TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG (CÙNG CỠ VỚI T620) - ĐHBK.

Mã đồ án CKMMKL000003
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 120MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ hộp chạy dao, bản vẽ khai triển hộp tốc độ…); file word (Bản thuyết minh…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, các mẫu máy công cụ........... ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG (CÙNG CỠ VỚI T620).

Giá: 250,000 VND
Nội dung tóm tắt

LỜI NÓI ĐẦU

      Hiện nay các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo ra phải có kiến thức cơ bản tương đối rộng , đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong thiết kế chế tạo và vận dụng trong sản xuất , sửa chữa và sử dụng.

      Môn học thiết kế máy công cụ là một môn học có vị trí rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cơ khí nhất là đối với kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về thiết kế, chế tạo  các loại máy phục vụ các ngành kinh tế như công nghiệp , nông nghiệp , giao thông vận tải , điện lực.

      Như ta đã biết trong công nghiệp cơ khí , đẻ có một cụm chi tiết hay một đơn vị thiết bị , máy móc hoàn chỉnh , cần những chi tiết có hình dạng và kích thước khác nhau , làm từ những vật liệu khác nhau , lắp ráp lại. Giai đoạn đầu những chi tiết máy chỉ là những cái phôi thô có hình dáng thích hợp. Qua những quá trình công nghệ khác nhau như : Tiện , phay Chúng được chế tạo thành những chi tiết máy thích hợp . Để thực hiện được những quá trình công nghệ nêu trên , cần phải sử dụng những dụng cụ cắt , đồ gá và đặc biệt là những chiếc máy công  cụ thích hợp . (Ví dụ để tạo các chi tiết tròn xoay cần sử dụng dụng cụ là dao tiện và thực hiện trên máy tiện .

       Mục tiêu của môn học này là tạo điều kiện cho người học nắm vững và vận dụng có hiệu quả các phương pháp thiết kế , xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo các loại máy công cụ nhằm đạt được những chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật theo yêu cầu trong điều kiện và qui mô sản xuất cụ thể ở nước ta hiện nay .

       Mặt khác môn học còn truyền đạt những yêu cầu về chỉ tiêu công nghệ thiết kế chế tạo nhằm nâng cao tính công nghệ trong quá trình thiết kế các loại máy phục vụ cho sản xuất các chi tiết máy chất lượng cao .

       Đồ án môn học " Thiết kế máy cắt kim loại" là môn học với những kiến thức tổng hợp từ những tài liệu tham khảo và sự tận tình hướng dẫn của các thầy giáo và bộ môn với hai nội dung đó là :

               Phần I : Khảo sát máy mẫu .

               Phần II : Thiết kế máy mới .

      Trong quá trình làm đồ án chắc chắn em còn rất nhiều sai sót , em mong các thầy hướng dẫn chỉ bảo để em hoàn thành tốt đồ án môn học.

     Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và bộ môn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.                      

                                                    ……. , ngày …. tháng …. năm 20….

                                                    Sinh viênthực hiện

                                                    ………………….

Phần IKHẢO SÁT MÁY TIỆN CÙNG CỠ

1. Những tính năng kĩ thuật của máy tiện cùng cỡ

         Máy tiện là máy công cụ phổ thông, chiếm 40 - 50% số lượng máy công cụ trong các nhà máy, phân xưởng cơ khí. Dùng để tiện các mặt tròn xoay ngoài và trong (mặt trụ, mặt côn, mặt định hình, mặt ren) xén mặt đầu, cắt đứt. Có thể khoan, khoét, doa trên máy tiện.

        Trong thực tế có các loại máy tiện vạn năng, máy tiện tự động, bán tự động, chuyên môn hoá và chuyên dùng, máy tiện revolve, máy tiện CNC.

        Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xem xét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy 1K62).

       Qua việc nghiên cứu khảo sát các máy mẫu, ta có bảng thông số một số máy hạng trung cùng cỡ sau:

Bảng thống kê các đặc trưng kĩ thuật chính của các máy tiện cùng cỡ

Đặc tính kĩ thuật

Một số máy tham khảo

1A62

T620(1K62)

T616

Chiều cao tâm máy (mm)

200

200

160

Khoảng cách hai mũi tâm (mm)

1500

1400

750

Gia công chi tiết có  Dmax (mm)

400

400

320

Số cấp tốc độ Z

21

23

12

Tốc độ trục chính nmin ¸ nmax (v/p)

11,5¸1200

12,5¸2000

44¸1980

Lượng chạy dao dọc(mm/vòng)

0,082¸1,59

0,07¸4,16

0,06¸1,07

Lượng chạy dao ngang (mm/vòng)

0,027¸0,52

0,035¸2,08

0,04¸0,78

Công suất động cơ  Nđc (Kw)

7

10

4,5

Hiệu suất máy h

0,75

0,75

 

Số cấp tiện trơn Zs

 

42

 

Lực chạy dao hướng trục

 lớn nhất (N)

Pxmax

3430

3530

3000

Pymax

5400

5400

8100

 

Khả năng cắt ren

Ren hệ Metric

1¸192

1¸192

0,5¸9

Ren Inch

2¸24

3¸24

3,5¸36

Ren Module

0,5¸48

0,5¸48

0,5¸9

Ren Pitch

1¸96

1¸96

2,75¸38

           

 

Nhận xét :       

      Với yêu cầu thiết kế máy tiện ren vít vạn năng hạng trung có các đặc tính kĩ thuật tương tự với máy T620 (1K62) . Vì loại máy T620 được dùng rộng rãi trong nền công nghiệp nước ta , đồng thời việc chế tạo cũng tương đối phù với khả năng chế tạo và nguồn vật liệu ở nước ta . Vì vậy máy T620(1K62) được chọn làm máy mẫu phục vụ cho việc thiết kế chế tạo máy mới.

2. Phân tích máy tiện ren vít vạn năng mẫu (T620)

   2.1. Hộp tốc độ.

Sơ đồ động học của hộp tốc độ máy T620

 

       Theo số liệu khảo sát được từ máy mẫu (T620) ta có chuỗi số vòng quay của trục chính gồm 23 tốc độ ( 12,5 ; 16 ; 20 ; 25 ; 31,5 ; 40 ; 50 ; 63 ; 80 ; 100 ; 125 ; 160 ; 200 ; 250 ; 315 ; 400 ; 500 ; 630 ; 800 ; 1000 ; 1250 ; 1600 ; 2000)

Với chuỗi tốc độ nmin = 12,5 (vòng/phút) ¸  nmax = 2000 (vòng/phút)  ta có trị số

j  =  =  » 1,269  . Theo bảng I - 1 ta có trị số j tiêu chuẩn j = 1,26 vậy ta lấy j = 1,26 ứng với tổn thất tốc độ lớn nhất của máy là Dmax = 20 % .

       Để vẽ được lưới kết cấu và đồ thị vòng quay ta cần phải tính được các tỷ số truyền của từng nhóm truyền . Ta thấy chuỗi số vòng quay của trục chính biến thiên theo quy luật cấp số nhân với công bội j = 1,26 vì vậy các tỷ số truyền trong từng nhóm truyền cũng tuân theo quy luật cấp nhân có nghĩa  i = f(j).

      Vậy với các tỷ số truyền tuân theo quy luật cấp số nhân ta đi xác định i dựa vào số bánh răng và trị số j :

Ta có :

Nhóm truyền I:

          iđai  =  =   log hoá 2 vế Þ    xd   =   »  - 2,5

Nhóm truyền II:

         i1  =  =   log hoá 2 vế Þ    x1  =   »  1

         i2  =  =   log hoá 2 vế Þ    x2  =   »  2

Nhóm truyền III:

         i3  =  =   log hoá 2 vế Þ    x3  =   »  - 4

        i4  =  =   log hoá 2 vế Þ    x4  =   »  - 2

        i5  =  =   log hoá 2 vế Þ    x5  =   =  0

Nhóm truyền IV:

       i6  =  =   log hoá 2 vế Þ    x6  =   »  -  6

       i7  =  =   log hoá 2 vế Þ    x7  =   =  0

Nhóm truyền V:

       i8  =  =   log hoá 2 vế Þ    x8  =   »  -  6

       i9  =  =   log hoá 2 vế Þ    x9  =   =  0

Nhóm truyền VI:

           i10  =  =   log hoá 2 vế Þ    x10  =   »  -  3

Nhóm truyền VII:

          itt   =  =   log hoá 2 vế Þ    xtt  =   »   2

·  Phương trình xích động biểu thị khả năng biến đổi tốc độ của máy :

Xích nối từ động cơ điện công suất N = 10 (kw) với số vòng quay trục động cơ

nđc  = 1450 (vòng/phút) , qua bộ truyền đai vào hộp tốc độ làm quay trục chính.

Ta thấy trên trục I của hộp tốc độ có ly hợp ma sát để đảo chiều chuyển động . Trên đường truyền tốc độ của hộp tốc độ được tách ra làm 2 đường truyền :

      © Đường truyền trực tiếp từ trục III đến trục chính cho ta chuỗi tốc độ cao.

      © Đường truyền gián tiếp từ trục III qua các trục IV , V đến trục chính  cho ta chuỗi tốc độ thấp .

Phương trình cân bằng xích động tốc độ của máy

Từ phương trình xích tốc độ ta có :

·  Phương án không gian của máy là :

         *       

Số tốc độ đủ   Z  = Z1  +  Z2   = 24  +  6  = 30

Nhưng trên thực tế máy mẫu (T620) chỉ có 23 tốc độ như  vậy sẽ có 7 tốc độ trùng .

· Phương án thứ tự của máy :

     + Phương án thứ tự của Z1 

         Số tốc độ đủ   Z1đủ  =  2 x 3 x 2 x 2

                                            I    II  III  IV

                                           [1][2][6][12]

  Trong đó nhóm truyền  2[12] có lượng mở cực đại   [X]max = 12  và có

  j[x]max  =  1,26 12   =  16.

Theo điều kiện của tỷ số truyền     <  i   <  2

Mà  i =  =   <     như  vậy ta phải giảm lượng mở vì lí do kết cấu  do đó ta phải tạo ra hiện tượng trùng tốc độ.

Vì tỷ số truyền trong từng nhóm truyền tuân theo quy luật cấp nhân nên chuỗi tốc độ trên trục cuối cùng cũng tuân theo quy luật cấp nhân .

Để đảm bảo  tỷ số truyền của nhóm truyền 2[12] có   i      ta phải cưỡng bức cho trùng ít nhất là 3 tốc độ  tức ta giảm [X] = 12 xuống [X] = 9 và có

i =   .  Như ta cũng biết trên trục III có 6 tốc độ vì vậy ta cưỡng bức cho trùng 6 tốc độ tức là  [X] = 6 và ta bù lại 6 tốc độ đã trùng ta cho tốc độ đi theo đường truyền trực tiếp từ trục III đến trục chính tạo ra 6 tốc độ cao .

Vậy phương án không gian của Z1  là  2 x 3 x 2 x 2

      Phương án thứ tự của Z1  là          I   II   III  IV

                                                         [1] [2] [6] [6]

   + Phương án thứ của Z2

 Ta thấy rằng số tốc độ trùng trên được khắc phục bằng cách bù lại tốc độ ở đường truyền trực tiếp .

Vậy phương án không gian của Z2  là  2 x 3 x 1

      Phương án thứ tự của Z2  là           I   II   III

                                                           [1] [2] [0]

 

 

 Lưới kết cấu của hai đường truyền

Đồ thị vòng quay của máy

 

Từ phương trình xích tốc độ và đồ thị vòng quay ta thấy rằng trên thực tế máy mẫu T620 chỉ có 23 tốc độ vì :

   ·  Trên đường truyền tốc độ thấp tại hai trục IV và V có hai khối băng di trượt hai bậc đáng nhẽ tạo ra 4 tỷ số truyền nhưng chỉ có 3 tỷ số truyền vì có 2 tỷ số truyền giống nhau cụ thể ta có :

         1)     =                                     3)     =

         2)     =                                       4)     =  1

Như vậy trên đường truyền tốc độ thấp chỉ tạo ra 18 tốc độ n1  ¸ n18

   ·  Trên đường truyền tốc độ cao tạo ra 6 tốc độ n19  ¸  n24

  Số tốc độ trên trục chính theo đường truyền thuận là 18 + 6 = 24 .

Trên thực tế tồn tại hai tốc độ n18   và  n19   có trị số gần bằng nhau ( n18 » n19)

Vậy số tốc độ trên trục chính theo đường truyền thuận là 23 tốc độ .

Đánh giá:

   · Đánh giá về phương án không gian

    Về mặt lý thuyết dùng phương án không gian 3x2x2x2 là tốt nhất nhưng trên thực tế máy lại sử dụng phương án không gian là 2x3x2x2 .

  Sở dĩ các nhà thiết kế máy sử dụng PAKH 2x3x2x2 lí do là :

      Vì ngoài chuyển động quay thuận của máy phục vụ công việc gia công máy còn phải có chuyển động quay ngược ( đảo chiều ) để phục vụ cho việc lùi dao vậy nên trên trục I người ta phải sử dụng một cơ cấu đảo chiều .

     Trên máy T620 sử dụng li hợp ma sát để đảo chiều chuyển động quay . Sở dĩ dùng li hợp ma sát mà không dùng các cơ cấu đảo chiều khác là do máy tiện là một loại máy thường xuyên đảo chiều và sử dụng với dải tốc độ rộng có trị số vòng quay lớn . Với tốc độ cao như vậy thì chỉ có thể dùng  cơ cấu li hợp ma sát để đảo chiều chuyển động là hợp lí nhất vì li hợp ma sát khắc phục được sự va đập gây ồn và ảnh hưởng đến sức bền của toàn cơ cấu khi đảo chều.

     Tóm lại chỉ dùng li hợp ma sát để đảo chiều là thuận tiện , đơn giản , êm và an toàn nhất .

 Như vậy trên trục I đã sử dụng 1 li hợp ma sát để đổi chiều chuyển động quay người thiết kế không dùng 3 bánh răng lắp trên đó nữa mà thay vào đó chỉ dùng 2 bánh răng . Nếu mà sử dụng 3 bánh răng cộng với 1 li hợp ma sát sẽ làm cho kích thước (dọc trục cũng như hướng kính ) của trục I tăng sẽ gây nên võng trục và sức bền yếu. Vậy PAKH là : 2x3x2x2.

· Đánh giá về phương án thứ tự

                  Phương án không gian :  2 x 3 x 2 x 2

                  Phương án thứ tự         :  I    II  III  IV

Dùng phương án thứ tự như trên sẽ tạo ra lưới kết cấu có hình rẻ quạt do đó làm cho kết cấu máy hợp lí . (Bản chất của lưới kết cấu hình rẻ quạt là do sự chênh lệch tỷ số truyền của nhốm truyền đầu tiên là nhỏ vì vậy cho ta kết cấu máy hợp lí ) .

· Đánh giá về đồ thị vòng quay

Từ trục I sang trục II người thiết kế cố tình tăng tốc sau đó giảm tốc vì trên trục I dùng li hợp ma sát do đó để li hợp làm việc tốt số đĩa phải hợp lí nên sử dụng tốc độ trên trục li hợp ở vào khoảng  800 (vòng/phút).

Mặt khác để tận dụng may ơ của khối bánh răng 56 -51 trên trục I làm vỏ của li hợp ma sát cho nên bánh răng trên trục I cần có kích thước đủ lớn (khoảng 100 mm) nghĩa là bánh răng trên trục I phải chọn lớn lên vì kết cấu . Còn nếu không tăng tốc mà tiếp tục giảm tốc thì bánh răng trên trục II sẽ quá lớn không có lợi cho kết cấu máy .

2.2 . Hộp chạy dao

     Nhận xét về kết cấu động học của xích cắt ren.

Các loại hộp chạy dao hiện nay có sơ đồ động, hình dáng kết cấu rất  khác nhau, tuy vậy người ta có thể chia chúng ra làm 3 nhóm cơ bản có nguyên tắc thiết kế khác nhau:

·  Hộp chạy dao thông thường bảo đảm cho dao hoặc phôi có được 1 tốc độ di động cần thiết trong quá trình cắt .

·  Hộp chạy dao bảo đảm tỷ số truyền chính xác giữa trục chính và phôi .

·  Hộp chạy dao tạo ra chuyển động chạy dao không liên tục .

Hộp chạy dao để tiện ren  cần có tỷ số truyền đảm bảo thật chính xác vì nó ảnh hưởng trực tiếp tới độ chính xác gia công . Vì vậy trên máy tiện ren vít cần sử dụng hộp chạy dao đảm bảo tỷ số truyền chính xác .

Loại hộp chạy dao này phải đảm bảo một loại tỷ số truyền chính xác do phôi gia công yêu cầu . Đặc trưng nhất của loại hộp này là  để cắt các hệ thống ren khác nhau . Ta biết rằng bước ren được cắt thường đã được tiêu chuẩn hoá . Nếu giữa tỷ số truyền thực tế của hộp chạy dao có sai số so với tỷ số truyền tính toán thì sai số đó sẽ phản ánh trực tiếp đến độ chính xác bước ren được cắt Vì vậy tỷ số truyền của hộp chạy dao loại này phải bảo đảm thật chính xác .

Ta đi khảo sát hộp chạy dao để cắt ren ở máy tiện.

      Gọi  tv  là bước vít me

             tp  là bước ren cần cắt trên phôi

             i  là tỷ số truyền chung giữa trục chính và vít me

Ta có phưong trình xích cắt ren :

           1 vòng trục chính (phôi) . i . tv   =  tp  

                                                   i =

Các bước ren được tiêu chuẩn hoá nhưng không tiêu chuẩn theo cấp số nhân

(vì quá lẻ) do đó người ta tiêu chuẩn các bước ren theo cấp số cộng với công sai dễ nhớ (có công sai không đều - không có qui tắc thiết kế) . Các bước ren tạo thành từng nhóm có giá trị gấp đôi nhau Þ tận dụng để hợp lí hoá kích thước hệ thống chạy dao .

Do yêu cầu sử dụng thế giới vẫn tồn tại 2 loại ren :

© Ren dùng đẻ kẹp chặt  (ren Metric và ren Inch)

© Ren dùng để truyền động (ren Module và ren Pitch)

 a) Bàn xe dao

 Bàn xe dao sử dụng bộ truyền bánh răng thanh răng cho việc chạy dao dọc, sử dụng bộ truyền vít me - đai ốc cho việc chạy dao ngang. Để chạy dao nhanh thì có thêm một động cơ phụ 1 Kw, n = 1410 v/p qua bộ truyền đai để vào trục trơn.

  Công thức tổng quát để chọn tỷ số truyền trong hộp chạy dao là:

                 i  =  i.ics.igb  =    (một vòng trục chính)

 Trong đó:   tv   bước vít me.

                   tp    bước ren cần cắt trên phôi.

                   i TST cố định bù vào xích tryền động.

                   ics  TST của khâu điều chỉnh tạo thành nhóm cơ sở.

                   igb  TST nhóm gấp bội.

 b) Xích chạy dao

 * Xích chạy dao khi cắt ren

    Máy tiện vạn năng  T620 (1K62) có khả năng tiện ren vít được 4 loại ren :

© Ren hệ Metric ( Quốc tế )  ( tp )

© Ren  Inch ( Anh )   ( n )

© Ren Module (Môđun)   ( m )

© Ren Pitch ( Pit )   ( Dp )

Loại ren được tiêu chuẩn và dùng rộng rãi nhất là ren hệ Met .

Ren Anh thì có nhiều qui tắc bất thường do đó rất phức tạp và rấtt khó áp dụng.

Bốn loại ren trên phục vụ hai yêu cầu :

© Ren hệ Met và ren Anh dùng để kẹp chặt.

© Ren Môđun và ren Pit dùng để truyền động.

 ·  Khi cắt ren tiêu chuẩn xích truyền động từ trục chính truyền đến trục VII , VIII sau đó qua cơ cấu bánh răng thay thế vào hộp chạy dao và ra trục vít me .

 Xích cắt ren cho hệ ren tiêu chuẩn có lượng di chuyển giữa hai đầu xích là :

  Một vòng trục chính thì dao chuyển động tịnh tiến dọc bàn xe dao và cắt được bước ren là   tp (mm).

·  Để cắt được 4 loại ren trên với các bước ren khác nhau trong hộp chạy dao

của máy T620 dùng cơ cấu bánh răng thay thế , khối bánh răng Noorton gồm 7 bậc và dùng 2 khối bánh răng di trượt (18 - 28) & (28 - 48). Có những khả năng điều chỉnh như sau :

© Cơ cấu bánh răng thay thế giữa trục VIII và trục IX đảm nhận hai khả năng làm việc đó là :

+  Dùng cặp răng thay thế    để cắt ren hệ Met và ren Anh.

+  Dùng cặp răng thay thế    để cắt ren Môđun và ren Pit.

© Khi khối bánh răng Noorton chủ động

Truyền động từ trục IX qua li hợp C2 làm quay khối bánh răng Noorton truyền chuyển động xuống trục X qua li họp C4   rồi lần lượt tới các trục XII , XIII , XIV và tới trục vít me.

© Khi khối bánh răng Noorton bị động

Truyền động từ IX xuống trục X qua cặp bánh răng  rồi truyền đến khối bánh răng Noorton làm quay trục XI sau đố truyền xuống trục XII qua cặp bánh răng đệm   từ đây chuyển động được truyền tới các trục XIII , XIV và dến trục vít me .

Sơ đồ cấu trúc động học của chuyển động cắt ren

Từ sơ đồ cấu trúc động học của chuyển động cắt ren ta có phương trình cân bằng xích động tổng quát cắt ren .

1Vòng trục chính x i x  itt x ics x igb x ( t = 12 )  =  tp

       
   
 

 

 

 

 

 

                                               

 

© Khi cắt ren quốc tế ( Ren hệ Metric)

   Ta có  :

itt  = ;       ics  = ;   tp  = tp  

© Khi cắt ren Anh (Ren hệ Inch)

   Ta có  :

itt  =  ; ics  =  ;

 tp = tn ; n : số mối ren  

© Khi cắt ren Môđun ( Ren Module)

   Ta có  :

itt  =  ;  ics  =

tp = tm = p.m  ; m : môđun  

© Khi cắt ren quốc tế ( Ren hệ Metric)

   Ta có  :

itt  =  ; ics  = ; tp  = p.;

p = k.p ;  k : Số nguyên

· Ngoài 4 xích tiện ren trên là các loại ren thông thường máy T620 còn có khả năng tiện được các loại ren khác như : Ren khuyếch đại , ren chính xác và ren mặt đầu.

© Phương trình cân bằng xích cắt ren khuyếch đại.

1Vòng trục chính x i x i x  itt x ics x igb x ( t = 12 )  =  tp

Trong đó :

                          

                          i  =  2  ;  8  ;  32

© Phương trình cân bằng xích cắt ren chính xác.

   1Vòng trục chính x i x  itt (Clutches C2 , C3 , C5 : close ) x (t = 12)  =  tp

© Khi cắt ren mặt đầu .

  Phương pháp cắt ren này chỉ dùng để gia công đường xoắn Asimet trên mâm cặp ba chấu .

* Tiện trơn

    Khi tiện  trơn có chuyển động chạy dao dọc và chuyển động chạy dao ngang.

Xích tiện trơn truyền động cũng giống xích cắt ren nhưng đến trục  XIV không đóng li hợp với vít me mà qua cặp bánh răng    xuống trục XV (Trong bánh răng 56 có li hợp siêu việt).

   · Phương trình cân bằng xích của dao cho lượng chạy dao dọc

    1Vòng trục chínhx i (iđảochiều)x ittx ics(Noorton direct)x igbx ixedaox p.m.Z = Sd. Với   m = 3 ;  Z = 10

   · Phương trình cân bằng xích của dao cho lượng chạy dao ngang.

        1Vòng trục chínhx i (iđảochiều)x  itt x ics x igb x(iđảochiều2 x ( t = 5 )  =  Sng

   · Chuyển động chạy dao nhanh của bàn xe dao .

                   nMotor2 x x (p.3.10)  =  Sdnh  

c) Một số cơ cấu đặc biệt trong hộp chạy dao.

  · Cơ cấu li hợp siêu việt.

    Cơ cấu XV-XVII là li hợp siêu việt , nó có tác dụng đảm bảo an toàn khi ta sử dụng truyền dẫn từ động cơ 2 tạo ra cuyển động chạy dao nhanh trong khi đang có chuyển động chạy dao công tác . Nếu không có cơ cấu li hợp siêu việt thì trong khi xích chạy dao nhanh và động cơ chính đều truyền tới cơ cấu chấp hành là trục trơn bằng hai đường truyền khác nhau sẽ làm xoắn và sinh ra gãy trục.

   Cơ cấu này được dùng trong trường hợp máy chạy dao nhanh và khi đảo chiều quay của trục chính .

 

Cấu tạo của cơ cấu li hợp siêu việt.

Có hai đường truyền dẫn :

   © 1Vòng trục chính x i x  itt x ics x igb x   (làm cho vòng ngoài quay với vận tốc   n1).

   © Từ motor 2 truyền đến trục XV làm cho thân quay với vận tốc  n2  >  n1

   do đó con lăn ở vị trí ra khớp và trục XV quay , thân quay không ảnh hưởng

   đến tốc độ vòng ngoài li hợp .

· Cơ cấu đai ốc mở đôi .

    Vít me truyền động cho hai má đai ốc mở đôi tới hộp chạy dao , khi quay tay   quay làm hai chốt gắn cứng với hai má sẽ trượt theo rãnh ăn khớp với vít me.

· Cơ  cấu an toàn trong hộp chạy dao nhằm đảm bảo khi làm việc quá tải , được đặt trong xích chạy dao (tiện trơn) nó tự ngắt chuyển động khi máy có hiện tượng quá tải .

 

 

 

 

 

 

Phần II:  THIẾT KẾ MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG

I . Thiết kế động học của máy

1 . Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ

1.1  . Công dụng và yêu cầu đối với hộp tốc độ máy tiện ren vít vạn năng.

Hộp tốc độ trong máy tiện ren vít là dùng để truyền lực cho các chi tiết gia

 công , có kich thước , vật liệu khác nhau với những chế độ cắt cần thiết .

       Thiết kế hộp tốc độ này yêu cầu phải đảm bảo những chỉ tiêu về kỹ thuật và   kinh tế tốt nhất trong điều kiện cụ thể cho phép . Hộp tốc độ phải có kích thước  nhỏ gọn , hiệu suất cao, tiết kiệm nguyên vật liệu, kết cấu có tính công nghệ cao, làm việc chính xác , sử dụng bảo quản dễ dàng , an toàn khi làm việc . . .

  Từ tính chất quan trọng như vậy của hộp tốc độ và từ yêu cầu thực tế của sản xuất, ta cần thiết kế hộp tốc độ  của máy mới  phải đảm bảo những yêu cầu kỹ thuât sau:   

·  Tốc độ cắt của máy:

  Để xác định được tốc độ cắt hợp lí cho máy ta cần phải xét các yêu cầu kỹ thuật khác nhau và  điều kiện chế tạo khác nhau của các chi tiết khi gia công trên máy.  Để xác định giới hạn tốc độ cắt (Vmin ; Vmax) cho máy thiết kế ta phải dựa vào lý thuyết về cắt gọt kim loại và lý thuyết về năng suất máy .

Như vậy những trị số tốc độ trong khoảng từ Vmin đến Vmax được quy thành số vòng quay của trục chính. Phạm vi điều chỉnh được xác định theo công thức sau:

Rn =

    Trong đó:

               Rn Là phạm vi điều chỉnh số vòng quay.

               nmax, nmin Là số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính.

nmax =  ( v/p)   ;    nmin =  ( v/p) .

Ở đây : 

              Vmax, Vmin Là tốc độ lớn nhất, nhỏ nhất

              dmax, dmin Là đường kính lớn nhất, nhỏ nhất của chi tiết gia công

Xuất phát từ sản phẩm gia công, máy phải tiện được:

              Đường kính nhỏ nhất:  dmin = 10 mm;

              Đường kính lớn nhất: dmax = 400 mm.

Để máy thiết kế ra đảm bảo được những yêu cầu cần thiết trong quá trình sử dụng và đảm bảo được tính năng của máy , ta căn cứ vào tài liệu thống kê sơ bộ để cắt thử các chi tiết như sau:

©  Chi tiết: dmin = f10 x 200 thép C45 (HB = 207), dao tiện thường thép

gió P9, chế độ cắt Vmax = 62,8 m/p;  S = 4,16 mm/v;  t = 2 mm;

©  Chi tiết: dmax = f400 x 500 thép 20X (HB = ), dao tiện thép hợp kim  T15K6, chế độ cắt Vmin = 15,7 m/p;  S = 0,07 mm/v;  t = 2 mm;

 Do đó, số vòng quay giới hạn của máy sẽ là:

nmax =  = 2000 ( v/p) .

nmin =  = 12,5 ( v/p) .

Vậy phạm vi điều chỉnh tốc độ của máy: Rn =  =  160

·  Lực cắt của máy

        Lực cắt tác dụng lên trục chính của máy được xác định theo công thức đã cho trong tài liệu nguyên lý cắt kim loại . Hộp tốc độ phải đảm bảo cho trục chính thực hiện được lực cắt đó . Cho nên các kích thước , vật liệu của các chi tiết và động cơ điện phải tính theo điều kiện lực cắt tương ứng với chế độ cắt của quy trình công nghệ điển hình . Như vậy khi gia công các chi tiết khác nhau trên máy thì tốc độ cắt và lực cắt phải phù hợp với đẳng thức :

 

    P1 . V1   =  P1 . V1   =  Const 

Như vậy công suất của hộp tốc độ không đổi

tại các trị số vòng quay  khác nhau trong

chuỗi số vòng quay của máy (phạm vi điều

chỉnh tốc độ ).

· Về việc sử dụng máy

    Điều khiển hộp tốc độ phải thuận tiện , dễ dàng , an toàn khi làm việc .Tránh

tình trạng hộp tốc độ không làm việc được .

Tận dụng mọi điều kiện để hộp tốc độ làm việc với hiệu suất cao nhất . Muốn

Vậy phải nâng cao chất lượng chế tạo các chi tiết trong hộp tốc độ, giảm các bánh răng ăn khớp quay không định chế độ làm việc hợp lý, có thể giảm

ngắn xích truyền dẫn .

Ngoài ra còn một số yêu cầu khác là truyền động ít ồn, bố trí chặt chẽ, dễ quan sát , kết cấu có tính công nghệ cao, sửa chữa và thay thế nhanh chóng dễ dàng.

1.2 . Chuỗi số vòng quay của hộp tốc độ

 · Xác định quy luật cho chuỗi số vòng quay.

 Theo phần (1.1) ta đã phân tích và xác định được giới hạn của chuỗi số vòng quay trục chính là  từ  nmin = 12,5( v/p)  đến  nmax = 2000 (v/p) .

Trong khoảng (nmin ¸ nmax ) này có   Z  tốc độ đó là  :

n1 = nmin ; n2 ; n3 ; . . . ; nZ = nmax

Các trị số vòng quay này phải phân bố như thế nào có lợi nhất .

 Ta đi xét vấn đề sau :

    Từ công thức tính tốc độ cắt :

V  =    (m/p)  = a . n

    Trong đó :

                     d : Đường kính chi tiết gia công (mm) .

                     n : Số vòng quay trục chính (v/p) .

                     a  = 

    Nếu d thay đổi ta vẽ được đồ thị biểu diễn quan hệ giữa “ V , d , n ”.

Xét khi gia công chi tiết có đường

kính d0 . Dựa vào vật liệu của chi

  tiết gia công , vật liệu và thông

 số hình học của dao và yêu cầu

 kỹ thuật của chi tiết ta xác định

 được tốc độ cắt hợp lý V0.

Dùng đồ thị này xác định số vòng

 quay hợp lý   n0    .

Nhưng vì trong máy có hữu hạn cấp

 tốc độ nên có   nk  <  n0  <  nk+1  .

 Để dao đỡ mòn ta chọn tốc độ gia

 công thực tế là :  nk  ứng với Vk  .

Như vậy có sự tổn thất tốc độ

 (cũng như về năng suất) . Độ tổn thất tương đối đó là :

DV =  = ( 1 -  ) . 100%

Cùng một đường kính  d0 gia công , nhưng vật liệu , điều kiện kỹ thuật khác nhau , gia công trong những điều kiện khác nhau , có thể chọn  V0  khác nhau nên tổn thất tương đối lớn nhất sẽ xảy ra khi  V0 tiến dần đến Vk+1 và bằng :

(DV)max  = lim ( 1 -  ) . 100% = (1 - ) . 100%

 

Nếu sự phân bố vòng quay là bất kỳ thì  (DV)max  sẽ thay đổi bất kỳ . Ta mong muốn khi gia công các đường kính khác nhau tổn thất (DV)max  luôn luôn không đổi và nằm trong một giới hạn nhất định .

(DV)max  = ( 1 - ) % = hằng số  Þ   =  hằng số  Þ  =  hằng số 

Vậy ta rút ra kết luận :

   Trong chuỗi số vòng quay có tỷ số giữa hai số vòng quay bất kỳ kề nhau

 nk  và n k+1 là một số không đổi . Vậy chuỗi số vòng quay của máy phân bố theo cấp số nhân có công bội là :

j   =   

Với sự phân tích để chọn qui luật cho chuỗi số vòng quay của trục chính cùng với sụ khảo sát máy mẫu T620 ta đi thiết kế hộp tốc độ cho máy tiện ren vít vạn năng có những thông số kỹ thuật giống như máy mẫu .

Với máy tiện ren vít vạn năng hạng trung ta chọn tổn thất về tốc độ (cũng như tổn thất về năng suất) giống máy mẫu đồng thời đó cũng phù hợp với yêu cầu thực tiễn và khả năng thiết kế chế tạo ở nước ta .

Ta có :  

(DV)max   = 20 %  Þ  j  =  1,25 .

Ta chọn j  theo tiêu chuẩn  j  =  1,26 .

·  Tính số tốc độ Z và tính số hạng của chuỗi số vồng quay

 Ta có :          

                        n1  =  nmin  

                        n2  =  n1 . j1  

                        n3  =  n2 . j1  =  n1 . j 2  

                        n4  =  n3 . j1  =  n1 . j 3

                        . . .

                        nz-1  =  nz-2 . j1  =  n1 . j z-2  

                        nz  =  nz-1 . j1  =  n1 . j z-1  =   nmax  

Phạm vi điều chỉnh :     

Rn  =    =  j z-1

Số cấp tốc độ :

Z   =    =   » 22,96

    Vậy số cấp tốc độ   Z  =  23  .

· Lưới kết cấu và đồ thị vòng quay của hộp tốc độ

         Để thiết kế được sơ đồ động của hộp tốc độ , ta cần phải vẽ lưới kết cấu và đồ thị vòng quay của hộp tốc độ . Ta lấy đây là cơ sở để tính toán truyền dẫn động học của các cơ cấu trong hộp và qua đây ta đánh giá được chất lượng của phương án thiết kế .

         Muốn vẽ được lưới kết cấu và đồ thị vòng quay ta cần phải xác định quan hệ các tỷ số truyền và tong trị số tỷ số truyền cụ thể của các cơ cấu ding trong hộp tốc độ .

© Chọn phương án không gian cho hộp tốc độ.

   Với hộp tốc độ của máy có số cấp tốc độ:  Z = 23 ta có thể chọn được rất nhiều phương án không gian. Với các phương án không gian như vậy để máy hoạt động có hiệu quả tốt nhất ta phải lựa chọn cho máy một phương án không gian thích hợp nhất bằng cách thông qua các chỉ tiêu kỹ thuật để đánh giá chất lượng của hộp tốc độ .

   -  Trước tiên ta phải xác định số nhóm truyền tối thiểu trong phương án không gian .

Dựa vào chuỗi số vòng quay  n1  ¸  nZ; với  n1   =  nmin  =  12,5 (vòng/phút)

 và số vòng quay của động cơ điện  nđc  =  1450 (vòng/phút) .

Theo công thức

imingh  = 

Trong đó :

                     imingh : Tỷ số truyền giới hạn của cả xích truyền

                       x  :  Số nhóm truyền thay đổi tối thiểu của xích phân từ động cơ điện tới cuối xích

 Thay số ta có :

  Þ  x  =   »  3,43

 Vậy ta chọn số nhóm truyền  x = 4 .

 -  Với 4 nhóm truyền và số tốc độ thực Z = 23 ta có thể phân tích số

 tốc độ Z thành :

Z  =  p1 . p2 . p3 . p4

Z = 24 = 3 x 2 x 2 x 2 = 2 x 3 x 2 x 2 = 2 x 2 x 3 x 2 = 2 x 2 x 2 x 3

Vậy ta có 4 phương án không gian cho hộp tốc độ của máy là :

1.   3 x 2 x 2 x 2                         3.   2 x 2 x 3 x 2

2.   2 x 3 x 2 x 2                         4.   2 x 2 x 2 x 3

 - Tính tổng số bánh răng của hộp tốc độ theo công thức :

SZ  =  2 . ( p1 + p2 + p3 + p4 )

Theo phần trên ta có 4 phương án không gian nên ta tính được:

1.   SZ  =  2 . ( 3 + 2 + 2 + 2 )  =  18

2.   SZ  =  2 . (2 + 3 + 2 + 2)  =  18

3.   SZ  =  2 . (2 + 2 + 3 + 2)  =  18

4.   SZ  =  2 . (2 + 2 + 2 + 3)  =  18

- Tính tổng số trục của phương án không gian theo công thức :

Str  =  (x + 1)

Với 4 nhóm truyền ta có :    Str  =  (4 + 1) = 5

- Tính chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức :

L  = 

Trong đó :

                b  :  Là chiều rộng bánh răng: b  =  ( 6 ¸ 10 ) . m  =  ( 0,15 ¸ 0,3 ) . A

              m :  Là môđun với máy hạng trung thì có   m £  4 (mm)

              A :  Là khoảng cách trục

                f :  Là khoảng hở để lắp miếng gạt ; đẻ thoát dao xọc răng ; để bảo vệ (yêu cầu khối bánh răng di trượt phỉa ra khớp hoàn toàn mới được phép vào khớp ) . Trị số cụ thể của f :

                   f  =  8 ¸ 12 (mm) khi ding miếng gạt

                   f  =  2 ¸ 3 (mm) khi ding để bảo vệ

                   f  =  4 ¸ 6 (mm) khi dùng để thoát dao xọc răng .

Với phương án không gian 2 x 3 x 2 x 2 ta có sơ đồ động của hộp tốc độ là :

 

Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ trong cả 4 phương án không gian là :

Lmin  =  19 . b + 18 . f

- Số lượng bánh răng chịu Mx ở trục cuối cùng .

 Với cả 4 phương án không gian trên ta tính số bánh răng chịu Mx trên trục V vì trên trục này có chuyển động quay thực hiẹn số vòng quay từ   nmin  ¸ nmax

Ta xác định được số bánh răng chịu Mxmax ở trên trục V :

1.     SM   =  2             3.    SM   =  2

2.     SM   =  2             4.    SM   =  3

Ta chọn phương án không gian thỏa mãn chỉ tiêu đánh giá chất lượng hộp tốc độ :

®  Tổng số bánh răng của hộp là nhỏ nhất  (SZ min) .

®  Tổng số trục ít nhất (Str min) .

®  Chiều dài của hộp ngắn nhất (L min) .

®   Số bánh răng chịu mô men Mxmax  là ít nhất .

Bảng so sánh các phương án không gian

Yếu tố so sánh

Phương án không gian

3 x 2 x 2 x 2

2 x 3 x 2 x 2

2 x 2 x 3 x 2

2 x 2 x 2 x 3

Tổng số bánh răng ( SZ )

 

18

 

18

 

18

 

18

Tổng số trục

 ( Str )

 

5

 

5

 

5

 

5

Chiều dài hộp  ( L )

 

19b+18f

 

19b+18f

 

19b+18f

 

19b+18f

Số bánh răng chịu ( Mxmax )

 

2

 

2

 

2

 

3

Cơ cấu đặc biệt

 

Li hợp ma sát

 

Li hợp ma sát

 

Li hợp ma sát

 

Li hợp ma sát

 

Từ bảng so sánh trên ta they cả 3 phương án (1 , 2 , 3) đều như nhau. Thật ra theo lý thuyết thì phương án 1 (3 x 2 x 2 x 2) là tốt nhất vì bố trí như vậy hộp sẽ có số tỷ số truyền trong một nhóm sẽ giảm dần từ trục đầu đến trục cuối .

Sở dĩ cơ sở lý thuyết như vậy vì trên trục vào của hộp tốc độ có trị số mô men xoắn nhỏ hơn nên đặt 3 bánh răng thì sẽ có lợi hơn các phương án khác.

Nhưng do yêu hộp tốc độ của máy phải có ly hợp ma sát để đổi chiều chuyển động phục vụ cho quá trình làm việc đặt trên trục I . Vì trên trục đã bố trí đặt mộy ly hợp ma sát nên nếu đặt thêm 3 bánh răng nữa thì dẫn tới kết cấu trục cồng kềnh cả theo phương dọc trục và phương hướng kính . Vậy để đảm bảo kết cấu đồng thời thoả mãn số tỷ số truyền giảm dần và theo máy mẫu đã chọn ta chọn phương án không gian cho máy là phương án  số 2 (2 x 3 x 2 x  ). (Vì sao chọn cơ cấu li hợp ma sát phần khảo sát máy mẫu đã giải thích ).

Vậy phương án không gian của máy là : Z = p1 . p2 . p3 . p4 = 2 x 3 x 2 x 2

    © Chọn phương án thứ tự cho hộp tốc độ

Phần trên ta đã xác định được số nhóm truyền  x  =  4 và phương án không gian là : 2 x 3 x 2 x 2.

Như vậy với phương án không gian trên ta có x ! phương án thứ tự (4! = 24).

Với 24 phương án thứ tự khác nhau có những phương án trùng nhau vì có

                       p1  =  p3  =  p4  =  2

Như vậy ta phải so sánh để chọn ra một phương án hợp lí nhất cho hộp tốc độ.

Dựa vào lưới kết cấu để loại trừ phương án không đạt yêu cầu với chỉ tiêu so sánh j [X]max  £  8

Bảng so sánh các phương án thứ tự

Thứ tự

 

1

 

2

 

3

 

4

 

5

 

6

PAKG

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

PATT

I II III IV

I II IV III

I III II IV

I III IV II

I IV II III

I IV III II

Số đặc nhóm [X]

 

 

[1][2][6][12]

 

 

[1][2][12][6]

 

 

[1][4][2][12]

 

 

[1][4][12][2]

 

 

[1][8][2][4]

 

 

[1][8][4][2]

 

 

Lưới kết cấu

 

 
 

 

 

 

 

 


Lượng mở cực đại [X]max

 

12

 

12

 

12

 

12

 

16

 

16

j[x]max

16>8

16>8

16>8

16>8

40>>8

40>>8

Kết quả

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

 

 

Thứ tự

 

1

 

2

 

3

 

4

 

5

 

6

PAKG

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

PATT

II I III IV

II I IV III

II III I IV

II III IV I

II IV I III

II IV III I

Số đặc tính nhóm [X]

 

 

 

[3][1][6][12]

 

 

[3][1][12][6]

 

 

[2][4][1][12]

 

 

[2][4][12][1]

 

 

[2][8][1][4]

 

 

[2][8][4][1]

 

 

Lưới kết cấu

 

 

 

 

 


Lượng mở cực đại [X]max

 

12

 

12

 

12

 

12

 

16

 

16

j[x]max

16>8

16>8

16>8

16>8

40>>8

40>>8

Kết quả

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

 

Thứ tự

 

1

 

2

 

3

 

4

 

5

 

6

PAKG

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

PATT

III I II IV

III I IV II

III II I IV

III II IV I

III IV I II

III IV II I

Số đặc nhóm [X]

 

 

[6][1][3][12]

 

 

[6][1][12][3]

 

 

[6][2][1][12]

 

 

[6][2][12][1]

 

 

[4][8][1][2]

 

 

[4][8][2][1]

Lưới kết cấu

 

 

Lượng mở cực đại [X]max

 

12

 

12

 

12

 

12

 

16

 

16

j[x]max

16>8

16>8

16>8

16>8

40>>8

40>>8

Kết quả

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

 

Thứ tự

 

1

 

2

 

3

 

4

 

5

 

6

PAKG

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

2x3x2x2

PATT

IV I II III

IV I III II

IV II I III

IV II III I

IV III I II

IV III II I

Số đặc tính nhóm [X]

 

 

[12][1][3][6]

 

 

[12][1][6][3]

 

 

[12][2][1][6]

 

 

[12][2][6][1]

 

 

[12][4][1][2]

 

 

[12][4][2][1]

 

Lưới kết cấu

 

 

 

 

 

 

 


 

 

 

 

Lượng mở cực đại [X]max

 

12

 

12

 

12

 

12

 

12

 

12

j[x]max

16>8

16>8

16>8

16>8

16>8

16>8

Kết quả

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

Không đạt

 

Qua bảng so sánh trên ta they rằng các phương án thứ tự đưa ra đều có:  j [X]max  >  8 nhưu vậy không thoả mãn điều kiện  j [X]max  £   8 .

Do đó để thoả mãn điều kiện  j [X]max  £   8 ta phải gia công thêm một trục trung gian hoặc tách ra thành hai đường truyền .

Theo sự so sánh giữa các phương án ta they phương án  thứ tự  I II III IV

(với  j [X]max = 16) có lượng mở tăng dần theo từng nhóm truyền . Mặt khác theo máy chuẩn đã chọn thì phương án  I II III IV là tốt hơn cả , có lượng mở đều đặn và tăng từ từ , kết cấu chặt chẽ , hộp tương đối gọn và lưới kết có hình rẻ quạt đều đặn .

Vậy theo phương án thứ tự của máy mẫu và sự so sánh trực tiếp trên bảng ta chọn phương án thứ tự cho máy thiết kế là :  I II III IV

  Cụ thể ta có :       PAKG              2 x 3 x 2 x 2                                                     

                                    PATT              I   II  III  IV     

                                    [X]                [1] [2] [6] [12]  

Để thoả mãn điều kiện j [X]max £ 8 ta phải thu hẹp lượng mở  từ [X] = 12 xuống.  Để giảm lượng mở một cách  hợp lý về thiết kế mà vẫn đảm bảo các yêu cầu của máy ta phải đi xét lưới kết cấu .

Như phần trên ta đã xác định được số chuỗi tốc độ ở trục chính tuân theo quy luật cấp số nhânvậy nên tỷ số truyền trên từng nhóm truyền cũng tuân theo cấp số nhân.

Ta thấy  j [X]   =  8 khi   [x] = 9 .

 
 

 

 

 

 

 

 

 

                     j12                                                            j 9          

Như vậy, để có được  [X] = 9 ta đã phải cưỡng bức giảm  [X] = 12 đi một lượng [X]giảm = 3 có nghĩa là ta đã cưỡng bức cho trùng 3 tốc độ .

Sở dĩ ta cưỡng bức giảm lượng mở  [X]giảm  = 6 tức là cho trùng 6 tốc độ vì ta thấy rằng trên trục I tạo ra trên trục II  2 tốc độ ( với khối bánh răng di trượt 2 cấp ) và trục II tạo ra trên trục III 3 tốc độ . Vậy trên trục III có 6 tốc độ từ đây ta có thể bù lại 6 tốc độ trùng bằng đường truyền trực tiếp từ trục III tới trục chính .

Kết luận : Do thu hẹp lượng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm. Số tốc độ thực:

Ztt  =  Z  -  [X]thu hẹp

[X]thu hẹp  =  [X]max   -    [X]giảm  = 12 – 6 = 6

Þ   Z1  =  24  -  6 = 18 tốc độ

 Phương án thứ tự  :   2[1]x3[2]x2[6]x2[6]
Để bù lại số tốc độ trùng vì thu hẹp lượng mở ta thiết kế thêm đường truyền tắt tốc độ cao từ trục III đến trục chính .
  Phương án của đường truyền  Z2  = 6 tốc độ

                     PAKG             :        2 x 3 x 1 

                     PATT              :        I   II   III

                     Lượng mở [X]  :     [1] [2] [0]   

Vậy số tốc độ của máy là  Z = 18 + 6 = 24 nhưng trong thực tế máy mẫu và phần trước ta tính được số tốc độ thực của máy là  Z =  23  như vậy có một tốc độ trùng và tốc độ trùng đó chính là tốc độ cuối của đường truyền tốc độ thấp và tốc độ đầu của đường truyền tốc độ cao .

Thực tế , còn tuỳ theo yêu cầu tốc độ cao mà có điều kiện kết cấu và công nghệ nên giữa hai đường truyền dẫn có thể bố trí trùng tốc độ .

Lưới kết cấu của hai đường truyền trong máy

   © Vẽ đồ thị vòng quay cho hộp tốc độ

Nhược điểm của lưới kết cấu là không biểu diễn được TST cụ thể, các trị số vòng quay cụ thể trên các trục, do đó không tính được truyền dẫn trong hộp, để khắc phục nhược điểm này ta vẽ đồ thị vòng quay.

  Qua khảo sát và nghiên cứu máy mẫu 1K62, ta nhận thấy dạng máy mà ta đang thiết kế có kết cấu và các phương án được chọn gần như tương tự, do đó ta chọn phương pháp vẽ đồ thị vòng quay của máy như sau:

     -  Chọn trị số vòng quay  giới hạn trên trục I  n0  .

  Để trục và bánh răng trên trục vào của hộp tốc độ chịu mômen uốn  Mx  nhỏ , kích thước nhỏ gọn thường đặt tốc độ  n0  ở các trị số lớn . Như vậy tốc độ n0 sẽ có trị số gần với nđc  hơn nữa nếu chọn   n0  lớn thì từ  n0  đến nmin ở trục chính phải giảm tốc nhiều .

  Mặt khác trên trục I ta đã dùng  một ly hợp ma sát mà để ly hợp  ma sát này có thể làm việc tốt thì số đĩa phải hợp lý và nên sử dụng ở tốc độ vào khoảng  800 (vòng/phút) .

 Ta thấy trên trục chính của máy có một tốc độ 800 (vòng/phút) do đó ta chọn tốc độ trên trục I  n0  có trị số trùng với 1 tốc độ trên trục chính n0 = 800 (v/p)

Vậy ta chọn trị số tốc độ trên trục I  là  n0  = 800 (vòng/phút).

   -  Chọn số vòng quay của động cơ điện .

 Đa số các máy vạn năng hạng nhẹ và hạng trung dùng động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha với vòng quay trục động có là  nđc   = 1450 (vòng/phút) .

Với máy chuẩn T620 dùng động cơ điện có nđc   = 1450 (vòng/phút)  vậy ta chọn động cơ của máy thiết kế có  nđc   = 1450 (vòng/phút).

- Chọn tỷ số truyền cho hộp tốc độ .

+ Chọn tỷ số truyền cho nhóm truyền từ động cơ tới trục I của hộp tốc độ.

  Với nđc  = 1450 (vòng/phút) ta dùng bộ truyền đai để truyền tốc độ cho trục vào của hộp tốc độ với tỷ số truyền 

iđai  =    

Với  hđai = 0,985 ta có  

           iđai  =     =  = 0,56  =

                Þ  xđ  =   »  - 2,5

Ta có lưới kết cấunhư hình bên.

Dựa vào điều kiện kết cấu hộp chặt chẽ thay đổi tốc độ đơn giản ta chọn tỷ số truyền cho hộp tốc độ .

Theo công thức giới hạn tỷ số truyền

Ta chọn tỷ số truyền cho từng nhóm truyền trong hộp tốc độ:

 + Chọn tỷ số truyền cho nhóm truyền I

(truyền từ trục I sang trục II)                                                           I

  Chọn   i1  = j 1  dựa vào lưới kết cấu

 ta có   i2  =  j 2 và  lưới kết cấu của

 nhóm truyền như hình vẽ:

Vậy ta có :                i1  = j 1                                                                 

                                 i2  =  j 2                                                                  II              

 + Chọn tỷ số truyền cho nhóm truyền II                                                 

 (truyền từ trục II sang trục III)

  Chọn: i3  = j - 4  dựa vào lưới kết cấu

ta có:   i4  = j - 2    và    i5  = j 0

 và  lưới kết cấu của  nhóm truyền như hình vẽ:

 Vậy ta có  :             i3  = j - 4

                                i4  = j - 2                                                                   III                                     

                                i5  = j 0

 

 

                                                                                                                III

+ Chọn tỷ số truyền cho nhóm truyền III (truyền từ trục III sang trục IV)                                                             

  Chọn   i6  = j - 6  dựa vào lưới kết cấu

 ta có   i7   =  j  0  và  lưới kết cấu của

 nhóm truyền như hình vẽ:

Vậy ta có :                i6  = j - 6

                                 i7   =  j  0                                                                       

+ Chọn tỷ số truyền cho nhóm truyền IV                                                IV

 (truyền từ trục IV sang trục V)

  Chọn   i8  = j - 6  dựa vào lưới kết cấu

 ta có   i9  =  j  0  và  lưới kết cấu của

 nhóm truyền như hình vẽ:                                                         

Vậy ta có :                i8  = j - 6

                                 i9   =  j  0                                                           V             

+ Tỷ số truyền từ trục V đến trục chính .                                                      

Như vậy để truyền từ trục V đến trục chính ta
 xuất phát từ tốc độ nhỏ nhất trên trục V
 dóng xuống tốc độ nhỏ nhất trên trục chính                                      VI
 ta có tỷ số truyền là: i10 = j - 3                                                                                                                 

+ Tỷ số truyền của nhóm truyền trục tiếp                                           III

 tốc độ cao (từ trục III đến trục chính).                                              

Ta xuất phát từ tốc độ cao nhất trên trên

 trục III dóng xuống tốc độ cao nhất trên

trục chính ta có tỷ số truyền   i tt  =  j 2                                              IV

Vậy ta có các tỷ số truyền :   iđai  =  j - 2,5

i1  = j 1 ; i2  =  j 2

i3  = j - 4 ;  i4  = j - 2 ;  i5  = j 0

i6  = j - 6  ;  i7   =  j  0

i8  = j - 6 ;  i9   =  j  0

i10 = j - 3

i tt  =  j 2  

Từ các tỷ số truyền đã chọn và lưới kết cấu ta có :

Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ

Như trên ta đã chọn được các tỷ  số truyền dựa trên cơ sở tham khảo máy mẫu .

Trên đồ thị vòng quay ta cố tình tăng tốc từ trục I sang trục II sau đó mới giảm tốc là vì tren trục I ta dùng ly hợp ma sát , để ly hợp này làm việc tốt với số đĩa hợp lí nên suqr dụng ở tốc độ khoảng 800(vòng/phút). Hơn nữa từ đây ta tận dụng khối bánh răng di trượt trên trục I làm vỏ của ly hợp ma sát cho nên bánh răng của trục I cần có kích thước đủ lớn  (khoảng 100mm). Nghĩa là bánh răng trên trục I phải chọn lớn lên vì lí do kết cấu do đó đã tăng tốc rồi mới giảm tốc.

Còn nếu tiếp tục giảm tốc thì bánh răng trên trục II sẽ quá lớn không có lợi cho kết cấu của hộp tốc độ .

1.3 Tính số răng của một nhóm truyền trong hộp tốc độ

· Tính đường kính bánh đai trong bộ truyền đai (từ trục động cơ đến trục vào hộp tốc độ)

Như trên ta có tỷ số truyền của bộ truyền đai là: iđai = 0,56 =

Vậy ta có đường kính bánh đai ở trục động cơ là: f1 = 146 (mm) và đường kính bánh đai ở đầu trục vào của hộp tốc độ là: f2 = 260 (mm).

· Tính số răng bánh răng trong một nhóm truyền .

Phương pháp tính:

   © Với nhóm truyền có cùng môđun ta có công thức :

ix =  =

    Với         Zx  =  ;   Zx  =    

                  E : Là số nguyên

                  K : Là bội số chung nhỏ nhất

                   = E.K : Tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp

  Echọn  >  Emin

 Eminchủ =   ;   Eminbị =   

Zmin : Là số răng nhỏ nhất ta lấy  Zmin = 17 răng. Trong hộp tốc độ ta thường lấy   £  100 ¸ 120 răng

   © Với nhóm truyền không cùng môđun.

   Giả sử trong nhóm truyền dùng hai môđun (m1 ; m2)  ta có :

2.A = m1( Zi + Zi ) =   

2.A = m2( Zj + Zj ) =

  Với    A: Là khoảng cách trục.

           ; : Là tổng số răng của nhóm bánh răng có môđun  m1 và m2

Ta có:        

                =  K.e2    ;    =  K.e1   

               e1  , e2 , K là các số nguyên.

Đến đây ta dùng các công thức phần trên để tính cho các số răng ứng với môđun  m1 và m2   .

Tính toán cụ thể :

  © Nhóm truyền I (từ trục I sang trục II )

Với hai cặp bánh răng có cùng môđun m = 2,5

Ta có

            i1 = j 1 = 1,26 1 =

       Þ   f1 + g1 = 9

           i2 = j 2 = 1,26 2 =

       Þ   f1 + g1 = 18

Vậy bội số chung nhỏ nhất: K = 18

Vì tia có tỷ số truyền i2 nghiêng sang phải nhiều nhất do đó  Emin được tính theo công thức Eminbị thay số ta có:

             Emin  =    = 2,43  Þ lấy  E = 5

Vậy tổng số răng:   = K.E = 18.5 = 90

 Þ   Z2  =   = 55 (răng)

        Z2 = 90 - 55 = 35 (răng)

Þ    Z1  =   = 50 (răng)

        Z1 = 90 - 50 = 40 (răng)

Vậy ta có số răng :

                      Z1 = 50 (răng);    Z1 = 40 (răng)

              và    Z2 = 55 (răng);    Z2 = 35 (răng) 

Kiểm tra sai số tỷ số truyền

                i1 =  (sai số 1%)

                i2 =  (sai số 1%)

© Nhóm truyền II (từ trục II sang trục III)

Ba cặp bánh răng có cùng môđun m = 2,5

Ta có

     i3 =  Þ   f3 + g3 = 76

      i4 =  Þ   f4 + g4 = 76

      i5 = j 0 = Þ   f5 + g5 = 2

Bội số chung nhỏ nhất:  K = 76

Ta thấy rằng tia có tỷ số truyền  i3 có độ nghiêng trái nhiều nhất vì vậy  Emin  được tính theo công thức  Eminchủ

        Emin  =    

Ta chọn E  =  1 suy ra tổng số răng   = E.K = 1.76 = 76

  Þ   Z3  =   = 22 (răng)

         Z3 = 76 - 22 = 54 (răng)

Þ    Z4  =   = 30 (răng)

        Z4 = 76 - 30 = 46 (răng)

Þ    Z5  =   = 38 (răng)

        Z5 = 76 – 38= 38 (răng)

Vậy số răng trong nhóm truyền II

                  Z3 = 22 (răng)   ;   Z3 = 54 (răng)  

                  Z4 = 30 (răng)   ;   Z4 = 46 (răng)

          và    Z5 = 38 (răng)   ;   Z5 = 38 (răng)    

Kiểm tra sai số tỷ số truyền

                i3 =  (sai số 1%)

                i4 =  (sai số 2%)

                i5 =  (sai số 0%) 

© Nhóm truyền III (từ trục III sang trục IV)

  Môđun trên hai cặp bánh răng là m6 và m7

Ta chọn   m6  = 2,5(mm) và   m7  =  2,5 (mm).

Theo điều kiện làm việc ta có tỷ lệ :

                         

                      Þ  = 11.K  và    = 11.K 

Ta có   i6 =    Þ   f6  +  g6  = 5

            i7 =  j 0  =  1 =   Þ  f7  +  g7   = 2

Ta lấy bội số chung nhỏ nhất: K  =  10

Vậy = 11.10 = 110 (răng)  và  = 11.10 = 110 (răng) 

Ta tính số răng   Z6 và Z6

    Với   = 110 (răng) ta có   Z6 =   =  22 (răng)

                                                       Z6 = 110 - 22 = 88 (răng)

Ta tính số răng   Z7 và Z7

    Với   = 110 (răng) ta có   Z7  =   =  55 (răng)

                                                     Z7 = 110 - 55 = 55 (răng).

Vậy ta có số răng

                              Z6 =  22 (răng ;   Z6 = 88 (răng)

                   và       Z7  =  55 (răng);   Z7 = 55 (răng).

Kiểm tra sai số tỷ số truyền

                      i6 =  (sai số 0%)

                      i7 =  (sai số 0%)

© Nhóm truyền IV (từ trục IV sang trục V)

  Môđun trên hai cặp bánh răng là m6 và m7

Ta chọn   m8  = 2,5(mm) và   m9  =  2,5 (mm).

Theo điều kiện làm việc ta có tỷ lệ :

                            

                      Þ  = 11.K  và    = 9.K 

Ta có   i8 =    Þ   f8  +  g8  = 5

            i9 =  j 0  =  1 =   Þ  f9  +  g9   = 2

Ta lấy bội số chung nhỏ nhất   K  =  10

Vậy:    = 11.10 = 110 (răng)  và = 11.10 = 110 (răng) 

Ta tính số răng   Z8 và Z8

    Với   = 110 (răng) ta có   Z8 =   =  22 (răng)

                                                       Z8 = 110 - 22 = 88 (răng)

Ta tính số răng   Z9 và Z9

    Với   = 110 (răng) ta có   Z9  =   =  55 (răng)

                                                       Z9 = 110 - 55 = 55 (răng).

Vậy ta có số răng

                              Z8 =  22 (răng);   Z8 = 88 (răng)

                   và       Z9  =  55 (răng);   Z9 = 55 (răng).

Kiểm tra sai số tỷ số truyền

                      i8 =  (sai số 0%)

                      i9 =  (sai số 0%).

© Nhóm truyền từ trục V sang trục I V                                                  V

và từ trục III sang trục VI

   Do kết cấu của hộp tốc độ ta chọn môđun

khác nhau trên nhóm truyền .Cụ thể ta dùng

 hai loại môđun trên hai cặp bánh răng là m10 và mtt                                                    VI

Ta chọn: m10  = 4(mm) và mtt  =  3 (mm).

Theo điều kiện làm việc ta có tỷ lệ :                                                        III

                                                                  

 

                      Þ  = 4,5.K  và  = 6.K                                 IV

Ta có:   i10 =    Þ   f10  +  g10  = 3

           itt  =    Þ   ftt  +  gtt  = 18                          

Ta lấy bội số chung nhỏ nhất   K  =  18

Vậy    = 4,5.18 = 81 (răng) và = 6.18 = 108 (răng) 

Ta tính số răng   Z10 và Z10

    Với   = 81 (răng) ta có   Z10 =   =  27 (răng)

                                                       Z10 = 81- 27 = 54 (răng)

Ta tính số răng   Ztt và Ztt

    Với   = 108 (răng) ta có   Ztt  =   =  66 (răng)

                                                    Ztt = 108- 66 = 42 (răng).

Vậy ta có số răng

                              Z10 = 27 (răng);   Z10 = 54 (răng)

                   và       Ztt  =  66 (răng);   Ztt = 42 (răng).

Kiểm tra sai số tỷ số truyền

                      i10 =  (sai số 0%)

                      itt =  (sai số 1,6%).   

Từ các số liệu ta tính toán trên ta có bảng thống kê về số răng .

Bảng thống kê số răng

TT

Cặp bánh răng ăn khớp

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

Zi/Zi

(Máy thiết kế)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Zi/Zi

(Máy mẫu)

 

1.4. Kiểm nghiệm sai số vòng quay.

· Ta có phương trình cân bằng xích động tổng quát

                                 nđc . hđai . . . … .  = ntrchính

Trong đó :          

                      hđai = 0,985 : Là hiệu suất đai truyền .

                        d1 , d2 : Là đường kính bánh đai : d1 = 146(mm), d2 = 260(mm).

                      nđc = 1450(v/p) số vòng quay động cơ.

· Công thức tính sai số  vòng quay

                                      Dn = .100%

Trong đó :

                 ndn : Là giá trị vòng quay tiêu chuẩn có trong bảng

                 ndn : Là giá trị vòng quay thực tế tính được theo phương trình xích động có ảnh hưởng của hiệu suất truyền dẫn.

· Sai số cho phép  [Dn] =± 10.(j - 1 )% = ± 10.(1,26 -1 )% = ± 2,6%

  Þ Như vậy sai số vòng quay  Dn £  [Dn] = 2,6 %

· Phương trình xích động:

 

 

 

 
 

 

 

 

 

 

                      h    

 

Trong đó:   iđai  =

Bảng tính sai số vòng quay trên trục chính

Tốc độ

(v/p)

Phương trình xích động

ntính

(v/p)

ntc

(v/p)

Dn

(%)

n1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1450.0,985.

 

 

 

 

 

 

12,76

12,5

-2,1

    n2

16,04

16

-0,25

n3

20,43

20

-2,15

n4

25,62

25

-2,48

n5

31,33

31,5

0,54

n6

39,38

40

1,55

n7

51,05

50

-2,1

n8

64,18

63

-1,87

n9

81,73

80

-2,16

n10

102,46

100

-2,46

n11

125,31

125

-0,25

n12

157,54

160

1,54

n13

204,21

200

-2,1

n14

256,31

250

-2,52

n15

322,91

315

-2,51

n16

410,21

400

-2,55

n17

501,26

500

-0,25

n18

641,83

630

-1,88

n19

806,87

800

-0,86

n20

1025,43

1000

-2,5

n21

1281,62

1250

-2,53

n22

1575,39

1600

1,54

n23

1980,49

2000

0,98

                       

 

Đồ thị kiểm tra sai số vòng quay

Qua đồ thị kiểm tra sai số của chuỗi vòng quay ta thấy Dn nằm trong phạm vi  sai số cho phép Þ không cần tính lại các tỷ số truyền .

2. Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao

2.1. Yêu cầu đối với hộp chạy dao

· Đặc điểm của hộp chạy dao thiết kế

  So với hộp tốc độ hộp chạy dao có các đặc điểm :

-       Công suất nhỏ thường chỉ bằng 5¸10% công suất truyền động chính

-       Tốc độ làm việc chậm nhiều so với hộp tốc độ . Do hai nguyên nhân trên trong hộp chạy dao có thể dùng các cơ cấu giảm tốc nhiều và hiệu suất thấp như vít me - đai ốc.

-       Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền động

     ;       Rs max =  =

· Yêu cầu đối với hộp chạy dao :

Hộp chạy dao của máy tiện ren vít vạn năng phải thỏa mãn các yêu cầu rất khác nhau gồm:

- Số cấp chạy dao Zs phải đủ.

- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao (Smin , Smax).

-  Quy luật phân bố của lượng chạy dao tuân theo cấp số cộng .

-  Tính chất các lượng chạy dao liên tục.

-  Độ chính xác của chạy dao .

-  Độ cứng vững của xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo

2.2 . Hộp chạy dao trong máy

Hộp chạy dao để tiện ren  cần có tỷ số truyền đảm bảo thật chính xác vì nó ảnh hưởng trực tiếp tới độ chính xác gia công . Vì vậy trên máy tiện ren vít thiết kế ta sử dụng hộp chạy dao đảm bảo tỷ số truyền chính xác .

Loại hộp chạy dao này phải đảm bảo một loại tỷ số truyền chính xác do phôi gia công yêu cầu. Đặc trưng nhất của loại hộp này là để cắt các hệ thống ren khác nhau . Ta biết rằng bước ren được cắt thường đã được tiêu chuẩn hoá . Nếu giữa tỷ số truyền thực tế của hộp chạy dao có sai số so với tỷ số truyền tính toán thì sai số đó sẽphản ánh trực tiếp đến độ chính xác bước ren được cắt. Vì vậy tỷ số truyền của hộp chạy dao loại này phải bảo đảm thật chính xác .

Ta đi khảo sát hộp chạy dao để cắt ren ở máy tiện.

Gọi  tv  là bước vít me

       tp  là bước ren cần cắt trên phôi

       i  là tỷ số truyền chung giữa trục chính và vít me

Ta có phưong trình xích cắt ren:

1 vòng trục chính (phôi) x i x tv   =  tp  

                                              i =

Ta đã biết rằng các bước ren được tiêu chuẩn nhưng không tiêu chuẩn theo cấp số nhân vì dải bước ren rộng nên có nhiều trị số lẻ do vậy người ta đã tiêu chuẩn các bước ren theo cấp số cộng có công sai không đều nhưng dễ nhớ.

Như vậy các bước ren được xếp theo bảng và tạo thành từng nhóm có giá trị gấp đôi nhau Þ  tận dụng để hợp lý hoá kích thước hệ thống chạy dao .

Công thức cơ bản để chọn tỷ số truyền trong hộp chạy dao là:

i  =  i.ics.igb  = 

 Trong đó:   i : Là tỷ số truyền cố định bù vào xích tryền động.

                    ics : Là tỷ số truyền của khâu điều chỉnh tạo thành nhóm cơ sở.

                    igb : Là tỷ số truyền  nhóm gấp bội có công bội j = 2 .

Yêu cầu đối với máy thiết kế là có hộp chạy dao để tiện các bước ren quy chuẩn như :           - Ren quốc tế ( tp )  :   tp = 1 ; 1,25 ; 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,25 ; 2,5 ; 3 ;

                                3,5 ; 4 ; 4,5 ; 5 ; 5,5 ; 6 ; 7 ; 8 ; 9 ; 10 ; 11 ; 12  (mm).                             

-    Ren Anh ( n )  :   n =   ; tp là bước ren được cắt (mm) ;

            n = 24 ; 20 ; 19 ; 18 ; 16 ; 14 ; 12 ; 11 ; 10 ; 9 ; 8 ; 7 ; 6 ;

                                5; 4 ; 4 ; 3 ; 3 ; 3 ; 2

              - Ren Môđuyn (m) :  m =   ;  tp là bước ren được cắt (mm) m = 0,5 ; 1 ; 1,25 ; 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,25 ; 2,5 ; 3

-    Ren pít (Dp)  :  Dp =  ;  tp là bước ren được cắt (mm)

    Dp = 96 ; 88 ; 80 ; 72 ; 64 ; 56 ; 48 ; 44 ; 40 ; 36 ; 32 ; 28 ; 24 ; 22 ; 20 ; 18 ; 16 ; 14 ; 12 ; 11 ; 10 ; 9 ; 8 ; 7

Trong nhiều trường hợp ta có thể tăng các bước ren trên lên 8 lần và 32 lần để có những ren khuyếch đại.

Tính toán thiết kế hộp chạy dao dùng cơ cấu Noorton :

a)  Sắp xếp bước ren được cắt thành các nhóm cơ sở và nhóm gấp bội.

 Đầu tiên  cần sắp xếp các bước ren được cắt thành những nhóm cơ sở và những nhóm khuếch đại với tỷ số khuếch đại bằng 1, 2 , 4 , 8 . . .  hoặc 1/1, 1/2,

1/4, 1/8 nghĩa là các tỷ số khuếch đại hợp thành một cấp số nhân có công bội:

j = 2 .

Như vậy khi xếp ren ta cần chú ý đến các điểm :

   © Số hàng ngang của bảng phải ít nhất như thế thì số bánh răng của nhóm cơ sở Noorton là ít nhất . Nếu số bánh răng nhóm này  nhiều thì khoảng cách giữa hai gối tựa của bộ Noorton càng xa , độ cứng vững càng kém.

   © Bảng xếp ren phải tránh được các bước ren trùng nhưng cũng không bị sót.

   © Với loại ren Anh và ren Pit ta xếp n và Dp nhỏ dần từ trái qua phải . Sở dĩ ta có điều này vì theo giáo trình thiết kế máy đã chứng minh được rằng khi cắt ren Anh và ren pít thì số răng Zi của bộ Noorton tỷ lệ với số vòng ren n trong 1 tấc Anh và số Dp .

   © Bốn loại ren trên đều được gia công bởi 1 cơ cấu Noorton , do đó để tránh cho quá trình tính toán trở nên phức tạp , các con số xếp trong một cột dọc giữa các bảng ren cần thống nhất hoá về mặt sắp xếp.

Bảng xếp ren

Bảng ren hệ quốc tế

Ren quốc tế

tp = mm

Ren Môđun

m = tp/p

--

1,75

3,5

7

--

--

--

1,75

1

2

4

8

--

0,5

1

2,00

--

2,25

4,5

9

--

--

--

2,25

1,25

2,5

5

10

--

--

1,25

2,50

--

--

5,5

11

--

--

--

--

1,5

3

6

12

--

--

1,5

3

 

Bảng ren hệ Anh

Ren Anh

n = 25,4/tp

Ren pit

Dp = 25,4.p /tp

13

--

3

--

--

 

--

--

--

14

7

3

--

56

 

28

14

7

16

8

4

 

2

64

 

32

16

8

18

9

4

--

72

 

36

18

9

19

(9,5)

--

--

80

 

40

20

10

20

10

5

 

--

88

 

44

22

11

22

11

--

--

96

48

24

12

24

12

6

3

--

--

--

--

b)Thiết kế nhóm truyền cơ sở.

 Sử dụng cơ cấu Noóc-tông cho nhóm truyền cơ sở.

 Gọi  Z1 Z2 ….Zn là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu nooctông .

 Ta có :

   © Để cắt ren quốc tế:

          Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6  = 3,5: 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6

                                    hoặc   =  7  : 8 :  9  : 10 : 11 : 12

    Số răng Z1 , Z2 , Z3 ....Zi.... không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên ta hạn chế trong giới hạn  :  25  <  Zi  < 60 do đó :

           Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6  = 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

                                  hoặc    = 35 : 40 : 45 : 50 : 55 : 60

   © Để cắt ren môđuyn :

           Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5  =  1,75 : 2 : 2,25 : 2,5 : 3

    do đó số răng :

           Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5  =  28 : 32 : 36 : 40 : 48                                                                                hoặc  =  35 : 40 : 45 : 50 : 60

   © Để cắt ren Anh :

          Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6: Z7 : Z8 = 13 : 14 : 16 : 18 : 19 : 20 : 22 : 24

                                   hoặc   = 26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48

      do đó số răng :

          Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48

   © Để cắt ren Pitch :

            Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6  =  56 : 64 : 72 : 80 : 88 : 96

   do đó số răng :

            Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6: Z7 : Z8  =  28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

                                         hoặc =  25 : 40 : 45 : 50 : 55 : 60

Tóm lại :

    · Để cắt cả 4 loại ren thì cơ cấu Noóc-tông phải có số răng :

            Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6: Z7 : Z8  = 26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48

     Ta lấy luôn :                

        Z1 =28 ; Z2 =32  ;  Z3 =36 ; Z4 = 40 ;  Z5=44 ;  Z6=48 ;  Z7 =56 ;  Z8 = 48

    · Để tránh cho bộ Noóc-tông kém cứng vững do hai gối đỡ cách xa nhau, số bánh răng   của cơ cấu Noóc-tông phải nhỏ hơn 10 đến 13 bánh.

    · Nhận xét kĩ 4 bảng trên ta thấy : chỉ vì cắt ren Anh có n = 19 ren/1 pút  nên bộ Noóc-tông của ta phải thêm bánh răng Z4 = 38. Bánh này không dùng khi cắt 3 loại ren còn lại nên nếu xét thấy không thật cần thiết ta có thể bỏ loại ren n = 19 ren/pút .Như vậy bộ Noóc-tông chỉ còn lại 7 bánh răng.

                   Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6: Z7  = 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48   

  Như vậy cơ cấu Noóc-tông của ta có 7 bánh răng là hợp lý

c) Thiết kế nhóm gấp bội .

   © Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền với công bội j=2. Chọn cột có các tỷ số truyền  7 ; 8 ; 9 ; 10 ; 11 ; 12 làm nhóm cơ sở thì muốn tiện ra toàn bộ số ren có tỷ số truyền nhóm gấp bội bằng: 1/8; 1/4;1/2; 1/1

   © Hộp chạy dao có công suất bé, hiệu suất thấp, các bánh răng có cùng môdul nên việc chọn phương án thứ tự Mx trên các trục trung gian tăng dần không còn quan trọng nữa. Mặt khác bánh răng có cùng môdul nên việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay không làm tăng kích thước bộ truyền.

Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT

PAKG có thể chọn : Z =  4 = 2 x 2   =  4 x 1

Bảng so sánh PAKG

Yếu tố so sánh

Phương án

2x2

4x1

Tổng số bánh răng

8

10

Tổng số trục

3

3

Chiều dài trục

8b+7f

8b+7f

Số bánh răng chịu mômen xoắn

2

2

 

 

Nhận xét:

   · PAKG : 4x1 có số báng răng trên một trục nhiều, khó chế tạo. PAKG 2x2 là hợp lý hơn.

   ·  Với PAKG : 2x2 có hai PATT

Bảng so sánh PATT

PAKG

2 x 2

2 x 2

PATT

I   II

II   I

Số đặc tính nhóm [X]

[1] [2]

[2] [1]

 

 

 

Lưới kết cấu của nhóm

 

 

 

 

 

 

Lượng mở cực đại [X]max

2

2

 

 

· Ta có lưới kết cấu :

 

 

 

 

 

 

· Đồ thị vòng quay : Để tránh sai số trùng lặp dẫn đến cộng hưởng sai số ta chọn tỷ số giữa các bộ truyền nhóm gấp bội khác 1 và tương tự máy chuẩn ta vẽ được đồ thị vòng quay  như hình vẽ sau.

 

 

 

 

 

 

 

 

d) Tính các tỷ số truyền trong nhóm gấp bội

 © Tính nhóm truyền 1:

           i1 =1/j1,32 =1/21,32 = 2/ 5 = f1 / g1   Þ   f1+g1 = 2 + 5 = 7

           i2 =1/j0,32 =1/20,32 = 4/ 5 = f2 / g2    Þ   f2+g2 = 4 + 5 = 9

Bội số chung nhỏ nhất : K=7.9 = 63.

Ta tính Emin chủ động:

Emin cđ = Zmin .(f1 +g1) / (f1.K) =17/18 < 1

Chọn E=1 Þ åZ = E. K =1 . 63 = 63 răng

Số răng:            Z1= [f1/(f1+g1)].K.E = ( 2/7 ).63 = 18 răng     Þ   Z1 = 18

                         Z1’=åZ - Z1=63 - 18 =45 răng                      Þ   Z1’= 45

                         Z2= [f2/(f2+g2)].K.E = ( 4/9 ).63 = 28 răng     Þ   Z1 = 28

                         Z2’=åZ - Z2=63 - 28 =35 răng                      Þ   Z1’= 35

© Tính nhóm truyền 2:

           i3 =1/j1,68 =1/21,68 = 5/16 = f3 / g3   Þ  f3 +g3 = 5 +16 = 21

           i4 = j0,32 = 20,32 = 5/ 4  = f4 / g4   Þ  f4 +g4 = 5 + 4 = 9

Bội số chung nhỏ nhất : K= 63. Ta tính Emin chủ động:

Emin cđ = Zmin .(f3 +g3) / (f3.k) =17/15

Chọn E=2 Þ åZ = E. K =2 . 63 = 126 răng > Tổng số răng cho phép

Tính lại chọn Zmin=14 tính ra ta được : E=1

          åZ = E. K =1 . 63 = 63 răng

Số răng            Z3= [f3/(f3+g3)].K.E = ( 5/21 ).63 =15 răng       Þ  Z3 = 15

                         Z3’=åZ - Z3=63 - 15 = 48 răng                       Þ  Z3’= 48

                       Z4= [f4/(f4+g4)].K.E = ( 5/ 9 ).63 = 35 răng        Þ  Z4  = 35

                       Z4’=åZ - Z4=63 - 35 =28 răng                          Þ  Z4’ = 28

e) Tính các tỷ số truyền còn lại.

    · Tính tỷ số truyền còn lại (i) bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao

    · Phương trình xích động :

                           1vòngt/c . i . icơ sỏ . igấp bội .t­v = tp

             Vì   i = ithaythế . icốđịnh  nên ta có phương trình mới     

                          1vòngt/c . ithaythế . icốđịnh . icơ sỏ . igấp bội .t­v = tp

     Trong đó :

          i : Tỷ số truyền còn lại bù vào xích truyền động.

          itt  : Tỷ số truyền bộ bánh răng thay thế .

          i : Tỷ sô truyền 1 số bộ bánh răng cố định còn lại nằm trên xích truyền.

          ics :Tỷ số truyền của nhóm cơ sở, ở đây là tỷ số truyền của cơ cấu Noorton

          igb : Tỷ số truyền  nhóm gấp bội. 

          tv  : Bước của vít me

          tp  : Bước ren được cắt.

   · Để tính  i ta cho máy cắt 1 bước ren nào đó.

  *  Ren Mét:

  + Cho cắt thử bước ren tp = 5 mm , vì nhóm gấp bội có 4 tỷ số truyền 1/8, 1/4    1/2 , 1/1 nên qua bảng xếp ren ta có: igấp bội= 1/2

  + Dựa vào máy chuẩn chọn tx=12 và Z0 =28 thì :   ics =  (Bộ Noorton

chủ dộng)

           Þ 1vòngt/c . i . . . 12 = 5      Þ  i=  =

     Ta có: i = itt . i;  tham khảo máy chuẩn chọn itt= Þ  = . i

 Þ   i =

  * Ren Môđuyn :

   + Cắt thử ren có m =1 Þ tp = m.p

     Khi đó ta có:   igấpbội=1/2;   icơ sở=    

            Þ 1vòngt/c. i. .  .12 = p

            Þ i = i . itt ;    chọn itt =   Þ   i=  =

* Ren Anh:

    + Cắt thử ren có n = 8 (vòng/pút)  Þ  tp = 25,4/n = 25,4/8

   Khi đó : igấp bội=1/4 ; ics =   (Bộ bánh răng Noorton bị động)

           Þ   1vòngt/c . i .

Ta có :   i = itt . i  

          Þ 1vòngt/c . itt . i .

      Tham khảo máy chuẩn chọn itt=

            Þ 1vòngt/c .  . i .     Þ   i =

 *Ren pit

   + Cho cắt thử ren Pít Dp = 8 ; tp = 25,4.p /Dp = 25,4.p /8

 lúc đó  icơ sở =  (Bộ bánh răng Noorton bị động);  igấp bội = 1/1

             Þ   1vòngt/c . i .

       Ta có :   i = itt . i  

            Þ 1vòngt/c . itt . i .

      tham khảo máy chuẩn chọn itt=

            Þ 1vòngt/c .  . i .     Þ   i =

 f) Tính sai số bước ren.

 * Ren quốc tế:

   Giả sử tp = 4mm , ta có phương trình xích động học:

            1vòngt/c . itt . i . icơ sỏ . igấp bội .t­x = tp

          itt=; i= ; icơ sở=; igấp bội =1/2  

           Þ      1. . .12 = 4 = tp

* Ren Anh:

   Giả sử n =16 Þ tp= 25,4/ 16 = 1,5875

   Có igấp bội=1/8; icơ sở=28/32; itt=42/50; i=42/29   

       Þ 1 . . 12 = 1,5967

      Þ sai số bước ren: 1,5967 - 1,5875 = 0,0092

      Þ sai số bước ren nằm trong giới hạn cho phép.

g) Cắt ren khuếch đại

  + Phương trình xích động:

1vtc. i . itt . i . icơ sỏ . igấp bội .t­x = tp

 + Các tỷ số truyền khuếch đại:

                   ikd =  = 32

                   ikd =  = 8

                   ikd =  = 8

                   ikd =   = 2

Như vậy ta đã có 3 tỷ số truyền khuếch đại là : i= 2; 8; 32

Mà theo yêu cầu bài toán ta phải thiết kế: i= 2; 8;16; 32

Theo phương án của máy chuẩn T620 trên trục IX, ta thiết kế thêm một cặp bánh răng có tỷ số truyền  i = 2 với số răng tương ứng là: Z1=28 và Z2=56.

Bánh răng 56 được lắp trên bánh răng di trượt, để cắt ren khuếch đại ta chỉ cần gạt sang cặp bánh răng đó và tiến hành cắt ren.

 h) Tiện trơn :

Theo đầu bài lượng chạy dao : Smin (dọc)=2Smin(ngang)=0,07 mm/vòng

Dựa vào máy chuẩn ta lấy các tỷ số truyền như máy chuẩn ,khi đó ta có các phương trình cân bằng như sau:

           1vt/c.itt.i.ics.igb.  = Sdọc

           1vt/c.itt.i.ics.igb. = Sngang

Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét ,ta có thể viết lại phương trình cân bằng như sau :

­Đi qua itt=42/50, Noorton chủ động :

          Sdọc =1vt/c. igb.= 0,0434.Zn.igb

         Sngang=1vt/c. igb. = 0,0217.Zn.igb

Đi qua itt = 64/97, cơ cấu Noorton chủ động :

           Sdọc =1vt/c. .igb.  =0,0341.Zn.igb

           Sngang =1vt/c.  igb.  =0,016.Zn.igb

Từ các phương trình trên ta thấy khi cơ cấu Noorton chủ động có Zn=26¸48 và igb=1/8 đều cho giá trị khác yêu cầu. Vậy ta phải điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đảm bảo yêu cầu .Tuy nhiên để dảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn ta phải giữ nguyên åZ = const .

Ta chọn con đường đi qua itt=64/97 và cơ cấu Noorton chủ động nên ta điều chỉnh cặp trục vít từ 4/20 thành 4/30 và (27/20).(20/28) thành(24/Z).(Z/28),

lúc đó:

            Sdọc min=..  »  0.07 (mm/v)

            S ng min=.. »  0.035  ( mm/v)

Vậy ta có các đường truyền sau :

         1vt/c. .igb.  =Sdọc

         1vt/c. .igb. =Sngang

Kết luận : Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren qua cặp bánh răng 28/56 vào hộp xe dao.Do đó đường tiện trơn là hệ quả của đường tiện ren,bước tiện trơn dày hơn nhiều so với bước tiện ren tiêu chuẩn .

II. Thiết kế động lực học máy

Việc thiết kế động lực học gồm 2 vấn đề chính :

+ Tính toán “Động lực học” bằng cách tìm ra kích thước hợp lý của các chi tiết trong máy.

+ Tạo lập kết cấu (thiết kế kết cấu bằng hình dáng) thoả mãn nhiệm vụ.

1. Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

 +  Muốn tạo lập kích thước hợp lý phải tính toán dựa vào chế độ làm việc hợp lý (chế độ : cắt + bôi trơn làm nguội + điều kiện an toàn). Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất. Hiện nay, để đáp ứng khuynh hướng giảm lượng dư gia công và tiến bộ khoa học kĩ thuật... nên tính toán thiết kế máy theo chế độ tính toán tới hạn.

 + Chế độ làm việc giới hạn là chế độ cắt (trong đó : bôi trơn làm nguội + đảm bảo an toàn) ở 3 trạng thái : cực đại - tính toán - thử máy.

 + Vì phần thiết kế máy ta đã sử dụng máy T620 làm máy chuẩn cho nên chọn chế độ cắt gọt thử máy để tính động lực học máy là hợp lý nhất.

* Chế độ cắt gọt thử máy :    

 + Chế độ thử máy là chế độ đặc trưng cho khả năng làm việc tối đa của máy mà không bị phá huỷ trong một khoảng thời gian dài (sau chịu tải, các biến dạng khôi phục coi như hoàn toàn, không ảnh hưởng đến tuổi thọ của máy) . Với máy T620 có các chế độ thử máy sau :

- Thử có tải : chi tiết f115 x 2000  thép 45 có HRB = 207, dao tiện  thường P18 ,chế độ cắt  :  n = 40 v/p  ; s = 1,4 mm/v ; t = 6 mm ; thì được PZmax và MXmax quá tải 25% trong thời gian ngắn .

- Thử với MX và PZ bằng 2/3 trị số cực đại :  chi tiết có f115 x 250 thép 45 có HB = 207, dao tiện thường P18 , chế độ cắt : n = 63 v/p ; s = 0,75 ¸ 1,56 mm/v ; t = 5 mm ; sau đó kiểm tra ly hợp ma sát không bị trượt, ly hợp an toàn không bị trượt.

- Thử công suất N :  chi tiết f70 x 350 thép 45 có tỳ mũi nhọn, dao T15K6, chế độ cắt như sau :   n = 400 v/p  ;  s = 0,39  ;   t = 5 mm

- Thử độ bóng

 Chế độ f 80 , lthô = 300 (mm) , thép 45 , dao p18 , v = 30 (m/p)

 S = 0,12 , t = 2 , láng không có vết nham nhở . Khoả mặt

 f 80 , lthô = 150 (mm) , P18 , v = 30 (m/p) , S = 0,1 , t = 5

- Thử chạy không

 Thử với mọi tốc độ , thời gian 40 phút , với nmax > 20 phút và với mọi lượng chạy dao S , nhiệt độ ở trục chính < 850C các ổ khác < 500C

2. Phân tích và tính lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành :

2.1 Sơ đồ đặt lực trên cơ cấu chấp hành :

   +  Lực cắt

          Với :       Px :  Thành phần lực dọc trục

                         Py :  Thành phần lực hướng tâm

                         Pz :  Thành phần lực tiếp tuyến

2.2. Tính các lực thành phần

+ Theo công thức bảng (II-1) có:  Px = C.tx.sy

                                                    Py = C.tx.sy

                                                    Pz = C.tx.sy

 Trong đó :   C  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công

                     t   : Chiều sâu cắt (mm)

                     s   : Lượng chạy dao (mm/vòng)

+  Sử dụng công thức nguyên lý cắt để tính lực cắt.Mặt khác để tính chính xác theo   nguyên lý cắt,ta chọn chế độ cắt theo chế độ thử máy:

· Thử có tải:

+ Chi tiết  f115(mm), l = 2000 (mm), thép 45, HRB=207.

+ Dao tiện thường P18.

+ Chế độ cắt :  n = 40  (vòng /phút); s = 1,4 (mm/vòng); t  = 6   (mm)

Theo công thức trên tính các lực thành phần. Các hệ số C, x, y được tra trong      bảng II -1 có các trị số tương ứng với các lực thành phần :

             PZ = C.tx.sy  = 2000.61.1,40,75    = 15445,62 (N) 

             PY = C.tx.sy  = 1250.60,9.1,40,75  =  8069,42  (N) 

             PX = C.tx.sy  = 650.61,2.1,40,65    =  6945,09  (N) 

· Thử công suất :

+ Chi tiết  f70(mm), l = 350 (mm), thép 45 có mũi tỳ nhọn.

+ Dao tiện T15K6.

+ Chế độ cắt : n = 400  (vòng /phút); s = 0,39 (mm/vòng); t  = 5 (mm)

  Tương tự như trên ta tính được các lực thành phần :

             PZ = C.tx.sy  =  2000.51.0,390,75    =  4935,13 (N) 

             PY = C.tx.sy  = 1250.50,9.0,390,75   =  2625,92 (N) 

             PX = C.tx.sy  =  650.51,2.0,390,65    =  2431,47 (N) 

·  Lực chạy dao Q:

+ Theo công thức thực nghiệm do D.N. Rêsêtôp và T.A. Lêvít , đối với máy tiện có sống trượt lăng trụ thì lực chạy dao Q tính theo công thức :

                              Q = k.

   Trong đó :         G :   Trọng lượng phần dịch chuyển; G = 250 kg  = 2500 N

                           f:  Hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt ; f = 0,15 ¸ 0,18

                           k:  Hệ số tăng lực ma sát do  tạo ra mômen lật ; k=1,15

Thay vào ta  có:    Q = 1,15.6945,09 + 0,16.(15445,62 + 2500)   » 10858(N)

2.3. Tính mômen xoắn của động cơ điện:

+ Khi máy tiện làm việc trong hộp tốc độ  của động cơ cân bằng với  của lực cắt và  ma sát trong các cặp truyền động. Ta có phương trình:

                        hay

    Trong đó :

                  : Tỉ số truyền tổng cộng xích

                  : Tỉ số truyền từ cặp có  tới trục chính

                  : Hiệu suất toàn xích

                 : Mômen xoắn do lực cắt gây ra =.d/2

                : Thành phần lực cắt tiếp tuyến

                 d : Đường kính chi tiết gia công

  -  Khi thử có tải : d=115 (mm);   n =40 v/p ; =15445,62 (N)

        =   = 888123,15 (N.mm)

       = 32666,6 (N.mm) (ở đây hiệu suất =0,75 và tỉ số truyền =)

   - Khi thử ở chế độ thử công suất: d = 70 (mm) ; n = 400 v/p ; = 4935,13(N)

       * =   = 172729,55 (N.mm)

        = 63532,71 (N.mm)

3. Tính công suất động cơ điện :

  Hiện nay tính chính xác công suất của động cơ điện là một vấn đề khó khăn vì khó xác định đúng điều kiện làm việc và hiệu suất của máy, điều kiện chế tạo cũng như các nhân tố ảnh hưởng khác. Có hai cách thương dùng để xác định công suất động cơ điện. Xác định gần đúng công suất động cơ điện theo hiệu suất tổng nhưng chính xác nhất là sau khi chế tạo, cho cắt thử và đo công suất tại tốc độ n khác nhau và chế độ cắt khác nhau ;

3.1. Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:

 + Công suất động cơ gồm:

    Trong đó:  : Công suất cắt

                     : Công suất chạy không

                     : Công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu  nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

 + Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên, bảo đảm cho máy làm việc ổn định.

 + Tính gần đúng công suất cắt : (kW)

PZ :  lực cắt (N)

v   :  tốc độ cắt (m/ph)

Theo chế độ thử công suất  :  = 4935,13 (N) ;   n = 400(v/p)  ; d =70(mm)

        Þ  = 87,96(m/ph)

        Þ  Công suất cắt    =  7,23 (kW)

 + Thường Nc chiếm (70 ¸80)% Nđ/c cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ Nđ/c theo công suất cắt  :   = 9,64 (kW)

   Trong đó :   h :  Hiệu suất chung của truyền dẫn :h = 0,70 ¸ 0,85 với các máy có chuyển động chính là quay tròn, chọn h = 0,75 

    Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn: N=10(kW); n=1450(v/p).

3.2. Xác định công suất chạy dao:

· Xác định theo tỉ lệ với công suất động cơ chính:

  với máy tiện K = 0,04   Þ   NđcS   =  0,04.9,64  » 0,386 (kW)

 Phương pháp này chỉ nên dùng khi tính ước lượng sơ bộ công suất chạy dao. Khi tính động lực học các chi tiết máy trong hộp chạy dao ta sử dụng phương pháp tính theo lực chạy dao .

· Xác định theo lực chạy dao:

         (kW)

   Với:

     :  Tốc độ chạy dao,  = s.n = 0,39.400 = 156 (mm/p)

    : Hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ()

   Q : Lực kéo (N). Thay vào công thức trên:

   0,188(kW).

 4. Lập bảng tính toán động lực :

  ·  Các công thức dùng để lập bảng :

-  Số vòng quay :  ntính = nmin. (vòng/phút) .

Thực ra ta không cần phải tính số vòng quay theo công thức trên vì ta tham khảo máy mẫu hơn nữa ta đã có đồ thị vòng quay nên ta tra suy ra các trị số vòng quay trên các trục.

-  Công suất trên các trục : Ntrục = Nđ/c . hi  ;  hi là hiệu suất truyền dẫn từ trục động cơ tới trục chính, lấy theo chi tiết máy có :

             hdai = 0,985  ;  hbr  = 0,98  ;  h = 0,99

-  Mômen trên các trục :  Mtính = 716200.  (N.mm)

-  Đường kính sơ bộ của trục :

                dsơ bộ = C.   (mm)    ;  C = 100 ¸ 150.  Lấy C = 100    

    Thôngsố

 

Trục

 

ntính

(vòng/phút)

 

Ntrục

(kW)

 

Mxtính

(N.mm)

 

dsơ bộ

(mm)

 

dchọn

(mm)

 

Kiểu ổ

 

Động cơ

1450

10

4939

19,04

25

 

I

800

9,85

8818

23,1

30

305

II

1250

9,56

5477

19,7

25

7304

III

1250

9,27

5314

19,5

25

7305

IV

315

8,99

20488

30,56

40

7307

V

80

8,72

78084

47,77

55

7310

VI

40

8,37

149964

59,37

65

2 loại

 

5. Lập bảng thống kê các bánh răng trong máy :

  Các công thức dùng để lập bảng :

     -  Đường kính vòng chia :       d = m.z    (mm)

     -  Đường kính vòng đỉnh :      da  = d + 2.m   (mm)

     -  Đường kính vòng chân :      df  = d - 2,5.m    (mm)   

©  Các bánh răng trong hộp tốc độ

 

Thông số

 

 

Số răng

Z

 

Môđun

m

 

d

 

dđỉnh

 

dchân

Z1

50

2,5

125

130

118,75

Z1

40

100

125

93,75

Z2

55

2,5

137,5

142,5

131,25

Z2

35

87,5

92,5

81,25

Z3

22

2,5

55

60

48,75

Z3

54

135

140

128,75

Z4

30

2,5

75

80

68,75

Z4

46

115

120

108,75

Z5

38

2,5

95

100

88,75

Z5

38

95

100

88,75

Z6

22

2,5

55

60

48,75

Z6

88

220

225

213,75

Z7

55

2,5

137,5

142,5

131,25

Z7

55

137,5

142,5

131,25

Z8

22

2,5

55

60

48,75

Z8

88

220

225

213,75

Z9

55

2,5

137,5

142,5

131,25

Z9

55

137,5

142,5

131,25

Z10

27

4

108

116

98

Z10

54

216

224

206

Z11

66

3

198

204

190,5

Z11

42

126

132

118,5

 

     

 © Các bánh răng trong hộp chạy dao       

III. TÍNH SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY:

1. Tính sức bền cặp bánh răng 27/54 của trục chính :

    + Trong máy cắt kim loại,việc tính toán động học của bánh răng là xác định

     môđuyn m.Tính theo sức bền uốn và kiểm tra theo sức bền tiếp xúc.

 a) Tính m theo sức bền uốn:

                

     Với :     N  :  công suất trên trục ;  N = Nđ/c .h

                  Nđ/c = 10KW

                 h: hiệu suất truyền động

     Ta có :  h =  hđai . hổlăn . hBR . hlihợp

       hổlăn   = 0,997 =0,932  ;  hBR   =  0,977 = 0,808  ;  hlihợp = 0,99

         Þ  h  = 0,97 . 0,932 . 0,808 . 0,99  = 0,73

        Þ  N = 10 . 0,73 = 7,3 (kW)

              n : số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ)

   n = nmin t/c .  = 12,5 .2  = 25(v/p)

             =610 lấy =6

            K : hệ số tải trọng, lấy K = 1,3

            y : hệ số dạng răng,tra trong chi tiết máy y =3,75

            Z : số răng (Z=27)

            chọn vật liệu là thép 45,theo chi tiết máy có 

      *=1,8.HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện =170217HB, lấy HB=180).

          thay vào

Từ đó thay vào công thức tính môđuyn theo uốn:

       theo máy cũ và theo tiêu

chuẩn lấy m = 4 .

b) Kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc:

   Theo chi tiết máy, ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thỏa mãn điều kiện sau :

    stx  =  .  £  [stx]

Trong đó :

      KHa = 1 : Bánh răng trụ răng thẳng

    ZH =   =   = 1,76 ;  hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

    ZM  : Hệ số xét ảnh hưởng của cơ tính vật liệu, tra bảng (6.5) có:

                               ZM = 274  (hai bánh làm bằng thép)

    Ze  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

    Do eb : Hệ số trùng khớp dọc eb = 0  nên Ze  tính theo công thức sau :

                        Ze  =

    Với ea là hệ số được xác định gần đúng theo công thức :

                      ea = [1,88-3,2.()].1  = 1,702

   Suy ra        Ze  =  =  = 0,875

 

          T1 :  Mômen xoắn trên trục  = 80954,3 (N.mm)

          i   :  Tỉ số truyền  i = 0,5

          dw1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ,  dw1 = m.z = 4.27 = 108  (mm)      

         KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng  

Tra bảng (6.7) có KHb = 1,05

          bw  : Chiều rộng vành răng ,   bw = ya.aw = 0,4.162 = 64,8 (mm)

Với aw : Khoảng cách trục,     aw  =  = 162

         KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

                   KHv = 1 +

Với các thông số :

          nH : Cường độ tải trọng động;     nH = dH.g0.v.

Tra bảng (6.15) với răng thẳng HB < 350 không vát đầu răng:

           dH : ảnh hưởng sai số ăn khớp  dH  = 0,006

           g0 : ảnh hưởng của sai lệch bước răng , bảng (6.16) có g0 = 56

           v : Vận tốc vòng ;    v =  =  = 0,141 (m/s)

Þ     nH = 0,006.56.0,141.  = 0,853

Þ     KHv = 1 +   » 1,04

Suy ra :

     sH  =  .  = 353,5 (MPa)

* : ứng suất tiếp xúc cho phép, giá trị của  có thể tính theo công thức                       

     aw : Khoảng cách trục,     aw  =  = 162

     Các giá trị khác như trên. Thay số vào công thức 356 (MPa)   

   Như vậy : sH = 353,5 (MPa)  <  [sH] = 356 (MPa)

    Þ cặp bánh răng trụ 27/54 đảm bảo về độ bền tiếp xúc.

c) Tính trục chính:

    Trục chính là trục trong nhóm gấp bội mang 3 bánh răng cố định:

                    Z1 = 60   ;    Z1 = 42    ;   Z1 = 54

 * Tính sơ bộ chiều dài trục:

   + Sơ bộ ta lấy L= 850mm;

   + Tính ngoại lực tác dụng lên trục và các chi tiết trên trục:

- Công suất trên trục :  N =7,3(kW)

- Số vòng quay trục   :  =37,5(v/p)

- Mômen xoắn trên trục  :  =118987(N.mm)

- Tính cho  .

Lực tác dụng trong ăn khớp :

         

- Tính phản lực gối tựa:

 

 

 

 

           

             PZ = C.tx.sy  =  2000.51.0,390,75    =  4935,13 (N) 

             PY = C.tx.sy  = 1250.50,9.0,390,75   =  2625,92 (N) 

             PX = C.tx.sy  =  650.51,2.0,390,65    =  2431,47 (N) 

        + Trong mặt phẳng XOZ  :

       

           Þ  Cần đảo lại chiều của XB

        + Trong mặt phẳng YOZ  :

       

            Þ  Cần đảo lại chiều của YA

* Vẽ biểu đồ mômen và xác định các mặt cắt nguy hiểm

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Tính sức bền cặp bánh răng 36/36 của cơ cấu Noorton :

a) Tính môđun theo sức bền uốn:

                

     Với :     N  :  Công suất trên trục ;  N = Ntc .h

                  Ntc  = 10KW

                 h: Hiệu suất truyền động: h =   h3ổlăn . h4BR .

       hổlăn   = 0,99  ;  hBR   =  0,97

        Þ  N = 7,3.0,993.0,974 = 6,3 (kW)

              n : Số vòng quay của bánh răng:  n = 1083(v/p)

             = 610   lấy =6

            K : Hệ số tải trọng, lấy K = 1,3

            y : Hệ số dạng răng,tra trong chi tiết máy y =3,75

            Z : Số răng (Z=36)

            chọn vật liệu là thép 45,theo chi tiết máy có 

      =1,8.HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện =170217HB, lấy HB=180).

          thay vào

Từ đó thay vào công thức tính môđuyn theo uốn:

       theo máy cũ và theo tiêu chuẩn lấy m = 3 .

b) Kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc:

   Theo chi tiết máy, ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thỏa mãn điều kiện sau : stx  =  .  £  [stx]

Trong đó :

      KHa = 1 : Bánh răng trụ răng thẳng

    ZH =   =   = 1,76 ;  hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

    ZM  : Hệ số xét ảnh hưởng của cơ tính vật liệu, tra bảng (6.5) có: ZM = 274  (hai bánh làm bằng thép)

    Ze  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

    Do eb : Hệ số trùng khớp dọc eb = 0  nên Ze  tính theo công thức  sau :

                        Ze  =

    Với ea là hệ số được xác định gần đúng theo công thức :

                      ea = [1,88-3,2.()].1  = 1,702

   Suy ra : Ze  =  =  = 0,875

         T :  Mmômen xoắn trên trục  = 9,55.106. = 55554 (N.mm)

          i   :  Tỉ số truyền  i = 1

          dw : Đường kính vòng lăn ,  dw = m.z = 3.36 = 108  (mm)      

         KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng (6.7) có KHb = 1,05

          bw  : Chiều rộng vành răng ,   bw = 14 (mm)

          Với aw : Khoảng cách trục,     aw  =  = 108 (mm)

         KHv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

                   KHv = 1 +

     Với các thông số :

            nH : cường độ tải trọng động  ;  nH = dH.g0.v.. Tra bảng (6.15) với răng thẳng HB < 350 không vát đầu răng

           dH : ảnh hưởng sai số ăn khớp  dH  = 0,006

           g0 : ảnh hưởng của sai lệch bước răng , bảng (6.16) có g0 = 56

           v : Vận tốc vòng ;    v =  =  = 6,12 (m/s)

ÞnH = 0,006.56.6,12.  = 21,3

Þ     KHv = 1 +   » 1,276 Suy ra :

     sH  =  .  = 569,7 (MPa)

 : ứng suất tiếp xúc cho phép, giá trị của  có thể tính theo công thức                       

     aw : Khoảng cách trục, aw  =  = 108 (mm) Các giá trị khác như trên. Thay số vào công thức 639 (MPa)   

   Như vậy : sH   <  [sH]  Þ  cặp bánh răng trụ 36/36 đảm bảo về độ bền tiếp xúc.

c)  Tính trục cơ cấu Noorton:

    Trục mang khối bánh răng Noorton và ly hợp , ta tính khi trục làm việc không qua ly hợp và có ăn khớp bánh răng  Z = 36

* Tính sơ bộ chiều dài trục:

   + Sơ bộ ta lấy L= 260 (mm) ;

   + Tính ngoại lực tác dụng lên trục và các chi tiết trên trục:

 - Công suất trên trục :  N =6,3(kW)

 - Số vòng quay trục chọn   :  = 1083(v/p)

 - Mômen xoắn trên trục  :  =55554(N.mm)

Lực tác dụng trong ăn khớp :

         

-Tính phản lực gối tựa:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Chương III : THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN

I.    CHỨC NĂNG VÀ YÊU CẦU ĐỐI VỚI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN (HTĐK) HỘP TỐC ĐỘ.

1.  Chức năng.

Điều khiển để thay đổi tốc độ của trục chính theo yêu cầu để đật được tốc độ cắt phù hợp.

2.  Yêu cầu:

-  Đảm bảo độ chính xác tin cậy.

-  Điều khiển dễ dàngvà an toàn.

-  Điều khiển nhẹ nhàng, an toàn, dễ nhớ.

II.CHỌN HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN.

1.       Phân tích các cơ cấu chấp hành.

Phương án không gian biến hình: (2x3)x[(2x2x1) +1]

Cơ cấu chấp hành là các khối bánh răng di trượt bao gồm:

-  Khối A là khối bánh răng di trựơt hai bậc trên trục III

-  Khối B là khối bánh răng di trựơt ba bậc trên trục IV

-  Khối C và D là khối bánh răng di trựơt hai bậc trên trục V

-  Khối E là khối bánh răng di trựơt hai bậc trên trục VIII

-  Khối M là khối bánh răng di trựơt hai bậc trên trục IX

-  Khối N là khối bánh răng di trựơt hai bậc trên trục III

2. Chọn HTĐK và phương pháp điều khiển.

Chọn HTĐK bằng tayvà phương pháp tập trung. Dựa vào sự bố trí các trục của hộp tốc độ ta phân chia ra các cụm điều khiển sau:

- Cụm 1: điều khiển gạt các khối bánh răng A và B.

- Cụm 2: điều khiển gạt các khối bánh răng C,D và E.

- Cụm 3: điều khiển gạt các khối bánh răng M và E.

- Cụm 4: điều khiển gạt các khối bánh răng N và E.

Ngoài ra đóng mở ly hợp ma sát và đảo chiều quay trục chính do cần khởi động thực hiện.

III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC PHẦN CỦA HTĐK CỤM  2X3.

1. Hành trình gạt:

-  Khối bánh răng di trượt A có hai vị trí gạt trái và phải với hành trình gạt LA.

- Khối bánh răng di trượt B có ba vị trí gạt trái, giữa và phải với hành trình gạt LB.

Các hành trình gạt được xác định trên bản vẽ khai triển:

                                      LA=LB =50mm

 
 

 

 

 

 

                              LA                                                     2LB

2. Bảng hành trình gạt:                       

                                     

                                         

 

                                                                                                Đồ thị vòng quay

 

 

 

 

 

- Khối A có hai vị trí ăn khớp trái và phải.

- Khối b có ba vị trí ăn khớp trái , giữa và phải.

Dựa vào đồ thị vòng quay ta có bảng điều khiển:

         

 

Tốc độ

Khối A

Khối B

n1= n0 . u1.u3

P

G

n2 = n0 . u2.u3

T

G

n3 = n0 . u1.u4

P

T

n4= n0 . u2.u4

T

T

n5= n0 . u1.u5

P

P

n6= n0 . u2.u5

T

P

 

3. Chọn nguyên lý điều khiển và các phần tử chính của HTĐK:

Từ bảng điều khiển ta có nhận xét:

- Để có được 6 tốc độ n14n6 thì các khối bánh răng A và B phải có 6 lần xác định vị trí.

- Khối B có chu kỳ gạt : 2G ®2T®2P

- Khối A có chu kỳ gạt : P®T®P®T®P®T

Do vậy để điều khiển khối B, ở đây ta dùng cơ cấu đĩa lỗ bao gồm 6 lỗ lệch tâm, các lỗ đặt cách đều nhau , mối lỗ ứng với một tốc độ cần đạt.

Để điều khiển khối A ta dùng phương án điều khiển cơ khí tập trung, điều khiển khối A và B trên cùng một tay gạt. Do vậy cứ ứng với một vị trí kép của B phải có hai vị trí khác nhau của A (P và T). Do khối A không có vị  trí G nên ở đây ta không thể dùng cở cấu đĩa lỗ để điều khiển mà chỉ có thể điều khiển bằng cơ cấu đĩa cam rãnh. Khi bán kính cam thay đổi (kỳ đi xa và kỳ về gần) sẽ xác định được vị trí T hay P của khối A.

Do phân tích ở trên, ở đây ta dùng phương an điều khiển tập trung: điều khiển hai khối A và B trên cùng một tay gạt. Do vây ta phải lắp đĩa lỗ lệch tâm và đĩa cam rãnh đồng trục.

+ Sơ đồ phối hợp cơ cấu:

 

 

 

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Tay gạt.

5. Càng gạt kbối B

2. Trục dẫn.

6. Trục cho đĩa 4 và 7

3. Bánh răng trung gian.

7. Đĩa cam điều khiển khối A

4. Bánh răng lắp chốt lệch tâm

8. Càng gạt khối A

+ Nguyên lý điều khiển:

Khi tác dụng lực lực làm quay càng điều khiển 1, thông qua trục dẫn làm quay bánh răng 3 và 4 kéo theo càng gạt 5 gạt  khối B vào các vị trí ăn khớp, đồng thời nhờ trục 6 làm đĩa cam 7 quay, con lăn lắp trong càng gạt L chạy trong rãnh đĩa cam, do lượng nâng bán kính làm càng  8 lắc một góc. Nhờ bộ phận khuếch đại của càng 8làm khối bánh răng A dịch chuyển đủ chiều dài cần thiết của hành trình gạt.

Từ nguyên lý này ta chọn kêt cấu cụ thể của càng gạt, của HTĐK còn lại.

Xác định kết cấu chủ yếu của các khần tử điều khiển :

+ Đĩa lắp chốt lệch tâm:

ta có góc quay j= 60o

Þ Rl =

Chọn đường kính chốt : Zc = 10mm

 Þ đường kính tối thiểu của đĩa lỗ là:

dđ = 2.Rl+ Zc = 2.57,7+10 =125,5mm

Chọn đĩa là bánh răng Z60 và có m=2

                                                                                                   

                                                                                                   LB

+ Đĩa cam rãnh:

Chọn cơ cấu càng gạt có hệ số khuếch

đại Ux=5 . Vậy để đảm bảo gạt đủ hành trình  thì : LA= Hcam. Ux 

Hcam = Rmax - Rmin :  lượng nâng của cam               

Þ  

Þ Rmax = Rmin =10mm

Để đảm bảo điều kiện áp lực tác dụng lên cơ cấu không quá lớn ta chọn:

  Rmin = 28mm

 Þ Rmax= Rmin +Hcam  = 28 + 10 = 38mm

Þ Từ đó ta vẽ được biên dạng cam

Chọn bề dầy rãnh cam bằng b =12 mm

Þ đường kính đĩa cam:

dđc= 2. (Rmax + b/2 + D)

D: khoảng cách từ mép ngoài rãnh tới mép ngoài đĩa: D =6mm

Þ  dđc= 2. (38 + 12/2 + 6)=100mm

Để dẫn động cho cơ cấu điều khiển và phù hợp với kết cấu của hộp ta dùng các bánh răng trung gian có số răng Z=60 ; m=2 ăn khớp với bánh răng của đĩa có lắp chốt lệch tâm.

 

STT

Ký hiệu

Tên gọi

S.lg

K.lg

Vật liệu

Ghi chú

1

 

Thân hộp tốc độ

1

 

Gang GX 15 -32

 

2

 

Tay gạt ĐK khối C, D và E

1

 

 

 

3

 

Trục dẫn ĐK khối C và D

1

 

Thép 45

 

4

 

Trục dẫn ĐK khối E

1

 

Thép 45

 

5

 

Trục dẫn ĐK khối N

1

 

Thép 45

 

6

 

Tay gạt ĐK khối N

1

 

 

 

7

 

Tay gạt ĐK khối M

1

 

 

 

8

 

Trục dẫn ĐK khối M

1

 

Thép 45

 

9

 

Tay gạt ĐK khối A và B

1

 

 

 

10

 

Trục dẫn ĐK khối A và B

1

 

Thép 45

 

11

 

Khối bánh răng thay thế

2

 

Thép 45

 

12

 

Trục IX

1

 

Thép 45

 

13

 

Trục trung gian xích cắt ren

1

 

Thép 45

 

14

 

Trục VIII

1

 

Thép 45

 

15

 

Đai ốc hãm

2

 

Thép CT3

 

16

 

Then bán nguyệt

2

 

Thép CT6

 

17

 

Trục IV

1

 

Thép 45

 

18

 

Trục III

1

 

Thép 45

 

19

 

Bánh đai

1

 

Thép 45

 

20

 

Đai ốc hãm bánh đai

1

 

Thép CT3

 

21

 

Trục I

1

 

Thép 45

 

22

 

Ly hợp ma sát đĩa

1

 

 

 

23

 

Càng gạt khối B

1

 

Thép 45

 

24

 

Càng gạt khối C

1

 

Thép 45

 

25

 

Càng gạt khối D

1

 

Thép 45

 

26

 

Trục phanh

1

 

Thép 45

 

27

 

Trục VI

1

 

Thép 45

 

28

 

Trục VII (Trục chính)

1

 

Thép 45

 

29

 

Ổ đũa đỡ hai dãy

1

 

 

 

 

KẾT LUẬN

     Sau một thời gian tương đối dài được sự tận tình hướng dẫn của thầy …………, và các thầy trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng của bản thân, đồ án Thiết kế máy kim loại của em đến nay đã hoàn thành. Trong quá trình thiết kế mặc dù đã cố gắng, tuy nhiên do kinh nghiệm thiết kế thực tế còn nhiều hạn chế do vậy khi thiết kế chắc chắn không thể tránh được những thiếu sót. Em rất mong nhận được sự chỉ bảo tận tình của các thầy giáo cùng các bạn đồng nghiệp để đồ an của em được hoàn thiện hơn.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1.Tính toán thiết kế máy cắt kim loại :

Tác giả: Phạm Đắp-Nguyễn Đức Lộc -Phạm Thế Trường-Nguyễn Tiến Lưỡng.

2.Máy công cụ (2 tập)

Tác giả: Phạm Đắp-Nguyễn Hoa Đăng

3.Tính toán thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí.

Tác giả: Trịnh Chất -Lê Văn Uyển.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

hỗ trợ trực tuyến
doanchatluong.vn


"Doanchatluong.vn" lấy "chất lượng" làm thước đo của sự tồn tại và phát triển.
Chỉ những đồ án/tài liệu thực sự đảm bảo chất lượng chúng tôi mới đăng lên website.
Bản quyền thuộc về Đồ án chất lượng.vn