Đồ án môn học : Thiết kế máy cắt kim loại máy phay vạn năng 6P80G

Đồ án môn học : Thiết kế máy cắt kim loại máy phay vạn năng 6P80G Chương 1 phân tích đặc tính kỹ thuật của máy Chương 2 thiết kế động học Chương 3 Tính toán động lực học Chương 4 thiết kế hệ thống điều khiển

MỤC LỤC

MỤC LỤC 4

LỜI NÓI ĐẦU 6

CHƯƠNG I XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY 7

1.1 Phân tích máy tham khảo 6P80G 7

1.1.1 Công dụng 7

1.1.2 Đặc điểm 7

1.1.3 Khả năng công nghệ 5

1.1.4 Phân tích xích động học trong máy 5

1.2 Xác định đặc tính kỹ thuật của máy cần thiết kế 6

1.2.1 Yêu cầu 6

1.2.2 Các thông số của máy cần thiết kế 7

CHƯƠNG II THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC 8

2.1 Tính số vòng quay của cơ cấu đẩy 8

2.2 Chọng phương án thứ tự không gia và phương án động học 9

2.2.1 Phương án thứ tự không gian 9

2.2.2 Phương án động học 10

2.3 Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay 11

2.4 Xác định tỉ số truyền và tính số răng trong các cặp truyền 12

2.5 Tính sai số vòng quay của cơ cấu đẩy 17

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC 20

3.1 Tính chọn động cơ 20

3.2 Xác định xích truyền động tính toán 20

3.3 Xác định số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục 21

3.4 Tính modun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất 23

3.5 Tính bền cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất 27

3.5.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 28

3.5.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 29

3.5.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải 29

3.6 Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất 31

3.6.1 Chọn vật liệu 31

3.6.2 Xác định sơ bộ chiều dài trục 31

3.6.3 Tính sơ bộ đường kính trục 33

3.6.4 Tính bền cho trục chịu tải lớn nhất trong xích tính toán 33

3.6.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 37

3.6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: 38

3.6.7 Xác định kết cấu các trục có tải trọng nhỏ hơn 39

3.7 Tính chọn ổ lăn 40

3.7.1 Tính chọn ổ lăn cho trục chịu tải lớn nhất 40

3.7.2 Chọn ổ cho các trục chịu tải nhỏ hơn 41

3.8 Tính mối ghép then 42

3.8.1 Tính mối nghép then hoa cho bánh răng di trượt 42

3.9 Thiết kế vỏ hộp bôi trơn lắp nghép 43

3.9.1 Thiết kế vỏ hộp 43

3.9.2 Bôi trơn điều chỉnh 44

3.9.3 Dung sai, lắp ghép 45

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 45

4.1 Chọn phương pháp điều khiển vị trí của bánh răng di trượt và ly hợp 45

4.2 Xác định hành trình gạt và vị trí cần khoan lỗ trên đĩa 46

KẾT LUẬN 50

TÀI LIỆU THAM KHẢO 51

LỜI NÓI ĐẦU

Máy cắt kim loại chiếm một vị trí đặc biệt trong nghành chế tạo máy đểsản xuất ra các chi tiết của các máy khác, nghĩa là chế tạo ra tư liệu sản xuất(chế tạo ra các máy móc khác nhau để cơ khí hóa và tự động hóa nền kinh tếquốc dân)

Hiện nay nhu cầu về sản xuất công nghiệp và đời sống ngày càngtăng Vì vậy yêu cầu phải thiết kế chế tạo các máy cắt kim loại vạn năng,chuyên dùng tự trang tự chế có năng suất cao, bảo đảm độ chính xác, độ ổnđịnh và độ tin cậy Nguyên lý làm việc của máy hiện đại Kết cấu máy đơngiản tới mức có thể, có tính kinh tế cao phù hợp với điều kiện chế tạo, sửdụng của từng cơ sở (công nghiệp trung ương, địa phương và nông nghiệp) Mặt khác do yêu cầu sử dụng hết tính năng kỹ thuật của các loại máycông cụ hiện có trong nước ta, mỗi cán bộ kỹ thuật phải nắm được kiến thứcthiết kế phổ thông về các loại máy này tạo điều kiện cải tiến và hiện đại hóamáy Đồ án môn học thiết kế máy cắt kim loại giúp cho học viên nắm đượccác kiến thức cơ sở trong thiết kế máy, tạo điều kiện vận dụng thực tế sau nàyđồng thời giúp học viên tích lũy được các kiến thức cơ bản trong nghành chếtạo máy

Nhờ sự nỗ lực của bản thân cùng với sự giúp đỡ nhiệt tình của cácthầy trong bộ môn Chế tạo máy đồ án môn học đã hoàn thành đúng tiến độ.Song do thời gian hạn chế và khả năng còn có hạn nên đồ án được hoàn thànhvới chất lượng chưa cao, em mong được sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy giúp

em hoàn thành đồ án tốt hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo ……… cùng với các thầy trong

bộ môn Chế tạo máy đã tận tình chỉ bảo em trong quá trình hoàn thành đồ án

Hà nội , ngày 29 thàn 05 năm 2020

Sinh viên thực hiện

CHƯƠNG I XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY I.1 Phân tích máy tham khảo 6P80G

Hình 1-1 Máy phay ngang 6P80G

Có thể khoan khoét doa khi lắp dụng cụ tương ứng , nếu trang bị thêm

đồ gá thích hợp có thể tiện lỗ chính xác và cắt răng theo phương pháp lănrăng

Đặc điểm chuyển động chính và chuyển động chay dao:

+ Phay thuận: chuyển

động chính cùngchiều chuyển độngchạy dao (Hình 1- 2a).

+ Phay ngược: chuyển

động chính ngượcchiều chuyển độngchạy dao (Hình 1- 2b).

Khi phay thuận, chiều

dày cắt của mỗi răng dao thay đổi từ amax đến amin nên răng dao bị va đập khi

vào cắt, dao dễ bị vỡ; khi phay nghịch, chiều dày cắt tăng từ aminđến amax nêntránh được va đập; nhưng lại bị trượt khi vào cắt nên dao chóng mòn

Khi phay thuận, lực Pđ có chiều ép phôi xuống bàn máy (H.5.1a) tăng

độ cứng vững, giảm rung động khi phay, do đó làm tăng độ nhám bề mặt gia

công Khi phay nghịch, lực Pđ có chiều nâng phôi lên khỏi bàn máy (H.5.1b),

giảm độ cứng vững, tăng rung động khi phay, kết quả làm giảm độ nhám bềmặt gia công

Khi phay thuận, lực Png tác dụng lên phôi cùng chiều với chiều chuyểnđộng chạy dao (H.5.1a), không khắc phục được khe hở giữa vít me và đai ốcdẫn động bàn máy, do đó chuyển động của bàn máy bị giật cục dẫn đến rungđộng, làm giảm độ nhám bề mặt gia công

Khi phay nghịch, lực Png ngược chiều với chiều chuyển động chạy dao

(H.5.1b), luôn ap sát vít me với đai ốc dẫn động bàn máy, do đó chuyển độngcủa bàn máy êm, ảnh hưởng tốt đến độ nhám bề mặt gia công

Hình 1-2 Sơ đồ phay thuận

nghịch

Khi phay tinh (đặc biệt là gia công trên máy có độ cứng vững cao, có thểkhử rơ giữa vítme và đai ốc bàn máy) nên phay thuận Khi phay thô nên phaynghịch.

Dao phay có dạng tròn xoay, nhiều răng Răng dao có thể bố trí trênmặt trụ; trên mặt đầu; hoặc đồng thời cả mặt trụ và mặt đầu của dao thân daolớn Răng dao cắt không liên tục, thời gian tiếp xúc giữa răng dao và phôinhỏ; mặt khác, thân dao lớn thoát nhiệt tốt, nên giảm nhiệt ở vùng cắt Song,

do tốc độ phay khá cao, có nhiều răng cùng cắt nên nhiệt cắt tương đối cao

Răng dao làm việc theo chu kỳ, bị va đập (khi phay thuận) do đó dễ bịsứt mẻ hoặc bị trượt (khi phay nghịch) làm dao chóng mòn; khi phay nghịchchiều dày lớp cứng nguội lớn Diện tích mặt cắt ngang lớp cắt luôn thay đổinên lực phay không ổn định, gây rung động khi cắt Khi phay, có nhiều răngdao cùng cắt nên năng suất phay cao

Quá trình phay cũng kèm theo các hiện tượng vật lý, nhưng ít có lẹodao

I.1.3 Khả năng công nghệ

Phay thô: cấp chính xác IT13 ÷ IT10, độ nhám bề mặt cấp 3 ÷ 4

Phay bán tinh: cấp chính xác IT11÷ IT9, độ nhám bề mặt cấp 5 ÷ 7 Phay tinh: cấp chính xác IT8 ÷ IT7, độ nhám bề mặt cấp 7 ÷ 8

I.1.4 Phân tích xích động học trong máy

Hình 1-3 Sơ đồ động học máy phay ngang 6P80G

Chuyển động chính: Là chuyển động của trục VII mang dao phay.

Chuyển động bắt đầu từ nguồn động cơ điện có công suất N=2,8 kW với tốc

độ quay n=1420 vòng/ phút truyền tới trục I của hộp tốc độ Phương trìnhxích động tổng quát để tính trị số tốc độ quay của trục chính viết dưới dạng:

50 36

Chuyển động phụ: Là các chuyển động chạy nhanh của bàn máy mang

phôi theo phương dọc, phương ngang, phương thẳng đứng được thực hiện

theo xích chạy dao nhanh

I.2 Xác định đặc tính kỹ thuật của máy cần thiết kế

I.2.1 Yêu cầu

 Đảm bảo số cấp chạy dao Zs theo yêu cầu thiết kế

 Đảm bảo phạm vi giới hạn tỷ số truyền s

1

i 2,8

5  , cũngnhư phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao

 Đảm bảo độ chính xác của chuyển động chạy dao

 Đảm bảo đủ công suất để thắng thành phần lực cắt dọc trục ,truyền động êm và khả năng dảo chiều Cần có xích chạy daonhanh để giảm thời gian phụ trong quá trình điều chỉnh

 Đảm bảo các yêu cầu công nghệ của hộp chạy dao Đa số hộpchạy dao không có mặt chuẩn để xác định vị trí tương hỗgiữa dao và chi tiết gia công Do đó sai số về mặt chế tạo vàlắp ráp không phản ánh trực tiếp đến độ chính xác gia công

Độ chính xác hộp chạy dao chỉ ảnh hưởng đến tuổi thọ của nó

và ảnh hưởng đến độ bóng bề mặt gia công khi vận tốcchuyển động chạy dao không đều

I.2.1 Các thông số của máy cần thiết kế

Máy mới được thiết kế dựa trên máy chuẩn 6P80G Với các số liệu thiết

kế như sau:

 Số cấp chạy dao Zs = 12

 Công bội của chuỗi số vòng quay =(1,12)3

 Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất : Sd_min= 16 (mm/ph)

 Lượng chạy dao: Sdọc=2Sngang=2Sđứng

 Chạy dao nhanh: Snhanh= 2400(mm/ph)

 Công suất cắt lớn nhất NS-max= 2 kW

CHƯƠNG II THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC II.1 Tính số vòng quay của cơ cấu đẩy

 Chọn trước cơ cấu đẩy : cơ cấu vít me - đai ốc

 Ta có :

i i

v v

S n

p k



Trong đó: ni là số vòng quay của vít me

Si là lượng chạy dao

pv là bước của vít me Chọn trước pv=6 (mm/vg)

kv là số đầu mối của vít me Chọn trước kv=1Vậy ta có : nsi ( min ) = 16/1.6 = 2.66( vg/ph )

 Chọn trước tỷ số truyền cố định từ trục cuối cùng của hộp chạy dao tớicác xích chạy dao ( dựa vào cơ cấu xích động của máy cơ sở ):

3440

d

i 

1818

d

i 

2828

ng

3060

td

i 

1826

Căn cứ Bảng 1-2 (Tài liệu1) chọn nmin= 2,8(vg/ph)

Công bội của chuỗi số vòng quay =(1,123)

Căn cứ số liệu ban đầu tra Bảng 1-2 T15-16 ( Tài liệu 1) xác định giá

tri số vòng quay đầu ra của hộp chạy dao:

16

22,4

31,5

45

63

90

125

Số vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân, theo chuỗi số vòng quaytiêu chuẩn ta có số vòng quay của vít me :

5

n s 6

n s 7

n s 8

n s 9

n s 10

n s 11

n

s 1 2

7,48

10,54

14,86

20,95

29,55

41,66

58,74

82,82

116,78

II.2 Chọng phương án thứ tự không gia và phương án động học

II.2.1 Phương án thứ tự không gian

3x2x2

có Mxmax Do đó kích thước trục lớn nên các bánh răng lắp trên trục cókích thước lớn Vậy phương án 2x2x3 loại.

Để máy làm việc ổn định và tin cậy thì phương án không giansao cho số chi tiết lắp trên trục cuối hoặc gần với trục cuối của hộpchạy dao là nhỏ nhất Đồng thời trọng lượng của các cặp bánh răng lắptrên trục là nhỏ nhất khi kích thước của chúng không lớn hơn nhaunhiều vây nhóm cơ sở là nhóm có trong lượng nhỏ nhất trong điều kiệncùng số cặp truyền do đó nên bố trí cặp truyền trong nhóm cơ sở lànhiều nhất Xuất phát từ yêu cầu này ta chọn phương án thứ tự 3x2x2

Trong đó : X : là lượng mở giữa 2 tia lân cận

P : là số cặp truyền có trong nhóm truyền

Đối với phương án thứ tự Z=3x2x2 ta có 6 phương các phương

Phương án 3: 3[II] x 2[I] x 2[III]

Ta loại phương án 4 và 5 vì lượng mở giữa hai tia ngoài cùng lớn

hơn 8 dẫn đến tỉ số truyền không nằm trong phạm vi cho phép 0,2≤ i

≤2,8.

Trị số mô men xoắn tỉ lệ nghịch với tỉ số truyền của các cặptruyền, vì thế phương án tốt nhất là phương án đảm bảo tỉ số truyền nhỏnhất trong từng nhóm có trị số nhỏ dần và đạt trị số nhỏ nhất giới hạntại nhóm truyền cuối cùng Xuất phát từ yêu cầu này thì nhóm đầu tiênphải là nhóm cơ sở có đặc tính X=1 và đặc tính của các nhóm gấp bộităng dần về cuối Do đó phương án 1 là phương án tối ưu nhất, đảm bảolưới kết cấu có hình dải quạt đều nhất Vì lưới kết cấu dạng này cho takết cấu hộp nhỏ gọn, bố trí các cơ cấu của hộp là chặt chẽ nhất, ngoài

ra lượng mở tỷ số truyền bé trông miền tốc độ cao, đảm bảo điều kiệnlàm việc tốt nhất của bánh răng

II.3 Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay

Với phương án 1 đã chọn ta có lưới kết cấu như sau:

Hình 2.1 Lưới kết cấu

Ta sử dụng cơ cấu phản hồi (nhằm thực hiện một số cấp vận tốcthấp ,giảm số bánh răng , kích thước bánh răng thu gọn làm kích thướchộp chạy dao được tối ưu ) từ trục XII về trục XI nên đồ thị số vòngquay có biến hình:

Đồ thị số vòng quay cho bán răng 34 trên trục XIII :

Hình 2.2 Đồ thị số vòng quay

II.4 Xác định tỉ số truyền và tính số răng trong các cặp truyền

Để tính toán các tỷ số truyền trong mỗi cặp bánh răng ăn khớp taxuất phát từ công thức sau:

x x

x x

x x

K: Bội chung nhỏ nhất của các tổng

fx, gx: Các con số nguyên dương không chứa thừa sốchung

Z E K



Để tránh hiện tượng cắt chân răng và không phải dịch chỉnh thì Z

≥17 và ∑Z ≤120 tức là số răng của các bánh răng tính được phải lớnhơn trị số Zmin thì E≥ Emin

Từ đồ thị số vòng quay trên hình 2.2 ta xác định được các tỉ sốtruyền trong bộ truyền chung của hộp chạy dao:

2 2

Chọn tia tính toán là i7 vì tia này có độ dốc lớn nhất.

lắp lồng không trên trục XI ăn khớp với bánh răng z7 trên trục XII có tác dụngphản hồi lại chuyển động từ trục XII với tổng số răng của bộ truyền là 90 Do

đó ta phải chọn lại số răng của cặp truyền z4 và z’4, z5 và z’5 sao cho tổng sốrăng của mỗi cặp truyền bằng 90 (để đảm bảo điều kiện khoảng cách trục XI

và XII không đổi) Từ đó ta có:

5 5

5 5

z z

4 3

z z

2466

z z

1953

Trục đầu ra của hộp chạy dao là trục XIII, tham khảo máy 6P80G ta lấy

tỉ số truyền từ trục XII sang trục XIII i8=1

 Tính tỉ số truyền cố định từ động cơ đến trục X của hộp chạy dao:

Đối với hộp chạy dao máy phay có hiệu suất  = 60% - 75% Do đó tatính sơ bộ công suất động cơ như sau: Ndc = N cmax

❑ = 0,72 = 2.9 (kw)Chọn động cơ có tốc độ quay n=945 (vg/ph) Gọi tỉ số truyền giữa trụcVIII và trục IX là i01, tỉ số truyền giữa trục IX và X là i02 Như vậy tỉ số truyền

Với Smin=16 (vg/ph), dựa vào sơ đồ động của máy tham khảo và

đồ thị số vòng quay trên hình 2.2 ta viết được xích chạy dao ứng với trị

số lượng chạy dao Smin

min d

20 24 18 30 60 34 48 .6.1

thay vào công thức tađược:

min 01

2 40 66 72 60 60 40 52

6 1 20 24 18 30 60 34 48

16 2 40 66 72 60 60 40 52 23

Vậy

01

2373

 a i

b

i01 có tổng số răng bằng 96, chọn i02=32:64

 Với xích chạy dao nhanh:

Dựa vào sơ đồ động của máy, ta có phương trình xích chạy dao nhanh:

Theo kết quả tính toán ở trên, ta có bảng thống kê số răng của bộ truyềnchung như sau:

i 1

i 2

i 3

i 4

i 5

i 6

i 7

i 0 1

i 0 2

3 2 : 6 4

2 0 : 4 0

2 5 : 3 5

3 0 : 3 0

2 4 : 6 6

4 5 : 4 5

3 0 : 6 0

1 8 : 7 2

∑

Z

9 6

9 6

6 0

6 0

6 0

9 0

9 0

9 0

9 0

II.5 Tính sai số vòng quay của cơ cấu đẩy

Với tỉ số truyền giữa các trục đã xác định ở phần trên, ta tínhđược sai số của cơ cấu đẩy theo bảng sau:

Ta tính số vòng quay thực tế ntt từ n1¸n12với sai số được tính theo côngthức

n =

tt tc tt

n n n

n tt (v g / p h)

Δ n

%

n1 nđc.i0.i1.i4.i7.i6.i8.icđ.id

2, 6 6

2, 6 5

0,38

-n2 nđc.i0.i2.i4.i7.i6.i8.icđ.id

3, 7 6

3, 7 9

0,79

n3 nđc.i0.i3.i4.i7.i6.i8.icđ.id

5, 3 0

5, 3 1

0,19

n4 nđc.i0.i1.i5.i7.i6.i8.icđ.id

7, 4 8

7, 3 0

2,47

-n5 nđc.i0.i2.i5.i7.i6.i8.icđ.id

1 0, 5 4

1 0, 4 2

1,15

-n6 nđc.i0.i3.i5.i7.i6.i8.icđ.id

1 4, 8 6

1 4, 6 0

1,78

-n7 nđc.i0.i1.i4.i8.icđ.id

2 0, 9 5

2 1, 2 3

1,32

n8 nđc.i0.i2.i4.i8.icđ.id

2 9, 5 5

3 0, 3 4

2,6

n9 nđc.i0.i3.i4.i8.icđ.id

4 1, 6 6

4 2, 4 7

1,91

n1

0 nđc.i0.i1.i5.i8.icđ.id

5 8, 7 4

5 8, 4 0

0,58

-n1

1 nđc.i0.i2.i5.i8.icđ.id

8 2, 8 2

8 3, 4 3

0,73

n1

2 nđc.i0.i3.i5.i8.icđ.id

1 1 6, 7 8

1 1 6, 8

0,02Như vậy sai số của hộp chạy dao cần thiết kế đảm bảo trongphạm vi cho phép ≤ 4,1%

Ta có sơ đồ động hộp truyền chung của hộp chạy dao cần thiết kế:

Hình 2.3 Sơ đồ động phần truyền chung của hộp chạy dao

Hình 2.4 Đồ thị lượng chạy dao cho xích chạy dao dọc

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC

III.1 Tính chọn động cơ

Từ công suất chạy dao lớn nhất Nsmax=1,5kw, ta tính chọn động

cơ cho hộp chạy dao theo công thức:

max

s dc

N N





Với η là hiệu suất của hệ thống

Ta chọn: Hiệu suất của một cặp ổ lăn ηol=0,99

Hiệu suất của một cặp truyền bánh răng ηbr=0,97Hiệu suất của khớp nối ηkn=0,99

Như vậy, hiệu suất của hệ thống:

dc

N N



Tra bảng 1.3 (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, ta

chọn được động cơ điện 3 pha có các thông số cơ bản sau:

Kiểu động

cơ

Công suất (kW)

Tốc độ quay (vg/ph)

Đường kính trục (mm)

III.2 Xác định xích truyền động tính toán

Ta có công thức tính mô men xoắn trên trục của cơ cấu đẩy:

[ ]

Với: P là lực đẩy của hộp chạy dao tính bằng N,

S là lượng chạy dao tính bằng mm/vòng,

i là tỉ số truyền của xích động học từ trục chính đến khâu

biến đổi chuyển động quay tròn thành tịnh tiến

Qua công thức trên ta thấy mô men xoắn trên trục của cơ cấu đẩy tỷ lệ

thuận với lượng chạy dao Điều đó có nghĩa là xích động học tính toán của

hộp chạy dao là xích đảm bảo lượng chạy dao lớn nhất trong điều kiện làm

việc nặng nhất

Như vậy ta có xích động học tính toán:

dc .0 3 5 8 cd d1 d2 d3 max

n i i i i i i i i n

Trong đó nmax là số vòng quay của vít me tạo Smax

III.3 Xác định số vòng quay và mô men xoắn trên từng trục

Công suất trên các trục được tính theo công thức:

.

i đc

Với: Nđc là công suất của động cơ

η là hiệu suất của bộ truyền

Mô men xoắn trên các trục được tính theo công thức:

45 148,87 148,87 ( / )

18 116,8 116,8 ( / )

III.4 Tính modun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất

Trong hộp chạy dao ta chỉ dùng một loại mô đun, do đó ta chỉ

cần tính mô đun cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất, các bánh răng

khác chọn theo mô đun của cặp bánh răng này Như vậy, vừa giảm

được khối lượng tính toán, vừa đảm bảo bền cho các bánh răng trong

hộp

Theo kết quả tính toán ở phần trên, ta thấy cặp bánh răng 48:52

nối trục XIV và XV chịu tải lớn nhất, do đó ta chọn cặp bánh răng này

để tính toán với các thông số cơ bản sau:

 

126,54 /2,31