MỤC LỤC
MỤC LỤC....1
LỜI NÓI ĐẦU.. 2
CHƯƠNG 1: NGHIÊN CỨU NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ĐÃ CÓ.. 5
1.1. Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ. 5
1.2. Phân tích máy tham khảo. 7
1.2.1. Xích tốc độ. 8
1.2.2. Xích chạy dao. 16
1.2.3. Các cơ cấu đặc biệt trên máy phay 6H82. 27
1.3. Kết luận về máy phay 6H82. 34
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY.. 36
2.1 Thiết kế sơ đồ kết cấu động học. 36
2.2 Tính toán thiết kế hộp tốc độ. 37
2.2.1 Tính toán chuỗi số vòng quay của hộp tốc độ. 37
2.2.2 Chọn phương án không gian tối ưu. 37
2.2.3 Vẽ đồ thị vòng quay. 41
2.2.4 Tính số răng của các bánh răng. 42
2.2.5 Sơ đồ động hộp tốc độ máy thiết kế. 50
2.3 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao. 50
2.3.1 Tính toán chuổi số vòng quay cần thiết theo cấp số nhân. 50
2.3.2 Chọn phương án không gian (PAKG) 52
2.3.3. Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền. 56
2.3.4. Tính sai số vòng quay. 60
2.3.5. Thiết kế các đường truyền còn lại 64
2.3.6. Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm.. 64
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH 69
3.1 Yêu cầu và lí luận chung. 69
3.2 Xác định các thông số làm việc của máy. 69
3.3. Tính công suất. 69
3.3.1 Công suất động cơ chính. 69
3.3.2 Công suất động cơ chạy dao. 72
3.4. Tính công suất, momen xoắn max, số vòng quay min trên các trục. 73
3.4.1. Tính sơ bộ đường kính trục hộp tốc độ. 73
3.4.2. Tính sơ bộ đường kính trục hộp chạy dao. 76
3.4.3 Tính bền một cặp bánh răng. 79
3.4.4 Tính bền trục trung gian. 87
CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN.. 98
4.1. Sơ đồ động và phương trình xích động hộp tốc độ. 98
4.2. Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển. 99
4.2.1. Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển. 99
4.2.2 Nguyên lí làm việc của hệ thống đĩa lỗ hộp tốc độ máy 6H82. 102
4.2.3 Vị trí gạt từng khối bánh răng. 103
4.2.4. Tính hành trình gạt cho hộp tốc độ. 110
4.3. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển. 112
4.4 Thiết kế đĩa lỗ. 114
CHƯƠNG V: THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÔI TRƠN.. 118
5.1. Công dụng của hệ thống bôi trơn. 118
5.2. Các cặp ma sát cần bôi trơn. 118
5.3. Chọn phương pháp bôi trơn. 118
5.4. Nguyên lí làm việc và yêu cầu của hệ thống. 118
5.5. Xác định lưu lượng của bơm và lượng dầu cần thiết 119
KẾT LUẬN.. 121
TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 122
LỜI NÓI ĐẦU
Góp phần cho sự phát triển nền công nghiệp nói chung, và sự tiến bộ của nền cơ khí nói riêng, máy cắt kim loại không ngừng được nghiên cứu và nâng cao chất lượng để khi sản xuất chúng được tối ưu trong quá trình cắt gọt để tạo ra được chất lượng sản phẩm tốt phục vụ cho sản xuất.
Máy cắt kim loại đóng vai trò rất quan trọng trong các phân xưởng cơ khí. Ngày nay với sự phát triển không ngừng của khoa học công nghệ, máy công cụ cũng được tự động điều khiển. Chính nhờ sự phát triển của tin học hình thành các khái niệm phần mềm gia công, đem lại năng suất lao động, giảm giá thành sản phẩm, giải phóng sức lao động cho con người. Xu hướng phát triển trên thế giới hiện nay la nâng cao độ chính xác gia công và hoàn thiện máy tự động điều khiển.
Tuy vậy, máy công cụ vạn năng vẫn là kiến thức cơ sở cho sinh viên ngành cơ khí, là cơ sở để nghiên cứu phát triển các máy CNC, NC,…, nếu không nắm vững kiến thức cơ bản này sinh viên không thể hoàn thành nhiệm vụ của mình.
Trong quá trình tính toán thiết kế không tránh khỏi những sai sót do chưa hiểu biết hết được về máy. Vậy em mong được các thầy chỉ bảo hướng dẫn để em hoàn thiện nhiệm vụ một cách tốt nhất và giúp em tốt hơn trong việc thiết kế sau này.
Em xin chân thành cảm ơn.
CHƯƠNG 1: NGHIÊN CỨU NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ĐÃ CÓ
1.1. Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ
Trước khi đi thiết kế máy mới chúng ta hãy đi tìm hiểu khảo sát các máy công cụ của các nước, đem so sánh chúng để từ đó tìm ra được máy tốt nhất trên cơ sở đó ta đi thiết kế máy mới.
Số liệu thiết kế:
- Hộp tốc độ: = 18, = 1,26, nmin = 25 [𝑣𝑔⁄𝑝ℎ]
- Hộp chạy dao: : = 18, = 1,26,
+ Sdọc min = Sngang min = 3. Sđứng min = 20 [𝑚𝑚⁄𝑝ℎ];
+ Snhanh = 2300 [𝑚𝑚⁄𝑝];
- Động cơ:
+ Động cơ chính: = 7[𝑘𝑊]; 𝑛 = 1440[𝑣𝑔⁄𝑝ℎ]
+ Động cơ chạy dao: = 1,7[𝑘𝑊]; 𝑛 = 1420 [𝑣𝑔⁄𝑝ℎ].
Tính năng kĩ thuật của các máy tương tự:
So sánh tính năng của một số máy tương tự như P80, P81, 6H82…để từ đó tìm ra được máy có tính năng nổi trội nhất để khảo sát.
1.2. Phân tích máy tham khảo
Sơ đồ động của máy 6H82 như hình 1.1.
Máy có:
- 18 cấp tốc độ trục chính 30-1500vg/ph
- 18 cấp tốc độ chạy dao Sdọc-Sngang :23,5-1800 mm/ph
- Bàn máy 320x1250 (mm)
- Phạm vi dịch chuyển : Dọc:700mm
Ngang:260mm
Đứng :380mm
- Chọn phương án bố trí HTĐ liền hộp trục chính:
+ Ưu điểm của cách bố trí này là kích thước hộp nhỏ gọn , dễ bôi trơn , truyền động giữa hộp trục chính và động cơ là trực tiếp không qua cơ cấu trung gian nên tăng độ chính xác gia công chi tiết..
+ Nhược điểm là khó lắp ráp kiểm tra khi gặp sự cố.
1.2.1. Xích tốc độ
1.2.1.1. Phương trình xích tốc độ
Trục chính của dao phay quay tròn. Xích nối từ động cơ chính N=7 kW, n= 1440 vg/ph.
Ở đây có bánh răng dùng chung Z= 39 truyền từ trục II sang trục III, từ trục III sang trục IV nhằm làm giảm số bánh răng, kết cấu gọn nhẹ hơn.
Trục chính có 18 cấp tốc độ khác nhau ntc = (30÷ 1500) vg/ph
1.2.1.2. Chuỗi số vòng quay
Lấy theo tiêu chuẩn 𝜑 = 1,26. Ta có dãy tốc độ của máy theo tiêu chuẩn như bảng.
Nhận xét: Theo đồ thị trên, đồ thị sai số phân bố không đều về hai phía, lệch phía trên. Sai số tốc độ vòng quay thực tế nằm trong khoảng cho phép (-2,6; 2,6)%, tuy nhiên có bốn sai số tại số tốc độ là 2,83%, là 3,99%, là 3,24% và tại là 3,08% vượt quá phạm vi cho phép (-2,6; 2,6)%.
1.2.1.4. Xác định phương án không gian, phương án thứ tự
Qua lưới kết cấu, ta thấy lưới kết cấu có 4 trục 3 nhóm truyền:
+ Nhóm I: có 3 tỷ số truyền
+ Nhóm II: có 3 tỷ số truyền
+ Nhóm III: có 2 tỷ số truyền.
=> PAKG: 𝑍 = 18 = 3 x 2 x 2
Mặt khác dựa vào lượng mở:
- Nhóm I là nhóm cơ sở có lượng mở là [x]=1
- Nhóm II là nhóm khuếch đại thứ nhất có lượng mở là [x]=3
- Nhóm III là nhóm khuếch đại thứ hai có lượng mở là [x]=9
1.2.2. Xích chạy dao
1.2.2.1. Phương trình xích chạy dao dọc, ngang, đứng.
Xích chạy dao trong máy 6H82 gồm 2 phần: xích chạy dao công tác và xích chạy dao nhanh. Xích chạy dao công tác gồm: xích chạy dao nhanh, xích chạy dao dọc, xích chạy dao đứng.
Trong khuôn khổ nghiên cứu hộp chạy dao máy phay 6H82, em nghiên cứu hộp chạy dao trong xích chạy dao công tác. Vì ba phần chạy dao cơ bản giống nhau nên em chọn nghiên cứu về chạy dao dọc.
1.2.2.2. Chuỗi số vòng quay
Do cơ cấu chuyển động chạy dao là cơ cấu vít me-đai ốc nên trong đó tv là bước của vít. Trong máy phay 6H82 thì tv = 6 (mm), chuyển chuỗi lượng chạy dao S thành chuỗi số vòng quay của cơ cấu chấp hành, ta được:
nmin = Smin/tv = 23,5/6 = 3,9 lấy theo tiêu chuẩn = 4
nmax = Smax/tv = 1180/6 = 196,67 lấy theo tiêu chuẩn = 200
Hộp chạy dao có 18 tốc độ khác nhau tương đương với n=4¸200 (v/p)
Nhận xét: Theo đồ thị trên, đồ thị sai số tốc độ vòng quay hộp chạy dao phân bố đều, đồ thị lệch lên trên. Sai số tốc độ vòng quay nằm trong khoảng cho phép (-2,6; 2,6)%, tuy nhiên có ba sai số tại số tốc độ là 2,8%, là 2,8%, là 2,75% vượt quá phạm vi cho phép (-2,6; 2,6)%.
1.2.2.4 Phương án không gian và phương án thứ tự
Qua lưới kết cấu, ta thấy lưới kết cấu có 3 trục 3 nhóm truyền:
+ Nhóm I: có 3 tỷ số truyền
+ Nhóm II: có 3 tỷ số truyền
+ Nhóm III: có 2 tỷ số truyền
=> PAKG: Z=18=3x3x2
Mặt khác dựa vào lượng mở:
- Nhóm I là nhóm khuếch đại thứ nhất có lượng mở là [x]=3
- Nhóm II là nhóm cơ sở có lượng mở là [x]=1
- Nhóm III là nhóm khuếch đại thứ hai có lượng mở là [x]=9
Từ đó ta đưa ra phương án thứ tự cho hộp tốc độ như sau:
PAKG: z = 18 = 3 x 3 x 2.
II I III
PATT: [3] [1] [9]
1.2.3. Các cơ cấu đặc biệt trên máy phay 6H82
Máy phay vạn năng có khả năng gia công được nhiều loại bề mặt với nhiều loại dao, vật liệu và phương pháp cắt khác nhau nên nó có một số cơ cấu đặc biệt để đảm bảo các điều kiện làm việc bình thường của máy.
Một vài cơ cấu đặc biệt của máy là: cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me, cơ cấu chọn trước tốc độ quay, đầu phân độ.
1.3. Kết luận về máy phay 6H82
Nhận xét về động học máy 6H82:
* Về động học hộp tốc độ: Hộp tốc độ của máy 6H82 có dải tốc độ rộng phù hợp với nhiều điều kiện gia công. Kết cấu hộp tốc độ hợp lý với lưới kết cấu dẻ quạt làm hộp tốc độ gọn nhẹ. Sử dụng chung 1 cặp bánh răng giúp làm giảm số bánh răng cần sử dụng tối ưu về không gian và chi phí. Tuy nhiên hộp tốc độ vẫn còn 1 số cấp tốc độ có sai số lớn hơn cho phép.
* Về động học hộp chạy dao: Hộp chạy dao cũng có dải tốc độ rộng với lưới kết cấu thưa hơn để có không gian bố trí các cơ cấu đặc biệt như cụm ly hợp phòng quá tải, ly hợp vấu, ly hợp ma sát. Đồng thời có 2 đường chạy dao là chạy dao công tác cho lúc gia công và đường chạy dao nhanh cho lúc chạy không.
* Về các cơ cấu đặc biệt:
+ Cơ cấu điều chỉnh khe hở trục vít giúp cho lượng chạy dao ổn định không bị giật cục và chính xác hơn trong quá trình cắt.
+ Cơ cấu điều chỉnh trước tốc độ có thiết kế thông minh giúp nhanh chóng xác định tốc độ cần gia công
+ Các ly hợp bố trí hợp lý, nhỏ gọn kết hợp với nhau tạo nên các cơ cấu an toàn đồng thời mở ra xích chạy dao nhanh 1 cách nhanh chóng.
=> Máy 6H82 có nhiều kết cấu hay bố trí các trục và các thiết bị phụ trợ hợp lý. Đây là một máy rất gần với máy em cần thiết kế và rất đáng học hỏi, tuy nhiên sai lệch vận tốc của máy là tương đối lớn khi tính toán máy mới cần khắc phục nhược điểm này.
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY
2.1 Thiết kế sơ đồ kết cấu động học
* Sơ đồ kết cấu động học máy như hình vẽ.
Căn cứ vào số liệu máy cần thiết kế với số cấp tốc độ và cấp chạy dao là 18 và dựa vào máy chuẩn đã phân tích ở chương 1 ta có phương trình xích động tổng quát cho các xích truyền động của máy.
2.2 Tính toán thiết kế hộp tốc độ
2.2.1 Tính toán chuỗi số vòng quay của hộp tốc độ
Với các thông số Với các thông số cho trước: Z=18 , nmin= 25 vòng/phút,
Từ Z=18, ta có thể phân tích thành các thừa số nguyên tố sau:
Z = 18 = 18 x 1 (1)
Z = 18 = 9 x 2 (2)
Z = 18 = 6 x 3 (3)
Z = 18 = 3 x 3 x 2 (4)
Z = 18 = 3 x 2 x 3 (5)
Z = 18 = 2 x 3 x 3 (6)
Với số nhóm truyền tối thiểu là x=3 thì ta thấy các phương án không gian (1), (2), (3) không đạt yêu cầu.
Nhận xét: Đối với hộp tốc độ thường là giảm tốc, tốc độ đầu ra nhỏ ( ), momen M lớn làm cho bánh răng có module m lớn, chiều rộng bánh răng tăng lên dẫn đến kích thước bánh răng tăng lên, mặt khác đây là bánh răng chịu lực nên làm ít nhất có thể. Trong trường hợp ngược lại trục đầu vào có tốc độ lớn, chịu momen M nhỏ làm cho kích thước băng răng cũng nhỏ, vì vậy nên ưu tiên đưa nhóm có nhiều bánh răng lên trước.
=> Lựa chọn PAKG: 3 x 3 x 2
Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm truyền tương ứng với 3!=6 PATT
Theo điều kiện: φ(p -1)Xmax ≤ 8 Lựa chọn PATT, PAKG
* Lưới kết cấu
- PAKG 3 x 3 x 2
- PATT I II III
- Đặc tính nhóm [1] [3] [9]
Nhận xét: PATT (1) tối ưu hơn PATT (2) vì lượng mở và tỉ số truyền thay đổi từ từ đều đặn do biểu đồ hình rẻ quạt. Khi đó tỉ số truyền thay đổi không đột ngột thì truyền động êm hơn. Hơn nữa, kết cấu rẻ quạt đều đặn hơn sẽ làm cho kết cấu của hộp tốc độ nhỏ gọn hơn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ sẽ được chặt chẽ nhất.Vì vậy lựa chọn PATT (1).
2.2.4 Tính số răng của các bánh răng
Tính toán bánh răng trong máy công cụ có nhiều phương pháp:
- Phương pháp tính theo sức bền dựa vào khoảng cách trục và tỉ số truyền đã biết.
- Với các máy sửa chữa, có sẵn vỏ hộp tốc độ thì tính toán dựa vào khoảng cách trục.
- Riêng máy công cụ vì nhiều cấp tốc độ tuân theo quy luật cấp số nhân thì theo phương pháp công bội cấp số nhân.
- Đối với nhà máy thì dùng bảng tra số răng.
Nhận xét: Sai số Δn là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, theo như đồ thị trên ta thấy hầu hết sai số nằm trong khoảng cho phép (-2,6 ÷ 2,6%).
2.2.5 Sơ đồ động hộp tốc độ máy thiết kế
Nhận xét: máy mới có hộp tốc độ được thiết kế như sơ đồ động hình 2.6, đảm bảo được những yêu cầu ban đầu đặt ra. Đặc biệt, trên trục 3 có sử dụng bánh răng dùng chung Z=39 vì áp dụng kinh nghiệm từ máy mẫu 6h82, nhờ đó hộp tốc độ giảm được kích thước chiều trục do giảm số bánh răng trên trục.
2.3 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
2.3.1 Tính toán chuổi số vòng quay cần thiết theo cấp số nhân
Số liệu đầu vào:
Sdmin= Sngmin= 3Sđmin= 20 (mm/ph)
Nhìn vào các thông số trên và tham khảo máy 6H82, ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, chạy dao ngang, chạy dao đứng là cơ cấu vít me có tv=6 (mm). Do đó, ta chọn bước vít cho máy mới là tv=6(mm).
Do yêu cầu Sdmin = Snmin = 3Sđmin nên ta chỉ cần tính toán với một đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự. Ở đây ta tính với đường chạy dao dọc.
2.3.2 Chọn phương án không gian (PAKG)
Cách bố trí PAKG:
(1) Z = 2 x 9 (4) Z = 3 x 3 x 2
(2) Z = 9 x 2 (5) Z = 3 x 2 x 3
(3) Z = 6 x 3 (6) Z = 2 x 3 x 3
Nhận xét:
- Ta thấy cá PAKG: 9x2, 6x3 có số răng được bố trí trên trục I nhiều làm cho trục I chịu tải trọng lớn, không đảm bảo độ bền trục sinh ra võng trục, gãy trục rất nguy hiểm vì thế mà ta loại bỏ các PAKG này.
- Khi tốc độ đầu ra nhỏ ( ), momen M lớn làm cho bánh răng có module m lớn, chiều rộng bánh răng tăng lên dẫn đến kích thước bánh răng tăng lên, mặt khác đây là bánh răng chịu lực nên làm ít nhất có thể. Trong trường hợp ngược lại trục đầu vào có tốc độ lớn, chịu momen M nhỏ làm cho kích thước băng răng cũng nhỏ, vì vậy nên ưu tiên đưa nhóm có nhiều bánh răng lên trước.
=> Lựa chọn PAKG: 3 x 3 x 2
=> Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm truyền tương ứng với 3!=6 PATT
2.3.4. Tính sai số vòng quay
Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế: tx
Từ bảng thông số các vòng quay ta tính được sai số vòng quay.
An = (ntc - ntt)/ntc x 1000/0
* Với xích chạy dao nhanh :
Ta thấy đường chạy dao nhanh với lượng chạy dao giống như của máy tương tự là Snhanh = 2300 (mm/ph) cho nên với động cơ chọn như máy tương tự thì ta cũng chọn xích chạy dao nhanh như máy tương tự.
Theo bài ra ta có Snhanh = 2300 mm/ph, mặt khác ta có tỷ số truyền từ động cơ đến xích chạy dao nhanh là i01 = . Tỷ số truyền phải bảo đảm được khoảng cách trục V và VI.
Vì Z16 và Z15 phải bảo đảm khoảng cách trục V và VI nên: Z15 + Z16 = 80 răng
Vậy Z15 = 72 – Z16 = 80 – 36 = 44 răng
2.3.5. Thiết kế các đường truyền còn lại
Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau:
a) Đường chạy dao ngang
Các cặp bánh răng ăn khớp từ trục :
V-VI là: 40/40;
VI-VII là : 28/35;
VII-VIII là:18/33;
VIII-IX là : 33/37;
IX-Vít ngang là: 37/33;
b) Đường chạy dao thẳng đứng
Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như chạy dao ngang.
V-VI là : 40/40;
VI-VII là: 28/35;
VII-VIII là 18/33
Sau đó đến cặp bánh răng 22/33 và truyền tới trục vít me đứng thông qua cặp bánh răng côn 22/44.
Nhận xét:
+ Về hộp tốc độ:
- Hộp tốc độ của máy mới có nhiều dải tốc độ phù hợp với nhiều điều kiện gia công
- Kết cấu hộp tốc độ hợp với lưới kết cấu hình rẻ quạt làm cho kết cấu nhỏ gọn
- Sử dụng các bánh răng di trượt và cố định hợp lý giúp tối ưu về không gian lẫn chi phí
- Các giá trị sai số vòng quay đều thỏa mãn giới hạn cho phép
+ Về hộp chạy dao:
- Hộp chạy dao cũng có dải tốc độ rộng với lưới kết cấu thưa hơn để có không gian bố trí các cơ cấu đặc biệt như ly hợp vấu, ly hợp ma sát
- Đồng thời có 2 đường chạy dao là đường chạy dao công tác cho lức gia công và đường chạy dao nhanh lúc chạy không
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH
3.1 Yêu cầu và lí luận chung
Tính toán sức bền và chi tiết máy – kiểm tra độ bền và độ cứng vững cho chi tiết xem có đạt yêu cầu hay không. Nếu chi tiết không đạt yêu cầu thì ta sẽ sử dụng những biện pháp để đảm bảo độ bền, độ cứng vững của chi tiết theo yêu cầu.
3.2 Xác định các thông số làm việc của máy
Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, an toàn… Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất.
3.3. Tính công suất.
3.3.1 Công suất động cơ chính
* Chọn chế độ cắt
Trong quá trình gia công thì quá trình phay nghịch tao ra lực cắt lớn nhất, vì vậy ta tính công suất theo quá trình phay nghịch.
Nđc = Nc + No + Np
Tính công suất động cơ điện
Trong quá trình gia công thì quá trình phay nghịch tạo ra lực cắt lớn nhất, vì vậy ta tính công suất cắt theo quá trình phay nghịch.
Chọn chế độ cắt thử theo phụ chương máy phay trang 221:
* Chế độ cắt thử mạnh
Dao trụ thép gió P18, D = 90 [mm], Z = 8
Chi tiết gia công: Gang có HB = 180
Chế độ gia công: Tốc độ vòng quay trục chính n = 50 [vg/ph]
Bề rộng B = 100 [mm], chiều sâu cắt t=12[mm], S = 96 [mm/ph]
* Thử ly hợp an toàn
Dao P18, D = 110, Z = 8
Gia công thép 45 có B=100[mm], t=10[mm], n = 40 [vg/ph], S = 108 [mm/ph], Mx = 2000 [N/cm].
Nhận thấy công suất ở chế độ cắt thử mạnh lớn hơn so với chế độ cắt nhanh, ta sử dụng kết quả của chế độ này trong tính toán cũng như chọn động cơ điện. Dựa vào các tính toán, ta chọn được động cơ DK.52 – 4 có công suất N = 7 [kW]; n = 1440 [vg / ph]
3.4. Tính công suất, momen xoắn max, số vòng quay min trên các trục
3.4.1. Tính sơ bộ đường kính trục hộp tốc độ
Ta có: Nđc =7 kW ; nđc =1440vg/ph, hol = 0.995, hbr = 0,97
Trục I NI = Nđc . hol = 7.0,995 » 6,96 KW
Trục II NII = NI. hol . hbr = 6,96.0,995.0,97 » 6,71 KW
Trục III NIII = NII . hbr . hol = 6,71.0,97.0,995 » 6,47 KW
Trục IV NIV = NIII . hbr . hol = 6,47. 0,97 .0,995 » 6,25 KW
Trục V NV = NIV . hbr . hol = 6,25 . 0,97 .0,995 » 6,03 KW
* 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 được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N.
=> Xác định mô men xoắn trên động cơ lớn nhất : (Sử dụng công thức trong tính toán thiết kế và dẫn động cơ khí tập 1)
Mô men xoắn trên các trục
TII = 101715,08 N.mm
TIII = 220162,12 N.mm
TIV = 374498,05 N.mm
TV = 859371,73 N.mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục V sơ bộ là : d5 = 60 mm.
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn như sau: d1= 25[mm], d2= 30[mm], d3= 35 [mm], d4= 45[mm], d5= 60[mm]
3.4.3 Tính bền một cặp bánh răng
Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động lực học của máy. Trong thực tế ta thấy bộ truyền bánh răng thường hỏng là do mỏi, mòn răng, gãy răng do phải chịu tải trọng va đập lớn. Vì vậy để tính toán bánh răng ta đi tính theo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
a) Tính toán độ bền bánh răng
* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Do bộ truyền được làm việc trong điều kiện được che kín, bôi trơn đầy đủ nên dạng hỏng chủ yếu là tróc do mỏi vì vậy ta đi xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Giới hạn bền mỏi của bánh răng được tính theo công thức:
σHlim1 = 23.HRC=23.60=1380 [Mpa]
σHlim2 = 23.HRC=23.50=1150 [Mpa]
* Xác định ứng suất uốn cho phép:
Giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo công thức (6.2) và bảng 6.1 sách TKHDĐCK như sau:
eFlim1 = 1000 Mpa, SF=1.55
eFlim2 = 1000 Mpa, SF=1.55
Vậy chọn m = 4 cho tất cả bánh răng trong các nhóm truyền.
b) Kiểm tra độ bền cặp bánh răng
* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Để kiểm nghiệm độ bền của các cặp bánh răng, ta tiến hành theo trình tự giống như chi tiết máy, các công thức tính lấy trong giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Nhận thấy σH< [σH] => thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Mà [σF] = 571 MPa => σF1< [σF] và σF2< [σF]
Như vậy, bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện uốn
Thông số cơ bản của bộ truyền.
- Modul: m = 4
- Đường kính cơ sở
db1 = da1. cos(20°) = 80 . cos (20°) = 75 [mm].
db2 = da2 . cos(20°) = 296 . cos (20°) = 278 [mm].
- Chiều rộng bánh răng:
b = 30 [mm] như đã tính ở trên
3.4.4.1 Kiểm nghiệm trục II theo độ bền mỏi
Nhận xét: Sj > [S] = 1,5 - 2,5 => Trục thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi.
3.4.4.2 Kiểm nghiệm trục II theo độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiền hành kiểm nghiệm trục về độ bề tĩnh. Công thức kiệm nghiệm có dạng CT10.27.
Vậy etd < [e]y=> Trục thỏa mãn độ bền tĩnh.
CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN
4.1. Sơ đồ động và phương trình xích động hộp tốc độ
4.2. Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển
4.2.1. Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển
Yêu cầu của cơ cấu điều khiển là:
+) Dễ điều khiển, nhanh nhằm mục đích rút ngắn thời gian điều khiển.
+) Cơ cấu nhẹ nhàng, dễ tháo lắp, nên bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng .
+) Đảm bảo độ an toàn của kết cấu điều khiển.
+) Phải đảm bảo độ chính xác, độ tin cậy của hệ thống điều khiển.
* Kí hiệu vị trí các chốt khi vào và ra khỏi 2 đĩa
- Khi chốt không qua đĩa, ta kí hiệu là “o”
- Khi chốt qua đĩa, ta kí hiệu là “+”
- Vị trí ăn khớp của các khối bánh răng: Trái(T), Giữa(G), Phải(P)
Hình 4.1, 4.2,4.3 là minh họa các chốt xuyên qua hoặc không xuyên qua các đĩa tương ứng với vị trí ăn khớp trái(T), giữa(G), phải(P) của các khối bánh răng.
4.2.2 Nguyên lí làm việc của hệ thống đĩa lỗ hộp tốc độ máy 6H82
Nguyên lý làm việc: Hai đĩa lỗ 21 và 22 lắp song song nhau và cố định trên trục 23. Để thay đổi vị trí ăn khớp ta cần gạt tay gạt 28 theo chiều (a) truyền chuyển động qua quạt răng 25 và trục thanh răng 7 mang càng gạt 24 gạt trục 23 mang hai đĩa lỗ rời khỏi chốt 20 và chốt 20a.
4.2.3 Vị trí gạt từng khối bánh răng.
- Điều khiển khối A tạo ra các tỷ số truyền i1, i2, i3.
- Điều khiển khối B tạo 2 tỷ số truyền là i5, i6.
- Điều khiển khối B tạo 2 tỷ số truyền là i5, i6.
- Điều khiển khối C tạo ra 1 tỷ số truyền là i7, i8.
4.2.4. Tính hành trình gạt cho hộp tốc độ
Ta có thông số của hộp tốc độ
B= 30 [mm] là chiều rộng bánh răng
f= 6 [mm] là khoảng cách khe hở giữa các bánh răng
4.3. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển.
Trong quá trình điều khiển chú ý 2 khối bánh răng B và C có ràng buộc với nhau đó là khi khối B ăn khớp thì khối C không ăn khớp.Chọn bánh răng điều khiển khối C = 16 răng.
4.4 Thiết kế đĩa lỗ
- Chọn đĩa tròn có chiều dày là 8 [mm]. Đường kính đĩa là D = 220 [mm].
- Chốt có đường kính là : dc = 8 [mm].
- Chiều dài các chốt: Lc(C) = 36 [mm]. Lc(A) = Lc(B) = 72 [mm].
CHƯƠNG V: THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÔI TRƠN
5.1. Công dụng của hệ thống bôi trơn
Công dụng cơ bản của hệ thống bôi trơn là giảm tổn hao do ma sát của bộ truyền, tăng độ bền mòn của các bề mặt ma sát công tác và đảm bảo làm việc ở nhiệt độ bình thường cho phép. Thiết kế hệ thống bôi trơn đúng sẽ bảo vệ được lâu độ chính xác ban đầu của máy trong toàn bộ thời gian sử dụng máy.
5.2. Các cặp ma sát cần bôi trơn
Các cặp ma sát sau đây của máy sẽ được bôi trơn:
+ Sống trượt + Ổ lăn
+ Các khớp nối + Bộ truyền bánh răng
5.3. Chọn phương pháp bôi trơn
Phương pháp bôi trơn tập trung, hệ thống bơm dầu làm việc tự động. Cách bôi trơn này kinh tế, chắc chắn và tiện lợi.
5.4. Nguyên lí làm việc và yêu cầu của hệ thống
- Sử dụng nguyên lý bôi trơn cưỡng bức
- Dầu được bơm từ bơm pittong dẫn đến các vị trí cần bôi trơn.
- Để đảm bảo hệ thống bôi trơn làm việc tốt phải có hệ thống kiểm tra. Thường người ta đặt mắt dầu để kiểm tra dầu trong thùng, ở các cặp ma sát.
5.5. Xác định lưu lượng của bơm và lượng dầu cần thiết
- Việc xác định lưu lượng của bơm dầu dựa trên cơ sở cân bằng nhiệt, xuất phát từ giả thiết: tất cả nhiệt lượng toả ra do ma sát ở các cặp ma sát bằng nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn.
- Để điều chỉnh lượng dầu bôi trơn người ta thường đưa vào hệ thống bôi trơn các bộ phận phân lượng dầu
KẾT LUẬN
Như vậy máy thiết mới có tính năng tương tự máy tham khảo (Máy phay 6H82). Quá trình thiết kế máy mới đã khắc phục được một số nhược điểm của máy cũ. Việc lựa chọn lại số bánh răng đã giảm bớt được sai số, các sai số tốc độ của hộp tốc độ và hộp chạy dao đều nằm trong khoảng cho phép (-2,6; 2,6)%.
Sau khi làm đồ án, em đã hiểu và biết cách để thiết kế ra một máy cắt công cụ phù hợp với yêu cầu và tính năng làm việc, tuy chỉ dựa trên thiết kế của các máy đi trước nhưng nhờ vậy mà em có được các kiến thức cơ bản nhất đặt nền móng cho quá trình về sau.
Hà nội, ngày ... tháng ... năm 20...
Sinh viên thực hiện
....................
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Cơ sở máy công cụ, PGS.TS Nguyễn Phương, TS. Phạm Văn Hùng, nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật, Hà Nội, 2007.
[2]. Tính toán thiết kế máy cắt kim loại, Phạm Đắp, Nguyễn Đức Lộc, Phạm Thế Trường, Nguyễn Tiến Lưỡng, nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp, Hà Nội, 1971.
[3]. Chi tiết máy (Tập 1+2), Nguyễn Trọng Hiệp, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội, 2006.
[4] . Thiết kế hệ thống dẫn động(Tập 1+2), Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội, 2006.
[5]. Sức bền vật liệu, Thái Thế Hùng, nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật, Hà Nội, 2009.
[6]. Dung sai và lắp ghép, PGS.TS Ninh Đức Tốn, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội, 2006.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"