Đồ án môn học thiết kế máy máy phay 505.DOC

Đồ án môn học thiết kế máy
Chơng 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
N
min
- n
max
30ữ1500 65ữ1800 110ữ1230 30ữ1500
Số cấp tốc độ z
n
18 16 8 18
Phạm vi điều chỉnh lợng
chạy dao s
min
ữ s
max
23,5ữ1180 35ữ980 25ữ285 23,5ữ1180
Số lợng chạy dao z
s
18 16 8 18
Với số liệu máy ta cần thiết kế mới là:
Phạm vi điều chỉnh tốc độ : 31,5ữ1450
Số cấp tốc độ Z
n
=18
Phạm vi điều chỉnh lợng chạy dao: 20ữ2858
Số lợng chạy dao:Z
s

=18
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 phơng án máy tham khảo (6H82)
1.2.0 Phân tích bố cục máy6H82
Có:
18 cấp tốc độ trục chính 30-1500v/p
18 cấp tốc độ chạy dao S
dọc
-S
ngang
:23,5-1800 mm/p
Bàn máy 320x1250 (mm)
Phạm vi dịch chuyển :
Dọc:700mm
Ngang:260mm
Đứng :380mm
Bàn máy có thể quay
0
45
Sử dụng 2 động cơ :
Động cơ chính N = 7 kw , n = 1440 v/p
Động cơ chạy dao N = 17 kw , 1420 v/p
Chọn phơng án bố trí HTD liền hộp trục chính:
+Ưu điểm của cách bố trí này là kích thớc hộp nhỏ gọn , dễ bôi trơn ,
truyền động giữa hộp trục chính và động cơ là trực tiếp không qua cơ cấu
trung gian nên tăng độ chính xác gia công chi tiết
+Nhợc điểm là khó lắp ráp kiểm tra khi gặp sự cố.
Cấu trúc HTĐ
HTĐ của máy phay P82 là HTĐ đơn giản có 1 xích truyền động , phanh

đợc đặt trên trục I , li hợp đợc đặt trên trục VI.Điều khiển tốc độ bằng hệ
thống đĩa lỗ,dung 2 đĩa lỗ
1.2.1 Phân tích động học
a) Xích tốc độ :
1
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ m¸y
16 18
19
39 47
26 19 28
71
(1330 / )( ). ( ). ( ). ( ). .( ) ( / ).
82
54 36 37
22 39
38
33 26
dc tc
n v p I II III IV V n v p
   
   
 
   
 
   
=
 
   
 
   

 
 
   
   
   
b) XÝch ch¹y dao
1 2 3
1 2 3
7
27 21
40 13 18
27 37
. . . . .
26 26 36 18
40 45 40
(1420 / )( ). ( ). ( ). ( ). ( ). ( )
40
44 64 18 40
. . .
18 24
40
40 34
18 33 18 18
. ( ). . ( ).6
33 37 16 18
28
( )
35
dc
do

M M M
n v p I II III IV V VI
M M M
IX M X s
VII
   
   
 
   
 
   
 
   
 
   
 
 
   
   
   
=
→
6
5
( / ).
22 22
( ) . .6 ( / ).
33 44
18 33 37
. ( ). .( )( ).6 ( / ).

33 37 33
c
dung
ngang
MM p
M VIII s mm p
IX M X s MM p




=



=


c) XÝch ch¹y dao nhanh.
3 4
7
3
6
26 44 57 28
(1420 / )( ). ( ). . .( ). ( ). .
44 57 49 35
18 18
. . ( ).6 ( / )
18 33
16 18

. ( ) .
37
33 37
. ( ).6 ( / )
33
22 22
( ). . .6 ( / )
33 44
dc
doc
ngang
dung
n v p I II M phai M VII
M X s mm p
IX
M X s mm p
M VIII s m p
→
 
 
=
 
 
 
 
 
 
=
 
 

 
 
 
=
 
 
trôc chÝnh cã 3x3x2=18 tèc ®é kh¸c nhau tõ (30÷1500)v/ph.
2
Đồ án môn học thiết kế máy
1.2.2 Phơng án không gian ,phơng án thứ tự của hộp tốc độ.
Phơng án không gian
Z=3.3.2=18
Phơng án thứ tự
Z=3. 3. 2

[ ]
1

[ ]
3

[ ]
9
đồ thị luới
kết cấu của
hộp tốc độ
1.2.3 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ.
ta có n
0
= n

đc
.i
0
=1450.
54
26
= 698,15
để dễ vẽ ta lấy n
0
= n
15
=800
v
/
ph
với
nhóm 1:
i
1
=1/
4
i
2
=1/
3
i
3
=1/
2
nhóm 2

i
4
=1/
4
i
5
=1/
i
6
=
2
nhóm 3
i
7
=1/
6
i
8
=
3
từ đó ta vẽ đợc đồ thị vòng quay của hộp tốc độ.
3
I
II
III
IV
3(1)
3(3)
2(9)

xmax=

9 =8
31,5 50 80 125 200 315 600 800 1250
40 63,5 100 160 250 400 630 1000 1600
i
7
i
4
II
i
3
i
5
i
6
2(9)
i
8
IV
III
3(3)
i
1
i
2
n
o
i
o

3(1)
I
n dc =1450v/ph
Đồ án môn học thiết kế máy
1.2.4 Nhận xét:
Từ đồ thị vòng quay ta có nhận xét
Với phơng án này thì lợng mở ,tỉ số truyền của các nhóm thay đổi từ từ đều
đặn tức là có dạng rẻ quạt do đó làm cho kích thớc của hộp nhỏ gọn ,bố trí
các cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất .
1.2.5 Phơng án không gian, phơng án thứ tự của hộp chạy dao
Phơng án không gian:
Z=3.3.2=18
Phơng án thứ tự
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phơng án thứ tự của hộp
chạy dao thay đổi với Z=3.3.2 đợc tách làm 2
Với Z
1
= 3. 3

[ ]
3
[ ]
1
còn Z
2
= 2
[ ]
9
gồm 2 đờng truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đờng
chạy dao nhanh:

Đồ thị lới kết cấu:
Do dùng cơ cấu phản hồi nên ta chọn phơng án này
1.2.6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao .
với đờng chạy dao thấp và trung bình.
n
0
=

n
đc
. i
1.
i
2
= 1440.
44
26
68
20
.
= 250,05
Chọn n
0
Nhóm 1:
i
1
= 1/
3
i
2

= 1
i
3
=
3

Nhóm 2:
i
4
= 1/
4

i
5
= 1/
3
i
6
= 1/
2
Nhóm 3:
i
7
= 1/
6
i
8
=
3
Với đờng chạy dao nhanh.

n
0
= n
đc
.i
1
= 1440.
44
26
= 850,91
ta có đồ thị vòng quay.
4
Đồ án môn học thiết kế máy
1.2.7 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay ta thấy ngời ta không dùng phơng án
hình rẽ quạt vì trong hộp chạy dao thờng ngời ta dùng một loại modun nên
việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyền
nên việc dùng phơng án thay đổi thứ tự này hoặc khác không ảnh hởng nhiều
đến kích thớc của hộp.
5
Đồ án môn học thiết kế máy
Chơng II: thiết kế máy mới
2.1. Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
2.1.1. Tính toán thông số thứ t và lập chuỗi số vòng quay
Với ba thông số cho trớc:
Z = 18 = 1.26 n
min
= 31,5
vòng
/
phút

Ta có :
Từ bng [1-2] T14 ta xác định đợc chuỗi số vòng quay trục chính
n
1
= n
min
= 31,5
vòng
/
phút
n
2
=40
n
3
= 50
n
4
= 63,5
n
5
= 80
n
6
= 100
n
7
= 125
n
8

= 160
n
9
= 200
n
10
=250
vòng
/
phút

n
11
= 315
n
12
= 400
n
13
= 500
n
14
= 630
n
15
= 800
n
16
= 1000
n

17
= 1250
n
18
= 1600
Vậy n
max
= n
18
= 1600
2.1.2. Phơng án không gian, lập bảng so sánh phơng án KG, vẽ
sơ đồ động
a. Phơng 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 đợc PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu:
Số nhóm truyền tối thiểu(i) đợc xác định từ U
min gh
=1/4
i
= n
min
/n
đc
=>
dc
n

n
min
=
i
4
1
i
min
= lg
min
n
n
dc
/lg4 = lg
1450
31,5
/lg4 =2,76
Số nhóm truyền tối thiểulà i

3
Do i

3 cho nên hai phơng án (1) và (2) bị loại.
Vậy ta chỉ cần so sánh các phơng án KG còn lại.
6
Đồ án môn học thiết kế máy
Lập bảng so sánh phơng án KG
Phơng án
Yếu tố so sánh
3. 3. 2 2.3.3 3.2.3

+ Tổng số bánh răng
S
br
=2(P
1
+P
2
+ +P
i
)
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 M
xmax
2 3 3
+Chiều dài L 18b +17f 18b +17f 18b +17f
+ Cơ cấu đặc biệt
Ta thấy rằng trục cuối cùng thờng 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
n
min
ữ n
max
nên khi tính toán sức bền dựa vào vị trí số n
min
ta có M
xmax
.

Do đó kích thớc trục lớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thớc lớn.
Vì vậy, ta tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng, do đó 2 PAKG cuối
có số bánh răng chịu M
xmax
lớn hơn cho nên ta chọn phơng án (1) đó là phơng
án 3x3x2.
b. Vẽ sơ đồ động:
2.1.3. Chọn phơng án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2 .
Theo công thức chung ta có số phơng án thứ tự đợc xác đinhlà K!
Với K là số nhóm truyền, K=i = 3 => ta có 3! = 6 PATT.
Bảng lới kết cấu nhóm nh sau:
7
Đồ án môn học thiết kế máy
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]
I III II II III I III I II
[1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3]
Ta có bảng so sánh các PATT nh 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
Lợng mở (X) [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1]

x
max

9
= 8
9
= 8

2*6
= 16
Kết quả Đạt Đạt Không đạt
PATT I III II II III I III I II
Lợng mở (X) [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3]

x
max

2*6
= 16
2*6
= 16
2*6
= 16
Kết quả Không đạt Không đạt Không đạt

Theo điều kiện
(P-1)Xmax


8 có 2 PATT đạt, kết hợp với lới kết cấu ta
chọn PATT là PATT đầu tiên : [1] [3] [9]
Vì với PATT này thì lới kết cấu phân bố theo hình rẽ quạt đều đặn và chặt
chẽ nhất.
8
1 1 3 3 9 3 3 1 1 9
6 6 2 2 1
6 6 1 1 3 2 2 6 6 1 1 1 6 6 3
Đồ án môn học thiết kế máy

2.1.4. Vẽ một vài lới kết cấu đặc trng
Rõ ràng ta thấy PATT 1 có lới 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 .
Lới kết cấu chỉ thể hiện đợc tính định tính để xác định đợc hộp tốc độ có
phân bố theo hình rẽ quạt chặt chẽ hay không ? Còn đồ thị vòng quay cho ta
tính đợc cụ thể tỷ số truyền , số vòng quay và số răng của các bánh răng
trong hộp tốc độ.
Động cơ đã chọn theo máy chuẩn có P = 7 (KW) và n
đc
= 1450
v
/
ph
Ta chọn số vòng quay trên trục I qua bộ truyền bánh răng theo máy chuẩn có
tỷ số truyền i
o
= 26 / 54 là n
0
.
Với i
o
= 26 / 54 => ta có n
o
= n
đc
* i
o

= 1450 * 26 / 54 = 698.15

v
/
ph
Để dễ vẽ ta chọn trong chuỗi vòng quay và lấy n
o
= n
15
= 800
v
/
ph
Tính lại chính xác i
o
= n
o
/ n
đc
=800 / 1450 0.5517
* Tính tỷ số truyền các nhóm :
với nhóm 1:
chọn i
1
=1/
4
vì i
1
: i
2
:

i
3
=1::
2
ta có : i
2
=1/
3
i
3
=1/
2
với nhóm 2:
chọn i
4
=1/
4
vì i
4
: i
5
:

i
6
=1:
3
:
6
ta có: i

5
=1/
i
6
=
2
với nhóm 3:
chọn i
7
=1/
6
vì i
7
:

i
8
=1:
9
ta có : i
8
=
3
2.1.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
Ta tính số răng của các bánh răng theo phơng pháp bội số chung nhỏ nhất :
Với nhóm 1:
9
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

xmax=

9 =8
Đồ án môn học thiết kế máy
i
1
=1/
4
=1/1.26
4
=1/2.5 =2/5 =f
1
/g
1
ta có f
1
+g
1
=7
i
2
=1/
3
=1/1.26
3
= 1/2 = f
2
/g
2
ta có f

2
+g
2
=3
i
3
=1/
2
=1/1.26
2
= 1/1.58 =8/13 = f
3
/g
3
ta có f
3
+g
3
=21
bội số chung nhỏ nhất là K=21
với Z
min
=17 để tính E
min
ta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất
Do giảm tốc cho nên ta tính :
E
min
= Z
min C

=
( )
kf
gfZ
.
)min
1
11
+
=
17.7
2.21
= 2,83 từ đó ta có E=3

Z
= E.K = 3.21 = 63.
Z
1
=

+
Z
gf
f
.
11
1
=
2
7

.63 =18
Z

1
=

+
Z
gf
g
.
11
1
=
5
7
.63 = 45

i
1
=18/ 45
Z
2
=

+
Z
gf
f
.

22
2
=
1
.63
3
= 21
Z

2
=

+
Z
gf
g
.
22
2
=
2
.63
3
= 42

i
2
= 21/ 42
Z
3

=

+
Z
gf
f
.
33
3
=
8
.63
21
= 24
Z

3
=

+
Z
gf
g
.
33
3
=
13
.63
21

= 41

i
3
=24/ 39
nhóm 2
i
4
= 1/
4
= 1/ 1.26
4
= 18/ 47



ta có f
4
+g
4
= 65
i
5
= 1/ = 1/ 1.26

= 28/37 ta có f
5
+g
5
= 65

i
6
=
2
= 1.26
2
= 39/ 26 ta có f
6
+g
6
= 65
bội số chung nhỏ nhất là K= 65
với Z
min
=17để tính E
min
ta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất
Do giảm tốc cho nên ta tính :
E
min
= Z
min C
=
( )
kf
gfZ
.
)
4
44min

+
=
65.18
65.17
<1 , ta chọn E=1

Z
= E.K = 1.65 = 65.
Z
4
=

+
Z
gf
f
.
44
4
=
65
18
.65 =18
Z

4
=

+
Z

gf
g
.
44
4
=
65
47
.65 = 47

i
4
=18/47
Z
5
=

+
Z
gf
f
.
55
5
=
65
28
.65 = 28
Z

5
=

+
Z
gf
g
.
55
5
=
65
37
.65 = 37

i
5
=28/37
10
Đồ án môn học thiết kế máy
Z
6
=

+
Z
gf
f
.
66

6
=
65
39
.65 = 39
Z

6
=

+
Z
gf
g
.
66
6
=
65
26
.65 = 26

i
6
= 39/26
nhóm 3
i
7
= 1 /
6

= 1/ 1.26
6
=
71
19

ta có f
7
+g
7
=90
i
8
=
3
= 1.26
2
=
38
82
ta có f
8
+g
8
= 120
Trong máy phay ở nhóm truyền này có điều đặc biệt là dùng 2 loại modul
khác nhau là m
7
& m
8

cho nên điều kiện làm việc của nhóm này là :
2A= m
7
(Z
7
+ Z

7
) = m
8
(Z
8
+ Z

8
)
Với A là khoảng cách trục.
Từ đó ta có Z
7
/ Z
8
= m
8
/ m
7

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

( )
kf
gfZ
.
min
7
77
+
=
90.19
)7119(17 +
< 1 từ đó ta có E = 1
Z
7
=

+
Z
gf
f
.
77
7
=
90
90.19
= 19
Z

7

=

+
Z
gf
g
.
77
7
=
90
90.71
=71

i
7
=19/71
E
minB
=
( )
kg
gfZ
.
min
8
88
+
=
120.38

)8238.(17 +
< 1 từ đó ta có E = 1
Z
8
=

+
Z
gf
f
.
88
8
=
120
120.82
= 182
Z

8
=

+
Z
gf
g
.
88
8
=

120
120.38
= 38

i
8
=82/ 38
Từ đó ta vẽ đợc đồ thị vòng quay:
11
Đồ án môn học thiết kế máy
2.1.7 Tính sai số vòng quay.
Theo máy chuẩn ta lấy i
0
=26/54 khi đó ta có bảng tính sai số vòng quay
Tính toán lại số vòng quay thực tế :
n Phơng trình xích n = n
c/xác
n
t.toán
n%
n
1
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
4

. i
7
31,5 32,39 2.09
n
2
= n
đc
. i
o
.i
2
. i
4
. i
7
40 40,9 2,25
n
3
= n
đc
. i
o
.i
3
. i
4
. i
7
50 47.37 0.91
n

4
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
5
. i
7
63,5 64,8 2,05
n
5
= n
đc
. i
o
.i
2
. i
5
. i
7
80 81 1,25
n
6
= n
đc
. i

o
.i
3
. i
5
. i
7
100 99,69 0,31
n
7
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
6
. i
7
125 128,21 2,57
n
8
= n
đc
. i
o
.i
2
. i

6
. i
7
160 160,56 0,35
n
9
= n
đc
. i
o
.i
3
. i
6
. i
7
200 197,62 -1,2
n
10
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
4
. i
8
250

256,3 2.57
n
11
= n
đc
. i
o
.i
2
. i
4
. i
8
315
323,5 2,6
n
12
= n
đc
. i
o
.i
3
. i
4
. i
8
400
406,86 1,7
n

13
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
5
. i
8
600
614,39 2,3
n
14
= n
đc
. i
o
.i
2
. i
5
. i
8
630
641,79 1.9
n
15
= n

đc
. i
o
.i
3
. i
5
. i
8
800
754.81 0,49
n
16
= n
đc
. i
o
.i
1
. i
6
. i
8
1000
1017,31 1,73
n
17
= n
đc
. i

o
.i
2
. i
6
. i
8
1250
1280,86 2,47
n
18
= n
đc
. i
o
.i
3
. i
6
. i
8
1600
1593,52 -0,42
Ta có đồ thị sai số vòng quay.
Sai số n <5% nằm trong giới hạn cho phép
12
31,5 50 80 125 200 315 600 800 1250
40 63,5 100 160 250 400 630 1000 1600
1
9

/
7
1
1
8
/
4
7
II
2
4
/
3
9
28/37
3
9
/
2
6
2(9)
8
2
/
3
8
IV
III
3(3)
1

8
/
4
5
2
1
/
4
2
n
o
26/54
3(1)
I
n
dc =1450v/ph
Đồ án môn học thiết kế máy
Sai số vòng quay
[ ]
n n
với
n
sai số thực tế so với tiêu chuẩn.
.100%
tc tt
tc
n n
n
n

=
2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao.
2.2.1 Tính thông số thứ t và lập chuỗi số vòng quay.
Với : S
ngang min
= S
dọc min
= 20
mm
/
phút
S
đứngmin
=1/2. S
dọc min
=10
mm
/
phút
Dựa vào máy tơng 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 bớc vít t
x
= 6 mm .
Do S
ngang min
= S
dọc min
= 20
mm
/

phút
cho nên ta chỉ cần tính toán với 1 đờng truyền
còn các đờng truyền khác là tính tơng tự.
Giả sử ta tính với đờng chạy dao dọc .
Lấy các đờng truyền từ trục trung gian đến trục VI
28 20 31 20 18
; ; ; ; ; 6
35 31 39 16 18
v
t
=
1
1
min
28 20 31 20 18
35 31 39 16 18
VI
v
Sdoc
n
t
=
ì ì ì ì ì
n
VI
= 6,5

lấy theo tiêu chuẩn n = 6
13
2,6%

-1.2%
Đồ án môn học thiết kế máy
1 2 3 4 5 6
7 8 9 10 11 12
13 14 15 16 17 18
6 7,5 9,5 11,8 15 19
23,5 30 37,5 47,5 60 75
95 118 150 190 235 300
VI VI VI VI VI VI
VI VI VI VI VI VI
VI VI VI VI VI VI
n n n n n n
n n n n n n
n n n n n n
= = = = = =
= = = = = =
= = = = = =
2.2.2 Chọn phơng án không gian ,lập bảng so sánh phơng án
không gian ,vẽ sơ đồ động.
a) Chọn phơng 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
b) Lập bảng so sánh phơng án KG
Phơng án
Yếu tố so sánh
3. 3. 2 2.3.3 3.2.3
+ Tổng số bánh răng

S
br
=2(P
1
+P
2
+ +P
i
)
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 M
xmax
2 3 3
+Chiều dài L 18b +17f 18b +17f 18b +17f
+ Cơ cấu đặc biệt
Ta thấy với phơng 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 phơng án này còn ba phơng án còn lại thì ph-
ơng án 3x3x2 là hợp lý nhất vì nó có số bánh răng chịu mô men M
XMAX
là
nhỏ nhất .vậy phơng án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2
Vẽ sơ đồ động.
14
Đồ án môn học thiết kế máy
2.2.3 Chọn phơng án thứ tự.
3x3x2.

[ ][ ][ ]
931



(P 1)X
max
=
9
=8
[ ][ ][ ]
361



(P 1)X
max
=
12
=16
[ ][ ][ ]
126



(P 1)X
max
=
12
=16

theo điều kiện
(P 1)X
max
8
ta chọn phơng án thứ tự là
[ ][ ][ ]
931
2.2.4 vẽ một vài lới kết cấu đặc trng.
15
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

xmax=

9 =8
Đồ án môn học thiết kế máy
2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm .
Xác định n
0
.
n
0min
=
max
max
i
n
=
3
1195

24,89
6.2
=
(v/ph)
n
0max
=
min
min
i
n
=
( )
3
20
213,33
6. 1/ 4
=
(v/ph)
chọn n
0
=n
17
=750(v/ph)
tỉ số truyền các nhóm ta có.
với nhóm 1:
chọn i
1
=1/
3

vì i
1
: i
2
:

i
3
=1:
3
:
6
ta có : i
2
=1
i
3
=
3
với nhóm 2:
chọn i
4
=1/
3
vì i
4
: i
5
:

i
6
=1::
2
ta có: i
5
=1/
2
i
6
=1/
với nhóm 3:
chọn i
7
=1/
6
vì i
1
: i
7
:

i
8
=1:
9
ta có : i
8
=
3

vì trong hộp chạy dao thờng ngời ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp
số vòng quay trung gian không làm tăng kích thớc bộ truyền do đó ta dùng
cơ cấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình.
từ đó ta vẽ đợc đồ thị vòng quay
16
Đồ án môn học thiết kế máy
2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm .
Các tỉ số truyềảntung gian từ trục động cơ đến trục III
1 2
dong co 1 2
24 19
; ;
54 64
24 19
1440 190
54 64
o o
o o o
i i
n n i i
= =
= ì ì = ì ì =

Nhóm 1:
i
1
= 1/
3
= 1/ 2 f
1

+g
1
= 3.
i
2
= 1/1 f
2
+g
2
= 2
i
3
=
3
= 2/ 1 f
3
+g
3
= 3
Bội số chung nhỏ nhất của các f+g là K=6.
với Z
min
=17để tính E
min
ta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất
E
min
=
( )
kf

gfZ
.
min
1
11
+
=
6.1
3.17
=8,5 từ đó ta có E=9

Z
= E.K = 9.6 = 54.
Z
1
=

+
Z
gf
f
.
11
1
=
3
1
.54=18
Z

1
=

+
Z
gf
g
.
11
1
=
3
2
.54=36

i
1
=18/36
Z
2
=

+
Z
gf
f
.
22
2
=

2
1
.54=27
Z

2
=

+
Z
gf
g
.
22
2
=
2
1
.54=27

i
2
=27/27
Z
3
=

+
Z
gf

f
.
33
3
=
3
2
.54=36
Z

3
=

+
Z
gf
g
.
33
3
=
3
1
.54=18

i
3
=36/18
Nhóm 2 :
4

3 3
5
2 2
6
1 1 1
1, 26 2
1 1 1
1, 26 1,58
1 1
1,26
i
i
i



= = =
= =
= =
Ta có:
4
1 25
2 50
i
=
có
4 4
25; 50f g
= =
;

4 4
25 50f g
+ = +
17
Đồ án môn học thiết kế máy
5
1 29
1,58 46
i
=
có
5 5
29; 46f g
= =
;
5 5
29 46 75f g
+ = + =
6
1 33
1,26 42
i
=
có
6 6
33; 42f g
= =
;
6 6
33 42 75f g

+ = + =
bội số chung nhỏ nhất là K = 75
với Z
min
=17để tính E
min
ta chọn cặp ăn khớp có lợng mở lớn nhất
E
min
=
( )
kf
gfZ
.
4
44min
+
=
17.75
25.75
= 0,68 từ đó ta có E=1

Z
=E.K=1.75 = 75.
Z
4
=

+
Z

gf
f
.
44
4
=
25
75
.75=25 Z

4
=

+
Z
gf
g
.
44
4
=
50
75
.75=50

i
4
=25/50
Z
5

=

+
Z
gf
f
.
55
5
=
29
75
.75 =29
Z

5
=

+
Z
gf
g
.
55
5
=
46
75
.75=46

i
5
=29/46
Z
6
=

+
Z
gf
f
.
66
6
=
33
75
.75 =33
Z

6
=

+
Z
gf
g
.
66
6

=
42
75
.75 =42

i
6
=33/42
Nhóm 3:
Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo
khoảng cách trục A đã đợc xác định trớc
A=
'
4 4
1
. 37,5
2
m m
Z Z

+ =

Với m là môđun của các bánh răng:
Vậy ta có .
'
7 7
'
8 8
15; 60
25; 50

Z Z
Z Z
= =
= =

i
7
=15/60
i
8
= 25/50
2.2.7 Tính sai số vòng quay.
Ta có chuỗi lợng chạy dao thực tế
n
VI
Phơng trình xích
tt
n
tc
n
( )
%n

1
7 8
1 4
' ' ' '
1 4 7 8
40
40

18 25 15 25 40
190
36 50 60 50 40
o
Z Z
Z Z
n
Z Z Z Z
=
5,9375 6 -1%
18
§å ¸n m«n häc thiÕt kÕ m¸y
2
5 7 8
1
' ' ' '
1 5 7 8
40
40
18 29 15 25 40
190
36 46 60 50 40
o
Z Z Z
Z
n
Z Z Z Z
=
7.4864130434783 7,5 -0,2%
3

6 7 8
1
' ' ' '
1 6 7 8
40
40
18 33 15 25 40
190
36 42 60 50 40
o
Z Z Z
Z
n
Z Z Z Z
=
9,3303571428571 9,5 -1,8%
4
7 8
2 4
' ' ' '
2 4 7 8
40
40
27 25 15 25 40
190
27 50 60 50 40
o
Z Z
Z Z
n

Z Z Z Z
=
11,875 11,8 +0,6%
5
5 7 8
2
' ' ' '
2 5 7 8
40
40
27 29 15 25 40
190
27 46 60 50 40
o
Z Z Z
Z
n
Z Z Z Z
=
14,9728260869565 15 -0,2%
6
6 7 8
2
' ' ' '
2 6 7 8
40
40
27 33 15 25 40
190
27 42 60 50 40

o
Z Z Z
Z
n
Z Z Z Z
=
18,6607142857143 19 -1,8%
7
3 7 8
4
' ' ' '
3 4 7 8
40
40
36 25 15 25 40
190
18 50 60 50 40
o
Z Z Z
Z
n
Z Z Z Z
=
23,75 23,5 +1,1%
8
3 5 7 8
' ' ' '
3 5 7 8
40
40

18 29 15 25 40
190
36 46 60 50 40
o
Z Z Z Z
n
Z Z Z Z
=
29,945652173913 30 -0,2%
9
3 6 7 8
' ' ' '
3 6 7 8
40
40
18 33 15 25 40
190
36 42 60 50 40
o
Z Z Z Z
n
Z Z Z Z
=
37,3214285714286 37,5 -0,5%
10
1 4
' '
1 4
40
40

18 25 40
190
36 50 40
o
Z Z
n
Z Z
=
47,5 47,5 0%
11
51
' '
1 5
40
40
18 29 40
190
36 46 40
o
Z
Z
n
Z Z
=
59,8913043478261 60 -0,2%
19
Đồ án môn học thiết kế máy
12
6
1

' '
1 6
40
40
18 33 40
190
36 42 40
o
Z
Z
n
Z Z
=
74,6428571428571 75 -0,5%
13
2 4
' '
2 4
40
40
27 25 40
190
27 50 40
o
Z Z
n
Z Z
=
95 95 0%
14

52
' '
2 5
40
40
27 29 40
190
27 46 40
o
Z
Z
n
Z Z
=
119,782608695652 118 +1,5
15
6
2
' '
2 6
40
40
27 33 40
190
27 42 40
o
Z
Z
n
Z Z

=
149,285714285714 150 -0,5%
16
3
4
' '
3 4
40
40
36 25 40
190
18 50 40
o
Z
Z
n
Z Z
=
190 190 0%
17
3 5
' '
3 5
40
40
36 29 40
190
18 46 40
o
Z Z

n
Z Z
=
239,565217391304 235 +1,9%
18
3 6
' '
3 6
40
40
36 33 40
190
18 42 40
o
Z Z
n
Z Z
=
298,571428571429 300 -0,5%
Sơ đồ biểu diễn sai số
2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại.
Dựa vào máy tơng tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp nh sau:
20
Đồ án môn học thiết kế máy
Đờng 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
Đờng chạy dao thẳng đứng:
Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp nh 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 đ-
ớng thông qua cặp bánh răng côn 22/44.
Chơng 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 trớc khi đa 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 phơng 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 tơng tự nh máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử nh
của máy 6H82 .
* Chế độ cắt thử mạnh:
Ta có :
Dao P18 , D = 90 , Z = 8
21
Đồ án môn học thiết kế máy
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
v = 13,5 m/f; N = 6,3 KW.
* 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

N = 8,5 KW
Dùng đầu dao phay
* 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,
M
x
= 2000N.cm
3.2 Tính công suất động cơ :
*Động cơ chính:
N
đc
= N
c
+ N
o
+ N
p
Trong đó: N
c
là công suất cắt.
N
o
là công suất chạy không
N
p
là công suất phụ do sự tiêu hao
Ta có thể tính công suất động cơ bằng N
đc

= N
c
/0,75
N
c
=P
Z
.V/60.102.9,81
Với P
Z
là lực cắt (N) P
Z
= 0,6. P
0
V là vận tốc cắt
P
0
=C.B.S
y
z
.Z.(t/D)
k
Với chế độ cắt nhanh:
C = 682 , y= 0,72, k = 0,82
P
z
= 0,6.682.8.10.14,7
0,72
.(12/90)
0,86

=22828 (N)
N
c
= 22828.13,5/60.102.9,81 =5,13 KW
N
đc
= N
c
/ 0,75 = 6,84 KW
Ta chọn N
đc
= 7 KW, n = 1450 v/ph
*Động cơ hộp chạy dao:
N
đccd
=
81,9 10.612
.
4
cd
s
VQ

Q = K.P
x
+f( P
z
+ 2P
y
+G) là lực kéo

K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trợt
G là khối lợng bàn dao lấy G = 45000 (N)
P
x
= 0,3.P
o
.tg = 0,3.29928.tg20
o
= 3267,87 (N)
P
y
= 0,2.P
o
= 0,2.29928 = 5985.6 (N)
Q = 1,4.3267,87 +0,2(16460 + 2.5985,6 + 45000 ) = 19261,2
22
Đồ án môn học thiết kế máy
N
đccd
=
81,9.15,0.10.612
750.2,19261
4
= 1,67 KW
Vậy ta chọn N
đccd
= 1,7 KW, n = 1440v/ph
3.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của
hộp chạy dao
Công suất :

N
đc
=1,7 kW ; n
đc
=1440vg/ph
Trục I N
I
= N
đc
.
br
.
ol
= 1.7 . 0,995 . 0,97 1,64 KW
Trục II N
II
= N
I
.
ol
.


br
= 1,64 . 0,995 . 0,97 1,58 KW
Trục III N
III
= N
II
.

br
.
ol
= 1,58 . 0,97 .0,995 1,52 KW
Trục IV N
IV
= N
III
.
br
.
ol
= 1,52 . 0,97 .0,995 1,47 KW
Trục V N
V
= N
IV
.
br
.
ol
= 1,47 . 0,97 .0,995 1,42 KW
Số vòng quay :
Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n
min
đến n
max
cho nên khi máy
làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy đợc 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 lợng cũng nh 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 ngời ta
dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là
4
min
max
min
.
n
n
nn
tinh
=

Trục I n
I
= n
đc
.i
01
= 640v/ph
Trục II n
II
= n
đc
.i
01
.i
02
= 190v/ph

Trục III n
IIImin
= n
II
.i
1
= 95v/ph
n
IIImax
= n
II
.i
3
= 190v/ph
max
190
4
4
min
95
min
. 95. 129,97
tinh
n
n n
n
= = =
vg/ph
Trục IV n
IVmin

= n
IIImin
.i
4
= 47,5v/ph
n
IVmax
= n
IIImax
.i
6
= 149,28v/ph
149,28
max
4
4
min
47,5
min
. 47,5. 63, 24
tinh
n
n n
n
= = =
vg/ph
Trục V n
Vmin
= n
IVmin

.i
7
.i
8
= 6vg/ph
n
Vmax
= n
IVmax.
i
9
= 471,99 vg/ph
23
Đồ án môn học thiết kế máy
2,24.9.
4
9
99,471
4
min
max
min
===
n
n
nn
tinh
vg/ph
Mô men lớn nhất
T

I
= 9,55. 10
6
.
6
1,64
9,55.10 . 24471,88
640
I
I
N
n
= =
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
6
1,58
9,55.10 . 79415,79
190
II
II
N
n
= =
N. mm.
T

III
= 9,55. 10
6
.
6
1,52
9,55.10 . 111687,31
129,97
III
III
N
n
= =
N. mm.
T
IV
= 9,55. 10
6
.
6
1, 47
9,55.10 . 221987,67
63,24
IV
IV
N
n
= =
N. mm.
T

V
= 9,55. 10
6
.
6
1,42
9,55.10 . 560371,9
24,2
V
V
N
n
= =
N. mm.
Bảng thông số
Trục I II III IV V
N (kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42
N
tính
(vg/ph) 640 190 129,97 63,24 24.2
T (N.mm)
24471,88
79415,79
111687,31
221987,67
560371,9
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 đợc tính theo sức bền

uốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta thờng tính theo sức bền tiép xúc
là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao ngời 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 tơng tự .
Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z
1
/ 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
24
Đồ án môn học thiết kế máy
(theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế T1)

Hgh
= 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công
thức :
[
H

] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH

Tính sơ bộ lấy Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 1
Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
Đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng thẳng [
H
] đợc xác định theo công
thức :
[

H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 670/1,1 = 609 MPa
Vậy ta chọn [
H
] = 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)

Fgh
=
o
Fgh
= 1,8.300 = 540 MPa
Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K
FC
= 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải,
Hệ số an toàn S

F
= 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 : [
F
] =
Fgh
. K
FL
. K
FC
/S
F

= 540 . 1 . 1 / 1,75 = 309 MPa
Vậy ta chọn [
F
] = 309 Mpa
Ta có môđun bánh răng đợc xác định theo ứng suất tiếp xúc nh sau:
m
tx
=
[ ]
3
0
2

.
1
.

6800
.
100
n
N
K
i
i
Z
TX










cm
Trong đó:
[
tx
]:ứng suất tiếp xúc, [
tx
] = 609 HB = 60900 (N/cm
2
)
Z : Số răng bánh nhỏ, có Z = 18.

i : Tỷ số truyền i = 36/18 = 2
Có
0
= b/d với d: Đờng kính bánh răng, do bánh răng đặt giữa các ổ và
các trục cứng vững nên lấy
0
= (0,7ữ1,6). Chọn
0
= 1,5.
K : Hệ số tải, K = K
đ
.K
tt
.K
N
.
K
đ
: Hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi ăn
khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy K
đ
= 1,2ữ1,4. Lấy K
đ
= 1,3.
K
tt
: Hệ số tập trung tải trọng,
do bánh răng đợc tôi cải thiện cho nên chọn K
tt
= 1,8

K
N
Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy K
N
= 1
=> K = 1,3.1,8.1 = 2,34
N : Công suất trên trục, có N
2
= 1,58 kW. Số vòng quay n=190v/f.
m
tx
=
2
3
4
100 6800 2 1 1,58
. . .2,34.
18 6,09.10 2.1,5 190
+

ữ

= 0,71cm= 7,1mm
m
tx
= 7 Lấy theo tiêu chuẩn.
25