Đồ Án Thiết Kế Máy Phay Ngang

Đồ án thiết kế máy cắt kim loại : Thiết kế hộp tốc độ,hộp chạy dao, hệ thống điều khiển máy phay ngang dựa trên thiết kế của máy phay ngang 6H81. Bản đồ án gồm 64 trang, đầy đủ bản vẽ thuyết minh, bản vẽ đồ án ( Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng)

Đồ án máy công cụ

LỜI NÓI ĐẦU

Để xây dựng đất nước 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 tếphát triển Giải quyết nhiệm vụ này đòi hỏi nền sản xuất công nghiệp phải phát triểnvới nhịp độ cao, mà trong đó phần lớn sản phẩm công nghiệp được tạo ra thông quacác máy công cụ và dụng cụ công nghiệp Chất lượng của các loại máy công cụ ảnhhưởng rất nhiều đến chất lượng sản phẩm, năng suất, tính đa dạng và trình độ kỹ thuậtcủa ngành cơ khí nói riêng và của ngành công nghiệp nói chung Vì vậy vai trò củamáy công cụ là hết sức quan trọng đối với một nền kinh tế đang phát triển như ở nước

ta Nó được dùng để sản xuất ra các chi tiết máy khác, nghĩa là chế tạo ra tư liệu sảnxuất nhằm thúc đẩy cơ khí hóa và tự động hóa nền kinh tế quốc dân

Với vai trò quan trọng như vậy thì việc nắm bắt phương thức sử dụng cũng nhưkhả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối ưu hóa các máy cắt kim loại là một yêu cầucấp thiết đối với người làm công tác kỹ thuật trong ngành cơ khí Có như vậy chúng tamới đạt được các yêu cầu kỹ thuật, năng suất trong quá trình chế tạo các sản phẩm cơkhí 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 chuyên nghành cơ khí Qua đó nó sẽ giúpcho sinh viên nắm bắt được những bước tính toán thiết kế các máy cắt kim loại cơbản, 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 hóa máy cắt kimloại

Để hoàn thành đồ án môn học này, ngoài sự cố gắng tìm hiểu, học hỏi và làm

việc nghiêm túc của em còn có sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo Th.S Bùi Trương

Vỹ trong bộ môn máy công cụ- trường đại học Bách khoa đà nẵng Qua đây em xin

cảm ơn thầy và sự đóng góp ý kiến của các bạn đã giúp em hoàn thành đồ án môn họcnày

Mặc dù em đã có sự cố gắng rất nhiều trong việc tham khảo học hỏi để thựchiện đồ án này nhưng do thời gian có hạn và tài liệu tham khảo còn hạn chế do vậykhó tránh khỏi những thiếu sót Em mong muốn có được 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

Đà Nẵng, ngày 25 tháng 12 năm 2012

Sinh viên thực hiện

Trần Hữu Quyền

A PHÂN TÍCH MÁY CHUẨN

I Các thông số, tính năng kỹ thuật của máy phay tương đương.

4 Khoảng cách đường tâm trục chính tới mặt dưới

5 Khoảng cách lớn nhất từ mặt mút trục chính tới ổ

6 Khoảng cách lớn nhất từ mặt sau của bàn tới sống

9 Độ côn trục chính ( ГOCT 836-62)OCT 836-62) N02 N03 N031

0 Đường kính trục gá dao (mm) 22;27;32;40 32; 50 40; 501

1

2

Phạm vi tốc độ trục chính(vg/ph) 65 ÷ 1800 30 ÷ 1500 30 ÷ 15001

244024402350

3040304017601

700260320

900320x350

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 2

230023007702

2 Số cấp bước tiến của bàn máy 35-98025-765 23,5-118023,5-1180 23,5-11808-390

Nhận xét :

Từ bảng thống kê này ta thấy máy 6H82 có những ưu điểm hơn máy 6H81,

6H83 : kích thước nhỏ gọn hơn máy 6H83, nhưng có cùng số cấp tốc độ với máy này,

đường kính trục gá dao và số cấp tốc độ lớn hơn máy 6H81, khoảng cách dịch chuyển

của bàn máy lớn hơn máy 6H81, những ưu điểm đó phù hợp để gia công với những

chi tiết nhỏ và trung bình, phù hợp với điều kiện gia công ở Việt Nam

Vậy ta chọn máy phay ngang 6H82 làm máy chuẩn để thiết kế

Máy chuẩn 6H82 là máy cải tiến từ máy phay ngang 682 do Liên Xô (cũ ) sản

xuất Ở Việt Nam nhà máy cơ khí công cụ số I Hà Nội sản xuất ra máy P623 với

những tính năng kỹ thuật như máy 6H82

II Phân tích động học máy chuẩn:

Sơ đồ động học máy phay ngang 6H82 :

II 1 – Xích tốc độ

- Xích truyền động chính :

36](III )[1847

283739

X 1 3 9Xích truyền động gồm 5 trục và một hệ bánh răng lắp cố định bằng then và di trượt bằng then hoa, cơ cấu biến đổi tốc độ lắp bên trái

= > Ta có số cấp vòng quay trục chính : 18 cấp

+ Ta có 18 cấp tốc độ trục chính (tính toán và chọn tốc độ trục chính theo bảng 1-3 [I] :

19 0

23 5

30 0

37 5

47 5

60 0

75 0

95 0

118 0

150 0

- Ta thấy trong chuỗi số vòng quay có tỉ số giữa 2 số vòng quay bất kỳ kề nhau nk và

nk+1 là một số không đổi, chuỗi số vòng quay cấp số nhân với công bội φ, được chọn theo bảng 1-2[I] với nguyên tắc gấp 10 :

II.2 Xích chạy dao

* Chạy dao dọc, ngang, đứng : Nđc → S ( dọc, ngang, đứng )

27](IV )[1840

213724

* Kết cấu hộp chạy dao : số cấp tốc độ : 18

+ Hộp chạy dao có 8 nhóm truyền

Nhóm I : i1 = 18/36 ; i2 = 27/27 ; i3 = 36/18 Nhóm II : i4 = 18 / 40 ; i5 = 21 / 37 ; i6 = 24 / 34

Lưới đồ thị vòng quay hộp tốc độ

Nhóm IV : i7 = 13 / 45 x 18 / 40 x 40 / 40 ; i8 = 40 / 40 Lựa chọn phương án bộ truyền : PAKG 3 x 3 x 2

15 0

19 0

23 5

30 0

37 5

47 5

60 0

75 0

95 0

118 0

* Nhận xét : Ta thấy trong chuỗi số vòng quay có tỉ số giữa 2 số vòng quay bất kỳ kề

nhau nk và nk+1 là một số không đổi, chuỗi số vòng quay cấp số nhân với công bội φ, được chọn theo bảng 1-2[I] với nguyên tắc gấp 10 :

X 3 1 9

* Lưới đồ thị vòng quay : trên cơ sở lưới kết cấu và các tỉ số truyền đã biết trong sơ đồ

động ta vẽ được lưới đồ thị vòng quay của hộp chạy dao máy 6H82 :

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 6

I.2 Thiết kế động học và xác định tỉ số truyền :

Dựa vào chuỗi số vòng quay và phạm vi sử dụng như trên, ta sử dụng cơ cấu bánh răng di trượt để thay đổi tốc độ giữa các trục, nhằm đạt được số cấp tốc độ là 18, với kết cấu nhỏ, gọn

Để xác định tỉ số truyền trong các nhóm truyền động của hộp tốc độ sử dụng cơcấu bánh răng di trượt, ta sử dụng phương pháp đồ thị Để xác định tỉ số truyền bằng phương pháp đồ thị ta dùng 2 loại sơ đồ là lưới kết cấu và lưới đồ thị vòng quay

I.2.1, Phương án không gian (PAKG)

a, Tính số nhóm truyền tối thiểu :

Với x là số nhóm truyền tối thiểu, chọn x = 3

b, Chọn phương án không gian :

Với cấp tốc độ Z = 18, ta có nhiều phương án không gian, tuy nhiên qua những phân tích trên ta chọn các PAKG như sau :

Z = 18 = 3 × 3 × 2 = 2 × 3 × 3 = 3 × 2 × 3

Để chọn PAKG hợp lý ta có thể dựa vào một số tiêu chuẩn sau :

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 8

Đồ án máy công cụ

+ Phương án đơn giản, có thể dễ dàng thực hiện

+ Số trục ít nhất

+ Bánh răng chịu momen xoắn Mxmax trên trục ra ít nhất

+ Chiều dài sơ bộ nhỏ nhất

+ Kết cấu trục ra đơn giản

+ Đạt được độ chính xác các xích thực hiện truyền động tạo hình phức tạp và truyền động chính xác

* Dựa vào các tiêu chuẩn trên ta có các chỉ tiêu để so sánh :

* Tổng số trục của PAKG :

theo công thức : Str = ( x + 1)Với x = 3, ta có Str = 3 + 1 = 4

PAKG 3 x 2 x 3 : 3 bánh răngPAKF 2 x 3 x 3 : 3 bánh răng

Các bánh răng trên trục chính chịu momen xoắn lớn nên thường có kích thước lớn, vì vậy cần tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục chính

* Từ các số liệu trên ta lập bảng so sánh PAKG :

I.2.2, Phương án thứ tự (PATT).

Với một PAKG có nhiều PATT, số PATT được tính theo công thức : q = w!

Với số nhóm truyền w = 3 và PAKG 3 x 3 x 2, ta có q = 3! = 6 phương án thay đổi thứ tự Với 6 PATT được thể hiện bằng 6 lưới kết cấu, từ đó ta đánh giá để chọn

PATT hợp lý nhất

Các phương án thay đổi thứ tự ( PATT ) :

PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2PATT I – II – III I – III – II II – I – III II –III – I III – II – I III – I - II

x 1 - 3 - 9 1 - 6 -3 3 - 1 - 9 2 - 6 - 1 6 - 2 - 1 6 - 1 - 3Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền của một nhóm truyền động là:

; p – số tỷ số truyền trong nhóm truyền động

Trên thực tế, các tỷ số truyền trong máy công cụ được giới hạn như sau:

1

4≤i≤2Tức phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong một nhóm truyền động là:

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 10

Rgh = φXmax ≤ 8 ; Xmax – lượng mở cực đại

* Ta lập bản vẽ lượng mở trong từng PATT để so sánh:

Với điều kiện φXmax ≤ 8, ta loại bỏ phương án thứ tự I – III – II, II –III – I, III – II –

I, III – I - II chấp nhận 2 PATT là : I – II – III, II – I – III

Lưới kết cấu các PATT tương ứng :

PAKG 3 x 3 x 2

PATT III - II - I

PAKG 3 x 3 x 2PATT III - I - II

Từ PATT đã chọn trên ta vẽ được lưới kết cấu

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 12

PAKG 3 x 3 x 2

PATT II - I - III

X 3 - 1 - 9

PAKG 3 x 3 x 2PATT I - II - III

X 2 - 6 - 1

- mỗi đường thẳng nằm ngang biểu diễn 1 trục của hộp tốc độ, các điểm trênđường thẳng nằm ngang biểu diễn các cấp tốc độ của trục đó

- các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng trên các trục tượng trưng cho các tỷ

số truyền của các trục đó

- khoảng cách giữa 2 đường thẳng đứng kề nhau là lgφ

b, Lưới đồ thi vòng quay

Trên cơ sở lưới lưới kết cấu đã chọn ta vẽ lưới đồ thị vòng quay để thể hiện mối quan hệ giữa số vòng quay với trị số thực của tỉ số truyền

độ nghiêng lớn nhất, nên bánh răng có số răng nhỏ nhất là bánh chủ động Do đó ta dùng công thức Eminc để xác định Emin

g2+f2=

2.1081+2 =72

Đồ án máy công cụ

i6= ϕ2=1,59 = 117  f6 + g6 = 11 + 7 = 18

Từ các thừa số trên ta có bội chung nhỏ nhất của tổng ( fi + gi ) là :

K = 22.3 3 = 108Trong nhóm truyền động này có i4 = imin, i6 = imax, Tỉ số truyền i4 là tia nghiêng trái có

độ nghiêng lớn nhất, nên bánh răng có số răng nhỏ nhất là bánh chủ động Do đó ta dùng công thức Eminc để xác định Emin

g6+f6=

108 7

c, Nhóm khuếch đại thứ hai

Nhóm khuếch đại thứ hai có 2 tỷ số truyền i7, i8

I.2.5, Kiểm tra sai số tỉ số truyền và sai số vòng quay.

a, Kiểm tra sai số tỉ số truyền

Kiểm tra các tỉ số truyền theo điều kiện sai số cho phép ∆i ≤ [∆i]

Với ∆i được tính theo công thức : Δ i=

3177

4860

6642

1872

6030

ilt 1

2,52

12

b, Kiểm tra sai số vòng quay

Sau khi xác định số răng các bánh răng, ta tính số vòng quay thực tế của hộp tốc

n2

n0 i2 i4 i7 37,74

n3

n0 i3 i4 i7 48,04

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 16

Đồ án máy công cụ

n4

n0 i1 i5 i7 60,39

n5

n0 i2 i5 i7 75

n6

n0 i3 i5 i7 95,45

n7

n0 i1 i6 i7 118,62

n8

n0 i2 i6 i7 147,32

n9

n0 i3 i6 i7 187,5

n10

n0 i1 i4 i8 243,12

n11

n0 i2 i4 i8 301,95

n12

n0 i3 i4 i8 384,30

n13

n0 i1 i5 i8 483,12

n14

n0 i2 i5 i8 600

n15

n0 i3 i5 i8 763,64

n16

n0 i1 i6 i8 948,98

n17

n0 i2 i6 i8 1178,58

n18

n0 i3 i6 i8 1500

Sai số vòng quay được tính theo công thức: Δ n=±

n tc−n tt

n tt 100 %≤[Δ n]

Trong đó: ntc - số vòng quay tiêu chuẩn

ntt - số vòng quay thực tế

2

6

1-

72 30

[∆n] - sai số vòng quay cho phép

ÐC1

66 72

31

48 77

54

26

18 60

31 36 42

Điều kiện thiết kế hộp chạy dao :

- Số cấp chạy dao: zs = 18

- Lượng chạy dao: Sd = Sn = 23,5  1180 ( mm/phút )

- Bước vít me của bàn máy: tx = 6 mm

- Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao :

R is=i SMAX

i SMIN=

2,815

=14

- Để tính toán tương tự như khi thiết kế hộp tốc độ các lượng chạy dao Smin và Smaxđược chuyển thành số vòng quay của các cơ câu chấp hành nsmin và nsmax , cơ cấu chấp hành ở đây là vít me - đai ốc nên :

II.2 Thiết kế động học và xác định tỉ số truyền :

II.2.1, Phương án không gian (PAKG)

Zs = 18 = 3 x 3 x 2 = 3 x 2 x 3 = 2 x 3 x 3

Phân tích tương tự như hộp tốc độ ta chọn PAKG 3 x 3 x 2

II.2.2, Phương án thứ tự ( PATT)

Tương tự như hộp tốc độ ta có 6 PATT :

PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2PATT I – II – III I – III – II II – I – III II –III – I III – II – I III – I - II

x 1 - 3 - 9 1 - 6 -3 3 - 1 - 9 2 - 6 - 1 6 - 2 - 1 6 - 1 - 3Lưới kết cấu các PATT tương ứng :

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 20

PAKG 3 x 3 x 2

PATT II - I - III

x 3 - 1 - 9

PAKG 3 x 3 x 2PATT I - II - III

x 1 - 3 - 9

III IV

V

I II

x 6 - 1 - 3

Vì vậy ta chọn PATT ( II I III )

II.2.3, Xây dựng lưới kết cấu và lưới đồ thị vòng quay

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 22

Lưới kết cấu hộp chạy dao

n s1 n s2 n s3 n s4 n s5 n s6 n s7 n s8 n s9 n s10 n s11 n s12 n s13 n s14 n s15 n s16 n s17 n s18

i4i6

i7i8

i9i10

Lưới đồ thị vòng quay hộp chạy dao

II.2.4, Xác định số răng của các bánh răng.

Ta sử dụng phương pháp tính khi chưa biết khoảng cách trục

Trong nhóm truyền động này có i1 = imin, i3 = imax, Tỉ số truyền i1 là tia nghiêng trái có

độ nghiêng lớn nhất, nên bánh răng có số răng nhỏ nhất là bánh chủ động Do đó ta dùng công thức Eminc để xác định Emin

c, Nhóm khuếch đại thứ hai

Nhóm khuếch đại thứ hai có 2 tỷ số truyền i7, i8

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 24

II.2.5, Kiểm tra sai số tỉ số truyền và sai số vòng quay.

a, Kiểm tra sai số tỉ số truyền

Kiểm tra các tỉ số truyền theo điều kiện sai số cho phép ∆i ≤ [∆i]

Với ∆i được tính theo công thức : Δ i=

4545

6030

3060

3555

4050

1872

6030

ilt

12

11

21

12

21

12

711

45

Từ Sd = Sng = 23,5 ÷ 1180 (mm/phút) , và φ = 1,26 ta tính được lượng chạy dao tiêu chuẩn, sau đó từ lượng chạy dao tiêu chuẩn ta tính được số vòng quay tiêu chuẩn theo

công thức : n S=

S n

t x với tx = 6 (mm) Lượng chạy dao

tiêu chuẩn Công thức tính mm/ph

Số vòng quay tiêu chuẩn

64 30

35 40

60

55 50

35

18

33 33

22

37

33 30

15 18 18 16 18 22

44 40

V

VI

VII

VIII IX X

XI XII

Sơ đồ động hộp chạy dao :

Trần Hữu Quyền _ Lớp 12C1LT Trang 28

ÐC 2

26

44 24

30

60 45

t = 6 x 1

I II III

Đồ án máy công cụ

C TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ KẾT CẤU MÁY

I Lập bảng tính sơ bộ - Tính chọn công suất động cơ

I.2 Xác định công suất động cơ hộp tốc độ

I.2.1 Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính :

Lực tác dụng khi gia công :

Với máy phay lực Po có giá trị từ 0 → Pmax

Các hệ số được lấy từ chế độ cắt thử mạnh (dao phay P18) :

* Tính công suất động cơ :

Công suất cắt của động cơ : N c=

ηi – hiệu suất từ động cơ truyền đến trục đang xét

ηol – hiệu suất của một cặp ổ lăn, ηol = 0,995

ηbr – hiệu suất của một cặp bánh răng, ηbr = 0,97

ηkn – hiệu suất khớp nối, ηkn = 1

d Sb=C 3√N tr

n t (mm) (III tr10) Trong đó: C – hệ số tính toán Đối với thép 35, 40, 45 hoặc CT5, CT6 lấy C =

130 ÷ 110 Chọn C = 130

Theo trình tự trên ta tính cho các trục

* Trục I

Mxtinh(Nmm)

dsb(mm)

dchọn(mm)

Chọn môđun bánh răng m = 3 theo máy chuẩn

I.3 Xác định công suất động cơ hộp chạy dao.

I.3.1 Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính

Tính toán công suất động cơ chạy dao từ lực chạy dao Q, theo công thức :

N âcs= Q v s

612 104 η cd 9 , 81 (kW) ( II-44 [2])Trong đó :

Đồ án máy công cụ

 PZ = (0,5 ÷ 0,6).P 0  Chọn P Z = 0,55.P0 = 22295 (N)

 PY = (1 ¿ 1,2).P0 Chọn Py = 1,1.P0 = 44590 (N)

 PX = 0,3.P0.tg = 8515 (N) Với  = 350Với trọng lượng các bộ phận di động : G = 2000 N

* Tra bảng (2P/332[V]) chọn động cơ A02-22-4 có N = 1,5 kW , tốc độ quay

MX = 9,55.106

N tr

n t (mm) (III tr10) + Đường kính sơ bộ của các trục:

d Sb=C 3√N tr

n t (mm) (III tr10) Trong đó: C – hệ số tính toán Đối với thép 35, 40, 45 hoặc CT5, CT6 lấy C =

130 ÷ 110 Chọn C = 130

Theo trình tự trên ta tính cho các trục

* Trục I :

+ nI = nđc = 1420 (vg/ph)+ NI = Nđc ηkn ηol =1,7.1.0,995 = 1,69 (KW)

+ M X=9,55 10

6.1,69

1420=11208 (N.mm)

Mxtinh(Nmm)

dsb(mm)

dchọn(mm)

A B C D

E

F Prv

Pv

Prd

Pz Pd K

II Tính toán thiết kế cụm trục chính và ổ trục chính.

II.1 Yêu cầu đối với trục chính.

+ Đảm bảo các sai số về kích thước, hình dáng hình học, sai số vị trí tương quan

F

Prd

PdK

D

PrdK

Biểu đồ Mu do ngoại lực gây ra :

Để xác định X1 ta dùng phương pháp nhân biểu đồ Ve-re-sa-ghin :