đồ án máy tiện đồ án thiết kế máy công cụ t06

Tính toán sức bền các chi tiết máy

3.1) TÍNH CÁC LỰC TÁC DỤNG TRONG TRUYỀN DẪN

3.1.1) Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

Chế độ làm việc của máy bao gồm các yếu tố như cắt gọt, bôi trơn làm lạnh và an toàn Trước khi đưa vào sản xuất, máy mới cần phải được quy định rõ ràng về chế độ làm việc Trong bài viết này, chúng tôi sẽ tập trung vào chế độ cắt gọt giới hạn, là cơ sở để tính toán động lực học cho máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp để xác định chế độ cắt gọt giới hạn, bao gồm chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán và chế độ cắt gọt thử máy.

Theo kinh nghiệm tính toán, công thức tính thời gian tối đa t max = C √ 8 d max, trong đó C = 0,7 cho thép Đường kính lớn nhất d max của chi tiết gia công trên máy mới, ví dụ như máy 1k62, là 400 mm Từ đó, ta tính được t max = 0,7 √ 8 x 400 = 1,48 mm.

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 38

Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại khiến toàn bộ chi tiết máy phải chịu tải cực đại, dẫn đến việc tăng kích thước và trọng lượng máy Tuy nhiên, thực tế cho thấy công nhân thường không khai thác hết tải trọng của máy Các yếu tố như độ bóng, độ chính xác và trình độ nghề nghiệp là nguyên nhân hạn chế khả năng sử dụng của máy Để tối ưu hóa quá trình, việc áp dụng chế độ cắt gọt tính toán là cần thiết.

Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi trong khoảng từ nmin đến nmax với Z cấp độ khác nhau Đồng thời, chuỗi lượng chạy dao S cũng biến đổi từ Smin đến Smax với Z cấp độ khác nhau Khi đạt đến các trị số nmin và Smin, máy sẽ hoạt động với hiệu suất tối đa Mxmax.

Vì vậy phải xác định trị số ntính , Stính theo công thức n tính =n min 4 √ n n max min c Chế độ cắt gọt thử máy

Chế độ thử máy được quy định bởi người thiết kế hoặc nhà máy sản xuất, nhằm đảm bảo máy mới được nghiệm thu theo tiêu chuẩn kiểm nghiệm nhất định trước khi đưa vào sản xuất Quá trình thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh và cắt mạnh giúp kiểm tra sự ổn định của các cơ cấu và chi tiết máy Nếu máy hoạt động ở chế độ cắt cao hơn mức quy định, nhà máy chế tạo sẽ không chịu trách nhiệm về hư hỏng Do đó, việc lựa chọn chế độ thử máy là cần thiết để tính toán sức bền cho các chi tiết máy mới tương tự với các sản phẩm đã được sản xuất.

3.1.2) Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn

Các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành ( dao và phôi) của máy tiện T620 như sau:

Hình 3.1) Các thành phần lực tác dụng

Với Px : thành phần lực dọc trục

Py : thành phần lực hướng tâm

Pz : thành phần lực tiếp tuyến

Công thức tính lực cắt:

C - là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công. t - là chiều sâu cắt (mm) s - lượng chạy dao (mm/vòng) a Thử có tải

Tham khảo máy 1K62, ta chọn chế độ thử có tải sau:

Thông số chế độ cắt:

 Chiều dài chi tiết :l = 2000mm

 Vật liệu phôi là thép 45.

 Độ cứng bề mặt phôi HRB 7

 Vật liệu dao cắt là thép gió P18.

 Tốc độ trục chính n = 40 vòng/phút.

 Bước tiến dao s = 1,4 mm/vòng.

Theo công thức trên, các hệ số C, x, y tra bảng II – 1 ta có

Dao tiện T15K6 Thông số chế độ cắt:

 Chiều dài chi tiết l = 350mm

 Tốc độ trục chính n = 400 vòng/phút.

 Bước tiến dao s = 0,39 mm/vòng

Tương tự như trên ta tính được các lực thành phần như sau c Tính lực chạy dao Q

Theo công thức thực nghiệm của D.N Rê-sê-tốp và T.A Lê-vít , với máy tiện có sống trượt lăng trụ thì lực chạy dao Q tính theo công thức:

 G – trọng lượng phần dịch chuyển; G = 250 kg = 2500 N

 f – hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt; f = 0,15 ÷ 0,18

 k – hệ số tăng lực ma sát do P tạo momen lật; k = 1,15

- Theo chế độ thử tải ta có:

- Theo chế độ thử công suất: d Tính momen xoắn của động cơ

Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc của động cơ điện ( ) phải cân bằng với lực cắt ( ) và ma sát ( ) trong các cặp truyền động:

Trong đó: i0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích ik - tỷ số truyền từ cặp có tới trục chính

 - Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ;  = 0,70  0,85; lấy  = 0,8

- mômen xoắn do lực cắt gây ra:

- Chế độ thử có tải:

3.2) TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN

3.2.1) Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:

Công suất động cơ gồm có :

Trong đó: - công suất cắt

- công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên, bảo đảm cho máy làm việc ổn định.

Thường chiếm 70  80 , cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ điện theo công suất cắt

Vơí :  - hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ;  = 0,70  0,85 , lấy  = 0,8

Trong đó - lực cắt chọn (N) v - tốc độ cắt chọn (m/phút)

Vậy công suất gần đúng của động cơ điện được tính qua công suất cắt

Do đó ta chọn động cơ điện theo tiêu chuẩn Ndc = 10 (kW)

3.2.2) Xác định công suất chạy dao:

Ta có thể xác định công suất chạy dao bằng 2 phương pháp

- Tính theo tỷ lệ với công suất động cơ chính

Với K = 0,04 (máy tiện,rơ vôn ve, khoan), ta có:

Phương pháp này chỉ nên được áp dụng để ước lượng sơ bộ công suất chạy dao Để tính toán động lực học cho các chi tiết máy trong hộp chạy dao, nên sử dụng phương pháp khác phù hợp hơn.

- Tính theo lực chạy dao

Trong đó: - tốc độ chạy dao (mm/phút); (mm/phút)

- hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ; ≤ 0,15 ÷ 0,2

3.3) LẬP BẢNG TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC 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

+ Công suất trên từng trục:

Công suất trục (Ntrục) bằng công suất định mức (Nđc) nhân với hiệu suất () của các bộ truyền và chi tiết từ động cơ đến trục Hiệu suất tổng quát được tính bằng tích của hiệu suất từng bộ truyền (i), bao gồm các bộ truyền đai, bánh răng và ổ lăn.

+ Mô men xoắn tính toán trên từng trục:

N trôc n tÝnh (Nmm) + Đường kích sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C

Từ đó ta có bảng tính toán động lực:

Bảng 3.1) Bảng tính toán động lực

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 44 Động cơ 1440 10 4973 19,07 25

Kết luận: Các đường kính được liệt kê trong bảng trên là tiêu chuẩn cho các tiết diện lắp ổ lăn và ổ bi Đối với các tiết diện khác, có thể điều chỉnh tăng giảm tùy thuộc vào kết cấu và lực tác dụng.

3.4) TÍNH TOÁN SỨC BỀN CÁC CHI TIẾT MÁY

3.4.1.1) Chọn vật liệu làm trục chính

Trục chính trong máy tiện ren vít vạn năng được bố trí trên hai ổ lăn, do đó cổ trục không cần phải có độ cứng đặc biệt.

Chúng tôi đã chọn thép 45 làm vật liệu cho trục, với độ cứng đạt HB = 230-260 Để tối ưu hóa thiết kế, chúng tôi cũng đã phân tích vị trí ăn khớp của bánh răng Tính toán trục chính được thực hiện ở chế độ cắt cực đại để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

Trên trục chính có lắp 3 bánh răng: Bánh răng cố định Z60 có m = 2 và cặp bánh răng di trượt Z42 có m = 3 và Z54 có m = 4.

Khi máy hoạt động, bánh răng Z60 khớp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 khớp với bánh răng Z66 trên trục III cho đường truyền tốc độ cao, trong khi bánh răng Z54 khớp với bánh răng Z27 trên trục V cho đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít được sử dụng, khi tính toán cho trục chính, chúng ta sẽ ưu tiên cho đường truyền tốc độ thấp và tăng đường kính trục để đảm bảo đáp ứng các yêu cầu khi thực hiện đường truyền tốc độ cao.

Vị trí bố trí của các bánh răng trong không gian đối với trục chính đóng vai trò quan trọng trong khả năng chịu tải và độ võng của trục chính Xét cặp bánh răng 27/54, bánh răng chủ động Z27 có thể được đặt ở nhiều vị trí khác nhau xung quanh Z54 Trong bài viết này, chúng ta sẽ phân tích 4 vị trí điển hình I, II, III, IV để hiểu rõ hơn về ảnh hưởng của chúng đến hiệu suất hoạt động của hệ thống.

Hình 3.2) Sơ đồ bố trí không gian của bánh răng 27

Từ hình vẽ ta thấy:

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

Nếu xét riêng ảnh hưởng của lực đến độ chính xác làm việc của trục chính thì vị trí

IV là tốt nhất vì

Để đảm bảo truyền động chính xác cho máy tiện ren vít vạn năng, vị trí truyền dẫn bánh răng được lựa chọn là vị trí IV.

Qua phân tích tương tự với bánh răng 60/60 ta có sơ đồ phân tích lực tác dụng vào trục chính như hình vẽ.

3.4.1.3) Xác định ngoại lực tác dụng lên trục chính.

Các thành phần tác dụng ngoại lực lên trục chính như hình vẽ.

Ta tính lực ở chế độ cắt cực đại.

 Lượng chạy dao s = 1,56 (mm/vòng)

 Số vòng quay trục chính n = 40 (vòng/phút)

 Các thành phần lực cắt:

Hình 3.3) Sơ đồ lực tác dụng

 Lực từ bộ truyền bánh răng 27/54:

Hợp lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục:

Phân tích lực Q thành 2 thành phần theo phương y và z ta được:

 Lực từ bộ truyền bánh răng 60/60

Momen xoắn do lực cắt sinh ra:

Momen xoắn tác dụng lên bánh răng Z60:

3.4.1.4) Xác định sơ đồ tính và tính các phản lực tại các gối tựa.

Đường kính sơ bộ của trục được xác định, và trong quá trình tính toán, ta có thể xem trục chính như một dầm đặt trên hai gối tựa, bao gồm một gối tựa cố định và một gối tựa di động.

Dựa vào máy tương tự 1K62, chúng ta sẽ lựa chọn sơ đồ tính toán cho trục, với kích thước các đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tự được giả định như hình vẽ minh họa.

Cân bằng momen tại điểm A:

Cân bằng lực theo phương Oy:

Cân bằng momen tại điểm A:

Cân bằng lực theo phương Oz:

3.4.1.5) Vẽ biểu đồ nội lực.

3.4.1.6) Tính chính xác đường kính các đoạn trục. Đường kính các đoạn trục được xác định bằng công thức:

- ứng suất cho phép, tra bảng 10.5 trang 195[I] ta được

Xét tại mặt cắt A ta có:

Xét tại mặt cắt B ta có:

Xét tại mặt cắt C ta có:

Xét tại mặt cắt D ta có:

Xét tại mặt cắt E ta có:

Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn như sau:

3.4.1.7) Kiểm nghiệm độ võng tại đầu E:

Trong mặt phẳng xOz, để xác định độ võng tại điểm E, ta đặt một lực đơn vị tại vị trí này Biểu đồ momen do lực tác động được thể hiện như trong hình vẽ.

902383 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có độ võng tại E:

Trong đó: là modul đàn hồi của vật liệu là momen quán tính mặt cắt ngang tại E.

Xét trong mặt phằng xOy.

Biểu đồ momen do lực đặt tại E gây ra như hình vẽ.

Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển

4.1) Bảng điều khiển các bộ phận của hộp tốc độ

Hình 4.1) Sơ đồ động hộp tốc độ

Để tạo ra 24 cấp tốc độ, cần điều khiển thông qua 5 khối bánh răng di trợt, tương tự như trong máy 1K62 Các khối bánh răng này được điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu Việc quan trọng là vẽ đường khai triển của các rãnh cam và thực hiện điều khiển cho từng khối bánh răng nhằm tạo ra các tốc độ cần thiết Từ trục I qua trục II, hai tỷ số truyền i1 và i2 được thay đổi bởi khối bánh răng di trợt A Từ trục II sang trục III, ba tỷ số truyền i3, i4 và i5 được điều chỉnh nhờ khối bánh răng di trợt B Tương tự, từ trục III sang trục IV, hai tỷ số truyền i6 và i7 thay đổi nhờ khối bánh răng di trợt C, và từ trục IV sang trục V, hai tỷ số truyền i8 và i9 được điều chỉnh bởi khối bánh răng di trợt D Cuối cùng, khối bánh răng di trợt E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai tỷ số truyền i10 từ trục V tới trục VI hoặc i11 từ trục III tới trục VI.

Các cơ cấu điều khiển sẽ được tính toán dựa trên đường khai triển rãnh cam như sau: Bảng 4.1) Các đường khai triển rãnh cam

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 62 n0i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i1i1i2i1i2i1i2 i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i5 i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i7i7i7i7i7i11i11i11i11i11i11i7 i8i8i8i8i8i8i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9 -i9 i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10 -i10 A -P A -T A -T A -T A -T A -T A -T A -T A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -T A -T A -T A -T

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

4.2.1 ) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển :

Hình 4.2) a) Trích sơ đồ động b) Cam điều khiển

Bánh răng 1 được lắp trên trục 2 và khi tay quay điều khiển quay, nó sẽ làm cho trục 2 và bánh răng 1 cùng quay Sự quay của bánh răng 1 sẽ ăn khớp với bánh răng 3, đồng thời làm cho cam đĩa 5, được lắp đồng trục với bánh răng 3, quay trên trục 5.

Bằng cách sử dụng 4 quay, chúng ta có thể tạo ra 8 quay quanh chốt gắn với giá 6, trong khi đầu càng gạt 8 sẽ đẩy các bánh răng di trợt Điều này cho phép chúng ta tạo ra hai tỷ số truyền i1 và i2 thông qua hai cung tròn trên cam 4.

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

Với B = 28 ( mm ) là bề rộng của bánh răng f = 4 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Dựa vào hình vẽ bên ta có :

Và lượng nâng của cam L được tính là :

Vậy thay vào công thức trên ta có :

X = 60.2000 500 = 12.5( mm ) Hình 4.3) Hành trình cam

4.3 ) Tính toán điều khiển khối bánh răng ba bậc B

4.3.1) Bảng khai triển rãnh cam điểu khiển

Bảng 4.3) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển B

4.3.2) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.4) Sơ đồ nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Bánh răng 1 được lắp trên trục điều khiển 2, ăn khớp với bánh răng 3 được gắn trên trục 4 Khi bánh răng 1 quay, nó sẽ làm cho bánh răng 3 quay theo, từ đó kích hoạt chốt lệch tâm.

Chốt 5 quay sẽ gạt vào rãnh trên vòng gạt 6, tạo điều kiện cho vòng đa bánh răng di chuyển Tương ứng với 6 vị trí của chốt lệch tâm, ta sẽ có ba tỷ số truyền khác nhau.

Để tính toán đường kính bánh răng cần thiết cho việc lắp chốt lệch tâm, cần xác định hành trình gạt tương ứng với các vị trí của chốt Điều này giúp tạo ra các tỷ số truyền phù hợp.

Chúng ta cần lựa chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền là 1 và đảm bảo rằng bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 50 mm để có thể lắp chốt lệch tâm lên bánh răng.

Do đó ta chọn cặp bánh răng có số răng là Z = 54 và môđuyn m = 2 Khi đó ta có Đờng kính vòng chia của bánh răng đợc tính là :

Dw = m.z = 2 54 = 108 ( mm ) Đờng kính vòng đỉnh của bánh răng đợc tính là :

De = m.z + 2,5.m = 2 54 + 2,5.2 = 113 ( mm ) Đờng kính vòng chân của bánh răng đợc tính là :

4.4) Tính toán điều khiển hai khối bánh răng hai bậc C và D

4.4.1) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển

Bảng 4.4) Bảng triển khai rãnh điều khiển C

Bảng 4.5 ) Bảng triển khai rãnh điều khiển D

Hình 4.5) Trích sơ đồ động

4.4.3 ) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.6) Cơ cấu điều khiển

Miếng gạt được lắp trên trục điều khiển 1 có hai chốt 3 và 4 Chốt dài 3 điều khiển ngàm gạt 6 để di chuyển khối bánh răng hai bậc D thông qua miếng gạt có rãnh Trong khi đó, chốt ngắn 4 điều khiển ngàm gạt 9 để di chuyển khối bánh răng hai bậc C qua một thanh truyền gắn cứng với ngàm gạt Sự phối hợp giữa hai chốt và miếng gạt tạo ra các cặp tỷ số truyền tương ứng.

( i6 22 88 , i8 22 88 ) ; ( i6 22 88 , i9 = ) hoặc ( i7 = , i9 = ) Việc điều khiển như vậy sẽ tạo ra ba dải tốc độ thấp tương ứng như sau :

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

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

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

4.4.4) Tính toán chiều dài hành trình gạt điều khiển

Để đảm bảo chiều dài hành trình gạt đúng yêu cầu, cần lựa chọn cấu trúc của miếng gạt và các thanh truyền có rãnh phù hợp.

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

4.5.1) Bảng triển khai rãnh cam điều khiển

Bảng 4.6) Bảng triển khai rãnh điều khiển E

Hình 4.7) Trích sơ đồ động 4.5.3) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Khối bánh răng di trượt E có hai bánh răng Z 42x3 và Z = 54x4 để tạo ra

2 tû sè truyÒn i10 cho 18 cấp tốc độ thấp và i11 cho 6 cấp tốc độ cao.

Cơ cấu điều khiển bao gồm một càng gạt được lắp trên mét trục điều khiển Khi trục điều khiển quay, càng gạt sẽ xoay quanh tâm chốt, từ đó đẩy khối bánh răng di chuyển dọc theo trục Hai vị trí của càng gạt tạo ra hai tỷ số truyền tương ứng là i10 và i11.

Để tính khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển, trước tiên cần xác định chiều dài hành trình gạt L.

Với B = 40,5 ( mm ) là bề rộng của bánh răng f = 5 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

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

Tiêu đề	Thiết Kế Máy Tiện Ren Vít Vạn Năng
Tác giả	Đặng Duy Kiền, Bùi Tuấn Anh
Người hướng dẫn	Bùi Tuấn Anh
Trường học	Hà Nội
Chuyên ngành	Thiết Kế Máy Công Cụ
Thể loại	Đồ Án
Năm xuất bản	2014
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	78
Dung lượng	2,11 MB