ĐỒ án THIẾT kế hệ THỐNG cơ KHÍ mã đề VCK02 10 THIẾT kế hệ dẫn HƯỚNG CHO bàn máy CNC

Chọn máy tham khảo

Thông số Máy Tham Khảo 1

Vận tốc di chuyển tự do

Tốc độ quay trục chính

Máy Phay đứng Phay đứng Phay đứng

Với những thông số như trên, Máy SINUMERIK 828D phù hợp để chọn làm máy tham khảo

6 download by : skknchat@gmail.com

Các thông số khác tham khảo tại: https://assets.new.siemens.com/siemens/assets/api/uuid:70d1a600-5309-404a- aec0-aa711dc1ef08/version:1570541081/catalog-nc-82-sinumerik-828.pdf

Phân tích động học máy tham khảo

II.1 Truyền dẫn chính (Tạo chuyển động cắt)

Sử dụng động cơ một chiều và xoay chiều cho phép điều khiển tốc độ vô cấp của động cơ một cách hiệu quả Các loại động cơ này nổi bật với khả năng thay đổi số vòng quay một cách đơn giản, đồng thời có mômen truyền tải cao, đảm bảo rằng số vòng quay vẫn ổn định khi lực tác dụng thay đổi.

Truyền động chính của máy CNC cần cung cấp công suất cắt cần thiết thông qua các động cơ và trục công tác để gia công chi tiết hiệu quả Bên cạnh đó, tổn thất do ma sát trong bộ phận cơ khí cũng cần được tính toán để xác định kích thước phù hợp cho máy CNC Độ ổn định cao trong truyền động là yếu tố quan trọng, đảm bảo mômen quay ổn định ở mọi vị trí dù lực gia công cao Đồng thời, máy cũng cần có đủ động lực để điều chỉnh nhanh chóng tốc độ cắt mà không bị rung động.

Máy sử dụng động cơ điện ba pha, mặc dù có giá thành cao do điều khiển bằng điện tử, nhưng đã khắc phục bất lợi về việc điều khiển số vòng quay phức tạp Hiện nay, bộ biến tần được sử dụng chủ yếu để điều khiển động cơ ba pha.

Trục công tác được tiêu chuẩn hóa nhằm tối ưu hóa khả năng thay đổi của các thiết bị kẹp Trong máy CNC, trục công tác cùng với các bộ phận khác được chế tạo với độ chắc chắn cao hơn so với máy công cụ thông thường, nhờ vào khả năng gia tốc nhanh hơn.

(10 đến 40m/s²) và công suất cắt cao hơn.

II.1.2 Sơ đồ động học truyền dẫn chính

III.1.3 Phương trình động học truyền dẫn chính

Ntc = Ndc.i Trong đó: Ntc là tốc độ quay trục chính 5000rpm

Ndc là tốc độ quay động cơ 12000rpm

II.2 Truyền dẫn chạy dao (Tạo chuyển động tạo hình)

II.2.1 Truyền động các trục

Trong máy công cụ CNC, việc điều khiển các trục chuyển động (X, Y, Z) được thực hiện thông qua động cơ bước và động cơ Servo, mỗi trục được gắn một động cơ riêng biệt Thông thường, hộp số chỉ có từ 1 đến 2 cấp Trước đây, động cơ một chiều được sử dụng để điều khiển tốc độ vô cấp cho trục chính, nhưng hiện nay, động cơ ba pha kết hợp với bộ điều khiển điện tử đã mang lại nhiều lợi ích vượt trội so với động cơ một chiều.

Trục chính được điều khiển bởi động cơ servo trục chính (trục Z) và được quản lý bởi bộ điều khiển CNC, cho phép điều chỉnh tốc độ quay linh hoạt trong giới hạn thiết kế của máy Chuyển động theo trục này đảm bảo hiệu suất tối ưu trong quá trình vận hành.

Máy hoạt động nhờ cụm trục chính, với trục Z được dẫn động bởi động cơ servo thông qua bộ truyền vitme đai ốc bi Hệ thống này được điều khiển và điều chỉnh bởi bộ điều khiển CNC kín có phản hồi.

Bàn máy của máy phay CNC thông thường có hai khả năng chuyển động theo

Hai trục X và Y được điều khiển bởi các động cơ servo thông qua hệ thống truyền động vít me bi Tốc độ của chúng được điều chỉnh bởi bộ điều khiển CNC kín có phản hồi.

Động cơ servo được thiết kế cho hệ thống hồi tiếp vòng kín, trong đó tín hiệu ra của động cơ được kết nối với mạch điều khiển Khi động cơ quay, vận tốc và vị trí sẽ được hồi tiếp về mạch này Nếu có trở ngại ngăn cản chuyển động của động cơ, cơ cấu hồi tiếp sẽ phát hiện tín hiệu ra chưa đạt vị trí mong muốn, và mạch điều khiển sẽ điều chỉnh sai lệch để động cơ đạt được độ chính xác cần thiết.

Loại động cơ này có một số đặc điểm chung như sau:

- Đặc điểm động học tốt.

- Thường được tích hợp sẵn cảm biến đo tốc độ hay góc quay.

- Có dải tần số công tác rộng 0÷400 Hz.

Truyền động đai là phương pháp truyền động sử dụng dây đai để truyền mômen xoắn và tốc độ giữa các trục Hệ thống này nhận chuyển động từ một động cơ bên ngoài thông qua bộ truyền đai răng hoặc đai thang, và thường được áp dụng rộng rãi trong các máy gia công truyền thống.

Hiệu suất trục chính dẫn động đai đạt khoảng 95%, với tốc độ quay lên đến 15.000 vòng/phút Trục chính này cũng có khả năng truyền mô men xoắn tốt ở tốc độ thấp 1.000 vòng/phút, tùy thuộc vào loại đai và tỉ số truyền.

Truyền động đai là một giải pháp linh hoạt, phù hợp cho nhiều ứng dụng khác nhau, từ yêu cầu mô men xoắn cao kết hợp với tốc độ quay thấp đến mô men xoắn thấp với tốc độ quay cao Tuy nhiên, loại truyền động này cũng tồn tại một số nhược điểm chính.

+ Bị giãn nở nhiệt đáng kể so với các truyền động khác.

+ Độ kéo căng của đai gây nên một lực hướng kính lên trục, gây nên tải trên các ổ đỡ.

+ Gây nhiều tiếng ồn hơn do sự chuyển động của đai.

II.2.4 Sơ đồ động học truyền dẫn chạy dao

II.2.5 Phương trình động học truyền dẫn chạy dao

Trong đó: Vcd là tốc độ chuyển động của bàn máy (mm/phút) Vdc là tốc độ của động cơ (mm/phút)

Tx là bước vít me (mm)

II.3 Truyền động thay dao

Trong mâm dao, việc thay đổi dao được thực hiện thông qua một hệ thống kẹp, hay còn gọi là tay đòn Quá trình này diễn ra với thiết bị kẹp hai tay, sau khi một dao mới được chỉ định trong chương trình NC Đầu tiên, dao mong muốn được định vị trong ổ dao tại vị trí thay dao, sau đó trục chính được đưa vào vị trí thay đổi.

Xoay tay kẹp dao cũ về vị trí ban đầu trên trục chính, sau đó di chuyển đến vị trí dao mới trong ổ dao và cuối cùng, đặt thiết bị kẹp dụng cụ trở lại vị trí ban đầu.

Trong thiết bị thay dao, quá trình thay dao được thực hiện thông qua một hệ thống cần gạt, được gọi là cần thay dao Việc thay đổi dao bằng cách sử dụng cần gạt kép diễn ra sau khi một dao mới được đưa vào chương trình NC.

 Định vị dao chinh mong muốn trong ổ dao vào vị trí thay dao.

 Đưa trục chính công tác về vị trí thay dao.

 Quay cần gạt dao về phía dao cũ trong trục chính và về phía dao mới trong ổ dao.

 Lấy dao trong trục chính và trong ổ dao, quay cần gạt dao.

 Đặt dao mới vào trục chinh công tác và dao cũ vào ổ chứa dao.

 Bẻ cần gạt về vị trí nghỉ.

Thời gian thay dao khoảng 6 tới 15 giây, bộ thay dao nhanh nhất hiện nay thay dao mất khoảng 1 giây.

Lưu đồ 8 bước thay dao

Bước 1: Trục chính về mặt phằng thay dao, xoay định hướng góc then.

Bước 2: Ổ chứa dao tự hành đi vào kẹp dao trên trục chính.

Bước 3: Hệ thống khí nén được kích hoạt để thực hiện xy lanh mở chấu kẹp và đầy dao không mút vào mặt côn của trục chính

Bước 4: Trục chính đi lên hết chiều cao của đài dao

Bước 5: Ổ chứa dao quay phân độ đưa dao cần thay vào miệng trục chính Bước 6: Trục chính đi xuống về mặt phằng thay dao

Bước 7: Giải phóng khí nén để hồi xy lanh kẹp và kẹp dao bằng lực đàn hồi của lò xo

Bước 8: Ổ chứa dao hồi về vị trí ban đầu

Các cơ cấu đặc biệt

Bộ truyền vít me - đai ốc bi hình bao gồm trục vít me, đai ốc và dòng bi, với vít me được kết nối trực tiếp với động cơ hoặc thông qua các bộ truyền động như đai, xích, bánh răng Khi động cơ quay, vít me cũng quay, khiến đai ốc di chuyển dọc theo trục vít me, từ đó làm cho bàn X,Y chuyển động tịnh tiến Tốc độ di chuyển của bàn X,Y phụ thuộc vào tốc độ động cơ và bước ren của trục vít, với mỗi vòng quay của động cơ tương ứng với một đoạn di chuyển bằng bước ren của trục vít Đặc biệt, tiếp xúc lăn giữa đai ốc và vít me cho phép chuyển động với lực quay rất nhỏ, mang lại hiệu quả cao cho hệ thống.

III.1.2 Đặc điểm Bộ truyền Vít me – Đai ốc bi

1 Trục vít me: được gia công các rãnh ren ở dạng cầu, để chứa và dẫn chuyển động của bi

2 Đai ốc bi: được chế tạo giống như chức năng của đai ốc, bên trong chữa các rãnh tròn để chứa bi và dẫn chuyển động của bi

Bi được thiết kế dưới dạng cầu với đường kính phù hợp cho từng loại vít me đai ốc Khi bi tiếp xúc với rãnh của trục vít và đai ốc, nó sẽ chuyển động lăn, giúp truyền chuyển động giữa trục vít me và đai ốc một cách hiệu quả.

Vành nhựa chắn bi được sản xuất từ nhựa, có chức năng ngăn chặn bụi bẩn trong quá trình làm việc Thiết kế của vành nhựa này được chế tạo đồng bộ với bước ren của trục vít và đai ốc bi, đảm bảo hiệu quả sử dụng cao.

Đường hồi bi là cơ chế cho phép các viên bi di chuyển bên trong rãnh ren của ổ bi, được tuần hoàn thông qua các cơ chế trả về khác nhau Nếu không có cơ chế hồi bi, các viên bi sẽ rơi ra khỏi đầu ổ bi khi đến cuối ổ Có hai kiểu đường hồi bi: hồi bi ngoài và hồi bi trong Đường hồi bi ngoài sử dụng ống hồi bi đặt bên ngoài thân đai ốc để hồi các viên bi về bên đối diện, giúp việc sửa chữa dễ dàng hơn Ngược lại, đường hồi bi trong hồi các viên bi liên tục qua rãnh hồi bi nằm phía trong thân đai ốc, nhưng loại này khó tháo lắp và sửa chữa.

Bộ truyền vít me và đai ốc chuyển đổi chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của bàn máy Vít me đai ốc bi là loại thiết bị có cấu trúc tiếp xúc lăn, giúp tăng cường hiệu suất và độ chính xác trong quá trình vận hành.

Các dạng prôfin ren của vít me và đai ốc như sau:

Có nhiều dạng kết cấu như hình chữ nhật, hình thang, nửa cung tròn và dạng rãnh (cung nhọn) Trong đó, dạng chữ nhật và dạng profin ren hình thang chỉ phù hợp với tải trọng thấp, thường được sử dụng khi máy có khả năng chịu tải trọng theo chiều trục nhỏ và độ cứng vững không cao.

Dạng nửa cung tròn (hình d) là dạng phổ biến nhất, với bán kính rãnh r2 gần bằng bán kính viên bi R1, giúp giảm tối đa ứng suất tiếp xúc Tỉ lệ r2/r1 nên được chọn trong khoảng 0,95 đến 0,97 để giảm thiểu tổn thất do ma sát Khi góc tiếp xúc nhỏ, bộ truyền sẽ có độ cứng vững và khả năng tải thấp, dẫn đến lực hướng kính lớn Tăng góc tiếp xúc sẽ cải thiện khả năng đảo và độ cứng vững của truyền động, đồng thời giảm tổn thất do ma sát Do đó, cần chọn khe hở đường kính ∆d sao cho góc tiếp xúc đạt 45°.

Dạng rãnh cung nhọn (a) mang lại nhiều lợi ích vượt trội so với loại cung tròn, cho phép truyền động không rơ và điều chỉnh độ dôi của đường kính viên bi một cách linh hoạt Trong khi đó, dạng nửa tròn cần sử dụng thêm đai ốc thứ hai để khử độ rơ và tạo độ dôi đều.

III.1.3 Ưu điểm Bộ truyền Vít me – Đai ốc bi

- Khắc phục được độ rơ khớp ren, chịu lực kéo với kết cấu đảm bảo độ cứng vững chiều trục cao.

- Tổn thất do ma sát nhỏ, hiệu suất bộ truyền đạt tới 0,9 so với trục vít me đai ốc trượt 0,2-0,4.

- Gần như độc lập hoàn toàn với lực ma sát ( biến đổi theo tốc độ), ma sát tĩnh rất bé nên chuyển động êm.

Biến đổi truyền dẫn dễ dàng với ít ma sát và không có khe hở, đảm bảo hiệu suất cao khi vận hành Bộ truyền đai ốc bi cho phép từng trục chạy dao hoạt động độc lập, mang lại sự linh hoạt và hiệu quả trong quá trình sản xuất.

Hệ thống băng dẫn hướng đóng vai trò quan trọng trong việc điều hướng chuyển động của các bàn máy theo các trục X, Y và trục Z của trục chính Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, người ta thường sử dụng thanh trượt hình chữ I hoặc kiểu máng trượt Các yêu cầu chính bao gồm tổn hao ma sát thấp, khe hở nhỏ, khả năng bôi trơn tốt và khả năng đáp ứng gia tốc lớn.

Trong máy phay CNC, việc sử dụng các cặp ma sát lăn được mô đun hóa và tiêu chuẩn hóa là rất quan trọng Điều này giúp tăng khả năng dịch chuyển nhỏ và chính xác, đồng thời ngăn chặn hiện tượng trượt kiểu bước nhảy.

III.3 Cơ cấu Tháo, Kẹp dao bằng khí nén và lò xo

Hệ thống kẹp và tháo dụng cụ của máy phay CNC được tích hợp trực tiếp trên trục chính, sử dụng khí nén để tháo dụng cụ và hệ thống lò xo đĩa để giữ chặt dụng cụ.

Quá trình tháo lỏng dụng cụ bắt đầu khi khí nén được đưa vào phía trên xylanh, làm piston di chuyển xuống Sự chuyển động này thông qua trục kẹp sẽ ép lò xo đĩa, mở mỏ kẹp và đẩy dụng cụ ra khỏi trục chính Đồng thời, khí nén cũng được thổi qua tâm trục kẹp để làm sạch bề mặt gá kẹp.

Trình tự kẹp chặt dụng cụ bắt đầu bằng việc cài đặt dụng cụ đúng vị trí trong trục chính Khi khí nén được đưa vào phía dưới của xylanh, piston sẽ di chuyển lên trên Hệ thống lò xo đĩa sẽ đẩy trục kẹp lên, kéo theo hệ thống mỏ kẹp chuyển động lên trên Khi mỏ kẹp gặp gờ chặn, chúng sẽ kẹp chặt đuôi của dụng cụ và kéo lên phía trên.

Tính toán hệ thống dẫn động bàn máy CNC

II.1.1 Quy trình tính toán

II.1.2 Điều kiện làm việc

Loại máy CNC: máy phay

- Chế độ cắt thử nghiệm: phay mặt đầu, 6 lưỡi cắt, D = 80mm, JIS, S45C, Grade 4040, v = 100 m/phút, t = 1,2 mm, F = 900 mm/phút.

- Khối lượng lớn nhất của chi tiết gia công:M = 300 kg

- Khối lượng bàn máy X: Mx = 200kg

- Khối lượng bàn máy Y: My = 140kg

- Vận tốc chạy lớn nhất khi không gia công : V1 = 20m/ph = 0,33m/s

- Vận tốc chạy lớn nhất khi gia công : V2 = 12m/ph = 0,2 m/s

- Gia tốc hoạt động lớn nhất của hệ thống : a = 0,5g = 4,9m/s2

- Thời gian hoạt động : 05 – 07 năm ( Lt 000h)

- Hệ số ma sát trượt : μ =0,1

Tốc độ quay tối đa trong quá trình gia công trục chính Z: n = (1000v)/(pi.D) = (1000.100)/(pi.80) = 397,89 (vòng/phút)

Lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian 1 lưỡi cắt ăn vào kim loại (Lượng chạy dao răng):

Các thông số cơ bản của lưỡi cắt Grade 4040 với vật liệu S45C (Độ cứng 163 HB)

Tính toán trên phần mềm Sandvik:

Các kết quả thu được:

+ Metal Removal Rate: 51.4 cm^3/min

TÍNH TOÁN HỆ THỐNG VÍT ME

Tính toán hệ thống vít me cho bàn máy X

1.1.1 Các thông số đầu vào

- Chế độ cắt thử nghiệm tối đa SVT :

+ Tiêu chuẩn quốc gia: JIS

+ Lượng chạy dao phút: F0mm/ph

- Khối lượng lớn nhất của chi tiết: M00 kg

- Trọng lượng bàn gá trục X : M = 200 kgx

- Trọng lượng bàn gá trục Y : M = 140 kgy

- Vận tốc chạy lớn nhất khi không gia công : V m/ph 1

- Vận tốc chạy lớn nhất khi gia công : V = 12mm/ph 2

- Gia tốc hoạt động lớn nhất của hệ thống : a=0,5g=4,9m/s 2

- Thời gian hoạt động : L = 20000h ( khoảng 6,8 năm) t

- Tốc độ vòng động cơ : N = 2000rpm max

- Độ chính xác vị trí không tải : ±0,03/1000mm

- Độ chính xác lặp : ±0,005mm

- Độ lệch truyền động : ±0,02mm

- Hệ số ma sát tại đường hướng : =0,1�

- Vùng hoạt động lớn nhất: Lx = 550mm, Lymax max = 400mm

Máy phay CNC yêu cầu hệ thống dẫn hướng có độ chính xác cao để đảm bảo chất lượng sản phẩm, mặc dù tốc độ quay của vitme và tốc độ dịch chuyển của bàn máy không quá lớn Vì vậy, kiểu lắp ổ đỡ cho vitme dẫn động 2 bàn máy được khuyến nghị là kiểu lắp 2 đầu chặt (fix - fix).

Với kiểu lắp ghép này, hệ số phụ thuộc vào kiểu lắp ghép f nhận giá trị là : f !,9

1.1.3 Lực cắt chính của máy(Fm)

 Tốc độ quay tối đa trong quá trình gia công của trục chính Z n= v× 1000 π × D = 100 × 1000

 Lượng chạy dao răng ( f z ) là lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian

1 răng (1 lưỡi cắt) của dao phay ăn vào kim loại: f Z = F

+ F là lượng chạy dao tính theo phút (mm/phút)

+ n là tốc độ quay của trục chính Z (vòng/phút)

 Góc nghiêng chính của lưỡi cắt, đối với dao phay mặt đầu thì α= 45 ÷ 60 °

Tính toán các thành phần lực cắt khi phay mặt đầu:

Hình 16: Lực cắt thành phần khi phay mặt đầu. a) Đối xứng b) Không đối xứng phay nghịch c) Không đối xứng phay thuận

Các công thức tính lực dọc trục:

 Khi tăng tốc về bên trái : F 1 =μmg ma f + +

 Khi chạy đều về bên trái : F 2 =μmg f +

 Khi gia công về bên trái : F 3 = F m + μ( ma + F mz )+ f

 Khi giảm tốc về bên trái : F =μmg ma f − +

 Khi tăng tốc về bên phải : F 5 =−μmg−ma−f

 Khi chạy đều về bên phải : F 6 =−μmg− f

 Khi gia công về bên phải : F 7 =−F m − μ ( ma+F mz ) − f

 Khi giảm tốc về bên phải : F 8 =−μmg+ma−f

- a là gia tốc hoạt động của hệ thống a = 4,9 (m/s ) = 0,5g (m/s ) 2 2

- F m là lực cắt chính của máy: F m = P y =¿ 600(kgf)

- F mz là lực theo phương Z (thẳng đứng): F mz =P x `0 (kgf)

- μ là hệ số ma sát trượt : μ= 0,1

- f là lực chống trượt theo trục: f = 0

- m là khối lượng ứng với mỗi bàn máy tác dụng lên vitme

Bảng số liệu lực dọc trục tác dụng lên trục X được xác định khi thay số liệu vào các biểu thức tính toán, với trọng lượng không tải là 200kg và trọng lượng có tải là 500kg.

Có tải 300 50 685 -200 -350 -50 -685 200 o Lực dọc trục lớn nhất khi không gia công : F 1max = 2940N = 300kgf o Lực dọc trục lớn nhất khi gia công: F 2max = 6713N= 685kgf

2.1.4 Tính lực tác dụng trung bình và tải trọng tác dụng lên vitme

Bảng 2.2.Lực tác dụng Tải trọng (kgf) Tốc độ quay (rpm) Thời gian làm việc

30 download by : skknchat@gmail.com ratio(%)

Trong bảng tính lực dọc trục trung bình, chúng ta xem xét hai trường hợp của lực Fi: khi không gia công và khi gia công Với tỷ lệ thời gian lần lượt là 30% và 70%, chúng ta phân tích trong giai đoạn ổn định của máy, do đó giá trị Ni sẽ giống nhau tại các thời điểm khác nhau.

1 max1 max1 2 max2 max2 am 3 max1 max1 max2 max2

F am là lực dọc trục trung bình n là tốc độ quay trung bình của trục vitme : n= Nmax 1 ∗Tmax 1 + Nmax 2 ∗Tmax 2

Tmax 1 +Tmax 2 = 1040 f s là hệ số bền tĩnh, với máy công cụ f s 1,5 3 , chọn f s 2 f w là hệ số tải động, lựa chọn theo bảng sau:

L t là tuổi thọ yêu cầu của vitme, từ 5-7 năm làm việc , tương đương 20000h làm việc

Thay số vào tính toán ta được kết quả như sau:

F am (kG) n (vòng/phút) C 0 (kG) C a (kG)

Nếu độ cứng cần được ưu tiên nhiều nhất, độ hao phí chuyển động không quá quan trọng , theo đó các thông số kích thước sẽ được chọn là :

+ Ổ bi loại lưu chuyển : bi bên ngoài

+ Số dòng lưu chuyển : B× 3 hoặc B x 2 ứng với bảng sau:

Dựa trên C a và l đã tính, do đó chọn được trục vít cho X: 45 – 10B3 – FDWC

+Đường kính trục vít là 45

+ Bán kính lõi ren của trục vít-me: dr = 45 +1,4 – 6,35 = 38,05 mm ( tra trên catalog PMI )

Chiều dài trục vít me sau khi chọn trục:

L x = tổng chiều dài dịch chuyển + chiều dài đai ốc + chiều dài vùng thoát

Kiểm tra sơ bộ Tuổi thọ làm việc

Trong đó : C a là tải trọng động :C ax = 7760 (kgf)

F m là lực dọc trục trung bình: F mx W0,3 (kgf) f : Hệ số tải trọng: f = 1,2w w

N m : Tốc độ quay trung bình của trục vít: N m 40 (rpm)

Kiểu ổ bi là 2 đầu lắp chặt → = 21,9f

Chọn tốc độ quay cho động cơ khoảng 80% so với tốc độ quay giới hạn nên ta có :n% Nmax = 80% 2000 = 1600 vòng/ph Đường kính trục vít : d rx 2

= 12,5mm < 38,05 mm => Do vậy , trục vit-me đảm bảo an toàn

2.2Tính toán chọn ổ đỡ trục X

2.2.1Tính chọn ổ chặn và ổ bị đỡ trục X

2.2.1.1 Lựa chọn loại ổ đỡ Để xác định phương pháp gá lắp trục vitme trên các ổ lăn của hệ dẫn động ngoài lý do nêu trên (bộ truyền vitme đai ốc chịu tải trọng chiều trục), bộ truyền động này còn phát sinh nhiệt khi làm việc Để khắc phục những yếu tố này sơ đồ gá lắp trục vitme lên các ổ lăn sẽ là: hai bên sử dụng hai ổ đỡ chặn, nhằm mục đích cố định 2 đầu trục vitme phù hợp vớiđiều kiện làm việc tải cao gây nên lực dọc trục lớn theo 2 chiều lên trục vít me.

Với kiểu lắp ổ đỡ này, ta có hệ số phụ thuộc thông số lắp ghép như sau: f = 21,9

2.2.1.2 Lựa chọn sơ bộ kích thước ổ lăn

Với điều kiện làm việc như sau:

- Trục vít me X đã chọn: 45-10B3-FDWC có đường kính vít me D= 45 mm.

- Tốc độ vòng động cơ lớn nhất: nmax = 2000 vòng/phút;

Với điều kiện làm việc như trên, đối với hai ổ đỡ chặn ta chọn sơ bộ thông số của ổ lăn mã 7407 BM theo tiêu chuẩn hãng SKF

Hình 2.1.Thông số 2 ổ bi đỡ - chặn 7407 BCBM Thông số tải trọng là:

Hình 2.6- Các thông số lắp ghép của ổ bi đỡ 1 dãy 2.2.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn

Xét lực dọc trục tác động lên cụm ổ đỡ chặn trái 3 (bao gồm hai ổ đỡ chặn A và B)

- Lực dọc trục F = 570,3 kgf = 5589 Nam

- Trọng lực tác dụng lên các ổ:

- Nội lực dọc trục tác dụng lên các ổ bi: F = e.Rsi i

Lực dọc trục tác dụng lên ổ bi:

- Với ổ C: ∑ F ´ aC = F ´ sC + F ´ am 0,5 = -1861,6 +5589.0,5 = 933 N ¿ FsC

Vậy F = max(Fa aA, FaB, F ) = 4656 NaC

Tra theo hãng SKF, với ổ bi đỡ- chặn góc nghiêng 40 ° đã chọn có:

-Kd =1,1 (Chịu va đập nhẹ, chịu tải ngắn hạn so với các máy cắt kim loại, động cơ công suất nhỏ và trung bình);

Tuổi thọ ổ bi theo số vòng quay:

Tải trọng động: Q = (X.V.F + Y.Fr a).K Kd t Với V = 1 do vòng trong quay;

Tải trọng tĩnh: Q = (Xo o.V.F +Y F ).K Kr o a d t

Khả năng tải động: C = Q L 1 m Với ổ lăn bi ta có m = 3

C = 3636 1920 1 3 = 45,2 kN < 60,5 kN Khả năng tải tĩnh: C = Q o o L

Như vậy lựa chọn ổ lăn phù hợp khả năng tải

Phần II: Thiết kế đường dẫn hướng

Quy trình tính toán ray dẫn hướng

Hình dạng của ray dẫn hướng rất quan trọng để đảm bảo mô hình phù hợp với điều kiện dịch chuyển của hệ thống Khả năng chịu tải và tuổi thọ của mô hình cần được chú trọng Để xác định và kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh danh nghĩa cũng như tải trọng tương đương, việc đánh giá qua giá trị Co (tải trọng động định mức) là phương pháp khả quan và chính xác nhất.

Tuổi thọ có thể được xác định thông qua công thức thực nghiệm, dựa trên việc đánh giá tải trọng động danh nghĩa.

1.2.1 Cơ sở tính toán a.Hệ số tải tĩnh C 0

Tải trọng tĩnh định mức C 0 được quy định theo giới hạn tải trọng tĩnh cho phép, giúp đảm bảo an toàn trong quá trình sử dụng Khi ray dẫn hướng phải chịu tải trọng thừa hoặc va đập diện rộng, sự biến dạng tập trung giữa kênh dẫn và bi lăn sẽ gia tăng Nếu biến dạng này vượt quá giới hạn cho phép, nó có thể gây cản trở cho sự di trượt của ray dẫn hướng Momen tĩnh cho phép M 0 cũng cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất hoạt động.

Mômen tĩnh cho phép M 0 được xác định trong giới hạn của mômen tĩnh Khi một mômen tác động lên ray dẫn hướng, các vị trí bi lăn cuối cùng sẽ chịu áp lực lớn nhất trong số các áp lực phân bố trên toàn bộ bi lăn của hệ thống Hệ số an toàn tĩnh f s đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo độ bền và hiệu suất của hệ thống.

+ C 0 : tải trọng tĩnh định mức(N)

+ P : tải trọng làm việc tính toán(N)

+ M 0 : momen tĩnh cho phép(Nm)

+ M : momen đã tính toán(Nm)

Các giá trị tham khảo của f s cho các máy công nghiệp thông thường và máy công cụ cho trong bảng bên dưới: d.Hệ số tải trọng động định mức C

Tuổi bền dịch vụ của hệ thống ray dẫn hướng có thể khác nhau ngay cả khi các ray dẫn hướng được sản xuất và sử dụng trong cùng một điều kiện Do đó, tuổi bền dịch vụ trở thành chỉ tiêu quan trọng để xác định tuổi bền của hệ thống này Tải trọng định mức động C, được xác định như một tải trọng có hướng và độ lớn, được sử dụng để tính toán tuổi bền dịch vụ khi các ray dẫn hướng chịu tải Đối với ray dẫn hướng có bộ phận lăn là bi, tuổi bền trung bình đạt khoảng 50 km Bên cạnh đó, việc tính toán tuổi bền danh nghĩa L cũng cần được thực hiện để đánh giá hiệu suất của hệ thống.

Tuổi bền danh nghĩa của ray dẫn hướng phụ thuộc vào tải trọng làm việc thực tế Để tính toán tuổi bền danh nghĩa, cần xem xét tải trọng động định mức và tải trọng làm việc thực tế Hệ số môi trường, bao gồm độ cứng vững của đường ray, nhiệt độ môi trường và điều kiện chuyển động, cũng ảnh hưởng lớn đến tuổi bền của hệ thống ray Do đó, các thông số này cần được đưa vào trong tính toán tuổi bền danh nghĩa.

Trong đó : f H : hệ số cứng vững f T : hệ số nhiệt độ f w: hệ số tải trọn

C : hệ số tải trọng động (N)

Để đảm bảo khả năng tải tối ưu của hệ thống ray, độ cứng vững của đường ray cần nằm trong khoảng HRC58-64 Nếu độ cứng thấp hơn mức này, tải cho phép và tuổi bền danh nghĩa sẽ bị giảm Do đó, trong tính toán, tải trọng động định mức và tải trọng tĩnh định mức sẽ được nhân với hệ số cứng vững Bảng dưới đây thể hiện đồ thị độ cứng vững đảm bảo HRC lớn hơn 58, vì vậy f H = 1.0.

Khi nhiệt độ điều khiển vượt quá 100 độ C, tuổi bền danh nghĩa sẽ giảm, do đó tải trọng động và tĩnh định mức cần được điều chỉnh bằng hệ số nhiệt độ Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, nhiệt độ nên giữ dưới 100 độ C, đặc biệt khi nhiều phần của ray được làm từ nhựa và cao su Đối với các yêu cầu đặc biệt, người dùng nên liên hệ trực tiếp với nhà sản xuất.

Hệ số tải trọng f w là yếu tố quan trọng trong tính toán tải trọng làm việc của ray, tuy nhiên, tải trọng thực tế thường cao hơn so với tính toán ban đầu Nguyên nhân chính là do rung động và va đập phát sinh trong quá trình máy hoạt động, đặc biệt là khi điều khiển ở tốc độ cao và khi máy khởi động hoặc dừng lại.

Để đảm bảo tính chính xác trong tính toán tuổi bền dịch vụ, tải trọng động định mức cần được chia cho hệ số tải trọng theo bảng quy định, đồng thời cần xem xét tốc độ chuyển động và rung động.

Khi xem xét tuổi bền danh nghĩa, tuổi bề dịch vụ được xác định dựa trên các thông số có sẵn khi chiều dài hành trình và vòng quay giữ nguyên.

L h : tuổi bền danh nghĩa l s : chiều dài hành trình n 1 : tốc độ vòng ( min  1 )

Tính chọn động cơ dẫn động trục X

1.3.1 Momen phát động tác dụng lên trục X Đối với trục X do thời gian dành cho quá trình có gia tốc là rất ngắn, do đó ở đây ta chỉ tính toán cho giai đoạn chạy đều ( chiếm phần lớn thời gian gia công )

Mô men do lực ma sát:

Do đó, momen phát động cần thiết bằng tổng momen đặt trước và momen ma sát khi phay thô:

Các thông số đầu vào

- Tốc độ quay lớn nhất của động cơ: nmax ≥ 2000 (vòng/phút)

- Khối lượng của phần đầu dịch chuyển: mP0 kg

- Góc nghiêng của trục động cơ và trục vít me: α = 0 (do sử dụng phương pháp nối trục)

- Hiệu suất truyền động chọn: η=0,9

- Lực cắt lớn nhất: Famax= 685 (kgf)

Tính toán và lựa chọn động cơ

- Mô men ma sát: fric m×g×μ×h×cosα 500×9,81×0,1×0,01×cos0

- Mô men chống trọng lực: (Moment of overcoming the force of gravity) w m×g×h×sinα 500×10×0,01×sin0

- Mô men máy : mach amax h×F 0,01×685 9,81

- Mô men tĩnh : stat fric w mach

M =M +M +M =0,87+0+11,9,77(N.m) Tốc độ quay của motor : max 20.1 0.01 2000 noml v i n  h  

(vòng/phút) Suy ra cần phải lựa chọn động cơ có mô men phát động :

M motor ≥ M stat ,77 (N.m) ¿ n motor ≥ n Noml 00 ¿ vòng/phút)

Dưới đây là bảng thông số một số loại động cơ của hãng ANILAM [5]

Thông số một số động cơ hãng ANILAM [5]

Từ điều kiện đã tính được ở trên kết hợp với bảng thông số 4.1, ta chọn được động cơ phù hợp là:

Model : AM 1550E Momen ước lượng : 14,8 N.m Momen phát động 21,6 N.m:

Tốc độ quay tối đa: 3000 vòng/phút

Tính toán hệ thống vít me cho bàn máy Y

Máy phay CNC yêu cầu hệ thống dẫn hướng có độ chính xác cao để đảm bảo chất lượng sản phẩm, mặc dù tốc độ quay của vitme và tốc độ dịch chuyển của bàn máy không lớn Để đáp ứng yêu cầu này, kiểu lắp ổ đỡ cho vitme dẫn động 2 bàn máy được khuyến nghị là kiểu lắp 2 đầu lắp chặt (fix-fix).

Với kiểu lắp ghép này, hệ số phụ thuộc vào kiểu lắp ghép f nhận các giá trị là : f = 21,9

1.5.2 Lực cắt chính của máy(Fm)

 Tốc độ quay tối đa trong quá trình gia công của trục chính Z n= v× 1000 π × D = 100 × 1000

 Lượng chạy dao răng ( f z ) là lượng dịch chuyển của chi tiết trong thời gian

1 răng (1 lưỡi cắt) của dao phay ăn vào kim loại: f Z = F

+ F là lượng chạy dao tính theo phút (mm/phút)

+ n là tốc độ quay của trục chính Z (vòng/phút)

 Góc nghiêng chính của lưỡi cắt, đối với dao phay mặt đầu thì αE ÷ 60 °

Tính toán các thành phần lực cắt khi phay mặt đầu:

Hình 16: Lực cắt thành phần khi phay mặt đầu. a) Đối xứng b) Không đối xứng phay nghịch c) Không đối xứng phay thuận

Các công thức tính lực dọc trục:

 Khi tăng tốc về bên trái : F 1 =μmg ma f + +

 Khi chạy đều về bên trái : F 2 =μmg f +

 Khi gia công về bên trái : F 3 = F m +μ (ma + F mz )+ f

 Khi giảm tốc về bên trái : F 4 =μmg ma f − +

 Khi tăng tốc về bên phải : F 5 =−μmg−ma−f

 Khi chạy đều về bên phải : F 6 =−μmg− f

 Khi gia công về bên phải : F 7 =−F m − μ ( ma+ F mz ) − f

 Khi giảm tốc về bên phải : F 8 =−μmg+ ma−f

- a là gia tốc hoạt động của hệ thống a= 4,9 (m/s )=0,5g (m/s ) 2 2

- F m là lực cắt chính của máy: F m = P y =¿ 600(kgf)

- F mz là lực theo phương Z (thẳng đứng): F mz =P x = 600 (kgf)

- μ là hệ số ma sát trượt : μ= 0,1

- f là lực chống trượt theo trục: f = 0

- m là khối lượng ứng với mỗi bàn máy tác dụng lên vitme

Bảng số liệu lực dọc trục tác dụng lên trục Y được xác định với hai trường hợp: m không tải là 340kg và m có tải là 640kg.

Có tải 384 64 692 -256 -384 -64 -692 256 o Lực dọc trục lớn nhất khi không gia công : F 1max = 384kgf = 3763,2 N o Lực dọc trục lớn nhất khi gia công: F 2max = 692kgf = 6781,7 N

2.1.4 Tính lực tác dụng trung bình và tải trọng tác dụng lên vitme

Bảng 2.2.Lực tác dụng Tải trọng (kgf) Tốc độ quay (rpm) Thời gian làm việc ratio(%)

Trong bảng tính lực dọc trục trung bình, chúng ta xem xét hai trường hợp: khi không gia công và khi gia công Với tỉ lệ thời gian lần lượt là 30% và 70%, ta phân tích trong giai đoạn ổn định của máy, do đó Ni được giữ nguyên tại các thời điểm khác nhau.

1 max1 max1 2 max2 max2 am 3 max1 max1 max2 max2

F am là lực dọc trục trung bình n là tốc độ quay trung bình của trục vitme : n= Nmax 1 ∗Tmax 1 + Nmax 2 ∗Tmax 2

Tmax 1 +Tmax 2 = 1040 f s là hệ số bền tĩnh, với máy công cụ f s 1,5 3 , chọn f s 2 f w là hệ số tải động, lựa chọn theo bảng sau:

L t là tuổi thọ yêu cầu của vitme, từ 5-7 năm làm việc , tương đương 20000h làm việc

Thay số vào tính toán ta được kết quả như sau:

F am (kG) n (vòng/phút) C 0 (kG) C a (kG)

Nếu độ cứng cần được ưu tiên nhiều nhất, độ hao phí chuyển động không quá quan trọng , theo đó các thông số kích thước sẽ được chọn là :

+ Ổ bi loại lưu chuyển : bi bên ngoài

+ Số dòng lưu chuyển : B× 3 hoặc B x 2 ứng với bảng sau:

Dựa trên C a và l đã tính, do đó chọn được trục vít cho X: 45 – 10B3 – FDWC

+Đường kính trục vít là 45

+ Bán kính lõi ren của trục vít-me: dr = 45 +1,4 – 6,35 = 38,05 mm ( tra trên catalog PMI )

Chiều dài trục vít me sau khi chọn trục:

= tổng chiều dài dịch chuyển + chiều dài đai ốc + chiều dài vùng thoát

Kiểm tra sơ bộ Tuổi thọ làm việc

Trong đó : C a là tải trọng động :C ax = 7760 (kgf)

F m là lực dọc trục trung bình: F mx W0,3 (kgf) f : Hệ số tải trọng: f = 1,2w w

N m : Tốc độ quay trung bình của trục vít: N m 40 (rpm)

Kiểu ổ bi là 2 đầu lắp chặt → = 21,9f

Chọn tốc độ quay cho động cơ khoảng 80% so với tốc độ quay giới hạn nên ta có : n% Nmax = 80% 2000 = 1600 vòng/ph Đường kính trục vít : d rx 2

= 15,3mm < 38,05 mm => Do vậy , trục vit-me đảm bảo an toàn

1.6 TÍNH TOÁN, CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC X

1.6.2 Tính chọn ổ chặn và ổ bị đỡ trục X a.Lựa chọn loại ổ đỡ Để xác định phương pháp gá lắp trục vitme trên các ổ lăn của hệ dẫn động như trong sơ đồ ngoài lý do nêu trên (bộ truyền vitme đai ốc chịu tải trọng chiều trục), bộ truyền động này còn phát sinh nhiệt khi làm việc Để khắc phục những yếu tố này sơ

Để lắp trục vít me lên các ổ lăn, cần sử dụng hai ổ đỡ chặn ở hai bên nhằm cố định hai đầu trục vít me Điều này giúp đảm bảo khả năng chịu tải cao và giảm lực dọc trục lớn theo cả hai chiều trên trục vít me trong điều kiện làm việc.

Với kiểu lắp ổ đỡ này, ta có hệ số phụ thuộc thông số lắp ghép như sau: f = 21,9

Lựa chọn sơ bộ kích thước ổ lăn

Với điều kiện làm việc như sau:

- Trục vít me X đã chọn: 45-10B3-FDWC có đường kính vít me D= 45 mm.

- Tốc độ vòng động cơ lớn nhất: nmax = 2000 vòng/phút;

Với điều kiện làm việc như trên, đối với hai ổ đỡ chặn ta chọn sơ bộ thông số của ổ lăn mã 7407 BM theo tiêu chuẩn hãng SKF

Hình 2.2.Thông số 2 ổ bi đỡ - chặn 7407 BCBM Thông số tải trọng là:

Hình 2.6- Các thông số lắp ghép của ổ bi đỡ 1 dãy c.Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn

Xét lực dọc trục tác động lên cụm ổ đỡ chặn (bao gồm hai ổ đỡ chặn A và B)

- Lực dọc trục F = 589,2 kgf = 5774 Nam

- Trọng lực tác dụng lên các ổ:

- Nội lực dọc trục tác dụng lên các ổ bi: F = e.Rsi i

Lực dọc trục tác dụng lên ổ bi:

- Với ổ C: ∑ F ´ aC = F ´ sC + F ´ am 0,5 = -2382,7 + 5774.0,5 = 504,3 N ¿ FsC

Vậy F = max(Fa aA, FaB, F , F ) = 5269,7 NaC aD

Tra theo hãng SKF, với ổ bi đỡ- chặn góc nghiêng 40 ° đã chọn có:

-Kd =1,1 (Chịu va đập nhẹ, chịu tải ngắn hạn so với các máy cắt kim loại, động cơ công suất nhỏ và trung bình);

Tuổi thọ ổ bi theo số vòng quay:

Tải trọng động: Q = (X.V.F + Y.Fr a).K Kd t Với V = 1 do vòng trong quay;

Tải trọng tĩnh: Q = (Xo o.V.F +Y F ).K Kr o a d t

Khả năng tải động: C = Q L 1 m Với ổ lăn bi ta có m = 3

C = 4221,4 1920 1 3 = 52,5 kN < 60,5 kN Khả năng tải tĩnh: C = Q o o L

Như vậy lựa chọn ổ lăn phù hợp khả năng tải.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐƯỜNG DẪN HƯỚNG

Cơ sở tính toán

Tải trọng tĩnh định mức C 0 được quy định theo giới hạn tải trọng tĩnh cho phép, trong khi sự biến dạng tập trung gia tăng giữa kênh dẫn và bi lăn khi ray dẫn hướng bị tải trọng thừa hoặc chịu va đập lớn Nếu biến dạng vượt quá giới hạn cho phép, nó sẽ ảnh hưởng đến khả năng di chuyển của ray dẫn hướng Momen tĩnh cho phép M 0 cũng cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất hoạt động.

Mômen tĩnh cho phép M 0 được xác định trong giới hạn của mômen tĩnh Khi một mômen tác động lên ray dẫn hướng, các vị trí bi lăn cuối cùng sẽ chịu áp lực lớn nhất trong số các áp lực phân bố trên toàn bộ hệ thống bi lăn Hệ số an toàn tĩnh f s cũng cần được xem xét để đảm bảo tính an toàn và hiệu quả của hệ thống.

+ C 0 : tải trọng tĩnh định mức(N)

+ P : tải trọng làm việc tính toán(N)

+ M 0 : momen tĩnh cho phép(Nm)

+ M : momen đã tính toán(Nm)

Các giá trị tham khảo của f s cho các máy công nghiệp thông thường và máy công cụ cho trong bảng bên dưới: d.Hệ số tải trọng động định mức C

Tuổi bền dịch vụ của hệ thống ray dẫn hướng có thể khác nhau ngay cả khi các ray dẫn hướng được sản xuất giống nhau và hoạt động dưới cùng điều kiện Do đó, tuổi bền dịch vụ là chỉ tiêu quan trọng để xác định độ bền của hệ thống ray dẫn hướng Tải trọng định mức động C được sử dụng để tính toán tuổi bền dịch vụ khi hệ thống ray dẫn hướng chịu tải, và nó được xác định như một tải trọng có hướng và độ lớn khi nhóm các ray dẫn hướng hoạt động trong cùng điều kiện Trung bình, tuổi bền của ray dẫn hướng là 50 km nếu bộ phận lăn là bi.

1.1 Tính toán tuổi bền danh nghĩa L

Tuổi bền danh nghĩa của ray dẫn hướng phụ thuộc vào tải trọng làm việc thực tế Để tính toán tuổi bền danh nghĩa, cần xem xét tải trọng động định mức cùng với tải trọng làm việc thực tế Hệ số môi trường, bao gồm độ cứng vững của đường ray, nhiệt độ môi trường và điều kiện chuyển động, cũng ảnh hưởng lớn đến tuổi bền của hệ thống ray Do đó, các thông số này cần được đưa vào trong quá trình tính toán tuổi bền danh nghĩa.

Trong đó : f H : hệ số cứng vững f T : hệ số nhiệt độ f w: hệ số tải trọn

C : hệ số tải trọng động (N)

Để đảm bảo khả năng tải tối ưu của hệ thống ray, độ cứng vững của đường ray cần nằm trong khoảng HRC58-64 Nếu độ cứng thấp hơn mức này, tải cho phép và tuổi bền danh nghĩa sẽ bị giảm Do đó, trong tính toán, tải trọng động định mức và tải trọng tĩnh định mức sẽ được nhân với hệ số cứng vững Bảng dưới đây thể hiện đồ thị độ cứng vững đảm bảo HRC lớn hơn 58, dẫn đến f H = 1.0.

Khi nhiệt độ điều khiển vượt quá 100 độ C, tuổi bền danh nghĩa của hệ thống sẽ giảm, vì vậy tải trọng động và tĩnh định mức cần được điều chỉnh bằng hệ số nhiệt độ trong quá trình tính toán Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, nhiệt độ nên giữ dưới 100 độ C, đặc biệt đối với các thành phần làm từ nhựa và cao su Đối với các yêu cầu đặc biệt, người dùng nên liên hệ trực tiếp với nhà sản xuất để được tư vấn.

Hệ số tải trọng f w là yếu tố quan trọng trong tính toán tải trọng của ray, vì tải trọng thực tế thường cao hơn so với tải trọng làm việc đã được tính toán Nguyên nhân là do rung động và va đập xảy ra trong quá trình máy hoạt động, đặc biệt là khi điều khiển ở tốc độ cao hoặc khi máy khởi động lại và dừng lại.

Để đảm bảo tính chính xác trong việc tính toán tuổi bền dịch vụ, cần chia tải trọng động định mức cho hệ số tải trọng dựa trên tốc độ chuyển động và rung động Việc này giúp xác định tuổi thọ của thiết bị theo thời gian một cách hiệu quả.

Khi tuổi bền danh nghĩa được xem xét, tuổi bề dịch vụ được xác định dựa trên các thông số có sẵn, với điều kiện chiều dài hành trình và vòng quay giữ nguyên.

L h : tuổi bền danh nghĩa l s : chiều dài hành trình n 1 : tốc độ vòng ( min  1 )

Ray dẫn hướng được điều khiển nhờ chuyển động của những viên bi lăn giữa

Tải xuống 70 tài liệu từ skknchat@gmail.com liên quan đến ray và phần di trượt Lực cản ma sát được xác định dựa trên tải trọng làm việc và lực cản chốt Hệ số ma sát có sự khác biệt giữa các sêri khác nhau, với hệ số ma sát của sêri MSA và MSB nằm trong khoảng từ 0.002 đến 0.003.

: hệ số ma sát động

P : tải trọng làm việc f : sức chịu vòng đệm

Tính toán tải trọng làm việc

Một số ví dụ về công thức tính tải trọng làm việc được cho trong bảng sau: Điều kiện làm việc

Sơ đồ lực Công thức tính

Hệ bàn máy nằm ngang, chuyể n động đều hoặc không tải

Hệ bàn máy nằm ngang nhô ra ngoài, chuyể n động đều hoặckhông tải

Hệ bàn máy thẳng đứng, chuyể n động đều hoặc không tải

Hệ bàn máy đứng, dichuyể n ngang chuyể n động đều hoặc không tải

Hệ bàn máy ngang, cóđặt phôi

Hệ bàn máy đứng, có đặt phôi

Tính toán tải trọng tương đương

Hệ thống ray dẫn hướng có khả năng chịu tải và mô men từ bốn hướng khác nhau, bao gồm tải trọng hướng tâm, tải trọng đảo chiều hướng tâm và tải trọng mặt bên Khi nhiều tải trọng tác động đồng thời lên hệ thống ray, các tải trọng này sẽ được tính toán theo hướng vào tâm hoặc mặt bên tương đương, giúp xác định tuổi bền dịch vụ và hệ số an toàn tĩnh một cách chính xác.

Công thức tính toán được chỉ ra dưới đây : P E  | P R | |  P T |

P R : tải trọng hướng tâm tác dụng mặt trên

P T : tải trọng tác dụng lên mặt bên

Momen tác dụng được tính theo công thức:

C 0: tải trọng tĩnh định mức

Tính toán tải trọng trung bình

Công thức tính tải trọng trung bình:

L n : khoảng dịch chuyển dưới tác dụng của P n

L : tổng chiều dài dịch chuyển

2 Tính chọn ray dẫn hướng bàn X,Y

Sử dụng ray dẫn hướng cho bàn

Khối lượng phôi+ bàn X (kg) m1 P0

Khối lượng bàn máy Y(kg) m = 1402

Vận tốc khi không gia công (m/s) v = 0,240

Trong quá trình di chuyển của bàn X, với gia tốc a = 4,9 m/s² và vận tốc không gia công v = 0,20 m/s, thời gian cần thiết để hoàn thành đoạn di chuyển là t1 = t3 = v/a = 0,20/4,9 ≈ 0,07s, tương ứng với đoạn di chuyển 7,3 mm.

Vậy đoạn tăng/giảm tốc là 14,6 mm đoạn chuyển động đều: ls -(27.2)⇒

Chuyển động Bàn Y ls = 400 mm

Nhanh dần (mm)(X1) 7,3 Đều (mm)(X2) 385,4

Khi bàn X đặt chính giữa bàn Y, sẽ không xảy ra các momen lật Do đó, trong quá trình tính toán, cần đặt bàn X ở vị trí xa nhất so với tâm của bàn Y để đảm bảo hệ thống hoạt động trong điều kiện khắc nghiệt nhất.

-Khi tính cho bàn Y, coi bàn X và phôi là một khối duy nhất có khối lượng bằng tổng hai thành phần ( mo+ m ) = 500kg.x

-Coi tâm bàn X, Y, dao cắt nằm trên cùng một đường thẳng.

Các khoảng cách định vị:

Bàn Y Khoảng cách giữa hai con chạy cùng ray: l1 235

Khoảng cách giữa hai con chạy khác ray: l2 332

Khoảng cách từ tâm phôi tới tâm bàn máy theo chiều dọc bàn: l3

Khoảng cách từ tâm phôi tới tâm bàn máy theo chiều ngang bàn: l4

275 Độ cao từ tâm trục vít-me tới mặt bàn máy: l5 274 Độ cao từ tâm trục vít-me tới mặt phôi: l6 474

Bàn máy X đang di chuyển tăng tốc sang phải hay giảm tốc sang trái Bàn Y tăng tốc về phía trước hoặc giảm tốc về phía sau.

Các lực tác dụng trong quá trình gia công:

Tính toán các lực riêng rẽ

Chuyển động đều, lực hướng kính Pn (N)

=> P 4x =-2546 N 78 download by : skknchat@gmail.com

Chuyển động tăng tốc sang trái:

Chuyển động giảm tốc sang trái P la n 3

= 1433,5 N ; Chuyển động tăng tốc sang phải P ra n 1 :

Chuyển động giảm tốc sang phải Pnra :3

Tính toán tải trọng tương đương

P la E  Pla  Pt la = 2792 N ; P la E 2 1  | P la 2 1 | |  Pt la 2 1 | = 9986,8 N ;

P la E  P la  Pt la = 5928 N ; P la E 4 1  | P la 4 1 | |  Pt la 4 1 | = 7050,3 N

P la E  Pla  Pt la = 5816,6 N ; P la E 2 3  | P la 2 3 | |  Pt la 2 3 | = 4245,2 N ;

P la E  P la  Pt la = 2680,6 N ; P la E 4 3  | P la 4 3 | |  Pt la 4 3 | = 1758,3 N

P ra E  Pra  Pt ra 5816,6 N ; = P ra E 2 1  | P ra 2 1 | |  Pt ra 2 1 | = 4245,2 N ;

P ra E  P ra  Pt ra = 2680,6 N ; P ra E 4 1  | P ra 4 1 | |  Pt ra 4 1 | 1758,3 N =

P ra E  Pra  Pt ra 2792 N ; = P ra E 2 3  | P ra 2 3 | |  Pt ra 2 3 | 9986,8 N ;=

P ra E  P ra  Pt ra = 5928 N ; P ra E 4 3  | P ra 4 3 | |  Pt ra 4 3 | = 7050,3 N

2.4 Kiểm tra hệ số tải tĩnh:

Ray dẫn chịu được tải trọng rung và va đập.

2.5 Tính toán tải trọng trung bình:

Tính toán tuổi thọ danh nghĩa :

So với giả thiết thì thanh đạt yêu cầu

Tính chọn động cơ dẫn động trục Y

2.2.1 Momen phát động tác dụng lên trục X Đối với trục X do thời gian dành cho quá trình có gia tốc là rất ngắn, do đó ở đây ta chỉ tính toán cho giai đoạn chạy đều ( chiếm phần lớn thời gian gia công )

Mô men do lực ma sát:

Do đó, momen phát động cần thiết bằng tổng momen đặt trước và momen ma sát khi phay thô:

2.2.2 Các thông số đầu vào

- Tốc độ quay lớn nhất của động cơ: nmax ≥ 2000 (vòng/phút)

- Khối lượng của phần đầu dịch chuyển: md0 kg

- Góc nghiêng của trục động cơ và trục vít me: α = 0 (do sử dụng phương pháp nối trục)

- Hiệu suất truyền động chọn: η=0,9

- Lực cắt lớn nhất: Famax= 692 (kgf)

2.2.3 Tính toán và lựa chọn động cơ

82 download by : skknchat@gmail.com fric m×g×μ×h×cosα 640×9,81×0,1×0,01×cos0

- Mô men chống trọng lực : w m×g×h×sinα 500×10×0,01×sin0

- Mô men máy : amax mach h×F 0,01×692 9,81

- Mô men tĩnh : stat fric w mach

M =M +M +M =1,11+0+11,10,21(N.m) Tốc độ quay của motor : max 20.1 2000 noml 0.01 v i n  h  

(vòng/phút) Suy ra cần phải lựa chọn động cơ có mô men phát động :

M motor ≥ M stat = 12,21 (N.m) ¿ n motor ≥ n Noml = 2000 ¿ vòng/phút)

Dưới đây là bảng thông số một số loại động cơ của hãng ANILAM [5]

Bảng 4.1 Thông số một số động cơ hãng ANILAM [5]

Từ điều kiện đã tính được ở trên kết hợp với bảng thông số 4.1, ta chọn được động cơ phù hợp là:

Model : AM 1550E Momen ước lượng : 14,8 N.m Momen phát động 21,6 N.m:

Tốc độ quay tối đa: 3000 vòng/phút

Chương 3: THIẾT KẾ BẢN VẼ LẮP VÀ MÔ PHỎNG Thiết kế bản vẽ kết cấu lắp

Mô phỏng nguyên lý hoạt động (động học)

Bài toán: Thiết kế hệ dẫn hướng dùng cho máy phay CNC 3 trục.

Mục tiêu của việc tính toán và thiết kế phần dẫn động cho máy CNC là rất quan trọng, vì đây là một trong những thành phần chính của máy Bài viết này sẽ tập trung vào việc phân tích và thiết kế chi tiết phần dẫn động, thuộc lĩnh vực cơ điện tử, một ngành có vai trò quan trọng trong thời đại hiện nay.

Với các thông số và yêu cầu, em đã tính chọn được các chi tiết như sau:

Các thông số tính toán chọn được:

B ng: Các chi tếết ch n ả ọ

CHI TIẾT THÔNG SỐ HÃNG

1 Ray dẫn hướng trục X MSA 25 A PMI

2 Ray dẫn hướng trục Y MSA 35 A PMI

3 Vít me trục X 45-10B3-FDWC PMI

4 Vít me trục Y 45-10B3-FDWC PMI

5 Ổ bi đỡ chặn trục X 7407 BM SKF

6 Ổ bi đỡ chặn trục Y 7407 BM SKF

7 Động cơ trục X AM 1550E24 ALILAM

8 Động cơ trục Y AM 1550E ALILAM

Từ đồ án giúp em hiểu hơn nhiều vấn đề như:

- Trình tự tính toán thiết kế một hệ thống cơ khí

- Giúp em hoàn thiện hơn về khả năng tổng hợp các kiến thức của các môn học vào một đồ án cụ thể

- Xây dựng một Project hoàn thiện được thiết kế trên các công cụ phần mềm như solidwork, autocad,.v.v.;

- Hình thành cho em một tổng quan về nghành cơ điện tử mà trong đó lĩnh vực CNC là một lĩnh vực quan trọng.

Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Giang Nam đã tận tình chỉ dẫn để em có thể hoàn thành tốt đề tài này!

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Hướng Cho Bàn Máy CNC
Tác giả	Vũ Ngọc Thành Trung
Người hướng dẫn	PGS.TS Lê Giang Nam
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
Thể loại	đồ án

Định dạng
Số trang	88
Dung lượng	4,87 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[6]- Catalog hãng sản xuất động cơ ANILAM, website:http://www.acu- rite.com	Link
[1]- Hướng dẫn của bộ môn Cơ Điện Tử - Viện Cơ Khí – Đại học Bách Khoa Hà Nội học kỳ 20201	Khác
[2]- Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập một,NXB Giáo dục, 2006	Khác
[3]- Tạ Duy Liêm, Bùi Tuấn Anh, Phan Văn, Lê Đức Bảo, Cơ sở máy CNC, NXB Bách khoa Hà Nội, 2016	Khác
[4]- Catalog hãng PMI, website: www.pmi-amt.com	Khác
[5]- Catalog hãng Catalog hãng sản xuất ổ bi SKF, website: www.skf.com	Khác