<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>VIỆN CƠ KHÍ</b>

--- 🙡 🕮 🙣

<b>---ĐỒ ÁN MÔN HỌC:THIẾT KẾ MÁY</b>

<b>Sinh viên thực hiện: Vũ Minh TrưởngMSSV : 20171863Lớp : CK 09 - K62Giáo viên hướng dẫn: TS. Lê Đức Bảo</b>

<b>Hà Nội, tháng 8 năm 2021.Mục Lục</b>

<b>Mục LụcLỜI NÓI ĐẦU</b>

CHƯƠNG I: KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ.1.1 Thông số kĩ thuật của máy cần thiết kế.

1.2 Tham khảo thông số kỹ thuật của một số máy tiện khác

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

1.3.1.5. Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62 17

1.3.2.3. Nhận xét chung về xích chạy dao của máy 1K62 34

2.1.1.2. Phương án thứ tự (PATT), lưới kết cấu và đặc trưng của các nhóm truyền42

2.2 Thiết kế động học hộp chạy dao

<b>CHƯƠNG III :TÍNH TỐN CƠNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

3.3 Tính đường kính trục sơ bộ và lập bảng thơng số động lực học

3.4.2.4. Tính lực ép Q cần thiết lên các đĩa: 103

<b>CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN</b>

4.1 Lý luận để chọn kết cấu điều khiển tay gạt

4.2 Quy trình tính tốn, thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện. Bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện.

4.2.1 Quy trình tính tốn thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện 1084.2.2 Bảng hệ thống điều khiển chung của máy tiện 1084.3 Tính tốn hệ thống điều khiển

4.3.1 Tính tốn cơ cấu điều hiển khối bánh răng hai bậc 111

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

4.3.4.3 Tính tốn hành trình gạt của Cam và chọn kích thước Cam 132

<b>CHƯƠNG V:TÍNH TỐN HỆ THỐNG BƠI TRƠN VÀ LÀM MÁT</b>

5.1 Nguyên lý bôi trơn5.2 Sơ đồ bôi trơn hộp tốc độ5.3 Xác định lưu lượng của bơm.

<b>KẾT LUẬN</b>

<b>TÀI LIỆU THAM KHẢO</b>

<b>LỜI NÓI ĐẦU</b>

Một trong những nội dung đặc biệt quan trọng của cuộc cách mạng khoa học kĩ thuật trêntồn cầu nói chung và sự nghiệp cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa ở nước ta nói riêng hiệnnay đó là việc cơ khí hóa và tự động hóa quá trình sản xuất. Điều này làm tăng năng suấtlao động và phát triển nên kinh tế quốc dân.

Trong đó,cơng nghiệp chế tạo máy cơng cụ và thiết bị đóng vai trị then chốt. Để đáp ứngnhu cầu nói trên, song song với việc nghiên cứu, thiết kế nâng cấp máy cơng cụ thì cầnphải trang bị đầy đủ, sâu rộng những kiến thức về máy công cụ và trang thiết bị cơ khícũng như khả năng áp dụng lí luận khoa học thực tiễn sản suất của đội ngũ cán bộ khoahọc kĩ thuật là rất cần thiết. Với những kiến thức đã được trang bị, sự hướng dẫn nhiệt tìnhcủa các thầy - cơ giáo cũng như sự cố gắng của bản thân, đến nay nhiệm vụ đồ án máycông cụ được giao về cơ bản đã được hồn thành. Tồn bộ q trình tính tốn thiết kế máymới “Máy tiện ren vít vạn năng” có thể tồn tại nhiều thiếu sót, em rất mong nhận được sựchỉ bảo của thầy – cơ.

Phần tính tốn thiết kế máy mới gồm các nội dung sau:

Chương I: Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương đã có.Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới

Chương III: Tính tốn cơng suất, sức bền cho một số cơ cấu chính.

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

<b>CHƯƠNG I: KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ.1.1 Thông số kĩ thuật của máy cần thiết kế.</b>

Tốc độ trục chính : n = 11,2 (vg/ph)<small>min</small>Cắt các loại ren:

+ Ren hệ mét: t = 1 ... 14[mm]<small>p </small>+ Ren Anh: n = 30... 4+ Ren mô-đun: m = 0,5 ... 7+ Ren Pitch: Dp =

Lượng chạy dao : S<small>dọcmin</small> = 2 S<small>ngangmin </small>= 0,08 (mm/vg)Số cấp tốc độ : Z = 23<small>TC</small>

Công suất động cơ :

+ Động cơ chính: N = 10 (Kw); n= 1440 (vg/ph)<small>c</small>

Máy tiện là máy công cụ phổ thông, chiếm 40 – 50% số lượng máy công cụ trong các nhàmáy, phân xưởng cơ khí. Dùng để tiện các mặt trịn xoay ngồi và trong (mặt trụ, mặt cơn,mặt định hình, mặt ren) xén mặt đầu, cắt đứt. Có thể khoan, khoét, doa trên máy tiện. Trong thực tế, chúng ta có các loại máy tiện vạn năng, máy tiện tự động, bán tự động,chun mơn hố và chuyên dùng, máy tiện revolve, máy tiện CNC .

Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xemxét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy 1K62).

<b>1.2 Tham khảo thông số kỹ thuật của một số máy tiện khác</b>

Máy cầnthiếtkế

Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

Số vòng quay lớn nhất n (v/p)<small>Max</small> 2000 1200 1980Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất

<b>Bảng 1: Bảng so sánh máy tương tự và máy cần thiết kế</b>

Nhận xét: Trên đây chưa phải là tất cả các loại máy trong nước ta có nhưng do hạn chế vềtài liệu và kinh nghiệm nên ta mới chỉ phân tích được 4 loại máy trên.

Nhận thấy đề tài thiết kế với các loại máy trên ta thấy máy tiện ren vít vạn năng1K62 cóđặc tính tướng tự và có tài liệu tham khảo đầy đủ nhất ta lấy máy 1K62 để khảo sát cho🡪

việc thiết kế máy mới.

<b>1.3. Phân tích máy tiện ren vít vạn năng 1K62. Đặc tính kĩ thuật của máy tiện ren vít vạn năng 1K62.</b>

●Đường kính lớn nhất của phơi gia công: 400(mm) trên băng máy, 200(mm) trênbàn máy.

●Số cấp tốc độ trục chính: Z = 23 (cấp)

●Giới hạn vịng quay trục chính: n = 12,5 ÷ 2000(vg/ph)<small>tc</small>●Tiện trơn:

+ Lượng chạy dao dọc S : 0,07 ÷ 4,16(mm/vg)<small>d </small>+ Lượng chạy dao ngang S : 0,035 ÷ 2,08 (mm/vg)<small>ng</small>● Tiện ren:

+ Ren Hệ mét: t = 1 ÷ 192(mm)<small>p</small>

+ Ren Anh: n=25,4/ t<small>p</small> = 24 ÷ 2 t⇒<small>p</small> = 25,4/ n(mm)+ Ren Module: m=t<small>p</small>/ π= 0,5÷ 48 t⇒<small>p</small> = π.m(mm)

+ Ren Pitch hướng kính: D =25,4π/ t<small>pp</small> = 96 ÷1 t⇒<small>p</small> = 25,4.π/ D<small>p</small>(mm)● Động cơ điện:

+ Công suất động cơ chính : N = 10(kW)<small>đc1 </small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

+ Số vòng quay động cơ chạy nhanh: n = 1410(vg/ph)<small>đc2</small>

<b>Hình1:</b> Sơ đồ động máy 1k62

<b>Hình 2: Sơ đồ cấu trúc động học1.3.1. Hộp tốc độ máy.</b>

Thông số hộp tốc độ:

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

Cơng suất động cơ chính: N = 10(kW)<small>đc1 </small>Số vịng quay động cơ chính: n = 1450(vg/ph)<small>đc1</small>1.3.1.1. Tính trị số cơng bội φ

Từ các thơng số của máy. n = 12,5 v/p.<small>min</small> n = 2000 v/p.<small>Max</small>

Suy ra công bội là: = ϕ ϕ<small>Z−1</small>

√

n_Maxn_min₌

<small>23 1−</small>

√

2000

12 5, = 1,259 =1,261.3.1.2. Phương trình xích tốc độ:

1.3.1.3. Xích tốc độ:

Từ động cơ 1→ bộ truyền đai →(I)→(II)→(III)→(VI)→Trục chính

+ Đường tốc độ cao có 6 cấp tốc độ: Z = 2x3 từ n<small>2 19</small>÷n<small>24 </small>= 630÷ 2000(vg/ph). Do n = n = 630(vg/ph)<small>1819 </small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

+ Các thông số: n = 12,5 (vg/ph), n = 2000 (vg/ph) và Z = 23(cấp)<small>minmax</small> + Trị số công bội = 1,26:ϕ

+ Tỉ số bộ truyền đai: i<small>đ </small>= 142/254≈ 0,56 + Hiệu suất bộ truyền đai η = 0,985

Số vòng quay của trục I: n

⇒ <small>0</small> = n . i . η = 1450. 0.56 .0,985 = 800 (vg/ph) <small>đc1đ</small>Ta có bảng như sau:

n Phương trình xích tốc độ ⁿ^tính<small>(vg/ph)</small>

n<small>lý thuyết(vg/ph)</small>

5139 ×

2155 ×

2288 ×

2288 ×

5634 ×

2155 ×

2288 ×

2288 ×

5139 ×

2947 ×

2288 ×

2288 ×

5634 ×

2947 ×

2288 ×

2288 ×

5139 ×

3838 ×

2288 ×

2288 ×

5634 ×

3838 ×

2288 ×

2288 ×

39 ײ¹55 ×⁴⁵45 ײ²88 ײ⁷54 ^49,93 ⁵⁰ ^0,14n<small>8</small>

n<small>0</small>×5634 ×

2155 ×

4545 ×

2288 ×

5139 ×

2947 ×

4545 ×

2288 ×

5634 ×

2947 ×

4545 ×

2288 ×

39 ×3838 ×

4545 ×

2288 ×

27

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

5634 ×

3838 ×

4545 ×

2288 ×

5139 ×

2155 ×

4545 ×

4545 ×

5634 ×

2155 ×

4545 ×

4545 ×

5139 ×

2947 ×

4545 ×

4545 ×

5634 ×

2947 ×

4545 ×

4545 ×

5139 ×

3838 ×

4545 ×

4545 ×

5634 ×

3838 ×

4545 ×

4545 ×

5634 ×

2155 ×

5139 ×

2947 ×

5139 ×

3838 ×

5634 ×

3838 ×

<b>Bảng 2: Bảng so sánh số vòng quay chuẩn và số vịng quay thực tế.</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

<b>Hình 3: Đồ thị sai số vòng quayKết luận:</b>

Từ đồ thị vòng quay ta nhận thấy tại máy cơ sở có các cấp tốc độ có sai số vịng quay vượt quá ± 2,6% ( Sai số cho phép ) như:

+Δn5 = -3.78%+Δn6 = -2.95%+Δn11 = -4.30%+Δn12 = -2.94%+Δn17 = -4.61%+Δn18 = -4.57%+Δn19 = 4.94%

Với các giá trị sai số vượt quá giá trị cho phép này sẽ ảnh hưởng đến khả năng làmviệc, độ chính xác, hiệu xuất của máy khi gia công.v.v…. . Nhưng vẫn dùng bới vì khả năng ảnh hưởng của nó là nhỏ nhất.

1.3.1.5. Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62Ta có đồ thị vịng quay của máy 1K62 như hình vẽ dưới:

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

Ta suy ra phương pháp tính:

<b>Tính lượng mở [X]:</b>

● Nhóm 1 từ trục I – II:i<small>1</small> = 51/ 39 ≈ 1,31 = ϕ<small>X1</small>⇒ x<small>1 ¿</small> 1,17

Tia i

⇒ <small>1</small> lệch sang phải 1 khoảng: 1,17. lgϕi<small>2</small> = 56/ 34 ≈ 1,65 = ϕ<small>X2</small>⇒ x<small>2 ¿</small> 2,17

Tia i

⇒ <small>2</small> lệch sang phải 1 khoảng : 2,17. lgϕ

Lượng mở giữa hai tia của nhóm 1: ⇒ [X] = 1

● Nhóm 2 từ trục II – III: i<small>3</small> = 21/ 55 ≈ 0,38 = ϕ<small>X3</small>⇒ x<small>3 ¿</small> - 4,19

Tia i

⇒ <small>3</small> lệch sang trái 1 khoảng: 4,19.lgϕ

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

η<small>cd</small> – hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao. η<small>cd</small> ≤ 0,15 ÷ 0,2. Lấy η<small>cd</small> =0,15;Q – lực kéo (lực chạy dao) [N], Q = 3965,11 N.

Thay số, ta có:

N_dc2= ^{Q . v}<small>s</small>612.10<small>4</small>.η<small>cd</small>.9,81

n<small>tính</small> = n<small>min4</small>

√

n_max

n_min₍<small>vg</small>/ )<small>ph</small> + Công suất trên từng trục:N<small>trục</small> = N .η [kW]<small>đc</small>

Với η là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. η = ∏η với η là hiệu<small>ii</small>suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có:

η<small>đai</small> = 0,985; η = 0,97; η = 0,99; η =0,88. <small>brổtc</small> + Mô men xoắn tính tốn trên từng trục:

M<small>x tính</small> = 9,55.¹⁰<small>6</small>

[Nmm] + Đường kích sơ bộ của các trục:

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n đến n cho nên khi máy làm<small>minmax</small>việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, khơng làm việchết cơng suất N. Để tính tốn hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính tốn, lấy số vịngquay tính tốn trên từng trục là

Trục I n = 710 [vg/ph] <small>I </small>Trục II n<small>IImin </small>= n =710. <small>I</small>.i<small>1</small> 50

40^{= 887,5 [vg/ph]}

n<small>IImax </small>= n =710.<small>I</small>.i<small>2</small> 55

35^{= 1115,71 [vg/ph]}

<small> </small> 939,75 [vg/ph]Trục III n<small>IIImin </small>= n<small>IImin </small>.i<small> 3</small>= 887,5.23

57^{= 358,11 [vg/ph]}

n<small>IIImax </small>= n<small>IImax </small>.i<small> 5</small>= 1115,71. = 1115,71 [vg/ph]

475,77 [vg/ph]Trục IV n<small>IVmin </small>= n<small>IIImin 6</small>.i = 358,11. ²²

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

n<small> VI tính</small> = = 38,98 [vg/ph]Bảng thơng số:

√

N_trụcn_tính^vớiC=120

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

<b>3.4. Tính tốn sức bền cho một số cơ cấu chính3.4.1. Tính tốn trục chính</b>

Vật liệu và cách nhiệt luyện.

Đối với trục quay trong ổ lâu, cổ trục chính khơng cần phải có độ cứng vững đặc biệt.

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Vị trí của các bánh răng bố trí trong khơng gian đối với trục chính có ý nghĩa quantrọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính. Giả sử xétcặp bánh răng 27/54. Trong khơng gian bánh răng chủ động Z27 có thể bố trí ở bất kỳ vịtrí nào xung quanh Z54. Ở đây ta xét 4 vị trí điển hình I, II, III, IV như hình vẽ.

Hình 3.2 Sơ đồ bố trí khơng gian của bánh răng 27

Từ hình vẽ ta thấy:

Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn cả vì là bé nhấtNếu xét riêng ảnh hưởng của lực đến độ chính xác làm việc của trục chính thì vị trí IV là tốt nhất vì

IV

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

Do trục chính yêu cầu truyền động chính xác đối với máy tiện ren vít vạn năng nên tachọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.

Qua phân tích tương tự với bánh răng 60/60 ta có sơ đồ phân tích lực tác dụng vào trụcchính như hình vẽ.

a) Xác định ngoại lực tác dụng lên trục chính.Các thành phần tác dụng ngoại lực lên trục chính như hình vẽ:Ta tính lực ở chế độ cắt cực đại.

● Đường kính phôi D = 115 (mm)● Lượng chạy dao s = 1,12 (mm/vòng)● Chiều sâu cắt t = 5 (mm)

● Số vịng quay trục chính n = 44 (vịng/phút)✔ Các thành phần lực cắt:

P<small>x</small>=650.6<small>1,2</small>.1,12<small>0,65</small>=6007 [N ]P<small>y</small>=1250.6<small>0,9</small>.1,12<small>0,75</small>=6826[ N ]P<small>z</small>=2000.6<small>1</small>.1,12<small>0,75</small>=13065[ N ]Q

<small>c2</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

✔ Lực từ bộ truyền bánh răng 27/54:

M<small>VI</small> = 9,55.10<small>6</small> .^N<small>VI</small>n<small>VI</small>

=9,55.10<small>6</small> .^7,96

38,98^{= 1950180[Nmm]}

D<small>c</small> = m.Z = 4.54 = 216 (mm)Lực vòng: F_{t 1}=^{2. M}<small>VI</small>

Lực hướng tâm: F<small>r 1</small>=F<small>t 1</small>. tan tan α=18057.tan tan 2 0°=6572[ N ]

Hợp lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục:

Q= √❑

Phân tích lực Q thành 2 thành phần theo phương y và z ta được:

Q_z=Q . cos γ=19216. cos28°=16967[ N ]Q_y=Q .sinsin γ=19216.sin sin 2 8 °=9021[ N ]

✔ Lực từ bộ truyền bánh răng 60/60Momen xoắn do lực cắt sinh ra:M<small>ct</small>=P<small>z</small>.^d<small>ct</small>

2^=13065.115

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

AB = 11b+10f+2l+B1+B2/2 = 11x20+10x7+25+17/2+2x12= 347.5 (mm)Lấy AB = 350 mm

* Tính các khoảng cách CD:Chọn sơ bộ ổ có chiều rộng B =45(mm) , Chọn khoảng cách giữa các bánh răng f = 10(mm)Chọn khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng gần nhất l=12(mm)Chiều rộng bánh răng b = 20(mm)

CD = 4.5b+4f+l+B/2 = 4.5x20+10x4+12+45/2= 164.5 (mm)Lấy CD = 165 mm

Tính các khoảng cách BC:

Chọn chiều dài may ơ của bánh răng bằng 19(mm) Chọn khoảng cách giữa các bánh răng f = 10 (mm) Chọn khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng gần nhất l=12(mm) Chiều rộng bánh răng b = 20(mm)

BC = 8b+7f+3l = 8x20+10x7+19+3x12= 285 (mm)Lấy BC = 285mm

Chọn chiều dài của DE có độ dài 370 (mm)

Ta có sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tựđược giả sử như hình 3.3.

Để tính tốn trục ta có thể coi trục chính như một dầm đặt trên hai gối tựa trong đó có mộtgối tựa di động và một gối tựa cố định.

Dựa theo máy tương tự 1K62 ta chọn sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục vàphương chiều của các phản lực gối tự được giả sử như hình vẽ sau:

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

✔ Xét mặt phẳng xOy:Cân bằng momen tại điểm A:

F<small>t 2</small>.AB−Q<small>Y</small>.AC+Y<small>D</small>.AD−P<small>Y</small>.AE+M<small>ZP</small>=0

→Y_D=^−F<small>t 2</small>.AB+Q_Y.AC+P_Y.AE−M_ZP

Cân bằng lực theo phương Oy:

−Y<small>A</small>+F<small>t 2</small>−Q<small>Y</small>+Y<small>D</small>−P<small>Y</small>=0 →Y<small>A</small>=F<small>t 2</small>−Q<small>Y</small>+Y<small>D</small>−P<small>Y</small>=19983−9021+7969−6826 12105[ N ]=

✔ Xét mặt phẳng xOz:Cân bằng momen tại điểm A:

F_{r 2}.AB+Q_Z.AC−Z_D.AD+P_Z.AE=0→Z_D= <small>r 2</small>.AB+Q<small>Z</small>.AC+P<small>Z</small>.AE

Cân bằng lực theo phương Oz:

Z_A+F_{r 2}+Q_Z−Z_D+P_Z=0 →Z_A=−F_{r 2}−Q_Z+Z_D−P_Z=−7273−16967+35757−13065=−1548 [N]

c) Vẽ biểu đồ nội lực.

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

Đường kính các đoạn trục được xác định bằng công thức:d=<small>3</small>

√

M_td0,1[σ ]

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

Xét tại mặt cắt B ta có:

M<small>u</small>= √❑

√

M<small>td</small>0,1[σ ]⁼

Xét tại mặt cắt C ta có:

M_u= √❑

→d<small>C</small>=<small>3</small>

√

M_td0,1[ ]σ⁼

<small>3</small>

√

5342635

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

12^{.541800.91 .}

2^{.541800.91 .162+}1

2^{1089825.194 .204+}12

=3,99.1 0<small>11</small>(N<small>2</small>.m m<small>2</small>)→Y<small>Ez</small>=¹

.29803137^{.3,99 .1 0}<small>11</small>

Xét trong mặt phằng xOy.

Biểu đồ momen do lực đặt tại E gây ra như hình vẽ.

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

M<small>Y</small>.M<small>KY</small>=²3^{.370 .}

800^{.350 .4236750 .}12⁺

350 225+

800 ^{.370.1991520 .450+370.}350+¹

Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị , khi đó biểu đồ momen do

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

2^{.194 .1089825.}23^.

2^{.359 .4834005.}441800⁺

2,1.1 0<small>6</small>.55213991^{.698241792 6,02.10}⁼<small>−6</small>(rad)

Xét trong mặt phẳng xOy:

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

Ta có:

800^{.350 .4236750+}350 225+

800 ^{.1 .1991520.450 1.}⁺350+¹

350 28+8

2,1.1 0<small>6</small>.55213991^{1281354138=1,1.1 0}<small>−5</small>(rad)

Vậy góc xoay tại C là:

θ<small>D</small>= √❑

Độ võng cho phép của trục chính:

<b>Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác</b>

g) Kiểm nghiệm then và rãnh then.

Tại vị trí lắp bánh răng Z cố định có dùng then bán nguyệt để truyền chuyển động <small>60</small>xuống hộp chay dao.

⇒Ta cần kiểm tra áp suất của bề mặt rãnh then.

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

P= <small>Xmax</small>r<small>0</small>.h.l^{(N/cm ).}

Trong đó: + M<small>Xmax</small> : 1950180(N.mm) = 195018(N.cm) + r : Khoảng cách từ tâm trục đến tâm rãnh then.<small>0</small> r = 5,6 cm.<small>0 </small>

+ h : Độ sâu thực tế của rãnh then h=1 cm. + l : Độ dài thực tế của rãnh then l=3 cm.

+ [p] = 150 (N.mm ) = 15000 (N.cm ) bảng 9.5 tính tốn dẫn động cơ khí.<small>22</small>Thay số ta được :

(D<small>2</small>−d<small>2</small>).l. z.ψ ^{(N/cm ).}<small>2</small>

Trong đó: + : Đường kính ngoài của then D=92 (mm) = 9,2 (cm) + : Đường kính trong của then d=82 (mm) = 8,2 (cm) + z : Số răng z=10 .

+ : Hệ số tiếp xúc bề mặt giữa trục và ổ then. ψ = (0,75 ÷ 9)

+ [P ] = (10 ÷ 20) (N.mm ) = (1000 ÷ 2000) (N.cm ) <small>max</small> ² ² (Lắp động, tải trọng thay đổi va chạm cả hai phía.) + ^l

d^{= 1,5 ÷ 2 => l = 12 (cm).}

Thay số ta được P = (9,2 8,2<small>2</small>^{8. 1950180}

− <small>2</small>).12.10 .0,8^{= 1017,6 (N/cm ).}<small>2</small> P = 1017,6 (N/cm ) [P<small>2</small>ϵ <small>max</small>] = (1000 ÷ 2000) (N.cm ).<small>2</small>Đảm bảo điều kiện làm việc.

<b>3.4.2 Tính li hợp ma sát</b>

Sơ đồ kết cấu của ly hợp ma sát:

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

+Số vòng quay trên trục I: n = 710 v/p<small>I</small>+ Mô men xoắn trên trục I M = 131144 (Nmm)<small>xI</small>+ Đường kính trục d=30 mm

3.4.2.2. Chọn vật liệu và cách bôi trơn bề mặt ma sát

- Vật liệu là thép tôi bôi trơn, hệ số ma sát f= 0,08 và áp lực riêng cho phép là:[p] = (4 ÷ 6) kG/cm <small>2</small>

Lấy [p] = 6kG/cm <small>2</small>3.4.2.3. Tính bề mặt ma sát :

M<small>x</small>=f .m.^π.

(

D<small>3</small>−D<small>1</small>

)

.p

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

+ f = 0,08; [p] = 6kG/cm<small>2</small>+ n= 710 v/p

+ Mx=131144 (Nmm)=13114,4(kg.mm)- Thay các số liệu vào ta có:

f.

(

D<small>3</small>− D<small>1</small>

)

. p.π⁼

13114,4.12000,08.(90 60<small>3</small>− <small>3</small>).6 .π⁼^¿ ^20,34

- Đối với các đĩa ma sát được bơi trơn thì z ≤ 30; Z : Số nguyên dướngVậy ta chọn Z = 21

Số đĩa ngoài lớn: = 12Số đĩa trong lớn: Z = 11<small>2</small>3.4.2.4. Tính lực ép Q cần thiết lên các đĩa:Lực ép chiều trục cần thiết cho bộ li hợp ma sát đĩa là:

+ Đường kính ngồi bề mặt làm việc: D = 90 mm

+ Đường kính trong của đĩa ngoài: = 60 mm+ Bề mặt ma sát : Z = 21

+ Lực ép: Q = 20,25 N

<b>Kết luận: Vậy ly hợp ma sát có đủ khả năng truyền hết cơng suất mà hộp tốc độ cần</b>

truyền.

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<b>4.1 Lý luận để chọn kết cấu điều khiển tay gạt</b>

Hình 4.1 Sơ đồ động của hộp tốc độ máy mới thiết kế

Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ hình 4.1 ta nhận thấy rằng muốn điều khiển để tạo ralần lượt 24 cấp tốc độ thì ta phải điều khiển thơng qua 5 khối bánh răng di trượt. Trongmáy tương tự 1K62 thì các khối bánh răng này được điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệchtâm và cam mặt đầu. Do vậy ở đây ta cũng chọn cơ cấu điều khiển các khối bánh răng nhưmáy tương tự. Vấn đề quan trọng là ta phải vẽ được đường khai triển của các rãnh cam vàcách thực hiện điều khiển đối với từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết.

Dựa vào đồ thị vòng quay ta nhận thấy rằng từ trục I qua trục II có hai tỷ số truyền i và i<small>12</small>được thay đổi bởi khối bánh răng di trượt A. Từ trục II sang trục III có ba tỷ số truyền i ,<small>3</small>i<small>4</small> và i thay đổi được nhờ khối bánh răng di trượt B. Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số<small>5</small>truyền i và i sẽ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt C. Từ trục IV sang trục V có<small>67</small>hai tỷ số truyền i và i được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt D lắp trên trục IV. Khối<small>89</small>bánh răng di trượt còn lại là E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai

tỷ số truyền i<small>10</small>từ trục V tới trục VI hoặc i từ trục III tới trục VI.<small>11</small>

<b>4.1.1 Chức năng của hệ thống điều khiển</b>

Chức năng của hệ thống điều khiển trong máy cơng cụ là:● Đóng, mở động cơ điện, các bộ phân bơi trơn, làm lạnh.

● Đóng, ngắt truyền động chính, chạy dao

- Biến đổi tốc độ chuyển động chính và độ lớn lượng chạy dao, đảo chiều chuyển

</div>