Thuyết minh đồ án máy công cụ

CHƯƠNG 1: PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ
( Máy khoan K135 )

1.1

Tính năng kĩ thuật của máy:

Đặc tính kỹ thuật
Đường kính lớn nhất khoan được (mm)
Khoảng cách từ đường trục tâm chính tới trụ (mm)
Khoảng cách lớn nhất từ mút trục chính tới bàn máy
(mm)
Kích thước bề mặt làm việc bàn máy (mm x mm)
Độ cơn trục chính
Dịch chuyển lớn nhất của trục chính (mm)
Số cấp tốc độ trục chính
Phạm vi tốc độ trục chính (vg/ph)
Số cấp bước tiến
Phạm vi bước tiến ( mm/vg)
Lực tiến dao (kG)
Mômen xoắn (kG.cm)
Công suất động cơ chính (kW)
Khối lượng máy (kg)
Kích thước của máy:
- Dài: 1245
- Rộng: 815
- Cao: 2690
• Máy K135 với các thơng số như sau:

1.2

Máy khoan K135
35
300
750
450 x 500


Mooc N 4
170
12
42 – 2000
11
0,1 – 1,4
1600
4000
6
1300

Công dụng:
Máy khoan là máy cắt kim loại chủ yếu dùng để gia cơng lỗ. Ngồi
ra, nó cịn dùng để khoét, doa, cắt ren bằng tarô, hoặc để gia công những


bề mặt có tiết diện nhỏ, thẳng góc hoặc cùng chiều trục với lỗ khoan. Tùy
theo kích thước và phương pháp điều chỉnh mũi khoan đến vị trí gia cơng,
máy khoan có thể phân thành các loại sau: máy khoan đứng, máy khoan
cần, máy khoan nhiều trục, máy khoan chuyên dùng ...
• Nhận xét chung về máy:
+ Ưu điểm của máy: Độ cứng vững cao hơn các máy khoan đứng
nhỏ hơn cũng như máy khoan cần do đó lỗ có độ chính xác cao hơn các

máy này. Có thể điều chỉnh tốc độ chạy dao tự động hoặc bằng tay. Gá
đặt chi tiết gia công đơn giản.
+ Nhược điểm của máy: Độ chính xác của lỗ khơng cao do ảnh
hưởng từ kết cấu mũi khoan chưa hoàn thiện cũng như độ cứng vững của
mũi khoan. Không khoan được các lỗ theo chu vi tròn như máy khoan cần
trong một lần gá đặt.
1.3 Phân tích động học máy:
• Các thơng số cơ bản của máy K135:
- Đường kính lớn nhất khoan được:
φ = 35 (mm)
- Phạm vi tốc độ trục chính:
42-2000 (vịng/phút)
- Số cấp tốc độ của trục chính:
Z = 12
- Pmax của cơ cấu chạy dao:
15700 (N)
- Công suất của động cơ chính:
6 Kw
- Phạm vi bước tiến dao:
0,1 ÷ 1,4 (mm/vịng)

• Sơ đồ động máy K135 được trình bày trên hình (hình 1.1) sau:


Hình 1.1: Sơ đồ động của máy khoan K135


a)
-

Phân tích hộp tốc độ:
Xác định hệ số cơng bội ϕv của hộp tốc độ :
Từ các số liệu ban đầu về tính năng kỹ thuật của máy ta có:
Số vịng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính là:
nmin =

42 (vòng/phút)

nmax = 2000 (vòng/phút)
Số cấp tốc độ trục chính: z = 12
11

Ta có ϕv =

n max
2000
= 11
≈ 1,42
n min
42

Tra chuỗi giá trị ϕ tiêu chuẩn ta có:
-

ϕv = 1,41

Xác định các tỷ số truyền in của hộp tốc độ:
Theo sơ đồ động ta có phương án khơng gian (PAKG) là:

2 x

3 x 2
Giả sử ta chọn phương án thứ tự (PATT) là:
I - III
Ta có chuỗi số vịng quay trục chính như sau:
n1 = n0 .i1 .i3 .i6

n7 = n0 .i1 .i3 .i7

n2 = n0 .i1 .i4 .i6

n8 = n0 .i1 .i4 .i7

n3 = n0 .i1 .i5 .i6

n9 = n0 .i1 .i5 .i7

n4 = n0 .i2 .i3 .i6

n10 = n0 .i2 .i3 .i7

n5 = n0 .i2 .i4 .i6

n11 = n0 .i 2 .i 4 .i7

n6 = n0 .i2 .i5 .i6

n12 = n0 .i2 .i5 .i7

II -

-

Để xác định mối quan hệ giữa các tỷ số truyền trong các nhóm truyền ta
chia từng vế của những số vịng quay tương ứng như sau:
+ Ở nhóm 1:
n1 : n4 = i1 : i 2

Vì chuỗi số vịng quay n của trục chính là cấp số nhân có cơng bội ϕ ,
do đó :
n1 : n4 = 1 : ϕ 3
Từ trên ta có thể rút ra được mối quan hệ giữa các tỷ số truyền trong
nhóm 1 như sau :
i 1 : i 2 = 1 : ϕ3

(1)

Từ sơ đồ động ta có các giá trị của tỷ số truyền nhóm 1:
20
35
= 0,5; = 1,4
40
25

So sánh với (1) ta được : i1 = 0.5; i2 = 1,4 thỏa mãn.
+ Ở nhóm 2:
n1 : n 2 : n 3 = i 3 : i 4 : i 5 .
Mà

n1 : n 2 : n 3 = 1 : ϕ : ϕ 2 .
i 3 : i 4 : i 5 = 1 : ϕ : ϕ 2 (2)

Từ sơ đồ động ta có giá trị của tỷ số truyền nhóm 2:
22
28
35
= 0,35
= 0.5
= 0,71
62
; 56
; 49
.

Kiểm nghiệm lại ta thấy các giá trị i3, i4, i5 trên là thỏa mãn.
+ Ở nhóm 3:
Mối quan hệ tỷ số truyền nhóm 3:
n1 : n 7 = i 6 : i 7 .


Mà

n1 : n 7 = 1 : ϕ 6 .
i6 : i7 = 1 : ϕ6.

(3)

Từ sơ đồ động ta có giá trị cua tỷ số truyền nhóm 3.
21

= 0,25
84
;

70
=2
35
;

So sánh với (3) trị số trên ta thấy các giá trị i 6 , i 7 là thỏa mãn.
•

-

Suy ra chọn phương án thứ tự trên là đúng.

Phương án bố trí của hộp tốc độ :
PAKG :

-

2 x 3 x 2

PATT :
II - I - III
Lượng mở :
3 1 6
Lưới kết cấu hộp tốc độ là (hình 1.2) :

hình 1.2: Lưới kết cấu hộp tốc độ

-

Xây dựng lưới đồ thị vịng quay của hộp tốc độ: (hình 1.2)


Số vịng quay trục chính là: 42, 60, 87, 122, 173, 250, 338, 482, 696,
995, 1390, 2000 (vòng/phút).
-

Dựa vào cơ sở lưới kết cấu ta vẽ lưới đồ thị vòng quay các đường nằm
ngang biểu diễn các trục các điểm biểu diễn số vòng quay, các tia biểu
diễn tỷ số truyền, ở đây không phân bố đối xứng mà phân bố thích ứng
với giá trị tỷ số truyền của nó với quy ước như sau:
+ Các tia nghiêng sang phải biểu diễn tỉ số truyền i > 1.
+ Các tia nghiêng sang trái biểu diễn tỷ số truyền i < 1.
+ Các tia thẳng đứng biểu diễn tỷ số truyền

i = 1.

+ Các tia song song có giá trị như nhau.
-

Tỉ số truyền i phải thoả mãn điều kiện:
1/4 ≤ i ≤ 2
+ Nhóm 1:

`

+ Nhóm 2:

chọn i1 = 1/ϕ2 do đó i2 = ϕ

i1 : i2 = 1:ϕ3 ;

i3 : i4 : i5 = 1 : ϕ : ϕ2; chọn i3 = 1/ϕ3 ; i4 = 1/ϕ4 ; i5 =

1/ϕ

n0chọn i7 = ϕ2 ⇒ i6 = 1/ϕ4

PATT II-I-IIIi6 : i7 = 1 : ϕ6;
I+ Nhóm 3:

i1

i2

3

i5

1

II

i3

i4

III

-

i6

Tính tỉ số truyền đai:

IV

i7

6

60 87 122 173 250 338 482 696 995 1390 2000
n42
0 = nđ/c . iđ . ηđ
Hình 1.3. Lưới đồ thị vòng quay hộp tốc độ


Chọn ηđ = 0,985 hệ số trượt của đai.
n0 = 995 (vịng/phút).
Suy ra: iđ =
•

n0
995
=
= 0,7
ndc .n â 1440.0,985
.

Vậy đường kính bánh đai nhỏ và lớn là: d = 140 (mm); D = 200 (mm).
- Số nhóm truyền của hộp tốc độ: x = 3
- Số trục của hộp tốc đô:
Str = x + 1 = 4
x

-

Số bánh răng cả hộp:

Sz = 2

∑ pi = 2(3 + 1 + 3) = 14
i =1

Trong đó:
i: số nhóm truyền (1 → x ).
P: số tỷ số truyền.
-

Số bánh răng di trượt: 7.
Số bánh răng cố định: 7.

b) Phân tích hộp chạy dao:
•

Máy chuẩn K135 có :
-

Phạm vi bước tiến Z = 11

-

Lượng chạy dao nhỏ nhất s

-

Lượng chạy dao lớn nhất s
ϕ = 10

=> cơng bội :

min

max

= 0,1 (mm/vịng)
= 1,4 (mm/vịng)

1,4
≈ 1,3
0,1

Chuỗi số lượng chạy dao theo máy chuẩn là :0,1 – 0,13 – 0,17 – 0,22 – 0,28 –
0,38 – 0,5 – 0,63 – 0,82 – 1,05 – 1,4 .
Từ sơ đồ động học ta có lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay như sau:


hình 1.4: Lưới kết cấu hộp chạy dao
•

Nhận xét về lưới kết cấu:
Lưới là một hình rẻ quạt đều như vậy :
-

Số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (3) và ở miền có số
vịng quay cao số lượng bánh răng làm việc nhiều hơn và điều
này làm cho kích thước của các bánh răng làm việc nhỏ gọn hơn

-

do mômen xoắn bé.
Lượng mở giữa các tia của nhóm truyền bánh răng là thay đổi từ
từ, các tỉ số truyền bố trí giảm từ từ, đây là điều kiện làm việc tốt
nhất cho các bánh răng làm cho tuổi thọ của bánh răng và do đó

•

tuổi thọ của hộp tốc độ cao.
Từ những phân tích máy chuẩn ở chương I, tương tự việc xây dựng
lưới đồ thị vòng quay hộp tốc độ của hộp chạy dao, ta xây dựng lưới đồ
thị vọng quay của hộp chay dao như sau:
-

Nhóm I: i1 : i2 : i3 = 1 : ϕ : ϕ2; chọn i1 =
Nhóm II: i4 : i5 : i6 : i7 =

1 1
3
6

1: ϕ : ϕ

1
9
:ϕ

,

1
ϕ4

; i2 =

1
ϕ3

; i3 =

1
ϕ2

;


Chọn

•

i4 =

1
ϕ4

; i5 =

1
ϕ

; i6 = ϕ2 ; i7 = ϕ5

Lưới đồ thị vịng quay:

n0

PATT I-II

I

i2

i1

i3

1

II
i4
IIIn
1

•

n2

i7

i5
n3

n4

i6

3

n10 n11 n 12
Hình 1.5 . Lưới đồ thị vòng quay hộp chạy dao
n5

n6

n7

n8

n9

Nhận xét về đồ thị số vòng quay:
- Khi tăng hay giảm tốc qua nhiều trục trung gian , ta thấy các tỉ số

truyền đều tăng hay giảm từ từ, điều này làm cho bộ truyền làm việc
-

•

tốt nhất.
Trên đồ thị ta thấy có các cặp tỉ số truyền bằng 1 như vậy nó góp

phần làm giảm kích thước của hộp tốc độ.
Theo máy chuẩn thì hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo với một cặp bánh
răng dùng chung. Như vậy trong 12 cấp tốc độ trên thì sẽ có một cặp tốc

độ trùng nhau.
1.4 Phân tích kết cấu máy:
• Để tạo nên các bề mặt gia cơng cần có các chuyển động tạo hình:

+ Chuyển động chính là chuyển động quay tròn của dao.
+ Chuyển động chạy dao là chuyển động tịnh tiến do dao thực hiện.
Ngồi ra cịn có chuyển động phụ là chuyển động tịnh tiến của bàn máy
nhờ cơ cấu


trục vitme.
Như vậy để thiết kế máy khoan ta cần tạo ra chuyển động quay trịn của
trục chính
(trục gá dao) và chuyển động lên xuống của trục dao tạo ra chiều sâu cắt.
Ngoài ra cần tạo ra chuyển động tịnh tiến lên xuống của bàn gá phôi để
tạo điều kiện cho dao thực hiện các khả năng công nghệ đúng yêu cầu. Để
thực hiện các chuyển động ấy ta phải thiết kế một xích tốc độ để tạo ra nhiều
cấp tốc độ khác nhau cho trục chính và cho xích chạy dao.

•
-

Các cơ cấu đặc biệt:
Ly hợp an tồn:
Khi máy khoan gặp quá tải thì ly hợp sẽ phát

huy tác dụng của nó. Các má ma sát sẽ trượt ra,
lúc này cơ cấu quá tải sẽ chạy lồng không bảo
vệ các cơ cấu bên trong hộp chạy dao.

-

Cơ cấu chạy dao tự động:

+ Gồm tổ hợp các cơ cấu như ly hợp an
tồn, bánh răng – thân răng, trục vít –
bánh vít,…Tạo thuận tiện cho việc gia
cơng lỗ trên máy khoan.
+ Nguyên lí hoạt động: Ban đầu bánh vít
quay lồng khơng trên trục. Muốn chạy dao
tự động thì phải truyền động quay của


bánh vít đến trục, bằng cách xoay đi một góc 30o thì phần lồi của nửa ly hợp
này sẽ ăn khớp vào phần lồi của nửa ly hợp kia làm lị xo nén lại và đóng ly
hợp. Tại đây bánh vít có tải và truyền chuyển động chạy dao tự động.
Muốn hãm chạy dao tự động người ta ấn tay quay vào (theo chiều trục),
có một chốt dọc nằm song song với trụ tạo nên một lực ma sát nhất định có
tác dụng làm hãm chuyển động quay của trục. Trong khi chạy dao tự động

muốn quay bằng tay (quay nhanh) ta trục tiếp quay ở tay quay (do ly hợp vấu
1 chiều).
Khi tháo rời 2 ly hợp ta trở lại với chế độ chạy dao bằng
tay.
- Cơ cấu then kéo:
Để đảm bảo chiều cao theo chiều trục người ta dùng cơ
cấu then kéo.
Ưu điểm :
+ Nhỏ gọn, khơng có bánh răng di trượt và ly hợp, các bánh
răng đặt kề nhau với khe hở nhỏ.
Nhược điểm :
+ Độ bền và độ cứng vững kém nên không thể truyền
mômen xoắn lớn ,trục rỗng vừa có rãnh nên bị yếu, độ mịn
bánh răng lớn, khơng thể dùng bánh răng có đường kính lớn vì hạn chế lượng
di dộng của then kéo, bánh răng cần mỏng, bánh răng mỏng không thể dùng
đường kính lớn.
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY
2.1 Tính tốn và chọn tính năng kỹ thuật của máy:
• Với hộp tốc độ:


* Với máy chuẩn:

- Phạm vi điều chỉnh vận tốc : R =

- Công bội

ϕ

:

ϕ

z −1

=

 nmax

 nmin

- Số cấp tốc độ Z : Z =
Với n

=>

ϕ

max

= 2000 (vg/ph) ; n
11

=

ln R
ln ϕ

2000
42 ≈

min

nmax
nmin

=

ϕ z −1





+1
= 42 (vg/ph) ; Z = 12

1,42

* Máy ta cần thiết kế có đặc tính như sau:
- Số vịng quay nhỏ nhất của trục chính n
- Số vịng quay lớn nhất của trục chính n
- Số cấp tốc độ Z = 12
- Cơng bội
•

ϕ = 1,41

.

Với hộp chạy dao:
* Với máy chuẩn :
-

Phạm vi bước tiến Z = 11

-

Lượng chạy dao nhỏ nhất s

-

Lượng chạy dao lớn nhất s

min

max

= 0,1 (mm/vg)
= 1,4 (mm/vg)

min

max

= 42,5(vg/ph)

= 1900 (vg/ph)

ϕ = 10

=> Công bội :

1,4
≈ 1,3
0,1

Chuỗi số lượng chạy dao theo máy chuẩn là :0,1 – 0,13 – 0,17 – 0,22 – 0,28 –
0,38 – 0,5 – 0,63 – 0,82 – 1,05 – 1,4.
* Với máy thiết kế:
-

Phạm vi bước tiến Z = 11

-

Lượng chạy dao nhỏ nhất s

-

Lượng chạy dao lớn nhất s
ϕ = 10

=> Công bội :

min

max

= 0,1 (mm/vg)
= 1 (mm/vg)

1
≈ 1,26
0,1

Chuỗi số lượng chạy dao tra theo chuỗi số vịng quay cơ sở ta có: 0,1 – 0,125
– 0,16 – 0,2 – 0,25 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1.
2.2 Thiết kế hộp tốc độ:
2.2.1 Thiết kế phương án khơng gian:
•

Tính số nhóm truyền tối thiểu :

Gọi x là số nhóm truyền tối thiểu ta có :

nmin
1
4 x ≤ nđc

; với n

min

= 42,5(vg/ph)

đc

còn n = 1450 (vg/ph) 1

=> x

≥

log

 1450 
 42, 5 



4

≈

2,55 => x = 3 do đó ta có các phương án khơng gian là :
Z = 3 x 2 x 2 ( Phương án 1 )
Z = 2 x 3 x 2 ( Phương án 2 )
Z = 2 x 2 x 3 ( Phương án 3 )


•

So sánh để chọn PAKG :
tr

- Số trục trong hộp tốc độ : S = x + 1 = 3 + 1 = 4 (trục)
n

br

∑P

- Số bánh răng trong hộp tốc độ : S = 2

x

x =1

br

+ Phương án 1 : S = 2.( 3 + 2 + 2 ) = 14
br

+ Phương án 2 : S = 2.( 2 + 3 + 2 ) = 14
br

+ Phương án 3 : S = 2.( 2 + 2 + 3 ) = 14
- Kích thước chiều dài hộp sơ bộ : L =

∑b

+

∑f

=L

h

Với b là bề rộng bánh răng còn f là bề rộng các khe hở, do các trục bánh
răng bố trí song song nhau nên cả ba phương án điều có kích thước hộp tốc độ
như nhau.
- Số lượng bánh răng trên trục cuối:
+ Phương án 1 : 2 bánh răng
+ Phương án 2 : 2 bánh răng
+ Phương án 3 : 3 bánh răng
Ta lập bảng so sánh các phương án không gian như sau:

Số trục trong HTĐ
Số bánh răng
Kích thước HTĐ
Số bánh răng trục
cuối

Z=3x2x2
4
14
h

L
2

Z=2x3x2
4
14
h

L
2

Z=2x2x3
4
14
h

L
3


Từ bảng ta thấy phương án không gian Z = 3 x 2 x 2 là hợp lý nhất do có số
bánh răng trên trục cuối và trục kế trục cuối là ít nhất.
2.2.2 Phân tích và chọn phương án thứ tự:
•

Các phương án thứ tự :

Hộp tốc độ có 3 nhóm truyền do đó có 3! = 6 Phương án thứ tự ( PATT) như
sau:
- Phương án thứ tự : (I) (II) (III)
- Phương án thứ tự : (I) (III) (II)
- Phương án thứ tự : (II) (III) (I)
- Phương án thứ tự : (II) (I) (III)
- Phương án thứ tự : (III) (I) (II)
- Phương án thứ tự : (III) (II) (I)
•

Phân tích chọn phương án thứ tự :

a)

Phương án thứ tự: (I) (II) (III)
Lượng mở: (1) (3) (6)


b)

Phương án thứ tự : (I) (III) (II)
Lượng mở : (1) (6) (3)

c)

Phương án thứ tự : (II) (I) (III)
Lượng mở : (2) (1) (6)


d)

Phương án thứ tự : (II) (III) (I)
Lượng mở : (2) (6) (1)

e)

Phương án thứ tự : (III) (I) (II)


Lượng mở : (6) (1) (2)

f)

Phương án thứ tự : (III) (II) (I)
Lượng mở : (4) (2) (1)


•

Nhìn vào 6 lưới kết cấu ta thấy lưới kết cấu đầu tiên (a) ( PATT là (1) (2) (3) )
là phù hợp nhất vì Lượng mở cũng như các tia đặc trưng cho tỷ số truyền thay

•

đổi từ từ , tạo thành lưới kết cấu có hình rẻ quạt.
Như vậy với PATT (1) (2) (3) số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (4),
các tỷ số truyền bố trí giảm từ từ nên các trục trung gian có số vịng quay tới
hạn cao, kích thước sẽ nhỏ, hộp tốc độ bố trí gọn. Số bánh răng làm việc ở các
trục có số vịng quay cao nhiều hơn nên kích thước nhỏ hơn.
2.2.3 Xây dựng lưới đồ thị vịng quay:
• Trên cơ sở lưới kết cấu đã được chọn và những phân tích trên, ta vẽ đồ thị
số vòng quay để thể hiện mối quan hệ của số vòng quay với những trị số
thực của tỉ số truyền. Ở đồ thị này vòng quay và tỉ số truyền đều có giá trị
thực.
•

Với

ϕ

= 1,41 và n

min

= 42,5 ta có thơng số của chuỗi tốc độ của trục chính

là (vg/ph): 42,5 – 60 – 85 – 118 – 170 – 235 – 335 – 475 – 670 – 950 –
1320 – 1900.
•

1

Tốc độ n lớn gần bằng tốc độ của động cơ điện để puly của bánh đai nhỏ
1

lại đảm bảo bộ truyền bánh đai làm việc tốt. Như vậy ta chọn n = 950
(vg/ph).
Ta có đồ thị vịng quay như sau:


imin =

•

Kiểm tra điều kiện động học:

42,5 1
=
170 4

i max =

•

Thỏa mãn điều kiện

1900
=2
950

1
≤i≤2
4

2.2.4 Tính tốn số răng của bánh răng:
• Phân tích và tính tốn số răng của các bánh răng :
Với khoảng cách trục chưa biết ta có :
A=

1
1
1
m( Z 1 + Z 1' ) = m( Z 2 + Z 2' ) = ..... = m ∑ Z
2
2
2


i

Với A là khoảng cách trục, m là môđun, Z là số răng trên bánh chủ
i'

động và Z là số răng trên bánh bị động.

Đặt

•

 Z i
f
= i ; Z i + Z i' = ∑ Z

 Z i / g i

fi
∑Z
fi + gi

i

Ta suy ra :

Z =

Z

i'

}
fi
K .E
fi + gi

≥ Z min

=

gi
∑Z
= fi + gi

=

;

gi
K .E ≥ Z min
fi + gi

Để khơng bị hiện tượng cắt chân răng thì Z

min

i

i'

=17 ; để Z và Z là
i

i

những số nguyên thì K là “bội chung nhỏ nhất” của các tổng ( f + g ) và E là

số nguyên bất kì thỏa mãn biểu thức :
≥ E min =

E
≥ E min =

E

fi + gi
.17
f i .K
fi + gi
.17
g i .K

Với bánh nhỏ là bánh chủ động

Với bánh nhỏ là bánh bị động

a) Nhóm 1:
- Tỉ số truyền :
Dựa vào đồ thị số vịng quay ta tính được :
1

+i =1=

1
1

=

f1
g1

1

1

=> f + g = 1+ 1 =2


2

+i =

1
5 f
≈ = 2
1,41 7 g 2

1
1 f
≈ = 3
2
2 g3
1,41

3

+i =

2

2

=> f + g = 5 + 7 = 12
3

=> f 3 + g = 1+ 2 = 3

i

i

=> Bội số chung nhỏ nhất của ( f + g ) là K = 12
- Số răng :
3

Dựa vào đồ thị số vòng quay ta thấy đường nghiêng trái của tỉ số truyền i là
3

lớn nhất do đó bánh răng có số răng nhỏ nhất Z là bánh răng chủ động .
≥ E min =

E

fi + gi
.17
f i .K

3

1
.12.5 = 20
3

2

5
.12.5 = 25
12

Z =
Z =

'

1

1

Z =Z =

=

3
.17
1.12

3'

; Z =
2

'

; Z =

= 4,25

2
.12.5 = 40
3
7
.12.5 = 35
12

1
.12.5 = 30
2

b) Nhóm 2 :
- Tỉ số truyền :
4

1 f4
=
1 g4

5

f
1
9
≈
= 5
3
25 g 5
1,41

+i =1=

+i =

=>

f4 + g4 = 2

=>

f 5 + g 5 = 34

=> E = 5


=> Bội số chung nhỏ nhất là K = 34
- Số răng :
5

Dựa vào đồ thị số vịng quay thì i là tỉ số truyền có đường nghiêng trái lớn

5

nhất nghĩa là bánh răng có số răng nhỏ nhất Z là bánh chủ động.
≥ E min =

E

fi + gi
.17
f i .K

9
.34.2 = 18
34

5

Z =
4

Z =Z

4

'

=

=

34
.17 = 1,8
9.34

5'

; Z =

=> E = 2

25
.34.2 = 50
34

1
.34.2 = 34
2

c) Nhóm 3 :
- Tỉ số truyền :
2

≈

2 f6
=
1 g6

6

1,41

7

1
1 f
≈ = 7
4
4 g7
1,41

+i =

+i =

=>

=>

f6 + g6 = 3

f7 + g7 = 5

=> Bội số chung nhỏ nhất là K = 15
- Số răng :
7

Dựa vào đồ thị số vịng quay thì tỉ số truyền i có đường nghiêng trái là lớn
7

nhất điều đó có nghĩa là bánh răng có số răng nhỏ Z là bánh chủ động


≥ E min =

E
7

1
.15.6 = 18
5

6

2
.15.6 = 60
3

Z =
Z =


fi + gi
.17
f i .K

5
.17 = 5,6
1.15

=
7

'

; Z =
6'

;Z =

4
.15.6 = 72
5
1
.15.6 = 30
3

Vậy ta có số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ là:

Z 1 = Z '1 = 30

Z 2 = 25

Z 3 = 20

Z ' 2 = 35

Z '3 = 40

Z 4 = Z ' 4 = 34

Z 5 = 18

Z '5 = 50

Z 6 = 60

Z 7 = 18

Z ' 7 = 72

•

=> E = 6

Z ' 6 = 30

Tính số vịng quay thực tế , sai số vòng quay và vẽ đồ thị sai số :

- Số vịng quay thực tế của trục chính :
n1 = n0 .i3 .i5 .i7 = n0 .

+

Z3 Z5 Z7
20 18 18
.
.
= 950. . .
= 42,75

Z 3' Z 5 ' Z 7 '
40 50 72

n 2 = n0 .i2 .i5 .i7 = n0 .

+
n3 = n0 .i1 .i5 .i7 = n0 .

+
n4 = n0 .i3 .i4 .i7 = n0 .

+

Z 2 Z5 Z7
25 18 18
.
.
= 950. .
= 61,07
Z 2 ' Z 5' Z 7 '
35 50 72

Z1 Z 5 Z 7
30 18 18
.
.
= 950. .
= 85,5
Z 1' Z 5' Z 7 '
30 50 72

(vg/ph)

(vg/ph)

(vg/ph)

Z3 Z 4 Z7
20 34 18
.
.
= 950. . .
= 118,75
Z 3' Z 4 ' Z 7 '
40 34 72

(vg/ph)