BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẨN 1: Động cơ 2: Thanh trượt 3: Trục vít me - đai ốc bỉ 4: Bàn máy Hình 3. 2 Sơ đồ truyền động
Dựa vào sơ đồ nguyên lí máy ta chọn được kết cấu khung máy CNC là H-frame, với bàn máy di chuyển dọc theo trục Y
Ưu điểm:
-Dễ chế tạo
-Độ cứng vững cao -Chiếm ít diện tích
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Hình 3. 3 Kết cấu khung máy3.1.2. Tính tốn hệ dẫn động các trục X,Y,Z 3.1.2. Tính tốn hệ dẫn động các trục X,Y,Z
a. Một số đặc điểm của bộ truyền
Vì trong q trình gia cơng thì máy khoan bằng tia lửa điện khơng sinh ra lực cắt. Vì lí do như vậy, nên lực dọc trục Fa tác dụng lên bộ truyền này là tổng khối
lượng của bàn máy và phơi. Và hành trình của bàn máy nhỏ, tốc độ dịch chuyển của
bàn máy là không cao , tải trọng phải chịu trung bình. Vì những lí do trên nên ta chọn phưorng án dẫn động bàn máy bằng vitme -đai ốc bi.
b. Đặc điểm của bộ truyền thanh răng- bánh răng:
-Thanh răng bánh răng là một hệ thống truyền động được gia cơng chính xác để
biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến.Khi thanh răng kết hợp với bánh răng sẽ tạo được sự chuyển động ăn khóp, khơng có độ trượt và có độ rung
cho phép
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Hình 3. 4 Thanh răng- bánh răngưu điểm: ưu điểm:
- Có kích thước nhỏ nhưng có khả năng tải lớn - Tỉ số truyền ổn định do không bị trượt
- Có hiệu suất cao
- Có khả năng làm việc với vận tốc cao,cơng suất lớn
Nhược điểm:
- Địi hỏi độ chính xác cao - Ồn khi hoạt động ở vận tốc lớn
- Truyền động bằng cách ăn khớp của các bánh răng
c.
Đặc điểm của bộ truyền vít me - đai ốc bi:
- Truyền động vít me- đai ốc bi có các viên bi nằm trong các rãnh xoắn của vít và đai ốc. Vận tốc di chuyển của các viên bi này khác với vận tốc của vít và đai ốc
vì vậy để đảm bảo sự tuần hồn liên tục của các viên bi, hai đầu của đoạn ren làm việc được với rãnh hồi bi hoặc các ống dẫn bi
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Hình 3. 5 Trục vít me - đai ốc bi
a) b)
ưu điểm:
- Cấu tạo đom giản, chịu lực lớn, thực hiện được dịch chuyển chậm. - Kích thước nhỏ, gọn.
- Thực hiện được các dịch chuyển cần độ chính xác cao. - Điều khiển một cách dễ dàng.
Nhược điểm:
- Khả năng chịu tải tương đối kém so với các loại khác - Giá thành cao
d. Vật liệu:
- Ngoài yêu cầu về độ bền, vật liệu làm vít cần có độ bền mịn cao và dễ gia cơng. - Vật liệu vít: thép 45
- Vật liệu đai ốc: Gang xám.
e. Kết ỉuận:
Vậy ta có thể thấy được trong các hệ thống truyền động biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến, ta thấy được cơ cấu chuyền động vít-me đai
ốc bi cho ta độc chính xác cao, đảm bảo độ ổn định và không gây ồn, phù hợp với các yêu cầu đặt ra ban đầu của chúng ta, cùng với đó máy khơng sinh ra lực cắt, tải nhẹ nên khả năng chịu tải của vít me-đai ốc là phù họp.
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
3.1.3. Bảng số liệu
Trục X
Tên Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Vận tốc VL 5 m/min
Tổng khối lượng bàn và tải m 20 kg Hệ số ma sát của đai ốc Po 0,3 -
Bước vít Pb 5 mm
Vật liệu trục vít p 7900 kg/m3
Trục Y
Tên Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Vận tốc VL 5 m/min
Tổng khối lượng bàn và tải m 5 kg Hệ số ma sát của đai ốc Po 0,3
Bước vít Pb 5 mm
Vật liệu trục vít p 7900 kg/m3
Trục z
Tên Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Vận tốc VL 5 mm/s
Tổng khối lượng bàn và tải m 5 kg Hệ số ma sát của đai ốc Po 0,3 -
Bước vít Pb 5 mm
Vật liệu trục vít p 7900 kg/m3
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TĨT NGHIỆP GVHD: NGƯYẺN MINH TUẤN
3.1.4. Tính tốn bộ truyền vít me- đai ốc bi trục Y
(Tính tốn dựa theo tài liệu [3] trang 168-170)
là 360 (MPa) => Íơk1 = 120 (MPa)
m.g
Hình 3. 6 Sơ đồ lực
- Ta có:
Fmsn = Fa = mg. (sinỡ + gcosỡ) =200 (N) (với F = 0,05; ớ = 0 (là góc nghiên
của trục Y hợp với phương ngang)
- Xác định sơ bộ đường kính trong dj của vít me
h-l,3J
Theo điều kiện bền ta có : di= V ([3] trang 168)
Thay các giá trị vào ta được giá trị của d[ = 1,66 (mm)
V 71.1ZU
Chọn d]= 15 (mm)
- Chọn các thông số khác của bộ truyền
Đường kính bi: db= (0.08-0.15) di=o, 15.14 = 2,25 (mm) ([3] trang 168) Chọn db = 2,1 (mm)
Bước Vít: p = 5 (mm)
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Bán kính rãnh lăn : rt = 0,51.db = 0,51.2,25 = l,1475(mm)
Khoảng cách từ tâm rãnh đến tâm bi
c = fr,--y- j.cos/7 = 0,016 ([3] trang 168)
Trong đó : p là góc tiếp xúc (45°)
Đường kính vịng trịn qua các tâm bi
Dtb = di + 2.0j - c) = 17,263 (mm)
Đường kính trong của ren đai ốc
Dị = Dtb + 2.(n - c) = 19,526 (mm) Chiều cao làm việc của ren
([3] trang 169)
([3] trang 169)
hi = 0,35.db = 0,78 (mm) chọn hl = 1 (mm)
Đường kính ngồi của vít me và đai ốc
d = di + 2.hj = 17 (mm)
X-Dlb-K db
Chọn K = 2,3
Số bi làm việc : zb = 56 (bi) Khe hở hướng tâm
A - Dị -(2.dh +dỵ)= 0,026 (mm) Khe hở tương đối
X = -^- = 0,002 (mm) 4 ([3] trang 169) ([3] trang 169) ([3] trang 169) ([3] trang 169) ([3] trang 169) ([3] trang 169) Góc ma sát lăn thay thế - chọn ft = 0,005 ([3] trang 169)
Hiệu suất biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN 7 = ‘any = 0,99 ([3] trang 169) tan(/ + ợ>J Kiểm nghiệm vít me về độ bền: Tải trọng riêng dọc trục : qa = 77^1 = 1’04 <[3] tranẽ 169) Zb.d^.Ả
Với Ằ = 0,8 - hệ số phân bố không đều tải trọng trọng các viên bi
Dựa vào hình sau [3]:
Ta xác định ức suất lớn nhất ơmax < [ơmax] = 2200 (MPa) ([3] trang 170) Kết Luận
-Vì máy chịu tải trọng nhỏ nên chỉ chú trọng vào momen xoắn
-Vì máy khơng chịu tải nên đồng bộ 3 động cơ, nên ta chọn 3 trục đồng bộ về động cơ. 3.1.5. Tính tốn động CO’ trục Y: Ta có : ớ,=l,8° / = 250 (mm) Db = 16 (mm) p = 5 (mm) ti = 0,25 s —> to = 2,75 s <9 = 0 Po = 0,3
Số xung cẩn thiết đê điêu khiên: A -~ZX~T~ = 10000 (xung)
10..
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Tần số của xung điều khiển :
A— ft
1 = 3334(Hz) với /r là tần số của xung ban đầu, /1 = 0 (Hz)
Số vòng quay của động cơ :
7V = /2 X X 60 = 1000(vòng/phút)
Lực kéo bàn máy :
Fa = F =200 (N)
Fu = ậ =66,6 (N) Moment xoắn của tải:
Tl = + = 0,176 (N.m)
'l.Tỉ.r/ 2.71
P*LB*DB =0,i27.i0‘4(Kg.m2)
= 0,1267.10'4 (Kg.m2)
JL = JB+JT = 0,254.10'4(Kg.m2)
Ta — (/o + *A)X XA_ZÁ
180 = 1674,63 .Jo + 0,043 (N.m) Tm =(TL+Ta).2 = 3349,26.Jo + 0,44 (N.m)
=> Jo> 15,167.10’7 (Kg.m2) => To > 0,45 (N.m)
Chọn động cơ : Động cơ bước 57HS7630A4
- Kích thước: Mặt bích 57mmx57mm, chiều dài thân 76mm, đường kính trục 8mm, rãnh then.
- Chịu tải: 3A, moment xoắn 1.8 (Nm), 4 dây, trọng lượng 1050 (g), momen qn tính 400g.cm2
- Cơng suất động cơ :
Ta.n
p = a
9,55
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Kết Luận:
-Vì máy chịu tải trọng nhỏ nên chỉ chú trọng vào momen xoắn
-Vì máy khơng chịu tải nên đồng bộ 3 động cơ, nên ta chọn 3 trục đồng bộ về động
cơ
3.2 Tính tốn lựa chọn các sống lăn:
( Tính tốn kiểm bên dựa trên chương 12 trang 313 [10])
Ngày nay, hai loại dẫn hướng sử dụng cho máy CNC là sống trượt và sống lăn. Dựa
vào yêu cầu đã đề ra ở hình 3.1 chúng em lựa chọn sống lăn vì nhũng ưu điểm sau:
-Độ chính xác vị trí cao.
- Hoạt động chính xác cao trong thời gian dài. - Đạt vận tốc cao với lực tác dụng nhỏ.
- Có khả năng chịu lực từ mọi hướng. - Dễ lắp đặt.
- Bôi trơn dễ dàng.
- Có khả năng lắp lẫn cao.
a. Ưu nhược điểm của sống lăn:
Sống lăn là loại khớp chuyển động tịnh tiến sử dụng những phần tử lăn như là bi hoặc con lăn. Do sửu dụng những phần tử lăn giữa thanh ray với khối tịnh tiến , sống lăn có thể chuyển động tịnh tiến với độ chính xác cao. Hệ số ma sát của sống
lăn chỉ bằng 1/50 so với sống trượt truyền thong, sống lăn có thể chịu tải trọng lên
xuống, trái, phải.
Sống lăn là loại chi tiết được sản xuất và bán cả bộ, người dùng chỉ mua về lắp ráp
chứ không chế tạo. Mỗi nhà chế tạo có cơ sở tính tốn khác nhau để người dùng có
thể tính tốn sơ bộ và lựa chọn sản phẩm phù họp.
b. Các giá trị lực cơ bản của sống lăn: - Tải tĩnh cơ sở:
Giá trị tải tĩnh (Co):
Biến dạng dư xảy ra giữa bề mặt lăn và con lăn khi sống lăn chịu lực quá lớn hoặc tải trọng va đập. nếu biến dạng dư vựt quá giới hạn sẽ làm cho sống lăn hoạt động
khơng cịn êm. Tải tĩnh cơ sở được định nghĩa là tải tĩnh có độ lởn VcQiướng không
đổi làm cho con lan và bề mặt biến dạng dư 0.0001 lần đường kính con lăn tại điểm
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
chịu ứng suất lớn nhất, giá trị này được nhà sản xuất cho sẵn. Giá trị tải tĩnh của sống lăn không được vượt quá giá trị tải tĩnh cơ sở này.
Moment tĩnh cho phép (Mọ)
Moment tĩnh cho phép dược biểu diễn bằng hướng và giá trị khi ứng suất lớn nhất
tác dụng lên con lăn bằng ứng suất gây ra bởi tải tĩnh. Moment tĩnh cho phép bao
gồm 3 thành phần theo 3 hướng: MR) Mp; Mỵ
Hình 3. 7 chiều moment tác dụng lên sống lăn
c. Hệ sổ an toàn tĩnh:
Khi sống lăn hoạt động với tải tĩnh hoặc chuyển động với tốc độ thấp phải xét đến
hệ số an toàn tĩnh. Hệ số an toàn tĩnh phụ thuộc vào môi trường và điều kiện làm việc của sống lăn. Khi hệ thống chịu va đập và dao động ta sẽ chọn hệ số an toàn
lớn. Tải tĩnh được suy ra từ cơng thức:
Trong đó:
- hệ số tải tĩnh đối với tải đơn.
Co - giá trị tải tĩnh, (kN).
Tải trọng hoạt động, (kN).
SM - hệ số tải tĩnh đối với moment.
- mment tĩnh cho phép, (kN.mm).
M - moment đặt vào.
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
d. Tải trọng động cơ sở
Tải trọng động cơ sở là yếu tố quan trọng để xác định tuổi thọ của sống lăn. Tải trọng động cơ sở được định nghĩa là tải trọng không đổi lớn nhất tác động lên sống
lăn để sống lăn có tuổi thọ danh nghĩa 50km. Giá trị tải trọng cơ sở dược cho trong
bảng số liệu của nhà sản xuất. Tuổi thọ danh nghĩa dùng để dự doán tuổi thọ của
sống lăn.
e. Tuổi thọ của sống lăn:
Khi bề mặt lăn và con lăn chịu tác động cùa tải chu kì, bề mặt làm việc sẽ bị tróc rỗ
vì mỏi. Tuổi thọ của sống lăn là tổng quãng dường dịch chuyển cho đến khi tróc rỗ bề mặt do mỏi xuất hiện.
Tuổi thọ danh nghĩa của sống lăn là quãng đường mà sống lăn di chuyển được khi
chịu tải trọng danh nghĩa. Thông thường tuổi thọ danh nghĩa của sống lăn là 50km. Giá trị tải trọng cơ sở dược cho trong bảng số liệu của nhà sản xuất. Tuổi thọ danh nghĩa dùng để dự doán tuổi thọ của sống lăn.
Tỉnh toán tuổi thọ danh nghĩa:
Tải trọng ảnh hưởng đến tuổi thọ của sống lăn, dựa vào tải trọng động cơ sở và tải thực tế ta tính dược tuổi thọ danh nghĩa dựa vào cơng thức:
Trong đó: L - tuổi thọ danh nghĩa, km c - tải trọng động cơ sở
m = mH/3 với mH là bậc của đường cong mỏi, mH=10 khi đối với sống lăn dùng con
lăn trụ, mH=9 đối với con lăn bi.
Q - tải trọng thật
Nếu xét đến môi trường làm việc thì ta sử dụng cơng thức:
■4/,cì
fvQc
Trong đó: L - tuổi thọ danh nghĩa.
fh - hệ số ảnh hưởng do độ cứng. ft - hệ số ảnh hưởng do độ cứng .
c - tải trọng động cơ sở. /
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
fw- hệ số ảnh hưởng do tải. qc- tải trọng tỉnh toán.
f.
Tinh toán lựa chọn sống lăn:
Điều kiện làm việc của sống lăn:
Với thời gian làm việc là 18.000h, vận tốc cắt tối đa là 5m/ph. Như vậy tuổi thọ của
sống lăn là 4320km.
Phần thân trên máy có khối lượng 20kg. Do yêu cầu về độ cứng vững và chính xác
của máy nên ta chọn sống lăn gồm 2 dãy dẫn hướng, mỗi dãy gồm 2 con trượt. Lực tác dụng lên mỗi con trượt được tính như sau:
t Ị
Hình 3. 8 lực tác dụng lên con trượt
Do trọng tâm của thân máy đặt chính giữa nên các con trượt chịu lực bằng nhau. Do
đó lực tác dụng lên mỗi con trượt là:
Pe = Pml = Pm2 = Pm3 = = V = 50 w
Tải trọng qui ước: Pe = 50 (N)
Vận tốc cực đại là v=5m/ph
Chọn loại sống lăn và cấp chính xác:
Chọn loại sống lăn kí hiệu: 9215T21 của hãng Mc Master với con lăn là viên bi cầu
phù hợp với các máy loại nhỏ,
Chọn cấp chính xác là p theo thơng số của nhà sản xuất. —
Chọn loại tải trọng zo với tải trọng đặt trước có giá trị 0,02C = 0,02.49,5=0.99(N) THIẾT KẾ CHẾ TẠO MÁY KHOAN DUNG DỊCH ĐIÊN HÓA Trang 37
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỀN MINH TUẤN
Tuổi thọ sons lăn :
Tuổi thọ : 4320km
Ta chỉ xét dến ảnh hưởng của tải trọng với ảnh hưởng của nhiệt độ là không đáng kể Ctt = (^)w.Pe. 1,8 = 278,54 w
Chọn loại sống lăn có ký hiệu : 9215T21
- Tải trọng động cơ sở : c = 1 l,3SkN - Tải trọng tĩnh cơ sở : Co = 16,97kN Hệ số an toàn: , _co_ 11,38 _ /si a 0^55 20,6 I jRailL 'Wd.l Profile of High-Load Guide Rail With Carriage
Hình 3. 9 Kết cấu con trượt
GiKfe Rails
Gmiages
. a
Rail 'A'd, Load C'aliHt Wd, Screw Dp, Avail 55 e Socket Heac Per
mn Cap, IPs mm mm mm See mm Each Lengths, rnrri Cap Screw See mm
1: c ĩ *7 * 4 34 tS M4 5 92I5T1 ft 66 47 133 360,430 660 W4 92174' to 27
2-1 5;2ÍC 30 44 ■t M5 6 92’172 ! 70 57 24J 480,34' ',200 M5 '21742 33
2 ■ •jit 36 48 ii M6 9 92173 190 33 245 480,34. 1J00 Mt 521743 34
Hình 3. 10 Thơng số kỹ thuật của sống lăn
BÁO CÁO ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Kết luận:
Vì trục Y là trục chịu tải nặng nhất nên đồng bộ 2 trục còn lại theo trục Y
Ỉ.Kiểm bền khung máy
Các lực, momen tác động lên giá đỡ và bàn máy bao gồm: trọng lực của giá đỡ và bàn máy, trọng lực của lồng vuông, trọng lực của bàn trượt trục z.
Trọng lực của bàn trượt trục Z: P1 = 5.9,81 = 50 (N)