Phương án thứ tự PATT, lưới kết cấu và đặc trưng của các nhóm truyền422.2 Thiết kế động học hộp chạy daoCHƯƠNG III :TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH... Tính lực ép Q
Trang 1VIỆN CƠ KHÍ
- 🙡 🕮 🙣
-ĐỒ ÁN MÔN HỌC:THIẾT KẾ MÁY
Sinh viên thực hiện: Vũ Minh Trưởng
MSSV : 20171863
Lớp : CK 09 - K62
Giáo viên hướng dẫn: TS Lê Đức Bảo
Hà Nội, tháng 8 năm 2021 Mục Lục
Mục Lục
LỜI NÓI ĐẦU
CHƯƠNG I: KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ
1.1 Thông số kĩ thuật của máy cần thiết kế
1.2 Tham khảo thông số kỹ thuật của một số máy tiện khác
Trang 21.3.1.5 Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62 17
1.3.2.3 Nhận xét chung về xích chạy dao của máy 1K62 34
2.1.1.2 Phương án thứ tự (PATT), lưới kết cấu và đặc trưng của các nhóm truyền
2.2 Thiết kế động học hộp chạy dao
CHƯƠNG III :TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH
Trang 33.3 Tính đường kính trục sơ bộ và lập bảng thông số động lực học
3.4.2.4 Tính lực ép Q cần thiết lên các đĩa: 103
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN
4.1 Lý luận để chọn kết cấu điều khiển tay gạt
4.2 Quy trình tính toán, thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện Bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện
4.2.1 Quy trình tính toán thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện 1084.2.2 Bảng hệ thống điều khiển chung của máy tiện 1084.3 Tính toán hệ thống điều khiển
4.3.1 Tính toán cơ cấu điều hiển khối bánh răng hai bậc 111
Trang 44.3.4.3 Tính toán hành trình gạt của Cam và chọn kích thước Cam 132
CHƯƠNG V:TÍNH TOÁN HỆ THỐNG BÔI TRƠN VÀ LÀM MÁT
5.1 Nguyên lý bôi trơn
5.2 Sơ đồ bôi trơn hộp tốc độ
5.3 Xác định lưu lượng của bơm
KẾT LUẬN
TÀI LIỆU THAM KHẢO
LỜI NÓI ĐẦU
Một trong những nội dung đặc biệt quan trọng của cuộc cách mạng khoa học kĩ thuật trêntoàn cầu nói chung và sự nghiệp công nghiệp hóa, hiện đại hóa ở nước ta nói riêng hiệnnay đó là việc cơ khí hóa và tự động hóa quá trình sản xuất Điều này làm tăng năng suấtlao động và phát triển nên kinh tế quốc dân
Trong đó,công nghiệp chế tạo máy công cụ và thiết bị đóng vai trò then chốt Để đáp ứngnhu cầu nói trên, song song với việc nghiên cứu, thiết kế nâng cấp máy công cụ thì cầnphải trang bị đầy đủ, sâu rộng những kiến thức về máy công cụ và trang thiết bị cơ khícũng như khả năng áp dụng lí luận khoa học thực tiễn sản suất của đội ngũ cán bộ khoahọc kĩ thuật là rất cần thiết Với những kiến thức đã được trang bị, sự hướng dẫn nhiệt tìnhcủa các thầy - cô giáo cũng như sự cố gắng của bản thân, đến nay nhiệm vụ đồ án máycông cụ được giao về cơ bản đã được hoàn thành Toàn bộ quá trình tính toán thiết kế máymới “Máy tiện ren vít vạn năng” có thể tồn tại nhiều thiếu sót, em rất mong nhận được sựchỉ bảo của thầy – cô
Phần tính toán thiết kế máy mới gồm các nội dung sau:
Chương I: Nghiên cứu nhóm máy có tính năng kỹ thuật tương đương đã có
Chương II: Thiết kế truyền dẫn máy thiết kế mới
Chương III: Tính toán công suất, sức bền cho một số cơ cấu chính
Trang 5CHƯƠNG I: KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ.
1.1 Thông số kĩ thuật của máy cần thiết kế.
Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xemxét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy 1K62)
1.2 Tham khảo thông số kỹ thuật của một số máy tiện khác
M
áy cầnthiếtkế
Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm
Trang 6Số vòng quay lớn nhất n (v/p)Max 2000 1200 1980Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất
Lượng chạy dao dọc lớn nhất SdMax (mm/v) 4,16 1,59 1,07
Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất Snmin
Bảng 1: Bảng so sánh máy tương tự và máy cần thiết kế
Nhận xét: Trên đây chưa phải là tất cả các loại máy trong nước ta có nhưng do hạn chế vềtài liệu và kinh nghiệm nên ta mới chỉ phân tích được 4 loại máy trên
Nhận thấy đề tài thiết kế với các loại máy trên ta thấy máy tiện ren vít vạn năng1K62 cóđặc tính tướng tự và có tài liệu tham khảo đầy đủ nhất ta lấy máy 1K62 để khảo sát cho🡪
việc thiết kế máy mới
1.3 Phân tích máy tiện ren vít vạn năng 1K62.
Đặc tính kĩ thuật của máy tiện ren vít vạn năng 1K62.
●Đường kính lớn nhất của phôi gia công: 400(mm) trên băng máy, 200(mm) trênbàn máy
●Số cấp tốc độ trục chính: Z = 23 (cấp)
●Giới hạn vòng quay trục chính: n = 12,5 ÷ 2000(vg/ph)tc
●Tiện trơn:
+ Lượng chạy dao dọc S : 0,07 ÷ 4,16(mm/vg)d
+ Lượng chạy dao ngang S : 0,035 ÷ 2,08 (mm/vg)ng
Trang 7+ Số vòng quay động cơ chạy nhanh: n = 1410(vg/ph)đc2
Hình1: Sơ đồ động máy 1k62
Hình 2: Sơ đồ cấu trúc động học 1.3.1 Hộp tốc độ máy.
Thông số hộp tốc độ:
Trang 8Công suất động cơ chính: N = 10(kW)đc1
Ta thấy từ trục (IV) tới trục (V) có khối bánh răng di trượt hai bậc có khả năng tạo ra
4 tỷ số truyền nhưng thực tế chỉ có 3 tỷ số truyền 1, 1/4, 1/16
Số cấp tốc độ thấp: Z
⇒ 1 = 2x3x(2x2-1) = 18(cấp) từ n1÷n18 = 12,5÷ 630 (vg/ph)Đường truyền tốc độ cao:
Từ động cơ 1→ bộ truyền đai →(I)→(II)→(III)→(VI)→Trục chính
Trang 9+ Các thông số: n = 12,5 (vg/ph), n = 2000 (vg/ph) và Z = 23(cấp)min max + Trị số công bội = 1,26:ϕ
Trang 114.94 2.43 1.681.16
Hình 3: Đồ thị sai số vòng quay Kết luận:
Từ đồ thị vòng quay ta nhận thấy tại máy cơ sở có các cấp tốc độ có sai số vòng quay vượt quá ± 2,6% ( Sai số cho phép ) như:
1.3.1.5 Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62
Ta có đồ thị vòng quay của máy 1K62 như hình vẽ dưới:
Trang 12⇒ 2 lệch sang phải 1 khoảng : 2,17 lgϕ
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 1: ⇒ [X] = 1
Trang 13ηcd – hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ηcd ≤ 0,15 ÷ 0,2 Lấy ηcd =0,15;
Q – lực kéo (lực chạy dao) [N], Q = 3965,11 N
Trang 14Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n đến n cho nên khi máy làmmin maxviệc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việchết công suất N Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòngquay tính toán trên từng trục là
Trang 15* Từ các mô men xoắn trên các trục ta xác định được đường kính sơ bộ của trục:
Theo công thức (7.1) trang114 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Nguyễn TrọngHiệp )
Trang 163.4 Tính toán sức bền cho một số cơ cấu chính
Vật liệu và cách nhiệt luyện
Đối với trục quay trong ổ lâu, cổ trục chính không cần phải có độ cứng vững đặc biệt
Trang 17sẽ tính cho đường truyền tốc độ thấp và đường kính trục sẽ được lấy tăng lên để đảm bảocác yêu cầu của trục khi thực hiện đường truyền tốc độ cao.
Vị trí của các bánh răng bố trí trong không gian đối với trục chính có ý nghĩa quantrọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính Giả sử xétcặp bánh răng 27/54 Trong không gian bánh răng chủ động Z27 có thể bố trí ở bất kỳ vịtrí nào xung quanh Z54 Ở đây ta xét 4 vị trí điển hình I, II, III, IV như hình vẽ
Hình 3.2 Sơ đồ bố trí không gian của bánh răng 27
Từ hình vẽ ta thấy:
Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn cả vì là bé nhất
Nếu xét riêng ảnh hưởng của lực đến độ chính xác làm việc của trục chính thì vị trí IV là tốt nhất vì
Q4
Q2P
Trang 18Do trục chính yêu cầu truyền động chính xác đối với máy tiện ren vít vạn năng nên tachọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.
Qua phân tích tương tự với bánh răng 60/60 ta có sơ đồ phân tích lực tác dụng vào trụcchính như hình vẽ
Trang 19Lực hướng tâm: Fr 1=Ft 1 tan tan α=18057.tan tan 2 0°=6572[ N ]
Hợp lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục:
Q= √❑
Phân tích lực Q thành 2 thành phần theo phương y và z ta được:
Qz=Q cos γ=19216 cos28°=16967[ N ]Qy=Q sinsin γ=19216.sin sin 2 8 °=9021[ N ]
Trang 20Chọn chiều dài may ơ của bánh răng bằng 19(mm)
Chọn khoảng cách giữa các bánh răng f = 10 (mm)
Chọn khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng gần nhất l=12(mm)
Chiều rộng bánh răng b = 20(mm)
BC = 8b+7f+3l = 8x20+10x7+19+3x12= 285 (mm)
Lấy BC = 285mm
Chọn chiều dài của DE có độ dài 370 (mm)
Ta có sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tựđược giả sử như hình 3.3
Để tính toán trục ta có thể coi trục chính như một dầm đặt trên hai gối tựa trong đó có mộtgối tựa di động và một gối tựa cố định
Dựa theo máy tương tự 1K62 ta chọn sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục vàphương chiều của các phản lực gối tự được giả sử như hình vẽ sau:
Trang 21✔ Xét mặt phẳng xOy:
Cân bằng momen tại điểm A:
Ft 2.AB−QY.AC+YD.AD−PY.AE+MZP=0
→YD=−Ft 2.AB+QY.AC+PY.AE−MZP
Cân bằng momen tại điểm A:
Fr 2.AB+QZ.AC−ZD.AD+PZ.AE=0→ZD= r 2.AB+QZ.AC+PZ.AE
Cân bằng lực theo phương Oz:
ZA+Fr 2+QZ−ZD+PZ=0 →ZA=−Fr 2−QZ+ZD−PZ=−7273−16967+35757−13065=−1548 [N]
c) Vẽ biểu đồ nội lực
Trang 22Đường kính các đoạn trục được xác định bằng công thức:d=3
√ Mtd0,1[σ ]
Trang 23Xét tại mặt cắt B ta có:
Mu= √❑
→dB=3
√ Mtd0,1[σ ]=3
√24964010,1.55 =76,9 [mm]
Xét tại mặt cắt D ta có:
Mu= √❑
→dD=3
√ Mtd0,1 [σ ]=3
√53426350,1.55 =101,04 [mm]
Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn như sau:
Trang 24Trong đó:
là modul đàn hồi của vật liệu
là momen quán tính mặt cắt ngang tại E
=3,99.1 011(N2.m m2)
→YEz=1
2,1.106.29803137.3,99 1 0
Trang 25¿4,82.1 011(N2.mm2)
→YEz=1
2,1.106.29803137.4,82 1 0
11=0,0008(mm)
Vậy độ võng tại E là:
YE=√❑
Độ võng cho phép của trục chính lấy theo kinh nghiệm là y = 0,2(mm) (trang 125
TTTKMCKL) trên chiều dài l = 1m giữa hai gối trục
⇒ Độ võng cho phép tại E là:
Vậy trục đảm bảo độ cứng vững về góc xoay:
f) Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D
Xét trong mặt phẳng xOz:
Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị , khi đó biểu đồ momen do
Trang 262.359 4834005.
441
800+1
2,1.1 06.55213991.698241792 6,02.10=
−6(rad)
Xét trong mặt phẳng xOy:
Trang 27Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác
g) Kiểm nghiệm then và rãnh then
Tại vị trí lắp bánh răng Z cố định có dùng then bán nguyệt để truyền chuyển động 60
xuống hộp chay dao
⇒Ta cần kiểm tra áp suất của bề mặt rãnh then
Trang 28+ h : Độ sâu thực tế của rãnh then h=1 cm.
+ l : Độ dài thực tế của rãnh then l=3 cm
+ [p] = 150 (N.mm ) = 15000 (N.cm ) bảng 9.5 tính toán dẫn động cơ khí.2 2Thay số ta được :
P = 195018
5,6.1.3 = 11608 (N.cm ) < [p] = 15000 (N.cm )2 2
Đảm bảo điều kiện làm việc
- Kiểm nghiệm then hoa:
Áp dụng công thức
P= 8 MXmax
(D2−d2).l z.ψ (N/cm ).
2
Trong đó: + : Đường kính ngoài của then D=92 (mm) = 9,2 (cm)
+ : Đường kính trong của then d=82 (mm) = 8,2 (cm)
Trang 293.4.2.2 Chọn vật liệu và cách bôi trơn bề mặt ma sát
- Vật liệu là thép tôi bôi trơn, hệ số ma sát f= 0,08 và áp lực riêng cho phép là:[p] = (4 ÷ 6) kG/cm 2
Lấy [p] = 6kG/cm 2
3.4.2.3 Tính bề mặt ma sát :
Mx=f m.π. (D3−D1).p
Trang 30- Đối với các đĩa ma sát được bôi trơn thì z ≤ 30; Z : Số nguyên dướngVậy ta chọn Z = 21
Số đĩa ngoài lớn: = 12
Số đĩa trong lớn: Z = 112
3.4.2.4 Tính lực ép Q cần thiết lên các đĩa:
Lực ép chiều trục cần thiết cho bộ li hợp ma sát đĩa là:
+ Đường kính ngoài bề mặt làm việc: D = 90 mm
+ Đường kính trong của đĩa ngoài: = 60 mm
+ Bề mặt ma sát : Z = 21
+ Lực ép: Q = 20,25 N
Kết luận: Vậy ly hợp ma sát có đủ khả năng truyền hết công suất mà hộp tốc độ cần
truyền
Trang 314.1 Lý luận để chọn kết cấu điều khiển tay gạt
Hình 4.1 Sơ đồ động của hộp tốc độ máy mới thiết kế
Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ hình 4.1 ta nhận thấy rằng muốn điều khiển để tạo ralần lượt 24 cấp tốc độ thì ta phải điều khiển thông qua 5 khối bánh răng di trượt Trongmáy tương tự 1K62 thì các khối bánh răng này được điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệchtâm và cam mặt đầu Do vậy ở đây ta cũng chọn cơ cấu điều khiển các khối bánh răng nhưmáy tương tự Vấn đề quan trọng là ta phải vẽ được đường khai triển của các rãnh cam vàcách thực hiện điều khiển đối với từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết Dựa vào đồ thị vòng quay ta nhận thấy rằng từ trục I qua trục II có hai tỷ số truyền i và i1 2được thay đổi bởi khối bánh răng di trượt A Từ trục II sang trục III có ba tỷ số truyền i ,3
i4 và i thay đổi được nhờ khối bánh răng di trượt B Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số5truyền i và i sẽ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt C Từ trục IV sang trục V có6 7hai tỷ số truyền i và i được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt D lắp trên trục IV Khối8 9bánh răng di trượt còn lại là E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai
tỷ số truyền i10
từ trục V tới trục VI hoặc i từ trục III tới trục VI.11
4.1.1 Chức năng của hệ thống điều khiển
Chức năng của hệ thống điều khiển trong máy công cụ là:
● Đóng, mở động cơ điện, các bộ phân bôi trơn, làm lạnh
● Đóng, ngắt truyền động chính, chạy dao
- Biến đổi tốc độ chuyển động chính và độ lớn lượng chạy dao, đảo chiều chuyển
Trang 32- Kẹp chặt, tháo lỏng các bộ phận máy (ụ động, trục máy khoan, ụ phân độ…), dụng
cụ, chi tiết phôi
- Điều khiển chu trình làm việc của các cơ cấu phụ: phễu cấp phôi tự động của chutrình tự động của máy…
4.1.2 Các yêu cầu đối với hệ thống điều khiển
Để đáp ứng được các chức năng kể trên, hệ thống điều khiển trong máy công cụcần phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Độ an toàn của cơ cấu điều khiển: Nên bố trí tay gạt tập trung vào một khi vựcthuận tiện cho việc thao tác của người công nhân Bảo đảm khoá lẫn để tránh tainạn lao động Tránh các bộ phận điều khiển như vô lăng, tay gạt quay trong thờigian máy công tác…
- Để phòng ngừa các sự cố do kết cấu của hệ thống điều khiển hoặc do thiếu sót củangười công nhân, người ta dùng các phương pháp sau:
⮚ Định vị các cơ cấu điều khiển ở mỗi vị trí của nó
Khoá liên động các cơ cấu điều khiển để không thể đồng thời đóng hai chuyển động khácnhau
⮚ Hạn chế hành trình chuyển động gá đặt
⮚ Đặt các bộ phận đèn tín hiệu
- Điều khiển phải nhanh, chính xác để tăng năng suất lao động
Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng, thuận tiện Khi tính toán lực gạt thườngchọn từ (25 ÷ 65) N, riêng đối với tầm vóc công nhân Việt Nam thì ta nên chọn lực gạt nhỏhơn, từ (20 ÷ 30) N
- Dễ nhớ khi điều khiển Dễ điều chỉnh, sửa chữa cũng như lắp ráp
- Bảo đảm tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển
- Trong máy công tác nên chọn số cơ cấu điều khiển nhỏ hơn hoặc bằng 8
4.1.3 Phân loại hệ thống điều khiển
Trang 33● Hộp tốc độ có 4 tay gạt:
+ Tay gạt 1 và 4 là dùng cho xích tốc độ
Hệ thống điều khiển có thể bằng tay hoặc tự động, riêng rẽ hoặc tập trung
Để tránh hệ thống điều khiển quá phức tạp và cồng kềnh, người ta sử dụng nguyên tắc điềukhiển tập trung kết hợp phân tán
- Tay gạt 1 điều khiển 6 vị trí
- tay gạt 4 điều khiển 4 vị trí
4.2 Quy trình tính toán, thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện Bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện.
4.2.1 Quy trình tính toán thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện
Quy trình tính toán, thiết kế hệ thống điều khiển máy tiện được tiến hành qua 2 bướcBước 1:Xác định đặc điểm đối tượng điều khiển:
✔ Xác định đối tượng điều khiển trong bản vẽ khai triển sơ bộ
✔ Xác định hành trình gạt
✔ Xây dựng bảng vị trí các khối di trượt: căn cứ đồ thị vòng quay, sơ đồ động,bản vẽ khai triển sơ bộ
− Bước 2: Thiết kế cơ cấu điều khiển:
✔ Chọn cơ cấu điều khiển đưa ra nguyên lý điều khiển
Xây dựng sơ đồ nguyên lý điều khiển đưa ra các thông số của cơ cấu trung gian
Trang 34động, lưới kết cấu, đồ thị vòng quay của hộp tốc độ đã thiết kế.
Hình 4.2.1: Sơ đồ động của hộp tốc độ máy mới thiết kế
Dựa vào sơ đồ động hình 4.2.1, ta nhận thấy rằng: để điều khiển được tốc độ trục chính
nTC, ta cần phải thay đổi các tỉ số truyền bằng cách điều khiển vị trí của 5 khối bánh răng ditrượt A, B, C, D, E:
Từ trục I tới trục II: có 2 tỉ số truyền là i và i (1 2 i1=50
40; i2=55
35), được điều khiển
bằng khối bánh răng di trượt hai bậc A lắp trên trục II
Từ trục II tới trục III: có 3 tỉ số truyền là i , i và i (3 4 5 i3=23
57; i4=31
49; i5=40
40), được
điều khiển bằng khối bánh răng di trượt ba bậc B lắp trên trục III
Từ trục III tới trục IV: có 2 tỉ số truyền là i và i (6 7 i6=22
88; i7=55
55), được điều khiển
bằng khối bánh răng di trượt hai bậc C lắp trên trục IV
Từ trục IV tới trục V: có 2 tỉ số truyền là i và i (8 9 i8=22
88; i9=55
55), được điều khiển
bằng khối bánh răng di trượt hai bậc D lắp trên trục IV
Để tạo ra dải tốc độ thấp và dải tốc độ cao, ta sử dụng khối bánh răng di trượt haibậc E để tạo ra 2 tỉ số truyền là i và i (10 11i10=27
54; i11=66
42),