Đồ án Thiết kế máy (Máy tiện ren vít vạn năng)

28 n17=450 n6=35 n18=560 n7=45 n19=710 n8=56 n20=900 n9=71 n21=1120 n10=90 n22=1410 n11=112 n23=1800 n12=141 2. Xác định phương án không gian: Theo tính toán ta có số cấp tốc độ máy cần thiết kế là: Z=23. Z=23 là một số nguyên tố tối giản,ta không thể phân tích thành các thừa số có dạng: Z=P1.P2…Pi Vậy ta chọn Z=24 và trong quá trình thiết kế ta sẽ làm trùng tốc độ để có Z=23 Với Z=24 ta có nhiều PAKG khác nhau: Z=P1×P2×P3×P4 =3×2×2×2 =2×3×2×2 =2×2×3×2 =2×2×2×3 Ta có 4 phương án không gian. Để chọn 1 phương án không gian hợp lý nhất ta so sánh các PAKG về các chỉ tiêu: + Tổng số bánh răng: Sz= 2(P1+P2+P3+P4) + Tổng số trục: Strục= m+1 , m: số nhóm truyền. + Chiều dài sơ bộ trục: L= với b là chiều rộng các bánh răng, f là khe hở giữa các bánh răng và bề rộng cần gạt +Số bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất (ở trục cuối cùng) +cơ cấu đặc biệt Lập bảng so sánh phương án không gian PAKG 2 x 3 x 2 x 2 3 x 2 x 2 x 2 2 x 2 x 2 x 3 2 x 2 x 3 x 2 Tổng số bánh răng 18 18 18 18 Tổng số trục 5 5 5 5 Chiều dài (L=åb+åf) 19b + 18f 19b + 18f 19b + 18f 19b + 18f Số bánh răng chịu Mxmax 2 2 3 2 Cơ cấu đặc biêt Li hợp MS Li hợp MS Li hợp MS Li hợp MS Kết luận : - Cả 4 PAKG đều có Sz,Strục và L giống nhau.Nhưng PAKG 2×2×2×3 có số bánh răng chịu M max ở trục cuối là nhiều nhất nên không chọn PAKG này. - Về nguyên tắc PAKG 3×2×2×2 là tốt nhất vì đảm bảo tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối cùng. Nhưng nếu chọn PAKG này ta phải bố trí trên trục đầu tiên (trục I) một bộ ly hợp ma sát nhiều đĩađĩa ma sát lớn,trục sẽ lớn và dài. Do vậy ưu tiên việc bố trí kết và tham khảo máy 1K62 chọn PAKG: Z=2×3×2×2 là hợp lý nhất. Vẽ PAKG : 2×3×2×2 3. Xác định phương án thứ tự : Với phương án không gian đã chọn , ta có số phương án thứ tự: Số phương án thứ tự = m! = 4! = 24. Để chọn PATT hợp lý nhất lập bảng để so sánh tìm phương án tối ưu nhất: PAKG 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 PATT I II III IV I III II IV I IV II III I II IV III I III IV II I IV III II [x] [1] [2] [6] [12] [1] [4] [2] [12] [1] [8] [2] [4] [1] [2] [12] [6] [1] [4] [12] [2] [1] [8] [4] [2] Lưới kết cấu [X] max 12 12 16 12 12 16 16 16 40 16 16 40 PAKG 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 PATT II I III IV II III I IV II III IV I II I IV III II IV III I II IV I III [x] [3] [1] [6] [12] [2] [4] [1] [12] [2] [4] [12] [1] [3] [1] [12] [6] [2] [8] [4] [1] [2] [8] [1] [4] Lưới kết cấu [X] max 12 12 12 12 16 16 16 16 16 16 40 40 PAKG 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 PATT III I II IV III II I IV III IV I II III I IV II III II IV I III IV II I [x] [6] [1] [3] [12] [6] [2] [1] [12] [4] [8] [1] [2] [6] [1] [12] [3] [6] [2] [12] [1] [4] [8] [2] [1] Lưới kết cấu [X] max 12 12 16 12 12 16 16 16 40 16 16 40 PAKG 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 2x3x2x2 PATT IV I II III IV II I III IV III I II IV I III II IV II III I IV III II I [x] [12] [1] [3] [6] [12 [2] [1] [6] [12 [4] [1] [2] [12] [1] [6] [3] [12] [2] [6] [1] [12] [4] [2] [1] Lưới kết cấu [X] max 12 12 12 12 12 12 16 16 16 16 16 16 Nhận xét: - Qua b¶ng trªn ta thÊy tÊt c¶ c¸c Ph­¬ng ¸n trªn ®Òu cho jX,ax > 8 nh­ vËy ®Òu kh«ng ®¹t. - Chän ph­¬ng ¸n thø tù I-II-III-IV vµ kh¾c phôc sao cho jXmax £ 8. Tham khảo máy 1K62 , ph¶i thu hÑp l­îng më dÉn tíi sè tèc ®é Ýt ®i do trïng tèc. §Ó bï vµo cho ®ñ sè tèc ®é yªu cÇu, do vËy ta ph¶i thªm 1 ®­êng truyÒn míi. NÕu jXmax = 8® Xmax = 9 ® Nh­ vËy Xmax = 12 ë PATT ta chän ë trªn ta gi¶m xuèng Xmax = 6 khi ®ã trïng 6 tèc ®é. V× vËy l­íi kÕt cÊu ph¶i bè trÝ bï b»ng mét ®­êng truyÒn kh¸c. - §­êng truyÒn nµy bæ sung cho 6 cÊp tèc ®é cao v× hiÖu suÊt truyÒn dÉn cao, hµnh tr×nh ªm, dÔ dµng h·m më truyÒn dÉn. MÆt kh¸c ph¹m vi ®iÒu chØnh lín trong c¸c nhãm truyÒn khuyÕch ®¹i cuèi cïng, gi¶m ®­îc kÕt cÊu phøc t¹p cña nhãm truyÒn. L­íi kÕt cÊu: 4. Xác định đồ thị vòng quay: Xác định no: (m=4) Tham khảo máy 1K62 , ta chọn no = = 710 (v/p) iđai Nên ta có thể lấy kích thước puli là : Xác định lượng mở của từng nhóm truyền: + Nhóm I: có 2 tỷ số truyền: i1 : i2 = 1: φ Tham khảo máy 1K62 ta chọn i1 = φ , i2 = φ2 + Nhóm II: có 3 tỷ số truyền: i3 : i4 : i5 = 1: φ2 : φ4 Tham khảo máy 1K62 chọn i3 = φ-4 , i4 = φ-2 , i5 = 1 + Nhóm III: có 2 tỷ số truyền: i6 : i7 = 1: φ6 Tham khảo máy 1K62 chọn i6 = φ-6 , i7 = 1 + Nhóm IV : có 2 tỷ số truyền: i8 : i9 = 1: φ6 Tham khảo máy 1K62 chọn i8 = φ-6 , i9 = 1. Tham khảo máy 1K62 chọn : i10 = φ-3, i11 = φ2. Đồ thị vòng quay của máy thiết kế : 5.Tính số răng trong các nhóm truyền: Nhóm truyền thứ I: Béi sè chung nhá nhÊt: K = 18 Bánh răng nhỏ nhất là b¸nh r¨ng bÞ ®éng Chän E = 5. Tổng số răng: =E.K= 5.18=90 (răng) (răng) (răng) (răng) Nhóm truyền thứ II: Béi sè chung nhá nhÊt: K= 80 Bánh răng nhỏ nhất là b¸nh r¨ng chủ ®éng Chọn E= 1 => Tổng số răng =E.K=80 (răng)(răng) (răng) (răng) (răng) => i5 = 1 Nhóm truyền thứ III: Béi sè chung nhá nhÊt: K= 10 Bánh răng nhỏ nhất là b¸nh r¨ng chủ ®éng LÊy E =11 (răng) (răng) (răng) => i7 = 1 Nhóm truyền thứ IV: Béi sè chung nhá nhÊt: K= 10 LÊy E =11 (răng) (răng) (răng) => i7 = 1 Nhóm truyền gián tiếp : Nhóm truyền này chỉ có 1 tỷ số truyền i10 = =1,26-3» 0,5. Tra bảng ta có tổng số răng åZ = 81. Nhóm truyền trực tiếp : Tương tự như trên với i11=1,262 , tra bảng có tổng số răng åZ = 108, Bảng thống kê bánh răng : iI 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 tính máy 1K62 Tính và lập bảng sai số vòng quay: TT Tốc độ trục chính thực n(v/p) Tốc độ trục chính tiêu chuẩn n(v/p) Sai số tốc độ vòng quay 1 11.2 0.09% 2 14.1 0.21% 3 18 2.5% 4 22.4 -1.38% 5 28 0.93% 6 35 0.37% 7 45 0.51% 8 56 -0.5% 9 71 1.14% 10 90 1.96% 11 112 0.94% 12 141 1.08% 13 180 0.52% 14 224 -0.5% 15 280 -0.28% 16 350 -0.85% 17 450 1.38% 18 560 -0.5% 19 710 0.35% 20 900 1.95% 21 1120 0.95% 22 1410 1.08% 23 1800 2.59% Trong ®ã: n®c lµ vËn tèc quay cña ®éng c¬, n®c = 1450(vg/ph). i® lµ tØ sè truyÒn cña bé truyÒn ®ai, i® = 0.4897 Vẽ đồ thị sai số vòng quay : Với và Từ đồ thị sai số vòng quay, nhận thất rằng tất cả các sai số đều nhỏ hơn sai số cho phép, nên thỏa mãn điều kiện II. 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 và các đoạn cách quãng khong gây ra nhiều tổn thất năng suất gia công . Có hai dạng hộp chạy dao cơ bản là hộp chạy dao dùng cơ cấu Noortong và hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt.Để thuận tiện cho quá trình thiết kế ta sẽ chọn kiểu hộp chạy dao là dùng cơ cấu Noortong tương tự như ở máy 1K62(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;14;16;18;20;22;24;28;32;36;40;44;48 (mm) Ren Anh :được tính bằng số bước ren trên 1 inch theo công thức :n=25.4/tp.Vói tp là bước ren được cắt (mm);ta có n=31/2;4;41/2;5;6;7;8;9;10;11;12;14;16;18;19;20 Ren modun :tính theo công thức m=tp/π.Với tp là bước ren được cắt (mm) Ta có m=1;1.25;1.5;1.75;2;2.25;2.5;2.75;3;3.25;3.5;4;4.5;5;5.5;6;6.5;7;8;9 Ren pitch hướng kính tính theo công thức Dp= 25.4π/tp; Dp=6;7;8;9;10;11;12;14;16;18;20;22;24;28;32;36;40;44;48 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 của bước ren -tính sức bền (động lực học) các chi tiết trong hộp chay dao. 2. Sắp xếp các bước ren : Các ren tiêu chuẩn được sắp xếp dưới 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 tỷ số truyền của nhóm khuêch đại hợp thành cấp số nhân với công bội φ=2.Việc sắp xếp có các yêu cầu sau: - Số hàng ngang là ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở Noortong là ít nhất ,bởi nếu số bánh răng của nhóm Noortong này càng nhiều thì khoảng cách giữa hai gối tựa càng xa nhau ,do đó 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 1 cỏ cấu Noortong tạo ra ,do đó để tránh cho quá trình tính toán quá phưc tạp thì các con số xếp trong 1 cột dọc giữa các bảng ren cần được thống nhất về mặt sắp xếp . -Vói ren Anh ,nếu số vòng ren /1inch càng lớn thì bước ren càng nhỏ nên ta phải xếp loại ren có n nhỏ vè phía phải của bảng xếp ren ,n nhỏ cần xếp lên trên Phương trình cơ bản của xích cát ren 1c t/c.iđc.ix.iv.tv=tp Ta thấy rằng để cắt hết được các bước ren nhủ yêu cầu thì với mỗi bước ren thì ta cần phải có một tỷ số truyền ,như vậy thì ta cần một số lượng bánh răng rất lớn 8x12=112.Ngoài ra để cắt các bước ren gấp bội thì phải cần các tỷ số truyền khác gấp bội lên (x2,x4….),do đó số bánh răng cần thiết sẽ là 112x2;112x4….Điều đó nằm ngoài khả năng của máy.Để khắc phục thì ta khảo sát máy mẫu ta nhận thấy rằng để có được các tỷ số truyền khác nhau để cắt được các bước ren khác nhau thì ta chia đường truyền thành các nhóm khác nhau,trong đó thì có nhóm cơ sở là nhóm tạo ra một tỷ số truyền cơ sở đẻ cắt các bước ren cơ sở,rồi từ đó ta mới cho qua một tỷ số gấp bội để thay đổi tỷ số truyền để cắt các bước ren còn lại 1v t/c.iđc.ics.igb.tv=tp Ren hệ Anh và hệ Mét có hệ số chenh lệch về bước ,hiệu chỉnh bằng tỷ số truyền icđ Ren modun và ren Pitch hướng kính là loại ren truyền động và kẹp chặt ,khác nhau một hệ số π,do đó hiệu chỉnh bằng itt 1v t/c .ikđ.iđ/c.ics.ic/đ.itt.igb.tv=tp Từ các yêu cầu đó ta có được một bảng sắp xếp các bước ren như sau: Ren quốc tế tp=mm Ren module m=tp/p 1 2 4 8 0,5 1 2 4 - 2,25 4,5 9 - - 2,25 4,5 1,25 2,5 5 10 - 1,25 2,5 5 - - 5,5 11 - - - 5,5 1,5 3 6 12 - 1,5 3 6 - 3,5 7 14 - 1,75 3,5 7 Ren Anh n=25,4/tp Ren pitch Dp=25,4p/tp 16 8 4 - - - - - 18 9 41/2 - 64 32 16 8 19 9,5 - - 72 36 18 9 20 10 5 - 80 40 20 10 22 11 - - 88 44 22 11 24 12 6 - 96 48 24 12 28 14 7 - 112 56 28 14 30 - - - - - - - 3. Thiết kế nhóm cơ sở Nhóm cơ sở Noortong là một nhóm bánh răng hình tháp,tương tự như khi ta tham khảo máy T620,cơ cấu Noortong ăn khớp với một bánh răng ,để cắt các bước ren khác nhau thì ta thay đổi ăn khớp giữa bánh răng đó với bánh răng khác nhau trên cơ cấu Nootong .Nếu gọi số răng của các bánh răng trên cơ cấu noortong 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 tỷ lệ đúng như tỷ 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 =4 : 4.5 : 5 : 5.5 : 6 : 7 = 8 : 9 : 10 : 11 : 12 : 14 Hoặc ta có tỷ lệ theo số răng Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 = 32 : 36 : 40 : 44 : 48 :56 -Để cắt ren Anh Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 : Z7 : Z8 = 16 : 18 : 19 : 20 : 22 : 24 : 28 : 30 =8 : 9 : 9,5 : 10 : 11 : 12 : 14 :15 Hoặc ta có tỷ lệ theo số răng : Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 : Z7 : Z8 = 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48 :56 : 60 -Để cắt ren modun Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 = 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6 : 7 Hoặc tỷ lệ theo số răng Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 = 32 : 36 : 40 : 48 : 56 -Để cắt ren pitch hướng kính Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 = 64 : 72 : 80 : 88 : 96 : 112 Hoặc theo tỷ lệ số răng Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 = 32 : 36 : 40 : 44 : 48 : 56 Xét cho cả 4 trường hợp cắt 4 loại ren khác nhau thì ta thấy để cắt đủ ố bước ren cơ sở của cả 4 nhóm thì cơ cấu Noortong cần có 8 bánh răng có số răng như sau Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 : Z7 : Z8 = 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48 : 56 : 60 Ta lấy luôn số răng đó cho cơ cấu Noortong.Tuy nhiên khi kahor sát máy T620 thì ta thấy cơ cấu Noortong 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 còn lại không cần đế bánh răng này,nên tháy không thật cần thiết ta sẽ loại bỏ bánh răng Z3=38 như vậy nhóm Noortong của ta chỉ còn lại 7 bánh răng là Z1 : Z2 : Z3 : Z5 : Z6 : Z7 : Z8 = 32 : 36 : 40 : 44 : 48 : 56 : 60 4. Thiết kế nhóm gấp bội Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỷ số truyền theo quy luạt cấp số nhân có công bội φ=2,cụ thể trị số bằng bao nhiêu thì còn phụ thuộc vào cột ren nào được chọn làm cột bước ren co sở.ta chọn nhóm thứ 4 làm nhóm cơ sở ,như vậy thì nhóm gấp bọi cần phải tạo ra 4 tỷ số truyền là ,,, Tương tự như máy T620 ở đây ta thiết kế nhóm gấp bội dùng bánh răng di trượt ,bao gồm 8 bánh răng nằm trên 3 trục theo PAKG : 2 x 2 PATT 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 bôi nên lấy trùng với tâm của nhóm cơ sở (cơ cấu Noortong)nên khi chọn số răng và moodun cho nhóm gấp bội ta lấy sao cho đảm bảo khonagr cách tâm A (phụ thuộc vào m và Z ) phù hợp với nhóm cơ sở Nhóm I :có đặc tính là 1 (φ1=2),để cho kết cấu bánh răng tương đối đồng đều thì ta chọn tỷ số truyền của nhóm giảm xuống một chút(tương tự như máy T620),mặc dù sau đó ta lại phải tăng tốc để có được tỷ số truyền i=1,nhưng mặt khác ta lại tận dụng được bánh răng dùng chung .Ta chọn i1=4/5 →i2=2/5 vì i1:i2=1:φ-1 II III I Nhóm 2:đặc tính nhóm truyền là 2,tỷ số truyền không thể tự chọn được nữa mà ta phải láy i3=5/4.từ đó ta có i4=5/16 Ta có lưới kết cấu và đồ thị vòng quay như trên Tương tự như phần thiết kế hộp tốc độ ,đến đây ta tính số răng của các bánh răng của từng nhóm truyền theo phương pháp tra bảng ta được i1=; i2=; i3=; i4=; Ở đây lấy tỷ số truyền i4 có 1 bánh răng 15 răng (tuy phải dịch chỉnh một chút nhưng thuận lợi cho việc chế tạo ) 5. Tính các tỷ số truyền còn lại Ta có phương trình can bằng xích chạy dao tiện ren như đã phân tich : 1v t/c.iđ/c.ikđ.itt.icđ.icơ sở.igấp bội.tv=tp Trong đó icơ sở.:là tỷ số truyền của nhóm Nootong igấp bội: là tỷ số truyền của nhóm gấp bội tv=12mm là bước của vít me chạy dao tp:là bước ren được cắt ibù:là tỷ số truyền còn lại bù vào xích động ibù=itt.icđ itt: là tỷ số truyền của bộ bánh răng thay thế icđ:là tỷ số truyền của một bộ bánh răng cố định còn lại tren xích truyền . để tính ibù ta chọn cắt một bước ren nào đó VD:ta chọn cắt ren quốc tế có bước ren tp=10mm.Qua bảng xếp ren ta có tỷ 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 tham khảo ở trên ta chọn tv=12mm,Zo=36 .ta có tỷ số truyền của nhóm cơ sở là ics=(Noortong chủ động) Ta có : ibù = Dựa vào máy T620 ta chọn icđ= → 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 Noortong bị động).Để tính icđ ta cần tính thử cắt re 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= Tỷ số truyền icđ này cũng được dùng cho tiên ren pitch vì ren Anh và ren pitch đều đi theo con đường Nootong bị động nhưng lại với hai bộ bánh răng thay thế khác nhau .Để tìm báh răng thay thế cắt ren pitch ta tính cắt thử ren pitch có Dp=10 → tp=; igb=1; icđ= Þ ithay thế Pitch= Tóm lại ,dựa vào máy T620 ta có tỷ số truyền thay thế là: Để cắt ren Quốc tế và ren Anh : itt= Để cắt ren modun và ren pitch :itt= 6. Xác định các bước ren tiên trơn Theo đầu bài lượng chạy dao Sdọc (min) = 2.Sngang (min) = 0,075mm/vòng Dựa vào máy chuẩn ,ta lấy các tỷ số truyền như máy chuẩn ,xích tiên 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 modun 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 ren tiện trơn Sd và Sng 1vt/c..itt.icđ.ics.igb.=Sdoc 1vt/c. .itt.icđ.ics.igb.=Sngang Sdoc min=..1.. .=0.075mm Sngang min=..1.. .=0.0375mm CHƯƠNG III : TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN I. Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy Một máy mới 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 đọ làm việc giới hạn của máy : 1. Chế độ cắt 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 đố với thép dmax=400mm,là đường kính lón nhất của chi tiết gia công → tmax = 0.7x 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 tới Smax cũng có Z cấp khác nhau ,tại các vị trí nmin, Smin máy làm việc với Mmax,do đó phải xác định ntính theo công thức ntính = nmin.=11.2=39.88 (vg/ph) II. Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn : 1. Chế độ làm việc giới hạn của máy : Máy đnag 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 .Câc thông số về chế độ thử máy của máy T620 ở nhà máy cơ khí Hà Nội được cho trong mục 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 trổng 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 , 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; 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 (theo chế độ thử có tải ở nàh máy cơ khí Hà Nội-trang 219-Sách tính toán thiết kế máy cắt kim loại ) Px Py PZ P Thông số chế độ cắt : -Đường kính phôi Φ115mm -chiều dài chi tiết l=2000mm -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=42.5 (v/p) -bước tiến dao S=1.4 mm/vog -chiều sâu cắt t=6mm Từ đó ta xác định lực cắt 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 moomen lật . t=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 liêu phôi thép 45 -Vật liệu dao T15K6 -vòng quay trục chính n=335 (vg/ph) - Lượng chạy dao S=0.39 mm/vg -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 càn pải 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 điện cần phải khắc phục ba thành phần công suất là cong suất cắt Nc ,công suất chạy dao 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 láy Pz=4935(N) -v (m/ph) là tốc độ cắt tương ứng với Pz với n = 335v/ph, d=70 mm Ta có v = 73,67 m/ph Þ Nc = = 6,05 (kW). Do công suất cắt thường chiếm 70÷80% coongt suất động cơ nên ta tính gần đúng công suất động cơ theo công suất cắt Với hiệu suất chung truyền dẫn η=0.75 ta có Do vậy ta có thể chọn loại động cơ có công suất Nđc=10(kw) + Công suất chạy dao : Ta tính theo tỷ lệ với công suất động cơ chính Nđc S=k.Nđc v Với k =0.04 ta có : Nđc S=k.Nđc v=0.04x8.07=0.3228 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 có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức ntinh = nmin (v/ph) +Công suất trên từng trục Ntrục=Nđc.η(KW) Với η là hiệu suất của các bộ truyền ,chi tiết từ động cơ tới trục η=Πηi với ηi là hiệu suất của các bộ truyền đai ,bánh răng ,ổ lăn….ta có ηđai =0.985 ; ηbr=0.95 ; ηổ=0.995 ; ηtc=0.88 +Moomen xoắn tính toán tren từng trục động cơ M x tính =716200(Nmm) (trang 115 –TTTKMCKL) + đường kính sơ bộ của các trục : dsơ bộ= C chọn C=120(trang 116 TTTKMCKL) Bảng tính toán động cơ Trục đông cơ nmin nmax ntính Ntrục Mx tính Dsơ bộ Dchọn 1450 1450 1450 10 4939 I 710 710 710 9,85 9936 29 35 II 900 1120 900 9,26 7369 26 30 III 350 1120 450 8,71 13862 32 40 IV 90 1120 160 8,19 36660 45 50 V 22.4 1120 56 7,71 98605 62 70 VI 11.2 1800 35 7,25 148356 71 90 5. Lập bảng thống kê các bánh răng trong máy Dựa vào máy dã có T620 ta chon modun giống như máy cũ +các công thức dùng để lập bảng : -Đường kính vòng chia : d=m.z (mm) -Đường kính vòng đỉnh : da=d+2.m (mm) -Đường kính vòng lăn : df=d-2,5.m (mm) +Các bánh răng trong hộp tốc độ : Thông số Số răng Môdun m dvòng chia dvòng đỉnh dchân Z1 50 2,5 125 130 118,75 Z1’ 40 100 125 93,75 Z2 55 2,5 137,5 142,5 131,25 Z2’ 35 87,5 92,5 81,25 Z3 23 2,5 57,5 62,5 52,5 Z3’ 57 142,5 147,5 137,5 Z4 31 2,5 77,5 82,5 72,5 Z4’ 49 122,5 127,5 117,5 Z5 40 2,5 100 105 95 Z5’ 40 100 105 95 Z6 22 2,5 55 60 48,75 Z6’ 88 220 225 213,75 Z7 55 2,5 137,5 142,5 131,25 Z7’ 55 137,5 142,5 131,25 Z8 22 2,5 55 60 48,75 Z8’ 88 220 225 213,75 Z9 55 2,5 137,5 142,5 131,25 Z9’ 55 137,5 142,5 131,25 Z10 27 4 108 116 98 Z’10 54 216 224 206 Z11 66 3 198 204 190,5 Z’11 42 126 132 118,5 +Các bánh răng trong hộp chạy dao : -nhóm cơ sở : Thông số Số răng Môdun m dvòng chia dvòng đỉnh dchân Z1 32 2 64 68 59 Z2 36 72 76 67 Z3 40 2 80 84 75 Z5 44 88 92 83 Z6 48 2 96 100 91 Z7 56 112 116 107 Z8 60 2 120 124 115 -nhóm gấp bội : Thông số Số răng Môdun m dvòng chia dvòng đỉnh dchân Z1 28 2 56 60 51 Z1’ 35 70 74 65 Z2 18 2 36 40 31 Z2’ 45 90 94 85 Z3 28 2 70 74 65 Z3’ 35 56 60 51 Z4 15 2 30 34 25 Z4’ 48 2 96 100 91 CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ ĐỘNG LỰC HỌC 1. Tính toán ly hợp ma sát trên trục I : Để tính toán ly hợp ma sát đĩa thì 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 hiên cho nửa ly hợp quay thuận . Chọn sơ bộ : - đương kính ngoài của ly hợp là D=98 (mm) - đường kinhd trong của ly hợp là d=52 (mm) - chọn cặp ly hợp ma sát là thép tôi-thếp tôi - bộ ly hợp được bôi trơn bằng nhỏ dầu nên f=0.1 ,hệ số ma sát -áp lực riêng cho phép p =4kG/cm2 (bảng 13-2) Từ công thức : (cặp) Lấy chẵn số cặp ly hợp là m=12(cặp) Lực ép chiều trục cần thiết : Nửa ly hợp quay nghịch ta giảm số đĩa đi 30% do nửa ly hợp quay ngịch 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 V/VI): 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 66/42(giữa trục V/VI) : Tương tự như trên ta có module răng tính được là: m = 10. Với số răng Z ở đây là lấy theo bánh bị động (Z = 42); j = = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8 m = 10.» 3,64 Þ lấy theo tiêu chuẩn m = 3mm. Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc: Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức: 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 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 Chọn sơ bộ đường kính trục là khoảng 85 (mm) Để tính toán trục chính ta tính khi thử công suất như đã tính ở trên ,điểm đặt của lực cắt nằm cách gối tựa khoảng 200 (mm) .các thành phần của lưc 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) momen xoắn trên trục Mxt=148356 (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 27 bố trí trong 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 truc chính như sau : I II III IV F F F F P Từ hình vẽ ta thấy : Nếu xét riêng vè lực thì tại vị trí II là tốt nhất vì R1=Pc-Q R2=Pc+Q Nếu xét riêng về độ võng thì ở vị trí IV là trục ít bị võng hơn do f1<f2 Q 1 Q1 P 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 Φ70(mm) L=350,thép 45 ,có chống tâm,dao T15K6 ,n=335 v/ph, s=0.39 (mm) t =5(mm) thay vào công thức tính ở trên ta có Px=2431(N) Py=2626 (N) Pz=4935 (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=20+28=480 Ta có lực vòng Ft=2MVI/d MVII = 148356 Nmm d = m.Z = 4.54 = 216 mm Þ Ft= 1373.67(N) Fr = Fttga = 499.97 (N) Q = = 1461.83N QZ = Qcosg = 1461,83.cos 280 = 1290.72 (N) Qy = Qsing = 1461.83.sin280 = 686,29N +Tính trục theo sức bền : Khi dao tiÖn sinh ra lùc c¾t t¹i ®iÓm c¸ch m©m cÆp kho¶ng x x = =202 mm Ta tÝnh lùc t¹i m©m cÆp do lùc c¾t g©y ra. Gäi chóng lµ X1 vµ X2 - XÐt theo ph­¬ng Oz ta cã: (1) Trong ®ã d1: lµ chuyÓn vÞ do lùc ®¬n vÞ t¹o ra D1: lµ chuyÓn vÞ do lùc Pz g©y ra Nh©n biÓu ®å Vªrªsagin ta cã ; Thay c¸c gi¸ trÞ trªn vµo (1) ta cã: Thay c¸c sè liÖu ®· biÕt ta cã X1 = T­¬ng tù xÐt trªn ph­¬ng tr×nh oy ta còng cã: X2 = Ph¶n lùc t¹i m©m cÆp lµ Rz = Pz –X1 = 4935-1292 =2943N Ry = Py –X2 = 2626 – 1062 = 1564 N 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) + Pz .550 = 0 Þ RAz = RAz đúng chiều như hình vẽ Ta lại có RBz + QZ + Pz + RAz = 0 => RBz = - QZ - Pz - RAz Þ RBz = -1209.72-4935+3508.72=-2636(N) RBz đúng chiều như hình vẽ. +SMB (Py) = - Qy .200 + RAy .(200+500) + Py .550= 0 Þ RAy = RAy đúng chiều theo chiều hình vẽ Ta có RBy + Qy + RAy +Py = 0 => RBy= - Qy - Py - RAy Þ RBy = -686,29 - 2626 +1867.2 = -1445.1 (N) Từ các phản lực ta vẽ được biểu đồ momen trên trục chính. A R Ay R Az Q z Q y P z P y B 500 200 550 R By R Bz 1754360 Nmm 2714250 Nmm 1444300 Nmm 933600 Nmm 148356 Nmm M Z M Y M X Từ các phản lực ta vẽ được các biểu đồ momen trên trục chính . Căn cứ vào biểu đồ momen ta thấy tại vị trí đặt bánh răng momen 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 vµ n = 2 Mu = Mx = Thay vào công thức trên ta có : d = 2,17 . = 0,08236 (m) = 82.36(mm) Qz Rz M y1 f a L 1 L 2 200 200 500 Để tiêu chuẩn hóa và chọn ổ ,tăng độ cứng vững ta chọn d=90(mm) +Tính độ cõng Xét trong mặt phẳng xoz Ta có Qz=1290.72(N) Rz=2943(N) y= £ 0,3 = Trong đó: E = 2,1.105 (N/mm2) J = 0,05 . d4 .(1-h4) = 0,05 . 904 (1- 0,54) = 3075469 mm4 Thay số: yz= =0.043(mm) Xét trong mặt phẳng xoy Ta có Qy = 686.29 N Ry = 1564 N yy= =0.0229 y = = =0,049 mm < vậy trục chính đủ bền +Tính góc xoay: - Xét trong mặt phẳng xoz qz = = =0.0001556(rad) - Xét trong mặt phẳng xoy: qy= =0.000083(rad) q = = =0.00018 rad < [q] = 0,001 3. KiÓm nghiÖm then vµ then hoa: Chän vËt liÖu thÐp 45, cã [tc]tÜnh = (60 ¸90) Mpa Chän then b¸n nguyÖt, l¾p cè ®Þnh víi b¸nh r¨ng, chÞu va ®Ëp nhÑ cã c¸c th«ng sè sau: D(mm) b(mm) h(mm) d1(mm) l(mm) t1(mm) t2(mm) 70 10 13 32 31,4 10 3,3 KiÓm nghiÖm then theo ®iÒu kiÖn bÒn dËp vµ bÒn c¾t. Theo b¶ng (9.5), ®èi víi b¸nh r¨ng cã d = 120 mm, ta chän [sd] = 100MPa. [tc] = = 30 Mpa. sd = = 44.99 < [sd] = 100 MPa tc = = 13.50 < [tc] = 30MPa KiÓm nghiÖm then hoa: (then hoa l¾p víi b¸nh r¨ng di tr­ît Z’11= 35.) - Chän mèi ghÐp then hoa h×nh ch÷ nhËt cì nhÑ [sd] = (5 ¸10) Mpa. §iÒu kiÖn t¶i träng nÆng va ®Ëp hai phÝa, víi chiÒu dµi lµm viÖc l = 110 mm. - B¶ng (9.3) cho ta c¸c kÝch th­íc sau: Z x d x D dtb(mm) h(mm) b(mm) l(mm) 10 x 72 x 82 75 2 12 110 - Theo c«ng thøc (9.3) ta cã: sd = = 1.798 < [sd] = (5 ¸10) Mpa. KÕt luËn: Then b¸n nguyÖt vµ then hoa ®ñ bÒn CHƯƠNG IV : THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN A. Thiết kế hệ thống điều khiển trong hộp chạy dao Các tay gạt trong máy tiện: Hộp chạy dao có hai tay gạt: - Tay gạt 5 chức năng dùng để thay đổi các đường truyền.. - Tay gạt 6 chọn các bước ren theo cấp số cộng và cấp số nhân. Hệ thống điều khiển hộp chạy dao: Nhiệm vụ chung của hệ thống điều khiển hộp chạy dao là: Thay đổi các cơ cấu truyền động trong hộp chạy dao để thực hiện được các nhiệm vụ chạy dao( cắt ren quốc tế, ren Anh, ren mặt đầu…). Quá trình thay đổi các đường truyền thông qua việc đóng mở các ly hợp. Để thực hiện nhiệm vụ trên hộp chạy dao ta sử dụng hai tay gạt 5 và 6. - Tay gạt 6: Tay gạt 6 có nhiệm vụ thay đổi tỷ số truyền nhóm cơ sở - nhóm gạt A (thay đổi lại trí của bánh răng Z36 ăn khớp với 1 trong các bánh răng của khối noóctong) và nhóm gấp bội (thay đổi vị trí của khối bánh răng Z18_Z28 trên trục XII và khối bánh răng Z28_Z48 trên trục XIV - 1K62) để có được các bước ren khác nhau. - Tay gạt 5: Tay gạt 5 có nhiệm vụ điều khiển các cam thùng để đóng mở các đường truyền – nhóm gạt B, thực hiện các nhiệm vụ sau: + Ren quốc tế + Ren môdul + Ren Anh + Ren pitch + Ren chính xác + Ren mặt đầu. + Tiện trơn Tóm lại để thực hiện được các yêu cầu trên thì nhóm gạt B phải điều khiển sự ra vào ăn khớp của 4 ly hợp C2 – C3 – C4 - C5 và bánh răng di trượt trên trục X có Z35. Như vậy nhóm A và nhóm B không thể điều khiển thay thế lẫn nhau. Khi cắt một loại ren phải điều khiển cả A và B. Hệ thống tay gạt 6: Cấu tạo: - Qua việc nghiên cứu máy mẫu 1K62 ta thấy việc bố trí không gian của cơ cấu điều khiển nhóm A đã phù hợp với việc thao tác và điều khiển của người công nhân. Do vậy ta chọn phương án chế tạo nhóm này giống máy nghiên cứu (1K62). Nguyên lý điều khiển: Nhóm A thực hiện điều khiển 2 quá trình Điều khiển nhóm cơ sở Điều khiển nhóm gấp bội. Điều khiển nhóm cơ sở : - Nguyên lý điều khiển: Phải đảm nhiệm 2 nhiệm vụ: Tách bánh răng đệm Z36 khỏi vị trí ăn khớp 1 trong 7 bánh noóc tông và gạt Z36 vào vị trí ăn khớp. Quá trình tách ăn khớp Z36 với bộ bánh răng noóc tông: Dựa theo nguyên lý tay quay, đòn bẩy, thanh trượt. Trên hình vẽ ta thấy khi kéo gạt ra, trong lúc kéo thông qua đòn bẩy m, tại 1 đầu của đòn bẩy m lắp chốt B và miếng gạt nằm trong rãnh của thành n. Tại đầu còn lại của thanh n có xẻ rãnh nghiêng và chốt của khối lắp bánh răng đệm Z36 nằm trong rãnh này. Sơ đồ: Điều khiển nhóm cơ sở Như vậy từ chuyển động tịnh tiến của tay gạt biến thành chuyển động quay của thanh m quay tâm 0. Từ chuyển động quay n, rãnh nghiêng thực chất như 1 cam điều khiển làm cho chốt C trượt nghiêng theo rãnh của thanh n làm cho khối bánh đệm Z36 xoay trong mặt phẳng vuông góc với hướng chuyển động của thanh n. Thực hiện nhiệm vụ tách ăn khớp của bánh răng đệm Z36 với khối bánh răng noóc tông. Quá trình gạt Z36 vào vị trí ăn khớp với 1 trong 7 bánh răng của noóc tông: Sau khi kéo tay gạt ra tiếp tục quay tay gạt đi 1 góc nhất định ứng với vị trí bước ren cầu cắt tp nào đó. Thông qua càng gạt D quay quanh tâm C, biến chuyển động quay của càng gạt thành chuyển động tịnh tiến của trục răng T thông qua chốt E. Một đầu của trục răng có lắp chốt F, chốt này cài vào rãnh gạt của bộ phận chứa bánh răng đệm Z36 . Làm cho Z36 chuyển động tịnh tiến đến các vị trí ăn khớp với 1trong 7 bánh răng của cơ cầu noóc tông thực hiện nhiệm vụ thứ 2 gạt Z36 vào vị trí ăn khớp. Để xác định vị trí của tay gạt . Trên bộ phận chứa bánh răng đệm Z36 ta lắp chốt S, trên trục răng T ta gia công 7 rãnh ứng với 7 vị trí của bộ bánh răng noóc tông. Đồng thời ở vách máy ta gia công lỗ chứa chốt trụ và lò xo có vít điều chỉnh. Như vậy sau khi vào đúng vị trí ăn khớp chốt S nằm vào rãnh của trục răng T và được giữ bởi chốt trục và lò xo nằm trong vách máy. Tính toán: Khi nghiên cứu máy 1k62 ta thấy cần chú ý: + Độ nâng a của rãnh A bằng bao nhiêu để hai lắc thì bánh đệm Z36 thoát ra hoàn toàn khỏi chốt noóc tông, tạo ra một khoảng hở để khi bộ bánh răng đệm chuyển động dọc trục không bị va chạm. + Góc ( ở hình vẽ) có trị số bao nhiêu để khi lắc thì bánh răng đệm Z36 thoát ra hoàn toàn khỏi chốt noóc tông và có giá trị bao nhiêu để phù hợp với hành trình gạt và chốt B chạy được dễ dàng trong rãnh. + Muốn tính được độ nâng a ta phải tìm độ lắc yêu cầu của bánh răng đệm Z36 ăn khớp với bộ noóc tông và tỉ số lắc( tỉ số lắc bằng tỉ số giữa khoảng dịch chuyển của điểm tiếp xúc trên bánh răng Z36 với khối noóc tông và khoảng dịch chuyển của chốt Q. + Qua hình vẽ ta thấy: Khi bánh răng đệm Z36 ăn khớp với bánh răng lớn nhất của bộ noóc tông Z60 thì độ lắc yêu cầu là phải lớn hơn chiều cao răng 1 lượng nào đó để khi gạt không ảnh hưởng va đập. Nhưng khi đó khoảng cách từ tâm quay Q của cầu lắc P tới tâm chốt B là min. Do đó tỉ số lắc i lắc là nhỏ nhất (min). Khi khối bánh răng đệm Z36 ăn khớp với bánh răng nhỏ nhất Z32 của bộ noóc tông thì độ lắc (x) là: X = hrăng + (Z60– Z32) Trong đó: h: là chiều cao răng Z60 : số răng của bánh răng thứ 7 của bộ noóc tông Z32: số răng của bánh răng thứ nhất của bộ noóc tông. m: mô đuyn của bánh răng. Độ lắc lúc này là lớn nhất Xmax .Khoảng cách từ tâm 0 của cần p tới chốt B lúc này cũng lớn nhất, nên i lắc cũng lớn nhất. Vậy cứ trượt từ Z32 – Z60 của bộ noóctông thì độ lắc (x) tăng lên và i lắc cũng tăng dần lên, nghĩa là x tỷ lệ với i lắc. Vậy ta phải tính ở 2 vị trí của bộ noóctông tương ứng vị trí bánh răng Z32 và bánh răng Z60. Tính toán độ nâng a khi bánh răng đệm Z36 ở vị trí ăn khớp với bánh răng Z60 của bộ noóctông: Qua phần tính hộp chạy dao ta đã biết được số răng và mô đuyn, từ đó ta xác định được các khoảng cách trục như sau: = (mm) (mm) (mm) Để Z36 tách khỏi vị trí ăn khớp với Z60 ta phải có : = 96 + 2m = 96 + 2.2 = 100 (mm) - G ọi góc lắc của bánh răng Z36 là β ta có: = Ô’1 – Ô1 Áp dụng hệ thức lượng cho ta có: xét 2 tam giác O1O2O3 và O1O2O’3 Cos Ô’1 = => Ô’1 = 52,40 Cos Ô1 = => Ô1 = 48,70 Vậy: β = Ô’1 – Ô1 = 52,40 – 48,70 = 3,70 Sơ đồ : Tính độ nâng khi Z36 ăn khớp với Z 60 Sơ đồ : Tính độ nâng a khi Z36 ăn khớp với Z60 Khi O3 quay quanh O1 một góc β thì chốt Q cũng quay 1 góc là β = 3,70 Khi đó chốt Q dịch chuyển 1 đoạn bằng t ( ta coi góc nâng nhỏ nên ta bằng giá trị cung quay được). mm Tương ứng với chốt dịch B dịch chuyển 1 đoạn a ( độ nâng) là : a = mm * Tính độ nâng khi Z36 ăn khớp với Z32 của cơ cấu noóc tông. - Khi Z36 ăn khớp Z32 thì các khoảng cách tâm mới là: O1O2 = 126 mm O1O3 = 66,25 mm mm; khi tách không ăn khớp O2O’3= 68 + 2m = 68 + 2.2 = 72 (mm) => Tương tự phần trên ta có: Ô’1 = 52,40 Cos Ô1 = Ô1 = 20,470 β’ = Ô’1 – Ô1 = 52,40 – 20,470 = 31,930 - Chốt Q quay 1 góc là β = 31,930 tương ứng với đoạn dịch chuyển của chốt Q là: (mm) = 42mm Độ nâng của a là: a = mm * Tính góc nâng của rãnh A: - càng nhỏ, chốt Q chuyển động trong rãnh A càng dễ dàng, nhưng nếu quá nhỏ thì thanh n và rãnh A phải có kích thước dài để dễ chuyển động dài. - Nếu lớn thì thanh n ngắn, chuyển động của thanh ngắn, kích thước nhỏ gọn. - Theo cách bố trí không gian và kích thước máy thì góc ≤ 450 là được - Theo máy cơ sở ta chọn được các kích thước ( H vẽ) (Lấy L = 30 mm) = 41038’ < [] = 450 Đảm bảo yêu cầu . -Tính góc quay cần thiết để dịch chuyển bánh răng Z36 ăn khớp với từng bánh răng của cơ cấu noóc tông: Khi thay đổi bước ren của nhóm cơ sở ta quay tay gạt một góc tương ứng đó là thay đổi vị trí ăn khớp của bánh răng đệm Z36 với khối noóc tông. Góc cần thiết để dịch chuyển bánh răng Z36 cho ăn khớp giữa 2 bánh răng kề nhau trên khối noóc tông là: B: Bề rộng bánh răng, R lấy theo máy chuẩn. chính là góc quay giữa 2 lỗ định vị kế tiếp nhau trên tay gạt. - . Điều khiển nhóm gấp bội: - Nhóm gấp bội gồm 2 khối bánh răng di trượt 2 bậc. Sơ đồ : Tính hành trình gạt khối I và khối II nhóm gấp bội Để điều khiển trước hết ta hãy xác định hành trình gạt của 2 khối này. Khối I : Z28 và Z48 Khối II: Z18 và Z28 Từ hình vẽ ta thấy : + Hành trình gạt của khối I là: L1 = 2(B+f) B= (6 – 10) = (12 – 20) mm LI = 2(12+2) = 28 mm Lấy B = 12 mm + Hành trình gạt khối II f = 2 khe hở gạt. LII= 2(B+f) B = 12 – 20 lấy B = 12 LII = 2(12+2) = 28 mm f = 2 khe hở gạt Để điều khiển 2 khối bánh răng di trượt này ta dùng hệ thống bánh răng kết hợp với chốt lệch tâm lắp trên bánh răng ( hình vẽ) để điều khiển. Trên hình vẽ khi quay tay quay thì bánh răng Z1 quay làm Z’1 quay trên Z’1 gắn chốt I như vậy chốt I quay quanh tâm 01, chốt I mang theo tiếng gạt trên rãnh của càng gạt II làm cho càng gạt II trượt dọc trục XV gạt khối bánh răng khi trượt (khối II) Z28 và Z48 đến các vị trí cần điều khiển ăn khớp với bánh răng Z35 hoặc Z15. Điều khiển khối di trượt khối II (Z18 và Z28) , quá trình xảy ra đồng thời với điều khiển khối II chỉ khác là trước khi truyền qua bánh răng Z2 thì qua bánh răng trung gian Z0: Sau đó quá trình xảy ra hoàn toàn tương tự như khối I. Từ độ thị vòng quay của nhóm gấp bội ta có: i2.i4 = 1/1 i1.i4 = 1/2 i2.i3 = 1/4 i1.i3 = 1/8 Qua sơ đồ động ta thấy Các tỉ số trên được tạo thành do 2 khối bánh răng di trượt I và II: + Khối BR I (Z18 và Z28) gạt trái (T) cho i1= 18/45 gạt phải (P) cho ta i2=28/35 gạt phải (P) cho ta i3=15/48 + Khối bánh răng II (Z28 và Z48) gạt phải (T) cho ta i4 = 35/28 * Ngoài ra ta phải kết hợp với 2 núm xoay 2 và 3 ở trên hộp tốc độ: + Núm 2 : Ren phải_ren trái + Núm 3 : Ren thường và ren khuếch đại Như vậy kết hợp 2 khối BR di trượt I và II ta sẽ được các tỉ số truyền của nhóm gấp bội theo bảng sau: Bảng vị trí tay gạt Khối di trượt I (Z18 và Z28) Khối BR di trượt II (Z28 và Z48) Tỉ số truyền tạo ra T(i2) T(i4) 1 P (i1) T (i4) 1/2 T(i2) P (i3) 1/4 P (i1) P (i3) 1/8 Hệ thống tay gạt 5 Cấu tạo: Tay gạt B trục mang 4 cam thùng I,II,III,IV. Cụm I điều khiển M2 và khối bánh răng Z35, Z38, Z35 trên trục XI. Cụm II điều khiển ly hợp M3. Cụm III điều khiển ly hợp M4. Cụm IV điều khiển ly hợp M5. Nhiệm vụ: Các cam thùng là đóng mở các ly hợp để cắt các loại ren: Quốc tế, mô đuyn, Anh, pít, chính xác. Yêu cầu: ứng với mỗi vị trí gạt chỉ cắt được 1 loại ren theo đường truyền động hoặc những loại ren cùng loại. Nguyên lý điều khiển: Để biết được nguyên lý điều khiển ta phải phân tích đường truyền khi cắt các loại ren tương ứng với các vị trí ly hợp M2 – M3 – M4 - M5 + Khi cắt ren quốc tế và ren môdul: ( con đường 1, khối noóc tông chủ động). Xích động từ trục X qua M2 vào trục XII vào khối noóc tông xuống trục XI qua M3 đến trục XIII, đến nhóm gấp bội qua lên trục XV qua M5 vào trục vít me thực hiện tiện ren. Từ đó rút ra vị trí gạt sau: M2 – trái (T) M4 - phải (P) M3 – trái (T) M5 - phải (P) + Khi cắt ren Anh và ren pít: ( con đường 2, noóc tông bị động): Xích động từ trục X qua tới trục XI qua tỉ số truyền tới trục XII qua gạt phải qua tới trục XIII vào igb tới trục XV qua M5 vào trục vít me thực hiện cắt ren. Rút ra vị trí gạt như sau: M2 – P M4 – P M3 – P M5 – P +Khi cắt ren chính xác . Đường truyền ngắn nhất. Trục X đường truyền đi thẳng ra trục vít me nghĩa là phải đóng ly hợp M2 – M4 – M5 vào trục vít me. Do đó vị trí tay gạt như sau: M2 – T M4 – T M3 – G M5 – P Kết luận: Nhóm tay gạt B phải có 5 vị trí tương ứng với 5 loại bước kể trên. Khi tay gạt B quay 1 vòng thì thực hiện được việc điều chỉnh cắt tất cả các loại ren cũng như tiện trơn và tiện chính xác, cắt ren mặt đầu. Thiết lập quan hệ giữa góc quay tay gạt và các vị trí của khối gạt vẽ sơ đồ khai triển rãnh cam: Để vẽ được sơ đồ khai triển rãnh cam ta phải tính được lượng nâng của cam thông qua hành trình gạt L: - Ly hợp M2( cụm I): Khi gạt để M2 làm việc thì phải cắt sự ăn khớp của bánh răng Z35/Z28 ra. Hành trình gạt của M2 là: L2 = B2 + f = 12+ 2= 14 mm (B: Bề rộng bánh răng: f: khe hở gạt) Đối với cam thông thì hành trình gạt L đúng bằng lượng nâng của cam x, nghĩa là: X2 = L2 = 14 mm + Ly hợp M3: Tương tự có: X3 = L3 = B3 +f = 12+ 2= 14 (mm) + Ly hợp M4 có: X4 = L4 = B + f = 9+2 = 11 (mm) + Ly hợp M4 có: X4 = L4 = B + f = 9 + 2 = 11 (mm) + Ly hợp M5 có: X5 = L5 = B5 + f = 7+ 1 = 8 (mm) Ứng với 1 vòng quay của tay gạt 3600 thực hiện điều khiển được 5 vị trí tương ứng với 5 rãnh cam. Do đó khi tay gạt quay 1 góc là 3600: 5 = 720 thì sẽ thực hiện 1 vị trí của rãnh cam. Tính toán cụm IV. Xác định hành trình gạt dựa vào bản vẽ khai triển. Dựa vào bản vẽ chi tiết ta có hành trình gạt của khối bánh răng Z28 là : LT = LP = 26mm Nguyên lý điều khiển và các phần tử chính của hệ thống Nguyên lý điều khiển cụm IV Lúc đầu bánh răng Z28 ở vị trí bên trái để thực hiện việc cắt ren đĩa Sau đó quay tay quay từ 00 đến 720 thì bánh răng Z28 sẽ di chuyển từ vị trí bên T sang vị trí G để tiện trơn Tay quay tiếp tục quay từ 720 đến 1440 thì bánh răng Z28 sẽ di chuyển từ vị trí G sang vị trí P để cắt ren. Xác định kết cấu chủ yếu của phần tử điều khiển Lượng nâng của cam X = LT = LP = 26mm [ [ B.thiết kế hệ thống điều khiển trong hộp tốc độ 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.đảm bảo yêu cầu đảm bảo độ chính xác tin cậy,điều khiển dễ dàng,an toàn,nhẹ nhàng thuận tiện dễ nhớ 2.tính hệ thống điều khiển Với máy đã thiết kế thì 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 trượt bao gồm : - Khèi A lµ khèi b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc trªn trôc II. - Khèi B lµ khèi b¸nh r¨ng di tr­ît 3 bËc trªn trôc III. - Khèi C, D lµ hai khèi b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc trªn trªn trôc IV. - Khèi E lµ khèi b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc trªn trôc VI. - Trôc II cã 1 cÆp b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc. - Trôc IIIcã 1 cÆp b¸nh r¨ng di tr­ît 3 bËc. - Trôc IV cã 2 cÆp b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc. - Trôc VI cã 1 cÆp b¸nh r¨ng di tr­ît 2 bËc. §Ó di tr­ît c¸c cÆp b¸nh r¨ng theo ph­¬ng ¸n thay ®æi thø tù ta dïng c¬ cÊu cam. Dùa vµo ®å thÞ vßng quay cña m¸y míi ta cã b¶ng x¾p xÕp trÞ sè vßng quay trôc chÝnh. Qua ®ã, cho ta hÖ thèng ®iÒu khiÓn b»ng tay vµ sù bè trÝ c¸c trôc ®iÒu khiÓn, ta ph©n ra c¸c côm ®iÒu khiÓn nh­ sau: I II III IV 560 11.2 45 180 710 14.1 56 224 900 18 71 280 1120 22.4 90 350 1410 28 112 450 1800 35 141 560 Côm 1: §iÒu khiÓn g¹t khèi b¸nh r¨ng A di tr­ît trªn trôc III. §iÒu khiÓn g¹t khèi b¸nh r¨ng B di tr­ît trªn trôc IV. Côm 2: §iÒu khiÓn g¹t khèi b¸nh r¨ng C, D di tr­ît trªn trôc V. §iÒu khiÓn g¹t khèi b¸nh r¨ng E di tr­ît trªn trôc VII. 3. TÝnh to¸n kÕt cÊu c¸c thµnh phÇn cña hép ®iÒu khiÓn X¸c ®Þnh hµnh tr×nh g¹t: HÖ thèng ®iÒu khiÓn cña côm 1. §èi víi khèi A tacã: b1 = b2 = 14 mm, f1 = f2 = 2 mm, f3 = 3 mm. Hµnh tr×nh g¹t qua tr¸i: l1 = b1 + f1 = 14 + 2 = 16 mm. Hµnh tr×nh g¹t qua ph¶i: l2 = b2 + f2 = 14 + 2 = 16 mm. Do ®ã, LA = 2.b1 + 2.f1 = 2.14 + 2.2 = 32 mm. §èi víi khèi B ta cã: b3 = b4 = b5 = 18 mm, f4 = f5 = f6 = f7 = f8 = 2 mm. Hµnh tr×nh g¹t qua tr¸i : l1 = 2.b3 + 2.f6 = 2.18 + 2.2 = 40mm. Hµnh tr×nh g¹t qua ph¶i: l2 = 2.b5 + 2.f7 = 2.18 + 2.2 = 40mm. Do ®ã, LA = 2.b1 + 2.f1 = 2.14 + 2.2 = 32 mm. Tõ trªn ta cã b¶ng quy tr×nh g¹t vµ hµnh tr×nh g¹t ®­îc biÓu diÔn d­íi d¹ng: TT A B C D E n24 T P G 0 T n23 P P 0 0 T n22 T T 0 0 T n21 P T 0 0 T n20 T G 0 0 T n19 P G 0 0 T n18 T P P P P n17 P P P P P n16 T T P P P n15 P T P P P n14 T G P P P n13 P G P P P n12 T P P T P n11 P P P T P n10 T T P T P n9 P T P T P n8 T G P T P n7 P G P T P n6 T P T T P n5 P P T P P n4 T T T T P n3 P T T T P n2 T G T T P n1 P G T T P 4. Nguyªn lý ®iÒu khiÓn vµ c¸c phÇn tö chÝnh cña hÖ thèng . §Ó cã ®­îc 6 tèc ®é tõ n1 ®Õn n6 th× c¸c khèi b¸nh r¨ng A vµ B ph¶i cã ba lÇn x¸c ®Þnh vÞ trÝ: Khèi b¸nh r¨ng A ph¶i thay ®æi vÞ trÝ 6 lÇn: P – T – P – T – P – T. Khèi b¸nh r¨ng B cã chu kú g¹t ®èi xøng: 2T – 2G – 2P. §Ó ®iÒu chØnh khèi 3 ta ph¶i dïng chèt lÖch t©m khi quay ®­êng trßn ta cã 1 vÞ trÝ vµ quay 1 vßng th× cã 6 vÞ trÝ: 2T – 2G – 2P. Ta chän nguyªn lý ®iÒu khiÓn c¬ khÝ tËp trung ®Ó ®iÒu khiÓn khèi A vµ B b»ng mét tay g¹t, t­¬ng øng víi mét vÞ trÝ kÐp cña khèi B ph¶i cã 2 vÞ trÝ cña khèi A.V× kh«ng cã vÞ trÝ gi÷a, do ®ã kh«ng thÓ chän hÖ thèng ®iÒu khiÓn khèi A lµ chèt lÖch t©m vÝt ®ai èc, b¸nh r¨ng – thanh r¨ng mµ chØ cã thÓ ®iÒu khiÓn b»ng cam. Khi b¸n kÝnh cam thay ®æi (®i xa – vÒ gÇn ) sÏ x¸c ®Þnh ®­îc c¸c vÞ trÝ tr¸i vµ ph¶i cña khèi A. ë kú ®i xa æ cam ë gÇn (b¸n kÝnh cam kh«ng thay ®æi) sÏ t­¬ng øng víi c¸c vÞ trÝ gi÷a (G) cña khèi B .Tõ viÖc chän nguyªn lý cña cam sÏ thÊy ngay, ta chØ cÇn sao chÐp chuyÓn ®éng ®iÒu khiÓn ®Üa quay cã chèt lÖch t©m ®Ó g¹t khèi A vµ B v× vËy dïng chèt lÖch t©m ®ång trôc víi ®Üa cam. 5. X¸c ®Þnh kÕt cÊu chñ yÕu cña phÇn tö ®iÒu khiÓn: §Üa l¾p chèt lÖch t©m: Ta cã: RL = Víi a lµ gãc quay. Do ®ã, víi a=300 vµ LT = LP = 40 mm. Þ RL = = 46mm. Chän ®­êng kÝnh chèt lµ dchèt = f10 mm. Do ®ã, ®­êng kÝnh tèi thiÓu lµ: d > 2.RL + 10. Þ d > 2.46 + 10 = 102 mm. Chän ®Üa lµ b¸nh r¨ng Z = 60 vµ m = 2 . Chän c¬ cÊu cµng g¹t L cã hÖ sè khuyÕch ®¹i ix = 3. VËy ®Ó g¹t ®ñ hµnh tr×nh th× LA = Xcam.ix. MÆt kh¸c, Xcam = = 10,7 mm. Do®ã, Rmax - Rmin = 10,7 mm. §Ó ®¶m b¶o ¸p lùc lªn c¬ cÊu kh«ng qu¸ lín ta chän Rmin = 28mm. Víi gãc cã b¸n kÝnh kh«ng ®æi lµ 120o ®èi xøng nhau nªn ta vÏ ®­îc biªn d¹ng cam. Chän bÒ réng r·nh cam lµ 12mm, do ®ã ®­êng kÝnh cña ®Üa cam ®­îc tÝnh nh­ sau: Dde = 2.(38,7 + + 6,3) = 102 mm. §Üa l¾p chèt lÖch t©m ®­îc m« t¶ nh­ h×nh vÏ sau: §Ó dÉn ®éng cho c¬ cÊu ®iÒu khiÓn phï hîp víi kÕt cÊu cña hép ta dïng c¸c b¸nh r¨ng trung gian cã Z = 60 vµ m = 2 ¨n khíp víi b¸nh r¨ng cña ®Üa l¾p chèt lÖch t©m. Nguyªn lý ®iÒu khiÓn. Khi t¸c dông mét lùc ®iÒu khiÓn, quay cÇn g¹t tõ T sang P th× khèi A g¹t cÆp b¸nh r¨ng ¨n khíp, trong khi ®ã miÕng B kh«ng chuyÓn ®éng. Sau ®ã quay tay quay tiÕp th× miÕng B g¹t cÆp b¸nh r¨ng vµo ¨n khíp khi ®ã khèi A kh«ng ¨n khíp. Do vËy, ta ®­îc ph­¬ng ¸n thø tù yªu cÇu.