Thiết kế máy tiện vạn năng 1K62

ộng 1 phụ thuộc số răng tương đương. YF1=3,9 YF2=3,65 T1: Mômen xoắn trên bánh răng chủ (trên trục VI) Mx=1282579 (N.mm) bw=yba.aw=> bw=0,3.162=48,6 Chọn yba=0,3 (bảng 6.6 sách TTTKHD ĐCK) aw===162 aw1===54 Đường kính vòng lăn đỉnh bánh chủ động: dw1===36 sF==848,5 (Mpa) * Xác định [sF] ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 6-2 trang 89 sách tính toán hệ dẫn động cơ khí: [sF]=YR.Ys.KXF.KFC.KHL Trong đó: +YR=1: Ảnh hưởng của độ nhám bề mặt +Ys=0,98: Ảnh hưởng của độ nhạy với ứng xuất tập trung +KXF=1: Ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến uốn +KFC=0,8: Ảnh hưởng của việc đặt tải +KHL=1: Ảnh hưởng của thời gian làm việc và chế độ tải trọng +SF=1,75: Hệ số an toàn khi uốn +sFlim0=5500 MPa ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở. Vậy: [sF]=(1.0,98.1.0,8.1)=2464 (MPa) Kết luận: Bánh răng đảm bảo điều kiện bền uốn sF=848,5 MPa<[sF]=2464 (MPa) 5. Xác định các thông số chủ yếu của cặp bánh răng Z1=27 Z2=54 - Đường kính vòng chia: dc1=4.27=108 dc2=4.54=216 - Đường kính vòng cơ sở: d01=108.cos200=101 d02=216.cos200=203 - Đường kính vòng đỉnh: de1=dc1+2.m=108+2.4=116 de2=dc2+2.m=216+2.4=224 - Đường kính vòng chân: di1=dc1-2,5.m=108-2,5.4=98 di2=dc2-2,5.m=216-2,5.4=206 - Khoảng cách trục: A=(Z1+Z2).m==162 - Góc áp lực a=200 - Bánh răng chuẩn không dịch chỉnh. II. Tính trục chính. 1. Yêu cầu của trục chính. - Trục chính là một chi tiết quan trọng hệ thống truyền động dùng để truyền chuyển động quay cho quá trình cắt gọt của máy tiện. Do vậy trục chính cần phải đạt được các yêu cầu sau: Trục chính không những phải đủ bền mà còn phải cứng vững, chuyển động chính xác, êm, chịu mài mòn cao. 2. Vật liệu và cách nhiệt luyện. - Đối với trục chính quay trong ổ lâu, cổ trục chính không cần phải có độ vững đặc biệt. Trong máy thiết kế ta chọn thép 45, nhiệt luyện đạt độ cứng HRC=38¸42 (tôi cao tần). 3. Tính trục chính. a) Sơ đồ trục chính. - Bỏ qua mômen truyền từ trục chính tới hộp chạy dao cho việc tính toán đơn giản. - Dựa vào kích thước máy chuẩn ta xác định được vị trí của bánh răng và ổ trên trục theo sơ đồ sau: b) Xác định vị trí lực tác dụng. - Khi máy làm việc trên trục chính đồng thời có hai lực tác dụng chính là: Lực cắt Pc và lực truyền dẫn của bánh răng 27,54. Khi ăn khớp cặp bánh răng này có ảnh hưởng lớn đến điều kiện làm việc của máy tức là ảnh hưởng lớn tới trục. - Trục chính chịu độ võng và góc quay khác nhau do ngoại lực và phản lực ở các gối đỡ tác dụng. - Độ võng và góc xoay phụ thuộc vào vị trí tương quan giữa vặp bánh răng ăn khớp (27/54) và vị trí của dao cắt (mặc dù Pc=consr) - Ta xét bánh răng Z27 ở vị trí nào đó có lợi nhất cho trục chính - Qua hình vẽ trên ta thấy nếu chỉ nhận xét riêng về lực tác dụng thì ở vị trí I là tốt hơn vị trí II vì: RI=|Pc-Q | RII=|Pc-Q | RI<RII Vậy nếu lực tác dụng lên trục chính ở vị trí I ít hơn vị trí II. - Nếu xét về độ võng ta thấy ở vị trí II trục chính ít hơn vị trí I vì f1<f2. - Tóm lại đã bảo đảm cho độ chính xác của máy khi gia công các sản phẩm thì độ chính xác của trục chính phải nhỏ nhất. Do vậy ta chọn vị trí II để đặt bánh răng Z27. * Xác định lực cắt ta lấy chế độ cắt thử công suất để tìm các thành phần lực cắt max. - Với chi tiết f70; 1=350 (mm), thép 45 chống tâm; dao T15K6; n =400 (v/p); s=0,39 (mm/v); t=5 (mm). Khi đó: + Pz=cz.tx.Sy=2000.51.0,390,75=4953 (N) (c=2000; x=1; y=0,75) + Py=cy.tx.Sy=2000.50,9.0,390,75=2626 (N) (c=1250; x=0; y=0,75) + Px=cx.tx.Sy=650.51,2.0,390,65=2431 (N) (c=650; x=1,2; y=0,65) * Xác định lực truyền dẫn - Ở phần trên ta đã biết: Mxtc=1871393 (Nmm) Đường kính vòng chia của bánh răng Z54 là D=m.z=4.54=216 - Lực vòng: Pv===17327,7 (N)=17328 (N) - Lực hướng tâm: P1=pv.tga0=17328.tga0=6307 (N) (góc ăn khớp của bánh răng a0=200) - Lực dọc trục Pa=0 (bánh răng thẳng) c) Sơ đồ bố trí không gian lực tác dụng lên trục chính. - Trong 2 trường hợp chống tâm và không chống tâm (hình vẽ) thì trường hợp không chống tâm gây võng đầu trục chính lớn hơn. - Từ các phân tích trên ta có sơ đồ bố trí không gian lực bố trí lên trục chính như hình vẽ trên. - Trong đó: + Q: Lực ăn khớp của bánh răng , Q hướng theo chiều quay trục chính và hợp với tiếp tuyến chung 1 góc là (a+r) Q===18441 (N) + a: Góc áp lực a=200 + r: Góc ma sát của bề mặt răng (r=00) + b=900-(a+r+g) trong đó tgg===0,532 g=280 + b=900-(200-280)=420 - Thành phần lực Q theo 2 phương OZ và OY ta có: Qz=Q.cosg=18441.cos280=16282 (N) Qy=Q.sing=18441.sin280=8658 (N) d) Tính trục chính theo sức bền - Để đơn giản ta bỏ qua lực chạy dao và lực chạy dọc trục Px như vậy ta có sơ đồ lực tác dụng lên trục chính như hình vẽ: Sơ đồ trên là sơ đồ của cơ chế thử công suất: Gá chi tiết trên mâm cặp và chống tâm mặt đầu. Như vậy trục chính trở thành dầm siêu tĩnh bậc 1 (bậc siêu tĩnh bằng số nhịp trừ đi một). Vì ổ đỡ cổ trục chính ngắn nên ta có thể bỏ qua mômen phản lực ở đó và thay đổi gối tựa. - Để giải bài toán trên ta phải chia dầm siêu tĩnh thành các dầm đơn. - Như vậy lực đặt trên mỗi nhịp sẽ không ảnh hưởng đến nhịp bên cạnh. * Trước hết ta tách dẫm đơn từ mân cặp đến đầu chống tâm của chi tiết gia công để tính phản lực tại mân cặp. - Theo sức bền vật liệu thì phản lực tại ngầm lớn nhất khi dao tiện sinh ra lực cắt tại điểm cách mân cặp 1 đoạn là x. x= ==202 (mm) - Giải bài toán theo phương pháp lực: Thay liên kết thừa bằng phản lực x. - Xét theo phương OZ: Áp dụng phương trình chính tắc: d11X1+D1Pz=0 Trong đó: + d11: là chuyển đơn vị do lực Pz gây ra. + D1Pz: là chuyển đơn vị do lực Pz gây ra. Áp dụng phương pháp biểu đồ Veresagin d11= D1Pz=- - Thay d11 và D1Pz vào phương trình chính tắc ta có: X1= Thay các số liệu biết ta được: X1= - Tương tự như trên ta xét theo phương OY ta có: X2= X2=1060(N) - Đặt X1 và X2 vào hệ tính phản lực tại mâm. + RZ=PZ-X1=4935-1991=2944 (N) + Ry=Py-X2=2626-1060=1566 (N) + MZ=PZ.x-X1.l=4935.202-1991.350=300020 (Nmm) + My=Py.x-X2.l=2626.202-1060.350=159452 (Nmm) * Tính phản lực tại gối trục chính: Thay phản lực tại mâm cặp vào đoạn dầm còn lại ta có: - Xét mặt phẳng XOZ có: SMb(Pk)=Raz(500+200)-Qz.200+Rz.200+Mz=0 + Raz= RBz=QZ-RAZ+RZ=16282-3382+2944=9956 (N) - Xét mặt phẳng YOZ ta có: SMb(PK)=Ray(500+200)-Qy.200+Ry.200+My=0 + Ray= RBY=QY-RBY+RY=8658-1798+1566=8426(N) Tính mômen xoắn cho từng đoạn trục: MZl=RAZ.500=1691000 (Nmm) MZ=30020 (Nmm) Myl=RAY.500=899000 (Nmm) My=159452 (Nmm) Mt/c=1871393 (Nmm) * Tính đúng trục - Trục chịu tải uốn xoắn đồng thời nên ta tính đường kính trục theo công thức (10-13) trang 192 sách HDTK dẫn động cơ khí. d³(mm) Trong đó: [s]=50 (N/mm2 ) tra bảng (10-15) x= (trục rỗng) Trang 265 sách cơ sở TK máy và chi tiết máy có: MTD= * Tiết diện nguy hiểm nhất 1-1m, tính MTD tại đó: MTD==4210674 (Nmm) d³=96,5 (mm) - Tại tiết diện nguy hiểm 1-1 lắp bánh răng với trục bằng trục then hoa nên ta lấy tăng đường kính lên, lấy d=100 (mm). (Tra theo dãy quy chuẩn của đường kính then hoa). Trên cơ sở biểu đồ mômen, tại B nội lực là lớn nhất. Do vậy ta tính kiểm tra tại điểm B. * Tính trục chính (tính đường kính) một cách chính xác hơn theo công thức của Atsercan: d=2,17 Trong đó x=trục rỗng *n: Hệ số an toàn lấy n=2 trị số trung bình *C1=C2=0,2 với tiện lỗ, tiện tính s-1: ứng suất s-1=(0,4¸0,5). sB với thép 45 có sB=60.107 (N/mm2) Lấy s-1=0,4sB->s-1=0,4.60.107=240.106 (N/mm2) st=300.106 (N/mm2) - Ks , Kt trị số phụ thuộc vào hình dáng kích thước ảnh hưởng đến ứng suất của trục. Trục chính máy công cụ Ks = Kt =1,7¸2 Lấy Ks = Kt =2 Muc= Với MUmax là mômen cuốn lớn nhất Muc= MXC=Với MXmax là mômen xoắn lớn nhất MXC= Thay số vào công thức trên ta có: d=2,17 d=0,07288 (m)=72,88 (mm). Theo tiêu chuẩn chọn d=80 (mm). Tại A lấy theo tiêu chuẩn d=70 (mm) e) Tính trục chính theo độ cứng vững. - Trong quá trình làm việc trục chính phải nằm trong giới hạn cho phép để đảm bảo chính xác gia công. Nghĩa là đảm bảo độ võng, góc xoay và biến dạng xoắn của trục chính. * Xác định độ võng của trục chính tại đầu mút của nó + Xét mặt XOZ QZ=16282 (N) RZ=2944 (N) Áp dụng công thức: YZ=(mm) Trong đó: Emô đuyn đàn hồi của vật liệu E=2,1.107 (N/cm2) J.Mômen quán tính trung bình: J=0,05d4 Với J=0,05 x 804 [1-0,54]=1920000 (mm2)=19200 (cm2) l1=200 (mm) =20 (cm) l2=700(mm) =70 (cm) a=500 (mm) =50 (cm) Công thức trên coi trục chính như một dầm đặt trên các gối tựu hình cầu do đó coi mômen phản lực tại gối đỡ M=0 Thay các số liệu vào ta có: YZ= YZ=-0,0014 (cm)=-0,014 (mm). (Dấu trừ chính tỏ đầu trục bị võng xuống) * Tương tự xét trong mặt phẳng XOY với Qy=8658 (N) Ry=1566 (N) Yy= Yy=-0,001 (cm)=-0,1 (mm). * Độ võng tổng là: Y== 0,1 (mm) * Độ võng cho phép [y]=(0,0002¸0,0003).l3 Lấy [y]=0,0002.l2=0,0002.700=0,14 (mm) Vậy: y=0,1 Đảm bảo yêu cầu * Xác định góc xoay ở ổ trục phía trước. Áp dụng công thức cho mặt phẳng XOZ qZ=red qZ= qZ=0,00000008 (rad) (dấu ‘-’ chứng tỏ góc quay có chiều quay lên trên) + Xét trong mặt phẳng XOY có qY= qY=-0,0000004 (rad) + Độ võng tổng là q= + Trị số góc quay cho phép khi lắp ổ bi [q]=0,001(rad) Vậy q=0,0000004<[q]=0,001(rad). Đảm bảo yêu cầu. f) Kiểm nghiệm rãnh then và then - Tại vị trí lắp bánh răng Z55 cố định dùng then bán nguyệt để truyền chuyển động xuống hộp chạy dao. Ta cần kiểm tra áp suất của bề mặt rãnh then. Áp dụng công thức: (sách HD thiết kế MCKL trang 129) P= Trong đó: MXmax=1871393 (N.mm) =187139,3 (N.cm) r0: khoảng cách từ tâm trục đến tâm rãnh then. r0=4 (cm) h: độ sâu thực tế của rãnh then h=1(cm) l: độ dài thực tế của rãnh then l=3,5 (cm) [p]=150 (N.mm2 )=1500 (N/cm2 )(bảng 9.5). Tính toán dãn động cơ khí p=<[p]=15000 (N/cm2) Đảm bảo điều kiện làm việc. * Kiểm nghiệm then hoa. Áp dụng công thức: p=[N/cm2] Trong đó: Diđ: Đường kính ngoài và đường kính trong của then D=85 (mm) =8,5 (cm) d=80 (mm) =8,0 (cm) Z số then. Z=10 y: Hệ số tiếp xúc bề mặt giữa trục và ổ then. y=0,75¸0,9 [Pmax]=(10¸20) (N/mm2) =(10000¸20000) (N/cm2) (Lắp động, tải trọng thay đổi và chạm cả hai phía) =1,5¸2 ->1=12 (cm); d=8 (cm) P= P=1890 (N/cm2) <[p] =10000 (N/cm2) Đảm bảo điều kiện làm việc. III. Tính sức bền ổ trục chính. a) Tại A: d=70 (mm); n=1900 (v/p) Raz=3382 (N) Ray=1798 (N) Fr= Chọn ổ bi đỡ 1 dãy: cỡ trung Ký hiệu ổ: 313 có các thông số: d=70 (mm) D=150 (mm) B=35 (mm) r=3,5 (mm) Đường kính bi: d=25,4 (mm) C=81,7 (KN) C0=64,5 (KN) Qd=(0,6.X.V.Fr+Y.Fa).kt.kd (Fa=0) V: Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay V=1) Kt: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ=1,2 (bảng 11.3 TTTKHDĐCK,T1) X=1; Y=0 =>Qd=(0,6.1,1.3830).1.1,2=2757,6 (N) + Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Qd=Fr=2,756 (KN) < C0=64,5 (KN) + Kiểm nghiệm theo khả năng tải động Cd=Q. Trong đó: m =3 đối với ổ lăn L= (với Lh=20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) =>Cd=2757,6.=36295 (N)=36,295 (KN) Cd=36,295 (KN) < C=81,7 (KN). thoả mãn b) Tại B: d=80 (mm); n=1900 (v/p) Raz=9956 (N) Ray=8426 (N) Fr==13043 (N)=13.043 (KN) Chọn ổ bi đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có: D=170 (mm) B=39 (mm) Con lăn: d=22 (mm) L=22 (mm) r=r1=3,5 (mm) C=150 (KN) C0=121 (KN) Q=V.Fr.kt.kd V=1: vòng trong kt=1: khi nhiệt độ 1050 kd=1,2 (theo bảng 11.3, trang 215 TTTKHDĐCK,T1) Kiểm nghiệm theo khả năng tải tính Qt=Fr=13,043 (KN)<C0=121 (KN) Cd=Q.. Trong đó m =10/3 đối với ổ đũa trụ ngắn L==2280 (với Lh=20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) => Cd=13043. =132973 (N)=132,973 (KN) Cd=132,973 (KN)<C=150 (KN) CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN TOÀN MÁY I. CHỨC NĂNG VÀ YÊU CẦU CHUNG ĐỐI VỚI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN MÁY. Nhìn chung hệ thống điều khiển máy tương đối phức tạp, nó phải đảm bảo những nhiệm vụ chính sau: + Đóng mở động cơ điện: - Đóng ngắt truyền động chính (truyền động của động cơ chính). - Đóng ngắt chạy dao - Biến đổi chuyển động chính và độ lớn lượng chạy dao, đảm bảo chiều chuyển động. - Thực hiện các di động, định vị khi điều chỉnh máy. - Kẹp chặt tháo lỏng các bộ phận máy như ụ động, trục máy cơ cấu phân độ. - Đóng mở các bộ phận bôi trơn, làm lạnh. II. YÊU CẦU ĐỐI VỚI HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN MÁY. Ngoài yêu cầu chung là hệ thống điều khiển phải thuận tiện, an toàn chính xác tin cậy... hệ thống điều khiển còn phải đảm bảo những yêu cầu chính sau: 1. Độ an toàn của cơ cấu điều khiển. Nên bố trí các tay gạt tập trung vào một khu vực thuận tiện cho việc thao tác của người sử dụng. Tránh các bộ phận điều khiển như vô lăng, tay gạt chuyển động trong thời gian máy công tác. Thể hiện những yêu cầu chính sau: - Định vị các cơ cấu điều khiển ở mỗi vị trí của nó. - Khoá liên động các cơ cấu điều khiển để không thể đồng thời đóng các chuyển động khác. - Hạn chế chuyển động gá đặt. - Đặt bộ phận tín hiệu. 2. Điều khiển phải nhanh. 3. Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện. Với điều kiện thực tế ở nước ta, nên chọn lực gạt các tay gạt, vô lăng nhỏ, cỡ khoảng 30-40N. 4. Dễ nhớ khi điều khiển. Phương chuyển động của các tay gạt nên chung với phương chuyển động của các bộ phận máy điều khiển. 5. Đảm bảo tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển. Thiết kế cả hệ thống điều khiển là một vấn đề lớn, trong khuôn khổ đồ án, người thiết kế chỉ đi vào hai mảng lớn là thiết kế hệ thống điều khiển hộp tốc độ và thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao. III. THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP TỐC ĐỘ. 1. Chọn hệ thống điều khiển hộp tốc độ. 1.1. Phân tích cơ cấu chấp hành. Qua thiết kế động học ta có phương án thiết kế như sau: PAKG: 2 x 3 x 2 x [1x1+1x1] PATT: [II I III IV V] Cơ cấu chấp hành là các bánh răng di trượt. Tuy PAKG và PATT như trên nhưng thực tế, ta vẫn bố trí kết cấu của hộp tốc độ một cách khác. Cụ thể như sau: - Khối A là khối BRDT 2 bậc trên trục II - Khối B là khối BRDT 2 bậc trên trục IV - Khối C là khối BRDT 3 bậc trên trục IV - Khối D là một BRDT trên trục V - Khối E là một BRDT trên trục VIII - Khối F là khối BRDT trên trục IX Ý nghĩa của sự bố trí khác biệt trên là rất quan trọng. Ta bố trí hai khối BRDT 2 bậc và 3 bậc trên cùng trục IV nên đơn giản hoá được rất nhiều khâu trong công nghệ chế tạo. Một đường truyền từ trục V xuống trục IV rồi lên trục chính (đảm bảo 12 tốc độ). Một đường truyền từ trục V xuống trục VIII rồi lên trục chính (đảm bảo 12 tốc độ còn lại). Đường truyền thứ hai được đảm bảo bằng cách gạt cả hai BRDT trên trục V và trục VIII ăn khớp với nhau rồi bánh răng trên trục VIII ăn khớp với bánh răng trên trục chính. Ngoài ra khi không ăn khớp với bánh răng trên trục chính thì hai BRDT trên trục V và VIII ăn khớp với nhau để trục VIII truyền chuyển động cho trục IX để khuyếch đại số vòng quay trục chính lên 8 lần (đường truyền để cắt ren khuyếch đại). Sự bố trí hợp lý như trên là có sự tham khảo của máy đã chế tạo trên thực tế. Sự bố trí như vậy vẫn đảm bảo thứ tự để cho ta 24 tốc độ như yêu cầu. (do trục III có 1 bánh răng dùng chung). Như đã biết ở phần động học ta có các số liệu cụ thể sau: - Khối A có 2 BRDT là (Z=21; m=4; B=30) và (Z=38; m=4; B=30) - Khối B (là khối bánh răng 2 bậc) có 2 bánh răng là (Z=22; m=4,5; B=65) và (Z=28; m=5; B=29) - Khối C ( là khối bánh răng bậc 3) có 3 bánh răng là (Z=49; m=4; B=30) , (Z=28; m=6; B=27)và (Z=42; m=4; B=22) - Khối D là khối BRDT (Z=60; m=5; B=50) - Khối E là BRDT (Z=28; m=5; B=50) - Khối F là BRDT (Z=50; m=3; B=22) Để di trượt các bánh răng theo phương án thay đổi thứ tự ta dùng cơ cấu cam, ở đây ta chủ yếu thiết kế để có được 12 tốc độ trên trục V. Còn với khối D và E thì việc thiết kế điều khiển rất đơn giản, sao cho khi khối D vào ăn khớp thì khối E ra khỏi khớp và ngược lại (khối D và khối E chỉ có 1 vị trí là ăn khớp hoặc không ăn khớp). 1.2. Xác định hành trình gạt. - Với khối A (khối bánh răng di trượt 2 bậc): Bề rộng hai bánh răng bằng nhau ba1=ba2=30 (mm) do đó hành trình gạt qua trái qua phải bằng nhau: L=b+f Lấy f=3 (mm) thì L=30+3=33 (mm) - Khối B (khối bánh răng 2 bậc) bề rộng bánh răng là b1=30 (mm); b2=27 (mm); b3=22 (mm) hành trình gạt như sau: Qua trái: L1=65+f Qua phải: L2=29+f Khối C (khối bánh răng 3 bậc) bề rộng bánh răng là: b1=30 (mm); b2=27 (mm); b3=22 (mm) hành trình gạt như sau: Qua trái: L1=30+27+2f (mm) Qua phải: L2=27+22+2f (mm) - Khối D9 (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là: b=50 (mm) hành trình gạt như sau: L=50+f - Khối E (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là: b=50 (mm) chỉ cần gạt qua phải L=50+3 (mm) - Khối F (một bánh răng di trượt) bề rộng bánh răng là b=22 (mm) chỉ cần gạt một vị trí L=22+3=35 (mm) 1.3. Chọn nguyên lý điều khiển và các phần tử chính của hệ thống điều khiển. Để điều khiển các khối bánh răng kết hợp với nhau tạo ra các tốc độ yêu cầu ta chọn cam đĩa điều khiển. - Cam đĩa điều khiển khối A có 4 vị trí, mỗi vị trí ứng với 3 tốc độ trên trục V và ứng với 90 trên vòng tròn cam. - Cam điều khiển khối B có 12 vị trí xác định, mỗi vị trí ứng với 1 tốc độ trên trục V và ứng với 30 trên vòng tròn cam. - Cam điều khiển khối C có 2 vị trí, mỗi vị trí ứng với 6 tốc độ trên trục V và ứng với 180 trên vòng tròn cam. - Như vậy trục V đủ 12 tốc độ cần điều khiển. Các cam điều khiển các khối bánh răng còn lại thiết kế biến dạng cam giống cam điều khiển khối C, do vậy ta không tính đến ở đây. - Các thông số của cam khi thiết kế phải lưu ý không để góc áp lực trên cam vượt quá giá trị cho phép (phụ thuộc vào hệ số ma sát) để tránh hiện tượng cam bị kẹt trong quá trình làm việc. Ta bố trí riêng các cam điều khiển khối A, khối B, khối C (mỗi cam trên 1 trục điều khiển). Riêng khối D và khối E ta bố trí cần gạt trên cùng một trục điều khiển và liên kết với cùng một biên dạng để khoá lẫn không cho hai bánh răng cần điều chỉnh cùng vào khớp. Thiết kế hệ thống điều khiển hộp chạy dao. Hệ thống điều khiển hộp chạy dao có tác dụng điều khiển sự ăn khớp các bánh răng trong các nhóm nhằm đảm bảo cắt được chính xác các loại ren, bước ren cũng như điều khiển hoạt động của xích tiện trơn theo yêu cầu. Thiết kế hệ thống điều khiển chủ yếu là chọn được cơ cấu điều khiển một cách hợp lý để đơn giản trong quá trình thiết kế cũng như có thể kế thừa những ưu điểm đã có của hệ thống điều khiển của máy chuẩn, ta chọn hệ thống điều khiển của máy 1K62 làm hệ thống điều khiển cho máy mới đang thiết kế, ở đây ta chỉ tìm hiểu nguyên lý hoạt động của hệ thống điều khiển hộp chạy dao của máy chuẩn để áp dụng một cách hợp lý cho máy mới mà thôi. Đối với máy tiện 1K62, hộp chạy dao được điều khiển thông qua 2 tay gạt. Kết hợp vị trí thích hợp của hai tay gạt đó sẽ cắt được các loại ren, các bước ren cũng như điều khiển được xích tiện trơn thích hợp. Hệ thống điều khiển hộp chạy dao máy tiện 1K62 hoạt động dựa trên hoạt động của hệ thống các cam và các càng gạt, thanh răng... để hiểu rõ thêm ta tìm hiểu hoạt động của từng tay gạt. a) Tính tay gạt nhóm cơ sở. Như đã phân tích ở phần thiết kế động học, nhóm cơ sở với cơ cấu Noocton cho ta các loại ren khác nhau và các bước ren khác nhau trong một loại nhờ việc kết hợp các con đường truyền động và hoạt động của khối bánh răng hình tháp điều khiển nhóm cơ sở bằng 2 tay gạt E và F. Tay gạt E có chức năng: - Thay đổi các loại ren cần cắt (quốc tế, pitch, anh, ren chính xác, ren mặt đầu, tiện trơn...) - Tay gạt này hoạt động dựa trên hoạt động của hệ thống 4 cam thùng, khống chế các ly hợp M2, M3, M4, M5 và bánh răng 35 trên trục XI (bánh răng A). - Nhiệm vụ của hệ thống cam thùng là điều khiển các ly hợp M2, M3, M4, M5 bánh răng A để cắt được các loại ren yêu cầu, ứng với mỗi vị trí tay gạt thì truyền động chỉ cắt được một loại ren nhất định hoặc những loại ren cùng loại chứ không cắt được các loại ren khác nhau. + Cam I: Điều khiển ly hợp M2 và bánh răng A + Cam II: Điều khiển ly hợp M3 + Cam III: Điều khiển ly hợp M4 + Cam IV: Điều khiển ly hợp M5 b) Phân tích đường truyền động. Phân tích đường truyền động khi cắt các loại ren để từ đó rút ra các vị trí khác nhau của từng ly hợp. *Khi cắt ren quốc tế ren modul, đường truyền đi theo con đường noóctong chủ động.Truyền động từ trục X qua trục M2 tới trục VII vàn khối bánh răng hình tháp qua tỉ số xuống trục XI, qua M3 tới trục VIII, qua nhóm gấp bội lên trục XV qua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí của ly hợp như sau: M2- trái; M3- trái ; M4 – phải; M5 – phải * Khi cắt ren Anh và ren pitch : Đường truyền đi theo con đường noóctong bị động. Truyền động từ trục X qua bánh răng xuống trục XI, qua lên trục XII qua M4 rồi không sang trục XV mà qua xuống trục XIII, qua nhóm gấp bội lên trục XV qua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – phải, A – trái, M3 – phải, M4 – trái, M5 – phải * Khi cắt ren chính xác: Khi cắt ren chính xác, đường truyền phải đảm bảo sao cho ngắn nhất có thể. Truyền động từ trục X qua trục M2 sang trục XII qua M4 tới XVqua M5 vào trục vítme. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái, A – phải, M3 – phải ,M5 – phải * Khi cắt ren mặt đầu: Khi cắt ren mặt đầu, đường truyền giống đường truyền như cắt ren quốc tế chỉ khác là khi vào trục XV không nối với vítme mà qua cặp bánh răng tới trục XVI (không qua M5). Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái , A – phải , M3 – trái , M4 – phải , M5 – trái * Khi tiện trơn: Khi tiện trơn, đường truyền giống cắt ren quốc tế chỉ khác là khi vào trục XV không nối với vítme mà qua ly hợp siêu việt (cụ thể qua cặp bánh răng trên ly hợp siêu việt) tới trục XVI. Từ đó có thể có các vị trí ly hợp như sau: M2 – trái, A – phải, M3 – trái , M4 – phải, M5 – giữa Như vậy quá trình thay đổi vị trí của các khối gạt được tay gạt điều khiển nhờ những quan hệ của nó. Khi tay gạt quay một vòng thì thực hiện cắt được tất cả các loại ren trên. vì vậy trên mặt số của tay gạt có 5 vị trí ứng với 5loại ren đã xét. Ta thiết lập quan hệ giữa góc quay tay gạt và các vị trí của khối gạt sẽ được các đường khai triển của các cam trên toàn bộ vòng tròn. 2. Tính độ rộng của cam: Độ rộng của cam được xác định phụ thuộc vào hành trình cần gạt của khối gạt: Cam I : Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 25 (mm), tỷ số truyền bằng 1 Þ độ rộng của cam là I là x1=25/2=12,5 (mm) Cam II: Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 18 (mm), tỷ số truyền của cam II bằng 1Þđộ rộng của cam II là x2=18/2=9 (mm) Cam III: Hành trình gạt yêu cầu của bánh răng là 20 (mm), tỷ số truyền của cam III bằng 2,5 Þđộ rộng của cam III là : x3=20/2.2,5=4 (mm) Cam IV: Hành trình gạt yêu cầc của bánh răng là 15 (mm), tỷ số truyền của cam IV bằng 1 Þđộ rộng của cam II là :x4=15/2=7,5 (mm) *) Các kích thước của cam: Dcam=50 (mm), dchot=10 (mm), dconlăn=12 (mm) Từ đó có b=dconlăn+1=12+1=13 (mm) r=Rconlăn+0,5=6+0,5=6,5 (mm) *) Kiểm tra điều kiện làm việc của cam. 3. Điều khiển nhóm cơ sở: Như đã nói ở trên, tay gạt E với hệ thống cam điều khiển các ly hợp để cắt được các loại ren khác nhau. Trong một loại ren, để có thể cắt được các bước ren yêu cầu thì phải nhờ đến tay gạt F để kết hợp điều khiển nhóm cơ sở và điều khiển nhóm gấp bội. quá trình điều khiển tay gạt F như sau: Để điều khiển nhóm cơ sở: Đầu tiên kéo tay gạt ra, trong lúc kéo, thông qua đòn bẩy m, thanh n và hệ thống rãnh cam Q, cần gạt P, chốt T làm cho khối bánh răng đệm D lùi ra khỏi vị trí ăn khớp với khối noóctong. Sau đó quay tay gạt đi một góc nhất định thông qua chốt s và ngàm rồi quay thanh r làm cho khối bánh răng đệm D di chuyển dọc để vào ăn khớp với một trong khối 7 bánh răng của khối noóctong mà ta muốn điều trỉnh. (Trên tay gạt F đã có 7 vị trí xác định bằng các lỗ chốt tương ứng với thanh răng nooctong). Cuối cùng đẩy tay gạt vào. Quá trình sảy ra ngược với khi kéo làm cho khối D ăn khớp với bánh răng của khối noóctong. Để điều khiển nhóm gấp bội: Điều kiện của nhóm gấp bội là thay đổi vị trí ăn khớp của 2 cặp bánh răng di trượt trên trục XIII và XV để cho ta 4 vị trí ăn khớp với các bánh răng cố định trên trục XIV tương ứng với 4 tỷ số truyền của nhóm gấp bội. Tương ứng với 4 vị trí đó, trên mặt số tay gạt F có 4 vị trí. Muốn điều chỉnh được ta chỉ cần quay tay gạt đi các góc nhất định đến những vị trí thích hợp. Khi quay, thông qua các bánh răng ăn khớp và các chốt lệch tâm làm cho các khối bánh răng di chuyển thay đổi sự ăn khớp. 4 . Tính rãnh cam trên thanh để điều khiển lắc khối bánh răng đệm: Như đã nói, muốn điều chỉnh để cắt được các bước ren khác nhau, trước hết phải điều khiển khối bánh răng đệm lắc rời khỏi vị trí ăn khớp trước rồi mới di chuyển dọc trục đến vị trí mới. Quá trình đó được điều khiển bằng rãnh cam trên thanh n. Khi rút thanh gạt thanh n di chuyển về phía bên trái làm cho chốt Q chạy trên rãnh A, làm lắc P quanh chốt 0, thông qua chốt T làm cho khối D quay quanh trục XII tách sự ăn khớp giữa các khối D và khối noóctong, do đó có hai vấn đề sảy ra : *) Tính độ rộng a của rãnh A để có thể tách khỏi vị trí ăn khớp với khối noóctong và khi gạt theo khối noóctong không bị ảnh hưởng vàn một bánh răng nào. *) Xác định góc nâng a để phù hợp với hành trình gạt và chốt Q chạy trong rãnh được dễ dàng. a) Tính độ rộng a: Muốn tính a phải tìm độ lắc yêu cầu của bánh răng ăn khớp với khối noóctong và tỷ số lắc (là tý số giữa khoảng di chuyển của điểm tiếp xác trên bánh răng đệm với khối noóctong vào khoảng dịch chuyển chốt Q). Qua hình vẽ ta thấy khối D ăn khớp với khối noôctong (giả thiết ăn khớp với bánh răng lớn nhất z7 độ lắc yêu cầu lớn chiều cao răng một đoạn nhỏ nào đó là gạt được. Nhưng khoảng cách từ chốt T tới tâm 0 là nhỏ nhất dẫn đến ilac=min. Khi khối D ăn khớp với bánh răng nhỏ nhất của khối noóctong (z1 ) độ lắc yêu cầu là: x=răng+(z7.m/2- z1..m/2)=răng+m (z7-z1) /2 Lúc này x là xmax và khoảng cách chốt T cũng là lớn nhất dẫn đến ilac=max. Qua đó thấy x tăng lên từ z7 đến z1 với imax và xmax ứng với z1 ;imin ; xmin ứng với z7. *) Tính a khi khối D ăn khớp với z1: Dựa vào khoảng cách của các bánh răng tính được khoảng cách tâm ăn khớp: 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84 (mm) Khoảng cách của tâm khi lắc: 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84+l1 (mm)=84+4,5=88,5 (mm) Góc lắc : b=01 -01 Theo định lý hàm cos: cos= cos01= cos01»cos ® cos01=cos® 01 = b=01’-01=- = Qua hình vẽ 03 quay quanh 01 với góc b thì chốt T cũng quay quanh 01 góc b= tương ứng với khoảng dịch chuyển : t=.=8,177 (mm) Vậy chốt Q phải dịch chuyển đoạn a= Tính a khi chốt D ăn khớp với chốt z1. 0102=144 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=84 9mm) Khi lắc: 0102=126 (mm) 0103=66,25 (mm) 0203=108,5 (mm) Tương tự ta tính được: cos= cos01= ®01=47055 ®01 = 18044 b=01- 01=47055- 18044=29011 t = 29011=38,18 (mm) Vậy chốt Q phải dịch chuyển đoạn: a= CHƯƠNG V: PHÂN TÍCH THEO BẢN VẼ BÀI 1: ĐẠI CƯƠNG VỀ MÁY CẮT KIM LOẠI: NHỮNG BƯỚC PHÁT TRIỂN MỚI: * Hoàn thiện dụng cụ cắt: Máy cắt kim loại ngày càng được cải tiến và phát triển bởi vậy: Hiệu suất truyền đông cao. Hướng phát triển của các loại hợp kim cứng là sử dụng vật liệu có lượng cabidti lớn. Ngoài ra người ta còn sử dụng những mảnh sứ có tráng một lớp kim loại cứng làm tuổi thọ của mảnh sứ tăng lên. * Dùng máy chuốt vận tốc cắt lớn: Chất lượng bề mặt được nâng cao rõ rệt với vận tốc truốt lớn * Sử dụng máy tính điện tử: - Các máy tính điện tử chẳng những xác định được các đặc tính động lực ` học như rung mà còn có thể vẽ được đồ thị tối ưu của chuyển động. * Dùng các cơ cấu mới : Các loại cơ cấu mới như đai ốc ổ bi,ổ trục và sống trượt dầu ép. Những loại cơ cấu này ngày càng được sử dụng rộng rãi. * Giảm rung động: Có hai phương pháp giảm rung động làm tăng độ cứng vững và tăng độ giảm chấn. Tăng độ cứng vững luôn đi đôi với tổn phí lớn, và nhiều. Chỉ có thể đạt được hiệu quả với sự thay đổi lại kết cấu của máy. Phương pháp tăng độ giảm chấn có thể đạt được với những biện pháp đơn giản trên những máy có sẵn có thể đạt được năng suất gấp đôi mà không sinh rung động. * Giảm biến dạng: - Trong quá trình gia công, sự thay đổi nhiệt độ quá lớn giữa các bộ phận máy làm ảnh hưởng rất lớn đến độ chính xác của máy. - Để giảm bớt biến dạng nhiệt người ta cố gắng đưa nguồn nhiệt ra khỏi máy trước tiên là hộp tốc độ và hệ thống dầu ép. - Đưa những hệ thống sinh nhiệt bên ngoài máy * Độ chính xác: Là chỉ tiêu quan trọng nhất quyết định chất lượng chi tiết gia công và đảm bảo dung sai lắp ghép. Trong những năm gần đây đã đạt được nhiều thành tựu trong việc nâng cao độ chính xác. Phương pháp: - Trang bị hệ thống đo lường tự động kiểm tra. - Cải tiến kỹ thuật bôi trơn giảm biên dạng. - Tăng độ phẳng của sông trượt. Năng suất: Phương pháp nâng cao năng suất: - Bảo vệ dao cắt bằng những cơ cấu đặc biệt để đảm bảo truyền động êm và phóng quá tải giảm gãy dao và dừng máy. - Điều trỉnh thay thế và kiểm tra kích thước dao tiến hành ở ngoài máy hoàn thiện về kết cấu của những bộ phận chi tiết tiêu chuẩn để nâng cao tính vạn năng khi thay đổi cấu trúc máy. BÀI 2: THIẾT KẾ MÁY CẮT KIM LOẠI 1. Nguyên tắc thiết kế: - Phải phù hợp với kết cấu, hình dáng và công nghệ. +) Phù hợp với kết cấu: Đảm bảo các yêu cầu về truyền động,an toàn và tuổi thọ của máy. +)Phù hợp về hình dáng: Hình dáng và màu sắc phải thích ứng với thị trường tiêu thụ. +)Phù hợp về công nghệ: Chi tiết thiết kế có thể chế tạo với phương pháp thông dụng nhất. Nguyên tắc cơ bản: - Công dụng của máy:những yêu cầu về gia công chi tiết và bề mặt ở trên máy. - Phương pháp gia công: Dựa trên cơ sở phân tích quá trình công nghệ để gia công bề mặt chi tiết đã cho. - Độ chính xác, năng suất, giá thành là những chỉ tiêu cơ bản để xác định các đặc tính kỹ thuật khác của máy và việc định ra chế độ gia công. 2. Các bước thiết kế máy cắt kim loại: +)Thiết kế năng tính kỹ thuật của máy. +)Thiết kế sơ đồ kết cấu động học của máy. +)Thiết kế sơ đồ động máy cắt kim loại. +)Thiết kế động lực học máy cắt kim loại. +)Thiết kế kết cấu máy cắt kim loại. Xác định nhiệm vụ kỹ thuật: - Nắm vững tính hợp lývà nhu cầu cần thiết để thiết kế máy mới. - Nghiên cứu các máy hiện có. - Tập hợp tài liệu nghiên cứu thị trường. Thiết kế sơ bộ: - Tiến hành lựa chọn phương án thích hợp nhất về cách bố trí các bộ phận của máy, tiến hành tính toán sơ bộ các bộ phận cơ bản. - Chuyển qua các bước thiết kế chính thức. Thiết kế chế tạo: + Bản vẽ chung liên quan đến các chi tiết: -Thân, bệ máy. - Bộ phận thực hiện truyền động của phôi, dao. - Đồ gá thiết bị kẹp trặt của phôi. - Dụng cụ cắt, thiết bị lắp dao. - Hệ thống bôi trơn và làm nguội. - Trang bị điện và dầu ép. - Thiết bị điều khiển trung ương. - Và các thiết bị khác. BÀI 3: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY CẮT KIM LOẠI Gồm hai phần chính: - Thiết kế động học của máy bao gồm lựa chọn các phương án truyền động và xác định các hệ thống truyền động của máy. - Thiết kế động lực học của máy bao gồm việc xác định lực, lưa chọn vật liệu, xác định kết cấu, kích thước của các chi tiết và bộ phận máy. - Ở đây ta chỉ xét các đặc tính kỹ thuật chủ yếu làm cơ sở. Vận tốc cắt và lượng chạy dao phụ thuộc: - Đặc tính cơ lý của vật liệu gia công. - Yêu cầu về chất lượng đối với bề mặt gia công. - Vật liệu kích thước hình học. - Các phương pháp gia công cũng như tiết diện của phôi cắt. Chuỗi số vòng quay: - Chuỗi số vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân. - Chuỗi số vòng quay tuân theo quy luật cấp số cộng. BÀI 4: HỘP TỐC ĐỘ PHÂN CẤP Hộp tốc độ puli -đai truyền: +Là loại đơn giản và cổ nhất được sử dụng rộng rãi: Nguyên nhân: +Ưu điểm : -Truyền động rất êm do đó phù hợp với truyền động của trục chính. - Kết cấu đơn giản. +Nhược điểm: - Không đảm bảo tỷ số truyền chính xác. - Không thực hiện được nhiều tỷ số truyền. Hộp tốc độ dùng bánh răng di trượt: +Ưu điểm: - Việc thực hiện tỷ số truyền và điều trỉnh vận tốc cắt được dễ dàng. - Có thể truyền được momen và công suất lớn, với kích thước nhỏ. - Tiếng ồn nhỏ và bánh răng ít bị ăn mòn. + Nhược điểm: - Chỉ dùng được bánh răng thẳng. - Kích thước của hộp theo chiều trục tương đối lớn. Hộp tốc độ dùng bánh răng thay thế: Nguyên tắc: Giữa hai trục lắp bánh răng thay thế có thể thực hiện được vô số tỷ số truyền tương ứng với những cặp bánh răng khác nhau. +) Ưu điểm: - Kích thước nhỏ gọn đơn giản. - Tỷ số truyền phù hợp với chế độ cắt. +) Nhược điểm: - Thời gian thay đổi bánh răng lớn. - Trạm điều trỉnh có cơ cấu đặc biệt. Hộp tốc độ có bánh răng dùng chung: Nhằm giảm bớt số bánh răng cần thiết, rút gọn kích thước người ta chỉ sử dụng một vài bánh răng dùng chung. +)Ưu điểm: - Giảm bớt số lượng bánh răng, rút ngắn chiều trục và tận dụng khả năng làm việc của các bánh răng dùng chung. +) Nhược điểm: - Bánh răng dùng chung chóng mòn hơn nên ta phải lắp cố định không di trượt được. Hộp tốc độ dùng động cơ có nhiều vận tốc: Kết cấu hộp tốc độ đơn giản đồng thời thực hiện được nhiều cấp vận tốc, người ta dùng động cơ điện có nhiều cấp vận tốc để thực hiện việc truyền động. +) Ưu điểm: - Kết cấu đơn giản, số cấp vận tốc lớn. - Tỷ số truyền phù hợp với chế độ cắt. +) Nhược điểm : - Hiệu suất thấp, kích thước lớn. - Trạm điều trỉnh có cơ cấu đặc biệt. Nguyên tắc thiết kế: Nguyên tắc: - Nếu một cấp vận tốc của động cơ qua các hộp tốc độ có số cấp vận tốc là x và trục chính thực hiện được một dãy số vòng quay thì động cơ đổi sang một vận tốc khác. - Động cơ điện có nhiều cấp vận tốc có thể coi như một nhóm khuếch đại. BÀI 5: THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO I. Đặc điểm: Hộp chạy dao dùng để thực hiện chuyển động chạy dao, đảm bảo quá trình cắt đảm bảo liên tục. Độ chính xác của chuyển động chạy dao lại có tầm quan trọng hơn so với chuyển động chính vì chuyển động chạy dao cho những thông số chính. Vận tốc làm việc của chuyển động rất bé so với chuyển động chính. Lượng chạy dao cũng như tỷ số truyền của hộp chạy dao không phụ thuộc kích thước của chi tiết gia công. II. Yêu cầu: Phải đảm bảo các thông số truyền cần thiết như số cấp chạy dao. Đảm bảo độ chính xác cần thiết của chuyển động chạy dao trong trường hợp cắt ren. Phải đảm bảo đủ công suất để thắng phần lực cắt dọc trục. Những yêu cầu về công nghệ của hộp chạy dao tương tự hộp tốc độ. * Phân loại hộp chạy dao: a) Hộp chạy dao thường: Là hộp chạy dao đảm bảo lượng di độngcủa dao hay của phôi trong quá trình cắt. Loại hộp chạy dao này thường dùng ở máy tiện trơn, khoan, phay, mài... b) Hộp chạy dao gián đoạn: Là hộp chạy dao thực hiện các chuyển động không liên tục của phôi hoặc dao. Cơ cấu thực hiện chuyển động không liên tục là cơ cấu con cóc. c) Hộp chạy dao chính xác: Đúng về mặt kết cấu ta có thể phân biệt hộp chạy dao dùng trên máy công cụ với các dạng như sau: Hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt. Hộp chạy dao dùng bánh răng thay thế. Hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo. Hộp chạy dao dùng cơ cấu mean. Hộp chạy dao dùng cơ cấu noton. d) Hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt: - Hộp chạy dao dùng bánh di trượt thường kết hợp với một số ly hợp như ly hợp vấu. - Đúng về mặt kết cấu, loại hộp chạy dao này rất giống với hộp tốc độ nên phương pháp thiết kế tương tự. - Điển hình của hộp chạy dao dùng cấp số nhân là hộp chạy dao máy phay vạn năng P8. - Hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt dùng trong nhiều trường hợp. e) Hộp chạy dao dùng bánh răng thay thế: - Hộp chạy dao dùng bánh răng thay thế thực hiện các lượng chạy dao cần thiết bằng cách thay đổi tỉ số truyền. +) Được sử dụng rộng rãi vì có các lý do sau: Ưu điểm: - Với bánh răng thay thế có thể tạo nên lượng chạy dao với tốc độ chính xác cao. - Kích thước ngắn, kết cấu đơn giản. Nhược điểm: - Thời gian thay đổi lượng chạy dao lớn. f) Hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo: + Ưu điểm: Kích thước nhỏ gọn, vì chỉ có trục, không có bánh răng di trượt và ly hợp. Có thể thực hiện được bánh răng nghiêng, thực hiện tỉ số truyền chính xác. + Nhược điểm: Độ bền và độ cứng vững kém, độ mòn của các thanh răng lớn. Hiệu suất truyền động thấp không thể dùng được bánh răng có đường kính thấp. g) Hộp chạy dao dùng cơ cấu mean: Mean là một cơ cấu truyền động có hai trục, trên hai trục ấy có những cặp bánh răng ăn khớp với nhau. + Ưu điểm: Kích thước theo chiều trục nhỏ phạm vi điều trỉnh lượng dao lớn, chế tạo đơn giản, vì các bánh răng đều giống nhau. + Nhược điểm: Hiệu suất truyền động kém, vì tất cả các bánh răng đều quay, loại bánh răng trung gian kém cứng vững không truyền được công suất lớn. h) Hộp chạy dao dùng cơ cấu NORTON : + Ưu điểm: Vì dùng bánh răng trung gian nên tổng số răng của bánh răng chủ động và bị động không cần là một hằng. Kích thước hộp tương đối nhỏ vì các bánh răng đặt khít nhau. Không có những bánh răng chạy không ăn khớp nên tổn phí công suất ít. + Nhược điểm: Độ cứng vững tương đối kém vì dùng bánh răng trung gian. Không thể sử dụng được bánh răng nghiêng để tạo nên những tỉ số truyền chính xác. Bánh răng của khối bánh răng hình tháp cần mỏng để hạn chế chiều dài, do đó không thể dùng bánh răng có đường kính lớn. BÀI 6: CƠ CẤU CHẠY DAO NHANH Yêu cầu: - Để giảm thời gian phụ như đưa bàn máy, bàn dao trở lại vị trí ban đầu sau mỗi chu kì làm việc ta đưa vào xích chạy dao cơ cấu chạy dao nhanh. * Hành trình chạy dao nhanh có thể thực hiện bằng 3 cách: 1. Dùng động cơ riêng để thực hiện chạy dao nhanh, trường hợp này cho kết cấu đơn giản thường dùng ly hợp một chiều. 2. Dùng một động cơ cho cả chạy dao nhanh và cả lượng chạy dao làm việc trên hai xích chuyển động khác nhau. 3. Cả lượng chạy dao nhanh và lượng chạy dao làm việc đều nhận truyền động từ trục chính trên hai xích truyền động khác nhau. - Thông thường đầu và cuối xích chạy dao nhanh và chạy dao làm việc có những tỉ số truyền chung. CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG VÔ CẤP Đặc điểm: Trong máy công cụ truyền động vô cấp được dùng nhiều ở hộp tốc độ, hộp chạy dao đây là những cơ cấu truyền động cho vô số cấp vận tổctong phạm vi điều trỉnh số vòng quay nhất định. Truyền động vô cấp được sử dụng rộng rãi vì những lý do sau đây: + Ưu điểm: Có thể điều trỉnh vòng quay thích hợp với chế độ cắt. Khả năng điều trỉnh và thay đổi vận tốc một cách dễ dàng. Truyền động được êm do không sử dụng bánh răng. Dễ dàng tự động hoá được chu kỳ gia công. + Nhược điểm: Kết cấu phức tạp, chế tạo và sửa chữa kho khăn. HỘP TỐC ĐỘ VÔ CẤP BẰNG CƠ KHÍ HỘP TỐC ĐỘ MA SÁT: Hộp tốc độ dùng đĩa ma sát trực tiếp: Điển hình nhất là loại có hai đĩa ma sát chủ động và bị động tiếp xúc trực tiếp với nhau. Các tỉ số truyền được thực hiện với việc di chuyển đĩa ma sát. + Ưu điểm: Kết cấu đơn giản và rẻ + Nhược điểm: Sự chênh lệch vận tốc trên mặt tiếp xúc giữa hai điểm trên đĩa nhỏ chóng mòn. Hộp tốc độ dùng đĩa ma sát gian tiếp: Điều trỉnh các cặp đĩa ma sát bằng cách quay bánh răng để di chuyển hệ thống đòn bẩy. + Ưu điểm: Kết cấu nhỏ gọn, vì thế thường dùng ở các hộp trục chính máy nhỏ và chủ yếu ở máy khoan có công suất nhỏ. Để hộp tốc độ làm việc ổn định vành khuyên và các đĩa ma sát cần phải chế tạo và lắp ráp chính xác, vật liệu phải là thép chống mòn. THIẾT KẾ CÁC CƠ CẤU MÁY Cơ cấu bánh răng: + Ưu điểm: Hiệu suất truyền động cao chuyển động vận tốc nhanh, số chi tiết ít, dễ chế tạo. + Kết cấu và điều kiện kỹ thuật: Những chi tiết lớn thì phải chế tạo thành nhiều phần. Thanh răng có thể chế tạo trực tiếp hay gián tiếp. + Lựa chọn vật liệu và tính toán: Chế độ nhiệt luyện phải phụ thuộc vào tỷ số truyền. + Thanh răng thẳng nghiêng: Các trục phải đặt chéo nhau, ở các thanh răng nghiêng thì hai trục có thể đặt song song, đường kính đỉnh phải nhỏ hơn đường kính trong. + Thanh răng bánh vít: Trục của trục vít và thanh vít phải song song với nhau Đường kính đỉnh răng của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính của chân răng. CƠ CẤU VÍTME - ĐAI ỐC * Kết cấu vítme - đai ốc: + Ưu điểm: Gia công được đơn giản, ren hình thang có thể phay hoặc mài, Êcu bổ đôi có thể được đóng mở. + Ổ Đỡ vít me: Cần đảm bảo cho trục chuyển động với độ đảo hướng trục và hướng kính nhỏ. Ổ đỡ của vítme có thể là ổ trượt, ổ lăn,hay là tổ hợp của hai loại. + Phương pháp giảm độ biến dạng: Nâng cao độ cứng vững dùng gối đỡ trung gian. * Vật liệu của vítme - đai ốc: Thép 45, thép 50 dùng cho những loại vítme không cần độ cứng vững cao. Thép dụng cụ đặc biệt dùng cho vítme đòi hỏi biến dạng nhỏ và độ cứng vững cao. Thép dụng cụ Y10 và Y12 dùng cho vítme có độ chính xác cấp 0 thường dùng ở máy có độ chính xác cao. VÍTME - ĐAI ỐC BI * Kết cấu: + Mục đích: Để giảm ma sát trượt và do đó giảm độ mòn của vítme,nâng cao độ chính xác của chuyển động. Giữa các rãnh của đai ốc và vítme đặt các viên bi biến ma sát trượt thành ma sát lăn. Khu khe hở giữa bi và đai ốc dùn đai ốc kẹp + Tính toán vítme - đai ốc bi: - Thông thường dùng công thức Hertz - Sai số bước ren của vítme và đai ốc tương ứng với sai số của vítme có độ chính xác cấp I. - Hiện tại người ta cũng đang cố gắng hoàn thiện loại vítme đai ốc dầu ép chủ yếu dùng để di động những bộ phận máy. CƠ CẤU ĐẢO CHIỀU * Yêu cầu: Đảm bảo truyền momen xoắn ớn nhất cả hai chiều chuyển động. Tổn phí năng lượng đảo chiều cần phải nhỏ đến mức có thể. Những lực quán tính phát sinh trong lúc đảo chiều không làm các chi tiết bị mòn nhanh. Trường hợp cơ cấu đảo chiều làm việc không tự động, thiết bị điều khiển phải nhỏ, dễ điều khiển. * Phân loại: + Đảo chiều bằng điện + Đảo chiều bằng cơ cấu dầu ép + Đảo chiều bằng cơ khí CƠ CÂÚ DÙNG BÁNH RĂNG CÔN * Cơ cấu bánh răng: + Ưu điểm: Có thể đảo chiều hai trục tạo thành với nhau một góc bất kỳ. + Nhược điểm : Khi truyền momen lớn kích thước của nó tương đối lớn và ồn hơn cơ cấu đảo chiều dùng bánh răng trụ. Về mặt công nghệ chế tạ và lắp ráp cũng phức tạp hơn. Bộ ly hợp phải được đặt ở trục bị động. * Trục vít - thanh răng: + Cơ cấu: Các trục phải đặt chéo nhau. Cơ cấu đảo chiều dùng bánh răng côn thường dùng nhiều trong các xích chạy dao của nhiều loại máy công cụ. + Phân loại : Cơ cấu đảo chiều hai trục song song với nhau. Cơ cấu đảo chiều hai trục vuông góc với nhau. CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN * Chức năng của cơ cấu điều khiẻn: Cơ cấu điều khiển của máy công cụ có ảnh hưởng rất lớn đến đặc điểm sử dụng, năng suất và điều kiện làm việc được an toàn của máy. * Chức năng chủ yếu : Đóng và mở động cơ điện của máy. Đóng và mở các bộ ly hợp, các khối bánh răng để thực hiện chuyển động chính. Kẹp phôi, lấy phôi, cũng như tháo lắp các đồ gá, dụng cụ. Khoá chặt và tháo mở các chi tiết máy. Đóng mở các hệ thống bôi trơn và làm nguội. Điều khiển quá trình làm việc của các hệ thống khác như: Cấp phôi tự động, cơ cấu phân độ làm việc theo chu kỳ... Đường kính đỉnh răng của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính của chân răng. * Yêu cầu của cơ cấu điều khiển: + Điều khiển được nhanh: Để giảm thời gian phụ, thời gian điều khiển phải giảm tới mức tối thiểu. Cơ cấu điều khiển được nhanh là cơ cấu điều khiển bằng điện tử, dầu ép hoặc khí nến. Điều khiển nhanh các cơ cấu điều khiển bằng tay, phụ thuộc vào kết cấu vào sức lực của người công nhân. + Điều khiển được nhẹ nhàng: Để thực hiện được cần: Lực cần thiết điều khiển phải nhỏ. Thay điều khiển bằng tay bằng điều khiển bằng chân. Hệ thống điều khiển ở vị trí thích hợp. Kích thước hình dáng phải theo tiêu chuẩn. Cố gắng đặt cơ cấu điều khiển ở những vị trí thích hợp. + Bố trí phù hợp theo cảm giác: Nếu trục quay tay gạt nằm trong mặt phẳng song song thì hướng tay gạt và hướng chi tiết phải trùng nhau. Nếu cơ cấu điều khiển quay trong mặt phẳng thẳng góc với hướng chuyển động của chi tiết điều khiển thì cơ cấu điều khiển quay qua hướng phải. + Điều khiển được an toàn: Cơ cấu điều khiển phải đảm bảo an toàn tuyệt đối cho công nhân và máy. Các tay gạt phải cách xa nhau một khoảng nhất định để điều khiển không bị va chạm. Cần tránh đặt những tay cầm cùng chuyển động với máy trong thời gian làm việc, các nút bấm điện cầm phải đặt hơi sau vào trong để khỏi nhầm lẫn. + Điều khiển chính xác: Tuỳ theo yêu cầu độ chính xác chuyển động của cơ cấu điều khiển có khác nhau. Độ chính xác thích hợp có khi hàng mm như ở chuyển động của bàn dao, khi điều khiển ụ động của máy tiện. Di động với độ chính xác cao thường được thực hiện bằng tay quay với trục vít gia công chính xác cao. + Kết cấu cơ cấu điều khiển: Cơ cấu điều khiển có những bộ phận chủ yếu : Bộ phận điều khiển Bộ phận truyền động Bộ phận chấp hành CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN BẰNG CƠ KHÍ * Cơ cấu điều khiển riêng rẽ: Chi tiết cần di chuyển được lắp chặt trên thanh răng hoặc được lắp vào giữa ngàm gạt. Trong một số máy hiện đại người ta thay quạt răng bằng cánh quạt có hai chốt nên cơ cấu được đơn giản hơn, dễ chế tạo và cũng dễ thay thế hơn. Thông số cơ bản để xác định kích thước cơ cấu điều khiển là chiều dài hành trình gạt L. * Điều khiển một tay gạt: +) Ưu điểm: Được dùng rộng rãi ở các máy hiện đại vì nó có mức độ hoàn chỉnh cao thoả mãn được các yêu cầu với hệ thống điều khiển. +) Nhược điểm: Do nhiều ngàm gạt được tập trung về một khâu điều khiển nên kết cấu có phần phức tạp, lắp ráp khó khăn, giá thành đắt. * Cơ cấu điều khiển bằng cam: +) Cơ cấu điều khiển bằng cam thùng: Đối với hệ thống cam thùng có hệ thống tay gạt độ nặng h của cam bằng với hành trình gạt tức là : h= L +) Cơ cấu điều khiển bằng cam mặt đầu: Thường dùng để điều khiển các ngàm gạt. Cam mặt đầu có ưu điểm là chiều dày bé, chiếm không gian nhỏ có hai mặt đều có thể tạo thành những rãnh cam khép kín. * Điều khiển bằng đĩa: +) Đặc điểm: Đặc điểm của cơ cấu này là hai đĩa tròn song song và cố định trên trục có thể quay và di chuyển theo chiều trục với trục. Tuỳ theo vị trí tương đối các lỗ trên mặt đĩa, khối bánh răng di động về bên trái và bên phải và ở vị trí trung gian. Ngàm gạt được lắp trực tiếp vào thanh răng * Cơ cấu chọn trước vận tốc: Đối với những máy phải thay đổi thường xuyên vận tốc. Thời gian dành cho việc điều khiển lớn. Để rút ngắn thời gian phụ này người ta thường dùng cơ cấu chọn trước vận tốc. +) Nguyên lý làm việc: Trong thời gian đã gia công tiến hành điều chỉnh sơ bộ số vòng quay của nguyên công kế tiếp, và chỉ có thời gian đóng cơ cấu chọn trước được tính là thời gian phụ. * Điều khiển bằng khớp tuỳ động: Cơ cấu điều khiển với tay gạt có khớp tuỳ động có thể quay trong một hoặc nhiều mặt phẳng. Hai khối bánh răng ăn khớp với bốn bánh răng khác được hai ngàm gạ di chuyển sang trái hoặc phải. Với một tay gạt ta có thể thực hiện được nhiều xích điều khiển nên có thể thay đổi nhiều cấp vận tốc. CƠ CẤU AN TOÀN * Khoá có trục song song: Cơ cấu khoá lẫn có hai trục song song, điều khiển hai tay gạt chỉ cho phép một khối bánh răng ăn vào khớp. Khi khối bánh răng vào khớp, bánh răng bị khoá ở vị trí ra khớp. Nếu khoảng cách hai trục không lớn thì có thể dùng hai đĩa khoá. Hai đĩa khoá được lắp trên hai trục điều khiển tay gạt.ở vị trí này một trong hai tay quay đều có thể quay. * Khoá có trục thẳng góc: Hai đĩa khoá có sẻ rãnh được lắp trên hai trục thẳng góc nhau Nếu chỉ có một đĩa quay còn một đĩa bị khoá, thì đĩa khoá chỉ có thể quay phụ thuộc vào đĩa không khoá. Cơ cấu khoá lẫn còn có thể là cơ cấu dầu ép, điện hoặc tổ hợp điện - cơ khí, điện dầu ép hoặc dầu ép - cơ khí. CƠ CẤU HẠN CHẾ HÀNH TRÌNH * Cơ cấu hạn chế giới hạn: Cơ cấu hạn chế giới hạn dùng để đảm bảo các chi tiết di chuyển phải dừng lại ở một giới hạn nào đó. +) Đặc điểm: Không cần độ chính xác di động cần dừng lại ở cách vị trí nguy hiểm ít nhất là 4 mm. Biện pháp thường dùng là:Nếu bộ phận di động bàn dao, bàn máy...do động cơ quay thì dùng phương pháp ngắt điện. * Cơ cấu hạn chế kích thước: - Ở loại cơ cấu này cần phải chế một cách chính xác lượng di động. *) Nguyên lý làm việc: - Nguyên lý làm việc của cơ cấu hạn chế hành trình chính xác bằng cơ khí là : Hạn chế vận tốc của bộ phận di động đến một giá trị nhất định. Chuyển động bị chặn lại cho đến khi xích truyền động của máy bị cắt. ĐỘNG HỌC MÁY CÔNG CỤ * Xu hướng phát triển: Những máy công cụ như tiện, phay, bào,...vv. Cải tiến và phát triển thành các máy tự động, nửa tự động, trung tâm gia công. Trong những năm gần đây ứng dụng khoa học, công nghệ thông tin điều khiển số, tự động hoá, dụng cụ cắt, ma sát học... để tạo ra các máy mới. Nhữngm áy mới này đã đáp ứng phần nào thoả mãn những yêu cầu trái ngược nhau về chất lượng, năng suất, gia thành. * Phân loại: +) Theo tiêu chuẩn Việt Nam máy công cụ được chia thành 5 loại: Máy cắt kim loại Máy gia công gỗ Máy gia công áp lực Máy hàn Máy đúc TỔNG KẾT Trên đây là toàn bộ nội dung của bản đồ án tốt nghiệp mà em đã hoàn thành trong thời gian vừa qua. Trong quá trình làm đồ án em đã hiểu thêm nhiều về cấu trúc chung của toàn máy đã thiết kế và có thể áp dụng được cho các máy khác phục vụ cho quá trình lâu dài sau này. Với nội dung là thiết kế hoàn chỉnh toàn bộ máy với những số liệu đã cho, một khối công việc đòi hỏi một quá trình học tập và rèn luyện tốt. Được sự hướng dẫn của các thầy cô giáo và sự tìm tòi trong sách vở cũng như đã được rèn luyện và thực tập trong một môi trường đào tạo chuyên nghiệp hiện nay. Về mặt lý thuyết em đã hoàn thành song bản đồ án tốt nghiệp đúng với thời gian quy định và đảm bảo về chất lượng của bản đồ án qua đó phần nào hiểu được công việc của một người kỹ sư sau khi dời khỏi nhà trường bên cạnh đó không ngừng học tập, rèn luyện, nâng cao kiến thức, kinh nghiệm của mình để sau này có thể đóng góp được nhiều công sức cho xã hội cho đất nước ta phát triển ngày càng một giàu đẹp. Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo đã giảng dạy và hướng dẫn trong quá trình học tập vừa qua. Cảm ơn thầy Nguyễn Doãn Ý đã hướng dẫn và đóng góp rất nhiều vào sự thành công của bản đồ án tốt nghiệp này. Do kiến thức còn hạn hẹp nên thiếu sót của bản đồ án này hoàn toàn không tránh khỏi. Rất mong được sự đóng góp của các thầy cô giáo bộ môn để đồ án tốt nghiệp được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn! TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]-Máy công cụ I Phạm Đắp, Nguyễn Hoa Đăng [2]-Thiết kế máy công cụ (tập 2) Nguyễn Anh Tuấn, Phạm Đắp [3]-Tính toán thiết kế máy cắt kim loại Phạm Đắp, Nguyễn Đức Lộc, Phạm Thế Trường, Nguyễn Tiến Lưỡng [4]-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1) Trịnh Chất, Lê Văn Uyển [5]-Chi tiết máy (tập 1,2) Nguyễn Trọng Hiệp [6]-Sổ tay công nghệ chế tạo máy Nguyễn Đắc Lộc, Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, Trần Xuân Việt [7]-Tập bản vẽ thiết kế máy tiện, khoan, phay. MỤC LỤC