Bài giảng môn học: Máy công cụ

u dài xích động, ví dụ ở các máy cắt ren, máy phay lăn... H8.9: Kết cấu tự lựa chọn khe hở – Ứng dụng các cơ cấu tự chỉnh: Các cơ cấu tự chỉnh cho phép hiệu chỉnh chuyển động của cơ cấu chấp hành theo quy luật thay đổi động học đã được ghi trước. H8.10 là sơ đồ tự chỉnh sai số vít me trong truyền động chạy dao của máy cắt ren chính xác. Sai số bước vít me được ghi lại ở dưỡng 1 theo tỉ lệ phóng đại (100:1) và 91 được đọc nhờ mũi dò 2 qua tỉ lệ tay đòn (5:1) đến cảm biến 3 và tín hiệu tương ứng đến bộ khuếch đại 4 nhận ở bộ điều chỉnh 5 điều khiển thay đổi số vòng quay của động cơ thủy lực. Loại cơ cấu tự chỉnh nầy có thể đạt được lượng dịch chuyển tối thiểu 5µm với độ chính xác vị trí 2,5µm khi sai số tích lũy bước ren vít me 0,08mm trên chiều dài 1000mm [6]. H8.10: Kết cấu tự chỉnh sai số bước ren Các cơ cấu tự chỉnh sử dụng chương trình cứng (dưỡng) như trên đảm bảo làm việc tin cậy và đơn giản. Nhược điểm chính là độ nhạy (lượng dịch chuyển hiệu chỉnh được bé nhất) không cao. – Tự động hiệu chỉnh sai số : Hoạt động dựa trên cơ sở điều khiển tự động. H8.11 là sơ đồ tự động hiệu chỉnh sai số xích động trên các máy gia công răng. Các cảm biến 1 được dùng để đo sai số động học của xích động và các sai lệch được bù trừ bằng chuyển động quay bổ sung từ 1 động cơ phụ M2 (H8.11a) hoặc qua 1 cơ cấu hợp thành 3 (H8.11b). Bộ khuếch đại 2 dùng để khuếch đại các tín hiệu sai lệch. H8.11: Sơ đồ tự động hiệu chỉnh sai số xích động trên các máy gia công răng 92 Chương 9: Trục chính-Ổ trục chính 1. Các yêu cầu chung đối với cụm trục chính: Cụm trục chính bao gồm trục chính và ổ trục chính được dùng để truyền chuyển động quay chính xác cho dụng cụ cắt hay chi tiết gia công. Đối với cụm trục chính Máy, cần đảm bảo các yêu cầu cơ bản sau đây – Độ chính xác chuyển động quay: được đo bằng độ đảo đầu trước trục chính theo phương hướng kính và dọc trục. Sự sai lệch chuyển động quay so với lý thuyết là 1 trong những nguyên nhân chủ yếu gây ra sai số gia công trên máy – Độ cứng vững của cụm: xác định theo chuyển vị đầu trước trục chính, bao gồm độ cứng vững của bản thân trục chính và các ổ trục chính. Độ cứng vững theo phương hướng kính và dọc trục có ảnh hưởng lớn đến độ chính xác gia công. – Tính chịu rung: Rung động của cụm trục chính ảnh hưởng đến độ bóng bề mặt và hạn chế chế độ gia công cho phép trên máy. Ngoài ra đối với các máy cao tốc còn có khả năng gây ra hiện tượng cọng hưởng. – Tuổi thọ của cụm trục chính, đặc biệt là tuổi thọ của ổ, tức là thời gian làm việc của ổ đảm bảo độ chính xác quay ban đầu. Yêu cầu nầy đặc biệt quan trọng đối với ổ trục chính dùng ổ lăn. – Giảm thiểu ảnh hưởng của biến dạng nhiệt. Biến dạng nhiệt của cụm trục chính có ảnh hưởng quan trọng đến độ chính xác gia công. Các ổ trục chính làm việc với số vòng quay cao luôn là nguồn nhiệt lớn gần với miền gia công. – Kết cấu gá đặt dụng cụ hoặc phôi. Yêu cầu định tâm và kẹp chặc dụng cụ cắt hay chi tiết gia công một cách chính xác, nhanh chóng, tin cậy. Đối với các máy hiện đại, khuynh hướng tự động hoá gá đặt dụng cụ hay chi tiết được chú trọng. Các yêu cầu đa dạng nêu trên có thể được đáp ứng bằng cách lựa chọn thích hợp vật liệu, phương pháp nhiệt luyện và kết cấu trục chính cũng như lựa chọn các kiểu và kết cấu ổ trục chính. 2. Vật liệu và kết cấu trục chính 2.1 Vật liệu : Để lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện cho trục chính, cần căn cứ vào kết cấu và hình dáng trục chính cũng như tính chất cơ lý của vật liệu. Thường chọn vật liệu trục chính là gang hay thép. Cần chú ý – Gang được chọn đối với trục chính rỗng có đường kính lớn. Chọn thích 93 hợp loại gang có thể tăng khả năng chịu mòn và giảm rung cho cụm trục chính – Thép: Chọn loại thép bảo đảm các biện pháp nhiệt luyện cần thiết tùy thuộc vào kết cấu (cụm trục chính dùng ổ lăn hay ổ trượt) , điều kiện làm việc (mức độ chịu tải lớn, nhỏ)...của cụm trục chính, các yêu cầu về độ chính xác... 2.2 Kết cấu trục chính: quyết định bởi các yếu tố – Vị trí và số lượng chi tiết lắp trên trục chính. Các bánh răng, puly... truyền chuyển động quay cho trục chính phải được định tâm tin cậy và bố trí hợp lý gần với ổ trục. Nói chung số lượng chi tiết lắp trên trục chính càng ít càng tốt – Dung sai lắp ghép cần thiết: Tùy theo các chế độ lắp ghép để chọn biện pháp công nghệ cho kết cấu lắp ghép – Các phương pháp cố định hoặc di chuyển chi tiết trên trục – Kết cấu các loại ổ trục và các phương pháp điều chỉnh hướng kính, hướng trục. – Phương pháp lắp ráp và công nghệ nhiệt luyện. – Phương pháp kẹp chặt dụng cụ cắt hoặc chi tiết gia công lên trục chính. Để có thể lắp được các loại dụng cụ cắt khác nhau, chú ý xử dụng các kết cấu đầu trục chính tiêu chuẩn (H9.1 a,b,c,d) H9.1a: Kết cấu đầu trục chính máy tiện, máy tiện Rơvônve H9.1b: Kết cấu đầu trục chính máy phay Để định tâm tin cậy và nâng cao độ cứng vững cho cụm trục chính, đối với các mối ghép côn thường cần có lực kéo sơ bộ nhằm tạo 1 áp lực trung bình vào khoảng (15 ÷ 25)kG/cm2 trên bề mặt tiếp xúc [6]. 94 D Côn Moóc d D 1:3 H9.1c: Kết cấu đầu trục chính máy khoan H9.1d: Kết cấu đầu trục chính máy mài 3. Tính toán trục chính: Trục chính được tính toán theo độ cứng vững, chỉ với trục chính chịu tải trọng nặng mới cần tính toán kiểm tra theo độ bền. Ngoài ra ở các trục chính làm việc cao tốc (n ≥ 3000 vg/ph) phải tính toán điều kiện chịu rung. – Tính theo độ cứng vững: Mục đích nhằm xác định các giá trị độ võng và góc xoay của đường tâm trục chính tại các vị trí lắp bánh răng, ổ trục và đầu trước trục chính. + Phương pháp tính toán: Do trục chính có hình dáng phức tạp, kết cấu ổ trục cũng rất khác nhau, nên để sử dụng được các công thức tính toán ở lý thuyết sức bền vật liệu, cần đơn giản hoá kết cấu cụm trục chính như là một dầm đặt trên các gối tựa tùy theo loại ổ trục khác nhau (H9.2a,b,c,d) 1. Nếu 2 gối trục là 2 ổ lăn ( H9.2a ), sơ đồ tính toán quy đổi được coi gần đúng như 1 dầm đặt trên 2 gối tựa 2. Nếu ổ trục trước có 2 hoặc nhiều ổ lăn ( H9.2b ), có thể coi trục bị ngàm tại tiết diện lắp các ổ trục 3. Nếu ổ trục trước là ổ trượt ( H9.2c ), tại ổ trục trước có thêm một momen phản Mp nhất định. Momen nầy có trị số vào khoảng ( 0,3 ÷ 0,35 ) momen uốn của đầu trục (Mu = P⋅ c). 4. Nếu 2 gối đỡ là ổ trượt thì độ võng đầu trước trục chính có thể lấy trị số trung bình của trường hợp H9.2a,b. 95 H9.2: Sơ đồ tính toán cụm trục chính + Các giá trị độ võng, góc xoay cho phép được lựa chọn xuất phát từ độ chính xác gia công trên máy. Sai số gia công gây ra bởi độ võng đầu trước trục chính là 1 thành phần của sai số tổng, có thể lấy gần đúng theo thử nghiệm khoảng 1/3 độ đảo hướng kính cho phép của trục chính. Thường trong tính toán, xác định giá trị độ võng, góc xoay cho phép dựa trên các công thức sau [ymax] ≤ 0,0002 l (9.1) trong đó ymax : độ võng cho phép của đầu trước trục chính. l: khoảng cách giữa các ổ trục chính. [θmax] = 0,001 rad (9.2) với θmax : góc xoay cho phép lớn nhất của đầu trước trục chính. + Tại các vị trí lắp ổ trục hay vị trí lắp bánh răng trên trục chính, góc xoay cũng cần được kiểm tra để đảm bảo sự phân bố áp suất đồng đều trên khắp bề mặt làm việc. + Đối với trục chính dài như trục chính máy khoan, máy tổ hợp... cần kiểm tra góc xoắn khi truyền momen lớn nhất. 96 GJ lM180 p x ⋅ ⋅ π=ϕ [ 0] (9.3) trong đó l: chiều dài đoạn chịu xoắn trên trục [cm] Jp: momen quán tính độc cực [cm4] G: mođun đàn hồi chống xoắn G = ( 7 ÷ 8 )⋅ 106 N/cm2 đối với thép Góc xoắn cho phép được lấy là 10/4 trên 1m chiều dài. Ở máy khoan, [ϕ0] là 10 trên chiều dài bằng (20 ÷ 25)D, D: đường kính ngoài trục chính máy khoan. – Tính theo độ bền: Xác định kích thước đường kính ngoài của trục chính theo các điều kiện bền với công thức Atserkan [3]: ( ) 3 14 2 xc2 T 12 uc1 n 1 Mck]M)c1(k[ 17,2d − τ − σ σξ− ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +σ σ++ = [m] (9.4) ξ: tỉ số giữa 2 đường kính trong và ngoài của trục, nếu trục đặc 0 d d0 ==ξ n: hệ số an toàn + nếu ứng suất có thể được xác định chính xác trên cơ sở biết rõ đặc tính cơ lý của vật liệu thì n = 1,25 ÷ 1,5 + nếu những điều kiện kỹ thuật trên không chính xác: n = 3 ÷ 4 + trị số trung bình thường dùng n = 1,5 ÷ 3 c1, c2 là các trị số phụ thuộc quá trình cắt + nếu là trục chính máy mài: c1≈ c2 = 0 + với nguyên công tiện lỗ và tiện bằng mũi dao kim cương : c1≈ c2 = (0,05 ÷ 0,1) + với nguyên công tiện lỗ, tiện tinh, khoan khoét: c1≈ c2 = (0,1 ÷ 0,2) + ở nguyên công phay c1≈ c2 = (0,25 ÷ 0,3) + ở trục chính dùng gia công thô c1≈ c2 = 0,5 σ-1: ứng suất mỏi ; σCH: giới hạn chảy, σB: giới hạn bền của vật liệu trục. Có thể lấy σ-1 ≈ (0,4 ÷ 0,5) σB hoặc σ-1 ≈ (0,25 ± 0,06)( σB + σCH)+5 kσ, kT: hệ số phụ thuộc vào hình dáng, kích thước gây ảnh hưởng đến ứng suất trục. Đối với trục chính máy công cụ kσ ≈ kT = 1,7 ÷2. 97 )c1( M M 1 maxu uc += ; )c1( M M 1 maxu xc += với Mumax: Momen uốn lớn nhất. Mxmax: Momen xoắn lớn nhất. Ngoài ra cũng cần kiểm tra 1 số mặt cắt nguy hiểm, ví dụ nơi có rãnh then, then hoa.... – Tính chịu rung: cần tính toán khi trục chính làm việc với các số vòng quay cao (n ≥ 1500v/ph), mục đích nhằm xác định tần số dao động riêng của trục chính và tránh trùng với tần số dao động cưỡng bức. + Điều kiện để tránh cọng hưởng: ω ωt < 1 hay ω ωt > 1 (9.5) trong đó ωt : tốc độ góc tới hạn (tốc độ góc có thể đưa đến điều kiện cọng hưởng) được xác định gần đúng theo công thức sau: y g t =ω [1/s] (9.6) g: gia tốc trọng trường [cm/s2] y: độ võng lớn nhất của trục do trọng lượng bản thân và trọng lượng các chi tiết lắp trên trục tạo nên [cm] ω : tốc độ góc lớn nhất của trục chính [1/s] Đối với trục chính, thường lấy điều kiện để tránh cọng hưởng ω ω t > 1. Đây là điều kiện phù hợp với yêu cầu độ võng nhỏ cho trục chính. Nếu lấy g = 981cm/s2, công thức (9.6) có thể viết lại thành y 300n t = [v/ph] (9.7) Số vòng quay tới hạn nt phải lớn hơn số vòng quay lớn nhất của trục chính 10%. + Các nguồn có khả năng phát sinh dao động cho trục chính. • Trục chính không cân bằng: trong trường hợp nầy tần số dao động cưỡng bức fB đúng bằng số vòng quay n tính trên 1s hay fB = n (9.8) • Đối với cụm trục chính dùng ổ lăn, độ cứng thay đổi của ổ có thể là nguồn dao động. Tần số dao động fB bằng số bi hay số con lăn đi qua phương tác dụng của lực trong 1 đơn vị thời gian là 1s (H9.3), )dD(2 nDzf B += (9.9) n: số vòng quay của trục chính [v/s] D: đường kính rãnh lăn của vòng trong; d,z: đường kính và số bi con lăn 98 H9.3: Sơ đồ tốc độ trong ổ bi Công thức (9.9) nhận được bằng cách xác định vận tốc của tâm bi hay tâm con lăn n2 2 D 2 1 2 VV Ao π== và tính số bi đi qua trong 1 đơn vị thời gian. • Đối với một số máy ví dụ máy mài tròn trong, số vòng quay trục chính có thể đạt đến 50000v/ph. Khi đó điều kiện ω ωt > 1 khó thực hiện, do vậy phải chọn ω ωt < 1 hay ft < fB để tránh cọng hưởng. Tuy nhiên cần lưu ý khi khởi động và khi dừng máy, trục chính đi qua số vòng quay tới hạn nên phải cân bằng cẩn thận cụm trục chính. • Dao động xoắn thường có ảnh hưởng bé hơn. Nhưng đối với một số máy cắt gọt không liên tục như máy phay, máy phay lăn...dao động xoắn của trục chính có thể làm cho trục chính quay không đều, gây tải trọng động phụ... 4. Ổ trục chính: Có thể sử dụng ổ lăn (bi, con lăn) hoặc ổ trượt – Ổ lăn dùng làm ổ trục chính: Cùng với các yêu cầu thông thường theo các tiêu chuẩn về khả năng làm việc, ổ lăn dùng làm ổ trục chính cần có những yêu cầu bổ sung theo điều kiện làm việc của cụm trục chính và toàn máy. Các yêu cầu nầy bao gồm độ chính xác chuyển động quay cao, độ cứng vững hướng kính và dọc trục lớn, toả nhiệt ít và biến dạng nhiệt nhỏ. Các loại ổ lăn phổ biến: ổ bi, ổ lăn hình trụ, ổ lăn hình côn, ổ chắn, ổ kim...Để đảm bảo trục chính chuyển động chính xác, ổ lăn dùng làm ổ trục chính có cấp chính xác cao ( 6, 5, 4 và 2 theo TCVN 1484-85), cũng dùng loại có cấp chính xác thường (0 - TCVN 1484-85) như trục chính máy khoan, máy gia công thô. Một số cụm trục chính máy bố trí các ổ trục chính chuyên dùng, khác với ổ thông thường không chỉ về cấp chính xác mà còn về đặc điểm kết cấu với mục đích nâng cao độ chính xác, khả năng tải và cho phép làm việc ở số vòng quay nhanh. Ví dụ ổ đũa trụ 2 dãy, có 2 dãy con lăn 99 (đũa) bố trí so le giúp nâng cao khả năng tải. Số lượng con lăn tăng, nhờ vậy làm tăng độ cứng vững cho ổ, ngoài ra con lăn hình trụ dễ gia công chính xác nên độ chính xác chuyển động quay của trục chính đối với ổ nầy đạt đến vài µm. Vòng trong của ổ định tâm trên trục chính bằng bề mặt côn, do đó có thể tạo lực căng sơ bộ. Nhờ những ưu điểm nầy, chúng được dùng làm ổ trục chính cho các máy khác nhau. + Độ chính xác chuyển động quay cao của cụm trục chính đạt được trước tiên nhờ vào việc lựa chọn cấp chính xác chế tạo ổ phù hợp. Muốn xác định cấp chính xác hợp lý cho ổ, cần phải tính độ đảo hướng kính của ổ trục xuất phát từ độ đảo đầu trước trục chính H9.4a: Sơ đồ tính toán độ đảo trục chính theo độ đảo ổ Độ đảo hướng kính của ổ trục trước δA và của ổ trục sau δB có quan hệ với độ đảo đầu trước trục chính theo biểu thức sau đây (H9.4a) l a l a1a lla BAA BABAA δ+⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +δ=δ+⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ δ+δ=δ⇒δ+δ=δ−δ (9.10) Giả thiết độ đảo ở 2 ổ trục là như nhau, tức là 2l a l a1 BA δ=δ=⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +δ (9.11) Nếu độ đảo hướng kính cho phép của đầu trước trục chính là ∆ thì một cách gần đúng có thể coi độ đảo do trục chính gây ra ∆ 3 2 , phần độ đảo do ổ lăn gây ra là ∆ 3 1 , hay 3 ∆=δ . Thay giá trị δ vào công thức (9.11) ta tìm được: ⎪⎪ ⎪ ⎩ ⎪⎪ ⎪ ⎨ ⎧ ∆=δ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ + ∆=δ l a6 l a16 B A (9.12) 100 Căn cứ vào δA và δB để chọn cấp chính xác cho ổ. Khi lắp ráp cụm trục chính, bằng cách hiệu chỉnh ổ thích hợp để cho độ đảo các ổ nằm về 1 phía (H9.4b), độ đảo đầu trước trục chính do ổ gây ra sẽ được giảm bớt đáng kể. H9.4b: Sơ đồ tính toán độ đảo trục chính theo độ đảo ổ về 1 phía + Lắp ghép ổ lăn: Chọn đúng kiểu lắp ổ có ảnh hưởng lớn đến độ chính xác chuyển động quay của trục chính cũng như đến các chỉ tiêu khả năng làm việc của cụm trục chính. Tăng độ dôi làm tăng biến dạng rãnh lăn nhưng sai số do chế tạo ổ được làm đều hơn, nhờ đó sau khi khử khe hở trong ổ trục, sai số ổ được làm đều một cách hợp lý nhất. Nguyên tắc chung khi lắp ổ lăn: Nếu số vòng quay càng nhỏ, tải trọng càng lớn, vòng trong ổ phải được lắp càng chặc trên trục, tránh trường hợp giữa trục và ổ có khe hở. Vòng ngoài đứng yên phải lắp càng lỏng, nhờ đó khi ổ trục bị nóng ổ trục đàn hồi được dễ dàng, ngoài ra tạo điều kiện vòng ngoài chuyển dịch để lần lượt chịu tải trên khắp chu vi vòng. + Độ cứng vững của ổ lăn: phụ thuộc chủ yếu vào loại ổ, kích thước đường kính và giá trị lực căng sơ bộ. Sai số do chế tạo ổ có ảnh hưởng lớn đến độ cứng vững của ổ, ví dụ độ không vuông góc của mặt đầu vòng ổ so với trục của nó làm hạ thấp độ cứng vững dọc trục đến ( 2 ÷ 2,5) lần, các khe hở trong ổ càng lớn càng giảm nhiều độ cứng vững hướng kính cũng như dọc trục. Biện pháp làm tăng độ cứng vững cho ổ: Tạo lực căng sơ bộ trong ổ không những làm tăng độ cứng vững mà còn nâng cao độ chính xác chuyển động quay của ổ trục chính. Lực căng sơ bộ là 1 tải trọng phụ không đổi Psb được tạo ra trong ổ theo một cách nào đó. Quan hệ giữa tải trọng và biến dạng ổ có thể được biểu diễn như sau: 3/2bb Pk=δ (đối với ổ bi) ; 9,0ll Pk=δ (đối với ổ lăn), kb và kl : hệ số phụ thuộc vào số lượng và kích thước bi hay con lăn, P: tải trọng tác dụng lên ổ (H9.5). 101 H9.5: Quan hệ giữa tải trọng và biến dạng ổ Lực căng sơ bộ tạo trước biến dạng δ0, do đó khi có tải trọng công tác, phần còn lại của đường cong biến dạng được dùng đến và độ cứng vững của ổ tăng lên. Mặc dù tuổi thọ của ổ có bị ảnh hưởng bởi lực tác dụng tổng lên ổ lúc đó là PΣ = P + Psb, nhưng độ chính xác cụm trục chính đạt được cao hơn. Có nhiều phương pháp tạo lực căng sơ bộ tùy thuộc loại ổ và kết cấu ổ. • Đối với ổ (bi, lăn) chắn đỡ và ổ lăn côn, lực căng sơ bộ được tạo ra trong quá trình điều chỉnh lắp ráp, không cần phải có biện pháp kết cấu đặc biệt. • Đối với ổ bi, có các cách (H9.6a,b,c) a. mài mặt đầu vòng trong của ổ bi và dùng lực căng khử khe hở giữa bi và rãnh lăn b. lắp 2 vòng đệm có chiều dài khác nhau. c. dùng lò xo, đảm bảo lực căng sơ bộ theo chiều trục không đổi. H9.6: Các phương pháp tạo lực căng trong ổ bi đỡ + Tổn thất ma sát trong ổ lăn: có thể đánh giá qua lượng nhiệt toả ra trong ổ theo công thức Q = 0,44 × 10-3 Pdnf [kCalo/h] (9.13) với P: tải trọng tác dụng lên ổ [kG] d: đường kính ổ [mm] n: số vòng quay v/ph 102 f: hệ số ma sát, đối với ổ bi và ổ lăn hình trụ f = ( 0,002 ÷ 0,003 ) đối với ổ lăn côn và ổ đũa kim f = ( 0,004 ÷ 0,008 ) Nhiệt toả ra trong ổ truyền qua vỏ hộp và trục chính. Giải phương trình cân bằng nhiệt, xác định được độ tăng nhiệt độ ∆θ. Tăng nhiệt không đều giữa vòng trong và vòng ngoài ổ trục chính làm thay đổi độ dôi ban đầu của ổ, do vậy với các ổ trục chính cao tốc yêu cầu độ chính xác gia công cao, cần làm mát nhân tạo hợp lý – Ổ trượt trục chính: Các loại ổ trượt dạng bạc thông thường trong đó chêm dầu bôi trơn tạo ra do bố trí lệch tâm trục chịu tải so với ổ, ít khi được dùng làm ổ trục chính máy công cụ do những nguyên nhân sau (H9.7 a,b,c,d) H9.7: Các đặc điểm làm việc của loại ổ trượt dạng bạc thông thường + Không cho phép tự điều chỉnh theo phương dọc trục để thích nghi với đường tâm bị uốn của trục chính do chịu tải, hoặc do lỗ hộp không đồng tâm với trục, dẫn đến phát sinh áp lực cạnh bên P1 tại mép ổ làm xuất hiện ma sát khô gây tăng nhiệt, dính ổ, ngoài ra còn làm cho dầu bôi trơn không qua được khe hở của ổ. + Không cho phép tự điều chỉnh theo phương chuyển động quay (H9.7c,d) do đó khi làm việc, tâm trục chính dịch chuyển tương đối so với tâm ổ, lượng dịch chuyển phụ thuộc vào tải trọng và dạng ma sát • Ở dạng ma sát hỗn hợp (nửa khô hoặc nửa ướt), trục tiếp xúc với ổ về 103 phía ngược chiều quay (H9.7c), còn ở dạng ma sát ướt, trục dịch chuyển về phía cùng chiều quay (H 9.7d). Vì vậy khi chuyển tiếp từ trạng thái ma sát hỗn hợp sang ma sát ướt (khởi động trục chính hay khi dừng), trục chính chuyển dịch vị trí và ở trạng thái không ổn định. • Ngay cả khi ở dạng ma sát ướt, mặc dù hướng dịch chuyển không đổi, nhưng giá trị dịch chuyển phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên trục chính. Vị trí tâm trục chính thay đổi dẫn đến độ nhấp nhô trên bề mặt chi tiết gia công. Các kết cấu ổ trượt thủy động có thể đáp ứng được yêu cầu làm việc đối với trục chính máy công cụ (H9.8a,b,c) H9.8: Các kết cấu ổ trượt trục chính bôi trơn thủy động • H9.8a: Bề mặt trong của bạc ôm lấy trục chính ở 3 vị trí, bề mặt ngoài có độ côn bé. Khi điều chỉnh bạc, 3 khe hở hình chêm được tạo ra đối xứng, nhờ vậy lực thủy động tác dụng lên trục chính theo 3 phương khác nhau và giữ tâm trục chính ở vị trí cố định. Tuy vậy kết cấu nầy không cho phép tự điều chỉnh theo phương dọc trục • H9.8b: Ổ trục chính gồm 3 hay 5 miếng đệm tự điều chỉnh, trên mỗi miếng đệm đều có chốt tự lựa hình cầu. Loại nầy bảo đảm tâm trục chính ổn định khi làm việc nhưng không khử được hoàn toàn áp lực cạnh bên cũng như có độ cứng vững hướng kính thấp do kết cấu gồm nhiều miếng đệm rời. 104 • H9.8c: Kết cấu tương đối hoàn thiện nhất là loại ổ H9.8c. Các mảnh tựa 1 của ổ liên kết với thành 3 nhờ phiến mỏng đàn hồi 2 cho phép tự điều chỉnh các mảnh theo phương chuyển động quay cũng như dọc trục. Điều chỉnh khe hở đường kính trong ổ bằng cách thay đổi bề rộng các miếng đệm 4. Độ cứng vững hướng kính của loại ổ nầy cao hơn do ổ là 1 khối thống nhất + Vật liệu ổ trượt trục chính: Đối với các loại ổ thủy động cần thỏa mãn yêu cầu cao nhất về tính chịu mòn bởi vì trong giai đoạn khởi động và dừng của trục chính xảy ra chế độ ma sát hỗn hợp tức thời. Các miếng đệm trong ổ nhiều chêm thường chế tạo với 2 kim loại: lớp đồng thanh được tráng lên lớp cốt thép bằng phương pháp đúc ly tâm có kèm theo gia nhiệt nhằm đảm bảo cấu trúc đặc và đồng chất. Để tăng khả năng chịu tải cho các miếng chêm và giảm bớt tổn thất ma sát, bề mặt làm việc của các miếng đệm cần đảm bảo độ bóng ∇9 ÷∇10, cổ trục chính ∇11 ÷∇12. Bề mặt tiếp xúc của chỏm cầu và miếng đệm phải được nghiền, chốt phải được tôi. + Tính toán ổ trượt trục chính nhiều chêm: Cần đảm bảo sao cho khi trục chính chuyển động có thể tạo ra lớp ma sát ướt trong ổ trục, để giữa cổ trục và ổ không trực tiếp tiếp xúc nhau ( được ngăn cách bởi lớp dầu bôi trơn ). Khi thoả mãn điều kiện nầy, ổ trượt làm việc lâu dài vì chỉ xảy ra mòn tức thời ở chế độ chuyển tiếp (khởi động, dừng, đảo chiều...) • Chọn các thông số kết cấu ổ: phụ thuộc vào đường kính cổ trục chính tính theo độ cứng vững. Chiều rộng L và chiều dài cung ôm B lấy theo kinh nghiệm như sau [6]: ⎪⎪⎭ ⎪⎪⎬ ⎫ = ≈ 4 D3L 2 DB (9.14) Giá trị khe hở đường kính ∆ trong ổ có thể lấy ∆ = 3D [µm] (9.15) trong đó D: đường kính cổ trục chính [cm] • Khả năng tải: Đối với ổ nhiều chêm, mỗi miếng đệm có thể thay bằng 1 gối tựa phẳng. Khi trục chính quay với số vòng quay n [v/ph], trên mỗi đệm phát sinh lực hợp thành 105 L2 2 2 0 c LDBn10P ∆µ= − (9.16) trong đó 2 2L L B1 25,1c + = ; µ: độ nhớt động lực [cP] Thay giá trị B, L theo công thức (9.14), và giả thiết sử dụng loại dầu khoáng chất thông dụng cho ổ trục chính các loại máy chính xác có độ nhớt động ở 50 0C vào khoảng ν = (4 ÷ 5) cSt, độ nhớt động lực µ = 4 cP, công thức (9.16) trở thành P0 = 0,045 nD2 (9.17) Lực nầy tạo ra trên mỗi đệm và cân bằng lẫn nhau, giữ trục chính ở vị trí trung tâm. Khi có tác dụng của tải trọng, trục chính dịch chuyển 1 đoạn lệch tâm e nào đó. Đối với loại ổ 3 miếng đệm, giữa ngoại lực và giá trị dịch chuyển nầy có mối quan hệ ( ) ( ) ( )ε=⎥⎦ ⎤ ε+−⎢⎣ ⎡ ε−= p0220 fP1 1 5,01 1PP (9.18) trong đó ∆=ε e2 : độ lệch tâm tương đối ( 0 ≤ ε ≤ 1) Nếu lấy giá trị độ lệch tâm tương đối cho phép ε = 0,3 ứng với hmin = 3 ∆ , ta nhận được công thức tính khả năng tải tương ứng 20 nD036,0P8,0P == (9.19) • Độ cứng vững của ổ thủy động nhiều chêm: Không chỉ phụ thuộc vào độ cứng vững lớp dầu bôi trơn mà còn phụ thuộc vào độ cứng các thành phần liên kết. Độ cứng tổng của ổ thủy động nhiều chêm tpdô j 1 j 1 j 1 += (9.20) trong đó jd : độ cứng lớp dầu bôi trơn jtp: độ cứng các thành phần kết cấu ổ Độ cứng của lớp dầu bôi trơn ( ) ( ) ( )ε∆=⎥⎦ ⎤ ε+−⎢⎣ ⎡ ε−∆== p 0 33 0 d f P 4 1 1 5,01 5,0P4 de dP j 1 (9.21) Khi trục chính ở vị trí tâm ổ (ε = 0), giá trị độ cứng nhận được: ∆= 0 d P 6j (9.22) 106 Thay P0 và ∆ ở các công thức (9.17, 9.15), ta có jd = 0,09nD [kG/µm] (9.23) với n: số vòng quay [v/ph]; D: đường kính cổ trục chính [cm] Công thức (9.23) chứng tỏ khi số vòng quay n đủ lớn, độ cứng lớp dầu bôi trơn đạt được rất cao. Trong khi đó, độ cứng của các thành phần kết cấu liên kết có giá trị thấp hơn nhiều, ví dụ theo thực nghiệm, độ cứng của đế tựa hình cầu loại ổ H9.8b không vượt quá (25 ÷ 35)kG/µm [6]. Độ cứng của liên kết chỏm cầu có thể được tính toán gần đúng theo công thức: jc = 12dc [kG/µm] (9.24) trong đó dc : đường kính của chốt cầu [cm], thường dc = (1,5 ÷ 3 )cm. • Tổn thất ma sát trong ổ nhiều chêm: Có thể được xác định trên cơ sở tính toán gần đúng lực ma sát trên mỗi đệm ∆ µ= vBLT (9.25) Tổn thất công suất do ma sát trong ổ được xác định gần đúng theo công thức NT = 7,5 ⋅ 10-10µn2D3z [kW] (9.26) trong đó µ: độ nhớt động lực ; z: số buồng (chêm dầu) trong ổ. Độ tăng nhiệt độ trong ổ khi giả thiết toàn bộ nhiệt tạo ra được lấy đi bởi dầu, tính theo công thức: Qc N860 t Tγ=∆ (9.27) với γ: khối lượng riêng của dầu [kG/l] ; c: tỉ nhiệt dầu [kCalo/kG0C] Q: lưu lượng dầu đi qua ổ [l/giờ] – Ổ trượt thủy tĩnh: So với ổ trượt thủy động hoặc ổ lăn, ổ trượt thủy tĩnh có các đặc điểm: + Dầu có áp suất nhất định được dẫn vào ổ trục và cân bằng với tải trọng tác dụng lên ổ trục, do đó giữa lót ổ và cổ trục luôn có một lớp dầu ngăn cách. + Khả năng tải của ổ phụ thuộc vào áp suất dầu cung cấp + Chất lượng công tác của cụm trục chính không phụ thuộc vào số vòng quay + Dầu cung cấp còn đảm nhiệm cả chức năng làm nguội ổ trục 107 Tuy phải cần 1 hệ thống dầu riêng kèm theo máy làm giá thành máy tăng cao, nhưng với các đặc điểm trên, ổ trượt thủy tĩnh vẫn được ưa chuộng dùng cho các loại máy công cụ có tải trọng lớn làm việc với số vòng quay thấp, một số loại máy mài... (H9.9) H9.9: Hệ thống dầu dùng cho ổ trượt thủy tĩnh 1 2 3 4 5 6 6 7 8 9 10 1112 1: Bơm nạp 2: Lọc thô 3: Lọc tinh 4: Van 1 chiều 5: Lọc tinh 6: Tiết lưu 7: Áp kế 8: Ắc quy dầu 9: Rơ le áp lực 10: Bơm xả 11: Bộ tản nhiệt 12: Van tràn Ngoài ổ trượt thủy tĩnh, loại ổ sử dụng bôi trơn bằng khí cũng được ứng dụng cho những loại trục chính chịu tải trọng nhỏ nhưng làm việc với số vòng quay cao. Loại nầy có ưu điểm là do ma sát của không khí nhỏ nên lượng nhiệt sản ra nhỏ, dẫn nhiệt cũng dễ dàng. Độ chính xác chuyển động quay có thể đạt được đến hàng µm 5. Trình tự thiết kế cụm trục chính: – Xác định chiều dài đoạn trục từ ổ trước trục chính đến đầu mút dựa trên loại máy và phương pháp kẹp chặt dụng cụ lên trục chính – Chọn loại ổ và sơ bộ bố trí khoảng cách giữa các ổ – Xác định đường kính trục chính (đoạn cổ trục, các đoạn nhịp và đoạn cuối về phía đầu mút) – Tính toán ổ trục chính : Khả năng tải, độ cứng vững và nhiệt độ công tác. – Tối ưu hoá khoảng cách giữa các ổ trục. Cơ sở của việc chọn khoảng cách gối trục hợp lý được trình bày như sau Dưới tác dụng của tải trọng P, đầu trước trục chính bị võng 1 đoạn y. Độ võng nầy do cọng tác dụng của bản thân trục và của ổ gây ra y = yổ + ytrục = y1 + y2 + Để có thể tính toán được yổ , giả thiết trục tuyệt đối cứng vững. Khi đó yổ được xác định theo công thức 108 yổ = y1 = b a b a1 BA δ+⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +δ (9.28) trong đó δA, δB: biến dạng của ổ trước và ổ sau tương ứng Nếu gọi λ = a b biểu thị tỉ số chiều dài của đoạn dầm, thì phản lực trên ổ trục tính như sau ( ) ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ λ= +λλ= PP 1PP B A (9.29) và biến dạng của các ổ ( ) ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ λ= λ +λ=δ B B A A j PP j 1P (9.30) với jA, jB : độ cứng ổ trước và ổ sau, tương ứng. Khi đó ( ) 2 B 2 2 A 1ô 1 j P1 j Pyy λ+λ +λ== (9.31) + Giả sử ổ tuyệt đối cứng vững, độ võng đầu trục do bản thân trục gây ra được xác định theo các công thức Sức bền vật liệu ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ λ+=+== 1 2 02 3 1 2 2tr J J1 j P EJ3 Pa EJ3 lPayy (9.32) trong đó j0 = 3 2 a EJ3 : độ cứng của đoạn dầm công xôn đầu trước trục chính Độ võng tổng y = yổ + ytr = y1 + y2 = ( ) ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ λ++⎢⎢⎣ ⎡ ⎥⎦ ⎤ λ+λ +λ 1 2 0B 2 A 2 2 J J 1 j P j 1 j 1P = ( ) ⎥⎦ ⎤ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ λ++⎢⎣ ⎡ λ+λ +λ 1 2 0B 2 A 2 2 J J 1 j 1 j 1 j 1P (9.33) với j = y P và c = P y j 1 = , ta suy ra độ biến dạng tổng c = ( ) ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ λ++λ+λ +λ= 1 2 0 2 BA 2 2 J J 1 j 11 j 1 j 1 j 1 (9.34) 109 Ta có 2 2 d cd λ > 0 nên (9.34) có giá trị cực tiểu H9.10: Sơ đồ tính toán khoảng cách gối trục hợp lý Biến dạng tổng phụ thuộc vào λ và có trị số bé nhất khi λd dc = 0. Từ điều kiện nầy tìm được: 0 j 1 j 12 j 12 J J j 1 BAA 3 1 2 0 =⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−λ−λ (9.35) Giải phương trình bậc 3 (9.35) nhận được trị số λ tối ưu phụ thuộc vào độ cứng vững của trục chính và ổ trục chính (H9.10) • Khi trục có độ cứng vững tương đối tốt, có thể tăng khoảng cách b. • Nếu b > btối ưu , cần tăng độ cứng vững cho trục và nếu b < btối ưu cần tăng độ cứng vững cho ổ – Kiểm tra độ cứng vững trục chính để đảm bảo sự làm việc bình thường cho cụm trục chính. H9.11: Kết cấu cụm trục chính máy tiện 110 Chương 10: Hệ thống điều khiển cơ khí và cơ cấu an toàn trên máy công cụ 1. Chức năng và yêu cầu của hệ thống điều khiển máy công cụ – Chức năng: Điều khiển máy và cơ cấu máy thực hiện việc biến đổi tốc độ, đóng mở động cơ, đóng ngắt đường truyền, tháo kẹp phôi, các loại đồ gá, khoá hãm hoặc tháo mở cơ cấu hoặc bộ phận máy, đóng ngắt hệ thống bôi trơn, làm nguội... – Yêu cầu: + An toàn cho máy cũng như cho người sử dụng. + Dễ điều khiển, bảo đảm tác dụng nhanh, chính xác và tin cậy. – Phân loại + Điều khiển bằng tay. Có thể dùng nhiều tay gạt bố trí phân tán hoặc một tay gạt bố trí tập trung. Loại bố trí tập trung thường dùng với cam đĩa, cam thùng và khi chuyển từ số vòng quay nầy sang số vòng quay khác nhất thiết phải qua số vòng quay trung gian (tác dụng tuần tự). Cũng còn sử dụng các loại đĩa lỗ, khi đó việc chuyển đổi tốc độ không phải qua tốc độ trung gian (tác dụng lựa chọn). Bên cạnh tay gạt còn dùng nút ấn, một số máy còn thiết kế các hệ thống điều khiển cho phép chọn trước tốc độ, nghĩa là trong lúc máy đang làm việc ở số vòng quay nào đó, người sử dụng tiến hành chọn số vòng quay tiếp theo và khi kết thúc nguyên công trước chỉ cần đóng máy chuyển đổi số vòng quay mà không cần phải dừng máy. + Điều khiển tự động • Không có liên hệ ngược • Có liên hệ ngược 2. Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển cơ khí (bằng tay) Cần tính chọn 3 loại cơ cấu – Cơ cấu chấp hành: là loại cơ cấu cuối của hệ thống điều khiển có liên hệ trực tiếp với các chi tiết được điều khiển như các bánh răng di trượt, ly hợp...., ví dụ các miếng gạt, con lăn, vòng gạt, ngàm gạt...Miếng gạt và con lăn đã được tiêu chuẩn hoá. – Cơ cấu trung gian: cầu nối giữa cơ cấu điều khiển và cơ cấu chấp hành. Gồm các loại cam: cam thùng, cam đĩa, đĩa lỗ..., các loại càng gạt(càng gạt quay, càng gạt trượt...)và 1 số loại khác như bánh răng-thanh răng, trục vít có bước lớn... – Cơ cấu điều khiển: là cơ cấu trực tiếp nhận sự điều khiển từ tay người sử dụng. Thường dùng các loại tay gạt, vô lăng. Việc tính toán ở đây chủ yếu là tính chiều dài cánh tay đòn của tay gạt hoặc bán kính vô lăng, góc quay tay gạt.. 111 Các bước tính toán cụ thể: 1. Xác định hành trình gạt + Với bánh răng 2 bậc (H10.1a): Hành trình gạt: Gạt qua trái L = B + f Gạt qua phải L1 = B1 + f1 B: chiều rộng bánh răng, f: khe hở an toàn giữa 2 bánh răng. Nói chung L≠L1, nhưng cũng có thể L = L1 + Với bánh răng 3 bậc (H10.1b): Tính toán tương tự. H10.1a,b: Xác định hành trình gạt f f B1 B a O 2 × × H10.1a R L c α α1 α2 B B2 B1 B+B2+2f B1+B2+2f H10.1b R L1 L2 + Đối với bánh răng 4 bậc: Thường chia làm 2 khối bánh răng 2 bậc. 2. Tính toán cơ cấu trung gian + Càng gạt có tâm quay O. Có 2 loại • Gạt bánh răng 2 bậc không có vị trí trung gian (H10.1a) • Gạt bánh răng 2 bậc có vị trí trung gian và loại bánh răng 3 bậc có 3 vị trí gạt: Trái, Giữa, Phải (H10.1b) Biết L, L1, L2, ta chọn R và α, α1, α2 tùy thuộc vào không gian bố trí điểm O. Cần chú ý khoảng cách 'a' sao cho tại các vị trí gạt, miếng gạt (hoặc con lăn, ngàm gạt...) không rời khỏi rãnh của bánh răng di trượt. + Các loại cam gạt: Thường dùng cam đĩa, cam thùng. 112 a. Hệ thống điều khiển với cam đĩa H10.2: Hệ thống điều khiển dùng cam x Trục trượt b. Hệ thống điều khiển với cam thùng O L L1 L2 O1 x R1 R2 • Đối với cam đĩa(H10.2): Lượng nâng của cam: x = R1 - R2 Ta có: 1 2 21 L LLx L x L L =⇒= (10.1) Tùy theo không gian của hộp mà bố trí tâm O. Khi biết hành trình L và chọn các cánh tay đòn L1, L2 ta xác định được độ nâng của cam cũng như góc quay cần thiết của cam để đạt độ nâng • Đối với cam thùng: Lượng nâng của cam: x = L. Như vậy lượng nâng của cam đúng bằng hành trình gạt. Dùng cam đĩa cứng vững hơn cam thùng, chiều dày cam mỏng, có thể đặt các rãnh điều khiển ở cả 2 mặt đĩa do đó kết cấu gọn hơn. + Dùng đĩa có lỗ và các cơ cấu khác: Đĩa lỗ cho phép thay đổi tốc độ không cần qua các tốc độ trung gian nên rất thường gặp đối với các máy có hộp chạy dao với chuỗi lượng chạy dao tuân theo cấp số nhân. Loại nầy có độ tin cậy công tác không bằng loại cam đĩa nhưng sử dụng thuận lợi hơn nhiều. Thường khi sử dụng phải nhắp động cơ điện (H10.3). 1' và 2' là các đĩa có lỗ đặt song song. Mặt đĩa có khoan thủng các lỗ trên các vòng tròn đồng tâm. Nguyên lý làm việc: Kéo đĩa rời khỏi chốt 1 và 2, quay đĩa 1 góc cần gạt. Sau đó đẩy đĩa vào, tùy theo trên mặt đĩa có lỗ hoặc không có lỗ sẽ đẩy các chốt 1 hoặc 2 làm quay bánh răng 3. Bánh răng có thể lắp trực tiếp ăn khớp với thanh răng 5 hoặc thông 113 qua bánh răng 4 làm thanh răng 5 tịnh tiến. Trên thanh răng 5 có gắn càng gạt gạt khối bánh răng di trượt H=10.3: Hệ thống điều khiển với đĩa lỗ 1' 2' x 1 2 3 4 5 1 L x =a. 1' 2' x z1 z2 4 5 1 L x ≠ 2 1 z z L x = b. Thông thường chọn 1 L x = , tuy nhiên có những trường hợp chiều dài hành trình điều khiển L khá lớn, người ta dùng bộ bánh răng khuếch đại z1, z2 lắp đồng trục. 3. Lập bảng chu kỳ gạt và vẽ đường khai triển của cam (hoặc bảng tuần tự cho đĩa lỗ). Nội dung thực hiện: + Dựa vào lưới kết cấu để lập ra biểu thức xác định số vòng quay + Dựa vào sơ đồ động để lập bảng điều khiển + Nếu dùng cam điều khiển thì dựa vào bảng điều khiển và lượng nâng của cam để thành lập đường khai triển của cam, nếu dùng đĩa lỗ tiến hành vẽ đĩa lỗ. 4. Thiết kế cam hoặc đĩa lỗ Ví dụ 1: Lập bảng điều khiển dùng cam để điều khiển HTĐ (H10.4a) có số cấp tốc độ z = 6 = 3 x 2 I II (1) (3) Các đường Oa Ob là những đường trung hòa ứng với vị trí bánh răng không ăn khớp. Các trị số x, y, y', z' là lượng nâng hoặc độ cao thấp của cam xác định tùy theo chiều dài cánh tay đòn như phân tích ở trên (H10.4b) 114 H10.4a: Sơ đồ động HTĐ có z = 6 n6=n0i3(Agiữa)i5(Bphải) n5=n0i2(Aphải)i5(Bphải) n4=n0i1(Atrái)i5(Bphải) n3=n0i3(Agiữa)i4(Btrái) n2=n0i2(Aphải)i4(Btrái) n1=n0i1(Atrái)i4(Btrái) A B G P P P T T T P T P G T A B Oa Ob ½ ô ½ ô x y y' z'H10.4b: Bảng điều khiển và đường khai triển cam Ví dụ 2: Lập bảng điều khiển dùng đĩa lỗ cho HCD có số cấp tốc độ chạy dao zs = 18 = 3 x 3 x 2 II I III (3) (1) (9) ∗ Xác định hành trình gạt của 2 khối bánh răng A,B và ly hợp M (khối C) phụ thuộc vào kết cấu cụ thể. – Số tay gạt: 3; số thanh răng đẩy kéo ( chốt 1-2) là 3 x 2 = 6. 115 – Vị trí ăn khớp của các khối bánh răng trong việc thực hiện số cấp tốc độ chạy dao. H10.5: Sơ đồ động và lưới kết cấu Hộp chạy dao ( PATT II(3) I (1) III (9) ) H10.6: Các vị trí ăn khớp 116 Ta có: n1 = nđ/c.io i3 i6 i7.i8.i9... khối A trái khối B giữa khối C trái n2 = nđ/c.io i3 i5 i7.i8.i9... khối A trái khối B phải khối C trái n3 = nđ/c.io i3 i4 i7.i8.i9... khối A trái khối B trái khối C trái n4 = nđ/c.io i2 i6 i7.i8.i9... khối A phải khối B giữa khối C trái n5 = nđ/c.io i2 i5 i7.i8.i9... khối A phải khối B phải khối C trái n6 = nđ/c.io i2 i4 i7.i8.i9... khối A phải khối B trái khối C trái n7 = nđ/c.io i1 i6 i7.i8.i9... khối A giữa khối B giữa khối C trái n8 = nđ/c.io i1 i5 i7.i8.i9... khối A giữa khối B phải khối C trái n9 = nđ/c.io i1 i4 i7.i8.i9... khối A giữa khối B trái khối C trái n10 = nđ/c.io i3 i6 i9... khối A trái khối B giữa khối C phải n11 = nđ/c.io i3 i5 i9... khối A trái khối B phải khối C phải n12 = nđ/c.io i3 i4 i9... khối A trái khối B trái khối C phải n13 = nđ/c.io i2 i6 i9... khối A phải khối B giữa khối C phải n14 = nđ/c.io i2 i5 i9... khối A phải khối B phải khối C phải n15 = nđ/c.io i2 i4 i9... khối A phải khối B trái khối C phải n16 = nđ/c.io i1 i6 i9... khối A giữa khối B giữa khối C phải n17 = nđ/c.io i1 i5 i9... khối A giữa khối B phải khối C phải n18 = nđ/c.io i1 i4 i9... khối A giữa khối B trái khối C phải – Ở ví dụ trên có thể chọn : ∗ Khối A có 3 vị trí làm việc: TRÁI-GIỮA-PHẢI mỗi lần gạt 29 mm, hành trình gạt LA = 58mm 117 ∗ Khối B có 3 vị trí làm việc: TRÁI-GIỮA-PHẢI mỗi lần gạt 29 mm, hành trình gạt LB = 58mm ∗ Khối C (Ly hợp M) có 2 vị trí đóng và mở ly hợp tương ứng với 2 vị trí TRÁI, PHẢI thực hiện đường truyền phản hồi hoặc đường truyền trực tiếp, mỗi lần gạt 29mm. hành trình gạt LC = 29mm. Khối A Khối B Khối C Sin Vị trí Đĩa I Đĩa II Vị trí Đĩa I Đĩa II Vị trí Đĩa I Đĩa II 1 T + 0 + 0 G 0 0 + + T + 0 + 0 2 T + 0 + 0 P 0 + 0 + T + 0 + 0 3 T + 0 + 0 T + 0 + 0 T + 0 + 0 4 P 0 + 0 + G 0 0 + + T + 0 + 0 5 P 0 + 0 + P 0 + 0 + T + 0 + 0 6 P 0 + 0 + T + 0 + 0 T + 0 + 0 7 G 0 0 + + G 0 0 + + T + 0 + 0 8 G 0 0 + + P 0 + 0 + T + 0 + 0 9 G 0 0 + + T + 0 + 0 T + 0 + 0 10 T + 0 + 0 G 0 0 + + P 0 + 0 + 11 T + 0 + 0 P 0 + 0 + P 0 + 0 + 12 T + 0 + 0 T + 0 + 0 P 0 + 0 + 13 P 0 + 0 + G 0 0 + 0 P 0 + 0 + 14 P 0 + 0 + P 0 + 0 + P 0 + 0 + 15 P 0 + 0 + T + 0 + 0 P 0 + 0 + 16 G 0 0 + + G 0 0 + + P 0 + 0 + 17 G 0 0 + + P 0 + 0 + P 0 + 0 + 18 G 0 0 + + T + 0 + 0 P 0 + 0 + 118 – Số hàng lỗ trên đĩa : 3x2 = 6 hàng, hàng trên cho chốt 1, hàng dưới cho chốt 2; ký hiệu +: không có lỗ trên đĩa, ký hiệu 0: có lỗ trên đĩa. – T: vị trí của khối bánh răng hay ly hợp ở bên trái. – P: vị trí của khối bánh răng hay ly hợp ở bên phải. – G: vị trí của khối bánh răng ở giữa. Dùng bảng điều khiển để vẽ ra các hàng lỗ trên đĩa (H10.7a,b). H10.7a: Đĩa 1 H10.7b: Đĩa 2 119 Trên đĩa, vẽ trước các vòng tròn đồng tâm và dựa theo vị trí chốt trong bảng điều khiển để vẽ lỗ, mỗi vị trí cách nhau 1 góc α = z 3600 . Các đường kính của chốt chui qua đĩa thường chọn từ ∅6 ÷ ∅8 [mm]. Đĩa lỗ được thiết kế tốt nếu có thể dùng chung được một số vòng tròn đồng tâm, giảm nhỏ kích thước đường kính đĩa. 3. Các cơ cấu an toàn dùng trong máy công cụ: Có thể chia thành 2 nhóm chính: Nhóm cơ cấu phòng quá tải và nhóm cơ cấu khoá lẫn. A. Nhóm cơ cấu phòng quá tải: Nhóm cơ cấu nầy có nhiệm vụ bảo vệ cho các chi tiết hoặc bộ phận máy tránh bị hư hỏng, gãy vỡ bằng cách tự động ngắt đường truyền khi tải trọng vượt quá giá trị đã được định sẵn. Nguồn năng lượng tách đường truyền có thể từ các hệ thống điện, thủy lực hay cơ khí...và được lựa chọn phụ thuộc vào nhiều yếu tố như tác dụng nhanh, nhạy, cho phép dễ tự động hoá... để bảo vệ cơ cấu máy một cách hiệu quả nhất. Các cơ cấu phòng quá tải cơ khí thường là các khớp nối bằng chốt an toàn, vấu-lò xo, bi-lò xo, cơ cấu trục vít rơi của máy tiện... – Chốt an toàn: Có vai trò như 1 chi tiết của khớp nối giữa 2 trục. Chốt 1 lắp vào trong các bạc 2 và các bạc nầy được ép vào lỗ khớp nối. Do đó khi chốt bị cắt không làm cho lỗ bị hư hỏng. Lựa chọn đường kính chốt dựa trên điều kiện cắt đứt của chốt khi momen truyền lực vượt quá giá trị cho phép (H10.8). + Vật liệu chốt thường làm bằng thép, còn bạc dùng vật liệu thép nhiệt luyện đạt độ cứng HRC 48 ÷ 53. + Giá trị Momen xoắn giới hạn được tính theo công thức Rk 4 dM bk0 2 xgh σπ= (10.2) H10.8: Cơ cấu an toàn dùng chốt 120 trong đó, d: đường kính chốt (thường d = (2 ÷ 8)mm ) R: khoảng cách bố trí chốt . Có thể tham khảo R = 0,75d2 +(15 ÷ 20)mm k0 bk c σ τ= : hệ số tỷ lệ giữa ứng suất cắt cho phép τc và giới hạn bền kéo σbk Đối với chốt trụ k0 = 0,7÷0,8; đối với chốt xẻ rãnh k0 = 0,7 ÷ 0,8. Giá trị hệ số nhỏ lấy khi d = (4 ÷ 8)mm, giá trị lớn lấy khi d = (2 ÷ 3)mm. Mxgh là giá trị momen xoắn làm cho chốt bị cắt, thường lấy cao hơn giá trị momen xoắn truyền lớn nhất khoảng (20 ÷25)%. – Vấu-lò xo: Bạc 1 lắp then với trục và mang toàn bộ các chi tiết. Bánh răng chủ động 2 quay lồng không ở bên phải, còn bên trái là nửa ly hợp 4 lắp then hoa với bạc 1, cả 2 chi tiết đều có vấu ở mặt đầu. Các vấu tiếp xúc nhờ lò xo 5. Lực lò xo điều chỉnh được với đai ốc 6 (H10.9a). H10.9a: Cơ cấu an toàn vấu-lò xo Momen xoắn truyền đến bánh răng 2, qua vấu 3 và truyền cho trục. Khi đó lực chiều trục cân bằng với lực lò xo. Khi quá tải, trạng thái cân bằng lực mất đi, lực chiều trục đẩy vấu sang trái cùng với nửa ly hợp 4. Trục dừng nhưng bánh răng 2 vẫn quay. Vấu sẽ lại vào khớp nếu máy làm việc ở trạng thái bình thường. H10.9b: Hình dạng vấu và profil H10.9b là hình dạng vấu và profil khai triển. Bề mặt tiếp xúc của vấu có thể nghiêng 121 hay phẳng. Vấu nghiêng khó chế tạo nhưng làm việc tin cậy hơn. Góc nghiêng α = (40 ÷ 50)0. Số vấu thường lẻ, hay gặp nhất là 3 và được bố trí đều. Lực lò xo được xác định theo công thức ( ) ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −ϕ−α= f d D tgPP tb tb 0lx (10.3) trong đó P0 : lực vòng ; Dtb : đường kính trung bình của vấu nghiêng, còn vấu phẳng Dtb = Dngoài ; dtb : đường kính trung bình của mối ghép then hoa; f: hệ số ma sát ở mối ghép then hoa f = (0,15 ÷0,17) Các thông số chính của cơ cấu an toàn vấu-lò xo có thể tham khảo ở bảng (10.1) Bảng 10.1 Các chi tiết của cơ cấu Ký hiệu Kích thước đề nghị Đường kính trục của mối ghép then trượt d Cho trước Đường kính ngoài của vấu D D ≥ (1,6 ÷2)d Bề rộng vấu b b = (0,12 ÷0,2)D Đường kính trung bình của vấu Dtb Dtb = D-b Chiều cao vấu h h = (0,5 ÷0,8)b Chiều dài bạc di động L L = (0,25 ÷1)D Số vấu z lẻ, chọn . – Bi-lò xo: Cũng tương tự như vấu-lò xo, chỉ khác vấu được thay bằng các bi 3 làm bằng thép tôi, nằm tiếp xúc với bề mặt côn trên các rãnh hình xuyến hay lăng trụ (H10.10a,b). Khi bánh răng chủ động 2 quay, bi được ép vào bề mặt làm việc làm quay bạc 4 và trục. Trong trường hợp quá tải, trục và bạc 1 đứng lại, bánh răng 2 quay đẩy bi vào lỗ bạc. Đai ốc 6 dùng điều chỉnh lực lò xo. H10.10a: Cơ cấu an toàn bi-lò xo Công thức xác định lực lò xo 122 ( )[ ]ms0lx ftgPP −ϕ−α= (10.4) trong đó α: góc tiếp xúc tại điểm tiếp xúc của bi với bề mặt làm việc ϕ: góc ma sát giữa bi và các bề mặt tiếp xúc fms: hệ số ma sát quy đổi giữa bi và thành lỗ H10.10b: Bi và các bề mặt tiếp xúc + Nếu bi nằm tiếp xúc trên bề mặt hình xuyến với R = 0,5dbi , thì bi bi d hd arcsin AB BCarcsin −==α (10.5) trong đó dbi: đường kính bi h: chiều cao phần bi thò ra khỏi lỗ Gọi e: khe hở giữa các mặt đầu của hai nửa cơ cấu, khi đó hành trình dịch chuyển của bi lúc quá tải là h0 = h-e. Các phương trình (10.4) (10.5) cho thấy lực vòng P0 phụ thuộc vào vị trí của bi trên rãnh lõm. Khi quá tải, bi dịch chuyển, góc α tăng, lực vòng giảm đi rất nhiều và đồng thời làm mòn nhanh ly hợp. Các thông số chính của cơ cấu an toàn bi-lò xo có thể tham khảo ở bảng 10.2 Bảng 10.2 Các chi tiết của cơ cấu Ký hiệu Kích thước đề nghị Đường kính trục của mối ghép then trượt d Cho trước Đường kính bi dbi dbi = (0,3 ÷0,5)d Chiều cao phần nhô ra của bi h h = (0,2 ÷0,4) dbi Đường kính lỗ chứa bi d0 d0 = (0,3 ÷0,5) dbi Đường kính vòng bố trí tâm lỗ chứa bi D0 D0 ≥ (1,6 ÷2)d – Đĩa ma sát: Kết cấu tương tự, chỉ khác là cơ cấu xử dụng lò xo xoắn hay đĩa để ép các bề mặt ma sát. Phổ biến nhất là các cơ cấu an toàn đĩa ma sát, làm việc 123 tin cậy. B. Nhóm cơ cấu khoá liên động: Chức năng của chúng nhằm – Ngăn cản việc thực hiện cùng lúc hai hay nhiều đường truyền động trong cùng nhóm truyền – Ngăn cản không cho thực hiện cùng lúc 2 chuyển động riêng lẻ như chuyển động của trục trơn và trục vít me ở bàn dao máy tiện, chuyển động của trục chính và chuyển động của cần khoan ở máy khoan cần... – Bảo đảm thứ tự điều khiển máy như: khi phanh mở ly hợp mới đóng, ngừng chạy dao trục chính mới dừng như ở máy phay... – Bảo đảm thứ tự cũng như bảo đảm quãng thời gian nhất định của chu kỳ gia công Các cơ cấu khoá liên động cơ khí thường nối trực tiếp với các bộ phận tương ứng của cơ cấu điều khiển. Đối với các máy tự động và đường dây tự động, chức năng liên động đặc biệt có ý nghĩa quan trọng để đảm bảo làm việc không có sự cố cho thiết bị, đồ gá, dụng cụ cắt. Các cơ cấu khoá liên động trên các máy nầy cung cấp các tín hiệu cho biết nơi hỏng hóc hoặc dừng hoạt động tạm thời khi có sự cố... 124 Đồ Án Thiết Kế Máy I. Chuẩn bị: Gồm có các vấn đề sau : Tìm hiểu đề tài, tìm tài liệu tham khảo, tham quan thực tế, ôn lại lý thuyết đã học. 1. Tìm hiểu đề tài: Đọc kỹ nội dung đề tài, chú ý các số liệu ban đầu để so sánh với máy đã có trong sản xuất và có thể chọn làm máy chuẩn. Phân tích các yêu cầu thiết kế xác định rõ công việc phải làm, những vấn đề cần thuyết minh, các bản vẽ... 2. Tìm tài liệu tham khảo: Ngoài các tài liệu chính, sinh viên còn phải tự tìm các tài liệu cần thiết khác. Đây cũng là một trong những yêu cầu đặt ra trong nhà trường, giúp cho sinh viên biết cách tìm tài liệu tham khảo, biết cách sử dụng chúng, do vậy phải đến thư viện, nhà máy..., tìm các sách và bản vẽ có liên quan đến đề tài ngoài giáo trình đã học. Sách tham khảo hoặc trích dẫn phải được ghi lại đầy đủ số hiệu sách, tên tác giả, nhà xuất bản... 3. Tham quan thực tế: Nội dung tham quan: xem máy làm việc, vẽ lại sơ đồ động và bản vẽ kết cấu trong thuyết minh máy... tùy theo yêu cầu đề tài. Hỏi người vận hành máy về các vấn đề thường gặp ví dụ tốc độ thường dùng, rung động có xảy ra khi gia công, các khuyết tật của máy, cần cải tiến gì... II. Thiết kế truyền dẫn máy: 1. Phân tích các loại máy tương tự, chọn máy chuẩn cho thiết kế của mình. 2. So sánh phương án không gian của hệ thống truyền dẫn máy 3. So sánh phương án thay đổi thứ tự gạt 4. Tính động học các yếu tố truyền dẫn 5. Kiểm tra lại sai số do kết quả tính toán có thể có III. Tính toán sức bền các chi tiết chính trong máy, bao gồm: 1. Xác định các thông số cần thiết ban đầu 2. Tính toán sức bền các chi tiết chính IV. Thiết kế kết cấu và vẽ, bao gồm: 1. Chọn kết cấu để vẽ các bản vẽ khai triển, bản vẽ cắt... 2. Thiết kế hệ thống điều khiển. 3. Thiết kế hệ thống điện, bôi trơn, làm nguội... Chú ý: Thời gian phân phối cho các bước trên có thể tham khảo sơ bộ như sau: 1. I/ II/ III/ IV/ = 5/ 20/ 20/ 50% và dự trữ 5% 2. Khi thiết kế máy chuyên dùng, phải xuất phát từ sản phẩm gia công, đặt quy 125 trình công nghệ cho hợp lý để xác định các số liệu ban đầu, xác định năng suất...theo yêu cầu thiết kế. Nếu máy thiết kế có nhiều chuyển động, cần phối hợp giữa các chuyển động (ví dụ tạo hình phức tạp...), phải thiết kế sơ đồ kết cấu động học ở bước đầu tiên. 3. Tùy theo điều kiện thực tế, SV có thể hoàn thành xen kẽ các bước trên. V. Nội quy hướng dẫn và bản vẽ: 1. Sinh viên phải gặp giáo viên hướng dẫn đúng kỳ hạn, trình bày những việc đã làm, những thắc mắc..để được hướng dẫn các bước tiếp theo. Qua 2 kỳ hạn, sinh viên không đến thông qua (nếu không có lý do chính đáng), GVHD không chịu trách nhiệm về đồ án đó. 2. Các bước thiết kế đều phải viết rõ ràng, tự nhận xét kết quả thiết kế, giáo viên hướng dẫn có trách nhiệm kiểm tra từng phần, sinh viên phải sữa chữa hoàn chỉnh các sai sót đã được chỉ dẫn. Chú ý thông qua từng phần một để tránh phải làm lại từ đầu. 3. Phải có kết quả tính toán trước mới vẽ, vẽ phải theo đúng khổ quy định và tỉ lệ, nội dung hình vẽ phải chiếm 80% tờ giấy. Khung tên bản vẽ phải được ghi theo quy định, chữ viết đúng tiêu chuẩn vẽ kỹ thuật... 4. Vẽ phác thảo toàn bộ bản vẽ (cả gạch tiết diện cắt). Sau khi thông qua và sửa lại xong, chỉ khi giáo viên hướng dẫn cho phép mới được vẽ chính thức. 5. Viết thuyết minh một mặt, đúng khổ giấy A4. Vẽ hình, viết và đóng bìa cẩn thận. Nội dung thuyết minh viết đúng theo yêu cầu đề tài thiết kế ( khoảng 30 ÷ 40 trang, nếu đánh máy dùng cỡ chữ 13, dãn dòng 1,5lines) Tóm lại, đồ án có tác dụng tổng kết kết quả học tập về mặt lý luận và vận dụng vào thực tế, khai thác tính nhạy bén về mặt thiết kế kỹ thuật của sinh viên. Yêu cầu mỗi người phải độc lập suy nghĩ thực hiện một cách nghiêm túc các bước tiến hành khi tập sự làm nhiệm vụ thiết kế nầy. 126 MỤC LỤC Phần I: Máy công cụ 2 Chương 1 Chuyển động học trong máy công cụ 3 Chương 2 Các cơ cấu truyền động trong máy công cụ 7 Chương 3 Máy tiện 14 Chương 4 Máy phay 23 Chương 5 Máy gia công bánh răng hình trụ 34 Các bài tập thực hành máy công cụ 1 và 2 49 Phần II: Thiết kế máy công cụ 57 Chương 6 Các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật của máy thiết kế 61 Chương 7 Lựa chọn đặc tính kỹ thuật máy thiết kế 69 Chương 8 Thiết kế động học truyền dẫn máy công cụ 78 Chương 9 Trục chính-Ổ trục chính 92 Chương 10 Hệ thống điều khiển cơ khí và cơ cấu an toàn trên máy công cụ 110 Đồ Án Thiết Kế Máy 124 Mục lục 126 Tài liệu tham khảo 127 127 Tài liệu tham khảo [1] Hà văn Vui, Nguyễn chí Sáng, Phan đăng Phong : Sổ tay Thiết kế Cơ khí, tập I, II, III, Nhà xuất bản Khoa học-Kỹ thuật, Hà Nội 2004. [2] Nguyễn anh Tuấn, Phạm Đắp : Thiết kế máy công cụ, tập I, II Nhà xuất bản Khoa học-Kỹ thuật, Hà Nội 1984. [3] Nguyễn ngọc Cẩn : Thiết kế Máy cắt kim loại, Nhà xuất bản Đại Học Quốc Gia TP. Hồ chí Minh, 2000. [4] Nguyễn đắc Lộc, Lê văn Tiến, Ninh đức Tốn, Trần xuân Việt: Sổ tay Công nghệ Chế tạo máy, tập I, II, III, Nhà xuất bản Khoa học-Kỹ thuật, Hà Nội 2003. [5] А.М.Кучер, М.М.Киватицкий, А.А.Покровский: Металлорежущие Станки (Альбом общих видов кинематических схем и узлов) Издателъство « Машиностроение » Ленинград, 1972. [6] В.Э.Пуш : Конструирование Металлорежущих Станков, Издателъство « Машиностроение» Москва, 1976. [7] В.С.Поляков, И.Д.Барбаш, О.А.Ряховский: Справочник по МУФТАМ, « Машиностроение » Ленинград, 1979. [8] Hamilton H. Mabie, Charles F. Reinholtz : Mechanisms and dynamics of machinery, John Wiley & Sons, Inc, 1987.