(123doc) - Do-An-Thiet-Ke-May-Phay-Hop-Toc-Do-Full-Bkhn [PDF]

Zitiervorschau

Đồ án thiết kế máy Mục lục Chương 1 : Nghiên cứu máy tham khảo….............................................. 1.1.Tính năng kỹ thuật máy cùng cỡ 1.2.Phân tích phương án máy tham khảo 1.2.1.Hộp tốc độ a,Phương trình xích tốc độ b,Tính số chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn c,Tính sai số vòng quay d, Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ e, Lưới kết cấu của hộp tốc độ 1.2.2.Hộp chạy dao a, Phương trình xích chạy dao b,Tính sô vòng quay thực của trục vít c,Tính sai số vòng quay của trục vít d, Lưới kết cấu e, Đồ thị vòng quay 1.2.3 Cơ cấu đặc biệt trên máy 6H82 a, Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me b,Cơ cấu chọn trước tốc độ quay c,Đầu phân độ vạn năng Chương 2 : Thiết kế bộ truyền dẫn máy mới…………………………………. 2.1 Thiết kế sơ đồ kết cấu động học 2.2.Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ 2.2.1 Thiết kế chuỗi sốv òng quay tiêu chuẩn 2.2.2.PAKG, lập bảng so sánh PAKG, PATT vẽ sơ đồ động 2.2.3.Xác định no , chọn tỷ số truyền các nhóm và vẽ đồ thi vòng quay SV: ……………………….

1

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 2.2.4 Tinh số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền 2.2.5. Tính sai số vòng quay va vẽ đồi thị sai số vòng quay 2.2.6.Vẽ sơ đồ động hộp tốc độ 2.3.Tính toán thiết động hoc hôp chạy dao 2.3.1.Tính chuỗi số vòng quay 2.3.2 Chọn phương án không gian , lập bảng so sánh phương án không gian và vẽ sơ đồ động. 2.3.3. Xác định n0 , chọn tỷ số truyền các nhóm và vẽ đồ thị vòng quay 2.3.4 Tinh số răng của các bánh răng theo từng nhóm 2.3.5. Tính sai số chuỗi lượng chạy dao 2.3.6. Sơ đồ động hộp chạy dao Chương 3 : Tính công suất, sức bền cho một số cơ cấu chính……………………... 3.1.Hộp tốc độ 3.1.1 Tính động cơ chính , lập bảng sơ bộ đường kính trục 3.1.1.1 Xác định chế độ làm việc của máy 3.1.1.2 Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính 3.1.1.3 Tính sơ bộ đường kính 3.1.2 Tính bánh răng 3.1.3 Tính bền trục chính Chương 4 : Tính toán và chọn kết cấu hệ thông điều khiển………………… 4.1 Chọn kiểu và kết cấu điều khiển 4.2 Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng tay gạt 4.3. Hành trình tay gạt 4.4. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển Tài liệu tham khảo………………………………………………

SV: ……………………….

2

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy CHƯƠNG I: NGHIÊN CỨU MÁY TƯƠNG TỰ 1.1 Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ Tính năng kĩ thuật của các máy tương tự So sánh tính năng của một số máy tương tự như P80, P81, 6H82…để từ đó tìm ra được máy có tính năng nổi trội nhất để khảo sát. Ta có bảng sau: Thông số

P80

P81

6H82

Công suất động cơ chính (KW)

2.8

4.5

7

Công suất động cơ chạy dao(KW)

0.6

1.7

1.7

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao (nmin ÷ nmax) (vg/ph)

65÷1800

30÷1500

Máy TK 7 1.7 25 ÷ 1250

50÷224 0

Số lượng cấp tốc độ

12

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao(Smin÷Smax) (mm/ph)

16 35÷980

35÷980

Xích chạy sao nhanh: Snh (mm/ph)

18

18

23.5÷1800 23,5 ÷ 1800 2300

2300

Số lượng chạy dao

12

16

18

18

Công bội

1,26

1,26

1,26

1,26

Từ bảng phân tích các đặc tính trên ta đi nghiên cứu cụ thể máy 6H82 là loại máy tiểu biểu để có thể biết được phương án không gian, phương án cấu trúc của máy để trên cơ sở đó thiết kế máy mới, kế thừa nhưng ưu điểm của máy đã sản xuất. 1. 2.Phân tích phương án máy tham khảo (6H82) 1. 2.1. Hộp tốc độ a, Phương trình xích tốc độ

SV: ……………………….

3

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

SV: ……………………….

4

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

26 nđc.(I) 54 (II).

19 16 ¿ ¿ ¿ ¿¿ 36 39 ¿

[ ][ ]

⇒ ntc (v/ph)

trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ (30-1500)v/ph. b, Tính chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn. Các số liệu cho trước : Hộp tốc độ có φ = 1,26 ; nmin = 30 (vg/ph) ; n động cơ =1440 (vg/ph); z=18 Ta có : nmax = nmin.Rn = 30 .1,2617 = 1525,5 (vg/ph). Theo tiêu chuẩn :φ = 1,26 => E = 4. Theo bảng chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn ta chọn nmax=1500 vòng/phút,

SV: ……………………….

Thứ tự 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

ntiêu chuẩn (vòng/phút) 30 37,5 47,5 60 75 95 118 150 190 235 300 375 475 600

15 16 17 18

750 950 1180 1500

5

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy c, Tính sai số vòng quay

ntc  nth n = ntc .100%

Bảng 2.1.4: sai số vòng quay n

n = ntc

ntt

n%

n1

nđc .io.i1 .i4 . i7

26 16 18 19 . . . nđc. 54 39 47 71

30

29.15

2.85

n2

nđc .io.i2 .i4 . i7

26 19 18 19 . . . 54 36 47 71 nđc .

37.5

37.502

-0.02

n3

nđc .io.i3 .i4 . i7

26 22 18 19 . . . 54 33 47 71 nđc .

47.5

47.37

0.26

n4

nđc .io.i1 .i5 . i7

26 16 28 19 . . . nđc . 54 39 37 71

60

57.60

4

n5

nđc .io.i2 .i5 . i7

26 19 28 19 . . . 54 36 37 71 nđc .

75

74.10

1.3

n6

nđc .io.i3 .i5 . i7

26 22 28 19 . . . nđc . 54 33 37 71

95

93.60

1.45

n7

nđc .io.i1 .i6 . i7

26 16 39 19 . . . nđc . 54 39 26 71

118

114.18

3.24

n8

nđc .io.i2 .i6 . i7

26 19 39 19 . . . 54 36 26 71 nđc .

150

146.88

2.06

n9

nđc .io .i3 . i6 . i7

26 22 39 19 . . . nđc . 54 33 26 71

190

185.54

2.35

n10

nđc .io.i1 .i4 . i8

26 16 18 82 . . . 54 39 47 38 nđc .

235

235.07

0.04

n11

nđc .io.i2 .i4 . i8

300

302.41

0.81

SV: ……………………….

26 19 18 82 . . . 54 36 47 38 nđc . 6

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

n12

nđc .io.i3 .i4 . i8

26 22 18 82 . . . 54 33 47 38 nđc .

375

381.9

-1.85

n13

nđc .io.i1 .i5 . i8

26 16 28 82 . . . nđc . 54 39 37 38

475

464.5

2.23

n14

nđc .io.i2 .i5 . i8

26 19 28 82 . . . nđc . 54 36 37 38

600

597.55

0.42

n15

Nđc .io.i3 .i5 . i8

26 22 28 82 . . . 54 33 37 38 nđc .

750

754.8

-0.65

n16

Nđc .io.i1 .i6 . i8

26 16 39 82 . . . Nđc . 54 39 26 38

950

920.70

3.06

n17

Nđc .io.i2 .i6 . i8

26 19 39 82 . . . 54 36 26 38 Nđc .

1180

1184.44

0.37

n18

Nđc .io.i3 .i6 . i8

26 22 39 82 . . . 54 33 26 38 Nđc .

1500

1492.39

0.28

Ta có đồ thị sai số vòng quay:

SV: ……………………….

7

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Qua bảng ta thấy có sai số giữa số vòng quay tính toán và số vòng quay lí thuyết (tiêu chuẩn ) do khi tính ta đã làm tròn các tỉ số truyền để xác định bánh răng. Tuy nhiên đôi chỗ, sai số đã vượt qua giá trị cho phép (  n > 2.6), vẫn có thể chấp nhận được d, Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ.

26 Ta có n0 = nđc.i0 = 1440. 54 = 693,33 (vg/ph)

để dễ vẽ ta lấy n0 = n15 = 750 vg/ph Với  = 1.26 +) Nhóm 1: +)Nhóm 2 : 16 i1= 39 =1,26  1=-4

18 i4= 47 = 1,26  4=-4

19 i2= 36 = 1,26  2 =-3

28 i5= 37 =1,26  5=-1

22 i3= 33 =1,26  3=-2

39 i6= 26 = 1,26  6 =2

+)Nhóm 3 : 19 i7= 71 = 1,26  7=-6

SV: ……………………….

82 i8= 38 =1,26  8= 3

8

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ như sau

e, Lưới kết cấu của hộp tốc độ Từ thông số của máy 6H82 ta thấy tốc độ lần lượt thay đổi vị trí của các nhóm bánh răng. Cách thay đổi thứ tự ăn khớp của các nhóm bánh răng theo thứ tự nhóm → phương án thứ tự. Xác định đặc tính của các nhóm như sau: -Nhóm I:có 3 tỉ số truyền i1 ; i2 ; i3 n1 : n2 : n3 = i1 : i2 : i3 = 1 :  : 2 Công bội của nhóm là  với lượng mở là X1 với X=1 -Nhóm II: có 3 tỉ số truyền i4 ; i5 ; i6 n4 : n5 : n6 = i4 : i5 : i6 =1 : 3 : 6 SV: ……………………….

9

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Công bội của nhóm là 3 với lượng mở là X2 với X=3 -Nhóm III:có 2 tỉ số truyền i7 ; i8 n7 : n8 = i7 : i8 = 1: 9 Công bội của nhóm là 9 với lượng mở là X3 với X=9 Như vậy qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau: PAKG = 3 x 3 x 2 = 18 I

II

PATT = [1]

III

[3]

[9]

Như vậy nhóm I là nhóm cơ sở và nhóm II là nhóm mở rộng thứ nhất và nhóm III là nhóm mở rộng thứ hai. Từ đó ta có đồ thị kết câu như sau n0 i1 i2

I 3[1]

i3

II i4

i5

i6

3[3]

i8

i7

III 2[9]

n1

n2

n3

n4

n5

n6

n7

n8

n9

n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18IV

1.2.2.Hộp chạy dao a, Phương trình xích chạy dao Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc ,chạy dao ngang và chạy dao đứng . -xích chạy dao dọc:

SV: ……………………….

10

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

26 24 ( II ). .( III ) 64 nđc2(I). 44 .

40 LHM 1( phai). .M 3(trai). M 4(VI ) ¿ ¿ ¿¿ 40 ¿

[

]

28 18 (VII ). (VIII ) 35 33 .

33 18 18 ( IX ). . ( M 7 )( XI ). 37 16 18 tx1(6.1) =>Sdọc (mm/ph) 37 ( M 5). -xích chạy dao ngang: (IX)=> 33 tx2(6.1)=>Sngang

-xích chạy dao đứng:

22 22 . (VIII)=> 23 44 .tx3(6.1)=>Sđứng

* Xích chạy dao nhanh:

26 44 57 28 18 ( II ). (V ). (VI ). (VII ). (VIII ) 57 43 35 33 Nđc2(I). 44

22 22 33 37 . .tx 3(6. 1)=Sdnhanh ¿ . . tx 2(6. 1)=Sngnhanh ¿ ¿ ¿¿ 33 44 37 33 . ¿

[

][

]

=2300(mm/ph) b, Tính số vòng quay thực của trục vít Ta có chuỗi số vòng quay trục vít (tính cho chạy dao dọc) như sau: 26 24 18 18 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n1 = nđc . 44 . 64 36 40 . 45 . 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 4.03 vg/ph 26 24 18 21 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . 64 36 37 45 40 40 35 33 37 16 18 = 5.08 vg/ph 44 n2 = nđc . . . . . . . . 26 24 18 24 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . 64 36 34 45 40 40 35 33 37 16 18 = 6.32 vg/ph 44 n3 = nđc . . . . . . . . 26 24 27 18 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . 64 27 40 45 40 40 35 33 37 16 18 = 8.06 vg/ph 44 n4 = nđc . . . . . . . . 26 24 27 21 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n5 = nđc . 44 . 64 27 37 . 45 . 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 10.17 vg/ph SV: ……………………….

11

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 26 24 27 24 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . 64 27 34 45 40 40 35 33 37 16 18 = 12.64 vg/ph 44 n6 = nđc . . . . . . . . 26 24 36 18 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n7 = nđc . 44 . 64 18 40 . 45 . 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 16.12 vg/ph 26 24 36 21 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n8 = nđc . 44 . 64 18 37 . 45 . 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 20.33 vg/ph 26 24 36 24 13 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n9 = nđc . 44 . 64 18 34 . 45 . 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 25.28 vg/ph 26 24 18 18 40 28 18 33 18 18 . . . n10 = nđc . 44 . 64 36 40 . 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 31.00 vg/ph 26 24 18 21 40 28 18 33 18 18 . . . 64 36 37 40 35 33 37 16 18 = 39.10 vg/ph 44 n11 = nđc . . . . . . . 26 24 18 24 40 28 18 33 18 18 . . . 64 36 34 40 35 33 37 16 18 = 48.62 vg/ph 44 n12 = nđc . . . . . . . 26 24 27 18 40 28 18 33 18 18 . . . . n13 = nđc . 44 . 64 27 40 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 =62.00 vg/ph 26 24 27 21 40 28 18 33 18 18 . . . n14 = nđc . 44 . 64 27 37 . 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 78.19 vg/ph 26 24 27 24 40 28 18 33 18 18 . . . n15 = nđc . 44 . 64 27 34 . 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 97.25 vg/ph 26 24 36 18 40 28 18 33 18 18 . . . n16 = nđc . 44 . 64 18 40 . 40 . 35 . 33 . 37 . 16 18 = 124.00 vg/ph 26 24 36 21 40 28 18 33 18 18 . . . 64 18 37 40 35 33 37 16 18 = 156.39 vg/ph 44 n17 = nđc . . . . . . . 26 24 36 24 40 28 18 33 18 18 . . . 64 18 34 40 35 33 37 16 18 = 194.50 vg/ph 44 n18 = nđc . . . . . . . SV: ……………………….

12

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

c,Tính sai số vòng quay của trục vít Ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau:

ns1=nmin

ntt 4.03

ntc 4

n% -0.74

ns2

5.08

5

-1.63

ns3

6.32

6.3

-0.31

ns4

8.06

8

-0.76

ns5

10.17

10

-1.7

ns6

12.64

12.5

-1.13

ns7

16.12

16

-0.75

ns8

20.33

20

-1.65

ns9

25.28

25

-1.12

ns10

31.00

31.5

1.58

ns11

39.10

40

2.25

ns12

48.62

50

2.76

ns13

62.00

63

1.58

ns14

78.19

80

2.26

ns15

97.25

100

2.74

ns16

124.00

125

0.9

ns17

156.39

160

2.25

n

SV: ……………………….

13

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy ns18=nm

194.50

200

2.76

ax

Từ bảng sai số ta có biểu đồ sai số như sau:

d, Lưới kết cấu + Phương án không gian Z=3x3x2 + Phương án thứ tự Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z = 3 x 3 x 2 được tách ra làm 2: Với Z1 = 3 x 3 [3] [1] Còn Z2 = 2[9] gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh Đồ thị lưới kết cấu như sau:

SV: ……………………….

14

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

III

i1

i3

i2 i4

i5

IV

i6 i7

i8

V

e,Đồ thị vòng quay - Với đường chạy dao thấp và trung bình 26 n0 = nđc2 . i01.i02 = 1420. 44

.

24 64 =

314,66 (vg/ph)

- Với đường chạy dao nhanh 26 n0 = nđc2 . i01 = 1420. 44

= 839,1 (vg/ph)

Với đường chạy dao thấp và trung bình. 26 24 . n01 = nđc . i01.i02 = 1420. 44 64 = 314,659 vòng/phút 18 Nhóm 1: i1= 36 = 1,26  1=-3 27 i2= 27 =1,26  2=0 ;

36 i3= 18 =1,26  3=3

18 Nhóm 2: i4= 40 =1,26  4 = -4 21 i5= 37 =1,26  5=-3 ;

24 i6= 34 =1,26  6=-2

13 i7= 45 = 1,26  7=-5 ;

40 i8= 18 = 1,26  8=4

Nhóm 3:

Với đường chạy dao nhanh.

SV: ……………………….

15

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 26 n02 = nđc.i01= 1420. 44 =839,09 vòng/phút

Ta có đồ thị vòng quay.

e,Nhận xét

SV: ……………………….

16

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Từ đồ thị vòng quay ta thấy người ta không dùng phương án hình rẻ quạt vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền nên việc dùng phương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hưởng nhiều đến kích thước của hộp.

1.2.3 .Cơ cấu đặc biệt trên máy 6H82 a. Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me Trên máy phay ngang vạn năng thường dùng hai phương pháp phay: Phay thuận và phay nghịch. Hình 1 mô tả hai phương pháp phay này: trục vít me (1) nhận truyền động từ hộp chạy dao và làm di động bàn máy (2) mang chi tiết gia công. Trục vít me (1) quay trong đai ốc (3) được cố định trên bàn trượt ngang (4). Nếu trục vít me quay theo chiều mũi tên, mặt bên trái của vít me và đai ốc sẽ tiếp xúc với nhau và đưa vít me mang bàn máy di động về bên phải (hình 1.a). Ở phương pháp phay nghịch, tức là phương pháp phay có chiều chuyển động của dao phay và chiều chuyển động của phôi ngược nhau (hình 1.a), sự tiếp xúc ở mặt bên trái của ren vít me với đai ốc luôn ổn định, vì lực cắt đẩy vít me về bên trái, làm triệt tiêu khe hở giữa hai bề mặt này. Đây là phương pháp phay thường dùng nhất.

Hình 1- Sơ đồ phay thuận và phay nghịch

SV: ……………………….

17

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy phương pháp phay thuận ( hình 1.b), dao và phôi có chuyển động cùng chiều ( dao vẫn quay theo hướng cũ nhưng bàn máy đảo chiều). Trong trường hợp này, ở thời điểm không có lực cắt tác dụng ( khi không có lưỡi cắt nào tác động vào phôi) mặt phải của ren vít me tiếp xúc với bề mặt đai ốc để đưa bàn máy sang phải. Nhưng khi lực cắt xuất hiện, đẩy vít me sang trái, chấm dứt sự tiếp xúc tạo nên một khe hở giữa mặt phải của ren vít me và đai ốc. Ở khoảnh khắc này, bàn máy sẽ dừng lại cho đến khi khe hở bị triệt tiêu. Sự xuất hiện và triệt tiêu khe hở làm chuyển động của bàn máy không êm, bị giật cục. Nếu khe hở càng lớn thì độ chuyển động không đều và rung động của bàn máy càng lớn. Để khắc phục khe hở giữa vít me và đai ốc khi phay thuận, trên máy phay vạn năng người ta dùng nhiều loại cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me khác nhau. b. Cơ cấu chọn trước tốc độ quay.

Hình 2.a – Nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay của máy phay 6H82 Máy phay vạn năng có khả năng gia công nhiều tốc độ cắt và nhiều lượng chạy dao khác nhau. Trên máy phay dùng cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ để chuẩn bị thay đổi tốc độ cần thiết cho trục chính. Mục đích của việc chọn trước tốc độ quay và lượng chạy dao bằng cơ cấu kiểu đĩa lỗ là nhằm giảm thời gian phụ của máy.

SV: ……………………….

18

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Sơ đồ nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao ( cơ cấu đĩa lỗ) của máy phay 6H82 được trình bày trên hình 2.a. Cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao bằng đĩa lỗ được dùng để di động các khối bánh răng di trượt tới các vị trí I, II, III. Càng gạt khối bánh răng di trượt chuyển động sang phải hoặc trái tuỳ thuộc vào vị trí chốt 1 và 2 có xuyên qua đĩa lỗ hay không xuyên qua đĩa lỗ 3 và 4 như trên hình 2.a. Dạng tổng quát của cơ cấu điều khiển lượng chạy dao được trình bày trên hình 2.b.

Hình 2.b – Dạng tổng quát của cơ cấu đĩa lỗ trên máy phay 6H82 Núm vặn (2) dùng để chọn trước vận tốc hoặc lượng chạy dao. Tốc độ quay của các trục bị động được điều chỉnh nhờ các vị trí di trượt khác nhau của các khối bánh răng A, B, C như trên hình 2.b. Núm vặn (2) tác động rút đĩa chốt ra khỏi các chốt sao đó quay các đĩa này tới vị trí chọn trước rồi đẩy trở về vị trí cũ, các đĩa lỗ sẽ tác động tới các chốt điều khiển các ngàm gạt các khối bánh răng A, B, C đóng mở các khối bánh răng di trượt. Các đĩa lỗ duy trì được vị trí xác định nhờ vị trí cơ cấu định vị bi 3. Trên hình 2.c trình bày kết cấu của cụm ly hợp bi an toàn M2, ly hợp vấu M3 và ly hợp ma sát M4 của cơ cấu chạy dao máy phay 6H82.

SV: ……………………….

19

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Hình 2.c – Kết cấu của cụm ly hợp an toàn, ly hợp vấu và ly hợp ma sát của cơ cấu chạy dao c,Đầu phân độ vạn năng Để mở rộng khả năng công nghệ của máy phay vạn năng (thường cho máy phay ngang và máy phay đứng), thường dùng đầu phân độ vạn năng lắp trên bàn máy để phân độ và kẹp chặt chi tiết gia công trên trục chính của đầu phân độ, với các kiểu đồ gá khác nhau. Ví trí của đầu phân độ vạn năng trên bàn máy phay vạn năng được trình bày trên hình 3. Đầu phân độ vạn năng có những khả năng sau: + Quay tròn chi tiết gia công không liên tục với những cung tròn khác nhau. Khả năng này của đầu phân độ làm máy phay vạn năng có thể phay được các cạnh của hình nhiều cạnh, cắt được rãnh thẳng phân bố trên chu vi như: Then hoa, bánh răng thẳng, dao phay và mũi doa răng thẳng, … + Quay tròn chi tiết gia công liên tục phù hợp với lượng chạy dao của bàn máy. Khả năng này của đầu phân độ làm máy phay vạn năng có thể phay được các rãnh xoắn của bánh răng, trục vít, dao phay, mũi doa và các loại dao khác có rãnh xoắn. Đầu phân độ vạn năng có thể phân thành hai loại cơ bản: đầu phân độ có đĩa phân độ và đầu phân độ không có đĩa phân độ.

SV: ……………………….

20

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Hình 3 – Sơ đồ bố trí đầu phân

SV: ……………………….

21

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN DẪN MÁY MỚI 2.1.Thiết kế sơ đồ kết cấu động học. Theo các sơ đồ gia công để tạo lực cắt Q1 cần tạo ra tốc độ cắt V(hoặc n) thông qua xích chuyện động chính truyền chuyển động cho trục chính từ động cơ. Động cơ có tốc độ nđc (v/p) qua cơ cấu truyền động nào đó truyền đến trục động cơ thông qua xích tốc độ iv, làm trục chính mang dao quay với tốc độ nmin-nmax

Sơ đồ kết cấu động học trục chính. Phương trình xích truyền động trục chính: ndc1.i12.iv1.i34 = ndao (v/p) ntc

=> iv1 = ndc . i12 .i34 Mặt khác để thự hiện quá trình cắt gọt cần có chuyển động tịnh tiến T2 của bàn máy mang chi tiết. Chuyển động này được thực hiện từ động cơ thông qua xích truyền động tịnh tiến: xích chạy dao is và cơ cấu làm bàn máy dịch chuyển với tốc độ SminSmax.

SV: ……………………….

22

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Phương trình xích truyền động xích chạy dao: Xích chạy dao dọc: ndc2.i56.is.i7-8.i8-10.kvmd.tvmd=Sd(mm/ph) Xích chạy dao ngang: ndc2.i56.is.i7-8.i8-9.kvmd.tvmd=Sng (mm/ph) Xích chạy dao đứng: ndc2.i56.is.i7-8.i8-11.kvmd.tvmd=Sd(mm/ph) k: số đầu mối vít me t: bước của vít me Xích chạy dao nhanh(không qua is mà qua cặp bánh rang đơn đến các trục vít dọc, ngang, đứng. ndc2.i5-7.is.i7-8.Tới các vít me 2.2.Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ. 2.2.1. Thiết kế chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn. Tính toán thông số thứ tự Các số liệu cho trước : Hộp tốc độ có φ = 1,26 ; nmin = 25 (vg/ph) ; n động cơ =1440 (vg/ph); z=18 Ta có : nmax = nmin.Rn = 250 .1,2617 = 1271,3 (vg/ph). nz =  . nz-1 = n1. z-1 Ta có bảng chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn : SV: ……………………….

23

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Thứ tự 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

n tính(vòng/phút) 25 31,5 39,69 50 63 79,38 100 126 158,76 200,03 252,04 317,2 399,67 503,58

15 16 17 18

Bảng 2.1.1:Trị số vòng quay tiêu chuẩn ntiêu chuẩn (vòng/phút) 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500

634,51 799,48 1007,3 1269,19

630 800 1000 1250

2.2.2. PAKG, lập bảng so sánh PAKG, PATT vẽ sơ đồ động a,Phương án không gian: Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu: Số nhóm truyền tối thiểu(i) được xác định từ Umin gh=1/4i = nmin/nđc nmin => ndc =

1 4i

ndc

imin= lg

1440

n min /lg4 = lg 25 /lg4 =2,92

Các phương án có thể có:

Z = 3x3x 2 = 18 Z = 2x 3x3 = 18

SV: ……………………….

24

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Z = 3x 2x 3 = 18 Do i  3 cho nên các phương án 6 x 3; 3 x 6; 9 x 2; 2 x9 bị loại. Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại. Lập bảng so sánh phương án KG Bảng 2.1.2:Bảng so sánh phương án KG Phương án

3x 3x 2

Yếu tố so sánh + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi + Tổng số trụcS = i+1 +Số bánh răng chịu Mxmax +Chiều rộngsơ bộ hộp L

2(3+3+2)=16 4 2 18B+19f

2x3x3

2(2+3+3)=16 4 3 18B+19f

3x 2x3

2(3+2+3)=16 4 3 18B+19f

Ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính vì

n n

max nên trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ min khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số nmin ta có Mxmax. Do đó kích thước trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng do đó 2 PAKG cuối có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn nên ta chọn phương án 1 đó là 3x3x2.

b,Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3×3×2 Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự (PATT) được xác định là K! Với K là số nhóm truyền, ta có: K = i = 3. Vậy 3! = 6 PATT Bảng lưới kết cấu nhóm như sau: 3x3x2 I II III [1] [3] [9]

9 13 1x 333x 2

SV: ……………………….

3x3x2 II I III [3] [1] [9]

3x3x2 III II I [6] [2] [1]

33x331x12

36x 632x22

9

25

1

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy I III II [1] [6] [3]

1 1 6 6

II III I [2] [6] [1]

III I II [6] [1] [3]

3

Ta có bảng so sánh các PATT như sau : Bảng 2.1.3:Bảng so sánh các phương án KG PAKG 3x3x2 3x3x2 3x3x2 PATT I II III II I III III II I Lượng mở [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] (X) xmax 9 = 8 9 = 8 2*6 = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt PATT I III II II III I III I II Lượng mở [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3] (X) xmax 2*6 = 16 2*6 = 16 2*6 = 16 Kết quả Không đạt Không đạt Không đạt

Theo điều kiện (P-1)Xmax

¿

8 có 2 PATT đạt. So sánh 2 lưới kết cấu:

Phương án :I II III [1] [3] [9] SV: ……………………….

II I III [3] [1] [9] 26

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy kết hợp với lưới kết cấu và tham khảo từ máy mẫu ta chọn PATT là PATT đầu tiên: 3x3x2 I II III [1] [3] [9] Vì với PATT này thì lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất. I 3[1] II 3[3] III 2[9] IV

n1

n2

n3

n4

n5

n6

n7

n8

n9

n10

n11

n12

n13

n14

n15

n16

n17

n18

Vậy lưới kết cấu của máy là: Hình 2.1.2:Lưới kết cấu

2.1.2/ Qua bảng so sánh lưới kết cấu nhóm ta chọn 4 phương án điển hình để vẽ lưới kết cấu đặc trưng.

SV: ……………………….

27

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất. 2.1.3 /Xác định n0 ,chọn tỷ số truyền các nhóm và vẽ đồ thị vòng quay . Lưới kết cấu chỉ thể hiện được tính định tính để xác định được hộp tốc độ có phân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không? Còn đồ thị vòng quay cho ta tính được cụ thể tỷ số truyền ,số vòng quay và số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ. Động cơ đã chọn theo máy chuẩn có: N = 7 (KW) và nđc = 1440 (vg/ph) Xác định n0. 1  i0  2 Xác định số vòng quay n0 để đảm bảo 4

Mà io = no / nđc => 360  n0  2880 Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy n0 = n15 = 630 vg/ph io = no / nđc

630 = 1440 = 22/50

SV: ……………………….

28

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 1,26−2=

26 Với nhóm 1: 44

i1 

1 4

chọn Vìi1: i2:i3=1::2

i2 

1 3

i3 

1 2

Ta có :

Với nhóm 2:

i4 

1 4

chọn Vì i4: i5:i6=1:3:6 1 i5   Ta có:

i6   2 Với nhóm 3:

i7 

1 6

chọn Vì i7:i8=1:9 Ta có: i8=3 Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay :

SV: ……………………….

29

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Hình 2.1.3:Đồ thị vòng quay hộp giảm tốc ndc=1440 (vg/ph)

I 3[1] II 3[3] III 2[9] IV

2.1.4. Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền fX f X + gX

Theo công thức Zx = EK  Zx' = Z – Zx Trong đó: K: bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng (fx + gx ) Z: Tổng số răng trong cặp

∑Z

= E.K : tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp Echọn> Emin nào đó để Zx , Zx’ > Zmin = 17 răng ( không bị cắt chân răng ) Z min ( f x + g x ) Z min ( f x + g x ) f x. K gx . K E = ; E = minchủ

minbị

Zmin : là số răng nhỏ nhất ta lấy Zmin = 17 răng . +) Với nhóm 1:

SV: ……………………….

30

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 1 1 23 f1    4 4  1, 26 58 g1 i1 =

ta có f1 + g1 = 81

1 1 1 f2     3 1, 263 2 g 2 ta có f2 + g2 = 3 1 1 31 f 3 i3  2    2  1, 26 50 g 3 ta có f3 + g3 = 81 i2 

Bội số chung nhỏ nhất là K = 81 Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Z  f  g1  17.81 Emin  min 1   0,74 f1 .K 23.81 Chọn E=1  Z

= E.K =1.81 = 81

Vậy

Z1 

f1 23 . Z   81  23 f1  g1 81

Z1' 

g1 58 . Z   81  58 f1  g1 81

f2 1 . Z   81  27 f2  g2 3 g2 2 Z 2'  . Z   81  54 f2  g2 3 f3 31 Z3  . Z   81  31 f 3  g3 81 g3 50 Z 3'  . Z   81  50 f3  g3 81 Z2 

+) Với nhóm 2 1 i4  4 



1 27 f 4   4 1, 26 68 g 4 ta có f4 + g4 = 95

f5 1 1 1 42 39 f 5 = = ❑ i5 =  = 1, 26 = 53 = g5 1,26 49 g 5 ta có f5 + g5 = 95

SV: ……………………….

31

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

58 f 6  37 g 6 ta có f6 + g6 = 95 Bội số chung nhỏ nhất là K = 95 Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất i6   2  1,262 

Emin 

Z min  f 4  g 4  17.95   0,68 f 4 .K 25.95

Chọn E=1

¿> ∑ Z   Z = E.K = 1.88 = 88

Vậy f

4 . Z  27  95  27 Z  4 f g 95 4 4 g ' 4 . Z  68  95  68 Z  4 f g 95 4 4

f 5 . Z  42 .95  42 Z  5 f g  95 5 5 g 5 . Z  53  95  53 Z'  5 f g  95 5 5 f

6 . Z  58  95  58 Z  6 f g 95 6 6 g ' 6 . Z  37  95  37 Z  6 f g 95 6 6

+)Với nhóm 3

1 1 1 f7     6 1,266 4 g 7 ta có f7 + g7 = 5 2 f i8   3  1,263   8 1 g8 ta có f8 + g8 = 3 i7 

Bội số chung nhỏ nhất là K = 15 Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

SV: ……………………….

32

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Emin 

Z min  f 7  g 7  17.5   5,67 f 7 .K 1.15

Chọn E = 6  Z

= E.K = 6.15 = 90

Vậy

f7 1   Z   90  18 f7  g7 5 g7 4 Z 7'    Z   90  72 f7  g7 5 f8 2 Z8    Z   90  60 f8  g8 3 g8 1 Z 8'  . Z   90  30 f8  g8 3 Z7 

Vậy tỷ số truyền thực tế là : i1 = 23/58 i2 = 27/54 i3 = 31/50

i4 = 27/68 i5 = 42/53 i6 = 58/37

i7 = 18/ 72 i8 = 60/30

Ta được bảng số răng : Bảng 2.1.3: bảng số răng

Z1  23 Z1'  58 Z 2  27 Z 2'  54

Z 3  31 Z 3'  50 Z 4  27 Z 4'  68

Z5 = 42 Z5’ = 53

Z 6  58 Z 6'  37

Z7 Z 7' Z8 Z 8'

 18  72  60  30

2.1.5.Tính sai số vòng quay và vẽ đồ thị sai số vòng quay Công thức tính sai số vòng quay

SV: ……………………….

33

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

ndn  nth ndn .100% n =

Bảng 2.1.4: sai số vòng quay n

n = ntc

n1

nđc .io.i1 .i4 . i7

1440.

22 23 27 18 . . . 50 58 68 72

25

n2

nđc .io.i2 .i4 . i7

1440.

22 27 27 18 . . . 50 54 68 72

31,5

n3

nđc .io.i3 .i4 . i7

1440.

22 31 27 18 . . . 50 50 68 72

40

n4

nđc .io.i1 .i5 . i7

1440.

22 23 42 18 . . . 50 58 53 72

50

n5

nđc .io.i2 .i5 . i7

1440.

22 27 42 18 . . . 50 54 53 72

63

n6

nđc .io.i3 .i5 . i7

1440.

22 31 42 18 . . . 50 50 53 72

80

n7

nđc .io.i1 .i6 . i7

1440.

22 23 58 18 . . . 50 58 37 72

100

n8

nđc .io.i2 .i6 . i7

1440.

22 27 58 18 . . . 50 54 37 72

125

n9

nđc .io .i3 . i6 . i7

1440.

22 31 58 18 . . . 50 50 37 72

160

n10

nđc .io.i1 .i4 . i8

1440.

22 23 27 60 . . . 50 58 68 30

200

n11

nđc .io.i2 .i4 . i8

1440.

22 27 27 60 . . . 50 54 68 30

250

SV: ……………………….

34

ntt

n%

24.94

0.24

31.44

0.19

38.99

2.53

49.78

0.44

62.76

0.38

77.82

2.72

98.46

1.54

124.15

0.68

153.95

2.78

199.53

0.24

251.58

-0.63

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy n12

nđc .io.i3 .i4 . i8

1440.

22 31 27 60 . . . 50 50 68 30

315

n13

nđc .io.i1 .i5 . i8

1440.

22 23 42 60 . . . 50 58 53 30

400

n14

nđc .io.i2 .i5 . i8

1440.

22 27 42 60 . . . 50 54 53 30

500

n15

Nđc .io.i3 .i5 . i8

1440.

22 31 42 60 . . . 50 50 53 30

630

n16

Nđc .io.i1 .i6 . i8

1440.

22 23 58 60 . . . 50 58 37 30

800

n17

Nđc .io.i2 .i6 . i8

1440.

22 27 58 60 . . . 50 54 37 30

1000

n18

Nđc .io.i3 .i6 . i8

1440.

22 31 58 60 . . . 50 50 37 30

1250

311.95

0.96

398.21

0.45

502.1

-0.42

622.6

1.17

787.7

1.54

993.2

0.68

12351.8

1.47

Ta có đồ thị sai số vòng quay:

2,78

2,72

SV: ……………………….

35

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Kết luận: Qua bảng ta thấy có sai số giữa số vòng quay tính toán và số vòng quay lí thuyết (tiêu chuẩn ) do khi tính ta đã làm tròn các tỉ số truyền để xác định bánh răng. Tuy nhiên đôi chỗ, sai số đã vượt qua giá trị cho phép (  n > 2.6), vẫn có thể chấp nhận được 2.1.6 vẽ sơ đồ động :

Hình 2.1.6:Sơ đồ động hộp tốc độ

SV: ……………………….

36

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 2.Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao 2.1.Chuỗi số vòng quay Để tính được chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao thì ta phải tính được số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của đầu ra của hộp chạy dao (trục 6). Dựa vào máy mẫu tham khảo (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, ngang và đứng là cơ cấu vít đai ốc. Bước vít tv = 6mm mặt khác do đầu bài Sdoc min = Sngang min = 3Sđứng min = 23.5 mm/phút do đó ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự. Ta tính được dãy số vòng quay của hộp chạy dao với cơ cấu chấp hành là vít me có tv=6 mm như sau: Với nsmin

nsi = 

Si tv (vg/ph) với t = 6. v

23,5  3,91 6

thay ns1= nsmin =3,91

n

ntrucvit

nTC

n1

3,91

4,00

n2

4,93

5,00

n3

6,21

6,30

n4

7,82

8,00

n5

9,85

10,00

n6

12,41

12,50

n7

15,64

16,00

n8

19,71

20,00

n9

24,83

25,00

SV: ……………………….

37

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy n10

31,29

31,5

n11

39,43

40,00

n12

49,68

50,00

n13

62,60

63,00

n14

78,88

80,00

n15

99,39

100,00

n16

125,23

125,00

n17

157,79

160,00

n18

198,81

200,000

2.2 Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động. a, Phương án không gian Ta thấy Z = 2 x 9 = 9 x 2 = 3 x 6 = 6 x 3 = 2 x 3 x 3 = 3 x 2 x 3 = 3 x 3 x 2 Ta lập bảng so sánh các phương án không gian như sau: phươn 2x9

9x2

3x6

6x3

3x3x2

2x3x3

3x2x3

g án thông số so sánh + Tổng số bánh răng trên trục chính

9

2

6

3

2

3

3

+ Tổng số trục S = i+1

3

3

3

3

4

4

4

+Số bánh răng chịu Mxmax

9

2

6

3

2

3

3

Ta thấy các phương án :Z = 9 x 2 = 2 x 9 = 6 x 3 = 3 x 6 có tổng số răng được bố trí trên 1 trục lớn sẽ gây ra truyền động không êm trong quá trình gia công.Mặt khác tải trọng trên 1 trục quá lớn sẽ không đảm bảo độ bền trục và gây ra phá hủy trụcdo đó ta loại bỏ 4 phương án này.

SV: ……………………….

38

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối cùng có sô bánh răng chịu Mx max lớn hơn cho nên ta chọn phương án (1) là phương án tối ưu nhất đó là phương án: 3 x 3 x 2 Sơ đồ:

B f

2B+3f 7B+6f

7B+6f

Lmin

4B+3f

Phương án 3x3x2

SV: ……………………….

39

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Phương án 3x2x3 b,Chọn phương án thứ tự cho hộp chạy dao Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT. Bảng so sánh các PATT như sau : PAKG

3x3x2 3x3x2

PATT

I II III II I III III

Lượng mở (X)

[1][3][9] [3][1][9] [6][2] [1] [1] [6][3] [2][6] [1] [6] [1][3]

xmax

9 = 8

9 = 8

Kết quả

Đạt

Đạt

3x3x2 II I

2*6 = 16

3x3x2

3x3x2

3x3x2

I III II II III I

III I II

2*6 = 16

2*6 = 16

2*6 = 16

Khôngđạ Khôngđạ Khôngđạt Khôngđạt t t

Theo điều kiện Xmax  8 có 2 PATT đạt, đó là 2 PATT 1 và PATT 3 có lượng mở tương ứng là [1] [3] [9] và [3] [1] [9]. Từ 2 PATT trên ta vẽ lưới kết cấu như sau: PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: I II III (X) : [1] [3] [9] Sơ đồ kết cấu như sau: I 3(1) II 3(3) III 2(9) 1

2

3

4

5

SV: ……………………….

6

7

8

40

9

10 11 12 13 14 15 16 17 18

IV

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: II I III (X) : [3] [1] [9] Sơ đồ kết cấu như sau: I 3(3) II 3(1) III 2(9) 1

2

3

4

5

6

7

8

9

10 11 12 13 14 15 16 17 18

IV

Ta thấy trong hộp chạy dao máy phay phải đảm bảo đồng thời cả 2 xích truyền động là chạy dao nhanh và chạy dao làm việc. Nếu ta sử dụng cơ cấu truyền động bình thường như các hộp tốc độ khác thì phải dung 2 đường truyền riêng biệt, tức là khi chuyển từ xích chạy dao nhanh sang xích chạy dao làm việc ( chạy dao ngang, dọc và đứng) thì ta phải tắt động cơ để thay đổi cơ cấu truyền động hoặc nếu muốn chạy đồng thời thì phải cần có thêm một động cơ nữa để chạy 2 xích độc lập. Để hộp chạy dao nhỏ gọn khi sử dụng 2 đường truyền riêng biệt mà không cần tắt máy hoặc thêm động cơ thì người ta dùng cơ cấu phản hồi và hệ thống các ly hợp. Do dùng cơ cấu phản hồi cho nên người ta không dùng phương án thứ tự mà lưới kết cấu có hình rẻ quạt chặt chẽ như đối với hộp tốc độ, vì nếu như vậy thì tỷ số truyền giữa các cặp bánh răng sẽ quá bé hoặc quá lớn. Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9] Do cơ cấu phản hồi nên lưới kết cấu có sự biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z = 3 x 3 x 2 được tách làm 2 phần: Với Z1 = 3 x 3 [3] [1] Và Z2 = 2[9] gồm đường truyền trực tiếp và đàn hồi. Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh. SV: ……………………….

41

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Lưới kết cấu phản hồi như sau:

III

i1

i3

i2 i5

i4

IV

i6 i7

i8

2.3Xác định n0 ,chọn tỉ số truyền các nhóm và vẽ đồ thị vòng quay Do hộp chạy dao cần có tốc độ thấp để trực tiếp thực hiện các lượng chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng cho nên đồ thị chỉ mới có phản hồi như lưới kết cấu ở trên vẫn chưa thỏa mãn mà cần phải giảm tốc nhiều hơn nữa. Muốn như vậy ta phải dùng phương pháp tăng thêm số trục trung gian. +) Tính n0: 190 3 = = 2 =23,75 (v/ph)

n0min n0max = = 4/(0,25)3 = 256 (v/ph) Chọn n0 = 200 (vg / ph ) +) Chọn xích chạy dao nhanh Snhanh = 2300 (mm/ph) ta chọn xích chạy dao nhanh như máy tương tự. SV: ……………………….

42

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

V

Đồ án thiết kế máy Sử dụng đồ thị vòng quay của máy chuẩn để thiết kế máy mới như sau

SV: ……………………….

43

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

2.2.4.Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm

1 2.5 Nhóm I: i01 =  =

1 26 2.5 1.26 = 44

24 Nhóm II: i01= = = 64

SV: ……………………….

44

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 26 Z 01 Nhóm I: i01= 44 = Z ' 01  Z01=26 và Z’01=44

1 1 24 Z 02 4.5 4,5 Nhóm II: i02=  = 1, 26 = 64 = Z ' 02  Z02=24 và Z’02=64 1 1 1 f1 3 3 Nhóm III: i1=  = 1, 26 = 2 = g1  f1+ g1=3

1 f2   1 g 2 i2=1= f2+g2=2 2 f3 i3=  =1,263= 1 = g 3  f3+g3=3 3

Vậy bội số chung nhỏ nhất của nhóm III là K3=6 Với Zmin=17để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do tăng tốc nên ta tính theo bánh răng bị động Z min  f 1  g 1  17.3 f 1 .k Emin3= = 1.6 =8,5 từ đó ta có Emin3=9

 Z = Emin3.K = 9.6 = 54 f1 . Z 1 f  g Z1= 1 1 = 3 .54=18 g1 . Z 2 f  g ’ Z 1= 1 1 = 3 .54=36

18  i1= 36

f2 . Z 1 f  g Z2= 2 2 = 2 .54=27 g2 . Z 1 f  g ’ Z 2= 2 2 = 2 .54=27

27  i2= 27

f3 . Z 2 f  g Z3= 3 3 = 3 .54=36

SV: ……………………….

45

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy g3 . Z 1 f  g ’ Z 3= 3 3 = 3 .54=18

36  i3= 18

Nhóm IV: f4 1 1 4 4 i4=  = 1, 26 = = g 4  f4+ g4=7 f5 1 1 3 3 i5=  = 1, 26 = = g 5  f5+ g5=3 f6 1 1 2 2 i6=  = 1.26 = = g 6  f5+ g5=21

Vậy bội số chung nhỏ nhất của nhóm IV là: K=21 Với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất, do giảm tốc nên ta tính theo bánh răng chủ động: Z min  f 4  g 4  f 4 .k Emin4= =>2,83 từ đó ta có Emin4=3

 Z =Emin3.K=3.21 = 63 f4 . Z f  g 4 Z4= 4 =.63=18

=> i4=

Z’4=63-18=45 f5 . Z f  g 5 5 Z5 = =.63 =21  i5 =

Z’5 =63-21=42 f6 . Z Z6 = f 6  g 6 =.33 =24

 i6 =

Z’6 =63-24=39

Nhóm V: SV: ……………………….

46

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Đây là cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV nên phải đảm bảo khoảng cách trục a đó được xác định trước như sau: A= =31,5.m Với m là môđun của các bánh răng. 1 2  Z8 1  Z '   4  1, 264  5  8  ' m   2 a  73 m  Z8 Z8





1 3  Z7 1  Z '   5  1, 265  10  7 ' m   2a  73m  Z7 Z7



Nhóm VI:



  '  73 Z8 Z8 Z8  ' 2Z 8  5 Z 8  i8 = Z ' 8 =

'   Z 7  73 Z 7 Z7  '  10 Z 7  3.Z 7  i7 = Z ' 7 =

Z9 f9 Z ' i9=1= g 9  9 =

Nhóm VII:

Z 1 1 28   10  1.26 Z '10 35 i10= 

Nhóm VIII:

Z11 21 1 1   2 , 2 1, 26 Z 33  11 i11= =

Nhóm IX:

1 Z 50 1  12,  2 Z12 63 i12=  = 1, 26

Nhóm X:

Z 13 63 i13=  =1,26  Z '13 = 50 

Nhóm XI :

i14=1

Z 14 18  Z '14 18

Vậy ta có bảng:

SV: ……………………….

47

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy i1 i2 i3 i4 18 36

27 27

i01=26/44

i5

i6

i7

i8

i9

i10

i11

i12

i13

i14

28 35

21 33

50 63

63 50

18 18

36 18

i02=24/64

2.2.5.Tính sai số chuỗi lượng chạy dao Ta có chuỗi số vòng quay thực tế của trục vít như sau : nmin = n1 = nđc . i01.i02.i1.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 4,01 vg/ph n2 = nđc. io1.io2.i1.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 5,01vg/ph n3 = nđc. io1.io2.i1.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 6,16 vg/ph n4 = nđc. i01.i02.i2.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 8,01 vg/ph n5 = nđc. i01.i02.i2.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 10,01 vg/ph n6 = nđc. i01.i02.i2.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 =12,32vg/ph n7 = nđc. i01.i02.i3.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 16,02 vg/ph n8 = nđc. i01.i02.i3.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 20,02 vg/ph n9 = nđc. i01.i02.i3.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 24,64 vg/ph n10 = nđc. io1.io2.i1.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 32,04 vg/ph n11 = nđc. io1.io2.i1.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 40,04 vg/ph n12 = nđc. io1.io2.i1.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 49,30 vg/ph n13 = nđc. io1.io2.i2.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 64,1 vg/ph n14 = nđc. io1.io2.i2.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 80,1 vg/ph n15 = nđc. i01.i02.i2.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 98,58 vg/ph n16 = nđc. i01.i02.i3.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 128,15 vg/ph n17 = nđc. i01.i02.i3.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14 = 160,19vg/ph n18 = nđc. i01.i02.i3.i6.i9.i10.i11.i12 .i13.i14= 197,20vg/ph = nmax SV: ……………………….

48

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau: n

n%

ns1=nmin

ntt 4,01

ntc 4,00

-0,25

ns2

5,01

5,00

-0,2

ns3

6,16

6,30

2,22

ns4

8,01

8,00

-0,13

ns5

10,01

10,00

-0,1

ns6

12,32

12,50

1,44

ns7

16,02

16,00

-0,13

ns8

20,2

20,00

-0,1

ns9

24,64

25,00

1,44

ns10

32,04

31,5

-1,71

ns11

40,04

40,00

-0,1

ns12

49,30

50,00

1,4

ns13

64,10

63,00

-1,75

ns14

80,1

80,00

-0,13

ns15

98,58

100,00

1,42

ns16

128,15

125,00

-2,52

ns17

160,19

160,00

-0.12

ns18=nm ax

200,000

197,20

1,4

Từ bảng sai số ta có biểu đồ sai số như sau:

SV: ……………………….

49

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Kết luận: sai số nằm trong phạm vi cho phép

Ta có sơ đồ đô ̣ng của hô ̣p chạy dao như sau:

SV: ……………………….

50

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

Ta tận dụng xích chạy dao nhanh như máy tương tự cho đường chạy dao nhanh, dùng 26 45 57 28 18 33 18 , , , , , , các cặp bánh răng: 44 57 43 35 33 37 16

SV: ……………………….

51

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Với xích chạy dao ngang, ta thừa hưởng những tính toán từ xích chạy dao dọc. Các cặp bánh răng ăn khớp từ trục: V – VI

: 39/39

VI – VII

: 28/35

VII – VIII

: 18/33

VIII – IX

: 33/37

IX – X

: 37/33

và gắn với trục vít me chạy dao ngang. Với xích chạy dao đứng ta tiến hành điều chỉnh để đảm bảo sao cho Sdọc=Sngang=3Sđứng Các cặp bánh răng ăn khớp từ trục : V – VI

40/40

VI – VII

28/35

VII – VIII 18/ 33 sau đó tới cấp bánh răng 22/33 và truyền tới trục vít me chạy dao thẳng đứng thông qua cặp bánh răng côn 22/44

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH. 3.1. Hộp tốc độ 3.1.1 Tính động cơ chính , lập bảng sơ bộ đường kính trục. SV: ……………………….

52

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 3.1.1.1. 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, an toàn. Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất. Trong phần này quy định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy cắt kim loại. Theo giáo trình thiết kế máy cắt kim loại, với máy phay có các chế độ làm việc của máy. a,Chế độ cắt thử mạnh: Dao trụ thép gió P18, D = 90 mm, Z = 8; Chi tiết gia công: Gang có HB = 180. Chế độ gia công: Tốc độ vòng quay trục chính n = 40 vg/ph; Bề rộng B = 100 mm, chiều sâu cắt t = 12 mm, v = 13,5 m/ph, S = 118 mm/ph. b,. Chế độ cắt thử nhanh Dao T15K6, D = 100, Z = 4 Chi tiết thép 45 HB = 195, chế độ gia công: n = 630 vg/ph, B = 50 mm, t= 3 mm, v = 235 m/ph, S = 750 mm/ph. c, Thử ly hợp an toàn Dao P18, D = 110, Z = 8 Gia công thép 45 có B = 100 mm, t = 10 mm, n =40 vg/ph, S = 118 mm/ph, Mx = 2000 N/cm. 3.1.1.2 Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính Công suất động cơ gồm có: Nđc = Nc + N0 +NP Nc: Công suất cắt N0: Công suất chạy không Np: công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy SV: ……………………….

53

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy a) Tính công suất cắt Nc Nc 

Pz  V 60  102  9,81

Công thức II.18 trang 93 Sách Thiết kế tính toán Dụng cụ cắt kim loại + Tính Pz theo bảng II.1 trang 90 sách thiết kế máy cắt kim loại n Pc Pz

Py Px v

Pz = (0,5  0,6) x P0 Với P0 = C . B . Szy .Z. (t/D)k trong đó SZ = S/ Zn + Chế độ cắt mạnh C = 682; y = 0,72; k= 0,86; SZ = 0,26 PZ = (0,5  0 ,6) x 682 x 100 x 8 x 0,260,72 x (12 / 90)0,86 = (0,5  0 ,6) x 36568 = 20000N Ta có Nc = 22828 x 13,5 / 60 x 102 x9,81= 4,5 kW N dc 

Nc 4,5   5, 29  0,85 ( = 0,85 hiệu suất bộ truyền)

+ Chế độ cắt nhanh: C = 682; y = 0,72; k= 0,86; SZ = 0,21 PZ = (0,5  0,6) x 682 x 50 x 4 x(0,21)0,72 x (3/100)0,86 = (0,5  0 ,6) x 2173 = 1200 N Nc 

1200  235  4, 7kW 60 102  9,81

N dc 

N c 4, 7   5,53(k W )  0,85

  Chọn động cơ có công suất N =7 kw; n = 1440 (v/p) b) Công suất chạy dao N dcs 

Q  Vs 612  10 4   cd  9,81

Vs: Vận tốc chạy dao

SV: ……………………….

54

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy cd = 0,15: Hiệu suất của cơ cấu chạy dao Q: Lực kéo Q= k x Px + f(PZ + 2PY + G) k = 1,4; f: Hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt; f = 0,2 G: Khối lượng bàn dao; Lấy G = 45000 N Px = 0,3 x P0 x tg = 0,3 x 36568 x tg20 = 3992,9 (N) PY = 0,2 x P0 = 0,2 x 36568 = 7313,6(N)  Q = 1,4 x 3992,9 + 0,2(20000 + 2x7313,6 + 45000) = 21515,5 (N) N dcs 

21515,5  670  1, 61 612 104  0,15  9,81 (kW)

Vậy ta chọn động cơ có công suất N= 1,7 kW ; n = 1420 (v/p) 3.1.1.3 Lập bảng tính sơ bộ đường kính Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết: + Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức:

√

Ntinh= n min.

4

nmax v ( /ph) nmin

+ Công suất trên từng trục:

Ntrục = Nđc. (kW)

Với  là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. = i với i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có: đai = 0,98; br = 0,995; ổ = 0,97; tc = 0,88. - Công suất Nđc =7 kW ; nđc =1440vg/ph Trục I NI = Nđc . br . ol = 7 . 0,995 . 0,97  6,756 KW Trục II NII = NI. ol . br = 6,756.0,995.0,97 5,81KW Trục III NIII = NII . br . ol = 5,81.0,97.0,995 5,6KW Trục IV NIV = NIII . br . ol = 5,6. 0,97 .0,995  5,409KW Trục V NV = NIV . br . ol = 5,409 . 0,97 .0,995  5,22 kW - Số vòng quay Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n min đến nmax cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc

SV: ……………………….

55

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy hết công suất N. Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số

ntinh  nmin .4 vòng quay tính toán trên từng trục là Trục II Trục III

n max n min

22 nII = nđc.i0 =1440. 50 = 633,6 vg/ph = nII 23 nIIImin = nII .i 1= 633,6. 58 =251,26 vg/ph 31 nIIImax = nII .i 3= 633,6. 50 = 392,83 vg/ph

ntính3  nmin . 4

nmax 392,83  251,26. 4  280,96 nmin 251,26

vg/ph= nIII

27 Trục IV nIVmin = nIIImin .i 4= 251,26. 68 = 99,77vg/ph 58 nIVmax = nIIImax .i 6= 392,83. 37 =615,79 vg/ph n 615, 79 ntính4  nmin . 4 max  99, 77. 4  148,1 nmin 126,84

vg/ph= n IV

Trục V nV min

18 = n IVmin . i7 = 99,77 . 72 = 25 (vg/ph).

60 nIV max =nIV max . i8 = 615,79 . 30 = 1250 (vg/ph). nV min . 4 n V tính =

nV max 1250  25. 4  66, 48 nV min 25

(vg/ph).=nV

Xác định mô men xoắn trên động cơ lớn nhất : TI  9,55.106.

NI 7  9,55.106.  43611, 7( N .mm) nI 1440 .

Mô men xoắn trên các trục 5,81 TII = 9,55. 106. = 9,55.106. 633, 6 = 87571,8 N.mm 5, 6 TIII = 9,55. 106. =9,55.106. 280,96 = 190347,4 N.mm 5, 409 TIV = 9,55. 106. = 9,55.106. 280,96 = 348791 N.mm

SV: ……………………….

56

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 5, 22 TV = 9,55. 106. = 9,55.106 . 66, 48 = 749864,6 N.mm

Bảng thông số Trục

I

II

III

IV

V

N(kw) n (vg/ph)

7 1440

5,81 633,6

5,6 280,96

5,409 148,1

5,22 66,48

T(N.mm)

43611,7

348791

749864,6

87571,8 190347,4

* Từ các mô men xoắn trên các trục ta xác định được đường kính sơ bộ của trục Theo công thức (7.1) trang114 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Nguyễn Trọng Hiệp ) 3

Mx 0,2. x 

d 3

d1  3

d2  3

d3  3

d4  3

d5 

. Lấy x= 20

43611, 7  22,17( mm) 0, 2.20 . Lấy d1 =25 (mm) 87571,8  27, 78( mm) 0, 2.20 . Lấy d2 = 30 (mm) 190347, 04  36, 237( mm) 0, 2.20 . Lấy d3 = 35 (mm) 348791  44,34(mm) 0, 2.20 . Lấy d4 = 45 (mm) 749864, 6  57, 23(mm) 0, 2.20 . Lấy d5 = 60 (mm)

SV: ……………………….

57

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trên là các đường kính tiêu chuẩn tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi. Tại các tiết diện khác ta có thể lấy tăng hay giảm tùy thuộc vào kết cấu và lực tác dụng 3.1.2.Tính bánh răng Tính toán cho cặp bánh răng 30/60, cặp bánh răng này nằm trong nhóm III. Tính cặp bánh răng này vì nó nằm trong nhóm truyền trực tiếp ra trục chính,vì vậy chúng chịu tải trọng va đập lớn nhất, ứng suất lớn nhất, momen xoắn lớn nhất nên ta kiểm tra cặp bánh răng này đầu tiên. *Chọn vật liệu tạo

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hóa trong thiết kế chế máy thì ta chọn vật liệu như sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt HB =180-350 chọn HB= 330 *Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi,do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc-ta xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:  0 H lim    [σH] =  S H  . ZR . ZV . KHL . KXH

Sơ bộ lấy ZR . ZV . KXH = 1. Trong đó :

0 H lim :ứng

suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

0 H lim =2.HB

+ 70 =2.330 + 70 =730

Lấy hệ số an toàn là SH = 1,1. K HL : hệ số tuổi thọ

Chọn sơ bộ K HL =1 SV: ……………………….

58

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

H  

730 .1.1  663,64 MPa 1,1

Ta tính được *Xác định ứng suất uốn cho phép: Giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo công thức (10 – 74) và bảng 10.6 sách chi tiết máy như sau:

 F 

 0 F lim    .YR .YS .K FL .K XF .K FC  SF 

Tính sơ bộ lấy YR .YS .K XF .K FC =1 Trong đó σ°Flim :ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở σFlim = σ°Flim = 1,8.HB=1,8 . 330 = 594 (Mpa).

  F    F lim .K FL .

K FC SF

Trong đó: KFC – là hệ số ảnh hưởng đặt tải. Do bộ truyền làm việc một chiều nên lấy KFC = 1. SF – là hệ số an toàn. Theo bảng 6.2 sách tính toán thiết kế chi tiết máy ta tra được SF = 1,75 KFL : Hệ số tuổi thọ . Chọn sơ bộ Ta tính được

KFL = 1

  F   

594   .1.1  339, 43( Mpa )  1,75 

*Tính bền bánh răng: Môđun của bánh răng được xác định theo ứng suất tiếp xúc như sau: 2

100 3  6800  i  1 N mtx  .  .K . cm  . Z    H   i.0 n

SV: ……………………….

59

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Trong đó : [σH]: ứng xuất tiếp xúc, [σH] = 663,64Mpa=66364(N/cm2) Z =30– là số răng bánh bị động(bánh nhỏ) i – là tỷ số truyền của cặp bánh răng được tính i



60 2 30

Do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy 0  ( 0,7  1,6 ) Chọn 0  1,5. K – là hệ số tải được xác định theo công thức: K = Kđ . Ktt . KN Kđ - là hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi bánh răng ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2 ÷ 1,4. Lấy Kđ = 1,3. Ktt – là hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng được tôi cải thiện nên chọn Ktt = 1,1. KN – là hệ số tải trọng theo chu kì. Lấy KN = 1.  K = Kđ . Ktt. KN = 1,3 . 1,8 . 1 = 1,43 n – là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng chủ động (bánh nhỏ), nIV = 148,1 vg/ph. N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính, NIV = 5,409 kW.

2

100 3  6800  i  1 N  mtx  .  .K .  . Z    H   i.0 n 2

100 3  6800  2+1 5, 409 = .1,43. = 0,27 (cm) =2,7(mm)   . 30  66364  2.1,5 148,1

Chọn m theo tiêu chuẩn ta được mtx = 3. Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm modun bánh răng theo độ bền uốn:

SV: ……………………….

60

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy mu  10. 3

1950 N .K . Z . . y.  F  n

Trong đó: [σF]: ứng suất uốn cho phép của vật liệu bánh răng, [σF] = 339,43MPa = 33943 (N/cm2). ψ: hệ số chiều rộng bánh răng, có



b  (6  10) m . Chọn ψ = 8.

y: hệ số dạng răng. Khi Z = 20 ÷ 60 thì y = 0,243 ÷ 0,268 nên ta chọn y = 0,25. mu  10. 3



 10. 3

1950 N .K . Z . . y.  F  n

1950 5, 409 .1, 43. = 0,39 (cm) = 3,9 (mm) 30.7.0, 25.33943 148,1

 Chọn mu  4 lấy theo tiêu chuẩn Như vậy với bánh răng có modun m = 4 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật Dựa trên môđun vừa chọn được ta có các thông số cơ bản của bánh răng như sau: - Modun: m = 4mm d1 = d w1 =m.z1

- Đường kính vòng chia:

d2 = d w2 =m.z2 - Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2.m da2 = d2 + 2.m

- Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5.m df2 = d2 – 2,5.m

- Đường kính cơ sở:

db1 = d1.cosα db2 = d2.cosα

- Chiều rộng vành răng: b = ψ.m = 8.4= 32 SV: ……………………….

61

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy - Khoảng cách trục: Cặp 1

A=

Bánh răng

m 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Z1 Z1 '

2

Z2 Z2 '

3

Z3 Z3 '

4

Z4 Z4 '

5

Z5 ' Z5

6

Z6 ' Z6

7

Z7 Z7

8

Z8 ' Z8

0

m.(z + z') 2

Z0 '

Z0

d i ( mm )

d a ( mm )

92 232 108 216 124 200 108 272 168 212 232 148 72 288 240 120 84 200

100 240 116 224 132 208 116 280 176 220 240 156 80 296 248 128 92 208

Số răng 23 58 27 54 31 50 27 68 42 53 58 37 18 72 60 30 22 50

3.1.3. Tính trục chính Các lực tác dụng nên trục chính: -Lực vòng bánh răng:

Pt1 

2.T 2.749864 ,6   5207 , 4( N ) d w1 288

0 0 -Lực hướng tâm: Pr1  Pt1 .tan 20  5207 , 4.tan 20  1895,33(N)

-Lực vòng của dao: P2  P0  Pt 2  36568( N ) 0 -Lực dọc trục của dao: Pa 2  0 ,3.P2 .tan   0,3.36568.tan 15  2939,5( N )

SV: ……………………….

62

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

-Lực hướng tâm: Pr 2  0,6.P2  0,6.36568  21940 ,8( N ) Sơ đồ phân bố lực trên trục chính:

YA

YB

YC Pr1

XA

Pr2

P

YD t1

P t1

XB

XC 265

405

M2

XD 160

Thay gối tựa cho các ổ B và C ta chọn được hệ cơ bản bằng cách đặt vào B và C các quay.Dầm liên tục chở thành dầm đơn mà tải trọng trên các dầm đơn không ảnh hưởng đến các dầm bên cạnh.

Theo quyển [2] ta chọn : +Bề rộng ổ lăn với đường kính sơ bộ d = 60 : b0 = 31 + Khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 10 + Khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong của hộp k3= 15 + Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k2= 10 + Bề rộng răng b = 32 ( tính toán trên ) + Chiều dài may ở 1 bánh răng trụ lm= ( 1,2 -> 1,5).d Ta có l0 = b0 + 2.k2 + 2.k3 + 4.k1 + 5.lm ( với d =35 ) + b = 405 l1= bo + 2.lm ( d = 60) + k3 = 265 l2 = b0 + l = 160

SV: ……………………….

63

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Viết phương trình 3 momen cho nút B: M A .l0  2.( l0  l1 ).M B  l1 .M C  6( 0 .

M B .l1  2.( l1  l2 ).M c  l2 .M D  6( 1 .

0 ,1 ,2 Ta có :

a0 b  1 1 ) l0 l1 (1)

a1 b  2 2 ) l1 l2

(2)

: Diện tích biểu đồ momen ngoại lực gây trên các nhịp

0

=0

MA=MD=0 Từ (1) và (2) ta có: 2.( l0  l1 ).M B  l1 .M C  61

b1 l1 (1’)

M B .l1  2.(l1  l2 ).M C  6( 1

a1 b  2 2 ) l1 l2 (2’)

Xét mặt phẳng yOz:

YA

YB

Pr1

YC

Pr2

YD

M

2

A

SV: ……………………….

B

64

E

C

G

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

D

Đồ án thiết kế máy

o Phương trình cân bằng cho nhịp BC Ta có:  FY  0  yB  yC  Pr1  0    M C  0   y B .BC  Pr1.EC  0

Từ hệ trên ta có: Pr1 .EC 1895,33.130    929 ,78( N ) YB  BC 265   YC  Pr1  YB  965,55( N ) 

o Phương trình nội lực: + Xét tại mặt cắt 1-1: Mx1= yC . z1 Với 0  z1  EC Tại z1= EC = 130  Mx1=130.965,55 = 125521,5(N.mm) + Xét tại mặt cắt 2-2: Mx2 = -yC . z2+Pr1(z2-EC).Với EC  z2  BC Tại z2 = BC = 265  Mx2 = -965,55.265+1579,33.135= 0  Xét nhịp CD: o Phương trình cân bằng:  Y y  0  y C  y D  Pr 2  0    M D  0 M 2  y C .DC  Pr 2 .GD  0

(3) (4)

Trong đó: 1 1 M2= 2 Pa2 . Dđ= 2 . 2939,5.100 = 146975(N.mm)

Từ (3) và (4) :

SV: ……………………….

65

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy M 2  Pr 2 .GD 146975  21940,8.80    11889 (N)  yC   DC 160   yD  21940,8  11889  10051,8

o Phương trình nội lực: +) Xét mặt cắt 3-3: Ta có: Mx3 = -yD .z3 .Với 0  z3  GD Khi z3= GD = 80  Mx3 = -10051,5.80 = - 804144 N.mm +) Xét tại mặt cắt 4-4: Ta có: Mx4 = -yD . z4 + Pr2(z4-GD) - M2 Với GD  z4  CD + Khi z4= GD = 80  Mx4=-10051,5.80 + 21940,8 . 0 - 146975= -951119 N.mm

+Khi z4=CD=160 Mx4 =-10051,5 . 160 + 21940,8 . 80 -146975 = 0 Vậy ta có: 1=11+22 11 

1 .125521,5.135  8472701( N ) 2

12 

1 .125521,5.130  8158898( N ) 2

1 .b1 b b  11 . 11  12 . 12 l1 l1 l1

1 b11  130  .135  175 3 Với

SV: ……………………….

66

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 2 b12  .130  86.67 3 1 .b1 175 86 , 67  8472701.  8158898.  8263601 l1 265 265 1 .a1 a a  11 . 11  12 . 12 l1 l1 l1

2 a11  .135  90 3 Với 1 a12  135  .130  178,33 3 

1 .a1 90 178,33  8472701.  8158898.  8367998 l1 265 265 2 .b2 b b  21 . 21  22 . 22 l2 l2 l2

Với

21 

1 .804144.80  32165760( N ) 2

22 

1 .951119.80  38044760( N ) 2 1 b21  80  .80  106 , 67 3 b22 



2 .80  53,33 3

2 .b2 106, 67 53,33  32165760.  38044760.  34125304 l2 160 160

. Thay vào hệ phương trình (1’) và (2’) ta có: 2.(405+265).MB+265.Mc= -6.8263601 265. MB +2. (265+160).Mc= -6(8367998 + 34125304)

SV: ……………………….

67

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy  M  23784 , 2 N .mm  B  M C  307367 ,8 N .mm

 Xét trong mặt phẳng xOz:

P t1

MB

B

A

XA

MC

D

G

E

XB

Pt2

XC

XD

Phương trình cân bằng lực:   FX  0  X  X C  Pt1  0   B  M C  0  X B .BC  Pt1 .EC  0 Pt1 .EC 5207 , 4.130    2554 ,57 XB  BC 265   X C  Pt1  X B  2652,17( N ) Từ hệ trên ta có: 

Phương trình nội lực: -xét mặt cắt 1-1: Ta có M Y 1   X C .Z1 với 0  Z1  130 Tại Z1=130 ta có MY1=-652,17.130=-344782,1(N.mm) -Xét mặt cắt 2-2: Từ phương trình cân bằng ta có: X C  X D  Pt 2    M Y  Pt 2 .CG  X D .CD;voi M Y ( C )  0 SV: ……………………….

68

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy  XC  X D 

Pt 2 36568   18284( N ) 2 2

-Xét mặt cắt 3-3: M Y 3  X D .Z 3 với 0  Z 3  GD

Tại Z3=80 ta có MY3=18284.80=1462720(Nmm) -Xét mặt cắt 4-4: M Y 4  X D .Z 4  Pt 2 ( Z 4  GD ) với GD  Z 4  CD

Tại Z4=80 ta có MY4=18284.80-36568.0=1426152(Nmm) Tại Z4=160 ta có MY4=18284.160-36568.0=0(Nmm) Xét biểu đồ nội lực trên các nhịp 1(nhịp BC) và nhịp 2 (nhịp CD) ta xác định được các đại lượng trong phương trình (1’) và (2’) 1 .b1 b b  11 . 11  12 . 12 l1 l1 l1

Trong đó 12 

11 

1 .344782 ,1.135  23272791,75( N ) 2

1 .344782 ,1.130  22410836 ,5( N ) 2

1 b11  130  .135  175 3 2 2 b12  EC  .130  86 , 67 3 3 

1 .b1 175 86.67  23272791, 75.  22410836 ,5.  22698436 ,81 l1 265 265

1 .a1 a a  11 . 11  12 . 12 l1 l1 l1

SV: ……………………….

69

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 2 .135  90 3 1 a12  135  .130  178,33 3 a11 



1 .a1 90 178,33  23272791,75.  22410836 ,5.  22985191, 44 l1 265 265

2 .b2 b b  21 . 21  22 . 22 l2 l2 l2

1 b21  .80  160  186, 67 3 2 b22  .80  53,33 3 21  22  

1 .1426152.80  57046080( N ) 2

2 .b2 186, 67 53,33  57046080.  57046080.  85569120 l2 160 160

Thay các giá trị trên vào hệ phương trình (1’) và (2’) ta có: 2.(405+265).MB+265.MC=-6.22698436,81 MB.265+2.(265+160).MC=-6(22985191,44 +85569120)  M  53181,75  B  M C  782845,9



Vẽ biểu đồ nội lực. +) Trong mặt toạ độ yOz: - Xác định phản lực tại A & D: Ta có: YA , YD , M B , M c , Pr1 , Pr 2   0

F

 y A  y D  Pr1  Pr 2  0

Y

M

Y

 M 2  M C  M B  Pr1 ED  Pr 2GD  y A AD  0

SV: ……………………….

70

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy  yA  

1 ( M 2  M C  M B  Pr1 ED  Pr 2GD ) AD

1 (146975  307367,8  23784  5207, 4.290  21940,8.80)  3712,3( N ) 830

 yD  23436 (N)

- PT trình nội lực trong mặt yoz: + Mặt cắt 1-1; Mx1=-yD.z1 Khi z1=0  Mx1=0 Khi z1=80  Mx1=-23436.80=-1874880 N.mm + Mặt cắt 2-2: Mx2 = - yD . z2 - M2+Pr2(z2-GD) . Với GD  z 2  CD Khi z2 = GD = 80  Mx2 = -23436 . 80 – 146975 = - 2021855 N.mm Khi z2= CD = 160  Mx2 = -23436 . 160 – 146975 + 21940,8.80 = = -2141471 N.mm + Mặt cắt 3-3: Mx3 = - yD . z3 - Ma2 + Pr2(z3 - GD) - MC .Với CD  z 3  ED Khi z3 = CD = 160  Mx3= -23436 . 160 – 146975 + 21940,8 . 80 -307367,8 = - 2448838 N.mm Khi z3= ED = 290  Mx3 = -23436 . 290 – 146975 + 21940,8.(290-80) -307367,8 = -2643215 N.mm

SV: ……………………….

71

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy + Mặt cắt 4- 4: Mx4 = -yD . z4 - M2 + Pr2(z4-GD) - MC + Pr1(z4-ED). Với ED  z 4  BD Khi z4= ED= 290  Mx4= -23436 . 290 – 146975 + 21940,8.(290-80) +307367,8 = -2028479 N.mm Khi z4 = BD= 425  Mx4=-23436 . 425 – 146975 + 21940,8.(425-80) +307367,8 + 1895,33.135 = -1974462 N.mm + Mặt cắt 5 - 5: Mx5 = -yD.z5 - Ma2 + Pr2(z5-GD) - MC + Pr1(z5-ED) + MB. Với BD  z 5  AD Khi z5 = BD = 425  Mx5 =-23436 . 425 – 146975 + 21940,8.(425-80) +307367,8 + 1895,33.135+ 23784,2 = -1950677 N.mm Khi z5=AD  Mx5= 0 N.mm +) Trong mặt phẳng xOz: -Xác định phản lực tại A và D: Ta có: ( PA ,YD ,Pt1 ,Pt 2 )  0  FX  X A  X D  Pt1  Pt 2  0  M X  Pt1 .ED  Pt 2 .GD  X A . A D  M B  M C  0

SV: ……………………….

72

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 1 (Pt1 .ED  Pt 2 .GD  M B  M C ) AD 1  XA  ( 5207 , 4.290  36568.80  53181,75  782845,9 )  4336 ,82( N ) 830  XA 

 X D  37438,58( N )

-phương trình nội lực: + Mặt cắt 1-1: M Y 1   X D .Z1 với 0  Z1  GD

Tại Z1=0 ta có MY1=0 (Nmm) Tại Z1=80 ta có MY1=-37438,58.80=-2995086,4(Nmm) +Mặt cắt 2-2: MY2=-XD.Z2+Pt2(Z2-GD),vi GD  Z 2  CD Tại Z2=GD=80 Ta có MY2=-37438,58.80=-2995086,4 (Nmm) Tại Z2=CD=160 Ta có MY2=-37438,58.160+36568.80=-3769333 (Nmm) -xét tại mặt cắt 3-3: M Y 3   X D .Z3  Pt 2 (Z 3  GD )  M C voi CD  Z3  ED

Tại Z3=CD=160 ta có MY3 =-37438,58.160+36568.80-782845,9=-3847578,7 (Nmm)

-Xét tại mặt cắt 4-4: M Y 4   X D .Z 4  Pt 2 .( Z 4  GD )  Pt1(Z 4  ED)  M C ,vsED  Z 4  BD SV: ……………………….

73

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Tại Z4=ED=290 Ta có MY4=-37438,58.290 + 36568.210-782845,9=-3960754,1 (N.mm) Z4=BD=425 Ta có MY4=-37438,58.425+36568.345+5207,4.135-782845,9=-3257755(Nmm) +Xét tại mặt cắt 5-5: M Y 5   X A .Z 5 ,vi 0  Z 5  AB

Tại Z5=AB=405 Ta có Mx5=-6223,2.425=2626762,15(Nmm) Tại Z5=0 Ta có MY5=0(Nmm) Biểu đồ moomen trục chính

SV: ……………………….

74

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy YA

YB

Pr1

YC

P t1

Yr2

XB

YD

r1

E

XA

X

G

XC

XD

265 160

405

1974462

2643215 2448838 2021855

Mx

My

2995086.4 3310936.85 3960754.1

3847578.7

749864.6

T

SV: ……………………….

75

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Tính chính xác trục chính:

Ta có :      K  ( 1  C1 ).M UC     1  K  .C2  .M C     T   ( 1  4 ). 1 n

2

2

d  2 ,17.3

Với  là tỷ số giữa hai đường kính ngoài và trong của trục.Do trục rỗng nên 

d0 1  d 3

n: hệ số an toàn n  1,5  3; chọn n=1,5

C1 ,C2 giá trị phụ thuộc vào quá trình cắt. C1  C2  0, 25  0,3 chọn C1  C2  0 ,3  1 :ứng suất mỏi  1  ( 0 ,4  0,5 )0 .

Với vật liệu làm trục là thép C45 ứng suất chảy c  400 N / mm Giới hạn bền : 0 =800Mpa  1  0, 45.800  340MPa K  ,K 

hệ số kể đến ảnh hưởng của tập trung ưng suất uốn và xoắn

K   K   1,7  2 chọn K   K   1,7 .

Momen nội lực tại các tiết diện B,C,E

SV: ……………………….

76

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Tại B: M uB max  M 2ux  M 2uy  3657154 ,07 2  19744622  3854971Nmm

 uB 

M uB max 3854971   mm 1  C1 1  0 ,3

Tại E: M uE max  M 2ux  M 2uy  26432152  3960754,12  4761739 Nmm

 uE 

M uE max 4761739   mm 1  C1 1  0 ,3

Tại C: M uC max  M 2ux  M 2uy  24488382  3847578, 7 2  4560774 Nmm

 uC 

M uC max 749864 ,6   mm 1  C1 1  0 ,3 2

d B  

 340    1,7.0 ,3  .576818,9  1, 7. 1  0,3 .2965362      400   67 mm 4   1   340 1     .   3   1,5

d E  

 340    1,7.0 ,3  .576818,9  1,7. 1  0 ,3 .3662876      400   77 ,87 mm 4   1   340 1     .   3   1,5

d C  

 340    1,7.0 ,3  .576818,9  1, 7. 1  0,3 .4560774      400   86,5mm 4   1   340 1     .   3   1,5

2

2

2

2

2

Chọn dB =65mm

SV: ……………………….

77

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy dE =80mm dc=90mm dA =45mm  Kiểm nghiệm độ cứng vững: +) Tính độ võng y : y

l 1 [ P1l1 (l1  l 2 )  0,5 P1 a(l 2  a 2 ) 1  MP1 P2 ] 3EJ l2

Ta có sơ đồ tính sau :

Do tỷ số B/d nhỏ nên coi ổ như gối tựa hình cầu (B – chiều rộng của ổ; d - đường kính trục)  M = 0. Nên ta có:

y

1 2 2 l1 [ Pl ] 1 1 (l1  l2 )  0,5 P2 a (l  a ) 3EJ l2

Ta thấy đường kính trung bình của trục là 85 (mm)  j  0,05 D 4 (1   4 )  0,05.85 4 (1  0,05 4 )  2446900(mm 4 )

E – môđuyn đàn hồi của vật liệu E = 2,15.106 (N/mm2)

SV: ……………………….

78

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 1 145 [21941.1452 (145  285)  0,5.1895.197(2852  197 2 ) ]  0, 012( mm) 4 3.2,15.10 .244, 7.10 285 1 145 yy  [36568.1452 (145  285)  0,5.5207.197(2852  197 2 ) ]  0, 02( mm) 6 4 3.2,15.10 .244, 7.10 285 yx 

6

Vậy độ võng : y

y x2  y y2  0, 0122  0,02 2  0, 023( mm)

Độ võng cho phép: [ y ]  0,0002.l  0,0002.285  0,0532( mm)

Vậy y < [y] trục đảm bảo độ cứng vững +) Kiểm nghiệm góc xoay : 1 a 2 [ Pl (l2  a 2 )  Ml2 ] 1 1l2  0,5 P2 3EJ l2 1 197 y  [36568.145.285  0,5.5207. .(2852  197 2 )]  0, 000092 6 4 3.2,15.10 .244, 7.10 285



   x2   y2  0,001

Vậy góc xoay đảm bảo yêu cầu +) Kiểm nghiệm góc xoắn; 

180 M x l  .. j p .G

l: chiều dài chịu tác dụng xoắn G: mômen đàn hồi chống trượt; Đối với thép G = 8,4.106 (N/cm2) jp: mômen quán tính độc cực (cm4) jp 

 3,14 ( d  h) 4  (80  9) 4  254,1(cm 4 ) 32 32

h: chiều cao rãnh then Thay vào ta có:

SV: ……………………….

79

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 

180.59264.28,5  0, 045o 6 3,14.254,1.8, 4.10

[ ] 

1  0,25 o / 1m 4o [ ]   : Thoả mãn

+) Kiểm nghiệm về độ chấn động Trục chính của máy có nMax = 1250 (v/ph). Khi làm việc sinh ra chấn động và xảy ra dao động cộng hưởng, ảnh hưởng đến độ chính xác gia công chi tiết và có thể làm gãy trục, mòn ổ. Vận tốc tới hạn t 

g y

g : gia tốc trọng trường (cm/s2) y : độ võng lớn nhất của trục

t 

980  206(1/ s) 0, 023

nth 

30 216  1968(v / ph) 

Vậy nMax = 1250 (v/ph) < nth = 1968 (v/ph) Kết cấu thoả mãn điều kiện chấn động.

SV: ……………………….

80

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1. Chọn kiểu và kết cấu điều khiển Hệ thống điều khiển phải thoả mãn các yêu cầu sau Hệ thống điều khiển phải điều khiển nhanh nhằm mục đích rút ngắn thời gian điều khiển để tăng năng suất lao động. Song phải nằm trong phạm vi giới hạn vận hành của con người. Điều khiển tin cậy và chính xác, thể hiện bằng các giải pháp kết cấu tạo điều kiện thuận lợi dễ nhớ cho người công nhân, đồng thời dễ lắp ráp và sửa chữa. Điều khiển phải an toàn , nhẹ nhàng, dẽ thao tác, nên bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng Các vị trí điều khiển phải có hệ thống định vị Ta chọn loại càng gạt với hệ thống đĩa lỗ như máy tương tự 6H82 4.2 Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng với tay gạt * Điều khiển hộp tốc độ Số lượng tốc độ z = 18 Phương án không gian

332

Phương án thay đổi thứ tự I-II-III Dựa vào sơ đồ động và lưới kết cấu ta có bảng điều khiển vị trí các chốt trên đĩa lỗ của hộp tốc độ như trang sau: a, Chọn nguyên lý điều khiển ta chọn kiểu điều khiển tay gạt và đĩa lỗ với cách xác định hành trình như sau : Đối với bánh răng 2 bậc thì vị trí giữa không làm việc, khi gạt để ăn khớp trái : LT = B + f B : Chiều rộng bánh răng f : Khoảng cách giữa 2 bánh răng, f = (1,5- 2) mm Khi gạt ăn khớp phải : LP = B1 + f1 Hành trình gạt : L = LT + LP SV: ……………………….

81

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Giữa 2 bánh răng ở khối di trượt f = (2 - 3)mm để lắp miếng gạt với bánh răng khối 3 bậc cũng lắp tương tự chỉ khác là ở vị trí giữa cũng có sự ăn khớp của cặp bánh răng thứ 3 nên khi gạt sang trái thì : Lf = BT + B3 + 2f B : Chiều rộng bánh răng bên trái B3 : Chiều rộng bánh răng ở giữa f : Khoảng cách an toàn Khi gạt sang phải : LP = BP + B3 + 2f Do đó hành trình gạt của khối bánh răng 3 bậc là : L = LT + LP Khi thay đổi tốc độ bằng lỗ, trên mặt đĩa có khoan các đường tròn đồng tâm, hai đĩa này đặt song song với nguyên lý : Kéo tay gạt có tác dụng đẩy 2 lỗ kia ra khỏi chốt, quay lỗ đĩa đi một góc cần thiết ứng với tốc độ đã chọn rồi đẩy đĩa vào. Tuỳ vị trí đĩa có lỗ hoặc không nó sẽ đẩy chốt 1 hoặc 2, làm các bánh răng 3 quay theo và làm thanh răng 5 chuyển động tịnh tiến. Thanh răng 5 có càng gạt gạt khối bánh răng di trượt tới vị trí ăn khớp . Từ bảng vị trí ăn khớp ta có : P : Vị trí ăn khớp phải

O : Các lỗ có trên đĩa

T : Vị trí ăn khớp trái

+ : Các lỗ không có trên đĩa

G : Vị trí ăn khớp giữa

SV: ……………………….

82

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Bảng điều khiển các khối bánh răng trong hộp tốc độ và vị trí của các khối bánh răng di trượt

.

SV: ……………………….

83

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

i6 i5 i4

Khèi B Khèi C

n18 n17 n16 n15 n14 n13 n12 n11 n10 n9 n8 n7 n6 n5 n4 n3 n2 n1 n®c * i0 * i3(A-G) * i6 (B-T)(C-P)* i8 (D-T) n®c * i0 * i2(A-P) * i6(B-T)(C-P)* i8(D-T) n®c * i0 * i1(A-T) * i6 (B-T)(C-P)* i8(D-T) n®c * i0 * i3(A-G) * i5(B-P)(C-P) * i8(D-T) n®c * i0 * i2(A-P) * i5(B-P)(C-P) * i8(D-T) n®c * i0 * i1(A-T) * i5(B-P)(C-P) * i8(D-T) n®c * i0 * i3(A-G)* i4(B-G)(C-T)* i8(D-T) n®c * i0 * i2(A-P)*i4(B-G)(C-T)* i8(D-T) n®c * i0 * i1(A-T)* i4(B-G)(C-T) * i8(D-T) n®c * i0 * i3(A-G)* i6(B-T)(C-P)i7(D-P) n®c * i0 * i2(A-P) * i6(B-P)(C-T) * i7(D-P) n®c * i0 * i1(A-T) * i6(B-T)( C-P)* i7(D-P) n®c * i0 * i3(A-G) * i5(B-P)(C-P) * i7(D-P) n®c * i0 * i2 (A-P) * i5(B-P)(C-P) * i7(D-P) n®c * i0 * i1(A-T) * i5(B-P)(C-P) * i7(D-P) n®c * i0 * i3(A-G) * i4(B-G)(C-T) * i7(D-P) n®c * i0 * i2(A-P) * i4(B-G)(C-T) * i7(D-P) n®c * i0 * i1(A-T) * i4(B-G)(C-T) * i7(D-P)

III Khèi D

2(9)

i8 i7

T

P

G

T

P

G

T

P

G

T

P

G

T

P

+0 +0

00 ++

++ 00

+0 +0

00 ++

++ 00

+0 +0

00 ++

++ 00

+0 +0

00 ++

++ 00

+0 +0

00 ++

++ 00

G ++ 00

G ++ 00

P

P

P

T

T

T

T

T

00 ++

00 ++

00 ++

G ++ 00

P

++ 00

G ++ 00

P

++ 00

G ++ 00

P

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

00 ++

00 ++

T

T

T

P

P

P

P

P

P

T

T

T

P

P

P

P

P

00 ++

00 ++

00 ++

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

00 ++

00 ++

00 ++

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

++ 00

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+

P +0 0+ P +0 0+

T

T

T

T

T

T

T

T

T

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

00 ++

Khèi D

G

++ 00

G ++ 00

Khèi C P +0 0+

P

00 ++

Khèi A Khèi B G ++ 00 T +0 0+

T

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

84

SV: ……………………….

3(1) II 3(3) Khèi A

i2

I

i3 i1

IV

Đồ án thiết kế máy

Trên trục II có khối bánh răng 3 bậc (Khối A) , có 3 vị trí ăn khớp làm việc : Trái ( A-T ) là đường truyền i 1 , Giữa (A - G) là đường truyền i 3 và Phải ( A-P) là đường truyền i2

II

I

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ cho ta đường truyền i1

i1 Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 1

T

Vị trí ăn khớp trái

0 +0 +

Chốt 2

II

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 và chốt 2 thì atrên đĩa 1đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ và cho ta đường truyền i3

i3 I

Chốt 1

Đĩa 1 Đĩa 2

Chốt 2

G

+0 +0

Vị trí ăn khớp giữa

SV: ……………………….

85

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

II

i2

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và cho ta đường truyền i2

I Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 1

Vị trí ăn khớp phải

Chốt 2

P

++ 0 0

Trên trục IV có khối bánh răng 3 bậc ta tách ra làm 2 khối - khối 2 bậc ( B ) và khối 1 bậc (C) để dễ bố trí tay gạt, hai khối B và C có liên quan với nhau- khi khối (B) ở vị trí làm việc thì khối (C) không làm việc và ngược lại.

Với khối B có 3 vị trí : Giữa (B-G) là vị trí không làm việc, Trái (B-T) là vị trí làm việc với đường truyền i6 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền i5 Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 2 Chốt 1

II I

T

00 ++

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa

i6 I I

đều không có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ và cho ta đường truyền i6

Vị trí ăn khớp trái

SV: ……………………….

86

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 1

G

Chốt 2

+0 +0

III

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 và chốt 2 thì trên đĩa 1đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ, khối B không làm việc.

II

Vị trí không ăn khớp

Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 2

P

++ 00

Chốt 1

III

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa

i5

đều không có lỗ và cho ta đường truyền i5

II

Vị trí ăn khớp phải

SV: ……………………….

87

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Với khối C có 2 vị trí : Trái (B-T) là vị trí không làm việc và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc .

Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 2

T

Chốt 1

00 ++

III

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa không có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả đều

i4

2 đĩa đều có lỗ và cho ta đường truyền i4

II

Vị trí trái ăn khớp

Đĩa 1 Đĩa 2 Chốt 2 Chốt 1

P

++ 00

III

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa

II

đều không có lỗ và khối C không làm việc.

Vị trí phải không ăn khớp

Khối bánh răng 2 bậc (Khối D) truyền từ trục IV sang trục V có 2 vị trí: Trái (D-T) là vị trí làm việc với đường truyền i 8 và Phải (D-P) là vị trí làm việc với đường truyền i7

SV: ……………………….

88

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy IV

Tại vị trí này, ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và cho ta đường truyền i7

i7 III Đĩa 1 Đĩa 2 Chèt 1 Chốt 2 222222222 2fggdf 22 22222 2

P

++ 00

Vị trí ăn khớp phải

Vị trí liên tiếp có lỗ. Trên đĩa 2 có 6 lỗ, cứ cách 6 vị trí liên tiếp không có lỗ lại tới 3 vị trí liên tiếp có lỗ. 4.3.Hành trình tay gạt Hành trình gạt của các tay gạt ứng với từng khối Với khối (A)

LA = LAT+LAP =2L1 =2(2B1 +2f)

Với khối (B)

LB = LBT+LBP =2L2 =2(2B2 +2f)

Với khối (C)

LC = L3 =B3 +2f

Với khối (D)

LD = L4= 2B4 +2f

B = 28 mm là chiều rộng vành răng f = 3 mm là khoảng cách giữa 2 bánh răng kề nhau. Từ đó ta có hành trình gạt của khối A và khối B là: LA= LB = 2.( 2B + 2f ) = 136 mm Tức là mỗi lần gạt là L1 = L2 = 68 mm. Hành trình gạt của khối C là : LC = L3 = 34 mm Ta có chiều dài các chốt xuyên qua đĩa lỗ của từng khối như sau : Khối A và khối B là 68 mm, còn khối C là 34mm

SV: ……………………….

89

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Xác định lỗ trên từng vòng tròn Các kí hiệu trên bảng điều khiển cho từng khối có ý nghĩa như sau: 0 +

0 +

- chốt 1 không qua cả 2 đĩa tức là vị trí đó cả 2 đĩa đều không có lỗ. - chốt 2 qua cả 2 đĩa tức là vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ.

Phải P

- chốt 1 chỉ qua đĩa 1 tức là vị trí đó chỉ có đĩa 1 có lỗ. - chốt 2 chỉ qua đĩa 1 tức là vị trí đó chỉ có đĩa 1 có lỗ.

Giữa G

+ +

0 0

+ 0

+ - chốt 1 qua cả 2 đĩa tức là vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ. 0 - chốt 2 không qua cả 2 đĩa tức là vị trí đó cả 2 đĩa đều không có lỗ.

Trái T

Từ bảng vị trí chốt ta thiết kế được đĩa lỗ như sau: +) Với khối A : Chốt 1 -trên đĩa 1 có 12 lỗ cứ tới 1vị trí không có lỗ lại tới 2 vi trí liên tiếp có lỗ . -trên đĩa 2 có 6 lỗ cứ cách 2 vị trí liên tiếp không có lại tới 1 vị trí có lỗ Chọn DA1=200 Chốt 2 -trên đĩa 1 có 12 lỗ,cứ cách 2vị trí liên tiếp có lỗ lại tới 1vị trí không có lỗ . -trên đĩa 1 có 6lỗ, cứ cách 2 vị trí liên tiếp không có lại tới 1 vị trí có lỗ Chọn DA2=185 +) Với khối B : Chốt 1 -trên đĩa 1có 12lỗ, cứ tới 3vị trí liên tiếp k có lỗ lại tới 6 vị trí liên tiếp có lỗ . -trên đĩa 2 có 6 lỗ ,cứ tới 3vị trí liên tiếp có lỗ lại tới 6 vị trí liên tiếp không có lỗ Chọn DB1=170 Chốt 2 -trên đĩa 1 có 12 lỗ, cứ 3 vị trí liên tiếp không có lỗ lại tới 6 vi trí liên tiếp có lỗ . -trên đĩa 2, có 6 lỗ cứ 6 vị trí liên tiếp không có lỗ lại tới 3vị trí liên tiếp có lỗ Chọn DB2=155

SV: ……………………….

90

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Với khối C: Chốt 1 - trên đĩa 1 có 12 lỗ, cứ 3 vị trí liên tiếp không có lỗ lại tới 6 vi trí liên tiếp có lỗ . Trên đĩa 2, có 12 lỗ cứ 3 vị trí liên tiếp không có lỗ lại tới 6vị trí liên tiếp có lỗ

Chọn DC1=140 Chốt 2 -trên đĩa 1 có 6 lỗ, cứ 3 vị trí liên tiếp có lỗ lại tới 6 vị trí liên tiếp không có lỗ. -Trên đĩa 2 có 6 lỗ, cứ 3 vị trí liên tiếp có lỗ lại tới 6 vị trí liên tiếp không có lỗ. Chọn DC2=130 Với khối D: Chốt 1 -Trên đĩa 1 có 9 lỗ liên tiếp nhau và 9 vị trí liên tiếp nhau không có lỗ. -Trên đĩa 2 cũng có 9 lỗ tương ứng với 9 vị trí liên tiếp có lỗ trên đĩa 1. Chọn DD1=110 Chốt 2: Cũng như chốt 1 Chọn DD2=90

SV: ……………………….

91

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy B

Ø110.0000 Ø140.0000 Ø170.0000 Ø200.0000

C Ø39.0000

Ø28.0000

D

Hình vẽ đĩa 1.

SV: ……………………….

92

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy

C

Ø110.0000 Ø140.0000 Ø170.0000 Ø200.0000 Ø39.0000

D

B Ø28.0000

A

Hình vẽ đĩa 2.

SV: ……………………….

93

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 4.4. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển. Chọn bánh răng điều khiển khối C = 16 răng Chọn bánh răng điều khiển khối B = 16 răng Z A 32  , Chọn bánh răng điều khiển khối A = Z A 16 = 2 lần ZD 24   1,5 , Chọn bánh răng điều khiển khối D Z D 16 lần

+ Hành trình gạt của khối B và C được xác định ở chiều dài chốt nên ta bố trí cần gạt gắn với bánh răng cơ sở. + Hành trình gạt của khối bánh răng A và D sau khi được khuếch đại tới bánh răng khuyếch đại nên ta bố trí càng gạt gần tới thanh răng khuyếch đại. + Số răng của các thanh răng mang càng gạt : Lh ZTR =  .m +Zthừa

Lấy Zthừa = 4 răng Lc 32  4  10 ZTRC =  .m + Zthưa =  .2 răng Lb 64  4  14 ZTRB =  .m + Zthưa =  .2 răng

La 128  4  24 ZTRA =  .m + Zthưa =  .2 răng Ld 96  4  18 ZTRD =  .m + Zthưa =  .2 răng

+ Thanh răng điều khiển đĩa lỗ với hành trình đĩa: Id = Ichốt max + Irảnh max = 60 +12 = 72 mm

SV: ……………………….

94

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy 54  4  13 Vậy Z = 2. răng

+ Bánh răng quạt điều chỉnh hành trình đĩa chọn m = 2 có số răng là : Zquạt = Zlv + 4 = 13 + 4 =17 (răng). 360 x17  Góc làm việc của bánh răng quạt có 17 răng là :  = 36 1700

Trong đó góc làm việc của thanh răng điều khiển là :

SV: ……………………….

95

360 x13  1 = 36 1300

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG

Đồ án thiết kế máy Tài liệu tham khảo : 1.Tính toán thiết kế máy cắt kim loại Phạm Đắp – Nguyễn Đức Lộc – Phạm Thế Trường – Nguyễn Tiến Lưỡng 2. Dung sai và lắp ghép Ninh Đức Tốn 3.Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Nguyễn Trọng Hiệp 4.Cơ sở máy công cụ PGS .Phạm Văn Hùng , PGS. Nguyễn Phương

SV: ……………………….

96

GVHD : NGUYỄN THÙY DƯƠNG