Hoàn thiện thiết kế thân cụm trục Z - ời nói đầu- 123docz.net

L ời nói đầu

3.4.6Hoàn thiện thiết kế thân cụm trục Z

Trên thực tếđểtăng cường độ cứng vững (cũng như độ chính xác) cho mối lắp ghép giữa bạc trượt (hoặc thanh trượt ) với chi tiết thân, người ta sử dụng các biện

pháp gia cường (hình 3.47). Trong trường hợp này sử dụng phương pháp gia cường bằng chêm côn.

Hình 3.47:Các phương pháp gia cường A) Gia cường bằng thanh đẩy

B) Gia cường bằng vít đẩy C) Gia cường bằng chêm côn

D) Gia cường bằng con lăn thanh trụ tròn.

(trong đó phương pháp C đạt được độ cứng vững cao nhất, nhưng công nghệ chế tạo lại phức tạp nhất)

Gia cường 2 bên bằng chêm côn và sử dụng thêm miếng chêm thẳng (hình 3.48).

Nếu không dùng miếng chêm thẳng: kích thước D và B phải được chế tạo rất chính xác nếu không thì khi gia cường 2 bên sẽ gây ra áp lực lắp ráp và tải trọng

không đều theo phương nằm ngang lên bạc trượt - thanh trượt làm giảm tuổi thọ của nó. Việc chế tạo chính xác cao đối với kích thước D;B rất khó khăn và không có tính kinh tế trong khi chi tiết thân 1;2 có kích thước không nhỏ và kết cấu phức tạp. Nếu sử dụng miếng chêm thẳng thì các kích thước D;B không cần chế tạo chính xác cao, mọi sai số do chế tạo và lắp ráp sẽ được dồn về kích thước E của chêm thẳng. Miếng chêm thẳng sẽ được chế tạo có các kích thước thực khác nhau

để bù trừ sai số trong từng nhóm lắp ráp (từng trường hợp) cụ thể.

Kiểm tra vị trí lắp đai ốc bi:

Hình 3.50: Mô hình bề mặt cốđịnh và đặt lực Lực tác dụng FDmax= P’Z+ P’M+ P’S=4260,94 (N)

Hình 3.51: Kết quảứng suất

Ứng suất lớn nhất 1216391,9 (N/m2) trong phạm vi rất nhỏ và nhỏ hơn giới hạn chảy 185,46 lần.

Hình 3.52: Kết quả vùng chuyển vị≥ 0,0003 mm Chuyển vị lớn nhất: 0,00159 mm

3.5 Thiết kế bàn máy

3.5.1 Chọn vật liệu và kích thước cơ bản của bàn máy

Vật liệu bàn máy: Gang xám GG30 (theo tiêu chuẩn DIN). Rãnh chữ T

Kích thước cơ bản Có vát mép và góc bo

Hình 3.53: Rãnh chữ T theo tiêu chuẩn [10, tr.1664] A1=18 mm D1=24 mm B1=32 mm C1=14 mm W1=0,8 mm U1=1,3 mm R1=0,8 mm Kích thước cơ bản của bàn máy:

3.5.2 Dùng công cụCAD/CAE để thiết kế, kiểm tra và tối ưu hóa hết cấu

Thiết kế bàn máy có các rãnh chữ T để gá lắp chi tiết gia công (phôi) và phía

dưới bàn máy lắp 6 bạc trượt ,1 đai ốc bi và 1 thước đo quang học trục X.

Hình 3.55: Mô hình hóa bàn máy Kiểm tra bền và biến dạngbàn máy: (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Hình 3.56: Bề mặt khống chế và gán trọng lượng bàn máy + Gia tốc trọng trường: g=9,81 (m/s2)

+ Khối lượng phôi lớn nhất: mp= 1000 (kg)

+ Trong lượng phôi lớn nhất: Pp= 1000. 9,81 = 9810 (N) + Khối lượng sơ bộ của bàn máy: mb=324,66 (kg) + Trọng lượng bàn máy: Pb=324,66. 9,81 = 3184,9 (N) + Lực cắt: Fzmax=4654,73 (N)

+ Trường hợp 1 (TH1):

Hình 3.57: Lực tác dụng TH1

Hình 3.58: Kết quảứng suất TH1

+ Trường hợp 2 (TH2):

Hình 3.60: Lực tác dụng TH2

Hình 3.61: Kết quảứng suất TH2

+ Trường hợp 3 (TH3):

Hình 3.63: Lực tác dụng TH3

Hình 3.64: Kết quảứng suất TH3

+ Trưởng hợp 4 (TH4):

Hình 3.66: Lực tác dụng TH4

Hình 3.67: Kết quảứng suất TH4

3.5.3 Thống kê, đánh giá kết quả kiểm tra bền và biến dạngbàn máy

Bảng 3.13: Số liệu thống kê kết quả kiểm tra bền và biến dạng bàn máy S T T Hình kết quả phân tích Ứng suất ( N/m2) Giới hạn chảy (N/m2) Hệ số an toàn Chuyển vị (mm)

σmax σmin σ σ/σmax εmaxx10 - 4 εminx10 - 7

1 3.58 3.59 1543209,8 291,7 225593984 146,2 4,380 2,408 2 3.61 3.62 1980253,1 79,7 225593984 113,9 4,996 220,9 3 3.64 3.65 2081009,6 86,0 225593984 108,4 5,898 3,14 4 3.67 3.68 4040655,5 40,7 225593984 55,8 12,24 0,007788 LỚN NHẤT 4040655,5 291,7 225593984 146,2 12,24 220,9 NHỎ NHẤT 1543209,8 40,7 225593984 55,8 4,380 0,007788 TRUNG BÌNH 2411282,0 124,525 225593984 106,1 6,879 56,6139

Nếu chỉ tính toán tải tĩnh cho một trường hợp sẽ không đánh giá được đầy đủđiều kiện chịu tải trong thực tế, tính toán tải tĩnh cho nhiều trường hợp sẽ có được kết quả đầy đủhơn.

Việc sử dụng trọng lượng phôi lớn nhất và lực cắt lớn nhất để kiểm tra cho kết quả

là bàn máy vẫn đảm bảo được độ bền, cũng như biến dạng nhỏ (do đó sai số do biến dạng bàn máy đã được giảm thiểu đáng kể).

Kết quả hình ảnh cho thấy vùng ứng suất lớn nhất chủ yếu tập trung tại bề mặt lắp ráp với bạc trượt, do diện tích bề mặt lắp ráp khá nhỏ.

3.6 Vít me-đai ốc bi, động cơ AC servo, khớp nối, thanh trượt-bạc trượt trục X và hoàn thiện thiết kế bàn máy và hoàn thiện thiết kế bàn máy (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

3.6.1 Tính toán chọn vít me - đai ốc bi trục X

Hình 3.69:Sơ đồ tính toán + Bỏ qua lực ma sát của thanh trượt - bạc trượt bi. + Lực cắt Fz ; Fx

+ Trong lượng phôi lớn nhất: Pp (N) + Trọng lượng bàn máy: Pb (N) + Gia tốc: at (m/s2)

+ Lực quán tính của phôi: Fqt1 (N) + Lực quán tính của bàn máy: Fqt2 (N)

- Trường hợp bàn máy và phôi di chuyển nhanh theo phương X+ : at =0,37 (m/s2)

Fx=Fz=0

FD= Fqt1+ Fqt2= (mp+ mb).at = (1000+ 324,66) .0,37 = 490,12 (N) - Trường hợp đang gia công: FD = Fx=Fxmax=4654,73 (N)

Chọn bước ren vít me: p=10mm Tốc độ quay lớn nhất của trục vít me:

Bảng 3.14: Bảng số liệu để tính toán tải trọng trung bình.

STT Tải trọng (N) Tốc độ dịch chuyển trục Z (m/phút) Tốc độ quay trục vít me có p=10mm (vòng/phút) Tỉ số thời gian chịu tải (%) Hệ số điều kiện làm việc FDi ni ti fpi 1 Chạy nhanh có gia tốc 490,12 30 3000 20 1,4 2 Gia công 4654,73 2 200 80 1,4 Tốc độ trung bình trục vít me trục X: [7, tr.21] = . 100= 3000. 20 100+ 200. 80 100= 760(vòng/phút) Tải trọng trung bình: [7, trang 22] = . . 100. 3 = 490,12 .3000 760 . 20 100.1,43+ 4654,73 .200 760 . 80 100.1,43 = 3882,31 (N) Tải trọng tính toán: Fa=FDm=3882,31 (N) Thời gian làm việc: Lh=3x365x24=26280 ( giờ) L= Lh. .60 (vòng) C’= = . . = 3882,31 . . . [7, tr.24] C’= 41237 (N)= 4207,86 (kgf) (1kgf≈9,8N)

Chọn vít me - đai ốc bi tuần hoàn có tải trọng động dọc trục cho phép: C ≥ C’=4207,86 (kgf)

Như vậy, chọn vít me - đai ốc bi của hãng HIWIN (Đài Loan),

Số hiệu sản phẩm R36 - 10B2 - FDW - 1380 - 1669 - 0.018 (xem phụ lục 6) Các thông sốcơ bản:

+ Bước ren vít: p=10 mm + Góc vít: γ≈ 4,86o

+ Đường kính đỉnh ren trục vít : OD=36 mm + Đường kính chân ren trục vít: RD=30,91 mm + Đường kính tâm bi ăn khớp: PCD=37,4 mm + Đường kính bi: 6,35 mm

+ Tải trọng động lớn nhất cho phép: C=5105 (kgf) + Tải tĩnh lớn nhất cho phép: Co= 12668 (kgf)

+ Mô men cản: Mc= 6,64÷12,34 (kgf.cm) =650,72÷1209,32 (N.mm) + Chiều dài hành trình đai ốc: L=L1 - 193 =1380 - 193=1187 (mm)

3.6.2 Tính toán chọn động cơ AC servo trục X

Động cơ AC servo truyền động trực tiếp trục vít me bi. Mô men quay trục vít me bi : M=T+Mc

T= 0,5.F.Dtb.tan(γ+ φt) [1, tr.169] + Trong đó : F= max (FDi, FDm)=4654,73 (N) Dtb =PCD=37,4 (mm) Góc vít γ = arctan π. = 4,86o Góc ma sát lăn thay thế : = arctan . . ( ) = arctan . , , . ( ) ≈0,02 .Hệ sốma sát lăn thay thế: ft = 0,004

.Đường kính chân ren: d1= RD=30,91 (mm) .Góc tiếp xúc ≈45 (hình 3.35)

Vậy: T= 0,5. 4654,73. 37,4. tan(4,86o+ 0,02o) = 7431,6 (N.mm) Lấy mô men cản: Mc= 980 (N.mm)

Mô men quay trục vít me bi:

M=T+ Mc=7431,6+ 980= 8411,6 (N.mm) ≈ 8,41 (N.m)

– số vòng quay tính toán của trục vít me.

Một vòng quay trục vít thì đai ốc tịnh tiến một đoạn bằng bước vít, do đó :

= = = 3000 (vòng/phút) Công suất tính toán: = . , . =8411,6 .3000 , . = 2,59( ) [4, tr. 21] Chọn động cơ AC servo trục X có: nmax≥ 3000 (vòng/phút) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Mô men hoạt động liên tục ≥ 8,41 (N.m) Công suất ≥ 2,59(kW)

Chọn động cơ AC Servo FANUC: α12/3000 (không phanh)

+ Công suất 2,8 (kW) (phụ lục 7) + Mô men hoạt động liên tục 12 (N.m)

+ Mô men quay lớn nhất 66 (N.m) + nmax= 3000 (vòng/phút)

+ Khối lượng 18 (kg)

+ Đồ thịđường đặc tuyến mô men - tốc độ của α12/3000 (Hình 3.37)

91 3.6.3 Tính toán chọn ổ bi cho vít me trục X

Trong trường hợp này, ổ bi gần như chỉ chịu tải trọng dọc trục, nhưng để đảm bảo độ cứng vững trong khi làm việc nên phải chọn ổbi đỡ chặn.

Hình 3.70: Kiểu bố trí ổ bi (sử dụng 2 cặp ổbi đỡ chặn) Tải trọng dọc trục: = 3882,31 (N) Thời gian làm việc: Lh=3x365x24=26280 ( giờ) L= Lh. .60 (vòng) = [10, tr.2309] - Thời gian làm việc (triệu vòng) C - Tải trọng cho phép của ổ bi. (N)

P - Tải trọng tương đương khi làm việc (N)

= 760(vòng/phút)

Tải trọng tính toán: C’= ( ) = = . . .

C’= 3882,31 . . . = 41236,99 (N) Ổ bi đỡ chặn cho phép chịu tải trọng dọc trục theo một chiều, dựa vào cách bố trí ổ bi hình 3.70, đểtính cho một ổ bi:

C1’= C’/2=41236,99 / 2= 20618,5 (N) ≈ 20,62 (kN)

Chọn ổbi đỡ chặn có tải trọng động cho phép C≥20,62 (kN)

Chọn ổbi đỡ chặn đôi BEAS 025057 - 2Z và BEAS 030062 - 2Z của hãng SKF [19] Các ổ bi này hoàn toàn giống với ổ bi cho vít me trục Z, xem phụ lục 9, 10.

3.6.4 Chọn then và thiết kế khớp nối giữa trục vít me và động cơ AC servo trục X Then và khớp nối giữa trục vít me và động cơ AC servo trục X hoàn toàn giống

như trục Z, do động cơ và trục vít me giống như trục Z. 3.6.5 Tính toán chọn thanh trượt - bạc trượt trục X

Theo hình 3.69, tổng tải trọng tác dụng theo phương Z: ∑ = Fz+ Pp+ Pb=4654,73+ 9810+ 3184,9 =17649,63 (N)

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên 1 bạc trượt theo phương Z (bố trí 6 bạc trượt): CZ= ∑ /6 .2,75 =17649,63 /6 .2,75= 8089,41 (N)

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên 1 bạc trượt theo phương Y:

CY= Fy/6 .2,75 =4654,73/6 .2,75= 2133,42 (N) (hệ số tải trọng không đều khi làm việc = 2,75) Tải trọng tương đương: Ptd= CZ + 0,5 . CY [8, tr.8] Ptd=8089,41 + 0,5 .2133,42 = 9156,12 (N) = . 50 . 10 .60 ↔ = . . .60 50 . 10 [8, tr. 5] Lh=26280 ( giờ) Tốc độ trung bình trục vít me trục X: = 760 (vòng/phút) Bước vít: p=10 mm Tốc độ trung bình của bạc trượt: Ve= . p =7600 (mm/phút)= 7,6 (m/phút) = 9156,12. 26280 .7,6 .60 50 . 10 = 56874,6 ( ) Chọn bạc trượt có tải trọng động cho phép C ≥ 56874,6 ( ) và có kích thước lắp ráp phù hợp.

Chọn thanh trượt - bạc trượt HGL45CA có tải trọng động cho phép C=94,54 (kN) ( thông sốvà kích thước đầy đủ xem phụ lục 13)

3.6.6 Hoàn thiện thiết kế bàn máy

Chọn phương pháp gia cường bằng chêm côn và gia cường 2 phía sử dụng thêm miếng chêm thẳng cho mối ghép giữa bàn máy và các bạc trượt.

Hình 3.71: Bàn máy

Kiểm tra vị trí lắp đai ốc bi:

94 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Hình 3.73: Kết quảứng suất

Ứng suất lớn nhất 4638196 (N/m2) trong phạm vi rất nhỏ và nhỏ hơn giới hạn chảy 48,6 lần.

Hình 3.74: Kết quả chuyển vị. Biến dạng lớn nhất 0,001704 (mm)

3.7 Thiết kế chi tiết thân cụm chuyển động trục Y

3.7.1 Chọn vật liệu

Gang xám GG30 (DIN)

3.7.2 Dùng công cụCAD/CAE để thiết kế, kiểm tra và tối ưu hóa hết cấu

Thân cụm trục Y được thiết kế phù hợp để gá lắp tất cả các chi tiết chuyển động theo trục Y, bao gồm: 2 gối đỡ trục vít me, 1 động cơ AC servo, 2 thanh trượt trục

X; phía dưới lắp 4 bạc trượt, 1 đai ốc bi trục Y, 1 thước đo quang học trục Y…

Hình 3.75: Mô hình hóa sơ bộ thân cụm trục Y

+ Lực tác dụng lớn nhất lên bề mặt lắp ráp với thanh trượt của thân cụm trục Y FCZmax= Pb + Pp+ Fzmax = 3184,9 + 9810+ 4654,73=52649,63 (N)

.Trọng lượng bàn máy: Pb=324,66 .9,81 = 3184,9 (N)

.Trong lượng phôi lớn nhất: Pp= 9810 (N)

.Trọng lượng các chi tiết khác không đáng kể nên bỏ qua .Lực cắt: Fzmax=4654,73 (N)

+ Khối lượng của thân cụm trục Y: mthY = 978,25 (kg)

+ Trọng lượng thân cụm trục Y: PthY = 978,25 .9,81= 9596,63 (N) + Lực tác dụng theo phương Y: Fymax= 4654,73 (N)

Hình 3.76: Bề mặt khống chế.

Kiểm tra cho các trường hợp thân cụm trục Y chịu lực FCZmax và Fymax ở các vùng bề mặt khác nhau:

+ Trường hợp 1 (TH1):

Hình 3.77: Mô hình phân tích TH1

Hình 3.78: Kết quảứng suất TH1

+ Trường hợp 2 (TH2):

Hình 3.80: Mô hình phân tích TH2

Hình 3.81: Kết quảứng suất TH2

+ Trường hợp 3 (TH3): (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Hình 3.83: Mô hình phân tích TH3

Hình 3.84: Kết quảứng suất TH3

100

3.7.3 Thống kê, đánh giá kết quả kiểm tra bền và biến dạngthân cụm trục Y

Bảng 3.15: Số liệu thống kê kết quả kiểm tra bền và biến dạng thân cụm trục Y S T T Hình kết quả phân tích Ứng suất ( N/m2) Giới hạn chảy (N/m2) Hệ số an toàn Chuyển vị (mm)

σmax σmin σ σ/σmax εmaxx10 - 3 εminx10 - 4 (trong vùng gia công)

εomaxx10 - 3 1 3.78 3.79 7398098,5 328,0 225593984 30,5 61,360 3,852 5,26 2 3.81 3.82 5120523,0 2273,2 225593984 44,1 43,36 0,9981 4 3 3.84 3.85 5551787,5 268,2 225593984 40,6 7,376 6,484 3,7 LỚN NHẤT 7398098,5 2273,2 225593984 44,1 61,36 6,484 5,26 NHỎ NHẤT 5120523,0 268,2 225593984 30,5 7,376 0,9981 3,7 TRUNG BÌNH 6023469,67 956,47 225593984 38,4 37,365 3,77803 4,32

Trong điều kiện lực tác dụng lớn nhất, thân cụm trục Y vẫn đảm bảo được độ bền với hệ số an toàn trung bình là 38,4 ,vùng ứng suất lớn nhất trong một phạm vi nhỏ và chủ yếu tập trung tại bề mặt lăp ráp với bạc trượt.

Biến dạng lớn nhất trung bình là 37,365x10 - 3 (mm) (gần bằng 0,04 mm) nhưng phạm vi khá nhỏ và tập trung ở phía ngoài của chi tiết, trong vùng gia công (khu vực xung quanh trục chính đối với thân cụm trục Y) biến dạng vẫn nằm trong giới hạn cho phép, trung bình 0,00432 mm. Do vậy, sai số do biến dạng gây ra trong điều kiện lực tác dụng lớn nhất là đạt yêu cầu.

101

3.8 Vít me-đai ốc bi, động cơ AC servo, khớp nối,thanh trượt-bạc trượt trục Y và hoàn thiện thiết kế thân cụm trục Y và hoàn thiện thiết kế thân cụm trục Y

3.8.1 Tính toán chọn vít me - đai ốc bi trục Y

Hình 3.86:Sơ đồ tính toán + Bỏ qua lực ma sát của thanh trượt - bạc trượt bi. + Lực cắt Fz ; Fy

+ Trong lượng phôi lớn nhất: Pp = 9810 (N) + Trọng lượng bàn máy: Pb=3184,9 (N)

+ Trọng lượng thân cụm trục Y: PthY= 9596,63 (N) + Gia tốc: at (m/s2)

+ Lực quán tính của phôi: Fqt1 (N) + Lực quán tính của bàn máy: Fqt2 (N)

+ Lực quán tính của thân cụm trục Y: Fqt3 (N)

- Trường hợp thân cụm trục Y di chuyển nhanh theo phương Y+ : at =0,37 (m/s2)

Fy=Fz=0

+ Khối lượng của thân cụm trục Y: mthY = 978,25 (kg) + Khối lượng phôi lớn nhất: mp=1000 (kg)

+ Khối lượng bàn máy: mb=324,66 (kg) FD= Fqt1+ Fqt2+ Fqt3= (mp+ mb+ mthY).at

102

- Trường hợp đang gia công: FD = Fy=Fymax=4654,73 (N) Chọn bước ren vít me: p=10mm

Tốc độ quay lớn nhất của trục vít me:

nmax= = = 3000 (vòng/phút)

Bảng 3.16: Bảng số liệu để tính toán tải trọng trung bình.