BÀN XE DAO BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP MÁY TIỆN MINI (MÁY TIỆN CỠ NHỎ) TÍCH HỢP VÀI TÍNH NĂNG TỰ ĐỘNG NGÀNH KĨ THUẬT CƠ KHÍ GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN ThS NGÔ TẤN HẢI Sinh viên thực hiện MSSV Lớp Phạm Thành Công 1711040547 17DCKA2 Trần Lê Quang Huy 1711040180 17DCKA2 Phạm Gia Út 1711040145 17DCKA2 TP Hồ Chí Minh, tháng 11 năm 2021 ii LỜI CẢM ƠN Để hoàn thành đề tài đồ án tốt nghiệp và kết thúc khóa học, với tình cảm chân thành, tôi xin bày tỏ lòn.
GIỚI THIỆU VỀ MÁY TIỆN MINI (MÁY TIỆN CỠ NHỎ)
Lí do chọn đề tài
Ngày nay, ngành cơ khí chế tạo máy đang phát triển mạnh mẽ, đóng vai trò quan trọng trong sự nghiệp công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Đây là ngành công nghiệp chủ chốt, cung cấp các sản phẩm thiết yếu cho sản xuất và tiêu dùng Sản phẩm của cơ khí chế tạo rất đa dạng, bao gồm từ vật dụng hàng ngày, linh kiện điện tử đến máy móc phục vụ sản xuất, trang trí và lưu thông hàng hóa.
Sự phát triển của máy móc tự động đang dần thay thế máy bán tự động và máy công cụ trong các nhà xưởng cơ khí tại Việt Nam Mặc dù tình hình hiện tại như vậy, việc thiết kế máy cắt kim loại từ các góc độ khác nhau vẫn bắt nguồn từ việc xây dựng các phần cơ bản của máy Đồ án tốt nghiệp không chỉ là một dự án tổng hợp mà còn giúp sinh viên ngành Kỹ thuật củng cố và hệ thống hóa kiến thức đã học trong suốt quá trình học tập.
Đồ án tốt nghiệp trong ngành cơ khí là môn học quan trọng, giúp sinh viên áp dụng kiến thức từ các môn học như thiết kế máy cắt kim loại, thiết kế chi tiết máy, sức bền vật liệu, công nghệ chế tạo máy, dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo Để hoàn thành tốt đề tài, sinh viên cần vận dụng và sáng tạo nhiều kiến thức liên quan, cải tiến và đơn giản hóa các cơ cấu cho phù hợp với yêu cầu thực tiễn.
Trong quá trình thiết kế và tính toán, mặc dù đã nỗ lực hết mình, chúng tôi nhận thấy vẫn còn nhiều thiếu sót do kiến thức hạn chế, kinh nghiệm chưa phong phú và thời gian thực hiện không đủ dài Chúng tôi rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến từ quý thầy cô và bạn bè để hoàn thiện đồ án này hơn nữa.
Mục đích sản phẩm thiết kế
Máy tiện Mini là lựa chọn lý tưởng cho các cơ sở đào tạo cần thiết bị nhỏ gọn Với khả năng gia công kim loại và nhiều loại vật liệu khác, máy tiện này thích hợp cho việc sản xuất các sản phẩm có kích thước đặc thù và nhỏ.
- Trong quá trình hoạt động, không làm hư hỏng sản phẩm
- Máy điều khiển dễ dàng, sửa chữa dễ dàng
- Phải đảm bảo an toàn cho người vận hành máy
- Máy hoạt động ổn định, hạn chế gây tiếng ồn.
Ứng dụng của máy tiện mini (máy tiện cỡ nhỏ)
Máy tiện dùng để gia công các chi tiết có dạng trụ tròn, dạng côn, dạng định hình, cắt ren, cắt rãnh, cắt đứt
Máy tiện không chỉ thực hiện các gia công cơ bản mà còn có khả năng thực hiện nhiều nguyên công khác như khoan, khoét, doa, mài, lăn nhám và cắt ren bằng bàn ren, ta rô.
TỔNG QUAN GIẢI PHÁP
Động cơ truyền động sử dụng trong máy
2.2.1 Phương án 1: Máy tiện sử dụng động cơ điện 1 pha
Hình 2.3: Động cơ điện một pha
+ Thiết kế nhỏ gọn, tiện dụng, không gây khó khăn trong việc di chuyển và lắp đặt
+ Khả năng tiết kiệm nguồn điện + Quá trình hoạt động của nó về cơ bản không tạo tiếng ồn, tương đối êm ái
+ Bền bỉ, tuổi thọ lớn
+ Giá thành đắt mà công suất không cao
+ Chạy chậm, có tiếng ồn, dòng điện tăng cao
2.2.2 Phương án 2: Máy tiện sử dụng động cơ điện 3 pha
Hình 2 4: Động cơ điện 3 pha
❖ Những ưu điểm và nhược điểm:
+ Kết cấu đơn giản nên giá thành rẻ
+ Vận hành dể dàng, bảo quản thuận tiện
+ Sử dụng rộng rãi và phổ biến trong phạm vi công suất nhỏ và vừa
+ Sản xuất với nhiều cấp điện áp khác nhau (từ 24 V đến 10 kV) nên rất thích nghi cho từng người sử dụng
+ Hệ số công suất thấp gây tổn thất nhiều công suất phản kháng của lưới điện
+ Không sử dụng được lúc non tải hoặc không tải
+ Khó điều chỉnh tốc độ
+ Đặc tính mở máy không tốt, dòng mở máy lớn (gấp 6-7 lần dòng định mức)
Bộ phận dẫn hướng trục X – trục Z
2.3.1 Phương án 1: Thanh trượt bi tròn
Hình 2.5: Thanh trượt bi tròn
• Thanh trượt làm bằng thép chịu lực cao, bề mặt mạ chrome
• Tốc độ di chuyển con trượt cao, lên đến 10m/s
• Hoạt động trơn chu tiếng ồn khi hoạt động thấp
• Chống mài mòn và kháng rỉ sắt
2.3.2 Phương án 2: Dùng thanh trượt vuông
• Hiệu xuất làm việc cao
• Tốc độ làm việc cao
• Có khả năng chịu tải cao
• Có khả năng tự điều chỉnh để giảm rung động khi cài đặt lỗi
• Ma sát thấp, nhiệt lượng sinh ra trong quá trình hoạt động thấp
Phương án lắp ráp trục chính
2.4.1 Phương án 1: Lắp trục chính bằng thiết kế kết cấu ống lót trục chính
Hình 2.7: Ống lót trục chính
• Chế tạo khó, giá thành cao
• Mất nhiều thời gian chế tạo
2.4.1 Phương án 2: Dùng gối đỡ cho trục chính
Hình 2.8: Gối đỡ trục chính
• Tiết kiệm, giá thành rẻ
• Tiếng ồn nhỏ, ma sát thấp, chạy êm
• Nhiệt năng tỏa ra nhỏ
• Khả năng chĩu tải lớn
Chọn cơ cấu chuyển động tịnh tiến cho trục X – trục Z
2.5.1 Phương án 1: Dùng động cơ gắn với vít me - đai ốc
Gắn với động cơ thông qua khớp nối Biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
• Cấu tạo đơn giản, thắng lực lớn, thực hiện dịch chuyển chậm
• Kích thước nhỏ, chịu được lực lớn
• Thực hiện được các dịch chuyển chính xác cao
• Hiệu suất thấp do ma sát trên ren
2.5.2 Phương án 2: Dùng trục vít me – đai ốc bi
Gắn với động cơ thông qua khớp nối Biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
• Độ chính xác truyền động cao
• Tỉ số truyền giảm tốc lớn
• Kết cấu nhỏ gọn, đơn giản.
Chọn cơ cấu truyền động cho trục chính
2.6.1 Phương án 1: sử dụng bộ truyền đai răng
Bộ truyền đai răng làm việc nhờ vào sự ăn khớp giữa các răng trên dây đai và các răng trên bánh đai
• Kích thước bộ truyền nhỏ
• Không có hiện tượng trượt đai giữa dây đai và bánh đai
• Tỉ số truyền lớn hiệu suất cao
• Khoảng cách truyền động giữa các trục không lớn
2.6.2 Phương án 2: Sử dụng bộ truyền đai thang
Bộ truyền đai thang là thiết bị quan trọng dùng để truyền động và giữ tải trọng giữa các trục, hoạt động dựa vào lực ma sát tạo ra trên bề mặt tiếp xúc giữa dây đai và bánh đai.
• Có thể truyền động giữa các trục cách xa nhau
• Làm việc êm không gây ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn
• Nhờ vào tính chất đàn hồi của đai nên tránh được dao động sinh ra do tải trọng thay đổi tác dụng lên cơ cấu
• Nhờ vào sự trượt trơn nên đề phòng được sự quá tải xảy ra trên động cơ
• Kết cấu vận hành đơn giản
PHƯƠNG PHÁP GIẢI QUYẾT
Sơ đồ động
Hình 3.1: Sơ đồ động máy tiện T616
❖ Nguyên lý hoạt động của máy tiện:
Máy tiện vạn năng hoạt động theo nguyên lý gia công chung của vật liệu:
- Sử dụng chuyển động chính là chuyển động xoay tròn của phôi (phôi được kẹp trên mâm cặp): tạo ra tốc độ cắt
- Nguyên lý hoạt động của chuyển động mâm cặp (tốc độ quay của trục chính) thường theo sơ đồ:
Động cơ của máy tiện vạn năng thường được đặt ở đế dưới máy và có công suất cùng tốc độ khác nhau tùy thuộc vào từng dòng máy Chuyển động quay từ động cơ được truyền vào hộp tốc độ thông qua dây curoa Trong hộp tốc độ, các cặp bánh răng ăn khớp tạo ra nhiều tốc độ trục chính khác nhau Tốc độ quay trục chính được điều khiển thông qua các tay gạt trên hộp tốc độ.
- Chuyển động chạy dao: bước tiến gia công ảnh hưởng đến năng suất
- Nguyên lý hoạt động của chuyển động dao theo sơ đồ sau:
Chuyển động của dao và bàn xe dao tương tự như trục chính, với động cơ không chỉ cung cấp chuyển động cho trục chính mà còn cho bàn xe dao thông qua các bộ bánh răng chia tách truyền động và cấp độ trong hộp số Do bàn xe dao ở xa hộp tốc độ và cần vận động linh hoạt theo cả hai hướng dọc và ngang, nó sử dụng bộ truyền động trục để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
3.2 Cấu tạo và chức năng từng bộ phận của máy tiện mini (máy tiện cỡ nhỏ)
Sau đây là cấu tạo cơ bản của máy tiện
+ Thân máy: Thường được chế tạo từ gang hoặc thép, có tích hợp bàn trượt dẫn hướng có khả năng chống chịu tải tốt
+ Mâm cặp: Thường có 3 hoặc 4 chấu, dùng để cố định phôi sản phẩm
+ Motor trục chính: máy tiện mini là loại dùng để gia công sản phẩm nhỏ, yêu cầu gia công chi tiết nên công suất motor không cao, chỉ khoảng 80 ~ 100W
Bàn xe dao là bộ phận quan trọng lắp trên hộp xe dao, giúp di chuyển trượt trên sống trượt của băng máy Chức năng chính của bàn dao là kẹp chặt dao, đồng thời thực hiện hai loại chuyển động: chạy dao dọc và chạy dao ngang.
+ Bộ định tâm: dùng để đỡ chi tiết khi gá trên ụ sau của máy
Trong quá trình tiện, Ụ động được sử dụng để lắp mũi khoan hoặc kết hợp với mâm cặp nhằm cố định phôi Hộp bước tiến dao đóng vai trò quan trọng trong việc gá lắp các công tắc điều khiển, hộp tốc độ và bộ phận điều chỉnh các chế độ làm việc của máy tiện.
+ Bảng điều khiển tốc độ motor
Hình 3.2: Cấu tạo máy tiện
3.3 Lựa chọn các phương án tối ưu để thiết kế máy tiện mini (máy tiện cỡ nhỏ)
Dựa trên việc phân tích các ưu và nhược điểm của từng phương án, cùng với các tiêu chí lựa chọn, nhóm chúng em đã quyết định chọn các phương án phù hợp nhất.
3.3.1 Về động cơ sử dụng trong máy
Nhóm đã quyết định lựa chọn phương án 1 với động cơ điện 1 pha cho mô hình thử nghiệm, sử dụng động cơ 550W/220V Asaki AS-614 làm động cơ truyền động cho các trục X và Z.
- Động cơ điện 1 pha khởi động bằng tụ
3.3.2 Về chọn bộ phận dẫn hướng trục X – trục Z:
Lựa chọn phương án 2 với thanh ray trượt vuông là hợp lý nhất, đảm bảo bộ phận chuyển động hoạt động hiệu quả, chịu được tải trọng lớn và có độ bền cao.
3.3.3 Về chọn phương án lắp ráp trục chính
Lựa chọn phương án 2 ( dùng gối đỡ cho trục chính ) dễ lắp đặt sửa chữa trong quá trình chế tạo máy
3.3.4 Về chọn cơ cấu chuyển động tính tiến cho trục X – trục Z
Phương án 2 sử dụng trục vít me và đai ốc bi để tạo cơ cầu chuyển động cho bàn máy, mang lại kết cấu cơ khí đơn giản và hiệu quả cho máy tiện cơ mini, phù hợp với mô hình học tập Việc áp dụng vít me đai ốc bi giúp các trục di chuyển một cách dễ dàng và linh hoạt trong quá trình làm việc.
3.3.5 Về chọn cơ cấu truyền động cho trục chính
Lựa chọn sử dụng bộ truyền đai thang cho trục chính của máy tiện mini là phương án tối ưu, nhờ vào cấu trúc cơ khí đơn giản và tính phù hợp với mô hình học tập.
3.4 Những ưu và nhược điểm của máy tiện (máy tiện cỡ nhỏ)
Máy được thiết kế nhỏ gọn và tiết kiệm không gian, mang lại hiệu quả sử dụng cao với tuổi thọ lâu dài Sản phẩm bền bỉ, ít hỏng hóc, đồng thời tiết kiệm điện năng và hạn chế hao mòn, giúp tối ưu hóa hiệu suất và tài nguyên.
15 điểm vốn có của máy tiện thông thường đồng thời ứng dụng thêm một vài chức năng tân tiến, hiện đại khác nữa
Máy tiện cỡ nhỏ được khởi động bằng công tắc, đảm bảo an toàn tối đa cho người sử dụng và giảm thiểu rủi ro Ngoài ra, máy còn trang bị chức năng dừng khẩn cấp khi gặp sự cố, giúp người dùng dễ dàng xử lý tình huống Chỉ với một cú nhấn nút đỏ, việc dừng máy trở nên cực kỳ đơn giản.
Có thể điều chỉnh được tốc độ quay của máy sao cho nhanh chậm tùy ý, tùy mục đích sử dụng
❖ Nhược điểm của máy tiện:
Tuy sở hữu những ưu điểm trên song máy tiện vẫn còn tồn tại một vài điểm hạn chế như sau:
Sản phẩm này hiện chưa phổ biến trên thị trường, vì vậy người tiêu dùng cần đến các cơ sở sản xuất hoặc đặt hàng trực tiếp từ nước ngoài để mua.
Việc khó khăn trong việc mua máy cũng dẫn đến tình trạng khi máy gặp sự cố hoặc hỏng hóc, người dùng sẽ gặp khó khăn trong việc tìm kiếm linh kiện thay thế, và trong một số trường hợp, họ thậm chí phải bỏ cả máy.
• Giá thành một vài dòng máy tiện mini còn khá cao, cao hơn hẳn so với các loại máy thiết bị điện khác trên thị trường
QUY TRÌNH THIẾT KẾ
Chọn và phân tích máy chuẩn
- Chọn máy tiện ren kiểu T6M16 làm máy chuẩn Máy T6M16 là máy tiện ren vạn năng cỡ trung do nhà máy công cụ số 1 Việt Nam sản xuất
Máy tiện này có khả năng thực hiện mọi công việc tiện, bao gồm cả việc cắt ren Đặc biệt, máy có thể cắt các loại ren thuộc hệ mét, hệ anh và hệ mô đun.
- Có thể dùng máy này trong sản xuất hàng loạt, sản xuất đơn chiếc hay trong phân xưởng sửa chữa
4.1.2 Những thông số cơ bản của máy chuẩn:
- Chiều cao tâm máy [mm]: 160
- Khoảng cách giữa hai tâm [mm]: 710
- Bước tiến ngang Sng [mm/Vg]: 2/3Sd
- Lỗ côn móc trục chính:số 5
- Đường kính lỗ trục chính [mm]: 30
Số dao được dùng trên giá dao: 4
- Kích thước tiết diện thân dao [mm]:20 x 20
- Chiều cao từ mặt bắt dao đến tâm máy [mm]: 20
- Khoảng di chuyển lớn nhất của xe dao[mm]:
- Khoảng dời chỗ dọc lớn nhất của bàn dao [mm]:
- Giá trị một khoảng chia của vòng số du xích [mm]:
- Khoảng dời chỗ khi vòng số du xch quay được một vòng [mm]:
- Góc xoay lớn nhất của bàn dao trên [ 0 ]: 45
- Giá trị một khoảng chia độ: [ 0 ]: 1
- Khoảng đời chỗ lớn nhất của bàn dao [mm]: 110
- Giá trị một khoảng chia [mm]: 0,05
- Khoảng dời chỗ khi vòng số quay một vòng [mm]: 3
- Số dao đồng thời bắt được trên giá dao: 4
- Kích thước tiết diện thân dao [mm] 20x20
- Chiều cao từ mặt bắt dao đến tâm máy [mm]: 20
- Khoảng cách từ thân máy đến giá dao[mm]:185
Lỗ côn móc của nòng ụ động: số 4
- Khoảng dời chỗ dọc lớn nhất của nòng u động [mm]: 100
- Khoảng dời chỗ ngang lớn nhất của nòng u động [mm]: 10
- Kích thước bao ngoàicủa máy (dài x rộng x cao) [mm]: 2225x850x1152
4.1.2 Những thông số cơ bản của vật gia công:
- Đường kính lớn nhất của vật gia công tiện được [mm]:
- Đường kính lớn nhất của phôi lồng qua trục chính [mm]: 29
- Chiều dài lớn nhất tiện được [mm]: 700
- Trị số giới hạn ren tiện được:
+ Ren hệ mét: tp [mm] [mm] : 0,59
+ Ren hệ tấc Anh: n (số vòng ren trong 1”) [vg/ph] : 382
+ Ren hệ mô đun: m [mm]: 0,59
4.1.2.1 Xích tốc độ: Đường truyền động xích tốc độ tổng hợp biểu thị mọi khả năng thay đổi được biểu diễn như sau: a Phương án không gian (PAKG):
Dựa vào sơ đồ động của máy, đường truyền động từ động cơ đến trục chính phải đi qua hai hộp quan trọng: hộp tốc độ (HTĐ) và hộp trục chính (HTC) Hai hộp này được kết nối với nhau thông qua bộ truyền đai, như được thể hiện trong hình 4.1.
- Có 2 đường truyền của xích tốc độ:
+ Trực tiếp: Động cơ (I) - (II) - (III) - (IV) - (V) - (VII) (trục chính), tạo nên 6 cấp tốc độ cao
+ Gián tiếp: Động cơ (I) - (II) - (III) - (IV) - (VI) - (VII) (trục chính), tạo nên 6 cấp tốc độ thấp n= 1440(v/p) Động cơ
Hình 4.2: Đường truyền động xích tốc độ
Hình 4.1 Sơ đồ tổng hợp thành máy riêng hộp tốc độ ĐC
Đường truyền của hộp chạy dao bao gồm các thành phần chính như trục chính, cơ cấu đảo chiều, cơ cấu bánh răng thay thế, cơ cấu bánh răng di chuyển, cơ cấu Mê an và cuối cùng là cơ cấu chạy dao.
❖ Các cơ cấu đặc biệt:
- Ly hợp ma sát trong hộp tốc độ
- Cơ cấu an toàn trong hộp xe dao b Phương án thứ tự:
- Máy T6M16 có trị số giới hạn tốc độ quay của trục chính 22,4÷1000 [V/p] nmin ",4 [v/p], nmax 0 [v/p]
- Phạm vi điều khiển tốc độ: 44 , 6
- Các trị số vòng quay của trục chính [v/p]:
Hình 4.3: Đồ thị vòng quay i đ
20 a Xích chạy dao cắt ren:
1vtc.icđith.ics.igb.tv = tp (1)
- Máy T6M16 có thể cắt được các loại ren: Ren hệ mét, ren hệ Anh và ren hệ môđun
+ Khi cắt ren hệ mét dùng các bánh răng thay thế:
= 60 d c b a ta cắt được những ren hệ mét với bươc tp có trị số nằm trong khoảng 0,5÷9 mm phù hợp với bảng
+ Khi cắt ren hệ Anh dùng với các bánh răng thay thế
60 , ta cắt được những ren hệ Anh với n số vòng ren trong 1 inch có trị số nằm trong khoảng 38÷2 phù hợp với bảng: tp
+ Khi cắt ren hệ mô đun dùng các bánh răng thay thế
d c b a Ta cắt được những ren hệ môđun m có trị số nằm trong khoảng 0,5÷9 mm phù hợp với bảng b Xích chạy dao tiện trơn:
- Khi tiện trơn người ta có thể tiện được mặt trụ, khoả mặt đầu hay cắt đứt
Hình 4.4: Sơ đồ kết cấu động học của xích cắt ren cam icđ ith ics igh
- Khi tiện trơn dùng các bánh răng thay thế:
= 82 d c b a và có trị số lượng chạy dao phù hợp với bảng.
Thiết kế động học toàn máy
4.2.1 Thiết kế hộp tốc độ (HTĐ) và hộp trục chính(HTC):
Theo yêu cầu, máy cần thiết kế với 12 cấp tốc độ, đây là mức tốc độ trung bình với công suất vừa phải Để đảm bảo độ cứng vững, kết cấu của máy cần được thiết kế đủ lớn Hệ thống truyền động (HTĐ) và hệ thống điều khiển (HTC) sẽ được bố trí tách rời nhau, tương tự như máy chuẩn, nhằm nâng cao hiệu suất và độ ổn định trong quá trình hoạt động.
+ Khả năng chế tạo dễ
+ Truyền động êm, HTC không bị ảnh hưởng rung động do HTĐ truyền đến + Dễ bố trí truyền động trong hộp
+ Giá thành chế tạo cao
4.2.1.1 Thiết kế động học HTĐ a Công bội 𝝋 :
20 = 50 Trong đó: Rn – Phạm vi điều chỉnh tốc độ
Z – Số cấp tốc độ Z Vậy: 𝜑 = 12−1 √50 = 1,427 Chọn theo tiêu chuẩn chọn 𝜑=1,41 b Chọn phương án không gian: (PAKG)
Hộp tốc độ dùng bánh răng di trượt để thay đổi số vòng quay nên có nhưng ưu điểm sau:
+ Điều chỉnh vận tốc dễ dàng
+ Có thể truyền được mô men xoắn và công suất lớn mà kích thước tương đối nhỏ
+ Hạn chế tiếng ồn, ít mũn, đỡ tốn năng lượng, nâng cao được hiệu suất truyền động
- Nhưng có những nhược điểm sau:
+ Chỉ dùng được bánh răng thẳng, rất khó dùng bánh răng nghiêng và không dùng bánh răng chữ V
+ Kích thước theo chiều trục tương đối lớn
❖ Tính số nhóm truyền tối thiểu:
Do đó, lấy số nhóm truyền tối thiểu = 3
❖ Chọn phương án không gian:
Ta có thể phân bố phương án không gian trên cơ sở các nhóm truyền bánh răng di trượt 2, 3 bậc
Ta xét các phương án sau:
Z = 12 =3x2x2 = 2x3x2 = 2x2x3 Để lựa chọn phương án tối ưu ta phân tích tính toán như sau:
+ Tổng số răng của hộp: Sr = 2(P1+P2+P3+ +Pn)
PAKG: 3x2x2 có Sr = 2(3+2+2)= 14 (Bánh răng) PAKG: 2x3x2 có Sr = 2(2+3+2)= 14 (Bánh răng) PAKG: 2x2x3 có Sr = 2(2+2+3)= 14 (Bánh răng) + Tổng số trục của phương án không gian Str= x+1
PAKG: 3x2x2 có Str = 3+1= 4 (Trục) PAKG: 2x3x2 có Str = 3+1= 4 (Trục) PAKG: 2x2x3 có Str = 3+1= 4 (Trục) + Chọn chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức: Lmin = Ʃb +Ʃf
Chiều rộng bánh răng được chọn là b = 15 mm, trong khi khoảng hở f cần thiết để lắp miếng gạt và rãnh thoát dao xọc răng của khối bánh răng di trượt nhiều bật Điều này cũng nhằm bảo vệ khi gạt vào và ra khớp, đảm bảo hiệu suất hoạt động của khối bánh răng.
Để đảm bảo sự hoạt động hiệu quả, 23 răng di trượt cần phải ra khớp hoàn toàn với khối bánh răng, tạo ra một khoảng khe hở f bằng 10 mm trước khi ghép gạt vào khớp với cặp bánh răng khác.
Bảng 4.1: Lập bảng so sánh phương án không gian:
Số bánh răng ở trục ra 2 2 3
- Từ những điều kiện phân tích trên ta có sơ đồ động HTĐ như sau:
Hình 4.5: Sơ đồ động của hộp tốc độ tổng thể
❖ Chọn phương án thứ tự (PATT) và đồ thị vòng quay:
- Từ phương án không gian ta đã chọn, ta có số phương án thứ tự là: n! = 3! = 6
I-II-III; I-III-II; II-III-I; II-I-III; III-I-II; III-II-I
Bảng 4.2: Lập bảng so sánh PATT của PAKG đã chọn như sau:
PATT I-II-III I-III-II II-III-I II-I-III III-II-I III-I-II xi [1] [3] [6] [1] [6] [3] [2] [6] [1] [2] [1] [6] [4] [2] [1] [4] [2] [1]
(pi-1)xi 8 Thoả mãn Thoả mãn Thoả mãn Thoả mãn Không thản mãn
- Từ bảng (2-2) ta thấy có 4 phương án phù hợp Vậy ta chọn ra 1 phương án phù hợp nhất bằng cách vẽ lưới kết cấu
Hình 4.6: Lưới kết cấu của các phương án thứ tự
Dựa vào lưới kết cấu PATT: I-II-III với hình dạng rễ quạt, ta có thể tạo ra một kết cấu hộp nhỏ gọn và bố trí các cơ cấu truyền động một cách chặt chẽ Thiết kế này không chỉ tối ưu hóa không gian mà còn giúp giảm lượng mỡ và tỷ số truyền trong miền tốc độ cao, đảm bảo bánh răng hoạt động hiệu quả nhất.
Để kết nối truyền động từ HTĐ đến HTC, cần sử dụng bộ truyền đai, dẫn đến việc không gian bố trí bị biến hình lần thứ nhất theo công thức kết cấu.
Hình 4.7: Kết cấu biến hình lần thứ nhất
- Vì HĐT có hệ số công bội 𝜑 = 1,41 nên phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong nhóm truyền động cuối cùng
𝑖 6 = 𝜑 6 = 1,14 6 = 8 + Trong trường hợp này cả hai tỷ số truyền: imax=i7, imin = i6 đều có giá trị giới hạn, tức là i7 = 2; i6= ẳ
Để giới hạn kích thước bộ truyền đai, ta chọn i7 = 1 và để đảm bảo phạm vi điều chỉnh số vòng quay yêu cầu, cần i6 = 1/8 Để thỏa mãn điều kiện truyền động i ≥ ẳ, ta cần thêm một trục trung gian để phân chia i6 thành hai tỷ số truyền i6 = i6a.i6b Do đó, phương án bố trí không gian biến hình lần thứ hai có công thức kết cấu như sau: Z = 1 x 3 x 2 x (1 + 1 x 1).
Hình 4.8: Đồ thị vòng quay
Hộp tốc độ truyền đến trục chính có 12 cấp tốc độ, bao gồm 6 cấp số vòng quay cao qua đường truyền trực tiếp và 6 cấp số vòng quay thấp qua đường truyền gián tiếp Đồ thị vòng quay thể hiện sự phân chia này một cách rõ ràng.
+ Nhóm I: Có 3 tỷ số truyền i1 : i2 : i3 : = 1 : 𝜑 : 𝜑 2
+ Nhóm II: Có 23 tỷ số truyền i4 : i5 = 1 : 𝜑 3
+ Nhóm III: Có 2 tỷ số truyền i6 : i7 = 1 : 𝜑 6
• Vẽ đồ thị vòng quay với công bội 𝜑=1,41 và số vòng quay ntc=n1÷n12
Hình 4.9: Đồ thị vòng quay
❖ Tính số răng của các bánh răng:
- Trục động cơ đến trục II với tỷ số truyền io:
- Số răng của các cặp bánh răng :∫
Với fj, gj – là 2 thừa số nguyên, không có thừa số chung 𝑖 𝑗 = 𝑓 𝑗
𝑔 𝑗 k – Bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng (fj + gj)
- Ta lần lượt tính số răng của các bánh răng
Từ các thừa số trên ta có bội số chung nhỏ nhất (BSCNN)
Trong nhóm truyền động này, imin = i1 và imax = i3, với tỷ số truyền i1 có độ nghiêng lớn hơn i3 Điều này cho thấy bánh răng nhỏ nhất nằm ở i1 và nghiêng sang trái Để tính Emin, ta sử dụng công thức Eminc.
Ta chọn: E =1, do đó: ƩZ = E.k8.1= 108
Vậy số răng trong nhóm I là:
Từ các thừa số trên ta có BSCNN: k= 3 4 = 12
Trong nhóm truyền động này, imin = i4 và imax = i5 Tỷ số truyền i4 có độ nghiêng lớn hơn i5, do đó bánh răng nhỏ nhất nằm ở i4 nghiêng sang trái Để tính Eminc, ta sử dụng công thức Eminc.
Trong nhóm truyền động này có i6a và i6b nghiêng sang trái nên ta dùng công thức EminC để tính Emin:
25+9= 75 i7 = 1, cho nên ta chọn Z7 = Z’7 = 2 (Sai nên chọn = 57 để 2z 90-120 răng)
Bảng 4.3: Số răng của các bánh răng i 𝑖 1
❖ Kiểm tra số vòng quay:
Ta tính số vòng quay thực tế ntt từ n1÷n12:
4.2.1.2 Vẽ đồ thị sai số vòng quay:
- Sai số vòng quay được tính theo công thức: ∆ 𝑛 = 𝑛 𝑡𝑡 +𝑛 𝑡𝑐
Trong đó: ntt - số vòng quay thực tế tính toán(vg/ph) ntc – Số vòng quay tiêu chuẩn(vg/ph)
Bảng 4.4: Sai số vòng quay n ntt
Hình 4.10: Đồ thị sai số vòng quay tính theo phần trăm
Hình 4.11: Sơ đồ động và sơ đồ truyền lực
4.2.2 Thiết kế hộp chạy dao(HCD)
- Hộp chạy dao dùng để thực hiện chuyển động chạy dao đảm bảo quá trình cắt được tiến hành liên tục
Tốc độ làm việc của hộp chạy dao chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ chính, dẫn đến công suất truyền động của hộp chạy dao chỉ đạt khoảng 5 đến 10% so với công suất truyền động chính.
- Hộp chạy dao phải đảm bảo tỷ số truyền chính xác giữa trục chính và phôi
- Thực hiện 2 loại tiện trơn và tiện ren(tiện chính)
- Hộp chạy dao dùng cơ cấu bánh răng di trượt và nhóm cơ sở và cơ cấu mean ở nhóm gấp bội
Cơ cấu mean có kích thước nhỏ theo chiều trục và khả năng điều chỉnh lượng chạy dao lớn, đồng thời dễ chế tạo do các khối bánh răng đồng nhất Tuy nhiên, nhược điểm lớn nhất của nó là hiệu suất truyền động kém, bởi vì tất cả các bánh răng đều quay, dẫn đến công suất truyền thấp.
4.2.2.2 Yêu cầu và điều kiện kỹ thuật
Hộp chạy dao cần phải đáp ứng các thông số truyền động quan trọng, bao gồm số cấp chạy dao, phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao Rs và giới hạn ly số truyền.
- Đảm bảo độ chính xác cần thiết của chuyển động chạy dao khi cắt ren
- Đảm bảo đủ công suất để thắng phân lực cắt dọc trục Px, truyền động êm và khả năng đảo chiều
- Đảm bảo lượng di động chính xác cao
- Sai số vị trí của hộp bé
4.2.2.3 Các bước thiết kế hộp chạy dao
Khi yêu cầu máy thiết kế cắt nhiều loại ren khác nhau, tỷ số truyền có thể gặp sai số liên quan đến hệ ren Do đó, khi tính toán, cần chuyển đổi giữa hệ ren Anh và ren mô đun để đảm bảo độ chính xác.
❖ Xác định các bước ren:
Hộp chạy dao dùng cơ cấu bánh răng di trượt + cơ cấu mean để tiện các loại ren sau:
- Ren hệ mét(ren quốc tế) tp= 0,5; 0,75; 1; 1.25; 1,75; 2; 2,25; 3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 9
- Ren hệ Anh(số vòng ren trong 1 tất Anh)
𝑡 𝑝 , với tp – là bước ren cần thiết n = 38; 36; 30; 28; 20; 19; 18; 16; 15; 14; 12; 11; 10; 9,5; 8; 7,5; 7; 6; 5,5; 5; 4,75; 4,5; 4; 3,75; 3,5; 3; 2,75; 2,5; 2
Sắp xếp các bước ren bước ren cần cắt để tạo thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội
- Các bước ren được xếp thành từng cột có giá trị gấp bội nhau theo các tỷ số 1;
8 tức là các tỷ số gấp bội phải hình thành cấp số nhân có công bội 𝜑= 2
Ren quốc tế có bước ren nhỏ được sắp xếp từ trái sang phải, trong khi ren Anh có số vòng ren nhỏ được sắp xếp từ phải lên cho đến bước ren lớn Ren môđun cũng được xếp theo cách tương tự như ren quốc tế.
+ Ren quốc tế tp (mm)
𝑡 𝑝 với tp là bước ren cần thiết:
❖ Thiết kế nhóm cơ sở:
- Chọn cột có tỷ số gấp bội 1/1 làm nhóm cơ sở (nằm trong hàng đóng khung)
- Theo máy chuẩn T6M16, chọn tỷ số truyền bánh răng thay thế
+ Khi cắt ren quốc tế: 𝑖 𝑡ℎ = 60
+ Bước vít me của máy: tv = 6 (mm)
+ Tỷ số truyền cố định: 𝑖 𝑐đ = 1
- Vậy phương trình cắt ren là: icđ.ith.ics.igb.tv = tp (1)
- Cho cắt thử các ren trong nhóm cơ sở thì igb = 1, thay các trị số đã biết vào phương trình (1),ta được:
4 Lần lược thay: tp = (2; 2,5; 3; 3,5; 4,5) (mm) ta được 5 tỷ số truyền viết dưới dạng phân số tối giản như sau:
- Để tìm ra số răng của bánh răng của bánh răng có tỷ số truyền hoàn toàn đúng với ics ta dùng nhiều loại môđun khác nhau: (m= 2; 2,5; 3; 3,5; 4; )
- Dựa vào máy chuẩn T6M16 ta chọn khoảng cách trục giữa các bánh răng thuộc nhóm cơ sở: A = 78
𝑚 (2), ta thay lần lược các giá trị m ở trên vào phương trình
(2) được các Z tổng khác nhau: Ztổng = 78; 62; 52; 45; 39
- Gọi k = A+B; A&B là tử số và mẫu số của các ics K= 3; 13; 7; 15;17
- Lần lược đối chiếu giữa các trị số Ztổng và các trị số k để tìm xem tại một ụ nào đó có thể tìm một số nguyên ((a)) sao cho a≈ Ztổng
𝑘 Lúc đó số răng của nhóm cơ sở bằng: icơ sở
- Nếu ụ nào không tìm được số a đó thì bỏ trống
Bảng 4.8: Bảng tính số răng của nhóm cơ sở i cs =A/B
Hình 4.13: Sơ đồ động của nhóm cơ sở
❖ Thiết kế nhóm gấp bội:
Hình 4.12: Sơ đồ động của nhóm cơ sở x x x x x
❖ Thiết kế nhóm gấp bội:
Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỷ số truyền có công bội 𝜑=2 Để đạt được điều này, ta chọn cột dọc trong khung làm cơ sở, từ đó cắt được số ren Các tỷ số truyền của nhóm gấp bội được xác định là 2 và 1.
Tính toán sức bền chi tiết máy
4.3.1 Xác định chế độ tải cho máy, xác định công suất để chọn động cơ Lập bảng tính cho toàn máy
- Chọn lọc chế độ tải theo chế độ thử máy
Hình 4.15: Sơ đồ hộp xe dao
- Thử có tải: Ly hợp an toàn, cánh tay gạt với chi tiết 80x500mm
- m = 63 vòng/phút; s = 1,12 mm/vg; t = 6,5mm; cho thêm chiều sâu 1,5mm trong vòng 1- 2 phút
4.3.1.2 Xác định công để chọn công suất động cơ
Việc tính toán chính xác động cơ có nhiều khó khăn vì những lý do sau:
Chưa xác định rõ lực cắt và lực chạy dao trong các phương pháp cắt khác nhau, đặc biệt là trong quá trình chuyển động chuyển tiếp như khởi động và đảo chiều.
- Chưa hiểu rõ các điều kiện sử dụng máy
- Khó xác định tổn thất ma sát trong các khâu truyền động, đặc biệt là vận tốc cao a Xác định lực cắt P c :
- Lực tác dụng lên dao & phôi chủ yếu là lực cắt và lực chạy dao
- Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành ( phôi và dao)
- Dựa vào sơ đồ ta nhận thấy lực tác dụng lên phôi và dao trong quá trình cắt gọt:
Với Px: lực chạy dao theo hướng trục chi tiết
Py: lực chạy đao theo hướng kính chi tiết
Pz: lực chạy đao theo hướng tiếp tuyến chi tiết
Lần lượt tính: Px, Py, Pz như sau:
Hình 4.16: Sơ đồ lực cắt khi gia công
Với C = 650; x = 1,2; y = 0,65 (Bảng II-3, [1]) Vậy: Px = 650.6,5 1,2 1,12 0,75 = 6613 (N)
Với: C = 1250; x = 0,9; y = 0,75 (Bảng II-3, [1]) Vậy: Py = 1250.6,5 1,2 1,12 0,65 = 7336 (N)
Với các thông số C = 2000, x = 1 và y = 0,75 (Bảng II-3, [1]), lực chạy dao Pz được tính toán là 14153 N, theo công thức Pz = 2000.6,5.1,12.0,75 Để thiết kế máy tiện có sống trượt lăn trụ, việc xác định lực chạy dao là rất cần thiết.
Q = K.Px +(Pz + G) (Bảng II-3, [1]) Trong đó: K = 1,15: là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo nên mô men lật
Px, Pz: các thành phần lực cắt à = 0,18: hệ số ma sỏt thu gọn trờn sống trượt
G : trọng lượng của các bộ phận di động, chọn G = 80kg = 785N Vậy Q = 1,15.6613 + 0,18(14153 + 785) = 10.294 (N) c Xác định công suất động cơ truyền động:
Trên cơ sở Pz(N) & vận tốc cắt Vc (m/ph)
Thường công suất chiếm (70 - 80)% công suất động cơ điện nên ta lấy gần đúng công suất động cơ điện theo công thức:
Với: η= 0,8 : hiệu suất truyền động (0,75-0,85)
0,85 =4,29 (kW) d Xác định công suất động cơ chạy dao:
Tính theo lực chạy dao:
61200 𝜂 𝑐𝑑 Với Vs = n.s = 63.1,12 = 70,6 (mm/ph) = 0,0706 (m/phút) η cd = 0,17 : hiệu suất truyền động từ động cơ cấu chạy dao
61200 0,17 = 0,07 (kW) Vậy công suất tổng cộng: Nđ = Nđv + Nđs = 4,29 + 0,07 = 4,36 (kW)
Dựa theo máy chuẩn ta chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha
4.3.1.3 Lập bảng tính động học toàn máy a Tính công suất truyền dẫn của các trục:
𝜂 𝑖 : Hiệu suất truyền động từ động cơ đến trục thứ i
Với 𝜂 𝑜 = 0,99: Hiệu suất mội cặp ổ lăn
𝜂 â = 0,94 Hiệu suất bọ truyền đai
Công suất của các trục:
NXXIII = NXXII 𝜂 𝑜 𝜂 𝑏𝑟 = 0,03.0,995.0,97 = 0,029 (kW) b Tính số vòng quay nhỏ nhất của các trục: nI min = nđc = 1440 = 1440 (vg/ph) nII min = nI min.i0 = 1440 25
36 = 1000(vg/ph) nIII min = nII min i1 = 1000 28
80 = 350(vg/ph) nIvmin = nIII min i4 = 350 32
64 = 175(vg/ph) nV min = nIvmin.iđ = 175.1 = 175(vg/ph) nVI min =nV min.i6a = 175 27
75 = 63(vg/ph) nVII min = nVI min i6b = 63 27
75 ", 68(vg/ph) nVIII min = nVII min 55
35 = 35,64(vg/ph) nIX min = nVIII min 35
55 = 22,64(vg/ph) nX min =nIX min 29
58 = 11,34(vg/ph) Khi a = 60; b = 65; c = 65; d = 45 nXI min = nX min 60
45 ,2(vg/ph) nXIII min =nXII min.ics = 15,2 26
52 =7,6(vg/ph) nXIV min = nXIII min.igb4 = 7,6 1
4 = 1,9(vg/ph) n XVmin = nXIV min 39
39 =1,9(vg/ph) nXVI min = n XIVmin 39
39 =1,9(vg/ph) nXVII min =nXV min = 1,9 = 1,9(vg/ph) nXVIII min = nXVI min =1,9 = 1,9(vg/ph) nXIX min = nXVII min 45
2 = 42,8 (vg/ph) nXX min = nXVIII min 24
46 ,1 (vg/ph) nXXI min = nXX min 25
55 =7,3 (vg/ph) nXXII min = nXXI min.
17 = 95,7 (vg/ph) nXXIII min = nXXII min.
13 5 (vg/ph) c Tính số vòng quay lớn nhất của các trục: nI max = nđc= 1440 = 1440 (vg/ph) nII max = nI max i0 = 1440 25
36 = 1000 (vg/ph) nIIImax = nII max.i3 = 1000 45
40 00 (vg/ph) nV max = nIVmax iđ = 1000.1 = 1000 (vg/ph) nVI max = nV max i6a = 1000 27
75 = 360 (vg/ph) nVII max = nVI max i7 00.1 = 1000 (vg/ph) nVIII max = nVII max
35 = 1571 (vg/ph) nIX max = nVIII max.
58 P0 (vg/ph) Khi a = 60; b = 65; c= 65; d E nXI max = nX max 60
65 = 426 (vg/ph) nXII max = nXI max 65
45 = 667(vg/ph) nXIII max = nXII max ics = 667 27
24 = 750 (vg/ph) nXIV max = nXIII max igb4 = 750.2 = 1500 (vg/ph) nXV max = nXIV max 39
39 00 (vg/ph) nXVI max = nXV max 39
39 00 (vg/ph) nXVII max = nXVI max = 1500 = 1500 (vg/ph) nXVIII max = nXVII max = 1500 = 1500 (vg/ph) nXIX max = nXVIII max 45
2 = 33750 (vg/ph) nXX max = nXIX max 24
46 550 (vg/ph) nXXI max = nXX max 25
55 = 6136 (vg/ph) nXXII max = nXXI max 38
17 u441 (vg/ph) nXXIII max = nXXII max 17
13 = 98645 (vg/ph) d Tốc độ tính toán các trục: nt=𝑛 𝑚𝑖𝑛 √ 𝑛 𝑛 𝑚𝑎𝑥
Thay lần lượt các giá trị nmax, nmin vào (1) ta được các giá trị nt của các trục ( ở bảng động học) e Tính mô mem xoắn trên các trục:
𝑛 𝑡 (2) f Tính đường kính sơ bộ của các trục: dsb C√ N truc n t
Với: C hệ số tính toán (110 130); chọn C = 110
Thay các giá trị vào phương trình (2) & (3) lần lượt ta được các đường kính sơ bộ của các trục (ở bảng đọng học)
Bảng 4.9: Bảng tính động học toàn máy
4.3.2 Tính toán sức bền chi tiết truyền động chính
4.3.2.1 Thiết kế cụm trục ra của HTĐ(trục IV) a Thiết kế trục ra của HTĐ:
- Công suất của trục: N= 4,05(kW)
- Số vòng quay tính tóan: n= nt = 237(Vg/ph)
• Chọn vật liệu làm trục
Chọn vật liệu làm trục là thép 45
• Tính sức bền của trục:
- Tính sơ đồ bộ trục:
Trong đó: N - Công suất trục n- Số vòng quay tính toán trục
C - hệ số tính toán (110130), chọn C0
- Theo (bảng 7-1 –[118],[3]) ta chọn các kích thước chiều dài trục như sau:
Hình 4.17: Sơ đồ chiều dài trục
+ Các lực tác dụng: Đường kính bánh răng Z’4 & Z’5: d4 = m.Z’4 = 2.64 8 (mm) d5 =m.Z’5=2.40 (mm)
Rđ 13 (N) (lực tác dụng của đai, tính ở phần đai)
+ Tính phản lực ở các gối trục:
m (Ay) = 87 Rđ+32Pr4+(32+60)Pr5+ (60+64)RBy = 0 (1)
RAy = − Pđ – Pr5 + Pr5 + RBy = 1413 – 928 – 1485 + (− 2332)= − 3260 (N)
124 = − 3684(N) Vậy các lực RAx, RAy, RBx, RBy ngượcchiều so với hình vẽ + Tính các mô men tại các tiết diện: Ở tiết diện n-n:
Muyn-n = 87.Rđ 1413= 122931 (N.mm) Ở tiết diện m-m
Hình 4.18: Sơ đồ phân bố trục và biểu diễn mômen
Muym-m = 32.RAy − 119Rđ 2(− 3260) – 119.1413 = − 272467 (N:mm) Muxm-m = 32.RAx 2.(-10313) = -330016 (N.mm)
+ Tính đường kính các tiết diện :
Với []p N/ mm 2 - Ứng suất cho phép, tra bảng 7-2-[3] Ở tiết diện n-n:
Chọn dn-n = 35(mm) Ở tiết diện m-m:
- Ta tiến hành tính cho từng tiết diện theo đường kính đã chọn tại từng tiết diện
Để xác định đường kính chính xác, cần kiểm nghiệm từng tiết diện Tuy nhiên, trong trường hợp này, chỉ cần kiểm nghiệm tại tiết diện m-m, nơi có tải trọng tập trung lớn nhất.
+ Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn: n= 𝑛 𝜎 𝑛 𝜏
√𝑛 𝜎 2 +𝑛 𝜏 2 ≥ [𝑛] (7-5,[3]) + Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:
𝑒𝜎 𝜎 𝑛 +𝑦 𝑑 −𝜎 𝑚 - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
𝑒𝜎 𝜎 𝑛 +𝑦 𝜎 −𝜎 𝑚 - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
- Ở đây -1, -1 – Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng có thể lấy
Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đối xứng
Do đó bộ truyền làm việc hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
Trong đó: a và m – trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
W, Wo – Mô men uốn cản và mômen xoắn cản, tại tiết diện này có lắp then nên : W = 5510 (m 3 ) , Wo 790 (mm 3 )
a, - Hệ số ảnh hưởng kích thước tiết diện:
=0.85, = 0.73 k , k - Hệ số tập trung ứng suất thực tế: k =1,63, k = 1,5
- Hệ số tăng bề mặt trục, =1
, - đối với thép cacbon trung bình = 0,1 = 0,05
[n] thường lấy (1,52,5), nên tại tiết diện này thỏa mãn ta chọn đường kính trục: dm-m = 40 (mm) b Tính toán lựa chọn ổ đỡ của trục IV:
Trong máy công cụ, có nhiều loại ổ như ổ bi đỡ, ổ côn và ổ đũa Để chọn được loại ổ phù hợp nhất, cần căn cứ vào các yếu tố quan trọng.
- Lực vòng P: Tại vị trí A: P = RAx 313 (N)
- Lực hướng kích Pr: Tại vị trí A: Pr = RAy 260(N)
Tại vị trí B: Pr = RBx #32 (N)
Do lực dọc trục Pa = 0, ta quyết định chọn ổ đỡ và với tải trọng lực hướng kích nhỏ, loại ổ bi đỡ 1 dãy là lựa chọn phù hợp Trục này có hai vị trí ổ lăn A và B với giá trị khác nhau, nhưng để thuận tiện, ta sẽ chọn một loại ổ Mặc dù về mặt kinh tế, việc này không hoàn toàn khả thi, nhưng loại ổ này có giá thành tương đối rẻ, vì vậy ta có thể thực hiện Cuối cùng, ta chọn ổ tại vị trí A với giá trị Rτ = RAy = 3260 (N).
Chọn theo máy chuẩn, cấp chính xác ổ lăn là cấp H
❖ Chọn đường kính ổ lăn theo hệ số khả năng làm việc tải trọng tĩnh
Trong đó: n - số vòng quay của ổ n = n = 237(vg/ph) h - thời gian ổ lăn làm việc
Hệ số kđ, phụ thuộc vào tải trọng, được xác định là 1,2, trong khi hệ số kv phụ thuộc vào việc máy hoạt động ở vòng trong hay vòng ngoài Thời gian làm việc phục vụ máy được tính là 1800 giờ.
(ở đây vòng trong quay:kv=1)
Tra bảng (14P-[337],TKTCM), chọn ổ bi đỡ1 dãy cỡ trung có Cbảng = 40000
4.3.2.2 Thiết kế cụm trục chính của máy: a Thiết kế trục chính của máy:
❖ Vai trò của trục chính:
Truyền động và mô men xoắn được chuyển đến dao cắt hoặc chi tiết gia công khác nhau, trong khi trục chính có ảnh hưởng trực tiếp đến độ chính xác và độ bóng bề mặt của chi tiết gia công.
❖ Yêu cầu đối với trục chính:
Độ cứng vững của trục là yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến độ chính xác gia công, với độ võng ở đầu phía trước trục trực tiếp tác động đến hiệu suất làm việc Sự võng này không chỉ gây ra sự ăn khớp không đều của bánh răng mà còn dẫn đến phân bố lực không đồng đều ở ổ trục, gây ra tiếng ồn trong quá trình vận hành Do đó, việc đảm bảo độ cứng vững là cần thiết để duy trì độ chính xác truyền động của trục chính.
Độ chịu mòn cao là yếu tố quan trọng, đảm bảo các bề mặt ma sát, đặc biệt là ở những phần trục có lắp ổ trượt, ổ trục và các bề mặt di động theo phương trục, có khả năng chống mài mòn hiệu quả.
Độ rung động thấp là yếu tố quan trọng trong vận hành máy, bởi vì trục chính cần phải chuyển động êm ái để đảm bảo hiệu suất tối ưu Sự rung lắc không chỉ làm giảm tuổi thọ của máy móc và dao cắt mà còn ảnh hưởng trực tiếp đến độ bóng bề mặt của chi tiết gia công Do đó, việc kiểm soát độ rung là cần thiết để nâng cao chất lượng sản phẩm.
❖ Điều kiện kỹ thuật của trục chính:
Sai số cho phép về hình dạng và kích thước trên các bộ phận chính của trục bao gồm độ ô van, sai số độ côn, dung sai lắp ghép, độ chệch tâm và độ vuông góc.
- Độ nhẵn và độ cứng các bề mặt của trục hay những chỗ bị mòn khác
- Độ không cân bằng cho phép của trục
- Qua những điều kiện kỹ thuật ở trên thì:
+ Độ cứng của trục HB >220
+ Sai lệch về độ chia then, bề dày then không quá 0,02mm
+ Độ cứng bề mặt có then của các chi tiết trượt HRC = 50 ÷ 60, ở những chỗ có chi tiết di trượt không xuyên thì độ cứng HB >220
Khi chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện cho máy, cần lưu ý đến điều kiện làm việc khắc nghiệt Để đảm bảo kết cấu máy nhỏ gọn và sử dụng ổ lăn trơn định kỳ, thép 40X được lựa chọn làm trục chính với độ cứng từ HB 230 đến 260 hoặc nhiệt luyện đạt HRC từ 35 đến 42.
- Trục quay với vận tốc : 𝑛 𝑚𝑖𝑛 = 22,4(vg/ph); 𝑛 𝑚𝑎𝑥 = 1000(vg/ph);
- Tính đường kính sơ bộ của trục chính: 𝑑 ≥ 𝐶 √ 𝑛 𝑁
Trong đó: N – Công suất truyền của trục chính, N= 3,51 (kW) n - Số vòng quay trục chính (số vòng quay tính toán)
C – Hệ số tính toán, chọn d = 110 (mm)
❖ Xác định khoảng cách tối ưu: l c
Với sơ đồ chịu lực như hình (3.6 ) Theo sức bền vật liệu ta có công thức tính độ võng đầu trục chính: 𝑦 𝑃 = 1
3𝐸.𝑗 [𝑃 2 𝑐 (𝑙 + 𝑐)] Ở đây: j – Mô men quán tính độc cực (mm 4 )
E – Mô đun đàn hồi(N/mm 2 )
- Gọi yl: yp – là độ biến dạng ở đầu trục chính khi ổ hoàn toàn cứng vững
- Độ võng đầu trước trục chính còn phụ thuộc vào độ cứng của các ổ có nghĩa là biến dạng của hai ổ do bị tác dụng cả phản gây nên
Khi một trục cứng vững được đặt trên hai gối đàn hồi, với độ cứng của gối trước là S1 (N/mm) và gối sau là S2 (N/mm), sự biến dạng của trục chính tại đầu gối có thể được biểu diễn như sau:
Hình 4.22: Độ đảo trục chính đặt trên gối
Có thể dùng công thức : 𝑦 𝛼 = 𝑃
- Nếu biểu diễn qua độ cứng của ổ S1, S2: 𝑦 2 = (𝑦 𝐴 + 𝑦 𝐵 ) 𝑐+𝑙
- Nếu ta giữ độ công xôn không thay đổi và thay đổi khoảng cách l giữa hai gối trục thì độ đàn hồi như : (hình 3.8)
Hình 4.19: Sơ đồ chịu lực tác dụng
Hình 4.20: Sơ đồ biến dạng của trục chính
Đồ thị cho thấy rằng độ đảo trục chính giảm khi khoảng cách l giữa hai gối trục tăng Thông thường, độ cứng vững của trục sau (S2) thường bằng hoặc nhỏ hơn độ cứng vững của ổ trước (S1) Độ cứng vững của ổ sau có ảnh hưởng không đáng kể đến việc hình thành độ đảo yα.
Độ cứng vững của ổ S2 chủ yếu liên quan đến khoảng cách ngắn, và trong điều kiện lý tưởng, khi độ cứng vững của ổ sau đạt giá trị vô cực, độ lệch trục chính có thể giảm tối đa 25% so với S1 Độ cứng vững S1 và S2 được xác định từ độ đảo x do lực hướng kính tác động, đồng thời còn phụ thuộc vào cấu trúc của ổ và độ chính xác trong lắp ghép, kích thước và hình dáng của các chi tiết liên quan.
- Qua phân tích ở trên ta có thể lấy độ võng của đầu trục chính xác định theo công thức: y = 𝑦
3𝐽𝐸 (mm/N) (2) (VII-16,[1]) và độ đàn hồi của trục chính: y = 𝑃[ 1
Từ phương trình (1) ta có thể tìm giới hạn của độ võng bằng cách lấy đạo hàm theo l và đặt bằng 0:
Vì đạo hàm bậc hai của phương trình này lớn hơn 0 nên độ phẳng có độ phẳng cực tiểu với: E = 2,1.10 6 (kg/Cm 2 )
Hệ thống điều khiển
4.4.1 Hệ thống điều khiển hộp tốc độ(HTĐ)
Hình 4.26: Sơ đồ động trong hộp tốc độ
- Hộp trục chính thay đổi tốc độ được là nhờ hệ thống điều khiển bánh răng di trượt
- Khối bánh răng A cho 3 tỷ số truyền: i1, i2, i3.
- Khốibánh răng B cho 2 tỷ số truyền: i4, i5.
- Hệthống điều khiển gồm 2 hệ thống nhỏ tách rời nhau A và B
- Do yêu cầu dùng bánh răng di trược nên ta dùng cơ cấu quạt răng- thanh răng
- Các thành phần của hệ thống điều khiển: Tay gạt (cơ cấu điều khiển), Càng gạt (cơ cấu trung gian) và ngàm gạt (cơ cấu chấp hành)
4.4.1.1 Xác định hành trình gạt và góc quay của hệ thống điều khiển A
- Xác định hành trình gạt:
Ta có: + Hành trình gạt qua trái so với vị trí giữa: L1 = 2b + 2c
+ Hành trình gạt qua phải so với vị trí giữa: L2 = 2b + 2c + Hành trìng từ vị trí trái sang vị trí phải: L = 4b + 4c
Hình 4.27: Xác định hành trình gạt khối bánh răng 3 bậc
Với b – là chiều rộng của bánh răng c – là khe hở của các bánh răng
Mà 1+2 = và 1 = 2 , nên suy ra: 1 = 2 = 10 o
4.4.1.2 Xác định hành trình gạt và góc quay của hệ thống điều khiển B
- Xác định hành trình gạt:
Hình 4.28: Xác định hành trình gạt khối bánh răng
+ Hành trình gạt qua vị trí trái so với vị trí giữa:L’= b+c
+ Hành trình gạt qua vị trí phải so với vị trí giữa:L’’= b+c
+ Hành trình gạt từ vị trí trái qua vị trí phải: L = 2b+2c
- Xác định góc quay : Theo công thức (VIII-59-[1]):L = Rsin sin = 𝐿
4.3.2 Hệ thống điều khiển trong hộp trục chính
Hình 4.29: Sơ đồ động trong hộp trục chính
- Với sơ đồ này là cần đóng mở ly hợp răng M1 và cơ cấu đổi chiều b
- Do yêu cầu dùng cơ cấu bánh răng di trượt, do đó ta dùng cơ cấu ngàm gạt, để đóng mở
- Hệ thống điều kiển gồm: tay gạt (2), càng gạt (3), ngàm gạt (1)
- Để đóng mở ly hợp răng: tay gạt có 3 vị trí tương ứng với A, O, B:
+ Vị trí A: vị trí bánh răng Z6b ăn khớp với Z’6b
+ Vị trí B: vị trí ly hợp răng M1 ăn khớp
+ Vị trí O: Vị trí trung gian
Hình 4.30: Kết cấu của hệ thống điều khiển
- Để thay đổi chiều của trục IV (Z’9) , tay gạt có 2 vị trí A,B:
+ Vị trí A: Vị trí bánh răng Z’9 ăn khớp với Z9
+ Vị trí B: Vị trí bánh răng Z’9 ăn khớp với Z8
Tính hành trình gạt L và góc quay
Chọn: R(mm) (chiều dài tay gạt)
𝑅 (VIII-59-[1]) Hành trình gạt: L = 2b+1c = 2.20+1.15 = 55(mm)
4.4.3 Hệ thống điều kiển hộp chạy dao
- Để tạo ra 12 cấp chạy dao: tiện trơn và tiện ren ta có HCD
Nhóm cơ sở gồm 5 tỉ số tuyền: i1,i2,i3,i4,i5,
Nhóm gấp bội gồm 4 tỷ số tuyền igb1, igb2, igb3, igb4,
- Chọn hệ thống điều kiển cơ khí:
Hình 4.31: Sơ đồ động trong hộp chạy dao
- Hệ thống điều kiển nhóm cơ sở dung cam gạt mặt đầu
+ Cơ cấu chấp hành: ngàm gạt, vật liệu là gang
+ Cơ cấu trung gian: cam đĩa cho khối bánh răng A,B,C
+ Cơ cấu điều kiển: tay gạt
- Tính cam gạt và càng gạt
Hình 4.32: Sơ đồ cần gạt
4.4.3.1 Xác định hành trình gạt
- Điều kiển khối bánh răng A giả sử vị trí góc là vị trí cho tỷ số tuyền i1 gạt sang phải cho tỷ số tuyền i2
- Hành trình gạt:LA = 2b+2c = 2.12+2.12 = 48 mm
- Điều kiển khối bánh răng B: cho 2 tỷ số tuyền i3,i4
- Hành trình gạt LB = 2b+2c = 2.12+2.12 = 48 mm
- Điều kiển khối bánh răng C, cho tỷ số tuyền i5
- Hành trình gạt: Lc = b+c = 12+12 = 24mm
- Đối với khối bánh răng A:
𝐿 1𝐴 , là độ nâng của cam
130 = 0,37 ⇒ 𝛽 = 21°40′,(: là góc quay, R:là chiều dài tay gạt, chọn R 0 mm )
- Đối với khối bánh răng B:
- Đối với khối bánh răng C:
Hệ thống điện
Hình 4.34: Sơ đồ điện mạch động lực và mạch điều khiển
- Máy được thiết kế làm việc với sự cung cấp từ nguồn xoay chiều 3 pha 380Vol- 50Hz
- Điện áp cung cấp cho mạch động lực 380Vol
- Điện áp cung cấp cho mạch chiếu sáng cục bộ 36Vol
- Điện áp cung cấp cho đèn tín hiệu 24Vol hoặc 6 Vol
- Trang bị điện của máy gồm có:
+ ĐC1: Động cơ chính: N = 4,5 Kw; U "0 V /380 V ; n = 1440vg/ph + ĐC2: Động cơ bơm nước: N=0,125Kw; U= 220 V /380 V ; n = 2800vg/ph
- Kéo tay gạt ở vị trí giữa, ấn nút M1, cuộn dây K có điện sẽ đóng điện cho động cơ bơm dầu 3 M làm việc
Kéo tay gạt lên trên để đóng tiếp điểm 1S, cuộn dây công tắc tơ KT cấp điện cho động cơ truyền động chính 1M hoạt động theo chiều thuận Đồng thời, nó mở tiếp điểm thường đóng KT (19-21), (23-25) và đóng tiếp điểm thường mở KT (5-7), cung cấp điện cho rơle thời gian off delay T Khi rơle thời gian có điện, nó sẽ đóng tiếp điểm thường mở đóng nhanh mở chậm T (27-29), chuẩn bị cho quá trình hãm động năng sau này.
Khi kéo tay gạt xuống dưới, tiếp điểm 1S sẽ ngắt, trong khi tiếp điểm 2S được đóng lại Cuộn dây công tắc tơ KN sẽ cấp điện cho động cơ truyền động chính M1 hoạt động theo chiều ngược lại Đồng thời, tiếp điểm thường đóng KN mở ra và tiếp điểm thường mở KN đóng lại, cung cấp điện cho rơle thời gian T để chuẩn bị cho quá trình hãm động năng.
• Dừng máy và hãm động năng:
Khi động cơ hoạt động bình thường, việc kéo tay gạt về giữa tiếp điểm 1S hoặc ấn nút D2 sẽ làm ngắt nguồn điện cho công tắc tơ KT và KN, từ đó cắt động cơ M1 ra khỏi nguồn điện Đồng thời, tiếp điểm thường đóng KT sẽ được đóng lại, cho phép công tắc tơ H được cấp điện và đưa mạch vào hoạt động.
106 hãm động năng làm việc Sau một thời gian tiếp điểm T mở ra, công tắc tơ H mất điện Quá trình hãm động năng kết thúc
4.5.2 Hướng dẫn điều khiển máy
- Đóng hoặc ngắt nguồn điện vào máy được thực hiện bằng hãm đầu vào HC
Để điều khiển động cơ chính ĐC1, người sử dụng có thể sử dụng tay gạt để thay đổi trạng thái đóng mở các tiếp điểm của chuyển mạch HMC, từ đó điều chỉnh hướng quay của động cơ trục chính sang phải hoặc sang trái.
Tay gạt điều khiển có ba vị trí: khi đặt ở vị trí trên, động cơ trục chính ĐC1 quay sang phải; ở vị trí dưới, động cơ ĐC1 quay sang trái; và khi ở vị trí giữa, động cơ ĐC1 sẽ ngừng quay.
- An nút STOP dùng để ngừng máy khi có sự cố
- Động cơ bơm nước ĐC2 được điều khiển bằng hãm nước HV
4.5.3 Bảo vệ và khóa liện động
Máy được trang bị chức năng bảo vệ ngắt mạch thông qua cầu chì và bảo vệ quá tải nhờ vào Rơ-le nhiệt Khi sử dụng Attômat để ngắt nguồn HC, thiết bị sẽ không có cầu chì CC1.
- Trong máy còn dùng Rơ-le trung gian Rtg để thực hiện bảo vệ, không cho phép máy tự động chạy sau khi mỗi lần mất điện
- Khi lắp đặt bệ máy phải được nối đất chắn chắn với hệ thống nối đất an toàn
4.5.4 Bảo dưỡng sửa chữa thiết bị điện
Việc thay mỡ ổ bi của động cơ cần được thực hiện ít nhất một lần trong khoảng thời gian 6 tháng Lưu ý rằng trước khi tiến hành sửa chữa và bảo dưỡng thiết bị điện của máy, cần phải cắt nguồn điện để đảm bảo an toàn.
- Các thiết bị điện phải được đặt trong hộp điện, tránh không cho dầu, nước hoặc các chất lỏng khác bắn vào
- Khi sửa chữa cần có đầy đủ các dụng cụ, bảo hộ và am hiểu về điện
Bảng 4.10: Bảng kê các thiết bị điện
Hệ thống bôi trơn và làm mát
Để giảm ma sát và tăng độ bền cho các bề mặt làm việc, cần đảm bảo nhiệt độ hoạt động ở mức bình thường, từ đó bảo vệ độ chính xác ban đầu của máy trong thời gian dài.
Ta cần tính toán hệ thống bôi trơn của máy gồm: Bôi trơn sống trượt, ổ bi, ổ trượt, các truyền động khớp nối,
Hệ thống bôi trơn phải đảm bảo cung cấp đủ lượng dầu cần thiết cho các bề mặt làm việc, bao gồm các bộ phận cung cấp dầu, bộ phận làm sạch và bộ phận kiểm tra chất lượng dầu.
Bơm Pittông được lắp ở phía sau hộp, với hai đường ống dẫn dầu từ đáy hộp vào bơm Dầu được bơm ra qua ống dẫn thứ hai và đi qua bộ phận phân phối dầu, cung cấp bôi trơn cho ổ lăn, trục chính và các chi tiết truyền động khác trong hộp trục chính.
1 1 ĐC1 Động cơ không đồng bộ 3 pha
2 1 ĐC2 Động cơ bơm nước N=0,125 kW, n(00 vg/ph
3 2 KP&KT Khởi đông từ Cuộn dây 380 V
4 1 Rtg Rơ-le trung gian
Hộp tốc độ sử dụng bánh răng trung gian, yêu cầu đổ dầu vào trong hộp để bánh răng ngập trong dầu với độ sâu 2/3 chiều cao chân răng Hộp được thiết kế kín để ngăn bụi và dầu không bị bắn ra ngoài.
Khi máy hoạt động, các bánh răng trong dầu sẽ phun dầu ra mọi hướng, giúp bôi trơn các ổ lăn và các chi tiết truyền động trong hộp một cách hiệu quả.
4.6.3 Hộp chạy dao và hộp xe dao
Để bôi trơn cho hộp giảm tốc (HCĐ) và hộp số (HXD), cần đổ dầu vào khi máy đang hoạt động Lúc này, các bánh răng sẽ văng dầu ra mọi hướng, giúp bôi trơn các ổ lăn, ổ trượt và các chi tiết khác Bên cạnh đó, trên các vách hộp có màn chứa dầu, cho phép dầu chạy qua bạc dẫn dầu vào ống dẫn, nhằm bôi trơn cho các ổ trục mà dầu không thể văng tới.
- Đối với các bộ phận khác như: Bàn dao, ụ động và băng máy bôi trơn định kỳ Mỗi ca làm việc (8 giờ) phải cho dầu vào
- Riêng sóng trượt băng máy, đầu ca và hết ca làm việc phải làm sạch và nhỏ dầu vào đó một lớp dầu nóng để bảo vệ băng máy
- Dùng dầu công nghiệp 20 hoăc 30 có độ nhớt 2,6–4,6 E O 50 để bôi trơn cho máy
4.6.4 Xác định lưu lượng của bơm
Chúng tôi áp dụng phương pháp tính toán dựa trên phương trình cân bằng nhiệt, với giả thuyết rằng tổng nhiệt lượng từ các bề mặt bằng với nhiệt lượng thoát ra qua dầu bôi trơn.
- Nhiệt lượng tỏa ra ở các cặp ma sát W1
- Ở đây: N:là công suất ở các cặp ma sát (kW)
: là hiệu suất tất cả các cặp ma sát được bôi trơn
- Nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn W2
Với Q : là lượng chất lỏng bôi trơn chạy qua (lít/ phút)
C : là nhiệt dung riêng của dầu ( 0,4 Kcal/kg o C) t : là nhiệt độ nung nóng của dầu chảy qua bề mặt làm việc : Khối lượng riêng của dầu ([kg/dm 3 ] = 0,9)
- Cân bằng 2 phương W1 và W2 ta được công suất gần đúng Q = K.N.(1-)
- Ở đây: K – là hệ số phụ thuộc hấp thụ nhiệt độ của dầu (K =13), chọn K = 2
N.(1-) – Công suất mất mát do ma sát
- Thể tích thùng dầu chứa dầu: V = (56).Q = 5.1 = 5 (lít)
Sau 10 ngày sử dụng máy mới, bạn cần thay dầu lần đầu tiên Từ đó, hãy thay dầu định kỳ mỗi tháng một lần Ngoài ra, sau mỗi 6 tháng, cần tháo hết dầu cũ ra và rửa sạch hộp bằng xăng, sau đó để khô trước khi đổ dầu mới vào.
Thiếu dầu bôi trơn có thể dẫn đến rỉ sét và mòn nhanh các chi tiết máy, làm giảm tuổi thọ và độ chính xác của thiết bị Sử dụng dầu kém chất lượng cũng gây hại cho máy móc Do đó, việc tuân thủ các quy định về dầu bôi trơn và chế độ thay dầu là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của máy.
Sử dụng chất lỏng trơn nguội lạnh để tưới vào vùng cắt không chỉ giúp tăng độ bền của dụng cụ cắt mà còn cải thiện chất lượng bề mặt gia công Điều này dẫn đến năng suất cao hơn và cho phép áp dụng chế độ cắt với tốc độ lớn hơn.
- Chọn dung dịch làm mát là emulxi Emulxi là loại dầu khoáng chất hỗn hợp Emulxon, nước, xút và một vài Axitsunfuaric
Hệ thống tưới nguội lạnh bao gồm bơm, thùng lọc, các bộ phận lọc, ống dẫn và các thiết bị khác như ống nối, cùng với cơ cấu dẫn hướng nước Tất cả các thành phần này được lựa chọn theo tiêu chuẩn để đảm bảo hiệu quả hoạt động.
4.6.7 Xác định lưu lượng của bơm hệ thống làm mát
- Dùng bơm ly tâm với động cơ điện cung cấp lưu lượng,
- Xác định lưu lượng của bơm:
- Nước làm mát còn có nhiệm vụ tách phôi, làm nguội chi tiết Do đó ta xác định theo công thức kinh nghiệm:
Q = Q1+K.N Với: N – Công suất cắt, N = 3,65 (kW)
Q1 – Lượng chất lỏng cần thiết để tách phoi
Q1 = (1030) lít/phút, chọn Q1 = 15 (lít/phút)
K – Hệ số tính đến dẫn nhiệt, K = 26, chọn K = 4 Vậy: Q = 15 + 4.3,65 = 30 lít/ phút
4.6.8 Các bộ phận của hệ thống làm mát
- Chọn động cơ bơm nước kiểu HA-22
- Công suất N = 0,125kW, n = 2800(vg/ph), lưu lượng 30 lít/phút
- Các bộ phận lọc: Là dùng lưới lọc hoặc màng mỏng có lỗ lọc
- Ống dẫn và các chi tiết khác, chọn theo tiêu chuẩn nghành cấp nước
- Cơ cấu dẫn hướng cho nước làm nguội, bộ phận này được nhập liền với thân và bệ máy
- Thùng lọc dùng để lắng cặn và làm bằng tôn