đồ án máy công cụ: chế tạo máy phay dựa trên máy chuẩn P623(6M82), 6H82

chế tạo máy phay dựa trên máy chuẩn P623(6M82), 6H82 Thiết kế máy phay gồm có 4 chương: Chương1 Phân tích máy tương tự Chương2 Tính toán thiết kế động học toàn máy . Chương3 Tính toán sức bền và động lực học. Chương4 Tính toán thiết kế hệ thống điều kiển.

Lời nói đầu

Góp phần cho sự phát triển công nghiệp nói chung và sự tiến bộ cả nền

cơ khí nói riêng, máy cắt kim loại khhông ngừng được nghiên cứu và nâng cao chất lượng Đóng vai trò máy cái, sản xuất ra nhũng chi tiết để tạo ra máy mới hoặc thay thế các chi tiết bị hỏng Máy cắt kim loại đòng một vai tròquan trọng trong các phân xưởng cơ khí.

Ngày nay với sự phát triển khhông ngừng của khoa học kỹ thuật , máy công cũng được tự động hoá điều khiển Chính nhờ sự phát triển của kỷ thuật phát triển tin học đã hình thành khái niệm phần mềm gia công, đem lại năng suất lao động,giảm chi phí sản xuất, hạ thấp giá thành,giải phóng sức lao động cho con người.

Xu hướng phát triển trên thế giới hiện nay là nâng cao độ chính xác gia công và hoàn thiện máy tự động điều kiển.

Tuy vậy máy công cụ vạn năng vẫn là một kiến thức cơ sở của sinh viên nghành cơ khí, là cơ sở để nghiên cứu và phát triển thành các máy NC, CNC

…Nếu không nắm vững kiến thức cơ bản này thì sinh viên sẽ không hoàn thành được nhiệm vụ của mình.

Phần đồ án môn học Thiết kế máy phay gồm có 4 chương:

Chương1 Phân tích máy tương tự

Chương2 Tính toán thiết kế động học toàn máy

Chương3 Tính toán sức bền và động lực học.

Chương4 Tính toán thiết kế hệ thống điều kiển.

Trong quá trình tính toán và thiết kế sẽ có rất nhiều thiếu sót do chưa

hiểu hết về môn học Vậy mong sẽ được các Thầy Giáo chỉ bảo, để em hoàn thành nhiệm vụ của mình một cách tốt nhất, hơn nữa điều đó giúp em thực hiện tốt hơn công việc sau này.

Em rất biết ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy và các Thầy Giáo bộ môn máy và ma sát học đã giúp em hoàn thành đồ án môn học này .

Hà nội, ngày:

Sinh viên:

Chương 1 : PHÂN TíCH MáY TƯƠNG Tự

1.1 Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ.

Sơ đồ cấu trúc động học của máy phay

s d

s ng AC

Với số liệu máy ta cần thiết kế mới là:

Công suất động cơ N=7 KW

Phạm vi điều chỉnh tốc độ : 31.5  1600

Số cấp tốc độ Zn=18

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao: 301500

Số lượng chạy dao: Zs=18

động cơ chạy dao: 1,7 KW

ta thấy rằng số liệu của máy cần thiết kế mới gần giống với tính năng kỹ thuậtcủa máy P623(6M82), 6H82 do đó ta lấy máy 6M82, 6H82 làm máy chuẩn

1.2 Phân tích phương án máy tham khảo

1.2.1 Các xích truyền động trong sơ đồ động của máy (6M82)

a) Xích động học nối từ trục ra động cơ đến trục chính qua hộp tốc độ :

nđc(vg/ph)  ntc(vg/ph)

Phương trình xích động

46 37 27 26 38 46 17 32

18 37

33 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

22 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

chuyển động chạy dao nhanh

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

18 37

33 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

22 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

Sng , Sđ

chuyển động chạy dao nhanh

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

 Giảm chiều dài, tăng độ cứng vững cho trục và tiết kiệm vật liệu

đồ thị luới kết cấu của hộp tốc độ

Với phương án này thì lượng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đềuđặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thước của hộp nhỏ gọn ,bố trícác cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất.

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

Phương án không gian:

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

N0=nđc.i1= 1440.5026 =748,8

ta có đồ thị vòng quay

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 modun nên việc giảm thấp

số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền nên việc dùngphương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hưởng nhiều đến kíchthước của hộp

Chương 2 : Thiết kế máy mới

2.0 Thiết kế và lựa chọn sơ đồ cấu trúc động học cho máy

)1/18-2 = 1,2599Theo tiêu chuẩn ta có  = 1,26  E = 4

2.1.2 Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án KG, vẽ sơ đồ động

a Phương án không gian

i 3

Do i 3 cho nên các phương án 6x3, 3x6, 9x2, 2x9 bị loại

Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại

+Số bánh răng chịu

+Chiều dài L

+ 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 kíchthước trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn Vì vậy,

ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng do đó 2 PAKG cuối có sốbánh răng chịu Mxmax lớn hơn nên ta chọn phương án 1 đó là 3x3x2

Bảng so sánh phương án thứ tự

Đại

P.A.K.G 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2P.A.T.T 0 1 2 0 2 1 1 0 2 1 2 0 2 0 1 2 1 0Lượng

Khôngđạt

Khôngđạt

Khôngđạt

2.1.4 Vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng

n0min=nmotơ.i0min = 1440.1/4 = 360 (v/ph)

n0max=nmotơ.i0max = 1440.2 = 2880 (v/ph)

I II

III IV

200 250

315 400

500 630

800 1000

1250 1600

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

Emin=Zminf1f.1kg1)=17.(22.215)=2.83 từ đó ta có E=3

1

=(225) 63=18  i1=18/45

2

2

=(112).63=21  i2=21/42

3

3

=(8813).63=24  i3=24/39

3

=(81313).63=39nhóm 2

i4=1/4=1/1.264=1/2.52=21/52 ta có f4+g4=73

i5=1/ =1/1.26=32/41 ta có f5+g5=73

i6=2=1.587=45/28 ta có f6+g6=73

bội số chung nhỏ nhất là K=73

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

Emin=Zminf f44.kg4) =17.(2121.7352)=1721 từ đó ta có E=1

5

5

=

41 32

) 4 1 (

7

7

=144

18

n2 nđc.i0. i2. i4. i7 = .7218

52

21 42

21

n3 nđc.i0. i3. i4. i7 = .1872

52

21 39

24

n4 nđc.i0. i1. i5. i7 = .1872

41

32 45

18

n5 nđc.i0. i2. i5. i7 = .1872

41

32 42

21

n6 nđc.i0. i3. i5. i7 = .1872

41

32 39

24

n7 nđc.i0. i1. i6. i7= .1872

28

45 45

18

n8 nđc.i0. i2. i6. i7 = .1872

28

45 42

21

n9 nđc.i0. i3. i6. i7 72

18 28

45 39

24 800

n10 nđc.i0. i1. i4. i8 30

60 52

21 45

18 800

n11 nđc.i0. i2. i4. i8

30

60 52

21 42

21 800

n12 nđc.i0. i3. i4. i8 30

60 52

21 39

24 800

n13 nđc.i0. i1. i5. i8 30

60 52

32 45

18 800

n14 nđc.i0. i2. i5. i8 30

60 52

32 42

21 800

n15 nđc.i0. i3. i5. i8 30

60 52

32 39

24 800

n16 nđc.i0. i1. i6. i8

30

60 28

45 45

18 800

n17 nđc.i0. i2. i6. i8 30

60 28

45 42

21 800

n18 nđc.i0. i3. i6. I8

30

60 28

45 39

24 800

Sd=Sng=Sđ=(30 1500) mm/ph do đó ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyềncòn các đường truyền khác là tính tương tự

Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc

Khi đó ta có

Smin=30 .3733183318332835 4040

18

16 18

8 1046

)1/17=(50)1/17=1.25877theo tiêu chuẩn ta lấy =1,26

Vậy ta có chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao

nS1 = 20.93

n2=n1  = 26.37

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 thìphương án 3x3x2 là hợp lý nhất vì nó có số bánh răng chịu mô men MXMAX lànhỏ nhất vậy phương án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2

B ng so sánh ph ảng so sánh phương án thứ tự ương án thứ tự ng án th t ứ tự ự

Đại

P.A.K.G 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2 3 3 2P.A.T.T 0 1 2 0 2 1 1 0 2 1 2 0 2 0 1 2 1 0Lượng

Khôngđạt

Khôngđạt

Khôngđạt

2.2.4 vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng

PA1 PA2

=1339.52(v/ph)chọn n0=n17=750(v/ph)

tỉ số truyền các nhóm ta có

với Nhóm 1: chọn i1=1/3

vì i1: i2:i3=1:3:6

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

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

Emin=Zminf1f.1kg1)=171.6.3=8,5 từ đó ta có E=9

3

=31 54=18Nhóm 2

28 17

4

56

7 '

8

' 8 8

2 58

Z Z

Z Z

2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.

đường truyền chạy dao dọc:Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ănkhớp như sau:

sau đó đến cặp bánh răng 33/37 và cặp bánh răng côn 18/16

Xích chạy dao nhanh

Theo yêu cầu của đề bài Snhanh=2500 mặt khác máy chuẩn Snhanh=2300 do đó

để kế thừa các cặp ăn khớp khác của máy chuẩn ta chỉ cần thay đổi cặp bánhrăng từ trục V  trục VI khi đó ta có

2500 6

18

18 16

18 37

33 33

18 35

28

39 2500

16 37 33 35

.

44

6 18 33 18 28 44 26

Z

Zx x V VI x

' '

18 37

33 33

18 35

28 39

nhanhyc

nhanhyc nhanhtt

.%=0,88%<2,6% vậy đạt yêu cầu

Chương 3 : Tính toán sức bền và chi tiết máy

3.1 Hộp tốc độ

3.1.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh,

+ Chế độ cắt nhanh

Dao thép hợp kim T15K6 ; D=100(mm); Z=4

n=750(v/ph); t=3(mm); s=750(mm/ph)B=50(mm); v=235(m/ph);N=8.5kw

3.1.2 Công suất động cơ chính

Nđc = Nc +No +Np

Nc : Công suất cắt

No : Công suất chạy không

Np : Công suất tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu nhiên

B C

K y

.

86 , 0 72

, 0

5,13.2282881

,9.102.60

13,5

B C

K y

.

86 , 0 72

, 0

235.5,13581

,9.102.60

2,5





Vậy ta chọn động cơ DK.52-4 có công suất N=7kw ; n=1440(v/ph)

b công suất chạy dao

Nđcs=612.104.. .9,81

dc s

V Q

Q K.Px f ' PzPyG

K=1,4 là hệ số tăng lực do Px tạo ra mômen lật nhào

f=0,2 là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt

G khối lượng bàn dao

Q = 1,4 4482.84 +0,2.( 22828 + 2 5985.6 + 2000)=13636 N

Nđcs= 1 37kw

81 , 9 15 , 0 10 612

750 13636

1600 5 , 31

d 

 

3

2 ,

x

M

 mmChọn vật liệu chế tạo là thép 45 có b=600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép []

=12  20 Mpa

d1  3  1

2 ,

78548

=26,97 mm  30 mm

d3  3  3

2 ,

309547

= 42,62 mm

d5  3  5

2 ,

748073

=57,19 mm

3.1.4 Tính toán bánh răng ( tính cho cặp bánh răng 18/72)

a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh răng lớn bằng thép 45 độ cứng sau thường hoá 260300HB

Bánh răng nhỏ băbgf thép 40X độ cứng sau nhiệt luyện HRC = 4560

b Tính ứng suất cho phép (công thức lấy sách tính toán thết kế CTM

-1= (0,40,45)bk Giới hạn mỏi uốn

bk: Giới hạn bền kéo theo bảng 3-8 trang 40, 41 thép 45 bk= 600  -1=(240270)N/mm2 ;thép 40X bk= 780  -1= (312351) N/mm2

hệ số chu kỳ ứng suất uấn

No =5.106 – Số chub kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn

m =9 – Bậc đường cong mỏi

n= 187 v/ph với thòi gian làm việc 10 năm mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca

min

.

1 6800

100

n

N K i

N=Nđc. - Công suất truyền bánh răng

= 0,79 – Hiệu suất tính từ động cơ đến bánh răng tính (tính theo chi tiếtmáy )

K=1,3 – Hệ số tải trọng

5 31

53 , 5 3 , 1 4 , 1 4

1 4 1900

6800 72

theo tiêu chuẩn ta chọn m=4

d Kiểm nghiệm theo sức bền uốn

1950

10







N: công suất trên trục N =7.0,79=5.53 KN

nmin số vòng quay nhỏ nhất trên trục nmin=320

8 18

1950

2

A B E C G D

Đây là bài toán siêu tĩnh ,vậy để giải bài toán này ta thay các gối tựa tạiA,B bằng khớp quay Dầm liên tục trở thành dầm đơn mà tải trọng trên cácdầm đơn không ảnh hưởng dầm bên cạnh

Ta có phương trình cân bằng mômen như sau :

B A

0

1 1

EC P BC y

P y y

r B

r C

C

r B

y P y

BC EC P y

1891

) ( 571 265

80 1891

N y

N y

0

2 2

2

GD P CD y M

P y y

r C

r D C

D

r C

y P y

DC GD P

M y

24633

) ( 12729 400

200 24633 165000

N y

N y

7 , 141 9768000

1

12 12 1

11 11 1

b l

b

265

66 , 211 4224000 265

3 , 123 9768000

1

12 12 1

11 11 1

a l

a

Vậy ta có 2=21+22

7 , 1266 254580000

2

22 22 2

21 21 2

b l

249101215 7918665

.(

6 ) 400 265

C B

M M

M M

Nmm M

C

B

5 , 1120784

5 , 194456

P X X

t B

t C B

.

0

1 1

, 1568 5195

) ( 3 , 1568 265

80 5195

1

1

N X

P X

N BC

EC P X

B t C

t B

11 11 1

1

1

l

b l

b l

7 , 141 26837580

1

12 12 1

11 11

b l

b

3

1

12 12 1

11 11 1

1

1

l

a l

a l

3 , 123 26837580

1

12 12 1

11 11

a l

a

4

2

22 22 2

21 21 2

2

2

l

b l

b l

3 , 133 410550000 400

7 , 1266 410550000

2

22 22 2

21 21 2

b l

25 , 41044736 6

, 21753904 (

6 )

400 265 (

2

265

100108416 16684736

6 265

) 265 405

.(

2

C B

C B

M M

M M

Nmm M

C

B

5 , 1241426

76 , 230213

3 Vẽ biểu đồ nội lực

a Trong toạ độ yoz

2 1 2

2 2

AD y GD P ED P M M M

P P y y

A r r B C r r D A







) ( 5 , 21788

) ( 5 , 4735

N y

N y

D A

6 Phương trình nội lực trong yoz

X P P X

A B t

c t

t D t t A

.

.

0

1 2

1 2 1

) ( 42 , 6288

N X

N X

D A

8 Phương trình nội lực cho dầm trong mặt phẳng xoz

Xét mặt cắt 1-1

4357700 Nmm 3953800Nmm

1729388Nmm

1923874.5 Nmm

2833015.5 Nmm

5914313,37 Nmm

2 2

1 2

1

).

1 (

).

(

] ).

1 (

C K

d

C T

MuB ux uy

2 2

max    1923874 5 2  2777020 2 =3378333Nmm

2598718 3

0 1

MuE ux uy

2 2

max    2608485 , 5 2  3940380 2 =4725546 Nmm

Nmm c

M

3 0 1

MuC ux uy

2 2

Nmm c

M

3 0 1

M

3 0 1

3

340 ).

3

1 1 (

0 ).

3 , 0 8 , 1 400

340 ( ] 2598718 ).

3 , 0 1 (

8 , 1 [

3

340 ).

3

1 1 (

575441 ).

3 , 0 8 , 1 400

340 ( ] 3635035 ).

3 , 0 1 (

8 , 1 [

3

340 ).

3

1 1 (

575441 ).

3 , 0 8 , 1 400

340 ( ] 4818784 ).

3 , 0 1 (

8 , 1 [

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

(Fr0Y- Ft0Y)= -528,5 (N)

Từ (1)(2) ta có :

RAY = 800.5(N)

RBY = 522(N)Xét trong mặt phẳng xoz Các phản lực là RAX , RBX

Với Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với Ft3X = Ft3 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr3 = 0 (1)(Fr0X +Ft3x) l1- Fr3 .l3 +RBX.l3 = 0 (2)

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Xét trong mặt phẳng yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr0 , Fr3 , RAY, RBY

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

Từ (1)(2) ta có :

RAY = 1128.1 (N)

RBY = 459.4 (N)Xét trong mặt phẳng xoz Các phản lực là RAX , RBX

Với Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với Ft3X = Ft3 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr3 = 0 (1)(Fr0X +Ft3x) l1- Fr3 .l3 +RBX.l3 = 0 (2)

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mu1Y=RAx.l1=747,4.58=43349,2 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

Mu2Y= RBx.(l3-l2)=1195,6.269=321616,4 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Đường kính vòng lăn d1 = z.m = 21.3 = 63 (mm)

Ta có Ft3 = 2M/d1 = 2 78548/63 = 2493,59 (N)

Lực hướng tâm Fr3 = Ft3 tg = Ft3 tg 200 = 907,59(N)

Mô hình hoá trục

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

D

Fr2 Ft2

Ta có phương trình cân bằng

Fr0Y-Ft0Y + RAY + RBY - Fr1) = 0 (1)(Fr0Y -Ft0Y) l1 – Fr1.l2 +RBy l3 = 0 (2)

Từ (1)(2) ta có :

RAY = 670.7(N)

RBY = 765.4(N)Xét trong mặt phẳng xoz Các phản lực là RAX , RBX

Với Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với Ft0X = Ft0 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr1 = 0 (1)(Fr0X +Ft0x) l1- Fr1 .l3 +RBX.l3 = 0 (2)

 Biểu đồ mô men uốn trong mặt phẳng xoz

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

D

Fr2 Ft2

38900.6Nmm

76540Nmm -15990.6Nmm

177330Nmm

Ta có mômen của một điểm bất kỳ

Từ đó ta thấy tại vị trí ăn khớp trái là có mômen lớn nhất

Mômen uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Với Mux =65429,8(Nmm)

2 uY

2 ux

Ưng suất uốn:

Xét tại tiết diện lắp bánh răng Z=18

MuII MUIIX MUIIY

2 2



Với Mux = 123578,6(Nmm)

2 2 1

2 1

).

1 (

).

(

] ).

1 (

C K

d

C T