đồ án thiết kế máy tiện, phay

Từ máy mẫu ta có nhận xét sau: + Hộp tốc độ đợc đặt dới hộp trục chính , nh vậy giảm đợc cụm dẫn động giữa hộp tốc độ và hộp trục chính  kích thớc của bộ truyền nhỏ gọn và cứng vững.. +

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 đợc nghiên cứu và nâng cao chất lợng để khi sản xuất chúng đợc tối u trong quá trình cắt gọt để tạo ra đợc chất lợng sản phẩm tốt phục vụ cho sản xuất

Máy cắt kim loại đóng vai trò rất quan trọng trong các phân xởng cơ khí Ngày nay với sự phát triển không ngừng của khoa học kĩ thuật, máy công cụ cũng đợc 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 ngời.

Xu hớng 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 CNC , NC , nếu không nắm vững kiến thức cơ bản này sinh viên sẽ không hoàn thành đợc nhiệm vụ của mình.

Phần đồ án thiết kế gồm 4 chơng

Chơng I Khảo sát máy tơng tự.

Chơng II Thiết kế máy mới

Chơng III Tính toán sức bền chi tiết máy

Chơng IV Cơ cấu điều khiển.

Trong quá trình tính toán và thiết kế không thể tránh

đợc những sai sót do cha hiểu hết đợc về máy Vậy em mong

đ-ợc các thầy chỉ bảo để em hoàn thiện đđ-ợc 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 hớng dẫn tận tính của thầy Tuấn, thầy Lực và các thầy giáo bộ môn cơ sở thiết kế máy đã giúp em hoàn thiện đồ án môn học này.

Hà nội, ngày

Sinh viên

Thiết kế máy phay

Ch

ơng I

Khảo sát máy tơng tự

Ta phải khảo sát tất cả các máy công cụ của tất cả các nớc

để từ đó ta có thể rút ra đợc kinh nghiệm và đem so sánh giữa các máy và xác định máy tốt nhất để khảo sát và thiết kế

Trớc 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

A 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 trợt n = 20 (v/p)

B Tính năng kỹ thuật của một số máy t ơng 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 tơng tự , các máy đó là các máy 6H82(P623) , 6H12 , 6M82 Tính năng kĩ

thuật Máy 6H82 Máy 6H12 Máy 6M12 Máy thiếtkế

kế máy mới cũng nh để thừa kế những gì máy cũ đã có để tịêncho việc thiết kế , và nâng cao tính naeng của máy Nhng do

điều kiện hạn hẹp ta chỉ khảo sát đợc ba loại máy : 6H82 ; 6H12

16/39

22/33

III

18/47 39/26

IV

19/71 82/38

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

Từ máy mẫu ta có nhận xét sau:

+ Hộp tốc độ đợc đặt dới hộp trục chính , nh vậy giảm đợc cụm dẫn động giữa hộp tốc độ và hộp trục chính

 kích thớc 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 kếtcấu không có gì đặc biệt nhng:

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

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

b) Phơng án không gian.

Xuất phát từ đồ thị vòng quay ta có phơng 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

Ta thö vµi trêng hîp sau:

1 = 37,5 / 37 = 1,01 ; 2 = 47,5 / 37,5 = 1,265 ; 3 = 60 /47,5 = 1,263

nh vËy ta lÊy  = 1,26 (theo tiªu chuÈn)

nII1 nII2 nII3

a) Bố cục hộp chạy dao.

Hộp chạy dao đặt ngang dới bàn máy để giảm khoảng không kích thớc 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 đợc số trục , giảm kích thớc hộp chạydao

+ Tận dụng đợc khoảng trống không gian dới ly hợp ma sát mặc dù vẫn phải chấp nhận có bánh răng bị cắt chân răng (Z<17) nhng nó đảm bảo đợc khoảng cách trục

I II III IV V VI VII VIII IX X

Vậy số cấp tốc độ vòng quay của lợng chạy dao là :

Hộp chạy dao có 8 nhóm truyền

Nhóm I : i1 = 18/32 ; i2 = 27/27 ; i3 = 36/18

Máy P623 có cơ cấu phản hồi làm giảm kích thớc của hộp tốc độ mà vẫn đảm bảo đợc tỉ số truyền lớn nhất 2 nên ta chọn máy 6H82 (P623) làm máy cơ sở để thiết kế.

Theo máy mẫu ta đã khảo sát thì đối với máy mới này

ta sẽ thừa kế số liệu về công suất động của động cơ chính: Nđc = 7 (KW), số vòng làm việc n = 1440 (v/ph)

n ni = ni-1 x  Kết quả n ni = ni-1 x  Kết quả

2 Xác định số nhóm truyền tối thiểu:

m : số nhóm truyền tối thiểu

Để mang tính thừa kế ta chọn số cấp tốc độ Z = 18 và

số nhóm truyền là 3  số phơng án không gian nh sau:

Z = 3 x 3 x 2 = 2 x 3 x 3 = 3 x 2 x 3 =18 Trong 3 phơng án trên ta chọn phơng án 3 x 3 x 2 có sốbánh răng trên trục chính là nhỏ nhất

* Sơ đồ phơng án 3 x 3 x 2:

nhóm B

Nhóm C

Nhóm D

f : Thờng lấy (2  3) ; (4  6) ; (8  12) tơng ứng với

để bảo vệ , để thoát dao xọc , dùng lắp miếng gạt (tr195 : sách Tính toán thiết kế máy cắt kim loại)

4 Phơng án thứ tự:

Một phơng án không gian có m phơng án thứ tự Phơng án không gian Z = 3 x 3 x 2 = 3 x 2 x 3 = 2 x 3 x 3

 có : m = 1 x 2 x 3 = 6 phơng án thứ tự

Để xác định phơng án thứ tự thì theo phơng pháp khảo sátmáy cũ ta có các phơng án thứ tự nh sau :

Phơng án 1 , 2 lợng mở lớn nhất xmax = 9 đảm bảo max1)x 8

(p-Từ 1 phơng án không gian ta so sánh các phơng án thứ

tự 6 phơng án thứ tự khác nhau có những phơng án trùng nhau vì pi bằng nhau vì vậy ta phải so sánh để tìm ra một phơng án hợp lí nhất

Các bớc so sánh phơng án thứ tự nh sau:

a) Chọn lới kết cấu:

Dùng bảng để loại trừ những phơng án không đạt yêu cầu

Kí hiệu:

I : Là nhóm thay đổi thứ nhất

II : Là nhóm khuếch đại thứ nhất

III : Là nhóm khuếch đại thứ hai

Từ một phơng án không gian 3 x 3 x 2 ta có các phơng án thứ tự nh sau:

*Lập bảng so sánh:

Với điều kiện x < 8  theo bảng trên ta có hai giá trị x = 8

 Nhận xét.

Các phơng án 1 và phơng án 2 ta có thể sử dụng đợc nhng

ta sẽ sử dụng phơng án1 vì phơng án 1 có lợng mở và tỷ số truyền thay đổi từ từ ,đều đặn tức phơng án có lới kết cấu hình rẻ quạt đều đặn hơn  làm cho kích thớc của hộp nhỏ

gọn , bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ chặt chẽ nhất

Phơng án 2 có tỷ số truyền tăng giảm lớn nên kích thớc của

bộ truyền lớn  vì vậy ta không sử dụng phơng án 2

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

IV

18/72 60/30

18 n0.i1 .i4

i7 i9

1500 17/34 24/39 45/29 60/30 1482,3 1500 1,17

* §å thÞ sai sè tiªu chuÈn

B Hép ch¹y dao

1 LËp chuçi sè vßng quay vµ sè nhãmtruyÒn tèi thiÓu

điểm của máy phay là : Trong quá trình cắt dao có thể bị vớng vào vật cản hoặc là dao cắt với lực cắt quá tải , dao không thể quay đợc Vì vậy để an toàn trên trục chính ngời ta lắp 1 ly hợp phòng quá tải và một ly hợp ma sát, nh vậy để tiết kiệm khoảng không gian trong buồng máy ngời ta phải bố trí bánh răng trong hộp chạy dao một cách hợp lý Ta lắp ly hợp ma sáttrên trục IV, còn giữa trục III và IV ngời ta dùng cơ cấu phản hồi Vì vậy ta có sơ đồ bố trí nh hình vẽ của máy phay 6H82 phơng án (3 x 3 x 2) hay chính là ph-

ơng án : (3 x 3 x 1) + (3 x 3 x 1 x 1 x 1)

3 Phơng án thứ tự:

Chọn phơng án thứ tự nh là phơng án thứ tự của máy mẫu :

1 x 1 x 3 x 3 x 2

Không giống nh hộp trục chính , ở đây ta không dùng phơng án hình rẻ quạt 3 x 3 x 2 vì trong hộp chạy dao sẽ dùng cơ cấu phản hồi nên ta phải dùng phơng án 3 x 3 x 2 Trong hộp chạy dao sẽ dùngmột môđun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian sẽ không làm tăng kích thớc bộ truyền do đó việc dùng phơng án thay đổi thứ tự này hoặc khác sẽ không

Vị trí thiết kế máy phay với các số liệu và tính năng tơng tự

nh máy 6H82 mà ta đã khảo sát ta thấy hai cặp bánh răng truyền dẫn từ trục động cơ đến trục của nhóm I là tơng đốihiệu qủa, vì qua hai nhóm truyền đó số vòng quay của

động cơ đã trùng với một tốc độ trên trục III của nhóm I Để

mang tính kế thừa ta chọn luôn hai cặp bánh răng đó làm

hai cặp bánh răng truyền dẫn cho máy thiết kế:

Lập bảng chuỗi vòng quay(hộp chạy dao)

 Với sự khảo sát máy cũ ta có đợc  = 1,26 cùng với chuỗi

vòng quay  ta lập đợc đồ thị vòng quay của máy mới Để

tiện cho vẽ ta chọn số vòng quay của đọng cơ n0 tại thời

điểm Max , tức là trên trục I n0 nằm ở vị trí tốc độ lớn nhất

Từ số răng , bảng thông số các tốc độ vòng quay ta vẽ

đợc đồ thị vòng quay của máy chính xác

 Hình vẽ đồ thị vòng quay

Từ bảng thông số các vòng quay ta tính đợc sai số vòng quay.

Xuất phát từ chế độ cắt thử của nhà máy cơ khí Hà Nội nh

ta đã nói phần khảo sát máy cũ ta căn cứ vào đó đối với máy ta vừa thiết kế ta có các chế độ cắt thử nh sau

+) 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/p) ; t = 12 (mm) ; s = 118 (mm/p) ;

B = 100 (mm) ; v = 13,5 (m/p) ; N= 6,3 kW+) Chế độ cắt nhanh :

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

Chi tiết vật liệu HB = 195

Chế độ gia công n = 750 (v/p) ; t= 3mm S = 750 (v/p)

B = 50 (mm) ; v = 235 (m/p) ; N = 8,5 KW

Trong đó B : chiều rộng phay+) Thử li hợp an toàn :

Dao phay gió P18 D = 110 mm Z =8

Chi tiết vật liệu thép C45 Mx = 20000 (N/cm)

Chế độ gia công n= 47,5 (v/p) ; t= 10 mm ; s = 118 m/p ; B= 100 mm

Công thức II.18 trang 93 Sách Thiết kế tính toán Dụng

cụ cắt kim loại

+ Tính Pz theo bảng II.1 trang 90 sách thiế kế máy cắtkim loại

Pz = (0,55  0,6) x P0

Với P0 = C B Szy (t/D)k trong đó SZ = S/ Zn

+ Chế độ cắt mạnh

C = 682 ; y = 0,72 ; k= 0,86 ; SZ = 0,31

PZ =(0,55  0 ,6) x 682 x 1000 x 8 x 0,310,12 x (12/ 90)0,86

n = 1440 (v/p)

b) Công suất chạy dao

Vs : Vận tốc chạy dao cd = 0,15 : Hiệu suất của cơ cấu chạy dao

Q : Lực kéo Q= k x Px + f(PZ + 2PY + G) k= 1,4 ; f = 0,2

F: Hệ số ma sát thu gọn trên sống trợt G: Khối lợng bàn dao

Px = 0,3 x P0 x tg = 0,3 x 29928 x tg20 = 3267,87 (N)

PY = 0,2 x P0 = 0,2 x 29928 = 5985,6(N)

 Q = 1,4 x 3267,87 + 0,2(16460 + 2x 5985,6 + 45000) = 19261,2 (N)

Vậy ta chọn động cơ có công suất N= 1,7 kw ; n = 1440 (v/p)

2 Tính sơ bộ trục

Số vòng quay tính toán trên các trục

TrụcII: nmin = 1440 x 17/34 = 720 (v/ph) = nmax = n1

Trục III :

n3 = nmax x = 288 x = 320,75(v/ph)Trục IV:

* Mô men xoắn trên các trục

* Từ các mô men xoắn trên các trục ta xác định đợc đờng kính sơ bộ của trục

Theo công thức (7.1) trang114 (sách tính toán thiết kế

hệ dẫn động chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp )

Lấy x= 20 Lấy d1 =25 (mm)

Lấy d2 = 30 (mm) Lấy d3 = 40 (mm) Lấy d4 = 45 (mm) Lấy d5 = 60 (mm)

3 Tính toán nối trục đàn hồi

Theo bảng (9.11) sách tính toán thiết kế chi tiết máy trang 233

Ta có MX = 43,1.103(Nmm) Vật liệu làm khớp nối GX21- 40 , vật liệu làm chốt thép 45

 Kiểm nghiệm trục

a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

d : Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi K: Hệ số tải trọng động lấy bằng 1,3

D0 = D – d0 – (10 20) = 60 mm d < = 23 (N/mm)

b) Kiểm nghiệm sức bền uốn lớn nhất của chốt:

u < = 60  80 (N/mm)Vậy sức bền uốn và sức bền dập thoả mãn điều kiện cho phép

4 Tính toán bánh răng

Tính toán cho cặp bánh răng , cặp bánh răng này này nằm trong nhóm III

Tính cặp bánh này vì nó nằm trong nhóm truyền trực tiếp

ra trục chính , vì vậy chúng chịu tải trọng va đập lớn nhất , ứng suất lớn nhất nên ta kiểm tra bánh răng này đầu tiên

-1 = (0,4  0,45)bk : giới hạn mỏi uốn

bk : giới hạn bền kéo theo bảng 3-8 trang 40, 41 đối với thép 45 có

m = 9 : bậc đờng cong mỏi

n = 187 v/ph với thời gian làm việc 10 năm mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca cộng 8 giờ

T = 10 x 300 x 2 x 8 = 48000 giờ

 Tính ra đợc Ntđ > N0  lấy = 1

= = 96,3 (N/mm2) = = 128 (N/mm2)

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

Trong đó 0 = 0,7  1,5 lấy 0 = 1,4

d) Kiểm nghiệm theo sức bền uốn

y = kx x zt /1000 : theo công thức 6-24 sách tính toán thiết

kế hệ dẫn động chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp )

y = 0,0389

xt =0,8389

 x1 =0,1445

P2 = P0 = 41505 N + Lùc däc trôc cña dao.

Pa2 = 0,3 P2 tg = 0,3 x 41505 x tg150 = 3336,4 N

+ Lùc h¬ng t©m

đến dầm bên cạnh.

Viết PT 3 mô men cho nút B:

MAl0 + 2(l0 + l1)Mn + l1Mc = -6(0 + 1 ) (1)

MBl1 + 2(l1 + l2)Mc + l2MD = -6(0 + 2 ) (2)Trong đó: l0 = AB = 242 mm

+ XÐt t¹i mÆt c¾t 2-2:

Mx2 = -yC z2+Pr1(z2-EC).Víi EB z2 BCT¹i z2 = BC = 285  Mx2 = 1278,2 285 – 1849

(N) (N)

+

 Thay vµo hÖ ph¬ng tr×nh (1’) & (2’) ta cã:

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 200) = 0

(400-Xét biểu đồ nội lực trên các nhịp 1 (nhịp AB) & nhịp 2(nhịp CD) ta xác định đợc các đại lợng trong phơng trình (1’) & (2’)

+ Trong đó:

=-+ Mặt cắt 2-2:

Mx2 = - yD z2 - Ma2+Pr2(z2-GD) Với Khi z2 = GD = 200

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

Khi z2= CD = 400

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

Nmm Nm m

= -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.mmKhi 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 + 200) - 202530,5 = 3584698,5 N.mm

24903.(488-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 + 200) - 202530,5+ 849.197 + 285374,86 = -1818770,14 N.mm

24903.(685-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:

- PT néi lùc cho dÇm trong mÆt ph¼ng xoz:

MY3 = XD z3 - P2(z3- CD) + MC Víi

Khi z3 = CD

 MY3 = 27550,4 400 - 41505 2002008402,96

= 4727562,96 N.mmKhi z3 = ED

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

=3499558,16 N.mm + MÆt c¾t 4- 4:

 MY4=27550,4 685 – 41505 485 + 2008402,96 + 5080,5.197=1751360,46 N.mm

+ MÆt c¾t 5- 5:

MY5=XA.z5 Víi

Khi z5 = AB  MY5 = 2874,1 242 = 2147532

Nmm