TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY PHAY VẠN NĂNG HẠNG TRUNG DỰA TRÊN MÁY PHAY P623 - ĐHBK.

Mã đồ án CKMMKL000006
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 100MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ khai triển hộp chạy dao, bản vẽ hệ thống điều khiển hộp chạy dao, biểu đồ lực…); 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 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY PHAY VẠN NĂNG HẠNG TRUNG DỰA TRÊN MÁY PHAY P623.

Giá: 250,000 VND
Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

Lời  nói  đầu.

Chương I. Nghiên cứu máy đã có.

1.1  tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ.

1.2  phân tích máy tham khảo.

Chương II. Thiết kế máy mới.

2.1 thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ.

2.2 thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.

2.3 thiết kế các truyền dẫn còn lại.

Chương III. Tính toán sức bền và chi tiết máy.

3.1 Hộp chạy dao.

3.1.1 tính công suất chạy dao.

3.1.2 tính bánh răng.

3.1.3 tính trục trung gian.

3.1.4 tính trục vít me.

Chương IV. Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển.

4.1 Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển.

4.2 Lập bảng các vị bánh răng tương ứng với các vị trí tay gạt.

4.3 Tính toán các hành trình gạt.

4.4 Các hình vẽ.

Kết luận.

Tài liệu tham khảo.

Mục lục.

LỜI NÓI ĐẦU

    Trong công nghiệp nặng cũng như trong công nhẹ. Máy công  cụ cắt gọt kim loại là thiết bị chủ chốt trong các nhà máy và các phân xưởng cơ khí để  chế tạo ra các chi tiết máy,  các cụm máy, các khí cụ, dụng cụ và các loại sản  phẩm  khác nhau về cơ khí để phục vụ trong sản xuất và đời sống hàng ngày.

    Với trình độ khoa học ngày càng phát  triển  đòi hỏi nhà máy công cụ phải được tự động hoá, tăng về số lượng, tăng về tính năng, tăng về chủng loại và ngày càng phát triển hiện đại nhằm tăng năng xuất lao động góp phần phát triển nhanh đất nước. Trong chương trình đào tạo kĩ sư chế tạo máy thuộc trường Đại Học Bách Khoa thì máy công cụ là môn học quan trọng. Nhận thức rõ tầm quan trọng đó, Bộ môn Máy và Ma sát đã giao cho Sinh Viên Đồ Án môn học Thiết Kế Máy và tôi được nhận đề tài Đồ Án: “Thiết kế Máy phay vạn năng nằm ngang hạng trung” dựa trên cơ sở máy chuẩn  P623.

    Trong phần thuyết minh này chỉ giới thiệu quá trình tính toán và thiết kế máy phay vạn năng, chủ yếu là phần thiết kế hộp tốc độ.

    Việc thiết kế được bắt đầu từ phân tích, chọn máy chuẩn và dựa trên cơ sở máy chuẩn rồi thiết kế động học, động lực hoc, thiết kế hệ thống điều khiển của máy mới.

    Được sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của các Thầy, các GS,TS đã hướng dẫn và tham khảo đồ án của các bạn trong lớp. Đến nay tôi đã hoàn thành đồ án môn học này. Tuy nhiên do trình độ và do thời gian có hạn Đồ Án không thể tránh được những thiếu sót, tôi rất mong được các Thầy, các GS,TS và các bạn có ý kiến để Đồ Án này được hoàn thiện hơn.

     Em xin trân thành cảm ơn.         

Chương 1

Phân tích máy tương tự và chọn máy chuẩn

A. Tính năng kỹ thuật cơ bản của một số máy tương tự

Thông số kỹ thuật

6H81

6H82(P623)

6H13

Kích thước gia công

Khoảng cách từ mặt mút trục chính đến bàn máy (mm)

Khoảng cách từ sống trượt thân máy tới tâm bàn máy (mm)

Khoảng cách từ đường trục chính đến sống trượt thẳng đứng thân máy (mm)

Khoảng cách lớn nhất từ sống trượt thẳng đứng tới thanh giằng (mm)

Khoảng cách từ trục chính tới mặt dưới xà ngang (mm)

Khoảng cách lớn nhất từ mặt mút trục tới ổ đỡ dao (mm)

Khoảng cách lớn nhất từ mặt sau của bàn tới sống trượt thân máy (mm)

Lực kéo lớn nhất của cơ cấu chạy dao

+ Dọc

+ Ngang

+ Thẳng đứng

Đường kính lỗ trục (mm)

Độ côn trục chính (mm)

Đường kính trục gá dao (mm)

Số cấp tốc độ trục chính

Phạm vi điều chỉnh tốc độ (v/ph)

Công suất động cơ chính (kW)

Công suất động cơ chạy dao (kW)

Khối lượng máy (kg)

Kích thước lớn nhất của máy Dài

                                                Rộng

Kích thước bề mặt làm việc của máy

 + B1

 + L1

  Góc quay lớn nhất của bàn

Số  rãnh chữ T

Dịch chuyển lớn nhất của bàn máy

 + Dọc

 + Ngang

 + Thẳng đứng (mm/phút)

Dịch chuyển nhanh của bàn máy (mm/phút)

+ Dọc

+ Ngang

+ Thẳng đứng

Số cấp bước trên bàn máy

Bước tiến trên bàn máy

 + Dọc

 + Ngang

30¸340

 

170¸370

 

-------

 

510

 

157

 

470

 

240

 

 

1500

1200

500

17

N02

22;27;32

10

65¸1800

4,5

1,7

2100

2100

1940

 

250

1000

±450

3

 

600

200

350

 

2900

2300

1150

16

 

35¸980

27¸765

30¸350

 

220¸380

 

------

 

775

 

155

 

700

 

320

 

 

1500

1200

500

29

N03

32,50

18

30¸1500

7

1,7

2700

2440

2440

 

320

1250

±450

3

 

700

260

320

 

2300

2300

770

18

 

23,5¸1180

23,5¸1180

30¸450

 

260¸580

 

450

 

------

 

------

 

-------

 

380

 

 

2000

1500

750

29

N03

32,50

18

63¸1500

10

2,8

4500

2370

3140

 

400

1600

±450

3

 

900

320

420

 

2300

2300

770

18

 

23,5¸1180

8¸390

 

Trong quá trình tính toán thiết kế máy mới thì việc tìm hiểu và nghiên cứu các máy tương tự đã có (máy cũ) là công việc không thể thiếu và đặc biệt quan trọng bởi trong quá trình đó chúng ta thấy được những vấn đề hay mà các máy cũ đã có,qua đó ta có thể tiếp thu và mặt khác cũng tìm ra các vấn đề mà máy cũ thiếu sót từ đó tiếp tục hoàn thiện thêm .

 Với nhệm vụ thiết kế một máy mới , và lần đầu  đi vào tính toán thiết kế máy thì việc đó lại càng quan trọng . Thấy dõ được điều trong quá trình tìm hiểu  em đã có được một số liệu của các máy tương tự  được thống kê trong bảng trên

Qua bảng trên ta thấy số liệu máy mới cần thiết kế cũng gần giống như máy P623, vì vậy nên chọn máy P623 hạng trung làm máy chuẩn . để tính toán thiét kế

B. Khảo sát máy phay P623.

*) Hộp tốc độ:

Số cấp tốc độ là  Zn = 18, công bội jn = 1,26. Tốc độ trục chính nmin = 30 v/p, nmax = 1500 (v/f). Công suất động cơ hộp tốc độ N = 7 kW, tốc độ động cơ hộp tốc độ là n = 1440 (v/f). Trục chính có chuỗi vòng quay được sắp xếp theo thứ tự:

30  37,5   47,5   60   75   95   118   150   190   300   375   600   750   950   1180   1500.

*) Hộp chạy dao:

Số cấp tốc độ Zs = 18, công bội js = 1,26. Bàn dao gồm 3 chuyển động: Dọc, ngang, đứng. Sd = Sng = 19   23,5   30   37,5   47,5   60   75   118   150   190   235   300   375   475   600   750   950.

Động cơ hộp chạy dao N = 1,7 kW, n = 1440 v/f.

I. Phân tích hộp tốc độ:

 1. Phương án trung gian:

 Từ trục I¸II qua cặp bánh răng 26/54 làm giảm tốc độ.

 Từ trục II¸III qua khối bánh răng di trượt 3 bậc, được 3 tốc độ.

 Từ trục III¸IV dùng khối bánh răng di trượt 2 bậc và bánh răng z = 18. Ở  đây có bánh răng dùng chung Z = 39 truyền từ trục II lên trục III, từ trục III¸IV nhằm làm giảm số bánh răng kết cấu gọn nhẹ hơn.


2 .Phương án thứ tự: Phương án không gian có thể tóm tắt như sau:

 

Vậy phương án không gian của hộp tốc độ là 3x3x2-Cách bố trí này làm cho kết cấu hộp nhỏ gọn, số bánh răng trên trục cuối là ít nhất.

 Tính công bội j: Rn = Þ . Lấy theo tiêu chuẩn j = 1,26.

         nI = 1440v/f Þ nII = nI.i = 1440=693 (v/f).

  * Nhóm truyền I:

Tia nghiêng phải

Tia nghiêng trái

 Tính độ xiên của các tia trên đồ thị vòng quay:

[x] : Lượng mở giữa 2 tia lân cận.

Từ trục II qua trục III qua 3 cặp bánh răng độ xiên của các tia biểu diễn tốc độ là:

 i1 = 16/39 = jx1 Þ   

i2 = 19/36 = jx2 Þ

i3 = 22/33 = jx3 Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxI =           ;        jxII =

Lượng mở giữa 2 tia lân cận [x] = 1 Þ Nhóm 1 là nhóm cơ sở.

  * Nhóm truyền 2:

Từ trục III đến trục IV có 3 tỷ số truyền i4, i5, i6  độ xiên của các tia là:

 i4 = 18/47 = jx4 Þ

i5 = 28/37 = jx5 Þ

i6 = 39/26 = jx6 Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxIII =          ;  jxIV =

Nhóm truyền II có [x] = 3 Þ Nhóm truyền khuyếch đại thứ nhất.

  * Nhóm truyền III:

Đường truyền từ trục IV đến trục V với 2 tỷ số truyền là i7, i8. Độ xiên các tia:

 i7 = 19/71 = jx7 Þ

 i8 = 82/38 = jx8 Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxV =

Nhóm truyền III có [xV] = 9 Þ Nhóm truyền khuyếch đại thứ 2.

Nhóm

 

Cặp bánh răng ăn khớp

Độ xiên các ria

[x]

Cố định

1

 

 

Cơ sở

3

x1 = -3,8; x2 = -2,8, x3 = -1,8

1

Khuyếch đại 1

3

x4 = -4,25; x5 = 1,25; x6 = 1,75

2

Khuyếch đại 2

2

x7 = -5,7; x8 = 3,3

3

 

Vậy Phương án trung gian: 3x3x2

                                     PATT : I  II

3. Đồ thị vòng quay hộp tốc độ máy chuẩn 6H82(P623):

 

Nhận xét: Đồ thị vòng quay hộp tốc độ có hình rẻ quạt, lượng mở tăng dần, đường giảm tốc giảm dần, kết cấu tốc độ chặt chẽ, các trục trung gian có số vòng quay lớn nên mô men xoắn nhỏ, vậy chúng có kết cấu hợp lý

  Số vòng quay trục chính nằm giữa nmax¸nmin, khi tăng hoặc giảm tốc sẽ gặp tỷ số truyền hơi lớn. Imin = 19/71 = 1/3,7. imax = 82/38 = 2,1 > 2 nhưng không đáng kể đối với loại máy có cấp chính xác 2.

II. Phân tích hộp chạy dao:

 Số cấp tốc độ Zs = 18, lượng chạy dao Sd = Sng, chuỗi số vòng quay:19   23,5   30   37,5   47,5   60   75   118   150   190   235   300   375   475   600   750 950.

 Lượng chạy dao đứng: Sđ = 0,5. Lượng chạy dao ngang: Sng = 8¸400, cụ thể:

 8   10   12,5   16   20   25   31,5   40   50   63   80   100   125   160   200   315   400.

  1.Phương án không gian:

Bàn xe dao có 3 chuyển động: Ngang, dọc, đứng. Xích truyền động:

 

2.Phương án thứ tự:

Trục I nối động cơ n = 1440 v/f truyền qua trục II bằng cặp bánh răng i1=

Trục II đến trục III qua cặp bánh răng

 i2=

* Nhóm truyền 1:

Từ trục III đến trục IV bằng cặp bánh răng di trượt 3 bậc tương ứng với 3 tỷ số truyền i3, i4, i5  độ xiên của các tia là:

 i3 = 36/18 = jx3 Þ

i4 = 27/27 = jx4 Þ

i5 = 18/36 = jx6 Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxI =

jxII =

Nhóm truyền I có [x] = 3 Þ Nhóm truyền khuyếch đại thứ nhất.

 

* Nhóm truyền 2:

Từ trục IV đến trục V qua 3 cặp bánh răng tương ứng với 3 tốc độ i6, i7, i8 :

 i6 = 18/40 = jx6 Þ

i7 = 21/37 = jx7  Þ

i8 = 24/34 = jx8   Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxIII =

jxIV =

Nhóm truyền II là nhóm cơ sở.

* Nhóm truyền 3:

 Trong máy có dùng cơ cấu phản hồi trung gian qua các trục VÞIVÞV có tác dụng mở rộng phạm vi điều chỉnh tốc độ , mặt khác nó có tác dụng tiết kiệm được không gian của hộp, vì ở đó nếu không sử dụng cơ cấu phản hồi thì ta phải sử dụng một trục nữa để lắp hai cặp bánh răng gồm hai tỷ số truyền tương ứng với 2 cặp bánh răng 13/45 và 18/40. vậy không hợp lý về không gian cũng như trong vấn đề tiết kiệm vật liệu chế tạo trục.

 

Độ xiên của các tia là:

 i9 = 13/45 = jx9   Þ

 i10 = 18/40 = jx10 Þ

Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận:

 jxV =

Nhóm truyền III có [x] = 2 Þ Nhóm truyền khuyếch đại thứ hai.

* Các tỷ số truyền còn lại:

Từ trục V đến trục VI qua cặp bánh răng 40/40:

       i11 = 40/40 = jx Þ x11 = 0.

Từ trục VI đến trục VII qua cặp bánh răng 28/35:

       i12 = 28/35 = jx12 Þ x12 = .

Từ trục VII đến trục VIII qua cặp bánh răng 18/33:

       i13 = 18/33 = jx13 Þ x13 = .

Từ trục VIII đến trục IX qua cặp bánh răng 33/37:

       i14 = 33/37 = jx14 Þ x14 = .

Từ trục IX đến trục X qua cặp bánh răng 18/16:

       i15 = 18/16 = jx15 Þ x15 = .

Từ trục X đến trục XI qua cặp bánh răng 18/18:

       i16 = 18/18 = jx16 Þ x16 =

* Đường chạy dao nhanh:

 Trục I  Þ II       i1   = 26/44  = jx1 Þ x1 = -2,3.

 Trục II Þ III      i2   = 44/37  = jx2 Þ x2  =  0,76.

 Trục IIIÞ IV     i3   = 37/43  = jx3 Þ x3 = -0,66.

 Trục IVÞ V      i3   = 28/35  = jx4 Þ x4 = -1.

 Trục V Þ VI      i5   = 18/33  = jx5 Þ x5 = -2,02.

 Trục VI Þ VII    i6   = 33/37  = jx6 Þ x6 = -0,5.

 Trục VIIÞ VII    i7   = 18/16  = jx7 Þ x7 =  0,5.

 Trục VIIÞ VIII   i8   = 18/18  = jx8 Þ x8 = 0.

Vậy ta có:

PAKG

x

3

x

2

PATT

II

x

I

x

III

 

[3]

 

[1]

 

[2]

Nhận xét :

      Vì máy chuẩn P623 có những tính năng gần giống máy thiết kế nên ta dựa vào máy chuẩn để thiết kế

Chương 2

Tính toán thiết kế máy mới

A.Thiết kế động học toàn máy.

I. Đặc tính và khả năng công nghệ của máy:

   Qua sự phân tích máy chuẩn P623, ta có thể thiết kế máy mới mang các đặc điểm ưu việt của máy chuẩn và đạt các yêu cầu đặt ra cho máy mới , thiết kế thích hợp với sản xuất đơn chiếc, loạt nhỏ, đạt độ chính xác cấp 5¸6.

II. Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ:

  Các số liệu ban đầu: nmin = 28(v/f); jn = 1,26, Zn = 18. 

a ) Chuối số vòng quay:

 Có tốc độ thứ z được xác định theo công  thức: nz = n1.jz-1.

 

Tốc độ (n)

Giá trị

(Vòng/phút)

Tốc độ

(n)

Giá trị

(Vòng/phút)

Tốc độ

(n)

Giá trị

(Vòng/phút)

1

2

3

4

5

6

28

35,8

44,45

56

70,57

88,92

7

8

9

10

11

12

112,02

141,17

177,87

224,13

282,4

355,8

13

14

15

16

17

18

448,34

564,9

711,77

896,93

1130,01

1423,8

 

Theo tiêu chuẩn ta có j = 1,26 ® E = 4. Ta có bảng trị số vòng quay tiêu chuẩn thành lập từ trị số vòng quay đầu tiên n1 = nmin­ = 28 (Vòng/phút).

 

Tốc độ (n)

Giá trị

(Vòng/phút)

Tốc độ

(n)

Giá trị

(Vòng/phút)

Tốc độ

(n)

Giá trị

(Vòng/phút)

1

2

3

4

5

6

28

35,5

45

56

71

90

7

8

9

10

11

12

112

140

180

225

280

355

13

14

15

16

17

18

450

560

710

900

1120

1400

 

Như vậy có trị số vòng quay lớn nhất thực tế nmax = 1400 (v/f). Có sai số cho phép: Dn = %.

Có giới hạn sai số vòng quay cho phép:      

              [Dn] = ±10(j - 1)% = ±10(1,26 - 1)% = 2,6%.

Như vậy Dn < [Dn].

b)    Phương án không gian(PAKG):

  PAKG chọn sao cho rút ngắn xích động, đường truyền ngắn, giảm số bánh răng, hạn chế các cơ cấu truyền động kém chính xác như đai, ly hợp ma sát, truyền dẫn thuỷ lực.

  PAKG cần đạt hiệu quả cao nhất cho xích truyền động chính, còn lại hiệu suất thấp hơn nhưng tổn hao không đáng kể.

  PAKG cần có độ chính xác cao về xích động, chế tạo chính xác với kết cấu phù hợp, truyền động êm.

  Với yêu cầu máy mới truyền động chủ yếu bằng các cặp bánh răng di trượt đảm bảo mở rộng phạm vi tốc độ, từ động cơ nối tiếp với hộp tốc độ bằng cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định nhằm đảm bảo kích thước nhỏ, gon.

  Do máy mới cần thiết kế có 18 cấp tốc độ, ta có các phương án không gian sau:

Z = 9 x 2 = 18           Z = 2 x 9 = 18                Z = 3 x 6 = 18     

Z = 6 x 3 = 18           Z = 3 x 3 x 2 = 18                   Z = 2 x 3 x 3 = 18

Z = 3 x 2 x 3 = 18

Số nhóm truyền tối thiểu : (x)

       =  Þ X= lg()/lg(4) = lg()/lg(4) =2,84   (  i ³ 3  )

Þ Số nhóm truyền tối thiểu là 3, cho nên chỉ còn lại các PAKG là:

 3 x 3 x 2              3 x 2 x 3               2 x 3 x 3    

Vậy ta chỉ cần so sánh các PAKG này thông qua bảng so sánh bố trí hộp thành xích tốc độ với yêu cầu:

-         Số trục, số bánh răng là ít nhất åbr = 2.åPi (Pi là số bánh răng bằng khối di trượt, không kể bánh răng dùng chung).

-         Kích thước hộp nhỏ gọn, đảm bảo độ cứng vững.

-         Số bánh răng trục cuối chịu mô men xoắn lớn nhất là ít nhất.

Lập bảng so sánh phương án KG

 Ta thấy trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính vì trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin ¸  nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số nmin  ta có Mxmax. Do đó kích thước trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng do đó 2 PAKG cuối có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn nên ta chọn phương án 1 đó là 3x3x2, phương án này có số bánh răng trên trục cuối là nhỏ nhất.

c)Vẽ sơ đồ động:

d) Chọn phương án thứ tự (PATT):

Với phương án không gian 3 x 3 x 2 ta có 6 phương án thứ tự khác nhau với điều kiện như sau:  jx() = jXmax  8. Trong đó:

-         Pi       : Tỷ số truyền trong nhóm.

-         [x]     : Lượng mở giữa 2 tia lân cận.

-         [xmax] : Lượng mở giữa 2 tia ngoài cùng của nhóm truyền.

      Lập bảng so sánh:

Qua bảng ta thấy có 2 PATT thoả mãn điều kiện Rn  8.

Ta vẽ lưới kết cấu của  2 PATT đó rồi so sánh:  

PAKG         3 x 3  x 2

PATT                   I    II    III


   [X]         [1]  [3]   [9]

 

PAKG         3  x   3  x  2

PATT                   II       I     III

   [X]          [3]    [2]    [9]

 

Nhận xét: Qua 2 lưới kết cấu đã vẽ, PATT có lưới kết cấu hình dẻ quạt, các tia xiên từ từ, tốc độ biến thiên không đột ngột, do đó truyền êm Þ Ta chọn PATT :   I . II  III

e)Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm :

Xác định  vùng vòng quay nđể đảm bảo :  £ i0­ £ 2

  với   i0  ta có  :  £   £ 2   ®  360 £ n0  £ 2880 (v/ph) 

    Chọn n0 càng cao càng tốt ,vì nếu n0 cao thì số vòng quay của các trục trung gian sẽ cao , mô men xoắn bé kích thước các trục , các bánh răng .. nhỏ gọn , tiết kiệm được nguyên vật liệu  

 Ta chọn nO trùng với 1 tốc độ nào đó ở trục cuối, giả sử chọn

                  nO = n15= 710 (v/f).

  Có . Chọn  iO=1/2  (Bộ truyền đai , có tính đến hệ số trượt của dây đai ).

   Vẽ đồ thị vòng quay, ta chọn 1 tỷ số truyền cho trước sau đó tính các tỷ số truyền còn lại theo nguyên tắc chọn tỷ số truyền:

-         Tỷ số truyền gần bằng 1 làm cho cơ cấu làm việc êm, đồng thời kích thước   nhỏ gọn, tiết kiệm vật liệu.

-         Chọn tỷ số truyền để tốc độ trung gian càng cao càng tốt gần với tốc độ cuối cùng của trục chính.

-         Tỷ số truyền và lượng mở nằm trong giới hạn cho phép: .

* Với nhóm truyền I:

   Lượng mở [x] = 1

 Vì i1: i2: i3=1:j:j2 , chọn i1 = 1/j4

 Ta có : i2=1/j3     i3=1/j2

* Với nhóm II:

    Lượng mở [x] = 3. Chọn i4=1/j4

 Vì i4: i5: i6=1:j3:j6

 Ta có: i5=1/j       i6=j2

* Với nhóm III:

   Lượng mở [x] = 9. Chọn i7=1/j6

 Vì i1: i7: i8=1:j9

 Ta có : imin = i7 = 1/j6 = 1/1,264 = 1/4.

             imax = i8=j3 = 1,263 = 2

 Vậy i thoả mãn điều kiện  .


 Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay

 f) Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền:

 * Nhóm truyền I:

  Có 3 tỷ số truyền i1, i2. i3, j = 1,26. Tính theo công thức bội số chung nhỏ nhất và phân tích các tỷ số truyền ra thừa số:

                      EminC =

i1 = 1/j4= 1/1,264  » 1/ 2,52 »  2/5       ta có  fx1+gx1 = 2 + 5 =7 .

i2 = 1/j3= 1/1,263  » 1/ 2,003  » 1/2      ta có  fx2+gx2 =  1  + 2   = 3.

i3 = 1/j2= 1/1,262  »  1/ 1,587  » 8/13   ta có  fx3+gx3 = 8 + 13 =21 .

Bội số chung nhỏ nhsất là K=21

với Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

 

                   Emin== Þ Từ đó ta có E=3

               Þ  = E.K = 3.21 = 63.

Thay số:

Z1 ==.63 = 18 (răng) Þ Z =63-18 = 45 (răng) .

             i1=18/45 .

Z2 ==.63 = 21 (răng )Þ Z = 63-21 = 42 (răng).

              i2=21/42 .

Z3 ==.63 = 24 răng Þ Z = 63-24 =39 (răng).

              i3=24/39 .

*Vậy tỷ số truyền nằm trong phạm vi cho phép.

* Nhóm truyền II:

  Có 3 tỷ số truyền i4, i5. i6, j = 1,26. Tính theo công thức bội số chung nhỏ nhất và phân tích các tỷ số truyền ra thừa số:

                      EminC =

i4 = 1/j4= 1/1,264 »   11/28   ta có  fx4+gx4 = 11 + 28 = 39.

i5 = 1/j = 1/1,26   »  17/22  ta có  fx5+gx5 = 17  + 22  = 39.

i6 = j2/1= 1,262/1 » 8/5   ta có  fx6+gx6 = 8 + 5 =13.

Bội số chung nhỏ nhất là K=78

với Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

 

                   Emin== Þ Từ đó ta có E=1

               Þ  = E.K = 1.78 = 78.

Thay số:

Z4 ==.78 =22răng) ÞZ=78-22=56 (răng).

         i4=22/56     

Z5 ==.78= 34(răng) Þ Z=78-34=44 (răng).

          i5=34/44.

Z6 ==.78 = 48 (răng) Þ Z=78-48 = 30(răng)

 

            i6 = 48/30                                                         

Vậy tỷ số truyền nằm trong phạm vi cho phép.

* Nhóm truyền III:

   Có 2 tỷ số truyền i7, i8, j = 1,26. Tính theo công thức bội số chung nhỏ nhất và phân tích các tỷ số truyền ra thừa số:

                      EminC =

i7 = 1/j6= 1/1,266 » 1/4   ta có  fx7+gx7 = 1 + 4 = 5.

i8 = j3/1 = 1,263/1 »  2/1  ta có  fx8+gx8 = 2  + 1  = 3.

Bội số chung nhỏ nhất là K=5.3 =15.

với Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

 

                   Emin== Þ Từ đó lấy E=6

               Þ  = E.K = 6.15 = 90.

Thay số:

Z7 ==.90 = 18 (răng) Þ Z = 90-18=72 ( răng).

                 i7=18/72

Z8 ==.90 = 60 (răng) Þ Z = 90-60=30 (răng).

                i8 = 60/30 .

Vậy tỷ số truyền vẫn nằm trong phạm vi cho phép.

g). Tính sai số vòng quay:

  B. Thiết kế hộp chạy dao Máy Phay.

-  HCD có nhiệm vụ để biến đổi tốc độ chạy dao ( lượng chạy dao ) để gia công theo chế độ cắt thích hợp , qua đó thay đổi năng suất cắt gọt và chất lượng bề mặt gia công.

- Sự khác nhau giữa HCD và HTĐ :

   +)  HCD có công suất bé hơn HTĐ , chỉ bằng 5¸ 10 % của HTĐ

   +)  Tốc độ làm việc chậm hơn

   +)  Phạm vi điều chỉnh rộng hơn      < Us < 2,8   Û  Rsmax  = 14

   + ) Trong HCD thì giảm tốc nhiều hơn tăng tốc , thường dùng một số cơ cấu như : Vít me-Đai ốc , trục vít-BR.

   I . Tính toán động học:

- Số liệu ban đầu   : z = 18 ;  j = 1,26 ;

                               Sngangmin=Sđứngmin=Sdọc min=22(mm/ph)

                              Sdnhanh=3200(mm/ph)

   1.Tính số vòng quay của máy mới :

Ta có :        j =             Û   =

                  = S. = 22.(1,26)18-1 » 1118,72 (v/ph).

Mặt khác              S = S1. .

Với    S1 =Smin;

          S2= S1.j  ;

          S3=S2.j = S1.

          .    .     .     .     .     .     .

            Sz = S1. .

Trong đó z là số cấp tốc độ ở trục ra .

_ Thay j = 1,26  và  z = 1¸18 vào công thức trên và chuyển chuỗi lượng chạy dao thành chuỗi số vòng quay theo công thức:

                              

Với cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao là cơ cấu vít-đai ốc có bước vít tv=6mm.

TĐể tính toán hộp tốc độ ta đưa số vòng quay của trục vít me về trục VI . Việc tính toán số vòng quay của trục VI ta  phải chọn các cặp bánh răng trung gian trên các trục VI..XII .theo máy mẫu đã khảo sát

Từ trục V-VI có tỷ số truyền      : i9==1 có Z9=40, Z9’=40         

Từ trục VI-VII có tỷ số truyền     i10=

Từ trục VII-VIII có tỷ số truyền   i11=

Từ trục VIII-IX có tỷ số truyền    i12=

Từ trục IX-X có tỷ số truyền        i13=

Từ trục X-XI có tỷ số truyền        i14=

Từ đó ta tính được số vòng quay của trục VI như  sau :

                    nVI  =    ; trong đó   iTg = i9. i10. i11. i12. i3. i14

 Ta có :         iTg = ...... = 0,3802

  Sau khi tính toán và chọn theo tiêu chuẩn ta có được số vòng quay của trục VI như sau :

  nVI  : 9,5 ; 11,8 ; 15 ; 19 ; 23,5 ; 30 ; 37,5 ; 47,5 ; 60 ; 75 ; 95 ; 118 ; 150 ; 190 ; 235; 300 ; 375 ; 475 :

 

  2 . Chọn phương án không gian :

- Dựa vào chuỗi số vòng quay   n¸n .

- Với động cơ có công suất N = 1,5 ( Kw) và n = 1410 ( v/ph) .

Ta có                    umin gh = =

Với :     X   số nhóm truyền tối thiểu của máy

             umin gh là tỷ số truyền giới hạn của xích truyền

 

      Þ        =  =    Þ  X=  = 3,60

Ta có số nhóm truyền tối thiểu : X = 3

phân tích  Z  ra các thừa số nguyên tố

          Z =

Với tối thiểu 4 nhóm truyền và 18 cấp tốc độ ta có các phương án không gian như sau :

          Z = 18 = 3 x 3 x 2          

                    = 3 x 2 x 3           

                    = 2 x 3 x 3           

Để so sánh các PAKG ta dựa vào :

    + Tổng số bánh răng của HTĐ là 

        SZS = 2 .( p+p+. . . + p)

        SZS = 2. ( 3 + 3 + 2 ) = 16 bánh răng 

    +Tổng số trục : Str = i +1

                               Str=4+1=5

    +Chiều dài sơ bộ của hộp : L = åb + åf

                               Ta có Lmin=16b+15f

   + Số lượng bánh răng chịu Mx ở trục ngoài cùng vì trục này có chuyển động quay thực hiện số vòng quay từ nmin tới nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào trị số nmin  sẽ có Mmax. Do đó kích thước trục lớn các bánh răng lắp lên trục có kích thước lớn vì vậy tránh bố trí nhiều chi tiết lên trục này.

  + Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp: ly hợp ma sát, ly hợp vấu ...

Từ các kết quả tính toán ta lập ra bảng so sánh như sau để chọn phương án tối ưu

          Bảng so sánh các phương án không gian

                               PAKG

Yếu tố so sánh

3 x 3 x 2

(1)

3 x 2x 3

(2)

2 x 3 x 3

(3)

Tổng số bánh răng (min)

16

16

16

Tổng số trục  (min)

5

5

5

Chiều dài    Lmin

16b + 15f

16b + 15f

16b + 15f

Số Bánh Răng chịu Mxmax

2

3

3

Cơ cấu đặc biệt

 

 

 

 

- Từ bảng trên ta thấy các PAKG (2) (3) có số bánh răng trên trục chính là nhiều hơn mà trên trục chính các bánh răng lại chịu mômen xoắn lớn nhất nên các phương án này không hợp lý.

Þ Từ các chỉ tiêu trên PAKG  3 x 3 x 2  là hợp lý nhất .

      3 . Chọn phương án thứ tự ( PATT ) :

    Sau khi có PAKG ta phải xác định PATT cho HCD.

Căn cứ vào máy chuẩn 6H82 từ lưới kết cấu và đồ thị vòng quay ta thấy trong HCD người ta không dùng phương án hình rẻ quạt , vì trong HCD người ta dùng một loại mô đun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền, nên việc dùng phương án thứ tự này hoặc khác không làm thay đổi nhiều đến kích thước của hộp . Ngoài ra trong HCD còn dùng cơ cấu phản hồi có ưu điểm là giảm được số trục, số bánh răng,giảm được kích thước hộp. Vậy để dùng được cơ cấu phản hồi tốc độ ta phải dùng:  PATT   3[3]x3[1]x2[9]

   

 4 . Lưới kết cấu và đồ thị vòng quay :

   a . Lưới kết cấu :

Là sơ đồ biểu diễn công thức kết cấu và phương trình điều chỉnh .

          - PAKG                             3 x 3 x 2

          - PATT                              II -I - III

          - [X]                                  [3]  [1]  [9]

Vẽ sơ đồ động

Cách vẽ lưới kết cấu:

+) vẽ các đường thẳng nằm ngang tương ứng với các trục của HCD .

+)Vẽ các đường thẳng đứng cách nhau 1 khoảng lgj biểu diễn 18 cấp tốc độ của trục chính . Theo qui ước vẽ đối xứng , trục I có 1 tốc độ   nên   đặt ở chính giữa trục I .

 Một vài lưới kết cấu đặc trưng

b .Đồ thị vòng quay :

   Đồ thị vòng quay là chuyển từ lưới kết cấu biểu diễn đối xứng sang biểu diễn các tỷ số truyền thực. Tia nghiêng sang phải biểu thị u >1. Tia nghiêng sang trái biểu thị u <1 và tia thẳng đứng thì u =1 .

+) Với PATT     II- I -III  và j = 1,26 có dùng cơ cấu phản hồi thì trình tự vẽ đồ thị vòng quay như sau: .

- Xác định tốc độ   của trục đầu tiên trong HTĐ        (trục III)

            = u0..

                 Trong đó  : Là số vòng quay của động cơ

                                 u0 : Là tỷ số truyền từ trục động cơ đến trục thứ nhất của 

                                                           HTĐ                     

  Để đơn giản ta chọn trước càng cao càng tốt , vì   càng cao thì số vòng quay của trục trung gian sẽ cao do đó mô men xoắn sẽ bé và kích thước của các bánh răng, các trục . . . sẽ nhỏ gọn nên tiết kiệm được vật liệu.

-         Chọn nº  n16 = 300 (v/ph). Tỷ số truyền từ trục I đến III là:

                            u0=                                

* Vẽ đồ thị vòng quay cho phương án 3[3]x3[1]x2[9]

+) Trong nhóm 1 : có 3 tỷ số truyền là u1 , u2, u3 , với lượng mở giữa 2 tia của 2 tỷ số truyền là: [X1] = 3.

                      i1 : i2 : i3 : =1: j3 : j6.

  Chọn i2=1 do đó tia 1 nghiêng sang trái 1 khoảng 3lgj, tia 3 nghiêng sang phải 1 khoảng 3lgj.

+) Trong nhóm truyền thứ 2: Có 3 tỷ số truyền là i4, i5, i6 và lượng mở giữa các tia là [X2] = 1 

          Þ  i4 : i5 : i6 = 1 : j: j2

Chọn  i4 nghiêng sang trái 1 khoảng 3lgj.

          i5 nghiêng sang trái 1 khoảng 2lgj

          i6 nghiêng sang trái 1 khoảng lgj

+Nhóm truyền 3 :  gồm đường phản hồi có 2 tỷ số truyền  i7 , i8  với lượng mở tổng cộng  [X] = 9.

 Þ i7 : i8 = 1 : j9.

Có phản hồi qua tỷ số truyền i7 = i4 nghiêng sang trái 1 khoảng 3lgj nên phản hồi qua tỷ số truyền i8 nghiêng sang trái 1 khoảng 6lgj

Vẽ  đồ thị vòng quay.

 

+) Kiểm tra lại các tỷ số truyền đã trọn.

                   umin= =

                     umax  = j=1,263=2,0

          Þ      £ u £ 2,8  : Thoả mãn .

     5.Tính số răng của một nhóm truyền trong HCD.

a). Nhóm truyền thứ 1: (từ trục III sang trục IV )

Có 3 tỷ số truyền i1, i2, i3,  với  j = 1,26 (hình vẽ ).

          i1 = 1: j3 = 1:1,263=0,5

          i2 = 1

          i3 = j3:1= 2

- Tính các bánh răng .

          i1= 0,5 »  =  Þ f+  = 1 + 2 =3     

          i2= 1 =  =  Þ f2+ g2 = 1 + 1 = 2

          i3 = 2 =      Þ  f3 + g3= 2 + 1 =3

Bội số chung nhỏ nhất của ( + ) là :

          K = 3 . 2  = 6

- Tímh Emin : Emin nằm ở tỷ số truyền u1 là tia có độ nghiêng nhiều nhất

          Þ Emin = ;

Với Zmin = 17 ta có Emin =  = 8,5

Vì E là số nguyên nên ta chọn E = 9     Þ Z = E . K = 9 . 6 = 54

Ta só                    Zx = .E . K

                   Z =           E . K

Z1 = E . K = . 54 = 18

Z = . 54 = 36

Þ                                       i1= =  =

Z2 =  . 54 = 27

Z2’=  . 54 = 27

Þ                                       i2= =  =

Z3= . 54 = 36

Z3’ = . 54 = 18

=> i3= =  =

 

   b ). Nhóm truyền thứ 2 và 3 : (từ trục IV-V)

 có 3 tỷ số truyền là i4, i5, i6  và đường phản hồi i7, i8.                                                                

- Tính số răng : điều kiện để tính số răng:

         i4=

         i5  ==  =

         i6=

         i7=

         i8=

         Z4+Z4’= Z5+Z5’= Z6+Z6’= Z7+Z7’= Z8+Z8

    Ta chọn trước Z4=18 có j=1,26 ta có:

  Z4’= Z4j2= 18.1,263» 40

  Z5=Z4

  Z5’=(Z4+Z4’)-Z5=18+40-21=37

  Z6=Z4.

  Z6’=(Z4+Z4’)-Z6=18+40-24=34

  Z7=Z4

  Z7’=(Z4+Z4’)-Z7=18+40-13=45

  Z8=Z4=18

  Z8’=(Z4+Z4’)-Z8=18+40-18=40

     Đường chạy dao nhanh :

   Được nối từ trục II-V-VI-...-XI qua 1 bánh răng dùng chung

ta có: Snhanh=3200(mm/ph) thì nnhanh=

ta có phương trình xích động chạy dao nhanh:

nnhanh=1410.

         Þ Zx’=30

Mà ta có tổng số răng của 2 trục V, VI là Z=40+40=80

         Þ Zx=80-30=50 răng.

Vậy 2 cặp bánh răng dùng chung là                                    

6 . Tính sai số vòng quay trục chính .

  Các trị số vòngquay thực tế tính toán không được vượt quá sai số cho phép [Dn] so với số vòng quay tiêu chuẩn

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

     - Sai số vòng quay thực tế

                                     Dn = . 100%

Các trị số vòng quay thực tế của trục VI là :

 

n1=.i4.i1.i7.i8   ;    n2=.i5.i1.i7.i8   ;      n3=.i6.i1.i7.i8  ;  n4=.i4.i2.i7.i8.  

n5=.i5.i2.i7.i8   ;    n6=.i6.i2.i7.i8   ;    n7=.i4.i3.i7.i8     ;   n8=.i5.i3.i7.i8

n9=.i6.i3.i7.i8 ;  n10=.i4.i1 ;  n11=.i5.i1  ;   n12=.i6.i1. ;   n13=.i4.i2.    n14=.i5.i2.      ;   n15=.i6.i2 ;    n16=.i4.i3    ;     n17=.i5.i3   ;     n18=.i6.i3     

*) Thay các giá trị của  và các tỷ số truyền ta được kết quả trong bảng sau .

 

ni

nTrucVI

(theo t/c)

  *

(tính toán)

Dn%

(saisố)

             

 

ni

nTrucVI

(theo t/c)

  *

(tính toán)

Dn%

(sai số)

1

9,5                                                                                                                     

9,25

2,64

10

75

76,35

-1,8

2

11,8

11,52

2,52

11

95

94,55

1,52

3

15

14,76

1,63

12

118

120,21

1,87

4

19

18,55

2,36

13

150

152,21

-1,62

5

23,5

22,63

2,26

14

190

187,75

1,18

6

30

 29,25

  2,32

15

235

229,63

2,28

7

37,5

37,75

 -0,67

16

300

295,65

1,45

8

47,5

 48,56

 -2,24

17

375

369,35

1,52

9

60

58,57

2,38

18

475

469,86

1,08

 

Chương 3

Tính toán sức bền và chi tiết máy

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

    Ta thiết kế máy mới dựa trên cơ sở máy chuẩn 6H82 do đó ta chọn chế độ cắt gọt thử máy tương tự máy chuẩn để tính động lực học cho máy ta có:

- Thử cắt mạnh :

       Dao P18 D=90  Z=8,

       Vật liệu chi tiết gia công :  gang  HRB=180.

        Chế độ gia công:

                            n=47,5v/ph, B=100mm, t=12mm,

                            V =13,5mm/ph, S=118mm/ph, N=6,3KW

-         Cắt nhanh:

        Dao T15K6, D=100, Z=4,

        Chi tiết thép 45 HRB =195

        Chế độ gia công:

                            n=750, B=50, t=3, v=235

                            S=750, N=8,5KW dùng đầu dao phay.

- Thử ly hợp an toàn

         Dao D=110, Z=8 thép gió, gia công thép 45, B=100, t=10, n=45,5; S=118, Mx=20000Ncm.

         Chạy nhanh 870v/ph kiểm tra sự trượt n=20v/ph.

      2. Xác định công suất động cơ.

    Tính lực cắt:

 Ta thấy rằng khi phay nghịch thì lực cắt sẽ lớn nhất do đó ta chỉ cần tính lực cắt trong trường hợp phay nghịch

 *)Chế độ cắt mạnh:

    Theo bảng  II.1 (trang 90 thiết kế máy công cụ ) ta có             

 PZ=(0,5 ¸ 0,6)P0=(0,5 ¸ 0,6).41505=(20753 ¸ 24903) N

          Lấy  P= 22828  N

 PS=(1 ¸ 1,2)P0= (1 ¸ 1,2) 41505=(41505¸ 49806) N

 Pn=±0,2.P0=±0,2.45105=± 8301 N

 Px=0,3.P0.tg(b)=0,3.41505.tg(30)=7189 N

     Tính lực chạy dao :

    Q

    Q = 1,1.7189+0,15.(24903+49806+2000)=19414 N

Công suất cắt:

NC=

Nđc=   (với h hiệu suất bộ truyền )

*)Chế độ cắt nhanh:

    Theo bảng  II.1 (trang 90 thiết kế máy công cụ ) ta có             

 PZ=(0,5 ¸ 0,6)P0  , chọn   PZ = 1355 N

 *)Công suất cắt:

NC=

Nđc=   (với h hiệu suất bộ truyền )

 Ta chọn được công suất động cơ cho hộp tốc độ  : Nđc=7 KW

                                                                                 n   = 1440(V/p)  

Công suất động cơ hộp chạy dao.

           Nđcs=K.Nđc=0,15.7=1,05 KW

Ta chọn công suất động cơ hộp chạy dao:                Nđcs=1,5KW

                                                                                   n   = 1410(V/P)  

3. Bảng tính toán động lực học:

 (tính đường kính cho các trục hộp chạy dao)

Ta có các công thức để lập bảng:

ntính=nmin.

NTrục=Nđc.

Với :là hiệu suất từ động cơ tới trục thứ i

Mx tính=9740[Nmm].

dsơ bộ³ (Trong đó t = 15..50 Mpa)

Sau đó chọn (dChon) dựa vào tiêu chuẩn chuỗi số tối ưu trong chế tạo máy:

ntr i

nmin

nmax

ntính

Ntrục

Mx tính

dsb

dchọn

I

1410

  1410

1410

1,5

10,36

13.27

15

II

796.9                    

 796.9

796.9

1,44

17,6

17.05

20

III

298.8

298.8

298.8

1,38

49,98

24.97

25

IV

149.4

597.6

211.28

1,32

60,85

27.62

30

V

67.24

421.8

106.4

1,27

116,25

34.28

35

VI

8.74

421.8

23.03

1,21

511,74

44.94

45

                                                                                                                                                                                                            4.  Tính một cặp bánh răng trên trục IV.

  4.1.Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thông nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có sb1=850MPa, sch1=580MPa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có sb2=750MPa, sch2=450MPa.

   4.2. Xác định ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt HB180...350,

 soHlim =2HB+70; SH=1,1, soFlim=1,8HB; SF=1,75.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, Chọn độ rắn bánh lớn HB2=230, khi đó:

soHlim1 =2HB1+70=2.245+70=560MPa, soFlim1 =1,8HB1=1,8.245=441MPa.

soHlim2 =2HB2+70=2.230+70=530MPa, soFlim2 =1,8HB2=1,8.230=414MPa.

Theo (6.5) N­HO=30HHB2,4 do đó:

HO1=30.2452,4=1,6.107; N­HO2=30.2302,4=1,39.107.

Theo(6.7)

Thông thường các máy công cụ có:

      NHE2 >NH02 Þ KHL2=1.

      NHE1 >NH01 Þ KHL1=1.

Như vậy theo (6.1a) sơ bộ ta có:

                          

                         

                         

Do sử dụng răng thẳng ta có:

                         .

Tương tự có: KFL2=1; KFL1 = 1.

Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều KFC = 1 có:

   Khi tính toán bánh răng trong hộp tốc độ ta đã biết trước số răng của các bánh răng. Do đó trình tự tính toán bánh răng như sau: Xác định mô đun của bánh răng theo sức bền tiếp xúc, qui chuẩn mô đun. Nghiệm theo sức bền uốn và tính các thông số chủ yếu của bánh răng.

  Tính mô đun Trong hộp chạy dao ta chỉ dùng một loại mô đun do đó ta chỉ cần tính mô đun trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun tương tự. Ta tính mô đun cho cặp bánh răng 24/34.

Theo sức bền tiếp xúc:

 

               

Z: số răng của bánh răng nhỏ. Z=24.

i:  tỉ số truyền  i=1,42.

[s]H=2000MPa=2000N/cm2

j0=0,4¸0,6  lấy  j0=0,5.

N: công suất trên trục IV, N=1,32 KW.

n: số vòng quay nhỏ nhất trên trục IV, n =149,4 (v/ph.)

K: hệ số tải trọng.

K=Kb.Ka.Kv

Kb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Kb=1,31.

Ka: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với răng thẳng Ka=1

Kv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Kv=1,04

K=Kb.Ka.Kv=1,31.1.1,04=1,36

=3,1

Theo tiêu chuẩn ta chọn  m=3

Kiểm nghiệm theo sức bền uốn

                                       

y: hệ số dạng răng chọn y=0,25

j=6¸10 lấy j=6

[s]F = 252MPa=25200 N/cm2

 Þ Vậy thoả mãn

  Các thông số chủ yếu :

Đường kính vòng chia   dc=m.z=3.24=72mm

Đường kính vòng cơ sở  d0= dc.cos(200)= 72.cos(20)=68mm

Đường kính vòng đỉnh De=dc+2m = 68+2.3=74mm

Đường kính vòng chân   Dc=dc-2,5.m=74-2,5.3=66,5 mm

Khoảng cách trục

   A=1/2.m(Z1+Z2)=1/2.3.(24+34)=87 mm

Chiều rộng bánh răng  b=j.m= 6.3 = 18mm

5. Tính trục IV.

                   Công suất trên trục IV: N4 = 1,32 (KW)

          Tốc độ tính toán   IV :    n4 = 211,28   (v/ phút)

Công suất trên trục III : N3 = 1,38 (KW)

          Tốc độ tính toán:  III  n3 = 298,8   (v/ phút)

          Đường kính sơ bộ trục IV :   dIII   =  30 (mm)

          Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có [t]=20MPa

 Khi tính trục IV ta thấy lực do cặp bánh răng 18/36 và 18/40 cùng ăn khớp gây nguy hiểm nhất ta chọn để tính toán

Đường kính vòng chia của bánh răng Z=18 với m = 3

                                              d31 = d42 = 18.3 = 54 mm

Đường kính vòng chia của bánh răng Z =36 với m = 3

                                              d41 = 36.3 = 108 mm

Đường kính vòng chia của bánh răng Z=40 với m = 3

                                              d52 = 40.3 = 120 mm

Chiều rộng cách nhau giữ hai ổ là

L = 7.B  + 6.f + 2a

             = 7.18 + 6.5+ 2.20 = 196  mm

  Vì hai  bánh răng 18 và 45 lắp lồng không trên trục nên ta bỏ qua tính toán trục phần trục này mà chỉ xét phần trục còn lại(thực chất hai bánh răng này vẫn gây ra lực hướng trục nhưng lực này không đáng kể nên  có thể bỏ qua)

  Tính toán ta phải đi từ trục chủ động đến bị động ta có lực tác dụng lên các bánh răng trên trục IV như hình vẽ ở trên

Ta tính các lực này

          Lực tác dụng lên bánh răng là                                    

                   Ft31 =  =  = 1851,1(N)

                   Fr31 = Ft31.tga = 1851,1.tg20o  = 673,74 (N)

                   Ft41 =Ft31 =1851,1 (N)

                   Fr41 =Fr31 =673,74 (N)

                   Ft42 =  =  = 1126,85 (N)

                   Fr42 = Ft41.tga = 1126,85.tg20o  = 410,1 (N)

Xét mặt phẳng oxz ta có phương trình cân bằng

thay số ta tính được

                   RAX = 1566 (N)

                   RBX = 547 (N)

Xét mặt phẳng oyz ta có phương trình cân bằng

RAY = -402 (N)

RBY = 874(N)

Mômen xoắn trên trục IV là T4 = 51224,5 (Nmm)

Ta có các biểu đồ mômen

 

 

 

Tính đường kính trục tại các đoạn trên trục IV

          Theo công thức

                   Di =

          Với Mtd =

                   Mi =

Tại điểm C có

                   MtdC =  = 63382 (Nmm)

                   D =  =25 mm

Tại điểm D có

                   MtdD = = 110351 (Nmm)

          D= = 30 (mm)

Vậy trục IV thoả mãn bền

6. Tính lực lò xo cần tác dụng vào ly hợp bi.

Trong quá trình làm việc lực tác dụng vào bi rất phức tạp gồm các lực như hình vẽ : T; Tf ; N ; Nf ; …

 Ta có thể tính lực cần thiết tác dụng của lò xo dựa vào lực vòng như sau :

            P1= T. ( tg(µ-j) - f )

                    trong đó  : f = tgj = 0,1

Chương 4

Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển hộp chuyển động

1. Nguyên tắc cấu tạo của hệ thống điều khiển bằng đĩa lỗ.

 a. Đặc điểm:

Thay đổi tốc độ của HCD bằng các khối bánh răng di trượt là chuyển động tịnh tiến. Chuyển động của cơ cấu là chuyển động quay do đó ta chọn hệ thống điều khiển bằng đĩa lỗ.

 b.Nguyên tắc cấu tạo:

Gồm các chốt đóng vai trò thanh răng ăn khớp với các bánh răng thông qua các cần gạt điều khiển các khối bánh răng di trượt.

Cấu tạo : gồm 2 đĩa lỗ, thanh răng kéo đẩy giữ vai trò chốt, bánh răng ăn khớp với thanh răng.

   L: hành trình gạt.

X: hành trình gạt cơ sở.

trong đó: Z1: số răng của bánh răng cơ sở.

                            Z2:số răng của bánh răng khuyếch đại.

Hệ số khuyếch đại k=

3. Phân tích hành trình gạt của các khối bánh răng di trượt:

          Số lượng tốc độ z = 18

          Phương án không gian      3´3´2

          Phương án thay đổi thứ tự I-II-III

          Sơ đồ động:

Trên trục 1 có khối bánh răng 3 bậc A có 3 vị trí ăn khớp.
Trên trục 3 có khối bánh răng 3 bậc B có 3 vị trí ăn khớp

Trên trục 3 có càng gạt C dùng để đóng mở ly hợp M1 có hai vị trí ăn khớp

Viết lại hệ phương trình

          n1  = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u4( B : giữa) . u 7 . u 8.u9 ( C : trái )

          n2  = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u5( B : phải) . u7 . u 8 .u9 ( C : trái )

          n3  = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u6( B : trái) . u 7 . u 8 .u9 ( C : trái )

          n4  = nđc. u0 . u2 ( A : phải) . u4( B : giữa) . u 7 . u 8 .u9 ( C : trái )

          n5  = nđc. u0 . u2 ( A : phải ) . u5( B : phải) . u7 . u 8 .u9( C : trái )       

          n6  = nđc. u0 . u2 ( A : phải) . u6( B : trái) . u 7 . u8 .u9( C : trái )

          n7  = nđc. u0 . u3 ( A : giữa) . u4( B : giữa) . u 7 . u 8 .u9( C : trái )

          n8  = nđc. u0 . u3 ( A : giữa) . u5( B : phải) . u 7 . u 8 .u9( C : trái )

          n9  = nđc. u0 . u3 ( A : giữa) . u6( B : trái) . u 7 . u 8 .u9( C : trái )

          n10 = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u4( B : giữa) .u9( C : phải )

          n11 = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u5( B : phải)  . u9( C : phải )

          n12 = nđc. u0 . u1 ( A : trái ) . u6( B : trái) . u 9 ( C : phải )

          n13 = nđc. u0 . u2 ( A : phải ) . u4( B : giữa) . u 9 ( C : phải )

          n14 = nđc. u0 . u2 ( A : phải) . u5( B : phải) . u 9 ( C : phải )

          n15 = nđc. u0 . u2 ( A : phải) . u6( B : trái) . u 9 ( C : phải )

          n16 = nđc. u0 . u3 ( A : giữa ) . u4( B : giữa) . u 9 ( C : phải )

          n17 = nđc. u0 . u3 ( A : giữa ) . u5( B : phải) . u 9 ( C : phải)

          n18 = nđc. u0 . u3 ( A : giữa) . u6( B : trái) . u 9 ( C : phải )

Vậy ta có  vị trí bánh răng tương ứng với vị trí tay gạt.

 

 

         A      đ1           đ2

       B        đ1             đ2

C

   n 1

T    c1

         c2

+         +  

0         0     

G

0          +  

0          +   

T

+         +  

0         0     

   n 2

   T

+         +  

0         0

P

0         0

+         +  

T

+         +  

0         0

   n 3

T

+         +  

0         0

T

+         +  

0         0

T

+         +  

0         0

   n 4

P

0         0

+         +  

G

0          +  

0          +   

T

+         +  

0         0     

   n 5

P

0         0

+         +

P

0         0

+         +  

T

+         +  

0         0

   n 6

P

0         0

+         +

T

+         +  

0         0

T

+         +  

0         0

   n 7

G

0                     +

0         +

G

0          +  

0          +   

T

+         +  

0         0     

   n 8

G

0             +

0         +

P

0         0

+         +  

T

+         +  

0         0

   n9

G

0         +

0         +

T

+         +  

0         0

T

+         +  

0         0

   n 10

T

+         +  

0         0     

G

0          +  

0          +   

P

0          0

+          +

   n 11

T

+         +  

0         0     

P

0         0

+         +  

P

0          0

+          +

   n 12

T

+         +  

0         0     

T

+         +  

0         0

P

0          0

+          +

   n 13

P

0         0

+         +

G

0          +  

0          +   

P

0          0

+          +

   n 14

P

0         0

+         +

P

0         0

+         +  

P

0          0

+          +

   n 15

P

0         0

+         +

T

+         +  

0         0

P

0          0

+          +

    n 16

G

0         +

0         +

G

0          +  

0          +   

P

0          0

+          +

   n 17

G

0         +

0         +

P

0         0

+         +  

P

0          0

+          +

   n 18

G

0         +

0         +

T

+         +  

0         0

P

0          0

+          +

 

 *)Khối A có 3 vị trí  Trái - Giữa - Phải

vị trí giữa: do cặp bánh răng 36/18 đảm nhận

vị trí trái: do cặp bánh răng 18/36 đảm nhận

vị trí phải: do cặp bánh răng 27/27 đảm nhận

có hành trình gạt

           La = 4.B  +  4f  = 4.18 +  4.4 = 88 (mm) 

vị trí giữa: 0

vị trí trái: 44

vị trí phải: 44

 *)Khối B có 3 vị trí  Trái - Giữa - Phải

vị trí giữa: do cặp bánh răng 18/40 đảm nhận

vị trí trái: do cặp bánh răng 24/34 đảm nhận

vị trí phải: do cặp bánh răng 21/37 đảm nhận

có hành trình gạt

                   Lb = 4.B  +  4f  = 4.18 +  4.4 = 88 (mm) 

vị trí giữa: 0

vị trí trái: 44

vị trí phải: 44

*) Khối C có 2 vị trí  Trái - Phải

vị trí trái: ly hợp vấu không ăn khớp

vị trí phải: ly hợp vấu ăn khớp

có hành trình gạt

                   Lc  =B+f=18+4= 22 (mm) 

 Ta thấy các vị trí trên có chung ước số là 22mm .Do đó chọn a = 22 là khoảng cách giữa 2 đĩa có lỗ và cùng là hành trình chung  của các trục thanh răng

Càng gạt A mỗi lần gạt 44mm, hành trình gạt 22 nên cần khuếch đại

                   X/ L =44/22= 2

Càng gạt B mỗi lần gạt 44mm,hành trình gạt 22 nên cần khuếch đại

                   X/ L =44/22= 2

Số càng gạt 3

Số các chốt thanh răng đẩy kéo là : 6

Số hàng lỗ trên đĩa là 6 .

   4. Thiết kế các chi tiết của cơ cấu điều khiển.

1. Chiều dài các chốt :

Các chốt khối A,B hành trình gạt là 88 khuếch đại 4 lần , ta lấy chiều dài chốt 44 như vậy đã khuếch đại 2 lần còn 2 lần nhờ bánh răng khuếch đại

Khối C hành trình gạt là 22 lên ta không phải khuếch đại ta lấy chiều dài chốt là 22

*)Các bánh răng của cơ cấu điều khiển;

Chọn môđun m=2 chọn bánh răng cơ sở Z=14,

Khối A,B 

Hành trình gạt của khối A,B sau khi được khuyếch đại tới bánh răng khuếch đại nên ta bố trí càng gạt gần với thanh răng khuyếch đại

Hành trình gạt khối C được xác định ở chiều dài chốt nên ta bố trí cần gạt gần với bánh răng cơ sở

2.Số răng của thanh răng:

TR =  + Zdt  (Lấy Zdt =5 răng)

a/Các thanh răng khối A,B

Zcs =  = 3,5 răng 

chọn Zcs = 4 vậy số răng thanh răng là

ZTR = 4 + 5 = 9 (răng)

Vậy số răng thanh răng các khối A,B,C là

          ZA =  =  = 8 (răng)

          ZTRA = ZTRB = Zcs + Zdt = 8 + 5 = 13 (răng)

          Zc =  =  = 4 (răng)

          ZTRC = Zcs + Zdt = 4 + 5 = 9 (răng)

3. Thiết kế đĩa lỗ:

 *)Nguyên lý làm việc:

Kéo đĩa lỗ ra khỏi chốt 1, 2. Quay đĩa đi 1 góc cần gạt sau đó đẩy đĩa vào tuỳ theo trên mặt đĩa có lỗ hoặc không nó sẽ đẩy chốt 1,2 liền với các thanh răng chuyển động tịnh tiến, trên thanh răng có gắn càng gạt, gạt các khối bánh răng di trượt.

Khi thiết lập bản vẽ chế tạo đĩa, ta tính và vẽ như sau. Vì HCD có 18 cấp tốc độ nên để điều khiển ta phải gạt 18 lần, mỗi lần gạt quay 1 góc 0 ta có 1 cấp tốc độ.

   Đĩa gồm có các vòng tròn đồng tâm trên các vòng tròn có khoan các lỗ chốt có đường kính khác nhau để điều khiển khối A và B

  Để điều khiển khối C ta dùng cam mặt đầu có 2 vị trí cao và thấp , vị trí cao ứng với tốc độ thấp qua cơ cấu phẩn hồi ,vị trí thấp ứng với tốc độ trung bình qua ly hợp vấu

Bán kính vòng tròn chứa cặp chốt điều khiển ly hợp vấu RC = 22 mm

Bán kính vòng tròn chứa cặp chốt điều khiển càng gạt khối bánh răng A là

RA1 = 90 mm

RA2 = 90 mm

Bán kính vòng tròn chứa cặp chốt điều khiển càng gạt khối bánh răng B là

RB1 = 75 mm

RB2 = 60 mm

Góc hợp bởi đường nối tâm đĩa xác định vị trí mỗi cặp chốt điều khiển một khối bánh răng trên đường tròn là b

Khoảng cánh từ tâm thanh răng tới tâm bánh răng là A

          A =  =  = 22

Ta có: SinbA1 =     bA1 =  1408’

SinbA2 =     bA2 = 1408’

SinbB1 =     bB1 = 1703’

SinbB2 =     bB2 = 21030’

Kích thước ngoài của đĩa

D ³ 2(Rmax + d)

D ³ 2(90 + 9 ) = 198 mm

Chọn đường kính ngoài của đĩa D = 200 mm

Chiều dày đĩa  d = 7 mm

Chốt điều khiển thanh răng là hai bậc : bậc 1 f9

KẾT LUẬN

     Sau một thời gian t­ơng đối dài đ­ợc sự tận tình h­ớng dẫn của thầy …………, 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 đ­ợc những thiếu sót. Em rất mong nhận đ­ợc sự chỉ bảo tận tình của các thầy giáo cùng các bạn đồng nghiệp để đồ an của em đ­ợc 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