3.2.2.1.Động học dẫn động quay đài dao
Hình 3-21. Sơ đồ dẫn động quay đài dao
50 a.Tính toán động học quay đài dao
Khối lượng của Đĩa tích dao chứa dụng cụ : G = Gd + 16Gk + 16Gbt + Gp
Trong đó:
- Gd : Khối lượng của đĩa Man: Gd = 70 (kg)
- Gk : Khối lượng của hệ cơ cấu kẹp dao: Gk = 0,8 (kg) - Gbt : Khối lượng của một đài dao: Gbt = 7 (kg)
- Gp : Khối lượng của các chi tiết phụ: Gp = 10 (kg)
G = 70 + 16.0,8 + 16.7 + 10 =204,8 (kg)
Xét các lực tác dụng lên đĩa Man trong quá trình làm việc: Trọng lượng của bàn chứa dụng cụ là:
P = G.g = 204,8.10 = 2048 (N) với g = 10 (m/s2)
51 Trong sơ đồ, ta có:
- PD : Lực do cần tác dụng lên rãnh của đĩa Man
- Pms : Lực ma sát tại ổ côn do trọng lượng của Tang tạo ra Pms = P.f = 2048.0,02 = 40,96 (N)
Với f = 0,02 là hệ số ma sát của ổ đũa đỡ chặn - Pc : Lực của cần
- Ro : Bán kính trung bình của ổ côn: Ro = 72,5 (mm)
Phương trình cân bằng momen với đĩa Man ứng với lúc đĩa Man có gia tốc lớn nhất là: J.εDmax = PD.E – Pms.Ro
Với:
- J : Momen quán tính do khối lượng của một dụng cụ với đường tâm của Tang: J = Jd + (RTD)2.Gbt = 8,1.103 + 3002.7= 638100 (kg.mm2) = 638,1.10-3 (kg.m2) - Gia tốc đĩa Man lớn nhất: εDmax = 28,11 (rad/s) khi φ = 52,31o
- E= L2M −2.L RM. .cos( )c +Rc2
𝐸 = √1692− 2.169.33. 𝑐𝑜𝑠( 52, 31𝑜) + 332 = 151,1 (mm)
PD = 𝐽.𝜀𝐷𝑚𝑎𝑥+ 𝑃𝑚𝑠.𝑅𝑜
𝐸 = 638,1.10−3.28,11+40,96.0,0725
0,1511 = 138,36 (N) Vậy lực tác động lớn nhất lên cần gạt trong quá trình thay dao là:
Pc = PD = 138,36 (N)
Momen tác dụng lên trục của cần gạt:
M = Pc.Rc = 138,36.33 = 4565,88 (Nmm) Công suất lớn nhất trên cần:
N = 𝑀.𝑛
9,55.106 =4565,88.105
9,55.106 = 0,05 (kW) = 50 (W)
b.Tính toán lựa chọn động cơ – HGT
Động cơ – HGT được xác định theo thông số của cần: 𝑁𝑑𝑐= 𝑁
𝜂 = 50
0,93 = 53,76 (W)
Với số vòng quay của động cơ – HGT là: n = 105 (vòng/phút)
Chọn động cơ mã 90YS90GV22 của hãng WANSHSIN – Đài Loan với thông số: 90W - AC - 220V - 50Hz - 1300 vòng/phút, kèm hộp giảm tốc có tỷ số truyền 12,5 và M = 6,61 (N.m)
52
Hình 4.23. Thông số động cơ – HGT loại 90YS90GV22
Hình 4.24. Kích thước động cơ – HGT loại 90YS40GV22 c.Mối ghép then trên trục động cơ nối với đĩa O1 của cơ cấu Maltese
Ta chọn sơ bộ mối ghép then bằng cho kết cấu với kích thước chọn theo đường kính trục động cơ d = 15 mm
Tra bảng 9.1a – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta có kích thước của then: b= 5mm, h = 5mm, t1= 3mm, t2 = 2,3mm
Với bán kính góc lượn: r = (0,16 – 0,25) mm.
Ta kiểm nghệm then theo điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt
1 2 [ ] . ( ) d d t T d l h t = − (1) 2 [ ] . . c c t T d l b = (2)
Then làm việc không chịu va đập, vật liệu thép nên có: [σd] = 150 Mpa
[τc] = 80 Mpa
Momen tác dụng trên trục: T = Mđc = 4565,88 Nmm Từ (1) => lt ≥ 2,03 mm
53 Từ (2) => lt ≥ 1,52 mm
Vậy ta chọn chiều dài của then lt = 20 mm là đủ điều kiện làm việc.
Hình 3-25. Kích thước hình học của then 3.2.2.2.Động học dẫn động di chuyển đài dao
a.Tính toán và lựa chọn xy lanh khí nén cho chuyển động của đài dao
Trong quá trình thay dao tự động ta cần thực hiện chuyển động tịnh tiến ra vào của Tang so với trục trính để thực hiện quá trình thay dao. Với tải trọng của đài dao không quá lớn, chuyển động là chuyển động thẳng ra vào nên ta chọn hệ thống xylanh khí nén cho hệ thống.
Ta sử dụng vòng bi ống trượt lắp trung gian giữa trục và giá đỡ, cách này hiệu quả vì hệ số ma sát trên ổ bi nhỏ nên không cần yêu cầu cao đối với thanh trượt.
Với hệ thống trên ta sử dụng vòng bi ống thanh loại LMF25, vì hệ số ma sát trượt trong trường hợp này nhỏ nên ta chỉ xét đến hệ số ma sát lăn.
Thông số dr D L D1 H PCD d1xd2xh C Co
LMF30 30 45 64 74 8 61 4x7x5,4 863 1370
Hình 4.26. Thông số vòng bi thanh trượt LMF30
Ta xây đựng hệ thống dẫn động khí nén với các phần tử của hệ thống thủy-khí được nối ghép theo sơ đồ sau:
54
Hình 3-27. Sơ đồ hệ thống khí nén dẫn động đài dao
1. Piston 2. Xy lanh khí nén 3. Đài dao 4. Van tiết lưu 5. Van đảo chiều 6. Van 1 chiều 7. Rơ le áp suất 8. Van giảm áp 9. Đồng hồ đo Áp 10. Máy nén khí 11. Bộ lọc 13. Van an toàn
b.Nguyên lý hoạt động của hệ thống
Khí nén được hút từ bình chứa khí qua van lọc thô vào máy nén khí 10 tạo ra dòng khí có áp suất P, và tiếp tục qua van lọc tinh 11.
Van an toàn 13 bảo vệ máy nén khi khi quá tải hoặc van lọc 11 bị tắc, khí sẽ được xả ngược về bình chứa khí.
Đồng hồ đo áp 9 – kiểm tra áp suất dòng khí.
Van giảm áp 8 – điều chỉnh áp suất cần thiết cho hệ thống.
Rơle áp suát 7 – ngắt nguồn điện cung cấp cho hệ thống khi quá tải. Van đảo chiều 5 – đảo chiều xylanh : điều khiển bằng điện từ.
Van tiết lưu 4 kết hợp với van 1 chiều 6 có tác dụng tiết lưu theo 1 chiều
Khí có áp suất làm việc sẽ đi vào Xylanh 2, dưới áp suất làm việc sẽ đẩy Piston 1 gắn với đài dao cùng di chuyển.
55 c.Tính toán hệ dẫn động khí nén
Khoảng cách giới hạn giữa trục đài dao và trục chính là: Lmin = R = 300 (mm)
Lmax = R + k = 300 + 250 = 550 (mm) Với k ≥ Z/2 + r + f
Trong đó:
- Z: chiều rộng bàn Z của máy, Z = 340 mm - r: bán kính cổ chuôi dao BT40, r = 31,5 mm
- f: khoảng an toàn, chọn f = 20 mm (để khi đài dao ra vào không xảy ra va chạm với trục chính thì f > 0)
- k ≥ 221,5 mm. Chọn k = 250 (mm)
Hành trình của piston là: H = Lmax – Lmin = k = 250 (mm) Khối lượng của cả đài dao và các chi tiết lắp ghép khác: Q (kg)
- Trọng lượng của tang và dụng cụ: Q0 = 204,8 kg - Trọng lượng của động cơ quay đài dao: Q1 = 4,2 kg - Trọng lượng của trục đỡ tang: Q2 = 10 kg
- Trọng lượng của giá treo đài dao: Q3 = 30 kg => Q = 249 kg
Thông số đầu vào:
Khối lượng của đài dao: Q = 249 kg
Chọn hệ số ma sát giữa đài dao và trục dẫn hướng: fms = 0.1 Hành trình của piston đã tính được: H = 250 mm
Ta tính áp lực do cần piston tạo ra theo công thức :
2 . . 4 piston D F p =
56 Trong đó:
- D – đường kính của xylanh
- p – áp suất làm việc của xylanh (áp suất khoang làm việc 6-8 bar, áp suất khoang thoát khí tối thiểu là 1,4 bar)
- µ – Hệ số hiệu dụng của xylanh
Đa số các xylanh khí nén làm việc chịu tải trọng động. Khi đó do tổn hao về ma sát, do có tính đàn hồi của khí nén khi chịu tải thay đổi, do sức ỳ của Piston trước khi dịch chuyển, vì vậy hệ số hiệu dụng giảm thường chọn bằng 0,5.
Chọn sơ bộ áp suất làm việc của hệ thống là: p = 8 bar = 8 Kg/cm2 Để piston di chuyển được thì:
2
. .
4 ms
D
F = p F
Với Fms: lực ma sát giữa đài dao và thanh dẫn hướng. Ta có:
Fms = Q.f.= 2490,1 = 24,9 (kg) => 𝐷 ≥ √4𝐹𝑚𝑠
𝜋.𝑝.𝜇 = √𝜋.8.0,54.24,9 = 2,82(𝑐𝑚) Chọn theo tiêu chuẩn
- Đường kính trong của xylanh là: D = 50 mm - Đường kính cần piston là: d = 20 mm Vậy áp suất thực tế cần là: 𝐹 =𝜋𝐷 2 4 . 𝑝. 𝜇 ≥ 𝐹𝑚𝑠+ 𝜋(𝐷2 − 𝑑2) 4 . 𝑝𝑎. 𝜇 = 24,9 + 𝜋(52− 22) 4 . 1,5.0,5 = 37,27(𝑘𝑔) Với pa – áp suất buồng thoát khí. Chọn pa = 1,5 bar = 1,5 kg/cm2
Thay số ta được p ≥ 3,8 kg/cm2 = 3,8 bar. Chọn P = 4 kg/cm2 = 4 bar.
Chọn được kết cấu của xylanh – piston khí nén theo catalog của nhà sản xuất.
Ở đây ta lựa chọn xylanh có kết cấu giảm chấn khí nén ở cả 2 đầu với các thông số hình học như sau
57
Hình 3-7. Kích thước của Xilanh – Piston khí nén Tính toán lưu lượng qua van tiết lưu:
Hành trình của Xylanh là: H = 250 mm
Thời gian di chuyển của đài dao: T = 0,6 s
58 Giả sử đài thay dao di chuyển thẳng đều với tốc độ là:
V = H/T = 416,7 mm/s
Lưu lượng qua van tiết lưu chiều đi là: 𝑄1 = 𝜋𝐷2
4 . 𝑉 =𝜋.0,52
4 . 4,167.60 = 49,09 (lít/phút) Lưu lượng qua van tiết lưu chiều về là:
𝑄2 =𝜋(𝐷2−𝑑2)
4 . 𝑉 =𝜋(0,52−0,22)
4 . 4,167.60 = 41,23 (lít/phút)
Tên kích thước Kích thước
Đường kính trong của Xylanh D = 50(mm)
Đường kính cần piston d = 20(mm)
Hành trình của Xylanh – Piston H = 250 (mm)
Thời gian đi hết hành trình của Xylanh – Piston T = 0,6 (s)
Áp suất khoang làm việc P = 4 bar
Áp suất khoang thoát khí pa = 1,5 bar
Lưu lượng qua van tiết lưu chiều đi Q1 = 49,09 /ph Lưu lượng qua van tiết lưu chiều về Q2 = 41,23 /ph
59 d.Tính toán trục dẫn hướng cho đài dao
Hình 3-29. Sơ đồ bố trí trục dẫn hướng trên hệ thống thay dao tự động Để dẫn hướng cho Tang chứa dụng cụ, ta dùng 2 trục lắp trên thân đỡ để dẫn hướng:
Với hệ thống thay dao đòi hỏi độ chính xác cao, trục dùng để dẫn hướng Tang chứa dao tiến vào trục chính của máy để thay dao thông qua các bạc. Vậy ta có thể coi trục chỉ chịu tác dụng của trọng lượng của Tang chứa dụng cụ, động cơ để truyền động quay phân độ Tang và than đỡ Tang. Ta chọn vật liệu làm trục là thép C45
Đường kính trục dẫn hướng được tính theo hai chỉ tiêu là độ bền uốn và độ võng lớn nhất cho phép. Đầu vào là khối lượng của hệ thống Tang chứa dụng cụ, và khoảng cách giữa 2 gối ổ cố định được lấy gần bằng hành trình dịch chuyển của tang.
Đầu vào:
- Trọng lượng của Tang và dụng cụ: G0 = 204,8.10 = 2048N - Trọng lượng của động cơ quay đài dao: G1 = 4,2.10 = 42 N - Trọng lượng của trục đỡ tang: G2 = 6.10 = 60 N
- Trọng lượng của giá treo đài dao: G3 = 50.10 = 300 N - Vật liệu thép C45: σb=600(MPa), [τ] = 12 ÷20 (MPa) - Chiều dài trượt: Lt= 250 mm.
Gọi G là tổng trọng lực tác dụng lên 2 trục dẫn hướng chủ yếu bao gồm trọng lượng của tang và dụng trên tang, trọng lượng của trục đỡ tang, trọng lượng của Động cơ, trọng lượng của giá treo đài dao:
G = G0 +G1 +G2 +G3 = 2048 + 42 +60 +300 = 2450 N - Chiều dài 2 thanh: L = 450 mm
60 - Chiều dài hành trình dịch chuyển: LHT = 250 mm
- Lực tổng hợp tác dụng lên mỗi thanh là: Ptd = G/2= 2450/2= 1225 N
Tính đường kính trục dựa trên độ bền uốn, trên một thanh dẫn. Kết quả tính toán trong trường hợp Tang và dụng cụ nằm tại vị trí giữa của trục dẫn hướng. Khi đó lực tác dụng lên 2 ổ đỡ sẽ là: P = Ptd/2. Như vậy mô men lớn nhất là tại vị trí giữa của trục có độ lớn:
Đường kính trục phải thỏa mãn điều kiện:
3 0,1.[ ] td M d Với Mtd = 1225.450/2= 275625 (N.mm) Thay số ta có: d ≥ 16,6 mm Chọn đường kính trục nhỏ nhất d = 30 mm
Kiểm tra độ võng lớn nhất của các trục bằng cách nhân biểu đồ Veresaghin Xây dựng biểu đồ momen đơn vị với giá trị lực đơn vị tương ứng 1 N
Hình 4-30. Biểu đồ Momen lực trên trục dẫn hướng Độ võng lớn nhất được tính theo công thức:
𝑓 = 1 𝐸. 𝐽𝑥. 1 2. 𝑃𝑡𝑑. 𝐿 4 . 𝐿. 𝐿 4= 𝑃𝑡𝑑. 𝐿3 32. 𝐸. 𝐽𝑥 = 1225.4503 32.2,1.105. 0,05. 304 = 0.41 𝑚𝑚 Điều kiện trục làm việc được : f≤ [f] [f] : Độ võng cho phép của hệ thống
61
[f] = h
62
PHỤ LỤC A – KÍCH THƯỚC CHUÔI DAO
BT40
BT40 D1 D2 D3 D4 L1 L2 L3 T B1 B2
[mm] 44,45 17 63 59 65.4 27 16.6 M16 16,1 22,6
Kích thước đuôi chuột (pull stud)
Loại chuôi dao A B C D E F H K L N
63
PHỤ LỤC B – CÁC KÍCH THƯỚC TÍNH TOÁN TRONG ĐỒ ÁN
Tên kích thước Ký hiệu Thông số Đơn vị đo
Bán kính từ tâm dao đến tâm trục chứa R 300 mm
Bán kính vòng ngoài của tang đài chứa dao R1 258,5 mm
Bán kính vòng trong của tang đài chứa dao R2 155 mm
Bán kính vòng ngoài của rãnh răng điều khiển R3 165 mm
Đường kính trong trục của vòng ổ chứa tang dao dv 45 mm
Đường kính ngoài trục của vòng ổ chứa tang dao Dv 110 mm Góc giữa 2 răng điều khiển trên tang đài chứa dao α 11,25 o
Đường kính của đĩa 1 d1 80 mm
Chiều cao của tang đài dao H 165 mm
Chiều dài chuôi ngàm kẹp l 155 mm
Chiều sâu rãnh điều khiển trên đĩa 2 C 40 mm
Khoảng cách giữa giữa 2 đĩa O1O2 169 mm
Trọng lượng của ổ dao Q 204,8 kg
Chiều dài thanh gạt O1A 33 mm
Ổ đũa côn 7309 Ổ bi đỡ chặn 46211 Đường kính ngoài trục chính Dt 120 mm Đường kính trong trục chính dt 20 mm Bulong lắp ghép trục - tang M8 Kiểu lắp ổ - tang Φ100 Js8/h7 Kiểu lắp ổ - trục Φ45 H8/js7
Công suất cần thiết của động cơ pđc 0,05 kW
Kích thước then b 5 mm h 5 mm lt 20 mm t1 3 mm t2 1,5 mm Kích thước xy-lanh khí nén Dxl 50 mm dxl 20 mm H 250 mm
64
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. PGS.TS.Trịnh Chất, TS.Lê Văn Uyển, “Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí”, Tập 1,2 NXB Giáo Dục, Hà Nội, năm 2006.
2. Tạ Duy Liêm, Bùi Tuấn Anh, Phan Văn, Lê Đức Bảo, “Cơ sở máy CNC”, NXB Bách khoa Hà Nội, 2016.
3. Ninh Đức Tốn, “Dung sai và lắp ghép”, NXB Giáo Dục, 2014.
4. Bản vẽ kỹ thuật (2014), Dung sai – Lắp ghép – Cách chọn và kỷ hiệu theo quy ước, truy cập từ: http://banvekythuat.com/dung-sai-lap-ghep-cach-chon- va-ky-hieu-theo-quy-uoc/
5. TS.Nguyễn Danh Trường, “Bài giảng Sức bền Vật liệu”, Đại học Bách khoa Hà Nội
6. Standard cylinders DSBC-50-250-PPVA-N3, truy cập từ:
https://www.festo.com/media/pim/133/D15000100122133.PDF
7. https://cadcamcae.edu.vn/tinh-toan-thiet-ke-he-dan-dong-co-khi-2-trinh-chat/
8. Động cơ 90YS90GV22 của hãng WANSHSIN – Đài Loan, truy cập từ:
http://www.katircioglureduktor.com/files/dosya/ded3b4a9-bc7e-43e0-9194- c4d697f00833.pdf
9. Chuôi kẹp dao BT40 tham khảo từ:
https://kemmler-tools.com/wp-
content/uploads/FlippingBook/2020/KEMMLER_Katalog_2020_Kap03_Pla nanlage.pdf