Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng H=200 ; Z=22 ;  = 1,26 ; nmax= 1600 (v/ph) Cắt được ren quốc tế, mô đun, Anh, Pít

uyền nên chọn trong giới hạn: imin£ i £ imax ; imin= 1/4 ; imax= 2 ; Þ 1/4 £ i < 2 vậy ta dùng cấu trúc nhân phức tạp để đảm bảo truyền dẫn ở tốc độ cao, mặt khác do máy có nhiều cấp tốc độ nên ta tách làm 2 đường truyền: + Đường truyền có tốc độ cao: Z1=2´3´2 + Đường truyền có tốc độ chậm: Z2=2´3´2´1´1 phương án thứ tự hợp lý nhất sẽ là : x1<x2<x3<. . . < xn và jx(p-1) < 8 (với xi=x1, x2 , x3 , . . . xn ) p - là số bộ truyền trong mỗi nhóm. -Với đường truyền tốc độ cao : Z1= 2´3´2 Trật tự động học là : kiểm tra lại lượng mở của nhóm truyền đảm bảo trị số truyền 1/4£ i £ 2 Nhóm I : jx(p-1)= 1,261(2-1) = 1,26 < 8 Nhóm II : jx(p-1)= 1,262(3-1) = 2,56 < 8 Nhóm III : jx(p-1)= 1,266(2-1) = 4 < 8 - Đường truyền tốc độ thấp trật tự hợp lý là Vậy ta được phương án Z = 24 . Với yêu cầu thiết kế là Z = 22 ta thấy tăng lên 2 cấp tốc độ để đảm bảo yêu cầu thiết kế ta làm trùng 2 tốc độ, ở đường truyền tốc độ cao do đó tiến hành giảm đặc tính của nhóm truyền cuối cùng từ x = 6 xuống x = 4. Do đó: Vậy ta có phương án động học của hộp tốc độ là: Zn = 2´3(2+2´1´1) = 22 = Z1 + Z2 4. Lưới cấu trúc. - Từ phương án kết cấu biểu diễn lưới cấu trúc theo nguyên tắc đối xứng cho ta biết: + Số lượng nhóm truyền. + Số lượng bộ truyền mỗi nhóm. + Thứ tự thay đổi động học, đặc tính x và mối liên hệ tỷ số truyền mỗi nhóm. + Phạm vi điều chỉnh của các nhóm truyền và bộ truyền dẫn. + Số cấp tốc độ của trục dẫn và bị dẫn của mỗi nhóm truyền. Tuy nhiên thông qua lưới cấu trúc này ta không thể xác định cụ thể gía trị của các đại lượng vì vậy mà qua đó chỉ đánh giá sơ bộ truyền dẫn, trong quá trình lựa chọn phương án truyền dẫn để khắc phục nhược điểm này, ta đi xây dựng đồ thị vòng quay của máy. Ta có sơ đồ lưới cấu trúc truyền động như hình vẽ (5) 5.Đồ thị vòng quay. Muốn xây dựng được đồ thị vòng quay ta phải xác định được số vòng quay của trục dẫn n0 , mục đính là tạo ra tỷ số truyền giảm dần về phía trục chính nên ta chọn điểm đầu vào bắt đầu từ trục I. Số vòng quay n0 của trục I xác định như sau: Từ động cơ có n = 1460(v/ph) qua bộ truyền đai f 148/ f 268 có tỷ số truyền là 1,86 do đó tốc độ rơi trên trục I sẽ còn lại là ta lấy đây làm điểm n0. Chọn các tỉ số truyền : Trong mỗi nhóm chỉ cần một tỉ số truyền có độ dốc của tia tuỳ ý và phải đảm bảo điều kiện tỉ số truyền 1/4 < i < 2. Mặt khác các tỉ số truyền được tiêu chuẩn hoá để thuận tiện trong việc tính toán thiết kế, chúng phụ thuộc số bộ truyền p, đặc tính x, của nhóm và công bội j của chuỗi vòng quay vòng quay nó có dạng: i =jE (E: nguyên và E > 0, E<0) Do vậy với j =1,26 ta có điều kiện chọn tỉ số truyền như sau : * Xích truyền động nhanh: Z1 = 21 I´ 32II ´ 24III ta chọn tỉ số truyền như sau: + Nhóm I : chọn i1= j1 =1,26 = + Nhóm II : chọn i5 = = = + Nhóm III : chọn i11 = = = * Xích truyền động chậm: Z2 = 21I´32II´26III´1´1´1 + Nhóm I : chọn i1= j1 =1,26 = + Nhóm II : chọn i5 = = = + Nhóm III : chọn i7 = = = * Tỉ số truyền của đường truyền đơn : i8 = = = i9 = = = Trong cả hai xích truyền động trên thì các tỉ số truyền từ i1¸ i5 là dùng chung cho cả hai xích. Vẽ đồ thị vòng quay như hình vẽ: Dựa vào tốc độ vòng quay ở trục I như đã chọn n0 = 800 (v/ph) và các tỷ số truyền còn lại trong các nhóm ( Xác định bằng phương pháp đồ giải theo lưới cấu trúc) Số cấp tốc độ chung cho cả truyền dẫn Z = 22 (từ n1=12,5 (v/ph) đến n22= 1600(v/ph)) Số cấp tốc độ trùng Z = 2 ( n17 = 500 v/ph và n8=630 v/ph ) - Đồ thị vòng quay cho phương án: Đồ thị vòng quay được vẽ như ở hình 6 III. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC BÁNH RĂNG. 1. Phương án tính. Cơ sở để tính toán động học bánh răng là xác định số răng Z của các bánh răng sao cho đảm bảo tỉ số truyền đã chọn. Trong một nhóm truyền để các bánh răng ăn khớp được thì các bánh răng phải có cùng modul với nhau, trong những nhóm truyền có lượng mở lớn do chịu lực cắt của bánh răng khác nhau nhiều giữa các bộ truyền, nên có thể sử dụng những giá trị modul khác nhau cho một nhóm truyền. Trong hộp tốc độ khi ta thay đổi tốc độ của trục chính sử dụng khối bánh răng di trượt thì dùng bánh răng thẳng. Có thể tính số răng của từng nhóm bằng nhiều phương án như : Phương án giải tích, tra bảng hay tính gần đúng. Tính số răng của các bánh răng thẳng trong một nhóm truyền có cùng môdul. Zj = .E.K ; Zj' = .E.K Trong đó: Zj và Z/j là số răng của các bánh dẫn và bị dẫn của cặp thứ j trong nhóm. Sz- tổng số răng của bộ truyền. Sz= E.K ij - tỉ số truyền của bộ truyền thứ j . aj , bj là các số nguyên đơn giản. Để cơ cấu nhỏ gọn trong truyền dẫn chính người ta giớ hạn Sz £ 100 ¸ 120 răng. Để khỏi bị cắt chân răng số răng tối thiểu của bánh răng Zmin =18 ¸ 20 răng. đôi khi lấy Zmin =14 răng. E là những số nguyên dương và để các Zj và Zj' bằng hoặc lớn hơn Zmin cho phép . Vì vậy cần phải tính Emin cho từng trường hợp cụ thể. + Nếu bánh răng nhỏ nhất Zminlà bánh răng chủ động ( ij < 1 ) thì: Zj = .Emin.K zmin Vậy : Emin = + Nếu bánh răng nhỏ Zmin đóng vai trò bị động ( ij > 1 ) thì Zj' = .E’min .K > Zmin Và E’min Các trị số Emin và E’min tính ra thường là số lẻ cần phải quy tròn lên phía trên Nếu số răng của các bánh răng tính ra có Sz > Sz max cần phải điều chỉnh lại, bằng cách giảm bớt trị số K và chịu sai số tỉ số truyền (). Có hai phương pháp để giảm trị số K: + Phân tích lại tỉ số truyền có làm cho K lớn, sau đó tính lại K và Emin ,chọn lại E , tính lại Zj và Zj' . + bỏ bớt thừa số của K rồi tính lại như trên song lúc này Zj và Zj' tính ra thường bị lẻ ,sau khi quy tròn thì khoảng cách trục A của các bộ truyền này sẽ bị thay đổi, do đó phải dịch chỉnh các cặp bánh răng. * Tính số răng của các bánh răng thẳng trong cùng một nhóm truyền có modul khác nhau. Trong trường hợp này : Và : Zj = ; Zj’ = Vì 2A = const nên các Zj và Zj’ khi tính ra có thể là số lẻ , ta phải quy tròn và dịch chỉnh bánh răng. Số răng của các bánh răng chỉ nguyên khi : 2A = E. mj () Do đó 2A sẽ là bội số chung nhỏ nhất của các mj (). Nếu bội số chung nhỏ nhất này quá lớn thì lấy bội số chung nhỏ nhất của các mj . Sau khi nhân bội số chung nhỏ nhất này với một số nguyên ta lấy kết quả làm 2A . là số nguyên , nhưng số răng Zj = ; Zj’= có thể là số lẻ phải quy tròn và dịch chỉnh răng nếu cần thiết . 2. Tính số răng cho phép các cấu trúc truyền dẫn a. Tính toán nhóm truyền I (chung cho cả hai xích truyền động chậm và nhanh. Nhóm có hai tỉ số truyền là : ® ® Bội số chung nhỏ nhất K = 2.32.5 = 90 Ta thấy i > 1 nên bánh nhỏ đóng vai trò bị động ta có : mặt khác thấy i2 có độ nghiêng lớn hơn và là tăng tốc nên và Zmin= 18 ( răng ) thay số được : vậy chọn Þ số răng của các bánh răng là : ( răng ) ; (răng ) (răng ) ; ( răng ) vậy số răng là Z1 = 51 ( răng ) ; Z1’ = 39 ( răng ) Z2 =56 ( răng ) ; Z2’ = 34 ( răng ) b .Tính toán cho nhóm truyền II ( chung cho cả 2 xích truyền động chậm và nhanh ) Nhóm có 3 tỉ số truyền : ® ® ® vậy BSCNN, K = 76 Ta thấy i < 1 nên bánh nhỏ đóng vai trò chủ động ta có : mặt khác thấy i5 có độ nghiêng lớn hơn và là giảm tốc nên và Zmin= 18 ( răng ) thay số được : < 1vậy chọn Þ số răng của các bánh răng là : (răng) ; (răng) (răng) ; (răng) (răng) ; (răng) vậy số răng của các bánh răng là : Z3 = 29 ( răng ) ; Z4 = 21 ( răng ) ; Z5 = 38 ( răng ) Z3’= 47 ( răng ) ; Z4’= 55 ( răng ) ; Z5’= 38 ( răng ) c . Tính toán cho nhóm truyền III ( Đường truyền nhanh ). Nhóm có hai tỉ số truyền là : > 1 < 1 Vì hai tỉ số truyền quá chênh lệch để tránh bộ truyền có kích thước lớn ta dùng bộ truyền có modul khác nhau. Tỉ số truyền : i10 có m10 = 2,5 ; i11 có m11 = 3 Phương án này sẽ có một tốc độ cao và một tốc độ thấp, điều kiện để nhóm truyền làm việc được là: có : do đó có : chọn (răng) (răng) Chọn SZ10 = SZ11 = 90 = 108 (răng) ® Z10 = 60 (răng) ; Z10/ = 48 (răng) vậy số răng của bánh răng là: Z11 = 30 (răng) ; Z11' = 60 (răng) Z10 = 60 (răng) ; Z10/ = 48 (răng) d . Tính toán cho nhóm truyền III ( đường truyền chậm) nhóm có 2 tỉ số truyền : Vì hai tỉ số truyền quá chênh lệch để tránh bộ truyền có kích thước lớn ta dùng bộ truyền có modul khác nhau. Tỉ số truyền : i6 có m6 = 2,5: i7 có m7 = 3 từ điều kiện lắp có cùng khoảng cách trục A = const từ hệ thức trên ta có : mặt khác có chọn Þ Z7 = 15 (răng) ; Z7/ = 60 (răng) mà : chọn : Z9 = Z9/ = 45 (răng) e . Tính toán cho đường truyền đơn : Nhóm có tỉ số truyền : Chọn Z8 = 18 (răng) ; Z8/ =72 (răng) Vậy có : f . Nhóm truyền đơn có tỷ số truyền: chọn : Z9 = 30 ; z9/ =60 vậy được 3. Tính toán động học bộ truyền đai Bộ truyền đai thường để truyền chuyển động từ động cơ đến hộp tốc độ ( trục công tác). Nó có ưu điểm là truyền động giữa hai trục xa nhau, có khả năng phòng quá tải, kết cấu đơn giản, rẻ tiền. Có nhược điểm là cồng kềnh, gây trượt khi truyền động . . . Chọn kiểu đai có thiết diện E = 138 mm2 Đường kính bánh nhỏ : D1 = 140 ¸ 280 . Chọn D1 = 145 mm Đường kính bánh lớn : D2 = D1(1- x)i = D1(1- x) Trong đó : x = 0,02 thay số được Kiểm tra đai theo điều kiện thoả mãn 4. Kiểm tra sai số vòng quay và điều kiện làm việc. Trong quá trình tính toán số răng của các bánh răng do phân tích . Mặt khác khi tính toán Zj và Zj/ cũng có những sai số, nếu số vòng quay của trục cuối ( trục chính) có thể có những sai lệch so với số vòng quay tiêu chuẩn. Vì vậy phải kiểm tra sai số vòng quay của trục chính. Để kiểm tra trước hết phải tính số vòng quay thực tế ntt của trục cuối cùng ( trục chính) từ n1 ¸ nZ bằng cách viết phương trình xích động: (v/ph) nj là tốc độ thứ j ( j = 1¸22) nđ/c là tốc độ của động cơ (v/ph) ivj là tỉ số truyền của hộp tốc độ từ động cơ đến trục chính hd là hệ số trượt của đai. Sai số vòng quay tính theo biểu thức: ntt là số vòng quay thực tế của trục cuối (v/ph) nt/c là số vòng quay tiêu chuẩn lấy theo bảng. Sai số Dn phải làm trong phạm vi cho phép Sau khi tính toán và kiểm tra ta có bảng sai số vòng quay như sau: STT PHƯƠNG TRÌNH XÍCH ĐỘNG ntt nt/c Dn% n1 12,41 12,5 - 0,72 n2 15,92 16 - 0,5 n3 19,62 20 - 1,9 n4 24,71 25 - 1,16 n5 31,79 31,5 0,92 n6 40,05 40 0,125 n7 49,56 50 - 0,88 n8 62,16 63 - 1,33 n9 78,47 80 - 1,913 n10 98,84 100 - 1,16 n11 127,18 125 1,744 n12 160,19 160 0,119 n13 199,25 200 - 0,375 n14 246,66 250 - 1,336 n15 314 315 - 0,317 n16 395,3 400 - 1,175 n17 508,7 500 1,74 n18 640,7 630 0,169 n19 784,76 800 - 1,905 n20 988,42 1000 - 1,158 n21 1271,8 1250 1,744 n22 1602 1600 0,125 5 . Kiểm tra điều kiện di trượt của khối bánh răng 3 bậc : Hộp tốc độ của máy thiết kế có một nhóm truyền gồm 3 cấp tốc độ ở nhóm truyền II. Dovậy ta bố trí 3 cấp tốc độ đó trên một cặp bánh răng di trượt ba bậc và bố trí chung ở hai trục II và III. Khối bánh răng 3bậc có bánh lớn ở giữa, bánh bé ở hai bên. Để di trượt được thì đỉnh của các bánh bên không nhô ra quá vòng chân của bánh răng giữa một trị số lớn hơn khe hở của đỉnh răng C = 0,25.m Trong đó: m –là môđuyn của răng Điều kiện di trượt: Da1 < Dc5 Û Dc1 + 2mfo < Dc5 + 2m.(fo + Co) Û m.Z1 + 2mfo < m.Z5 + 2m (fo + C0) Û Z5 – Z1 > 2fo + 2 (fo + C0). Với : fo –là hệ số chiều cao răng, fo = 1 Co –là hệ số khe hở chân răng, Co = 0.25 0,35 Chọn Co = 0,35 Þ Z5 - Z1 > 5. Ta đã có: Z5 = 55 , Z1 = 47 Þ Z5 - Z1 = 55 – 47 =8 > 5 Do vậy thoả mãn điều kiện di trượt của khối bánh răng 3 bậc. B. THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO I. NHỮNG LỰA CHỌN CHUNG 1.Chọn đặc tính chạy dao. So với hộp tốc đô hộp chạy dao có đặc điểm sau đây: + Công suất truyền bé, thường chỉ bằng từ 5 ¸ 10% công suất truyền động chính. +Tốc độ làm việc thấp hơn so với hộp tốc độ . Do hai nguyên nhân trên trong hộp chạy dao có thể dùng các cơ cấu giảm tốc nhiều và hiệu suất thấp như vít me- đai ốc, trục vít- bánh vít, bánh răng thanh răng . Theo yêu cầu cần thiết kế thì máy phải cắt được các loại ren ( Quốc tế, modul, ren Anh, ren pít ) do đó hộp chạy dao phải đảm bảo tỉ số truyền chính xác để cắt được phôi chính xác . Đặc trưng của máy là dùng để gia công các chi tiết máy và gia công ren đã được tiêu chuẩn hoá . Như vậy nếu tỉ số truyền thực tế của hộp chạy dao mà có sai số so với tính toán thì nó sẽ ảnh hưởng trực tiếp tới độ chính xác của hộp xe dao . 2.Chọn cơ cấu điều chỉnh . Trong máy tiện ren vít dùng cơ cấu Noóc tông làm nhóm cơ sở bảo đảm tỉ số truyền chính xác, đơn giản hệ thống điều khiển nhưng phải chú ý tới các biện pháp kết cấu để làm tăng độ cứng vững. Để làm nhóm cơ sở của máy tiện ren vít cũng có thể dùng nhóm bánh răng di trượt , lúc này độ cứng vững khá cao như tính toán nó để bảo đảm tỉ số truyền chính xác có khó khăn hơn và hệ thống điều khiển cần nhiều càng gạt . Để dùng làm nhóm khuếch đại của máy tiện ren vít có thể dùng bánh răng di trượt cơ cấu Meanđra, ưu điểm là điều khiển bằng một tay gạt , chiều dài bé, xong lắp đặt khó khăn, hiệu suất thấp nên người ta ít dùng hơn loại bánh răng di trượt Cơ cấu then kéo có ưu điểm là gọn, điều khiển đơn giản song độ cứng vững kém , khả năng truyền tải kém . Cơ cấu bánh răng thay thế được sử dụng nhiều trong các hộp chạy dao của các máy chuyên môn hoá dùng trong sản xuất hàng loạt và hàng khối Qua phân tích trên ta lựa chọn nhóm bánh răng di trượt cho nhóm cơ sở và khuyếch đại cho máy tiện ren vít cần thiết kế vì nó có các ưu nhược điểm sau: + Ưu điểm : Có độ cứng vững cao, công suất truyền dẫn lớn, hiệu suất truyền dẫn cao, chế tạo đơn giản . + Nhược điểm : Kích thước hướng trục lớn, kích thước đường kính trục lớn Với ưu điểm đó ta chọn cơ cấu điều chỉnh của hộp chạy dao là cơ cấu bánh răng di trượt khi thay đổi loại ren ta thay đổi bánh răng thay thế . Để giảm bớt số lượng bánh răng thay thế ta dùng biện pháp đảo hướng truyền trong nhóm cơ sở để tiên ren mét sang ren Anh. II. THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO. Hộp chạy dao có hai công dụng là chạy dao tiện ren và chạy dao tiện trơn. Nhưng khi thiết kế ta chủ yếu thiết kế cho chạy dao tiện ren ( Ren tiêu chuẩn ). Nhìn chung các bước tiện trơn khá dày đặc vì vậy để chạy dao tiện ren ta dùng cơ cấu vít me-đai ốc, còn để chạy dao tiện trơn ta dùng cơ cấu bánh răng thanh răng. Nếu gọi : tvm : là bước của vít me t : là bước ren cần cắt i : là tỉ số truyền giữa trục chính và trục vít me Vậy ta có phương trình cắt ren là : 1vtc ´ i ´ tvm = t (mm) Þ Theo công thức cơ bản để thiết kế hộp chạy dao là : i = icđ ´ ics ´ igb = Trong đó : icđ : Là tỉ số truyền cố định bù vào xích động ics : Là tỉ số truyền của nhóm cơ sở igb : Là tỉ số truyền của nhóm gấp bội + Các bước tiến hành tính toán : Xếp bảng ren. Thiết kế nhóm cơ sở. Thiết kế nhóm gấp bội. Thiết kế nhóm bù. Kiểm tra lại bước ren theo yêu cầu. Theo yêu cầu kĩ thuật thì máy thiết kế ra phải cắt được các loại ren: Ren quốc tế, ren modul, ren Anh, ren pít. Ren quốc tế và ren modul gọi là ren hệ mét . + Ren quốc tế được đặc trưng bằng chiều dài bước ren t (mm), góc ở đỉnh ren. a = 60o nó được dùng để kẹp chặt. + Ren modul được đo bằng số modul m, nó được dùng làm ren của trục vít + Ren Anh và ren pít được gọi là ren hệ Anh Ren Anh được đo bằng số vòng ren (n) trên một tấc Anh (1 inse = 25,4mm) loại này dùng để kẹp chặt góc ở đỉnh a = 55o. Ren pít (p) nó được đo bằng số modul trong một tấc Anh nó được dùng để truyền động . Các công thức để tính bước ren của các loại ren tiêu chuẩn: Loại ren Số đo Bước ren (mm) Ren quốc tế t t Ren modul m t = p. m Ren Anh n Ren pít p Chọn theo máy có trước 16K20 được : Ren quốc tế : t = 0,5 ¸ 112 Ren modul : m = 0,5 ¸ 112 Ren Anh : n = 56 ¸ 0,25 Ren Pít P = 56 ¸ 0,25 Thông thường người ta tiêu chuẩn hoá ren theo cấp bội là 2, nghĩa là nếu có một bước ren t thì có một bước ren tiêu chuẩn là 2t còn các bước ren thiết kế là như nhau, có tính chất rời rạc theo cấp số cộng với công sai nào đó. Vậy truyền dẫn chạy dao của máy tiện cần có các nhóm cơ bản sau: - Nhóm cơ sở: Nhóm này đặc trưng cho tính chất các bước ren tiêu chuẩn liên tiếp nhau phân bố theo cấp số cộng. - Nhóm gấp bội: Nhóm này đặc trưng cho tính chất các bước ren tiêu chuẩn gấp đôi nhau, vì vậy tỉ số truyền của nhóm này tuân theo cấp số nhân với công bội j =2 trị số cụ thể phụ thuộc vào việc chọn tỉ số truyền cơ sở . - Nhóm bù: là nhóm dùng để điều khiển lại đường truyền tức là bù lại sai số của đường truyền khi cắt các loại ren khác nhau. - Nhóm đảo chiều: Là nhóm dùng để cắt ren phải và ren trái . Trong thực tế để cắt được các bước ren khác nhau trên cùng một máy thì người ta cần dùng thêm bộ truyền bánh răng thay thế. Khi cắt ren bước lớn thì dùng thêm bộ truyền bánh răng thay thế và dùng thêm nhóm truyền khuếch đại. Như vậy phương trình cắt ren tương ứng là: + Ren quốc tế : 1vtc ´ ( itt )t ´ icđ ´ ics ´ igb ´ tvm = t + Ren modul: 1vtc ´ itt ´ icđ ´ ics ´ igb ´ tvm = p.m + Ren Anh: 1vtc ´ ( itt )t ´ ( icđ)A ´´ igb ´ tvm = + Ren pít: 1vtc ´ ( itt )t ´ ( icđ)A ´´ igb ´ tvm = Từ các phương trìng trên ta thấy: + Trị số của ren luôn tỉ lệ với ics + Các loại ren trong cùng một hệ thì sử dụng một tỉ số truyền cố định (i cđ ) + Ren modul và ren pít dùng chung một itt + Ren quốc tế và ren Anh dùng chung một ( itt )t    1.Xếp bảng ren. *Với các bước ren như yêu cầu của máy đề ra ta tiến hành sắp xếp thành bảng gồm các hàng và cột sao cho: + Các bước ren theo hàng tạo thành cấp số nhân có công bội j = 2. + Các bước ren theo cột tạo thành cấp số cộng với công sai nào đó . * Có hai kiểu bố trí xích truyền để cắt các loại ren : + Không đổi hướng đường truyền trong nhóm cơ sở khi đổi hệ ren. + Có đổi hướng truyền trong nhóm cở khi đổi hệ ren. Để tiết kiệm bánh răng và kích thước máy ta dùng một nhóm cơ sở trong các xích cắt ren khác nhau tức là ta chọn phương án có đổi đường truyền trong nhóm cơ sở khi đổi hệ ren. * sắp xếp bảng ren theo nguyên tắc sau: Với ren quốc tế và ren modul gía trị của t,m được sắp xếp theo tỉ lệ thuận với ics và igb. Với ren Anh và ren pít giá trị chỉ số của n,p tỉ lệ thuận với ics và igb. Vì trong nhóm cơ sở có đổi đường truyền khi chuyển từ từ ren hệ mét sang ren hệ Anh, thì ren hệ mét có bước ren tmin đặt ở ( 1,1 ) còn ren hệ Anh có trị số nmin đặt ở (1,n). Vậy có sơ đồ xếp ren theo bảng : Đổi đường truyền trong nhóm cơ sở Hệ mét Hệ Anh (1,1) (1,n) *Khi sắp xếp bảng ren cần chú ý : +Số hàng không lớn hơn 10. +Số cột không lớn hơn 4. a.Bảng ren quốc tế và ren modul. Ren tiêu chuẩn Ren khuyếch đại 0,5 1 2 4 8 16 32 64 _ 1,25 2,5 5 10 20 40 80 0,75 1,5 3 6 12 24 48 96 _ 1,75 3,5 7 14 28 56 112 b. Bảng ren Anh và ren Pit. Ren tiêu chuẩn Ren khuyếch đại 32 16 8 4 2 1 0,5 0,25 40 20 10 5 2,5 1,25 _ _ 48 24 12 6 3 1,5 0.75 _ 56 28 14 7 3,5 1,75 _ _ 2. Thiết kế nhóm cơ sở. Trong nhóm cơ sở ta dùng khối bánh răng di trượt đảm bảo thực hiện đúng tỷ số truyền của nhóm , ta dự định nhóm gồm hai trục mỗi trục chứa nhiều nhất 4 bánh răng và nhóm dùng bánh răng di trượt có kích thước hướng trục lớn để bộ truyền nhỏ gọn hợp lý tạo điều kiện giảm tối thiểu số lượng bánh răng ta dùng chung một vài bánh răng chọn các gia trị modul khác nhau và dịch chỉnh để sao cho một bánh răng có thể ăn khớp với nhiều bánh răng mà bộ truyền vẫn hợp lý. a. Xác định tỷ số truyền. Dựa vào phương trình điều chỉnh nhóm cơ sở: iCS1 : iCS2 : iCS3 : iCS4 = tCS1 : tCS2 : tCS3 : tCS4 chọn cột số (4) làm cột cơ sở ( vì nó có bước ren liên tiếp nhau) . Chọn iCS2 = 1 ta có : iCS1 =4/5 ; iCS2 = 5/5 ; iCS3 = 6/5 ; iCS4 = 7/5 Trong nhóm cơ sở sử dụng dịch chỉnh răng để đảm bảo khoảng cách trục . Tuy nhiên muốn đảm bảo tỉ số truyền hoàn toàn đúng với iCS ta có thể dùng nhiều loại modul khác nhau để tạo ra nhiều số răng khác nhau sau đó ta chọn số răng thính hợp. b. Xác định số răng trong một nhóm cơ sở. Vì tỷ số truyền của hộp chạy dao yêu cầu phải chính xác nên ở đây ta không thể dùng cách tính BSCNN như đã tính số răng của hộp tốc độ. Ơ đây ta dùng các cặp bánh răng thẳng môdul khác nhau. Chọn khoảng cách trục A= 63 (mm) vậy có SZ = 2A/m (1) Chọn modul (mm) . thay lần lượt các giá trị m1 = 1,5 ; m2 = 1,75 ; m3 =2 ; m4 = 2,25 vào phương trình (1) được: với m1 = 1,5 Þ Sz = 84 m2 = 1,75 Þ Sz = 72 m3 =2 Þ Sz = 63 m4 = 2,25 Þ Sz = 56 Tính toán các giá trị khác tương tự. Vậy ta lập được như sau: Sz m ics 4/5 5/5 6/5 7/5 84 1,5 _ _ _ _ 72 1,75 32/40 36/36 _ 42/30 63 2 28/35 _ _ _ 56 2,25 _ 28/28 30/25 _ Từ bảng trên ta chọn những cặp có cùng modul và chung tử số và mẫu số để ghép thành đôi sao cho đôi đó có ít nhất 3 bánh răng lại tạo được các tỉ số truyền khác nhau. Vậy ta có các cặp sau : ; ; Ngoài ra ta còn thiết kế thêm các li hợp bảo đảm tỉ số truyền i = 1 (chọn tuỳ ý sao cho thích hợp nhất). 3. Thiết kế nhóm truyền gấp bội. Nhóm gấp bội tạo ra 4 tỉ số truyền có công bội j = 2. Như đã biết trị số của nhóm gấp bội phụ thuộc vào việc nhóm truyền tỉ số truyền của nhóm cơ sở do đó việc tính toán nhóm gấp bội phải phù hợp với khoảng cách trục. a. Chọn phương án kết cấu và động học. Ta có phương án bố trí truyền dẫn Z = 4, vì hộp chạy dao đặt phía trước của máy nên kích thước ngang của hộp càng bé càng tốt. Ta đã cho tâm trục của hai nhóm trùng nhau, để nâng cao tính công nghệ của hộp để giảm kích thước của hộp ta dùng phương án kết cấu : Z = 2 ´ 2 phương án động học : Z = 21I ´ 22II Vì khoảng cách trục phụ thuộc vào ics nên để tránh sự chênh lệch quá lớn giữa hai cặp bánh răng ta phải có tỉ số truyền thay đổi từ từ. Theo phương án này ta chọn : igb max= 1 igb min=1/8 Do vậy : Suy ra vẽ được lưới cấu trúc và đồ thị vòng quay là: Tham khảo máy có trước 16k20 có : ; ; b. Tính số răng của các bánh răng trong nhóm. + Số răng của nhóm thứ nhất Þ Þ Có BSCNN : K =63 Có Chọn Emin = 1 Þ (răng) (răng) (răng) (răng) Số răng của nhóm thứ II tính tương tự như đối với nhóm I vậy có : Z3 = 35 (răng) ; Z4 = 15 (răng) Z3/ = 28 (răng) ; Z4/ = 48 (răng) So sánh số răng Z1/ và Z2/ với Z3 và Z3/ ta thấy: Z1/ = Z3 =35 . Ta lấy cặp bánh răng này dùng chung cho hai bộ truyền nên. 4. Thiết kế nhóm bù. Nhóm bù gồm các khâu cố định do các bộ truyền đơn, bánh răng thay thế và nhóm đảo chiều tạo ra, trên cơ sở thiết kế nhóm bù là phương trình liên kết động học. 1VTC ´ ib ´ iCS ´ igb ´ tvm = t Trong đó: + ib : tỉ số truyền của nhóm bù + iCS : tỉ số truyền của nhóm cơ sở + igb : tỉ số truyền của nhóm gấp bội + tvm : bước vít me + t : bước ren cần cắt từ phương trình trên ta có: Þ Khi tiện ren trong cùng bảng thì ip = const, do vậy để tính ib ta chọn trước một bước ren nào đó trong bảng để cắt thử. Khi này thì icsi và igbi và tvm đã được xác định. Vì đường truyền khi tiện ren hệ mét khác với đường truyền khi tiện ren hệ Anh nên. (cắt ren quốc tế) (cắt ren môdul) (cắt ren Anh) (cắt ren Pit) Ta thấy có bốn tỉ số truyền ib khác nhau khi tiện 4 loại ren khác nhau. Lúc này công thức kết cấu của nhóm bù là : Zb = Ztt ´ Zcđ Trong đó : Ztt : tỉ số truyền khâu thay thế Zcđ : tỉ số truyền khâu cố định Như vậy ta bố trí sơ đồ của xính chạy dao như sau: Khi cắt chính xác ta đóng các li hợp M1 và M4. itt1 dùng để tiện ren quốc tế và ren Anh. itt2 dùng để tiện ren modul và ren Pit ( nó dùng để khử số p trong công thức tính toán) Để tính ta có công thức : Ta cắt thử ren nào đó. + giả sử ta cắt thử ren quốc tế có t = 4(mm) có tvm =12 ; tra bảng ren quốc tế ta được : igb =1 ; ics =28/35 vậy được: Tham khảo máy có trước 16K20 chọn : Þ Þ Þ + Khi cắt ren Anh theo đường truyền khác nếu phải tính lại các giá trị icdA như sau cắt thứ ren Anh với: n = 8Þ Tra bảng ren Anh tìm được : ; vậy có : Hai giá trị trên khi cắt ren quốc tế và ren Anh thấy có cặp 30/40 có thể dùng chung được. Nên ta dùng chung cặp này. Tính ib khi cắt ren Pit và ren modul quốc tế nhưng chỉ thay đổi itt . Cắt thử ren modul có m=4 (mm) Tra bảng có : ; igb = 1 ; Có : + Khi cắt ren Pít đường truyền tương tự như ren Anh va có: Như vậy ta tính được các giá trị itt , icđ của nhóm bù, các số răng Z chọn trên cơ sở phù hợp với tiêu chuẩn chung và thích hợp với máy thiết kế. 5. Kiểm tra sai số bước ren. Trong khi tính toán có một số bánh răng chọn số răng gần đúng nếu xuất hiện các sai số bước ren do đó phải kiểm tra sai số bước ren bằng cách cắt thử các ren rồi sau đó đem so sánh với bước ren cắt được với bước ren tiêu chuẩn. a. Cắt ren quốc tế. Cắt thử ren với bước ren t = 5 (mm) Với : tvm= 6 ; ics=5/5 ; igb= 1 ; icđ = 30/45=2/3 Phương trình cắt ren: 1VTC´ icđ´ ics´ igb´ itt1´tvm = t Thay số được: không có sai số : b. Cắt thử ren modul. cắt thử ren với: m =5 (mm) ; igb=1 ; ics=1 ; ; tvm =12 phương trình cắt ren: 1VTC´icđ´ics´igb´itt2´tvm= mp thay số được: có : t = m.p = 5.3.14 = 15,70726 Sai số bước ren: Dt = 0,0002 Trường hợp này sai số không đáng kể có thể chấp nhận được. c. Cắt ren Anh. Cắt thử với n = 5 Þ t = 25,4/5 = 5,08 (mm) Có tvm = 12 ; ics =5/5 ; igb = 1 ; itt1 = 40/64 = 5/8 phương trình cắt ren là: thay số được: vậy sai số bước ren là : Dt = 5,0802139 – 5,08 = 0,0002139 (mm) Sai số có thể chấp nhận được. d. Cắt thử ren Pit. Cắt thử với p =5 Þ Có : ics = 5/5 = 1 ; igb = 1 ; tvm =12 ; phương trình cắt ren : thay số : vậy sai số bước ren là : Dt = 15,95975875 – 15,95929068 = 0,000461947 có sai số bước ren. Thành lập sơ đồ động hộp chạy dao như hình vẽ: hình 7 C. THIẾT KẾ HỘP XE DAO. Trong hộp xe dao chỉ chứa những bộ truyền đơn vị, vậy quy luật phân bố lượng chạy dao S cũng như quy luật phân bố bước ren. Lúc đó chúng ta dùng hộp chạy dao vừa tiện ren vừa tiện trơn. Vì vậy phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao và bước ren phải giống nhau ; Rs=Rt Dựa theo máy có trước 16K20 ta có: Sd = ( 0,05 ¸ 2,8 ) (mm) Căn cứ vào đó ta sắp xếp bảng lượng chạy dao S tương tự như bảng ren quốc tế như sau: Lượng chạy dao tiện trơn (S mm) 0,05 0,1 0,2 0,4 0,8 1,6 0,06 0,125 0,25 0,3 1 2 0,075 0,15 0,3 0,6 1,2 2,4 0,09 0,175 0,35 0,7 1,4 2,8 Để thực hiện chuyển động chạy dao nào đó thì dùng xính cắt ren tương tự. Lấy theo xích cắt ren tmin, để thực hiện lượng chạy dao Smin thì lượng chạy dao khác cũng đảm bảo khi cắt ren tmin = 0,05 (mm) Ta có phương trình: 1VTC´icđ´itt´ics´igb´tvm = tmin (1) khi tiện trơn với Smin ta có phương trình. 1VTC´icđ´itt´igb´ics´ij´p´m´Z = Smin (2) Trong đó m và Z là modul và số răng của bánh răng ăn khớp với thanh răng để chạy dao dọc. Tham khảo máy có trước 16K20 ta có : Z= 10 , m= 3 Với: ij là tỉ số truyền tổng cộng cần tạo ra ở hộp xe dao. Để bố trí kết cấu không gian hợp lý đảm bảo thoả mãn điều kiện về mặt động lực học, động học của các bộ truyền. Tham khảo máy chuẩn và các máy tiện ren vít vạn năng khác ta có xích nối từ trục vít me ngang như sau: Li hợp M5 (mở). Trục vít me: qua trục vít bánh vít 4/21 ® ® chạy dao dọc: ® Sd ® chạy dao ngang: ® Sn Lượng chạy dao ngang Sn = Sd / 2 Dựa vào máy chuẩn ta dùng kết cấu các cặp bánh răng theo máy 16K20. PHẦN IV: THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY I. XÁC ĐỊNH CHẾ ĐỘ LÀM VIỆC CỦA MÁY. Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, àn toàn . . . Một máy mới đã thiết kế, chế tạo song phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất. Trong phạm vi máy được thiết kế ở đây xác định chế độ cắt gọt tới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy. Chế độ cắt gọt bao gồm: Chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán, chế độ cắt gọt thử máy. 1.Chế độ cắt gọt cực đại. Theo kinh ngiệm tính toán S, v, t bằng các công thức sau: trong đó: C= 0,7 ( chọn vật liệu gia công bằng thép) chọn : chọn chọn Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải trọng cực đại. Thực tiễn cho thấy không bao giờ máy làm việc hết tải trọng. Độ bóng, độ chính xác, trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác là nguyên nhân hạn chế khả năng sử dụng của máy. Để tính toán hợp lý hơn có thể sử dụng chế độ cắt gọt tính toán. 2.Chế độ cắt gọt tính toán. Chuỗi số vòng quay n của máy biến đổi từ nmin đến nmax với z cấp tốc độ khác nhau. Chuyển lượng chạy dao S biến đổi từ Smin đến Smax , z cấp độ khác nhau. Tại các trị số nmin , Smin máy làm việc với Mxmax . Vì vậy phải xác định trị số ntính , Stính theo công thức Ta có bảng sau: Các chế độ cắt khác (s,t) và đường kính chi tiết gia công (d) chọn theo chế độ công nghệ bảo đảm máy làm việc hết công suất. 3.Chế độ thử máy. Chế độ thử máy là do người thiết kế hoặc nhà sản xuất quy định. Trước khi đưa máy mới vào sản xuất, nhà máy chế tạo phải nghiệm thu máy theo một chế độ kiểm nghiệm nhất định. Thử máy theo chế độ cắt gọt với mục đích kiểm tra máy làm việc có ổn định và đủ bền hay không. Nếu cho máy làm việc ngoài phạm vi cho phép thì chi tiết sẽ nhanh hỏng do đó ta chọn chế độ thử để tính sức bền. Thử với chi tiết D = 115(mm). Độ cứng HB207, dao P18 , chế độ cắt chọn: n = 400 (v/ph) ; S =1,4(mm/v) ; t = 4(mm) Khi thiết kế cho phép đưa Pmax , Mmax quá tải đến 25% trong thời gian cho phép. II. TÍNH LỰC CẮT. Lực cắt gồm 3 thành phần Px , Py , Pz đó là các thành phần lực theo phương x,y,z và được xác định theo công thức ở bảng 9[1]. Px*= Cpx.t*xpx.S*ypx Py*=Cpy.t*xpy.S*ypy P*z=Cpz.t*xpz.S*ypz Với t*= 4,226 (mm) ; S*= 1,39 (mm/v) Cpx=650 xpx=1,2 ypx=0,65 Cpy=1250 xpy=0,9 ypy=0,75 Cpz=2000 xpz=1 ypz=0,75 Thay số tìm được: Px*= 650.(4,579)1,2.(1,532)0,65 = 5324,22 (N) Py*= 1250.(4,579)0,9.(1,532)0,75 = 6769,36 (N) Pz*= 2000.(4,579)1.(1,532)0,75 =12610,86 (N) III. TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ. Hiện nay tính chính xác công suất động cơ điện là một vấn để khó khăn vì khó xác định đúng điều kiện làm việc và hiệu suất của máy, điều kiện chế tạo cũng như những ảnh hưởng khác. Có hai cách thường dùng để tính công suất động cơ điện. Xác định công suất động cơ điện gần đúng theo hiệu suất tổng và tính chính xác song khi chế tạo máy, bằng thực nghiệm có thể đo được công suất động cơ tại các số vòng quay và chế độ cắt gọt khác nhau. 1.Xác định công suất truyền dẫn chính xác. Công suất động cơ gồm có: Nđc = Nc + N0 + Np Trong đó : Nc : công suất cắt. N0 : công suất chạy không. Np : công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ảnh hưởng tới sự làm việc của máy. a.Xác định công suất cắt. Công suất cắt được xác định theo biểu thức. Theo phần II có Nc = 5,933(kw) b.Xác định công suất chạy không. Trong đó : km: hệ số phụ thuộc chất lượng chế tạo các chi tiết và điều kiện bôi trơn, thường lấy k = 3 ¸ 6 , lấy k = 5 dtb: đường kính trung bình các ngõng trục của máy trừ trục chính. ån : tổng số vòng quay của các trục trừ trục chính. ki : hệ số phụ thuộc trục chính lắp ổ lăn hay ô trượt là ổ lăn ki = 1,5 ntc: số vòng quay của trục chính tại đó xác định nghiệm. Ni , ni là công suất và số vòng quay trục i Ni = Nđ/c.hi (kw) hI = hđai.hổ = 0,97.0,99 = 0,9603 hII =hI hổ.hbr = 0,9603.0,99.0,98 = 0,932 hIII = hII hổ.hbr = 0,932.0,99.0,98 = 0,904 hIV = hIII hổ.hbr = 0,904.0,99.0,98 = 0,88 hV = hIV hổ.hbr = 0,88.0,99.0,98 = 0,85 hVI = hV hổ.hbr = 0,826.0,99.0,98 = 0,826 NI = Nđc.hI = 10.0,9603 = 9,603 (Kw); n1 = 800(v/ph) NII = Nđc.hII = 10.0,932 = 9,32(Kw); n1 = 1057(v/ph) NIII = Nđc.hIII = 10.0,904 = 9,04(Kw) ; n1 = 532(v/ph) NIV = Nđc.hIV = 10.0,88 = 8, 8(Kw) ; n1 = 188 (v/ph) NV = Nđc.hV = 10.0,85 = 8,5 (Kw) ; n1 = 50 (v/ph) NVI = Nđc.hVI = 10.0,826 = 8,2 6(Kw) ; n1 = 42(v/ph) Tính mô men xoắn trên các trục của hộp tốc độ. (N.mm) Ta được : (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) C: hệ số : C = 110 ¸ 160 Chọn C = 120 Thay số và tính toán ta được bảng sau: Bảng động lực học máy Trục nmax (v/ph) Nmin (v/ph) Nt (v/ph) Ntrục (Kw) Mxmax (N.mm) dSB (mm) I 800 800 800 9,603 116987,5 30 II 1250 1000 1057 9,32 854444 25 III 1250 400 532 9,04 163822 35 IV 1250 100 188 8,8 447377 45 V 315 25 50 8,5 1623118 65 VI 1600 12,5 42 8,26 1864524 70 Vậy có: c.Tính công suất phụ. Công suất phụ được tính theo biểu thức: Hiệu suất các bộ truyền cùng loại(có 9 bộ truyền bánh răng và 1bộ truyền đai) ik:só lượng bộ truyền cùng loại Np =Nđc [9(1- 0,98) +1(1- 0,97)] = 0.21Nđc (KW) d.Tímh công suất chạy dao. Ns = (KW) Trong đó : hcđ : hệ số chạy dao hcđ = 0,15 ¸ 0,2 lấy hcđ = 0,15 Q : lực chạy dao được tính theo công thức: Q = kpx + f(P8 + G) Trong đó : k : hệ số tăng lực ma sát lấy k = 1,5 f= 0,1 hệ số ma sát giữa sống trượt và băng máy G : trọng lượng bàn máy : G = 200 (kg) Px , Pz : lực ma sát Px = 5324,22 (N) = 532,422 (KG) Pz = 12610,86 (N) = 1261,086 (KG) Thay số được: Q = 1,5.532,422+ 0,1(1261,086 + 200) = 944,7 (KG) VS là vận tốc chạy dao tính theo công thức VS = S.n Theo chế độ cắt thử thì : n = 400 (v/ph) ; S = 1,532 VS = 1,532.400 = 61,28 (m/ph) Thay số được : Như vậy công suất động cơ cần thiết là : Nđ/c = NC + N0 + NP + NS = 5,933 + 0,55 + 0,21.Nđc + 0,63 Vậy chọn động cơ N = 10 (kw) ; n = 1460 (v/ph) ký hiệu DK32-4 2.Tính công suất chạy dao nhanh. Để tạo điều kiện thuận lợi khi gia công , giảm thời gian phụ dẫn tới tăng năng suất gia công. Ta bố trí thêm một động cơ khác để chạy dao nhanh. Theo kinh nhiệm vận tốc chạy dao được khống chế : 2 < v < 12 (m/ph) Vì vậy cần phải đảm bảo chạy dao nhanh sau khi hết hành trình làm việc không phải tắt máy ( tắt động cơ chính) nếu ta lắp thêm li hợp siêu việt. Chọn vận tốc chạy dao nhanh: Vcn = 4m/ph = 4000 (mm/ph) Công suất động cơ chạy dao nhanh phải đảm bảo dịch chuyển được bàn xe dao nặng 200 kg. Để dự trù sai số do tính toán chế tạo ta chọn động cơ chạy dao nhanh có N = 0,75 (kw) ; n = 1360 (v/p) PHẦN V THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I . Thiết kế cụm trục chính : 1. Công dụng và yêu cầu trục chính : Trục chính là một chi tiết quan trọng trong hệ thống truyền động dùng để truyền chuyển động và mô men khác nhau đến dao cắt hoặc chi tiết gia công. Đây là chi tiết quan trọng nhất nên việc tính toán thiết kế và quy trình công nghệ gia công đòi hỏi rất cao. * Yêu cầu đối với cụm trục chính : - Độ chính xác quay tròn, thể hiện qua độ đảo đo trên đầu mút phía trước của trục chính theo phương hướng kính hay hướng trục. - Độ bền cao khi tải trọng biến đổi về độ lớn và phương tác dụng. - Độ cứng vững cụm trục chính, do độ mềm dẻo của trục chính và ổ đỡ quyết định. - Độ ổn định rung của cụm trục chính, ảnh hưởng quyết định tới độ ổn định toàn máy. - Tuổi thọ của cụm trục chính - Tỏa nhiệt và biến dạng nhiệt ít. - Kẹp dụng cụ gá lắp chi tiết nhanh tin cậy, dễ tự động hóa bảo đảm độ tâm chính xác. 2. Vật liệu và nhiệt luyện trục chính : Căn cứ vào điều kiện làm việc của máy và độ chính xác của máy, ta chọn vật liệu làm trục chính là thép 40X. Nhiệt luyện đạt 48 ¸ 52 HRC. 3. Sơ đồ bố trí bánh răng truyền dẫn trục chính : Việc bố trí bánh răng trên trục chính ảnh hưởng đến độ biến dạng tại đầu trục chính và giá trị phản lực tại các gối . Do vậy ta cần phải lựa chọn bố trí sao cho hợp lý Chọn phương án như hình vẽ : Sơ đồ lực của các bộ truyền tác dụng lên trục chính như hình vẽ trang bên. Trên trục có lắp 2 ổ tại A và D và 2 bánh răng trụ răng thẳng tại B và C. Khoảng cách DE theo kết cấu chọn a = 125mm. Chiều dài nhịp l = b + c + d = a. k Chọn hệ số k = 3,5 Vậy l = a. k = 3,5 ´ 125 = 437 ; chọn l = 500mm Trong đó : b = 150mm ; c = 250mm ; d = 100mm Trục chính được sơ đồ hóa như hình vẽ : a- Tính các lực đặt lên trục : Mô men xoắn gây bởi công suất của bộ truyền khi làm việc ở tốc độ quay tính toán M1 = MVI = 9,55.106. = 1878167 (Nmm) Mô men xoắn gây bởi lực cắt PZ : MZ = PZ . = 12610,86. = 1765520,4 (Nmm) Mômen tác dụng tới cơ cấu chạy dao : M2 = M1 - MZ = 1878167 - 1765520,4 = 112646,3 (Nmm) Lực tác dụng lên trục của bánh răng Z1 , Z2 có m = 2 Lực vòng do bộ truyền brăng từ hộp chạy dao đến trục chính Pr1 = = 20868,5 (N) Lực vòng do bộ truyền brăng truyền tới cơ cấu chạy dao Pt2 = = 1251,6 (N) Lực hướng tâm : Pr1 = Pt1 . tga = 20868,5 ´ 0,364 = 7595,5 (N) Pr2 = Pr2 . tga = 1251,6 ´ 0,364 = 220,7 (N) Lực tác dụng do cắt gọt Pz = 12610,86 (N) Py = 6769,36 (N) PX = 5324,22 (N) Hợp lực chiếu lên phương đứng : PZ1 = Pt1cos200 - Pr1sin200 = 20868,5.0,9397-7595,5.0,342 = 17012,2 (N) PZ2 = Pt2cos200 - Pr2sin200 = 1251,6.0,9397 - 220,7.0,342 = 1100,64 (N) Hợp lực chiếu lên phương ngang : PY1 = -Pt1sin200 -Pr1cos200 = -20868,5.0,342 -7595,5.0,9397 = -14274,9 (N) PY2 = Pt2sin200 + Pr2cos200 = 1251,6.0,342 + 220,7.0,9397 = 635,5 (N) Xác dịnh phản lực tại các ổ : + Theo phương thẳng đứng (mặt phẳng zox) Lấy mômen tại A : SMAZ = FZ.AE + FZD.AD + FZ1 .AC + FZ2.AB = 0 AB = b = 150 (mm) AC = b + c = 150 + 250 = 400 (mm) AD = b + c + d = 400 + 100 = 500 (mm) AE = AD + a = 500 + 125 = 625 (mm) FZD = = = - 29703,53(N) Tổng lực tác dụng theo phương 0Z : SPZ = FAZ + FZ2 + FZ1+ FZD+ FZ = 0 FAZ =- FZ- FZ1- FZ2- FZD=-12610,86- 17012,2-1100,64-(-29703,53) =-1020,17(N) + Theo phương nằm ngang (trong mặt phẳng zoy): Lấy mômen tại A : SMAY = FY.AE - FYD.AD + FY1 .AC - FY2.AB = 0 FYD = = = 2767,57(N) Tổng lực tác dụng theo phương 0Z : SPY = FAY + FY2 - FY1+ FYD+ FY = 0 FAy = - FY+ FY1- FY2- FZD= - 6769,36 + 14274,9 - 635,5 - 2726,57 = 4102,47 (N) Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx , My trong các mặt phẳng zoy và zox và vẽ biểu đồ mômen xoắn Mz (Hình III.2). Tính đường kính các đoạn trục : Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = Mômen tại điểm B : MB = = 692886,133(Nmm) Mômen tại điểm C : MC = = 2434847,94(Nmm) Mômen tại điểm D : MD = = 2244397,1(Nmm) Mômen tại điểm E : ME = = 1355142,7(Nmm) Thiết kế trục rỗng d Trong đó [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với đường kính trục dsb= 70 (mm), thép 45 có sb = 600 (MPa) Þ [s] = 50 (MPa) b = chọn b = vậy d = dB = = 55,1 (mm) dC = = 83,7 (mm) dD = = 81,5 (mm) dE = = 68,88 (mm) Đồng thời để thoả mãn cho việc lắp ghép , thay thế và điều kiện bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : dB = 60 (mm) ; dC = 85 (mm) ; dD = 85 (mm) ; dE = 70 (mm) 7. Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng: Kích thước trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo độ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thường của các bộ truyền và các ổ , cũng như độ chính xác của cơ cấu . Vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Người ta phân biệt độ cứng uốn và độ cứg xuắn liên quan đến biến dạng uốn và biến dạng xoắn của trục . a . Tính độ cứng uốn: Khi độ võng quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng , làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , còn khi góc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ . Do đó điều kiện đảm bảo độ cứng uốn là: f ≤ [f] θ ≤ [θ] Trong đó [f] là độ võng cho phép và được lấy như sau : [f] = (0,0001 ¸0,0002).L = 0,0002.500 = 0,1 (mm) [q] là góc xoay(hoặc góc nghiêng của đường đàn hồi của trục )cho phép lấy [q] = 0,001 (rad) Độ võng f và góc xoay q được xác định bằng phương pháp sức bền vật liệu , ta coi trục như 1 dầm có tiết diện không đổi đặt trên 2 gối đỡ Avà B. Ta kiểm tra tại vị trí lắp bánh răng 1: Tính độ võng f: Tại vị lắp bánh răng 1 ta đặt 1 lực đơn vị Pk = 1 theo phương z,y ta vẽ được biểu đồ mômen kZ , kY Tính chuyển vị tại vị trí lắp bánh răng : f = Chuyển vị theo phương Z (phương thẳng đứng) Trong đó: J = = = 2359906,25 (mm) : mômen quán tính E = 2.105 (N/mm2) : môđuyn đàn hồi W1 = 150.153027 = 11477025 (Nmm2) h1 = = 25 Þ W1h1 = 11477025.25 = 286925625 W2 = 250.(153027 - 132909,5) = 2514687,5 h2 = (150 + 250) = 58,33 Þ W2h2 = 2514687,5.58,33 = 146690104,2 W3 = 250.132909,5 = 33227375 h3 = (150 + 250) = 68,75 Þ W3h3 = 33227375.68,75 = 2284382031 W4 = 100.132909,5 = 6645475 h4 = (400 + 100) = 108,33 Þ W4h4 = 6645475.108,33 = 719904306,8 W5 = 100.1576357,5 = 78817875 h5 = (400 + 100) = 116,67 Þ W5h5 = 78817875.116,67 = 9195418750 W6 = 125.1576357,5 = 98522343,75 (Nmm2) h6 = 125 = 83,33 Þ W6h6 = 98522343,75.83,33 = 8210195313 Vậy suy ra: fZ = (286925625 + 146690104,2 + 2284382031 +719904306,8 - 9195418750 - 8210195313) = - 0,0296 Chuyển vị theo phương y : W1 = 150.615370,5 = 46152787,5 (Nmm2) h1 = = 25 Þ W1h1 = 11477025.25 = 286925625 W2 = 250.615370,5 = 153842625 h2 = (150 + 250) = 68,75 Þ W2h2 = 153842625.68,75 = 10576680470 W3 = 250.(1799863 - 615370,5) = 148061562,5 h3 = (150 + 250) = 79,17 Þ W3h3 = 148061562,5.79,17 = 11721540360 W4 = 100.(1799863 - 846170) = 47684650 h4 = (400 + 100) = 108,33 Þ W4h4 = 47684650.108,33 = 5165678135 W5 = 100.846170 = 42308500 h5 = (400 + 100) = 112,5 Þ W5h5 = 42308500.112,5 = 4759706250 W6 = 125.846170 = 52885625 (Nmm2) h6 = 125 = 83,33 Þ W6h6 = 52885625.83,33 = 4406959131 Vậy suy ra: fZ = (286925625 - 10576680470 - 11721540360 - 5165678135 - 4759706250 - 4406959131) = - 0,07822 ® chuyển vị tổng f == 0,084 < [f] = 0,1 ®Thoả mãn điều kiện về độ cứng uốn. Tính góc xoay: Tại gối ta đặt 1 mômen đơn vị Mk = 1 theo phương z,y ta vẽ được biểu đồ mômen kZ , kY Góc xoay tại gối : q = Góc xoay theo phương z : W1 = 11477025 (Nmm2) h1 = = 0,2 Þ W1h1 = 11477025.0,2 = 2295405 W2 = 2514687,5 h2 = (150 + 250) = 0,47 Þ W2h2 = 2514687,5.0,47 = 1173520,83 W3 = 33227375 h3 = (150 + 250) = 0,55 Þ W3h3 = 33227375.0,55 = 18275056,25 W4 = 6645475 h4 = (400 + 100) = 0,87 Þ W4h4 = 6645475.0,87 = 5759234,45 W5 = 78817875 h5 = (400 + 100) = 0,93 Þ W5h5 = 78817875.0,93 = 73565451,81 Vậy suy ra: qZ = (2295405 + 1173520,83 + 18275056,25 +5759234,45 - 73565451,81) = -0,000098 Góc xoay theo phương y : W1 = 46152787,5 (Nmm2) h1 = = 0,2 Þ W1h1 = 46152787,5.0,2 = 9230557,5 W2 = 153842625 h2 = (150 + 250) = 0,55 Þ W2h2 = 153842625.0,55 = 84613443,75 W3 = 148061562,5 h3 = (150 + 250) = 0,63 Þ W3h3 = 148061562,5.0,63 = 93776271,23 W4 = 47684650 h4 = (400 + 100) = 0,87 Þ W4h4 = 47684650.0,87 = 41325425,08 W5 = 42308500 h5 = (400 + 100) = 0,9 Þ W5h5 = 42308500.0,9 = 38077650 Vậy suy ra: qZ = (9230557,5 - 84613443,75 - 93776271,23 - 41325425,08 - 38077650) = - 0,00057 ®q == 0,00058 < [q] ®Thoả mãn điều kiện về độ cứng uốn. 2 . Tính ổ trên trục chính : Các lực tác dụng lên trục FAZ = 1020,17 (N) ; FAY = 4102,47 (N) FDZ = 29703,53 (N) ; FDY = 2767,57 (N) FX = 5324,22 (N) Tổng phản lực tác dụng lên 2 ổ là : FrA = FrD = Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số : = = 1,26 > 0,3 Do yêu cầu cao về dộ cứng vững và cố định chính xác vị trí trục theo phương dọc trục nên ta dùng ổ đũa côn Bố trí tại D hai ổ đũa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả 2 phía còn trên gối đỡ A dùng ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy) cho phép tuỳ ý dịch động khi nở nhiệt Tra Bảng P2.11 : Với d = 85 (mm). Cấp chính xác 0 và ổ đũa côn cỡ trung ta được : Kí hiệu ổ: 7317 ; C = 221 (KN) ; C0 = 195 (KN) ; a. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Khả năng tải của ổ được kiểm nghiệm theo công thức. Cd = Q. Q: Tải trọng động quy ước. L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m. Bậc đường cong mỏi. Với ổ côn m = Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì : Lh = 106.L/(60.n) Chọn Lh = 20000 giờ Tuổi thọ tính bằng triệu vòng L = (triệu vòng) Tải trọng quy ước Q = (X.V.Fr + Y.Fat).Kt.Kd (*) Trong đó: X: Hệ số tải trọng hướng tâm. Y: Hệ số tải trọng dọc trục. V: Hệ số kể đến vòng nào quay(Với ổ vòng trong quay) V = 1. Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t < 1050 C) nên Kt = 1. Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng(Tải tĩnh) Kd = 1 Fa ,Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán. Vì sử dụng ổ kép nên việc tính toán giống 1 ổ 2 dãy và bỏ qua lực dọc trục phụ FS ® lực dọc trục Fa = FX = 5324,22 (N) Tra bảng 11.4 có e = 1,5tga = 1,5.tg11,830 = 0,3142 Lập tỷ số để so sánh với e từ đó rút ra X,Y trong bảng 11.4 = = 1,352 > e Þ XD = 0,67 YD = 0,67cotga0 = 0,67.cotg11,830 = 3,2 Thay các tham số vào công thức (*) ta được : QD = (0,67.3938,34 + 3,2.5324,22).1.1= 19669,5 (N) CdD = 19669,5.= 190,01(kN) Cd < C = 221 (kN) Vậy ổ côn trên đã thoả mãn khả năng tải động. b.Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc , thì ổ được chọn phải cần thoả mãn điều kiện. Qt £ C0 (**) Qt : Tải trọng tĩnh quy ước. C0 : Khả năng tải tĩnh của ổ. Đối với ổ côn Qt = X0.Fr + Y0. Fa Trong đó:X0,Y0: Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng 11.6 : X0 = 1 Y0 = 0,44cotga = 0,44cotg11,830 = 2,1 Þ QtD = 1.3938,34 + 2,1.5324,22 = 15,3 (kN) Ta thấy QtD < C0 . Như vậy ổ thoả mãn về khả năng tải tĩnh. Bảng thông số : Ký hiệu d(mm) D(mm) B(mm) a0 C(kN) C0(kN) 7317 85 180 41 11,83 221 195 PHẦN VI : TÍNH TOÁN HỆ THỐNG BÔI TRƠN VÀ LÀM MÁT I. HỆ THỐNG BÔI TRƠN VÀ CÁC BỘ PHẬN CỦA NÓ. Công dụng cơ bản của hệ thống bôi trơn là làm giảm sự tổn hao vì ma sát, tăng độ bền mòn của các bề mặt công tác, đảm bảo nhiệt độ làm việc bình thường cho phép. Thiết kế hệ thống bôi trơn đúng sẽ bảo vệ được lâu dài độ chính xác ban đầu của máy trong toàn bộ thời gian sử dụng máy. Các cặp ma sát được bôi trơn như sống trượt, ổ bi ổ trượt, cá truyền động, các khớp cầu. . . Hệ thống bôi trơn phải dẫn được dầu bôi trơn cần thiết tới các bề mặt công tác, phải có bộ phận cung cấp dầu, làm sạch dầu và bộ phận kiểm tra dầu. Trong các máy công cụ hiện nay hệ thống bôi trơn cơ bản được dùng trong chế tạo máy, cách này tiện lợi và tin cậy. Ngoài ra người ta còn dùng một số hệ thống bôi trơn khác phụ thuộc và kết cấu của máy. Dầu khoáng chất và mỡ là những chất cơ bản được dùng trong chế tạo máy. Tốc độ trượt của các bề mặt công tác càng cao, áp lực của các bề mặt công tác càng nhỏ thì độ nhớt của dầu phải càng nhỏ. Phương pháp dẫn dầu phụ thuộc chủ yếu vào lượng dầu cần thiết phải dẫn đi. Để dẫn dầu bôi trơn ít có thể dùng các mắt dầu nhỏ giọt hoặc bấc nhỏ giọt. Khi cần phải dẫn lượng dầu lớn tới các bề mặt công tác ( các ổ trượt và sống trượt làm việc trong điều kiên ma sát ướt) người ta dùng các bơm có kết cấu đơn giản nhất ( bơm bánh răng, bơm cánh gạt, bơm Pittông). Nếu các cặp ma sát làm việc không liên tục mà theo chu kỳ làm việc bôi trơn trong thời gian cơ cấu công tác . Lượng dầu bôi trơn qúa thừa sẽ gây tác hại vì có thể dẫn tới tổn thất phụ, tăng nhiệt độ công tác và đốt nóng, tất cả các bộ phận máy, Ngoài ra lượng dầu bôi trơn cần thiết để bôi trơn tốt có thể thay đổi trong chu kỳ sử dụng do mòn, do khe hở ở các cặp ma sát tăng lên . v.v. vì vậy phải có bộ phận điều chỉnh lượng dầu bôi trơn. Trong hệ thống bôi trơn tuần hoàn cần thiết phải có bộ phận lọc dầu thường là loại màng mỏng, bằng Nỉ hoặc lưới. Để bảo đảm hệ thống bôi trơn có thể làm việc tốt phải có hệ thống kiểm tra. Thường người ta đặt các mắt dầu để kiểm tra mức dầu ở trong thùng, ở các cặp mà sát và ỏ chỗ dòng dầu chảy qua các cặp bề mặt tương ứng. Tự động kiểm tra là hình thức cải tiến hơn trong đó mỗi sai sót của hệ thống bôi trơn được báo hiệu bằng đèn hoặc tự động dùng máy. 1: Bể chứa 2: Bể thu hồi 3: Buồng phân phối 4: Phin 5: Bơm 6: Van II. XÁC ĐỊNH LƯU LƯỢNG CỦA BƠM. Người ta có thể xác định lưu lượng của bơm dùng cho hệ thống bôi trơn trên cơ sở phương trình cân bằng nhiệt xuất phát từ giả thiết: tất cả các nhiệt lượng toả ra do ma sát ở các cặp ma sát bằng nhiệt thu vào của chất lỏng bôi trơn. Nhiệt lượng toả ra ở các cặp ma sát được tính theo công thức: W1 = 860 N (1-h) (kcal/h) (1) Trong đó N: Công suất của các cặp ma sát tính bằng kw h : Hiệu suất của tất cả các cặp ma sát được bôi trơn. Nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn được tính theo công thức: W2 = 60.Q.C.g.Dt ( kcal /h) Q: Lượng chất lỏng bôi trơn chảy qua lít/phút c: Nhiệt dung riêng của dầu ( C » 0,4 kcal/kg0 C ) g: Khối lượng riêng của dầu Kg/dm3 : g = 0,9 Dt: Nhiệt độ nung nóng của dầu khi chảy qua bề mặt làm việc Dt = 50 ¸ 80 truyền bánh răng. Dt = 300 ¸ 400 với ổ trượt. Cân bằng 2 phương trình W1 và W2 ta được công thức gần đúng sau: Q = KN(1-h) (lít/phút) Trong đó: K: hệ số phụ thuộc vào sự hấp thụ nhiệt độ của dầu. Thực tế K = 1 ¸ 3 (1-h)N : Công suất mất mát do ma sát trong các cơ cấu được bôi trơn. Thay số được: Q = 6 (lít/phút) Năng suất của bôi trơn : Qb = K.Q Với K = 1,4 ¸ 1,6 là hệ số dự trữ để hệ thống làm việc bình thường.lấy K = 1,5 Þ Qb = 6. 1,5 = 9 (lít/phút) Đường kính ống lớn nhất: Với v = 2 –4 (m/s) chọn v = 2 (m/s) Q = 6 (lít/ph) = 6 (dm3/ph) = Thay số được Þ d » 8 (mm) Thể tính bể chứa lấy bằng năng suất của bơm sau 4 – 5 phút: V = Qb ´5 = 9´5 = 45 (lít) Diện tính mặt thoáng của Phin lọc : Trong đó : Q là lưu lượng của dầu qua phin: .104(m3/s). DP = 5.104 N/m2 độ giảm áp của dầu qua phin. a : Khả năng lưu thông của phin (m3/m2). m : Hệ số nhớt động lực học m = 12 Thay số được : III. HỆ THỐNG LÀM MÁT VÀ CÁC BỘ PHẬN CỦA NÓ. Việc dùng dung dịch trơn nguội tưới vào vùng cắt làm tăng độ bền của dụng cụ cắt chất lượng bề mặt gia công tốt hơn, làm tăng năng suất cắt gọt và sử dụng chế độ cắt cao hơn. Ngoài ra việc dùng nước làm lạnh có ảnh hưởng tốt đến quá trình cắt vì nó làm nhiệm vụ tách phoi và làm lạnh chi tiết. Hệ thống làm lạnh chi tiết đã được tiêu chuẩn hoá. Hệ thống làm nguội bào gồm: Bể chứa, bơm ống dấn, dầu phun, ống thu hồi dung dịch trơn nguội để tưới vào vùng cắt, Van. Lưu lượng của bơm trong hệ thống làm lạnh cũng có thể xác định tương tự như lưu lượng của bơm trong hệ thống bôi trơn. Nếu giả thiết rằng toàn bộ công suất cắt chuyển thành nhiệt và nhiệt này hoàn toàn chỉ do nước làm lạnh hấp thụ thì chúng ta có phương trình cần bằng nhiệt như sau: Khi làm lạnh Emunxi có g = 1kg/lít c = 1kgcal/kg0c thì Trong đó: Q là lưu lượng của bơm trong hệ thống làm lạnh N là công suất cắt N = 5,249(kw) Dt là độ tăng nhiệt độ của dung dịch trơn nguội phụ thuộc vào qua trình cắt, phương pháp dẫn nước lạnh, sự nguội lạnh của nó trong hệ thống ... D = 150 ¸ 200 chọn D = 200 Thay số được: Dung tích bể chứa lấy bằng năng suất bơm 10 –20 phút b = Q.15 = 3,67´15» 55 (lít) Trong hệ thống làm lạnh phin chỉ có tác dụng cản phoi chư không làm sạch nên được làm ỏ dạng lưới hay lỗ tấm có lỗ.