Đồ án Môn học thiết kế máy thiết kế máy cắt kim loại

Lời nói đầu Để xây dựng đất nước Việt Nam trở thành một quốc gia giàu mạnh, văn minh và công bằng, cần phải giải quyết một nhiệm vụ rất quan trọng là thúc đẩy nền kinh tế phát triển. Giải quyết nhiệm vụ này đòi hỏi nền sản xuất công nghiệp phải phát triển với nhịp độ cao, mà trong đó phần lớn sản phẩm công nghiệp được tạo ra thông qua các máy công cụ và dụng cụ công nghiệp. Chất lượng của các loại máy công cụ ảnh hưởng rất nhiều đến chất lượng sản phẩm, năng suất, tính đa dạng và trình độ kỹ thuật của ngành cơ khí nói riêng và của ngành công nghiệp nói chung. Vì vậy vai trò của máy công cụ là hết sức quan trọng nhất là đối với một nền kinh tế đang phát triển như ở nước ta hiện nay. Nó được dùng để sản xuất ra các chi tiết máy khác, nghĩa là chế tạo ra tư liệu sản xuất nhằm thúc đẩy cơ khí hoá và tự động hoá nền kinh tế quốc dân. Với vai trò quan trọng như vậy thì việc nắm bắt phương thức sử dụng cũng như khả năng tính toán thiết kế, chế tạo và tối ưu hoá các máy cắt kim loại là một yêu cầu cấp thiết đối với người làm công tác kỹ thuật trong lĩnh vực cơ khí. Có như vậy chúng ta mới đạt được các yêu cầu kỹ thuật, năng suất trong quá trình chế tạo các sản phẩm cơ khí nói riêng và các sản phẩm công nghiệp nói chung. Vì lý do trên việc hoàn thành đồ án môn học “ Thiết kế máy cắt kim loại ” là hết sức quan trọng đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Qua đó nó sẽ giúp cho sinh viên nắm bắt được những bước tính toán thiết kế các máy cắt kim loại cơ bản, đồng thời phục vụ cho việc tiếp cận thực tế một cách dễ dàng khi ra công tác, ngoài ra nó còn tạo điều kiện cho việc nghiên cứu cải tiến và hiện đại hoá các máy cắt kim loại. Để hoàn thành đồ án môn học này, ngoài sự cố gắng học hỏi và làm việc nghiêm túc của em còn có sự hướng dẫn tận tình của PGS TS Nguyễn Phương và một số thầy cô trong bộ môn Máy và ma sát học trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Qua đây em xin cảm ơn các thầy cô đã có những ý kiến đóng góp giúp em hoàn thành đồ án môn học này. Tuy em đã có sự cố gắng rất nhiều trong việc tham khảo học hỏi để thực hiện đồ án này nhưng do thời gian thực hiện có hạn và tài liệu tham khảo còn hạn chế do vậy khó tránh khỏi thiếu sót. Em mong muốn được sự chỉ bảo của các thầy cô để em có thể thực hiện tốt hơn trong các lĩnh vực có liên quan sau này. Em xin chân thành cảm ơn. Hà Nội tháng 5 năm 2003 Sinh viên thực hiện Hoàng Quyết Thắng CHƯƠNG 1 : NGHIÊN CỨU MÁY ĐÃ CÓ . 1.1Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ. Tính Năng Kỹ thuật. P82 P81 P79 P83 Công suất động cơ(kw) 7,5/2,2 4,5/1,7 2,8 10/2,8 Phạm vi điều chỉnh tốc độ Nmin- nmax 30¸1500 65¸1800 110¸1230 30¸1500 Số cấp tốc độ zn 18 16 8 18 Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao smin ¸ smax 23,5¸1180 35¸980 25¸285 23,5¸1180 Số lượng chạy dao zs 18 16 8 18 Với số liệu máy ta cần thiết kế mới là: Phạm vi điều chỉnh tốc độ : 30¸1500 Số cấp tốc độ Zn=18 Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao: 25¸1250 Số lượng chạy dao:Zs=18 động cơ chạy dao: 2,2KW ta thấy rằng số liệu của máy cần thiết kế mới gần giống với tính năng kỹ thuật của máy P82(6H82) do đó ta lấy máy 6H82 làm máy chuẩn. 1.2 phân tích phương án máy tham khảo (6H82) 1.2.1 Các xích truyền động trong sơ đồ dộng của máy Chuyển động chính : nMT.. ntrục chính trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ (30¸1500)v/ph. Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc ,chạy dao ngang và chạy dao đứng . Xích chạy dao dọc . nMT2tP nMT2. tP Xích chạy dao ngang nMT2tP nMT2. tP Xích chạy dao đứng. nMT2tP nMT2. tP trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền chạy chậm (cơ cấu phản hồi ) khi gạt M1 sang phải ta có đường truyền chạy dao trung bình (đường truyền trực tiếp ) đóng ly hợp M2 sang trái ,truyền tới bánh răng , tới các trục vít 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. đóng ly hợp M2 sang phải ,truyền tới bánh răng , tới các vít me dọc ,ngang ,đứng. 1.2.2 Phương án không gian ,phương án thứ tự của hộp tốc độ. Phương án không gian Z=3.3.2=18 Phương án thứ tự Z=3. 3. 2 đồ thị luới kết cấu của hộp tốc độ 1.2.3 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ. ta có n0 = nđc.i0 =1440.= 693,33 để dễ vẽ ta lấy n0 = n15 =750 v/ph với nhóm 1: i1=1/ j4 i2=1/ j3 i3=1/ j2  nhóm 2 i4=1/j4 i5=1/j i6=j2  nhóm 3 i7=1/j6 i8= j3 từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ. 1.2.4 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta có nhận xét Với phương án này thì lượng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đều đặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thước của hộp nhỏ gọn ,bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất 1.2.5 Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp chạy dao Phương án không gian: Z=3.3.2=18 Phương án thứ tự Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z=3.3.2 được tách làm 2 Với Z1= 3. 3 còn Z2= 2 gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh: Đồ thị lưới kết cấu: Do dùng cơ cấu phản hồi nên ta chọn phương án này 1.2.6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao . với đường chạy dao thấp và trung bình. n 0 = nđc . i1.i2 = 1440.= 250,26.. .. Chọn n0 Nhóm 1: i1 = 1/j3 i2 = 1 i3 = j3 Nhóm 2: i4 = 1/j4 i5 = 1/j3 i6 = 1/j2 Nhóm 3: i7 = 1/j6 i8 = j3 Với đường chạy dao nhanh. n0 = nđc.i1 = 1446. = 850.909.. .. ta có đồ thị vòng quay. 1.2.7 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta thấy người ta không dùng phương án hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền nên việc dùng phương án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hưởng nhiều đến kích thước của hộp. CHƯƠNG II: THIẾT KẾ MÁY MỚI 2.1. Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ 2.1.1. Tính toán thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay Với ba thông số cho trước: Z = 18 j = 1.26 nmin = 30 vòng/phút Ta có : n1 = nmin = 30 vòng/phút n2 = j . n1 = 1,26 . 30 = 37,8 vòng/phút n3 = j . n2 = j2 . n1 ............................ nz = j . nz-1 = n1. jz-1 ( 1 ) Từ công thức (1) ta xác định được chuỗi số vòng quay trục chính n1 = nmin = 30 vòng/phút n2 = n1. j = 37,8 n3 = n2. j = 47,63 n4 = n3. j = 60,01 n5 = n4. j = 75,61 n6 = n5. j = 95,27 n7 = n6. j = 120,05 n8 = n7. j = 151,26 n9 = n8. j = 190,58 n10= n9. j = 240,14 vòng/phút n11= n10. j = 302,57 n12= n11. j = 381,24 n13= n12. j = 480,36 n14= n13. j = 605,25 n15= n14. j = 762,62 n16= n15. j = 960,90 n17= n16. j = 1210,74 n18= n17. j =1525,53 Vậy nmax = n18 = 1525.,53 2.1.2. Phương án không gian, lập bảng so sánh phương án KG, vẽ sơ đồ động Phương án không gian có thể bố trí Z=18 = 9 . 2 (1) Z=18 = 6. 3 (2) Z=18 = 3. 3. 2 (3) Z=18 = 2. 3. 3 (4) Z=18 = 3. 2. 3 (5) Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu: Số nhóm truyền tối thiểu(i) được xác định từ Umin gh=1/4i = nmin/nđc => = imin = lg /lg4 = lg /lg4 =2,79 Số nhóm truyền tối thiểulà i 3 Do i 3 cho nên hai phương án (1) và (2) bị loại. Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại. Lập bảng so sánh phương án KG Phương án Yếu tố so sánh 3. 3. 2 2.3.3 3.2.3 + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi) 2(3+3+2)=16 2(2+3+3)=16 2(3+2+3)=16 + Tổng số trục(không kể trục chính) S = i+1 4 4 4 +Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3 +Chiều dài L 17b +16f 17b +16f 17b +16f + Cơ cấu đặc biệt Ta thấy rằng trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính vì trục này có thể thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin ¸ nmax nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số nmin ta có Mxmax. Do đó kích thước trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn. Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn cho nên ta chọn phương án (1) đó là phương án 3x3x2. Vẽ sơ đồ động: 2.1.3. Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2 . Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự được xác đinhlà K! Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT. Bảng lưới kết cấu nhóm như 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 I III II II III I III I II [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3] 1 1 6 6 3 2 2 6 6 1 6 6 1 1 3 Ta có bảng so sánh các PATT như sau : PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I Lượng mở (X) [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] jxmax j9 = 8 j9 = 8 j2*6 = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt PATT I III II II III I III I II Lượng mở (X) [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3] jxmax j2*6 = 16 j2*6 = 16 j2*6 = 16 Kết quả Không đạt Không đạt Không đạt Theo điều kiện j(P-1)Xmax 8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lưới kết cấu ta chọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9] Vì với PATT này thì lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất. 2.1.4. Vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng I II III IV 3(1) 3(3) 2(9) II 2(3) IV III 3(6) 3(1) I II 2(1) IV III 3(6) 3(2) I II 2(9) IV III 3(1) 3(3) I PATT 1 PATT 2 PATT 4 PATT 6 j xmax= j 9 =8 Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lưới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt chẽ nhất 2.1.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm . Lưới kết cấu chỉ thể hiện được tính định tính để xác định được hộp tốc độ có phân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không ? Còn đồ thị vòng quay cho ta tính được cụ thể tỷ số truyền , số vòng quay và số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ. Với chuỗi số vòng quay là : n1 = nmin = 30 vòng/phút n2 = n1. j = 37,8 n3 = n2. j = 47,63 n4 = n3. j = 60,01 n5 = n4. j = 75,61 n6 = n5. j = 95,27 n7 = n6. j = 120,05 n8 = n7. j = 151,26 n9 = n8. j = 190,58 n10 = n9. j = 240,14 vòng/phút n11 = n10. j = 302,57 n12 = n11. j = 381,24 n13 = n12. j = 480,36 n14 = n13. j = 605,25 n15 = n14. j = 762,62 n16 = n15. j = 960,90 n17 = n16. j = 1210,74 n18 = n17.j = 1525,53 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 tỷ số truyền io = 26 / 54 là n0. Với io = 26 / 54 => ta có no = nđc * io = 1440 * 26 / 54 = 693.33 v/ph Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy no = n15 = 762,62 v/ph Tính lại chính xác io = no / nđc =762,62 / 1440 » 0.5296 * Tính tỷ số truyền các nhóm : với nhóm 1: chọn i1=1/j4 vì i1: i2: i3 =1:j:j2 ta có : i2 =1/j3 i3 =1/j2 với nhóm 2: chọn i4=1/j4 vì i4: i5: i6=1:j3:j6 ta có: i5=1/j i6=j2 với nhóm 3: chọn i7 =1/j6 vì i7: i8 =1:j9 ta có : i8= j3 Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay: n đc =1440 v/ph i 1 i 4 i 8 i 5 i 7 i 6 i 3 i 2 n o I II III IV 3(1) 3(3) 2(9) i o 2.1.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền Ta tính số răng của các bánh răng theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất : Với nhóm 1: i1 =1/j4 = 1/ 1.26 4 = 16/ 39 = f1 / g1 ta có f1+g1= 55 i2 =1/j3 = 1/ 1.26 3 = 19/ 36 = f2 / g2 ta có f2+g2= 55 i3 =1/j2 = 1/ 1.26 2 = 22/ 33 = f3/ g3 ta có f3+g3= 55 bội số chung nhỏ nhất là K=55 với Zmin=17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C = = = 1,1 từ đó ta có E=1 = E.K = 1.55 = 55. Z1 = = .55 =16 Z’1 = = .55 = 39 i1=16/ 39 Z2 = =.55 = 19 Z’2 = = .55 = 36 i2 = 19/ 36 Z3 = = .55 = 22 Z’3 = = .55 = 33 i3=22/ 33 nhóm 2 i4 = 1/j4 = 1/ 1.26 4 = 18/ 47 ta có f4+g4= 65 i5 = 1/j = 1/ 1.26 = 28/37 ta có f5+g5= 65 i6 = j2 = 1.26 2 = 39/ 26 ta có f6+g6= 65 bội số chung nhỏ nhất là K= 65 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C ==<1 , ta chọn E=1 = E.K = 1.65 = 65. Z4==.65 =18 Z’4 = = .65 = 47 i4 =18/47 Z5 = = .65 = 28 Z’5 = = .65 = 37 i5=28/37 Z6 = = .65 = 39 Z’6 = = .65 = 26 i6= 39/26 nhóm 3 i7 = 1 / j6 = 1/ 1.26 6 = ta có f7+g7 =90 i8 = j3 = 1.26 2 = ta có f8+g8 = 120 Trong máy phay ở nhóm truyền này có điều đặc biệt là dùng 2 loại modul khác nhau là m7 & m8 cho nên điều kiện làm việc của nhóm này là : 2A= m7 (Z7 + Z’7) = m8 (Z8 + Z’8) Với A là khoảng cách trục. Từ đó ta có SZ 7 / SZ 8 = m 8 / m 7 Do 2 cặp bánh răng có modul khác nhau cho nên ta tính riêng cho từng cặp : EminC = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z7 = = = 19 Z’7 == =71 i7=19/71 EminB = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z8 = = = 182 Z’8 == = 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 : n Phương trình xích n = nc/xác nt.toán Dn% n1 = nđc . io.i1 . i4 . i7 30 29.15 2.83 n2 = nđc . io.i2 . i4 . i7 37,8 37.5 0.79 n3 = nđc . io.i3 . i4 . i7 47,63 47.37 0.55 n4 = nđc . io.i1 . i5 . i7 60,01 57.6 4.02 n5 = nđc . io.i2 . i5 . i7 75,61 74.1 2 n6 = nđc . io.i3 . i5 . i7 952,7 93.61 1.74 n7 = nđc . io.i1 . i6 . i7 120,04 114.18 4.89 n8 = nđc . io.i2 . i6 . i7 151,26 146.89 2.89 n9 = nđc . io .i3 . i6 . i7 190,58 185.54 2.64 n10 = nđc . io.i1 . i4 . i8 240,14 235.07 2.11 n11 = nđc . io.i2 . i4 . i8 302,57 302.41 0.05 n12 = nđc . io.i3 . i4 . i8 381,24 381.99 -0.2 n13 = nđc . io.i1 . i5 . i8 480,36 464.5 3.3 n14 = nđc . io.i2 . i5 . i8 605,25 597.56 1.27 n15 = nđc . io.i3 . i5 . i8 762,67 754.81 1.02 n16 = nđc . io.i1 . i6 . i8 960,90 920.7 4.18 n17 = nđc . io.i2 . i6 . i8 1210,74 1184.44 2.17 n18 = nđc . io.i3 . i6 . i8 1525,53 1496.14 1.93 Ta có đồ thị sai số vòng quay. Sai số Dn <5% nằm trong giới hạn cho phép Sơ đồ động và đồ thị vòng quay : 2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao. 2.2.1 Tính thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay. Với : Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút j =1,26. Dựa vào máy tương tự (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc , dao ngang và dao đứng là cơ cấu vít đai ốc với bước vít tx = 6 mm . Mặt khác, do Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút cho nên ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc . Theo máy tương tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theo cấp số nhân: S1 = Sdọc min = 23.5 mm/phút S2 = S1 . j = S3 = S2 . j = S1 . j 2 S18 = S17 . j = S1 . j 17 (*) Từ công thức (*) ta xác định được chuỗi lượng chạy dao như sau : S1 = Smin = 23.5 mm/phút S2 = S1. j = 29.61 S3 = S2. j = 37.31 S4 = S3. j = 47.01 S5 = S4. j = 59.23 S6 = S5. j = 74.63 S7 = S6. j = 94.04 S8 = S7. j = 118.48 S9 = S8. j = 149.29  S10 = S9. j = 188.11 mm/phút S11 = S10. j = 237.01 S12 = S11. j = 298.64 S13 = S12. j = 376.28 S14 = S13. j = 474.12 S15 = S14. j = 597.39 S16 = S15. j = 752.71 S17 = S16. j = 948.41 S18 = S17.j = 1195 Vậy ta có : Smax = S18 = 1195 mm/phút 2.2.2 Chọn phương án không gian ,lập bảng so sánh phương án không gian ,vẽ sơ đồ động. Chọn phương án không gian . Z=18 = 9 . 2 Z=18 = 6. 3 Z=18 = 3.3. 2 Z=18 = 2.3.3 Z=18 = 3. 2.3 Lập bảng so sánh phương án KG Phương án Yếu tố so sánh 3. 3. 2 2.3.3 3.2.3 + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi) 2(3+3+2)=16 2(2+3+3)=16 2(3+2+3)=16 + Tổng số trục(không kể trục chính) S = i+1 4 4 4 +Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3 +Chiều dài L 17b +16f 17b +16f 17b +16f + Cơ cấu đặc biệt Ta thấy với phương án 9x2(2x9)và 6x3(3x6)thì tổng số bánh răng nhiều mà tổng số trục ít dẫn đến là có nhiều bánh răng lắp trên cùng một trục và kém cứng vững do đó mà ta loại bốn phương án này còn ba phương án còn lại thì phương án 3x3x2 là hợp lý nhất vì nó có số bánh răng chịu mô men MXMAX là nhỏ nhất .vậy phương án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2 Vẽ sơ đồ động. 2.2.3 Chọn phương án thứ tự. 3x3x2. j(P –1)X=j9=8 j(P –1)X=j12=16 j(P –1)X=j12=16 theo điều kiện j(P –1)Xta chọn phương án thứ tự là 2.2.4 vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng. I II III IV 3(1) 3(3) 2(9) II 2(3) IV III 3(6) 3(1) I II 2(1) IV III 3(6) 3(2) I II 2(9) IV III 3(1) 3(3) I PATT 1 PATT 2 PATT 4 PATT 6 j xmax= j 9 =8 2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm . Xác định n0. n0min===59,375(v/ph) n0max===608(v/ph) chọn n0=n17=750(v/ph) tỉ số truyền các nhóm ta có. với nhóm 1: chọn i1=1/j3 vì i1: i2: i3=1:j3:j6 ta có : i2=1 i3=j3 với nhóm 2: chọn i4=1/j3 vì i4: i5: i6=1:j:j2 ta có: i5=1/j2 i6=1/j với nhóm 3: chọn i7=1/j6 vì i1: i7: i8=1:j9 ta có : i8=j3 vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền do đó ta dùng cơ cấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình. từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay 2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm . Nhóm 1: i01=1/j =1/ 1.26 = = Nhóm 2 : i02 =1/j5 =1/ 1.265 = = = Nhóm 3: i1 = 1/j3 = 1/ 2 ® f1+g1 = 3. i2 = 1/1 ® f2+g2 = 2 i3 = j3 = 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 lượng mở lớn nhất Emin===8,5 từ đó ta có E=9 = E.K = 9.6 = 54. Z1==.54=18 Z’1==.54=36i1=18/36 Z2==.54=27 Z’2==.54=27i2=27/27 Z3==.54=36 Z’3==.54=18i3=36/18 Nhóm 4 : i4=1/j4 = 1/ 1.264 = 9/ 19 ta có f4+g4 = 28 i5=1/j3 = 1/ 1.263 = 21/ 35 ta có f5+g5 = 56 i6=1/j2 = 1/ 1.262 = 12/ 16 ta có f6+g6 = 28 bội số chung nhỏ nhất là K = 56 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Emin=== 0,944 từ đó ta có E=1 =E.K=1.56 = 56. Z4==.56=18 Z’4==.56=38i4=18/38 Z5 ==.56 =21 Z’5 ==.56=35i5=21/35 Z6 ==.56 =24 Z’6 ==.56 =32i6=24/32 Nhóm 5: Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảng cách trục A đã được xác định trước A= Với m là môđun của các bánh răng: Vậy ta có . Þ Þ Þ Þ Nhóm 6 : , Nhóm 7 : , Nhóm 8 : Nhóm 9 : , Nhóm 10 : , Nhóm 11 : 2.2.7 Tính sai số vòng quay. Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế Smin = S1 = nđc . io1.io2.i1.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 23.68 S2 = nđc . io1.io2.i1.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 29.99 S3 = nđc . io1.io2.i1.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 37.49 S4 = nđc . i01.i02.i2.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 47.35 S5 = nđc . i01.i02.i2.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 59.98 S6 = nđc . i01.i02.i2.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... .....= 74.97 S7 = nđc . i01.i02.i3.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 94.7 S8 = nđc . i01.i02.i3.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 119.96 S9 = nđc . i01.i02.i3.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 149.94 S10 = nđc . io1.io2.i1.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 195.78 S11 = nđc . io1.io2.i1.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 247.99 S12 = nđc . io1.io2.i1.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 309.98 S13 = nđc . io1.io2.i2.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 391.56 S14 = nđc . io1.io2.i2.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 495.97 S15 = nđc . i01.i02.i2.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 619.96 S16 = nđc . i01.i02.i3.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 783.11 S17 = nđc . i01.i02.i3.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 991.94 S18 = nđc . i01.i02.i3.i6.i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6 = 1239.93 Từ đó ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau S S=Sc/xác Sthực tế DS% S1 23.5 23.68 0.75 S2 29.61 29.99 1.28 S3 37.31 37.49 0.47 S4 47.01 47.35 0.75 S5 59.23 59.98 1.26 S6 74.63 74.97 0.46 S7 94.04 94.7 0.7 S8 118.48 119.96 1.25 S9 149.29 149.94 0.44 S10 188.11 195.78 4.08 S11 237.01 247.99 4.63 S12 298.64 309.98 3.8 S13 376.28 391.56 4.06 S14 474.12 495.97 4.61 S15 597.39 619.96 3.78 S16 752.71 783.11 4.04 S17 948.41 991.94 4.59 S18 1195 1239.93 3.76 Ta có đồ thị sai số vòng quay. Với đường chạy dao nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn theo đường truyền của máy tương tự. SNHANH = nđc . i01.i15.i16.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ......= 2255,6 Sai số lượng chạy dao nhanh: Dz%== -1,93 % < 2,6% Vậy đường chạy dao nhanh đạt yêu cầu Ta chuyển chuỗi lượng chạy dao Si thành chuỗi số vòng quay ni của trục vít me như sau : n1 = S1 /6 = 3.95 vòng/phút n2 = S2 /6 = 5 n3 = S3 /6 = 6.25 n4 = S4 /6 = 7.89 n5 = S5 /6 = 10 n6 = S6 /6 = 12.5 n7 = S7 /6 = 15.78 n8 = S8 /6 = 19.99 n9 = S9 /6 = 24.99 n10 = S10 /6 = 32.63 vòng/phút n11 = S11 /6 = 41.33 n12 = S12 /6 = 51.66 n13 = S13 /6 = 65.26 n14 = S14 /6 = 82.66 n15 = S15 /6 = 103.33 n16 = S16 /6 = 130.52 n17 = S17 /6 = 165.32 n18 = S18 /6 = 206.65 nnhsnh = Snhsnh /6 =375.93 vòng/phút Từ đó ta có sơ đồ động của hộp chạy dao vầ đồ thị vòng quay của trục vít me như sau: 2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại. Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau: Đường chạy dao ngang: các cặp bánh răng ăn khớp từ trục V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 VII-VIII là 18/33 VIII-IX là 33/37 IX-Vít ngang là 37/33 Đường chạy dao thẳng đứng: Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như chạy dao ngang V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 VII-VIII là 18/33 sau đó đến cặp bánh răng 22/33 và truyền tới trục vít me đướng thông qua cặp bánh răng côn 22/44. CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY . 3.1 Chế độ cắt thử : 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 chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất. Trong mục này quy định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy cắt kim loại. hiện nay có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn 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 tương tự như máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử như của máy 6H82 . * Chế độ cắt thử mạnh: Ta có : Dao P18 , D = 90 , Z = 8 Chi tiết gia công : Gang có HB = 180 Chế độ gia công : n = 47,5 v/ph, B = 100 mm, t = 12 mm, S = 118 mm/vg * Chế độ cắt thử nhanh: Dao T15K6 D = 100 , Z = 4 Chiết gia công : C45 có HB = 195 Chế độ gia công : n = 750 v/ph , B = 50 mm, t = 3 mm , S = 750 mm/ph * Thử ly hợp an toàn: Dao P18 D = 110 , Z = 18 Chi tiết gia công : C45 Chế độ cắt : B = 100, t = 10 , n = 47,5 v/ph , S = 118 mm/ph, Mx = 2000N.cm 3.2 Tính công suất động cơ : *Động cơ chính: Nđc = Nc + No + Np Trong đó: Nc – là công suất cắt. No – là công suất chạy không Np – là công suất phụ do sự tiêu hao Ta có thể tính công suất động cơ bằng Nđc = Nc /0,75 Nc =PZ.V/60.102.9,81 Với PZ là lực cắt (N) PZ = 0,6. P0 V là vận tốc cắt P0 =C.B.S yz.Z.(t/D)k Với chế độ cắt nhanh: C = 682 , y= 0,72, k = 0,82 Pz = 0,6.682.8.10.14,70,72.(12/90)0,86=22828 (N) Nc = 22828.13,5/60.102.9,81 =5,13 KW Nđc = Nc / 0,75 = 6,84 KW Ta chọn Nđc = 7 KW, n = 1450 v/ph *Động cơ hộp chạy dao: Nđccd = Q = K.Px +f( Pz + 2Py +G) là lực kéo K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt G là khối lượng bàn dao lấy G = 45000 (N) Px = 0,3.Po.tgb = 0,3.29928.tg20o = 3267,87 (N) Py = 0,2.Po = 0,2.29928 = 5985.6 (N) Q = 1,4.3267,87 +0,2(16460 + 2.5985,6 + 45000 ) = 19261,2 Nđccd == 1,67 KW Vậy ta chọn Nđccd = 1,7 KW, n = 1420 v/ph 3.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao Công suất : Nđc =1,7 kW ; nđc =1420 vg/ph Trục I NI = Nđc . hbr . hol = 1.7 . 0,995 . 0,97 » 1,64 KW Trục II NII = NI. hol . hbr = 1,64 . 0,995 . 0,97 » 1,58 KW Trục III NIII = NII . hbr . hol = 1,58 . 0,97 .0,995 » 1,52 KW Trục IV NIV = NIII . hbr . hol = 1,52 . 0,97 .0,995 » 1,47 KW Trục V NV = NIV . hbr . hol = 1,47 . 0,97 .0,995 » 1,42 KW Số vòng quay : Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N. Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ và chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết công suất của máy. Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là Trục I nI = nđc.i01 = 839 vg/ph Trục II nII = nđc.i01.i02 = 314,66 vg/ph Trục III nIIImin = nII .i 1= 157,33 vg/ph nIIImax = nII .i 3= 629,32 vg/ph vg/ph Trục IV nIVmin = nIIImin .i 4= 74,5 vg/ph nIVmax = nIIImax .i 6= 471,99 vg/ph vg/ph Trục V nVmin = nIVmin .i 7.i 8 = 9 vg/ph nVmax = nIVmax.i 9 = 471,99 vg/ph vg/ph Mô men lớn nhất TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. TIV = 9,55. 106. N. mm. TV = 9,55. 106. N. mm. Bảng thông số Trục I II III IV V N (kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42 Ntính (vg/ph) 839 314,66 187.1 92.7 24.2 T (N.mm) 18667,5 47953,3 92264,67 188436,24 1506777,8 3.4 Tính bánh răng . Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy. Cho nên chủ yếu là xác định modul của nó. Modul được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta thường tính theo sức bền tiép xúc là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao người ta chỉ dùng một loại modul do đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun tương tự . Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z1/ Z’ 1) truyền từ trục II sang trục III. *Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế 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 dạng hỏng 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 được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH Tính sơ bộ lấy ZR . ZV . KL.KXH = 1 Do bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 Đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng thẳng [sH ] được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH = 670/1,1 = 609 MPa Vậy ta chọn [sH ] = 609 Mpa * 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 = soFgh = 1,8.300 = 540 MPa Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hưởng 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) Ta có : [sF] = sFgh . KFL . KFC/SF = 540 . 1 . 1 / 1,75 = 309 MPa Vậy ta chọn [sF ] = 309 Mpa Ta có môđun bánh răng được xác định theo ứng suất tiếp xúc như sau: mtx = cm Trong đó: [stx]:ứng suất tiếp xúc, [stx] = 609 HB = 60900 (N/cm2) Z : Số răng bánh nhỏ, có Z = 18. i : Tỷ số truyền i = 36/18 = 2 Có j0 = b/d với d: Đường kính bánh răng, do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy j0 = (0,7¸1,6). Chọn j0 = 1,5. K : Hệ số tải, K = Kđ.Ktt.KN. Kđ : Hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2¸1,4. Lấy Kđ = 1,3. Ktt: Hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng được tôi cải thiện cho nên chọn Ktt= 1,8 KN Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy KN = 1 => K = 1,3.1,8.1 = 2,34 N : Công suất trên trục, có N2= 1,58 kW. Số vòng quay n=314,66 v/f. mtx = = 0,293 cm = 2,93 mm. mtx = 3. Lấy theo tiêu chuẩn. Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm môđun bánh răng theo độ bền uốn: mu = [su]= 309 MPa = 30900 (N/cm2). j : Hệ số chiều rộng bánh răng, có j = b/m = ( 6 ¸ 10 ) Chọn j = 8. y : Hệ số dạng răng, có y = 0,24. mu = = 0,278 cm = 2,78 mm. Như vậy với bánh răng môđun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật. Thông số cơ bản của bộ truyền : Mô đun m = 3 mm Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1 = 3 . 18 = 54 mm d2 = dw2 = m . Z2 = 3 . 36 = 108 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 54 + 2. 3 = 60 mm da2 = d2 + 2.m = 108 + 2. 3 = 114 mm Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5. m = 54 - 2,5. 3 = 46,5 mm, df1 = d2 - 2,5. m = 108 - 2,5. 3 = 100,5 mm, Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 54 . cos 200 = 50,75 mm, db2 = d2. cos a = 108. cos 20° = 101,49 mm Chiều rộng vành răng : bw = j.m = 3.8 = 24 mm, lấy bw = 25 mm Khoảng cách trục : A=1/2.m(Z1+Z’ 1) =3.(18 + 36) / 2 = 81 mm 3.5 Tính toán trục : a.Tính sơ bộ các trục Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép là [t] = 12 .. 20 Mpa . Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức như sau : Trong đó T là mô men xoắn lớn nhất trên trục Từ đó ta có : Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm . Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 25 mm . Khoảng cách trục giữa trục 1 và trục 2 aw1 = m.(Z02 + Z’02)/ 2 = 3.90 / 2 =135 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 30 mm . Khoảng cách trục giữa trục 2 và trục 3 aw2 = m.(Z2 + Z’2)/ 2 = 81 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d4 = 35 mm . Khoảng cách trục giữa trục 3 và trục 4 aw3 = m.(Z4 + Z’4)/ 2 = 84 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d5 = 50 mm . Khoảng cách trục giữa trục 4 và trục 5 aw4 = m.(Z9 + Z’9)/ 2 = 129 mm b. Tính chính xác trục trung gian Do đã tính cặp bánh răng trên trục 2 và 3 nên ta chọn luôn trục 2 tính chính xác : Công suất : NII = 1,58 KW Số vòng quay: n2 = 314,66 vg/ph Mô men xoắn : TII = 47953,3 N. mm. Đường kính sơ bộ của trục: d2 = 25 mm . Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d21 = 25 (mm) Đường kính trục tại chỗ lắp ổ là d20 = 20(mm) Ta thấy rằng trục nguy hiểm nhất khi bánh răng z = 64 và z = 18 cùng làm việc Lực tác dụng lên bánh răng Với bánh răng z = 18 ; m = 3 Đường kính vòng lăn dl1 = z.m = 18.3 = 54 (mm) Ta có Ft1 = 2TII / dl1 = 2. 47953,3/ 54 = 1776 (N) Lực hướng tâm Fr1 = Ft1.tga = Ft1.tg 200 = 646,4(N) Với bánh răng z = 64 ; m = 3 Đường kính vòng lăn dl2 = z.m = 64.3 = 192 (mm) Ta có Ft 2 = 2TII / dl2 = 2. 47953,3/ 192 = 499,5 (N) Lực hướng tâm Fr 2 = Ft 2.tga = 499,5.tg200 = 181,8 (N)  Sơ đồ ăn khớp Chiều dài sơ bộ của các đoạn trục được tính gần đúng theo chiều rộng B của bánh răng và hành trình gạt là : L1 = 35 mm , L2 = 350 mm L3 = 380 mm Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn Phản lực ở ổ sinh ra bởi Fr11, Fr 21 , giả sử phản lực đó là R1, R2 và có chiều như hình vẽ. Để thuận lợi trong tính toán ta đặt hệ toạ độ oxyz có phương chiều như hình vẽ với ox // Ft11 , oy// Fr11 và oz hướng theo chiều trục, từ đó ta có : Xét trong mặt phẳng yoz Các lực tác dụng lên trục Fr11 , Fr21Y , Ft21Y , R1Y, R2Y Với Fr2Y = Fr21.sin190 = 181,8.sin19o » 59 (N) Ft2Y = Ft21.cos190 = 499,5.cos19o » 472 (N) Ta có phương trình cân bằng R1Y + R2Y + Fr21Y + Ft21Y - Fr11 = 0 (1) (Fr21Y + Ft21Y ). L3 + R2Y.L2 - Fr11 . L1 = 0 (2) Từ (1)(2) ta có : R1Y = 1102,4(N) R2Y = -515(N) Xét trong mặt phẳng xoz .Các lực tác dụng là R1X , R2X , Ft11 , Ft21x , Fr21x Với Fr2X = Fr21. cos190 = 181,8.cos19o » 172 Ft2X = Ft21. sin190 = 499,5.sin19o » 163 Ta có phương trình cân bằng lực: R1X + R2X - Fr11 + Fr21x -Ft21X = 0 (1) Fr1 . L1 - R2X.L2 + (Fr21x- Ft21X ).L3 = 0 (2) Từ (1)(2) ta có : R1X = 582,4(N) R2X = 55(N) Vẽ biểu đồ mô men uốn, xoắn . Mô men uốn tổng tại tiết diện j trên trục Mj được xác định theo công thức Ta có mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Tại tiết diện I : ( tiết diện lắp bánh rămg Z18 ) My = 38584 N.mm , Mx = 20384 N.mm , T1 = 47953,3 N.mm thay vào ta được : (N.mm). (N.mm) Tại tiết diện II My = 290 N.mm , Mx = 14580(N.mm) , T2 = 47953,3 N.mm (N.mm). (N.mm) Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Tra bảng 10.5 (TTTK- CTM) Trục làm bằng thép C45 ; có sb = 600 MPa. Þ s-1 = 0,436.600 = 261,6MPa. Þ t-1 » 0,58s-1 = 0,58. 261,6 =151,7 MPa Xét tại tiết diện I lắp bánh răng Z18 có đường kính chân d = 20 (mm) Các trục của hộp đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 = 1,205.3,14.203./32 = 946,4 sm = 0, sa= smax= M1/W1= 46,15 MPa. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 =1892,8 tm1 = ta = T/2W01 = 12,67 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 - 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng răng chữ nhật, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then hoa ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,55 và Kt = 2,36. Từ bảng 10.10 với d = 20 mm, lấy es = 0,92 et= 0,89 ta xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,55/0,92 = 1,68 Kt/et= 2,36/ 0,89 = 2,65 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số Ks/es = 1,79 Kt/et = 1,47 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại tiết diện I trục thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 2,7 Xét tại tiết diện II có đường kính chân d = 20 (mm) Tương tự như tiết diện I Riêng chỉ có sa= smax= M2/W1=15,4 MPa. Từ đó ta có : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại cả 2 tiết diện trục đều thoả mãn về độ bền mỏi *Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. (Công thức 10.27….10.30) Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s = Mmax/ (0,1.d3) = 43637,5/(0,1.203) = 54,5 MPa. t = Tmax/ (0,2.d3) = 47953,3/(0,2. 203) = 29,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta đợc: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. Với hệ số an toàn đã tính như trên thì trục hoàn toàn đảm bảo bền mà không cần phải kiển tra đến độ cứng vững của trục. Bảng thông số tổng hợp : Trục nmin ntính Ntrục Mx tính dsb dchọn Động cơ 1420 1420 1,7 25 I 839 839 1,64 18667,5 13,7 20 II 314,66 314,66 1,58 47953,3 22,9 25 III 157,33 187,1 1,52 77584,2 28,47 30 IV 74,5 92,7 1,47 151440,1 36,11 35 V 9 24,2 1,42 560371,9 40 35 3.6 Tính toán ly hợp vấu : Do yêu cầu chỉ cần tính cho ly hợp cho nên ta chọn tính cho ly hợp vấu trên trục IV có đường kính d =35 mm ta chọn đường kính bạc là db = 45 mm Ta chọn đường kính trung bình làm việc của ly hợp là Dtb = 65 mm, số vấu của mỗi nửa ly hợp là 6 vấu, kích thước làm việc của các vấu là: h x b = 10 x 12 mm Mòn các vấu là dạng hỏng chủ yếu của ly hợp vấu. Để hạn chế mòn vấu, cần kiểm nghiệm áp suất P sinh ra trên các bề mặt tiếp xúc của các vấu.Giả sử tải trọng phân bố đều cho các vấu. Ứng suất dập sinh ra trên bề mặt các vấu khi tiếp xúc là : Trong đó : Z là số vấu trên một nửa vấu. b.h là chiều rộng và chiều cao tính toán của vấu. Dtb là đường kính trung bình làm việc của ly hợp. [P] là ứng suất cho phép. K là hệ số an toàn, lấy K = 1,5 Để giảm mòn vấu , cần tôi vấu đạt độ rắn bề mặt 45 ¸ 60 HRC, chọn vật liệu chế tạo ly hợp là thép 20X, vấu được thấm than hoặc chế tạo bằ thép 40X do đóng mở ly hợp trong điều kiện 2 nửa ly hợp có chuyển động quay tương đối nhanh với nhau cho nên cho ly hợp là việc phải đảm bảo : P £ [P] 35 ¸ 45 MPa Với kích thước đã chọn như trên ta kiểm nghệm các vấu về độ bền tiếp xúc. Vậy ly hợp làm việc đảm bảo CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1 Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển Hệ thống điều khiển phải thoả mãn các yêu cầu sau: Hệ thống điều khiển phải điều khiển nhanh nhằm mục đích rút ngắn thời gian điều khiển để tăng năng suất lao động. Song phải nằm trong phạm vi giới hạn vận hành của con người. Điều khiển tin cậy và chính xác, thể hiện bằng các giải pháp kết cấu tạo điều kiện thuận lợi dễ nhớ cho người công nhân, đồng thời dễ lắp ráp và sửa chữa. Điều khiển phải an toàn , nhẹ nhàng, dẽ thao tác, nên bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng Các vị trí điều khiển phải có hệ thống định vị Ta chọn loại càng gạt với hệ thống đĩa lỗ như máy tương tự 6H82 4.2 Lập bảng tính vị trí bánh răng tương ứng với tay gạt ta có: * Điều khiển hộp tốc độ : Số lượng tốc độ z = 18 Phương án không gian 3´3´2 Phương án thay đổi thứ tự I-II-III Vị trí của các khối bánh răng di trượt : Trên trục 1 có khối bánh răng 3 bậc (A) , có 3 vị trí ăn khớp làm việc : Trái ( A-T ) là đường truyền i1 , Giữa (A - G) là đường truyền i3 và Phải ( A-P) là đường truyền i2 Trên trục 3 có khối bánh răng 3 bậc ta tách ra làm 2 khối- khối 2 bậc ( B ) và khối 1 bậc (C) để dễ bố trí tay gạt, hai khối B và C có liên quan với nhau- khi khối (B) ở vị trí làm việc thì khối (C) không làm việc và ngược lại. Với khối (B) có 3 vị trí : Giữa (B-G) là vị trí không làm việc, Trái (B-T) là vị trí làm việc với đường truyền i6 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền i5 Với khối (C) có 2 vị trí : Trái (B-T) là vị trí không làm việc và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền i4 Khối bánh răng 2 bậc (D) truyền từ trục 3 sang trục 4 có 3 vị trí: Giữa (D-G) là vị trí không làm việc, Trái (D-T) là vị trí làm việc với đường truyền i7 và Phải (D-P) là vị trí làm việc với đường truyền i8 Hành trình gạt của các tay gạt ứng với từng khối: Với khối (A) LA = LAT+LAP+2f =2L1 + 2f Với khối (B) LB = LBT+LBP+2f =2L2 + 2f Với khối (C) LC = L2+ f Với khối (D) LD = L3+ f Giá trị cụ thể sẽ được tính toán sau khi có bề rộng bánh răng: Ta có bảng điều khiển vị trí các chốt trên đĩa lỗ của hộp tốc độ như trang sau: * Điều khiển hộp chạy dao : *Trên trục 2 có khối bánh răng 3 bậc (A) , có 3 vị trí ăn khớp làm việc : Trái ( A-T ) là đường truyền i3 , Giữa (A - G) là đường truyền i1 và Phải ( A-P) là đường truyền i2 Sơ đồ gạt: Vị trí ăn khớp trái Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ . Cho ta tỷ số truyền i3 Vị trí ăn khớp giữa Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i1 Vị trí ăn khớp phải Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i2 *Trên trục 4 có khối bánh răng 3 bậc(B) với 3 vị trí ăn khớp làm việc: Giữa (B-G) là vị trí làm việc với đường truyền i4 , Trái (B-T) là vị trí làm việc với đường truyền i6 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền i5 Sơ đồ gạt : Vị trí ăn khớp trái Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ .Cho ta tỷ số truyền i6 Vị trí ăn khớp giữa Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i4 Vị trí ăn khớp phải Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta tỷ số truyền i5 *Khối (C) có 2 vị trí : Trái (C-T) là vị trí làm việc với đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8 và Phải (B-P) ) là vị trí làm việc với đường truyền trực tiếp mà không thông qua i7 và i8 Sơ đồ gạt: Vị trí ăn khớp ứng với đường truyền trực tiếp Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa không có lỗ. Cho ta đường truyền trực tiếp không thông qua i7 và i8 Vị trí ăn khớp ứng với đường truyền phản hồi Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ . Cho ta đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8 Hành trình gạt của các tay gạt ứng với từng khối: Với khối (A) LA = LAT+LAP+2f =2L1 Với khối (B) LB = LBT+LBP+2f =2L2 Với khối (C) LC = L3 Do trong hộp chạy dao ta chọn chiều rộng b của bánh răng bằng nhau nên ta có L1= L2 = 2B + 2f , L3 = B + 2f + b Với B = 25 mm là chiều rộng vành răng. f = 5 mm là khoảng cách giữa 2 bánh răng kề nhau b = 10 là chiều dài của vấu ly hợp Từ đó ta có hành trình gạt của khối A và khối B là : LA= LB = 2 ( 2B + 2f ) = 120 mm Tức mỗi lần gạt là L1= L2 = 60 mm Hành trình gạt của khối C là LC = L3 = 45 Ta có chiều dài các chốt xuyên qua đĩa lỗ của từng khối như sau: Khối A và khối B là 120 mm, còn khối C là 45 mm Tính toán thiết kế đĩa lỗ : Từ sơ đồ động kết hợp vơí lưới kết cấu ta lập được bảng điều khiển như trang sau: Từ sơ đồ bố trí không gian các trục và chốt điều khiển như trong bản vẽ và theo máy tương tự ta bố trí các chốt của từng khối như sau: Hai chối 1 và 2 của khối A được bố trí trên 2 vòng tròn có đường kính tương ứng là D1 =190 mm và D2 =180 mm trong đó chốt 1 là chốt mang càng gạt : Hai chối 1 và 2 của khối B được bố trí trên 2 vòng tròn có đường kính tương ứng là D3 =130 mm và D4 =110 mm : Hai chối 1 và 2 của khối C được bố trí trên cùng 1 vòng tròn có đường kính là D5= 36 mm : Xác định số lỗ trên từng vòng tròn : Các ký hiệu trên bảng điều khiển cho từng khối có ý nghĩa như sau : 0 0 ++ - chốt 1 không qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đều đĩa không có lỗ - chốt 2 qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ + 0 + 0 - chốt 1 chỉ qua đĩa 1 tức là tại vị trí đó chỉ có đĩa 1 có lỗ - chốt 2 chỉ qua đĩa 1 tức là tại vị trí đó chỉ có đĩa 1 có lỗ + + 0 0 - chốt 1 qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ - chốt 2 không qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đĩa đều không có lỗ Với ý nghĩa của ký hiệu trên bảng điều khiển như vậy, qua bảng điều khiển trên ta dễ dàng xác định được số lỗ trên từng vòng tròn của từng đĩa như sau : Do có 18 cấp tốc độ cần phải điều chỉnh cho nên trên đĩa được chia đều ra làm 18 cung tương ứng với 18 vị trí điều khiển. Trên vòng tròn D1 = 190 mm: Ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đối xứng trên đĩa, 6 lỗ liên tiếp nhau ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua, tiếp theo là 3 vị trí không có lỗ trên đĩa và tiếp theo lại là 6 lỗ tương ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua, còn lại 3 vị trí không có lỗ . Ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A thông qua tương ứng với 6 vị trí chốt 1 không thông qua đĩa 1, thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt, như vậy trên vòng tròn này có 6 vị trí chốt 1 của khối A qua cả 2 đĩa ứng với 6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên phải. Trên vòng tròn D2 = 180 mm: Ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đối xứng trên đĩa, 6 lỗ liên tiếp nhau ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, tiếp theo là 3 vị trí không có lỗ trên đĩa và tiếp theo lại là 6 lỗ tương ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, còn lại 3 vị trí không có lỗ . Ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua, thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt, như vậy trên vòng tròn này có 6 vị trí chốt 2 của khối A qua cả 2 đĩa ứng với 6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên trái. Trên vòng tròn D3 = 130 mm: Ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 1 vị trí không có lỗ lại có 2 lỗ ứng với 2 vị trí chốt 2 của khối B thông qua Ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối B thông qua cũng được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 2 vị trí không có lỗ lại có 1 lỗ ứng vị trí chốt 2 của khối B thông qua, 6 lỗ này ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở vị trí ăn khớp bên trái. Trên vòng tròn D4 = 110 mm : Ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 1 vị trí không có lỗ lại có 2 lỗ ứng với 2 vị trí chốt 1 của khối B thông qua Ở đĩa 2 có 6 lỗ ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối B thông qua cũng được phân bố đều trên vòng tròn, cứ cách 2 vị trí không có lỗ lại có 1 lỗ ứng vị trí chốt 1 của khối B thông qua, 6 lỗ này ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở vị trí ăn khớp bên phải. Trên vòng tròn D5 = 36 mm: Ở đĩa 1 có 9 lỗ được phân bố liên tiếp nhau trên vòng tròn ứng với 9 vị trí liên tiếp 2 chốt của khối C thay nhau thông qua, tương ứng với vị trí của9 lỗ này thì trên đĩa 2 cũng có 9 lỗ ứng với 9 vị trí liên tiếp 2 chốt của khối C thay nhau thông qua. Khi chốt 1 của khối C lần lượt thông qua 9 lỗ này là ứng với càng gạt của khối C đóng ly hợp vấu để thực hiện đường truyền trực tiếp, còn khi chốt 2 lần lượt thông qua 9 lỗ này là ứng với vị trí càng gạt của khối C ngắt ly hợp vấu, thực hiện đường truyền phản hồi . Do sự phân bố của các lỗ trên vòng tròn này như vậy cho nên để đơn giản không phải gia công lỗ trên vòng tròn này của cả 2 đĩa thì ta kết hợp làm bậc ngay trên đầu mặt trụ ghép 2 đĩa này. Kết cấu cối ghép hai đĩa lỗ như hình vẽ : Vị trí 2 chốt điều khiển khối B Vị trí 2 chốt điều khiển khối A Từ các kết quả phân tích ở trên ta tổng hợp lại thì ta có kết cấu của đĩa lỗ như sau: Các vòng tròn nét liền là biểu thị các lỗ trên đĩa 1 còn các vòng tròn nét đứt là biểu thị cho các lỗ trên đĩa 2, các chấm đen trên hình là tượng trưng cho các vị trí của các chốt mà tại đó đĩa không có lỗ. Theo máy tương tự ta chọn đường kính các lỗ trên đĩa 1 là 9 mm và trên đĩa 2 là 10 mm ứng với chốt 1 còn với chốt 2 thì đường kính các lỗ trên đĩa 1 là 7 mm và trên đĩa 2 là 8 mm. Hai đĩa được nghép trên cối trụ có kết cấu như trên và được cố định bằng 4 chốt đinh tán như hình bên. MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Chương I: NGHIÊN CỨU MÁY ĐÃ CÓ Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ Phân tích máy tham khảo Chương II : THIẾT KẾ MÁY MỚI 2.1 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ 2.2 thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao 2.3 thiết kế các truyền dẫn còn lại Chương III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ CHI TIẾT MÁY 3.1 Hộp chạy dao 3.1.1 tính công suất chạy dao 3.1.2 tính bánh răng 3.1.3 tính trục trung gian Chương IV: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1 Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển 4.2 Lập bảng các vị bánh răng tương ứng với các vị trí tay gạt 4.3 Tính toán các hành trình gạt TÀI LIỆU THAM KHẢO 1.tính toán thiết kế máy cắt kim loại : Tác giả Phạm Đắp-Nguyễn Đức Lộc –Phạm Thế Trường-Nguyễn Tiến Lưỡng. 2.Máy công cụ(2 tập) Tác giả Phạm Đắp-Nguyễn Hoa Đăng 3.Tính toán thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí. Tác giả Trịnh Chất –Lê Văn Uyển.