Thiết kế máy cắt kim loại

Chất lượng của các loại máy công cụ ảnh hưởng rất nhiều đến chất lượng sản phẩm, 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

Đồ án môn học thiết kế máy

Lời nói đầu

Để xây dựng đất nớc 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 xuất công nghiệp phải phát triển với nhịp độ cao, mà trong đó phần lớn sản phẩm công 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 sản phẩm, 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 nh ở nớc ta hiện 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 quốc dân

Với vai trò quan trọng nh vậy thì việc nắm bắt phơng thức sử dụng cũng 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 cơ khí Có nh vậy chúng ta mới đạt đợc các yêu cầu kỹ thuật, năng suất trong quá 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 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 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 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 nhng 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 đợc 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

Hoàng Quyết Thắng Lớp : CTM6-K44 1

Đồ án môn học thiết kế máy

Chơng 1 : NGhIÊN CứU MáY Đã Có

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

1.2.1 Các xích truyền động trong sơ đồ dộng của máy

 ntrục chínhtrục chính có 18 tốc độ khác nhau từ (301500)v/ph

b) Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc ,chạy dao ngang và chạydao đứng

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 40

18 45

13

)khi gạt M1 sang phải ta có đờng truyền chạy dao trung bình (đờng 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

Hoàng Quyết Thắng Lớp : CTM6-K44 2

Đồ án môn học thiết kế máy

NMT2

33

18 35

28 43

57 57

44 44 26

đóng ly hợp M2 sang phải ,truyền tới bánh răng

Đồ án môn học thiết kế máy

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

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 = 250,26

Đồ án môn học thiết kế máy

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 nên việc giảmthấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyền nên việcdùng phơng án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hởng nhiều đến kíchthớc của hộp

Hoàng Quyết Thắng Lớp : CTM6-K44 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

nmin

= 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:

Theo điều kiện (P-1)Xmax

 8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lới kết cấu tachọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9]

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

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

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

Lới kết cấu chỉ thể hiện đợc tính định tính để xác định đợc hộp tốc độ cóphân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không ? Còn đồ thị vòng quay cho tatính đợc cụ thể tỷ số truyền , số vòng quay và số răng của các bánh răngtrong hộp tốc độ

Với chuỗi số vòng quay là :

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

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

tỷ số truyền io = 26 / 54 là n0

Với io = 26 / 54 => ta có no = nđc * io = 1440 * 26 / 54 = 693.33 v/ph

Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy no = n15 = 762,62 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/ 1.26 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 lợng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =  

k f

g f Z

.

) min

55 17

= 1,1 từ đó ta có E=1

Z= E.K = 1.55 = 55

Z1 =  Z

g f

f

1 1

g

1 1

f

2 2

g

2 2

f

3 3

g

3 3

i4 = 1/4 = 1/ 1.26 4= 18/ 47 ta có f4+g4= 65

i5 = 1/ = 1/ 1.26 = 28/37 ta có f5+g5= 65

i6 = 2 = 1.26 2 = 39/ 26 ta có f6+g6= 65bội số chung nhỏ nhất là K= 65

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

Do giảm tốc cho nên ta tính :

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

g f

f

4 4

g .

4 4

f

5 5

g

5 5

f

6 6

g

6 6

6

=

65 26

.65 = 26  i6= 39/26

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

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

120

120 82

= 182

Z’

8 =  Z

g f

g

8 8

8

=

120

120 38

= 38  i8 =82/ 38

28

16

22 19

18 33

36

47 37 26

19 82

n ®c =1440 v/ph

2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.

Giả sử ta tính với đờng chạy dao dọc

Theo máy tơng tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lợng chạy dao theo cấp

theo ®iÒu kiÖn (P –1)X max 8  ta chän ph¬ng ¸n thø tù lµ    1 3 9

3(1) I

II

2(1) IV III 3(6)

3(2) I

II

2(9) III 3(1)

3(3) I

=608(v/ph)chän n0=n17=750(v/ph)

v× i1: i7:i8=1:9

ta cã : i8=3

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 dùng cơcấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình

Nhóm 2 : i02 =1/5 =1/ 1.265 =

17 3

Nhóm 3:

i1 = 1/3 = 1/ 2  f1+g1 = 3

i2 = 1/1  f2+g2 = 2

i3 = 3 = 2/ 1  f3+g3 = 3

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

Emin=  

k f

g f Z

3 17

=8,5 từ đó ta có E=9

Z= E.K = 9.6 = 54

g f

f

1 1

g

1 1

f

2 2

g

2 2

f

3 3

g

3 3

i4=1/4 = 1/ 1.264 = 9/ 19 ta có f4+g4 = 28

i5=1/3 = 1/ 1.263 = 21/ 35 ta có f5+g5 = 56

i6=1/2 = 1/ 1.262 = 12/ 16 ta có f6+g6 = 28

bội số chung nhỏ nhất là K = 56

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

k f

g f Z

.

4

4 4 min 

=

56 9

28 17

= 0,944 từ đó ta có E=1

Z=E.K=1.56 = 56

g f

f

4 4

g

4 4 4

f

5 5

g

5 5

f

6 6

g

6 6

Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảngcách trục A đã đợc xác định trớc

Z Z

7 '

7

' 7 7

5 2

' 7 7

Z Z

Z

Z

56 2

5 2

1 26

1

1 1

' 7 7

4 4

'

7

7



Z Z

8 '

8

8 8

' 8 8

Z Z

9

9 0

9

40

40 1

35

28 26 1

1 1

2 11

33

18 8 1

1 1

Z

Z

Nhãm 9 : '

12

12 12

37

33 26 1

1 1

0 13

16

18 12 1

14

18

18 1

Z

Z

56 2

3

1 26 1

1 5

1

' 8 8

5 '

8

8



S18 = n®c i01.i02.i3.i6.i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx

Từ đó ta có bảng kết quả sai số lợng chạy dao nh sau

Với đờng chạy dao nhanh ta thấy nh máy tơng tự cho nên ta chọn theo đờngtruyền của máy tơng tự

2300

2300 6

, 2255

% 100

= -1,93 % < 2,6%

Vậy đờng chạy dao nhanh đạt yêu cầu

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

nh sau :

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

18

27

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

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= 629,32 vg/ph

1 , 187

33 , 157

33 , 157 32 , 629 4

Trục IV nIVmin = nIIImin .i 4= 74,5 vg/ph

nIVmax = nIIImax .i 6= 471,99 vg/ph

7 , 92

5 , 74

5 , 74 99 , 471 4

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

nVmax = nIVmax.i 9 = 471,99 vg/ph

2 , 24

9

9 99 , 471 4

N

N mm

66 , 314

58 , 1 10 55 ,

N

N mm

33 , 156

52 , 1 10 55 ,

N

N mm

5 , 74

47 , 1 10 55 ,

N

N mm

2 , 24

42 , 1 10 55 ,

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

1 2 10 09 , 6

6800

mtx = 3 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

mu = 3

66 , 314

58 , 1 34 , 2 30900

24 , 0 8 18

1950

Theo tiªu chuÈn ta chän d1 = 20 mm

mm T

Theo tiªu chuÈn ta chän d2 = 25 mm

Kho¶ng c¸ch trôc gi÷a trôc 1 vµ trôc 2

aw1 = m.(Z02 + Z’

02)/ 2 = 3.90 / 2 =135 mm

mm T

Theo tiªu chuÈn ta chän d3 = 30 mm

Kho¶ng c¸ch trôc gi÷a trôc 2 vµ trôc 3

aw2 = m.(Z2 + Z’

2)/ 2 = 81 mm

mm T

d  3 / 0 , 2 [  ]  3 188436 , 24 / 0 , 2 20  36 , 11

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’

9)/ 2 = 129 mm

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 = 314,66 vg/ph

Mô men xoắn : TII = 47953,3 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

Sơ đồ ăn khớp

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 :

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 phơng 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

0 , 75 2 43637 , 5 2 0 , 75 47953 , 3 2 56548 , 3

1 2

T2 = 47953,3 N.mm

22 145802 2902 14583

2 2

0 , 75 2 14583 2 0 , 75 47953 , 3 2 38809

2 2

2

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

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

s

.

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

.