Đồ án máy công cụ Đại học BKĐN

PHÂN TÍCH MÁY THAM KHẢO 1K62

KHẢ NĂNG CÔNG NGHỆ CỦA MÁY TIỆN

Máy tiện 1K62 có một số thông số kỹ thuật chính như sau:

- Đường kớnh lớn nhất phụi gia cụng : ứ = 400mm trờn băng mỏy, ứ = 200mm trờn bàn dao

- Khoảng cách giữa hai mũi tâm, có 4 cỡ: 710 ; 1000 ; 1400 và 2000 mm

- Số cấp tốc độ trục chính: Z = 23

- Giới hạn vòng quay trục chính: nTc = 12,5 ÷ 2000 (vòng/phút)

- Cắt được các loại ren:

- Lượng chạy dao dọc: Sd = 0,67÷4,16 ( mm/vòng )

- Lượng chạy dao ngang: Sng = 0,035÷2,08 ( mm/vòng )

- Động cơ chính: N1 = 10Kw; nđc1 = 1450 ( vòng/phút )

- Động cơ chạy nhanh: N2 = 1Kw; nđc2 = 1410 ( vòng/phút )

Ta có bảng so sánh đặc tính kỹ thuật của các loại máy cùng cỡ

Công suất động cơ (kw) 10 4.5 7 4.5

Chiều cao tâm máy (mm) 200 160 200 200

Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm

Số vòng quay nhỏ nhất 12,5 44 11,5 11,2

Số vòng quay lớn nhất

Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất

Lượng chạy dao dọc lớn nhất

Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất Snmin

Lượng chạy dao ngang lớn nhất Snmax

Các loại ren tiện được

Ren Quốc tế , ren Anh,ren Môđun và ren Pids

CÔNG DỤNG

Máy tiện là thiết bị cắt kim loại phổ biến trong ngành cơ khí, chiếm 50-60% trong các xưởng cơ khí Máy tiện vạn năng chủ yếu được sử dụng để gia công các bề mặt tròn xoay bên ngoài và bên trong, mặt đầu, thực hiện ta rô, cắt răng, và gia công các bề mặt không tròn xoay với sự hỗ trợ của đồ gá phụ trợ.

Máy tiện là thiết bị chuyên dụng để gia công các bề mặt hình trụ và hình côn, cũng như thực hiện khoan lỗ và cắt ren với các tiêu chuẩn ren khác nhau như ren hệ mét, hệ Anh, ren môđul và ren Pitsơ Với độ cứng vững cao và phạm vi số vòng quay của trục chính rộng, máy tiện cho phép sử dụng đa dạng các loại dao để gia công nhiều loại vật liệu khác nhau.

- Theo yêu cầu sử dụng, máy được thiết kế với các chủng loại sau:

- Đường kính lỗ trục chính 52mm, không có băng lõm (model CS6140, 6150, 6166)

- Đường kính lỗ trục chính 52mm, có băng lõm (model CS6240, 6250, 6266)

- Đường kính lỗ trục chính 82mm, không có băng lõm (model CS6140B, 6150B, 6166B)

- Đường kính lỗ trục chính 82mm, có băng lõm (model CS6240B, 6250B, 6266B)

Máy tiện được phân loại thành nhiều loại khác nhau, bao gồm máy tiện ren vít vạn năng (loại trung, nhỏ và rất nhỏ để trên bàn), máy tiện chép hình, máy tiện chuyên dùng, máy tiện đứng, máy tiện cụt, máy tiện nhiều dao, máy tiện Rơvônve và máy điều khiển số CNC.

- Tuy nhiên, máy 1K62 là máy tiện được sử dụng rộng rãi và phổ biến nhất trong các máy tiện hiện nay ở Việt Nam.

Hình 1.1 Hình dáng chung của máy tiện 1K62

PHÂN TÍCH ĐỘNG HỌC MÁY 1K62

1.3.1Nguyên lý hoạt động v – tỉ số truyền của bộ phận biến đổi tốc độ trục chính i cđ – tỉ số truyền của bộ phận biến đổi chuyển động (đảo chiều chuyển động để cắt ren trái) i kđ – tỉ số truyền của bộ phận khuếch đại tốc độ trục chính i TT – tỉ số truyền của bộ bánh răng thay thế i cs – tỉ số truyền của cơ cấu Norton (hay khối bánh răng hình tháp)

Cơ cấu Norton cho phép cắt nhiều bước ren khác nhau trong cùng một hệ ren, với 7 tỉ số truyền i cs Tỉ số truyền của nhóm bánh răng gấp bội là i gb, trong khi tỉ số truyền của bộ phận hộp xe dao được ký hiệu là i xd Bước ren cần cắt được tính bằng mm cho mỗi vòng quay của trục chính, ký hiệu là t p Bên cạnh đó, bước của vít-me 1 và 2 được tính bằng mm và ký hiệu là t x1, t x2 Cuối cùng, n TC đại diện cho vòng quay của trục chính.

S – lượng chạy dao (mm/vg)

Xích tốc động vòng quay trục chính

Xích nối từ động cơ điện 10 kW với tốc độ 1450 vòng/phút, thông qua bộ truyền đai thang, dẫn đến hộp tốc độ (hộp trục chính) để quay trục chính VI.

Lượng di động tính toán ở hai đầu xích là : nđc (vòng/phút) của động cơ  ntc (vòng/phút) của trục chính.

Từ sơ đồ động ta vẽ được lược đồ các con đường truyền động qua các trục trung gian tới trục chính như sau:

Hình 1.1: Sơ đồ nguyên lý của máy tiện

Hình 1.3.2 Các đường truyền của hộp tốc độ

Xích tốc độ có đường truyền thuận và đường truyền nghịch Mỗi đường truyền khi tới trục chính bị tách thành 2 đường truyền. Đường truyền chậm nđc = nt/c

Có 24 cấp tốc độ, tuy nhiên nhóm tỉ số truyền thực tế chỉ có các tỉ số truyền 11/16, 1/4, 1, do vậy có 18 cấp tốc độ. Đường truyền nhanh có 6 cấp tốc độ

Máy được trang bị tổng cộng 23 cấp tốc độ, giảm xuống một cấp so với 24 cấp do sự trùng lặp giữa tốc độ thấp nhất của đường truyền nhanh và tốc độ cao nhất của đường truyền chậm Ngoài ra, máy cũng hỗ trợ 12 cấp tốc độ nghịch, mang lại sự linh hoạt trong việc điều chỉnh tốc độ hoạt động.

1.3.2Lưới đồ thị kết cấu và đồ thị vòng quay

 Lưới đồ thị kết cấu

Hình 1.3 : Sơ đồ động học của máy tiện 1K62

Hình 1.2: Lưới đồ thị kế cấu

Hình 1.3: Đồ thị vòng quay

Do chuỗi số vòng quay được phân bố quy luật cấp số nhân nên ta có:

Theo bảng công bội ta có: 1,06; 1,12; 1,26; 1,41; 1,58; 1,78; 2.

Trị số và 2 thường ít được sử dụng, nhưng chúng có vai trò quan trọng trong việc tính toán các cơ cấu truyền động của nhóm gấp bội, nhóm khuếch đại, hoặc hộp tốc độ trong các máy lớn.

Trị số 1,12 và 1,26 được áp dụng cho các máy móc yêu cầu điều chỉnh chính xác chế độ cắt, đặc biệt trong gia công hàng khối hoặc sản xuất hàng loạt lớn, như ở máy tự động và bán tự động.

Trị số 1,58 và 1,78 thường được áp dụng cho các máy có thời gian gia công gần bằng với thời gian chạy không, do đó không cần thiết phải điều chỉnh chính xác vận tốc cắt.

Khi lựa chọn trị số công bội và số cấp tốc độ Z cho máy tiện ren vít vạn năng, cần đảm bảo rằng sự kết hợp này vừa giảm thiểu tổn thất vận tốc, vừa giữ cho kết cấu máy không quá phức tạp và cồng kềnh Mặc dù việc tăng Z giúp giảm tổn thất vận tốc, nhưng đồng thời cũng làm cho kết cấu máy trở nên lớn hơn và phức tạp hơn.

- Do vậy ở máy vạn năng và tuyệt đại bộ phận máy công cụ dùng thích hợp nhất là vì nó thõa mãn điều kiện sử dụng cần thiết.

PHÂN TÍCH KẾT CẤU MÁY

Một số cơ cấu đặc biệt:

 Cơ cấu Norton (khối bánh răng hình tháp)

Hình 1.4: Cư cấu Norton trong máy tiện

Hình ảnh minh họa xích chạy dao trong máy tiện sử dụng cơ cấu Norton Xích truyền động kết nối từ trục chính qua các bánh răng a, b, c, d đến cơ cấu Norton và tiếp tục tới trục vít đai ốc, cuối cùng truyền động tới dao Khoảng cách A0 giữa trục I và II luôn được giữ cố định.

Cơ cấu Norton trong máy 1K62 bao gồm 7 bánh răng xếp chồng theo hình tháp trên trục (I) Truyền động được chuyển tiếp tới trục (II) thông qua bánh đệm Z36, trong khi bánh răng trung gian Z25 kết nối với bánh răng di trượt Z28 được lắp trên khung.

Khung này có khả năng di chuyển quanh trục và dọc theo trục, nhờ vào việc di trượt bánh răng Z28, cho phép tạo ra các vị trí ăn khớp với tỉ số truyền khác nhau Mặc dù cơ cấu nhỏ gọn và có thể thực hiện nhiều tỉ số truyền, nhưng độ cứng vững của nó không cao.

Máy tiện 1K62 được trang bị cơ cấu ly hợp siêu việt, cho phép thực hiện chuyển động chạy dao nhanh bằng động cơ riêng Cơ cấu này giúp trục trơn có thể chạy dao nhanh đồng thời với chuyển động chạy dao dọc và ngang mà không gặp vấn đề gãy trục do sự khác biệt về tốc độ, nhờ vào ly hợp siêu việt lắp trên trục trơn XV.

Hình 1.5: Các bánh răng của cơ cấu Norton

Cơ cấu ly hợp siêu việt bao gồm vỏ (1) được gắn liền với bánh răng Z56, nhận truyền động từ hộp chạy dao Bên trong vỏ (1), lõi (2) quay và có 4 rãnh, mỗi rãnh chứa một con lăn hình trụ (3) Mỗi con lăn được trang bị lò xo (4) và chốt (5), giúp duy trì tiếp xúc giữa vỏ (1) và lõi (2) Lõi (2) được lắp trên trục XV thông qua then.

Cơ cấu đai ốc mở đôi được sử dụng để đảm bảo độ chính xác khi cắt ren, với việc thay thế xích truyền động bằng trục vít me có bước ren chính xác Khi thực hiện tiện trơn, mối liên hệ giữa trục chính và bàn dao được thiết lập thông qua truyền động của vít me với đai ốc, giúp tối ưu hóa quá trình cắt và nâng cao hiệu quả làm việc.

Khi vận hành dao bằng vít me, hai phần của đai ốc được kết nối chặt chẽ với vít me thông qua tay quay, giúp di chuyển hai chốt của đai ốc trong các rãnh định hình Khi tay quay quay ngược, đai ốc sẽ mở ra, giải phóng hộp xe dao khỏi trục vít me Ren của vít me và đai ốc có dạng hình thang và luôn được thiết kế để giảm thiểu khe hở giữa các ren.

Hình 1.7: Cơ cấu đai ốc mở đôi

 Cơ cấu an toàn bán xe dao:

Khi tiện trơn để đảm bảo an toàn cho máy có lắp cơ cấu an toàn trong bàn xe dao

Cơ cấu này được lắp đặt trong xích chạy dao tiện trơn, với chức năng tự động ngắt xích truyền động khi máy gặp tình trạng quá tải hoặc sự cố kỹ thuật.

Cơ cấu phòng quá tải làm việc như sau, Khi máy quá tải làm lò xo bị nén lại, ly hợp

M1 bị tách ra và ngắt đường xích chạy dao.

Chạc điều chỉnh của máy 1K62 cho phép điều chỉnh lượng chạy dao phù hợp với từng chi tiết gia công khác nhau bằng cách lắp các bánh răng thay thế a, b, c, d để thay đổi tỉ số truyền iTT Chạc (1) có khả năng quay một góc nhất định trên trục IX theo rãnh dẫn hướng, đồng thời đảm bảo ăn khớp của bánh răng c và d nhờ trục quay có khả năng di chuyển dọc theo rãnh dẫn hướng xuyên tâm Sự ăn khớp của bánh răng a và b được đảm bảo nhờ khả năng quay của chạc điều chỉnh quanh trục IX.

Hình 1.8: Cơ cấu an toàn phòng quá tải mái 1K62

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY

TÍNH TOÁN VÀ LỰA CHỌN TÍNH NĂNG KỸ THUẬT

2.1.1 Xác định trị số công bội φ tiêu chuẩn:

- Do chuỗi số vòng quay được phân bố quy luật cấp số nhân nên ta có:

- Theo bảng công bội ta có: 1,06; 1,12; 1,26; 1,41; 1,58; 1,78; 2 Theo [1]:

Trị số và 2 rất ít được sử dụng, chủ yếu có ý nghĩa phụ trong việc tính toán các cơ cấu truyền động của nhóm gấp bội, nhóm khuếch đại hoặc hộp tốc độ của những máy lớn.

Trị số 1,12 và 1,26 thường được áp dụng cho các máy móc cần điều chỉnh chính xác chế độ cắt, đặc biệt trong gia công hàng khối hoặc hàng loạt lớn, như máy tự động và bán tự động.

Trị số 1,58 và 1,78 thích hợp cho các máy có thời gian gia công gần bằng thời gian chạy không, do đó không cần điều chỉnh chính xác vận tốc cắt.

Khi lựa chọn trị số công bội và số cấp tốc độ Z cho máy tiện ren vít vạn năng, cần cân nhắc giữa việc giảm tổn thất vận tốc và đảm bảo kết cấu máy không quá phức tạp Số cấp tốc độ Z lớn giúp phân bố các cấp tốc độ dày hơn, tuy nhiên, điều này cũng dẫn đến việc kết cấu máy trở nên lớn và phức tạp hơn, mặc dù tổn thất vận tốc được giảm thiểu.

- Do vậy ở máy vạn năng và tuyệt đại bộ phận máy công cụ dùng thích hợp nhất là vì nó thõa mãn điều kiện sử dụng cần thiết.

2.1.2 Phạm vi điều chỉnh số vòng quay

2.1.3 Xác định số cấp tốc độ

Số nguyên Z cần được chọn là bội số của 2 và 3, do truyền động trong hộp tốc độ thường sử dụng các khối bánh răng có số lượng 2, 3 hoặc bánh răng thực hiện Do đó, lựa chọn Z = 24 là hợp lý.

- Chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn

Các trị số tốc độ trong khoảng từ Vmin đến Vmax được chuyển đổi thành số vòng quay của trục chính Phạm vi điều chỉnh được xác định dựa trên công thức cụ thể.

- Trong đó: Rn là phạm vi điều chỉnh số vòng quay

- nmax, nmin là số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính

- Vmax, Vmin là tốc độ lớn nhất, nhỏ nhất

- dmax, dmin là đường kính lớn nhất, nhỏ nhất của chi tiết gia công

Dựa trên tình hình thực tế hiện nay, việc sửa chữa và chế tạo các loại máy công nghiệp và nông nghiệp có đường kính trục từ 10 đến 400 mm là cần thiết Do đó, chúng ta cần thiết kế các máy công cụ hạng trung, dựa trên các mẫu máy đã có sẵn.

- Đường kính nhỏ nhất: dmin = 10 mm;

- Đường kính lớn nhất: dmax = 400 mm.

Để đảm bảo chất lượng và tính năng của máy thiết kế, cần dựa vào kinh nghiệm của những người đi trước và tài liệu thống kê sơ bộ.

- Thiết kế máy tiện có nmin = 12,5 v/ph, với tốc độ này thì phù hợp cho thao tác của công nhân khi gia công tiện ren

- nmax = 2000 v/ph, với tốc độ này khi tiện trơn chi tiết đảm bảo được sức khoẻ của công nhân

- Tốc độ của hộp tốc độ lần lượt có các vòng quay cần thiết kế tiêu chuẩn như sau:

- Dựa vào bảng PL.1 , [3] ta chọn số vòng quay tiêu chuẩn: ( φ=1,26 )

- Bảng 1.1: Bảng thông số kỹ thuật cơ bản máy tiện ren vít vạn năng 1K62

THIẾT KẾ HỘP TỐC ĐỘ

2.2.1 Thiết kế phương án không gian

Để phân tích phương án không gian hộp tốc độ cho máy tiện 1K62, chúng ta sử dụng phương án với Z = 24 tốc độ, trong khi đã phân tích trước đó rằng tốc độ máy có Z = 23 tốc độ.

Ta có các phương án không gian là :

Tiến hành so sánh lựa chọn phương án bố trí không gian hợp lý nhất :

Ta thấy phương án (1), (2), (3), (4) có số nhóm truyền nhỏ hơn 4.

Vậy ta lấy phương án (5) vì số nhóm truyền của phương án này bằng 4

- Số nhóm truyền tối thiểu:

Ta có: Ut min gh trong đó x là số nhóm truyền tối thiếu

Số vòng quay trục chính nmin  nmax 12,52000 Vòng/phút

Phạm vi điều chỉnh số vòng quay

Chiều sâu cắt tmin  tmax 1,285,158 mm/vòng

Lượng chạy dao smin  smax 0,070,7 m/phút

Số cấp tốc độ Z 23 cấp

Tốc độ cắt vmin  vmax 15,7315 Kw

Mặt khác ta có Ut min gh

Lấy số nhóm truyền tối thiểu của x bằng 4

- Tổng số răng của hộp tốc độ:

SZ = 2.(p1 + p2+ p3+ ……+ pi) p : tỷ số truyền trong nhóm truyền

+ Phương án không gian 2x2x2x3 có

- Tính tổng số trục của PAKG theo công thức:

Str = i +1 với i- Số nhóm truyền động

- Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức:

Chiều rộng bánh răng (L) được tính theo công thức L = 19.b + 18.f, trong đó b là chiều rộng của bánh răng và f là khoảng hở giữa hai bánh răng, cùng với khe hở để lắp miếng gạt nhằm bảo vệ và thoát dao xọc răng.

- Số lượng bánh răng trên trục cuối cùng

Trong máy công cụ, trục cuối cùng thường là trục chính hoặc trục kế tiếp, chịu momen xoắn lớn, dẫn đến kích thước trục lớn Các bánh răng lắp trên trục này cũng có kích thước lớn, vì vậy cần hạn chế số lượng bánh răng lắp đặt, càng ít càng tốt.

Với các PAKG có khả năng được chọn ta có:

Bảng 2.1: Bảng so sánh số răng cuối cùng trên các PAKG

Số răng trên trục cuối cùng 2 2 2 3

Nhìn vào bảng trên ta xét về khía cạnh tiều chỉ bánh răng lắp trên trục chính ta có thể loại bớt phương án không gian 2 x 2 x 2 x 3.

Các cơ cấu đặc biệt trong hộp tốc độ máy tiện là thiết bị quan trọng để thay đổi chiều quay của trục chính và động cơ Để đáp ứng yêu cầu này, cần có đường truyền quay nghịch, được thực hiện thông qua cơ cấu ly hợp ma sát nhiều đĩa, giúp điều khiển hiệu quả quá trình vận hành.

Ly hợp ma sát hoạt động dựa vào lực ép ma sát giữa các đĩa được nén chặt, giúp truyền động hiệu quả Do đó, việc bố trí trên trục cần phải hợp lý, với momen xoắn nhỏ là yếu tố quan trọng cần chú ý.

Từ các chỉ tiêu trên, ta có bảng so sánh các PAKG như sau:

Bảng 2.2: Bảng so sánh các PAKG

Phương án yếu tố so sánh

1.Tổng số bánh răng Sz

Kết luận : Với phương án và bảng so sánh trên ta thấy nên chọn phương án không gian 2x3x2x2 vì:

Tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối cùng, với yêu cầu bố trí một bộ ly hợp ma sát nhiều đĩa và một bộ bánh răng đảo chiều trên trục đầu tiên.

+ 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 tỷ số truyền giảm từ từ đồng đều, ưu tiên việc bố trí kết cấu ta chọn PAKG 2x3x2x2.

 Tính toán và lập bảng để chọn phương án thứ tự (PATT) tối ưu

Số phương án thứ tự q = m!

Trong đó: m - Số nhóm truyền

Với m = 4 ta có q = 4! = 1 x 2 x 3 x 4 = 24 Để chọn PATT hợp lý nhất ta lập bảng để so sánh tìm phương án tối ưu

 So sánh các phương án thứ tự

Bảng 2.3: Bảng so sánh các phương án thứ tự

TT Nhóm 1 TT Nhóm 2 TT Nhóm 3 TT Nhóm 4

Nhận xét: Qua bảng trên, ta thấy các phương án đều có Như vậy không thỏa mãn điều kiện :

Do đó để chọn được phương án đạt yêu cầu ta cần thêm trục trung gian hoặc tách ra làm hai đường truyền

- Ta vẽ một số lưới kết cấu điển hình :

Hình 2.1: Lưới kết cấu điển hình 1

- Từ đó ta tìm được phương án thứ tự tối ưu là :

Phương án này sử dụng lưới kết cấu hình rẻ quạt xít đều nhau, giúp lượng mở và tỉ số truyền của các nhóm truyền thay đổi một cách đồng đều Điều này tạo ra kích thước hộp nhỏ gọn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp một cách chặt chẽ nhất.

Mặc dù phương án tối ưu nhất cho lưới kết cấu cho thấy rằng 16 > 8, nhưng lượng mở quá lớn không đáp ứng yêu cầu φ x max ≤ 8 Để đạt được yêu cầu này, cần thu gọn lưới kết cấu sao cho xmax = 6, tức là Z = 2 x 3 x 2 x 2.

Do việc thu hẹp, số cấp tốc độ đã giảm xuống còn 18 cấp thay vì 24 cấp như trước đây, do có 6 cấp bị trùng lặp Để bù đắp cho sự thiếu hụt này, chúng tôi đã thiết kế thêm một lưới kết cấu phụ.

Nhưng yêu cầu thiết kế chỉ cần có 23 cấp tốc độ mà ta đã lấy Zao = 24 vậy ta cho trùng một cấp tốc độ cụ thể là: n18 = n19

Cấp tốc độ n18 đại diện cho mức độ thứ 18 trong hệ thống đường truyền tốc độ thấp, trong khi cấp tốc độ n19 là mức độ đầu tiên của đường truyền tốc độ cao, được thiết kế với cấu trúc lưới phụ.

Hình 2.4: Lưới kết cấu chính và phụ của máy

2.2.3 Lưới đồ thị vòng quay :

Lưới kết cấu có nhược điểm không thể biểu diễn tỷ số truyền và trị số vòng quay cụ thể trên các trục, dẫn đến việc không tính toán được truyền dẫn trong hộp Để khắc phục điều này, cần vẽ đồ thị vòng quay, từ đó xác định tỷ số truyền của các nhóm truyền cụ thể và tính toán số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ.

Qua khảo sát máy tiện 1K62, chúng tôi nhận thấy thiết kế của máy tương tự như máy 1K62 với kết cấu và phương án tương đương Để vẽ đồ thị vòng quay hợp lý, chúng tôi dựa vào máy này và các loại máy hạng trung khác Do trục của hộp tốc độ lắp li hợp ma sát trong lòng bánh răng, việc tăng diện tích ma sát yêu cầu các đĩa ma sát và bánh răng phải lớn Vì vậy, chúng tôi cần tăng tốc độ từ trục thứ nhất đến trục thứ hai, làm cho bánh răng chủ động có kích thước lớn để lắp đặt li hợp ma sát một cách hiệu quả.

Khi chọn số vòng cho động cơ điện, hầu hết các máy vạn năng hạng trung đều sử dụng động cơ điện xoay chiều không đồng bộ 3 pha với tốc độ định mức là 1450 vòng/phút.

Để vẽ đồ thị vòng quay một cách hiệu quả, trước tiên cần xác định số vòng quay n0 của trục vào, sau đó mới tính toán tỷ số truyền Số vòng quay n0 càng cao sẽ mang lại lợi ích, bởi vì khi n0 cao, số vòng quay của trục ngang trung gian cũng sẽ tăng, dẫn đến mômen xoắn giảm dần theo kích thước của các bánh răng và trục, giúp tiết kiệm nguyên vật liệu Qua khảo sát máy 1K62, trên trục đầu tiên có lắp bộ li hợp ma sát, tốc độ tối ưu cho bộ li hợp này là n0 = 750 vòng/phút, đây cũng là một trong những vận tốc của trục cuối cùng.

Trong đó : nđc : số vòng quay của động cơ. iđ : tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục đầu tiên.

Hệ số trượt của dây đai là yếu tố quan trọng trong việc chọn tỉ số truyền cho mỗi nhóm truyền Chúng ta cần lựa chọn một tỉ số truyền phù hợp, đảm bảo yêu cầu tối thiểu là 0,25 i 2 Các tỉ số khác sẽ được xác định dựa trên đặc tính riêng của từng nhóm truyền Đối với hộp tốc độ, việc xác định giá trị n ở các trục I, II, III, IV, V, VI là cần thiết, trong đó giá trị n ở trục chính VI là mối quan tâm hàng đầu.

 Có 1 cấp tốc độ ở trục I: nI = nđc.iđ = 1450 = 810,63 (v/p)

 Có 2 trị số tốc độ ở trục II: nII-1 = nI = 810,63 = 1335,16 (v/p) nII-2 = nI = 810,63 = 1060,05 (v/p)

 Có 6 cấp tốc độ ở trục III : nIII-1 = nII-1 = 1335,16 = 823,82 (v/p) nIII-2 = nII-1 = 1335,16 = 509,79 (v/p) nIII-3 = nII-1 = 1335,16 = 1335,16 (v/p) nIII-4 = nII-2 = 1060,05 = 654,07 (v/p) nIII-5 = nII-2 = 1060,05 = 404,75 (v/p) nIII-6 = nII-2 = 1060,05 = 1060,05 (v/p)

THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO

- Trong các máy công cụ, hộp chạy dao thường có công suất truyền bé Tốc độ làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ.

Hộp chạy dao của một số máy công cụ cần đáp ứng các yêu cầu cụ thể như độ chính xác cao, khả năng vận hành êm ái và khả năng thực hiện chuyển động phức tạp.

Máy tiện ren vít vạn năng nổi bật với khả năng tiện các loại ren chính xác theo tiêu chuẩn Tuy nhiên, nếu tỷ số truyền trong hộp chạy dao bị sai số, điều này sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến bước ren mà máy tiện có thể thực hiện.

Hộp chạy dao của máy tiện có hai chức năng chính là tiện ren và tiện trơn, nhưng thiết kế thường tập trung vào tiện ren Khi thiết kế xong, nếu xem xét các bước tiện trơn, chúng có thể trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng Tuy nhiên, vấn đề này không quá quan trọng, vì thực tế cho thấy các bước tiện thường dày đặc, nên việc cách quãng hiếm khi ảnh hưởng đến năng suất gia công.

 Yếu cầu thiết kế hộp chạy dao có thể gia công các bước ren

Ren Quốc tế: tp = 1192(mm)

Ren Anh : n = 242 (đỉnh răng/inch)

Ren Pids : Dp = 196 (môđun/inch)

Bước ren trong một cột tăng theo cấp số cộng.

Bước ren trong một hàng tăng theo cấp số nhân.

Ren Quốc tế và ren môđun: Bước ren tăng dần từ trên xuống dưới và từ trái sang phải.

Ren Anh vaì ren Pids: Bước ren tăng dần từ trên xuống dưới và từ phải qua trái

Bảng 2.5: Bảng thông số ren quốc tế và ren Moddun

Ren Quốc tế Ren Môđun

Tiêu chuẩn Khuếch đại Tiêu chuẩn Khuếch đại

Bảng 2.6: Thông số ren Anh và ren Pids

Tiêu chuẩn Tiêu chuẩn Khuếch đại

2.3.3Thiết kế nhóm cơ sở :

Cơ cấu ics, hay còn gọi là cơ cấu Nooctông, tạo ra các bước ren cơ sở với quy luật phân bố cấp số nhân Trong đó, Z1, Z2, Z3 đại diện cho số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu Nooctông.

 Để cắt ren Quốc tế thì:

Số răng Z1 , Z2 , Z3 không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn 25< Z< 60

 Để cắt được ren Môđun thì:

 Để cắt được ren Anh thì:

Do đó số răng là:

 Để cắt được ren Pitch thì:

Vậy để cắt được 4 loại ren trên thì số răng của cơ cấu Nooctông là :

Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48 Để tránh cho bộ Nooctông trở nên kém cứng vững do 2 gối đỡ đặt xa nhau, số bánh răng của bộ Nooctông phải nhỏ hơn 8 bánh răng.

Nhận xét: Chỉ vì cắt loại ren Anh có n = 19 ren/pit nên bộ Nooctông phải thêm bánh răng

Z5 = 38 bánh răng này không dùng cắt 3 loại ren còn lại nên ta bỏ bánh răng

Z5 = 38 Như vậy bộ noóctông chỉ còn lại 7 bánh răng:

2.3.4 Thiết kế nhóm gấp bội

Cơ cấu igb là cơ cấu có thể nhân các bước ren cơ sở tạo quy luật phân bố theo cấp số nhân.

Chúng tôi chọn cột thứ 3 từ trái sang trong bảng ren tiêu chuẩn làm cột cơ sở, với igb = 1 Do đó, các cột 1, 2 và 4 lần lượt có igb = ; ; 2.

Ta có công thức kế cấu:

Zv = 4 (vì có 4 tỷ số truyền)

Phương án thứ tự : I II

Suy ra lưới kết cấu:

Lưới đồ thị vòng quay

- Nhóm truyền từ trục A sang trục B i1 : i2 = 1 : 

Chọn i2 = 1,  i 1 - Nhóm truyền từ trục B sang trục C i3 : i4= 1 :  2

Để xác định số răng của bánh răng trong hệ thống truyền động, cần sử dụng 8 bánh răng di trượt được lắp đặt trên 3 trục với tỷ số truyền PAKG và PATT Việc này giúp tối ưu hóa hiệu suất và đảm bảo hoạt động hiệu quả của nhóm gấp bội.

- Nhóm truyền từ trục A sang trục B

Nhóm các tỷ số truyền i1  f1 + g1 = 3

Bộ số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) là: K = 2.3 = 6

Vì i1 < i2  1 nên ta tính E theo và tính cho tia i 1

Số răng của các bánh răng:

- Nhóm truyền từ trục B đến trục C

Nhóm các tỷ số truyền i3  f3 + g3 = 3 i4= 2  f4 + g4 = 3

Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) là: K = 3

Vì i3< 1 nên ta tính E theo

Số răng các bánh răng:

Với 36 răng, chúng ta có thể kết hợp 2 bánh răng thành một, do đó chỉ cần 7 bánh răng Với tỷ số truyền gấp bội là i1, i2, i3, i4, ta có các giá trị 18 và 27.

Hình 2.8: bánh răng gấp bội

2.3.5 Tính các tỉ số truyền còn lại i bù

Các tỷ số truyền còn lại bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao

Phương án cân bằng chuyển động:

1 vòng trục chính ibù ics igb tv = tp

Vì ibu = ith.icđ nên phương trình có thể viết lại 1 vòng trục chính ith.icđ.ics.igb.tv = tp.

Trong bài viết này, các tỷ số truyền quan trọng được đề cập bao gồm: ibù là tỷ số truyền còn lại bù vào xích chuyển động, ith là tỷ số truyền của bộ bánh răng thay thế, icđ là tỷ số truyền của bộ bánh răng cố định nằm trên xích truyền động, ics là tỷ số truyền của nhóm cơ sở, và igb là tỷ số truyền gấp bội Bước vít me được ký hiệu là tv, và bước ren cần gia công được ký hiệu là tp Để tính toán ib cho máy cắt bước ren cụ thể, ta chọn cắt thử ren với bước ren quốc tế tp = 5(mm), do đó igb = 1 và ta chọn tv = 12(mm).

Tỷ số truyền cố định được xác định cho cơ cấu Nooctong với bánh răng di trượt trên trục II có số lượng răng Z = 20 Để cắt tp = 5(mm), cần sử dụng bánh răng hình tháp làm bánh răng chủ động, từ đó xác định tỷ số truyền bù là ibù.

Khi cắt ren Anh, bộ bánh răng thay thế thường được sử dụng, tuy nhiên, xích cắt ren sẽ theo một đường đi khác Do đó, bộ bánh răng hình tháp trở thành chủ động và cần tính toán lại icđ để đảm bảo quá trình cắt ren diễn ra chính xác.

Khi cắt thử ren Anh với bước n = 8, ta có thể tham khảo bảng xếp ren Anh để xác định igb và ics, dẫn đến icđ2 Tỷ số truyền cố định cũng áp dụng khi cắt ren Pids, do cả hai loại ren này sử dụng chung một đường truyền với bộ bánh răng hình tháp làm bị động, mặc dù có sự khác biệt trong bộ bánh răng thay thế.

Giả sử ta cắt thử ren Pids có Dp = 8  tp Lúc này ics Từ bảng xếp ren Pids, ứng với Dp = 8 ta có igb= 2.

Tỷ số truyền ith2 cũng dùng chung để cắt ren môđun

Khi cắt ren Quốc tế, công thức là ith = , icđ Đối với ren Anh, công thức cũng tương tự: ith = , icđ Khi cắt ren môđun, ta có ith = , icđ Đối với ren Pids, công thức là ith = , icâ Cơ cấu đảo chiều có khả năng khuếch đại bước ren theo hai tỷ số truyền, dẫn đến việc số răng của các bánh răng thay thế là và

2.3.6 Kiểm tra sai số bước ren ∆t

Mỗi loại ren ta chỉ cần kiểm tra 1 bước ren là đủ, nếu bước ren đó đúng thì toàn bộ bảng ren đó sẽ đúng.

Từ bảng xếp ren trên ta có: ics = , igb = 2, ith = , icđ = , tv = 12.

 tp = ith ics igb icđ tv = = 8 tp = 8(mm) (Đúng)

Từ bảng xếp ren ta có : ics =, igb =, ith = , icđ =, tv

 tp = ith ics igb icđ tv  Sai số bước ren : t = 13,6288-3,62861 = 0,0002(mm)

Từ bảng xếp ren ta có: ics = , igb = 1, ith = , icđ = , tv = 12.

 tp = ith ics igb icđ tv  tp = 3,1419

 Sai số bước ren: t =3,1419-3,1416 = 0,0003(mm)

Cắt thử với Dp = 10  t p Từ bảng xếp ren ta có: ics = , igb = 2, ith = , icđ = , tv = 12.

 tp = ith ics igb icđ tv  Sai số bước ren: t = 7,9809-7,9796 = 0,0013(mm)

Như vậy các sai số đều thích hợp.

Sơ đồ động của hộp chạy dao

Hình 2.9: Sơ đồ động của hộp chạy dao

TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CỦA HỘP TỐC ĐỘ VÀ HỘP CHẠY DAO

3.1.1 Công suất cắt và công suất chạy dao :

1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy: a Chế độ cắt gọt cực đại

Các giá trị v,s,t được tính theo công thức kinh nghiệm:

Với trong trường hợp đối với thép, theo [1].

- Lượng chạy dao lớn nhất và nhỏ nhất:

* Xác định vận tốc cắt lớn nhất và nhỏ nhất:

Trong đó: T: là tuổi bền dao, đối với dao tiện m, x, y, là các số mũ tra bảng (5-17) STCNCTM.

Máy có chuỗi số vòng quay của trục chính từ và lượng chạy dao từ

, thì ở các trị số và máy làm việc với Mxmax.

Số vòng quay tính toán: b Chế độ cắt thử máy

Theo PL II, [1], ta có các chế độ thử của máy tương đương T620:

Ta chọn chế độ thử với chi tiết có 115, , bằng thép 45, HB 7.

- Chế độ cắt: n = 40(v/ph), s = 1.4 (mm/v), t = 6(mm), thì được Pzmax và Mxmax, quá tải 25% trong thời gian ngắn.

* Thử với P z và M x bằng 2/3 giá trị cực đại:

Dao P18, chế độ cắt: n= 63(v/ph), s = 0.751.56 (mm/v), t = 5(mm).

Chạy với mọi bánh răng Norton, tiện mỗi lần dài l < 40

Kiểm tra li hợp ma sát và li hợp an toàn không bị trượt.

Chi tiết , bằng thép 45 có tì mũi nhọn;

Dao T15K6, chế độ cắt: n = 400(v/ph), s = 0.39 (mm/v), t = 5(mm).

Dao P18, , , , láng không có vết nham nhở.

Thử với mọi tốc độ, thời gian 40 phút, với vòng/phút và với mọi lượng chạy dao

S Nhiệt độ ở ổ trục chính < 80 o C, các ổ khác < 50 o C.

Xác định công suất cắt

Lực tác dụng vào phôi trong quá trình cắt gọt là P c P x P y P z

Với: Pz : lựctiếp tuyến nằm theo hướng chuyển động cắt chính.

Py: lực hướng kính tác dụng trong mặt phẳng nằm ngang và vuông góc với đường tâm chi tiết.

Px: lực chạy dao ngược hướng chạy dao.

Dưa vao bang II.3, [1], đôi vơi may Ti n, ta co: ê

Bảng 3.1: Bảng phân bố công suất cắt

Dạng gia công c x y Đơn vị

Chế độ cắt thử có tải:

Thử với P z và M x bằng 2/3 giá trị cực đại:

- Ta có lực hướng trục: Px = Ct x s y

- Lực hướng kính: Py = Ct x s y

- Lực tiếp tuyến: Pz = Ct x s y

 b Công suất động cơ điện truyền trục chính

Để tính công suất động cơ điện cho máy có chuyển động chính quay tròn, ta có thể sử dụng công thức gần đúng dựa trên công suất cắt Với Ncmax = 7.9 kW, công suất cắt thường chiếm khoảng 70-80% công suất của động cơ điện, do đó công suất động cơ điện có thể được ước tính trong khoảng 0.7 đến 0.85 lần công suất cắt.

3 Xác định công suất chạy dao

Lực chạy dao tính theo công thức:

Với: - k: hệ số tăng lực ma sát do Px tạo nên mô men lật: k =1.15

- G: trọng lượng phần dịch chuyển G = 200kg  2000 N

Công suất chạy dao tính theo công thức:

Với: Vs : vận tốc chạy dao (m/ph); Vs= s.n

 s : Hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao, thường rất thấp

Xét từng chế độ cắt thử:

* Chế độ cắt thử có tải:

* Thử với P z và M x bằng 2/3 giá trị cực đại:

* Thử với chế độ thử công suất:

Ta chọn công suất : Ns = 0.042 kW

Công suất cần thiết để thiết kế của động cơ điện trên máy là :

Theo tiêu chuẩn ta chọn động cơ có công suất Nđc = 10 (kw), có n = 1450 (v/ph)

3.1.2 Công suất từng trục trên hộp tốc độ :

Công suất trên từng trục: Ni = Nđc x η (kW)

Hiệu suất của các bộ truyền từ động cơ đến trục i được ký hiệu là η Các giá trị hiệu suất cụ thể cho từng loại bộ truyền bao gồm: bộ truyền đai có hiệu suất ηđai = 0.985, bộ truyền bánh răng với hiệu suất ηbr = 0.95, và ổ lăn với hiệu suất ηol = 0.995.

TRỤC ĐC I II III IV V VI

Bảng công suất từng trục

XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CỦA CÁC TRỤC

Đường kính sơ bộ của các trục: d Với C: hệ số tính toán

- Số vòng quay tính toán:

TRỤC I II III IV V VI Đường kính sơ bộ (mm) 28 25 31 41 58 68

Bảng đường kính sơ bộ của trục

3.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG :

3.3.1 Tính cặp bánh răng 27/54 (giữa trục V/VI) :

Trong thiết kế máy công cụ, sau khi xác định số răng của các bánh răng, bước tiếp theo là tính toán module của bánh răng, điều này sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng tải của chúng.

Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.

Khi tính toán module và kiểm nghiệm độ bền của bánh răng, chỉ cần thực hiện cho bánh chủ động (Z = 27) do bánh này 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.

N: công suất trên trục n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) ( v /ph)

 = = 6  10  lấy  = 8 k: hệ số tải trọng, lấy k =k đ k tt k N = 1,3.2.1 = 2,6 y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5

Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy” có:

F0lim = 1,8 HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170  217 HB, lấy HB = 180).

Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn: m = 10  4,2  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:

ZM = 274 (MPa 1/3 ) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép.

Ta có Z được tính theo công thức:

Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 1168,7 (kNm)

KH  = 1,13  KH = KH  KH  KHV =1,3

Chiều rộng bánh răng B = m. = 4.6 = 24mm. d 1 = (Z + Z’) = 180mm

 Thay vào công thức trên được:  tx = 281,49 (N/cm 2 )

 tx  được tính theo công thức  tx  A: là khoảng cách trục A = d  1 =(Z + Z’) = 180mm

Các giá trị khác như trên Thay vào công thức   tx  = 304,18 (N/cm 2 )

Do đó: tx < tx nên cặp bánh răng đủ bền.

3.3.2 Tính toán cặp bánh răng 66/44 ( giữa trục III/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);

 = = 6  10  lấy  = 8 m = 10  3,64  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:

Ta có Z được tính theo công thức:

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

Chiều rộng bánh răng B = m. = 3.8 = 24mm. d 1 = (Z + Z’) = 162mm

 Thay vào công thức trên được:  tx = 401,47 (N/cm 2 )

 tx  được tính theo công thức  tx  Các giá trị khác như trên Thay vào công thức   tx  = 835,41 (N/cm 2 )

Do đó: tx < tx nên cặp bánh răng đủ bền.

3.4 Tính toán thiết kế trục :

Chọn vật liệu trục là thép 45 thường hóa.

Tra bảng 3-8 sách TKCTM ta có b = 580 (N/mm2); ch = 290 (N/mm2);

HB = 210 Để tính các kích thước chiều dài trục ta chọn các kích thước sau:

Khi Z40 ăn khớp với Z50 của trục I và Z23 ăn khớp Z57 của trục III, ta có sơ đồ lực như

Hình 3.1: Phân bố lực trên trục III hình:

* Tính các lực tác dụng:

- Lực hướng tâm: Fr2 = Ft2.tg = 1671,5 tg200 = 608.5 N

Ta thấy tại mặt cắt nguy hiểm tại C:

Mtđ = N.mm Đường kính trục được tính gần đúng theo công thức: với = 63 N/mm2 (bảng 7.2)

Chọn d5 theo tiêu chuẩn để thuận lợi cho việc lắp ổ.

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: n  – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: n – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

Trong đó: -1 và -1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng.

a và a – biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết của trục

m và m – trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu trình ứng suất.

Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu trình đối xứng:

a = max = – min = ; m = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

Trong đó: W và W0 – là momen cản uốn và momen cản xoắn tiết diện trục.

Xét bánh răng làm việc với: Mx = 83574 (Nmm)

Mumax = 105181 (Nmm) Tại tiết diện nguy hiểm

 a và  – hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi Có thể lấy  a = 0,1 và  = 0,05 đối với thép Cacbon trung bình.

 và  – hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Chọn  = 0,88 và  = 0,77 (tra bảng 7-4 sách TKCTM).

 – hệ số tăng bền bề mặt trục;  = 1 (không dùng các phương pháp tăng bền) k và k – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất trên bề mặt p ≥ 30 N/mm 2 , tra bảng 7-10 ta có:

Thỏa mãn điều kiện nên chọn d = 35 (mm).

3.4.3 Tính chọn then : a,Then bán nguyệt

Tại vị trí lắp bánh răng Z60, sử dụng then bán nguyệt để cố định bánh răng, giúp chịu được va đập nhẹ Các thông số kỹ thuật được tham khảo từ tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I”.

Bảng 3.2: Bảng thông số then bán nguyệt D(mm) b(mm) h(mm) d1(mm) l(mm) t1(mm) t2(mm)

Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt:

d c Dựa vào bảng 9.5, chọn [d]0 Mpa (vật liệu thép).

 c = = 11,1 < [ c ] = 30 MPa. b, Kiểm nghiệm then hoa:

- Chọn mối ghép then hoa hình chữ nhật cỡ nhẹ [d] = (5 10) Mpa.

- Bảng sau cho ta các kích thước:

Bảng 3.3: Bảng kích thước then hoa chữ nhật

Z x d x D dtb(mm) h(mm) b(mm) l(mm)

- Theo công thức (9.3) ta có:

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

- 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 đũa - cỡ trung có các thông số như sau:

Bảng 3.4: Bảng thông số cặp ổ côn đũa – cỡ trung

* Kiểm tra bền ổ: Tại A, d = 75mm.

Fr Qd = (0,6.X.V.Fr+Y.Fa).kt.kd (Fa = 0) V: Hệ số kể đến vũng nào quay (vũng trong quay V = 1)

Kt: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ = 1,2 (bảng 11.3 TTTKHDĐCK,T1)

+ Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

+ Kiểm nghiệm theo khả năng tải động

Trong đó: m = 3 đối với ổ lăn

L (với Lh = 20.10 3 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy)

- Ổ sau ta chọn một cặp ổ bi đỡ chặn - cỡ trung 46306:

Kiểm tra bền ổ: Tại B, dmm.

V = 1: vòng trong kt = 1: khi nhiệt độ 105 0 kd = 1,2 (theo bảng 11.3, trang 215 TTTKHDĐCK,T1)

* Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Cd = Q Trong đó m = 10/3 đối với ổ đũa trụ ngắn

(với Lh = 20.10 3 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy)

LẬP BẢNG SỐ LIỆU VỀ KÍCH THƯỚC BÁNH RĂNG VÀ TRỤC

Bảng 3.5: Bảng số liệu cặp bánh răng 23/57 (trục II/III)

Thông số Kí hiệu và công thức Số liệu

Chiều rộng bánh răng B = m  20 mm

Khoảng cách trục A được tính bằng công thức A = 1/2 (Z1 + Z2).m với m = 100 mm Đường kính vòng lăn (chia) được xác định là dc = m.Z, trong đó dc1 = 57.5 mm và dc2 = 142.5 mm Đường kính vòng đỉnh Dc được tính theo công thức Dc = dc + 2m, với Dc1 = 62.5 mm và Dc2 = 127.5 mm Đường kính vòng chân Di được tính bằng Di = dc - 2m, với Di1 = 52.5 mm và Di2 = 137.5 mm.

Bảng 3.6: Bảng thông số kích thước trục II

Các thông số Số liệu

Chiều dài trục 216 mm Đường kính trục d5 mm

Kích thước ổ lắp trên trục dtrong = 30 mm Dngoài = 72 mm

Bảng 3.7:Bảng số liệu kích thước các trục

Bảng 3.8: Bảng số liệu các cặp bánh răng

Cặp số Bánh răng Số răng m

Bảng 3.11: Bảng thông số cặp ổ côn đũa – cỡ trung

[I] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm , Thiết kế chi tiết máy, NXBGD,1999

[II] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm , Chi tiết máy , NXBGD, 1999

[III] Phan Kỳ Phùng – Lê Viết Giảng , Sức bền vật liệu(tập 1) , NXBGD ,1997

[IV] Nguyễn Ngọc Cẩn , Máy cắt kim loại , NXBĐHQGTPHCM , 2000

[V] Nguyễn Ngọc Cẩn , Thiết kế máy cắt kim loại , NXBĐHQGTPHCM , 2000

[VI] Phạm Đắp – Nguyễn Anh Tuấn , Thiết kế máy công cụ ( tập 1&2 ) ,NXBKH&KT, 1983

[VII] Tập bản vẽ chi tiết máy

[VIII] Dung sai và lắp ghép

Định dạng
Số trang	78
Dung lượng	2,19 MB