MỤC LỤC
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU
Chương 1. LẬP QUY TRÌNH TÍNH TOÁN HỆ THỐNG THAY DAO TỰ ĐỘNG
1.1 Cấu tạo chung của máy
1.1.1 Cấu tạo của máy
1.1.2. Kết cấu của thân máy và trục chính của máy CNC
Chương 2. TÍNH TOÁN KẾT CẤU CƠ KHÍ CẢU HỆ THỐNG THAY DAO TỰ ĐỘNG
2.1. Kích thước đài dao với chuôi BT50
2.2. Tính toán, thiết kế đài gá dao của hệ thống
2.2.1. Tính bán kính từ tâm của dao đến tâm của Tang chứa dao R0
2.2.2. Tính chọn thông số ngàm kẹp dao
2.3. Tính toán cơ cấu Mante
2.3.1. Nguyên lý hoạt động của cơ cấu Mante
2.3.2. Tính toán các thành phần của cơ cấu Mante
2.4. Tính toán ổ cho đài dao
2.4.1.Tính toán sơ bộ ổ
2.4.2. Kiểm nghiệm lại ổ
2.4.3. Lựa chọn ổ bi đỡ - 1 dãy
2.5. Tính toán trục đỡ tang
2.5.1. Tính chọn bu lông lắp ghép trên trục đỡ tang
2.5.2. Tính toán đường kính trục đỡ tang
2.5.3. Chọn kiểu lắp ghép của ổ
Chương 3. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC CHO TANG
3.1. Động học dẫn động quay cho Tang
3.1.1. Tính toán động học quay cho Tang
3.1.2. Lựa chọn động cơ dẫn động quay đài dao
3.1.3. Tính toán ly hợp Masat
3.1.4. Mối ghép then trên trục nối động cơ với đĩa O1 của cơ cấu Mante
3.2. Động học dẫn động di chuyển Tang
3.2.1. Tính toán và lựa chọn xylanh khí nén cho chuyển động của đài dao
3.2.2. Tính toán trục dẫn hướng đài dao
KẾT LUẬN
TÀI LIỆU THAM KHẢO
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả những lĩnh vực vật chất và tinh thần. Để nâng cao đời sống nhân dân và hòa nhập với sự phát triển chung của thế giới, Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu đưa đất nước đi lên thành một nước công nghiệp hóa hiện đại hóa. Để thực hiện điều đó thì một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí nói chung và cơ điện tử nói riêng vì nó đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ (máy móc, robot…) của mọi ngành kinh tế quốc dân.
Máy công cụ điều khiển số CNC ngày càng được sử dụng rộng rãi trong các xí nghiệp công nghiệp ở nước ta. Phát huy hiệu quả sử dụng, bảo dưỡng, vận hành máy CNC là vấn đề được đặc biệt quan tâm của chúng ta. Muốn phát huy hiệu quả tối đa khả năng thiết bị cũng như cải tiến nó cho phù hợp với con người Việt Nam đòi hỏi phải có sự hiểu biết sâu sắc về máy CNC.
Đồ án thiết kế cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư Cơ điện tử. Đồ án này giúp cho sinh viên có thể hệ thống lại các kiến thức của môn học như: Chi tiết máy, Vẽ kĩ thuật, Cơ học kĩ thuật, Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu, kỹ thuật lập trình trong cơ diện tử… Đồng thời cũng giúp chúng em học thêm một số phần mềm thiết kế, mô phỏng cần thiết như Solidworks, Auto CAD…Ngoài ra giúp chúng em làm quen với công việc thiết kế và làm đồ án tốt nghiệp sau này.
Em xin chân thành cảm ớn!
Chương 1. LẬP QUY TRÌNH TÍNH TOÁN HỆ THỐNG THAY DAO TỰ ĐỘNG
1.1 Cấu tạo chung của máy
1.1.1 Cấu tạo của máy
Để thiết kế hệ thống thay dao tự động ta cần biết các thông số về đường kính trục chính trc= 120mm, hành trình thay dao của trục chính máy là Ltrc= 130mm, khoảng cách giữa đường tâm trục chính tới thân máy là L = 505 mm, kích thước của thân máy là : a x b = 400 x 360 mm
Quy trình tính toán, thiết kế hệ thống thay dao tự động :
Với kết cấu của thân máy như trên ta sẽ thiết kế hệ thống thay dao tự động cho máy có dạng tang trống với tâm quay nằm thẳng đứng. Hệ thống thay dao sẽ được gá trên một giá đỡ được lắp trên thân máy ở phía bên trái của thân máy
Chương 2. TÍNH TOÁN KẾT CẤU CƠ KHÍ CẢU HỆ THỐNG THAY DAO TỰ ĐỘNG
2.1. Kích thước đài dao với chuôi BT50
Với đường kính lớn nhất của dao là: max= 120 mm. Trọng lượng lớn nhất của dao là 7 kg.
2.2. Tính toán, thiết kế đài gá dao của hệ thống
Để Tang chứa dao chứa đủ 24 dao mà vẫn đảm bảo cho quá trình thay dao không xảy ra sự cố thì trước tiên ta đi tính toán bán kính từ tâm dao đến tâm trục ổ chứa dao
2.2.1. Tính bán kính từ tâm của dao đến tâm của Tang chứa dao R0
R0 phải đảm bảo sao cho giữa các tay kẹp có khoảng cách L
C = N.(2r + 2h + L)
Khoảng cách giữa hai tâm của dao có thể xác định gần đúng :
L = = =152,37(mm)
Khoảng cách giữa các dao có đương kính lớn nhất có thể xác định gần đúng :
L’= L – 2.Rmax = 152,37– 2.60 = 32,37 (mm)
b. Kiểm tra độ an toàn khi trục chính vào thay dao :
Để đảm bảo an toàn trong quá trình thay dao ta cần kiểm tra xem khi trục chính vào thay dao số 1 có bị va chạm với các đài dao số 2 và đài dao số 24 hay không.
Đường kính lớn nhất của trục chính : max= 120(mm)
Vậy thoả mãn điều kiện
2.2.2. Tính chọn thông số ngàm kẹp dao
a. Các thông số hình học của tay kẹp:
Dao sẽ có khoảng cách xác định so với đường tâm của Tang mang dao nhờ tấm định vị hạn chế 1 bậc tự do theo phương ngang và cơ cấu kẹp tự định tâm.
=> Lấy R2= 420 (mm)
* Bán kính bên ngoài của các rãnh răng điều khiển tay quay (cơ cấu mante) :
Ta có: R3 = R2 - ∆h = 420 – 10 = 410 (mm)
Với ∆h là độ lệch. Chọn ∆h = 10 (mm)
* Tính chiều cao Tang :
Chiều cao của đài dao E =181.8 mm
Chiều dày thành tang f=30 mm
Chiều cao dự phòng H=45 mm
Chiều cao tang được tính theo công thức sau :
H=E+f+ H=181.8+30+45=256,8
2.3. Tính toán cơ cấu Mante
2.3.1. Nguyên lý hoạt động của cơ cấu Mante
Cơ cấu Mante là cơ cấu dùng để biến chuyển động quay liên tục của đĩa O2 thành chuyển động quay gián đoạn của đĩa O1. Chuyển động gián đoạn của đĩa O1 chính là chuyển động quay phân độ các vị trí của các đài dao tham gia vào vị trí thay dao.Thường số rãnh trên đĩa Man là Z = 4,6,8,...,16,18,20,22,24...
Với hệ thống thay dao gồm có 24 đài dao vậy ta cần tính cơ cấu Man với số rãnh là : Z = 24
Với kết cấu của đài Tang mang dao ta đi tính toán cơ cấu Man với bán kính của đĩa là R3=410 (mm)
2.3.2. Tính toán các thành phần của cơ cấu Mante
Góc giữa 2 răng điều khiển tên tang đài chứa dao α:
α = = = 150
Chiều dài cung điều khiển S:
S = R3 . α = 410.15. = 107,34 (mm)
Đường kính của đĩa 1:
d > = = 53,67 (mm)
Lấy: d = 56 (mm)
Vì chỉ cần có cung tròn trên đĩa 1 tiếp xúc cung tròn trên đĩa 2 nên khoảng cách O1O2> R3
Ta có 2φ1 = 180 - 2φ2 . Với 2φ2 là góc giữa 2 rãnh
=> 2φ1 = 180 – 2. = 165o
Vậy φ1 = 82,5o
Ta tính O1H:
O1A = = = 54,13(mm)
O1H = O1A.cos(82,5o) = 7,07(mm)
Ta tính O2H:
O2A = R3 = 410 (mm)
O2H =O2A.cos(7,5o)=406,49 (mm)
Vậy ta tính được O1O2:
O1O2 = O1H +O2H = 7,07+ 406,49 = 413,56 (mm)
Chiều sâu rãnh điều khiển trên đĩa 2:
Cr ≥ R3 – (O1O2 – O1A) = 410 – (413,56– 54,13) = 50,57(mm)
Lấy chốt có đường kính d = 18 (mm)
Để khi tay gạt quay, chốt không bị kẹt trong rãnh:
Ta chọn: Cr= 60 (mm)
Gọi tc là thời gian chuyển dộng và td là thời gian dừng của tang đài dao:
tc = 2φ1 = (1 - )
td = (2π – φ1) = (1 + )
n1: Số vòng quay của đĩa trong 1 phút
Gọi k = là hệ số thời gian chuyển động của cơ cấu.
=> k = = = = 0,85
Muốn tăng số lần chuyển động của đài dao lên, có thể tăng số chốt trên cơ cấu dẫn động của trục dẫn động từ động cơ.
Vì vậy, căn cứ vào thời giant thay dao và chuyển động của cơ cấu Mante, ta có thể điều khiển động cơ dẫn động của đài dao trong quá trình thay dao.
Ta xác định xem khi đĩa 1 quay đều thì đĩa 2 có quay đều không. Ta xét tại một vị trí bất kỳ của cơ cấu khi ta quay O1A và rãnh O2A của đĩa tạo với trục O1O2 các góc lần lượt là φ1 và φ2.
Đặt O1A = rc, O1O2 = 1m
Trong tam giác O1AO2 có quan hệ:
λ = = = =
Từ đó suy ra
tanφ2 =
=> φ2 = arctan
Đạo hàm biểu thức trên:
=
Vận tốc đĩa 2 là:
2 = = = 1 . = ω1 .
Gia tốc đĩa 2 là:
ɛ2 = = . + ω1 .
Nếu đĩa 1 quay đều ω1 = const
ɛ2 = ω21 = ω21
Vậy khi đĩa 1 quay đều thì đĩa 2 không quay đều.
Với thời gian thay dao hệ thống là : 5/9 (s)
Trong đó :
- T = 5 (s) là thời gian thay dao nhanh nhất của hệ thống khi dao cần thay ở
gần vị trí thay dao nhất.
- T = 9 (s) là thời gian thay dao lâu nhất của hệ thống khi dao cần thay ở xa vị
trí thay dao nhất.
Thời gian thay dao của hệ thống gồm :
T = Txl + Ttrc + Tt + Ttr= 3 (s)
Txl = 1 (s) thời gian hành trình xylanh vào thay dụng cụ
Ttr = 0,5 (s) thời gian truyền tín hiệu
Ttrc = 1 (s) thời gian hành trình trục chính vào thay dụng cụ
Tt=(9-5)2/24=1/3 thời gian thay đồi một vị trí của Tang
Ta đi tính gia tốc góc và vận tốc góc cho đia Mante
k = =0.85
tc+td=1/3
=>tc=17/111,td=20/111
Số vòng/phút của cần được xác định :
n= (vòng/phút)
Vận tốc góc của cần:
=18,80 (rad/s)
Vận tốc và gia tốc góc ở vị trí bắt đầu và kết thúc của đĩa Man :
=0
(rad/s)
Gia tốc lớn nhất của đĩa Man xảy ra khi
λ = =
Gia tốc lớn nhất của đĩa 2 ở tại vị trí φ1 =62,60o.
ɛmax = ω21 = (18,80)2 . = 39,54(rad/s2)
3.
4.
4.1.
4.2.
2.4. Tính toán ổ cho đài dao
2.4.1.Tính toán sơ bộ ổ
Với kết cấu của hê thống thay dao ta lữa chọn ổ như sau:
Ổ lăn dạng ổ bi đỡ 1 dãy: Chịu lực hướng tâm
Ổ lăn dạng ổ đũa côn: Chịu lực hướng tâm và lực dọc trục
Ở đây lực hướng tâm không lớn lắm so với lục dọc trục nên ta tính toán cho ổ đũa côn và kích thước ổ bi lựa chọn theo kích thước ổ đũa côn.
Lựa chọn loại ổ lăn:
Do ổ lăn chỉ chịu lực tác dụng của lực dọc trục do trọng lượng tang gây ra còn lực hướng tâm khá nhỏ nên ta có thể bỏ qua. Vì vậy chọn ổ đũa côn đỡ chặn.
Ổ chịu tác dụng của trọng lượng tang và các dụng cụ được gá đặt trên tang.
Do hệ thống thay dao tự động không hoạt động liên tục, mỗi lần hoạt động tang chỉ quay 1 đến 2 vòng nên ta tính toán sơ bộ khả năng tải tĩnh cho ổ.
Sơ đồ phân bố lực ta thấy:
G: trọng lượng của tang
Fổ : phản lực tại ổ
Ta chọn loại ổ thông dụng -cỡ trung
Khả năng tảu tĩn của ổ được tính theo công thức:
Qt ≤ Co
Với Qt: Tải trọng được tính theo công thức:
QT = Xo.Fr + Yo.Fa.
Với:
Fr: lực hướng tâm ≈ 0
Fa: lực dọc trục Fa =G
Xo : Hệ số tải trọng hướng tâm
Yo : Hệ số tải trọng dọc trục
v Khối lượng của ụ dao bao gồm:
· Tổng khối lượng dao: Q1 = N. qdm= 24 . 7 = 168 (kg)
qdm = 7 (kg) (khối lượng lớn nhất của dao)
· Tổng khối lượng các tay kẹp và chốt định vị
Q2 =24(2qk+qch)=24(2.0,114+0,022) = 6 (kg)
qk,qch Lần lượt là khối lượng của 1 tay kẹpvà chốt định vị
·Khối lượng của tang đặc Q3 =338,81 (kg)
Do việc tối ưu hóa kết cấu tang nên ta chọn sơ bộ khối lượng thực của tang Q4 = Q3/2 = 169,405 (kg)
Tổng khối lượng của ổ dao là:
Q = Q1 + Q2 + Q4 = 168 +6 + 169,405 =343,405 (kg)
=> Fa = G = 293,405.10 = 3434,05 (N)
Chọn: Xo = 0,5, Yo = 1
QT = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.0 + 1.3434,05 =3434,05 (N)
Tra bảng P2.11 - Tính toán Thiết Kê Hệ Dẫn Động Cơ Khí – tập 1 ta chọn sơ bộ ổ đũa côn có kích thước như sau:
Kí hiệu | m | m | m | m | m | m | m | m | m | m | N | N |
7314 | 70 | 125 | 96 | 125 | 24 | 21 | 26.25 | 2.5 | 0.8 | 13.83 | 95.9 | 82.1 |
2.4.2. Kiểm nghiệm lại ổ
Ta kiểm nghiệm khả năng tĩnh của ổ theo công thức:
Qr≤ Co
Với: QT : tải trọng tĩnh tác dụng lên ổ.
QT = Xo.Fr + Yo.Fa
Trong đó:.
Fr : lực hướng tâm ≈ 0
Fa : lực dọc trục Fa = G
Trọng lượng thực của tang sau khi tối ưu hóa kết cấu là: Q3 = 227,85 (kg)
Q = Q1 + Q2 + Q3 = 168+6+227,85 = 401,85(kg)
=> Fa = G = 400.10 = 4018,5 (N)
Xo : Hệ số tải trọng hướng tâm
Yo : Hệ số tải trọng dọc trục
Xo = 0,5 , Yo = 0,22cotanα = 0,22.cotan(13,83) ≈ 0,89
Thay số ta tính được:
Qr = Xo . Fr + Yo . Fa = 0,5 . 0 + 0,89. 4018,5 = 3576,47 (N) = 3,58(kN)
QT ≤ Co =82,1 kN
Vậy ổ đủ điều kiện làm việc
2.4.3. Lựa chọn ổ bi đỡ - 1 dãy
Kích thước của ổ bi đỡ -1 dãy
Với các thông sối của ổ đũa côn , ta chọn ổ bi cỡ trung tương ứng với các kích thước sau:
Tra theo bảng P2.7 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1.
Kí hiệu | d (mm) | D (mm) | B = T (mm) | r (mm) | Đường kính bi (mm) | C kN | C0 kN |
214 | 70 | 125 | 24 | 2,5 | 17,46 | 48,8 | 38,1 |
1.
2.
2.1.
2.2.
2.3.
2.5. Tính toán trục đỡ tang
2.5.1. Tính chọn bu lông lắp ghép trên trục đỡ tang
Bu lông chỉ chịu tác dụng của lực dọc trục do trọng lượng của tang và các cơ cấu kẹp trên tang gây ra. Tính ứng suất kéo theo công thức:
= ≤ [ ]
Trong đó:
G = 4018,5 N : Trọng lượng của tang và các cơ cấu kẹp trên tang.
[ ] = 280 MPa : Giới hạn chảy của vật liệu làm bu lông – Thép.
F = π. : diện tích mặt cắt ngang của bu lông.
2Z: Số lượng bu lông lắp ghép trên trục – lắp ghép đối xứng qua tâm.
=> Ϭk = ≤ 280.106
=>
Chọn Z = 2 ta tính được đường kính trung bình của bu lông
d ≥ 2,14.10-3 = 2,14 mm
Chọn tiêu chuẩn: M8
Vậy với 4 bu lông M8 bắt đối xứng qua tâm trục đủ điều kiện làm việc.
2.5.2. Tính toán đường kính trục đỡ tang
Đường kính ngoài trục đỡ tang được lấy theo đường kính trong của ổ lăn:
D = 70 mm
Chọn sơ bộ đường kính trong của trục : d = 20 mm
Trục đỡ tang chỉ chịu tác dụng của lực dọc trục do trọng lượng của tang và cơ cấu kẹp trên tang gây ra G = 4018,5(N)
Ta đi kiểm nghiệm độ bền kéo của trục
Sơ đồ bố trí lực trên trục đỡ tang
Vật liệu của trục là thép CT5 có:
- Giới hạn bền là = 550 MPa
- Giới hạn chảy là = 280 MPa
Kiểm nghiệm độ bền kéo của trục theo công thức:
Với : F = = 3534 (mm2) =35,34(cm2)
= 1,14.106 Pa = 1,14 MPa < 280 MPa
Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền.
Biến dạng dài của trục ∆l được tính theo công thức:
∆l = = 1,57.10-4cm = 1,57. 10-3mm
Trong đó:
L = 276 mm: Chiều dài trục
E = 2.104 kN/cm2 : Module đàn hồi của thép
2.5.3. Chọn kiểu lắp ghép của ổ
- Chọn kiểu Vòng ngoài ổ với tang là kiểu lắp theo hệ thống trục: 125Js8/h7
- Chọn kiểu lắp vòng trong ổ với trục đỡ tang là kiểu lắp theo hệ thống lỗ:
125H8/js7
Vậy ta có kết cấu ổ thay dao với các kích thước như bảng sau:
Tên kích thước | Gía trị |
Bán kính từ tâm dao đến tâm tang | R = 582 mm |
Bán kính vòng ngoài của tang đài chứa dao | R1 = 517mm |
Bán kính vòng trong của tang đài chứa dao | R2 = 420 mm |
Bán kính vòng ngoài rãnh răng điều khiển | R3 = 410 mm |
Đường kính trong trục của vòng ổ chứa tang dao | d = 70 mm |
Đường kính ngoài trục của vòng ổ chứa tang dao | d = 190 mm |
Góc giữa 2 răng điều khiển trên tang đài chứa dao | α = 15 |
Chiều dài đoạn cung răng điều khiển | S = 74,6 mm |
Đường kính của đĩa 1 | d = 56 mm |
Chiều cao của tang đài dao | H = 256,8 mm |
Chiều dài chuôi ngàm kẹp | l = 86,7 mm |
Chiều sâu rãnh điều khiển trên đĩa 2 | C = 60 mm |
Khoảng cách giữa 2 đĩa | O1O2 = 413,56mm |
Trọng lượng tang chứa dao | Q = 401,85kg |
Chiều dài thanh gạt | O1A = 54,13 mm |
Chương 3. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC CHO TANG
5.
6.
3.1. Động học dẫn động quay cho Tang
3.1.1. Tính toán động học quay cho Tang
Phương trình xích động: ndc.iman = ndd
ndc : Số vòng quay của dộng cơ
ndd : Số vòng quay của đài dao
iman : Tỉ số truyền của cơ cấu Mante iman =
Để xác định động cơ dẫn động của đài dao cần xác định momen yêu cầu dẫn động của đài dao Mm:
Mdc ≥ Mc
Mdc: Momen của động cơ
Mc : Moomen cản của đài dao.
<=> pdc ≥ pc
pdc : công suất của động cơ.
Pc : công suất cản
Tính toán lực cắt quán tính tại vị trí lớn nhất: φ1 = 62,6o
Fqt1.R = Fqt2.cosβ.O2A – Fms.rtb
Trong đó:
Fqt1 : Lực quán tín của một dụng cụ trên đĩa O2 ứng với
ɛmax= 39,54 (rad/s2)
Fqt = Q.R.ɛmax
Fqt2 : Lực quán tính trên đĩa O2 do tay quay O1A gây ra.
Fms : lực ma sát tại ổ đũa côn do trọng lượng của tang tạo ra.
Fms = Q.f = 401,85.10.0,02 = 80.37 N
f = 0,02 là hệ số của ổ đũa côn đỡ chặn.
rtb : bán kính trung bình của ổ đũa côn: rtb = = 97,5 mm
Theo sơ đồ ta có:
360o- (β + 90o+ 90o) = 180o – (φ1 + φ2)
=> β = φ1 + φ2
Với φ1 = 62,6o, φ2 = arctan()
Trong đó λ = = => φ2 = 7,05o
=> β = 69,65o
Mặt khác trong tam giác O1AO2: =
=> O2A = O1A.= 54,13. = 391,55 mm
Thay vào phương trình cân bằng Momen ta được:
Q.R.ɛmax.R = Fqt2.cosβ.O2A – Fms.rtb
=> 7.0,5822.39,54= Fqt2.cos 69,65o.0,392 – 80,37.0,0975
=> Fqt2 = 745,22 N
Momen cản do Fqt2 gây ra trên đĩa 1 là:
Mc = Fqt2.AO1 = 745,22.0,054 = 40,24 Nm
Công suất của động cơ: Pdc ≥
η : hệ số tải trọng không đều – thường chọn η = 0,98
ωmax = ω1 =24 =5,33π (rad/s)
9 là thời gian quay hết một vòng của ổ dao
=>Pdc ≥ = 687,56 W = 0.688 kW
3.1.2. Lựa chọn động cơ dẫn động quay đài dao
Với yêu cầu Pdc ≥ 0.688 kW ta chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ 4A112MA8Y3 với các thông số sau:
Kích thước của động cơ:
Kiểu động cơ | Công suất (kW) | Vận tốc quay (vòng/phú)t | cosφ | ή% | | |
2p = 8; ndb = 750 vg/ph |
4A90LB8Y3 | 1,1 | 698 | 0,71 | 70 | 1,7 | 1,6 |
3.1.3. Tính toán ly hợp Masat
Ly hợp có tác dụng truyền động momen giữa 2 trục và ngắt truyền động nhanh, dứt khoát trong những trường hợp cần thiết.
Ưu điểm của ly hợp Masat là truyền động êm, tự động ngắt truyền động khi hệ thống quá tải nên ta lựa chọn lắp ly hợp Masat cho hệ thống dẫn động quay đài dao.
Tính toán ly hợp nhiều đĩa: Cơ sở tính ly hợp masat nhiều đĩa là hệ số masat của vật liệu làm đĩa masat, đồng thời yêu cầu ly hợp phải có kết cấu phù hợp.
Ta có công thức tính đường kính trung bình của đĩa Masat:
Dtb = (2,5 ÷ 4).d = (2,5 ÷ 4).24 =60 ÷ 96 (mm)
Chọn: Dtb = 80 (mm)
Trong đó d = 24 (mm) – đường kính trục động cơ hay đường kính lắp ly hợp
Đường kính ngoài của đĩa Masat:
D = 1,25.Dtb = 1,25.80 = 100(mm)
Đường kính trong của đĩa Masat:
d = 0,75.Dtb = 0,75.80 =60(mm)
Chọn cặp ly hợp masat là thép tôi-thép tôi
Bôi trơn bằng nhỏ dầu, có hệ số masat f = 0,1, hệ số masat áp lực riêng cho phép là p = 4kG/cm2
3.1.4. Mối ghép then trên trục nối động cơ với đĩa O1 của cơ cấu Mante
Ta chọn sơ bộ mối ghép then bằng cho kết cấu với kích thước chọn theo đường kính trục động cơ: d =24 (mm)
Tra bảng 9.1a – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta có kích thước của then:
b = 8 (mm), h = 7(mm), t1 = 4(mm), t2 = 2,8(mm)
Bán kính góc lượn: r = (0,25 ÷ 0,4)
Ta kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và điều kiện cắt
(1)
(2)
Từ (1) => lt ≥7,45(mm)
Từ (2) => lt ≥ 5,24(mm)
Vậy ta chọn chiều dài của then lt = 20 (mm) là đủ điều kiện làm việc
5.
6.
6.1.
3.2. Động học dẫn động di chuyển Tang
3.2.1. Tính toán và lựa chọn xylanh khí nén cho chuyển động của đài dao
Trong quá trình thay dao tự động ta cần thực hiện chuyển dộng tịnh tiến ra vào của tang so với trục chính 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.
a. Sơ đồ hệ thống khí nén dẫn động đài dao :
Ta xây dựng hệ thống dẫn động khí nén với các phần tử của hệ thống thủy – khí được nối ghép theo sơ đồ sau:
Sơ đồ hệ thống khí nén dẫn động đài dao
b. Nguyên lý hoạt động của hệ thống :
Khí nén được hút từ bình chứa khí qua van lọc thô vào máy khí nén 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 quá tải hoặc van lọc 11 bị tắc, khí nén sẽ được xả ngược về bình chứa khí.
Đồng hồ đo áp 9 - kiển tra áp suất dòng khí.
Van giảm áp 8 - điều chỉnh áp suất cần thiết cho hệ thống.
Rơ le áp suất 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 di chuyển.
c. Tính toán hệ thống dẫn động khí nén:
Khoản cách giới hạn giữa trục đài dao và trục chính là:
Lmin = = 582 (mm)
Lmax = +k = 582+ 250 = 832 (mm)
Với k ≥ + r + f
Để khi đài dao ra vào không xảy ra va chạm với trục chính.
Z: chiều rộng bàn Z của máy, Z = 340 (mm)
r : bán kính cổ chuôi dao BT40, r = 44,51 (mm)
f : khoảng cách an toàn, chọn f = 20 (mm)
=> k ≥ 234,51 mm chọn k = 250 (mm)
Hành trình của piston là: H = Lmax – Lmin = 832 – 582 = 250 (mm)
Khối lượng của cả đài dao và các chi tiết lắp ghép khác: Q (kg)
Q3 = 227,85 (kg)
Q = Q1 + Q2 + Q3 = 168+6+227,85 = 401,85
- Trọng lượng của tang và dụng cụ: Q0 = 401,85(kg)
- Trọng lượng của động cơ quay đài dao: Q1 = 28,7(kg)
- Trọng lượng của trục đỡ tang: Q2 ≈ 10 (kg)
- Trọng lượng của giá treo đài dao: Q3 ≈ 25
- Các thành phần lắp ghép khác chọn = 10 (kg)
=> Q = 475,55(kg)
Thông số đầu vào:
Khối lượng đài dao: Q = 475,55( kg)
Hệ số ma sát giữa đài dao và trục dẫn hướng: f = 0,1
Hành trình của piston: H = 250 (mm)
Ta tính áp lực do cần piston tạo ra theo công thức:
F = .p.μ
Trong đó:
D - đường kính của xylanh
P - áp suất làm việc
Áp suất khoang làm việc khoảng 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 động thay đổi, di sức ỳ của piston trước khi dịch chuyển, vì vậy hệ số hiệu dụng giảm 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: F ≥ .p.μ ≥ Fms
Fms : lực ma sát giữa đài dao và thanh dẫn hướng,
Ta có:
Fms = Q.f = 475,55.0,1 = 47,56( kg )
=> D ≥ = 3,89(cm)
Chọn theo tiêu chuẩn:
Đường kính trong của xylanh là: D = 40(mm)
Đường kính piston là: d = 16 (mm)
Vậy áp suất thực tế cần là:
F = .p.μ ≥ Fms + .pa.μ
Với pa : áp suất buồng thoát khí – chọn pa = 1,5 (bar) = 1,5 (kg/cm2)
Thay số ta được P ≥ 9,11(kg/cm2)= 9,11(bar)
Chọn P = 10(kg/cm2)= 10(bar)
Chọn 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 sau:
Kích thước của xylanh - piston khí nén
d. Tính toán lưu lượng qua van tiết lưu:
Hành trình của xylanh là: H = 250 (mm)
Thời gian chuyển của đài dao: T = 2s
Giả sử đài thay dao di chuyển thẳng đều với tốc độ là: V = = 125 m/s
Lưu lượng qua van tiết lưu chiều đi là:
Q1 = .V = .1,25.60 = 9,42 (l/ph)
Lưu lượng qua van tiết lưu chiều về là:
Q2 = .V = .1,25.60 = 7,91 (l/ph)
Từ Q1, Q2 ta lựa chọn được van tiết lưu phù hợp cho hệ thống
3.2.2. Tính toán trục dẫn hướng đài dao
Để dẫn hướng cho tang chứa dụng cụ, ta dùng 2 trục 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 tang chứa dụng cụ, động cơ để truyền động quay phân độ tang và thân đỡ tang. Ta chọn vật liệu làm trục.
Đường kính trục dẫn hướng được tính toán theo 2 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 khoản 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 = 401,85.10 = 4018,5(N)
- Trọng lượng của động cơ quay đài dao: G1 =28,7.10 = 287 (N)
- Trọng lượng của trục đỡ tang: G2 = 10.10 = 100 (N)
- Trọng lượng của giá treo đài dao: G3 =25.10 = 250(N)
- Vật liệu thép C45: = 600 MPa, [τ] = 12 ÷ 20 (Mpa)
- Chiều dài trượt: Ltd = 130 (mm)
Tính đường kính trục dựa vào độ bền uốn. Kết quả tính toán trong trường hợp tang và dụng cụ nằm vị trí giữa của trục dẫn hướng. Như vậy Momen lớn nhất tại vị trí giữa của trục có độ lớn Mtd = .Ltd
Với G là tổng trọng lượng tác dụng lên 2 trục dẫn hướng chủ yếu bao gồm trọng lượng của tang và dụng cụ trên tang, trọng lượng của trục đỡ tang, trọng lượng của động cơ, trọng lượng của giá treo đài dao và các thành phần phụ khác ta chọn tổng khối lượng là 10.10 = 100 N
G = G0 + G1 + G2 + G3 + 100= 4755,5(N)
Đường kính trục phải thỏa mãn điều kiện:
d ≥
Với Mtd = 4755,5. = 309107,5(Nmm’)
Thay số vào ta có: d ≥ 17,27(mm)
<=> Chọn đường kính trục nhỏ nhất dmin = 25(mm)
Kiểm tra độ võng lớn nhất của trục bằng phương pháp nhân biểu đồ Veresaghin.
Xây dựng các biểu đồ Momen Mp và Mk.
Trong đó Mk là momen đơn vị với giá trị lực đơn vị tương ứng 1 N.
Độ võng lớn nhất của trục được tính theo công thức:
f = Ltd Ltd Ltd = = = 0,336(mm)
Điều kiện trục làm việc được: f ≤ [f]
[f] : Độ võng cho phép hệ thống.
[f] = h
Với h : khe hở cho phép làm việc của kết cấu xylanh - piston
KẾT LUẬN
Sau một thời gian làm việc tập trung, khẩn trương dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo :……....……, đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp em làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp em củng cố thêm các kiến thức đã được học như : vẽ kỹ thuật, chi tiết máy, kỹ thuật robot….cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo :……....……, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
Hà Nội, ngày .... tháng .... năm 20.....
Sinh viên thực hiện
........................
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất, Lê Uyển “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1,T2”.
[2] Trương Hữu Chí, Võ Thị Ry, “Cơ điện tử, hệ thống trong chế tạo máy”, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, 2005
[3] L.V. Doanh, P. T. Hàn, Ng. V. Hòa, Đ. V. Tân, “Các bộ cảm biến trong kỹ thuật đo lường và điều khiển”, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, 2006
[4] Nguyễn Mạnh Tiến, “Điều khiển Robot Công nghiệp”, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, 2007
[5] John Billingsley, “Essentials of Mechatronics”, A John Wiley & Sons, Inc., Publication, 2006.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"