Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng

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.

docx51 trang | Chia sẻ: lylyngoc | Ngày: 21/08/2014 | Lượt xem: 2933 | Lượt tải: 6download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
II: Thiết kế máy mới. Chương I: 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: Từ đề bài cho nmax, φ ta tính nmin theo công thức: φ = z-1nmaxnmin ⇒ nmin = nmaxφz-1 = 25001,2623= 12,5 (v/p). Ta có: n1 = nmin n2 = n1.φ n3 = n2.φ = n1.φ2 n4 = n3.φ=n1.φ3 .................... n24=n23.j =n1.φ23= nmax Tính các vòng quay còn lại: Công thức tính nchuẩn ntính n1 = nmin 12,5 12,5 n2 = n1.φ 15,75 16 n3 = n2.φ = n1.φ2 19,65 20 n4= n3.φ = n1.φ3 25,00 25 n5= n4.φ = n1.φ4 31,5 31,5 n6= n5.φ = n1.φ5 39,7 40 n7= n6.φ = n1.φ6 50,02 50 n8= n7.φ = n1.φ7 63,02 63 n9= n8φ = n1.φ8 79,41 80 n10= n9.φ = n1.φ9 100,06 100 n11= n10.φ = n1.φ10 126,05 125 n12= n11.φ = n1.φ11 158,85 160 n13= n12.φ = n1.φ12 200,15 200 n14= n13.φ = n1.φ13 252,19 250 n15= n14.φ = n1.φ14 317,76 315 n16= n15.φ = n1.φ15 400,38 400 n17= n16.φ = n1.φ16 504,47 500 n18= n17.φ = n1.φ17 635,64 630 n19= n18.φ = n1.φ18 800,90 800 n20= n19.φ = n1.φ19 1009,14 1000 n21= n20.φ = n1.φ20 1271,51 1250 n22= n21.φ = n1.φ21 1602,11 1600 n23= n22.φ = n1.φ22 2018,65 2000 n24= n23.φ = n1.φ23 2543,50 2500 2.Phạm vi điều chỉnh của hộp tốc độ. Những trị số tốc độ trong khoảng từ Vmin đến Vmax được quy thành số vòng quay của trục chính. Phạm vi điều chỉnh được xác định theo công thức: Rn = nmaxnmin Trong đó: Rn – phạm vi điều chính số vòng quay. nmax, nmin – số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính. nmax = 1000.Vmaxπ.dmax (v/p). nmin= 1000.Vminπ.dmin (v/p). Trong đó: Vmax, Vmax – tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất dmax, dmin– đường kính lớn nhất, nhỏ nhất của chi tiết gia công. Xuất phát từ tình hình thực tế hiện nay, chúng ta cần sửa chữa và chế tạo những loại máy công nghiệp và nông nghiệp có đường kính trục trong khoảng 40 ÷ 100 mm. Vì vậy chúng ta cần thiết kế máy công cụ hạng trung, thiết kế máy này dựa trên máy T620 Để máy thiết kể ra đảm bảo chất lượng, tính năng thì theo kinh nghiệm cần căn cứ vào những số liệu sơ bộ. Thiết kế máy tiện có nmin= 12,5 v/p,với tốc độ này phù hợp với công nhân khi thao tác tiện ren. Phạm vi điều chỉnh: Rn= 250012,5= 200. 3.Lưới kết cấu và đồ thị vòng quay của hộp tốc độ. 3.1. Cách xác định các nhóm truyền và tỉ số truyền(TST). Từ công thức: nminnmax=(14)Xi; Trong đó Xi là số nhóm truyền tối thiểu. Xi = = 3,4 Vì số nhóm truyền là nguyên nên chọn Xi = 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 hiện có T620 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 Xi = 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…pj Trong đó pj 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 pj 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: Sz = 2.(p1 + p2 + … + pj) + Phương án không gian 2 x 2 x 2 x 3 có: Sz = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18 + Phương án không gian 3 x 2 x 2 x 2 có: Sz = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18 + Phương án không gian 2 x 2 x 3 x 2 có: Sz = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18 + Phương án không gian 2 x 3 x 2 x 2 có: Sz = 2.(2 + 2 + 2 + 3) = 18 Tóm lại tổng số bánh răng của HTĐ cần thiết kế là: SZ = 18 bánh răng. Tính tổng số trục của phương án không gian theo công thức: Str = Xi + 1 = 4 + 1 = 5 Trong đó Xi 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: Yếu tố so sánh Phương án 3x2x2x2 2x2x3x2 2x3x2x2 2x2x2x3 Tổng số bánh răng Sz 18 18 18 18 Tổng số trục Str 5 5 5 5 Chiều dài L 19.b + 18.f 19.b + 18.f 19.b + 18.f 19.b + 18.f Số bánh răng Mmax 2 2 2 3 Cơ cấu đặc biệt LHMS LHMS LHMS LHMS Kết luận: Từ phương án của máy hiện có 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 Mmax 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: TT Nhóm 1 TT Nhóm 2 TT Nhóm 3 TT Nhóm 4 1 2 x 3 x 2 x 2 I II III IV [1] [2] [6] [12] 7 2 x 3 x 2 x 2 II I III IV [3] [1] [6] [12] 13 2 x 3 x 2 x 2 III I II IV [6] [1] [3] [12] 19 2 x 3 x 2 x 2 IV I II III [12] [1] [3] [6] 2 2 x 3 x 2 x 2 I III II IV [1] [4] [2] [12] 8 2 x 3 x 2 x 2 II III I IV [2] [4] [1] [12] 14 2 x 3 x 2 x 2 III II I IV [6] [2] [1] [12] 20 2 x 3 x 2 x 2 IV II I III [12] [2] [1] [6] 3 2 x 3 x 2 x 2 I IV II III [1] [8] [2] [4] 9 2 x 3 x 2 x 2 II III IV I [2] [4] [12] [1] 15 2 x 3 x 2 x 2 III IV I II [4] [8] [1] [2] 21 2 x 3 x 2 x 2 IV III I II [12] [4] [1] [2] 4 2 x 3 x 2 x 2 I II IV III [1] [2] [12] [6] 10 2 x 3 x 2 x 2 II I IV III [3] [1] [12] [6] 16 2 x 3 x 2 x 2 III I IV II [6] [1] [12] [3] 22 2 x 3 x 2 x 2 IV I III II [12] [1] [6] [3] 5 2 x 3 x 2 x 2 I III IV II [1] [4] [12] [2] 11 2 x 3 x 2 x 2 II IV III I [2] [8] [4] [1] 17 2 x 3 x 2 x 2 III II IV I [6] [2] [12] [1] 23 2 x 3 x 2 x 2 IV II III I [12] [2] [6] [1] 6 2 x 3 x 2 x 2 I IV III II [1] [8] [4] [2] 12 2 x 3 x 2 x 2 II IV I III [2] [8] [1] [4] 18 2 x 3 x 2 x 2 III IV II I [4] [8] [2] [1] 24 2 x 3 x 2 x 2 IV III II I [12] [4] [2] [1] Nhận xét: Qua bảng trên ta thấy các phương án đều có jXmax> 8 do đó không thoả mãn điều kiện jXmax 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 hiện có 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 Xmax = 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 2 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. Có thể bù 2 tốc độ bằng đường truyền phụ từ trục II, nhưng làm như vậy thì khó bố trí tỷ số truyền giữa trục II và trục chính, đồng thời không tận dụng được nhiều tốc độ cao + 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 từ trục IV sang trục VI. 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] [6] Đối với đường truyền trực tiếp: PAKG : 2 x 3 x 1 PATT : I II IV Lượng mở [x]: [1] [2] [0] 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 hiện có T620, ta nhận thấy dạng máy mà ta đang thiết kế có kết cấu và các phương án được chọn gần như tương tự u. 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 nđc = 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: iđ = n0h.nđc = = 0,54. Trong đó: nđc : số vòng quay của động cơ. iđ : 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 II sang trục III, có 2 tỉ số truyền (i1& i2), đặc tính nhóm là 2[1]. Cũng như máy hiện có, 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 III sang trục IV, 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 IV sang trục V, 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 V sang trục VI, 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 VI sang trục VII, 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 nmin của dãy tốc độ trục chính. Ta có quan hệ: nmin = 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 IV sang trục VII, có 1 tỉ số truyền (i11). Tương tự như trên, tỉ số truyền này phụ thuộc vào vận tốc lớn nhất nmax của dãy tốc độ trục chính. Ta có quan hệ: nmax = n0.i2.i5.i11 Þ i11 = = 2500800.1,5876.1 = 1,986» 1,263 = j3 Þ tia i11 nghiêng phải 3 khoảng lgj. Qua phÇn chän tØ sè truyÒn trªn ta thÊy tÊt c¶ c¸c tØ sè truyÒn ®Òu ®¹t yªu cÇu lµ n»m trong kho¶ng ( ; 2). Tõ ®ã ta cã thÓ x¸c ®Þnh ®­îc ®å thÞ vßng quay cña hép tèc ®é: 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: Zx = .E.K Zx’ = SZ – Zx Trong đó: K là BSCNN của mọi tổng fx + gx 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 + g1là K = 18 Ta nhận thấy Emin nằm ở TST i2, vì i2 giảm nhiều hơn so với i1. Do tia i2 nghiêng phải dẫn đến ta dùng công thức: Eminbị = = = 2,43. Với Zmin = 17. Chọn Emin = 3 SZ = E.K =3.18 = 54 răng. Để tận dụng bánh răng làm vỏ ly hợp ma sát nên đường kính của bánh răng khoảng 100 mm, theo các máy đã có thì môdul bánh răng khoảng 2,5 nên bánh răng chủ động chọn khoảng trên 50 răng, do đó tăng tổng số răng của cặp. Chọn Emin = 5 SZ = E.K =5.18 = 90 răng. Suy ra: Z1 = .E.K = .5.18 = 50 răng. Z1’ = SZ – Z1 = 90 – 50 = 40 răng. Z2 = .E.K = .5.18 = 55 răng. Z2’ = SZ – Z2 = 90 – 55 = 35 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)%. Zx + Zx’ = SZ Zx/ Zx’ = ix Giải ra công thức: Zx = ix. SZ/(ix +1) Zx’ = SZ/( ix + 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 đợc cột có åZ=80 răng. Từ đó ta có số răng của từng cặp bánh răng: i5’ = 1 ÞÞ sai số 0% nằm trong giới hạn cho phép. i4’=1,58 ÞÞ sai số 0,5% nằm trong giới hạn cho phép. i3’=1,58 ÞÞ sai số 0,8% 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 = 110. Ta có số răng của từng cặp bánh răng như sau: i7’ = 1 ÞÞ sai số 0% nằm trong giới hạn cho phép. i6’ = 3,98 ÞÞ sai số 0% 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 ÞÞ sai số 0% nằm trong giới hạn cho phép. i8’ = 3,98 ÞÞ sai số 0% 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 = 81. ÞÞ 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: Z1Z1'= 1,971≈6633Þ sai số 0,5% nằm trong giới hạn cho phép. Bảng thống kê số răng bánh răng: iI 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 Tính 6633 máy T620 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%. Công thức tính sai số vòng quay trục chính:∆n= ntc-ntinhntc.100%. Trong đó: ntc – số vòng quay tiêu chuẩn. ntính – số vòng quay tính toán theo phương trình xích tốc độ. n Phương trình xích ntính ntiêu chuẩn Dn% n1 n®c.h®.i®. 12,607 12,5 0,85 n2 n®c.h®.i®. 15,85 16 -0,95 n3 n®c.h®.i®. 19,77 20 -1,17 n4 n®c.h®.i®. 24,85 25 -0,61 n5 n®c.h®.i®. 31,24 31,5 -0,82 n6 n®c.h®.i®. 39,28 40 -1,81 n7 n®c.h®.i®. 50,43 50 0,85 n8 n®c.h®.i®. 63,39 63 0,63 n9 n®c.h®.i®. 79,06 80 -1,17 n10 n®c.h®.i®. 99,39 100 -0,61 n11 n®c.h®.i®. 124,97 125 -0,02 n12 n®c.h®.i®. 157,11 160 -1,81 n13 n®c.h®.i®. 201,71 200 0,85 n14 n®c.h®.i®. 253,6 250 1,43 n15 n®c.h®.i®. 316,3 315 0,4 n16 n®c.h®.i®. 397,6 400 -0,61 n17 n®c.h®.i®. 499,9 500 -0,02 n18 n®c.h®.i®. 628,43 630 -0,25 n19 n®c.h®.i®.5040.2357.6633 806,8 800 0,85 n20 n®c.h®.i®.5535.2357.6633 1014,3 1000 1,43 n21 n®c.h®.i®.5040.3149.6633 1265 1250 1,2 n22 n®c.h®.i®.5535.3149.6633 1590,3 1600 -0,6 n23 n®c.h®.i®.5040.4040.6633 1999,6 2000 -0,02 n24 nđc.ηđ.iđ.5535.4040.6633 2513,7 2500 0,55 Trong đó: nđc là vận tốc quay của động cơ, nđc = 1450v/p. h là hiệu suất của bộ truyền đai, h = 0,985. iđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai, iđ = 0,56. Từ bảng tính sai số trục chính ta thấy tất cả các sai số đều thoả mãn điều kiện 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 bớc tiện trơn, có thể bị trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng. Vấn đề đó không quá quan trọng vì thực tế các bớc 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 Noocton 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 Noocton tơng tự như ở máy T620. 1. Yêu cầu của hộp chạy dao: Máy yêu cầu cần phải tiện được các ren quy chuẩn như sau: Ren quốc tế: tp=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; 13; 14; 16; 18; 20; 22; 24; 26; 28; 32; 36; 40; 44; 48 (mm). Ren Anh: đợc tính bằng số bước ren trên 1 inch theo công thức n=25,4/tp; với tp là bước ren được cắt (mm); ta có n= 20; 19; 18; 16; 14; 12; 11; 10; 9; 8; 7; 6; 5; 4,5; 4; 3,5; 3,25; 3; 2. Ren module: tính theo công thức m=tp/p; với tp là bớc ren đợc cắt (mm); ta có m= 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 3; 4,5; 5; 5,5; 6; 6,5; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13; 14; 16; 18; 20; 22 . Ren pitch: tính theo công thức Dp=25,4p/tp; Dp= 96; 88; 80; 72; 64; 56; 48; 44; 40; 36; 32; 28; 24; 22; 20; 18; 16; 14; 12; 11; 10; 9; 8; 7; 6,5; 6; 5,5; 5; 4.5; 4; 3.5; 3; 2,75; 2,5; 2,25; 2. 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. 2. Sắp xếp các bớc ren: Các ren tiêu chuẩn đợc sắp xếp dới dạng một cấp số cộng có công bội không đều nhau chưa có quy tắc thiết kế, 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 Noocton là ít nhất, bởi nếu số bánh răng của nhóm Noocton 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 được 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. Phương trình cơ bản của xích cắt ren: 1vTC x iđ/c x ix x tv = tr 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, 1vTC x iđ/c x ics x igb x tv = tr Ren có 2 hệ Anh và Mét, hai hệ này có hệ số chênh lệch về bớc, hiệu chính bằng tỷ số truyền icđ Trong 2 hệ ren lại có 2 loại ren là kẹp chặt và truyền động, khác nhau một hệ số pi, do đó hiệu chính bằng itt 1vTC x iđ/c x ics x icđ x itt x igb x tv = tr Ngoài ra, ta còn bố trí một tỉ số truyền khuếch đại để có thể cắt được các bước ren khuyếch đại, theo máy T620 nhóm này tận dụng hộp tốc độ. 1vTC x ikđ x iđ/c x ics x icđ x itt x igb x tv = tr Từ các yêu cầu đó ta có được một bảng sắp xếp các bớc ren như sau: Ren quốc tế - 1,75 3,5 7 14 28 56 - 2 4 8 16 32 64 - 2,25 4,5 9 18 36 72 1,25 2,5 5 10 20 40 80 - 2,75 5,5 11 22 44 88 1,5 3 6 12 24 48 96 1/8 1/4 1/2 1 2/1 4/1 1/8 Ren Anh 13 6,5 3,25 - 14 7 3,5 - 16 8 4 2 18 9 4,5 2.25 19 - - - 20 10 5 2,5 22 11 5,5 2,75 - 12 6 3 1/8 1/4 1/2 1/1 Ren Modul - - - 3,25 6,5 13 26 0,5 - 1,75 3,5 7 14 28 - - 2 4 8 16 32 - 1,25 2,25 4,5 9 18 36 - - 2,5 5 10 20 40 - - 2,75 5,5 11 22 44 - 1,5 3 6 12 24 48 1/4 1/2 1/1 2/1 4/1 8/1 16/1 Ren Pitch 28 14 7 - - - 32 16 8 4 2 1 36 18 9 - - - 40 20 10 5 - - 44 22 11 - - - 48 24 12 6 3 - 1/4 1/2 1/1 2/1 4/1 8/1 3. Thiết kế nhóm cơ sở: Nhóm cơ sở Noocton là một nhóm bánh răng hình tháp, tương tự như khi ta khảo sát máy T620, cơ cấu Noocton 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 Noocton. Nếu gọi số răng của các bánh răng trên cơ cấu Noocton lần lượt là Z1, Z2, Z3 ... thì các bánh răng này là để cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở, các trị số Zi 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 Zi không được quá lớn vì nó sẽ làm tăng kích thước của nhóm truyền nên cần hạn chế trong khoảng 25 £ Zi £ 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 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 trờng 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 Noocton cần có 8 bánh răng có số răng nh 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 Noocton. Tuy nhiên khi khảo sát máy T620 thì ta thấy rằng cơ cấu Noocton chỉ có 7 bánh răng, lý do là để cắt ren Anh có n=19ren/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, nh vậy nhóm Noocton của ta chỉ còn lại 7 bánh răng là: Z1 : Z2 : Z3 : Z5 : Z6 : Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48 4. 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 phơng án không gian 2´2 và phương án thứ tự là I-II, từ đó ta xác định được lới 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 Noocton) 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, nhưng mặt khác lại tận dụng được bánh răng dùng chung. 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 được: i1=; i2=; i3=; i4=; Ởđây lấy tỷ số truyền i4 có 1 bánh răng 15 răng( tuy ta phải dịch chỉnh một chút nhưng thuận lợi cho việc chế tạo ). 5. Tính các tỉ số truyền còn lại ibù: Ta có phương trình cân bằng xích chạy dao tiện ren như đã phân tích: 1vTC.iđ/c.ikđ.itt.icđ.icơ sở.igấp bội.tv=tp Trong đó: icơ sở (ics) là tỉ số truyền của nhóm Norton. igấp bội (igb) là tỉ số truyền của nhóm gấp bội. tv=12mm là bước của vít me chạy dao. tp là bước ren được cắt. ibù là tỉ số truyền còn lại bù vào xích động, ibù=ithay thế.icố định. ithay thế (itt) là tỉ số truyền bộ bánh răng thay thế. icố định (icđ) là tỉ số truyền của một số bộ bánh răng cố định còn lại trên xích truyền. Để tính ibù ta chọn cắt một bước ren nào đó. Ví dụ ta chọn cắt ren quốc tế có bước ren tp=10mm. Qua bảng xếp ren ta có tỉ số truyền của nhóm gấp bội là igb=1, tỷ số truyền đảo chiều chọn iđc = 1/1 để dồn sai số tính toán vào các khâu chính. Dựa vào máy T620 ta đã khảo sát ở trên ta chọn tv=12mm, Z0=36, ta có tỉ số truyền của nhóm cơ sở là ics= (Noocton chủ động). Ta có: ibù= Dựa vào máy T620 ta chọn icđ=. Þ itt= 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 Noocton bị động). Để tính icđ ta cần tính thử cắt ren Anh có n=10ren/inch khi đó ta có các giá trị: tp=25,4/n=25,4/10; ics=; igb= Þ icố định Anh= Tỉ số truyền icđ này cũng được dùng cho tiện ren Pitch vì ren Anh và ren Pitch đều đi theo con đường Noocton 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 Dp=10 Þ tp=; igb=1; icđ= Þ ithay 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: itt= Để cắt ren module và ren Pitch: itt= 6. 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: Sdmin = 0,07mm/vòng. Sngmin = 0,035mm/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 Sd và Sng: 1vt/c.itt.icđ.ics.igb.=Sd 1vt/c.itt.icđ.ics.igb.=Sng. 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. X¸c ®Þnh chÕ ®é lµm viÖc giíi h¹n cña m¸y: 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: tmax = C. Trong đó, C = 0,7 đối với thép. dmax = 400 mm, là đường kính lớn nhất của chi tiết gia công. Suy ra: tmax = 0,7.1,5 mm Mặt khác, tmin = ().tmax Smax = ().tmax Smin = ().Smax Vmin = Vmax = 2. Chế độ cắt gọt tính toán: Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ nmin  tới nmax , Z cấp tốc độ khác nhau. Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ Smin đến Smax cũng có Z cấp khác nhau, tại các vị trí nmin, Smin, máy làm việc với Mxmax, do đó, phải xác định ntính theo công thức: ntính = nmin. ……………….. 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 Pc 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 Px, Py và Pz, từ đó ta có thể dễ dàng tính các lực thành phần theo công thức: Px = c.tx.sy với c = 650; x = 1,2; y = 0,65;Px Py PZ P Py = c.tx.sy với c = 1250; x = 0,9; y = 0,75; Pz = c.tx.sy với c = 2000; x = 1; y = 0,75; Thử có tải: Thông số chế độ cắt: Đường kính phôi f115mm. Chiều dài chi tiết l = 2000 mm Vật liệu phôi là thép 45. Độ cứng bề mặt phôi HRB = 207. Vật liệu dao cắt thép gió P18. Tốc độ trục chính n = 40v/p. Bước tiến dao s = 1,4mm/vòng. Chiều sâu cắt t = 6mm. Từ đó ta xác định các lực thành phần: Px = 650.61,2.1,40,65 = 6945 (N). Py = 1250.60,9.1,40,75 = 8069 (N). Pz = 2000.61.1,40,75 = 15444 (N). Ta có lực chạy dao Q được tính theo công thức: Q = kPx + f(Pz + G) Với: k = 1,15 là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo mômen lật. f = 0,15 ¸0,18 (ta lấy là 0,16). G = 2500N là trọng lượng phần dịch chuyển. Þ Q = 1,15.6945 + 0,16(15444 + 2500) = 10858 (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: Px = 650.51,2.(0,39)0,65 = 2431 (N). Py = 1250.50,9.(0,39)0,75 = 2626 (N). Pz = 2000.51.(0,39)0,75 = 4935 (N). Trường hợp này ta không phải xét Q vì Px và Pz 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 Nc, công suất chạy không No, công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy Np. Ta có: Nđc = Nc + No + Np 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: Nc = (kW) Trong đó: Pz là lực cắt chọn, ta lấy Pz = 4935 (N). v(m/ph) là tốc độ cắt tương ứng với Pz. Với n = 400v/ph, d=70 mm ta có: v = 87,96 m/ph. Þ Nc = = 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: Nđc = (kW). Với hiệu suất chung truyền dẫn h = 0,75 ta có: Nđc = = 9,64 (kW). Do vậy ta có thể chọn loại động cơ có công suất Nđc = 10 (kW). Cụng suất chạy dao: Ta tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính NđcS = K.NđcV Với K = 0,04 ta có: NđcS = 0,04.9,64 = 0,3856. 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: ntính = nmin (v/ph) + Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc.h (kW) Với h là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. h = Õhi với hi là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có: hđai = 0,985; hbr = 0,95; hổ = 0,995; htc = 0,88. + Mômen xoắn tính toán trên từng trục: Mx tính = 716200ntrucntớnh (Nmm) + Đường kính sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C3ntrucntớnh (mm); chọn C = 120. Từ đó ta có bảng tính toán động lực: Trục nmin nmax ntính Ntrục Mx tính Dsơ bộ dchọn I 1450 1450 1450 10 4939 II 800 800 800 9,85 8818 28 40 III 1000 1250 1000 9,26 6632 25 35 IV 400 1250 500 8,71 12476 31 40 V 100 1250 200 8,19 29328 41 45 VI 25 1250 63 7,17 87649 55 60 VII 12,5 2500 40 7,25 129811 68 90 Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trênlà 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 toán ly hợp ma sát trên trục 1: Để tính toán ly hợp ma sát đĩa thi chủ yếu là tính số cặp ly hợp ma sát dựa theo việc chọn sơ bộ đường kính ngoài và đường kính trong của ly hợp ma sát, tính toán thực hiện cho nửa ly hợp quay thuận. Chọn sơ bộ: - đường kính ngoài của ly hợp là D = 98 mm - đường kính trong của ly hợp là d = 52 mm Chọn cặp ly hợp ma sát là thép tôi _ thép tôi Bộ ly hợp được bôi trơn bằng nhỏ dầu nên f = 0,1, hệ số ma sát áp lực riêng cho phép p = 4 kG/cm2 (bảng 13-2 ) Từ công thức : Cặp Lấy chẵn số cặp ly hợp là m = 11 cặp Lực ép chiều trục cần thiết: Nửa ly hợp quay nghịch ta giảm số đĩa đi 30% do nửa ly hợp quay nghịch chủ yếu chỉ để đảo chiều quay, do đó số đĩa ly hợp ma sát nghịch sẽ là 7 cặp. 2. Tính cặp bánh răng 27/54(giữa trục VI/VII): 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 = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động. Ta có công thức tính module theo độ bền uốn như sau: m = 10. Trong đó: N: công suất trên trục n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) (v/ph) j = = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8 k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.ktt.kN= 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) [su] = .HB Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy” có: sF0lim = 1,8 . HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 ¸ 217 HB, lấy HB = 180); KFL = 1; KHL = 0,8; SF = 1,75 Thay vào Þ[su] = 148,1 (N/cm2) Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn: m= 10.» 4,2 Þ lấy theo tiêu chuẩn ta có m = 4mm. Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc: Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức: stx = ZM . ZH . Ze . Tra bảng có ZM = 274 (MPa1/3) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép. ZH =» 1,7639 ea= = = 1,702 Ta có Ze được tính theo công thức: Ze = = » 0,766 Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 1168,7 (kNm) KHb = 1,15 KHa = 1,13 Þ KH = KHb . KHa. KHV =1,3 KHV = 1 Tỉ số truyền i = 1/2 Chiều rộng bánh răng B = m.j = 4.6 = 24mm. dw1 = (Z + Z’) = 180mm Þ Thay vào công thức trên được: stx = 281,49 (N/cm2) [stx] được tính theo công thức [stx] = A: là khoảng cách trục A = dw1 =(Z + Z’) = 180mm Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ[stx] = 304,18 (N/cm2) Do đó: stx <[stx] nên cặp bánh răng đủ bền. 3. Tính toán cặp bánh răng 66/33(giữa trục IV/VII) : Tương tự như trên ta có module răng tính được là: m = 10. Với số răng Z ở đây là lấy theo bánh bị động (Z = 42); j = = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8 m = 10.» 3,64 Þ lấy theo tiêu chuẩn m = 3mm. Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc: Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức: stx = ZM . ZH . Ze . ea= = = 1,755. Ta có Ze được tính theo công thức: Ze = = » 0,755 Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 104 (kNm) Tỉ số truyền i = 1,571 Chiều rộng bánh răng B = m.j = 3.8 = 24mm. dw1 = (Z + Z’) = 162mm Þ Thay vào công thức trên được: stx = 401,47 (N/cm2) [stx] được tính theo công thức [stx] = Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ[stx] = 835,41 (N/cm2) Do đó: stx <[stx] nên cặp bánh răng đủ bền. 4. 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: Px = 650.51,2.(0,39)0,65 = 2431 (N). Py = 1250.50,9.(0,39)0,75 = 2626 (N). Pz = 2000.51.(0,39)0,75 = 4935 (N). Công suất của trục chính: P = 7,25 (kW). Mômen xoắn trên trục: Mxt = 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 = Pc – Q R2 = Pc + 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 IV. 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 Px=4935 N Py=2626 N Pz=2431 N Ta có: b = a + g + r Trong đó a = 200 (góc ăn khớp ) r = 0 (góc ma sát ) g = arctg(Py/Pz) = 280 Vậy: b = a + g = 200 +280 = 480 Ta có lực vòng : Ft = 2MVII/d MVII = 1211830 Nmm d = m.Z = 4.54 = 216 mm Þ Ft= 11220,6(N) Fr = Fttga = 4083,96 (N) Q = = 11940,7N QZ = Qcosg = 11940,7.cos 280 = 10543 (N) Qy = 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: + SMB (Pi) = - Qz .200 + RAz .(500+200) + Rz . 200 + Mz = 0 Þ RAz = RBz = QZ – RAz + Rz= 9082 - 1311+2992 = 11482,6 (N) RBz đúng theo chiều hình vẽ. SMB (Pj) = - Qy .200 + RAy .(200+500) + Ry . 200 +Mz = 0 Þ RAy = Qy - RAy +Ry = RBy Þ RBy = 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) Kt = Ks = 2 s-1 = 0,4 s0 = 0,4 . 60 . 107 = 24 . 107 (N/m2) st = 36 . 107 (N/m2) ®s-1/st= 0,8 và n = 2 Mu = Mx = Thay vào công thức trên ta có: d = 2,17 . = 0,082 (m) = 82(mm) Ta có QZ = 9082 N RZ = 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: yz = = 0,082 mm Xét trong mặt phẳng xoy Ta có Qy = 4829 N Ry = 1564 N yy= = 0,042 mm y = = 0,092 mm< Vậy trục chính đảm bảo đủ bền. Tính góc xoay: - Xét trong mặt phẳng xoz qz = = = 0,00064 rad - Xét trong mặt phẳng xoy qy= = 0,0003 rad q = = 0,00071 rad <[q] = 0,001. 5. Kiểm nghiệm then và then hoa: Chọn vật liệu thép 45, có [tc]tĩnh = (60 ¸90) Mpa Chọn then bán nguyệt, lắp cố định với bánh răng, chịu va đập nhẹ có các thông số sau: D(mm) b(mm) h(mm) d1(mm) l(mm) t1(mm) t2(mm) 70 10 13 32 31,4 10 3,3 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 [sd] = 100MPa. [tc] = = 30 Mpa. sd = = 39,27 < [sd] = 100 MPa tc = = 11,78 < [tc] = 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 [sd] = (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: Z x d x D dtb(mm) h(mm) b(mm) l(mm) 10 x 72 x 82 75 2 12 110 - Theo công thức (9.3) ta có: sd = = 1,57 < [sd] = (5 ¸10) Mpa. Kết luận: Then bán nguyệt và then hoa đủ bền. 7. Tính ổ lăn: Dựa vào máy hiện có đã khảo sát, ta chọn ký hiệu và loại ổ lăn cho các trục như các ổ lăn của máy chuẩn đã chọn. Các ổ lăn trục chính có các thông số sau đây: - Ổ trước ta chọn một cặp ổ côn đĩa - cỡ trung có các thông số như sau: Kí hiệu D D D1 B C1 T r r1 a a 7317 85 180 190 41 35 44,5 4,0 1,5 8 11,83o - Ổ sau ta chọn một cặp ổ bi đỡ chặn - cỡ trung có các thông số như sau : Kí hiệu d D b = T r r1 46306 30 72 19 4,0 1,5 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: I II III IV 500 10 40 160 630 13,2 50 200 800 16 63 250 1000 20 80 315 1250 25 100 400 1600 31,5 125 500 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 VII. 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, LA = 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, LA = 2.b1 + 2.f1 = 2.14 + 2.2 = 32 mm. Từ trên ta có bảng quy trình gạt và hành trình gạt được biểu diễn dưới dạng: 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: RL = Với a là góc quay. Do đó, với a=300 và LT = LP = 40 mm. Þ RL = = 46mm. Chọn đường kính chốt là dchốt = f10 mm. Do đó, đường kính tối thiểu là: d > 2.RL + 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 ix = 3. Vậy để gạt đủ hành trình thì LA = Xcam.ix. Mặt khác, Xcam = = 10,7 mm. Dođó, Rmax - Rmin = 10,7 mm. Để đảm bảo áp lực lên cơ cấu không quá lớn ta chọn Rmin = 28mm. Với góc có bán kính không đổi là 120o 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: Dde = 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 điều 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.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxdo_an_4644.docx