(TIỂU LUẬN) đồ án máy tiện đồ án thiết kế máy công cụ t06

Hình 1.2 Sơ đồ động của máy tiện T620 a Xích tốc độ:Xích nối từ động cơ điện công suất N=10kW số vòng quay n=1450 vg/ph, qua bộtruyền đai vào hộp tốc độ làm quay trục chính VII Lượng di

Tính toán sức bền các chi tiết máy

3.1) TÍNH CÁC LỰC TÁC DỤNG TRONG TRUYỀN DẪN

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… Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất Trong mục này chỉ xác định chế độ cắt gọt giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau: chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán, chế độ cắt gọt để thử máy. a Chế độ cắt gọt cực đại.

Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức t max = C √ 8 d max

Trong đó C = 0,7 đối với thép dmax – đường kính lớn nhất của chi tiết gia công được trên máy mới, tham khảo máy 1k62 ta có dmax = 400( mm) t max = C √ 8 d max =0,7 √ 8 400 =1,48 (mm)

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 38

Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải cực đại, tăng kích thước và trọng lượng máy Thực tiễn chứng tỏ rằng người công nhân không cho máy làm việc hết tải trọng Độ bóng, độ chính xác, trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác là nguyên nhân hạn chế khả năng sử dụng của máy Để tính toán hợp lý hơn có thể dùng chế độ cắt gọt tính toán. b Chế độ cắt gọt tính toán:

Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ nmin - nmax , Z cấp độ khác nhau Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ Smin - Smax , Z cấp độ khác nhau Tại các trị số nmin ,Smin máy làm việc với Mxmax

Vì vậy phải xác định trị số ntính , Stính theo công thức n tính =n min 4 √ n n max min c Chế độ cắt gọt thử máy

Chế độ thử máy là do người thiết kế hoặc nhà máy sản xuất quy định Trước khi đưa máy mới vào sản xuất, nhà máy chế tạo phải nghiệm thu máy theo một chế độ kiểm nghiệm nhất định Thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh, cắt mạnh mục đích để kiểm tra các cơ cấu và chi tiết máy làm việc ổn định Nếu nơi sử dụng máy làm việc với chế độ cắt cao hơn, các cơ cấu và chi tiết máy bị hư hỏng, nhà máy chế tạo sẽ không chịu trách nhiệm, vì vậy ta có thể chọn chế độ thử máy để tính toán sức bền các chi tiết máy mới tương tự với máy đã sản xuất.

3.1.2) Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn

Các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành ( dao và phôi) của máy tiện T620 như sau:

Hình 3.1) Các thành phần lực tác dụng

Với Px : thành phần lực dọc trục

Py : thành phần lực hướng tâm

Pz : thành phần lực tiếp tuyến

Công thức tính lực cắt:

C - là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công. t - là chiều sâu cắt (mm) s - lượng chạy dao (mm/vòng) a Thử có tải

Tham khảo máy 1K62, ta chọn chế độ thử có tải sau:

Thông số chế độ cắt:

 Chiều dài chi tiết :l = 2000mm

 Vật liệu phôi là thép 45.

 Độ cứng bề mặt phôi HRB 7

 Vật liệu dao cắt là thép gió P18.

 Tốc độ trục chính n = 40 vòng/phút.

 Bước tiến dao s = 1,4 mm/vòng.

Theo công thức trên, các hệ số C, x, y tra bảng II – 1 ta có

Dao tiện T15K6 Thông số chế độ cắt:

 Chiều dài chi tiết l = 350mm

 Tốc độ trục chính n = 400 vòng/phút.

 Bước tiến dao s = 0,39 mm/vòng

Tương tự như trên ta tính được các lực thành phần như sau c Tính lực chạy dao Q

Theo công thức thực nghiệm của D.N Rê-sê-tốp và T.A Lê-vít , với máy tiện có sống trượt lăng trụ thì lực chạy dao Q tính theo công thức:

 G – trọng lượng phần dịch chuyển; G = 250 kg = 2500 N

 f – hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt; f = 0,15 ÷ 0,18

 k – hệ số tăng lực ma sát do P tạo momen lật; k = 1,15

- Theo chế độ thử tải ta có:

- Theo chế độ thử công suất: d Tính momen xoắn của động cơ

Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc của động cơ điện ( ) phải cân bằng với lực cắt ( ) và ma sát ( ) trong các cặp truyền động:

Trong đó: i0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích ik - tỷ số truyền từ cặp có tới trục chính

 - Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ;  = 0,70  0,85; lấy  = 0,8

- mômen xoắn do lực cắt gây ra:

- Chế độ thử có tải:

3.2) TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN

3.2.1) Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:

Công suất động cơ gồm có :

Trong đó: - công suất cắt

- công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên, bảo đảm cho máy làm việc ổn định.

Thường chiếm 70  80 , cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ điện theo công suất cắt

Vơí :  - hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ;  = 0,70  0,85 , lấy  = 0,8

Trong đó - lực cắt chọn (N) v - tốc độ cắt chọn (m/phút)

Vậy công suất gần đúng của động cơ điện được tính qua công suất cắt

Do đó ta chọn động cơ điện theo tiêu chuẩn Ndc = 10 (kW)

3.2.2) Xác định công suất chạy dao:

Ta có thể xác định công suất chạy dao bằng 2 phương pháp

- Tính theo tỷ lệ với công suất động cơ chính

Với K = 0,04 (máy tiện,rơ vôn ve, khoan), ta có:

Phương pháp này chỉ nên dùng để tính ước lượng sơ bộ công suất chạy dao Khi tính động lực học các chi tiết máy trong hộp chạy dao nên dùng phương pháp sau:

- Tính theo lực chạy dao

Trong đó: - tốc độ chạy dao (mm/phút); (mm/phút)

- hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ; ≤ 0,15 ÷ 0,2

3.3) LẬP BẢNG TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết:

+ Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức: ntính = nmin

+ Công suất trên từng trục:

Ntrục = Nđc. (kW) Với  là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục  = i với i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn ta có:

+ Mô men xoắn tính toán trên từng trục:

N trôc n tÝnh (Nmm) + Đường kích sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C

Từ đó ta có bảng tính toán động lực:

Bảng 3.1) Bảng tính toán động lực

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 44 Động cơ 1440 10 4973 19,07 25

Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trên là các đường kính tiêu chuẩn tại các tiết diện lắp ổ lăn và ổ bi Tại các tiết diện khác,ta có thể lấy tăng giảm tùy thuộc vào kết cấu và lực tác dụng

3.4) TÍNH TOÁN SỨC BỀN CÁC CHI TIẾT MÁY

3.4.1.1) Chọn vật liệu làm trục chính

Trục chính trong máy tiện ren vít vạn năng được bố trí trên hai ổ lăn, do đó cổ trục không cần phải có độ cứng đặc biệt.

Vì vậy ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 230-260, có 3.4.1.2) Phân tích chọn vị trí ăn khớp bánh răng. Để tính toán trục chính ta tính ở chế độ cắt cực đại.

Trên trục chính có lắp 3 bánh răng: Bánh răng cố định Z60 có m = 2 và cặp bánh răng di trượt Z42 có m = 3 và Z54 có m = 4.

Khi máy hoạt động thì bánh răng Z60 luôn ăn khớp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 ăn khớp với bánh răng Z66 trên trục III khi thực hiện đường truyền tốc độ cao hoặc bánh răng Z54 ăn khớp với bánh răng Z27 trên trục V khi thực hiện đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít khi được sử dụng nên khi tính toán trục chính ta sẽ tính cho đường truyền tốc độ thấp và đường kính trục sẽ được lấy tăng lên để đảm bảo các yêu cầu của trục khi thực hiện đường truyền tốc độ cao.

Vị trí của các bánh răng bố trí trong không gian đối với trục chính có ý nghĩa quan trọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính Giả sử xét cặp bánh răng 27/54 Trong không gian bánh răng chủ động Z27 có thể bố trí ở bất kỳ vị trí nào xung quanh Z54 Ở đây ta xét 4 vị trí điển hình I, II, III, IV như hình vẽ.

Hình 3.2) Sơ đồ bố trí không gian của bánh răng 27

Từ hình vẽ ta thấy:

Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn cả vì là bé nhất

Nếu xét riêng ảnh hưởng của lực đến độ chính xác làm việc của trục chính thì vị trí

IV là tốt nhất vì

Do trục chính yêu cầu truyền động chính xác đối với máy tiện ren vít vạn năng nên ta chọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.

Qua phân tích tương tự với bánh răng 60/60 ta có sơ đồ phân tích lực tác dụng vào trục chính như hình vẽ.

3.4.1.3) Xác định ngoại lực tác dụng lên trục chính.

Các thành phần tác dụng ngoại lực lên trục chính như hình vẽ.

Ta tính lực ở chế độ cắt cực đại.

 Lượng chạy dao s = 1,56 (mm/vòng)

 Số vòng quay trục chính n = 40 (vòng/phút)

 Các thành phần lực cắt:

Hình 3.3) Sơ đồ lực tác dụng

 Lực từ bộ truyền bánh răng 27/54:

Hợp lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục:

Phân tích lực Q thành 2 thành phần theo phương y và z ta được:

 Lực từ bộ truyền bánh răng 60/60

Momen xoắn do lực cắt sinh ra:

Momen xoắn tác dụng lên bánh răng Z60:

3.4.1.4) Xác định sơ đồ tính và tính các phản lực tại các gối tựa.

Ta có đường kính sơ bộ của trục là Để tính toán trục ta có thể coi trục chính như một dầm đặt trên hai gối tựa trong đó có một gối tựa di động và một gối tựa cố định.

Dựa theo máy tương tự 1K62 ta chọn sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tự được giả sử như hình vẽ sau:

Cân bằng momen tại điểm A:

Cân bằng lực theo phương Oy:

Cân bằng momen tại điểm A:

Cân bằng lực theo phương Oz:

3.4.1.5) Vẽ biểu đồ nội lực.

3.4.1.6) Tính chính xác đường kính các đoạn trục. Đường kính các đoạn trục được xác định bằng công thức:

- ứng suất cho phép, tra bảng 10.5 trang 195[I] ta được

Xét tại mặt cắt A ta có:

Xét tại mặt cắt B ta có:

Xét tại mặt cắt C ta có:

Xét tại mặt cắt D ta có:

Xét tại mặt cắt E ta có:

Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn như sau:

3.4.1.7) Kiểm nghiệm độ võng tại đầu E:

Xét trong mặt phẳng xOz. Để tính độ võng tại đầu E trong mặt phẳng xOz đặt lực đơn vị tại E Khi đó biểu đồ momen do lực gây ra như hình vẽ:

902383 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có độ võng tại E:

Trong đó: là modul đàn hồi của vật liệu là momen quán tính mặt cắt ngang tại E.

Xét trong mặt phằng xOy.

Biểu đồ momen do lực đặt tại E gây ra như hình vẽ.

Vậy độ võng tại E là: Độ võng cho phép của trục chính lấy theo kinh nghiệm là y = 0,02(mm) trên chiều dài l = 1(m) giữa hai gối trục Độ võng cho phép tại E là:

Vậy 3.4.1.8) Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D.

Xét trong mặt phẳng xOz: Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị , khi đó biểu đồ momen do gây ra như hình vẽ:

5164830 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có, góc xoay tại D là:

Xét trong mặt phẳng xOy:

Biểu đồ momen do gây lên như hình vẽ

3728903 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có:

Vậy góc xoay tại C là: Độ võng cho phép của trục chính:

Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác

1 Tính bền một cặp bánh răng a Tính cặp bánh răng 27/54 ( giữa trục VI/VII )

Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển

4.1) Bảng điều khiển các bộ phận của hộp tốc độ

Hình 4.1) Sơ đồ động hộp tốc độ

Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ hình 3 ta nhận thấy rằng muốn điều khiển để tạo ra lần lợt 24 cấp tốc độ thì ta phải điều khiển thông qua 5 khối bánh răng di trợt Trong máy tơng tự 1K62 thì các khối bánh răng này đợc điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu Do vậy ở đây ta cũng chọn cơ cấu điều khiển các khối bánh răng nh máy tơng tự Vấn đề quan trọng là ta phải vẽ đợc đờng khai triển của các rãnh cam và cách thực hiện điều khiển đối với từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết Dựa vào đồ thị vòng quay ta nhận thấy rằng từ trục I qua trục II có hai tỷ số truyền i1 và i2 đợc thay đổi bởi khối bánh răng di trợt A Từ trục II sang trục III có ba tỷ số truyền i3 , i4 và i5 thay đổi đợc nhờ khối bánh răng di trợt B Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số truyền i6 và i7 sẽ đợc thay đổi nhờ khối bánh răng di trợt C Từ trục IV sang trục V có hai tỷ số truyền i8 và i9 đợc thay đổi nhờ khối bánh răng di trợt D lắp trên trục IV Khối bánh răng di trợt còn lại là E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai tỷ số truyền i10 từ trục V tới trục VI hoặc i11 từ trục III tới trục VI

Các cơ cấu điều khiển sẽ được tính toán dựa trên đường khai triển rãnh cam như sau: Bảng 4.1) Các đường khai triển rãnh cam

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 62 n0i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i1i1i2i1i2i1i2 i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i5 i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i7i7i7i7i7i11i11i11i11i11i11i7 i8i8i8i8i8i8i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9 -i9 i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10 -i10 A -P A -T A -T A -T A -T A -T A -T A -T A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -P A -T A -T A -T A -T

4.2 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc A

4.2.1 ) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển :

Bảng 4.2) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển A

Hình 4.2) a) Trích sơ đồ động b) Cam điều khiển

Bánh răng 1 đợc lắp trên trục 2 Khi ta quay tay quay điều khiển thì làm trục 2 quay và bánh răng 1 quay theo Bánh răng 1 quay làm bánh răng 3 ăn khớp với nó và đồng thời làm cho cam đĩa 5 lắp đồng trục với bánh răng 3 trên trục 5 quay Cam

4 quay sẽ làm cho càng 8 quay quanh chốt gắn với giá 6 và đầu càng gạt 8 đẩy các bánh răng di trợt Do đó ta có thể tạo ra các hai tỷ số truyền i1 và i2 nhờ hai cung tròn trên cam 4.

4.2.3) Tính lượng nâng của cam 4 Để tính được lượng nâng của cam 4 ta đi tính chiều dài hành trình gạt của các bánh răng L ( mm )

Với B = 28 ( mm ) là bề rộng của bánh răng f = 4 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Dựa vào hình vẽ bên ta có :

Và lượng nâng của cam L được tính là :

Vậy thay vào công thức trên ta có :

X = 60.2000 500 = 12.5( mm ) Hình 4.3) Hành trình cam

4.3 ) Tính toán điều khiển khối bánh răng ba bậc B

4.3.1) Bảng khai triển rãnh cam điểu khiển

Bảng 4.3) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển B

4.3.2) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.4) Sơ đồ nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Bánh răng 1 lắp trên trục điều khiển 2 ăn khớp với bánh răng 3 đợc lắp trên trục 4. Khi quay bánh răng 1 sẽ làm cho bánh răng 3 quay theo và làm cho chốt lệch tâm

5 lắp trên bánh răng 3 quay đờng tâm của trục 4 Chốt 5 quay sẽ gạt vào rãnh trên vòng gạt 6 làm cho vòng đa các bánh răng di trợt ứng với 6 vị trí của chốt lệch tâm nh hình vẽ trên ta sẽ có ba tỷ số truyền tơng ứng.

4.3.3) Tính toán bánh răng lắp chốt lệch tâm Để tính đợc đờng kính bánh răng cần thiết để lắp chốt lệch tâm ta phải đi tính toán hành trình gạt sao cho ứng với các vị trí của chốt tạo ra những tỷ số truyền tơng ứng.

Ta phải chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền là 1 đồng thời phải thoả mãn có bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 50 ( mm ) để lắp chốt lệch tâm trên bánh răng

Do đó ta chọn cặp bánh răng có số răng là Z = 54 và môđuyn m = 2 Khi đó ta có Đờng kính vòng chia của bánh răng đợc tính là :

Dw = m.z = 2 54 = 108 ( mm ) Đờng kính vòng đỉnh của bánh răng đợc tính là :

De = m.z + 2,5.m = 2 54 + 2,5.2 = 113 ( mm ) Đờng kính vòng chân của bánh răng đợc tính là :

4.4) Tính toán điều khiển hai khối bánh răng hai bậc C và D

4.4.1) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển

Bảng 4.4) Bảng triển khai rãnh điều khiển C

Bảng 4.5 ) Bảng triển khai rãnh điều khiển D

Hình 4.5) Trích sơ đồ động

4.4.3 ) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.6) Cơ cấu điều khiển

Miếng gạt được lắp trên trục điều khiển 1 trên miếng gạt được bố trí hai chốt 3 và 4 Chốt dài 3 để gạt ngàm gạt 6 di chuyển khối bánh răng hai bậc D thông qua một miếng gạt có rãnh Chốt ngắn 4 dùng để điều khiển ngàm gạt 9 di chuyển khối bánh răng hai bậc C thông qua một thanh truyền có rãnh đợc gắn cứng với ngàm gạt Cùng sự phối hợp của hai chốt và miếng gạt sẽ tạo ra các cặp tỷ số truyền tơng ứng là:

( i6 22 88 , i8 22 88 ) ; ( i6 22 88 , i9 = ) hoặc ( i7 = , i9 = ) Việc điều khiển như vậy sẽ tạo ra ba dải tốc độ thấp tương ứng như sau :

Dải thứ nhất từ n1 = 12,5 đến n6 = 40 ( vg/ph )

Dải thứ hai từ n7 = 50 đến n12 = 160 ( vg/ph )

Dải thứ ba từ n13 = 200 đến n18 = 630 ( vg/ph )

4.4.4) Tính toán chiều dài hành trình gạt điều khiển

Có chiều dài hành trình gạt ta sẽ đi chọn kết cấu của miếng gạt và các thanh truyền có rãnh sao cho đảm bảo thực hiện đúng chiêù dài hành trình gạt yêu cầu.

4.5 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc E

4.5.1) Bảng triển khai rãnh cam điều khiển

Bảng 4.6) Bảng triển khai rãnh điều khiển E

Hình 4.7) Trích sơ đồ động 4.5.3) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Khối bánh răng di trượt E có hai bánh răng Z 42x3 và Z = 54x4 để tạo ra

2 tû sè truyÒn i10 cho 18 cấp tốc độ thấp và i11 cho 6 cấp tốc độ cao.

Cơ cấu điều khiển là một càng gạt đợc lắp trên mét trôc ®iÒu khiÓn Khi trục điều khiển quay sẽ làm cho càng gạt quay quanh tâm chốt và đẩy khối bánh răng di trợt dọc trục Với hai vị trí của càng gạt sẽ tạo ra hai tỷ số truyền tơng ứng là i10 hoặc i11.

4.5.4) Tính khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển: Để tính toán đợc khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển ta phải đi xác định chiều dài hành trình gạt L

Với B = 40,5 ( mm ) là bề rộng của bánh răng f = 5 ( mm ) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Do đó ta phải có khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển là :

Tiêu đề	Đồ án thiết kế máy công cụ T06
Tác giả	Bùi Tuấn Anh
Người hướng dẫn	Thầy Bùi Tuấn Anh
Trường học	Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội
Chuyên ngành	Kỹ thuật Cơ khí
Thể loại	Đồ án tốt nghiệp
Năm xuất bản	2014
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	78
Dung lượng	2,13 MB