THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ MÁY TIỆN

Theo đề bài ta cần tính toàn hộp tốc độ với các thông số đã biết là: n TC = 12,5  2000 vòng/phút; Z = 23. Do dãy tốc độ tuân theo quy luật cấp số

Trang 1

Ta chọn  = 1,26 theo tiêu chuẩn.

1.2 Tính dãy tốc độ theo lý thuyết

Với  =1,26; n = 12,5  2000 (vòng/ phút) ta có dãy tốc độ tiêu chuẩn của hộp sau:

Trang 2

1.3 Phân tích chọn phương án không gian ( PAKG )

Do Z = 23 là số nguyên tố không thể phân cấp được nên ta sử dụng z TC ao

=24 Sau khi tính toán ta sẽ chọn 23 tốc độ nằm trong giới hạn Z = 12,5  2000 vg/phút

Với z TC ao =24 ta có các phương án không gian sau:

n

  x = 3,43  Chọn x = 4 Vậy với số nhóm truyền tối thiểu bằng 4 ta tạchỉ chọn một trong các phương án không gian sau :

Trang 3

S = 2.( P + P + ….+ P )

Với P là số tỷ số truyền trong một nhóm truyền

- Tổng số trục của phương án không gian theo công thức

S = i + 1 ; với i - là số nhòm truyền động

- Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ

+ Gọi b là chiều rộng bánh răng

+ Gọi f là khoảng hở giữa hai bánh răng và khoảng hở giữa thành hộp với các bánh răng gần nhất

Công thức xác định chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ như sau:

L b f

- Số bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất ở trục cuối cùng

- Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp

Ta có bảng so sánh phương án bố trí không gian trong hộp tốc độ như sau:

Trang 4

Vì: - Tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên tới trục cuối cùng Do trên trục một

ta phải bố trí thêm bộ ly hợp ma sát và cặp bánh răng đảo chiều nên trên trục một

bố trí nhóm truyền chỉ có hai cặp bánh răng sẽ đảm bảo điều kiện bền của trục

cũng như giảm được chiều dài của hộp

- Số bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất M trên trục chính là ít nhất

- Số bánh răng phân bố trên các trục đều hơn PAKG 3x2x2x2 và

2x2x3x2

1.5 Tính toán chọn phương án thứ tự:

Với PAKG : Z = 2 x 3 x 2 x 2

Ta thấy số nhóm truyến là 4  số phương án thứ tự là 4! = 24

Để chọn phương án ta lập bảng so sánh để chọn phương án thứ tư tối ưu

Ta có bảng so sánh lưới kết cấu như sau:

Bảng 1-3

Lượng

mở cựcđại

Trang 8

SVTH: ĐTT - Lớp CTM-K52

8

Trang 9

Để đảm bảo   8 ta phải thu hẹp lượng mở tối đa từ  = 12 xuống  =

6 Do thu hẹp lượng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm Ta có số tốc độ thực tế là:

Z = Z - lượng mở thu hẹp = 24 - 6 = 18

Ta có phương án thứ tự và phương án không gian bây giờ như sau:

PATT I II III IV

Để bù lại số tốc độ trùng vì thu hẹp lượng mở ta thiết kế thêm đường

Trang 10

PAKG của đường truyền này là Z = 2 x 3 x 1 = 6 tốc độ.

Như vậy PAKG của hộp tốc độ là Z = Z + Z = 24 + 6 = 30

Do khi giảm lượng mở từ  = 12 xuống  = 6 ta đã có 6 tốc độ truyền,

cộng với khi tăng PAKG cảu hộp tốc độ lên Z=30, ta lại có thêm một tốc độ trùng

do tốc độ n trùng với n Do đó số tốc độ thực của hộp tốc độ là:

Z = 30 - 6 - 1 = 23 tốc độ

- Do tốc độ n = n = 630 (vòng/phút), đây là tốc độ cắt rất hay dùng trong

thực tế Do có n = n, ta có thể dùng hoặc đường truyền tốc độ thấp hoặc đường

truyền tốc độ cao để đạt được tốc độ này Vì vậy, trong trường hợp có một trong

hai đường truyền gặp sự cố ta có thể dùng đường truyền kia để thay thế, do đó

làm tăng được tuổi thọ của máy

Ta có lưới kết cấu như sau:

10

Trang 11

Hình 1.3

1.6 Vẽ đồ thị vòng quay:

- Ta có giới hạn tỷ số truyền trong hộp tốc độ: 1 i 2

4  Với  =1,26 thì để tỷ số truyền đảm bảo điều kiện thì:

 khi giảm tốc lượng mở tối đa phải nhỏ hơn 6

Tương tự khi tăng tốc lượng mở tối đa cần đảm bảo:

 x

Do giá tị của n nằm giữa hai giá trị tốc độ 1250 vòng/phút và 1450

vòng/phút nên có giá trị như hình vẽ Mặt khác, để truyền động từ trục của động

cơ lên trục đầu tiên của hộp tốc độ ta dùng bộ truyền đai thang nhằm tránh khó

khăn trong việc căng đai nếu dùng đai dẹt, nhưng khi dùng đai thang thì đảm bảogóc ôm của bộ truyền đai nằm trong phạm vi cho phép

Tham khảo máy tương tự ta chọn: n = n = 800,9 vg/phút

- Do trên trục thứ nhất của hộp tốc độ ta phải lắp ly hợp ma sát trong lòng cácbánh răng để thực hiện đường truyền thuận và nghịch cho nên để tăng diện tích

ma sát thì đĩa ma sát phải lớn, làm cho bánh răng phải lớn theo Vì vậy, ta phảităng tốc độ từ trục thứ nhất tới trục thứ hai làm bánh răng chủ động có kích lớn

để lắp được ly hợp

Từ những nhận xét trên ta vẽ được đồ thị vòng quay của máy như sau:

Trang 12

1.7 Tính toán số răng của các nhóm truyền trong hộp tốc độ

- Tính số răng của nhóm truyền thứ nhất

Trang 13



2 2

77 g1,26

11 g1,26

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng f + g là: K= 108

Chọn Z min  Z 3  17(răng)  min min 3 3

3

17.108

0,77 108.31

1

41,26

Trang 14

7

7 7 7

7

f 1

Chọn Z min  Z 6  17(răng) min 6 6

min

6

17.5 8.5 10.1

f 1

9

f 1

Chọn Z min  Z 6  17(răng) min min 6 6

6

17.5 8.5 10.1

Trang 15



9 9

3

f 1

g

1i

21,26

2 11

f 11

Trang 16

55 35

31 77

42 66

54 54

22 88

55 55

22 88

55 55

27 54

66 42

16

Trang 17

Tính sai số vòng quay theo công thức: t/c tinh

n - số vòng quay trục chính tính theo phương trình xích động

Trang 18

o 1 5 7 9 10 t/c

Từ đồ thị sai số vòng quay ta thấy  n nằm trong phạm vi cho phép nên

khôngphải tính lại các tỷ số truyền

18

Trang 19

Chương 2

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP CHẠY DAO MÁY TIỆN

2.1 Liệt kê các bước ren tiêu chuẩn của bốn loại ren yêu cầu.

Theo yêu cầu thiết kế thì ta phải cắt các nhóm ren như sau :

- Ren quốc tế với bước ren tp = 1  192 ( mm )

- Ren Anh với số vòng ren trên một tấc Anh K = 24  2 (ren/inch)

- Ren môđuyn với m = 0,5  48

- Ren Pit với số môđuyn trên một tấc Anh Dp = 96  1Tra bảng ren tiêu chuẩn ta có giá trị của các thông số ứng với các nhóm rencần cắt như sau :

- Ren quốc tế: t = 1  192 (mm)

tp = 20-22-24-28-32-36-40-44-48-56-63-72-80-88-96-112-138-192

- Ren Anh: Số vòng ren trên một tấc anh - t =

n = 24-20-19-18-16-14-12-11-10-9-8-7-6-5-4,5-4-3,5-3,25-3-2

- Ren môdun: t = .m

m = 20-22-24-28-32-36-40-44-48

- Ren pitch: Số môdun trên một tấc Anh - t =

D = 20-22-24-28-32-36-40-48-56-64-72-80-88-96

0,5-1,25-1,5-2-2,25-2,5-3-3,5-4-4,5-5-5,5-6-7-8-9-10-11-12-14-16-18-2.2 Lý luận chọn cơ cấu trong hộp chạy dao

Trang 20

Ta thấy giới hạn của bước ren rất lớn, do đó phải sắp sếp bảng ren rấtnhiều hàng và nhiều cột

Với những bảng ren có 7 hàng ta sử dụng cơ cấu nooctông để giảm chiềudài hộp chạy dao

Với những bảng ren có 4  5 hàng và 3  4 cột, ta có thể dùng bánh răng

di trượt là i còn I là cơ cấu mêan

Trang 21

4 2

3 2

6 2

1 3 4

Trang 22

-56 28 14 7 - - -

1/8 1/ 4 1/ 2 1/1 2/1 4/1 8/1 16/1

Ta thấy bảng xếp ren có 7 hàng nên ta chọn cơ cấu nooctong để giảm chiềudài của trục Để tính toán cơ cấu nooctong ta lấy nhóm có i =1, chọn số răng cácbánh răng trong cơ cấu nooctong tốt nhất trong khoảng : 21  Z  60

Cách thiết kế như sau: giả sử gọi Z, Z , Z , là số răng của các bánh răngthuộc cơ cấu nooctong ta có:

2.4 Kiểm tra nhóm khếch đại

Với kết quả tính toán được ở trên và dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ trên

hình 1-3, ta có con đường truyền để cắt ren khếch đại như sau :

Dựa vào đường truyền được biểu diễn ở trên ta có thể tính được các tỷ số

truyền khếch đại như sau :

55

55 55

55 27

54

55

55 55

55 22

88 27

88 55

55 27

54

55

55 22

88 22

88 27

Trang 23

Hình 2.1

2.5 Tính toán thiết kế nhóm gấp bội

Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền với  = 2, nhưng trị số cụ thể sẽphụ thuộc vào việc ta chọn cột nào trong bảng xếp ren làm nhóm cơ sở Ở đây tachọn cột 7  12 trong bảng xếp ren quốc tế làm nhóm cơ sở thì các tỷ số truyềnnhóm gấp bội là: :11

2

1 : 4

1 : 8 1

a Chọn phương án không gian:

Nhận xét: Từ bảng trên ta dễ dàng nhận thấy rằng phương án không gian

Z = 4 1 là không tối ưu so với phương án Z = 2 2 vì trên một trục ta phải lắp 5

bánh răng thay vì chỉ lắp có 4 bánh do vậy mà trục sẽ phải dài ra, độ võng của

trục sẽ lớn nên, độ cứng vững sẽ giảm đi Như vậy ta chọn phương án không gian

là

Z = 4 = 2 2

b Chọn phương án thứ tự:

Trang 24

Với PAKG Z = 2 x 2 có hai phương án thứ tự, ta có bảng so sánh các

III

2[2]

2[1]

Hình 2.2 Hình 2.3

Ta thấy phương án 1 có lưới kết cấu nhịp nhàng cân đối, dạng dẻ quạt nên ta

chọn phương án 1 là phương án thứ tự chuẩn

Do đó ta có đồ thị vòng quay như sau:

Trang 25

Hình 2.4Kiểm tra lại các tỉ số truyền:

Vậy với đồ thị vòng quay như trên ta sẽ có bốn tỷ số truyền của nhóm gấp

bội đúng như yêu cầu ở trên

c Tính toán số răng trong các nhóm truyền

- Tính số răng cho nhóm truyền thứ 1:

Ta có: 1 1

1

f 1

1 g

 Bội số chung nhỏ nhất của f + g là K = 6

Chọn Z min  Z 1  17(răng)  min 1 1

min

1

17.3 8,5 6.1

Trang 26



1 1

1 g

 Bội số chung nhỏ nhất của f + g là K = 10

Chọn Z min  Z 3  17(răng)  min 3 3

min

3

17.5 8,5 10.1

Tuy nhiên, hộp chạy dao gồm hộp i và hộp có i ghép lại với nhau Trong

đó hộp thực hiện i được chế tạo trước, khoảng cách giữa các trục trong nhóm I

được chế tạo trước Do vậy để dễ ràng chế tạo khoảng cách trục trong nhóm gấp

bội nên chọn bằng khoảng cách trục của các nhóm truyền trong nhóm cơ sở Để đảm bảo khoảng cách trục của các nhóm truyền trong i bằng khoảng cách trục giữa các nhóm truyền trong i ta chọn lại số răng của các bánh răng trong nhóm

gấp bội Tham khảo máy tương tự ta chọn các bộ truyền như sau:

Trang 27

2.6 Tính toán các tỷ số truyền còn lại ( nhóm truyền động bù )

Nhóm truyền động bù bao gốm các bánh răng thay thế và i Trong đó i

dùng nối trục I với trục II của cơ cấu nooctong, khi thực hiện xích chủ động hoặc xích bị động ta phải tính i Muốn vậy ta phải lấy một số bất kỳ ở bảng ren, ví dụ

chọn t = 6 ứng với i = 1/2 Dựa vào máy tương tự 1K62, bước vít me

t = 12 (mm), bánh răng di trượt trên cơ cấu nootong là Z = 48, vì khi cắt ren quốc

tế và ren môdul trục I chủ động nên ta có phương trình xích cắt ren như sau:

i - tỷ số truyền cặp bánh răng thay thế

I - tỷ số truyền cặp bánh răng cố định còn lại trên xích truyền

Vậy ta có phương trình xích cắt ren như sau:

Trang 28

Theo mỏy 1K62 ta cú I =  bự

tt cd

- Cặp bỏnh răng này cũn dựng khi cắt ren anh, nhưng cơ cấu nootong phải

ở vị trớ bị động Để tớnh i ta cần tớnh thử cắt ren Anh cú n = 5 ren/inch, khi đú ta

tt cs gb x

36

- Với i = ta cũng dựng để cắt ren pitch vì ren Anh và ren Pitch đều đi theo con

đờng Noocton bị động nhng lại với hai bộ bánh răng thay thế khác nhau Để tìmbánh răng thay thế cắt ren Pitch ta tính cắt thử ren Pitch có Dp=8  tp=

Ta cú: 25,4 = ;  =12.127

97.5

2 2 p

2.7 Kiểm tra bước ren theo xỏc suất nhất định.

Sai số bước ren khi ren gia cụng trờn mỏy và ren của vớt me dọc khụng cựng hệ,

để giảm sai số ta lấy cỏc phõn số gần đỳng nhất với 25,4 và  Ta chỉ cần tớnhmột bước ren cho một hệ

- Kiểm tra ren quốc tế:

Trang 29

Chọn m 2,5  ; cs

40 i 36

 ; gb

1 i 1

 ; tt

64 i 97

 ; ic®=25

28 ;t x  12Phương trình xích cắt ren:

 ; gb

1 i 4

 ; tt

42 i 50

 ; t x  12 ; ic®=2528Phương trình xích cắt ren:

 ; gb

1 i 1

 ; tt

64 i 97

 ; t x  12 ; ic®=2528Phương trình xích cắt ren:

2.8 Xác định thông số chạy dao tiện trơn:

Lượng chạy dao S = 2.S = 0,07 (mm/vòng)

Tiện trơn là nguyên công chiểm nhiều thời gian nhất trong thời gian phục

vụ của máy Phương trình xích động không đi qua trục vít me mà đi qua ly hợpsiêu việt tới hộp xe dao

Dựa theo máy tương tự 1K62 ta có con đường truyền để tiện trơn được thể hiện bằng hai phương trình sau :

Trang 30

Thay vào (2) ta có : s(ngang)min  0,035( mm/vòng)

Như vậy (ngang)

THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY TIỆN

3.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

Một máy mới (máy cắt kim loại) đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định

chế độ làm việc trớc khi đa vào sản xuất Do đó, ta phải xác định chế độ làm việc giới hạn của máy:

Trong đó: C = 0,7 đối với thép

dmax = 400 mm, là đường kính lớn nhất của chi tiết gia công

Suy ra: tmax = 0,7.8 400 1,5 mm

Mặt khác, t min = (

4

1 2

C

max max

C

min min

30

Trang 31

ntính = nmin.4

min

max

n n

3.2 Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn:

Xác định lực cắt P c và lượng chạy dao Q:

Ta phân tích lực P thành các lực thành phần là Px, Py và Pz, từ đó ta có thểtính các lực thành phần theo công thức:

Trang 32

k = 1,15 là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo mômen lật.

f = 0,15 0,18 (ta lấy là 0,16)

G = 2500N là trọng lượng phần dịch chuyển

 Q = 1,15.2431 + 0,16(4935 + 2500) = 3985 (N)

3.3 Tính công suất động cơ điện:

Công suất động cơ cần phải khắc phục ba thành phần công suất là côngsuất cắt Nc, công suất chạy không No, công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và donhững nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy Np Ta có:

v

Pz

,

.

(kW) Trong đó:

96 87 4935

,

Trang 33

Nđc =

75 , 0

23 , 7 = 9,64 (kW)

Do vậy ta có thể chọn loại động cơ có công suất Nđc = 10 (kW)

b.Công suất chạy dao:

Ta tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính

NđcS = K.NđcV Với K = 0,04 ta có:

NđcS = 0,04.9,64 = 0,3856

3.4 Lập bảng tính toán động lực:

Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết:

+ Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độtrục tính toán theo công thức:

ntính = nmin 4

n

min max (v/ph) + Công suất trên từng trục:

Ntrục = Nđc. (kW) Với  là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục  = ivới i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn ta có:

Trang 34

Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trên là các đường kính tiêu chuẩn

tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi Tại các tiết diện khác, ta có thể lấy tănghay giảm tuỳ thuộc vào kết cấu và lực tác dụng

Chương 4 TÍNH TOÁN SỨC BỀN CỦA MỘT SỐ CHI TIẾT MÁY

Để tính toán thiết kế động lực học của máy trước tiên ta cần đi tính toán

công suất của động cơ, công suất trên các trục, số vòng quay của các trục dùng

trong tính toán

Như đã lý luận ở phần trên ta dựa theo máy tương tự 1K62 có công suất

của động cơ là N = 10 Kw số vòng quay là n = 1450 ( vg/ph ) do vậy ở đây ta

cũng chọn động cơ với công suất và số vòng quay như vậy

Trong khuôn khổ của đồ án môn học này ta chỉ đi tính toán sơ bộ đường

kính các trục trung gian do vậy ta coi tổn thất về công suất trên các bộ truyền và

trong ổ là không đáng kể từ đó ta có công suất của các trục trong hộp tốc độ từ

trục I đến trục chính ( trục VI ) là 10 Kw

Để tìm ra số vòng quay tính toán của từng trục ta phải xuất phát từ số vòng

quay tính toán của trục chính được tìm như sau Trong dãy giá trị cấp tốc độ của

trục chính ta chia thành ba khoảng I, II và III và số vòng quay tính toán trên trục

chính sẽ được chọn là giá trị cuối cùng của khoảng I hoặc giá trị đầu tiên của

khoảng II Từ lý luận đó ta có số vòng quay tính toán của trục chính sẽ là

n = 40 ( vg/ph ) Với số vòng quay này ta dựa vào đồ thị vòng quay ở (hình 1.4)

ta sẽ có số vòng quay tính toán của các trục trung gian

Có công suất của các trục và số vòng quay của các trục ta sẽ xác định đượcmômen xoắn trên trục theo công thức sau :

Mx = 9,55.106

n

N

( N.mm )Qua kết quả tính toán ta lập được bảng sau :

Bảng 4-1

34

Trang 35

Thông số

Trục

Công suấtN(Kw)

4.1 Tính toán thiết kế trục chính của máy

Qua tham khảo máy tương tự 1K62 ta có thể rút ra một số nhận xét khi

tính toán thiết kế trục chính của máy như sau :

- Đường kính của trục chính được tính theo chế độ cắt thô để đảm bảo độ

bền theo tính vạn năng của máy, nghĩa là có thể gia công được cả ở chế độ cắt thô và cắt tinh

- Độ cứng vững của trục chính chỉ có tác dụng khi gia công tinh, vì vậy nếu

ta dùng chế độ cắt thô để tính độ cứng vững của trục thì đường kính trục sẽrất lớn gây lãng phí

- Nếu ta dùng chế độ cắt thô để tính đường kính còn dùng chế độ cắt tinh để kiểm nghiệm độ cứng vững thì ta thấy trục đảm bảo cả độ bền và độ cứng

vững mà đường kính trục không quá lớn

Do đó ở đây ta sẽ tính đường kính trục chính theo chế độ cắt thô và sau đó

kiểm nghiệm độ cứng vững của trục theo chế độ cắt tinh

4.1.1 Chọn sơ đồ cắt để tính lực tác dụng vào đầu trục chính

Khi gia công trên máy tiện ta có thể gá đặt phôi theo hai trường hợp phụ

thuộc vào chiều dài của phôi như sau :

- Nếu như phôi dài ta phải chống tâm một đầu còn một đầu được cặp vào

mâm cặp để tăng độ cứng vững của phôi trong quá trình gia công

- Còn đối với phôi ngắn ta chỉ cần cặp trên mâm cặp là có thể gia công được

Từ đó ta đi tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong hai trường hợp trên

để tìm ra trường hợp lực tác dụng lớn nhất dùng trong các bước tính toán tiếp

theo

a Tính lực tác dụng vào trục chính trong trường hợp phôi dài.

Sơ đồ gia công như sau :

Trang 36

L

l1 << 0.333.d

hình 4.1

Nếu ta coi đầu A của phôi cặp vào mâm cặp như tựa trên gối tựa di động

còn đầu chống tâm B như tựa trên gối tựa cố định thì sơ đồ tính lực tác dụng vàođầu trục chính sẽ là :

3

L

= 1154 ( mm ) là khoảng cách từ đầu trục chính tới vị trí của dao gây ra lực cắt lớn nhất trên trục chính

Vậy l2 = 2000 – 1154 = 846 ( mm ) Thay số vào ta có : V A P Z 0 , 423 P Z

2000

846

36

Trang 37

b Tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong trường hợp phôi ngắn.

Trong trường hợp phôi ngắn ta chỉ kẹp một đầu vào mâm cặp để gia công

và sơ đồ gia công như sau :

L

Hình 4.3Nếu ta coi đầu cặp vào mâm cặp như bị ngàm thì sơ đồ tính toán lực tác

Từ ( 1 ) và ( 2 ) ta nhận thấy rằng VA2 > VA1 Do vậy ở các bước tính toán tiếp

theo ta sẽ sử dụng sơ đồ tính toán đối với trường hợp phôi ngắn

4.1.2 Tính toán đường kính trục chính của máy.

Như đã lập luận ở trên, khi đi tính đường kính trục chính ta tính toán các

lực tác dụng theo chế độ cắt cực đại với các thông số như sau :

- Đường kính phôi D = 115 ( mm )

- Chiều dài phôi l = 250 ( mm )

- Lượng chạy dao S = 1,56 ( mm/vg )

- Chiều sâu cắt t = 5 ( mm )

- Số vòng quay trục chính n = 40 ( vg/ph )

Khi đó lực tác động vào đầu trục chính sẽ được tính là :

) ( 13960 56

, 1 5 2000

C

Trang 38

) ( 7427 56

, 1 5 1250

.t0 , 9 S0 , 75 0 , 9 0 , 75 N C

) ( 803 ) ( 802700 2

P

Và M z M c 1 , 04  803 1 , 04  835 (N.m)Mặt khác ta phải đi xác định lực tác động của các bánh răng lên trục chính như

sau :

Trên trục chính có lắp ba bánh răng với qui ước số chỉ bánh răng gồm hai

chữ số, số thứ nhất chỉ số thứ tự của trục lắp bánh răng đó trong hộp tốc độ còn

số thứ hai chỉ số thứ tự của bánh răng đó lắp trên trục theo chiều từ trái qua phải

Khi đó số răng và môđuyn của các bánh răng tương ứng sẽ là :

- Bánh 61 lắp cố đinh trên trục có số răng là Z61 = 60 và m = 2 ( mm )

- Bánh 62 lắp di động trên trục có số răng là Z62 = 42 và m = 3 ( mm )

- Bánh 63 lắp di động trên trục có số răng là Z63 = 54 và m = 4 ( mm )

Với lý luận như ở trên khi cắt với chế độ cắt cực đại thì số vòng quay trục chính

là n = 40 ( vg/ph ) vậy khi đó bánh 62 không ăn khớp mà chỉ có bánh 63 ăn khớp với bánh 51 có Z51 = 27 và bánh 61 ăn khớp với bánh 74 có số răng là Z74 = 60

Sơ đồ phân tích lực tác động vào trục chính như sau :

Z = 54 x 4

X Y

- Lực tác dụng từ bánh răng 63 Z = 27 x 4

) ( 15460 108

, 0

835 2

c

z

v   

) ( 5628 20

15460

Trang 39

Ta có mômen xoắn tác dụng vào bánh răng 61 là :

) ( 32 803

M M

Vậy ta có :

) ( 530 12 , 0

32 2

và y ta sẽ có :

- Các lực tác dụng lên trục theo phương y : Pz ; Pr1.sin30o ; Pv1.cos30o ; Pr2

- Các lực tác dụng lên trục theo phương x : Py ; Pr1.cos30o ; Pv1.sin30o ; Pv2

Nếu như ta lấy kích thước chiều dài các đoạn trục như trục chính của máy

tương tự 1K62 thì ta có sơ đồ phân bố các lực như sau :

Để tính được các phản lực tại các gối tựa có thể coi trục chính như một

dầm đặt trên hai gối cầu gồm ba liên kết đơn hoặc ta có thể coi như một dầm bị

ngàm tại B còn tại A tựa trên gối tựa di động Qua tính toán ta nhận thấy rằng hai cách thay thế trên đều cho kết quả là đường kính trục tương đương nhau Vì lý do

đó ta chỉ đi tính toán trong trường hợp thay thế trục bằng một dầm tựa trên hai

gối tựa gồm ba liên kết đơn

Khi đó sơ đồ tính toán sẽ là :

Pz

B E

Trang 40

Trong đó các lực được xác định như sau :

P’ v = Pv2 = 530 ( N )

P’ r = Pr2 = 194 ( N )

Pv = Pv1.cos30o + Pr1.sin30o = 15460 0,866 + 5628 0,5 = 16202 ( N )

Pr = Pv1.sin30o + Pr1.cos30o = 15460 0,5 + 5628 0,866 = 12604 ( N )

Và khi đó phản lực gối tựa trong mặt phẳng yOz được xác định là :