ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa

Tập bài giảng

Môn học

Máy Công Cụ

Biên soạn theo đề cương môn học

chuyên ngành cơ khí ĐHBK ĐN

Người biên soạn : Bùi trương Vỹ

Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa

Đại học Đà nẵng.

Đà Nẵng - Năm 2007

2

Phần I: Máy công cụ

Mở đầu

Các loại sản phẩm cơ khí nói chung được tạo ra bằng các quá trình cơ bản sau

1. Đúc. Thiết bị có liên quan là các loại máy đúc, khuôn mẫu...

2. Gia công áp lực: gia công không phoi, tạo sản phẩm nhờ quá trình biến dạng dẻo

kim loại với các loại máy cán, ép, máy búa ...

3. Ghép nối: ví dụ hàn, các mối ghép...

4. Gia công cắt gọt kim loại: gia công có phoi, tạo sản phẩm bằng cách lấy đi lượng

kim loại dư thừa để đạt hình dáng và kích thước cũng như chất lượng kỹ thuật theo yêu

cầu. Máy công cụ cắt gọt kim loại được dùng cho quá trình nầy.

Ngoài ra, thường có các quá trình gia công tinh lần cuối, sơn mạ... trước khi đưa vào

xử dụng.

Quá trình gia công cắt gọt kim loại để tạo sản phẩm có ưu điểm:

– Đạt độ chính xác kích thước cao

– Hình dáng hình học đảm bảo, sắc cạnh.

– Kinh tế

Tuy vậy cũng có một số nhược điểm:

– Lãng phí vật liệu

– Tốn nhiều thời gian hơn một số quá trình khác

Do đó, khi thiết kế chế tạo sản phẩm, cần lựa chọn thích hợp cách gia công cũng như

luôn phải nghĩ đến biện pháp cải thiện chất lượng sản phẩm.

Các yếu tố có liên quan trong quá trình cắt:

1. Máy công cụ

2. Vật liệu kỹ thuật

3. Dụng cụ cắt

4. Chế độ cắt và kế hoạch sản xuất

5. Điều kiện gia công ( làm mát)

3

Chương 1: Chuyển động học trong máy công cụ

1. Các dạng bề mặt thường dùng cho sản phẩm cơ khí

Có thể phân thành 3 dạng bề mặt:

1.1. Dạng bề mặt tròn xoay: Tạo bởi đường chuẩn là đường tròn, và tùy theo loại

đường sinh ( thẳng, bất kỳ, gãy khúc...) có các dạng bề mặt sau (H1.1)

a. bề mặt trụ tròn xoay

c. bề mặt định hình tròn xoay d. bề mặt ren

H1.1: Các dạng bề mặt tròn xoay

CS S

C S SC

b. bề mặt nón

Cα

a. bề mặt phẳng

c. bề mặt cong phẳng

H1.2: Các dạng bề mặt phẳng

CS

b. bề mặt răng thanh răng

CS

CS

d. bề mặt răng bánh răng

CS

1.2. Dạng bề mặt phẳng: Có đường chuẩn là đường thẳng, và dạng bề mặt tạo ra

tùy thuộc vào loại đường sinh (H1.2)

1.3 Dạng mặt đặc biệt: bề mặt cam, cánh turbin...có đường sinh tuân theo quy

4

luật hình học nhất định.

Như vậy:

+ Bề mặt đươc tạo ra khi cho đường sinh chuyển động theo đường chuẩn:

∗ Với đường sinh và đường chuẩn là đường thẳng và tròn, cơ cấu máy chỉ

cần tạo ra các chuyển động đơn giản như thẳng và tròn đều .

∗ Với đường sinh có dạng hyperbol, ellip, xoắn lôga..., cơ cấu máy phải

thực hiện các chuyển động thẳng và tròn không đều: khó ứng dụng thực tế.

+ Các chuyển động của cơ cấu máy để tạo ra các đường sinh và đường chuẩn

cần thiết được gọi là chuyển động tạo hình của máy công cụ.

2. Chuyển động tạo hình của máy công cụ:

2.1 Định nghĩa: Chuyển động tạo hình bao gồm mọi chuyển động tương đối

giữa dao và phôi trực tiếp tạo ra bề mặt gia công.

Ví dụ: Q và T là chuyển động tạo hình (H1.3a)

Có các trường hợp : QT

H1.3aa) Tạo hình đơn giản: là chuyển động độc lập Q

( không phụ thuộc vào một chuyển động nào khác-H1.3b)

Q

H1.3b: Tạo hình đơn giản

b) Tạo hình phức tạp: gồm các chuyển động phụ thuộc Q&T (H1.3c)

tp

QT

H1.3c: Tạo hình phức tạp

c) Tạo hình vừa đơn giản vừa phức tạp-Q: chuyển động độc lập,T1&T2 là

chuyển động tạo hình phức tạp để phối hợp thành T (H1.3d)

Q TT1T2

H1.3d

Các chuyển động của các khâu chấp hành ( dao& phôi ) là các chuyển động tương

đối vì có thể được thực hiện bởi bất kỳ khâu nào, dao hoặc phôi. Ngoài chuyển động

tạo hình, trong máy còn có các chuyển động khác như tiến, lùi dao nhanh, chuyển

động phân độ..., đây là các chuyển động phụ cần thiết để hoàn tất quá trình tạo hình.

2.2 Các phương pháp tạo hình bề mặt trên máy công cụ. Bao gồm:

1. Phương pháp chép hình: Lưỡi cắt của dụng cụ cắt trùng với đường sinh của

bề mặt tạo hình. Trong quá trình cắt, lưỡi cắt luôn tiếp xúc với bề mặt tạo hình

5

(H1.4a,b). Phương pháp nầy có ưu điểm cho năng suất cao nhưng khó chế tạo dụng cụ,

ngoài ra lực cắt phát sinh lớn nên phải chọn chiều rộng lưỡi cắt thích hợp.

S(lưỡi cắt)

C

a) Bào định hình

c) Phay bao hình

S(hình bao của lưỡi cắt chuyển động)

d)Nguyên lý tạo dạng răng bao hìnhH1.4: Một số phương pháp tạo hình bề mặt

b)Phay mô đun

S(lưỡi cắt)

2. Phương pháp bao hình: Lưỡi cắt chuyển động tạo ra nhiều bề mặt, đường,

điểm hình học luôn tiếp xúc với bề mặt gia công. Tập hợp tất cả các vết lưỡi cắt nầy

chính là đường sinh của bề mặt tạo hình và nó không phụ thuộc vào hình dạng dụng cụ

cắt( H1.4c,d).

3. Phương pháp theo vết: Phương pháp nầy có đường sinh của bề mặt tạo hình

là tập hợp các chất điểm trùng với điểm cắt gọt trên dao khi chuyển động, chủ yếu

được ứng dụng cho các máy điều khiển chương trình số.

3. Sơ đồ kết cấu động học máy công cụ

3.1 Định nghĩa: Sơ đồ kết cấu động học là sơ đồ mô tả chuyển động tạo hình

của máy. Qua sơ đồ nầy có thể biểu diễn mối liên hệ chuyển động giữa nguồn động

lực và khâu chấp hành, hoặc giữa các khâu chấp hành với nhau.

Ví dụ: Sơ đồ kết cấu động học của máy tiện ren (H1.5).

– Chuyển động tạo hình theo sơ đồ: Q&T

– Mối liên hệ chuyển động giữa các khâu chấp hành

1. Động cơ đến phôi (tạo hình đơn giản):

nđ/c ⋅ iv = nt/c [v/ph] (1.1)

2. Phôi đến bàn dao (tạo hình phức tạp):

1vòng t/c ⋅ is ⋅ tx ⋅ k = tp [mm] (1.2)

• iv , is : cơ cấu điều chỉnh của Hộp Tốc độ và Hộp Chạy dao.

6

• k: hệ số chuyển đổi đơn vị.

H1.5: Sơ đồ kết cấu động học máy tiện ren

– Đường nối từ động cơ đến khâu chấp hành hoặc giữa 2 khâu chấp hành được

gọi là xích truyền động. Trên xích truyền động, ngoài cơ cấu điều chỉnh còn có các tỉ

số truyền cố định dùng làm nhiệm vụ nối đường truyền.

3.2 Phương pháp nghiên cứu và thiết kế:

– Phải xuất phát từ bề mặt gia công của sản phẩm cần chế tạo để phân tích các

chuyển động cần thiết.

– Xác định chuyển động tạo hình và các chuyển động phụ khác.

– Phân phối hợp lý các chuyển động tương đối cho các khâu chấp hành.

– Vẽ sơ đồ kết cấu động học máy và thiết lập các quan hệ chuyển động.

7

Chương 2: Các cơ cấu truyền động trong máy công cụ

1. Phân loại và ký hiệu máy:

2.1 Phân loại: Thường phân loại máy theo các cách:

– Theo công dụng: Có máy tiện, phay, bào...

– Theo mức độ vạn năng: Có máy vạn năng, máy chuyên dùng...

– Theo độ chính xác: máy cấp chính xác thường, máy cấp chính xác nâng

cao, cao....Cấp chính xác máy do TCVN 17-42-75 quy định.

– Theo trọng lượng máy: trung bình (≤ 10T), cỡ nặng (10 ÷30T)…

– Theo mức độ tự động hoá: Có máy tự động, bán tự động...

2.2 Ký hiệu: Mỗi nước có ký hiệu máy khác nhau. Tiêu chuẩn ngành cơ khí nước

ta TCVN-C1-63 đã quy định về cách ký hiệu các máy cắt kim loại (Bảng 9.1[4] ). Các

thông số và các kích thước cơ bản của chúng cũng đã được tiêu chuẩn.

Ví dụ : T620, K135, P82…

T: Nhóm máy tiện, 6: máy vạn năng.

20: Kích thước phôi lớn nhất gia công được trên máy theo bán kính tính bằng cm (hay

∅max = 400)

2. Các cơ cấu truyền động:

2.1 Các loại chuyển động: Phân theo mức độ tiêu thụ công suất, ta có:

– Chuyển động chính: Tiêu thụ công suất lớn (5÷10kW), dùng để tạo tốc

độ cắt.

+ Với chuyển động chính quay tròn: 1000

DnV π= [m/ph] (2.1)

trong đó: D, đường kính chi tiết gia công [mm]; n, số vòng quay [v/ph].

+ Với chuyển động chính tịnh tiến: 1000Ln2

V htk= [m/ph] (2.2)

L, chiều dài hành trình [mm]; nhtk, số hành trình kép [htk/ph].

– Chuyển động chạy dao: Tiêu thụ công suất bé( khoảng 5% công suất

truyền động chính), là chuyển động có ảnh hưởng đến năng suất và độ bóng bề mặt gia

công.

Ngoài ra cũng phải kể đến các chuyển động phụ cần thiết khác.

2.2 Các cơ cấu truyền động:

A. Hộp Tốc độ:

8

Yêu cầu đối với các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ máy công cụ:

– Truyền công suất lớn.

– Biến đổi được tốc độ trong 1 phạm vi nhất định.

– Có tính công nghệ.

Thường dùng các loại cơ cấu sau

1. Truyền động vô cấp: Các bộ truyền động puli hình nón, bộ biến tốc cơ

khí hoặc có thể dùng truyền động thủy lực, truyền động điện.... Loại truyền động nầy

có ưu điểm là biến đổi được vô cấp tốc độ nhưng phạm vi biến đổi nhỏ, công suất

truyền không lớn (H2.1).

Đ/C x

x

Rmax

Rmin

I

II

II

x

x

R1min

R1maxR2min R2max

Đ1

Đ2

I

III

°

°

x xI II

Dmax

Dmin

H2.1: Một số bộ biến tốc cơ khí

a. puli hình nón b. bộ biến tốc ma sát mặt đĩa

c. bộ biến tốc ma sát hình xuyến

2. Truyền động phân cấp (H2.2):

Mặc dù chỉ cho phép biến đổi phân cấp tốc độ, nhưng bằng cách sử dụng dãy số tốc

độ ra tuân theo quy tắc cấp số nhân, có thể hạn chế tổn thất nầy. Phạm vi biến đổi tốc

độ được mở rộng khi ghép nối tiếp các nhóm truyền (các khối bánh răng di trượt).

Truyền động phân cấp với các bộ truyền bánh răng được xử dụng rộng rãi.

Phạm vi biến đổi tốc độ: Rn = min

max

nn (2.3)

Số cấp tốc độ: z = ∏n

1ip (2.4)

trong đó

pi : số tỉ số truyền của nhóm truyền thứ i.

9

xxxx

xx

xx

x x

x x xx xx x

a. puli bậcb. khối bánh răng di trượt 2 bậc

c. khối bánh răng di trượt 3 bậcd. khối bánh răng di trượt 4 bậc

D1D2 D3

D4

D'1

D'2

D'3

D'4

I III

II

I

II

I

II

z1

z'1

z2

z'2

z1

z'1

z2

z'2

z3

z'3

z1

z'1

z2

z'2

z3

z'3

z4

z'4

x x

MI

II

z1

z'1

z2

z'2

z2

x x

MI

II

z1

z'1 z'

2

°

x xx

z1

z'1

z2

z'2

I

II

e.cơ cấu biến đổi tốc độ với ly hợp vấu

f.cơ cấu biến đổi tốc độ với ly hợp ma sát

H2.2: Một số cơ cấu biến đổi tốc độ g.ly hợp vấu 2 phía h.ly hợp vấu và tay đòn

Mz1

x x

I

II

z'1

z2

z'2

B. Hộp Chạy dao

Yêu cầu đối với các cơ cấu truyền động trong hộp chạy dao máy công cụ:

– Truyền công suất bé, khoảng( 5 ÷ 10)% công suất truyền động chính

– Biến đổi được tốc độ trong 1 phạm vi nhất định

– Có tính công nghệ, ví dụ dễ lắp ráp, chế tạo, thay thế...

Thường dùng các loại cơ cấu sau : Các cơ cấu chạy dao trên các hình (H2.3 a,b,c,d)

như cơ cấu then kéo, bánh răng hình tháp, cơ cấu Mean, cơ cấu bánh răng thay thế...

10

x

x x x x

z1z2

z3z4

z'1z'

2z'

3z'

4

z4 z1

z2 z3 z0z8

I

II

III

III

a.cơ cấu then kéo b.cơ cấu BR hình tháp c.cơ cấu Mean

d.cơ cấu BR thay thế

x x

x

x

a

bc

d

A0

A0

a b

d

c R

x x x x x x x

z1z2

z3

z5z6 z7

z0

z8

I

II

H2.3:Các cơ cấu chạy dao

C. Một số cơ cấu đặc biệt khác:

x

I

IIIII

z1 z2

z0

z'1

z'2

x x

I

IIIII

z1z0

z2z3

Iz1 z2

z3

M

IIx

II

I

z3

k

x x

x x

x x

z2

z3

z4

z

giá 1

Tay 6

IIIM

z1

z2

x I

II

z1 z2

H2.4a. H2.4b. H2.4c.

H2.4d.

I

IIz3

x

H2.4e.H2.4f. H2.5: Cơ cấu vi sai

x

II

M

I

x xIII

z1

z0

z2

z3

z4

H2.4: Một số cơ cấu đảo chiều và tổng hợp chuyển động

1. Các cơ cấu đảo chiều (H2.4). Bao gồm:

− Các loại truyền động giữa các trục song song (H2.4a,b,c)

− vuông góc(H2.4d,e)

11

− truyền động bánh răng ăn khớp trong (H2.4f)…dùng đảo chiều

chuyển động cho trục ra.

2. Cơ cấu tổng hợp chuyển động (cơ cấu vi sai)

Các cơ cấu nầy thường dùng trong các máy gia công bánh răng khi cần phối hợp

chuyển động (H2.5).

2.3. Đồ thị phương trình tốc độ cắt và lượng chạy dao

H2.6: Đồ thị tia hình quạt H2.7: Đồ thị logarít

A Đồ thị tia hình quạt: Cơ sở thiết lập đồ thị tia hình quạt dựa trên phương

trình (2.1). Phương trình nầy có dạng 1 chùm đường thẳng đi qua gốc toạ độ khi cho n

thay đổi (H 2.6).

Đồ thị trên biểu diễn được mối liên hệ giữa tốc độ cắt V, đường kính chi tiết gia công

D và số vòng quay tương ứng n, tuy nhiên khi D tăng, khoảng cách giữa 2 tia lân cận

cách xa nhau, do vậy người ta còn dùng đồ thị logarít.

B Đồ thị logarít: Cũng dựa trên phương trình (2.1) nhưng mô tả theo tọa độ

logarít. Khi đó đồ thị có dạng 1 chùm đường thẳng song song, cách đều nhau và cắt 2

trục tọa độ dưới góc 450(H2.7).

12

Câu hỏi và bài tập Chương 1 & Chương 2:

1. Đặc điểm tạo hình trên máy công cụ. Thế nào là chuyển động tạo hình?

2. Sơ đồ kết cấu động học máy công cụ?

3. Cho tốc độ trục vào (trục I) là nI . Tính toán các giá trị tốc độ trục ra (trục chính )

ở H2.2h.

4. Viết tất cả các giá trị tốc độ trục ra theo tốc độ trục vào nI trên các H2.3b,c (cơ

cấu bánh răng hình tháp và cơ cấu Mean). Có nhận xét gì về quy luật dãy số các giá trị

tốc độ nầy.

5. Ở H2.5 (Cơ cấu tổng hợp chuyển động), cho nI, nII. Tính tốc độ trục ra nIII

Chỉ dẫn : nIII và nI, nII có quan hệ xác định theo công thức:

1zz

.zz

4

3

3

2

26

46

FA

LA −=−=ωω

=ωω trong đó: 1

6121

6141

26

46 −=ω−ωω−ω

=ωω

⇒ 612141 2ω=ω+ω

hay: nIII + nI = 2nII. zk

6. H2.6 trình bày 1 phần xích truyền động của 1 máy Tiện. Cho tốc độ đầu vào trục

I (qua puly) là nI. Hãy xác định tất cả các giá trị tốc độ của trục ra nIII.

H2.6

z22

H2.7

I

II

III

xx

x

x x

z26 z23 z17

z34

z25

z39

z33z30

z41 z32z46

3z80

4z120

x

x

x

x x

x

z601

2z48

5z60

6z40

7

xoắn tráik = 2

z808

9z65m5

10Thanh răng

x

7. Trên H2.7, bánh răng 1 quay theo chiều mũi tên với tốc độ 240v/ph. Hãy xác

định tốc độ [v/ph]của bánh răng 9 và lượng chạy dao [m/ph] cũng như chiều tịnh tiến

của thanh răng 10.

13

8. Hai con lăn cán A và B (H2.8) trên 1 máy cán được truyền động qua hệ thống

truyền động như trên hình. Các con lăn phải đạt tốc độ dài 1150mmm/s và có chiều

theo chiều mũi tên.

a. Hãy xác định tỉ số tốc độ góc 3

2

ωω để truyền cho con lăn quay với tốc độ yêu

cầu. Bánh răng 1 quay 1800v/ph.

b. Xác định chiều quay của bánh 1 và hướng xoắn của trục vít 6 để các con lăn

có chiều quay theo hình vẽ.

13 z18

x

x

xx

x

k = 2A, ∅563

B, ∅392k = 3

xoắn trái

1 z16

2

3

4z14

5

z42

6

7z64

8z26

Xích

Xích

9z24

10

11z50

12z35

H2.8

H2.9

Trục vítk = 1 Phôi bánh

răng B

9 z42

k = 1, xoắn trái8

7

1z16

2z30 3

z16

4z36 5

6xx x

x x

x

x

Trục vào

Trục vào

A

9. Trên H2.9 là 1 xích truyền động của 1 máy gia công bánh răng. Các cơ cấu chấp

hành là dao A và phôi B. Phôi bánh răng B được lắp đồng trục và cùng quay với bánh

vít 9.

a. Nếu phôi bánh B quay theo chiều kim đồng hồ, hãy xác định hướng xoắn của

trục vít A

b. Xác định tỉ số tốc độ góc 5

7

ωω khi cắt phôi bánh răng B có số răng z = 72.

14

Chương 3 : Máy tiện

1. Phương pháp gia công tiện và phân tích động học

Tiện là 1 phương pháp gia công cắt gọt thông dụng nhất, trong đó dạng mặt gia công

được tạo nên bằng hai chuyển động gọi là chuyển động tạo hình. Chuyển động quay

tròn của chi tiết ( hoặc của dao ) là chuyển động chính và dịch chuyển thẳng là chuyển

động chạy dao nhằm giúp cho chuyển động chính tạo nên chiều dài cần thiết của mặt

gia công.

Trên máy tiện có thể gia công được các mặt trụ, mặt côn (cả trong và ngoài), mặt

đầu, cắt ren trong (ngoài), cắt đứt...

2. Máy tiện

Máy tiện thường được phân thành 2 loại:

– Máy tiện vạn năng: gia công được nhiều chủng loại chi tiết

– Máy tiện chuyên dùng: gia công được 1 số loại chi tiết nhất định.

Các thông số chính của máy tiện là đường kính lớn nhất của phôi gia công được bên

trên thân máy và khoảng cách lớn nhất giữa 2 mũi tâm xác định chiều dài lớn nhất của

phôi gia công (TCVN 267-68).

2.1 Các bộ phận chính của máy tiện

A. Các bộ phận đứng yên

– Thân máy

– Hộp tốc độ

– Hộp chạy dao

B. Các bộ phận chuyển động và điều chỉnh được

– Hộp chuyển bàn dao (xe dao)

– Bàn dao

– Ụ động

2.2 Máy tiện T620(1K62)

A. Đặc tính kỹ thuật : Máy T620 do Việt Nam sản xuất, có một số thông số

kỹ thuật chính như sau:

– Đường kính lớn nhất của phôi gia công được trên thân máy, ∅max =

400

– Khoảng cách 2 đầu tâm, 710/1000/1400.

15

– Công suất truyền dẫn chính, N = 7,5KW.

– Số cấp tốc độ, trục chính có 23 cấp tốc độ thuận (nmin = 12,5v/ph ÷

nmax = 2000v/ph ) và 12 cấp tốc độ nghịch ( nmin = 19v/ph ÷ nmax = 2420v/ph ).

– Lượng chạy dao dọc, sd = (0,07 ÷ 4,16)mm/vg; lượng chạy dao ngang

sn = (0,035 ÷ 2,08)mm/vg.

– Máy gia công được 4 loại ren: ren hệ mét, tp = (1 ÷ 192)mm; hệ Anh,

n = (24 ÷ 2 ); hệ mô đun, m = (0,5 ÷ 4,8)mm; hệ Pitch, Dp = ( 96 ÷1 ).

B. Sơ đồ động máy (H3.3)

– Xích tốc độ:

+ Đường truyền thuận : Số cấp zt = zt1 + zt2

• zt1 (đường truyền chậm)

nđ/c . 254142

ΦΦ

39513456

383855214729

45458822

45458822

5226 = nt/c (3.1)

Có 24 cấp tốc độ, tuy nhiên 2 nhóm tỉ số truyền

45458822

45458822

thực tế chỉ có các trị số tỉ số

truyền 1/16, 1/4, 1, do vậy zt1 = 18.

• zt2 (đường truyền nhanh)

zt2 có 6 cấp tốc độ. (3.2)

Máy có tổng cọng 23 tốc độ ( thay vì 24) do trùng 1 tốc độ (tốc độ thấp nhất của

đường truyền nhanh và tốc độ cao nhất của đường truyền chậm).

+ Đường truyền nghịch: Máy có 12 cấp tốc độ nghịch

– Xích chạy dao:

+ Xích chạy dao tiện ren: Có thể tiện được 4 loại ren, ngoài ra cho

phép cắt được ren khuếch đại (bước lớn), ren chính xác, ren mặt đầu.... Để cắt ren, cần

có chuyển động quay tròn của phôi lắp trên trục chính và chuyển động tịnh tiến của

bàn dao. Các chuyển động nầy phải thoả mãn điều kiện phôi quay 1 vòng thì bàn dao

16

tịnh tiến 1 bước tp. Từ đó ta có sơ đồ: (H3.1)

H3.1: Sơ đồ kết cấu xích tiện ren

1. Khi cắt ren hệ mét:

1vòng trục chính ⋅ 6060

3528

283556284242

( )12ti2825

36z

5042

xgbn =⋅ = tp (3.3)

2. Khi cắt ren Anh

1vòng trục chính ⋅ icđ ⋅iđc ( )12tiz36

2528

3537

3735

5042

xgbn

=⋅ = n

4,25 (3.4)

3. Khi cắt ren mođun

1vòng trục chính ⋅ icđ ⋅iđc ( )12ti2825

36z

9764

xgbn =⋅ = πm (3.5)

4. Khi cắt ren Pitch

1vòng trục chính ⋅ icđ ⋅iđc ( )12tiz36

2528

3537

3735

9764

xgbn

=⋅ = pD4,25 π

(3.6)

• Khi cắt ren khuếch đại có bước lớn, ví dụ cắt rãnh dầu bôi trơn ở

các ổ trượt, đường truyền để tạo bước lớn:

1vòng trục chính ⋅ 2652

4545

22884545

45452288

( )12tiiii xgbcsttđc =⋅⋅⋅⋅ = tp (3.7)

17

• Khi cắt ren chính xác, xích chạy dao theo đường truyền ngắn

nhất không qua Hộp chạy dao. Muốn thay đổi bước ren, phải tính toán lắp đặt itt

• Khi cắt ren mặt đầu, phải xử dụng vít me chạy dao ngang.

Đường truyền khi cắt ren mặt đầu cũng giống 4 loại ren trên, chỉ khác dẫn động cho

trục trơn được truyền từ bánh răng z28 ăn khớp với bánh răng z56 nằm độc lập (

không qua ly hợp vượt như truyền động trục trơn thông thường), nhờ đó bảo đảm tỉ số

truyền chính xác hơn cho vít me chạy dao ngang.

Chú dẫn: icđ = 6060 ; iđc =

3528

283556284242

; itt = 5042 (hoặc =

9764 ); zn = 26, 28, 32, 36, 40, 44, 48;

igb =

48152835

35284518

.

+ Xích chạy dao tiện trơn: khi tiện mặt trụ, mặt côn, cắt đứt, khoả

mặt...Đường truyền nối từ trục chính xuống hộp chạy dao đến khối bánh răng z28 ăn

khớp với bánh răng z56 trên ly hợp vượt để dẫn động trục trơn và hộp chuyển bàn dao

cung cấp chạy dao dọc tự động (với khâu chấp hành bánh răng-thanh răng hoặc vít me

chạy dao ngang).

1. Chạy dao dọc tự động:

• thuận : Từ trục trơn → z20 →z40→ z37 M7↑ →z14 → z66

→z10 (bánh răng ăn khớp với thanh răng )

• nghịch : Từ trục trơn → z20 → z40 → z45 → z37(cơ cấu đảo

chiều) M6↓ →z14 →z66 → z10 (bánh răng ăn khớp với thanh răng )

2. Chạy dao ngang tự động:

• thuận : Từ trục trơn → z20 →z40→ z37 M9↑→ z40 →

z61→z20 → vít me tx = 5 mm

• nghịch : Từ trục trơn → z20 →z40 → z45 → z37 (cơ cấu đảo

chiều) M8↓ → z40 → z61 → z20 → vít me tx = 5 mm

– Xích chạy dao nhanh : Nối từ động cơ chạy dao nhanh có công suất

18

N = 1KW qua bộ truyền đai đến trực tiếp trục trơn.

C. Một số cơ cấu đặc biệt

– Ly hợp vượt [7]

– Cơ cấu đai ốc hai nửa

– Cơ cấu an toàn khi quá tải

– Cơ cấu an toàn khi sử dụng máy

3. Điều chỉnh máy tiện

3.1 Tiện côn

3.2 Tiện ren

1. Ren nhiều đầu mối:

Trong ký hiệu ren nhiều đầu mối, quy ước ghi đường kính danh nghĩa (D), bước giữa

2 đỉnh ren liên tiếp (t) và số đầu mối (k). Do vậy bước tp của mỗi đường ren sẽ là tp = k

⋅ t. Khi điều chỉnh máy phải điều chỉnh theo tp để cắt từng đường ren, sau đó phân độ

để cắt các đầu mối khác. Như vậy, để cắt ren nhiều đầu mối ta phải tiến hành 2 bước:

– Điều chỉnh máy để cắt ren có bước tp

– Phân độ để cắt đủ số đầu mối.

2. Các bước tính toán : Cần chú ý rằng trong cắt ren nhiều đầu mối, ta phải phân

độ khi đã kết thúc cắt 1 mối ren. Các bước tính toán:

+ Điều chỉnh máy để cắt ren có bước tp ( các bước không có sẵn trong Hộp

chạy dao). Theo sơ đồ H3.2 ta có:

• Lượng di động tính toán: 1vòng trục chính → tp

• Phương trình xích động: 1vòng ⋅ icđ ⋅ ba

dc ⋅ tx = tp

• Công thức điều chỉnh: x = ba

dc =

xcđ

p

tit⋅

(3.8)

H3.2: Sơ đồ cắt ren không qua hộp chạy dao

19

Với các yếu tố đã biết : tp, icđ , tx ta tính được trị số x từ đó phân tích thành các bánh

răng a,b hoặc a,b,c,d. Để các bánh răng lắp vào không chạm trục chúng cần thoả mãn

điều kiện:

a + b ≥ c + ( 15 ÷ 20 )

c + d ≥ b + ( 15 ÷ 20 )

Các bánh răng thay thế a,b,c,d phải được chọn trong bộ bánh răng thay thế của máy

như sau:

Bộ 4: 20,24,28...120 ; Bộ 5: 20,25,30...120

Các bánh răng đặc biệt: 47,97,127,157.

Khi tính toán điều chỉnh có thể phải chuyển đổi đơn vị khi bước ren cần cắt khác hệ

với bước vít me, khi đó phải chọn giá trị gần đúng của 1" hoặc π. Có thể lấy 1" =

17432

631600

51274,25 ≈≈= ; π =

50157

722

≈

• Các phương pháp phân tích x để chọn bánh răng thay thế a,b,c,d.

1. Phân tích chính xác

Giả sử ta có x = BA trong đó A, B là các số nguyên không chia đúng cho nhau và

cũng không có thừa số chung.

Ví dụ x = 396299 . Giá trị x được phân tích như sau khi tìm bánh răng thay thế.

x = 8892

7252

22182313

21123

33213

1133222313

⋅=⋅⋅

=⋅

⋅⋅⋅

=⋅⋅⋅⋅

⋅ (a,b, c, d là các bánh răng có sẵn).

Kiểm tra điều kiện lắp ráp:

a + b > c + ( 15 ÷ 20) : 52 + 72 > 92 + ( 15 ÷ 20)

c + d > b + ( 15 ÷ 20) : 92 + 88 > 72 + ( 15 ÷ 20)

2. Phân tích gần đúng

Khi không thể phân tích chính xác được, có thể dùng cách chia ngược

∗ Phương pháp chia ngược : Giả sử chia ngược BAx =

20

Như vậy, tùy theo độ chính xác yêu cầu để lấy các giá trị a1, a2 ... phù hợp, thường

bằng cách kiểm tra bước ren cắt được qua sai số tích lũy bước ren trên 1 chiều dài nhất

định.

∗ Phương pháp tra bảng: Tra theo bảng chọn bánh răng [3].

+ Phân độ để cắt ren nhiều đầu mối

• Phân độ theo chu vi: Sau khi cắt xong mối ren thứ nhất, ngắt xích truyền động từ trục chính đến bàn dao,

quay phôi đi một góc 3600/k để cắt mối ren tiếp theo. Trên máy 1K62 có đĩa chia độ

chuyên dùng lắp ở đuôi trục chính. Chu vi của đĩa được chia thành 60 phần bằng nhau,

như vậy ta có thể cắt được các ren có số đầu mối là 2, 3, 4, 5, 6, 10, 12, 15, 20,30 và

60 một cách chính xác.

• Phân độ theo chiều dọc:

Phương pháp nầy cho phép giữ nguyên xích cắt ren khi phân độ. Sau khi cắt xong

mối ren thứ nhất ta chỉ việc dịch chuyển dao đi 1 bước t nhờ xe dao dọc. Kiểm tra

bằng du xích trên xe dao dọc, hoặc bằng đồng hồ so...

4. Một số máy tiện chuyên dùng.

Ngoài các máy tiện vạn năng, trong sản xuất còn dùng các máy tiện chuyên dùng.

Đặc điểm chung :

– Chỉ sử dụng để gia công một chủng loại chi tiết nhất định

– Phục vụ trong sản xuất loạt và khối

21

Một số loại máy tiện chuyên dùng:

– Máy tiện ren chính xác: Sản phẩm đạt độ chính xác cao hơn nhờ kết cấu

máy đơn giản, có trang bị các cơ cấu tự chỉnh để hiệu chỉnh sai số bước ren...

– Máy tiện hớt lưng: dùng để gia công bề mặt sau của răng các loại dao phay.

Các chuyển động của máy được cung cấp dựa trên đặc điểm tạo hình bề mặt sau răng

dao ( thường dùng đường cong Ác si mét).

– Máy tiện trục khuỷu...

Câu hỏi và bài tập Chương 3

1. Đọc sơ đồ động máy T620(1K62) theo từng loại chuyển động, chuyển động

chính, chạy dao, chuyển động nhanh....

2. Liệt kê các cơ cấu đặc biệt trên sơ đồ động máy T620(1K62). Cho biết đặc

điểm, công dụng của từng loại cơ cấu.

3. Điều chỉnh máy tiện khi cắt ren nhiều đầu mối.

4. Tính toán điều chỉnh máy tiện khi gia công theo công thức (3.8):

a. trục vít với m = 1

b. ren Anh với n (số vòng ren trên 1 đơn vị tấc Anh) có n = 8

c. ren quốc tế với tp = 1,5

d. ren Pitch (Diametral Pitch-số môđun trên 1 đơn vị tấc Anh)có Dp = 4

Giả thiết vít me máy có bước tx = 12mm, icđ = 1

22

H3.3: Sơ đồ động máy Tiện 1K62(T620)

23

Chương 4 : Máy phay

1. Phương pháp gia công phay và phân tích động học

Phay là 1 phương pháp gia công phổ biến để gia công mặt phẳng cũng như các bề

mặt định hình khác nhau. Có thể nói rằng phay hầu như thay thế cho bào trong sản

xuất loạt lớn và khối nhờ dao phay có nhiều lưỡi cắt cùng làm việc, tốc độ cắt cao hơn

và dễ mở rộng khả năng công nghệ...

Chuyển động chính là chuyển động tạo tốc độ cắt cho dao, chuyển động chạy dao

thường do bàn máy thực hiện theo 3 phương: ngang, dọc, đứng.

2. Máy phay: Được phân thành 2 loại theo công dụng:

– Máy phay vạn năng: ngang, đứng...

– Máy phay chuyên dùng: gia công được 1 số loại chi tiết nhất định, ví dụ máy

phay ren vít, phay chép hình....

Thông số chính của máy phay là kích cỡ bàn máy xác định kích thước lớn nhất của

phôi gia công được trên máy (TCVN 268-68).

2.1 Các bộ phận chính của máy phay

A. Các bộ phận đứng yên

– Thân máy

– Giá đỡ trục dao

– Hộp tốc độ

B. Các bộ phận chuyển động và điều chỉnh được

– Bàn máy

– Hộp chạy dao

– Bàn trượt trên

2.2 Máy phay ngang vạn năng 6H81: Máy có trục chính bố trí nằm ngang, bàn

máy có thể xoay được quanh trục thẳng đứng.

A Đặc tính kỹ thuật: Máy do Liên bang Nga sản xuất, có một số thông số kỹ

thuật chính như sau

– Bàn máy cỡ số 1 (250 x 1000), mm x mm

– Khoảng cách từ đường trục (mặt mút) trục chính tới bàn máy:( 30 ÷340 )

mm.

– Công suất truyền dẫn chính N = 5,8KW.

24

– Số cấp tốc độ trục chính:16 (nmin = 65v/ph ÷ nmax = 1800v/ph ).

– Số cấp tốc độ chạy dao:16. Lượng chạy dao dọc, sd = (35 ÷ 980)mm/ph;

lượng chạy dao ngang sn = (25 ÷ 765)mm/ph; lượng chạy dao đứng sđ = (12 ÷

380)mm/ph.

– Góc xoay lớn nhất của bàn máy: ± 450 .

B Sơ đồ động máy (H4.5)

– Xích tốc độ

– Xích chạy dao

– Xích chạy dao nhanh

2.3 Máy phay đứng vạn năng : Tất cả máy phay ngang đều có thể trở thành

máy phay đứng bằng cách lắp đầu phay. Đặc điểm của loại máy phay đứng vạn năng:

– Trục chính bố trí thẳng đứng.

– Trục chính có thể xoay được trong mặt phẳng thẳng đứng.

– Chỉ khác máy phay ngang ở vị trí trục chính, còn lại các bộ phận khác

hầu như giống nhau.

25

– Trục chính lắp được các loại dao gia công mặt phẳng, mặt đầu, gia công

răng bánh răng với dao phay ngón...

3. Điều chỉnh gia công phay với đầu phân độ

Đầu phân độ là 1 trang bị phụ đi kèm theo máy phay để mở rộng khả năng công nghệ

của máy, chẳng hạn phay các mặt đều nhau trên vòng tròn, gia công bánh răng bằng

phương pháp chép hình...

1. Các loại đầu phân độ và công dụng:

• Các loại đầu phân độ

− Đầu phân độ đơn giản

− Đầu phân độ quang học

− Đầu phân độ vạn năng:

+ Có đĩa phân độ

+ Không có đĩa phân độ

• Công dụng : Dùng để chia vòng tròn thành các phần đều nhau, hoặc không

đều nhau khi gia công các chi tiết nhiều cạnh, trục hoặc lỗ then hoa, bánh răng thẳng

hoặc nghiêng, đường xoắn vít...

3.2. Các phương pháp phân độ

Các loại đầu phân độ đều có thể thực hiện theo cách :

– Phân độ gián đoạn (khi phân độ đơn giản)

– Phân độ gián đoạn và liên tục (khi phân độ vi sai)

– Phân độ liên tục ( khi phân độ phay rãnh xoắn )

(1) Đầu phân độ đơn giản:

Phân độ nhờ đĩa chia được lắp trực tiếp lên trục chính của đầu phân độ hoặc gián tiếp

(qua bộ truyền động ).

(2) Đầu phân độ quang học: Loại nầy có độ chính xác cao thường dùng

để khắc vạch cho dụng cụ đo, hoặc xử dụng trong các phòng thí nghiệm.

(3) Đầu phân độ vạn năng:

Trục chính đầu phân độ có thể xoay được trong mặt phẳng thẳng đứng lên phía trên 1

góc 900 hoặc xuống phía dưới 1 góc 100 so với trục nằm ngang.

a. Đầu phân độ vạn năng có đĩa chia độ. Có 3 khả năng phân độ:

+ Phân độ đơn giản (H4.1) :

26

Giả sử cần chia 1 chi tiết làm X phần đều nhau. Khi đó trục chính đầu phân độ cần

quay X1 vòng, và tay quay quay n vòng, với : n =

kz1

X1

⋅⋅ vòng (4.1)

H4.1: Đầu phân độ vạn năng phân độ đơn giản

Đặt N = kz : được gọi là số đặc tính của đầu phân độ, thường N = 40, 60, 80…

Như vậy, ta có n = XN (4.2)

Trịsố n tính ra thường không phải là số nguyên (n ≠ E với E nguyên). Do đó cần chọn

1số nguyên B sao cho XN ⋅ B = E . Hay: n =

BE

B

BXN

=⋅

(4.3)

Nếu E > B, ta có thể viết: n = C + BA (4.4)

trong đó − C: số vòng quay nguyên của tay quay

– B: số lỗ của vòng lỗ lựa chọn trên đĩa chia

– A: số lỗ cần quay trong 1 lần phân độ trên vòng lỗ B đã chọn

Các đĩa chia đã được tiêu chuẩn hoá và được chế tạo với lỗ đặc ở 2 mặt. Loại thông

dụng có : Mặt 1 có các vòng lỗ 24-25-28-30-34-37-38-39-41-42-43; Mặt 2 có các vòng

lỗ: 46-47-49-51-53-54-57-58-59-62-66

Ví dụ cần chia 9 phần trên đĩa chia. Đầu phân độ có số đặc tính N = 40. Như vậy số

vòng quay tay quay n = 940 = 4+

94 vòng. Chọn vòng lỗ B có 54 lỗ, trên đó quay 1 số lỗ

27

A = 24 cho mỗi lần phân độ.

Chú ý: Để tránh nhầm lẫn, dùng 1 đồ gá nan quạt gồm các thanh nan quạt I và II có

thể điều chỉnh được để xác định số lỗ cần quay trong 1 lần phân độ trên vòng lỗ B ở

đĩa chia.

+ Phân độ vi sai (H4.2):

H4.2: Đầu phân độ vạn năng phân độ vi sai

Cũng có trường hợp với số vòng quay của tay quay n = C + BA , ta không thể tìm

được vòng lỗ cần thiết có sẵn trên đĩa chia để phân độ đơn giản. Khi đó bắt buộc phải

dùng cách phân độ vi sai. Theo cách phân độ nầy, đĩa phân độ được nối đến trục chính

của đầu qua cơ cấu bánh răng thay thế dc

ba⋅ nên phân độ vi sai chỉ có thể thực hiện

với trục chính ở vị trí nằm ngang.

Ngoài ra, để phân độ cho chi tiết, không những nhờ chuyển động quay của tay quay

mà còn nhờ đĩa chia quay thêm (hoặc bớt) nên đĩa chia không còn cố định vào thân

đầu phân độ.

Giả sử cần chia chi tiết làm X phần, nhưng số vòng quay tính ra n (4.4) không tìm

được số vòng lỗ có sẵn B trên đĩa. Chọn Xx sao cho có thể tìm được vòng lỗ B để phân

độ đơn giản với n' = xX

N . Do vậy gây sai số trong 1 lần phân độ:

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−=−=−=∆

xx

'

X1

X1N

XN

XNnnn (4.5)

28

Sai số nầy được bù bởi cơ cấu bánh răng thay thế dc

ba⋅ tính cho X lần phân độ (hay

1 vòng quay đầy đủ của trục chính đầu phân độ).

x = dc

ba⋅ = itt = NX

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−=

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−

xx XX1N

X1

X1 (4.6)

Tỉ số dc

ba⋅ có thể dương hoặc âm tùy theo Xx > X hoặc Xx < X :

∗ Nếu Xx > X : Sai số khi phân độ dương, đĩa chia quay cùng chiều

tay quay (chiều kim đồng hồ)

∗ Nếu Xx < X : Sai số khi phân độ âm, đĩa chia quay ngược chiều

tay quay (ngược kim đồng hồ)

Sau khi chọn được các bánh răng thay thế dc

ba⋅ , kiểm tra điều kiện lắp ráp và số

lượng bánh răng đệm cần thiết để có chiều quay đĩa chia theo yêu cầu.

z0

a

b

z0

a

bz1

abc

d

abc

d

z0

x >0 x < 0

x >0x < 0

a. 1 cặp bánh răng thay thế

b. 2 cặp bánh răng thay thế

( đĩa phân độ quay cùng chiều tay quay)

( đĩa phân độ quay ngược chiều tay quay)

( đĩa phân độ quay cùng chiều tay quay) ( đĩa phân độ quay

ngược chiều tay quay)

H4.3: Sơ đồ lắp bánh răng đệm

Ví dụ : Dùng đầu phân độ có N = 40 để phân độ khi phay bánh thẳng có số răng z61.

• Tính số vòng quay n của tay quay để phân độ đơn giản:

n = 6140

XN= : Không có vòng lỗ B có 61 lỗ sẵn có trên đĩa, phải phân độ vi sai. Giả

sử chọn Xx = 60, ta có: n' = xX

N = 2416

32

6040

== : mỗi lần phân độ quay tay quay 16 lỗ

29

trên vòng lỗ 24 lỗ.

• Tính dc

ba⋅ =

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−

xXX1N = 40

6040

60611 −=

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛− .

Dấu trừ chứng tỏ đĩa chia quay ngược chiều tay quay, nên chọn a = 40, b = 60, cũng

có thể dùng thêm 2 bánh răng đệm.

+ Phân độ phay rãnh xoắn (H4.4):

H4.4: Đầu phân độ vạn năng phân độ phay rãnh xoắn

Chuyển động tạo hình do phôi đảm nhận. Phôi vừa quay vừa tịnh tiến sao cho khi

phôi quay 1 vòng thì cũng chuyển động tịnh tiến được 1 bước xoắn vít của rãnh xoắn.

Các bước tính toán điều chỉnh:

∗ Phân độ đơn giản: ntq = BAC

XN

+=

trong đó, X là số đầu mối ren ( hay số răng bánh răng nghiêng ) cần cắt.

∗ Điều chỉnh để cắt 1 đầu mối:

Lượng di động tính toán: 1vòng phôi⋅k

zbv ⋅1⋅1⋅1⋅ab

cd⋅ ⋅ix = tp

Công thức điều chỉnh: y = dc

ba⋅ =

p

x

tt

N (4.7)

Chú ý:

– Không thể phân độ vi sai khi phay rãnh xoắn.

– Bàn máy xoay 1góc β bằng góc nghiêng của đường xoắn để

30

phương của dao trùng với phương của đường xoắn, được tính như sau:

tp = πDcotgβ; D = msz = βcoszm n ⇒ tp =

βπsin

zmn và y = zm

sinNt

n

x

πβ

Khi chọn dao ta phải chọn theo số răng giả tưởng : z∅ = β3cos

z

Ví dụ:

Xử dụng đầu phân độ có N = 40 để phay bánh răng nghiêng với z = 56, góc nghiêng

β = 300, mn = 2 trên máy phay ngang có tx = 6mm

∗ Phân độ đơn giản: n = BA

2820

5640

XN

===

∗ Tính và lắp đặt bánh răng thay thế

dc

ba⋅ =

p

x

ttN với tp =

βπsin

zmn = 704

21

56214,3=

⋅⋅

Do đó dc

ba⋅ = 40

8025

5560

704240

7046

⋅==

∗ Tùy theo hướng nghiêng của răng (trái hoặc phải) mà ta đánh lệch

bàn máy theo cùng hoặc ngược chiều kim đồng hồ

b. Đầu phân độ không có đĩa chia độ (H4.5):

H4.5: Đầu phân độ vạn năng không có đĩa chia

31

Tính toán điều chỉnh giống loại có đĩa, chỉ khác do không có đĩa chia nên mỗi lần

phân độ, tay quay phải quay một số nguyên lần (ntq). Muốn vậy, người ta dùng bộ

bánh răng thay thế và 1 bộ vi sai. Chốt lò xo 2 để ghi dấu đúng 1 vòng quay.

+ Khi phân độ đơn giản: Z1 đứng yên (Z1 = Z2 = Z3 = Z4):

1zz

zz

nnnni

1

2

2

3

23

21213 −=⋅=

−−

= (4.8)

Với n1 = 0 thì n3 = 2n2 hay 2nn

i2

3 == , do đó tqnX2

Ndc

ba

⋅=⋅ (4.9)

ntq phải nguyên và chọn trước.

+ Khi phân độ vi sai:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=⋅

x1

1

1

1

XX1N

dc

ba (4.10)

+ Phay rãnh xoắn: Tính toán tương tự

4. Các loại máy phay chuyên dùng:

Ngoài các máy phay vạn năng, trong sản xuất còn gặp các loại máy phay có chế độ

gia công nâng cao nhằm khai thác dụng cụ cắt vật liệu mới, máy phay giường dùng

cho gia công các chi tiết dạng hộp có kích thước lớn, máy phay ren để gia công ren

trong sản xuất loạt và khối...

Câu hỏi và bài tập chương 4

1. Đọc sơ đồ động máy 6H81 và liệt kê các cơ cấu đặc biệt trên sơ đồ động máy.

Cho biết đặc điểm, công dụng của từng loại cơ cấu.

2. Điều chỉnh đầu phân độ để gia công bánh răng trụ răng thẳng có :

a. z = 81

b. z = 122

c. z = 73

Giả thiết đầu phân độ có số đặc tính N = 40, số lỗ của các vòng lỗ có sẵn trên đĩa là:

24-25-28-30-34-37-39-41-42-43

3. Điều chỉnh đầu phân độ để gia công bánh răng trụ răng nghiêng có: z = 47, mn

= 2, β = 200, nghiêng phải trên máy phay ngang vạn năng. Biết

– Số đặc tính đầu phân độ: N = 40

– Số lỗ trên các vòng lỗ có sẵn: 39-44-45-47-49-51-54

– Vít me bàn máy có bước tx = 6mm

32

H4.5: Sơ đồ động máy phay ngang 6H81

33

H4.6: Sơ đồ động máy phay đứng 6H12Πb

34

Chương 5 : Máy gia công bánh răng hình trụ

1. Các phương pháp hình thành dạng răng và phân tích động học

– Các bộ truyền bánh răng hình trụ được ứng dụng rộng rãi trong kỹ thuật nhờ độ

chính xác truyền động cao, truyền được công suất lớn, kết cấu gọn. Nhược điểm chính

của chúng là yêu cầu chế tạo chính xác và khi làm việc với tốc độ cao dễ phát sinh

tiếng ồn. Truyền động bánh răng có thể là ăn khớp trong hoặc ăn khớp ngoài, hướng

răng thẳng, nghiêng hoặc răng chữ V...

Hình dáng và kích thước bánh răng trụ thường dùng:

+ Dạng profil răng: dạng thân khai, đây là dạng phổ biến

+ Dạng cycloit: dùng khi yêu cầu độ chính xác truyền động cao, ví dụ trong

ngành công nghiệp đồng hồ.

+ Dạng Nôvikốp: khi cần truyền momen xoắn lớn.

Kích thước các bánh răng được dùng thay đổi trong một phạm vi rộng, modun m =

(0,1 ÷ 20)mm, số răng z = (10 ÷ 500), ở máy công cụ thường xử dụng m = (1 ÷ 5)mm,

z = (12 ÷ 300).

– Các phương pháp chế tạo: Nguyên công công nghệ chủ yếu khi gia công bánh

răng là tạo biên dạng răng của nó, chiếm khoảng (50 ÷ 60 )% khối lượng gia công cơ

chung của bánh răng. Có 2 phương pháp tạo biên dạng răng thân khai

1. Phương pháp chép hình: Biên dạng lưỡi cắt của dụng cụ cắt (dao phay ngón,

dao phay đĩa mô đun) hoàn toàn giống hệt biên dạnh rãnh răng bánh răng gia công. Do

với cùng môđun và góc áp lực, khi số răng z thay đổi biên dạng thân khai cũng thay

đổi, nên biên dạng lưỡi cắt của dụng cụ cũng phải thay đổi. Để tránh phải chế tạo quá

nhiều dụng cụ (ví dụ khi z thay đổi từ (12 ÷ 300) răng cần đến 288 dao), phụ thuộc

vào độ chính xác bánh răng gia công người ta giới hạn bằng số lượng các bộ dao gồm

3, 8, 15 hay 26 dao. Ví dụ bộ 8 dao:

Số1 2 3 4 5 6 7 8

Số răng 12÷13 14÷16 17÷20 21÷25 26÷34 35÷54 55÷134 135 và lớn hơn

Trong bộ 8 dao, chỉ có thể gia công chính xác các bánh răng có số răng z =12, 14, 21,

26, 35, 55, và 135, ngoài ra các biên dạng khác chỉ là gần đúng.

Phương pháp chép hình thường được thực hiện trên máy phay vạn năng dùng kèm

với đầu phân độ bằng dao phay đĩa môđun hoặc dao phay ngón (khi bánh răng có

môđun lớn)(H5.1a,b). Khi đó:

35

• Dao thực hiện chuyển động quay tròn (Q1)

• Bàn máy cùng với phôi chuyển động dọc trục phôi để cắt hết chiều dài răng

(T)

• Sau khi cắt xong 1 rãnh răng, bàn máy cùng với phôi lùi về vị trí ban đầu,

nhờ đầu phân độ, phôi quay phân độ theo 1 răng (Q2) để phay rãnh tiếp theo.

H5.1a,b: Cắt răng bằng phương pháp chép hình

Cắt răng theo phương pháp chép hình đạt năng suất thấp vì phải mất thời gian phụ để

phân độ, độ chính xác chế tạo bánh răng không cao do sai số của dao cũng như sai số

của máy.... Do vậy phương pháp nầy chỉ được áp dụng trong sữa chữa, hoặc ở các

nguyên công thô.

2. Phương pháp bao hình (H5.2a,b):

H5.2a,b: Gia công răng bánh răng theo nguyên lý bao hình

• Xét quá trình ăn khớp của 1 cặp bánh răng - thanh răng: Nếu cho thanh răng

có mặt phẳng chia B-B tiếp xúc với vòng chia bánh răng lăn không trượt trên vòng nầy

theo chiều mũi tên thì biên dạng thẳng của răng thanh răng sẽ họp thành 1 loạt các vị

36

trí liên tục có hình bao là biên dạng thân khai răng bánh A

• Tương tự, xét quá trình ăn khớp của 2 bánh răng A và B. Nếu cho B đứng

yên còn bánh răng A lăn không trượt trên vòng chia C-C theo chiều mũi tên thì biên

dạng thân khai răng bánh A sẽ vạch nên 1 dãy các vị trí liên tục có hình bao là biên

dạng thân khai răng bánh B

Phương pháp tạo biên dạng răng như trên được gọi là phương pháp bao hình, hay nói

một cách khác quá trình gia công bao hình là quá trình gia công nhắc lại sự ăn khớp

của một cặp bánh răng-thanh răng hoặc của một cặp bánh răng trong đó 1 đóng vai trò

là dao, 1 là phôi.

Phương pháp bao hình cho năng suất cao, độ chính xác tạo biên dạng cao hơn

phương pháp chép hình, ngoài ra với cùng 1 dao có thể gia công bánh răng có số răng

tùy ý. Tuy nhiên dao khó thiết kế và chế tạo.

Các máy gia công bánh răng thường được phân loại theo dạng dùng cho gia công thô

(gia công trước nhiệt luyện) và gia công tinh (sau nhiệt luyện).

Nhóm máy dùng cho gia công thô:

– phay lăn

– xọc răng

– bào răng (gia công bánh răng côn)

Nhóm máy dùng cho gia công tinh

– mài răng

– cà răng

– nghiền răng...

Thông số kỹ thuật chính của các máy gia công bánh răng là đường kính lớn nhất của

phôi bánh răng gia công được trên máy.

Sau đây là một số các loại máy gia công bánh răng theo nguyên lý bao hình

2. Máy phay lăn

2.1 Quá trình hình thành biên dạng răng: Dựa vào nguyên lý bao hình nhắc lại sự

ăn khớp của 1 cặp bánh răng-thanh răng trong đó thanh răng là dao, bánh răng đóng

vai trò phôi gia công.

Máy cần có các chuyển động (H5.3a):

– Chuyển động quay Q1 của phôi

– Chuyển động tịnh tiến T2 của dao

37

– Chuyển động tịnh tiến T3 do dao hoặc phôi thực hiện để cắt hết chiều dài

răng.

H5.3a,b,c,d: Gia công răng bao hình trên máy phay lăn

T3

Q1

T2

⊕•

a.dao thanh răng-phôiQ1 Q2

T3

T4

c.Các chuyển động cần thiết

T2

Q1

Q2

b.dao phay trục vít-phôi

Q1

Q5

Q2

β

d.chuyển động bổ sung khi gia công răng nghiêng

Chú ý rằng nếu thanh răng là dao, chuyển động tịnh tiến T2 phải được đổi chiều sau 1

vòng quay của phôi. Ngoài ra, khi đường kính phôi lớn, dao thanh răng phải có chiều

dài thay đổi tương ứng. Do vậy, cần chuyển đổi dao thanh răng bằng dao phay trục vít

(H5.3b), về bản chất cũng gồm nhiều thanh răng nghiêng phân bố đều trên mặt trụ và

răng lưỡi cắt nằm trên đường xoắn vít. Dao quay lần lượt đưa các lưỡi cắt của các

thanh răng nầy tiến vào ăn khớp với phôi và đồng thời thực hiện cắt gọt.

Tóm lại, quá trình hình thành dạng răng trên máy phay lăn là lặp lại sự ăn khớp giữa

trục vít - bánh răng trong đó trục vít là dao và bánh răng là phôi.

2.2 Các chuyển động cần thiết trên máy phay lăn

a. Gia công bánh răng trụ răng thẳng (H5.3c):

Máy cần các chuyển động

– Chuyển động quay Q1 của phôi

– Chuyển động quay Q2 của dao. Hai chuyển động Q1 và Q2 phải bảo đảm

mối quan hệ lặp lại sự ăn khớp của trục vít-bánh răng, nghĩa là với trục vít k đầu mối,

bánh răng có z răng thì Q1 và Q2 phải thoả mãn điều kiện:

Khi dao quay k1 vòng thì phôi bánh răng phải quay 1 răng hay

z1 vòng. Đây là chuyển

động tạo hình phức tạp.

38

– Chuyển động chạy dao T3 để cắt hết chiều dài răng

– Chuyển động tịnh tiến hướng kính T4 là chuyển động chạy dao hướng kính

để cắt hết chiều cao răng.

b. gia công bánh răng trụ răng nghiêng (H5.3d): Ngoài các chuyển động nêu

trên, còn phải có thêm điều kiện chuyển động tịnh tiến T3 (của bàn dao) được thực

hiện dọc theo hướng nghiêng của phôi bánh răng (nghiêng). Muốn vậy, cần đảm bảo

quan hệ:

Khi bàn dao tịnh tiến 1 bước T (bước xoắn của phôi bánh răng), phôi quay thêm hoặc

bớt 1 vòng ( ± 1vòng ). Chuyển động quay thêm bớt 1 vòng phôi nầy được gọi là

chuyển động quay bổ sung Q5. Dấu ± phụ thuộc vào hướng xoắn của dao so với hướng

nghiêng phôi bánh răng gia công

2.3 Chuyển động điều chỉnh của bàn dao

Khi gia công bánh răng thẳng hoặc nghiêng, cần xoay bàn dao 1 góc ϕ để cho đường

xoắn trên dao ≡ hướng răng cần cắt (H5.4a,b).

α

ϕ

α

βα−β

α

β

a.Khi cắt răng thẳng

b.Khi cắt răng nghiêng-dao và phôi cùng hướng nghiêng(Hình vẽ-BR xoắn trái-dao trái)

-dao và phôi khác hướng nghiêng(Hình vẽ-BR xoắn phải-dao trái)

H5.4a,b: Điều chỉnh xoay bàn dao

a. Khi cắt răng thẳng: Bàn dao cần quay 1 góc ϕ = α (5.1)

b. Khi cắt răng nghiêng – nếu nghiêng cùng chiều: ϕ = α−β (5.2)

– nếu nghiêng trái chiều: α+β (5.3)

2.4 Sơ đồ kết cấu động học máy phay lăn

39

Căn cứ vào các chuyển động đã phân tích, ta có sơ đồ kết cấu động học máy như sau

H5.5: Sơ đồ kết cấu động học máy phay lăn

1. Xích tốc độ: Cung cấp chuyển động quay tạo tốc độ cắt cho dao. Nối từ

động cơ đến dao và điều chỉnh tốc độ nhờ cơ cấu điều chỉnh iv.

Điều kiện cân bằng: nd = nđ/c . icđ . iv (5.4)

2. Xích bao hình: Phối hợp chuyển động giữa dao và phôi. Đường truyền được

nối từ dao đến phôi qua cơ cấu điều chỉnh ix để đảm bảo quan hệ:

Dao quay k1 vòng → Phôi quay

z1 vòng. (5.5)

3. Xích chạy dao thẳng đứng: để cắt hết chiều dài răng. Nối từ bàn dao đến

phôi với cơ cấu điều chỉnh is thực hiện quan hệ:

Phôi quay 1 vòng → bàn dao tịnh tiến thẳng đứng 1 lượng sđ (5.6)

4. Xích vi sai: Có nhiệm vụ tạo nên chuyển động quay thêm hoặc bớt cho phôi

Q5 khi gia công răng nghiêng. Đường truyền được nối từ bàn máy mang phôi đến phôi

và được điều chỉnh nhờ cơ cấu điều chỉnh iy. Điều kiện cân bằng:

Bàn dao tịnh tiến thẳng đứng 1 bước T→phôi quay thêm hoặc bớt 1 vòng (5.7)

2.5 Máy phay lăn 5E32

A. Đặc tính kỹ thuật: Máy có thể gia công được bánh răng trụ răng thẳng, răng

nghiêng, bánh vít, trục then hoa...

– ∅max của phôi [mm]: 800

– mmax [mm] đối với thép : 6; đối với gang: 8

– góc nghiêng lớn nhất của răng bánh răng: ± 600

40

– chiều rộng lớn nhất của bánh răng[mm] : 275

– phạm vi số vòng quay [v/ph]: 47,5 ÷ 192

– phạm vi lượng chạy dao [mm/vòng]: 0,5 ÷ 3 (thẳng đứng); 0,1 ÷ 1

(hướng kính)

– công suất động cơ truyền dẫn chính[kW]: 2,8

B. Sơ đồ động (H5.10):

– Xích tốc độ

(5.8)

Căn cứ vào số vòng quay của dao nd = dDv1000

πđể tính toán điều chỉnh cơ cấu iv với các

bộ bánh răng thay thế BA hoặc

1

1

BA

– Xích bao hình

(5.9)

Để điều chỉnh xích bao hình, dùng các bộ bánh răng thay thế dc

ba cùng với các bánh

răng phụ 1

1

DC

– Xích vi sai

(5.10)

Để điều chỉnh xích vi sai, dùng các bộ bánh răng thay thế 2

2

2

2

dc

ba và thay T=

βπsin

zm fn .

– Xích chạy dao thẳng đứng

(5.11)

Điều chỉnh xích chạy dao thẳng đứng nhờ bộ bánh răng thay thế is = 1

1

1

1

dc

ba

41

Ngoài ra, máy còn có thể gia công bánh vít với 2 xích chạy dao mở rộng:

+ Xích chạy dao hướng kính: Gia công bánh vít theo phương pháp tiến

dao hướng kính cho đến khi đạt khoảng cách trục A giữa 2 trục.

(5.12)

Điều chỉnh xích chạy dao hướng kính với bộ bánh răng thay thế 1

1

1

1

dc

ba

Khi gia công bánh vít tiến dao hướng kính, máy cần các chuyển động:

• Chuyển động tạo tốc độ cắt cho dao

• Chuyển động quay của phôi bánh vít.

Hai chuyển động nầy phải thoả mãn điều kiện: 1vòng quay của dao → phôi quay zk

vòng.

• Chuyển động tiến dao hướng kính (cho đến khi đạt khoảng cách

trục A)

+ Xích chạy dao hướng trục:

Gia công bánh vít theo phương pháp tiến dao hướng tiếp tuyến (khoảng cách trục

được điều chỉnh trước)

(5.13)

Điều chỉnh xích chạy dao hướng trục với bộ bánh răng thay thế 1

1

1

1

dc

ba

Máy cần các chuyển động

• Chuyển động bao hình Q1, Q2

• Chuyển động chạy dao hướng trục của bàn dao

– Xích chạy dao nhanh: Dùng động cơ N =1kW, n = 1410 vòng/ phút

(5.14)

3. Máy xọc răng: Máy xọc răng dùng để gia công bánh răng trụ răng thẳng, răng

nghiêng, răng chữ V, rất thích hợp để gia công các bánh răng bậc (H5.6)

42

H5.7: Các chuyển động cần thiết

3.1 Nguyên lý hình thành dạng răng: Dựa vào nguyên lý gia công bao hình nhắc

lại sự ăn khớp của 1 cặp bánh răng trong đó 1 đóng vai trò là dao, 1 là phôi (H5.2b).

3.2 Các chuyển động cần thiết trên máy xọc răng (H5.7):

– Chuyển động bao hình Q1, Q2 của phôi và dao: Đây là chuyển động tạo hình

phức tạp với mối quan hệ khi dao quay dz

1 vòng → phôi quay fz

1 vòng trong đó zd : số

răng dao; zf: số răng phôi bánh răng gia công.

– Chuyển động tịnh tiến đi về T3 để cắt hết chiều dài răng (tạo hình đơn giản)

– Chuyển động chạy dao hướng kính T4 để cắt hết chiều cao răng. Khi gia

công không thể ngay 1 lúc cắt hết chiều sâu rãnh răng mà phải từ từ ăn dao hướng

kính.

Tùy theo mođun bánh răng gia công, thường chọn như sau

+ m < 3: T4 chỉ thực hiện 1 lần trong 1 chu kỳ gia công bánh răng

+ 3 ≤ m ≤ 6: T4 chia làm 2 lần trong 1 chu kỳ gia công

• Lần 1 cắt lượng (h- 0,5)mm với h: chiều cao răng

• Lần 2 cắt tiếp 0,5mm còn lại

+ m > 6: T4 chia làm 3 lần trong 1 chu kỳ gia công

– Chuyển động nhường dao: thực hiện sau 1 hành trình kép của dao. Khi dao

xọc tịnh tiến đi xuống cắt gọt, hết hành trình làm việc phôi cần có chuyển động hướng

kính tách phôi ra khỏi dao trước khi dao thực hiện hành trình chạy không đi lên, nhằm

tránh cho mặt sau dao làm hỏng bề mặt đã gia công.

– Đối với trường hợp gia công răng nghiêng, trên máy xọc không dùng xích vi

sai mà bố trí cơ cấu chuyên dùng (bạc có rãnh xoắn)

3.3 Sơ đồ kết cấu động học máy xọc răng 514

43

Xuất phát từ các chuyển động cần thiết trong máy để thành lập sơ đồ kết cấu động

học (H5.8)

H5.8: Sơ đồ kết cấu động học máy xọc răng 514

iv

Đ1

io

∩

x

x

x

Đ2

M1

M2

ixis ĐC

Đĩa biên

snd← ←shk

T3↑↓

Q1Q2

Cam C1Cam C2

1 Xích tốc độ: Tạo chuyển động cắt gọt T3 và được nối từ động cơ đến dao

theo quan hệ: nđ/c [vòng/ph] → nhtk/ph của dao. Cơ cấu điều chỉnh tốc độ :iv

2 Xích bao hình: Nối từ phôi đến dao. Đây là chuyển động tạo hình phức tạp.

Điều kiện: Phôi quay fz

1 vòng → dao quay dz

1 vòng . Cơ cấu điều chỉnh: ix

3 Xích chạy dao hướng kính: Máy có bố trí cơ cấu cam C1 dùng để điều khiển

chu trình gia công bánh răng, trong đó 1 chu trình bao gồm phần góc quay của phôi

bánh răng ứng với giai đoạn tiến dao hướng kính-tùy theo môđun phôi bánh răng có

thể chọn 1,2, hoặc 3 lần tiến dao hướng kính...(do xích chạy dao hướng kính thực hiện

khi M1 ↓ (khi đó M2 ↑ )), phần còn lại của chu trình là 1 vòng quay đủ của phôi để gia

công đạt chiều sâu cắt cho toàn bộ các răng trên phôi bánh răng (do xích cơ cấu đếm

thực hiện khi M2↓ (khi đó M1↑ )).

4 Xích tốc độ: Tạo chuyển động cắt gọt T3 và được nối từ động cơ đến dao

theo quan hệ: nđ/c [vòng/ph] → nhtk/ph của dao. Cơ cấu điều chỉnh tốc độ : iv

5 Xích bao hình: Nối từ phôi đến dao. Đây là chuyển động tạo hình phức tạp.

Điều kiện: Phôi quay fz

1 vòng → dao quay dz

1 vòng . Cơ cấu điều chỉnh : ix

6 Xích chạy dao hướng kính: Máy có bố trí cơ cấu cam C1 dùng để điều khiển

44

chu trình gia công bánh răng, trong đó 1 chu trình bao gồm phần góc quay của phôi

bánh răng ứng với giai đoạn tiến dao hướng kính-tùy theo môđun phôi bánh răng có

thể chọn 1,2, hoặc 3 lần tiến dao hướng kính...(do xích chạy dao hướng kính thực hiện

khi M1 ↓ (khi đó M2 ↑ )), phần còn lại của chu trình là 1 vòng quay đủ của phôi để gia

công đạt chiều sâu cắt cho toàn bộ các răng trên phôi bánh răng (do xích cơ cấu đếm

thực hiện khi M2↓ (khi đó M1↑ )).

Xích chạy dao hướng kính được nối từ đĩa biên đến giá trượt bàn dao, có cơ cấu điều

chỉnh io. Quan hệ cần đảm bảo:

Khi dao xọc thực hiện 1 hành trình kép → dao tịnh tiến 1 lượng shk[mm]

7 Xích cơ cấu đếm: Nối từ phôi bánh răng đến cam C1, có nhiệm vụ hoàn tất 1

chu trình gia công của phôi sau khi đã thực hiện tiến dao hướng kính.

8 Xích nhường dao: Nối từ đĩa biên đến phôi qua cam C2 theo điều kiện: Dao

tịnh tiến 1 hành trình kép → phôi thực hiện 1 lượng snd[mm]

9 Xích chạy dao vòng: Nối từ đĩa biên đến dao. Cơ cấu điều chỉnh is cùng với

mối quan hệ: Dao thực hiện 1 hành trình kép → trục dao quay bao nhiêu vòng.

Ngoài ra còn có cơ cấu đảo chiều (ĐC) cung cấp khả năng đảo chiều quay bao hình

để dao có thể làm việc ở 2 phía lưỡi cắt.

3.4 Máy xọc răng 514

A. Đặc tính kỹ thuật

– Kích thước phôi gia công được [mm] φ(20 ÷1000)

– mmax = 12, góc nghiêng β = 300

– Công suất truyền dẫn chính N[kW] = 2,2 ; n [v/ph] = 1410.

– Công suất động cơ chạy dao nhanh N[kW] = 0,25;n [v/ph] =1410

– Số cấp tốc độ: 4; phạm vi tốc độ [htk/ph]: 125 ÷360

B. Sơ đồ động (H5.11)

– Xích tốc độ

(5.15)

45

– Xích bao hình

(5.16)

Điều chỉnh xích bao hình nhờ bộ bánh răng thay thế dc

ba

– Xích chạy dao hướng kính và xích cơ cấu đếm: Hai xích nầy phối hợp để

thực hiện chu trình gia công ứng với các vị trí của M1 và M2

+ Xích chạy dao hướng kính

(5.17)

Điều chỉnh lượng chạy dao với bộ bánh răng thay thế 1

1

1

1

dc

ba

+ Xích cơ cấu đếm

(5.18)

Do đó cam có bề mặt làm việc chiếm 41 vòng tròn

– Xích chạy dao vòng

(5.19)

Điều chỉnh xích chạy dao nhờ cơ cấu is = A/B

– Xích nhường dao

(5.20)

– Xích chạy dao nhanh: Dùng khi cần phải kiểm tra độ đồng tâm của phôi

so với tâm bàn máy khi gá phôi

(5.21)

C. Một số cơ cấu đặc biệt trong Máy:

– Cơ cấu cam điều khiển chu trình gia công bánh răng

– Cơ cấu gá lắp bạc chuyên dùng khi gia công bánh răng nghiêng.

4. Máy mài răng: Các phương pháp phay lăn, xọc răng chỉ gia công được các bánh

răng chưa qua nhiệt luyện. Đối với các bánh răng đã qua gia công nhiệt, cần gia công

tinh bằng các phương pháp lăn ép, mài răng, cà răng...

46

Mài răng có ưu điểm là độ chính xác sau khi mài cao, tuy vậy năng suất thấp và các

máy mài răng có giá thành đắc. Có 2 phương pháp mài răng

+ Mài chép hình: Do phải có cơ cấu sữa đá phức tạp, người ta chỉ dùng trong

sản xuất loạt lớn và khối, chủ yếu khi mài bánh răng thẳng

+ Mài bao hình: Dựa trên nguyên lý ăn khớp thanh răng-bánh răng trong đó

thanh răng là đá mài. Các chuyển động cần thiết của máy(H5.9)

H5.9: Các chuyển động cần thiết của máy mài răng

– Chuyển động cắt gọt Q1 của đá mài

– Chuyển động tịnh tiến T3 của đá để cắt hết chiều dài răng. Ở chuyển

động nầy, giữa đá và chi tiết tiếp xúc đường do đó mài thực hiện dọc theo bề mặt hẹp,

vì vậy số lượng hạt mài tham gia không nhiều. Đá mòn chậm nhưng năng suất đạt

được thấp

– Chuyển động bao hình Q2 của phôi và T1 của phôi (tương tự như chuyển

động bao hình của cặp bánh răng - thanh răng)

– Chuyển động phân độ: Sau khi mài được 1 răng, lùi phôi khỏi đá về vị trí

ban đầu và phôi thực hiện phân độ cho răng tiếp theo

Ưu điểm chính của mài bao hình là bảo đảm biên dạng thân khai của răng chính xác,

và đá mài có hình dạng đơn giản

Câu hỏi và bài tập chương 5

1 Giả sử dao thanh răng-phôi bánh răng (H5.2a) trong đó dao thanh răng chỉ có 1

răng làm việc, hãy cho biết các chuyển động cần thiết của máy

2 Đọc sơ đồ động máy phay lăn 5E32. Xác định tỉ số truyền của cơ cấu tổng hợp

chuyển động (iHT).

3 Nêu các bước tính toán điều chỉnh khi gia công bánh răng trụ răng nghiêng trên

máy phay lăn.

4 Đọc sơ đồ động máy xọc răng 514. Giải thích chu trình gia công trên máy cho

trường hợp m < 3, 3 ≤ m ≤ 6 (1,2 lần tiến dao hướng kính).

47

H5.10: Sơ đồ động máy phay lăn 5E32

48

H5.11: Sơ đồ động máy xọc răng 514

49

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ

BÁO CÁO THỰC HÀNH

MÁY CÔNG CỤ

Họ và tên sinh viên : ................................................................ Lớp : ............................. - Nhóm: .................... Hướng dẫn : ................................................................

Đà nẵng, 2007

50

Bài thực hành 1 : Cắt ren nhiều đầu mối trên máy tiện

A. MỤC ĐÍCH

– Hiểu biết về các loại ren & công dụng của từng loại.

– Phương pháp điều chỉnh máy tiện khi gia công ren nhiều đầu mối.

B. YÊU CẦU

– Biết cách tính toán chuyển đổi giữa các loại ren.

– Các dạng profil ren và công dụng của từng loại.

– Nắm được các phương pháp điều chỉnh máy khi cắt ren.

– Phân biệt cắt ren nhiều đầu mối và cắt ren thông thường.

C. NỘI DUNG

I. GIỚI THIỆU VỀ REN:

1. Định nghĩa các loại ren:

– Ren Quốc tế ( còn gọi là ren hệ mét). Kí hiệu tp[mm].

– Ren Anh (còn gọi là ren ống nước). Ký hiệu n[số bước ren/1"].

– Ren môđun, ký hiệu m[mm].

– Ren Pitch, ký hiệu Dp[số môđun/1"].

2. Các dạng profil:

– Tam giác.

– Chữ nhật.

– Hình thang.

– Tròn.

3. Ren nhiều đầu mối:

Trong ký hiệu ren nhiều đầu mối, quy ước ghi đường kính danh nghĩa (D), bước giữa

2 đỉnh ren liên tiếp (t) và số đầu mối (k). Do vậy bước tp của mỗi đường ren sẽ là tp = k

. t. Khi điều chỉnh máy phải điều chỉnh theo tp để cắt từng đường ren, sau đó phân độ

để cắt các đầu mối khác. Như vậy, để cắt ren nhiều đầu mối ta phải tiến hành 2 bước:

– Điều chỉnh máy để cắt ren có bước tp

– Phân độ để cắt đủ số đầu mối.

4. Sơ đồ nguyên lý tạo hình ren trên máy tiện:

51

Để cắt ren, cần có chuyển động quay tròn của phôi lắp trên trục chính và chuyển

động tịnh tiến của bàn dao. Các chuyển động nầy phải thoả mãn điều kiện phôi quay 1

vòng thì bàn dao tịnh tiến 1 bước tp. Từ đó ta có sơ đồ: (H1) tp

icđ

itt

tx

H1: Sơ đồ kết cấu động học xích tiện ren

Q

T

II. CÁC BƯỚC TÍNH TOÁN

Cần chú ý rằng trong cắt ren nhiều đầu mối, ta phải phân độ khi đã kết thúc cắt 1 mối

ren. Các bước tính toán:

1. Điều chỉnh máy để cắt ren có bước tp: Theo sơ đồ ta có:

– Lượng di động tính toán: 1vòng trục chính → tp

– Phương trình xích động: 1vòng t/c .icđ . ba

dc .tx = tp

– Công thức điều chỉnh: x = ba

dc =

xcđ

p

tit⋅

Với các yếu tố đã biết : tp, icđ , tx ta tính được trị số x từ đó phân tích thành các bánh

răng a,b hoặc a,b,c,d. Để các bánh răng lắp vào không chạm trục chúng cần thoả mãn

điều kiện: a + b ≥ c + ( 15 ÷ 20 )

c + d ≥ b + ( 15 ÷ 20 )

Các bánh răng thay thế a,b,c,d phải được chọn trong bộ bánh răng thay thế của máy

như sau:

Bộ 4: 20,24,28...120

Bộ 5: 20,25,30...120

Các bánh răng đặc biệt: 47,97,127,157.

Khi tính toán điều chỉnh có thể phải chuyển đổi đơn vị khi bước ren cần cắt khác hệ

52

với bước vít me, khi đó phải chọn giá trị gần đúng của 1" hoặc π.

2. Các phương pháp phân tích x để chọn bánh răng thay thế a,b,c,d.

– Phân tích chính xác

– Phân tích gần đúng

– Phương pháp tra bảng (S/V đọc trong giáo trình Máy công cụ)

3. Phân độ để cắt ren nhiều đầu mối

– Phân độ theo chu vi: Sau khi cắt xong mối ren thứ nhất, ngắt xích truyền động từ trục chính đến bàn dao,

quay phôi đi một góc 3600/k để cắt mối ren tiếp theo. Trên máy 1K62 có đĩa chia độ

chuyên dùng lắp ở đuôi trục chính. Chu vi của đĩa được chia thành 60 phần bằng nhau,

như vậy ta có thể phân độ để cắt được các ren có số đầu mối là 2, 3, 4, 5, 6, 10, 12, 15,

20,30 và 60 một cách chính xác.

– Phân độ theo chiều dọc:

Phương pháp nầy cho phép giữ nguyên xích cắt ren khi phân độ. Sau khi cắt xong

mối ren thứ nhất ta chỉ việc dịch chuyển dao đi 1 bước t nhờ xe dao dọc. Kiểm tra

bằng du xích trên xe dao dọc, hoặc bằng đồng hồ so...

III. CÁC BƯỚC TIẾN HÀNH

– Tính

– Chuẩn bị phôi liệu, dụng cụ cắt và dụng cụ đo

– Kiểm tra máy

– Gá lắp, thực hành.

– Viết báo cáo (theo mẫu)

53

BÁO CÁO THỰC HÀNH

Bài thực hành: Cắt ren nhiều đầu mối trên máy tiện

Họ và tên sinh viên:

Lớp : Nhóm :

Người hướng dẫn:

Địa điểm:

Ngày:

Kết quả:

NỘI DUNG THỰC HÀNH A. Lý thuyết

1. Các loại ren và profil của nó

2. Ren nhiều đầu mối và ứng dụng của nó

3. Chuyển động tạo hình, sơ đồ kết cấu động học của máy tiện ren

4. Phương trình xích động và công thức điều chỉnh

B. Thực hành

1. Chi tiết tiện ren

2. Tính toán để điều chỉnh máy

3. Các thao tác điều chỉnh máy

4. Các kết quả đo trên chi tiết.

54

Bài thực hành 2 : Đầu phân độ A. MỤC ĐÍCH

– Biết các loại đầu phân độ.

– Biết công dụng của đầu phân độ.

– Các phương pháp điều chỉnh đầu phân độ

– Gá lắp đầu phân độ trên máy.

B. YÊU CẦU

– Gá lắp được đầu phân độ lên máy phay.

– Điều chỉnh đầu phân độ để gia công được bánh răng thẳng, răng nghiêng và

đường xoắn vít.

C. NỘI DUNG

1. Các loại đầu phân độ và công dụng:

• Các loại đầu phân độ

− Đầu phân độ đơn giản

− Đầu phân độ quang học

− Đầu phân độ vạn năng:

+ Có đĩa phân độ

+ Không có đĩa phân độ

• Công dụng

– Dùng để mở rộng khả năng công nghệ của máy phay và một số máy công

cụ khác (bào, xọc...), để chia vòng tròn thành các phần đều nhau, hoặc không đều nhau

khi gia công các chi tiết nhiều cạnh, trục hoặc lỗ then hoa, bánh răng thẳng hoặc

nghiêng, đường xoắn vít…

2. Các phương pháp điều chỉnh phân độ

Các loại đầu phân độ đều có thể thực hiện:

– Phân độ gián đoạn.

– Phân độ gián đoạn và liên tục

– Phân độ liên tục.

(1) Đầu phân độ đơn giản:

55

Sinh viên tự tìm hiểu đầu phân độ nầy để thực hiện phân độ:

∗ Trực tiếp

∗ Gián tiếp

∗ Phân độ vi sai

(2) Đầu phân độ quang học

Loại nầy có độ chính xác cao thường dùng để khắc vạch cho dụng cụ đo.

(3) Đầu phân độ vạn năng:

a. Loại có đĩa chia độ.

b. Loại không có đia chia

Các loại đầu phân độ nầy đều có 3 trường hợp phân độ:

+ Đơn giản

+ Vi sai

+ Phay rãnh xoắn

Sinh viên tự tìm hiểu về các loại đầu phân độ nầy theo giáo trình Máy công cụ.

D. Các bước tiến hành

1. Xác định loại đầu phân độ có trong phân xưởng. Vẽ sơ đồ động học của đầu

phân độ đó.

2. Gá đầu phân độ lên máy.

3. Tính toán đầu phân độ để phay:

– Bánh răng thẳng có Z = ; m =

– Bánh răng nghiêng có Z = ; m = ; β =

4. Điều chỉnh đầu phân độ và gia công bánh răng

5. Viết báo cáo theo mẫu.

56

BÁO CÁO THỰC HÀNH Bài thực hành: Đầu phân độ

Họ và tên sinh viên:

Lớp : Nhóm :

Người hướng dẫn:

Địa điểm:

Ngày:

Kết quả:

NỘI DUNG THỰC HÀNH

A. Lý thuyết

1. Công dụng của đầu phân độ

2. Vẽ sơ đồ động học của đầu phân độ vạn năng.

3. Các phương pháp phân độ, các tính toán cần thiết.

B. Thực hành

1. Xác định loại đầu phân độ dùng, vẽ sơ đồ động học.

2. Tính toán điều chỉnh đầu phân độ gia công bánh răng và gia công rãnh xoắn

(theo đề bài)

3. Nội dung thực hành và ghi kết quả.

57

Phần II: Thiết kế Máy công cụ

Mở đầu: Các vấn đề chung về thiết kế máy

1. Các giai đoạn chính của quá trình thiết kế máy: Toàn bộ quá trình thiết kế máy

có thể phân chia thành các giai đoạn sau (H6.1)

H6.1: Các giai đoạn thiết kế máy

− Đầu tiên, cần xác định rõ công dụng máy thiết kế và các tham số có liên

quan đến các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật bằng cách dựa vào các số liệu ban đầu về yêu

cầu đối với các chi tiết gia công được trên máy, như

• kích thước, hình dáng, tập hợp các bề mặt gia công, vật liệu và chất

lượng bề mặt gia công

• tính đa dạng của các chi tiết gia công được trên máy

Các yêu cầu về chi tiết gia công là cơ sở lựa chọn phương pháp gia công và dụng cụ

cắt cần thiết. Ngoài ra, các số liệu đầy đủ của chúng giúp ta xác định được đặc tính kỹ

thuật máy thiết kế, gồm phạm vi tốc độ công tác, tốc độ chuyển động phụ của các cơ

cấu chấp hành máy, công suất truyền dẫn, phương pháp điều chỉnh cũng như mức độ

cung cấp cho máy các trang bị phụ cần thiết.

– Xác định đặc tính kỹ thuật máy thiết kế: Nhiệm vụ kỹ thuật ở giai đoạn nầy

58

là lập luận có cơ sở tính chất hợp lý của việc chế tạo máy mới đồng thời cho các số

liệu ban đầu để thiết kế máy. Máy mới phải có các ưu điểm nỗi bật so với các máy

hiện có, nói chung phải nâng cao được các chỉ tiêu về chất lượng trong điều kiện đảm

bảo hiệu quả kinh tế. Khi xác định đặc tính kỹ thuật cho máy thiết kế, nên tiến hành

lập bảng đặc tính kỹ thuật của các máy cùng kiểu. Việc phân tích bảng giúp ta nhận

xét, vạch ra được các ưu nhược điểm của chúng một cách dễ dàng.

− Đặc tính kỹ thuật máy thiết kế cung cấp các số liệu ban đầu để nghiên cứu,

phân tích, lựa chọn sơ đồ nguyên lý toàn máy: sơ đồ động, sơ đồ điện, sơ đồ thủy lực

hay khí nén…

Các giai đoạn thiết kế nêu trên là nội dung của bản kiến nghị kỹ thuật, cũng chính là

luận chứng kinh tế-kỹ thuật cho máy thiết kế. Sau khi đã được sự thoả thuận của phía

đặt hàng, bản kiến nghị nầy dùng làm cơ sở thực hiện các công việc thiết kế tiếp theo.

Bản kiến nghị kỹ thuật cùng với giai đoạn thiết kế cụm máy gọi chung là quá trình

thiết kế kỹ thuật. Cuối quá trình nầy, toàn bộ kết cấu máy bao gồm bản vẽ lắp tất cả

các cụm kể cả thuyết minh chỉ rõ đặc tính kỹ thuật, các chi tiết tiêu chuẩn, các phân

tích tính toán cụm và chi tiết máy đã được hoàn tất, bố cục máy và lắp ráp chung đã

được kiểm tra.

Quá trình thiết kế chế tạo được tiến hành ngay khi hồ sơ thiết kế kỹ thuật được cấp

trên duyệt y và hiệu chỉnh. Công việc chính của quá trình nầy là nghiên cứu thiết kế

chế tạo các cụm và các chi tiết chủ yếu, các điều kiện kỹ thuật cần thiết. Đây chính là

các văn kiện kỹ thuật để chế tạo, lắp ráp và điều chỉnh máy.

Sau quá trình thiết kế chế tạo, thường thực hiện chế tạo 1 hay 2 mẫu thử nhằm kiểm

tra, thử nghiệm và đưa vào những hiệu chỉnh thích hợp cho các bản vẽ chế tạo chi tiết,

các cụm máy. Mẫu thử nghiệm cần kiểm tra về độ chính xác, độ cứng vững, tính chịu

rung..., tiếng ồn, sự toả nhiệt cũng như các tham số đặc trưng cho hệ thống chỉ tiêu

kinh tế-kỹ thuật khác.

H6.2 giới thiệu các bước thiết kế cụm máy. Khi đã xác định được các đặc tính kỹ

thuật chính của máy thiết kế, bước tiếp theo là lựa chọn các phương án khác nhau về

kết cấu có kèm theo tính toán, thiết kế sơ bộ để so sánh, phân tích theo điều kiện cụ thể

và là cơ sở chọn phương án kết cấu tối ưu. Kiểm tra lại lần cuối phương án đã chọn so

với nhiệm vụ thiết kế đặt ra trước khi tiến hành xây dựng bản vẽ lắp ráp cụm máy.

H6.3 là 1 ví dụ trình bày các bước thực hiện khi thiết kế cụm trục chính máy mài.

59

H6.2: Các bước thiết kế cụm máy

H6.3: Ví dụ thiết kế cụm trục chính máy mài

60

Dựa trên các số liệu ban đầu như độ chính xác và số vòng quay của trục, có thể có

nhiều phương án lựa chọn kết cấu ổ trục khác nhau. Tính toán phân tích sơ bộ cho

phép loại trừ những phương án không thích hợp và chọn được 1 hay 2 phương án tốt

nhất. Quyết định phương án cuối cùng phải căn cứ vào các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật,

sau đó lập các văn kiện kỹ thuật và toàn bộ bản vẽ thiết kế.

Mẫu thử cũng phải được thử nghiệm gia công các loại chi tiết thông thường, và theo

chế độ gia công nâng cao. Một lần nữa, có thể cần hiệu chỉnh các bản vẽ chế tạo do

thay đổi điều kiện kỹ thuật, vật liệu hay kết cấu...

Chỉ sau khi hoàn tất thử nghiệm, máy thiết kế mới được tiến hành sản xuất hàng loạt.

Tuy nhiên công việc của người thiết kế vẫn chưa kết thúc vì phải theo dõi thường

xuyên máy làm việc trong điều kiện sản xuất thực tế, thường xuất hiện những khả

năng mới yêu cầu cải tiến kết cấu sau nầy.

Rõ ràng là quá trình thiết kế và chế tạo máy mới đòi hỏi nhiều thời gian và công sức.

Để đẩy mạnh và ứng dụng nhanh chóng những kiểu máy hoàn thiện hơn, phải có các

phương pháp thiết kế tiên tiến. Triển vọng mới hiện nay là khả năng tự động hoá thiết

kế nhờ các phương tiện kỹ thuật tính, qua đó có thể cải thiện năng suất lao động cho

người thiết kế

Những phần việc thiết kế đã được tự động hoá:

− Thu thập và xử lý các thông tin ban đầu về số lượng, chủng loại chi tiết gia

công, số liệu thống kê về miền sử dụng máy...

− Tính toán phân tích thiết kế kỹ thuật, mô phỏng cơ cấu, chế tạo mẫu thử...

− Xử lý các văn kiện kỹ thuật.

61

Chương 6: Các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật của máy thiết kế

Để đánh giá chất lượng 1 máy thiết kế mới, cần có hệ thống chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật

1. Năng suất máy: được xác định bởi khả năng gia công 1 số lượng chi tiết nhất

định trong 1 đơn vị thời gian, hay nói một cách khác, năng suất tỉ lệ nghịch với thời

gian tiêu tốn cho gia công. Thường phân biệt các loại năng suất sau:

1.1 Năng suất cắt gọt: tính bằng lượng kim loại lấy đi trong 1 đơn vị thời gian đối

với 1 hay nhiều chi tiết gia công đồng thời trên máy. Các giá trị (trung bình) cho theo

bảng (6.1) giúp ta có thể hình dung về năng suất cắt gọt đối với các phương pháp gia

công khác nhau.

Dạng gia công

Năn

g suất

[cm

3 /ph]

Côn

g suất

đơn

vị

[KW

ph/

cm3 ]

Dạng gia công

Năn

g suất

[cm

3 /ph]

Côn

g suất

đơn

vị

[KW

ph/

cm3 ]

Tiện

Mài

Tia lửa điện

1500

800

15

0,06

0,6

1,0

Điện hoá

Siêu âm

Laze

15

1

0,01

10

25

4000

Bảng 6.1: Năng suất gia công

1.2 Năng suất tạo hình: tính bằng diện tích bề mặt hay tổng của k bề mặt gia công

đồng thời trên máy trong 1 đơn vị thời gian

Tt

nL

VQ cg

0

k

1 i

dcith ××= ∑ (6.1)

trong đó:

Vdci : tốc độ chuyển động tương đối của dụng cụ cắt dọc theo chiều dài đường

sinh của bề mặt thứ i

Li : chiều dài hành trình

n0 : số lượng chi tiết gia công đồng thời trên 1 vị trí công tác

tcg : thời gian cắt gọt

T : khoảng thời gian của toàn bộ chu kỳ

Cả 2 loại năng suất trên được gọi là năng suất công nghệ, chỉ dùng khi so sánh năng

suất giữa các phương pháp gia công bề mặt khác nhau, nhưng không xác định được

năng suất thực tế của máy. Năng suất máy phải kể đến chi phí thời gian dành cho các

nguyên công phụ bên cạnh thời gian cắt gọt cần thiết cho gia công.

62

1.3 Năng suất từng chiếc: đo bằng đại lượng tỉ lệ nghịch với thời gian tiêu tốn khi

gia công 1 chi tiết

Tph

T

phcg Qt1Q

tt1

T1Q

+=

+== (6.2)

tph : thời gian dành cho các nguyên công phụ, không trùng với thời gian gia

công

cg

T t1Q = : Năng suất công nghệ (6.3)

Nếu tph = 0 hay quá trình gia công được thực hiện một cách liên tục và tất cả các

nguyên công phụ đều trùng với thời gian gia công liên tục, thì năng suất máy chính

bằng năng suất công nghệ, Q = QT, cũng đồng nghĩa với 1 chiếc máy lý tưởng tự động

cắt gọt liên tục không có hành trình chạy không.

Năng suất thực tế của máy khác với các giá trị xác định bởi các biểu thức trên, do

nhiều nguyên nhân khác nhau: thời gian dành cho phục vụ bảo quản, những trục trặc

ngẫu nhiên khi làm việc, thay thế hoặc hiệu chỉnh các dụng cụ đã mòn...Để tính đến tất

cả các khoảng chi phí thời gian nầy, thường dùng hệ số sử dụng kỹ thuật η xác định

như sau: η =

Tt

1

1ngck+

(6.4)

trong đó tngck : tổn thất thời gian ngoài chu kỳ khi gia công 1 chi tiết và không có liên

quan đến đặc tính của quá trình công nghệ thực hiện trên máy. Khi đó, năng suất từng

chiếc được tính:

η+

=++

=phcgngckphcg tt

1ttt

1Q (6.5)

Những phương pháp cơ bản để nâng cao năng suất:

− Tăng năng suất công nghệ

− Làm trùng thời gian của các nguyên công khác nhau

− Giảm bớt thời gian chạy không

− Giảm bớt tất cả các dạng tổn thất ngoài chu kỳ

2. Độ chính xác máy: là khả năng đảm bảo hình dáng hình học, chất lượng bề mặt

và độ chính xác kích thước cho các chi tiết gia công được trên máy. Độ chính xác máy

có quan hệ trực tiếp đến độ chính xác gia công và các sai số của máy có ảnh hưởng

đến độ chính xác gia công. Tất cả các dạng sai số của máy có thể quy về các nhóm

63

chính sau

2.1 Sai số hình học: là sai số vị trí tương quan bố trí các cụm, cơ cấu máy, phụ

thuộc vào độ chính xác gia công các chi tiết và lắp ráp máy. Do vị trí tương quan giữa

các cụm và chi tiết máy không được bảo đảm chính xác, chẳng hạn các chi tiết dẫn

hướng- sóng trượt, bàn trượt... chế tạo không chính xác dẫn đến quỹ đạo chuyển động

của cơ cấu máy bị sai lệch, hoặc khe hở của ổ trục chính hay độ ô van của cổ trục gây

ra độ đảo hướng kính của đầu mút trục chính làm sai lệch hình dạng chi tiết theo

phương ngang...

Để đảm bảo sai số hình học nằm trong giới hạn cho phép, người thiết kế quy định các

yêu cầu về độ chính xác chế tạo chi tiết máy xuất phát từ dung sai cho phép của chi tiết

gia công trên máy có tính đến khả năng sản xuất thực tế.

2.2 Sai số động học: là sai số gây ra do chế tạo không chính xác các bộ truyền như

bánh răng, bánh vít-trục vít, vít me-đai ốc trong xích động làm ảnh hưởng đến tốc độ

chuyển động của cơ cấu chấp hành, đặc biệt quan trọng trong những trường hợp khi

cần có sự phối hợp chuyển động giữa dụng cụ và phôi để tạo hình, ví dụ gia công răng,

cắt ren...Sai số chế tạo các khâu cuối của xích động, như các bộ truyền bánh vít-trục

vít, bộ truyền vít me-đai ốc có ảnh hưởng lớn đến độ chính xác động học máy.

2.3 Sai số đàn hồi: là sai số gây ra do biến dạng cơ cấu, cụm máy dưới tác dụng

của lực cắt dẫn đến thay đổi vị trí tương quan ban đầu giữa dụng cụ cắt và chi tiết gia

công. Như đã biết, lực cắt tổng thay đổi trong quá trình gia công theo giá trị, phương

và điểm đặt. Khối lượng các cụm máy khi chuyển động gây ảnh hưởng khác nhau đến

các bộ phận chịu tải và làm thay đổi giá trị chuyển vị đàn hồi. Khả năng của máy

chống lại sự phát sinh chuyển vị đàn hồi gọi là độ cứng vững, hay độ cứng. Độ cứng J

của cụm máy được xác định bằng tỉ số lực P đặt vào cụm theo phương gây biến dạng

cụm δ: δ

=PJ [N/mm] (6.6)

Độ cứng J của máy ảnh hưởng quan trọng đến độ chính xác gia công, do vậy dùng

làm tiêu chuẩn chính để chọn lựa vật liệu. Các số liệu về độ cứng thường được lấy

theo các tài liệu thực nghiệm, tuy nhiên có thể tính toán phân tích độ cứng qua biến

dạng cụm máy xuất phát từ những nguyên nhân sau

− Biến dạng bản thân vật thể chi tiết

− Biến dạng tiếp xúc

64

− Biến dạng do khe hở của mối ghép

− Biến dạng bề mặt

− Biến dạng của thành mỏng (tấm, nêm...)

2.4 Sai số do nhiệt độ: là sai số gây ra do sự tăng nhiệt không đồng đều ở các vị trí

khác nhau của máy trong quá trình làm việc và làm thay đổi độ chính xác hình học ban

đầu. Sự thay đổi của biến dạng nhiệt theo thời gian tuân theo quy luật hàm mũ, có

dạng: )e1(ll t0t

β−−∆=∆ (6.7)

trong đó β : tham số phụ thuộc vào hệ số toả nhiệt, nhiệt dung riêng của cụm máy, vào

khối lượng và các kích thước chính

2.5 Sai số động lực học: gây ra do dao động tương đối của dụng cụ cắt so với chi

tiết gia công, đặc biệt có ý nghĩa ở các quá trình chuyển tiếp như khởi động, phanh

hãm, đảo chiều, tiến dao...Ngoài tác động có hại đến độ chính xác gia công, dao động

trong máy còn ảnh hưởng đến tuổi thọ dụng cụ, tuổi thọ cơ cấu và chi tiết máy.

Các ảnh hưởng của dao động đến sai số gia công thường được đánh giá qua các

đường đặc tính tần số-biên độ và pha-biên độ

2.6 Sai số dụng cụ cắt: loại sai số nầy gây ra do mòn dụng cụ và đây là 1 trong

những nguyên nhân chính của sai số gia công. Bên cạnh đó còn do sai số chế tạo của

bản thân dụng cụ cắt và sai số gá đặt dụng cụ lên máy.

Lượng mòn của dụng cụ theo bề mặt sau thay đổi theo thời gian cũng giống với quy

luật đặc trưng ở phần lớn các dạng hao mòn, sau thời kỳ chạy rà, tốc độ mòn có giá trị

gần như không đổi.

Ảnh hưởng chung của các loại sai số khác nhau trên máy đến độ chính xác vị trí

tương quan giữa dụng cụ cắt và chi tiết gia công được khảo sát một cách hợp lý trên cơ

sở thiết lập chuỗi kích thước. Cọng tất cả các sai số nầy theo thời gian có thể nhận

được sai số tổng khác biệt nhiều so với đặc điểm thay đổi ở từng thành phần.

Ví dụ thiết lập chuỗi kích thước phẳng với các khâu song song để phân tích sai số bố

trí các cụm máy mài tròn ngoài, ta có thể tìm được sai số trung bình của đường kính

chi tiết gia công (H6.4):

)RlL(2d δ−δ−δ=δ (6.8)

trong đó δL : sai số tổng của trục vít dẫn (trên đoạn l1) và đoạn l2 do biến dạng nhiệt

và biến dạng đàn hồi

65

δl : sai số tổng do nhiệt và biến dạng đàn hồi của ụ mài

δR : sai số dụng cụ (do mòn và sai số hiệu chỉnh)

H6.4: Xác định sai số tổng bằng phương pháp lập chuỗi kích thước

Để nâng cao độ chính xác máy, cần tìm cách nâng cao độ cứng vững máy, ví dụ thiết

kế các hệ thống chịu được tải lớn, có biến dạng đàn hồi bé, hoặc nâng cao chất lượng

bề mặt mối ghép và chất lượng lắp ráp, giảm số lượng mối ghép và chiều dài xích

động, nâng cao độ cứng vững cho các khâu yếu, làm giảm bớt các ảnh hưởng có hại

của biến dạng nhiệt bằng cách bố trí dòng nhiệt hợp lý trong máy hoặc tạo ra kết cấu

hợp lý để cân bằng các sai số do bù trừ lẫn nhau. Ở các máy hiện đại, luôn có các hệ

thống điều khiển tự động, hệ thống hiệu chỉnh và tự động bù trừ sai số, các cơ cấu tự

động kiểm tra tích cực...

2.7 Độ tin cậy của Máy : xác định bởi tính chất sản xuất liên tục không bị đứt

quãng, cho ra những sản phẩm đúng quy cách với một số lượng nhất định trong một kỳ

hạn phục vụ xác định. Sự mất mát khả năng làm việc của máy được gọi là sự hỏng

hóc. Khi hỏng hóc, hoặc toàn bộ sản phẩm bị ngừng cung cấp, hoặc gây phế phẩm.

Xác suất hỏng hóc tính theo kết quả thử nghiệm No khả năng, và loại ra các khả năng

hoàn hảo: NoT = No - Nhh ; Nhh biểu thị các khả năng hoàn hảo, ta có:

o

oTT N

NQ = (6.9)

Cường độ hỏng hóc là mật độ xác suất phát sinh hỏng hóc trong 1 đơn vị thời gian

dt

dNN

1)t( oT

hh

=λ (6.10)

Xác suất làm việc không hỏng của máy là 1 hệ phức tạp gồm n thành phần ghép liên

66

tục, được biểu thị dưới dạng:

∏=n

1iM )t(P)t(P (6.11)

trong đó Pi(t) : xác suất làm việc không hỏng của yếu tố thứ i

Để nâng cao độ tin cậy, phải tối ưu hoá kỳ hạn phục vụ của cơ cấu và chi tiết máy

quan trọng cũng như phải áp dụng nguyên tắc dự trữ khi xử dụng các hệ thống thiết bị

phức tạp, chẳng hạn có các cơ cấu dự phòng phát hiện và phòng ngừa những hỏng hóc

có thể xảy ra …

2.8 Tính vạn năng của máy: được đặc trưng bởi thể loại chi tiết gia công được và

phạm vi điều chỉnh. Đây là 1 chỉ tiêu quan trọng đối với máy có công dụng chung,

phục vụ trong sản xuất loạt nhỏ

Xác định phạm vi điều chỉnh máy thường bằng cách tính chi phí cần thiết khi điều

chỉnh từ chi tiết nầy chuyển sang chi tiết khác gia công được trên máy. Phạm vi điều

chỉnh cũng có thể xác định bằng quy mô tối ưu của loạt chi tiết. Quy mô tối ưu càng

nhỏ thì phạm vi điều chỉnh càng cao và tính vạn năng của máy càng rộng

2.9 Mức độ tự động hoá: xác định theo mức độ gia công chi tiết trên máy một

cách tự động không có sự tham gia của người. Đánh giá mức độ tự động hoá dựa trên

tỉ số giữa thời gian làm việc tự động và tổng thời gian gia công chi tiết trên máy

∑=n

i

đit

Tt

a (6.12)

trong đó ttđi : thời gian của 1 trong số n nguyên công thực hiện tự động

T : tổng thời gian gia công chi tiết

Khi đánh giá mức độ tự động hoá, cần chú ý rằng phần thời gian gia công trên máy

so với tổng thời gian sản xuất chi tiết thường rất bé. Theo các số liệu thống kê, thời

gian trung bình đặt chi tiết trên máy chỉ chiếm khoảng 5% tổng thời gian sản xuất,

95% thời gian còn lại tiêu tốn vào việc chuyển chi tiết từ vị trí nầy sang vị trí khác,

cũng như cất giữ giữa các nguyên công. Do vậy, để đánh giá đúng mức độ tự động hoá

chế tạo chi tiết, trong công thức (6.12), T là tổng thời gian cần thiết cho sản xuất chi

tiết, còn tử số là tổng thời gian của tất cả các nguyên công thực hiện tự động, kể cả

kiểm tra

2.10 Hiệu quả kinh tế của máy: là tiêu chuẩn chủ yếu để đánh giá tính hợp lý khi

chế tạo máy mới. Hiệu quả kinh tế máy có thể được tính toán theo chi phí quy đổi

67

tổng, là tổng chi phí hiện tại tính cho giá thành sản phẩm và khoảng tiết kiệm hàng

năm (hiệu quả vốn đầu tư)

Π = C + kHΦ (6.13)

trong đó C : giá thành sản phẩm cả năm

kH : hệ số hiệu quả vốn đầu tư (0,15 ÷0,2)

Φ : Vốn đầu tư

Đánh giá hiệu quả kinh tế cả năm bằng hiệu của chi phí quy đổi tổng đối với máy

mới (chỉ số 2) và máy được thay thế (chỉ số 1):

E = (C1 + kHΦ1)-(C2 + kHΦ2) (6.14)

Đạt hiệu quả kinh tế khi C2 + kHΦ2 < C1 + kHΦ1

hay HH21

12 Tk1

CC=<

−Φ−Φ (6.15)

với TH : thời gian hoàn vốn , là thời gian cần thiết để hạ giá thành sản phẩm từ C1

xuống C2 . Thường đối với sản xuất cơ khí, TH = (3 ÷5) năm ứng với kH = (0,15 ÷0,2).

Vốn đầu tư bao gồm giá thành trang thiết bị và đồ gá, cũng như giá thành thiết bị

chiếm chỗ và giá thành có liên quan đến các đối tượng sinh hoạt phục vụ

− Giá thành trang thiết bị:

Ktb = αGtb (6.16)

trong đó Gtb : giá bán của trang thiết bị cùng với toàn bộ các cơ cấu phụ kèm theo

α : hệ số tính đến chi phí bổ sung cho chuyển vận và lắp đặt

− Giá thành diện tích mà thiết bị chiếm chỗ

Kdt = Gdt Sγ (6.17)

trong đó Gdt : giá thành trung bình 1m2 diện tích nhà xưởng.

S : diện tích thiết bị chiếm chỗ.

γ = (1,5 ÷5) : hệ số tính toán bổ sung phụ thuộc vào mặt bằng tổng thể.

− Giá thành của các vấn đề có liên quan đến việc sử dụng nhà xưởng, thường

được tính toán bổ sung cho diện tích mà trang thiết bị chiếm chỗ.

Giá thành chế tạo các chi tiết trên máy trong 1 năm tính bằng tổng chi phí:

C = ∑=

n

1iiC (6.18)

với Ci : chi phí tiền lương công nhân, bảo quản, sữa chữa trang thiết bị, chi phí cho

dụng cụ hao mòn, khấu hao đồ gá, chuẩn bị sản xuất, chi phí cho năng lượng điện. Chi

68

phí cho năng lượng điện tỉ lệ với công suất danh nghĩa động cơ :

CE = NδHE (6.19)

trong đó N : công suất danh nghĩa của động cơ [kW]

δ : hệ số có tải của máy.

HE : chi phí định mức hằng năm cho 1 kW công suất.

Tính toán hiệu quả kinh tế cần được thực hiện ngay ở giai đoạn thiết kế sơ bộ. Chi

phí quy đổi nhỏ nhất là tiêu chuẩn khách quan để lựa chọn phương án thiết kế tối ưu.

Chỉ tiêu hiệu quả kinh tế trong hệ thống các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật là tổng quát nhất

để đánh giá chất lượng máy mới.

69

Chương 7: Lựa chọn đặc tính kỹ thuật máy thiết kế

1. Xác định rõ công dụng của máy thiết kế: Các chi tiết gia công trên máy được đặc

trưng bởi các thông số cơ bản như hình dạng, kích thước, vật liệu và độ chính xác gia

công. Tập hợp các số liệu ban đầu của chúng, phân tích dựa trên tính chất liên tục gia

công và số lượng hành trình chuyển tiếp, dạng và số lượng dụng cụ cắt, chế độ cắt để

xây dựng quy trình công nghệ gia công điển hình theo tiêu chuẩn chi phí quy đổi nhỏ

nhất là cơ sở để xác định và giới hạn miền sử dụng hợp lý cho máy thiết kế, hay nói

một cách khác, tối ưu hóa chức năng và công dụng của máy.

2. Phạm vi tốc độ công tác: Tốc độ chuyển động công tác (tốc độ cắt và lượng chạy

dao) của cụm máy, bàn dao hay bàn máy mang chi tiết phụ thuộc vào chế độ cắt yêu

cầu khi gia công 1 số lượng lớn chi tiết cụ thể (hoặc chi tiết điển hình) và dụng cụ cắt

sử dụng. Tốc độ cắt có khuynh hướng tăng lên theo mức độ cải thiện dụng cụ cắt cũng

như việc áp dụng các loại vật liệu dụng cụ mới. Trong điều kiện sản xuất thực tế,

người ta phải lập đường cong phân bố xác suất áp dụng tốc độ cắt khác nhau cho toàn

bộ phạm vi chức năng và công dụng của máy để lựa chọn các giá trị giới hạn của tốc

độ cắt có kể đến tổn thất năng suất máy..

− Để xác định giá trị giới hạn của số vòng quay trục chính máy tiện, cần xác

định phạm vi tốc độ cắt và phạm vi kích thước đường kính gia công. Theo các số liệu

thống kê, phạm vi kích thước RD = 4DD

min

max = chiếm hơn 85%, còn RD = 6 chiếm 92%

toàn bộ các trường hợp gia công. Khi đó phạm vi số vòng quay trục chính :

Rn = Dvmin

max

min

max

min

max RRDD

VV

nn

⋅== (7.1)

− Đối với nhóm máy mài, phạm vi tốc độ công tác cần kể đến khả năng cho

phép thay đổi kích thước đá mài theo mức độ sữa đá nhiều lần cũng như sử dụng các

loại vật liệu đá mài khác nhau. Phạm vi tốc độ làm việc của máy mài thường nhỏ, có

thể dùng các phương pháp điều chỉnh đơn giản nhất.

− Đối với các máy có chuyển động tịnh tiến khứ hồi (bào, xọc), phạm vi điều

chỉnh số hành trình kép được xác định theo phạm vi tốc độ công tác và chiều dài gia

công: nmax = α+

=

⋅1

1LV

VVL

1

min

max

maxckmax

min

; nmin=α+1

1LV

max

min (7.2)

trong đó Vmax, Vmin: tốc độ công tác lớn nhất, nhỏ nhất

70

Vckmax: tốc độ chạy không

Lmax, Lmin: chiều dài hành trình lớn nhất và nhỏ nhất của bàn máy

maxck

max

VV

=α : tỷ số tốc độ công tác và tốc độ chạy không

Phạm vi điều chỉnh số hành trình kép:

Rn = Lvmin

max

min

max RRLL

VV

⋅= (7.3)

– Các giá trị giới hạn của tốc độ chạy dao cũng được xác định theo cách

tương tự khi khảo sát tất cả chi tiết gia công được và quy trình công nghệ điển hình có

kể đến tổn thất năng suất. Phạm vi điều chỉnh Rs được tính:

Rs= sonmino

maxo

min

max

min

max RRss

nn

SS

⋅== (7.4)

với so : lượng chạy dao tính theo mm/vòng

3. Đặc điểm của điều chỉnh phân cấp: Trên toàn bộ phạm vi của tốc độ chuyển động

công tác (số vòng quay, số hành trình kép, tốc độ chạy dao), truyền dẫn có thể dùng

H7.1: Giản đồ số vòng quay trục chính khi điều chỉnh phân cấp

phương pháp điều chỉnh phân cấp hoặc vô cấp. Khi điều chỉnh phân cấp trong 1 giới

hạn xác định, cần lựa chọn dãy các giá trị điều chỉnh một cách hợp lý. Phổ biến nhất là

sử dụng dãy số hình học có các trị số trong dãy tuân theo quy tắc cấp số nhân. Bản

chất của việc chứng minh các ưu điểm của dãy hình học được tóm tắt như sau.

Nếu khảo sát 2 trị số vòng quay bất kỳ kề nhau, nk và nk+1, thì trên giản đồ H7.1

chúng được biểu diễn dưới dạng 2 đường thẳng nghiêng đi qua gốc tọa độ. Giả sử cần

gia công chi tiết có đường kính D0, có thể chọn ở 2 giá trị tốc độ cắt Vk và Vk+1 bởi vì

tốc độ trung gian trên máy không có. Khi đó nếu tốc độ cắt cần thiết theo chế độ gia

công nằm ở khoảng giữa thì tổn thất tốc độ tuyệt đối được xác định:

71

2

VVv k1k −=∆ + (7.5)

Trường hợp xấu nhất với V0 ≈ Vk+1, và thường chọn tốc độ cắt theo Vk để dao đỡ

mòn, như vậy ứng với tổn thất tốc độ lớn nhất ∆Vmax = Vk+1 - Vk . Tổn thất tốc độ

tương đối có thể viết :

1k

k

1k

k

1k

max

nn

1VV

1VV

+++

−=−=∆

(7.6)

Dãy số hợp lý nhất là dãy có tổn thất tốc độ không đổi, nghĩa là tổn thất năng suất

công nghệ không đổi. Muốn vậy cần phải có

constnn

11k

k =−+

hay ϕ==+ constn

n

k

1k (7.7)

Điều kiện không đổi của tỷ số 2 số vòng quay bất kỳ kề nhau trong dãy dẫn đến dãy

hình học có công bội ϕ.

Đối với 1 dãy hình học bất kỳ, quan hệ giữa phạm vi điều chỉnh R, công bội của dãy

ϕ và số cấp tốc độ z được biểu thị:

R 1z

1

z

min

max

nn

nn −ϕ=== (7.8)

Để đảm bảo phạm vi điều chỉnh cần thiết có thể có những phương án khác nhau trong

việc lựa chọn công bội của dãy và số cấp tốc độ. Trong ngành chế tạo máy, tất cả các

giá trị công bội của dãy đã được tiêu chuẩn hoá trong giới hạn 1< ϕ ≤ 2. Giới hạn dưới

là điều hiển nhiên vì ϕ = 1, điều chỉnh trở thành vô cấp, còn giới hạn trên được thành

lập từ điều kiện tổn thất tốc độ tương đối lớn nhất không được vượt quá 50%

5,011V

Vmax =ϕ

−=∆

(7.9)

Các giá trị tiêu chuẩn ϕ được lựa chọn từ dãy số tối ưu, gấp 10, 1E 10=ϕ trong đó E1:

số nguyên, đối với các giá trị tiêu chuẩn E1 = 40, 20, 10, 5, 4. Ngoài ra còn có các giá

trị bổ sung 2E 2=ϕ với E2 = 2 và 1.

Tất cả các giá trị công bội tiêu chuẩn của dãy hình học được cho trong bảng 7.1. Các

giá trị công bội tiêu chuẩn thường gặp: ϕ = 1,26; ϕ = 1,41 và 1,58. Các trị số thấp hơn

gây phức tạp cho hệ thống truyền động, khi đó truyền động vô cấp có lợi thế hơn. Các

trị số lớn ϕ = 1,78 và 2 dẫn đến việc điều chỉnh quá thô, chỉ dùng cho các máy chuyên

72

môn hóa.

Bảng 7.1

ϕ 1,06 1,12 1,26 1,41 1,58 1,78 2

1E 10 4010 2010 1010 3/20 10 5 10 4 10 6/20 10

2E 2 12 2 6 2 3 2 2 2/3 2 5/6 2 2

%V

Vmax∆ 5 10 20 30 40 45 50

Lựa chọn số cấp tốc độ từ công thức R 1z−ϕ= cần dựa theo điều kiện:

Z= 21 EE 32 ⋅ (7.10)

trong đó E1, E2 : số nguyên. Điều kiện (7.10) tương đương với điều chỉnh phân cấp

bằng các nhóm truyền bánh răng gồm 2 hoặc 3 bộ truyền ghép liên tục trong hệ thống

truyền động.

Trên cơ sở các giá trị công bội tiêu chuẩn, các trị số vòng quay cũng đã được tiêu

chuẩn (bảng II-2 [3]). Các trị số vòng quay thực tế nhận được trên trục chính phải nằm

trong giới hạn sai số cho phép

∆n [%]= ± 10(ϕ -1) (7.11)

Dãy hình học đều là tốt nhất khi điều chỉnh phân cấp, nếu xác suất sử dụng 1 số vòng

quay bất kỳ là như nhau trên toàn bộ phạm vi. Các số liệu thống kê đã chứng tỏ rằng

điều đó phù hợp với các máy cỡ nặng, còn đối với các máy cỡ trung và cỡ nhỏ, dãy

hình học không đều có thể có lợi hơn, ví dụ với công bội nhỏ dùng cho phần phạm vi

điều chỉnh trung bình, còn công bội lớn dùng ở các biên.

4. Tốc độ chuyển động phụ: Cần chọn sao cho thời gian chuyển động trên đoạn

đường chạy không là nhỏ nhất. Tuy nhiên khi tăng tốc độ chuyển động, tổn thất thời

gian dành cho việc giảm tốc độ (hay dừng) có thể vượt quá thời gian có lợi nếu tăng

tốc độ.

Giả sử hệ truyền động của chuyển động phụ có độ cứng vững cao và bỏ qua ảnh

hưởng của biến dạng đàn hồi thì khoảng sai lệch của thời gian chuyển động (có nguồn

gốc từ sai số hệ thống điều khiển khi giảm tốc độ hay dừng) có thể được đặc trưng bởi

khoảng phân bố thời gian ∆. Lấy ví dụ trong trường hợp giảm tốc độ 1 cấp trước khi

dừng (H7.2), thời gian chuyển động của cụm máy ở tốc độ nhanh được tính:

T1 = ∆−1V

L (7.12)

73

H7.2: Lựa chọn tốc độ chuyển động phụ khi giảm tốc độ 1 cấp

Thời gian dừng của cụm máy để giảm tốc độ sang V2:

T2 = ∆2

1

VV

(7.13)

Thời gian tổng cần thiết cho chuyển động phụ:

T= T1 + T2 = ∆−1V

L + ∆2

1

VV (7.14)

Trị số V1 tối ưu tìm được khi 0VV

LdVdT

22

11

=∆

+−=

⇒ V1tư = ∆

2Lv ; Tmin = 2 ∆−∆

2VL (7.15)

Lập luận tương tự cho các trường hợp hạ thấp 2 hay nhiều cấp tốc độ trước khi dừng

để phân tích và chọn được V1tư cũng như thời gian nhỏ nhất cần thiết cho chuyển động.

5. Công suất truyền dẫn: dùng để tạo ra lực công tác cũng như khắc phục các loại

trở lực khác nhau và được biểu thị dưới dạng:

Nđ/c = Nci + Nck + Np (7.16)

trong đó

– Công suất có ích: Nci = 10260

vPz

⋅⋅ [kW] (7.17)

Pz: thành phần lực cắt theo phương tốc độ cắt [kG]; v: tốc độ cắt [m/ph].

Đối với truyền dẫn chạy dao: Nci = 3s

1010260vQ⋅⋅

⋅[kW] (7.18)

Q: lực kéo [kG] Q = kPx + F (7.19)

k: hệ số kể đến ảnh hưởng của momen lật do vị trí tác dụng không cân của lực cắt

thành phần Px gây ra

Px: thành phần lực cắt trùng với phương chuyển động của bàn dao [kG]

74

F: lực ma sát trên bộ phận dẫn hướng [kG]

vs: tốc độ chạy dao [mm/ph]

Thường Nci chiếm khoảng (70÷80)% công suất động cơ nên có thể tính gần đúng

Nđ/c = η

ciN [kW] (7.20)

η: hiệu suất chung của truyền dẫn, có giá trị từ (0.7 ÷0.85) đối với các máy có

chuyển động chính quay tròn, và (0.6 ÷0.75) đối với các máy có chuyển động chính

tịnh tiến.

Đối với các máy vạn năng, cần chú ý xác suất sử dụng công suất có ích ở các trị số

vòng quay khác nhau trên toàn bộ phạm vi công tác. Các số liệu thống kê đã chứng tỏ

rằng trong điều kiện sản xuất thực tế, phần phạm vi điều chỉnh trung bình và cao

thường sử dụng hết công suất, còn ở các tốc độ thấp, công suất chỉ được dùng phần

nhỏ. Do vậy kết quả xác định công suất phải phù hợp với sự phân bố công suất có ích

trên toàn phạm vi điều chỉnh.

– Công suất của hành trình chạy không: Xác định theo công thức kinh nghiệm

Nck = km⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛+∑ c/t

tb

c/t16

tb ndd

kn10d [kW] (7.21)

km: hệ số phụ thuộc vào chất lượng chế tạo chi tiết và điều kiện bôi trơn, có thể lấy

km = 3÷6

k1: hệ số tổn thất công suất tính riêng tại trục chính, nếu ổ trục chính là ổ lăn k1 = 1,5;

nếu ổ trục chính là ổ trượt k1 = 2.

dtb: đường kính trung bình của tất cả ngõng trục các trục truyền dẫn [mm]

∑n: tổng số vòng quay của tất cả các trục không kể trục chính [v/ph]

nt/c: số vòng quay của trục chính [v/ph]

dt/c: đường kính trục chính [mm]

Tăng trị số vòng quay các trục trong xích động làm tăng tổn thất công suất ở hành

trình chạy không, do đó đối với các máy cao tốc thường phải rút ngắn xích động, giảm

số lượng trục truyền dẫn, giảm ma sát tại các ổ trục bằng các biện pháp bôi trơn, giới

hạn lực căng sơ bộ cho ổ...

– Công suất cho tổn thất phụ

Tính theo công thức:

Np = Nđ/c ( )∑ η−k

1kk 1i [kW] (7.22)

75

ηk: hiệu suất các bộ truyền cùng loại.

ik : số các bộ truyền cùng loại.

Công suất phụ thường không vượt quá (10÷15)% tổng công suất, khi tính gần đúng

có thể bỏ qua.

6. Lực trong truyền dẫn

Lực phát sinh trong máy do:

– Lực cắt: chủ yếu phụ thuộc vào tính chất vật liệu gia công và các tham số

của quá trình cắt: chiều rộng và chiều sâu lớp cắt, diện tích mài mòn bề mặt sau của

dao và các yếu tố khác. Tính toán lực cắt thường dựa vào dựa vào các số liệu về tính

chất cơ học của vật liệu hơn là các số liệu của một quá trình cắt, có thể tham khảo các

công thức sau [6]

Pz = kb( a+0,4c) (7.23a)

PN= 2y

2x PP + = kb(0,4a+c) (7.23b)

trong đó Pz, Px, Py [kG]: các thành phần lực cắt tương ứng theo 3 trục tọa độ, với trục

z cùng phương véc tơ tốc độ cắt

k: đặc tính của vật liệu gia công [kG/mm2]

b: bề rộng lưỡi cắt [mm]

a: chiều sâu lớp cắt [mm]

c: lượng mòn trung bình của bề mặt sau dao [mm] [3]

Đối với thép kết cấu có thể lấy k = (120 ÷180) [kG/mm2] phụ thuộc vào độ cứng vật

liệu thép, còn đối với gang k = (90 ÷110) [kG/mm2]

Khi dụng cụ cắt bắt đầu cắt vào chi tiết, lực cắt tăng dần đến giá trị ổn định Po. Trong

khoảng thời gian quá độ nầy, lực quá tải tức thời có thể đạt đến giá trị 2Po tùy thuộc

vào hệ thống công nghệ. Làm giảm sự quá tải tức thời đạt được bằng các biện pháp

giảm chấn và nâng cao tần số riêng của hệ truyền động.

– Lực cản do ma sát: do ma sát ở các mối ghép bộ phận di động, ví dụ ở

đường hướng, ổ, ở các bộ truyền

• Ma sát hỗn hợp: Ở dạng nầy lực ma sát phụ thuộc chủ yếu vào tải trọng

pháp tuyến và tốc độ chuyển động tương đối. Ngoài ra lực ma sát còn tăng lên cùng

với thời gian tiếp xúc cố định. Để tính toán gần đúng có thể lấy hệ số ma sát hỗn hợp f

= (0,05 ÷ 2)

76

• Ma sát ướt: Hệ số ma sát ướt được tính toán theo công thức sau

f = pv

hc µ (7.24)

trong đó c: hệ số phụ thuộc vào các thông số hình học của các bề mặt đối tiếp

h: chiều dày lớp dầu bôi trơn

µ: độ nhớt dầu bôi trơn [cP]

v: tốc độ trượt tương đối [m/ph]

p: áp lực trung bình trên bề mặt tiếp xúc [kG/cm2]

• Ma sát lăn: Lực ma sát lăn xuất hiện trong đường hướng và ổ, gồm 2

thành phần, một thành phần không phụ thuộc vào tải trọng pháp tuyến, phần kia tỉ lệ

với tải trọng pháp tuyến T = To + Prf l [kG] (7.25)

trong đó To : lực ma sát ban đầu [kG]

fl : hệ số ma sát lăn [cm]

r : bán kính bi hay con lăn [cm]

Lực ma sát ban đầu trong đường hướng khi chuyển động To = 0,4kG, còn ở trạng thái

tĩnh T = 0,5kG. Đường hướng bằng thép có fl = 0,001 cm, còn đối với gang fl =

0,0025cm

– Lực do trọng lượng: Đây là các lực phát sinh do khối lượng của cụm máy và

cơ cấu, bao gồm lực và momen quán tính ở chế độ chuyển tiếp và dao động, lực ly tâm

ở tốc độ quay cao..., trong một số trường hợp đặc biệt phải tính toán xác định. Đánh

giá chung đặc tính biểu thị ảnh hưởng của tải trọng động có thể dựa vào hệ số kđ là tỷ

số giữa giá trị biến dạng đàn hồi do tác dụng của tải trọng động và biến dạng tĩnh

tương ứng: kđ = t

đ

δδ (7.26)

Theo tính toán, kđ = (1 ÷ 2) phụ thuộc vào thời gian quá độ và tần số riêng của hệ

thống đàn hồi.

7. Chế độ tải tính toán đối với các máy vạn năng: Các loại máy công cụ vạn năng

làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi, có số vòng quay trục chính (hoặc số hành

trình kép) biến đổi trong giới hạn từ nmin cho đến nmax. Do vậy, chọn chế độ tính toán

hợp lý để xác định kích thước của chi tiết máy ảnh hưởng trực tiếp đến việc sử dụng

máy đạt hiệu quả kinh tế cao.

77

Để có thể chọn được chế độ tính toán hợp lý, người ta dựa vào các số liệu thống kê

thời gian sử dụng máy và đồ thị sử dụng công suất cũng như Momen xoắn tương ứng

trên toàn chuỗi số vòng quay.

Theo các số liệu thống kê, thực tế cho thấy ở 2 khoảng ¼ giữa trên toàn phạm vi dãy

số vòng quay được sử dụng nhiều hơn cả.

Trong khi đó, khi điều chỉnh số vòng quay từ nmin đến nmax, mong muốn trục chính

tiêu thụ cùng một công suất ( N = const ). Tuy nhiên ứng với giá trị nmin, Momen xoắn

nhận được tương ứng là Mxmax. Nếu tính toán kích thước chi tiết máy theo giá trị nầy

sẽ không hợp lý vì thực tế ¼ khoảng thấp của dãy số vòng quay ít sử dụng.

Do vậy phải tính toán Mx theo giá trị nt (H7.3) và ¾ khoảng trên của dãy số vòng

quay có cùng công suất sử dụng (N = const), còn ở ¼ khoảng thấp cần hạ thấp công

suất (ví dụ chọn chế độ cắt thích hợp) để đảm bảo độ bền và tuổi thọ cho chi tiết máy.

Trị số nt được xác định theo công thức: nt = nmin 4min

max

nn (7.27)

Đối với chuỗi lượng chạy dao, vì công suất chạy dao bé, tốc độ chạy dao chậm hơn

H7.3: Đồ thị sử dụng công suất trên toàn dãy số vòng quay

nhiều so với tốc độ cắt nên nts của chuỗi lượng chạy dao đươc chọn tùy trường hợp cụ

thể, đảm bảo chi tiết đủ cứng vững. Sau khi đã có nt, tính toán công suất cắt theo chế

độ cắt công nghệ (s,t) sao cho máy làm việc hết công suất. Cũng cần tham khảo thêm

các chế độ cắt gọt thử máy tại nơi sản xuất các máy chuẩn.

78

Chương 8: Thiết kế động học truyền dẫn máy công cụ

Mục đích của phần nầy nhằm xây dựng được sơ đồ hệ thống truyền động của toàn

máy. Nội dung gồm các vấn đề sau:

1. Lựa chọn động cơ điện trong truyền dẫn: Tùy trường hợp truyền dẫn chuyển

động chính, chạy dao hay chuyển động phụ, có nhiều yêu cầu khác nhau đặt ra khi

chọn động cơ. Để truyền chuyển động chính, hầu hết các máy đều cần công suất lớn,

đặc tính cơ của động cơ đủ cứng, cũng như có thể cho phép điều chỉnh được số vòng

quay trong phạm vi nhất định. Trong truyền dẫn chạy dao, thường phải điều chỉnh

được số vòng quay và khả năng thực hiện chuyển động định vị chính xác, đây cũng

chính là yêu cầu đối với các chuyển động phụ. Dạng chuyển động của cơ cấu chấp

hành ảnh hưởng quan trọng đến việc lựa chọn động cơ, ví dụ đối với dạng chuyển

động thẳng có phạm vi điều chỉnh tốc độ lớn cần so sánh giữa động cơ thủy lực và

động cơ điện...

Các loại động cơ thường gặp

− Động cơ điện không đồng bộ: Loại nầy được ứng dụng phổ biến do giá

thành rẻ, độ tin cậy cao và đặc tính cơ cứng. Hiện nay người ta ít dùng động cơ điện

không đồng bộ điều chỉnh số vòng quay, tuy nhiên có thể thực hiện được hoặc bằng

cách thay đổi số đôi cực hoặc thay đổi tần số nguồn cung cấp theo công thức

n = )s1(p

f60− (8.1)

trong đó f: tần số nguồn cung cấp; p: số đôi cực; s: độ trượt

Điều chỉnh số vòng quay bằng cách thay đổi độ trượt s làm giảm độ cứng đường đặc

tính cơ của động cơ, do vậy không áp dụng.

− Động cơ điện không đồng bộ nhiều cấp tốc độ: Các cấp tốc độ khác nhau

nhận được nhờ thay đổi số đôi cực. Phạm vi sử dụng chủ yếu trong truyền dẫn chính

các máy có công suất không lớn (ví dụ các máy doa chuyên dùng...), với tỷ số các cấp

tốc độ 1:2 ( 500/1000, 750/1500, 1500/3000v/ph).

− Động cơ dòng 1 chiều: cho phép điều chỉnh được số vòng quay một cách dễ

dàng và vì vậy ngày càng được ứng dụng rộng rãi để thay thế cho các kiểu động cơ

khác dùng trong truyền dẫn chạy dao hoặc chuyển động phụ

Phạm vi điều chỉnh số vòng quay của động cơ khi công suất không đổi (5 ÷ 10kW)

dùng cho truyền dẫn chuyển động chính ở hầu hết các máy thường nhỏ hơn phạm vi

79

yêu cầu. Tuy nhiên phải chú ý rằng công suất không đổi trên toàn bộ phạm vi là không

cần thiết, do vậy trong truyền động chính, người ta ứng dụng kiểu điều chỉnh phối hợp,

nghĩa là phần dưới của phạm vi điều chỉnh bảo đảm momen xoắn không đổi, còn phần

trên phạm vi điều chỉnh là ở công suất không đổi. Điều nầy cũng hợp lý bởi vì ở phần

dưới của phạm vi điều chỉnh thường không sử dụng hết công suất theo các số liệu

thống kê.

− Động cơ thủy lực: phổ biến hơn cả là ở dạng xy lanh thủy lực cung cấp

chuyển động thẳng cho cơ cấu chấp hành máy, ví dụ truyền dẫn chuyển động chính

của các máy chuốt, máy bào, xọc, hoặc chuyển động chạy dao, chuyển động phụ ở các

loại máy mài.... Ưu điểm của nó là kích thước nhỏ, tác dụng nhanh, cho phép ghép

trực tiếp động cơ với bộ phận chấp hành. Đối với các máy hiện đại, người ta còn sử

dụng các hệ thống có liên hệ ngược theo tốc độ chuyển động thực tế để tránh ảnh

hưởng của sự thay đổi độ nhớt dầu và các sai số khác có thể ảnh hưởng đến độ chính

xác chuyển động.

Động cơ thủy lực quay cũng cho phép điều chỉnh được vô cấp tốc độ trong 1 phạm vi

rộng, kích thước nhỏ, truyền momen xoắn lớn. Nhược điểm chính của chúng là hệ

thống truyền dẫn khá phức tạp, giá thành cao.

2. Điều chỉnh tốc độ phân cấp: Khi điều chỉnh phân cấp với chuỗi số vòng quay

tuân theo cấp số nhân, có một số quy luật cho phép làm đơn giản việc nghiên cứu thiết

kế sơ đồ động.

Số cấp tốc độ do các nhóm truyền ghép liên tục:

z = ∏m

1ip (8.2)

trong đó pi : số bộ truyền ở nhóm thứ i; m: số nhóm truyền

1 trong các nhóm truyền của hệ thống truyền động phải là nhóm cơ sở. Nhóm nầy tạo

nên dãy số vòng quay đầu tiên với công bội ϕ (công bội của nhóm cơ sở), có số cấp

chính là số bộ truyền (số tỉ số truyền) của nhóm. Các nhóm còn lại được gọi là các

nhóm thay đổi (nhóm thay đổi thứ nhất, nhóm thay đổi thứ hai...) và dùng để khuếch

đại dãy đầu tiên trên khắp phạm vi yêu cầu.

Khi điều chỉnh phân cấp, phương pháp phân tích giản đồ là phương pháp thuận tiện

hơn cả để phân tích các phương án có thể có trong hệ thống truyền động.

− Phương pháp phân tích giản đồ: sử dụng các quy ước mô tả lưới kết cấu và

80

đồ thị vòng quay. Khi vẽ, biểu diễn các trục bố trí liên tục trong xích động bằng các

đường thẳng nằm ngang song song và cách đều nhau. Logarit trị số vòng quay trên

mỗi trục lần lượt từ giá trị đầu tiên. Đối với số vòng quay kế tiếp, ta có: lgnk+1 - lgnk

= lgϕ = const. Do vậy, các trị số vòng quay được biểu diễn đồng đều trên các trục.

Các đường thẳng nối các giao điểm trên các trục liên tiếp biểu diễn các tỉ số truyền.

• Lưới kết cấu: cho phép hình dung được các phương án thay đổi thứ tự

gạt khác nhau của hệ thống truyền động. Lưới kết cấu quy ước vẽ đối xứng.

H8.1a: Sơ đồ động của hệ thống truyền động có z =3 × 2 × 2

Giả sử hệ thống truyền động gồm 3 nhóm truyền ghép liên tục (H8.1a) với số cấp tốc

độ z = 3 × 2 × 2. Các phương án khác nhau có thể có của lưới kết cấu phụ thuộc vào

nhóm truyền nào là nhóm cơ sở (nhóm thay đổi đầu tiên), nhóm truyền nào là nhóm

thay đổi tiếp theo (nhóm khuếch đại).

Tổng số phương án khác nhau của lưới kết cấu nhận được bằng !q)!m(!m

!q!m 2

=

trong đó q: số nhóm có số bộ truyền (số tỉ số truyền) giống nhau (hoán vị các nhóm

có số bộ truyền giống nhau không làm tăng phương án mới).

Hình (8.1b) là 1 số lưới kết cấu của hệ thống truyền động có z =3× 2 × 2 và 4 phương

án của lưới kết cấu có phương án thay đổi thứ tự : (I II III )

Lưới kết cấu còn được dùng để loại trừ các phương án không có lợi do tỉ số truyền

của bộ truyền bánh răng vượt quá giá trị cho phép lớn nhất. Đối với truyền dẫn chuyển

động chính, thường lấy

imin 41

≥ ; imax 2≤

81

H8.1b: Một số phương án của hệ thống truyền động z = 3× 2 × 2

Cả 2 điều kiện nầy có thể quy về

8ii k

min

max ≤ϕ= (8.3)

Điều kiện (8.3) dễ dàng kiểm tra đối với từng nhóm truyền, bởi vì số mũ k chính

bằng số khoảng lg ϕ giữa các tia ngoài cùng là các tia có tỉ số truyền nhỏ nhất và lớn

nhất

• Đồ thị vòng quay: khác với lưới kết cấu ở chỗ, vẽ đủ tất cả các trục theo

sơ đồ động, giữa các trục là các bộ truyền riêng lẻ hay theo từng nhóm truyền. Các

điểm trên tất cả các trục là các trị số vòng quay (lấy theo trục toạ độ logarit) sắp xếp

lần lượt từ điểm đầu tiên. Đồ thị vòng quay được vẽ không đối xứng.

Mỗi phương án lưới kết cấu có thể có các phương án đồ thị vòng quay khác nhau

(H8.1b) phụ thuộc vào các bộ truyền thành phần, và lựa chọn trị số tỉ số truyền trong

từng nhóm truyền. Trục vào từ động cơ thường có tốc độ quay khá nhanh (1500 ÷

3000 vg/ph), và trục chính có các dãy trị số vòng quay thấp hơn. Muốn giảm tốc độ,

nên giảm ở các cấp sau cùng để cho các trục trung gian làm việc với các trị số vòng

quay tương đối cao bởi vì kích thước trục và mođun các bánh răng của các bộ truyền

trung gian có mối quan hệ với số vòng quay :

82

d 4

1

nc

= ; m 3

2

nc

=

Do đó giảm tốc độ dẫn đến tăng kích thước trục, khối lượng và giá thành các trục và

các bộ truyền.

• Khi sử dụng động cơ điện không đồng bộ nhiều tốc độ, dãy hình học

nhận được chỉ đúng cho các công bội thoả mãn điều kiện 2x =ϕ , với x: số nguyên.

Ngoài ra, động cơ được coi như là 1 nhóm truyền, và số bộ truyền (số tỉ số truyền)

trong nhóm thay đổi đầu tiên (trước động cơ) phải đảm bảo (H8.2a):

ϕ

=lg

2lgPk (8.4)

• Dùng bánh răng thay thế thiết kế theo kiểu hoán đổi thuận nghịch cho

phép tạo ra số tỉ số truyền lớn nhất trong nhóm. Nếu mỗi cặp bánh răng thay đổi vị trí

lắp, số tỉ số truyền chung có được lớn gấp đôi số cặp bánh răng (H8.2b).

• Các số liệu thống kê về sử dụng các máy vạn năng đã cho thấy rằng phần

phạm vi điều chỉnh trung bình dãy số vòng quay được sử dụng nhiều hơn so với các

biên ngoài cùng của dãy số. Do vậy trong nhiều trường hợp ở các máy ứng dụng lưới

kết cấu biến hình theo cách: trên phần phạm vi điều chỉnh trung bình dãy số công bội

ϕ, còn ở các biên công bội tăng lên ϕ2 hoặc ϕ3. Như thế có thể mở rộng phạm vi điều

chỉnh mà không làm tăng số bộ truyền (H8.2c)

• Đối với các máy làm việc với tốc độ cao, tổn thất công suất ở hành trình

chạy không tăng lên khi số lượng bộ truyền làm việc liên tục tăng. Để hạn chế điều

nầy cũng như làm giảm các loại sai số khác nhau của truyền dẫn đến trục chính máy,

người ta dùng phương án sơ đồ hệ thống truyền dẫn tách rời (H8.3) với hộp tốc độ tách

rời hộp trục chính. Đặc điểm chính của truyền dẫn tách rời (qua các đường truyền gián

tiếp-trực tiếp) là có một số cấp tốc độ thực hiện không phải qua tất cả các trục của hệ

thống truyền động mà chỉ đi qua 1 số trục (H8.2d). Số cấp tốc độ nhận được là:

z = z1 + z2 = ∏∏ +21 m

1i

m

1i pp (8.5)

Với phương pháp phân tích giản đồ, người thiết kế dễ dàng hình dung, phân tích và

so sánh đầy đủ các phương án của hệ thống truyền động.

Lựa chọn được 1 phương án tối ưu luôn là 1 bài toán khó, tuy nhiên có thể dựa trên

nguyên tắc là mong muốn độ dài xích động được giảm bớt, vừa đảm bảo kinh tế, vừa

83

giảm các nguồn gây ra sai số và nâng cao hiệu suất truyền dẫn.

Kích thước của các bộ truyền có ảnh hưởng chung đến kích thước hộp, do vậy

phương án tốt nhất là phương án có 1ii

min

max → . Số bộ truyền, số trục, số lỗ hộp tương

ứng cần thiết là các yếu tố quan trọng quyết định giá thành của hệ thống truyền động

máy.

3. Điều chỉnh tốc độ vô cấp: Thường sử dụng các loại động cơ cho phép điều chỉnh

tốc độ hay các bộ biến tốc cơ khí. Điều chỉnh vô cấp tốc độ có các ưu điểm sau

– Nâng cao năng suất gia công nhờ lựa chọn được chính xác tốc độ có trên

máy theo chế độ gia công tối ưu. Tổn thất năng suất tương đối đối với hầu hết các máy

khi điều chỉnh phân cấp tốc độ chuyển động chính và chuyển động chạy dao được tính

theo công thức: svsv

1Qc

c

⋅′⋅′

−=∆ (8.6)

trong đó

vc,s: tốc độ cắt và tốc độ chạy dao theo chế độ cắt yêu cầu

s,vc ′′ : tốc độ cắt và tốc độ chạy dao có sẵn trên máy, thường có giá trị bé

hơn

84

Với dãy số vòng quay và lượng chạy dao tuân theo quy tắc cấp số nhân (lấy kv′ nằm

giữa vk và vk-1):

2

1vv k

k

k +ϕ=

′ ;

21

ss s +ϕ=

′ (8.7)

Tổn thất năng suất trong trường hợp nầy là:

)1)(1(

41Qsk +ϕ+ϕ

−=∆ (8.8)

H8.4 trình bày đồ thị tổn thất năng suất tương đối khi điều chỉnh phân cấp tính cho

trường hợp đặc biệt ϕk = ϕs

H8.4: Tổn thất năng suất tương đối khi điều chỉnh phân cấp

(tính cho trường hợp ϕk = ϕs )

– Cho phép điều chỉnh tốc độ êm trong quá trình làm việc. Đối với các máy

điều khiển tự động, điều nầy đặc biệt có ý nghĩa.

– Dễ tự động hoá hệ thống điều khiển. Nếu động cơ hay bộ biến tốc được

ghép với hộp tốc độ phân cấp, để tự động hoá việc thay đổi tốc độ, cần sử dụng các ly

hợp điện từ.

Nhược điểm chính của điều chỉnh vô cấp còn tồn tại là phạm vi điều chỉnh khi N =

const bị giới hạn, thường nhỏ hơn nhiều so với yêu cầu trong truyền dẫn chuyển động

chính của các máy nói chung. Phạm vi điều chỉnh yêu cầu đối với số vòng quay trục

chính ở máy công cụ nằm trong khoảng Rn = 200 ÷ 250, trong khi phạm vi điều chỉnh

của động cơ điện 1 chiều khi N = const đạt khoảng (2,5 ÷ 4). Phạm vi điều chỉnh của

các bộ biến tốc cơ khí cũng tương tự

Phương pháp mở rộng phạm vi điều chỉnh: Phổ biến nhất là ghép nối tiếp 1 hộp tốc

độ phân cấp có vài tốc độ với động cơ điều chỉnh được.

Giả sử phạm vi của nhóm điều chỉnh vô cấp RB và hộp tốc độ có z cấp, phạm vi điều

85

chỉnh RA. Phạm vi chung của điều chỉnh: R = RA ⋅ RB (8.9)

Ngoài ra, cũng có: ϕk = RB (8.10)

Còn đối với các tỉ số truyền của hộp tốc độ: RA = 1zB

1zk R −− =ϕ (dãy cấp số nhân), nên

cuối cùng ta có: ⎪⎭

⎪⎬

⎫

=

−=−

zB

B

B

RR

RlgRlgRlg

1z (8.11)

Các công thức (8.9), (8.10), (8.11) xác định tất cả các thông số của hộp tốc độ bổ

sung.

H8.5a,b,c: Truyền dẫn chuyển động chính của 1 máy tiện điều khiển số

H8.5a là 1ví dụ lấy theo sơ đồ hệ thống truyền dẫn chuyển động chính của 1 máy tiện

tiện điều khiển chương trình số, trong đó động cơ truyền dẫn chính điều chỉnh được vô

cấp tốc độ phạm vi RB = 2,5 có công suất không đổi, ngoài ra khi momen không đổi

phạm vi điều chỉnh RM =6,3 (H8.5b). Để mở rộng phạm vi điều chỉnh ở công suất

không đổi, người ta ghép động cơ với 1 hộp tốc độ phân cấp có z = 4 điều khiển thay

đổi tốc độ bằng ly hợp điện từ.

Dựa trên các công thức (8.9), (8.10), (8.11), các thông số động học của hộp tốc độ có

86

thể tính được : ϕk = 2,5 ; z = 4; RA = 2,53 = 15,6 và phạm vi chung của truyền đông khi

công suất công đổi R = 4zB 5,2R = = 39. Ở miền tốc độ thấp khi momen không đổi,

phạm vi điều chỉnh tăng đạt đến giá trị R = 39 ⋅ 6,3 ≈ 250. Đồ thị vòng quay của hệ

thống truyền động được trình bày trên H8.5c.

Đối với điều chỉnh vô cấp, do đặc tính cơ của động cơ không đủ cứng hoặc sự trượt

xảy ra ở các bộ biến tốc, nên xảy ra sự trùng tốc độ, nghĩa là mất mát 1 số tốc độ nhất

định, đặc biệt khi truyền công suất lớn. Bản chất của sự trượt ở các bộ biến tốc cơ khí

có thể giải thích theo ví dụ H8.6 với bộ truyền ma sát mặt đĩa, loại đơn giản nhất.

H8.6: Sơ đồ tính toán sự trượt trong bộ biến tốc ma sát mặt đĩa

Chuyển động quay được truyền từ con lăn qua đĩa bằng cách ép con lăn vào mặt đầu

của đĩa. Trên toàn bộ chiều dài tiếp xúc, chỉ tại 1 điểm A nào đó tốc độ của con lăn và

đĩa trùng nhau. Với những điểm tiếp xúc nằm trên điểm A, tốc độ của đĩa vượt hơn

con lăn, còn ở những điểm tiếp xúc dưới điểm A, ngược lại. Do đó trừ điểm A, tại

những điểm còn lại trên chiều dài tiếp xúc xảy ra sự trượt tương đối và xuất hiện lực

ma sát tương ứng, có phương ngược với phương của tốc độ trượt tương đối nầy.

Momen xoắn truyền được chính bằng hiệu của momen do lực ma sát hợp thành trên 2

đoạn tiếp xúc Mx = fp ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +

4b

2xRx

2b −fp ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +−⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

4b

2xRx

2b (8.12)

Sau khi biến đổi, ta có phương trình: x2 + 2Rx − ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

4b

fpM 2

x = 0

Giải phương trình: fp

M4

bRRx x2

2 +++−=

và tỉ số truyền tương ứng thực tế: i =

2x

2

fpRM

R2b1

1Rr

xRr

+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+

=+

(8.13)

87

Do đó tỉ số truyền của bộ biến tốc phụ thuộc vào Mx cần truyền và hệ số ma sát f.

Các kết cấu bộ biến tốc đảm bảo điều kiện constp

M x = cho phép giảm được sự không

ổn định của tỉ số truyền. Nói chung, sự trượt xảy ra ở các bộ biến tốc làm hạn chế

phạm vi điều chỉnh cho phép của chúng, ngoài ra lực và công suất truyền bị giới hạn

theo đặc tính từng loại bộ biến tốc.

4. Truyền dẫn chuyển động phụ trong máy công cụ: Cùng với chuyển động công

tác chậm, các cơ cấu chấp hành máy cũng cần được dịch chuyển nhanh ở các chuyển

động phụ. Giải quyết nhiệm vụ kỹ thuật nầy có thể bằng nhiều cách.

H8.7: Truyền dẫn chuyển động phụ

– Sử dụng động cơ chung cho cả 2 loại chuyển động: Do phạm vi điều chỉnh

quá rộng (lấy ví dụ tốc độ nhanh 10m/ph trong khi tốc độ công tác khoảng vài mm/ph,

phạm vi điều chỉnh đạt đến vài ngàn), nên ít dùng (H8.7a).

– Phân nhánh xích động: Sử dụng động cơ chuyển động công tác nhưng theo

xích động bổ sung. Cách nầy không làm tăng phạm vi điều chỉnh nhưng yêu cầu phải

có các bộ truyền cho phép thay đổi tự động, ví dụ các ly hợp điện từ và hệ thống điều

khiển tương ứng (H8.7b).

– Sử dụng động cơ riêng cho chuyển động phụ (H8.7c). Ưu và nhược điểm

của cách nầy cũng tương tự như trường hợp phân nhánh xích động

– Có cơ cấu đóng mở tự tác dụng (H8.7d). Ưu điểm là làm đơn giản hệ thống

88

điều khiển và làm việc tin cậy. Thường dùng các loại ly hợp siêu việt hoạt động dựa

trên các khe chêm và tính tự hãm. Động cơ chạy dao công tác làm quay vỏ ngoài của

ly hợp và truyền chuyển động cho bộ phận bên trong dẫn động cơ cấu chấp hành qua

khe chêm. Khi đóng động cơ chạy dao nhanh, các gờ ly hợp đẩy con lăn ra khỏi không

gian chêm và tự động mở chạy dao công tác. Cơ cấu chấp hành lúc đó chỉ được dẫn

động bởi động cơ chạy dao nhanh.

– Cơ cấu hợp thành (H8.7e): Cho phép sử dụng cả 2 động cơ chuyển động

công tác và chạy dao nhanh mà không cần đến bất kỳ 1 hệ thống thay đổi tốc độ nào

trong xích động.

– Truyền dẫn thủy lực: Có khả năng cung cấp cả chuyển động công tác cùng

với chuyển động nhanh 1 cách dễ dàng bằng cách điều chỉnh lưu lượng dầu vào các

buồng xy lanh nhờ 1 bơm phụ có lưu lượng lớn hoặc dùng hệ thống xy lanh vi sai. Các

kết cấu bơm thể tích hiện nay đảm bảo phạm vi điều chỉnh rộng thích hợp cho cả

chuyển động công tác và chuyển động nhanh

5. Truyền dẫn định vị chính xác: Vai trò của hệ thống truyền dẫn chuyển động

chính xác ngày càng tăng đồng thời với sự phát triển của các máy điều khiển chương

trình số. Mục tiêu chính của loại truyền dẫn nầy là dịch chuyển cơ cấu chấp hành máy

từ vị trí đầu tiên đến vị trí cuối cùng nào đó với độ chính xác nhất định.

– Đánh giá độ chính xác định vị: được thực hiện dựa trên các tiêu chí về sự

không theo vết đúng đoạn đường mong muốn, tính chính xác lặp lại và độ nhạy.

• Sai số định vị: là độ lệch giữa giá trị mong muốn và giá trị thực tế của

đoạn đường chuyển động. Sai số định vị bao gồm các thành phần sai số hệ thống và sai

số ngẫu nhiên

• Tính chính xác lặp lại: được biểu thị bằng giá trị độ lệch tiêu chuẩn r

cho bởi:

1n

)PP(r

n

1i

2i

−

−=

∑= (8.14)

trong đó : n : số lần lặp lại

Pi : toạ độ điểm vị trí thực tế cần đạt tới

:P toạ độ điểm (giá trị trung bình trong loạt n điểm)

• Độ nhạy: là chuyển dịch nhỏ nhất của khâu dẫn động (động cơ) có thể

89

làm cho khâu chấp hành hoạt động bình thường.

– Các phương pháp thực hiện truyền dẫn định vị chính xác

• Truyền dẫn điều khiển vòng hở (không có liên hệ ngược): đoạn đường

thực hiện của khâu chấp hành được xác định theo lượng chuyển dịch của khâu dẫn

động (động cơ) và các thông số động học trên xích động. Tốc độ chuyển động v có ảnh

hưởng quan trọng đến độ chính xác định vị ở cuối đoạn đường (H8.8).

H8.8: Sai số trong truyền dẫn định vị chính xác

Tại thời điểm ngừng chuyển động quay, tốc độ v hạ thấp xuống v=0. Vị trí cuối và do

đó độ chính xác định vị phụ thuộc vào độ mòn của hệ thống điều khiển và sai số trên

đoạn đường thực hiện chế độ phanh hãm.

∆x = v∆T + iMJ

2v2

(8.15)

trong đó: ∆T: sai số do độ mòn hệ thống điều khiển

J : momen quán tính của hệ dẫn động quy về cơ cấu kéo

i : tỉ số truyền của bộ truyền vít me-đai ốc

M: momen hãm trên vít me

Thành phần sai số định vị ngẫu nhiên rất khó xác định, do phần sai số ngẫu nhiên của

hệ thống điều khiển σT và khoảng phân bố của giá trị momen phanh σM hay lực ma

sát:

σx = 2

M

42T

2

i2Jvv ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛σ

+σ (8.16)

Trường hợp đặc biệt khi sai số trong hệ thống điều khiển bé hơn nhiều so với sai số

truyền dẫn, nghĩa là σT << M

2

i2Jvσ

, khi đó σx ≈ M

2

i2Jvσ

90

Điều kiện giới hạn theo giá trị sai số cho phép :

σx << ∆ , ta có thể tìm được giá trị giới hạn của tốc độ cho phép ở

thời điểm dừng

v ≤ J

i2 Mσ∆ (8.17)

Thường v ≤ (10 ÷40) mm/ph

• Truyền dẫn có liên hệ ngược: dựa trên nguyên tắc truyền dẫn theo vết,

luôn có sự kiểm tra một cách liên tục giữa tín hiệu tác động khâu dẫn động và đoạn

đường thực hiện, khi có sai lệch phát hiện nhờ các thiết bị đo (cảm biến), ngay lập tức

hệ có sự hiệu chỉnh dựa trên các mối quan hệ của truyền dẫn có liên hệ ngược. Loại

truyền dẫn nầy được ứng dụng chủ yếu trong các máy điều khiển chương trình số.

6. Nâng cao độ chính xác động học trong truyền dẫn: Lượng dịch chuyển tính toán

của khâu chấp hành được đảm bảo bằng các biện pháp nâng cao độ chính xác động

học trong truyền dẫn như sau

– Tránh ảnh hưởng của khe hở phát sinh trong các bộ truyền và các mối ghép

ở các bộ phận di động.

• Sử dụng các kết cấu tự lựa chọn khe hở trong các bộ truyền trục vít-bánh

vít hay vít- đai ốc (H8.9a, b).

• Chịu tải theo 1 phía trên toàn bộ chiều dài xích động, ví dụ ở các máy cắt

ren, máy phay lăn...

H8.9: Kết cấu tự lựa chọn khe hở

– Ứng dụng các cơ cấu tự chỉnh: Các cơ cấu tự chỉnh cho phép hiệu chỉnh

chuyển động của cơ cấu chấp hành theo quy luật thay đổi động học đã được ghi trước.

H8.10 là sơ đồ tự chỉnh sai số vít me trong truyền động chạy dao của máy cắt ren

chính xác. Sai số bước vít me được ghi lại ở dưỡng 1 theo tỉ lệ phóng đại (100:1) và

91

được đọc nhờ mũi dò 2 qua tỉ lệ tay đòn (5:1) đến cảm biến 3 và tín hiệu tương ứng

đến bộ khuếch đại 4 nhận ở bộ điều chỉnh 5 điều khiển thay đổi số vòng quay của động

cơ thủy lực. Loại cơ cấu tự chỉnh nầy có thể đạt được lượng dịch chuyển tối thiểu 5µm

với độ chính xác vị trí 2,5µm khi sai số tích lũy bước ren vít me 0,08mm trên chiều dài

1000mm [6].

H8.10: Kết cấu tự chỉnh sai số bước ren

Các cơ cấu tự chỉnh sử dụng chương trình cứng (dưỡng) như trên đảm bảo làm việc

tin cậy và đơn giản. Nhược điểm chính là độ nhạy (lượng dịch chuyển hiệu chỉnh được

bé nhất) không cao.

– Tự động hiệu chỉnh sai số : Hoạt động dựa trên cơ sở điều khiển tự động.

H8.11 là sơ đồ tự động hiệu chỉnh sai số xích động trên các máy gia công răng. Các

cảm biến 1 được dùng để đo sai số động học của xích động và các sai lệch được bù trừ

bằng chuyển động quay bổ sung từ 1 động cơ phụ M2 (H8.11a) hoặc qua 1 cơ cấu hợp

thành 3 (H8.11b). Bộ khuếch đại 2 dùng để khuếch đại các tín hiệu sai lệch.

H8.11: Sơ đồ tự động hiệu chỉnh sai số xích động trên các máy gia công răng

92

Chương 9: Trục chính-Ổ trục chính

1. Các yêu cầu chung đối với cụm trục chính:

Cụm trục chính bao gồm trục chính và ổ trục chính được dùng để truyền chuyển động

quay chính xác cho dụng cụ cắt hay chi tiết gia công. Đối với cụm trục chính Máy, cần

đảm bảo các yêu cầu cơ bản sau đây

– Độ chính xác chuyển động quay: được đo bằng độ đảo đầu trước trục chính

theo phương hướng kính và dọc trục. Sự sai lệch chuyển động quay so với lý thuyết là

1 trong những nguyên nhân chủ yếu gây ra sai số gia công trên máy

– Độ cứng vững của cụm: xác định theo chuyển vị đầu trước trục chính, bao

gồm độ cứng vững của bản thân trục chính và các ổ trục chính. Độ cứng vững theo

phương hướng kính và dọc trục có ảnh hưởng lớn đến độ chính xác gia công.

– Tính chịu rung: Rung động của cụm trục chính ảnh hưởng đến độ bóng bề

mặt và hạn chế chế độ gia công cho phép trên máy. Ngoài ra đối với các máy cao tốc

còn có khả năng gây ra hiện tượng cọng hưởng.

– Tuổi thọ của cụm trục chính, đặc biệt là tuổi thọ của ổ, tức là thời gian làm

việc của ổ đảm bảo độ chính xác quay ban đầu. Yêu cầu nầy đặc biệt quan trọng đối

với ổ trục chính dùng ổ lăn.

– Giảm thiểu ảnh hưởng của biến dạng nhiệt. Biến dạng nhiệt của cụm trục

chính có ảnh hưởng quan trọng đến độ chính xác gia công. Các ổ trục chính làm việc

với số vòng quay cao luôn là nguồn nhiệt lớn gần với miền gia công.

– Kết cấu gá đặt dụng cụ hoặc phôi. Yêu cầu định tâm và kẹp chặc dụng cụ

cắt hay chi tiết gia công một cách chính xác, nhanh chóng, tin cậy. Đối với các máy

hiện đại, khuynh hướng tự động hoá gá đặt dụng cụ hay chi tiết được chú trọng.

Các yêu cầu đa dạng nêu trên có thể được đáp ứng bằng cách lựa chọn thích hợp vật

liệu, phương pháp nhiệt luyện và kết cấu trục chính cũng như lựa chọn các kiểu và kết

cấu ổ trục chính.

2. Vật liệu và kết cấu trục chính

2.1 Vật liệu : Để lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện cho trục chính,

cần căn cứ vào kết cấu và hình dáng trục chính cũng như tính chất cơ lý của vật liệu.

Thường chọn vật liệu trục chính là gang hay thép.

Cần chú ý

– Gang được chọn đối với trục chính rỗng có đường kính lớn. Chọn thích

93

hợp loại gang có thể tăng khả năng chịu mòn và giảm rung cho cụm trục chính

– Thép: Chọn loại thép bảo đảm các biện pháp nhiệt luyện cần thiết tùy

thuộc vào kết cấu (cụm trục chính dùng ổ lăn hay ổ trượt) , điều kiện làm việc (mức độ

chịu tải lớn, nhỏ)...của cụm trục chính, các yêu cầu về độ chính xác...

2.2 Kết cấu trục chính: quyết định bởi các yếu tố

– Vị trí và số lượng chi tiết lắp trên trục chính. Các bánh răng, puly...

truyền chuyển động quay cho trục chính phải được định tâm tin cậy và bố trí hợp lý

gần với ổ trục. Nói chung số lượng chi tiết lắp trên trục chính càng ít càng tốt

– Dung sai lắp ghép cần thiết: Tùy theo các chế độ lắp ghép để chọn biện

pháp công nghệ cho kết cấu lắp ghép

– Các phương pháp cố định hoặc di chuyển chi tiết trên trục

– Kết cấu các loại ổ trục và các phương pháp điều chỉnh hướng kính,

hướng trục.

– Phương pháp lắp ráp và công nghệ nhiệt luyện.

– Phương pháp kẹp chặt dụng cụ cắt hoặc chi tiết gia công lên trục chính.

Để có thể lắp được các loại dụng cụ cắt khác nhau, chú ý xử dụng các kết cấu đầu trục

chính tiêu chuẩn (H9.1 a,b,c,d)

H9.1a: Kết cấu đầu trục chính máy tiện, máy tiện Rơvônve

H9.1b: Kết cấu đầu trục chính máy phay

Để định tâm tin cậy và nâng cao độ cứng vững cho cụm trục chính, đối với các mối

ghép côn thường cần có lực kéo sơ bộ nhằm tạo 1 áp lực trung bình vào khoảng (15 ÷

25)kG/cm2 trên bề mặt tiếp xúc [6].

94

D

Côn Moóc

d

D1:3

H9.1c: Kết cấu đầu trục chính máy khoan

H9.1d: Kết cấu đầu trục chính máy mài

3. Tính toán trục chính: Trục chính được tính toán theo độ cứng vững, chỉ với trục

chính chịu tải trọng nặng mới cần tính toán kiểm tra theo độ bền. Ngoài ra ở các trục

chính làm việc cao tốc (n ≥ 3000 vg/ph) phải tính toán điều kiện chịu rung.

– Tính theo độ cứng vững: Mục đích nhằm xác định các giá trị độ võng và góc

xoay của đường tâm trục chính tại các vị trí lắp bánh răng, ổ trục và đầu trước trục

chính.

+ Phương pháp tính toán: Do trục chính có hình dáng phức tạp, kết cấu ổ

trục cũng rất khác nhau, nên để sử dụng được các công thức tính toán ở lý thuyết sức

bền vật liệu, cần đơn giản hoá kết cấu cụm trục chính như là một dầm đặt trên các gối

tựa tùy theo loại ổ trục khác nhau (H9.2a,b,c,d)

1. Nếu 2 gối trục là 2 ổ lăn ( H9.2a ), sơ đồ tính toán quy đổi được coi

gần đúng như 1 dầm đặt trên 2 gối tựa

2. Nếu ổ trục trước có 2 hoặc nhiều ổ lăn ( H9.2b ), có thể coi trục bị

ngàm tại tiết diện lắp các ổ trục

3. Nếu ổ trục trước là ổ trượt ( H9.2c ), tại ổ trục trước có thêm một

momen phản Mp nhất định. Momen nầy có trị số vào khoảng ( 0,3 ÷ 0,35 ) momen uốn

của đầu trục (Mp = P⋅ c).

4. Nếu 2 gối đỡ là ổ trượt thì độ võng đầu trước trục chính có thể lấy trị

số trung bình của trường hợp H9.2a,b.

95

H9.2: Sơ đồ tính toán cụm trục chính

+ Các giá trị độ võng, góc xoay cho phép được lựa chọn xuất phát từ độ

chính xác gia công trên máy. Sai số gia công gây ra bởi độ võng đầu trước trục chính

là 1 thành phần của sai số tổng, có thể lấy gần đúng theo thử nghiệm khoảng 1/3 độ

đảo hướng kính cho phép của trục chính.

Thường trong tính toán, xác định giá trị độ võng, góc xoay cho phép dựa trên các

công thức sau

[ymax] ≤ 0,0002 l (9.1)

trong đó

ymax : độ võng cho phép của đầu trước trục chính.

l: khoảng cách giữa các ổ trục chính.

[θmax] = 0,001 rad (9.2)

với θmax : góc xoay cho phép lớn nhất của đầu trước trục chính.

+ Tại các vị trí lắp ổ trục hay vị trí lắp bánh răng trên trục chính, góc xoay

cũng cần được kiểm tra để đảm bảo sự phân bố áp suất đồng đều trên khắp bề mặt làm

việc.

– Tính theo độ bền: Xác định kích thước đường kính ngoài của trục chính theo

các điều kiện bền với công thức Atserkan [3]:

96

( )

3

14

2

xc2T

12uc1

n1

Mck]M)c1(k[

17,2d−

τ−

σ

σξ−

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

σσ

++

= [m] (9.3)

ξ: tỉ số giữa 2 đường kính trong và ngoài của trục, nếu trục đặc 0d

d0 ==ξ

n: hệ số an toàn

+ nếu ứng suất có thể được xác định chính xác trên cơ sở biết rõ đặc tính

cơ lý của vật liệu thì n = 1,25 ÷ 1,5

+ nếu những điều kiện kỹ thuật trên không chính xác: n = 3 ÷ 4

+ trị số trung bình thường dùng n = 1,5 ÷ 3

c1, c2 là các trị số phụ thuộc quá trình cắt

+ nếu là trục chính máy mài: c1≈ c2 = 0

+ với nguyên công tiện lỗ và tiện bằng mũi dao kim cương : c1≈ c2 = (0,05

÷ 0,1)

+ với nguyên công tiện lỗ, tiện tinh, khoan khoét: c1≈ c2 = (0,1 ÷ 0,2)

+ ở nguyên công phay c1≈ c2 = (0,25 ÷ 0,3)

+ ở trục chính dùng gia công thô c1≈ c2 = 0,5

σ-1: ứng suất mỏi ; σCH: giới hạn chảy, σB: giới hạn bền của vật liệu trục. Có thể lấy

σ-1 ≈ (0,4 ÷ 0,5) σB hoặc σ-1 ≈ (0,25 ± 0,06)( σB + σCH)+5

kσ, kT: hệ số phụ thuộc vào hình dáng, kích thước gây ảnh hưởng đến ứng suất trục.

Đối với trục chính máy công cụ kσ ≈ kT = 1,7 ÷2

)c1(

MM

1

maxuuc += ;

)c1(M

M1

maxuxc += với Mumax: Momen uốn lớn nhất.

Mxmax: Momen xoắn lớn nhất.

Đối với trục chính dài như trục chính máy khoan, máy tổ hợp... cần kiểm tra góc

xoắn khi truyền momen lớn nhất.

GJlM180

p

x

⋅⋅

π=ϕ [0] (9.4)

trong đó l: chiều dài đoạn chịu xoắn trên trục [cm]

Jp: momen quán tính độc cực [cm4]

G: mođun đàn hồi chống xoắn G = ( 7 ÷ 8 )⋅ 106 N/cm2 đối với thép

97

Góc xoắn cho phép được lấy là 10/4 trên 1m chiều dài. Ở máy khoan, [ϕ0] là 10 trên

chiều dài bằng (20 ÷ 25)D, D: đường kính ngoài trục chính máy khoan.

Ngoài ra cũng cần kiểm tra 1 số mặt cắt nguy hiểm, ví dụ nơi có rãnh then, then

hoa....

– Tính chịu rung: cần tính toán khi trục chính làm việc với các số vòng quay

cao (n ≥ 1500v/ph), mục đích nhằm xác định tần số dao động riêng của trục chính và

tránh trùng với tần số dao động cưỡng bức.

+ Điều kiện để tránh cọng hưởng: ωωt < 1 hay

ωωt > 1 (9.5)

trong đó ωt : tốc độ góc tới hạn (tốc độ góc có thể đưa đến điều kiện cọng hưởng) được

xác định gần đúng theo công thức sau: yg

t =ω [1/s] (9.6)

g: gia tốc trọng trường [cm/s2]

y: độ võng lớn nhất của trục do trọng lượng bản thân và trọng lượng các chi

tiết lắp trên trục tạo nên [cm]

ω : tốc độ góc lớn nhất của trục chính [1/s]

Đối với trục chính, thường lấy điều kiện để tránh cọng hưởng ωω t > 1. Đây là điều

kiện phù hợp với yêu cầu độ võng nhỏ cho trục chính.

Nếu lấy g = 981cm/s2, công thức (9.6) có thể viết lại thành y

300n t = [v/ph] (9.7)

Số vòng quay tới hạn nt phải lớn hơn số vòng quay lớn nhất của trục chính 10%.

+ Các nguồn có khả năng phát sinh dao động cho trục chính.

• Trục chính không cân bằng: trong trường hợp nầy tần số dao động

cưỡng bức fB đúng bằng số vòng quay n tính trên 1s hay fB = n (9.8)

• Đối với cụm trục chính dùng ổ lăn, độ cứng thay đổi của ổ có thể là

nguồn dao động. Tần số dao động fB bằng số bi hay số con lăn đi qua phương tác dụng

của lực trong 1 đơn vị thời gian là 1s (H9.3), )dD(2

nDzf B += (9.9)

n: số vòng quay của trục chính [v/s]

D: đường kính rãnh lăn của vòng trong

d,z: đường kính và số bi con lăn

98

H9.3: Sơ đồ tốc độ trong ổ bi

Công thức (9.9) nhận được bằng cách xác định vận tốc của tâm bi hay tâm con lăn

n22D

21

2VV A

o π== và tính số bi đi qua trong 1 đơn vị thời gian.

• Đối với một số máy ví dụ máy mài tròn trong, số vòng quay trục chính

có thể đạt đến 50000v/ph. Khi đó điều kiện ωωt > 1 khó thực hiện, do vậy phải chọn

ωωt < 1 hay ft < fB để tránh cọng hưởng. Tuy nhiên cần lưu ý khi khởi động và khi dừng

máy, trục chính đi qua số vòng quay tới hạn nên phải cân bằng cẩn thận cụm trục

chính.

• Dao động xoắn thường có ảnh hưởng bé hơn. Nhưng đối với một số

máy cắt gọt không liên tục như máy phay, máy phay lăn...dao động xoắn của trục

chính có thể làm cho trục chính quay không đều, gây tải trọng động phụ...

4. Ổ trục chính: Có thể sử dụng ổ lăn (bi, con lăn) hoặc ổ trượt

– Ổ lăn dùng làm ổ trục chính: Cùng với các yêu cầu thông thường theo các

tiêu chuẩn về khả năng làm việc, ổ lăn dùng làm ổ trục chính cần có những yêu cầu bổ

sung theo điều kiện làm việc của cụm trục chính và toàn máy. Các yêu cầu nầy bao

gồm độ chính xác chuyển động quay cao, độ cứng vững hướng kính và dọc trục lớn,

toả nhiệt ít và biến dạng nhiệt nhỏ.

Các loại ổ lăn phổ biến: ổ bi, ổ lăn hình trụ, ổ lăn hình côn, ổ chắn, ổ kim...Để đảm

bảo trục chính chuyển động chính xác, ổ lăn dùng làm ổ trục chính có cấp chính xác

cao ( 6, 5, 4 và 2 theo TCVN 1484-85), cũng dùng loại có cấp chính xác thường (0 -

TCVN 1484-85) như trục chính máy khoan, máy gia công thô. Một số cụm trục chính

máy bố trí các ổ trục chính chuyên dùng, khác với ổ thông thường không chỉ về cấp

chính xác mà còn về đặc điểm kết cấu với mục đích nâng cao độ chính xác, khả năng

tải và cho phép làm việc ở số vòng quay nhanh. Ví dụ ổ đũa trụ 2 dãy, có 2 dãy con lăn

99

(đũa) bố trí so le giúp nâng cao khả năng tải. Số lượng con lăn tăng, nhờ vậy làm tăng

độ cứng vững cho ổ, ngoài ra con lăn hình trụ dễ gia công chính xác nên độ chính xác

chuyển động quay của trục chính đối với ổ nầy đạt đến vài µm. Vòng trong của ổ định

tâm trên trục chính bằng bề mặt côn, do đó có thể tạo lực căng sơ bộ. Nhờ những ưu

điểm nầy, chúng được dùng làm ổ trục chính cho các máy khác nhau.

+ Độ chính xác chuyển động quay cao của cụm trục chính đạt được trước

tiên nhờ vào việc lựa chọn cấp chính xác chế tạo ổ phù hợp. Muốn xác định cấp chính

xác hợp lý cho ổ, cần phải tính độ đảo hướng kính của ổ trục xuất phát từ độ đảo đầu

trước trục chính

H9.4a: Sơ đồ tính toán độ đảo trục chính theo độ đảo ổ

Độ đảo hướng kính của ổ trục trước δA và của ổ trục sau δB có quan hệ với độ đảo

đầu trước trục chính theo biểu thức sau đây (H9.4a)

la

la1a

lla BAABABAA δ+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +δ=δ+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ δ+δ

=δ⇒δ+δ

=δ−δ (9.10)

Giả thiết độ đảo ở 2 ổ trục là như nhau, tức là

2l

ala1 BA

δ=δ=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +δ (9.11)

Nếu độ đảo hướng kính cho phép của đầu trước trục chính là ∆ thì một cách gần đúng

có thể coi độ đảo do trục chính gây ra ∆32 , phần độ đảo do ổ lăn gây ra là ∆

31 , hay

3∆

=δ . Thay giá trị δ vào công thức (9.11) ta tìm được:

⎪⎪⎪

⎩

⎪⎪⎪

⎨

⎧

∆=δ

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +

∆=δ

la6

la16

B

A

(9.12)

100

Căn cứ vào δA và δB để chọn cấp chính xác cho ổ.

Khi lắp ráp cụm trục chính, bằng cách hiệu chỉnh ổ thích hợp để cho độ đảo các ổ

nằm về 1 phía (H9.4b), độ đảo đầu trước trục chính do ổ gây ra sẽ được giảm bớt đáng

kể.

H9.4b: Sơ đồ tính toán độ đảo trục chính theo độ đảo ổ về 1 phía

+ Lắp ghép ổ lăn: Chọn đúng kiểu lắp ổ có ảnh hưởng lớn đến độ chính

xác chuyển động quay của trục chính cũng như đến các chỉ tiêu khả năng làm việc của

cụm trục chính. Tăng độ dôi làm tăng biến dạng rãnh lăn nhưng sai số do chế tạo ổ

được làm đều hơn, nhờ đó sau khi khử khe hở trong ổ trục, sai số ổ được làm đều một

cách hợp lý nhất.

Nguyên tắc chung khi lắp ổ lăn: Nếu số vòng quay càng nhỏ, tải trọng càng lớn, vòng

trong ổ phải được lắp càng chặc trên trục, tránh trường hợp giữa trục và ổ có khe hở.

Vòng ngoài đứng yên phải lắp càng lỏng, nhờ đó khi ổ trục bị nóng ổ trục đàn hồi

được dễ dàng, ngoài ra tạo điều kiện vòng ngoài chuyển dịch để lần lượt chịu tải trên

khắp chu vi vòng.

+ Độ cứng vững của ổ lăn: phụ thuộc chủ yếu vào loại ổ, kích thước đường

kính và giá trị lực căng sơ bộ. Sai số do chế tạo ổ có ảnh hưởng lớn đến độ cứng vững

của ổ, ví dụ độ không vuông góc của mặt đầu vòng ổ so với trục của nó làm hạ thấp độ

cứng vững dọc trục đến ( 2 ÷ 2,5) lần, các khe hở trong ổ càng lớn càng giảm nhiều độ

cứng vững hướng kính cũng như dọc trục.

Biện pháp làm tăng độ cứng vững cho ổ: Tạo lực căng sơ bộ trong ổ không những

làm tăng độ cứng vững mà còn nâng cao độ chính xác chuyển động quay của ổ trục

chính. Lực căng sơ bộ là 1 tải trọng phụ không đổi Psb được tạo ra trong ổ theo một

cách nào đó. Quan hệ giữa tải trọng và biến dạng ổ có thể được biểu diễn như sau:

3/2bb Pk=δ (đối với ổ bi) ; 9,0

ll Pk=δ (đối với ổ lăn), kb và kl : hệ số phụ thuộc vào

số lượng và kích thước bi hay con lăn, P: tải trọng tác dụng lên ổ (H9.5).

101

H9.5: Quan hệ giữa tải trọng và biến dạng ổ

Lực căng sơ bộ tạo trước biến dạng δ0, do đó khi có tải trọng công tác, phần còn lại

của đường cong biến dạng được dùng đến và độ cứng vững của ổ tăng lên. Mặc dù

tuổi thọ của ổ có bị ảnh hưởng bởi lực tác dụng tổng lên ổ lúc đó là PΣ = P + Psb,

nhưng độ chính xác cụm trục chính đạt được cao hơn.

Có nhiều phương pháp tạo lực căng sơ bộ tùy thuộc loại ổ và kết cấu ổ.

• Đối với ổ (bi, lăn) chắn đỡ và ổ lăn côn, lực căng sơ bộ được tạo ra

trong quá trình điều chỉnh lắp ráp, không cần phải có biện pháp kết cấu đặc biệt.

• Đối với ổ bi, có các cách (H9.6a,b,c)

a. mài mặt đầu vòng trong của ổ bi và dùng lực căng khử khe hở giữa

bi và rãnh lăn

b. lắp 2 vòng đệm có chiều dài khác nhau.

c. dùng lò xo, đảm bảo lực căng sơ bộ theo chiều trục không đổi.

H9.6: Các phương pháp tạo lực căng trong ổ bi đỡ

+ Tổn thất ma sát trong ổ lăn: có thể đánh giá qua lượng nhiệt toả ra trong

ổ theo công thức

Q = 0,44 × 10-3 Pdnf [kCalo/h] (9.13)

với

P: tải trọng tác dụng lên ổ [kG]

d: đường kính ổ [mm]

n: số vòng quay v/ph

102

f: hệ số ma sát, đối với ổ bi và ổ lăn hình trụ f = ( 0,002 ÷ 0,003 )

đối với ổ lăn côn và ổ đũa kim f = ( 0,004 ÷ 0,008 )

Nhiệt toả ra trong ổ truyền qua vỏ hộp và trục chính. Giải phương trình cân bằng

nhiệt, xác định được độ tăng nhiệt độ ∆θ. Tăng nhiệt không đều giữa vòng trong và

vòng ngoài ổ trục chính làm thay đổi độ dôi ban đầu của ổ, do vậy với các ổ trục chính

cao tốc yêu cầu độ chính xác gia công cao, cần làm mát nhân tạo hợp lý

– Ổ trượt trục chính: Các loại ổ trượt dạng bạc thông thường trong đó chêm

dầu bôi trơn tạo ra do bố trí lệch tâm trục chịu tải so với ổ, ít khi được dùng làm ổ trục

chính máy công cụ do những nguyên nhân sau (H9.7 a,b,c,d)

H9.7: Các đặc điểm làm việc của loại ổ trượt dạng bạc thông thường

+ Không cho phép tự điều chỉnh theo phương dọc trục để thích nghi với

đường tâm bị uốn của trục chính do chịu tải, hoặc do lỗ hộp không đồng tâm với trục,

dẫn đến phát sinh áp lực cạnh bên P1 tại mép ổ làm xuất hiện ma sát khô gây tăng

nhiệt, dính ổ, ngoài ra còn làm cho dầu bôi trơn không qua được khe hở của ổ.

+ Không cho phép tự điều chỉnh theo phương chuyển động quay (H9.7c,d)

do đó khi làm việc, tâm trục chính dịch chuyển tương đối so với tâm ổ, lượng dịch

chuyển phụ thuộc vào tải trọng và dạng ma sát

• Ở dạng ma sát hỗn hợp (nửa khô hoặc nửa ướt), trục tiếp xúc với ổ về

103

phía ngược chiều quay (H9.7c), còn ở dạng ma sát ướt, trục dịch chuyển về phía cùng

chiều quay (H 9.7d).

Vì vậy khi chuyển tiếp từ trạng thái ma sát hỗn hợp sang ma sát ướt (khởi động trục

chính hay khi dừng), trục chính chuyển dịch vị trí và ở trạng thái không ổn định.

• Ngay cả khi ở dạng ma sát ướt, mặc dù hướng dịch chuyển không đổi,

nhưng giá trị dịch chuyển phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên trục chính. Vị trí tâm

trục chính thay đổi dẫn đến độ nhấp nhô trên bề mặt chi tiết gia công.

Các kết cấu ổ trượt thủy động có thể đáp ứng được yêu cầu làm việc đối với trục

chính máy công cụ (H9.8a,b,c)

H9.8: Các kết cấu ổ trượt trục chính bôi trơn thủy động

• H9.8a: Bề mặt trong của bạc ôm lấy trục chính ở 3 vị trí, bề mặt ngoài

có độ côn bé. Khi điều chỉnh bạc, 3 khe hở hình chêm được tạo ra đối xứng, nhờ vậy

lực thủy động tác dụng lên trục chính theo 3 phương khác nhau và giữ tâm trục chính

ở vị trí cố định. Tuy vậy kết cấu nầy không cho phép tự điều chỉnh theo phương dọc

trục

• H9.8b: Ổ trục chính gồm 3 hay 5 miếng đệm tự điều chỉnh, trên mỗi

miếng đệm đều có chốt tự lựa hình cầu. Loại nầy bảo đảm tâm trục chính ổn định khi

làm việc nhưng không khử được hoàn toàn áp lực cạnh bên cũng như có độ cứng vững

hướng kính thấp do kết cấu gồm nhiều miếng đệm rời.

104

• H9.8c: Kết cấu tương đối hoàn thiện nhất là loại ổ H9.8c. Các mảnh

tựa 1 của ổ liên kết với thành 3 nhờ phiến mỏng đàn hồi 2 cho phép tự điều chỉnh các

mảnh theo phương chuyển động quay cũng như dọc trục. Điều chỉnh khe hở đường

kính trong ổ bằng cách thay đổi bề rộng các miếng đệm 4. Độ cứng vững hướng kính

của loại ổ nầy cao hơn do ổ là 1 khối thống nhất

+ Vật liệu ổ trượt trục chính: Đối với các loại ổ thủy động cần thỏa mãn

yêu cầu cao nhất về tính chịu mòn bởi vì trong giai đoạn khởi động và dừng của trục

chính xảy ra chế độ ma sát hỗn hợp tức thời. Các miếng đệm trong ổ nhiều chêm

thường chế tạo với 2 kim loại: lớp đồng thanh được tráng lên lớp cốt thép bằng

phương pháp đúc ly tâm có kèm theo gia nhiệt nhằm đảm bảo cấu trúc đặc và đồng

chất.

Để tăng khả năng chịu tải cho các miếng chêm và giảm bớt tổn thất ma sát, bề mặt

làm việc của các miếng đệm cần đảm bảo độ bóng ∇9 ÷∇10, cổ trục chính ∇11 ÷∇12.

Bề mặt tiếp xúc của chỏm cầu và miếng đệm phải được nghiền, chốt phải được tôi.

+ Tính toán ổ trượt trục chính nhiều chêm: Cần đảm bảo sao cho khi trục

chính chuyển động có thể tạo ra lớp ma sát ướt trong ổ trục, để giữa cổ trục và ổ không

trực tiếp tiếp xúc nhau ( được ngăn cách bởi lớp dầu bôi trơn ). Khi thoả mãn điều

kiện nầy, ổ trượt làm việc lâu dài vì chỉ xảy ra mòn tức thời ở chế độ chuyển tiếp (khởi

động, dừng, đảo chiều...)

• Chọn các thông số kết cấu ổ: phụ thuộc vào đường kính cổ trục chính

tính theo độ cứng vững.

Chiều rộng L và chiều dài cung ôm B lấy theo kinh nghiệm như sau [6]:

⎪⎪⎭

⎪⎪⎬

⎫

=

≈

4D3L

2DB

(9.14)

Giá trị khe hở đường kính ∆ trong ổ có thể lấy

∆ = 3D [µm] (9.15)

trong đó

D: đường kính cổ trục chính [cm]

• Khả năng tải: Đối với ổ nhiều chêm, mỗi miếng đệm có thể thay bằng

1 gối tựa phẳng. Khi trục chính quay với số vòng quay n [v/ph], trên mỗi đệm phát

sinh lực hợp thành

105

L2

22

0 cLDBn10P∆

µ= − (9.16)

trong đó 2

2L

LB1

25,1c+

= ; µ: độ nhớt động lực [cP]

Thay giá trị B, L theo công thức (9.14), và giả thiết sử dụng loại dầu khoáng chất

thông dụng cho ổ trục chính các loại máy chính xác có độ nhớt động ở 50 0C vào

khoảng ν = (4 ÷ 5) cSt, độ nhớt động lực µ = 4 cP, công thức (9.16) trở thành

P0 = 0,045 nD2 (9.17)

Lực nầy tạo ra trên mỗi đệm và cân bằng lẫn nhau, giữ trục chính ở vị trí trung tâm.

Khi có tác dụng của tải trọng, trục chính dịch chuyển 1 đoạn lệch tâm e nào đó. Đối

với loại ổ 3 miếng đệm, giữa ngoại lực và giá trị dịch chuyển nầy có mối quan hệ

( ) ( )

( )ε=⎥⎦

⎤

ε+−⎢

⎣

⎡

ε−= p0220 fP

11

5,011PP (9.18)

trong đó ∆

=εe2 : độ lệch tâm tương đối ( 0 ≤ ε ≤ 1)

Nếu lấy giá trị độ lệch tâm tương đối cho phép ε = 0,3 ứng với hmin = 3∆ , ta nhận được

công thức tính khả năng tải tương ứng

20 nD036,0P8,0P == (9.19)

• Độ cứng vững của ổ thủy động nhiều chêm: Không chỉ phụ thuộc vào

độ cứng vững lớp dầu bôi trơn mà còn phụ thuộc vào độ cứng các thành phần liên kết.

Độ cứng tổng của ổ thủy động nhiều chêm

tpdô j1

j1

j1

+= (9.20)

trong đó jd : độ cứng lớp dầu bôi trơn

jtp: độ cứng các thành phần kết cấu ổ

Độ cứng của lớp dầu bôi trơn

( ) ( )( )ε

∆=⎥

⎦

⎤

ε+−⎢

⎣

⎡

ε−∆== p

033

0

d

fP

41

15,015,0P

4dedP

j1

(9.21)

Khi trục chính ở vị trí tâm ổ (ε = 0), giá trị độ cứng nhận được:

∆

= 0d

P6j (9.22)

106

Thay P0 và ∆ ở các công thức (9.17, 9.15), ta có

jd = 0,09nD [kG/µm] (9.23)

với n: số vòng quay [v/ph]; D: đường kính cổ trục chính [cm]

Công thức (9.23) chứng tỏ khi số vòng quay n đủ lớn, độ cứng lớp dầu bôi trơn đạt

được rất cao. Trong khi đó, độ cứng của các thành phần kết cấu liên kết có giá trị thấp

hơn nhiều, ví dụ theo thực nghiệm, độ cứng của đế tựa hình cầu loại ổ H9.8b không

vượt quá (25 ÷ 35)kG/µm [6]. Độ cứng của liên kết chỏm cầu có thể được tính toán

gần đúng theo công thức:

jc = 12dc [kG/µm] (9.24)

trong đó

dc : đường kính của chốt cầu [cm], thường dc = (1,5 ÷ 3 )cm.

• Tổn thất ma sát trong ổ nhiều chêm: Có thể được xác định trên cơ sở

tính toán gần đúng lực ma sát trên mỗi đệm

∆

µ=

vBLT (9.25)

Tổn thất công suất do ma sát trong ổ được xác định gần đúng theo công thức

NT = 7,5 ⋅ 10-10µn2D3z [kW] (9.26)

trong đó µ: độ nhớt động lực ; z: số buồng (chêm dầu) trong ổ.

Độ tăng nhiệt độ trong ổ khi giả thiết toàn bộ nhiệt tạo ra được lấy đi bởi dầu, tính

theo công thức:

QcN860

t T

γ=∆ (9.27)

với γ: khối lượng riêng của dầu [kG/l] ; c: tỉ nhiệt dầu [kCalo/kG0C]

Q: lưu lượng dầu đi qua ổ [l/giờ]

– Ổ trượt thủy tĩnh: So với ổ trượt thủy động hoặc ổ lăn, ổ trượt thủy tĩnh có

các đặc điểm:

+ Dầu có áp suất nhất định được dẫn vào ổ trục và cân bằng với tải trọng

tác dụng lên ổ trục, do đó giữa lót ổ và cổ trục luôn có một lớp dầu ngăn cách.

+ Khả năng tải của ổ phụ thuộc vào áp suất dầu cung cấp

+ Chất lượng công tác của cụm trục chính không phụ thuộc vào số vòng

quay

+ Dầu cung cấp còn đảm nhiệm cả chức năng làm nguội ổ trục

107

Tuy phải cần 1 hệ thống dầu riêng kèm theo máy làm giá thành máy tăng cao, nhưng

với các đặc điểm trên, ổ trượt thủy tĩnh vẫn được ưa chuộng dùng cho các loại máy

công cụ có tải trọng lớn làm việc với số vòng quay thấp, một số loại máy mài... (H9.9)

H9.9: Hệ thống dầu dùng choổ trượt thủy tĩnh

1 2

3

4 5

6 6

78

910

1112

1: Bơm nạp2: Lọc thô3: Lọc tinh4: Van 1 chiều5: Lọc tinh6: Tiết lưu

7: Áp kế8: Ắc quy dầu9: Rơ le áp lực10: Bơm xả11: Bộ tản nhiệt12: Van tràn

Ngoài ổ trượt thủy tĩnh, loại ổ sử dụng bôi trơn bằng khí cũng được ứng dụng cho

những loại trục chính chịu tải trọng nhỏ nhưng làm việc với số vòng quay cao. Loại

nầy có ưu điểm là do ma sát của không khí nhỏ nên lượng nhiệt sản ra nhỏ, dẫn nhiệt

cũng dễ dàng. Độ chính xác chuyển động quay có thể đạt được đến hàng µm

5. Trình tự thiết kế cụm trục chính:

– Xác định chiều dài đoạn trục từ ổ trước trục chính đến đầu mút dựa trên loại

máy và phương pháp kẹp chặt dụng cụ lên trục chính

– Chọn loại ổ và sơ bộ bố trí khoảng cách giữa các ổ

– Xác định đường kính trục chính (đoạn cổ trục, các đoạn nhịp và đoạn cuối

về phía đầu mút)

– Tính toán ổ trục chính : Khả năng tải, độ cứng vững và nhiệt độ công tác.

– Tối ưu hoá khoảng cách giữa các ổ trục. Cơ sở của việc chọn khoảng cách

gối trục hợp lý được trình bày như sau

Dưới tác dụng của tải trọng P, đầu trước trục chính bị võng 1 đoạn y. Độ võng nầy do

cọng tác dụng của bản thân trục và của ổ gây ra y = yổ + ytrục = y1 + y2

+ Để có thể tính toán được yổ , giả thiết trục tuyệt đối cứng vững. Khi đó

yổ được xác định theo công thức

108

yổ = y1 = ba

ba1 BA δ+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +δ (9.28)

trong đó δA, δB: biến dạng của ổ trước và ổ sau tương ứng

Nếu gọi λ = ab biểu thị tỉ số chiều dài của đoạn dầm, thì phản lực trên ổ trục tính

như sau

( )

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

λ=

+λλ

=

PP

1PP

B

A

(9.29)

và biến dạng của các ổ

( )

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

λ=

λ+λ

=δ

BB

AA

jPP

j1P

(9.30)

với jA, jB : độ cứng ổ trước và ổ sau, tương ứng. Khi đó

( )2

B2

2

A1ô

1jP1

jPyy

λ+

λ+λ

== (9.31)

+ Giả sử ổ tuyệt đối cứng vững, độ võng đầu trục do bản thân trục gây

ra được xác định theo các công thức Sức bền vật liệu

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛λ+=+==

1

2

02

3

1

2

2tr JJ1

jP

EJ3Pa

EJ3lPayy (9.32)

trong đó

j0 = 32

aEJ3 : độ cứng của đoạn dầm công xôn đầu trước trục chính

Độ võng tổng

y = yổ + ytr = y1 + y2 = ( )⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛λ++

⎢⎢⎣

⎡⎥⎦

⎤λ

+λ+λ

1

2

0B2

A2

2

JJ

1jP

j1

j1P

= ( )⎥⎦

⎤⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛λ++⎢

⎣

⎡

λ+

λ+λ

1

2

0B2

A2

2

JJ

1j1

j1

j1P (9.33)

với j =yP và c =

Py

j1= , ta suy ra độ biến dạng tổng

c = ( )⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛λ++

λ+

λ+λ

=1

2

02

BA2

2

JJ

1j11

j1

j1

j1 (9.34)

109

Ta có 2

2

dcdλ

> 0 nên (9.34) có giá trị cực tiểu

H9.10: Sơ đồ tính toán khoảng cách gối trục hợp lý

Biến dạng tổng phụ thuộc vào λ và có trị số bé nhất khi λd

dc = 0. Từ điều kiện nầy tìm

được: 0j1

j12

j12

JJ

j1

BAA

3

1

2

0

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+−λ−λ (9.35)

Giải phương trình bậc 3 (9.35) nhận được trị số λ tối ưu phụ thuộc vào độ cứng vững

của trục chính và ổ trục chính (H9.10)

• Khi trục có độ cứng vững tương đối tốt, có thể tăng khoảng cách b.

• Nếu b > btối ưu , cần tăng độ cứng vững cho trục và nếu b < btối ưu cần

tăng độ cứng vững cho ổ

– Kiểm tra độ cứng vững trục chính để đảm bảo sự làm việc bình thường cho

cụm trục chính.

H9.11: Kết cấu cụm trục chính máy tiện

110

Chương 10: Hệ thống điều khiển cơ khí và cơ cấu an toàn trên máy công cụ

1. Chức năng và yêu cầu của hệ thống điều khiển máy công cụ

– Chức năng: Điều khiển máy và cơ cấu máy thực hiện việc biến đổi tốc độ, đóng

mở động cơ, đóng ngắt đường truyền, tháo kẹp phôi, các loại đồ gá, khoá hãm hoặc

tháo mở cơ cấu hoặc bộ phận máy, đóng ngắt hệ thống bôi trơn, làm nguội...

– Yêu cầu:

+ An toàn cho máy cũng như cho người sử dụng.

+ Dễ điều khiển, bảo đảm tác dụng nhanh, chính xác và tin cậy.

– Phân loại

+ Điều khiển bằng tay. Có thể dùng nhiều tay gạt bố trí phân tán hoặc một tay

gạt bố trí tập trung. Loại bố trí tập trung thường dùng với cam đĩa, cam thùng và khi

chuyển từ số vòng quay nầy sang số vòng quay khác nhất thiết phải qua số vòng quay

trung gian (tác dụng tuần tự). Cũng còn sử dụng các loại đĩa lỗ, khi đó việc chuyển đổi

tốc độ không phải qua tốc độ trung gian (tác dụng lựa chọn). Bên cạnh tay gạt còn

dùng nút ấn, một số máy còn thiết kế các hệ thống điều khiển cho phép chọn trước tốc

độ, nghĩa là trong lúc máy đang làm việc ở số vòng quay nào đó, người sử dụng tiến

hành chọn số vòng quay tiếp theo và khi kết thúc nguyên công trước chỉ cần đóng máy

chuyển đổi số vòng quay mà không cần phải dừng máy.

+ Điều khiển tự động

• Không có liên hệ ngược

• Có liên hệ ngược

2. Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển cơ khí (bằng tay)

Cần tính chọn 3 loại cơ cấu

– Cơ cấu chấp hành: là loại cơ cấu cuối của hệ thống điều khiển có liên hệ trực

tiếp với các chi tiết được điều khiển như các bánh răng di trượt, ly hợp...., ví dụ các

miếng gạt, con lăn, vòng gạt, ngàm gạt...Miếng gạt và con lăn đã được tiêu chuẩn hoá.

– Cơ cấu trung gian: cầu nối giữa cơ cấu điều khiển và cơ cấu chấp hành. Gồm

các loại cam: cam thùng, cam đĩa, đĩa lỗ..., các loại càng gạt(càng gạt quay, càng gạt

trượt...)và 1 số loại khác như bánh răng-thanh răng, trục vít có bước lớn...

– Cơ cấu điều khiển: là cơ cấu trực tiếp nhận sự điều khiển từ tay người sử dụng.

Thường dùng các loại tay gạt, vô lăng. Việc tính toán ở đây chủ yếu là tính chiều dài

cánh tay đòn của tay gạt hoặc bán kính vô lăng, góc quay tay gạt..

111

Các bước tính toán cụ thể:

1. Xác định hành trình gạt

+ Với bánh răng 2 bậc (H10.1a):

Hành trình gạt: Gạt qua trái L = B + f

Gạt qua phải L1 = B1 + f1

B: chiều rộng bánh răng, f: khe hở an toàn giữa 2 bánh răng. Nói chung L≠L1, nhưng

cũng có thể L = L1

+ Với bánh răng 3 bậc (H10.1b): Tính toán tương tự.

H10.1a,b: Xác định hành trình gạt

f

fB1

B

a

O

2

× ×

H10.1a

R

L

c

α α1 α2

BB2

B1

B+B2+2f B1+B2+2f

H10.1b

R

L1 L2

+ Đối với bánh răng 4 bậc: Thường chia làm 2 khối bánh răng 2 bậc.

2. Tính toán cơ cấu trung gian

+ Càng gạt có tâm quay O. Có 2 loại

• Gạt bánh răng 2 bậc không có vị trí trung gian (H10.1a)

• Gạt bánh răng 2 bậc có vị trí trung gian và loại bánh răng 3 bậc có 3 vị

trí gạt: Trái, Giữa, Phải (H10.1b)

Biết L, L1, L2, ta chọn R và α, α1, α2 tùy thuộc vào không gian bố trí điểm O. Cần

chú ý khoảng cách 'a' sao cho tại các vị trí gạt, miếng gạt (hoặc con lăn, ngàm gạt...)

không rời khỏi rãnh của bánh răng di trượt.

+ Các loại cam gạt: Thường dùng cam đĩa, cam thùng.

112

a. Hệ thống điều khiển với cam đĩa

H10.2: Hệ thống điều khiển dùng cam

x

Trục trượt

b. Hệ thống điều khiển với cam thùng

O

L

L1

L2

O1

x

R1R2

• Đối với cam đĩa(H10.2): Lượng nâng của cam: x = R1 - R2

Ta có: 1

2

21 LLLx

Lx

LL

=⇒= (10.1)

Tùy theo không gian của hộp mà bố trí tâm O. Khi biết hành trình L và chọn các cánh

tay đòn L1, L2 ta xác định được độ nâng của cam cũng như góc quay cần thiết của cam

để đạt độ nâng

• Đối với cam thùng: Lượng nâng của cam: x = L. Như vậy lượng nâng

của cam đúng bằng hành trình gạt.

Dùng cam đĩa cứng vững hơn cam thùng, chiều dày cam mỏng, có thể đặt các rãnh

điều khiển ở cả 2 mặt đĩa do đó kết cấu gọn hơn.

+ Dùng đĩa có lỗ và các cơ cấu khác: Đĩa lỗ cho phép thay đổi tốc độ không

cần qua các tốc độ trung gian nên rất thường gặp đối với các máy có hộp chạy dao với

chuỗi lượng chạy dao tuân theo cấp số nhân. Loại nầy có độ tin cậy công tác không

bằng loại cam đĩa nhưng sử dụng thuận lợi hơn nhiều. Thường khi sử dụng phải nhắp

động cơ điện (H10.3).

1' và 2' là các đĩa có lỗ đặt song song. Mặt đĩa có khoan thủng các lỗ trên các vòng

tròn đồng tâm.

Nguyên lý làm việc: Kéo đĩa rời khỏi chốt 1 và 2, quay đĩa 1 góc cần gạt. Sau đó đẩy

đĩa vào, tùy theo trên mặt đĩa có lỗ hoặc không có lỗ sẽ đẩy các chốt 1 hoặc 2 làm

quay bánh răng 3. Bánh răng có thể lắp trực tiếp ăn khớp với thanh răng 5 hoặc thông

113

qua bánh răng 4 làm thanh răng 5 tịnh tiến. Trên thanh răng 5 có gắn càng gạt gạt khối

bánh răng di trượt

H=10.3: Hệ thống điều khiển với đĩa lỗ

1' 2'

x

1

2 3

4

5

1Lx=a.

1' 2'

x

z1

z2

4

5

1Lx≠

2

1

zz

Lx=

b.

Thông thường chọn 1Lx= , tuy nhiên có những trường hợp chiều dài hành trình điều

khiển L khá lớn, người ta dùng bộ bánh răng khuếch đại z1, z2 lắp đồng trục.

3. Lập bảng chu kỳ gạt và vẽ đường khai triển của cam (hoặc bảng tuần tự cho

đĩa lỗ).

Nội dung thực hiện:

+ Dựa vào lưới kết cấu để lập ra biểu thức xác định số vòng quay

+ Dựa vào sơ đồ động để lập bảng điều khiển

+ Nếu dùng cam điều khiển thì dựa vào bảng điều khiển và lượng nâng của

cam để thành lập đường khai triển của cam, nếu dùng đĩa lỗ tiến hành vẽ đĩa lỗ.

4. Thiết kế cam hoặc đĩa lỗ

Ví dụ 1:

Lập bảng điều khiển dùng cam để điều khiển HTĐ (H10.4a) có số cấp tốc độ

z = 6 = 3 x 2 I II (1) (3) Các đường Oa Ob là những đường trung hòa ứng với vị trí bánh răng không ăn khớp.

Các trị số x, y, y', z' là lượng nâng hoặc độ cao thấp của cam xác định tùy theo chiều

dài cánh tay đòn như phân tích ở trên (H10.4b)

114

H10.4a: Sơ đồ động HTĐ có z = 6

n6=n0i3(Agiữa)i5(Bphải)

n5=n0i2(Aphải)i5(Bphải)

n4=n0i1(Atrái)i5(Bphải)

n3=n0i3(Agiữa)i4(Btrái)

n2=n0i2(Aphải)i4(Btrái)

n1=n0i1(Atrái)i4(Btrái)

A B

G P

P

P

T

T

T

P

T

P

G

T

A BOa Ob

½ ô

½ ô

x y y' z'H10.4b: Bảng điều khiển và đường khai triển cam

Ví dụ 2:

Lập bảng điều khiển dùng đĩa lỗ cho HCD có số cấp tốc độ chạy dao

zs = 18 = 3 x 3 x 2 II I III (3) (1) (9)

∗ Xác định hành trình gạt của 2 khối bánh răng A,B và ly hợp M (khối C)

phụ thuộc vào kết cấu cụ thể.

– Số tay gạt: 3; số thanh răng đẩy kéo ( chốt 1-2) là 3 x 2 = 6.

115

– Vị trí ăn khớp của các khối bánh răng trong việc thực hiện số cấp tốc độ

chạy dao.

H10.5: Sơ đồ động và lưới kết cấu Hộp chạy dao ( PATT II(3) I (1) III (9) )

H10.6: Các vị trí ăn khớp

116

Ta có:

n1 = nđ/c.io i3 i6 i7.i8.i9... khối A trái khối B giữa khối C trái n2 = nđ/c.io i3 i5 i7.i8.i9... khối A trái khối B phải khối C trái n3 = nđ/c.io i3 i4 i7.i8.i9... khối A trái khối B trái khối C trái n4 = nđ/c.io i2 i6 i7.i8.i9... khối A phải khối B giữa khối C trái n5 = nđ/c.io i2 i5 i7.i8.i9... khối A phải khối B phải khối C trái n6 = nđ/c.io i2 i4 i7.i8.i9... khối A phải khối B trái khối C trái n7 = nđ/c.io i1 i6 i7.i8.i9... khối A giữa khối B giữa khối C trái n8 = nđ/c.io i1 i5 i7.i8.i9... khối A giữa khối B phải khối C trái n9 = nđ/c.io i1 i4 i7.i8.i9... khối A giữa khối B trái khối C trái n10 = nđ/c.io i3 i6 i9... khối A trái khối B giữa khối C phải n11 = nđ/c.io i3 i5 i9... khối A trái khối B phải khối C phải n12 = nđ/c.io i3 i4 i9... khối A trái khối B trái khối C phải n13 = nđ/c.io i2 i6 i9... khối A phải khối B giữa khối C phải n14 = nđ/c.io i2 i5 i9... khối A phải khối B phải khối C phải n15 = nđ/c.io i2 i4 i9... khối A phải khối B trái khối C phải n16 = nđ/c.io i1 i6 i9... khối A giữa khối B giữa khối C phải n17 = nđ/c.io i1 i5 i9... khối A giữa khối B phải khối C phải n18 = nđ/c.io i1 i4 i9... khối A giữa khối B trái khối C phải

– Ở ví dụ trên có thể chọn : ∗ Khối A có 3 vị trí làm việc: TRÁI-GIỮA-PHẢI mỗi lần gạt 29 mm,

hành trình gạt LA = 58mm

117

∗ Khối B có 3 vị trí làm việc: TRÁI-GIỮA-PHẢI mỗi lần gạt 29 mm,

hành trình gạt LB = 58mm

∗ Khối C (Ly hợp M) có 2 vị trí đóng và mở ly hợp tương ứng với 2 vị trí

TRÁI, PHẢI thực hiện đường truyền phản hồi hoặc đường truyền trực tiếp, mỗi lần gạt

29mm. hành trình gạt LC = 29mm.

Khối A Khối B Khối C

Sin Vị trí Đĩa I Đĩa II Vị trí Đĩa I Đĩa II Vị trí Đĩa I Đĩa II

1 T + 0

+ 0 G 0

0 + + T +

0 + 0

2 T + 0

+ 0 P 0

+ 0 + T +

0 + 0

3 T + 0

+ 0 T +

0 + 0 T +

0 + 0

4 P 0 +

0 + G 0

0 + + T +

0 + 0

5 P 0 +

0 + P 0

+ 0 + T +

0 + 0

6 P 0 +

0 + T +

0 + 0 T +

0 + 0

7 G 0 0

+ + G 0

0 + + T +

0 + 0

8 G 0 0

+ + P 0

+ 0 + T +

0 + 0

9 G 0 0

+ + T +

0 + 0 T +

0 + 0

10 T + 0

+ 0 G 0

0 + + P 0

+ 0 +

11 T + 0

+ 0 P 0

+ 0 + P 0

+ 0 +

12 T + 0

+ 0 T +

0 + 0 P 0

+ 0 +

13 P 0 +

0 + G 0

0 + 0 P 0

+ 0 +

14 P 0 +

0 + P 0

+ 0 + P 0

+ 0 +

15 P 0 +

0 + T +

0 + 0 P 0

+ 0 +

16 G 0 0

+ + G 0

0 + + P 0

+ 0 +

17 G 0 0

+ + P 0

+ 0 + P 0

+ 0 +

18 G 0 0

+ + T +

0 + 0 P 0

+ 0 +

118

– Số hàng lỗ trên đĩa : 3x2 = 6 hàng, hàng trên cho chốt 1, hàng dưới cho chốt

2; ký hiệu +: không có lỗ trên đĩa, ký hiệu 0: có lỗ trên đĩa.

– T: vị trí của khối bánh răng hay ly hợp ở bên trái.

– P: vị trí của khối bánh răng hay ly hợp ở bên phải.

– G: vị trí của khối bánh răng ở giữa.

Dùng bảng điều khiển để vẽ ra các hàng lỗ trên đĩa (H10.7a,b).

H10.7a: Đĩa 1

H10.7b: Đĩa 2

119

Trên đĩa, vẽ trước các vòng tròn đồng tâm và dựa theo vị trí chốt trong bảng điều

khiển để vẽ lỗ, mỗi vị trí cách nhau 1 góc α = z

3600

. Các đường kính của chốt chui

qua đĩa thường chọn từ ∅6 ÷ ∅8 [mm]. Đĩa lỗ được thiết kế tốt nếu có thể dùng chung

được một số vòng tròn đồng tâm, giảm nhỏ kích thước đường kính đĩa.

3. Các cơ cấu an toàn dùng trong máy công cụ: Có thể chia thành 2 nhóm chính:

Nhóm cơ cấu phòng quá tải và nhóm cơ cấu khoá lẫn.

A. Nhóm cơ cấu phòng quá tải: Nhóm cơ cấu nầy có nhiệm vụ bảo vệ cho các

chi tiết hoặc bộ phận máy tránh bị hư hỏng, gãy vỡ bằng cách tự động ngắt đường

truyền khi tải trọng vượt quá giá trị đã được định sẵn. Nguồn năng lượng tách đường

truyền có thể từ các hệ thống điện, thủy lực hay cơ khí...và được lựa chọn phụ thuộc

vào nhiều yếu tố như tác dụng nhanh, nhạy, cho phép dễ tự động hoá... để bảo vệ cơ

cấu máy một cách hiệu quả nhất.

Các cơ cấu phòng quá tải cơ khí thường là các khớp nối bằng chốt an toàn, vấu-lò xo,

bi-lò xo, cơ cấu trục vít rơi của máy tiện...

– Chốt an toàn: Có vai trò như 1 chi tiết của khớp nối giữa 2 trục. Chốt 1

lắp vào trong các bạc 2 và các bạc nầy được ép vào lỗ khớp nối. Do đó khi chốt bị cắt

không làm cho lỗ bị hư hỏng. Lựa chọn đường kính chốt dựa trên điều kiện cắt đứt của

chốt khi momen truyền lực vượt quá giá trị cho phép (H10.8).

+ Vật liệu chốt thường làm bằng thép, còn bạc dùng vật liệu thép nhiệt

luyện đạt độ cứng HRC 48 ÷ 53.

+ Giá trị Momen xoắn giới hạn được tính theo công thức

Rk4dM bk0

2

xgh σπ

= (10.2)

H10.8: Cơ cấu an toàn dùng chốt

120

trong đó, d: đường kính chốt (thường d = (2 ÷ 8)mm )

R: khoảng cách bố trí chốt . Có thể tham khảo R = 0,75d2 +(15 ÷ 20)mm

k0 bk

c

στ

= : hệ số tỷ lệ giữa ứng suất cắt cho phép τc và giới hạn bền kéo σbk

Đối với chốt trụ k0 = 0,7÷0,8; đối với chốt xẻ rãnh k0 = 0,7 ÷ 0,8. Giá trị hệ số nhỏ lấy

khi d = (4 ÷ 8)mm, giá trị lớn lấy khi d = (2 ÷ 3)mm.

Mxgh là giá trị momen xoắn làm cho chốt bị cắt, thường lấy cao hơn giá trị

momen xoắn truyền lớn nhất khoảng (20 ÷25)%.

– Vấu-lò xo: Bạc 1 lắp then với trục và mang toàn bộ các chi tiết. Bánh

răng chủ động 2 quay lồng không ở bên phải, còn bên trái là nửa ly hợp 4 lắp then hoa

với bạc 1, cả 2 chi tiết đều có vấu ở mặt đầu. Các vấu tiếp xúc nhờ lò xo 5. Lực lò xo

điều chỉnh được với đai ốc 6 (H10.9a).

H10.9a: Cơ cấu an toàn vấu-lò xo

Momen xoắn truyền đến bánh răng 2, qua vấu 3 và truyền cho trục. Khi đó lực chiều

trục cân bằng với lực lò xo. Khi quá tải, trạng thái cân bằng lực mất đi, lực chiều trục

đẩy vấu sang trái cùng với nửa ly hợp 4. Trục dừng nhưng bánh răng 2 vẫn quay. Vấu

sẽ lại vào khớp nếu máy làm việc ở trạng thái bình thường.

H10.9b: Hình dạng vấu và profil

H10.9b là hình dạng vấu và profil khai triển. Bề mặt tiếp xúc của vấu có thể nghiêng

121

hay phẳng. Vấu nghiêng khó chế tạo nhưng làm việc tin cậy hơn. Góc nghiêng α = (40

÷ 50)0. Số vấu thường lẻ, hay gặp nhất là 3 và được bố trí đều.

Lực lò xo được xác định theo công thức

( ) ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−ϕ−α= f

dD

tgPPtb

tb0lx (10.3)

trong đó P0 : lực vòng ; Dtb : đường kính trung bình của vấu nghiêng, còn vấu phẳng

Dtb = Dngoài ; dtb : đường kính trung bình của mối ghép then hoa; f: hệ số ma sát ở mối

ghép then hoa f = (0,15 ÷0,17)

Các thông số chính của cơ cấu an toàn vấu-lò xo có thể tham khảo ở bảng (10.1)

Bảng 10.1

Các chi tiết của cơ cấu Ký hiệu Kích thước đề nghị

Đường kính trục của mối ghép then trượt d Cho trước

Đường kính ngoài của vấu D D ≥ (1,6 ÷2)d

Bề rộng vấu b b = (0,12 ÷0,2)D

Đường kính trung bình của vấu Dtb Dtb = D-b

Chiều cao vấu h h = (0,5 ÷0,8)b

Chiều dài bạc di động L L = (0,25 ÷1)D

Số vấu z lẻ, chọn .

– Bi-lò xo: Cũng tương tự như vấu-lò xo, chỉ khác vấu được thay bằng các

bi 3 làm bằng thép tôi, nằm tiếp xúc với bề mặt côn trên các rãnh hình xuyến hay lăng

trụ (H10.10a,b).

Khi bánh răng chủ động 2 quay, bi được ép vào bề mặt làm việc làm quay bạc 4 và

trục. Trong trường hợp quá tải, trục và bạc 1 đứng lại, bánh răng 2 quay đẩy bi vào lỗ

bạc. Đai ốc 6 dùng điều chỉnh lực lò xo.

H10.10a: Cơ cấu an toàn bi-lò xo

Công thức xác định lực lò xo

122

( )[ ]ms0lx ftgPP −ϕ−α= (10.4)

trong đó α: góc tiếp xúc tại điểm tiếp xúc của bi với bề mặt làm việc

ϕ: góc ma sát giữa bi và các bề mặt tiếp xúc

fms: hệ số ma sát quy đổi giữa bi và thành lỗ

H10.10b: Bi và các bề mặt tiếp xúc

+ Nếu bi nằm tiếp xúc trên bề mặt hình xuyến với R = 0,5dbi , thì

bi

bi

dhd

arcsinABBCarcsin

−==α (10.5)

trong đó dbi: đường kính bi

h: chiều cao phần bi thò ra khỏi lỗ

Gọi e: khe hở giữa các mặt đầu của hai nửa cơ cấu, khi đó hành trình dịch chuyển của

bi lúc quá tải là h0 = h-e. Các phương trình (10.4) (10.5) cho thấy lực vòng P0 phụ

thuộc vào vị trí của bi trên rãnh lõm. Khi quá tải, bi dịch chuyển, góc α tăng, lực vòng

giảm đi rất nhiều và đồng thời làm mòn nhanh ly hợp.

Các thông số chính của cơ cấu an toàn bi-lò xo có thể tham khảo ở bảng 10.2

Bảng 10.2

Các chi tiết của cơ cấu Ký hiệu Kích thước đề nghị

Đường kính trục của mối ghép then trượt d Cho trước

Đường kính bi dbi dbi = (0,3 ÷0,5)d

Chiều cao phần nhô ra của bi h h = (0,2 ÷0,4) dbi

Đường kính lỗ chứa bi d0 d0 = (0,3 ÷0,5) dbi

Đường kính vòng bố trí tâm lỗ chứa bi D0 D0 ≥ (1,6 ÷2)d

– Đĩa ma sát: Kết cấu tương tự, chỉ khác là cơ cấu xử dụng lò xo xoắn hay

đĩa để ép các bề mặt ma sát. Phổ biến nhất là các cơ cấu an toàn đĩa ma sát, làm việc

123

tin cậy.

B. Nhóm cơ cấu khoá liên động: Chức năng của chúng nhằm

– Ngăn cản việc thực hiện cùng lúc hai hay nhiều đường truyền động trong

cùng nhóm truyền

– Ngăn cản không cho thực hiện cùng lúc 2 chuyển động riêng lẻ như

chuyển động của trục trơn và trục vít me ở bàn dao máy tiện, chuyển động của trục

chính và chuyển động của cần khoan ở máy khoan cần...

– Bảo đảm thứ tự điều khiển máy như: khi phanh mở ly hợp mới đóng,

ngừng chạy dao trục chính mới dừng như ở máy phay...

– Bảo đảm thứ tự cũng như bảo đảm quãng thời gian nhất định của chu kỳ

gia công

Các cơ cấu khoá liên động cơ khí thường nối trực tiếp với các bộ phận tương ứng của

cơ cấu điều khiển.

Đối với các máy tự động và đường dây tự động, chức năng liên động đặc biệt có ý

nghĩa quan trọng để đảm bảo làm việc không có sự cố cho thiết bị, đồ gá, dụng cụ cắt.

Các cơ cấu khoá liên động trên các máy nầy cung cấp các tín hiệu cho biết nơi hỏng

hóc hoặc dừng hoạt động tạm thời khi có sự cố...

124

Đồ Án Thiết Kế Máy

I. Chuẩn bị: Gồm có các vấn đề sau : Tìm hiểu đề tài, tìm tài liệu tham khảo, tham

quan thực tế, ôn lại lý thuyết đã học.

1. Tìm hiểu đề tài: Đọc kỹ nội dung đề tài, chú ý các số liệu ban đầu để so sánh

với máy đã có trong sản xuất và có thể chọn làm máy chuẩn. Phân tích các yêu cầu

thiết kế xác định rõ công việc phải làm, những vấn đề cần thuyết minh, các bản vẽ...

2. Tìm tài liệu tham khảo: Ngoài các tài liệu chính, sinh viên còn phải tự tìm các

tài liệu cần thiết khác. Đây cũng là một trong những yêu cầu đặt ra trong nhà trường,

giúp cho sinh viên biết cách tìm tài liệu tham khảo, biết cách sử dụng chúng, do vậy

phải đến thư viện, nhà máy..., tìm các sách và bản vẽ có liên quan đến đề tài ngoài giáo

trình đã học. Sách tham khảo hoặc trích dẫn phải được ghi lại đầy đủ số hiệu sách, tên

tác giả, nhà xuất bản...

3. Tham quan thực tế: Nội dung tham quan: xem máy làm việc, vẽ lại sơ đồ động

và bản vẽ kết cấu trong thuyết minh máy... tùy theo yêu cầu đề tài. Hỏi người vận hành

máy về các vấn đề thường gặp ví dụ tốc độ thường dùng, rung động có xảy ra khi gia

công, các khuyết tật của máy, cần cải tiến gì...

II. Thiết kế truyền dẫn máy:

1. Phân tích các loại máy tương tự, chọn máy chuẩn cho thiết kế của mình.

2. So sánh phương án không gian của hệ thống truyền dẫn máy

3. So sánh phương án thay đổi thứ tự gạt

4. Tính động học các yếu tố truyền dẫn

5. Kiểm tra lại sai số do kết quả tính toán có thể có

III. Tính toán sức bền các chi tiết chính trong máy, bao gồm:

1. Xác định các thông số cần thiết ban đầu

2. Tính toán sức bền các chi tiết chính

IV. Thiết kế kết cấu và vẽ, bao gồm:

1. Chọn kết cấu để vẽ các bản vẽ khai triển, bản vẽ cắt...

2. Thiết kế hệ thống điều khiển.

3. Thiết kế hệ thống điện, bôi trơn, làm nguội...

Chú ý: Thời gian phân phối cho các bước trên có thể tham khảo sơ bộ như sau:

1. I/ II/ III/ IV/ = 5/ 20/ 20/ 50% và dự trữ 5%

2. Khi thiết kế máy chuyên dùng, phải xuất phát từ sản phẩm gia công, đặt quy

125

trình công nghệ cho hợp lý để xác định các số liệu ban đầu, xác định năng suất...theo

yêu cầu thiết kế. Nếu máy thiết kế có nhiều chuyển động, cần phối hợp giữa các

chuyển động (ví dụ tạo hình phức tạp...), phải thiết kế sơ đồ kết cấu động học ở bước

đầu tiên.

3. Tùy theo điều kiện thực tế, SV có thể hoàn thành xen kẽ các bước trên.

V. Nội quy hướng dẫn và bản vẽ:

1. Sinh viên phải gặp giáo viên hướng dẫn đúng kỳ hạn, trình bày những việc đã

làm, những thắc mắc..để được hướng dẫn các bước tiếp theo. Qua 2 kỳ hạn, sinh viên

không đến thông qua (nếu không có lý do chính đáng), GVHD không chịu trách nhiệm

về đồ án đó.

2. Các bước thiết kế đều phải viết rõ ràng, tự nhận xét kết quả thiết kế, giáo viên

hướng dẫn có trách nhiệm kiểm tra từng phần, sinh viên phải sữa chữa hoàn chỉnh các

sai sót đã được chỉ dẫn. Chú ý thông qua từng phần một để tránh phải làm lại từ đầu.

3. Phải có kết quả tính toán trước mới vẽ, vẽ phải theo đúng khổ quy định và tỉ

lệ, nội dung hình vẽ phải chiếm 80% tờ giấy. Khung tên bản vẽ phải được ghi theo quy

định, chữ viết đúng tiêu chuẩn vẽ kỹ thuật...

4. Vẽ phác thảo toàn bộ bản vẽ (cả gạch tiết diện cắt). Sau khi thông qua và sửa

lại xong, chỉ khi giáo viên hướng dẫn cho phép mới được vẽ chính thức.

5. Viết thuyết minh một mặt, đúng khổ giấy A4. Vẽ hình, viết và đóng bìa cẩn

thận. Nội dung thuyết minh viết đúng theo yêu cầu đề tài thiết kế ( khoảng 30 ÷ 40

trang, nếu đánh máy dùng cỡ chữ 13, dãn dòng 1,5lines)

Tóm lại, đồ án có tác dụng tổng kết kết quả học tập về mặt lý luận và vận dụng vào

thực tế, khai thác tính nhạy bén về mặt thiết kế kỹ thuật của sinh viên. Yêu cầu mỗi

người phải độc lập suy nghĩ thực hiện một cách nghiêm túc các bước tiến hành khi tập

sự làm nhiệm vụ thiết kế nầy.

126

MỤC LỤC

Phần I: Máy công cụ 2

Chương 1 Chuyển động học trong máy công cụ 3

Chương 2 Các cơ cấu truyền động trong máy công cụ 7

Chương 3 Máy tiện 14

Chương 4 Máy phay 23

Chương 5 Máy gia công bánh răng hình trụ 34

Các bài tập thực hành máy công cụ 1 và 2 49

Phần II: Thiết kế máy công cụ 57

Chương 6 Các chỉ tiêu kinh tế-kỹ thuật của máy thiết kế 61

Chương 7 Lựa chọn đặc tính kỹ thuật máy thiết kế 69

Chương 8 Thiết kế động học truyền dẫn máy công cụ 78

Chương 9 Trục chính-Ổ trục chính 92

Chương 10 Hệ thống điều khiển cơ khí và cơ cấu an toàn trên máy công cụ 110

Đồ Án Thiết Kế Máy 124

Mục lục 126

Tài liệu tham khảo 127

127

Tài liệu tham khảo

[1] Hà văn Vui, Nguyễn chí Sáng, Phan đăng Phong : Sổ tay Thiết kế Cơ khí, tập I,

II, III, Nhà xuất bản Khoa học-Kỹ thuật, Hà Nội 2004.

[2] Nguyễn anh Tuấn, Phạm Đắp : Thiết kế máy công cụ, tập I, II Nhà xuất bản Khoa

học-Kỹ thuật, Hà Nội 1984.

[3] Nguyễn ngọc Cẩn : Thiết kế Máy cắt kim loại, Nhà xuất bản Đại Học Quốc Gia

TP. Hồ chí Minh, 2000.

[4] Nguyễn đắc Lộc, Lê văn Tiến, Ninh đức Tốn, Trần xuân Việt: Sổ tay Công nghệ

Chế tạo máy, tập I, II, III, Nhà xuất bản Khoa học-Kỹ thuật, Hà Nội 2003.

[5] А.М.Кучер, М.М.Киватицкий, А.А.Покровский: Металлорежущие Станки

(Альбом общих видов кинематических схем и узлов) Издателъство «

Машиностроение » Ленинград, 1972.

[6] В.Э.Пуш : Конструирование Металлорежущих Станков, Издателъство

« Машиностроение» Москва, 1976.

[7] В.С.Поляков, И.Д.Барбаш, О.А.Ряховский: Справочник по МУФТАМ, «

Машиностроение » Ленинград, 1979.

[8] Hamilton H. Mabie, Charles F. Reinholtz : Mechanisms and dynamics of

machinery, John Wiley & Sons, Inc, 1987.