TỔNG QUAN
Tìm hiểu tổng quan về trục chính máy gia công kim loại
Cắt gọt kim loại vẫn giữ vai trò quan trọng trong ngành công nghiệp kim loại, mặc dù có nhiều công nghệ gia công mới xuất hiện Ngành công nghiệp máy công cụ đã phát triển liên tục nhờ vào sự công nghiệp hóa, áp dụng công nghệ cao để nâng cao tốc độ cắt, tăng độ chính xác và giảm chi phí sản xuất.
Trong nhiều thập kỷ qua, nguyên lý cắt kim loại và các thành phần chính của máy công cụ vẫn không có nhiều thay đổi Một máy công cụ bao gồm các thành phần cơ bản như trục chính, các trục di chuyển (X, Y, Z), và dao cắt kim loại Trong đó, trục chính đóng vai trò quan trọng nhất vì nó chịu trách nhiệm chính trong việc loại bỏ kim loại Trục chính được kết nối với trục Z thông qua bệ đỡ trục chính Mặc dù có nhiều cấu trúc và thiết kế khác nhau cho trục chính tùy theo loại máy công cụ (như máy phay, máy tiện), nhưng tất cả đều có chức năng chung là quay phôi hoặc dao cắt với moment và tốc độ phù hợp để thực hiện quá trình cắt hiệu quả.
Trục chính trên máy phay CNC giữ phôi hoặc dao cắt, quay quanh một trục cố định và truyền công suất vật lý Ban đầu, công suất được cung cấp bằng thủy lực, khí nén và động cơ hơi nước, nhưng hiện nay, động cơ điện đã trở thành lựa chọn phổ biến trong ngành công nghiệp.
Có nhiều phương pháp để dẫn động trục chính bằng động cơ điện, với các trục chính máy công cụ được phân loại thành dẫn động bên ngoài và bên trong Trục chính dẫn động bên ngoài có động cơ đặt ngoài vỏ trục chính, truyền công suất qua đai hoặc bánh răng Ngược lại, trục chính dẫn động tích hợp bên trong có động cơ nằm bên trong vỏ trục chính, với rotor kẹp lấy trục quay.
Nhìn chung, 4 loại dẫn động trục chính sau đây thường được sử dụng tùy thuộc vào các yêu cầu kỹ thuật như:
- Khả năng truyền động về lực, torque, công suất, tốc độ, …
- Sự giản nở về nhiệt, dao động, đồ ồn, …
- Chất lượng cuối cùng của bề mặt gia công
- Những tiêu chí khác như bảo trì, chi phí, …
1.1.1 Trục chính dẫn động bằng đai
Trục chính truyền động đai được sử dụng phổ biến trong các máy gia công truyền thống nhờ vào chi phí thấp và hiệu suất làm việc tốt Mặc dù hiệu suất truyền công suất từ động cơ đến trục chính đạt khoảng 95%, thấp hơn so với trục chính dẫn động trực tiếp gần 100%, nhưng vẫn cao hơn so với trục chính dẫn động bằng bánh răng, chỉ đạt dưới 90%.
Hình 1-2 minh họa sơ đồ nguyên lý trục chính dẫn động bằng đai, trong đó công suất và chuyển động quay được cung cấp từ một động cơ bên ngoài Động cơ này được lắp đặt bên ngoài trục chính, và lực mô-men xoắn được truyền đến trục quay thông qua đai.
Công suất, mô-men xoắn và tốc độ trục chính được quyết định bởi đặc tính của động cơ truyền động và tỷ số truyền của bộ truyền đai Những yếu tố này đóng vai trò quan trọng trong hiệu suất hoạt động của hệ thống.
- Đặc tính làm việc rộng
- Có thể đạt được công suất và torque lớn
- Tốc độ tối đa hạn chế
- Đai sử dụng khả năng mang tải của ổ đỡ
1.1.2 Trục chính dẫn động bằng bánh răng Ưu điểm:
- Torque lớn tại tốc độ thấp, phù hợp cho những công việc nặng, gia công thô
- Kết cấu trục chính đơn giản
- Dao động lớn, ảnh hưởng không tốt đến bề mặt cuối cùng của phôi
- Hiệu suất làm việc thấp
- Chiếm không gian máy Động cơ Khớp nối
Bánh răng Trục chính Ổ lăn Trục quay
Hình 1-3 Sơ đồ nguyên lý trục chính dẫn động bằng bánh răng
1.1.3 Trục chính dẫn động tích hợp động cơ Động cơ điện (gồm stator và rotor) được tích hợp vào trong cấu trúc của trục chính nằm giữa cụm ổ lăn trước và sau với rotor kẹp trực tiếp với trục quay mà không cần thông qua các bộ truyền động cơ khí
Stator Rotor Ổ lăn Trục chính Trục quay
Hình 1-4 Sơ đồ nguyên lý trục chính được dẫn động tích hợp Ưu điểm:
- Hạn chế tối đa dao động và độ ồn
- Có thể đạt đến tốc độ rất cao, hơn 15.000 𝑟𝑝𝑚 (trang 80, [1])
- Cấu trúc nhỏ gọn, ít chiếm không gian máy
- Chất lượng bề mặt gia công tốt
- Đòi hỏi phải giám sát và xử lý những nguồn nhiệt phát sinh trong trục chính.
Tìm hiểu tổng quan về cấu tạo trục chính máy phay CNC
Bài viết này tập trung vào việc thiết kế trục chính tích hợp động cơ nhằm tối ưu hóa các ưu điểm của loại trục chính này, dựa trên những phân tích về ưu nhược điểm đã nêu ở phần trước.
Trục chính có động cơ tích hợp bao gồm các thành phần cơ bản như ổ lăn, trục quay, động cơ, vỏ trục chính, cảm biến, cụm nhà/kẹp toolholder, hệ thống bôi trơn và làm nguội, cùng với hệ thống bịt kín.
1.2.1 Ổ đỡ trục chính Ổ đỡ trục chính là thành phần kết nối trục quay với phần vỏ trục chính Đây là thành phần cực kỳ quan trọng của trục chính Nó đảm bảo độ cứng vững và độ chính xác của truc chính Việc lựa chọn ổ đỡ phải được tính toán kỹ thông qua các thông số như lực cắt, tốc độ cắt, tải trọng, chu kỳ làm việc Dung sai lắp ghép của ổ đỡ cũng phải được nghiên cứu kỹ lưỡng để việc lắp ráp được thuận tiện cũng như được độ chính xác cao trong gia công
1.2.1.1 Các loại ổ đỡ thường dùng cho trục chính
Trục chính cần cung cấp tốc độ quay, mô-men và công suất cho dao cắt, do đó, ổ đỡ phải có tuổi thọ cao và khả năng chịu tải tốt Việc lựa chọn loại ổ đỡ phụ thuộc vào các thông số kỹ thuật của trục chính, và mỗi tiêu chí này đều ảnh hưởng đến quyết định chọn ổ đỡ phù hợp.
7.Hệ thống bôi trơn và làm nguội
Hiện nay, ổ bi có độ chính xác cao rất phổ biến và được cung cấp bởi nhiều nhà sản xuất Đối với trục chính tốc độ cao, các loại ổ bi phù hợp thường bao gồm ổ bi đũa, ổ bi đũa côn và ổ bi đỡ chặn Bảng dưới đây sẽ phân tích các loại ổ bi tương ứng với yêu cầu cụ thể của trục chính.
Bảng 1-1 Những ảnh hưởng thiết kế khi lựa chọn ổ lăn
Yêu cầu Loại ổ đỡ Ảnh hưởng đến thiết kế
Tốc độ cao Ổ bi đỡ-chặn tiếp xúc Tốc độ cao, khả năng tải tốt Độ cứng vững cao Ổ đũa Tốc độ thấp, khả năng tải rất tốt
Mang tải dọc trục Góc tiếp xúc lớn Tốc độ thấp hơn
Mang tải hướng kính Góc tiếp xúc bé Tốc độ cao hơn Độ chính xác cao ABEC9, Chi phí cao
Bảng 1-1 chỉ ra rằng có nhiều yếu tố ảnh hưởng đến việc lựa chọn loại ổ bi phù hợp cho trục chính Một trục chính yêu cầu tốc độ cao thường gặp khó khăn trong việc đạt được độ cứng vững tối đa, trong khi trục chính cần độ cứng vững tốt lại khó duy trì tốc độ cao mà không làm giảm tuổi thọ của ổ đỡ.
Các loại ổ đỡ thông dụng cho trục chính trong máy công cụ cần đáp ứng yêu cầu về tốc độ quay, khả năng tải và tuổi thọ Trên thị trường hiện có nhiều loại ổ đỡ chính xác cao, bao gồm ổ đũa, ổ đũa côn và ổ bi đỡ-chặn.
Ổ bi đỡ-chặn là lựa chọn phổ biến cho các trục chính tốc độ cao, nhờ vào khả năng cung cấp độ chính xác và khả năng mang tải cả theo hướng kính và dọc trục Loại ổ bi này đáp ứng tốt yêu cầu về tốc độ cho trục chính của máy cắt kim loại, đồng thời dễ dàng kết hợp để tạo ra cấu hình và độ cứng theo yêu cầu.
Ổ đũa côn là một lựa chọn phổ biến nhờ khả năng mang tải tốt và độ cứng vượt trội so với ổ bi Tuy nhiên, loại ổ này không phù hợp cho các trục chính yêu cầu tốc độ cao.
Ổ đũa trụ thường được đặt ở phía đuôi trục chính, giúp trục có khả năng dịch chuyển tự do theo chiều dọc Điều này rất quan trọng trong việc giải quyết các vấn đề liên quan đến sự co dãn chiều dài dọc trục do tác động của nhiệt.
Ngoài khả năng tốc độ theo 𝑟𝑝𝑚, thì ổ bi cũng có thể đánh giá khả năng tốc độ giới hạn của nó theo hệ số tốc độ dN:
- 𝑑 𝑚 : đường kính trung bình của ổ lăn [𝑚𝑚]
Khi giá trị 𝑑𝑁 giống nhau, nếu 𝑛 cao nhưng 𝑑 𝑚 lại thấp, sẽ dẫn đến công suất và độ cứng giảm Vì vậy, cần xem xét cả tốc độ động cơ 𝑛 và các yếu tố khác.
Tốc độ tối đa mà ổ đỡ có thể hoạt động liên tục, được thể hiện qua hệ số dN, là tốc độ giới hạn cho phép ổ đỡ hoạt động với phương pháp bôi trơn và tải cụ thể Đối với trục chính tốc độ cao, hệ số dN cần đạt đến 1.500.000, và ổ lăn duy nhất có khả năng đạt được giá trị này là ổ bi đỡ-chặn.
1.2.1.2 Ảnh hưởng của góc tiếp xúc
Khả năng tốc độ Khả năng tải hướng tâmKhả năng tải dọc trục
Khả năng tải hướng tâm
Khả năng tải hướng tâmKhả năng tải dọc trục
Khả năng tải dọc trục Khả năng tốc độ
Khả năng tốc độ Hình 1-7 Ảnh hưởng của góc tiếp xúc (trang 13, [2])
Góc tiếp xúc của ổ bi đỡ-chặn phổ biến của các công ty sản xuất ổ bi trên thế giới là
Dựa vào Hình 1-7, có những kết luận sau:
Góc tiếp xúc nhỏ (15 độ) giúp tăng khả năng mang tải hướng kính và tối đa hóa tốc độ, nhưng đồng thời làm giảm khả năng mang tải dọc trục của ổ bi.
Góc tiếp xúc lớn (30 độ) giúp tăng khả năng mang tải dọc trục, nhưng lại làm giảm khả năng mang tải hướng kinh và tốc độ tối đa cho phép của ổ bi.
1.2.1.3 Ổ đỡ bi gốm (Hybrid-Ceramic Bearings)
Sự phát triển công nghệ ổ đỡ hiện nay đã đưa vật liệu gốm vào ứng dụng cho các ổ đỡ chính xác Việc sử dụng bi gốm trong ổ bi đỡ-chặn mang lại nhiều lợi ích vượt trội so với ổ đỡ bi thép truyền thống.
Bảng 1-2 So sánh tính chất của ổ đỡ kim loại và gốm (trang 92, [1])
Tính chất (đơn vị) Ổ đỡ gốm (Si 3 N 4 ) Ổ đỡ thép truyền thống
Những ưu điểm ổ bi gốm mang lại:
Tìm hiểu các yêu cầu kỹ thuật cụ thể của trục chính máy phay CNC yêu cầu độ chính xác, động học, động lực học, giải nhiệt, điều khiển,
chính xác, động học, động lực học, giải nhiệt, điều khiển,
1.3.1 Yêu cầu về độ chính xác và độ cứng vững Độ chính xác liên quan đến cấu hình của ổ lăn trước và sau, độ chính xác sản xuất của các bộ phận chính, kích thước và độ độ chính xác của ổ lăn được chọn( mức chính xác cao nhất thường được chọn tương đương với tiêu chuẩn quốc tế Cấp độ P2 và P4 cũng tương đương với tiêu chuẩn ABEC9 và ABEC7 của Hoa Kỳ) Độ chính xác cuối cùng của trục chính có thể bằng hoặc cao hơn độ chính xác của ổ trục vì trong lắp ráp xử lí các lỗi của vòng bi có thể bù trừ cho nhau
Sản xuất trục chính tốc độ cao đòi hỏi thiết kế tinh vi, quy trình sản xuất chuyên nghiệp, kỹ năng cao của công nhân, cùng với môi trường lắp ráp và kiểm soát nhiệt độ ổn định Không phải tất cả các nhà sản xuất đều đủ khả năng tạo ra trục chính với độ chính xác cao.
Hiện tại, chưa có tiêu chuẩn quốc tế nào xác định độ chính xác và độ cứng vững của trục chính Hình 1-32 minh họa các tiêu chí chấp nhận cho độ chính xác hình học của trục chính do GMN (Đức) sản xuất.
Hầu hết các trục chính sản xuất đều đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật, với nhiều sản phẩm, như của GMN và FISCHER, còn có thông số kỹ thuật vượt trội hơn.
Hình 1-32 Các tiêu chí chấp nhận cho độ chính xác hình học của trục chính do GMN sản xuất
Hình 1-33 - Các vị trí đo độ cứng dọc trục và độ cứng xuyên tâm trên trục chính
1.3.2 Tốc độ quay nguy hiểm (tốc độ tới hạn)
Tốc độ tới hạn là tốc độ quay mà tại đó các lực tác động làm cho một thành phần máy
Trục và rotor dao động ở tần số tự nhiên (𝑓 𝑖), có thể gây ra rung động cộng hưởng trong toàn bộ máy Hiện tượng này có thể dẫn đến hư hỏng máy móc, nhưng có thể được giảm thiểu nếu tốc độ quay được truyền qua một cách nhanh chóng.
Tốc độ tới hạn, hay còn gọi là tốc độ quay, là tốc độ mà tại đó tần số của mô men xoắn dao động tương ứng với tần số xoắn tự nhiên của cụm trục.
Tốc độ quay nguy hiểm là yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến độ an toàn trong quá trình gia công của máy Khi tính toán, cần đảm bảo rằng tốc độ quay tối đa của trục chính luôn nhỏ hơn tốc độ quay nguy hiểm để đảm bảo an toàn cho quá trình vận hành.
Hình 1-35 Giá trị mất cân bằng cho phép tại các tốc độ quay khác nhau
1.3.3 Sự mất cân bằng động và độ rung cho phép
Khi trục chính quay với tốc độ cao, sự mất cân bằng động nhỏ có thể tạo ra lực ly tâm, dẫn đến rung động của hệ thống trục chính Mất cân bằng xảy ra khi trục quán tính của rotor không trùng với trục hình học Để cải thiện trạng thái cân bằng, có thể điều chỉnh bằng cách kẹp phôi hoặc thay đổi dụng cụ cắt Việc kiểm soát rung động là rất quan trọng để nâng cao chất lượng bề mặt gia công và kéo dài tuổi thọ của trục chính trong quá trình gia công tốc độ cao.
Theo tiêu chuẩn ISO G0.4, khi trục chính đạt tốc độ tối đa, tốc độ rung tối đa cho phép do mất cân bằng động là 0,4 𝑚𝑚/𝑠 Tuy nhiên, các nhà sản xuất thường áp dụng tiêu chuẩn riêng, dẫn đến tốc độ rung ở tốc độ quay lớn nhất thường khoảng 0,7 𝑚𝑚/𝑠.
Tuổi thọ của trục chính sử dụng vòng bi lăn thường bị hạn chế do làm việc với tốc độ cao và điều kiện làm việc khắc nghiệt Mặc dù dữ liệu về tuổi thọ này rất quan trọng, nhưng các nhà sản xuất trục chính thường không cung cấp thông tin đầy đủ.
Hỏng ổ trục trên máy công cụ thường không phải do mỏi bề mặt vật liệu gây ra Sự chênh lệch giữa tuổi thọ tính toán và tuổi thọ thực tế của ổ bi là tương đối nhỏ, làm cho việc tính toán tuổi thọ chính xác trở nên khó khăn.
Tuổi thọ của ổ bi phụ thuộc vào điều kiện làm việc và mức độ bảo dưỡng Khi ổ bi mất độ chính xác, việc xác định trách nhiệm thuộc về người sử dụng hay nhà sản xuất trở nên rất khó khăn.
Trong điều kiện làm việc bình thường và bảo dưỡng thường xuyên, tuổi thọ của trục chính có thể đạt từ 5000 đến 10000 giờ Để đảm bảo hiệu suất làm việc cao, trục chính thường sử dụng ổ bi với tốc độ lớn và độ bền cao Việc gia công và lắp đặt chính xác là rất quan trọng, cùng với các hệ thống điều khiển hỗ trợ như hệ thống cân bằng tự động cho rotor, hệ thống bôi trơn, làm mát, và kiểm soát nhiệt độ cho stator và rotor Nhờ vào những biện pháp này, tuổi thọ của trục chính có thể kéo dài lên tới 4 năm.
1.3.5 Khả năng của trục chính
Phân tích truyền động cho thấy rằng công suất và số vòng quay tối đa của trục chính không phải là yếu tố quyết định khả năng gia công của máy CNC Thay vào đó, khả năng cắt và momen xoắn của trục chính mới là những yếu tố quan trọng hơn.
Momen xoắn thể hiện khả năng bóc tách vật liệu, do đó, việc lựa chọn momen phù hợp là rất quan trọng trong thiết kế các kiểu truyền động chính dựa vào nhu cầu gia công.
- Truyền động motor trục chính trực tiếp
- Truyền động motor trục chính qua đai răng
- Truyền động motor trục chính qua hệ thống bánh răng
Ngoài ra còn có các thông số như đường kính trục, đường kính ổ bi, kết cấu…
Tìm hiểu cách phối hợp của các thành phần liên quan đến hoạt động của trục chính trong quá trình máy cnc hoạt động
chính trong quá trình máy cnc hoạt động
Trước đây, hệ thống trục chính hoạt động hoàn toàn thủ công, bao gồm việc vận hành, kiểm soát, bôi trơn và giải nhiệt Người vận hành máy theo dõi các thông số như nhiệt độ, tần số và nguồn điện để đảm bảo trục chính hoạt động đúng chế độ làm việc.
Với sự phát triển của khoa học, các thông số làm việc của trục chính được giám sát bởi cảm biến và gửi về bộ điều khiển trung tâm Bộ điều khiển này điều chỉnh các giá trị như tần số, điện áp, lưu lượng giải nhiệt và lưu lượng bôi trơn, đảm bảo trục chính hoạt động đúng theo thông số chế độ cắt.
Hiện nay, trí thông minh nhân tạo (AI) đã được tích hợp vào bộ điều khiển trục chính, giúp cải thiện khả năng kiểm soát Hệ thống này không chỉ dựa vào dữ liệu cảm biến mà còn học hỏi từ các lần gia công trước, từ đó tối ưu hóa các thông số trục chính.
Lựa chọn phương án cho việc thiết kế chế tạo trục chính máy cnc
Như đã trình bày trong mục 1.1 và 1.3, trục chính máy phay CNC bao gồm:
- Hệ thống giải nhiệt và bôi trơn
Hình 1-39 minh họa sự phối hợp giữa các thành phần điều khiển trục chính Dưới đây là các phương án thiết kế cho những thành phần này, nhằm đáp ứng các yêu cầu của đề tài đã đề ra.
Trục chính dẫn động động cơ tích hợp đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật, tiết kiệm không gian làm việc và phản ánh xu hướng thiết kế trục chính tốc độ cao hiện nay.
→ Chọn phương án trục chính dẫn động động cơ tích hợp
Stator Rotor Ổ lăn Trục chính Trục quay
Hình 1-40 Sơ đồ nguyên lý trục chính dẫn động động cơ tích hợp
1.5.1.2 Loại động cơ trục chính
Hệ thống dẫn động với động cơ tích hợp yêu cầu hạn chế nguồn nhiệt, đặc biệt từ rotor, để đảm bảo hiệu suất Động cơ đồng bộ là giải pháp tối ưu cho vấn đề này, không chỉ giúp kiểm soát nhiệt độ mà còn giảm kích thước và khối lượng của trục chính.
→ Chọn phương án động cơ đồng bộ
Hình 1-41 Động cơ đồng bộ cho trục chính
1.5.2.1 Loại ổ lăn, vật liệu bi và góc tiếp xúc Đáp ứng tốc độ quay trục chính đã đề ra và vấn đề phải hạn chế tối đa nguồn nhiệt phát sinh bên trong trục chính vốn là nhược điểm khi sử dụng hệ thống dẫn động tích hợp động cũng như khả năng mang tải hướng tâm lớn do bản chất của quá trình gia công phay thì với những tính chất đã trình bày trong chương I thì ổ bi đỡ-chặn bi gốm góc tiếp xúc 15 𝑜 là phương án tốt nhất
→ Chọn phương án ổ bi đỡ-chặn bi gốm góc tiếp xúc 15 𝑜
1.5.2.2 Cấu hình preload cho cụm ổ lăn Để tận dụng những ưu điểm mà cấu hình DT mang lại, cũng như là để khắc phục nhược điểm của nó khi chỉ chịu tải theo một hướng, sử dụng thêm một cụm ổ lăn khác với cấu hình
DT ngược chiều với cụm ổ lăn ban đầu để hình thành cấu hình DB tổng thể trên toàn bộ trục chính
Chọn cấu hình preload DT bằng đai ốc cho cụm ổ lăn trước nhằm đảm bảo độ cứng và khả năng mang tải, trong khi sử dụng cấu hình preload DT bằng lò xo cho cụm ổ lăn sau để giảm thiểu ảnh hưởng của hiện tượng trục quay dài/co do nhiệt lên độ chính xác gia công.
Cấu hình DT cho ổ lăn trước Cấu hình DT cho ổ lăn sau Ổ lăn cấu hình DB trên toàn bộ trục chính
𝑃 Đai ốc preload Trục quay Stator Rotor Lò xo preload
Ổ lăn trục chính có cấu hình DB tổng thể, bao gồm cụm ổ lăn cấu hình DT ở cả phần đầu và phần sau, được tích hợp với động cơ, theo sơ đồ nguyên lý thể hiện trong Hình 1-33.
Toolholder BBT được lựa chọn do những ưu điểm vượt trội khi sử dụng cho trục chính tốc độ cao (𝑛 𝑚𝑎𝑥 > 8000 𝑟𝑝𝑚), như đã trình bày trong mục 1.2.
→ Chọn phương án toolholder BBT
Với những ưu điểm vượt trội và ứng dụng rộng rãi đã được nêu trong mục 1.2, lò xo đĩa là lựa chọn tối ưu cho các hệ thống trục chính.
→ Chọn phương án lò xo đĩa (Hình 1-20)
1.5.4 Hệ thống bôi trơn và làm nguội
Với những ưu điểm vượt trội khi sử dụng cho trục chính tốc độ cao khi hệ số tốc độ
𝑑𝑁 > 850000 đã trình bày trong chương I, nên phương pháp bôi trơn dầu-khí được lựa chọn
→ Chọn phương án bôi trơn dầu-khí
Van trộn Hỗn hợp dầu-khí Dầu
Khí nén Mạch bôi trơn ổ lăn trước
Dầu-khí đi vào ổ lăn thông qua lỗ khoan trên vòng cách
Mạch bôi trơn ổ lăn sau Vòng cách
Hình 1-43 Hệ thống bôi trơn dầu-khí cho trục chính
→ Chọn phương án làm nguội bên trong trục chính bằng dầu làm nguội cho ổ lăn và động cơ
Nước thoát ra từ rãnh làm nguội ổ lăn đi vào rãnh làm nguội động cơ Đường dẫn vào rãnh làm nguội ổ lăn
Nước làm nguội Rãnh làm nguội ổ lăn Đường thoát nước làm nguội ra ngoài
Thiết bị làm lạnh áo khoát làm nguội
Rãnh làm nguội động cơ
Hình 1-44 Hệ thống làm nguội cho cụm ổ bi và động cơ trục chính
Chọn phương pháp làm nguội bên ngoài trục chính bằng khí áp suất cao và sử dụng vòng nozzle để phun dung dịch cắt vào khu vực gia công.
Hình 1-45 Hệ thống phun chất làm mát xuyên trục chính vào vùng gia công
Chọn phương án kết hợp khí áp suất cao với lót kín động để bảo vệ cụm ổ lăn gần vùng gia công, đồng thời sử dụng o-ring giữa các chi tiết lắp ghép để tăng cường hiệu quả kín khít và bảo vệ.
Khí áp suất cao bảo vệ trục chính
Hình 1-46 Hệ thống bịt kín bảo vệ trục chính
1.5.6 Phương án về cảm biến
Cảm biến được lựa chọn phải phù hợp với kết cấu trục chính và giải quyết được các vấn đề của trục chính như đã trình bày trong chương I
Để theo dõi tốc độ hoạt động và góc quay của trục chính trong quá trình nhả và kẹp dao, một encoder độ phân giải cao được lắp đặt trên trục quay của trục chính.
Cảm biến nhiệt độ được lắp đặt nhằm theo dõi sự gia tăng nhiệt độ trong quá trình gia công, đồng thời đánh giá hiệu quả làm mát của hệ thống.
- Cảm biến tiệm cận được bố trí để xác định hành trình của piston khi thực hiện thay dao.
THIẾT KẾ PHẦN CƠ KHÍ TRỤC CHÍNH
Xác định kích thước tổng thể (phủ bì) của cụm trục chính dựa vào yêu cầu của không gian làm việc của máy
không gian làm việc của máy
Việc xác định kích thước tổng thể (phủ bì) của cụm trục chính là cần thiết để đánh giá sơ bộ diện tích mà nó sẽ chiếm trong không gian máy Để thực hiện điều này, cần tiến hành hai bước cụ thể để xác định kích thước tổng thể của cụm trục chính.
- Dựa vào những kích thước tổng thể cụm trục chính của những nhà sản xuất khác trên thế giới
Dựa vào không gian làm việc của máy và mô hình 3D đã có, chúng ta có thể xác định khoảng không gian mà cụm trục chính cần chiếm chỗ.
2.1.1 Thiết kế của các công ty khác trên thế giới
Thông số kỹ thuật của cụm trục chính cần thiết kế:
Dựa trên thông số thiết kế ban đầu của dự án, chúng tôi tiến hành khảo sát kích thước tổng thể của cụm trục chính từ các nhà sản xuất hàng đầu thế giới như KMT, SETCO và PS.
Bảng 2-1 Thông số kỹ thuật trục chính của công ty KMT
Thông số KBS-150 KBS-170 KSB-300 Đường kính vỏ (mm) 150 170 300
Tốc độ định mức (rpm) 12.000 6.000 3.000
Tốc độ cực đại (rpm) 30.000 24.000 12.000
Kích thước côn ISO 30 ISO 40 ISO 50
Dựa vào bảng số liệu trong catalog của công ty KMT, chúng tôi quyết định thiết kế trục chính với kích thước đầu côn ISO 40 hoặc BT40.
Bảng 2-2 Thông số kỹ thuật trục chính của công ty SETCO
Thông số ATE AC 170 PS-CTV-3 Đường kính vỏ (mm) 250 160
Tốc độ định mức (rpm) 4380 6000
Tốc độ cực đại (rpm) 20.000 24.000
Kích thước côn HSK-A63 BT40/HSK-A63
Hình 2-1 Kích thước bao của trục chính SETCO, ATE AC 170
Hình 2-2 Kích thước bao của trục chính PS-TCV-3
2.1.2 Không gian làm việc của máy
Cụm trục chính được thiết kế tối ưu để phù hợp với đề tài tổng thể của dự án chế tạo máy phay CNC, với các thông số kỹ thuật được trình bày trong bảng dưới đây.
Bảng 2-3 Thông số thiết kế của máy
Model Axis Unit SG CNC M460
Với khung máy được thiết kế sơ bộ với kích thước như hình sau:
Hình 2-3 minh họa kích thước sơ bộ của các thành phần trên ba trục X, Y, Z của máy phay CNC Đường kính mặt bích của trục chính lớn nhất đạt 460 mm, nhưng không ảnh hưởng đến hành trình của trục X và Y, lần lượt là 750 mm và 400 mm.
Chiều cao của trục chính không bị giới hạn vì phần không gian phía trên trục Z là trống.
Xác định kích thước, yêu cầu chuẩn lắp ráp của các chi tiết lắp ráp giữa cụm trục chính và trục của thân máy
trục chính và trục của thân máy
2.2.1 Khái niệm về chuẩn lắp ráp trong chế tạo máy
Chuẩn là tập hợp các bề mặt, đường hoặc điểm của một chi tiết, giúp xác định vị trí của các bề mặt, đường hoặc điểm khác trong chi tiết đó hoặc trong các chi tiết khác.
Chuẩn lắp ráp là tiêu chuẩn quan trọng để xác định vị trí tương quan giữa các chi tiết khác nhau trong một bộ phận máy trong quá trình lắp ráp.
Chuẩn lắp ráp có thể trùng với mặt tì lắp ráp hoặc không
Trục chính được lắp đặt vào khối di chuyển trục Z thông qua hộp trục chính, với yêu cầu dung sai chế tạo và lắp đặt đảm bảo rằng trục quay của trục chính phải vuông góc với bàn máy.
Có 3 kiểu chuẩn định vị có thể sử dụng để gắn trục chính vào trục Z
2.2.2 Sử dụng vòng ngoài làm chuẩn lắp ráp
Với chuẩn lắp ráp này, việc chế tạo trục vỏ trục chính trở nên đơn giản hơn nhờ vào việc chỉ cần đảm bảo dung sai độ đồng tâm giữa mặt ngoài và mặt gắn ổ bi Tuy nhiên, kiểu lắp ráp này cũng tồn tại một số nhược điểm đáng lưu ý.
- Lực kẹp chống lại lực di chuyển dọc trục Z của Spindle là thấp vì chủ yếu dựa vào ma sát
Chế tạo tấm bắt Spindle với độ chính xác cao là một thách thức lớn, vì cần đảm bảo rằng đường tâm lỗ gắn Spindle phải song song với mặt phẳng tỳ vào trục Z.
- Không có chuẩn định vị theo chiều di chuyển trục Z, nên lúc lắp đặt và hiệu chỉnh phải khoan chốt định vị
Chính vì vậy mà kiểu gá này chủ yếu sử dụng trong các máy gia công không cần độ chính xác và độ cứng vững cao
Hình 2-6 Lắp Spindle vào trục Z sử dụng vòng ngoài
2.2.3 Sử dụng mặt bích phía đầu động cơ làm chuẩn lắp ráp
Hình 2-7 Spindle sử dụng mặt bích phía trước làm chuẩn lắp
Sử dụng mặt bích trước động cơ để lắp đặt giúp đơn giản hóa quá trình chế tạo bộ phận giữ spindle, đồng thời nâng cao độ chính xác trong việc lắp ráp.
- Việc chế tạo vỏ ngoài của Spindle cũng sẽ dễ hơn do chỉ cần đảm bảo độ vuông góc của mặt bích và chỗ gá ổ bi trục quay
Việc gá đặt này không thể chịu được lực dọc trục lớn do có xu hướng kéo bulong giữ Spindle, dẫn đến khả năng Spindle bị lệch khi gặp tải trọng lớn.
2.2.4 Sử dụng mặt phía sau mặt bích làm chuẩn lắp ráp
Hình 2-8 Spindle sử dụng phía sau mặt bích làm chuẩn lắp
- Với việc chọn mặt sau mặt bích làm chuẩn lắp ráp sẽ đảm bảo sự chính xác cũng như độ cứng vững cao cho kết cấu trục chính
Việc chế tạo trục chính với mặt bích bên hông tiêu tốn nhiều vật liệu hơn và yêu cầu kỹ thuật cao hơn trong quá trình sản xuất vỏ trục chính.
Để đáp ứng yêu cầu về độ cứng vững và độ chính xác cao cho máy phay kim loại, việc lựa chọn mặt chuẩn lắp đặt spindle là rất quan trọng.
Xác định kích thước yêu cầu chuẩn lắp ráp của các chi tiết lắp ráp giữa cụm trục chính và cụm thay dao
trục chính và cụm thay dao
Phương án thay dao được sử dụng trong đề tài này là phương án tay thay dao 2 đầu (Side- Mount Tool Changer - Double Arm):
Hình 2-9 Hệ thống thay dao sử dụng tay 2 đầu
Tham khảo hệ thống thay dao của Haas, hệ thống này có phần đầu kẹp dao được canh chỉnh sử dụng tấm feeler gauge tiêu chuẩn
Hệ thống tay kẹp cần được canh chỉnh với khe hở cho phép giữa tay kẹp và BT là từ 0,13 mm đến 0,38 mm Điều này cho thấy dung sai vị trí của trục chính là 0,25 mm.
Việc định vị trục chính vào tấm giữ trục chính có 2 phương án để đảm bảo sự chính xác vị trí cho quá trình thay dao
2.3.1 Sử dụng bulong siết giữ để định vị
Bulong đầu lục giác theo tiêu chuẩn ANSI/ASME B18.3.1M với bulong M14 có đường kính ngoài từ 13,73 mm đến 14 mm là lựa chọn chính để định vị Để đảm bảo độ cứng vững cao khi gắn trục chính vào trục Z, cần ít nhất 6 bulong lục giác M14 Tuy nhiên, với dung sai bulong là 0,27 mm và việc sử dụng nhiều bulong, việc bù trừ sai số nhằm đạt dung sai vị trí của trục chính là 0,25 mm trở nên tương đối khó khăn.
2.3.2 Sử dụng chốt định vị
Phương án sử dụng chốt đinh vị trong lắp ráp động cơ yêu cầu lỗ trong của tấm gá và các lỗ bulong phải được gia công với độ hở lớn Quá trình lắp ráp cần rà và canh chỉnh chính xác vị trí của trục chính với hệ thống thay dao, sau đó khoan hai lỗ để đóng chốt định vị Mặc dù phương án này phức tạp, nó thường được áp dụng khi việc chế tạo không đạt được dung sai yêu cầu.
2.3.3 Sử dụng mặt trong của tấm đỡ và mặt ngoài của trục chính để định vị
Hình 2-13 - Sử dụng mặt ngoài của Spindle để định vị
Với việc sử dụng 2 mặt chuẩn này để lắp ráp và định vị thì duy trì được dung sai vị trí của trục chính là 0,25 𝑚𝑚 khá dễ dàng
Khi lựa chọn kiểu lắp giữa mặt ngoài của trục chính và mặt trong của tấm bắt trục chính, nên sử dụng lắp lỏng theo hệ thống trục Đồng thời, cần xác định dung sai đường kính ngoài của trục chính sơ bộ là ỉ200ℎ7.
Lúc này sai lệch giới hạn dưới của trục chính: 𝑒𝑖 = −0,046
Như vậy sai lệch giới hạn trên của lỗ tấm bắt trục chính là:
Như vậy là cú thể chọn dung sai cho lỗ của tấm bắt trục là ỉ200𝐺9:
Khi đó 𝐸𝑆 = 𝐸𝐼 + 𝑇 = 0,015 + 0,115 = 0,13 𝑚𝑚 vẫn đảm bảo dung sai vị trí cho phép.
Tính toán chọn công suất động cơ trục chính (định hướng sử dụng động cơ
Servo tốc độ cao) dựa vào lực cắt, tốc độ cắt của máy và kích thước của đầu BT40
2.4.1 Tính toán lực cắt từ chế độ cắt Để khảo sát lực cắt cho máy CNC ta khảo sát việc sử dụng dao phay ngón hợp kim để phay thô chi tiết có độ cứng cao Yêu cầu cắt với chiều sâu phay và chiều rộng phay lớn để đạt được lực cắt tối đa
Các thông số dao khảo sát được chọn như sau:
Hình 2-14 - Thông số hình học dao phay ngón + Đường kính dao: 𝐷 = 25 𝑚𝑚
+ Số lưỡi dao (số me): 𝑍 = 4
+ Tốc độ trục chính khảo sát: 𝑛 = 3000 𝑟𝑝𝑚
+ Tốc độ tiến dao tra theo Bảng 2-4 được dùng với dao tương 1 𝑖𝑛𝑐ℎ của hãng Niagara:
Bảng 2-4 Bảng tốc độ cắt của dao hãng Niagara
Thông số cắt được chọn như sau:
+ Phôi gia công là thép chịu nhiệt có giới hạn bền 𝜎𝐵 = 1300 𝑀𝑃𝑎 theo mác thép 14X17H2 Tra theo Bảng 5.3 [13]
+ Chiều sâu phay 𝑡 = 5 được đo là khoảng cách tiếp xúc giữa răng dao vào phôi theo phương vuông góc với tâm dao phay ngón
+ Chiều rộng phay 𝐵 = 12 được xác định bằng chiều dài cắt của răng dao đo theo chiều song song với trục dao phay ngón
+ Ta chọn chế độ phay nghịch cho phay thô
Hình 2-15 Chiều sâu phay t và chiều rộng phay B của dao phay ngón
Dựa vào công thức tính lực cắt trung bình (trang 28, [13]) ta có:
Feed (Inch/Tooth) End Mill Diameter 1/8" 3/16" 1/4" 3/8" 1/2" 5/8" 3/4" 1"
- 𝐶𝑝, 𝑥, 𝑦, 𝑤, 𝑢, 𝑞: là các hệ số được tra từ Bảng 5.41 [13] với dao phay ngón, vật liệu phần cắt là thép gió, gia công thép
- 𝑛: số vòng quay của dao, 𝑛 = 3000 [𝑟𝑝𝑚]
- 𝐾 𝑀𝑃 : hệ số điều chỉnh cho chất lượng gia công tra theo Bảng 5.9 [13] cho vật liệu thép và gang
Với 𝑛 = 0,3 (dao thép hợp kim)
Như vậy ta tính toán được lực cắt cho trường hợp này như sau:
2.4.2 Tính toán công suất động cơ
Khi khảo sát dao phay ngón cho việc phay vật liệu cứng với độ sâu và độ dày lớn, công suất trục chính ước tính khoảng 11,1 kW Để lựa chọn động cơ cho thiết kế spindle, cần tính đến hệ số an toàn tổng thể K = 1,5, bao gồm hiệu suất động cơ và các chế độ cắt khác nhau Do đó, công suất động cơ cần thiết ước tính là Pd = P × 1,5, tương đương khoảng 16 kW.
2.4.3 Lựa chọn động cơ của hãng Siemens phù hợp với ứng dụng và công suất cắt
Động cơ AC đồng bộ nam châm vĩnh cữu 1FE1072-4WN11-1BA0 của Siemens được thiết kế đặc biệt cho trục chính dẫn động tích hợp bằng động cơ, mang lại hiệu suất cao và độ tin cậy trong vận hành.
- Hệ thống dẫn động nhỏ gọn, công suất động cơ được truyền trực tiếp đến trục không thông qua hệ thống truyền động
- Tích hợp hệ thống làm nguội
- Động cơ 4 cực, phù hợp với ứng dụng tốc độ cao như gia công phay
- Công suất định mức: 𝑃 𝑁 = 16 𝑘𝑊 tại tốc độ định mức 𝑛 𝑁 = 5500 𝑟𝑝𝑚
Hình 2-16 Động cơ dành cho trục chính của SIEMENS
2.4.4 Tính toán đặc tính làm việc và khởi động
Hình 2-17 Đường đặc tính công suất của động cơ ứng với tốc độ làm việc
Hình 2-18 Đường đặc tính torque của động cơ ứng với tốc độ làm việc
Thời gian gia tốc lên đến tốc độ mong muốn (trang 31, [4]):
- 𝑡 ℎ : thời gian gia tốc lên đến tốc độ cực đại, [𝑠]
- 𝐽 𝑡𝑜𝑡 : tổng moment quán tính của cả rotor và trục [𝑘𝑔𝑚 2 ]
- 𝑛 𝐵𝑚𝑎𝑥 : tốc độ hoạt động tối đa mong muốn, 𝑛 𝐵𝑚𝑎𝑥 = 5500 [𝑟𝑝𝑚]
- 𝑁 𝑚𝑎𝑥 : tốc độ tối đa của động cơ, 𝑁 𝑚𝑎𝑥 = 24000 [𝑟𝑝𝑚]
Moment quán tính của rotor: 𝐽 𝑟𝑜𝑡𝑜𝑟 = 0,00287 𝑘𝑔𝑐𝑚 2 = 2,87 × 10 −7 𝑘𝑔𝑚 2
Moment quán tính của trục: 𝐽 𝑠ℎ𝑎𝑓𝑡 = 5399989,53 𝑔𝑚𝑚 2 = 5,4 × 10 −3 𝑘𝑔𝑚 2
Từ công thức (2-5) ta có:
Hình 2-19 Thời gian gia tốc ứng với tốc độ mong muốn
2.4.5 Phân tích các lực tác động lên đầu trục quay của trục chính từ công suất động cơ được lựa chọn
Như vậy ta khảo sát các lực tác dụng lên trục chính sẽ sử dụng giá trị lực cắt sau:
Lực tác dụng lên trục chính được xác định thông qua lực cắt 𝑃 𝑧𝑡𝑡, với giá trị tính toán là 2826 [𝑁] Khi nhân với hệ số 1,5, lực tổng cộng 𝑃 𝑧 đạt 4239 [𝑁] Sơ đồ lực tác dụng lên dao cắt được minh họa trong Hình 2-20.
Hình 2-20 Sơ đồ lực cắt tác dụng lên dao cắt Gọi 𝑄⃗ là tổng lực tác dụng lên dao ta có thể phân tích lực 𝑄⃗ như sau:
- 𝑃⃗⃗⃗ : lực tiếp tuyến cản lại chuyển động chính tiêu hao công suất máy 𝑧
- 𝑃⃗⃗⃗ : lực hướng tâm xu hướng làm võng trục dao 𝑟
Tỷ số giữa các thành phần lực được lựa chọn theo Bảng 2-5 [13]
Bảng 2-5 Tỷ số giữa các lực cắt thành phần khi phay
Trước tiên để khảo sát lực tác dụng lên ổ bi ta dời lực từ dao về đầu trục chính
Trục quay Stator Rotor Ổ lăn
Hình 2-21 Sơ đồ lực tác động lên đầu trục chính
Từ răng của dao phay về tâm dao phay
Dời lực 𝑃 𝑜 từ răng dao phay về tâm dao phay:
Dời lực 𝑃 𝑧 từ răng dao phay về tâm dao phay:
Từ tâm dao phay về tâm trục
- 𝐿 2 : chiều dài dao phay, 𝐿 2 = 121 [𝑚𝑚] ứng với dao phay đường kính
Dời lực 𝑃 𝑟 từ tâm dao phay về tâm trục:
Thiết kế trục spindle và bộ phản hồi tốc độ
2.5.1 Tính toán khoảng khách giữa các ổ bi
Dựa vào lực cắt đã tính toán trong mục 2.4, tiến hành khảo sát khoảng cách giữa các ổ bi để có được chuyển vị ở đầu trục quay nhỏ nhất
Trong quá trình phay, lực làm trục bị võng có tác động lớn hơn đến chuyển vị đầu trục so với lực dọc trục Bài viết sẽ phân tích chuyển vị hướng kính ở đầu trục quay dựa trên các lực gây ra chuyển vị này Để xem xét khoảng cách giữa hai ổ bi khi lắp theo cấu hình DT, cụm ổ bi đầu trục được coi là hai ổ bi cách nhau một khoảng 𝑠 1.
Hình 2-22 Mô hình trục chính được đơn giản hóa
Từ Hình 2-22e, độ chuyển vị ở đầu trục quay 𝛿 𝑠𝑝𝑖𝑛𝑑𝑙𝑒 gồm 2 phần:
- Độ chuyển vị đầu trục quay 𝛿 𝑠 do trục quay đàn hồi đặt trên các ổ bi hoàn toàn cứng vững (Hình 2-22c)
- Độ chuyển vị đầu trục quay 𝛿 𝐵 do trục quay hoàn toàn cứng vững đặt trên các ổ bi đàn hồi (Hình 2-22d)
Bảng 2-6 Các thông số khảo sát ban đầu cho thiết kế
Khảo sát với đường kính ngoài sơ bộ của trục, 𝐷 𝑜 70 𝑚𝑚
Theo sơ đồ lực Hình 2-22c, lực tác động là 𝐹 𝑡 = 𝑃 𝑟 = 2543 [𝑁] và mô men là 𝑀 𝑡 = 𝑀 𝑟 = 259226 [𝑁𝑚𝑚] Chiều dài đoạn 𝑎, nơi bố trí các thành phần như đai ốc preload, o-rings, lót kín động và đường ống khí nén, được giả định là 𝑎 = 70 𝑚𝑚.
Khoảng cách 𝑠1 và 𝑠2 giữa các vị trí ổ bi có ảnh hưởng lớn đến độ cứng và độ dịch chuyển của trục quay Việc điều chỉnh 𝑠1 và 𝑠2 giúp giảm độ dịch chuyển và tăng cường độ cứng cho trục Tuy nhiên, cần lưu ý rằng có những ràng buộc về chiều dài tối đa của trục quay, phụ thuộc vào các thành phần khác như ổ bi và động cơ.
Kích thước ổ bi, bề rộng của vòng cách, …
Kích thước động cơ, ổ bi, …
Trường hợp 1 (trục đàn hồi – ổ bi cứng vững)
Từ Hình 2-22c, thay các khớp bằng phản lực ta được Hình 2-23
𝑎 Hình 2-23 Độ dịch chuyển đầu trục chính theo nguyên lý cộng tác dụng
Ta có, theo phương trình cân bằng lực:
(2-15) Để giải bài toàn chuyển vị đầu trục, ta áp dụng phương pháp singularity function:
- 𝑤 𝑠 : load function theo phương pháp singularity function
- 𝑀 𝑠 : moment function theo phương pháp singularity function
- 𝑣 𝑠 : chuyển vị tại vị trí 𝑥
Load function theo phương pháp singularity function cho trục:
Tích phân phương trình (2-18) hai lần, ta tìm được moment function:
Thay phương trình (2-19) vào phương trình (2-17) ta được:
𝑑𝑥 2 = −𝐹 𝑡 𝑥 − 𝑀 𝑡 + 𝑅 𝐴 〈𝑥 − 𝑎〉 1 + 𝑅 𝐵 〈𝑥 − (𝑠 1 + 𝑎)〉 1 (2-20) Tích phần phương trình (2-20) ta có:
Tích phần phương trình (2-21) ta có:
Do ổ bi cứng vững hoàn toàn, nên chuyển vị 𝑣 𝑠 tại các vị trí có ổ bi:
Thay lần lượt các điều kiện trên vào phương trình (2-22) ta được:
Viết lại phương trình (2-23), (2-24) và (2-25) trên dưới dạng 𝐴𝑋 = 𝐵 → 𝑋 = 𝐴 −1 𝐵 và giải bằng Matlab
Sau khi xác định được các giá trị 𝑐 1, 𝑐 2 và 𝑅 𝑎, chúng ta có thể tính toán độ dịch chuyển tại bất kỳ vị trí nào trên trục bằng phương trình dịch chuyển 𝒗(𝒙) Đặc biệt, độ dịch chuyển tại mũi trục chính, khi 𝑥 = 0, sẽ được xác định cụ thể.
Trường hợp 2 (trục cứng vững – ổ lăn đàn hồi
Từ Hình 2-22, thay các khớp bằng phản lực ta được Hình 2-24
Hình 2-24 Giản đổ lực của trường hợp rigid beam-elastic support Độ cứng ổ lăn trước và sau, chọn sơ bộ ổ 7014 CE và lắp theo kiểu DT:
- 𝑘 𝑟 : độ cứng ổ lăn hướng kính
- 𝑘 𝑎 : độ cứng ổ lăn dọc trục, 𝑘 𝑎 = 64000 [𝑁/𝑚𝑚]
Từ phương trình (2-28) ta có ổ cứng ổ bi phía đầu trục quay:
Do cụm ổ bi sau ta xét hai ổ là một cặp nên độ cứng cụm sau:
Theo phương trình cân bằng lực, ta có::
𝑅 𝐴 ′ 𝑎 + 𝑅 𝐵 ′ (𝑎 + 𝑠 1 ) − 𝑅 𝐶 ′ (𝑎 + 𝑠 1 + 𝑠 2 ) + 𝑀 𝑡 = 0 (2-30) Độ dịch chuyển tại các vị trí của 𝑅 𝐴 ′ , 𝑅 𝐵 ′ và 𝑅 𝐶 ′ :
Dấu (–) trong các phương trình (2-21), (2-32) và (2-33) thể hiện rằng hướng của độ dịch chuyển ngược lại với hướng của phản lực Giả định rằng trục chính hoàn toàn cứng vững là lý do cho điều này.
Thay các phương trình (2-21), (2-32) và (2-33) vào phương trình (2-34) ta được:
Viết lại phương trình (2-29), (2-30) và (2-35) dưới dạng ma trận 𝐹𝑌 = 𝐺:
Theo Hình 2-24, ta có độ dịch chuyển, 𝛿 𝐵 tại đầu trục quay:
(2-39) Nếu thay đổi 𝑠 1 và 𝑠 2 liên tục để đạt được những kết quả 𝛿 𝑠𝑝𝑖𝑛𝑑𝑙𝑒 khác nhau, thì có thể
Hình 2-25 Mối quan hệ giữa độ dịch chuyển đầu trục quay 𝛿 𝑠𝑝𝑖𝑛𝑑𝑙𝑒 và khoảng cách giữa các ổ bi 𝑠 1 , 𝑠 2
Từ Hình 2-25, với 𝑠 1 ngắn nhất có thể và 𝑠 2 dài nhất có thể thì sẽ cho độ chuyển vị đầu trục bé nhất
Chọn giá trị khoảng cách giữa các cụm ổ bi là 𝑠 1 = 30 [𝑚𝑚] và 𝑠 2 = 340 [𝑚𝑚]
2.5.2 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn tác dụng lên trục
Dựa vào sơ đồ lực tác dụng lên đầu trục chính và khoảng cách giữa hai cụm ổ bi, phần này sẽ phân tích lực tác dụng lên trục quay Từ đó, chúng ta sẽ xác định đường kính tiết diện nguy hiểm trên trục quay cùng với các kích thước liên quan khác.
Hình 2-26 Sơ đồ lực và biểu đồ moment trục quay
Ta có các giá trị đã tính toán trong mục 2.4 và 2.5.1:
→ 𝑅 𝐴𝑧 = 𝑅 𝐵𝑧 − 𝑃 𝑧 = 6299 − 4239 = 2060 [𝑁] (2-47) Tổng lực hướng kính tác dụng lên cụm ổ lăn gần mũi trục chính:
𝑅 𝐵 = √𝑅 𝐵𝑧 2 + 𝑅 𝐵𝑦 2 = √6299 2 + 3882 2 = 7399 [𝑁] (2-48) Tổng lực hướng kính tác dụng lên cụm ổ lăn phía sau trục chính:
𝑅 𝐴 = √𝑅 𝐴𝑧 2 + 𝑅 𝐴𝑦 2 = √2060 2 + 1339 2 = 2457 [𝑁] (2-49) Tính toán moment uốn trong mặt phẳng 𝑂𝑥𝑦:
Tính toán moment uốn trong mặt phẳng 𝑂𝑥𝑧:
Tính toán moment uốn và moment xoắn tại tiết diện nguy hiểm (Hình 2-26):
2.5.3 Tính toán đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Dựa vào biểu đồ moment như Hình 2-26, tiến hành tính toán đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Đường kính ngoài của trục chính (trang 164, [14]):
- ℥: tỷ số giữa hai đường kính trong và ngoài, ℥ = 0,5 (theo trang 163, [14])
- 𝑛 ′ : hệ số an toàn, chọn 𝑛 ′ = 4
- 𝜎 −1 : ứng suất giới hạn mỏi, 𝜎 −1 = 275 [𝑀𝑃𝑎], đối với vật liệu là SCM415
- Đối vói thép: 𝜎 −1 = (0,4 ÷ 0,5)𝜎 𝑏 = 0,4 × 880 = 352 [𝑀𝑃𝑎], đối với vật liệu là SCM415
- 𝜎 𝑠 : ứng suất giới hạn chảy, 𝜎 𝑠 = 550 [𝑀𝑃𝑎] đối với vật liệu là SCM415
- 𝑘 𝜎 , 𝑘 𝜏 : hệ số phụ thuộc vào hình dáng, kích thước ảnh hưởng đến ứng suất của trục, đối với trục chính máy công cụ chọn 𝑘 𝜎 = 𝑘 𝜏 = 2
Chọn 𝑑 = 70 [𝑚𝑚] theo đường kính ổ lăn tiêu chuẩn và đường kính trong của trục quay
2.5.4.1 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi
- 𝑠 𝜎 , 𝑠 𝜏 : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn
- 𝜎 −1 , 𝜏 −1 : giới hạn mỏi của vật liệu
- 𝜎 𝑎 , 𝜎 𝑚 , 𝜏 𝑎 , 𝜏 𝑚 : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất
- ℇ 𝜎 , ℇ 𝜏 : hệ số kích thước, ℇ 𝜎 = 0,78, ℇ 𝜏 = 0,74 (Bảng 10.3, [15])
- 𝛽: hệ số tăng bền bề mặt, 𝛽 = 1,5 (Bảng 10.4, [15])
- 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 : hệ số khi xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng, 𝐾 𝜎 = 1,8, 𝐾 𝜏 = 1,5 (Bảng 10.5, [15])
Moment chống uốn và moment chống xoắn của trục (trang 361, [15]):
Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng (trang 360, [15]):
→ Trục quay được thiết kế thỏa điều kiện kiểm bền mỏi
2.5.4.2 Kiểm nghiệm trục quay theo độ bền tĩnh
Tiến hành kiểm nghiệm độ bền của trục quay bằng cách thay đổi đường kính trục phù hợp với kích thước lắp ổ bi và động cơ trong phần mềm Solidworks Simulation, theo sơ đồ lực được minh họa trong Hình 2-21b.
Góc tiếp xúc ảnh hưởng đến ổ lăn, với ứng suất lớn nhất trên trục đạt 66,5 MPa Ứng suất này thấp hơn 4,6 lần so với ứng suất giới hạn chảy của vật liệu thép C35, là 304 MPa.
→ Trục quay được thiết kế thỏa điều kiện độ bền tĩnh
2.5.4.3 Kiểm nghiệm dao động trục quay
Dao động của trục chính trong máy gia công có vai trò quan trọng trong động lực học máy, vì vậy việc xác định tần số dao động riêng của trục quay là cần thiết để tránh hiện tượng cộng hưởng.
Xác định tần số dao động của trục quay trong Solidworks Simulation
- Hình 2-28 cung cấp tần số dao động riêng của trục quay
- Hình 2-29 là hiện tượng trục quay bị uốn tại tần số dao động riêng thứ nhất
- Để đảm bảo gia công chính xác và an toàn cho máy công cụ, tốc độ quay cực đại không nên vượt quá 50% tốc độ nguy hiểm (trang 103, [1])
- Tốc độ nguy hiểm tại mode 1 là 6673,6 [𝑟𝑎𝑑/𝑠] (63728 [𝑟𝑝𝑚]) lớn hơn 5 lần tốc độ cực đại 12000 [𝑟𝑝𝑚] của trục chính
- → Trục quay được thiết kế đủ để tránh vùng làm việc công hưởng
Hình 2-28 Tần số dao động riêng của trục quay
Hình 2-29 Trục quay bị uốn tại tần số cộng hưởng trong Solidworks Simulation
Tính toán chọn các chi tiết: ổ đỡ trục chính, cảm biến vị trí, …
2.6.1 Tính toán lựa chọn ổ bi dựa vào tải trọng và cách bố trí ổ bi đã chọn
- Ổ bi phải thỏa mãn các phương án đã được chọn trong chương 1
- Tốc độ quay tối đa của ô bi lớn hơn tốc độ quay tối đa 12000 𝑟𝑝𝑚 của trục chính
- Tuổi thọ 𝐿 ℎ = 4000 [ℎ] với tốc độ 𝑛 = 3000 [𝑟𝑝𝑚]
- Tải trọng tác dụng lên hệ thống gồm tải trọng dọc trục 𝑃 𝑜 = 2937 [𝑁] và tải trọng hướng tâm lên cụm ổ bi trước, sau lần lượt là 𝑅 𝐵 = 7399 [𝑁], 𝑅 𝐴 = 2457 [𝑁] (Hình 2-26)
Hình 2-30 Sơ đồ tính toán lực của ổ bi
Theo (trang 401, [16]), ta có 𝑅 = 0,5 nên:
Nên theo (trang 401, [16]) ta có lực dọc trục phụ 𝐹 𝑎𝐵 , 𝐹 𝑎𝐴 do lực hướng tâm 𝑅 𝐵 , 𝑅 𝐴 gây nên:
Khả năng tải động của cụm ổ bi lắp theo kiểu DT (trang 400, [16]):
Khả năng tải tĩnh của hệ thống ổ lăn lắp theo kiểu DT (trang 400, [16]):
Tải trọng động tương đương 𝑃:
- 𝑓 0𝐴 , 𝑓 0𝐵 : hệ số tính toán, 𝑓 0𝐴 = 𝑓 0𝐵 = 15,5 (theo [17], [18])
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (trang 448, [15]):
Từ công thức (2-72) suy ra:
Tuổi thọ tính bằng giờ (trang 449, [15]):
Từ công thức (2-73) suy ra:
→ Chọn ổ bi đỡ-chặn 7014 CD-HCP4A của SKF cho cụm ổ bi trước và ổ bi đỡ-chặn
7011 CD-HCP4A của SKF cho cụm ổ bi sau
Bảng 2-7 Thông số của ổ bi đỡ-chặn 7014 CD-HCP4A và 7011 CD-HCP4A ([17], [18]) Tên
Kích thước [𝑚𝑚] Khả năng tải [𝑘𝑁] Tốc độ giới hạn
Mỡ bôi trơn Dầu-khí
2.6.2 Tính toán lực preload ổ bi
2.6.2.1 Lực preload cho cụm ổ bi trước
Tính toán lực preload cho cụm ổ bi trước sử dụng đai ốc theo phương án đã chọn trong mục 1.5 (Hình 1-35) Lực preload tương ứng với độ cứng ổ lăn đã lựa chọn theo công thức (2-28) cho cụm ổ bi đỡ-chặn lắp theo kiểu.
DT phải được cung cấp lực preload: Ứng với độ cứng ổ lăn đã lựa chọn, ta phải preload lên cặp ổ lăn lắp theo kiểu DT một lực dọc trục:
Hệ số giảm tốc độ khi ổ lăn lắp theo kiểu DT và được preload loại A là 0,9 (trang 192, [19])
- 𝐺 𝐴 : là độ lớn preload loại A của ổ bi 7014 CE [17]
- 𝑛: tốc độ cực đại cho phép của ổ lăn 7014 CE khi bôi trơn bằng phương pháp oil-air
2.6.2.2 Lực preload cho cụm ổ bi sau
Tính toán lực preload cho cụm ổ bi sau bằng lò xo theo phương án đã lựa chọn mục 5 1,5 (Hình 1-35)
Những giá trị được đề xuất cho kiểu ổ bi được preload bằng lò xo được liệt kê trong Bảng
19, trang 165, [19] Khi lắp theo kiểu DT thì nhân với hệ số bằng số ổ bi được preload bằng lò xo
2.6.3 Tính toán lựa chọn các thành phần phụ trợ như vòng cách, lò xo preload, ốc siết trục
Vòng cách cần đáp ứng những yêu cầu sau:
- Có độ chính xác kích thước cao để không ảnh hưởng đến preload của ổ lăn
- Có thể điều chỉnh preload của ổ lăn bằng cách tăng/giảm kích thước vòng cách
- Tích hợp vòi phun dầu để có thể bôi trơn trực tiếp vào vùng tiếp xúc giữa bi và vòng ổ
- Tăng khả năng tiêu tán nhiệt giữa nhóm ổ
2.6.3.2 Lò xo preload cho cụm ổ bi sau
- Hệ lò xo cung cấp lực, 𝑃 𝑠𝑝𝑟𝑖𝑛𝑔 = 840 [𝑁]
- Thuận tiện cho việc lắp đặt trên trục chính
Sử dụng 24 lò xo mắc song song để preload cụm ổ bi, nên lực trên mỗi lò xo là:
Hình 2-31 Hệ 24 lò xo song song để preload cụm ổ bi sau Tính toán chọn lò xo có thể hoạt động ở tải 35 𝑁
1 Chọn vật liệu lò xo: thép cacbon trung bình có 𝜎 𝑏 = 1500 [𝑀𝑃𝑎], 𝜏 𝑏 1400 [𝑀𝑃𝑎], 𝜏 −1 = 400 [𝑀𝑃𝑎], 𝜏 𝑐ℎ = 900 [𝑀𝑃𝑎] (theo Bảng 15.2 [15]) Ứng suất xoắn cho phép:
2 Chọn chỉ số của lò xo 𝑐 = 𝐷/𝑑 = 5, khi đó:
3 Đường kính dây cùa lò xo:
- [𝜏]: ứng suất xoắn cho phép, phụ thuộc vào vật liệu và tính chất của tải trọng
- 𝜎 𝑏 : giới hạn bền của vật liệu lò xo, 𝜎 𝑏 = 1750 [𝑀𝑃𝑎] với vật liệu là thép crom-valani tra theo Bảng 15.2, [15]
Từ công thức (2-76), ta có:
Chọn 𝑑 = 1 [𝑚𝑚] Đường kính trung bình: 𝐷 = 𝑐𝑑 = 5 × 1 = 5 [𝑚𝑚] Đường kính ngoài: 𝐷 𝑜 = 𝐷 + 𝑑 = 5 + 1 = 6 [𝑚𝑚] Đường kính trong: 𝐷 𝑖 = 𝐷 − 𝑑 = 5 − 1 = 4 [4𝑚𝑚]
→ Chọn sử dụng lò xo nén MCG4004-MW của công ty Bauer Springs với thông số thỏa mãn các điều kiện tính toán [21]:
- Tải tối đa cho phép: 𝐹 𝑚𝑎𝑥 = 12,89 𝑝𝑜𝑢𝑛𝑑𝑠 = 57,36 𝑁
- Có thể hoạt động ở nhiệt độ hơn 250 𝑜 𝐶
4 Chuyển vị cần thiết của lò xo để tác động một lực 𝐹 = 35 [𝑁]
- 𝐹𝐿: chiều dài lò xo lúc không tải, 𝐹𝐿 = 𝐿 = 0,5 𝑖𝑛𝑐ℎ
- 𝐿 𝑥 : chiều dài biến dạng của lò xo
Từ công thức (2-77) ta có:
Hệ 24 lò xo Ball retainer Ổ bi Ống lót ổ bi
Khi nhiệt độ tăng, trục quay sẽ dài ra, dẫn đến việc cụm ổ bi di chuyển để bù trừ cho sự giãn nở này Hình 2-32 mô tả cụm ổ bi sau của trục chính, cho thấy cách thức hoạt động của hệ thống để duy trì hiệu suất ổn định.
Hệ 24 lò xo (MCG04004-MW) song song với mỗi lò xo tạo ra lực 𝑃 = 35 [𝑁] tác dụng lên ổ bi thông qua ống lót ổ bi (HSS-OLOB) đến vòng ngoài ổ bi hình thành lực ép preload ban đầu Ống lót ổ bi (HSS-OLOB) giúp hạn chế đi sự ảnh hưởng của dao động từ ổ bi lên hệ lò xo và ống lót ổ bi (HSS-OLOB) được lắp với ball retainer làm cho cụm ổ bi có thể tự do dịch chuyển nhỏ dọc trục để khắc phục tình trạng sai số gia công do sự dài/co của trục bởi nhiệt
2.6.3.3 Lót kín cụm ổ bi trước
Thiết kế lót kín động dạng vòng dích dắc giúp bảo vệ cụm ổ bi trước khỏi các vụn kim loại và dung dịch cắt, như đã trình bày trong chương II.
Cấu trúc lót kín động bao gồm hai thành phần chính: lót kín động ngoài (HSS-LKDN) không quay và không tiếp xúc với vỏ trục chính, cùng với lót kín động trong (HSS-LKDT) quay theo trục quay.
Với đường kính trục 70 [𝑚𝑚], theo Bảng 15.16 [22], ta chọn 𝑒 = 0,5 và 𝑓 = 1,5 (Hình 2-33)
Lót kín động ngoài Lót kín động trong
Hình 2-33 Lót kín cụm ổ bi trước
2.6.3.4 Ốc siết trục preload cho cụm ổ bi trước Ổ bi đỡ-chặn được cố định dọc trục và được tạo lực ép preload ban đầu bằng đai ốc có độ chính xác cao
Để đảm bảo các ốc siết được giữ chặt và chính xác, moment xoắn 𝑀 𝑡 cần phải đủ mạnh để giữ tất cả các thành phần, bao gồm cả ổ lăn, ở đúng vị trí mà không gây ra hư hỏng.
Lực kẹp cần thiết cho ốc siết:
𝑃 𝑎 = 𝐹 𝑠 + (𝑁 𝑐𝑝 𝐹 𝑐 ) + 𝐺 𝐴,𝐵,𝐶,𝐷 (2-79) Moment siết cần thiết cho ốc siết:
- 𝑃 𝑎 : lực kẹp dọc trục cần thiết, [𝑁]
- 𝐹 𝑐 : axial fitting force, 𝐹 𝑐 = 800 [𝑁] (Bảng 33, trang 187, [19])
- 𝐹 𝑠 : lực kẹp dọc trục tối thiểu, minimum axial clamping force, 𝐹 𝑠 = 8500 [𝑁] (Bảng
- 𝐺 𝐴,𝐵,𝐶,𝐷 : pre-set bearing preload, prior to mounting 𝐺 𝐴 = 2 × 200 = 400 [𝑁]
- 𝐾: calculation factor dependent on the thread, 𝐾 = 9 (Bảng 35, trang 189, [19])
- 𝑁 𝑐𝑝 : số ổ lăn cùng hướng khi được preload, 𝑁 𝑐𝑝 = 2
Từ công thức (2-79) ta có:
Từ công thức (2-80) ta có:
𝑀 𝑡 = 9 × 10500 = 94500 [𝑁𝑚𝑚] Ốc siết trục có đường kính ren là 𝑀70 và chịu được moment xoắn tối thiểu là
Hình 2-34 Đai ốc tạo lực ép ban đầu lên cụm ổ bi
Thiết kế vỏ chứa trục chính (Spindle cover)
2.7.1 Tính toán và vẽ biểu đồ moment tác dụng lên vỏ trục chính
Vỏ trục chính được thiết kế như một trục quay rỗng, chịu ràng buộc tại điểm 𝐷 và chịu lực tác dụng từ cụm ổ bi cùng với trọng lượng của các chi tiết khác Dựa vào cấu trúc này, chúng ta có thể xác định đường kính tại tiết diện nguy hiểm của vỏ trục chính và các kích thước liên quan khác.
Hình 2-35 Mô hình vỏ trục chính Trong đó:
- 𝐹 𝑎𝐵 , 𝐹 𝑟𝐵 : tổng lực dọc trục và hướng kính từ ổ lăn phía trước tác động lên vỏ, 𝐹 𝑎𝐵 4165,5 [𝑁], 𝐹 𝑟𝐵 = 7399 [𝑁]
- 𝑙 2 : khoảng cách giữa ổ lăn phía trước đến mũi trục chính, 𝑙 2 = 85 [𝑚𝑚]
- 𝑙 3 : khoảng cách từ ngàm đến mũi trục chính, giả sử 𝑙 3 = 150 [𝑚𝑚]
→ 𝑀 𝐷 = 𝐹 𝑟𝑒𝐵 (𝑙 3 − 𝑙 2 ) = 7399 × (150 − 85) = 480935 [𝑁𝑚𝑚] (2-86) Tính toán biểu đồ moment, xét mặt phẳng 𝑂𝑥𝑦:
2.7.2 Thiết kế vỏ trục chính dựa vào lực tác động
2.7.2.1 Tính toán đường kính vỏ trục chính tại tiết diện nguy hiểm
Tính toán đường kính vỏ trục chính tại tiết diện nguy hiểm dựa vào biểu đồ moment đã tính (Hình 2-35c) (trang 414, [15]):
- [𝜎] 𝑞𝑡 : ứng suất cho phép khi quá tải, [𝜎] 𝑞𝑡 = 0,8 × 𝜎 𝑐ℎ = 0,8 × 343 274,4 [𝑀𝑃𝑎] với vật liệu là SM45C có giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ = 343 [𝑀𝑃𝑎]
Moment cản uốn, khi trục rỗng (trang 410, [15]):
- 𝐷 𝑖 : đường kính trong của vỏ phụ thuộc vào kích thước động cơ (được thiết kế trong chương 3), 𝐷 𝑖 = 155 [𝑚𝑚]
- 𝐷 𝑜 : đường kính ngoài của vỏ, [𝑚𝑚]
Từ công thức (2-78) suy ra:
Do tính thêm kích thước bulong M12 (được xác định ở phần sau) và các mạch khí bôi trơn, làm nguội, … nằm trên vỏ trục chính nên chọn 𝐷 𝑜 = 260 [𝑚𝑚]
Trục chính được cố định trên trục Z thông qua liên kết với bệ đỡ bằng nhóm bulong trên vỏ trục chính, như đã trình bày trong mục 2.3 Phân tích lực tác dụng lên nhóm bulong cho thấy nó tương tự như liên kết ngàm D trong Hình 2-35b.
- 𝑅 𝐷𝑦 , 𝑅 𝐷𝑥 , 𝑀 𝐷 : phản lực tác động nhóm bulong, 𝑅 𝐷𝑦 = 1233,2 [𝑁], 𝑅 𝐷𝑥 5165,5 [𝑁], 𝑀 𝐷 = 480935 [𝑁𝑚𝑚]
- 𝐹 𝑦 : lực tác động lên mỗi bulong do lực 𝑅 𝐷𝑦 gây ra, [𝑁]
- 𝐹 𝑥 (𝑅 𝐷𝑥 ): lực tác động lên mỗi bulong do lực 𝑅 𝐷𝑥 gây ra, [𝑁]
- 𝐹 𝑥 (𝑀 𝐷 ): lực tác động lên mỗi bulong do moment 𝑀 𝐷 gây ra, [𝑁]
- 𝑟: bán kính đường tròn tâm nhóm bulong, [𝑚𝑚]
Do sự chiếm chỗ của hệ thống giải nhiệt và bôi trơn trong vỏ trục chính, đường kính của đường tròn đi qua nhóm bulong (gồm 6 bulong) được chọn là 𝐷 = 235 [𝑚𝑚].
Hình 2-36 - Tải trọng tác dụng lên nhóm bulong
𝐹 𝑥 = 𝐹 𝑥(𝑅 𝐷𝑥 ) + 𝐹 𝑥(𝑀 𝐷 ) = 806,9 + 1364,4 = 2225,3 [𝑁] (2-100) Đường kính thân bulong theo điều kiện kéo:
Tải trọng tương đương tác dụng lên bulong:
𝐹 𝑡𝑑 = [1,3𝑘(1 − 𝜆) + 𝜆]𝐹 (2-102) Giới hạn kéo cho phép của vật liệu bulong:
- 𝜎 𝑐ℎ : giới hạn chảy của vật liệu bulong, 𝜎 𝑐ℎ = 240 [𝑀𝑃𝑎] cho vật liệu bulong là thép cacbon, cấp bền 4.6 (trang 657, [15])
- [𝑠]: hệ số an toàn, [𝑠] = 4 với vật liệu bulong thép cacbon M6-M16, tải trọng tĩnh (trang 659, [15])
- 𝑘: hệ số an toàn theo điều kiện kín khít, 𝑘 = 2,5 (trang 673, [15])
- 𝜆: hệ số ngoại lực, chọn 𝜆 = 0,2 đối với tấp ghép bằng thép, bulong bằng thép (trang
- 𝐹: tải trọng dọc trục tác dụng lên nhóm bulong, 𝐹 = 𝐹 𝑥 = 2225,3 [𝑁]
Theo công thức (2-94) ta có:
Theo công thức (2-93) ta có:
𝐹 𝑡𝑑 = [1,3 × 3 × (1 − 0,2) + 0,2] × 2225,3 = 6230,8 [𝑁] (2-105) Theo công thức (2-92) ta có:
Thiết kế hệ thống giải nhiệt cho toàn bộ trục chính
Trục chính, hệ thống nước làm mát và các dòng khí bên trong đều có sự trao đổi nhiệt với nhau Để khảo sát nhiệt độ bên trong trục chính, cần xác định nguồn nhiệt chính phát sinh trong quá trình hoạt động của nó Đồng thời, việc tính toán lượng nhiệt trao đổi với khí và nước làm mát trong trục chính cũng rất quan trọng.
Hình 2-37 Các vùng cần khảo sát sự trao đổi nhiệt
1 Nguồn nhiệt từ động cơ (stator và rotor)
3 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa stator và dung dịch làm nguội
4 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa ổ bi và dung dịch làm nguội
5 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa ổ bi và khí nén
6 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa bề mặt trục và không khí
7 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa khe hở stator – rotor và khí nén
8 Trao đổi nhiệt đối lưu tự nhiên giữa bề mặt vỏ trục chính và môi trường ngoài
9 Trao đổi nhiệt tiếp xúc giữa bi với vòng trong và vòng ngoài ổ bi
Quá trình thiết kế hệ thống giải nhiệt cho toàn bộ trục chính được tiến hành như sau:
- Tham khảo thiết kế rãnh giải nhiệt cho stator của động cơ 1FE1072-4WN11 của Siemens (đã được lựa chọn phù hợp với các tính toán)
- Thiết kế hệ thống bôi trơn các ổ bi sử dụng hỗn hợp oil-air với các thông số của ổ bi SKF được lựa chọn
- Tính toán các hệ số trao đổi nhiệt của các bề mặt có trao đổi nhiệt của trục chính
- Tính toán nhiệt lượng sinh ra từ động cơ trục chính
- Tính toán nhiệt lượng sinh ra từ ổ bi đỡ trục quay
- Mô phỏng trong Solidworks để khảo sát sự phân bố nhiệt độ bên trong trục chính
2.8.1 Trao đổi nhiệt của các thành phần trục chính với nước làm mát, hỗn hợp oil- air bôi trơn và không khí bên ngoài
2.8.1.1 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa rãnh làm nguội stator và dung dịch làm nguội
Hình 2-38 Hệ thống rãnh làm mát stator và cụm ổ bi trước Thiết kế rãnh làm nguội động cơ với kích thước như sau:
Hình 2-39 Hệ thống rãnh làm mát stator và cụm ổ bi trước
Ta có kích thước rãnh như sau:
- 𝐴: diện tích mặt cắt ngang của rãnh
Theo trang 39, [4] với loại động cơ 1FE107 ta có lưu lượng bơm dung dịch làm nguội thích hợp là 8 [𝑙/𝑚𝑖𝑛]
Vận tốc trung bình của dung dịch làm nguội:
- 𝑣: vận tốc trung bình của dung dịch làm nguội [𝑚/𝑠]
- 𝜇 𝑘 : độ nhớt động học của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝜇 0,8927 × 10 −6 [𝑚 2 /𝑠] (theo [24])
- 𝑘 𝑤 : hệ số truyền nhiệt của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝑘 𝑤 0,606 [𝑊/𝑚𝐾] (theo [25])
- 𝑐 𝑝 : nhiệt dung riêng của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝑐 𝑝 4181,6 [𝐽/𝑘𝑔𝐾] (theo
- 𝜇 𝑑 : độ nhớt động lực học của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝜇 𝑑 0,00089 [𝑁𝑠/𝑚 2 ]
Khi 𝑅𝑒 > 2200, dung dịch làm nguội ở trạng thái chảy rối, và hệ số Nusselt được tính theo công thức (trang 109, [23]):
Hệ số truyền nhiệt đối lưu giữa ổ lăn và dung dịch làm nguội (trang 109, [23]):
- Khi sự sai khác nhiệt độ trong lưu chất là không đáng kể: 𝑃𝑟 𝑓 /𝑃𝑟 𝑤 ≈ 1
Từ công thức (2-112) suy ra:
Từ công thức (2-113) suy ra:
2.8.1.2 Trao đổi nhiệt giữa rãnh làm nguội ổ bi và dung dịch làm nguội
Rãnh làm nguội ổ bi được thiết kế trên vỏ trục chính, với thông số kích thước rãnh như sau:
Hình 2-40 Kích thước rãnh làm nguội cụm ổ bi
Ta có kích thước rãnh như sau:
- 𝐴: diện tích mặt cắt ngang của rãnh
Lưu lượng của dung dịch làm nguội:
𝑄 = 8 [𝑙\𝑚𝑖𝑛] (do chung đường ống cung cấp như khi làm mát động cơ)
Vận tốc trung bình của dung dịch làm nguội:
- 𝑣: vận tốc trung bình của dung dịch làm nguội [𝑚/𝑠]
- 𝜇 𝑘 : độ nhớt động học của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝜇 0,8927 × 10 −6 [𝑚 2 /𝑠] (theo [24])
- 𝑘 𝑤 : hệ số truyền nhiệt của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝑘 𝑤 0,606 [𝑊/𝑚𝐾] (theo [25])
- 𝑐 𝑝 : nhiệt dung riêng của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝑐 𝑝 4181,6 [𝐽/𝑘𝑔𝐾] (theo
- 𝜇 𝑑 : độ nhớt động lực học của dung dịch làm nguội là nước ở nhiệt độ 25 𝑜 𝐶, 𝜇 𝑑 0,00089 [𝑁𝑠/𝑚 2 ]
Khi 𝑅𝑒 > 2200, dung dịch làm nguội ở trạng thái chảy rối, và hệ số Nusselt được tính theo công thức (trang 109, [23]):
Hệ số truyền nhiệt đối lưu giữa ổ lăn và dung dịch làm nguội (trang 109, [23]):
- Khi sự sai khác nhiệt độ trong lưu chất là không đáng kể: 𝑃𝑟 𝑓 /𝑃𝑟 𝑤 ≈ 1
Từ công thức (2-119) suy ra:
Từ công thức (2-120) suy ra:
2.8.1.3 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa ổ bi và khí nén
Phương pháp bôi trơn phù hợp với những ứng dụng tốc độ cao đòi hỏi nhiệt độ hoạt động thấp
Hình 2-41 Phương pháp bôi trơn oil-air Lưu lượng dầu cần thiết để bôi trơn cho ổ bi đỡ-chặn (theo 116, [19]):
- 𝑑 𝑚 : đường kính trung bình của ổ lăn, [𝑚𝑚]
Từ công thức (2-121) ta có:
Loại dầu bôi trơn theo tiêu chuẩn ISO VG 32 – VG 100 (trang 6, [26])
Lượng khí nén cần thiết để vận chuyển dầu trong đường kính ống khoảng 3 𝑚𝑚 nên từ
1000 − 1500 𝑙/ℎ và áp suất không nên thấp hơn 3 𝑏𝑎𝑟, những giá trị này phù hợp khi sử dụng với dầu ISO VG 32 – VG 100 (trang 6, [26])
Vị trí vòi phun cần được đặt ở vị trí để dầu có thể trực tiếp đi vào vùng tiếp xúc giữa bi và vòng ổ:
Hình 2-42 Vị trí vòi phun dầu
𝑑 𝑛 = 86,5 [𝑚𝑚] đối với ổ 7014 CE (theo trang 118, [19])
𝑑 𝑛 = 69,6 [𝑚𝑚] đối với ổ 7011 CE (theo trang 118, [19])
Khi trục chính động cơ sử dụng phương pháp bôi trơn oil-air, lượng dầu trong hỗn hợp rất thấp, dẫn đến việc nhiệt tiêu tán từ dầu có thể được bỏ qua Trong trường hợp này, dầu được sử dụng chủ yếu để bôi trơn, trong khi khí nén đảm nhiệm việc truyền nhiệt Hầu hết nhiệt trong ổ lăn được giải phóng nhờ vào khí nén.
Hệ số trao đổi nhiệt giữa ổ lăn và khí nén (trang 108, [27]):
ℎ 𝑓 = 9,7 + 5,33𝑣 0,8 [𝑊/𝑚 2 𝐾] (2-122) Tốc độ trung bình của khí nén trong ổ lăn đang quay phụ thuộc vào lưu lượng khí dọc trục và tiếp tuyến (trang 3, [28]):
- 𝑉 1 : lưu lượng khí đến ổ lăn [𝑚 3 /𝑠], ứng với loại dầu ISO VG 32 chọn 𝑉 1 1000 [𝑙/ℎ] = 0,00028 [𝑚 3 /𝑠] (trang 6, [26])
- 𝑤: tốc độ góc của trục quay [𝑟𝑎𝑑/𝑠] ứng với 𝑛 = 3000 [𝑟𝑝𝑚], 𝑤 = 314 [𝑟𝑎𝑑/𝑠]
- 𝑑 𝑚 : đường kính trung bình của ổ lăn, [𝑚]
- 𝐴 𝑎 : diện tích nơi mà lượng khí đi qua ổ lăn theo phương dọc trục, 𝐴 𝑎 = 4 ×
Tính toán cho ổ trước mũi trục chính:
Từ công thức (2-115) ta có:
Từ công thức (2-114) ta có:
Tính toán tương tự cho ổ sau ta được:
2.8.1.4 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa bề mặt trục quay với không khí
Hệ số trao đổi nhiệt giữa bề mặt phẳng của trục và môi trường khí xung quanh (trang
- 𝑢: tốc độ dài của trục quay [𝑚/𝑠]
Từ công thức (2-116) suy ra:
2.8.1.5 Trao đổi nhiệt đối lưu giữa khe hở stator – rotor và khí nén
Hệ số trao đổi nhiệt giữa khe hở stator – rotor và khí nén:
- 𝑤: tốc độ góc của trục chính, 𝑤 = 314 𝑟𝑎𝑑/𝑠
- 𝑑 𝑚 : đường kính trung bình khe hở stator – rotor
- 𝑟 𝑜 : bán kính trong của stator, 𝑟 𝑜 = 85/2 = 42,5 [𝑚𝑚] = 0,0425 [𝑚𝑚]
- 𝑟 𝑖 : bán kính ngoài của rotor, 𝑟 𝑖 = 81/2 = 40,5 [𝑚𝑚] = 0,0405 [𝑚𝑚]
- 𝑣: độ nhớt động học của khí [𝑚 2 /𝑠], 𝑣 = 3 × 10 −6 [𝑚 2 /𝑠] tại áp suất 5 𝑏𝑎𝑟, 40 𝑜 𝐶
- 𝑘 𝑤 : hệ số dẫn nhiệt của khí [𝑊/𝑚𝐾], 𝑘 𝑤 = 25 [𝑚𝑊/𝑚𝐾] tại áp suất 5 𝑏𝑎𝑟, 40 𝑜 𝐶
- 𝛿: khe hở giữa stator và rotor, 𝛿 = 0,002 [𝑚]
- 𝑑 ℎ : kích thước xác định Đường kính trung bình khe hở stator – rotor:
Kích thước xác định: ro r i
Hình 2-43 Mặt cắt ngang stator và rotor
- 𝐹: diện tích mặt cắt ngang
Từ công thức (2-126) suy ra:
Từ công thức (2-127) suy ra:
Từ công thức (2-128) suy ra:
Từ công thức (2-129) suy ra:
2.8.1.6 Trao đổi nhiệt đối lưu tự nhiên giữa bề mặt vỏ trục chính và môi trường xung quanh
Sự chênh lệch nhiệt độ giữa bề mặt ngoài của vỏ trục chính và môi trường xung quanh gây ra quá trình trao đổi nhiệt Trong trường hợp này, quá trình trao đổi nhiệt được coi là trao đổi nhiệt đối lưu tự nhiên.
2.8.2 Khảo sát nhiệt lượng sinh ra từ động cơ khi hoạt động
Tham khảo động cơ 1FE1072-4WN11-1BA0 có công suất tổn hao của động cơ (trang
𝑄 𝑙𝑜𝑠𝑠 = 2200 [𝑊] tại tốc độ định mức 𝑛 = 5500 [𝑟𝑝𝑚]
Hình 2-44 Công suất tổn thất trên rotor (trang 9, [29]) Theo Hình 2-44, với công suất động cơ 16 [𝑘𝑊] thì:
2.8.3 Khảo sát nhiệt lượng sinh ra từ ổ bi trong quá trình hoạt động
Trong quá trình hoạt động của trục chính, ma sát giữa bi và vòng trong/vòng ngoài của ổ lăn tạo ra nhiệt Tốc độ trục chính càng cao, ma sát trên ổ lăn càng lớn, dẫn đến lượng nhiệt sinh ra cũng tăng theo.
Lượng nhiệt sinh ra trên ổ lăn (trang 89, [30]):
- 𝑛: tốc độ quay của trục chính, 𝑛 = 3000 [𝑟𝑝𝑚]
- 𝑀: moment ma sát sinh ra trên ổ [𝑁𝑚𝑚]
Tổng moment ma sát sinh ra trên ổ lăn (trang 89, [30]):
𝑀 = ф 𝑖𝑠𝑙 ф 𝑟𝑠 𝑀 𝑟𝑟 + 𝑀 𝑠𝑙 + 𝑀 𝑠𝑒𝑎𝑙 + 𝑀 𝑑𝑟𝑎𝑔 [𝑁𝑚𝑚] (2-133) Moment ma sát lăn (trang 90, [30]):
- 𝑣: độ nhớt động học của chất bôi trơn tại nhiệt độ hoạt động, chọn loại dầu ISO VG
- 𝑑 𝑚 : đường kính trung bình của ổ lăn
- 𝑅 1 , 𝑅 2 , 𝑅 3 : hệ số tra bảng (trang 92, [30]), khi tính toán cho ổ bi gốm 𝑅 3 ′ = 0,41𝑅 3 (trang 102, [30])
Moment ma sát trượt (trang 90, [30]):
- 𝜇 𝑠𝑙 : hệ số ma sát trượt, 𝜇 𝑠𝑙 = 0,05 cho bôi trơn với mineral oil (trang 90, [30])
- 𝑆 1 , 𝑆 2 , 𝑆 3 : hệ số tra theo bảng (trang 92, [30]), khi tính toán cho ổ bi gốm 𝑆 3 ′ = 0,41𝑆 3 (trang 102, [30])
Moment ma sát 𝑀 𝑑𝑟𝑎𝑔 = 0, do không dùng phương án bôi trơn oil bath
Hệ số nhiệt do dòng chất bôi trơn ngược (trang 97, [30]): ф 𝑖𝑠ℎ = 1
Hệ số do ảnh hưởng của chất bôi trơn (trang 98, [30]): ф 𝑟𝑠 = 1
- 𝐾 𝑟𝑠 = 6 × 10 −8 khi bôi trơn oil-air (trang 98, [30])
- 𝐾 𝑧 : hệ số tra theo bảng, 𝐾 𝑧 = 3,1 (trang 98, [30])
Tính nhiệt cho hệ thống ổ lăn đầu mũi trục chính: Đường kính trung bình của ổ: 𝑑 𝑚 = 90 [𝑚𝑚]
Từ công thức (2-135) suy ra:
Từ công thức (2-136) suy ra:
Từ công thức (2-134) suy ra:
Từ công thức (2-139) suy ra:
Từ công thức (2-138) suy ra:
Do ổ lăn không có seal nên 𝑀 𝑠𝑒𝑎𝑙 = 0
Hệ số bôi trơn (trang 98, [30]):
Từ công thức (2-141) suy ra: ф 𝑖𝑠ℎ = 1
Từ công thức (2-140) suy ra: ф 𝑟𝑠 = 1
Từ công thức (2-134) suy ra tổng moment ma sát trên ổ:
Từ công thức (2-132) suy ra lượng nhiệt được tạo ra trên ổ (1):
Tính toán tương tự như trên ta có:
2.8.4 Khảo sát phân bố nhiệt độ bên trong trục chính trong solidworks và lựa chọn thông số cho hệ thống làm nguội
Từ những kết quả tính toán trên ta mô phỏng nhiệt trên Solidworks Simulation:
Hình 2-45 Sự phân bố nhiệt độ trên trục chính
Hình 2-45 thể hiện kết quả mô phỏng nhiệt trong điều kiện steady-state (thời gian đủ để nhiệt độ ổn định) với:
- Lưu lượng của dung dịch làm nguội là 8 [𝑙/𝑚𝑖𝑛] tại nhiệt độ 25 𝑜 𝐶
- Lưu lượng khí nén trong hỗn hợp oil-air đến ổ bi là 1000 [𝑙/ℎ]
- Nhiệt độ môi trường 25 𝑜 𝐶 và trục chính quay với tốc độ 3000 𝑟𝑝𝑚
Nhiệt độ tối đa của cụm ổ bi sau đạt 58,5 𝑜𝐶 do không được làm nguội bằng nước như cụm ổ bi trước, dẫn đến nhiệt độ cao và làm cho trục quay dài ra, gây ra sai số lớn trong quá trình gia công Để hạn chế nhược điểm này, cần thiết kế lò xo preload như đã đề cập trong mục 2.6.
- Nhiệt độ lớn nhất trên ổ bi là 58,5 𝑜 𝐶 thấp hơn nhiệt độ hoạt động tối đa cho phép trên ổ bi siêu chính xác của SKF là 150 𝑜 𝐶 (trang 51, [31])
Nhiệt độ trên vỏ trục chính dao động từ 28,4 °C đến 50 °C, nhờ vào lớp vỏ làm nguội đã tiêu tán một lượng lớn nhiệt từ cụm ổ bi trước và stator trên trục chính.
Nhiệt độ động cơ trong khoảng từ 40 °C đến 50 °C thấp hơn mức tối đa cho phép là 160 °C đối với động cơ 1FE1, cho thấy lớp vỏ làm nguội động cơ hoạt động hiệu quả.
Nhiệt độ trên vỏ trục chính dao động từ 28,4 °C đến 50 °C, cho thấy lớp vỏ làm nguội đã hấp thụ một lượng lớn nhiệt từ cụm ổ bi trước và stator, giúp duy trì hiệu suất hoạt động của thiết bị.
2.8.5 Đề xuất công nghệ vật liệu chế tạo trục chính
Ngoài việc sử dụng hệ thống giải nhiệt, việc áp dụng các vật liệu dẫn nhiệt tốt cũng giúp tăng cường hiệu quả giải nhiệt, cho phép nhiệt độ được truyền tải ra môi trường nhanh chóng hơn Bảng 2-8 cung cấp thông tin về độ dẫn nhiệt của các vật liệu phổ biến.
Bảng 2-8 Bảng độ dẫn nhiệt của các loại vật liệu phổ biến
STT Tên vật liệu Độ dẫn nhiệt (W/mK) ở 0-70 0 C
Hợp kim nhôm-Silumin (87% Al, 13%
11 Hợp kim sắt-crom có 1% Cr 61
12 Hợp kim sắt-crom có 5% Cr 40
13 Hợp kim sắt-crom có 10% Cr 31
Hơp kim thép, crom, nikel
Hơp kim thép, crom, nikel
Hơp kim thép, crom, nikel
Hơp kim thép, crom, nikel
18 Hợp kim sắt – Nikel (10%Ni) 26
19 Hợp kim sắt – Nikel (20%Ni) 19
20 Hợp kim sắt – Nikel (40%Ni) 10
21 Hợp kim sắt – Nikel (60%Ni) 19
22 Hợp kim thép-mangan (1%Mn) 50
Để tăng cường độ dẫn nhiệt giữa hai bề mặt tiếp xúc, có thể áp dụng một số phương pháp như mạ bạc hoặc sử dụng keo tản nhiệt Việc lựa chọn vật liệu dẫn nhiệt phù hợp cần xem xét các yếu tố quan trọng để đảm bảo hiệu quả tối ưu.
- Tính chất của vật liệu: tính cứng, tính dẻo, tính bền
- Khả năng gia công trên các loại vật liệu đó (dung sai,…)
- Độ giãn nở nhiệt không đều giữa các loại vật liệu
- Quá trình bảo trì, bảo dưỡng
Trong tương lai, đề tài có thể tiếp tục phát triển theo hướng mới này.
Thiết kế hệ thống lấy đầu BT khỏi trục chính (hệ thống thủy lực phục vụ việc đóng/nhả dao, hệ thống lò xo dĩa, ti rút đầu bt, …)
đóng/nhả dao, hệ thống lò xo dĩa, ti rút đầu bt, …)
2.9.1 Tính toán lực kéo đầu giữ dao
Trong nghiên cứu này, chúng tôi đã chọn sử dụng bộ giữ dao chuẩn BT40 Bộ giữ dao này được gắn chặt vào trục chính thông qua lực ma sát giữa mặt côn ngoài của BT40 và mặt côn trong của trục quay.
Lực ma sát tại BT tiếp xúc với trục quay của trục chính phụ thuộc vào lực kéo của lò xo qua đòn kéo và tay kẹp vít rút tác động vào đầu BT40 Ngoài ra, lực ma sát cũng bị ảnh hưởng bởi lực ly tâm khi trục chính quay với tốc độ cao Tuy nhiên, trong việc tính toán và lựa chọn các thành phần cho hệ thống rút BT, chỉ cần xem xét lực ma sát do lực kéo của lò xo gây ra.
Hình 2-47 Mô hình truyền mô men qua tiếp xúc côn
Sử dụng công thức tính toán mô men truyền qua mặt côn, ta có:
- 𝐶 là mô men truyền từ trục quay sang BT40, ở đây ta tính toán với mô men lớn nhất của động cơ đã lựa chọn là C = 53 𝑁𝑚
Hệ số ma sát giữa mặt cụn trong của trục quay và mặt cụn ngoài của đầu BT40 được xác định là 𝑠 = 0,029, cho thấy lựa chọn hệ số ma sát thấp Điều này là do bề mặt có độ nhám thấp của mặt tiếp xúc hoặc dầu có khả năng bám trên bề mặt của T40 trong quá trình thay dao.
- 𝑃 là lực kéo của lò xo ta cần tính toán
- 𝛽, 𝑎, 𝑏 lần lượt là góc côn, đường kính nhỏ nhất và đường kính lớn nhất của mặt côn Theo tiêu chuẩn ISO cho BT40 ta có 𝛽 = 8 𝑜 17, 𝑎 = 24,85, 𝑏 = 44,45
Hình 2-48 Kích thước của BT40 Như vậy ta tính toán được lực kéo của lò xo như sau:
2.9.2 Lựa chọn đầu kẹp vít rút Đầu kẹp vít rút (Gripper) là một chi tiết trong hệ thống giữ BT Đầu kẹp bao gồm bốn phần kẹp được kết nối với vít rút để đảm bảo lắp ráp dễ dàng Tay kẹp giúp truyền lực kẹp trực tiếp từ lò xò sang vít rút Đầu kẹp có thể giữ cố định cùng một kiểu vít rút với các độ côn khác nhau Tay kẹp thông thường được phân loại thành BERG, OTT và ROHM, trong đó các tay kẹp BERG là tay kẹp hàm ngoài phù hợp với chuẩn BT, CAT trong khi OTT và ROHM là tay kẹp hàm bên trong phù hợp với chuản HSK Đầu kẹp tác động khí nén phù hợp để sử dụng với các trục ngắn yêu cầu lực cắt lớn, tốc độ cao hoặc gia công chính xác Tay kẹp khí nén cũng được phân loại thành hàm ngoài và hàm bên trong
Hình 2-49 - Tay kẹp vít rút
Chọn đầu kẹp ty rút mã MAS 403-1982 BT/PT tương thích với chuẩn BT40 Hình 2-50 minh họa hai trạng thái của tay kẹp: khi kẹp và khi nhả, cùng với các thông số kỹ thuật liên quan.
Hình 2-50 Đầu kẹp vít rút CELL
Bảng 2-9 Bảng thông số đầu kẹp ty rút
Thông số MAS 403-1982 BT/PT 1 (45 0 ) Độ dich chuyển BT (ejection path) (mm) 0,65
Hành trình tay kẹp (mm) 5,5
Hai thông số quan trọng cần chú ý là lực kẹp tối đa và hành trình tay kẹp Lực kẹp tối đa, với giá trị lên đến 10500 N, là lực lớn nhất tác động lên lò xo của cụm thanh kéo Hành trình tay kẹp tương ứng với hành trình làm việc của lò xo, đạt 5,5 mm.
Ngoài ra nhà sản xuất vít rút cũng đã đưa ra biên dạng trong cần thiết của trục chính như dưới:
Hình 2-51 Biên dạng trong của trục chính ứng với tay kẹp vít rút của hãng CELL
2.9.3 Tính toán lựa chọn lò xo
2.9.3.1 Giới thiệu về lò xo đĩa
Lò xo là một chi tiết quan trọng và phổ biến, được ứng dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực khác nhau Chúng hoạt động như một phương tiện lưu trữ năng lượng, có thể ở dạng kéo hoặc nén Hiện nay, hai loại lò xo phổ biến nhất là lò xo xoắn và lò xo đĩa.
Hình 2-52 Lò xo xoắn và lò xo đĩa
Lò xo đĩa hiện nay có nhiều ưu điểm hơn lò xo xoắn như:
- Tạo ra lực nén lớn trong không gian nhỏ vì lò xo đĩa có diện tích mặt cắt lớn
Đặc tính nén của lò xo có thể được thiết kế để tăng tuyến tính hoặc theo đường cong, tùy thuộc vào mối quan hệ giữa lực và khoảng cách nén.
Chiều dài của lò xo có thể được mở rộng bằng cách xếp chồng nhiều đĩa, cho phép tính toán đặc tính và chiều cao hành trình của lò xo một cách dễ dàng, phù hợp với các yêu cầu cụ thể.
- Tuổi thọ của lò xo đĩa cao dưới tác động của lực thay đổi nếu được định vị đúng vị trí
- Nếu cung cấp lực không vượt quá giới hạn cho phép, lò xo không bị kéo dãn hoặc nén theo thời gian
- Kết cấu nhỏ gọn thuận lợi cho việc sản xuất, trữ kho và giao hang
- Bởi vì lò xo đĩa có kích thước tròn xoay nên lực được phân bố đều xung quanh trục nén
Lò xo đĩa có hình dáng hình học đơn giản hơn lò xo xoắn, nhưng việc lựa chọn và tính toán lò xo đĩa cần phải được thực hiện cẩn thận Điều này là do lò xo đĩa phải được cố định vị trí trong quá trình hoạt động, nên việc tính toán sai và thay thế bằng lò xo đĩa khác sẽ gặp nhiều khó khăn.
2.9.3.2 Tính toán lò xo đĩa Đầu bài: 𝐹 1 : Tải trọng ban đầu 𝐹 1 = 7300 𝑁
Vì môi trường làm việc của ti rút có dầu bôi trơn nên để đảm bảo ma sát trong quá trình truyền moment, ta nhân hệ số an toàn 1,5
𝐷: Đường kính ngoài lò xo 𝐷 ≤ 45 𝑚𝑚;
1 Chọn vật liệu lò xo – Thép C60S;
2 Chọn lò xo theo tỉ lệ tiêu chuẩn DIN 2093 có lực tới hạn 𝐹 𝑡ℎ > tải trọng làm việc
Tra catalogue của lò xo đĩa hãng Spiral ta có kích thước của lò xo:
Hình 2-53 Thông số hình học lò xo
Bảng 2-10 Thông số hình học lò xo
Lực tác dụng lên lò xo đĩa:
- 𝜇: Hệ số Poisson đối với thép C60S 𝜇 = 0,3;
Khi chịu lực 𝐹, để đáp ứng yêu cầu lực ép ban đầu 𝐹 1 = 10950 𝑁, chúng ta ghép hai lò xo đĩa song song Trong trường hợp này, các tính toán sẽ coi hai lò xo đĩa song song như là một lò xo đĩa, và lực căng trên mỗi lò xo sẽ được xác định dựa trên lực tổng.
Theo yêu cầu kỹ thuật, hành trình của ti rút cần di chuyển 5,5 mm để nhả đầu kẹp dao Do đó, cần tính toán chuyển vị cần thiết cho mỗi đĩa lò xo khi toàn bộ hệ thống bị nén 5,5 mm.
Chiều dài cụm lò xo cần tuân thủ điều kiện 𝐿 𝑜 ≤ 3𝐷 𝑒, cụ thể là 𝐿 𝑜 ≤ 120 [𝑚𝑚] Để đảm bảo điều này, chúng ta sử dụng vòng đệm (HSS-VD2) ở giữa, chia cụm lò xo thành hai phần Mỗi phần sẽ bao gồm 12 lò xo mắc nối tiếp, như thể hiện trong Hình 2-54.
Hệ 12 lò xo mắc nối tiếp Đòn kéo Hệ 12 lò xo mắc nối tiếp
Hình 2-54 Cụm lò xo đĩa và đòn kéo cho việc nhả-kẹp toolholder
Chọn số lượng dĩa lò xo là 24 cặp ghép nối tiếp, trong đó mỗi cặp là hai đĩa lò xo mắc song song
Lò xo bị nén thêm 5,5 𝑚𝑚 khi ở trạng thái làm việc:
24 = 0,227 𝑚𝑚 Tổng chuyển vị tương ứng cho một cặp lò xo song song là:
𝑠 = 0,227 + 0,4 = 0,627 𝑚𝑚 Khi đó lực tác dụng của một cặp lò xo:
Lực tác dụng của cả hệ lò xo là:
𝐹 ℎệ = 𝐹 × 2 = 8181 × 2 = 16362 (𝑁) Tính toán ứng suất của đĩa lò xo:
Bảng 2-11 Bảng tra của nhà sản xuất Schnorr để kiểm tra ứng suất
Vậy ứng suất nén khi làm việc của hệ lò xo đảm bảo yêu cầu độ bền
2.9.4 Tính toán thiết kế xylanh nhả đầu BT
- Lực tác động từ piston, 𝐹 ≥ 16500 [𝑁]
- Thời gian piston vươn hết hành trình, 𝑡 1 = 0,2 [𝑠]
- Hành trình đi của piston, 𝑠 = 10 [𝑚𝑚] = 0,01 [𝑚]
- Tổng thời gian làm việc của piston-xylanh, 𝑡 < 1,85 [𝑠] (với 1,85 [𝑠] là tổng thời gian của toàn bộ quá trình thay dao tự động)
Chọn đường kính piston, 𝐷 = 80 [𝑚𝑚] (Hình 2-55)
Theo các giá trị tham khảo, với đường kính piston 𝐷 = 80 [𝑚𝑚], đường kính cần piston 𝑑2 được tính là 45 [𝑚𝑚] Tuy nhiên, để phù hợp với kết cấu của trục chính, chúng ta chọn đường kính 𝑑 = 35 [𝑚𝑚] và 𝑑 = 25 [𝑚𝑚].
Lực 𝐹 do piston tạo ra ứng với áp suất 𝑝:
Lưu lượng cần thiết nạp vào xylanh:
- 𝐹: lực tác động của piston, 𝐹 = 16500 [𝑁]
- 𝐴: diện tích làm việc của xylanh
Từ công thức (3.56) ta có áp suất bơm cần thiết để piston sinh ra lực 𝐹:
Vận tốc của piston khi vươn ra:
Từ công thức (2-151) ta có lưu lượng nước cần cấp cho xylanh khi piston vươn ra:
Từ công thức (2-151) ta có vận tốc của piston khi thu vào ứng với lưu lượng 𝑄:
Thời gian piston thu vào hết hành trình:
Tổng thời gian làm việc của piston-xylanh:
𝐷 Đòn kéo Piston Back-up ring Quad ring Xylanh
Hình 2-55 Cụm piston-xylanh cho việc nhả/kẹp BT
Sử dụng quad-ring seal (QRAR04335) và back-up ring (BP4900702) của công ty Trelleborg giữa piston và xylanh mang lại nhưng ưu điểm sau [34]:
- Bịt kín rất hiệu quả, ma sát thấp
- Không bị xoắn trong rãnh khi piston di chuyển
- Áp suất làm việc lên đến 300 𝑏𝑎𝑟 với sự hỗ trợ của back-up ring và tốc độ làm việc tối đa 0,5 𝑚/𝑠
Scraper (SDR-25) giúp ngăn chặn bụi bẩn từ bên ngoài vào xylanh [35]
Sky packing (SKY-25 và SKY-35) giúp bịt kín xylanh [36].
Lựa chọn các cảm biến cho trục chính
Encoder là cảm biến xác định vận tốc cũng như vị trí của trục quay Hiện nay phổ biến là loại Encoder quang và Encoder từ
Encoder quang được cấu tạo từ đĩa quay có rãnh và cảm biến quang để thực hiện việc đọc dữ liệu Ưu điểm nổi bật của cảm biến quang là độ phân giải cao nhờ khả năng bố trí nhiều cảm biến và tạo ra nhiều rãnh trên đĩa quay Tuy nhiên, cảm biến này cũng tồn tại một số nhược điểm cần lưu ý.
- Độ cứng vững của đĩa quay thấp
- Dễ bị ảnh hưởng nếu môi trường có bụi
Encoder từ được thiết kế với đĩa kim loại có răng và cảm biến từ, giúp khắc phục nhược điểm của encoder quang Với cấu trúc chắc chắn, encoder từ không bị ảnh hưởng bởi bụi và ánh sáng, mặc dù độ phân giải của nó thường thấp, chỉ đạt vài trăm xung mỗi vòng quay.
Việc sử dụng encoder từ cho spindle trong môi trường có khí dầu và nhiệt độ cao là ưu tiên hàng đầu Spindle tích hợp động cơ thường hoạt động với vận tốc cao, do đó encoder chủ yếu được dùng để kiểm soát vận tốc trong chế độ cắt, không cần thiết phải sử dụng encoder có độ phân giải cao.
This article focuses on the selection of the GEL encoder from Lenord & Bauer, as recommended by Siemens, a leading motor manufacturing company, to meet specific requirements.
- Kích thước phù hợp với không gian sẵn có
- Đáp ứng được độ chính xác của máy
Hình 2-58 Kích thước của Encoder từ của Lenord & Bauer
2.10.2 Lựa chọn cảm biến hành trình cho ty rút
Cảm biến của ty rút giúp nhận biết quá trình thay dao của máy, với trạng thái kẹp hoặc mở BT Thông thường, cảm biến này được lắp đặt bên ngoài spindle để thuận tiện cho việc kiểm tra, bảo dưỡng và thay thế Chúng tôi sử dụng cảm biến tiệm cận công nghiệp để xác định vị trí của xilanh thủy lực đẩy ty rút Việc nhận biết vị trí của xilanh thay vì đầu ty rút mang lại lợi ích, vì nếu gắn cảm biến trên đầu ty rút, cần phải cân bằng thêm khối cảm biến do ty rút quay cùng trục spindle Ngược lại, nếu gắn trên đầu xilanh, khối cảm biến sẽ không quay, và vị trí ty rút sẽ di chuyển theo xilanh, giúp máy nhận biết chính xác hơn thông qua cảm biến.
Hình 2-59 Cảm biến vị trí ty rút Việc lưa chọn cảm biến tiệm cận nào phụ thuộc điều kiện làm việc của spindle
Bảng 2-12 Đặc điểm các loại cảm biến
Các loại cảm biến Đặc điểm
Cảm biến quang Nhận biết vật liệu không trong suốt, dễ bị nhiễu do anh sáng
Cảm biến điện trở Nhận biết kim loại
Cảm biến điện dung Nhận biết phi kim, kim loại
Cảm biến từ trường Nhận biết từ trường, dễ bị nhiễu do từ trường
Cảm biến siêu âm có khả năng nhận biết phi kim và kim loại ở khoảng cách xa, thích hợp cho môi trường làm việc của spindle dễ bị nhiễu ánh sáng và từ trường Trong trường hợp này, cảm biến điện trở là lựa chọn tối ưu hơn so với cảm biến điện dung, vì cảm biến điện dung có khoảng nhận biết quá rộng, không phù hợp cho việc nhận biết cụ thể một vật.
Cảm biến điện trở của hãng Omron có 2 loại là kiểu rectangular và Cylindrical
Hình 2-60 Cảm biến điện trở của Omron
Cả 2 đều là cảm biến sử dụng bộ dao động tần số cao tuy nhiên kiểu cylindrical sensor được thiết kế bao ngoài bởi thép không gỉ, và có thể chống chịu được trong môi trường nhiệt độ cao, hóa chất, cũng như chống thấm nước
Trong kiểu Cylindrial của Omron ta lựa chọn mã E2ER/ E2ERZ cho là kiểu cảm biến có dây chịu được dầu cắt
Cảm biến kiểu dây tín hiệu chịu được môi trường chứa dầu cắt được bọc bằng vật liệu Fluororesin, giúp bảo vệ dây dẫn điện khỏi hóa chất như dầu cắt Trong quá trình bảo trì và vệ sinh máy, dây dẫn thường tiếp xúc với dầu cắt hoặc dầu vệ sinh trong hỗn hợp khí dầu, do đó, việc sử dụng loại cảm biến này là cần thiết để đảm bảo hiệu suất và độ bền.
Vì vậy để dây dẫn điện không bị nhiễu do việc bỏ bọc bị phá hủy theo thời gian thì ta nên chọn loại cảm biến này
2.10.3 Lựa chọn cảm biến nhiệt độ
Trong quá trình khảo sát phân bố nhiệt độ tại mục 2.8, chúng tôi nhận thấy vùng có nhiệt độ cao nhất trong spindle là khu vực ổ bi ở đầu trục chính Nguyên nhân chính cho hiện tượng này là do
- Ổ bi phía đầu trục chính chịu tải lớn, ma sát bên trong gây nên nhiệt
- Bị ảnh hưởng nhiệt từ phía giao cắt truyền qua BT đến trục quay
- Bị ảnh hưởng nhiệt từ roto truyền qua trục quay
Để đảm bảo đo nhiệt độ chính xác, cảm biến nhiệt độ được lắp đặt tại phần vỏ tiếp xúc với vòng ngoài của trục chính, nơi có nhiệt độ cao nhất Cảm biến được bố trí bên trong vỏ trục chính nhằm thuận tiện cho việc kết nối dây điện với bộ điều khiển, đồng thời đường đấu nối điện sẽ được đi chung với đường tín hiệu của encoder.
Cảm biến nhiệt độ compact được lựa chọn cho bố trí bên trong trục chính nhờ kích thước nhỏ gọn Vỏ cảm biến làm từ thép không gỉ, cùng với dây tín hiệu được bọc băng Teflon, giúp chịu nhiệt độ cao và bảo vệ dây khỏi hư hại do dầu bôi trơn.
Ta lựa chọn cảm biến có mã TCPC3.2-100 của Misumi với các thông số như sau:
Hình 2-63 Các kích thước của cảm biến nhiệt độ
- Khoảng nhiệt độ đo được: −50 ~ 250°𝐶
- Vật liệu ống bảo vệ: SUS304
- Nhiệt độ chịu được của silicon bọc cách ly: 150°𝐶
- Vật liệu bọc dây tính hiệu: Teflon – khoảng nhiệt độ chịu được: −50 ~ 150°𝐶
