Thiết kế kỹ thuật máy cưa xẻ gỗ có bề rộng mạch gỗ đến 800 mm

Định kết cấu trục: Hình 2.12. Kết cấu trục II Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện: = 1,25 2,5 [6, trang 120, CT 7-5] Với nσ – hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và được tính theo công thức: [6, trang 120, CT 7-6] nτ - hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp và được tính theo công thức; [7, trang 120, CT 7-7] Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ-1 và τ-1 – giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. σa và τa - biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục. σm và τm - trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp. σa = σmax = (N/mm2). Trong đó: Mu= 39175,7 (N) Wu= Suy ra: σa = σmax = (N/mm2). σm = 0. Trong đó: Mx= 7639,98 (N/mm2) Wo= ψσ và ψτ – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi, được chọn theo vật liệu. Đối với thép các bon trung bình ψσ = 0,1và ψτ = 0,05. β - hệ số tăng bền, β = 1. Kσ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Kσ = 1,49 và Kτ = 1,5 εσ và ετ – hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. ta có: εσ = 0,85 và ετ = 0,73 Suy ra: = = Suy ra hệ số an toàn: = Vậy thừa bền. d. Tính chọn ổ. Do không có lực dọc trục (bỏ qua lực dọc trục do không đáng kể) nên chọn ổ bi đỡ. Do RB lớn hơn RD , ta chỉ tính chọn ổ cho gối trục tại B, gối trục tại D lấy ổ cùng loại. Xác định tải của ổ: Dự kiến ổ 304 Hệ số khả năng làm việc tính thao công thức: [8, trang 158, CT 8-1] [7, trang 159, CT 8-6] Chọn Ổ bi đỡ cỡ trung với m = 3 Kt = 1,3 Kn = 1 (do nhiệt độ làm việc dưới 100ºC) KV = 1 (do vòng trong là vòng quay) với n = 710 v/ph, h = 10000 giờ Suy ra: Tra theo [6, trang 117, bảng 72] chọn ổ 105 có Cbảng = 13000, đường kính ngoài của ổ D = 47, chiều rộng B = 12. II.5.7.4. Thiết kế trục III. 1. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu là thép C45. 2. Tính sức bền trục. a. Tính sơ bộ. Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: (mm) Theo [6, CT 7-2, Tr 114] với d – đường kính trục (mm) N – công suất truyền (KW), N = 2,5 KW. n – số vòng quay của trục (v/ph), n = 78,8 (v/ph). C – hệ số tính toán, C = 120130, chọn C= 120 [6, trang 115] Suy ra: Theo tương quan kết cấu trục ta chọn d= 45 (mm) b. Tính gần đúng trục. Chọn sơ bộ ổ: Từ đường kính trục d = 45 chọn ổ bi có d có bề rộng B= 17 mm Theo [6, Bảng 72, Tr116] Xác định kích thước dài của trục: với L – chiều dài trục. B1 - Bề rộng của ổ bi B1= 17 l1 - Khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng nhỏ l1= 79,5. B2 - Bề rộng của bánh răng nhỏ B2= 24. l2- Khoảng cách từ bánh răng nhỏ đến bánh răng lớn l2= 73 B3 - Bề rộng của bánh răng lớn B3= 30 l3 - khoảng cách từ bánh răng lớn đến ổ bi l3= 76,5. Tất cả đơn vị chiều dài ở trên dều lấy theo đơn vị mm. (mm) Sơ đồ phân bố lực: Hình 2.13. Sơ đồ phân bố lực trục III. Các ngoại lực đã biết: Ta có: Lực vòng bánh răng nhỏ: P1= 611,19 (N) Lực hướng trục bánh nhỏ: Pr1= 222,45 (N) Lực vòng bánh răng lớn : P4= 1150 (N) Lực hướng trục bánh lớn: Pr4= 418 (N) Tìm các phản lực tại gối A và D: Theo phương Ox: suy ra: NDx. 300 - P1. 100- P4. 200 = 0 Suy ra : = 790,39 (N) Ta có: NAx+ NDx- P1- P4= 0 Suy ra : NAx= P1+ P4 - NDx= 611,19+ 1150- 790,39 = 970,8 (N) Theo phương oy: suy ra: NDy. 300- Pr4. 200+ Pr1. 100= 0 Suy ra: NDy = = 211,5 (N) Ta có: NAy+ Pr1- Pr4+ NDy= 0 Suy ra: NAy= Pr4- Pr1- NDy= 418- 201,45- 211,5= 5,05 (N). Biểu đồ nội lực: Hình 2.14. Biểu đồ nội lực trục III. Xác định đường kính trục : dB 27,4 (mm) dC 25,96 (mm) Vì trục có lắp then nên đường kính trục phải tăng lên 4% nên ta có: dB= 28,5 (mm) dC= 27 (mm) c. Định kết cấu và kiểm nghiệm trục. Dựa vào đường kính trục III tại 2 tiết diện B và C ta có: * dB= 28,5, Theo [6, bảng 52a, Tr93] ta có: b= 8, h= 7, t= 4,5, t1= 2,6, k= 3,0, r= 0,3, lm= 1,3.d= 32,5, lthen= 0,8. lm= 26. * dC= 27 Theo [6, bảng 52a, Tr93] ta có: b= 8, h= 7, t= 4,5, t1= 2,6, k= 3,0, r= 0,3, lm= 1,3.d= 32,5, lthen= 0,8. lm= 26. Theo tiêu chuẩn chọn then bằng có lthenB= lthenC= 25 (mm). Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dâp: < = 150 (N/mm2) Theo [6, Tr92]. Với – Mx3= 22012,3 (N.mm) d= 28,5 mm t= 4,5 mm lthen= 25 mm. < . Kiểm nghiệm theo điều kiện bền cắt: < = 120 (N/mm2). = 7,72 < . Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn. Định kết cấu trục: Hình 2.15. Kết cấu trục III. Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện: = 1,25 2,5 [7, trang 120, CT 7-5] Với nσ – hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và được tính theo công thức: [6, trang 120, CT 7-6] nτ - hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp và được tính theo công thức; [7, trang 120, CT 7-7] Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ-1 và τ-1 – giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. σa và τa - biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục. σm và τm - trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp. σa = σmax = (N/mm2). Trong đó: Mu= 97080 (N) Wu= Suy ra: σa = σmax = (N/mm2). σm = 0. Trong đó: Mx= 22012,3 (N/mm2) Wo= ψσ và ψτ – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi, được chọn theo vật liệu. Đối với thép các bon trung bình ψσ = 0,1và ψτ = 0,05. β - hệ số tăng bền, β = 1. Kσ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Kσ = 1,49 và Kτ = 1,5 εσ và ετ – hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. ta có: εσ = 0,85 và ετ = 0,73 Suy ra: = = Suy ra hệ số an toàn: = Vậy đủ bền. d. Tính chọn ổ. Do không có lực dọc trục (bỏ qua lực dọc trục do không đáng kể) nên chọn ổ bi đỡ. Do RA lớn hơn RD , ta chỉ tính chọn ổ cho gối trục tại A, gối trục tại D lấy ổ cùng loại. Xác định tải của ổ: [8, trang 158, CT 8-1] [7, trang 159, CT 8-6] Chọn Ổ bi đỡ với m = 3 Kt = 1,3 Kn = 1 (do nhiệt độ làm việc dưới 100ºC) KV = 1 (do vòng trong là vòng quay) với n = 78,8 v/ph, h = 10000 giờ Suy ra: Tra theo [6, trang 117, bảng 1308) chọn ổ 201 có Cbảng= 7100, đường kính ngoài của ổ D = 32, chiều rộng B = 10. II.5.7.5. Thiết kế trục V. 1. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu là thép C45. 2. Tính sức bền trục. a. Tính sơ bộ. Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: (mm) Theo [6, CT 7-2, Tr 114] với d – đường kính trục (mm) N – công suất truyền (KW), N = 2,45 KW. n – số vòng quay của trục (v/ph), n = 20 (v/ph). C – hệ số tính toán, C = 120130, chọn C= 120 [6, trang 115] Suy ra: Theo tương quan kết cấu trục ta chọn d= 60 (mm) b. Tính gần đúng trục. Chọn sơ bộ ổ: Từ đường kính trục d = 60 chọn ổ bi có d có bề rộng B= 23 mm Theo [6, Bảng 71, Tr113] Xác định kích thước dài của trục: với L – chiều dài trục. B1 - Bề rộng của ổ bi B1= 23 l1 - Khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng nhỏ l1= 121. B2 - Bề rộng của bánh răng nhỏ B2= 35. l2- Khoảng cách từ bánh răng nhỏ đến bánh răng l2= 217,5 B3 - Bề rộng của bánh răng B3= 30 l3 - khoảng cách từ bánh răng đến ổ bi l3= 123,5. Tất cả đơn vị chiều dài ở trên dều lấy theo đơn vị mm. Suy ra: (mm) N Ay N Ax P r3 P 3 N Dx N Dy A B D 150 250 150 Pr br P br C Sơ đồ phân bố lực: Hình 2.16. Kết cấu trục V. Các ngoại lực đã biết: Ta có: Lực vòng bánh răng nhỏ: P3= 880,4 (N) Lực hướng trục bánh nhỏ: Pr3= 320 (N) Lực vòng bánh răng: Pbr= 3451,5 (N) Lực hướng trục bánh răng: Prbr= 1256,2 (N) Tìm các phản lực tại gối A và D: Theo phương Ox: suy ra: NDx. 550 - P3. 150- Pbr. 400 = 0 Suy ra : = 2750,2 (N) Ta có: NAx+ NDx- P3- Pbr= 0 Suy ra : NAx= P3+ Pbr - NDx= 880,4+ 3451,5- 2750,2 = 1581,7 (N) Theo phương oy: suy ra: NDy. 550- Prbr. 400+ Pr3. 150= 0 Suy ra: NDy = = 826,3 (N) Ta có: NAy+ Pr3- Prbr+ NDy= 0 Suy ra: NAy= Prbr- Pr3- NDy= 418- 201,45- 211,5= 109,9 (N) Từ sơ đồ ta thấy, tiết diện tại B và C là nguy hiểm nhất Biểu đồ nội lực: Hình 2.17: Biểu đồ nội lực trục V. Xác định đường kính trục : dB 37,29 (mm) dC 44,99 (mm) Vì trục có lắp then nên đường kính trục phải tăng lên 4% nên ta có: dB= 39 (mm) dC= 47 (mm) c. Định kết cấu và kiểm nghiệm trục. Dựa vào đường kính trục V tại 2 tiết diện B và C ta có: * dB= 39, Theo [6, bảng 52a, Tr93] ta có: b= 12; h= 8, t= 5,2; t1= 2,9, k= 3,7; r= 0,3; lm= 1,3.d= 50,7; lthen= 0,8. lm= 40,56 mm. * dC= 47 Theo [6, bảng 52a, Tr93] ta có: b= 14; h= 9; t= 5,8; t1= 3,3; k= 4,2; r= 0,3; lm= 1,3.d= 61,1; lthen= 0,8. lm= 48,88 mm. Theo tiêu chuẩn chọn then bằng có: lthenB= 40 mm lthenC= 50 (mm). Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dâp: < = 150 (N/mm2) Theo [6, Tr92]. Với – Mx5= 86288,2 (N.mm) d= 47 mm t= 5,8 mm lthen= 50 mm. < . Kiểm nghiệm theo điều kiện bền cắt: < = 120 (N/mm2). = 5,2 < . Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn. Định kết cấu trục: Hình 2.18: Kết cấu trục V. Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện: = 1,25 2,5 [7, trang 120, CT 7-5] Với nσ – hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và được tính theo công thức: [7, trang 120, CT 7-6] nτ - hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp và được tính theo công thức; [7, trang 120, CT 7-7] Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ-1 và τ-1 – giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. σa và τa - biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục. σm và τm - trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp. σa = σmax = (N/mm2). Trong đó: Mu= 430747,4 (N) Wu= Suy ra: σa = σmax = (N/mm2). σm = 0. Trong đó: Mx= 86288,2 (N/mm2) Wo= ψσ và ψτ – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi, được chọn theo vật liệu. Đối với thép các bon trung bình ψσ = 0,1và ψτ = 0,05. β - hệ số tăng bền, β = 1. Kσ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Kσ = 1,49 và Kτ = 1,5 εσ và ετ – hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. ta có: εσ = 0,85 và ετ = 0,73 Suy ra: = = Suy ra hệ số an toàn: = Vậy đủ bền. d. Tính chọn ổ. Do không có lực dọc trục (bỏ qua lực dọc trục do không đáng kể) nên chọn ổ bi đỡ. Do RD lớn hơn RA , ta chỉ tính chọn ổ cho gối trục tại D, gối trục tại A lấy ổ cùng loại. Xác định tải của ổ: [8, trang 158, CT 8-1] [7, trang 159, CT 8-6] Chọn Ổ bi đỡ với m = 3; Kt = 1,3; Kn = 1 (do nhiệt độ làm việc dưới 100ºC) KV = 1 (do vòng trong là vòng quay); với n = 20 v/ph, h = 10000 giờ Suy ra: Tra theo [6, trang 117, bảng 1308]chọn ổ 206 có Cbảng = 15000, đường kính ngoài của ổ D = 47, chiều rộng B = 14. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CƠ CẤU TỰ ĐỘNG ĂN GỖ III.1. MỤC ĐÍCH VÀ YÊU CẦU CỦA VIỆC CẢI TIẾN. III.1.1. Mục đích: Ngày nay công việc chế biến gỗ đã ngày càng hoàn thiện với những máy móc được đầu tư hiện đại song bên cạnh đó với những máy móc cưa xẻ những cây gỗ có đường kính lớn thì công việc vẫn đang còn rất vất vả cho người lao động. Đối với máy cưa vòng nằm của nước ta ngày nay để xẻ được những cây gỗ có đường kính lớn thì việc ăn gỗ tự động chủ yếu là vẫn dùng sức lao động của công nhân là chính, làm cho năng suất lao động không cao, tốn nhiều công sức lao động mà hiệu quả kinh tế lại không hiệu quả. Vì vậy việc thiết kế cải tiến cho phần chạy dao tự động có một ý nghĩa hết sức to lớn: Vận tốc ăn gỗ đều. Chất lượng bề mặt gỗ xẻ tốt hơn. Nâng cao năng suất lao động. Giảm được sức lao động của công nhân Thúc đẩy cho quá trình công nghiệp hóa ngày càng phát triển. Tiết kiệm được thời gian, giảm được thời gian chạy không của máy. Mang lại hiệu quả kinh tế cao. III.1.2.Yêu cầu: - Kết cấu đơn giản. - Kích thước nhỏ gọn. - Quá trình chạy dao không ảnh hưởng đến bề mặt gỗ. - Vật liệu chế tạo phải rẻ, dễ kiếm và đảm bảo. - Độ tin cậy khi làm việc tốt. - Việc chế tạo phải đơn giản, dễ làm, phù hợp với tất cả vùng miền. - Dễ sử dụng. - Bảo đảm độ an toàn cho người sử dụng. Nguyên lý hoạt động: Cơ cấu ăn gỗ tự động gồm có động cơ 1 truyền chuyển động làm cho bánh đai 2 quay làm cho trục 3 có lắp bánh răng 4 ăn khớp với thanh răng 5 cũng quay theo. Động cơ được đặt trên giá đỡ và chuyển động theo cùng với máy, khi máy đi hết một hành trình xẻ gỗ thì tự động lùi về vị trí ban đầu nhờ sử dụng cầu dao đảo chiều. Sơ đồ nguyên lý: Hình 3.1. Sơ đồ nguyên lý bộ truyền động bánh răng thanh răng 1- Động cơ, 2- Dây đai, 3- Trục, 4- Bánh răng, 5- Thanh răng, 6- Ổ bi, 7- Giá đỡ động cơ, 8- Giá đỡ trục. III.2. Tính toán, thiết kế bộ truyền động bánh răng- thanh răng. III.2.1. Tính công suất động cơ. Công suất động cơ tính theo lực cắt dọc: N=(KW) (Theo [1], CT203, Tr111) N= Ta chọn động cơ điện với các thông số sau: bảng 5 Kiểu ĐC Công suất(KW) Số vòng quay n (v/p) Trọng lượng (Kg) ĐK52-4 7 1440 1,5 2,0 104 III.2.2.Phân phối tỷ số truyền. * Tỷ số truyền chung của hệ thống ăn gỗ tự động được xác dịnh theo công thức: = 1,096 (Theo [7], Tr31,) Chọn iht2= 2 Theo [6, bảng 6, Tr35] * Mômen xoắn truyền trên các trục. Mx1= 9,55.106. Theo [6, Tr36, CT2-24]. Trong đó: N1- Công suất của động cơ (KW), N= 7 (KW) n1- Số vòng quay của động cơ (v/ph), n1= 1440 (v/ph). =46423,6 (N.mm). Mx2= i1-2.Br.Mx1= 2. 0,95. 46423,6=88204,8 (N.mm)= 88,2( N.m). Theo [6, bảng 17, Tr44], ta chọn được loại đai thang Б III.2.3. Tính toán thiết kế truyền động đai thang. III.2.3.1.Chọn loại đai. Đai thang là chi tiết tiêu chuẩn, chúng được chế tạo hàng loạt từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn. Theo [6, bảng17, Tr 44], ta chọn : * Loại tiết diện :Б Có các thông số sau : b = 17(mm) ; bc= 14(mm) ; h= 10,5(mm) ; y0= 4 (mm). III.2.3.2.Xác định đường kính bánh đai. Chọn đường kính bánh đai nhỏ D1 Theo [6, bảng 18, Tr45]. Chọn D1= 160(mm). Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện (3035)m/s, thỏa mãn điều kiện. - Tính đường kính bánh đai lớn D2 theo công thức: D2= iht2D1(1-). Trong đó: i- Tỷ số truyền bộ truyền đai, chọn i= 2. D1- Đường kính bánh đai nhỏ D1= 160(mm). - Hệ số trượt 0,02. Thay vào công thức (2.19) ta có: D2= iD1(1-)= 2.160(1- 0,02)= 320(mm). III.2.3.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục Asb. Khoảng cách trục Asb Asb= 1,2 D2= 1,2.320= 384(mm). Theo [6, bảng 19, Tr45] III.2.3.4. Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A. Tính chiều dài đai sơ bộ: Theo [6, CT3-18, Tr45]. (mm). III.2.3.5.Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai. Theo điều kiện: Theo [6, CT3-20, Tr47] (thỏa mãn điều kiện). III.2.3.6. Xác định số đai cần thiết. Số đai Z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra sự trượt trơn giữa đai và bánh đai: Theo [6, CT3-21, Tr47] với [σp]0 - ứng suất có ích cho phép N/mm2. Chọn ứng suất căng ban đầu là σ0 = 1,2 N/mm2 và theo D1 = 200 mm, Theo [6, bảng 21, Tr46] ta có [σp]0 = 1,67 N/mm2F – tiết diện đai, F = 200 mm2. Ct – hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải, [6, tra bảng 21,tr 46] ta có Ct = 1 Cα – hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, [6,tra bảng 21,tr 46] ta có Cα = 0,94 Cv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, [6, bảng 21,tr 46], ta có Cv = 0,95 v – vận tốc đai(m/s), v = 12,05 m/s, N – công suất bộ truyền (KW), N = 7 KW. Suy ra , số đai cần thiết: Suy ra chọn Z = 2 . III.2.3.7. Xác định kích thước bánh đai. a. Chiều rộng bánh đai. B = (Z-1)x t + 2xS Theo [6, CT3-22, Tr47] Với t =20 (mm) S = 12,5 (mm) Theo [6, Bảng 87, Tr147] B = (2-1).20 + 2.12,5=45 (mm) b. Đường kính ngoài của bánh đai. Dn1 = D1 + 2.Y0 Theo [6, CT3-23, Tr47] Dn2 = D2 + 2.Y0 Với D1 = 160(mm) D2 = 320 (mm) Y0 = 4 (mm) Vậy Dn1 = 160+ 2.4=168 Dn2 = 320+ 2.4=400 (mm). Hình 3.2. Cấu tạo của bánh đai. III.2.3.8. Xác định lực tác dụng lên trục. Lực căng ban đầu đối với mỗi đai: [6, CT 5-25, Tr96] Lực tác dụng lên trục: [6, CT 5-26, Tr96] III.3.Tính toán, thiết kế bộ truyền động bánh răng thanh răng III.3.1. Chọn vật liệu: Hệ truyền động bánh răng- thanh răng chịu tải trọng khá lớn và để đảm bảo khả năng chịu mòn của tốt, ta chọn vật liệu cho bánh răng và thanh răng là thép C45 và thép C40. Theo [6, bảng 28, Tr57] Theo [6, bảng 29, Tr58] ta chọn: Bánh răng: thép C45 thường hóa có: b1= 540MPa , ch1= 270Mpa, HB= 150210 - Thanh răng: thép C40 thường hóa có: b2= 580Mpa, ch2= 290Mpa, HB=170220 III.3.2. Ứng suất cho phép: a) Ứng suất tiếp xúc cho phép. [stx]= [stx]No. K’N. Theo [6, CT5-1, Tr57] Trong đó: - [stx]No - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài. Theo [6, bảng 30, tr 62] chọn [stx]Nobr= 1300 (N/mm2), [stx]Notr= 1200(N/mm2). - K’N- Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. K’N= Theo [6, CT5-1, Tr57] Trong đó: - N0- Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Theo [6, bảng 30, Tr 62], chọn N0= 107 - Ntđ- Số chu kỳ ứng suất tương đương. Ntđ= 60u Theo [6, CT5-4, Tr58] Trong đó: Mi, ni, ti- là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng thời gian làm việc của bánh răng ở chế độ thứ 1. M1= 46423,6 (N.mm), ni= 1440 (v/ph), ti= 6,5h. u- Số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay, u= 1. Mmax- Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng( không kể mômen quá tải). Mmax= 88204,86 (N.mm). Ta có: Ntđ= 60. 1.. 1440. 6,5= 81877,7 . K’N= . Thay vào công thức ta được: [stx]br= 520.3,2= 1604(N/ mm2). [stx]tr= 525.3,2= 1680(N/ mm2). b) Ứng suất uốn cho phép. [su]= Theo [6, CT5-6, Tr60]. Trong đó: - - Giới hạn mỏi uốn cong của chu kỳ đối xứng. = (0,4 0,45) Theo [6, Tr60] br= 0,45.sb1= 0,45. 520= 234 tr= 0,45. sb2= 0,45.560=252. - n- Hệ số bền dự trữ, chọn n1,5. - Ks - Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, chọn Ks= 1,8. - K’’N: Hệ số chu kỳ ứng suất uốn: K’’N= Theo [6, CT5-7, Tr60] Trong đó: - N0- Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, chọn N0= 5.106 - Ntđ- Số chu kỳ ứng suất tương đương: Ntđ= 60u Theo [6, CT5-7, Tr60] Ntđ= 60. 1.. 1440. 6,5= 11937,2. Thay vào công thức (4.6) ta được: K’’N= = 2,7. Thay vào công thức (4.4) ta có: [su]br= = 234 (N/mm2) [su]tr= = 560 (N/mm2) . c) Ứng suất quá tải cho phép. - Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép: [stxqt]br= 2,5. [stx]Nobr= 2,5.520= 13000(N/mm2) [stxqt]br= 2,5. [stx]Notr= 2.525= 1312,5(N/mm2) - Ứng suất uốn quá tải cho phép: [suqt]br= 0,8. schkbr= 0,8. 260= 208(N/mm2) [suqt]tr= 0,8. schtr= 0,8. 280= 224(N/mm2). III.3.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng Ksb và hệ số chiều rộng bánh răng. - Giá trị Ksb có thể chọn trong khoảng Ksb= 1,2- 1,6, chọn Ksb= 1,6. - Giá trị hệ số yA= 0,6. III.3.4. Xác định khoảng cách trục A: Giá trị A được xác định theo điều kiện bền tiếp xúc: Theo [6, CT5-9, Tr61] Trong đó: - i: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng, i=2. - []: Ứng suất tiếp xúc của bánh răng []= 520 (N/mm2) - Ksb: Hệ số tải trọng, Ksbn= 1,6. - N: Công suất của bộ truyền động N= 7(KW) - A: Hệ số chiều rộng bánh răng A= 0,6. - n2: Tốc độ quay của trục 2, n2= = 720 (v/ph) 90(mm) III.3.5. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. Để chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng ta cần xác định giá trị vận tốc vòng của bánh răng. Theo [6, bảng 31, Tr63], ta chon được cấp chính xác cấp 8. III.3.6.Tính chính xác hệ số K. Hệ số tải trọng K được xác định chính xác theo công thức: K= Ktt. Kđ Theo [6, CT5-15, Tr63] Trong đó : - Ktt: Hệ số tập trung tải trọng Ktt=1 - Kđ: Hệ số tải trọng động Kđ= 1,55 Theo [6, bảng 33, Tr64] K= 1.1,55=1,55. III.3.7. Xác định môđun, số răng của bánh răng. m= (0,010,02).A Theo [6, Tr65] m=0,02.90= 1,8 (mm). Theo [6, bảng 35, Tr67], chọn m= 2. Giá trị số răng bánh dẫn Z1. Z1= Theo [6, CT5-16, Tr65]. Z1 III.3.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Sức bền uốn của răng được kiểm nghiệm theo công thức. Theo [6, CT 5-20, Tr66] Trong đó: K: Hệ số tải trọng K= 1,55. N: Công suất của động cơ N=7 (KW) y: Hệ số dạng răng y= 0,451 ( Theo [6], bảng 36, Tr67) Z: Số răng bánh dẫn Z= 30. m: Môđun bánh răng m= 2 (mm). n: Vận tốc quay của động cơ n= 1440(v/ph). b: Chiều rộng bánh răng b= .A = 0,6.90=54 (mm). ( thỏa mãn) III.3.9. Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột. Để bộ truyền có khả năng chịu tải trong thời gian ngắn cần kiểm tra bộ truyền quá tải theo điều kiện. Theo [6, CT5-25, Tr67] Trong đó: -: Ứng suất tiếp xúc của bộ truyền ( Theo [6], CT5-27, Tr67) (N/mm2). - Kqt: Hệ số quá tải của hệ thống Kqt= = 2,0 Theo [6, bảng 3, Tr29] ( Thỏa mãn) ( Theo [6], Ct5-26, Tr67) ( Thỏa mãn) III.2.10. Xác định các thông số của bộ truyền. a) Những kích thước của các yếu tố của bánh răng răng thẳng ăn khớp với thanh răng. Hình 3.3.Sơ đồ ăn khớp bánh răng răng thẳng với thanh răng Theo [6,bảng 37, Tr 68], ta có các thông số của bánh răng như sau: bảng 6 Tên thông số Công thức xác định Mô đun ăn khớp pháp Chiều cao răng Chiều cao đầu răng Độ hở hướng tâm Độ hở hướng tâm Đường kính vòng lăn Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng chân răng mn= ms. cos= 2.cos0= 2 h= 2,25.mn= 2,25.2=4,5 hđ= mn= 2 C= 0,25. mn= 0,25.2= 0,5 dc1= ms.Z1= 2.30=60 d1= dc1= 60 De1= dc1+ 2mn= 60+2.2= 64 Di1= dc1- 2mn- 2C= 60-2.2-2.0,5=62 b) Những yếu tố của thanh răng được xác định theo hệ thức sau: Hình 3.4. Sơ đồ các yếu tố của thanh răng - Mô đun ngang: ms= m= 2. - Bước răng: PC= m= 3,14.2= 6,28 (mm). - Bánh răng môđun: = 200 Góc đỉnh răng 2= 400. - Chiều cao đỉnh răng: h’= ms=2. - Chiều cao chân răng: h’’= 1,167.2= 2,334 (mm). - Chiều cao răng: h= h’+h’’= 2,25.m= 2,25.2= 4,5 (mm) - Chiều dày răng theo đường trung bình của răng: S= 0,5.m= 0,5.3,14.2= 3,14 (mm) - Bán kính góc lượn chân răng: R0,4.m= 0,4.2=0,8. III.2.11.Tính lực tác dụng. Giá trị của lực được xác định theo công thức: P1 = (N) Pr1= Pr2= P.tg= Theo [6, CT5-33,5-34, Tr70] III.4. Thiết kế trục bánh răng- thanh răng. III.4.1. Chọn vật liệu. Trục 3 là trục dùng để lắp bánh răng ăn khớp với thanh răng của bộ truyền bánh răng thanh răng trong có cấu ăn gỗ tự động, số vòng quay trung bình, ta chọn vật liệu là thép 45. III.4.2. Tính sức bền trục. a. Tính sơ bộ. Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: (mm) Theo [6, CT 7-2, Tr 114] với d – đường kính trục (mm) N – công suất truyền (KW), N = 7 KW. n – số vòng quay của trục (v/ph), n = 1440 (v/ph). C – hệ số tính toán, C = 120130, chọn C= 120 [6, trang 115] Suy ra: Theo tương quan kết cấu trục ta chọn d= 30 (mm) b. Tính gần đúng truc. Sơ đồ kết cấu: Hình 3.5: Kết cấu trục bánh răng – thanh răng. Chọn sơ bộ ổ: Từ đường kính trục d = 30, chọn ổ bi có d có bề rộng B = 23 mm Theo [6, Bảng 74, Tr124] Xác định kích thước dài của trục: với L – chiều dài trục. B1 - Bề rộng của ổ bi B= 23 l1 - Khoảng cách từ ổ bi đến bánh đai l1= 100 B2 - Bề rộng của bánh đai B2= 45 l2- Khoảng cách từ bánh đai đến bánh răng l2= 50 B3 - Bề rộng của bánh răng B3= 230 l3 - khoảng cách từ bánh răng đến ổ bi l3= 100 Tất cả đơn vị chiều dài ở trên dều lấy theo đơn vị mm. Suy ra: (mm) N Ay N Ax R d By P C P rC N Dx N Dy y z x o Hình 3.6. Sơ đồ phân bố lực Các ngoại lực đã biết: Ta có: Lực tác dụng lên trục của bánh đai RB= 579,9 (N) RđBy= RB= 579,9 (N) Lực vòng bánh răng: PC= 2940,16 (N) Lực hướng trục: PrC= 1070,13 (N) Tìm các phản lực tại gối A và D: Theo phương Ox: suy ra: NAx - PC+ NDx= 0 (1) suy ra: - NAy+ RđBy+ PrC- NDy= 0 (2) suy ra: RđBy. 134+ PrC. 321- NDy. 547,7= 0 (3) suy ra: - PC. 321+ NDx. 547,7= 0 (4) (3) suy ra: NDy = 769,06 (N) (4) suy ra: NDx = 627,7 (N) Thế NAx, NAy vào (1) và (2) ta có: NAx = 2170,71 (N) NAy = 880,58 (N) Từ sơ đồ ta thấy, tiết diện tại B và C là nguy hiểm nhất Biểu đồ nội lực: N Ay N Ax R d By P C P rC N Dx N Dy 134 187,7 226,7 134 187,7 226,7 M u d M un M x 174931,3 299,6 08 89 Hình 3.7. Biểu đồ nội lực. Xác định đường kính trục : dB 28,9= 36 (mm) dC 33,6= 40 (mm) c. Tính chọn then. * Tính toán then lắp giữa trục với bánh răng Dựa vào đường kính trục ta có dC= 40 Theo [6, bảng 52a, Tr3], ta chọn then có các thông số như sau: b = 12mm, h = 8 mm, t = 5,2 mm, t1 = 2,9 mm, k = 3,7, lm = 1,3.d = 1,3.40= 52 mm, chọn lthen = 0,8.lm= 41,6 mm. Theo tiêu chuẩn chọn then bằng có lthen= 40 mm Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức: Theo [6, Tr 139] Kiểm nghiệm sức bền dập cắt công thức: Theo [6, Tr 139] *Tính toán then lắp giữa trục với bánh đai. Dựa vào đường kính trục ta có dC= 36 Theo [6, bảng 52a, Tr3], ta chọn then có các thông số như sau: b = 10mm, h = 8 mm, t = 4,5 mm, t1 = 2,9 mm, k = 3,5, lm = 1,3.d = 1,3.36= 46,8 mm, chọn lthen = 0,8.lm= 0,846,8 =37,44mm. Theo tiêu chuẩn chọn then bằng có lthen= 36 mm Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức: Theo [6, Tr 139] Kiểm nghiệm sức bền dập cắt công thức: Theo [6, Tr 139] d. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn. Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện: [6, trang 120, CT 7-5] Với nσ – hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và được tính theo công thức: [6, trang 120, CT 7-6] nτ - hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp và được tính theo công thức; [7, trang 120, CT 7-7] Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ-1 và τ-1 – giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. σa và τa - biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục. σm và τm - trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp. * Tại C: σa = σmax = (N/mm2). Trong đó: Mu= 174931,3 (N) Wu= Suy ra: σa = σmax = (N/mm2). σm = 0. Trong đó: Mx= 88204,8 (N/mm2) Wo= ψσ và ψτ – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi, được chọn theo vật liệu. Đối với thép các bon trung bình ψσ = 0,1và ψτ = 0,05. β - hệ số tăng bền, β = 1. Kσ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Kσ = 1,49 và Kτ = 1,5 εσ và ετ – hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. ta có: εσ = 0,85 và ετ = 0,73 Suy ra: = = Suy ra hệ số an toàn: = Vậy thừa bền. III.4.3 Tính chọn ổ. Do không có lực dọc trục (bỏ qua lực dọc trục do không đáng kể) nên chọn ổ bi đỡ. Do RA lớn hơn RD , ta chỉ tính chọn ổ cho gối trục tại A, gối trục tại D lấy ổ cùng loại. Xác định tải của ổ: [8, trang 158, CT 8-1] [7, trang 159, CT 8-6] Chọn Ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cỡ trung với n = 1440 v/ph, h = 10000 giờ Suy ra: Tra theo (6], trang 117, bảng 1308) chọn ổ 206 có Cbảng = 18500, đường kính ngoài của ổ D = 62, chiều rộng B = 14. CHƯƠNG 4 LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾTCHÍNH. IV.Lập quy trình gia công cho chi tiết bánh đà. IV.1. Bản vẽ chế tạo: R2 R2 R2 R5 R16 R15 R2 R32 R16 7 R5 Ø48 1x45° 0.2x45° 0.2x45° 1/8 R0.5 A -0,035 -0,050 R1 R18 32E8 +0,2 0 A A-A Hình 4.1. Bản vẽ chế tạo. IV.2..Phân tích chi tiết gia công. - Công dụng: Dùng để biến chuyển động tịnh tiến của lưỡi cưa thành chuyển động quay. - Vật liệu: GX21- 40. - Phương pháp tạo phôi: Đúc trong khuôn cát. IV.3. Dạng phôi chi tiết: Đúc. IV.4. Dạng sản xuất: Căn cứ vào nhu cầu thị trường, quy mô sản xuất, ta chọn dạng sản xuất hàng loạt nhỏ. Căn cứ vào dạng sản xuất trên ta thấy, với vật liệu gang GX21- 40 ta sử dụng phương pháp đúc trong khuôn cát, mẫu kim loại. Vì phương pháp đúc này vẫn đảm bảo năng suất và chất lượng bề mặt. Cấp chính xác chế tạo phôi: từ quy mô và phương pháp chế tạo phôi như trên nên phôi đạt cấp chính xác cấp II, cấp chính xác kích thước IT15- IT16 độ nhám Rz = 800m. Theo tài liệu [9 bảng 3.95 trang 252 ] 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 [ Lượng dư gia công: - Lượng dư trên các mặt đầu là 2mm - Lượng dư các mặt trụ ngoài là 3mm - Lượng dư các mặt trụ trong 2z= 4mm. IV.5. Bản vẽ lồng phôi và đánh số. Hình 4.2. Bản vẽ lồng phôi và đánh số bánh đà IV.6.Thiết kế quy trình công nghệ gia công bánh đà. Để chế tạo một sản phẩm có thể có nhiều phương án công nghệ. Vấn đề đặt ra là làm sao chọn được một phương án công nghệ hợp lý hoặc cao hơn là một phương án tối ưu. Quy trình công nghệ được thiết kế nhằm mục đích hướng dẫn công nghệ, lập các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật, lập kế hoạch sản xuất và điều hành sản xuất. Khi thiết kế quy trình công nghệ phải đảm bảo các yêu cầu chung sau đây: - Phải đảm bảo chất lượng sản phẩm. - Phương pháp gia công kinh tế nhất. - Phải thích hợp với điều kiện cụ thể của từng nơi sản xuất như: khả năng thiết bị, điều kiện kinh tế… IV.6.1. Giới thiệu phương án gia công bánh đà: 1. Phương án: bảng 7 STT Tên nguyên công Bề mặt gia công Bề mặt định vị Dạng máy 1 Tiện mặt đầu , lã cạnh và một phần trụ ngoài 1, 3, 6 12, 1 Máy tiện đứng 2 Tiện mặt đầu,một phần trụ ngoài còn lại,tiện bậc,lỗ côn 1/8 và lã cạnh lỗ côn đạt kích thước 11,12,13,14, ,7,1 1,3 Máy tiện đứng 3 Tiện mặt trụ ngoài,tiện mặt đầu đạt kích thước Tiện bậc f446 mm Vát mép 1,2,3,4,6 7 Máy tiện chép hình 4 Khoan suốt 3 lỗ f14,5 mm cách tâm f274 mm. Ta rô 3 lỗ M16 5, và các gờ 7 Máy khoan cần 5 Xọc rãnh then 14 1,3 Máy xọc IV.6.2 Quy trình công nghệ gia công: 1.Nguyên công 1: - Nội dung: Tiện mặt đầu, lã cạnh và một phần trụ ngoài. - Thiết bị: máy tiện đứng. - Dụng cụ đo: thước cặp 1/10, thước đo sâu. - Dụng cụ cắt: dao vừa tiện mặt đầu vừa tiện trụ ngoài. Sơ đồ gá đặt: Hình 4.3: Tiện mặt đầu -Dao xén mặt đầu: ([6],trang 297, bảng 4-6) bảng 8. h b L n l R 20 16 120 6 16 1 Hình 4.4 Dao tiện ngoài thân cong có góc nghiêng 90ogắn mảnh hợp kim cứng 2.Nguyên công 2: - Nội dung: +Tiện mặt đầu. Một phần trụ ngoài còn lại. + Tiện bậc + Lỗ côn 1/8 và lã cạnh lỗ côn đạt kích thước - Thiết bị: máy tiện đứng. - Dụng cụ đo: thước cặp 1/50, calip hàm, trục côn. - Sơ đồ gá đặt: Hình 4.5. Tiện bậc Dụng cụ: dao tiện ngoài thân thẳng. 3.Nguyên công 3: - Nội dung: + Tiện mặt trụ ngoài đạt kích thước. + Tiện mặt đầu đạt kích thước + Tiện bậc 486 mm + Vát mép - Thiết bị: máy tiện chép hình. - Dụng cụ đo: thước cặp 1/50, calip nút. - Dụng cụ cắt: dao vừa tiện mặt đầu vừa tiện trụ ngoài, dao tiện côn. - Sơ đồ gá đặt: Ø1280 Hình 4.6: Tiện bậc, vát mép - Dao vát mép [9, trang 295, bảng 4-5] bảng 19 H B L l φ r 16 10 100 40 45º 0,5 Hình 4.7: Dao vát mép 4.Nguyên công 4: - Nội dung: + Khoan suốt 3 lỗ 14.5 mm cách tâm 274 mm. + Ta rô 3 lỗ M16 - Thiết bị: máy khoan cần. - Dụng cụ đo: thước cặp 1/50, calip ren M16. - Dụng cụ cắt:Mũi khoan và mũi ta rô. - Sơ đồ gá đặt: Hình 4.8. Khoan, ta rô Dụng cụ : Mũi khoan ruột gà đuôi trụ Φ14mm. bảng 10 L l d 135 95 14 Hình 4.9: Mũi khoan ruột gà đuôi trụ 5.Nguyên công 5 : - Nội dung: + Xọc rãnh then - Thiết bị: máy xọc - Dụng cụ đo: dưỡng kiểm tra, thước cặp 1/50 - Dụng cụ cắt:dao xọc then - Sơ đồ gá đặt. Hình 4.10. Xọc rãnh then. 6. Nguyên công 6: Cân bằng bánh đà - Nội dung: + Cân bằng bánh đà. - Thiết bị: Máy cân bằng bánh đà. n - Sơ đồ gá đặt. Hình 4.11. Cân bằng bánh đà. IV.8. Lượng dư gia công: IV.8.1. Khái niệm và định nghĩa cơ bản về lượng dư gia công : Muốn đạt được 1 chi tiết máy có hình dạng, kích thứơc và chất lượng và bề mặt phù hợp với yêu cầu trong bản vẽ ta phải thực hiện theo nhiều nguyên công, tại mỗi nguyên công ta hớt đi một lớp kim loại trên bề mặt gia công để thay đổi hình dạng và kích thước của phôi Lớp kim loại được lấy đi trong quá trình gia công cơ khí gọi là lượng dư gia công, ta phải xác định lượng dư gia công hợp lý vì những lý do sau: + Lượng dư quá lớn sẽ tốn nguyên vật liệu, tiêu hao lao động, tốn năng lượng, tiêu hao dụng cụ cắt dẫn đến tăng giá thành + Ngược lại lượng dư gia công mà quá nhỏ sẽ không đủ để hớt đi các sai số của phôi để biến thành chi tiết hoàn thiện . Độ chính xác gia công ta dẫn ra hệ số in dập K: K= Dct/Dph Trong đó : Dct :sai lệch của chi tiết Dph : sai lệch của phôi IV.8.1. Xác định lượng dư trung gian cho các bề mặt : Ta xác định lượng dư gia công bằng phương pháp phân tích cho mặt trụ trong, còn phần còn lại của chi tiết ta tra bảng . IV.8.1.1.Xác định lượng dư trung gian cho bề mặt 1 : Kích thước 1280 Rz20 Tính lượng dư gia công mặt trụ ngoài 1280 Rz20. Độ chính xác của phôi đạt cấp 2, khối lượng phôi 30 kg, vật liệu phôi Gang xám: Gx 21– 40 Quy trình công nghệ gồm ba bước: Theo[8, phụ lục 11, Tr144 ; Phụ lục 17, Tr159] +Tiện thô cấp chính xác 15: Rz1 = 100; T1 = 350 ; = 2.3 +Tiện tinh cấp chính xác 8: Rz2 = 20; T2 = 10 ; = 0.89 Theo [8, bảng 10, Tr 39] : Gi trị , (phôi) bằng (250+350) = 600 Theo [8 bảng 3.98 Tr 253] ta xác định được dung sai cho phép kích thước cho phép của vật đúc l: Trong đó : Chiều cao nhấp nhô bề mặt do bước gia công trước để lại: . Chiều sâu lớp bề mặt bị hư hỏng do biến cứng ở bước gia công sát trước để lại: , . Dung sai kích thước : . Sau bước thứ nhất đối với Gang có thể loại trừ , chỉ còn v giá trị này là 100,20 Theo [9, bảng 12, Tr 40]. Sai số g đặt: () +Tiện thô cấp chính xác 15 edg1 = ´2.3 =0.767mm = 767 mm + Tiện tinh cấp chính xác 8. edg2 = ´ 0.89= 0.296 mm = 296 mm Sai số không gian bề mặt do nguyên công trước để lại : Áp dụng công thức : Theo [8, Bảng 14, Tr 41]. Ta có sai lệch tổng cộng : rphôi = rc = Dk.D Dk tra theo [8, Bảng 15 tr 43] Do đó : rphôi = rc = 0,7. 1280 = 896 mm Sau bước tiện thô sai lệch không gian còn lại là : r1 = 0.06 rphôi = 0.06.896 = 53,76 (mm) - Sau bước tiện tinh sai lệch không gian còn lại là : r2 = 0.04 . 896 = 35,84(mm) Lượng dư cho bước gia công. Do bề mặt gia công là tròn xoay nên ta tính lượng dư gia công đối xứng tối thiểu theo công thức Theo, [8 trang 29] 2Zmin= 2(Rzi-1+ Ti-1+ ) Trong đó : Zmin- lượng dư bé nhất của bước công nghệ thứ i (; Lượng dư nhỏ nhất của tiện thô: 2Zmin1= 2(Rz1+ T1+ ) =2(100 + ) = 1737 mm Lượng dư nhỏ nhất của tiện tinh: 2Zmin2= 2(Rz2+ T2+ ) =2(20 + ) = 636,3 mm Kích thước trung gian tính toán được xác định như sau: Kích thước bé nhất của chi tiết là: Dmin2=1280 mm Kích thước trung gian nhỏ nhất của trước tiện tinh: Dmin1=1280 + 0.636 = 1280,63 mm Kích thước trung gian nhỏ nhất trước khi tiện thô là:(kích thước phôi) Dmin0=1280,63 + 1.737 = 1282,37 mm Làm tròn: Dmin1 = 1280,6 mm Dmin0 = 1282,4 mm Dmin2=1280 mm Kích thước lớn nhất trước tiện tinh là: Dmax2= Dmin2 + = 1280 + 0,9 = 1280,9mm Kích thước lớn nhất trước khi tiện thô là: Dmax1=1280,6 + 2,3 =1282,9 mm Kích thước lớn nhất của phôi là: Dmax0=1282,4 + 3 =1285,4 mm Vậy lượng dư gia công tối thiểu: 2Zmin1 = Dmin0 – Dmin1 = 1282,4 - 1280,6 = 1.8 mm 2Zmin2 = Dmin1 – Dmin2 =1280,6– 1280 = 0.6 mm Vậy lượng dư gia công tối đa: 2Zmax1 = Dmax0– Dmax1=1285,4 – 1282,9mm = 2,5 mm 2Zmax2 = Dmax1 – Dmax2 = 1282,9 – 1280,9 = 2 mm Bảng 11. T tự gcông mặt trụ 1280 Các yếu tố tạo thành lượng dư (m) L dư 2Zmin m Kích thước tính toán mm Dsai i mm K.tgiới hạn.mm Lượng dư giới hạn.mm Rzi Ti i i Dmin Dmax 2Zmin 2Zmax 0. Phôi 250 350 86 1282,37 3 1282,4 1285,4 1.T thô 100 0 53,76 767 1737 1280,3 2.3 1280,6 1282,4 1.8 2.5 2.Ttinh 20 0 35,84 296 636,3 1280 0.9 1280 1280,9 0.6 2 Cộng 2.4 4.5 IV.8.1.2. Xác định lượng dư cho các nguyên công còn lại bằng phương pháp tra bảng: IV.8.1.2.2.Tính lượng dư trung gian và kích thước trung gian cho bề mặt 486H7 Theo[8, bảng 2.2 Tr 28], ta được Theo [8, Bảng2.3, Tr 30] lượng dư tổng cộng cho bề mặt trên là: Z0 =3,5(mm) Vậy lượng dư tổng cộng hai phía là: 2Z0 =3,5. 2= 7 (mm) -Kích thước của phôi là: D0 = 486+7= 493 (mm) -Kích thước lớn nhất của phôi là: Dmax0 = 493+4 = 497(mm) Quá trình công nghệ gồm các bước: +Tiện thô cấp chính xác H14, dung sai 0,74(mm) +Tiện bán tinh cấp chính xác H11, dung sai 0,19(mm) -Tiện tinh: Cấp chính xác h7, dung sai 0,04m Theo [ 8, Tr 77 bảng 1.65] Lượng dư trung gian cho bước tiện tinh là: Chọn lượng dư cho tiện tinh là : 2Z3 = 2,5 (mm) Lượng dư còn lại cho hai bước sau là: 11 – 2,5 = 9,5 ( mm) Ta chia lượng dư này ra làm hai phần: + Tiện bán tinh: 2Z2 = 4 ( mm) +Tiện thô: 2Z1 = 9,5- 4=5,5(mm) Kích thước trung gian lần lượt được xác định như sau: -Đường kính phôi sau tiện thô: Dmax1=Dmax0- 2Z1 = 497- 5,5 =491,5(mm) - Đường kính phôi sau tiện bán tinh: Dmax2 = Dmax1 -2Z2 =491,5 – 4= 487,5 (mm) - Đường kính phôi sau khi tiện tinh: Dmax3 = Dmax2 -2Z3 =487,5 – 1,5= 486 (mm) Ghi các thông số trên vào bảng, ta được bảng sau: bảng 12 Các bước công nghệ Cấp chính xác Dung sai (mm) Lượng dư tra bảng Zi (mm) Kích thước trung gian (mm) 0. Phôi 7 497 1. Tiện thô H14 0,74 5,5 491,5+0,74 2. Tiện bán tinh H11 0,19 4 487,5 +0,19 3. Tiện tinh H7 0,04 2,5 486 IV.8.1.2.3.Tính lượng dư trung gian và kích thước trung gian cho 3 lỗ ren M16 Theo, [8] phụ lục 11] bảng cấp chính xác kích thước, độ nhám, chiều sâu biến cứng đạt được bằng các phương pháp gia công khác nhau trang 144 ta có +Khoan đạt cấp chính xác kích thước 13 có dung sai là 0.22 mmTheo [8 phụ lục 17 , Tr 159]bảng dung sai của các cấp chính xác kích thước 159) +Tarô ren đạt cấp chính xác 8, Rz = 25mm, T = 50mm, có dung sai kích thước là 0.022mm Theo [ 8, phụ lục 17 Tr 159] Lượng vật liệu cắt đi khi khoan là 7,5´2 mm Lượng dư còn lại sau khi khoan dành cho tarô ren là 1mm Bảng 13 Bước công nghệ Cấp chính xác Dung sai Lượng dư Kích thước Khoan 13 0.22 7,5.2 f15 Ta rô ren 8 0.022 1 M16 IV.9. Xác định chế độ cắt: Xác định chế độ cắt trong quá trình gia công là một trong những nhiệm vụ quan trọng khi thiết kế quy trình công nghệ. Chất lượng bề mặt gia công, độ chính xác gia công, năng suất gia công phụ thuộc nhiều vào chế độ cắt . IV.9.1.Xác định chế độ cắt cho tiện :f1280 Khi tiện thô: - Xác định chiều sâu cắt (t) : t = Zmax = 2.5(mm) - Chọn lượng chạy dao : Theo [9], Tr 11, bảng 5-11]: S = 1 mm/vòng - Xác định tốc độ cắt: , m/ph Trong đó: Cv– Hệ số điều chỉnh tra ở [9, trang 14, bảng 5-17] ta có: Cv =243 xv, yv, m – Các số mũ được tra ở [9, trang 14, bảng 5-17] ta có: xv = 0,15; yv = 0,4; m = 0,2 V – Vận tốc cắt. S – Lượng chạy dao vòng, S = 1 mm/vịng T – Tuổi bền của dao khi sử dụng dao, T = 60 pht t – Chiều sâu cắt, t = Zmax = 2,5 mm Kv – Hệ số điều chỉnh vận tốc, ta có : Kv = Kmv . Knv . Kuv Kv – hệ số điều chỉnh vận tốc cắt ; Kv = Kmv.Knv.Kuv. Klv Trong đó :Kmv=1.27 hệ số ảnh hưởng của vật liệu gia công; tra [9, tr 86,bảng5 –3] Kuv= 1, hệ số ảnh hưởng của vật liệu dụng cụ cắt; tra [9 tr 17,bảng8–1] Knv = 0,8 ; hệ số ảnh hưởng trạng thái bề mặt ; tra [7, tr 17,bảng7–1] Klv = 1 hệ số ảnh hưởng của chiều sâu lỗ ; tra [9, tr 86,bảng 6–3] Kv = 1.0,8.1,27.1 = 1.016 Thay các thông số trên vào công thức tính tốc độ cắt ta được: Theo thuyết minh máy ta chọn n= 45 v/ph Lúc này tốc độ cắt thực tế là: -Tính lực cắt PZ Theo [6, trang 16] ta có công thức: Cp, x, y, n – Là hệ số v số mũ theo [9, tr 18, bảng 5-23] ta có: Cp = 92; x = 1; y = 0,75; n = 0 Kp – Hệ số điều chỉnh, Kp = Theo [9, tr 9, bảng 5-9] ta có: KMp = 0,4/0,55 Theo [9, tr 17, bảng 5-22] ta có: = 1,08 khi góc nghiêng chính 300 Theo [9, tr 17, bảng 5-22] ta có: = 1,25 khi góc trước -150 Theo [9, tr 17, bảng 5-22] ta có: = 1,0 khi góc cắt chính 50 Theo [9, tr 17, bảng 5-22] ta có: Krp= 0,87 khi bán kính đỉnh dao r= 0,5 mm Þ Kp = 0,4/0,55 . 1,08 . 1,25 . 1 . 0,87 = 0.85 Thay các số trên vào công thức ta được : = 1955 N = 1.955 KN - Công suất cắt: w Khi tiện tinh: - Xác định chiều sâu cắt (t) : t = Zmax = 2(mm) - Chọn lượng chạy dao : Theo [9, tr 11, bảng 5-11]: S = 1 mm/vòng - Xác định tốc độ cắt: , m/ph Trong đó: Cv– Hệ số điều chỉnh: Cv =243 xv, yv, m – Các số mũ ta có: xv = 0,15; yv = 0,4; m = 0,2 V – Vận tốc cắt. S – Lượng chạy dao vòng, S = 1 mm/vòng T – Tuổi bền của dao khi sử dụng dao, T = 60 pht t – Chiều sâu cắt, t = Zmax = 2 mm Kv – Hệ số điều chỉnh vận tốc, ta có : Kv = Kmv . Knv . Kuv Trong đó: Kmv= 1.27 hệ số ảnh hưởng của vật liệu gia công ; Kuv = 1, hệ số ảnh hưởng của vật liệu dụng cụ cắt; Knv = 0,8 ; hệ số ảnh hưởng trạng thi bề mặt ; Klv = 1 hệ số ảnh hưởng của chiều sâu lỗ  Kv = 1.0,8.1,27.1 = 1,016 Thay các thông số trên vào công thức tính tốc độ cắt ta được: Theo thuyết minh máy ta chọn n= 50 v/ph Lúc này tốc độ cắt thực tế là: -Tính lực cắt PZ Cp, x, y, n – Là hệ số v số mũ được tra theo Cp = 92; x = 1; y = 0,75; n = 0 Kp – Hệ số điều chỉnh, Kp = KMp = 0,4/0,55 = 1,08 khi góc nghiêng chính 300 = 1,25 khi góc trước -150 = 1,0 khi góc cắt chính 50 Krp= 0,87 khi bán kính đỉnh dao r= 0,5 mm Þ Kp = 0,4/0,55 . 1,08 . 1,25 . 1 . 0,87 = 0.85 Thay các số trên vào công thức ta được : = 1564 N = 1.564 KN - Công suất cắt: w. IV.9.2.Xác định chế độ cắt cho tiện :f486H8 a.Khi tiện thô: - Xác định chiều sâu cắt (t) : t = Zmax = 5,5(mm) - Chọn lượng chạy dao :S = 1 mm/vòng - Xác định tốc độ cắt: , m/ph Trong đó: Cv– Hệ số điều chỉnh Cv =243 xv, yv, m – Các số mũ: xv = 0,15; yv = 0,4; m = 0,2 V – Vận tốc cắt. S – Lượng chạy dao vòng, S = 1 mm/vịng T – Tuổi bền của dao khi sử dụng dao, T = 60 pht t – Chiều sâu cắt, t = Zmax = 2,5 mm Kv – Hệ số điều chỉnh vận tốc, ta có : Kv = Kmv . Knv . Kuv Kv – hệ số điều chỉnh vận tốc cắt ; Kv = Kmv.Knv.Kuv. Klv Trong đó :Kmv=1.27 hệ số ảnh hưởng của vật liệu gia công; Kuv= 1, hệ số ảnh hưởng của vật liệu dụng cụ cắt; Knv = 0,8 ; hệ số ảnh hưởng trạng thái bề mặt  Klv = 1 hệ số ảnh hưởng của chiều sâu lỗ ; Kv = 1.0,8.1,27.1 = 1.016 Thay các thông số trên vào công thức tính tốc độ cắt ta được: Theo thuyết minh máy ta chọn n= 75 v/ph Lúc này tốc độ cắt thực tế là: -Tính lực cắt PZ Cp, x, y, n – Là hệ số v số mũ được tra theo [9, tr 18, bảng 5-23] ta có: Cp = 92; x = 1; y = 0,75; n = 0 Kp – Hệ số điều chỉnh, Kp = KMp = 0,4/0,55 = 1,08 khi góc nghiêng chính 300 = 1,25 khi góc trước -150 = 1,0 khi góc cắt chính 50 Krp= 0,87 khi bán kính đỉnh dao r= 0,5 mm Þ Kp = 0,4/0,55 . 1,08 . 1,25 . 1 . 0,87 = 0.85 Thay các số trên vào công thức ta được : = 4301N=4,301 KN - Công suất cắt: w b.Khi tiện bán tinh: - Xác định chiều sâu cắt (t) : t = Zmax = 4(mm) - Chọn lượng chạy dao: S = 1 mm/vòng - Xác định tốc độ cắt: , m/ph Trong đó: Cv– Hệ số điều chỉnh Cv =243 xv, yv, m – Các số mũ xv = 0,15; yv = 0,4; m = 0,2 V – Vận tốc cắt. S – Lượng chạy dao vòng, S = 1 mm/vòng T – Tuổi bền của dao khi sử dụng dao, T = 60 pht t – Chiều sâu cắt, t = Zmax = 2 mm Kv – Hệ số điều chỉnh vận tốc, ta có : Kv = Kmv . Knv . Kuv Trong đó: Kmv= 1.27 hệ số ảnh hưởng của vật liệu gia công ; Kuv = 1,hệ số ảnh hưởng của vật liệu dụng cụ cắt; Knv = 0,8 ; hệ số ảnh hưởng trạng bề mặt ; Klv = 1 hệ số ảnh hưởng của chiều sâu lỗ ; Kv = 1.0,8.1,27.1 = 1,016 Thay các thông số trên vào công thức tính tốc độ cắt ta được: Theo thuyết minh máy ta chọn n= 50 v/ph Lúc này tốc độ cắt thực tế là: -Tính lực cắt PZ Cp, x, y, n – Là hệ số v số mũ Cp = 92; x = 1; y = 0,75; n = 0 Kp – Hệ số điều chỉnh, Kp = KMp = 0,4/0,55 = 1,08 khi góc nghiêng chính 300 = 1,25 khi góc trước -150 = 1,0 khi góc cắt chính 50 Krp= 0,87 khi bán kính đỉnh dao r= 0,5 mm Þ Kp = 0,4/0,55 . 1,08 . 1,25 . 1 . 0,87 = 0.85 Thay các số trên vào công thức ta được : = 3128 N = 3,128 KN - Công suất cắt: w. b.Khi tiện tinh: - Xác định chiều sâu cắt (t) : t = Zmax = 2,5(mm) - Chọn lượng chạy dao :S = 1 mm/vòng - Xác định tốc độ cắt: , m/ph Trong đó: Cv– Hệ số điều chỉnh Cv =243 xv, yv, m – Các số mũ: xv = 0,15; yv = 0,4; m = 0,2 V – Vận tốc cắt. S – Lượng chạy dao vòng, S = 1 mm/vòng T – Tuổi bền của dao khi sử dụng dao, T = 60 pht t – Chiều sâu cắt, t = Zmax = 2 mm Kv – Hệ số điều chỉnh vận tốc, ta có : Kv = Kmv . Knv . Kuv Trong đó: Kmv= 1.27 hệ số ảnh hưởng của vật liệu gia công ; Kuv = 1, hệ số ảnh hưởng của vật liệu dụng cụ cắt; Knv = 0,8 ; hệ số ảnh hưởng trạng thi bề mặt ; Klv = 1 hệ số ảnh hưởng của chiều sâu lỗ  Kv = 1.0,8.1,27.1 = 1,016 Thay các thông số trên vào công thức tính tốc độ cắt ta được: Theo thuyết minh máy ta chọn n= 75 v/ph Lúc này tốc độ cắt thực tế là: -Tính lực cắt PZ Ta có công thức: Cp, x, y, n – Là hệ số v số mũ: Cp = 92; x = 1; y = 0,75; n = 0 Kp – Hệ số điều chỉnh, Kp = KMp = 0,4/0,55; = 1,08 khi góc nghiêng chính 300 = 1,25 khi góc trước -150; = 1,0 khi góc cắt chính 50; Krp= 0,87 khi bán kính đỉnh dao r= 0,5 mm Þ Kp = 0,4/0,55 . 1,08 . 1,25 . 1 . 0,87 = 0.85 Thay các số trên vào công thức ta được : = 1955 N = 1,955 KN - Công suất cắt: w. IV.9.3.Tra chế độ cắt cho nguyên công khoan lỗ 11: - Chiều sâu cắt : t= D/2= 16/2= 8 (mm) - Lượng chạy dao S (mm) khi khoan gang HB >180: s = 0,31 0,35; Theo [9,tra bảng 5- 25, trang 21] chọn s = 0,35 - Tốc độ cắt : V= ; T= 60ph Theo [9, bảng 5- 28] ta được các thông số sau: Cv = 17,1 ; q = 0,25 ; y = 0,4 ; m = 0,125 Kv = Kmv.Kuv. Klv Kmv = (190/HB). Theo [9, bảng 5- 2 Tr 7] ta được : nv= 1,7 .Với gang xám HB= 190 Kmv = 1= 1 Kuv = 0,83; Klv = 1 Kv = 1. 0,83. 1 = 0,83 Vận tốc cắt : V = =25,89 (m/phút) + Momen xoắn : Mx = 10.CM.D.S.Kp CM = 0,021 ; q = 2 ; y= 0,8 ( Theo [9], Tra bảng 5- 32 Tr 25) Kp = Kmp = (HB/190) . Với HB= 190, n= 0,6 Kp = 1 Mx = 10.0,021.16.0,35.1 = 23,21 + Lực hướng trục: Po= 10.Cp. D.S.Kp Với Cp = 42,7 ; q= 1,0 ; y = 0,8 Po = 10.0,021.16.0,35.1 = 1,45 (N) + Công suất : Số vòng quay: n = 1000V/.D = 1000.25,89/3,14.16 = 503 (vòng/phút) Công suất : Ne = = = 1,19 KW IV.10. THIẾT KẾ ĐỒ GÁ. Đồ gá công nghệ có ý nghĩa rất lớn trong việc mở rộng công nghệ của máy móc, tăng năng suất lao động, tăng chất lượng gia công và giảm giá thành sản phẩm gia công. Trong quy trình công nghệ gia công các chi tiết dạng trục nói chung, việc gia công các bề mặt lắp ghép thường yêu cầu độ chính xác và độ bóng bề mặt cao. IV.10.1. Những yêu cầu cần thiết đối với cơ cấu kẹp: -Không được phá vỡ vị trí đã định vị của chi tiết gia công -Lực kẹp phải vừa đủ khơng nhỏ hơn lực kẹp cần thiết, đồng thời cũng không quá lớn để tránh chi tiết bị biến dạng. -Biến dạng do lực kẹp gây ra không được vượt quá giới hạn cho phép. -Đảm bảo động tác phải nhanh, nhẹ, thao tác tiện lợi, an toàn. -Cơ cấu kẹp chặt phải nhỏ gọn, đơn giản, gắn liền thành 1 khối. IV.10.2. Lực kẹp chặt phôi: 1. Hệ số an toàn K: Hệ số an toàn K có tính đến khả năng làm tăng lực cắt trong quá trình gia công K = K0 . K1 . K2 . K3 . K4 . K5 . K6 Trong đó: K0 – Hệ số an toàn trong mọi trường hợp, K0 = 1,5 K1 – Hệ số tính đến trường hợp tăng lực cắt khi độ bóng thay đổi, khi gia công tinh thì K1 = 1,2 K2 – Hệ số tăng khi dao mòn, K2 = 1,3 K3 – Hệ số tăng lực cắt khi gia công gián đoạn, K3 = 1,2 K4 – Hệ số có tính đến sai số của cơ cấu kẹp chặt, khi kẹp chặt bằng tay, K4 = 1,3 K5 – Hệ số tính đến mức độ thuận lợi của cơ cấu kẹp bằng tay, kẹp thuận lợi K5 =1 K6 – Hệ số tính đến mômen làm quay chi tiết , K6 = 1 Þ K = 1,5 . 1,2 . 1,3 . 1,2 . 1,3 . 1 . 1 = 3,65 2. Lực kẹp khi chi tiết được định vị trục gia công. Q Hình 4.12. Đồ gá tiện bề mặt trụ ngoài Theo[10, tr 62] ta có: Trong đó: Q – Lực kẹp của bulông K – Hệ số an toàn, K = 3,6 D1 – Đường kính ngoài vòng đệm D – Đường kính của chi tiết gia công f – Hệ số ma sát giữa bulông và bề mặt chi tiết, f = 0,15 Pz – Lực cắt Þ Đường kính ren trung bình của bulông kẹp chặt được xác định theo công thức sau (chọn s = 8 KG/mm2) d = mm Chọn d = 15 mm IV.10.3. Xác định sai số chế tạo cho phép của đồ gá: Sai số của đồ gá ảnh hưởng đến sai số của kích thước gia công, nhưng phần lớn nó ảnh hưởng đến sai số vị trí tương quan giữa bề mặt gia công và bề mặt chuẩn. Theo [10, tr 88, CT 62] ta có: [ect] = Trong đó: [egd] – Sai số g đặt cho phép, [egd] = d/3 = 0,89/ 3 = 0,3 mm Với d - Dung sai nguyên công ec – Sai số chuẩn, theo [9, trang 44, bảng 19] có: ec = 0 ek – Sai số kẹp chặt, do phương của lực kẹp vuông góc với phương của kích thước gia công thì sai số kẹp chặt bằng không, ek = 0 em – Sai số mòn, do đồ gá bị mòn gây ra, theo [9, trang 88, công thức 61] em = b= 0,1 .= 10 mm = 0,01 mm Với b - Hệ số phụ thuộc vo kết cấu đồ định vị, b = 0,1 N – Số lượng chi tiết được gia công trên đồ gá, N = 10000 edc – Sai số điều chỉnh, là sai số sinh ra trong lắp ráp và điều chỉnh đồ gá, edc = 5 mm = 0,005 mm Thay tất cả các thông số trên vào công thức trên ta được: [ect] = = 0,09 mm Từ kết quả trên có thể nêu ra được những yêu cầu đối với đồ gá: -Độ không đồng tâm của bề mặt côn gá chi tiết và bề mặt côn gá trên trục chính của máy không vượt quá 0,09 mm. - Sai số chế tạo côn gá chi tiết không vượt qúa 0,09 mm IV.11. Phiếu tổng hợp nguyên công. KẾT LUẬN & ĐỀ XUẤT Ý KIẾN +Kết luận: Trong quá trình thực hiện đề tài, bản thân em đã hết sức cố gắng trong việc tìm kiếm tài liệu và tìm hiểu thực tế sản xuất. Qua ba tháng thực hiện đề tài này, em cũng gặp không ít khó khăn vì đề tài về máy cưa vòng là một đề tài mới nên em không tránh khỏi những thiếu sót trong quá trình tính toán cũng như thiết kế. Vì vậy em rất mong được sự đóng góp ý kiến chân thành từ quy thầy cùng các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn! + Đề xuất ý kiến: Máy cưa vòng nằm là máy xẻ gỗ để tạo ra sản phẩm, nó đóng vai trò hết sức quan trọng trong quá trình chế biến gỗ. Trong thực tế máy cưa vòng nằm là một máy cũ chủ yếu vẫn dùng sức lao động của công nhân. Đề tài này nếu được đưa ra ưng dụng trong thực tế là rất khả thi, nó giảm được rất nhiều sức lao động của công nhân mà năng suất lai cao hơn nhờ có cơ cấu ăn gỗ tự động. Ta có thể lợi dụng hành trình về của máy để chế tạo ra lưỡi cưa hai đầu cắt để ăn gỗ hai hành trình đi và về của máy. TÀI LIỆU THAM KHẢO. Hoàng Nguyên Máy và thiết bị gia công gỗ. Nhà xuất bản Nông Nghiệp Hà Nội- 1991. 2. Phạm Quang Đẩu- Phạm Quốc Phúc. Máy gia công gỗ. Nhà xuất bản Công Nhân Kỹ Thuật Hà Nội- 1982. 3. Võ Quý Khanh Công nghệ cưa xẻ gỗ. Nhà xuất bản Công Nhân Kỹ Thuật Hà Nội- 1977 4. Hoàng Nguyên. Sổ tay kiểm tra và sửa chữa lưỡi cắt gọt gỗ . Nhà xuất bản Công Nhân Kỹ Thuật. 5. GS.TS Trần Văn Địch. Thiết kế hệ truyền động cơ khí tập một. Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật. 6. Giáo trình Hướng dẫn thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy. PGS. Phạm Hùng Thắng. Trường Đại Học Nha Trang. 7. Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn Văn Lẫm Thiết kế Chi Tiết Máy. Nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp Hà Nội- 1979. 8. Lê Trung Thực, Đặng Văn Nghìn. Hướng dẫn thiết kế đồ án môn học Chế Tạo Máy. Trường ĐHBK TP.HCM- 1992 9. GS.TS Nguyễn Đắc Lộc- PGS.TS Lê Văn Tiến. PGS.TS Ninh Đức Tốn- PGS.TS Trần Xuân Việt. Sổ tay công nghệ chế tạo máy. Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật Hà Nội- 2003. 10. Th.s. Đặng Xuân Phương. Đồ gá và thiết kế đồ gá gia công cơ khí. Trường Đại Học Nha Trang- 2004.