TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO CHO MÁY TIỆN REN VÍT NẰM NGANG THEO THÔNG SỐ MÁY 1K62

Mã đồ án CKMMKL000017
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 110MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ khai triển hộp tốc độ, bản vẽ mặt cắt qua cơ cấu điều khiển…); file word (Bản thuyết minh, nhiệm vụ đồ án…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, các mẫu máy công cụ........... THIẾT KẾ HỘP CHẠY DAO CHO MÁY TIỆN REN VÍT NẰM NGANG THEO THÔNG SỐ MÁY 1K62.

Giá: 350,000 VND
Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

I. XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY 1K62.

II. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC

1. Nghiên cứu máy cơ sở.

2. Các bước thiết kế .

III. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

1. Tính công suất chạy dao.

2. Xác định xích tính toán.

3. Xác định số vòng quay, công suất và mômen xoắn.

4. Thiết kế các bộ truyền.

5. Các thông số của các cặp bánh răng.

IV. THIẾT KẾ TRỤC

1. Chọn vật liệu.

2. Tính đường kính sơ bộ đường kính trục.

3. Xác định hành trình gạt bánh răng trên các trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

4. Tính bền cho trục.

V. CHỌN Ổ, TÍNH THEN, DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.

1. Chọn ổ.

2. Tính then.

3. Vỏ hộp.

4. Dung sai, lắp ghép.

VI. THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN

1. Tính toán hệ thống điều khiển của nhóm gấp bội.

2. Điều khiển khối Noóc - tông.

3. Điều khiển các li hợp M2, M3, M4, M5.

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO

LỜI NÓI ĐẦU

   Để góp phần vào công cuộc công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước, nghành sản xuất cơ khí cần phải nhanh chóng nâng cao chất lượng và năng suất chế tạo, vì đó là một trong các nghành trọng điểm của nền công nghiệp quốc gia đặc biệt là chế tạo thiết bị và phụ tùng, cung cấp cho các nghành công nghiệp khác thiết bị sản xuất. Máy cắt kin loại góp phần không nhỏ vào nhiệm vụ đó.

   Một trong những nhiệm vụ chính của chuẩn bị sản xuất là thiết kế và chế tạo các trang bị công nghệ, có thể chiếm tới 80% khối lượng chuẩn bị sản xuất và 10-15% giá thành sản phẩm (giá thành máy). Chi phí cho thiết kế và chế tạo đồ gá chiếm một tỉ lệ lớn trong tổng chi phí cho trang bị công nghệ.

   Đồ án môn học: Thiết kế máy cắt kim loại là hết sức cần thiết đối với sinh viên khoa cơ khí  nói chung và sinh viên ngành Chế Tạo Máy nói riêng, giúp cho sinh viên nắm được những kiến  thức cơ bản về máy gia công cơ và cách thức thiết kế máy.

   Trong thời gian làm đồ án,được sự giúp đỡ chỉ bảo tận tình của thầy giáo: ………..…. và các thầy giáo trong bộ môn Chế Tạo Máy em đã hoàn thành đồ án môn học, tuy nhiên do khả năng và trình độ còn hạn chế nên đồ án còn nhiều thiếu sót, em mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy và sự đóng góp chân tình của các bạn giúp em hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.

   Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo: ………..…. cùng các thầy trong bộ môn Chế Tạo Máy đã giúp đỡ tận tình em trong quá trình làm đồ án.

                                                               Hà nội, ngày tháng năm 20

                                                           Học viên thực hiện.

                                                           ................

I. XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY 1K62.

Hộp chạy dao dùng để duy trì lượng chạy dao cần thiết khi gia công các chi tiết cụ thể theo quy trình công nghệ đã đề ra.

- Hộp chạy dao có công suất nhỏ, chỉ bằng 5 -10% công suất truyền động chính.

- Tốc độ chạy dao nhỏ hơn nhiều so với tốc độ cắt.

Các thông số kỹ thuật chính:

- Trị số lượng chạy dao dọc            Sd = (0,07 …. 4,16) mm/vòng

- Trị số lượng chạy dao ngang        Sn = (0,035 … 2,08) mm/vòng

- Cắt ren hệ Mét                              pc = (1 … 192) mm

- Cắt ren Anh                                   nc = (24 … 2) vòng/1’’

- Cắt ren Môđun                              mc = (0,5 … 48) mm

II. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC

1. Nghiên cứu máy cơ sở. 

Từ máy cơ sở, người thiết kế tính toán hệ thống truyền dẫn theo nhiệm vụ được giao để lập ra một sơ đồ động cho máy được thiết kế đảm bảo các yêu cầu:

+ Đảm bảo năng suất máy cao nhất.

+ Nâng cao đến mức tối đa mức độ tự động của máy.

+ Bảo đảm hiệu suất của máy cao, làm việc đúng mục đích thiết kế.

Khi chọn được phương án thiết kế sơ đồ động của máy, ta tính toán cụ thể cho từng xích truyền động.  

Sau khi nghiên cứu máy tiện cơ sở 1K62 ta có bảng thống kê năng tính kỹ thuật của máy như bảng.

2. Các bước thiết kế .

* Bước 1: Sắp xếp bước ren:

Theo đầu bài cho ta xắp xếp các bước ren được cắt thành những nhóm cơ sở và những nhóm khuyếch đại bằng 1,2,4,8 v.v... hoặc 1/1,1/2,1/4/1/8 nghĩa là các tỉ số khuyếch đại hợp thành một cấp số nhân với công bội. Khi xắp xếp phải chú ư :

- Số hàng ngang phải ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở noóc-tông phải là ít nhất để đảm bảo độ cứng vững.

- Tránh để các bước ren trùng hoặc sót.

- Cả 4 bảng ren đều do một cơ cấu noóc- tông duy nhất tạo ra nên để cho quá trình tính toán trở nên phức tạp, các con số xếp trong một cột dọc giữa các bảng ren cần chý ư thống nhất hoá về mặt  xắp.

* Bước 2: Thiết kế nhóm cơ sở:

Gọi z1, z2, z3, z4, v. v...  là số răng của bộ bánh răng “hình tháp” thuộc cơ cấu noóc-tông ta thấy :

Để cắt ren quốc tế thì :

                       z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 =3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6

hoặc  = 7 : 8 : 9 : 10 : 11 : 12.

Số răng z1, z2, z3, ... zi ... không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn : 25 < zi <60 do đó :

       z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 =28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

hoặc  = 35 : 40 : 45 : 50 :55 : 60.

* Bước 4: Tính các tỉ số truyền còn lại (i = itt.i)

Tỷ số truyền còn lại bao gồm  các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao. Theo kết quả tính toán của nhóm cơ sở, nhóm gấp bội, căn cứ vào chức năng và tính chất hoạt động của hộp chạy dao ta xây dựng được sơ đồ động như hình vẽ.

Phương trình xích động cắt ren của máy:

1 vòng trục chính x i x ics xigb x tv = tc.

i = ithay_thếx icố_đinh  nên có thể viết :

1 vòng trục chính x itt x i x ics xigb x tv = tc.

III. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

1. Tính công suất chạy dao.

Theo yêu cầu đã cho, bước ren cần cắt không lớn hơn trong máy cơ sở nên tham khảo máy cơ sở có Nđc = 10 KW.

Với máy vì dùng chung động cơ điện nên tính công suất chạy dao theo công suất động cơ chính ta có :

                         Ns =K.Nđc.

Với máytiện: K = 0,04 nên : Ns = 0,04.10 = 0,4 KW.

Vậy công suất chạy dao:  Ns = 0,4 KW.  

2. Xác định xích tính toán.

Ta xác định chế độ cắt gọt giới hạn của máy làm cơ sở cho tính toán động lực học cho máy. Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ làm cho toàn bộ các chi tiết máy làm việc với tải trọng cực đại dẫn đến tăng kích thước và trọng lượng máy. Thực tế chứng tỏ người công nhân khống chế cho máy làm việc hết tải trọng thì độ bóng và độ chính xác, trình độ nghề nghiệp ... 

4. Thiết kế các bộ truyền.

a. Chọn vật liệu.

b. Tính môđun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.

Theo tính toán cặp bánh răng (35,37) chịu tải lớn nhất lên ta tính môđyn cho cặp bánh răng này.

NHO : là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

NHO = 30HB2,4 HB =30.5422,4 = 1,1.108.

NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

NHE = 60.c.n= 60.35.2,68.25000 = 1,41.108 >NHO. Vậy KHL = 1.

c : là số lần ăn khớp.

n : Số vòng quay trong một phút.

Thay vào ta có : [E]tx = 1135.1/1,2 -946 MPa.

Vì hai bánh răng chọn cùng vật liệu và tính chất nên: 946 MPa.

c. Tính bền cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.

Căn cứ vào trị số vòng quay của hộp chạy dao và các thông số tính toán, trong tất cả các nhóm truyền động thì cặp bánh răng (35,37) chịu mômen xoắn lớn nhất nên ta tính bền cho cặp bánh răng này. Nếu cặp bánh răng này đủ bền thì các cặp bánh răng khác cũng đủ bền vì ta chọn cùng môđuyn với cặp bánh răng này.

* Ứng suất cho phép khi quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

+ Bánh răng nhỏ: [sH1] max=40HRCbm =40.55 = 2200 MPa.

+ Bánh răng lớn : [sH2] max=40HRCbm =40.55 = 2200 MPa.

* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

+ Bánh răng nhỏ: [sF1] max=1260 MPa.

+ Bánh răng lớn : [sF2] max=1260 MPa.

* Xác định chính xác ứng tiếp xúc cho phép :

                       [sH’] =[sH].ZV.ZR.KxH.

Vì vận tốc vòng: v = 0,06 (m/s) < 5(m/s) nên      :    ZV = 1.

Với cấp nhám 9 ta có: Ra<1,25 mm nên có        :    ZR = 1.

          da<700 mm nên lấy                                   :    KxH =1.

Vậy  [sH’] = [sH].ZVZR.KxH  = 946 MPa.

Ta thấy sH = 881,5 < [sH’]=946 MPa.

Vậy răng đủ bền với ứng suất tiếp xúc.

* Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.          

So sánh ta được:

Vậy:              sHqt=1080 < [sH]max=2200 MPa.

                     sF1qt=319,5< [sF1]max=1260 MPa.

                     sF2qt=311,325 < [sF2]max=1260 MPa.

Bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.

5. Các thông số của các cặp bánh răng.

- Trên trục IX:

+ Số răng                         : Z = 35 răng.

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 105 - 2,5.3 = 97,5mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = 43mm.

* Trên trục công xôn :

+ Số răng                         : Z = 37 răng.

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x37 = 111 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =111 + 2. 3 = 117 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 111-2,5.3 = 103,5mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = 43 mm.

* Bánh răng hành tinh :

+ Số răng                         : Z = 28 răng.

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28 = 84 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 84 - 2,5.3 = 76,5 mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.

* Bánh răng hành tinh Z = 25 :

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x25 = 75 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =75 + 2. 3 = 81 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 75 - 2,5.3 = 67,5mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.

* Bánh răng Z = 35 :

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 105 - 2,5.3 = 97,5mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = 20 mm.

* Trên trục XIII :

Bánh răng Z = 28 :

+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.

+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.

+ Đường kính chân răng : df = d - 2,5m = 84 - 2,5.3 = 76,5 mm.

+ Chiều rộng răng           : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).4,5 = 25 mm.

* Các thông số chung đối với bánh răng :

Góc ăn khớp: 200.

Chiều cao đỉnh răng : ha = m =3 mm.

Chiều cao chân răng : hf = 1,25m = 3,75mm.

Chiều cao răng          : h = ha +hf = 2,25m = 6,75 mm.

Bước răng                  : Pt =  = 3,14.3 = 9,425  mm.

Chiều rộng rãnh răng : et = Pt/2 = 4,71 mm.

Góc lượn chân răng    : 0,75mm.

IV. THIẾT KẾ TRỤC

1. Chọn vật liệu.

2. Tính đường kính sơ bộ đường kính trục.

+ d : Đường kính trục,  mm

+ T : Môme xoắn, Nmm

+ [tx] : Ứng suất xoắn cho phép , MPa.

3. Xác định hành trình gạt bánh răng trên các trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

 Yêu cầu của cơ cấu điều khiển phải làm việc tin cậy và chính xác nhất là trong hộp chạy dao để tiện ren càng đòi hỏi độ chính xác cao, vì vậy việc xác định hành trình gạt phải chính xác, cặp bánh răng thứ nhất ra khớp hẳn cặp bánh răng thứ hai mới vào khớp và ngược lại.

Ta chọn các tham số hình học cho hộp chạy dao như sau :

- Từ đường kính sơ bộ của trục trung gian d13 =35 tra theo bảng 10 .2 - [6],T1 ta chọn chiều rộng ổ  b0 = 21mm.

Gọi lmki là chiều dài mayơ của chi tiết thứ i trên trục thứ k:

* Chiều dài mayơ bánh răng trụ chọn bằng  (1,2¸1,5) d :

- Chiều dài mayơ nửa li hợp chọn bằng : lmlh= 1,2d13 = 1,2.30 = 36 mm.

 + Trên trục XI :

- Bánh răng hình tháp : lm12-3 = bW26+ bW28+ bW32+ bW36+ bW40+ bW44+ bW48= 140mm.

+ Trên trục XIII :

Bánh răng Z = 28:

  lm14-2=bW28 + Blh + f+ lm13-2 +bW28 = 25+10+2+40+25 = 102 mm.

Bánh răng 45-35 : lm14-3= bW45+bW35+k1 =  20+10+20 = 50 mm.

Bánh răng Z=15 : lm14-4= (1,2 ¸1,5).35 = 50 mm.

+ Trên trục XIV :

- Bánh răng Z = 35 : lm15-2 = (1,2 ¸1,5).40 = 50mm.

- Bánh răng di trượt : l­m15-3= bW28+ k1 +bW48= 25 +20 +10 = 55 mm.

- Hành trình gạt       :

Gạt trái  = Gạt phải  :  lg = bW15 +bW35 + f = 20 +2 + 25= 47 mm.

- Bánh răng di trượt Z = 28-28:

lm15-4= 3.bW28 + bW56 +f+k1 = 3.25 + 20+2+10 = 107 mm.

- Hành trình gạt : lgt = lgp  = 2bW56 + f  = 2.20 + 2 = 42 mm.

+ Trên trục XV:

- Bánh răng Z=56 : lm16-2= (1,2 ¸1,5).40 = 50 mm.

- Li hợp siêu việt  : lmsv= lm15-4+30 = 137 mm.

- Khoảng cách giữa các chi tiết quay hoặc khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc:  k1 = 10 mm.

- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :  k2 = 5 mm.

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:  k3 = 15 mm.

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông                                    : hn = 20 mm.

- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp            : D = 10 mm.

- Khoảng cách giữa gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k : 

+ l11-1 = l12-1 = b0 + k1+k2 + lmlh + k1 + lmlh + lm11-3 – ( b0 +2k2 +k1 ) + bW28+bW32+bW36+bW40+bW44+bW48+k1+2k2+b­0+k1+k2 = 21+10+5+36+10+36+ 123 – (21+5.2+8) + 120+8+2.5+21+10+5 = 376 mm.

+ l13-1 = l14-1 = l15-1 = b0+k2+k1+lm14-2+f+bW45+k1+bW35+bW15+f +lm15-3 +bW15 +k1 +k2 = 21+5+10+102+2+20+10+20+25+2+55+25+5+10  = 312 mm.

+ l16-1 = b0+lm16-2+lmsv+2k1 = 21+50+137+2.10 = 228 mm.

V. CHỌN Ổ, TÍNH THEN, DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.

1. Chọn ổ.

Ta tiến hành tính toán chọn ổ cho trục X vì trục này chịu tải lớn. Lực dọc trục nhỏ nhưng do yêu cầu về độ cứng vững và độ cố dịnh dọc trục ta chọn ổ đũa côn.

Ta tiến hành chọn ổ theo theo hệ số khả năng tải động và tải tĩnh.

+ Q : Tải trọng động quy ước.

      Q = (XVFr+YFa)ktkđ­.

Với: Fr: Tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ).

            Fa : Tải trọng dọc trục: Fa=0.

            V: Hệ số xét đến vòng làm việc ở đây: V = 1.

            kđ: Hệ số tải trọng động : kđ = 1.

            kt : Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ: kt  = 1.

            X=1,Y=0.

 Vậy: Q = R

Theo phần trước có: n1 = 10,73 v/ph.

=> L = 1,2.n1 =1,2.10,73 =  12,876 tr.vg.

Thay số vào (5.1) ta có:

CA  = 30,15 KN.

CB =14,735  KN.

Đường kính lắp ghép tính trong phần thiết kế trục d = 40 mm.

Theo tiêu chuẩn GOST 333 - 71 phụ lục P2.11[6], T1 ta chọn loại ổ cỡ trung cho gối A như bảng.

* Kiểm tra khả năng tải tĩnh :

+ Kiểm tra ổ tại gối đỡ A.

Tải trọng tĩnh qui ước tính theo công thức:

           Qt = X0. Fr

Trong đó: 

Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5.

Lực hường tâm, Fr = RA = 12,865 KN.

Thay vào ta được: Q t = 0,5. 12,865= 6,4325 KN.

Qt  =6,4325 <0 =46,0.

Khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn.

+ Kiểm tra ổ tại gối đỡ B.

Tải trọng tĩnh qui ước tính theo công thức:

           Qt = X0. Fr .

Trong đó: 

Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,6.

Lực hường tâm, Fr = RA = 6,287 KN.

Thay vào ta được: Q t = 0,6. 6,287= 3,77 KN.

Qt  =3,77 <0 = 21,70.

Khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn.

- Trên trục XII : N7305(ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 25 mm).

- Trên trục XIII : N7306 (ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 30 mm).

- Trên trục XIV : + Trái  : N7305 (ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 25 mm).

+ Phải :  N7309 (ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 45 mm).

+ Ổ giữa : N305 (ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung, d = 25 mm). 

2. Tính then.

Ta dùng mối ghép then hoa cho các bánh răng trong hộp, dùng then bán nguyệt cho bánh răng cố định 2 bậc ( Z=35,Z=45 )  trên trục XIII và li hợp

Từ đường kính trục ta có kích thước then hoa theo bảng 9.3 [6], T1 như sau :

- Trên trục X : Z x d x D x dtb x h x b = 8 x 52 x 60 x 56 x 3 x 10.

- Trên trục XI : Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.

- Trên trục XII: Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.

- Trên trục V : Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.

                       Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 26 x 32 x 29 x 2,2 x 6.

3. Vỏ hộp.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX 15 - 32.

- Phương pháp chế tạo:  Chọn phương pháp đúc.

- Thành phần của hộp chạy dao : thành hộp, gân chịu lực, mặt bích, gối đỡ, các loại vít và bulông lắp ghép...

VI. THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN

Thiết kế cơ cấu điều khiển phải đảm bảo các yêu cầu sau :

- Cơ cấu điều khiển phải an toàn, bố trí tay gạt tại nơi thuận tiện cho thao tác của công nhân, tránh các bộ phận điều khiển như tay gạt, vô năng quay trong thời gian máy công tác.

- Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện.

- Dễ nhớ khi điều khiển.

- Bảo đảm độ chính xác , tin cậy của hệ thống điều khiển.

Trong hộp chạy dao, hệ thống điều khiển đảm nhận các chức năng sau.

1. Tính toán hệ thống điều khiển của nhóm gấp bội.

Ta chọn hệ thống điều khiển dùng hai tay gạt, mỗi tay điều khiển một khối bánh răng di trượt, để cho kết cấu gọn ta bố trí hai tay gạt đồng trục chau.

2. Điều khiển khối Noóc tông.

Trong khối Noóc-tông khối hành tinh lần lượt ăn khớp với khối bánh răng hình tháp nên ta dùng một cần đưa ra ngoài để thay đổi tốc độ. Ở đây khối di trượt phải dịch chuyển những lượng bằng bW = 20mm. Do đó ứng với mỗi vị trí ăn khớp tương ứng cơ cấu điều khiển sẽ có một cữ để định vị khối di trượt.

3. Điều khiển các li hợp M2, M3, M4, M5.

Hệ thống điều khiển phải tạo ra được 5 đường truyuền như vậy trong hộp chạy dao. Vì kết cấu hộp chạy dao rất phức tạp nên việc bố trí hệ thống điều khiển rất khó. Do vậy li hợp M5 ta dùng một điều khiển riêng.

Để điều khiển M5 ta dùng một cần rút, đầu phía trong có miếng gạt vào bánh răng 2 vành Z=28 di trượt trên trục XIV

Khi đó a đảm bảo không bị trượt miếng gạt ra khỏi rãnh. Góc quay cần thiết của cần gạt  = 310.

Vì khi M2 mở thì M4 cũng mở và ngược lại nên ta nối một thanh trung gian giữa càng gạt này với cạng gạt của M4 qua cơ cấu khuyếch đại tạo ra hành trình gạt của M4 với lg = 37 mm.

KẾT LUẬN

   Sau một thời gian tương đối dài được sự tận tình hướng dẫn của thầy: …………, và các thầy trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng của bản thân, đồ án Thiết kế máy kim loại của em đến nay đã hoàn thành. Trong quá trình thiết kế mặc dù đã cố gắng, tuy nhiên do kinh nghiệm thiết kế thực tế còn nhiều hạn chế do vậy khi thiết kế chắc chắn không thể tránh được những thiếu sót. Em rất mong nhận được sự chỉ bảo tận tình của các thầy giáo cùng các bạn đồng nghiệp để đồ an của em được hoàn thiện hơn.

   Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

 1. Phạm Đắp - Nguyễn Đức Lộc - Phạm Thế Trường - Nguyễn Thế Lưỡng: “Tính toán thiết kế máy cắt kim loại” - NXB đại học và trung học chuyên nghiệp, HN - 1997.

2. Phạm Gia Đức - Sổ tay vẽ kĩ thuật cơ khí - NXB Quân đội nhân dân, HN - 2001.

3. “Sơ đồ động máy cắt gọt kim loại”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự, 1974.

4. “Sổ tay dung sai”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự, 1968.

5. Trịnh Chất -Lê Văn Uyển - “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, 2 tập NXB Giáo Dục.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

 

 


    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

hỗ trợ trực tuyến
doanchatluong.vn


"Doanchatluong.vn" lấy "chất lượng" làm thước đo của sự tồn tại và phát triển.
Chỉ những đồ án/tài liệu thực sự đảm bảo chất lượng chúng tôi mới đăng lên website.
Bản quyền thuộc về Đồ án chất lượng.vn