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 được quy định rõ ràng về chế độ làm việc Mục này tập trung vào việc xác định chế độ cắt gọt giới hạn, từ đó làm cơ sở cho việc tính toán động lực học của máy cắt kim loại.

Hiện nay, có nhiều phương pháp 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 để thử máy.

Chế độ cắt gọt cực đại.

Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức t max =C √ 8 d max

Trong đó C = 0,7 đối với thép d max – đường kính lớn nhất của chi tiết gia công được trên máy mới, tham khảo máy 1k62 ta có d max = 400( mm) t max =C √ 8 d max =0,7 √ 8 400=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 làm việc với tải trọng tối đa, dẫn đến tăng kích thước và trọng lượng máy Tuy nhiên, thực tế cho thấy công nhân thường không khai thác hết khả năng tải trọng của máy Các yếu tố như độ bóng, độ chính xác và trình độ nghề nghiệp của công nhân đều ảnh hưởng đến hiệu suất sử dụng 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 n min đến n max với Z cấp độ khác nhau Đồng thời, chuỗi lượng chạy dao S cũng biến đổi từ S min đến S max với Z cấp độ khác nhau Khi máy hoạt động ở các trị số n min và S min, nó đạt công suất tối đa M xmax.

Vì vậy phải xác định trị số n tính , S tính theo công thức n tính =n min √ 4 n max n 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 các tiêu chuẩn kiểm nghiệm nhất định trước khi đưa vào sản xuất Việc thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh và mạnh giúp kiểm tra sự ổn định của các cơ cấu và chi tiết máy Nếu máy hoạt động với chế độ cắt vượt quá giới hạn cho phép và dẫn đến hư hỏng, nhà máy chế tạo sẽ không chịu trách nhiệm Do đó, việc lựa chọn chế độ thử máy là cần thiết để tính toán sức bền của các chi tiết máy mới tương tự như những máy đã 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:

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 39 Đồ án thiết kế máy công cụ-T06

Hình 3.1) Các thành phần lực tác dụng

Với P x : thành phần lực dọc trục

P y : thành phần lực hướng tâm

P z : 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: Đường kính phôi

Chiều dài chi tiết l 350mm Vật liệu phôi: thép

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:

= i 0 + i k hay = i 0 / Trong đó: i 0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích i k - tỷ số truyền từ cặp có tới trục chính

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

- 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 Tính công suất cắt

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 N dc = 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, cần 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:

√ 4 n max n tính = n min n min ( v / ph )

+ Công suất trên từng trục:

Hiệu suất của các bộ truyền từ động cơ tới trục rất quan trọng trong việc tối ưu hóa hoạt động của hệ thống Cụ thể, hiệu suất của các bộ truyền đai đạt 0,985, trong khi bộ truyền bánh răng có hiệu suất là 0,95 Đối với ổ lăn, hiệu suất lên tới 0,995, và bộ truyền trục có hiệu suất là 0,88 Những chỉ số này giúp đánh giá hiệu quả hoạt động của từng bộ phận trong quá trình truyền động.

+ Mô men xoắn tính toán trên từng trục:

M x tính = 716200 n tÝnh (Nmm) + Đường kích sơ bộ của các trục:

Từ đó ta có bảng tính toán động lực:

Bảng 3.1) Bảng tính toán động lực

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên Động cơ

Kết luận: Các đường kính được liệt kê trong bảng trên là tiêu chuẩn cho các tiết diện lắp ổ lăn và ổ bi Tại các tiết diện khác, có thể điều chỉnh tăng giảm tùy theo cấu trúc và lực tác động.

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.

Vì vậy ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 230-260, có

3.4.1.2) Phân tích chọn vị trí ăn khớp bánh răng. Để tính toán trục chính ta tính ở chế độ cắt cực đại.

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 luôn khớp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 khớp với bánh răng Z66 trên trục III trong chế độ truyền tốc độ cao Ngược lại, trong chế độ truyền tốc độ thấp, bánh răng Z54 khớp với bánh răng Z27 trên trục V Do chế độ truyền tốc độ cao ít được sử dụng, khi tính toán cho trục chính, chúng ta sẽ dựa vào chế độ truyền tốc độ thấp và tăng đường kính trục để đảm bảo đáp ứng yêu cầu khi sử dụng chế độ truyền tốc độ cao.

Vị trí của các bánh răng trong không gian so với trục chính ảnh hưởng đáng kể đến khả năng chịu tải và độ võng của trục chính Khi xem xét cặp bánh răng 27/54, bánh răng chủ động Z27 có thể được bố trí 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 tác động của chúng.

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. Đường kính phôi D = 115 (mm)

(mm/vòng) Chiều sâu cắt t = 5 (mm)

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.

Để tính toán trục chính, ta coi nó như một dầm được đặt trên hai gối tựa, bao gồm một gối tựa cố định và một gối tựa di động Đường kính sơ bộ của trục sẽ được xác định dựa trên phương pháp này.

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

Cân bằng momen tại điểm A: Đồ án thiết kế máy công cụ-T06

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:

Xét trong mặt phẳng xOz. Để tính độ võng tại đầu E trong mặt phẳng xOz đặt lực đơn vị biểu đồ momen

285 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có độ võng tại E:Trong đó:

Xét trong mặt phằng xOy.

Độ võng tại điểm E được xác định theo kinh nghiệm với giá trị cho phép là y = 0,02 mm trên chiều dài l = 1 m giữa hai gối trục.

3.4.1.8) Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D.

Xét trong mặt phẳng xOz: Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị , khi đó biểu đồ momen do gây ra như hình vẽ:

371486 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có, góc xoay tại D là:

Xét trong mặt phẳng xOy:

Biểu đồ momen do gây lên như hình vẽ

285 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có:

Vậy góc xoay tại C là: Độ võng cho phép của trục chính:

Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác

1 Tính bền một cặp bánh răng a Tính cặp bánh răng 27/54 ( giữa trục VI/VII )

Trong thiết kế máy công cụ, việc xác định số răng của các bánh răng là bước quan trọng Sau khi có thông tin này, công việc tiếp theo là tính toán mô-đun của bánh răng, điều này sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng tải của bánh răng.

Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.

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 điều khiển và tạo ra 24 cấp tốc độ, cần sử dụng 5 khối bánh răng di trợt, như trong máy tương tự 1K62, 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 nhờ khối bánh răng di trợt A Từ trục II sang trục III, ba tỷ số truyền i3, i4 và i5 được điều chỉnh bởi 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 lắp trên trục IV.

Sinh viên Đặng Duy Kiên (MSSV: 20100396) đã thực hiện đồ án thiết kế máy công cụ T06, trong đó bánh răng di trợt E sẽ được điều chỉnh để ăn khớp với các bánh răng khác Mục tiêu là tạo ra hai tỷ số truyền i10 từ trục V tới trục VI và 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

SSV: 20100396 Kiờn Duy Đặng hiện thực hiện Sinh khai Bảng 2.4 Bảng: kh iể n đ iề uc am rãn htr iể nk ha i Bản g) 1.2 4 bá nh k hố ik hiể n đ iề uc ấ uc ơ to án T í nh 2.4 2 i 5 i i 67 i i 4 1 i i 3 rãnh triể n h air ¨n g.

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

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

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

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 =60 500 2000 = 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 trên trục 4 Khi bánh răng 1 quay, nó sẽ làm cho bánh răng 3 quay theo và kích hoạt chốt lệch tâm.

Chốt 5 quay trên bánh răng 3 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 như hình vẽ, chúng ta sẽ có ba tỷ số truyền khác nhau.

Để xác định đường kính bánh răng cần thiết cho việc lắp chốt lệch tâm, chúng ta cần tính toán hành trình gạt Việc này nhằm đảm bảo rằng các vị trí của chốt tạo ra những tỷ số truyền tương ứng.

Cần chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền bằng 1 và bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 50 mm để lắp đặt chốt lệch tâm trên bánh răng.

Do đó ta chọn cặp bánh răng có số răng là Z = 54 và môđuyn m = 2 Khi đó ta có

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 67 Đờng kính vòng chia của bánh răng đợc tính là :

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

D e = 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

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy

Bảng 4.5 ) Bảng triển khai rãnh điều khiển D

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy

MSSV:20100396 Page 70 Đồ án thiết kế máy công cụ-T06

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 trên trục điều khiển 1 có hai chốt 3 và 4 Chốt dài 3 điều khiển ngàm gạt 6, giúp di chuyển khối bánh răng hai bậc D qua miếng gạt rãnh Chốt ngắn 4 được sử dụng để điều khiển ngàm gạt 9.

Sinh viên Đặng Duy Kiên (MSSV: 20100396) đã thực hiện nghiên cứu về khối bánh răng hai bậc C, trong đó sử dụng một thanh truyền có rãnh gắn cứng với ngàm gạt Sự kết hợp giữa hai chốt và miếng gạt sẽ tạo ra các cặp tỷ số truyền tương ứng.

( i 6 = 88 , i 8 Việc điều khiển như vậy sẽ tạo ra ba dải tốc độ thấp tương ứng như sau :

Dải thứ nhất từ n 1 = 12,5 đến n 6 = 40 ( vg/ph )

Dải thứ hai từ n 7 = 50 đến n 12 = 160 ( vg/ph )

Dải thứ ba từ n 13 = 200 đến n 18 = 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 kết cấu của miếng gạt và các thanh truyền có rãnh một cách chính xác.

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 i 10 cho 18 cấp tốc độ thấp và i 11 cho 6 cấp tốc độ cao.

Cơ cấu điều khiển là một càng gạt được lắp trên mét trục điều khiển, giúp điều chỉnh sự quay của trục Khi trục điều khiển quay, càng gạt sẽ quay quanh tâm chốt, đẩy khối bánh răng di chuyển dọc theo trục Với hai vị trí của càng gạt, cơ cấu này 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 :

Định dạng
Số trang	99
Dung lượng	3,98 MB