MỤC LỤC CHƯƠNG I TÌM HIỂU MÁY TƯƠNG TỰ 3 1 1 Tính năng kỹ thuật các máy cùng cỡ 3 1 2 Khảo sát máy tham khảo 6H82 4 1 2 1 Hộp tốc độ 5 1 2 2 Hộp chạy dao 10 CHƯƠNG II THIẾT KẾ MÁY MỚI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC TOÀN MÁY 17 2 1 Thiết kế hộp tốc độ 17 2 1 1 Công dụng và yêu cầu 17 2 1 2 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ 18 2 2 Thiết kế hộp chạy dao 29 2 3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại 43 CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 44 3 1 Chọn chế độ tải xác định sơ bộ công suất động cơ điện lập.
TÌM HIỂU MÁY TƯƠNG TỰ
Tính năng kỹ thuật các máy cùng cỡ
Với số liệu ban đầu của đề bài cho máy mới có yêu cầu là:
- Tốc độ trục chính: nmax = nmin.Rn
Với Rn = φ z-1 = 1,26 18-1 = 50,58 nmax = nmin.Rn = 31,5 50,58= 1593,93 (vòng/phút)
- Lượng chạy dao: Sdọc min = Sngang min =3Sđứng min mm/phút
- Số cấp tốc độ hộp chạy dao: Z = 18
Bảng 1.1 Tính năng kỹ thuật máy cùng cỡ
Ta thấy số liệu của máy cần thiết kế gần giống với tính năng kỹ thuật của máy 6H82, do đó ta lấy máy 6H82 làm máy tham khảo.
Khảo sát máy tham khảo 6H82
Tính năng kỹ thuật 6P80 6P81 6H82 Máy thiết kế
Công suất động cơ chính (kW) 2,8 4,5 7 -
Số cấp tốc độ trục chính 12 16 18 18
Phạm vi tốc độ trục chính
(nmin ÷ nmax) 502240 651800 301500 31,51500 Công suất động cơ chạy dao
Số cấp tốc độ hộp chạy dao 12 16 18 18
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao (Smin ÷ Smax) 25285 35980 23,51800 182300
Hình 1.1 Sơ đồ động máy phay 6H82.
1.2.1.1 Phương trình xích tốc độ:
Trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ (301500)vg/ph.
1.2.1.2 Chuỗi số vòng quay: n Phương trình xích nt.toán nTC n% n1 29,15 30 2,83 n2 37,51 37,5 -0,03 n3 47,37 47,5 0,27 n4 57,6 60 4,00 n5 74,1 75 1,20 n6 93,6 95 1,47 n7 114,18 118 3,24 n8 146,88 150 2,08 n9 185,54 190 2,35 n10 235,07 235 -0,03 n11 302,41 300 -0,80 n12 381,99 375 -1,86 n13 464,5 475 2,21 n14 597,56 600 0,41 n15 754,8 750 -0,64 n16 920,7 950 3,08 n17 1184,44 1180 -0,38 n18 1496,14 1500 0,26 Đồ thị sai số vòng quay n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18
Hình 1.2: Đồ thị sai số vòng quay n Δn(%)
1.2.1.3 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
Ta có i1= 16/39 = φ x1 ⇒ x1= - 3,855 ⇒ chọn x1 = -4 i2= 19/36 = φ x2 ⇒ x2= - 2,765 ⇒ chọn x2 = -3 i3= 22/33 = φ x3 ⇒ x3= - 1,754 ⇒ chọn x3 = -2 i4= 18/47 = φ x4 ⇒ x4= - 4,153 ⇒ chọn x4 = -4 i5= 28/37 = φ x5 ⇒ x5= - 1,206 ⇒ chọn x5 = -1 i6= 39/26 = φ x6 ⇒ x6= 1,754 ⇒ chọn x6 = 2 i7= 19/71 = φ x7 ⇒ x7= - 5,704 ⇒ chọn x7 = -6 i8= 82/38 = φ x8 ⇒ x8= 3,328 ⇒ chọn x8 = 3
⇒ nhóm 1: i1=1/ 4 => tia i1 lệch trái 1 khoảng 4log i2=1/ 3 => tia i2 lệch trái 1 khoảng 3log i3=1/ 2 => tia i3 lệch trái 1 khoảng 2log
⇒ nhóm 2: i4=1/ 4 => tia i4 lệch trái 1 khoảng 4log i5=1/ => tia i5 lệch trái 1 khoảng 1log i6= 2 => tia i6 lệch phải 1 khoảng 2log
⇒ nhóm 3: i7=1/ 6 => tia i7 lệch trái 1 khoảng 6log i8= 3 => tia i8 lệch phải 1 khoảng 3log
Bảng 1.3 Phân phối tỉ số truyền qua các nhóm truyền của hộp tốc độ
Nhóm truyền Tỷ số truyền Bánh răng
Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ như sau:
1.2.1.4 Phương án không gian, phương án thứ tự hộp tốc độ
Hình 1.3: Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ
Từ đồ thị vòng quay, ta nhận thấy tốc độ biến đổi theo từng vị trí của các nhóm bánh răng Việc thay đổi thứ tự ăn khớp giữa các nhóm bánh răng sẽ ảnh hưởng đến phương án sắp xếp thứ tự.
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được đặc tính nhóm:
-Nhóm I: có 3 tỉ số truyền i1 ; i2 ; i3: n1 : n2 : n3 = i1 : i2 : i3 = 1: : 2
Công bội của nhóm là với lượng mở là l
-Nhóm II: có 3 tỉ số truyền i4 ; i5 ; i6 n4 : n5 : n6 = i4 : i5 : i6 = 1: 3 : 6
Công bội của nhóm là 3 với lượng mở là 3
-Nhóm III: có 2 tỉ số truyền i7 ; i8 n7 : n8 = i7 : i8=1: 9
Công bội của nhóm là 9 với lượng mở lớn nhất 9.
Ta vẽ đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ.
Như vậy qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau: PAKG= 3 x 3 x 2
Mặt khác công bội của :
6 n1 Hình 1.4: Đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ 7
Từ đó ta đưa ra được phương án thứ tự của hộp tốc độ như sau :
Như vậy nhóm I là nhóm cơ sở, nhóm II là nhóm mở rộng thứ nhất và nhóm III là nhóm mở rộng thứ hai.
Đồ thị lưới kết cấu có hình rẻ quạt với tỷ số truyền thay đổi đều đặn giúp tạo ra kích thước hộp nhỏ gọn, đồng thời bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp một cách chặt chẽ nhất.
Các cặp bánh răng di trượt 3 bậc được phân tách thành hai khối: một khối 1 bậc và một khối 2 bậc Việc này giúp giảm kích thước tổng thể của hệ thống, bởi khi giữ nguyên cả khối, kích thước sẽ lớn hơn và kích thước trục cũng tăng theo.
Bánh đà trong hộp tốc độ có vai trò quan trọng trong quá trình gia công, giúp tích trữ năng lượng khi dao phay không hoạt động và giải phóng năng lượng khi bắt đầu cắt Nhờ có bánh đà, quá trình cắt diễn ra đều đặn hơn, giảm thiểu va đập và nâng cao chất lượng gia công.
1.2.2.1 Phương trình xích chạy dao
Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng.
Khi gạt M1 sang trái, chúng ta thiết lập đường truyền tốc độ thấp với cơ cấu phản hồi; ngược lại, khi gạt M1 sang phải, đường truyền chạy dao sẽ ở mức trung bình với đường truyền trực tiếp Đóng ly hợp M2 sang trái giúp truyền động tới bánh răng, từ đó điều khiển các trục vít me dọc, ngang và đứng để thực hiện các chế độ chạy dao Sdọc, Sngang, Sđứng.
* Chuyển động chạy dao nhanh
Xích nối từ động cơ chạy dao (không đi qua hộp chạy dao ) đi tắt từ động cơ
NMT2 đóng ly hợp M2 sang phải, truyền tới bánh răng tới các vít me dọc, ngang, đứng
Chuỗi số vòng quay trục vít cho chạy dao dọc được xác định như sau: n1 = 4,03 vg/ph, n2 = 5,08 vg/ph, n3 = 6,32 vg/ph, n4 = 8,06 vg/ph, n5 = 10,17 vg/ph, n6 = 12,64 vg/ph, n7 = 16,12 vg/ph, n8 = 20,33 vg/ph, n9 = 25,28 vg/ph, n10 = 31,00 vg/ph, n11 = 39,10 vg/ph, n12 = 48,62 vg/ph, n13 = 60,00 vg/ph, n14 = 78,19 vg/ph, n15 = 97,25 vg/ph, n16 = 124,00 vg/ph, n17 = 156,39 vg/ph, n18 = 194,50 vg/ph.
Từ đó ta có bảng kết quả sai số vòng quay trục vít như sau:
Bảng 1.4 Sai số vòng quay trục vít. ni ntrục vít nTC n% n1 4,03 4 -0,75 n2 5,08 5 -1,60 n3 6,32 6.3 -0,31 n4 8,06 8 -0,76 n5 10,17 10 -1,7 n6 12,64 12,5 -1,13 n7 16,12 16 -0,75 n8 20,33 20 -1,65 n9 25,28 25 -1,12 n10 31,00 31,5 1,58 n11 39,10 40 2,25 n12 48,62 50 2,76 n13 62,00 63 1,58 n14 78,19 80 2,26 n15 97,25 100 2,74 n16 124,00 125 0,9 n17 156,39 160 2,25 n18 194,50 200 2,76
Hình 1.5: Đồ thị sai số vòng quay trục vít chạy dao dọc
Sai số S là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, và theo đồ thị, đa phần sai số nằm trong khoảng cho phép -2,6, chỉ có 4 giá trị S vượt quá giới hạn cho phép Sai số này xuất phát từ quá trình tính toán và làm tròn số theo tiêu chuẩn Trong gia công, với n14 ứng với s14, lượng chạy dao sử dụng rất ít, chủ yếu cho gia công thô với độ chính xác thấp, do đó sai số vượt ngoài khoảng cho phép -2,6 vẫn được chấp nhận.
1.2.2.3 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
Sơ đồ động của máy biểu thị các nhóm tỷ số truyền như sau:
Bảng 1.5 Sai số vòng quay hộp chạy dao
Nhóm truyền Tỷ số truyền Bánh răng
Hình 1.6: Đồ thị vòng quay của trục vít hộp chạy dao n dc 20(v/ph) I
Dựa vào đồ thị vòng quay, có thể nhận thấy rằng phương án hình rẻ quạt không được sử dụng, vì trong hộp chạy dao thường chỉ dùng một loại mô-đun Việc giảm số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền, do đó, việc thay đổi thứ tự phương án này hay khác không ảnh hưởng đáng kể đến kích thước của hộp.
1.2.2.4 Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp chạy dao
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z =3x3x 2 được tách làm 2.
Còn Z2 = 2 [ ] 9 gồm 2 đường trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh.
Hình 1.7: Đồ thị lưới kết cấu của hộp chạy dao
THIẾT KẾ MÁY MỚI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC TOÀN MÁY
Thiết kế hộp tốc độ
2.1.1 Công dụng và yêu cầu
Hộp tốc độ là một bộ phận quan trọng của máy cắt kim loại dùng để thực hiện các nhiệm vụ sau:
- Truyền động công suất từ động cơ điện đến trục chính.
- Đảm bảo phạm vi điều chỉnh cần thiết cho trục chính hoặc trục cuối cùng của hộp tốc độ với công bội và số cấp vận tốc z yêu cầu.
Hộp tốc độ có thể được chế tạo liền với trục chính, gọi là hộp trục chính Nếu hộp tốc độ và hộp trục chính được thiết kế tách biệt và kết nối qua một cơ cấu truyền động, thì hộp tốc độ sẽ được gọi là hộp giảm tốc Hộp giảm tốc thường được lắp đặt dưới chân máy hoặc bên ngoài máy để giảm rung động và biến dạng nhiệt cho hộp trục chính.
Dựa vào các thông số cơ bản như Rn, , và z, có thể thiết kế nhiều phương án kết cấu cho hộp tốc độ với các yếu tố như số vòng quay, số trục, hệ thống bôi trơn và điều khiển Việc lựa chọn phương án phù hợp nhất cần dựa trên các yêu cầu cụ thể của dự án.
- Các giá trị số vòng quay từ n1 n z và hệ số cấp số vòng quay phải phù hợp với trị số tiêu chuẩn.
Các chi tiết máy trong hệ thống truyền động cần phải có độ bền và độ cứng vững cao để đảm bảo quá trình truyền động diễn ra chính xác, đặc biệt là đối với trục chính.
Hộp tốc độ cần có kết cấu đơn giản và xích truyền động hợp lý để đảm bảo hiệu suất truyền động cao Đồng thời, cơ cấu của hộp tốc độ cũng phải dễ dàng tháo lắp và sửa chữa.
- Điều khiển phải nhẹ nhàng và an toàn.
Dựa trên các yêu cầu đã nêu, chúng ta tiến hành phân tích và lựa chọn phương án tối ưu nhất, đảm bảo phù hợp với các chỉ tiêu kỹ thuật và kinh tế trong điều kiện cho phép.
2.1.2 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
Các số liệu cho trước:
+Hộp tốc độ: ZTC φTC=1,26 nmin1,5 [vg/ph]
+Hộp chạy dao: Zcd φcd=1,26
Sdọcmin=Sngang min=3Sđứng min [mm/ph]
Snhanh#00 [mm/ph] Động cơ chính: Nđc=7[kW]*; n40[vg/ph] Động cơ chạy dao: Ncd=1,7[kW]*; n20[vg/ph]
(*Lấy theo máy tham khảo)
Ta có φ =1,26 được chuẩn hóa => xác định dãy tốc độ tiêu chuẩn hóa được tra theo “bảng 1-2 Tính toán thiết kế máy cắt kim loại” ta có:
Bảng 2.1 trình bày các tốc độ của trục chính với nmin = n1 = 31,5 (vg/ph), n10 = 235 (vg/ph), n2 = 37,5 (vg/ph), n11 = 300 (vg/ph), n3 = 47,5 (vg/ph), n12 = 375 (vg/ph), n4 = 60 (vg/ph), n13 = 475 (vg/ph), n5 = 75 (vg/ph), n14 = 600 (vg/ph), n6 = 95 (vg/ph), n15 = 750 (vg/ph), n7 = 8 (vg/ph), n16 = 950 (vg/ph), n8 = 150 (vg/ph), n17 = 1180 (vg/ph), n9 = 190 (vg/ph) và n18 = nmax 00 (vg/ph).
Vậy nmax 00 (vg/ph) và Rn Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động.
Phương án không gian được bố trí như sau:
Z = 18 = 6 x 3 (3) Z = 18 = 2 x 3 x 3 (6) Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu:
Số nhóm truyền tối thiểu (i) được xác định từ:
Số nhóm truyền tối thiểu là: i ≥ 3
Vì i ≥ 3 cho nên 3 phương án (1), (2) và (3) bị loại.
Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại
Bảng 2.2 Bảng so sánh các phương án không gian Phương án
- Tổng số bánh răng Sz 16 16 16
- Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3
Trục cuối cùng thường đóng vai trò là trục chính hoặc trục kế tiếp với trục chính, vì nó có khả năng thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin đến nmax Do đó, khi tính toán sức bền, cần dựa vào vị trí số nmin có Mxmax.
Kích thước trục lớn dẫn đến bánh răng lắp trên trục cũng phải lớn, và việc giảm số lượng bánh răng trên trục chính giúp giảm tải trọng, từ đó nâng cao độ chính xác của máy gia công Do đó, cần tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng Hai PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn, vì vậy phương án tối ưu nhất là 3 x 3 x 2.
Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG: 3 x 3 x2
Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT.
Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền của một nhóm truyền động được xác định để đảm bảo hiệu suất tối ưu cho máy công cụ Trong thực tế, các tỷ số truyền trong hộp tốc độ thường bị giới hạn để đạt được hiệu quả hoạt động tốt nhất.
Tức là phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong một nhóm truyền động là:
Như vậy phạm vi điều chỉnh giới hạn là:
Trong đó Xmax là lượng mở cực đại giữa hai tia ngoài cùng.
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2.3 PATT và so sách các phương án
PATT I II III I III II II III I
PATT II I III III II I III I II
Theo điều kiện (p-1).X max 8.có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:
PATT I II III II I III
Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ:
Hình 2.1: Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ
Từ 2 PATT trên ta vẽ lưới kết cấu như sau:
Lưới kết cấu như sau:
Lưới kết cấu như sau:
Qua việc so sánh hai lưới kết cấu PATT A và PATT B, ta nhận thấy PATT A tối ưu hơn nhờ vào sự thay đổi từ từ và đều đặn của lượng mở và tỉ số truyền, được thể hiện qua biểu đồ hình rẻ quạt Điều này giúp tỉ số truyền không bị đột ngột, mang lại sự êm ái cho quá trình truyền động Hơn nữa, kết cấu rẻ quạt đồng đều giúp hộp tốc độ trở nên nhỏ gọn hơn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ được chặt chẽ hơn Vì vậy, chúng ta quyết định chọn PATT A.
Vẽ đồ thị vòng quay của hộp tốc độ:
Lưới kết cấu giúp xác định tính chất định tính của hộp tốc độ, cho phép đánh giá sự bố trí hình rẻ quạt và sự thay đổi tỷ số truyền cũng như đặc tính truyền động Trong khi đó, đồ thị vòng quay cung cấp thông tin cụ thể về tỷ số truyền, số vòng quay và số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ.
Dựa trên đồ thị vòng quay của máy đã phân tích là máy 6H82.
Do đó ta chọn các tỉ số truyền như sau:
Mỗi nhóm truyền chỉ chọn một tỉ số truyền tùy ý, nhưng cần đảm bảo các tỉ số truyền khác vẫn được xác định theo phương trình điều chỉnh Khi kiểm tra lại tỉ số truyền, chỉ cần xem xét nhóm cuối cùng.
Vậy ta vẽ được đồ thị vòng quay của máy thiết kế mới như sau:
Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
Để xác định số răng của các bánh răng trong mỗi nhóm, ta cần dựa vào tỷ số truyền nhỏ nhất Từ đó, có thể suy ra bánh răng nhỏ nhất trong nhóm Trong cặp bánh răng tăng tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng bị động, trong khi ở cặp bánh răng giảm tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng chủ động.
Ta tính số răng của các bánh răng theo phương pháp bộ số chung nhỏ nhất:
*Với nhóm 1: ta có f1 + g1 = 60 ta có f2 + g2 = 3 ta có f3 + g3 = 60
K = BSCNN của các tổng (fi + gi)
Bánh răng 1 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với tỉ số truyền cho thấy điều kiện Zmin = 17 Để tính Emin, ta sử dụng cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất và chọn giá trị E = 1.
Hình 2.4: Đồ thị vòng quay hộp tốc độ của máy mới
*Với nhóm 2 ta có f4 + g4 = 7 ta có f5 + g5 = 70 ta có f6 + g6 = 70
BSCNN là K p với Zmin để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : ta chọn E = 1
*Với nhóm 3 ta có f7 + g7 = 5 ta có f8 + g8 =3
K = BSCNN của các tổng (fi + gi) => K = 15 Theo tỉ số truyền ta thấy bánh răng 7 có bánh răng chủ động nhỏ nhất nhóm và điều kiện Zmin = 17, ta tính
Emin theo cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất. ta chọn E = 6
*Kiểm tra tỉ số truyền
Ta tính sai số tỷ số truyền từ ilt và itt bằng công thức:
*Kiểm tra sai số vòng quay
Sau khi xác định số răng, chúng ta cần tính toán lại số vòng quay thực tế của hộp tốc độ ntt (n1 ÷ n18) dựa trên tỷ số truyền của các số răng đã được xác định.
Ta tiến hành tính lại số vòng quay thực tế:
Sai số vòng quay được tính theo công thức:
Thiết kế hộp chạy dao
Với thông số Sdọcmin=Sngangmin=3Sđứngmin=18(mm/ph) và φ=1,26; Zcd=18, dựa vào máy mẫu 6H82, chúng ta nhận thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng là cơ cấu vít me với bước vít tv=6 (mm) Do đó, bước vít cần thiết kế cho máy mới là tv=6 (mm).
Với đường truyền chạy dao dọc:
Tính số vòng quay của trục vít me: nS1 = nmin= Chọn theo tiêu chuẩn lấy nS1 = = 3,35
Do đó ta có 18 cấp tốc độ theo tiêu chuẩn như sau :
Với đường truyền chạy dao ngang tính tương tự như chạy dao dọc.
Với đường truyền chạy dao đứng:
Tính số vòng quay của trục vít me: nS1 = nmin= = Chọn theo tiêu chuẩn lấy nS1 = = 1,12
Do đó ta có 18 cấp tốc độ theo tiêu chuẩn như sau :
Phương án không gian và lập bảng so sánh phương án không gian Phương án không gian được bố trí như sau:
Nhận xét : Vì hộp chạy dao có Zcd = Ztc = 18 và φcd = φtc =1,26 nên tính toán và chọn lựa giống hộp tốc độ (xem lại chương II, mục 2.1)
Phương án không gian của hộp chạy dao là Z=3x3x2
Chọn phương án thứ tự cho hộp chạy dao
Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT.
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2.4 : Bảng so sánh các phương án không gian
PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II Lượng mở (X) [1][3][9] [3][1][9] [6][2][1] [1][6][3] [2][6][1] [6][1] [3]
Kết quả Đạt Đạt Không đạt
Hình 2.6: Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp chạy dao
Theo điều kiện φ(p -1)Xmax ≤ 8 có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:
PATT I II III II I III
Từ 2 PATT trên ta vẽ lưới kết cấu như sau:
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2.7 : Sơ đồ lưới kết cấu theo phương án thứ nhất
Hộp chạy dao khác với hộp tốc độ ở chỗ nó cho phép thực hiện ba hướng chạy dao: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng đều sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải, kèm theo nhiều cơ cấu hỗ trợ như vít me, êku và ly hợp ma sát Bên cạnh đó, hệ thống xích truyền động giúp cơ cấu chạy dao nhanh chóng, do đó phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc không thể được áp dụng, mà cần sử dụng phương án thứ hai để tạo không gian lắp đặt các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã quyết định sử dụng phương án thứ hai cho lưới kết cấu, nhưng không đủ không gian để lắp đặt các cơ cấu phụ trợ mà không làm máy trở nên cồng kềnh Do đó, chúng tôi đã loại bỏ trục số 4 trong lưới kết cấu và thiết kế thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2.
Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
Do cấu trúc phản hồi của lưới kết cấu có sự biến hình, phương án thứ tự của hộp chạy dao với Z = 3 x 3 x 2 được chia thành 2 phần.
Và Z2 = 2[9] gồm đường truyền trực tiếp và phản hồi.
Hình 2.8 : Sơ đồ lưới kết cấu theo phương án thứ hai
Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh.
Các bước vẽ lưới phản hồi như sau :
- Bước 1 : Giữ nguyên nhóm truyền 1 như hình 2.9.
- Bước 2 : Đến nhóm 2 ta tiến hành giảm tốc ngay.
- Bước 3 : Nhóm 3 tiến hành thực hiện phản hồi từ trục III về trục II Lưới kết cấu phản hồi như sau:
Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỷ số truyền các nhóm. Để vẽ đồ thị vòng quay của hộp chạy dao máy phay ta làm như sau :
- Lấy nguyên lưới kết cấu của hộp chạy dao sang để vẽ đồ thị vòng quay, đặt vào trục III, IV,V của đtvq.
- Dựa vào máy tham khảo ta vẽ các trục I, II phía trên.
- Dựa vào máy tham khảo ta vẽ các trục phía dưới từ trục VI đến trục XIII
- Vẽ các trục dọc biểu thị giá trị từ n1 đến n28
Để tính các giá trị n tiếp theo từ n18, chúng ta sẽ tiếp tục cho đến khi vượt qua giá trị 1440 [vg/ph] Quá trình này sẽ dừng lại tại n28.
- Ghi các giá trị tốc độ từ n1 đến n28 vào phía dưới trục XI (các tốc độ tính toán cụ thể)
- Đặt nđc vào trục I sao cho hợp lý (trong khoảng n27 – n28)
Tham khảo máy tương tự ta chọn i01 = , i02 n02 = nđc i01 i02= 1420 = 314,66[vg/ph]
Hình 2.9: Lưới kết cấu phản hồi Để tiện cho việc biểu diễn và tính toán ta dịch n02 vào điểm n22 = 335[vg/ph]
- Ta đi tính lại tỉ số i02 ,với điều kiện :
Di chuyển lưới kết cấu ở trục III, IV, V sao cho n0 � n 02 � n 22
Tham khảo máy tương tự ta có đường truyền xích chạy dao nhanh từ n01; các nhóm truyền từ trục V đến trục X
Hình 2.10: Đồ thị vòng quay hộp chạy dao n dc 20(v/ph) I
Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm
*Nhóm 3: ta có: f1+g1 = 3 ta có: f2+g2 = 2 ta có: f3+g3 = 3
K = BSCNN của các tổng (fi + gi) => K = 6
Theo tỉ số truyền, bánh răng 1 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm với điều kiện Zmin = 17 Để tính Emin, ta sử dụng cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất và chọn E = 9.
*Nhóm 4 : ta có: f4+g4 = 7 ta có: f5+g5 = 3 ta có: f6+g6 = 21
K = BSCNN của các tổng (fi + gi) => K = 21
Bánh răng 4 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với tỉ số truyền cho phép Zmin = 17 Để tính Emin, ta sẽ dựa vào cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất và chọn giá trị E = 3.
*Nhóm 5: ta có: f7+g7 = 4 ta có: f8+g8 = 7
K = BSCNN của các tổng (fi + gi) => K = 28
Bánh răng 7 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với tỉ số truyền Zmin = 17 Để tính Emin, ta dựa vào cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất và chọn E = 3.
Bảng 2.5: Các cặp bánh răng của từng nhóm truyền so với máy tương đương
Nhóm Tỉ số truyền Máy mới 6H82
Tính sai số lượng chạy dao hộp chạy dao
*Tính cho trục vít chạy dao đứng:
Bảng 2.6: Bảng tính sai số vòng quay trục vít chạy dao đứng n Phương trình xích nt.toán nt.chuẩn Δn(%) n1 1.13 1.12 -0.89 n2 1.42 1.41 -0.71 n3 1.74 1.80 3.33 n4 2.27 2.24 -1.34 n5 2.83 2.80 -1.07 n6 3.49 3.55 1.69 n7 4.53 4.50 -0.67 n8 5.66 5.60 -1.07 n9 6.97 7.10 1.83 n10 9.06 9.00 -0.67 n11 11.33 11.20 -1.16 n12
*Tính cho trục vít chạy dao ngang:
Bảng 2.7: Bảng tính sai số vòng quay trục vít chạy dao ngang n Phương trình xích nt.toán nt.chuẩn Δn(%) n1 3.37 3.35 -0.60 n2 4.21 4.25 0.88 n3 5.18 5.30 2.18 n4 6.74 6.70 -0.60 n5 8.42 8.50 0.88 n6 10.37 10.60 2.18 n7 13.48 13.20 -2.12 n8 16.85 17.00 0.88 n9 20.74 21.20 2.18 n10 26.96 26.50 -1.74 n11 33.70 33.50 -0.60 n12 41.48 42.50 2.41 n13 53.92 53.00 -1.74 n14 67.40 67.00 -0.60 n15 82.95 85.00 2.41 n16 107.84 106.00 -1.74 n17 134.80 132.00 -2.12 n18 165.91 170.00 2.41
Hình 2.11: Đồ thị sai số vòng quay trục vít chạy dao đứng
Sai số n là sai số thực tế của vòng quay so với tiêu chuẩn, và theo đồ thị, sai số này đều nằm trong khoảng cho phép Do đó, các sai số vòng quay của hộp chạy dao vẫn đáp ứng yêu cầu để tiến hành thiết kế máy.
Hình 2.12: Đồ thị sai số vòng quay trục vít chạy dao ngang
Sơ đồ kết cấu hộp chạy dao
Thiết kế các truyền dẫn còn lại
Thiết kế đường chạy dao nhanh:
Sai số lượng chạy dao nhanh là:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
Chọn chế độ tải- xác định sơ bộ công suất động cơ điện- lập bảng tính
Xác định chế độ làm việc giới hạn:
Chế độ làm việc của máy bao gồm các yếu tố quan trọng như chế độ cắt gọt, bôi trơn, làm lạnh và an toàn Để tính toán động lực học, cần xác định rõ chế độ cắt gọt của máy.
Chúng tôi xác định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán cho chế độ cắt thử của máy 6H82Г, được sản xuất bởi nhà máy chế tạo máy công cụ số 1 Hà Nội Trong đó, chế độ cắt thử mạnh là một yếu tố quan trọng cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất và độ bền của máy.
Chế độ gia công: n = 47,5 (v/ph); B = 100mm; t = 12mm; v = 13,5(m/ph); s = 118 (mm/ph); N = 6,3(KW). b, Chế độ cắt thử nhanh
Chế độ gia công: n = 750 (v/ph); B = 50mm; t = 3mm; v = 235(m/ph); s = 750 (mm/ph); N = 8,5(KW). c, Thử li hợp an toàn
Dao thép gió có D = 110mm, z = 8.
Chế độ gia công: n = 47,5 (v/ph); B = 100mm; t = 10mm; s = 118 (mm/ph); MX = 200 (Nm).
Chạy dao nhanh với n = 870 (v/ph), kiểm tra sự trượt với n = 20(v/ph).
3.1.2 Công suất động cơ hộp tốc độ
Xác định công suất động cơ điện yêu cầu độ chính xác cao, tuy nhiên việc tính toán chính xác vẫn là thách thức do khó khăn trong việc xác định điều kiện làm việc và hiệu suất của máy Hiện tại, có hai phương pháp phổ biến được sử dụng để xác định công suất động cơ điện.
Xác định công suất động cơ điện theo hiệu suất tổng.
Sau khi hoàn thành việc chế tạo máy, cần thực hiện các thí nghiệm để xác định công suất động cơ, số vòng quay và các chế độ cắt gọt khác nhau Phương pháp so sánh sẽ được áp dụng để đánh giá tính chính xác Đặc biệt, việc xác định công suất động cơ truyền dẫn chính là một bước quan trọng trong quá trình này.
Lực tác dụng khi gia công được xác định:
Ta có công thức kinh ngiệm để tính lực cắt trung bình (Bảng II,1/IV - 90) Với các hệ số lấy từ chế độ thử mạnh.
Px = 0,3 P0.tg 3 Với máy phay có P0 =0 P max
: là góc nghiêng răng của dao,
Z : số răng SZ (mm/răng),
D : đường kính dao phay B : chiều rộng phay.
Dao phay P18 có D = 100 (mm) , Z = 4, chi tiết gang HRB = 195
Các hệ số cắt tra (Bảng II,1/IV - 90)
Hiệu suất truyền động trục trính ( quay tròn) , chọn = 0,75.
Ta có công suất cắt :
(KW) Công suất cắt trong máy cắt kim loại chiếm 70 80 % công suất động cơ điện, ta tiên hành tính công suất động cơ theo công thức:
Chọn động cơ có N = 7 KW tốc độ n = 1440 (v/ph). b, Lập bảng tính động học hộp tốc độ
Số vòng quay được tính từ nđc = 1440 (v/ph).
Tốc độ vòng quay tính toán
Công suất tiêu hao trên trục:
i là hiệu suất từ động cơ đến trục đang xét
ô = 0,995 : hiệu suất của một cặp ổ lăn.
br = 0,97 : hiệu suất của một cặp bánh răng.
lh = 1 : hiệu suất của ly hợp.
Mô men xoắn trên các trục tính theo công thức:
Mx = 9,55.10 6 (mm). Đường kính sơ bộ của các trục được xác định bởi:
Theo trình tự trên ta tiến hành tính cho từng trục.
- Trục I : nmin = nmax = nđc = 1440 (v/ph).
Ntr = NI. lh br ô = 6,5 (KW), (N.mm),
Ntr = 6,5.lh.br.ô 3/2 = 6,26 (KW), (N.mm),
Ntr = 6,26. lh br ô 3/2 = 6,01 (KW), (N.mm),
Ntr = Nđc. lh br ô 3/2 = 5,76 (KW), (N.mm),
Từ đó, ta lập bảng động học hộp tốc độ:
3.1.3 Công suất động cơ hộp chạy dao
- Ta có hai phương pháp để tính công suất động cơ hộp chạy dao:
- Tính theo tỷ lệ với công suất động cơ chính ( sử dụng đối với các máy dùng chung động cơ).
- Tính theo lực chạy dao Q.
(KW) (II,24 /IV - 94) Trong đó :
Q : lực kéo (N) xác định theo công thức :
Q =k.Px + f’.( Pz +2Py +G ) (II,15 /IV -92) k : hệ số tăng lực ma sát do Px tạo ra, chọn k = 1,4,
Px = 0,3.P0.tg (: góc xoắn dao, = 45 ), f ’ = 0,2,
G : trọng lượng bàn máy , vs : vận tốc chạy dao (m/ph),
cd : hiệu suất truyền động cơ cấu chạy dao, cd 0,15 0,2.
Vì hộp chạy dao có động cơ riêng, nên ta dùng phương pháp 2. a, Xác định lực chạy dao theo công thức kinh nghiệm:
Tra bảng chế độ cắt nhanh.
S = 118 mm/ph Dao phay P18 có D = 90 (mm) , Z = 8, Các hệ số cắt tra (Bảng II,1/IV - 90)
Từ đây ta có công suất động cơ chạy dao:
Chọn động cơ có N = 1,7 KW tốc độ n = 1440 (v/ph). b, Lập bảng tính động học hộp chạy dao
Số vòng quay được tính từ nđc = 1440 (v/ph).
Tốc độ vòng quay tính toán
Công suất tiêu hao trên trục:
Ntr = Nđc i Với i là hiệu suất từ động cơ đến trục đang xét
ô = 0,995 : hiệu suất của một cặp ổ lăn.
br = 0,97 : hiệu suất của một cặp bánh răng.
lh = 1 : hiệu suất của ly hợp.
Mô men xoắn trên các trục tính theo công thức:
Mx = 9,55.10 6 (mm). Đường kính sơ bộ của các trục được xác định bởi:
Theo trình tự trên ta tiến hành tính cho từng trục.
- Trục I : nmin = nmax = nđc = 1440 (v/ph). (v/ph),
Ntr = Nđc. lh ô = 1,65 (KW), (N.mm),
- Trục II : n II = nddc.= 850(v/ph), (v/ph),
Ntr = Nđc. lh br ô = 1,54 (KW), (N.mm),
Ntr = Nđc. lh 2 br ô = 1,44 (KW), (N.mm),
Ntr = Nđc.lh. 2 br.ô = 1,35 (KW), (N.mm),
Ntr = Nđc. lh 4 br ô = 1,19 (KW), (N.mm),
Từ đó, ta lập bảng động học hộp chạy dao:
Trục nmin(v/p) nt(v/p) Ntrục (Kw) Mxtính(Nmm) dsb(cm) dchọn(mm)
Tính toán hộp tốc độ
3.2.1 Tính toán ly hợp chốt an toàn dẫn động từ động cơ chính đến trục I của hộp tốc độ a, Định nghĩa và hoạt động của ly hợp
Ly hơp hợp an toàn dùng để ngăn ngừa quá tải, bảo vệ không cho máy hoặc cơ cấu làm việc với tải trọng quá mức cho phép.
Trong quá trình tính toán ly hợp, để cho máy khỏi dừng một cách ngẫu nhiên, ta thường lấy mô men tính:
Mmax là mô men xoắn giới hạn.
Hoạt động của ly hợp chốt an toàn là truyền mô men xoắn giữa hai nữa ly hợp Khi xảy ra quá tải, chốt sẽ bị cắt đứt, ngăn cản sự nối kết giữa hai nữa ly hợp Để bảo vệ ly hợp khỏi sự tác động của chốt, các bạc được làm bằng thép tôi với độ rắn cao được sử dụng Trong quá trình thiết kế, số lượng chốt thường được xác định từ 1 đến 2 chốt để đảm bảo hiệu quả hoạt động.
- Chọn vật liệu làm chốt:
Vật liệu chốt là thép 45 tôi, có giới hạn bền cắt c = 420 N/mm 2 ;
Vật liệu làm bạc : thép 40X;
- Tính Mt và lực cắt P tác dụng lên chốt.
- Định kích thước chủ yếu của ly hợp.
Với công suất động cơ 7 KW và tốc độ vòng quay 1440 v/ph, đường kính trục lắp ly hợp là 25 mm, trong khi đường kính ngoài của ly hợp cũng được xác định.
D = 3.d = 3.25 = 75 (mm). Đường kính bạc d0 chọn từ lực cắt P = 2785(N) , chọn đường kính của bạc là: d0(mm). Đường kính qua tâm chốt:
Chiều dài của ly hợp:
c : giới hạn bền cắt của chốt, với thép 45, c = 420 N/mm 2 ,
Theo trị số lực cắt P0 và đường kính chốt dc , tra bảng (9-14/V - 241) định các kích thước chủ yếu của của ly hợp : b = 18 , A = 30 , B = 25 (mm).
3.2.2 Thiết kế trục chính và ổ trong hộp tốc độ a, Yêu cầu đối với trục chính
Đảm bảo độ cứng vững.
b, Vật liệu và chế độ nhiệt luyện.
Trục quay trong ổ lăn. b, Điều kiện kỹ thuật
Sai số cho phép về hình dáng, kích thước, dung sai,
Độ nhẵn, độ cứng của trục.
Độ cân bằng cho phép của cổ trục. d, Tính trục chính
Sơ đồ tính toán trục chính:
Các ổ B và C là ổ côn đỡ chặn, trong khi ổ A là ổ bi đỡ cho một dãy Trục gá dao kết nối với trục chính thông qua côn móc K Trước khi tiến hành tính toán trục, cần xác định sơ bộ khoảng cách giữa các ổ và các thành phần lực.
Các lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng trong truyền động bánh răng:
Xác định các thành phần lực cắt theo chế độ cắt thử mạnh.
Tính trục trong mặt phẳng thẳng đứng:
Tách trục gá dao tại K ta có hệ siêu tỉnh bậc 1:
Tách gối D và thay vào đó lực đơn vị X1 = 1:
Biểu đồ Mu do X1 = 1 gây ra :
Biểu đồ Mu do ngoại lực gây ra :
Để xác địn X1 ta dùng phương pháp nhân biểu đồ Veresaghin ta co phương trình chính tắc :
Ta sẽ tìm được các thành phần phản lực tại K.
Từ các giá trị trên ta xác định được các giá trị M’kx , R’ky, R’kx tác dụng lên đầu trục chính.
M x Đưa dàm liên tục về hệ cơ bản đông thời chuyển M’kx , R’ky, R’kx về C ta có:
Biểu đồ moment ngoại lực:
Dấu (-) chỉ M1 ngược chiều với chiều đã chọn trên hình vẻ.
Biểu đồ Mu toàn dầm:
Phản lực tại các gối:
Để vẻ được Mu toàn dầm ta vẻ Mu và lực cắt từng dầm đơn do tải trọng và các moment liên kết tạo nên sau đó ghép lại.
Tính trục trong mặt phẳng nằm ngang
Tương tự như khi tính toán trục trong mặt phẳng thẳng đứng ta tính trục gá dao tại K ta có hệ siêu tỉnh bậc 1:
Tách gối D và thay vào đó lực đơn vị X2 = 1
Biểu đồ Mu do X2 = 1 gây ra :
Biểu đồ Mu do ngoại lực gây ra : Để xác địn X2 ta dùng phương pháp nhân biểu đồ Veresaghin ta có phương trình chính tắc :
Ta sẽ tìm được các thành phần phản lực tại K.
Rk = 20752-7524 = 13228 (N) Đưa dầm liên tục về hệ cơ bản đông thời chuyển M’k , R’k, về C ta có:
Biểu đồ moment ngoại lực:
Biểu đồ Mu toàn dầm:
Phản lực tại các gối:
BẢNG LỰC VÀ MOMENT TRÊN TRỤC CHÍNH R[N]:M[N.m m] A B C E K
Tại B: Đường kính trục tại B :
: d0 là đường kính lỗ rỗng trong trục, chọn =0,5
Tra bảng 72/V - 19 ta có :[]= 75 N.mm 2
Mx = 700739 (N.mm) Đường kính trục tại C :
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn ( tại C).
Hệ số an toàn tính theo công thức :
Trong đó : n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp.
( 7-6/V-121). n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp.
Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng.
Ứng suất xoán thay đổi theo chu kì mạch động vì trục làm việc một chiều:
và là hệ số an toàn xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi: đối với thép cacbon trung bình có:
: hệ số tăng bền bề mặt trục:
, : hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục tới giới hạn mỏi: theo( 7-4/V-123).
Theo bảng (7-6/V125) tra theo b có: k = 1,76 k = 1,33
Với : [n] = 2,53 Ta thấy n nằm trong giới hạn cho phép không cần tính lại độ cứng vững của trục.
- Tính then: Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến đông thời truyền moment xoắn ta dùng then. Đường kính chổ lắp then d = 65 mm.
Chọn kích thước then theo bảng (7-23/V-143). b mm. h = 11 mm. t =5,5 mm. t1 =5,6 mm. k =6,8 l P mm
Kiểm nghiệm sức bền dập của then theo công thức:
Kiểm nghiệm sức bền cắt của then theo công thức: (7-11/V-139).
c < [ c ] e, Chọn ổ trục cho trục chính
Chọn kích thước, loại ổ lăn theo hệ số khả năng làm việc và tải trọng tĩnh.
Hệ số khả năng làm việc C được tính theo công thức :
Q: tải trọng tĩnh (daN). n: số vòng quay của ổ (v /p). h: thời gian làm việc (h).
Với n = 78 (v/p) , h = 10 4 (h). Đường kính ổ trục tai B và C khác nhau nên ta tính chọn hai ổ Công thức tính Q cho ổ đũa nón đở chặn:
Q = (0,6.Kv R + m.At).Kn.Kt (8-7/V-160) Trong đó :
Kt : hệ số tải trọng động.
Kn : hệ số nhiệt độ.
Kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ là quay.
Kv = 1 (bảng8-5/V-162). m : hệ số chuyể tải dọc trục về lực hướng tâm. m = 1,5 (bảng8-2/V-161).
At : ttổng lực chiều trục: Để tính At ta tính các phản lực RB và RC trước:
Như vậy ổ B chịu lực dọc trục ta tính chọn ổ tại B:
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ:
C = Qtđ (n.h) 0,3 = 1579 (78,5.10 4 ) 0,3 = 92662 Dựa vào bảng (18P/V-348) ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn loại 7309 có: d = 45 mm
- Chọn ổ tại C: Ổ C coi như chịu lực dọc trục khi đảo chiều nên :
Dựa vào bảng (18P/V-348) ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn loại 7513 có: d = 65 mm
- Chọn ổ tại A: Ổ A không chịu lực dọc trục mà chỉ chịu lực hướng tâm nên :
Dựa vào bảng (14P/V-345) ta chọn ổ bi đỡ một dãy loại 109 có: d = 45 mm
3.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ trong hộp tốc độ
Tính cặp bánh răng imin của nhóm II(20/52) a, Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ : thép 35X có cơ tínhnhư sau:
(giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm).
Bánh răng lớn : thép 55 thường hóa có cơ tínhnhư sau
( giả thiết đường kính phôi 100 300 mm). b, Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn.
Nta2 = N = 60u.n2.T (3-3/V42) n, u, T là số vòng quay, số lần ăn khớp của 1 bánh răng trong 1 vòng, thời gian làm việc của máy. u = 1 số lần ăn khớp khi răng quay 1 vòng.
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất kN ’ của hai bánh răng đều là 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
[]tx2 = 2,6.220 = 572 N/mm 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[] tx1 = 2,6.210 = 546 N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là []tx2 = 546 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép:
Giới hạn mỏi trong mỗi chu kỳ đối xứng của thép 45 là -1 = 0,43.750 22,5 N/mm², trong khi của thép 35 là -1 = 0,43.640 '5,2 N/mm² Hệ số an toàn được xác định là n = 1,5, và hệ số tập trung ứng suất uốn chân răng là k = 1,2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ cũng cần được tính toán dựa trên các thông số này.
[] u1 = N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
[]u2 = N/mm 2 c, Xác định moduyl của bánh răng
Ta có công thức tính sức bền tiếp xúc với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
k là hệ số tải trọng , k = 1,3 1,5 chọn k = 1,3
A là hệ số chiều rộng bánh răng , chọn A =0,45. n2 là tốc độ vòng quay của bánh răng bị động, n2 = 188 (v/ph)
N là công suất của bộ truyền : N = 6,01 KW i= 50/20 = 2,5
Chọn m = 3,5 (mm). d, Các thông số hình học của bộ truyền
Số răng Z1 = 20 , Z2 = 50. Đường kính vòng chia:
Chiều rộng bánh răng b = 20 (mm). Đường kính vòng đỉnh: de1 = d1 +2m = 70+23,5 = 77 (mm) de2 = d2 + 2m = 175+23,5 = 182 (mm) Đường kính vòng chân:
e, Kiểm ngiệm sức bền uốn của răng
Ztđ1 = Z1 = 20 , Ztđ2 = Z2 = 50 Kiểm nghiệm theo công thức :
Hệ số dạng răng tra bảng được xác định với y = (3-18/V-52), với y1 = 0,392 và y2 = 0,49 Hệ số tải trọng k là 1,3, trong khi moduyl bánh răng m là 3,5 và bề rộng bánh răng b là 20 mm Bài viết này sẽ kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ.
[] = 179,6 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh lớn :
3.2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ trong hộp tốc độ
Tính cặp bánh răng imin của nhóm II(18/72)
Ta có các số liệu ban đầu như sau:
Công suất truyền động 1,7 KW
Tốc độ vòng quay n = 1440 (v/ph),
Yêu cầu làm việc trong10 năm,làm việc1 ca / 1 ngày,1 ngày giờ, 1 năm làm việc 310 ngày a, Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ : thép 40XH có cơ tính như sau
Bánh răng lớn : thép 40X có cơ tính như sau
b = 780 N/mm 2 , ch = 500 N/mm 2 , HB = 230. b, Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn.
Ntđ2 = N`.u.n2.T n, u, T là số vòng quay, số lần ăn khớp của 1 bánh răng trong 1 vòng, thời gian làm việc của máy. u = 1 số lần ăn khớp khi răng quay 1 vòng.
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất kN ’ của hai bánh răng đều là 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
[] tx2 = 2,6.230 = 598 N/mm 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[]tx1 = 2,6.250 = 600 N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là []tx2 = 598 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép:
Giới hạn mỏi trong mỗi chu kỳ đối xứng của thép 40XH được xác định là σ -1 = 0,45.1000 E0 N/mm², trong khi đối với thép 40X, giới hạn này là σ -1 = 0,45.780 50 N/mm² Hệ số an toàn n được thiết lập là 1,5, và hệ số tập trung ứng suất uốn chân răng k là 1,2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ cần được tính toán dựa trên các thông số này.
N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
N/mm 2 c, Xác định moduyl của bánh răng
Ta có công thức tính sức bền tiếp xúc với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: k là hệ số tải trọng , k = 1,3 1,5
A là hệ số chiều rộng bánh răng , chọn A =0,4. n2 là tốc độ vòng quay của bánh răng bị động, n2 = 78,5 (v/ph)
N là công suất của bộ truyền : N = 5,76 KW i= 72/18 = 4
Chọn m = 4 (mm). d, Các thông số hình học của bộ truyền
Số răng Z1 = 18 , Z2 = 72. Đường kính vòng chia:
Chiều rộng bánh răng b = 30 (mm). Đường kính vòng đỉnh: Đường kính vòng chân:
e, Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Kiểm nghiệm theo công thức :
Với y là hệ số dạng răng tra bảng: y1 = 0,392 y2 = 0,511 k là hệ số tải trọng : k = 1,3 m là moduyl bánh răng : m =4 b là bề rộng bánh răng : b = 30(mm)
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ :
[] = 375 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh lớn :
3.2.5 Tính trục III trong hộp tốc độ a, Sơ đồ tính toán l1 = 0,5l + f1 + f + 1,5b l2 = 5f + 7b l3 = 0,5l + f + f1 + 1,5b f = 3mm : khe hở để bảo vệ. f1 : khoảng hở ch phép giữa mép ổ với bánh răng: f1 = 5 (mm). l : chiều dài ổ : l = 16 mm : n-n
RBYB b : chiều rộng bánh răng :b = 20 (mm).
l1 = 46 (mm). l2 = 155 (mm). l3 = 46 (mm). b, Tính gần đúng trục.
Xác định lực tác dụng lên trục:
- Xác định phản lực tại các gối:
Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:
Chọn thép làm trục là thép 45 tôi có b 850(N/mm 2 ), -1 340(N/mm 2 )
Chọn đường kính d cho cả trục là 32mm.
Với [] tra bảng (7-2/V-119): [] = 80 (N/mm 2 ) c, Tính chính xác trục
Chúng ta chọn đường kính cả trục dựa trên đường kính tại tiết diện nguy hiểm nhất, vì vậy chỉ cần kiểm tra lại các trục tại vị trí nguy hiểm nhất, cụ thể là tại m-m.
Tương tự tính trục ở phần tính trục chạy dao ta có:
Tra bảng (7-3b) với đường kính trục 32mm :
Bộ truyền làm việc một chiều:
Chọn hệ số tăng bền : = 1 (không tăng bền).
Chọn các hệ số : (bảng 7-4/V-123)
K = 1,9 n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp. n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp.
Hệ số an toàn thường lấy (1,52,5) thỏa mãn.
Vì tính chính xác trục tại tiết diện lớn nhất (n-n) chọn trục có tiết diện là 32mm là hơp lý Không cần kiểm tra tại tiết diện (m-m).
- Sơ đồ trục Ổ không chịu lực dọc trục mà chỉ chịu lực hướng tâm nên :
RA RB Tính chọn ổ cho trục tại B:
Dựa vào bảng (14P /V-339) Chọn ổ bi đỡ một dãy loại 306 có : d = 30 mm ; D = 72 mm ;B = 19 mm ;Cbảng = 40.000
Tính toán hộp chạy dao
3.3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ hộp trong chạy dao
Tính cặp bánh răng imin của nhóm II(18/40)
Truyền động bánh răng là một giải pháp phổ biến trong ngành chế tạo máy nhờ vào những ưu điểm nổi bật như kích thước nhỏ gọn, khả năng tải trọng lớn, hiệu suất vận hành cao, và tỷ số truyền ổn định, đảm bảo tính chắc chắn và độ bền lâu dài.
Để thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta có các số liệu ban đầu như sau:
Công suất truyền động 1,7 KW,
Tốc độ vòng quay n = 1420 (v/ph),
Yêu cầu làm việc trong 10 năm, làm việc 1 ca / 1 ngày, 1 ngày 8 giờ, 1 năm làm việc 310 ngày a, Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hóa có cơ tínhnhư sau
(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm).
Bánh răng lớn : thép 40 thường hóa có cơ tínhnhư sau
(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 100 300 mm). b, Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn.
Ntđ2 = N = 60.u.n2.T n, u, T là số vòng quay, số lần ăn khớp của 1 bánh răng trong 1 vòng, thời gian làm việc của máy. u = 1 số lần ăn khớp khi răng quay 1 vòng. n2 = 220 (v/p)
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất kN ’ , kN ” của hai bánh răng đều là 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
[]tx2 = 2,6.190 = 494 N/mm 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[]tx1 = 2,6.200 = 520 N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là []tx2 = 494 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép:
-1 là giới hạn mỏi trong mỗi chu kỳ đối xứng với thép 45 : -1 = 0,43.600 %8 N/mm 2 với thép 35 : -1 = 0,43.500 !5 N/mm 2 n là hệ số an toàn , n = 1,5
K là hệ số tập trung ứng suất uốn chân răng :đối với thép K = 1,2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
N/mm 2 c, Xác định moduyl của bánh răng
Ta có công thức tính sức bền tiếp xúc với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
k là hệ số tải trọng , k = 1,3 1,5
A là hệ số chiều rộng bánh răng , chọn A =0,4. n2 là tốc độ vòng quay của bánh răng bị động, n2 = 220 (v/ph)
N là công suất của bộ truyền : N = 1,35 KW i= 40/18 = 2,2
Chọn m = 3 (mm). d, Các thông số hình học của bộ truyền
Chiều rộng bánh răng b = 20 (mm).
. e, Kiểm ngiệm sức bền uốn của răng
Kiểm nghiệm theo công thức :
Với y là hệ số dạng răng tra bảng: y1 = 0,367 y2 = 0,472 k là hệ số tải trọng : k = 1,3 m là moduyl bánh răng : m =3 b là bề rộng bánh răng : b = 20(mm)
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ :
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh lớn :
3.3.2 Tính toán thiết kế trục IV a, Sơ đồ trục
Chiều dài trục được xác định sơ bộ với các công thức như sau: l1 = 0,5l + f1 + 0,5b, l2 = 5f + f2 + f3 + 6b, và l3 = 0,5l + 3f + f1 + 3,5b Trong đó, f là khe hở bảo vệ (f = 0,5 mm), f1 là khe hở giữa ổ và bánh răng (f1 = 10 mm), l là chiều dài ổ (l = 1,25d, với d = 35 mm, do đó l = 44 mm), b là chiều rộng bánh răng (b = 20 mm), f2 là bề rộng để lắp cần gạt (f2 = 25 mm), và f3 là chiều dài li hợp (f3 = 2d = 70 mm).
l1 = 0,5.44 + 10 + 0,5.20 = 42 (mm). l2 = 5.5 + 25 + 70 + 6.20 = 240 (mm). l3 = 0,5.44 + 3.5 + 10 + 3,5.20 = 115 (mm). b, Tính gần đúng trục
- Xác định lực tác dụng lên trục:
R Bx có chiều ngược lại so với hình vẽ.
- Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm: Tại n-n:
Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:
Với [] tra bảng (7-2/V-119) : [] = 80 (N/mm 2 ) c, Tính chính xác trục
Hệ số an toàn tính theo công thức :
Trong đó : n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp. n : hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp.
+ -1 , -1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng có thể lấy gần đúng.
Với trục làm thép 40X tôi có b = 1000 (N/mm 2 )
Trong bài viết này, chúng ta xem xét ứng suất pháp và ứng suất tiếp trong tiết diện của trụ, với công thức tính toán là -1 = 0,25.1000 = 250 (N/mm²) Ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động do trục quay một chiều, trong đó ứng suất tiếp b được xác định là 1000 (N/mm²).
Chọn hệ số tăng bền : = 1 (không tăng bền).
Chọn các hệ số : (bảng 7-4/V-123)
Hệ số an toàn thường lấy (1,52,5) thỏa mãn.
Vì tính chính xác trục tại tiết diện lớn nhất (n-n) chọn trục có tiết diện là 30mm Không cần kiểm tra tại tiết diện (m-m). d, Tính chọn ổ lăn
P2 Ổ không chịu lực dọc trục mà chỉ chịu lực hướng tâm nên :
RA RB Tính chọn ổ cho trục tại A:
Dựa vào bảng 14P /V-339 Chọn ổ bi đỡ một dãy loại 405 có : d = 30 mm
3.3.3 Tính toán li hợp ma sát nhiều đĩa a, Định đường kính bề mặt làm việc của các đĩa
Để tính toán li hợp ma sát nhiều đĩa, cần xác định hệ số ma sát của vật liệu làm đĩa ma sát và đảm bảo cấu trúc li hợp phù hợp Dựa trên những yếu tố này, chúng ta có công thức kinh nghiệm để tính đường kính trung bình của đĩa ma sát.
Trong đó: d: đường kính trục lắp li hợp : d = 35 mm
Chọn Dtb = 90 mm. Đường kính ngoài của đĩa trong : D = 1,25.Dtb
Chọn D = 115 mm. Đường kính trong của đĩa ngoài : D1 = 0,75.Dtb
Chọn D1 = 70 mm. b,Chọn vật liệu và chế độ bôi trơn
Bề mặt ma sát giữa các đĩa là gang với pheredo, có:
Ap suất cho phép trên đĩa : [p] = 0,25 (N/mm 2 ).
Chế độ bôi trơn : được bôi trơn. c, Số bề mặt làm việc
: bề rộng hình vành khăn của bề mặt ma sát. Tính Mx với số vong quay chạy dao nhanh:
Chọn theo điều kiện bôi trơn ta lấy Z = 15.
Số đĩa trong: d, Tính lực ép cần thiết lên các đĩa
3.3.4 Tính vít me đai ốc chạy dao dọc a, Chọn vật liệu
Vít me : Thép 45 có cơ tính:
HRC = 50 56 Đai ốc : đồng thanh thiếc. b, Cơ sở tính toán.
Ta tính vít me đai ốc theo các yếu tố sau : Độ bền mòn của vít me đai ốc.
Sức bền của vít me đai ốc. Độ ổn định của trục vít me. Độ cứng vững.
Trong đó : Tính theo độ bền mòn là phương pháp cơ bản để xác định kích thước của vít me đai ốc.
Tính theo độ bền mòn:
Phương pháp tính độ bền mòn là một phương pháp quan trọng trong việc tính toán các bộ truyền vít me đai ốc Để giảm thiểu mòn, cần đảm bảo áp suất p trên mặt ren không vượt quá giá trị cho phép [p].
Fa : lực dọc trục (N). d2 : đường kính trung bình của vít me (mm). h : chiều cao làm việc của ren (mm): h = h t. t : bước ren. x : số vong ren của đai ốc :
Thay h = h t và vào (*) ta có :
(**) Đặt H = .d2 thay vào (**) ta có công thức xác định đường kính trung bình d2 có dạng.
Px, Pz , Py : Thành phần lực cắt.
G : Trọng lượng phần di động.
: Hệ số ma sát thu gọn trên bàn máy.
K: Hệ số tăng lực ma sát do Px gây moment lực.
Thành phần lực cắt Px, Pz , Py tính theo chế độ cắt thử mạnh trong trường hợp phay nghịch ta có:
Ta tính được Fa = 34616 (N) thay vao (***) ta có:
Các thông số khác: t = 6 (mm). h = 0,5.t = 3 (mm).
Tính chiều cao đai ốc theo (*) ta có :
Hệ số chiều cao đai ốc:
Với khoảng cho phép = 1,2 2,5 thỏa mản. c, Kiểm tra độ bền
Khi làm việc với tải trọng lớn chịu kéo, nén và xoắn đồng thời, cần tính toán ứng suất tương đương Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất, ứng suất tương đương phân bố tại tiết diện ngang nguy hiểm được xác định một cách chính xác để đảm bảo độ bền của vật liệu.
tđ: ứng suất tương đương.
: ứng suất do lực dọc trục tạo ra.
:ứng suất tiếp do moment xoắn gây nên. d1: đường kính trong của ren vít: d1 & (mm).
Trong đó: Hiệu suất của trục vít được tính:
: góc nâng của ren vít.
= arctg : góc ma sát Đối với vít me được bôi trơn = 0,1 do đó = arctg(0,1) = 5 0 40’.
Ta tính được : Ứng suất tương đương:
tđ < [] là thỏa mản. d, Kiểm tra điều kiện ổn định
Ta kiểm nghiệm vít có chiều dài bất kì theo điều kiện chung về bền và ổn định: (14-8/III-46).
[ n ] : ứng suất nén cho phép.
: hệ số giảm ứng suất cho phép tra bảng theo
Chọn = 0,82 (IV/II-46). Ứng suất nén:
3.3.5 Tính toán ly hợp vấu trên trục IV
Ly hợp vấu bao gồm hai nửa ly hợp có các vấu ở mặt bên Khi kết nối, các vấu của hai nửa ly hợp sẽ gài vào nhau, giúp truyền chuyển động quay và mômen xoắn từ trục này sang trục khác.
Tiết diện vấu trong máy cắt kim loại có nhiều hình dạng khác nhau như tam giác, chữ thập và hình thang Tuy nhiên, loại ly hợp vấu thường được sử dụng trong máy cắt kim loại chủ yếu có tiết diện hình thang.
Trình tự tính toán: Định kích thước của ly hợp. Đường kính ngoài: D = (1,82,2) d
D: đường kính trục lắp ly hợp d = 30mm D = 54 75 Chọn D = 65mm.
Chiều dài toàn bộ ly hợp:
L = (34) d = 90 120 (mm) Chọn L = 100 mm. Đường kính trong của ly hợp:
D1 = D - 2a a: chiều rộng vấu, tra bảng (9-12/V-135) ta có a = 10mm
D 1 = 65 - 2 10 = 45 (mm) Đường kính trung bình của ly hợp:
Góc nghiêng bề mặt làm việc của vấu = 5 0
Chiều dài chân vấu: h: chiều cao vấu ; Z: số vấu
Tra bảng (9-12/V-235), ta có: h = 4mm; Z = 9
- Chọn vật liệu làm ly hợp là thép 20 Cr.
- Kiểm nghiệm ứng suất dập trên bề mặt làm việc của vấu theo điều kiện:
Trong đó = 0,5 0,75 Chọn = 0,6 (: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng).
Vì vật liệu làm ly hợp là thép 20Cr và đóng ly hợp khi trục không quay nên 95 (N/mm 2 )
Kiểm nghiệm sức bền uốn của vấu:
Trong đó: : mômen cản uốn của tiết diện vấu.
MỘT SỐ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KHÁC
Hệ thống điều khiển hộp tốc độ
Thiết kế hệ thống điều khiển hộp tốc độ dùng đĩa lỗ:
1’ , 2’ là hai đĩa có lỗ đắt song song Mặt đĩa có khoan thủng các lỗ trên các vòng tròn đồng tâm
Hệ thống hoạt động theo nguyên lý: khi kéo đĩa ra khỏi chốt 1,2 và quay đĩa một góc cần thiết, đĩa sẽ được đẩy vào tùy thuộc vào việc có lỗ hay không Quá trình này sẽ tác động lên các chốt 1 hoặc 2, làm quay bánh răng 3 Bánh răng 4, gắn cùng trục với bánh răng 3, sẽ quay theo và khiến thanh răng 5 di chuyển Trên thanh răng 5 có lắp đặt càng gạt, giúp gạt khối bánh răng di trượt.
VỊ TRÍ ĂN KHỚP TRÁI VỊ TRÍ ĂN KHỚP PHẢI VỊ TRÍ GIỮA
LƯỚI KẾT CẤU HỘP TỐC ĐỘ
Khối bánh răng ba bật trên trục IV được tách thành 2 khối B và C để tiện bố trí tay gạt.
Xát định hành trình gạt của 4 khối bánh răng phụ thuộc vào kết cấu bố trí hệ thống điều khiển:
+ Khối A có ba vị trí làm việc: TRÁI- GIỮA- PHẢI (T-G-P) mỗi lần gạt là 50mm, hành trình gạt chung là LA = 100mm.
+ Khối B có ba vị trí làm việc: GIỮA (không làm việc)- TRÁI- PHẢI (G-T-P) mỗi lần gạt là 25mm, hành trình gạt chung là LB = 50mm.
+ Khối C có hai vị trí làm việc: TRÁI(làm việc)- PHẢI(không làm việc) mỗi lần gạt là 25mm, hành trình gạt chung là LC = 25mm. n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18
+ Khối D có hai vị trí làm việc: TRÁI - PHẢI mỗi lần gạt là 50mm, hành trình gạt chung là LD = 50mm.
Hai khối B và C có liên quan với nhau, khi khối B ở vị trí ăn khớp thì khối C ở vị trí không ăn khớp và ngược lại.
Chọn khoảng cách hai đĩa l= 25 mm
Chiều dài chốt khối A là 50mm
Chiều dài chốt khối B là 25mm
Chiều dài chốt khối C là 25mm
Chiều dài chốt khối D là 50mm
Với khoảng cách hai đĩa là 25 nên các khối bánh răng B, C, D không dùng bánh răng khuếch đại.
Khối A dùng bánh răng khuếch đại, với hệ số khuếch đại K Số tay gạt là 4
Số thanh răng đẩy kéo ( chốt 1-2) là 8
Số hàng lỗ trên đĩa là 4x2 = 8 hàng
Dựa vào lưới kết cấu và phương án không gian, chúng ta xác định sự thay đổi thứ tự ăn khớp của các tỷ số truyền theo vị trí của các khối bánh răng trong hộp tốc độ Các tỷ số truyền được tính toán như sau: n1 = nđc.io i1 khối A phải i4 khối B trái i7 khối D phải; n2 = nđc.io i2 khối A trái i4 khối B trái i7 khối D phải; n3 = nđc.io i3 khối A giữa i4 khối B trái i7 khối D phải; n4 = nđc.io i1 khối A phải i5 khối C trái i7 khối D phải; n5 = nđc.io i2 khối A trái i5 khối C trái i7 khối D phải; n6 = nđc.io i3 khối A giữa i5 khối C trái i7 khối D phải; n7 = nđc.io i1 khối A phải i6 khối B phải i7 khối D phải; n8 = nđc.io i2 khối A trái i6 khối B phải i7 khối D phải; n9 = nđc.io i3 khối A giữa i6 khối B phải i7 khối D phải; n10 = nđc.io i1 khối A phải i4 khối B trái i8 khối D trái; n11 = nđc.io i2 khối A trái i4 khối B trái i8 khối D trái; n12 = nđc.io i3 khối A giữa i4 khối B trái i8 khối D trái; n13 = nđc.io i1 khối A phải i5 khối C trái i8 khối D trái; n14 = nđc.io i2 khối A trái i5 khối C trái i8 khối D trái; n15 = nđc.io i3 khối A giữa i5 khối C trái i8 khối D trái; n16 = nđc.io i1 khối A phải i6 khối B phải i8 khối D trái; n17 = nđc.io i2 khối A trái i6 khối B phải i8 khối D trái; n18 = nđc.io i3 khối A giữa i6 khối B phải i8 khối D trái.
Ta lập bảng tuần tự sau: ni KHỐI A KHỐI B KHỐI C KHỐI D
Vị trí Đĩa I Đĩa II
Vị trí Đĩa I Đĩa II
Vị trí Đĩa I Đĩa n1 P O II
P : khối bánh răng ở vi trí ăn khớp bên phải
T : khối bánh răng ở vi trí bên trái
G :khối bánh răng ở vi trí giữa ( ăn khớp cho khối ba bậc không ăn khớp cho khối hai bậc)
X : không có lỗ trên đĩa
Hàng trên ứng với chốt 1, hàng dưới ứng với chốt 2
Sử dụng bảng để xác định vị trí các lỗ trên đĩa, bao gồm các thông số như đường kính lỗ, đường kính vòng tròn qua tâm các lỗ, góc giữa đường chuẩn và tâm các chốt, cùng với đường kính đĩa, được xác định dựa trên kết cấu cụ thể của máy.
Một số tính toán cụ thể như sau:
+ Điều kiện bố trí các lỗ trên vòng tròn đĩa:
Có 18 cấp tốc độ, do đó các vi trí liên tiếp ( có lỗ hay không có lỗ) đều cách nhau một góc là Để các lỗ không cắt nhau thì:
R: đường kính vòng tròn qua tâm các lỗ d : đường kính chốt, lấy d = 8 mm
Hình vẽ mô tả các đĩa lỗ điều khiển tốc độ quay theo chiều kim đồng hồ, với vị trí xuất phát của các hàng lỗ trùng khớp với các chốt Tốc độ quay sẽ tăng dần theo hướng kim đồng hồ.
Hệ thống điều khiển hộp chạy dao
Thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao dùng đĩa lỗ:
LƯỚI KẾT CẤU HỘP CHẠY DAO
Sơ đồ động hộp chạy dao
2[9] i1 i2 i3 i4i5 i6 i7 i8 nS1 nS2 nS3 nS4 nS5 nS6 nS7 nS8 nS9 nS10 nS11 nS12 nS13 nS14 nS15 nS16 nS17 nS18
* Xác định hành trình gạt của hai khối bánh răng và ly hợp M phụ thuộc vào kết cấu cụ thể trong bố trí hệ thống điều khiển.
Khối A có ba vị trí làm việc: TRÁI- GIỮA- PHẢI mỗi lần gạt là 25mm, hành trình gạt LA = 50mm.
Khối B có ba vi trí làm việc : TRÁI- GIỮA- PHẢI mỗi lần gạt là 25mm, hành trình gạt LB = 50mm.
Ly hợp M (khối C) có hai vị trí đóng và mở ly hợp tương ứng với hai vị trí:
TRÁI: đóng ly hợp thực hiện đường truyền phản hồi.
PHẢI: mở ly hợp thực hiện đường truyền trực tiếp mỗi lần gạt là 25mm hành trình gạt LC = 25mm
Số thanh răng đẩy kéo là 3x2 =6
Chiều dài chốt thanh răng khối A và B là 50mm
Chiều dài chốt thanh răng khối C là 25mm
* Vị trí ăn khớp của các khối bánh răng trong việc thực hiện số cấp tốc độ chạy dao trong hộp chạy dao:
Bài viết này trình bày các cấu trúc khối C trái và phải với các thông số n1 đến n18 từ nđc.io Cụ thể, khối C trái n1 đến n10 được xác định bởi các vị trí khối A và B khác nhau, như n1 = nđc.io i1 khối A trái i4 khối B giữa i7.i8.i9 cho đến n10 = nđc.io i1 khối A trái i4 khối B giữa i9 Tương tự, khối C phải từ n11 đến n18 cũng được mô tả với các cấu trúc tương ứng, ví dụ n11 = nđc.io i1 khối A trái i5 khối B phải i9 và n18 = nđc.io i3 khối A giữa i6 khối B trái i9 Các cấu trúc này thể hiện sự phân bố và tương tác giữa các khối trong hệ thống.
Ta lập bảng tuần tự sau: nsi
Vị trí Đĩa I Đĩa II
Vị trí Đĩa I Đĩa ns1 T X II
T: vị trí của khối bánh răng hay li hợp ở bên trái
P : vị trí của khối bánh răng hay li hợp ở bên phải
G : vị trí của khối bánh răng ở giữa
X : không có lỗ trên đĩa
Số thanh răng đẩy kéo ( chốt 1-2) là 6
Số hàng lỗ trên đĩa là 6 hàng (3x2) Để giảm số hàng lỗ và thời gian gia công, đồng thời đơn giản hóa kết cấu cho việc đóng mở ly hợp M (khối C), ta không sử dụng lỗ trên đĩa mà thay vào đó tạo ra một phần gờ có chiều cao bằng hành trình gạt của khối C g Đĩa I có gờ và không có gờ trên đĩa I, với hàng trên dành cho chốt 1 và hàng dưới cho chốt 2.
Hình vẽ các lỗ điều khiển trên hộp chạy dao
Hệ thống bôi trơn, làm mát, hệ thống điện
4.3.1 Tính toán thiết kế hệ thống bôi trơn
Hệ thống bôi trơn có vai trò quan trọng trong việc giảm ma sát, tăng độ bền của các bề mặt ma sát và duy trì nhiệt độ hoạt động ổn định Thiết kế hợp lý của hệ thống bôi trơn không chỉ bảo vệ độ chính xác ban đầu của máy mà còn kéo dài tuổi thọ sử dụng của thiết bị.
Các cặp ma sát sau đây của máy sẽ được bôi trơn:
+ Sống trượt + Bộ truyền bánh răng + Ổ bi
Hệ thống bôi trơn cần thiết phải cung cấp đủ lượng dầu cho các bề mặt làm việc, bao gồm các bộ phận cung cấp dầu, làm sạch dầu và kiểm tra chất lượng dầu thường xuyên.
Hệ thống bôi trơn tập trung trong các máy công cụ mới mang lại hiệu quả tự động, giúp tiết kiệm chi phí và đảm bảo độ tin cậy cao Phương pháp bôi trơn này không chỉ kinh tế mà còn rất tiện lợi cho người sử dụng.
Phương pháp dẫn dầu phụ thuộc vào lượng dầu bôi trơn cần thiết Đối với lượng dầu nhỏ, có thể sử dụng mắt dầu nhỏ giọt Trong trường hợp cần dẫn lượng dầu lớn đến các bề mặt công tác, bơm có kết cấu đơn giản thường được sử dụng.
Nguyên lí làm việc: dầu được bơm từ bơm pittong dẫn đến các bề mặt cần bôi trơn.
Việc xác định lượng dầu bôi trơn cần thiết cho các bộ phận máy là một thách thức, vì dầu bôi trơn quá nhiều có thể gây ra tổn thất phụ, tăng nhiệt độ và làm nóng các bộ phận Lượng dầu cần thiết cũng có thể thay đổi theo thời gian do mòn và khe hở giữa các cặp ma sát Để điều chỉnh lượng dầu, các bộ phận phân lượng dầu thường được đưa vào hệ thống bôi trơn Trong hệ thống bôi trơn tuần hoàn, dầu sau khi đi qua các cặp ma sát sẽ được lọc sạch qua bộ phận lọc dầu, với các loại lọc phổ biến như màng mỏng, nỉ và lưới lọc Để đảm bảo hệ thống bôi trơn hoạt động hiệu quả, việc kiểm tra định kỳ là cần thiết, thường thông qua việc đặt mắt dầu để theo dõi mức dầu trong thùng và các cặp ma sát.
Xác định lưu lượng bơm dầu dựa trên cân bằng nhiệt, với giả thiết rằng nhiệt lượng sinh ra từ ma sát ở các cặp ma sát bằng với nhiệt lượng hấp thụ của chất lỏng bôi trơn Nhiệt lượng phát sinh từ các bề mặt ma sát chỉ có thể được tính toán bằng phương pháp gần đúng.
Nhiệt lượng toả ra ở các cặp ma sát được tính theo công thức:
N: công suất ở các cặp ma sát.
: hiệu suất tất cả các cặp ma sát được bôi trơn.
Nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn được tính theo công thức:
Q: Lưu lượng chât lỏng bôi trơn cháy qua [l/p] c : nhiệt dung riêng của dầu ( c 0,4 kcal/kg o C)
: khối lượng riêng của của dầu [kg/dm 3 ] ( 0,9)
t: hiệu nhiệt độ của dầu ra và vào bề mặt ma sát [ o C]
Cân bằng hai phương trình (1), (2) ta được công thức gần đúng:
Trong đó: k: hệ số phụ thuộc vào sự hấp thu nhiệt của dầu.
N.(1 - ): công suất mất mát trong các cơ cấu được bôi trơn. a) Dầu bôi trơn
Nguyên tắc chung khi lựa chọn dầu bôi trơn là:
Khi tải trọng giảm, vận tốc tương đối giữa các bề mặt ma sát tăng lên, và nếu nhiệt độ thấp, thì cần sử dụng dầu có độ nhớt thấp hơn.
Những chi tiết điển hình của máy được bôi trơn như sau:
+ Ổ trục chính của máy dùng hỗn hợp của 90% dầu hoả và 10% dầu hay dầu công nghiệp 12.
+ Bánh răng trụ dùng dầu công nghiệp 20, 45, 50.
+ Vít me dùng dầu công nghiệp 45, 50 hay dầu xi lanh nhẹ 11.
Ngoài các loại dầu khoáng chất ra, người ta thường dùng mỡ để bôi trơn
Mỡ có hệ số ma sát cao hơn dầu, cho phép nó chịu tải trọng lớn mà không bị quá nóng hay dính Bên cạnh đó, mỡ có giá thành rẻ hơn và dễ dàng bảo vệ chống bẩn hơn so với dầu.
Do đó người ta thường thay thế dầu bằng mỡ đặc.
Các loại mỡ sau đây thường được dùng để bôi trơn ổ bi trong máy công cụ:
+ Mỡ vạn năng có nhiệt độ chảy thấp: YH
+ Mỡ vạn năng có nhiệt độ chảy trung bình: YC2, YC3
+ Mỡ vạn năng có nhiệt độ chảy cao: YT1, YTB ( mỡ chịu lạnh) b) Tính cho hộp tốc độ
Lưu lượng dầu bôi trơn cần cho hộp tốc độ:
Thể tích thùng chứa dầu:
V = 5.Q = 5.2,25 l Vận tốc dòng chảy trong ống có thể lấy: v = 1m/s c) Tính cho hộp chạy dao
Trong hộp chạy dao có hai chế độ bôi trơn:
+ Bôi trơn liên tục dùng trong hộp biến tốc
+ Bôi trơn không liên tục dùng bôi trơn các sống trượt, vít me-đai ốc. Lưu lượng dầu bôi trơn:
4.3.2 Tính toán hệ thống làm mát Để giảm nhiệt lượng sinh ra khi gia công, làm tăng tuổi thọ của dao hay đồ gá, người ta dùng chất lỏng trơn nguội để tưới vào vùng cắt.
Tác dụng của chất lỏng làm nguội khi tướivào vùng cắt là:
Giảm ma sát giữa dao và phôi, tức là giữa dao và chi tiết gia công, giúp giảm nhiệt độ và độ biến dạng, đồng thời làm giảm mức độ mòn của dao Việc giảm ma sát cũng hạn chế khả năng gây ra chấn động ở dụng cụ cắt, từ đó nâng cao hiệu suất gia công.
+ Giảm được lực cắt, đồng thời nâng cao chất lượng bề mặt, vì khi cắt chất lỏng làm nguội chen vào giữa hai bề mặt của dao và phoi
Việc loại bỏ phần lớn nhiệt lượng từ quá trình gia công biến dạng và ma sát không chỉ giúp ngăn chặn sự biến dạng của dao cắt mà còn giảm thiểu biến dạng của chi tiết gia công.
Chất lỏng trơn nguội không chỉ giúp làm sạch bề mặt gia công mà còn hỗ trợ trong việc tải phôi đi Việc ứ đọng phoi tại một vị trí có thể làm giảm chất lượng bề mặt gia công và gây hỏng sống trượt.
Chất lỏng làm nguội trong hệ thống làm nguội đóng vai trò quan trọng trong việc kéo dài tuổi thọ của máy và dụng cụ cắt, đồng thời tăng năng suất và cải thiện chất lượng gia công bề mặt chi tiết.
Lựa chọn chất làm nguội:
Việc lựa chọn chất làm nguội cần dựa vào vật liệu của chi tiết gia công và phương pháp gia công sử dụng Ngoài chức năng làm nguội, nhiều dung dịch còn có nhiệm vụ bôi trơn, vì vậy yêu cầu đối với chất làm nguội sẽ khác nhau tùy vào từng trường hợp cụ thể.
+ Với vận tốc cắt nhỏ và độ sâu cắt nhỏ thì không cần tác dụng làm nguội hoặc bôi trơn nhiều lắm.
+ Với vận tốc cắt nhỏ và đọ sâu cắt lớn, thì tương đối cần thiết tác dụng làm nguội và tác dụng bôi trơn.
+ Với vận tốc cắt lớn và độ sâu cắt nhỏ thì rất cần thiết tác dụng làm nguội nhưng ít cần tác dụng bôi trơn.
+ Với vận tốc cắt lớn và độ sâu cắt lớn thì cả hai tác nhân bôi trơn và làm nguội đều cần thiết.
Tùy thuộc vào loại vật liệu gia công, yêu cầu về dung dịch làm nguội cũng sẽ khác nhau Đối với vật liệu cứng giòn, cần sử dụng dung dịch có khả năng làm nguội và bôi trơn ở mức trung bình Ngược lại, khi gia công vật liệu cứng dẻo, yêu cầu về khả năng bôi trơn và làm nguội sẽ cao hơn.
