Đồ án máy công cụ -May tien t616

Bài tập lớn thiết kế máy công cụ  Nhóm 3- Lớp CK1-K4
Lời nói đầu
Một trong những nội dung đặc biệt quan trọng của cuộc cách mạng khoa học
kỹ thuật trên toàn cầu nói chung và với sự nghiệp công nghiệp hoá, hiện đại hoá đất
nước ta nói riêng hiện nay đó là việc cơ khí hoá và tự động hoá quá trình sản xuất.
Nó nhằm tăng năng suất lao động và phát triển nhanh nền kinh tế quốc dân. Trong
đó công nghiệp chế tạo máy cắt kim loại và thiết bị đóng vai trò then chốt. Để đáp
ứng như cầu này, đi đôi với công việc nghiên cứu, thiết kế, nâng cấp máy cắt kim
loại là việc trang bị đầy đủ những kiến thức sâu rộng về máy cắt kim loại và trang
thiết bị cơ khí hoá cũng như khả năng áp dụng lý luận khoa học vào thực tiễn sản
xuất cho đội ngũ cán bộ khoa học kỹ thuật là không thể thiếu được.
Sau thời gian học tập tại trường ĐH Công nghiệp HN đến nay, em đã hoàn
thành chương trình học của môn thiết kế máy công cụ. Để có sự tổng hợp các kiến
thức đã học trong các môn học của ngành và có được sự khái quát chung về nhiệm
vụ của một người thiết kế, em được nhận đề bài: "Thiết kế máy tiện ren vít vạn
năng".
Được sự chỉ bảo hướng dẫn tận tình của thầy giáo cùng với sự nỗ lực cố
gắng của bản thân, đến nay em đã hoàn thành đồ án môn học của mình. Do trình độ
còn hạn chế nên bài tập lớn chắc sẽ không tránh khỏi thiếu sót. Em rất mong được
sự chỉ bảo của các thầy cô để em có điều kiện học hỏi thêm.
Em xin chân thành cảm ơn!.
Hà Nội, ngày tháng năm 2012
Sinh viên thiết kế
Sinh viên thực hiện: Nhóm 3 Lớp: CK1-K4

PHẦN I
PHÂN TÍCH MÁY THAM KHẢO T616
I - Máy tiện T616 :
1- Cấu tạo chung:
T616 là mỏy tiện ren vít vạn năng, là một trong những sản phẩm đầu tiên của
nhà máy sản xuất máy cụng cụ số một Hà Nội
1 : Thân máy. 10 : Trục trơn.
2 : Hộp tốc độ. 11 : Trục điều khiển.
3 : Mâm cặp. a,b,d,e : Cần tay gạt để di động
4 : ụ động. các khối bánh răng bên trong hộp tốc độ.
5 : Giỏ đỡ. ( c ) : Tay gạt dùng để đóng mở ly hợp ,
6 : Bàn dao. trên cơ sở đóng mở máy
7 : Hộp xe dao. và đảo chiều trục chính.
8 : Bàn xe dao.
9 : Trục vít me.

2 - Đặc tính kỹ thuật :
T616 là máy tiện hạng vừa, có độ chính xác cấp 2, công suất động cơ
N = 4,5 Kw và vận tốc cắt nhỏ.
o Đường kính lớn nhất của phội gia công được trên máy : 320 mm.
o Khoảng cách giữa 2 mũi tâm : 750 mm
o Số cấp vòng quay của trục chính : Z = 12
o Giới hạn cấp vòng quay trục chính : n = 44÷1980 v/ph
o Lượng chạy dao :
• Dọc : 0,06÷3,34 mm / vòng
• Ngang : 0,04÷2,47 mm / vòng
o Ren cắt được trên máy :
• Quốc tế : 0,5÷9 mm
• Modul : 0,5÷9 mm
• Anh : 38÷2 vòng ren / 1"
Theo bảng (5-1) [5] gia công trên máy có thể đạt được:
Phương pháp gia công Cấp chính xác đạt Độ bền (µm)
Tiện thô IT 8 ÷ 11 Ra = 12,5 ÷ 2,5
Tiện bán tinh IT 5 ÷ 7 Ra = 3,2 ÷ 6,3
Tiện tinh IT 3 ÷ 4 Ra = 1,26 ÷ 1,6
Tiện mỏng IT 2 Ra = 0,25 ÷ 0,63
Cắt ren IT 3 Ra = 1,25 ÷ 1,6
3 - Truyền động của máy :Hình III-2 : Là sơ đồ động của máy T616.
a- Xích tốc độ :

Hộp tốc độ máy T616 thuộc hộp tốc độ dựng riờng, gồm hai phần : hộp
giảm tốc và hộp trục chính. Hộp giảm tốc đặt dưới thân máy và truyền động cho
hộp trục chính nhờ bộ truyền đai. Đồng thời trong hộp tốc độ có hai đường truyền
động đến trục chính là trực tiếp và gián tiếp.
Lượng di động tính toán: nđc → nTC (vg/ ph)
Xích liên kết: M - 1 - 2 - iV - 3 - 4 - 5 - TC
Phương trình cân bằng động học: nđc × i12 × iV × i34 × i45 = nTC
Công thức điều chỉnh:
iV = cv. nTC
* Đường truyền trực tiếp :
Phương trình xích tốc độ trực tiếp :
* Đường truyền gián tiếp :
Phương trình xích tốc độ gián tiếp:
Số vòng quay lớn nhất của trục chính :
Nmax = 1450. =.
27
27
.
200
200
.
48
50
.
33
45
.
58
58
1980 (v/ph).
Số vũng quay nhỏ nhất của trục chính :
Nmin = 1450. =
58
17
.
63
27
.
200
200
.
71
27
.
47
31
44 (v/ph).

iS
T2
M
T1
8
tvm1
tvm2
10
Z
m9
b -Xích chạy dao:
Hộp chạy dao máy T616 chỉ có một đường truyền động để tiện ren hệ một.
Để tiện được ren hệ Anh, ren pitch, ren modun, phải dựng bộ truyền bánh răng thay
thế.
+ Khi tiện ren: 1 vòng trục chính → t bàn dao (mm)
1 vòng TC × i45 × i46 × iS × i78 × tvm1 = t
⇒ iS = cS × t
+ Khi tiện trơn: 1 vòng quay trục chính làm dao đi được một lượng Sd(mm).
1 vòng TC × i35 × i46 × iS × i78 × i69 × πmz = Sd
⇒ iS = csd × Sd
+ Khi chạy dao ngang: 1 vòng quay trục chính làm dao đi được một lượng Sn (mm).
1 vòng TC × i45 × i46 × iS × i78 × i78910 × tvm2 = Sn
⇒ iS = csn × Sn
Phương trình xích chạy dao :

* Tiện trơn:
Chạy dao dọc:
58
S=1vg
58
55
55
24
2135
55
(IX)(VII)
52
26
27
24
(X )
tc b
a
d
c (VIII)
30
48
27
36
26
52
52
26
39
39 52
26
26
52 26
52
39
39 2652
26 52
39
39 26
52 39
39 26 52
52 26
.. .
...
.... .
......
...
.
..
39
39 ( XI) 2
45
39
39
( XIV) 39
39
.14.3 (doïc)
Chạy dao ngang:
58
S=1vg
58
55
55
24
2135
55
(I X)(V II )
52
26
27
24
(X)
tc b
a
d
c (VI II)
30
48
27
36
26
52
52
26
39
39 52
26
26
52 26
52
39
39 2652
26 52
39
39 26
52 39
39 26 52
52 26
.. .
...
.... .
......
...
.
..
39
39 ( XI ) 2
45
L3
47
38 47
13
tx. (ngang)
* Tiện ren :
58
S=1vg
58
55
55
24
2135
55
(I X)(VI I )
52
26
27
24
(X)
tc b
a
d
c (VI I I )
30
48
27
36
26
52
52
26
39
39 52
26
26
52 26
52
39
39 2652
26 52
39
39 26
52 39
39 26 52
52 26
.. .
...
.... .
......
...
.
.. 39
3939
39 ( XI I ) .tx Caét ren vít.

N=4,5KWn=1450v/ph
Bômdaàu
Cam
Þ200
HìnhIII-2SôñoàñoängmaùytieänrenvítvaïnnaêngT616.
Þ200
III
VIII
27
c
d
b
a
2448
302621
5236
27
39
52
26
2624
525252
393939
39392626
39
39
39
39
14
2ñm
tx=6
45
2460
255515384713
L12L
7148453831
58
58
4740335027
I
II
IV
V
VI
63
2727L158
17

4 - Các cơ cấu điển hình:
a - Cơ cấu an toàn:
Ps
Z45
XI
1 2
6
7
3
5 4
Hình III-3 : Sô ñoàcô caáu an toaøn cuûa maùy T616
Nhằm ngăn ngừa quá tải khi chạy dao dọc hoặc chạy dao ngang : kết cấu như
hình vẽ. Trên trục trơn (XI) có lắp trục vít (1) lồng không luôn ăn khớp với bánh vít
Z = 45 …Một đầu trục vít ăn khớp ly hợp vấu (2) di trượt liên tục. Khi làm việc
bình thường, lực lò xo (3) luôn đẩy viên bi (4) tỳ sát vào mặt côn của đòn bẩy (5)
làm cho đòn bẩy luôn luôn đẩy ly hợp vấu (2) ăn khớp với mặt vấu của đầu trục vít.
Khi trục trơn quay kéo trục vít quay, ăn khớp với bánh vít truyền động cho hợp xe
dao. Khi quá tải lực Px sẽ thắng lực lò xo (3) và đẩy vấu (2) sang phải, đầu nhọn
của đòn bẩy bật lên phía trên của viên bi, tách rời hai mặt vấu, xích chạy dao bị cắt
đứt. Để lặp lại xích truyền động ta gạt tay gạt (6) để đưa ly hợp (2) về ăn khớp với
trục vít, mũi nhọn của đòn bẩy trượt qua viên bi về vị trí cũ. Vít (7) để điều chỉnh
lực lò xo, qua đó để điều chỉnh lực phòng quá tải.

b - Cơ cấu Hácne:
Để tạo hai đường truyền nhanh và chậm trong hộp trục chính.
Hình III-4
Vị trí trong hình vẽ : chuyển động từ bộ truyền đai dẫn đến trục rỗng (I) qua làm
trục chính quay với cấp số vòng quay thấp. Nếu gạt ly hợp L sang trỏi, Z1 ra khớp
với Z2 và vào khớp răng trong của ly hợp, nối liền trục ống 1 với trục ống 3, đưa
trực tiếp cóc số đến trục : Trục quay nhanh.
PHẦN II
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC XÍCH TỐC ĐỘ
I- CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN DẪN :
1. Chọn kiểu truyền dẫn:
Chọn kiểu truyền dẫn cần căn cứ vào phạm vi điều chỉnh, công suất truyền,
trị số trượt, thuận tiện điều khiển, thay đổi tốc độ nhanh, tính công nghệ tốt.

Với máy chuyển động chính quay có N < 100 Kw theo ENIMS nên dùng
truyền dẫn điều chỉnh tốc độ cơ khí gồm 1 động cơ xoay chiều và 1 hộp tốc độ
bánh răng.
Kiểu truyền dẫn này đảm bảo độ cứng vững, thay đổi tốc độ đơn giản nhưng
phải dừng máy mới thay đổi được.
Yêu cầu đối với hộp tốc độ:
- Kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tiết kiệm vật liệu, kết cấu có tính công nghệ
cao, làm việc chính xác, sử dụng bảo quản dễ dàng, an toàn khi làm việc.
- Khi gia công với các tốc độ cắt khác nhau phải đảm bảo công suất không
thay đổi khi thay đổi số vòng quay của trục chính.
P. V = const (trong phạm vi tốc độ đã cho)
- Hộp tốc độ phải đảm bảo đạt được những trị số tốc độ nhất định thích hợp
trong khoảng giới hạn điều chỉnh tốc độ.
- Hộp phải đảm bảo độ kín khít, đảm bảo vệ sinh công nghệ.
- Việc bố trí các cơ cấu trong hộp phải đảm bảo có tác dụng tăng bền, tăng
tuổi thọ cho vỏ hộp, ổ bi, trục.
2. Bố trí cơ cấu truyền động:
Có 2 phương án bố trí các cơ cấu truyền động.
a) Hộp tốc độ và hộp trục chính chung 1 vỏ:
- Ưu điểm của cách bố trí này là gọn gàng toàn bộ truyền dẫn giá thành hạ
(chỉ dùng 1 vỏ), dễ tập trung các cơ cấu điều khiển.
- Nhược điểm:
+ Có thể truyền rung động, truyền nhiệt trong hộp tốc độ sang hộp trục
chính.
+ Khó dùng truyền động đai cho trục chính.
b) Hộp tốc độ tách rời hộp trục chính:
- Ưu điểm:

+ Không lan truyền rung động và nhiệt từ hộp tốc độ sang hộp trục chính,
nhờ đó nâng cao độ chính xác gia công.
+ Dễ dàng cho thống nhất hóa và tiêu chuẩn hóa hộp tốc độ trong các máy
khác nhau.
+ Cải thiện điều kiện lắp ráp, sửa chữa và hiện đại hóa.
+ Có khả năng tạo ra hai khoảng tốc độ khác nhau, khoảng cao dùng cho gia
công tinh, khoảng thấp chịu tải lớn dùng cho gia công thô.
Với các ưu nhược điểm của hai phương pháp và tham khảo máy T616, ta để
hộp tốc độ và hộp trục chính tách rời nhau. Hộp trục chính có hai đường truyền tốc
độ cao và tốc độ thấp.
3. chọn công suất động cơ:
Đối với hộp tốc độ máy cắt kim loại, thông thường hiệu suất đạt 75%-85%.
Do đó ta tính sơ bộ công suất động cơ như sau:
Ndc = = = 5.625 (Kw)
Theo Ttính toán thiết kế dẫn động cơ khí T1 ta chọn được động cơ
như sau: 4A132S4Y3 có thông số như sau:
II- CHỌN PHƯƠNG ÁN CẤU TRÚC TRUYỀN DẪN:
1. Chọn dạng kết cấu:
Chọn dạng kết cấu phức tạp hay đơn giản căn cứ vào phạm vi điều chỉnh yêu
cầu, công dụng của máy. Cấu trúc đơn giản được sử dụng khi phạm vi điều chỉnh
yêu cầu bé hơn trị số giới hạn.
Ndc(Kw) V(vg/ph) Cosϕ η(%)
7,5 1455 0,86 87,5 2,2 2,0

Phạm vi điều chỉnh tốc độ: Rn =
min
max
n
n
=
44
1980
= 45
Trong máy này ta sử dụng [Ri] = 8
với ϕ = = = 1,41
Ta có : Rn =
44
1980
= 45<
[ ]
ϕ
2
i
R
=
*
n
R = 45,39
Ta sử dụng cấu trúc đơn giản.
2. Chọn phương án không gian:
Phương án không gian được biểu diễn qua công thức:
Z = ∏=
m
1k
KP
Trong đó: PK: Số bộ truyền trong nhóm thứ k
k : Trật tự kết cấu của nhóm dọc theo xích truyền động
m : Số nhóm truyền.
Phương án không gian quyết định đến số bánh răng, số trục, số ổ bi, số lỗ
trong vỏ hộp và tổng chi phí chế tạo hộp. Vì thế cần phải chọn phương án tốt nhất
theo các chỉ tiêu sau:
- Tổng số bộ truyền là bé nhất.
- Số lượng nhóm truyền bé nhất
- Trọng lượng truyền dẫn bé nhất
- Giảm tổn thất ma sát.
Các phương án khi Z = 12.
(Z = P1 × P2 × . . . × Pm)
+ Để đảm bảo cân đối giữa tổng số bộ truyền bé nhất và số lượng nhóm
truyền bé nhất. Máy cỡ vừa khi dùng tốc độ thấp, xích giảm tốc dài cần phải giảm
bánh răng, ta dùng các phương án:

Z = 3 × 2 × 2
Z = 2 × 3 × 2
Z = 2 × 2 × 3
+ Để đảm bảo trọng lượng truyền dẫn nhỏ nhất, ta có quan hệ:
P1 > P2 > . . . > Pm. Vì mô men xoắn tăng dần khi số vòng quay giảm
(mK = K . )
n
N
và làm tăng kích thước các chi tiết của truyền dẫn.
Thực tế mk tăng dần từ trục động cơ đến trục chính, vì thế để nhận được bộ
truyền nhẹ nhiều hơn số bộ truyền nặng, do đó giảm được trọng lượng truyền dẫn,
ta lấy PK giảm dần về phía trục chính. Gần trục chính nên lấy Pm=1 hoặc 2.
Trên các trục động cơ quay nhanh, động năng lớn cũng cần tránh đặt nhiều
bánh răng để khỏi làm tăng tải trọng quán tính cho truyền dẫn.
Chọn phương án kết cấu Z = 3 × 2 × 2.
+ Công suất động cơ được sử dụng hết ở cấp tốc độ thấp của trục chính. ở
cấp tốc độ cao bộ truyền làm việc thiếu tải, tổn thất không tải nhiều, hiệu suất
truyền dẫn giảm. Để giảm tổn thất ma sát, cần rút ngắn truyền động ở những cấp
tốc độ cao cắt ra khỏi xích những khâu thừa khi dùng tốc độ thấp, làm cho điều
kiện gia tốc và hãm truyền dẫn dễ dàng. Để đạt được mục đích này ta dùng kết cấu
kiểu Hác ne.
3. Chọn phương án động học:
Phương án động học là phương án về trật tự thay đổi các bộ truyền trong các
nhóm để nhận được dãy tốc độ đã cho. Với mỗi phương án kết cấu đã chọn sẽ có
một phương án động học nên cần chọn một phương án tối ưu.

- Số phương án thứ tự thay đổi trị số vòng quay là:
m! = 3! = 2. 1. 3 = 6 (m là số nhóm truyền ).
Z1 =
III
6
II
3
I
1
223 ×× Z4 =
I
1
III
6
II
2
223 ××
Z2 =
II
3
III
6
I
1
223 ×× Z5 =
I
1
II
2
III
4
223 ××
Z3 =
III
6
I
1
II
2
223 ×× Z6 =
II
2
I
1
III
4
223 ××
- Phương án tối ưu là phương án có:
x1 < x2 < ...... < xm nếu P1 > P2 > .... > Pm
* Ưu điểm của phương án: Với số vòng quay bé nhất như nhau, trục trung
gian có số vòng quay cực đại bé nhất nên giảm thấp yêu cầu về độ chính xác chế
tạo các chi tiết của bộ truyền, giảm tải trọng động, giảm rung, giảm mòn, giảm tổn
thất ma sát, tăng hiệu suất khi số vòng quay trục chính cao.
- Phạm vi điều chỉnh của nhóm khuyếch đại sau cùng không vượt quá phạm
vi điều chỉnh cho phép.
Rm = ϕ
( )1PX1P
im
mm −−
=ϕ ≤ [Ri]
Lượng mở cho phép lớn nhất của hai tia biên của nhóm là:
Xmax = Xm (Pm - 1) =
ϕlg
]Rlg[ i
Xmax = 6 ( 2 - 1 ) = 6
Rm = ϕ6
= 1,416
= 7,85
Thỏa mãn điều kiện : Rm < [Ri] = 8
4. Vẽ lưới cấu trúc:
Dựa vào phương án động học và kết cấu đã cho, ta vẽ đồ thị lưới cấu trúc.
- Đường truyền nhanh: Z1 = 3 × 2 × 1
- Đường truyền chậm: Z2 = 3 × 2 × 1

⇒ Z = 3 × 2 × 1 ( 1 + 1 × 1)
Lưới cấu trúc thể hiện: tổng số trục, tỷ số truyền trong từng nhóm, tổng số
bánh răng của hộp tốc độ và số cấp tốc độ trên trục, lượng mở của nhóm truyền và
thứ tự ăn khớp bánh răng trong nhóm.
Các ký hiệu trên lưới cấu trúc: mỗi đường thẳng đứng biểu diễn một trục, các
điểm trên đường thẳng đứng biểu diễn số cấp tốc độ của trục đó, các đoạn thẳng nối
các điểm tương ứng trên các trục tượng trưng các tỷ số truyền giữa các trục đó.
Lưới cấu trúc được biểu diễn như hình vẽ:
Z = 31 × 23 × (1 + 1 × 1)
i5
i1
i2
i3
i4 i6
I II III IV V VI
n12
n11
n10
n9
n8
n7
n6
n5
n4
n3
n2
n

i7
Để biết cụ thể các trị số vòng quay của các trục, đánh giá được toàn bộ chất lượng
của phương án, ta vẽ đồ thị vòng quay.
∗ Chuỗi số vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân:
Với ϕ =1.41 ta có:
n1=nmin
n2=n1. ϕ
n3=n2. ϕ = n1. ϕ2
=> nz=n1. ϕz-1
Lần lượt thay z = 1÷12 vào ta có bảng sau:
Tốc độ Công thức tính n tính n tiêu chuẩn
n1 n1=nmin 44 44
n2 n1. ϕ 62.04 63
n3 n1. ϕ2
87.47 90
n4 n1. ϕ3
123.34 125
n5 n1. ϕ4
173.91 180
n6 n1. ϕ5
245.21 250
n7 n1. ϕ6
345.75 355
n8 n1. ϕ7
487.5 500
n9 n1. ϕ8
687.39 710
n10 n1. ϕ9
969.23 1000
n11 n1. ϕ10
1366.60 1380
n12 n1. ϕ11
1926.9 1980
44
63
90
125
180
250
355
500
710
1000
1380
1980
V VIIV
IIIIII
§ å thÞsè vßng quay ϕ=1.41
z = 3x2x(1+1x1) = 12
i23=0.5
i22=0.7
i1=1 i21=1 i31=1 i4=0.709
i5=0.5
i6=0.253
i32=0.35

Qua đồ thị vòng quay ta xác định được các tỷ số truyền được biểu diễn dưới dạng:
i = ϕE
E: Số khoảng lgϕ mà tia cắt qua.
E = 0 thì i = 1 : Tia thẳng đứng

E > 0 thì i > 0 : Tia hướng lên trên
E < 0 thì i < 0 : Tia hướng xuống dưới.
6. Xác định các tỷ số truyền:
4
1
= [imin] ≤ i ≤ [imax] = 2
i11 = ϕ0
= 1 i31 = ϕ0
= 1 i6= ϕ-4
= 0,253
i21 = ϕ0
= 1 i32 = ϕ-3
= 0,356 i23 = ϕ-2
= 0,5
i22 = ϕ-1
= 0,7 i4 = ϕ-1
= 0,709 i5 = ϕ-2
= 0,5
III- TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC BÁNH RĂNG:
1. Tính số răng của các bánh răng trong xích tốc độ:
Có nhiều phương pháp để xác định số răng của các bộ truyền, ta dùng
phương pháp giải tích để xác định số răng của các bánh răng trong bộ truyền.
Tính toán động học bánh răng tức là xác định số răng Z của các bánh răng
đảm bảo tỷ số truyền đã cho.
Sơ bộ chọn mô đun m = 2 ÷ 3 ứng với máy có công suất N < 10 Kw. Trong
một cặp bánh răng, để 2 bánh răng ăn khớp được thì các bánh răng được chế tạo
cùng mô đuyn. Trong một nhóm truyền, tình hình chịu tải của các bộ truyền khác
nhau, ta dùng nhiều giá trị mô đuyn khác nhau. Thay đổi tốc độ bằng bánh răng di
trượt dùng bánh răng thẳng. Trong một nhóm giữa hai trục song song ta có:

A =
( )
i
'
iini
cos
ZZm
2
1
β
+
× [2]
Trong đó: Zi và Z’
i là số răng bánh dẫn và bánh bị dẫn, từ đó ta có hệ
phương trình:
Zi + Z’
i = +
ni
i
m
βcosA2 ×
i'Z
Zi
= ii
Với Zi và Z’i nguyên dương.
Đối với bánh răng thẳng và cùng một mô đuyn:
ni
i
m
βcosA2 ×
= SZ = E. k (4-15) [2]
Để chiều ngang hộp bé, ta lấy số răng Zi và Z’i càng bé càng tốt.
Zmin = 17 ÷ 18 răng
Zmax = 50 ÷ 60 răng
SZmax = 100 ÷ 120 răng
Vì thế số răng Z cần phải được tính theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất.
Ta phân tích : ii =
i
i
g
f
trong đó ai và bi là các số nguyên tố cùng nhau.
Thay vào hệ trên ta có:
Zi =
ii
i
gf
f
+
. Sz
Z’
i =
ii
i
gf
g
+
. Sz
A
Zi
Z’
i
(1)

Nếu gọi K = BSCNN (fi + gi) thì ta có:
2A = E. K
E : Số nguyên đưa vào để đảm bảo không cắt chân răng.
Vậy:
Zi =
ii
i
gf
f
+
. EK
Z’i =
ii
i
gf
f
+
. EK
Số E được xác định trong hai trường hợp:
Nếu bánh răng bé nhất là chủ động: E =
Kf
gfZ ii
×
+
1
min )(
(3)
Nếu bánh răng bé nhất là bị động: E =
Kf
gfZ ii
×
+
1
min )(
(4)
Nếu Zi + Z’i = SZ > SZmax phải điều chỉnh lại bằng cách giảm trị số K và
chịu sai số về tỷ số truyền không vượt quá ± 2%
Trường hợp trong một nhóm truyền dùng hai loại mô đuyn m1 và m2 thì điều
kiện làm việc là:
2A = m1 (Zi + Z’i) = Szim1 (5)
2A = m2 (Zi + Z’i) = Szim2
A : Khoảng cách hai trục.
Szim1 và Szim2 là tổng số răng của cặp bánh răng có mô đuyn m1 và m2.
Từ (5) ta có:
1
2
1
2
2
1
e
e
m
m
Z
ZΣ
==
Σ
(6)
Hay : ∑Z1 = K. e1
∑Z2 = K. e2
Trong đó: e1, e2, K - là các số nguyên. Cách tính cụ thể như sau:
∑Z1 - xác định bằng cách phân tích ix
(2)

ix =
Xn
Xn
2X
2X
1X
1X
'Z
Z
....
'Z
Z
'Z
Z
==
Lấy tổng (Zx1 + Z’x1) + ...... (Zxn + Z’xn) chọn ∑Z1 trong các tổng đó
suy ra K =
2
zi
e
S
⇒ K2 = K. e1
Sử dụng công thức (2) tính được Zj và Z’j cho toàn bộ nhóm truyền. Việc
tính này thường gặp khó khăn, ∑Z thường quá lớn (∑Z > 120 răng) vì ∑Z là bội số
của (ai + bi ) và còn là bội số của e (hay mô đuyn). Vậy ta dùng phương pháp tính
gần đúng và dịch chỉnh bánh răng nhưng đảm bảo điều kiện làm việc có sai số tỷ số
truyền không vượt quá phạm vi cho phép ( < 2% ).
2. Tính số răng của các bánh răng trong các nhóm truyền:
- Nhóm truyền 1: Từ trục I sang trục II có tỷ số truyền i = 1, chọn theo máy
chuẩn T16 ta có Z = 42; Z’ = 58 răng.
- Nhóm truyền 2: Từ trục II sang trục III có 3 tỷ số truyền :
i1 = ϕ0
= 1 II III
i2 = ϕ-1
= 0,709
i3 = ϕ-2
= 2,635
Tính số răng:
i1 = 1 =
1
1
ta có : f1 = 1 ; g1 = 1
⇒ f1 + g1 = 1 + 1 = 2
i2 = 0,709 =
7
5
ta có : f2 = 5 ; g2 = 7
⇒ f2 + g2 = 5 + 7 = 12
i3 = 2,635 =
2
1
ta có : f3 = 1 ; g3 = 2
i1
i2
i3

⇒ f3 + g3 = 1 + 2 = 3
BSCNN (fi + gi ) = K = 12
Ta dùng cặp bánh răng có cùng mô đuyn
Emin = Zmin
121
)21(17
3
33
×
+
=
×
+
Kf
gf
= 4,25. Chọn E = 6
⇒Smin = 6 × 12 = 72 (răng)
Tham khảo máy T616 ta chọn SZ = 78 răng
Vậy ta có:
Z1 = 78
11
1
11
1
×
+
=×
+
ZS
gf
f
= 39 (răng)
Z’1 = 78
11
1
11
1
×
+
=×
+
ZS
gf
g
= 39 (răng)
Z2 = 78
75
5
22
2
×
+
=×
+
ZS
gf
f
= 32,5 (răng)
Chọn Z2 = 32 răng có e = 0,5
Z’2 = SZ - Z2 = 78 - 32 = 46 (răng) có e = -0,5
Z3 = 78
21
1
33
3
×
+
=×
+
ZS
gf
f
= 26 (răng)
Z’3 = SZ - Z3 = 78 - 26 = 52 (răng)
Cặp bánh răng dịch chỉnh :
)5,0e(Z
)5,0e(Z
46
32
−=
=
ta chọn:
Z2 = 33
Z’2 = 45
47
31
'
;
40
38
' 3
3
1
1
==
Z
Z
Z
Z
Số răng: Z1 = 38 ; Z’1 = 40 ; Z2 = 33 ; Z’2 = 45 ; Z3 = 31 ; Z’3 = 47
⇒ để đ m b oả ả l ng m c a nhóm truy n taượ ở ủ ề
có:

- Nhóm truyền 3: Từ trục III sang trục IV có 2 tỷ số truyền :
Ta có: III IV
i4 = ϕ0
= 1
i5 = ϕ-3
= 0,356
Tính số răng:
i4 = 1 =
1
1
ta có : f4 = 1 ; g4 = 1
⇒ f4 + g4 = 1 + 1 = 2
i5 = 0,356 =
53
19
=
36
13
Ta có : f5 = 13 ; g5 = 36 ⇒ f5 + g5 = 13 + 36 = 49
BSCNN (fi + gi ) = K = 2 × 49 = 98
Emin = Zmin
9813
)3613(18
5
55
×
+
=
×
+
Kf
gf
= 0,69. Chọn E = 1
Smin = E × K = 1 × 98 = 98 (răng)
Z4 = 98
11
1
44
4
×
+
=×
+
ZS
gf
f
= 49 (răng)
Z’4 = SZ - Z4 = 98 - 49 = 49 (răng)
Z5 = 98
3613
13
55
5
×
+
=×
+
ZS
gf
f
= 26 (răng )
Z’5 = 98
3613
36
55
5
×
+
=×
+
ZS
gf
g
= 72 (răng)
Tham khảo máy T616 ta chọn:
Z4 = 50 răng ; Z’4 = 48 răng
i4
= 1
i5
=0,35

Z5 = 27 răng ; Z’5 = 71 răng
- Nhóm truyền 4: Từ trục IV sang trục V bằng bộ truyền đai thang
i = ϕ-1
= 0,709 =
7
5
Tham khảo máy T616 ta chọn: iđ = 220
200
φ
φ
- Nhóm truyền 5: Từ trục V đến trục chính VII
+ Đường truyền tốc độ cao:
Trục V được thiết kế trùng với trục chính VII thông qua ly hợp răng
+ Đường truyền tốc độ thấp:
Do trục V trùng với trục VII nên bộ truyền từ trục V đến trục VI có cùng
khoảng cách trục A với bộ truyền từ trục VI đến trục VII.
Để đảm bảo bộ truyền truyền được mô men lớn, ta chọn bộ truyền:
i6 có bánh răng mô đuyn m1 = 2,5
i7 có bánh răng mô đuyn m2 = 3
Điều kiện ăn lhớp của hai bộ truyền là:
2A = m1 (Z6 + Z’6) = ∑Z6. m1
2A = m2 (Z7 + Z’7) = ∑Z7. m2
Ta có: i6 = ϕ-2
=
35
15
; f6 = 15 ; g6 = 35 ; f6 + g6 = 15 + 35 = 50
i7 = ϕ-4
=
24
7
; f7 = 7 ; g7 = 24 ; f7 + g7 = 7 + 24 = 31
Từ điều kiện ăn khớp ta có:
5
6
5,2
3
e
e
m
m
Z
Z
1
2
1
2
7
6
====
∑
∑
⇒ ∑ Z6 = ∑ Z7.
5
6
Tham khảo máy T616 ta chọn khoảng cách trục A = 94mm
∑ Z7 =
5,2
942
m
A2
2
×
= = 75 (răng)

∑ Z6 =
5
675
5
6Z7 ×
=
×∑
= 90 (răng)
⇒ Ta có số răng:
Z6 = 90
3515
15
6
66
6
×
+
=×
+
zS
gf
f
= 27 (răng)
Z’6 = 90
3515
35
6
66
6
×
+
=×
+
zS
gf
g
= 63 (răng)
Z7 = 75
247
7
7
77
7
×
+
=×
+
zS
gf
f
= 17 (răng)
Z’7 = 75
247
24
7
77
7
×
+
=×
+
zS
gf
g
= 58 (răng)
3. Kiểm tra điều kiện di trượt khối bánh răng 3 bậc:
Z1 = 38
Z’1 = 40
Z2 = 33
Z’2 = 45
Z3 = 31
Z’3 = 47
Đảm bảo cho khối bánh răng 3 bậc ở trục II di trượt ăn khớp được các bánh
răng cố định ở trục III (bánh lớn ở giữa, bánh bé ở hai bên).
Muốn di trượt được thì đỉnh của các bánh biên không nhô ra quá vòng chân
răng của bánh giữa một trị số lớn hơn khe hở đỉnh răng c = 0,25mm.
dcb ≤ dig + 2c
mZb + 1f ≤ (m Zg - 2f - 2c ) + 2c
Z’3
Z’1
Z’2
Z2 Z3
Z1
II
III

Zg - Zb > 4
Trong đó:
dcb và Zb là đường kính ngoài và số răng của bánh biên.
dig và Zg là đường kính trong và số răng của bánh giữa.
f = 1 là hệ số chiều cao đỉnh răng.
Ta có: Z1 - Z2 = 38 - 33 = 5 > 4 ⇒ thỏa mãn điều kiện
4. Kiểm tra sai số tốc độ:
- Kiểm tra sai số tần số quay trục chính và so sánh với sai số cho phép.
- Nếu tỷ số truyền của hộp tốc độ là iV thì cho ta tốc độ ra của trục chính là:
nk = ne × iV (ne là tốc độ quay của động cơ).
Trong quá trình tính toán do phân tích tỷ số truyền có sai số, do quy nguyên
số răng Z tính được ... Tần số quay trục chính có thể lệch nhiều so với tần số quay
tiêu chuẩn nên phải kiểm tra sai số tốc độ.
Ta phải tính sai số tần số quay trục chính và so sánh với sai số cho phép.
Sai số cho phép [∆n] = 10 (ϕ - 1)%
Sai số của số vòng quay tính toán so với số vòng quay tiêu chuẩn:
∆n = %100
n
nn
TC
TTTC
×
−
< [∆n] = ±10 (ϕ - 1)% = ± 4,1%
Trong đó: nTC : Số vòng quay tiêu chuẩn
nTT : Số vòng quay thực tế.

Bảng kiểm tra sai số vòng quay trục chính
ST
T
Phương trình xích động học
nTC
(vg/ph)
nTT
(vg/ph)
∆n
(%)
1 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
220
200
.
71
27
.
47
31
.
58
42
44 45 -2.2
2 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
220
200
.
71
27
.
33
45
.
58
42
63 64.5 -2.4
3 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
220
200
.
71
27
.
40
38
.
58
42
90 90.18 - 0.2
4 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
198
200
.
48
50
.
47
31
.
58
42
125 124.63 0,3
5 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
220
200
.
48
50
.
33
45
.
48
42
180 175.7 2.4
6 1455.
58
17
.
63
27
.985,0.
220
200
.
48
50
.
40
38
.
58
42
250 248 0,8
7 1455. 985,0.
220
200
.
71
27
.
47
31
.
58
42
355 351.1 1.1
8 1455. 985,0.
220
200
.
71
27
.
45
33
.
58
42
500 490 2
9 1455. 985,0.
220
200
.
71
27
.
40
38
.
58
42
710 686.57 3.3
10 1455. 985,0.
220
200
.
48
50
.
47
31
.
58
42
1000 1000 0
11 1455. 985,0.
220
200
.
48
50
.
33
45
.
58
42
1380 1359.3 1.5
12 1455. 985,0.
220
200
.
48
50
.
40
38
.
58
42
1980 1966.2 0,7

PHẦN III :THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP CHẠY DAO MÁY TIỆN
T616
I.Đặc điểm,yêu cầu và điều kiện kỹ thuật của hộp chạy dao:
1.Đặc điểm:
- Hộp chạy dao dùng để thực hiện chuyển động chạy dao đảm bảo quá trình cắt
được tiến hành liên tục và duy trì lượng chạy dao cần thiết khi gia công các chi tiết
cụ thể theo quy trình công nghệ đã đề ra.
- Tốc độ làm việc chậm nhiều so với hộp tốc độ. Vì thế công suất truyền động của
hộp chạy dao bé, thường chỉ bằng 5÷10% công suất truyền động chính.Vì tốc độ
làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ ,do đó hộp chạy dao có thể dùng các cơ
cấu giảm tốc nhiều và hiệu suất thấp như vít me-đai ốc,trục vít-bánh vít,bánh răng
thanh răng.
- Hộp chạy dao phải đảm bảo tỷ số truyền chính xác giữa trục chính và phôi.
- Hộp chạy dao dùng cơ cấu bánh răng di trượt cho nhóm cơ sở và cơ cấu mean ở
nhóm gấp bội.
- Để làm nhóm cơ sở của máy tiện ren vít cũng có thể dùng nhóm bánh răng di
trượt , lúc này độ cứng vững khá cao nhưng tính toán nó để bảo đảm tỉ số truyền
chính xác có khó khăn hơn và hệ thống điều khiển cần nhiều càng gạt .
- Nhóm gấp bội dùng cơ cấu Mean:điều khiển bằng một tay gạt kích thước theo
chiều trục nhỏ,phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao lớn,chế tạo tương đối đơn giản
vì các khối bánh răng đều giống nhau,nhưng có nhược điểm là hiệu suất truyền
động kém vì tất cả các bánh răng đều quay nên công suất truyền bé ,lắp đặt khó
khăn.
2.Yêu cầu và điều kiện kỹ thuật:
a.Yêu cầu:
-Hộp chạy dao phải đảm bảo các thông số truyền động cần thiết như số cấp chạy
dao, phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao Rs và phạm vi giới hạn tỉ số truyền
5
1
≤ is≤2,8, tức là:
- Đảm bảo độ chính xác cần thiết của chuyển động chạy dao khi cắt ren.
- Đảm bảo đủ công suất để thắng phân lực cắt dọc trục Px, truyền động êm và khả
năng đảo chiều.
b.Điều kiện kỹ thuật:
14
5
1
8,21
min
max
===
S
S
iS
i
i
R

- Đảm bảo lượng di động chính xác cao.
- Sai số vị trí của hộp bé....
-Hộp chạy dao có hai công dụng là chạy dao tiện ren và chạy dao tiện trơn. Nhưng
khi thiết kế ta chủ yếu thiết kế cho chạy dao tiện ren ( Ren tiêu chuẩn ). Nhìn chung
các bước tiện trơn khá dày đặc vì vậy để chạy dao tiện ren ta dùng cơ cấu vít me-
đai ốc, còn để chạy dao tiện trơn ta dùng cơ cấu bánh răng thanh răng.
3.Thiết kế động học cho hộp chạy dao :
-Yêu cầu máy thiết kế cắt nhiều loại ren khác nhau nên tỷ số truyền có sai số về hệ
ren Anh và ren mô đun nên khi tính toán phải chuyển đổi.
-Các bước thiết kế:
+Xác định các bước ren và xếp bảng ren.
+Thiết kế nhóm cơ sở.
+Thiết kế nhóm gấp bội.
+Thiết kế nhóm bù.
+Kiểm tra lại các bước ren cần .
4.Xác định các bước ren và xếp bảng ren:
a.Xác định các bước ren:
- Ren hệ mét:
+Ren quốc tế :tp= 0,5; 0,75; 1; 1.25;1.5; 1,75; 2; 2,25;3;3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 9.
+Ren Mô đun:
m= 0,5; 0,75; 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25;3; 3,5; 4; 4.5; 5; 6; 7; 9.
- Ren hệ Anh(số vòng ren trong 1 tất Anh)
Theo công thức: , với tp – là bước ren cần thiết.
n = 38; 36; 30; 28; 20; 19; 18; 16; 15; 14; 12; 11; 10; 9,5; 9;8; 7,5; 7; 6; 5,5; 5;
4,75; 4,5; 4; 3,75; 3,5; 3; 2,75; 2,5; 2.
Sắp xếp các bước ren cần cắt để tạo thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội.
b.Xếp bảng ren:
-Các bước ren được xếp thành từng cột có giá trị gấp bội nhau theo các tỉ
số:1,2,4,8,… hoặc 1 8
1
;
4
1
;
2
1
;… tức các tỷ số gấp bội phải hình thành cấp số nhân
với công bội ϕ=2.
-Khi sắp xếp cần lưu ý:
π
pt
m =
pt
n
4,25
=

+ Số hàng ngang phải ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở bánh răng di
trượt phải là ít nhất để đảm bảo độ cứng vững.
+ Tránh để các bước ren trùng và sót.
+ Cả 4 bảng ren đều do 1 một cơ cấu bánh răng di trượt di nhất tạo ra nên để cho
quá trình tính toán đơn giản ,các cơ số xếp trong một cột dọc giữa các bảng ren cần
chú ý thống nhất hóa về mặt sản xuất.
+ Ren quốc tế và ren mô đun có bước ren nhỏ xếp từ trái đi xuống.Ren Anh có số
vòng ren nhỏ xếp từ phải đi lên.
-Bảng xếp ren:
5.Thiết kế nhóm cơ sở:
- Chọn cột có tỷ số gấp bội 1/1 làm nhóm cơ sở (nằm trong cột đóng khung).
- Theo máy chuẩn T616, chọn tỷ số truyền bánh răng thay thế.
+ Khi cắt ren quốc tế:
+ Bước vít me của máy: tv = 6 (mm).
+ Tỷ số truyền cố định:
- Vậy phương trình cắt ren là:.1. icđ.ith.ics.igb.tv = tp (1).
- Cho cắt thử các ren trong nhóm cơ sở thì igb = 1, thay các trị số đã biết vào
phương trình (1),ta được:
Ren Qu c t Ren Mô đunRen Anhố ế 0,51240,512438199,54,75-1.252,55-
1,252,55361894,50,751,5360,751,53630157,53,75-1,753,57-1,753,57281473,5-2,254,59-2,254,59241263Tỷ
s g p b iố ấ ộ 1/41/21/12/11/41/21/12/122115,52,75201052,5168421/41/21/12/1-Nh ng c t d cữ ộ ọ
n m trong khung đ c ch n làm nhóm c s , v i cách ch n trên nhóm g p b i sằ ượ ọ ơ ở ớ ọ ấ ộ ẽ
g m 4 t s truy n :iồ ỷ ố ề g
b i= ¼; ½; 1/1; 2/1.ộ
45
60
=thi
2
1
=cdi
46.60
.45.2 pp
cs
tt
i ==⇒pcs ti =6.1..
45
60
.
2
1
.1

-Lần lược thay: tp=(2; 2,5; 3; 3,5; 4,5)(mm) ta được 5 tỷ số truyền viết dưới dạng
phân số tối giản như sau:
hay:
- Để tìm ra số răng của bánh răng của bánh răng có tỷ số truyền hoàn toàn đúng
với ics ta dùng nhiều loại mô đun khác nhau: (m= 2; 2,5; 3; 3,5; 4;...).
- Dựa vào máy chuẩn T616 ta chọn khoảng cách trục giữa các bánh răng thuộc
nhóm cơ sở: A=78.
- Ta có: (2), ta thay lần lược các giá trị m ở trên vào phương trình (2)
được các Z tổng khác nhau: Ztổng = 78; 62; 52; 45; 39.
- Gọi k= A+B; AB làtử số và mẫu số của các ics. K= 3; 13; 7; 15;17.
- Lần lược đối chiếu giữa các trị số Ztổng và các trị số k để tìm xem tại một ô nào
đó có thể tìm một số nguyên a sao cho . Lúc đó số răng của
nhóm cơ sở bằng: icơ sở.
- Nếu ô nào không tìm được số a đó thì bỏ trống.
ics=A/B
B
A
ics ==
8
9
;
8
7
;
4
3
;
8
5
;
2
1
8
9
:
8
7
:
4
3
:
8
5
:
2
1
::::
'
5
5
'
4
4
'
3
3
'
2
2
'
1
1 =
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
m
A
Ztong
2
=
bB
aA
Z
Z
i
i
== '
k
Z
a
tong
≈

1
2
5
8
3
4
7
8
9
8
Ztổng m
k
3 13 7 15 17
78 2 26
52
30
48
- - -
62 2,5 - - 27
36
- -
53 3 - 20
32
- - 27
24
45 3,5 15
30
- - 21
24
-
39 4 13
26
15
24
- - -
Bảng 2.1.Bảng tính số răng của nhóm cơ sở
-Theo bảng 2.1 ta chọn:
6.Thiết kế nhóm gấp bội:
24
27
;
24
21
;
36
27
;
48
30
;
52
26
8
9
;
8
7
;
4
3
;
8
5
;
2
1
==csi
Hình 2.1 S đ đ ng c a nhóm c sơ ồ ộ ủ ơ ở
xxx x x
27x3 30x2 26x2 21x3,5
27x2,5
36x2,524x3,552x224x3

- Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền có công bội ϕ=2. Nên ta chọn cột dọc
nằm trong khung làm cơ sở, để cắt được số ren, các tỷ số truyền của nhóm gấp bội
bằng
2;
- Ta dùng cơ cấu Mêan để thiết kế nhóm gấp bội. Để nâng cao tính công nghệ gia
công của HCD thì tâm của các trục nhóm cơ sở và nhóm gấp bội trùng nhau, tức là
bố trí cơ cấu Mêan trên 2 trục của nhóm cơ sở kéo dài vì vậy số răng và Môđun của
nhóm phải phù hợp để đảm bảo khoảng cách trục A=78(mm).
Theo cơ cấu trên ta có:
Từ (2) ⇒Z’1=Zo (5). Thay vào (3) ta được:
Từ (2) ⇒Z’1=Zo (5). Thay vào (3) ta được:
.
4
1
;
2
1
;
1
1
2
Z’2
Z’1
Z2 Z1
Z2
Z1
Z’1
Z’2Z’1
Z’2Z’1
Z’2
I
II
III
Z0 1 1/2 1/4
A
A
Z1
Hình 2.2 Nhóm g p b i dùng c c u Mean.ấ ộ ơ ấ
x
( )6
2
1
. '
2
2
1
'
1
=
Z
Z
Z
Z
( )6
2
1
. '
2
2
1
'
1
=
Z
Z
Z
Z
( ) ( )4
4
1
.....;3
2
1
... 1
1
'
1
'
2
2
1
'
1
'
2
2
1
'
1
4
0
1
1
'
1
'
2
2
1
'
1
3 ====
o
gbgb
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
i
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
i
( ) ( )21.;12. 1
1
'
1
2
1
2
'
2
1 ====
o
gb
o
gb
Z
Z
Z
Z
i
Z
Z
Z
Z
i

Từ (1), (5), (6) ta nhận thấy 2 phương trình
Và là đối xứng .
Nên phải có 2 trong 4 biến đó bằng nhau(Z1,Z’1,Z2,Z’2).Nhưng trong cơ cấu
Mean thì chỉ có 2 trường hợp Z2=Z’2
hoặc Z1=Z’1. Ở đây ta chọn : Z2=Z’2 (7)
Mặt khác: Chọn m=2 ⇒ Z2+Z’2=78 (8)
Từ (7) và (8), suy ra
Thay (9) vào (1):⇒Z1=2.Zo=2.Z’1 (10)
Mặt khác ta có: chọn m=2⇒Z1+Z’1 =78 (11)
Từ (10) và (11)
7.Thiết kế nhóm bù:
2.2.4.1.Tính toán các bánh răng thay thế khi tiện ren modun:
-Sau khi đã có các cặp bánh răng cơ sở được tính toán trong ren quốc tế,ta tính các
cặp bánh răng thay thế để tiện ren modun dựa trên các cặp bánh răng cơ sở đã
có.Các bước ren modun giống như ren quốc tế chỉ khác là nó được tính trên m.
-Phương trình cắt ren: 1.icđ.ith.ics.igb.tv = tp ,với tp=m π
Chọn ren modun có m=2 để cắt thử: igb=1, icđ=1/2, ics=1/2.
Thay vào phương trình cắt ren:
ith= π
3
4
= 30
87
.
45
65
Vậy để tiện ren modun , ta sử dụng 4 bánh răng thay thế:a=45,b=64,c=87,d=30.
2.2.4.2.Tính toán các bánh răng thay thế khi tiện ren Anh:
2
1
. '
2
2
1
'
1
=
Z
Z
Z
Z
2. 1
2
'
2
=
oZ
Z
Z
Z
78)(
2 2
'
2 =+= ZZ
m
A
()9
39
39
78)( '
2
2
'
22
'
22




=
=
⇒




=+
=
⇒
Z
Z
ZZ
ZZ
78)(
2
'
11 =+= ZZ
m
A




=
=
⇒




=+
=
⇒
26
52
78)(
)2(
'
1
1
'
11
'
11
Z
Z
ZZ
ZZ
vgbcscd
th tiii
m
i
....1
π
=⇒

-Do đặc điểm các bước ren Anh khác bước ren modun nên ta phải chọn bánh răng
thay thế cho từng loại ren sau đó thử các bánh răng cơ sở để tìm bánh răng thay thế
trùng, điều này sẽ làm giảm bớt các cặp bánh răng thay thế.
a. Dựa vào bảng xếp ren Anh ta chọn các cỡ ren Anh có n=9,5 thay vào phương
trình cắt ren: tp= 5,9
4,25
= icđ.ith.ics.igb.tv .Với igb=1, icđ=1/2, ics=1/2.
Vậy cặp bánh răng thay thế khi tiện ren có n=9,5 là:a=60,b=45,c=127,d=95.
-Để tìm các cặp bánh răng thay thế trùng nhau ta thay thế các ics vào phương trình
cắt ren tp .
+ ics= 8
5
→ tp =
6,7
4,25
6.1.
95
127
.
45
60
.
8
5
.
2
1
=
→ n #
+ ics= 4
3
→ tp = 3.6
4,25
1.5.19
3.127
6.1.
95
127
.
45
60
.
4
3
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
7
→ tp = 4.5
4,25
19.5
5.7.127
6.1.
95
127
.
45
60
.
8
7
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
9
→ tp =
2,4
4,25
1.19.5
5,4.127
6.1.
95
127
.
45
60
.
8
9
.
2
1
==
→ n #
b.Với n=9 → tp= 9
4,25
. Chọn ics =1/2. → 6.1.
2
1
.
2
1
9
4,25
= .ith
+ ics= 8
5
→ tp =
2,7
4,25
1.18.5
5,2.127
6.1.
90
127
.
45
60
.
8
5
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 4
3
→ tp = 6
4,25
1.18.5
3.127
6.1.
90
127
.
45
60
.
4
3
.
2
1
==
→ n =6.
+ ics= 8
7
→ tp = 14.5
4,25
18.5
5,3.127
6.1.
90
127
.
45
60
.
8
7
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
9
→ tp = 4
4,25
1.18.5
5,4.127
6.1.
90
127
.
45
60
.
8
9
.
2
1
==
→ n =4
Vậy cặp bánh răng thay thế khi tiện ren có n=9,n=6,n=4 là:a=60,b=45,c=127,d=90.
c.Với n=7,5 → tp= 5,7
4,25
. Chọn ics =1/2. → 6.1.
2
1
.
2
1
5,7
4,25
= .ith
95
127
.
45
60
3
4
.
95
127
3
2
.
19
2
.
5
127
6.1.
2
1
.
2
1
1
.
5,9
4,25
====⇒ thi
90
127
.
45
60
3.45
2.127
3.9.5
2.127
6.1.
2
1
.
2
1
1
.
9
4,25
====⇒ thi
75
127
.
45
60
3.45
4.127
3.15.5
2.2.127
6.1.
2
1
.
2
1
1
.
5,7
4,25
====⇒ thi

+ ics= 8
5
→ tp = 6
4,25
15.5
5,2.127
6.1.
75
127
.
45
60
.
8
5
.
2
1
==
→ n =6
+ ics= 4
3
→ tp = 5
4,25
1.15.5
3.127
6.1.
75
127
.
45
60
.
4
3
.
2
1
==
→ n =5.
+ ics= 8
7
→ tp = 28.4
4,25
15.5
5,3.127
6.1.
75
127
.
45
60
.
8
7
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
9
→ tp = 33.3
4,25
1.15.5
5,4.127
6.1.
75
127
.
45
60
.
8
9
.
2
1
==
→ n =4
Vậy cặp bánh răng thay thế khi tiện ren có n=7,5;n=6,n=5
là:a=60,b=45,c=127,d=75.
d.Với n=7 → tp= 7
4,25
. Chọn ics =1/2. → 6.1.
2
1
.
2
1
7
4,25
= .ith
+ ics= 8
5
→ tp = 6.5
4,25
14.5
5,2.127
6.1.
70
127
.
45
60
.
8
5
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 4
3
→ tp = 66.4
4,25
1.14.5
3.127
6.1.
70
127
.
45
60
.
4
3
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
7
→ tp = 4
4,25
14.5
5,3.127
6.1.
70
127
.
45
60
.
8
7
.
2
1
==
→ n =4
+ ics= 8
9
→ tp = 11.3
4,25
1.14.5
5,4.127
6.1.
70
127
.
45
60
.
8
9
.
2
1
==
→ n =#
Vậy cặp bánh răng thay thế khi tiện ren có n=7 là:a=60,b=45,c=127,d=70.
e.Với n=5,5 → tp= 5,5
4,25
. Chọn ics =1/2. → 6.1.
2
1
.
2
1
5,5
4,25
= .ith
+ ics= 8
5
→ tp = 4.4
4,25
11.5
5,2.127
6.1.
55
127
.
45
60
.
8
5
.
2
1
==
→ n#
+ ics= 4
3
→ tp = 66.3
4,25
1.11.5
3.127
6.1.
55
127
.
45
60
.
4
3
.
2
1
==
→ n #
70
127
.
45
60
3.70
4.127
3.14.5
2.2.127
6.1.
2
1
.
2
1
1
.
7
4,25
====⇒ thi
55
127
.
45
60
3.55
4.127
3.11.5
2.2.127
6.1.
2
1
.
2
1
1
.
5,5
4,25
====⇒ thi

+ ics= 8
7
→ tp = 14.3
4,25
11.5
5,3.127
6.1.
55
127
.
45
60
.
8
7
.
2
1
==
→ n #
+ ics= 8
9
→ tp = 44.2
4,25
1.11.5
5,4.127
6.1.
55
127
.
45
60
.
8
9
.
2
1
==
→ n #
Vậy cặp bánh răng thay thế khi tiện ren có n=75,5 là:a=60,b=45,c=127,d=55.
BRTT
n
a b c d
9,5 60 45 127 95
9 60 45 127 90
7,5 60 45 127 75
7 60 45 127 70
6 60 45 127 90 , 75
5.5 60 45 127 55
5 60 45 127 75
4 60 45 127 90
Bảng 2.2 Bảng ren tổng quát
8.Kiểm tra sai số bước ren.
-Cắt ren quốc tế:
+Chọn ics = 2
1
, igb=1, icđ= 2
1
,ith = 65
60
. 45
65
,tp =2, tv =6.
→ t’p =
=6.1.
45
65
.
65
60
.
2
1
.
2
1
2 = tp .
→Sai số bước ren là :∆tp = t’p - tp =0. → Không có sai số
-Cắt ren modun: m=2, ics = 2
1
, igb=1, icđ= 2
1
,ith = 30
87
.
45
65
, tv =6, tp =m.π =2,5 . π
=6,28318
→ t’p =
=6.1.
30
87
.
45
65
.
2
1
.
2
1
6,2833
→Sai số bước ren là :∆tp = t’p - tp =6.2833 - 6,28318 =0.00015 →Sai số chấp
nhận được.
-Cắt ren Anh: vì giá trị 25,4 của các hàng đều phải phân tích thành 5
127
nên ta chỉ
cần kiểm tra 1 hàng. Thử với n=2.5 → tp = 5.2
4,25
=10,16 và ics =3/4,igb=2, icđ= 2
1
, tv
=6

ith = 75
127
.
45
60
,
→ t’p =
=6.2.
75
127
.
45
60
.
2
1
.
4
3
10.1 = tp → Không có sai số.
Hình 2.3.Sơ đồ động hộp chạy dao
PHẦN IV-TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG -TRỤC - Ổ BI TRONG
HỘP CHẠY DAO
I.Lập bảng tính động lực học cho hộp chạy dao:
1.Công suất đối với các trục: (NVIII - NXII)
- Công suất chạy dao bằng 5% công suất trục chính,ta có:
26x2
24x3
48x2
52x2
24x3,5
36x2,5 39x2
26x2
27x3
30x2
21x3,5 27x2,5
x x x x x x
xx
39x2
39x2
39x239x226x2
52x2

NVIII = 0,05 NTC = 0,05Nđc .n
-Trong đó: đbô ηηηη ..=
+ 995.0=ôη :là hiệu suất ổ lăn
+ 97.0=bη : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng
+ 94.0=đη :là hiệu suất của bộ truyền đai.
Ta có: NVIII = 0,05 NTC = 0,05Nđc . đbô ηηη .. 914
= 0,05.4,5. 94,0.97,0.995,0 914
=0,1499 (kW)
NIX = NVIII. bô ηη .2
=0,1499. 97,0.995,0 2
=0,14395 (kW)
NX = NIX . bô ηη .2
=0,14395. 97,0.995,0 2
=0,13823 (kW)
NXI = NX . bô ηη .2
=0,13823. 97,0.995,0 2
=0,13274 (kW)
NXII = NXI. bô ηη .2
=0,13274. 97,0.995,0 2
=0,12747( kW)
2.Tốc độ giới hạn của các trục:
ntrục chính :
+nVImax =1980 (v/ph).
+nVImin =44 (v/ph).
ntVI = nVImin .
4
Im
Im
n
n
inV
axV
=44.
4
44
1980
=144 (v/ph).
Trục VII: nVII = nVI.icđ
+ nVIImax = nVImax . icđ = 1980. 2
1
=990 (v/ph).
+ nVIImin = nVImin . icđ = 44. 2
1
=22 (v/ph).
ntVII = nVIImin .
4
Im
Im
n
n
inVI
axVI
=22.
4
22
990
= 57 (v/ph).
Trục VIII: nVIII = nVII.itt
+ nVIIImax = nVIImax . ittmax = 990. 45.30
87.65
=4147 (v/ph).
+ nVIIImin = nVIImin . ittmin = 22. 45.65
65.60
=29,3 (v/ph).
ntVIII = nVIIImin .
4
Im
Im
n
n
inVII
axVII
=29,3.
4
3,29
4147
= 101 (v/ph).
Trục IX: nIX = nVIII.ics
+ nIX max = nVIII max . icsmax = 4147. 8
9
= 46665,3 (v/ph).
+ nIX min = nVIII min . icsmin = 29,3. 2
1
=14,6 (v/ph).

ntIX = nIXmin .
4
min
max
n
n
IX
IX
=14,6.
4
14,6
46665,3
= 61,7 (v/ph).
Trục X: nX = nX.igb
+ nX max = nIX max . igbmax = 46665,3.2 = 9330,4 (v/ph).
+ nX min = nIX min . igbmin = 14,6. 4
1
=3,65 (v/ph).
ntX = nXmin .
4
min
max
n
n
X
X
=3,65.
4
3,65
9330,4
= 25,95 (v/ph).
Trục XI,XII:
+nXI max = nXII max = nX max =9330,4 (v/ph).
+nXI min = nXII min = nX min =3,65 (v/ph).
nt XI = nt XII = nt X =25,95 (v/ph).
3.Tính momen xoắn trên các trục:
Momen xoắn trên các trục tính theo công thức sau:
MX =9,55.106
.
tn
N
Trong đó: +N:công suất trên các trục.
+nt :số vòng quay tính toán của các trục.
● MVIII =
101
1499,0.10.55,9 6
=14 173 (N.m)
● MIX = 7,61
14395,0.10.55,9 6
=22 280(N.m)
● MX = 95,25
13825,0.10.55,9 6
=50 870 (N.m)
● MXI = 95,25
13274,0.10.55,9 6
=48 850 (N.m)
● MXII = 95,25
12747,0.10.55,9 6
=46 910 (N.m)
4.Tính toán sơ bộ đường kính trục:
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức sau:
d= C.
3
tn
N
(mm)
Trong đó : + C=110-130 chọn C=120
+ N: công suất truyền (kW)

● Trục VIII: dVIII = 120.
3
101
1499,0
=13,68 (mm).
● Trục IX: dIX = 120.
3
61,7
14395,0
=15,91 (mm).
● Trục X: dX = 120.
3
25,95
13823,0
=20,95 (mm).
● Trục XI: dXI = 120.
3
25,95
13274,0
=20,67 (mm).
● Trục XII: dXII = 120.
3
25,95
12747,0
=20,39 (mm).
Bảng động lực học Hộp Chạy Dao:
Trục Công suất
N(kW)
nmax
(v/ph)
nmin
(v/ph)
nt
(v/ph)
Mx
(N.mm)
d (mm) d chọn
(mm)
VIII 0,1499 4147 29,3 101 14173 13,68 20
IX 0,14395 4665,3 14,6 61,7 22280 15,91 20
X 0,13823 9330,4 7,3 25,95 50870 20,95 25
XI 0,13274 9330,4 7,3 25,95 48850 20,67 20
XII 0,12747 9330,4 7,3 25,95 46910 20,39 20
Bảng 3.1.Bảng động lực học của hộp chạy dao.
5.Tính toán bộ truyền bánh răng:
a.Chọn vật liệu:
Thép 40X –Tôi bề mặt cao tần.Có các thông số sau:
HRC:45-55, có σb = 850 MPa, σch = 550 MPa
b.Xác định ứng suất cho phép:
1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1[1] ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σH] xác định như
sau:
[ ] HLXHVR
H
o
H
H KKZZ
S
limσ
σ =
Chọn sơ bộ XHVR KZZ =1
Do đó ta có:

[ ] HL
H
o
H
H K
S
limσ
σ =
Theo bảng 6.2[1], với Thép 40X –Tôi bề mặt cao tần đạt độ rắn 45-55 HRC
Chọn độ rắn bánh răng HRC = 55
Với:
+ o
H limσ :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
o
H limσ = 17HRCm +200=17 .55 +200 = 1135MPa
+SH = 1,2:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
+KHL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền. KHL= Hm
HE
HO
N
N
▫mH: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
▫NHO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức 6.5[1] ta có:
NHO = 30. 4,2
HBH
⇒ NHO1 = 30. 4,2
HBH = 30.5422,4
= 1,09.108
Từ công thức 6.6[1]: NHE = 60.c.n. ∑t
▫ c – là số răng ăn khớp trong 1 vòng quay
▫ n – số vòng quay trong 1 phút.
▫ ∑t - tổng số giờ làm việc của bánh răng
∑t =10.300.10=3000025000 giờ.
NHE = 60.c.n. ∑t = 60.26.43,6.30000 = 2,04.109
NHO.
NHE NHO ⇒KHL = 1.
Vậy [ ] ( )MPaK
S
HL
H
o
H
H 946
2,1
1.1135lim
===
σ
σ
=
766
10.98,96
8
3
7,0
8
5
.1
43,2
2935
20000.1.60 =





+
Do NFO = 4.106 ⇒ NFE1 NFO, NFE2 NFO
2.Xác định ứng suất uốn cho phép:
Ta có :[ ] FLFCXFSR
F
o
F
F KKKYY
S
limσ
σ =
Chọn sơ bộ XFSR KYY = 1
● Đối với bánh răng nhỏ:

[ ] 1
1
1lim
1 FLFC
F
o
F
F KK
S
σ
σ =
+ o
F 1limσ :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở o
F limσ = 550MPa
+SF = 1,75:hệ số an toàn khi tính về uốn.
+KFC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,chọn KFC =0,8 vì HB350.
+KFL1 : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền. KFL1= Fm
FE
FO
N
N
1
▫mH: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn
▫NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO =4.106
với tất cả các loại máy.
NFE1 =NHE =2,04.109
NFO =4.106 ⇒KHL = 1.
⇒ [ ] MPaKK
S
FLFC
F
o
F
F 66,3668,0.1.
2,1
550
1
1
1lim
1 ===
σ
σ
● Đối với bánh răng lớn:
+ o
F limσ =550Mpa
NFE2 =NHE =2,04.109
NFO =4.106 ⇒KHL = 1.
[ ] MPaKK
S
FLFC
F
o
F
F 66,3668,0.1.
2,1
550
2 2
2
2lim
===
σ
σ
3.Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.13[1] và 6.14[1] ta có:
● Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[ ]Hσ max = 40.HRCm=40.55=2250 (MPa)
● Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ] =max1Fσ 0,8.σch1 = 0,8.550 = 330 (MPa)
[ ] =max2Fσ 0,8.σch2 = 0,8.550 = 330 (MPa)
6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a[1] ta có:
( )
[ ]
3
1
2
1
.1
baH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+≥
Với Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5
baψ , theo bảng 6.6[1] tacó baψ =0,3.
Theo công thức 6.16[1] ta có ( )153,0 += ubabd ψψ

( ) 45,012.3,0.53,0 =+=
βHK : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng. Theo bảng 6.7[1], với bdψ =0,45 ⇒ βHK = 1,05
Vậy :
( ) )(88.77
3,0.2.946
05,1.50870
125,49 3
2
mmaw =+≥
Lấy aw1 = 78 (mm)
 Xác định môđum
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).78 =0,78 ÷ 1,56
Theo tiêu chuẩn chọn m = 2
 Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (Z=26):
( ) ( ) ( )mm
u
ZZm
dw 52
12
5226.2
1
.
1
21
1 =
+
+
=
+
+
=
 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác:
( )sm
nd
v w
/07,0
60000
95,25.52.14,3
60000
.. 11
===
π
⇒Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác là 9.
7.Kiểm nghiệm:
a.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33[1], ta có:
( )
1
1
1
12
ub
uKT
d
ZZZ H
w
HM
H
ω
βε
σ
+
=
Trong đó:
ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu
Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa1/3
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
α2sin
2
=HZ , với α = 90o
= 76,1
40sin
2
==HZ
3
4 α
ε
ε−
=Z :hệ số xét đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.38b[1] ta có:
αε = 1,88 – 3,2 69,1
26
1
52
1
2,388,1
11
21
=





+−=





+
zz
(hệ số trùng khớp ngang)

= 876,0
3
69,14
=
−
=εZ
KH = KH α .KHv.KHβ. :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, trong đó:
KH α :hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn
khớp động thời , KH α =1(bánh răng thẳng)
KHβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KHβ =1,05
KHv : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
.
..2
..
1
1
11
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K += Với:
u
a
vg w
HH
1
0 ...δν =
Hδ :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Hδ =0,014
0g :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước rằng : 0g =73 (bảng 6.16)
bω : chiều rộng vành răng
bω = ( )mmaba 4,2378.3,01 ==ωψ
= )(753,0
2
78
.118,0.73.014,0... 1
0 mm
u
a
vg w
HH ===δν
= 0144,1
05,1.30281.2
52.4,23.753,0
1.
..2
..
1
1
11
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
= KH = KH α .KHv.KHβ=1.1,0144.1,05=1,065
Vậy ta có:
( )MPaH 05,677
26
52
.43,2
1
26
52
.065,1.50870.2
52
876,0.76,1.274
=






+
=σ
● Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ] XHRvHH ZZZσσ ='
- RZ : hệ số xét đến nhám bề mặt răng làm việc
Ra ≤1,25 μm
Tra bảng ta được RZ = 1
- Zv :hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc. Với v = 0,7 m/s ta có Zv = 1
- ZXH = 1 ( do da 700 mm)
= [ ]'Hσ = 946.1.1.1 = 946 (MPa)
= σ H [ ]Hσ
Vậy các bánh răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
b.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa mãn điều kiện sau:
[ ]1
11
11
1
2
F
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
ωω
βε
≤=
Với T1 = 50870 Nmm, dω1 = 52 mm; bω1=23,4 mm; m = 2 mm.
-Yε =
αε
1
: hệ số trùng khớp răng. Với αε =1,695 = Yε = 589,0
695,1
1
=
-Yβ = 1 (răng thẳng):hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
-YF1,YF2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có:
Bánh răng Z=26 có YF1 = 3,9
Bánh răng Z=52 có YF2 = 3,65
-KF = FvFF KKK βα :hệ số tải trọng khi tính về uốn.
Với : αFK :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn , αFK = 1 (răng thẳng)
βFK : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng ,theo bảng 6.7[1] tra được βFK = 1,1
-KFv :hệ số tải trọng động.
.
..2
..
1
1
11
αβ
ν
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
Với :
u
a
vg w
FF
1
0 ...δν =
Fδ :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp khi tính sức bền uốn.Tra bảng
6.15[1] Fδ =0,016
0g : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước ren, 0g =73
= )(51,0
2
78
.07,0.73.016,0... 1
0 mm
u
a
vg w
FF ===δν
= 0040,1
.,1,1.50870.2
52.4,23.51,0
1.
..2
..
1
1
11
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
Fv
KKT
db
K
= KF = KF α .KFv.KFβ=1,1.1.1,0040=1,513
Vậy: ( )MPaF 29,145
2.52.4,23
9,3.1.589,0.513,1.50870.2
1 ==σ
( )MPa
Y
Y
F
F
FF 98,135
9,3
65,3
.29,145.
1
2
12 === σσ
Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:[ ] [ ] xFSRFF KYY ...' 11 σσ =
+ YR = 1.hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2)= 1,0318.hệ số xét đến độ
nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ Do da 400 mm nên có: KxF=1.hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh
hưởng đến độ bền uốn.
[ ] [ ] xFSRFF KYY ...' 11 σσ = =366,66.1.1,0318.1=378.319 MPa
So sánh với
[ 1Fσ ] =145,29 MPa, [ 2Fσ ] = 135,98 MPa
= σF1 [ 1Fσ ] , σF2 [ 2Fσ ]
= cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về độ bền uốn.
c.Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo công thức 6.48[1] ,với Kqt = 5,1max
=
T
T
[ ] 225021,8295,1.05,677 maxmax1 ==== HqtHH K σσσ (MPa)
Theo công thức 6.49[1]
[ ] ( )MPaK FqtFF 3309,2174,1.29,145. max11max1 ==== σσσ
[ ] ( )MPaK FqtFF 33097,2034,1.98,135. max22max2 ==== σσσ
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải.
8.Tính các thông số của các cặp bánh răng:
a.Các bánh răng trên trục VIII:
● Số răng: Z=27,modun:m=3
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =3.27 =81 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =81+2.3=87 mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 81 – 2,5.3=74 mm
+Chiều rộng răng : bw = baψ . wa =0,3.78=23.4 ,chọn bw =24
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 60-2,5.2= 55 mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =2.26 = 52 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =52 +2.2=56 mm
● Số răng: Z=21,modun:m=3,5

+ Đường kính vòng chia : d =m.z =3,5.21 = 73,5 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =73,5 + 2.3,5 = 80,5 mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 73,5- 2,5.3,5= 64,75mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =2,5.27 = 67,5 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =67,5 + 2.2,5 = 72,5 mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 67,5 - 2,5.2,5= 61,25 mm
b.Các bánh răng trên trục IX:
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 72 – 2,5.3=64,5 mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =2.48 = 92 mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =2. 52 = 104 mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =3,5.24 = 84 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =84+ 2.3,5 = 91 mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 84- 2,5.3,5= 74 mm
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =3.36 =108mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 108– 2,5.3=100,5 mm

c.Các bánh răng của cơ cấu mean:
+ Đường kính vòng chia : d =m.z =2. 26= 52 mm
+ Đường kính đỉnh răng : da =d+2.m =52 + 2.2=56 mm
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 52 - 2,5.2= 47 mm
+Chiều rộng răng : bw =24mm.
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 104 - 2,5.2= 99mm
d. Bánh răng có Z=39, modun :m=2 của cơ cấu mean và trên trục XI,XII:
+ Đường kính chân răng :df =d-2,5.m = 78 - 2,5.2= 73 mm
9.Thiết kế trục:
Theo cách bố trí của cơ cấu mean thì trên trục ra của nó có 2 banh răng di
trượt
và 8 vị trí,trong 8 vị trí này ta sẽ tính toán và lấy vị trí nào có momen uốn lớn
nhất .Ta sẽ tính toán moment tại vị trí này sau đó áp dụng cho toàn trục.
Từ công thức moment tương đương: 22
75,0 xutd MMM += ta thấy:
+Vị trí có moment uốn lớn nhất thì bánh răng phải bố trí xa gối trục và
Nằm giữa trục.
+Đối với trục có số vòng quay càng nhỏ thì chịu moment xoắn càng lớn.
Từ các vị trí của bánh răng di trượt trên trục ra của cơ cấu mean có vị trí bánh
răng ăn khớp với tỉ số truyền igb=1/4 là nằm giữa trục và có số vòng quay nhỏ
nhất ,nên chịu moment xoắn và moment uốn lướn nhất.Vì vậy ta sẽ tính toán
moment tương đương tại vị trí này.
a.Chọn vật liệu:
Thép 45 có HB=210÷240, có σbk = 750÷850 MPa, σch = 450 MPa
b.Tính sơ bộ đường kính trục:

Áp dụng công thức : [ ]
mm
T
d
x
,
2,0
3
τ
≥ .
Trong đó:
+d:đường kính trục,mm
+T:moomen xoắn ,Nmm
+ [ ]xτ :ứng suất xoắn cho phép,MPa.
Trục X: dX = 120.
3
25,95
13823,0
=20,95 (mm). lấy dX = 20 mm
Với dX = 20 mm, theo bảng 10.2[1] ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục X
là
b01 = 15 mm.
c. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
Từ công thức 10.10[1],10.13[1],10.14[1] ta có:
+Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
lm = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm = 36 mm
+Chiều dài mayơ nhóm bánh răng lồng không của cơ cấu mean:
lm1=34
+Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
k1=(8÷15) chọn k1=12.
+Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
k2=(5÷15) chon k2=12.
+Khoảng cách giữa các nhóm bánh răng lắp lồng không trên cơ câu mean:
k3=10
+Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng Z=39:
l3=0,5. b01+k2+ k1+lm+0,5lm=0,5.15 + 12 + 12 +36 +0,5.36 =85,5
+Khoảng cách từ bánh răng Z=39 đến bánh răng Z=26 nằm tại vị trí mà

igb=1/4:
l2=0,5.lm+ k1+ b01+ k2+ b01+ k1+ 0,5.lm
= 0,5.36+12+15+12+15+12+0,5.36 =92
+Khoảng cách từ bánh răng Z=26 đến gối đỡ:
l1=0,5.lm+ 3.k3+3. lm1+ k2 + 0,5. b01
=0,5.36 + 3.10 +3.34 +12 +15 = 169,5
 Tổng chiều dài: 85,5 +92 +169,5=347
d. Xác định lực tác dụng lên trục :
+Đối với bánh răng Z=26:
-Lực vòng có phương vuông góc với trục ,chiều tiếp tuyến với bánh răng:
===
32
50870.2.2 10
1
w
t d
T
F 1956 (N)
-Lực hướng tâm : ( ) ( )=== o
twtr tgtgFF 20.5,1956.11 α 712 (N)
+Đối với bánh răng Z=39:
-Lực vòng có phương vuông góc với trục ,chiều tiếp tuyến với bánh răng:
===
78
50870.2.2 10
2
w
t
d
T
F 1304 (N)
-Lực hướng tâm : ( ) ( )=== o
twtr tgtgFF 20.1304,3.22 α 474 (N)
d. Xác định phản lực tại các gối đỡ và biểu đồ momen:

( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( )







=++−++=
=++++−−=
=+−−+=∑
=−−+=∑
0...
0...
0
0
321221211
321221211
2211
2121
lllFllFlFFm
lllFllFlFFm
FFFFF
FFFFF
xttkxA
yrrkyA
xttxkx
rryyky
Ta có : ( ) ( ) ( ) 0... 321221211 =++++−−= lllFllFlFFm yrrkyA
⇒
( )
( )
( ) 709
5,85925,169
925,169.7,4745,169.12,721..
321
21211
2 =
++
++
=
++
++
=
lll
llFlF
F rr
y (N)
Ta có :
02121 =−−+=∑ rryyky FFFFF
⇒ 4777094747122211 =−+=−++= yrry FFFF (N)

Ta lại có : ( ) ( ) ( ) 0... 321221211 =++−++= lllFllFlFFm xttkxA
⇒
( )
( )
( ) 1938
5,85925,169
925,169.13045,169.1956..
321
21211
2 =
++
++
=
++
++
=
lll
llFlF
F tt
x (N)
Ta có :
02211 =+−−=∑ xttxkx FFFFF
⇒ 13221938130419562211 =−+=−+= xttx FFFF (N)
e.Tính gần đúng đường kính trục :
●Tại tiết diện m-m:
+ Momen tương đương:
( )
22
75,0 xummtđ MMM +=−
Với 22
uyuxu MMM +=
Mux=-Fx1.l1=1322. 169,5 =-105937,5 (Nmm)
Muy=Fy1.l1=477. 169,5 =75766 (Nmm)
( ) ( ) 130243757665,105937 2222
=+−=+= uyuxu MMM (Nmm)
⇒ ( ) 13749250870.75,0130243 22
=+=−mmtđM (Nmm)
+Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
[ ]
3
1,0 σ
tđM
d =
Thép 45 có σbk = 750÷850 MPa, đường kính sơ bộ trục X là d10 =25 mm, theo
bảng 10.5[1] có [ ]σ = 63 MPa.
mmd mm 28
63.1,0
137492
3 ==−
●Tại tiết diện n-n:
+ Momen tương đương:
( )
22
75,0 xunntđ MMM +=−
Với 22
uyuxu MMM +=
Mux=-Fx2.l3=-1938 . 92 =-108351(Nmm)
Muy=Fy2.l3=709 . 92 =65228 (Nmm)
( ) 12646965228108351 2222
=+−=+= uyuxu MMM (Nmm)
⇒ ( ) 13392350870.75,0126469 22
=+=−nntđM (Nmm)
+Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

[ ]
3
1,0 σ
tđM
d =
mmd nn 7.27
63.1,0
133923
3 ==−
f.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn :
- Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:
[ ]s
ss
ss
s ≥
+
=
22
τσ
τσ
Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp
sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:
mad
mad
k
s
k
s
τψτ
τ
σψσ
σ
ττ
τ
σσ
σ
+
=
+
=
−
−
1
1
Với vật liệu chế tạo trục là thép 45 ,ta có:
σbk = 750÷850 (chọn 750)
σch=450
Trong đó :
+σ-1, τ-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng có thể lấy gần
đúng: σ-1=(0,4÷ 0,5) σbk=0,5.750=375
τ-1=(0,2÷0,3) σbk =0,3.750=225
+ δa, τa : là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trụ.
+ Vì trục quay nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ đối xứng theo công thức
10.22[1] ta có:
0,max === ma
W
M
σσσ
+ Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động
= τm = τa =
oW
T
, 0=mτ
Với W và W0 là momen cản uốn và moomen cản xoắn của tiết diện trục
●Tại tiết diện m-m:
16
32
3
3
d
W
d
W
o
π
π
=
=

( )
( )






==
==
⇒
3
3
0
3
3
4308
16
28.
2154
32
28.
mmW
mmW
π
π
Do đó ta có:
( )2
/46,60
2154
130243
mmN
W
Mu
a ===σ
)/(8,11
4308
50870 2
0
mmN
W
M x
a ===τ
τσ ψψ , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.
Theo bảng 10.7[1] tra được: 0;05,0 == τσ ψψ
:, dd KK τσ hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:
y
x
d
y
x
d
K
K
K
K
K
K
K
K
1
1
−+
=
−+
=
τ
τ
τ
σ
σ
σ
ε
ε
Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:
Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63)
Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt)
:, τσ εε hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo
bảng 10.10 ta có: 77,0;88,0 11 == τσ εε
Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn
Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:
Kσ =1,55; Kτ = 1,46
Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp 6
7
k
H
, theo bảng 10.11[1] tra được:
21 σ
σ
σ
σ
εε
KK
= = 2,52;
21 τ
τ
τ
τ
εε
KK
= = 2,03
Vậy ta có:
11,2
1
106,105,2
58,2
1
106,152,2
11
21
=
−+
==
=
−+
==
dd
dd
KK
KK
ττ
σσ

03,9
08,11.11,2
225
41,2
05,0.046,60.58,2
375
1
1
=
+
=
+
=
=
+
=
+
=
−
−
mad
mad
k
s
k
s
τψτ
τ
σψσ
σ
ττ
τ
σσ
σ
= [ ]ss =
+
= 32,2
03,941,2
03,9.41,2
22
Do vậy tại tiết diện m-m trục X thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn.
●Kiểm nghiệm trục tại tiết diện n-n:vì trục then hoa nên ta lấy kích thước là
30mm và không cần xét tại tiết diện này.
Các kích thước của trục then hoa:
10.Chọn ổ ,tính then:
1.Chọn ổ:
a.Nhận xét:
Ta tiến hành tính toán chọn ổ cho trụ X vì trục này chịu tải lớn nhất.Lực dọc
trục nhỏ ,số vòng quay của trục là nhỏ,chủ yếu chịu lực hướng tâm ,chiều dài trục
ngắn l khoảng 350mm .Do đó ta chọn sơ bộ ổ lăn là ổ bi đỡ một dãy do nó có cấu
tạo nhỏ gọn ,chịu lực hướng tâm tương đối lớn và có hệ số ma sát tương đối
nhỏ,đảm bảo cố định trục theo hai chiều.
b.Tính toán:
Ta tiến hành chọn ổ theo hệ số tải động và tải tĩnh.
●Khả năng tải động:
m
d LQC =
Trong đó:
+Q:tải trọng động quy ước
+ m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn : m = 3.
+L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay
L = 6
10
60. nLh
Với hL : tuổi thọ của ổ, hL = 20000 giờ, n3 = 25,95 vòng/phút
14,31
10
95,25.60.20000
6
==⇒L (triệu vòng)

Sơ đồ chọn ổ cho trục X
- Ta có :Q = (XVFr+YFa)ktkđ.
Với :Fr tải trọng hướng tâm(tổng phản lực ở gối đỡ)
Fa –tải trọng dọc trục,Fa=0.
V –hệ số xét đến vòng quay làm việc ở đây V=1.
kđ- hệ số tải trọng đọng , kđ=1.
kt: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ , kt=1. ,X=1,Y=0
Vậy Q= Fr
- Tính tải trọng tại hướng tâm ở các gối:
+Gối đỡ A: Fr 1= ( )NFF yx 78933,482625 222
1
2
1 =+=+
+Gối đỡ B: Fr 2= ( ) ( )NFF yx 70419,70422,27 222
2
2
2 =+−=+
Do 21 rr FF nên ta kiểm tra khả năng tải động của ổ 1 chịu tác động của lực hướng
tâm NFr 7891 =
Vậy ta được : 48,214,31789,0 3 ==⇒ dC (kN) C = 7,90 kN
Dựa vào bảng P2.7[1], ta chọn cặp ổ bi đỡ một dãy có ký hiệu 105 cỡ nhẹ vừa có
các kích thước như sau:
-Đường kính trong d = 25 mm
-Đường kính ngoài: D = 47 mm
-Khả năng tải tĩnh Co = 5,04 kN
-Khả năng tải động C = 7,90 kN
-Bề rộng ổ B=12 mm
Vậy thõa mãn khả năng tải động.

● Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Qt = X0Fr + Y0Fa
Do Fa = 0
X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng X0 = 0,6(ổ bi đỡ)
= Qt = 0,6.0,789 =0, 4734 kNC 04,50 =
= Qt C0
= ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh.
c.Chọn ổ cho các trục khác:
Các trục còn lại có tải trọng nhỏ hơn nhiều ,căn cứ vòa điều kiện làm việc của
trục và tải trọng ta chọn ổ cho hộp chạy dao theo đường kính trục đã tính sơ bộ ở
trên là đảm bảo:
● Chọn ổ bi đỡ một dãy theo đường kính trục d=20 mm
Dựa vào bảng P2.7[1], ta chọn cặp ổ bi đỡ một dãy có ký hiệu 104 cỡ nhẹ ,vừa có
các kích thước như sau:
-Đường kính trong d = 20 mm
-Đường kính ngoài: D = 42 mm
-Khả năng tải tĩnh Co = 4,54 kN
-Khả năng tải động C = 7,36 kN
-Bề rộng ổ B=12mm
2.Chọn then:
*Thiết kế rãnh then cố định bánh răng trên trục:
+ Nhằm không cho bánh răng đứng yên khi trục chuyển động mà nhận mômen từ
trục ta thiết kế rãnh then để cố định bánh răng lại.
+ Ta chọn then là loại then bằng : tiêt diện và rãnh then theo TCVN 2261-77 bảng
9.1a(trang 173-sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí 1)
+ Đối với trục XI,XII: đường kính trục là :20 mm nằm trong khoảng lớn hơn 17
đến 22mm; Kích thước danh nghĩa của then :bề rộng b =6 mm; chiều cao h = 6
mm;

Chiều sâu của rãnh then :ta chọn kiểu I , trên trục t1 = 3,5 mm ; trên lỗ t2 = 2,8 mm ;
và r không lớn hơn 0,25 mm;
Vì Mx(trục XII)= 46910 Mx(trục XI) nên ta kiểm tra cho trục XI
+ Điều kiện bền dập :trên mặt cạnh làm việc của then tính theo công thức sau:
σd =2.Mx /[dlt(h-t1)] = [σ]d,
+ Với Mx : mômen xoắn cần truyền , N/mm ; Mx=48850(Nmm)
d – đường kính trục ,mm; d = 20 mm;
l – chiều dài then , mm; chọn l = (0,8÷0,9)lm = (0,8÷0,9).36 chọn l=26 mm;
t1 – biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayơ , mm; t1= 3,5 mm
[σ]d - ứng suất dập cho phép ; [σ]d = 100 va đập nhẹ ( bảng 9.5)
Vậy ta có σd =2.48850/ [20.26(6-3,5)]=78,16 vậy thoả mản điều kiện cho phép.
Vật liệu làm bằng thép
+Điều kiện bền cắt của then :
tc =2.Mx /dbl ≤ [t]c,
Theo số liệu trên ta có: tc=2.48850/(20.6.26)=31,314 ≤[t]c
[t]c - ứng suất cắt cho phép ; [t]c =60…90 Mpa
Vậy thoả mản điều kiện cho phép.
11.Chọn các chi tiết khác:
1. Các phương pháp cố định ổ trên trục và trên vỏ hộp:
Do đặc điểm thiết kế dễ chế tạo nên đối với loại ổ bi đỡ một dãy cỡ trung ta cố
định ổ trên trục bằng: vòng hãm lò xo là phương pháp đơn giản được sử dụng rộng
rãi khi các vòng không chịu lực dọc trục.
Các kích thước:
Với d=20 thì,d2=19;m=1,1;n=1,5;b=2,35;s=1
Với d=25 thì d2=23,8;m=1,3;n=1,5;b=2,35;s=1
2.Nắp ổ:
Chế tạo bằng gang CH15-32; có 2 loại nắp nắp ổ kín và nắp ổ thủng
Với trục vào là trục VIII ta làm nắp ổ trục thủng
Còn lại ta làm nắp ổ kín nhằm dễ chế tạo và việc bôi trơn dễ dàng.
3.Bôi trơn bộ phận ổ:
- Bôi trơn cho HCĐ , ta đổ dầu vào khi máy đang làm việc các bánh răng tung
dầu ra mọi hướng bôi trơn các ổ lăn, ổ trượt và các chi tiết khác. Ngoài ra trên

các vách hộp có các màn chứa dầu, dầu chạy qua bạc dẫn dầu vào ống dẫn để
bôi trơn cho các ổ trục chạy bằng bạc dẫn dầu mà dầu không thể vung vào được.
- Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi trơn
sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau. Ma sát
trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt
hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.
- Dùng dầu công nghiệp 20 hoăc 30 có độ nhớt 2,6 –4,6 EO
50 để bôi trơn cho
máy.
4.Lót kín bộ phận ổ:
Để bảo bệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập
vào ổ ta dùng vòng phớt để lót kín bộ phận ổ. Ta sử dụng hai vòng phớt tại đầu trục
vào của hộp chạy dao (vòng 1) và 2 trục ra của hộp chạy dao (vòng 2). Theo bảng
15.17[2] ta có kích thước của rãnh và hai vòng phớt như sau:
Số hiệu d d1 d2 D a b S0
Vòng 1 20 21 19 33 6 4,3 9
Vòng 2 20 21 19 33 6 4,3 9
5. Nối trục:
Ở đầu ra của hộp chạy dao ta cần dùng khớp nối trục để truyền mômen cho bàn xe
dao
● Đối với đầu ra là trục XII nối với trục vit-me ta chọn phương án là nối trục
chặt , nối trục ống (vì đường kính trục nhỏ)
Có cấu tạo bởi 1 ống thép bằng thép hoặc gang,lồng vào đoạn cuối của hai trục và
ghép với trục bằng ống
Vật liệu của ống là thép 45
Kích thước của nối trục ống có thể lấy theo sau:
D=(1,5...1,8)d =30 ; l=(2…4)d=40; e=0,75d=15 ; dc=(0,25…0,4)d=5
Trong đó: d là đường kính trục ,dc : đường kính chốt
● Đối với trục ra là trục XI nối với trục trơn ta dùng ly hợp bi an toàn

2-Trục
3,4-Các dãy bi
5-Ly hợp
6-Lò xo
-Khi truyền momen nằm trong giới hạn cho phép các bi ăn khớp với nhau nhờ tác
dụng của lực lò xo.
-Khi có hiện tượng quá tải thì có hiện tượng trượt giữa các dãy bi và ly hợp 5 di
chuyển sang phải và ngắt truyền động.
6.Dung sai ,lắp ghép:
Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép sau:
1./ Lắp ghép giữa trục với ổ lăn : Lắp theo hệ thống lỗ: H7/k6.
2./ Lắp ghép giữa ổ lăn với vỏ hộp : K7/h6.
3./ Lắp ghép giữa nắp ổ và thân hộp : H7/h6.
4./ Lắp ghép giữa bánh răng lồng không với trục then hoa : H7/f7
5./ Lắp ghép giữa bánh răng di trượt với trục then hoa : H7/g6
6./ Mối ghép then: Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi:N9/h9
7./ Mối ghép then hoa :
Do cần di chuyển dọc trục và đảm bảo khoảng cách trục chính xác ta chọn kiểu
lắp định tâm theo đường kính trongD.
Dung sai lắp ghép cho D : 7
7
f
H
Dung sai lắp ghép cho chiều rộng b: 7
8
f
F
8./ Lắp bạc trượt với bánh răng : 6
7
p
H
.
9./ Lắp vòng chặn, cốc lót : 6
7
h
H
.

Phần V :
tính toán hệ thống bôi trơn và làm mát
I. hệ thống bôi trơn và các bộ phận của nó.
Công dụng cơ bản của hệ thống bôi trơn là làm giảm sự tổn hao vì ma sát, tăng
độ bền mòn của các bề mặt công tác, đảm bảo nhiệt độ làm việc bình thường cho
phép. Thiết kế hệ thống bôi trơn đúng sẽ bảo vệ được lâu dài độ chính xác ban đầu
của máy trong toàn bộ thời gian sử dụng máy.
Các cặp ma sát được bôi trơn như sống trượt, ổ bi ổ trượt, cá truyền động, các
khớp cầu. . .
Hệ thống bôi trơn phải dẫn được dầu bôi trơn cần thiết tới các bề mặt công tác,
phải có bộ phận cung cấp dầu, làm sạch dầu và bộ phận kiểm tra dầu.
Trong các máy công cụ hiện nay hệ thống bôi trơn cơ bản được dùng trong chế
tạo máy, cách này tiện lợi và tin cậy. Ngoài ra người ta còn dùng một số hệ thống
bôi trơn khác phụ thuộc và kết cấu của máy. Dầu khoáng chất và mỡ là những chất
cơ bản được dùng trong chế tạo máy. Tốc độ trượt của các bề mặt công tác càng
cao, áp lực của các bề mặt công tác càng nhỏ thì độ nhớt của dầu phải càng nhỏ.
Phương pháp dẫn dầu phụ thuộc chủ yếu vào lượng dầu cần thiết phải dẫn đi.
Để dẫn dầu bôi trơn ít có thể dùng các mắt dầu nhỏ giọt hoặc bấc nhỏ giọt. Khi cần
phải dẫn lượng dầu lớn tới các bề mặt công tác ( các ổ trượt và sống trượt làm việc
trong điều kiên ma sát ướt) người ta dùng các bơm có kết cấu đơn giản nhất ( bơm
bánh răng, bơm cánh gạt, bơm Pittông).
Nếu các cặp ma sát làm việc không liên tục mà theo chu kỳ làm việc bôi trơn
trong thời gian cơ cấu công tác .
Lượng dầu bôi trơn qúa thừa sẽ gây tác hại vì có thể dẫn tới tổn thất phụ, tăng
nhiệt độ công tác và đốt nóng, tất cả các bộ phận máy, Ngoài ra lượng dầu bôi trơn
cần thiết để bôi trơn tốt có thể thay đổi trong chu kỳ sử dụng do mòn, do khe hở ở
các cặp ma sát tăng lên . v.v. vì vậy phải có bộ phận điều chỉnh lượng dầu bôi trơn.
Trong hệ thống bôi trơn tuần hoàn cần thiết phải có bộ phận lọc dầu thường là
loại màng mỏng, bằng Nỉ hoặc lưới.
Để bảo đảm hệ thống bôi trơn có thể làm việc tốt phải có hệ thống kiểm tra.
Thường người ta đặt các mắt dầu để kiểm tra mức dầu ở trong thùng, ở các cặp mà
sát và ỏ chỗ dòng dầu chảy qua các cặp bề mặt tương ứng.
Tự động kiểm tra là hình thức cải tiến hơn trong đó mỗi sai sót của hệ thống bôi
trơn được báo hiệu bằng đèn hoặc tự động dùng máy.
1: Bể chứa
2: Bể thu hồi
3: Buồng phân phối

4: Phin
5: Bơm
6: Van
II. xác định lưu lượng của bơm.
Người ta có thể xác định lưu lượng của bơm dùng cho hệ thống bôi trơn trên
cơ sở phương trình cân bằng nhiệt xuất phát từ giả thiết: tất cả các nhiệt lượng toả
ra do ma sát ở các cặp ma sát bằng nhiệt thu vào của chất lỏng bôi trơn.
Nhiệt lượng toả ra ở các cặp ma sát được tính theo công thức:
W1 = 860 N (1-η) (kcal/h) (1)
Trong đó N: Công suất của các cặp ma sát tính bằng kw
η : Hiệu suất của tất cả các cặp ma sát được bôi trơn.
Nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn được tính theo công thức:
W2 = 60.Q.C.γ.∆t ( kcal /h)
Q: Lượng chất lỏng bôi trơn chảy qua lít/phút
c: Nhiệt dung riêng của dầu ( C ≈ 0,4 kcal/kg0
C )
γ: Khối lượng riêng của dầu Kg/dm3
: γ = 0,9
∆t: Nhiệt độ nung nóng của dầu khi chảy qua bề mặt làm việc
∆t = 50
÷ 80
truyền bánh răng.
∆t = 300
÷ 400
với ổ trượt.
Cân bằng 2 phương trình W1 và W2 ta được công thức gần đúng sau:
Q = KN(1-η) (lít/phút)
Trong đó: K: hệ số phụ thuộc vào sự hấp thụ nhiệt độ của dầu. Thực tế K = 1 ÷ 3
(1-η)N : Công suất mất mát do ma sát trong các cơ cấu được bôi trơn.
Thay số được: Q = 6 (lít/phút)
Năng suất của bôi trơn : Qb = K.Q
Với K = 1,4 ÷ 1,6 là hệ số dự trữ để hệ thống làm việc bình thường.lấy K = 1,5
⇒ Qb = 6. 1,5 = 9 (lít/phút)
Đường kính ống lớn nhất:
v
Q
d 13,1=
Với v = 2 –4 (m/s) chọn v = 2 (m/s)
Q = 6 (lít/ph) = 6 (dm3
/ph) = )/(10.1
10.60
6 34
3
sm−
=
Thay số được
)(008,0
2
10.1
13,1
4
md ==
−
⇒ d ≈ 8 (mm)

Thể tính bể chứa lấy bằng năng suất của bơm sau 4 – 5 phút:
V = Qb ×5 = 9×5 = 45 (lít)
Diện tính mặt thoáng của Phin lọc :
)(
.
..10.6 2
9
m
P
Q
F
∆
=
−
α
µ
Trong đó : Q là lưu lượng của dầu qua phin: .104
(m3
/s).
∆P = 5.104
N/m2
độ giảm áp của dầu qua phin.
α : Khả năng lưu thông của phin (m3
/m2
).
µ : Hệ số nhớt động lực học µ = 12
Thay số được :
)(10.88,2
10.250
72
10.5.10.500
12.10.1.10.6 214
1343
49
mF −
−
−−
===
III. hệ thống làm mát và các bộ phận của nó.
Việc dùng dung dịch trơn nguội tưới vào vùng cắt làm tăng độ bền của dụng cụ cắt
chất lượng bề mặt gia công tốt hơn, làm tăng năng suất cắt gọt và sử dụng chế độ
cắt cao hơn. Ngoài ra việc dùng nước làm lạnh có ảnh hưởng tốt đến quá trình cắt
vì nó làm nhiệm vụ tách phoi và làm lạnh chi tiết. Hệ thống làm lạnh chi tiết đã
được tiêu chuẩn hoá.
Hệ thống làm nguội bào gồm: Bể chứa, bơm ống dấn, dầu phun, ống thu hồi dung
dịch trơn nguội để tưới vào vùng cắt, Van.
Lưu lượng của bơm trong hệ thống làm lạnh cũng có thể xác định tương tự như lưu
lượng của bơm trong hệ thống bôi trơn. Nếu giả thiết rằng toàn bộ công suất cắt
chuyển thành nhiệt và nhiệt này hoàn toàn chỉ do nước làm lạnh hấp thụ thì chúng
ta có phương trình cần bằng nhiệt như sau:
(Kcal/lÝt)
427
102.60.N
tc.Q. =∆.γ
Khi làm lạnh Emunxi có γ = 1kg/lít
c = 1kgcal/kg0
c thì
(lÝt/phót)
t
N
14.Q
Δ
=
Trong đó: Q là lưu lượng của bơm trong hệ thống làm lạnh
N là công suất cắt N = 5,249(kw)
∆t là độ tăng nhiệt độ của dung dịch trơn nguội phụ thuộc vào qua trình cắt,
phương pháp dẫn nước lạnh, sự nguội lạnh của nó trong hệ thống ...
∆ = 150
÷ 200
chọn ∆ = 200
Thay số được:

hót)3,67(lÝt/p
20
5,249
14.Q ==
Dung tích bể chứa lấy bằng năng suất bơm 10 –20 phút
b = Q.15 = 3,67×15≈ 55 (lít)
Trong hệ thống làm lạnh phin chỉ có tác dụng cản phoi chư không làm sạch nên
được làm ở dạng lưới hay lỗ tấm có lỗ.

Đồ án máy công cụ -May tien t616

More Related Content

What's hot

Similar to Đồ án máy công cụ -May tien t616

Đồ án máy công cụ -May tien t616