Đồ án thiết kế máy cắt kim loại máy phay 6H82.DOC

Với vai trò quan trọng nh vậy thì việc nắm bắt phơng thức sử dụngcũng nh khả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối u hoá các máy cắt kim loại là một yêu cầu cấp thiết đối với ngời làm

Đồ án môn học thiết kế máy

Lời nói đầu

Để xây dựng đất nớc Việt Nam trở thành một quốc gia giàu mạnh, vănminh 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 phẩmcông nghiệp đợc tạo ra thông qua các máy công cụ và dụng cụ công nghiệp.Chất lợng của các loại máy công cụ ảnh hởng rất nhiều đến chất lợng 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 hếtsức quan trọng nhất là đối với một nền kinh tế đang phát triển nh ở nớc tahiện nay Nó đợc dùng để sản xuất ra các chi tiết máy khác, nghĩa là chế tạo

ra t liệu sản xuất nhằm thúc đẩy cơ khí hoá và tự động hoá nền kinh tế quốcdân

Với vai trò quan trọng nh vậy thì việc nắm bắt phơng thức sử dụngcũng nh khả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối u hoá các máy cắt kim loại

là một yêu cầu cấp thiết đối với ngời làm công tác kỹ thuật trong lĩnh vực cơkhí Có nh vậy chúng ta mới đạt đợc các yêu cầu kỹ thuật, năng suất trongquá trình chế tạo các sản phẩm cơ khí nói riêng và các sản phẩm công nghiệpnói 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 đợc những bớc tính toán thiết kế các máy cắt kimloại 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 vàhiện đại hoá các máy cắt kim loại

Để hoàn thành đồ án môn học này, ngoài sự cố gắng học hỏi và làmviệc nghiêm túc của em còn có sự hớng dẫn tận tình của PGS TS Nguyễn Ph-

ơng và một số thầy cô trong bộ môn Máy và ma sát học trờng Đại học BáchKhoa Hà Nội Qua đây em xin cảm ơn các thầy cô đã có những ý kiến đónggóp giúp em hoàn thành đồ án môn học này

Tuy em đã có sự cố gắng rất nhiều trong việc tham khảo học hỏi đểthực hiện đồ án này nhng do thời gian thực hiện có hạn và tài liệu tham khảocòn hạn chế do vậy khó tránh khỏi thiếu sót Em mong muốn đợc sự chỉ bảocủa các thầy cô để em có thể thực hiện tốt hơn trong các lĩnh vực có liênquan sau này

Em xin chân thành cảm ơn.

Hà Nội tháng 5 năm 2003 Sinh viên thực hiện

Kiều Văn Thành

Kiều Văn Thành Lớp : CTM3-K50 1

Đồ án môn học thiết kế máy

Chơng 1 : NGhIÊN CứU MáY Đã Có

Đứng :380mmBàn máy có thể quay  45 0

Sử dụng 2 động cơ :

Động cơ chính N = 7 kw , n = 1440 v/p

Động cơ chạy dao N = 17 kw , 1420 v/pChọn phơng án bố trí HTD liền hộp trục chính:

+Ưu điểm của cách bố trí này là kích thớc hộp nhỏ gọn , dễ bôi trơn ,truyền động giữa hộp trục chính và động cơ là trực tiếp không qua cơ cấutrung gian nên tăng độ chính xác gia công chi tiết

+Nhợc điểm là khó lắp ráp kiểm tra khi gặp sự cố

 Cấu trúc HTĐ

HTĐ của máy phay P82 là HTĐ đơn giản có 1 xích truyền động , phanh

đợc đặt trên trục I , li hợp đợc đặt trên trục VI.Điều khiển tốc độ bằng hệthống đĩa lỗ,dung 2 đĩa lỗ

Với phơng án này thì lợng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đều

đặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thớc của hộp nhỏ gọn ,bố trícác cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất

1.2.5 Phơng án không gian, phơng án thứ tự của hộp chạy dao

Đồ án môn học thiết kế máy

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

1.2.6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao

với đờng chạy dao thấp và trung bình

n 0 =nđc i1.i2 = 1440

44

26 68

20 = 250,05

Nhóm 3:

i7 = 1/6 i8 = 3

Với đờng chạy dao nhanh

1.2.7 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta thấy ngời ta không dùng phơng án

hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thờng ngời ta dùng một loại modun nênviệc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyềnnên việc dùng phơng án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hởng nhiều

đến kích thớc của hộp

Kiều Văn Thành Lớp : CTM3-K50 5

2.1.2 Phơng án không gian, lập bảng so sánh phơng án KG, vẽ sơ đồ động

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

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

=>

dc n

= i

4 1

 Số nhóm truyền tối thiểulà i 3

Do i 3 cho nên hai phơng án (1) và (2) bị loại

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

Do đó kích thớc trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thớc lớn.Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối

có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn cho nên ta chọn phơng án (1) đó là phơng

án 3x3x2

b Vẽ sơ đồ động:

Theo công thức chung ta có số phơng án thứ tự đợc xác đinhlà K!

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

Bảng lới kết cấu nhóm nh sau:

2.1.4 Vẽ một vài lới kết cấu đặc trng

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

3(1) I

II

2(1) IV III 3(6)

3(2) I

II

2(9) IV III 3(1)

3(3) I

Đồ án môn học thiết kế máy

tính đợc cụ thể tỷ số truyền , số vòng quay và số răng của các bánh răngtrong hộp tốc độ

Động cơ đã chọn theo máy chuẩn có P = 7 (KW) và nđc = 1450 v/ph

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

tỷ số truyền io = 26 / 54 là n0

Với io = 26 / 54 => ta có no = nđc * io = 1450 * 26 / 54 = 698.15 v/ph

Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy no = n15 = 800 v/ph

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

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

i1=1/4=1/1.264 =1/2.5 =2/5 =f1/g1 ta có f1+g1=7

i2=1/3=1/1.263 = 1/2 = f2/g2 ta có f2+g2=3

i3=1/2=1/1.262= 1/1.58 =8/13 = f3/g3 ta có f3+g3=21

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

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =  

k f

g f Z

.

) min

1

1

1 

= 17.7 2.21= 2,83 từ đó ta có E=3

Z= E.K = 3.21 = 63

Z1 =  Z

g f

f

.

1 1

g

.

1 1

f

.

2 2

2

=1 63

Z’

2 =  Z

g f

g

.

2 2

2

= 2 63

3 = 42  i2 = 21/ 42

Z3 =  Z

g f

f

.

3 3

g

.

3 3

3

= 13 63

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

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Kiều Văn Thành Lớp : CTM3-K50 9

Đồ án môn học thiết kế máy

Emin= Zmin C =  

k f

g f Z

.

)

4

4 4

=

65 18

65 17

<1 , ta chọn E=1

Z = E.K = 1.65 = 65

Z4=  Z

g f

f

.

4 4

g

.

4 4

f

.

5 5

g

5 5

f

.

6 6

g

.

6 6

2A= m7 (Z7 + Z’

7) = m8 (Z8 + Z’

8) Với A là khoảng cách trục

Từ đó ta có Z 7 / Z 8 = m 8 / m 7

Do 2 cặp bánh răng có modul khác nhau cho nên ta tính riêng cho từng cặp :

EminC =  

k f

g f Z

) 71 19 (

< 1 từ đó ta có E = 1

Z7 =  Z

g f

f

.

7 7

90

90 19

= 19

Z’

7 =  Z

g f

g

.

7 7

7

=

90

90 71

=71  i7=19/71

EminB =  

k g

g f Z

) 82 38 (

< 1 từ đó ta có E = 1

Z8 =  Z

g f

f

.

8 8

8

=

120

120 82

= 182

Z’

8 =  Z

g f

g

.

8 8

8

=

120

120 38

= 38  i8 =82/ 38

Từ đó ta vẽ đợc đồ thị vòng quay:

Kiều Văn Thành Lớp : CTM3-K50 10

39/26

2(9)

82 /38

IV

III 3(3)

21/42

no 26/54

3(1) I

2,6%

-1.2%

Giả sử ta tính với đờng chạy dao dọc

Lấy các đờng truyền từ trục trung gian đến trục VI

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

theo điều kiện (P –1)X max 8  ta chọn phơng án thứ tự là    1 3 9

2.2.4 vẽ một vài lới kết cấu đặc trng.

3(1) I

II

2(1) IV III 3(6)

3(2) I

II

2(9) III 3(1)

3(3) I

v× i1: i7:i8=1:9

ta cã : i8=3

KiÒu V¨n Thµnh Líp : CTM3-K50 14

vì trong hộp chạy dao thờng ngời ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp

số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyền do đó ta dùngcơ cấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình

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

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

k f

g f Z

3 17

=8,5 từ đó ta có E=9

Z= E.K = 9.6 = 54

Z1=  Z

g f

f

.

1 1

1

=

3 1

.54=18

1=  Z

g f

g

.

1 1

f

.

2 2

g

.

2 2

f

.

3 3

g

.

3 3

3

1

.54=18  i3=36/18Nhóm 2 :

bội số chung nhỏ nhất là K = 75

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

k f

g f Z

.

4

4 4 min 

f

.

4 4

g

.

4 4 4

=50

75.75=50  i4=25/50

Z5 =  Z

g f

f

.

5 5

g

.

5 5

f

.

6 6

g

.

6 6

6

=42

75.75 =42  i6=33/42

' ' ' '

2 5 7 8

40 40

' ' ' '

2 6 7 8

40 40

Sơ đồ biểu diễn sai số

2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.

Dựa vào máy tơng tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp nh sau:

Đờng chạy dao ngang:

Đờng chạy dao thẳng đứng:

Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp nh chạy dao ngang

độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máycắt kim loại hiện nay có nhiều phơng pháp xác định chế độ cắt gọt giớihạn khác nhau:1> Chế độ cắt gọt cực đại; 2> Chế độ cắt gọt tính toán; 3>Chế độ cắt gọt thử máy

Máy ta thiết kế tơng tự nh máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử nhcủa máy 6H82

4

cd s

V Q

750 2 , 19261

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 đợc 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 lợng cũng nh 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 ngời ta

dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là

4

min

max min

nIIImax = nII .i 3= 190v/phmax 4 190

9

9 99 , 471 4

3.4 Tính bánh răng

Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng khôngcần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy.Cho nên chủ yếu là xác định modul của nó Modul đợc tính theo sức bềnuốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta thờng tính theo sức bền tiép xúc

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

đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác

có mô đun tơng 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 xác

định 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)

sHgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo côngthức :

* 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)

sFgh = so

Fgh = 1,8.300 = 540 MPa

Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hởng 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)

1 6800

100

n

N K i

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

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

=> K = 1,3.1,8.1 = 2,34

N : Công suất trên trục, có N2= 1,58 kW Số vòng quay n=190v/f

 mtx =

2 3

mtx = 7 Lấy theo tiêu chuẩn

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

mu = cm

n

N K y

u

] [

.

1950

3 3

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm

3 3

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 25 mm

Khoảng cách trục giữa trục 1 và trục 2

aw1 = m.(Z02 + Z’

3 3

Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 30 mm

Khoảng cách trục giữa trục 2 và trục 3

aw2 = m.(Z2 + Z’

2)/ 2 = 81 mm

3 3

Theo tiêu chuẩn ta chọn d4 = 35 mm

Khoảng cách trục giữa trục 3 và trục 4

aw3 = m.(Z4 + Z’

4)/ 2 = 84 mm

mm T

d 3 V / 0 , 2 [ ] 3 560371 , 9 / 0 , 2 20 51 9

Theo tiêu chuẩn ta chọn d5 = 50 mm

Khoảng cách trục giữa trục 4 và trục 5

aw4 = m.(Z9 + Z’

b Tính chính xác trục trung gian

Do đã tính cặp bánh răng trên trục 2 và 3 nên ta chọn luôn trục 2 tính chính xác :

Công suất : NII = 1,58 KW

Số vòng quay: n2 = 190v/ph

Mô men xoắn : TII = 79415,79 N mm

Đờng kính sơ bộ của trục: d2 = 25 mm

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

Đờng kính trục tại chỗ lắp ổ là d20 = 20(mm)

Ta thấy rằng trục nguy hiểm nhất khi bánh răng z = 64 và z = 18 cùng làm việc

L3 L2x

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

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

ox // Ft11 , oy// Fr11 và oz hớng theo chiều trục, từ đó ta có :

R R

!

0

604,02 2718,35

X X

M« men uèn tæng t¹i

M td2  M22 0,75.T22  100637,822 0,75.794162  121893,92 (N.mm)

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

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

s

.

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

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

.

W1    d3  3 =1892,8

m1 = a = T/2W01 = 12,67 MPa

Phơng pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêucầu đạt Ra = 2,5 - 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứngsuất do trạng thái bề mặt Kx = 1

6 , 261

d K

s

s

 s

s

s s

s

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s theo ct 10.21

67 , 12 65 , 2

7 , 151

d K

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

11 , 10 4 , 15 68 , 1

6 , 261

d K

s

s

 s

s

s s

s

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s

67 , 12 65 , 2

7 , 151

d K

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: std  s2 3 2  s

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

Ta chọn đờng kính trung bình làm việc

của ly hợp là Dtb = 65 mm, số vấu của

mỗi nửa ly hợp là 6 vấu, kích thớc 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, cần kiểm nghiệm áp suất P sinh ra trên các

bề mặt tiếp xúc của các vấu.Giả sử tải trọng phân bố đều cho các vấu

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

 P h b D Z

T K P

tb





.

2

Trong đó :

Z là số vấu trên một nửa vấu

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

Dtb là đờng kính trung bình làm việc của ly hợp

[P] là ứng suất cho phép

K là hệ số an toàn, lấy K = 1,5

Để giảm mòn vấu , cần tôi vấu đạt độ rắn bề mặt 45  60 HRC, chọn vật liệuchế tạo ly hợp là thép 20X, vấu đợc thấm than hoặc chế tạo bằ thép 40X

do đóng mở ly hợp trong điều kiện 2 nửa ly hợp có chuyển động quay tơng

đối nhanh với nhau cho nên cho ly hợp là việc phải đảm bảo :

P  [P] 35  45 MPaVới kích thớc đã chọn nh trên ta kiểm nghệm các vấu về độ bền tiếp xúc

 P h

b D Z

T K P

1 , 151440

5 , 1 2

2

Vậy ly hợp làm việc đảm bảo

R tb

Chơng 4:

Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển

4.1 Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển

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

o Hệ thống điều khiển phải điều khiển nhanh nhằm mục

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 ngời

o Điều khiển tin cậy và chính xác, thể hiện bằng các giải pháp kết cấu tạo điều kiện thuận lợi dễ nhớ cho ngời công nhân,

đồng thời dễ lắp ráp và sửa chữa

o Điều khiển phải an toàn , nhẹ nhàng, dẽ thao tác, nên

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

o Các vị trí điều khiển phải có hệ thống định vị

Ta chọn loại càng gạt với hệ thống đĩa lỗ nh máy tơng tự 6H82

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

Trái ( A-T ) là đờng truyền i1 , Giữa (A - G) là đờng truyền i3 và Phải

( A-P) là đờng truyền i2

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

Với khối (B) có 3 vị trí : Giữa (B-G) là vị trí không làm việc, Trái (B-T) là vị trí làm việc với đờng truyền i6 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đờng 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 đờng 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 đờng truyền i7 và Phải (D-P) là vị trí làm việc với đờng truyền i8