MỤC LỤC

Lời  nói  đầu.

Chương I. Phân tích máy tương tự. 

1.1  Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ.

1.2  Phân tích phương án máy tham hảo.

Chương II. Thiết kế máy mới. 

2.0 Thiết kế và lựa chọn sơ đồ cấu trúc động học cho máy. 

2.1 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ.

2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.

2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.

Chương III. Tính toán sức bền và chi tiết máy.

3.1    Hộp chạy dao.

3.1.1 Xác định chế độ làm việc.

3.1.2 Tính công suất động cơ chính.

3.1.3 Tính sơ bộ trục.

3.1.4 Tính toán bánh răng. 

3.2    Tính trục.

3.2.1 Tính trục chính.

3.2.2  Tính trục trung gian.

Chương IV. Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển. 

4.1 Yêu cầu đối với hệ thống  điều khiển.

4.2 Tính toán các hành trình gạt.

Kết luận.

Tài liệu tham khảo.

Mục lục.

LỜI NÓI ĐẦU

         Góp phần cho sự phát triển công nghiệp nói chung và sự tiến bộ cả nền cơ khí nói riêng, máy cắt kim loại khhông ngừng được nghiên cứu và nâng cao chất lượng . Đóng vai trò máy cái, sản xuất ra nhũng chi tiết để tạo ra máy mới hoặc thay thế các chi tiết bị hỏng. Máy cắt kim loại đòng một vai tròquan trọng trong các phân xưởng cơ khí.

        Ngày nay với sự phát triển khhông ngừng của khoa học kỹ  thuật , máy công cũng được tự động hoá điều khiển. Chính nhờ sự phát triển của kỷ thuật phát triển tin học đã hình thành khái niệm phần mềm gia công, đem lại năng suất lao động,giảm chi phí sản xuất, hạ thấp giá thành,giải phóng sức lao động cho con người.

        Xu hướng phát triển trên thế giới hiện nay là nâng cao độ chính xác gia công và hoàn thiện máy tự động điều kiển.Tuy vậy máy công cụ vạn năng vẫn là một kiến thức cơ sở của sinh viên nghành cơ khí, là cơ sở để nghiên cứu và phát triển thành các máy N, CNC. Nếu không nắm vững kiến thức cơ bản này thì sinh viên sẽ không hoàn thành được nhiệm vụ của mình.

       Phần đồ án môn học Thiết kế máy phay gồm có 4 chương:

Chương 1 .Phân tích máy tương tự

Chương 2 . Tính toán thiết kế động học toàn máy .

Chương 3. Tính toán sức bền và động lực học.

Chương 4. Tính toán thiết kế hệ thống điều kiển.

        Trong quá trình tính toán và thiết kế sẽ có rất nhiều thiếu sót do chưa hiểu hết về môn học. Vậy mong sẽ được các Thầy Giáo chỉ bảo, để em hoàn thành nhiệm vụ của mình một cách tốt nhất, hơn nữa điều đó giúp em thực hiện tốt hơn công việc sau này.

        Em rất biết ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy: ………… và các Thầy Giáo bộ môn máy và ma sát học đã giúp em hoàn thành đồ án môn học này .

                                                                                       …..,ngày….tháng….năm20….         

                                                                             Sinh viên thực hiện

                                                                          ………………

Chương 1 :   PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ

1.1 Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ.

Sơ đồ cấu trúc động học của máy phay        

Với số liệu máy ta cần thiết kế mới là:

Công suất động cơ                             N=7  KW

Phạm vi điều chỉnh tốc độ :               31.5 ¸ 1600

Số cấp tốc độ                                      Z_n=18

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao:  30¸1500

Số lượng chạy dao:                             Z_s=18

động cơ chạy dao:                              1,7  KW

ta thấy rằng số liệu của máy cần thiết kế mới gần giống với tính năng kỹ thuật của máy P623(6M82), 6H82 do đó ta lấy máy 6M82, 6H82 làm máy chuẩn.

1.2     Phân tích phương án máy tham khảo

1.2.1  Các xích truyền động trong sơ đồ động của máy (6M82)

a)     Xích động học nối từ trục ra động cơ đến trục chính qua hộp tốc độ  :

n_đc(vg/ph) ® n_tc(vg/ph)

Phương trình xích động

 n_MT..  n_{trục chính}

trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ ( 30 ¸ 1500 ) vg/ph.

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

Xích chạy dao dọc .

          n_MT2t_P

n_MT2. t_P

Xích chạy dao ngang

n_MT2t_P

n_MT2. t_P

Xích chạy dao đứng.

n_MT2t_P

n_MT2. t_P

trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền chạy chậm ( cơ cấu phản hồi  )khi gạt C1 sang phải ta có đường truyền chạy dao trung bình ( đường truyền trực tiếp )đóng ly hợp C2 sang trái, truyền tới bánh răng, tới các trục vít me dọc, ngang đứng thực hiện chạy dao   S_d  ,    S_ng      ,    S_đ.

chuyển động chạy dao nhanh.

Xích nối từ động cơ chạy dao ( không đi qua hộp chạy dao ) đi tắt từ động cơ

          N_MT2.

đóng ly hợp C2 sang phải, truyền tới bánh răng , tới các vít me dọc, ngang ,đứng.

1.2.2  Các xích truyền động trong sơ đồ dộng của máy (6H82)

a)chuyển động chính :

 n_MT..  n_{trục chính}

trục 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 chạy dao đứng .

xích chạy dao dọc .

          n_MT2t_P

n_MT2. t_P

xích chạy dao ngang

n_MT2t_P

n_MT2. t_P

xích chạy dao đứng.

n_MT2t_P

n_MT2. t_P

trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền chạy chậm(cơ cấu phản hồi )khi gạt M1 sang phải ta có đường truyền chạy dao trung bình(đường truyền trực tiếp )đóng ly hợp M2 sang trái ,truyền tới bánh răng , tới các trục vít me dọc ,ngang đứng thực hiện chạy dao   S_d  ,    S_ng      ,    S_đ.

chuyển động chạy dao nhanh.

Xích nối từ động cơ chạy dao (không đi qua hộp chạy dao )đi tắt từ động cơ

          N_MT2.

đóng ly hợp M2 sang phải ,truyền tới bánh răng , tới các vít me dọc ,ngang ,đứng.

2.2.2 Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp tốc độ.

Bố cục máy :

     Hộp tốc độ đặt phía dưới hộp trục chính và chung hộp với hộp trục chính. Như vậy giảm dược cụm dẫn động hộp tộc dộ và hộp trục chính ®kích thước bộ truyền nhỏ gọn và cứng vững.

      Hộp tốc độ có một bánh răng dùng chung, về mặt kết cấu không có gì dặc biệt nhưng :

Giảm chiều dài, tăng độ cứng vững cho trục và tiết kiệm vật liệu

Gảm dược khoảng cách giữa hai bánh răng truyền mômen xắn giữa hai nhóm truyền lân cận.

Phương án không gian

Z=3.3.2=18

Phương án thứ tự

Z=3.   3.   2

     j  j³  j⁹

đồ thị luới kết cấu của hộp tốc độ

1.2.3 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ.

ta có n₀=n_đc.i₀=1440.=733,58

để dễ vẽ ta lấy n₀=n₁₅=750v/ph

với Nhóm 1:

i₁=1/j³

i₂=1/j²

i₃=1/j

Nhóm 2

i₄=1/j⁴

i₅=1/j

i₆=1/j²

Nhóm 3

i₇=1/j⁶

i₈=1/j³

Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ.

1.2.4  Nhận xét:

Từ đồ thị vòng quay ta có nhận xét

Với phương án này thì lượng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đều đặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thước của hộp nhỏ gọn ,bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất.

1.2.5  Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp chạy dao

  Phương án không gian:

Z=3.3.2=18

  Phương án thứ tự

Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z=3.3.2 được tách làm 2

Với Z₁= 3.  3

             j³  j

 còn Z₂= 2    j⁹ gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh

đồ thị lưới kết cấu:              

Do dùng cơ cấu phản hồi nên ta chọn phương án này

1.2.6  Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao .

với đường chạy dao thấp và trung bình.

  N_{0 =} n_đc . i_1.i₂ = 1440.= 558,8

Chọn n₀

Nhóm 1:

               i₁=1/j³

               i₂= 1

               i₃=j³

 Nhóm 2:

               i₄=1/j⁴

                        i₅=1/j³

               i₆=1/j²

nhóm 3: i₇=1/j⁶

              i₈=j³

Với đường chạy dao nhanh.   

              N₀=n_đc.i₁= 1440.=748,8

ta có đồ thị vòng quay.

1.2.7 Nhận xét:

  Từ đồ thị vòng quay ta thấy người ta không dùng phương án hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền nên việc dùng phương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hưởng nhiều đến kích thước của hộp.

Chương 2 :  THIẾT KẾ MÁY MỚI

2.0  Thiết kế và lựa chọn sơ đồ cấu trúc động học cho máy  

Phương án 1

Phương án 2

=> Phương án 2 được lựa chọn

2.1  Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ

2.1.1   Chuỗi số vòng quay

Ta có

          j =

          n_z = n₁. j^z-1

j^z-1=

j = ()^1/z-1

              =()^1/18-2 = 1,2599

Theo tiêu chuẩn ta có j = 1,26     ®    E = 4

Chuỗi số vòng quay trục chính

          n₁=  n_min                    =   31.5   vg/ph

          n₂= n₁. j           =   40      vg/ph

          n₃= n₂. j           =   50      vg/ph

          n₄= n₃. j           =   63       vg/ph

          n₅= n₄. j           =   80     vg/ph

          n₆= n₅. j           = 100     vg/ph

          n₇= n₆. j           = 125     vg/ph

          n₈= n₇. j           = 160     vg/ph

n₉= n₈. j           = 200     vg/ph

n₁₀= n₉. j          = 250    vg/ph

n₁₁= n₁₀. j         = 315    vg/ph

n₁₂= n₁₁. j         = 400    vg/ph

n₁₃= n₁₂. j         = 500    vg/ph

n₁₄= n₁₃. j         = 630    vg/ph

n₁₅= n₁₄. j         = 800    vg/ph

n₁₆= n₁₅. j         =1000   vg/ph

          n₁₇= n₁₆. j         =1250   vg/ph

          n₁₈= n₁₇. j         =1600   vg/ph

Ta thấy chuỗi số này trùng với chuỗi số tiêu chuẩn: Dn = 0

2.1.2 Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án KG, vẽ sơ đồ động

a.     Phương án không gian

Z=9.2 =2.9   =18

          Z=6.3 =3.6   =18

          Z=3.3.2 =18

          Z=2.3.3 =18

          Z=3.2.3 =18

Số nhóm truyền tối thiểu

          =

          i_min=lg /lg4

               = lg /lg4 =2,79

          => i 3

Do i 3 cho nên các phương án 6x3, 3x6, 9x2, 2x9 bị loại.

Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại.

        Lập bảng so sánh phương án KG

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 n_min ¸  n_max nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số n_min  ta có M_xmax. Do đó kích thước trục lớn suy ra     các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng do đó 2 PAKG cuối có số bánh răng chịu M_xmax lớn hơn nên ta chọn phương án 1 đó là 3x3x2.

b.     Vẽ sơ đồ động:

2.1.3. Chọn phương án thứ tự.

Với phương án không gian 3x3x2 ta có các phương án thứ tự như sau:

                 3 x  3 x 2

                [0] [1]  [2]           PA 1

                j    j³   j⁹       

                [0] [2]  [1]          PA 2

                j    j⁶   j³

               [1] [0]  [2]         PA 3

                j³   j    j ⁹

                [1] [2]  [0]         PA 4

                 j²   j ⁶  j  

                [2] [0]  [1]         PA 5

                 j⁶   j    j³

                [2] [1]  [0]        PA 6

                j⁶   j ²   j

Theo điều kiện j^(P-1)Xmax  8 ta chọn phương án thứ tự là  : 

                3 x  3 x 2

               [0] [1]  [2]

               j    j³   j⁹

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

Xác định n₀.

n_0min=n_motơ.i_0min = 1440.1/4 =  360  (v/ph)

n_0max=n_motơ.i_0max= 1440.2   = 2880 (v/ph)

chọn  n₀=1000(v/ph)

Tỉ số truyền các nhóm

với nhóm 1: chọn i₁=1/j³

vì i₁: i₂: i₃=1:j:j²

ta có : i₂=1/j²

           i₃=1/j

với nhóm 2: chọn i₄=1/j⁴

vì i₄: i₅: i₆=1:j³:j⁶

ta có:  i₅=1/j

 i₆=j²

với nhóm 3: chọn i₇=1/j

vì i₁: i₇: i₈=1:j⁹

ta có :  i₈=j²

từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay

2.1.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền

với nhóm 1:

i₁=1/j⁴=1/1.26⁴ =1/2.5 =2/5 =f₁/g₁      ta có f₁+g₁=7

i₂=1/j³=1/1.26³ = 1/2   =  f₂/g₂             ta có f₂+g₂=3

i₃=1/j²=1/1.26²= 1/1.58 =8/13 = f₃/g₃ ta có f₃+g₃=21

bội số chung nhỏ nhất là K=21

với Z_min=17 để tính E_minta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

                   E_min===2.83 từ đó ta có E=3

=E.K=3.21=63.

Z₁==.63=18

                                                      i₁=18/45

Z^’₁==.63=45

Z₂==.63=21

                                                       i₂=21/42

Z^’₂==.63=42

Z₃==.63=24

                                                    i₃=24/39

Z^’₃==.63=39

Nhóm 2

i₄=1/j⁴=1/1.26⁴=1/2.52=21/52  ta có f₄+g₄=73

i₅=1/j =1/1.26=32/41                ta có f₅+g₅=73    

i₆=j²=1.587=45/28                    ta có f₆+g₆=73

bội số chung nhỏ nhất là K=73

với Z_min=17để tính E_minta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

                   E_min===  từ đó ta có E=1

=E.K=1.73=73

Z₄==.73=21

                                                         i₄=21/52

Z^’₄==.73=52

Z ₅==.73=32

                                                     i₅=32/41

Z^’₅==.73=41

Z₆==.73=45

                                                     i₆=45/28

Z^’₆==.73=28

Nhóm 3

i₇=1/j⁷=1/2.26⁷»1/4=f₇/g₇  ta có f₇+g₇=5

i₈= j²=1.6»2= f₈/g₈  ta có f₈+g₈=3

bội số chung nhỏ nhất là K=15

với Z_min=17để tính E_minta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất            

E_min==   từ đó ta có E=6

=E.K=6.15=90 

Z₇==.90=18

                                               i₇=18/72

Z^’₇==.90=72

Z₈==.90=60

                                               i₈= 60/30

Z^’₈==.90=30

2.1.7 Tính sai số vòng quay.

Xuất phát từ n_motơ =1440 vg/ph

                     n_o    = n_motơ.i₀               mà 1/4

vậy chọn  n_o =800 vg/ph i_o  =800/1440 =30/54

2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.

2.2.1 Chuỗi số vòng quay.

    Để tính được chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao thì ta phải tính được số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của đầu ra của hộp chạy dao (trục 6).

    Dựa vào máy chuẩn (6M82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc ,ngang và đứng là cơ cấu vít đai ốc .Bước vít t_v=6mm mặt khác do đầu bài

S_d=S_ng=S_đ=(30 ¸1500) mm/ph do đó ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự .

   Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc .

Khi đó ta có

          S_min=30.=125.6

          S_max=1500.=6280.86

Ta có

          n_S1=n_Smin===20.93

          n_S2=n_Smax===1046.8

khi đó ta có

          j=()^1/1-Z=()^1/17=(50)^1/17=1.25877

theo tiêu chuẩn ta lấy j=1,26.

Vậy ta có chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao.

          n_S1                  =    20.93

          n₂=n₁. j     =    26.37

          n₃= n₂. j    =    33.228

          n₄= n₃. j    =    41.868

          n₅= n₄. j    =    52.723

          n₆= n₅. j    =    66.469

          n₇= n₆. j    =     83.751

          n₈= n₇. j    =   105.526

n₉ = n₈.  j   =  132.964

n₁₀= n₉. j   =  167.534

n₁₁= n₁₀. j =  211.093

n₁₂= n₁₁. j =  265.977

n₁₃= n₁₂. j =  335.132

n₁₄= n₁₃. j =  422.266

n₁₅= n₁₄. j =  532.055

n₁₆= n₁₅. j =  670.389

          n₁₇= n₁₆. j =  844.691

n₁₈= n₁₇. j =1064.310

2.2.2 Chọn phương án không gian ,lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ  sơ đồ động.

a)     Chọn phương án không gian .

Z=9 . 2=18

Z=6.  3=18

Z=3.3. 2=18

Z= 2.3.3=18

Z=3. 2.3=18 

Ta thấy với phương án 9x2(2x9)và 6x3(3x6)thì tổng số bánh răng nhiều mà tổng số trục ít dẫn đến là có nhiều bánh răng lắp trên cùng một trục và kém cứng vững do đó mà ta loại bốn phương án này còn ba phương án còn lại thì phương án 3x3x2 là hợp lý nhất vì nó có số bánh răng chịu mô men M_XMAX là nhỏ nhất .vậy phương án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2

Vẽ sơ đồ động.

 2.2.3 Chọn phương án thứ tự.

                 3 x  3 x 2

                [0] [1]  [2]           PA 1

                j    j³   j⁹       

               [0] [2]  [1]            PA 2

                j    j⁶   j³

               [1] [0]  [2]          PA 3

                j³   j    j ⁹

                [1] [2]  [0]          PA 4

                 j²   j ⁶  j  

                [2] [0]  [1]         PA 5

                 j⁶   j    j³

                [2] [1]  [0]        PA 6

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

Xác định n₀.

          n_0min===130.85(v/ph)

          n_0max===1339.52(v/ph)

          chọn  n₀=n₁₇=750(v/ph)

Tỉ số truyền các nhóm ta có.

với Nhóm 1: chọn i₁=1/j³

vì i₁: i₂: i₃=1:j³:j⁶

ta có : i₂=1

          i₃=j³

với Nhóm 2: chọn i₄=1/j³

vì i₄: i₅: i₆=1:j:j²

Ta có: i₅=1/j²

i₆=1/j

với Nhóm 3: chọn i₇=1/j⁶

vì i₁: i₇: i₈=1:j⁹

ta có : i₈=j³

   Vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền do đó ta dùng cơ cấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình.

Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay

2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm .

  Nhóm 1:

          i₁=1/j³=1/2 ®f₁+g₁=3.

          i₂=1/1          ®f₂+g₂=2

          i₃=j³=2/1    ®f₃+g₃=3

 Bội số chung nhỏ nhất của các f+g là K=6.

với Z_min=17 để tính E_minta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

                   E_min===8,5 từ đó ta có E=9

=E.K=9.6=54.

Z₁==.54=18

                                               i₁=18/36

Z^’₁==.54=36

Z₂==.54=27

                                               i₂=27/27

Z^’₂==.54=27

Z₃==.54=36

                                               i₃=36/18

Z^’₃==.54=18

Nhóm 2

i₄=1/j³ ta có f₄+g₄=28

i₅=1/j² ta có f₅+g₅=56    

i₆=1/j ta có f₆+g₆=7

bội số chung nhỏ nhất là K=56

với Z_min=17 để tính E_minta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

                   E_min===0,94 từ đó ta có E=1

=E.K=1.56=56.

Z₄==.56=18

                                               i₄=18/38

Z^’₄==.56=38

Z₅==.56=21

                                               i₅=21/35

Z^’₅==.56=35

Z₆==.56=24

                                               i₆=24/32

Z^’₆==.56=32

Nhóm 3

Do đây là cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảng cách trục A đã được xác định trước

A=

Vậy ta có .

  Þ Z₈=19  , Z₈^’=39 Þi₈=19/39

2.2.7 Tính sai số vòng quay.

Theo máy chuẩn ta lấy i₀=26/54 khi đó ta có bảng tính sai số vòng quay

Ta có đồ thị sai số vòng quay.

 2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.

đường truyền chạy dao dọc:Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau:

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  53/37

ix-x là 18/16

x-xi là 18/18

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

Đường chạy dao thẳng đứng ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như chạy dao ngang

các cặp bánh răng ăn khớp từ trục

V-VI là  :40/40

VI-VII là 28/35

vii-viii là 33/37

sau đó đến cặp bánh răng 33/37 và cặp bánh răng côn 18/16.

Xích chạy dao nhanh.

Theo yêu cầu của đề bài S_nhanh=2500 mặt khác máy chuẩn S_nhanh=2300 do đó để kế thừa các cặp ăn khớp khác của máy chuẩn ta chỉ cần thay đổi cặp bánh răng từ trục Vtrục VI khi đó ta có

Chương 3 :   TÍNH TOÁN SỨC BỀN CỦA CHI TIẾT MÁY

3.1    Hộp tốc độ

3.1.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

  Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, an toàn .

Chế độ cắt gọt thử máy

+ Chế độ cắt thử mạnh

Dao thép gió P18  ; D=90 mm  ;  Z=8

Chi tiết vật liệu : Gang HB=180

Chế độ gia công

                                        n=47.5 (v/ph) , t=12(mm) ,s= 118(mm/ph)

                                        B=100 (mm)  , v=13.5 (m/ph), N=6.3 Kw

+ Chế độ cắt nhanh

Dao thép hợp kim T15K6 ; D=100(mm); Z=4

                                       n=750(v/ph); t=3(mm); s=750(mm/ph)

                                       B=50(mm); v=235(m/ph);N=8.5kw

+ Thử ly hợp an toàn

Dao thép gió P18 ; D= 110 (mm); Z =8

chi tiết vật liệu : thép 45; M_x=20000 N.cm

chế độ gia công

                     n=47.5(v/ph ); t=10(mm)

                     s=118(m/ph) ; B=100(mm)

3.1.2               Công suất động cơ chính

N_đc = N_c +N_o +N_p

N_c : Công suất cắt

N_o : Công suất chạy không

N_p : Công suất tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu nhiên

a.Tính toán N_c

N_c=    

Tính toán P_z theo bảng II.1 trang 90 thiết kế máy cắt kim loại

         P_z=(0.5  ÷ 0.6)P_o

Trong đó     

Chế độ cắt mạnh      C=682 ; y=0.72  ; k= 0.86;  S_z=0.31  

P_Z=(0,5 ¸ 0,6)P₀=(0,5 ¸ 0,6).41055=(20527 ¸ 22828) N

P_S=(1 ¸ 1,2)P₀= (1 ¸ 1,2)41505=(41505¸ 49806) N

P_y=0,2.P₀. =0,2.41055  =5985.6 N

P_x=0,3.P₀.tg(b)=0,3 41055 tg(20)=4482.84N

N_C=

N_đc=      Trong đó h là hiệu suất bộ truyền

Chế độ cắt nhanh

P_Z=(0,5 ¸ 0,6)P₀=(0,5 ¸ 0,6).2258=135.5N

          N_C=

N_đc=

Vậy ta chọn động cơ  DK.52-4 có công suất  N=7kw ; n=1440(v/ph)

b. công suất chạy dao

         N_đcs=   Trong đó h_dc=0,15 hiệu suất cơ cấu chạy dao

Q

K=1,4 là hệ số tăng lực do Px tạo ra mômen lật nhào

f=0,2 là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt

G khối lượng bàn dao

Q = 1,4. 4482.84 +0,2.( 22828 + 2. 5985.6 + 2000)=13636 N

N_đcs=

Vậy chọn động cơ DK 41-4 có công suất N=1.7kw ; n=1420(v/ph)

3.1.3. Tính sơ bộ trục

Số vòng quay tính toán trên các trục :

Trục 2 : n_min= 1440.=800(v/ph)

Trục 3 : n_min= 1440..=320 (v/ph);

                      n_max= 1440..=493(v/ph)

                         n₃=

Trục 4 : n_min= 1440...=129 (v/ph);

                       n_max= 1440...=792(v/ph)

                         n₄=

Trục 5 : n_min=31.5 (v/ph)

                       n_max=1600(v/ph)

                         n₅=

a.     Mô men xoắn trên trục động cơ (trục 1)

M_x=9740.=9,55.10⁶.=46423 Nmm

b.    Mô men xoắn trên các trục

M_x=M_đc.

M_x2=M_đc.  =46423..0,94 =78548 Nmm

     M_x3=M_đc.  =46423..0,94 =176264 Nmm

    M_x4=M_đc.  =46423..0,94 =309547 Nmm

     M_x5=M_đc.  =46423..0,94 =748073 Nmm

c.      Đường kính sơ bộ

Theo công thức (7-1) trang 114 sách chi tiết máy  Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm  NXB GD 1998

d ³   mm

Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 có s_b=600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [t] =12 ÷ 20 Mpa

d₁ ³  = =22,64 mm

           d₂ ³  = =26,97 mm  »  30  mm

d₃ ³  = =25,32 mm

d₄ ³  = = 42,62 mm

d₅ ³  = =57,19 mm

3.1.4 Tính toán bánh răng ( tính cho cặp bánh răng 18/72)

a.  Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

 Bánh răng lớn bằng thép 45 độ cứng sau thường hoá 260÷300HB

 Bánh răng nhỏ băbgf thép  40X độ cứng sau nhiệt luyện HRC = 45÷60   Bánh răng

b.    Tính ứng suất cho phép (công thức lấy sách tính toán thết kế CTM 1998 )

.k^’_N

Trong đó [s]_Notx ứng suất cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài lấy theo bảng 3-9 trang 43

 Bánh lớn [s]_Notx =2.5HB = 2.5 (260÷300) = 650 ÷750 N/mm²

 Bánh nhỏ[s]_Notx=17 HRC = 17.(45 ÷60) =765 ÷1020 N/mm²

s_-1= (0,4÷0,45)s_bk  Giới hạn mỏi uốn

s_bk: Giới hạn bền kéo theo bảng 3-8 trang 40, 41  thép 45 s_bk= 600 Þ  s_-1= (240÷270)N/mm²   ;thép 40X s_bk= 780 Þ s_-1= (312÷351) N/mm²     

n=1,5 Hệ số an toàn

K_s=1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng

k_N^’’= hệ số chu kỳ ứng suất uấn

N_o =5.10⁶ – Số chub kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn

N_td =60S()^mn_i T_i  - Số chu kỳ tương đương

m =9 – Bậc đường cong mỏi

n= 187 v/ph với thòi gian làm việc 10 năm  mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca * 8 tiếng Þ T= 10.300.2.8 = 48000 giờ

tính ra ta được N_td>N₀ Þ k’’_N=1

 [s_u]_l=

 [s_u]_n=

 c. Tính môđun bánh răng theo sức bền tiếp xúc

m_tx³

j₀=(0,7÷1,6) lấy j₀=1,4

N=N_đc.h - Công suất truyền bánh răng

h= 0,79 - Hiệu suất tính từ động cơ đến bánh răng tính (tính theo chi tiết máy )

K=1,3 - Hệ số tải trọng

         m_tx³

theo tiêu chuẩn ta chọn  m=4

d. Kiểm nghiệm theo sức bền uốn

N: công suất trên trục N =7.0,79=5.53 KN

n_min số vòng quay nhỏ nhất trên trục n_min=320

y: hệ số dạng răng chọn y=0,25

j=6¸10

z₁=18.

s_n= 128 N/cm²

K hệ số tải trọng

     K=K_đ.K_tt.K_N

K_đ: hệ số tải trọng động  K_đ=1,3

K_tt: Hệ số tập trung tải trọng lấy K_tt=1

K_N: chu kỳ tải trọng K_N=1

         lấym=3

 Chọn m=3 cho tất cả bánh răng trong các nhóm truyền

Các thông số chủ yếu

đường kính vòng chia   d_c=m.z=3.18=54mm

đường kính vòng cơ sở  d₀= d_c.cos(20)=51mm

đường kính vòng đỉnh D_e=d_c+2m = 60 mm

đường kính vòng chân   d_c=54mm

b:chiều rộng bánh răng b=j.m=4.(6÷10)=(24÷40)mm

khoảng cách trục

A=1/2.m(Z₁+Z₂)=1/2.4(18+72)=180 mm

e. thông số hình học của bánh răng

3.2       Tính trục

3.2.1    Tính trục chính

1  Các trục tác dụng lên trục chính

Lực vòng bánh răng

P_t1=

Lực hướng tâm

P_r1= P_t1 .tg20⁰=5195.tg20⁰ =1891 N

Lực vòng của dao

P_t2 = P₀=41055 N

Lực hướng tâm

P_r2=0,6.P_t2 = 24633 N

 Lực dọc trục của dao

P_a2=0,3.P_t2.tga =0,3.41055.tg15^o=3300 N

Trọng lực của bánh đà coi như không đáng kể

2 Tính toán sức bền

   Mô hình hoá trục thành dầm như hình vẽ

    Đây là bài toán siêu tĩnh ,vậy để giải bài toán này ta thay các gối tựa tại A,B bằng khớp quay .Dầm liên tục trở thành dầm đơn mà tải trọng trên các dầm đơn không ảnh hưởng dầm bên cạnh .

  Ta có phương trình cân bằng mômen như sau :

             M_Al₀ + 2(l₀ + l₁)M_B + l₁M_C = -6(W₀+W₁)

              M_Bl₀ + 2(l₁ + l₂)M_C + l₁M_D = -6(W₀+W₂)

Trong đó :           l₀ =AB = 405 mm

                           l₁ =BC = 265 mm

                           l₂ =CD = 400 mm

W₁, W₂, W₃ : Diện tích biểu đồ mômen ngoại lực gây ra trên các nhịp

Ta có W₀=0

M_A=M_B=0

Vậy ta có :

2(l₀+l₁)M_B + l₁M_C = -6.W₁                                               (I)

l₁.M_B + 2(l₁ + l₂) M_C=-6(.W₁  + W₂  )          (II)

1.Xét  mặt phẳng yoz

Phương trình cân băng cho nhịp BC

ÞÞÞ

Phương trình nội lực

+ Xét mặt cắt  1-1

M_x1=y_c.z₁     Với  0 £  z₁ £ EC

Tại z₁ =EC = 80  ®  M_x1= 1320.80 =105600 Nmm

     + Xét mặt cắt  2-2

M_x2= -y_c.z₂  + P_r1(z₂-EC)    Với   EB £  z₂ £ BC

Tại z₂ = BC =265®  M_x2= 0

Phương trình cân bằng cho nhịp CD

M₂=1/2.P_a.D_d=1/2.3300.100 =165000 Nmm

ÞÞÞ

Phương trình nội lực

+Xét mặt cắt  3-3

M_x3= -y_D.z₃     Với  0 £  z₃ £ GD

Tại z₃ =GD = 200  ®  M_x3= -11904.200 =2380800 Nmm

     + Xét mặt cắt  4-4

M_x4= -y_D.z₄  + P_r2(z₄+GD) –M₂   Với   GD £  z₄ £ CD

Tại z₄ = GD =200

®  M_x4= 11904.200 + 24633.(200-200)=25458000  N.mm

 z₄ = CD =400®  M_x4=0

Vậy ta có W₁=W₁₁+W₁₂

W₁₁=.105600.185 =976000

W₁₂=.105600.80  =422400

với:  b₁₁= 80+.185=141.7 mm       

b₁₂=.80=53.3 mm

a₁₁=.185=123.3 mm

a₁₁=185+.80=211.66

Vậy ta có W₂=W₂₁+W₂₂

W₂₁=.2545800.200 =254580000

W₂₂=.2380800.200  =238080000

với:  b₂₁= 200+.200=1266.7 mm   

b₂₂=.200=133.3 mm

Thay vào hệ phương trình  (I)(II) ta có:

2.Xét trong mặt phẳng xoz

a.          Phương trình cân bằng lực

®

®

b.Viết phương trình nội lực :

+ Xét mặt cắt 1-1

Ta có : M_y1=-X_C.z₁     Với   0 £  z₁ £ 80

Khi  z₁=80®M_y1=-3626,7.80=-290136  Nmm

+Xét nhịp l₂

Từ phương trình cân bằng ta có :

            X_D=X_C=

¨ Phươmh trình nội lực :

+ Tại mặt cắt 3-3

M_y3=X_D.x₃      Với  0 £  z₃ £ GD

Khi z₃=GD=200 ®M_y3=20527,5.200=4105500  Nmm

+ Tại mặt cắt 4-4

M_y4=X_D.x₄-P_t2(z₄-GD)      Với  GD £  z₃ £ CD

Khi z₄=GD=200 ®M_y4=20527,5.200-41055(200-200)=4105500  Nmm

Khi z₄=CD=400 ®M_y4=0

Xét biểu đồ nội lực trên các nhịp 1 (nhịp AB), nhịp 2(nhịp CD) ta xác định được các đại lượng trong phương trình (I)(II).

Trong đó

W₁₁=.290136.185 =26837580

W₁₂=.290136.80  =11605440

Với:    b₁₁= 80 .80=53,3

 b₁₁= 80 +.185=141.7

a₁₁=.185=123.3 mm

a₁₁=185+.80=211.66

với:  W₂₁=W₂₂=.4105500.200 =410550000

  b₂₁= 200+.200=1266.7 mm         

  b₂₂=.200=133.3 mm

Thay vào hệ phương trình  (I)(II) ta có:

3. Vẽ biểu đồ nội lực

a.  Trong toạ độ yoz

1.     Xác định phản lực tại A và D.

Ta có:

ÞÞ

2.         Phương trình nội lực trong yoz

Mặt cắt 1-1

M_x1=-y_D.z₁      

Tại z₁ =0  ®  M_x1= 0 Nmm

Tại z₁ =200  ®  M_x1= -21788,5.200=4357700 Nmm

Mặt cắt 2-2

M_x2=-y_D.z₁ -M _a2+P_r2(z₂-GD)      

Tại z₂ =GD  ®  M_x2= -21788,5.200-165000=-4522700 Nmm

Tại z₂ =CD  ®  M_x1= -21788,5.400-165000+24633.(400-200)=-3953800 Nmm

Xét mặt cắt  3-3

M_x3= -y_D.z₃ -M_a2+P_r2(z₃-GD)-M_C    Với  GD £  z₃ £ ED

Tạiz₃=CD®M_x3=21788,5.400-000+24633.200+1120784,5

=-2833015,5 Nmm

Tại z₃ =ED

 ®M_x3=-21788,5.480-165000+24633.280+1120784,5

=-2605455,5 Nmm

Xét mặt cắt  4-4

M_x4= -y_D.z₄  -M_a2+ P_r2(z₄-GD) -M_C+ P_r1(z₄-ED)    Với   GD £  z₄ £ ED

Tại z₄ = ED 

®  M_x4= -21788,5.480-165000+ 24633(480-200)+1120784,5

=-2605455,5N.mm

 z₄ = BD  ®  M_x4=-21788,5.665-165000+24633.(665-200)+1120784,5+1891.185=-1729388Nmm

Xét mặt cắt  5-5

M_x5= -y_D.z₅  -M_a2+ P_r2(z₅-GD) -M_C+ P_r1(z₅-ED)+M_B    Với   BD £  z₅ £ AD

Tại z₅ = BD ®M_x5=-21788,5.665-165000+ 24633(665- 200)+1120784,5+1891.185-194456,5=-1923874,5N.mm

 Z₅ = AD  ®  M_x5=0 Nmm

b. Trong mặt phẳng xoz

3.     Xác định phản lực tại A và D.

®

®

4.     Phương trình nội lực cho dầm trong mặt phẳng xoz.

Xét mặt cắt 1-1

Ta có : M_y1=X_D.z₁     Với   0 £  z₁ £ GD

Khi  z₁=GD®M_y1=571,57.200=5914313,37 Nm

Xét mặt cắt 2-2

Ta có : M_y2=X_D.z₂-(z₂-GD)     Với   GD £  z₂ £ CD

Khi  z₂=GD®M_y2= 5914313,37 Nmm

Khi  z₂=CD®M_y2= 29571,57.400-41055.200=3617631 Nmm

Tại mặt cắt 3-3

M_y3=X_D.x₃ -P_t2(z₃-GD)+M_c     Với  CD £  z₃ £ ED

Khi z₃=CD

®M_y3=29571,57.480-41055.280+1241426,5=3940380  Nmm

Tại mặt cắt 4-4

M_y4=X_D.z₄-P_t2(z₄-GD)+M_C+P_t2(z₄-ED)      Với  ED £  z₄ £ BD

Khi z₄=ED

®M_y4=29571,57.480-  41055.280+1241426,5=3940380  Nmm

Khi z₄=BD

 M_y4=29571,57.665-41055.465+1241426,5+5195.185=2777020,5  Nmm

Tại mặt cắt 5-5

M_y5=X_A.z₅         Với  0 £  z₄ £ AB

Khi z₅ =AB ®M_y5=6288,42.405=2546810  Nmm

Biểu đồ mômen trục chính

Tính chính xác trục chính 

 Ta có :

Với   là tỉ số giữa 2 đường kính ngoài và trong của trục .Do trục rỗng nên =

n:hệ số an toàn

n=1,53

C₁ C₂   giá trị phụ thuộc quá trình cắt .

C₁C₂=0,250,3 chọn C₁C₂=0,3

:ứng suất mỏi

=(0,40,5).

Với vật liệu làm trục là thép C45

ứng suất chảy =400 N/mm

giới hạn bền

          =800 MPa

          =0,45.800=340 MPa

          K_,K:  hệ số kể đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất uốn và xoắn

          K=K=1,7 2chọn K_,K=1,8

Mômen nội lực tại các tiết diện  B,C,E

Tại B:

=3378333Nmm

Tại E:

=4725546 Nmm

Tại C:

=6264419 Nmm

  = 64,78 mm

 = 81,21  mm

 = 89,36 mm

Chọn: d_B=65 mm

 d_E =82(côn 1/10) mm

 d_C=90 mm

 d_A=45 mm

3.2.2 Tính trục trung gian

          Giả sử trên trục 2 : như ta đã tính ở phần trước ta có trên trục 2

          Tốc độ tính toán:    n =  356,5 (v/ phút)

          Mômen xoắn tính toán      Mx = 78548 (Nmm)

          Đường kính sơ bộ trục 2:   d₂   =  26 (mm)

Ta tính trục 2 như sau:

          Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d=35(mm)

          Đường kính trục tại chỗ lắp  ổ là          d=30(mm)

Ta tính trường hợp ăn giữa( khi bánh răng z₀’ = 54 và z = 24 cùng làm việc)

          Lực tác dụng lên bánh răng

          Với bánh răng               z₀’ = 54 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 54.3 = 162 (mm)

                   Ta có                             F_t0 = 2M/d₁ =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              F_r0 = F_r0 tga  = F_r0 tg 20⁰

                                                                 = 921 tg20⁰ = 335(N)

          Với bánh răng               z = 24 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 24.3 = 72 (mm)

                   Ta có                             F_t3 = 2M/d₁ =  2. 78548/72 = 2182 (N)

          Lực hướng tâm              F_r3 = F_t3 tga  = F_t3 tg 20⁰    = 794(N)

Mô hình hoá trục

Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn

Phản lực ở ổ sinh ra bởi F_r0 , F_r3

Giả sử phản lực đó là R_A, R_B va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục F_r0 , F_r3 , R_AY, R_BY

Với F_r0Y = F_r0 cos 30⁰ = 290 (N)

Với F_t0Y = F_t0 cos 60⁰ = 818.5 (N)

(F_r0Y- F_t0Y)= -528,5 (N)

Ta có phương trình cân bằng

                             F_r0Y-F_t3Y + R_AY + R_BY - F_r3)     =  0  (1)

                             (F_r0Y -F_t3Y). l₁ – F_r3.l₂ +R_By . l₃  =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :

                             R_AY = 800.5(N)

                             R_BY = 522(N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là R_AX , R_BX

Với  F_r0X = F_r0 cos60⁰ = 335.cos60 = 168 (N)

Với  F_t3X = F_t3 cos30⁰ = 1637.cos30 = 798(N)

(F_r0X+ F_t3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             F_r0X+F_t3x + R_AX + R_BX- F_r3       =  0  (1)

                             (F_r0X +F_t3x). l₁- F_r3  .l₃ +R_BX.l₃   =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :       R_AX = 113(N)

                                 R_BX = 1103(N)

Tính chính xác trục :

Ta dễ thấy rằng có 2 tiết diện cần phải kiểm tra đó là tiét diện  lắp bánh răng  

z = 24  và   z = 54  

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn .

·        Biểu đồ mô men uốn trong mặt phẳng xoz

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54.

M_u1x=R_AY.l₁=800,5.58=46429N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24.

M_u2x=R_BY.( l₃- l₂)=522184=96048N.mm

Mô men uốn tại ổ M_{u x}= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

M_u1Y=R_Ax.l₁=113.58=6554 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

M_u2Y= R_Bx.(l₃-l₂)=1103.184=202952 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

M_x1=Ft₀.d₁/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

M_x2=Ft₃.d₂/2=78548 N.mm

Từ đó ta có biểu đồ mô men.

¨Ta tính trường hợp ăn trái( khi bánh răng z₀’ = 54 và z = 18cùng làm việc)

          Lực tác dụng lên bánh răng

          Với bánh răng               z₀’ = 54 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 54.3 = 162 (mm)

                   Ta có                             F_t0 = 2M/d₁ =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              F_r0 = F_r0 tga  = F_r0 tg 20⁰

                                                                 = 921 tg20⁰ = 335(N)

          Với bánh răng               z = 18 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 18.3 = 54 (mm)

                   Ta có                             F_t3 = 2M/d₁ =  2. 78548/54 = 2909 (N)

          Lực hướng tâm              F_r3 = F_t3 tga  = F_t3 tg 20⁰    = 1059(N)

Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn

Phản lực ở ổ sinh ra bởi F_r0 , F_r3

Giả sử phản lực đó là R_A, R_B va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục F_r0 , F_r3 , R_AY, R_BY

Với F_r0Y = F_r0 cos 30⁰ = 290 (N)

Với F_t0Y = F_t0 cos 60⁰ = 818.5 (N)

(F_r0Y- F_t0Y)= -528,5 (N)

Ta có phương trình cân bằng

                             F_r0Y-F_t3Y + R_AY + R_BY - F_r3)     =  0  (1)

                             (F_r0Y -F_t3Y). l₁ – F_r3.l₂ +R_By . l₃  =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :

                             R_AY = 1128.1 (N)

                             R_BY = 459.4 (N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là R_AX , R_BX

Với  F_r0X = F_r0 cos60⁰ = 335.cos60 = 168 (N)

Với  F_t3X = F_t3 cos30⁰ = 1637.cos30 = 798(N)

(F_r0X+ F_t3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             F_r0X+F_t3x + R_AX + R_BX- F_r3       =  0  (1)

                             (F_r0X +F_t3x). l₁- F_r3  .l₃ +R_BX.l₃   =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :       R_AX = 747.4 (N)

                                 R_BX = 1195.6 (N)

Tính chính xác trục :

Ta dễ thấy rằng có 2 tiết diện cần phải kiểm tra đó là tiét diện  lắp bánh răng  

z = 18  và   z = 54  

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn .

·        Biểu đồ mô men uốn trong mặt phẳng xoz

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54.

M_u1x=R_AY.l₁=1128,1.58=65429,8N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=18.

M_u2x=R_BY.( l₃- l₂)=459,4.269=123578,6N.mm

Mô men uốn tại ổ M_{u x}= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

M_u1Y=R_Ax.l₁=747,4.58=43349,2 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

M_u2Y= R_Bx.(l₃-l₂)=1195,6.269=321616,4 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

M_x1=Ft₀.d₁/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

M_x2=Ft₃.d₂/2=78548 N.mm

Từ đó ta có biểu đồ mô men.

¨Ta tính trường hợp ăn phải( khi bánh răng z₀’ = 54 và z = 21 cùng làm việc)

          Lực tác dụng lên bánh răng

          Với bánh răng               z₀’ = 54 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 54.3 = 162 (mm)

                   Ta có                             F_t0 = 2M/d₁ =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              F_r0 = F_r0 tga  = F_r0 tg 20⁰

                                                                = 921 tg20⁰ = 335(N)

          Với bánh răng               z = 21 ; m = 3

          Đường kính vòng lăn    d₁ = z.m = 21.3 = 63 (mm)

                   Ta có                             F_t3 = 2M/d₁ =  2. 78548/63 = 2493,59 (N)

          Lực hướng tâm              F_r3 = F_t3 tga  = F_t3 tg 20⁰    = 907,59(N)

Mô hình hoá trục

Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn

Phản lực ở ổ sinh ra bởi F_r0 , F_r3

Giả sử phản lực đó là R_A, R_B va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục F_r0 , F_r3 , R_AY, R_BY

Với F_r0Y = F_r0 cos 30⁰ = 290 (N)

Với F_t0Y = F_t0 cos 60⁰ = 818.5 (N)

(F_r0Y- F_t0Y)= -528,5 (N)

Ta có phương trình cân bằng

                             F_r0Y-F_t0Y + R_AY + R_BY - F_r1)     =  0  (1)

                             (F_r0Y -F_t0Y). l₁ – F_r1.l₂ +R_By . l₃  =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :

                             R_AY = 670.7(N)

                             R_BY = 765.4(N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là R_AX , R_BX

Với  F_r0X = F_r0 cos60⁰ = 335.cos60 = 168 (N)

Với  F_t0X = F_t0 cos30⁰ = 1637.cos30 = 798(N)

(F_r0X+ F_t3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             F_r0X+F_t3x + R_AX + R_BX- F_r1       =  0  (1)

                             (F_r0X +F_t0x). l₁- F_r1  .l₃ +R_BX.l₃   =  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :       R_AX = -275.71(N)

                                 R_BX = 1773.3(N)

Tính chính xác trục :

Ta dễ thấy rằng có 2 tiết diện cần phải kiểm tra đó là tiét diện  lắp bánh răng  

z = 21  và   z = 54  

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn.

·        Biểu đồ mô men uốn trong mặt phẳng xoz

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54.

M_u1x=R_AY.l₁=670,7.58=38900,6N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24.

M_u2x=R_BY.( l₃- l₂)=765,4100=76540N.mm

Mô men uốn tại ổ M_{u x}= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

M_u1Y=R_Ax.l₁=-275,7.58=-15996,6 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

M_u2Y= R_Bx.(l₃-l₂)=1773,3.100=177330 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

M_x1=Ft₀.d₁/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

M_x2=Ft₃.d₂/2=78548 N.mm

Từ đó ta có biểu đồ mô men.

Ta có mômen của một điểm bất kỳ

Từ đó ta thấy  tại vị trí ăn khớp trái  là có mômen lớn nhất

Mômen uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Với    M_ux = 65429,8(Nmm)

          M_uy = 43349,2(Nmm)    

          M_u = 78486 (Nmm)    ®     M_uC = =60374 (Nmm)

Mômen xoắn:         M_X = 78584(Nmm)    ®     M_c = =60449(Nmm)

Ưng suất uốn:

Xét tại tiết diện lắp bánh răng Z=18

Với    M_ux =  123578,6(Nmm)

          M_uy = 321616,4(Nmm)                     

           M_u = 344542 (Nmm) )  ®  M_uC = =265032(Nmm)

Mômen xoắn:   M_X = 78584(Nmm) ® M_c = =60449(Nmm)

Tính chính xác đường kính trục.

với   là tỉ số giữa 2 đường kính ngoài và trong của trục .Do trục đặc nên =0

n:hệ số an toàn

n=1,53

C₁ C₂   giá trị phụ thuộc quá trình cắt .

C₁C₂=0,250,3 chọn C₁C₂=0,3

:ứng suất mỏi

=(0,40,5).

Với vật liệu làm trục là thép C45

ứng suất chảy =400 N/mm

giới hạn bền

          =800 MPa

          =0,45.800=340 MPa

          K_,K        hệ số kể đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất uốn và     xoắn

          K=K=1,7 2chọn K_,K=1,8

Từ đó tính được đường kính chính xác của trục tại chỗ lắp bánh răng Z=18  và chỗ lắp ổ

Tại tiết lắp bámh răng

 = 21 mm           

Để đảm bảo độ bền khi làm việc ta chọn đường kính trục d=35 mm vì trục này là trục then hoa, đường kính trục tại chỗ lắp ổ d = 30 mm

Chương 4 :   TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG

 ĐIỀU KHIỂN

4.1 Yêu cầu đối với hệ thống điều khiển.

- Dễ  dàng điều khiển

- Nhẹ nhàng ,dễ nhớ

- Đảm bảo độ an toàn của kết cấu điều khiển

- Phải đảm bảo độ chính xác, độ tin cậy của hệ thống điều khiển

Ta chọn kiểu hệ thống tay gạt,và dĩa lỗ với cách xác định hành trình như sau:

Đối với bánh răng hai bậc chỉ có vị trí phải(P)và trái (T)

Khi gạt ăn khớp trái :  L_T=B+f 

B : chiều rộng bánh răng

f :  khoảng cách giữa hai bánh răng

Khi gạt ăn khớp phải :  L_P=B_f+f 

B : chiều rộng bánh răng

f :  khoảng cách giữa hai bánh răng

Hành trình gạt :L=L_T+L_P

Giữa hai bánh răng ở khối di trượt f=(2÷3)mm để lắp miếng gạt, với bánh răng khối 3 bậc cũng gạt tương tự chỉ khác vị trí giữa cũng có sự ăn khớp của cặp bánh răng thứ 3 nên khi gạt sang trái thì:

L_T=B_T+2f +B₃

Với    B_T : chiều rộng bánh răng bên trái

B₃ : chiều rộng bánh răng giữa

Khi gạt sang phải :

L_P=B_P+2f +B₃

Nên hành trình gạt của bánh răng 3 bậc :

L=L_T+L_P=B_T+B_P+2B₃+4f

Thay đỏi tốc độ bảng đĩa lỗ. Trên mặt đĩa có khoan những lỗ nằm trên các đường tròn đồng tâm. Hai đĩa này đặt song song với nguyên lý : 

Kéo tay gạt có tác dụng đẩy hai đĩa lỗ kia ra khỏi các chốt, quay đĩa đi một góc cần thiết ứng với tốc độ đã chọn rồi đẩy đĩa vào. Tuỳ vị trí đĩa có lỗ hoặc không nó .Sẽ đẩy chốt 1 hoặc2 làm các bánh răng3 quay theo và làm thanh răng 5 chuyển động tịnh tiến. Thanh răng 5 có gắn càng gạt, gạt khối bánh răng di trượt tới vị trí ăn khớp.

.

Máy phay có Zn = 18 , phương án không gian 3x3x2

        Bảng vị trí bánh răng tương ứng với vị trí tay gạt

P:Vị trí ăn khớp phải                               O: Các lỗ có trên đĩa

T:Vị trí ăn khớp trái                                 +: Các không lỗ có trên đĩa

G:Vị trí ăn khớp giữa

4.2. Tính hành trình tay gạt

¨Khối bánh răng 3 bậc trên trục 4 được tách làm 2 (khối bánh răng 2 bậc B và 1 bậc C) để thuận tiện cho việc bố trí tay gạt.

¨ Với khối bánh răng 3 bậc có 3 vị trí ăn phải - giữa - trái có hành trình L_A= 84mm và mỗi lầm gạt là =42mm

¨Càng gạt B có 3 vị trí phải - giữa - trái và có L_B= 42mm  mỗi lần gạt là

¨Càng gạt C có2 vị trí (ăn khớp )có L_C=21mm

¨Càng gạt D có 2 vị trí phải - trái và có L_D=63mm

-   Hai khối B và C có ràng buộc với nhau : khi khối B ăn khớp thì khối C không ăn khớp và ngược lại. Ta thấy bội số của 2 khối bánh răng có chung ước số là 21 do đó ta chọn khoảng cách a = 21 mm (khoảng cách giữa hai lỗ) cũng như hành trình của trục thanh răng 1-2

+càng gạt A mỗi lần gạt 42mm do đó phải khuyếch đại 42/21=2lần

+càng gạt D mỗi lần gạt 63mm do đó phải khuyếch đại 63/42=1.5 lần

 Ta có tổng số càng gạt là 4

 Số thanh răng mang chốt là 8

 Số hàng lỗ trên đĩa là 4x2=8 hàng

        Bảng thống kê chi tiết trên bản vẽ khai triển

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 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.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Tính toán thiết kế máy cắt kim loại.

Tác giả: Phạm Đắp-Nguyễn Đức Lộc -Phạm Thế Trường-Nguyễn Tiến Lưỡng.

2.Máy công cụ(2 tập)

Tác giả: Phạm Đắp-Nguyễn Hoa Đăng

3.Tính toán thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí.

Tác giả: Trịnh Chất -Lê Văn Uyển.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"