thiết kế my cắt kim loại

Với vai trò quan trọng như vậy thì việc nắm bắt phương thức sử dụng cũng như khả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối ưu hoá các máy cắt kim loại là một yêu cầu cấp thiết đối với ngườ

Lời nói đầu

Để xây dựng đất nước Việt Nam trở thành một quốc gia giàu mạnh, văn minh và công bằng, cần phải giải quyết một nhiệm vụ rất quan trọng là thúc đẩy nền kinh tế phát triển Giải quyết nhiệm vụ này đòi hỏi nền sản xuấtcông nghiệp phải phát triển với nhịp độ cao, mà trong đó phần lớn sản phẩm công nghiệp được tạo ra thông qua các máy công cụ và dụng cụ công nghiệp.Chất lượng của các loại máy công cụ ảnh hưởng rất nhiều đến chất lượng sảnphẩm, năng suất, tính đa dạng và trình độ kỹ thuật của ngành cơ khí nói riêng và của ngành công nghiệp nói chung Vì vậy vai trò của máy công cụ

là hết sức quan trọng nhất là đối với một nền kinh tế đang phát triển như ở nước ta hiện nay Nó được dùng để sản xuất ra các chi tiết máy khác, nghĩa

là chế tạo ra tư liệu sản xuất nhằm thúc đẩy cơ khí hoá và tự động hoá nền kinh tế quốc dân

Với vai trò quan trọng như vậy thì việc nắm bắt phương thức sử dụng cũng như khả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối ưu hoá các máy cắt kim loại là một yêu cầu cấp thiết đối với người làm công tác kỹ thuật trong lĩnh vực cơ khí Có như vậy chúng ta mới đạt được các yêu cầu kỹ thuật, năng suất trong quá trình chế tạo các sản phẩm cơ khí nói riêng và các sản phẩm công nghiệp nói chung

Vì lý do trên việc hoàn thành đồ án môn học “ Thiết kế máy cắt kim

loại ” là hết sức quan trọng đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Qua đó nó sẽ

giúp cho sinh viên nắm bắt được những bước tính toán thiết kế các máy cắt kim loại cơ bản, đồng thời phục vụ cho việc tiếp cận thực tế một cách dễ dàng khi ra công tác, ngoài ra nó còn tạo điều kiện cho việc nghiên cứu cải tiến và hiện đại hoá các máy cắt kim loại

Để hoàn thành đồ án môn học này, ngoài sự cố gắng học hỏi và làm việc nghiêm túc của em còn có sự hướng dẫn tận tình của PGS TS Nguyễn Phương và một số thầy cô trong bộ môn Máy và ma sát học trường Đại học Bách Khoa Hà Nội Qua đây em xin cảm ơn các thầy cô đã có những ý kiến đóng góp giúp em hoàn thành đồ án môn học này

Tuy em đã có sự cố gắng rất nhiều trong việc tham khảo học hỏi để thực hiện đồ án này nhưng do thời gian thực hiện có hạn và tài liệu tham khảo còn hạn chế do vậy khó tránh khỏi thiếu sót Em mong muốn được sự chỉ bảo của các thầy cô để em có thể thực hiện tốt hơn trong các lĩnh vực có liên quan sau này

Em xin chân thành cảm ơn.

Hà Nội tháng 5 năm 2003 Sinh viên thực hiện

Hoàng Quyết Thắng

CHƯƠNG 1 : NGHIÊN CỨU MÁY ĐÃ CÓ 1.1Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ.

Với số liệu máy ta cần thiết kế mới là:

Phạm vi điều chỉnh tốc độ : 301500

Số cấp tốc độ Zn=18

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao: 251250

Số lượng chạy dao:Zs=18

động cơ chạy dao: 2,2KW

ta thấy rằng số liệu của máy cần thiết kế mới gần giống với tính năng kỹthuật của máy P82(6H82) do đó ta lấy máy 6H82 làm máy chuẩn

1.2 phân tích phương án máy tham khảo (6H82)

1.2.1 Các xích truyền động trong sơ đồ dộng của máy

trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền chạy chậm

(cơ cấu phản hồi [13

45 .1840 4040])khi gạt M1 sang phải ta có đường truyền chạy dao trung bình (đường truyềntrực tiếp

chuyển động chạy dao nhanh

Xích nối từ động cơ chạy dao (không đi qua hộp chạy dao )đi tắt từ động cơ

1.2.2 Phương án không gian ,phương án thứ tự của hộp tốc độ.

Phương án không gian

1.2.5 Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp chạy dao

Phương án không gian:

còn Z2= 2[9] gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có

đường chạy dao nhanh:

Do dùng cơ cấu phản hồi nên ta chọn phương án này

1.2.6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao

với đường chạy dao thấp và trung bình

1.2.7 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta thấy người ta không dùng phương

án hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modunnên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộtruyền nên việc dùng phương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnhhưởng nhiều đến kích thước của hộp

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ MÁY MỚI2.1 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ

2.1.1 Tính toán thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay

Với ba thông số cho trước:

2.1.2 Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án KG,

Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu:

Số nhóm truyền tối thiểu(i) được xác định từ Umin gh=1/4i = nmin/nđc

 Số nhóm truyền tối thiểulà i¿ 3

Do i¿ 3 cho nên hai phương án (1) và (2) bị loại

+ Cơ cấu đặc biệt

Ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trụcchính vì trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ

nmin  nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số nmin ta có Mxmax

Do đó kích thước trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thướclớn Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKGcuối có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn cho nên ta chọn phương án (1) đó làphương án 3x3x2

b Vẽ sơ đồ động:

2.1.3 Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2

Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự được xác đinhlà K!

Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT

Bảng lưới kết cấu nhóm như sau:

3(1) I

II

2(1) IV III 3(6)

3(2) I

II

2(9) IV III 3(1)

3(3) I

Theo điều kiện (P-1)Xmax ¿ 8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lưới kết cấu tachọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9]

Vì với PATT này thì lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặtchẽ nhất

2.1.4 Vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng

Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn vàchặt chẽ nhất

2.1.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm

Lưới kết cấu chỉ thể hiện được tính định tính để xác định được hộp tốc độ cóphân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không ? Còn đồ thị vòng quay cho ta

3(1) 3(3) 2(9)

Động cơ đã chọn theo máy chuẩn có P = 7 (KW) và nđc = 1440 v/ph

Ta chọn số vòng quay trên trục I qua bộ truyền bánh răng theo máy chuẩn có

2.1.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền

Ta tính số răng của các bánh răng theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất :Với nhóm 1:

i1 =1/4 = 1/ 1.26 4 = 16/ 39 = f1 / g1 ta có f1+g1= 55

i2 =1/3 = 1/ 1.26 3 = 19/ 36 = f2 / g2 ta có f2+g2= 55

i3 =1/2 = 1/ 1.26 2 = 22/ 33 = f3/ g3 ta có f3+g3= 55

với Zmin=17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =

Z min(f1+g1))

f1 k =

17.55 16.55= 1,1 từ đó ta có E=1

với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =

Zmin(f4+g4))

17.65 18.65 <1 , ta chọn E=1

Sơ đồ động và đồ thị vòng quay :

IV

iiI iI

I

26 54

39

28 16

22 19

18

33

36

47 37 26

19 82

III 3(3)

2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.

2.2.1 Tính thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay.

Với : Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút

 =1,26

Dựa vào máy tương tự (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy daodọc , dao ngang và dao đứng là cơ cấu vít đai ốc với bước vít tx = 6 mm Mặt khác, do Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút cho nên ta chỉ cần tínhtoán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự

Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc

Theo máy tương tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theocấp số nhân:

án không gian ,vẽ sơ đồ động.

a) Chọn phương án không gian

2(1) IV III 3(6)

3(2) I

II 3(3) I

+ Cơ cấu đặc biệt

Ta thấy với phương án 9x2(2x9)và 6x3(3x6)thì tổng số bánh răng nhiều màtổng số

trục ít dẫn đến là có nhiều bánh răng lắp trên cùng một trục và kém cứngvững do đó mà ta loại bốn phương án này còn ba phương án còn lại thì

là nhỏ nhất vậy phương án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2

=608(v/ph)chọn n0=n17=750(v/ph)

từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay

2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm

Bội số chung nhỏ nhất của các f+g là K=6

với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

Với đường chạy dao nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn theođường truyền của máy tương tự

Vậy đường chạy dao nhanh đạt yêu cầu

Ta chuyển chuỗi lượng chạy dao Si thành chuỗi số vòng quay nicủa trục vít

23.68 37.49 59.98 94.7 149.94 247.99 391.56 619.96 991.94 2255.6 mm / phót

29.99 47.35 74.97 119.96 195.78 309.98 495.97 783.11 1239.93

18:18

33:37 18:16

40 13

36 16 43

64 36

18

27

N=1,7kw n=1420 vg/ph 26

35

40

I II III IV V VI VII VIII IX X V

2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.

Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau:

Đường chạy dao ngang:

Đường chạy dao thẳng đứng:

Máy ta thiết kế tương tự như máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thửnhư của máy 6H82

Trong đó: Nc – là công suất cắt.

No – là công suất chạy không

Ta có thể tính công suất động cơ bằng Nđc = Nc /0,75

Nc =PZ.V/60.102.9,81Với PZ là lực cắt (N) PZ = 0,6 P0

K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt

G là khối lượng bàn dao lấy G = 45000 (N)

3.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của

hộp chạy dao

Công suất :

Nđc =1,7 kW ; nđc =1420 vg/ph

Trục I NI = Nđc br ol = 1.7 0,995 0,97  1,64 KWTrục II NII = NI ol .br = 1,64 0,995 0,97  1,58 KW

Trục V NV = NIV br ol = 1,47 0,97 0,995  1,42 KW

Số vòng quay :

Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn,không làm việc hết công suất N Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ

và chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết công suất của máy Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là n tinh =nmin.

vg/phTrục V nVmin = nIVmin .i 7.i 8 = 9 vg/ph

là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao người ta chỉ dùng một loại modul

do đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răngkhác có mô đun tương tự

Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z1/ Z’

1) truyền từ trục IIsang trục III

*Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kếchế tạo máy thì ta chọn vật liệu nh sau:

Thép 45 tôi cải thiện đạt HB = 180-350 chọn HB = 300

* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạnghỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xácđịnh ứng suất tiếp xúc cho phép

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn

(theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế T1)

Hgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng được xác định theo côngthức :

H  = (Hgh /SH ) ZR ZV KL.KXH

Tính sơ bộ lấy ZR ZV KL.KXH = 1

Vậy ta chọn  H  = 609 Mpa

* Xác định ứng suất uốn cho phép.

Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh :

Xác định theo công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình CTM)

Fgh = o

Fgh = 1,8.300 = 540 MPa

Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hưởng đặt tải,

Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)

Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1)

do bánh răng được tôi cải thiện cho nên chọn Ktt= 1,8

KN Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy KN = 1

mtx = 3 Lấy theo tiêu chuẩn

Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm môđun bánh răngtheo độ bền uốn:

Như vậy với bánh răng môđun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

Thông số cơ bản của bộ truyền :

Mô men xoắn : TII = 47953,3 N mm.

Đường kính sơ bộ của trục: d2 = 25 mm

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d21 = 25 (mm)

Sơ đồ ăn khớp

L3 L2

Phản lực ở ổ sinh ra bởi Fr 11, Fr 21 ,giả sử phản lực đó là R1, R2 và có chiều như hìnhvẽ

Để thuận lợi trong tính toán ta đặt hệ toạ độ oxyz có phương chiều như hình vẽ với

ox // Ft 11 , oy// Fr11 và oz hướng theo chiều trục, từ đó ta có :

Xét trong mặt phẳng yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr 11 , Fr 21Y , Ft 21Y , R1Y, R2Y

Với Fr 2Y = Fr21.sin190 = 181,8.sin19o  59 (N)

Ft 2Y = Ft21.cos190 = 499,5.cos19o  472 (N)

Ta có phương trình cân bằng

R1Y + R2Y + Fr21Y + Ft 21Y - Fr 11 = 0 (1)(Fr21Y + Ft 21Y ) L3 + R2Y.L2 - Fr 11 L1 = 0 (2)

Từ (1)(2) ta có :

R1Y = 1102,4(N)

R2Y = -515(N)Xét trong mặt phẳng xoz Các lực tác dụng là R1X , R2X , Ft 11 , Ft 21x , Fr 21x

Với Fr 2X = Fr21 cos190 = 181,8.cos19o  172

Ft 2X = Ft21 sin190 = 499,5.sin19o  163

Ta có phương trình cân bằng lực:

R1X + R2X - Fr11 + Fr 21x -Ft 21X = 0 (1)

Fr1 L1 - R2X.L2 + (Fr 21x- Ft 21X ).L3 = 0 (2)

Vẽ biểu đồ mô men uốn, xoắn

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện:

Trục làm bằng thép C45 ; có b = 600 MPa.

 -1 = 0,436.600 = 261,6MPa

 -1  0,58-1 = 0,58 261,6 =151,7 MPa

Xét tại tiết diện I lắp bánh răng Z18 có đường kính chân d = 20 (mm)

Các trục của hộp đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng,do đó a tính theo ct 10.22

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền

Ky =1

Theo bảng 10.12 khi dùng răng chữ nhật, hệ số tập trung ứng suất tạirãnh then hoa ứng với vật liệu b = 600 MPa là K = 1,55 và K =2,36

Từ bảng 10.10 với d = 20 mm, lấy  = 0,92 = 0,89

ta xác định được tỉ số K/ và K/ tại rãnh then trên tiết diện này

K/= 1,55/0,92 = 1,68

K/= 2,36/ 0,89 = 2,65

tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số

K/ = 1,79

Vậy tại tiết diện I trục thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 2,7

Xét tại tiết diện II có đường kính chân d = 20 (mm)

Tương tự như tiết diện I

Riêng chỉ có a= max= M2/W1=15,4 MPa

sτ= τ−1

Kτd.τa+ψτ.τm=151 ,7 2,65 12, 67 =4,52

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

s=sσ.sτ/ √ sσ2+sτ2=10,11.4,52/ √ 10,112+4 ,522≈4,12> [ σ ] =1,5 2

Vậy tại cả 2 tiết diện trục đều thoả mãn về độ bền mỏi

*Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh (Công thức 10.27….10.30)

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: σ td=√σ2+3.τ2≤[σ].

Trong đó :  = Mmax/ (0,1.d3) = 43637,5/(0,1.203) = 54,5 MPa

3.6 Tính toán ly hợp vấu :

Do yêu cầu chỉ cần tính cho ly hợp cho

nên ta chọn tính cho ly hợp vấu trên

trục IV có đường kính d =35 mm ta

Ta chọn đường kính trung bình làm

việc của ly hợp là Dtb = 65 mm, số vấu

của mỗi nửa ly hợp là 6 vấu, kích thước

làm việc của các vấu là:

h x b = 10 x 12 mm

Mòn các vấu là dạng hỏng chủ yếu của ly hợp vấu Để hạn chế mòn vấu, cầnkiểm nghiệm áp suất P sinh ra trên các bề mặt tiếp xúc của các vấu.Giả sửtải trọng phân bố đều cho các vấu

Ứng suất dập sinh ra trên bề mặt các vấu khi tiếp xúc là :

P= 2.K T Z D

tb b.h≤[P]

Trong đó :

Z là số vấu trên một nửa vấu

b.h là chiều rộng và chiều cao tính toán của vấu

Dtb là đường kính trung bình làm việc của ly hợp.[P] là ứng suất cho phép

P= 2.K T

Z D tb .b.h = 2.1,5.151440,16.65.10.12 =9,7≤[P]

Vậy ly hợp làm việc đảm bảo

R tb

CHƯƠNG 4:

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN4.1 Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển

Hệ thống điều khiển phải thoả mãn các yêu cầu sau:

đích rút ngắn thời gian điều khiển để tăng năng suất lao động Song phải nằm trong phạm vi giới hạn vận hành của con người

giải pháp kết cấu tạo điều kiện thuận lợi dễ nhớ cho người công nhân, đồng thời dễ lắp ráp và sửa chữa

bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng

Ta chọn loại càng gạt với hệ thống đĩa lỗ như máy tương tự 6H82

4.2 Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng với tay gạt ta có:

* Điều khiển hộp tốc độ :

Số lượng tốc độ z = 18

Phương án không gian 332

Phương án thay đổi thứ tự I-II-III

Vị trí của các khối bánh răng di trượt :

Trên trục 1 có khối bánh răng 3 bậc (A) , có 3 vị trí ăn khớp làm việc :

Trái ( A-T ) là đường truyền i1 , Giữa (A - G) là đường truyền i3 và Phải ( A-P) là đường truyền i2

Trên trục 3 có khối bánh răng 3 bậc ta tách ra làm 2 khối- khối 2 bậc ( B ) vàkhối 1 bậc (C) để dễ bố trí tay gạt, hai khối B và C có liên quan với nhau- khi khối (B) ở vị trí làm việc thì khối (C) không làm việc và ngược lại

Với khối (B) có 3 vị trí : Giữa (B-G) là vị trí không làm việc, Trái (B-T) là vịtrí làm việc với đường truyền i6 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền i5

Với khối (C) có 2 vị trí : Trái (B-T) là vị trí không làm việc và Phải (B-P) )

là vị trí làm việc với đường truyền i4

Khối bánh răng 2 bậc (D) truyền từ trục 3 sang trục 4 có 3 vị trí:

Giữa (D-G) là vị trí không làm việc, Trái (D-T) là vị trí làm việc với đường truyền i7 và Phải (D-P) là vị trí làm việc với đường truyền i8