Thiết kế máy cắt tấm - chương 5

Bao gồm việc tính lực kẹp cần thiết để giữ phôi cũng như lựa chọn cơ cấu và xác định các thông số kỹ thuật của các cơ cấu có trong bộ phận kẹp phôi.

CHƯƠNG 5:

TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU MÁY

5.1 TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU BỘ PHẬN KẸP PHÔI

Bao gồm việc tính lực kẹp cần thiết để giữ phôi cũng như lựa chọn cơ cấu và xácđịnh các thông số kỹ thuật của các cơ cấu có trong bộ phận kẹp phôi

h: Bề dày thép tấm: hmax = 20mm

b: Bề rộng tấm thép: bmax = 3000mm

: Góc nghiêng của dao:  = 4o

Do tỷ số h/b = 20/3000 = 0,0067 < tg = tg4o = 0,07, nên lực cắt được tính theotrường hợp (b)

Hình 5.1 Sơ đồ biểu diễn quá trình cắt bằng dao nghiêng một phía

 2= (1.2  1.6 )  = Z2/h (5.1)Trong đó:

Z2: là đại lượng đặt trưng cho chiều sâu rãnh cắt

2

 : là tỷ số biểu thị độ sâu tương đối của vật cắt, nó phụ thuộc vào độ dẻotương đối của vật liệu Nó đặt trưng cho quá trình nhanh chậm của sự cắt của kimloại

 : Hệ số dãn dài tương đối khi thí nghiệm kéo đứt kim loại

Trong đó:

tb

 : Ứng suất tiếp trung bình theo diện tích hình thang ABED

F : Diện tích hình thang ABED

2 2

Pmax = k1.k2 k3 2

2 2

2

2 / 3

h tg





  (5.5)Trong đó:

 2: độ sâu đứt tương đối của vật cắt Tra bảng quan hệ giữa vật liệu cắt với 1 và2

 ta được: giả sử vật liệu cắt là thép CT38, cắt ở trạng thái nguội có  2= 0,35

k1 : hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu, k1 = 0,7 0,75 = max b chọn k1=0,73

k2 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ mòn dao Khi cắt nguội k2 = 1,21,3, chọn

k2 = 1,25

k3: Hệ số tính đến độ tăng khe hở cạnh dao, cắt nguội k3= 1,21,3 chọn k3=1,2

h : Chiều dày lớn nhất của thép cắt, S = 20 mm

35 , 0 2 / 3

Để khi cắt thép mép cắt được thẳng, vuông góc với phương tấm cắt ta sử dụngcông thức tính lực kẹp Q như sau:

Q = (0,03  0,04) x P (5.6)Trong đó: P : lực cắt của tấm thép, P = 504227 (N)

Suy ra : Q = 0,035 x 504227 = 17648 (N)

Vậy lực kẹp phôi cần thiết khi cắt là Q = 17648 (N)

5.1.2.Tính toán các thông số của bộ phận kẹp phôi

5.1.2.1.Tính kết cấu của lò xo trong cơ cấu kẹp chặt

Theo ở phần phân tích động học của cơ cấu kẹp chặt thì: Kết cấu kẹp gồm mộttấm kim loại có khối lượng m với chiều dài l  b và hệ thống các lò xo được lồngtrong các lõi thép, cơ cấu này gắn lên bộ phận mang dầu dao khi cắt

Khi lưỡi cắt đi xuống thì cơ cấu kẹp phôi do đặt thấp hơn đầu mũi dao nên đixuống trước và bắt đầu tiến hành kẹp phôi, do tiếp tục đi xuống và cho đến khi đủlực kẹp thì mũi dao mới bắt đầu cắt thép

Sơ đồ cắt và kích thước sơ bộ như sau:

Hình 5.2 Sơ đồ kết cấu của cơ cấu kẹp chặt

1 Đầu kẹp 5 Lò xo chịu nén

2 Tấm kim loại 6 Tấm trượt mang đầu dao

3 Lõi thép 7 Lưỡi dao cắt

Giả sử ta bố trí đầu kẹp thấp hơn mũi dao trên là b = 15mm

Tấm thép có chiều dày hmax = 20mm

Độ trùng dao để cắt hết chiều dày tấm thép là  = 15mm

Giả sử ban đầu lò xo được đặt vừa sít giữa tấm kim loại và tấm chặn trên

Giả sử chọn tấm kim loại có kích thước khối là l x b x h

15

2 0 0

4 0 0

5 0 0

6 0 0 7 0 0

3 0 0

8 0 0

Giả sử ta sử dụng 6 lò xo chịu nén phân bố đều trên chiều dài tấm kẹp.

Vậy lực tác dụng lớn nhất lên mỗi lò xo là : 13520/6= 2253 (N)

Do hành trình vận chuyển của đầu dao H = 280mm và đầu kẹp đặt thấp hơn mũidao 15mm và khoảng cách giữa đầu kẹp với mặt trên của tấm thép là: b = 15mm.Suy ra: Độ lớn chuyển vị x của lò xo là: x = 280 - 15 = 265mm

Ta bắt đầu tính kích thước của lò xo chịu nén với lực tác dụng lớn nhất của một

lò xo là F lx = 2253 (N)

5.1.2 2 Các thông số của bộ phận kẹp phôi

a Chọn vật liệu và ứng suất cho thép của lò xo

Đối với máy cắt thép tấm có tải trọng lớn, va đập và rung động mạnh do đó vậtliệu làm lò xo cần có tính đàn hồi cao và không thay đổi trong một thời gian dài, dovậy ta chọn thép silic -mangan có b= 16001700 MPa(bảng14.1[10])

Suy ra:    0 , 3 b  0 , 3 1600  480 (MPa)

2 7 4 3 C 4

2 C 4

,



Chọn d = 11 mm

- Đường kính trung bình của lò xo:

d: đường kính tiết diện dây H 0 : Chiều cao lò xo.

D: đường kính trung bình p: Bước lò xo.

d Xác định số vòng làm việc của lò xo( n)

Có Fmax =Flx = 2253 (N)

Fmin = 0 ( do chọn ban đầu lò xo chưa chịu nén )

Số vòng làm việc n được xác định theo công thức :

n = 8.C .(xF.G.d F )

min max

3

 (5-8)Trong đó:

x: biến dạng của lò xo, x = 265 (mm)

G: Mođun đàn hồi trượt, G = 8.104(N/mm2)

11 10 8 265

F2 = biến dạng của lò xo khi chịu lực cắt lớn nhất chính bằng x do ban đầu lò

xo không chịu nén

:

 độ hở giữa các vòng lò xo khi chịu lực cắt lớn nhất Thường chọn

1 , 1 11 1

H0



 >3, do vậy cần phải có lõi lồng bên trong

f Kiểm nghiệm ứng suất xoắn cho phép  

C.F.k

8

(5-11)

398 , 5 ( N / mm )

11 14 , 3

7 2253 2 , 1

Vậy thoả mãn điều kiện ứng suất cho phép

g Vậy các thông số của lò xo

D n .36 9985,5

5 cos

88 14 , 3

5.2 TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU CHO BỘ PHẬN CẮT

Đây là bộ phận quan trọng nhất trong máy cắt, yêu cầu của việc tính toán độnghọc và kết cấu phải đảm bảo cơ cấu phải tạo đủ lực cắt, làm việc đủ công suất Baogồm: Tính toán cho Piston thuỷ lực và tính kết cấu của bàn trượt giá dao.

5.2.1 Tính toán Xilanh thuỷ lực cho bộ phận tạo lực cắt

Truyền động thuỷ lực là một hệ thống truyền động dùng môi chất lỏng (các loạidầu ép) làm khâu trung gian để truyền.Truyền động được thực hiện bằng cách cungcấp cho dầu một năng lượng dưới dạng thế năng, sau đó biến đổi thế năng của dầuthành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc chuyển động tịnh tiến.Bất kỳ một hệ thống truyền động thuỷ lực nào cũng có hai phần chính:

- Cơ cấu biến đổi năng lượng ( bơm, động cơ ,xi lanh )

- Cơ cấu điều khiển, điều chỉnh (các loại van )

- Ngoài ra còn có các thiết bị phụ khác để đảm bảo hệ thống làm việc

Phần lớn các thiết bị cơ cấu trong truyền dẫn thuỷ lực đã được tiêu chuẩn hoánên việc thiết kế tính toán chỉ mang tính lựa chọn, sao cho máy hoạt động đúng yêucầu thiết kế

* So với các loại truyền động khác, truyền động thuỷ lực có nhiều ưu điểm hơn:

- Kết cấu nhỏ gọn

- Dễ đề phòng quá tải

- Truyền được công suất cao,lực lớn, cơ cấu đơn giản, độ tin cậy cao, ít chămsóc và bảo dưỡng

- Hoạt động ít gây tiếng ồn

- Điều khiển vô cấp tốc độ, dễ dàng tự động hoá theo điều kiện làm việc hoặctheo chương trình

* Nội dung thiết kế tính toán Piston thuỷ lực bao gồm các phần sau:

- Tính toán các thông số của Piston- Xilanh

- Lựa chọn các thông số của bơm (chọn động cơ, loại bơm dầu, áp suất, lưulượng )

- Tính các tổn thất về áp suất, lưu lượng trong hệ thống và chọn các phần tửthủy lực

5.2.1.1 Tính toán, lựa chọn các thông số của Piston-Xilanh

* Tính sơ bộ chiều dài thân xilanh:

Hình 5.4 Sơ đồ tính chiều dài thân xilanh.

Đã tính được hành trình dịch chuyển của dao cắt H = 165 mm

Để quá trình kẹp chặt sảy ra trước thì đầu kẹp phải lắp đặt ở vị trí thấp hơn mũidao

Chọn khoảng cách tương đối đầu kẹp thấp hơn mũi dao là a = 15 mm

Do đó tổng hành trình dịch chuyển của mũi dao là :

H1 = H + a = 165 + 15 = 180 (mm)

Trong quá trình cắt do chịu phản lực cắt nên vận tốc cắt thay đổi (lớn nhất khiquá trình cắt vừa kết thúc), gây va đập cho máy Vì vậy cần phải giảm chấn cho daocắt Đối với hệ thống dùng piston - xilanh thuỷ lực người ta giảm chấn bằng cách tạomột lớp dầu còn lại trong xilanh ở đầu hành trình cũng như cuối hành trình củapiston, nhờ sự biến dạng đàn hồi của lớp dầu này sẽ không làm thay đổi đột ngột vềlực cũng như vận tốc của cần piston

Chọn chiều dày của lớp dầu mà khi thiết kế xilanh để giảm chấn cho cơ cấu là h1

và h2, trong đó : h1 là độ dày của lớp dầu giảm chấn cho hành tình piston đi lên, h2 là

độ dày của lớp dầu giảm chấn cho hành tình piston đi xuống Với h1 = 30 mm, h2= 30mm

Do đó tổng chiều dài xilanh là:

Trong đó P là lực cần thiết mà cả hệ Piston-Xilanh thuỷ lực nhận được ra:

* Lực cần thiết để thắng phụ tải đặt lên xilanh:

Do có ma sát giữa piston và xi lanh, giữa bạc đở và cần piston, lực quán tính củakhối lượng chuyển động, đối áp ở khoang tải…để đặc trưng cho điều này ta có kháiniệm hiệu suất cơ khí:

xilanh ct

xilanh ci ck

Pci-xilanh: lực có ích trên xilanh chính bằng lực của phụ tải trên xilanh

Pct-xilanh: lực cần thiết trên xilanh để thắng phụ tải

Trong tính toán kỹ thuật thường lấy ck  0 , 95 [7]Lực ma sát phụ thuộc chủ yếu vào kết cấu của xilanh, vật liệu và chất lượnggia công xilanh, piston, vòng làm kín

95 , 0

172582 P

P

ck

xilanh ci xilanh



 

* Chọn kết cấu của xilanh:

* Chọn áp suất làm việc của xilanh:

Chọn áp suất đầu ra của bơm, Pb= 100 bar(≈ 100 KG/cm2)

Áp suất dầu tác dụng lên Piston-Xilanh, được tính như sau:

Từ phương trình cân bằng áp suất trong hệ thống:

Pxl: áp suất dầu tác dụng lên bề mặt Piston - xilanh.

Pb: áp suất đầu ra của bơm, Pb= 100 bar(≈ 100 KG/cm2.)

 P1: Tổn thất áp suất của bộ lọc dầu:  P1 = 1,5 bar

 P2: Tổn thất áp suất của bộ van tràn,  P2= 2,5 bar

 P3: Tổn thất áp suất của van tiết lưu điều chỉnh được,  P3= 4 bar

P4: Tổn thất áp suất của van đảo chiều, P4 = 2 bar

P5: Tổn thất áp suất của van 1 chiều, P5 = 1,5 bar

P6 : Tổn thất áp suất trên đường ống dẫn dầu, P6= 1,5 bar

Ta có: Pxl = Pb -  P = 100 - (1,5 + 2,5 + 4 + 2 + 1,5 + 1,5 ) = 87 (bar) = 87 bar = 8,7( N/mm2)

* Tiết diện làm việc của piston:

F = 20881 ( mm )

7 , 8

181665 p

18 2 F 2 D 4

Theo tiêu chuẩn chọn: D = 160 mm

* Đường kính cần của piston:

* Tính toán sức bền của xilanh:

- Chiều dày thành xilanh:

c D m

- Chiều dày của đáy xilanh:

c

kp d , 0

 : giới hạn bền chọn vật liệu xilanh C45 có  b= 58 KG/mm2

: hệ số độ bền của mối hàn với thép  = 0,9

4 , 17 9 , 0 3

100 3 , 0 180 1 , 0

1044050F

F

Q

2 cán

5.2.1.2.Tính toán lựa chọn các thông số của bơm

a Công suất cần thiết của động cơ điện làm quay bơm dầu là

Nct = N

Với   0  , 6 0 , 8 : Hiệu suất của bơm dầu, chọn   0 , 8

) KW ( 36 , 32 ) W ( 32359 8

, 0

35 , 25887



Do vậy cần phải chọn động cơ dùng để quay bơm dầu thích hợp vừa đảm bảo đủcông suất cho yêu cầu của quá trình cắt vừa phải có tính năng làm việc phù hợp vớiyêu cầu truyền động cho bơm, phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được antoàn và ổn định Hơn nữa chọn công suất động cơ phải phù hợp để đảm bảo tính kinh

tế, hạ giá thành của sản phẩm, tăng hiệu suất của động cơ và kết cấu không cồngkềnh

Từ những yêu cầu cần thiết đặt ra ta cần chọn động cơ có công suất Nđc  N ct

Do vậy ta chọn loại động cơ đồng bộ, che kín, có quạt gió loại A02-82-6 có côngsuất 40 kw, số vòng quay 1000( v/ph )

b Chọn bơm dầu cho hệ thống cung cấp thuỷ lực

Như đã tính, lưu lượng cần thiết cho 1 xilanh khi làm việc là Qxl = 62,64 lít/phút,nhưng trong sơ đồ thuỷ lực ta phân tích thì cần thiết phải dùng 3 xilanh

Do vậy, lưu lượng cần thiết bơm phải cung cấp cho hệ thống là:

Tuỳ thuộc vào lượng dầu do bơm đẩy ra trong một chu kỳ làm việc, ta có thểphân biệt được 2 loại bơm thể tích: bơm có lưu lượng cố định và bơm có lưu lượng

có thể điều chỉnh được

Về mặt kết cấu, bơm thể tích ( cả bơm cố định và bơm điều chỉnh ) có thể phân

ra các loại chính như: bơm bánh răng, bơm cánh gạt và bơm piston Mỗi loại kết cấubơm đều có những ưu nhược điểm riêng, do vậy ta phải phân tích lựa chọn loại bơm

có hiệu quả kinh tế và đơn giản về kết cấu nhất đồng thời làm việc phải đáp ứngđược với yêu cầu cần thiết mà bơm phải tạo ra

Sau khi phân tích lựa chọn ta xác định sử dụng loại bơm bánh răng có áp suất

100 bar, lưu lượng tạo ra là 200 (l/ph) Loại này thỏa mãn với áp suất và lưu lượngtính toán

* Ưu điểm và phạm vi ứng dụng của bơm bánh răng:

Bơm bánh răng là loại bơm dùng rộng rải nhất vì nó có kết cấu đơn giản, dễ chếtạo đồng thời giá thành lại rẻ hơn các loại bơm khác Phạm vi sử dụng của bơm bánhrăng chủ yếu ở những hệ thống có áp suất nhỏ trên các máy khoan, doa, bào, phay,máy tổ hợp, Phạm vi áp suất sử dụng của bơm bánh răng hiện nay có thể từ 10 -200bar (phụ thuộc vào độ chính xác chế tạo)

* Phân loại bơm bánh răng:

Bơm bánh răng gồm có: loại bánh răng ăn khớp ngoài hoặc ăn khớp trong, có thể là răng thẳng, răng nghiêng hoặc răng chử V

Loại bánh răng ăn khớp ngoài được dùng rộng rải hơn vì chế tạo dễ hơn, nhưng bánh răng ăn khớp trong thì có kích thước gọn nhẹ hơn Ở đây ta chọn loại loại bơm bánh răng ăn khớp ngoài

* Nguyên lý làm việc của bơm bánh răng:

Hình 5.6 Bơm bánh răng ăn khớp ngoài

Nguyên lý làm việc của bơm bánh răng là thay đổi thể tích: khi thể tích củabuồng hút A tăng, bơm hút dầu, thực hiện chu kỳ hút; và nén khi thể tích giảm, bơmđẩy dầu ra ở buồng B, thực hiện chu kỳ nén Nếu như trên đường dầu bị đẩy ra ta đặtmột vật cản (ví dụ như van), dầu bị chặn sẽ tạo nên một áp suất nhất định phụ thuộcvào độ lớn của sức cản và kết cấu của bơm

* Kết cấu bơm bánh răng:

Hình5.7 Kết cấu bơm bánh răng

Thân bơmn

b

c Xâc định tiết diện ống dẫn dầu

Theo điều kiện liín tục của dòng chảy vă tổn thất âp suất lớn nhất thì đường kínhcâc lỗ cấp dầu của xilanh được chọn sao cho tốc độ đường dầu trong:

Q 2 10 d



1 14 , 3 3

200 2 10

5 14 , 3 3

188 2 10

1 14 , 3 3

188 2 10

Đường kính ống cấp dầu cho mỗi xilanh lă:

16

5 14 , 3 3

64 , 62 2 10

5.2.1.3 Tính câc tổn thất về âp suất, lưu lượng trong hệ thống

a Xâc định tổn thất âp suất trín hệ thống

Tổn thất âp suất lă sự giảm âp suất do sức cản trín đường đi của dầu từ bơm đến

cơ cấu chấp hănh (xi lanh thuỷ lực).Sức cản năy chủ yếu được hình thănh do chiềudăi ống dẫn, sự thay đổi tiết diện ống dẫn, thay đổi hướng chuyển động cũng như sựthay đổi của vận tốc chuyển động vă độ nhớt của dầu gđy nín Vì vậy tổn thất âp suất

có thể xảy ra ở nhiều bộ phận trong hệ thống thuỷ lực

Nếu gọi p0 lă âp suất mă bơm cung cấp văo hệ thống, p1 lă âp suất đo tại buồngcông tâc cuả cơ cấu chấp hănh, thì tổn thất âp suất của hệ thống đựơc biểu thị ở dạnghiệu suất :

 =

0 0

1 0

p

p p

- Tổn thất âp suất qua van

- Tổn thất âp suất trín ống dẫn

* Tổn thất âp suất qua van :( p 1 ).

Bằng thực nghiệm người ta đê xâc định được những khoảng giâ trị tổn thất âpsuất đối với từng loại van

suất p 1

Van đảo chiều 1,5 3 (KG/cmKG/cm2)

Van điều áp 2,56 (KG/cmKG/cm2)

Van tiết lưu 23,5 (KG/cmKG/cm2)

Van tiết lưu điều

Tổn thất âp suất qua van đảo chiều :2(KG/cm2)

Tổn thất âp suất qua van an toăn : 2,5(KG/cm2)

Tổn thất âp suất qua van tiết lưu điíù chỉnh :4(KG/cm2)

Tổng tổn thất âp suất trong van sẽ lă:

Giâ trị tổn thất âp suất cục bộ được tính theo công thức sau:

p2 =10. 2.g V2 (KG/cmN/m2) (KG/cm5-13)

p2 =10-4..2.g V2 (KG/cmKG/cm2) (KG/cm5-14)

Để đơn giản trong quâ trình thiết kế, có thể lấy giâ trị tổn thất âp suất cục bộtrong ống dẫn theo công thức sau đđy :

Dạng tổn thất thể tích trong hệ thống thuỷ lực chủ yếu do dầu chảy qua các khe

hở gây ra Nếu áp suất càng lớn, vận tốc càng nhỏ, độ nhớt càng nhỏ thì tổn thất thểtích là đáng kể Trong các yếu tố ảnh hưởng trên thì áp suất của hệ thống là yếu tốquyết định đến giá trị tổn thất thể tích

Tổn thất thể tích xảy ra ở mọi bộ phận trong hệ thống, chủ yếu là ở các cơ cấubiến đổi năng lượng như: bơm dầu, động cơ dầu, xi lanh truyền lực

Ước tính tổn thất thể tích trong hệ thống dầu ép theo công thức sau:

qtt .p qtt (5-15)Trong đó:

: Trị số tổn thất thể tích ( cm3/s)

 p: Tổn thất áp suất trên hệ thống

 p = p1 + p2 +p3 + p4+.p5 + p6

Trong đó:

P1: Tổn thất áp suất của bộ lọc dầu :  P1 = 1,5 bar

 P2: Tổn thất áp suất của bộ van tràn,  P2= 2,5 bar

 P3: Tổn thất áp suất của van tiết lưu điều chỉnh được,  P3= 4 bar

 P4: Tổn thất áp suất của van đảo chiều,  P4 = 2 bar

 P5: Tổn thất áp suất của van 1 chiều,  P5 = 1,5 bar

p6 : Tổn thất áp suất trên đường ống dẫn dầu, p6 = 4.35 bar

Và    1   2   3

Trong đó:

1

 : Trị số tổn thất thể tích đối với bơm : 0,6.10-6 (cm3/s)

 2: Trị số tổn thất thể tích đối với van đảo chiều : 0,025.10-6 (cm3/s)

 3: Trị số tổn thất thể tích đối với xilanh : 0,015.10-6 (cm3/s)

c Phân tích chọn loại dầu trong hệ thống

Hệ thống làm việc trong với vận tốc, áp suất và nhiệt độ khá lớn Trong điềukiện như thế, để đảm bảo cho các cơ cấu làm việc được bình thường thì dầu dùngtrong hệ thống phải thoả mãn các yêu cầu sau:

+ Phải có tính bôi trơn tốt để đảm nhiệm chức năng bôi trơn các chi tiết máy mà

nó chảy qua

+ Có chỉ số độ nhớt cao, tức là ít thay đổi theo nhiệt độ.

+ Phải có tính trung hoà đối với tất cả những vật liệu mà nó tiếp xúc, không gâyhan rỉ đối với kim loại, không gây hư hỏng đối với các chất sơn, chất nhựa, chấtdẻo,

+ Có độ nhớt thích hợp với điều kiện che chắn và khe hở của các chi tiết di trượtnhằm đảm bảo độ dò dầu bé nhất, cũng như tổn thất ma sát ít nhất

+ Dầu cần phải ít sủi bọt, ít bốc hơi khi làm việc, ít hoà tan nước, có mođun đànhồi tỷ nhiệt lớn, dẫn nhiệt tốt, khối lượng riêng nhỏ

Trong những yêu cầu trên, thì dầu khoáng chất hầu như thoả mãn được đầy đủnhất, hiện tại người ta đã chế tạo rất nhiều loại dầu khoáng chất khác nhau cho hệthống truyền động bằng dầu ép

Đối với hệ thống dầu ép mà ta sử dụng có áp suất cao 100 bar, yêu cầu độ rò dầuthấp, làm việc liên tục trong điều kiện khắc nghiệt, vì vậy ta sử dụng loại dầu có độnhớt 60.10-6 m2/s, tức dầu công nghiệp 60 ( hay D = 60 cst ) có khối lượng riêng từ( 890 930 ) kg/ m3

5.2.1.4 Chọn các phần tử thuỷ lực khác

* Van tràn và an toàn có Q max =200 (l/ph)

Van tràn và van an toàn dùng để hạn chế việc tăng áp suất chất lỏng trong hệ thống thủy lực vượt quá trị số quy định Van tràn làm việc thường xuyên, còn van an toàn làm việc khi quá tải

Có nhiều loại:

+/ Kiểu van bi (trụ, cầu)

+/ Kiểu con trượt (pittông)

+/ Van điều chỉnh hai cấp áp suất (phối hợp)

Xo - biến dạng của lò xo tạo lực căng ban đầu;

C - độ cứng lò xo

Fo = C.xo - lực căng ban đầu

x - biến dạng lò xo khi làm việc (khi có dầu tràn)

p1 - áp suất làm việc của hệ thống

A - diện tích tác động của bi

Kiểu van bi có kết cấu đơn giản nhưng có nhược điểm: không dùng được ở áp suất cao, làm việc ồn ào Khi lò xo hỏng, dầu lập tức chảy về bể làm cho áp suất trong hệ thống giảm đột ngột

b Kiểu van con trượt

Hình 5.9 Kết cấu kiểu van con trượt Giải thích: Dầu vào cửa 1, qua lỗ giảm chấn và vào buồng 3 Nếu như lực do áp

suất dầu tạo nên là F lớn hơn lực điều chỉnh của lò xo Flx và trọng lượng G của pittông, thì pittông sẽ dịch chuyển lên trên, dầu sẽ qua cửa 2 về bể Lỗ 4 dùng để tháo dầu rò ở buồng trên ra ngoài

Ta có: p1.A = Flx (bỏ qua ma sát và trọng lượng của pittông) Flx = C.x0

Khi p1 tăng F = P*.A > Flx pittông đi lên với dịch chuyển x  P*.A = C.(x + xo)Nghĩa là: p1  pittông đi lên một đoạn x  dầu ra cửa 2 nhiều  p1  để

có kích thước lớn, do đó làm tăng kích thước chung của van

c Van điều chỉnh hai cấp áp suất

Trong van này có 2 lò xo: lò xo 1 tác dụng trực tiếp lên bi cầu và với vít điều chỉnh, ta có thể điều chỉnh được áp suất cần thiết Lò xo 2 có tác dụng lên bi trụ (con

trượt), là loại lò xo yếu, chỉ có nhiệm vụ thắng lực ma sát của bi trụ Tiết diện chảy làrãnh hình tam giác Lỗ tiết lưu có đường kính từ 0,8  1 mm.

Hình 5.10 Kết cấu của van tràn điều chỉnh hai cấp áp suất được chọn

Dầu vào van có áp suất p1, phía dưới và phía trên của con trượt đều có áp suất dầu Khi áp suất dầu chưa thắng được lực lò xo 1, thì áp suất p1 ở phía dưới và áp suất p2 ở phía trên con trượt bằng nhau, do đó con trượt đứng yên

Nếu áp suất p1 tăng lên, bi cầu sẽ mở ra, dầu sẽ qua con trượt, lên van bi chảy về

bể Khi dầu chảy, do sức cản của lỗ tiết lưu, nên p1 > p2, tức là một hiệu áp p = p1

-p2 được hình thành giữa phía dưới và phía trên con trượt (Lúc này cửa 3 vẫn đóng)

0 2 1 1

2 p C x

0 3

2 x p A

Khi p1 tăng cao thắng lực lò xo 2  lúc này cả 2 van đều hoạt động

Loại van này làm việc rất êm, không có chấn động áp suất có thể điều chỉnh trong phạm vi rất rộng

Hình 5.11 Sơ đồ tính toán van tràn

Qua phân tích ta chọn loại van tràn điều chỉnh hai cấp áp suất để tính toán

Tính toán van tràn theo đặc tính tĩnh có nghĩa la xác định diện tích của cửa thông

để đảm bảo lưu lượng yêu cầu của chất lỏng Q, ứng với độ chênh áp suất  p

Van tràn

Van an toànP

p g 2 f

: hệ số lưu lượng phụ thuộc vào Re

: trọng lượng riêng của dầu  = 850 (kg/m3)

p

 : độ chênh lệch áp suất trong van,  p  p1  p2  2 , 5(KG/cm3)

Q: lưu lượng tối đa qua van, Q = 200 – 3 62,64 = 12 (l/ph)

f: diện tích có ích của khe hở thong van

2sin.h.d.t2

dd

Q h

d

: hệ số nhớt động của dầu 60 cst

6 , 4 60

5 14 4 rv 4

850 45

sin 20 14 , 3 42 , 0

12 p

g 2 2 sin d

* Van tiết lưu điều chỉnh được có Q max = 200 (l/ph).

Van tiêt lưu điều chỉnh lưu lựơng dầu, qua đó điều chỉnh vận tốc của cơ cấuchấp hành trong hệ thống

Hình 5.12 Sơ đồ thủy lực có lắp van tiết lưu ở đường dầu vào

Van tiết lưu có thể đặt ở đường dầu vào hoặc đường ra của cơ cấu chấp hành.Van tiết lưu có hai loại:

+/ Tiết lưu cố định

+/ Tiết lưu thay đổi được lưu lượng

Ta có các phương trình:

Q2 = A2.v: lưu lượng qua van tiết lưu

p = p2 - p3: hiệu áp qua van tiết lưu

Lưu lượng dầu Q2 qua khe hở được tính

theo công thức Torricelli như sau:

p g 2 A



Trong đó:

: là hệ số lưu lượng;

Ax: diện tích mặt cắt của khe hở

p = (p2 - p3): áp suất trước và sau khe hở 4kG/cm2 = 4.105 [N/m2];

: khối lượng riêng của dầu = 850 [kg/m3]

Khi Ax thay đổi  p thay đổi và v thay đổi

) mm ( 6 6 sin 10 4 850

10 2 6 , 0 10 14 14 , 3 2 60

10 3 64 , 62 sin

p g 2

0 5

* Van đảo chiều 4/3 điều khiển trực tiếp bằng tín hiệu điện

Khi thiết kế van tịnh tiến xuất phát từ điều kiện làm việc, cần đảm bảo sao chokết cấu của van đơn giản và kích thước phải nhỏ gọn Để thỏa mãn yêu cầu trênVận tốc chất lỏng trong thân van phải lớn hơn trong ống dẫn từ 2 đến 2,5 lần Đãchọn 5 m/s

Mức chênh lệch áp suất khi qua van < 2% áp suất làm việc, đã có 4kG/cm2.Diện tích mặt cắt ngang của dòng chất lỏng tại các vị trí bất kỳ của kênh f kkhông nhỏ hơn 40 -50% diện tích mặt cắt ngang của ống dẫn f  Ta có quan hệ:

1,0





.Đường kính của cần nòng van d1 cần chọn sao cho đảm bảo được diện tích mặt cắt khe hở thông .( d d )

4 x d

1 2

h

.

n



Để thỏa mãn các yêu cầu trên Tra bảng 6.1[7] ta có:

Đường kính của gờ nòng van d = 25mm

Đường kính của cần nòng van d1 = 15mm

810

79

Hình 5.14 Sơ đồ kết cấu và kí hiệu Van đảo chiều 4/3

điều khiển trực tiếp bằng tín hiệu điện