TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY TIỆN 1K62 (HỌC VIỆN NÔNG NGHIỆP)

Phần 1: TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ
1.1.Công dụng và yêu cầu
Hộp tốc độ là một bộ phận quan trong của máy cắt kim loại dùng để thực
hiện các nhiệm vụ sau :
- Truyền động công suất từ động cơ điện đến trục chính
- Dảm bảo phạm vị điều chỉnh cần thiết cho trục chính hoặc trục cuối cùng
của hộp tốc độ với công bội và số cấp vận tốc Z yêu cầu.
Hộp tốc độ có thể được chế tạo cùng một khối với trục chính.Trong trường
hợp này hộp tốc độ được gọi là hộp trục chính.Trong trường hợp hộp tốc độ và
hộp trục chính đước thiết kế thành hai bộ phận riêng biệt và được nối liền bằng
một cơ cấu truyền động nào đó thì hộp tốc độ được gọi là hộp giảm tốc.Hộp
giảm tốc thường được đặt dưới chân máy hoặc đưa ra ngoài máy nhằm làm giảm
rung động và biến dạng nhiệt cho hộp trục chính.
Từ các thơng số cơ bản R n,φ và z có thể thực hiện được nhiều phương án về
kết cấu của hộp tốc độ với cách bố trí số vịng quay,số trục,hệ thống bơi
trơn,điều khiển,…rất khác nhau.Do đó ta phải chọn phương án thích hợp nhất để
dựa vào yêu cầu sau đây :
- Các giá trị số vòng quay từ n1 – nz và hệ số cấp số vòng quay φ phải phù
hợp với trị số tiêu chuẩn.
- Các chi tiết máy tham gia vào việc thực hiện truyền động phải đủ độ
bền,độ cứng vững và đảm bảo truyền động chính xác,nhất là đối voeí trục
chính.
- Kết cấu của hộp tốc độ phải đơn giản,xích truyền động phải hợp lý để đạt
hiệu suất truyền động cao.Cơ cấu phải dễ dàng tháo lắp và sửa chữa.
- Diều khiển phải nhẹ nhàng và an toàn
Với những yêu cầu trên ta tiến hành phân tích,lựa chọn một phương án tốt
nhất phù hợp với các chỉ tiêu kỹ thuật,kinh tế trong điều kiện cho phép.
1.2. Tổng hợp truyền động chính
Theo số liệu ban đầu: Z = 18; φ = 1,12 ; nmin = 8 vòng/ph

Ta có: n1 = nmin = 8 vịng/ph
n2 = φ.n1 = 1,12.8 = 8,96 vòng/ph
n3 = φ.n2 = φ2.n1 = 10,0352 vịng/ph
⇒

nz = n1. ϕ

(1)

Từ cơng thức (1) ta xác định được chuỗi số vịng quay trục chính
n1 = nmin = 8 vòng/ph
n2 = φ.n1 = 1,12.8 = 8,96 vòng/ph
n3 = φ.n2 = 10,0352 vòng/ph
n4 = φ.n3 = 11,23942 vòng/ph
n5 = φ.n4 = 12,58815 vòng/ph
n6 = φ.n5 = 14,09873 vòng/ph
n7 = φ.n6 = 15,79058 vòng/ph
n8 = φ.n7 = 17,68545 vòng/ph
n9 = φ.n8 = 19,0877 vòng/ph
n10 = φ.n9 = 22,1856 vòng/ph
n11 = φ.n10 = 24,84678 vòng/ph
n12 = φ.n11 = 27,82840 vòng/ph
n13 = φ.n12 = 31,16780 vòng/ph
n14 = φ.n13 = 34,90794 vòng/ph
n15 = φ.n14 = 39,09690 vòng/ph
n16 = φ.n15 = 43,78852 vòng/ph
n17 = φ.n16 = 49,04315 vòng/ph
n18 = φ.n17 = 54,92833 vòng/ph
nmax = n18 = 54,92833 vòng/ph
Sai số giới hạn cho phép : ∆n=±10(ϕ -1)= ±10(1,12-1)=±2,1%

2


1.3.Thiết kế động học và xác định tỷ số truyền
Nhiệm vụ của hộp tốc độ là bảo đảm chuỗi số vịng quay n của trục chính
với cơng bội φ và phạm vi điều chỉnh Rn đã cho.Để đảm bảo yêu cầu trên,ta cần
biết mối quan hệ động học giữa các nhóm truyền động của trục chính,giữa các tỷ
số truyền trong từng nhóm truyền động,cũng như sự phối hợp giữa chúng với
nhau.
Trong truyền động phân cấp,số vịng quay của trục chính thường được
thực hiện với sự thay đổi tỷ số truyền của các nhóm truyền động giữa hai trục và
sự phối hợp giữa chúng với nhau.Để xác định tỷ số truyền trong các nhóm
truyền động của hộp tốc độ,người ta dùng hai phương pháp: phương pháp giải
tích và phương pháp đồ thị.Ở đây ta dùng phương pháp đồ thị
Để xác định tỷ số truyền bằng phương pháp đồ thị người ta dùng hai loại
sơ đồ gọi là lưới kết cấu và lưới đồ thị vòng quay
Lưới kết cấu của hộp tốc độ : Là sơ đồ biểu diễn công thức kết cấu và
phương trình biểu diễn.Trên lưới kết cấu mỗi đường nằm ngang biểu diễn số
trục của hộp tốc độ,các điểm nằm ngang sẽ biểu diễn số cấp tốc độ của trục
chính các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng trên các trục biểu diễn các tỷ số
truyền giữa các trục đó.Để biểu diễn chuỗi n theo cấp số nhân ta vẽ lưới kết cấu
theo tọa độ logarit đối xứng.
Đồ thị lưới vòng quay : chuyển từ lưới kết cấu biểu diễn đối xứng sang biểu
diễn các tỷ số truyền thật.Ta quy ước điểm trên các trục nằm ngang chỉ số vòng
quay cụ thể.Các đường thẳng nối các điểm tương ứng giữa các trục biểu diễn trị
số tỷ số truyêng của từng cặp báng răng( hay các cặp truyền động khác), tia
nghiêng tia biểu thị i<1,tia nghiêng phải biểu thị i>1,tia thẳng đứng biểu thị i=1.
1.4. Phương án không gian
Để đảm bảo việc thay đổi số vòng quay,hộp tốc độ máy cơng cụ có thể là hộp

tốc độ vơ cấp hay là hộp tốc độ phân cấp.Dựa vào chuỗi số vòng quay như trên

3


và phạm vi sử dụng,ở đây ta thiết kế hộp tốc đọ phân cấp dùng bánh răng di
trượt.
a. Các phương án không gian
Z = 18 = 9.2

(1)

Z = 18 = 6.3

(2)

Z = 18 = 3.3.2

(3)

Z = 18 = 2.3.3

(4)

Z = 18 = 3.2.3

(5)

 Tính số nhóm truyền tối thiểu
Chọn động cơ: N= 7,5 kw ; nđc= 1450 (vg/ph).

Đề chọn phương án khơng gian ta tính số nhóm truyền tối thiểu
Do tỉ số truyền phải thỏa mãn
i = = ⇒ x.lg 4 = lg

≤ i ≤ 2 nên ta có số nhóm truyền tối thiểu là

n dc
⇒ x = 3,75
n TC

⇒ Chọn x = 4.
Kết luận : Qua tính tốn ta thấy số nhóm truyền lớn nhất là x= 3 nên trong
hệ (1) khơng có phương án nào, ta dùng thêm bộ truyền trung gian và chọn
phương án Z = 18 = 3.3.2
 Chọn phương án không gian hợp lý
Với số cấp tốc độ Z = 18 ta có các PAKG sau:
Z = 18 = 3.3.2 = 2.3.3 = 3.2.3
Một số tiêu chuẩn để so sánh:
-

Số trục ít nhất
Số bánh răng chịu Mxmax trên trục ra ít nhất
Chiều dài sơ bộ nhỏ nhất
Kết cấu trục ra đơn giản

Dựa vào các tiêu chuẩn trên ta có các chỉ tiêu để so sánh:
Tính tống số bánh răng của hộp theo công thức :
Sz = 2.Σpi
4

Với pi là số bánh răng di trượt trong một nhóm
Theo tính tốn ta có Szmin khi p1 = p1 = …pi = e với e là cơ số nepe
Với PAKG Z = 18 = 3.3.2 ta có:
Sz = 2.(3+3+2) = 16
Với PAKG Z = 18 = 3.2.3 ta có:
Sz = 2.(3+2+3) = 16
Với PAKG Z = 18 = 2.3.3 ta có:
Sz = 2.(2+3+3) = 16
Tổng số trục theo cơng thức:
Str = x + 1
Với x = 3 ta có Str = 4
Tính chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo cơng thức:
L=Σb+Σf
Trong đó:
b là chiều rộng của bánh răng, b = (6 – 10).m = (0,15 – 0,3).A
M là môđun của bánh răng
A là khoảng cách trục
F là khoảng hở để lắp miếng gạt được xác định theo các trị số kinh
nghiệm
F= 8-12mm dùng để lắp các miếng gạt
F= 2-3mm dùng để bảo vệ
F= 4-6mm dùng để thoát dao xọc răng
F= 10- 20 mm khoảng cách đến vách hộp
→ L = 19b+ 18f
Số lượng bánh răng chịu mômen xoắn M xmax ở trục cuối cùng.
Trục cuối cùng là trục chính vì trục này có chuyển động quay thực hiên số
vịng quay từ n1 đến n24 nên khi tính sức bền dựa vào trị số n min(n1) sẽ có

5

Nxmax.Do đó kích thước trục lớn,các bánh lắp trên trục có kích thước lớn vì vậy
tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng (trục chính)
Từ các chỉ tiêu trên,ta lập bảng so sánh PAKG:

Phương án

3.3.2

2.3.3

3.2.3

2(3 + 3 + 2)

2(2 + 3 + 3)

2(3 + 2 + 3)

Sbr = 2(P1 + P2 + … + Pj)
Tổng số trục

= 16
4

= 16
4

= 16

4

S=i+1
Chiều dài sơ bộ của hộp

19b + 18f

19b + 18f

19b + 18f

2

3

3

Yếu tố so sánh
Tổng số bánh răng

L = ∑b + ∑f

Số bánh răng chịu mômen
xoắn lớn nhất.

Từ bảng so sánh ta thấy PAKG tối ưu là phương án: Z = 18 = 3.3.2
Ta thấy trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính
vì trục này có thể thực hiện chuyển động quy với số vịng quay từ n min ÷ nmax nên
khi tính tốn sức bền đựa vào vị trí số nmin ta có M xmax. Do đó kích thước trục
lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vì vậy tránh bố trí

nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, phương án 2 và 3 có số bánh răng chịu M xmax
lớn hơn cho nên ta chọn phương án 1 là 3x3x2.
- Số bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất Mmax trên trục chính là ít nhất.
1.5. Phương án thứ tự
Mục đích của PATT là tìm ra được một phương án thay đổi sự ăn khớp
của các bánh răng trong nhóm truyền thích hợp nhất và tìm ra quy luật phân bố
tỷ số truyền trong nhóm truyền.

6


Như ta đã biết với một phương án bố trí khơng gian đã có ta có nhiều phương
thay đổi thứ tự khác nhau.Với số nhóm truyền x = 3 và PAKG, Z = 3.3.2 ta sẽ có
3! = 6 phương thay đổi thứ tự. Với 6 PATT được thể hiện bằng 6 lưới kết cấu và
từ đó ta sẽ đánh giá để chọn một lưới kết cấu thích hợp nhất.Để chọn được lưới
kết cấu thích hợp nhất ta dựa vào phương pháp kiểm nghiệm giới hạn tỷ số
truyền.
Ta đã biết phạm vi điều chỉnh tỷ số truyề của một nhóm truyền động là:
Ri =

i max
ip
= = φ(p-1)x
i min
i1

Để xác định được một giới hạn cho phép,trên thực tế các tỷ số truyền trong máy
công cụ đối với hộp tốc độ được giới hạn như sau:
1
2

≤ i≤
4
1

Tức là phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong một nhóm truyền động là :
Ri =

i max 2 4
= . =8
i min
1 1

Như vậy phạm vi điều chỉnh giới hạn là
Rgh = φ (p-1)x = φXmax ≤ 8
Trong đó Xmax là lương mở cực đại giữa hai tia ngoài cùng.

7


Ta lập bảng vẽ lưới kết cấu để so sánh phương án thay thế
Lượng mở
PATT

STT
1
1

2

3

4

5

6

Lưới kết cấu nhóm

cực đại

ϕxmax

3

4
9

5
1,12 = 2,8

9

1,129 = 2,8

2
3

x

3

x

2

I

II

III

[1]

[3]

[9]

3

x

3

x

I

III

[3]

[1]

[9]

x

3

x

II

I

[6]

[2]

[1]

x

3

x

III

II

[1]

[6]

[3]

x

3

x

III

I

[2]

[6]

[1]

x

3

x

9

3

3

1

1

9
12

6

6

2

2

1

1

6

6

2

2

6

6

I

II

[6]

[1]

[3]

6

6

1

1

12

1,1212 = 4

12

1,1212 = 4

12

1,1212 = 4

3

1

2

III

1,1212 = 4

1

2

II

3

3

2

I

3

3

2

III

3

1

2

II

3

1

9

3

Nhận xét: Tất cả các phương án trên đều có φXmax < 8 không thỏa mãn điều kiện
φXmax ≤ 8
- Ta chọn 2 phương án cơ bản có ϕ nhỏ nhất là ϕ = 22 để vẽ và so sánh:

8

* Phương án 1:
3

x

3

x

2

I

II

III

[1]

[3]

[9]

* Phương án 2:
3

x

3

x

2

II

I

III

[3]

[1]

[9]

9


Do đó để chọn phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm số trục trung
gian.
Ta thấy phương án 1 lưới kết cấu có hình rẻ quạt với lượng mở đều đặn và
tăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn. Nên ta chọn phương án thứ tự
cuối cùng là phương án 1.
3

x

3

x

2

I

II

III

[1]

[3]

[9]

Phương án I đảm bảo ϕ ≤ 8
a) Phương án không gian: (PAKG)
PAKG là phương án lựa chọn và bố trí các nhóm bánh răng di trượt để
đạt số cấp tốc độ Z theo yêu cầu.
Ta chọn PAKG: Z = 2x3x2= 18
b) Phương án thứ tự : (PATT ).
* PAKG:

Z = 2x3x3= 18

10

1.1.6. Đồ thị số vòng quay:
Chọn n0= n15= 44 vòng/phút.
18 cấp tốc độ của trục chính n1-n18

n1

n18

1.7 Tính tốn số răng của các nhóm truyền trong hộp tốc độ
Nhóm 1

1
1
f
21
= 1 =
 i1 = 4 =
4
φ
1,12
g1 33


1
1
f
23
= 2 =
i2 = 3 =

3
φ
1,12
g 2 31


f
1
1
24
= 3 =
i3 = 2 =
2
φ
1,12
g3 30


⇒

⇒ K = BSCNN(54, 54, 54) = 54. Ta có Emin =

 f 1 + g1 = 54

 f 2 + g 2 = 54
 f + g = 54
3
 3
Z min ( f x + g x )
17(21 + 33)

=
f x .K
21.54

=17/21.
Lấy E = 1 Tổng số răng EK = 1.54 = 54 răng lớn
Số răng :
21

f1

z1 = f + g .EK = 21 + 33 .1.54 = 21,
1
1
z1’ = EK - z1 = 54 - 21 = 33.
f2

23

z2 = f + g 2 .EK = 23 + 31 .1.54 = 23,
2

11


z2’ = EK - z2 = 54 - 23 = 31,
f3

24

z3 = f + g .EK = 24 + 30 .1.54 = 34,
3
3
z3’ = EK - z3 = 54 - 24 = 30.
Nhóm II

⇒ K = 64

⇒


1
1
f
25
= 4 =
i4 = 4 =
4
φ
1,12
g 4 39

 f 4 + g 4 = 64

f 5 30
1
1

=
=

⇒  f 5 + g 5 = 64
 i5 = =
φ 1,12
g5 34

 f + g = 64
6
 6

f 6 36
2
2
=
 i6 = φ = 1,12 =
g 6 28

Z ( f + gx )
17(25 + 46)
Emin = min x
=
=17/25
f x .K
25.64

⇒ Emin = 1. Tổng số răng EK = 1.64 = 64 răng
Số răng :
f4

25

z4 = f + g .EK = 25 + 39 .64 = 25,
4
4
z4’ = EK - z4 = 64 - 25 = 39.
Thỏa mãn điều kiện và sai số ta chọn z4 = 17 răng
f5

30

z5 = f + g .EK = 30 + 34 .64 = 4=30
5
5
z5’ = EK - z5 = 64 - 30 = 34
f6

36

z6 = f + g .EK = 36 + 28 .64 = 36
6
6
z6’ = EK - z6 = 64 - 36 = 28
Nhóm 2
1
1
27

i7 = φ 6 = 1,126 = 57
 f 7 + g 7 = 84

⇒ 

 f 8 + g 8 = 84
 i = φ 3 = 1,123 = 48
8

36
Z ( f + gx )
17(27 + 69)
⇒ K = 84
⇒ Ta cã Emin = min x
=
= 17/27
f x .K
27.84

⇒ Emin = 1. Tổng số răng EK = 1.84 = 84 răng
Số răng :
f7

27

z7 = f + g .EK = 27 + 56 .84 = 27
7
7
z7’ = 84 - 27 = 57 răng

12


f8

48

z8 = f + g .EK = 48 + 36 .84 = 48
8
8
z8’ = 84 - 48 = 36
1.8. Xác định số răng của bánh răng
Dựa vào phần tính tốn 1.7 ta có bảng số răng sau :

i

i1 =0,63 i2 =0,71 i3 =0,79 i4 =0,63 i5 =0,88 i6 =1,25 i7=0,47

Zi:Zi’ 21:33 23:31 24:30
Z
54

25:39

30:34 36:28
64

i8 = 1,3

27:57

48:36
84

1.9 Vẽ sơ đồ động hộp tốc độ:

1.10 Tính sai số vịng quay
- Ta có phương trình xích động như sau:

n t/cđ/c
= n đ .tđη .i

Zm Z1 Z2
. . ...
Z'm Z1' Z'2

Trong đó: n = 1450 vòng/phút ( động cơ máy 1K62)
Do động cơ lớn hơn nhiều so với n0=43,7 (vịng/phút) do đó ta chọn thêm
Zm 10
cặp bánh răng có im = Z' = 52 , η đ = 0,95
m

13


Ta chọn : iđt =

122
750

⇒ n = 1450.0,95.

122 10
. = 43,1vịng/phút.
750 52

Tính sai số vịng quay theo cơng thức: Vn =

n t/c − n tinh
.100%
n t/c

Trong đó: n t / c - số vịng quay trục chính tính theo ϕ .
n - số vịng quay trục chính tính theo phương trình xích động.
Sai số  ∆n  = ±10.(ϕ − 1) = ±10.(1,12 − 1) = ±2,1%
Bảng 1 -5
TT
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18

Phương trình xích động
ntt = n0 .i1.i4.i7
ntt = n0.i2. i4.i7
ntt = n0.i3. i4.i7
ntt = n0 .i1.i5.i7
ntt = n0.i2. i5.i7
ntt = n0.i3. i5.i7
ntt = n0 .i1.i6.i7
ntt = n0.i2. i6.i7
ntt = n0.i3. i6.i7
ntt = n0 .i1.i4.i8
ntt = n0.i2. i4.i8
ntt = n0.i3. i4.i8
ntt = n0 .i1.i5.i8
ntt = n0.i2. i5.i8
ntt = n0.i3. i5.i8
ntt = n0 .i1.i6.i8
ntt = n0.i2. i6.i8
ntt = n0.i3. i6.i8

n
8,04
9,06
10,08
11,23
12,65
14
15,95
17,9

20
22,2
25
27,8
31
35
39
44,1
49,6
55,5

n t/c
8
9
10
11,24
12,6
14
15,8
17,7
19,8
22,2
24,85
27,8
31,2
35
39
43,7
49
55

Vn %
0,5
0,7
0,8
-0,08
0,4
0
1
0,5
1
0
0,6
0
0,6
0
0
0,9
1,2
0,9

Sai số vòng quay nằm trong phạm vi cho phép (  ∆n  ≤ ±2,1% ) do đó
khơng phải tính lại các tỷ số truyền

14


Phần 2: TÍNH CƠNG SUẤT ĐỘNG CƠ
2.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy
Một máy mới (máy cắt kim loại) đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định

chế độ làm việc trớc khi đa vào sản xuất. Do đó, ta phải xác định chế độ làm
việc giới hạn của máy:
2.1.1. Chế độ cắt gọt cực đại
Theo kinh nghiệm thì các giá trị: s, t, v đợc tính bằng cơng thức sau:
tmax = C. 8 d max
Trong đó: C = 0,7 đối với thép.
dmax = 400 mm, là đường kính lớn nhất của chi tiết gia cơng.
Suy ra:
Mặt khác,

tmax = 0,7. 8 400 ≈ 1,5 mm
1
2

1
4

tmin = ( ÷ ).tmax ;
1
3

1
7

Smax = ( ÷ ).tmax ;
1 1
).Smax ;
5 10

Smin = ( ÷

Cv min

Vmin = t X .S Y ;
max max
V

V

Cv max

Vmax = t X .S Y ;
min min
V

V

2.1.2 Chế độ cắt gọt tính tốn
Chuỗi vịng quay n của máy biến đổi từ n min tới nmax, Z cấp tốc độ khác
nhau. Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ Smin đến Smax cũng có Z cấp khác nhau,
tại các vị trí nmin, Smin, máy làm việc với Mxmax. Do đó, phải xác định ntính theo
cơng thức:
ntính = nmin. 4

15

nmax
nmin

2.2 Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn:
Xác định lực cắt Pc và lượng chạy dao Q:
Ta phân tích lực P thành các lực thành phần là P x, Py và Pz, từ đó ta có thể
tính các lực thành phần theo công thức:
Px = c.tx.sy với c = 650; x = 1,2; y = 0,65;
Py = c.tx.sy với c = 1250; x = 0,9; y = 0,75;
Pz = c.tx.sy với c = 2000; x = 1; y = 0,75;
a. Chế độ cắt thử có tải:
- Thơng số chế độ cắt:

P

Đường kính phơi φ115mm.

PZ

Chiều dài chi tiết l = 2000 mm
Vật liệu phôi là thép 45.
Độ cứng bề mặt phơi HRB = 207.
Vật liệu dao cắt thép gió P18.

Px

Tốc độ trục chính n = 40v/p.
Bớc tiến dao s = 1,4mm/vịng.
Chiều sâu cắt t = 6mm.
- Từ đó ta xác định các lực thành phần:
Px = 650.61,2.1,40,65 = 6945 (N).
Py = 1250.60,9.1,40,75 = 8069 (N).
Pz = 2000.61.1,40,75 = 15444 (N).

Hình 3.1

- Ta có lượng chạy dao Q được tính theo công thức:
Q = kPx + f(Pz + G)
Với:
k = 1,15 là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo mơmen lật.
f = 0,15 ÷ 0,18 (ta lấy là 0,16).
G = 2500N là trọng lượng phần dịch chuyển.

16

Py


⇒ Q = 1,15.6945 + 0,16(15444 + 2500) = 10858 (N).
b. Thử cơng suất N:
Thơng số chế độ cắt:
Đường kính phôi:

φ 70mm.

Chiều dài phôi:

l = 350mm.

Vật liệu phôi:

thép 45.

Vật liệu dao:

T15K6.

Vịng quay trục chính:

n = 55,5 v/ph.

Lợng chạy dao:

S = 0,39 mm/vịng.

Chiều sâu cắt:

t = 5mm.

Từ đó ta xác định các lực thành phần:
Px = 650.51,2.(0,39)0,65 = 2431 (N).
Py = 1250.50,9.(0,39)0,75 = 2626 (N).
Pz = 2000.51.(0,39)0,75 = 4935 (N).
- Ta có lực chạy dao Q được tính theo cơng thức:
Q = kPx + f(Pz + G)
Với:
k = 1,15 là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo mômen lật.
f = 0,15 ÷ 0,18 (ta lấy là 0,16).
G = 2500N là trọng lượng phần dịch chuyển.
⇒ Q = 1,15.2431 + 0,16(4935 + 2500) = 3985 (N).
2.3. Tính cơng suất động cơ điện:
Công suất động cơ cần phải khắc phục ba thành phần công suất là công
suất cắt Nc, công suất chạy không No, công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do

những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy Np. Ta có:
Nđc = Nc + No + Np
Ta lần lợt tính các thành phần cơng suất trong cơng thức trên để từ đó có

17


thể tính đợc cơng suất của động cơ.
a.Cơng suất cắt:
Nc =

Pz .v
(kW)
60.102.9,81

Trong đó:
Pz

: là lực cắt chọn, ta lấy Pz = 4935 (N).

v(m/ph) : là tốc độ cắt tơng ứng với Pz.
Với n = 55,5v/ph, d=70 mm
Ta có:
v=

π.d.n
= 12,1 m/ph.
1000

⇒ Nc =

4935.12,1
= 1 (kW).
60.102.9,81

Do cơng suất cắt thường chiếm 70÷ 80% cơng suất động cơ nên ta tính
gần đúng cơng suất động cơ theo công suất cắt:
Nđc =

Nc
(kW)
η

Với hiệu suất chung truyền dẫn η = 0,75 ta có:
Nđc =

1
= 1,3 (kW).
0, 75

Do vậy ta có thể chọn loại động cơ có cơng suất Nđc = 2 (kW).
b.Cơng suất chạy dao:
Ta tính theo tỉ lệ với cơng suất động cơ chính
NđcS = K.NđcV
Với K = 0,04 ta có:
NđcS = 0,04.1,3 = 0,052

18

2.4. Lập bảng tính tốn động lực:
Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết:
+ Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ
trục tính tốn theo cơng thức:
nmax v
( /ph)
nmin

ntính = nmin 4
+ Cơng suất trên từng trục:

Ntrục = Nđc.η (kW)
Với η là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. η = ∏η i
với ηi là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có:
ηđai = 0,985; ηbr = 0,95; ηổ = 0,995; ηtc = 0,88.
+ Mômen xoắn tính tốn trên từng trục:
N truc

Mx tính = 716200 n

(Nmm)

tính

+ Đường kính sơ bộ của các trục:
dsơ bộ = C 3

N truc
(mm); chọn C = 120.
n tính

Từ đó ta có bảng tính tốn động lực:
Bảng 2-1
Trục
I

nmin
1450

nmax
1450

ntính
1450

Ntrục

Dsơ bộ

dchọn

2

Mx tính
987

II

69,5

69,5

69,5

1,97

20300

36

40

III

43,1

43,1

43,1

1,86

30979

42,1

45

IV

27,5

34,5

27

1,76

46685

48

50

V

17,3

43

17

1,67

29328

55

60

VI

8

55

8

1,6

29328

70

75

19


Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trên là các đường kính tiêu
chuẩn tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi. Tại các tiết diện khác, ta có thể lấy
tăng hay giảm tuỳ thuộc vào kết cấu và lực tác dụng.

20


Phần 3: TÍNH TRỤC CHÍNH VÀ ĐỘ BỀN CỦA CẶP BÁNH RĂNG
Để tính tốn thiết kế động lực học của máy trước tiên ta cần đi tính tốn
cơng suất của động cơ, cơng suất trên các trục, số vịng quay của các trục dùng
trong tính tốn.

Như đã lý luận ở phần trên ta dựa theo máy tương tự 1K62 có công suất
của động cơ là N = 10 Kw số vòng quay là n = 1450 (vg/ph) do vậy ở đây ta
cũng chọn động cơ với công suất và số vịng quay như vậy.
Trong khn khổ của đồ án mơn học này ta chỉ đi tính tốn sơ bộ đường
kính các trục trung gian do vậy ta coi tổn thất về công suất trên các bộ truyền và
trong ổ là khơng đáng kể từ đó ta có cơng suất của các trục trong hộp tốc độ từ
trục I đến trục chính (trục V) là 10 Kw.
Để tìm ra số vịng quay tính tốn của từng trục ta phải xuất phát từ số
vịng quay tính tốn của trục chính được tìm như sau. Trong dãy giá trị cấp tốc
độ của trục chính ta chia thành ba khoảng I, II và III và số vịng quay tính tốn
trên trục chính sẽ được chọn là giá trị cuối cùng của khoảng I hoặc giá trị đầu
tiên của khoảng II. Từ lý luận đó ta có số vịng quay tính tốn của trục chính sẽ
là n = 43,1 (vg/ph). Với số vòng quay này ta dựa vào đồ thị vòng quay ở ta sẽ có
số vịng quay tính tốn của các trục trung gian.
Có cơng suất của các trục và số vịng quay của các trục ta sẽ xác định
được mômen xoắn trên trục theo công thức sau :
Mx = 9,55.106.

N
( N.mm )
n

21


Qua kết quả tính tốn ta lập được bảng sau :
Bảng 3-1
Thơng số
Cơng suất

Số vịng quay

Mơmen xoắn

N(Kw)
10

n ( vg/ph )
1450

Mx ( N.mm )
65862

I

10

69,5

1374100

II

10

43,1

2215777

III

10

34,5

2768115

IV

10

2220930

V

10

43
55

Trục
Động cơ

1736363

3.1 Tính tốn thiết kế trục chính của máy
Qua tham khảo máy tương tự 1K62 ta có thể rút ra một số nhận xét khi
tính tốn thiết kế trục chính của máy như sau :
- Đường kính của trục chính được tính theo chế độ cắt thơ để đảm bảo độ
bền theo tính vạn năng của máy, nghĩa là có thể gia cơng được cả ở chế độ cắt

thô và cắt tinh.
- Độ cứng vững của trục chính chỉ có tác dụng khi gia cơng tinh, vì vậy
nếu ta dùng chế độ cắt thơ để tính độ cứng vững của trục thì đường kính trục sẽ
rất lớn gây lãng phí.
- Nếu ta dùng chế độ cắt thơ để tính đường kính cịn dùng chế độ cắt tinh
để kiểm nghiệm độ cứng vững thì ta thấy trục đảm bảo cả độ bền và độ cứng
vững mà đường kính trục khơng q lớn.
Do đó ở đây ta sẽ tính đường kính trục chính theo chế độ cắt thơ và sau đó
kiểm nghiệm độ cứng vững của trục theo chế độ cắt tinh.

22


3.1.1 Chọn sơ đồ cắt để tính lực tác dụng vào đầu trục chính
Khi gia cơng trên máy tiện ta có thể gá đặt phơi theo hai trường hợp phụ
thuộc vào chiều dài của phôi như sau :
- Nếu như phơi dài ta phải chống tâm một đầu cịn một đầu được cặp vào
mâm cặp để tăng độ cứng vững của phơi trong q trình gia cơng.
- Cịn đối với phôi ngắn ta chỉ cần cặp trên mâm cặp là có thể gia cơng
được
Từ đó ta đi tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong hai trường hợp trên
để tìm ra trường hợp lực tác dụng lớn nhất dùng trong các bước tính tốn tiếp
theo.
a. Tính lực tác dụng vào trục chính trong trường hợp phơi dài.
Sơ đồ gia cơng như sau :
L
L/1,732

l1 <<0.333.d

hình 3.1
Nếu ta coi đầu A của phôi cặp vào mâm cặp như tựa trên gối tựa di động
còn đầu chống tâm B như tựa trên gối tựa cố định thì sơ đồ tính lực tác dụng
vào đầu trục chính sẽ là :

23


L
l1

A

l2

VA1

Pz

B
VB

Hình 3.2
Ta tính mơmen đối với điểm B :
VA1 . L – PZ .l2 = 0
Hay VA1 =

PZ .l 2
L

Trong đó L : là chiều dài lớn nhất của phơi có thể gia cơng được trên máy ta
lấy L = 2000 ( mm )
l 2 = L – l1 với l1 =

L
3

= 1154 (mm) là khoảng cách từ đầu trục

chính tới vị trí của dao gây ra lực cắt lớn nhất trên trục chính.
Vậy l2 = 2000 – 1154 = 846 ( mm )
Thay số vào ta có:

V A1 =

PZ .846
= 0,423.PZ ( 1 )
2000

b. Tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong trường hợp phơi ngắn.
Trong trường hợp phôi ngắn ta chỉ kẹp một đầu vào mâm cặp để gia công
và sơ đồ gia công như sau :

24


L

Hình 3.3
Nếu ta coi đầu cặp vào mâm cặp như bị ngàm thì sơ đồ tính tốn lực tác

động vào đầu trục chính sẽ là :
L
A
Pz

VA2

Hình 3.4
Khi đó xét phương trình hình chiếu của các lực nên phương Z ta có :

∑Z = P

Z

− V A2 = 0

Hay VA2 = PZ ( 2 )
Từ ( 1 ) và ( 2 ) ta nhận thấy rằng V A2 > VA1 Do vậy ở các bước tính tốn tiếp
theo ta sẽ sử dụng sơ đồ tính tốn đối với trường hợp phơi ngắn
3.1.2 Tính tốn đường kính trục chính của máy.
Như đã lập luận ở trên, khi đi tính đường kính trục chính ta tính tốn các
lực tác dụng theo chế độ cắt cực đại với các thông số như sau :
- Đường kính phơi D = 115 ( mm )
- Chiều dài phôi l = 250 ( mm )
- Lượng chạy dao S = 1,56 ( mm/vg )

25