TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY PHAY NẰM NGANG DỰA TRÊN MÁY PHAY 6M82

Mã đồ án CKMMKL000004
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 100MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ khai triển hộp tốc độ, phương án thiết kế, biểu đồ lực…); file word (Bản thuyết minh…). 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........... TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY PHAY NẰM NGANG DỰA TRÊN MÁY PHAY 6M82.

Giá: 350,000 VND
Nội dung tóm tắt

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.

Tính Năng Kỹ thuật.

P623

P81

P79

P83

Công suất động cơ(kw)

7/1,7

4,5/1,7

2,8

10/2,8

Phạm vi điều chỉnh tốc độ: nmin­­ í  n­max

30¸1500

65¸1800

110¸1230

30¸1500

Số cấp tốc độ zn

18

16

8

18

Phạm vi đIều chỉnh lượng chạy dao: smin í smax

23,5¸1180

35¸980

25¸285

23,5¸1180

Số lượng chạy dao zs

18

16

8

18

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                                      Zn=18

Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao:  30¸1500

Số lượng chạy dao:                             Zs=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  :

nđc(vg/ph) ® ntc(vg/ph)

Phương trình xích động

 nMT..  ntrục 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 .

          nMT2tP

nMT2. tP

Xích chạy dao ngang

nMT2tP

nMT2. tP

Xích chạy dao đứng.

nMT2tP

nMT2. tP

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   Sd  ,    Sng      ,    Sđ.

chuyển động chạy dao nhanh.

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

          NMT2.

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 :

 nMT..  ntrục 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 .

          nMT2tP

nMT2. tP

xích chạy dao ngang

nMT2tP

nMT2. tP

xích chạy dao đứng.

nMT2tP

nMT2. tP

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   Sd  ,    Sng      ,    Sđ.

chuyển động chạy dao nhanh.

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

          NMT2.

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=nđc.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.

  N0 = nđc . i1.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=nđc.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 =

          nz = n1. jz-1

jz-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=  nmin                    =   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

          =

          imin=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

                Phương án

 

Yếu tố so sánh

3. 3. 2

2.3.3

 

3. 2.3

 

+ Tổng số bánh răng

Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi

2(3+3+2)=16

2(2+3+3)=16

2(3+2+3)=16

+ Tổng số trục

S = i+1

4

4

4

+Số bánh răng chịu Mxmax

2

3

3

+Chiều dài L

 

 

 

+ Cơ cấu đặc biệt

 

 

 

 

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 vị trí số nmin  ta có Mxmax. 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 Mxmax 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.

n0min=nmotơ.i0min = 1440.1/4 =  360  (v/ph)

n0max=nmotơ.i0max= 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 Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

 

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

=E.K=3.21=63.

Z1==.63=18

                                                      i1=18/45

Z1==.63=45

 

Z2==.63=21

                                                       i2=21/42

Z2==.63=42

 

 

Z3==.63=24

                                                    i3=24/39

Z3==.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 Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

                   Emin===  từ đó ta có E=1

=E.K=1.73=73

Z4==.73=21

                                                         i4=21/52

Z4==.73=52

Z 5==.73=32

                                                     i5=32/41

Z5==.73=41

 

 

Z6==.73=45

                                                     i6=45/28

Z6==.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 Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất            

Emin==   từ đó ta có E=6

=E.K=6.15=90 

Z7==.90=18

                                               i7=18/72

Z7==.90=72

 

Z8==.90=60

                                               i8= 60/30

Z8==.90=30

2.1.7 Tính sai số vòng quay.

Xuất phát từ nmotơ =1440 vg/ph

                     no    = nmotơ.i0               mà 1/4

vậy chọn  no =800 vg/ph io  =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 tv=6mm mặt khác do đầu bài

Sd=Sng=Sđ=(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

          Smin=30.=125.6

          Smax=1500.=6280.86

Ta có

          nS1=nSmin===20.93

          nS2=nSmax===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.

          nS1                  =    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 MXMAX 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.

          n0min===130.85(v/ph)

          n0max===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 Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

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

=E.K=9.6=54.

Z1==.54=18

                                               i1=18/36

Z1==.54=36

 

Z2==.54=27

                                               i2=27/27

Z2==.54=27

Z3==.54=36

                                               i3=36/18

Z3==.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 Zmin=17 để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất

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

=E.K=1.56=56.

Z4==.56=18

                                               i4=18/38

Z4==.56=38

 

Z5==.56=21

                                               i5=21/35

Z5==.56=35

 

Z6==.56=24

                                               i6=24/32

Z6==.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

n

Phương trình xích

n=nc/xác

ntt

Dn%

n1

1420. 26/54.i1. i4. i7.i8

20.642

20.93

1.376

n2

1420. 26/54.i1. i5. i7.i8

24.770

26.37

6.067

n3

1420. 26/54.i1. i6. i7.i8

30.963

33.228

6.816

n4

1420. 26/54.i2. i4. i7.i8

41.284

41.868

1.395

n5

1420. 26/54.i2. i5. i7.i8

49.541

52.723

6.035

n6

1420. 26/54.i1. i6. i7.i8

61.926

66.469

6.834

n7

1420. 26/54.i3. i4. i7.i8

78.223

83.751

6.600

n8

1420. 26/54.i3. i5. i7.i8

99.082

105.526

6.106

n9

1420. 26/54.i3. i6. i7.i8

123.852

132.964

6.852

n10

1420. 26/54.i1. i4.

164.211

167.534

1.983

n11

1420. 26/54.i1. i5.

208.000

211.093

1.464

n12

1420. 26/54.i1. i6.

260.000

265.977

2.247

n13

1420. 26/54.i2. i4.

346.667

335.132

-3.327

n14

1420. 26/54.i2. i5.

416.000

422.266

1.484

n15

1420. 26/54.i2. i6.

520.000

532.055

1.596

n16

1420. 26/54.i3. i4.

656.842

670.389

2.020

n17

1420. 26/54.i3. i5.

832.000

844.691

1.502

n18

1420. 26/54.i3. i6.

1040.000

1064.310

2.284

 

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 Snhanh=2500 mặt khác máy chuẩn Snhanh=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; Mx=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

Nđc = Nc +No +Np

Nc : Công suất cắt

No : Công suất chạy không

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

a.Tính toán Nc

Nc=    

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

         Pz=(0.5  ÷ 0.6)Po

Trong đó     

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

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

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

Py=0,2.P0. =0,2.41055  =5985.6 N

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

NC=

Nđc=      Trong đó h là hiệu suất bộ truyền

Chế độ cắt nhanh

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

 

          NC=

Nđc=

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

b. công suất chạy dao

         Nđcs=   Trong đó hdc=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

 

Nđcs=

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 : nmin= 1440.=800(v/ph)

Trục 3 : nmin= 1440..=320 (v/ph);

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

                         n3=

Trục 4 : nmin= 1440...=129 (v/ph);

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

                         n4=

Trục 5 : nmin=31.5 (v/ph)

                       nmax=1600(v/ph)

                         n5=

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

Mx=9740.=9,55.106.=46423 Nmm

b.    Mô men xoắn trên các trục

Mx=Mđc.

Mx2=Mđc.  =46423..0,94 =78548 Nmm

     Mx3=Mđc.  =46423..0,94 =176264 Nmm

    Mx4=Mđc.  =46423..0,94 =309547 Nmm

     Mx5=Mđc.  =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 sb=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 )

.kN

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)sbk  Giới hạn mỏi uốn

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

n=1,5 Hệ số an toàn

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

kN’’= hệ số chu kỳ ứng suất uấn

No =5.106 – Số chub kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn

Ntd =60S()mni Ti  - 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 Ntd>N0 Þ k’’N=1

 [su]l=

 [su]n=

 c. Tính môđun bánh răng theo sức bền tiếp xúc

mtx³

j0=(0,7÷1,6) lấy j0=1,4

N=Nđc.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

         mtx³

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

nmin số vòng quay nhỏ nhất trên trục nmin=320

y: hệ số dạng răng chọn y=0,25

j=6¸10

z1=18.

sn= 128 N/cm2

K hệ số tải trọng

     K=Kđ.Ktt.KN

Kđ: hệ số tải trọng động  Kđ=1,3

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

KN: chu kỳ tải trọng KN=1

 

         lấym=3

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

Các thông số chủ yếu

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

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

đường kính vòng đỉnh De=dc+2m = 60 mm

đường kính vòng chân   dc=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

Bánh răng

m

B(mm)

Đường kính chia

Đường kính đỉnh

Số răng

Z0

3

30

90

96

30

Z’0

3

30

162

168

54

Z1

3

30

54

60

18

Z’1

3

30

135

141

45

Z2

3

30

63

69

21

Z’2

3

30

126

132

42

Z3

3

30

72

78

24

Z’3

3

30

117

123

39

Z4

3

30

54

60

18

Z’4

3

30

136

142

45

Z5

3

30

84

90

28

Z’5

3

30

105

111

35

Z6

3

30

117

123

39

Z’6

3

30

72

78

24

Z7

3

40

54

60

18

Z’7

3

40

216

222

72

Z8

3

40

180

186

60

Z’8

3

40

90

96

30

3.2       Tính trục

3.2.1    Tính trục chính

1  Các trục tác dụng lên trục chính

Lực vòng bánh răng

Pt1=

Lực hướng tâm

Pr1= Pt1 .tg200=5195.tg200 =1891 N

Lực vòng của dao

Pt2 = P0=41055 N

Lực hướng tâm

Pr2=0,6.Pt2 = 24633 N

 Lực dọc trục của dao

Pa2=0,3.Pt2.tga =0,3.41055.tg15o=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 :

             MAl0 + 2(l0 + l1)MB + l1MC = -6(W0+W1)

              MBl0 + 2(l1 + l2)MC + l1MD = -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

MA=MB=0

Vậy ta có :

2(l0+l1)MB + l1MC = -6.W1                                               (I)

l1.MB + 2(l1 + l2) MC=-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

Mx1=yc.z   Với  0 £  z1 £ EC

Tại z1 =EC = 80  ®  Mx1= 1320.80 =105600 Nmm

     + Xét mặt cắt  2-2

Mx2= -yc.z2  + Pr1(z2-EC)    Với   EB £  z2 £ BC

Tại z2 = BC =265®  Mx2= 0

Phương trình cân bằng cho nhịp CD

M2=1/2.Pa.Dd=1/2.3300.100 =165000 Nmm

ÞÞÞ

Phương trình nội lực

+Xét mặt cắt  3-3

Mx3= -yD.z   Với  0 £  z3 £ GD

Tại z3 =GD = 200  ®  Mx3= -11904.200 =2380800 Nmm

     + Xét mặt cắt  4-4

Mx4= -yD.z4  + Pr2(z4+GD) –M2   Với   GD £  z4 £ CD

Tại z4 = GD =200

®  Mx4= 11904.200 + 24633.(200-200)=25458000  N.mm

 z4 = CD =400®  Mx4=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 : My1=-XC.z1     Với   0 £  z1 £ 80

Khi  z1=80®My1=-3626,7.80=-290136  Nmm

+Xét nhịp l2

Từ phương trình cân bằng ta có :

            XD=XC=

¨ Phươmh trình nội lực :

+ Tại mặt cắt 3-3

My3=XD.x3      Với  0 £  z3 £ GD

Khi z3=GD=200 ®My3=20527,5.200=4105500  Nmm

 

+ Tại mặt cắt 4-4

My4=XD.x4-Pt2(z4-GD)      Với  GD £  z3 £ CD

Khi z4=GD=200 ®My4=20527,5.200-41055(200-200)=4105500  Nmm

Khi z4=CD=400 ®My4=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

Mx1=-yD.z    

Tại z1 =0  ®  Mx1= 0 Nmm

Tại z1 =200  ®  Mx1= -21788,5.200=4357700 Nmm

Mặt cắt 2-2

Mx2=-yD.z1 -M a2+Pr2(z2-GD)      

Tại z2 =GD  ®  Mx2= -21788,5.200-165000=-4522700 Nmm

Tại z2 =CD  ®  Mx1= -21788,5.400-165000+24633.(400-200)=-3953800 Nmm

Xét mặt cắt  3-3

Mx3= -yD.z3 -Ma2+Pr2(z3-GD)-MC    Với  GD £  z3 £ ED

Tạiz3=CD®Mx3=21788,5.400-000+24633.200+1120784,5

=-2833015,5 Nmm

Tại z3 =ED

 ®Mx3=-21788,5.480-165000+24633.280+1120784,5

=-2605455,5 Nmm

Xét mặt cắt  4-4

Mx4= -yD.z4  -Ma2+ Pr2(z4-GD) -MC+ Pr1(z4-ED)    Với   GD £  z4 £ ED

Tại z4 = ED 

®  Mx4= -21788,5.480-165000+ 24633(480-200)+1120784,5

=-2605455,5N.mm

 z4 = BD  ®  Mx4=-21788,5.665-165000+24633.(665-200)+1120784,5+1891.185=-1729388Nmm

 

Xét mặt cắt  5-5

Mx5= -yD.z5  -Ma2+ Pr2(z5-GD) -MC+ Pr1(z5-ED)+MB    Với   BD £  z5 £ AD

Tại z5 = BD ®Mx5=-21788,5.665-165000+ 24633(665- 200)+1120784,5+1891.185-194456,5=-1923874,5N.mm

 Z5 = AD  ®  Mx5=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 : My1=XD.z1     Với   0 £  z1 £ GD

Khi  z1=GD®My1=571,57.200=5914313,37 Nm

Xét mặt cắt 2-2

Ta có : My2=XD.z2-(z2-GD)     Với   GD £  z2 £ CD

Khi  z2=GD®My2= 5914313,37 Nmm

Khi  z2=CD®My2= 29571,57.400-41055.200=3617631 Nmm

Tại mặt cắt 3-3

My3=XD.x3 -Pt2(z3-GD)+Mc     Với  CD £  z3 £ ED

Khi z3=CD

®My3=29571,57.480-41055.280+1241426,5=3940380  Nmm

Tại mặt cắt 4-4

My4=XD.z4-Pt2(z4-GD)+MC+Pt2(z4-ED)      Với  ED £  z4 £ BD

Khi z4=ED

®My4=29571,57.480-  41055.280+1241426,5=3940380  Nmm

Khi z4=BD

 My4=29571,57.665-41055.465+1241426,5+5195.185=2777020,5  Nmm

Tại mặt cắt 5-5

My5=XA.z5         Với  0 £  z4 £ AB

Khi z5 =AB ®My5=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: dB=65 mm

 dE =82(côn 1/10) mm

 dC=90 mm

 dA=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                             Ft0 = 2M/d1 =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              Fr0 = Fr0 tga  = Fr0 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                             Ft3 = 2M/d1 =  2. 78548/72 = 2182 (N)

          Lực hướng tâm              Fr3 = Ft3 tga  = Ft3 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 Fr0 , Fr3

Giả sử phản lực đó là RA, RB va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr0 , Fr3 , RAY, RBY

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

(Fr0Y- Ft0Y)= -528,5 (N)

 

 

 

Ta có phương trình cân bằng

                             Fr0Y-Ft3Y + RAY + RBY - Fr3)     =  0  (1)

                             (Fr0Y -Ft3Y). l1 – Fr3.l2 +RBy . l=  0  (2)

 

Từ (1)(2) ta có :

                             RAY = 800.5(N)

                             RBY = 522(N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là RAX , RBX

 

Với  Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với  Ft3X = Ft3 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr3       =  0  (1)

                             (Fr0X +Ft3x). l1- Fr3  .l3 +RBX.l3   =  0  (2)

 
 

 

 

Từ (1)(2) ta có :       RAX = 113(N)

                                 RBX = 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.

Mu1x=RAY.l1=800,5.58=46429N.mm

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

Mu2x=RBY.( l3- l2)=522184=96048N.mm

Mô men uốn tại ổ Mu x= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

Mu1Y=RAx.l1=113.58=6554 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

Mu2Y= RBx.(l3-l2)=1103.184=202952 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mx1=Ft0.d1/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

Mx2=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                             Ft0 = 2M/d1 =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              Fr0 = Fr0 tga  = Fr0 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                             Ft3 = 2M/d1 =  2. 78548/54 = 2909 (N)

          Lực hướng tâm              Fr3 = Ft3 tga  = Ft3 tg 200    = 1059(N)

 

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

Phản lực ở ổ sinh ra bởi Fr0 , Fr3

Giả sử phản lực đó là RA, RB va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr0 , Fr3 , RAY, RBY

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

(Fr0Y- Ft0Y)= -528,5 (N)

 

 

Ta có phương trình cân bằng

                             Fr0Y-Ft3Y + RAY + RBY - Fr3)     =  0  (1)

                             (Fr0Y -Ft3Y). l1 – Fr3.l2 +RBy . l=  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :

                             RAY = 1128.1 (N)

                             RBY = 459.4 (N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là RAX , RBX

Với  Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với  Ft3X = Ft3 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr3       =  0  (1)

                             (Fr0X +Ft3x). l1- Fr3  .l3 +RBX.l3   =  0  (2)

 
 

 

 

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

                                 RBX = 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.

Mu1x=RAY.l1=1128,1.58=65429,8N.mm

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

Mu2x=RBY.( l3- l2)=459,4.269=123578,6N.mm

Mô men uốn tại ổ Mu x= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

Mu1Y=RAx.l1=747,4.58=43349,2 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

Mu2Y= RBx.(l3-l2)=1195,6.269=321616,4 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mx1=Ft0.d1/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

Mx2=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                             Ft0 = 2M/d1 =  2. 78548/162 = 921 (N)

          Lực hướng tâm              Fr0 = Fr0 tga  = Fr0 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                             Ft3 = 2M/d1 =  2. 78548/63 = 2493,59 (N)

          Lực hướng tâm              Fr3 = Ft3 tga  = Ft3 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 Fr0 , Fr3

Giả sử phản lực đó là RA, RB va có chiều như hình vẽ.

Xét trong mặt phẳng  yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr0 , Fr3 , RAY, RBY

Với Fr0Y = Fr0 cos 300 = 290 (N)

Với Ft0Y = Ft0 cos 600 = 818.5 (N)

(Fr0Y- Ft0Y)= -528,5 (N)

Ta có phương trình cân bằng

                             Fr0Y-Ft0Y + RAY + RBY - Fr1)     =  0  (1)

                             (Fr0Y -Ft0Y). l1 – Fr1.l2 +RBy . l=  0  (2)

Từ (1)(2) ta có :

                             RAY = 670.7(N)

                             RBY = 765.4(N)

Xét trong mặt phẳng xoz .Các phản lực là RAX , RBX

Với  Fr0X = Fr0 cos600 = 335.cos60 = 168 (N)

Với  Ft0X = Ft0 cos300 = 1637.cos30 = 798(N)

(Fr0X+ Ft3X) = 966 (N)

Ta có phương trình

                             Fr0X+Ft3x + RAX + RBX- Fr1       =  0  (1)

                             (Fr0X +Ft0x). l1- Fr1  .l3 +RBX.l3   =  0  (2)

 
 

 

 

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

                                 RBX = 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.

Mu1x=RAY.l1=670,7.58=38900,6N.mm

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

Mu2x=RBY.( l3- l2)=765,4100=76540N.mm

Mô men uốn tại ổ Mu x= 0

·        Xét trong mặt phẳng yoz.

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=54

Mu1Y=RAx.l1=-275,7.58=-15996,6 N.mm

Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

Mu2Y= RBx.(l3-l2)=1773,3.100=177330 N.mm

·        Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=54

Mx1=Ft0.d1/2=78584 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=24

Mx2=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    Mux = 65429,8(Nmm)

          Muy = 43349,2(Nmm)    

          Mu = 78486 (Nmm)    ®     MuC = =60374 (Nmm)

Mômen xoắn:         MX = 78584(Nmm)    ®     Mc = =60449(Nmm)

Ưng suất uốn:

Xét tại tiết diện lắp bánh răng Z=18

                                         

Với    Mux =  123578,6(Nmm)

          Muy = 321616,4(Nmm)                     

           Mu = 344542 (Nmm) )  ®  MuC = =265032(Nmm)

Mômen xoắn:   MX = 78584(Nmm) ® Mc = =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 :  LT=B+f 

B : chiều rộng bánh răng

f :  khoảng cách giữa hai bánh răng

Khi gạt ăn khớp phải :  LP=Bf+f 

B : chiều rộng bánh răng

f :  khoảng cách giữa hai bánh răng

Hành trình gạt :L=LT+LP

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:

LT=BT+2f +B3

Với    BT : chiều rộng bánh răng bên trái

B3 : chiều rộng bánh răng giữa

Khi gạt sang phải :

LP=BP+2f +B3

Nên hành trình gạt của bánh răng 3 bậc :

L=LT+LP=BT+BP+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

 

A

B

C

D

n1

T

+         +

0         0

G

+         0

+         0

P

+

0

P

+         +

0         0

n2

P

0         0

+         +

G

+         0

+         0

P

+

0

P

+         +

0         0

n3

G

0         0

+         +

G

+         0

+         0

P

+

0

P

+         +

0         0

n4

P

+         0

+         0

P

+         +

0         0

T

0

+

P

+         +

0         0

n5

T

0         0

+         +

P

+         +

0         0

T

0

+

P

+         +

0         0

n6

G

+         0

+         0

P

+         +

0         0

T

0

+

P

+         +

0         0

n7

P

+         +

0         0

T

0         0

+         +

T

0

+

P

+         +

0         0

n8

T

0         0

+         +

T

0         0

+         +

T

0

+

P

+         +

0         0

n9

G

+         0

+         0

T

0         0

+         +

T

0

+

P

+         +

0         0

n10

P

+         +

0         0

G

+         0

+         0

P

+

0

T

0         0

+         +

n11

T

0         0

+         +

G

+         0

+         0

P

+

0

T

0         0

+         +

n12

G

+         0

+         0

G

+         0

+         0

P

+

0

T

0         0

+         +

n13

P

+         +

0         0

P

+         +

0         0

T

0

+

T

0         0

+         +

n14

T

+         +

0         0

P

+         +

0         0

T

0

+

T

0         0

+         +

n15

G

+         0

+         0

P

+         +

0         0

T

0

+

T

0         0

+         +

n16

P

+         +

0         0

T

0         0

+         +

T

0

+

T

0         0

+         +

n17

T

0         0

+         +

T

0         0

+         +

T

0

+

T

0         0

+         +

n18

G

+         0

+         +

T

0         0

+         +

T

0

+

T

0         0

+         +

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 LA= 84mm và mỗi lầm gạt là =42mm

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

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

¨Càng gạt D có 2 vị trí phải - trái và có LD=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

49

 

Then bằng

1

Thép 45

 

48

 

Đai ốc M76.2

1

Thép CT3

 

47

 

ổ bi 7313

1

 

 

46

 

Đệm hãm

1

Đồng

 

45

 

Vít hãm

1

Thép 45

 

44

 

Đai ốc M84

1

Thép CT3

 

43

 

Nắp hộp

2

Thép CT3

 

42

 

Vít hãm M10

2

Thép 45

 

41

 

Bánh đà

1

 

 

40

 

Then bằng

1

 

 

39

 

ổ bi 310

1

 

 

38

 

Đai ốc M23

1

Thép 45

 

37

 

Trục rút

1

Thép 45

 

36

 

Ô bi đỡ 509

2

 

 

35

 

Ô bi đỡ 508

2

 

 

34

 

Vít cấy đai ốc M16

1

Thép 45

 

33

 

Đông cơ

1

 

 

32

 

Then bằng

1

Thép 45

 

31

 

Nối trục đàn hồi

1

Thép 45

 

30

 

Chốt nối trục

1

Thép 45

 

29

 

Đệm nối trục

1

Cao su

 

28

 

ổ bi đỡ 213

2

 

 

27

 

Then bằng

1

Thép 45

 

26

 

Then bằng

1

Thép 45

 

25

 

Vòng chặn

4

Thép 45

 

24

 

ổ bi 408

 

 

 

23

 

ổ bi 306

 

 

 

22

 

Trục then hoa

1

Thép 45

 

21

 

Bơm dầu

1

Thép 45

 

20

 

Bạc chặn cam

1

Thép CT3

 

19

 

Cam lệch tâm

1

Thép CT3

 

18

 

Đệm cánh

1

Thép CT3

 

17

 

Đai ố hãm

1

Thép CT3

 

16

 

Trục

1

Thép CT5

 

15

 

Then bằng

1

Thép 45

 

14

 

Bạc

1

 

 

13

 

ổ bi đỡ

1

Thép CT3

 

12

 

Bạc chặn

1

 

 

11

 

ổ bi côn

1

Thép CT3

 

10

 

Cốc lót

1

Gang

 

9

 

Trục then hoa

1

Thép 45

 

8

 

Nắp thăm

1

Gang

 

7

 

ổ bi đỡ

1

 

 

6

 

ổ bi  côn

1

 

 

5

 

Nắp chắn dầu

2

Gang

 

4

 

Phớtd chắn dầu

1

Nỉ

 

3

 

Trục chính

1

Thép CT5

 

2

 

Bu lông M8

13

Thép CT5

 

1

 

Thân hộp

1

Gang xám

 

TT

Kí hiệu

Tên gọi

Số lượng

Vật liệu

Ghi chú

 

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"

hỗ trợ trực tuyến
doanchatluong.vn
đồ án mới cập nhật
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG MỘT SỐ CHI TIẾT CỦA Ê TÔ XOAY 2 CHIỀU TRÊN MÁY PHAY
ĐỒ ÁN ĐIỀU KHIỂN TỐI ƯU HỆ ĐỘNG LỰC HỌC TUYẾN TÍNH HỆ SỐ HẰNG SỐ BẰNG CÁCH SỬ DỤNG BỘ ĐIỀU KHIỂN LQR
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LY HỢP XE TẢI CÔNG THỨC BÁNH 4x2
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI TRỢ LỰC ĐIỆN TRÊN XE HONDA CIVIC
ĐỒ ÁN NGHIÊN CỨU KHAI THÁC HỆ THỐNG PHANH KHÍ NÉN XE TẢI VÀ XE KHÁCH
ĐỒ ÁN NGHIÊN CỨU HOÀN THIỆN CÔNG NGHỆ THAY THẾ ĐỘNG CƠ DIESEL TRÊN XE PAZ 32054
ĐỒ ÁN NGHIÊN CỨU CHẾ TẠO HỆ THỐNG ĐÁNH LỬA TRỰC TIẾP DỰA TRÊN XE CƠ SỞ VIOS 2007
ĐỒ ÁN KHẢO SÁT CÁC YẾU TỐ ẢNH HƯỞNG ĐẾN HIỆU QUẢ PHANH TRÊN XE CHỈ HUY UAZ 31512
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÔ HÌNH ROBOT ỨNG DỤNG TRONG GIA CÔNG PHAY BỀ MẶT PHẲNG
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÔ HÌNH ROBOT ỨNG DỤNG GẮP CHI TIẾT ĐÚC TỪ MÁY CÔNG NGHỆ RA VỊ TRÍ THÁO KHUÔN
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ROBOT ỨNG DỤNG BỐC XẾP KHO CHỨA TỰ ĐỘNG DÂY CHUYỀN SẢN XUẤT LINH HOẠT FMS
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÔ HÌNH ROBOT 3 BẬC TỰ DO TỊNH TIẾN ĐỂ GẮP HỘP TỪ BĂNG TRUYỀN
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ROBOT HÀN TỰ ĐỘNG
ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÔ HÌNH ROBOT VIẾT CHỮ VÀO TRONG CÔNG VIỆC
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ROBOT ỨNG DỤNG TRONG HÀN ĐIỂM


"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