Đồ án môn học thiết kế máy

Chương I: Tính toán thiết kế động học của máy 1.1. Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ 1.1.1. Tính toán thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay: Với ba thông số cho trước: Z = 18 , j = 1.26 Và nmin = 30 v/p Ta có : Chọn Z=18 Ta xác định được chuỗi số vòng quay trục chính n1 = nmin = 30 v/p n2 = n1. j = 37,8 n3 = n2. j = 47,63 n4 = n3. j = 60,01 n5 = n4. j = 75,61 n6 = n5. j = 95,27 n7 = n6. j = 120,05 n8 = n7. j = 151,26 n9 = n8. j = 190,58 n10= n9. j = 240,14 v/p n11= n10. j = 302,57 n12= n11. j = 381,24 n13= n12. j = 480,36 n14= n13. j = 605,25 n15= n14. j = 762,62 n16= n15. j = 960,90 n17= n16. j = 1210,74 n18= n17. j =1525,53 Vậy nmax = n18 = 1525.,53 v/p 1.1.2. Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án KG, vẽ sơ đồ động Phương án không gian có thể bố trí Z=18 = 9 . 2 (1) Z=18 = 6. 3 (2) Z=18 = 3. 3. 2 (3) Z=18 = 2. 3. 3 (4) Z=18 = 3. 2. 3 (5) 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 = imin = lg /lg4 = lg /lg4 =2,79 Số nhóm truyền tối thiểulà i 3 Do i 3 cho nên hai phương án (1) và (2) bị loại. Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại. Lập bảng so sánh phương án KG Phương án Yếu tố so sánh 3. 3. 2 2.3.3 3.2.3 + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi) 2(3+3+2) =16 2(2+3+3) =16 2(3+2+3) =16 + Tổng số trục(không kể trục chính) S = i+1 4 4 4 +Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3 +Chiều dài L 17b +16f 17b +16f 17b +16f + Cơ cấu đặc biệt Ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính vì trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin á nmax nên 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 cho nên ta chọn phương án (1) đó là phương án 3x3x2. 1.1.3. Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2 . Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự được xác đinhlà K! Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có số phương án thứ tự là: 3! = 6 Bảng lưới kết cấu nhóm như sau: Ta có bảng so sánh các PATT như sau : PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I Lượng mở (X) [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] jxmax j9 = 8 j9 = 8 j2x6 = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt PATT I III II II III I III I II Lượng mở (X) [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3] jxmax j2x6 = 16 j2x6 = 16 j2x6 = 16 Kết quả Không đạt Không đạt Không đạt Theo điều kiện j(P-1)Xmax 8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lưới kết cấu ta chọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9] Vì với PATT này thì lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất. 1.1.4. Qua bảng so sánh lưới kết cấu nhóm ta chọn 4 phương án điển hình để vẽ lưới kết cấu đặc trưng. Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất 1.1.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm . 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 P = 7 (KW) và nđc = 1440 v/p Ta chọn số vòng quay trên trục I qua bộ truyền bánh răng theo máy chuẩn có tỷ số truyền io = 26 / 54 là n0. Với io = 26 / 54 => ta có no = nđc .io = 1440 . 26 / 54 = 693.33 v/p Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy no = n15 = 762,62 v/p Tính tỷ số truyền các nhóm với nhóm 1: chọn i1=1/j4 vì i1: i2: i3 =1:j:j2 ta có : i2 =1/j3 i3 =1/j2 với nhóm 2: chọn i4=1/j4 vì i4: i5: i6=1:j3:j6 ta có: i5=1/j i6=j2 với nhóm 3: chọn i7 =1/j6 vì i7: i8 =1:j9 ta có : i8= j3 Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay: 2.1.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền Ta tính số răng của các bánh răng theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất : Với nhóm 1: i1 =1/j4 = 1/ 1.26 4 = 16/ 39 = f1 / g1 ta có f1+g1= 55 i2 =1/j3 = 1/ 1.26 3 = 19/ 36 = f2 / g2 ta có f2+g2= 55 i3 =1/j2 = 1/ 1.26 2 = 22/ 33 = f3/ g3 ta có f3+g3= 55 bội số chung nhỏ nhất là K=55 với Zmin=17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C = = = 1,1 từ đó ta có E=1 = E.K = 1.55 = 55. Z1 = = .55 =16 Z’1 = = .55 = 39 i1=16/ 39 Z2 = =.55 = 19 Z’2 = = .55 = 36 i2 = 19/ 36 Z3 = = .55 = 22 Z’3 = = .55 = 33 i3=22/ 33 nhóm 2 i4 = 1/j4 = 1/ 1.26 4 = 18/ 47 ta có f4+g4= 65 i5 = 1/j = 1/ 1.26 = 28/37 ta có f5+g5= 65 i6 = j2 = 1.26 2 = 39/ 26 ta có f6+g6= 65 bội số chung nhỏ nhất là K= 65 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C ==<1 , ta chọn E=1 = E.K = 1.65 = 65. Z4==.65 =18 Z’4 = = .65 = 47 i4 =18/47 Z5 = = .65 = 28 Z’5 = = .65 = 37 i5=28/37 Z6 = = .65 = 39 Z’6 = = .65 = 26 i6= 39/26 nhóm 3 i7 = 1 / j6 = 1/ 1.26 6 = ta có f7+g7 =90 i8 = j3 = 1.26 2 = ta có f8+g8 = 120 Trong máy phay ở nhóm truyền này có điều đặc biệt là dùng 2 loại modul khác nhau là m7 & m8 cho nên điều kiện làm việc của nhóm này là : 2A= m7 (Z7 + Z’7) = m8 (Z8 + Z’8) Với A là khoảng cách trục. Từ đó ta có SZ 7 / SZ 8 = m 8 / m 7 Do 2 cặp bánh răng có modul khác nhau cho nên ta tính riêng cho từng cặp : EminC = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z7 = = = 19 Z’7 == =71 i7=19/71 EminB = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z8 = = = 182 Z’8 == = 38 i8 =82/ 38 1.1.7 Tính sai số vòng quay. Theo máy chuẩn ta lấy i0=26/54 khi đó ta có bảng tính sai số vòng quay Tính toán lại số vòng quay thực tế : nmin = n1 = nđc . io.i1 . i4 . i7 = nđc . . ..= 29.15 n2 = nđc . io.i2 . i4 . i7 = nđc . . ..= 37.5 n3 = nđc . io.i3 . i4 . i7 = nđc . . ..= 47.37 n4 = nđc . io.i1 . i5 . i7 = nđc . . ..= 57.6 n5 = nđc . io.i2 . i5 . i7 = nđc . . ..= 74.1 n6 = nđc . io.i3 . i5 . i7 = nđc . . ..= 93.61 n7 = nđc . io.i1 . i6 . i7 = nđc . . ..= 114.18 n8 = nđc . io.i2 . i6 . i7 = nđc . . ..= 146.89 n9 = nđc . io.i3 . i6 . i7 = nđc . . ..= 185.54 n10 = nđc . io.i1 . i4 . i8 = nđc . . ..= 235.07 n11 = nđc . io.i2 . i4 . i8 = nđc . . ..= 302.41 n12 = nđc . io.i3 . i4 . i8 = nđc . . ..= 381.99 n13 = nđc . io.i1 . i5 . i8 = nđc . . ..= 464.5 n14 = nđc . io.i2 . i5 . i8 = nđc . . ..= 597.56 n15 = nđc . io.i3 . i5 . i8 = nđc . . ..= 754.81 n16 = nđc . io.i1 . i6 . i8 = nđc . . ..= 920.7 n17 = nđc . io.i2 . i6 . i8 = nđc . . ..= 1184.44 n18 = nđc . io.i3 . i6 . i8 = nđc . . ..= 1469.14 Bảng kết quả số vòng quay của hộp tốc độ: n Phương trình xích n = nlt nt.toán Dn% n1 = nđc . io.i1 . i4 . i7 30 29.15 2.83 n2 = nđc . io.i2 . i4 . i7 37,8 37.5 0.79 n3 = nđc . io.i3 . i4 . i7 47,63 47.37 0.55 n4 = nđc . io.i1 . i5 . i7 60,01 57.6 4.02 n5 = nđc . io.i2 . i5 . i7 75,61 74.1 2 n6 = nđc . io.i3 . i5 . i7 952,7 93.61 1.74 n7 = nđc . io.i1 . i6 . i7 120,04 115.18 4.05 n8 = nđc . io.i2 . i6 . i7 151,26 146.89 2.89 n9 = nđc . io .i3 . i6 . i7 190,58 185.54 2.64 n10 = nđc . io.i1 . i4 . i8 240,14 235.07 2.11 n11 = nđc . io.i2 . i4 . i8 302,57 302.41 0.05 n12 = nđc . io.i3 . i4 . i8 381,24 381.99 -0.2 n13 = nđc . io.i1 . i5 . i8 480,36 464.5 3.3 n14 = nđc . io.i2 . i5 . i8 605,25 597.56 1.27 n15 = nđc . io.i3 . i5 . i8 762,67 754.81 1.02 n16 = nđc . io.i1 . i6 . i8 960,90 920.7 4.18 n17 = nđc . io.i2 . i6 . i8 1210,74 1184.44 2.17 n18 = nđc . io.i3 . i6 . i8 1525,53 1496.14 1.93 Ta có đồ thị sai số vòng quay. Sai số Dn <5% nằm trong giới hạn cho phép Sơ đồ động và đồ thị số vòng quay: N =7 (KW) n =1440 vòng /phút 2.2 Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao. 2.2.1 Tính thông số thứ tư và lập chuỗi số lượng chạy dao. Với : Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 30 mm/pt j =1,26. Dựa vào máy tương tự (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng là cơ cấu vít đai ốc với bước vít tx = 6 mm . Mặt khác, do Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 30 mm/p cho nên ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc . Theo máy tương tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theo cấp số nhân: S1 = Sdọc min = 30 mm/p S2 = S1 . j S3 = S2 . j = S1 . j 2 S18 = S17 . j = S1 . j 17 (*) Từ công thức (*) ta xác định được chuỗi lượng chạy dao như sau : S1 = Smin = 30 mm/p S2 = S1. j = 37,8 S3 = S2. j = S1. j 2 = 47,63 S4 = S3. j = S1. j 3 = 60,01 S5 = S4. j = S1. j 4 = 75,61 S6 = S5. j = S1. j 5 = 95,27 S7 = S6. j = S1. j 6 = 120,04 S8 = S7. j = S1. j 7 = 151,25 S9 = S8. j = S1. j 8 = 190,58  S10 = S9. j = S1. j 9 = 240,13 mm/p S11 = S10. j = S1. j 10 = 302,57 S12 = S11. j = S1. j 11 = 381,24 S13 = S12. j = S1. j 12 = 480,36 S14 = S13. j = S1. j 13 = 605,25 S15 = S14. j = S1. j 14 = 762,62 S16 = S15. j = S1. j 15 = 960,9 S17 = S16. j = S1. j 16 = 1210,7 S18=S17.j=S1.j17=1525,5 Vậy ta có : Smax = S18 = 1525,5 mm/p 2.2.2 Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian . Chọn phương án không gian . Z=18 = 9 . 2 Z=18 = 6. 3 Z=18 = 3.3. 2 Z=18 = 2.3.3 Z=18 = 3. 2.3 Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu: Số nhóm truyền tối thiểu(i) được xác định từ Umin gh=1/5i = nmin/nđc => = imin = lg /lg5 = lg /lg5 =3,5 Chọn số nhóm truyền tối thiểulà i = 3 Do i = 3 cho nên hai phương án (1) và (2) bị loại. Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại Lập bảng so sánh phương án KG Phương án Yếu tố so sánh 3. 3. 2 2.3.3 3.2.3 + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi) 2(3+3+2) =16 2(2+3+3) =16 2(3+2+3) =16 + Tổng số trục(không kể trục chính) S = i+1 4 4 4 +Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3 +Chiều dài L 17b +16f 17b +16f 17b +16f + Cơ cấu đặc biệt Tương tự như với hộp tốc độ ta thấy rằng trục cuối cùng có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin á nmax nên 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 cho nên ta chọn phương án (1) đó là phương án 3x3x2. 2.2.3 Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2 . Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự được xác đinhlà K! Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT. Bảng lưới kết cấu nhóm như sau: Ta có bảng so sánh các PATT như sau : PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I Lượng mở (X) [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] jxmax j9 = 8 j9 = 8 j2x6 = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt PATT I III II II III I III I II Lượng mở (X) [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3] jxmax j2x6 = 16 j2x6 = 16 j2x6 = 16 Kết quả Không đạt Không đạt Không đạt Theo điều kiện j(P-1)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] Qua bảng so sánh lưới kết cấu nhóm ta chọn 4 phương án điển hình để vẽ lưới kết cấu đặc trưng. 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 dùng 2 đường truyền riêng biệt, tức là khi chuyển từ xích chạy dao nhanh sang xích chạy dao làm việc ( chạy dao ngang, dọc, đứng ) thì ta phải tắt động cơ để thay đổi cơ cấu truyền động hoặc nếu muốn chạy đồng thời thì cần phải có thêm một động cơ nữa để chạy 2 xích độc lập. Để hộp chạy dao nhỏ ngọn khi sử dụng 2 đường truyền riêng biệt mà không cần tắt hoặc thêm động cơ thì người ta thường 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 rẽ quạt chặt chẽ như đối với hộp tốc độ, vì nếu như vậy thì tỷ số truyền giữa các bánh răng sẽ quá bé hoặc quá lớn. Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9] Do có 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=3.3.2 được tách làm 2 Với Z1= 3. 3 như thường và Z2 = 2 gồm đường truyền trực tiếp và phản hồi Ngoài ra lưới còn có đường chạy dao nhanh: Lưới kết cấu phản hồi như sau: 2.2.4 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm . 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 thoả mãn mà cần phải giảm tốc nhiều hơn nữa. Muốn như vậy ta phải dùng phương pháp tăng thêm số trục trung gian. * Chọn động cơ : Với 4 thông số cơ bản gần giống với máy tương tự (6H82) cho nên ta chọn sơ bộ động cơ như của máy tương tự với thông số như sau : Công suất N = 1,7 KW, số vòng quay n = 1420 v/p * Chọn xích chạy dao nhanh. Như đã lý luận ở trên và ta thấy đường chạy dao nhanh với lượng chạy dao giống như của máy tương tự là Snhanh = 2300 mm/p cho nên với động cơ chọn như máy tương tự thì ta cũng thừa kế luôn xích chạy dao nhanh của máy tương tự. Lưới đồ thị vòng quay(lượng chạy dao) của hộp chạy dao. 2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm . Nhóm 1: i01= mà Chọn Vậy Nhóm 2 : i02 = Nhóm 3: i1 = 1/j3 = 1/ 2 đ f1+g1 = 3. i2 = 1/1 đ f2+g2 = 2 i3 = j3 = 2/ 1 đ f3+g3 = 3 Bội số chung nhỏ nhất của các f+g là K=6. với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Emin===8,5 từ đó ta có E=9 = E.K = 9.6 = 54. Z1==.54=18 Z’1==.54=36i1= Z2==.54=27 Z’2==.54=27i2= Z3==.54=36 Z’3==.54=18i3= Nhóm 4 : i4=1/j4 = 1/ 1.264 = 9/ 19 ta có f4+g4 = 28 i5=1/j3 = 1/ 1.263 = 21/ 35 ta có f5+g5 = 56 i6=1/j2 = 1/ 1.262 = 12/ 16 ta có f6+g6 = 28 bội số chung nhỏ nhất là K = 56 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Emin=== 0,944 từ đó ta có E=1 =E.K=1.56 = 56. Z4==.56=18 Z’4==.56=38i4= Z5 ==.56 =21 Z’5 ==.56=35i5= Z6 ==.56 =24 Z’6 ==.56 =32i6= Nhóm 5: Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảng cách trục A đã được xác định trước A= Với m là môđun của các bánh răng: Vậy ta có . ị ị ị ị Nhóm 6 : , Nhóm 7 : , Nhóm 8 : Nhóm 9 : , Nhóm 10 : , Nhóm 11 : 2.2.7 Tính sai số chuỗi lượng chạy dao. Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế Smin = S1 = nđc . io1.io2.i1.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 28,9 S2 = nđc . io1.io2.i1.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 39,2 S3 = nđc . io1.io2.i1.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6 = 49,09 S4 = nđc . i01.i02.i2.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 57,68 S5 = nđc . i01.i02.i2.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 73,07 S6 = nđc . i01.i02.i2.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... .....= 98,4 S7 = nđc . i01.i02.i3.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 115,36 S8 = nđc . i01.i02.i3.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 146,13 S9 = nđc . i01.i02.i3.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 200,49 S10 = nđc . io1.io2.i1.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 238,5 S11 = nđc . io1.io2.i1.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 302,1 S12 = nđc . io1.io2.i1.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 377,63 S13 = nđc . io1.io2.i2.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 477 S14 = nđc . io1.io2.i2.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 604,2 S15 = nđc . i01.i02.i2.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 755,25 S16 = nđc . i01.i02.i3.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 954 S17 = nđc . i01.i02.i3.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 1208,4 S18 = nđc . i01.i02.i3.i6.i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6 = 1510,6 Từ đó ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau S S=Sc/xác Sthực tế DS% S1 28,9 30 -3,6 S2 37,2 37,8 -0,2 S3 47,09 47,63 -0,1 S4 57,68 60,01 -3.8 S5 73,07 75,61 -3.3 S6 95,4 95,27 0,2 S7 115,36 120,04 -3,8 S8 146,13 151,25 -3,4 S9 191,49 190,58 0,5 S10 238,5 240,13 -0,7 S11 302,1 302,57 -0,15 S12 377,63 381,24 -0,9 S13 477 480,36 -0,7 S14 604,2 605,25 -0,17 S15 755,25 762,26 -0,9 S16 954 960,9 -0,7 S17 1208,4 1210,7 -0,2 S18 1510,6 1525,5 -1 Ta có đồ thị sai số lượng chạy dao. Với đường chạy dao nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn theo đường truyền của máy tương tự. SNHANH = nđc . i01.i15.i16.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . .......6= 2255,6 Sai số lượng chạy dao nhanh: Dz%== -1,93 % < 2,6% Vậy đường chạy dao nhanh đạt yêu cầu 2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại. Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau: Đường chạy dao ngang: các cặp bánh răng ăn khớp từ trục V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 vii-viii là 18/33 viii-ix là 33/37 ix-Vít ngang là 37/33 Đường chạy dao thẳng đứng: Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như chạy dao ngang V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 vii-viii là 18/33 sau đó đến cặp bánh răng 22/33 và truyền tới trục vít me đướng thông qua cặp bánh răng côn 22/44. Chương II: Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển 3.1 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 3.2 Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng với tay gạt: 3.2.1 Điều khiển hộp tốc độ : Ta có: 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: N =7 (KW) n = 1440 (vòng/phút ) Khối A Khối C Khối B Khối D Bảng điều khiển các khối bánh răng trong hộp tốc độ: 3.2.2 Điều khiển hộp chạy dao : Nguyên lý hoạt động: Trên 2 đĩa lỗ của hệ thống điều khiển được đặt song song có đục những vòng lỗ phù hợp với từng vị trí ứng với từng cấp tốc độ. Như hình vẽ: Khi ta rút đĩa lỗ cho chạy dọc trục để cho các chốt điều khiển có mang càng gạt rời ra khỏi đĩa lỗ sau đó ta quay cho hệ thống đĩa lỗ chuyễn đến đúng vị trí có tốc độ theo yêu cầu sau đó lại đẩy cho hệ thống đĩa lỗ chạy vào theo phương dọc trục khi đó ứng với vị trí thích hợp của đĩa sẽ làm cho các chốt chuyển động, thông qua các càng gạt sẽ gạt các khối bánh răng vào ăn khớp theo đúng cấp tốc độ ta mong muốn. Từ sơ đồ động kết hợp vơí lưới kết cấu ta lập được bảng điều khiển vị trí các chốt trên đĩa lỗ như trang sau: *Trên trục 2 có khối bánh răng 3 bậc (A) , có 3 vị trí ăn khớp làm việc : Trái ( A-T ) là đường truyền i3 , Giữa (A - G) là đường truyền i1 và Phải ( A-P) là đường truyền i2 Sơ đồ gạt: Vị trí ăn khớp trái Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ . Cho ta tỷ số truyền i3 Vị trí ăn khớp giữa Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i1 Vị trí ăn khớp phải Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i2 *Trên trục 4 có khối bánh răng 3 bậc(B) với 3 vị trí ăn khớp làm việc: Giữa (B-G) là vị trí làm việc với đường truyền i4 , 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 Sơ đồ gạt : Vị trí ăn khớp trái Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ .Cho ta tỷ số truyền i6 Vị trí ăn khớp giữa Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i4 Vị trí ăn khớp phải Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i5 *Khối (C) có 2 vị trí : Trái (C-T) là vị trí làm việc với đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền trực tiếp mà không thông qua i7 và i8 Sơ đồ gạt: Vị trí ăn khớp ứng với đường truyền trực tiếp Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta đường truyền trực tiếp không thông qua i7 và i8 Vị trí ăn khớp ứng với đường truyền phản hồi Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ . Cho ta đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8 *Hành trình gạt của các càng gạt ứng với từng khối: Với khối (A) LA = LAT+LAP =2L1 Với khối (B) LB = LBT+LBP =2L2 Với khối (C) LC = L3 Do trong hộp chạy dao ta chọn chiều rộng b của bánh răng bằng nhau nên ta có L1= L2 = 2B + 2f , L3 = B + 2f + b Với B = 25 mm là chiều rộng vành răng. f = 5 mm là khoảng cách giữa 2 bánh răng kề nhau b = 10 là chiều dài của vấu ly hợp Từ đó ta có hành trình gạt của khối A và khối B là : LA= LB = 2 ( 2B + 2f ) = 120 mm Tức mỗi lần gạt là L1= L2 = 60 mm Hành trình gạt của khối C là LC = L3 = 45 Ta có chiều dài các chốt xuyên qua đĩa lỗ của từng khối như sau: Khối A và khối B là 120 mm, còn khối C là 45 mm * Tính toán thiết kế đĩa lỗ : Sơ đồ bố trí không gian các trục và chốt điều khiển như sau: Do có 18 cấp tốc độ cần phải điều chỉnh cho nên trên đĩa được chia đều ra làm 18 cung tương ứng với 18 vị trí điều khiển. Qua sơ đồ bố trí không gian ta có : Chốt 1 và chốt 2 của khối A lần lượt được bố trí trên hai đường tròn có đường kính D1 = 190 mm và D2 = 180 mm . Chốt 1 và chốt 2 của khối B lần lượt được bố trí trên hai đường tròn có đường kính D3 = 130 mm và D4 = 110 mm . Chốt 1 và chốt 2 của khối C được bố trí trên cùng một đường tròn có đường kính D5 = 36 mm. Từ sơ đồ gạt đã phân tích ở trên kết hợp với bảng điều khiển ta xác định được số lỗ và vị trí của chúng trên từng đường tròn như sau : Với khối A có 6 vị trí phải,6vị trí giữa và 6 vị trí trái,cứ 3 vị trí giữa, phải tráiliên tiếp xen kẽ nhau cho nên. Trên vòng tròn D1 = 190 mm: ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đối xứng trên đĩa, 6 lỗ liên tiếp nhau ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua, tiếp theo là 3 vị trí không có lỗ trên đĩa và tiếp theo lại là 6 lỗ tương ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua, còn lại 3 vị trí không có lỗ. ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua tương ứng với 6 vị trí chốt 1 không thông qua đĩa 1, thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt, như vậy trên vòng tròn này có 6 vị trí chốt 1 của khối A qua cả 2 đĩa ứng với 6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên phải. Trên vòng tròn D2 = 180 mm: ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đối xứng trên đĩa, 6 lỗ liên tiếp nhau ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, tiếp theo là 3 vị trí không có lỗ trên đĩa và tiếp theo lại là 6 lỗ tương ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, còn lại 3 vị trí không có lỗ . ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt, như vậy trên vòng tròn này có 6 vị trí chốt 2 của khối A qua cả 2 đĩa ứng với 6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên trái. Với khối B có 6 vị trí phải,6vị trí giữa và 6 vị trí trái các vị trí giữa, phải, trái xen kẽ nhau cho nên. Trên vòng tròn D3 = 130 mm: ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 1 vị trí không có lỗ lại có 2 lỗ ứng với 2 vị trí chốt 2 của khối B thông qua ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối B thông qua cũng được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 2 vị trí không có lỗ lại có 1 lỗ ứng vị trí chốt 2 của khối B thông qua, 6 lỗ này ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở vị trí ăn khớp bên trái. Trên vòng tròn D4 = 110 mm : ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 1 vị trí không có lỗ lại có 2 lỗ ứng với 2 vị trí chốt 1 của khối B thông qua ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối B thông qua cũng được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 2 vị trí không có lỗ lại có 1 lỗ ứng vị trí chốt 1 của khối B thông qua, 6 lỗ này ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở vị trí ăn khớp bên phải. Với khối C có 9 vị trí phải liên tiếp nhau và 9 vị trí trái liên tiếp nhau cho nên. Trên vòng tròn D5 = 36 mm: ở đĩa 1 có 9 lỗ được phân bố liên tiếp nhau trên vòng tròn ứng với 9 vị trí liên tiếp 2 chốt của khối C thay nhau thông qua, tương ứng với vị trí của 9 lỗ này thì trên đĩa 2 cũng có 9 lỗ ứng với 9 vị trí liên tiếp 2 chốt của khối C cũng thay nhau thông qua. Khi chốt 1 của khối C lần lượt thông qua 9 lỗ này là ứng với càng gạt của khối C đóng ly hợp vấu để thực hiện đường truyền trực tiếp, còn khi chốt 2 lần lượt thông qua 9 lỗ này là ứng với vị trí càng gạt của khối C ngắt ly hợp vấu, thực hiện đường truyền phản hồi . Do sự phân bố của các lỗ trên vòng tròn này như vậy cho nên để đơn giản không phải gia công lỗ trên vòng tròn này của cả 2 đĩa thì ta kết hợp làm bậc ngay trên đầu mặt trụ của cối ghép 2 đĩa này thay cho việc khoan lỗ để điều khiển. Kết cấu cối ghép hai đĩa lỗ như hình vẽ : Từ các kết quả phân tích ở trên ta tổng hợp lại thì ta có kết cấu của đĩa lỗ như sau: Vị trí 2 chốt điều khiển khối B Vị trí 2 chốt điều khiển khối A Các vòng tròn nét liền là biểu thị các lỗ trên đĩa 1 còn các vòng tròn nét đứt là biểu thị cho các lỗ trên đĩa 2, các chấm đen trên hình là tượng trưng cho các vị trí của các chốt mà tại đó đĩa không có lỗ. Theo máy tương tự ta chọn đường kính các lỗ trên đĩa 1 là 9 mm và trên đĩa 2 là 10 mm ứng với chốt 1 còn với chốt 2 thì đường kính các lỗ trên đĩa 1 là 7 mm và trên đĩa 2 là 8 mm. Hai đĩa được nghép trên cối trụ có kết cấu như trên và được cố định bằng 4 chốt đinh tán như hình bên. Chương III: Tính toán sức bền chi tiết máy . 4.1 Chế độ cắt thử : 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 mục này quy định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy cắt kim loại. hiện nay có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau:1> Chế độ cắt gọt cực đại; 2> Chế độ cắt gọt tính toán; 3> Chế độ cắt gọt thử máy. Máy ta thiết kế tương tự như máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử như của máy 6H82 . * Chế độ cắt thử mạnh: Ta có : Dao P18 , D = 90 , Z = 8 Chi tiết gia công : Gang có HB = 180 Chế độ gia công : n = 47,5 v/ph, B = 100 mm, t = 12 mm, S = 118 mm/vg * Chế độ cắt thử nhanh: Dao T15K6 D = 100 , Z = 4 Chiết gia công : C45 có HB = 195 Chế độ gia công : n = 750 v/ph , B = 50 mm, t = 3 mm , S = 750 mm/ph * Thử ly hợp an toàn: Dao P18 D = 110 , Z = 18 Chi tiết gia công : C45 Chế độ cắt : B = 100, t = 10 , n = 47,5 v/ph , S = 118 mm/ph, Mx = 2000N.cm 4.2 Tính công suất động cơ : *Động cơ chính: Nđc = Nc + No + Np Trong đó: Nc – là công suất cắt. No – là công suất chạy không Np – là công suất phụ do sự tiêu hao Ta có thể tính công suất động cơ bằng Nđc = Nc /0,75 Nc =PZ.V/60.102.9,81 Với PZ là lực cắt (N) PZ = 0,6. P0 V là vận tốc cắt P0 =C.B.S yz.Z.(t/D)k Với chế độ cắt nhanh: C = 682 , y= 0,72, k = 0,82 Pz = 0,6.682.8.10.14,70,72.(12/90)0,86=22828 (N) Nc = 22828.13,5/60.102.9,81 =5,13 KW Nđc = Nc / 0,75 = 6,84 KW Ta chọn Nđc = 7 KW, n = 1450 v/ph *Động cơ hộp chạy dao: Nđccd = Q = K.Px +f( Pz + 2Py +G) là lực kéo K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt G là khối lượng bàn dao lấy G = 45000 (N) Px = 0,3.Po.tgb = 0,3.29928.tg20o = 3267,87 (N) Py = 0,2.Po = 0,2.29928 = 5985.6 (N) Q = 1,4.3267,87 +0,2(16460 + 2.5985,6 + 45000 ) = 19261,2 Nđccd == 1,67 KW Vậy ta chọn Nđccd = 1,7 KW, n = 1420 v/ph 4.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao. Công suất : Nđc =1,7 kW ; nđc =1420 vg/ph Trục I NI = Nđc . hbr . hol = 1.7 . 0,995 . 0,97 ằ 1,64 KW Trục II NII = NI. hol . hbr = 1,64 . 0,995 . 0,97 ằ 1,58 KW Trục III NIII = NII . hbr . hol = 1,58 . 0,97 .0,995 ằ 1,52 KW Trục IV NIV = NIII . hbr . hol = 1,52 . 0,97 .0,995 ằ 1,47 KW Trục V NV = NIV . hbr . hol = 1,47 . 0,97 .0,995 ằ 1,42 KW Số vòng quay : Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin 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 hết công suất N. Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ và chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết công suất của máy. Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là Trục I nI = nđc.i01 = 852 vg/ph Trục II nII = nđc.i01.i02 = 383,4 vg/ph Trục III nIIImin = nII .i 1= 191,7vg/ph nIIImax = nII .i 3= 766,8 vg/ph vg/ph Trục IV nIVmin = nIIImin .i 4= 90,8 vg/ph nIVmax = nIIImax .i 6= 575,1 vg/ph vg/ph Trục V nVmin = nIVmin .i 7.i 8 = 11 vg/ph nVmax = nIvmax.i 9 = 575,1 vg/ph vg/ph Mô men lớn nhất : Như đã lý luận ở trên thì ta tính theo ntính TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. TIV = 9,55. 106. N. mm. TV = 9,55. 106. N. mm. Bảng thông số Trục I II III IV V N(kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42 n (vg/ph) 852 383,4 271 144 29,58 T(N.mm) 18382,6 39355,8 53564,6 97489,6 458451,6 4.4 Tính bánh răng . Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy. Cho nên chủ yếu là xác định modul của nó. Modul được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta thường tính theo sức bền tiép xúc là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao người ta chỉ dùng một loại modul do đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun tương tự . Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z1/ Z’ 1) truyền từ trục II sang trục III. *Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy thì ta chọn vật liệu nh sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt HB = 180-350 chọn HB = 300 * 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 suất tiếp xúc cho phép Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế ... T1) sHgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH Tính sơ bộ lấy ZR . ZV . KL.KXH = 1 Do bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 Đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng thẳng [sH ] được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH = 670/1,1 = 609 MPa Vậy ta chọn [sH ] = 609 Mpa * Xác định ứng suất uốn cho phép. Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh : Xác định theo công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình CTM) sFgh = soFgh = 1,8.300 = 540 MPa Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hưởng đặt tải, Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế ... T1) Ta có : [sF] = sFgh . KFL . KFC/SF = 540 . 1 . 1 / 1,75 = 309 MPa Vậy ta chọn [sF ] = 309 Mpa Ta có môđun bánh răng được xác định theo ứng suất tiếp xúc như sau: mtx = cm Trong đó: [stx]:ứng suất tiếp xúc, [stx] = 609 HB = 60900 (N/cm2) Z : Số răng bánh nhỏ, có Z = 18. i : Tỷ số truyền i = 36/18 = 2 Có j0 = b/d với d: Đường kính bánh răng, do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy j0 = (0,7á1,6). Chọn j0 = 1,5. K : Hệ số tải, K = Kđ.Ktt.KN. Kđ : Hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2á1,4. Lấy Kđ = 1,3. Ktt: Hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng được tôi cải thiện cho nên chọn Ktt= 1,8 KN Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy KN = 1 => K = 1,3.1,8.1 = 2,34 N : Công suất trên trục, có N2= 1,58 kW. Số vòng quay n=314,66 v/f. mtx = = 0,293 cm = 2,93 mm. mtx = 3. Lấy theo tiêu chuẩn. Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm môđun bánh răng theo độ bền uốn: mu = [su]= 309 MPa = 30900 (N/cm2). j : Hệ số chiều rộng bánh răng, có j = b/m = ( 6 á 10 ) Chọn j = 8. y : Hệ số dạng răng, có y = 0,24. mu = = 0,278 cm = 2,78 mm. Như vậy với bánh răng môđun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật. Thông số cơ bản của bộ truyền : Mô đun m = 3 mm Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1 = 3 . 18 = 54 mm d2 = dw2 = m . Z2 = 3 . 36 = 108 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 54 + 2. 3 = 60 mm da2 = d2 + 2.m = 108 + 2. 3 = 114 mm Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5. m = 54 - 2,5. 3 = 46,5 mm, df1 = d2 - 2,5. m = 108 - 2,5. 3 = 100,5 mm, Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 54 . cos 200 = 50,75 mm, db2 = d2. cos a = 108. cos 20° = 101,49 mm Chiều rộng vành răng : bw = j.m = 3.8 = 24 mm, lấy bw = 25 mm Khoảng cách trục : A=1/2.m(Z1+Z’ 1) =3.(18 + 36) / 2 = 81 mm 4.5 Tính toán trục : a.Tính sơ bộ các trục Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép là [t] = 12 .. 20 Mpa . Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức như sau : Trong đó T là mô men xoắn lớn nhất trên trục Trục I II III IV V N(kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42 n (vg/ph) 852 383,4 271 144 29,58 T(N.mm) 18382,6 39355,8 53564,6 97489,6 458451,6 Từ đó ta có : Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm . Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 25 mm . Khoảng cách trục giữa trục 1 và trục 2 aw1 = m.(Z02 + Z’02)/ 2 = 3.58 / 2 =87 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 30 mm . Khoảng cách trục giữa trục 2 và trục 3 aw2 = m.(Z2 + Z’2)/ 2 = 81 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d4 = 35 mm . Khoảng cách trục giữa trục 3 và trục 4 aw3 = m.(Z4 + Z’4)/ 2 = 84 mm Ta thấy lớn hơn nhiều so với các trục cho nên ta tính kiểm tra lại theo công tức kinh nghiệm d5 = ( 0,3á 0,35 ) aw4 Khoảng cách trục giữa trục 4 và trục 5 aw4 = m.(Z9 + Z’9)/ 2 = 129 mm => d5 = ( 0,3á 0,35 ) aw4 = ( 0,3á 0,35 ).129 = 38,7á 45,15 Theo tiêu chuẩn ta chọn d5 = 40 mm . b. Tính chính xác 1 trục trung gian. Ta chọn trục V là trục điển hình trong hộp chay dao máy phay .Để tính trục V là trục chịu trọng tải lớn nhất với tất cả chuyển động của bàn xe dao , ngoài ra nó còn chịu tải trọng đột ngột khi đóng mở ly hợp . Tên trục V có lắp cặp bánh răng ăn khớp với trục IV là và truyền chuyển động sang trục VI qua cặp bánh răng Công suất : NV = 1,42 KW Số vòng quay: n2 = 29,58 vg/ph Mô men xoắn : TII = 458451,6 N. mm. Đường kính sơ bộ của trục: d = 40 mm . Trong hộp chay dao máy phay ta chỉ sử dụng cặp bánh răng ăn khớp là bánh răng trụ răng thẳng nên khi làm việc bánh răng sẽ chịu 2 thành phần lực tác dụng là : Lực hướng tâm gây ra mômen uốn trục Lực tiếp tuyến gây ra tác dụng vuông goc với mặt răng làm việc của bánh răng gây ra momen xoắn trục Ta thấy rằng trục nguy hiểm nhất khi bánh răng z = 64 và z = 18 cùng làm việc Mômen xoắn trục lớn nhất đã dược xác định nhu trên : Sử dụng công thức trong giao trình ‘ Tính toán thiết kế hệ dẫn đọng cơ khí ‘ (PGS-TS- Trịnh Chất – PGS Lê Văn Uyển) để tính toán và kiểm nghiệm bền cho chi tiết máy . Theo công thức : Trong đó : T – Momen xoắn trục Đươngd kính vòng chia Lực tác dụng lên bánh răng Với bánh răng z = 40 ; m = 3 Đường kính vòng chia d1 = z.m = 40.3 = 120 (mm) Ta có Fx1 = 2TV / d1 = 2. 458451,6/ 120 = 7641 (N) Lực hướng tâm Fr1 = Fx1.tga = Fx1.tg 200 =2781(N) Với bánh răng z = 28 ; m = 3 Đường kính vòng lăn d2 = z.m = 28.3 = 84 (mm) Ta có Fx2 = 2 / d2 = 2. 458451,6/ 84 = 10915 (N) Lực hướng tâm Fr 2 = Ft 2.tga = 10915.tg200 = 3973 (N) Vẽ biểu đồ mômen. Tính phản lực trên các gối tựa : Ta có : Kết quả mang dấu trừ nên có chiều ngược lại . Vẽ biểu đồ mômen uốn Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1ằ 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Tra bảng 10.5 (TTTK- CTM) Trục làm bằng thép C45 ; có sb = 600 MPa. ị s-1 = 0,436.600 = 261,6MPa. ị t-1 ằ 0,58s-1 = 0,58. 261,6 =151,7 MPa Xét tại tiết diện I lắp bánh răng Z40 có đường kính chân d = 40 (mm) Các trục của hộp đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 = 1,205.3,14.403./32 = 7567,4 sm = 0, sa= smax= M1/W1= 46,15 MPa. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 =15134 tm1 = ta = T/2W01 = 15,15 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 - 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng răng chữ nhật, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then hoa ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,55 và Kt = 2,36. Từ bảng 10.10 với d = 20 mm, lấy es = 0,92 et= 0,89 ta xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,55/0,92 = 1,68 Kt/et= 2,36/ 0,89 = 2,65 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số Ks/es = 1,79 Kt/et = 1,47 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại tiết diện I trục thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 2,7 Xét tại tiết diện II có đường kính chân d = 20 (mm) Tương tự như tiết diện I Riêng chỉ có sa= smax= M2/W1=15,4 MPa. Từ đó ta có : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại cả 2 tiết diện trục đều thoả mãn về độ bền mỏi *Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. (Công thức 10.27….10.30) Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : = Tmax/ (0,1.d3) = 458451/(0,1.403) = 71,63 MPa. = Mmax/ (0,2.d3) = 256470/(0,2. 403) =20 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. Với hệ số an toàn đã tính như trên thì trục hoàn toàn đảm bảo bền mà không cần phải kiển tra đến độ cứng vững của trục. 3.6Tính toán ly hợp. a) Tính toán ly hợp vấu : Do yêu cầu chỉ cần tính cho ly hợp cho nên ta chọn tính cho ly hợp vấu trên trục IV có đường kính d =35 mm ta chọn đường kính bạc là db = 45 mm Ta chọn đường kính trung bình làm việc của ly hợp là Dtb = 65 mm, số vấu của mỗi nửa ly hợp là 6 vấu, kích thước làm việc của các vấu là: h x b = 10 x 12 mm Mòn các vấu là dạng hỏng chủ yếu của ly hợp vấu. Để hạn chế mòn vấu, cần kiểm nghiệm áp suất P sinh ra trên các bề mặt tiếp xúc của các vấu.Giả sử tải trọng phân bố đều cho các vấu. ứng suất dập sinh ra trên bề mặt các vấu khi tiếp xúc là : Trong đó : Z là số vấu trên một nửa vấu. b.h là chiều rộng và chiều cao tính toán của vấu. Dtb là đường kính trung bình làm việc của ly hợp. [P] là ứng suất cho phép. K là hệ số an toàn, lấy K = 1,5 Để giảm mòn vấu , cần tôi vấu đạt độ rắn bề mặt 45 á 60 HRC, chọn vật liệu chế tạo ly hợp là thép 20X, vấu được thấm than hoặc chế tạo bằ thép 40X do đóng mở ly hợp trong điều kiện 2 nửa ly hợp có chuyển động quay tương đối nhanh với nhau cho nên cho ly hợp là việc phải đảm bảo : P Ê [P] 35 á 45 MPa Với kích thước đã chọn như trên ta kiểm nghệm các vấu về độ bền tiếp xúc. Vậy ly hợp làm việc đảm bảo b).Tính ly hợp ma sát - Dùng ly hợp ma sát với mọi cấp vònh quay - Phần ghép nối luôn có hiện tượng trượt - Có thể diều chỉnh được của truyền động dẫn bằng cách thay đổi độ lớn của áp lực ma sát .Do đó coi nó như một khâu an toàn trong mạch truyền dẫn . Tính toán của bộ ma sát : xác định bằng công thức : Trong đó : D : Đường kính ngoài của đĩa ma sát chọn D=127mm D : Đường kính trong của đĩa ma sát chọn d = 82mm m : Số cặp đĩa ma sát chọn m = 15 f : Hệ số ma sát .Tra bảng ta có f = 0,15 Vật liệu la gang làm viẹc trong điều kiện bôi trơn Thay vào và hệ số dự trữ ta tính được công suất N: Với n: Số vòng quay lớn nhất của trục V n = 575,1 v/p Và k: Hệ số phụ thuộc vao vận tốc Ta có : Lực ép chiều trục cần thiết cho bộ ly hợp ma sát đĩa la: Trong đó : Tài liệu tham khảo 1.Giáo trình tính toán thiết kế máy công cụ Tác giả : PGS.TS. Nguyễn Phương. 2.Tính toán thiết kế máy cắt kim loại : Tác giả : Phạm Đắp-Nguyễn Đức Lộc - Phạm Thế Trường-Nguyễn Tiến Lưỡng. 3.Máy công cụ(2 tập) Tác giả : Phạm Đắp-Nguyễn Hoa Đăng 4.Tính toán thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí. Tác giả : Trịnh Chất –Lê Văn Uyển. 5.Hướng dẫn làm bài tập dung sai và lắp nghép. Tác giả: GS.TS Ninh Đức Tốn Thiết kế máy phay vạn năng Mục lục Chương I : tính toán thiết kế động học của máy 1 1.1. Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ 1 1.2. Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao 10 1.3. Thiết kế các truyền dẫn còn lại 21 Chương II: Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển 22 2.1. Chọn kiểu và kết cấu điều khiển 22 2.2. Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng với tay gạt 22 Chương III: Tính toán sức bền chi tiết máy 32 3.1. Chế độ cắt thử 32 3.2. Tính công suất động cơ 32 3.3. Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao 33 3.4. Tính bánh răng 34 3.5. Tính toán trục 36 3.6. Tính toán ly hợp 42 Tài liệu tham khảo 44