Máy phay nằm vạn năng 6H82

y và khảo sát một số loại máy phay công xôn . Quá trình cắt kim loại của máy phay . Các thành phần của lớp kim loại bị cắt khi phay . Các thành phần lực cắt khi phay và công suất cắt hiệu dụng . Chọn chế độ cắt hợp lí . Phân tích máy phay cỡ trung . Nghiên cứu hộp tốc độ máy phay 6H82 Nghiên cứu hộp chạy dao máy phay 6H82 Tính toán thiết kế động học của máy mới : Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ . Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao . Thiết kế hệ thống điều khiển . Tính toán sức bền của một số chi tiết trong máy phay mới . 4. Các bản vẽ trên khổ A0 : + Sơ đồ động máy phay . + Bản vẽ khai triển hộp tốc độ . + Bản vẽ khai triển hộp chạy dao . + Bản vẽ cắt đIều khiển hộp chạy dao . + bản vẽ cắt hệ thống đIều khiển hộp tốc độ . + Bản vẽ cắt hệ thống đIều khiển hộp chạy dao . + Bản vẽ cắt khai triển hệ thống đIều khiển hộp tốc độ . 5. Cán bộ hướng dẫn : 6. Ngày giao nhiệm vụ thiết kế : Ngày hoàn thành nhiệm vụ : Ngày tháng năm 20 Chủ nhiệm khoa Cán bộ hướng dẫn (Ký tên và ghi rõ họ tên ) (Ký tên và ghi rõ họ tên ) Kết quả đánh giá : Học sinh đã hoàn thành Quá trình thiết kế :……… ( và nộp toàn bộ bản vẽ thiết kế cho khoa) Điểm uy :………… Ngày tháng năm 20 Bản vẽ thiết kế :………… (Ký tên) Ngày tháng năm 20 Chủ tịch hội đồng (Ký tên và ghi rõ họ tên ) Nhận xét của giáo viên hướng dẫn …………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… nhận xét của giáo viên duyệt đọc ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… lời nói đầu Trong giai đoạn hiện nay, nước ta đang tiến hành công cuộc hiện đại hoá các ngành công nghiệp. Đóng góp vào sự phát triển chung đó, ngành cơ khí, một ngành chủ lực là nền tảng cơ bản cho mọi ngành khác phát triển, cũng đang cố gắng nghiên cứu cải tiến công nghệ kỹ thuật, hiện đại hoá nhằm góp phần thúc đẩy nhanh sự phát triển của đất nước. Nói đến ngành cơ khí thì máy công cụ đóng một vai trò rất quan trọng để sản xuất ra các chi tiết, chế tạo nên các máy phục vụ trực tiếp cho các ngành công nghiệp khác. Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật hiện đại trên thế giới đã ra đời nhiều loại máy công cụ hiên đại, ứng dụng thành tựu của công nghệ thông tin tạo nên máy những máy tự động, linh hoạt, những máy chuyên dùng thì máy công cụ vạn năng vẫn chiếm một phần lớn đáng kể trong ngành công nghiệp chế tạo. Đặc biệt là đối với những nước đang phát triển như nước ta thì việc sử dụng các máy công cụ vạn năng kết hợp cới các đồ gá chuyên dùng vẫn đang được sử dụng phổ biến rộng dãi có hiệu quả . Là sinh viên khoa cơ khí - Cơ tin kỹ thuật Trường ĐHBK-Hà Nội chúng em được giao đề tài tốt nghiệp '' Tính toán thiết kế máy phay trên cơ sở máy phay nằm vạn năng 6H82". Với thời gian là 3 tháng, được sự hướng dẫn chỉ bảo tận tình của các thầy trong khoa, chúng em đã hoàn thành được đồ án tốt nghiệp của mình. Trong phần thuyết minh chúng em xin được trình bày các phần như sau: - Tổng quan chung về máy phay . - Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ . - Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao . - Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển. - Tính toán trục chính và tính kiểm nghiệm sức bền của một số chi tiết máy quan trọng. Với thời gian và trình độ có hạn, do tính chất phức tạp của công việc tính toán, hơn nữa đây lại là đề tài thiết kế đầu tay nên không thể tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong được sự giúp đỡ đóng góp của các thầy. Phần mở đầu Tổng quan chung về máy phay Phần mở đầu Tổng quan chung về máy phay I – CÔNG DụNG ,VAI TRò Và Vị TRí CủA MáY PHAY TRONG PHÂN XƯởng cơ khí I.1 : công dụng máy phay Máy phay là loạI máy được dùng phổ biến và có khả năng công nghệ tương đối rộng rãi . Cụ thể: + Phay mặt phẳng bằng các loại dao phay hình trụ ,dao phay mặt đầu ,dao phay quay … Có thể gia công các loại mặt phẳng như : Mặt phẳng nghiêng Mặt phẳng nằm ngang Mặt phẳng đứng … Ngoài ra ,người ta còn dùng tổ hợp dao phay để phay mặt phẳng ,tổ hợp dao phay được hình thành bằng các dao phay tiêu chuẩn ,các dao phay chuyên dùng … + Phay bậc,phay rãnh ,cắt đứt một phần và cắt đứt chi tiết .Phay rãnh ,phay then hoa bằng các loại dao phay đĩa ,dao phay ngón ,dao phay mặt đầu .Ngoài ra,còn dùng tổ hợp dao phay đĩa để gia công một nhóm chi tiết giống nhau có hai bậc,hai hoặc nhiều rãnh … + Phay rãnh định hình , rãnh chữ T và rãnh đuôI én . Rãnh định hình gồm các loạI sau: rãnh lõm cung tròn rãnh hình tam giác Rẫnh hình thang, prôfin định hình … Bằng các loại dao phay hình bán nguyệt , dao phay một góc , hai góc … + Phay mặt định hình được tạo thành từ các mặt cơ sở như : mặt trụ ,mặt côn. Các loại mặt định hình gồm có: Mặt định hình xoay Mặt định hình cong khép kín có đường sinh thẳng các mặt định hình này là những mặt trụ được giới hạn bắng hai mặt phẳng đáy . Mặt định hình không gian phức tạp gồm các loại : bề mặt cánh quạt tua bin , khung xe ôtô,khuơn ép bề mặt răng của bánh răng , bề mặt then hoa, bề mặt rãnh xoắn và ren … i.2 :VAI TRò MáY PHAY Trong các nhà máy và phân xưởng cơ khí máy phay đóng vai trò quan trọng nhờ vào khả năng công nghệ rộng rãi của chúng . Vì thế trong sản xuất hàng loạt lớn và hàng khối thì máy phay hầu như hoàn toàn thay thế cho máy bào , máy xọc Nếu so sánh về khả năng công nghệ , độ chính xác gia công , tốc độ cắt ,năng suất làm việc cũng như phạm vi đIều chỉnh của máy phay có nhiều ưu thế hơn máy bào .Nhưng trong một số trường hợp sử dụng máy bào có hiệu quả hơn máy phay như : Khi gia công các chi tiết dài và hẹp Khi gia công phá vật đúc có lượng dư gia công lớn Nếu dùng máy phay thì phảI bóc lượng dư bằng hai lần chạy dao . Trong khi đó máy bào có khả năng bóc đi lớp kim loại trong một lần chạy dao . Thời gian phụ ( gồm thời gian gá đặt và tháo chi tiết ) của may bào lớn hơn , còn thời gian kết thúc của máy phay lớn hơn . Do đó máy bào được tồn tại trong sản xuất đơn chiếc và hàng loạt nhỏ , còn máy phay được dùng trong sản xuất hàng loạt lớn và hàng khối. I.3. Vị TRí MáY PHAY Máy phay được sử dụng phổ biến trong các nhà máy và phân xưởng cơ khí , do đó nó có vị trí quan trọng trong việc gia công chi tiết đIển hình . Nhờ khả năng công nghệ rộng rãi mà số máy phay chiếm khoảng 30 …40 % tồng số máy trong các nhà máy và phân xưởng cơ khí , nếu coi máy tiện đứng vị trí thứ nhất thì máy phay đứng ở vị trí thứ hai về tổng số máy và tính vạn năng . Hiện nay người ta đã chế tạo được các loại máy phay đIều khiển theo chương trình số đã được lập trình trước . Các máy này dùng để gia công các chi tiết có hình dạng phức tạp như : Cam , mẫu chép hình , cối dập … đạt độ chính xác cao . II – CáC DạNG MáY PHAY Máy phay côngxôn cỡ nhỏ với chiều rộng bàn máy là 160 (m m) loạI máy này dùng để gia công chi tiết nhỏ bằng kim loại màu ,hợp kim và chất dẻo ,đồng thời cũng để gia công tinh các chi tiết bằng thép và gang . Máy phay côngxôn N00 với chiều rộng bàn máy là: 200 (mm) loại máy này dùng để gia công các chi tiết nhỏ bằng thép, gang , kim loạI màu, hợp kim và chất dẻo . Máy phay côngxôn N01 với chiều rộng bàn máy là 250 (mm) . Các loạI máy được chế tạo thuộc loạt H gồm : Máy phay ngang 6H81G Máy phay vạn năng 6H81 Máy phay đứng 6H11 Nhóm máy phay được chia ra làm các loại máy sau : - Máy phay ngang côngxôn máy phay ngang công xôn vạn năng Máy phay đứng công xôn (có bàn quay ) Máy phay đứng công xôn Máy phay vạn năng rộng có độ chính xác cao Maý phay đứng có bàn máy hình chữ thập Máy phay giường nguyên công Máy phay giường một trụ và hai trụ Máy phay chép hình có cơ cấu vẽ truyền Máy phay chép hình để gia công thể tích Máy phay ren bán tự động Máy phay rãnh then bán tự động Máy phay bán tự động có bàn quay trục đứng Máy phay chuyên dùng Máy phay kiểu trống Máy phay mặt đầu Máy phay chép hình chuyên dùng Máy phay chép hình gia công đinh vít Máy phay bán tự động gia công cánh quạt Máy phay gia công bánh lệch tâm Máy phay bán tự động gia công trục khuỷu Máy phay tự động và bán tự động gia công rãnh khoan , dao doa , tarô Máy phay dùng cho công nghiệp đồng hồ Các loại máy phay chuyên môn hoá khác Trong các loại máy trên thì máy phay công xôn được sử dụng phổ biến nhất , bàn máy với sống trượt nằm ở phần công xôn và có thể chuyển động theo ba hướng là: dọc, ngang và thẳng đứng . Máy phay công xôn được chia làm các loại sau : Máy phay ngang có bàn máy cố định ( không quay ) Máy phay vạn năng có bàn máy quay Máy phay đứng và máy phay vạn năng rộng Máy phay công xôn dùng để gia công nhiều bề mặt khác nhau bằng các dao phay hình trụ , dao phay đĩa , dao phay mặt đầu , dao phay góc, dao phay ngón , dao phay định hình và nhiều loạI dao phay khác trong đIều kiện sản xuất đơn chiếc và sản xuất hàng loạt . Trên các máy phay này có thể gia công các chi tiết đa dạng với kích thước phù hợp bằng thép , gang , kim loạI màu , chất dẻo và các loạI vật liệu khác . Trên các máy phay vạn năng có bàn quay nếu sử dụnh đầu chia độ ta có thể phay rãnh xoắn ở các dungf cụ cắt như :mũi khoan , dao doa , ta rô … đồng thời có thể gia công được các bánh răng hình trụ răng thẳng , răng nghiêng . Các máy phay vạn năng rộng được dùng để thực hiện các nguyên công phay , khoan , doa đơn giản chủ yếu trong đIều kiện sản xuất đơn chiếc . Sau đây là bảng khảo sát một số loại máy phay công xôn .  III - QUá TRìNH CắT KIM LOạI CủA Maý PHAY Quá trình cắt kim loại của máy phay rất phức tạp ,trong tất cả các trường hợp khi phay phoi được cất rời thành từng mảnh có chiều dày thay đổi . NgoàI ra khi phay ở mỗi vòng quay của dao mỗi răng dao phay lúc vào chỉ tiếp xúc với chi tiết gia công còn lúc ra thì không tiếp xúc .Lúc răng ăn vào chi tiết gia công có xảy ra hiện tượng va đập Những hiện tượng xảy ra trong quá trình cắt kim loại khi phay: 1 . Hiện tượng lẹo dao Khi ggia công vật liệu dẻo trong một số trường hợp ở mặt trước của dao hỉnh thành lẹo dao . đó là một mẩu vật liệu gia công có dạng hình chêm gắn chặt vào mặt trước của dao nó bị biến dạng mạnh nên ccó độ cứng cao . mẩu kim loại này liên tục được tách ra cùng vời phoi rồi lại được tạo thành . thực chất nó là phầnn cất của dụng cụ và bào vệ lưỡi cắt khỏi mòn .tuy nhiên nếu mặt trước của dao hình thành leọ dao thì chất lượng bề mặt gia công sẽ giảm , Do đó khi gia công tinh cũng như khi cắt ren lẹo dao là hiện tượng xấu . 2 . Sự co rút phoi Trong quá trình cắt phoi bị biền dạng và ngấn hơn so với phần chi tiết được cắt ra . hiện tượng phoi bị ngắn theo chiều dàI được gọi là sự co rút của phoi theo chiều dàI . Thể tích của kim loại khi bị biến dạng thực tế không đổi . Vì vậy khi chiều dàI của phoi giảm thì diện tích tiết diện ngang phảI tăng . Diện tích tiết diện ngang của phoi tăng gọi là sự co rút của phoi theo chiều ngang . 3 . Hiện tượng nhiệt trong quá trình cắt Trong quá trình cắt chi tiết gia công dụng cụ cắt và phoi bị nung nóng . Khi tăng tốc độ cắt , đặc biệt khi cắt các phoi mỏng nhiệt độ trong vùng cắt sẽ tănng 6000c .Nếu tốc độ cắt tiếp tục tăng thì trong nhiều trường hợp phoi cắt bị nung nóng tới 9000c (Có màu đỏ sáng) . Nhiệt độ vùng cắt tăng là do có hiện tượng cơ năng chuyển thành nhiệt năng trong quá trình cắt . Qua nnghiên cứu nngười ta đã chứng minh rằng : nnnhiệt ở phoi chiếm khoảng 60…86% toàn bộ nhiệt tạo thành khi cắt , ở dụng cụ chiếm 10..40% ,ở chi tiết gia công chiếm 3..10% . Nhiệt trong quá trình cắt ảnh hưởng lớn tới toàn bộ quá trình cắt gọt và các hiện tượng sinh ra quá trình đó . 4 .Độ bóng bề mặt gia công Độ bóng bề mặt gia công phụ thuộc vào các yếu tố : Thông số hình học của dao , chế độ cắt (lượng chạy dao và tốc độ cắt ) và dung dịch trơn nguội . Để đạt độ bang gia công cao cần phảI màI bang mặt trước và mặt sau của dao . 5 . Rung động trong quá trình cất Rung động trong quá trình cắt ở nhưnngx đIũu kiện nhất định , rung động trong nhiều trường hợp là nguyên nhân chủ yếu hạn chế khả nănng tăng tốc độ cắt và năng suất lao động .rung động trong quá trình cắt ảnh hưởng xấu đến độ bền của dao và làm giảm độ bang bề mặt gia công .Trong cùng đIều kiện gia cong , khả nănng xuất hiện rung động khi gia công gang ít hơn gia công thép . IV : Các thành phần lớp kim loại bị cắt Phay bằng dao phay trụ : chiều dày cắt a khi phay là khoảng cách giữa hai vị trí kế tiếp của đường tiếp xúc của các đIúm tương ứng trên các lưỡi cắt của hai răng kề nhau với chi tiết gia công . chiều dày cắt thay đổi từ 0 đến giá trị cực đại ama x - là góc tiếp xúc . Góc xác định từ tam giác vuông OED . Nếu cho CB là đoạn thẳng của tam giác ACB thì chiều dày cắt đối với được tính như sau : hay Nhưng Thay từ biểu thức (1) ta có : Khi đó chiều dày cắt là : Chiều dày cắt cực đại ama x : Từ tam giác LKD = . Ta có : Mặt khác LK = ama x ; LD = Sz Nên Nhưng thay giá trị từ (1) vào ta có : = Chiều rộng cắt khi phay b : là tổng chiều dàI tiếp xúc của các lưỡi cắt với chi tiết gia công : b = B . z’ Trong đó : b – Chiều dàI tiếp xúc của một răng với chi tiết gia công . Z’- Số răng tiếp xúc với chi tiết gia công góc tiếp xúc với chi tiết gia công khi nhỏ ta ding công thức : (5) Từ (1) và (5) ta có : (6) thay từ (6) vào (4) có: (7) Nhân hai vế của (7) với chiều rộng b ta có : 2 . Khi phay bằng dao phay mặt đầu . Khi phay bằng dao phay mặt đầu trên bề mặt chi tiết gia công sẽ để lại các vết cắt có dạng là các vòng tròn đều nhau , chúng được xếp chồng chất lên nhau , khoảng cách giữa các tâm vòng tròn phụ thuộc vào quá trình đIều khiển bàn máy của người công nhân mà khoảng cách này có thể đều hoặc không đều nhau . Sau đây ta tính toán thành phần lớp kim loại bị cắt : Trên hình vẽ ta thấy O O1 = EC = FB = Sz Đoạn BD trên bán kính ứng với góc ia coi như là chiều dày cắt trung bình khi chiều rộng phay bằng t tức là BD = a . Nếu coi tam giác FBD vuông tại D thì : hay (1) Nếu tỉ số = 0,1 …0,6 , thì chiều dày cắt coi như không đổi vì Nếu coi tam ggiác ABC là vuông tại A thì : Vì AB = ; BC = Nên (2) Mặt khác nên có thể viết dưới dạng sau : (3) - Hệ số phụ thuộc vào giá trị tỉ số từ (2) và (3) ta có : Chiều rộng cắt b = B.Z’ Vì nên (4) Thay giá trị (3) vào (4) có : v : Các thành phần lực cắt . Với dao phay trụ răng thẳng lực cắt tổng hợp R của tất cả các răng có thể phân ra như sau : Lực vòng Pz hướng theo tiếp tuyến với quỹ đạo chuyển động của một đIúm trên lưỡi cắt của dao phay (vuông góc với bán kính ) và lực Py có phương theo bán kính . Lực tổng hợp R có thể phân ra làm hai thành phần lực vuông góc với nhau (theo nguyên tắc hình bình hành ): Lực nằm ngang Ph và lực thẳng đứng Pv Thành phần lực vòng Pz ảnh hưởng tới công suất cắt hiệu dụng. Thành phần lực nằm ngang Ph tác động đến cơ cấu chạy dao của bàn máy . thành phần lực thẳng đứng Pv khi phay nghịch có xu thế nâng bàn máy lên khỏi sống trượt còn khi phay thuận có xu thế ấn chặt bàn máy xuống sống trượt . VI : CÔNG SUấT CắT HIệU DụNG Ta có công thức sau : Ne= kW Trong đó : Ne – công suất cắt hiệu dụng Pz – lực vòng V - tốc độ cắt Mô men xoắn M kG.m D - đường kính dao phay (mm) áp suất p P = F – diện tích cắt Khi có áp suất p ta xác định được lực vòng theo công thức gần đúng : Pz = p.F VII : Chọn chế độ cắt hợp lí 1 . Xác định chiều sâu cắt cho phép . Xuất phát từ lượng dư gia công độ bóng bề mặt và công suất máy . Thong tthường chiều sâu cắt khi phay thô không quá 4…5 mm . Khi phay thô bằng dao phay mặt đầu hợp kim cứng trên những máy có công suất lớn chiều sâu cắt có thể đạt 20…25 mm và lớn hơn . khi phay tinh chiều sâu cắt không vượt quá 1…2 mm . 2 . xác định lượng chạy dao răng cực đạI cho phép Với dao phay trụ và dao phay đĩa khi chọn lượng chạy dao cực đạI , cần xuất phát từ chiều dày cắt không đổi lớn nhất tức là ama x = con st . Tacó : Khi phay thô bởi độ cứng vững và độ chống rung động của dao , độ cứng vững của chi tiết gia công và độ cứng vững của phần cắt của dao . Cho nên lượng dao răng khi phay thô bằng dao phay trụ gồm các mảnh chắp với răng lớn được chọn trong khoảng 0,1.. 0,4 mm /răng , còn khi gia công gang tới 0,5 mm/răng . Khi phay tinh bởi độ bóng bề mặt độ chíng xác kích thước , trạng thái bề mặt . Khi phay tinh thép và gang lượng chạy dao răng là 0,05 …0,12 mm/răng 3. Xác định tốc độ cắt : Do tốc cắt ảnh hưởng lớn nhất đén tuổi bền của dao cho nên người ta chọn tốc độ cắt xuất phát từ tuổi bền của dao . Tốc độ cắt xác định theo công thức : Trong đó : M,x,y – là số mũ . C – hệ số không đổi phụ thuộc vào cơ tính vật liệu D - đường kính dao phay Sz – lượng chạy dao răng B - chiều rộng của phôI Z – số răng dao phay t - chiều sâu cắt T – tuổi thọ dao phay viii - nghiên cứu máy phay ngang vạn năng cỡ trung 1.Các bộ phận chính của máy : (Hình 1) Máy phay ngang vạn năng 6H82 do Liên Xô sản xuất hình dáng tổng quát của máy phay ngang vạn năng 6H82 được trình bày trên hình vẽ. Tất cả các bộ phận của máy đều lắp trên thân máy (1), cônsol (2) có thể di động trên sống trượt phía trên của thân máy và dùng để đỡ một đầu của trục chính mang dao bằng gối đỡ (3). Hộp chạy dao (4) có thể di động thẳng đứng S3 trên sống trượt đứng của thân máy. Bàn trượt ngang (5) thực hiện di động ngang S1 trên sống trượt của hộp chạy dao và bàn trượt ngang (6) Hộp tốc độ của máy được đặt ở phía trong của thân máy. Giữa bàn trượt ngang và bàn máy có bộ phận quay tròn (7). Để tăng độ cứng vững, ở nhiều máy phay ngang người ta đặt những dầm chéo nối liền cần đỡ (2) với hộp chạy dao. Các tay gạt (8) và núm vặn (9) dùng để thay đổi vân tốc của hộp tốc độ. Hình 1: Dạng tổng quát của máy phay ngang vạn năng 6H82. Sơ đồ động máy phay vạn năng 6H82. Máy phay ngang vạn năng6H82 có những đặc tính kỹ thuật sau: - Kích thước của bàn máy: 320 x 1250 mm - 18 cấp vòng quay trục chính: n = 30 á 1500 vòng/phút - 18 cấp lượng chạy dao dọc và ngang: Sd,n = 23,5 á 1180 mm/phút. - Công suất động cơ điện chính: Nđc = 7 KW. Sơ đồ động của máy phay vạn năng 6H82 được trình bày trên hình vẽ. Nghiên cứu máy chuẩn 1.1- Xích tốc độ Trục chính dao phay quay tròn. Xích nối từ động cơ chính N = 7kW, n = 1440v/ph trục IáII qua cặp bánh răng , từ trục IIáIII qua khối bánh răng 3 bậc, từ trục IIIáIV khối bánh răng di trượt , từ trục IVáV dùng khối bánh răng di trượt 2 bậc - Trục dao có 18 tốc độ khác nhau từ 30á1500 v/ph.ở đây có bánh răng dùng chung Z = 39 truyền từ trục II lên trục III, từ trục IIIáIV nhằm làm giảm số bánh răng kết cấu gọn nhẹ hơn. - Trục dao có 18 tốc độ khác nhau từ 30á1500 v/ph. ndc 1440v/ph(I)´(II) (III) (IV) (V) =ntc Phương trình xích động : Phương án không gian Z = 1´3´3´2 Cách bố trí này làm cho kết cấu hộp nhỏ gọn, số bánh răng trên trục cuối là ít nhất. Phương án thứ tự: Tính công bội j: Rn = ị . Lấy theo tiêu chuẩn j = 1,26. nI = 1440v/ph ị nII = nI.icđ = 1440=693,3 (v/ph) a. Nhóm truyền 1 Tia nghiêng phảI Tia thẳng đứng Tia nghiêng trái Tính độ xiên của các tia trên đồ thị vòng quay: [x] : Lượng mở giữa 2 tia lân cận. Từ trục II qua trục III qua 3 cặp bánh răng độ xiên của các tia biểu diễn tốc độ là: i1 = 16/39 = jx1 ị i2 = 19/36 = jx2 ị i3 = 22/33 = jx3 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxI = jxII = Lượng mở giữa 2 tia lân cận [x] = 1 ị Nhóm I là nhóm cơ sở. b. Nhóm truyền 2 Từ trục III đến trục IV có 3 tỷ số truyền i4, i5, i6 độ xiên của các tia là: i4 = 18/47 = jx4 ị i5 = 28/37 = jx5 ị i6 = 39/26 = jx6 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxIII = jxIV = Nhóm truyền II có [x] = 3 ị Nhóm truyền khuyếch đại thứ nhất. c. Nhóm truyền 3 Đường truyền từ trục IV đến trục V với 2 tỷ số truyền là i7, i8. Độ xiên các tia: i7 = 19/71 = jx7 ị i8 = 82/38 = jx8 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxV = Nhóm truyền III có [x] = 9 ị Nhóm truyền khuyếch đại thứ 2. Nhóm Cặp bánh răng ăn khớp Độ xiên các ria [x] Cố định 1 Cơ sở 3 x1 = -3,8; x2 = -2,8, x3 = -1,8 1 Khuyếch đại 1 3 x4 = -4,25; x5 = 1,25; x6 =1,75 3 Khuyếch đại 2 2 x7 = -5,7; x8 = 3,3 9 Kiểm tra tỉ số truyền Thỏa mãn yêu cầu cho phép của tỉ số truyền Phương án không gian: 3 ´ 3 ´ 2 Phương án thứ tự : I II III Theo phương án này lượng mở và tỉ số truyền các nhóm thay đổi từ từ đều đặn, như vậy sẽ làm cho kích thước hộp nhỏ gọn, bố trí cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất Đồ thị vòng quay hộp tốc độ máy chuẩn 6H82 Nhận xét: Đồ thị vòng quay hộp tốc độ có hình rẻ quạt, lượng mở và tỉ số truyền các nhóm thay đổi từ từ đều đặn, như vậy sẽ làm cho kích thước hộp nhỏ gọn, bố trí cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất Số vòng quay trục chính nằm giữa nmaxánmin, khi tăng hoặc giảm tốc sẽ gặp tỷ số truyền hơi lớn. Kiểm tra tỉ số truyền imin = 19/71 = 1/3,7. imax = 82/38 = 2,1 > 2 nhưng không đáng kể đối với loại máy có cấp chính xác 2. Vậy Phương án không gian: 3 ´ 3 ´ 2 Phương án thứ tự : I II III 2 . Hộp chạy dao 2.1 – Xích chạy dao và phương trình xích động Xích chạy dao có chạy dao dọc ( Sd ), chạy dao ngang ( Sn ) chạy dao đứng ( Sđ ). Xích nối từ động cơ điện chạy dao N =1,7 kW; n =1420v/ph qua hộp chạy dao công tác , bánh răng 3 bậc và khối bánh răng 3 bậc , gạt li hợp M1( sang trái hoặc phải ), gạt li hợp M2 sang trái truyền tới bánh răng Tới các trục vitme dọc, ngang, đứng thực hiện chạy dao Sd , Sn, S nđc ´1440v/ph(I) (IV) (V) (V) (VI) Phương án không gian: Z = 3 ´ 3 ´ 2 Phương án không gian bố trí như trên làm cho kết cấu hộp nhỏ gọn số bánh răng trên trục cuối cùng là ít nhất Phương án thứ tự: Trục I nối động cơ n = 1440 v/ph truyền qua trục II bằng cặp bánh răng i1= = jx1 Trục II đến trục III qua cặp bánh răng i2= = jx2 a . Nhóm truyền 1 Từ trục III đến trục IV bằng cặp bánh răng di trượt 3 bậc tương ứng với 3 tỷ số truyền i3, i4, i5 độ xiên của các tia là: i3 == jx3 ị i4 = = jx4 ị i5 = = jx5 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxI = jxII = Nhóm truyền I có [x] = 3 ị Nhóm truyền khuyếch đại thứ nhất. B . Nhóm truyền 2 Từ trục IV đến trục V qua 3 cặp bánh răng tương ứng với 3 tốc độ i6, i7, i8 : i6 = = jx6 ị i7 = = jx7 ị i8 = = jx8 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxIII = jxIV = Nhóm truyền II là nhóm cơ sở. C . Nhóm truyền 3 Trong máy có dùng cơ cấu phản hồi trung gian qua các trục Vị IVị V có tác dụng mở rộng phạm vi điều chỉnh tốc độ gồm hai tỷ số truyền tương ứng với 2 cặp bánh răng 13/45 và 18/40. Độ xiên của các tia là: i9 = = jx9 ị i10 = = jx10 ị Xác định lượng mở giữa hai tia lân cận: jxV = Nhóm truyền III có [x] = 2 ị Nhóm truyền khuyếch đại thứ hai. Các tỷ số truuyền còn lại Từ trục V đến trục VI qua cặp bánh răng 40/40: i11 = = jx ị x11 = 0. Từ trục VI đến trục VII qua cặp bánh răng 28/35: i12 = = jx12 ị x12 = . Từ trục VII đến trục VIII qua cặp bánh răng 18/33 i13 = = jx13 ị x13 = . Từ trục VIII đến trục IX qua cặp bánh răng 33/37: i14 = = jx14 ị x14 = . Từ trục IX đến trục X qua cặp bánh răng 18/16: i15 = = jx15 ị x15 = . Từ trục X đến trục XI qua cặp bánh răng 18/18: i16 = = jx16 ị x16 = Đường chạy dao nhanh : Trục I ị II i1 = = jx1 ị x1 = -2,3. Trục II ị III i2 = = jx2 ị x2 = -1,1 Trục IIỊ IV i3 = = jx3 ị x3 = 1,2 Trục IVị V i4 = = jx4 ị x4 = -1. Trục V ị VI i5 = = jx5 ị x5 = -2,6 Trục VI ị VII i6 = = jx6 ị x6 = -0,5. Trục VIỊ VII i7 = = jx7 ị x7 = 0,5. Trục VIỊ VIII i8 = = jx8 ị x8 = 0. Vậy ta có: PAKG 3 3 2 PATT II I III [x] [3] [1] [9] Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao máy phay 6H82 Nhận xét : Kiểm tra tỉ số truyền Dùng cơ cấu phản hồi để giảm số trục do đó giảm kích thước của hộp mà vẫn đảm bảo tỉ số truyền lớn nhất Ta chọn máy phay 6H82 làm cơ sở để thiết kế máy phần i tính toán động học hộp tốc độ máy phay MớI 6h82 phần i tính toán động học hộp tốc độ máy phay MớI 6h82 I.Công dụng và yêu cầu của hộp tốc độ. Hộp tốc độ trong máy công cụ dùng để truyền lực cắt cho các chi tiết gia công có kích thước, vật liệu khác nhau với các chế độ cắt cần thiết. Thiết kế hộp tốc độ phải bảo đảm những chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật tối ưu cho phép: kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tiết kiểm nguyên vật liệu, kết cấu có tính công nghệ cao. Các yêu cầu cơ bản đối với hộp tốc độ là: Về tốc độ cắt: Khi gia công các chi tiết có kích thước vật liệu khác nhau, yêu cầu kỹ thuật khác nhau, điều kiện chế tạo khác nhau. Người ta dựa vào lý thuyết cắt gọt kim loại và lý thuyết về năng suất máy, để xác định giới hạn tốc độ cắt Vmin, Vmax cho từng máy. Hộp tốc độ phải bảo đảm có các giá trị biến đổi thích hợp trong phạm vi điều chỉnh tốc độ Rn. Các giá tri này tạo thành chuỗi vòng quay của trục chính. Phạm vi điều chỉnh chuỗi vòng quay Rnq được viết lại thành. Rnq = = = Rv RL RL: Phạm vi điều chỉnh giới hạn hành trình chuyển động. Các máy phải biến chuyển động quay ra chuyển động thẳng thì phạm vi điều chỉnh nhỏ hơn. Trong phần này ta chỉ nghiên cứu về hộp tốc độ điều chỉnh phân cấp là loại được dùng phổ biến hiện nay. Kết cấu của hộp tốc độ chặt chẽ, đơn giản, có hiệu quả cao. 2.Về lực cắt: Lực cắt tác dụng lên trục chính của máy. Theo công thức trong nguyên lý cắt kim loai, muốn xác định lực cắt phải tính đến kích thước, vật liệu của các chi tiết trong hộp động cơ điện truyền dẫn theo điều kiện lực cắt tưng ứng với chế độ cắt của quy trình công nghệ điển hình trên máy. Khi gia công các chi tiết khác nhau, tốc độ cắt và lực cắt phải phù hợp với đẳng thức P1V1 = P2V2 = const Nghĩa là công suất của hộp tốc độ không thay đổi tại bất kỳ số vòng quay nào trong khoảng điểu chỉnh tốc độ đã cho. Các trị số giới hạn vòng quay nmin,nmax; số cấp tốc độ Z và công bội j phải phù hợp với số liệu ban đầu đã cho và không vượt ra ngoài tiêu chuẩn (chuỗi số tối ưu). Hộp tốc độ không nên trùng và thiếu tốc độ cần thiết làm ảnh hưởng đến việc bố trí kết cấu của máy (trừ những trường hợp không thể tránh được như yêu cầu cắt ren khuyếch đại trong máy tiện ren vít vạn năng). Độ bền, độ cứng vững và độ bền mòn của các chi tiết trong hộp tốc độ phải đạt yêu cầu cho phép bảo đảm sự làm việc chính xác, thời gian phục vụ cao nhất. Muốn vậy phải tính toán kiểm tra kích thước các chi tiết máy, lựa chọn trục, ổ trục, bánh răng, đai truyền, ly hợp, hệ thống điều khiển, hệ thống an toàn, bôi trơn và làm lạnh. Vỏ hộp tốc độ thường có hình dạng khá phức tạp nên khi thiết kế ta phải dựa vào kết cấu cũ đã làm việc ổn định và phải tính toán biên dạng của hộp. Đặc biệt với trục chính có yêu cầu vào về độ võng góc xoay nên phải chú ý bố trí các chi tiết lắp trên trục chính và truyền đến trục chính sao cho bảo đảm biến dạng ở đầu mút cụm trục chính bé hơn tiêu chuẩn độ chính xác quy định. Về việc sử dụng máy: Điều khiển hộp tốc độ phải thuận tiện, dễ dàng, an toàn. Tránh tình trạng hộp tốc độ không làm việc được do hành trình gạt không đủ, thiếu bôi trơn, kẹt bạc, khoá hóc. Tận dụng mọi điều kiện để hộp tốc độ làm việc có hiệu quả cao nhất. Muốn thế phải nâng cao chất lượng chế tạo các chi tiết trong hộp tốc độ có hiệu suất thấp . Một số yêu cầu khác đối với hộp tốc độ như: truyền động êm ít phát sinh tiếng ồn rung và tiếng gõ đập, bố trí chặt chẽ dễ quan sát; sự làm việc và kết cấu có tính công nghệ cao, sửa chữa thay thế nhanh và thuận tiện. Vấn đề này thuộc lĩnh vực công nghệ chế tạo máy. Trong chương này ta chỉ nghiên cứu cách tính toán truyền dẫn, phân tích và chọn phương án hợp lý. 4. Các chỉ tiêu đánh giá chất lượng của hộp tốc độ: + Công suất truyền dẫn (hoặc mômen xoắn) của từng trị số vòng quay trục chính hay trục ra cuối cùng của hộp tốc độ. + Số vòng quay giới hạn nmax, nmin của trục chính hay trục cuối cùng và phạm vi điều chỉnh tương ứng. Công bội j đặc trưng cho mức độ dầy, mỏng của chuỗi vòng quay (hành trình kép) hay số tốc độ Z. + Mức độ phức tạp của xích truyền động thể hiện qua hiệu suất chung của hộp tốc độ, độ phức tạp sửa chữa. + Mức độ tự động hoá thể hiện qua quá trính điều khiển, điều chỉnh, độ tin cậy._. khi sử dụng. + Tính công nghệ chế tạo từng chi tiết, cả hộp và giá thành của hộp tốc độ, tiêu chuẩn và qui chuẩn hoá hộp tốc độ để dễ dàng tổ hợp thành máy có công dụng khác nhau, dễ dàng tạo thành trung tâm gia công. Do đó có nhiều phương án khác nhau, cần phải phân tích để chọn được phương án tối ưu, bảo đảm các yêu cầu kinh tế kỹ thuật cho phép. Dưới đây trình bày cách tính toán thiết kế động học hộp tốc độ máy phay P82 dựa trên cơ sở lý thuyết về thiết kế hộp tốc độ cho máy. II. Tính toán động học hộp tốc độ. 1/ Tính toán thông số thứ tư (công bội j) cuả chuỗi vòng quay hộp tốc độ. Với các thông số cho trước: Z = 18; nTC min = 30 vòng/phút nTC max = 1500 vòng/phút Tính j = ? Theo công thức tổng quát ta có: Suy ra Thay số và ta có: j = = = 1,259 Lấy theo j chuẩn j =1,26 2.Tính dãy số của trục chính theo lý thuyết. n1 = nmin= 30 vòng/phút n2 = n1 . j = 30 . 1,26 = 37,5 vòng/phút n3 = n2 . j = 37,5. 1,26 = 47,5 vòng/phút n4 = n3 . j = 47,5. 1,26 = 60 vòng/phút n5 = n4 . j = 60. 1,26 = 75 vòng/phút n6 = n5 . j = 75.1,26 = 95 vòng/phút n7 = n6 . j = 95 . 1,26 = 118 vòng/phút n8 = n7 . j = 118.1,26 = 150 vòng/phút n9 = n8 . j = 150. 1,26 = 190 vòng/phút n10 = n9 . j = 190.1,26 = 235 vòng/phút n11 = n10 . j = 235.1,26 = 300 vòng/phút n12 = n11 . j = 300. 1,26 = 375 vòng/phút n13 = n12 . j = 375 .1,26 = 475 vòng/phút n14 = n13 . j = 475.1,26 = 600 vòng/phút n15 = n14 . j = 600 . 1,26 = 750 vòng/phút n16 = n15 . j = 750 .1,26 = 950 vòng/phút n17 = n16 . j = 950. 1,26 = 1180 vòng/phút n18 = n17 . j = 1180 .1,26 = 1500 vòng/phút 3. Chọn phương án không gian tối ưu. Giới hạn tỷ số truyền Ê i Ê 2 Tính số nhóm truyền tối thiểu x ta có công thức imin gh = = Trong đó: imingh-Tỷ số truyền giới hạn của cả xích truyền. x- Số nhóm truyền tối thiểu của xích kéo dài từ động cơ điện tới trục chính khống có biến hình các đường truyền. Suy ra 4x = Lấy nđc = 1440 ( vòng/phút ) xlg4 = lg nđc – lg nmin x = = = 2,79 Chọn x = 3 Từ Z = 18 ta có thể phân tích thành các thừa số nguyên tố sau : Z = 18 x 1 (1) Z = 6 x 2 (2) Z = 9 x 2 (3) Z = 3 x3 x 2 (4) Với số nhóm ttruyền tối thiểu x = 3 thì ta thấycác phương án không gian (1),(2) và (3) không đạt yêu cầu. Còn phương án (4)có thể phân tích thành các phương án sau : 3 x 3 x 2 (1’) 2 x 3 x 3 (2’) 3 x 2 x 3 (3’) PAKG Yêu tố So sánh 3 x 3 x 2 3 x 2 x 3 2 x3 x3 Tổng số bánh răng 16 16 16 Tổng số trục 4 4 4 Chiều dài Lmin 17b + 16f 17b + 16f 17b + 16f Số bánh răng chịu Mx 2 3 3 Cơ cấu đặc biệt 2 3 3 Căn cứ vào bảng 2 ta thấy. -Phương án không gian phải đơn giản tới mức có thể: Các phần tử trong xích động, số lượng các chi tiết khó chế tạo, cách bố trí trục trong hộp... - Phương án thiết kế có độ chính xác cao về xích động. - Phương án sơ đồ động phải cố gắng rút ngắng xích động tối đa. - Các cơ cấu truyền dẫn và điều khiển phải đạt chính xác cao. - Nâng cao độ chính xác chế tạo, lắp ráp dễ dàng, độ tin cậy cao. - Phương án bảo đảm có khả năng tự động hoá cao nhất. Để giảm số bánh răng chọn Mx ở trục cuối ta chọn phương án 3 x3 x 2 là phương án tốt nhất có thể đáp ứng được những yêu cầu về hộp tốc độ. 4. Xác định phương án thứ tự cho hộp tốc độ. Trên cơ sở số phương án không gian Z = 18 = 3 x 3 x 2 ta xác định phương án thứ tự. K! = 3! = 1 x 2 x 3 = 6 Từ đó ta lập bảng lưới kết cấu nhóm để lựa chọn phương án thứ tự tối ưu nhất. STT Phương án thứ tự Lưới kết cấu nhóm Lượng mở cực đại Ximax jXimax 3 x 3 x 2 1 I II III 9 1,269 = 8 (1) (3) (9) 2 I III II 12 1,2612 = 16 (1) (6) (3) 3 II I III 9 1,269 = 8 (3) (1) (9) 4 II III I 12 1,2612 = 16 (2) (6) (1) 5 III I II 12 1,2612 = 16 (6) (1) (2) 6 III II I 12 1,2612 = 16 (6) (2) (1) Căn cứ vào bảng lượng mở ta thấy chỉ có hai phương án Đó là: 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 I II III II I III (1) (3) (9) (3) (1) (9) là lượng mở cực đại jXimax = 8 nằm trong phạm vi cho phép cuả hộp tốc độ Ê jXimax Ê 8 Ta tiến hành vẽ lưới kết cấu của hai phương án này để tìm ra phương án thứ tự tối ưu nhất. 5.Vẽ lưới kết cấu: Hình 2: Hình 3: Phân tích và chọn phương án không gian tối ưu Để đảm bảo bánh răng chủ động và bánh răng bị động trong hộp tốc độ không có tỷ số truyền quá lớn, các tia cần choãi theo hình nón và đường gấp khúc các tia không lớn. Bản thân các tia phân bố theo hình rẻ quạt, rít đặc, đều và đan xen lẫn nhau, phân bố từ trên xuống dưới mà không có khoảng cách bỏ trống. Lượng mở cực đại cuả lưới không vượt qua giới hạn cho phép của hộp tốc độ, với công bội j = 1,26, lượng mở cực đại jXimax Ê 8 Như vậy với hộp tốc độ máy phay có 18 cấp tốc độ dựa vào bảng lượng mở và lưới kết cấu ta chọn phương án I-II-III. Vì đây là phương án tốt nhất đáp ứng được yêu cầu của hộp tốc độ máy phay. 6. Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy phay. * Chọn động cơ điện: Theo máy tương tự 6H82 có nđc = 1440; Nđc = 7 kw và h = 0,75 Xác định mômen xoắn trên trục trong hộp tốc độ MxI = Mxđc = 974 x = 974 x = 4,73 kG.m MxII = MxI x i0 x h Với i0 = hđc = 0,75; hổ = 0,95 MxII = 4,73 x x 0,75 x 0,95 = 1,7 kGm MxIII = MxII x i3 x h = 1,7 x x 0,95 = 1,03 kGm MxIV = MxIII x i6 x h = 0,762 x x 0,95 = 1,55 kGm MxV = MxIV x i8 x h = 0,863 x x 0,95 = 2,94 kGm Sau khi xác định mômem xoắn trên các trục tốc độ ta tiến hành thử xem mômen xoắn có chịu được lực cắt động hay không bằng hai cách thử là thử ở chế độ cắt mạnh và thử ở chế độ cắt chính xác. Từ đây ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy phay như sau: Hình 4: 7.Tính toán số răng của các bánh răngtrong từng nhóm truyền. Nhóm truyền I: Mà io = = = Chọn i0 = = Z0 = 26 răng Z0, = 54 răng i1 = = f1 + g1 = 16 + 39 = 55 = 11 x 5 i2 = = f2 + g2 = 19 + 36 = 55 = 11 x 5 i3 = = f3 + g3 = 2 + 3 = 5 BSCNN: K = 60 Emin(c) = Vì i1 là tia giảm tốt nhất Nên Emin(c) = = 1,03 Vậy chọn E = 1 = E x K = 1 x 55 = 55 Z1 = x EK = x 55 = 16 răng Z1, = x EK = x 55 = 39 răng Z2 = x EK = x 55 = 19 răng Z2, = x EK = x 55 = 36 răng Z3 = x EK = x 55 = 22 răng Z3, = x EK = x 55 = 33 răng Nhóm truyền II: i4 = = f4 + g4 = 18 + 47 = 65 = 5 x 13 i5 = = f5 + g4 = 28 + 37 = 65 = 5 x 13 i6 = = f6 + g6 = 39 + 26 = 65 = 5 x 13 BSCNN: K = 65 Emin(c) = Nên Emin(c) = = 0,9 < 1 Chọn E = 1 = E x K = 1 x 65 = 65 Z4 = x EK = x 65 = 18 răng Z4, = x EK = x 65 = 47 răng Z5 = x EK = x 65 = 28 răng Z5, = x EK = x 65 = 37 răng Z6 = x EK = x 65 = 39 răng Z6, = x EK = x 65 = 26 răng Nhóm truyền III: ở nhóm truyền này tổng số răng của hai cặp bánh răng ăn khớp và không bằng nhau, nên để đảm bảo có thể thực hiện được chuyển động giữa các cặp bánh răng thì khoảng cách giữa hai trục phải bằng nhau, khi tính khoảng cách trục ta chọn môđuyn bánh răng sao cho. (Z7 + Z7,) x m7 = (Z8 + Z8) x m8 = Để đảm bảo tỷ số truyền trên thì m7 = 4 m7 = 4 i7 = = f7 + g7 = 19 + 71 = 90 = 10 x 9 i8 = = f8 + g8 = 82 + 38 = 120 = 60 x 2 Điều kiện để cho i7 và i8 có cùng khoảng cách A là ta lập bảng tỷ số truyền và các bánh răng tương ứng. Nhóm 0 Nhóm I Nhóm II Nhóm III i1 = i4 = i7 = i0 = i2 = i5 = i0 = i3 = i6 = Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Chọn Emin = 1 = E x K = 1 x 90 = 90 răng Z7 = x EK = x 90 = 19 răng Z7, = x EK = x 90 = 71 răng Z8 = x EK = x 120 = 82 răng Z8, = x EK = x 120 = 38 răng Lập bảng tính giá trị của Z. Trục động cơ xuống trục I i0 = = i1 = = Trục I xuống trục II i2 = = i3 = = i4 = = Trục II xuống trục III i5 = = i6 = = Trục III xuống trục IV i7 = = i8 = = 8. Chọn môđun m cho các cặp bánh răng, xác định khoảng cách trục. a) .Chọn môđun m cho các cặp bánh răng. Nhóm truyền I: i0 = = Chọn môđuyn m = 3 Nhóm truyền II: i1 = = i2 = = Chọn mô đuyn m = 4 i3 = = Nhóm truyền III: i4 = = i5 = = Chọn mô đuyn m = 4 i6 = = Nhóm truyền IV: i7 = = Chọn môđuyn m = 4 i8 = = Chọn môđuyn m = 3 Để đảm bảo truyền động giữa hai cặp bánh răng có thể thực hiện được. b).Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp tốc độ A = x m x ồZ - Khoảng cách trục I (trục động cơ) xuống trục II A1 = x 3 x (27 +51) = 120 mm - Khoảng cách trục II xuống trục III A2 = x 4 x 60 = 110 mm - Khoảng cách trục III xuống trục IV A3 = x 4 x 65 = 130 mm - Khoảng cách trục IV xuống trục V A4 = x 4 x 90 = x 3 x 120 = 180 mm 9. Tính toán số vòng quay thực tế trục chính. n1 = nđc x i0 x i1 x i4 x i7 = 1440 x x x x = 29,5 Vg/ph n2 = nđc x i0 x i2 x i4 x i7 = 1440 x x x x = 37,5 Vg/ph n3 = nđc x i0 x i3 x i4 x i7 = 1440 x x x x = 47,5 Vg/ph n4 = nđc x i0 x i1 x i5 x i7 = 1440 x x x x = 58,5 Vg/ph n5 = nđc x i0 x i2 x i5 x i7 = 1440 x x x x = 74 Vg/ph n6 = nđc x i0 x i3 x i5 x i7 = 1440 x x x x = 94 Vg/ph n7 = nđc x i0 x i1 x i6 x i7 = 1440 x x x x = 116 Vg/ph n8 = nđc x i0 x i2 x i6 x i7 = 1440 x x x x = 147 Vg/ph n9 = nđc x i0 x i3 x i6 x i7 = 1440 x x x x = 186 Vg/ph n10 = nđc x i0 x i1 x i4 x i8 = 1440 x x x x = 235 Vg/ph n11 = nđc x i0 x i2 x i4 x i78 = 1440 x x x x = 302 Vg/ph n12 = nđc x i0 x i3 x i4 x i8 = 1440 x x x x = 380 Vg/ph n13 = nđc x i0 x i1 x i5 x i8 = 1440 x x x x = 456 Vg/ph n14 = nđc x i0 x i2 x i5 x i8 = 1440 x x x x = 598 Vg/ph n15 = nđc x i0 x i3 x i5 x i8 = 1440 x x x x = 755 Vg/ph n16 = nđc x i0 x i1 x i6 x i8 = 1440 x x x x = 930 Vg/ph n17 = nđc x i0 x i2 x i6 x i8 = 1440 x x x x = 1184 Vg/ph n18 = nđc x i0 x i3 x i6 x i8 = 1440 x x x x = 1496 Vg/ph 10. Tính sai số lượng chạy dao thực tế và lý thuyết. Dn = x 100% Điều kiện Dn [Dn] = 2,6 % Ttong đó : nlt - Số vòng quay được lấy theo tiêu chuẩn (vg/ph) ntt - Số vòng quay thực tế tính theo sốrăng z (vg/ph) Dn1 = x 100% = 1,7 % Dn2 = x 100% = 0 % Dn3 = x 100% = 0 % Dn4 = x 100% = 2,5 % Dn5 = x 100% = 1,3 % Dn6 = x 100% = 1 % Dn7 = x 100% = 1,7 % Dn8 = x 100% = 2 % Dn9 = x 100% = 2,1 % Dn10 = x 100% = 0 % Dn11 = x 100% = - 0,6 % Dn12 = x 100% = - 1,3 % Dn13 = x 100% = 2,1 % Dn14 = x 100% = 0,3 % Dn15 = x 100% = - 0,7 % Dn16 = x 100% = 2,1 % Dn17 = x 100% = - 0,3 % Dn18 = x 100% = 0,3 % Tính sai số lượng chạy dao thực tế và lý thuyết nlt ntt Dn n1 = 30 n1 = 29,5 Dn1 = 1,7 % n2 = 37,5 n2 = 37,5 Dn2 = 0 % n3 = 47,5 n3 = 447,5 Dn3 = 0 % n4 = 60 n4 = 658,5 Dn4 = 2,5 % n5 = 75 n5 = 74 Dn5 = 1,3 % n6 = 95 n6 = 94 Dn6 = 1 % n7 = 118 n7 = 116 Dn7 = 1,7 % n8 = 150 n8 = 147 Dn8 = 2 % n9 = 190 n9 = 186 Dn9 = 2,1 % n10 = 235 n10 = 235 Dn10 = 0 % n11 = 300 n11 = 302 Dn11 = - 0,6 % n12 = 375 n12 = 380 Dn12 = - 1,3 % n13 = 475 n13 = 456 Dn13 = 2,1 % n14 = 600 n14 = 598 Dn14 = 0,3 % n15 = 750 n15 = 755 Dn15 = - 0,7 % n16 = 950 n16 = 930 Dn16 = 2,1 % n17 = 1180 n17 = 1184 Dn17 = - 0,3 % n18 = 1500 n18 = 1496 Dn18 = 0,3 % Vẽ biểu đồ sai Hình 5: 11. Tính sơ bộ thông số hình học của các bánh răng trong hộp tốc độ. a).Xác định đường kính vòng chia của các bánh răng. d = Trong đó: d: Đường kính vòng chia của các bánh răng m: Mô đuyn bánh răng z: Số răng của các bánh răng b: Góc nghiêng của răng Hộp tốc độ máy phay sử dụng bánh trụ răng thẳng nên b = 0 cosb = 1 nên d = m x Z Do đó d0 = m0 x Z0 = 3 x 26 = 78 mm d0, = m0, x Z0, = 3 x 54 = 162 mm d1 = m1 x Z1 = 4 x 16 = 64 mm d1, = m1, x Z1, = 4 x 39 = 156 mm d2 = m2 x Z2 = 4 x 19 = 76 mm d2, = m2, x Z2, = 4 x 36 = 144 mm d3 = m3 x Z3 = 4 x 22 = 88 mm d3, = m3, x Z3, = 4 x 33 = 132 mm d4 = m4 x Z4 = 4 x 18 = 72 mm d4, = m4, x Z4, = 4 x 47 = 188 mm d5 = m5 x Z5 = 4 x 28 = 112 mm d5, = m5, x Z5, = 4 x 37 = 148 mm d6 = m6 x Z6 = 4 x 39 = 156 mm d6, = m6, x Z6, = 4 x 26 = 104 mm d7 = m7 x Z7 = 4 x 19 = 76 mm d7, = m7, x Z7, = 4 x 71 = 284 mm d8 = m8 x Z8 = 3 x 82 = 246 mm d8, = m8, x Z8, = 3 x 38 = 114 mm b). Xác định đường kính chân răng df = d – 2 x m df: đường kính chân răng df0 = d0 - 2 x m0 = 78 – 2 x 3 = 72 mm df0, = d0, - 2 x m0, = 162 – 2 x 3 = 156 mm df1 = d1 - 2 x m1 = 64 – 2 x 4 = 56 mm df1, = d1, - 2 x m1, = 156– 2 x 4 = 148 mm df2 = d2 - 2 x m2 = 76 – 2 x 4 = 68 mm df2, = d2, - 2 x m2, = 144 – 2 x 4 = 136 mm df3 = d3 - 2 x m3 = 88 – 2 x 4 = 80 mm df3, = d3, - 2 x m3, = 132 – 2 x 4 = 124 mm df4 = d4 - 2 x m4 = 72 – 2 x 4 = 64 mm df4, = d4, - 2 x m4, = 188 – 2 x 4 = 180 mm df5 = d5 - 2 x m5 = 112 – 2 x 4 = 104 mm df5, = d5, - 2 x m5, = 148 – 2 x 4 = 140 mm df6 = d6 - 2 x m6 = 156 – 2 x 4 = 148 mm df6, = d6, - 2 x m6, = 104 – 2 x 4 = 96 mm df7 = d7 - 2 x m7 = 76 – 2 x 4 = 68 mm df7, = d7, - 2 x m7, = 284 – 2 x 4 = 276 mm df8 = d8 - 2 x m8 = 246 – 2 x 3 = 230 mm df8, = d8, - 2 x m8, = 114 – 2 x 3 = 108 mm c. Xác định đường kính đỉnh răng. da = d + 2 x m Với da đường kính đỉnh răng da0 = d0 + 2 x m0 = 78 + 2 x 3 = 84 mm da0, = d0, + 2 x m0, = 162 + 2 x 3 = 168 mm da1 = d1 + 2 x m1 = 64 + 2 x 4 = 72 mm da1, = d1, + 2 x m1, = 156 + 2 x 4 = 164 mm da2 = d2 + 2 x m2 = 86 + 2 x 4 = 84 mm da2, = d3 + 2 x m3 = 114 + 2 x 4 = 152 mm da3 = d2, + 2 x m2, = 88 + 2 x 4 = 96 mm da3, = d3, + 2 x m3, = 132 + 2 x 4 = 140 mm da4 = d4 + 2 x m4 = 72 + 2 x 4 = 80 mm da4, = d4, + 2 x m4, = 188 + 2 x 4 = 196 mm da5 = d5 + 2 x m5 = 112 + 2 x 4 = 120 mm da5, = d5, + 2 x m5, = 148 + 2 x 4 = 156 mm da6 = d6 + 2 x m6 = 156 + 2 x 4 = 164 mm da6, = d6, + 2 x m6, = 104 + 2 x 4 = 112 mm da7 = d7 + 2 x m7 = 76 + 2 x 4 = 84 mm da7, = d7, + 2 x m7, = 284 + 2 x 4 = 292 mm da8 = d8 + 2 x m8 = 246 + 2 x 3 = 252 mm da8, = d8, + 2 x m8, = 114 + 2 x 3 = 120 mm 12. Sơ đồ động của hộp tốc độ máy phay. Lập bảng tổng kết các thông số hình học của các bánh răng. STT Trục BR số Số răng M d da df Mx 1 I Z0 26 3 78 84 72 4,73 2 Z0, 54 3 162 168 156 3 Z1 16 4 64 72 56 4 Z1, 39 4 156 164 148 5 II Z2 19 4 76 84 68 1,7 6 Z2, 36 4 144 152 136 7 Z3 22 4 88 96 80 8 Z3, 33 4 132 140 124 9 Z4 18 4 72 80 64 10 Z4, 47 4 188 196 180 11 III Z5 28 4 112 120 104 1,03 12 Z5, 37 4 148 156 140 13 Z6 39 4 156 164 148 14 Z6, 26 4 104 112 96 15 Z7 19 4 76 84 68 16 IV Z7, 71 4 284 292 276 1,55 17 Z8 82 3 246 252 240 18 Z8, 38 3 114 120 108 V 2,94 b)Sơ đồ động và lưới vòng quay của hộp tốc độ. Hình 6: Phần II tính toán động học hộp chạy dao Máy phay mới 6H82 Phần II tính toán động học hộp chạy dao Máy phay mới 6H82 I . Khái niệm chung đối với hộp chạy dao. 1.Đặc điểm: So với hộp tốc độ, hộp chạy dao có các đặc điểm sau đây: a) Công suất truyền bé, thường chỉ bằng 5 đến 10% công suất truyền dẫn chính. b) Tốc độ làm việc chậm nhiều so với hộp tốc độ. Do đó trong hộp chạy dao dùng cơ cấu giảm tốc nhiều và hiệu suất thấp, thường dùng vít đai ốc, trục vít, bánh vít. Trong điểu kiện có thể, nếu dùng nhiều cặp bánh răng nối tiếp nhau để giảm tốc độ thì không nhất thiết phải dùng các cơ cấu có hiệu suất thấp nói trên. c) Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong giới hạn. Ê is Ê 2,8 Rsmax = = 14 2.Yêu cầu đối với hộp chạy dao: Tuỳ theo công dụng của máy mà các hộp chạy dao cần phải thoả mãn các yêu cầu rất khác nhau bao gồm: a) Số cấp chạy dao zs b) Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao ps. c) Quy luật phân bố của các lượng chạy dao. d)Tính chất các lượng chạy dao là liên tục hay gián đoạn. g) Độ chính xác chuyển động chạy dao. e) Độ cứng vững xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo. 3.Điều kiện kỹ thuật: Khác với hộp tốc độ, trong đa số máy hộp chạy dao không có mặt chuẩn để xác định vị trí tương đối giữa phôi và dao. Vì thế sai số chế tạo và lắp ráp không phản ánh trực tiếp tới sai số gia công như độ côn, độ ô van độ nghiêng v.v... mà sai số hộp chạy dao thường phản ánh đến độ bóng gia công vì tốc độ chạy dao không đến. Vấn đề này chỉ có ý nghĩa đối với các máy gia công tinh, còn các máy thường thì sai số đó có thể bỏ qua được. Riêng ở một vài máy thì hộp chạy dao có mặt chuẩn vị trí.Thí dụ: Hộp chạy dao vòng ở máy phay mài tròn ngoài (quay tròn phôi). Lúc đó sai số chế tạo hộp chạy dao phản ánh trực tiếp vào chi tiết gia công, nên yêu cầu chế tạo nó phải chặt chẽ hơn nhiều so với hộp chạy dao các máy khác như tiện, khoan phay báo ... Có một số hộp chạy dao cần bảo đảm lượng di động chính xác như hộp chạy dao của máy tiện ren, máy phay ren, thì độ chính xác truyền động các chi tiết trong hộp chạy dao yêu cầu cao, vì sai số đó sẽ làm cho vítme quay không đều làm cho bàn dao chuyển động với tốc độ không đều. Tóm lại, trong trường hợp cụ thể ta cần cân nhắc kỹ để định ra độ chính xác của chi tiết trong hộp, đặc biệt là vỏ hộp và các điều kiện kỹ thuật khác. Độ chính xác của các bánh răng trong hộp theo TCVN, các độ chính xác khá, tương tự như trong hộp tốc độ. Cần chú ý sai số vị trí của hộp chạy dao có thể thấp nhiều so với hộp tốc độ. Vật liệu vỏ hộp thường làm bằng gang (GX 15-32). 4. Các loại hộp chạy dao: Các hộp chạy dao hiện nay có sơ đồ động và hình dáng kết cấu rất khác nhau tuy vậy người ta có thể chia chúng làm ba nhóm cơ bản theo nguyên tắc thiết kế khác nhau. a) Hộp chạy dao thông thường, bảo đảm cho dao hoặc phôi có một tốc độ di động cần thiết trong quá trình cắt. Lượng di động đó không đòi hỏi chính xác lắm. b) Hộp chạy dao bảo đảm tỷ số truyền chính xác giữa trục chính và phôi. c) Hộp chạy dao tạo ra chuyển động chạy dao không liên tục như ở trên máy bào, xọc, mài. Trong hộp chạy dao các máy công cụ hiện đại thường dùng các bộ truyền sau: bộ truyền bánh răng di trượt kết hợp với các ly hợp vấu, răng, ma sát, bộ truyền các bánh răng thay thế, bộ truyền bánh răng hình tháp, bộ truyền cơ cấu then kéo, mêan. Các bộ truyền này có thể dùng riêng rẽ hay nối tiếp để tạo thành toàn bộ hộp chạy dao. Trên đây là nhóm hộp chạy dao dùng truyền dẫn phân cấp. Trong máy căt kim loại vạn năng hiện đại, để tránh tổn thất về năng suất, người ta thiết kế nhiều hộp chạy dao điều chỉnh vô cấp dùng truyền động điện, thuỷ lực hoặc cơ khí. Phương pháp thiết kế chung được trình bày kỹ trong các giáo trình: điện trong máy công cụ, truyền dẫn vô cấp bằng điện, thuỷ, khí. Hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theo cấp số nhân. Trước khi thiết kế, chúng ta cần chuyển chuỗi lượng chạy dao s1, s2, s3, ..., sn thành chuỗi số vòng quay của cơ cấu chấp hành ns1 ns2 ns3 ...nsn để bài toán thiết kế giống với quá trình thiết kế hộp tốc độ. Khi viết phương trình xích chạy dao cần chú ý lượng di động tính toán ở hai đầu xích và hệ số biến đổi thứ nguyên của chuyển động do cơ cấu biến đổi chuyển động ở cuối xích. II.Tính toán động học hộp chạy dao máy phay. Zs = 18; smin ngang = smin dọc = smin đứng = 23,5 mm/phút smax ngang = smaxdọc = smax đứng = 1180 mm/phút sN = 2350mm/phút ; nđc = 1420 vòng/phút Nđc = 1,7KW 1/ Tính toán thông số thứ tư. Với Zs = 18; smin ngang = smin dọc = smin đứng = 23,5 mm/phút smax ngang = smaxdọc = smax đứng = 1180 mm/phút Tính j = ? Theo công thức tổng quát ta có: jZ-1 = Suy ra Thay số và ta có: j = = = 1,259 Lấy theo j chuẩn j =1,26 2. Tính lượng chạy dao dọc, ngang, đứng theo lý thuyết. s1 = smin = 23,5 mm/phút s2 = s1 . j = 23,5. = 30 mm/phút s3 = s2 . j = 30 . = 37,3 mm/phút s4 = s3 . j = 37,5 . = 47 mm/phút s5 = s4 . j = 47 . = 60 mm/phút s6 = s5 . j = 60 . = 75,6 mm/phút s7 = s6 . j = 75,6. = 95 mm/phút s8 = s7 . j = 95 . = 119 mm/phút s9 = s8 . j = 119 . = 150 mm/phút s10 = s9 . j = 150 . = 188,1 mm/phút s11 = s10 . j = 188,1 . = 236,9 mm/phút s12 = s11 . j = 236,9 . = 298 mm/phút s13 = s12 . j = 298 . = 376,2 mm/phút s14 = s13 . j = 376,2 . = 474 mm/phút s15 = s14 . j = 474 . = 595 mm/phút s16 = s15 . j = 595 . = 752,6 mm/phút s17 = s16 . j = 752,6. = 948,2 mm/phút s18 = s17 . j = 948,2. = 1180 mm/phút 3. Chọn phương án không gian tối ưu. Giới hạn tỷ số truyền Ê i Ê 2 Tính số nhóm truyền tối thiểu x ta có công thức imin gh = = Suy ra 4x = Lấy sN = 1180 mm/phút xlg4 = lgsN – lgsmin x = = = 2,82 Chọn x = 3 Từ số cấp tốc độ của hộp chạy dao Z = 18 ta có thể phân tích thành các thừa số nguyên tố sau : Z = 18 x 1 (1) Z = 6 x 2 (2) Z = 9 x 2 (3) Z = 3 x3 x 2 (4) Vậy các phương án không gian (1),(2) và (3) không đạt yêu cầu vì số nhóm truyền tối thiểu là x = 3 ,ta chọn phương án số (4) do thoả mãn điều kiện x = 3. Còn phương án (4) lại có thể phân tích thành các phương án sau : 3 x 3 x 2 (1’) 2 x 3 x 3 (2’) PAKG Yêu tố so sánh 3 x 3 x 2 3 x 2 x 3 2 x3 x3 Tổng số bánh răng 16 16 16 Tổng số trục 4 4 4 Chiều dài Lmin 17b + 16f 17b + 16f 17b + 16f Số br chịu Mx 2 3 3 Cơ cấu đặc biệt 2 3 3 3 x 2 x 3 (3’) Để giảm số bánh răng chịu mô men xoắn trên trục cuối cùng ta chọn phương án 3 x3 x 2 4.Chọn thông số thứ tự của hộp chạy dao. Trên cơ sở phương án không gian 3 x 3 x 2, xác định số phương án thứ tự. K! = 3! = 1 x 2 x 3 = 6 Từ đó ta lập bảng lưới kết cấu nhóm để lựa chọn phương án thứ tự tối ưu nhất. STT Phương án thứ tự Lưới kết cấu nhóm Lượng mở cực đại Ximax jXimax 3 x 3 x 2 1 I II III 9 1,269 = 8 (1) (3) (9) 2 I III II 12 1,2612 = 16 (1) (6) (3) 3 II I III 9 1,269 = 8 (3) (1) (9) 4 II III I 12 1,2612 = 16 (2) (6) (1) 5 III I II 12 1,2612 = 16 (6) (1) (2) 6 III II I 12 1,2612 = 16 (6) (2) (1) Căn cứ vào bảng lượng mở ta ta có thể loại các phương án thứ tự 2, 4, 5, 6 vì ở các phương án này phạm vi điều chỉnh tốc độ jXimax =16 lớn hơn phạm vi điều chỉnh tốc độ cho phép jXimax Ê 14 còn lại hai phương án 1 và 3. Đó là: 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 I II III II I III (1) (3) (9) (3) (1) (9) Ta tiến hành vẽ lưới kết cấu của hai phương án này để tìm ra phương án thứ tự tối ưu nhất. Vẽ lưới kết cấu: 3 x 3 x 2 I II III (1) (3) (9) Hình 7: Hình 8: Hộp chạy dao máy phay phải đảm bảo hai xích truyền là chạy dao nhanh và ăn dao. Nếu sử dụng cơ cấu truyền động bánh răng bình thường như hộp tốc độ thì phải dùng hai đường truyền riêng biệt nghĩa là khi truyền từ xích chạy nhanh sang các xích làm việc (dọc, ngang, đứng) thì ta phải tắt động cơ để thay đổi cơ cấu truyền động. Để hộp chạy dao nhỏ gọn khi dùng hai đường truyền riêng biệt và ta vẫn có thể chuyển đổi cơ cấu động mà vẫn không phải tắt động cơ. Nghĩa là dùng cơ cấu phản hồi và hệ thống các ly hợp cho hộp chạy dao máy phay. Do hộp chạy dao máy phay dùng cơ cấu phản hồi nên ta không chọn lưới kết cấu xít đều hình dẻ quạt. Vì nếu chọn phương án như vậy thì khi sử dụng cơ cấu phản hồi tỷ số truyền giữa các cặp bánh răng ăn khớp sẽ quá lớn hay quá bé. Hơn nữa trong hộp chạy dao máy phay thương chỉ sử dụng một loại môđuyn, việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước của bộ truyền nên việc dùng phương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hưởng đến kích thước của hộp. phương án sử dụng là: 3 x 3 x 2 II I III (3) (1) (9) Đây là phương án tối ưu nhất đảm bảo lưới phản hồi không có tỷ số truyền quá lớn, kết cấu thoả mãn yêu cầu hộp chạy dao máy phay. Chọn động cơ: Theo máy tương tự 6H82 ta có. nđc = 1420 vòng/phút Nđc = 1,7 kW; h = 0,75 Mônen xoắn trên trục động cơ sẽ có giá trị như sau. Mxđc = 974. = 974. = 1,16 kGm Như đã lý luận ở trên, hộp chạy dao máy phay sử dụng cơ cấu phản hồi nên đồ thị vòng quáy được vẽ như sau: Hình 9: Vì hộp chạy dao cón có tốc độ thấp để trực tiếp thực hiện các lượng ăn dao dọc, ngang, đứng để gia công được sản phẩm. Do đó thì vòng quay như trên vẫn chưa thoả mãn mà còn phải giảm tốc nhiều hơn nữa. Muốn thế ta dùng phương pháp giãn thêm trục nghĩa là tăng thêm các trục trung gian. Hộp chạy dao lám việc nhiều hơn so với hộp tốc độ do đó dùng cơ cấu giảm tốc nhiều để đạt được các tốc độ chậm theo yêu cầu cần thiết của lượng chạy dao. Vì vậy ta nới xích truyền bằng các trục trung gian để giảm tốc. Vì nếu không thêm trục trung gian thì tỷ số truyền của một nhóm truyền nào đó trong xích truyền sẽ vượt ra khỏi giới hạn cho phép. Theo máy tương tự ta có: Xích chạy không s19 = s18 . = 1180 . 1,26 = 1486,8 mm/phút s20 = s19 . = 1486,8.1,26 = 1873,4 mm/phút s21 = s20 . = 1873,4 . 1,26 = 2360,5 mm/phút Xích chạy dao có ba chuyển động dọc, ngang, đứng. Xích chạy dao nhanh (theo máy tương tự 6H82 ta có) . . txđ = sđứng nhanh 1420 . . . . . . . txng = sngang nhanh . . . txd = sdọc nhanh Bước vít me tx = 6 (theo máy tương tự) Lượng chạy dao s17 = 948,2 mm/phút Ta xác định số vòng quay s0 của lưới kết cấu như sau. s17 = s0 x i3 x i5 x tx Với i3 = j 3; i5 = Nên i3 = ; s17 = Mà s0 = = = 158,04 vòng/phút Nên s0 = 158,04 vòng/phút Ê nđc = 1420 vòng/phút Tính cho xích chạy không (Nhằm mục đích giảm thời gian chạy không của máy). Ta có phương án xích chạy không như sau. sck = nđc x ik1 x ik2 x i11 x i12 x i13 x i14 x i15 x i16 x tx Mà ik1 là tỷ số truyền từ trục II xuống trục IV ik2 là tỷ số truyền từ trục IV xuống trục VI Như vậy ta còn phải thêm trục để có tỷ số truyền thích hợp từ nđc đến ns0. Từ đó vẽ được lưới vòng quay của hộp chạy dao máy phay như sau: Hình 10: Tính số răng trong các nhóm truyền Nhóm I: Truyền từ trục I sang trục II i1 = = f1 + g1 = 26+ 44 = 70 BSCNN: K = 70 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 70 = 70 z1 = x EK = x 70 = 26 răng z1, = x EK = x 70 = 44 răng Nhóm II: Truyền từ trục II sang trục III i2 = = f2 + g2 = 24 + 64 = 88 BSCNN: K = 88 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 88 = 88 Z2 = x EK = x 88 = 24 răng Z2, = x EK = x 88 = 64 răng Nhóm III: Truyền từ trục III sang trục IV i3 = = f3 + g3 = 1+ 2 = 3 i4 = j0= = = f4 + g4 = 1 + 1= 2 i5 = j3= = = f5 + g5 = 2 + 1 = 3 BSCNN: K = 2 x 3 =6 Emin(c) = Nên Emin(c) = = 8,5 Chọn E = 9 = E x K = 9 x 6 = 54 Z3 = x EK = x 54 = 18 răng Z3, = x EK = x 54 = 36 răng Z4 = x EK = x 54 = 27 răng Z4, = x EK = x 54 = 27 răng Z5 = x EK = x 54 = 36 răng Z5, = x EK = x 54 = 18 răng Vậy i3 = = i4 = = i5 = = Nhóm IV: Truyền từ trục IV sang trục V i6 = = f6 + g6 = 9 + 20= 29 i7 = = f7 + g7 = 21+ 37= 58 i8 = = f8 + g8 = 24+ 34= 58 i9 nếu chọn vào đồ thị vòng quay thì i9 là tia tăng tốc nhỏ nhưng thực chất là tia giảm tốc vì đó là phản hồi do đó. i9 = = f9 + g9 = 13 + 45 = 58 i10 = = f10 + g10 = 9+ 20 = 58 BSCNN: K = 2 x 29 = 58 Emin(c) = Nên Emin(c) = = 0,94 < 1 Chọn E = 1 = E x K = 1 x 58 = 58 Z6 = x EK = x 58 = 18 răng Z6, = x EK = x 58 = 40 răng Z7 = x EK = x 58 = 21 răng Z7, = x EK = x 58 = 37 răng Z8 = x EK = x 58 = 24 răng Z8, = x EK = x 58 = 34 răng Z9 = x EK = x 58 = 13 răng Z9, = x EK = x 58 = 45 răng Z10 = x EK = x 58 = 18 răng Z10, = x EK = x 58 = 40 răng Vậy i6 = = i7 = = i8 = = i9 = = i10 = = Nhón V: Truyền từ trục V sang trục VI i11 = j 0 = 1 Chọn cặp bánh răng f11 + g11 = 40 + 40 = 80 BSCNN: K = 80 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 80 = 80 Z11 = x EK = x 80 = 40 răng Z11, = x EK = x 80 = 40 răng Nhóm truyền VI: Truyền từ trục VI sang trục VII i12 = = = f12 + g1 = 28 + 35 = 63 BSCNN: K = 63 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 63 = 63 Z12 = x EK = x 63 = 28 răng Z12, = x EK = x 63 = 35 răng Nhóm VII: Truyền từ trục VI sang trục VII i13 = = = f13 + g13 = 18 + 33 = 51 BSCNN: K = 51 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 51 = 51 Z13 = x EK = x 51 = 18 răng Z13, = x EK = x 51 = 33 răng Nhóm VIII: Truyền từ trục VIII sang trục IX i14 = = = f14 + g14 = 33 + 37 = 70 BSCNN: K = 70 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 70 = 70 Z14 = x EK = x 70 = 33 răng Z14, = x EK = x 70 = 37 răng Nhóm IX: Truyền từ trục IX sang trụcX i15 = = f15 + g15 = 18 + 16 = 34 BSCNN: K = 34 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 34 = 34 Z15 = x EK = x 34 = 18 răng Z15, = x EK = x 34 = 16 răng Nhóm X: Truyền từ trục X sang trục XI i16 = j0= 1 Chọn cặp bánh răng = = f16 + g16 = 18 + 18 = 36 BSCNN: K = 36 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 36 = 36 Z16 = x EK = x 36 = 18 răng Z16, = x EK = x 36 = 18 răng Tính tỷ số truyền cho xích chạy không ik1 = = = fk1 + gk1 = 44 + 57 = 101 BSCNN: K = 101 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 101 = 101 Zk1 = x EK = x 101 = 44 răng Zk1, = x EK = x 101 = 57 răng ik2 = j = = fk2 + gk2 = 57 + 43 = 100 BSCNN: K = 100 Emin(c) = Nên Emin(c) = = < 1 Vậy E = 1 = E x K = 1 x 100 = 100 Zk2 = x EK = x 100 = 57 răng Zk2, = x EK = x 100 = 43 răng Vậy lượng chạy không là sck = nđc x i1 x ik1 x ik2 x i12 x i13 x i14 x i15 x i16 x tx Các tỷ số truyền i1, ik2, i12 , i13 , i14 , i15 , i16 đã tính ở trên Bước vít me tx = 6 sck = 1420 x x x x x x x x x 6 sck = 2255 mm/phút Lập bảng tính giá trị của Z Trục I xuống trục II i1 = = Trục II xuống trục III i2 = = i3 = = Trục III xuống trục IV i4 = = i5 = = i6 = = i7 = = Trục IV xuống trục V i8 = = i9 = = i10 = = Trục V xuống trục VI i11 = = Trục VI xuống trục VII i12 = = Trục VII xuống trục VIII i13 = = Trục VIII xuống trục IX i14 = = Trục IX xuống trục X i15 = = Trục X xuống trục XI i16 = = 7. Chọn môđun m cho các cặp bánh răng, xác định khoảng cách trục. a) Chọn môđun m cho các cặp bánh răng. Xác định môđuyn m của các cặp bánh răng ăn khớp dựa vào máy tương tự 6H82 ta chọn môđuyn m cho cặp bánh răng trong các nhóm truyền của hộp chạy dao như sau. Nhóm truyền I: i1 = = Chọn môđuyn m = 2 Nhóm truyền II: i2 = = Chọn mô đuyn m = 2 Nhóm truyền III i3 = = i4 = = i5 = = Chọn mô đuyn m = 2,5 để đảm bảo các tỷ số truyền trong một nhóm truyền có thể thực hiện được. Nhóm truyền IV i6 = = i7 = = i8 = = i9 = = i10 = = Chọn mô đuyn m = 2,5 Nhóm truyền V: i11 = = Chọn môđuyn m = 2,5 Nhóm tr._.ng được đều, bề mặt trục không có lớp ôxi hoá. Do đó, nitơ hoá có thể coi là nguyên công cuối cùng của qui trình chế tạo trục. Nitơ hoá trước tiên dùng cho những trục chính của qui trình chế tạo trục. Nitơ hoá trước tiên dùng cho những trục chính của những máy gia công chính xác, có số vòng quay từ 2000 (vòng/phút) trở lên. Lựa chọn vật liệu cho trục chính còn phụ thuộc vào các loại ổ trục (lăn, trượt), vào điều kiện làm việc (nhẹ, trung bình, nặng) và vào những yêu cầu đặc biệt đối với trục (độ bền, độ cứng trên bề mặt lớn....) như trục chính của máy tiện, máy tiện rêvolve, máy phay, mài, khoan trong ổ lăn với: - Điều kiện làm việc nhẹ (P.V ³ 150 .) và trung bình: Dùng thép 45, tôi HRC = 24 á 30. - Điều kiện làm việc nặng (P.V ³ 400 .: Dùng thép 40X tôi đến HRC = 24 á 30, hoặc thép 20X tôi đến HRC = 40 á 50 Cũng những trục đó, nhưng nếu quay trong ổ trượt với: - Điều kiện làm việc nhẹ: Dùng thép 45 tôi đến HRC = 40 á 50. - Điều kiện làm việc nặng: Dùng thép 40X tôi đến HRC = 24 á 30 hoặc thép 20X tôi đến HRC = 56 á 62. - Điều kiện làm việc trung, nặng và số vòng quay n ³ 2000(vòng/phút) thì dùng thép 38XGOA nitơ hoá điến HB = 750 á 1000. - Đối với những trục chính có yêu cầu cao về độ bền, độ chịu mòn thì dùng thép có thể thấm than 12X H3 hoặc 13XBHA, 18 XBHA tôi đến HRC = 56 á 62. Căn cứ vào những yêu cầu đối với trục chính, vào điều kiện làm việc của trục, vào loại ổ trục và những yêu cầu đặc biệt đối với trục: với trục chính máy phay P82 ta chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi đến HRC = 24 á 30. III.Điều kiện kỹ thuật của trục chính. Điều kiện kỹ thuật đối với trục chính bao gồm: a)Sai số cho phép về hình dáng, kích thước trên tất cả các bộ phận chủ yếu của trục như: Độ ô van cho phép, sai số của độ côn, dung sai lắp ghép, độ lệch tâm, độ phẳng góc ... b)Độ nhẵn và độ cứng bề mặt cổ trục, hay những chỗ bị mòn khác. c)Độ không cân bằng cho phép của trục. Đối với trục chính làm việc với số vòng quay nhỏ thì không cần thiết. Theo những điều kiện trên, thì độ nhẵn bề mặt của cổ trục chính máy tiện, máy tiện rêvolve, máy phay, máy khoan, khoan tổ hợp, máy mài làẹ9 khi quay trong ổ trượt, là ẹ8 khi quay trong ổ lăn. Đối với trục chính lắp đá mài ở máy mài, khi chuyển động trong ổ trượt, cổ trục phải là ẹ10, và trong ổ lăn làẹ9. Những bề mặt còn lại khi số vòng quay n ³ 600(vòng/phút) là ẹ7. Độ cứng của cổ trục khi quay trông ổ trượt với: - Số vòng quay n > 1000 (vòng/phút) thì HRC = 54 á 60. - Số vòng quay n = 300 á 1000 (vòng/phút) thì HB > 220. - Số vòng quay n < 300 (vòng/phút) không cần có điều kiện kĩ thuật về độ cứng. Ngoài những yêu cầu trên, đối với những đoạn trục có then hoa, cần đảm bảo: - Độ lệch tâm của bề mặt có then đối với bề mặt lắp ổ trục không quá 0,02mm đối với bánh răng loại 1 và 2; 0,04mm đối với bánh răng loại 3 và 4. - Sai lệch về độ chia then và bề dày của then không quá 0,02mm. - Sai lệch về độ song song của các mặt bên của then đối với đường tâm của trục không quá 0,02mm trên độ dài 100mm. - Độ cứng bề mặt then có các chi tiết trượt là HRC = 54 á 60. Nừu các chi tiết trượt không thường xuyên thì độ cứng HB > 220. IV. Kết cấu của trục chính. Kết cấu của trục chính phụ thuộc vào các yếu tố sau: - Vị trí và số chi tiết lắp trên trục. - Dung sai lắp ghép cần thiết cho những chi tiết lắp trên trục. - Các phương pháp lắp chi tiết (lắp bằng then, then hoa, chốt, vòng chắn ...) và các phương pháp di động các chi tiết trượt trên trục. - Các phương pháp điều chính theo hướng trục và hướng tam của trục. - Kích thước và các loại ổ trục. - Phương pháp lắp ráp, chế độ nhiệt luyện cũng như cách cố định dụng cụ cắt hoặc chi tiết gia công trên trục. Với những nhân tố trên, ta có thể xác định được kết cấu của trục chính. Khi thiết kế, ta cần chú ý thiết kế để hình dáng trục chính được đơn giảm, vì kết cấu đơn giảm thì việc gia công kiểm tra cũng đơn giản, giảm được vật liệu và ít bị phế phẩm trong quá trình gia công. Những nguyên tắc tổng quát khi xác định kết cấu của trục chính. a)Nếu trên trục lắp nhiều chi tiết có chế độ lắp ghép khác nhau, thì hình dáng của trục cần phải đảm bảo việc tháo lắp chi tiết được dễ dàng. Do đó, trục chính thường có đường kính nhỏ dần về phía hai đầu. b)Đoạn trục có chi tiết lắp trung gian cần phải có gờ. c)Nếu trên trục có cùng một đường kính danh nghĩa, nhưng là mặt có nhiều dung sai khác nhau, thì giữa các bề mặt ấy phải có rãnh ngăn cách để thoát dao. d)Để tránh dùng nhiều dụng cụ cắt và dụng cụ đo, các đường kính trục nên lấy theo tiêu chuẩn. e)Trên trục chính thường có những đoạn hình côn, ở những đoạn hình côn lắp bạc của ổ trượt điều chỉnh, thì độ côn thông thường là 1:10; nếu trên đoạn côn ấy lắp bánh răng thì độ côn là 1:15; và ở đoạn côn lắp ổ lăn có vành trông hình côn thì thông thường dùng 1:30. f)Để giảm ứng suất và tránh rạn nứt khi nhiệt luyện, ở những chỗ thay đổi đường kính cần phải có góc lượn lớn. Nếu cần thiết, chi tiết lắp trên trục cũng cần phải thay đổi hình dáng. Trong trường hợp không thay đổi được (như ổ lăn lắp trên trục) thì góc lượn có thể nâng cao bằng cách đẩy tâm bán kính đi một quãng nhất định hay dùng một vòng chắn ở giữa. g)Đối với trục chính cần cho phôi, dao, các cơ cấu kẹp, ống dẫn dầu ... đi qua, thì trục cần làm rỗng. Nếu không có yêu cầu cần thiết thì dùng trục đặc vì gia công lỗ sâu phức tạp. h)Hình dáng và kích thước của đầu trục chính dùng để lắp dao, lắp mâm cặp ... đều được tiêu chuẩn hoá. Do đó, các lỗ morse, các gờ, các lỗ chốt trên đầu trục chính của máy tiện khoan, phay, mài ... đều phải lấy theo tiêu chuẩn. Từ tất cả những yếu tố trên, ta lựa chọn kết cấu hình dáng của trục chính máy phay 6H82 như sau: Hình 19: VI. Tính trục chính máy phay 6H82 Để tính trục chính ta chọn chế độ cắt cực đại để kiểm tra. (Chế độ cắt cực đại là cắt bằng dao phay mặt đầu). t = 9 mm; SZ = 0.39; B = 120 Dao D = 200; Z = 15 răng. Ta có: P0 = CP x txP x SyZ x DZP x K2 x K3 (Kg) Thay các giá trị vào ta có: P0 = 70 x 91,14 x 0,390,7 x 15 x 1200,9 x 2001,14 x 1 x 0,8 x 1,3 = 1207 Kg (1) P0 = 12070 N PN = 0,6 x P0 = 0,6 x 12070 = 7242N Ta lại có: P0 = CB x SZy x Z = 682 x 120 x 0,390,72 x 15= 43792 N (2) PN = 0,6 x P0 = 0,6 x 43792 = 26275 N Nếu tính P0 theo công thức (2) thì giá trị P0 lớn hơn. Vởy để đảm bảo an toàn ta sử dụng công thức (2) để tính P0. Từ dầm trục chính máy phay 6H82, ta chuyển đổi thành dầm tính toán với các lực tác dụng như sau: Hình 31: MZ = P0 x = 43792 x = 4379200 Nmm = 4379 Nm PV = = = 30839 N Pr = PV x tg 200 = 30839 x 0,364 = 11225 N Từ trên cơ sở tính ta đã có hệ cơ bản và thứ tự các nhịp và gốc tựa như sau: Hình 32: Di lực PN vào gối tựa ta có mômen thu gọn là mômen liên kết trên mặt cắt tại gối này. Để có mômen do tải trọng gây nên trên hệ cơ bản ta phải tính phản lực trên nhịp của hệ cơ bản đó. ồMc = 0 = Pr x 86 - V1B x 291 V1B = = = 3317 N ồV =V1C + V1B – Pr = 0 V1C = Pr – V1B = 12255 – 3317 = 7908 N Mômen uốn tại lực R là: M = VC x 86 = 7908 x 86 = 680088 Nmm =680 Nm Ta có biểu đồ mômen do tải trọng gấy nên trên hệ cơ bản (h) Ta thiết lập được phương trình chính tắc như sau: Với M2 mômen thu gọn: M2 = PN x 0,145 M3 = 0; M0 = 0: Vì tại gối tựa ở 2 đầu mút của dầm siêu tĩnh không có Muốn Hình 33: Do đó hệ phương trình chính tắc có thể viết dưới dạng sau: M1 = M1 = = - 1342,5 Nm M2 = PN x 0,145 = 26275 x 0.145 = 3809,8 Nm CC = = =- 5479,5 N = V1B Tính V2B => ồMC = - M1 +Pr x 0,086 + V2B x 0,291 - M2 = 0 V2B = = 14388,3 N Tính VC => ồV = - VC +Pr + V2B = 0 VC = V2B + Pr = 14388,3 +11225 = 25613 N Mômen tại P2: M = M2 –VC x 0,086 = 3809 – 25613 x 0,086 =1607 N Ta vẽ biểu đồ mô men như sau: Hình 34: *Tính theo mặt phẳng (xoz) Vẽ biểu đồ mô men trong hệ cơ bản Hình 35: ồMc = 0 = VB x 0,291 – PV x 0,086 VB = =9114 N ồVc = 0 = VB + Vc – PV => Vc = PV - VB Vc = 30839 –9114 = 21725 N Vởy mômen tại lực P tác dụng là: M = Vc x 0,086 = 21725 x 0,086 = 1868,35 Nm Ta có biểu đồ mômen trong hệ cơ bản là: Hình 36: Ta có phương trình chính tắc như sau: Với M0 = 0 M2 = P0 x 0,145 = 43792 x0,145 = 6349,8 Nm Vậy ta có : 2(l1+l2)M1 + l2M2 + 6() = 0 M1 = = = - 2378,5 Nm Như vậy M1 sẽ có chiều ngược lại. Tính mômen cho từng nhịp: Hình 37: Với VA = V1B = = 9708 N Tính V2B: ồMc = V2B x 0,291 – M1 – PV x 0,086 – M2 = 0 V2B = =39108 N Từ V2B – VC - PV = 0 ta có VC = V2B - PV =8269 N Trị số mômen tại vị trí bánh răng đặt lực PV là : M = - VC x 0,086 + M2 = 5638 Nm Ta có biểu đồ mômen của dầm trong măt phẳng (xoz) là: Hình 38: Biểu đồ mô men theo hai hướng: Hình 39: Trục chịu lực lớn nhất ở hai tiết diện là cổ trục và vị trí lắp bánh răng. Mômen uốn tại 2 tiết diện đó là: Mu1 = = 7406 Nm Mu2 = = 5863 Nm Như vậy trục sẽ nguy hiểm nhất tại cổ trục: Đường kính của trục được tính theo công thức sau: d = 2,17 Trong đó: :là tỷ số giữa đường kính trong và đường kính ngoài của trục. Chọn = 0,5 n: hệ số an toàn, chọn n = 1,5 C1,C2: Hệ số phụ thuộc vào quá trình cắt,với máy phay chọn C1C2 = 0,3 :ứng suất mỏi, = 0,4 Với thép 45, =78 Kg/mm2 Nên = 0,4 x 78 = 31,2 Kg/mm2 = 31,2.107 N/m2 : Giới hạn chảy: =50 Kg/mm2 = 50 .107 N/m2 là hệ số phụ thuộc vào hình dáng kích thước ảnh hưởng đến ứng suất của trục. Với máy công cụ, chọn = 1,7 MUC = = = 5697 Nm MXC = = = 3368 Nm Vậy ta có: d = 2,17 = 0,0882 m Vậy d = 0,882m = 88,2 mm Chọn d theo tiêu chuẩn d = 90 mm. Vậy đường kính trục chính d = 90 mm. Trường hợp thứ hai Ta thêm một mômen phản ở đầu trục vào, trị số mômen phản này bằng 0,3 trị số mômen tác dụng từ đầu côngsôl và. Ta có biểu đồ tính như sau: Sau khi thu gọm lực đầu trục vào gối và thêm mômen phản ở gốc ta tính và vẽ biểu đồ mômen trên dầm hệ cơ bảnh như sau. Với mômen thu gọn là mômen liên kết nên không ảnh hưởng đến biểu đồ mômen của hệ cơ bản. Hình 40: ồMC = VB x 0,291 – Pr x 0,086 - MfY = 0 MfY = 0,3 x PN x0,145 =0,3 x 26275 x 0,145 = 1143 Nm VB = =7245 N ồV = VB + VC – Pr = 0 VC = Pr - VB = 11225 – 7245 = 3980 N Trị số mômen tại Pr là: M = VB x 0,205 = 7245 x 0.205 = 1485,22 N Ta có biểu đồ mômen trong hệ cơ bản như sau: Hình 41: Từ trên ta thiết lập được phương trình chính tắc như sau: l1xM0 –2(l1 + l2)M1+l2M2 + 6() = 0 Với M0 = 0 M2 = PN x 0,145 = 26275 x 0,145 = 3809,8 Ta có: 2(l1 + l2)M1+l2 x 3809,8 + 6 x 90,7 = 0 M1 = = = - 1541,82 Nm Vậy M1 sẽ ngược chiều với đồ thị trên. Tính và vẽ biểu đồ mômen cho từng nhịp: Hình 42: VA = V1B = = = 6293 N Tính V2B = = = 11145 N Tính VC: ồV = V2B + Pr – VC = 0 VC = V2B + Pr = 11145 + 11225 = 22370 N *Trị số mô men tại vị trí đặt lực Pr là: M = - V2B x 0,205 + M1 = - 11145 x 0,205 + 1541,8 = - 743 Nm Tại gối trục trị số mômen là: - M2 + Mfy = - 3809,8 + 1143 = - 2666,8 Nm Ta có biểu đồ mômen như sau: Hình 43: Tính trong mặt phẳng (xoy). Hình 44: Để vẽ biểu đồ mômen của hệ cơ bản thì coi M2 là mômen thu gọn nên nó không ẩn hưởng tới biểu đồ của hệ cơ bản, lực tác dụng trong trường hợp này chỉ có PV và MfX. Với Mfx = 0,3 x P0 x 0,146 Mfx = 0,3 x 43792 x 0,146 = 1905 Nm Hình 45: ồMC = VB x 0,291 – PV x 0,086 + Mfx = 0 VB = = 2567,5 N ồV = VB + VC – PV = 0 VC = PV - VC = 30839 – 2567,5 = 28271,45 N Trị số mômen tại vị trí đặt PV là: M = VB x 0,205 = 2567,5 x 0,205 = 526,33 Nm Hình 46: Vẽ biểu đồ mômen cho từng nhịp: Với khoảng cách từ gốc đến vị trí trục có M = 0 là: VC x l – Mfx = 0 l = = = 0,067 m Hình 47: Ta thiết lập phương trình chính tắc như sau: l1xM0 –2(l1 + l2)M1+l2M2 + 6() = 0 M1 = = = - 1926,59 Nm Vậy M1 sẽ có chiều ngược lại với chiều quy định. Hình 48: VA = V1B = = = 7863,63 N ồC = V2B x 0,291 – M1 – PV x 0,086 – M2 + Mfx = 0 V2B = V2B = = 31005,3 N ồV = V2B – PV – PC = 0 PC = V2B – PV = 31005,3 – 30839 = 166,3 N. Trị số mômen tại vị trí đặt lực PV là: M = - V2B x 0,205 + M1 = - 31005,3 x 0,205 – 1926,59 = - 4409,5 Nm Hình 49: Biểu đồ mômen theo hai hướng: Hình 50: Qua biểu đồ mômen ta thấy tiết diện nguy hiểm của trục là ở gối cổ trục. Trị số mômen uốn lực đặt tại đó là: Mumax = = 5183 Nm Tính đường kính trục theo công thức của AuepAaH với các trị số của các hệ số vẫn như trên trong đó: d = 2,17 = 0,07989 (m) d = 80 mm Như vậy so với trường hợp trước là trường hợp cho mômen phản ỏ đầu trục thì đường kính trục sẽ nhỏ đi, lượng nhỏ thua khoảng 9%. Do đó, nếu để tăng độ tin cậy thì ta vẫn dùng phương pháp đầu để tính vì nó đơn giản hơn (Trong tính toán cho phép sai số 10%). *Trường hợp thứ ba: Nếu bỏ bớt một gối mà coi trục chỉ có 2 gối ở nhịp 2 thì ta có sơ đồ tính như sau: Hình 51: Trong mặt phẳng (yoz). ồMA = Pr x 0.205 – VyB x 0,291 + PN x 0,436 = 0 ồMA = 11225x 0.205 – VyB x 0,291 + 26275x 0,436 = 0 VyB = = 47274,8 N ồV = VyB – VyA – Pr – PN = 0 VyA = VyB – Pr – PN VyA = 47274,8 – 11225 – 26275 = 9774,8 N Trong mặt phẳng (xoz): ồMA = PV x 0,205 + VxB x 0,291 –P0 x 0,436 = 0 VxB = VxB = = 43887,5 N ồX = - VxA + PV + VxB – P0 = 0 => VxA = – P0 + PV + VxB = - 43792 + 30839 + 43887,5 VxA = 30934,5 N. Tính các trị số mômen trong từng đoạn trục: Trong mặt phẳng (yoz) -Đoạn 1-1: My1 = - VyB x 0,086 + PN x 0,231 = - 47274,8 x 0,086 + 26275 x 0,231 = 2003,9 Nm -Đoạn 3-3: My3 = PN x 0,145 = 26275 x 0,145 = 3809,8 Nm Trong mặt phẳng (xoz). -Đoạn 1-1: Mx1 = - VxB x 0,086 + P0 x 0,231 Mx1 = - 43887,5 x 0,086 + 43792 x 0,231 = 6341,6 Nm -Đoạn 3-3: Mx3 = - P0 x 0,145 = 43792 x 0,145 = 6349,8 Nm Ta có biểu đồ mômen của trục như sau: Hình 52: Qua biểu đồ ta thấy trục nguy hiểm tại cổ trục. Trị số mômen cực đại ở đây so với trường hợp đầu không đổi. Do đó mà đường kính trục tính ra cũng không đổi, có nghĩa là vẫn chọn d = 90 m.Như vậy nếu không ảnh hưởng gì về kết cấu của máy cũng như về tải trọng khi làm việc của máy thì ta có thể bỏ bớt 1 gối tựa, như vậy trục sẽ ngắn gọn hơn, tính toán đơn giản hơn. Phần V Tính sức bền một số Chi tiết máy Phần V Tính sức bền Một số chi tiết máy điển hình Phần V.1: tính ly hợp Công dụng của ly hợp trong máy công cụ: - Tổng hợp và phân giải chuyển động (Cơ cấu vi sai trong các xích vi sai và tạo hình của các máy gia công răng, cơ cấu ly hợp siêu việt trong các xích chạy dao của máy tiện vạn năng và tự động...). - Đóng, ngắt chuyển động. Là khâu yếu nhất trong xích truyền dẫn dễ bị phá hỏng khi quá tải. - Nối trục truyền dẫn: Li hợp và phanh thường được kết hợp với nhau trong các máy chuyền động có quán tính lớn. Khi ngắt ly hợp đồng thời dùng phanh để hãm phanh. Có các loại ly hợp: Cứng, mềm, trượt, ma sát, các khớp nối chốt, các đăng: a.Khớp nối cứng: Độ đồng trục cho phép thường rất bé (độ lệch tâ không quá vài phần trăm mm). Mômen xoắn truyền qua then, chốt, bi ... Khi máy làm việc quá tải chốt sẽ bị cắt hoặc bị di trượt. b. Khớp nối mềm: Thường dùng kiểu nối mặt bích bằng nhiều chốt lắp trong đoạn ống cao su cứng chịu dầu. Độ đồng trục cho phép đến 0,1 mm. Góc lệch tới 10. Để nối trục có độ lệch tâm lớn hay dùng khớp nối chữ thập. c. Ly hợp trượt: Thường thấy các loại li hợp răng, vấu và ma sát. Li hợp răng truyền mômen xoắn lớn, bảo toàn được mối liên kết cứng trong xích động, kích thước nhỏ gọn, khi làm việc dễ va đập. Vì vậy sự trượt được chỉ có ở tốc độ vòng quay nhất định phụ thuộc vào khối lượng quán tính và độ mềm ly hợp cùng các chi tiết chịu tải khi đóng ly hợp bằng mô men gia tốc. Tốc độ vòng cực đại tại vòng ăn khớp của răng là 0,7 ms-1. Trong máy phay chủ yếu là dùng ly hợp vấu và li hợp ma sát nên ta tính toán cho 2 loại li hợp này. 1.Tính ly hợp ma sát. - Dùng li hợp với mọi cấp vòng quay. - Phần ghép nối luôn có hiện tượng trượt. - Có thể điều chỉnh được Mxgh của truyền dẫn bằng cách thay đổ độ lớn của áp lực ma sát. Do đó, coi nó như một khâu an tàon trong mạch truyền dẫn. a.Kết cấu bộ ly hợp ma sát đĩa: Hình 53: b.Tính Mx của bộ ma sát: Mx được xác định theo công thức: [2] Mx = x Trong đó: D: Đường kính ngoài của đĩa ma sát, chọn D = 127 mm d: Đường kính trong của đĩa ma sát, chọn d = 82 mm m: Số cặp đĩa ma sát, chọn m = 15. f: Hệ số ma sát, tra bảng (IV-2) [2]: f = 0,15. Vật liệu đĩa là gang , làm việc trong điều kiện có bôi trơn. Thay Mx = 976000 và hệ số dự trữ b = 1,5 ta tính ra công suất N. N = (kW) Với: n: Số vòng quay của trục VI, tính số vòng quay lớn nhất: NVimax = 1420 x x x x x = 453,5 vòng/phút Trong đó: K: Hệ số phụ thuộc vào vận tốc V K = = 1,36 v = = = 108,8 (m/s) Vì K= 1,36 => K = = = Thay các giá trị ta tính được N: N = N = (KW) -Trị số C: Chọn C = 0,21 = = Suy ra D + b = = = 104,5 mm Lực ép chiều trục cần thiết cho bộ ly hợp ma sát đĩa. Pt = 0,03 x C x D2tb x P = 0,03 x 0,21 x 104,52 x 3 = 206,4 Kg 2.Tính ly hợp vấu. Ly hợp vấu trên trục V truyền được mômen lớn nhất trên trục đó.Trục V có mômen lớn nhất khi quay với tốc độ nmin = 69,95 Vòng /phút, và mômen lớn nhất trên trục đó là: MxmaxV = 9,55.106 x nmin x MxIV = 9,55.106 x 69,95 x 1,33 = 181579 MxmaxV = 181579 Nmm *Xác định kích thước của ly hợp -Đường kính ngoài của li hợp: D = (1,8 á 2,5)d chọn D = 2d Với d = 35 mm Suy ra D = 2d = 2 x 35 = 70 mm -Đường kính ngoài của li hợp: D1 = D – 2a Trong đó: a: Là chiều rộng, tra bảng (9.12)[2] ta được a =10 mm Z = 9 nên D1 = 70 – 20 = 50 mm Dtb = = = 60 mm Chiều cao vấu: Tra bảng (9.12)[2] ta có: h = 4 mm Chọn vật liệu làm li hợp bằng thép 20X nhiệt luyện để đạt được độ cứng vững 58 á 62 HRC. *Kiển nghiệm sức bền của ly hợp. - Theo điều kiện bền dập: sdập = Ê [s]u. Trong đó: [s]d = 45 N/mm2 [2] Y: Hệ số phân bố tảo trọng không đều: Y = 0,5 á 0,75, chọn Y = 0,7 Suy ra sdập = =36 N/mm2 sdập = 36 N/mm2 Ê [s]u. Với W = b = + l1 x tga = + 4 x tg50 = 10,8 W = = 19,44 Suy ra su = =148,26 N/mm2 [s]u = 0,25 x sch = 0,25 x 600 = 150 N/mm2 su = 148,26 N/mm2 < [s]u = 150 N/mm2 Li hợp đảm bảo độ bền uốn. Phần V.2: Tính trục trung gian. (Tính kiểm nghiệm trục trung gian trong HCD máy phay) ở đây ta chọn trục VI là trục điển hình trong hộp chạy dao máy phay để tính trục VI là trục chịu tải trọng lớn nhất với tất cả các cấp chuyển động của bàn xe dao, ngoải ra nó còn chịu tải trọng đột ngột khi đóng mở ly hợp. Trên trục VI có lắp cặp bánh răng ăn khớp với trục V là và truyền chuyển động sang trục VII qua cặp bánh răng . 1.Phân tích tác dụng lên trục. Hình 54: Trong hộp chạy dao máy phay ta chỉ sử dụng các cặp bánh răng ăn khớp là bánh trụ răng thẳng nên khi làm việc các bánh răng sẽ chịu 2 thành phần lực tác dụng là: - Lực hướng tâm Fr: Lực này gây ra mômen uốn trục. - Lực tiếp tuyến Fx: Lực này tác dụng vuông góc với mặt răng làm việc của bánh răng gây ra mômen xoắn trục. Khi tính toán, ta tính cho lực tác dụng lên trục lớn nhất, tức là S, t, v, ở giá trị lớn nhất. Mômen xoắn lớn nhất của trục đã được xác định trong phần tính toán thiết kế hộp chạy dao. Với Mxmax = 19,1 (kG.m) = 191000 Nmm ở phần này ta sử dụng công thức trong giao trình “tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” [3] (PGS – PTS Trịnh Chất – PTS Lê Văn Uyển) để tính toán và kiểm nghiệm bền cho các chi tiết máy. Theo công thức (10.1): Fx = Trong đó: T: Mômen xoắn trục: T = Mx =191000 Nmm D1: Đường kính vòng chia của bánh răng. d1 = m x Z = 2,5 x 40 = 100 mm Fx = =1240 N +Fr = Fx x tg a Với a là góc ăn khớp, thường a 200 Suy ra Fr = 3820 x tg 200 = 1240 N +Fx1 = = =5457 N (d2 = 2,5 x 28 = 70 mm) + Fr1 = 5457 x tg 200 2.Vẽ biểu đồ mômen: Tính phản lực trên các gối tựa: ồMA = 0 Fr x 103 + VB x 302 - Fr1 x 352 = 0 Suy ra VB = = VB = 951 N ồFY = 0 => VA + Fr + VB - Fr1 = 0 VA = Fr1 – (Fr + VB) = 1179 – (1240 + 951) = - 1012 N Kết quả mang dấu (-) nên VA có chiều ngược lại. Vẽ biểu đồ mômen uốn MY. MYA = VA x 103 = 1012 x 103 = 104236 Nmm MYB = VB x 50 = 951 x 50 = 47550 Nmm Hình 55: 3.Tính đường kính trục: Theo công thưc (10.9) d ³ Trong đó: T: Mômen xoắn trục: T = Mx = 191000 Nmm [t]: ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu thép 45 hoặc 40X thì [t] = 15 á 20 mPa Chon [t] = 18 mPa Suy ra d ³ = =37,5 Chọn d = 38 mm 4.Tính kiểm nghiệm trục: a.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Xét biểu đồ mômen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện tại bánh răng Z = 40, gọi đây là tiết diện (1). Tiết diện (1) chịu mômen uốn lớn nhất: MuY = 47550 Nmm Mx = 2 x 191000 = 382000 Nmm Để đảm bảo độ bền mỏi, kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện: SJ = ³ [S] (1) (CT 10.19) [3] Trong đó: SJ: Hệ số an toàn tại tiết diện j. [S]: Hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5 á 2,5 Khi cần tăng độ cứng lấy [S] = 2,5 á 3 ở đây ta lấy [S] = 3, do đó ta không cần kiểm nghệm trục về độ cứng. SsJ và StJ: Hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Theo công thức (10.20) và (10.21) SsJ = StJ = Trong đó: s-1 và t-1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Do trục làm bằng thép các bon nên có thể lấy gần đúng. s-1 = 0,436 x sb với sb = 600 mPa saJ và taJ, smJ, tmJ: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ừng suất tiếp tại tiết diện j: saJ = (4) smJ = Trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: smJ = 0; saJ = Với MJ = Mômen tổng tại tiết diện j. MJ1 = = 217591 Nmm MJ2 = = 384948 Nmm Suy ra smax = Theo bảng (10.6) WJ = Suy ra W1 = = 5384,3 mm3 WB = W1 = 5384,3 mm3 Do đó smax1 = = = 40,4 N/mm2 smax1 = = = 71,5 N/mm2 Thay vào (4) ta được: sa1 = = 20,2 N/mm2 saB = = 35,75 N/mm2 tmJ = taJ = CT (10.24) W0J = Bảng (10.6) Suy ra W01 = W0B = = 10768,6 mm3 tm1 = = = 8,86 N/mm2 tmB = = = 17,87 N/mm2 KsdJ và KtdJ : Hệ số được xác định theo công thức (10.25) và (10.26) KsdJ = (5) KtdJ = (6) Trong đó: Ka : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, dược tra trong bảng (10.8). Trục tiện với Ra = 2,5 á 0,63; sb = 600 mPa Suy ra Kx = 1. -Ky : Hệ số tăng bề mặt trục, được tra trong bảng (10.9): dùng phương pháp tôi bằng dòng, Ky = 1,5 á 1,7. Chọn Ky = 1,6. et và es: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra trong bảng (10.10). Với đường kính trục : d = 38 mm . Suy ra et = 0,85 es = 0,78 Ks, Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn, tra bảng (10.11) ta được: = 2,75; = 2,05. Thay các giá trị vào (5) và (6) ta được: Ksd1 = = 1,7 = KsdB Ktd1 = = 1,3 = KtdB Ys, Yt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng (10.7): Với sb = 600 mPa Ta có: Ys = 0,05; Yt = 0 Thay các giá trị tìm được vào (2) và (3) ta được: Ss1 = = 7,6 St1 = = 13,17 SsB = = 4,3 StB = = 6,53 Thay các giá trị tìm được vào (1) ta được: S1 = = = 6,57 > [S] = 3 SB = = = 3,58 > [S] = 3 Như vậy trục đã đảm bảo độ bền mỏi. Phần V.3: Tính kiểm nghiệm cặp bánh răng Trung gian ở đây ta tính toán cho cặp bánh răng ăn khớp của hộp chạy dao, có tỉ só truyền bằng 1, truyền chuyển động từ trục V sang trục VI. Với các thông số của bánh răng như: - Mô đuyn m = 2,5 - Đường kính vòng chia: d1 = d2 = 100 mm Vì đây là cặp bnhs trụ răng thẳng nên lực tác dụng sẽ có 2 thành phần là lực hướng tâm Fr và lực tác dụng vào mặt răng làm việc Fx. ở phần tính trục ta đã xác định được Fx và fr. Fx = 3820 N Fr = 1240 N Chọn vật liệu chế toạ bánh răng là thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB = 350. Xác định ứng suất cho phép. s0Hlim = 2HB + 70 = 2 x 350 + 70 = 770 MPa s0Flim = 1,8HB = 1,8 x 350 = 630 MPa Độ cứng của hai bánh răng là như nhau: s0Hlim1 = sHlim2 = 770 MPa s0Flim1 = sFlim2 = 630 MPa Theo công thức (6.5) [3] NH0 = 30 HB2,4 = 30 x 3502,4 = 38.107 Theo công thức (6.7) NHE = 60 x C x ồ x ni x ti Trong đó: NH0: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHE: Số chu kỳ thay đổi ướng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh. HB: Độ cứng Brinen (HB = 350). C: Số lần ăn khớp trong một vòng quya của răng. C = 1 Ti, ni, ti: Mômen xoắn, số vòng quay và tổng thời gian làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Sau khi tính toán ta thấy rằng: NHE > NH0 Do đó theo công thức (6.3) [3] KHL = = 1 KFL = Trong đó: KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. Như vậy, theo công thức (6.a1) [3] sơ bộ ta tính được: [sH] = s0Hlim Trong đó: [sH]: ứng suất tiếp xúc cho phép. SH: Hệ số an toàn khi tính vễ tiếp xúc, tra bảng được SH = 1,1. Suy ra [sH1] = [sH2] = 770 x = 700 MPa Tính [sF] Theo công thức (6.16) [sF] = sFlim x KFC x Trong đó: KFL = 1 [sF]: ứng suất uốn cho phép. SF: Hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng được SF = 1,75 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi đặt tải trọng, ở đây tải trọng đặt theo 2 chiều => KFC = 0,8. Từ đó: [sF1] = [sF2] = 630 x 0,8 x = 288 MPa [sF1] = [sF2] = 288 MPa ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (6.13) [3]. [sH]max = 2,8 x sch. [sF]max = 0,8 x sch. Với sch = 450 MPa Suy ra [sH]max = 2,8 x 450 = 1260 MPa [sF]max = 0,8 x 450 = 360 MPa Các thông số về bánh răng đã được tính ở phần thiết kế hộp chạy dao Với: Môđun m = 2,5 Đường kính vòng chia: d1 = d2 = 100 mm Khoảng cách trục: a = 100 mm Số răng bánh răng: Z1 = Z2 =40 rằng 2.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) [3] ứng suất trên bề mặt răng làm việc là: sH = ZM x ZH x Ze Ê [sH] Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng (6.5): ZM = 274 MPa ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp tục: CT (6.34) ZH = ở đây bb: là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. Theo công thức (6.35: tgbb = cosat x tgb = cos20,455 x tg12,628 = 11,8550 Với = = arctg = arctg = 20,455 Suy ra ZH = = 1,729 Ze: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng: Theo công thức (6.47) eb = Với b = 12,6280 b: Bề rộng bánh răng, tính sơ bộ bw = = 0,3; = 100 Suy ra bw = 0,3 x 100 = 30 mm Suy ra eb = = 0,6 Theo công thức (6.38b) ea = 1,88-3,2(+ ) x cosb ea = 1,88-3,2(+ ) x cos12,628. ea = 1,678 eb = = 0,77. Đường kính vòng lăn: dW1 = dW2 = = = 100 mm Theo công thức (6.40) V = = = 7,4 m/s Theo bảng (6.13) với V = 7,4 m/s, chọn cấp chính xác là 7, theo bảng (6.14) với cấp chính xác 7, KHa = 1,07 Theo công thức (6.42) [3] nH = dHg0v Trong đó: dH:Hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng (6.15) dH = 0,004 g0: Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Tra bảng (6.16): g0 = 47. U: Tỷ số truyền giữa hai bánh răng, i = 1 Suy ra nH = 0,004 47 7,4 = 13,9 nH = 13,9 KHV = = KH = KHb x KHa x KHn = 1,15 x 1,13 x 1,084 = 1,4 Thay các giá trị vào công thức (6.33) [3] ta được: sH = ZM x ZH x Ze x sH = 274 x 1,729 x 0,77 x sH = 364,78. = 685,8 MPa Vậy sH = 685,8 MPa < [sH] =700 MPa Bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc. 3.Kiểm nghiện răng về độ bền uốn. Theo công thức (6.43) [3] ta có: sF1 = Ê [sF1] sF2 = Ê [sF1] Trong đó: Ye = : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với ea là hệ số trùng khớp ngang đã tính được ea = 1,678 Ye = = 0,6 Trong đó: YF1 và YF2: Hệ số dạng răng bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc số răng tương đương, tra bảng (6.18) [3] được: YF1 = YF2 = 3,65. Yb: Hệ số số kể đến độ nghiên của răng, với răng thẳng YF1 = 1 KF: Hệ số tải trọng tính về uốn KF = KFa x KFb x KFv. KFa: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho đôi răng ăn khớp, với răng thẳng KFa = 1. KFb: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên bề rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng (6.7) [3] Ta có: KFb = 1,1 KFv = Với nF = dFg0v Theo bảng (6.15): dF = 0,01 Theo bảng (6.16): g0 = 47. V = 7,4; aw = 100; u = 1 Suy ra nF = 0,01 47 7,4 = 34,78 KFV = 1 + = 1 + 0,25 = 1,25 Suy ra KF = 11,11,25 = 1,375 Thay các giá trị vào công thức: sF1 = sF1 = = 153,37 MPa sF1 = 153,37 MPa < = 288 MPa sF2 = = = 153,37 MPa sF2 = 153,37 MPa< = 288 MPa Như vậy bộ truyền đã đảm bảo độ bền tàI liệu tham khảo 1)Giáo trình tính toán thiết kế máy cắt kim loại - Tập 1 &Tập 2 PGS - TS Nguyễn Phương - Trường ĐHBKHN 2)Tính toán thiết kế máy công cụ tập 1, tập 2. 3) Chuyên đề dung sai lắp ghép PGS – TS Nguyễn Phương - Trường ĐHBKHN 4) Sức bền vật liệu tập 1, tập 2 Lê Quang Minh - Nguyễn Văn Vượng 5) Chuyên đề công nghệ PGS – TS Nguyễn Phương - Trường ĐHBKHN 6) Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,2 Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Công nghệ Phay Dịch giả : PGS - TS Trần Văn Địch - Trường ĐHBKHN Mục lục Lời nói đầu..………………………………………. Trang 5 Phần mở đầu: Tổng quan chung về máy phay............… Trang 7 Phần I:Tính toán động học hộp tốc độ………………………. … Trang 29 I. Công dụng và yêu cầu của hộp tốc độ........…………. ... Trang 30 II. Tính toán động học hộp tốc độ máy phay 6H82..……. Trang 32 Phần II:Tính toán động học hộp chạy dao…………………… Trang 52 I. Khái niệm chung đối với hộp chạy dao máy công cụ…. Trang 53 II. Tính toán động học hộp chạy dao máy phay 6H82.....… Trang 54 Phần III:Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển…………….. Trang 83 I.Chức năng yêu cầu và phân loại đối với hệ thống đk…… Trang 84 II.Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển…………………. Trang 86 II-1.Hệ thống điều khiển hộp tốc độ………………………. Trang 86 II-2.Hệ thống điều khiển hộp chạy dao…………………… Trang 95 Phần IV:Tính toán thiết kế trục chính……………………… Trang 105 I.Yêu cầu đối với trục chính................................................ Trang 106 II.Vật liệu và chế độ nhiệt luyện........................................... Trang 107 III.Điều kiện kỹ thuật của trục chính..................................... Trang 108 IV.Kết cấu của trục chính...................................................... Trang 109 VI.Tính trục chính............................................................... Trang 110 Phần V:Tính sức bền chi tiết máy điển hình.......................…….. Trang 126 V.1-Tính ly hợp................................................................... Trang 127 V.2-Tính kiểm nghiệm trung gian........................................ Trang 130 V.3-Tính kiểm nghiệm cặp bánh răng trung gian................ Trang 136 Tài liệu tham khảo................................................................. Trang Mục lục.................................................................................. Trang ._.