Đồ án máy công cụ thiết kế máy khoan đứng trên nền máy khoan 135

@Lưới kết cấu: 1 2 3 4 - Nhận xét về lưới kết cấu: +Ưu điểm: Lưới là một hình rẻ quạt đều như vậy :  Số vòng quay giảm dần từ trục 1 đến trục 4 và ở miền có số vòng quay cao số lượng

THIẾT KẾ MÁY KHOAN ĐỨNG DỰA TRÊN CƠ SỞ

MÁY KHOAN K135 Phần 1 : PHÂN TÍCH MÁY CHUẨN 1.1 Máy chuẩn : máy K135 với các thông số như sau :

Kích thước của máy :

- Dài 1245

- Rộng 815

- Cao 2690

1.2 Đánh giá máy chuẩn :

1.2.1 Nhận xét về mặt động học của máy chuẩn :

* Hộp tốc độ :

Từ sơ đồ động học của máy chuẩn ta có chuỗi số vòng quay trục chính là: 42 – 60 – 87 – 122 – 173 – 250 – 338 – 482 – 696 – 995 – 1320 – 2000 (vg/ph), từ đó ta vẽđược lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay của hộp tốc độ như sau:

@Lưới kết cấu:

(1) (2) (3)

(4)

- Nhận xét về lưới kết cấu:

+Ưu điểm:

Lưới là một hình rẻ quạt đều như vậy :

 Số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (4) và ở miền có số vòng quay cao số lượng bánh răng làm việc nhiều hơn và điều này làm cho kích thướccủa các bánh răng làm việc nhỏ gọn hơn do mômen xoắn bé

 Lượng mở giửa các tia của nhóm truyền bánh răng là thay đổi từ từ, các tỉ

số truyền bố trí giảm từ từ, đây là điều kiện làm việc tốt nhất cho các bánh răng làm cho tuổi thọ của bánh răng và do đó tuổi thọ của hộp tốc độ cao + Nhược điểm :

Về mặt động học ta thấy đây là một lưới kết cấu tốt nhất

@Đồ thị số vòng quay:

(1) (2) (3)

Một nhược điểm của đồ thị số vòng quay là giới hạn tỉ số truyền

với giá trị này thì các máy công cụ ít dùng

-Nhận xét chung về máy:

*Ưu điểm của máy : Độ cứng vững cao hơn các máy khoan đứng nhỏ hơn cũng như máy khoan cần do đó lỗ có độ chính xác cao hơn các máy này Có thể điều chỉnh tốc độ chạy dao tự động hoặc bằng tay Gá đặt chi tiết gia công đơn giản *Nhược điểm của máy : Độ chính xác của lổ không cao do ảnh hưởng từ kết cấumũi khoan chưa hoàn thiện cũng như độ cứng vững của mũi khoan Không khoan được các lổ theo chu vi tròn như máy khoan cần trong một lần gá đặt

Với những ưu điểm và nhược điểm trên ta thiết kế lại máy khoan với thông số động học của hộp tốc độ như sau:

- Lượng chạy dao nhỏ nhất s = 0,1 (vg/ph)

- Lượng chạy dao lớn nhất s = 1,4 (vg/ph)

- Nhận xét về lưới kết cấu:

+Ưu điểm:

Lưới là một hình rẻ quạt đều như vậy :

 Số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (3) và ở miền có số vòng quay cao số lượng bánh răng làm việc nhiều hơn và điều này làm cho kích thướccủa các bánh răng làm việc nhỏ gọn hơn do mômen xoắn bé

 Lượng mở giửa các tia của nhóm truyền bánh răng là thay đổi từ từ, các tỉ

số truyền bố trí giảm từ từ, đây là điều kiện làm việc tốt nhất cho các bánh răng làm cho tuổi thọ của bánh răng và do đó tuổi thọ của hộp tốc độ cao + Nhược điểm :

Về mặt động học ta thấy đây là một lưới kết cấu tốt nhất

Về mặt động học ta thấy đây là một đồ thị số vòng quay tốt.

Theo máy chuẩn thì hộp chạy dao dùng cơ cấu then kéo với một cặp bánh răng dùng chung Như vậy trong 12 cấp tốc độ trên thì sẽ có một cặp tốc độ trùng nhau

Ta nhận thấy công bội không nằm trong trị số tiêu chuẩn nên ta thiết kế máy mới với số liệu là:

- Phạm vi bước tiến Z = 11

- Lượng chạy dao nhỏ nhất s = 0,1 (vg/ph)

- Lượng chạy dao lớn nhất s = 1 (vg/ph)

2.1 Tính toán các thông số động học cơ bản của máy :

@Với hộp chạy dao:

* Với máy chuẩn :

- Phạm vi bước tiến Z = 11

- Lượng chạy dao nhỏ nhất s = 0,1 (vg/ph)

- Lượng chạy dao lớn nhất s = 1,4 (vg/ph)

- Lượng chạy dao nhỏ nhất s = 0,1 (vg/ph)

- Lượng chạy dao lớn nhất s = 1 (vg/ph)

=> công bội :

Chuỗi số lượng chạy dao tra theo chuỗi số vòng quay cơ sở ta có: 0,1 – 0,125 – 0,16 – 0,2 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1

2.2 Thiết kế động học hộp tốc độ :

2.2.1 Thiết kế phương án không gian (PAKG) :

* Tính số nhóm truyền tối thiểu :

Gọi x là số nhóm truyền tối thiểu ta có : ; với n = 42,5(vg/ph) còn n

- Kích thước chiều dài hộp sơ bộ : L = + = L

Với b là bề rộng bánh răng còn f là bề rộng các khe hở , do các trục bánh răng bố

trí song song nhau nên cả ba phương án điều có kích thước hộp tốc độ như nhau

- Số lượng bánh răng trên trục cuối :

+ Phương án 1 : 2 bánh răng

+ Phương án 2 : 2 bánh răng

+ Phương án 3 : 3 bánh răng

Ta lập bảng so sánh các phương án không gian như sau :

(1) (2) (3)

(4)

- Phương án thứ tự : (1) (3) (2)

(1) (2) (3)

(4)

- Phương án thứ tự : (2) (1) (3)

(1) (2) (3)

(4)

- Phương án thứ tự : (2) (3) (1)

(1) (2) (3)

(4)

- Phương án thứ tự : (3) (1) (2)

(1) (2) (3)

(4)

- Phương án thứ tự : (3) (2) (1) :

(1) (2) (3)

(4)

Nhìn vào 6 lưới kết cấu ta thấy lưới kết cấu đầu tiên ( PATT là (1) (2) (3) ) là phù

hợp nhất vì Lượng mở cũng như các tia đặc trưng cho tỷ số truyền thay đổi từ từ ,

tạo thành lưới kết cấu có hình rẻ quạt Như vậy với PATT (1) (2) (3) số vòng quaygiảm dần từ trục (1) đến trục (4) ,các tý số truyền bố trí giảm từ từ nên các trục trung gian có số vòng quay tới hạn cao ,kích thước sẽ nhỏ , hộp tốc độ bố trí gọn

Số bánh răng làm việc ở các trục có số vòng quay cao nhiều hơn nên kích thước nhỏ hơn

2.2.3 Chọn tỉ số truyền và vẽ lưới đồ thị số vòng quay :

* Chọn tỉ số truyền :

- Ta nên chọn tỉ số truyền i 1 , vì như vậy kích thước của bánh răng chủ động và

bị động gần bằng nhau , điều kiện ăn khớp tốt hơn , kích thước nhỏ gọn

hơn Nhưng hộp tốc độ thông thường là giảm tốc , nếu chọn i 1 thì xích truyền động sẽ dài , kích thước toàn hộp sẽ lớn Cho nên nguyên tắc nầy chỉ dùng cho những nhóm truyền động ở các trục đầu tiên

- Khi tăng hay giảm tốc qua nhiều trục trung gian , nên chọn tỉ số truyền tăng haygiảm từ từ

- Chọn tỉ số truyền sao cho số vòng quay tới hạn của trục trung gian càng lớn càng tốt Vì mômen xoắn tỉ lệ nghịch với số vòng quay , nên khi số vòng quay càng cao thì kích thước của các chi tiết máy sẽ nhỏ

- Các tỉ số truyền nên nằm trong giới hạn cho phép ,và nên chọn theo trị số tiêu chuẩn của dãy số Renard 40 , tức là :

i = 1,06 ( E là số nguyên âm hay dương )

Trong các máy công cụ thì giới hạn của tỉ số truyền thường dùng là :

Với = 1,41 và n = 42,5 ta có thông số của chuỗi tốc độ của trục chính là (vg/ph ):42,5 – 60 – 85 – 118 – 170 – 235 – 335 – 475 – 670 – 950 – 1320 – 2000.Tốc độ n lớn gần bằng tốc độ của động cơ điện để puly của bánh đai nhỏ lại đảm bảo bộ truyền bánh đai làm việc tốt Như vậy ta chọn n = 950(vg/ph)

Ta có đồ thì số vòng quay như sau :

(1) (2) (3)

Thỏa mãn điều kiện

2.2.4 Tính toán số răng của bánh răng :

* Phân tích và tính toán số răng của các bánh răng :

Với khoảng cách trục chưa biết ta có :

A =

Với A là khoảng cách trục , m là môdul , Z là số răng trên bánh chủ động và Z là

số răng trên bánh bị động

Đặt

Ta suy ra : Z = = ;

Để không bị hiện tượng cắt chân răng thì Z =17 ; để Z và Z là những số

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

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

Với là số vòng quay thực tế (vg/ph) còn là số vòng quay tiêu chuẩn (

vg/ph) Từ đó ta lập được bảng sai số vòng quay như sau :

Trên cơ sở bảng sai số vòng quay được thiết lập ở trên ta vẽ được đồ thị sai số

vòng quay như sau :

Sai số vòng quay cho phép là :

Trên đồ thị ta thấy sai số vòng quay hoàn toàn ở trong giới hạn của sai số cho

phép Do đó giá trị các số răng ta tính được ở trên là hợp lý

*Sơ đồ động hộp tốc độ:

3 2 1

Z' 7 =72 Z' 6 =30

Z' 5 =50 Z' 4 =34

Z' 2 =35 Z' 1 =30

2.3 Thiết kế động học hộp chạy dao :

Máy thiết kế có:

- Phạm vi bước tiến Z = 11

- Lượng chạy dao nhỏ nhất s = 0,1 (vg/ph)

- Lượng chạy dao lớn nhất s = 1 (vg/ph)

=> công bội :

Chuỗi số lượng chạy dao tra theo chuỗi số vòng quay cơ sở ta có: 0,1 – 0,125 – 0,16 – 0,2 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1

2.3.1 Thiết kế phương án không gian (PAKG) :

Ta thiết kế với Z = 12 nhưng sẽ có một cặp lượng chạy dao trùng nhau

Với Z = 12 ta có các PAKG sau :

3 5 , hơn nữa theo kinh nghiệm thì then kéo lắp trên trục bị động sẽ lâu mòn hơn

so với lắp trên trục chủ động Do đó phương án 5 là hợp lý nhất

- Độ bền và độ cứng vững kém nên không thể truyền mômen xoắn lớn ,trục rỗng vừa có rãnh nên bị yếu

- Độ mòn của các bánh răng lớn , hiệu suất truyền động thấp vì các bánh răng không làm việc vẫn ăn khớp với nhau

- Không thể dùng bánh răng có đường kính lớn vì để hạn chế lượng di động của then kéo , bánh răng cần mỏng , bánh răng mỏng không thể dùng đường kính lớn

2.3.2 Thiết kế phương án thứ tự ( PATT ) :

Với PAKG Z = 3 x 4 ta có 2! = 2 PATT , ta so sánh PATT tối ưu qua lưới kết cấu sau :

Ta chọn PATT (1) (3) do có lưới kết cấu đối xứng và tỉ số truyền thay đổi từ từ hơn

+ Bánh răng dùng chung mau hỏng

=> Biện pháp khắc phục là các bánh răng dùng chung làm bằng vật liệu tốt

Để thỏa mãn điều kiện dùng chung ta tính các tỉ số truyền:

; ;

Để kích thước nhỏ thì tích của 2 tỉ số truyền do bánh răng dùng chung ở 2 nhómtruyền nên bằng 1 hay gần bằng 1

Trường hợp dùng 2 bánh răng dùng chung:

Bánh răng dùng chung phải nằm tốt nhất trong 2 tia và do đó:

và Suy ra:

=>

=>

=>

Vì chuỗi n của trục 3 phân bố theo qui luật cấp số nhân, nên ta có:

Dựa vào hệ thống 12 phương trình số vòng quay ở trên, ta tính các tỉ số truyền trong từng nhóm với công bội

i1:i2:i3 = n1:n2:n3n1:n2:n3 = 1::2

 i1:i2:i3 =1::2

chọn i3 = 1/  i2 = 1/2  i1 = 1/3

n1:n7 = i4:i6 n1:n7 = 1:6

Choün i6 =   i4 = 1/5

Vơïi i3 = 1/, i1 = 1/3 vaì i6 =   i7 = 4

n1:n4 = i4:i5 n1:n4 = 1:3

Vậy đồ thị số vòng quay được chọn là thỏa mãn.

Đồ thị số vòng quay như sau:

7 6

5 4

3 2

1

2.3.4 Tính toán bánh răng:

@Tính số bánh răng của nhóm truyền 1:

Dựa vào đồ thị số vòng quay ta có:

Eminc = x 17 < 1Choün Emin = 1

2.3.5 Tính toán lượng chạy dao:

Để chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và giảm tốc độ cao xuống thấp ta nối hộp chạy dao với bộ truyền trục vít – bánh vít và bánh răng – thanhrăng

Các số liệu lấy theo máy chuẩn như sau :

+ Bộ truyền trục vít – bánh vít có : K=1 và

+ Bộ truyền bánh răng – thanh răng có : m= 3,5 và

Ngoài ra, từ trục chính đến hộp chạy dao ta lắp thêm bộ giảm tốc có tỉ số truyền cố định Ta đi tính số răng của bộ truyền này

Để thỏa mãn lượng chạy dao ta có biểu thức:

@Lượng chạy dao lý thuyết :

chạy dao: 0,1 – 0,125 – 0,16 – 0,2 – 0,25 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1 (mm/vg)

@Lượng chạy dao thực tế :

=

=

Như vậy có hai lượng chạy dao trùng nhau là

@Sai số lượng chạy dao :

Sai số lượng chạy dao được tính theo công thức :

Với là lượng chạy dao thực tế (mm/vg) còn là lượng chạy dao tiêu chuẩn

(mm/vg) Từ đó ta lập được bảng sai số lượng chạy dao như sau :

4

- Vẽ đồ thị sai số lượng chạy dao :

Trên cơ sở bảng sai số vòng quay được thiết lập ở trên ta vẽ được đồ thị sai số

lượng chạy dao như sau :

số lượng chạy dao cho phép là :Sai

Dựa vào đồ thị ta thấy sai số lượng chạy dao nằm trong khoảng cho phép vậy các

bánh răng đã tính toán đã thõa mãn điều kiện

Phần 3 : TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ KẾT CẤU TOÀN MÁY

3.1 Lập bản tính sơ bộ các trục :

Việc tính toán sơ bộ các trục trong hộp chạy dao và hộp tốc độ là như nhau, để đơn giản ta chọn hộp tốc độ để tính các trục sơ bộ

Hộp tốc độ của máy ta thiết kế có 4 trục : trục vào ,trục trung gian thứ 1 , trục

trung gian thứ 2 và trục ra Ta tính toán thiết kế sơ bộ cho 3 trục đầu

Vật liệu chế tạo trục ở đây là thép 45

Trục vào :

* Mô men xoắn :

Truyền động từ động cơ đến trục vào của hộp tốc độ ta dùng bộ truyền đai thang

và hiệu suất của bộ truyền này là ,và trên trục lắp một cặp ổ lăn , hiệu suất

* Mô men xoắn :

Bánh răng ta dùng trong hộp tốc độ là bánh răng trụ răng thẳng và hiệu suất của bộtruyền này là ( hộp tốc độ được che kín ) ,và trên trục lắp một cặp ổ lăn , hiệu suất của một cặp ổ lăn là

=> Công suất của trục 2 là :

Nhìn vào đồ thị số vòng quay ta thấy trục 2 thực hiện 3 số vòng quay khác nhau do

đó ta chọn số vòng quay nhỏ nhất để tính mô men xoắn vì nếu với số vòng quay này mà trục bền thì số vòng quay lớn hơn chắc chắn trục sẽ bền

Bánh răng ta dùng trong hộp tốc độ là bánh răng trụ răng thẳng và hiệu suất của bộtruyền này là ( hộp tốc độ được che kín ) và trên trục lắp một cặp ổ lăn , hiệu suất của một cặp ổ lăn là .

 Công suất của trục 3 là :

Nhìn vào đồ thị số vòng quay ta thấy trục 3 thực hiện 6 số vòng quay khác nhau do

đó ta chọn số vòng quay nhỏ nhất để tính mô men xoắn vì nếu với số vòng quay này mà trục bền thì số vòng quay lớn hơn chắc chắn trục sẽ bền

* Mô men xoắn :

Trục chính phần trục rỗng có lắp hai ổ lăn và luôn có một cặp bánh răng ăn khớp và hiệu suất tương ứng của chúng là: và do đó công suất của trục chính là :

Do đó mômen xoắn lớn nhất (tương ứng với số vòng quay nhỏ nhất) là:

Bảng tính sơ bộ ba trục đầu như sau:

=> Công suất cắt : N = 4 (KW)

=> Công suất động cơ điện : N = = = 5 ( KW)

Công suất chạy dao :

N = k N = 0,04 5 = 0,2 (KW)

Mà máy khoan hộp chạy dao không có động cơ do đó ta dùng động cơ điện truyền động cho cả hộp tốc độ và hộp chạy dao có công suất là :

N = 5 + 0,2 = 5,2 (KW)

Tra sổ tay ta chọn được động cơ điện không đồng bộ ba pha có rô to đoản mạch có

kí hiệu là A02 – 42 – 4 có công suất 5,5 KW và tốc độ n = 1450 vg/ph

3.3 Tính toán thiết kế cụm trục chính - ổ trục chính :

Trục chính máy khoan gồm phần trục rỗng mang bánh răng và phần trục đặc có xẻrảnh then hoa Ta thiết kế phần trục rỗng

@Tính toán đường kính trục theo độ bền:

Vì trục chính của máy khoan không chỉ chịu xoắn mà còn chịu uốn bởi các lực cắt tác động trên nó gây ra Trường hợp này ta không thể tính toán theo cách thông thường như trên được mà tính theo công thức Atserkan như sau:

+ ở đây là mômen uốn lớn nhất.

+ là ứng suất giới hạn mỏi với thép 45 thì

+ là ứng suất giới hạn chảy với thép 45 thì

và được xác định như sau:

theo tính toán ở trên

=>

Trục cuối cùng có hai bánh răng lắp cố định, nhưng trong một lần chỉ có một bánh răng ăn khớp và lực gây ra uốn trục là lực hướng tâm được tính theo công thức sau (bánh răng dùng trong hộp tốc độ là bánh răng trụ răng thẳng) :

Với l là chiều dài của trục cuối, để đơn giản trong việc chế tạo ta lấy chiều dài trục cuối bằng chiều dài của các trục trong hộp và bằng chiều dài của trục dài nhất trong hộp rỏ ràng trục dài nhất là trục chứa số bánh răng nhiều nhất đó là trục 2.Tatính chiều dài trục này như sau:

Sơ đồ tính toán chiều dài trục 2:

Z' 6 =30 Z' 7 =72

+ Khoảng cách giữa trục 3 và trục 4:

Bề rộng bánh răng được tính theo công thức : với hệ số bề rộng bánh răng được chọn ứng với tải trung bình là ta tính sơ bộ được bề rộng các bánh răng như sau:

Gọi l là chiều dài của trục thì ta có:

Với các chiều dài a,b,c,d,e,f,g,h được tính như sau:

Trong các công thức tính trên thì :

B: là bề rộng ổ lăn (lấy ổ lăn trung bình trong các ổ lăn trên)

: là khoảng cách giữa thành hộp và chi tiết quay

e: là chiều dài gạt để hai bánh răng ăn khớp

e’: là khe hở giữa hai bánh răng trong cụm bánh răng di trượt

Từ đó ta tính được chiều dài của trục là :

=>

Thay các giá trị tìm được vào công thức Atserkan ta được :

Do hai đầu trục có lắp ổ lăn nên ta chọn

@Tính độ cứng vững cho trục :

Độ cững vững của trục chính là chỉ tiêu quan trọng để đánh giá trục chính nó không những phụ thuộc vào kết cấu trục chính mà còn phụ thuộc vào chất lượng

và cách bố trí trục Khi thiết kế trục chính có ổ trục là ổ lăn ta không thiết kế ổ lăn

mà chỉ lựa chọn ổ lăn cho phù hợp với những yêu cầu củ trục chính

Trục chính có hình dạng phức tạp đồng thời các loại ổ trục cũng có những kết cấu rất khác nhau Do đó khi tính đọ cứng vững ta cần đơn giản hóa hệ thống trục chính như một dầm đặt trên các gối tựa, với trục chính của máy khoan thì ta có sơ

đồ tính toán như sau:

P

El

Áp dụng công thức trong Sức bền vật liệu ta có độ võng tại chỗ lắp bánh răng số 6’,tại đây giá trị độ võng là lớn nhất do tại đó lực uốn là lớn nhất, độ võng đó là: