ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY PHAY NGANG DỰA TRÊN MÁY ...

MỤC LỤC

Lời nói đầu.

Chương 1. Khảo sát máy tương tự.

 I. Đối với máy phay P623 .

II. Tính năng kỹ thuật của một số máy tương tự.

III. Phương án không gian, phương án thứ tự.

1. Hộp tốc độ. 

2. Hộp chạy dao. 

Chương 2. Thiết kế máy mới. 

I.Hộp tốc độ.

1. Lập chuỗi số vòng quay.

2. Xác định số nhóm truyền tối thiểu.

3. Phương án không gian.

4. Phương án thứ tự.

5. Lưới vòng quay.

6. Tính số răng.

II. Hộp chạy dao.

1. Lập chuỗi số vòng quay và số nhóm truyền tối thiểu.

2. Phương án không gian.

3. Phương án thứ tự.

4. Tính số răng nhóm truyền.

Chương 3. Tính toán sức bền chi tiết máy.

I. Hộp tốc độ.

1. Công suất động cơ chính.

2. Tính sơ bộ trục.

3. Tính toán nối trục đàn hồi.

4. Tính toán bánh răng. 

5. Tính toán trục chính.

Chương 4. Cơ cấu điều khiển. 

1. Tính toán hành trình gạt.

2. Chiều dài các chốt.

3. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển.

4. Rãnh trên chốt.

Bảng thống kê chi tiết.

Kết luận.

Tài liệu tham khảo.

Mục lục.

LỜI NÓI ĐẦU

     Góp phần cho sự phát triển nền công nghiệp nói chung và sự tiến bộ của nền cơ khí nói  riêng, máy cắt kim loại không ngừng được nghiên cứu và nâng cao chất lượng để khi sản xuất chúng được tối ưu trong quá trình cắt gọt để tạo ra được chất lượng sản phẩm  tốt phục vụ cho sản xuất .

      Máy cắt kim loại đóng vai trò rất quan trọng trong các phân xưởng cơ khí. Ngày nay với sự phát triển không ngừng của khoa học kĩ thuật, máy công cụ cũng được tự động điều khiển. Chính nhờ sự phát triển của tin học đã hình thành khái niệm phần mêm gia công, đem lại năng suất lao động, giảm giá thành sản phẩm  giả phóng sức lao động cho con người.

     Xu hướng phát triển trên thế giới hiện nay là năng cao độ chính xác gia công và hoàn thiện máy tự động điều khiển.

      Tuy vậy máy công cụ vạn năng vẫn là kiến thức cơ sở của sinh viên nghành cơ khí, là cơ sở để nghiên cứu để phát triển các máy  CN, NC, nếu không nắm vững kiến thức cơ bản này sinh viên sẽ không hoàn thành được nhiệm vụ của mình.

       Phần đồ án thiết kế gồm 4 chương :

                    Chương 1   Khảo sát máy tương tự.

                    Chương 2   Thiết kế máy mới .

                    Chương 3   Tính toán sức bền chi tiết máy

                    Chương 4   Cơ cấu điều khiển.

        Trong quá trình tính toán và thiết kế không thể tránh được những sai sót do chưa hiểu hết được về máy. Vậy em mong được các thầy chỉ bảo để em hoàn thiện được nhiệm vụ của mình một cách tốt nhất và giúp em làm tốt hơn trong việc thiết kế sau này.

        Em rất biết ơn sự hướng dẫn tận tính của thầy:……........…. và các thầy giáo bộ môn cơ sở thiết kế máy đã giúp em hoàn thiện đồ án môn học này.

                                                                            ……., ngày…..tháng….năm 20…

                                                                            Sinh viên thực hiện

                                                                                                   ………….......…                         

CHƯƠNG 1

KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ

Ta phải khảo sát tất cả các máy công cụ của tất cả các nước để từ đó ta có thể rút ra được kinh nghiệm và đem so sánh giữa các máy và xác định  máy tốt nhất để khảo sát và thiết kế.

 Trước hết ta phải tham khảo một số máy cũ mà nhà máy cơ khí Hà Nội đã chạy thử và nghiên cứu nó .

 Ta có các chế độ thử máy của nhà máy cơ khí Hà Nội

I. Đối với máy phay P623

1. Thử cắt nhanh : dao P18 ; D = 90 ; Z = 8 chi tiết gang HRB = 180

Chế độ gia công : n=47,5 (v/p) ; B = 100(mm) ; t=12(mm)

V= 13,5(v/p) ; s = 118 (mm/p) ; N = 6,3 (KW)

2. Cắt nhanh:  Dao T15k6 ;  D = 100 (mm) ; Z = 4 ; chi tiết thép 45 HRB = 195

Chế độ gia công n = 750 ; B =- 50 ; t=3 ; v= 235

S= 750 ; N = 8,5 (kw) dao phay đầu

3. Thử ly hợp an toàn:

Dao D = 110 (mm) ; z = 8 thép gió , gia công thép 45 ; B = 100 ; t= 10 ; n = 47,5 ; s = 118 ; Mx = 20000 (Ncm). Chạy nhanh 870 (v/p) kiểm tra sự trượt n = 20 (v/p)

II. Tính năng kỹ thuật của một số máy tương tự.

          Sau khi nghiên cứu các chế độ chạy và cắt thử của một số máy ta sẽ nghiên cứu các thông số tính năng kĩ thuật của một số máy tương tự , các máy đó là các máy 6H82(P623) , 6H12 , 6M82

          Trong thực tế trước khi thiết kế máy công cụ ta phải nghiên cứu và khảo sát để tìm hiểu về tính năng kĩ thuật , phương án không gian ,phương án thứ tự của các máy đó để từ đó rút ra được những đặc tính tốt của máy , lấy đó làm cơ sở cho việc thiết kế máy mới cũng như để thừa kế những gì máy cũ đã có để tịên cho việc thiết kế , và nâng cao tính naeng của máy. Nhưng do điều kiện hạn hẹp ta chỉ khảo sát được ba loại máy : 6H82 ; 6H12  ; 6M82;

          Nhưng ta lấy máy 6H82 làm chuẩn để khảo sát.

· Đồ thị vòng quay máy 6H82.

 I

                                                                                                                                                                                                                              26/54  

II

                                                                        16/39                                                                                                                 22/33          

III

                                                       18/47                         39/26                

IV

                       19/71                                                                                                                                                                                                                                   82/38               

V

                        30   37,5   47,5    60    75     95   118   160   190   235  300   375   475   600   750    950  1130   1500

                                                                                                                                                                                                (v/ph)             

Từ đồ thị vòng quay kết hợp với sơ đồ động ta xác định được các phương trình xích động.

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

        nđc  ® 1440 x 26/54 x  x   x      ® ntc

      b) Xích chạy dao.

          + Chạy dao ngang.

nđc (1420) x 26/44 x 24/64 x  x  x  x 28/35 x 18/33 x 33/37 x 37/33 x tv   ® Sng

          + Chạy dao đứng.

nđc (1420) x 26/44 x 24/64 x  x  x  x 28/35 x 18/33 x 22/33 x 22/44 x tv   ® Sđ

                   + Chạy dao dọc.

 nđc (1420) x 26/44 x 24/64 x  x  x  x 28/35 x 18/33 x 33/37 x 18/16 x 18/18 x tv   ® Sd

                   + Phương trình chạy dao nhanh.

 nđc (1420) x 26/44 x 44/57 x 57/43 x 28/35 x 18/33 x 33/37 18/16 x 18/18 xtv ® Sn

III.    Phương án không gian, phương án thứ tự.

1.     Hộp tốc độ:

       a) Bố cục máy:

         Từ máy mẫu ta có nhận xét sau:

          + Hộp tốc độ được đặt dưới hộp trục chính , như vậy giảm được cụm dẫn động giữa hộp tốc độ và hộp trục chính ® kích thước của bộ truyền nhỏ gọn và cứng vững.

          + Hộp tốc độ phải đạt hiệu suất cao , tiết kiệm nguyên liệu , có tính công nghệ cao, làmviệc chính xác, sử dụng và bảo quản một các dễ dàng.

          + Hộp tốc độ có một cặp bánh răng dùng chung về kết cấu không có gì đặc biệt nhưng:

- Giảm chiều dài, tăng độ cứng vững cho trục và tiết kiệm nguyên liệu.

- Giảm được khoảng cách giữa 2 bánh răng truyền mô men xoắn của hai nhóm lân cận

                   b) Phương án không gian.

          Xuất phát từ đồ thị vòng quay ta có phương án không gian (3x3x2), với cấp tốc độ vòng quay trục chính là:

                    Z = 1x3 x 3 x 3 x 2 = 18 (tốc độ)

          Hộp có 4 nhóm truyền

          Nhóm 1: có một tỉ số truyền Pa = 1 để truyền từ trục I đến trục II

                             i1 = Z1 / Z1’ = 26/54

          Nhón 2: có 3 tỉ số truyền Pb = 3 để truyền mô men xoắn từ trục II đến trục III

           i2 = Z2 / Z2’ = 19/36  ; i3 = Z3 / Z3’ = 22/33   ; i4 = Z4 / Z4’ = 16/39

          Nhóm 3: có 3 tỉ số truyền PC = 3 để truyền mô men xoắn từ trục III đến trục IV

          i5 = Z5 / Z5’ = 28/37  ;     i6  = Z6 / Z6’ = 39/26   ;    i7 = Z7 / Z7’  = 18/47

          Nhóm 4: có hai tỉ số truyền Pd = 2

           i8 = Z8 / Z8’ = 19/71  ;        i9 = Z9 / Z9’  = 82/38

             Z = Pa  x Pb x Pc x Pd = 1 x 3 x 3 x 2 = 18

· Phạm vi điều chỉnh tốc độ Rn của hộp tốc độ là

       Rn = nmax / nmin = 1500/30 = 50

· Trị số vòng quay của trục chính là : xác định được từ đồ thị vòng quay.

- 18 cấp độ này lần lượt đổi vị trí ăn khớp của các nhóm bánh răng .Cách thay đổi thứ tự ăn khớp của các bánh răng theo thứ tự nhóm gọi là phương án thay đổi thứ tự

  Từ đồ thị vòng quay ta xác định được đặc tính nhóm.

  - Nhóm I : có tỉ số truyền cố định i = 17/34

  - Nhóm II : có 3 tỉ số truyền

       n1  :  n2  :  n3   = 1: j : j3                       ® i1    :  i2     :  i3   =   1: j : j3  

          i1    :  i2     :  i3      = n1  :  n2  :  n3         

            Vậy công bội của nhóm truyền này là j1 ® nhóm II là nhóm cở sở

  - Nhóm III : có 3 tỉ số truyền

     n4  :  n5  :  n6   = 1: j3 : j6                       ® i4    :  i5     :  i6   =   1: j 3: j6  

          i4    :  i5     :  i6     = n4  :  n5  :  n6         

          Vậy công bội của nhóm truyền này là j3 ® nhóm III là nhóm khuếch đại thứ nhất, với lượng mở là 3

  - Nhóm IV : có 2 tỉ số truyền

      n1  :  n10     = 1: j9                                        ® i7    :  i8   =   1 : j9  

          i7    :  i8            = n1  :  n10         

            Vậy công bội của nhóm truyền này là j9 ® nhóm IV là nhóm khuếch đại thứ 2, với lượng mở lớn nhất là9

  Phương án thứ tự của nhóm máy là:

                                      1  x  3  x 3 x  2

            Xuất phát từ công thức j  =  tính cho hệ thống truyền động cấp nhân không có cấp độ trùng. Đối với máy phay thì trên đồ thị vòng quay của máy P623 thì không có cấp độ nào trùng nên ta có thể dùng được công thức trên, nhưng ngoài ra ta có thể dùng công thức sau j = (số tốc độ trước /số tốc độ sau).

            Ta thử vài trường hợp sau:

   j1 = 37,5 / 37 = 1,01  ;   j2 = 47,5 / 37,5 = 1,265  ; j3 = 60 / 47,5 = 1,263

như vậy ta lấy j = 1,26 (theo tiêu chuẩn)

+ Tính các giá trị x1 ; x2  ;  x3  ;  x4..

       i1 = Z1 /Z1’ = 26/54 = 1,26X1  Þ x1 = -3,126 lấy x1 = -3

       i2 = Z2 /Z2’ = 16/39 = 1,26X  Þ x2 = -3,885 lấy x2 = -4

          Xác định tương tự cho các giá trị khác  x3  ,  x4 . từ đó ta xác định được một  lượng mở lân cận xi từ các giá trị x1 , x2 ,x3.

                   Ta tính được lượng mở bằng các hiệu x2  -  x1 ; x3 - x2 ...

          ® Biết được khoảng cách giữa các tia trên lưới vòng quay ® chính là khoảng cách lgj .

Sơ đồ lưới kết cấu hộp trục chính

  I                                                            n0      

II

                                                 nII1             nII2          nII3

        III

 IV

V

    n1     n2    n3   n4   n5   n6   n7   n8    n9  n10  n11  n12  n13  n14  n15  n16  n17  n18 (lgj)                                                       

        2. Hộp chạy dao

       a) Bố cục hộp chạy dao.

          Hộp chạy dao đặt ngang dưới bàn máy để giảm khoảng không kích thước của máy ® không cồng kềnh , tiết kiệm kim loại , kiểu dáng hài hoà

     Cơ cấu đặc biệt:

              · Trong hộp chạy dao có dùng cơ cấu phản hồi

                        + Tiết kiệm được số trục, giảm kích thước hộp chạy dao

          + Tận dụng được khoảng trống không gian dưới ly hợp ma sát mặc dù vẫn phải chấp nhận có bánh răng bị cắt chân răng (Z8

5. Lưới vòng quay:

+ Hộp tốc độ : 1/4  iv  2

+ Hộp chạy dao : 1/5   is  2,8

Để giảm tốc độ có thể lấy : iv = 1/4 ¸ 1/5

Để tăng tốc độ có thể lấy : iv = 2/1 ¸ 2,5 /1

         *Sơ đồ lưới kết kết cấu của hộp trục chímh.

 I                                                          n0

II

3

III

3

IV

2

V   n1    n2   n3   n4   n5   n6   n7    n8   n9   n10  n11  n12  n13  n14  n15  n16 n17  n18                                               

                                                                                                          (lgj) 

6. Tính số răng:  

+ Số răng nhóm 1:

Xác định số răng của cặp bánh răng nối từ trục động cơ sang trục II                       

i1 = 1/j3  = 1/2 = f1 / g1         

f1 + g1 = 1 + 2 = 3

Bội số trung nhỏ nhất của (f1 + g1 ) là 3 ® k = 3

Vì là hộp giảm tốc nên bánh răng nhỏ là bánh chủ động ® Ta có :

Zmin : số răng tối thiểu dùng trong hộp tốc độ thường lấy bằng 17 (răng)

            . Chọn Emin = 17

Tổng số răng å Z = Emin x k = 17 x 3 = 51

                    (răng)

                             (răng)

+ Tính số răng nhóm 1 :

i3 = 1/j4 = 1/1,264 = 1/ 2,52 = 2/5 = f2 / g2

i3 = 1/j3 = 1/1,263 = 1/ 2,001 = 1/2 = f3 / g3

i3 = 1/j2 = 1/1,262  = 1/1,5876 = f4 / g4  = 8/13

® Bội số trung nhỏ nhất của (f­x + gx) là k = 21

Hộp là hộp giảm tốc nên bánh răng nhỏ là bánh răng chủ động

                   ®. Chọn E = 3

Tổng số răng  å Z = E x k = 3 x 21 = 63

Số răng của các bánh răng trong nhóm 1

          + Số răng nhóm 2:

 i5 = 1/j4 = 1/1,264 = 1/ 2,52 = 21/53= f5 / g5

i6 = 1/j = 1/1,26 = 33/ 41  = f6 / g6

          i7 = 1/j2 = 1/1,262  = 45/29 = f7 / g7 

                Bội số trung nhỏ nhất của (fx + gx) là k  = 74

        ®. Lấy E = 1

       Vậy số răng nhỏ nhất của nhóm III là:

         å Z5 = E x k = 1 x 74 = 74

         Số răng nhóm III là :

     I8 = 1/j6 = 1/1,266 = 1/ 4,0034  = 1/4 =  f8 / g8

            I9 = j3 = 1,26 3= 2/ 1  = f9 / g9

                    Bội số trung nhỏ nhất của (fx + gx) là k = 15

                  ®

                  ® Emin =  6

               Vậy số răng nhỏ nhất của nhóm III là:

                   å Z = E x k = 6  x 15 = 90

·        Xác định đồ thị vòng quay của máy thiết kế.

Từ ta xác định được đồ thị vòng quay thông qua tỉ số truyền .

i1 = 17/34 = jx Þ x= lg(17/34) / lg1,26 = -2,999 lấy bằng –3 Þ i1 N0 ® lấy  = 1.   

 =  = 96,3 (N/mm2)

 = = 128 (N/mm2)

c) Tính mô đun bánh răng theo sứ bền tiếp xúc.

Trong đó j0 = 0,7 ¸ 1,5 lấy j0 = 1,4

N= Nđc . h - công suất truyền bánh răng

h = 0,79 - hiệu suất tính từ động cơ đến bánh răng truyền mà ta tính

K= 1,3 : hệ số tải trọng

- Đối với thép thấm các bon hoặc là thép hợp kim đã tôi,

lấy tx = (1750 ¸ 2100). Chọn

®

Chọn theo tiêu chuẩn m = 4

d) Kiểm nghiệm theo sức bền uốn.

Với y = 0,26 : hệ số dạng răng , lấy m=4

Vậy chọn m = 4 cho tất cả bánh răng trong các nhóm truyền

e) Thông số hình học của bánh răng.

Di - Đường kính chia

 Di = m . Zi

          D1 = m . Z1 = 4 x 17 = 68 mm

          D1’ = m . Z1’ = 4 x 34  =136 mm

De : Đường kính đỉnh răng

De = di + 2 (1+x1 - Dy). m

x1 : hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 (bánh chủ động)

x2 : hệ số dịch chỉnh bánh răng 2 (bánh bị động)

x1 = 0,5 [xt - ( Z2 - Z1) .y/Zt]

y = aw/m

xt­ : hệ số dịch chỉnh bánh răng : xt = y + Dy

Theo tính toán của đồ án chi tiết máy ta có được

x1 = 0,1445

Dy = kx x zt /1000 : theo công thức 6-24 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp )

Dy = 0,0389

xt =0,8389

® x1 =0,1445

® DC = Di +8,8. Làm tròn

® DC = Di +9

 *Lập bảng các thông số

5. Tính trục chính.

a)    Các lực tác dụng lên trục chính:

   + Lực vòng bánh răng

   + Lực hướng tâm.

Pr1 = P1 . tg200 = 5080,5 x tg200 = 1849 N

   + Lực vòng của dao.

P2 = P0 = 41505 N

   + Lực dọc trục của dao.

Pa2 = 0,3 . P2 . tga = 0,3 x 41505 x tg150 = 3336,4 N

   + Lực hương tâm.

Pr2 = 0,6. P2 = 0,6 x 41505 = 24903 N

b) Tính toán sức bền:

·        Xét nhịp BC:

Thay gối tựa cho các ổ B và C ta chọn được hệ cơ bản bằng cách đặt vào B và C các quay. Dầm liên tục trở thành dầm đơn mà tải trọng trên các dầm đơn không ảnh hưởng đến dầm bên cạnh.

Viết PT 3 mô men cho nút B:

MAl0 + 2(l0 + l1)Mn + l1Mc = -6(W0 + W1)      (1)

MBl1 + 2(l1 + l2)Mc + l2MD = -6(W0 + W2)     (2)

Trong đó:   l0 = AB = 242 mm

l1 = BC = 285 mm

l2 = CD = 400 mm

W1,W2,W3: Diện tích biểu đồ mô men ngoại gây trên nhịp đó

Ta có: W0 = 0

MA = MD = 0

Từ (1) và (2) ta có:

2(l0 + l1)MB + l1MC = -6W1             (1’)

MBl1 + 2(l1 + l2)MC = -6(W1 + W2)       (2’)

+) Xét mặt phẳng yOz:

- Phương trình cân bằng cho nhịp BC

Ta có:

Từ hệ trên ta có:

- Phương trình nội lực:

+ Xét tại mặt cắt 1-1:

Mx1= yC . z1 Với 0  z1  EC

Tại z1= EC = 88 ® Mx1=1278,1 . 88 = 112472,8 (N.m)

+ Xét tại mặt cắt 2-2:

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

Tại z2 = BC = 285 ® Mx2 = 1278,2 . 285 - 1849 . 197 = 0

·        Xét nhịp CD:

- Phương trình cân bằng:

Trong đó:

M2=Pa2 . Dđ= . 3336,4.100 = 166820 (N.m)

Từ (3) và (4) :

- Phương trình nội lực:

+) Xét mặt cắt 3-3:

Ta có: Mx3 = -yD .z3 .Với 0  z3  GD

Khi z3= GD = 200

® Mx3 = -12034,5.200 = -2406900  N.m

+) Xét tại mặt cắt 4-4:

Ta có: Mx4 = -yD . z4 + Pr2(z4+GD) - M2

Với GD  z2  CD

+ Khi z4= GD = 200

® Mx4=12034,5 . 200 + 24903 . (200-200) = 2573720 N.m

+Khi  z4=CD=400

®Mx4 =120345 . 400 + 25903 . (400-200) = -166820 = -10  0

(Do có sai số làm tròn)

Vậy ta có: W1=W11+W22

+ W11=.112473,8 . 197 = 11078570,8 (N)

+ W12=.112473,8 . 88 = 4948803,2 (N)

+)

Với: b11= 88 +  . 197 = 153,6

        b12 = . 88 = 38,66

®

+)

Với: a11 = .197 = 131,3

        a12 = 197 +  . 88 = 226,3

®

          +)

Với:   +

+

+

+

®

Thay vào hệ phương trình (1’) & (2’) ta có:

·        Xét trong mặt phẳng xOz:

- Phương trình cân bằng lực:

- Viết phương trình nội lực:

+) Xét mặt cắt 1-1:

Ta có:              MY1 = - XC . Z1 .Với

Khi z2= 88 ® MY1= -3511,78.88 = -309036,64

+) Xét nhịp l2

+ Từ phương trìmh cân bằng ta có:

       Với  MY(c)=0

+) Phương trình nội lực:

+ Tại mặt cắt 3- 3:

MY3 = XD .z3          .Với

Khi z3 = GD = 200 ® MY3 = 20752,5 . 200 = 4150500 N.mm

+ Tại mặt cắt 4- 4:

MY4 = XD . z­4 - P2(z4-GD).         Với

Tại giá trị z4 = 200 thì

MY4=20752,5 . 200 – 41505.(200 - 200) = 4150500 Nmm

Tại z4 = 400 ®MY4 = 20752,5 . 400 – 41505 . (400-200) = 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 (1’) & (2’).

+

Trong đó:

Vậy: 

+

Trong đó:

Vậy: 

          +

Trong đó:   

Vậy: 

Thay các giá trị trên vào hệ PT (1’) & (2’) ta có:

·        Vẽ biểu đồ nội lực:

+) Trong mặt toạ độ yOz:

- Xác định phản lực tại A & D:

Ta có:  º 0        

 (N)

- PT trình nội lực trong mặt yoz:

+ Mặt cắt 1-1;

Mx1=-yD.z1  Khi z1=0  Mx1=0

                                      Khi z1=200  Mx1=-19236,5.200=3847300  Nmm

+ Mặt cắt 2-2:

Mx2 = - yD . z2 - Ma2+Pr2(z2-GD) .        Với

Khi z2 = GD = 200

® Mx2 = -19236,5 . 200 – 166820 = - 4014120 N.mm 

Khi z2= CD = 400

® Mx2 = -19236,5 . 400 –166820 + 24903.(400 - 200)

 = -2880802 N.mm

+ Mặt cắt 3-3:

Mx3 = - yD . z3 - Ma2 + Pr2(z3 - CD) - MC        .Với

Khi z3 = CD = 400

® Mx3= -19236,5 . 400 – 166820 + 24903 . 200 -  1202530,5 = - 4083350,58 N.mm        

Khi z3= ED = 488

® Mx3 = -19236,5 . 488 - 166820 + 24903.(488-200) - 1202530,5 = -3584698,5 N.mm                             

+ Mặt cắt 4- 4:

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

Với

Khi z4= ED

® Mx4= -19236,5 . 488 - 166820 + 24903.(488-200) - 202530,5 = 3584698,5  N.mm         

Khi z4 = BD

® Mx4= -19236,5.685 - 166820 + 24903.(685-200) - 203530,5 +1849.197 = -2104145   N.mm

+ Mặt cắt 5 - 5:

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

Với

Khi z5 = BD

® Mx5 = -19236,5 . 685 - 166820 + 24903.(685-200) - 202530,5+ 849.197 + 285374,86  = -1818770,14  N.mm         

Khi z5=AD

® Mx5= -19236,5.927 - 166820 + 24903.(927-200) - 202530,5+1849.439 + 285374,86 =  0   N.mm

+) Trong mặt phẳng xOz:

- Xác định phản lực tại A & B:

Xét hệ lực bao gồm:  º 0

- PT nội lực cho dầm trong mặt phẳng xoz:

+ Mặt cắt 1- 1;

My1=XD . z1 . Với 0  z1  GD

Khi z1= 0 ® My1=0

Khi z1 = GD = 200 ® MY1 = -27550,4 . 200 = 5510080  N.mm

+ Mặt cắt 2- 2:

MY2=XD.z2+P2(z2- GD) .Với

Khi z2 = GD = 200 ® MY2 = 27550,4 . 200 - 0 = 5510080 N.mm    Khi z2 = CD = 400 ® MY2 = 27550,4 . 400 - 41505 . 200

= 2719160   N.mm

+ Mặt cắt 3- 3:

MY3 = XD . z3 - P2(z3- CD) + MC  . Với

Khi z3 = CD

® MY3 = 27550,4 . 400 - 41505 . 2002008402,96

  = 4727562,96  N.mm 

Khi z3 = ED

® MY3 = 27550,4 . 488 - 41505 .288 + 2008402,96

  =3499558,16   N.mm                                                                                                                                                                                                             

+ Mặt cắt 4- 4:

MY4=XD . z4 - P2(z4- GD) + MC + P1(z4-ED) .Với

Khi z4 = ED

® MY4 = 27550,4 . 488 - 41505 . 288 + 2008402,96

  =3499558,16  N.mm  

Khi z4 = BD

® MY4=27550,4 . 685 - 41505 . 485 + 2008402,96

+ 5080,5.197=1751360,46   N.mm

+ Mặt cắt 5- 5:

MY5=XA.z5 .Với

Khi z5 = AB ® MY5 = 2874,1 . 242 = 2147532   Nmm

Biểu đồ mô men trục chính

5. Tính toán trục chính:

·        Tính chính xác trục:

Trong đó : Vật liệu làm bằng thép 45

                    - giới hạn bền mỏi

          Với :

Tỷ số đường kính trong và ngoài của trục :

Hệ số an toàn : n = 3

c1, c2 : những trị số phụ thuộc quá trình cắt, phay : c1 = c2 = 0,3

 : Hệ số kể đến ảnh hưởng tập trung ứng suất.

+) Mô men nội lực tại tiết diện B, C, E :

                   Tại B :

Tại E :

          Tại C :

+)

+)

+)

Chọn :         dB = 80 (mm)

                   dE = 95 (mm);       (côn 1/10)

                   dC = 100 (mm)

                   dA = 70 (mm)

·        Kiểm nghiệm độ cứng vững:

+) Tính độ võng y :

Ta có sơ đồ tính sau :

Do tỷ số B/d nhỏ nên coi ổ như gối tựa hình cầu (B - chiều rộng của ổ;  d - đường kính trục) ® M = 0.

Nên ta có :

Ta thấy đường kính trung bình của trục là 85 (mm)

E - môđuyn đàn hồi của vật liệu E = 2,15.106 (N/mm2)

                    Vậy độ võng :

          Độ võng cho phép :

                   Vậy y < [y] trục đảm bảo độ cứng vững

+) Kiểm nghiệm góc xoay :

                   Vậy góc xoay đảm bảo yêu cầu

+) Kiểm nghiệm góc xoắn ;

          l : chiều dài chịu tác dụng xoắn

                   G : mômen đàn hồi chống trượt;                

Đối với thép G = 8,4.106 (N/cm2)

          jp : mômen quán tính độc cực (cm4)

          h : chiều cao rãnh then

                   Thay vào ta có :

                                    Thoả mãn

+) Kiểm nghiệm về độ chấn động

Trục chính của máy có nMax = 1347,5 (v/ph). Khi làm việc sinh ra chấn động và xảy ra dao động cộng hưởng, ảnh hưởng đến độ chính xác gia công chi tiết và có thể làm gãy trục, mòn ổ.

                   Vận tốc tới hạn

          g : gia tốc trọng trường (cm/s2)

                   y : độ võng lớn nhất của trục

          Vậy nMax = 1347,5 (v/ph) < nth = 2090 (v/ph)

CHƯƠNG 4

CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN

I. Yêu cầu đối với cơ cấu 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 điều khiển tay gạt, và đĩa lỗ với cách xác định hành trình như sau:

Đối với bánh răng hai bậc thì vị trí giữa không làm việc . Khi gạt để ăn khớp trái là:                             LT = B + f

Với B :   chiều rộng vành răng

      f : khoảng cách giữa hai bánh răng

                        f =  (2 ¸ 3) mm

Khi gạt ăn khớp phải :

                         LT = B + fp

Vậy hành trình gạt là : L = LT + LP

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

                          LT = BT + B3 + 2f

Với  :  BT  - chiều rộng bánh răng bên trái.

           B3  - chiều rộng bánh răng ở giữa.

                               f  - khoảng cách an toàn.       

     + Khi gạt sang phải thì :

                                                 LP = BP  + B3 + 2f

Hành trình gạt của khối bánh răng 3 bậc là:

                                                 L  =  LT  +  LP  =  B + 2B3 + B1 + 4f

Thay đổi  tốc độ bảng đĩa lỗ , trên mặt đĩa có khoan những lỗ nằm trên các đường tròn đồng tâm. Hai đĩa này đồng trục và đặt song song với nhau theo nguyên lý : Kéo tay gạt có tác dụng đẩy 2 đĩa lỗ kia ra khỏi các chốt, rồi quay đĩa lỗ đi một góc cần thiết ứng với tốc độ đã chọn rồi đẩy đĩa vào. Tuỳ vị trí đĩa có lỗ hay không có lỗ nó sẽ đẩy trốt 1 hoặc 2 , làm  bánh răng 3 quay theo và làm cho thanh răng 5 chuyển động tịnh tiến . Thanh răng 5 có ngắn càng gạt , gạt khối bánh răng di trượt tới vị trí ăn khớp .

Máy phay có Zn =18 , phương án không gian 3 x 3 x2

II. Tính toán hành trình tay gạt.

1. Khái quát.

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

- Với khối bánh 3 bậc có 3 vị trí ăn khớp phải - giữa - trái và có LA = 128  mm mỗi lần gạt 64 mm

- Càng gạt B có 3 vị trí trái - giữa - phải và có LB = 64 mỗi lần gạt là 32mm

- Càng C có hai vị trí phải (ăn khớp) , trái (không ăn khớp) có LC = 32mm

- Càng D có 2 vị trí trái - phải LD = 48 + 48 + 2 = 98 mm

- 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 ước số chung là 32 do đó ta chọn khoảng cách a = 32mm (khoảng cách giữa 2 đĩa lỗ) cũng là hành trình của trục thanh răng 1- 2

 + Càng gạt A mỗi lần gạt 64 mm do đó phải khuếch đại lên 64/32 = 2 lần

 + Càng gạt D mỗi lần gạt 64 mm do đó phải khuếch đại lên 98 / 64 = 3/2 lần

 + Số càng gạt là 4

- Số thanh răng mang chốt 8

- Số hàng lỗ trên đĩa là 4 x 2 = 8 hàng nhưng để kết cấu nhỏ gọn ta bố trí 6 hàng lỗ

2. Chiều dài các chốt.

- Khối C khối cơ sở hành trình gạt là 32 nên ta lấy chiều dài chốt là 32 (về kết cấu  khôi C có chốt tỳ vào mặt đầu  chốt lên đĩa 2 , khống chế hành trình bằng vai chốt )

     3. Các bánh răng của cơ cấu điều khiển.

  + Chọn bánh răng điều khiển khối C= 16 răng

  + Chọn bánh răng điều khiển khối B= 16 răng

Þ Bánh răng điều khiển khối A = 32 răng

Þ Bánh răng điều khiển khối D  = 24 răng

+ Hành trình gạt khối B và C được xác định ở chiều dài chốt  nên ta bố trí cần gạt gần với bánh răng cơ sở

+ Hành trình gạt của khối bánh răng A và D sau khi được khuếch đại tới bánh răng khuếch đại nên ta bố trí càng gạt gần với thanh răng khuếch đại

- Số răng của các bánh răng mang càng gạt:

   ZTR = Lh / (P x m) + Zthừa      : lấy Zthừa = 4 răng

   ZTR = LC / (P x m) + Zthừa  = 32 / (3,14 x 2) + 4 = 10 (răng)

ZTR = LB / (P x m) + Zthừa     = 64 / (3,14 x 2) + 4 = 14 (răng)

ZTR = LA / (P x m) + Zthừa    = 128 / (3,14 x 2) + 4 = 24 (răng)

ZTR = LD / (P x m) + Zthừa    = 98 / (3,14 x 2) + 4  = 18 (răng)

       + Thanh răng điều khiển đĩa lỗ với hành trình đĩa:

      lđk = lchốt max + lrãnh = 32 + 12 = 44 mm

      Chọn mô đun bánh răng m = 2

  Vậy Z = 44 / (3,14 x2) + 4 = 11 răng

                  + Bánh răng quạt dùng để điều chỉnh hành trình đĩa:

    Zquạt = Zlv + 4 = 15 răng

        + Góc làm việc của bánh răng quạt :  b = (360 / 36)x15 = 1500

            + Góc làm việc của thanh răng điều khiển là : b1 = (360 / 36)x11 = 1100

         4. Rãnh trên chốt.

Để các chốt tiến hàmh gạt các bánh răng vào ăn khớp lần lượt theo thứ rự.  Ta làm các rãnh trên các chốt. Chiều dài các chốt khác nhau nên ta chọn các rãnh khác nhau . Chốt nào có rẵnh dài sẽ vào trước .

  Lrãnh  + Lcần thiết +Lchốt ngang + 0,5

  Khối :          A = 9 + 2,5 + 0,5 = 12 mm

                         B = C =  6 + 2.5 + 0.5  = 9 mm

                          D = 3 + 2,5  +  0,5  = 6 mm

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

Bảng thống kê chi tiết

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

Phạm Đắp - Nguyễn Đức Lộc - Phạm Thế Trường - Nguyễn Tiến Lưỡng

2. Giáo trình máy cắt kim loại - Phạm Đắp

3. Tập bản vẽ thiết kế máy tiện - Phay - Bào

Bộ môn Chế tạo máy khoa Cơ khí

4. Tập bản vẽ cơ khí

Khoa Cơ học máy - ĐHBK - Hà Nội

5. Thiết kế Chi tiết máy

Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"