TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ VÀ CHẾ TẠO MÔ HÌNH MÁY LỐC - ĐHBK.

Mã đồ án CKTN00000045
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 320MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ tổng thể máy lốc, bản vẽ sơ đồ động của máy, bản vẽ phương án gia công, bản vẽ phương án chọn kết cấu, bản vẽ hộp giảm tốc, bản vẽ chế tạo trục và khuôn đĩa…); file word (Bản thuyết minh, nhiệm vụ đồ án…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, thư viện chi tiết tiêu chuẩn........... ĐỒ ÁN THIẾT KẾ VÀ CHẾ TẠO MÔ HÌNH MÁY LỐC.

Giá: 500,000 VND
Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

MỤC LỤC…………………………………………………………………………..…1

LỜI NÓI ĐẦU…………………………………………………………………………2

PHẦN I: TÌM HIỂU CHUNG VỀ MÁY LỐC ĐĨA......................................................... 3

      1.1.Giới thiệu sơ bộ về công nghệ lốc đĩa..................................................................... 3

         1.1.1.Quá trình hình thành và phát triển máy lốc đĩa............................................... 3

         1.1.2.Chức năng nhiệm vụ máy lốc đĩa...................................................................... 3

         1.1.3.Sản phẩm máy lốc đĩa......................................................................................... 3

         1.1.4.Vật liệu gia công.................................................................................................. 4

         1.1.5.Nguyên lý hoạt động máy lốc đĩa...................................................................... 5

      1.2.Thiết kế sơ đồ động học máy.................................................................................... 6

         1.2.1.Các chuyển động cần thiết của máy.................................................................. 6

         1.2.2.Chọn cơ cấu chấp hành....................................................................................... 6

         1.2.3.Chọn nguồn truyền động.................................................................................... 6

         1.2.4.Phương án bố trí sơ đồ kết cấu động học.......................................................... 7

         1.2.5.Phân tích phương án bố trí sơ đồ kết cấu động học........................................ 8

         1.2.6.Kết luận................................................................................................................. 9

      1.3.Lý thuyết về hệ thống thủy lực và khí nén............................................................. 9

         1.3.1.Lý thuyết về thủy lực.......................................................................................... 9

            1.3.1.1.Các thông số cơ bản của hệ thống thủy lực............................................... 9

            1.3.1.2.Ưu nhược điểm của hệ thống truyền động thủy lực............................... 10

            1.3.1.3.Yêu cầu đối với dầu thủy lực..................................................................... 11

            1.3.1.4.Mô tơ thủy lực.............................................................................................. 11

            1.3.1.5.Xylanh thủy lực........................................................................................... 12

            1.3.1.6.Bể dầu........................................................................................................... 13

         1.3.2.Lý thuyết về khí nén......................................................................................... 13

            1.3.2.1.Các thông số cơ bản của hệ thống khí nén.............................................. 13

            1.3.2.2.Tính toán hệ thống khí nén........................................................................ 13

            1.3.2.3.Ưu nhược điểm của hệ thống khí nén....................................................... 13

      1.4.Lý thuyết về biến dạng dẻo và uốn kim loại........................................................ 14

         1.4.1.Lý thuyết về biến dạng dẻo kim loại.............................................................. 14

            1.4.1.1.Quá trình biến dạng dẻo kim loại.............................................................. 14

            1.4.1.2.Trạng thái ứng suất...................................................................................... 15

            1.4.1.3.Các thuyết bền............................................................................................. 17

         1.4.2.Lý thuyết về uốn kim loại................................................................................ 19

            1.4.2.1.Định nghĩa và quá trình uốn...................................................................... 19

            1.4.2.2.Bán kính uốn lớn nhất và nhỏ nhất cho phép......................................... 20

            1.4.2.3.Tính đàn hồi khi uốn................................................................................... 22

            1.4.2.4.Độ chính xác vật uốn.................................................................................. 23

            1.4.2.5.Yêu cầu công nghệ đối với vật uốn.......................................................... 25

            1.4.2.6.Kích thước phần làm việc của khuôn uốn chữ V.................................... 25

            1.4.2.7.Xác định lực uốn......................................................................................... 26

      1.5.Tính toán các thông số kỹ thuật cơ bản của máy................................................ 26

         1.5.1.Số liệu ban đầu................................................................................................... 26

         1.5.2.Tính toán các thông số kỹ thuật cơ bản của máy.......................................... 27

            1.5.2.1.Xác định đường kính xylanh..................................................................... 27

            1.5.2.2.Xác định mômen cần thiết quay trục khuôn........................................... 30

            1.5.2.3.Tính toán công suất động cơ...................................................................... 31

      1.6.Tính toán các phần tử trong hệ thống thủy lực.................................................... 32

         1.6.1.Tính lực ép, áp suất, đường kính piston......................................................... 32

         1.6.2.Tính lực ma sát giữa piston và xylanh............................................................ 32

         1.6.3.Tính lực quán tính............................................................................................. 33

         1.6.4.Tính áp suất làm việc và lưu lượng dầu.......................................................... 34

            1.6.4.1.Hành trình xuống nhanh............................................................................. 34

            1.6.4.2.Hành trình ép (uốn) phôi............................................................................ 35

            1.6.4.3.Hành trình lùi về.......................................................................................... 36

         1.6.5.Tính tổn thất áp suất.......................................................................................... 37

         1.6.6.Tính áp lực bơm cung cấp cho hành trình...................................................... 37

         1.6.7.Tính chọn công suất bơm dầu.......................................................................... 37

            1.6.7.1.Chọn bơm dầu.............................................................................................. 38

            1.6.7.2.Tính toán....................................................................................................... 39

         1.6.8.Tính toán van an toàn....................................................................................... 39

            1.6.8.1.Nguyên lý hoạt động................................................................................... 39

            1.6.8.2.Tính toán....................................................................................................... 40

         1.6.9.Tính toán van cản.............................................................................................. 44

         1.6.10.Tính toán ắc qui dầu....................................................................................... 46

         1.6.11.Lựa chọn van điều khiển ............................................................................... 47

         1.6.12.Chọn lọc dầu cho hệ thống............................................................................ 48

         1.6.13.Tính toán chọn đường ống............................................................................. 50

         1.6.14.Tính công suất động cơ điện.......................................................................... 51

         1.6.15.Tính toán thiết kế bể chứa dầu...................................................................... 52

PHẦN II: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY....................................................................... 55

      2.1.Lý thuyết về thiết kế máy....................................................................................... 55

         2.1.1.Yêu cầu chung đối với thiết kế máy............................................................... 55

         2.1.2.Nguyên tắc thiết kế máy................................................................................... 55

         2.1.3.Các bước thiết kế máy....................................................................................... 56

      2.2.Thiết kế động học máy............................................................................................ 56

         2.2.1.Lựa chọn hộp giảm tốc...................................................................................... 56

         2.2.2.Lựa chọn cách bố trí máy................................................................................. 57

         2.2.3.Sơ đồ động học máy.......................................................................................... 57

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG................................................................. 58

      3.1.Các thông số kỹ thuật cơ bản của máy................................................................. 58

         3.1.1.Số liệu ban đầu................................................................................................... 58

         3.1.2.Các số liệu tính toán.......................................................................................... 58

      3.2.Tính toán các bộ truyền động bánh răng.............................................................. 58

         3.2.1.Tính toán bộ truyền 1 với tỷ số truyền i1=3,5............................................... 58

         3.2.2.Tính toán bộ truyền 2 với tỷ số truyền i2=4.................................................. 63

         3.2.3.Tính toán bộ truyền 3 với tỷ số truyền i3=5.................................................. 68

         3.2.4.Tính toán bộ truyền ngoài với tỷ số truyền in=3........................................... 73

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN............................................................ 79

      4.1.Thiết kế trục.............................................................................................................. 79

         4.1.1.Chọn vật liệu...................................................................................................... 79

         4.1.2.Tính sức bền trục............................................................................................... 79

            4.1.2.1.Tính sơ bộ trục............................................................................................. 79

            4.1.2.2.Tính chính xác trục..................................................................................... 79

            4.1.2.3.Kiểm tra bền trục......................................................................................... 82

      4.2.Tính toán then.......................................................................................................... 85

         4.2.1.Kiểm tra điều kiện bền dập mặt cạnh bên...................................................... 85

         4.2.2.Kiểm tra điều kiện bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục với then............... 86

         4.2.3.Kiểm tra điều kiện bền cắt............................................................................... 86

      4.3.Thiết kế trục khuôn................................................................................................. 87

         4.3.1.Chọn vật liệu...................................................................................................... 87

         4.3.2.Tính sức bền trục............................................................................................... 87

            4.3.2.1.Tính sơ bộ trục............................................................................................. 87

            4.3.2.2.Tính chính xác trục..................................................................................... 87

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỞ TRỤC VÀ NỐI TRỤC................................................ 90

      5.1.Thiết kế gối đở trục.................................................................................................. 90

         5.1.1.Phương án chọn ổ lăn hay ổ trượt.................................................................... 90

         5.1.2.Thiết kế ổ trượt................................................................................................... 90

            5.1.2.1.Chọn vật liệu lót ổ....................................................................................... 90

            5.1.2.2.Ổ trượt trên trục I......................................................................................... 91

            5.1.2.3.Ổ trượt trên trục II........................................................................................ 92

            5.1.2.4.Ổ trượt trên trục III...................................................................................... 93

            5.1.2.3.Ổ trượt trên trục IV...................................................................................... 95

      5.2.Thiết kế nối trục....................................................................................................... 96

         5.2.1.Phương án chọn nối trục................................................................................... 96

         5.2.2.Tính toán nối trục.............................................................................................. 97

PHẦN VI: TÍNH PHANH VÀ LẬP BẢN VẼ CHẾ TẠO TRỤC................................ 98

      6.1.Tính toán phanh điện thủy lực............................................................................... 98

         6.1.1.Kết cấu phanh điện thủy lực............................................................................ 98

         6.1.2.Nguyên lý hoạt động......................................................................................... 98

         6.1.3.Tính chọn xylanh thủy lực............................................................................... 98

      6.2.Lập bản vẽ chế tạo trục........................................................................................... 99

         6.2.1.Giải chuỗi kích thước........................................................................................ 99

         6.2.2.Bản vẽ chế tạo trục.......................................................................................... 103

PHẦN VII: T.T.THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT, CỤM CHI TIẾT KHÁC................. 104

      7.1.Tính chọn các chi tiết trong hộp giảm tốc.......................................................... 104

         7.1.1.Tính chọn xylanh bơm dầu............................................................................ 104

         7.1.2.Quan hệ kích thước các phần tử trong hộp giảm tốc.................................. 104

         7.1.3.Bôi trơn hộp giảm tốc..................................................................................... 105

      7.2.Quy trình lắp ráp và điều chỉnh máy.................................................................. 106

         7.2.1.Quy trình lắp ráp............................................................................................. 106

         7.2.2.Điều chỉnh máy................................................................................................ 106

         7.2.3.Bảo dưỡng máy................................................................................................ 107

PHẦN VIII: THIẾT KẾ CHẾ TẠO MÔ HÌNH MÁY............................................... 108

      8.1.Tính toán các thông số cơ bản............................................................................. 108

         8.1.1.Số liệu ban đầu................................................................................................ 108

         8.1.2.Xác định lực và đường kính xylanh.............................................................. 108

         8.1.3.Tính toán công suất động cơ.......................................................................... 109

      8.2.Thiết kế mô hình máy........................................................................................... 110

         8.2.1.Sơ đồ mô hình máy.......................................................................................... 110

         8.2.2.Thông số mô hình máy................................................................................... 110

PHẦN IX: ĐÁNH GIÁ VÀ KẾT LUẬN........................................................................ 111

TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………..…...…112

LỜI NÓI ĐẦU

    Trong sự nghiệp xây dựng và phát triển đất nước, đối với ngành công nghiệp của chúng ta hiện nay thì ngành công nghiệp chế tạo máy đã có vị trí quan trọng trong xã hội, góp phần quan trọng vào chủ trương công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước. Nhiệm vụ hàng đầu là cần phải xây dựng cơ sở hạ tầng.

    Ngành công nghiệp đóng tàu vẫn còn mới mẽ đối với nước ta, do vậy việc đầu tư náy móc, trang thiết bị sản xuất là điều hết sức cần thiết. Máy lốc đĩa là một trong những công cụ dùng để sản xuất vỏ tàu, đã góp phần đáng kể vào sự phát triển của ngành công nghiệp đóng tàu.    

    Sau thời gian thực tập, làm quen và tìm hiểu máy Lốc Đĩa ở công ty Sông Thu. Và được sự hướng dẫn giúp đở tận tình của thầy ………….., cùng các thầy cô trong khoa, trên xưởng đã tạo điều kiện thuận lợi giúp chúng em hoàn thành đồ án tốt nghiệp này.

    Do khả năng và kinh nghiệm còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án không thể tránh khỏi những thiếu sót. Rất mong sự đóng ý kiến của các thầy cô và các bạn.

    Chúng em xin chân thành cảm ơn!.

                                                                             …….., ngày …. tháng ….. năm 20....

                                                                                      Sinh viên thực hiện

                                                                                   ………………

           PHẦN I: TÌM HIỂU CHUNG VỀ MÁY LỐC ĐĨA

1.1.GIỚI THIỆU SƠ BỘ VỀ CÔNG NGHỆ LỐC ĐĨA :

      1.1.1.Quá trình hình thành và phát triển máy lốc đĩa :

         Cùng với sự phát triển lớn mạnh của khoa học và công nghệ, nhu cầu sản phẩm ngày càng nhiều, chất lượng càng cao trong cuộc sống. Từ đó nảy sinh ra nhiều loại máy móc góp phần sản xuất tạo ra sản phẩm đó.

         Trong nghành cơ khí chế tạo; ngoài những công cụ thông dụng như máy bào, máy phay gia công tạo biên dạng mặt phẳng, mặt bậc; máy tiện tạo biên dạng tròn xoay,…và còn vô số máy khác nhau với công dụng khác nhau.

         Máy lốc đĩa ra đời dựa trên nguyên tắc tạo ra biên dạng cong bất kỳ của một bề mặt nhờ thực hiện việc chuyển động quay tròn của khuôn lốc, đĩa lốc và chuyển động tịnh tiến của xy lanh tạo lực ép lớn lên bề mặt những tấm kim loại có bề dày nhất định. Khi tiến hành lốc tạo biên dạng pít-tông thực hiện việc tịnh tiến từ từ, việc gia công khó hay không khó tuỳ thuộc vào biên dạng cong cần tạo ra.

      1.1.2.Chức năng, nhiệm vụ của máy lốc đĩa :

         Máy lốc đĩa là máy chiếm vị trí quan trọng trong nghành đóng tàu biển. Trong dây chuyền công nghệ nghành đóng tàu máy lốc đĩa có nhiệm vụ tạo ra những biên dạng cong khi chế tạo vỏ tàu, khung tàu,…

      1.1.3.Sản phẩm máy lốc đĩa :

         Các loại sản phẩm lốc tạo ra mặt cong từ đơn giản đến phức tạp. Sản phẩm tạo ra có kích thước, trọng lượng phù hợp nằm trong giới hạn cho phép mà máy gia công được. Thông số kích thước được giới hạn như sau :

-         Bề dày chi tiết lốc không được quá 16mm.

-         Bề rộng không quá 1500mm.

-         Ứng suất chảy không quá 4000kg/cm2.

-         Góc lốc của chi tiết không quá 600.

-         Kích thước sản phẩm lốc phải theo dưỡng thiết kế.

-         Thực tế tại nhà máy máy lốc đĩa chỉ lốc thép vỏ tàu (Thép CT3) với bề dày từ 8 ÷ 12 mm.

      1.1.4.Vật liệu gia công :

         Vỏ tàu sử dụng thép các bon thường, dạng tấm chủ yếu là thép CT3. Đặc tính của thép này là có giới hạn đàn hồi và giới hạn chảy thấp, nhưng lại có độ dẻo cao, dể hàn,…

         */ Bảng cơ tính quy định mác thép các bon chất lượng thường phân nhóm A.

Mác thép

sb(MPa)

s0,2(MPa)

s5 %

CT31

≥ 310

-

20

CT33

320 ÷ 420

-

31

CT34

340 ÷ 440

200

29

CT38

380 ÷ 490

210

23

CT42

420 ÷ 540

240

21

CT51

500 ÷ 640

260

17

CT61

≥ 600

300

12

         */ Bảng cơ tính quy định mác thép các bon chất lượng thường nhóm B.

Mác thép

%C

%M

%Si

%S

%P

Sôi

Nửa lặng

Lặng

Không quá

BCT31

≤ 0,23

-

-

-

-

0,06

0,06

BCT33

0,06÷0,12

0,25÷0,50

0,05

0,05÷0,07

0,12÷0,30

0,05

0,04

BCT34

0,09÷0,15

0,25÷0,50

0,07

0,05÷0,17

0,12÷0,30

0,05

0,04

BCT38

0,14÷0,22

0,30÷0,65

0,07

0,05÷0,17

0,12÷0,30

0,05

0,04

BCT42

0,18÷0,27

0,40÷0,70

0,07

0,05÷0,17

0,12÷0,30

0,05

0,04

BCT51

0,28÷0,37

0,50÷0,80

0,07

0,05÷0,17

0,12÷0,30

0,05

0,04

BCT61

0,38÷0,49

0,50÷0,80

0,07

0,05÷0,17

0,12÷0,30

0,05

0,04

         */ Ưu nhược điểm của thép các bon:

         - Ưu điểm :

                  + Rẻ tiền, dể nấu luyện và không dùng nguyên tố hợp kim đắt tiền.

                  + Có cơ tính nhất định, có tính công nghệ tốt như dể đúc, dể hàn, cán,

                  rèn, dập, kéo sợi và gia công cắt gọt.

         - Nhược điểm :

                  + Độ bền, giới hạn đàn hồi thấp (không quá 700MPa) khi đem thường

                  hóa hoặc ủ.

                  + Độ thấm tôi thấp, khó có thể tôi thấu 1 chi tiết có đường kính khoảng

                  15mm.

                  + Độ bền và nhất là độ cứng ở nhiệt độ cao rất thấp. Đây là điểm yếu

                  nhất của thép các bon thường.

                  + Độ bền chống mài mòn thấp so với các thép hợp kim.

                  + Độ bền chống ăn mòn thấp, dể bị gỉ trong không khí.

      1.1.5.Nguyên lý hoạt động của máy lốc đĩa :

         1.1.5.1.Sơ đồ nguyên lý :

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


         Trong đó :   1. Động cơ điện.

                              2.Trục truyền động.

                              3.Hộp giảm tốc.

                              4.Khuôn lốc.

                              5.Đĩa lốc.

                              6.Piston.

                              7.Xy lanh.

                              8.Phanh điện từ.

         1.1.5.2.Nguyên lý hoạt động máy lốc đĩa :

               Động cơ điện (1) quay truyền động qua trục truyền (2) nhờ hộp giảm tốc (3) giảm tốc trục ra và truyền chuyển động quay cho khuôn lốc (4). Động cơ bơm dầu qua van và đẩy piston (6) chuyển động tịnh tiến lên xuống trong xy lanh (7).

               Khi tiến hành lốc tạo biên dạng cong, chi tiết được đặt trên khuôn lốc 4 (Khuôn lốc không quay được nhờ sự hãm của phanh điện từ 8). Ấn nút điều khiển để mở van, động cơ dầu bơm dầu qua van và đẩy piston 6 chuyển động tịnh tiến đi xuống ép vào chi tiết. Trên đầu của piston có gắn đĩa lốc 5, khi tiếp xúc với chi tiết ép biến dạng chi tiết.

               Quá trình ép vào chi tiết phải từ từ, có nghĩa cho piston 6 chuyển động tịnh tiến với quãng đường dịch chuyển ngắn. Sau khi điều chỉnh chiều dài ép của piston nhờ một thanh thước thẳng gắn trên xy lanh 7. Khoá van để cố định piston, tiến hành nhả phanh thắng 8, động cơ quay truyền chuyển động cho khuôn lốc. Khuôn lốc quay nhờ ma sát truyền chuyển động qua chi tiết làm chi tiết chuyển động tịnh tiến. Nhờ ma sát giữa chi tiết và đĩa lốc làm cho đĩa lốc quay tròn tại tâm của nó.

               Quá trình quay khuôn lốc, lực ép của piston lên chi tiết, chi tiết chuyển động tịnh tiến, đĩa lốc quay tròn đã làm chi tiết biến dạng thành những biên dạng cong. Sự điều chỉnh hướng tiến của chi tiết và chiều dài sau mỗi lần ép sẽ tạo ra những biên dạng cong bất kỳ cho sản phẩm lốc.

               Tiến hành lốc từ từ từng đường và điều chỉnh dần dần chiều dài ép cho phù hợp để đạt được mặt cong theo dưỡng thiết kế.

1.2. THIẾT KẾ SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC MÁY :

      1.2.1. Các chuyển động cần thiết của máy :

         - Chuyển động quay tròn của khuôn lốc nhờ ma sát kéo chi tiết chuyển động tịnh tiến để uốn và lốc tạo biên dạng cong

         - Chuyển động tịnh tiến của đầu gắn đĩa lốc tạo lực ép vào chi tiết gây biến dạng chi tiết.

         - Chuyển động quay tròn của đĩa lốc nhờ ma sát giữa đĩa lốc và chi tiết.

      1.2.2. Chọn cơ cấu chấp hành :

         +. Chuyển động thẳng : Dùng cơ cấu xy lanh – piston, thanh răng - bánh răng, cơ cấu cam – cần đẩy.

         +. Chuyển động quay : Dùng động cơ điện truyền qua hộp giảm tốc hoặc hộp tốc độ, dùng xy lanh thuỷ lực truyền chuyển động quay.

         +Bộ điều khiển tốc độ : Hộp giảm tốc hoặc hộp tốc độ.

      1.2.3. Chọn nguồn truyền động :

         +. Chuyển động thẳng : Dùng động cơ dầu, dùng động cơ khí nén, dùng động cơ điện và dùng cơ cấu truyền động khác để sinh ra chuyển động thẳng.

         +. Chuyển động quay : Dùng động cơ điện, dùng động cơ dầu, dùng khí nén, dùng cơ cấu thanh răng - bánh răng,…

      1.2.4.Phương án bố trí sơ đồ kết cấu động học máy lốc đĩa :

         1.2.4.1.Phương án 1 : Dùng xy lanh thuỷ lực và hộp giảm tốc :

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


         1.2.4.2.Phương án 2 : Dùng xy lanh khí nén và hộp giảm tốc :

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


         1.2.4.3.Phương án 3 : Dùng xy lanh thủy lực và hộp tốc độ :

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


         1.2.4.4.Phương án 4 : Dùng thanh răng-bánh răng và hộp giảm tốc :

 

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


      1.2.5.Phân tích phương án bố trí sơ đồ kết cấu động học máy lốc đĩa :

         */ Vấn đề sử dụng thuỷ lực hay khí nén :

         - Hệ thống điều khiển thuỷ lực dùng môi chất dầu để điều khiển. Dầu có độ nhớt cao, có khả năng đạt áp suất p lớn (p=150 kg/cm2). Trong khi đó hệ thống khí nén dùng không khí để truyền động, với độ nhớt thấp nên áp suất thấp. Áp suất nguồn p =

12÷15 kg/cm2 còn áp suất sử dụng chỉ đạt 6÷7 kg/cm2 .

         - Hệ thống thuỷ lực truyền động được công suất cao và lực lớn, dùng trong thiết kế các máy có trọng tải lớn. Hệ thống khí nén truyền tải thấp, tải trọng nhỏ do đó chỉ ứng dụng cho cụm thiết bị hoặc dây chuyền thiết bị.

         Þ Lựa chọn phương án dùng thuỷ lực.

         */ Vấn đề sử dụng cơ cấu thanh răng - bánh răng hay xy lanh thuỷ lực để truyền chuyển động tịnh tiến :

         - Dùng xy lanh thuỷ lực có mức điều chỉnh nhỏ, vô cấp và tạo lực lớn.Trong khi đó cơ cấu thanh răng - bánh răng muốn tạo lực lớn phải tăng kết cấu và động cơ truyền động có công suất lớn, cơ cấu khó có thể truyền động vô cấp.

         - Hệ thống xy lanh thuỷ lực có kết cấu gọn nhẹ và đơn giản hơn so với khi sử dụng thanh răng - bánh răng.

         Þ Lựa chọn phương án dùng xy lanh thuỷ lực.

         */Vấn đề sử dụng hộp giảm tốc hay hộp tốc độ :

         - Thiết kế hộp giảm tốc đơn giản hơn thiết kế hộp tốc độ.

         - Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản hơn kết cấu hộp tốc độ.

         - Việc sử dụng hộp tốc độ để thay đổi số vòng quay ở trục ra (khuôn lốc) là không cần thiết và có thể làm cho bề mặt chi tiết gia công biến dạng không đều dể sinh ra ứng suất nguy hiểm.

         Þ Lựa chọn phương án dùng hộp giảm tốc.

         */Nhận xét : Như vậy từ các phân tích trên ta lựa chọn phương án sơ đồ kết cấu động học tối ưu là sơ đồ 1. Kết cấu sử dụng hệ thống thuỷ lực, truyền chuyển động thẳng bằng xy lanh. Truyền chuyển động quay khuôn lốc nhờ động cơ điện thông qua hộp giảm tốc.

     1.2.6.Kết luận : Sơ đồ kết cấu động học máy lốc đĩa.

                 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.3.LÝ THUYẾT VỀ HỆ THỐNG THỦY LỰC VÀ KHÍ NÉN :

      1.3.1.Lý thuyết về thủy lực :

         1.3.1.1.Các thông số cơ bản của hệ thống thủy lực :

            a). Áp suất : Theo hệ đo lường tiêu chuẩn SI là Pascal (Pa).

                  1pa = 1N/m2 = 1kg/ms2.

                  1kg/cm2 = 0,1N/mm2 = 10N/cm2 = 105N/m2.

            Trị số chính xác : 1kg/cm2 = 9,81N/cm2

                  1bar = 105N/m2 = 1kg/cm2.

                  1at = 9,81.104N/m2 » 105N/m2 = 1bar.

            b).Vận tốc : S (m/s; cm/s)

            c). Thể tích : V (m3; lít)

            d). Lưu lượng : Q (m3/phút; lít/phút; m3/vòng; lít/vòng).

            e). Lực : F (N) 1N = 1kg.m/s2.

            f). Công suất : N (W) 1W = 1Nm/s.

            g). Tổn thất : h

                  - Tổn thất thể tích (ht): Do dầu chảy qua các khe hở của các phần tử hệ thống thủy lực gây nên. Tồn tại nhiều nhất ở các cơ cấu biến đổi năng lượng như bơm dầu, động cơ dầu, xy lanh truyền lực,...

                        Đối với bơm dầu : htb = Q/Qo.

                  (Q: Lưu lượng thực tế của bơm; Qo: Lưu lượng danh nghĩa của bơm)

                        Đối với động cơ dầu : h = Q/Qđ

                  (Q: Lưu lượng danh nghĩa; Qđ: Lưu lượng thực tế)

                        Nếu không kể đến lượng dầu rò ở các mối, các van khác thì tổn thất dầu ép có bơm dầu và động cơ dầu là:  ht = htb.h

                  - Tổn thất cơ khí (hc): Do ma sát giữa các chi tiết có chuyển động tương đối ở trong động cơ dầu, bơm dầu gây nên.

                        Đối với bơm dầu : hcb = No/N

                  (No: Công suất danh nghĩa, No=P.Q/60.104 (KW); N: Công suất thực tế được đo trên trục bơm).

                        Đối với động cơ dầu : h = Nđ/N

                  (N: Công suất danh nghĩa, N=P.Qđ/60.104; Nđ : Công suất cần thiết).

                        Khi đó : hc = hcb.h

                  - Tổn thất áp suất: Là sự giảm áp suất do lực cản trên đường chuyển động của dầu từ bơm đến cơ cấu chấp hành. Tổn thất này phụ thuộc vào: chiều dài ống dẫn, độ nhẵn thành ống, độ lớn tiết diện ống dẫn, tốc độ chảy, sự thay đổi tiết diện, sự thay đổi hướng chuyển động, trọng lượng riêng, độ nhớt.

                  Nếu po là áp suất của hệ thống, p1 là áp suất ra. Khi đó tổn thất được biểu thị bằng hiệu suất: ha = (po-p1)/po = Dp/po

                  Hiệu áp Dp là trị số tổn thất áp suất-tổn thất do lực cản cục bộ gây nên.

                       

                  Với: r - Khối lượng riêng của dầu, r=914 kg/m3.

                           g - Gia tốc trọng trường, g=9,81 m/s2.

                           v - Vận tốc trung bình của dầu (m/s).

                           d - Đường kính ống dẫn (m).                  

                           x - Hệ số tổn thất cục bộ.

                            l - Chiều dài ống dẫn.

         1.3.1.2.Ưu nhược điểm của hệ thống truyền động thuỷ lực:

            a). Ưu điểm:

                  + Hệ thống truyền động thuỷ lực truyền được công suất cao và lực lớn (nhờ các cơ cấu tương đối đơn giản, hoạt động với độ tin cậy cao nhưng đòi hỏi ít về chăm sóc, bảo dưỡng).

                  + Điều chỉnh được vận tốc làm việc tinh và vô cấp, do đó dể thực hiện tự động hóa theo điều kiện làm việc hay theo chương trình có sẵn.

                  + Kết cấu gọn nhẹ, vị trí của các phần tử dẫn và bị dẫn không lệ thuộc nhau.

                  + Có khả năng giảm khối lượng và kích thước nhờ chọn áp suất thủy lực cao.

                  + Nhờ quán tính nhỏ của bơm và động cơ thủy lực, nhờ tính chịu nén của dầu nên có thể sử dụng ở vận tốc cao mà không sợ bị va đập mạnh.

                  + Dể biến đổi chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của cơ cấu chấp hành.

                  + Dể phòng quá tải nhờ van an toàn.

                  + Dể theo dõi và quan sát bằng áp kế, kể cả các hệ phức tạp nhiều mạch.

                  + Tự động hoá đơn giản, phần tử được tiêu chuẩn hóa.

            b). Nhược điểm:

                  + Mất mát trong đường ống dẫn và rò rỉ bên trong các phần tử, làm giảm hiệu suất và hạn chế phạm vi sử dụng.

                  + Khó giữ được vận tốc không đổi khi phụ tải thay đổi do tính nén của chất lỏng và tính đàn hồi của đường ống dẫn.

                  + Khi mới khởi động nhiệt độ của hệ thống chưa ổn định, vận tốc làm việc thay đổi do độ nhớt của chất lỏng thay đổi.

         1.3.1.3.Yêu cầu đối với dầu thủy lực :

            Chỉ tiêu cơ bản để đánh giá chất lượng chất lỏng làm việc là độ nhớt, khả năng chịu nhiệt, độ ổn định tính chất hoá học và tính chất vật lý, tính chống rỉ, tính ăn mòn, khả năng bôi trơn, tính sủi bọt, nhiệt độ bốc lửa, nhiệt độ đông đặc.

            Chất lỏng làm việc phải đảm bảo các yêu cầu:

·  Có khả năng bôi trơn tốt trong khoảng thay đổi lớn nhiệt độ và áp suất.

·  Độ nhớt ít phụ thuộc vào vật liệu.

·  Có tính trung hoà (tính trơ) với các bề mặt kim loại, hạn chế được khả năng xâm nhập khí, dể dàng tách khí.

·  Phải có độ nhớt thích ứng với điều kiện chắn khít và khe hở của các chi tiết di trượt, nhằm đảm bảo độ rò dầu bé nhất, cũng như tổn thất ma sát ít nhất.

·  Dầu phải ít sủi bọt, ít bốc hơi khi làm việc, ít hoà tan trong nước và không khí, dẫn nhiệt tốt; có môđun đàn hồi, hệ số nở nhiệt và khối lượng riêng nhỏ.

         1.3.1.4.Mô tơ thủy lực (bơm dầu, động cơ dầu):

            Bơm dầu và động cơ dầu là 2 thiết bị có chức năng khác nhau. Bơm là thiết bị tạo ra năng lượng, còn động cơ dầu là thiết bị tiêu thụ năng lượng. Tuy nhiên về kết cấu và phương pháp tính toán giống nhau.

            Bơm dầu là cơ cấu biến đổi năng lượng, biến cơ năng thành năng lượng của dầu. Động cơ dầu là thiết bị dùng để biến năng lượng của dòng chất lỏng thành động năng quay trên trục động cơ.

         1.3.1.4.1.Các đại lượng đặc trưng :

            a).Thể tích dầu trải đi 1 vòng (hành trình) : V = A.h  hay V=VZL.z.2

                  Với  A - diện tích mặt cắt ngang.

                           h - hành trình piston         .

                           VZL - thể tích khoảng hở giữa hai răng, Z - số răng của bánh răng.

            b). Áp suất làm việc :p

            c). Hiệu suất : h

         1.3.1.4.2.Công thức tính toán bơm và động cơ dầu :

            a). Lưu lượng Q: là tích số của số vòng quay n và thể tích dầu trong một lần quay V. Ta có: Qv = n.V

                  + Lưu lựong bơm : Qv = n.V.hv.10-3 .

                  + Động cơ dầu :     

                  Với Qv-lưu lượng (lít/phút), n-số vòng quay (vòng/phút), v-thể tích dầu (cm/vòng), hv-hiệu suất (%).

            b). Áp suất, momen xoắn, thể tích dầu trong 1 vòng quay :

                  Theo định luật passcal ta có:

                  Khi đó áp suất bơm:   và áp suất động cơ dầu là:

                                                           

                  Với p (bar), Mx (N.m), V (cm/vòng), hnm (%).

            c). Công suất: N = p.Qv

                  Công suất truyền động bơm:

                  Công suất động cơ dầu:                

                  Với N (W),(kW); p (bar),(N/m2); Qv (lít/phút),(m3/s).

         1.3.1.5.Xy lanh thủy lực:

            Xy lanh thủy lực là cơ cấu chấp hành dùng để biến đổi thế năng của dầu thành cơ năng thực hiện chuyển động thẳng.

            Xy lanh phân ra xy lanh thủy lực và xy lanh quay.

            */.Tính  toán  xy lanh truyền lực:

            a).Diện tích A, lực F và áp suất p:

                  + Diện tích piston:  ;

                  + Lực : Ft = p.A

                  + Áp suất :

                  Trong đó: A-diện tích piston (cm2); D-đường kính trong xy lanh (cm); d-đường kính cần piston (cm); p (bar); Ft (kN).

                  - Nếu tính đến tổn thất thể tích ở xy lanh, để tính toán đơn giản ta chọn

            */ áp suất:

p(bar)

20

120

160

h(%)

85

90

95

            */ diện tích piston:

            */ hiệu suất h được lấy theo bảng:

                       

                  Như vậy piston bắt đầu chuyển động được khi lực:

                        Ft > Fq + Fa + Fr

                  Fq-trọng lực; Fa-lực gia tốc; Fr-lực ma sát

            b).Quan hệ giữa lưu lượng Q, vận tốc v và diện tích A.

                  Lưu lượng chảy vào xy lanh : Q = A.V

                  Tính toán đơn giản : Q = A.V.10-1  ;

                  Với D (mm); A (cm2); Q (lít/phút); V (cm/phút).

         1.3.1.6.Bể dầu :

            */.Nhiệm vụ :

                  - Cung cấp dầu cho hệ thống làm việc cho chu trình khép kín.

                  - Giải toả nhiệt sinh ra trong quá trình bơm dầu làm việc.

                  - Lắng đọng các chất cặn bả trong quá trình làm việc.

                  - Tách nước.

            */.Tính chọn :

                  - Đối với bể dầu di chuyển : Thể tích V = 1,5.Qv .

                  - Đối với bể dầu cố định : V = (3 ÷5).Qv .

                  Với V (lít), Q (lít/phút).

         1.3.2.Lý thuyết về khí nén :

            1.3.2.1.Các thông số cơ bản của hệ thống khí nén:

                  Thông số kỹ thuật của hệ thống khí nén gần giống như hệ thống thủy lực.

            1.3.3.2.Tính toán hệ thống khí nén : (Tương tự như hệ thống thủy lực)

            1.3.2.3. Ưu nhược điểm của hệ thống khí nén :

               a). Ưu điểm :

                  + Có khả năng truyền năng lượng đi xa, bởi vì độ nhớt động học của khí nén nhỏ và tổn thất áp suất trên đường dẫn nhỏ.

                  + Do khả năng chịu nén (đàn hồi) lớn của không khí nên có thể trích chứa khí nén rất thuận lợi. Vì vậy có khả năng ứng dụng để thành lập một trạm trích chứa khí nén.

                  + Không khí dùng để nén hầu như có số lượng không giới hạn và có thể thải ngược lại bầu khí quyển. Sử dụng hệ thống khí sạch sẽ và không gây ô nhiễm.

                  + Chi phí nhỏ để thiết lập một hệ thống truyền động khí nén, bởi vì phần lớn trong các xí nghiệp đã có sẵn đường ống dẫn khí nén.

                  + Hệ thống phòng ngừa quá áp suất giới hạn được đảm bảo nên tính nguy hiểm của quá trình sử dụng hệ thống truyền động bằng khí nén thấp.

                  + Các thành phần vận hành trong hệ thống (cơ cấu dẫn động, van,...) có cấu tạo đơn giản và giá thành không đắt.

                  + Các van khí nén phù hợp một cách lý tưởng đối với các chức năng vận hành lôgíc, và do đó được sử dụng để điều khiển trình tự phức tạp và các móc phức tạp.

               a). Nhược điểm :

                  - Lực để truyền tải trọng đến cơ cấu chấp hành thấp.

                  - Khi tải trọng trong hệ thống thay đổi thì vận tốc cũng thay đổi theo, bởi vì khả năng đàn hồi của khí nén lớn.

                  - Dòng khí thoát ra ở đường dẫn gây ra tiếng ồn.

1.4.LÝ THUYẾT VỀ BIẾN DẠNG DẺO VÀ UỐN KIM LOẠI :

      1.4.1.Lý thuyết về biến dạng dẻo kim loại :

         1.4.1.1.Quá trình biến dạng dẻo kim loại :

            Xét một ví dụ khi kéo từ từ một mẫu kim loại tròn, dài. Khi đó quá trình biến dạng kim loại sẽ diễn ra, chổ bị biến dạng được kéo dài ra theo chiều dài và bị thu hẹp lại theo đường kính. Quá trình biến dạng được biểu thị qua biểu đồ tải trọng (P) và biến dạng (Dl) như sau :

                 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                        Hình 1.4.1: Biểu đồ P - Dl

            Căn cứ vào biểu đồ hình 1.4.1 ta chia quá trình chịu lực gồm 3 giai đoạn:

               */.Giai đoạn đàn hồi (biến dạng đàn hồi): Được biểu diễn bằng đoạn thẳng OA trên đồ thị. Sự liên hệ giữa lực kéo P và độ biến dạng dài tuyệt đối Dl là bậc nhất. Vật liệu làm việc tuân theo định luật Huc, khi đó giới hạn biến dạng đàn hồi là :

                           Với Fo là diện tích mặt cắt ngang ban đầu

               */.Giai đoạn chảy (giai đoạn biến dạng chảy): Giai đoạn tương quan giữa Dl và P là một đường nằm ngang. Đây là một đặc trưng cơ học rất quang trọng của vật liệu. Đặc điểm của giai đoạn này là lực kéo không tăng nhưng biến dạng thì vẫn tiếp tục tăng. Khi đó giới hạn chảy chảy được xác định :

                            

               */.Giai đoạn củng cố: Sau giai đoạn chảy, vật liệu biến cứng. Do đó ở giai đoạn này lực có tăng thì biến dạng mới tăng, sự tương quan giữa P và Dl là một đường cong. Ta gọi giai đoạn này là giai đoạn cũng cố. Lực cao nhất trong giai đoạn này là Pb, khi đó giới hạn bền được xác định :

                             

               Nếu tăng giá trị lực P lên trên lực Pb một khoảng nào đó thì tại một nơi trên chi tiết bị kéo co thắt lại, biến dạng ở vùng này tăng nhanh hơn ở những nơi khác và mẫu bị đứt ở nơi này.

         1.4.1.2.Trạng thái ứng suất :

               Xét một phân tố ứng suất chính, trên các mặt của nó không có ứng suất tiếp mà chỉ có ứng suất pháp (Hình 1.4.2). Phân tố như vậy được gọi là phân tố chính. Ta gọi các mặt của phân tố chính là các mặt chính (mặt có ứng suất t=0). Các ứng suất pháp trên các mặt chính được gọi là các ứng suất chính. Phương pháp tuyến của các mặt chính được gọi là các phương chính.

                                            Hình 1.4.2 : Phân tố ứng suất chính

 

               Những ứng suất chính được ký hiệu là s1 , s2 và s3; Theo quy ước ta có:s1 >s2 >s3 về trị đại số.

               Căn cứ các ứng suất chính trên một phân tố chính, ta phân loại trạng thái ứng suất như sau :

               - Trạng thái ứng suất đơn : Trên phân tố chính chỉ có hai ứng suất chính khác không và hai ứng suất chính còn lại bằng không. Đây còn được gọi là trạng thái ứng suất đường và tmax = s1/2 (Hình 1.4.3).

               - Trạng thái ứng suất phẳng (mặt): Trên phân tố chính có hai ứng suất chính khác không và một ứng suất chính còn lại bằng không. Khi đó: tmax = (s1-s2)/2 (Hình 1.4.4) .

               - Trạng thái ứng suất khối: Trên phân tố chính có cả ba ứng suất chính điều khác không (Hình 1.4.5) .

 

 

 

 

 

 

 

 


   

 

Hình 1.4.3                           Hình 1.4.4                            Hình 1.4.5

 

               Nếu s1 = s2 = s3 = 0 thì t = 0, trạng thái không có biến dạng.         

            */.Điều kiện xảy ra biến dạng dẻo :

               + Khi kim loại chịu ứng suất đơn (đường): ês1 ê= sch Þ tmax = sch/2.

               + Khi kim loại chịu ứng suất phẳng (mặt): ês1 - s2 ê= sch .

               + Khi kim loại chịu ứng suất khối : êsmax - smin ê= sch .

            */.Biến dạng dẻo chỉ bắt đầu sau khi biến dạng đàn hồi. Thế năng biến dạng đàn hồi tích lũy trong một đơn vị thể tích gọi là thế năng biến dạng đàn hồi.

               Trong trạng thái ứng suất đơn, thế năng biến dạng đàn hồi là :

               Trong trạng thái ứng suất khối, thế năng biến dạng đàn hồi bằng tổng thế năng do từng ứng suất chính gây ra riêng lẽ:

                       

               Theo định luật Húc tổng quát ta có:

                       

               Như vậy trạng thái ứng suất được xác định lại là:

                       

               Với E: môđun đàn hồi của vật liệu, m: hệ số poát-xông.

            Ta biết rằng, trong quá trình biến dạng vật thể bị biến đổi thể tích và thay đổi hình dạng. Do đó thế năng biến dạng riêng đàn hồi bao gồm: thế năng riêng biến dạng thể tích (Utt) và thế năng riêng biến đổi hình dạng (Uhd). Khi đó : U = Utt + Uhd .

            */.Thế năng biến dạng thể tích (Utt) được tính như sau:

               Xét phân tố chính A (s1 ¹ s2 ¹ s3) và phân tố B (s1 = s2 = s3 = s* ) biểu diển trên hình 1.4.6. Độ biến dạng tỉ đối q được tính cho phân tố A và B là :

                                   

                                   

Hình 1.4.6 : Ứng suất trên hai phân tố A và B

               Xác định s* sao cho độ biến dạng thể tích tỉ đối của hai phân tố này bằng nhau: Nghĩa là  .

               Khi đó :   

               Ta đã biết độ biến dạng thể tích tỉ đối của hai phân tố bằng nhau thì thế năng biến dạng thể tích của chúng cũng bằng nhau. Nên: .

               Nhưng phân tố B chịu ứng suất đều cả ba phương nên sau khi biến dạng phân tố này chỉ bị thay đổi thể tích. Do đó: .

               Như vậy trạng thái ứng suất của phân tố B là :

                       

               Suy ra:  .

               Khi đó thế năng biến dạng hình dạng của phân tố A được xác định:

                       

              

               Hay .

         1.4.1.3.Các thuyết bền :

               Thuyết bền là những giả thiết về nguyên nhân cơ bản gây ra trạng thái ứng suất giới hạn của vật liệu, từ đó cho phép ta đánh giá độ bền của vật liệu ở bất kì một trạng thái ứng suất phức tạp nào, nếu biết độ bền của vật liệu đó từ thí nghiệm kéo nén đúng tâm.

               Sau đây là những thuyết bền cơ bản và phổ biến nhất.

               1.Thuyết bền ứng suất pháp lớn nhất (thuyết bền thứ nhất):

                  Thuyết bền thứ nhất do Galilê đề ra năm 1638. Thuyết này cho rằng nguyên nhân gây ra trạng thái ứng suất giới hạn của vật liệu là ứng suất pháp lớn nhất.

                  Xét hai phân tố A và B ở hình bên. Hai phân tố sẽ có độ bền tương đương nếu ứng suất pháp lớn nhất của phân tố A bằng ứng suất lớn nhất của phân tố B.       

                  Hay: s = s1. Hoặc nếu s3 có trị số tuyệt đối lớn nhất thì: s =  ês3 ê.

                  Đối với vật liệu dẻo, ứng suất cho phép khi kéo và khi nén bằng nhau thì điều kiện bền có dạng: s = s1 £ [s] hay s = [s3] £ [s].

                  Ta sẽ dùng điều kiện thứ nhất nếu: ês1 ê> ês3 êvà sẽ dùng điều kiện thứ hai nếu: ês1 ê< ês3 ê.

                  Đối với vật liệu giòn, ứng suất cho phép khi kéo [s]k và khi nén [s]n khác nhau thì điều kiện bền là : s = s1 £ [s]k

                                           s = ês3 ê£ [s]n .

                  Thiếu sót của thuyết bền thứ nhất là không kể đến ảnh hưởng của hai ứng suất chính còn lại. Thực tế cho thấy các ứng suất chính đó có ảnh hưởng nhiều đến độ bền của vật liệu. Ngoài ra qua kết quả thí nghiệm chứng tỏ thuyết này không thích hợp đối với vật liệu dẻo. Do đó thuyết này không còn được áp dụng tính toán (trừ trường hợp trạng thái ứng suất đơn) mà chỉ có giá trị lịch sử.

               2.Thuyết bền biến dạng dài tỉ đối lớn nhất (thuyết bền thứ hai):

                  Thuyết bền thứ hai do Mariốt đưa ra năm 1682. Thuyết này cho rằng nguyên nhân gây ra trạng thái ứng suất giới hạn của vật liệu là biến dạng dài tỉ đối lớn nhất.

                  Nói cách khác, hai phân tố A và B được xét ở phần trước có độ bền tương đương nếu biến dạng tỉ đối lớn nhất của phân tố A bằng biến dạng dài tỉ đối của phân tố B.

                  Đối với phân tố A:    

                  Đối với phân tố B: .

                  Vậy :                     

                  Rút ra: .

               */.Điều kiện bền của phân tố A theo thuyết bền thứ hai là:

                        .

                  Điều kiện bền trên được sử dụng cho các trạng thái ứng suất có s1> ês3ç.

                  Nếu s3 có trị số tuyệt đối lớn nhất, thì điều kiện bền có dạng:

                       

                  Ưu điểm của thuyết bền thứ hai là có kể đến ảnh hưởng của ba ứng suất chính đối với độ bền của vật liệu. Song qua thí nghiệm nó cũng ko phù hợp đối với vật liệu dẻo; còn đối với vật liệu giòn nó chỉ phù hợp khi s1 >0 và s3 >0. Do đó, hiện nay không áp dụng thuyết bền này vào tính toán.

               3.Thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất (thuyết bền thứ ba):

                  Thuyết bền thứ ba do Culông đưa ra năm 1773. Thuyết này cho rằng nguyên nhân gây ra trạng thái ứng suất giới hạn của vật liệu là ứng suất tiếp lớn nhất.

                  Nói cách khác, hai phân tố A và B sẽ có độ bền tương nếu ứng suất tiếp lớn nhất của phân tố A bằng ứng suất tiếp lớn nhất của phân tố B.

                  Ứng suất tiếp lớn nhất của phân tố A được xác định: .

                  Ứng suất tiếp lớn nhất của phân tố B là :  .

                  Vậy :  . Suy ra : .

                  Điều kiện bền của phân tố A theo thuyết bền thứ ba: .

                  Thí nghiệm cho thấy rằng thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất rất phù hợp với vật liệu dẻo, nhưng lại không áp dụng được đối với vật liệu giòn.

                  Thiếu sót của thuyết này là không kể đến ứng suất chính s2. Kết quả tính toán theo thuyết này sai từ 10% đến 15% so với thí nghiệm.

                  Hiện nay, người ta sử dụng rộng rãi thuyết bền thứ ba trong khi tính toán các công trình làm bằng vật liệu dẻo.

               4.Thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng (thuyết bền thứ tư):

                  Thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng do Huybe đề ra năm 1904. Thuyết này cho rằng: nguyên nhân gây ra trạng thái ứng suất giới hạn của vật liệu là thế năng biến đổi hình dạng.

                  Nói cách khác, hai phân tố A và B đã xét ở trên sẽ có độ bền tương đương nếu thế năng biến đổi hình dạng tích lũy trong phân tố A bằng thế năng biến đổi hình dạng tích lũy trong phân tố B. Tức là . Khi đó:

                       

                       

                        Suy ra: .

                  Thuyết bền thứ tư phù hợp với vật liệu dẻo và không thích hợp với vật liệu giòn. Tuy vậy, hiện nay thuyết này cũng được sử dụng rộng rãi trong kỹ thuật.

               5.Thuyết bền Mo hay thuyết bền về các trạng thái giới hạn (th.b thứ năm):

                  Điều kiện theo thuyết bền Mo là:

                  Trong đó:  , là các ứng suất nguy hiểm khi kéo và nén.

                  Đối với vật liệu dẻo giới hạn chảy khi kéo và khi nén bằng nhau, do đó:

                             

                  Như vậy :  Trùng hợp với điều kiện bền của phân tố theo thuyết bền thứ ba (thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất).

                  Đối với vật liệu giòn giới hạn khi kéo sbk và khi nén sbn khác nhau. Tức là sok = sbk < son = sbn , nên a < 1.

                  */.Ưu điểm của thuyết bền Mo là phù hợp cho cả hai vật liệu dẻo và giòn. Thiếu sót của thuyết này là không kể đến ảnh hưởng của s2 và chưa đủ chính xác cho việc vẽ đường nội tại phía bên phải của vòng tròn giới hạn khi kéo. Nó khá chính xác trong khoảng giữa hai vòng tròn giới hạn khi kéo và khi nén.

               */.Kết luận và ứng dụng:

                  a). Đối với vật liệu dẻo, ta nên dùng các thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất và thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng. Thực tế cho thấy hai thuyết bền này cho kết quả gần giống nhau.

                  b). Đối với vật liệu giòn, ta dùng thuyết bền Mo nhưng cần chú ý phạm vi sử dụng như đã nói ở trên.

                  c).Thuyết bền ứng suất pháp lớn nhất chỉ dùng trong trường hợp trạng thái ứng suất đơn.

 

      1.4.2.Lý thuyết về uốn kim loại :

         1.4.2.1.Định nghĩa và quá trình uốn :

            a).Định nghĩa: Uốn là một nguyên công thường gặp nhất trong dập nguội. Uốn tức là biến phôi phẳng (tấm), hoặc ống thành những chi tiết có hình cong đều hay gấp khúc. Khối lượng vật uốn trong nghành chế tạo máy và dụng cụ không ngừng tăng lên.

            Phụ thuộc vào kích thước và hình dáng vật uốn, dạng phôi ban đầu, đặc tính của quá trình uốn trong khuôn, uốn có thể tiến hành trên máy ép trục khuỷu lệch tâm, ma sát hay thủy lực. Ngoài ra còn được uốn trên các dụng cụ uốn bằng tay và máy chuyên dùng.

            b). Đặc điểm quá trình uốn: Là dưới tác dụng ép của chày và cối, phôi bị biến dạng dẻo từng vùng để tạo thành hình dáng cần thiết. Quá trình biến dạng cũng bao gồm quá trình biến dạng đàn hồi và quá trình biến dạng dẻo.

            Trên sơ đồ hình bên trình bày quá trình uốn liên tục hình chữ V. Đầu tiên chày chỉ tiếp xúc với phôi tại điểm đầu chày. Trong quá trình chày đi xuống sẽ uốn cong phôi và thu nhỏ dần bán kính uốn. Cuối cùng phôi bị nén chặt (chỉnh hình) giữa chày và cối, tạo thành dạng chữ V và có góc uốn nhỏ nhất bằng góc uốn của chày.

            Vì lực uốn tác dụng chủ yếu ở đầu chày nên quá trình biến dạng dẻo cũng chỉ xảy ra ở đó là chính. Bởi vậy sau khi khử bỏ lực tác dụng thì vật liệu còn có khả năng đàn hồi trở lại, biểu hiện ở góc đàn hồi khi uốn.

            Vị trí lớp trung hoà được xác định bởi bán kính lớp trung hoà r và được xác định:

                       

            Trong đó :Btb-Chiều rộng trung bình của tiết diện uốn.

                        B-Chiều rộng của phôi ban đầu.

                        S-Chiều dày vật liệu.

                        r –Bán kính uốn phía trong.

                        x-Hệ số biến mỏng.

         1.4.2.2.Bán kính uốn lớn nhất và nhỏ nhất cho phép :

            Khi uốn, bán kính uốn phía trong được quy định trong một giới hạn nhất định. Nếu quá lớn vật uốn sẽ không còn khả năng giữ được hình dáng sau khi đưa ra khỏi khuôn vì chưa đạt đến mức độ biến dạng dẻo. Nếu quá nhỏ có thể làm đứt vật liệu ở tiết diện uốn. Do đó cần phải xác định bán kính uốn lớn nhất và nhỏ nhất.

            a).Bán kính uốn lớn nhất:

                  Bán kính uốn lớn nhất cho phép được xác định theo công thức:

                       

                  Với e - môđun đàn hồi khi kéo (kG/mm2); sT(sS) - giới hạn chảy của vật liệu (kG/mm2              ).

            b).Bán kính uốn nhỏ nhất:

                  Bán kính uốn nhỏ nhất cho phép được quy định theo mức độ biến dạng cho phép ở lớp ngoài cùng và được xác định theo công thức:

                       

                  Với d - độ dãn dài tương đối của vật liệu (%).

                  Thực tế, bán kính uốn nhỏ nhất cho phép được xác định theo công thức thực nghiệm đơn giản sau: rmin = K.S , trong đó giá trị K được xác định dưới bảng sau.

            */.Hệ số K để xác định bán kính góc uốn nhỏ nhất cho phép (đối với góc uốn 900).

Vật liệu

Trạng thái vật liệu

Ủ hoặc ram

Bị biến cứng

Hướng đường uốn

vuông góc

hướng cán

dọc hướng cán

vuông góc hướng cán

dọc hướng cán

Thép 05;08

08;10,Ct1,Ct2

15;20,Ct3

25;30,Ct4

35;40,Ct5

45;50,Ct6

55;60,Ct7

-

-

0,1

0,2

0,3

0,5

0,7

0,3

0,4

0,5

0,6

0,8

1,0

1,3

0,2

0,4

0,5

0,6

1,0

1,0

1,3

0,5

0,8

1,0

1,2

1,5

1,7

2,0

Thép không gỉ

-

-

2,5

6,5

Đồng đỏ,M1,M2,M3

0

0,3¸0,5

1,0

2,0

Đồng thau

0¸0,2

0,3¸0,5

0,5

0,8

Nhôm

0

0,3¸0,4

0,5

0,8

 

            Ghi chú: Khi đường uốn nghiêng một góc 450 so với hướng cán, hệ số K được lấy số trung bình so với khi đường uốn vuông góc và dọc hướng cán.

                  Nếu mặt cắt có nhiều ba via, hệ số K cần lấy tăng lên 1,5¸2 lần.

                  Khi góc uốn a = 120¸1500, hệ số K cần được nhân với hệ số 0,8¸1. Khi góc uốn a £ 900 thì nhân với hệ số 1,2¸1,3.

                  Các giá trị cho trong bảng trên nằm trong bảng 52/trang 110 - tài liệu [4].

            c).Những yếu tố ảnh hưởng đến trị số bán kính uốn:

                  1.Cơ tính của vật liệu và trạng thái nhiệt luyện: Qua các trị số cho trong bảng trên bảng 52/trang 110 - tài liệu [4] cho ta thấy rõ, nếu vật liệu có tính dẻo tốt hoặc đã qua ủ mềm thì rmin có trị số nhỏ hơn so với khi đã qua biến dạng - bị biến cứng.

                  2.Ảnh hưởng của góc uốn: Cùng với một bán kính uốn r như nhau, nếu góc uốn a càng nhỏ thì khu vực biến dạng càng lớn.

                  3.Góc làm bởi đường uốn và hướng cán (thớ kim loại): Vì kim loại chịu kéo và chịu nén theo phương của thớ kim loại thì tốt hơn nhiều so với khi kéo và nén vuông góc với thớ kim loại. Cho nên khi đường uốn vuông góc với hướng cán thì rmin cho phép nhỏ hơn so với khi đường uốn dọc theo hướng cán từ 1,5¸2 lần.

                  4. Ảnh hưởng của tình trạng mặt cắt vật liệu: Khi cắt phôi uốn, trên mặt cắt có nhiều ba via hoặc nhiều vết đứt thì khi uốn dễ sinh ra ứng lực tập trung và tại những nơi đó dể sinh ra vết nứt. Bởi vậy cần phải tăng trị số rmin lên 1,5¸2 lần.

         1.4.2.3.Tính đàn hồi khi uốn :

            Trong quá trình uốn không phải toàn bộ kim loại ở phần cung uốn đều chịu biến dạng dẻo mà có một phần còn ở biến dạng đàn hồi. Vì vậy khi không còn tác dụng của chày thì vật uốn không hoàn toàn như hình dáng của chày và cối uốn. Đó là hiện tượng đàn hồi sau khi uốn.

            Tính đàn hồi được biểu hiện khi uốn với bán kính nhỏ (r<10S) bằng góc đàn hồi b. Còn khi uốn với bán kính lớn (r>10S) thì cần phải tính đến cả sự thay đổi bán kính cong của vật uốn.

            Góc đàn hồi được xác lập bởi hiệu số giữa góc của vật uốn sau khi dập và góc của chày cối uốn : b = ao - a.

            Mức độ đàn hồi khi uốn phụ thuộc vào tính chất của vật liệu, góc uốn, tỷ số giữa bán kính uốn với chiều dày vật liệu, kiểu khuôn uốn và hình dáng kết cấu vật uốn.

            Góc đàn hồi khi uốn với bán kính nhỏ (r<10S) được xác định dựa trên cơ sở thực nghiệm và trị số cho trong bảng 53 và 54/trang 112, 113 – tài liệu [4].

            */.Bảng 53 trình bày các công thức tính toán góc đàn hồi b khi uốn hình chữ V từ vật liệu thép mềm như sau:

Thép

Góc uốn (độ)

300

600

900

1200

Ct1,10

Ct3,15,20

Ct4,25,30

Ct5,35

            */.Bảng 54 cho trị số góc đàn hồi khi uốn góc 900 các vật liệu từ thép, kim loại màu và thép hợp kim.

Vật liệu

Chiều dày vật liệu, mm

Đến 0,8

0,8¸2

Trên 2

Góc đàn hồi b (độ)

Thép (s­b đến 35kG/mm2)

Đồng thau (s đến 35kG/mm2)

Nhôm, kẽm

<1

1¸5

>5

4

5

6

2

3

4

0

1

2

Thép (sb = 10¸50 kG/mm2)

Đồng thau (sb = 35¸40 kG/mm2)

Đồng vàng

<1

1¸5

>5

5

6

8

2

3

5

0

1

3

Thép (sb > 55 kG/mm2)

<1

1¸5

>5

7

9

12

4

5

7

2

3

5

Thép chịu nhiệt

<1

1¸5

>5

1

4

5

Thép 30 Crôm

<2

2¸5

>5

2

4,5

8

 

            Trị số góc đàn hồi trình bày trong hai bảng trên là đối với uốn 1 góc tự do. Khi uốn có nhiều góc nối tiếp nhau và khuôn  uốn có hiệu chỉnh thì phải qua dập thử để xác định trị số góc đàn hồi.

            Khi uốn với bán kính lớn (R>10S) tính đàn hồi làm thay đổi không chỉ góc uốn mà cả bán kính uốn.

            Sự xác định bán kính của chày uốn được tiến hành theo giản đồ, cách xác định như sau:

               - Từ bảng 55 chọn giới hạn chảy của mác thép đã cho. Sau đó xác định tỷ số giữa bán kính phía trong chi tiết R­­­­­­­­­0 với chiều dày vật liệu S.

               - Trên thang bên trái của giản đồ tìm điểm thích ứng với tỷ số đó.

               - Trên thang bên phải tìm điểm thích ứng với giới hạn chảy ss của vật liệu uốn. Nối hai điểm đó lại bằng một đường thẳng. Giao điểm của đường thẳng này với thang ở giữa cho biết tỷ số giữa bán kính uốn của chày với chiều dày vật liệu. Từ đó dể dàng tìm ra bán kính uốn của chày.

            */.Bảng giới hạn chảy của các mác thép cacbon khác nhau:

                 

Thép

Giới hạn chảy ss (kG/mm2)

Ct1

Ct2, 10, 15

Ct3, 20

Ct4, 25

Ct5, 30, 35

Ct6, 40, 45

19

22

24

26

30

34

 

               Để khử bỏ hiện tượng sai lệch góc uốn do đàn hồi, người ta thường dùng các biện pháp sau:

                  -1-Thu nhỏ góc uốn ở chày, cối để bù trừ lại góc đàn hồi b.

                  -2-Làm lõm phía dưới chày của khuôn uốn, sau khi uốn cần có nguyên công là phẳng ở giữa.

                  -3-Vừa kéo vừa uốn, tức là làm tăng ứng suất của vật liệu để đạt đến biến dạng dẻo, làm giảm tính đàn hồi của vật liệu. Vừa kéo vừa uốn thường dùng khi uốn với bán kính lớn.

         1.4.2.4.Độ chính xác vật uốn :

            Độ chính xác khi uốn trong khuôn dập phụ thuộc vào các yếu tố cơ bản sau:

               + Hình dạng và kích thước vật uốn.

               + Tính chất cơ học của vật liệu.

               + Chiều dày vật liệu và độ sai lệch theo chiều dày vật liệu.

               + Số lần uốn.

               + Kiểu khuôn uốn và độ chính xác chế tạo khuôn.

               + Sau khi uốn có là phẳng hay không.

               + Độ chính xác của phôi trước khi uốn.

               + Độ chính xác lắp khuôn trên máy.

         Độ sai lệch cho phép về góc uốn và kích thước vật uốn được cho trong bảng sau:

            */.Bảng 58: Sai lệch cho phép về góc khi uốn (trang 118 – tài liệu [4]).

Vật liệu

Đến 1

1÷2

2÷4

Thép mềm, đồng thau mềm : sb ≤ 30 kG/mm2.

Thép cứng trung bình : s = 40 kG/mm2.

Đồng thau cứng : sb = 35 kG/mm2 .

Thép cứng : sb = 60 kG/mm2 .

±15

±30

 

-

±30

±1030

 

±30

±10

±30

 

±50

                 

            */.Bảng 59: Sai lệch cho phép trên kích thước của vật uốn (Trang 119 - [4]):

 

B

(mm)

S

(mm)

A

(mm)

L

(mm)

Từ

Đến

Từ

Đến

<50

50

÷

100

100

÷

150

150

÷

250

250

÷

400

400

÷

700

<50

50

÷

100

100

÷

150

150

÷

250

250

÷

400

400

÷

700

-

100

-

1

3

6

1

3

6

10

± 0,3

± 0,5

± 0,6

± 0,8

± 0,4

± 0,6

± 0,8

± 1

± 0,5

± 0,8

± 1

± 1,2

± 0,5

± 0,8

± 1

± 1,4

± 0,8

± 1

± 1,2

± 1,7

± 1

± 1,2

± 1,5

± 2

± 0,5

± 0,8

± 1

± 1

± 0,8

± 1

± 1,5

± 1,5

± 1

± 1,5

± 1,5

± 2

± 1,5

± 1,5

± 2

± 2

± 1,6

± 2

± 2

± 1,5

± 2

± 2,2

± 2,5

± 3

100

200

-

1

3

6

1

3

6

10

± 0,4

± 0,5

± 0,6

± 0,8

± 0,5

± 0,6

± 0,8

± 1

± 0,6

± 0,8

± 1

± 1

± 0,7

± 1

± 1

± 1,2

± 0,8

± 1,2

± 1,2

± 1,5

± 1,2

± 1,5

± 1,5

± 1,8

± 0,4

± 1

± 1

± 1

± 1

± 1,5

± 1,5

± 1,5

± 1,5

± 1,5

± 2

± 2

± 1,5

± 2

± 2

± 2

± 2

± 2

± 2,5

± 2,5

± 2,2

± 2,5

± 3

± 3

200

400

-

1

3

6

1

3

6

10

± 0,5

± 0,6

± 0,8

± 1

± 0,6

± 0,8

± 1

± 1,2

± 0,8

± 1

± 1,2

± 1,5

± 0,8

± 1

± 1,5

± 2

± 1

± 1,2

± 1,8

± 2

± 1,2

± 1,5

± 2

± 2,5

± 0,8

± 1

± 1

± 1

± 1

± 1,5

± 1,5

± 1

± 1,5

± 1,5

± 2

± 2,5

± 1,5

± 1,5

± 2

± 2,5

± 2

± 2

± 2,5

± 3

± 2,5

± 2,5

± 3

± 3,5

400

700

-

1

3

6

1

3

6

10

± 0,6

± 0,8

± 1

± 1,2

± 0,8

± 1

± 1,2

± 1,5

± 1

± 1,2

± 1,5

± 2

± 1

± 1,5

± 2

± 2,5

± 1,2

± 1,8

± 2

± 2,5

± 1,5

± 2

± 2,5

± 3

± 1

± 1

± 1,5

± 2

± 1,5

± 1,5

± 2

± 2,5

± 1,5

± 2

± 2,5

± 3

± 2

± 2

± 2,5

± 3,5

± 2

± 2,5

± 3

± 3,5

± 2,5

± 3

± 3,5

± 4

         1.4.2.5.Yêu cầu công nghệ đối với vật uốn :

            Các yêu cầu đối với kết cấu của vật uốn, nhằm đảm bảo cho vật uốn đạt được độ chính xác và thuận lợi cho quá trình gia công. Trình bày trong bảng 60/trang 120 - tài liệu [4].

         1.4.2.6.Kích thước phần làm việc của khuôn uốn chữ V :

            Uốn hình chữ V có thể theo hai phương pháp uốn tự do và uốn có là phẳng (tinh chỉnh). Uốn tự do có nghĩa là trong quá trình uốn chày chỉ tác dụng lực lên vật liệu tại điểm đầu chày, cho đến khi hai thành vật uốn song song với bề mặt làm việc của cối. Bán kính vật uốn sẽ lớn hơn một ít so với bán kính của chày và giữa vật uốn với chày có một khe hở. (Hình a).

            Uốn có là phẳng có nghĩa là cuối quá trình uốn, vật uốn bị ép sát giữa bề mặt làm việc của chày và cối, bán kính của vật uốn theo chày. (Hình b).

            Uốn có là phẳng (tinh chỉnh) đạt được độ chính xác và độ phẳng bề mặt cao hơn khi uốn tự do. Bởi vậy nó được sử dụng rộng rãi hơn.

            Khi uốn chữ V có là phẳng, kích thước và kết cấu phần làm việc của chày, cối được xác định như sau:

            - Bán kính uốn của chày R lấy theo sản phẩm, nhưng không nhỏ hơn trị số bán kính uốn nhỏ nhất cho phép trong bảng 52 /trang 110 - tài liệu [4].

            - Bán kính của cối R1 = S (mm) nhưng không nhỏ hơn 3 mm.

                                       Và R2 = (0,6÷0,8) (R+S) (mm).

            - Khoảng cách l giữa tâm bán kính góc lượn của cối: nhưng không lớn hơn 0,8 chiều dài phôi L.

            - Chiều cao lòng cối: .

 

            */.Bảng 61 cho trị số giới hạn nhỏ nhất của kích thước b: 

 

a

Chiều dày vật liệu S

<1

1÷2

2÷3

3÷4

4÷5

5÷6

6÷8

8÷10

20

30

50

75

100

150

200

6

10

20

25

30

35

40

10

15

20

25

30

35

40

15

15

25

30

35

40

45

15

20

25

30

35

40

45

20

20

30

35

40

45

50

-

25

30

35

40

45

50

-

25

35

40

45

50

60

-

-

35

40

45

50

60

 

         1.4.2.7.Xác định lực uốn :

            Lực uốn trong khuôn bao gồm lực uốn tự do và lực là phẳng vật liệu. Trị số lực là phẳng (tinh chỉnh) lớn hơn rất nhiều so với lực uốn tự do. Lực uốn cuối cùng Pc được xác định như sau:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                   

               Trong đó: k = 1,33 khi l/S > 8, k = 1,26 khi l/S > 12.

                        l - chiều rộng miệng cối (khoảng cách giữa hai ụ đở), mm

                        B - chiều rộng vật uốn, mm

                        q - áp suất để là phẳng, kG/mm2. Bảng 56/trang 117 - tài liệu [4].

        

Vật liệu

Chiều dài vật liệu, mm

Đến 1

1÷3

3÷6

6÷10

Nhôm

Đồng thau

Thép 08÷20

Thép 25÷35

1,5÷2

2÷3

3÷4

4÷5

2÷3

3÷4

4÷6

5÷7

3÷4

4÷6

6÷8

7÷10

4÷5

6÷8

8÷10

10÷12

            Các yếu tố ảnh hưởng đến lực uốn là các tỷ số ,, và kiểu khuôn uốn. Để giảm lực uốn trong trường hợp có là phẳng sau cùng, đôi khi người ta khoét bớt chày để giảm diện tích là phẳng F.

            Diện tích là phẳng F (mm2):

                  Khi a = 600, F = B.[ 2l – 3,5(r + S + R1) ].

                  Khi a = 900, F = B. [1,4l – 2(r + S + R1 ) ].

                  Khi a = 1200, F = B. [1,1l – (r + S + R1 ) ].

               r- bán kính uốn của chày, mm.

               R1-bán kính trượt của cối (bán kính lượn ở miệng cối), mm.

 

1.5.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CƠ BẢN CỦA MÁY :

         1.5.1.Số liệu ban đầu :

               + Bề dày lớn nhất gia công được : S=16 mm.

               + Bề rộng lớn nhất gia công được : B=1500 mm.

               + Vật liệu gia công với  sch<4000 kg/cm2.

               + Tốc độ nén piston : vpt =0,9 mm/s.

               + Tốc độ di chuyển chi tiết : vct =191 mm/s.

         1.5.2.Tính toán các thông số kỹ thuật cơ bản của máy :

            1.5.2.1.Xác định đường kính xy lanh :

               Vấn đề xác định lực uốn cần thiết để uốn chi tiết đạt một góc uốn bằng khuôn là một vấn đề rất khó khăn, do đó chỉ có thể xác định một cách gần đúng. Sở dĩ như vậy là do lực uốn phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau như:

·        Hình dạng và tiết diện ngang của phôi.

·        Tính chất cơ học của vật liệu; khoảng cách giữa các gối tựa.

·        Bán kính cong của chày uốn và mép làm việc của cối uốn.

·        Điều kiện ma sát tiếp xúc giữa phôi và dụng cụ,…

               Ngoài ra lực uốn cần thiết để uốn chi tiết trong khuôn uốn một góc còn phụ thuộc vào mức độ tiếp xúc giữa phôi uốn với chày và cối.

               Áp dụng công thức tính lực uốn:

                                    (1.5.1)

               Từ công thức diện tích xy lanh (1.5.2) . Suy ra đường kính xy lanh  (1.5.3). Áp suất p chọn theo máy lớn p = (30 ÷ 85)at.

               */.Xác định các thông số:

                  1.Áp suất là phẳng q (kG/mm2). Từ bảng 56/trang 117, tài liệu [4]. Chọn áp suất là phẳng q = 8 kG/mm2. Hay q = 80 N/mm2.

                  2.Chọn góc ở khuôn: a1 = 600 ; a2 = 900 ; a3 = 1200 .

                  3.Tính bán kính uốn lớn nhất và nhỏ nhất:

                        Bán kính nhỏ nhất được xác định rmin = k.S ;

                        Với k hệ số cho trong bảng 52, tài liệu [4].

                        Trị số rmin ứng với mỗi tmin ÷ tmax như sau:

 

Vật liệu

k

tmin = 8

tmax = 16

Ct3

0,1

0,8

1,6

Ct4

0,2

1,6

3,2

Ct5

0,3

2,4

4,8

Ct6

0,5

4

8

 

                        Bán kính lớn nhất được xác định rmax = .

Vật liệu

tmin = 8

tmax = 16

Ct3

5,167÷8,167

10,333÷16,333

Ct4

6,46÷8,31

12,92÷16,62

Ct5

6,67÷8,53

13,33÷17,07

Ct6

≥7,06

≥14,12

 

                        */.Nhận xét: Từ hai bảng giá trị trên ta chọn rmin = 8 và rmax = 17(mm).

                  4.Xác định các bán kính uốn R, R1, R2:

                        Bán kính của chày: R < rmax và R > rmin Þ Chọn R = 10 mm.

                        Bán kính của khuôn: R1 = S = 8÷16. Chọn R1 = 10 mm.

                                                R2 = (0,6÷0,8).(R+S) = 12÷16. Chọn R2 = 15 mm.

                  5.Xác định chiều rộng miệng cối l:

                        . Chiều dài l không lớn hơn 0,8Lphôi .

                        Giá trị bmin chọn trong bảng 61/trang 121, tài liệu [4].

                        Ứng với góc  a1 = 600 Þ b1 = (35+40)/2 = 37,5.

                                                a2 = 900 Þ b­2 = (40+45)/2 = 42,5.

                                                a3 = 1200 Þ b3 = (45+50)/2 = 47,5.

                        Khi đó giá trị l được xác định:

                          

                           Hay: lmin1 = 37,5 mm

                                    lmin2 = 60,1 mm

                                    lmin3 = 82,3 mm

                           Chiều dài phôi Lmax = Bmax = 1500.

                           Þ lmax = 0,8.Lmax = 1200 mm.

                  6.Xác định chiều rộng chày uốn B:

                        Từ hình (1.4.13) ta có:

                         

                        R: bán kính đĩa lốc, chọn theo máy                     thực tế R = 200 mm.

                        Góc j nhỏ: Chọn j = 50.

                        Chọn B = 18 mm.                            

                  7.Xác định hệ số k theo tỷ số l/S:

                        k = 1,33 khi l/S > 8;

                        k = 1,26 khi l/S > 12.

                  8.Xác định diện tích phẳng dưới chày F:

                        Khi l = lmin1 = 37,5 mm.

                        a1 = 600 Þ F1 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                  = 18. [2.37,5 – 3,5(10 + 8 + 10) ]

                                                  =  -414 < 0 Þ Vô lý.

                                             F2 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                  = 18. [2.37,5 – 3,5(10 + 16 + 10) ]

                                                  =  -918 < 0 Þ Vô lý.

                        Như vậy cần tăng chiều dài l, l = lmin2 = 60,1 mm.

                           a1 = 600 Þ F1 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [2.60,1 – 3,5(10 + 8 + 10) ]

                                                     =  399,6 > 0 Þ Đảm bảo.

                                                F2 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [2.60,1 – 3,5(10 + 16 + 10) ]

                                                     =  -104,4 < 0 Þ Vô lý.

                        Như vậy cần tiếp tục tăng chiều dài l, l = lmin3 = 82,3 mm.

                           a1 = 600 Þ F1 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [2.82,3 – 3,5(10 + 8 + 10) ]

                                                     =  1198,8 > 0 Þ Đảm bảo.

                                                F2 = B. [2l – 3,5(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [2.82,3 – 3,5(10 + 16 + 10) ]

                                                     =  694,8 > 0 Þ Đảm bảo.

                           a1 = 900 Þ F3 = B. [1,4l – 2(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [1,4.82,3 – 2(10 + 8 + 10) ]

                                                     =  1065,96 > 0 Þ Đảm bảo.

                                                F4 = B. [1,4.l – 2(r + S + R1) ]

                                                     = 18. [1,4.82,3 – 2(10 + 16 + 10) ]

                                                     =  777,96 > 0 Þ Đảm bảo.

                           a1 = 1200ÞF1 = B. [1,1.l – (r + S + R1) ]

                                                     = 18. [1,1.82,3 – (10 + 8 + 10) ]

                                                     =  1125,54 > 0 Þ Đảm bảo.

                                                F2 = B. [1,1.l – (r + S + R1) ]

                                                     = 18. [1,1.82,3 – (10 + 16 + 10) ]

                                                     =  981,54 > 0 Þ Đảm bảo.

 

                     Kết luận: Chọn các giá trị chiều dài l = {80; 100; }để xác định giá trị đường kính xy lanh D.

            */.Bảng tính chọn đường kính xy lanh D được xác định như sau:

 

TT

L

a

S

k

F

Pc

A_1

A_2

D_1

D_2

1

80

60

8

1.33

1116

96941

32939.4

11625.7

204.8

121.7

2

80

60

16

1.33

612

79603

27048.3

9546.47

185.6

110.2

3

80

90

8

1.33

1008

88301

30003.7

10589.5

195.5

116.1

4

80

90

16

1.33

720

88243

29984.1

10582.6

195.4

116.1

5

80

120

8

1.33

1080

94061

31960.9

11280.3

201.7

119.8

6

80

120

16

1.33

936

105523

35855.7

12654.9

213.7

126.9

7

100

60

8

1.26

1521

127486

43318.4

15288.9

234.9

139.5

8

100

60

16

1.33

1332

131075

44537.7

15719.2

238.1

141.5

9

100

90

8

1.26

1512

126766

43073.8

15202.5

234.2

139.1

10

100

90

16

1.33

1224

122435

41602

14683

230.2

136.7

11

100

120

8

1.26

1476

123886

42095.2

14857.1

231.5

137.5

12

100

120

16

1.33

1332

131075

44537.7

15719.2

238.1

141.5

Đơn vị

mm

o

mm

 

mm2

N

mm2

mm2

mm

mm

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

238.1

 

 

141.5

 

 

 

Thông số B=18; r=10; R1=10; q=80 N/mm2

 

Dmax =

238.1

 

Tính A_1 khi áp suất p=30at, A_2 khi p=85at.

 

 

 

 

Chọn đường kính xy lanh thủy thực D>Dmax. Hay D>238.1mm .Chọn D = 240 mm.

Vậy D=240mm.

 

 

 

 

 

 

 

 

            */.Kết luận:

                  - Nếu tiếp tục tăng chiều dài l thì góc uốn a sẽ tăng lên vì chiều cao lòng khuôn không đổi. Do đó đường kính xy lanh D cũng sẽ dao động quanh một khoảng nhất định.

                  - Theo kết quả tính toán chọn đường kính xy lanh D = 240 mm.

                  - Áp suất làm việc p = (30 ÷ 85) at.

                  - Lực do xy lanh tạo ra: F = A.p = (p.D2/4).p = (135648÷384336)N.

         1.5.2.2.Xác định mômen cần thiết quay trục khuôn :

               Để lốc được chi tiết (máy làm việc được), khi đó mômen cần thiết để quay trục khuôn được xác định:

                            (1.5.4)

               Trong đó: Mct: mômen cần thiết để quay trục khuôn lốc.

                                 Mu : mômen uốn để làm biến dạng kim loại.

                                 Mms1: mômen ma sát giữa chi tiết với khuôn.

                                 Mms2: mômen ma sát giữa trục với gối đở.

               Để thuận cho việc tính toán, chọn kích thước khuôn lốc tương đối theo thực tế theo hình (1.4.14) như sau:

Hình 1.4.14 Trục khuôn lốc

                     Trong đó : f1 = 200 mm; f2 = 540 mm; f3 = 360 mm.

                                                L1 = 180 mm; L2 = 230 mm. Và a1 = 600 ; a2 = 900 .

               */.Lực tác dụng lên khuôn lốc gây ra mômen được xác định:

                  Xét hình (1.4.15) khi tiến hành lốc chi tiết với góc uốn a, ta có:

                           Ta có:  (1.5.6)

                  Suy ra:

                  Trong đó: m­_hệ số ma sát giữa chi tiếtvới miệng cối. m = 0,1¸0,15 Þm = 0,15: ma sát khô giữa thép với thép.

                  Chọn tính cho Pc = 384336 N

                  Khi a = 600 Þ =

                           Hay Q1 = 305075.2 N

                  Khi a = 900 Þ =          

                           Hay Q2 = 236318,8 N

                  Ta thấy Q1> Q2 Þ tính cho Q1= 305075.2  N

            */.Xác định các thông số Mu; Mms1; Mms2 và Mct :

                  1.Mômen ma sát giữa chi tiết với khuôn (Mms1 ):

                           Mômen ma sát giữa chi tiết với khuôn được xác định:

                                

                  2.Mômen ma sát giữa trục với gối đở (Mms2 ):

                                

                  3.Mômen uốn làm biến dạng kim loại (Mu): 

                                  (1.5.9)

                           Trong đó:

                                                r1 = rch + S/2 = 10 + 16/2 = 18mm.

                                                r2 = rc + S/2  = 15 + 16/2 = 23mm.

                           Với a = 600 Þ

                                   

                  4.Mômen cần thiết: Mct = Mms1 + 2.Mms2 + 2.Mu

                           Mct = 14003 + 2.1921,68 + 2.8618,4 = 35083,16 (N.m)        

         1.5.2.3.Tính toán công suất động cơ :

                  Công suất cần thiết: (kW).

                           Þ Nlv = Nct/h = 25,72/0,8 =32,14 (kW).

                           Þ Công suất động cơ: Nđc ³ Nlv . Chọn Nđc = 40 (kW).

                  Tra bảng 3P/trang 324 - tài  liệu [3]. Chọn động cơ mở máy hơi cao, che kín có quạt gió, kiểu, AOp2, Nđc = 40 kW, n = 1470 v/ph.

1.6.TÍNH TOÁN CÁC PHẦN TỬ TRONG HỆ THỐNG THUỶ LỰC:

- Các đại lượng cần tính toán:

- Áp lực dầu cung cấp: (bar).

- Lưu lượng dầu vào (lít/phút).

- Lưu lượng dầu ra (lít/phút).

- Công suất của xilanh truyền lực(KW).

- Tính toán hệ thống truyền lực chính.

- Công suất của bơm dầu.

- Chọn các phần tử điều khiển như van tràn, van một chiều, van tiết lưu, van giảm áp và đường ống dẫn dầu.

- Tính công suất và chọn động cơ điện.

- Tính toán các thông số của bể dầu.

1.6.1.Tính lực ép, áp suất, đường kính piston:

Theo yêu cầu của việc tạo hình của chi tiết thì lực cần thiết tạo ra để làm biến dạng thép tấm như đã tính toán là: Pmax = 384336 N= 38433,6 KG

Từ công thức: Pmax = pmax ..D2./ 4 (Truyền động thuỷ lực).

Trong đó: pmax-áp suất dầu lớn nhất (KG/cm2); Pmax-lực ép lớn nhất (KG); D-đường kính của piston chính (cm).

Theo tính toán ở mục 1.5.2.1.Xác định đường kính xylanh, Ta có: D = 240 mm.

Từ công thức trên suy ra áp lực lớn nhất tác dụng lên piston:

            p­max = 4Pmax/p.D2 = 4.38433,6/(3,14.242 ) = 85 (KG/cm2).

Từ công thức D/d= k (truyền động dầu ép trong máy).

Trong đó: D-Đường kính piston; k-hệ số; với áp suất lực ép 85 KG/cm ta chọn k=1,7 (đối với các máy lớn). Þ d = 240/1,7 = 140 mm

Tốc độ dịch chuyển của piston:

+Hành trình đi v1 = 10 mm/s

+Hành trình về v2 = 15 mm/s.

1.6.2.Tính lực ma sát giữa piston và xilanh:

Để đảm bảo tính công nghệ người ta sử dụng xilanh có nhiều secmăng. Xét hình 1.6.1 sau:

1.      Vỏ xilanh.                                        

2.      Secmăng.

3.      Piston.                

Lực ma sát được tính theo công thức:

Pmsđ = a.f.G

Pmst = a.f0.G   

Trong đó:

Pmsđ : lực ma sát động.

Pmst : lực ma sát tĩnh.

a: Hệ số tỷ lệ tính đến áp lực chắn khít giữa đầu piston và secmăng.

f, f0: hệ số ma sát động và ma sát tĩnh.

G: tải trọng qui đổi của bộ phận dịch chuyển.

f = (0,05 ¸0,08) với v > 0,2m/s.

f = (0,1¸  0,2) với v < 0,2m/s. Þ f = 0,1

f0 = (0,1 ¸ 0,3).

a = (0,12 ¸ 0,15). Chọn a  = 0,15.

G = 1,15.GH

Trong đó:

GH = .Gpiston + G đĩa lốc

Gpiston = Vpiston .; Trong đó là trọng lượng riêng của thép = 7,852 KG/dmm

Vpiston = ..H = 3,14.

Þ Gpiston = 11,304 . 7,852 = 88,76 KG

Gđĩa lốc = Vđĩa lốc .

Vđĩa lốc = 0,8.3,14.  = 10,048 (dm )

 G đĩa lốc = 10,048 .7,852 = 78,9 KG

Vậy:

GH = 88,76 + 78,9 = 167,66 KG

Þ G = 1,15.GH = 1,15 . 167,66 = 193 KG

Thay các số liệu trên vào ta được:

Pmsđ = 0,15 . 0,1 . 193 = 2,895 KG = 28,95 N

Pmst  = 0,15 . 0,1 . 193 = 2,895 KG = 28,95 N.

1.6.3. Tính lực quán tính:

Phương trình xác định lực quán tính viết dưới dạng tổng quát:

Trong đó:

Pqt : lực quán tính.

t : thời gian thay đổi tốc độ chuyển động .

v: độ thay đổi tốc độ.

m   : khối lượng qui đổi.

  : khối lượng riêng của chất lỏng truyền lực.

F   : tiết diện tác dụng của động cơ thủy lực.

l    : chiều dài đoạn đường xảy ra sự thay đổi tốc độ.

Việc tính toán và thiết kế ở giai đoạn đầu tiên không thể hình dung toàn bộ kết cấu máy và khối lượng các bộ phận chấp hành khi đó có thể tính toán lực quán tính theo công thức gần đúng như sau:

Trong đó:

G: khối lượng ước tính của bộ phận chuyển động (KG). G = 193 KG

V: vận tốc lớn nhất của cơ cấu chấp hành.

g: gia tốc trọng trường, g= 9,81(m/s).

t0: thời gian quá độ của piston đến tốc độ xác lập, thường lấy t0 = (0,01  0,5)s. giá trị lớn dùng cho máy cỡ nặng, công suất lớn và tốc độ lớn. Chọn t0 = 0,3(s)

V = 15 mm/s

Vậy Pqt = 9,65 KG

1.6.4. Tính áp suất làm việc và lưu lượng dầu:

1.6.4.1. Hành trình xuống nhanh:                                        

Sơ đồ nguyên lý:

 Hình 1.6.2. Sơ đồ nguyên lý hành trình xuống nhanh.

-Van đảo chiều mở cho phép dầu từ buồng dưới của xilanh chảy về bể dầu, làm cho piston dịch chuyển xuống.

Ở hành trình này bơm không cần cung cấp lưu lượng và áp lực mà dùng trợ lực từ buồng trên của xilanh.

Các thông số:

p1: áp suất vào.

P0 : áp suất cản ở đường ra.

F1­ : diện tích piston ở buồng vào.

F2 : diện tích piston ở buồng ra

Fmst : lực ma sát tĩnh giữa secmăng với thành xilanh.

G: khối lượng của bộ phận dịch chuyển.

Theo máy chọn G = 193 KG = 1930 N

Từ sơ đồ nguyên lý ta có:

F1.p1 + G = Fmst + p0.F2 -Pqt

Þ p1 = (Fmst + p0.F2 - Pqt - G)/ F1

Trong đó:

F1= p.D2/4 = 3,14 . 24/4 = 452,16 (cm2 )

         F2=  p(D2 - d2)/4 = 3,14 . (24-14)/4= 78,5(cm2)

Pqt= 9,65 KG

p0: áp  lực cản buồng đối áp.

p0 = p1 + p2

p1: áp lực cản trên van tiết lưu  là 3bar.

p2: áp lực cản cácc van đổi chiều là  2bar.

Þ p0 = 3 + 2 = 5bar

Fmst = 28,95 KG

Thay tất cả vào phương trình ta được:

P1 = (28,95 + 5. 78,5 - 9,65 - 193) / 452,16 = 0,48 KG/cm2 = 4,8 N/cm

Vậy lưu lượng cần đưa vào:

Công thức tính:

Q0V = F1.V0

Trong đó:

V0= 10 mm/s = 1cm/s =  60 cm/phút

Vậy: Q0v= 452,16.60 = 27129,6 (cm/phút) = 27,1926 (l/p)

Lưu lượng ra:

Q0r = F2.V1 = 78,5. 60 = 4710 cm3/phút = 4,71 (lít/phút).

Như vậy khi dịch chuyển vị trí của van đảo chiều thì dầu từ buồng dưới của xilanh sẽ chảy về bể và piston sẽ dịch chuyển xuống dưới nhờ trọng lượng của nó và từ bể sẽ tự động chảy vào phần trên của xi lanh.

1.6.4.2. Hành trình ép (uốn) phôi:

Sơ đồ nguyên lý:        

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

   

 

 

Hình 1.6.3 Sơ đồ nguyên lý hành trình ép phôi.

         Các thông số:

p11: áp suất vào.

P0: áp suất cản ở đường ra. P0 = 5 bar

G: khối lượng phần chuyển động. G = 193 KG

Fmsđ­: lực ma sát động giữa piston và xilanh. Fmsđ = 28,95 KG

Pu: lực uốn cần thiết tạo ra để  phôi. Pu = 38436,6 KG

F1: diện tích buồng trên, F1 = 452,16 cm

F2: diện tích buồng đối áp, F2= 78,5 cm

Tính p11: Dựa vào sơ đồ nguyên lý ta có phương trình cân bằng tĩnh:

Vận tốc ép xuống của đĩa lốc phụ thuộc vào vận tốc biến dạng của vật liệu, theo máy  ta có Vép = 0,95mm/s = 5,7 cm/phút

thay các giá trị trên vào phương trình trên ta được:

p11=KG/cm2

 Pqt = G.V/g.t0 = 9,65 KG

+Tính lưu lượng thêm vào:

Qtv = F1.Vép = 452,16.5,7 = 2577,312 (cm/ph) = 2,577312 (lít/ph)

+Tính lưu lượng ra:

Qtr = F2.Vép = 78,5 . 5,7 = 447,45 (cm/ph) = 0,44745 lít/ph

1.6.4.3. Hành trình lùi về :

*/.Sơ đồ nguyên lý:

Hình 1.6.4 Sơ đồ nguyên lý hành trình lùi về

         Hành trình này bơm cung cấp dầu vào buồng dưới của xilanh chính dầu từ buồng trên của xilanh chính chảy về bể chứa.

         Các thông số:

D = 240 mm = 24 cm

d = 140 mm = 14 cm

F1 = 452,16 cm2

F2 = 78,5 cm2

Fmst = 28,95 KG

G = 193 KG

p2 = áp lực buồng trên. p2= 5 bar

p12 : áp lực buồng dưới

Tính p12: Dựa vào sơ đồ nguyên lý trên ta có phương trình cân bằng như sau:

p12.F2 - G - Fms - p2 . F1 = Pqt

Þ p12= (p2.F1 + G + Fmst+ Pqt)/F2 =(5.452,16 + 193 + 28,95+ 9,65) / 78,5= 31,75(KG/cm)

*/.Tính lưu lượng cần cung cấp:

+Lưu lượng vào:

Qv = F2.V2

Trong đó:

V2 = 15 mm/s = 90 (cm/phút)

 Qv =78,5 . 90 = 7056 (cm/ph) = 7,56 (lít/phút)

+Lưu lượng ra:

Q1r = F1.V2 = 452,16. 90 = 40694,4(cm/ph) = 40,6944 (lít/phút)

1.6.5. Tính tổn thất áp suất :

Tổn thất áp suất trên hệ thống thủy lực gồm có:

p1: tổn thất áp suất trên các van tiết lưu, p1  = 2KG/cm2

p2: tổn thất áp suất trên các vang giảm áp, p2 = 2,5KG/cm2

p3: tổn thất áp suất trên các van chỉnh hướng, p3 = 1KG/cm2

p4: tổn thất áp suất trên bộ lọc, p4 = 1,5KG/cm2

p5: tổn thất áp suất trên ống, p5= 2KG/cm2

Vậy ta có tổn thất áp suất:

p= p1 + p2 + p3 + p4+ p5 = 9KG/cm2

1.6.6.Tính áp lực bơm cung cấp cho các hành trình:

Hành trình xuống nhanh: p1= 1,534 KG/cm

Hành trình ép phôi: p11= 250 KG/cm

Hành trình lùi về: p12 = 5 KG/cm

Do có tổn thất áp suất trên hệ thống cho nên áp lực bơm cần cung cấp cho các hành trình là:

Hành trình xuống nhanh: p1’= p1 +p = 4,8 + 9 =13,7 KG/cm

Hành trình ép phôi:    p11’ = p11 +p = 85,53 + 9 = 94,53KG/cm

Hành trình lùi về: p12’ = p12 +p = 31,75 + 9 =40,75 KG/cm

1.6.7. Tính chọn công suất bơm dầu:

Bơm dầu là một loại cơ cấu biến đổi năng lượng dùng để biến cơ năng thành động năng và thế năng (dưới dạng áp suất). Trong hệ thống dầu ép chỉ dùng loại bơm thể tích, nghĩa là loại bơm thực hiện việc biến đổi năng lượng bằng cách thay đổi thể tích các buồng làm việc. Khi thể tích các buồng làm việc tăng, bơm thực hiện chu kỳ hút, và khi thể tích giảm, bơm thực hiện chu kỳ đẩy.

       Với yêu cầu của máy thiết kế, dựa vào giá trị áp suất làm việc lớn nhất của hệ thống pmax = 94,53 (KG/cm) ta chọn bơm cho hệ thống là loại bơm bánh răng

1.6.7.1.Chọn bơm dầu:

Bơm dầu là một loại cơ cấu biến đổi năng lượng dùng để biến cơ năng thành động năng và thế năng (dưới dạng áp suất ). Trong hệ thống dầu ép chỉ dùng loại bơm thể tích, nghĩa là loại bơm thực hiện việc biến đổi năng lượng bằng cách thay đổi thể tích các buồng làm việc. Khi thể tích các buồng làm việc tăng, bơm thực hiện quá trình hút, và khi thể tích giảm ,bơm thực hiện quá trình đẩy.

Dựa vào yêu cầu của máy thiết kế và điều kiện thực tế ta lựa chọn bơm dầu cho hệ thống là bơm bánh răng.

Bơm bánh răng có các ưu điểm sau :

               + Kích thước nhỏ gọn.

               + Kết cấu đơn giản, dể chế tạo.

     Hiện nay công suất của bơm bánh răng đạt từ 80% ( 92% so với trước đây là 35%  50% và áp suất của bơm có thể đạt được (160  200) bar so với trước đây là (10  16) bar. Bằng các giải pháp về kết cấu và giải pháp về mặt công nghệ ( nâng cao độ chính xác chế tạo ) người ta đã tận dụng tính đơn giản của bơm bánh răng để nâng cao áp suất làm việc của bơm bánh răng. Do đó phạm vi sử dụng của bơm bánh răng hiện nay là từ (10 200) bar.

a). Sơ đồ nguyên lý:

1.Thân bơm

2.Ống dẫn

3.Bánh răng chủ động

4.Bánh răng bị động

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                            Hình1.6.5 Kết cấu nguyên lý bơm bánh răng ăn khớp ngoài

b). Nguyên lý làm việc:

Hình (1.6.5) là sơ đồ kết cấu bơm bánh răng ăn khớp ngoài. Các buồng làm việc của bơm được tạo nên thành thân bơm và các biên dạng của răng. Thể tích của buồng hút và buồng nén thay đổi do các răng ra khớp và ăn khớp nhau, do đó thực hiện chu kỳ hút và chu kỳ nén chất lỏng.

Thân bơm có 2 lỗ đối nhau. Nếu bánh răng quay theo chiều như hình vẽ thì A là lỗ hút, lỗ B là lỗ đẩy. Lỗ hút dầu đặt ở phía ra khớp. Dầu ở đây sẽ choáng hết các rãnh răng và các răng đưa dầu sang buồng nén đặt ở phía vào khớp. Khi các răng vào khớp khoảng 1/10 dầu còn đọng lại chân  răng bị nén lại, áp suất ở đây tăng đột ngột, tạo lực hướng kính tác dụng va đập vào bánh răng và ổ trục.

Nhược điểm của bơm bánh răng là sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng vào và ra, tạo nên một tải trọng không cân xứng, làm chóng mòn bánh răng, thân bơm cũng như các ổ trục. Lưu lượng dầu bị thay đổi theo thời gian, tạo thành độ nhấp nhô của lưu lượng dầu, và độ nhấp nhô này phụ thuộc vào số răng, môđun và hệ số ăn khớp.

1.6.7.2. Tính toán:

Từ công thức: Nb = pb.Qb/612 [KW]

Trong đó:

pb: áp suất của bơm  (KG/cm2)

Qb: lưu lượng của bơm (lít/phút)

Qua việc tính toán ở trên ta thấy tính công suất cho bơm dầu chính là tính công suất cho hành trình ép vì hành trình ép bơm thực hiện công suất lớn nhất, vì vậy ta có:

pb = p11 /= 94,53 / 0,96 =  98,5 KG/cm2

Qmax = Q1r + Qtr= 27,1926 + 2,577312 = 29,77 (l/ph)

 Qb = 29,77/0,96 = 31 (lít/phút)

Trong đó:

 : hiệu suất của bơm dầu, lấy  = 0,96

thay tất cả các giá trị trên vào công thức trên ta được:

N = 98,5 .31/612 = 4,98 (KW)

 chọn công suất  của bơm dầu là N = 5 KW.

1.6.8. Tính toán van an toàn:

Van an toàn được dùng để đảm bảo cho hệ thống được an toàn khi có quá tải. Nó được đặt trên ống chính có áp suất cao.

Nếu van an toàn chỉ làm việc gián đoạn thì đó gọi là van chống đỡ. Còn khi nó làm việc liên tục (luôn có chất lỏng thoát qua van) thì nó gọi là van tràn. Cùng một van nhưng tuỳ theo sự phối hợp của nó trong hệ thống mà nó có thể làm việc như một van tràn hay van chống đỡ.

Dựa vào nguyên lý hoạt động chia van an toàn ra làm hai loại chủ yếu:

Van an toàn tác dụng trực tiếp.

Van an toàn có tác dụng tùy động.

Đối với hệ thống thủy lực của máy thiết kế, ta chọn loại van an toàn có tác dụng tùy động.

Loại này có các ưu điểm nổi trội so với loại van có tác dụng trực tiếp, đó là:

-         Làm việc với áp suất cao.

-         Không những bảo vệ hệ thống khi quá tải mà còn ổn định áp suất làm việc của hệ thống.                                                  

-         Không gây va đập trong van.                  

1.6.8.1.Nguyên lý hoạt động:                                                                              

a.  Sơ đồ nguyên lý:                 

Trong đó :                                                                                                                           

1. Vít điều chỉnh                          

2. Lỗ giảm chấn.                                   

3. Piston chính                        

4. Lò xo chính                                                                                                              

5. Thân giữa.                                        

6. Bi                                                 

7.Thân trên.                                    

8. Lò xo                                                                          

9. Lỗ thông.

 

Hình 1.6.6 Kết cấu nguyên lý van an toàn.

b.  Nguyên lý hoạt động:

Chất lỏng làm việc từ bơm được dẫn vào buồng (a) và bị đẩy về phía thùng chứa qua buồng (b). Dưới tác dụng của lò xo yếu (8), piston (3) bị ép xuống dưới. Trong lỗ thông (9) ở giữa piston (3) có lỗ giảm chấn (2) (có đường kính nhỏ), nhờ đó buồng (a) cũng thông luôn với buồng (d). lò xo (8.) có tác dụng ép viên bi vào đế van, ứng lực của nó có thể điều chỉnh được nhờ vít (1).

         Khi áp lực dầu chưa vượt qua trị số ứng lực cho phép của lò xo (8) thì van bi (6) chưa mở, lúc này buồng (a) thông với buồng (b). Chất lỏng trong các buồng đều ở trạng thái tĩnh vì vậy áp suất trong các buồng a, c, d coi như bằng nhau.

Khi đó piston (3) ở vị trí thấp nhất dưới tác dụng của lực lò xo (4) vì áp suất dầu tác dụng lên piston (3) về phía buồng c cân bằng với áp lực về phía buồng d và e. khi hệ thống quá tải áp suất trong các buồng a, c, d đồng thời tăng lên đột ngột. Lúc này áp lực của dầu lên viên bi (6) vượt quá lực lò xo (8), viên bi (6) bị đẩy lên và một ít chất lỏng từ buồng (c) được đẩy ra ngoài về thùng chứa. Khi đó nhờ lỗ giảm chấn (2) gây tổn thất áp suất dầu, điều này tạo ra sự chênh áp giữa buồng d và c. Như vậy trạng thái cân bằng lực tác dụng lên piston (3) mất đi. Dưới tác dụng của áp suất cao trong buồng c, piston được nâng cao lên cho đến khi lập lại sự cân bằng của áp lực chất lỏng và lực lò xo (4), lúc này piston ngừng đi lên. Kết quả là buồng (a) thông với buồng (b) và qua đó dầu trong hệ thống được đẩy bớt về thùng chứa, giảm tải cho hệ thống. Nếu áp suất trong hệ thống (ở buồng a) càng tăng mạnh thì dòng dầu chảy từ buồng d, c, lên (c) qua van bi về thùng càng mạnh, tổn thất áp suất tại lỗ (2) càng lớn độ chênh áp trên piston càng tăng. Kết quả là piston (3) tiếp tục được nâng lên, cửa lưu thông giữa buồng (a)  và (b) càng rộng, dầu càng thoát nhiều về thùng.

Trong thực tế người ta cho van làm việc như một van an toàn, bằng cách điều chỉnh ứng lực lò xo (8) sao cho van bi luôn mở, nghĩa là luôn coi chất lỏng thoát từ hệ thống vào thùng và van bi, và qua cửa lưu thông giữa buồng (a) và (b). Nhờ hoạt động của van áp suất trong hệ thống không thay đổi.

1.6.8.2. Tính toán:

a.  Xác định lực lò xo 4:

Phương trình cân bằng lực của piston (3) :

(bỏ qua ma sát giữa pistông (3) và xi lanh )

 (1.6.1); Trong đó:

D: Đường kính lớn nhất của piston (3).

Plx4: Lực lò xo (4).

p = p - p: Độ chênh lệch áp giữa buồng (a) và buồng (c).

Qua công thức (1.6.1) ta nhận thấy để giữ cho áp suất p ổn định thì ứng lực lò xo (4) phải luôn thay đổi ứng với từng giá trị lưu lượng qua tiết ưu (2). Giá trị lưu lượng qua lổ tiết lưu luôn thay đổi phụ thuộc vào vận tốc của cơ cấu chấp hành và được tính theo công thức:

  (1.6.2)

Trong đó:

Qb: Giá trị lưu lượng bơm.

Q: Giá trị lưu lượng cần cho hệ thống. Giá trị Q thay đổi trong phạm vi ().

Theo như yêu cầu đặt ra ban đầu là để van an toàn luôn làm việc như một van an toàn thì nó phải hoạt động ngay khi giá trị Qtl là nhỏ nhất.

Dựa vào (1.6.2) để cho Qtl là nhỏ nhất thì Qht phải là lớn nhất.

Căn cứ vào phần tính toán cho hệ thống thủy lực ở trước ta có:

= 27,1926 (l/ph).

Qb =  31 (l/ph).

Thay vào công thức (1.6.2):

Qtl = 31 – 27,1926 = 3,8074 (l/ph).

Hiệu áp p qua lỗ tiết lưu được tính theo công thức:

        (kG/cm2)        (1.6.3)

Trong đó:

Q: Lưu lượng qua lỗ tiết lưu (2), Q= 3,8074 (l/ph) = 63,46 (cm/s)

: hệ số thoát dầu, chọn = 0,6 (phụ thuộc vào hình dáng tiết diện chảy).

: Khối lượng riêng của dầu,  = 900.10 (KG/cm).

g: Gia tốc trọng trường, g = 9,81 (m/s) = 9,81.10 (cm/s).

dtl : Đường kính lỗ tiết lưu. Chọn dtl =  (mm) = 0,3 (cm).

Thay các giá trị trên vào công thức (1.6.3) ta có:

Dp = 1,028 (KG/cm2)

Ta có: Dp = p1-  p3; Trong đó:

p: áp suất cần thiết cho hành trình công tác p = 85 (KG/cm)

Tiếp đó ta suy ra được áp suất ở p3 ở buồng (c) là:

p3  = p1 - Dp = 85 – 1,028 = 83,972 (KG/cm2)

Xét phương trình cân bằng lực ở van bi (6):

       (1.6.4). Trong  đó:

Plx8: Lực lò xo 8.

d1: đường kính tiết diện chảy tại van bi. Chọn d1 = 4 (cm).

Suy ra lực lò xo (8):   Plx8= 83,972. = 1054,7 (KG)

b.  Xác định lực lò xo 8:

Lực lò xo 8 phải được xác định sao cho khi áp suất p1> 85 (KG/cm) thì lò xo (8) phải ép lại và van piston (3) dịch chuyển đi lên để xả dầu về bể.

        (1.6.5)

Trong đó:

c: Độ cứng của lò xo (8).

h0: Độ biến dạng ban đầu của lò xo (8).

D: Đường kính lớn nhất của piston (3), chọn D = 3cm.

Nhìn vào phương trình (1.6.5) ta có nhận xét:

Diện tích tác dụng của piston (3) bởip không xét đến ảnh hưởng đường kính lỗ tiết lưu (2). Vì đường kính lỗ tiết lưu bé, nên ta có thể bỏ qua.

Thay giá trị p , D vào phương trình (1.6.5) ta có:

c.h0 =  (KG)

Vậy lực lò xo (8) là: Plx8 = h0 . c =  7,3 (KG).

c.  Tính áp suất cần thiết để mở được van:

Độ mở của piston (3) phải đảm bảo cho lượng dầu cung cấp cho hệ thống đều phải về bể khi có quá tải:

Áp dụng công thức tính lưu lượng:

   (1.6.6)

Trong đó:

Qmax : Lưu lượng lớn nhất cần cho hệ thống, Qmax = 27,1926 l/ph = 453,21(cm/s)

d: Đường kính cần piston (3). Chọn d = 1,5 cm.

h: Độ mở của piston (3).

              p1: áp suất ở cửa (a), p1=  85 (KG/cm).

: Khối lượng riêng của dầu,   = 900.10(KG/cm)

p2: Áp suất ở cửa ra p2 = 0.

Từ công thức (1.6.6), suy ra độ  mở khi bơm làm việc ở giá trị lưu lượng lớn nhất:

 (cm)  = 0,2 (mm)

phương trình cân bằng khi piston (3) đạt độ mở hmax

   (1.6.7)

Trong đó:

pmax = p1max - p3 = 85 – 83,972 =  1,028 (KG/cm2)

Trong đó:

h0: độ nén ban đầu của lò xo. Cho h0 = 0,2 cm

x: độ đóng của piston (3) khi van chưa làm việc. chọn x = 2 (mm) = 0,2 (cm)

hmax: độ mở khi van làm việc với Qmax, hmax = 0,052 (mm)

Thay vào công thức (4-8) ta có:

  (KG)

Vậy độ cứng chung của 2 lò xo:

C =  8,6 (KG/cm)

Như vậy áp suất cần thiết để mở được van

   (1.6.8)

Thay số vào: (KG/cm)

Vậy khi áp suất của hệ thống đạt đến p1min = 84,46 (KG/cm) thì piston (3) của van an toàn mới làm việc, còn bình thường khi áp suất nhỏ hơn 84,46 (KG/cm) thì lượng dầu thừa của hệ thống chỉ qua lổ tiết lưu (2) rồi qua van bi về bể dầu.

Qua các tính toán trên ta thấy rằng đặc tính quan trọng của van tràn là sự thay đổi áp suất điều chỉnh p1 khi lưu lượng qua van tràn thay đổi. Van sẽ làm việc tốt nếu như sự thay đổi áp suất càng bé khi lưu lượng thay đổi trong suốt những giá trị lưu lượng từ (Qmin Qmax).

d.  Kết cấu của van:

-         Thân van: vật liệu thép 45.

-         Nòng van: thép 40x.

-         Lò xo thép: thép 50xT.

1.6.9.Tính toán van cản:

Van cản dùng để tạo nên một sức cản trong hệ thống thủy lực. Ở cửa ra người ra đặt một van cản để tạo ra một áp suất nhất định, điều này làm cho chất lỏng không bị đứt quãng do đó piston của cơ cấu chấp hành chuyển động êm, nhẹ.

Mặt khác van cản đặt ở đường dầu hồi về nên khi máy ngừng làm việc dầu trong xilanh không chảy hết về bể dầu. Vì vậy khi máy bắt đầu hoạt động thì piston không bị gây chấn động.

Dựa vào kết cấu van, người ta chia van cản ra làm ba loại chính:

-         Loại van bi cầu.

-         Loại van bi côn.

-         Loại van piston.

Ở đây ta chọn loại van piston để tính toán.

1. Sơ đồ nguyên lý:

Trong đó:

1. Thân van

2. Con trượt

3. Bạc lót                                                                    b

4. Vít điều chỉnh

5. Lò xo

 

                                       

                                                                

                                                               

                                                                                                   a

 

 

 

 

 

 Hình 1.6.7 Kết cấu nguyên lý van cản.

         2. Tính toán:

Chọn kích thước van như sau:

D = 26 (mm)

d = 16 (mm)

a = 900

b = 450

a.  Xác định độ mở của van:

Lưu lượng qua van được tính theo công thức:

     (1.6.9)

Trong đó:

 : hệ số thoát dầu, chọn = 0,6.

g: gia tốc trọng trường, g = 9,81 m/s.

F: diện tích tiết diện chảy ở cửa lưu lượng thông giữa buồng (a) và buồng (b).

h: độ mở hướng trục.

: trọng lượng riêng của dầu,  = 900.10 kG/cm.

Dp: độ chênh áp giữa buồng (a) và buồng (b).

Dp = pa – pb

trong đó:

pb = 0 (áp suất ở cửa ra)

Vậy Dp  = pa = 5 (KG/cm)

Q: lưu lượng chảy qua van cản, ở đây ta lấy giá trị lưu lượng hồi về lớn nhất ở hành trình chạy không.

Q = Qmax = 40,6944 (l/ph)

Q = 678,24 (cm3/s)

Từ công thức (1.6.9) ta suy ra độ mở h của van:

= (cm)  0,5 (mm)

b.  Tính lực lò xo:

Phương trình cân bằng lực của nút van khi nó chưa mở:

Plx = Dp.p.d2/4 . (1.6.10)                                                                                          

Trong đó:

Plx = h0 . C

h0: độ giãn ban đầu của lò xo.

C: độ cứng của lò xo.

Phương trình cân bằng của nút van khi nó đang mở :

(h0 + h).C = Dp.p.d2/4                                                                         (1.6.11)

Trong đó:

h0.C : lực lò xo ở trang thái ban đầu.

h0.C + h.C : lực lò xo ở trạng thái làm việc.

Dp = pa = 5 (kG/cm2)

Từ phương trình (1.6.11) ta có:

h0.C + h.C = 5.p.1,62/4 = 10 (kG)

Nếu chọn độ nén ban đầu của lò xo h0 = 10 mm  = 1 cm thì ta có thể tính được độ cứng của nó.

Ta có:

(h0 + h).C = 10 (KG)

Þ C = 10/(h0 + h) = 10/(1+0,05) = 9,524 (KG/cm)

Vậy lực lò xo được điều chỉnh ban đầu là Plx = h0.C = 1 x 9,524 = 9,524 ( KG)

Thay Plx = 9,524 KG vào phương trình (1.6.10) ta tính được độ chênh lệch áp giữa buồng (a) và buồng (b):

Dp = 4. Plx/p.d2 = 4. 9,524 / 3,14 .1,6 = 4,74 (KG/cm2)

Như vậy để điều chỉnh áp suất qua van cản, ta điều chỉnh độ nén ban đầu của lò xo thông qua vít điều chỉnh.

c.  Chọn vật liệu chế tạo van:

Thân van: thép 45.

Nòng van: thép 40x.

Nắp van: gang.

Lò xo thép: 60T.

Đế van: thép 20x.

1.6.10.Tính toán  ắc qui dầu:

Ắc qui dầu là loại thiết bị thủy lực dùng để chứa năng lượng thừa do bơm dầu tạo nên trong khoảnh khắc, và khi cần thiết nó có thể đưa năng lượng ấy cung cấp lại cho hệ thống. Ngoài ra, trong hệ thống điều khiển thủy lực, đòi hỏi sự ổn định áp suất của nguồn, dùng ăcqui dầu đặt ở ống nén của bơm dầu để đáp ứng yêu cầu này.

Hiện nay có hai loại ắc qui dầu chủ yếu:

-Ắcqui bằng lò xo.

-Ắcqui bằng khí nén.

Đối với hệ thống thủy lực của máy thiết kế làm việc với áp suất cao (p = 200kG/cm) ta chọn loại ắcqui bằng khí nén.

1.6.10.1.Nguyên lý hoạt động:

a).Sơ đồ nguyên lý:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Hình 1.6.8 Kết cấu nguyên lý ắc-qui dầu.

b).Nguyên lý hoạt động:

Hoạt động của ắcqui dầu gồm hai quá trình:

         + Quá trình nạp cho ắcqui.

         + Quá trình ắcqui xả năng lượng cho hệ thống khi hệ thống thừa năng lượng thì ắcqui sẽ nhận lượng năng lượng. Lúc đó thể tích của buồng chứa khí (1) giảm áp suất trong đó tăng lên.

Khi hệ thống cần năng lượng, dưới tác dụng áp suất khí trong túi khí, dầu từ ắcqui sẽ được đẩy ra ngoài cung cấp lại cho hệ thống.

1.6.10.2.Tính toán:

Việc tính chọn thể tích của ắcqui dầu và vị trí đặt ắcqui dầu có tầm quan trọng đến việc giảm chấn và tránh hiện tượng cộng hưởng dao động cột dầu.

Thể tích cần thiết nhỏ nhất của ắcqui dầu được tính theo công thức:

    (1.6.12)

Trong đó:

            Vd : thể tích dầu cần thiết trong ắcqui

             = (Pmax - Pmax)/Pmin : độ không đồng đều của áp suất tác dụng vào ắcqui. Thông thường  = 0,10,2

            n: chỉ số politrop đặt trưng cho sự nén và nở của khí tùy thuộc và nhiệt dung.

           

            Chỉ số n thuộc phạm vi 1 n  1,4.

            VK : thể tích túi khí.

            Sau khi tính được thể tích túi khí VK, ta tính thể tích toàn phần của acqui dầu (V):

               (1.6.13)

            Ở phương pháp tính gần đúng, ta chọn:

            VK = (8  10).Vd; chọn VK = 9.Vd

            V = (9  11).Vd; chọn VK = 10.Vd

Thể tích dầu trọng ắcqui (Vd) được tính:

            Vd ³ 0,025.20 = 0,5 (l)

            Vậy ta tính được thể tích túi khí, và thể tích toàn phần của ắcqui:

            VK = 9.0,5 = 4,5 (l)

            V = 10.0,5 = 5 (l).

1.6.11.Lựa chọn van điều khiển:

Chọn lựa van điều khiển cơ cấu chấp hành là van đảo chiều điều khiển bằng sự kết hợp điện và dầu ép hay còn gọi là bộ đảo chiều điện dầu ép. Bộ đảo chiều điện dầu ép này thường được dùng để đảo chiều nhanh bàn máy, nó gồm có van đảo chiều (1) và van điều khiển bằng điện từ (2).

1).Sơ đồ nguyên lý:

 

 

 

 

 

                            

 

 

 

 

                                                        

                                                

 

 

 Hình 1.6.9 Sơ đồ nguyên lý van điều khiển

2).Nguyên lý:

        Ở vị trí trên hình vẽ, dầu từ bơm theo ống dẫn (a) và van đảo chiều (1) vào buồng trên của xi lanh truyền lực. Dầu từ buồng dưới của xi lanh theo ống dẫn (b) về bể dầu. Van điều khiển (2) cũng nhận dầu từ ống dẫn (a). Ở vị trí hiện tại, nam châm của van điều khiển bên phải đóng cùng lúc đó nam châm ở bên trái mất điện. Dầu từ đường (a) vào van điều khiển (2) qua ống dẫn (c) vào nắp điều khiển nhanh của van đảo chiều (1), đẩy con trượt của van đảo chiều (1) sang trái, đưa dầu từ bơm vào buồng dưới của xi lanh truyền lực, thực hiện việc đảo chiều cho cơ cấu chấp hành. Dầu từ nắp điều trái theo đường dẩn (d) chảy về bể dầu.

1.6.12.Chọn lọc dầu cho hệ thống:

Độ bẩn của dầu có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc, độ bền và tuổi thọ của thiết bị. Sự bẩn của dầu làm tăng ma sát, cản trở chuyển động các chi tiết trong hệ thống thủy lực.

Trên cơ sở thí nghiệm và thực tế có thể đưa ra các tác hại của độ bẩn của dầu.

Hạt bẩn có kích thước bằng hoặc lớn hơn khe hở các bề mặt tiếp xúc của các phần tử thủy lực làm tăng lực cần thiết để dịch chuyển các phần tử này.

Đối với các loại bơm, tuổi thọ giảm đi tỷ lệ với sự tăng kích thước và nồng độ các hạt bẩn.

Độ cứng các hạt bẩn trong chất lỏng càng lớn, càng nhanh chóng mài mòn các bề mặt tiếp xúc của các phần tử thủy lực.

Qua các kết luận trên ta thấy rằng: muốn tăng tuổi thọ các phần tử thủy lực và giảm đi chi phí trong quá trình sử dụng máy có truyền dẫn thủy lực thì cách tốt nhất là sử dụng hệ thống lọc cho hệ thống.

Ở máy thiết kế ta chọn hai loại lọc:

-         Lọc thô (đặt ở đường hút của bơm).

-         Lọc tinh (đặt ở đường đẩy của bơm).

1. Lọc thô:

Lọc thô đạt ở đường hút của bơm, thông thường ta dùng bộ lọc lưới.

a. Cấu tạo lọc lưới:

 

 

 

 

 

 

 

 

                                       Hình 1.6.10 Kết cấu bộ lọc lưới.

     Trong đó:

1: lưới bằng đồng.                            3: Các lỗ.      

            2: Khung cứng.                                 4: ống hút.

Nguyên lý:

Dầu từ ngoài xuyên qua các mắt lưới (1) và các lỗ (3) để vào ống hút (4).

           b. Các thông số của bộ lọc lưới:

Tổn thất áp suất thường lấy p = 0,3 0,5 bar, trường hợp đặc biệt có thể lấy

p = 1  2 bar.

Lưới làm bộ lọc có số lỗ 17.000 lỗ/cm.

2. Lọc tinh:

Kết cấu bộ lọc tinh:

    Trong đó:

           1. Cửa vào

           2. Phần tử lọc

           3. Vít tháo chất bẩn

4. Cửa ra

                           

    

 

 

 

                                                  Hình 1.6.11 Kết cấu bộ lọc cao áp

       Lọc tinh đặt trên đường đẩy của bơm nên còn gọi là lọc cao áp. Quá trình tinh lọc chủ yếu được thực hiện nhờ các lỗ xốp của vật liệu lọc. Các phần tử lọc loại này thường được chế tạo từ các vật liệu xơ, xốp, hạt bột, giấy, gốm - kim loại...

       Các phần tử lọc được chế tại bàng cách cho vào khuôn kim loại vật liệu chế tạo, sau đó tẩm chất kết dính và nung đến khi vật liệu được định hình vững chắc theo mẫu cần thiết.

Ở đây ta chọn bộ lọc tinh có phần tử lọc là vật liệu gốm - kim loại.

      Dầu từ bơm sẽ chảy vào lọc ở cửa vào, nhờ các lỗ xốp trên của phần tử lọc, các hạt chất bẩn sẽ được giữ lại, dầu sạch tiếp tục đi đến cửa ra và cung cấp vào hệ thống. Sau một thời gian, tháo vít để đưa chất bẩn ra ngoài.

3. Chọn dầu:

Việc lựa chọn loại dầu phụ thuộc vào nhiều yếu tố dựa vào một số nguyên tắc lựa chọn sau:

Đối với hệ thống làm việc với áp lực cao cần chọn dầu có độ nhớt cao. Với vận tốc cao cần chọn loại dầu có độ nhớt thấp. Ngoài ra cần chú ý các điểm cơ bản sau:

               1: Đối với hệ thống thuỷ lực thực hiện chuyển động thẳng: Làm việc với áp suất (20 ¸ 30) bar  thường chọn dầu có độ nhớt từ (11 ¸20).106  m/s tương ứng với dầu công nghiệp 12 và 20.

               2: Đối với hệ thống làm việc với áp suất lớn hơn 175 bar ta chọn dầu có độ nhớt từ (100   200).106 m/s.

               3: Đối với hệ thống làm việc với áp suất từ (20 70) bar dùng dầu có độ nhớt từ (20 ¸ 40).106 m2/s.

               4: Đối với hệ thống làm việc với áp suất từ 70 < P < 170 bar chọn dầu có độ nhớt từ (60  70).106 m/s.

               5: Đối với hệ thống làm việc trong khoảng nhiệt độ tương đối rộng (20  70)C thì dùng dầu có độ nhớt từ (25  30).106 m/s.

Trường hợp yêu cầu phải đảm bảo độ chính xác truyền động cao trong phạm vi nhiệt độ rộng thì dùng dầu tổng hợp Siliccon.

Từ những nguyên tắc trên ta chọn loại dầu có độ nhớt từ (20  30).106 m/s. Nó phù hợp với điều kiện làm việc của máy nhiệt độ dầu khoảng 400C.

            Áp suất P < 170 bar . Ta chọn dầu công nghiệp 30 có các đặc tính sau:

 

Độ nhớt

Nhiệt độ bùng cháy min0C

Nhiệt độ đông đặc

Tỷ lệ cốc % max

Tỷ lệ T0 max

Giới hạn T0 làm việc

Khối lượng riêng kg/m3

Đo bằng m2/s

Đo bằng Cst

(27 ¸ 33).106

27 ¸ 33

180

-15

0,3

0,007

10 ¸ 50

866 ¸ 916

 

1.6.13.Tính toán chọn đường ống:

1.Yêu cầu đối với ống dẫn:

Ống dẫn cần phải có đủ độ bền và đảm bảo tổn thất áp suất là nhỏ nhất. Để giảm tổn thất áp suất thì ống dẫn phải có các yêu cầu sau:

Chiều dài ống càng ngắn càng tốt.

Tránh sự biến dạng của tiết diện ống dẫn trong suốt quá trình làm việc.

Ống dẫn có hình dáng sao cho hướng chuyển động của dòng dầu ít thay đổi. Nếu cần thiết đổi hướng thì phải thay đổi từ từ. 

2.Xác định đường kính ống dẫn:

Từ công thức: d = 4,6.  (1.6.14)

   Trong đó:

Q: lưu lượng đi qua ống, Q =31 (lít/phút).

d: đường kính trong của ống dẫn dầu (mm).

V: vận tốc dòng chảy trên ống dẫn m/s.

*Xác định đường kính ống dẫn:

-         Đối với ống hút: V= (1,5÷ 2) m/s

Chọn V = 2m/s

 d  = 18,11mm, lấy d = 20mm

-         Đối với ống nén: V = (3 ÷ 5) m/s

Chọn V = 4m/s

Þ  = 12,8 (mm)

lấy d = 13mm

*Xác định chiều dày của ống::

Từ công thức [] = 10.P.d/(2.S) (N/m2)

     Trong đó:

[]: ứng suất cho phép, thường chọn:

Đối với ống thép: []  = (400 ÷ 600).105 N/mm.

Đối với ống đồng: [] = 255. 10 N/mm.

Đối với ống gang: [] = (150 ÷ 250) . 10 N/mm.

Ta chọn ống là vật liệu thép nên ta lấy [] = 500.10N/mm.

Áp suất dầu trong ống p = 85 kg/cm.

d: đường kính trong của ống.

S: chiều dày thành ống:  (1.6.15)

Đối với ống hút d = 20 mm  S =  1,7 mm.

Đối với ống nén d = 1mm  S = 1,1 mm.

1.6.14.Tính công suất động cơ điện:

Ta có công thức:

Nđc = Nb /   (1.6.16)

Trong đó:

Nb: công suất bơm

Nđc: công suất động cơ.

  : hiệu suất từ động cơ qua bơm.chọn  = 0,85

 Nđc= 5 /0,85 = 5,88 KW

Để đảm bảo an toàn cho động cơ điện có công suất Nđc = 6 KW

1.6.15.Tính toán thiết kế bể chứa dầu:

Bình chứa dầu có hai chức năng: Lưu trữ dầu và điều hòa dầu trong hệ thống. Các bộ lọc có nhiệm vụ tách chất bẩn trong bể dầu để khỏi gây nghẹt dẫn đến sự phá hủy hệ thống. Bộ tản nhiệt hay bộ làm mát được dùng để duy trì nhiệt độ dầu trong giới hạn an toàn và ngăn cản sự biến chất của dầu.

1.Thiết kế bình chứa dầu.

Thật dể dàng để thiết kế bình chứa dầu lý tưởng nếu không bị những ràng buột về giới hạn không gian, về trọng lượng và có thể chọn vị trí lắp đặt theo ý muốn. Tuy nhiên với những bình chứa dầu thủy lực trên các máy có những ràng buột trên. Vì vậy việc thiết kế bình chứa dầu có kích thước, hình dáng, vị trí một cách tối ưu cũng là một vấn đề lớn.

Bình chứa dầu thủy lực có cấu tạo hợp lý, ngoài việc cung cấp đủ dầu cho bơm còn phải có các khả năng:

+ Tỏa nhiệt tốt.

+ Tách được không khí ra khỏi dầu.

+ Nhận biết đươc sự ô nhiễm dầu.

Chúng ta sẽ xem xét một số vấn đề liên quan đến việc thiết kế bình chứa dầu:

 

 2.Kết cấu:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Hình 1.6.12 Sơ đồ bể chứa dầu.

    Trong đó:

1. Lưới lọc.

2. Bơm dầu.

3. Đường ống ra.

4. Ống về.

5. Nút xả từ tính.

6. Mức dầu.

       Về hình dạng bình chứa dầu nên thiết kế cao và hẹp tốt hơn là nông và rộng. Cùng dung tích nhưng bình cao và hẹp có mức dầu cao hơn bình nông và rộng. Mức dầu trong bình cao hơn cửa ống nạp của bơm, sẽ tránh sư xoáy lốc của dầu. Nếu có sự xoáy lốc của dầu ở đường ống nạp sẽ có không khí đi vào hệ thống, khi dầu có lẫn không khí khả năng truyền công suất sẽ giảm vì không khí bị nén. Hơn nữa, không khí sẽ làm giảm khả năng bôi trơn của dầu.

          a).Kích thước:

Trong thời gian dài, thường ta áp dụng quy tắc là dung tích chứa dầu phải bằng 2 hoặc 3 lần lưu lượng dầu được ra trong một phút. Với quy tắc này, nếu lượng dầu ở ngỏ ra của bơm là 10 lít trên một phút thì bình chứa dầu phải có dung tích từ 20 đến 30 lít trong một phút. Thật ra quy tắc này  thích hợp với các máy móc tĩnh.

Bình chứa dầu có kích thước lớn sẽ có khả năng làm mát dầu cao do diện tích bề mặt lớn nên việc tản dầu ra không khí bên ngoài sẽ dể dàng hơn. Bình chứa lớn, thì sự tuần hoàn dầu cũng ít dầu hơn nên các chất bẩn dể lắng đọng.

Kích thước bình chứa dầu cũng phải đủ để có thể chứa dầu khi tất cả các piston trở về vị trí ban đầu và khoảng trống đủ cho sự giản nở của dầu khi tăng nhiệt độ.

Lưu lượng lớn nhất của bơm trong quá trình máy hoạt động là 48 lít/phút do đó ta thiết kế bể dầu có thể tích là 150 lít.

b).Vị trí đặt:

Bình chứa đặt phía trên bơm chiếm tỉ lệ khá cao trong hệ thống thủy lực như vậy sẽ làm giảm khả năng có khoảng trống trong bơm. Khi trong bơm có khoảng trống thì sự ăn mòn sẽ xảy ra. Dầu trong ống nạp không đầy cũng có thể gây ra sự xoáy lốc dầu ở cửa nạp.

c).Tấm ngăn:

Trong bình chứa có bố trí một số tấm ngăn. Chiều cao tấm ngăn khoảng bằng 2/3 mực dầu. Các tấm ngăn có hai tác dụng:

+ Ngăn không cho dầu trên đường ống trở về đi ngay vào bơm. Có tấm ngăn, dẩu trở về sẽ tản ra phía vách thùng chứa, nhiệt độ sẻ giảm thấp trước khi hòa vào lượng dầu có sẵn trong bình.

+ Tránh sự tung tóe dầu trong bình chứa khi hệ thống đang hoạt động. Nắp bình chứa thường có lỗ thông hơi, trên nắp có bộ lọc để ngăn bụi lọt vào cùng không khí. Một số bình chứa không dùng lỗ thông hơi mà thay thế là van điều khiển. Van sẽ tự động đưa không khí lọc vào bình chứa nhưng ngăn không cho không khí đi ra ngoài cho đến khi áp suất trong bình đạt đến giá trị xác định trước.

3.Bảo dưỡng bình chứa dầu thủy lực:

Việc bảo dưỡng bình chứa bao gồm việc xả dầu cũ và làm sạch bình chứa theo định kỳ qui định của nhà sản xuất. Cũng có những thiết kế không cần phải tiến hành việc bảo dưỡng.

Trên bình chứa thường có ô kính kiểm soát hoặc một que kiểm tra để người vận hành hệ thống thủy lực có thể kiểm tra mực dầu. Nếu thiếu dầu bơm thủy lực sẽ bị hư hỏng do không dược bôi trơn đầy đủ.

Bộ lọc trên đường ống nạp của bơm có thể không cần thiết phải bảo dưỡng thường xuyên nhưng màng lọc trên đường ống dầu trở về phải được thay thế sau thời gian qui định. Vì vậy, bộ lọc dầu về thường không đặt bên trong bình chứa để thuận lợi cho việc bảo dưỡng.

Trong không khí luôn luôn có hơi nước vì vậy cần phải có bộ tách ẩm và phải bố trí ở nơi nào mà có thể xem xét hằng ngày.

Đường ống hút dầu đặt cao hơn so với mặt đáy thùng để cáu bẩn lắng dưới đáy thùng không thể đi vào đường ống khi thùng chứa hoặc bộ lọc được súc sữa.

Đường ống dầu trở về nối vào thùng chứa ở vị trí thấp hơn mực dầu trong thùng và không đối diện với đường ống nạp của bơm. Cách bố trí này tạo điều kiện tốt cho việc hạ nhiệt độ trở về và giảm sự xoáy lốc.

PHẦN II : THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY

 

2.1.LÝ THUYẾT VỀ THIẾT KẾ MÁY :

      2.1.1.Yêu cầu chung đối với thiết kế máy :

         Thông thường khi thiết kế máy cần giải quyết đồng thời hai yêu cầu cơ bản sau:

            + Máy thiết kế phải thỏa mãn những chỉ tiêu làm việc chủ yếu như sức bền, độ bền mòn, độ cứng,…

            + Giá thành chế tạo máy rẻ nhất.

         Ngoài ra cần phải xét đến tính công nghệ của máy và chi tiết máy: chế tạo trong điều kiện công nghệ tương đối đơn giản, thời gian gia công ít và tiết kiệm nguyên vật liệu. Trong khi đó còn phải xét đến quá trình sản xuất đơn lẻ hay hàng loạt.

         Máy hoặc các chi tiết máy được thiết kế cần thỏa mãn những yêu cầu kỹ thuật cơ bản sau:

            1/. Cơ sỏ hợp lý để chọn kết cấu các chi tiết và bộ phận máy.

            2/. Những yêu cầu về công nghệ tháo lắp như:

               - Lắp, tháo và điều chỉnh tiện lợi.

               - Giảm khối lượng các nguyên công bằng tay khi lắp.

               - Giảm thời gian lắp ráp.

            3/. Hình dạng và cấu tạo của chi tiết phù hợp với phương pháp chế tạo phôi gia công cơ và sản lượng cho trước.

            4/. Tiết kiệm nguyên vật liệu: theo những điều kiện sau

               - Các chi tiết chủ yếu về khả năng làm việc của chi tiết.

               - Khuôn khổ kích thước và trọng lượng của chi tiết.

               - Điều kiện sử dụng.

               - Phương pháp chế tạo phôi và gia công cơ khí.

               - Giá thành của vật liệu.

            5/. Dùng rộng rãi các chi tiết, bộ phận máy đã tiêu chuẩn hóa. Khi sử dụng nhiều các chi tiết và bộ phận tiêu chuẩn thì giá thành sản phẩm giảm, tiết kiệm nguyên vật liệu và đảm bảo thay thế nhanh, tăng hiệu suất sử dụng thiết bị.

            6/. Bảo đảm bôi trơn thường xuyên các chổ ăn khớp, các bề mặt tiếp xúc.

            7/. Bảo đảm khe hở cần thiết giữa các chi tiết máy.

      2.1.2.Nguyên tắc thiết kế máy:

         Một chi tiết hay một bộ phận máy thiết kế ra cần phải thỏa mãn các yêu cầu về kết cấu, phù hợp về hình dáng và tính năng công nghệ.

         Do đó khi tiến hành thiết kế cần tuân theo một số nguyên tắc cơ bản sau:

            + Công dụng của máy: Là những yêu cầu về gia công kích thước và trọng lượng của chi tiết gia công; vật liệu; đặc điểm của bề mặt gia công; dạng chế tạo và số lượng sản xuất.

            + Phương pháp gia công: Dựa trên cơ sở phân tích quá trình công nghệ để gia công bề mặt chi tiết đã cho, đồng thời phải tính đến sự ảnh hưởng của dạng sản xuất như đơn chiếc, hàng loạt nhỏ, trung, lớn và hàng khối. Từ đó đề ra phương pháp chế tạo.

            + Độ chính xác, năng suất, giá thành.

            + Chế độ gia công.

         Nguyên tắc kết cấu: Trên cơ sở nhiệm vụ thiết kế, phải đề ra các phương án giải quyết với việc lựa chọn các kết cấu và tổ hợp các cấu trúc một cách hợp lý.

         Nguyên tắc hoàn chỉnh: Tiến hành phân tích các ưu, nhược điểm của từng phương án. Tổng hợp các nhược điểm, tìm phương pháp để hạn chế tác dụng của các nhược điểm, hoặc hạn chế đến mức thấp nhất.

         Nguyên tắc lựa chọn: Phân tích và lựa chọn phương án tối ưu.

      2.1.3.Các bước thiết kế máy:

         a). Xác định nhiệm vụ kỹ thuật: Máy được thiết kế cần phải có tính năng kỹ thuật và đặc điểm sử dụng cao hơn máy hiện có; có độ chính xác, năng suất làm việc, mức độ tự động cao hơn; có kích thước nhỏ, cấu trúc đơn giản hơn so với máy củ,…

         Khi bắt đầu phác họa các nhiệm vụ kỹ thuật cần tiến hành một số công việc sau:

            + Nghiên cứu các kiểu máy hiện có để xem xét loại nào thay thế cho máy được thiết kế.

            + Nói chuyện với những người đã sử dụng những máy tương tự về những ưu nhược điểm, về khả năng tự động hóa, hiện đại hóa của máy

            + Tập hợp và nghiên cứu các tài liệu, tạp chí, hình ảnh về các kiểu máy tương tự.

            + Nghiên cứu thị trường, tính kinh tế khi thiết kế chế tạo.

         b). Thiết kế sơ bộ: Tiến hành lựa chọn các phương án thích hợp nhất về cách bố trí các bộ phận máy, tiến hành tính toán sơ bộ các bộ phận cơ bản; quyết định cuối cùng về vẽ sơ đồ động, sơ đồ điện và hệ thống bôi trơn,…

         c). Thiết kế kỹ thuật: Tiến hành tính toán về sức bền, độ cứng vững, lựa chọn vậy liệu,…của tất cả các chi tiết máy, bố trí các chi tiết máy-bộ phận máy trên bản vẽ lắp, xác định các đặc tính kỹ thuật cuối cùng.

         d). Thiết kế chế tạo: Là giai đoạn cuối cùng của việc thiết kế, bao gồm việc lập các bản vẽ chi tiết của các bộ phận máy với các điều kiện kỹ thuật của chúng.

         Thiết kế chế tạo còn bao gồm việc lập thuyết minh của máy; hướng dẫn đóng gói, vận chuyển, lắp đặt, điều chỉnh vận hành.

         e). Chế tạo thử: Sau khi đã hoàn thành việc thiết kế, cần tiến hành chế tạo thử vài chiếc làm mẫu để kiểm tra và thí nghiệm. Trên cơ sở đó tiến hành điều chỉnh lại bản thiết kế chế tạo cho thích hợp.

2.2.THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY :

      2.2.1.Lựa chọn hộp giảm tốc:

         Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ truyền, bánh răng hay trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ điện đến máy công tác. Ưu điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao, có khả năng truyền những công suất khác nhau, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn và sử dụng  đơn giản.

         Ta có tỷ số truyền tính toán được i = 210. Với ingoài = 3 và ihộp = 70. Khi thiết kế hộp giảm tốc cần đảm bảo truyền mômen xoắn lớn, kích thước gọn, đơn giản trong việc chế tạo, bôi trơn dể dàng. Khi đó lựa chọn hộp giảm tốc khai triển 3 cấp và được bố trí như sau:

 

 

 

 

 

 

 

      2.2.2.Lựa chọn cách bố trí máy:

         Khi lập sơ đồ cả hệ thống máy nên tìm cách bố trí các bộ phận máy sao cho:

               - Sử dụng được tiện lợi.

               - Kích thước của máy nhỏ nhất.

               - Giá thành chế tạo rẻ nhất.

         Phương án được chọn không những chỉ xác định kích thước khuôn khổ vật phẩm mà còn xác định sơ đồ các bộ phận máy, bệ máy, thân máy và vị trí các đầu trục ra.

         Yêu cầu:

               + Đảm bảo bôi trơn hộp giảm tốc, do đó hộp giảm tốc đặt nằm ngang có tâm trục song song mặt sàn.

               + Đường tâm trục xy lanh-pittông vuông góc với mặt sàn.

               + Thân máy vuông góc với mặt sàn.

               + Bố trí máy sao cho nhỏ gọn và có tính công nghệ.

PHẦN III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

 

3.1.CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CƠ BẢN CỦA MÁY :

      3.1.1.Số liệu ban đầu :

            - Bề dày thép lốc được: S = 8÷16 mm.

            - Bề rộng lớn nhất của chi tiết: Bmax = 1500 mm.

            - Vật liệu gia công có sch < 4000 kg/cm2 .

      3.1.2.Các số liệu tính toán :

            - Đường kính xy lanh: D = 240 mm.

            - Lực: F = (135648 ÷ 384336) N.

            - Mômen cần thiết: Mct = 35083,16 N.m.

            - Công suất động cơ: N = 40 kW.

            - Số vòng quay: n = 1470 vòng/phút.

            - Tỷ số truyền: i = 210.

            - Phân phối tỷ số truyền: i = ihộp.ingoai = i1.i2.i3.ingoai = 3,5.4.5. 3

            - Bảng thông số tính toán:

 

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Trục IV

Trục V

i= 210

1

3,5

4

5

3

 

n(v/ph)

1470

1470

420

105

21

7

N(kW)

32,14

31,82

30,56

29,35

28,18

27,33

                 

3.2.TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG :

      3.2.1.Tính bộ truyền 1 với tỷ số truyền i1 = 3,5 :

         3.2.1.1.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:

               Tra bảng 3-6/trang 39, bảng 3-7/trang 40, tài liệu [3].ÞChọn vật liệu bánh răng như sau:

               + Bánh nhỏ: Thép 50 thường hoá, d<100 mm, sbk = 620 (N/mm2); sch = 320 (N/mm2), HB = 230.

               + Bánh lớn: Thép 40 thường hoá, dÎ(100÷300) mm, sbk = 540 (N/mm2); sch = 270 (N/mm2), HB = 210.

         3.2.1.2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

               a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

                                    [s]tx = [s]Notx.k’N (3.1)

                  Trong đó:  [s]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB hoặc HRC của vật liệu bánh răng.

                     k’N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, xác định theo công thức

                                                sau : k’N =  (3.2)

                     No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.

                     Ntd - số chu kỳ tương đương. Đối với bánh răng chịu tải trọng không đổi, ta có: Ntd = N = 600.u.n.T (3.3) ; Đối với bánh răng chịu tải trọng thay đổi, ta có:  (3.4).

                     Với: n - số vòng quay trong một phút của bánh răng (v/ph), T - tổng số giờ làm việc (giờ), u - số lần ăn khớp của một răng khi quay một vòng, M – mômen xoắn.

                  - Định thời gian làm việc T = 30 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ. Khi đó tổng số thời gian làm việc của máy là:

                                     (giờ).

                  - Tra bảng 3-9/trang 43, tài liệu [3]. Suy ra ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [s]Notx = 2,6.HB, và số chu kỳ cơ sở No = 107.

                  - Bộ truyền bánh răng làm việc chịu tải trọng thay đổi, như vậy:

                                   

                           Với u = 1, n1 = 1470 v/ph, và .

                            Suy ra: Ntd ≥ 60.1.1470.48000 = 4233600000 = 423,36.107

                            Như vậy ta luôn có Ntd = 423,36.107 > No = 107. Do đó chọn k’N = 1.

                  - Từ (3.1)Þ [s]tx = [s]Notx.k’N = [s]Notx = 2,6.HB. Suy ra:

                              Bánh  nhỏ: [s]tx1 = 2,6.230 = 598 (N/mm2).

                              Bánh  lớn: [s]tx2 = 2,6.210 = 546 (N/mm2).

                  - Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [s]tx2 = 546 N/mm2.

               b) Ứng suất uốn cho phép:

                  Khi răng làm việc một mặt ta có:  (3.5)

                  Khi răng làm việc hai mặt răng, ta có:  (3.6)

                        Trong đó: s0 và s-1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng. Tính gần đúng: s-1 = (0,4÷0,45)sbk đối với thép, đối với gang s-1 =  0,25.sbk ;

                        n - hệ số an toàn; đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,5; khi tôi n = 1,8÷2; đối với bánh răng bằng thép đúc hoặc bằng gang thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,8; khi không nhiệt luyện n = 2.

                        Ks - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng; đối với bánh răng bằng thép thường hoá hoặc tôi cải thiện Ks=1,8, tôi thể tích Ks=2, tôi bề mặt Ks=1,2; đối với bánh răng bằng gang hoặc chất dẻo Ks=1.

                        - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, được xác định:(3.7)

                        No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, chọn No = 5.106.

                        Ntd - số chu kỳ tương đương.

                  Khi tải trọng thay đổi, ta có:  (3.8) Với m bậc đường cong mỏi uốn, m = 6 đối với thép thường hoá hoặc tôi cải thiện, m = 9 đối với thép tôi.

                  Ta nhận thấy . Do đó Ntd ≥ 60.1.1470.48000 = 4233,6.106. Suy ra Ntd ≥ No = 5.106 .Như vậy chọn .

                  Tính cho bánh răng thép thường hoá, chọn s-1 = (0,425)sbk ,hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Ks=1,8.

                  Từ (3.6) ta có: . Từ đó ta định ứng suất tiếp xúc cho phép của các bánh răng:

                              Bánh nhỏ: (N/mm2).

                              Bánh lớn:     (N/mm2).

         3.2.1.3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:

                  Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3÷1,5. Chọn K = 1,3.

         3.2.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

                  Chọn hệ số chiều rộng bánh răng trụ tải trọng trung bình: jA = b/A = 0,6.

         3.2.1.5.Xác định khoảng cách trục A:

                  Khoảng cách trục A đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là:

                         (3.9)

                  Với A-khoảng cách trục (mm), i-tỷ số truyền, K-hệ số tải trọng, N-công suất của bộ truyền (kW), [s]tx-ứng suất tiếp xúc giới hạn (N/mm2), jA-hệ số bề rộng bánh răng, n2-số vòng quay của bánh bị dẫn (v/ph).

                  Dấu “±” trên dùng dấu “+” khi bộ truyền ăn khớp ngoài và dùng dấu “-” khi bộ truyền ăn khớp trong.

                  Công suất trên trục thứ nhất và trục thứ 2 được xác định:

                        N1 = 31,82 (kW).

                        N2 = 30,56 (kW).

                  Số vòng quay của bánh bị dẫn là: n2 = nđc/i = 1470/3,5 = 420 (v/ph).

                  Ứng suất tiếp xúc giới hạn [s]tx = 546 (N/mm2 ).

                  Khi đó khoảng cách trục A được xác định:

                    

                        Hay A ≥ 165,3 (mm). Chọn A = 166 mm.

                  Kiểm nghiệm chiều dài khoảng cách trục A qua công thức:

                         (3.10)

                       

                  Như vậy chiều dài khoảng cách trục A đảm bảo.

         3.2.1.6.Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:

                  Vận tốc vòng của bánh răng trụ được xác định:

                                     (m/s). (3.11)

                                    Hay  (m/s).

                  Từ bảng 3-11/trang 46, tài liệu [3]. Ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 7.

         3.2.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:

                  Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ (3.12)

                  Khi bộ truyền có tải trọng thay đổi Ktt được xác định:

                                    Ktt = (Ktt bảng + 1)/2.   (3.13)

                  Tính jd = b/d = jA.(i+1)/2 = 0,6.(3,5+1)/2 = 1,35. Và chọn trục rất cứng. Từ bảng 3-12/trang 47, tài liệu [3]. Ta chọn hệ số Ktt bảng = 1,29

                  Từ (3.13)Þ Ktt = (1,29+1)/2 = 1,145

                  Đối với bánh răng thẳng vát đầu răng, hệ số Kđ được lấy theo bảng 3-14, tài liệu [3]. Khi đó chọn Kđ = 1

                  Từ (3.12)Þ K = 1,145.1 = 1,145

                  Như vậy ta có: > 5% Do vậy cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A

                  Ta có: (mm)

                  Chọn A = 160 mm.

         3.2.1.8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng và góc nghiêng bánh răng:

                  Đối với bánh răng trụ môđun được chọn theo khoảng cách trục A như sau:

                        m = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).160 = (1,6÷3,2)

                  Tra bảng 3-1/trang 34, tài liệu [3]. Các giá trị môđun tiêu chuẩn theo dãy 1 là m = {2; 2,5; 3}.

                  Chọn m = 2, ta có số răng bánh dẫn là:

                        Hay Z1 = 35,56. Chọn Z­1 = 36 (răng).

                        Khi đó Z2 = i.Z1 = 3,5.36 = 126 (răng).

                        Như vậy A = m(Z1 + Z2)/2 = 2(36 + 126)/2 = 162 (mm)

         3.2.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

                  Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, để răng đảm bảo sức bền uốn ta phải có:                (3.14)

                  Trong đó: m = 2_môđun của bánh răng, K = 1,3_hệ số tải trọng, N _công suất bộ truyền, Z_số răng của bánh răng, b_bề rộng bánh răng, y_hệ số dạng răng.

                  Đối với bánh răng nhỏ: Z1 = 36 Từ bảng 3-18 /trang 52, tài liệu [3]. Þ  y1=(0,451+0,476)/2 = 0,4635

                  Từ (3.14)Þ

                                                  Þ Răng đảm bảo bền

                  Đối với bánh răng lớn: Z1 = 126 Từ bảng 3-18 /trang 52, tài liệu [3]. Þ  y2 = 0,517

                  Từ (3.14)Þ

                                                  Þ Răng đảm bảo bền

         3.2.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

                  Chọn hệ số quá tải Kqt = 1,8

                  Để bánh răng chịu quá tải đột ngột ta kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất khi quá tải và ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải.

                  Ứng suất tiếp xúc lớn nhất khi quá tải (3.15)

                  Trong đó: [s]txqt-ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, đối với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350, [s]txqt = 2,5[s]Notx Từ bảng 3-9/trang 43, tài liệu [3] có [s]Notx = 2,6.HB

                     Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5[s]Notx = 2,5.2,6.230 = 1495 (N/mm2 )

                     Bánh lớn:  [s]txqt2 = 2,5[s]Notx = 2,5.2,6.210 = 1365 (N/mm2 )

                  stx-ứng suất tiếp xúc:       (3.16)

                     Bánh nhỏ:

                     Bánh lớn:

                  Từ (3.15) ta có: ≤[s]txqt1

                                              ≤[s]txqt2

 

                  Như vậy bộ truyền bánh răng đảm bảo bền tiếp xúc khi quá tải.

 

                  Ứng suất uốn lớn nhất khi quá tải  (3.17)

                  Trong đó: [s]uqt-ứng uốn tiếp xúc cho phép khi quá tải, đối với bánh răng thép có độ rắn HB ≤ 350, [s]uqt = 0,8.sch. Từ bảng 3-8/trang 40, tài liệu [3] ta có giới hạn chảy của bánh nhỏ sch = 320, bánh lớn sch = 270 (N/mm2 )

                        Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.320 = 256 (N/mm2 )

                        Bánh lớn:  [s]uqt2 = 0,8.270 = 216 (N/mm2 )

                     su-ứng suất uốn tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :

                                                 (3.18)                              

                        Bánh nhỏ:

                        Bánh lớn:

                  Từ (3.17) ta có:

                                               

                     Như vậy bộ truyền bánh răng đảm bảo bền uốn khi quá tải.

         3.2.1.11.Định các thông số chủ yếu của bộ truyền:

               Môđun: m = 2.

               Số răng: Z1 = 36, Z2 = 126.

               Góc ăn khớp: a = 200.

               Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1 = m.Z1 = 2.36 = 72 (mm)

                                                                           d2 = m.Z2 = 2.126 = 252 (mm).

               Khoảng cách trục: A = 162 (mm).

               Chiều rộng bánh răng: b2 = jA.A = 0,6.162 = 97,2 (mm)Þ b1 = 103 (mm).

               Đường kính vòng đỉnh:  De1 = m.Z1 + 2m = 2.36 + 2.2 = 76 (mm).

                                                         De2 = m.Z2 + 2.m = 2.126 + 2.2 = 256(mm).

               Đường kính vòng chân: Di1 = m.Z1 - 2m - 2c = 2.36- 2.2- 2.0,25.2= 67mm

                                                         Di2 = m.Z2 - 2m - 2c = 2.126- 2.2- 2.2.0,25=

                                                         Di2 = 247 (mm).

         3.2.1.12.Tính lực tác dụng lên bộ truyền:

               Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr , và lực dọc trục Pa

               Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

                  -Lực dọc trục Pa = 0

                  -Lực vòng P = 2.Mx/d

                        N = Nct.h = 32,14.0,99 = 31,82 (kW)

                        Mx = 9,55.106N/n = 9,55.106.31,82/1470 = 206722(Nm)

                        Suy ra P = 2.206722/72 =  5742,3 (N)

                  -Lực hướng tâm Pr = P.tga, với góc ăn khớp a = 200.

                        Suy ra: Pr = 5742,27.tg20 = 2090 (N)

 

      3.2.2.Tính bộ truyền 2 với tỷ số truyền i2 = 4 :

         3.2.2.1.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:

            - Tương tự như phần 3.2.1 tra bảng 3-6/trang 39, bảng 3-7/trang 40, tài liệu [3].ÞChọn vật liệu bánh răng như sau:

               + Bánh nhỏ: Thép 50 thường hoá, d<100 mm, sbk = 620 (N/mm2); sch = 320 (N/mm2), HB = 230.

               + Bánh lớn: Thép 40 thường hoá, dÎ(100÷300) mm, sbk = 540 (N/mm2); sch = 270 (N/mm2), HB = 210.

         3.2.2.2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

            a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

                        [s]tx = [s]Notx.k’N (3.1)

                     Trong đó:  [s]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB hoặc HRC của vật liệu bánh răng.

                        k’N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, xác định theo công thức sau: k’N= (3.2)

                        No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.

                        Ntd - số chu kỳ tương đương. Đối với bánh răng chịu tải trọng không đổi, ta có: Ntd = N = 600.u.n.T (3.3) ; Đối với bánh răng chịu tải trọng thay đổi, ta có:  (3.4).

                        Với: n - số vòng quay trong một phút của bánh răng (v/ph), T - tổng số giờ làm việc (giờ), u - số lần ăn khớp của một răng khi quay một vòng, M – mômen xoắn.

                  - Định thời gian làm việc T = 30 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ. Khi đó tổng số thời gian làm việc của máy là:

                                              (giờ).

                  - Tra bảng 3-9/trang 43, tài liệu [3]. Suy ra ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [s]Notx = 2,6.HB, và số chu kỳ cơ sở No = 107.

                  - Bộ truyền bánh răng làm việc chịu tải trọng thay đổi, như vậy:

                                            

                             Với u = 1, n2 = 420 v/ph, và .

                             Suy ra: Ntd ≥ 60.1.420.48000 = 1209600 = 1,21.107

                             Như vậy ta luôn có Ntd = 1,21.107 > No = 107. Do đó chọn k’N = 1.

                  - Từ (3.1)Þ [s]tx = [s]Notx.k’N = [s]Notx = 2,6.HB. Suy ra:

                                             Bánh  nhỏ: [s]tx3 = 2,6.230 = 598 (N/mm2).

                                             Bánh  lớn: [s]tx4 = 2,6.210 = 546 (N/mm2).

                  - Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [s]tx4 = 546 N/mm2.

            b) Ứng suất uốn cho phép:

                  Khi răng làm việc một mặt ta có:  (3.5)

                  Khi răng làm việc hai mặt răng, ta có:  (3.6)

                  Trong đó: s0 và s-1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng. Tính gần đúng: s-1 = (0,4÷0,45)sbk đối với thép, đối với gang s-1 =  0,25.sbk ;

                        n - hệ số an toàn; đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,5; khi tôi n = 1,8÷2; đối với bánh răng bằng thép đúc hoặc bằng gang thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,8; khi không nhiệt luyện n = 2.

                        Ks - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng; đối với bánh răng bằng thép thường hoá hoặc tôi cải thiện Ks=1,8, tôi thể tích Ks=2, tôi bề mặt Ks=1,2; đối với bánh răng bằng gang hoặc chất dẻo Ks=1.

                                    - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, được xác định:(3.7)

                                    No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, chọn No = 5.106.

                                    Ntd - số chu kỳ tương đương.

                  Khi tải trọng thay đổi, ta có:  (3.8) Với m bậc đường cong mỏi uốn, m = 6 đối với thép thường hoá hoặc tôi cải thiện, m = 9 đối với thép tôi.

                  Ta nhận thấy . Do đó Ntd ≥ 60.1.1470.48000 = 4233,6.106. Suy ra Ntd ≥ No = 5.106 .Như vậy chọn .

                  Tính cho bánh răng thép thường hoá, chọn s-1 = (0,425)sbk ,hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Ks=1,8.

                  Từ (3.6) ta có: . Từ đó ta định ứng suất tiếp xúc cho phép của các bánh răng:

                              Bánh nhỏ: (N/mm2).

                              Bánh lớn:   (N/mm2).

         3.2.2.3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:

                  Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3÷1,5. Chọn K = 1,3.

         3.2.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

                  Chọn hệ số chiều rộng bánh răng trụ tải trọng trung bình: jA = b/A = 0,6.

         3.2.2.5.Xác định khoảng cách trục A:

                  Khoảng cách trục A đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là:

                         (3.9)

                  Với A-khoảng cách trục (mm), i-tỷ số truyền, K-hệ số tải trọng, N-công suất của bộ truyền (kW), [s]tx-ứng suất tiếp xúc giới hạn (N/mm2), jA-hệ số bề rộng bánh răng, n2-số vòng quay của bánh bị dẫn (v/ph).

                  Dấu “±” trên dùng dấu “+” khi bộ truyền ăn khớp ngoài và dùng dấu “-” khi bộ truyền ăn khớp trong.

                  Công suất trên trục thứ 2 và trục thứ 3 được xác định:

                                    N2 = 30,56 (kW).

                                    N3 = 29,35 (kW).

                  Số vòng quay của bánh bị dẫn là: n3 = n2/i = 420/4 = 105 (v/ph).

                  Ứng suất tiếp xúc giới hạn [s]tx = 546 (N/mm2 ).

                  Khi đó khoảng cách trục A được xác định:

                       

                        Hay A ≥ 259,65 (mm). Chọn A = 260 mm.

                  Kiểm nghiệm chiều dài khoảng cách trục A qua công thức:

                         (3.10)

                       

                  Như vậy chiều dài khoảng cách trục A đảm bảo.

         3.2.2.6.Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:

                  Vận tốc vòng của bánh răng trụ được xác định:

                         (m/s). (3.11)

                        Hay  (m/s).

                  Từ bảng 3-11/trang 46, tài liệu [3]. Ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 7.

         3.2.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:

                  Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ (3.12)

                  Khi bộ truyền có tải trọng thay đổi Ktt được xác định:

                                    Ktt = (Ktt bảng + 1)/2.   (3.13)

                  Tính jd = b/d = jA.(i+1)/2 = 0,6.(4+1)/2 = 1,5. Và chọn trục rất cứng. Từ bảng 3-12/trang 47, tài liệu [3]. Ta chọn hệ số Ktt bảng = (1,35+1,29)/2 = 1,32

                  Từ (3.13)Þ Ktt = (1,32+1)/2 = 1,16

                  Đối với bánh răng thẳng vát đầu răng, hệ số Kđ được lấy theo bảng 3-14, tài liệu [3]. Khi đó chọn Kđ = 1

                  Từ (3.12)Þ K = 1,16.1 = 1,16

                  Như vậy ta có: > 5% Do vậy cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A

                  Ta có: (mm)

                     Chọn A = 254 mm.

         3.2.2.8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng và góc nghiêng bánh răng:

                  Đối với bánh răng trụ môđun được chọn theo khoảng cách trục A như sau:

                        m = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).254 = (2,54÷5,08)

                  Tra bảng 3-1/trang 34, tài liệu [3]. Các giá trị môđun tiêu chuẩn theo dãy 1 là m = {3; 3,5; 4; 4,5; 5}.

                  Chọn m = 4, ta có số răng bánh dẫn là:

                        Hay Z3 = 25,4. Chọn Z­3 = 26 (răng).

                        Khi đó Z4 = i.Z3 = 4.36 = 104 (răng).

                        Như vậy A = m(Z3 + Z4)/2 = 2(26 + 104)/2 = 260 (mm)

         3.2.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

                  Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, để răng đảm bảo sức bền uốn ta phải có:                (3.14)

                  Trong đó: m = 4_môđun của bánh răng, K = 1,3_hệ số tải trọng, N _công suất bộ truyền, Z_số răng của bánh răng, b_bề rộng bánh răng (b3=160 và b4= 155), y_hệ số dạng răng.

                  Đối với bánh răng nhỏ: Z3 = 26 Từ bảng 3-18/trang 52, tài liệu [3]. Þ  y3 = 0,429

                  Từ (3.14)Þ

                                                  Þ Răng đảm bảo bền

                  Đối với bánh răng lớn: Z4 = 104 Từ bảng 3-18/trang 52, tài liệu [3]Þ  y4 = 0,517

                        Từ (3.14)Þ

                                                  Þ Răng đảm bảo bền

         3.2.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

                  Chọn hệ số quá tải Kqt = 1,8

                  Để bánh răng chịu quá tải đột ngột ta kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất khi quá tải và ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải.

                  Ứng suất tiếp xúc lớn nhất khi quá tải (3.15)

                  Trong đó: [s]txqt-ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, đối với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB ≤ 350, [s]txqt = 2,5[s]Notx Từ bảng 3-9/trang 43, tài liệu [3] có [s]Notx = 2,6.HB

                        Bánh nhỏ: [s]txqt3 = 2,5[s]Notx = 2,5.2,6.230 = 1495 (N/mm2 )

                        Bánh lớn:  [s]txqt4 = 2,5[s]Notx = 2,5.2,6.210 = 1365 (N/mm2 )

                  stx-ứng suất tiếp xúc:       (3.16)

                        Bánh nhỏ:

                        Bánh lớn:

                  Từ (3.15) ta có: ≤[s]txqt3

                                                    ≤[s]txqt4

 

                  Như vậy bộ truyền bánh răng đảm bảo bền tiếp xúc khi quá tải.

 

                  Ứng suất uốn lớn nhất khi quá tải  (3.17)

                  Trong đó: [s]uqt-ứng uốn tiếp xúc cho phép khi quá tải, đối với bánh răng thép có độ rắn HB ≤ 350, [s]uqt = 0,8.sch. Từ bảng 3-8/Trang 40 giới hạn chảy của bánh nhỏ sch = 320, bánh lớn sch = 270 (N/mm2 )

                        Bánh nhỏ: [s]uqt3 = 0,8.320 = 256 (N/mm2 )

                        Bánh lớn:  [s]uqt4 = 0,8.270 = 216 (N/mm2 )

                  su-ứng suất uốn tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :

                                                 (3.18)                  

                  Ta đã có ứng suất uốn tính cho bộ truyền 2: 

                        Bánh nhỏ:

                        Bánh lớn:

                  Từ (3.17) ta có:

                                   

                                   

                  Như vậy bộ truyền bánh răng đảm bảo bền uốn khi quá tải.

         3.2.2.11.Định các thông số chủ yếu của bộ truyền:

                  Môđun: m = 4.

                  Số răng: Z3 = 26, Z4 = 104.

                  Góc ăn khớp: a = 200.

                  Đường kính vòng chia (vòng lăn): d3 = m.Z3 = 4.26 = 104 (mm)

                                                                              d4 = m.Z4 = 4.104 = 416 (mm).

                  Khoảng cách trục: A = 260 (mm).

                  Chiều rộng bánh răng: b4 = jA.A = 0,6.260 = 156 (mm)Þ b3 = 160 (mm).

                  Đường kính vòng đỉnh:  De3 = m.Z3 + 2m = 4.26 + 2.4 = 112 (mm).

                                                            De4 = m.Z4 + 2.m = 4.104 + 2.4 = 424(mm).

                  Đường kính vòng chân:    Di3 = m.Z3 - 2m - 2c = 4.26- 2.4- 2.0,25.4= 94mm

                                                               Di4 = m.Z4 - 2m - 2c = 4.104- 2.4- 2.4.0,25=

                                                               Di4 = 406 (mm).

         3.2.2.12.Tính lực tác dụng lên bộ truyền:

                  Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr , và lực dọc trục Pa .

                  Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

                     - Lực dọc trục Pa = 0

                     - Lực vòng P = 2.Mx/d

                                    Ta có: N = Nct.h = 32,14.0,992 .0,97 = 30,56 (kW)

                                    Mx = 9,55.106N/n = 9,55.106.30,56/420 = 694876,2(Nm)

                                    Suy ra P = 2.694876,2/104 =  13363 (N)

                     - Lực hướng tâm Pr = P.tga, với góc ăn khớp a = 200.

                                    Pr = 13363.tg20 = 4863,7 (N)

 

     3.2.3.Tính bộ truyền 3 với tỷ số truyền i3 = 5 :

         3.2.3.1.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:

               - Tra bảng 3-6/trang 39, bảng 3-7/trang 40, tài liệu [3].ÞChọn vật liệu bánh răng như sau:

                        + Bánh nhỏ: Thép 50 thường hoá, d<100 mm, sbk = 620 (N/mm2); sch = 320 (N/mm2), HB = 230.

                        + Bánh lớn: Thép 40 thường hoá, dÎ(100÷300) mm, sbk = 540 (N/mm2); sch = 270 (N/mm2), HB = 210.

         3.2.3.2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

            a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

                                    [s]tx = [s]Notx.k’N (3.1)

               Trong đó:  [s]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB hoặc HRC của vật liệu bánh răng.

                     k’N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, xác định theo công thức sau:

                                                k’N =  (3.2)

                     No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.

                     Ntd - số chu kỳ tương đương. Đối với bánh răng chịu tải trọng không đổi, ta có: Ntd = N = 600.u.n.T (3.3) ; Đối với bánh răng chịu tải trọng thay đổi, ta có:  (3.4).

                     Với: n - số vòng quay trong một phút của bánh răng (v/ph), T - tổng số giờ làm việc (giờ), u - số lần ăn khớp của một răng khi quay một vòng, M – mômen xoắn.

                     - Định thời gian làm việc T = 30 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ. Khi đó tổng số thời gian làm việc của máy là:

                                              (giờ).

                     - Tra bảng 3-9/trang 43, tài liệu [3]. Suy ra ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [s]Notx = 2,6.HB, và số chu kỳ cơ sở No = 107.

                     - Bộ truyền bánh răng làm việc chịu tải trọng thay đổi, như vậy:

                                            

                             Với u = 1, n = 1470 v/ph, và .

                             Suy ra: Ntd ≥ 60.1.1470.48000 = 4233600000 = 423,36.107

                             Như vậy ta luôn có Ntd = 423,36.107 > No = 107. Do đó chọn k’N = 1.

                     - Từ (3.1)Þ [s]tx = [s]Notx.k’N = [s]Notx = 2,6.HB. Suy ra:

                                             Bánh  nhỏ: [s]tx5 = 2,6.230 = 598 (N/mm2).

                                             Bánh  lớn: [s]tx6 = 2,6.210 = 546 (N/mm2).

                     - Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [s]tx6 = 546 N/mm2.

 

            b) Ứng suất uốn cho phép:

               Khi răng làm việc một mặt ta có:  (3.5)

               Khi răng làm việc hai mặt răng, ta có:  (3.6)

               Trong đó: s0 và s-1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng. Tính gần đúng: s-1 = (0,4÷0,45)sbk đối với thép, đối với gang s-1 =  0,25.sbk ;

                        n - hệ số an toàn; đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,5; khi tôi n = 1,8÷2; đối với bánh răng bằng thép đúc hoặc bằng gang thường hoá hoặc tôi cải thiện n = 1,8; khi không nhiệt luyện n = 2.

                        Ks - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng; đối với bánh răng bằng thép thường hoá hoặc tôi cải thiện Ks=1,8, tôi thể tích Ks=2, tôi bề mặt Ks=1,2; đối với bánh răng bằng gang hoặc chất dẻo Ks=1.

                        - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, được xác định:(3.7)

                        No - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, chọn No = 5.106.

                        Ntd - số chu kỳ tương đương.

                  Khi tải trọng thay đổi, ta có:  (3.8) Với m bậc đường cong mỏi uốn, m = 6 đối với thép thường hoá hoặc tôi cải thiện, m = 9 đối với thép tôi.

                  Ta nhận thấy . Do đó Ntd ≥ 60.1.1470.48000 = 4233,6.106. Suy ra Ntd ≥ No = 5.106 .Như vậy chọn .

                  Tính cho bánh răng thép thường hoá, chọn s-1 = (0,425)sbk ,hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Ks=1,8.

                  Từ (3.6) ta có: . Từ đó ta định ứng suất tiếp xúc cho phép của các bánh răng:

                     Bánh nhỏ: (N/mm2).

                     Bánh lớn:  (N/mm2).

         3.2.3.3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:

               Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3÷1,5. Chọn K = 1,3.

         3.2.3.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

               Chọn hệ số chiều rộng bánh răng trụ tải trọng trung bình: jA = b/A = 0,5.

         3.2.3.5.Xác định khoảng cách trục A:

               Khoảng cách trục A đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là:

                         (3.9)

               Với A-khoảng cách trục (mm), i-tỷ số truyền, K-hệ số tải trọng, N-công suất của bộ truyền (kW), [s]tx-ứng suất tiếp xúc giới hạn (N/mm2), jA-hệ số bề rộng bánh răng, n2-số vòng quay của bánh bị dẫn (v/ph).

               Dấu “±” trên dùng dấu “+” khi bộ truyền ăn khớp ngoài và dùng dấu “-” khi bộ truyền ăn khớp trong.

               Công suất trên trục thứ ba và trục thứ tư được xác định:

                                    N3 = 29,35 (kW).

                                    N4 = 28,18 (kW).

               Số vòng quay của bánh bị dẫn là: n4 = n3/i = 105/5 = 21 (v/ph).

               Ứng suất tiếp xúc giới hạn [s]tx = 546 (N/mm2 ).

               Khi đó khoảng cách trục A được xác định:

                       

                        Hay A ≥ 487,8 (mm). Chọn A = 488 mm.

               Kiểm nghiệm chiều dài khoảng cách trục A qua công thức:

                         (3.10)

                       

               Như vậy chiều dài khoảng cách trục A đảm bảo.

         3.2.3.6.Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:

               Vận tốc vòng của bánh răng trụ được xác định:

                                     (m/s). (3.11)

                                    Hay  (m/s).

               Từ bảng 3-11/Trang 46 - tài liệu [3]. Ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 8.

         3.2.3.7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:

               Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ (3.12)

               Khi bộ truyền có tải trọng thay đổi Ktt được xác định:

                                    Ktt = (Ktt bảng + 1)/2.   (3.13)

               Tính jd = b/d = jA.(i+1)/2 = 0,5.(5+1)/2 = 1,5. Và chọn trục rất cứng. Từ bảng 3-12/trang 47, tài liệu [3]. Ta chọn hệ số Ktt bảng = 1,32

               Từ (3.13)Þ Ktt = (1,32+1)/2 = 1,16

               Đối với bánh răng thẳng vát đầu răng, hệ số Kđ được lấy theo bảng 3-14, tài liệu [3]. Khi đó chọn Kđ = 1

               Từ (3.12)Þ K = 1,16.1 = 1,16

               Như vậy ta có: > 5% Do vậy cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A

                     Ta có: (mm)

                     Chọn A = 484 mm.

         3.2.3.8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng và góc nghiêng bánh răng:

               Đối với bánh răng trụ môđun được chọn theo khoảng cách trục A như sau:

                        m = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).484 = (4,84÷9,68)

               Tra bảng 3-1/trang 34, tài liệu [3]. Các giá trị môđun tiêu chuẩn theo dãy 1 là m = {5; 6; 8}.

               Chọn m = 5, ta có số răng bánh dẫn là:

                        Hay Z5 = 32,26. Chọn Z­5 = 32 (răng).

                        Khi đó Z6 = i.Z5 = 5.32 = 160 (răng).

                        Như vậy A = m(Z5 + Z6)/2 = 5(32 + 160)/2 = 480 (mm)

         3.2.3.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

               Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, để răng đảm bảo sức bền uốn ta phải có:                (3.14)

               Trong đó: m = 5_môđun của bánh răng, K = 1,3_hệ số tải trọng, N _công suất bộ truyền, Z_số răng của bánh răng, b_bề rộng bánh răng, y_hệ số dạng răng.