Chọn máy tham khảo
Thông số Máy Tham Khảo 1
Vận tốc di chuyển tự do
Tốc độ quay trục chính
Các thông số khác tham khảo tại: https://assets.new.siemens.com/siemens/assets/api/uuid:70d1a600-5309-404a- aec0-aa711dc1ef08/version:1570541081/catalog-nc-82-sinumerik-828.pdf
Phân tích động học máy tham khảo
II.1 Truyền dẫn chính (Tạo chuyển động cắt)
Sử dụng động cơ một chiều và xoay chiều cho phép điều khiển tốc độ vô cấp của động cơ Những loại động cơ này có khả năng thay đổi số vòng quay một cách đơn giản, đồng thời mang lại mô men truyền tải cao, giúp duy trì số vòng quay ổn định khi thay đổi lực tác dụng.
Truyền động chính của máy CNC cần truyền công suất cắt qua các động cơ tương ứng để gia công chi tiết hiệu quả Cần lưu ý đến tổn thất do ma sát trong bộ phận cơ khí, ảnh hưởng đến kích thước máy CNC Độ ổn định trong truyền động là rất quan trọng, với mômen quay cần được duy trì ổn định ở mọi vị trí, ngay cả khi lực gia công cao Hệ thống cũng phải đảm bảo đủ động lực để xử lý sự thay đổi nhanh chóng của tốc độ cắt mà không gây rung động.
Máy sử dụng động cơ điện ba pha, mặc dù có giá thành cao do việc điều khiển bằng điện tử, nhưng đã khắc phục được những bất lợi liên quan đến việc điều khiển số vòng quay phức tạp Hiện nay, bộ biến tần là thiết bị chủ yếu được sử dụng để điều khiển động cơ ba pha.
Trục công tác được tiêu chuẩn hóa nhằm tối ưu hóa khả năng thay đổi của các thiết bị kẹp Trong máy CNC, trục công tác và các bộ phận khác được chế tạo với độ bền cao hơn so với máy công cụ thông thường, nhờ vào khả năng gia tốc nhanh hơn.
(10 đến 40m/s²) và công suất cắt cao hơn.
II.1.2 Sơ đồ động học truyền dẫn chính
III.1.3 Phương trình động học truyền dẫn chính
Ntc = Ndc.i Trong đó: Ntc là tốc độ quay trục chính 5000rpm Ndc là tốc độ quay động cơ 12000rpm
I là tỷ số truyền của hộp số
II.2 Truyền dẫn chạy dao (Tạo chuyển động tạo hình)
II.2.1 Truyền động các trục
Trong máy công cụ CNC, việc điều khiển các trục chuyển động (X, Y, Z) được thực hiện thông qua động cơ bước và động cơ Servo, với mỗi trục gắn một động cơ riêng biệt Thông thường, hộp tốc độ chỉ có 1-2 cấp, trong khi truyền dẫn cho trục chính trước đây chủ yếu sử dụng động cơ một chiều để điều khiển tốc độ vô cấp Hiện nay, động cơ ba pha kết hợp với bộ điều khiển điện tử đang trở thành lựa chọn ưu việt hơn so với động cơ một chiều.
Trục chính của máy được dẫn động bởi động cơ servo trục chính (trục Z), được điều khiển và điều chỉnh bởi bộ điều khiển CNC Động cơ này có khả năng tạo ra tốc độ quay tùy ý trong giới hạn thiết kế của máy, đảm bảo chuyển động chính xác và hiệu quả theo trục.
Trục Z của máy được điều khiển bởi động cơ servo, thông qua bộ truyền vitme đai ốc bi Hệ thống này được điều chỉnh bởi bộ điều khiển CNC kín, đảm bảo phản hồi chính xác và hiệu quả.
Bàn máy của máy phay CNC thông thường có hai khả năng chuyển động theo
Hai trục X và Y được điều khiển bởi động cơ servo thông qua bộ truyền động vitme bi Tốc độ của chúng được điều chỉnh bởi bộ điều khiển CNC kín có phản hồi.
Động cơ servo được thiết kế cho các hệ thống hồi tiếp vòng kín, nơi tín hiệu ra của động cơ được kết nối với mạch điều khiển Khi động cơ quay, vận tốc và vị trí sẽ được gửi về mạch điều khiển Nếu có bất kỳ yếu tố nào cản trở chuyển động của động cơ, cơ cấu hồi tiếp sẽ phát hiện rằng tín hiệu ra chưa đạt vị trí mong muốn Mạch điều khiển sẽ tiếp tục điều chỉnh sai lệch để đảm bảo động cơ đạt được độ chính xác cần thiết.
Loại động cơ này có một số đặc điểm chung như sau:
- Đặc điểm động học tốt.
- Thường được tích hợp sẵn cảm biến đo tốc độ hay góc quay.
- Có dải tần số công tác rộng 0÷400 Hz.
Truyền động đai là phương pháp truyền lực sử dụng dây đai để chuyển mômen xoắn và tốc độ giữa các trục Hệ thống này nhận động lực từ một động cơ bên ngoài thông qua bộ truyền đai răng hoặc đai thang Truyền động đai được ứng dụng rộng rãi trong các máy gia công truyền thống.
Hiệu suất của trục chính dẫn động đai lên tới 95%, với tốc độ quay đạt 15.000 vòng/phút Trục chính này cũng cho phép truyền mô men xoắn hiệu quả ở tốc độ thấp khoảng 1.000 vòng/phút, tùy thuộc vào loại đai và tỉ số truyền.
Truyền động đai là một giải pháp linh hoạt, phù hợp cho nhiều ứng dụng khác nhau, từ mô men xoắn cao với tốc độ quay thấp đến mô men xoắn thấp với tốc độ quay cao Tuy nhiên, loại truyền động này cũng có nhược điểm đáng lưu ý.
+ Bị giãn nở nhiệt đáng kể so với các truyền động khác.
+ Độ kéo căng của đai gây nên một lực hướng kính lên trục, gây nên tải trên các ổ đỡ.
+ Gây nhiều tiếng ồn hơn do sự chuyển động của đai.
II.2.4 Sơ đồ động học truyền dẫn chạy dao
II.2.5 Phương trình động học truyền dẫn chạy dao
Trong đó: Vcd là tốc độ chuyển động của bàn máy (mm/phút) Vdc là tốc độ của động cơ (mm/phút)
Tx là bước vít me (mm)
II.3 Truyền động thay dao
Trong mâm dao, quá trình thay đổi dao được thực hiện thông qua hệ thống kẹp, hay còn gọi là tay đòn Việc này diễn ra với thiết bị kẹp hai tay sau khi một dao mới đã được chỉ định trong chương trình NC Đầu tiên, định vị dao mong muốn vào vị trí thay dao, sau đó đưa trục chính đến vị trí thay đổi.
Xoay tay kẹp dao cũ về vị trí ban đầu trên trục chính, sau đó di chuyển đến vị trí dao mới trong ổ dao Cuối cùng, trả lại thiết bị kẹp dụng cụ về vị trí ban đầu.
Trong thiết bị thay dao, quá trình thay dao diễn ra nhờ vào hệ thống cần gạt, được gọi là cần thay dao Khi có một dao mới trong chương trình NC, việc thay đổi dao sẽ được thực hiện với sự hỗ trợ của cần gạt kép.
Định vị dao chinh mong muốn trong ổ dao vào vị trí thay dao.
Đưa trục chính công tác về vị trí thay dao.
Lưu đồ 8 bước thay dao
Bước 1: Trục chính về mặt phằng thay dao, xoay định hướng góc then.
Bước 2: Ổ chứa dao tự hành đi vào kẹp dao trên trục chính.
Bước 3: Hệ thống khí nén được kích hoạt để thực hiện xy lanh mở chấu kẹp và đầy dao không mút vào mặt côn của trục chính
Bước 4: Trục chính đi lên hết chiều cao của đài dao
Bước 5: Ổ chứa dao quay phân độ đưa dao cần thay vào miệng trục chính Bước 6: Trục chính đi xuống về mặt phằng thay dao
Bước 7: Giải phóng khí nén để hồi xy lanh kẹp và kẹp dao bằng lực đàn hồi của lò xo
Bước 8: Ổ chứa dao hồi về vị trí ban đầu
Các cơ cấu đặc biệt
Bộ truyền vít me - đai ốc bi hình bao gồm trục vít me, đai ốc và dòng bi, trong đó vít me được kết nối với động cơ qua các bộ truyền động như đai, xích, hoặc bánh răng Khi động cơ quay, vít me cũng quay, khiến đai ốc di chuyển dọc theo trục vít me Đai ốc được gắn chặt với bàn X,Y, cho phép bàn di chuyển tịnh tiến theo hai trục này Tốc độ di chuyển của bàn X,Y phụ thuộc vào tốc độ động cơ và bước ren của trục vít, với mỗi vòng quay của động cơ tương ứng với một đoạn di chuyển bằng bước ren của trục vít Sự tiếp xúc lăn giữa đai ốc và vít me mang lại ưu điểm là chỉ cần một lực quay nhỏ đã có thể làm cho đai ốc chuyển động.
Vành nhựa chắn bi được chế tạo từ nhựa, có chức năng ngăn chặn bụi bẩn trong quá trình làm việc Nó được thiết kế đồng bộ với bước ren của trục vít và đai ốc bi, giúp tăng cường hiệu quả hoạt động và bảo vệ các bộ phận bên trong.
Đường hồi bi là cơ chế cho phép các viên bi di chuyển bên trong rãnh ren của ổ bi và tuần hoàn qua các hệ thống trả về khác nhau Nếu không có cơ chế hồi bi, các viên bi sẽ rơi ra khỏi đầu ổ bi khi đến cuối ổ Có hai kiểu đường hồi bi: hồi bi ngoài và hồi bi trong Đường hồi bi ngoài sử dụng ống hồi bi bên ngoài thân đai ốc để đưa các viên bi về phía đối diện, dễ dàng sửa chữa hơn Trong khi đó, đường hồi bi trong cho phép các viên bi được hồi liên tục qua rãnh hồi bi nằm bên trong thân đai ốc, nhưng việc tháo lắp và sửa chữa loại này rất khó khăn.
Bộ truyền vít me và đai ốc là thiết bị quan trọng trong cơ khí, giúp biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của bàn máy Loại vít me đai ốc bi, với cấu trúc tiếp xúc lăn, mang lại hiệu suất cao và độ chính xác trong quá trình truyền động.
Các dạng prôfin ren của vít me và đai ốc như sau:
Dạng chữ nhật và dạng hình thang (hình b và hình c) cùng với dạng nửa cung tròn và dạng rãnh (dạng cung nhọn) đều có những đặc điểm riêng Trong đó, dạng chữ nhật và dạng profin ren hình thang chỉ phù hợp cho các máy có khả năng chịu tải trọng chiều trục thấp và độ cứng vững không cao.
Dạng nửa cung tròn (hình d) là lựa chọn phổ biến nhất trong thiết kế, với bán kính rãnh r2 gần bằng bán kính viên bi R1, giúp giảm tối đa ứng suất tiếp xúc Tỷ lệ r2/r1 nên được chọn trong khoảng 0,95 đến 0,97 để giảm thiểu tổn thất do ma sát Khi góc tiếp xúc nhỏ, bộ truyền sẽ có độ cứng vững và khả năng tải thấp, dẫn đến lực hướng kính lớn Tăng góc tiếp xúc sẽ cải thiện khả năng đảo và độ cứng vững của truyền động, đồng thời giảm tổn thất do ma sát Do đó, khe hở đường kính ∆d cần được điều chỉnh để đạt góc tiếp xúc 45°.
Dạng rãnh cung nhọn (a) mang lại nhiều ưu điểm vượt trội so với loại cung tròn, bao gồm khả năng truyền động không rơ và khả năng điều chỉnh độ dôi của đường kính viên bi Trong khi đó, dạng nửa tròn cần sử dụng thêm đai ốc thứ hai để khử độ rơ và tạo ra độ dôi đều.
III.1.3 Ưu điểm Bộ truyền Vít me – Đai ốc bi
- Khắc phục được độ rơ khớp ren, chịu lực kéo với kết cấu đảm bảo độ cứng vững chiều trục cao.
- Tổn thất do ma sát nhỏ, hiệu suất bộ truyền đạt tới 0,9 so với trục vít me đai ốc trượt 0,2-0,4.
- Gần như độc lập hoàn toàn với lực ma sát ( biến đổi theo tốc độ), ma sát tĩnh rất bé nên chuyển động êm.
Biến đổi truyền dẫn trở nên dễ dàng và hiệu quả với thiết kế ít ma sát, không có khe hở, cho phép truyền dẫn với vận tốc cao Bộ truyền đai ốc bi hoạt động độc lập cho từng trục chạy dao, mang lại hiệu suất tối ưu cho quá trình vận hành.
Hệ thống băng dẫn hướng đóng vai trò quan trọng trong việc dẫn hướng chuyển động của các bàn máy theo các trục X, Y và trục Z của trục chính Để đạt được hiệu suất tối ưu, người ta thường sử dụng thanh trượt hình chữ I hoặc kiểu máng trượt Các yêu cầu cần thiết cho hệ thống này bao gồm tổn hao ma sát thấp, khe hở nhỏ, khả năng bôi trơn tốt và khả năng đáp ứng với gia tốc lớn.
Trong máy phay CNC, việc sử dụng các cặp ma sát lăn được mô đun hóa và tiêu chuẩn hóa là rất quan trọng Điều này giúp tăng khả năng dịch chuyển chính xác và nhỏ, đồng thời ngăn chặn hiện tượng trượt kiểu bước nhảy.
III.3 Cơ cấu Tháo, Kẹp dao bằng khí nén và lò xo
Hệ thống kẹp và tháo dụng cụ của máy phay CNC được tích hợp trên trục chính, sử dụng khí nén để tháo dụng cụ và hệ thống lò xo đĩa để kẹp chặt.
Quy trình tháo lỏng dụng cụ bắt đầu khi khí nén được cung cấp vào phía trên xylanh, khiến piston di chuyển xuống dưới Qua trục kẹp, lực ép từ lò xo đĩa làm mở mỏ kẹp, đẩy dụng cụ ra khỏi trục chính Đồng thời, khí nén cũng được thổi qua tâm trục kẹp để làm sạch bề mặt gá kẹp.
Trình tự kẹp chặt dụng cụ bắt đầu bằng việc cài đặt dụng cụ đúng vị trí trong trục chính Sau đó, khí nén được cung cấp vào phía dưới của xylanh, làm cho piston di chuyển lên Hệ thống lò xo đĩa sẽ đẩy trục kẹp lên, kéo theo mỏ kẹp di chuyển lên trên Khi mỏ kẹp gặp gờ chặn, chúng sẽ kẹp chặt đuôi của dụng cụ và kéo lên phía trên.
Tính toán hệ thống dẫn động bàn máy CNC
II.1.1 Quy trình tính toán
II.1.2 Điều kiện làm việc
Loại máy CNC: máy phay
- Chế độ cắt thử nghiệm: phay mặt đầu, 6 lưỡi cắt, D = 80mm, JIS, S45C, Grade 4040, v = 100 m/phút, t = 1,2 mm, F = 900 mm/phút.
- Khối lượng lớn nhất của chi tiết gia công:M = 300 kg
- Khối lượng bàn máy X: Mx = 200kg
- Khối lượng bàn máy Y: My = 140kg
- Vận tốc chạy lớn nhất khi không gia công : V1 = 20m/ph = 0,33m/s
- Vận tốc chạy lớn nhất khi gia công : V2 = 12m/ph = 0,2 m/s
- Gia tốc hoạt động lớn nhất của hệ thống : a = 0,5g = 4,9m/s2
- Thời gian hoạt động : 05 – 07 năm ( Lt 000h)
- Hệ số ma sát trượt : μ =0,1
Tốc độ quay tối đa trong quá trình gia công trục chính Z: n = (1000v)/(pi.D) = (1000.100)/(pi.80) = 397,89 (vòng/phút)
Lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian 1 lưỡi cắt ăn vào kim loại (Lượng chạy dao răng):
Các thông số cơ bản của lưỡi cắt Grade 4040 với vật liệu S45C (Độ cứng 163 HB)
Tính toán trên phần mềm Sandvik:
Các kết quả thu được:
+ Cutting Speed (Vc): 215 m/min + Spindle Speed (n): 7170 rpm
+ Metal Removal Rate: 51.4 cm^3/min+ Cutting Torque: 2.82 Nm
TÍNH TOÁN HỆ THỐNG VÍT ME
Tính toán hệ thống vít me cho bàn máy X
1.1.1 Các thông số đầu vào
- Chế độ cắt thử nghiệm tối đa SVT :
+ Tiêu chuẩn quốc gia: JIS
+ Lượng chạy dao phút: F0mm/ph
- Khối lượng lớn nhất của chi tiết: M00 kg
- Trọng lượng bàn gá trục X : M = 200 kgx
- Trọng lượng bàn gá trục Y : M = 140 kgy
- Vận tốc chạy lớn nhất khi không gia công : V m/ph 1
- Vận tốc chạy lớn nhất khi gia công : V = 12mm/ph 2
- Gia tốc hoạt động lớn nhất của hệ thống : a=0,5g=4,9m/s 2
- Thời gian hoạt động : L = 20000h ( khoảng 6,8 năm) t
- Tốc độ vòng động cơ : N = 2000rpm max
- Độ chính xác vị trí không tải : ±0,03/1000mm
- Độ chính xác lặp : ±0,005mm
- Độ lệch truyền động : ±0,02mm
- Hệ số ma sát tại đường hướng : =0,1�
- Vùng hoạt động lớn nhất: Lx = 550mm, Lymax max = 400mm
Máy phay CNC yêu cầu hệ thống dẫn hướng có độ chính xác cao để đảm bảo chất lượng sản phẩm, mặc dù tốc độ quay của vitme và tốc độ dịch chuyển của bàn máy không quá lớn Để đáp ứng nhu cầu này, kiểu lắp ổ đỡ cho vitme dẫn động 2 bàn máy được lựa chọn là kiểu lắp 2 đầu chặt (fix - fix).
Với kiểu lắp ghép này, hệ số phụ thuộc vào kiểu lắp ghép f nhận giá trị là : f !,9
Lượng chạy dao răng ( f z ) là lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian
1 răng (1 lưỡi cắt) của dao phay ăn vào kim loại: f Z = F
+ F là lượng chạy dao tính theo phút (mm/phút)
+ n là tốc độ quay của trục chính Z (vòng/phút)
Góc nghiêng chính của lưỡi cắt, đối với dao phay mặt đầu thì α= 45 ÷ 60 °
Tính toán các thành phần lực cắt khi phay mặt đầu:
Hình 16: Lực cắt thành phần khi phay mặt đầu. a) Đối xứng b) Không đối xứng phay nghịch c) Không đối xứng phay thuận
Các công thức tính lực dọc trục:
Khi tăng tốc về bên trái : F 1 =μmg ma f + +
Khi chạy đều về bên trái : F 2 =μmg f +
Khi gia công về bên trái : F 3 = F m + μ( ma + F mz )+ f
Khi giảm tốc về bên trái : F 4 =μmg ma f − +
Khi tăng tốc về bên phải : F 5 =−μmg−ma−f
Khi chạy đều về bên phải : F 6 =−μmg− f
Khi gia công về bên phải : F 7 =−F m − μ ( ma+F mz ) − f
Khi giảm tốc về bên phải : F 8 =−μmg+ma−f
- a là gia tốc hoạt động của hệ thống a = 4,9 (m/s ) = 0,5g (m/s ) 2 2
- F m là lực cắt chính của máy: F m = P y =¿ 600(kgf)
- F mz là lực theo phương Z (thẳng đứng): F mz =P x `0 (kgf)
- μ là hệ số ma sát trượt : μ= 0,1
- f là lực chống trượt theo trục: f = 0
- m là khối lượng ứng với mỗi bàn máy tác dụng lên vitme
Bảng số liệu lực dọc trục tác dụng lên trục X được tính toán với m không tải là 200kg và m có tải là 500kg.
Trong bảng tính lực dọc trục trung bình, chúng ta xem xét hai trường hợp: khi không gia công và khi gia công Với tỷ lệ thời gian lần lượt là 30% và 70%, lực Ni được giữ ổn định trong giai đoạn hoạt động của máy.
1 max1 max1 2 max2 max2 am 3 max1 max1 max2 max2
F am là lực dọc trục trung bình n là tốc độ quay trung bình của trục vitme : n= Nmax 1 ∗Tmax 1 + Nmax 2 ∗Tmax 2
Tmax 1 +Tmax 2 = 1040 f s là hệ số bền tĩnh, với máy công cụ f s 1,5 3 , chọn f s 2 f w là hệ số tải động, lựa chọn theo bảng sau:
L t là tuổi thọ yêu cầu của vitme, từ 5-7 năm làm việc , tương đương 20000h làm việc
Thay số vào tính toán ta được kết quả như sau:
F am (kG) n (vòng/phút) C 0 (kG) C a (kG)
Nếu độ cứng cần được ưu tiên nhiều nhất, độ hao phí chuyển động không quá quan trọng , theo đó các thông số kích thước sẽ được chọn là :
+ Ổ bi loại lưu chuyển : bi bên ngoài
+ Số dòng lưu chuyển : B× 3 hoặc B x 2 ứng với bảng sau:
+Đường kính trục vít là 45
+ Bán kính lõi ren của trục vít-me: dr = 45 +1,4 – 6,35 = 38,05 mm ( tra trên catalog PMI )
Chiều dài trục vít me sau khi chọn trục:
L x = tổng chiều dài dịch chuyển + chiều dài đai ốc + chiều dài vùng thoát
Kiểm tra sơ bộ Tuổi thọ làm việc
Trong đó : C a là tải trọng động :C ax = 7760 (kgf)
F m là lực dọc trục trung bình: F mx W0,3 (kgf) f : Hệ số tải trọng: f = 1,2w w
N m : Tốc độ quay trung bình của trục vít: N m 40 (rpm)
Kiểu ổ bi là 2 đầu lắp chặt → = 21,9f
Chọn tốc độ quay cho động cơ khoảng 80% so với tốc độ quay giới hạn nên ta có :n% Nmax = 80% 2000 = 1600 vòng/ph Đường kính trục vít : d rx 2
= 12,5mm < 38,05 mm => Do vậy , trục vit-me đảm bảo an toàn
2.2Tính toán chọn ổ đỡ trục X
2.2.1Tính chọn ổ chặn và ổ bị đỡ trục X
2.2.1.1 Lựa chọn loại ổ đỡ Để xác định phương pháp gá lắp trục vitme trên các ổ lăn của hệ dẫn động ngoài lý do nêu trên (bộ truyền vitme đai ốc chịu tải trọng chiều trục), bộ truyền động này còn phát sinh nhiệt khi làm việc Để khắc phục những yếu tố này sơ đồ gá lắp trục vitme lên các ổ lăn sẽ là: hai bên sử dụng hai ổ đỡ chặn, nhằm mục đích cố định 2 đầu trục vitme phù hợp vớiđiều kiện làm việc tải cao gây nên lực dọc trục lớn theo 2 chiều lên trục vít me.
Với kiểu lắp ổ đỡ này, ta có hệ số phụ thuộc thông số lắp ghép như sau: f = 21,9
2.2.1.2 Lựa chọn sơ bộ kích thước ổ lăn
Hình 2.1.Thông số 2 ổ bi đỡ - chặn 7407 BCBM Thông số tải trọng là:
Hình 2.6- Các thông số lắp ghép của ổ bi đỡ 1 dãy 2.2.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn
Xét lực dọc trục tác động lên cụm ổ đỡ chặn trái 3 (bao gồm hai ổ đỡ chặn A và B)
- Lực dọc trục F = 570,3 kgf = 5589 Nam
- Trọng lực tác dụng lên các ổ:
- Nội lực dọc trục tác dụng lên các ổ bi: F = e.Rsi i
Lực dọc trục tác dụng lên ổ bi:
- Với ổ C: ∑ F ´ aC = F ´ sC + F ´ am 0,5 = -1861,6 +5589.0,5 = 933 N ¿ FsC
Vậy F = max(Fa aA, FaB, F ) = 4656 NaC
Tra theo hãng SKF, với ổ bi đỡ- chặn góc nghiêng 40 ° đã chọn có:
-Kd =1,1 (Chịu va đập nhẹ, chịu tải ngắn hạn so với các máy cắt kim loại, động cơ công suất nhỏ và trung bình);
Tuổi thọ ổ bi theo số vòng quay:
Khả năng tải động: C = Q L 1 m Với ổ lăn bi ta có m = 3
C = 3636 1920 1 3 = 45,2 kN < 60,5 kN Khả năng tải tĩnh: C = Q o o L
Như vậy lựa chọn ổ lăn phù hợp khả năng tải
Phần II: Thiết kế đường dẫn hướng
Hình dạng của ray dẫn hướng cần được thiết kế phù hợp với điều kiện dịch chuyển của hệ thống, trong đó khả năng chịu tải và tuổi thọ của mô hình là yếu tố quan trọng hàng đầu Để xác định và kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh danh nghĩa cũng như tải trọng tương đương, việc đánh giá thông qua giá trị Co (tải trọng động định mức) là phương pháp khả quan và chính xác nhất.
Tuổi thọ có thể được xác định thông qua các phép tính lý thuyết, sử dụng công thức thực nghiệm dựa trên việc đánh giá tải trọng động danh nghĩa.
1.2.1 Cơ sở tính toán a.Hệ số tải tĩnh C 0
Tải trọng tĩnh định mức C 0 được xác định theo giới hạn tải trọng tĩnh cho phép Khi ray dẫn hướng nhận tải trọng vượt mức hoặc chịu va đập mạnh, sự biến dạng tập trung giữa kênh dẫn và bi lăn sẽ gia tăng Nếu biến dạng vượt quá giới hạn cho phép, nó sẽ ảnh hưởng đến khả năng di chuyển của ray dẫn hướng Momen tĩnh cho phép M 0 cũng cần được xem xét trong bối cảnh này.
Mômen tĩnh cho phép M 0 được xác định trong giới hạn của mômen tĩnh Khi một mômen tác động lên ray dẫn hướng, các vị trí bi lăn cuối cùng sẽ chịu áp lực lớn nhất từ các lực phân bố trên toàn bộ hệ thống Hệ số an toàn tĩnh f s là yếu tố quan trọng cần xem xét trong quá trình thiết kế.
+ C 0 : tải trọng tĩnh định mức(N)
+ P : tải trọng làm việc tính toán(N)
+ M 0 : momen tĩnh cho phép(Nm)
+ M : momen đã tính toán(Nm)
Các giá trị tham khảo của f s cho các máy công nghiệp thông thường và máy công cụ cho trong bảng bên dưới: d.Hệ số tải trọng động định mức C
Tuổi bền dịch vụ của các ray dẫn hướng, dù được sản xuất đồng nhất và dưới cùng điều kiện, vẫn có sự khác biệt Điều này khiến tuổi bền dịch vụ trở thành chỉ tiêu quan trọng để xác định độ bền của hệ thống ray dẫn hướng Tải trọng định mức động C, được sử dụng trong tính toán tuổi bền dịch vụ, là tải trọng có hướng và độ lớn khi các ray dẫn hướng hoạt động trong cùng điều kiện Đối với ray dẫn hướng có bộ phận lăn là bi, tuổi bền trung bình đạt khoảng 50 km Việc tính toán tuổi bền danh nghĩa L là cần thiết để đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống.
Tuổi bền danh nghĩa của ray dẫn hướng phụ thuộc vào tải trọng làm việc thực tế và có thể được tính toán dựa trên tải trọng động định mức Hệ số môi trường, bao gồm độ cứng vững của đường ray, nhiệt độ môi trường và điều kiện chuyển động, cũng ảnh hưởng lớn đến tuổi bền của hệ thống ray Do đó, những thông số này cần được xem xét trong quá trình tính toán tuổi bền danh nghĩa.
Để đảm bảo khả năng tải tối ưu của hệ thống ray, độ cứng vững của đường ray cần nằm trong khoảng HRC58-64 Nếu độ cứng thấp hơn mức này, tải cho phép và tuổi bền danh nghĩa sẽ bị giảm Do đó, trong tính toán, tải trọng động định mức và tải trọng tĩnh định mức sẽ được nhân với hệ số cứng vững Bảng dưới đây thể hiện đồ thị độ cứng vững đảm bảo HRC lớn hơn 58, với f H = 1.0.
Khi nhiệt độ điều khiển vượt quá 100 độ C, tuổi thọ danh nghĩa sẽ giảm, do đó tải trọng động và tĩnh định mức cần được điều chỉnh bằng hệ số nhiệt độ Hầu hết các phần của ray được chế tạo từ nhựa và cao su, vì vậy nhiệt độ lý tưởng nên dưới 100 độ C Đối với các yêu cầu đặc biệt, người dùng nên liên hệ trực tiếp với nhà sản xuất.
Hệ số tải trọng f w là yếu tố quan trọng trong tính toán tải trọng làm việc của ray, tuy nhiên, tải trọng thực tế thường cao hơn do ảnh hưởng của rung động và va đập trong quá trình máy hoạt động Rung động thường xảy ra khi máy chạy với tốc độ cao, trong khi va đập xuất hiện khi máy khởi động lại hoặc dừng lại.
Để tính toán tuổi bền dịch vụ theo thời gian, cần phải chia tải trọng động định mức cho hệ số tải trọng dựa trên tốc độ chuyển động và rung động.
Khi xem xét tuổi bền danh nghĩa, tuổi bề dịch vụ được xác định dựa trên các thông số hiện có, với điều kiện chiều dài hành trình và vòng quay giữ nguyên.
L h : tuổi bền danh nghĩa l s : chiều dài hành trình n 1 : tốc độ vòng ( min 1 )
Tính chọn động cơ dẫn động trục X
1.3.1 Momen phát động tác dụng lên trục X Đối với trục X do thời gian dành cho quá trình có gia tốc là rất ngắn, do đó ở đây ta chỉ tính toán cho giai đoạn chạy đều ( chiếm phần lớn thời gian gia công )
Mô men do lực ma sát:
Do đó, momen phát động cần thiết bằng tổng momen đặt trước và momen ma sát khi phay thô:
Các thông số đầu vào
- Tốc độ quay lớn nhất của động cơ: nmax ≥ 2000 (vòng/phút)
- Khối lượng của phần đầu dịch chuyển: mP0 kg
- Góc nghiêng của trục động cơ và trục vít me: α = 0 (do sử dụng phương pháp nối trục)
- Hiệu suất truyền động chọn: η=0,9
- Lực cắt lớn nhất: Famax= 685 (kgf)
1.4 Tính toán và lựa chọn động cơ
- Mô men ma sát: fric m×g×μ×h×cosα 500×9,81×0,1×0,01×cos0
- Mô men chống trọng lực: (Moment of overcoming the force of gravity) w m×g×h×sinα 500×10×0,01×sin0
- Mô men máy : mach amax h×F 0,01×685 9,81
- Mô men tĩnh : stat fric w mach
M =M +M +M =0,87+0+11,9,77(N.m)Tốc độ quay của motor :
Thông số một số động cơ hãng ANILAM [5]
Từ điều kiện đã tính được ở trên kết hợp với bảng thông số 4.1, ta chọn được động cơ phù hợp là:
Model : AM 1550E Momen ước lượng : 14,8 N.m Momen phát động 21,6 N.m:
Tốc độ quay tối đa: 3000 vòng/phút
Với kiểu lắp ghép này, hệ số phụ thuộc vào kiểu lắp ghép f nhận các giá trị là : f = 21,9
1.5.2 Lực cắt chính của máy(Fm)
Tốc độ quay tối đa trong quá trình gia công của trục chính Z n= v× 1000 π × D = 100 × 1000
Lượng chạy dao răng ( f z ) là lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian
1 răng (1 lưỡi cắt) của dao phay ăn vào kim loại: f Z = F
+ F là lượng chạy dao tính theo phút (mm/phút)
+ n là tốc độ quay của trục chính Z (vòng/phút)
Góc nghiêng chính của lưỡi cắt, đối với dao phay mặt đầu thì αE ÷ 60 °
Tính toán các thành phần lực cắt khi phay mặt đầu:
Hình 16: Lực cắt thành phần khi phay mặt đầu. a) Đối xứng b) Không đối xứng phay nghịch c) Không đối xứng phay thuận
Các công thức tính lực dọc trục:
Khi tăng tốc về bên trái : F 1 =μmg ma f + +
Khi chạy đều về bên trái : F 2 =μmg f +
Khi gia công về bên trái : F 3 = F m +μ (ma + F mz )+ f
Khi giảm tốc về bên trái : F 4 =μmg ma f − +
- μ là hệ số ma sát trượt : μ= 0,1
- f là lực chống trượt theo trục: f = 0
- m là khối lượng ứng với mỗi bàn máy tác dụng lên vitme
Thay số liệu vào các biểu thức tính toán lực dọc trục, ta thu được bảng số liệu lực dọc trục tác dụng lên trục Y, với trọng lượng không tải là 340kg và trọng lượng có tải là 640kg.
Có tải 384 64 692 -256 -384 -64 -692 256 o Lực dọc trục lớn nhất khi không gia công : F 1max = 384kgf = 3763,2 N o Lực dọc trục lớn nhất khi gia công: F 2max = 692kgf = 6781,7 N
2.1.4 Tính lực tác dụng trung bình và tải trọng tác dụng lên vitme
Bảng 2.2.Lực tác dụng Tải trọng (kgf) Tốc độ quay (rpm) Thời gian làm việc ratio(%)
Trong bảng tính lực dọc trục trung bình, chúng ta xem xét hai trường hợp: không gia công và gia công Với tỷ lệ thời gian lần lượt là 30% và 70%, lực Ni được giữ ổn định trong giai đoạn hoạt động của máy.
1 max1 max1 2 max2 max2 am 3 max1 max1 max2 max2
F am là lực dọc trục trung bình n là tốc độ quay trung bình của trục vitme : n= Nmax 1 ∗Tmax 1 + Nmax 2 ∗Tmax 2
Tmax 1 +Tmax 2 = 1040 f s là hệ số bền tĩnh, với máy công cụ f s 1,5 3 , chọn f s 2 f w là hệ số tải động, lựa chọn theo bảng sau:
L t là tuổi thọ yêu cầu của vitme, từ 5-7 năm làm việc , tương đương 20000h làm
Nếu độ cứng cần được ưu tiên nhiều nhất, độ hao phí chuyển động không quá quan trọng , theo đó các thông số kích thước sẽ được chọn là :
+ Ổ bi loại lưu chuyển : bi bên ngoài
+ Số dòng lưu chuyển : B× 3 hoặc B x 2 ứng với bảng sau:
Dựa trên C a và l đã tính, do đó chọn được trục vít cho X: 45 – 10B3 – FDWC
+Đường kính trục vít là 45
+ Bán kính lõi ren của trục vít-me: dr = 45 +1,4 – 6,35 = 38,05 mm ( tra trên catalog PMI )
Chiều dài trục vít me sau khi chọn trục:
= tổng chiều dài dịch chuyển + chiều dài đai ốc + chiều dài vùng thoát
Kiểm tra sơ bộ Tuổi thọ làm việc
Trong đó : C a là tải trọng động :C ax = 7760 (kgf)
F m là lực dọc trục trung bình: F mx W0,3 (kgf) f : Hệ số tải trọng: f = 1,2w w
N m : Tốc độ quay trung bình của trục vít: N m 40 (rpm)
Kiểu ổ bi là 2 đầu lắp chặt → = 21,9f
Chọn tốc độ quay cho động cơ khoảng 80% so với tốc độ quay giới hạn nên ta có : n% Nmax = 80% 2000 = 1600 vòng/ph Đường kính trục vít : d rx 2
Trục vit-me cần được lắp đặt an toàn bằng cách sử dụng hai ổ đỡ chặn ở hai bên, nhằm cố định hai đầu trục vit-me Điều này giúp đảm bảo khả năng chịu tải cao và giảm thiểu lực dọc trục lớn tác động lên trục vit-me trong quá trình làm việc.
Với kiểu lắp ổ đỡ này, ta có hệ số phụ thuộc thông số lắp ghép như sau: f = 21,9
Lựa chọn sơ bộ kích thước ổ lăn
Với điều kiện làm việc như sau:
- Trục vít me X đã chọn: 45-10B3-FDWC có đường kính vít me D= 45 mm.
- Tốc độ vòng động cơ lớn nhất: nmax = 2000 vòng/phút;
Với điều kiện làm việc như trên, đối với hai ổ đỡ chặn ta chọn sơ bộ thông số của ổ lăn mã 7407 BM theo tiêu chuẩn hãng SKF
Hình 2.2.Thông số 2 ổ bi đỡ - chặn 7407 BCBM Thông số tải trọng là:
- Trọng lực tác dụng lên các ổ:
- Nội lực dọc trục tác dụng lên các ổ bi: F = e.Rsi i
Lực dọc trục tác dụng lên ổ bi:
- Với ổ C: ∑ F ´ aC = F ´ sC + F ´ am 0,5 = -2382,7 + 5774.0,5 = 504,3 N ¿ FsC
Vậy F = max(Fa aA, FaB, F , F ) = 5269,7 NaC aD
Tra theo hãng SKF, với ổ bi đỡ- chặn góc nghiêng 40 ° đã chọn có:
-Kd =1,1 (Chịu va đập nhẹ, chịu tải ngắn hạn so với các máy cắt kim loại, động cơ công suất nhỏ và trung bình);
Tuổi thọ ổ bi theo số vòng quay:
Tải trọng động: Q = (X.V.F + Y.Fr a).K Kd t Với V = 1 do vòng trong quay;
Tải trọng tĩnh: Q = (Xo o.V.F +Y F ).K Kr o a d t
Khả năng tải động: C = Q L 1 m Với ổ lăn bi ta có m = 3
C = 4221,4 1920 1 3 = 52,5 kN < 60,5 kN Khả năng tải tĩnh: C = Q o o L
Như vậy lựa chọn ổ lăn phù hợp khả năng tải.
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐƯỜNG DẪN HƯỚNG
Quy trình tính toán ray dẫn hướng
Hình dạng của ray dẫn hướng đóng vai trò quan trọng trong việc tối ưu hóa khả năng chịu tải và tuổi thọ của hệ thống Để xác định và kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh danh nghĩa cũng như tải trọng tương đương, việc đánh giá qua giá trị Co (tải trọng động định mức) là phương pháp hiệu quả và chính xác nhất.
Tuổi thọ có thể được xác định thông qua việc áp dụng công thức thực nghiệm, dựa trên việc đánh giá tải trọng động danh nghĩa.
2.1.1 Cơ sở tính toán a.Hệ số tải tĩnh C 0
Tải trọng tĩnh định mức C 0 được xác định theo giới hạn tải trọng tĩnh cho phép Khi ray dẫn hướng chịu tải trọng vượt mức hoặc bị va đập diện rộng, sự biến dạng tập trung giữa kênh dẫn và bi lăn sẽ tăng lên Nếu biến dạng vượt quá giới hạn cho phép, nó sẽ gây cản trở cho hoạt động.
+ P : tải trọng làm việc tính toán(N)
+ M 0 : momen tĩnh cho phép(Nm)
+ M : momen đã tính toán(Nm)
Các giá trị tham khảo của f s cho các máy công nghiệp thông thường và máy công cụ cho trong bảng bên dưới: d.Hệ số tải trọng động định mức C
Tuổi bền dịch vụ của các ray dẫn hướng, mặc dù được sản xuất giống nhau và chịu tác động trong cùng điều kiện, vẫn có sự khác biệt Do đó, tuổi bền dịch vụ là chỉ tiêu quan trọng để xác định tuổi bền của hệ thống ray dẫn hướng Tải trọng định mức động C được sử dụng để tính toán tuổi bền dịch vụ khi hệ thống này chịu tải, và tải trọng này được xác định dựa trên hướng và độ lớn khi các ray dẫn hướng hoạt động trong cùng một điều kiện Trung bình, tuổi bền của ray dẫn hướng là 50 km, đặc biệt khi bộ phận lăn là bi.
1.1 Tính toán tuổi bền danh nghĩa L
Tuổi bền danh nghĩa của ray dẫn hướng bị ảnh hưởng bởi tải trọng làm việc thực tế và có thể được tính toán dựa trên tải trọng động định mức Hệ số môi trường như độ cứng vững của đường ray, nhiệt độ môi trường và điều kiện chuyển động cũng tác động lớn đến tuổi bền của hệ thống ray Do đó, các thông số này cần được xem xét trong quá trình tính toán tuổi bền danh nghĩa.
Trong đó : f H : hệ số cứng vững f T : hệ số nhiệt độ f w: hệ số tải trọn
C : hệ số tải trọng động (N)
Để đảm bảo khả năng tải tối ưu của hệ thống ray, độ cứng vững của đường ray cần đạt từ HRC58-64 Nếu độ cứng thấp hơn mức này, tải cho phép và tuổi bền danh nghĩa sẽ bị giảm Do đó, trong tính toán, tải trọng động định mức và tải trọng tĩnh định mức sẽ được nhân với hệ số cứng vững Bảng dưới đây thể hiện đồ thị độ cứng vững đảm bảo HRC lớn hơn 58, với f H = 1.0.
Khi nhiệt độ điều khiển vượt quá 100 độ C, tuổi thọ danh nghĩa của thiết bị sẽ giảm, do đó tải trọng động và tĩnh định mức cần được điều chỉnh theo hệ số nhiệt độ Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, nhiệt độ hoạt động nên duy trì dưới 100 độ C, đặc biệt với các thành phần làm từ nhựa và cao su Đối với các yêu cầu đặc biệt, người dùng nên liên hệ trực tiếp với nhà sản xuất.
Hệ số tải trọng f w là yếu tố quan trọng trong tính toán tải trọng làm việc của ray, tuy nhiên, tải trọng thực tế thường cao hơn do ảnh hưởng của rung động và va đập trong quá trình máy hoạt động Rung động chủ yếu xảy ra khi máy hoạt động ở tốc độ cao, trong khi va đập thường xuất hiện khi máy khởi động lại hoặc dừng lại.
Để đảm bảo an toàn và hiệu suất, tải trọng động định mức cần được điều chỉnh theo hệ số tải trọng tương ứng với tốc độ chuyển động và rung động Bên cạnh đó, việc tính toán tuổi bền dịch vụ cũng cần được thực hiện dựa trên thời gian sử dụng.
Khi xác định tuổi bền danh nghĩa, tuổi bề dịch vụ được tính toán dựa trên các thông số khi chiều dài hành trình và vòng quay không đổi Lực cản ma sát được tính toán dựa trên tải trọng làm việc và lực cản chốt Hệ số ma sát sẽ khác nhau giữa các sê ri khác nhau, với hệ số ma sát của sêri MSA và MSB nằm trong khoảng 0.002 tới 0.003.
: hệ số ma sát động
P : tải trọng làm việc f : sức chịu vòng đệm
2.1.2 Tính toán tải trọng làm việc
Một số ví dụ về công thức tính tải trọng làm việc được cho trong bảng sau: Điều kiện làm việc
Sơ đồ lực Công thức tính
Hệ bàn máy nằm ngang, chuyể n động đều hoặc không tải
Hệ bàn máy nằm ngang nhô ra ngoài, chuyể n động đều hoặckhông tải
Hệ bàn máy thẳng đứng, chuyể n động đều hoặc không tải
Hệ bàn máy đứng, dichuyể n ngang chuyể n động đều hoặc không tải
Hệ bàn máy ngang, cóđặt phôi
Hệ bàn máy đứng, có đặt phôi
2.1.3 Tính toán tải trọng tương đương
Hệ thống ray dẫn hướng có khả năng chịu tải và mô men từ cả 4 hướng, bao gồm tải trọng hướng tâm, tải trọng đảo chiều hướng tâm và tải trọng mặt bên Khi có nhiều tải trọng tác động đồng thời lên hệ thống ray, các tải trọng này sẽ hướng vào tâm hoặc mặt bên tương đương, điều này rất quan trọng cho việc tính toán tuổi bền dịch vụ và hệ số an toàn tĩnh.
Công thức tính toán được chỉ ra dưới đây : P E | P R | | P T |
P R : tải trọng hướng tâm tác dụng mặt trên
P T : tải trọng tác dụng lên mặt bên
Momen tác dụng được tính theo công thức:
2.1.4 Tính toán tải trọng trung bình
Công thức tính tải trọng trung bình:
L n : khoảng dịch chuyển dưới tác dụng của P n
L : tổng chiều dài dịch chuyển
2 Tính chọn ray dẫn hướng bàn X,Y
Sử dụng ray dẫn hướng cho bàn
Khối lượng phôi+ bàn X (kg) m1 P0
Khối lượng bàn máy Y(kg) m = 1402
Vận tốc khi không gia công (m/s) v = 0,240
Chuyển động Bàn Y ls = 400 mm
Nhanh dần (mm)(X1) 7,3 Đều (mm)(X2) 385,4
Tính chọn động cơ dẫn động trục Y
2.2.1 Momen phát động tác dụng lên trục X Đối với trục X do thời gian dành cho quá trình có gia tốc là rất ngắn, do đó ở đây ta chỉ tính toán cho giai đoạn chạy đều ( chiếm phần lớn thời gian gia công )
Mô men do lực ma sát:
Do đó, momen phát động cần thiết bằng tổng momen đặt trước và momen ma sát khi phay thô:
2.2.2 Các thông số đầu vào
- Tốc độ quay lớn nhất của động cơ: nmax ≥ 2000 (vòng/phút)
- Hệ số ma sát μ= 0,1 fric m×g×μ×h×cosα 640×9,81×0,1×0,01×cos0
- Mô men chống trọng lực : w m×g×h×sinα 500×10×0,01×sin0
- Mô men máy : amax mach h×F 0,01×692 9,81
- Mô men tĩnh : stat fric w mach
M =M +M +M =1,11+0+11,10,21(N.m) Tốc độ quay của motor : max 20.1 2000 noml 0.01 v i n h
(vòng/phút) Suy ra cần phải lựa chọn động cơ có mô men phát động :
M motor ≥ M stat = 12,21 (N.m) ¿ n motor ≥ n Noml = 2000 ¿ vòng/phút)
Dưới đây là bảng thông số một số loại động cơ của hãng ANILAM [5]
Bảng 4.1 Thông số một số động cơ hãng ANILAM [5]
Từ điều kiện đã tính được ở trên kết hợp với bảng thông số 4.1, ta chọn được động cơ phù hợp là:
Model : AM 1550E Momen ước lượng : 14,8 N.m Momen phát động 21,6 N.m:
Tốc độ quay tối đa: 3000 vòng/phút
Chương 3: THIẾT KẾ BẢN VẼ LẮP VÀ MÔ PHỎNG Thiết kế bản vẽ kết cấu lắp
Mô phỏng nguyên lý hoạt động (động học)
Bài toán: Thiết kế hệ dẫn hướng dùng cho máy phay CNC 3 trục.
Mục tiêu của bài viết là tính toán và thiết kế phần dẫn động cho máy CNC, một trong những thành phần quan trọng nhất của máy Nghiên cứu tập trung vào thiết kế chi tiết phần dẫn động, thuộc lĩnh vực cơ điện tử, đang ngày càng trở nên thiết yếu trong thời đại hiện nay.
Với các thông số và yêu cầu, em đã tính chọn được các chi tiết như sau:
Các thông số tính toán chọn được:
8 Động cơ trục Y AM 1550E ALILAM
Từ đồ án giúp em hiểu hơn nhiều vấn đề như:
- Trình tự tính toán thiết kế một hệ thống cơ khí
- Giúp em hoàn thiện hơn về khả năng tổng hợp các kiến thức của các môn học vào một đồ án cụ thể
- Xây dựng một Project hoàn thiện được thiết kế trên các công cụ phần mềm như solidwork, autocad,.v.v.;
- Hình thành cho em một tổng quan về nghành cơ điện tử mà trong đó lĩnh vực CNC là một lĩnh vực quan trọng.
Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Giang Nam đã tận tình chỉ dẫn để em có thể hoàn thành tốt đề tài này!