LỜI NÓI ĐẦU

     Một trong những nội dung đặc biệt quan trọng của cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật trên toàn cầu nói chung và với sự nghiệp công nghiệp hoá, hiện đại hoá đất nước ta nói riêng hiện nay đó là việt cơ khí hoá và tự động hoá quá trình sản xuất. Nó nhằm tăng năng xuất lao động và phát triển nền kinh tế quốc dân. Trong đó công nghiệp chế tạo máy công cụ và thiết bị đóng vai trò then chốt . Để đáp ứng nhu cầu này, đi đôi với công việc nghiên cứu,thiết kế nâng cấp máy công cụ là trang bị đầy đủ những kiến thức sâu rộng về máy công cụ và trang thiết bị cơ khí cũng như khả năng áp dụng lý luận khoa học thực tiễn sản xuất cho đội ngũ cán bộ khoa học kỹ thuật là không thể thiếu được. Với những kiến thức đã được trang bị, sự hướng dẫn nhiệt tình của các thầy giáo cũng như sự cố gắng cuả bản thân. Đến naynhiệm vụ đồ án máy công cụ được giao cơ bản em đã hoàn thành. Trong toàn bộ quá trình tính toán thiết kế máy mới "Máy tiện ren vít vạn năng"có thể nhiều hạn chế. Rất mong được sự chỉ bảo của các thầy giáo và cộng sự.

    Em xin chân thành cám ơn!

                                                      …..,ngày…tháng…năm 20…

                                                    Sinh viên thực hiện       

                                            ......…....…………

Chương 1

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ MÁY TIỆN

1.1 Tính thông số còn lại:

Theo đề bài ta cần tính toàn hộp tốc độ với các thông số đã biết là:

                     nTC= 12,5 ¸  2000 vòng/phút;  Z = 23.

Do dãy tốc độ tuân theo quy luật cấp số nhân với công bội  j nên ta có:

                                                   n₁ = n_min  (vg/ph)

                                                   n₂ = n₁. j

                                                   n₃ = n₂. j = n₁. j²

                                                                   ...................

                                                   Þ   n_z =  n₁. j      

          Ta chọn j = 1,26 theo tiêu chuẩn.

1.2 Tính dãy tốc độ theo lý thuyết

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

                                                                                                               Bảng 1-1

1.3 Phân tích chọn phương án không gian ( PAKG )

          Do ZTC= 23 là số nguyên tố không thể phân cấp được nên ta sử dụng =24. Sau khi tính toán ta sẽ chọn 23 tốc độ nằm trong giới hạn Z = 12,5 ¸ 2000 vg/phút.

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

          =24 = 24 x 1 = 12 x 2 = 6 x 4 = 6 x 2 x 2 = 2 x 3 x 2 x 2

 Do tỉ số truyền phải thỏa mãn     £ i £  2 nên ta có số nhóm truyền tối thiểu là

          imingh= 4eq \l(\o\ac(x,   =   Þ    Þ  x = 3,43

 Þ Chọn x = 4. Vậy với số nhóm truyền tối thiểu bằng 4 ta tạchỉ chọn một trong các phương án không gian sau :   

= 2 x 3 x 2 x 2 = 3 x 2 x2 x2 = 2 x 2 x 3 x 2 = 2 x2 x 2 x3

1.4 Lập bảng chọn vị trí các nhóm truyền của phương án không gian:

          Dựa trên các yếu tố so sánh sau để chọn phương án bố trí nhóm truyền của phương án không gian:

- Tổng số bánh răng của hộp tốc độ, tính theo công thức.

          Sz= 2.( P1+ P2+ ….+ Pj)

          Với Pjlà số tỷ số truyền trong một nhóm truyền.

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

          Str= 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:

- 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:

                                                                                                              Bảng 1-2

Từ bảng so sánh trên ta chọn phương án không gian là:

=24 = 2 x 3 x 2 x 2.

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 MMaxtrên 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 Þ 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

 Nhận xét: Tất cả các phương án trên đều có j > 8 không thỏa mãn điều kiện

  £  j  £ 8

          Do đó để chọn phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm số trục trung gian hoặc tách ra làm hai đường truyền.

 - Ta chọn 2 phương án cơ bản có j nhỏ nhất là j  = 16 để vẽ và so sánh:

          + Phương án 1:   PAKG    2 x 3 x 2 x 2

                                     PATT    I    II   III  IV

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

Ta có lưới kết cấu sau:

Hình 1.1

+ Phương án 2:  PAKG    2 x 3 x 2 x 2

                                    PATT    I    III   II   IV

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

Ta có lưới kết cấu sau:

Hình 1.2

Ta thấy phương án 1 lưới kết cấu có hình rẻ quạt với lượng mở đều đặn và tăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn. Nên ta chọn phương án thứ tự cuối cùng là phương án 1.

 Cụ thể như sau :               

                                                  PATT    I    II   III   IV

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

          Để đảm bảo j £ 8 ta phải thu hẹp lượng mở tối đa từ j = 12 xuống      j = 6. Do thu hẹp lượng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm. Ta có số tốc độ thực tế là: Z1= 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 truyền tốc độ cao.

          PAKG của đường truyền này là   Z2= 2 x 3 x 1 = 6 tốc độ.

          Như vậy PAKG của hộp tốc độ là Z = Z1+ Z2= 24 + 6 = 30.

          Do khi giảm lượng mở từ j = 12 xuống j = 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 n19trùng với n18. Do đó số tốc độ thực của hộp tốc độ là:

Z = 30 - 6 - 1 = 23 tốc độ.

- Do tốc độ n18= n19= 630 (vòng/phút), đây là tốc độ cắt rất hay dùng trong thực tế. Do có n18= n19, 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:

Hình 1.3

1.6 Vẽ đồ thị vòng quay:

- Ta có giới hạn tỷ số truyền trong hộp tốc độ: .

 Với j =1,26 thì để tỷ số truyền đảm bảo điều kiện thì:

Þ   khi giảm tốc lượng mở tối đa phải nhỏ hơn 6.

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

          Þ   khi tăng tốc lượng mở tối đa phải nhỏ hơn 3.

- Chọn số vòng quay động cơ: chọn nđc= 1450 vg/phút.

          Do giá tị của nđcnằm 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 bảo góc ôm của bộ truyền đai nằm trong phạm vi cho phép.

Tham khảo máy tương tự ta chọn:   no= n19= 800,9 vg/phút.

- Do trên trục thứ nhất của hộp tốc độ ta phải lắp ly hợp ma sát trong lòng các bánh 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 phải tăng 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:

Hình 1-4

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

- Tính số răng của nhóm truyền thứ nhất

          Ta có:

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 18.

          Chọn Zmin= Z2= 17   Þ

          Chọn E = 5 Þ  ( răng )

Þ

Þ

- Tính số răng của nhóm truyền thứ hai

Ta có:                          

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 108.

          Chọn   Þ

          Chọn E = 1Þ  ( răng )

Þ

Þ

Þ

- Tính số răng của nhóm truyền thứ ba

Ta có:                

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 10.

                Chọn Þ

                     Chọn E = 11 Þ  ( răng )

               Þ

               Þ

- Tính số răng của nhóm truyền thứ tư

           Ta có:           

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 10.

                    Chọn Þ

                    Chọn E = 11 Þ  ( răng )

                  Þ

                      Þ

- Tính số răng của nhóm truyền thứ năm

                      Ta có:

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 3

                 Þ

Chọn E = 27 Þ  ( răng )

- Tính số răng của nhóm truyền thứ sáu

                      Ta có:

Ta có bội số chung nhỏ nhất của các tổng fi+ gilà: K= 18

               Þ

Chọn E = 6 Þ  ( răng )

Từ số liệu tính toán trên ta có bảng thống kê như sau:

                                                                                                                   Bảng 1-4

1.8 Vẽ sơ đồ động hộp tốc độ:

Hình 1-5

1.9 Tính sai số vòng quay

- Ta có phương trình xích động như sau:    

 Trong đó:                  nđ/cơ= 1440 vòng/phút.

 Dựa vào máy tương tự ta chọn:

 Þ   no= 1440.0,985. = 791 vòng/phút.

Tính sai số vòng quay theo công thức:

          Trong đó: n - số vòng quay trục chính tính theo j .

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

          Sai số 

                                                                                                          Bảng 1 -5

Ta có đồ thị sai số vòng quay như sau:

Hình 1- 4

Từ đồ thị sai số vòng quay ta thấy  nằm trong phạm vi cho phép nên khôngphải tính lại các tỷ số truyền.

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 t_p = 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 D_p = 96 ¸ 1

Tra bảng ren tiêu chuẩn ta có giá trị của các thông số ứng với các nhóm ren cần cắt như sau :

 - Ren quốc tế: tp= 1 ¸ 192  (mm)    

t_p = 1-1,25-1,5-1,75-2-2,25-2,5-3-3,5-4-4,5-5-5,5-6-7-8-9-10-11-12-14-16-18-20-22-24-28-32-36-40-44-48-56-63-72-80-88-96-112-138-192.

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

          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: tp= p.m

          m = 0,5-1,25-1,5-2-2,25-2,5-3-3,5-4-4,5-5-5,5-6-7-8-9-10-11-12-14-16-18-20-22-24-28-32-36-40-44-48.

 - Ren pitch: Số môdun trên một tấc Anh - tp=  4.(

          Dp= 0,5-1,25-1,5-2-2,25-2,5-3-3,5-4-4,5-5-5,5-6-7-8-9-10-11-12-14-16-18-20-22-24-28-32-36-40-48-56-64-72-80-88-96.

2.2 Lý luận chọn cơ cấu trong hộp chạy dao

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

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

          Với những bảng ren có 8 cột:

-         Nếu hộp trục chính không có cơ cấu khếch đại, ta dùng cơ cấu mêan gián tiếp, tuy nhiên độ cứng vững của cơ cấu này không cao.

-         Nếu hộp trục chính có cơ cấu khếch đại, ta dùng nhóm bánh răng di trượt và cơ cấu mêan.

 Với những bảng ren có 4 ¸ 5 hàng và 3 ¸ 4 cột, ta có thể dùng bánh răng di trượt là icscòn Igblà cơ cấu mêan.

2.3 Sắp sếp bảng ren:

          Với giá trị các thông số tương ứng của bốn nhóm ren cần cắt ở trên ta sẽ đi sắp xếp để tạo thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội để từ đó đi tính toán thiết kế các nhóm này. Bảng sắp xếp ren được trình bày trong bốn bảng dưới đây.

a. Bảng ren quốc tế: tp= 1 ¸ 192 (mm)

                                                                                                         bảng 2-1

b. Bảng ren môdun: m = 0,5 - 48

                                                                                                                Bảng 2-2

c. Bảng xếp ren Anh: tp= 24 ¸ 1  

                                                                                                               Bảng 2-3

 d. Bảng xếp ren Pitch: Dp= 96 ¸ 1

                                                                                                               Bảng 2-4

Ta thấy bảng xếp ren có 7 hàng nên ta chọn cơ cấu nooctong để giảm chiều dài của trục. Để tính toán cơ cấu nooctong ta lấy nhóm có igb=1, chọn số răng các bánh răng trong cơ cấu nooctong tốt nhất trong khoảng : 21 £  Z £  60.

 Cách thiết kế như sau: giả sử gọi Z1, Z2, Z3, ... là số răng của các bánh răng thuộc cơ cấu nooctong ta có:

- Để cắt ren quốc tế thì:

Z₁ : Z₂ : Z₃: Z₄ : Z₅ : Z₆ = 7 : 8 : 9 : 10 : 11 : 12

                                   = 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

Ta dùng cơ cấu nootong cho nhóm ren quốc tế và lấy làm chuẩn cho 4 loại ren.

- Để cắt ren môdun thì:

Z₁ : Z₂ : Z₃: Z₄ : Z₅ : Z₆ = 7 : 8 : 9 : 10 : 11 : 12

                                   = 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

- Để cắt ren Anh:

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

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

- Để cắt ren Pitch :

 Z₁ : Z₂ : Z₃: Z₄ : Z₅ : Z₆        = 7 : 8 : 9 : 10 : 11 : 12

                                           = 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

     Vậy cơ cấu nootong có 6 bánh răng là

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

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 :

          1 vgtc (VI) .

          Dựa vào đường truyền được biểu diễn ở trên ta có thể tính được các tỷ số truyền khếch đại như sau :

i₁ =  ;      i₂ =

i₃ = ;       i₄ =

Vì i₂ = i₃ = 8 do đó ta chỉ còn có ba tỷ số truyền khếch đại là 2, 8, 32

Hình 2.1

2.5 Tính toán thiết kế nhóm gấp bội

          Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền với j = 2, nhưng trị số cụ thể sẽ phụ thuộc vào việc ta chọn cột nào trong bảng xếp ren làm nhóm cơ sở. Ở đây ta chọn cột 7 ¸ 12 trong bảng xếp ren quốc tế làm nhóm cơ sở thì các tỷ số truyền nhóm gấp bội là:

a. Chọn phương án không gian:

          Ta có Z = 4 = 4 x 1 = 2 x 2

          Ta có bảng so sánh phương án không gian như sau:

  Bảng 2-5

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:

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

                                                                                                         Bảng 2-6

- Với mỗi phương án trên ta có lưới kết cấu như sau:

                        PA1                                                                 PA2 

                         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:   

Hình 2.4

Kiểm tra lại các tỉ số truyền:

Ta có :                                

          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:                           

          Þ Bội số chung nhỏ nhất của fi+ gilà K = 6.

                    Chọn  Þ  

          Chọn E = 9 Þ  ( răng )

                          Þ   

                          Þ   

- Tính số răng cho nhóm truyền thứ 2:

          Ta có:                            

                    Þ Bội số chung nhỏ nhất của fi+ gilà K = 10.

               Chọn  Þ  

                    Chọn E = 9 Þ  ( răng )

 Þ   

Þ   

          Tuy nhiên, hộp chạy dao gồm hộp icsvà hộp có igbghép lại với nhau. Trong        đó hộp thực hiện icsđược chế tạo trước, khoảng cách giữa các trục trong nhóm Icsđược 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 igbbằng khoảng cách trục       giữa các nhóm truyền trong icsta chọn lại số răng của các bánh răng trong nhóm gấp bội. Tham khảo máy tương tự ta chọn các bộ truyền như sau:

 Þ  sai số tỷ số truyền là  

 Þ  sai số tỷ số truyền là  

 Þ  sai số tỷ số truyền là  

 Þ  sai số tỷ số truyền là  

 Þ Vẫn đảm bảo các tỷ số truyền. 

          Ta có đồ thị vòng quay:

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 icốđịnh. Trong đó icddùng nối trục I với trục II của cơ cấu nooctong, khi thực hiện xích chủ động hoặc xích bị động ta phải tính ibù. Muốn vậy ta phải lấy một số bất kỳ ở bảng ren, ví dụ chọn tp= 6 ứng với igb= 1/2. Dựa vào máy tương tự 1K62, bước vít me

tx= 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:

Trong đó:       ics- là tỷ số truyền nhóm cơ sở.

                          igb- là tỷ số truyền nhóm gấp bội

                          ibù- tỷ số truyền còn lại bù vào phương trình xích động

                                      ibù= itt. icd          

                          itt- tỷ số truyền cặp bánh răng thay thế.

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

Vậy ta có phương trình xích cắt ren như sau:

                              Þ

                   Theo máy 1K62 ta có  Icd=  Þ 

- Cặp bánh răng này còn dùng khi cắt ren anh, nhưng cơ cấu nootong phải ở vị trí bị  động. Để tính icdta cần tính thử cắt ren Anh có n = 5 ren/inch, khi đó ta có các giá trị sau:

           tp=  ;   ics= ; igb= ; tx=12.   

Phương trình xích động như sau:

 - Với icd=   ta cũng dùng để cắt ren pitch v× ren Anh vµ ren Pitch ®Òu ®i theo con ®­­êng Noocton bÞ ®éng nh­­ng l¹i víi hai bé b¸nh r¨ng thay thÕ kh¸c nhau. §Ó t×m b¸nh r¨ng thay thÕ c¾t ren Pitch ta tÝnh c¾t thö ren Pitch cã D_p=8 Þ t_p=; i_gb=1; i_c®=

          Ta có: 25,4 = ; p =

           ( sai số 0,01% )

2.7 Kiểm tra bước ren theo xác suất nhất định.

            Sai số bước ren khi ren gia công trên máy và ren của vít me dọc không cùng hệ, để giảm sai số ta lấy các phân số gần đúng nhất với 25,4 và p . Ta chỉ cần tính một bước ren cho một hệ.

- Kiểm tra ren quốc tế:

          Chọn tp= 10 mm ; ics=   ; igb= ; itt=   ; tx= 12 mm; i_c®=

          Phương trình xích cắt ren:

           Ta có sai số

- Kiểm tra ren môdul:

          Chọn ; ; ; ; i_c®= ;

          Phương trình xích cắt ren:

          Þ sai số

- Kiểm tra ren Anh

          Chọn K = 9 ; ; ; ;  ; i_c®=

Phương trình xích cắt ren:

                             Sai số số

- Kiểm tra ren pitch

          Chọn D = 10 ; ; ; ;  ; i_c®=

Phương trình xích cắt ren:

                             Sai số số

2.8 Xác định thông số chạy dao tiện trơn:

          Lượng chạy dao Smin= 2.Smin= 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 hợp siêu 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 :

1 vgtc . i_tt . i_cđ .i_cs . i_gb. (1)

          1 vgtc . i_tt . i_cđ .i_cs . i_gb.  (2)

          - Với :        

          Thay vào (1) ta có : ( mm/vòng)

          -Với :

          Thay vào (2) ta có : ( mm/vòng)

          Như vậy và  đảm bảo yêu cầu.

Chương 3

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:

3.1.1. Chế độ cắt gọt cực đại:

            Theo kinh nghiệm thì các giá trị: s, t, v đ­ợc tính bằng công thức sau:

t_max = C.

            Trong đó: C = 0,7 đối với thép.

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

            Suy ra:                 t_max = 0,7.1,5 mm

             Mặt khác,                t_min = ().t_max ;

                                             S_max = ().t_max ;

                                             S_min = ().S_max ;

                                             V_­min = ;

                                             V_­max = ;

3.1.2 Chế độ cắt gọt tính toán:

            Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ n_{min ­} tới n_max , Z cấp tốc độ khác nhau. Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ S_min đến S_max cũng có Z cấp khác nhau, tại các vị trí n_min, S_min, máy làm việc với M_xmax. Do đó, phải xác định n_tính theo công thức:

n_tính = n_min.

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 P_x, P_y và P_z, từ đó ta có thể tính các lực thành phần theo công thức:

                  P_x = c.t^x.s^y với c = 650; x = 1,2; y = 0,65;

                  P_y = c.t^x.s^y với c = 1250; x = 0,9; y = 0,75;

                   P_z = c.t^x.s^y với c = 2000; x = 1; y = 0,75;

a. Chế độ cắt thử có tải:

    - Thông số chế độ cắt:

          Đ­ường kính phôi f115mm.

          Chiều dài chi tiết l = 2000 mm

          Vật liệu phôi là thép 45.

          Độ cứng bề mặt phôi HRB = 207.

          Vật liệu dao cắt thép gió P18.

    Tốc độ trục chính n = 40^v/_p.

    B­ớc tiến dao s = 1,4^mm/_vòng.

    Chiều sâu cắt t = 6mm.

    - Từ đó ta xác định các lực thành phần:

          P_x = 650.6^1,2.1,4^0,65 = 6945 (N).

          P_y = 1250.6^0,9.1,4^0,75 = 8069 (N).

          P_z = 2000.6¹.1,4^0,75 = 15444 (N).                                 Hình 3.1

   -  Ta có lượng chạy dao Q đ­ược tính theo công thức:

          Q = kP_x + f(P_z + G)

  Với:

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

f = 0,15 ¸0,18 (ta lấy là 0,16).

G = 2500N là trọng l­ượng phần dịch chuyển.

Þ Q = 1,15.6945 + 0,16(15444 + 2500) = 10858 (N).

 b. Thử công suất N:

Thông số chế độ cắt:

                     Đ­ường kính phôi:             f70mm.

                      Chiều dài phôi:               l = 350mm.

                      Vật liệu phôi:                             thép 45.

                      Vật liệu dao:                             T15K6.

                      Vòng quay trục chính:    n = 400  ^v/_ph.

                      L­ợng chạy dao:               S = 0,39 ^mm/_vòng.

                      Chiều sâu cắt:                           t = 5mm.

Từ đó ta xác định các lực thành phần:

                       P_x = 650.5^1,2.(0,39)^0,65 = 2431 (N).

                       P_y = 1250.5^0,9.(0,39)^0,75 = 2626 (N).

                       P_z = 2000.5¹.(0,39)^0,75 = 4935 (N).

-  Ta có lực chạy dao Q đ­ược tính theo công thức:

                             Q = kP_x + f(P_z + G)

          Với:

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

f = 0,15 ¸0,18 (ta lấy là 0,16).

G = 2500N là trọng l­ượng phần dịch chuyển.

Þ 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 công suất cắt N_c, công suất chạy không N_o, công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh h­ưởng đến sự làm việc của máy N_p. Ta có:

N_đc = N_c + N_o + N_p

  Ta lần l­ợt tính các thành phần công suất trong công thức trên để từ đó có thể tính đ­ợc công suất của động cơ.

  a.Công suất cắt:

N_c =  (kW)

          Trong đó:

                       P_z        : là lực cắt chọn, ta lấy P_z = 4935 (N).

v(^m/_ph) : là tốc độ cắt t­ơng ứng với P_z.

Với n = 400^v/_ph, d=70 mm

 Ta có:

                    v =  87,96 ^m/_ph.

                       Þ N_c =  = 7,23 (kW).

           Do công suất cắt th­ờng chiếm 70¸80% công suất động cơ nên ta tính gần đúng công suất động cơ theo công suất cắt:

N_đc =  (kW)

          Với hiệu suất chung truyền dẫn h = 0,75 ta có:

                                 N_đc =  = 9,64 (kW).

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

 b.Công suất chạy dao:

           Ta tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính

N_đcS = K.N_đcV

 Với K = 0,04 ta có:

                                                   N_đcS = 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 độ trục tính toán theo công thức:

                                 n_tính = n_min (^v/_ph)

          + Công suất trên từng trục:

N_trục = N_đc.h (kW)

           Với h là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. h = Õh_i với h_i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có:

                        h_đai = 0,985; h_br = 0,95; h_ổ = 0,995; h_tc = 0,88.

           + Mômen xoắn tính toán trên từng trục:

                             M_{x tính} = 716200 (Nmm)

           + Đ­ường kính sơ bộ của các trục:

d_{sơ bộ} = C (mm); chọn C = 120.

  Từ đó ta có bảng tính toán động lực:

 Bảng 3-1

 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 tăng hay 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 được mômen xoắn trên trục theo công thức sau :

                                      M_x = 9,55.10⁶.( N.mm )

          Qua kết quả tính toán ta lập được bảng sau :

Bảng 4-1

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 sẽ rất 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 :

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 vào đầu trục chính sẽ là :

Hình 4.2

Ta tính mômen đối với điểm B :

                                                V_A1 . L – P_Z .l₂ = 0

                                                Hay V_A1 =

Trong đó   L : là chiều dài lớn nhất của phôi có thể gia công được trên máy ta                                                                    lấy L = 2000 ( mm )

                   l₂ = L – l₁ với l₁ = = 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 :                   ( 1 )

          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 :

Hình 4.3

          Nếu ta coi đầu cặp vào mâm cặp như bị ngàm thì sơ đồ tính toán lực tác động vào đầu trục chính sẽ là :

Hình 4.4

Khi đó xét phương trình hình chiếu của các lực nên phương Z ta có :

                             Hay    V_A2 = P_Z  ( 2 )

Từ ( 1 ) và ( 2 ) ta nhận thấy rằng  V_A2 > V_A1 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 :

                   Và    

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 :

                                         Hình 4.5

Lực tác dụng từ các bánh răng lên trục chính được tính toán như sau :

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

-         Lực tác dụng từ bánh răng 61 Z = 60 x 2

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

         Vậy ta có :

          Nếu ta phân tích các lực P_v1 và P_r1 thành hai thành phần theo hai phương x và y ta sẽ có :

-  Các lực tác dụng lên trục theo phương y : P_z ; P_r1.sin30^o ; P_v1.cos30^o ; P_r2

-  Các lực tác dụng lên trục theo phương x : P_y ; P_r1.cos30^o ; P_v1.sin30^o ; P_v2

          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 :

Hình 4.6

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 :

Hình 4.7

Trong đó các lực được xác định như sau :

                                       P^’_v = P_v2 = 530 ( N )

                                       P^’_r = P_r2 = 194 ( N )

          P_v = P_v1.cos30^o + P_r1.sin30^o = 15460 . 0,866 + 5628 . 0,5 = 16202 ( N )

          P_r = P_v1.sin30^o + P_r1.cos30^o = 15460 . 0,5 + 5628 . 0,866 = 12604 ( N )

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

Ta lấy mômen đối với điểm B

Vậy   

Xét phương trình hình chiếu của các lực lên phương y ta có :

Hay  

Mặt khác phản lực gối tựa trong mặt phẳng xOz được xác định là :

Ta lấy mômen đối với điểm B

Vậy   

Xét phương trình hình chiếu của các lực lên phương x ta có :

Hay  

Để vẽ được biểu đồ mômen ta đi tính mômen M_x , M_y và M_z tại các mặt cắt đi qua các điểm A, B, C, D và E trên trục

 Cụ thể ta có :

Và

Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen như hình sau :

Hình 4.8

Ta có công thức tính đường kính trục là :

Trong đó :

                    x : là tỷ số giữa đường kính trong và đường kính ngoài

                    ở đây ta lấy x =0,55

                    n : là hệ số an toàn ở đây ta chọn n = 1,5

                    C₁,C₂ : là hệ số phụ thuộc quá trình cắt

                   với máy tiện vạn năng ta chọn C₁ = C₂ = 0,2

                    s_-1 : là ứng suất mỏi của vật liệu được lấy bằng 0,4. s_b

Ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45

                   Vậy s_b  = 60 KG/mm² = 60.10⁷ N/m²

                   Thì s_-1 = 0,4.60.10⁷ = 24.10⁷ N/m²

                          s_T : Là giới hạn chảy của vật liệu

                   Ta lấy s_T = 30 KG/mm² = 30.10⁷ N/m²

                   Ks , Kt : là hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng kích thước

                   Ta lấy Ks = Kt = 1,8

Và

Từ đó thay vào công thức ta có :

Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 0,09 ( m) = 90 ( mm )

4.1.3 Kiểm nghiệm độ cứng vững của trục.

          Như đã lý luận ở trên khi kiểm nghiệm độ cứng vững của trục chính ta sử dụng chế độ cắt tinh để tính toán các lực tác dụng lên trục.

          Cụ thể chế độ cắt tinh như sau :

              - Chiều sâu cắt t = 0,5 ( mm )

              - Lượng chạy dao S = 0,084 ( mm )

          Khi đó các lực tác dụng lên đầu trục chính sẽ được tính là :

Và                       

Lực tác dụng từ các bánh răng lên trục chính được tính toán như sau :

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

-         Lực tác dụng từ bánh răng 61 Z = 60 x 2

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

         Vậy ta có :

          Nếu ta phân tích các lực P_v1 và P_r1 thành hai thành phần theo hai phương x và y ta sẽ có :

-  Các lực tác dụng lên trục theo phương y : P_z ; P_r1.sin30^o ; P_v1.cos30^o ; P_r2

-  Các lực tác dụng lên trục theo phương x : P_y ; P_r1.cos30^o ; P_v1.sin30^o ; P_v2

          Khi đó ta có sơ đồ tính toán như sau :

Hình 4.9

Trong đó các lực được xác định như sau :

                                       P^’_v = P_v2 = 156 ( N )

                                       P^’_r = P_r2 = 105 ( N )

          P_v = P_v1.cos30^o + P_r1.sin30^o = 170 . 0,866 + 60 . 0,5 = 177 ( N )

          P_r = P_v1.sin30^o + P_r1.cos30^o = 170 . 0,5 + 60 . 0,866 = 137 ( N )

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

Ta lấy mômen đối với điểm B

Vậy                       

Xét phương trình hình chiếu của các lực lên phương y ta có :

Hay                               

Mặt khác phản lực gối tựa trong mặt phẳng xOz được xác định là :

Ta lấy mômen đối với điểm B

Vậy                       

Xét phương trình hình chiếu của các lực lên phương x ta có :

          Hay                     

Để vẽ được biểu đồ mômen ta đi tính mômen M_x , M_y và M_z tại các mặt cắt đi qua các điểm A, B, C, D và E trên trục

 Cụ thể ta có :

          Và

Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen như hình sau :

hình 4.10

a. Tính độ võng tại C của trục

- Tính độ võng tại C trong mặt phẳng yOz

          Để tính độ võng tại C của trục chính ta đặt lực đơn vị P_k = 1 tại C và khi đó biểu đồ momen do lực P_k = 1 gây ra được biểu diễn như sau :

Hình 4.11

Ta sử dụng công thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính độ võng tại C

Trị số của các W_i được tính là :

Trị số của các F_i( z_c ) được tính là :

Ta có E = 20.10¹⁰ ( N/m² ) là môđuyn đàn hồi của vật liệu chế tạo trục.

                    J = 0,05.D⁴.( 1 - x⁴ ) là mômen quán tính của mặt cắt ngang tại C.

                   Chọn D = D_min = 75 ( mm ) = 0,075 ( m ) và  x = 0,55

                   Và J = 0,05.0,075⁴.( 1 – 0,55⁴ ) = 14373.10^-10 ( m⁴ )

                   Vậy E.J = 20.10¹⁰.14373.10^-10 = 287460 ( N.m² )

Thay số vào công thức trên ta sẽ có độ võng tại C trong mặt phẳng yOz là :

          -  Tính độ võng tại C trong mặt phẳng xOz

          Tương tự như trên ta đặt lực đơn vị P_k = 1 tại C trong mặt phẳng xOz khi đó  mômen do lực đơn vị gây ra và sơ đồ tính toán như sau :

Hình 4.12

Ta sử dụng công thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính độ võng tại C

Trị số của các W_i được tính là :

Trị số của các F_i( z_c ) được tính là :

Thay số vào công thức trên ta sẽ có độ võng tại C trong mặt phẳng xOz là :

Khi đó độ võng toàn phần của trục chính được tính là :

Thế mà độ võng toàn phần cho phép là

Vậy f_c < [f] hay trục chính đảm bảo yêu cầu về độ võng nhỏ hơn độ võng cho phép.

b. Tính góc xoay tại B của trục chính.

          -  Tính góc xoay tại B trong mặt phẳng yOz

Để tính góc xoay tại B trong mặt phẳng yOz ta đặt một mômen đơn vị   

M_k = 1 tại B.

          Khi đó biểu đồ mômen do mômen đơn vị gây ra và sơ đồ tính toán góc xoay tại B như sau :

Hình 4.13

Ta sử dụng công thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính góc xoay tại B

Giá trị của các W_i được tính là :

Và giá trị của các F_i( z_c ) được tính là :

Với E.J = 287460 N.m² thay số vào công thức trên ta có :

          - Góc xoay tại B trong mặt phẳng xOz

          Để tính góc xoay tại B trong mặt phẳng xOz ta đặt một mômen đơn vị   

M_k = 1 tại B trong mặt phẳng đó. Khi đó biểu đồ mômen do mômen đơn vị gây ra và sơ đồ tính toán góc xoay tại B như sau :

Hình 4.14

Ta sử dụng công thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính góc xoay tại B

Giá trị của các W_i được tính là :

Và giá trị của các F_i( z_c ) được tính là :

Với E.J = 287460 N.m² thay số vào công thức trên ta có :

Vậy góc xoay toàn phần tại B sẽ là :

          Ta có góc xoay cho phép là : [q] = 0,001 ( Rad )

          Vậy trục chính thoả mãn yêu cầu về góc xoay nhỏ hơn góc xoay cho phép.

          Từ những kết quả tính toán ở trên ta rút ra kết luận rằng trục chính của máy thoả mãn yêu cầu về độ cứng vững.

4.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

          Như lý luận ở trên ta đã chọn động cơ theo máy tương tự 1K62 với công suất là : N = 10 kw và số vòng quay n =1450 vg/ph vậy ta có mômen xoắn của trục động cơ sẽ là :

                    T₁ = 9,55.10⁶ .

          Bộ truyền đai có bánh chủ động được lắp trên đầu trục của động cơ và bánh bị động sẽ lắp trên đầu trục I của hộp tốc độ. Theo tính toán ở phần trên thì bộ truyền đai sẽ có tỷ số truyền là : i­_đ = 1,8125

          Vì bánh chủ động lắp trên trục động cơ cho nên số vòng quay của trục dẫn sẽ là n₁ = n_đc = 1450 ( vg/ph )

          Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền là 90^o để cho kích thước máy nhỏ gọn nhất theo mặt phẳng vuông góc với trục chính.

          Từ những dữ liệu cho như trên ta đi tính toán thiết kế bộ truyền đai thang theo trình tự như sau :

a. Chọn loại tiết diện đai

          Với T₁ = 65862 ( N.mm) = 65,8 ( N.m )tra bảng 13.5 sách Chi tiết máy tập II ( CTM ) ta sẽ có ký hiệu tiết diện đai thang là Á và đường kính nhỏ nhất của bánh đai chủ động là d_{1 min} = 125 ( mm )

b. Định đ­ường kính bánh đai 

  Ta có đư­ờng kính bánh đai nhỏ sẽ đ­ược tính là

              d₁ =1,2 d₁ min với d_{1 min} = 125 ( mm )

                    Vậy d₁ = 1,2 . 125 = 150 ( mm )

Theo tiêu chuẩn ta lấy :  d₁ = 150 ( mm )

Ta có đư­ờng kính bánh đai lớn sẽ đ­ược tính là

                              d₂ = i_đ .d₁ .(1-x)

 Đối với đai sợi  xếp ta lấy x = 0,02

          Vậy:            d₂ = 1,8125.150 .(1- 0.02) = 266,4 (mm)

          Ta lấy          d₂ = 265 (mm) 

Vậy số vòng quay thực của bánh bị dẫn đ­ược tính là n^'₂ = (1- x).n₁.

                          n^'₂ = (1- 0,02).1450. = 804,33 (vg/ph)

Và sai số vòng quay được tính là :

                    < 3 ¸ 5 %

 Vậy n^'₂ chênh lệch ít so với n₂ hay ta có thể chọn đai hình thang có tiết diện A với kích thư­ớc các bánh đai là :

                                  d₁ = 150 (mm)

                                  d₂ = 265 (mm)

Vận tốc của đai sẽ đ­ợc tính theo công thức :

Thay số ta có :

c. Tính khoảng cách trục

          Theo bảng (13.16) Sách CTM tập II .Với tỷ số truyền i_đ = 1,8125 tỷ số a/d₁ sẽ đ­ược chọn  là 2,4

Khi đó :

                                   a = 2,4.150 = 360 (mm)

Thử với điều kiện :         2.(d₁+d₂)

Theo bảng (13.3) sách CTM tập II ta có đai tiết diện Á có h = 10,5 (mm)

     Vậy             2.( 150 + 265 ) 

                             Hay  830 (mm )

                   Vậy khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện yêu cầu

d. Tính chiều dài đai

Ta có công thức tính chiều dài đai như­ sau :

                        L = 2a +

Thay số ta có :

                        L = 2 . 360 +

Theo tiêu chuẩn lấy L = 2800 (mm)

e. Tính chính xác khoảng cách trục 

Ta có công thức xác định cách trục

           a=

Thay  số ta có

     a=

       a = 1075 (mm)

f. Tính góc ôm

     Ta có góc ôm  đ­ược tính là

                              = 180⁰-180⁰- 57⁰_.

     Thay số ta có :    = 180⁰ - 57⁰.

                        Vậy >120⁰ thoả mãn yêu cầu

g. Xác định số đai cần  thiết

Ta có công thức xác định số đai cần thiết

                                           x

Với :                [N] = N₀.C.C_L+

-         Có d₁ = 150 ( mm ) và v = 11,388 ( m/s ) .Tra đồ thị (13.14) Sách CTM tập II ta có N_­0 = 2,6 (kw)

-         Có  = 174⁰. Tra bảng  (13.11) Sách CTM có C= 0,98Có L₀ = 2240 ( mm )  và L = 2800 ( mm ) .Tra bảng (13.12) Sách CTM tập II có C_L = 0,9

-         Có i_đ  = 1,8125.Tra bảng (13.13) Sách CTM tập II có

                    ( N.mm )

          Coi đặc tính làm việc của bộ truyền là êm do vậy ta chọn K_đ = 1

Thay vào công thức ta sẽ có :

              X

              Vậy chọn x = 4

h. Tính chiều rộng bánh đai

        Công thức xác định chiều rộng bánh đai là:

                             B = (x-1).t + 2.S

Tra  bảng (13.6) Sách CTM tập II

  Ta có :      t = 19 ( mm ) và S = 12,5 ( mm )

    Vậy :         B = ( 4 – 1 ) . 19 + 2 . 12,5 = 82 ( mm )

i. Tính lực tác dụng lên trục

     Ta có công thức  xác định lực lên trục là :

                                      Fr =2.F₀.Sin ()

  Trong đó                      F₀ =  và 

Tra bảng (13.3) Sách CTM tập II có:

                             A = 138 ( mm² )

                   Với  và x = 4

Vậy :           Fr = 2 . 1,2. 138 . 4 . Sin

4.3 Tính toán thiết kế ly hợp ma sát :

4.3.1 Nguyên lý hoạt động

          Trên trục dẫn 1 lắp nửa ly hợp ma sát 2 có then hoa bên trong còn trục bị dẫn 6 lắp nửa ly hợp 5 có then hoa ngoài. Giữa hai nửa ly hợp lồng các đĩa dẫn 3 và các đĩa bị dẫn 4 được ép lại với nhau nhờ lực dọc trục Fa. Các đĩa 3 có răng phía ngoài để gài với then hoa của nửa ly hợp 2 còn các đĩa 4 có răng phía trong để gài với then hoa của nửa ly hợp 5. Các đĩa có thể trượt dễ dàng nhờ khe hở giữa răng đĩa và rãnh then hoa.

4.3.2 Tính toán thiết kế

          Để có thể truyền được mômen xoắn T qua ly hợp cần đảm bảo điều kiện :

          Trong đó :

                             T_ms : Là mômen ma sát

                             F_a   : Lực dọc trục tác dụng vào ly hợp

                             f    : Hệ số ma sát

                             d_m  : Đường kính trung bình của bề mặt làm việc

                             Z   : Số cặp bề mặt ma sát 

Từ đó ta xác định được lực dọc trục F_a cần thiết để truyền được mômen xoắn T là

Trong đó  K là hệ số đặc trưng cho chế độ làm việc

Và áp suất trên bề mặt ma sát phải đảm bảo sao cho :

                                         (1)

Trong đó      A = p.d_m.b là diện tích bề mặt ma sát

                   Hệ số y = b/d_m thường được lấy là 0,15 ¸ 0,25

                   b : là chiều rộng của bề mặt ma sát

                   D : là đường kính ngoài của đĩa ma sát lắp trên trục bị dẫn

                   d : là đường kính trong của đĩa ma sát lắp trên trục dẫn

                   [p] : là áp suất cho phép

Từ (1) ta sẽ có :

Lấy y = b/d_m  = 0,2 và thay T = 9,55.10⁶.N/n

          Ta có :                 

          Ta lấy K = 1,3

                   Coi công suất tổn thất qua bộ truyền đai là không đáng kể vậy N = 7,5 Kw

                   Lấy hệ số ma sát giữa các đĩa ma sát bằng thép f = 0,06

                   Lấy áp suất cho phép giữa hai bề mặt thép là [p] = 0,7 Mpa

                   Số vòng qua của trục dẫn n = 800 ( vg/ph )

                   Và số bề mặt ma sát chọn theo máy tương tự 1K62 là Z = 19

Vậy thay vào công thức ta có :

                             ( mm )

Ta có:

                    D = d_m.(1 + y ) = 88. ( 1 + 0,2 ) = 105 ( mm )

                    d = d_m.(1 -  y ) =  88. ( 1 -  0,2 ) = 70 ( mm )

Khi đó lực chiều trục cần thiết sẽ được tính là :

                    ( N )

4.4 Tính toán sơ bộ các trục và bánh răng.

4.4.1  Tính toán sơ bộ các bánh răng trong hộp tốc độ.

Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ ta nhận thấy trong hộp tốc độ có 9 trục I, II, III, IV, V,VI, VII, VIII, IX và trục trung gian giữa trục I và trục II được ký hiệu là tg. Để dễ dàng cho việc tính toán sơ bộ các bánh răng ta qui ước đánh số các bánh răng theo hai chỉ số như sau :

     -  Chỉ số đầu tiên chỉ số thứ tự của trục lắp bánh răng đó trong hộp tốc độ

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

Với lý luận dựa theo máy tương tự  ta lấy môđuyn các bánh răng theo như các bánh răng tương ứng với nó trong máy 1K62.

          a. Tính toán cho các bánh răng trên trục I

          Trên trục I có lắp ba bánh răng được đánh số là 11, 12, 13 và số răng, môđuyn của các bánh răng tương ứng sẽ là

- Bánh số 11 có số răng là Z₁₁ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh số 12 có số răng là Z₁₂ = 50 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh số 13 có số răng là Z₁₃ = 50 và môđuyn m = 2,5 ( mm )

Các thông số hình học của các bánh răng được tính là :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

          Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I ta chọn tỷ số chiều rộng bánh răng y_ba = 0,25.

 Vậy :

           b₁₁ = .( Z₁₁ + Z₂₁ ) .y_ba =  .( 55 + 35 ). 0,25 = 28 ( mm )

          b₁₂ = .( Z₁₂ + Z₂₂ ) .y_ba =  .( 50 + 40 ). 0,25 = 28 ( mm )

          b₁₃ = .( Z₁₃ + Z_tg1 ) .y_ba =  .( 50 + 24 ). 0,25 = 23 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

          D_{e 11}  = m. Z₁₁ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5 ( mm )

          D_{e 12}  = m. Z₁₂ + 2. m = 2,5. 50 + 2. 2,5 = 130 ( mm )

          D_{e 13}  = m. Z₁₃ + 2. m = 2,5. 50 + 2. 2,5 = 130 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

          D_{c 11}  = m. Z₁₁ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )

          D_{c 12}  = m. Z₁₂ = 2,5. 50 = 125 ( mm )

          D_{c 13}  = m. Z₁₃ = 2,5. 50 = 125 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

          D_{i 11}  = m. Z₁₁ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm )

          D_{i 12}  = m. Z₁₂ – 2,5. m = 2,5. 50 – 2,5. 2,5 = 118,75 ( mm )

          D_{i 13}  = m. Z₁₃ – 2,5. m = 2,5. 50 – 2,5. 2,5 = 118,75 ( mm )

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                Bảng 4-2

b. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục trung gian I - II

          Trục trung gian truyền động giữa trục I và trục II có lắp hai bánh răng được đánh số là tg1 và tg2 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  tg1 có số răng là Z_tg1 = 24 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  tg2 có số răng là Z_tg2 = 36 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

          b_tg1 = .( Z_tg1 + Z₁₃ ) .y_ba =  .( 24 + 50 ). 0,25 = 23 ( mm )

          b_tg2 = .( Z_tg2 + Z₂₅ ) .y_ba =  .( 36 + 54 ). 0,25 = 23 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

          D_{e tg1}  = m. Z_tg1 + 2. m = 2,5. 24 + 2. 2,5 = 65 ( mm )

          D_{e tg2}  = m. Z_tg2 + 2. m = 2,5. 36 + 2. 2,5 = 95 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

          D_{c tg1}  = m. Z_tg1 = 2,5. 24 = 60 ( mm )

          D_{c tg2}  = m. Z_tg2 = 2,5. 36 = 90 ( mm ) 

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

          D_{i tg1}  = m. Z_tg1 – 2,5. m = 2,5. 24 – 2,5. 2,5 = 53,75 ( mm )

          D_{i tg2}  = m. Z_tg2 – 2,5. m = 2,5. 36 – 2,5. 2,5 = 83,75 ( mm )

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                      Bảng 4.3

c. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục II

          Trục II có lắp 5 bánh răng được đánh số là 21, 22, 23, 24 và 25 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  21 có số răng là Z₂₁ = 35 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  22 có số răng là Z₂₂ = 40 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  23 có số răng là Z₂₃ = 42 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  24 có số răng là Z₂₄ = 31 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  25 có số răng là Z₂₅ = 54 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                             b₂₁ = b₂₂ = b₁₁ = b₁₂  = 28 ( mm )

                             b₂₃ = b₂₄ = b₂₅ =b_tg2  = 23 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 21}  = m. Z₂₁ + 2. m = 2,5. 35 + 2. 2,5 = 92,5 ( mm )

                    D_{e 22}  = m. Z₂₂ + 2. m = 2,5. 40 + 2. 2,5 = 105 ( mm )

                    D_{e 23}  = m. Z₂₃ + 2. m = 2,5. 42 + 2. 2,5 = 110 ( mm )

                    D_{e 24}  = m. Z₂₄ + 2. m = 2,5. 31 + 2. 2,5 = 82,5 ( mm )

                    D_{e 25}  = m. Z₂₅ + 2. m = 2,5. 54 + 2. 2,5 = 140 ( mm ) 

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 21}  = m. Z₂₁ = 2,5. 35 = 87,5 ( mm )

                    D_{c 22}  = m. Z₂₂ = 2,5. 40 = 100 ( mm )

                    D_{c 23}  = m. Z₂₃ = 2,5. 42 = 105 ( mm )

                    D_{c 24}  = m. Z₂₄ = 2,5. 31 = 77,5 ( mm )

                    D_{c 25}  = m. Z₂₅ = 2,5. 54 = 135 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

          D_{i 21}  = m. Z₂₁ – 2,5. m = 2,5. 35 – 2,5. 2,5 = 81,25 ( mm ) 

          D_{i 22}  = m. Z₂₂ – 2,5. m = 2,5. 40 – 2,5. 2,5 = 93,75 ( mm ) 

          D_{i 23}  = m. Z₂₃ – 2,5. m = 2,5. 42 – 2,5. 2,5 = 98,75 ( mm ) 

          D_{i 24}  = m. Z₂₄ – 2,5. m = 2,5. 31 – 2,5. 2,5 = 70,75 ( mm ) 

          D_{i 25}  = m. Z₂₅ – 2,5. m = 2,5. 54 – 2,5. 2,5 = 128,75 ( mm )

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-4

d. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục III

          Trục III có lắp 6 bánh răng được đánh số là 31, 32, 33, 34, 35 và 36 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  31 có số răng là Z₃₁ = 66 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  32 có số răng là Z₃₂ = 77 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  33 có số răng là Z₃₃ = 54 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  34 có số răng là Z₃₄ = 22 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  35 có số răng là Z₃₅ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  36 có số răng là Z₃₆ = 66 và môđuyn m = 3 ( mm )   

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

          b₃₁ = b₃₂ = b₃₃  = b₂₃ = b₂₄ = b₂₅ = 23 ( mm )

          b₃₆ = .( Z₃₆ + Z₆₂ ) .y_ba =  .( 66 + 42 ). 0,25 = 40,5 ( mm )         

          b₃₄ = .( Z₃₄ + Z₄₁ ) .y_ba =  .( 22 + 88 ). 0,25 = 34 ( mm )

          b₃₅ = .( Z₃₅ + Z₄₂ ) .y_ba =  .( 55 + 55 ). 0,25 = 34 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                   D_{e 31}  = m. Z₃₁ + 2. m = 2,5. 66 + 2. 2,5 = 170 ( mm )

                    D_{e 32}  = m. Z₃₂ + 2. m = 2,5. 77 + 2. 2,5 = 197,5 ( mm )

                    D_{e 33}  = m. Z₃₃ + 2. m = 2,5. 54 + 2. 2,5 = 140 ( mm )

                    D_{e 34}  = m. Z₃₄ + 2. m = 2,5. 22 + 2. 2,5 = 60 ( mm )

                    D_{e 35}  = m. Z₃₅ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5 ( mm )

                    D_{e 36}  = m. Z₃₆ + 2. m = 3. 66 + 2. 3 = 204 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                   D_{c 32}  = m. Z₃₁ = 2,5. 66 = 165 ( mm )

                    D_{c 33}  = m. Z₃₂ = 2,5. 77 = 192,5 ( mm )

                    D_{c 34}  = m. Z₃₃ = 2,5. 54 = 135 ( mm )

                    D_{c 35}  = m. Z₃₄ = 2,5. 22 = 55 ( mm )

                    D_{c 36}  = m. Z₃₅ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )

                    D_{c 37}  = m. Z₃₆ = 3. 66 = 198 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                   D_{i 31}  = m. Z₃₁ – 2,5. m = 2,5. 66 – 2,5. 2,5 = 158,75 ( mm ) 

                    D_{i 32}  = m. Z₃₂ – 2,5. m = 2,5. 77 – 2,5. 2,5 = 186,25 ( mm ) 

                    D_{i 33}  = m. Z₃₃ – 2,5. m = 2,5. 54 – 2,5. 2,5 = 128,75 ( mm ) 

                    D_{i 34}  = m. Z₃₄ – 2,5. m = 2,5. 22 – 2,5. 2,5 = 48,75 ( mm ) 

                    D_{i 35}  = m. Z₃₅ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm ) 

                    D_{i 36}  = m. Z₃₆ – 2,5. m = 3. 66 – 2,5. 3 = 190,5 ( mm ) 

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4.5

e. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục IV

          Trục IV có lắp 4 bánh răng được đánh số là 41, 42, 43 và 44 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  41 có số răng là Z₄₁ = 88 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  42 có số răng là Z₄₂ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  43 có số răng là Z₄₃ = 22 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  44 có số răng là Z₄₄ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                             b₄₁ = b₄₂ = b₄₃ = b₄₄  = b₃₄ = b₃₅ = 34 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                             D_{e 41}  = m. Z₄₁ + 2. m = 2,5. 88 + 2. 2,5 = 225 ( mm )

                             D_{e 42}  = m. Z₄₂ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5( mm )

                             D_{e 43}  = m. Z₄₃ + 2. m = 2,5. 22 + 2. 2,5 = 60 ( mm )

                             D_{e 44}  = m. Z₄₄ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                             D_{c 41}  = m. Z₄₁ = 2,5. 88 = 220 ( mm )

                             D_{c 42}  = m. Z₄₂ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )

                             D_{c 43}  = m. Z₄₃ = 2,5. 22 = 55 ( mm )

                             D_{c 44}  = m. Z₄₄ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                             D_{i 41}  = m. Z₄₁ – 2,5. m = 2,5. 88 – 2,5. 2,5 = 213,75 ( mm )  

                             D_{i 42}  = m. Z₄₂ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm )  

                             D_{i 43}  = m. Z₄₃ – 2,5. m = 2,5. 22 – 2,5. 2,5 = 48,75 ( mm )  

                             D_{i 44}  = m. Z₄₄ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm )  

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-6

f. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục V

          Trục V có lắp 3 bánh răng được đánh số là 51, 52 và 53 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  51 có số răng là Z₅₁ = 27 và môđuyn m = 4 ( mm ) 

- Bánh  52 có số răng là Z₅₂ = 88 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

- Bánh  53 có số răng là Z₅₃ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                    b₅₂ = b₅₃ = b₄₃  = b₄₄  = 34 ( mm )

                    b₅₁ = .( Z₅₁ + Z₆₃ ) .y_ba =  .( 27 + 54 ). 0,25 = 40,5 ( mm )                   

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 51}  = m. Z₅₁ + 2. m = 4. 27 + 2. 4 = 116 ( mm )

                    D_{e 52}  = m. Z₅₂ + 2. m = 2,5. 88 + 2. 2,5 = 225 ( mm )

                    D_{e 53}  = m. Z₅₃ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 51}  = m. Z₅₁ = 4. 27 = 108 ( mm )

                    D_{c 52}  = m. Z₅₂ = 2,5. 88 = 220 ( mm )

                    D_{c 53}  = m. Z₅₃ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{i 51}  = m. Z₅₁ – 2,5. m = 4. 27 – 2,5. 4 = 98 ( mm )  

                    D_{i 52}  = m. Z₅₂ – 2,5. m = 2,5. 88 – 2,5. 2,5 = 213,75 ( mm )  

                    D_{i 53}  = m. Z₅₃ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm )  

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-7

g. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục VI

          Trục VI có lắp 3 bánh răng được đánh số là 61, 62 và 63 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  61 có số răng là Z₆₁ = 60 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  62 có số răng là Z₆₂ = 42 và môđuyn m = 3 ( mm ) 

- Bánh  63 có số răng là Z₆₃ = 54 và môđuyn m = 4 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                    b₆₂ = b₆₃ = b₃₆  = b₅₁  = 40,5 ( mm )

                    b₆₁ = .( Z₆₁ + Z₇₄ ) .y_ba =  .( 60 + 60 ). 0,25 = 30 ( mm )   

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 61}  = m. Z₆₁ + 2. m = 2. 60 + 2. 2 = 124 ( mm )

                    D_{e 62}  = m. Z₆₂ + 2. m = 3. 42 + 2. 3 = 132 ( mm )

                    D_{e 63}  = m. Z₆₃ + 2. m = 4. 54 + 2. 4 = 224 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 61}  = m. Z₆₁ = 2. 60 = 120 ( mm )

                    D_{c 62}  = m. Z₆₂ = 3. 42 = 126 ( mm )

                    D_{c 63}  = m. Z₆₃ = 4. 54 = 216 ( mm )

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{i 61}  = m. Z₆₁ – 2,5. m = 2. 60 – 2,5. 2 = 115 ( mm )  

                    D_{i 62}  = m. Z₆₂ – 2,5. m = 3. 42 – 2,5. 3 = 118,5 ( mm )  

                    D_{i 63}  = m. Z₆₃ – 2,5. m = 4. 54 – 2,5. 4 = 206 ( mm )  

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                      Bảng 4.8

h. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục VII

          Trục VII có lắp 5 bánh răng được đánh số là 71, 72, 73, 74 và 75 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  71 có số răng là Z₇₁ = 42 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  72 có số răng là Z₇₂ = 28 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  73 có số răng là Z₇₃ = 35 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  74 có số răng là Z₇₄ = 60 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  75 có số răng là Z₇₅ = 55 và môđuyn m = 2,5 ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                    b₇₁ = .( Z₇₁ + Z₉₁ ).y_ba =  .( 42 + 42 ). 0,25 = 21 ( mm )    

Tương tự ta có :

          b₇₂ = b₇₁ = 21 ( mm )

          b₇₄ = b₆₁ = 30 ( mm )

Và

                    b₇₃ = .( Z₇₃ + Z₈₁ ).y_ba =  .( 35 + 35 ). 0,25 = 18 ( mm )    

                    b₇₅ =b₄₂  = 34 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 71}  = m. Z₇₁ + 2. m = 2. 42 + 2. 2 = 88 ( mm )

                    D_{e 72}  = m. Z₇₂ + 2. m = 2. 28 + 2. 2 = 60 ( mm )

                    D_{e 73}  = m. Z₇₃ + 2. m = 2. 35 + 2. 2 = 74 ( mm )

                    D_{e 74}  = m. Z₇₄ + 2. m = 2. 60 + 2. 2 = 124 ( mm )

                    D_{e 75}  = m. Z₇₅ + 2. m = 2,5. 55 + 2. 2,5 = 142,5 ( mm )

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 51}  = m. Z₅₁ = 2. 42 = 84 ( mm )

                    D_{c 52}  = m. Z₅₂ = 2. 28 = 56 ( mm )

                    D_{c 53}  = m. Z₅₃ = 2. 35 = 70 ( mm )

                    D_{c 54}  = m. Z₅₄ = 2. 60 = 120 ( mm )

                    D_{c 55}  = m. Z₅₅ = 2,5. 55 = 137,5 ( mm )       

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{i 71}  = m. Z₇₁ – 2,5. m = 2. 42 – 2,5. 2 = 79 ( mm ) 

                    D_{i 72}  = m. Z₇₂ – 2,5. m = 2. 28 – 2,5. 2 = 51 ( mm ) 

                    D_{i 73}  = m. Z₇₃ – 2,5. m = 2. 35 – 2,5. 2 = 65 ( mm ) 

                    D_{i 74}  = m. Z₇₄ – 2,5. m = 2. 60 – 2,5. 2 = 115 ( mm ) 

                    D_{i 75}  = m. Z₇₅ – 2,5. m = 2,5. 55 – 2,5. 2,5 = 131,25 ( mm )   

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-9

i. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục VIII

          Trục VIII có lắp một bánh răng 81 có số răng Z₈₁ = 28  và môđuyn tương ứng là m = 2  ( mm ) 

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

                    b₈₁ = .( Z₈₁ + Z₇₃ ) .y_ba =  .( 28 + 35 ). 0,25 = 18 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 81}  = m. Z₈₁ + 2. m = 2. 28 + 2. 2 = 60 ( mm ) 

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 81}  = m. Z₈₁ = 2. 28 = 56 ( mm ) 

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{i 81}  = m. Z₈₁ – 2,5. m = 2. 24 – 2,5. 2 = 51 ( mm ) 

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                Bảng 4-10

k. Tính toán cho các bánh răng lắp trên trục IX

          Trục IX có lắp 5 bánh răng được đánh số là 91, 92, 93, 94 và 95 có số răng và môđuyn tương ứng là :

- Bánh  91 có số răng là Z₉₁ = 32 và môđuyn m = 1,75 ( mm ) 

- Bánh  92 có số răng là Z₉₂ = 42 và môđuyn m = 1,75 ( mm ) 

- Bánh  93 có số răng là Z₉₃ = 42 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  94 có số răng là Z₉₄ = 36 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

- Bánh  95 có số răng là Z₉₅ = 35 và môđuyn m = 2 ( mm ) 

Trong đó bánh răng 91 và 92 là hai bánh răng thay thế.

Vây các thông số hình học của các bánh răng được tính như sau :

· Chiều rộng của các bánh răng được tính là :

          Bánh răng 91 và 92 sẽ cho ăn khớp với bánh răng trung gian có số răng là Z_tg = 45 vậy ta có :

                   b₉₁ = .( Z₇₁ + 45 ).y_ba =  .( 42 + 45 ). 0,25 = 19 ( mm )

Tương tự ta có :

                    b₉₂ = b₉₁ = 19 ( mm )

                    b₉₃ = b₉₄ = b₇₁ =b₇₂  = 21 ( mm )

                              b₉₅ =b₈₁  = 18 ( mm )

· Đường kính đỉnh răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{e 91}  = m. Z₉₁ + 2. m = 1,75. 32 + 2. 1,75 = 59,5 ( mm )

                    D_{e 92}  = m. Z₉₂ + 2. m = 1,75. 42 + 2. 1,75= 77 ( mm )

                    D_{e 93}  = m. Z₉₃ + 2. m = 2. 42 + 2. 2 = 88 ( mm )

                    D_{e 94}  = m. Z₉₄ + 2. m = 2. 36 + 2. 2 = 76 ( mm )

                    D_{e 95}  = m. Z₉₅ + 2. m = 2. 35 + 2. 2 = 74 ( mm ) 

· Đường kính vòng chia của các bánh răng được tính là :

                    D_{c 91}  = m. Z₉₁ = 1,75. 32 = 56   ( mm )

                    D_{c 92}  = m. Z₉₂ = 1,75. 42 = 73,5 ( mm )

                    D_{c 93}  = m. Z₉₃ = 2. 42 = 84 ( mm )

                    D_{c 94}  = m. Z₉₄ = 2. 36 = 72 ( mm )

                    D_{c 95}  = m. Z₉₅ = 2. 35 = 70 ( mm )      

· Đường kính vòng chân răng của các bánh răng được tính là :

                    D_{i 91}  = m. Z₉₁ – 2,5. m = 1,75. 32 – 2,5. 1,75 = 51,625 ( mm ) 

                    D_{i 92}  = m. Z₉₂ – 2,5. m = 1,75. 42 – 2,5. 1,75 = 69,125 ( mm ) 

                    D_{i 93}  = m. Z₉₃ – 2,5. m = 2. 42 – 2,5. 2 = 79 ( mm ) 

                    D_{i 94}  = m. Z₉₄ – 2,5. m = 2. 36 – 2,5. 2 = 67 ( mm ) 

                    D_{i 95}  = m. Z₉₅ – 2,5. m = 2. 35 – 2,5. 2 = 65 ( mm )                 

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-11

4.5 Tính các khoảng cách trục

          Ta có công thức xác định các khoảng cách trục là :

          Trong đó :

                             a_ij  : là khoảng cách giữa trục i và trục j

                             m   : là môđuyn của các bánh răng Z_i và Z_j

                             Z_i   : là số răng của bánh răng lắp trên trục i

                             Z_j   : là số răng của bánh răng lắp trên trục j

Từ đó ta đi xác định các khoảng cách trục như sau :

* Khoảng cách giữa trục I và trục II

* Khoảng cách giữa trục I và trục trung gian

* Khoảng cách giữa trục II và trục trung gian

* Khoảng cách giữa trục II và trục III

* Khoảng cách giữa trục III và trục IV

* Khoảng cách giữa trục IV và trục V

* Khoảng cách giữa trục V và trục VI

* Khoảng cách giữa trục VI và trục VII

* Khoảng cách giữa trục VII và trục VIII

* Khoảng cách giữa trục VIII và trục IX

* Khoảng cách giữa trục VII và trục IX

Từ kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau :

                                                                                                          Bảng 4-12

4.5 Tính cặp bánh răng 27/54(giữa trục V/VI):

Vì đã xác định được số răng của các bánh răng ở trên, do vậy công việc thiết kế còn lại là tính module của bánh răng, từ đó nó quyết định đến khả năng tải của bánh răng.

Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.Việc tính toán module và kiểm nghiệm bền của bánh răng ta chỉ cần tiến hành tính toán cho bánh chủ động

 (Z = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động.

- Ta có công thức tính module theo độ bền uốn như sau:

                       m = 10.

          Trong đó:

N: công suất trên trục

n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) (^v/_ph)

                                j =  = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8

                      k: hệ số tải trọng, lấy k =k_đ.k_tt.k_N = 1,3.2.1 = 2,6

                     y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5

                      Z: số răng (Z₁ = 27; Z₂ = 54)

                      [s_u] = .HB

Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy”có:s_F0lim = 1,8;

HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 ¸ 217 HB, lấy HB = 180).

K_FL = 1

K_HL = 0,8

S_F = 1,75

Thay vào Þ [s_u] = 148,1 (N/cm²)

 Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn:

              m= 10. » 4,2

 Þ lấy theo tiêu chuẩn ta có m = 4mm.

- Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:

 Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức:

s_tx = Z_M . Z_H . Z_e .

Tra bảng có

Z_M = 274 (MPa^1/3) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép.

Z_H = » 1,7639

e_a =  =  = 1,702

          Ta có Z_e được tính theo công thức:

Z_e =  =  » 0,766

  Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T₁ = 1168,7 (kNm)

K_Hb =  1,15

K_Ha = 1,13   Þ K_H = K_Hb . K_Ha . K_HV = 1,3

K_HV = 1

Tỉ số truyền i = ½

          Chiều rộng bánh răng B = m.j = 4.6 = 24mm.

d_w1 = (Z + Z’) = 180mm

  Þ Thay vào công thức trên được: s_tx = 281,49 (N/cm²)

[s_tx ] được tính theo công thức [s_tx] =

A: là khoảng cách trục A = d_w1 =(Z + Z’) = 180mm

Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ [s_tx ] = 304,18 (N/cm²)

Do đó: s_tx  < [s_tx] nên cặp bánh răng đủ bền.

4.6 Tính toán cặp bánh răng 66/42(giữa trục V/VI) :

          Tương tự như trên ta có module răng tính được là:

                                 m = 10.

Với số răng Z ở đây là lấy theo bánh bị động (Z = 42);

j =  = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8

                                 m = 10. » 3,64

Þ lấy theo tiêu chuẩn m = 3mm.

- Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:

Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức:

s_tx = Z_M . Z_H . Z_e .

e_a =  =  = 1,755.

          Ta có Z_e được tính theo công thức:

Z_e =  =  » 0,755

          Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T₁ = 104 (kNm)

          Tỉ số truyền i = 1,571

Chiều rộng bánh răng B = m.j = 3.8 = 24mm.

                        d_w1 = (Z + Z’) = 162mm

           Þ Thay vào công thức trên được: s_tx = 401,47 (N/cm²)

[s_tx ] được tính theo công thức [s_tx] =

  Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ [s_tx ] = 835,41 (N/cm²)

  Do đó: s_tx  < [s_tx] nên cặp bánh răng đủ bền.

4.7 Kiểm nghiệm then và then hoa:

a. Kiểm nghiệm then

Chọn vật liệu thép 45, có [t_c]_tĩnh = (60 ¸90) Mpa

Chọn then bán nguyệt, lắp cố định với bánh răng, chịu va đập nhẹ có các thông số sau:

Bảng 3.2

Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt.

Theo bảng (9.5), đối với bánh răng có d = 120 mm, ta chọn [s_d] = 100MPa.

                     [t_c] =  = 30 Mpa.

                    s_d =  = 39,27 < [s_d] = 100 Mpa ( 3.1 )

                     t_c =  = 11,78 < [t_c] = 30MPa

b. Kiểm nghiệm then hoa: (then hoa lắp với bánh răng di trượt  Z^’₁₁= 43.)

  - Chọn mối ghép then hoa hình chữ nhật cỡ nhẹ [s_d] = (5 ¸10) Mpa. Điều kiện tải trọng nặng va đập hai phía, với chiều dài làm việc  l = 110 mm.

  - Các kích thước then hoa như bảng sau:

Bảng 4.13

  - Ta có:  

                    s_d =  = 1,57 < [s_d] = (5 ¸10) Mpa.

  Kết luận: Then bán nguyệt và then hoa đủ bền.

4.8 Tính ổ lăn:

          Dựa vào máy hiện có đã khảo sát, ta chọn ký hiệu và loại ổ lăn cho các trục như các ổ lăn của máy chuẩn đã chọn.

          Các ổ lăn trục chính có các thông số sau đây:

  - Ổ trước ta chọn một cặp ổ côn đũa - cỡ trung có các thông số như sau:

Bảng4.14

- Ổ sau ta chọn một cặp ổ bi đỡ chặn - cỡ trung có các thông số như sau :

Bảng 4.15

Chương 5

THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN

HỘP TỐC ĐỘ

          Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ ta nhận thấy rằng muốn điều khiển để tạo ra lần lượt 23 cấp tốc độ thì ta phải điều khiển thông qua 5 khối bánh răng di trượt. Trong máy tương tự 1K62 thì các khối bánh răng này được điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu. Do vậy ở đây ta cũng chọn cơ cấu điều khiển các khối bánh răng như máy tương tự. Vấn đề quan trọng là ta phải vẽ được đường khai triển của các rãnh cam và cách thực hiện điều khiển đối với từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết.

          Dựa vào đồ thị vòng quay ta nhận thấy rằng từ trục I qua trục II có hai tỷ số truyền i₁ và i₂ được thay đổi bởi khối bánh răng di trượt A. Từ trục II sang trục III có ba tỷ số truyền i₃ , i₄ và i₅ thay đổi được nhờ khối bánh răng di trượt B. Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số truyền i₆ và i₇ sẽ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt C. Từ trục IV sang trục V có hai tỷ số truyền i₈ và i₉ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt D lắp trên trục IV. Khối bánh răng di trượt còn lại là E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai tỷ số truyền i₁₀ từ trục V tới trục VI hoặc i₁₁ từ trục III tới trục VI.

Các cơ cấu điều khiển sẽ được tính toán thiết kế dựa trên đường khai triển rãnh cam như bảng trên hình 5.1

5.1Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc A

          - Trích sơ đồ động

Hình 5.2

          - Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển ( hình 5.3 )

          Bánh răng 1 được lắp trên trục 2. Khi ta quay tay quay điều khiển thì làm trục 2 quay và bánh răng 1 quay theo. Bánh răng 1 quay làm bánh răng 3 ăn khớp với nó và đồng thời làm cho cam đĩa 5 lắp đồng trục với bánh răng 3 trên trục 5 quay. Cam 4 quay sẽ làm cho càng 8 quay quanh chốt gắn với giá 6 và đầu càng gạt 8 đẩy các bánh răng di trượt. Do đó ta có thể tạo ra các hai tỷ số truyền i₁ và i₂ nhờ hai cung tròn trên cam 4.

          - Tính lượng nâng của cam 4

          Để tính được lượng nâng của cam 4 ta đi tính chiều dài hành trình gạt của các bánh răng L ( mm )

Ta có:         L = 2.B + f

Với:   B = 28 ( mm ) là bề rộng của bánh răng

          f = 4 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Vậy   L = 2.28 + 4 = 60 ( mm )

Dựa vào hình 5.4  ta có :

Và lượng nâng của cam L được tính là :                 X =         

Chọn theo máy tương tự ta có :  L₂ = 2000 ( mm ) 

                                                 L₁ = 500 ( mm )  

Vậy thay vào công thức trên ta có :

                     X = ( mm )

                                                                   Hình 5.4

5.2 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng ba bậc B

          - Trích sơ đồ động

Hình 5.5

          - Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 5.6

          Bánh răng 1 lắp trên trục điều khiển 2 ăn khớp với bánh răng 3 được lắp trên trục 4. Khi quay bánh răng 1 sẽ làm cho bánh răng 3 quay theo và làm cho chốt lệch tâm 5 lắp trên bánh răng 3 quay. Chốt 5 quay sẽ gạt vào rãnh trên vòng gạt 6 làm cho vòng đưa các bánh răng di trượt. Ứng với 6 vị trí của chốt lệch tâm như hình vẽ trên ta sẽ có ba tỷ số truyền tương ứng.

          - Tính toán bánh răng lắp chốt lệch tâm

          Để tính được đường kính bánh răng cần thiết để lắp chốt lệch tâm ta phải đi tính toán hành trình gạt sao cho ứng với các vị trí của chốt tạo ra những tỷ số truyền tương ứng.

          Ta có:                             L = 2.B + f

          Với                       B = 23 ( mm ) là bề rộng của bánh răng

                                      f = 4 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

          Vậy                      L = 2.23 + 4 = 50 ( mm )

Ta phải chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền là 1 đồng thời phải thoả mãn có bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 50 ( mm ) để lắp chốt lệch tâm trên bánh răng. Do đó ta chọn cặp bánh răng có số răng là Z = 54 và m = 2.

Khi đó ta có:

          Đường kính vòng chia của bánh răng được tính là :

                             D_w = m.z = 2. 54 = 108 ( mm )

          Đường kính vòng đỉnh của bánh răng được tính là :

                             D_e = m.z  + 2,5.m = 2. 54 + 2,5.2 = 113 ( mm )

          Đường kính vòng chân của bánh răng được tính là :

                             D_i = m.z-2.m = 2. 54 - 2.2 = 104 ( mm )

Hình 5.7

5.3 Tính toán cơ cấu điều khiển hai khối bánh răng hai bậc C và D

          - Trích sơ đồ động

Hình 5.8

          - Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 5.9

          Miếng gạt được lắp trên trục điều khiển 1, trên miếng gạt được bố trí hai chốt 3 và 4. Chốt dài 3 để gạt ngàm gạt 6 di chuyển khối bánh răng hai bậc D thông qua một miếng gạt có rãnh. Chốt ngắn 4 dùng để điều khiển ngàm gạt 9 di chuyển khối bánh răng hai bậc C thông qua một thanh truyền có rãnh được gắn cứng với ngàm gạt. Cùng sự phối hợp của hai chốt và miếng gạt sẽ tạo ra các cặp tỷ số truyền tương ứng là:

           ( i₆ = , i₈ = ) ; ( i₆ = , i₉ = ) hoặc ( i₇ =, i₉ = )

Việc điều khiển như vậy sẽ tạo ra ba dải tốc độ thấp tương ứng như sau :

          Dải thứ nhất từ n₁ = 12,5 đến n₆ = 40 ( vg/ph )

          Dải thứ hai từ n₇ = 50 đến n₁₂ = 160 ( vg/ph )

          Dải thứ ba từ n₁₃ = 200 đến n₁₈ = 630 ( vg/ph )

          - Tính toán chiều dài hành trình gạt điều khiển

          Ta có:                             L = 2.B + f

          Với                       B = 34 ( mm ) là bề rộng của bánh răng

                                      f = 7 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

          Vậy                      L = 2.34 + 7 = 75 ( mm )

          Có chiều dài hành trình gạt ta sẽ đi chọn kết cấu của miếng gạt và các thanh truyền có rãnh sao cho đảm bảo thực hiện đúng chiêù dài hành trình gạt yêu cầu.

Hình 5.10

5.4 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc E

          - Trích sơ đồ động

Hình 5.11

          - Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

          Khối bánh răng di trượt E (hình 5.12 ) có hai bánh răng Z = 42x3 và Z = 54x4 để tạo ra 2 tỷ số truyền i₁₀ cho 18 cấp tốc độ thấp và i₁₁ cho 6 cấp tốc độ cao. Cơ cấu điều khiển là một càng gạt được lắp trên một trục điều khiển. Khi trục điều khiển quay sẽ làm cho càng gạt quay quanh tâm chốt và đẩy khối bánh răng di trượt dọc trục. Với hai vị trí của càng gạt sẽ tạo ra hai tỷ số truyền tương ứng là i₁₀ hoặc i₁₁.

Hình 5.12

          - Tính toán khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điền khiển

          Để tính toán được khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển ta phải đi xác định chiều dài hành trình gạt L

          Ta có:                             L = 2.B + f

          Với                       B = 40,5 ( mm ) là bề rộng của bánh răng

                                      f = 5 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

          Vậy:            L = 2.40,5 + 5 = 86 ( mm )

Do đó ta phải có khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển là :

                             A = L/2 = 86 / 2 = 43 ( mm )

KẾT LUẬN

     Sau một thời gian tương đối dài được sự tận tình hướng dẫn của thầy: TS……...……, và các thầy trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng của bản thân, đồ án 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]- Máy công cụ I, Phạm Đắp-Nguyễn Hoa Đăng.

[2]- Thiết kế máy công cụ (tập 2),Nguyễn Anh Tuấn- Phạm Đắp.

[3]- Tính toán thiết kế máy cắt kim loại,Phạm Đắp-Nguyễn Đức Lộc-Phạm Thế Trường-Nguyễn Tiến Lưỡng

[4]- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1),Trịnh Chất-Lê Văn Uyển

[5]- Chi tiết máy (tập 1,2), Nguyễn Trọng Hiệp

[6]- Sổ tay công nghệ chế tạo máy,Nguyễn Đắc Lộc-Lê Văn Tiến-Ninh Đức Tốn-Trần Xuân Việt

[7]- Tập bản vẽ thiết kế máy tiện,khoan,phay  

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"