MỤC LỤC
MỤC LỤC.. 4
LỜI NÓI ĐẦU.. 6
CHƯƠNG I. XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY.. 7
1.1. Phân tích máy tham khảo 6P80G.. 7
1.1.1 Công dụng. 7
1.1.2 Đặc điểm.. 7
1.1.3 Khả năng công nghệ. 5
1.1.4 Phân tích xích động học trong máy. 5
1.2. Xác định đặc tính kỹ thuật của máy cần thiết kế. 6
1.2.1 Yêu cầu. 6
1.2.2 Các thông số của máy cần thiết kế. 7
CHƯƠNG II. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC.. 8
2.1. Tính số vòng quay của cơ cấu đẩy. 8
2.2. Chọng phương án thứ tự không gia và phương án động học. 9
2.2.1 Phương án thứ tự không gian. 9
2.2.2 Phương án động học. 10
2.3. Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay. 11
2.4. Xác định tỉ số truyền và tính số răng trong các cặp truyền. 12
2.5. Tính sai số vòng quay của cơ cấu đẩy. 17
CHƯƠNG III. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC.. 20
3.1. Tính chọn động cơ. 20
3.2. Xác định xích truyền động tính toán. 20
3.3. Xác định số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục. 21
3.4. Tính modun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất 23
3.5. Tính bền cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất. 27
3.5.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 28
3.5.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 29
3.5.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải 29
3.6. Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất 31
3.6.1 Chọn vật liệu. 31
3.6.2 Xác định sơ bộ chiều dài trục. 31
3.6.3 Tính sơ bộ đường kính trục. 33
3.6.4 Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất trong xích tính toán. 33
3.6.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 37
3.6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: 38
3.6.7 Xác định kết cấu các trục có tải trọng nhỏ hơn. 39
3.7. Tính chọn ổ lăn. 40
3.7.1 Tính chọn ổ lăn cho trục chịu tải lớn nhất 40
3.7.2 Chọn ổ cho các trục chịu tải nhỏ hơn. 41
3.8. Tính mối ghép then. 42
3.8.1 Tính mối nghép then hoa cho bánh răng di trượt 42
3.9. Thiết kế vỏ hộp bôi trơn lắp nghép. 43
3.9.1 Thiết kế vỏ hộp. 43
3.9.2 Bôi trơn điều chỉnh. 44
3.9.3 Dung sai, lắp ghép. 45
CHƯƠNG IV. THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN.. 45
4.1. Chọn phương pháp điều khiển vị trí của bánh răng di trượt và ly hợp. 45
4.2. Xác định hành trình gạt và vị trí cần khoan lỗ trên đĩa. 46
KẾT LUẬN.. 50
TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 51
LỜI NÓI ĐẦU
Máy cắt kim loại chiếm một vị trí đặc biệt trong nghành chế tạo máy để sản xuất ra các chi tiết của các máy khác, nghĩa là chế tạo ra tư liệu sản xuất (chế tạo ra các máy móc khác nhau để cơ khí hóa và tự động hóa nền kinh tế quốc dân).
Hiện nay nhu cầu về sản xuất công nghiệp và đời sống ngày càng tăng. Vì vậy yêu cầu phải thiết kế chế tạo các máy cắt kim loại vạn năng, chuyên dùng tự trang tự chế có năng suất cao, bảo đảm độ chính xác, độ ổn định và độ tin cậy. Nguyên lý làm việc của máy hiện đại. Kết cấu máy đơn giản tới mức có thể, có tính kinh tế cao phù hợp với điều kiện chế tạo, sử dụng của từng cơ sở (công nghiệp trung ương, địa phương và nông nghiệp).
Mặt khác do yêu cầu sử dụng hết tính năng kỹ thuật của các loại máy công cụ hiện có trong nước ta, mỗi cán bộ kỹ thuật phải nắm được kiến thức thiết kế phổ thông về các loại máy này tạo điều kiện cải tiến và hiện đại hóa máy. Đồ án môn học thiết kế máy cắt kim loại giúp cho học viên nắm được các kiến thức cơ sở trong thiết kế máy, tạo điều kiện vận dụng thực tế sau này đồng thời giúp học viên tích lũy được các kiến thức cơ bản trong nghành chế tạo máy.
Nhờ sự nỗ lực của bản thân cùng với sự giúp đỡ nhiệt tình của các thầy trong bộ môn Chế tạo máy đồ án môn học đã hoàn thành đúng tiến độ. Song do thời gian hạn chế và khả năng còn có hạn nên đồ án được hoàn thành với chất lượng chưa cao, em mong được sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy giúp em hoàn thành đồ án tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo: TS………… cùng với các thầy trong bộ môn Chế tạo máy đã tận tình chỉ bảo em trong quá trình hoàn thành đồ án.
Hà nội , ngày … thàn … năm 20…
Sinh viên thực hiện
……………
CHƯƠNG I. XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY
1.1. Phân tích máy tham khảo 6P80G
1.1.1. Công dụng
Trên máy phay có thể gia công được các mặt phẳng ngang bằng dao phay trụ , phay các rãnh bằng dao phay đĩa, phay bánh răng trụ ăn khớp ngoài có răng thẳng , răng nghiêng bằng dao phay đĩa modun , bánh răng côn răng thẳng , then hoa , phay các bề mặt định hình bằng dao phay định hình , phay các mặt phẳng thẳng đứng bằng dao phay mặt đầu , cắt đứt ,....
1.1.2. Đặc điểm
Chuyển động chính là chuyển động quay do trục chính mang dao thực hiện. Chuyển động chạy dao là chuyển động tịnh tiến (theo 3 phương X, Y, Z) do bàn máy mang phôi thực hiện. Nếu phôi gá trên bàn quay (máy phay đứng) thì có thể thực hiện chuyển động chạy dao quay quanh tâm bàn quay.
Đặc điểm chuyển động chính và chuyển động chay dao:
+ Phay thuận: chuyển động chính cùng chiều chuyển động chạy dao (Hình 1-2a).
+ Phay ngược: chuyển động chính ngược chiều chuyển động chạy dao (Hình 1-2b).
Khi phay tinh (đặc biệt là gia công trên máy có độ cứng vững cao, có thể khử rơ giữa vítme và đai ốc bàn máy) nên phay thuận. Khi phay thô nên phay nghịch.
Dao phay có dạng tròn xoay, nhiều răng. Răng dao có thể bố trí trên mặt trụ; trên mặt đầu; hoặc đồng thời cả mặt trụ và mặt đầu của dao thân dao lớn. Răng dao cắt không liên tục, thời gian tiếp xúc giữa răng dao và phôi nhỏ; mặt khác, thân dao lớn thoát nhiệt tốt, nên giảm nhiệt ở vùng cắt. Song, do tốc độ phay khá cao, có nhiều răng cùng cắt... nên nhiệt cắt tương đối cao.
1.1.3. Khả năng công nghệ
Phay thô: cấp chính xác IT13 ÷ IT10, độ nhám bề mặt cấp 3 ÷ 4.
Phay bán tinh: cấp chính xác IT11÷ IT9, độ nhám bề mặt cấp 5 ÷ 7.
Phay tinh: cấp chính xác IT8 ÷ IT7, độ nhám bề mặt cấp 7 ÷ 8
1.2. Xác định đặc tính kỹ thuật của máy cần thiết kế
1.2.1. Yêu cầu
+ Đảm bảo số cấp chạy dao Zs theo yêu cầu thiết kế
+ Đảm bảo độ chính xác của chuyển động chạy dao
+ Đảm bảo đủ công suất để thắng thành phần lực cắt dọc trục , truyền động êm và khả năng dảo chiều . Cần có xích chạy dao nhanh để giảm thời gian phụ trong quá trình điều chỉnh
1.2.2. Các thông số của máy cần thiết kế
Máy mới được thiết kế dựa trên máy chuẩn 6P80G Với các số liệu thiết kế như sau:
+ Số cấp chạy dao Zs = 12
+ Công bội của chuỗi số vòng quay j=(1,12)3
+ Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất : Sd_min= 16 (mm/ph)
+ Lượng chạy dao: Sdọc=2Sngang=2Sđứng
+ Chạy dao nhanh: Snhanh= 2400(mm/ph)
+ Công suất cắt lớn nhất NS-max= 2 Kw
CHƯƠNG II. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC
2.1. Tính số vòng quay của cơ cấu đẩy
Chọn trước cơ cấu đẩy : cơ cấu vít me - đai ốc
Để đảm bảo lượng chạy dao Sd= 2Sng= 2Sđ như yêu cầu của đề bài ta chọn tỷ số truyền cố định cho các xích chạy dao.
Công bội của chuỗi số vòng quay j=(1,123).
n1 = nmin = 2,8 vg/ph
n2 = n1. j
n3 = n2. j = n1. j2
...................
n12 = n11. j = n1. j11
2.2. Chọng phương án thứ tự không gia và phương án động học
2.2.1. Phương án thứ tự không gian
Ta có : Z=12=3x2x2=2x3x2=2x2x3=4x3
Trong đó phương án Z=12=4x3 loại ngay vì không đạt số nhóm truyền tối thiểu bằng 3.
Ta thấy rằng, trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính 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 trị số ra có Mxmax. Do đó kích thước trục lớn nên các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vậy phương án 2x2x3 loại.
2.2.2. Phương án động học
Các phương án động học chọn sao cho : lượng mở giới hạn giữa hai tia ngoài cùng củ nhóm truyền φmax phải nhỏ hơn 8.
Đối với phương án thứ tự Z=3x2x2 ta có 6 phương các phương án động học sau:
Phương án 1: 3[I] x 2[II] x 2[III]
Phương án 2: 3[I] x 2[III] x 2[II]
Phương án 3: 3[II] x 2[I] x 2[III]
Phương án 6: 3[II] x 2[III] x 2[I]
2.3. Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay
Ta sử dụng cơ cấu phản hồi (nhằm thực hiện một số cấp vận tốc thấp ,giảm số bánh răng , kích thước bánh răng thu gọn làm kích thước hộp chạy dao được tối ưu ) từ trục XII về trục XI nên đồ thị số vòng quay có biến hình.
Dựa vào sơ đồ máy tham khảo 6P80G ta thấy, cụm bánh răng z’7 và z6 lắp lồng không trên trục XI ăn khớp với bánh răng z7 trên trục XII có tác dụng phản hồi lại chuyển động từ trục XII với tổng số răng của bộ truyền là 90. Do đó ta phải chọn lại số răng của cặp truyền z4 và z’4, z5 và z’5 sao cho tổng số răng của mỗi cặp truyền bằng 90 (để đảm bảo điều kiện khoảng cách trục XI và XII không đổi).
Trục đầu ra của hộp chạy dao là trục XIII, tham khảo máy 6P80G ta lấy tỉ số truyền từ trục XII sang trục XIII i8=1.
- Tính tỉ số truyền cố định từ động cơ đến trục X của hộp chạy dao:
Đối với hộp chạy dao máy phay có hiệu suất h = 60% - 75%.
Với Smin=16 (vg/ph), dựa vào sơ đồ động của máy tham khảo và đồ thị số vòng quay trên hình 2.2 ta viết được xích chạy dao ứng với trị số lượng chạy dao Smin.
i01 có tổng số răng bằng 96, chọn i02=32:64
Trị số lượng chạy dao nhanh tính theo phương trình xích động trên có sai số so với giá trị yêu cầu không nhiều (sai số là 1.63%) có thể chấp nhận được .
Theo kết quả tính toán ở trên, ta có bảng thống kê số răng của bộ truyền chung như bảng.
2.5. Tính sai số vòng quay của cơ cấu đẩy
Với tỉ số truyền giữa các trục đã xác định ở phần trên, ta tính được sai số của cơ cấu đẩy theo bảng.
Như vậy sai số của hộp chạy dao cần thiết kế đảm bảo trong phạm vi cho phép ≤ 4,1%
CHƯƠNG III. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC
3.1. Tính chọn động cơ
Từ công suất chạy dao lớn nhất Nsmax=1,5kw, ta tính chọn động cơ cho hộp chạy dao.
Ta chọn:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn ηol=0,99
Hiệu suất của một cặp truyền bánh răng ηbr=0,97
Hiệu suất của khớp nối ηkn=0,99
Tra bảng 1.3 (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, ta chọn được động cơ điện 3 pha có các thông số cơ bản như bảng.
3.2. Xác định xích truyền động tính toán
Qua công thức trên ta thấy mô men xoắn trên trục của cơ cấu đẩy tỷ lệ thuận với lượng chạy dao. Điều đó có nghĩa là xích động học tính toán của hộp chạy dao là xích đảm bảo lượng chạy dao lớn nhất trong điều kiện làm việc nặng nhất.
3.4. Tính modun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất
Trong hộp chạy dao ta chỉ dùng một loại mô đun, do đó ta chỉ cần tính mô đun cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất, các bánh răng khác chọn theo mô đun của cặp bánh răng này. Như vậy, vừa giảm được khối lượng tính toán, vừa đảm bảo bền cho các bánh răng trong hộp.
Theo kết quả tính toán ở phần trên, ta thấy cặp bánh răng 48:52 nối trục XIV và XV chịu tải lớn nhất.
Theo bảng 6.8-[6],T1- tr97 chọn môđun tiêu chuẩn là : m=3 (mm).
Bề rộng bánh răng b=φ.m=8.3=24 (mm)
3.5. 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 (48,52) 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 môđun với cặp bánh răng này.
3.5.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Xác định ứng suất tiếp xúc :
ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu (tra bảng 6 -5 tr 94 [7] Tập I) được: ZM = 274 (MPa)1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6 -12 tr 96 [7],Tập I được : ZH= 1,76.
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHb.KHa.KHv1.
+ KHa: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng thời. Tra bảng 6 -14 [6],T1 ta được: KHa=1,13.
Hoặc tra bảng P2.3 ta có: KHv1 = 1.32
Vậy ta có: KH=1,04.1,13.1,32 = 1,55
Thay vào công thức (*) ta có
eH = 134 MPa < [eH] = 400 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
3.5.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
+ Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, do b = 0 , Yb= 1.
+YF: Hệ số dạng răng:
- Của bánh 1 với số răng z1=23 ta có YF1= 3,13
- Của bánh 2 với số răng z1=45 ta có YF2= 3,33
Thay các giá trị vào công thức (3.9) được: eF1 = 53 MPa.
=> eF1 = 57 MPa.
Trong khi đó ứng suất uốn cho phép là 188 MPa
Vậy thỏa mãn điều kiện bền uốn
3.5.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Căn cứ vào điều kiện làm việc của hộp chỵạy dao ta chọn Kqt =1,5.
Theo bảng 12.6 tr271 - [7],T1 ta có :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: [sH1] max= 2200 MPa.
+ Bánh răng lớn : [sH2] max= 2200 MPa.
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: [sF1] max=1260 MPa.
+ Bánh răng lớn : [sF2] max=1260 MPa.
So sánh ta được:
sHqt= 490 < [sH]max=2200 MPa.
sF1qt= 79.5< [sF1]max=1260 MPa.
sF2qt= 85,5 < [sF2]max=1260 MPa.
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
3.6. Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất
3.6.1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có cơ tính như bảng.
3.6.2. Xác định sơ bộ chiều dài trục
Để xác định được chiều dài trục, trước tiên ta phải xác định được hành trình gạt của các cụm bánh răng di trượt lắp trên trục.
Hành trình gạt của khối bánh răng di trượt ba bậc Z30, Z35, Z40 có 3 vị trí công tác.
Khoảng cách mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2=5 mm
Khoảng cách từ mút chi tiết quay ở ngoài hộp đến hộp: k3=15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn=20 mm
Với 40 (mm) là hành trình của ly hợp.
3.6.3. Tính sơ bộ đường kính trục
Ta có: [τx] (Mpa): là ứng suất xoắn cho phép. Đối với thép C45, 40Cr [τx] =20÷30 (MPa). Chọn [τx]=30 (MPa).
3.6.4. Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất trong xích tính toán
Dựa vào đồ thị số vòng quay, giá trị độ lớn mô men trên các trục đã tính toán ở phần trên, ta thấy trục XV chịu mô men xoắn lớn nhất nên ta tính bền cho trục này.
Dựa vào sơ đồ động, ta thấy bánh răng Z52 là bánh bị động, Z18 là bánh chủ động nên lực vòng Ft1 và Ft2 có chiều ngược nhau. Dời các lực tác dụng về tâm trục ta được sơ đồ tính lực như hình vẽ.
- Xét trong mặt phẳng Oyz:
+ Mô men uốn tại A và B:
- Mô men xoắn Mz=T=181515 (N.mm)
Từ biểu đồ mô men uốn và xoắn trên hình 3.1, ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục là tại A và B nên ta xác định đường kính trục tại mặt cắt này:
- Mô men uốn tổng cộng tại A và B:
- Đường kính trục tại A và B:
Với thép C45 tôi cải thiện, tra bảng 10.5 [1], ta có [σ]=63 MPa.
Theo dãy kích thước tiêu chuẩn chọn dA=34 (mm), dB=32 (mm). Đường kính lắp với ổ lăn d=30 (mm)
3.6.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn như lúc mở máy), cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Như vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
3.6.7. Xác định kết cấu các trục có tải trọng nhỏ hơn
* Trục VIII:
Do đường kính động cơ điện d=24 (mm) nên chọn:
- Đường kính trục d1=24 (mm)
- Chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d2= 20 (mm)
* Trục IX:
- Đường kính sơ bộ d=24,49 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp bánh răng d1=25 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d2=20 (mm)
* Trục X:
- Đường kính sơ bộ d=30,46 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp bánh răng d1=32 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d2=25 (mm)
* Trục XIII:
- Đường kính sơ bộ d=29,17 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp bánh răng d1=30 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d2=25 (mm)
* Trục XIV:
- Đường kính sơ bộ d=30,38 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp bánh răng d1=32 (mm)
- Chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d2=25 (mm)
3.7. Tính chọn ổ lăn
3.7.1. Tính chọn ổ lăn cho trục chịu tải lớn nhất
Do hộp chạy dao thiết kế dùng bánh răng trụ răng thẳng nên không có lực dọc trục, vì vậy ta chọn ổ bi đỡ. Với đường kính cổ trục có đường kính d=30 (mm), sơ bộ chọn ổ bi đỡ một dãy (theo GOST 83388-75) [2].
Như vậy, C=14914 (N) < C==15300 (N). Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.
Như vậy, P0=2761,8 (N) << C0tc=10200 (N). Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Kết luận: chọn ổ bi đỡ ký hiệu 206.
3.7.2. Chọn ổ cho các trục chịu tải nhỏ hơn
Trục VIII, IX: Đường kính cổ trục lắp ổ lăn d=20 (mm).
Trục X÷XIV: Đường kính cổ trục lắp ổ lăn d=25 (mm).
3.8. Tính mối ghép then
3.8.1. Tính mối nghép then hoa cho bánh răng di trượt
- Kiểm tra điều kiện bền dập
Với mối ghép di động, [σd]=10÷20 MPa trong điều kiện làm việc tốt, [σd]=5÷10 MPa trong điều kiện làm việc nặng, bôi trơn không tốt.
Trục XI có đường kính d=32 (mm), tra bảng 9.3 [1] ta chọn được then hoa cỡ nhẹ có thông số như bảng.
Chiều dài làm việc của then: l=160( mm)
Vậy then đảm bảo điều kiện bền mòn
- Tính chọn khớp nối :
Vập khớp nối thỏa mãn điều kiện bền dập
3.9. Thiết kế vỏ hộp bôi trơn lắp nghép
3.9.1. Thiết kế vỏ hộp
- Chỉ tiêu cơ bản đặt ra khi chế tạo hộp trục chính là khối lượng nhỏ độ cứng cao và giá thành hạ.
- Vật liệu chế tạo hộp tốc độ: gang xám GX 15- 32.
- Phương pháp chế tạo: đúc.
- Thành phần của hộp trục chính: thành hộp, gân chịu lực, gối đỡ, các loại vít và bu lông lắp ghép.
3.9.2. Bôi trơn điều chỉnh
* Bôi trơn: Để giảm sự tổn hao vì ma sát, tăng độ bền mòn của các bề mặt công tác, đảm bảo nhiệt độ làm việc bình thường cho phép ta phải tiến hành bôi trơn cho hộp chạy dao để bảo vệ lâu dài độ chính xác ban đầu của máy trong toàn bộ thời gian sử dụng.
Thay số ta có :
Q = 2.3,5( 1- 0,98 ) = 0,3 l/ph.
Thể tích của thùng chứa dầu : 6.Q = 0,3.6 = 1,8 lít.
* Điều chỉnh:Trong chế tạo không thể không gây ra những sai số vì vậy khi lắp ghép thường có những sai lệch. Nhất là bộ truyền bánh răng, ở đây là bộ truyền bánh răng trụ, thường xẩy ra sự không ăn khớp đúng. Vì vậy khi lắp bộ truyền phải kiểm tra sự ăn khớp đúng.
3.9.3. Dung sai, lắp ghép.
Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép sau:
1./ Lắp ghép giữa trục với ổ lăn : Lắp theo hệ thống lỗ: k6.
2./ Lắp ghép giữa ổ lăn với vỏ hộp : Lắp theo hệ thồn trục H7
3./ Lắp ghép giữa nắp ổ và thân hộp : H7/h6.
4./ Lắp ghép giữa bánh răng với bạc : H7/k6
5./ Mối ghép then: Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi.
CHƯƠNG IV. THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN
4.1. Chọn phương pháp điều khiển vị trí của bánh răng di trượt và ly hợp
Để đảm bảo quá trình điều khiển ít thao tác và tập trung nhất, ta sử dụng đĩa lỗ. Trong hệ thống điều khiển chỉ cần một tay gạt để điều khiển tất cả các tốc độ trong hộp chạy dao.
Hai đĩa I và II có các lỗ khoan thủng trên các đường tròn đồng tâm được lắp song song với nhau và cách nhau một khoảng nhất định trên một trục. Khi kéo hai đĩa lỗ ra thì đuôi của các thanh răng 1 và 2 được giải phóng khỏi lỗ. Để chuyển sang tốc độ khác cần dùng núm xoay để xoay các đĩa lỗ đi một góc cần thiết sau đó dùng tay gạt để đẩy chúng vào vị trí ban đầu.
4.2. Xác định hành trình gạt và vị trí cần khoan lỗ trên đĩa
Tương tự, ta tính được hành trình gạt của ly hợp vấu trên trục XII là 34 mm (BZ60+f=32+2=34).
Ta thấy các trị số trên có ước chung là 34, do đó ta chọn a=34 mm là khoảng cách giữa hai đĩa lỗ.
Càng gạt A mỗi lần gạt 52 mm do đó phải khuếch đại:68/34=2 lần.
Càng gạt B mỗi lần gạt 52 mm do đó phải khuếch đại: 68/34=2 lần.
Càng gạt C điều khiên ly hợp không cần phải khuếch đại, vì thế ta có thể bố trí càng gạt ngay trên trục thanh răng.
Số các chốt thanh răng đẩy kéo: 6 chốt
KẾT LUẬN
Sau khi kết thúc đồ án này em đã gặt hái được các kiến thức và kĩ năng quan trọng như:
- Biết được quy trình thiết kế một máy cắt kim loại theo từng bước đã được quy định chặt chẽ.
+ Bước 1: Phân tích dữ liệu của máy mẫu từ đó nắm bắt được đặc tính và sự phân bố các cấp tốc độ.
+ Bước 2: Dựa vào dữ liệu của đề bài từ đó ta tính toán phương án không gian, đồ thị lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay của hộp tốc độ máy mới.
+ Bước 3: Tính toán số răng từ đó thiết kế sơ đồ động học của hộp tốc máy mới.
+ Bước 4: Tính toán, thiết kế và kiểm nghiệm các trục, các bánh răng, từ đó chọn ổ lăn, chọn then và các chi tiết khác trong hộp tốc độ.
+ Bước 5: Tính toán cơ cấu điều khiển dựa trên hộp tốc độ đã được thiết kế.
- Đồng thời trong quá trình tính toán thiết kế cũng giúp em ôn luyện lại các kiến thức của các môn học cơ sở như “Chi tiết máy”, “Công nghệ chế tạo máy”, “Sức bền vật liệu”…
- Củng cố và nâng cao trình độ thiết kế trên các phần mềm cơ khí trong đó quan trọng nhất là thiết kế trên phần mềm AUTOCAD.
- Dự trù và tính toán được các chi phí cơ bản để có thể làm ra một phần, bộ phận của một máy cắt kim loại.
Cuối cùng em xin cảm ơn thầy : TS……….….. đã dẫn dắt em trong toàn bộ quá trình để hoàn thành tốt nhất đồ án này.
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toàn thiết kế máy cắt kim loại
Hồ Việt Hải, Dương Quốc Dũng, Vũ Hữu Nam
Nhà xuất bản Quân đội Nhân dân - 2014
2. Giáo trình thiết ké máy công cụ
Nguyễn Phương, Tạ Đăng Doanh
Trường đại học Bách khoa Hà Nội - 2000
3. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1,2
Trịnh Chất, Lê Văn Uyển
Nhà xuất bản giáo dục
4. Giáo trình máy cắt kim loại
Vũ Hữu Nam, Nguyễn Trọng Bản, Lại Anh Tuấn
HVKTQS – 2008
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"