Bài giảng Tính toán kết cấu cơ khí của hệ thống thay dao tự động

TÍNH TOÁN KẾT CẤU CƠ KHÍ CỦA HỆ THỐNG THAY DAO TỰ ĐỘNG 1.Tính toán, thiết kế đài gá dao của hệ thống: Các thông số đầu vào để tính toán kết cấu cơ khí của hệ thống thay dao tự động: Dạng ATC : hình tang trống Dạng chuôi dao BT40, bán kính lớn nhất của đầu kẹp Rmax1=31,5 mm Chiều dài chuôi dao: 35+65,4+16,6= 117mm Số lượng dao: 16 dao Bán kính lớn nhất của dao: Rmax2= 40mm Khối lượng max của dao: 7 kg Thời gian thay dao của hệ thống: Tmax= 7s, Tmin=3s 1.1) Tính kích thước tang của đài chứa dao: Muốn tính toán bộ thay dao tự động với số dao là 16 dao loại BT40 trong ổ chứa dao ta phải tính được bán kính từ tâm dao đến ổ trục chứa dao đảm bảo các dao hoặc các chuôi dao không chạm vào nhau khi bố trí trên một vòng tròn. Để tránh va chạm dao khi ta cho dao vào ổ dao: R > C2π R: Bán kính từ tâm dao đến ổ trục chứa dao C: Độ dài của vòng tròn bố trí dao khi coi các dao là xếp sát nhau C= 2.Rmax.N= 2.40.16= 1280 (mm) N- Số dao ổ chứa dao: N= 16 dao Rmax- Bán kính lớn nhất trong hai giá trị Rmax1 và Rmax2. Dựa vào đầu bài ta có Rmax= 40 (mm) C= 2.40.16= 1280 (mm) Bán kính từ tâm dao đến trục chứa dao R> C2π= 12802π = 203,70 (mm) Để giữa các dao có Rmax vẫn có khoảng cách, chọn R0= 300 (mm). Khi đó, chu vi vòng tròn chứa dao là: C0= 2.p.R0= 2.3,14.300= 1884 (mm) b) Xác định khoảng cách giữa các dao gần nhau trong tang: Khoảng cách giữa hai tâm của dao có thể xác định gần đúng: L=CN=188416=117,75 mm Khoảng cách giữa các dao có đường kính lớn nhất kề nhau xác định gần đúng: L’= L-2.Rmax = 117.75-2.40= 37.75 (mm) c) Kiểm tra độ an toàn khi trục chính vào thay dao: Để đảm bảo an toàng trong quá trình thay dao, ta cần kiểm tra xem khi trục chính vào thay dao số 1 có bị va chạm với đài dao số 2 và số 16 hay không. Đường kính lớn nhất của trục chính: fmax= 120 (mm). Đường kính lớn nhất của độ côn đài dao BT40 là: fmax= 44,45 (mm). Khoảng cách giữa tâm các đài dao là: L= 117,75 (mm) Ta xác định khoảng cách từ tâm đài dao số 1 đến độ côn của các đài dao số 2 và đài dao số 16 là: LT= L- fc2= 117,75- 44,452= 95,525 (mm). Để trục chính không va chạm vào các đài dao xung quanh phải thỏa mãn điều kiện: fTrc2 ≤ LT → 1202 ≤ 95,525 → 60≤ 95,525 è Vậy thỏa mãn điều kiện. d) Tính , chọn các thông số ngàm kẹp dao: Tính khe hở giữa các kẹp dao: Ta có C= N.(2r+2h+L) N: số dao ổ có thể chứa r: Bán kính cổ dao. Theo tiêu chuẩn r= 31,5 (mm) L: Khe hở cần tính H: Chiều dày kẹp dao. Với loại BT30 có h= 10 (mm) Vậy ta có: C= 16.(2.31,5+2.10+L)= 1884 (mm) → L= 1884/16 -2.31,5-2.10= 34,75 (mm) Chuôi gồm kẹp trái , kẹp phải và chốt định vị dao: Nên có bề dày chuôi kẹp dao K được tính như sau: K≥2.h+m h: Chiều dày tay kẹp dao. Có h= 15 (mm) m: Chiều dày chốt lấy theo tiêu chuẩn dao m=16 (mm) → K≥ 2.15 + 16= 46 (mm) lấy K= 46 mm Để đảm bảo khi các mỏ kẹp mở ra để thay dao và kẹp dao khi nhận dao thì giữa các chuôi mỏ kẹp phải có khe hở .Ta lấy khe hở đó là c= 20(mm). Gọi C2 là chu vi vòng trong của tang: → C2= N.(K+c)=16.( 46+20)= 1056 (mm) Bán kính vòng trong của tang: Tính toán để phần chuôi của các kẹp dao không chạm nhau. R2> C22π= 10562π= 168 (mm) Lấy R2=175 (mm) Chiều dài tay kẹp dao: Lmax= R0-R2-r=300-175-31,5= 93,5 (mm) Lấy l=58 (mm) Thiết kế tay kẹp dao: Từ chiều dài chuôi ngàm kẹp và bán kính cổ dao ta có thể thiết kế tay kẹp có dạng như sau: VỊ TRÍ BAN ĐẦU DAO TIẾN VÀO TAY KẸP VỊ TRÍ CUỐI e) Bán kính tang đài chứa dao: Bán kính vòng trong của tang đài chứa dao: R2= 175 (mm) Bán kính vòng ngoài của tang đài chứa dao: R1≥ R2+LK+L Trong đó: L: khoảng cách từ chốt tay kẹp đến vòng tròn ngoài của Tang L= 16 (mm) LK: chiều dài chuôi tay kẹp LK= 58 (mm). → R1≥ 175+58+16= 249 (mm) Chọn R1= 250 (mm) Bán kính bên ngoài của các rãnh răng điều khiển tay quay(cơ cấu mante): R3= R2-∆h= 175-10= 165 Với ∆h là độ lệch. Chọn ∆h=10 (mm) f) Tính kích thước chiều cao tang: Chiều cao tang được tính theo công thức : H= E+f+∆H H: Chiều cao tang E: Chiều dài chuôi dao BT30. Theo tiêu chuẩn E= 125 (mm) f: Chiều dày thành tang. Lấy f= 30 (mm) ∆H: Chiều cao dự phòng. Lấy ∆H= 45 (mm) Vậy ta có: H= 125+30+45= 200 (mm) 1.2) Tính toán cơ cấu mante a) Nguyên lý hoat động của cơ cấu Mante Cơ cấu Mante là cơ cấu dùng để biến chuyển động quay lien tục của đĩa O1 thành chuyển động quay gián đoạn của đĩa O2. Cơ cấu Mante gồm đĩa O1 có bán kính R1, thanh gạt O1A, đĩa hình sao O2 có nhiều rãnh hướng tâm đặt đối xứng qua tâm O2. Khi đĩa 1 quay sẽ có lúc chốt A lọt vào rãnh của đĩa 2 và gạt đĩa này quay quanh trục O2. Khi chốt A ra khỏi rãnh , đĩa 2 sẽ dừng lại vì cung tròn của đĩa 1 tiếp xúc với cung tròn EDC của đĩa 2. Số rãnh trên đĩa thường là 8,10,12,16,24 Số chốt có thể lớn hơn hoặc bằng 1. b) Tính toán các thành phần của cơ cấu Mante Góc giữa 2 răng điều khiển trên tang đài chứa dao α: α = 2πZ = 2.18016= 22,5° Chiều dài cung điều khiển S: S= R3.α= 165.22,5.π180= 64,8 (mm) Đường kính của đĩa 1: (để tạo sự nhịp hàng cho cơ cấu Malte) d> S2= 64,82= 32,4 (mm) Lấy d= 36 (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 2.ϕ2 là góc giữa 2 rãnh → 2ϕ1= 180-2.22,52=157,5 Vậy ϕ1=78,75° Ta tính O1H: Yêu cầu ăn khớp: g(O1AO2) = 90o → O1A= R3.tan(φ2)= 165.tan(11,25o)= 32,8 (mm) Lấy O1A= 33 (mm) → O1H= O1A. cos(φ1)= O1A.cos(78,75°)= 33.cos(78,75o)= 6,4 (mm) Lấy O1H= 7 (mm) Ta tính O2H: O2A= R3= 165 (mm) O2H= O2A.cos(φ2)= 110.cos(11,25°)= 161,8 (mm) Lấy O2H= 162 (mm) Vậy ta tính được O1O2: O1O2= O1H+O2H= 7+162= 169 (mm) Chiều sâu rãnh điều khiển trên đĩa 2: C≥ R3-(O1O2-O1A)= 165-(169-25)= 21 (mm) Lấy chốt có đường kính d= 12 (mm) Để khi gạt tay quay, chốt không bị kẹt trong rãnh: Ta chọn: C= 22+8= 30 (mm) Gọi tc là thời gian chuyển động và td là thời gian dừng của tang đài dao: tc= 30n₁ 2.ϕ1 = 30n₁.(1-2N) td= 30n₁.(2π-ϕ1) = 30 n₁.(1+2N) n1: Số vòng quay của đĩa 1 trong 1 phút Gọi k= tctd là hệ số thời gian chuyển động của cơ cấu. → k= 1-2N1+ 2 N= N-2N+2 = 16-216+2= 0.78 Vì k là một số luôn nguyên dương nên N≥2 Muốn tăng số lần chuyển động của đài tang dao lên ,có thể tăng số chốt trên cơ cáu dẫn động của trục dẫn động từ động cơ. Vì vậy, căn cứ vào thời gian 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 kì của cơ cấu khi đó tay quay O1A và rãnh O2A của đĩa tạo với trục O1O2 các góc lần lượt là ϕ1 và ϕ2. Đặt O1A=r, O1O2=l Trong tam giác O1AO2 có quan hệ: λ = rl = sin(φ₂)sin(180°-φ₂-φ₁)= sin(φ₂)sin(φ₂+φ₁) Từ đó suy ra: tgϕ2= λsin(φ₁)1-λcos(φ₁) ϕ2= arctg(λsin(φ₁)1-λcos(φ₁)) Đạo hàm biểu thức trên: dφ₂dφ₁= λ(cosφ₁-λ)1-2λcosφ₁+λ² Vận tốc đĩa 2 là : ω₂= dφ₂dt= dφ₂dφ₁.dφ₁dt = ω₁.dφ₂dφ₁ = ω₁.λ(cosφ₁-λ)1-2λcosφ₁+λ²) Gia tốc đĩa 2 là : ɛ₂= dω₂dt= dω₁dt.dφ₂dφ₁ + ω₁.d²φ₂d²φ₁.dφ₁dt Nếu đĩa 1 quay đều ω₁=const ɛ₂= ω²₁d²φd²φ₁²= ω²₁.-λ1-λ²sinφ₁(1-2λcosφ₁+λ²)² Vậy khi đĩa 1 quay đều thì đĩa 2 không quay đều. Thời gian thay dao hệ thống là: 3/7 (s) Trong đó: T= 3 (s) là thời gian thay dao nhanh nhất của hệ thống khi dao cần thay ở gần vị thay dao nhất. T= 7 (s) là thời gian thay dao nhanh 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+Ttc= 6 (s) Txl= 1 (s) thời gian hành trình xylanh vào thay dụng cụ. Ttr= 0.5 (s) thời gian truyền tín hiệu. Ttrc= 4 (s) thời gian hành trình trục chính vào thay dụng cụ. Tt= 2.(Tmax-Tmin)N=2.(7-3)16= 0,5 (s)= t0+tm thời gian thay đổi 1 vị trí của đĩa tích dao. Ta đi tính gia tốc góc vf vận tốc góc cho đĩa Mante. tmto = Z-2Z+2=16-216+2=79 to+tm= 0.5 → tm= 732 (s) ; to= 932 (s) Số vòng trên phút của cần được xác định: N= Z-2Z.30tm = 1416.30.327= 120 (vòng/phút) Vận tốc góc của cần ωc: ω = π.n30= 3,14.12030= 12,56 (rad/s) Vận tốc và gia tốc góc ở vị trí bắt đầu và kết thúc của đĩa Mante: ωd= 0 ɛd= ±ω².tgα= ±12,56².tg11,25°= ±31,38 (rad/s²) Gia tốc lớn nhất của đĩa Mante xảy ra khi cosϕ₁=(λ2+14λ)²+2 - (λ²+1)4λ → ϕ₁= 49° Trong đó: λ= rl = 25113= 0,221 Vậy ɛmax= ω²₁.λ.1-λ2sinϕ₁(1-2.λcosϕ1+λ2)²= 12,56².0,213.1-0,2132sin49°1-2.0,221.cos49°+0,2212² = 30,63 (rad/s²) 1.3) Tính chọn Ổ cho đài dao: a) Tính toán sơ bộ Ổ: 1) Chọn loại ổ lăn. Với kết cấu của hệ thống thay dao ta lựa 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 lực 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 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 ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn. 2) Cấp chính xác ổ lăn. Ta chọn cấp chính xác thông dụng. 3) Kích thước ổ lăn. 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 từ 1 đến 2 vòng nên ta tính toán sơ bộ khả năng tải tĩnh cho ổ. Trong đó: G: Trọng lượng của tang Fổ: phản lực tại ổ Ta chọn loại Ổ thông dụng-Cỡ trung Khả năng tải tĩnh của ổ được tính theo công thức: QT≤ C0 Với QT: Tải trọng tĩnh được tính theo công thức: QT= X0.Fr+Y0.Fa Fr: lực hướng tâm ≈ 0 Fa: lực dọc trục Fa= G Trọng lượng của ụ dao bao gồm: Tổng trọng lượng dao: Q1= N.qmax Với N= 16 (tổng số dao đài dao chứa). qmax= 7 kg (khối lượng lớn nhất của dao ) Vậy Q1= 16.7= 112 (kg) Trọng lượng các tay kẹp Q2= N.q= 7 (kg) q: trọng lượng của 1 tay kẹp Trọng lượng tang đặc Q3= 320 (kg) ( vật liệu làm tang dao là gang ) Do việc tối ưu hóa kết cấu Tang nên ta chọn sơ bộ trọng lượng thực của Tang Q4= Q3/2= 160 (kg) Tổng trọng lượng của Ổ dao là: Q= Q1+Q2+Q4= 80+7+160= 279 (kg) → Fa= G= 279.10= 2790 (N) X0: hệ số tải trọng hướng tâm Chọn X0= 0,5 Y0: Hệ số tải trọng dọc trục Chọn Y= 1 Thay vào công thức ta được: QT= X0.Fr+Y0.Fa= 0,5.0+1.2790= 2790 (N) Tra bảng P2.11-Tính Toán Thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-tập 1ta chọn sơ bộ Ổ đũa côn có kích thước như sau: Kí Hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm α (⁰) C kN Cₒ kN 7314 70 125 107 96 24 21 26,25 2,5 0,8 13,83 95,9 82,1 Dựa vào kích thước ổ, ta tối ưu kích thước tang bằng phương pháp phần tử hữu hạn, kết quả thu được như hình. b) Kiểm nghiệm lại Ổ Ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của Ổ theo công thức: QT≤C0 Với QT: Tải trọng tĩnh tác dụng lên Ổ. QT= X0.Fr+Y0.Fa Fr: lực hướng tâm ≈ 0 Fa: lực dọc trục Fa= G Trọng lượng thực của Tang sau khi tối ưu hóa kết cấu là: Q2=220 (kg) → Q= Q1+Q2+Q3=80+7+220= 307 (kg) → Fa= G= 307.10= 3070 (N) X0: Hệ số tải trọng hướng tâm Y0: Hệ số tải trọng dọc trục X0= 0,5, Y0= 0,22.cotgα= 0,22.cotg13,83°= 0,89 Thay số ta tính được: QT=X0.Fr+Y0.Fa=0,5.0+0,89.3070=2732,3 (N)=2,73 (kN) QT≤C0=26,3 kN Vậy Ổ đủ điều kiện làm việc. c) Lựa chọn Ổ bi đỡ 1 dãy Với các thông số 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. Bảng 3. Thông số của ổ bi đỡ Kí hiệu d mm D mm B=T mm r mm Đường kính bi mm C kN Cₒ kN 214 70 125 24 2,5 17,46 48,8 38,1 1.4) Tính toán trục đỡ tang a) Tính chọn bu lông lắp ghép trên trục đỡ tang. Bu lông chỉ chịu tác dụng của lực dọc trục do trọng lượng Tang và các cơ cấu kẹp trên tang gây ra. Tính ứng suất kéo theo công thức: σk=G/2ZF≤[σ] Trong đó: G=3070 N : Trọng lượng Tang và các cơ cấu kẹp trên tang. [σ]=280 MPa: giới hạn chảy của vật liệu làm bu lông- Thép F: diện tích mặt cắt ngang của bu lông 2Z: số lượng bu lông lắp ghép trên trục- lắp ghép đối xứng qua tâm → σk=3070/(2Zπd²/4)≤280.10⁶ → d≥2,64.10⁻³/Z Chọn Z=2 ta tính được đường kính trung bình của bu lông d=1,87.10⁻³m=1,87 mm Chọn theo tiêu chuẩn: M8 Vậy với 4 bu lông M8 bắt đối xứng qua tâm trục đủ điều kiện làm việc. b) 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 Tang và các cơ cấu kẹp trên Tang gây ra G=3070 (N) Ta đi kiểm nghiệm độ bền kéo của trục: Vật liệu của trục là thép C45 có: -giới hạn bền là σb=550 MPa -giới hạn chảy là σch=280 MPa Kiểm nghiệm độ bền kéo của trục theo công thức: σk= G/F≤ [σ] Với F= (70²-20²)π/4=3534 mm²= 35,34 cm² σk= 3070.10⁴/35,34=1,12.10⁶ Pa= 1,12 MPa<280 MPa Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền. Biến dạng dài của trục ∆l được tính theo công thức: ∆l= PT.L/EF=3070.10⁻³.21/(2.10⁴.35,34)= 1,18.10⁻⁴ cm= 1,18.10⁻³ mm Trong đó: L= 210 mm : chiều dài trục E=2.10⁴ kN/cm² : Modul đàn hồi của thép. c) Chọn kiểu lắp ghép của Ổ - Chọn kiểu lắp Vòng ngoài ổ với trục đỡ Tang là kiểu lắp theo hệ thống trục: Ф125Js8/h7 Chọn kiểu lắp vòng trong Ổ với trục đỡ Tang là kiểu lắp theo hệ thống lỗ: Ф125H8/js7 Vậy ta có kết cấu ổ thay dao với các kích thước Tên kích thước Kích thước Bán kính từ tâm dao đến tâm trục chứa R= 310 (mm) Bán kính vòng ngoài của tang đài chứa dao R₁= 287 (mm) Bán kính vòng trong của Tang đài chứa dao R₂= 120 (mm) Bán kính vòng ngoài của rãnh răng điều khiển R₃= 110 (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= 125 (mm) Góc giữa 2 răng điều khiển trên tang đài chứa dao α= 22,5 ° Chiều dài đoạn cung răng điều khiển S= 43,2 (mm) Đường kính của đĩa 1 d= 26 (mm) Chiều cao của tang đài dao H= 200 (mm) Chiều dài chuôi ngàm kẹp l= 167 (mm) Chiều sâu rãnh điều khiển trên đĩa 2 C= 30 (mm) Khoảng cách giữa 2 đĩa O₁O₂= 113 (mm) Trọng lượng của ổ dao Q= 307 (kg) Chiều dài thanh gạt O₁A= 25 (mm) 2) Tính toán động học cho đài dao 2.1) Động học dẫn động quay đài dao Tính toán động học quay đài dao Phương trình xích động: nđc.iman= nđd nđc: Số vòng quay của động cơ nđd: Số vòng quay của đài dao iman: tỉ số truyền của cơ cấu Mante iman= 116 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: Momen cản của đài dao ↔ pdc > pc pdc: công suất của động cơ pc: công suất cản Tính lực quán tính tại vị trí lớn nhất : ϕ₁= 49° Dựa vào sơ đồ ta có phương trình cân bằng Momen. Fqt₁.R= Fqt₂.cos .O₂A-Fms.rtb Trong đó: Fqt₁- lực quán tính của một dụng cụ trên đĩa O₂ ứng với εmax= 27,48 (rad/s²) Fqt= Q.R.εmax Fqt₂- Lực quán tính trên đĩa O₂ do tay quay O₁A gây ra. Fms- Lực ma sát tại ổ đũa côn do trọng lượng Tang tạo ra. Fms= Q.f= 307.10.0,02= 61,4 N F= 0,02 là hệ số của ổ đũa côn đỡ chặn Rtb- Bán kính trung bình của ổ đũa côn: rbt= (125+70)/2= 97,5 mm Theo sơ đồ ta có: 360°-(β+90°+90°)= 180°-(ϕ₁+ϕ₂) → β= ϕ₁+ϕ₂ Với ϕ₁= 49°, ϕ₂= arctgλ.sinφ₁1-.λcosφ₁ Trong đó 𝝺= 0,221 → ϕ₂= 11° →β= 60° Mặt khác trong tam giác O₁AO₂: O₁A/O₂A= sinϕ₂/sinϕ₁ → O₂A= O₁A.sinϕ₁/sin𝞅₂= 25.sin49°/sin11°= 98,88 mm= 0,099 m Thay vào phương trình cân bằng Momen ta được: Q.R.εmax.R= Fqt₂.cosβ.O₂A-Fms.rbt → 5.0,31².30,63= Fqt₂.cos60°0.099-61,4.0,0975 → Fqt₂= 418,3 N Momen cản do Fqt₂ gây ra trên đĩa 1 là: Mc= Fqt₂.AO₁= 418,3.0,025= 10,46 Nm Công suất của động cơ: Pđc ≥ Mc.ωmax/ɳ ɳ: hệ số tải trọng không đêù- thường chọn ɳ= 0,98 Thời gian quay 1 vòng của ổ dao là 7(s) Ta có ω₁= 16.2π/7= 4,57π ωmax= ω₁= 4,57π (rad/s) → Pđc≥ 10,46.4,57π/0,98= 153,2 W= 0,153 Kw Lựa chọn động cơ dẫn động quay đài dao Với yêu cầu Pđc ≥ 0,153Kw a chọn động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ với các thông số sau: Kiểu động cơ Công suất Kw Vận tốc quay, vg/ph Cos𝞅 ɳ% Tmax/Tdn Tk/Tdn Chọn hộp số Trình tự tính toán: Tính Momen xoắn đầu vào Mv dựa trên công suất và tốc độ quay của động cơ. Tìm tỉ số truyền và Momen đầu ra của hộp số. Tính toán các bánh răng của hộp số. Từ việc chọn động cơ ta đi tính toán thông số đầu vào và đầu ra của hộp số để chọn hộp số cho phù hợp. Đầu vào nđc= 750 (vg/ph), công suất Nđc= 1100 (W) Momen xoắn đầu vào Mv=30.Ndcπ.ndc = 14 (N.m) Mà ta lại phải có tốc độ ra nc= 120 (vg/ph) Xét tỉ số ndc/nc= 750/120= 6,25 Như vậy ta lấy tỉ số truyền của hộp số ihs= 6,25 Vậy Momen đầu ra Mr= ihs.Mv= 6,25.14= 87,5 (Nmm) Mc= 94179,5 (Nmm) Như vậy hộp số ta cần thiết kế có ihs= 6,25. Công suất Nhs= 1100 (W), momen đầu vào Mv= 14 (N.m) Chọn bánh răng: Z₁= 19 mà lại có tỉ số truyền là 6,25 nên Z₂= 19,6.6,25= 118,75. Chọn Z₂= 119 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 chọn lựa lắp ly hợp masat cho hệ thống dẫn động quay đài dao. Tính toán ly hợp nhiều đĩa: Cơ sở để tính toán 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 trog 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. 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=24mm 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 bền cắt D= 2T/[d.lt.(h-t1) [ d] C= 2T/(d.lt.b) [ c] Then làm việc không chịu va đập, vật liệu thép nên có: [ d]= 150 Mpa [ c]= 80 Mpa Momen tác dụng lên trục: T= 17,94 Nm=17940 Nmm Từ (1) → lt mm Từ (2) → lt mm 2.2) Động học dẫn động di chuyển đài dao a) 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 động 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. 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: Nguyên lý hoạt động của hệ thống: Khí nén được hút từ bình chứa khí qua van lọc thô vào máy nén khí 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 khí khi quá tải hoặc van lọc 11 bị tắc ,khí sẽ được xả ngược về bình chứa khí . Đồng hồ đo áp 9- Kiểm tra áp suất dòng khí. Van giảm áp 8- điều chỉnh áp suất cần thiết cho hệ thống. Rowle 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 làm việc sẽ đi vào xylanh 2,dưới áp suất làm việc sẽ đẩy Piston 1 gắn với đài dao cùng di chuyển. Tính toán hệ dẫn động khí nén: Khoảng cách tới hạn giữa trục đài dao và trục chính là: Lmin=D/2=310 (mm) Lmax= D/2 +k=310+250=560 (mm) Với k≥Z/2 +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 BT30,r=23 mm f: khoảng an toàn, chọn f=20 mm → k≥ mm. Chọn k= Hành trình của Piston là: H=Lmax-Lmin=560-310=250 mm Khối lượng của cả đài dao và các chi tiết lắp ghép khác: Q (kg) -Trọng lượng của Tang và dụng cụ: Q0= 307 kg -Trọng lượng của động cơ quay đài dao: Q1= kg -Trọng lượng của trục đỡ Tang: Q2=12 kg -Trọng lượng của giá treo đài dao: Q3= kg -Các thành phần lắp ghép khác chọn = 10 kg → Q= kg Thông số đầu vào : Khối lượng của đài dao: Q= kg Hệ só 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 râ theo công thức: F=π.D²4.p.µ Trong đó: D- đường kính của xylanh P- áp suất làm việc Áp suất khoảng làm việc 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 thay đổi, do sức ỳ của piston trước khi dịch chuyển, vì vậy hệ số hiệu dụng giảm thường 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=π.D²4.p.µ ≥Fms Fms: lực ma sát giữa đài dao và thanh dẫn hướng. Ta có: Fms=Q.f= .0,1= kg → D≥4.Fmsπ.P.µ= cm Chọn theo tiêu chuẩn: Đường kính trong của xylanh là: D=50 mm Đường kính cần piston là: d=20 mm Vậy áp suất thực tế cần là: F= p. Fms+ pa. Với Pa: áp suất buồng thoát khí- chọn Pa=1,5 bar=1,5 kg/cm² Thay số ta được P 6,075kg/cm²= 6,075 bar. Chon P= 7 kg/cm²= 7 bar Chọn được kết cấu của xylanh- Piston khí nén theo Cataloge của nhà sản xuất: Ở đây ta chọn xylanh có kết cấu giảm chấn khí nén ở cả 2 đầu với các thông số hình học như sau: Tính toán lưu lượng qua van tiết lưu: Hành trình của Xylanh là: H=250 mm Thời gian di chuyển của đài dao: T=2 s Giả sử đài thay dao di chuyển thẳng đều với tốc độ là : V=H/T=125 mm/s Lưu lượng qua van tiết lưu chiều đi là: Q1=π.D²4.V=π.0,5²4.1,25.60=14,73 (l/ph) Lưu lượng qua van tiết lưu chiều về là: Q2=π.(D²-d²)4V=π0,5²-0,2².1,25.60/4=12,37 (l/ph) Từ Q1,Q2 ta lựa chọn được van tiết lưu phù hợp cho hệ thống Bảng 4. Thông số của hệ thống khí nén Tên kích thước Kích thước Đường kính trong của Xylanh D= mm Đường kính cần Piston d= mm Hành trình của Xylanh-Piston H=250 mm Thời gian đi hết hành trình của Xylanh- Piston T= 2(s) Áp suất khoang làm việc P= 7 bar Áp suất khoang thoát khí Pa=1,5 bar Lưu lượng qua van tiết lưu chiều đi Q1= l/ph Lưu lượng qua van tiết lưu chiều về Q2= l/ph b) Tính toán trục dẫn hướng đài dao Để dẫn hướng cho Tang chứa dụng cụ, ta dùng 2 trục lắp trên thân đỡ để dẫn hướng: Với hệ thống thay dao đòi hỏi độ chính xác cao, trục 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 của Tang chứa dụng cụ,động cơ để truyền chuyển động quay phân độ Tang và thân đỡ Tang. Ta chọn vật liệu làm trục. Đường kính trục dẫn hướng được tính theo hai 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 khoảng 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= 307.10= 3070 N Trọng lượng của động cơ quay đài dao: G1= 12.10=120 N Trọng lượng của trục đỡ Tang: G2= 12.10=120 N Trọng lượng của giá treo đài dao: G3= 16.10= 160 N Vật liệu thép C45: σb=600 (MPa), [τ]=12÷20 (MPa) Chiều dài trượt: Ltd= 130 mm Tính đường kính trục dựa trên độ bền uốn. Kết quả tính toán trong trường hợp Tang và dụng cụ nằm tại vị trí giữa của trục dẫn hướng. Như vậy Momen lớn nhất tại vị trí giữa của trục có độ lớn Mtd=G/2.Ltd Với G là tổng trọng lực 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 = 3070 + + 120+ 160+100 = N Đường kính trục phải thỏa mãn điều kiện: d≥3Mtd0,1.[σ] Với Mtd= G .130/2= (N.mm) Thay số ta có: d≥ mm → chọn đường kính trục nhỏ nhất dmin= 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 1N. Biểu đồ momen Độ võng lớn nhất của trục được tính theo công thức: F= =0,32 mm Điều kiện trục làm việc được: f [f] [f]: Độ võng cho phép của hệ thống [f]= h Với h: khe hở cho phép làm việc của kết cấu Xylanh-Piston.