Đề tài Thiết kế máy phay hạng nhẹ phục vụ cơ sở sửa chữa nhỏ

n các yêu cầu rất khác nhau bao gồm: Số cấp chạy dao Zs. Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao Ps. Quy luật phân bố của các lượng chạy dao. Tính chất các lượng chạy dao là liên tục hay gián đoạn. Độ cứng vững xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo. 3. Điều kiện kỹ thuật. Khác với hộp tốc độ, trong đa số máy hộp chạy dao không có mặt chuẩn để xác định vị trí tương đối giữa phôi và dao. Vì thế sai số chế tạo và lắp ráp không phản ánh trực tiếp tới sai số gia công như độ côn, độ ô van, độ nghiêng v.v… mà sai số hộp chạy dao thường phản ánh đến độ bóng gia công vì tốc độ chạy dao không đến. Vấn đề này chỉ có ý nghĩa đối với các máy gia công tinh, còn các máy thường thì sai số đó có thể bỏ qua được. Riêng ở 1 vài máy thì hộp chạy dao có mặt chuẩn vị trí. Thí dụ: hộp chạy dao vòng ở máy phay mài tròn ngoài (quay tròn phôi). Lúc đó sai số chế tạo hộp chạy dao phản ánh trực tiếp vào chi tiết gia công, nên yêu cầu chế tạo nó phải chặt chẽ hơn so với hộp chạy dao các máy khác như tiện, khoan, phay, bào… Có một số hộp chạy dao cần đảm bảo lượng di động chính xác như hộp chạy dao của máy tiện ren, máy phay ren, thì độ chính xác truyền động các chi tiết trong hộp chạy dao yêu cầu cao, vì sai số đó sẽ làm cho vít me không đều làm cho bàn dao chuyển động với tốc độ không đều. Tóm lại, trong trường hợp cụ thể ta cần cân nhắc kỹ để định ra độ chính xác của chi tiết trong hộp, đặc biệt là vỏ hộp và các điều kiện kỹ thuật khác. Độ chính xác của các bán răng trong hộp theo TCVN, các độ chính xác khác, tương tự như trong hộp tốc độ. Cần chú ý sai số vị trí của hộp chạy dao có thể thấp nhiều so với hộp tốc độ. Vật liệu vỏ hộp thường làm bằng gang (GX 15 – 32). 4. Các loại hộp chạy dao. Các hộp chạy dao hiện nay có sơ đồ động và hình dáng kết cấu rất khác nhau, tuy vậy người ta có thể chia chúng làm 3 nhóm cơ bản theo nguyên tắc thiết kế khác nhau. Hộp chạy dao thông thường, đảm bảo cho dao hoặc phôi có 1 tốc độ di động cần thiết trong quá trình cắt. Lượng di động đó không đòi hỏi chính xác lắm. b) Hộp chạy dao đảm bảo tỉ số truyền chính xác giữa trục chính và phôi. c) Hộp chạy dao tạo ra chuyển động chạy dao không liên tục như ở trên máy bào, xọc, mài. Trong hộp chạy dao các máy công cụ hiện đại thường dùng các bộ phận truyền sau: bộ phận truyền bánh răng di trượt kết hợp với các ly hợp vấu, răng, ma sát, bội truyền các bánh răng thay thế, bội truyền bánh răng hình tháp, bộ truyền cơ cấu then kéo, vít me. Các bộ truyền này có thể dùng riêng rẽ hay nối tiếp để tạo thành toàn bộ hộp chạy dao. Trên đây là nhóm hộp chạy dao dùng truyền dẫn phân cấp. Trong máy cắt kim loại vạn năng hiện đại, để tránh tổn thất về năng suất, người ta thiết kế nhiều hộp chạy dao điều chỉnh vô cấp dùng truyền động điện, thủy lực hoặc cơ khí. Phương pháp thiết kế chung được trình bày kỹ trong các giáo trình: Điện trong máy công cụ, truyền dẫn vô cấp bằng điện, thủy, khí. Hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theo cấp số nhân. Trước khi thiết kế, chúng ta cần chuyển chuỗi lượng chạy dao s1, s2, s3,…sn thành chuỗi số vòng quay của cơ cấu chấp hành ns1, ns2, ns3…nsn để bài toán thiết kế giống với quá trình thiết kế hộp tốc độ. Khi viết phương trình xích chạy dao cần chú ý lượng di động tính toán ở hai đầu xích và hệ số biến đổi thứ nguyên của chuyển động do cơ cấu biến đổi chuyển động ở cuối xích. II. THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO. 1. Tính toán các thông số. Theo số liệu cho trước: Số cấp tốc độ: Z = 16, mm/ph Phạm vi điều chỉnh của hộp chạy dao: Với công bội = = 448,4 mm/ph mm/ph Ta có: nmin = n1 = v/ph Tra theo bảng trang 13 Thiết kế máy. Với nmin = 2,8 v/ph ta được chuỗi vòng quay tiêu chuẩn như sau: Chọn = 1 v/ph …………………… Với icđ =1 ta có chuỗi vòng quay như sau: n1 = nmin = 2,8 v/ph n2 = 3,55 v/ph n3 = 4,5 v/ph n4 = 5,6 v/ph n5 = 7,1 v/ph n6 = 9 v/ph n7 = 11,2 v/ph n8 = 14,1 v/ph n9 = 18 v/ph n10 = 22,4 v/ph n11 = 28 v/ph n12 = 35,5 v/ph n13 = 45 v/ph n14 = 56 v/ph n15 = 71 v/ph n16 = 90 v/ph 2. Chọn phương án không gian. Với Z = 16 cấp tốc độ ta có những phương án sau: 16 x 1 4 x 4 1 x 16 4 x 2 x 2 8 x 2 2 x 4 x 2 2 x 8 2 x 2 x 4 Giới hạn tỉ số truyền: Tính số nhóm truyền tối thiểu X ta có công thức: Trong đó: : tỉ số truyền giới hạn. X: Số nhóm truyền tối thiểu. Suy ra: v/ph Chọn X = 3 Với số nhóm truyền tối thiểu X = 3 thì ta loại được 5 phương án không đạt yêu cầu. Còn lại 3 phương án là: 4 x 2 x 2 x 4 x 2 x 2 x 4 Bảng so sánh các phương án không gian: PAKG Thông số 4 x 2 x 2 2 x 4 x 2 2 x 2 x 4 Tổng số bánh răng 16 16 16 Tổng số trục 4 4 4 Chiều dài Lmin 16b + 15f 16b + 15f 16b + 15f Số bánh răng chịu Mxmax 2 2 4 Các chỉ tiêu để xét phương án không gian: - Phương án không gian phải đơn giản tới mức có thể: các phần tử trong xích động, số lượng các chi tiết, cách bố trí trục trong hộp… - Số bánh răng và số trục ít nhất. - Kích thước trục nhỏ gọn. - Số bánh răng trên trục cuối cùng chịu mômen xoắn lớn nhất là ít nhất. Căn cứ vào bảng so sánh và các chỉ tiêu xét phương án không gian trên ta chọn phương án không gian là: 4 x 2 x 2. Sơ đồ động: 3.Chọn phương án thứ tự. Phương án thứ tự là phương án thay đổi của các bệ truyền để nhận được dãy tốc độ đã cho. Quan điểm chọn phương án thứ tự sao cho khi tăng hoặc giảm tốc độ không đột ngột. Biểu thị đồ thị không bị gãy khúc. Phương án thứ tự tốt nhất là phương án nằm trong phạm vi điều chỉnh giới hạn cho phép, lượng mở tỉ số truyền của các nhóm thay đổi đểu dẫn đến lối kết cấu có hình rẻ quạt. Phương án không gian có k nhóm truyền sẽ có k! phương án thứ tự.Như vậy sẽ có 3! =6 phương án thứ tự: Bảng so sánh các phương án thứ tự: PAKG 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 PATT I – II – III I – III – II II – I – III II – III – I III – I – II III – II – I [X] 1 – 4 – 8 1 – 8 – 4 2 – 1 – 8 2 – 8 – 1 4 – 1 – 2 4 –2 –1 Xmax 8 8 8 8 12 12 6,35 6,35 6,35 6,35 16 16 Kết luận Đạt Đạt Đạt Đạt Loại Loại Căn cứ vào bảng lượng mở ta thấy có 4 phương án đó là: 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 4 x 2 x 2 I – II – III I – III – II II – I – III II – III – I Có lượng mở = 6,35 nằm trong phạm vi cho phép: Ta tiến hành vẽ lưới kết cấu của 4 phương án này để tìm ra phương án thứ tự tối ưu nhất. a) Vẽ lưới kết cấu : PAKG : 4 x 2 x 2 PATT : I - II - III [X] : 1 - 4 - 8 b) Vẽ lưới kết cấu : PAKG : 4 x 2 x 2 PATT : I - III - II [X] : 1 - 8 - 4 c) Vẽ lưới kết cấu : PAKG : 4 x 2 x 2 PATT : II - I - III [X] : 2 - 1 - 8 d) Vẽ lưới kết cấu : PAKG : 4 x 2 x 2 PATT : II - III - I [X] : 2 - 8 - 1 Hộp chạy dao máy phay phải đảm bảo hai xích truyền là: chạy dao nhanh và ăn dao. Nếu sử dụng cơ cấu truyền động bánh răng bình thường như hộp tốc độ thì phải dùng hai đường truyền riêng biệt, nghĩa là khi truyền từ xích chạy dao nhanh sang các xích làm việc (dọc, ngang, đứng) thì ta phải tắt động cơ để thay đổi cơ cấu truyền động. Để hộp chạy dao nhỏ gọn khi dùng 2 đường truyền riêng biệt và ta vẫn có thể chuyển đổi cơ cấu động cơ mà vẫn không phải tắt động cơ. Nghĩa là dùng cơ cấu phản hồi và hệ thống các ly hợp cho hộp chạy dao máy phay. Vì hộp chạy dao còn có tốc độ thấp để trực tiếp thực hiện các lượng ăn dao dọc, ngang, đứng để gia công được sản phẩm. Do đó ta dung phương pháp giãn thêm trục nghĩa là tăng thêm các trục trung gian. Hộp chạy dao làm việc nhiều hơn so với hộp tốc độ do đó dùng cơ cấu giảm tốc nhiều để đạt được các tốc độ chậm theo yêu cầu cần thiết của lượng chạy dao.Vì vậy ta nới xích truyền bằng các trục trung gian để giảm tốc. Vì nếu không thêm trục trung gian thì tỷ số truyền của 1 nhóm truyền nào đó trong xích truyền sẽ vượt ra khỏi giới hạn cho phép. Từ đó ta sẽ vẽ được đồ thị vòng quay của hộp chạy dao máy phay như sau: Đồ thị vòng quay hộp chạy dao máy phay. 4. Tính số răng của các bánh răng trong từng nhóm truyền. Nhóm 1: Truyền từ trục I sang trục II. Chọn trước i0 = Suy ra: Z0 = 18 (răng) Z= 48 (răng) Nhóm 2: Truyền từ trục II sang trục III. i1 = f1 + g1 = 1 + 4 = 5 BSCNN: K = 5 Chọn E = 17. Do đó (răng) (răng) (răng) Vậy: i1 = Nhóm truyền III: Truyền từ trục III sang trục IV. i2 = f2 + g2 = 2 + 5 = 7 f3 + g3 = 1 + 2 = 3 f4 + g4 = 7 + 11 = 18 = 32 . 2 f5 + g5 = 4 + 5 = 9 = 32 BSCNN của các fx + gx là K = 32.2.7=126 Tính Emin :Emin nằm ở tỉ số truyền i2 vì i2 giảm nhiều hơn so với i5 Emin = Chọn E =1 .Do đó Z = E K =1 x 126 =126 (răng) Z2= (răng) Z=Z – Z2 = 126 – 36 = 90 (răng) Z3 = (răng) Z=Z - Z = 126 – 42 = 84 (răng) Z = = (răng) Z (răng) Z= (răng) Z (răng) Vậy: Nhóm truyền IV: Truyền từ trục IV sang trục V. BSCNN của các fx + gx là: K = 13.9 =117 Tính Emin: Emin nằm ở tỉ số truyền i6 vì i6 giảm nhiều hơn so với i7. Emin = Chọn E = 1. Do đó (răng) Z6 = (răng) (răng) Z7 = (răng) (răng) Vậy i6 = i7 = chọn i7 = Nhóm truyền V: truyền từ trục V sang trục VI. i8 = f8 + g8 = 1+4 = 5 i9 = f9 + g9 = 3 + 2 = 5 BSCNN của các fx + gx là: K = 5 Tính Emin: Emin nằm ở tỉ số truyền i8 vì i8 giảm nhiều hơn với i9 tăng. Emin = Chọn E = 17. Do đó= E.K = 17.5 =85 (răng) Z8 = (răng) Z8’ = (răng) Z9 = (răng) (răng) Vậy: i8 = i9 = Chọn i9 = Nhóm truyền VI: Truyền từ trục VI sang trục VII. i10 = f10 + g10 = 2 + 1 = 3. BSCNN: K = 3 Emin (b) = Chọn E = 17 Do đó (răng) Z10 = (răng) (răng) Vậy i10 = Nhóm truyền VII: Truyền từ trục VII sang trục VIII. Chọn i11 = Suy ra: Z11 = 21 (răng) (răng) Vậy i11 = Nhóm truyền VIII: Truyền từ trục VIII sang trục IX. Chọn i12 = Suy ra: Z12 = 20 (răng) (răng) Vậy i12 = Nhóm truyền IX: Truyền từ trục IX sang trục X. Chọn i13 = Suy ra: Z13 = 17 (răng) (răng) Nhóm truyền X: Truyền từ trục X sang trục XI. Chọn i14 = Suy ra: Z14 = 19 (răng) (răng) Nhóm truyền XI: Truyền từ trục XI sang trục XII. Chọn i15 = Suy ra: Z15 = 41 (răng) (răng) Nhóm truyền XII: Truyền từ trục XII sang trục XIII. Chọn i16 = Suy ra: Z16 = 27 (răng) (răng) Nhóm truyền XIII: Truyền từ trục XIII sang trục XIV. Chọn i17 = Suy ra: Z17 = 43 (răng) (răng) Tỉ số truyền cho xích chạy không. ik = fk + gk = 5 + 2 = 7 BCSNN: K = 7. Emin(b) = Chọn E = 9 . Do đó (răng) Zk = (răng) (răng) Vậy ik = Vậy lượng chạy không là: Sck = nđc . i0 . i1 . ik . i10 . i11 . i 12 . i13 . tx tx là bước vít me tx = 5 = 1133,5 mm/ph. 5. Tính toán lượng chạy dao thực tế thông qua số vòng quay. n1 = nđc. i0. i1. i2. i6. i8. i10. i11. i12. i13. i14. i15. i16. i17 n2 = nđc. i0. i1. i3. i6 . i8. i10. i11. i12. i13. i14. i15. i16. i17 ………….…………………………………. i13. i14. i15. i16. i17 = 1 Ta thấy rằng để có lượng chạy dao từ S1 đến S16 thì truyền động phải qua các tỉ số truyền. i* = nđc . i0 . i1 . i10 . i11 . i12 nđc = 950 v/ph Vậy i* = 950 . Từ đó ta tính được số vòng quay thực tế như sau: n1 = i2 . i6 . i8 . i* = v/ph. n2 = i3 . i6 . i8 . i* = v/ph. n3 = i4 . i6 . i8 . i* = v/ph. n4 = i5 . i6 . i8 . i* = v/ph. n5 = i2 . i7 . i8 . i* = v/ph. n6 = i3 . i7 . i8 . i* = v/ph. n7 = i4 . i7 . i8 . i* = v/ph. n8 = i5 . i7 . i8 . i* = v/ph. n9 = i2 . i6 . i9 . i* = v/ph. n10 = i3 . i6 . i9 . i* = v/ph. n11 = i4 . i6 . i9 . i* = v/ph. n12 = i5 . i6 . i9 . i* = v/ph. n13 = i2 . i7 . i9 . i* = v/ph. n14 = i3 . i7 . i9 . i* = v/ph. n15 = i4 . i7 . i9 . i* = v/ph. n16 = i5 . i7 . i9 . i* = v/ph. 6, Kiếm tra sai số lượng chạy dao, hộp chạy dao. Điều kiện Trong đó: Stc – số vòng quay được lấy theo tiêu chuẩn (v/ph) Stt – số vòng quay thực tế (v/ph) Ta kiểm tra thông qua số vòng quay. Bảng sai số lượng chạy dao của hộp chạy dao giữa thực tế và lý thuyết: ntc (v/ph) ntt (v/ph) n (%) n1 = 2,8 n1 = 2,73 n1 = 2,5 n2 = 3,55 n2 = 3,5 n2 = 1,4 n3 = 4,5 n3 = 4,4 n3 = 2,2 n4 = 5,6 n4 = 5,5 n4 = 1,7 n5 = 7,1 n5 = 6,95 n5 = 2,1 n6 = 9 n6 = 8,8 n6 = 2,2 n7 = 11,2 n7 = 11,05 n7 = 1,3 n8 = 14,1 n8 = 13,9 n8 = 1,4 n9 = 18 n9 = 17,6 n9 = 2,2 n10 = 22,4 n10 = 21,9 n10 = 2,2 n11 = 28 n11 = 27,25 n11 = 2,6 n12 = 35,5 n12 = 34,6 n12 = 2,5 n13 = 45 n13 = 44 n13 = 2,2 n14 = 56 n14 = 54,5 n14 = 2,6 n15 = 71 n15 = 69,2 n15 = 2,5 n16 = 90 n16 = 87,6 n16 = 2,6 Vẽ đồ thị sai số: PHẦN III THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY PHAY I- CÁCH XÁC ĐỊNH CHẾ ĐỘ LÀM VIỆC GIỚi HẠN CỦA MÁY. 1. Chế độ cắt gọt cực đại Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức sau: C = 0,7 đối với thép. dmax đường kính cực đại của chi tiết gia công. Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải trọng cực đại, tăng kích thước và trọng lượng máy. Thực tiễn, chứng tỏ rằng người công nhân không cho 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 máy. Để tính toán hợp lý hơn có thể dùng chế độ cắt gọt tính toán. 2.Chế độ cắt gọt tính toán. Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ nmin tới nmax, Z cấp khác nhau. Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ Smin tới Smax, Z cấp khác nhau. Tại các trị số nmin, máy làm việc với MXmax. Vì vậy phải xác định trị số ntính, stính theo công thức: =40. v/ph Chọn theo máy ntính = 130 v/ph Chia chuỗi n ra làm 4 khoảng đều nhau, mỗi khoảng có Z/4 tốc độ: Rn n1, n2 … ni, ni+1……………nz R1 R2+ R3 + R4 Khoảng cách tốc độ thấp R1 quy định máy được phép làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N, còn lại 3 khoảng tốc độ trên (R1+R2 +R3) máy được phép làm việc hết công suất. Các trị số ni, ni+1 có thể chọn làm ntính. Tương tự như vậy ta tính được các ntính của các trục trung gian . 3.Chế độ cắt gọt thử máy. Chế độ cắt thử là do người thiết kế hoặc do 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 có tải với các chế độ cắt nhanh, cắt mạnh mục đích để kiểm tra các cơ cấu và chi tiết máy làm việc ổn định. Nếu nơi sử dụng máy cho máy làm việc với chế độ cắt gọt cao hơn, các cơ cấu và chi tiết máy bị hư hỏng, nhà máy chế tạo sẽ không chịu trách nhiệm, vì vậy người thiết kế máy có thể chọn chế độ thử máy để tính toán sức bền các chi tiết máy mới tương tự với máy đã sản xuất. Khi thiết kế máy mới phải dựa trên một máy chuẩn tương tự và chọn chế độ cắt gọt thử máy tương tự để tính động lực học cho máy là hợp lý nhất. Chỉ sử dụng chế độ cắt gọt tính toán khi không xác định được máy chuẩn có chế độ thử máy tương tự. Chế độ cắt gọt cực đại dùng để tham khảo. Thông thường cả 3 chế độ cắt gọt đều có chiều sâu cắt t như nhau, lượng chạy dao S khác nhau. Đường kính dao cắt thử: D*= Dmax = 60 mm Số răng dao cắt thử: Z = 8 Chiều sâu cắt thử: t =0,1 mm Chiều rộng phay: B* =Bmax =50 mm Lượng ăn dao trên 1 răng: Sz =0,04 mm/răng. II- XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG TRONG TRUYỀN DẪN 1.Tính lực cắt P0 khi phay. Khi phay thuận Theo công thức: (N) Với: c = 600; y =0,72; t =5 mm; Sz = 0,04 mm/răng; B =50 mm; Z =8 răng; k =0,86 Thay vào công thức ta có: (N) Pz = (0,5 0,6).P0 = 0,5. 2790 = 1395 (N) Ps = (0,8 0,9).P0 = 0,8. 2790 = 2232 (N) Pn = (0,3 0,4).P0 = 0,3. 2790 = 837 (N) Px = 0,3. P0.tg =0,3.2790.tg = 390 (N) Khi phay nghịch Theo công thức: (N) Với: c = 682; y =0,72; t =5 mm; Sz = 0,04 mm/răng; B =50 mm; Z =8 răng; k =0,86 Thay vào công thức ta có: (N) Pz = (0,5 0,6).P0 = 0,5. 3171 = 1585,5 (N) Ps = (1 1,2).P0 = 1. 3171 = 3171 (N) Pn = 0,2.P0 = 0,2. 3171 = 634,2 (N) Px = 0,3. P0.tg =0,3.3171.tg = 443,6 (N) Khi phay mặt đầu Theo công thức: (N) Với: c = 824; x =0,95; y =0,8; t =5 mm; Sz = 0,04 mm/răng; B =50 mm; Z =8 răng; k =1,1 Thay vào công thức ta có: (N) 2.Tính lực chạy dao Q. Với bàn máy phay có sống trượt đuôi én, tính Q theo công thức: Q =k.Px +f’’ (Pz + 2Py + G) Trong đó: G- Là trọng lượng phần dịch chuyển.Chọn G =390 N f’’-Là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt. f’’=0,2 k-Là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo ra mômen lật nhào. k = 1,4 Thay vào công thức ta có: Q =1,4.390 + 0,2. (1395 +2.837 +390) = 1237,8 (N) III-TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN. Hiện nay tính chính xác cống suât động cơ điện là một vấn đề 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 xác định công suất động cơ điện. Xác định công suất động cơ gần đúng theo hiệu suất tổng và tính chính xác khi đã chế tạo xong 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. Công suất động cơ gồm có: Nđc = Nc + No + Np Trong đó: Nc- công suất cắt No- công suất chạy không Np- công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng tới điều kiện làm việc của máy. a) Tính công suất cắt. (kw) Pz- lực cắt, chọn Pz = 4000 (N) v- tốc độ cắt. v = (m/ph) (kw) b) Tính 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 Km =3 6 dtb- đường kính trung bình của tất cả các ngỗng trục của máy. Dtb =30 mm. - tổng số vòng quay của tất cả các trục (trừ trục chính). K1- hệ số tổn thất công suất riêng tại trục chính, K1 = 1,5 nếu ổ trục chính là ổ lăn, K1 =2 nếu ổ trục chính là ổ trượt. ntc – số vòng quay trục chính (v/ph) Ta có: = no + nI + nII + nIII no = nđc =950 (v/ph) nI = no.io = 950. = 475 (v/ph) nII = nI.i1.i2.i3.i4 = 475. (v/ph) nIII = nII.i5.i6 = 121. (v/ph) = 950 + 475 + 121 + 94 = 1640 (v/ph) Vậy ta có: No = (kw) c) Công suất phụ. Np = Nđc Trong đó: - hiệu suất các bộ truyền cùng loại (đai truyền, xích, bánh răng …) ik – số lượng các bộ truyền cùng loại. Công suất phụ thường nhỏ nên có thể bỏ qua, khi chọn Nđc có thể chọn cao hơn một chút để bù vào Np. Nđc = 1,63 + 0,17 = 1,8 (kw). Chọn Nđc = 2,2 (kw) 2.Xác định công suất chạy dao Tính theo tỷ lệ công suất dộng cơ chính: Với máy phay K = 0,15 = 0,15.2,2 =0,33 (kw) IV. TÍNH CÔNG SUẤT VÀ MÔMEN TRÊN CÁC TRỤC CỦA HỘP TỐC ĐỘ. 1. Số vòng quay trên các trục. no = nđc = 950 (v/ph) nI = no.io = 950. = 475 (v/ph) nXV = nI.i1.i2.i3.i4 = 475. (v/ph) nXVI = nXV.i5.i6 = 121. (v/ph) nXVII =nXVI.i7.i8 = 94. = 57,8 (v/ph) nXVIII =nXVII. = 57,8. = 44,8 (v/ph) 2. Công suất trên các trục. No = Nđc = 2,2 (kw) NI =No. = 2,2.0,85 = 1,87 (kw) NXV =NI. = 1,87.0,95 = 1,78 (kw) NXVI =NXV. = 1,78.0,95 = 1,69 (kw) NXVII =NXVI. = 1,69.0,95 = 1,6 (kw) NXVIII =NXVII. = 1,6.0,95 = 1,52 (kw) 3. Mômen xoắn trên các trục. Theo công thức: (Nm) Ta tính được mômen xoắn trên các trục như sau: (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) 4. Đường kính các trục. (mm) Trong đó: dsb- đường kính sơ bộ các trục. C- hằng số phụ thuộc vào vật liệu làm trục. C= 120 130. Chọn C = 120. Ni- công suất trên truc thứ i, (kw) ni- số vòng quay trên trục thứ i, (v/ph) Ta tính được đường kính các trục như sau: (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) Bảng các thông số của các trục: Trục Tốc độ (v/ph) Công suất (kw) Mômen (Nm) Đường kính (mm) I 475 1,87 37,6 18,9 XV 121 1,78 140,5 29,4 XVI 94 1,69 171,7 31,4 XVII 57,8 1,6 264,4 36,3 XVIII 44,8 1,52 324 38,8 V.TÍNH CÔNG SUẤT VÀ MÔMEN TRÊN CÁC TRỤC CỦA HỘP CHẠY DAO. 1. Số vòng quay trên các trục. nI = nđc= 950 (v/ph) nII =nI.io = 950. (v/ph) nIII =nII.i1 = 356,3. (v/ph) nIV =nIII.i2.i3.i4.i5 = 89,1. (v/ph) nV =nIV.i6.i7 = 9,1. (v/ph) nVI =nV.i8.i9 = 2,1. (v/ph) nVII =nVI.i10 = 0,81. (v/ph) nVIII =nVII.i11 = 1,62. (v/ph) nIX =nVIII.i12 = 1. (v/ph) nX =nIX.i13 = 0,8. (v/ph) nXI =nX. = 0,8. (v/ph) 2. Công suất trên các trục. NI = Nđc = 2,2 (kw) NII =NI. = 2,2.0,75 = 1,65 (kw) NIII =NII. = 1,65.0,95 = 1,57 (kw) NIV =NIII. = 1,57.0,95 = 1,49 (kw) NV =NIV. = 1,49.0,95 = 1,41 (kw) NVI =NV. = 1,41.0,95 = 1,34 (kw) NVII =NVI. = 1,34.0,95 = 1,28 (kw) NVIII =NVII. = 1,28.0,95 = 1,21 (kw) NIX =NVIII. = 1,21.0,95 = 1,15 (kw) NX =NIX. = 1,15.0,95 = 1,09 (kw) NXI =NX. = 1,09.0,95 = 1,04 (kw) 3. Mômen xoắn trên các trục. Theo công thức: (Nm) Trục I chính là trục động cơ nên ta bắt đầu tính từ trục II. Ta tính được mômen xoắn trên các trục như sau: (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) (Nm) 4.Đường kính các trục. (mm) Trong đó: dsb- đường kính sơ bộ các trục. C- hằng số phụ thuộc vào vật liệu làm trục. C= 120 130. Chọn C = 120. Ni- công suất trên trục thứ i, (kw) ni- số vòng quay trên trục thứ i, (v/ph) Trục I chính là trục động cơ nên ta bắt đầu tính từ trục II. Ta tính được đường kính các trục như sau: (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) Bảng các thông số của các trục: Trục Tốc độ (v/ph) Công suất (kw) Mômen (Nm) Đường kính (mm) II 356,3 1,65 44 20 III 89,1 1,57 168,3 31 IV 9,1 1,49 1563 65,6 V 2,1 1,41 6412 105 VI 0,81 1,34 15798 142 VII 1,62 1,28 7545 111 VIII 1 1,21 11555 127,8 IX 0,8 1,15 13728 135 X 0,8 1,09 13011 133 XI 0,8 1,04 12415 131 PHẦN IV TÍNH SƠ BỘ THÔNG SỐ HÌNH HỌC CỦA CÁC BÁNH RĂNG VÀ TÍNH TOÁN BỀN CHI TIẾT MÁY I. THÔNG SỐ HÌNH HỌC CỦA CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP TỐC ĐỘ. 1. Xác định đường kính vòng chia của các bánh răng. d= Trong đó: d- đường kính vòng chia của các bánh răng. m- môđun bánh răng. Z- số răng của các bánh răng. -góc nghiêng của răng. Hộp tốc độ máy phay sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên nên d = m.Z. Trong máy phay vạn năng hạng nhẹ, môđun của các bánh răng trong hộp tốc độ thường lấy bằng 2 mm. Do đó ta tính được như sau: = m.Z0 = 2.17 = 34 mm = m.Z0’ =2.34 = 68 mm = m.Z1 = 2.18 = 36 mm = m.Z1’ =2. 36 = 72 mm = m.Z2 = 2.21 = 42 mm = m.Z2’ =2.33 = 66 mm = m.Z3 = 2.24 = 48 mm = m.Z3’ =2.30 = 60 mm = m.Z4 = 2.27 = 54 mm = m.Z4’ =2. 27 = 54 mm = m.Z5 = 2.30 = 60 mm = m.Z5’ =2.54 = 108 mm = m.Z6 = 2.49 = 98 mm = m.Z6’ =2.35 = 70 mm = m.Z7 = 2.24 = 48 mm = m.Z7’ =2.78 = 156 mm = m.Z8 = 2.69 = 138 mm = m.Z8’ =2.36 = 72 mm 2. Xác định đường kính chân răng. df = d – 2.m Trong đó: df - đường kính chân răng. d - đường kính vòng chia. m - môđun của các bánh răng. = - 2m = 34 – 4 = 30 mm = - 2m = 68 – 4 = 64 mm = - 2m = 36 – 4 = 32 mm = - 2m = 72 – 4 = 68 mm = - 2m = 42 – 4 = 38 mm = - 2m = 66 – 4 = 62 mm = - 2m = 48 – 4 = 44 mm = - 2m = 60 – 4 = 56 mm = - 2m = 54 – 4 = 50 mm = - 2m = 54 – 4 = 50 mm = - 2m = 60 – 4 = 56 mm = - 2m = 108 – 4 = 104 mm = - 2m = 98 – 4 = 94 mm = - 2m = 70 – 4 = 66 mm = - 2m = 48 – 4 = 44 mm = - 2m = 156 – 4 = 152 mm = - 2m = 138 – 4 = 134 mm = - 2m = 72 – 4 = 68 mm 3. Xác định đường kính đỉnh răng. da = d + 2.m Trong đó: da - đường kính đỉnh răng. d - đường kính vòng chia. m - môđun của các bánh răng. = + 2m = 34 + 4 = 38 mm = + 2m = 68 + 4 = 72 mm = + 2m = 36 + 4 = 40 mm = + 2m = 72 + 4 = 76 mm = + 2m = 42 + 4 = 46 mm = + 2m = 66 + 4 = 70 mm = + 2m = 48 + 4 = 52 mm = + 2m = 60 + 4 = 64 mm = + 2m = 54 + 4 = 58 mm = + 2m = 54 + 4 = 58 mm = + 2m = 60 + 4 = 64 mm = + 2m = 108 + 4 = 112 mm = + 2m = 98 + 4 = 102 mm = + 2m = 70 + 4 = 74 mm = + 2m = 48 + 4 = 52 mm = + 2m = 156 + 4 = 160 mm = + 2m = 138 + 4 = 142 mm = + 2m = 72 + 4 = 78 mm II.THÔNG SỐ HÌNH HỌC CỦA CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP CHẠY DAO. 1. Xác định đường kính vòng chia của các bánh răng. d= Trong đó: d- đường kính vòng chia của các bánh răng. m- môđun bánh răng. Z- số răng của các bánh răng. -góc nghiêng của răng. Hộp tốc độ máy phay sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên nên d = m.Z. Trong máy phay vạn năng hạng nhẹ, môđun của các bánh răng trong hộp chạy dao thường lấy bằng 1,5 mm. Do đó ta tính được như sau: = m.Z0 = 1,5.18 = 27 mm = m.Z0’ =1,5.48 = 72 mm = m.Z1 = 1,5.17 = 25,5 mm = m.Z1’ =1,5. 68 = 102 mm = m.Z2 = 1,5.36 = 54 mm = m.Z2’ =1,5.90 = 135 mm = m.Z3 = 1,5.42 = 63 mm = m.Z3’ =1,5.84 = 126 mm = m.Z4 = 1,5.49 = 73,5 mm = m.Z4’ =1,5. 77 = 115,5 mm = m.Z5 = 1,5.56 = 84 mm = m.Z5’ =1,5.70 = 105 mm = m.Z6 = 1,5.27 = 40,5 mm = m.Z6’ =1,5.90 = 135 mm = m.Z7 = 1,5.42 = 63 mm = m.Z7’ =1,5.55 = 82,5 mm = m.Z8 = 1,5.17 = 25,5 mm = m.Z8’ =1,5.68 = 102 mm = m.Z9 = 1,5.48 = 72 mm = m.Z9’ =1,5.31 = 46,5 mm = m.Z10 = 1,5.34 = 51 mm = m.Z10’ =1,5.17 = 25,5 mm = m.Z11 = 1,5.21 = 31,5 mm = m.Z11’ =1,5.33 = 49,5 mm = m.Z12 = 1,5.20 = 30 mm = m.Z12’ =1,5.25 = 37,5 mm = m.Z13 = 1,5.17 = 25,5 mm = m.Z13’ =1,5.17 = 25,5 mm = m.Zk = 1,5.45 = 67,5 mm = m.Zk’ =1,5.18 = 27 mm 2. Xác định đường kính chân răng. df = d – 2.m Trong đó: df - đường kính chân răng. d - đường kính vòng chia. m - môđun của các bánh = - 2m = 27 – 3 = 24 mm = - 2m = 72 – 3 = 69 mm = - 2m = 25,5 – 3 = 22,5 mm = - 2m = 102 – 3 = 99 mm = - 2m = 54 – 3 = 51 mm = - 2m = 135 – 3 = 132 mm = - 2m = 63 – 3 = 60 mm = - 2m = 126 – 3 = 123 mm = - 2m = 73,5 – 3 = 70,5 mm = - 2m = 115,5 – 3 = 112,5 mm = - 2m = 84 – 3 = 81 mm = - 2m = 105 – 3 = 102 mm = - 2m = 40,5 – 3 = 37,5 mm = - 2m = 135 – 3 = 132 mm = - 2m = 63– 3 = 60 mm = - 2m = 82,5– 3 = 79,5 mm = - 2m = 25,5 – 3 = 22,5 mm = - 2m = 102– 3 = 99 mm = - 2m = 72 – 3 = 69 mm = - 2m = 46,5– 3 = 43,5 mm = - 2m = 51 – 3 = 48 mm = - 2m = 25,5 – 3 = 22,5 mm = - 2m = 31,5 – 3 = 28,5 mm = - 2m = 49,5 – 3 = 46,5 mm = - 2m = 30 – 3 = 27 mm = - 2m = 37,5 – 3 = 34,5 mm = - 2m = 25,5– 3 = 22,5 mm = - 2m = 25,5 – 3 = 22,5 mm = - 2m = 67,5 – 3 = 64 mm = - 2m = 27 – 3 = 24 mm 3. Xác định đường kính đỉnh răng. da = d + 2.m Trong đó: da - đường kính đỉnh răng. d - đường kính vòng chia. m - môđun của các bánh răng. = + 2m = 27 + 3 = 30 mm = + 2m = 72 + 3 = 75 mm = + 2m = 25,5 + 3 = 28,5 mm = + 2m = 102 + 3 = 105 mm = + 2m = 54 + 3 = 57 mm = + 2m = 135 + 3 = 138 mm = + 2m = 63 + 3 = 66 mm = + 2m = 126 + 3 = 129 mm = + 2m = 73,5 + 3 = 76,5 mm = + 2m = 115,5 + 3 = 118,5 mm = + 2m = 84 + 3 = 87 mm = + 2m = 105 + 3 = 108 mm = + 2m = 40,5+ 3 = 43,5 mm = + 2m = 135 + 3 = 138 mm = + 2m = 63 + 3 = 66 mm = + 2m = 82,5 + 3 = 85,5 mm = + 2m = 25,5 + 3 = 28,5 mm = + 2m = 102 + 3 = 105 mm = + 2m = 72 + 3 = 75 mm = + 2m = 46,5 + 3 = 49,5 mm = + 2m = 51 + 3 = 54 mm = + 2m = 25,5 + 3 = 28,5 mm = + 2m = 31,5 + 3 = 34 mm = + 2m = 49,5 + 3 = 52,5 mm = + 2m = 30 + 3 = 33 mm = + 2m = 37,5 + 3 = 40,5 mm = + 2m = 25,5 + 3 = 28,5 mm = + 2m = 25,5 + 3 = 28,5 mm = + 2m = 67,5 + 3 = 70,5 mm = + 2m = 27 + 3 = 30 mm III. CƠ CẤU VÍT ME ĐAI ỐC. Trong máy này có ba bộ truyền vít me đai ốc chúng có tác dụng biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến cho chạy dao đứng, ngang, dọc. Ở đây ta tính cho bộ truyền vít me ốc dịch chuyển dọc của bàn máy. Bước ren: t = 5 mm. Lực kéo : Q = 6949 (N) 1. Vật liệu: Theo sổ tay chế tạo máy, với máy phay ta dùng vít me tiêu chuẩn cấp chính xác 3. Vật liệu dùng để chế tạo là: Thép 40X đai ốc được chế tạo bằng Gang chịu ma sát. 2. Kết cấu bộ truyền vít me đai ốc: a) Prôphin ren: Thông thường dùng ren thang tiêu chuẩn góc prôphin là 300, để đảm bảo dễ phay mài dễ vào khớp với vít me hai nửa. b) Ổ đỡ vít me: Để đáp ứng nhu cầu là dao động hướng kính và hướng trục cũng như biến dạng nhiệt vít me, người ta đặt vít me trên các ổ trượt và chặn dọc trục bằng ổ chặn. 3. Tính vít me theo độ mài mòn: Đường kính trung bình: dtb = 0,8. . Trong đó : p = 6949 (N) là lực kéo. lấy bằng 2 (Lc là chiều dài êcu). là áp lực cho phép đối với êcu ngang = 12. 106 (N/m2). Vậy: dtb = 0,8 . = 0,0136 (m). Theo tiêu chuẩn ta lấy: dc = 44 (mm) di = 31 (mm) dtb= 37,5 (mm) F = 7,55 (cm2). Góc nâng vít = arctg (là góc rộng vít me trên đường kính trung bình). Góc ma sát (là góc ma sát trong ren). Tính hiệu suất: . Mô men xoắn: Mx = (Nm). 4. Tính toán theo độ bền mòn: Vì vít me chịu kéo nén và xoắn cho nên được tính theo ứng xuất tương đương: . Trong đó: - F là diện tích cắt ngang của lõi vít F = 7,55 cm2. - d1 là đường kính trong của lõi vít di = 31 mm. - p = 6949 N. - Mx = 15,54 Nm. Vậy: (N/cm2). (N/cm2) Như vậy: . 5. Tính theo độ cứng: Sai số bước ren do kéo nén: . Với cấp chính xác 3 thì sai số giới hạn một bước ren . . IV. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI. Bộ truyền đai dẫn động từ động cơ điện có công suất 2,2 Kw và tốc độ: nđc= 950 (v/ph) đến trục I có công suất: N1 = 1,87 (Kw), n1 = 475 (v/ph). 1. Chọn loại đai: Ta chọn đai thang loại A tra theo sách thiết kế chi tiết máy ta có: a x h = 13 x 8. Tiếp diện F = 81 mm2. 2. Xác định đường kính bánh đai nhỏ: Tra theo sách thiết kế chi tiết máy ta chọn: D1 = 80 mm. Kiểm tra vận tốc của đai: V = (m/s). V < Vmax = 3050 (m/s). 3. Xác định đường kính bánh đai lớn: D2 = mm. Lấy D2 = 200 (mm) Số vòng quay thực tế của vòng bi dẫn là: (v/ph). Sai lệch nhỏ. Tỉ số truyền : . 4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A: 0,55. (D1 + D2) + h A 2 (D1 + D2) 162 A 560 Vậy ta chọn A = 2,5D2. 5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục sơ bộ A: theo công thức 9 – 1 thiết kế chi tiết máy ta tính được L = 1800 Chọn L tiêu chuẩn là L = 1900. Kiểm nghiệm số vòng chạy trong một giây: 6. Xác định chính xác khoảng cách trục A: = 411 (mm). Khoảng cách nhỏ nhất để mắc đai: Amin = A – 0,015L = 382,5 (mm). Khoảng cách lớn nhất để căng đai: Amax = A + 0,03L = 468 (mm). 7. Tính góc ôm: Điều kiện thỏa mãn. 8. Xác định sai số cần thiết: Chọn ứng suất căng ban đầu: = 1,2 (N/mm2). Ứng suất có ích cho phép: = 1,7 (N/mm2). Ct = 0,9. = 0,89. CV = 1. Số đai: =2,1 Ta chọn Z = 3. 9. Định kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: B = (Z – 1).t + 2.s = (3 – 1).16 + 2.10 =52 Đường kính ngoài của bánh đai: Dn1 = D1 + 2h0 = 88 (mm) Dn2 = D2 + 2h0 = 208 (mm). 10. Lực căng ban đầu tác dụng lên trục: S0 = .F = 1,2 . 81 = 97 (mm). R = 3. S0 . Zsin (N). V. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH. Tính bộ truyền xích dẫn từ trục VI đến trục VIII: nVI = 0,81 (v/ph) nVIII = 1 (v/ph) NVI = 1,34 (Kw) NVIII = 1,21 (Kw) 1.Chọn xích: Ta chọn xích loại ống con lăn. 2. Chọn số bánh răng của đĩa xích: Chọn số răng đĩa dẫn: Z1 = 30 (răng) Số răng đĩa bị dẫn là: Z2 = 30 (răng) 3. Xác định bước xích t: Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Để tìm được bước xích trước hết định hệ số số điều kiện sử dụng: K = Kđ . KA . K0 . Kđc . Kb . Kc Trong đó: - Kđ là hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài; chọn Kđ = 1,2. - KA là hệ số xét đến chiều dài xích; chọn KA = 1. - K0 là hệ số xét đến cách bố trí truyền với đường kính nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600 thì K0 = 1. - Kđc là hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích; chọn Kđc =1,25. - Kb là hệ số xét đến điều kiện bôi trơn; chọn Kb = 1,5 - Kc là hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền; chọn Kc = 1. Từ trên ta có: K = 1,2 . 1 . 1 . 1,25 . 1,5 . 1 = 1,25. Xác định công suất tính toán của bộ truyền xích: NT = Nx . K . KZ . Kn = 1,34 . 2,25 . 0,833 . 3,2 = 8 (Kw). Hệ số răng đĩa dẫn: Kn = Tra bảng 8 – 1 thiết kế chi tiết máy ta có: chọn xích ống cho con lăn có bước t =12,7 (mm). Diện tích bản lề là 36,9 mm2. Công suất truyền cho phép = 3,55 (Kw). Tải trọng phá hỏng: Q = 1800 (N). Khối lượng một mét xích là: q = 0,62 (kg). Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n1 ngh. Tra bảng 8 - 5 sách thiết kế chi tiết máy với t = 12,7; Z = 30 ngh = 2600 (v/ph) Vậy: n1 < ngh đã được thỏa mãn. 4. Định khoảng cách trục A và số mắt xích X: . Ta chọn X = 96 Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây: . Tính khoảng cách trục A: (mm) Để đảm bảo độ võng bình thường của xích, giảm khoảng cách một khoảng: A = 0,003A = 1,1907 (mm). Cuối cùng ta lấy A = 409,8 (mm). 5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích: Đĩa dẫn: . Đĩa bị dẫn: . PHẦN V TÍNH TOÁN HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN I.CHỨC NĂNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN. 1. Chức năng: a) Đóng mở động cơ điện. b) Đóng ngắt chuyển động chính. c) Đóng ngắt chạy dao. d) Biến đổi tốc độ chuyển động chính và độ lớn lượng chạy dao, đảo chiều chuyển động. e) Thực hiện các di động, định vị khi điều chỉnh máy. g) Kẹp chặt, tháo lỏng dụng cụ, chi tiết phôi. h) Kẹp chặt, tháo lỏng các bộ phận máy (ụ động, trục máy khoan, ụ phân động…). i) Đóng mở các bộ phận bôi trơn, làm lạnh. k) Điều chỉnh chu trình làm việc của các cơ cấu phụ: phễu cấp phôi tự động chu trình tự động của máy… Do chức năng trên nên năng suất máy càng cao, hệ thống điều khiển càng phải hoàn thiện. Quá trình điều khiển máy phải thuận tiện, an toàn, chính xác, tin cậy thể hiện bằng các yêu cầu. 2. Các yêu cầu đối với hệ thống điều khiển của máy là: a) Độ an toàn của cơ cấu điều khiển. Nên bố trí tay gạt tập trung vào một khu vực thuận tiện cho việc thao tác của công nhân. Tránh các bộ phận điều khiển như vô lăng, tay gạt quay trong thời gian máy công tác… Để phòng ngừa các sự cố do kết cấu của hệ thống điều khiển hoặc do thiếu sót của công nhân, người ta dùng các phương pháp sau: Định vị các cơ cấu điều khiển ở mỗi vị trí của nó. Khóa liên động các cơ cấu điều khiển để không thể đồng thời đóng hai chuyển động khác nhau. Hạn chế hành trình chuyển động gá đặt. Đặt bộ phận đèn tín hiệu. b) Điều khiển phải nhanh. c) Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện. Đối với điều kiện Việt Nam nên chọn lực các tay gạt, vô lăng… nhỏ_lực gạt khoảng từ 45 - 65N, hiện nay đã đạt được 25 - 30N. d) Dễ nhớ khi điều khiển: Phương chuyển động của các tay gạt nên chọn trùng với phương chuyển động của bộ phận máy được điều khiển. e) Đảm bảo tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển. 3. Phân loại: Hệ thống điều khiển có thể bằng tay hay tự động, riêng rẽ hoặc tập trung. Hệ thống riêng rẽ thường làm cho việc điều khiển phức tạp, kết cấu cồng kềnh, có nhiều tay gạt, không tiết kiệm được thời gian, dễ gây mệt mỏi, nhầm lẫn cho công nhân. Ngày nay các máy mới áp dụng rộng rãi phương pháp gia công kim loại ở tốc độ cao, yêu cầu giảm bớt thời gian phụ, dùng phương pháp điều khiển tập trung có nhiều ưu điểm. Hệ thống điều khiển có thể bằng cơ khí, điện, dầu, hoặc khí ép. Thông thường người ta hay dùng phối hợp các loại trên phổ biến nhất là hệ thống điều khiển: Cơ_Điện_Dầu ép. Trong hệ thống điều khiển bằng cơ khí, người ta dùng nhiều hệ thống điều khiển một tay gạt cho các máy kiểu mới là một loại kết cấu đặc biệt, tiêu biểu nhất của ngành chế tạo máy công cụ. Hiện nay và có tính hoàn thiện cao. Mỗi bộ phận máy được điều khiển bằng một hoặc hai bộ phận điều khiển bằng tay (thông thường là tay gạt). Có thể chia các hệ thống điều khiển một tay gạt ra làm hai nhóm cơ bản sau: a) Hệ thống điều khiển một tay gạt có liên kết không đổi giữa cơ cấu điều khiển và các chi tiết điều khiển. Trong hệ thống này người ta dùng rộng rãi cam thùng, cam đĩa… Cũng như các cơ cấu dầu ép, khí ép, điện dầu ép. b) Hệ thống điều khiển một tay gạt trong đó chỉ có một cơ cấu điều khiển mà người ta có thể điều khiển liên kết được. Một số mạch điều khiển khác. Cơ cấu điều khiển là đòn bẩy hoặc vô lăng, chúng có thể thay đổi vị trí dọc theo trục của nó hoặc cũng có thể là tay gạt tròn có tâm quay cố định. Việc chọn hệ thống điều khiển phải căn cứ vào yêu cầu cụ thể của từng loại máy và vị trí của nó trong dây truyền gia công. Máy thiết kế để sản xuất hàng loạt, hàng khối. Việc điều khiển phải hoàn toàn tự động, đảm bảo nhắc lại chu trình làm việc tự động, người công nhân chỉ việc bấm nút mở máy và cấp phôi cho máy. Máy vạn năng công việc điều khiển bằng tay thay đổi trong một giới hạn rất rộng từ các tay gạt hoàn toàn riêng biệt đến tập trung dùng cam, các loại vấu ti, đĩa có lỗ… Để điều khiển chu kỳ làm việc của máy gần giống máy tự động. Việc tự động hóa điều khiển máy vạn năng như thay đổi n, s, … là vấn đề không cần thiết, gây phức tạp cho kết cấu của máy và đắt tiền. Chỉ nên tự động hóa các loại chuyển động có chu kỳ của máy. Thí dụ: Chuyển động chạy dao, chuyển động đảo chiều có chu kỳ, chuyển động phân độ…sẽ đem lại hiệu quả kinh tế và năng suất cao. II. HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN CƠ KHÍ CỦA MÁY. Hệ thống điều khiển bao gồm: 1.Hệ thống thay đổi tốc độ một cách tuần tự khi chuyển từ số vòng quay này sang số vòng quay khác nhất thiết phải qua các số vòng quay trung gian. Khuyết điểm là tốn thời gian điều khiển hơn với các cơ cấu khác, độ mòn bánh răng ở mặt đầu lớn vì phải gạt nhiều. 2.Do khuyết điểm trên người ta dùng hệ thống điều khiển tự do, nó cho phép chuyển từ tốc độ này sang tốc độ khác không cần qua các tốc độ trung gian. 3.Nếu dùng hệ thống điều khiển có chọn trước tốc độ sẽ rút ngắn được thời gian điều khiển rất nhiều. Cả 3 loại trên đều có khuyết điểm là nếu các bộ phận trượt không đúng vị trí gạt (chạm đầu răng, đầu ly hơp…) thì không gạt được do đó phải quay trục chính, nhắp nhắp động cơ điện hoặc ngừng hẳn chuyển động mới gạt được. Phương hướng phát triển là dùng 2 hệ thống sau (2- 3) Chuyển động của cơ cấu thường là chuyển động quay. Chuyển động của bộ phận được điều khiển hoặc bộ phận máy là chuyển động thẳng đôi khi là chuyển động quay vì vậy trong hệ thống điều khiển người ta dùng tất cả các chuyển động cơ khí để biến chuyển động quay (có khi là chuyển động thẳng) của cơ cấu điều khiển thành chuyển động thẳng (hoặc quay) của bộ phận được điều khiển hoặc bộ phận máy. Hệ thống điều khiển dùng cơ cấu điều khiển bằng cam đĩa bánh vít: Từ sơ đồ động và lưới kết cấu ta có: Do phương án không gian là 4 x 2 x 2 nên việc thay đổi tốc độ nhờ 4 cặp bánh răng di trượt 2 bậc: A, B, C, D. Thay đổi lần lượt các vị trí ăn khớp của 4 cặp bánh răng di trượt này sẽ cho 16 tốc độ khác nhau. Để có thể đạt được các khối bánh răng theo phương án thay đổi thứ tự I – II – III ta dùng cam đĩa có rãnh kín. Từ trục I qua trục II có 4 tỷ số truyền i1 ; i2 của khối bánh răng A và i3 ; i4 của khối bánh răng B. Từ trục II đến trục III có 2 tỷ số truyền i5 ; i6 của khối bánh răng C. Từ trục III đến trục IV có 2 tỷ số truyền i7 ; i8 của khối bánh răng D. Từ đó ta tính được phương trình xích động và tính đươc các trị số vòng quay của máy. Ví dụ: n1 = nđc. iđai. i1( A trái ). i6( C phải ).i7( D trái ) Khối A gạt trái; Khối B ở khoảng giữa ăn khớp. Khối B gạt phải; Khối D gạt trái. Tương tự như vậy ta sẽ lần lượt có được các vị trí các khối A, B, C, D, tương ứng với 16 cấp tốc độ của máy. Lập bảng và từ đó vẽ đường khai triển của rãnh then (như hình vẽ). Dựa vào đường khai triển của các rãnh cam để vẽ ra hình dáng cam. Ta thấy càng gạt khối A và B chỉ cần chung một rãnh cam nhưng đặt lệch pha. Khối C và D dùng 2 rãnh cam khác nhau. Phần lồi lõm ứng với vị trí trái phải của rãnh trượt, trên rãnh cam của khối A, B thì phần cung tròn ứng với vị trí không ăn khớp. Tất cả các rãnh cam đều bố trí trên một trục quay. Khi quay đủ một vòng sẽ lần lượt gạt đủ hêt 16 tốc độ, mỗi tốc độ ứng với một góc quay. Hành trình gạt của các khối (của các càng gat). Càng gạt khối A và khối B. Có 3 vị trí: Trái - ăn khớp Giữa - không ăn khớp Phải - ăn khớp Hành trình gạt một lần: LA,B = B + f =18 + 2 = 20 (mm) Càng gạt khối C và D. Có 2 vị trí: Trái – ăn khớp Phải – ăn khớp Hành trình gạt một lần: L = 2. (18 + 2) = 40 (mm) Như vậy trị số các hành trình có số chung là 5 mm, ta chọn bán kính vòng tròn các vị trí trái, giữa, phải của đường cam điều khiển. Khối A, khối B hơn kém nhau 5 mm. Bán kính vòng tròn các vị trí trái phải của khối C, khối D hơn kém nhau 10 mm. Dùng cơ cấu khuyếch đại kiểu đòn bẩy: PHẦN VI TÍNH TOÁN HỆ THỐNG BÔI TRƠN VÀ LÀM MÁT I. HỆ THỐNG BÔI TRƠN. Công dụng cơ bản của hệ thống bôi trơn là giảm sự tổn hao vì ma sát, tăng độ bền mòn của các bề mặt cộng 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 của máy cần được bôi trơn như sống trượt, ổ bi ổ trượt, các truyền động, các khớp cầu … Hệ thống bôi trơn phải dẫn lượng 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 tập trung làm việc tự động được dùng nhiều, cách này tiện lợi và tin cậy. Ngoài ra còn dùng một số hệ thống bôi trơn khác phụ thuộc vào kết cấu của máy. Dầu khoáng chất và mỡ là những chất bôi trơn 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 càng nhỏ. Phương pháp dẫn dầu phụ thuộc chủ yếu vào lượng dầu cần thiết phải dẫn đi. Để dẫn lượng dầu bôi trơn ít có thể dùng các mắt dầu nhỏ giọt hoặc bấc nhỏ giọt. Khi cần phải dẫn lượng dầu lớn đến các bề mặt công tác (các ổ trượt và sống trượt làm việc trong điều kiện ma sát ướt) người ta dùng các bơm có kết cấu đơn giản nhất (bơm bánh răng, bơm cánh quạt, bơm pittông). Nêu các cặp ma sát làm việc không liên tục mà theo chu kỳ thì việc bôi trơn theo chu kỳ rất có lợi, chỉ bôi trơn trong thời gian cơ cấu công tác. Lượng dầu bôi trơn quá 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 của máy. Ngoài ra lượng dầu bôi trơn cần thiết để bôi trơn tốt có thể thay đổi chu kỳ sử dụng do mòn, do khe hở các cặp ma sát tăng lên…Vì vậy cần có thêm bộ phận để 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 bằng lưới. Để đảm bảo 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 ma sát và ở 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 dừng máy. Đặc điểm của máy này là làm việc trong một phạm vi rộng về tốc độ nên khó áp dụng phương pháp té nhúng. Do đó trong các hộp tốc độ và hộp chạy dao, để bôi trơn các bộ truyền bánh răng, ổ bi ly hợp, vít me thì bôi trơn tự chảy (dùng phễu có bậc hay van tích lưu). Hệ thống bôi trơn lưu thông bao gồm: Bơm, phin lọc, ống dẫn, buồng phân phối, bể thu hồi, bể chứa sơ đồ hệ thống bôi trơn như sau: Sơ đồ hệ thống bôi trơn (1. bơm dầu; 2. phin lọc; 3. bể thu hồi; 4. buồng phân phối; 5. bể chứa; 6. van quá tải.) Tính toán năng suất bơm dựa trên cơ sở phương trình cân bằng nhiệt giữa nhiệt độ tỏa ra do ma sát và nhiệt lượng hấp thụ do dầu. Với máy phay thiết kế ta dùng bơm piston. Tính toán lưu lượng dầu cho hộp tốc độ và hộp chạy dao. Người ta có thể xác định lưu lượng cần thiết của bơm dùng cho hệ thống bôi trơn trên cơ sở phương trình cân bằng nhiệt xuất phát từ giả thiết: tất cả nhiệt lượng tỏa ra do ma sát ở các cặp bằng nhiệt thu vào của chất lỏng bôi trơn. Nhiệt lượng tỏa ra ở các cặp ma sát được tính theo công thức: W1 = 860.N. kcal/h. Trong đó: N Công suất ở các cặp ma sát tính bằng kw. 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. . t kcal/h. Trong đó: Q là lượng chất lỏng bôi trơn chảy qua (lít/ph). c là nhiệt dung riêng của dầu ( c = 0,4 kcal/kg 0C). là khối lượng riêng của dầu (kg/dm3). (= 0,9). t là nhiệt độ bị nung nóng của dầu khi chảy qua bề mặt làm việc (đối với chuyển động bánh răng theo kinh nghiệm thì t = 580). Cân bằng hai phương trình W1, W2 ta được công thức gần đúng: Q = k.N( 1-) (lít/phút). Trong đó: k là hệ số phụ thuộc vào sự hấp thụ nhiệt độ của dầu. Thực tế k nằm trong giới hạn k = 13. (1 - )N công suất mất mát do ma sát trong các cơ cấu được bôi trơn. Ta có: Q = 3. 1,7. (1 – 0,78) =1,12 (lít/phút) Các kích thước của thùng lọc trong hệ thống bôi trơn cần phải đảm bảo sao cho dầu được chứa đầy trong thùng, đảm bảo cho dầu được làm sạch và làm lạnh tới một mức độ nhất định. Thường có thể lấy thể tích của thùng chứa dầu bằng (56)Q. Thể tích thùng chứa: Vthùng = 6. 1,12 = 6,72 (lít). II. HỆ THỐNG LÀM MÁT. Việc dùng chất lỏng trơn nguội lạnh tưới vào vùng cắt làm tăng độ bền của dụng cụ cắt chất lượng bề mặt gia công tốt hơn, làm tăng năng suất 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 phôi và làm lạnh chi tiết. Hệ thống làm lạnh chi tiết đã được tiêu chuẩn hóa. 1. Bơm: Thường dùng bơm ly tâm với động cơ điện cung cấp lưu lượng tới 200 lít/phút. Và áp lực 2 at. Nếu nước làm lạnh cần phải dẫn đến chỗ gia công với áp lực lớn để tách phoi (các máy tiện tự động nhiều trục, máy khoan sâu…) thì dùng bơm bánh răng có thể cho áp lực tới 5 at. Ít dùng bơm piston. 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 khi cắt chuyển thành nhiệt và nhiệt này hoàn toàn chỉ do nước làm lạnh hấp thụ thì chúng ta có phương trình cân bằng nhiệt như sau: Q. . c. t = (kcal/phút). Khi nước làm lạnh là êmuxi có = 1 kg/lít; c = 1 kcal/kg0C thì: Q (lít/phút). Nếu nước làm lạnh là dầu khoáng chất có = 0,9 kg/lít; c = 0,4 kcal/kg0C thì: Q (lít/phút). Trong đó: Q lưu lượng của bơm trong hệ thống làm lạnh. N công suất cắt Kw. N =1,5 Kw độ tăng nhiệt độ của nước làm lạnh phụ thuộc vào quá trình cắt, phương pháp dẫn nước lạnh, sự nguội lạnh của nó trong hệ thống…Thường ta có = 15250C. Thay số vào ta được: Q (lít/phút) Q (lít/phút) Nếu nước làm lạnh còn phải làm thêm nhiệm vụ phụ, tách phoi, làm nguội chi tiết thì lưu lượng của bơm cần phải tăng lên. Có thể xác định theo kinh nghiệm hoặc theo công thức: Q = Q1 + k N. Với: Q1 lượng chất lỏng cần thiết để tách phoi; thường Q1 = (1030 lít/ph). k hệ số tính đến sự dẫn nhiệt k = 2 6. 2. Thùng lọc: Để làm lắng cặn người ta thường làm thùng lọc riêng (bằng tôn hàn). Muốn lắng cặn để lọc sạch nước làm lạnh thì kích thước của nó cần đảm bảo cho toàn bộ bụi bẩn chìm xuống đáy. Xuất phát từ đó, kích thước của thùng lọc có thể xác định như sau. Nếu chuyển động của chất lỏng và các bụi bẩn cân bằng thì điều kiện để bụi bẩn chìm xuống đáy là: hoặc . (1) Trong đó: h và l là chiều cao và chiều dài thùng tính (mm) v vận tốc chất lỏng chẩy trong thùng (mm/s) w tốc độ lắng của bụi bẩn (mm/s) k < l hệ số phụ thuộc kết cấu thùng. Tốc độ chảy của chất lỏng được tính theo: Với: Q lưu lượng chất lỏng làm lạnh (lít/phút) F diện tích tiết diện ngang của thùng (mm2) F = b.h = m.h2 với mh = b là chiều rộng của thùng. Thay vào công thức (1) ta xác định được chiều cao và chiều rộng của thùng. (2) (3) Khi xác định kích thước thùng theo công thức (2) và (3) người ta tính v và w xuất phát từ phương trình chuyển động cơ bản của vật rắn trong dòng chảy bằng cách giả thiết cặn bẩn rơi xuống đáy có dạng hình cầu. Khi chảy tầng người ta có thể xác định phản lực của chất lỏng với chuyển động của vật rắn theo công thức Stoks: P = (4) Ở đây: d là đường kính hạt bẩn. v là hệ số nhớt động học. Mặt khác: G = R + P (5) Ở đây: G = v11 trọng lượng hạt bụi. R = v1 lực tác dụng của chất lỏng lên hạt bụi. = khối lượng riêng của chất lỏng và của hạt bụi. Từ công thức (4) và (5) ta suy ra: Vì: và ký hiệu ta có: . 3. Các bộ phận lọc: Thường dùng các bộ phận đã tiêu chuẩn hóa (lưới hoặc màng mỏng có lỗ). 4. Ống dẫn và các thiết bị khác (ống nối, van…) cũng đều dùng chi tiết tiêu chuẩn. 5. Các cơ cấu dẫn hướng cho nước nguội, lạnh cần được dẫn được dòng nước có hình dạng cần thiết tới dụng cụ và chi tiết gia công. Hình dáng đầu dẫn phụ thuộc vào đặc điểm của quá trình gia công. Sơ đồ hệ thống làm mát như sau: Sơ đồ hệ thống làm mát ( 1.động cơ điện; 2.bơm; 3. giá đỡ; 4. van điều chỉnh. ) MỤC LỤC Lời nói đầu…………………………………………………………….. Trang 4 Phần mở đầu: Tổng quan chung về máy phay………………………… Trang 6 I- Công dụng, vai trò và vị trí của máy phay trong phân………. Trang 6 II- Nguyên lý cắt gọt khi phay………………………………… Trang 8 Phần I: Khảo sát một số máy phay……………………………………. Trang 23 I- Mục đích……………………………………………………… Trang 23 II- Nghiên cứu máy tương tự 6H82…………………………….. Trang 24 Phần II: Thiết kế máy phay mới ………………………………………. Trang 36 A- Tính toán động học hộp tốc độ máy phay mới……………… Trang 36 I- Công dụng và yêu cầu của hộp tốc độ……………………….. Trang 36 II- Tính toán động học hộp tốc độ……………………………… Trang 39 B- Tính toán động học hộp chạy dao máy phay mới…………… Trang 59 I- Khái niệm chung đối với hộp chạy dao………………………. Trang 59 II- Thiết kế hộp chạy dao……………………………………….. Trang 61 Phần III: Thiết kế động lực máy phay………………………………… Trang 84 I- Cách xác định chế độ làm việc giới hạn của máy…………… Trang 84 II- Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn………………………Trang 86 III- Tính công suất động cơ điện………………………………...Trang 88 IV- Tính công suất và mômen trên các trục của hộp tốc độ……. Trang 91 V- Tính công suất và mômen trên các trục của hộp chạy dao….. Trang 94 Phần IV: Tính sơ bộ thông số hình học của các bánh răng và tính…… Trang 99 I- Thông số hình học của các bánh răng trong hộp tốc độ……… Trang 99 II- Thông số hình học của các bánh răng trong hộp chạy dao….. Trang 103 III- Cơ cấu vít me đai ốc…………………………………………Trang 109 IV- Tính toán bộ truyền đai……………………………………... Trang 111 V- Tính toán bộ truyền xích…………………………………….. Trang 114 Phần V: Tính toán hệ thống điều khiển………………………………. .Trang 118 I- Chức năng, yêu cầu và phân loại của hệ thống điều khiển…… Trang 118 II- Hệ thống điều khiển………………………………………….. Trang 121 Phần VI: Tính toán hệ thống bôi trơn và làm mát……………………. Trang 127 I- Hệ thống bôi trơn……………………………………………. Trang 127 II- Hệ thống làm mát…………………………………………… Trang 131 Mục lục…………………………………………………………………Trang 136