Kết quả nghiên cứu của nhóm tôi đã đạt được sự thành công khi thiết kế mô hình cơ cấu hút vòng bi với hai hệ thống truyền động chính gồm truyền động tịnh tiến theo phương đứng sử dụng cơ
TỔNG QUAN VỀ SỰ PHÁT TRIỂN CỦA MÁY HÚT VÒNG BI HIỆN NAY
Tình hình nghiên cứu trong nước
Trong những năm gần đây, nghiên cứu và phát triển cơ cấu hút sản phẩm bằng nam châm đã thu hút sự quan tâm đáng kể tại Việt Nam Nhiều tổ chức và doanh nghiệp trong lĩnh vực cơ khí và kỹ thuật đang tiến hành các nghiên cứu cơ bản và ứng dụng công nghệ này Tuy nhiên, hiện tại, chưa có máy móc nào sử dụng cơ cấu hút vòng bi bằng nam châm được thương mại hóa, và các công trình nghiên cứu thường chỉ được áp dụng nội bộ trong các doanh nghiệp mà không được chia sẻ rộng rãi.
Trong nghiên cứu của chúng tôi, chúng tôi đã phát hiện ra cơ cấu đặc biệt của công ty ANT VIỆT NAM, nổi bật với máy lọc sắt treo băng tải Đây là một ứng dụng tiêu biểu của công nghệ nam châm, giúp hiệu quả trong việc hút sản phẩm.
Hình 1.1 Máy lọc sắt treo băng tải
Hình 1.2 Cơ chế hoạt động của máy
Tình hình nghiên cứu trên thế giới
Nghiên cứu và phát triển cơ cấu hút sản phẩm bằng nam châm đóng vai trò quan trọng trong sản xuất hiện đại trên toàn cầu Tuy nhiên, tính đặc thù của từng ứng dụng đã làm hạn chế khả năng thương mại hóa các cơ cấu này Mặc dù đã có sự phát triển của các hệ thống tự động hút sản phẩm bằng nam châm, nhưng chúng vẫn chưa được phổ biến trên thị trường Các công ty như Magnetool, Inc., BRAILLON MAGNETICS, Jaykrishna Magnetics Pvt.Ltd., và Kanagawa Kiki Kogyo Co., Ltd là những ví dụ điển hình trong lĩnh vực này.
Hệ thống kẹp lớp của Schmalz được thiết kế để xếp chồng và dỡ pallet theo lớp cho nhiều loại hàng hóa, phục vụ cho kho bãi và nội bộ Hệ thống này tự động xử lý các sản phẩm trong nhiều ngành công nghiệp, bao gồm các lớp có khoảng trống, lớp hỗn hợp, lớp trung gian, pallet, bìa cứng và bao bì màng Đặc biệt, nó cho phép xếp dỡ các pallet tải một phần thông qua sự kết hợp giữa công nghệ chân không và hỗ trợ kẹp cơ khí.
Hình 1.3 Cơ cấu nâng bằng từ tính
Hình 1.4 Hệ thống kẹp lớp bằng chân không
TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
Giới thiệu đề tài
Trong sản xuất vòng bi hiện đại, mặc dù có nhiều máy móc hỗ trợ, việc di chuyển vòng bi từ thùng chứa đến quy trình đóng gói vẫn phụ thuộc vào lao động con người Để tối ưu hóa quy trình và giảm sự phụ thuộc vào nguồn lao động, việc trang bị cơ cấu hút và di chuyển tự động là rất quan trọng Điều này không chỉ cải thiện hiệu suất sản xuất mà còn giảm chi phí lao động, nhờ vào việc áp dụng công nghệ tiên tiến như cảm biến, hệ thống truyền động tự động, và bộ kiểm soát tự động Cơ cấu này có thể tích hợp linh hoạt vào dây chuyền sản xuất hiện tại, mang lại lợi ích lớn trong việc tăng cường tự động hóa và nâng cao hiệu suất sản xuất.
Lý do chọn đề tài
Quá trình lấy và di chuyển vòng bi trong sản xuất vẫn chủ yếu dựa vào lao động con người, mặc dù có sự hỗ trợ của máy móc Điều này tạo ra sự phụ thuộc lớn vào nguồn lao động và tiềm ẩn thách thức về hiệu suất cũng như chi phí Do đó, nghiên cứu về cơ cấu hút bi trong quy trình sản xuất vòng bi là rất quan trọng và cần thiết.
Cơ cấu hút bi tự động tối ưu hóa quy trình sản xuất bằng cách giảm phụ thuộc vào lao động con người và loại bỏ rủi ro liên quan đến mệt mỏi, sai sót và biến động hiệu suất Việc áp dụng cơ cấu này không chỉ nâng cao hiệu quả trong việc lấy và di chuyển vòng bi mà còn tăng cường năng suất và giảm chi phí lao động.
Sự tích hợp các công nghệ tiên tiến như cảm biến, hệ thống truyền động tự động và bộ kiểm soát tự động vào cơ cấu hút bi tạo ra một hệ thống linh hoạt, dễ dàng tích hợp vào dây chuyền sản xuất hiện tại Điều này không chỉ tối ưu hóa quy trình tự động hóa mà còn nâng cao hiệu suất và linh hoạt của hệ thống sản xuất vòng bi Nghiên cứu về cơ cấu hút bi là cần thiết và quan trọng để hiện đại hóa và nâng cao năng suất trong ngành công nghiệp sản xuất vòng bi.
Tính cấp thiết của đề tài
Cơ cấu hút bi trong sản xuất vòng bi đang trở nên ngày càng quan trọng do sự phụ thuộc vào lao động, gây khó khăn cho quy trình lấy và di chuyển vòng bi về hiệu suất và chi phí Việc áp dụng cơ cấu hút bi tự động giúp giảm thiểu sự phụ thuộc vào nhân công, đồng thời nâng cao năng suất và chất lượng sản xuất Sự tích hợp công nghệ tiên tiến mang lại tính linh hoạt và đa nhiệm, giúp đáp ứng nhanh chóng các yêu cầu đặc biệt trong quy trình sản xuất Đề tài này không chỉ có tính ứng dụng cao mà còn là giải pháp hiệu quả cho các thách thức hiện tại trong ngành sản xuất vòng bi.
Mục tiêu nghiên cứu
Mục tiêu chính của nghiên cứu là thiết kế và tối ưu hóa mô hình cơ cấu hút vòng bi bằng cách ứng dụng linh hoạt hai hệ thống truyền động Nhóm nghiên cứu tập trung vào việc cải thiện quy trình lấy và di chuyển vòng bi trong sản xuất thông qua truyền động tịnh tiến với xy lanh khí nén, servo motor và vít me – đai ốc Hệ thống được xây dựng nhằm đảm bảo tính linh hoạt và ổn định, đặc biệt là trong thiết kế bộ hút bi Sự kết hợp giữa nam châm vĩnh cửu và xy lanh khí nén nhằm tối đa hóa khả năng giữ chặt và linh hoạt trong di chuyển vòng bi Thành công trong mục tiêu này không chỉ nâng cao hiệu suất sản xuất mà còn tạo nền tảng cho sự tự động hóa trong ngành công nghiệp sản xuất vòng bi.
Phương pháp nghiên cứu
Dự án này áp dụng phương pháp nghiên cứu gồm nhiều bước chính nhằm thiết kế và nghiên cứu mô hình cơ cấu hút vòng bi hiệu quả Đầu tiên, nhóm nghiên cứu thực hiện đánh giá chi tiết về yêu cầu kỹ thuật và tính năng mong muốn của hệ thống để xác định các yếu tố chủ chốt cần tập trung Tiếp theo, nhóm tiến hành nghiên cứu sâu về truyền động tịnh tiến sử dụng xy servo motor và cơ cấu vít me – đai ốc.
Trong nghiên cứu, nhóm đã áp dụng các phương pháp mô phỏng và mô hình hóa nhằm đánh giá hiệu suất hệ thống dưới nhiều điều kiện khác nhau Việc này giúp xác định các thay đổi cần thiết và tối ưu hóa thiết kế trước khi tiến hành giai đoạn tiếp theo.
Tất cả các bước thử nghiệm đều nhằm đảm bảo rằng mô hình cơ cấu hút vòng bi được thiết kế và đánh giá một cách toàn diện, trước khi được triển khai vào ứng dụng thực tế.
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
Yêu cầu ban đầu
- Thùng gỗ chứa các vòng bi theo lớp có kích thước 600 x 800 (mm) có chiều cao từ
- Tốc độ hút mỗi lớp và chuyển sang băng tải kế tiếp là 20s/ chu kỳ
- Bàn hút không được va chạm quá mạnh với các lớp vòng bi trong quá trình hút.
Các phương án hướng đến
Sau khi nhận đề tài, nhóm chúng tôi đã nghiên cứu các mô hình cơ cấu hút sản phẩm trên thế giới và tìm ra nhiều phương án khác nhau Chúng tôi tập trung vào các phương án cho cơ cấu nâng hạ và cơ cấu hút.
Hình 3.1 Các phương án cho cơ cấu nâng hạ và cơ cấu hút
Hình 3.2 Sơ đồ nguyên lý hoạt động cơ cấu vít me – đai ốc
Hình 3.3 Sơ đồ nguyên lý hoạt động cơ cấu xy lanh kết hợp encoder và bánh răng
Nhóm tôi đã quyết định chọn cơ cấu nâng hạ sử dụng vít me - đai ốc do tính chính xác cao và khả năng di chuyển linh hoạt đến nhiều vị trí khác nhau So với cơ cấu xy lanh và bánh răng kết hợp encoder, hệ thống bánh răng có nguy cơ bị rơ sau thời gian hoạt động, dẫn đến giảm độ chính xác của thiết bị.
Nhóm tôi đã quyết định chọn phương án sử dụng nam châm vĩnh cửu cho cơ cấu hút, vì nam châm điện có khối lượng nặng, nhiệt độ cao trong quá trình nâng hạ liên tục và chi phí đầu tư cũng rất cao.
Tổng quan về nguyên lý hoạt động của máy
Hình 3.4 Tổng quan về nguyên lý hoạt động của máy
Máy hút vòng bi theo lớp hoạt động với 3 cơ cấu chuyển động chính Đầu tiên, xy lanh đẩy bàn trượt ngang từ băng tải đến thùng chứa vòng bi Tiếp theo, servo motor kết hợp với cơ cấu vít me-đai ốc tạo ra chuyển động tịnh tiến, điều khiển xy lanh di chuyển xuống từng lớp khác nhau, trong khi các khay nam châm trong bộ hút cũng hạ xuống để hút vòng bi Cuối cùng, cơ cấu vít me nâng lên, kéo bộ hút và vòng bi trở lại băng tải, sau đó xy lanh hạ thấp để làm mất khả năng hút của các khay nam châm, cho phép vòng bi rơi xuống băng tải, hoàn tất một chu kỳ hoạt động của máy.
Cơ cấu của máy gồm có các bộ phận chính :
- 4 xy lanh và servo motor kết hợp với bộ vít me – đai ốc:
+ Xy lanh bàn trượt ngang MDBB80-900Z có d = 80mm đường kính xy lanh + 4 xy lanh trong bộ hút CDQ2A50-25DZcó dPmm là đường kính xy lanh
- Bàn trượt, các khung sắt, thanh trượt và cảm biến,…
Nguyên lý hoạt động cơ cấu truyền động của máy
Máy hoạt động dựa trên truyền động tịnh tiến của xy lanh, kết hợp với hệ thống thanh trượt cho xy lanh đẩy ngang, và sử dụng servo motor cùng với bộ vít me và thanh trượt tròn để dẫn hướng chuyển động và cố định vị trí.
Hình 3.5 Hệ thống xy lanh và vavle 5/3
Hình 3.6 Bộ truyền vít me – đai ốc
* Chú thích: 1 – Vít me; 2 – Đai ốc bi; F – Lực tác dụng lên đai ốc; l0 – Hành trình của vít me; V2 – Vận tốc đai ốc; n1 – Tốc độ quay
Hình 3.7 Thanh trượt và con trượt vuông
Hình 3.8 Ti trượt tròn để dẫn hướng và cố định vị trí
Nguyên lý hoạt động điều khiển của máy
Nguyên lý hoạt động của máy dựa trên trục vít me đai ốc, chuyển đổi chuyển động quay thành chuyển động tuyến tính Khi trục vít quay, các viên bi trong ống lệch hướng sẽ di chuyển vào ống hồi bi, từ đó tiếp tục di chuyển đến cuối đai ốc và ra khỏi ống hồi bi, tạo ra chuyển động trơn tru và chính xác Servo motor phát xung, giúp động cơ quay từng đơn vị tăng dần cho mỗi xung đầu vào, kết hợp với cơ cấu vít me để điều khiển khoảng cách tịnh tiến mong muốn Chúng ta sẽ lập trình PLC để bộ hút dừng ở mỗi lớp vòng bi.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
Tính tốc độ cần thiết để đạt năng suất yêu cầu
Năng suất yêu cầu đạt 4 lần so với khi công nhân làm việc
Năng suất của một công nhân khi bốc hết 1 thùng vòng bi khoảng 20 phút
Vậy năng suất của máy là 5 phút / thùng (300 s/ thùng)
Sản lượng trong 1 lần hút với tiết diện hút:
Số lượng lớp vòng bi:
27 = 15 (𝑙ớ𝑝) Cần 15 lần hút để hút hết 15 lớp vòng bi
Thời gian cho 1 chu trình hút là:
Để tính tốc độ cần thiết của băng tải trong việc di chuyển hết số vòng bi trong một lớp ra khỏi vị trí bộ hút, nhằm chuẩn bị cho chu trình tiếp theo, ta cần áp dụng công thức 15 = 20 (𝑠).
20 = 40 𝑚𝑚/𝑠 Chọn tốc độ băng tải là 500 mm/s để đáp ứng đầu vào cho chu trình tiếp theo
Tính băng tải
Chọn băng tải của nhà sản xuất HONG’S BELT có mã HS-100A bao gồm các thông số như sau:
Hình 4.1 Thông số băng tải của công ty HONG’S BELT cung cấp
Hình 4.2 Thông số bánh răng băng tải của công ty HONG’S BELT cung cấp
Tải trọng vật liệu: 70kg
Bước của mắt băng tải: 50.8 mm Đường kính bánh răng nhựa băng tải: 192.8mm Đường kính lắp với trục của bánh răng băng tải: 48mm
Theo bảng 4.4 kỹ thuật nâng chuyển tập 2 chọn hệ số cản bằng 𝜔 = 0,035
B = 0,75m bề rộng mặt băng tải
Trọng lượng 1 mét dài băng tải được chọn theo catalog nhà cung cấp:
Chọn vật liệu Polypropylene khối lượng 9kg/𝑚 2
Khối lượng băng tải với bề rộng B=0,75m trên 1m dài:
𝑚) Trọng lượng các phần quay của con lăn tính theo bảng 4.3
𝐺 𝑐𝑙 = 7𝐵 + 4 = 7 × 0,75 + 4 = 9,25 (kg/m) Trọng lượng con lăn trên mét dài nhánh không theo tải công thức 4.13
𝑚) Tính lực căng trên băng
Lực cản đoạn 1-2 công thức 2.33 kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Lực căng ở điểm 𝑆 2 theo công thức 2.51 sách Kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
𝑆 2 = 𝑆 1 + 𝑊 1−2 = 𝑆 1 + 0,67 Lực cản đoạn 2-3 theo công thức 2.45 kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
𝑊 2−3 = 0,1𝑆 2 = 0,1𝑆 1 + 0,07 Lực cản đoạn 3-4 theo công thức 2.32 sách Kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Lực cản trên đoạn 3-4 chiếm 50% trọng lượng băng tải và khối lượng vòng bi, trong khi 50% còn lại đến từ ma sát giữa băng tải và tấm lót với hệ số ma sát f = 0,15.
Hình 4.3 Giá trị hệ số ma sát của công ty HONG’S BELT cung cấp
= 0,5[(40 + 6,75) × 1,2 × 0,035] + 0,5[(40 + 6,75) × 1,2 × 0,15] = 5,189(𝑘𝑔) Theo công thức 2.51 kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Lực cản của tang dẫn động không tính đến cản trong ổ trục được tính theo công thức 2.44 sách kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Lực kéo tính theo công thức 2.53 Sách kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Tính toán bộ phận dẫn động
Số vòng quay bánh răng tải công thức 3.11a sách Kỹ thuật nâng chuyển tập 2
𝑝ℎú𝑡) Trong đó: v: Tốc độ trung bình của bộ phận kéo t: Bước của mắt băng tải z: Số răng của bánh răng
Công suất cần thiết của động cơ theo công thức 2.54 sách kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
Chọn động cơ 3 phase SGP 71M2-4-0.37KW-B5 có công suất 0.37kw loại 4 cực, tốc độ 1400 (vòng/phút)
Tỉ số truyền trên hộp giảm tốc
𝑖 = 1400 49.21= 28.4 Chọn hộp giảm tốc NMRV50 – 0.37kW- 71-B5 có tỉ số truyền i = 30, trục đầu vào 14mm, trục đầu ra 25mm
Tốc độ thực tế của tang dẫn động
𝑝ℎú𝑡) Vận tốc chuyển động thực của băng tải theo công thức 3.11a sách Kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
𝑠 ) Tính lại công suất cần thiết của động cơ theo công thức 2.54 sách kỹ thuật nâng chuyển tập 2:
102 × 0,95 = 0,047(𝐾𝑤) Đối với điều kiện máy hoạt động trong môi trường công nghiệp, ta chọn hệ số an toàn là 1,5 Vậy công suất cần thiết của động cơ là:
→ Chọn động cơ 3 phase SGP 71M2-4-0.37KW-B5 là thỏa mãn điều kiện.
Tính trục băng tải
4.3.1 Tính toán trục băng tải
Chọn vật liệu làm trục là thép C45, có giới hạn bền là 850 Mpa
Tính moment cần thiết xoay của trục
46.1= 14501(𝑁 𝑚𝑚) Xác định đường kính trục sơ bộ công thức 10.9 thiết kế hệ dẫn động:
Chọn sơ bộ đường kính trục d @ mm
Lực vòng trên bánh xích dẫn động theo công thức 5.15 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 85
P: công suất trên trục dẫn, kW v: tốc độ của băng tải, m/s
Moment lực tác dụng lên trục:
2 = 14500.5 (N mm) Với D2,8 mm là đường kính bánh xích
Tính lực hướng tâm công thức 5.20 sách thiết kế dẫn động cơ khí trang 88:
𝐹 𝐵𝑟 = 𝐹 𝐶𝑟 = 𝑘 𝑥 × 𝐹 𝐵𝑡 = 1,15 × 150.43 = 173 (𝑁) Trong đó 𝑘 𝑥 là hệ số kể đến trọng lượng xích; 𝑘 𝑥 = 1 khi bộ truyền nằm ngang
Tính lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟𝑘𝑛 công thức trang 188 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1:
Hình 4.4 Biểu đồ phân tích lực phân bố trục dẫn băng tải
4.3.2 Momen tại các tiết diện nguy hiểm
- Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:[𝜎] = 55 𝑀𝑃𝑎
Chọn đường kính tại các các điểm:
- Chọn kích thước then theo đường kính sơ bộ theo bảng 9.1a
* Kiểm nghiệm trục-bền mỏi
Tra bảng 10.7, 10.8, 10.9 [1] theo thông số giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 ta được:
Tra bảng 10.10, 10.11, 10.12 [1], ta được các thông số:
Tra bảng 10.10-10.12 [1], ta được các thông số:
Tra bảng 10.10-10.12 [1], ta được các thông số:
Tra bảng 10.10, 10.11, 10.12 [1], ta được các thông số:
→ Chọn điều kiện theo điểm A nên thỏa mãn điều kiện c) Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục
Theo công thức kiểm nghiệm bền tĩnh 10.27 [1]:
Kiểm nghiệm tại điểm có momen uốn và momen xoắn lớn nhất:
Bộ hút vòng bi
4.4.1 Cấu tạo và nguyên lý của bộ phận hút
Trên thị trường hiện nay, có nhiều loại nam châm vĩnh cửu với các ứng dụng đa dạng trong nhiều lĩnh vực khác nhau Bài viết này sẽ tập trung khảo sát hai dạng nam châm phổ biến là nam châm vĩnh cửu hình hộp chữ nhật và nam châm hình tròn.
Hình 4.3 Các hình dạng của nam châm phổ biến
Lực hút của nam châm vĩnh cửu bị ảnh hưởng bởi hướng đặt cực của nam châm và diện tích tiếp xúc với vật hút Những khu vực có đường sức từ dày đặc sẽ tạo ra lực hút mạnh hơn, với lực hút mạnh nhất tập trung tại hai cực của nam châm.
Hình 4.4 Từ trường của nam châm vĩnh cửu dạng thanh
Nam châm hình hộp chữ nhật tối ưu hóa diện tích tiếp xúc với vật bị hút Việc sắp xếp các viên nam châm gần nhau theo hai trường hợp đối cực và cùng cực sẽ ảnh hưởng đến lực hút tại vị trí đó Khi cùng cực, lực hút gần như bị triệt tiêu, trong khi với đối cực, lực hút sẽ cộng hưởng và hút vật bình thường.
Nam châm vĩnh cửu dạng tròn có diện tích tiếp xúc hạn chế, dẫn đến việc các vật nhỏ ở vị trí giữa tâm nam châm sẽ chịu lực hút yếu, thậm chí có thể không bị hút.
Để tối ưu hóa diện tích tiếp xúc giữa bề mặt nam châm và vật hút, chúng ta nên chọn nam châm vĩnh cửu hình hộp chữ nhật với kích thước 40x20x10mm Ngoài ra, kiểu đặt cực của nam châm cũng ảnh hưởng đến lực hút của bộ phận hút Hình ảnh dưới đây minh họa các kiểu đặt cực phổ biến, và chúng ta sẽ chọn kiểu đặt cực đối xứng theo trục hoành, với 2 cực được phân chia thành 2 nửa trên và dưới.
Hình 4.5 Hướng đặt cực của nam châm vĩnh cửu
Dựa vào phân tích ở trên, ta chọn được nam châm vĩnh cửu loại hình hộp chữ nhật có mã NdFeB-N40, thông số từ nhà cung cấp:
Hình 4.6 Đặc điểm cơ bản của nam châm NdFeB N40
Hình 4.7 Hình dạng và lực hút của nam châm NdFeB N40
Theo catalog của nhà cung cấp, nam châm có lực hút đạt 16,3 kgf (tương đương 160N) khi cách vật bị hút khoảng 10cm (Lưu ý: 1 kgf = 9.8 N).
Vòng bi có thông số: Đường kính ngoài OD = 47.2 mm
Vậy trọng lượng của một vòng bi là: 𝑃 = 0.15 × 9.8 = 1.47 𝑁
Theo lý thuyết, lực từ của một viên nam châm vĩnh cửu loại từ tính mạnh hoàn toàn có thể hút được nhiều hơn một vòng bi
Các viên nam châm sẽ được lắp đặt trên khay chứa với khoảng cách 5mm và 8mm, theo các phương được mô tả trong hình dưới đây.
Hình 4.8 Khay chứa nam châm
Bộ hút vòng bi được thiết kế với kích thước thùng gỗ chứa là 400x400mm, bao gồm 4 khay chứa có kích thước 180x180mm mỗi khay Thiết kế này giúp việc lắp ráp và vận chuyển bộ hút vòng bi trở nên dễ dàng hơn.
Hình 4.9 Các khay chứa nam châm của bộ phận hút
Hình 4.10 Cấu tạo bộ phận hút
Với cấu tạo như trên, sơ đồ mô tả nguyên lý hoạt động của bộ phận hút được thể hiện bên dưới
Hình 4.11 Nguyên lý hoạt động của bộ hút
Chú thích: A: giới hạn trên B: giới hạn dưới
C: khung nâng hạ bộ hút D: vòng bi h: khoảng cách giữa bộ phận hút và lớp vòng bi
Khay nam châm kết nối với xylanh di chuyển thẳng đứng giữa hai điểm A và B, trong khi hai con trượt tròn giữ khay nam châm ổn định, ngăn không cho nó xoay trong lòng cover.
Khi thực hiện quá trình hút lớp vòng bi, khung C hạ bộ phận hút xuống thùng chứa vòng bi với khoảng cách “h” Xylanh hạ khay nam châm di chuyển đến vị trí B Dưới tác dụng của nam châm vĩnh cửu, các vòng bi kim loại có tính từ sẽ bị hút lên và bám vào bề mặt của bộ phận hút.
Khi nhả lớp vòng bi, bộ hút mang theo lớp vòng bi đã nâng lên phía trên băng tải, xylanh nâng khay nam châm tới vị trí A Tại thời điểm này, lực từ giữa nam châm vĩnh cửu và lớp vòng bi bị suy yếu do khoảng cách lớn, dẫn đến việc lớp vòng bi rơi xuống băng tải và được vận chuyển đi Đặc biệt, lớp cover giữa lớp vòng bi và khay nam châm được làm từ vật liệu không có từ tính như inox.
4.4.2 Thực nghiệm lực hút thực tế qua mô hình
Theo sơ đồ nguyên lý, nhóm tiến hành thực nghiệm lực hút của nam châm với lớp vòng bi bằng cách điều chỉnh khoảng cách “h” Kết quả thử nghiệm các trường hợp được tóm tắt trong bảng dưới đây.
Bảng 4.1 Thực nghiệm lực hút
Trường hợp h (mm) Kết quả sau thực nghiệm
1 0 Lớp vòng bi được hút hết, một số vòng bi của lớp tiếp theo bị hút lên theo
2 4 Lớp vòng bi được hút hết, vẫn còn trường hợp ít vòng bi của lớp tiếp theo bị hút lên
3 8 Đa số vòng bi được hút lên hết, có trường hợp sót lại vài vòng bi
4 9 Một số vòng bi của một lớp được hút lên, số lượng vòng bi sót lại nhiều
5 10 Một số vòng bi của một lớp được hút lên, số lượng vòng bi sót lại nhiều
6 11 Một số vòng bi của một lớp được hút lên, số lượng vòng bi sót lại nhiều
Trong các thí nghiệm, một số vòng bi của một lớp đã bị hút lên, dẫn đến việc còn lại nhiều vòng bi Qua thống kê, khoảng cách "h" tối ưu để bộ phận hút di chuyển đủ một lớp vòng bi nằm trong khoảng 4-8mm Dưới đây là hình ảnh thực tế của các trường hợp thí nghiệm.
4.4.3 Tính toán và chọn xylanh
- Tải trọng mà mỗi xy lanh cần nâng hạ là khoảng 10 kg
*Lực tối thiểu của xy lanh là:
𝐹 𝑚𝑠 = 𝑚 × 𝑔 × 𝜇 = 10 × 9,8 × 0,03 = 2,94 (𝑁) Với 𝜇 = 0,03 là hệ số ma sát của con trượt tròn
Chọn xy lanh CDQ2A50-25DZcó dPmm là đường kính xy lanh (sử dụng 4 xy lanh cho 4 bộ hút nam châm)
Ta tính được tiết diện của xy lanh là:
2 × 𝜋 = 1963,5 (𝑚𝑚 2 ) Áp suất cấp cho xy lanh là khoảng 4 bar hay 0,4 MPA = 0,4(𝑁/𝑚𝑚 2 )
𝐹 = 𝑝 × 𝐴 = 0,4 × 1963,5 = 785,4 (𝑁) Vậy lực đẩy của xy lanh là 785,4 N > 100,94 N → Thỏa mãn yêu cầu
Thêm vào đó, lực của xy lanh phải thắng được lực hút của nam châm với vòng bi khi xy lanh đi lên
Nhóm chúng em đã áp dụng phương pháp thực nghiệm để kiểm tra, và kết quả cho thấy lực của xy lanh lớn hơn tổng trọng lượng mà nó cần kéo lên, cùng với lực hút giữa nam châm và vòng bi.
Tính toán chọn ổ bi cho trục băng tải
Ta có đường kính 2 đầu trục là 𝑑 𝐴 = 𝑑 𝐵 = 30𝑚𝑚
Yêu cầu tuổi thọ tính bằng giờ: 𝐿 ℎ = 20000 𝑔𝑖ờ
Chọn ổ bi SKF UCF 206 là loại ổ bi đỡ 1 dãy có thông số từ nhà sản xuất như sau:
Hình 4.16 Tải trọng và tốc độ của ổ bi SKF UCF 206
Hình 4.17 Các kích thước của ổ bi SKF UCF 206
Tốc độ tối ta cho phép: 5000 vòng/phút
𝐶 = 19,5 𝑘𝑁(𝑘ℎả 𝑛ă𝑛𝑔 𝑐ℎị𝑢 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔) b Khả năng tải động:
Khả năng tải động 𝐶 𝑑 được tính theo công thức (11.1/ trang 213) sách thiết kế dẫn động cơ khí
∗ 𝑄: 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔 𝑞𝑢𝑦 ướ𝑐 Đối với ổ bi đỡ tính theo công thức 11.3 trang 214 sách thiết kế dẫn động cơ khí
+ X = 1: hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.4 [1])
+ V = 1 : hệ số kể đến vòng trong quay
+ Y = 0 : hệ số tải trọng dọc trục ( bảng 11.4 [1])
+ 𝑘 𝑡 = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, công thức 11.6 [1]
+ 𝑘 𝑑 = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [1]
* L :Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
10 6 = 55.32 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) Với: n là số vòng quay của trục
* m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
→ Vậy ổ lăn SKF UCF 206 thỏa mãn yêu cầu về tải trọng.
Tính toán chọn động cơ nâng hạ bộ phận hút vòng bi
Hình 4.18 Mô tả cơ cấu nâng hạ bộ hút vòng bi
Tải trọng cần nâng hạ theo phương Z là khoảng 150 (kg)
- Quãng đường vít me di chuyển: 700mm
* Tốc độ của động cơ:
* Momen của trục vít me:
𝐹 𝑚𝑠 = 𝑚 × 𝑔 × 𝛼 = 150 × 9,8 × 0,01 = 14,7(𝑁) Với 𝛼 là hệ số ma sát lăn của ổ bi
𝑃 = 𝑁 × 𝑇 𝑣𝑚 = 125,66 × 1,205 = 151,4(𝑤) Chọn hệ số an toàn 1,5:
𝑃 đ𝑐 = 151,4 × 1,5 = 227,1(𝑤) Chọn động cơ Servo MINAS A4 400W Panasonic – MHMD042P1U có công suất 400w tốc độ 3000 RPM
Hình 4.19 Thông số kỹ thuật của Servo MINAS A4 Panasonic – MHMD042P1U
4.6.2.Tính toán chọn vit-me đai ốc
*Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của vít me
𝜋[𝜎 𝑘 ] Trong đó : 𝐹 𝑎 là lực dọc trục
3 Với 𝜎 𝑐ℎ là giới hạn chảy của vật liệu làm vít me
*Chọn thông số bộ truyền : Đường kính bi :𝑑 𝑏 = (0,08 ÷ 0,15)𝑑 1 = 0,1 × 16 = 1,6(𝑚𝑚)
Chọn 𝑑 𝑏 = 3,175(𝑚𝑚) (theo kích thước vit-me có sẵn)
Chọn 𝑝 = 5𝑚𝑚 (theo kích thước vit-me có sẵn)
*Khoảng cách từ tâm rãnh đến bi :
2 ) cos 45 = 0,044 (𝑚𝑚) Trong đó : 𝛽 là góc tiếp xúc (45 𝑜 )
*Đường kính vòng tròn qua các tâm bi :
*Đường kính trong của ren đai ốc :
*Chiều cao làm việc của ren đai ốc :
*Đường kính ngoài cảu vít 𝑑 ∗ và của đai ốc 𝐷
𝐷 = 𝐷 1 − 2 × ℎ 1 = 20,428 (𝑚𝑚) Với 𝐷 = 28 (𝑚𝑚) theo kích thước vit-me có sẵn
*Số bi trong các vòng ren làm việc :
*Góc ma sát lăn thay thế :
16 × sin 45) = 0,05 𝑜 Với 𝑓 𝑡 là hệ số ma sát lăn
*Hiệu suất biến chuyển động quay thành tịnh tiến :
- Tính kiểm nghiệm độ bền :
*Tải trọng riêng dọc trục :
42 × 3,175 2 × 0,8= 4,38 Với 𝜆 = 0,8 hệ số phân bố tải trọng không dều cho các viên bi
Quan sát đồ thị trang 170[1] ta xác định được 𝜎 𝑚𝑎𝑥 ≈ 2250 𝑀𝑃𝑎
Hình 4.20 Đồ thị xác định ứng suất lớn nhất σ max
Yêu cầu : Đối với mặt làm việc của vít và đai ốc đạt HRC≥ 53 Đối với bi đạt HRC ≥ 63
4.6.3 Tính toán chọn ổ bi a Chọn sơ bộ:
Ta có đường kính 2 đầu trục vitme là d = 30 mm
Chọn ổ bi BK-BF 30 có thông số:
Hình 4.21 Bảng thông sổ bi
C0 = 11,3 kN (khả năng chịu tải trọng tĩnh)
C = 19,5 kN (khả năng chịu tải trọng động) b Chọn ổ theo khả năng tải động:
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1/trang 213) [1]
• Q : tải trọng động qui ước Đối với ổ bi đỡ, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.Fr +Y.Fa)kt.kđ
+ X = 0,56 hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.4)
+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay
+ Fr = 0 N tải trọng hướng tâm
+ Y = 1 hệ số tải trọng dọc trục ( bảng 11.4 )
+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150 o C
+ kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11 3/trang 215
• L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Với: Lh tuổi thọ tính bằng giờ Tra bảng 11.2 giáo trình “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 ” (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
• m = 10/3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với ổ đũa côn)
Ta thấy: Cd = 16,15 ≤ C = 19,5KN nên ổ bi đỡ thỏa yêu cầu
4.6.4 Tính toán chọn khớp nối
Momen tác dụng lên trục vít me đã tính toán ở mục 4.6.1 là 𝑇 = 1205,6 𝑁 𝑚𝑚 1,2 𝑁 𝑚
Theo công thức (16-1) của giáo trình “Thiết kế truyền động cơ khí” – tập 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ) ta có công thức tính momen xoắn tính toán 𝑇 𝑡 sau :
Momen xoắn danh nghĩa (T) và hệ số chế độ làm việc (k) là những yếu tố quan trọng trong thiết kế truyền động cơ khí Hệ số k phụ thuộc vào loại máy công tác và được tra cứu trong bảng 16 – 1 của giáo trình “Thiết kế truyền động cơ khí” - tập 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) Đối với trường hợp sử dụng vít me, ta chọn k = 1,5.
Vậy theo công thức 16-1, ta tính được momen xoắn tính toán:
- Chọn khớp nối có mã sản phẩm LVCD30L35S14X16J
Hình 4.26 Khớp nối mềm động cơ phi 14 và 19
▪ Khớp nối mềm chịu được momen lớn, có thể hấp thụ được độ rung chấn, có khả năng cách điện giữa các trục với nhau
▪ Hỗ trợ thiết bị đảo ngược
▪ Cấu trúc đơn giản, dễ dàng lắp đặt, bảo trì
▪ Độ cứng và độ chính xác cao, chống ăn mòn
▪ Kháng dầu, cách điện, chống ăn mòn tốt
▪ Thích hợp ở môi trường khắc nghiệt nhiệt độ từ -30 đến 80 độ C
=> Chọn loại có 𝑑 1 là 14mm, 𝑑 2 là 16m có mô men xoắn là 60Nm
Tính toán chọn xy lanh cho cho bộ phận trượt ngang
Hình 4.22 Mô tả cơ cấu đẩy và kéo ngang bộ phận hút
Tải trọng đặt lên 2 ray trượt là khoảng 250kg Ta có:
*Lực tối thiểu xy lanh cần thiết:
= 539.2(𝑁) Với 𝜇 = 0,004 là hệ số ma sát của con trượt vuông
Chọn xy lanh AIRTAC SC40x900 có đường kính xy lanh là d 0mm
Ta tính diện tích của lòng xy lanh:
4 = 1256,6(𝑚𝑚 2 ) Áp suất cấp cho xy lanh là khoảng 5 bar hay 0,5 MPa = 0,5 ( 𝑁
*Lực đẩy của xy lanh là:
𝐹 𝑥𝑙 = 𝑝 × 𝐴 = 0,5 × 1256,6 = 628.8 (𝑁) Vậy lực đẩy của xy lanh là 628.8 N > 539,2 N → Thỏa mãn yêu cầu
Chọn ray trượt
- Tổng tải trọng đặt lên 4 con trượt vuông là 250kg
Ta chọn ray trượt vuông cho bàn trượt ngang:
- Chọn ray trượt vuông và con trượt HIWIN có mã HGR-30C, với chiều dài ray trượt là 1296mm
Hình 4.23 Con trượt và ray trượt vuông HGH30C
Hình 4.24 Thông số kỹ thuật HGH30C
- HGH30C có các ưu điểm sau:
+ Tải trọng cao (tải trọng động 𝐶 ∶ 48500 (N) và tải trọng tĩnh 𝐶 0 : 71870 (N)) + Độ cứng cao (58-62 HRC)
- Xét trường hợp tải trọng đặt đều lên 4 con trượt vuông HGH-30C, ta tính toán tải trọng của của bàn trượt là:
Vậy tải trọng mỗi con trượt phải chịu là: 𝐹 1𝑡 = 24504 ÷ 4 = 612,5 𝑁
Hình 4.25 Hình mô tả lực tác dụng lên con trượt vuông
- Tra bảng thông số kỹ thuật của nhà sản xuất ta có
→ Thỏa mãn yêu cầu về tải trọng
Tính toán chọn khớp nối
Momen tác dụng lên trục băng tải đã tính toán ở mục 4.3.1 là 𝑇 = 14501 𝑁 𝑚𝑚 14,5 𝑁 𝑚
Theo công thức (16-1) của giáo trình “Thiết kế truyền động cơ khí” – tập 2 (Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ) ta có công thức tính momen xoắn tính toán 𝑇 𝑡 sau :
Momen xoắn danh nghĩa (T) và hệ số chế độ làm việc (k) là hai yếu tố quan trọng trong thiết kế truyền động cơ khí Hệ số k phụ thuộc vào loại máy công tác, và theo bảng 16-1 trong giáo trình “Thiết kế truyền động cơ khí” - tập 2 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, chúng ta chọn k = 1,5 cho trường hợp băng tải Dựa vào công thức 16-1, chúng ta có thể tính toán momen xoắn cần thiết.
- Chọn khớp nối có mã sản phẩm CK368-DCSM-060-B
Khớp nối đĩa đơn DCSM Khớp nối đĩa servo được sử dụng để kết nối giữa motor và cơ cấu cần điều khiển
Khớp nối đĩa servo là thiết bị quan trọng giúp truyền động chính xác và hiệu quả từ motor đến cơ cấu cần điều khiển Nó không chỉ đảm bảo sự chính xác trong quá trình vận hành mà còn giảm thiểu tác động của rung động và dao động, góp phần nâng cao hiệu suất làm việc của hệ thống.
- Vỏ đĩa làm bằng thép không gỉ
- Hub làm bằng hợp kim nhôm có độ bền cao
Phạm vi nhiệt độ: -30 ° C đến +100 ° C
Dung sai của trục phải nằm trong dung sai lắp g6 hoặc h7
=> Chọn loại có 𝑑 1 là 25mm, 𝑑 2 là 28m có mô men xoắn là 60Nm
Hình 4.27 Thông số kỹ thuật của khớp nối
Kiểm nghiệm độ bền, độ biến dạng của các chi tiết khác bằng phần mềm Inventor
Trong cấu trúc máy, có nhiều chi tiết phụ quan trọng như gân tăng cứng, lỗ định vị, và các bát gắn động cơ hoặc gối đỡ, đóng vai trò thiết yếu trong việc tăng cường độ bền và ổn định của máy.
4.10.1 Bát đỡ khung đẩy và kéo ngang
- Ta tiến hành kiểm tra bát theo trục Z:
Bát dày 10mm, gắn với đế bằng 2 ốc M8
Chịu tải trọng tổng cộng khoảng 300kg tương đương lực 300 ∗ 9,8 = 2940𝑁
Lực chia đều lên 2 tấm bát vậy mỗi bát phải chịu 1470 N theo phương Z
Hình 4.28 Bát đỡ khung đẩy và kéo ngang
Sử dụng mô phỏng lực tác dụng lên bát ta được ứng suất tác dụng lên bát như sau:
Hình 4.29 Ứng suất trên bát đỡ khung đẩy và kéo ngang
Sắt có ứng suất cho phép tối đa là [ ] = 40 KN/cm2
Mà thanh chịu ứng suất max = 252,2MPa = 25,2 KN/cm 2 < 40 KN/cm2 nên thỏa yêu cầu về độ bền
Ta mô phỏng sự chuyển vị của bát:
Hình 4.30 Chuyển vị của bát đỡ khung đẩy và kéo ngang
Chuyển vị của bát là 0,25mm rất nhỏ không ảnh hưởng đến độ vuông góc khi làm việc của máy
4.10.2 Bát xy lanh đẩy và kéo ngang
Bát dày 25mm, gắn với đế bằng 2 ốc M8
Lực kéo tác động lên 2 mép ngoài của bát là 30N, vậy mỗi bên chịu lực 15N
Hình 4.31 Bát xy lanh đẩy và kéo ngang
Sử dụng mô phỏng lực tác dụng lên bát ta được ứng suất tác dụng lên bát như sau:
Hình 4.32 Ứng suất trên bát xy lanh đẩy và kéo ngang
Sắt có ứng suất cho phép tối đa là [ ] = 40 KN/cm2
Mà thanh chịu ứng suất max = 0,305MPa = 0,03 KN/cm 2 < 40 KN/cm2 nên thỏa yêu cầu về độ bền
Ta mô phỏng sự chuyển vị của bát:
Hình 4.33 Chuyển vị của bát xy lanh đẩy và kéo ngang
Chuyển vị của bát là 8,9 × 10 −5 𝑚𝑚 rất nhỏ không ảnh hưởng đến độ vuông góc khi làm việc của máy
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ ĐIỀU KHIỂN VÀ LƯU ĐỒ GIẢI THUẬT (DÀNH CHO MÔ HÌNH)
Tính toán lựa chọn bộ điều khiển
SERVO được chọn cho cơ cấu này có công suất 750W, vì vậy nhóm đã quyết định sử dụng Driver SERVO công suất 750W để điều khiển Driver này thuộc hãng Panasonic với mã hiệu MCDDT3502.
Hình 5.1 Bộ điều khiển Servo Minas A4 MCDDT3502
Các thông số điều khiển Driver được tra tìm trong Tài liệu được cung cấp bởi nhà sản xuất, được trình bày thông qua bảng dưới đây
Thông số kỹ thuật Servo Drive Panasonic MCDDT3502 Minas A4 750W
+ Tên sản phẩm: Servo Drive Panasonic MCDDT3502
+ Bảo vệ: Quá dòng, quá áp, thấp
Hình 5.2 Bản vẽ phác thảo bộ điều khiển Servo Minas A4 MCDDT3520
Hình 5.3 Đặc trưng kỹ thuật của bộ điều khiển Servo Minas A4 MCDDT3520
Để điều khiển Driver SERVO, cần sử dụng một vi điều khiển hoặc PLC để kiểm soát việc xuất xung và bật tắt động cơ Nhóm đã lựa chọn PLC để thực hiện điều này, nhằm dễ dàng quản lý và lập trình theo tiêu chuẩn công nghiệp PLC được sử dụng trong dự án này là PLC Schneider với mã TM241CE40R.
Hình 5.4 PLC Schneider TM241CE40R
Hình 5.5 Các thông số kỹ thuật chính của PLC Schneider TM241CE40R
Một PLC bất kỳ điều có các thành phần cấu tạo như sau:
Để nâng cao hiệu quả giám sát, nhóm đã sử dụng màn hình HMI Delta DOP-107BV cho việc theo dõi và điều khiển hệ thống PLC.
Hình 5.7 HMI Delta DOP-107BV
Hình 5.8 Các thông số kỹ thuật chính của HMI Delta DOP-107BV
Hình 5.9 Các thông số kỹ thuật bổ sung của HMI Delta DOP-107BV
Động cơ băng tải nhóm sử dụng là động cơ DC 24V với mã JGB37-3530 Để điều khiển tốc độ của động cơ này, chúng ta áp dụng mạch điều khiển tốc độ động cơ DC như hình minh họa bên dưới.
Hình 5.10 Mạch điều khiển tốc độ động cơ
- Dòng điện làm việc lâu dài: 8A
- Dòng điện đỉnh (cực đại): 15A
- Tần số: 16kHz - Dòng điện chờ: 0.005A
Để điều khiển mạch này, tín hiệu từ PLC không thể sử dụng trực tiếp, do đó cần thêm một Relay 8 chân Nhóm đã chọn Relay 8 chân cùng với đế của hãng Schneider, mã Relay là RXM2LB2P7 và mã đế Relay là RXZE1M2C.
Hình 5.11 hiển thị Relay 8 chân RXM2LB2P7 cùng với đế relay Để kết nối các thiết bị trong tủ và cảm biến gắn ở cơ cấu, nhóm đã sử dụng 20 DOMINO để nối dây và 5 DOMINO để kết nối chung chân PE Các DOMINO này được gọi tắt là TB (Terminal Block).
Tính toán lựa chọn thiết bị tủ điện điều khiển
5.2.1 Tính toán lựa chọn CB nguồn Để đảm bảo và thuận tiện cho việc lắp đặt sửa chữa, bảo trì tủ điện, hệ thống tủ điện bao gồm có 2 CB nguồn gồm: 1CB nguồn tổng, 1CB chống giật Ngoài ra còn có 1 lọc nguồn dùng riêng cho SERVO driver
• Tính toán chọn CB tổng cho tủ điện:
Bảng 5.1 Danh sách thiết bị tiêu thụ công suất của hệ thống
STT Tên thiết bị tiêu thụ Công suất
1 Bộ Driver Servo Panasonic 0.75kW
Dựa vào bảng danh sách các thiết bị tiêu thụ điện trên Suy ra tổng công suất tối đa xấp xỉ là 0.9kW
Công thức tính cường độ dòng điện: 𝐼 𝑇𝑇 = 𝑃
- P là công suất tiêu thụ tối đa
- U điện áp, nguồn điện 1 phase – 220V
Suy ra cường độ dòng điện 𝐼 𝑇𝑇 = 𝑃
220×0,8 = 5,11𝐴 Cường độ dòng điện định danh của RCCB phải đạt ≥ 1.5𝐼 𝑇𝑇 = 7,67𝐴
→ Chọn CB tổng cho tủ điện RCCB 10A của hãng Schneider có mã là A9F04210
• Tính toán chọn lọc nguồn cho SERVO driver:
Công thức tính cường độ dòng điện: 𝐼 𝑇𝑇 = 𝑃
- P là công suất tiêu thụ tối đa
- U điện áp, nguồn điện 1 phase – 220V
Suy ra cường độ dòng điện 𝐼 𝑇𝑇 = 𝑃
220×0,8 = 4,26𝐴 Cường độ dòng điện định danh của RCCB phải đạt ≥ 1.5𝐼 𝑇𝑇 = 6,39𝐴
→ Chọn lọc nguồn cho servo driver là 20A của hãng OEM có mã là CW4L2-20A-R
Hình 5.14 Bộ lọc nguồn CW4L2-20A-R
Hình 5.15 Thông số kỹ thuật của bộ lọc nguồn
5.2.2 Tính toán lựa chọn dây dẫn tủ điện và động lực
Dây dẫn trong tủ điện phân ra làm 4 nhóm chính:
- Đường dây tổng cho tủ điện
- Đường dây cấp cho Driver Servo và động lực
- Đường dây cấp cho các thiết bị tiêu thụ có công suất nhỏ: nguồn tổ ong 24V, quạt tản nhiệt
Các bước tiến hành xác định tiết diện dây dẫn:
- Nguồn điện sử dụng: 1 phase – 220VAC
- Tính toán công suất dựa vào Bảng XXX
- Tính tiết diện dây dẫn: 𝑆 = 𝐼
- Sử dụng loại dây đồng có J = 6 (A/𝑚𝑚 2 ) mật độ dòng điện cho phép
- cos 0.8 = là hệ số công suất
Bảng 5.2 Thông số tính toán tiết diện dây dẫn
Dựa vào Bảng 5.2 và những loại dây có sẵn trên thị trường, chọn các loại dây dẫn phù hợp theo bảng sau:
Bảng 5.3 Thông số tiết diện và loại dây dẫn dây dẫn
Lưu đồ hoạt động của máy
Dựa trên các yêu cầu và thiết kế đã được xác định, chúng tôi đã xây dựng sơ đồ khối điều khiển và lưu đồ thuật toán điều khiển của hệ thống như được trình bày dưới đây.
Hình 5.16 Sơ đồ khối điều khiển hệ thống
Hình 5.17 Lưu đồ hoạt động của máy
Hình 5.18 Lưu đồ thuật toán chương trình điều khiển và giám sát hệ thống
Thiết kế tủ điện
Tủ điện được chế tạo từ sắt dày 1,2mm, có hình dạng hộp chữ nhật với kích thước 600mm x 210mm x 400mm Tủ được chia thành hai phần: phần cửa tủ trang bị màn hình HMI để giám sát cùng các công tắc, nút nhấn và đèn báo hiệu, trong khi phần còn lại là khoang chứa các thiết bị điều khiển hệ thống.
Tủ chứa hai tấm panel điện và khí nén được làm từ sắt dày 1,2mm, được cắt laser và chấn chính xác để lắp đặt các thiết bị Trong tủ có các thiết bị như: CB tổng, bộ lọc nguồn, nguồn tổ ong 24V, mạch điều khiển động cơ, Arduino UNO, PLC Schneider TM241CE40R, Driver SERVO, Role 24V, các domino nối dây điện (Terminal Block) và các van điện khí nén.
Hình 5.19 Mặt trước và bên hông tủ điện
Hình 5.20 Tổng quan tủ điện
Hình 5.21 Bên trong tủ điện
Hình 5.22 Vị trí đặt tủ điện
5.4.2 Nguyên lý hoạt động của tủ điện
Người điều khiển chuyển gạt công tắc AUTO/MANUAL sang chế độ MANUAL để điều khiển hệ thống bằng tay, với các thông số điều khiển hiển thị trên màn hình HMI cho phép chọn vị trí XYLANH hút bi, vị trí XYLANH kéo ngang và điều khiển AC SERVO Ở chế độ AUTO, người điều khiển nhấn nút START để bắt đầu chu trình hút và nhấn nút STOP để kết thúc Nếu xảy ra lỗi trong quá trình hoạt động, người điều khiển có thể nhấn nút RESET để xóa lỗi Trong trường hợp khẩn cấp, nút dừng khẩn cấp EME STOP sẽ dừng toàn bộ hệ thống ngay lập tức.
Các cảm biến xylanh và nút nhấn được kết nối với PLC để nhận tín hiệu và điều khiển, đảm bảo hệ thống hoạt động chính xác theo lưu đồ giải thuật đã thiết lập.
Hình 5.23 Vị trí đặt các cảm biến
KẾT QUẢ THỰC TẾ
Quá trình lắp ráp
Bắt đầu từ tháng 4 năm 2024, sau khi thiết kế nhóm em đã tiến hành gia công phần khung cho máy
Hình 6.1 Gia công phần khung sắt của máy
Sau đó, nhóm đã tiến hành sơn cho phần khung sắt
Hình 6.2 Khung sắt sau khi được sơn
Kế tiếp, nhóm tiến hình lắp ráp phần khung sắt với phần khung nhôm và xy lanh đẩy ngang
Hình 6.3 Khung sắt được lắp ráp với khung nhôm và xy lanh đẩy ngang
Kế tiếp, nhóm chúng em chọn mua tủ điện có sẵn trên thị trường và lắp đặt thiết bị
Sau đó nhóm tiến hành lắp đặt các nút nhấn, HMI và đèn lên phần cửa tủ điện
72 Hình 6.5 Cửa tủ điện sau khi gắn nút nhấn, đèn và HMI
Tiếp theo là đến lắp đặt và đi dây các thiết bị trong tủ điện
Hình 6.6 Lắp đặt và đi dây các thiết bị trong tủ điện
Sau đó, nhóm tiến hành lắp đặt cơ cấu vít me đai ốc bi với động cơ và lắp đặt nam châm và cơ cấu hút
Hình 6.7 Cơ cấu vít me đai ốc bi và động cơ
Hình 6.8 Lắp ráp nam châm và bộ hút
Hình 6.9 Máy sau khi được lắp ráp hoàn chỉnh
Các vấn đề gặp phải
Bảng 6.1 Quá trình thực hiện mô hình
Nội dung Vấn đề phát sinh
12/03/2024 Chạy Servo theo dao động điều hòa
Servo giựt mạnh khi đảo chiều
Sửa lại chương trình chạy của Servo
25/03/2024 Kiểm tra PLC Hỏng các chân phát xung tốc độ cao
Sử dụng arduino UNO để điều khiển thay thế
20/04/2024 Thiết kế cơ khí cho máy
Sai số ở cover inox của bộ hút
Khoan lại các lỗ mới để bắt ốc
16/05/2024 Lắp băng tải vào máy
Băng tải dài quá mức cần thiết
Cắt băng tải và dán lại
Bàn trượt kéo ngang vẫn chưa mượt mà, còn khựng
Chỉnh lại các thanh nhôm định hình vị trí của các ray trượt
02/06/2024 Điều chỉnh máy chạy ổn định
Khung trượt ngang hoạt động không mượt mà
Chỉnh sửa 2 ray trượt song song với nhau
Kết quả sau khi vận hành
Từ ngày 20/06/2024, nhóm đã hoàn thành và vận hành thử mô hình hút vòng bi, cho phép hút lớp vòng bi ra khỏi thùng gỗ và di chuyển lên băng tải, bước đầu đáp ứng yêu cầu đề ra Tuy nhiên, trong quá trình thử nghiệm, một số vấn đề đã phát sinh, đặc biệt là lực hút của nam châm trong bộ phận hút không đồng đều.
Nhóm đã điều chỉnh khoảng cách giữa bộ phận hút và lớp vòng bi để khắc phục vấn đề không hút hết một lớp vòng bi, đạt hiệu quả lên đến 90% Bên cạnh đó, nhóm cũng phát hiện các vấn đề khác như ray trượt và khung sắt không được sơn kỹ, có dấu hiệu han rỉ, nhưng đã xử lý kịp thời.
Hướng phát triển
Dự án cơ cấu hút vòng bi của nhóm chúng em đang phát triển tích cực thông qua sự kết hợp linh hoạt giữa mô phỏng tính toán thiết kế về điều khiển và cơ khí Hiện tại, nhóm tập trung khắc phục lỗi cơ khí để máy đạt hiệu suất trên 90%, đáp ứng đầy đủ yêu cầu kỹ thuật Đồng thời, việc tích hợp cảm biến được triển khai nhằm tăng cường bảo vệ thiết bị và người sử dụng Trong tương lai, nhóm đặt mục tiêu cải thiện dự án bằng cách thiết kế cơ cấu xắp xếp vòng bi và quá trình đóng gói, tối ưu hóa không gian và nâng cao hiệu suất vận hành Chúng em hướng tới phát triển sản phẩm chất lượng cao, đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật và an toàn.