Đồ án Thiết kế máy tiện vạn năng 1k62

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP 1. NHIÊM VỤ: THIẾT KẾ MÁY TIỆN VẠN NĂNG 1K62 2. SỐ LIỆU BAN ĐẦU: Z=23 ; n=12.5 ; Cắt được 4 loại ren: Ren hệ mét: tp=0.5¸1.25 Ren hệ anh: n=24¸2 Ren hệ modul: m=0.5¸48 Ren pit : Dp=48¸1 Sdmin=0.07 (mm/vg) Sngmin=Sdmin Chạy dao nhanh tốc độ tuỳ chọn 3. NỘI DUNG ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP Chương I : Phân tích các máy tiện cỡ trung Chương II: Thiết kế động học toàn máy mới Chương III: Thiết kế động lực học toàn máy mới Chương IV: Thiết kế hệ thống điều khiển toàn máy mới Chương V: Phân tích theo bản vẽ 4. GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN : PGS.TS.NGUYỄN DOÃN Ý 5. NGÀY GIAO NHIỆM VỤ THIẾT KẾ : ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… 6. NGÀY HOÀN THÀNH NHIỆM VỤ THIẾT KẾ: ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… Ngày… tháng…năm... CÁN BỘ HƯỚNG DẪN (Ký và ghi rõ họ tên) NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN DUYỆT ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… LỜI NÓI ĐẦU Máy công cụ cắt gọt kim loại là thiết bị chủ chốt trong các nhà máy và các phân xưởng cơ khí để chế tạo ra các chi tiết máy, máy móc , khí cụ , dụng cụ và các loại sản phẩm khác về cơ khí ứng dụng trong sản xuất và đời sống. Máy cắt kim loại chiếm một vị trí đặc biệt quan trọng trong ngành chế tạo máy để sản xuất ra các chi tiết của máy khác, nghĩa là chế tạo ra các tư liệu sản xuất (Chế tạo ra các máy móc khác nhau để cơ khí hoá và tự động hoá nền kinh tế quốc dân). Với trình độ khoa học ngày càng phát triển đòi hỏi nhà máy công cụ phải được tự động hoá, tăng về số lượng, chủng loại ngày càng phát triển hiện đại nhằm tăng năng xuất lao động góp phần phát triển nhanh đất nước. Trong chương trình đào tạo kĩ sư chế tạo máy thì máy công cụ là môn chính. Nhận thức rõ tầm quan trọng đó, tôi đã nhận đồ án này thiết kế máy Tiện ren vít vạn năng dựa trên cơ sở máy chuẩn 1K62. Để thiết kế máy mới thay thế cho các thế hệ máy quá cũ, lâu đời, việc thiết kế của chúng ta không thể dựa theo kinh nghiệm mà phải chú ý thiết kế truyền dẫn, tính toán thiết kế động lực học theo một trình tự nhất định. Việc thiết kế được bắt đầu từ phân tích, chọn máy chuẩn. Dựa trên cơ sở máy chuẩn rồi thiết kế động học, động lực học, thiết kế hệ thống điều khiển của máy mới. Việc tính toán có sự tham khảo máy chuẩn và có sự kế thừa máy chuẩn. Máy chuẩn là loại máy có cùng tên máy, có cùng cỡ máy và có cùng trình độ. Sau việc phân tích thiết kế máy chuẩn, là công việc thiết kế động học toàn máy, tính toán sức bền của các chi tiết máy. Cuối cùng là việc thiết kế hệ thống điều khiển của máy. Ngoài việc thuyết minh ra, trong lĩnh vực thiết kế còn có trình bày các bản vẽ khai triển hộp chạy dao. Trong thuyết minh trình bày các bước tính toán, đều được sử dụng các công thức kinh nghiệm và hướng dẫn chủ yếu trong các giáo trình về máy cắt kim loại. Chủ yếu là Giáo trình “Hướng dẫn thiết kế máy cắt kim loại”. Ngoài ra khi tính toán sức bền của các chi tiết máy thì dựa vào các giáo trình về môn học chi tiết máy. Được sự hướng dẫn nhiệt tình của các cán bộ hướng dẫn và các bạn trong lớp đến nay tôi đã hoàn thành đồ án môn học. Tuy nhiên, đây là lần đầu tiên bước vào thiết kế một máy cắt kim loại hoàn chỉnh và thời gian không cho phép nên trong quá trình tính toán không thể tránh được những thiếu sót như kết quả tính toán, sai số vv.. Vì vậy tôi mong được sự góp ý của thầy cô và các bạn để đồ án được hoàn thiện hơn. Tôi xin chân thành cảm ơn. Ngày… tháng…năm… Sinh viên Đỗ Văn Phúc & Ngô Ngọc Hiếu CHƯƠNG I: PHÂN TÍCH CÁC MÁY TIỆN CỠ TRUNG 1. LỊCH SỬ PHÁT TRIỂN CỦA MÁY CÔNG CỤ: Từ xa xưa con người đã biết dùng đôi tay của mình để tạo những vật dụng như đất sét, bằng gỗ, sương đá, và sau đó bằng nhiều thứ kim loại để phục vụ cho đời sống của mình. Do nhu cầu ngày càng cao hơn công việc nhiều hơn nên con người phải nghĩ ra các cơ cấu có thể giảm nhẹ sức lao động. Con người đã không ngừng chế tạo ra các vật dụng để phục vụ cho sản xuất với quy mô lớn, việc sản xuất ra các cơ cấu máy phải trải qua một thời gian khá dài đến nay đã hình thành ngành chế tạo máy, ngành khảo cổ đã phát hiện ra chiếc máy công cụ đầu tiên trong lịch sử loài người là máy khoan gỗ dùng dây kéo bằng tay được người Ai Cập cổ đại phát minh ra cách đây 3000¸4000 năm loại máy tiện gỗ sơ đẳng. người ta cũng tìm thấy ở Ai Cập và Ấn Độ khoảng 2000 năm trước. Máy này làm việc do hai người điều khiển, một người kéo dây cung để thực hiện chuyển động của chi tiết gia công và một người điều khiển dao cắt gỗ. Cuối thế kỉ 15 đầu thế kỉ 16 Leonađoavinci – một nghệ sĩ lớn, đồng thời là kĩ sư có tài người ý đã phát minh ra một số kết cấu nổi tiếng cơ bản của máy tiện như: trục vitme, bàn dao vv.. đặc biệt là phác thảo nguyên tắc của một số máy tiện, máy cắt ren. Đầu thế kỷ XVII người ta đã dùng sức nước là động lực cho máy công cụ và một phát minh quan trọng trong việc phát triển máy tiện là việc tìm ra bàn dao chạy tự động. Năm 1712, a.Nator người Nga đã tìm ra ứng dụng đầu tiên của loại bàn dao này ở máy tiện. Đến năm 1774 John Wilkinson đã cho ra đời máy khoan vật liệu thép đầu tiên trên thế giới. Năm 1970 Maudsley (người Anh) đã thiết kế một máy tiện có bàn dao tương tự và được giữ bản quyền. Ngoài A.nator, các nhà thiết kế máy công cụ người Nga Jacôbatitrep, L.xôbôkin ,A.xurin. đặc biệt là Mikain Lômônôxốp đã có những cống hiến quan trọng trên lĩnh vực chế tạo máy công cụ Nga như thiết kế máy tiện hình cầu. Từ năm 1970 trở đi, các máy tiện có bàn dao tự động Maudsley đã giải quyết việc gia công các loại trục, máy tiện tiếp tục phát triển nửa đầu thế kỉ 19 là máy tiện đứng, máy bào ngang, máy bào giường ra đời. Máy bào đầu tiên xuất hiện 1814, máy phay xuất hiện 1815. Trên lĩnh vực máy tự động, năm 1873 hãng Senser (Mỹ) đã cho ra đời máy tự động. Năm 1880, nhiều công ty như Prâttandwhitey (Mỹ) Pittler, Ludwiglowe (Đức) đã sản xuất nhiều loại máy tiện revôle tự động đầu tiên dùng phôi phanh, cùng lúc hãng Worsley vào năm 1898, hãng Dabenpart đã cho ra đời máy tiện đại hình dọc với tự động và bàn dao di động dọc. Đầu thế kỉ 20, các hãng như Gridley, Kliben và Kon ở Mỹ đã sản xuất máy tự động và máy nửa tự động nhiều trục. Các loại máy đã tạo một lĩnh vực mới trên lĩnh vực tự động hoá. 2. CÔNG DỤNG CỦA MÁY Máy tiện là máy cắt kim loại được dùng rộng rãi nhất trong ngành cơ khí cắt gọt và chiếm khoảng (40-50)% máy kim loại trong các phân xưởng cơ khí khoảng (20¸30)% của nền kinh tế quốc dân. Công việc chủ yếu được thực hiện trên máy tiện ren vít vạn năng là gia công các mặt tròn xoay ngoài và trong, mặt đầu, taro và cắt răng, gia công các mặt không tròn xoay với các đồ gá phụ trợ. Đặc trưng kỹ thuật và độ cứng vững của máy cho phép dùng được dao tiện thép gió và hợp kim cứng vững để gia công cả gang và kim loại mầu.Việc ứng dụng của máy đã được hiện đại hoá. - Độ chính xác của máy tiện có thể đạt đến độ cấp chính xác 6¸7,đạt được độ bằng Ra=0.63(mm) 3. PHÂN LOẠI MÁY TIỆN: Có rất nhiều căn cứ để phân loại máy tiện. a ) Phân loại theo trình độ vạn năng: - Máy vạn năng: Vd: Máy vạn năng là các máy tiện đứng, tiện cụt, máy revônve. - Máy chuyên dùng. VD: Máy chuyên dùng máy tiện hớt lưng,máy tiện vítme ,máy tiện cam. b) Phân loại theo khối lượng : Loại nhẹ: Khối lượng nhỏ hơn ≤ 1 tấn (D=100-200 mm) Loại trung : Khối lượng nhỏ hơn ≤ 10 tấn (D=200-500mm) Loại lớn: Khối lượng bằng 10- 13 tấn (630-1200mm) Loại nặng: Khối lượng bằng 30-100 tấn (1600-6000mm) Loại đặc biệt nặng khối lượng lớn hơn 100 tấn c) Phân loại theo cấp chính xác: -Loại có độ chính xác tiêu chuẩn E(H) -Loại có độ chính xác nâng cao D(II) -Loại có độ chính xác cao C(B) -Loại có độ chính xác đặc biệt cao B(A) -Loại có độ chính xác đặc biệt A(C) d) Phân loại theo mức độ tự động hoá: - Máy bán tự động: 1¸2 khâu tự động -Máy tự động: Chiếm một lượng không nhiều khâu tự động -Máy tổ hợp: Được sử dụng khá phổ biến được tổ hợp cả tự động hoá và cơ khí hoá. 4 . KÝ HIỆU MÁY TIỆN: Để dễ dàng phân biệt các nhóm máy khác nhau, người ta đặt ký hiệu cho các máy. Các nước có ký hiệu khác nhau. Theo tiêu chuẩn Việt Nam. Chữ đầu tiên chỉ nhóm máy: T -– tiện ; KD -– khoan doa ; M -– mài ; TH – tổ hợp ; P- phay; BX – bào xoọc; C- cắt đứt. Chữ số tiếp theo biểu thị kiểu máy, đặc trưng cho một trong những kích thước quan trọng của chi tiết hay dụng cụ gia công. Các chữ cái để chỉ rõ chức năng, mức độ tự động hoá, độ chính xác và cải tiến máy. Ví dụ : T620: Chữ T máy tiện; Số 6 kiểu vạn năng: Số 20 chiều cao tâm máy là 200 (mm) tương ứng với đường kính lớn nhất là 400 (mm), chữ A cải tiến từ máy T620. Máy cắt gọt kim loại được sử dụng phổ biến ở nước ta hiện nay chủ yếu do Liên Xô cũ viện trợ được ký hiệu bằng các chữ số và chữ cái. Chữ số đầu tiên chỉ nhóm máy, ví dụ :1- máy tiện; 2-máy khoan; 3- máy mài; 4- máy chuyên dùng, 5-máy gia công răng, 6 - máy phay, 7-máy bào xoọc. Chữ số thứ hai chỉ kiểu (dạng) máy, ví dụ : ở máy tiện số 6 chỉ máy tiện ren vít. Chữ số thứ 3 và thứ tự chỉ một trong những đặc tính cơ bản của máy. Đối với máy tiện thì đây là chiều cao của trục chính so với băng máy; ở máy revonve là đường kính lớn nhất của chi tiết gia công; ở máy tiện đứng là đường kính của bàn máy. Chữ cái viết sau chữ số thứ nhất hoặc số thứ hai chỉ mức độ hoàn thiện của máy so với kiểu máy cũ. Chữ cái viết sau cùng chỉ những thay đổi của máy, ví dụ: độ chính xác đã được nâng cao (II); máy có băng tháo lắp được (); máy có thiết bị điều khiển theo chương trình () vv... Ví dụ: Ký hiệu máy 1A616- đây là máy tiện vít đã được cải tiến với chiều cao tâm máy là 160 (mm) và có độ chính xác nâng cao. I. PHÂN TÍCH MỘT SỐ MÁY TIỆN REN VÍTVẠN NĂNG CỠ TRUNG ĐIỂN HÌNH. Hiện nay các loại máy tiện ren vít vạn năng được sử dụng rộng rãi với nhiều loại khác nhau, chủ yếu là các máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung do Việt Nam và Liên Xô sản xuất, để tạo điều kiện cho quá trình thiết kế tham khảo và phân tích một số kiểu máy đã và đang sử dụng trong thực tế. Các máy được tham khảo : T620, 1616, 1A62, 1A616. 1. Bố cục chung của máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung: * Bộ phận cố định: Ụ trước với hộp tốc độ. Hộp vi sai. Hộp chạy dao. Thân máy. * Bộ phận di động: Hộp xe dao. Bàn dao. Trụ sau. * Bộ phận điều khiển: Tủ điện. Mâm cặp. Trục vítme. Trục trơn. Trục khởi động. a ) Ụ trước: Ụ trước của máy tiện được chế tạo bằng gang, ở bên trong có hộp tốc độ và hộp trục chính. Ở đầu phải của trục được lắp mâm cặp (hoặc đồ gá) để kẹp trặt chi tiết gia công. Trục chính nhận chuyển động quay tự động cơ điện ở bệ trái của máy, thông qua chuyển động đai và các bánh răng bên trong hộp tốc độ và được dùng để thay đổi hộp số vòng quay trục chính. b) Hộp tốc độ: Là một bộ phận rất quan trọng đối với máy tiện, làm nhiệm vụ tạo ra tốc độ cắt phù hợp với mỗi chi tiết. c) Hộp vi sai. Hộp vi sai được dùng để điều trỉnh máy khi gia công mặt cắt ren với các bước khác nhau. d) Hộp chạy dao. Hộp chạy dao là một cơ cấu truyền chuyển động quay từ trục chính của thân máy tới trục vítme. Ngoài ra nó còn có nhiệm vụ thay đổi tốc độ chạy dao của bàn dao, đạt được năng xuất và độ bang yêu cầu. e) Thân máy. Thân máy được chế tạo bằng gang, trên đó được lắp các bộ phận chủ yếu của máy. Phần trên của thân máy có hai mặt hướng dẫn (phẳng và lăng trụ) để di bàn dao và ụ sau. Thân máy được gá trên hai bệ máy. f) Hộp xe dao: Bên trong hộp xe dao có cơ cấu biến chuyển động quay của trục vít me thành chuyển động tịnh tiến của dao. g) Bàn xe dao. Bàn để kẹp dao và thực hiện chuyển động chạy dao, có nghĩa dịch chuyển của dao theo các hướng dọc trục và hướng kính của chi tiết gia công. Chuyển động chạy dao có thể thực hiện bằng tay hoặc bằng chuyển động cơ khí. Chạy dao cơ khí được thực hiện nhờ trục vítme của máy. h) Ụ sau. Ụ sau được dùng để chống tâm (hoặc đỡ) một đầu của trục dài trong quá trình gia công và để kẹp trặt các loại dao có cán hình trụ (dao khoan, khoét). Có nhiệm vụ làm tăng độ cứng vững khi gia công các chi tiêt dài dùng để khoan khoét, doa……….. i) Tủ điện của máy: Tất cả các thiết bị của máy được đặt trong tủ điện của máy. Mở và đóng động cơ, mở máy và dừng máy, điều khiển hộp tốc độ, hộp xe dao được thực hiện bằng các cơ cấu điều khiển tương ứng (có thể là cần gạt nút bấm hoặc tay quay). Để kiểm kích thước gia công trên máy tiện người ta dùng các loại dụng cụ như: thước cặp, panme, calíp. j) Trục vítme: Để tiện ren k) Trục trơn: Dùng để tiện trơn 2. Bảng tính năng kỹ thuật của một số máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung: Máy tiện là máy công cụ dùng để gia công các chi tiết có dạng mặt trụ tròn xoay, các bề mặt định hình tròn xoay. -Trong công nghiệp nước ta hiện nay dùng chủ yếu các loại máy tiện ren vít hạng trung. Việt nam đã chế tạo được một số máy tiện hạng trung như máy: T616, T620, 16K20 được thể hiện ở bảng sau, tuy nhiên chúng ta chỉ xem xét các đặc tính kỹ thuật của một số loại máy tương tự máy 1K62. Chỉ tiêu so sánh T620 T616 1A62 1A616 Công suất động cơ (kw) 10 4.5 7 4.5 Chiều cao tâm máy (mm) 200 160 200 200 Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm (mm) 1400 750 1500 1000 Số cấp tốc độ 23 12 21 21 Số vòng quay nhỏ nhất Nmin ( vòng/phút ) 12,5 44 11,5 11,2 Số vòng quay lớn nhất Nmax ( vòng/phút ) 2000 1980 1200 2240 Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất Sdmin (mm/vòng) 0,070 0,060 0,082 0,080 Lượng chạy dao dọc lớn nhất Sdmax (mm/vòng) 4,16 1,07 1,59 1,36 Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất Snmin (mm/vòng) 0,035 0,04 0,027 0,08 Lượng chạy dao ngang lớn nhất Snmax (mm/vòng) 2,08 0,78 0,52 1,36 Các loại ren tiện được Ren Quốc tế , ren Anh, ren Môđun và ren Pít 3. Phân tích cấu trúc của từng máy: +) Máy 1A62 Có nhiều đặc điểm giống máy 1k62 chuyển động tạo hình trên máy có hai xích truyền động cơ bản là xích tốc độ và xích chạy dao. Nhưng không dùng cơ cấu an toàn đai ốc mở đôi mà dùng cơ cấu an toàn trục vít rơi. So sánh với số liệu thì máy T620 có đặc tính giống với máy đang thiết kế. Do đó chọn máy T620 làm chuẩn. +) Máy T616 Chuyển động tạo hình của máy T616 có hai xích truyền động cơ bản là xích tốc độ và xích chạy dao. Hộp trục chính sử dụng cơ cấu Hacne để giảm tốc độ..xích chạy dao của máy dùng bánh răng di trượt cho nhóm cơ sở và cơ cấu Mean cho nhóm gấp bội. Hộp xe dao dùng ly hợp ma sát nhưng dễ bị trượt và công suất chạy dao không lớn. +)Máy 1A616: Chuyển động tạo hình của máy gồm hai xích truyền cơ bản là xích tốc độ và xích chạy dao.1A616 được cải tiến từ máy 1616 nhưng ụ trục chính là cơ cấu Hacne. Hộp tốc độ, hộp chạy dao gồm icsvà igb đều dùng bánh răng di trượt như hộp tốc độ và igb của máy 1K62. 4. Chuyển động của máy tiện: a) Chuyển động chính: Là chuyển động tạo ra tốc độ cắt gọt để thực hiện quá trình cắt gọt, nó có thể là chuyển động quay tròn hay chuyển động thẳng. Sự thay đổi của tốc độ chuyển động chính sẽ ảnh hưởng đến thời gian gia công chi tiết. Thực tế chuyển động chính phụ thuộc vào bản chất của dao và phôi, điều kiện cắt gọt và thông số hình học của dụng cụ cắt. b) Chuyển động chạy dao: Là chuyển động đảm bảo cho quá trình cắt gọt được thực hiện liên tục, cắt hết bề mặt gia công, kí hiệu là S (mm/vg) thay đổi S sẽ ảnh hưởng đến năng suất gia công và chất lượng bề mặt: khi S lớn® bề mặt thô®thời gian gia công giảm, khi S nhỏ ® bề mặt tinh nhẵn hơn®thời gian gia công tăng. Hai chuyển động luôn đi song song với nhau chúng có thể là chuyển động liên tục hay gián đoạn. 5. Quá trình cắt của máy tiện: Khi cắt phôi tác dụng lên mặt trước của dao một lực pháp tuyến N1 chuyển động của phôi sẽ phát sinh ra lực ma sát Pz. Trên mặt sau của dao là lực pháp tuyến N2. Hợp tất cả các lực tác dụng lên phần cắt của dao tiện sẽ là hợp lực R, hợp lực này gọi là lực cắt. Với các lực này sẽ có các lực cắt thành phần: - Lực pháp tuyến Py: Lực tiếp tuyến hay còn gọi là lực cắt chính, có phương thẳng đứng, tác dụng theo hướng của chuyển động chính. Lực cắt chính có xu hướng uốn và bẻ gẫy dao, lực cắt chính thường để tính độ bền của dao, của máy và tính công suất máy. - Lực hướng kính PR: Có tác dụng trong mặt phẳng nằm ngang và vuông góc với đường tâm của chi tiết gia công. Phần lực này có tác dụng đẩy chi tiêt gia công ra xa đường tâm của máy làm cho chi tiết rễ bị cong ảnh hưởng lớn tới độ chính xác hình học của chi tiết gia công. - Lực hướng trục Px: Lực hướng trục hay còn gọi là lực chạy dao, có tác dụng với hướng chuyển động chạy dao S. - Lực hướng trục cần thiết để tính độ bền của các chi tiết trong chuyển động chạy dao, mà khâu yếu nhất trong xích chạy dao là cơ cấu bánh răng – thanh răng hoặc cơ cấu vítme - đai ốc hai nửa. 6. Các yếu tố ảnh hưởng tới lực cắt: * Ảnh hưởng của chiều sâu t và lượng chạy dao: Khi tăng chiều sâu cắt thì lực cắt tăng, vì khi tăng chiều sâu cắt các lực biến dạng và ma sát tăng.Tuy nhiên chỉ tăng chiều sâu cắt thì chiều rộng lớp cắt (b=t/sinj) tăng tỷ lệ với chiều sâu cắt, còn sự biến dạng dẻo của lớp kim loại bị cắt và hệ số ma sát hầu như thay đổi. Do đó lực cắt tỉ lệ thuận với chiều sâu cắt. Khi tăng lượng chạy dao S gây ra biến dạng dẻo và lực ma sát tăng lên, lực cắt tăng. Tuy nhiên khi tăng lượng chạy dao thì chiều dày cắt a tăng thì sự biến dạng của lớp kim loại bị cắt và hệ số ma sát giảm do đó lượng chạy dao ảnh hưởng đến lực cắt ít hơn. * Ảnh hưởng của góc trước: Góc trước của dao tiện có ảnh hưởng nhiều đến lực cắt. Khi tăng góc trước của dao tiện thì biến dạng dẻo của phôi giảm, góc trước tăng không những làm cho biến dạng giảm mà còn làm cho phôi rễ thoát ra ngoài. Do đó xét về khía cạnh lực cắt, góc trước càng tăng thì lực càng giảm, nhưng ảnh hưởng của góc trước đến lực dọc trục Px và lực hướng kính Pe nhiều hơn lực pháp tuyến Py. * Ảnh hưởng của góc sau: Khi tiện lớp kim loại trên bề mặt gia công bị biến dạng, sau khi dao đi khỏi lớp kim loại này đàn hồi trở lại tạo nên sự tiếp xúc giữa mặt sau của dao và bề mặt gia công. Nếu tăng góc sau thì sự tiếp xúc giữa mặt sau của dao với bề mặt đã gia công giảm, do đó lực pháp tuyến của lực ma sát và lực ma sát tác dụng lên mặt sau của dao cũng giảm. * Ảnh hưởng của góc nghiêng chính và góc nghiêng phụ: Khi không thay đổi chiều sâu cắt t và lượng chạy dao S, nếu tăng góc nghiêng chính j chiều dày cắt a tăng, do đó làm biến dạng dẻo của lớp kim loại bị cắt dẫn đến lực cắt giảm khi bán kính mũi dao r=0. Sự ảnh hưởng của góc nghiêng chính, chủ yếu tới lực chiều trục và lực hướng kính. Khi giảm góc nghiêng chính thì lực hướng kính Pd tăng, lực chiều trục Px giảm. Đồng thời khi góc nghiêng chính giảm thì chiều dài cắt a giảm còn chiều rộng lớp cắt tăng, biến dạng của phôi giảm, phôi thoát ra có dạng mỏng và dài. Do lực hướng kính tăng, trường hợp này chỉ sử dụng tiện các chi tiết có độ cứng cao. Khi góc nghiêng chính bằng 900 thì lực hướng tâm gần như bằng không. Trường hợp này thường sử dụng khi tiện các chi tiết kém cứng vững hoặc tiện trục bậc. Tuy nhiên điều kiện cắt khó khăn hơn, dao nhanh bị mài mòn do chiều dày cắt đạt tới giá trị lớn nhất (a=s), chiều rộng cắt giảm (b=t). * Ảnh hưởng của bán kính mũi dao: Khi bán kính mũi dao r tăng thì lực cắt tăng PZ.vì khi chiều sâu cắt và góc nghiêng chính không thay đổi, nếu bán kính mũi dao r tăng sẽ làm cho chiều dài đoạn cong của lưỡi cắt tăng, dẫn đến biến dạng dẻo của lớp kim loại tăng bị cắt tăng. Khi tăng bán kính mũi dao r thì góc nghiêng chính j giảm làm tăng lực hướng kính PR và lực chiều trục PX giảm. II. PHÂN TÍCH ĐỘNG HỌC MÁY CHUẨN T620 1. Các xích truyền động của máy tiện T620 : a) Xích tốc độ quay của trục chính : Xích tốc độ T620 được nối từ động cơ điện có công suất N = 10 (kw), số vòng quay n=1450 (vòng/phút), qua bộ truyền đai thang vào hộp tốc độ (cũng là hộp trục chính) làm quay trục chính VII. Lượng di động tính toán ở hai đầu xích là: nđ/c (vòng/phút) của động cơ ® ntc (vòng/phút) của trục chính. Từ sơ đồ động ta vẽ được lược đồ các con đường truyền động qua các trục trung gian tới trục chính như sau: Trên lược đồ ta thấy: Xích tốc độ có hai đường truyền là đường truyền quay thuận và đường truyền quay nghịch. Mỗi đường truyền khi tới trục chính bị tách ra làm hai đường truyền tốc độ thấp và tốc độ cao (đường vòng và đường tắt) Đường vòng truyền qua các trục: I – II – III – IV - V – VI - VII Phương trình xích động của đường này ( quay thuận) là : 1450(v/p).(II) (III) (IV) (V) (VI) (VII) Đường tắt truyền qua các trục: I – II – III – IV – VII Phương trình xích động của đường này (quay thuận) là: 1450(v/p). (II) (III) (IV) (VII) Từ các phương trình xích động trên ta thấy: - Đường tốc độ thấp (đường vòng) quay thuận có 24 cấp tốc độ 2x3x2x2x1= 24 - Đường tốc độ cao (đường tắt) cho ta 6 cấp tốc độ 2x3x1= 6 Tuy nhiên, thực tế đường truyền tốc độ thấp (đường vòng) quay thuận chỉ có 18 tốc độ, vì giữa trục IV và trục VI có khối bánh răng di trượt hai bậc có khả năng cho ta 4 tỷ số truyền : trùng nhau (IV) (V) (VI) ÞVậy đường truyền tốc độ thấp có 18 cấp tốc độ ZVòng =2 x 3 x 3 = 18 Vậy đường truyền thuận có 18+6=24 tốc độ Bao gồm: Tốc độ thấp từ n1¸n18 Tốc độ cao từ n19¸n24 Đối với máy T620 thực tế tốc độ lớn nhất của đường truyền tốc độ thấp (đường vòng) và tốc độ nhỏ nhất của đường truyền tốc độ cao (đường tắt) gần bằng nhau (coi như trùng nhau) nên trên thực tế máy T620 chỉ có 23 tốc độ. Sự trùng tốc độ do hai tỷ số truyền (từ trục IV – V) không thể tránh được vì người ta lợi dụng con đường đó để cắt ren khuếch đại khi nghịch đảo các tỷ số truyền đó lên. *) Máy T620 còn có đường truyền nghịch được điều khiển bởi ly hợp ma sát đặt trên trục II. Ly hợp này có tác dụng làm thay đổi chiều quay của trục chính mà không cần thay đổi chiều quay của động cơ. Đường truyền này chỉ có 12 cấp tốc độ b) Xích chạy dao để cắt ren: Máy tiện ren vít vạn năng T620 có khả năng cắt 4 loại ren : Ren Quốc tế (tp) : tP= 14192 Ren Mođuyn (m): m = 0,544,8 Ren Anh (n) : n = 2442 Ren Pitch (Dp) : DP =9241 Xích chạy dao nối từ trục chính VII qua bánh răng thay thế vào hộp chạy dao truyền tới trục vítme. Để cắt được 4 loại ren khác nhau, máy tiện T620 có 4 khả năng điều trỉnh (bánh thay thế giữa trục IX và X có hai khả năng, cùng với hai đường truyền của cơ cấu nooctông). + Bộ bánh răng noóctông chủ động chuyển động từ trục IX qua li hợp M2 tới trục X làm quay khối bánh răng hình tháp xuống trục XI qua M3 tới trục XII đến trục XIV tới trục vít me. + Noóctông bị động chuyển động từ trục X thông qua M2 mà đi từ cặp bánh răng tới trục XI và 28-25-36 bánh răng hình tháp XII qua bánh răng 35 (không truyền qua trục XV) xuống dưới 18-28-35-XIII tiếp tục truyền qua XIV-XV tới vít me. + Để cắt được nhiều ren khác nhau trong cùng một loại ren trong hộp chạy dao của máy dùng khối bánh răng hình tháp 7 bậc và 2 khối báng răng di trượt khi cắt ren trái trục chính giữ nguyên chiều quay cũ cần đổi chiều chạy dao ngược lại trong xích có cơ cấu đổi chiều nối giữa trục VIII và IX tới bánh răng đệm 28. Lược đồ cấu trúc động học hộp chạy dao Từ cấu trúc động học xích chạy dao trên ta có phương trình tổng quát cắt ren như sau: 1vòng trục chính x icố định x ithay thế x icơ sở x igấp bội x tv = tp + ) Khi cắt ren Quốc tế (dùng cho các mối ghép) Lượng di động tính toán : 1 vòng trục chính ® tP (mm) Sử dụng bánh răng thay thế , Bộ bánh răng noóctông chủ động +) Khi cắt ren Anh Lượng di động tính toán : 1vòng trục chính ® (mm) Trong đó n: Số vòng quay trên 1 tấc anh Bánh răng thay thế , Bộ bánh nooctông bị động +) Khi cắt ren môđuyn: (Dùng cho truyền động) Lượng di động tính toán : 1vòng tc ® mp (mm) Bánh răng thay thế Bộ nooctông chủ động +) Khi cắt ren Pitch: Lượng di động tính toán : 1vòng tc ® 25,4.p/Dp (mm) Bánh răng thay thế Bộ nooctông bị động +) Phương trình xích động: 1VTC.iđc.itt.icơ sở.(hoặc 1/icơ sở).igấp bội.tX =tP +) Phưong trình cắt ren quốc tế (dùng bánh răng thay thế ) 1VTC(VII).(VIII). (IX).(X).M2.(XI).M3(XIII). igh(XV). tX=tP +) Phương trình cắt ren modul (dùng cặp bánh răng thay thế ) 1VTC(VII).(VIII). (IX).(X).M2.(XI).M3(XIII). igh(XV). tX=p.m +) Phương trình cắt ren Anh (dùng cặp bánh răng thay thế ) 1VTC(VII).(VIII). (IX).(X). (XI). (XIII). igh(XV). tX= (Klà số vòng ren trên 1ich) +)Phưong trình cắt ren pitch (dùng cặp bánh răng thay thế ) 1VTC(VII).(VIII). (IX).(X). (XI). (XIII). igh(XV). tX= DP là số modul trong 1 ich) +) Phương trình cắt ren khuếch đại (dùng bộ khuếch đại có 4 tỷ số truyền) () Ta có phương trình xích động như sau: 1VTC(VII). (VI) (V) (IV) (VIII).iđc.itt.ics.igb.tX=tpKD +) Tiện ren chính xác: Sơ đồ xích cắt ren Đường truyền : Từ trục chính - VIII – IX - itt – X – (M2) – XII – XV – vítme Muốn tiện ren chính xác yêu cầu đường truyền phải ngắn nhất do đó phải tính lại itt. +) Cắt ren mặt đầu: Gia công đường xoắn acimet Đường truyền xích động: Từ trục chính – VII – IX - itt – X – (M2) – VII – (M4) – XV - - trục trơn – trục vítme ngang tX =5 c) Xích tiện trơn: Chạy dao dọc : Từ trục bánh vít 28 (trục XVII ) qua cặp bánh răng 14/60 (bánh răng 60 lồng không) đóng ly hợp bánh răng thanh răng t=10 (m=3) xe dao chạy dọc hướng vào mâm cặp (chạy thuận) khi chạy dao lùi đường truyền từ bánh răng 60 trục XVII truyền qua bánh răng đệm 38 tới bánh răng 60 trên trục XVIII, đóng li hợp, chuyển động quay truyền qua cặp bánh răng 14/60 làm bánh xe dao chạy lùi. Chạy dao ngang : Đường truyền giống như chạy dao dọc truyền theo nửa bên phải hộp chạy dao tới vít me ngang tX=5 (mm). Chạy dao nhanh : Máy có động cơ điện chạy dao nhanh N=1 (kw), n =1410 (vg/ph) trực tiếp làm quay nhanh trục trơn XVI. 2. Một số cơ cấu đặc biệt : + Cơ cấu ly hợp siêu việt : Trong xích chạy dao nhanh và động cơ chính đều truyền tới cơ cấu chấp hành là trục trơn bằng hai đường truyền khác nhau. Nên nếu không có ly hợp siêu việt truyền động sẽ làm xoắn và gẫy trục. Cơ cấu ly hợp siêu việt được dùng trong những trường hợp khi máy chạy dao nhanh và khi đảo chiều quay của trục chính. + Cơ cấu đai ốc mở đôi : Vít me truyền động cho 2 má đai ốc mở đôi tới hộp xe dao. Khi quay tay quay làm đĩa quay chốt gắn cứng với 2 má sẽ trượt theo rãnh ăn khớp với vít me. + Cơ cấu an toàn: Trong hộp chạy dao nhằm đảm bảo khi làm việc quá tải, được đặt trong xích chạy dao (tiện trơn)nó tự ngắt truyền động khi máy quá tải. 3. Phương án không gian và phương án thứ tự của máy : Từ sơ đồ động của máy ta thấy rằng: Xích tốc độ được chia ra thành 2 đường truyền: Đường truyền tốc độ thấp và đường truyền tốc độ cao. Phương án không gian của máy là: Z1 = 2 x 3 x 2 x 2 = 24 tốc độ Z2 = 2 x 3 x 1 = 6 tốc độ Þ Số tốc độ đủ là : Z = Z1 + Z2 = 24 + 6 = 30 tốc độ Phương án thứ tự của Z1 là: Z1đủ = 2[1] x 3[2] x 2[6] x 2[12] trong đó nhóm truyền 2[12] có j12 = 1,2612 = 16 > 8 cho nên ta khắc phục bằng cách thu hẹp lượng mở như sau: Z1thu hẹp = 2[1] x 3[2] x 2[6] x 2[6] và số tốc độ bị trùng do thu hẹp lượng mở là : Zt = 12 - 6 = 6 tốc độ trùng. Để bù lại số tốc độ đã bị trùng, người ta sử dụng thêm đường truyền thứ 2: Z2 = 2[1] x 3[2] x 1[0] Lưới trùng 6 cấp tốc độ: jmax = 1,266 <<8 4. Phương án thứ tự của máy chuẩn T620: Từ sơ đồ động của máy chuẩn, bằng việc xây dựng lại đồ thị vòng quay ta sẽ nắm được phương án thứ tự của máy 1K62. 4.1. Tính trị số j : Ta có : nmin = 12,5 (vòng/phút) nmax = 2000 (vòng/phút) Số cấp tốc độ Z = 23 ta có : Tính công bội j theo công thức j ==1.25976 Lấy theo tiêu chuẩn: Þ j = = 1,26 4.2. Tính các giá trị số vòng quay: Đối với hộp tốc độ ta xác định giá trị n ở các trục II, III, IV, V, VI, VII và quan tâm đến các giá trị n ở trục VII. - Có một trị số tốc độ ở trục II. nII = nđc=. iđ = 1450. =808,65 (v/p) - Có hai trị số tốc độ ở trục III. nIII-1 =nII. =808,65. =1331,89 (v/p) nIII-2 =nII. =808,65. =1057,46 (v/p) - Có 6 trị số tốc độ ở trục IV. nIV-1 = nIII-1. =1331,89. =821,80(v/p) nIV-2 = nIII-1. =1331,89. =508,53(v/p) nIV-3 = nIII-1. =1331,89. =1331,89(v/p) nIV-4 = nIII-2. =1057,46. =652,47(v/p) nIV-5 = nIII-2. =1057,46. =403,75(v/p) nIV-6 = nIII-2. =1057,46. =1057,46(v/p) - Có 12 trị số tốc độ ở trục V. nV-1= nIV-1.=821,80. =205,45 (v/p) nV-2= nIV-1.=821,80. =821,80 (v/p) nV-3= nIV-2.=508,53. =127,13 (v/p) nV-4= nIV-2.=508,53. =503,53 (v/p) nV-5= nIV-3.=1331,89. =332,97 (v/p) nV-6= nIV-3.=1331,89. =1331,89 (v/p) nV-7= nIV-4.=652,47. =163,12 (v/p) nV-8= nIV-4.=652,47. =652,47 (v/p) nV-9= nIV-5.=403,75. =100,93 (v/p) nV-10= nIV-5.=403,75. =403,75 (v/p) nV-11= nIV-6.=1057,46. =264,36 (v/p) nV-12= nIV-6.=1057,46. =1057,46 (v/p) - Có 18 trị số ở trục VI nVI-1= nV-1.=205,45. =51,36 (v/p) nVI-2= nV-1.=205,45. =205,45 (v/p) nVI-3= nV-2.=821,80. =821,80 (v/p) nVI-4= nV-3.=127,13. =31,78 (v/p) nVI-5= nV-3.=127,13. =127,13 (v/p) nVI-6= nV-4.=508,53. =508,53 (v/p) nVI-7= nV-5.=333,79. =83,45 (v/p) nVI-8= nV-5.=332,97. =332,97 (v/p) nVI-9= nV-6.=1331,89. =1331,89 (v/p) nVI-10= nV-7.=163,12. =40,78 (v/p) nVI-11= nV-7.=163,12. =163,12 (v/p) nVI-12= nV-8.=652,47. =652,47 (v/p) nVI-13= nV-9.=100,93. =25,23 (v/p) nVI-14= nV-9.=100,93. =100,93 (v/p) nVI-15= nV-10.=403,75. =403,75 (v/p) nVI-16= nV-11.=265,01. =66,25 (v/p) nVI-17= nV-11.=264,36. =264,36 (v/p) nVI-18= nV-12.=1057,46. =1057,46 (v/p) - Trục VII có 24 cấp tốc độ. nVII-1= nVI-1.=51,36. =25,68 (v/p) nVII-2= nVI-2.=205,45. =102,72 (v/p) nVII-3= nVI-3.=821,80. =410,9 (v/p) nVII-4= nVI-4.=31,78. =15,89 (v/p) nVII-5= nVI-5.=127,13. =63,56 (v/p) nVII-6= nVI-6.=508,53. =254,26 (v/p) nVII-7= nVI-7.=83,24. =41,62 (v/p) nVII-8= nVI-8.=332,97. =166,48 (v/p) nVII-9= nVI-9.=1331,89. =665,94 (v/p) nVII-10= nVI-10.=40,78. =20,39 (v/p) nVII-11= nVI-11.=163,12. =81,56 (v/p) nVII-12= nVI-12.=652,47. =326,23 (v/p) nVII-13= nVI-13.=25,23. =12,61 (v/p) nVII-14= nVI-14.=100,93. =50,46 (v/p) nVII-15= nVI-15.=403,75. =201,87 (v/p) nVII-16= nVI-16.=66,09. =33,04 (v/p) nVII-17= nVI-17.=264,36. =132,18 (v/p) nVII-18= nVI-18.=1057,46. =528,73 (v/p) - Có 6 cấp độ truyền từ trục IV xuống qua cặp bánh răng 65/43. nVII-19= nVI-1.=821,80. =1242,25 (v/p) nVII-20= nVI-2.=508,53. =768,70 (v/p) nVII-21= nVI-3.=1331,89. =2018,32 (v/p) nVII-22= nVI-4.=652,47. =986,29 (v/p) nVII-23= nVI-5.=403,75. =610,31 (v/p) nVII-24= nVI-6.=1057,46. =1598,48 (v/p) Sắp xếp các tốc độ trên trục VII từ thấp đến cao ta có: 12,56 15,89 20,39 25,68 33,04 41,62 50,46 63,56 81,56 102,72 132,18 166,48 201,87 254,26 326,23 410,9 528,73 610,31 665,94 768,40 986,29 1242,25 1598,48 2018,32. Nhận thấy n=667,58»611,83=>thực tế chỉ còn 23 cấp tốc độ. Lấy giá trị n theo tiêu chuẩn ta có: 12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000. 4.3. Tính các tỉ số truyền, xác định độ xiên của tia. - Trước hết ta thấy nII=808,65(v/p) » 800 (v/p) - Số vòng quay của động cơ n = 1450 (v/p) - Tỷ số truyền của bộ truyền đai: Iđ ==0,56 - Hiệu suất của bộ truyền đai: h=0,985 - Tính các tỷ số truyền cho các nhóm. + Nhóm truyền thứ nhất (từ trục II-III) có 2 tỷ số truyền: i1= ===j2 tia i1 chếch sang phải 2 khoảng 1gj i2= ===j tia i2 chếch sang phải 1 khoảng 1gj Lượng mở của nhóm này là: {X} được xác định từ: jx===j=>{X}=1 Lượng mở là {X}=1 chứng tỏ đây là nhóm cơ sở. + Nhóm truyền thứ 2 (từ trục III-IV): Có 3 tỷ số truyền: i3= ===j-2 tia i3 chếch sang trái 2 khoảng 1gj i4= ===j-4 tia i4 chếch sang trái 4 khoảng 1gj i5= ===j0 tia i5 thẳng đứng Lượng mở của nhóm này là: {X} được xác định từ: jx===j2=>{X}=2 Lượng mở là {X}=2 ứng với số nhóm truyền khuyếch đại. + Nhóm truyền thứ 3 ( từ trục IV-V): có 2 tỷ số truyền i6= ==»=j-6 tia i6 chếch sang trái 6 khoảng 1gj i7= ===j0 tia i7 thẳng đứng. Lượng mở của nhóm này là: {X} được xác định từ: jx===j6=>{X}=6 + Nhóm truyền thứ 4 (từ trục V-VI) có 2 tỷ số truyền: i8= ==»=j-6 tia i8 chếch sang trái 6 khoảng 1gj i9= ===j0 tia i9 thẳng đứng. Lượng mở của nhóm này là: {X} được xác định từ: jx===j6=>{X}=6 + Nhóm truyền thứ 5 (từ trục VI-VII) có 1 tỷ số truyền: i10= ===j-3 tia i10 chếch sang trái 3 khoảng 1gj + Nhóm truyền thứ 6 (từ trục IV-VII) có 1 tỷ số truyền: i11= ===j2 tia i11 chếch sang phải 2 khoảng 1gj Từ đó ta có đồ thị vòng quay của máy T620 như hình vẽ dưới: Nhận xét: Nhìn chung bố cục của máy chuẩn T620 không có gì đặc biệt so với các loại máy tiện vạn năng thông thường khác, ở đây ta chỉ đưa ra phương án bố trí không gian trong hộp tốc độ của máy, đặc biệt là chuỗi vòng quay của trục chính. Động cơ chính yêu cầu phải công suất tương đối lớn, số vòng quay cao mà hộp tốc độ trục chính không cần quay cao vì nếu cao thì không phù hợp với công nghệ gia công.Tốc độ trục chính trên thực tế sản xuất chỉ yêu cầu ở dạng trung bình (sử dụng rất nhiều) để bố cục bên ngoài máy nhỏ gọn, người ta đã bố trí một cặp bánh răng để giảm tốc độ, ở ngay trục I có lắp bánh đai nhỏ gọn. 24 tốc độ của trục chính người ta đã tách ra làm hai đường truyền. Con đường truyền từ trục VI tới trục chính cho giải tốc độ thấp và giải tốc độ cao không tách biệt mà đan xen ở giữa. Trị số chuỗi s vòng quay trục chính không tuân theo quy luật cấp số nhân thông thường mà cũng biến đổi theo quy luật. Qua các phân tích trên ta thấy chọn máy chuẩn T620 là hợp lý. Để có phương án bố trí ly hợp ma sát (đảm bảo mo men trên ly hợp nhỏ ) trên trục I PAKG 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lý Việc kết hợp hộp tốc độ với hộp trục chính vào chung ở máy T620 làm giảm kích thước và số đai của bộ truyền đai. Đồng thời do trục nối của động cơ với cơ cấu truyền nên khử được hết các cơ cấu rung động do hộp trục chính gây ra điều này tốt cho động cơ. CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC MÁY MỚI I. Bộ thông số tính năng kỹ thuật máy mới: - Số cấp tốc độ z=23 j = 1,26 - Tốc độ nmin = 12.5 (vòng/phút) Nmax=2000 (v/p) - Lượng chạy dao dọc : Sdmin=0,07 (mm/v) - Lượng chạy dao ngang: Sn max=0,035 (mm/v) A- HỘP TỐC ĐỘ: 1. Chuỗi số vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân. Công bội j = Þnmax= 2000 vòng/phút Theo bài ra ta có: j = 1,26 n1 = nmin = 12.5 (vg/ph) n2 = n1. j n3 = n2. j = n1. j2 ................... n23 = n22. j = n1. j22 Công thức tính tộc độ cắt ( m/ph) Trong đó d- Đường kính chi tiết gia công (mm) n- Số vòng quay trục chính (vg/ph) Phạm vi điều chỉnh Rn = = =160 Công bội j = 1,26 Số cấp tốc độ z = 23 Trị số vòng quay cơ sở thành lập từ trị số vòng quay đầu tiên n1 = 12.5 vg/ph và nz = n1. jz-1 Lần lượt thay z = 1¸23 vào ta có bảng sau: Tốc độ Công thức tính n tính n tiêu chuẩn Sai số Dn% Sai số [Dn]% n1 n1=nmin 12.5 12.5 0 2,6 n2 n2.j1 15.75 16 +15 2,6 n3 n3.j2 19.845 20 +0.77 2,6 n4 n4.j3 25.004 25 -0.016 2,6 n5 n5.j4 31.505 31.5 -0.016 2,6 n6 n6.j5 39.697 40 +0.76 2,6 n7 n7.j6 50.018 50 -0.036 2,6 n8 n8.j7 63.023 63 -0.036 2,6 n9 n9.j8 79.409 80 +0.738 2,6 n10 n10.j9 100.056 100 -0.056 2,6 n11 n11j10 126.071 125 -0.856 2,6 n12 n12.j11 158.849 160 +0.719 2,6 n13 n13.j12 200.150 200 -0.075 2,6 n14 n14.j13 252.189 250 -0.875 2,6 n15 n15.j14 317.758 315 -0.875 2,6 n16 n16.j15 400.376 400 -0.094 2,6 n17 n17.j16 504.473 500 -0.894 2,6 n18 n18.j17 635.637 630 -0.894 2,6 n19 n19.j18 800.902 800 -0.112 2,6 n20 n20.j19 1009.137 1000 -0.913 2,6 n21 n21.j20 1271.513 1250 -1.721 2,6 n22 n22.j21 1602.106 1600 -0,131 2,6 n23 n23.j22 2018.654 2000 -0,932 2,6 2. Tính số nhóm truyền tối thiểu của hộp tốc độ: Dựa vào tỉ số truyền tối thiểu của hộp tốc độ: £ i £ 2 Đối với máy công cụ cắt gọt kim loại thì chỉ cho phép giảm tốc độ với tỷ số truyền giới hạn: imingh = Phương trình cân bằng xích tính từ nmin ® nđ/c tới như sau: (Với giả thiết trục động cơ lắp trực tiếp vào hộp tốc độ nối với trục vào ) nđc. imingh = nmin Þ imingh = = Û4x=nđc/nmin (ta lấy log 2 vế ) Û log4x =log (nđc/nmin) Þx=(log nđc/log nmin) / log4 Þx=3,5 Lấy số nhóm truyền tối thiểu của x bằng 4 3. Tính toán và lập bảng để chọn phương án không gian tối ưu. Z=23 là số tối thiểu không phân tích thành thừa số nguyên được, do đó ta chọn zảo = 24 Z=24 =24 x 1 (1) =12 x 2 (2) =3 x 4 x 2 (3) =6 x 2 x 2 (4) 2 x 3 x 2 x 2 (5) Nhận xét: Các phương án (1), (2), (3), (4) bị loại trừ số nhóm truyền tối thiểu của các phương án không gian này nhỏ hơn 4. Vậy ta lấy phương án (5) vì số nhóm truyền của phương án này bằng 4. Để so sánh và chọn phương án không gian hợp lý ta xác định các chỉ tiêu so sánh như sau: Tổng số bánh răng của hộp tốc độ Sz=2(p1+p2 +p3+...pj) - Phương án không gian 2x2x2x3 có Sz=2(2+2+2+3) = 18 - Phương án không gian 3x2x2x2 có Sz=2(2+2+2+3) = 18 - Phương án không gian 2x3x2x2 có Sz=2(2+2+2+3) = 18 - Phương án không gian 2x2x3x2 có Sz=2(2+2+2+3) = 18 b) Tính tổng số trục của phương án không gian theo công thức: Str = i +1 với i- Số nhóm truyền động Str = 4+1 = 5 trục (PAKG 2x2x3x2) c) Tính chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức: L = Sb + Sf b- chiều rộng bánh răng f- khoảng hở giữa hai bánh răng và khe hở để lắp miếng gạt, để bảo vệ và để thoát dao xọc răng. Đối với 4 PAKG kể trên thì ta dễ tính được L=19.b + 18.f d) Số lượng bánh răng trên trục cuối cùng: Trong máy công cụ trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp trục chính nên chịu momen xoắn lớn. Do đó, kích thước trục lớn. Các bánh răng lắp trên trục này có kích thước lớn nên tránh bố trí nhiều hay nói cách khác càng ít càng tốt. Với các PAKG có khả năng được chọn ta có: PAKG 2 x 3 x 2 x 2 3 x 2 x 2 x 2 2 x 2 x 3 x 2 2 x 2 x 2 x 3 Số răng trên trục cuối cùng 2 2 2 3 Nhìn vào bảng trên ta xét về khía cạnh tiều chỉ bánh răng lắp trên trục chính ta có thể loại bớt phương án không gian 2 x 2 x 2 x 3. e) Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp tốc độ: Đối với máy tiện, trong hộp tốc độ, để có thể đáp ứng được yêu cầu thay đổi chiều quay của trục chính đồng thời làm thay đổi chiều quay của động cơ cần thiết phải có đường truyền quay nghịch. Đường truyền này được thực hiện (điều khiển) nhờ cơ cấu ly hợp ma sát nhiều đĩa. Ly hợp ma sát hoạt động nhờ lực ép ma sát giữa các đĩa ép chặt vào nhau để truyền chuyển động. Do đó, việc bố trí trên trục nào đó phải hợp lý, có momen xoắn nhỏ là một yêu cầu cần chú ý. *) Từ các chỉ tiêu so sánh PAKG ta có bảng so sánh các PAKG như sau: Phương án yếu tố so sánh 3x2x2x2 2x2x3x2 2x3x2x2 2x2x2x3 1.Tổng số bánh răng Sz 2. Tổng số trục Str 3. Chiều dài L 4. Số bánh răng Mmax 5. Cơ cấu đặc biệt 18 5 19b + 18f 2 ly hợp ma sát 18 5 19b + 18f 2 ly hợp ma sát 18 5 19b + 18f 2 ly hợp ma sát 18 5 19b + 18f 3 ly hợp ma sát Kết luận : Với phương án và bảng so sánh trên ta thấy nên chọn phương án không gian 2x3x2x2 vì: - Tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối. Nhưng phải bố trí trên trục đầu tiên một bộ ly hợp ma sát nhiều đĩa và một bộ bánh răng đảo chiều. -Số bánh răng phân bố trên các trục đều hơn PAKG 3x2x2x2 và 2x2x3x2. -Số bánh răng chịu mô men xoắn lớn nhất Mmax trên trục chính là ít nhất. Do đó để đảm bảo tỷ số truyền giảm từ từ đồng đều, ưu tiên việc bố trí kết cấu ta chọn PAKG 2x3x2x2. 4. Tính toán và lập bảng để chọn phương án thứ tự (PATT) tối ưu: - Số phương án thứ tự q = m! m - Số nhóm truyền Với m = 4 ta có q = 4!=1 x 2 x 3 x 4= 24 Để chọn PATT hợp lý nhất ta lập bảng để so sánh tìm phương án tối ưu * Bảng so sánh các phương án thứ tự TT Nhóm 1 TT Nhóm 2 TT Nhóm 3 TT Nhóm 4 1 2x3x2x2 I II III IV [1][2] [6] [12] 7 2x3x2x2 II I III IV [3][1] [6] [12] 13 2x3x2x2 III I II IV [6][1] [3] [12] 19 2x3x2x2 IV I II III [12][1] [3] [6] 2 2x3x2x2 I III II IV [1][4] [2] [12] 8 2x3x2x2 II III I IV [2][4] [1] [12] 14 2x3x2x2 III II I IV [6][2] [1] [12] 20 2x3x2x2 IV II I III [12][2] [1] [6] 3 2x3x2x2 I IV II III [1] [8] [2] [4] 9 2x3x2x2 II III IV I [2][4][12] [1] 15 2x3x2x2 III IV I II [4] [8] [1] [2] 21 2x3x2x2 IV III I II [12][4] [1] [2] 4 2x3x2x2 I II IV III [1][2] [12] [6] 10 2x3x2x2 II I IV III [3][1] [12] [6] 16 2x3x2x2 III I IV II [6][1] [12] [3] 22 2x3x2x2 IV I III II [12][1] [6] [3] 5 2x3x2x2 I III IV II [1][4] [12] [2] 11 2x3x2x2 II IV III I [2][8] [4] [1] 17 2x3x2x2 III II IV I [6][2] [12] [1] 23 2x3x2x2 IV II III I [12][2] [6] [1] 6 2x3x2x2 I IV III II [1] [8] [4] [2] 12 2x3x2x2 II IV I III [2] [8] [1] [4] 18 2x3x2x2 III IV II I [4] [8] [2] [1] 24 2x3x2x2 IV III II I [12][4] [2] [1] xmax 12 16 12 16 12 16 12 16 jxmax 16 40,32 16 40,32 16 40,32 16 40,32 Qua bảng trên ta vẽ một số lưới kết cấu nhóm điển hình: a) 2 x 3 x 2 x 2 I II III IV [1] [2] [6] [12] Nhóm I: b) 2 x 3 x 2 x 2 II I III IV [3] [1] [6] [12] Nhóm II: c) 2 x 3 x 2 x 2 III IV II I [4] [8] [2] [1] Nhóm III: 2 x 3 x 2 x 2 IV I II III [12] [1] [3] [6] Nhóm IV: Nhận xét: Qua 4 lưới kết cấu trên ta thấy 3 lưới kết cấu b,c,d là các lưới kết cấu có lượng mở jXmax=16 là quá lớn, các lưới phân bổ không đều nhau, các tỷ số truyền tăng giảm đột ngột do đó ta loại bỏ. Lưới kết cấu a là hợp lý nhất ta chọn. Vì lưới kết cấu có sự biến đổi nhịp nhàng, cân đối. Tỷ số truyền giữa các trục (nhất là giữa trục I và II) giảm đều. Lưới kết cấu có hình hạt dẻ quạt. Do vậy ta chọn lưới kết cấu theo phương án thứ tự này có quá trình thiết kế cho phép. Lượng mở nói lên công bội j. PA này có: jXmax=12³8 Để đảm bảo jXmax£8 ta phải thu hẹp tối đa từ jXmax =12 xuống jXmax=6 Do thu hẹp lượng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm. Ta có số tốc độ thực tế là: Z1=Z-Z2 lượng mở thu hẹp=24-6=18 PATT bây giờ là: 2[1]x3[8]x2[6]x2[6] Để bù lại số tốc độ trùng vì thu hẹp lượng mở ta thiết kế thêm đường truyền tốc độ cao (đường truyền tắt). PAKG đường truyền này là: Z2=2x3x1=6 tốc độ Vậy PAKG của hộp tốc độ là: Z=Z+Z2=24+6=30. Do trùng 7 tốc độ (tốc độ cuối của đường tốc độ thấp trung tốc độ đầu của đường truyền tốc độ cao). Nên số tốc độ của máy: Z=30-7=23 tốc độ Ta có lưới kết cấu của máy như sau: 5. Vẽ đồ thị quay cho phương án tốt nhất đã chọn. a) Tính và chọn động cơ. Tính giá trị n0 của tốc độ đặt vào trục II của hộp tốc độ: n0=nđ/c.iđ/c.hđ Trong đó: iđ/c: Tỷ số truyền của bộ truyền đai hđ: Hiệu suất của bộ truyền đai Tính giá trị nmax,nmin trên trục II: =i1max i2max i3max... inmax Trong đó: =i1max i2max i3max... inmax nmax= nmaxVII= nTCmax=2000 (v/p) nmin= nminVII= nTCmin=12,5 (v/p) Từ điều kiện:£i£2 do đó ta có thể lấy: imax=2; imin= Với hộp tốc độ ta có: £i£2 =>n0min==125 (v/p) n0max==3200 (v/p) => 125£n0£3200 Để trục bánh răng đầu vào của hộp chịu mômen xoắn, kích thước nhỏ gọn ta chọn n0 về phía giới hạn n0max. Theo máy chuẩn ta chọn n0=n19=800 (v/p) Như vậy tỷ số truyền của bộ truyền đai: id==0,56 id=d1/d2 d1=145 (mm), d2=260 (mm) là các đường kính puly chọn theo máy chuẩn. Chọn tỷ số truyền: Để có thể vẽ được đồ thị vòng quay ta dựa vào lưới kết cấu của PAKG đã chọn và tỷ số truyền của nhóm truyền. Việc chọn tỷ số truyền phải sao cho kết cấu của hộp phải chặt chẽ, thay đổi tốc độ đơn giản. Để chọn được tỷ số truyền hợp lý ta dựa trên một số nguyên tắc chủ yếu: +) Chọn tỷ số truyền gần bằng 1 vì cơ cấu làm việc đồng đều, tiết kiệm được nguyên vật liệu, kích thước nhỏ gọn song đối với hộp tốc độ thường là hộp giảm tốc độ sẽ làm cho xích truyền dài, kích thước toàn bộ hộp sẽ tăng lên. Nguyên tắc này được áp dụng cho những tỷ số truyền ở các trục trung gian đầu tiên. +) Tỷ số truyền được chọn sao cho số vòng quay của trục trung gian càng cao là tốt nhất. +) Nhằm tránh cho kích thước hướng kính của các cặp bánh răng quá chênh lệch, làm tăng kích thước của hộp tốc độ, tỷ số truyền và lượng mở phải nằm trong giới hạn cho phép. Đối với hộp tốc độ : ≤i ≤2 ≤ 8 c) V ẽ đồ thị vòng quay: 6. Tính số răng bánh răng trong một nhóm truyền: Đối với hộp tốc độ đang tính, do khoảng cách trục A chưa biết nên ta tính bánh răng dựa vào đồ thị vòng quay. Giả thiết rằng các bánh răng trong một nhóm truyền như nhau: Nhóm truyền thứ nhất: Nhóm truyền thứ nhất có hai tỷ số truyền: i1==≈= , f1 = 5 , g1 =4 Þ f1 + g1 = 9 = 32 i2 ==≈= , f2 =11 , g2 = 7 Þ f2 + g2 =18=32. 2 Bội số trung nhỏ nhất của mọi tổng trên là : K = 32. 2=18 Trên đồ thị vòng quay ta thấy i2 lệch sang phải (tăng tốc) nhiều hơn i1 nên Emin nằm trên tia i2. Emin được tính theo công thức Emin bị động: Ta có : Emin= ===2,43 Lấy Eminnguyên, Emin =3Þ để lắp được ly hợp ma sát ta chọn Emin=5Þ= Emin. K =5. 18 = 90 (răng ) < [] =(100 ¸ 200) thoả mãn điều kiện về tổng số răng trong cặp bánh răng. Khi đó ta có số răng của các cặp bánh răng ăn khớp trong nhóm truyền này là: Z1 ===50 ==1,25 Z1 ===40 Z2 ===55 Z2 ===35 = So với điều kiện ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền trong nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho. Nhóm truyền thứ hai: Nhóm truyền thứ hai có 3 tỷ số truyền: i3 = , f3=31 , g3=77 Þ f3 + g3 =108=33.2 i4= , f4 = 7, g4=11 Þ f4+ g4=18=33.2 i5= , f5 = 1, g5=1 Þ f5+ g5=2 Bội số trung nhỏ nhất của mọi tổng trên là: K=33.2 + 108 Emin nằm trên tia i3. Emin được tính theo công thức Emin chủ động: <1 Lấy Emin=1Þ= Emin. K=1.108=108 (răng) Khi đó ta có số răng của các cặp bánh răng ăn khớp trong nhóm truyền này là: So với điều kiện ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho phép Nhóm truyền thứ ba: Nhóm truyền thứ 3 có 2 tỷ số truyền: f6= 22 , g6= 88 Þ f6 + g6 =110 f7 = 1 , g7 = 1 Þ f7 + g7 =2 Bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng trên là: K=110 Nhìn trên đồ thị vòng quay ta thấyEmin nằm trên tia i6. Emin được tính theo công thức Emin chủ động: <1 Lấy Emin=1 Þ= Emin. K=1.110=110(răng) Số răng của nhóm truyền là: So với điều kiện: ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho phép. Nhóm truyền thứ tư: Nhóm truyền thứ 4 có 2 tỷ số truyền: F8= 22 , g8= 88 Þ f8 + g8 =110 f9 = 1 , g9 = 1 Þ f9 + g9 =2Bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng trên là: K=110 Nhìn trên đồ thị vòng quay ta thấyEmin nằm trên tia i8. Emin được tính theo công thức Emin chủ động: <1 Lấy Emin=1 Þ= Emin. K=1.110=110 (răng) Số răng của nhóm truyền là: So với điều kiện: ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho phép. Nhóm truyền thứ năm: Nhóm truyền thứ 5 có 1 tỷ số truyền: f10=1 , g10=2 Þ f10 + g10 = 3 Lấy K=3Emin nằm trên tia i10 và được tính theo công thức Emin chủ động: Lấy Emin=17. Nhưng để đảm bảo số răng trong một nhóm truyền: 80≤≤120 ta chọn Emin= 27 Þ= Emin. K=27.3=81(răng) Khi đó ta có số bánh răng là các cặp bánh răng ăn khớp trong nhóm truyền này là: So với điều kiện: ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho phép. Nhóm truyền thứ sáu: Nhóm truyền thứ 6 có 1 tỷ số truyền thực hiện truyền động trên đường truyền tốc độ cao. f11= 11 , g11=7 Þ f11 + g11 = 18 Lấy K=18 Emin nằm trên tia i11 và được tính theo công thức Emin chủ động: Lấy Emin=3. Nhưng để đảm bảo số răng trong một nhóm truyền: 80≤≤120 ta chọn Emin= 6 Þ= Emin. K=6.18=108 (răng) Khi đó ta có số bánh răng là các cặp bánh răng ăn khớp trong nhóm truyền này là: So với điều kiện: ≤i ≤2 Þ Các tỷ số truyền nhóm thoả mãn nằm trong giới hạn cho phép. 7. Kiểm nghiệm sai số: 7.1. Kiểm nghiệm sai số vòng quay trục chính: - Giá trị số vòng quay thực tế của trục chính được tính theo số răng các bánh răng trong xích truyền vừa được xác định. Phương trình cân bằng: hay với n0=ndc.id.hd Trong đó id là tỷ số truyền của bộ truyền đai. Như phần tính toán phương án thứ tự và đồ thị vòng quay đã nêu, tỷ số truyền của bộ truyền đai id=0,56= Ta chọn đường kính bánh đai d1=145 (mm) , d2=250 (mm) Khi đó tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là: id= Sai số phạm phải là : 0,33% hđ là hiệu suất của bộ truyền đai. Lấy hđ=0,985 Từ đó ta có: N0=1450. lấy n0=800 7.2. Bảng so sánh sai số: Các giá trị số vòng quay tính được (thực tế) theo số răng và tỷ số truyền so với các giá trị tính được theo công bội j đã cho có sai số phải nằm trong một phạm vi cho phép. Để tiện theo dõi, ở đây ta tính luôn sai số so với chuỗi vòng quay được chọn tiêu chuẩn. Sai số vòng quay cho phép: [Dn] = ±10(j-1)% = ±10(1,26-1)% = ±2,6% Sai số vòng quay thực tế so với vòng quay tính theo j: Dnl = % ntt : Số vòng quay thực tế tính được ntj :Số vòng quay tính được theo công bội j +) Số vòng quay chọn theo tiêu chuẩn. Dn2 =% ntc : Số vòng quay chọn theo tiêu chuẩn. Ta có bảng sau: TT Phương trình xích động ntc(v/p) ntt (v/p) Dn 2% 1 800. 12.5 12.4 0.8 2 800. 16 15.7 1.87 3 800. 20 19.88 0.6 4 800. 25 24.96 0.16 5 800. 31.5 31.25 0.8 6 800. 40 39.28 1.9 7 800. 51 50.32 0.8 8 800. 63 62.29 1.14 9 800. 80 79.5 0.63 10 800. 100 99.85 0.15 11 800. 125 125 0 12 800. 160 157 1.9 13 800. 200 200 0 14 800. 250 251.2 -0.48 15 800. 315 318 -0.9 16 800. 400 399.4 0.15 17 800. 500 500 0 18 800. 630 628 0.3 19 800. 800 788.76 1.43 20 800. 1000 1000 0 21 800. 1250 1256 -0.48 22 800. 1600 1570 1.9 23 800. 2000 1971.9 1.43 Nhận xét: Qua bảng trên ta thấy sai số giữa số vòng quay trục chính nhận được qua các đường truyền (với các cặp bánh răng chọn sơ bộ trên đây) so với giá trị tính toán lý thuyết chuỗi cấp tốc độ theo cấp số nhân và chuỗi cấp tốc độ tiêu chuẩn hầu hết nằm trong phạm vi cho phép. Có một số tốc độ có sai số vượt quá giới hạn cho phép song không nhiều nên có thể chấp nhận được. 7.3. Đồ thị biểu diễn sai số. B – THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP CHẠY DAO: 1. Một số nhận xét ban đầu: - Trong các máy công cụ, hộp chạy dao thường có công suất truyền bé. Tốc độ làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ. - Đối với một số máy công cụ, hộp chạy dao phải đáp ứng được một số yêu cầu cụ thể như độ chính xác, mức độ làm việc êm, chuyển động phức tạp… - Đối với máy tiện ren vít vạn năng, đặc trưng nhất là tiện được các loại ren chính xác theo tiêu chuẩn. Do đó nếu tỷ số truyền trong hộp chạy dao có sai số sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến bước ren tiện được. - Hộp chạy dao của máy tiện tuy có hai công dụng tiên ren và tiện trơn nhưng thiết kế ta chỉ chú ý đến tiện ren. Sau khi thiết kế song nếu tính các bước tiên trơn thấy chúng có thể trùng nhau, sát nhau hoặc có thể cách quãng. Vấn đề đó không quan trọng lắm vì trên thực tế các bước tiện nói chung khá dày đặc nên chỗ cách quãng hầu như ít gây ra tổn thất năng suất gia công. 2. Sắp xếp bước ren: 2.1. Cơ sở lý luận: Theo yêu cầu cần thiết kế cần tiện các loại ren khác nhau (4 loại) ren hệ mét : tp=1¸192 (mm) ren modul : m = 0.5¸48 (mm) ren Anh : n = 24¸2 ren Pitch : Dp = 48¸1 - Vì các bước ren được tiêu chuẩn hoá nên cụ thể hộp chạy dao đòi hỏi phải cắt được các bước ren sau: +) Ren quốc tế: tp=1;1.25;1.5;1.75;2;2.25;2.5;3;3.5;4;4.5;5;5.5;6;;7;8;9;10;11;12;14;16;18;20;22;24;26;28;32;36;40;44;48;56;64;72;80;88;96;112;128;144;160;176;192 +)Ren Anh : Tính theo số vòng ren trên 1 inch: n = 24;20;19;18;16;14;12;11;10;9;8;7;6;5;4;5;4;3.5;3;2.5;2. +)Ren Modul: m=0.5;1;1,25;1,5;1,75;2;2,25;2,5;3;3,5;4;4,5;5;6;7;8;9;10;12;14;16;18;20;24;28;32;36;40;48. +)Ren Pitch: Dp = 48;44;40;36;32;28;24;22;20;18;16;14;12;10;9;8;7;3,5;2,75;2;1,75;1,5;1. Với nhiều bước ren trên, nếu không có phương pháp hợp lý sẽ dẫn đến số bánh răng quá lớn. VD: Để cắt được 19 bước ren quốc tế cần có 38 bánh răng nên dẫn đến số bánh răng quá lớn. Do vậy, cần phải xắp xếp bảng ren để có phương pháp thiết kế sao cho bánh răng không quá lớn mà vẫn tiện đủ được các bước ren. Muốn vậy ta sắp xếp các bước ren thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội. Dựa theo máy chuẩn phân tích, trong hộp chạy dao máy tiện mới ta cũng dùng cơ cấu noóctông để tiện các bước ren cơ sở. Nhờ có các nhóm bánh răng di trượt... thực hiện các tỷ số truyền gấp bội... Để đảm bảo độ cứng vững của cơ cấu noóctông, số bánh răng trong khối bánh răng hình tháp phải nhỏ nhất có thể. Với loại ren Anh, nếu số vòng ren trên 1 inch càng ít thì bước ren càng lớn nên ta phải sắp xếp bước ren lớn, tức K nhỏ về phía phải của bảng xếp ren: Tài liệu thiết kế máy đã viết: +) Khi cẳt ren Anh và ren Pitch, số răng Zi của bộ nooc tông tỷ lệ so với số vòng ren trong 1 inch. +)Khi cắt ren quốc, số răng Zi của bộ noóctông tỷ lệ với bước ren quốc tế.2.2. Bảng xếp ren:- Từ những cơ sở lý luận nêu trên, ta tiến hành sắp xếp bảng ren theo nguyên tắc: +) Các hàng ngang tuân theo quy luật cấp số nhân (quan hệ giữa các cột). +) Các giá trị trong các cột tuân theo quy luật cấp số cộng. - Sắp xếp sao cho số hàng ngang là nhỏ nhất vì như vậy mới làm cho số bánh răng của cơ cấu noóctông là nhỏ nhất. * Ren quốc tế tp (mm) Tỷ số truyền Norton Tiêu chuẩn Khuyếch đại 1 2 3 4 5 6 - 1 - 1,25 - 1,5 1,75 2 - 2,5 - 3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 24 28 32 36 40 44 48 56 64 72 80 88 96 112 128 148 160 176 192 Tỷ số gấp bội * Ren modun (mm): Tỷ số truyền Norton Tiêu chuẩn Khuyếch đại 1 2 3 4 5 6 - - - - - - - 0,5 - - - - - 1 - 1,25 - 1,5 1,75 2 2,25 2,5 - 3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 24 28 32 36 40 44 48 Tỷ số gấp bội * Ren Anh : n=25.4/tP n=25.4/tP 1 2 3 4 5 6 7 8 3 14 16 18 19 20 22 24 6,5 7 8 9 - 10 11 12 3,25 3,5 4 4,5 - 5 5,5 6 - - 2 2,25 - 2,5 - 3 * Ren Pitch :Dp =25,4./tP Dp =25, /tP 4./tP 1 2 3 4 5 6 7 8 - 28 32 36 38 40 44 48 - 14 16 18 - 20 22 24 - 7 8 9 - 10 11 12 - 3,5 4 4,5 - 5 5,5 6 - - 2 2,25 - 2,5 - 3 - - 1 - - 1,25 - 1,5 2.3. Thiết kế nhóm cơ sở : Gọi Z1 Z2 Z3... là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu noóctông ta có : a) Để cắt ren Quốc tế thì: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6 Hoặc 7 : 8 : 9 : 10: 11 : 12 Số răng Z1 , Z2 , Z3..không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn 25< Z< 60 Do đó Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 28 : 32 : 36 : 40: 44 : 48 = 35 : 40 : 45 : 50: 55 : 60 Để cắt được ren Môđuyn thì: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 = 1,75 : 2 : 2,25 : 2,5 : 3 Do đó số răng Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 =28 : 32 : 36 : 40 : 48 =35 : 40 : 45 : 50 : 60 Để cắt được ren Anh thì: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 13 : 14 : 16: 18 : 19 : 20 : 22 : 24 Hoặc = 6,5 : 7 : 8 : 9 : 9,5 : 10 : 11 : 12 Do đó số răng là: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48 Để cắt được ren Pitch thì: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 56 : 64 : 72: 80 : 88 : 96 Do đó số răng Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 28 : 32: 36 : 40 : 44 : 48 Hoặc = 35 : 40: 45: 50 : 55 : 60 Vậy để cắt được 4 loại ren trên thì số răng của cơ cấu nooctông là : Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48 Để tránh cho bộ noóctông trở nên kém cứng vững do 2 gôí đỡ đặt xa nhau, số bánh răng của bộ noóctông phải nhỏ hơn 8 bánh răng. Nhận xét : Chỉ vì cắt loại ren Anh có n=19 ren/pit nên bộ noóctông phải thêm bánh răng Z5=38 bánh răng này không dùng cắt 3 loại ren còn lại nên ta bỏ bánh răng Z5=38. Như vậy bộ noóctông chỉ còn lại 7 bánh răng: Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 = 26 : 28 : 32: 36 : 40 : 44 : 48 2.4. thiết kế nhóm gấp bội: Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỉ số truyền với j=2, trị số bao nhiêu còn phụ thuộc vào việc chọn cột nào làm nhóm cơ sở trong bảng xếp ren. Tham khảo theo máy mẫu thì nhóm gấp bội được dùng khối bánh răng di trượt (có một bánh răng dùng chung) và chọn cột :7,8,9,10,11,12 làm nhóm cơ sở, ta có 4 tỷ số truyền nhóm gấp bội là: - Nhóm gấp bội gồm 3 trục : PAKG là : 2x2 PATT là I II Lượng mở [X] : [1] [2] Lưới kết cấu như sau: Đồ thị vòng quay: Nhận xét: - Phương án (hình vẽ (hb) ) trên vẫn cho ta 4 tỷ số truyền và có công bội j=2 và cho ta 4 tỷ số truyền như vậy không đúng với máy mẫu 1K62. - Phương án (Ha) cũng như vậy cho ta 4 tỷ số truyền phù hợp với máy mẫu. - Dùng bánh răng di trượt và chọn hộp cơ sở là :7 : 8 : 9 : 10 : 11 : 12 Để đơn giản và phù hợp với bảng sắp xếp ta chọn theo phương án (Ha) igb1 = igb2 = igb3= igb4= - Để nâng cao tính công nghệ (dễ gia công) hộp chạy dao, tâm các trục nhóm gấp bội lấy trùng với tâm các nhóm cơ sở, nên khi chọn số bánh răng Modun cho nhóm gấp bội cần đảm bảo sao cho khoảng cách tâm A (phụ thuộc vào m, z), phù hợp với nhóm cơ sở. 2. 5. Tính số răng nhóm gấp bội: *) Nhóm truyền một có hai tỷ số truyền: i1= f1=1 g1 = 1 f1+ g1=2 i2= f2=1 g2=2 f2 + g2=3 Þ Lấy K= 6 Trên đồ thị vòng quay Emin nằm ở tia (1/2) i2 nghiêng sang trái và được tính theo công thức Emin chủ động: Emin= Lấy Emin=9 khi đó có tổng bánh răng của số cặp bánh răng là: = Emin. K=9.6=54 thoả mãn Từ đó ta có số răng các bánh răng như sau: *) Nhóm truyền 2 có 2 tỷ số truyền: i3= f3=1 g3=4 f3 + g3=4 i4= f4=1 g4=1 f4 + g4 =2 Lấy K=10 Trên đồ thị vòng quay Emin nằm ở tia i3 nghiêng sang trái và được tính theo công thức Emin bị động: Emin= Lấy Emin = 9 khi đó có tổng số răng của cặp bánh răng là : = Emin. K=9.10=90 thoả mãn Từ đó ta có số răng các bánh răng như sau: So với điều kiện <is<2,8. các sai số trên đều nằm trong phạm vi cho phép. 2. 6. Tính các chỉ số truyền còn lại i bù: - Tỷ số truyền còn lại bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao. - Phương trình cân bằng xích động như sau: + 1vòng tc. ibù. icơsở. igbội. tv= tp Vì ibù = itt. icđ nên ta có 1vòng tc. itt.icđ. icơsở. igbội. tv= tp Trong đó itt - Tỷ số truyền thay thế icđ - Tỷ số truyền cố định icơsở- Tỷ số truyền cơ sở igbội- tỷ số truyền gấp bội của cơ cấu noóctông tv – Bước vít me tp - Bước ren được cắt * Chọn kích thước trục vít me : tv= 12( mm), Z0 = 28 (răng) VD: Cho cắt thử ren tp=5 (mm) Vì nhóm gấp bội có 4 tỷ số truyền :;;;. Qua bảng xếp ren Quốc tế ta có igbội= Dựa theo bảng mẫu ta chọn tv= (12 mm) ; Z0 = 28 (răng) thì: ics= ; icd= ib= Mà ibù = itt. icđ Ta có = itt. Þitt== Bộ bánh răng thay thế được dùng chung để cắt ren Anh (bánh răng thay thế con đường 2) VD: Cho cắt thử ren Anh (bộ bánh răng nooc tông bị động) Þ tP= Dựa vào bảng xếp ren có : ics= ; igb=; itt= icd= Tỷ số truyền cố định cũng dùng để cắt ren Ptich vì ren Pitch và ren Anh cùng chung con đường 2 khi cắt ren nhưng với bộ bánh răng thay thế khác nhau. Vậy ta tìm bộ bánh răng thay thế khi cắt ren modun (hai loại này dùng chung bộ bánh răng thay thế) VD: Cho cắt thử ren Pitch DP=9 ÞtP= Dựa vào bảng xếp ren ta có: ics=; igb=; icd= ittpit= VD: Cho cắt thử ren Modun: ( Bộ bánh răng nooctong chủ động) Giả sử cho cắt thử bước ren : m=2 ÞtP-2xÕ Dựa vào bảng ren Modun ta có : ics=; itt=(dùng chung với ren Pitch ) , igb=1 Theo máy chuẩn : tx=12 ; Z0=28 Ta có phương trình cắt ren : 1vòng tc. ibù. icơsở. igbội. tv= tp Þicd= Thử lại phương trình xích động: VD1: Cần tiện ren quốc tế tP==6. dựa vào bảng ren quốc tế ta có igb=; icd=; itt=; ics= Theo phương trình cắt ren : 1 vòng TC. ibù.icơ sở.igb.tx=tP Û1 vòng TC (đúng) VD2: Cắt ren Anh có n=4 Þ tP= Dựa vào bảng xếp ren: ics=; igb=; icd= Phương trình xích: 1 vòng TC.ih.ics.igb.tv=1 vòng TC. (đúng) VD3: Cắt ren Modun : m=2 Þ tpxÕ ics=; icd=; igb=;tv=12; itt= Pt xích động: 1 vòng TC .(đúng) VD4: Cắt ren pitch : DP=9 ÞtP= Dựa vào bảng xếp ren: ics=; igb=; icd=;itt= Theo phương trình cắt ren: 1 vòng TC.ibù.ics.igb.tx=tP Û1 vòng TC. .(đúng) Kết luận: Hộp chạy dao thiết kế đảm nhận cắt ren chính xác với bộ nooctong Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6 :Z7 =26: 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48 Khi cắt ren khuếch đại : Khi cắt ren khuếch đại thì xích truyền không có gì thay đổi so với các xích trên mà chỉ thêm vào các tỷ số truyền khuếch đại phương trình cắt ren khuếch đại). Tiện trơn: Zcd=28 ; Sdmin= 0,07(mm/vg) ;Sn min=0,035(mm/vg) Theo đầu bài lượng chạy dao: Sn min= 2Sdmin=0,07(mm/vg) Dựa vào máy chuẩn ta lấy các tỷ số truyền như máy chuẩn, khi đó ta có các phương trình cân bằng như sau: 1V/tc x itt x icd x ics x igb x x x x x x x x Õ x 3 x 10=Sd 1V/tc x itt x icd x ics x igb x x x x x x x x x5=Sn Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trình cân bằng sau: Đi qua : itt=, cơ cấu Nooctong chủ động Sd=1v/tc x xxx igb xx ib xxxxÕx3 x10=0,0327 x Zn x igb x ib Sn=1v/tc x xxx igb xx ib xxxx x5=0,164 x Zn x igb x ib Đi qua itt= Sd=1v/tc x xxx igb xx ib xxxxÕx3 x10=0,025 x Zn x igb x ib Sn=1v/tc x xxx igb xx ib xxxx x5=0,0128 x Zn x igb x ib Để đạt được Sdmin=1/2 Sn min ta chọn đường truyền có itt=, sẽ cho ta nhỏ hơn Sdmin, Sn min itt= để đạt được lượng chạy dao như mong muốn ta cho cắt thử Sdmin=0,07(mm/vg); Sn min=0,035 (mm/vg). Từ các phương trình trên ta thấy khi cơ cấu noóctong chủ động để cắt được Sdmin=1/2 Sn min ta chọn cắt theo số tăng nhỏ nhất trong cơ cấu noóctong Z=28 ; igb= Vậy ta có phương trình: Sdmin=0,0327 x Zn x ib xx28 Þ ib=ÞDh=0% Như vậy ta có lượng chạy dao Sdmin đạt được Sd=1v/tc x xxxx xxxxx xÕx3 x10=0,69 D dmin=.Như vậy sai số nhỏ không đáng kể khi cắt ren Sn min Ta cũng dùng tỷ số truyền do đó ta có phương trình: Sn=1v/tc x xxxx xxxxx xx5=0,0348 D smin= Như vậy sai số nhỏ không đáng kể. Như vậy ta dùng nhóm truyền bánh răng để tiện trơn vẫn đảm bảo khoảng cách trục. Như vậy máy chuẩn ta phải giữ nguyên =cont Kết luận: Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren qua cặp bánh răng 28/56 vào hộp xe dao. Do đó đường tiện trơn là hệ quả của đường tiện ren, bước tiện trơn dày hơn nhiều so với bước tiện trơn tiêu chuẩn. CHƯƠNG III: THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC TOÀN MÁY MỚI LỰC TÁC DỤNG TRONG HỆ TRUYỀN DẪN: Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy: Một máy mới trước khi đưa vào sản xuất phải quy định rõ dàng chế độ làm việc của máy. Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ làm việc cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, an toàn. Khi thiết kế, ta chọn một trong hai chế độ cắt giới hạn của máy cơ sở tính toán. Chế độ cắt gọt giới hạn thường có 3 loại: +Chế độ cắt gọt cực đại: Theo chế độ này thì chế độ cắt gọt được tính cực đại theo các công thức kinh nghiệm. + Chế độ cắt gọt tính toán: Chuỗi cấp tốc độ của máy biến đổi từ nmin đến nmax chuỗi lượng chạy dao cũng biến đổi từ Smin đến Smax. Tại các trị số n, s khác nhau máy có chế độ tải khác nhau (cụ thể Mx khác nhau). Do đó người ta tính toán các giá trị bằng cách chia khoảng tốc độ thành 4 khoảng nhỏ, quy định chế độ làm việc trong các khoảng riêng rồi từ đó tính giá trị ntính; chọn chế độ s ,t làm cơ sở tính toán sơ bộ đường kính trục, xác định công suất và momen xoắn. + Chế độ cắt gọt thử máy: Chế độ cắt gọt thử máy là chế độ do người thiết kế hoặc nhà sản xuất quy định tuỳ theo tuỳ gam máy loại máy. Chế độ cắt gọt thử máy dùng để kiểm nghiệm, nghiệm thu kiểm tra mức độ làm việc ổn định của máy khi chế tạo. Chế độ cắt gọt thử máy có nhiều loại: thử cắt mạnh, thử cắt nhanh ,chế độ cắt gọt tính toán, chế độ thử về độ chính xác gia công, thử ly hợp, thử chạy không. Trong các chế độ cắt gọt thử máy, chế độ cắt nhanh và chế độ cắt mạnh thường được sử dụng để tính toán thiết kế về động lực học. Trong một số trường hợp người ta còn dùng chế độ cắt thử ly hợp để tính toán một số máy. *) Qua các chế độ cắt gọt trên đây nhận thấy : - Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải trọng cực đại, tăng kích thước và trọng lượng máy. Thực tiễn chứng tỏ người công nhân không cho máy làm hết tải trọng. Có nhiều nguyên nhân gây ra sự hạn chế khả năng sử dụng máy. Do đó khi tính toán thiết kế máy mới ta không được sử dụng chế độ này. - Chế độ cắt gọt hợp lý hơn trong việc tính toán thiết kế. Người ta sử dụng chế độ này để tính toán thiết kế máy mới khi không chọn được loại máy chuẩn có chế độ thử máy tương tự. - Đói với các quá trình thiết kế máy mới, việc chọn chế độ cắt gọt thử máy tương tự để tính toán động lực học là hợp lý nhất. *) Đối với đồ án đang thiết kế, ta sẽ chọn chế độ cắt gọt thử máy tương tự của máy chuẩn T620 của Nhà máy Cơ khí Hà Nội để tính toán lực học (ở đây do không có chế độ cắt gọt thử máy chính xác của máy 1K62 nên chọn chế độ cắt gọt của máy T620 được cải tiến từ máy 1K62) *) Cụ thể ta sử dụng chế độ cắt gọt với Mx, Pz bằng 2/3 trị số cực đại. chi tiết Æ 1151=200 thép 45 HB=207 Dao thép gió P18 N=40 (v/ph) T=60 (mm) S=0,75¸1,56 (mm/vg) lấy s=1,4 (mm/vg) 2. Xác định lực chạy dao a) Sơ đồ đặt lực trên cơ cấu chấp hành Lực cắt Các ký hiệu: P: Lực cắt Qcd: Lực chạy dao Mxđc: Mô men xoắn động cơ điện QPl: Lực bu li b) Tính các lực thành phần Theo công thức bảng (II-1) có: P với C: hệ số kể đến ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công t: Chiều sâu cắt (mm) S: Lượng chạy dao (mm/v) Các hệ số c x y k Tiện Px=c.tx.sy Py=c.tx.sy Pz=c.tx.sy 2000 1250 650 1,0 0,9 1,2 0,75 0,75 0,65 P[N] S[mm/vòng] t[mm] Sử dụng công thức nguyên lý cắt để tính lực cắt. Mặt khác để tính chính xác theo nguyên lý cắt, ta chọn chế độ cắt theo chế độ thử máy: - Thử có tải: Chi tiết 115,l=2000,thép 45,HRB=207. Dao P18.Chế độ cắt n=40 (v/p) S=1,4 (mm/v) t=6 (mm) .=15444,62 (N) .=8069,45 (N) .=6945,08 (N) - Thử công suất: Chi tiết 70,l=350, thép 45. Dao T15K6.n=400 S=0,39 t=5 Tính tương tự như công thức trên có: Lực chạy dao (Q): Theo công thức thực nghiệm do Rêsêtôp và Lêvít với máy tiện có sống trượt lăng trụ: Q=k. với G: Trọng lượng phần dịch chuyển = 250 kg =2500 (N) f: Hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt =0,15 ¸ 0,18 lấy f = 0,16 k: Hệ số tăng lực ma sát do tạo ra mômen lật; k=1,15 Thay vào công thức trên có: Q=1,15.6945+0,16.(15444,6+2500) =10858 (N) Tính chọn công suất của động cơ điện: Hiện nay tính chính xác công xuất động cơ điện là một vấn đề khó khăn và khó xác định đúng điều kiện làm việc và hiệu suất của máy, điều kiện chế tạo cũng như những ảnh hưởng khác. Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính: Công suất của động cơ gồm có: Ndc=Nc+N0+NP Ndc là công suất cắt N0 công suất chạy không NP công suất phục vụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy. Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên bảo đảm cho máy làm việc ổn định. Do NC chiếm (70 ¸ 80)% Ndc nên ở đây để đơn giản ta tính gần đúng công suất động cơ điện theo công suất cắt : Ndc=NC/h Trong đó ; h là hiệu suất chung truyền dẫn. Với máy tiện là loại máy cho chuyển động chính quay tròn nên h=0,7¸0,85 lấy h=0,75 NC được xác định theo công thức: Nc=(kw) V: Là vận tốc cắt được xác định từ công thức: V=(m/p) n=400 (v/ph) d = 70 (mm) ÞV=(m/ph) PZ: Lực tiếp tuyến đã được xác định ở trên.( PZ=4935N) Từ đó NC=(kw) Ndc==(kw) Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn N=10 (kW) và n=1450 (v/p). 3.2. Xác định công suất chạy dao: Khi xác định công suất chạy dao có hai phương pháp là xác định gần đúng tỷ lệ với công suất động cơ điện chính và tính chính xác theo lực chạy dao. Nên phương pháp tính theo công suất của động cơ điện chính chỉ nên dùng để tính sơ bộ công suất chạy dao. Để tính chính xác công suất chạy dao nhằm phục vụ cho các tính toán sau này ta tính theo công thức: NdcS=(kw) Q : Là lực chạy dao đã xác định ở trên: Q=10857,89 (N) VS : Là tốc độ chạy dao vS=s.n=1,4. 400=560 (mm/phút) Là hiệu suất chạy dao, thường rất thấp , ≤0,15¸0,2 lấy =0,2 ta có: NdcS=(kw) Từ đó ta chọn động cơ chạy dao nhanh: 1kw có số vòng quay 1410 (v/ph) 3.3. Tính công suất chạy không: N0=(kw) Trong đó : km là hệ số phụ thuộc chất lượng chế tạo các chi tiết và điều kiện bôi trơn km=3¸6 lấy k=4 db : Đường kính trung bình của các ngõng trục k1 Hệ số tổn thất riêng tại trục chính. ntc=44,5 (v/p) dtb=(mm) =1450+800+1058,8+534,5+188,9+66,6=4098,8 Thay các giá trị vào biểu thức tính N0 ta có: N0=(kw) Tính công suất phụ: NP=Ndc Với nk: Hiệu suất các số truyền cùng loại Nđ=0,97 ; nBR=0,98 ik là lượng các bộ truyền cùng loại. NP=Nđ/c[ 1.(-0,97) +5. (1- 0,98)]=Nđ/c. 0,13 Tính momen xoắn động cơ điện: Khi máy làm việc MX của động cơ cân bằng với lực cắt và momen ma sát. Ta có phương trình: Mxđ/c=i0.Mpc+. Mms. ik= Trong đó : i0 : Là tỷ số truyền tổng cộng của xích, ik là tỷ số truyền từ cặp bánh răng có momen ma sát tới trục chính. Mxpc : Là momen xoắn do lực cắt gây ra h: Là hiệu suất của xích truyền Mxpc=PZ. d/2 PZ : Là các lực thành phần D: Là đường kính gia công chi tiết (d=115 (mm); 70 (mm)) Mxms : Momen lực do lực ma sát gây ra khi quá tải : d=115 (mm), n=40 (v/p) , PZ=1554,6 (N) Ta có : Mxpc=1554,6. (N.mm) Mxđ/c=(N.mm) Tính sơ bộ đường kính trục và công suất các trục của hộp tốc độ: Công thức: a) nti=nmini nti : Giá trị tính số vòng quay trên các trục nmin :Giá trị số vòng quay trên các trục nmax: Giá trị lớn nhất số vòng quay trên các trục. b) Ntrục i=Nđ/c.hi (kw) Ntrục i : Công suất truyền dẫn trên các trục Nđ/c : Công suất động cơ điện hi : Hiệu suất truyền từ động cơ đến trục thứ i nđai=0,97 nBR=0,98 nổ =0,995=1 c) MX tính =974. (Nmm) Nti = công suất truyền dẫn trên các trục nti = số vòng quay tính trên các trục d) dsb=C.(mm) Nti : Công suất truyền dẫn trên trục i ntính : Số vòng quay tính trên trục thứ i C=100¸150 Lấy C=120 (C : Hệ số phụ thuộc vật liệu) Bảng kết quả tính toán: Trục nmax(v/p) nmin ntính(v/p) Ntrụci(kw) Mtính(Nmm) dsb(mm) I 1450 1450 1450 10 6717267172 22,84 II 800 800 800 9,7 118098 27,47 III 1257 1000 1058,8 9,5 87391 24,91 IV 1257 402 534,5 9,26 168742 31 V 1257 100,5 188,9 9 464055 43,5 VI 1257 25 66,6 8,77 1282579 61 VII 2000 12,5 44,5 8,55 1871393 69 nmaxl=1450 (v/p) nminl=1450 (v/p) n1=10 (kw) nmaxII=800 (v/p) nminII=800 (v/p) NII=10.0,98.0,995=9,7 (kw) NmaxIII=800.=1257 (v/p) NminIII =800. (v/p) NIII = 9,7. 0,98. 0,995= 9,5 (kw) nmaxIV =1257.=1257 (v/p) nminIV = 1000.= 402 (v/p) NIV=9,5. 0,98. 0,995 =9,26 (kw) nmaxV = 1257.=1257 (v/p) nminV =402.=100,5 (v/p) NV= 9,26. 0,98. 0,995 =9 (kw) nmaxVI =1257. = 1257 (v/p) nminVI =100,5.=25 (v/p) NVI = 9. 0,98. 0,995 = 8,77 (kw) NminVII =25.=12,5 (v/p) NVII = 8,77. 0,98.0,995=8,55 (kw) TÍNH BỀN CHI TIẾT MÁY I. Tính bánh răng: Tính cho cặp bánh răng có m lớn - Cặp bánh răng có m lớn chính là cặp bánh răng cuối cùng của hộp tốc độ trên đường truyền chính đó là cặp bánh răng Z27/Z54 1. Chọn vật liệu cho bánh răng: * Đối với bánh răng nhỏ (chủ dộng) Z27 Chọn vật liệu là thép 40XH tôi cải thiện mặt ngoài. Theo tài liệu tính toán dẫn động hệ thống cơ khí, ở bảng 6- 1 và 6 – 2 trang 90-92 có: sb =850 (MPa) ;sch = 600 (MPa) ; HRC = 50¸60 (khi nhiệt luyện lấy nhỏ hơn bánh chủ là từ 10 ¸ 15 HRC) 2. Tính toán bánh răng: - Bánh răng là một loại truyền động chủ yếu trong hộp tốc độ cũng như hộp chạy dao và hầu hết các máy cắt kim loại. - Nguyên nhân hỏng chủ yếu: Do tróc mỏi lớp bề mặt răng, do mòn răng, nát đầu răng, do thay đổi tốc độ khi gạt các khối bánh răng di trượt để ăn khớp... - Trong thiết kế máy việc tính toán động học bánh răng không cần xác định số răng Z vì đã biết khi thiết kế động học máy. Chủ yếu phải xác định Modun. Việc xác định Modun m theo sức bền tiếp xúc và sức bền uốn. - Hầu hết xác định m theo sức bền tiếp xúc. Còn xác định m theo sức bền uốn chỉ đối với máy trọng tải trọng răng hoặc là rung khi kiểm nghiệm. 3. Ở đây ta cũng xác định Moduyn m theo sức bền tiếp xúc: Áp dụng công thức trang 147 sách HDTK máy cắt kim loại ta có: mtx =(cm) Trong đó mtx : Môduyn bánh răng tính theo sức bền tiếp xúc. N=Nđ/c. h (kw) Công suất truyền của bánh răng Z27 NZ27=(kw) n: Số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng Z27 Z: Số răng bánh răng nhỏ Z=27 i: Tỷ số truyền (giảm tốc) i=2 j0= (0,7¸1,6) khi bánh răng đặt giữa các ổ trục [stx]=(1750¸2100)HRC (N/cm2) [stx]=(1750¸2100).60=(10.5000¸120000) (N/cm2) Lấy -[stx]=1200 K: Hệ số tải trọng K=Kđ.Ktt.KN=1,3.1,8.1=2,34 + Kđ=(1,2¸1,4) Hệ số tải trọng động + Ktt=1,8 Hệ số tải trọng tập trung đối với bánh răng làm bằng thép. + KN: Hệ số tải trọng chu kỳ KN=1 Vậy thay số liệu ta có: mtx= Lấy mtx=4 (mm) > mtx tính=3,6 (mm) (theo dãy mô duyn tiêu chuẩn) 4. Kiểm nghiệm theo sức bền uốn. Áp dụng công thức trang 106-107 sách tính hệ dẫn động cơ khí: sF=≤[sF] Trong đó KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF=KFb.KFa.KFv KFa=1 hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng khớp khi uốn. KFb=1,02 hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi uốn. KFv=1,04 hệ số kể đến sự xuất hiện tải trọng động trong vùng ăn khớp khi uốn. KF1=1.1,02.1,04=1,06 Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye=mà ea=[188-3,2{+}x cosb Yb=1(b=0) ea=[188-3,2]x cos0=1,7 Vậy Ye= =0,58 KF1: Hệ số dạng răng của bánh răng chủ động 1 phụ thuộc số răng tương đương. YF1=3,9 YF2=3,65 T1: Mômen xoắn trên bánh răng chủ (trên trục VI) Mx=1282579 (N.mm) bw=yba.aw=> bw=0,3.162=48,6 Chọn yba=0,3 (bảng 6.6 sách TTTKHD ĐCK) aw===162 aw1===54 Đường kính vòng lăn đỉnh bánh chủ động: dw1===36 sF==848,5 (Mpa) * Xác định [sF] ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 6-2 trang 89 sách tính toán hệ dẫn động cơ khí: [sF]=YR.Ys.KXF.KFC.KHL Trong đó: +YR=1: Ảnh hưởng của độ nhám bề mặt +Ys=0,98: Ảnh hưởng của độ nhạy với ứng xuất tập trung +KXF=1: Ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến uốn +KFC=0,8: Ảnh hưởng của việc đặt tải +KHL=1: Ảnh hưởng của thời gian làm việc và chế độ tải trọng +SF=1,75: Hệ số an toàn khi uốn +sFlim0=5500 MPa ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở. Vậy: [sF]=(1.0,98.1.0,8.1)=2464 (MPa) Kết luận: Bánh răng đảm bảo điều kiện bền uốn sF=848,5 MPa<[sF]=2464 (MPa) 5. Xác định các thông số chủ yếu của cặp bánh răng Z1=27 Z2=54 - Đường kính vòng chia: dc1=4.27=108 dc2=4.54=216 - Đường kính vòng cơ sở: d01=108.cos200=101 d02=216.cos200=203 - Đường kính vòng đỉnh: de1=dc1+2.m=108+2.4=116 de2=dc2+2.m=216+2.4=224 - Đường kính vòng chân: di1=dc1-2,5.m=108-2,5.4=98 di2=dc2-2,5.m=216-2,5.4=206 - Khoảng cách trục: A=(Z1+Z2).m==162 - Góc áp lực a=200 - Bánh răng chuẩn không dịch chỉnh. II. Tính trục chính. 1. Yêu cầu của trục chính. - Trục chính là một chi tiết quan trọng hệ thống truyền động dùng để truyền chuyển động quay cho quá trình cắt gọt của máy tiện. Do vậy trục chính cần phải đạt được các yêu cầu sau: Trục chính không những phải đủ bền mà còn phải cứng vững, chuyển động chính xác, êm, chịu mài mòn cao. 2. Vật liệu và cách nhiệt luyện. - Đối với trục chính quay trong ổ lâu, cổ trục chính không cần phải có độ vững đặc biệt. Trong máy thiết kế ta chọn thép 45, nhiệt luyện đạt độ cứng HRC=38¸42 (tôi cao tần). 3. Tính trục chính. a) Sơ đồ trục chính. - Bỏ qua mômen truyền từ trục chính tới hộp chạy dao cho việc tính toán đơn giản. - Dựa vào kích thước máy chuẩn ta xác định được vị trí của bánh răng và ổ trên trục theo sơ đồ sau: b) Xác định vị trí lực tác dụng. - Khi máy làm việc trên trục chính đồng thời có hai lực tác dụng chính là: Lực cắt Pc và lực truyền dẫn của bánh răng 27,54. Khi ăn khớp cặp bánh răng này có ảnh hưởng lớn đến điều kiện làm việc của máy tức là ảnh hưởng lớn tới trục. - Trục chính chịu độ võng và góc quay khác nhau do ngoại lực và phản lực ở các gối đỡ tác dụng. - Độ võng và góc xoay phụ thuộc vào vị trí tương quan giữa vặp bánh răng ăn khớp (27/54) và vị trí của dao cắt (mặc dù Pc=consr) - Ta xét bánh răng Z27 ở vị trí nào đó có lợi nhất cho trục chính - Qua hình vẽ trên ta thấy nếu chỉ nhận xét riêng về lực tác dụng thì ở vị trí I là tốt hơn vị trí II vì: RI=|Pc-Q | RII=|Pc-Q | RI<RII Vậy nếu lực tác dụng lên trục chính ở vị trí I ít hơn vị trí II. - Nếu xét về độ võng ta thấy ở vị trí II trục chính ít hơn vị trí I vì f1<f2. - Tóm lại đã bảo đảm cho độ chính xác của máy khi gia công các sản phẩm thì độ chính xác của trục chính phải nhỏ nhất. Do vậy ta chọn vị trí II để đặt bánh răng Z27. * Xác định lực cắt ta lấy chế độ cắt thử công suất để tìm các thành phần lực cắt max. - Với chi tiết f70; 1=350 (mm), thép 45 chống tâm; dao T15K6; n =400 (v/p); s=0,39 (mm/v); t=5 (mm). Khi đó: + Pz=cz.tx.Sy=2000.51.0,390,75=4953 (N) (c=2000; x=1; y=0,75) + Py=cy.tx.Sy=2000.50,9.0,390,75=2626 (N) (c=1250; x=0; y=0,75) + Px=cx.tx.Sy=650.51,2.0,390,65=2431 (N) (c=650; x=1,2; y=0,65) * Xác định lực truyền dẫn - Ở phần trên ta đã biết: Mxtc=1871393 (Nmm) Đường kính vòng chia của bánh răng Z54 là D=m.z=4.54=216 - Lực vòng: Pv===17327,7 (N)=17328 (N) - Lực hướng tâm: P1=pv.tga0=17328.tga0=6307 (N) (góc ăn khớp của bánh răng a0=200) - Lực dọc trục Pa=0 (bánh răng thẳng) c) Sơ đồ bố trí không gian lực tác dụng lên trục chính. - Trong 2 trường hợp chống tâm và không chống tâm (hình vẽ) thì trường hợp không chống tâm gây võng đầu trục chính lớn hơn. - Từ các phân tích trên ta có sơ đồ bố trí không gian lực bố trí lên trục chính như hình vẽ trên. - Trong đó: + Q: Lực ăn khớp của bánh răng , Q hướng theo chiều quay trục chính và hợp với tiếp tuyến chung 1 góc là (a+r) Q===18441 (N) + a: Góc áp lực a=200 + r: Góc ma sát của bề mặt răng (r=00) + b=900-(a+r+g) trong đó tgg===0,532 g=280 + b=900-(200-280)=420 - Thành phần lực Q theo 2 phương OZ và OY ta có: Qz=Q.cosg=18441.cos280=16282 (N) Qy=Q.sing=18441.sin280=8658 (N) d) Tính trục chính theo sức bền - Để đơn giản ta bỏ qua lực chạy dao và lực chạy dọc trục Px như vậy ta có sơ đồ lực tác dụng lên trục chính như hình vẽ: Sơ đồ trên là sơ đồ của cơ chế thử công suất: Gá chi tiết trên mâm cặp và chống tâm mặt đầu. Như vậy trục chính trở thành dầm siêu tĩnh bậc 1 (bậc siêu tĩnh bằng số nhịp trừ đi một). Vì ổ đỡ cổ trục chính ngắn nên ta có thể bỏ qua mômen phản lực ở đó và thay đổi gối tựa. - Để giải bài toán trên ta phải chia dầm siêu tĩnh thành các dầm đơn. - Như vậy lực đặt trên mỗi nhịp sẽ không ảnh hưởng đến nhịp bên cạnh. * Trước hết ta tách dẫm đơn từ mân cặp đến đầu chống tâm của chi tiết gia công để tính phản lực tại mân cặp. - Theo sức bền vật liệu thì phản lực tại ngầm lớn nhất khi dao tiện sinh ra lực cắt tại điểm cách mân cặp 1 đoạn là x. x= ==202 (mm) - Giải bài toán theo phương pháp lực: Thay liên kết thừa bằng phản lực x. - Xét theo phương OZ: Áp dụng phương trình chính tắc: d11X1+D1Pz=0 Trong đó: + d11: là chuyển đơn vị do lực Pz gây ra. + D1Pz: là chuyển đơn vị do lực Pz gây ra. Áp dụng phương pháp biểu đồ Veresagin d11= D1Pz=- - Thay d11 và D1Pz vào phương trình chính tắc ta có: X1= Thay các số liệu biết ta được: X1= - Tương tự như trên ta xét theo phương OY ta có: X2= X2=1060(N) - Đặt X1 và X2 vào hệ tính phản lực tại mâm. + RZ=PZ-X1=4935-1991=2944 (N) + Ry=Py-X2=2626-1060=1566 (N) + MZ=PZ.x-X1.l=4935.202-1991.350=300020 (Nmm) + My=Py.x-X2.l=2626.202-1060.350=159452 (Nmm) * Tính phản lực tại gối trục chính: Thay phản lực tại mâm cặp vào đoạn dầm còn lại ta có: - Xét mặt phẳng XOZ có: SMb(Pk)=Raz(500+200)-Qz.200+Rz.200+Mz=0 + Raz= RBz=QZ-RAZ+RZ=16282-3382+2944=9956 (N) - Xét mặt phẳng YOZ ta có: SMb(PK)=Ray(500+200)-Qy.200+Ry.200+My=0 + Ray= RBY=QY-RBY+RY=8658-1798+1566=8426(N) Tính mômen xoắn cho từng đoạn trục: MZl=RAZ.500=1691000 (Nmm) MZ=30020 (Nmm) Myl=RAY.500=899000 (Nmm) My=159452 (Nmm) Mt/c=1871393 (Nmm) * Tính đúng trục - Trục chịu tải uốn xoắn đồng thời nên ta tính đường kính trục theo công thức (10-13) trang 192 sách HDTK dẫn động cơ khí. d³(mm) Trong đó: [s]=50 (N/mm2 ) tra bảng (10-15) x= (trục rỗng) Trang 265 sách cơ sở TK máy và chi tiết máy có: MTD= * Tiết diện nguy hiểm nhất 1-1m, tính MTD tại đó: MTD==4210674 (Nmm) d³=96,5 (mm) - Tại tiết diện nguy hiểm 1-1 lắp bánh răng với trục bằng trục then hoa nên ta lấy tăng đường kính lên, lấy d=100 (mm). (Tra theo dãy quy chuẩn của đường kính then hoa). Trên cơ sở biểu đồ mômen, tại B nội lực là lớn nhất. Do vậy ta tính kiểm tra tại điểm B. * Tính trục chính (tính đường kính) một cách chính xác hơn theo công thức của Atsercan: d=2,17 Trong đó x=trục rỗng *n: Hệ số an toàn lấy n=2 trị số trung bình *C1=C2=0,2 với tiện lỗ, tiện tính s-1: ứng suất s-1=(0,4¸0,5). sB với thép 45 có sB=60.107 (N/mm2) Lấy s-1=0,4sB->s-1=0,4.60.107=240.106 (N/mm2) st=300.106 (N/mm2) - Ks , Kt trị số phụ thuộc vào hình dáng kích thước ảnh hưởng đến ứng suất của trục. Trục chính máy công cụ Ks = Kt =1,7¸2 Lấy Ks = Kt =2 Muc= Với MUmax là mômen cuốn lớn nhất Muc= MXC=Với MXmax là mômen xoắn lớn nhất MXC= Thay số vào công thức trên ta có: d=2,17 d=0,07288 (m)=72,88 (mm). Theo tiêu chuẩn chọn d=80 (mm). Tại A lấy theo tiêu chuẩn d=70 (mm) e) Tính trục chính theo độ cứng vững. - Trong quá trình làm việc trục chính phải nằm trong giới hạn cho phép để đảm bảo chính xác gia công. Nghĩa là đảm bảo độ võng, góc xoay và biến dạng xoắn của trục chính. * Xác định độ võng của trục chính tại đầu mút của nó + Xét mặt XOZ QZ=16282 (N) RZ=2944 (N) Áp dụng công thức: YZ=(mm) Trong đó: Emô đuyn đàn hồi của vật liệu E=2,1.107 (N/cm2) J.Mômen quán tính trung bình: J=0,05d4 Với J=0,05 x 804 [1-0,54]=1920000 (mm2)=19200 (cm2) l1=200 (mm) =20 (cm) l2=700(mm) =70 (cm) a=500 (mm) =50 (cm) Công thức trên coi trục chính như một dầm đặt trên các gối tựu hình cầu do đó coi mômen phản lực tại gối đỡ M=0 Thay các số liệu vào ta có: YZ= YZ=-0,0014 (cm)=-0,014 (mm). (Dấu trừ chính tỏ đầu trục bị võng xuống) * Tương tự xét trong mặt phẳng XOY với Qy=8658 (N) Ry=1566 (N) Yy= Yy=-0,001 (cm)=-0,1 (mm). * Độ võng tổng là: Y== 0,1 (mm) * Độ võng cho phép [y]=(0,0002¸0,0003).l3 Lấy [y]=0,0002.l2=0,0002.700=0,14 (mm) Vậy: y=0,1 Đảm bảo yêu cầu * Xác định góc xoay ở ổ trục phía trước. Áp dụng công thức cho mặt phẳng XOZ qZ=red qZ= qZ=0,00000008 (rad) (dấu ‘-’ chứng tỏ góc quay có chiều quay lên trên) + Xét trong mặt phẳng XOY có qY= qY=-0,0000004 (rad) + Độ võng tổng là q= + Trị số góc quay cho phép khi lắp ổ bi [q]=0,001(rad) Vậy q=0,0000004<[q]=0,001(rad). Đảm bảo yêu cầu. f) Kiểm nghiệm rãnh then và then - Tại vị trí lắp bánh răng Z55 cố định dùng then bán nguyệt để truyền chuyển động xuống hộp chạy dao. Ta cần kiểm tra áp suất của bề mặt rãnh then. Áp dụng công thức: (sách HD thiết kế MCKL trang 129) P= Trong đó: MXmax=1871393 (N.mm) =187139,3 (N.cm) r0: khoảng cách từ tâm trục đến tâm rãnh then. r0=4 (cm) h: độ sâu thực tế của rãnh then h=1(cm) l: độ dài thực tế của rãnh then l=3,5 (cm) [p]=150 (N.mm2 )=1500 (N/cm2 )(bảng 9.5). Tính toán dãn động cơ khí p=<[p]=15000 (N/cm2) Đảm bảo điều kiện làm việc. * Kiểm nghiệm then hoa. Áp dụng công thức: p=[N/cm2] Trong đó: Diđ: Đường kính ngoài và đường kính trong của then D=85 (mm) =8,5 (cm) d=80 (mm) =8,0 (cm) Z số then. Z=10 y: Hệ số tiếp xúc bề mặt giữa trục và ổ then. y=0,75¸0,9 [Pmax]=(10¸20) (N/mm2) =(10000¸20000) (N/cm2) (Lắp động, tải trọng thay đổi và chạm cả hai phía) =1,5¸2 ->1=12 (cm); d=8 (cm) P= P=1890 (N/cm2) <[p] =10000 (N/cm2) Đảm bảo điều kiện làm việc. III. Tính sức bền ổ trục chính. a) Tại A: d=70 (mm); n=1900 (v/p) Raz=3382 (N) Ray=1798 (N) Fr= Chọn ổ bi đỡ 1 dãy: cỡ trung Ký hiệu ổ: 313 có các thông số: d=70 (mm) D=150 (mm) B=35 (mm) r=3,5 (mm) Đường kính bi: d=25,4 (mm) C=81,7 (KN) C0=64,5 (KN) Qd=(0,6.X.V.Fr+Y.Fa).kt.kd (Fa=0) V: Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay V=1) Kt: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ=1,2 (bảng 11.3 TTTKHDĐCK,T1) X=1; Y=0 =>Qd=(0,6.1,1.3830).1.1,2=2757,6 (N) + Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Qd=Fr=2,756 (KN) < C0=64,5 (KN) + Kiểm nghiệm theo khả năng tải động Cd=Q. Trong đó: m =3 đối với ổ lăn L= (với Lh=20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) =>Cd=2757,6.=36295 (N)=36,295 (KN) Cd=36,295 (KN) < C=81,7 (KN). thoả mãn b) Tại B: d=80 (mm); n=1900 (v/p) Raz=9956 (N) Ray=8426 (N) Fr==13043 (N)=13.043 (KN) Chọn ổ bi đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có: D=170 (mm) B=39 (mm) Con lăn: d=22 (mm) L=22 (mm) r=r1=3,5 (mm) C=150 (KN) C0=121 (KN) Q=V.Fr.kt.kd V=1: vòng trong kt=1: khi nhiệt độ 1050 kd=1,2 (theo bảng 11.3, trang 215 TTTKHDĐCK,T1) Kiểm nghiệm theo khả năng tải tính Qt=Fr=13,043 (KN)<C0=121 (KN) Cd=Q.. Trong đó m =10/3 đối với ổ đũa trụ ngắn L==2280 (với Lh=20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) => Cd=13043. =132973 (N)=132,973 (KN) Cd=132,973 (KN)<C=150 (KN) CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN TOÀN MÁY I. CHỨC NĂNG VÀ YÊU CẦU CHUNG ĐỐI VỚI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN MÁY. Nhìn chung hệ thống điều khiển máy tương đối phức tạp, nó phải đảm bảo những nhiệm vụ chính sau: + Đóng mở động cơ điện: - Đóng ngắt truyền động chính (truyền động của động cơ chính). - Đóng ngắt chạy dao - Biến đổi chuyển động chính và độ lớn lượng chạy dao, đảm bảo chiều chuyển động. - Thực hiện các di động, định vị khi điều chỉnh máy. - Kẹp chặt tháo lỏng các bộ phận máy như ụ động, trục máy cơ cấu phân độ. - Đóng mở các bộ phận bôi trơn, làm lạnh. II. YÊU CẦU ĐỐI VỚI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN MÁY. Ngoài yêu cầu chung là hệ thống điều khiển phải thuận tiện, an toàn chính xác tin cậy... hệ thống điều khiển còn phải đảm bảo những yêu cầu chính sau: 1. Độ an toàn của cơ cấu điều khiển. Nên bố trí các tay gạt tập trung vào một khu vực thuận tiện cho việc thao tác của người sử dụng. Tránh các bộ phận điều khiển như vô lăng, tay gạt chuyển động trong thời gian máy công tác. Thể hiện những yêu cầu chính sau: - Định vị các cơ cấu điều khiển ở mỗi vị trí của nó. - Khoá liên động các cơ cấu điều khiển để không thể đồng thời đóng các chuyển động khác. - Hạn chế chuyển động gá đặt. - Đặt bộ phận tín hiệu. 2. Điều khiển phải nhanh. 3. Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện. Với điều kiện thực tế ở nước ta, nên chọn lực gạt các tay gạt, vô lăng nhỏ, cỡ khoảng 30-40N. 4. Dễ nhớ khi điều khiển. Phương chuyển động của các tay gạt nên chung với phương chuyển động của các bộ phận máy điều khiển. 5. Đảm bảo tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển. Thiết kế cả hệ thống điều khiển là một vấn đề lớn, trong khuôn khổ đồ án, người thiết kế chỉ đi vào hai mảng lớn là thiết kế hệ thống điều khiển hộp tốc độ và thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao. III. THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP TỐC ĐỘ. 1. Chọn hệ thống điều khiển hộp tốc độ. 1.1. Phân tích cơ cấu chấp hành. Qua thiết kế động học ta có phương án thiết kế như sau: PAKG: 2 x 3 x 2 x [1x1+1x1] PATT: [II I III IV V] Cơ cấu chấp hành là các bánh răng di trượt. Tuy PAKG và PATT như trên nhưng thực tế, ta vẫn bố trí kết cấu của hộp tốc độ một cách khác. Cụ thể như sau: - Khối A là khối BRDT 2 bậc trên trục II - Khối B là khối BRDT 2 bậc trên trục IV - Khối C là khối BRDT 3 bậc trên trục IV - Khối D là một BRDT trên trục V - Khối E là một BRDT trên trục VIII - Khối F là khối BRDT trên trục IX Ý nghĩa của sự bố trí khác biệt trên là rất quan trọng. Ta bố trí hai khối BRDT 2 bậc và 3 bậc trên cùng trục IV nên đơn giản hoá được rất nhiều khâu trong công nghệ chế tạo. Một đường truyền từ trục V xuống trục IV rồi lên trục chính (đảm bảo 12 tốc độ). Một đường truyền từ trục V xuống trục VIII rồi lên trục chính (đảm bảo 12 tốc độ còn lại). Đường truyền thứ hai được đảm bảo bằng cách gạt cả hai BRDT trên trục V và trục VIII ăn khớp với nhau rồi bánh răng trên trục VIII ăn khớp với bánh răng trên trục chính. Ngoài ra khi không ăn khớp với bánh răng trên trục chính thì hai BRDT trên trục V và VIII ăn khớp với nhau để trục VIII truyền chuyển động cho trục IX để khuyếch đại số vòng quay trục chính lên 8 lần (đường truyền để cắt ren khuyếch đại). Sự bố trí hợp lý như trên là có sự tham khảo của máy đã chế tạo trên thực tế. Sự bố trí như vậy vẫn đảm bảo thứ tự để cho ta 24 tốc độ như yêu cầu. (do trục III có 1 bánh răng dùng chung). Như đã biết ở phần động học ta có các số liệu cụ thể sau: - Khối A có 2 BRDT là (Z=21; m=4; B=30) và (Z=38; m=4; B=30) - Khối B (là khối bánh răng 2 bậc) có 2 bánh răng là (Z=22; m=4,5; B=65) và (Z=28; m=5; B=29) - Khối C ( là khối bánh răng bậc 3) có 3 bánh răng là (Z=49; m=4; B=30) , (Z=28; m=6; B=27)và (Z=42; m=4; B=22) - Khối D là khối BRDT (Z=60; m=5; B=50) - Khối E là BRDT (Z=28; m=5; B=50) - Khối F là BRDT (Z=50; m=3; B=22) Để di trượt các bánh răng theo phương án thay đổi thứ tự ta dùng cơ cấu cam, ở đây ta chủ yếu thiết kế để có được 12 tốc độ trên trục V. Còn với khối D và E thì việc thiết kế điều khiển rất đơn giản, sao cho khi khối D vào ăn khớp thì khối E ra khỏi khớp và ngược lại (khối D và khối E chỉ có 1 vị trí là ăn khớp hoặc không ăn khớp). 1.2. Xác định hành trình gạt. - Với khối A (khối bánh răng di trượt 2 bậc): Bề rộng hai bánh răng bằng nhau ba1=ba2=30 (mm) do đó hành trình gạt qua trái qua phải bằng nhau: L=b+f Lấy f=3 (mm) thì L=30+3=33 (mm) - Khối B (khối bánh răng 2 bậc) bề rộng bánh răng là b1=30 (mm); b2=27 (mm); b3=22 (mm) hành trình gạt như sau: Qua trái: L1=65+f Qua phải: L2=29+f Khối C (khối bánh răng 3 bậc) bề rộng bánh răng là: b1=30 (mm); b2=27 (mm); b3=22 (mm) hành trình gạt như sau: Qua trái: L1=30+27+2f (mm) Qua phải: L2=27+22+2f (mm) - Khối D9 (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là: b=50 (mm) hành trình gạt như sau: L=50+f - Khối E (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là: b=50 (mm) chỉ cần gạt qua phải L=50+3 (mm) - Khối F (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là b=22 (mm) chỉ cần gạt một vị trí L=22+3=35 (mm) 1.3. Chọn nguyên lý điều khiển và các phần tử chính của hệ thống điều khiển. Để điều khiển các khối bánh răng kết hợp với nhau tạo ra các tốc độ yêu cầu ta chọn cam đĩa điều khiển. - Cam đĩa điều khiển khối A có 4 vị trí, mỗi vị trí ứng với 3 tốc độ trên trục V và ứng với 90 trên vòng tròn cam. - Cam điều khiển khối B có 12 vị trí xác định, mỗi vị trí ứng với 1 tốc độ trên trục V và ứng với 30 trên vòng tròn cam. - Cam điều khiển khối C có 2 vị trí, mỗi vị trí ứng với 6 tốc độ trên trục V và ứng với 180 trên vòng tròn cam. - Như vậy trục V đủ 12 tốc độ cần điều khiển. Các cam điều khiển các khối bánh răng còn lại thiết kế biến dạng cam giống cam điều khiển khối C, do vậy ta không tính đến ở đây. - Các thông số của cam khi thiết kế phải lưu ý không để góc áp lực trên cam vượt quá giá trị cho phép (phụ thuộc vào hệ số ma sát) để tránh hiện tượng cam bị kẹt trong quá trình làm việc. Ta bố trí riêng các cam điều khiển khối A, khối B, khối C (mỗi cam trên 1 trục điều khiển). Riêng khối D và khối E ta bố trí cần gạt trên cùng một trục điều khiển và liên kết với cùng một biên dạng để khoá lẫn không cho hai bánh răng cần điều chỉnh cùng vào khớp. Thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao. Hệ thống điều khiển hộp chạy dao có tác dụng điều khiển sự ăn khớp các bánh răng trong các nhóm nhằm đảm bảo cắt được chính xác các loại ren, bước ren cũng như điều khiển hoạt động của xích tiện trơn theo yêu cầu. Thiết kế hệ thống điều khiển chủ yếu là chọn được cơ cấu điều khiển một cách hợp lý để đơn giản trong quá trình thiết kế cũng như có thể kế thừa những ưu điểm đã có của hệ thống điều khiển của máy chuẩn, ta chọn hệ thống điều khiển của máy 1K62 làm hệ thống điều khiển cho máy mới đang thiết kế, ở đây ta chỉ tìm hiểu nguyên lý hoạt động của hệ thống điều khiển hộp chạy dao của máy chuẩn để áp dụng một cách hợp lý cho máy mới mà thôi. Đối với máy tiện 1K62, hộp chạy dao được điều khiển thông qua 2 tay gạt. Kết hợp vị trí thích hợp của hai tay gạt đó sẽ cắt được các loại ren, các bước ren cũng như điều khiển được xích tiện trơn thích hợp. Hệ thống điều khiển hộp chạy dao máy tiện 1K62 hoạt động dựa trên hoạt động của hệ thống các cam và các càng gạt, thanh răng... để hiểu rõ thêm ta tìm hiểu hoạt động của từng tay gạt. a) Tính tay gạt nhóm cơ sở. Như đã phân tích ở phần thiết kế động học, nhóm cơ sở với cơ cấu Noocton cho ta các loại ren khác nhau và các bước ren khác nhau trong một loại nhờ việc kết hợp các con đường truyền động và hoạt động của khối bánh răng hình tháp điều khiển nhóm cơ sở bằng 2 tay gạt E và F. Tay gạt E có chức năng: - Thay đổi các loại ren cần cắt (quốc tế, pitch, anh, ren chính xác, ren mặt đầu, tiện trơn...) - Tay gạt này hoạt động dựa trên hoạt động của hệ thống 4 cam thùng, khống chế các ly hợp M2, M3, M4, M5 và bánh răng 35 trên trục XI (bánh răng A). - Nhiệm vụ của hệ thống cam thùng là điều khiển các ly hợp M2, M3, M4, M5 bánh răng A để cắt được các loại ren yêu cầu, ứng với mỗi vị trí tay gạt thì truyền động chỉ cắt được một loại ren nhất định hoặc những loại ren cùng loại chứ không cắt được các loại ren khác nhau. + Cam I: Điều khiển ly hợp M2 và bánh răng A + Cam II: Điều khiển ly hợp M3 + Cam III: Điều khiển ly hợp M4 + Cam IV: Điều khiển ly hợp M5 b) Phân tích đường truyền động. Phân tích đường truyền động khi cắt các loại ren để từ đó rút ra các vị trí khác nhau của từng ly hợp. *Khi cắt ren quốc tế ren modul, đường truyền đi theo con đường noóctong chủ động.Truyền động từ trục X qua trục M2 tới trục VII vàn khối bánh răng hình tháp qua tỉ số xuống trục XI, qua M3 tới trục VIII, qua nhóm gấp bội lên trục XV qua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí của ly hợp như sau: M2- trái; M3- trái ; M4 – phải; M5 – phải * Khi cắt ren Anh và ren pitch : Đường truyền đi theo con đường noóctong bị động. Truyền động từ trục X qua bánh răng xuống trục XI, qua lên trục XII qua M4 rồi không sang trục XV mà qua xuống trục XIII, qua nhóm gấp bội lên trục XV qua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – phải, A – trái, M3 – phải, M4 – trái, M5 – phải * Khi cắt ren chính xác: Khi cắt ren chính xác, đường truyền phải đảm bảo sao cho ngắn nhất có thể. Truyền động từ trục X qua trục M2 sang trục XII qua M4 tới XVqua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái, A – phải, M3 – phải ,M5 – phải * Khi cắt ren mặt đầu: Khi cắt ren mặt đầu, đường truyền giống đường truyền như cắt ren quốc tế chỉ khác là khi vào trục XV không nối với vítme mà qua cặp bánh răng tới trục XVI (không qua M5). Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái , A – phải , M3 – trái , M4 – phải , M5 – trái * Khi tiện trơn: Khi tiện trơn, đường truyền giống cắt ren quốc tế chỉ khác là khi vào trục XV không nối với vítme mà qua ly hợp siêu việt (cụ thể qua cặp bánh răng trên ly hợp siêu việt) tới trục XVI. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái, A – phải, M3 – trái , M4 – phải, M5 – giữa Như vậy quá trình thay đổi vị trí của các khối gạt được tay gạt điều khiển nhờ những quan hệ của nó. Khi tay gạt quay một vòng thì thực hiện cắt được tất cả các loại ren trên. vì vậy trên mặt số của tay gạt có 5 vị trí ứng với 5loại ren đã xét. Ta thiết lập quan hệ giữa góc quay tay gạt và các vị trí của khối gạt sẽ được các đường khai triển của các cam trên toàn bộ vòng tròn. 2. Tính độ rộng của cam: Độ rộng của cam được xác định phụ thuộc vào hành trình cần gạt của khối gạt: Cam I : Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 25 (mm), tỷ số truyền bằng 1 Þ độ rộng của cam là I là x1=25/2=12,5 (mm) Cam II: Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 18 (mm), tỷ số truyền của cam II bằng 1Þđộ rộng của cam II là x2=18/2=9 (mm) Cam III: Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 20 (mm), tỷ số truyền của cam III bằng 2,5 Þđộ rộng của cam III là : x3=20/2.2,5=4 (mm) Cam IV: Hành trình gạt yêu cầc của bánh răng là 15 (mm), tỷ số truyền của cam IV bằng 1 Þđộ rộng của cam II là :x4=15/2=7,5 (mm) *) Các kích thước của cam: Dcam=50 (mm), dchot=10 (mm), dconlăn=12 (mm) Từ đó có b=dconlăn+1=12+1=13 (mm) r=Rconlăn+0,5=6+0,5=6,5 (mm) *) Kiểm tra điều kiện làm việc của cam. 3. Điều khiển nhóm cơ sở: Như đã nói ở trên, tay gạt E với hệ thống cam điều khiển các ly hợp để cắt được các loại ren khác nhau. Trong một loại ren, để có thể cắt được các bước ren yêu cầu thì phải nhờ đến tay gạt F để kết hợp điều khiển nhóm cơ sở và điều khiển nhóm gấp bội. quá trình điều khiển tay gạt F như sau: Để điều khiển nhóm cơ sở: Đầu tiên kéo tay gạt ra, trong lúc kéo, thông qua đòn bẩy m, thanh n và hệ thống rãnh cam Q, cần gạt P, chốt T làm cho khối bánh răng đệm D lùi ra khỏi vị trí ăn khớp với khối noóctong. Sau đó quay tay gạt đi một góc nhất định thông qua chốt s và ngàm rồi quay thanh r làm cho khối bánh răng đệm D di chuyển dọc để vào ăn khớp với một trong khối 7 bánh răng của khối noóctong mà ta muốn điều trỉnh. (Trên tay gạt F đã có 7 vị trí xác định bằng các lỗ chốt tương ứng với thanh răng nooctong). Cuối cùng đẩy tay gạt vào. Quá trình sảy ra ngược với khi kéo làm cho khối D ăn khớp với bánh răng của khối noóctong. Để điều khiển nhóm gấp bội: Điều kiện của nhóm gấp bội là thay đổi vị trí ăn khớp của 2 cặp bánh răng di trượt trên trục XIII và XV để cho ta 4 vị trí ăn khớp với các bánh răng cố định trên trục XIV tương ứng với 4 tỷ số truyền của nhóm gấp bội. Tương ứng với 4 vị trí đó, trên mặt số tay gạt F có 4 vị trí. Muốn điều chỉnh được ta chỉ cần quay tay gạt đi các góc nhất định đến những vị trí thích hợp. Khi quay, thông qua các bánh răng ăn khớp và các chốt lệch tâm làm cho các khối bánh răng di chuyển thay đổi sự ăn khớp. 4 . Tính rãnh cam trên thanh để điều khiển lắc khối bánh răng đệm: Như đã nói, muốn điều chỉnh để cắt được các bước ren khác nhau, trước hết phải điều khiển khối bánh răng đệm lắc rời khỏi vị trí ăn khớp trước rồi mới di chuyển dọc trục đến vị trí mới. Quá trình đó được điều khiển bằng rãnh cam trên thanh n. Khi rút thanh gạt thanh n di chuyển về phía bên trái làm cho chốt Q chạy trên rãnh A, làm lắc P quanh chốt 0, thông qua chốt T làm cho khối D quay quanh trục XII tách sự ăn khớp giữa các khối D và khối noóctong, do đó có hai vấn đề sảy ra : *) Tính độ rộng a của rãnh A để có thể tách khỏi vị trí ăn khớp với khối noóctong và khi gạt theo khối noóctong không bị ảnh hưởng vàn một bánh răng nào. *) Xác định góc nâng a để phù hợp với hành trình gạt và chốt Q chạy trong rãnh được dễ dàng. a) Tính độ rộng a: Muốn tính a phải tìm độ lắc yêu cầu của bánh răng ăn khớp với khối noóctong và tỷ số lắc (là tý số giữa khoảng di chuyển của điểm tiếp xác trên bánh răng đệm với khối noóctong vào khoảng dịch chuyển chốt Q). Qua hình vẽ ta thấy khối D ăn khớp với khối noôctong (giả thiết ăn khớp với bánh răng lớn nhất z7 độ lắc yêu cầu lớn chiều cao răng một đoạn nhỏ nào đó là gạt được. Nhưng khoảng cách từ chốt T tới tâm 0 là nhỏ nhất dẫn đến ilac=min. Khi khối D ăn khớp với bánh răng nhỏ nhất của khối noóctong (z1 ) độ lắc yêu cầu là: x=răng+(z7.m/2- z1..m/2)=răng+m (z7-z1) /2 Lúc này x là xmax và khoảng cách chốt T cũng là lớn nhất dẫn đến ilac=max. Qua đó thấy x tăng lên từ z7 đến z1 với imax và xmax ứng với z1 ;imin ; xmin ứng với z7. *) Tính a khi khối D ăn khớp với z1: Dựa vào khoảng cách của các bánh răng tính được khoảng cách tâm ăn khớp: 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84 (mm) Khoảng cách của tâm khi lắc: 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84+l1 (mm)=84+4,5=88,5 (mm) Góc lắc : b=01 -01 Theo định lý hàm cos: cos= cos01= cos01»cos ® cos01=cos® 01 = b=01’-01=- = Qua hình vẽ 03 quay quanh 01 với góc b thì chốt T cũng quay quanh 01 góc b= tương ứng với khoảng dịch chuyển : t=.=8,177 (mm) Vậy chốt Q phải dịch chuyển đoạn a= Tính a khi chốt D ăn khớp với chốt z1. 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84 9mm) Khi lắc: 0102=