Bảng so sánh các phương án chế tạo khung chính

STT Tiêu chí so sánh

1 Chi phí

2 Kích thước

3 Gia công chế tạo

5 Độ cứng vững

6 Khả năng lắp ráp các

chi tiết

Lựa chọn phương án:

Từ thực tế và phân tích đánh giá ưu nhược điểm các phương án nhận thấy phương án vị trí vitme ngoài thân máy là hợp lí vì dễ lắp đặt và dễ sửa chữa khi hư hỏng.

3.5. Phương án thiết kế lắp đặt cụm động cơ servo của vitme ngang3.5.1. Phương án 1 3.5.1. Phương án 1

Dùng hộp số thẳng. Ưu điểm:

+ Dễ mua trên thị trường;

+ Giá thành thấp. Nhược điểm:

+ Chiếm không gian máy.

Hình 3.7: Cụm động cơ servo ngang được lắp dùng hộp số thẳng

3.5.2. Phương án 2

Dùng hộp số vuông góc. Ưu điểm:

+ Thiết kế gọn gàng.

+ Không chiếm không gian máy. Nhược điểm:

+ Giá thành cao.

Hình 3.8. Cụm động cơ servo ngang được lắp dùng hộp số vuông góc

3.5.3. Lựa chọn phương án

Bảng 3.4: Bảng so sánh các phương án chế tạo khung chính

STT Tiêu chí so sánh 1 Chi phí 2 Độ cứng vững 3 Khả năng lắp ráp các chi tiết Lựa chọn phương án:

Từ thực tế và phân tích đánh giá ưu nhược điểm các phương án nhận thấy phương án dùng hộp số thẳng là tối ưu vì giá thành rẻ và dễ lắp đặt.

3.6. Phương án thiết kế truyền động từ động cơ sang đầu máy3.6.1. Phương án 1 3.6.1. Phương án 1

Lắp đặt đai theo chiều dọc. Ưu điểm:

+ Dễ căng đai

+ Dễ lắp đặt động cơ

+ Thiết kế gọn gàng Nhược điểm:

+ Khó thay thế đai khi bị đứt

Hình 3.9: Đầu máy và động cơ được truyền động bằng đai lắp theo chiều dọc 3.6.2. Phương án 2:

Lắp đặt đai theo chiều ngang

Ưu điểm:

Nhược điểm:

+ Căng đai khó khăn;

+ Tải trọng lên khung máy quá lớn

Hình 3.10: Đầu máy và động cơ được truyền động bằng đai lắp theo chiều ngang

3.6.3. Lựa chọn phương ánBảng 3.5: Bảng so sánh các phương án lắp đặt đai Bảng 3.5: Bảng so sánh các phương án lắp đặt đai STT Tiêu chí so sánh 1 Chi phí 2 Không gian 4 Độ cứng vững 5 Khả năng lắp ráp các chi tiết Lựa chọn phương án:

Từ thực tế và phân tích đánh giá ưu nhược điểm các phương án nhận thấy

phương án lắp đai theo phương dọc là hợp lí vì dễ lắp đặt và dễ sửa chữa khi hư hỏng.

3.7. Phương án điều khiển tốc độ động cơ3.7.1. Phương án 1 3.7.1. Phương án 1

Thay đổi kích thước puley của trục chính để thay đổi tốc độ.

Nguyên lý hoạt động:

Dựa vào tỷ số truyền của hệ thống truyền động bằng đai, ta thay đổi kích thước puley của trục chính nhằm thay đổi tốc độ truyền từ động cơ theo công thức tính tỷ số truyền

u =

Với d1 là đường kính puley gắn với động cơ, d2 là đường kính puley của trục chính.

Ưu điểm:

+ Phương án đơn giản.

+ Chi phí vừa phải. Nhược điểm:

+ Mất thời gian và công sức thay puley.

+ Tốc độ không ổn định.

+ Thiết kế phức tạp.

3.7.2. Phương án 2

Dùng biến tần để thay đổi tần số của động cơ, từ đó thay đổi tốc độ của động cơ quay.

Ưu điểm:

+ Tính công nghệ và tự động hóa cao.

+ Thiết kế đẹp, dễ sử dụng.

+ Thay đổi được nhiều tốc độ khác nhau. Nhược điểm:

+ Giá thành cao.

Hình 3.11: Biến tần Mitsubishi Bảng 3.6: Bảng so sánh hệ thống thay đổi tốc độ trục chính STT Tiêu chí so sánh 1 Giá thành 2 Tính công nghệ 3 Lắp đặt 4 Thay đổi tốc độ 5 Tính thẩm mỹ

Lựa chọn phương án: Phương án 2 dùng biến tần điều khiển.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ KẾT CẤU CƠ KHÍ

4.1. Xác định lực hàn

Dựa trên kết quả các thí nghiệm:

- Modelling of friction stir welding for robotic implementation[25] tại Phòng thí nghiệm hàn tự động của trường đại học Vanderbilt và phòng thí nghiệm quốc gia Los Alamos do Reginald Crawford, George E. Cook và Alvin M.

Strauss thực hiện.

- Experimental Measurements of Load Distributions on Friction Stir[26] Weld Pin Tools của sinh viên Aaron Stahl thuộc trường Đại học Bringham

Young.

Ta có các thông số về quá trình hàn ma sát như sau: Vật liệu hàn:

- Hợp him nhôm 6061-T6 (97,9% Al; 0,60% Si; 0,30% Cu; 1.0% Mg và 0,20% Cr) (tiêu chuẩn ANSI).

- Kích thước 76,2 x 50,8 x 6,35 (mm). Dụng cụ:

- Vật liệu: thép dụng đã qua nhiệt luyện H13 (tiêu chuẩn AISI).

- Cấu tạo đầu khuấy: trụ trơn, không ren.

- Đường kính đầu khuấy: 4,826mm (0,19in).

- Chiều dài của đầu khuấy: 3,62mm (0,1425in).

- Chiều sâu ngấu không đổi: 3,683mm (0,145in).

- Chiều sâu vai ngấu không đổi: 0,1016mm (0,004in).

- Vai dụng cụ có đường kính: 12,7mm (0,5in), chiều cao: 6,35mm (0,25in).

Vận tốc hàn:

- Vận tốc hàn: 1500 vg/ph.

- Tốc độ di chuyển: 0,0114 m/s (27 ipm)

Từ các thông số trên và kết quả tính toán, thí nghiệm được công bố ta có các lực thành phần tác động lên ổ gá đầu hàn ma sát khuấy:

- Fz= 9000 N

- Fx= 4000 N

- Mz= 80000 N.mm

4.2. Truyền động trục Y

Sơ đồ cho truyền động trục Y:

Hình 4.5: Sơ đồ truyền động trục Y

4.2.1. Tính toán bộ truyền vít me - đai ốc bi theo độ bền kéo (hoặc nén)4.2.1.1. Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của vít me 4.2.1.1. Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của vít me

Trong đó : - d1 là đường kính trong của vít me (mm)

- Fa là lực dọc trục: Fa = Fx+mbàn máy trên= 4000 + 2500 = 7500 N

Trục vít me ở đây được làm từ

s

thép 45, có

là giới hạn chảy của vật liệu làm vít.

s

Thay các giá trị vào ta được giá trị của d1 =

(mm). Chọn d1 = 28 (mm) 4.1,3.F p .ë s 4.1,3.7500 p .120 = 10,17

4.2.1.2. Chọn các thông số khác của bộ truyền

Đường kính bi: db= (0.08÷0.15) d1=0,1.28 = 2,8 (mm) Chọn db = 3,175 (mm)

Bước vít: p = db + (1÷5) =3,175+2 =5,175 (mm) Chọn p = 6 (mm) Bán kính rãnh lăn : r1 =( 0,51÷0,53) db = 0,51.3,175 = 1,62 (mm) Khoảng cách từ tâm rãnh đến tâm bi:

c =æç r -

è

d = ç1,62-æ

è = 0,02 (mm)

Trong đó :b là góc tiếp xúc, nên chọn khe hở hướng tâm sao chob =45o như thế độ cứng dọc và khả năng tải của vít tăng.

Đường kính vòng tròn qua các tâm bi: Dtb = d1+ 2.(r1-c) = 31,2 (mm) Đường kính trong của ren đai ốc:

D1 = Dtb + 2(r1-c) = 34,4 (mm) Chiều cao làm việc của ren:

h1 = (0.3÷0.35) db= 0,32.3,175 = 1,01 (mm) Chọn h1 = 1 (mm) Đường kính ngoài của vít d và của đai ốc D:

d = d1+ 2.h1= 25 (mm) D =D1- 2.h1=27,4 (mm) Góc nâng vít γ :

γ = arctg(

Số vòng ren làm việc theo chiều cao đai ốc không nên quá 2- 2,5 vòng, nếu không sẽ làm tăng sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các vòng ren. Số bi trong các vòng ren làm việc:

Zb= π.D

d

70 (viên)

Với K: số vòng ren làm việc là K= 2,3. Chọn Zb= 70

Nếu số bi lớn hơn 65 thì nên giảm bớt bằng cách tăng đường kính bi.

Số bi không tham gia truyền lực phụ thuộc vào kết cấu và chiều dài của rãnh hồi bi. Khe hở tổng cộng giữa các viên bi nên lấy bằng (0,7 …1,2)db

Khe hở hướng tâm:

Δ = D- (2d

1 Trong trường hợp không quy định khe hở hướng tâm trong điều kiện kỹ thuật thì nên chọn: D= 0,03...0,12mm

Khe hở tương đối:

c =

Góc ma sát lăn thay thế :

j = arctg(

1 Trong đó:

Hiệu suất biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến:

η=

Mômen quay đai ốc: 38 T=F .D a 4.2.1.3. Kiểm nghiệm bền Tải trọng riêng dọc trục: q a

Với λ = 0,8 – hệ số phân bố tải trọng không đều cho các viên bi. Từ c = 0,0022 và qa= 14 từ đồ thị ta xác định được σmax = 3500 MPa

Hình 4.6. Đồ thị xác định ứng suất lớn nhất s

max

Yêu cầu : Đối với mặt làm việc của vít và đai ốc đạt

σmax

53

4.2.2. Chọn động cơ trục Y

Công suất công tác thực hiện chuyển động:

P =

lv

Hiệu suất tổng quát của bộ truyền:

Với hiệu suất của ổ lăn:

Công suất làm việc của động cơ:

η ol = 1 0,98 39 P = ct 0,38 0,97 0, 39( kW ) (2.8) [1]

Ta sử dụng động cơ AC servo để truyền chuyển động cho trục Y. Dựa theo catalog của nhà sản xuất Misubishi Electric. Ta chọn động cơ kí hiệu: HC-MFS43K- S18, công suất:400 W, nguồn vào: 3AC 122V có gắn hộp giảm tốc với tỉ số truyền 1/15.

4.3. Truyền động trục X

- Sơ đồ cho truyền động trục X:

Hình 4.8 Sơ đồ truyền động trục X

Khối lượng bàn máy: mbàn máy = 500 Kg Fa=Fx+Nbàn máy = 4000+5000= 9000 N

4.3.1. Tính toán bộ truyền vít me - đai ốc bi theo độ bền kéo/nén4.3.1.1. Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của vít me 4.3.1.1. Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của vít me

Theo điều kiện bền ta có : d1 ≥ 4.1,3.F

é

p .ë s

(8.19) [1]

Trong đó :

- d1 là đường kính trong của vít me (mm)

- Fa là lực dọc trục é s - ë Trục vít me ở đây được làm từ thép 45, có (MPa) [ s = 120

Thay các giá trị vào ta được giá trị của d1

(mm).

Chọn d1 = 28 (mm)

4.3.1.2. Chọn các thông số khác của bộ truyền

4.1,3.9000

- Đường kính bi: db= (0.08÷0.15) d1=0,1.28 = 2,8 (mm) Chọn db = 3,175 (mm)

- Bước vít: p = db + (1÷5) =3,175+2 =5,175 (mm) Chọn p = 6 (mm)

- Bán kính rãnh lăn : r1 =( 0,51÷0,53) db= 0,51.3,175 = 1,62 (mm)

- Khoảng cách từ tâm rãnh đến tâm bi:

c =æç r - è

d = ç1,62-æ

è = 0,02 (mm)

Trong đó :b là góc tiếp xúc, nên chọn khe hở hướng tâm sao chob =45o như thế độ cứng dọc và khả năng tải của vít tăng.

- Đường kính vòng tròn qua các tâm bi: Dtb=d1+ 2.(r1-c) = 31,2 (mm)

- Đường kính trong của ren đai ốc: D1= Dtb + 2(r1-c) = 34,4 (mm)

- Chiều cao làm việc của ren:

h1= (0.3÷0.35) db= 0,32.3,175 = 1,01 (mm) Chọn h1= 1 (mm)

- Đường kính ngoài của vít d và của đai ốc D: d= d1+ 2.h1 = 25 (mm)

D =D1- 2.h1 =27,4 (mm)

- Góc nâng vít γ :

γ = arctg(

- Số vòng ren làm việc theo chiều cao đai ốc không nên quá 2- 2,5 vòng, nếu không sẽ làm tăng sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các vòng ren.

- Số bi trong các vòng ren làm việc:

Zb=

Với K: số vòng ren làm việc là K=2,3. Chọn Zb= 70

- Khe hở hướng tâm:

D = D - (2d

1 Trong trường hợp không quy định khe hở hướng tâm trong điều kiện kỹ thuật

thì nên chọn: D= 0,03...0,12mm

- Khe hở tương đối:

c = D = 0, 05 = 0, 0017 d1 28 - Góc ma sát lăn thay thế: j = arctg( 1 Trong đó: ft =0,004…0,006: Hệ số ma sát lăn. Chọn ft

- Hiệu suất biến chuyển động quay thành chuyển động

=0,005 tịnh tiến:

η =

Và khi biến chuyển động tịnh tiến thành chuyển động quay:

η = tg( g - j 1) = tgg tg(3,5 + 0, 03) tg3,5 - T =

Mômen quay đai ốc:

F .D .

a tb

4.3.1.3. Kiểm nghiệm bền

Tải trọng riêng dọc trục: q a =

Với λ = 0,8 – hệ số phân bố tải trọng không đều cho các viên bi. Từ c = 0,0022 và qa= 18 từ đồ thị ta xác định được σmax = 3700 MPa

Hình 4.8 Đồ thị xác định ứng suất lớn nhất σmax

s

max

Thỏa mãn độ bền

Yêu cầu : Đối với mặt làm việc của vít và đai ốc đạt Đối với bi đạt

HRC³

HRC ³

4.3.2. Chọn động cơ trục X

Công suất công tác thực hiện chuyển động: n=500 vg/phút: số vòng quay trục vít me.

P =

lv

Hiệu suất tổng quát của bộ truyền: η=η (2.9)[1] Với hiệu suất của ổ lăn: ηol = 0, 99 ; khớp nối:

Công suất làm việc của động cơ:

Pct = P

ηlv = 0,970,45 =0,46(kW) (2.8)[1]

ηol = 1 ; hộp giảm tốc: η

Ta sử dụng động cơ AC servo để truyền chuyển động cho trục x. Dựa theo catalog của nhà sản xuất Misubishi Electric. Ta chọn động cơ kí hiệu: HC-MFS43K-S18, công suất:400 W, nguồn vào: 3AC 122V có gắn hộp giảm tốc với tỉ số truyền 1/25.

Công suất công tác trên trục chính:

P =

M

Trong đó:

n = 800 vòng/phút: số vòng quay của trục. - Hiệu suất tổng qua các bộ truyền: η=η .η

ol

= 0,94(2.9)[1] Trong đó:

η

ol : hiệu suất cặp ổ lăn.

η

kn

: hiệu suất truyền động của khớp nối.

η

dai : hiệu suất truyền động của bộ truyền đai.

Công suất làm việc của động cơ:

P

ct

Ta chọn động cơ điện 3 pha Toshiba 4 pole P=7,5 kW Hz =50, số vòng quay n=1450 (vòng/phút).

4.5. Tính toán thiết kế bộ truyền động đai4.5.1. Thông số đầu vào 4.5.1. Thông số đầu vào

Các thông số làm việc của bộ truyền:

+ Công suất trên trục dẫn: P1= 6,7 (kW)

+ Số vòng quay của trục Z: nz= 2000( vòng/phút)

+ Số vòng quay trên trục nằm ngang: (vòng/phút)

n1= n

1

n

Điều kiện làm việc:

+ Tải trọng tĩnh, dao động nhẹ, va đập.

+ Đai được điều chỉnh được.

+ Làm việc ca

+ Đai được định kỳ điều chỉnh lực căng đai.

4.5.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Chọn tiết diện đai dựa vào P1 và n1 theo hình 4.1 các loại tiết diện đai hình thang ( TT TKHDĐ CK TẬP 1) trang 59:

Với vận tốc của trục z: π.42.2000

60.1000 =4,4(m/s) < 25 (m/s) nên dùng đai thang thường.

Với P1= 6,7 (kW) và ndc= 1450 (vòng/phút)

Hình 4.9 Chọn loại tiết diện đai hình thang[1]

Ký hiệu: A

Tra bảng 4.13 trang 59 TTTK HDĐCK TẬP 1 Ta có:

Vận tốc đai:

v= π.d.n

4.5.2.1. Đường kính của bánh đai nhỏ

d .u 160.0,54

d 2 = 1 = =88 mm

Trong đó:

u= 0,54: tỉ số truyền của đai

ε=0.02 Dựa vào bảng 4.21 TT TKHDĐCK Tập 1 chọn Tỉ số truyền thực tế: (4.2)[1] d u = d d 1

Sai số: δ= 5,5% thuộc phạm vi cho phép.

Vậy đường kính bánh đai nhỏ d1 =160 mm và đường kính bánh đai lớn d2=90 mm.

Khoảng cách trục a: a (1,5...2) d1 +d2 a=1,6. 160+90 =400 mm (CT 4.2 trang 53)[1]

Điều kiện kiểm tra: 0,55(d1 +d 2 ) + h £ a £ Chiều dài đai l:

2(d1 +d 2 ) Û 145 £ a £ 500 thỏa điều kiện vậy a=400 mm.

π

l=2a+ (d

2

l = 1195,7 mm dựa vào bảng 4.13 chọn l = 1250 mm kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:

l

i: số lần cuốn của đai/giây.

Xác định chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6[1] a = ( l + Với λ=l- λ=l- π 2 +d 2 ) ; Δ= = 857,3 (mm) d Δ= => a = 427 (mm)

4.5.2.3. Xác định góc ôm α1 theo công thức 4.7

Điều kiện α 1 ≥ 1200

=> α1 ≥1200 (đạt yêu cầu)

4.5.2.4. Xác định số đai can thiết

Z ³

é

ë p

P1 : công suất trên trục dẫn P1 = Pct

Kđ : tính chất tải trọng bảng 4.7 [P0] : tra bảng 4.19.

C

: hệ số ảnh hưởng góc ôm.

C.

: hệ số ảnh hưởng tới tỉ số truyền.

u

Cz : hệ số ảnh hưởng tới số đai.

Ta có: P1 = Pct = 7,1 (kW) Tra bảng ta có: Kđ = 1.25 bảng 4.7 C = 0,98 bảng 4.15 48

C = 1 theo bảng 4.17 với u=0,57

C = 1 bảng 4.18 với P ct [P] C l = 0,95 [P0] = 1,85 bảng 4.19 Z ³ é ë P Chọn Z = 5

Chiều rộng bánh đai B theo công thức: B = (Z – 1)t +2e = (5-1).15+2.10 = 80 mm. Đường kímh ngoài bánh đai:

d1a = d1 + 2ho = 160 + 2.3,3 = 166,6mm d2a = d2 + 2ho = 90 + 2.3,3 = 96,6mm

4.5.2.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục lực căng ban đầu

Fo = 780 P1 .Kđ/(V. Fv = qm.V2 = 0,105x12,152 = 15,5 qm = 0.105 (bảng 4.22)[1] P1 = Pct = 7,1 (kW) Kđ = 1,25 V = 12,15 m/s

Z = 5 =>F= o - Lực tác dụng lên trục: F 2F .Z. sin( r o 49

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ BỘ ĐIỀU KHIỂN

1.1. Thông số thiết kế

Chức năng của bộ điều khiển:

- Điều khiển động cơ trục chính, động cơ trục X, động cơ trục Y;