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 trên cơ sở máy T620" 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                              

                                      ………...……

PHẦN I: KHẢO SÁT MÁY CÙNG CỠ

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

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

  Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xem xét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy T620).

  Các máy hạng trung đang được sử dụng rộng rãi trên thị trường Việt Nam được thống kê trong bảng sau:

  Từ các tài liệu nghiên cứu và yêu cầu thiết kế của bài ra, ta nhận thấy máy tiện ren vít vạn năng T620 có tư liệu tương đối tốt, ổn định được thị trường chấp nhận. Do đó, ta đi sâu khảo sát máy T620 nhằm tìm hiểu các xử lí kỹ thuật của nhà sản xuất để giúp ích cho việc thiết kế máy mới.

I. Khảo sát động học máy mẫu (T620):

 1. Đồ thị số vòng quay thực tế của máy T620:

   Trị số công bội j:

 Từ các thông số của máy

      n_min = 12,5 v/p.

      n_Max = 2000 v/p.

      Z = 23.

 Suy ra công bội j là: j = =  = 1,26

Vẽ lại đồ thị vòng quay của máy T620:

  Sơ đồ động của máy biểu thị các nhóm tỷ số truyền như sau:

   + Nhóm 1 từ trục II - III:

     i₁ =  1,30 = j^X1   x₁  1,13

      Tia i₁ lệch sang phải 1 khoảng là: 1,33.logj

     i₂ =  1,65 = j^X2   x₂  2,17

Tia i₂ lệch sang phải 1 khoảng là: 2,17.logj

ð [x] = -1,04.

   + Nhóm 2 từ trục III - IV:     

     i₃ =  0,38 = j^X3   x₃  -4,19

Tia i₃ lệch sang trái 1 khoảng là: 4,19.logj

     i₄ =  0,62 = j^X4   x₄  -2,07

Tia i₄ lệch sang trái 1 khoảng là: 2,07.logj

     i₅ =  1 = j^X5   x₅  0  Tia i₅ thẳng đứng.

    Lượng mở [x] = [2] ứng với nhóm truyền khuếch đại.

  + Nhóm 3 từ trục IV - V:     

     i₆ =  0,25 = j^X6   x₆  -6

Tia i₆ lệch sang trái 1 khoảng là: 6.logj

     i₇ =  1 = j^X7   x₇  0 Tia i_7­ thẳng đứng

   + Nhóm 4 từ trục V - VI:      

     i₈ =  0,25 = j^X8   x₈  -6

Tia i₈ lệch sang trái 1 khoảng là: 6.logj

     i₉ =  1 = j^X9   x₉  0 Tia i₉ thẳng đứng.

   + Nhóm gián tiếp từ trục VI - VII:

     i₁₀ =  0,5 = j^X10   x₁₀  -3

Tia i₁₀ lệch sang trái 1 khoảng là: 3.logj

   + Nhóm trực tiếp từ trục VI - VII:

    i₁₁ =  1,51 = j^X11   x₁₁  1,78

Tia i₁₁ lệch sang phải 1 khoảng là: 1,78.logj

   + Số vòng quay của động cơ n_đc = 1450 v/p.

   + Tỷ số truyền của bộ truyền đai: i_đ =   0,56.

   + Hiệu suất của bộ truyền đai: h = 0,985

    Trị số vòng quay của trục đầu tiên  của hộp tốc độ trên trục II:

        n₀ = n_đc x i_đ x h = 1450 x  x 0,985  800 v/p. 

  Qua đó, đồ thị vòng quay của máy T620 có dạng:

2.Xích tốc độ quay trục chính:

   Xích này nối từ động cơ điện có công suất N = 10 Kw, số vòng quay n = 1450 (v/p), qua bộ truyền đai vào hộp tốc độ (cũng là hộp trục chính) làm quay trục chính VI.

   Lượng di động tính toán ở hai đầu xích là:

   n_đc (v/p) (số vòng quay của động cơ)  n_tc (v/p) (số vòng quay của trục chính).

   Từ sơ đồ động ta có thể xác định được đường truyền động qua các trục trung gian tới trục chính.

   Xích tốc độ có đường truyền quay thuận và đường truyền quay nghịch, mỗi đường truyền khi tới trục chính bị tách ra làm hai đường truyền:

   + Đường truyền trực tiếp tới trục chính cho ra tốc độ cao.

   + Đường truyền tốc độ thấp đi từ trục III - IV - V - VI.

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

  3. Phương án không gian và phương án thứ tự:

  Từ trên ta xác định được công thức kết cấu của máy là:

                Z = 2 x 3 x 2 x 2 + 2 x 3 x 1 = 30.

  Qua đồ thị vòng quay và công thức kết cấu nên phương án không gian (PAKG) lí tưởng của máy là:

                      2 x 3 x 2 x 2 + 2 x 3 x 1

  Ta nhận thấy máy tổ chức hai đường truyền: đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp) và đường truyền trực tiếp (tốc độ cao), như vậy là tốt, vì đường truyền tốc độ cao cần số TST ít dẫn đến sẽ giảm được ồn, rung, giảm ma sát, tăng hiệu suất, khi máy làm việc.

  Theo lí thuyết tính toán để TST giảm từ từ đồng đều, đảm bảo được mô men xoắn yêu cầu thì số bánh răng các trục đầu phải nhiều hơn. Do đó, đáng ra PAKG là 3 x 2 x 2 x 2 là tốt nhất. Tuy nhiên, phương án 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí nhất vì:

  Do yêu cầu thực tiễn, máy có truyền động quay thuận thì phải có truyền động quay nghịch để phục vụ quá trình gia công và đổi chiều (giả sử đối với bàn xe dao chẳng hạn, nếu chỉ có một truyền động thì không thể đưa bàn dao tịnh tiến ngược lại trên băng máy mà chỉ tịnh tiến được một chiều). Muốn vậy trên trục vào (II) phải dùng li hợp ma sát (gồm 2 nửa: chạy thuận và chạy nghịch) để thực hiện nhiệm vụ đó.

  Sở dĩ dùng li hợp ma sát mà không dùng các cơ cấu khác cùng tác dụng là vì ở máy tiện cho đảo chiều thường xuyên, do đó cần phải êm, không gây va đập mạnh…mà li hợp ma sát lại khắc phục được những nhược điểm đó.

  Do đó, li hợp ma sát được lắp trên trục vào (II), để tránh kết cấu và kích thước lớn (trục II lắp thêm bánh răng), thay vào đó ta chuyển sang trục III mà TST và số cấp tốc độ vẫn đảm bảo.

 Sở dĩ  LHMS được đặt trên trục II mà không đặt trên các trục khác là vì:

Trục II có tốc độ không đổi (n₀ = 800 v/p) là trục vào nên có mômen xoắn nhỏ, do đó, LHMS đặt trên trục này chỉ có 1 tốc độ, mômen xoắn nhỏ nhất, kích thước li hợp là nhỏ nhất.

  Vì vậy PAKG 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí.

  Về phương án thứ tự (PATT) của máy có dạng là:

  PATT:  I  II  III  IV

  Ta nhận thấy, máy đã sử dụng PATT rất chuẩn, do quy luật phân bố TST các nhóm đầu có chênh lệch nhỏ, vì vậy kết cấu máy là hợp lí.

  Từ đồ thị vòng quay ta nhận thấy máy chỉ có 23 tốc độ riêng biệt, tức là có 7 tốc độ trùng.

 Ta có:

 Đối với đường truyền gián tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  2  x  2

  PATT             :   I      II     III    IV

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [6]  [12]

 Đối với đường truyền trực tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  1

  PATT             :   I      II     IV 

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [0] 

  Từ đường gián tiếp ta nhận thấy, lượng mở [x] = 12 là không hợp lí. Trong máy công cụ, ở hộp tốc độ có hạn chế TST i phải đảm bảo theo:

  Với công bội j = 1,26 TST i được biểu diễn trên đồ thị vòng quay như sau:

  Nghĩa là: tia i₁ =  nghiêng trái tối đa là 6 ô và tia i₂ = 2 nghiêng phải tối đa là 3 ô. Tức là, lượng mở tối đa X_max = 9 ô.

  Mặt khác, i =  <  không thoả mãn điều kiện đã phân tích trên.

  Vì vậy để khắc phục, người ta phải giảm bớt lượng mở của đường truyền gián tiếp từ [X] = 12 xuống [X] = 9, còn đường truyền trực tiếp giữ nguyên. Giảm như vậy thì đường gián tiếp sẽ có 3 tốc độ trùng. Khi đó, số tốc độ của máy sẽ là:

  Z = (2x3x2x2 – 3) + (2x3x1) = 27 tốc độ, mà số tốc độ yêu cầu là 23 dẫn đến là sẽ thừa ra 4 tốc độ

 Vì vậy, để khắc phục người ta đã xử lí bằng cách:

   + Vẫn giữ nguyên số cấp tốc độ của đường truyền trực tiếp (6  tốc độ) vì nó có số TST ít dẫn đến sẽ giảm được tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát, đồng thời lại tăng được hiệu suất, khi máy làm việc.

   + Mặt khác, tiếp tục giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ có lợi vì: máy sẽ giảm đi được số tốc độ có hiệu suất thấp dẫn đến kết cấu HTĐ sẽ nhỏ, gọn hơn, đồng thời số tốc độ mất đi đó sẽ được bù vào đường truyền trực tiếp.

 Như vậy đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở nhóm cuối là: [X] = 12 - 6 = 6.

  Suy ra:

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z₁ = 2x3x2x2 – 6 = 18

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là:  Z₂ = 2x3x1 = 6

 Dẫn đến tổng số tốc độ là: Z = Z₁ + Z₂ = 18 + 6 = 24

 Vì máy chỉ đòi hỏi 23 tốc độ, nên người ta đã xử lí bằng cách: cho tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ 1 (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp, do đó máy chỉ còn 23 tốc độ. Nghĩa là trị số tốc độ thứ 18 (n₁₈ = 630 v/p), có thể đi bằng 2 đường truyền (trực tiếp và gián tiếp). Tuy nhiên, khi sử dụng tốc độ này thì ta nên sử dụng đường truyền trực tiếp (vì những ưu điểm đã nói trên).

  Vì vậy phương án chuẩn của máy là:

Đối với đường truyền gián tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  2  x  2

  PATT             :   I      II     III    IV

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [6]  [12]

 Đối với đường truyền trực tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  1

  PATT             :   I      II     IV 

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [0] 

Do đó, lưới kết cấu của máy T620 sẽ là:

                         Đường truyền gián tiếp                     Đường truyền trực tiếp

II. Hộp chạy dao:

 1. Bàn xe dao:

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

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

                 i  =  i_bù.i_cs.i_gb  =    (một vòng trục chính)

 Trong đó:  t_v   bước vít me.

                   t_p    bước ren cần cắt trên phôi.

                   i_bù TST cố định bù vào xích tryền động.

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

                    i_gb  TST nhóm gấp bội.

 2. Xích chạy dao:

  Ở máy tiện ren vít vạn năng ngoài xích tốc độ của trục chính thì xích chạy dao cũng đóng vai trò rất quan trọng. Chức năng của nó là dùng để cắt ren, tiện trơn.

  Thế giới quy chuẩn về 2 hệ ren (trong đó, mỗi hệ có 2 loại ren):

    + Ren Quốc tế (t_r).

       Ren môđun (m).

    + Ren Anh (n).

       Ren Pitch (D_p).

  Vì vậy, máy tiện ren vít vạn năng T620 cũng đáp ứng được 4 loại ren đó với khoảng 112 bước ren tiêu chuẩn và 112 bước ren khuếch đại phủ kín toàn bộ các loại ren thuộc TCVN, thỏa mãn đầy đủ các nhu cầu trong cơ khí chế tạo và sửa chữa.  

  Lược đồ cấu trúc động học hộp chạy dao:

  Từ cấu trúc động học xích chạy dao trên ta có phương trình tổng quát cắt ren như sau:

    1 vòng trục chính x i_x x t_v = t_r   (1)

  Ta thấy rằng để cắt hết đư­ợc các bư­ớc ren nh­ư yêu cầu thì với mỗi bư­ớc ren thì ta cần phải có một tỉ số truyền, nh­ư vậy thì ta cần một số lư­ợng bánh răng rất lớn là 8´12 = 112, ngoài ra để cắt các b­ước ren gấp bội thì cần phải có các tỉ số truyền khác gấp bội lên (´2; ´4...), do đó số bánh răng cần thiết sẽ là 112´2; 112´4...điều đó nằm ngoài khả năng của máy. Để khắc phục chuyện này thì qua khảo sát máy mẫu ta đã thấy rằng, để có đư­ợc có các tỉ số truyền khác nhau để cắt các b­ước ren khác nhau thì ta chia đ­ường truyền thành các các nhóm khác nhau, trong đó thì có nhóm cơ sở là nhóm tạo ra một tỉ số truyền cơ sở để cắt các b­ước ren cơ sở, rồi từ đó ta mới cho qua một tỉ số gấp bội để thay đổi tỉ số truyền để cắt các b­ước ren còn lại, ngoài ra ta còn bố trí một tỉ số truyền khuếch đại để có thể cắt đư­ợc các bư­ớc ren khuyếch đại.

  Từ các yêu cầu đó ta có đư­ợc một bảng sắp xếp các bư­ớc ren nh­ư sau:

3. Một số cơ cấu đặc biệt:

  Cơ cấu li hợp siêu việt:

  Trong xích chạy dao nhanh và động cơ chính đều truyền đến cơ cấu chấp hành là trục trơn bằng hai đường truyền khác nhau. Do vậy nếu không có li hợp siêu việt truyền động sẽ làm xoắn và gãy trục. Cơ cấu li hợp siêu việt được dùng trong những trường hợp khi máy chạy dao nhanh và khi đảo chiều quay của trục chính.

  Cơ cấu đai ốc mở đôi:

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

  Cơ cấu an toàn trong hộp chạy dao

  Nhằm đảm bảo khi làm việc quá tải, được đặt trong xích chạy dao (tiện trơn) nó tự ngắt truyền động khi máy quá tải.

4. Nhận xét về máy T620:

  Máy có 23 tốc độ khác nhau của trục chính, có tính vạn năng cao, tiện được nhiều kiểu ren khác nhau. Đồng thời phương án không gian và phương án thứ tự đã được sắp xếp một cách hợp lý để có được một bộ truyền không bị cồng kềnh.

  Bộ ly hợp ma sát ở trục I được làm việc ở vận tốc là 800v/p là một tốc độ hợp lý, đồng thời bộ ly hợp ma sát còn tận dụng được bánh răng trên trục I nên tăng được độ cứng vững.

  Trong máy có bộ ly hợp ma sát siêu việt, thuận tiện cho quá trình chạy dao nhanh.

PHẦN II: THIẾT KẾ MÁY

Chương 1: Thiết kế động học máy cắt kim loại

A. Hộp tốc độ trong máy cắt kim loại:

 1. Yêu cầu đối với hộp tốc độ:

  Hộp tốc độ (HTĐ) trong máy cắt kim loại dùng để truyền lực cắt cho các chi tiết gia công với những chế độ cắt cần thiết. Thiết kế HTĐ yêu cầu phải đảm bảo những chỉ tiêu về kỹ thuật, và kinh tế tốt nhất trong điều kiện cụ thể cho phép. HTĐ phải có kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tiết kiệm nguyên vật liệu, kết cấu có tính công nghệ cao, làm việc chính xác…

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

 + Tốc độ cắt của máy:

  Những trị số tốc độ trong khoảng từ V_min đến V_max được quy thành số vòng quay của trục chính. Phạm vi điều chỉnh được xác định theo công thức sau:

                R_n = , 

Trong đó:     R_n là phạm vi điều chỉnh số vòng quay.

                     n_max, n_min là số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính.

               n_max =   v/p.

               n_min =   v/p.   

Trong đó:  V_max, V_min là tốc độ lớn nhất, nhỏ nhất

                  d_max, d_min là đường kính lớn nhất, nhỏ nhất của chi tiết gia công

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

  Đường kính nhỏ nhất:  d_min = 10 mm;

  Đường kính lớn nhất: d_max = 400 mm.

  Để máy thiết kế ra đảm bảo được chất lượng, tính năng thì theo kinh nghiệm của những người đi trước, căn cứ vào tài liệu thống kê sơ bộ, ta sẽ có các chi tiết thử như sau:

  Chi tiết: d_min = f10 x 200 thép C45 (HB = 207), dao tiện thường thép gió P9, chế độ cắt V_max = 62,8 m/p;  S = 4,16 mm/v;  t = 2 mm;

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

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

        n_max =  = 2000 v/p.

        n_min =  = 12,5  v/p.

2. Chuỗi số vòng quay của hộp tốc độ:

Chọn công bội và số cấp tốc độ:

  Ta nhận thấy, chuỗi vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân. Trong khoảng từ n_min đến n_max có Z cấp tốc độ: n₁ = n_min, n₂, …, n_k, n_k+1, …, n_Z = n_max.

  Trong chuỗi số vòng quay có tỉ số giữa hai số vòng quay bất kỳ kế tiếp n_k và n_k+1 là một số không đổi thì chuỗi đó phải tuân theo quy luật cấp số nhân có công bội là j

   Do yêu cầu của việc thiết kế máy (là máy tiện vạn năng), đồng thời để tổn thất tốc độ cũng như tổn thất năng suất là không đổi và không vượt quá giới hạn, tra bảng 1.1 sách “Tính toán thiết kế máy cắt kim loại” ta chọn j theo tiêu chuẩn là:

        j = 1,26 và tổn thất DV_max < 20%

  Do vậy số cấp tốc độ của máy tiện vạn năng cần thiết kế là:

        Theo II-7 ta có:

               Z =  23 cấp tốc độ.         

3. Lưới kết cấu và đồ thị vòng quay của HTĐ:

3.1.  Cách xác định các nhóm truyền và tỷ số truyền (TST):

 Từ công thức:

        ;  Trong đó X_i là số nhóm truyền tối thiểu.

  X_i =  = 3,4

  Vì số nhóm truyền là nguyên nên chọn X_i = 4.

 3.2.  Phương án không gian và phương án thứ tự:

  Chọn phương án không gian:

  Một phương án bố trí không gian, ta có nhiều phương án thứ tự thay đổi khác nhau. Với số cấp tốc độ được tính dựa vào yêu cầu thực tế của sản phẩm cần gia công, dựa theo máy mẫu 1K62 đã khảo sát ta có các phương án không gian khác nhau:

   Z = 24 x 1

         12 x 2

           3 x 4 x 2

           6 x 2 x 2

           2 x 3 x 2 x 2.

  Dựa vào số nhóm truyền tối thiểu X_i = 4, đồng thời để kích thước HTĐ nhỏ gọn nên cần phải có TST chênh lệch nhóm đầu ít (dẫn đến chênh lệch bánh răng không quá lớn).

  Vì vậy, ta có thể loại trừ các phương án không gian trên và chọn phương án hợp lí nhất là:

           PAKG: 2 x 3 x 2 x 2

  Dựa vào công thức: Z = p₁.p₂…p_j

 Trong đó p_j là TST trong một nhóm.

 Ta có:

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

  Mỗi thừa số p_j là 1 hoặc 2 khối bánh răng di trượt truyền động giữa hai

trục liên tục.

  Tính tổng số bánh răng của HTĐ theo công thức:

       S_z = 2.(p₁ + p₂ + … + p_j)

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

      S_z = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18

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

      S_z = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18

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

      S_z = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18

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

      S_z = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18

  Tóm lại tổng số bánh răng của HTĐ cần thiết kế là: S_Z = 18 bánh răng.

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

      S_tr = X_i + 1 = 4 + 1 = 5

  Trong đó X_i là số nhóm truyền động

  Số bánh răng chịu mô men xoắn ở trục cuối cùng:

  PAKG: 2 x 2 x 3 x 2 ;  2 x 2 x 2 x 3 ;   3 x 2 x 2 x 2 ;  2 x 3 x 2 x 2

                     2                         3                         2                     2

 Chiều dài sơ bộ của HTĐ được tính theo công thức:

      L =

 Trong đó:  b là chiều rộng bánh răng

                   f là khoảng hở giữa hai bánh răng.

 Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp:

 Li hợp ma sát (LHMS), phanh..

 Qua phân tích trên ta có bảng so sánh phương án bố trí không gian:

Kết luận:

  Từ phương án của máy mẫu và bảng so sánh các phương án khảo sát trên ta thấy: nên chọn phương án không gian 2x3x2x2 vì:

+ Theo lí thuyết thì TST phải đảm bảo giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối (tức là PAKG 3 x 2 x 2 x 2 là đúng nhất). Nhưng do yêu cầu về kết cấu dẫn đến phải bố trí trên trục II (với tốc độ hợp lí nên là 800 v/p) 1 bộ li hợp ma sát nhiều đĩa và 1 bộ bánh răng đảo chiều, vì vậy để tránh cho kết cấu cồng kềnh (trục II dài ra để chứa thêm bánh răng) nên ta chọn phương án 2x3x2x2 là hợp lí. Do đó, cũng như máy mẫu, từ trục II đến trục III ta phải tăng tốc vì: ta dùng bánh răng trên trục II làm vỏ li hợp ma sát dẫn đến kích thước 2 bánh răng đó khá lớn, nếu tiếp tục giảm tốc sẽ dẫn đến kích thước bộ truyền rất lớn, vì vậy ta phải tăng tốc ở đoạn này. 

+ Số bánh răng phân bố trên các trục đều hơn PAKG 3x2x2x2 và 2x2x3x2.

+ Số bánh răng chịu mô men xoắn lớn nhất M_max trên trục chính là ít nhất.

  Do đó, để đảm bảo yêu cầu về kết cấu cũng như TST ta ưu tiên  chọn PAKG là 2x3x2x2.

Chọn phương án thứ tự:

Số PATT: q = m!      m là số nhóm truyền.

Suy ra q = 4! = 24 phương án.

Để chọn PATT hợp lí nhất ta lập bảng để so sánh tìm phương án tối ưu nhất.

  Bảng so sánh các PATT:

Nhận xét:

  Qua bảng trên ta thấy các phương án đều có j^Xmax > 8 do đó không thoả mãn điều kiện j^Xmax  8. Vì vậy, để chọn phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm trục trung gian hoặc tách ra làm hai đường truyền.

  Ta nhận thấy, máy mẫu đã sử dụng PATT rất chuẩn, do quy luật phân bố TST các nhóm đầu có chênh lệch nhỏ (phân bố hình rẻ quạt) dẫn đến kích thước bộ truyền nhỏ, phương án I II III IV là tốt hơn cả vì nó có lượng mở đều đặn và tăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn.

  Khi đó ta có:

  PAKG            :   2  x  3  x  2  x  2

  PATT             :   I      II     III    IV

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [6]  [12]

  Từ trên ta nhận thấy, lượng mở [x] = 12 là không hợp lí. Trong máy công cụ, ở hộp tốc độ có hạn chế TST i phải đảm bảo theo:

Với công bội j = 1,26 TST i được biểu diễn trên đồ thị vòng quay như sau:

  Nghĩa là: tia i₁ =  nghiêng trái tối đa là 6 ô và tia i₂ = 2 nghiêng phải tối đa là 3 ô. Tức là, lượng mở tối đa X_max = 9 ô.

  Mặt khác, i =  <  không thoả mãn điều kiện đã phân tích trên.

  Vì vậy để khắc phục, ta phải giảm bớt lượng mở từ [X] = 12 xuống [X] = 9. Giảm như vậy thì với số tốc độ trên máy sẽ có 3 tốc độ trùng. Khi đó, số tốc độ của máy sẽ là:

  Z = (2x3x2x2 – 3) = 21 tốc độ, mà số tốc độ yêu cầu là 23 dẫn đến là sẽ thiếu 3 tốc độ

 Vì vậy, để khắc phục ta đã xử lí bằng cách:

    Bù số tốc độ thiếu ấy vào một đường truyền khác mà theo máy mẫu ta đã khảo sát, để vẫn giữ nguyên số cấp tốc độ của máy, ta bố trí thêm đường truyền tốc độ cao hay còn gọi là đường truyền trực tiếp. Đường truyền này có số TST ít dẫn đến sẽ giảm được tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát, đồng thời lại tăng được hiệu suất, khi máy làm việc.

   + Mặt khác, theo máy mẫu ta sẽ giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ có lợi vì: máy sẽ giảm đi được số tốc độ có hiệu suất thấp dẫn đến kết cấu HTĐ sẽ nhỏ, gọn hơn, đồng thời số tốc độ mất đi đó sẽ được bù vào đường truyền trực tiếp.

 Như vậy đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở nhóm cuối là: [X] = 12 - 6 = 6.

  Suy ra:

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z₁ = 2x3x2x2 - 6 = 18

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là:  Z₂ = 2x3x1 = 6

 Dẫn đến tổng số tốc độ là: Z = Z₁ + Z₂ = 18 + 6 = 24

 Vì máy chỉ đòi hỏi 23 tốc độ, nên ta đã xử lí bằng cách: cho tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ 1 (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp, do đó máy chỉ còn 23 tốc độ. Nghĩa là trị số tốc độ thứ 18 (n₁₈ = 630 v/p), có thể đi bằng 2 đường truyền (trực tiếp và gián tiếp). Tuy nhiên, khi sử dụng tốc độ này thì ta nên sử dụng đường truyền trực tiếp (vì những ưu điểm đã nói trên).

  Vì vậy phương án chuẩn của máy mới là:

Đối với đường truyền gián tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  2  x  2

  PATT             :   I      II     III    IV

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [6]  [12]

 Đối với đường truyền trực tiếp:

  PAKG            :   2  x  3  x  1

  PATT             :   I      II     IV 

  Lượng mở [x]:  [1]   [2]    [0] 

Do đó, lưới kết cấu của máy T620 sẽ là:

3.3. Vẽ lưới kết cấu:

 Từ hai đường truyền trên ta có sơ đồ lưới kết cấu như sau:

3.4. Vẽ đồ thị vòng quay:

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

  Qua khảo sát và nghiên cứu máy mẫu 1K62, ta nhận thấy dạng máy mà ta đang thiết kế có kết cấu và các phương án được chọn gần như tương tự máy mẫu. Do đó, để vẽ được đồ thị vòng quay hợp lí, dựa vào máy mẫu và các loại máy hạng trung cung cỡ để khảo sát.

   Chọn số vòng quay động cơ điện: trên thực tế , đa số các máy vạn năng hạng trung đều dùng động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ có n_đc = 1450 v/p.

  Như trên, để dễ dàng vẽ được đồ thị vòng quay nên chọn trước số vòng quay n₀ của trục vào rồi sau đó ta mới xác định TST. Mặt khác, n₀ càng cao thì càng tốt, vì nếu n₀ cao thì số vòng quay của các trục ngang trung gian sẽ cao, mômen xoắn bé dẫn tới kích thước của các bánh răng, các trục... nhỏ gọn, tiết kiệm được nguyên vật liệu. Thông qua việc khảo sát máy T620, trên trục đầu tiên có lắp bộ li hợp ma sát, để cho li hợp ma sát làm việc trong điều kiện tốt nhất thì ta chọn tốc độ n₀ = 800v/p, vận tốc này cũng là một vận tốc của trục cuối cùng.

  Suy ra:

                i_đ =  =  = 0,54.

Trong đó:

          n_đc : số vòng quay của động cơ.

          i_đ : tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục đầu tiên (bộ truyền đai).

          h = 0,985: hệ số trượt của dây đai.

  Đối với mỗi nhóm tỉ số truyền ta chỉ cần chọn một tỉ số truyền tuỳ ý (độ dốc của tia tuỳ ý) nhưng cần phải đảm bảo  £ i £ 2. Các tỉ số khác dựa vào đặc tính của nhóm truyền để xác định.

  Nhóm truyền thứ nhất:

  Truyền từ trục I sang trục II, có 2 tỉ số truyền (i₁ & i₂), đặc tính nhóm là 2[1]. Cũng như máy mẫu, do phải bố trí bộ đảo chiều LHMS, nên để kết cấu hợp lí, nhỏ gọn thì ta cần phải tăng tốc độ ở đoạn này (như đã phân tích ở phần chọn PAKG).

  Do đó, dựa vào máy mẫu ta chọn tỉ số truyền

           i₁ = j¹ = 1,26¹

  Tức là tia i₁ nghiêng phải 1 khoảng lgj, từ đó ta có thể xác định được i₂ thông qua quan hệ:

          i₁ : i₂ = j¹ : j²

  Þ i₂ = 1,26² = 1,5876 Þ tia i₂ nghiêng phải 2 khoảng lgj.

 Tương tự như vây ta chọn tỉ số truyền cho các nhóm truyền khác.

  Nhóm truyền thứ hai:

  Truyền từ trục II sang trục III, có 3 tỉ số truyền (i₃, i₄ & i₅), đặc tính của nhóm truyền là 3[2], đoạn truyền giảm tốc nên i £ 1. Ta chọn i₅ = 1, nghĩa là tia i₅ thẳng đứng. Từ đó xác định hai tỉ số truyền còn lại thông qua quan hệ:

          i₅ : i₄ : i₃ = 1 : j^-2 : j^-4

  Þ i₄ = j^-2 = 1,26^-2 = 0,63 Þ tia i₄ nghiêng trái 2 khoảng lgj.

  Þ i₃ = j^-4 = 1,26^-4 = 0,40 Þ tia i₃ nghiêng trái 4 khoảng lgj.

  Nhóm truyền thứ ba (theo đường gián tiếp):

  Truyền từ trục III sang trục IV, có 2 tỉ số truyền (i₆ & i₇), đặc tính của nhóm truyền là 2[6], đoạn truyền giảm tốc nên i£1. Ta chọn i₇ = 1. Từ đó ta có:

          i₇ : i₆ = 1 : j^-6

  Þ i₆ = j^-6 = 1,26^-6 = 0,25 Þ tia i₆ nghiêng trái 6 khoảng lgj.

  Nhóm truyền thứ  tư (theo đường gián tiếp):

  Truyền từ trục IV sang trục V, có 2 tỉ số truyền (i₈ & i₉), đặc tính của nhóm truyền là 2[6], đoạn truyền giảm tốc nên i£1. Ta chọn i₉ = 1. Từ đó ta có:

          i₉ : i₈ = 1 : j^-6

  Þ i₈ = j^-6 = 1,26^-6 = 0,25 Þ tia i₈ nghiêng trái 6 khoảng lgj.

  Nhóm truyền cuối trên đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp):

  Truyền từ trục V sang trục VI, có một tỉ số truyền (i₁₀). Tỉ số truyền của nhóm này ta không thể chọn được nữa mà nó phụ thuộc vào vận tốc nhỏ nhất n_min của dãy tốc độ trục chính. Ta có quan hệ:

          n_min = n₀.i₁.i₃.i₆.i₈.i₁₀

  Þ i₁₀ =  =  = 0,496 » 1,26^-3 = j^-3

  Þ tia i₁₀ nghiêng trái 3 khoảng lgj.

  Nhóm truyền cuối trên đường truyền trực tiếp (tốc độ cao):

  Truyền từ trục III sang trục VI, có 1 tỉ số truyền (i₁₁). Tương tự như trên, tỉ số truyền này phụ thuộc vào vận tốc lớn nhất n_max của dãy tốc độ trục chính. Ta có quan hệ:

          n_max = n₀.i₂.i₅.i₁₁

  Þ i₁₁ =  =  = 1,575 » 1,26² = j²

  Þ tia i₁₁ nghiêng phải 2 khoảng lgj.

  Qua phần chọn tỉ số truyền trên ta thấy tất cả các tỉ số truyền đều đạt yêu cầu là nằm trong khoảng ( ; 2). Từ đó ta có thể xác định được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ:

4. Tính toán số răng của các nhóm truyền trong hộp tốc độ:

  Vì đã qua khảo sát và nghiên cứu máy mẫu, nên ta chỉ tính toán số răng của 1 nhóm truyền trong hộp, còn các nhóm truyền khác để thuận tiện và nhanh chóng ta tra bảng tiêu chuẩn để chọn số răng. Chọn nhóm truyền thứ nhất để tính toán.

 4.1.  Số răng của nhóm truyền thứ nhất:

  Theo công thức:

   Z_x = .E.K

   Z_x’ = SZ – Z_x

Trong đó:

                K là BSCNN của mọi tổng f_x + g_x

                SZ là tổng số răng trong cặp.

Từ đồ thị vòng quay ta có:

    i₁ = j¹ = 1,26¹ =  có f₁ + g₁ = 5 + 4 = 9.

    i₂ = j² = 1,26² =  có f₁ + g₁ = 11 + 7 = 18.

  Suy ra BSCNN của tổng f₁ + g_1­ là K = 18

  Ta nhận thấy E_min nằm ở TST i₂, vì i₂ giảm nhiều hơn so với i₁. Do tia i₂ nghiêng phải dẫn đến ta dùng công thức:

  E_minbị =  =  =   2,43.

Với Z_min = 17.

Chọn E_min = 3  SZ = E.K =3.18 = 54 răng.

Suy ra:

   Z₁ = .E.K = .3.18 = 30 răng.

   Z₁’ = SZ - Z₁ = 54 - 30 = 24 răng.

   Z₂ = .E.K = .3.18 = 33 răng.

   Z₂’ = SZ - Z₂ = 54 - 33 = 21 răng.

 Theo đó ta kiểm tra lại TST:

   i₁ =  1,25  j¹   Þ sai số » 1% 

   i₂ =  1,57  j²   Þ sai số » 1,3%

 TST không chênh lệch đáng kể so với kết cấu và máy mẫu đã khảo sát.

 Từ đó ta tra bảng tiêu chuẩn, chọn số răng các nhóm truyền:

 4.2. Số răng nhóm truyền thứ 2:

   Sử dụng phương pháp tra bảng để xác định tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp åZ. Từ đó ta sử dụng công thức tính số răng cho từng cặp bánh răng với sai số £ ±10(j+1)%.

  Trong trường hợp nhóm truyền II các tỉ số truyền đều £ 1 nên để có thể tra bảng thì ta phải nghịch đảo các tỉ số truyền, tính ra số răng của bánh chủ động và bị động như công thức rồi sau đó đảo lại. Như vậy ta có các tỉ số truyền của nhóm II lúc này là:

          I₅’ = i₅ = 1;  i₄’ =  (i₄)^-1 = 1,26² » 1,58;           i₃’ = (i₃)^-1 = 1,26⁴  » 2,51.

  Đối chiếu 3 tỉ số truyền này để tra bảng ta chọn được cột có åZ=101 răng.

  Từ đó ta có số răng của từng cặp bánh răng:

          i₅’ = 1 Þ  Þ sai số 2% nằm trong giới hạn cho phép.

          i₄’=1,58 Þ  Þ sai số 0,6% nằm trong giới hạn cho phép.

          i₃’ =1,58 Þ  Þ sai số 1,08% nằm trong giới hạn cho phép.

4.3. Số răng của nhóm truyền 3:

  Tương tự như nhóm truyền 2, nhóm truyền 3 có 2 tỉ số truyền, ta tra bảng để tính tổng số răng trong nhóm với các tỉ số truyền sau:

          i₇’ = i₇ = 1;            i₆’ = (i₆)^-1 = 3,98.

  Tra bảng ta được: åZ = 101. Ta có số răng của từng cặp bánh răng như sau:

          i₇’ = 1 Þ  Þ sai số 2% nằm trong giới hạn cho phép.

          i₆’ = 3,98 Þ  Þ sai số 1,76% nằm trong giới hạn cho phép.

4.4. Số răng của nhóm truyền 4:

Hoàn toàn tương tự như nhóm truyền 3, ta có:

    i₉’ = 1 Þ  Þ sai số 2% nằm trong giới hạn cho phép.

    i₈’ = 3,98 Þ  Þ sai số 1,76% nằm trong giới hạn cho phép.

4.5. Số răng của nhóm truyền gián tiếp:

  Nhóm truyền này chỉ có một tỉ số truyền i₁₀ = j^-3 = 1,26^-3 » 0,5. Tra bảng ta có tổng số răng åZ = 63.

  Þ Þ sai số nằm trong giới hạn cho phép.

4.6. Số răng của nhóm truyền trực tiếp:

  Tương tự như trên với i₁₁ = 1,26² ta có:

           Þ sai số 0,2% nằm trong giới hạn cho phép.

5. Sai số của các tốc độ trục chính:

  Để tính đư­ợc sai số của các tốc độ trục chính ta lập bảng so sánh, với sai số cho phép là [Dn] = ±10(j+1)% = 2,6%. Ta có bảng nh­ư sau:

  Trong đó:

    n_đc là vận tốc quay của động cơ, n_đc = 1450^v/_p.

    h là hiệu suất của bộ truyền đai, h = 0,985.

    i_đ là tỉ số truyền của bộ truyền đai, i_đ = 0,56.

Từ đó ta có đồ thị sai số:

6. Sơ đồ động máy mới:

Sơ đồ động máy mới cần thiết kế

B. Thiết kế hộp chạy dao:

  Máy ta đang cần thiết kế là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung cỡ máy T620, hộp chạy dao có 2 công dụng là tiện trơn và tiện ren, tuy nhiên ta chỉ quan tâm đến khâu tiện ren là chủ yếu. Sau khi thiết kế xong ta có thể kiểm tra lại các bước tiện trơn, có thể bị trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng. Vấn đề đó không quá quan trọng vì thực tế các b­ước tiện trơn là khá sát nhau và các đoạn cách quãng không gây ra nhiều tổn thất năng suất gia công.

  Có hai dạng hộp chạy dao cơ bản là hộp chạy dao dùng cơ cấu Norton và hộp chạy dao dùng bánh răng di tr­ợt. Để thuận tiện cho quá trình thiết kế ta sẽ chọn kiểu hộp chạy dao là dùng cơ cấu Norton tư­ơng tự nh­ư ở máy T620.

I. Yêu cầu của hộp chạy dao:

  Máy yêu cầu cần phải tiện đ­ược các ren quy chuẩn nh­ư sau:

  Ren quốc tế: 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 (mm).

  Ren Anh: đư­ợc tính bằng số b­ước ren trên 1 inch theo công thức n=25,4/t_p; với t_p là b­ước ren đư­ợc cắt (mm); ta có n= 24; 20; 19; 18; 16; 14; 12; 11; 10; 9; 8; 7; 6; 5; 4¹/₂; 4; 3¹/₂; 3¹/₄; 3; 2.

  Ren module: tính theo công thức m=t_p/p; với t_p là bư­ớc ren đư­ợc cắt (mm); ta có m= 0,5; 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3.

  Ren pitch: tính theo công thức D_p=25,4p/t_p; D_p= 96; 88; 80; 72; 64; 56; 48; 44; 40; 36; 32; 28; 24; 22; 20; 18; 16; 14; 12; 11; 10; 9; 8; 7.

  Để thiết kế hộp chạy dao ta cần phải thông qua các bư­ớc thiết kế sau:

-         Sắp xếp bư­ớc ren cắt để tạo thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội.

-         Thiết kế nhóm cơ sở.

-         Thiết kế nhóm gấp bội.

-         Kiểm tra lại độ chính xác các bư­ớc ren.

-         Tính sức bền (động lực học) các chi tiết trong hộp chạy dao.

II. Sắp xếp các bư­ớc ren:

  Các ren tiêu chuẩn đ­ược sắp xếp d­ưới dạng một cấp số cộng có công bội không đều nhau, tuy nhiên ta nhận thấy rằng các b­ước ren đ­ược chia thành các nhóm có trị số gấp đôi nhau, do đó ta cần sắp xếp các bư­ớc ren thành những nhóm cơ sở và nhóm khuếch đại với các tỉ số truyền của nhóm khuếch đại họp thành cấp số nhân với công bội j=2. Việc sắp xếp có các yêu cầu sau:

-         Số hàng ngang là ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở Norton là ít nhất, bởi nếu số bánh răng của nhóm Norton này càng nhiều thì khoảng cách giữa hai gối tựa càng xa, độ cứng vững càng kém.

-         Không để các bư­ớc ren trùng hoặc sót.

-         Khi sắp xếp ta sắp thành 4 bảng ren, cả 4 bảng đều do một cơ cấu Norton tạo ra, do đó để tránh cho quá trình tính toán quá phức tạp thì các con số xếp trong một cột dọc giữa các bảng ren cần đ­ợc thống nhất hoá về mặt sắp xếp.

-         Với ren Anh, nếu số vòng ren trong 1 inch càng lớn thì bư­ớc ren càng nhỏ nên ta phải xếp loại ren có n nhỏ về phía phải của bảng xếp ren, n nhỏ cần xếp lên trên.

  Ta thấy rằng để cắt hết đư­ợc các bư­ớc ren nh­ư yêu cầu thì với mỗi bư­ớc ren thì ta cần phải có một tỉ số truyền, nh­ư vậy thì ta cần một số lư­ợng bánh răng rất lớn là 8´12 = 112, ngoài ra để cắt các b­ước ren gấp bội thì cần phải có các tỉ số truyền khác gấp bội lên (´2; ´4...), do đó số bánh răng cần thiết sẽ là 112´2; 112´4...điều đó nằm ngoài khả năng của máy. Để khắc phục chuyện này thì qua khảo sát máy mẫu ta đã thấy rằng, để có đư­ợc có các tỉ số truyền khác nhau để cắt các b­ước ren khác nhau thì ta chia đ­ường truyền thành các các nhóm khác nhau, trong đó thì có nhóm cơ sở là nhóm tạo ra một tỉ số truyền cơ sở để cắt các b­ước ren cơ sở, rồi từ đó ta mới cho qua một tỉ số gấp bội để thay đổi tỉ số truyền để cắt các b­ước ren còn lại, ngoài ra ta còn bố trí một tỉ số truyền khuếch đại để có thể cắt đư­ợc các bư­ớc ren khuyếch đại.

  Từ các yêu cầu đó ta có đư­ợc một bảng sắp xếp các bư­ớc ren nh­ư sau:

III. Thiết kế nhóm cơ sở:

  Nhóm cơ sở Norton là một nhóm bánh răng hình tháp, t­ương tự như­ khi ta khảo sát máy T620, cơ cấu Norton ăn khớp với một bánh răng, để cắt các b­ước ren khác nhau thì ta thay đổi ăn khớp giữa bánh răng đó với các bánh răng khác nhau trên cơ cấu Norton. Nếu gọi số răng của các bánh răng trên cơ cấu Norton lần l­ợt là Z₁, Z₂, Z₃ ... thì các bánh răng này là để cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở, các trị số Z_i này cần là số nguyên và có tỉ lệ đúng nh­ư tỉ lệ của các b­ước ren trong một cột trên bảng sắp xếp các b­ước ren ở trên. Mặt khác thì số răng Z_i không được quá lớn vì nó sẽ làm tăng kích th­ước của nhóm truyền nên cần hạn chế trong khoảng 25 £ Z_i £ 60.

  Từ đó ta có:

  Để cắt ren quốc tế:

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

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

  Ta có tỉ lệ theo số răng:

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

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

  Để cắt ren Anh:

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

  Hoặc                                                 = 6,5 : 7 : 8 : 9 : 9,5 : 10 : 11 : 12

  Ta có tỉ lệ theo số răng:

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

  Để cắt ren module:

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

  Ta có tỉ lệ theo số răng:

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

  Hoặc                             = 35 : 40 : 45 : 50 : 60

  Để cắt ren pitch:

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

  Ta có tỉ lệ theo số răng:

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

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

  Xét cho cả 4 trư­ờng hợp cắt 4 loại ren khác nhau thì ta thấy rằng để cắt đủ số bước ren cơ sở của cả 4 nhóm thì cơ cấu Norton cần có 8 bánh răng có số răng nh­ư sau:

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

  Ta lấy luôn số răng đó cho cơ cấu Norton. Tuy nhiên khi khảo sát máy T620 thì ta thấy rằng cơ cấu Norton chỉ có 7 bánh răng, lý do là để cắt ren Anh có n=19^ren/_inch thì cần đến bánh răng 38, trong khi đó 3 loại ren còn lại thì không cần đến bánh răng này, nên thấy không thật cần thiết ta sẽ loại bỏ bánh răng Z₄=38, nh­ư vậy nhóm Norton của ta chỉ còn lại 7 bánh răng là:

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

IV. Thiết kế nhóm gấp bội:

  Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỉ số truyền theo quy luật cấp nhân có công bội j=2, cụ thể trị số bằng bao nhiêu thì còn phụ thuộc vào cột bư­ớc ren nào đ­ược chọn làm cột b­ước ren cơ sở. Ta chọn nhóm thứ 4 làm nhóm cơ sở, như­ vậy thì nhóm gấp bội cần phải tạo ra 4 tỉ số truyền là ¹/₁ : ¹/₂ : ¹/₄ : ¹/₈.

  T­ương tự như­ máy T620, ở đây ta thiết kế nhóm gấp bội dùng bộ bánh răng di trư­ợt, bao gồm 8 bánh răng nằm trên 3 trục theo ph­ương án không gian 2´2 và phư­ơng án thứ tự là I-II, từ đó ta xác định đ­ược lư­ới kết cấu. Mặt khác, do yêu cầu cần nâng cao tính công nghệ (thuận lợi cho việc gia công) hộp chạy dao, tâm các trục của nhóm gấp bội nên lấy trùng với tâm trục của nhóm cơ sở (cơ cấu Norton) nên khi chọn số răng và module cho nhóm gấp bội ta lấy sao cho đảm bảo khoảng cách tâm A (phụ thuộc vào m và Z) phù hợp với nhóm cơ sở.

-    Nhóm 1: có đặc tính là 1 (j¹=2), để cho kết cấu bánh răng tư­ơng đối đồng đều thì ta chọn tỉ số truyền của nhóm giảm xuống một chút (t­ương tự nh­ư máy T620), mặc dù sau đó ta lại phải tăng tốc để có đ­ợc tỉ số truyền i=1. Ta chọn i₁=4/5 Þ i₂=2/5 vì i₁:i₂=1:j^-1.

-   

Nhóm 2: đặc tính của nhóm truyền là 2, tỉ số truyền không thể tự chọn được nữa mà ta phải lấy i₃=5/4. Từ đó ta có i₄=5/16.

  Ta có l­ới kết cấu và đồ thị vòng quay nh­ư sau:

  Tư­ơng tự như­ phần thiết kế hộp tốc độ, đến đây ta tính số răng của các bánh răng của từng nhóm theo phư­ơng pháp tra bảng ta đ­ợc:

    i₁=;               i₂=;

    i₃=;               i₄=;

V. Tính các tỉ số truyền còn lại i_bù:

  Ta có phư­ơng trình cân bằng xích chạy dao tiện ren:

    1^{vòng trục chính}.i_bù.i_{cơ sở}.i_{gấp bội}.t_v=t_p

  Trong đó:

    i_{cơ sở} (i_cs) là tỉ số truyền của nhóm Norton.

    i_{gấp bội} (i_gb) là tỉ số truyền của nhóm gấp bội.

    t_v=12mm là b­ước của vít me chạy dao.

    t_p là bư­ớc ren đ­ợc cắt.

    i_bù là tỉ số truyền còn lại bù vào xích động, i_bù=i_{thay thế}.i_{cố định}.

    i_{thay thế} (i_tt) là tỉ số truyền bộ bánh răng thay thế.

    i_{cố định} (i_cđ) là tỉ số truyền của một số bộ bánh răng cố định còn lại trên xích truyền.

  Để tính i_bù ta chọn cắt một b­ước ren nào đó. Ví dụ ta chọn cắt ren quốc tế có bước ren t_p=10mm. Qua bảng xếp ren ta có tỉ số truyền của nhóm gấp bội là i_gb=1.  Dựa vào máy T620 ta đã khảo sát ở trên ta chọn t_v=12mm, Z₀=36, nh­ưng để đến nhóm khuếch đại thì còn cần đến một tỉ số truyền là i=²⁵/₂₈, ta có tỉ số truyền của nhóm cơ sở là i_cs= (Norton chủ động). Ta có:

    i_bù=

  Dựa vào máy T620 ta chọn i_cđ=.

Þ i_tt=

  Thông th­ường bộ bánh răng thay thế này dùng chung cho cả trư­ờng hợp cắt ren Anh. Như­ng khi cắt ren Anh, xích cắt ren đi theo đư­ờng khác (bộ bánh răng Norton bị động). Để tính i_cđ ta cần tính thử cắt ren Anh có n=10^ren/_inch khi đó ta có các giá trị:

t_p=25,4/n=25,4/10;

i_cs=; i_gb=

Þ i_{cố định Anh}=

  Tỉ số truyền i_cđ này cũng đ­ược dùng cho tiện ren Pitch vì ren Anh và ren Pitch đều đi theo con đ­ường Norton bị động như­ng lại với hai bộ bánh răng thay thế khác nhau. Để tìm bánh răng thay thế cắt ren Pitch ta tính cắt thử ren Pitch có D_p=10 Þ t_p=; i_gb=1; i_cđ=

Þ i_{thay thế Pitch}=

  Tóm lại, dựa vào máy T620 ta có các tỉ số truyền thay thế là:

-         Để cắt ren quốc tế và ren Anh: i_tt=

-         Để cắt ren module và ren Pitch: i_tt=

VI. Xác định các b­ớc ren tiện trơn:

  Bư­ớc dao tiện trơn ta chọn tư­ơng tự nh­ư máy mẫu T620 mà ta đã khảo sát ở trên, ta chọn:

              S_dmin = 0,07^mm/_vòng.

              S_ngmin = 0,035^mm/_vòng.

  Xích tiện trơn đ­ược truyền động từ hộp chạy dao, qua một cặp bánh răng 28/56 để đến đ­ược bàn xe dao. Đối với bư­ớc tiến dao dọc thì truyền động đư­ợc truyền đến cặp bánh răng - thanh răng có Z = 10 và module m = 3mm, còn đối với b­ước tiến dao ngang thì truyền động đ­ược đi đến vít me - đai ốc có t = 5mm.

  Ta có thể viết ph­ương trình xích cho các b­ước tiện trơn S_d và S_ng:

          1_vt/c.i_tt.i_cđ.i_cs.i_gb.=S_d

1_vt/c.i_tt.i_cđ.i_cs.i_gb.=S_ng.

  Từ đó ta thấy rằng các bư­ớc ren tiện trơn đ­ược thay đổi bằng cách tư­ơng tự nh­ư khi thay đổi hộp tốc độ khi tiện ren. Việc thay đổi hộp chay dao sẽ cho ta các bước tiện trơn khác nhau, các bư­ớc tiện trơn này dầy hơn nhiều so với b­ước tiện ren nên có thể đảm bảo đư­ợc cho quá trình tiện trơn.

Chương II: Thiết kế động lực học máy cắt kim loại

I. 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 trước khi đưa vào sản xuất. Do đó, ta phải xác định chế độ làm việc giới hạn của máy:

1. Chế độ cắt gọt cực đại:

  Theo kinh nghiệm thì các giá trị: s, t, v được 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 =

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.

………...

II. Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn:

1. Chế độ làm việc giới hạn của máy:

  Máy đang được thiết kế ở đây là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung cỡ máy T620, do đó để có được chế độ làm việc giới hạn của máy ta có thể dựa vào chế độ thử máy của máy T620, từ đó ta có thể tính toán sức bền các chi tiết máy mới tương tự như máy đã sản xuất. Các thông số về chế độ thử máy của máy T620 ở nhà máy cơ khí Hà Nội được cho trong phụ lục V tài liệu “Tính toán thiết kế máy công cụ”.

2. Lực cắt P_c và lực chạy dao Q:

  Để xác định được các lực cần thiết tác dụng vào lưỡi cắt trong quá trình tạo phoi ta phải xác định tổng các lực dọc theo đường tiếp xúc của lưỡi cắt kim loại bị biến dạng (phương pháp của V.E.Put nghiên cứu năm 1950). Ta phân tích lực P thành các lực thành phần là P_x, P_y và P_z, từ đó ta có thể dễ dàng 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;

  Thử có tải:

    Thông số chế độ cắt:

          Đường kính phôi f115mm.

          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.

    Bước 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 = 6495 (N).

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

          P_z = 2000.6¹.1,4^0,75 = 15444 (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 = 1,15.6495 + 0,16(15444 + 2500) = 10340 (N).

  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.

    Lượng 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).

Trường hợp này ta không phải xét Q vì P_x và P_z đều nhỏ hơn chế độ thử có tải.

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 lượt tính các thành phần công suất trong công thức trên để từ đó có thể tính được công suất của động cơ.

  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 tương ứng với P_z. Với n = 400^v/_ph ta có:

          v =  87,96 ^m/_ph.

    Þ N_c =  = 7,23 (kW).

  Do công suất cắt thường 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 = 0,8 ta có:

              N_đc =  = 9,0375 (kW).

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

 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 = 0,04.9,0375 = 0,3615.

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:

  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 khác, ta có thể lấy tăng hay giảm tuỳ thuộc vào kết cấu và lực tác dụng.

III. Tính toán sức bền các chi tiết máy:

1. Tính truyền động đai:

  Theo kết cấu máy tiện đang thiết kế, để đảm bảo tỷ số truyền chính xác và hợp lý, ta chọn hệ truyền động đai là đai thang.

  Từ tính toán trên ta có các số liệu cho trước là:

                            N_đc = 10Kw.

                           n_đc = 1450v/ph.

  Tỷ số truyền của bộ truyền đai là:

                            i =  1,812

  Chọn đường kính bánh nhỏ là:

                           d₁ = 145 mm.

   Vận tốc đai là:

                           v =  = 11m/s < [v] = 25 m/s .

  Theo công thức tính đường kính bánh đai lớn là:

           d₂ = i.d₁.(1- e);          Với e =0,02 là hệ số trượt.

     Þ  d₂ = 1,812.145.(1 - 0,02) = 257,48mm.

  Theo bảng (4.26) ta chọn đường kính tiêu chuẩn d₂ = 250 mm.

    Như vậy tỷ số truyền thực tế:

             i_t = 1,759

     Khi đó sai số tỷ số truyền là:

           Di =  3% < 4%.

     Theo bảng (4.14) chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d₂ = 250 mm.

     Theo công thức tính chiều dài đai:

      l = 2.a + 0,5.p.(d₁ + d₂) + = 2.250 + 0,5.p.(145 + 250) +

      l » 1131 mm

  Theo bảng (4.13) ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn  l = 1120 mm.

  Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (4.15):

           n =  9,82 v/s < 10 v/s.

  Do đó khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

  Từ (4.6) ta có:    a =

  Với    = l -  = 500.

       =  = 52,5

      Þ  a =   = 321,5 mm

           = 180 – 57. = 160⁰

           = 160⁰ > 120⁰

  Xác định số đai z:

   Từ công thức (4.16) :

            z =       

  Với P₁  : công suất bánh chủ động.

         [P₀]: công suất cho phép.

         C= 1 – 0,0025.(180 - )

         k_đ: hệ số tải trọng động

 Theo bảng (4.7) ta có  k_đ  = 1,1

                                     C= 1 - 0,0025.(180 - 160) = 0,95

 Theo bảng 4.19:

            = 1

   Þ C₁ = 1 ; theo bảng (4.10)

 Theo bảng (4.17) với u = 1,812 Þ C_u = 1,12

  Tra bảng (4.19) Þ [P₀] = 2,26   

      = 4,42  

      C_z  = 0,9  theo bảng (4.18)

     Þ z =  = 5,08

   Lấy z = 5 đai

  Chiều rộng bánh đai:

  Theo công thức (4.17):

       B = (z - 1).t + 2e

  Theo bảng (4.21) ta có:

       t = 19;    h₀ = 4,2 ;   e = 12,5

  Þ B = (5 - 1).19 + 2.12,5 = 101 mm.

  Đường kính ngoài đai:

     d_a1 = d₁ + 2h₀ = 145 + 2.4,2 = 153,4 mm..          

     d_a2 = d₂+ 2.h₀ = 250 + 2.4,2 = 258,4 mm.

  Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

   Từ công thức (4.19) ta có:

        F₀ =  + F_v

  Với F_v = q_m.v²

  Theo bảng (4.22) ta có:

         q_m = 0,178 (kg/m)

  Þ F_v = 0,178.11² = 21,538 (N)

       F₀ =  + 21,538 = 164,21 (N)

  Từ công thức (4.21) ta có lực tác dụng lên trục là:

       F_r = 2.F₀.z.sin(/2) = 2.164,21.5.sin(160⁰/2) » 1620 (N).

       F_r =2.F₀.Z.sin(a₁/2) =2.166.5.sin(171/2) =1655 N.                    

3. Tính cặp bánh răng 27/54:

  Trong máy công cụ, 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 = 21) 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 = 6

  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. » 4,1 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 = 1/2

  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. Tính toán cặp bánh răng 55/35:

  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 = 35);

j =  = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 6

    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 =  =  = 1,730.

  Ta có Z_e được tính theo công thức:

Z_e =  =  » 0,760

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

  Tỉ số truyền i = 1,583

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

   d_w1 = (Z + Z’) = 135mm

  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.

5. Tính toán trục chính:

  Để thuận tiện cho tính toán ta coi trục chính như một dầm được đặt trên hai gối tựa là hai ổ lăn, trên trục chính có mang hai bánh răng di trượt và một bánh răng cố định.

  Ta chọn sơ bộ đường kính trục là khoảng 85 mm.

  Để tính toán trục ta tính ở khi thử công suất như đã tính ở trên, điểm đặt của lực cắt nằm cách gối tựa khoảng 200mm. Các thành phần của lực cắt:

    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).

  Công suất của trục chính:      P = 7,25 (kW).

  Mômen xoắn trên trục:          M_xt = 129811 (Nmm).Ta tính toán trong trường hợp thử công suất, khi đó trên trục chỉ có cặp bánh răng 27/54 là đang ăn khớp, trong đó bánh 54 là bánh bị động nằm trên trục chính. Vị trí của bánh răng 27 bố trí không gian đối với trục chính có ý nghĩa quan trọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính. Trong không gian ta có 4 khả năng bố trí bánh răng 27 đối với trục chính như sau:

Từ hình vẽ ta thấy:

  Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn vì

      R₁ = P_c – Q

      R₂ = P_c + Q

   Nếu xét riêng về độ võng thì ở vị trí IV trục ít bị võng hơn do f₁ < f₂

   Trục chính xác thì yêu cầu về độ chính xác cao nên ta chọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí II.

   Theo chế độ thử máy với chi tiết  f=70, l=350 , thép 45 có chống tâm dao T15K6, n=400v/ph, s = 0,39mm,   t =5 mm thay vào công thức tính ở trên ta có

P_x=4935  N

P_y=2626  N

P_z=2431  N

Ta có: b = a + g + r 

Trong đó a = 20⁰ (góc ăn khớp )

r = 0 (góc ma sát )

g = arctg(P_y/P_z) = 28⁰

  Vậy: b = a + g = 28⁰ +20⁰ = 48⁰

   Ta có lực vòng :   F_t = 2M_VII/d

  M_VII = 1211830  Nmm

  d = m.Z = 4.54 = 216  mm                              

  Þ F_t= 11220,6(N)                                                                                                                                                                                

       F_r = F_ttga = 4083,96 (N)

Q =  = 11940,7N

       Q_Z = Qcosg = 11940,7.cos 28⁰

     = 10543 (N)

Q_y = Qsing = 11940.sin28⁰ = 5605,8N

+ Tính trục theo sức bền:

 Khi dao tiện sinh ra lực cắt tại điểm cách mâm cặp khoảng x

                               x =  =202 mm

  Ta tính lực tại mâm cặp do lực cắt gây ra. Gọi chúng là X₁ và X₂

  - Xét theo phương Oz ta có:

         (1)

  Trong đó       d₁: là chuyển vị do lực đơn vị tạo ra

   D₁: là chuyển vị do lực Pz gây ra

   Nhân biểu đồ Vêrêsagin ta có

          ;   

  Thay các giá trị trên vào (1) ta có:

  Thay các số liệu đã biết ta có

X₁ =

  Tương tự xét trên phương trình oy ta cũng có:

X₂ =

  Phản lực tại mâm cặp là

                      Rz = Pz -X₁ = 4935-1292 =2943N

                      Mz = Pz.x - X₁.l = 4935.202- 1992.350 = 300015 Nmm

                      Ry = Py -X₂ = 2626 - 1062 = 1564 N

                      My = 2626.202 -  1062.350 = 159400 Nmm

  Ta tính phản lực tại gối đỡ của trục chính:

+ Xác định các phản lực:

  Xét trong mặt phẳng xoz:

+ SM^B (P_i) = - Q_z .200 + R_Az .(500+200) + R_z . 200 + Mz = 0

  Þ R_Az =

R_Bz =  Q_Z – R_Az + R_z= 9082 - 1311+2992 = 11482,6 (N)

R_Bz đúng theo chiều hình vẽ.

SM^B (P_j) = - Q_y .200 + R_Ay .(200+500) + R_y . 200 +Mz = 0

  Þ R_Ay =

Q_y - R_Ay +R_y = R_By

Þ R_By = 4829 + 1564 - 705 = 5688 (N)

  Từ các phản lực ta vẽ được biểu đồ mômen trên trục chính.

  Căn cứ vào biểu đồ mômen ta thấy tại vị trí đặt bánh răng mômen là lớn nhất. Do vậy ta tính đường kính cho trục tại vị trí đó.

d = 2,17 .

  Trong đó x = d₀/d = 1/2 (Theo 1K62)

C₂ = j = 0,5   (gia công thô)

K_t = K_s = 2

s_-1 = 0,4 s₀ = 0,4 . 60 . 10⁷ = 24 . 10⁷ (N/m²)

s_t = 36 . 10⁷ (N/m²)

® s_-1/s_t = 0,8 và n = 2

M_u =

M_x =

  Thay vào công thức trên ta có:

 d = 2,17 . = 0,082 (m) = 82(mm)

  Để tiêu chuẩn hoá và chọn ổ, tăng độ cứng vững ta chọn: d = 90 (mm)

Tính độ võng:

  Xét trong mặt phẳng xOz

  Ta có Q_Z = 9082 N

     R_Z = 2943N

     y=  £ 0,3 =

  Trong đó:

  E = 2,1.10⁵ (N/mm²)

  J = 0,05 . d⁴ .(1-h⁴) = 0,05 . 85⁴ (1- 0,5⁴) = 307550 mm⁴

  Thay số:

  y_z =

     = 0,082 mm

  Xét trong mặt phẳng xoy

  Ta có        Q_y = 4829 N

          R_y = 1564 N

y_y= = 0,042 mm

y =  = 0,092 mm <

  Vậy trục chính đảm bảo đủ bền.

Tính góc xoay:

    - Xét trong mặt phẳng xoz

q_z =

     =

     = 0,00064 rad

    - Xét trong mặt phẳng xoy

q_y= = 0,0003 rad

q =  = 0,00071 rad < [q] = 0,001

6. Kiểm nghiệm then và then hoa:

  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:

  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

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

  Kiểm nghiệm then hoa: (then hoa lắp với bánh răng di trượt Z^’₁₁= 35.)

  - 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.

  - Bảng (9.3) cho ta các kích thước sau:

  - Theo công thức (9.3) ta có:  

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

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

7. Tính ổ lăn:

  Dựa vào máy mẫu 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:

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

PHẦN III.   THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN

1. Chức năng và yêu cầu đối với hệ thống điều khiển

a. Chức năng:

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

b. Yêu cầu:

  Đảm bảo độ chính xác tin cậy,điều khiển dẽ dàng ,an toàn ,nhẹ nhàng thuận tiện dễ nhớ.

2.Tính hệ thống điều khiển.

  Với máy đã thiết kế có các phương án kết cấu sau :

          PAKG     2 x 3 x 2 x 2 x 1 + 2 x 3 x 1

                         I    II   III    IV       I       II

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

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

  - Khối A là khối bánh răng di trượt 2 bậc trên trục III.

  - Khối B là khối bánh răng di trượt 3 bậc trên trục IV.

  - Khối C, D là hai khối bánh răng di trượt 2 bậc trên trên trục V.

  - Khối E là khối bánh răng di trượt 2 bậc trên trục VI.

  - Trục III có 1 cặp bánh răng di trượt 2 bậc.

  - Trục IVcó 1 cặp bánh răng di trượt 3 bậc.

  - Trục V có 2 cặp bánh răng di trượt 2 bậc.

  - Trục VI có 1 cặp bánh răng di trượt 2 bậc.

  Để di trượt các cặp bánh răng theo phương án thay đổi thứ tự ta dùng cơ cấu cam.

  Dựa vào đồ thị vòng quay của máy mới ta có bảng xắp xếp trị số vòng quay trục chính. Qua đó, cho ta hệ thống điều khiển bằng tay và sự bố trí các trục điều khiển, ta phân ra các cụm điều khiển như sau:

  Cụm 1: Điều khiển gạt khối bánh răng A di trượt trên trục III.

              Điều khiển gạt khối bánh răng B di trượt trên trục IV.

  Cụm 2: Điều khiển gạt khối bánh răng C, D di trượt trên trục V.

              Điều khiển gạt khối bánh răng E di trượt trên trục VI.

3. Tính toán kết cấu các thành phần của hộp điều khiển

    Xác định hành trình gạt:

  Hệ thống điều khiển của cụm 1.

  Đối với khối A tacó:

     b₁ = b₂ = 14 mm, f₁ = f₂ = 2 mm, f₃ = 3 mm.

  Hành trình gạt qua trái:  l₁ = b₁ + f₁ = 14 + 2 = 16 mm.

  Hành trình gạt qua phải: l₂ = b₂ + f₂ = 14 + 2 = 16 mm.

  Do đó,  L_A = 2.b₁ + 2.f₁ = 2.14 + 2.2 = 32 mm.

  Đối với khối B ta có:

     b₃ = b₄ = b₅ = 18 mm, f₄ = f₅ = f₆ = f₇ = f₈ = 2 mm.

  Hành trình gạt qua trái : l₁ = 2.b₃ + 2.f₆ = 2.18 + 2.2 = 40mm.

  Hành trình gạt qua phải: l₂ = 2.b₅ + 2.f₇ = 2.18 + 2.2 = 40mm.

  Do đó,  L_A = 2.b₁ + 2.f₁ = 2.14 + 2.2 = 32 mm.

4. Nguyên lý điều khiển và các phần tử chính của hệ thống .

  Để có được 6 tốc độ từ n₁ đến n₆ thì các khối bánh răng A và B phải có ba lần xác định vị trí:

  Khối bánh răng A phải thay đổi vị trí 6 lần: P - T - P - T - P - T.

  Khối bánh răng B có chu kỳ gạt đối xứng: 2T - 2G - 2P. Để điều chỉnh khối 3 ta phải dùng chốt lệch tâm khi quay  đường tròn ta có 1 vị trí và quay 1 vòng thì có 6 vị trí: 2T - 2G - 2P.

  Ta chọn nguyên lý điều khiển cơ khí tập trung để điều khiển khối A và B bằng một tay gạt, tương ứng với một vị trí kép của khối B phải có 2 vị trí của khối A.Vì không có vị trí giữa, do đó không thể chọn hệ thống điều khiển khối A là chốt lệch tâm vít đai ốc, bánh răng - thanh răng mà chỉ có thể điều khiển bằng cam. Khi bán kính cam thay đổi (đi xa - về gần ) sẽ xác định được các vị trí trái và phải của khối A. Ở kỳ đi xa ổ cam ở gần (bán kính cam không thay đổi) sẽ tương ứng với các vị trí giữa (G) của khối B .Từ việc chọn nguyên lý của cam sẽ thấy ngay, ta chỉ cần sao chép chuyển động điều khiển đĩa quay có chốt lệch tâm để gạt khối A và B vì vậy dùng chốt lệch tâm đồng trục với đĩa cam.

5. Xác định kết cấu chủ yếu của phần tử điều khiển:

  Đĩa lắp chốt lệch tâm:

  Ta có: R_L =

  Với a là góc quay.

  Do đó, với a=30⁰ và L_T = L_P = 40 mm.

   Þ R_L =  = 46mm.

  Chọn đường kính chốt là d_chốt = f10 mm. Do đó, đường kính tối thiểu là:   

         d > 2.R_L + 10.

   Þ  d > 2.46 + 10 = 102 mm.

  Chọn đĩa là bánh răng Z = 60 và m = 2 .

  Chọn cơ cấu càng gạt L có hệ số khuyếch đại i_x = 3.

  Vậy để gạt đủ hành trình thì L_A = X_cam.i_x.

  Mặt khác, X_cam =  = 10,7 mm.

  Dođó, R_max - R_min = 10,7 mm.

  Để đảm bảo áp lực lên cơ cấu không quá lớn ta chọn R_min = 28mm.

  Với góc có bán kính không đổi là 120^o đối xứng nhau nên ta vẽ được biên dạng

cam. Chọn bề rộng rãnh cam là 12mm, do đó đường kính của đĩa cam được tính như sau:                           

                                     D_de = 2.(38,7 +  + 6,3) = 102 mm.

  Đĩa lắp chốt lệch tâm được mô tả như hình vẽ sau:

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

  Nguyên lý điều khiển.

  Khi tác dụng một lực đều khiển, quay cần gạt từ T sang P thì khối A gạt cặp bánh răng  ăn khớp, trong khi đó miếng B không chuyển động. Sau đó quay tay quay tiếp thì miếng B gạt cặp bánh răng   vào ăn khớp khi đó khối A không ăn khớp. Do vậy, ta được phương án thứ tự yêu cầu.

KẾT LUẬN

     Sau một thời gian tương đối dài được sự tận tình hướng dẫn của thầy:…………, và các thầy trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng của bản thân, đồ án 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"