đồ án thiết kế máy phay đứng

Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật hiện đại trên thếgiới đã cho ra đời nhiều loại máy công cụ hện đại, ứng dụng thành tựu củacông nghệ thông tin tạo nên những máy tự động linh

Đồ án môn học thiết kế máy

LờI NóI ĐầU

Trong giai đoạn hiện nay, khi mà đất nớc đang tiến hành công cuộc hiện đạihoá các ngành công nghiệp, đặc biệt là đối với ngành công nghiệp chế tạomáy, thì máy công cụ đóng một vai trò, vị trí đặc biệt quan trọng để sản xuất

ra các chi tiết để tạo nên các máy khác phục vụ trực tiếp cho các ngành côngnghiệp khác Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật hiện đại trên thếgiới đã cho ra đời nhiều loại máy công cụ hện đại, ứng dụng thành tựu củacông nghệ thông tin tạo nên những máy tự động linh hoạt, những máy chuyêndùng thì máy công cụ vạn năng vẫn chiếm một phần lớn đáng kể trong ngànhcông nghiệp chế tạo, đặc biệt là đối với các nớc đang phát triển nh nớc ta thìviệc sử dụng các máy công cụ vạn năng kết hớp với các đồ gá chuyên dùngvẫn đang đợc sử dụng rộng rải và phổ biến có hiệu quả

Chính vì vậy mà việc thiết kế các máy công cụ vạng năng đối với sinh viênkhông những nhằm giúp cho sinh viên tìm hiểu và nắm vững đợc đặc điểm ,tính năng của máy và hệ thống hoá các kiến thức tổng hợp đã đợc học mà còngóp phần đáng kể vào công cuộc công nghiệp hoá các ngành công nghiệp của

đất nớc

Đồ án môn học thiết kế máy là nội dung không thể thiếu trong nội dung đàotạo đối với sinh viên ngành chế tạo máy nhằm thực hiện tốt đợc các yêu cầu vànhiệm vụ nêu trên

Với nhiệm vụ đợc giao là nghiên cứu thiết kế lại máy phay vạn năng với cácthông số cụ thể dới sự hớng dẫn trực tiếp của GS Nguyễn Phơng cùng với sựtìm hiểu và tổng hợp các kiến thức đã đợc học em đã hoàn thành nhiệm vụcủa mình đúng yêu cầu và thời hạn

Bố cục của đồ án đợc chia làm 4 chơng :

Chơng II : Thiết kế động học của máy

Chơng III: Tính toán sức bền chi tiết máy

Chơng IV:Tính toán và chọn kết cấu hệ thống điều khiển

Mặc dù dới sự hớng dẫn tận tình của PGS.TS Nguyễn Phơng và sự tự tìm tòitham khảo của bản thân để hoàn thành nhiệm vụ đợc giao mốt cách tốt nhấtvới khả năng có thể của mình, song bài làm của em không thể tránh khỏinhững thiếu sót, em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy để em có điều kiệnhiểu rõ và sâu hơn nhằm cũng cố và hoàn thiện vốn kiến thức của mình

Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ, chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn,

đặc biệt là PGS.TS Nguyễn Phơng cùng cô Mai và Thầy Trờng ở xởng C8 đãtrực tiếp hớng dẫn tận tình cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Sinh viên :dfgfhfghh

Chơng 1 : NGhIÊN CứU MáY Đã có Có

1.2 phân tích phơng án máy tham khảo (6H82)

1.2.1 Các xích truyền động trong sơ đồ dộng của máy

a) Chuyển động chính :

nMT.54

26

18 37

33 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40 40

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

22 33

18 35

28 40

40 40

18 45 13 40

18 45

13

)khi gạt M1 sang phải ta có đờng truyền chạy dao trung bình (đờng truyền trựctiếp

18 tới các trụcvít 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

33

18 35

28 43

57 57

44 44 26

đóng ly hợp M2 sang phải ,truyền tới bánh răng

35

28,33

18 tới các vít medọc ,ngang ,đứng

1.2.2 Phơng án không gian ,phơng án thứ tự của hộp tốc độ.

Phơng án không gian

Nguyễn Đức Dũng CTM5-K452

Đồ án môn học thiết kế máy

Z=3.3.2=18

Với phơng án này thì lợng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đều

đặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thớc của hộp nhỏ gọn ,bố trí cáccơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất

1.2.5 Phơng án không gian, phơng án thứ tự của hộp chạy dao

Đồ án môn học thiết kế máy

Phơng án thứ tự

Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phơng án thứ tự của hộp chạydao thay đổi với Z=3.3.2 đợc tách làm 2

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

1.2.6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao

với đờng chạy dao thấp và trung bình

n 0 =nđc i1.i2 = 1420

44

26 64

Nguyễn Đức Dũng CTM5-K454

Đồ án môn học thiết kế máy

Ta có đồ thị vòng quay

1.2.7 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta thấy ngời ta không dùng phơng án

hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thờng ngời ta dùng một loại modun nênviệc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyềnnên việc dùng phơng án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hởng nhiều

Vậy nmax = n18 = 1525.,53

2.1.2 Phơng án không gian, lập bảng so sánh phơng án KG, vẽ sơ đồ động

Để chọn đợc PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu:

Số nhóm truyền tối thiểu(i) đợc xác định từ Umin gh=1/4i = nmin/nđc

 Số nhóm truyền tối thiểulà i  3

Do i 3 cho nên hai phơng án (1) và (2) bị loại

nmin  nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số nmin ta có Mxmax

Do đó kích thớc trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thớc lớn.Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối

án 3x3x2

Theo công thức chung ta có số phơng án thứ tự đợc xác đinhlà K!

Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT

Bảng lới kết cấu nhóm nh sau:

3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2

I II III II I III III II I [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] 1 1 3 3 9 3 3 1 1 9 6 6 2 2 1

6 6 1 1 3

2 2 6 6 1

1 1 6 6 3

3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2

I III II II III I III II I [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3]

Theo điều kiện (P-1)Xmax

 8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lới kết cấu tachọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9]

Vì với PATT này thì lới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽnhất

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 2

2(3) IV III

3(1)

3(6) II I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 1

II

IV 2(9) III 3(3) 3(1) I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 3

2(9) IV III

3(3)

3(1) II I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 4

II

IV 2(1) III 3(6) 3(2) I

Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn vàchặt chẽ nhất

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

Lới kết cấu chỉ thể hiện đợc tính định tính để xác định đợc hộp tốc độ cóphân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không ? Còn đồ thị vòng quay cho tatính đợc cụ thể tỷ số truyền , số vòng quay và số răng của các bánh răng tronghộp tốc độ

Động cơ đã chọn theo máy chuẩn có P = 7 (KW) và nđc = 1440 v/ph

Ta chọn số vòng quay trên trục I qua bộ truyền bánh răng theo máy chuẩn có

v× i7:i8 =1:9

ta cã : i8= 3

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

Ta tính số răng của các bánh răng theo phơng pháp bội số chung nhỏ nhất :Với nhóm 1:

i1 =1/4 = 1/ 1.26 4 = 16/ 39 = f1 / g1 ta có f1+g1= 55

i2 =1/3 = 1/ 1.26 3 = 19/ 36 = f2 / g2 ta có f2+g2= 55

i3 =1/2 = 1/ 1.26 2 = 22/ 33 = f3/ g3 ta có f3+g3= 55

với Zmin=17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =  

k f

g f Z

.

) min

55 17

= 1,1 từ đó ta có E=1

g f

f

.

1 1

55

16.55 =16

Z’

1 =  Z

g f

g

.

1 1

1

= 55

39

g f

f

.

2 2

55

19.55 = 19

Z’

2 =  Z

g f

g

.

2 2

2

= 55

36.55 = 36  i2 = 19/ 36

g f

f

.

3 3

3

= 55

22.55 = 22

Z’

3 =  Z

g f

g

.

3 3

với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất

Do giảm tốc cho nên ta tính :

Emin= Zmin C =  

k f

g f Z

.

)

4

4 4 min 

=65 18

65 17

<1 , ta chọn E=1

g f

f

.

4 4

4

=65

g

.

4 4

4

= 65

47

g f

f

.

5 5

5

= 65

28.65 = 28

Z’

5 =  Z

g f

g

5 5

5

= 65

37

g f

f

.

6 6

6

= 65

39.65 = 39

Z’

6 =  Z

g f

g

.

6 6

6

= 65

26

nhóm 3

Từ đó ta có Z 7 / Z 8 = m 8 / m 7

Do 2 cặp bánh răng có modul khác nhau cho nên ta tính riêng cho từng cặp :

EminC =  

k f

g f Z

) 71 19 (

< 1 từ đó ta có E = 1

g f

f

.

7 7

7

=90

90 19

= 19

Z’

7 =  Z

g f

g

.

7 7

7

=90

90 71

EminB =  

k g

g f Z

) 82 38 (

< 1 từ đó ta có E = 1

g f

f

.

8 8

8

=120

120 82

= 182

Z’

8 =  Z

g f

g

.

8 8

8

=120

120 38

= 38  i8 =82/ 38

2.1.7 Tính sai số vòng quay.

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

Tính toán lại số vòng quay thực tế :

nmin = n1 = nđc io.i1 i4 i7 = nđc

54

26 '

= 146.89

n9 = n®c io.i3 i6 i7 = n®c

54

26 '

= 1469.14

Bảng kết quả số vòng quay của hộp tốc độ:

26 54

39

28

16

22 19

18 33

36

47 37 26

19 82

2.2 Tính toán thiết kế động học hộp chạy dao.

2.2.1 Tính thông số thứ t và lập chuỗi số lợng chạy dao.

Với : Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút

 =1,26

Dựa vào máy tơng tự (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc,chạy dao ngang và chạy dao đứng là cơ cấu vít đai ốc với bớc vít

tx = 6 mm Mặt khác, do Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút cho nên ta chỉ cần tínhtoán với 1 đờng truyền còn các đờng truyền khác là tính tơng tự

Giả sử ta tính với đờng chạy dao dọc

Theo máy tơng tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lợng chạy dao theo cấp

Để chọn đợc PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu:

Số nhóm truyền tối thiểu(i) đợc xác định từ Umin gh=1/5i = nmin/nđc

1420/lg5 =2,55

 Chọn số nhóm truyền tối thiểulà i = 3

Do i = 3 cho nên hai phơng án (1) và (2) bị loại

Tơng tự nh với hộp tốc độ ta thấy rằng trục cuối cùng có thể thực hiện chuyển

động quay với số vòng quay từ nmin  nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào

Theo công thức chung ta có số phơng án thứ tự đợc xác đinhlà K!

Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT

Bảng lới kết cấu nhóm nh sau:

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 2

2(3) IV III

3(1)

3(6) II I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 1

II

IV 2(9) III 3(3) 3(1) I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 3

2(9) IV III

3(3)

3(1) II I

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

PATT 4

II

IV 2(1) III 3(6) 3(2) I

để thay đổi cơ cấu truyền động hoặc nếu muốn chạy đồng thời thì cần phải cóthêm một động cơ nữa để chạy 2 xích độc lập.

Để hộp chạy dao nhỏ ngọn khi sử dụng 2 đờng truyền riêng biệt mà không cầntắt hoặc thêm động cơ thì ngời ta thờng dùng cơ cấu phản hồi và hệ thống các

ly hợp

Do dùng cơ cấu phản hồi cho nên ngời ta không dùng phơng án thứ tự mà lớikết cấu có hình rẽ quạt chặt chẽ nh đối với hộp tốc độ, vì nếu nh vậy thì tỷ sốtruyền giữa các bánh răng sẽ quá bé hoặc quá lớn

và Z2 = 2  9 gồm đờng truyền trực tiếp và phản hồi

Ngoài ra lới còn có đờng chạy dao nhanh:

Lới kết cấu phản hồi nh sau:

Do hộp chạy dao cần có tốc độ thấp để trực tiếp thực hiện các lợng chạy daodọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng cho nên đồ thị chỉ mới có phản hồi nhlới kết cấu ở trên vẫn cha thoả mãn mà cần phải giảm tốc nhiều hơn nữa.Muốn nh vậy ta phải dùng phơng pháp tăng thêm số trục trung gian

* Chọn động cơ :

Với 4 thông số cơ bản gần giống với máy tơng tự (6H82) cho nên ta chọn sơ

bộ động cơ nh của máy tơng tự với thông số nh sau :

* Chọn xích chạy dao nhanh.

Nh đã lý luận ở trên và ta thấy đờng chạy dao nhanh với lợng chạy dao giống

nh của máy tơng tự là Snhanh = 2300 mm/phút cho nên với động cơ chọn nh máy

t-ơng tự thì ta cũng thừa kế luôn xích chạy dao nhanh của máy tt-ơng tự

Lới đồ thị vòng quay(lợng chạy dao) của hộp chạy dao.

Nhóm 2 : i02 =1/5 =1/ 1.265 =

17 3

1

= 64

Nhóm 3:

i1 = 1/3 = 1/ 2  f1+g1 = 3

i2 = 1/1  f2+g2 = 2

i3 = 3 = 2/ 1  f3+g3 = 3

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

với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất

k f

g f Z

3 17

=8,5 từ đó ta có E=9

g f

f

.

1 1

1

=3

1.54=18

Z’

1=  Z

g f

g

.

1 1

1

=3

2

g f

f

.

2 2

2

=2

1.54=27

Z’

2=  Z

g f

g

.

2 2

f

.

3 3

3

=3

2.54=36

Z’

3=  Z

g f

g

.

3 3

3

=3

bội số chung nhỏ nhất là K = 56

với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất

k f

g f Z

.

4

4 4 min 

=56 9

28 17

= 0,944 từ đó ta có E=1

g f

f

.

4 4

4

=28

9.56=18 Z’

4=  Z

g f

g

.

4 4 4

f

.

5 5

5

=56

21.56 =21

Z’

5 =  Z

g f

g

.

5 5

5

=56

35

g f

f

.

6 6

7

3.56 =24

Z’

6 =  Z

g f

g

.

6 6

6

=4

7

Nhóm 5:

Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảngcách trục A đã đợc xác định trớc

Z Z

7 '

7

' 7 7

5 2

' 7 7

Z Z

' 8 8

Z Z

9

9 0

9

40

40 1

35

28 26 1

1 1

2 11

33

18 8 1

1 1

37

33 26 1

1 1

0 13

16

18 12 1

14

18

18 1

Z

Z

56 2

5 2

1 26

1

1 1

' 7 7

4 4

Z

Z

56 2

3

1 26 1

1 5

1

' 8 8

5 '

8 8



2.2.7 TÝnh sai sè chuçi lîng ch¹y dao.

Ta cã chuçi lîng ch¹y dao thùc tÕ

Với đờng chạy dao nhanh ta thấy nh máy tơng tự cho nên ta chọn theo đờngtruyền của máy tơng tự

2300

2300 6

, 2255

% 100

= -1,93 % < 2,6%

Vậy đờng chạy dao nhanh đạt yêu cầu

Ta chuyển chuỗi lợng chạy dao Si thành chuỗi số vòng quay nicủa trục vít me

nh sau :

23.68 37.49 59.98 94.7 149.94 247.99 391.56 619.96 991.94 2255.6 mm / phót

29.99 47.35 74.97 119.96 195.78 309.98 495.97 783.11 1239.93

18:18

33:37 18:16

18

27

N=1,7kw n=1420 vg/ph 26

35

3.95 6.25 10 15.78 24.99 41.33 65.26 103.33 65.32 375.93 1312.84 vßng /

40

I II

III

IV V VI VII

VIII IX X V

§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ m¸y

độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máycắt kim loại hiện nay có nhiều phơng pháp xác định chế độ cắt gọt giớihạn khác nhau:1> Chế độ cắt gọt cực đại; 2> Chế độ cắt gọt tính toán; 3>Chế độ cắt gọt thử máy

Máy ta thiết kế tơng tự nh máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử nhcủa máy 6H82

.

4

cd s

V Q

§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ m¸y

 N®ccd =

81 , 9 15 , 0 10 612

750 2 , 19261

4

min

max min

nIIImax = nII .i 3= 629,32 vg/ph

1 , 187

33 , 157

33 , 157 32 , 629 4

Trôc IV nIVmin = nIIImin .i 4= 74,5 vg/ph

nIVmax = nIIImax .i 6= 471,99 vg/ph

7 , 92

5 , 74

5 , 74 99 , 471 4

Trôc V nVmin = nIVmin .i 7.i 8 = 9 vg/ph

2 , 24

9

9 99 , 471 4

58 , 1 10 55 ,

52 , 1 10 55 ,

47 , 1 10 55 ,

N mm

Đồ án môn học thiết kế máy

2 , 24

42 , 1 10 55 ,

ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác cómô đun tơng tự

Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z1/ Z’

1) truyền từ trục IIsang trục III

*Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kếchế tạo máy thì ta chọn vật liệu nh sau:

Thép 45 tôi cải thiện đạt HB = 180-350 chọn HB = 300

* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạnghỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xác

định ứng suất tiếp xúc cho phép

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn

(theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế T1)

sHgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo côngthức :

* Xác định ứng suất uốn cho phép.

Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh :

Xác định theo công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình CTM)

sFgh = so

Fgh = 1,8.300 = 540 MPa

Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải,

Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)

Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1)