Đề tài Thiết kế máy phay vạn năng nằm ngang bàn máy số 0

pháp gi8a công đặc trưng nhất của máy phay nằm ngang, phương pháp này cho phép gia công với năng suất rất cao với cấu tạo máy đơn giản. II .Xác định chuyển động tạo hình: Việc tạo hình bề mặt đòi hỏi khâu mang dao và phôi trong quá trình gia công phải có những chuyển động thích hợp Tronh quá trình gia công chuyển động quay tròn của dao là chuyển động chính (Q1), chuyển động này đảm bảo tốc độ để bóc đi lượng dư của phôi. Còn chuyển động của bàn máy mang phôi là chuyển chạy dao T (T1, T2, T3) chuyển động này cho phép đưa lưỡi cắt của dụng cụ cắt đến phần mới của phôI để cắt hết lượng dư trên bề mặt gia công. Tóm lại để hình thành bề mặt chi tiết gia công cần thực hiện hai chuyển động: + Chuyển động chính : chuển động quay tròn của trục dao Q1 + Chuyển động chạy dao : là chuyển dộng tịnh tiến của bàn máy T (T1, T2 , T3). III . Thành lập cấu trúc động học máy: Trong quá trình gia công các chuyển động chính và chuyển động chạy dao chỉ có ảnh hưởng tới bề mặt gia công của chi tiết vì vậy không cần thành lập một chuyển động chấp hành hoàn toàn xác định nên ta không liên kết về chuyển động giữa các khâu chấp hànhvới nhau và với nguồn chuyển động. Vì vậy ta tiến hành thiết lập hai chuyển động chấp hành riêng biệt với hai nguồn chuyển động riêng biệt. Giữa chuyển động chấp hành và nguồn chuyển động nối với nhau bằng cơ khí . + Chuyển động chính. M@ 1 2 iv 3 4 Q1 Phương trình liên kết : nđc . iv .Cv = ntrục chính (vòng/phút) Rút ra : iv = Trong đó : Cv hệ số xích động :Cv = i12 . i34 Vận tốc phay : u = . M2 Sđ Sng Sd 4 6 is 7 8 9 10 T3 t23 tx2 T2 tx1 T1 Chuyển động chạy dao: + Chuyển động tịnh tiến theo phương chạy dao dọc T1 . M1 – 5 6 – is 7 8 – 9 10 – tx1 ® S1 (mm) + Chuyển động tịnh tiến theo phương chạy dao ngang T1. M1 – 5 6 – is – 7 8 – 9 – tx2 ® S2 (mm) + Chuyển động tịnh tiến theo phương chạy thẳng đứng T3 . M1 – 5 6 - is 7 8 – tx3 ®S3 (mm) Phương trình liên kết: nđc . is = S (mm) « Is - là tỉ số truyền của hộp chạy dao. PHẦN II XÁC ĐỊNH ĐẶC TRƯNG KỸ THUẬT I . Đặc trưng công nghệ: - Trên máy phay nằm ngang có thể gia công được các bề mặt định hình, các bề mặt phẳng các loại rãnh ,lắp thêm đầu phân độ có thể gia công được cả bánh răng thẳng, răng nghiêng … v v Phôi đưa vào máy được gá trên bàn máy hoặc đồ gá khác: phôi có thể là phôi khối, hộp , trục …v v. Có thể là phôi đúc hoặc là phôi rèn. Dao thường sử dụng loại dao phay trụ, dao phay mặt đầu, dao phay đĩa mô đun … v v. Nguyên công đặc trưng : Phay phẳng bằng dao phay trụ . Độ chính xác khi phay : khi phay thép có thể đặt được ¸ Là loại máy nhỏ thường sử dụng trong các phân xưởng dụng cụ, thích ứng với sản xuất nhỏ và đơn chiếc . II . Đặc trưng kích thước: + Diện tích bàn máy . Với bàn máy số 0 theo tiêu chuẩn là Bb x Lb = 200 x 800 (mm) Bb – Chiều rộng bàn máy . Lb – Chiều dàI bàn máy. + Đường kính dao : Dmax = (0,2¸ 0,3) Bb = 0,3 . 200 (mm) Dmin = (0,1¸ 0,2) Bb = 0,1 . 200 (mm) + Chiều rộng phay : Bmax = (0,75 ¸ 1) Dmax = 60 (mm) Bmin = (0,75 ¸ 1) Dmin = 20 (mm) + Chiều sâu cắt : tmax = 0,1 Dmax = 6 (mm) tmin = 0,1 Dmin = 2 (mm) III. Đặc trưng động học: 1. Xích tốc độ: a) Tốc độ cắt: Việc tính tốc độ cắt lớn nhất và bé nhất của máy bằng cách phối hợp những điều kiện thuận lợi và khó khăn nhát với nhau dẫn đến tăng phạm vi điều chỉnh của máy và từ đó làm cho kết cấu của máy phức tặp thêm. Vì vậy, chọn các trị số cắt gọt giới hạn thì tốt nhất là nên căn cứ vào các tài liệu thống kê về sử dụng tốt chế độ cắt trên các loại máy khác nhau . Chọn theo bảng : 3[1] Ta có. Vmax > 150 (m/ph) Vmin = 10 (m/ph) b) Số vòng quay giới hạn: Với máy phay nằm ngang chuyển động quay là chuyển động chính . Ta có: nmax = (v/ph) nmin = (v/ph) Theo máy tiêu chuẩn là 6T80G ta chọn. nmax = 2240 (v/ph) nmin = 50 (v/ph) c) Chọn công bội j cho chuỗi số vòng quay trục chính. Theo số liệu và dựa vào máy 6T80G ta chọn . Số cấp tốc độ Zn =12 Chuỗi số vòng quay trục chính là : n = 50 , 71 , 100 , 140 , 200 , 280 , 400 , 560 , 800 , 1120 , 1600 , 2240 (v/ph) Khi đó ta có thể chọn công bội theo công thức . jn = Chọn theo tiêu chuẩn jn = 1,41 2. Xích chạy dao: Với máy đang thiết kế là máy cóp truyền dẫn chạy dao độc lâp bằng một nguồn truyền động riêng biệt . Theo các đặc tính kỹ thuật của máy 6T80G : Sd = Sng = 20 ¸ 1000 (mm/phút) Sđ = 1/2Sd = 10 ¸ 500 (mm/phút) Phạm vi điều chỉnh : Rs = Vậy js = = =1,2587 Theo tiêu chuẩn ta chọn js = 1,26 4. Đặc trưng động lực học của máy: a) Chế độ cắt tính toán sơ bộ: Khi sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với chế độ cực đại dẫn đến tăng kích thước và trọng lượng của máy. Thực tiễn chứng tỏ rằng người công nhân không bao giờ cho máy làm việc hết tải trọng . Vì vậy, để hợp lý hơn ta sử dụng chế độ cắt gọt tính toán để tính toán. Số vòng quay tính toán n* . n* Là tần số cuối cùng của 1/3 phạm vi đIều chỉnh Rn. Chọn n* = 1600 (vòng/phút) + Đường kính dao cắt thử : D* = Dmax = 60 (mm) + Chiều rộng phay thử : B* = Bmax = 60 (mm) + Chiều sâu phay thử : t* = 0,1.Dmax = 6 (mm) + Lượng chạy dao khi phay thử : Tra theo t* : S* = 0,04 (mm/răng) Sổ răng dao khi cắt thử : Tra theo D* = 8 (răng) Tốc độ cắt tính toán : V* = (m/phút) b) Tính lực cắt: Tính lực cắt cho trường hợp phay nghịch bằng dao phay trụ : Theo bảng 9[1] ta có : Pz* = C . B . Z . Szy (t/d)k. Trong đó: Hệ số : C = 682 ; y = 0,72 ; k = 0,68 . Số răng dao Z = 8 (răng) Sz Lượng chạy dao : Sz = 0,4 (mm/răng) B Chiều rộng phay : B = 60 (mm) Vậy: Pz* = 682 . 60 . 0,040,72 (6/60) 0,86 Pz* = 4192,29 (N) c) Công suất cắt: Nz* = (Kw) Nz* = (Kw) d) chọn sơ bộ động cơ : Vì ta dùng riêng động cơ cho từng xích truyền dẫn nên ta xác định công suất động cơ cho từng xích một. Động cơ xích tốc độ : Ncv = h- Hiệu suất truyền dẫn sơ bộ : h = 0,75 Suy ra : Ncv* = (Kw) Vậy ta chọn động cơ :A02(A0L2)32 – 4 N = 3 (kw) n = 1430 (v/ph) Động cơ xích chạy dao : Nes = (Ks- 1) Nev Với máy phay : Ks = 1,15 ¸ 1,2 Þ Nes = (1,2 ¸ 1) .3 = 0,6 (Kw) Vậy ta chọn động cơ : A02(A0L2)11 – 4 N = 0,6 (kw) n = 1350 (v/ph) PHẦN III TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC A . HỘP TỐC ĐỘ . I . Chọn phương án bố trí truyền dẫn: 1 . Chọn kiểu truyền dẫn: Khi chọn kiểu truyền dẫn căn cứ vào phạm vi đIều chỉnh , công suất truyền , trị só trượt , thuận tiện đIều khiưển thay đổi tốc độ nhanh , tính cong nghệ tốt. Với máy đang thiết kế có chuyển động chính là chuyển động quay , động cơ của hộp tốc độ có công suất nhỏ (3Kw) . Vì vậy ta dùng đIều chỉnh cơ khí gồm một động cơ xoay chiều và một hộp tốc độ bánh răng . Đọng cơ được nối với hộp tốc độ bằng cơ cấu đai . 2 . Bố trí cơ cấu truyền động: Ta chọn phương án bố trí truyền dẫn như sau . Hộp tốc độ và hộp trục chính chung một vỏ hộp . Ưu điểm : của bố trí này là gọn gàng cho toàn bộ cả truyền dẫn , giá thành hạ dễ tập trung và bố trí cơ cấu đIều khiển . Nhựoc điểm : Có thể truyền rung động tư hộp tốc độ sang hộp trục chính , có thể truyền nhiệt từ hộ tốc độ sang hộp trục chính . Khó bố trí truyền động đai cho trục chính. 3 . Bố trí kích thước hộp: Với quan hệ hướng kính và hướng trục như máy đang thiết kế ta chọn phương án bố trí theo quan hệ bình thường Quan hệ nay được dùng phổ biến cho những máy nằm ngang cỡ bé . 4 . Lựa chọn bộ truyền cuối cùng: Bộ truyênhiều cuối cùng có ảnh hưởng lớn đến chế độ lớn nhất và đIều hoà chuyển động , đến độ bóng bề mặt gia công . Với máy đang thiết kế giới hạn vòng quay từ 56 ¸ 2500 (vòng/phút) ta có thể chọn bộ truyền cuối cùng là bánh răng trụ răng thẳng với tóc độ vòng cho phép là 6 (m/s) . Để đảm bảo trục chính quay êm tốc độ vòng của bánh răng không được quá lớn , đường kính bánh răng lắp trên trục chính không được quá bé hơn đường kính phôi . Đường kính bánh răng cho phép lớn nhất là : Dmax = (mm) Trong đó : V là vận tốc vòng cho phép của bánh răng V = 6 (m/s) Þ Dmax = (m) Vậy Dmax = 45,8 (m) Vì đường kính này bé hơn đường kính phôI lớn nhất (Dmax = 60 mm) nên ta có thể dùng hai bánh răng dẫn cho trục chính trên hai dãy tốc độ cao, thấp khác nhau. II . Chọn phương án kết cấu: 1 . Chọn dạng kết cấu: Với phạm vi đIều chỉnh yêu cầu là : Rn = Þ Rn Phạm vi đIều chỉnh tới hạn : Rn* = Rn* Với[Ri]2 = 8 và j = 1,41 Ta có : Rn* = Các đIều kiện trên thoả mãm công thức : Rn ³ = Rn* Do vậy ta có kết cấu máy là dạng đơn giản 2 . Phương án kết cấu : Phương án kết cấu được biểu diễn qua công thức : Z = = P1 . P2 …Pm Trong đó : k Là trật tự kết cấu của nhóm dọc theo xích truyền dẫn . Pm Là số bộ truyền trong nhóm thứ m . m Là số bộ truyền . Với 12 cấp tốc độ ta có các phương án truyền dẫn sau : [1] Z1 = 3 x 2 x 2 [4] Z4 = 2 x 6 [7] Z7 = 3 x 4 [2] Z2 = 2 x 3 x 2 [5] Z5 = 6 x 2 [3] Z3 = 2 x 2 x 3 [6] Z6 = 4 x 3 Ở phương án [1] , [2] , [3] đều có tổng só bộ truyền nhỏ nhất kích thước trục gọn đặc biệt là phương án [1] trọng lượng truyền dẫn bé (P1 > P2 > P3) vừa có thứ tự động học hợp lý , tỷ số truyền trong nhóm được giảm dần đến trục chính . Còn các phương án [4] , [5] , [6] , [7] đều thoả mãn chỉ tiêu là có số nhóm truyền trong các phương án là nhỏ (P = 2) nhưng lạI tăng kích thước hướng trục ,làm trục dàI và yếu , đặc biệt là các nhóm [4] , [6] , [7] thì đều có số bánh răng lắp trên trục chính lớn nên không đảm bảo độ cứng vững cho trục chính của máy khi hoạt động . Đối với máy ta đang thiết kế là loạI máy nhỏ có tốc độ vòng quay trục chính khá cao nên xích tốc ddộ ngắn , dẫn đến ta cần giảm số nhóm truyền , với đIều kiện như vậy ta có thể chọn phương án [5] là phương án hợp lý nhất : Z5 = 12 = 6 x 2 Lập phương án này số nhóm truỳên bé , giảm được số lõ trên vỏ hộp và ổ trên trục , có kích thước nhỏ gọn phù hợp với máy đang thiết kế . Mặt khác ở phương pháp này có xích tốc độ ngắn , thứ tự động học hợp lý nên ở các tốc độ quay lớn tổn thát hành trình chạy không và độ mòn của chi tiết giảm . III . Chọn phương án động học: Phương án động học là phương án thay về thứ tự thay đổi các bộ truyền trong các nhóm để nhận được tốc độ đã cho . Với phương án kết cấu đã chọn ta có: Kđ = m !phương án động học . Với m = 2 Ta có Kđ = 2 ! = 2phương án . [1] : Z = 61I x 26II [2] : Z = 62II x 21I . Vì vậy ta chọn phương án tối ưu . Như ta đã biết phương án tối ưu là phương án: x1 P2 > P3 > …> Pn . Mặt khác để giảm kích thước hướng kính của nhóm truyền động , lên trên đồ thị vòng quay ta nên tận dụng các tia trong nhóm đói xứng để sao cho imax .imin =1 để bánh răng trong nhóm không chệch nhau quá lớn về kích thước và kích thước nhóm truyền sẽ giảm . Để hạn chế kích thước hướng kính theo kinh nghiệm các tỷ số truyền cũng được giới hạn : Imin ³ 1/4 và imax £ 2 Phạm vi đIều chỉnh : [Ri] = Ta xét các nhóm có phạm vi đIều chỉnh không được vượt quá phạm vi đIều chỉnh cho phép : Rm £ [RI] Với : Rm = jXm (p - 1) = jXmax £ [RI] Xmax = xm (Pm – 1)là lượng mở lớn nhất của hai tia biên nhóm thứ m . Ta tiến hành so sánh hai phươngán [1] và [2] : Phương án 61I 26II 62II 21I Sơ đồ lưới Cấu trúc Xmax = x(P – 1) 5 6 10 1 Nhận xét : Phương án [1] đạt yêu cầu : Z = 61I x 26II có : Xmax = 6 Phương án [2] khong đạt yêu cầu vì 1,4410 = 31 > [RI] = 8 Để thoả mãn cả hai yêu cầu yêu cầu ta xét thấy phương án thứ nhất là thoả mãn : Vậy ta có phương án động học : Z = 61I x 26II Để tránh có khối quán tính lớn đặt vào trục động cơ và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tảI đột ngột . Từ động cơ đến hộp tốc độ ta bố trí cơ cấu truyền đai . Với phương án cấu trúc Z = 61I x 26II ta có lưới cấu trúc : n12 n11 n9 n10 n7 I II III IV n8 n6 n5 n4 n3 n2 n1 Sơ đồ lưới cấu trúc. IV. Xác định tỷ số truyền và đồ thị vòng quay : Do lưới cấu trúc chỉ thể hiện được số nhóm truyền , số bộ truyền trong mỗi nhóm , thứ tự tương đối về bố trí kết cấu nhóm dọc theo truyền (thứ tự lết cấu), thứ tự về sự ăn khớp chuyển động trong nhóm (thứ tự độn học) , đặc tính x và mối liên hệ giữa các tỷ số truyền trong nhóm phạm vi điêù chỉnh củanhóm truyền và toàn bộ truyền dẫn , số cấp tốc độ của trục dẫn và trục bị dẫn của nhóm truyền . Vậy lưới cấu trúc chỉ thể hiện dược đặc tính tổng quát trong quá trình lựa chọn và đánh giá phương án truyền dẫn , nhưvây để danghgia và xác định các thông số của truyền dẫn ta phảI thành lập đồ thị vòng quay . Để thành lập đồ thị vòng quay của hộp tốc độ ta tham khảo máy chuẩn 6T80Gđể xác định lượng mở của 2 tia biên trong các nhóm truyền . + Lượng mở 2 tia biên của nhóm thứ II: Xmax = x (P – 1) = 6(2 – 1) Tỷ số truyền nhỏ nhất của nhóm truyền thứ II là i = 0,25 . Vì trên đồ thị vòng quay các tỷ số truyền được biểu diễn dưới dạng : i = jE E là hệ số khoảng Lgj mà tia truyền dẫn cắt qua Với : E = 0 thì i = 1 và tia truyền dẫn nằm ngang. E < 0 thì i < 1 và tia truyền dẫn chếch xuống dưới . E > 0 thì I > 1 và tia truyền dẫn hướng lên trên . Vậy : i1II » 0,25 = 1,41-4 = j-4 i2II » 1,98 = 1,412 = j2 Ta thấy : + Tia biên thứ nhất chếch xuống dưới 4 khoảng lgj + Tia biên thứ 2 chếch lên trên 1 khoảng lgj . +) Từ các giá trị trên ta nhận thấy các tỷ số truyền không vượt quá giới hạn imax £ 2 và Imin ³ 1/4 ứng với cá tia không cắt quá 6 khoảng lgj với j = 1,41. +) Điểm n0 trên trục I chọn sao cho xấp xỉ tần số quy của trục động cơ và trùng với số vòng quay gần nhất trên trục chính . Từ đồ thị vòng quay ở trang bên ta có các tỷ số truyền như sau : iđ = i1I = j-4 » 1,41- 4 » 1/4 i2I = j- 3 » 1,41- 3 » 19/53 . i3I = j- 2 » 1,41- 2 » 1/2 i4I = j- 1 » 1,41- 1 » 5/7 i5I = 1 i6I = j » 1,41» 7/5 i1II = j- 4» 1,41- 4 » 1/4 i2II = j2 » 1,412 » 2 I II III IV n3 n5 n2 n6 n10 n12 n1 n4 n8 n11 n9 n7 i1II i5I i6I i2II i1I i2I i3I i4I n0 n0 P1 = 6 ; x1 = 1 P2 = 2 ; x2 = 6 V . Tính toán động học bánh răng : 1. Tính số răng của nhóm truỳên thứ nhất (mođun m = 2) : Ta có : i1I = a1/b1 = j- 4 » 1,41- 4 » 1/4 i2I = a2/b2 = j- 3 » 1,41- 3 » 19/53 i3I = a3/b3 = j- 2» 1,41- 2 » 1/2 i4I = a4/b4 = j- 1 »1,41- 1 » 5/7 i5I = a5/b5 = j0 » 1,410 » 1 i6I = a6/b6 = j1 » 1,411 » 7/5 a1 + b1 = 1 + 4 = 5 a2 + b2 = 19 + 53 = 72 = 32 . 23 a3 + b3 = 1 + 2 = 3 a4 + b4 = 5 + 7 =12 = 3 . 22 a5 + b5 = 1 + 1 = 2 a6 + b6 = 12 = 3 . 22 Vậy : BSCNN của các (aj + bj) là : K = 5 .32 . 22 = 360 Tính Emin : Emin nằm ở tỷ số truyền i1I vì i1I giảm tốc nhiều hơn so với i6I Tăng tốc : Vì giảm tốc nên ta có : Emin = Với Zmin = 18 (răng) Þ Emin = Ta chọn E = 1 Để cơ cấu nhỏ gọn ta giới hạn SZ £ 120 (răng) . Vây tổng số răng Z = 360 (răng) quá lớn so với số răng cho phép trong hộp tốc độ . Ta phải tiến hành giảm tổng số răng : K lớn là do thừa số (a1 + b1) = 1 + 4 = 5 . Ta phải tiến hành biến đổi lại thừa số này : i1I 1/3,95 » 21/81 (sai số i = 1,86%) Các tỷ số truyền khác vẫn như cũ . Xác định lại chỉ số K : K = 120 Tính lại Emin : Emin = Ta chọn Emin = 1 khi đó Sz = E.K = 102 .1 = 102 Áp dụng công thức tính bánh răng : Zi = và = Ta được: Z1 = chọn Z1 = 21 (răng) Z1’ = chọn Z1’ = 81 (răng) Kiểm tra : Z1/Z1’ = 21/81 sai số : i = 1,86% Z2 = chọn Z2 = 27 (răng) Z2’ = chọn Z2’ = 75 (răng) Kiểm tra sai số cho phép : Z2/Z2’ = 27/75 = 0,9 vậy sai số : i = 0,9 Z3 = Z3’ = chọn Z3’= 68 (răng) Kiểm tra : Z3/Z3’ = 34/68 sai số i = 5% Z4 = chọn Z4 = 42 (răng) Z4’ = chọn Z4’ = 60 (răng) Kiểm tra : Z4/Z4’= 42/60 sai số i = 1,3 % Z5 = Z5’ = (răng) Z6 = (răng) chọn Z6 =60 (răng) Z6’ = (răng) chọn Z6’ = 42 (răng) Kiểm tra : Z6/Z6’ = 60/42 sai số i = 1,3% Kiểm tra thấy các sai số tỷ số truyền đều nằm trong phạm vi cho phép. Vậy nhóm truyền thứ nhất có 6 bộ truyền là : . 2 . Tính số răng của nhóm truyền thứ 2(cùng mođun m=2) . Theo đồ thị vòng quay ta có : i1II = i2II = j2 » 2 Ta có : a1 + b1 = 5 a2 + b2 = 3 Vậy BSCNN của (aj + bj) là K = 5.3 = 15 Tính Emin : Emin nằm ở tỷ số truyền i1II vì i1II giảm nhiều hơn so với i2II tăng tốc Vì giảm tốc nên ta có Emin = Þ Emin = 6 Chọn E = 6 Vậy Sz = E.K = 90 Theo công thức ta có : Z7 =(răng) Z7’ = (răng) Z8 = (răng) Z8’ = (răng) Vậy nhóm thứ II có 2 bộ truỳên : : IV .Tính toán và kiểm tra sai số vòn quay trục chính : Trong quá trình tính số răng của các bánh răng do phân tích ij » , mặt khác khi tính toán Zj và Zj’ cũng có sai số vòng quay trục chính có sai lệch so với số vòng quay tiêu chuẩn . Vì vậy phải kiểm tra lại sai số vòng quay trục chính : Trước hết ta tính số vòng quay thực tế ntt của trục chính bằng cách viết phương trình động học : nj = nđc . ivj .hđ nj Là trị số tốc độ thứ j nđc Là tốc độ của động cơ (vòng/phút) ivj Là tỷ số truyền của hộp tốc độtửtục động cơ đến trục cuối . hđ Là hệ số trượt của đai . Sai số vòng quay : Dtt = .100% Trong đó : ntt là số vòng quay thực tế của trục chính . ntc là số tiêu chuẩn lấy theo bảng . Với sai số tt phải nằm trong phạm vi ho phép . tt £ [n] n = ± 10(j - 1).100% = ± 10(1,41 - 1).100% = ± 4,1% Ta có bảng : TT Phương trình xích động học ntt ntc n n1 1430 48,9 50 -0,7 n2 1430 68,9 71 -2,9 n3 1430 96,7 100 -4,02 n4 1430 134 140 -4,0 n5 1430 192 200 -0,9 n6 1430 273,5 280 -2,23 n7 1430 397 400 -0,7 n8 1430 551,7 860 -1,5 n9 1430 766 800 -4.05 n10 1430 1100 1120 -4,0 n11 1430 1500 1600 -4,06 n12 1430 2188 2240 -2,3 B . HỘP CHẠY DAO: I . Chọn phương án truyền dẫn . Khác với truyền dẫn trong chuyển động chính , trong chuyển động chạy dao có công suất bé , vận tốc bé giảm tốc nhiều và êm . Trong hộp chạy dao của máy phay nằm ngang truyền dẫn từ động cơ của xích chạy dao qua cơ cấu điều chỉnh chạy dao is dến cơ cấu chấp hành thực hiện chạy dao thẳng , do vậy cần sử dụng ở khâu cuối cùng cơ cấu vít me đai ốc để biến chuyển động quay thành chuyển đoọng tịnh tiến ngang – dọc - đứng của bàn máy . Bề mặt gia công là bề mặt trơn do vậy tuy yêu cầu tỷ số truyền của hộp chạy dao không cao nhưng cần có phạm vi điều chỉnh và số cấp tốc độ mở rộng . Tuy vậy với loại máy phay ngang bàn máy số 0 là loại máy nhỏ không gian gia công hẹp vì vậy ta càan bố trí hộp chạy dao nhỏ , gọn . Tham khảo máy 6T80G ta dùng cơ cấu phản hồi để tăng phạm vi điều chỉnh mà không ảnh hưởng đến không gian gia công cungx như kết cấu của máy . Kết hợp với việc sử dụng các li hợp ma sát điện từ và các li hợp siêu việt để kết cấu máy bớt phức tạp . Nhược điểm của phương pháp này là phải dùng nhiều bạc dài li hợp chế tạo đắt tiền và hiệu suất truỳen dẫn thấp . Vì vậy yêu cầu độ chính xác không cao nắm nên ta có thể chọn cơ cấu điều chỉnh là khối bánh răng di trượt để tăng độ cứng vững , tuy nhieen hệ thống điều khiưển phức tạp hơn . II . Chọn phương án kết cấu . Như vậy đặc trưng động học của máy đã tính toán ta có chuỗi số vòng quay của lượng chạy dao là (20 ¸ 1000 mm/phút) . Phạm vi điều chỉnh Rs = 50 Công bội j = 1,26 Theo chuỗi tiêu chuẩn ta có : Sm = 20 , 25 , 31.5 , 40 , 50 , 63 , 80 , 100 , 125 , 160 , 200 , 250 , 325 , 400 , 500 , 630 , 800 , 1000 . Vậy với chuỗi vòng quay của cơ cấu chấp hành là : ni = Trong đó : tvm là bước của trục vít me n = 3,35 ; 4,2 ; 5,3 ; 6,7 ; 8,4 ; 10,6 ; 16,7 ; 20,8 ; 26,7 ; 33,3 ; 41,7 ; 54,2 ; 66,7 ; 83,3 ; Với số cấp tốc độ Z = 18 Số tỷ số truyền được không chế : imin > và imax < 2,8 Ta xét điiêù kiện ; R = Rn* Với Rn* = ; j = 1,26 Ta có : Rn* = Rn = = 50 Ta thấy : Rn < Rn* Ở đây cố thể chọn phương án kết cấu : Zs = 31I x 33II x 39III Đối với máy đang thiết kế là loại máy nhỏ yêu cầu hộp chạy dao nhỏ gọn , số trục truyền dẫn ít , có độ tin cậy và tính công nghệ cao . Mặt khác vì phạm vi điều chỉnh rộng , để nâng coao hiệu suất truyền dẫn ta tách hộp chay dao thành 2 xích truyền dẫn : Dãy tốc độ cao bằng con đường trực tiếp ,dãy tốc độ thấp bằng con đường phản hồi để giảm số nhóm truyền nhằm giảm tổng số trục và giảm kichs thước hướng kính của hộp . Vậy ta có hộp chạy dao với cấu trúc nhân phức tạp gồm 2 xích động học : Với xích tốc độ cao : Zs1 = 3 x 3I x 1 Với xích tốc độ chậm : Zs2 = 3 x 3 x 1 x 1 x 1 Vậy công thức cấu trúc là : Zs = 3 x 3 (1 + 1 x 1 x 1) II I III Lưới cấu trúc hộp chạy dao . Từ đó ta xây dựng được lưới cấu trúc như hình vẽ : III . Xác định tỷ số truyền và xây dựng đồ thị vòng quay : Lựa chọn tỷ số truyền cho các nhóm : Hộp chạy dao có xu hướng giảm tốc từ tốc độ trục động cơ để có các lượng chạy dao nhanh chậm khác nhau . Tại nhóm truyền thứ nhất trên trục thứ IIIcó P = 3 , x = 1 là nhóm cơ sở Tham khảo máy 6T80G ta chọn imax = j- 2 Vậy i1I = imax = j- 2 Từ đó ta có : i1I : i2I : i3I = j- 2 : j- 3 :j- 4 Kiểm tra thấy : 0,2 < is < 2,8 Tại nhóm thứ 2 : P = 3 , x = 3 Tham khảo máy 6T80G ta chọn : imax = i1II = j2 Vậy : i1II : i1II : i1II = j2 : j- 1 : j- 4 Kiểm tra thấy : 0,2 < is < 2,8 Nhóm phản hồi : Tham khảo máy 6T80G ta chọn : imax = j- 3 Từ đó ta có i1III : i2III = j- 3 : j- 6 Ta xây dựng đồ thị vòng quay của hộp chạy dao như sau : III I S18 S17 S15 S16 S14 S13 S9 S8 S7 S6 i1I i2I i3I i3II i2II i1II i1II i2III II S12 S11 S10 S5 S4 S3 S2 S1 Đồ thị vòng quay . IV . Tính số răng của nhóm truyền : 1. Nhóm thứ nhất : Ta có các tỷ số truyền : i1II = j- 2 = 7/11 i2II = j- 3 =1/2 i3II = j- 4 = 2/5 Ta có : a1 + b1 = 18 ; a2 + b2 = 3 ; a3 + b3 = 7 : Vậy BSCNN của các (aj + bj) là K = 7.2 .33 = 336 Tính Emin : Emin nằm ở tia i3i vì i3i giảm tốc nhiều nhất Emin = Với Zmin = 18 ta có : Emin = Ta chọn : Emin = 1 Vậy tổng số răng Z = K. E =336 . 1 = 336 (răng) là quá lớn vì vậy ta phải tiến hành giảm tổng số răng : K lớn do thừa số a3 + b3 = 7 nên ta phải biến đổi lại thừa số này . i3I =j- 4 = 2/5 » 26/64 Sai số 1,52% a3 + b3 =26 + 64 = 90 = 2.5 32 Vậy K = 90 . Tính lại Emin : Emin = Chọn E = 1 Áp dụng công thức tính bánh răng : Zi = Và : Zi’ = Ta được : Z3 = (răng) Chọn : Z3 = 26 (răng) Z3’= (răng) Chọn : Z3’ = 64 (răng) Z2 = .90 = 30 (răng) Z2’= (răng) Z1 = (răng) Z1’= (răng) Vậy các nhóm có số bộ truyền là : 2. Nhóm thứ 2: Tại nhóm này có các tỷ số truyền sau : i1II = j- 2 =11/7 i2II = j- 1 =4/5 i3II = j - 4= 2/5 Ta có : a1 + b1 =18 ; a2 + b2 =3 ; a3 + b3 = 7 Vậy ta có BSCNN của các (aj + bj) là K = 7.2.32 = 126 Tính Emin : Emin nằm ở tỷ số truyền i3II vì i3II giảm tốc nhiều hơn so với i1II tăng tốc : Emin ³ Với Zmin = 18 (răng) ta có : Emin =< 1 Ta chọn E = 1: Vậy tổng số răng Z = E.K = 126 .1 = 126 (răng) lớn hơn tổng số răng cho phép SZ £ (100 ¸ 120) K lớn là do thừa số a3 + b3 =7 nên ta có thể bỏ qua thừa số này và cấp nhận sai số : Tức là K = 2.32 = 64 Tính lại Emin : Emin = Chọn E = 5 Þ Z = E.K 5 .18 = 90. Áp dụng công thức tính bánh răng : Zi = Và Zi’= Ta được : Z1 = (răng) Z1’= (răng) Z2 = (răng) Z2’= (răng) Z3 = (răng) Chọn Z3 = 26 (răng) Z3’= (răng) Chọn Z3’= 64 (răng) Vậy ở nhóm truyền thứ 2 có 3 bộ truyền là : 3. Nhóm thứ 3 (nhóm phản hồi) : Theo đồ thị vòng quay ta có : i1III = j- 3 = 2 i2III = j6 = 4 Vậy BSCNN của các (aj + bj) là K = 3.5.1 = 15 Tính Emin : Emin nằm ở tỷ số truyền i2III vì i2III tăng tốc nhiều nhất : Emin ³ Với Zmin =18 ta có Emin = Ta chọn : E = 5 Þ Z =5.18 = 90 (răng) Theo công thức : Zi = Và Zi’ = Ta được : Z1 = (răng) Z1’= (răng) Z2 = (răng) Z2’= (răng) Vậy nhóm phản hồi có 2 cặp bánh răng : 4 . Tính số răng cho các bộ truyền đơn : Xác định tỷ số truyền của các bộ truyền đơn. Tỷ số truyền cố định xác định từ cân bằng phương trình động học để tạo nên lượng chạy dao bất kỳ: 1350 .icđ1 . iSmax .icđ2 .tvm = Smax Tam khảo máy 6T80G ta chọn : icđ2 » 2 » Khi chạy dao dọc : icđ2 = Khi chạy dao ngang : icđ2 = Khi chạy dao đứng : icđ2 = PHẦN IV TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC A . HỘP TỐC ĐỘ : 1. Xác định công suất động cơ điện : Động cơ điện chính là động cơ dẫn động làm quay trục chính , công suất của nó lớn hơn công suất cắt gọt và tổn hao trong đường truyền nên trục chính để xác địng được công suất của động cơ ta phải xác định được công suất cắt gọt lớn nhất và hiệu suất của hoọ tốc độ . Ta có : n* = 160 (vòng/phút) D* = 60 (mm) V* = 30,14 (mét/phút) Dụng cụ cắt dao phay P18 khối nguyên . Z = 8 (răng) SZ = 0,04 (mm/răng) B* = 60 (mm) Vật liệu Gang xám HB = 140 Chế độ cắt : phay thô . Phương pháp cắt phay nghịch . a) Xác định công suất cắt: Công suất cắt được xác định bằng công thức : (kw) Với Pz đã được xác định ở phần trước : Pz =4192,29 (N) Þ Nc = (kw) Vậy công suất cần thiết của động cơ là : Nct = Trong đó h là hiệu suất truyền dẫn , với máy có chuyển động chính là chuyển động quay ta có : h = 0,875 Þ Nct = Ta chọn đông cơ điều khiển : A02(A0L2)32 - 4 Có : N = 3 (kw) n = 1430 (vg/ph) 2. Tính mo men xoắn trên các trục : Momen xoắn trên các trục dượpc xác định theo công thức : M*k = (N.m) Mc là momen trên trục động cơ . (N.m) Mc = Trong đó : h Là hiêu suất truyền động : h = h2BR .h3ô .hđ = 0,992 . 0,9953 . 0,97 = 0,94 i* là tỷ số truyền tính toán : i* = Vậy : M*k = a) Xác định số vòng quay trên các trục: nI = nđc =1430 (vg/ph) nII = nI . iđ 1340.0,57 =817 (vg/ph) nIII = nII nIV = nIII b) Xác định công suất trên các trục : NI = Nđc.hô = 3.0,995 = 2,87 (kw) NII = NI . hô. hđ = 2,87 . 0,995 .0,98 = 2,8 (kw) NIII = NII . hô. hBR = 2,8 . 0,995 . 0,98 = 2,73 (kw) NIV = NII . hô. hBR = 2,73 . 0,995 . 0,98 = 2,66 (kw) c) Tính momen xoắn trên các trục : Trục I : (Trục động cơ ) MI = = Trục II : MII = Trục II : MIII = Trục IV : MIV = 3. Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính trục sơ bộ được tính theo công thức : dsb = (mm) Với C là hằng số C = 120. Trục I : dsbI = 120. Trục II : dsbII =120. Trục III : dsbIII = 120. Trục IV : dsbIV = 120. Từ các kết quả trên ta thành lập được bảng các thông số của hộp chạy dao: Trục Tốc độ n(vg/ph) Momen M(N.m) Công suất N(kw) Đường kính dsb(mm) I 1430 19,16 2,78 15 II 817 32,7 2,8 18 III 553 47,8 2,73 20,7 IV 139 182 2,66 32 4 . Tính chính xác công suất động cơ và hiệu suất của máy : a) Tổn hao công suất : Công suất tổn hao không tải là công suất tiêu hao khi không có tải hữu ích . Đó là công suất mất đi do ma sát trong các ổ , tổn thẩttong các bộ truyền , sai số do chế tạo và lắp rắp chi tiết máy . Biết được các tổn thất này ta sẽ đề ra các biện pháp hữu ích để giảm tổn thất công suất . Tổn thất theo công suất được tính theo công thức thực nghiệm : NKT = Km[(i + KTC.nTC .dTC/dtb)] (Kw) Trong đó : Km Hệ số kể đến điêù kiện bôi trơn , coi như máy được bôi trơn tốt ta lấy Km =3. dtb Đường kính trung bình của trục (mm) dtb = (dtbI + dtbII + dtbIII + dtbIV)/4 dtb = Sni Tổng số của các trục trung gian : Sni = 1430 + 817 + 553 + 139 = 2939 (vg/ph) KTC Là hệ số tổn thất trục chính : KTC = 1,5 . nTC Là tốc độ trục chính tại đó xác định nKT Ta chọn nKT = 140 . Vậy : nKT = 3.= 0,208 (kw) b) Tính chính xác công suất động cơ điện : Theo công thức : Nđc = + NKT Trong đó : N Là công suất có ích . Vì máy có động cơ riêng cho hộp chạy dao cho nên N = Nc =2,1 (kw) h Là hiệu suất truyền dẫn : h = 0,875 Vậy : Nđc = So sánh với động cơ đã chọn N = 3 (kw) > 2,608 (kw) Vậy việc ta chọn công suất động cho hộp tốc độ đã đạt yêu cầu. c) Hiệu suất máy : Theo công thức : h = [1- (NKT/Nc)] .h0.100% Þ h= Công suất có ích trên trục chính là : Nci = Nhiệu quả = Nc .h = 3.81,43 = 2,44 (kw) B . HỘP CHẠY DAO . 1 . Xác định động cơ điện : a) Xác định lực kéo của cơ cấu chạy dao : Theo công thức kinh nghiệm của Rê sê tốp : Q = K .Pn + f’’ (Pđ + 2Py + G) Trong đó : G là trọng lượng dịch chuyển của bàn máy . G = 0,2 Pz = 0,2 .4192 = 838,4 (N) R PZ Pđ Pr Pn nd S K = 1,4 Là hệ số tăng ma sát do Px tạo ra mo men lật của dịch chuyển : f’’ = 0,2 Là hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt . Pđ = 0,3 . PZ = 0,3 . 4192 = 1257,6 (N) Pn = 1,13.PZ = 1,13.4192 = 4736,96 (N) Py = 0,3 . PZ .tgb = 0,3 . 4192 . 1 = 1257,6 (N) Thay số : Q = 1,4 . 4736,9 + 0,2(1257 + 2 . 1257 + 834,4) = 755,74 (N) b) Tính công suất động cơ điện : Công suất động cơ điện được xác định theo công thức : Ns = (kw) Trong đó : h Hiệu suất bộ truyền vít me đai ốc : h = 0,236 Vs = Vsmax = 100 (n/ph) ÞNs = Vì tốc độ chạy dao thấp tổn thất không tải rất bé . Vậy ta chọn động cơ : Có lí hiệu : A0211 – 4 Công suất : N = 0,6 (kw) Tốc độ : n =1350 (vg/ph) II . Xác định momen xoắn trên các trục : Ta chọn xich tính toán là xích theo lượng chạy dao Smax > do lực chạy dao cần đảm bảo không đổi trong quá trình gia công . Khi công suất không đổi các chi tiết làm việc không bị quá tải . nmax= (Smax/tvm) = Tương đương với xích truyền dẫn : nđc´ a) Xác định số vòng quay trên các trục : Trên trục I : nI = nđc = 1350 (vg/ph) Trên trục II : nII = nI´ = 667,7 (vg/ph) Trên trục III : nIII = nII Trên trục IV : nIV = nIII Trên trục V : nV = nIV Trên trục VI : nVI = nV Trên trục VII : nVII = nVI Trên trục VIII : nVIII = nVII Trên trục IX : nIX = nVIII Trên trục X : nX = nIX b) Xác định công suất trên các trục : Trên trục I (Trục động cơ) : NI = Nđc .hKN = 0,6 (kw) hKN là hiệu suất truyền dẫn của hkớp nối hKN = 1 Trên trục II: NII = NI .hổ.hBR = 0,6 . 0,995. 0,98 = 0,58 (kw) hổ là hiệu suất truyền dẫn của cặp ổ lăn : hổ = 0,995 hBR là hiệu suất truyền dẫn của cặp bánh răng hBR = 0,98 Trên trục III : NIII = NII .hổ.hBR = 0,58 . 0,995. 0,98 = 0,56 (kw) Trên trục IV : NIV = NIII.hổ.hBR = 0,56. 0,995. 0,98 = 0,55 (kw) Trên trục V: NV = NIV.hổ.hBR = 0,55 . 0,995. 0,98 = 0,54 (kw) Trên trục VI : NVI = NV.hổ.hBR = 0,54 . 0,995. 0,98 = 0,53 (kw) Trên trục VII : NVII = NVI.hổ.hBR = 0,53 . 0,995. 0,98 = 0,52 (kw) Trên trục VIII : NVIII = NVII.hổ.hBR = 0,52 . 0,995. 0,98 = 0,51 (kw) Trên trục IX : NIX = NVIII.hổ.hBR = 0,51 . 0,995. 0,98 = 0,5 (kw) Trên trục X : NX = NVIII.hổ.hBR = 0,5 . 0,995. 0,98 = 0,49 (kw) c) Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên các trục được tính theo quan hệ công suất trên trục thứ i và số vòng quay trên trục thứ i như sau : Mxi = Vậy ta có momen trên các trục như sau : Trên trục I (Trục động cơ) : MxI = Trên trục II : MxII = Trên trục III : MxIII = Trên trục IV : MxIV = Trên trục V: MxV = Trên trục VI : MxVI = Trên trục VII : MxVII = Trên trục VIII : MxVIII = Trên trục IX : MxIX = Trên trục X : MxIX = Trục Công suất (kw) Momen xoắn (N.m) Tốc độ quay (vg/ph) I 0,60 4,20 1350,0 II 0,58 8,30 667,70 III 0,56 17,8 299,60 IV 0,55 27,5 109,70 V 0,54 17,2 299,60 VI 0,53 16,9 299,60 VII 0,52 19,7 252,00 VIII 0,51 20,0 232,60 IX 0,50 29,1 164,70 X 0,49 25,8 164,70 Bảng các thông số của hộp chạy dao . PHẦN V TÍNH TOÁN CHI TIẾT MÁY I . Tính toán các bộ truyền bánh răng : A . Nhóm truyền bánh răng từ trục I sang trục II : Trong phần động lực học ta dã xác định được nhóm truyền này có 6 cặp bánh răng , mođun các cặp bánh răng trong nhóm là như sau : Các thông số đã biết : Công suất truyền : N = 2,8 (kw) Số vòng quay : n = 817 (vg/ph) Tỷ số truyền ; i = Thời gian phục vụ : T= 10 (năm) Với Knăm = 300 (ngày) Kngày = 16h Hệ số sử dụng g = 0,3 T = 10.300.16 . 3 = 14400h Chế độ tải trọng thay đổi : Theo thống kê của ENIMS thì thời gian của các máy vạn năng làm việc trong điều kiện trung bình như sau : 60 ¸ 80% Thời gian truyền công suất nhỏ nhất 0,25 N 80 ¸ 90% Thời gian truyền công suất nhỏ hơn 0,5 N 1 ¸ 5% Thời gian truyền công suất lớn hơn 1,25 N . 1 . Vật liệu : Dạng hỏng chủ yếu của bánh răng trong máy chủ yếu là do mỏi răng do mòn và dập mặt đầu lúc vào khớp , ít gẫy do mòn hay quá tải . Đẻ kích thước máy nhỏ gọn ta chọn vật liệu cả 2 bánh là thép 40X tôi bề mặt đạt 40 ¸ 50 HRC . ứng suất cho phép : Theo bảng 5 – 10[4] . ứng suất tiếp xúc cho phép : Khi cho phép bánh răng làm việc lâu dài được lấy như sau : [s]N0tx = 17 HRC 17.50 = 850 (N/mm2) Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc : N0 = 15. 107 ứng suất uốn cho phép : [s]u = 1,5.s-1/(n.k) Trong đó : s-1 = 700 (N/mm2) k = 1,2 Hệ số tập trung tải trọng ứng suất ở chân răng . n = 2 Hệ số an toàn . Vậy ta có : [s]u = (N/mm2) 2. Chọn y, g : y Là hệ số chiều rộng vành răng . ym = 5 ¸ 7 . Chọn ym = 8 yd = ym = y Là hệ số dạng răng : Theo bảng 5 – 19[4] .Ta có : với z = 21 , x = 0 thì y = 0,392 3. Hệ số tỉa trọng k : Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt .kđ . kcđ Trong đó : ktt Hệ số tập trung tải trọng . kđ Hệ số tải trọng động chọn theo cấp chính xác chế tạo và vận tốc vòng. Chọn cấp chính xác 7 với vận tốc vòng Vsb = 3 ¸ 8 m/s . Theo bảng 5 – 14[4] ta có : kđ = 1,2 . kcđ Hệ số kể đến chế độ tẩi trọng . kcđ = Ntđ Là số chu kỳ tương đương . Ntđ = 60 . u.S (Mi/Mmax)3 . ni . Ti ni = 817 (vg/ph) Mi Momen xoắn ở chế độ thứ i . Ta có : M1 = M3 = 1,25M ; M2 = 0,5M . Ti Là thời gian ở chế độ thứ i T1 = 0,05 . 14400 (giờ) T2 = 0,7 . 14400 (giờ) T3 = 0,25 . 14400 (giờ) Vậy ta có : Ntd = 60 .1[()2 .817 . 0,05 . 14400 + ()2 .817 . 0,7 . 14400 + ()2 . 817 0,25 . 14400] = 60(588240 + 527063,04 + 23520,6) = 6,8 . 107 Vậy ta có : kcđ = Do đó : k = 1. 1,2 .1,14 = 1,68 4 . Tính mođun theo ứng suất tiếp xúc : Ta có : mtx = mtx = Þ mtx =1,79 Theo tiêu chuản ta lấy m = 2 5 . Kiểm tra hệ số tải trọng : Ở trên chúng ta định sơ bộ để xác định vận tốc vòng đẻ xác định hệ số tải trọng động . Sau hki biết kích thước bánh răng cần kiểm tra lại hệ số kđ . Vận tố vòng của bánh răng : V = Ta thấy kđ nằm trong giới hạn cho phép . Vậy việc chọn đã thoả mãn . 6 . Kiểm tra theo uốn : Công thức tính : mu = 10 . Trong đó : Z = 21 (răng) ym = 8 ; y = 0,392 ; [su] = 437 (N/mm2) ku = ktt . kđ = 1,2 Vậy : mu = 10 . mu < m = 2 (mm) 7 . Xác định các kích thước còn lại của bộ truyền : Khoảng cách trục A : A = Đường kính vòng chia :dc dc = m.Z dc1= 2.21 = 42 (mm) d’c1 = 2.81 = 192 (mm) dc2= 2.27 = 54 (mm) dc2’ = 2.75 = 150 (mm) dc3= 2.34 = 68 (mm) dc3’ = 2.68 = 132 (mm) dc4= 2.42 = 84 (mm) dc4’= 2.60 = 120 (mm) dc5= 2.51 = 102 (mm) dc5’ = 2.51 = 102 (mm) dc6= 2.60 = 120 (mm) dc6’ = 2 .42 = 84 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng de : de = dc + 2.m de1= 42 + 2.2 = 46 (mm) de1’ = 192 + 2 .2 = 196 (mm) de2 = 54 + 2.2 = 58 (mm) de2’ = 150 + 2.2 = 154 (mm) de3 = 68 + 2.2 = 72 (mm) de3’ = 132 + 2.2 = 136 (mm) de4 = 84 + 2.2 = 88 (mm) de4’ = 120 + 2.2 = 124 (mm) de5 = 102 + 2.2 = 106 (mm) de5’ = 102 + 2.2 = 106 (mm) de6 = 120 + 2.2 = 124 (mm) de6’ = 84 + 2.2 = 88 (mm) Chiều rộng bánh răng b : b = ym .m = 8.2 = 16 (mm) Ta chọn b = 20 (mm) 8 . Lực vòng : Momen M : M = 9,55.103 . Lực vòng P : P = Lực hướng tâm Pr : Pr = P .tg a = 1557,1.tg200 = 566,7 (N) a Là góc ăn khớp :a = 200 B . TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TỪ TRỤC II SANG TRỤC III : Nhóm truyền từ trục II sang trục chính có 2 cặp bánh răng cùng mođun = Các thông số đã biết : Côgn suất truyền : N = 2,73 (kw) Số vòng quay : n = 553 (vg/ph) Tỷ số truyền : i = Thời gian phục vụ : T = 10 (năm) Với : Knăm = 300 (ngày) Kngày = 16 (giờ) Hệ số sử dụng y = 0,3 . Vậy : T = 10 .300.16.0,3 = 14400 (giờ) 1 . Vật liệu : Dạng hỏng chủ yếu của bánh răng trong máy chủ yếu là do mỏi răng do mòn và dập mặt đầu lúc vào khớp , ít gẫy do mòn hay quá tải . Đẻ kích thước máy nhỏ gọn ta chọn vật liệu cả 2 bánh là thép 40X tôi bề mặt đạt 40 ¸ 50 HRC . Ứng suất cho phép : Theo bảng 5 – 10[4] . Ứng suất tiếp xúc cho phép : Khi cho phép bánh răng làm việc lâu dài được lấy như sau : [s]N0tx = 17 HRC 17.50 = 850 (N/mm2) Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc : N0 = 15. 107 ứng suất uốn cho phép : [s]u = 1,5.s-1/(n.k) Trong đó : s-1 = 700 (N/mm2) k = 1,2 Hệ số tập trung tải trọng ứng suất ở chân răng . n = 2 Hệ số an toàn . Vậy ta có : [s]u = (N/mm2) 2 . Chọn y, g : y Là hệ số chiều rộng vành răng . ym = 5 ¸ 7 . Chọn ym = 8 yd = ym = y Là hệ số dạng răng : Theo bảng 5 – 19[4] .Ta có : với z = 21 , x = 0 thì y = 0,392 3 . Hệ số tỉa trọng k : Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt .kđ . kcđ Trong đó : ktt Hệ số tập trung tải trọng . kđ Hệ số tải trọng động chọn theo cấp chính xác chế tạo và vận tốc vòng . Chọn cấp chính xác 7 với vận tốc vòng Vsb = 3 ¸ 8 m/s . Theo bảng 5 – 14[4] ta có : kđ = 1,2 . kcđ Hệ số kể đến chế độ tẩi trọng . kcđ = Ntđ Là số chu kỳ tương đương . Ntđ = 60 . u.S (Mi/Mmax)3 . ni . Ti ni = 817 (vg/ph) Mi Momen xoắn ở chế độ thứ i . Ta có : M1 = M3 = 1,25M ; M2 = 0,5M . Ti Là thời gian ở chế độ thứ i T1 = 0,05 . 14400 (giờ) T2 = 0,7 . 14400 (giờ) T3 = 0,25 . 14400 (giờ) Vậy ta có : Ntd = 60 .1[()2 .817 . 0,05 . 14400 + ()2 .817 . 0,7 . 14400 + ()2 . 817 0,25 . 14400] = 60(588240 + 527063,04 + 23520,6) = 6,8 . 107 Vậy ta có : kcđ = Do đó : k = 1. 1,2 .1,14 = 1,68 4 . Tính mođun theo ứng suất tiếp xúc : Ta có : mtx = mtx = Þ mtx =1,79 Theo tiêu chuẩn ta lấy m = 2 5 . Kiểm tra hệ số tải trọng : Ở trên chúng ta định sơ bộ để xác định vận tốc vòng đẻ xác định hệ số tải trọng động . Sau hki biết kích thước bánh răng cần kiểm tra lại hệ số kđ . Vận tố vòng của bánh răng : V = Ta thấy kđ nằm trong giới hạn cho phép . Vậy việc chọn đã thoả mãn . 6 . Kiểm tra theo uốn : Công thức tính : mu = 10 . Trong đó : Z = 21 (răng) ym = 8 ; y = 0,392 ; [su] = 43,7 (N/mm2) ku = ktt . kđ = 1,2 Vậy : mu = 10 . mu < m = 2 (mm) 7 . Xác định các kích thước còn lại của bộ truyền : Khoảng cách trục A : A = Đường kính vòng chia :dc dc = m.Z dc1= 2.18 = 36 (mm) d’c1 = 2.72 = 142 (mm) dc2= 2.60 = 120 (mm) dc2’ = 2.30 = 60 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng de : de = dc + 2.m de1= 36 + 2.2 = 40 (mm) de1’ = 144 + 2 .2 = 148 (mm) de2 = 120 + 2.2 = 124 (mm) de2’ = 60 + 2.2 = 64 (mm) Chiều rộng bánh răng b : b = ym .m = 8.2 = 16 (mm) Ta chọn b = 20 (mm) 8 . Lực vòng : Momen M : M = 9,55.103 . Lực vòng P : P = Lực hướng tâm Pr : Pr = P .tg a = 2355.tg200 = 756,18 (N) a Là góc ăn khớp :a = 200 C . TÍNH CHỌN ĐAI : a) Chọn loại đai : Bộ truyền đai được bố trí truyền momen xoắn từ trục động cơ đến trục I với công suất truyền N = 2,87 (kw), V < 5 (m/s) Theo bảng 9 – 13[4] ta chọn tiết diện đai như sau : a0 = 11 (mm) a = 13 (mm) h = 8 (mm) h0 = 2,8 (mm) F = 81 (mm) b) Đường kính của đai : D1 = 100 (mm) Theo bảng 9 – 13[4] ta chọn Theo công thức 9 – 13[4] ta tính được kích thước bánh đai lớn : D2 = Trong đó : x Hệ số trượt : x = 0,02 i Tỷ số truyền : i = 0,75 Thay vào công thức trên ta có : D2 = Vậy ta chọn D2 = 175 (mm) c) Chọn sơ bộ khoảng cách trục A : A luôn luôn thoả mãn điều kiện : 0,55.(D1 + D2) + h £ A £ 2 (D1 + D2) 0,55.(100 + 175) + 8 £ A £ 2(100 + 175) Û 159,25 £ A £ 550 Ta chọn A = 262,5 (mm) d) Tính chính xác kích thước đai qua lớp trung hoà : Theo công thức : L0 = 2 . A + L0 = 2 . 262,5 + Theo bảng 5 – 12[10] ta chọn L0 = 950 (mm) . Vì L0 =950 (mm) < 1700 (mm) .Vậy chiều dài L để tính toán là : L = 950 + 33 = 983 (mm) Vậy khoảng cách trục A chính xác là : A = A = Vậy : Þ A = 273 (mm) e) Kiểm nghiệm góc ôm : Theo công thức : a1 = 150 - > 1200 Vậy góc ôm thoả mãn yêu cầu . f) Xác định số đai cần thiết : Số đai Z được chọn theo điều kiện tránh xẩy ra sự trượt giữa đai với puli đai theo công thức : Z ³ Trong đó : F = 81 (mm2) N = 2,8 (kw) Công suất truyền dẫn . V = 7,48 (m/s) Vận tốc của đai . [sp]0 Là ứng suất có ích cho phép .Để xác định ta phải chọn trước trị số ứng suất căng ban đầu [s0] . Lấy [s0] = 1.2 ¸ 1,5 (N/mm2) Theo bảng 9 – 17[4] ta có : [sp]0 = 1,51 (N/mm2) Ct , Cv , Ca Là hệ só xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng góc ôm vận tốc . Theo bảng 9 – 17[4] , 9 – 18[4] , 9 – 19[4] ta có Ct = 0,8 ; Cv = 1 ; Ca = 0,85. Thay vào công thức trên ta có : Z ³ (đai) Ta chọn Z =5 (đai) h) Định các kích thước chủ yếu của bánh đai : Chiều rộng B : B = (Z –1)t + 2S Theo bảng 13 – 5[4] ta có t = 16 (mm); S = 10 (mm) Þ B = (5 – 1)16 + 2.10 = 84 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai : Dn1 = D1 + 2 h0 =100 + 2 .2,8 = 105,6 (mm) Dn2 = D2 + 2 h0 = 175 + 2 .2,8 = 180,6 (mm) g) Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : Lực căng ban đầu đối với mỗi đai : S0 = s0 .F = 1,2 .81 = 97,2 (mm) Với : s0 = 1,2 (N/mm2) F = 81 (mm2) Lực tác dụng lên trục : R = 3 S0 . Z .sin II . Tính trục và chọn trục cho trục II : 1. Sơ đồ hoá trục : Các thông số đã cho : P1’ = 1557,1 (N) P1 = 2355 (N) Pr l’ = 566,7 (N) Pr l = 765,18 (N) x x 270 40 20 P1 Pr Pr 1 Rx RxA Rx Rx A B C D Pr P1’ 15282 5102 37800 18765 a) Tính phản lực tại các gối đỡ : Xét trong mặt phẳng YOZ : RAy + Pr 1’ – Pr 1 + RDy = 0 (1) RDy (l1 + l2 + l3) + Pr 1’ l1 – Pr 1 (l1 + l2) = 0 (2) Þ RDy = Từ (1) ta có : RAy = -P’r 1 + Pr 1 – RDy = 566,7 + 765,18 – 225,14 = -56,66 (N) Vì RAy < 0 cho lên nó có chiều ngược lại . Theo phương nằm ngang : RAy + P’1- P1 + RxD = 0 (3) RxD (l1 + l2 + l3) + P’1l1 – P1(l1 + l2) (4) Từ (4) ta có : RDx = (N) Từ (3) ta có : RAx = P1’ + P1 – RDx = -1557,1 + 2355 – 938,28 = -140,3 (N) Từ đó vẽ được các biểu đồ nội lực trang bên . c) Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm : momen tại B : Mu = (N/mm2) Momen tương đương : Mt đ = (N/mm2) d). Chọn vật liệu chế tạo trục : Ta chọn thép 45 có : sb = 600 (N/mm2) [s] = 50 (N/mm2) e) Xác định đường kính trục : Theo công thức : d = Vì trên trục có rãnh then nên ta chọn d =30 (mm) . h) Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn : Hệ só an toàn được tính theo công thức : n = trong đó : ns Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp . ns = s-1 = 0,45 sb = 0,45.600 = 270 (N/mm2) sa Là biên độ ứng suất pháp, phát sinh ưng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : sa = (N/mm2) Với Wu modul chống uốn (Theo bảng 10 –3b [10] ta có Wu 2320 N/mm3) b Là hệ số tăng bền của bề mặt : Lấy b = 1 Ks Hệ số tập trung ứng suất . es Hệ số xét tới ảnh hưởng của ứng suất . Theo bảng 6 – 10 [4] ta có Ks = 2,5 es = 0,88 js hệ số xét tới ảnh hưởng của ứng suát trungbình : lấy js = 1,5 sm Biên độ trung bình của ứng suất . Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ta lấy sm = 0 Vậy ta có : ns = nt hệ số an toàn chỉ xét đến ảnh hưởng của ứng suất tiếp : nt = Trong đó : t-1 Là giới hạn mỏi của chu kỳ đối xúng : t-1 = 0,25 . sb = 0,25.600 = 150 (n/mm2) Theo bảng 10 – 6 [4] ta có : Kt = 1,52 et = 0,77 Với thép cacbon trung bình ta có jt = 0,1 . ta = tm = Theo bảng 10 – 3b[4] ta có : W0 = 4970 (N/mm3) Þ ta = tm = (N/mm2) Vậy : nt = Từ đó ta có : n = i) Tính chọn ổ cho trục : Các thông số đã biết : RAx = 140,38 (N) RDx = 938,28 (N) RAy = 56,66 (N) RDy = 255,14 (N) Tính hệ số khả năng làm việc : C = Q (n.h)3 Tải trọng tương đương : Q = (Kv .R +m A)Kt Kn Trong đó : R Là tải trọng hướng tâm . A tải trọng dọc trục . Kt Hệ số tải trọng . Theo bảng 11 – 4[4] ta có : Kt = 1,2. Kn Hệ số nhiệt độ . Theo bảng 11 – 4[4] ta có : Kn = 1 . Kv Theo bảng 11 – 6[4] ta có : Kv = 1 . Tính tải trọng hướng tâm : Tại A : RA = RA = 15,138daN Tại D : RD = RD = 97,235 daN Như vậy ta chọn ổ cho trục theo tiết diện tại D : Tải trọng tương đương : QD = 1.97,2 .1,2 .1 = 116,64 daN Từ đó ta có : C = 116,64 (553.10000) 0,3 = 12293 Tra bảng ta chọn được loại ổ : Ký hiệu : 160 ( Loại đặc biệt nhẹ ) . C = 15000 D = 30 D = 55 B = 13 III . Tính trục chính : Sơ đồ cắt gọt : Mx n Pz Px Py Như ta đã có trong phần động học : Pz = 4192 (N) P = 2355 (N) Py = 1257,6 9(N) Pr = 765,18 (N) Px = 838 (N) Mx = 47,1 .103 (N/mm2) Trong đó : Pz Là lực tiếp tuyến . Py Lực hướng kính , tác dụng vuông góc với trục chính của dao có xu hướng uốn trục dao tạo ra áp lực trên ổ trục chính . Px Có xu hướng tạo ra chuyển động dọc trục tạo ra áp lực trên ổ trục chính . 1 . Vật liệu trục chính ; Thép 45 tôi bề mặt đạt 48 ¸ 65 HRC 2 . Sơ đồ tính trục : Chọn sơ đồ 2bảng 21[1] gối trước là ổ bi con lăn 2 dãy kiểu 3182100 gối sau là 2 ổ bi đỡ chặn kiêủ 46000. Trục chính được sơ đồ hoá như hình vẽ : x RAy RA z P P r RA x P Px Pz C RCy RCz B A l1 l2 a 3. Lựa chọn các thông số cơ bản : Theo kết cấu ta chọn a = 125 (mm) Để thoả mãn chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ ta có : lsb = Sb + Sf = 400 (mm) Vậy : l2 = 50 (mm) l1 = 350 (mm) 4. Tính phản lực tác dụng lên ổ : Xét trong mặt phẳng thẳng đứng : Ta có phương trình cân bằng : RA z – Pr – RCz + Pz = 0 (1) Pz(l1+ l2 + a) - RCz(l1+ l2) + Pr. l1 = 0 (2) Từ (2) ta có : RCz = Þ RCz = 5503 (N) Từ (1) ta có : RA z = Pr - RCz – Pz 546,9 (N) Xét trong mặt phẳng ngang : RAy – P – RCy + Py = 0 (N) Py (l1+ l2 + a) - RCy (l1+ l2) + P l1 = 0 (4) Từ (4) ta có : RCy = Þ RCy = - 410 (N) từ (3) ta có : RAy = P – RCy – Py = 688 (N) Từ các phản lực đã xác định được ta nvẽ biểu đồ mo men . Từ biểu đồ momen ta thấy mặt cắt nguy hiểm là mặt cắt đi qua điểm C. Theo thuyết bền ứng suất tiếp cực đại ta có ; MtđC = MtđC = 630275,4 (N.mm) 5 . Tính sơ bộ đường kính trục : Dsb = Chọn b = Với thép 45 có [s] = 55 (N/mm2) Ta có : Dsb = Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục D = 60 (mm) 6 . Tính chọn ổ cho trục chính : x RA RC A B C PZ PX Do tải trọng tác dụng vào trục chính có đủ 3 thành phần lực trong đó thành phần lực hướng kính có xu hướng tạo ra áp lực trên ổ trục chính là chủ yếu . a) Các ổ trong gối a : ở gối a lắp 2 ổ đỡ chặn kiểu 46000 , vì tải trong phân bố không đều naên ta xem mhư có 0,6 lực hướng tâm tác dụng lên ổ trục chịu lực dọc trục : Xác định tải trọng tương đương : Q = 0,8 (0,6 Kv .R + m A) K’đ . Kt .Kn Vì vòng trong quay nên : Kv =1 . Kn là hệ số về nhiệt độ : Theo bảng 11 – 5 [4] ta có Kn = 1 . K’đ Là hệ số tải trọng K’đ = 0,5 (Kđ +1) Như ở phần bánh răng ta dã xác định được Kđ = 1,2 . Suy ra : Kđ’ = 0,5 (1,2 + 1) = 1,1 Phản lực tổng hợp : R = m là hệ số chuyển đổi . Theo bảng 11 – 3 [4] m = 0,7 . Tải trọng sơ bộ kể đến sức căng sơ bộ : A0 = k.R +0,5 A = 0,8 R + 0,5 A Vậy tải trọng hướng trục : A = 0,8 R + 1,5 PX = 0,8.878,89 + 0,5 . 838,4 = 1960 (N) Tải trọng tương đương : Q = 0,8 (0,6 .1 .878,89 + 0,7 .19690,71).1,2.1,1.1 = 2006,2 (N) Hay Q = 200,62 (daN) Xác định hệ số khả năng làm việc : C = Q (nh) 0,3 Trong đó : n = 553 (vg/ph) h =16000 (giờ) C = 200,62(553.16 .103) 0,3 = 24343 Theo bảng P2 [4] Ta chọn ổ : Có ký hiệu : 46114 d = 70 (mm) . D = 110 (mm) C = 57 .103 ngh = 6300 (vg/ph) b) Các ổ trong gối C : Trong gối C ta dùng kiểu 3182100 , ở đay sức căng sơ bộ không phải gây nên bằng tải trọng hướng trục , tải trọng hướng trục không tác dụng nên ổ: Tải trọng tương đương: Q = 0,8 R = 0,8 .5503,9 = 4403 (N) = 440,3 (daN) Hệ số khả năng làm việc : C = 440,3(553.16.103) 0,3 = 53432 7 . Chọn cấp chính xác cho ổ : Máy đang thiết kế có độ chính xác trung bình cho nên ta chọn cấp chính xác sơ bộ cho ổ như sau : ổ trước (Tại gối A) : Cấp chính xác A ổ sau (Tại gối B ) : Cấp chính xác A Theo bảng 22 – [1] ta có sai lệch mk là : A = 8 mk ; C = 8 mk Ta kiểm tra sự lựa chọn này theo biểu thức : D = 1,5 Trong đó : mA , mC Số ổ trong gối trước và gối sau . mA = 2 , mC =1 k = Theo bảng 20[1] : [D] = 10.mk D = 1,5 Ta lấy trường hợp xấu nhất ứng với dấu cộng trong biểu thức trên . D = 18,41 mk > [D] Như vậy cần chú ý lắp ổ đúng góc độ trên trục chính , khi lắp đúng ta có : D = 5,59 mk Đảm bảo trong giới hạn cho phép : [D] = 10 mk 8 . Tính độ cứng cho ổ : Theo đồ thị hình IV – 8 [1] ta có : ổ đỡ chặn loại 46000 với d = 60 (mm) có j A = 12 (kg/mk) ổ đỡ con lăn loại 3182100 Với d = 60 (mm) có jC = 100 (kg/mk) ổ cứng của 2ổ sau gồm 2 ổ được tính : jA = 12 + 12 = 24 (kg/mk) 9 . Kiểm tra trục chính theo độ cứng : A B C P r P jA jC PY PZ 400 125 Lực tác dụng lên trục chính được phân ra làm 2 thành phần nằm trong 2 mặt phẳng thẳng đứng và mặt phẳng nằm ngang đi qua tâm trục chính . a) Kiểm tra độ võng ở mút trục chính: Công thức tính : Trong đó : Q Lực hướng kính tác dụng lên trục chinh trong mặt phẳng đặt bánh răng . b) Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trước của trục chính : b = 125 +50 175 (mm) = 17,5 (cm) k = 3,2 jA = 24 .104 (kg/cm) jB = 100.104 (kg/cm) Đoạn giữa nhịp có dtb = 80 (mm) Theo bảng 18 [1] ta có : với x = 0,5 Þ J1 = (1 - x 4) =376,88 (cm3) Đoạn công xôn : D = 90 (mm) Þ J2 = (1 - x 4) = 604,69 (cm3) Do đó : J0 = J0k = Trong đó : E là mođul đàn hồicủa vật liệu . E = 2,1 .10 6 (kg/cm2) J1 ; J2 Là momen quán tính . J0 = J0k = Ta tiến hành tính các biểu thức : eP = Thay các giá trị tính được eP = 4,13.106 eP = Thay các giá trị tính được eP = 1,44.106 Vậy công thức tính độ võng được viết gọn thành : y = P.eP + Q. eP = 4,13 .106 .P + 1,44.106 .Q Xét trong mặt phẳng thẳng đứng : yZ = PZ . eP + QZ .eP = 4192.4,13.106 + 1,44.106 .765 yZ = 16,2 .10 –3 (cm) Xét trong mặt phẳng nằm ngang : yY = PY . eP + QY .eP = 1257.4,13.106 + 2355.1,44.106 yY = 1,8 .10 –3 (cm) Độ võng tổng hợp : y = yZ + yY = (16,2 .10 –3)2 + (1,8.10 -3)2 = 2,45 .10 –4 (mm) y = 2,45 (mm) Nếu lấy [y] = 1.10-4 .l = 1.10 –4 .40 = 40 (mm) Vậy : y = 2,45 (mm) < [y] = 40 (mm) c) Kiểm tra góc xoay tại gối ổ trước : Công thức tính : qC = Sau khi rút gọn ta được : qC = (2,1.P – 0,95 .Q) .10 –7 (Rad) Xét trong mặtphẳng ngang : qC = (2,1.1257 – 0,95 .2355) .10 –7 =1017,75.10 -7 (Rad) Xét trong mặt phẳng thẳng đứng ; qC = (2,1.4192 – 0,95 .765,18) .10 –7 =8077.10 -7 (Rad) Độ võng tổng cộng tại gối trước : q = Vậy ta thấy q < [q] Vây trục đã đảm bảo điều kiện chống xoay . B . HỘP CHẠY DAO : I . Tính toán các bộ truyền từ trục II sang trục III : Trong phần động học của hộp chạy dao tra đã xác định được truyền dẫn từ trục II sang trục III là cặp bánh răng 35/78. -) Các thông số : +) Công suất truyền : N = 0.58 (kw) +) Số vòng quay : n = 667.7 (v/f) +) Tỷ số truyền : i = 35/78 = 1/2 +) Thời gian phục vụ : T = 14400 giờ