Tính toán sức bền và kết cấu máy

tính toán sức bền cho thân dao trên:

Chương 4 TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ

KẾT CẤU MÁY.

4.1 TÍNH TOÁN SỨC BỀN CHO THÂN DAO TRÊN:

Kết cấu:

Dựa theo sự bố trí của các xilanh trên chiều dài thân máy, ta có được kết cấu của thân gá dao trên

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 54

b

6000mm

h2

h1

Hình 4.1 Kết cấu thân dao trên.

Thân dao có các kích thước:

a = 500mm

b = 2.500mm

h1 = 600 mm

H2 = 1.200 mm

S = 80mm

Thân dao có kích thước và lực tác dụng như hình vẽ Giả sử lực tác dụng lên thân dao phân bố đều, ta có

sơ đồ lực tác dụng lên thân dao như sau:

Hình 4.2 Sơ đồ lực tác dụng

Để tính toán sức bền cho thân gá dao trên khi làm việc với công suất lớn nhất của máy ta mô hình hóa thân thành một dầm có mặt cắt ngang thay đổi, chịu tải trọng phân bố q

= 106 N/m và giả sử lực tác dụng của 3 bộ xilanh - piston là các phản lực tác dụng lên dầm thì ta có sơ đồ để tính toán như sau:

q

Q

Y

q

a

A

a D

E

Hình 4.3 Sơ đồ tính toán.

Ta thấy dầm trên là một dầm siêu tỉnh để giải được bài toán này ta dùng phương pháp giải bằng phương trình 3 mômen ẩn số là các mômen M0= - q.a2/2 , M1 và M2 = - q.a2/2 Tách dầm ra thành các dầm đơn giản để đảm bảo dầm làm việc như một dầm thực ta thêm vào các mômen tại các gối tựa:

Hình 4.4 Sơ đồ mômen tại các gối

Biểu đồ mômen do tải trọng gây ra:

- Trên đoạn AB ta có (0≤Z≤a)

Mz = - q.z2/2

Tại Z = 0 ⇒ Mz = 0

Tại Z = a ⇒ Mz = - q.a2/2

Trên đoạn BC ta có (0 ≤ Z ≤b) gốc tại B

Mz = (q.b.z/2) - (q.z2/2)

Tại Z = 0 ⇒ Mz = 0

Z = b/2 ⇒ Mz = q.b2/8

Z = b ⇒ Mz = 0

Trên đoạn CD ta có:

Mz = (q.b.z/2) - (q.z2/2)

Z = 0 ⇒ Mz = 0

Z = b/2 ⇒ Mz = qb2/8

Z = b ⇒ Mz = 0

Trên đoạn DE ta có:

Mz = - q.z2/2

Z = 0 ⇒ Mz = 0

Z = a ⇒ Mz = - q.a2/2

Từ các số liệu vừa tính toán ta có được biểu đồ mômen uốn do tải trọng gây ra có dạng như sau:

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 56

p

B

A

O

q

a 2

8 q

2 b

a

aq 2

q 2

b 8

B

Hình 4.5 Biểu đồ mômen do tải trọng gây ra.

Lập phương trình 3 mômen có dạng như sau:





























+

+ +

Ω +

Ω

−

= +

+ +

+ +

−

1

1 1

6

1 1

2

1

.

i l i b i i

i a i i

M i l i M i l i i

M

Trong đó:

i = 1

l1 = l2 = b

a1 = b2 = b/2

m0 = m1 = - q.a2/2

12

2 8 3

1

b q b b

q =

=

Ω

12

3 1 2

b q

= Ω

=

Ω

Có được giá trị của M1 ta sẽ đi vẽ biểu đồ mômen uốn và lực cắt do tải trọng gây ra của dầm liên tục

Trên đoạn AB ta có:

Tại Z1 = 0 ⇒ M = 0

Z1 = a ⇒ M = - 1,25.105 Nm

Trên đoạn BC ta có:

Tại Z2 = 0 ⇒ M = - 1,25.105 Nm

Z2 = 1,013 ⇒ M = 3,876 Nm

Z2 = b = 2,5 ⇒ M = - 7,187.105Nm

Trên đoạn CD ta có:

Tại Z3 = 0 ⇒ M = - 7,187.105Nm

Z3 = 1,487 ⇒ M = - 3,876.105Nm

Z3 = 2,5 ⇒ M = - 1,25.105Nm

Trên đoạn DE ta có:

Z4 = 0 ⇒ M = - 1,25.105Nm

Z4 = a ⇒ M = 0

Giá trị của lực cắt

Trên đoạn AB: Z1 = 0 ⇒ Qy = 0

Z1 = a ⇒ Qy = 5.105N Trên đoạn BC: Z2 = 0 ⇒ Qy = - 1,012.106N

Z2 = 2,5 ⇒ Qy = 1,487.106N Trên đoạn CD: Z3 = 0 ⇒ Qy = - 1,488.106N

Z3 = 2,5 ⇒ Qy = 1,012.106N Trên đoạn DE: Z4 = 0 ⇒ Qy = 5.106N

Z2 = a ⇒ Qy = 0 Từ các số liệu đã tính toán trên ta vẽ được các biểu đồ mômen uốn và lực cắt của dầm

Biểu đồ mômen uốn:

Biểu đồ lực cắt:

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 58

1.513

4.48

Hình 4.6 Biểu đồ mômen

uốn

6

1.012x10N

6

1.487x10N

Hình 4.7 Biểu đồ lực cắt

Với các số liệu tính toán được ta đi kiểm tra bền cho thân giá dao trên

Trên biểu đồ nội lực tại điểm C đồng thời vừa có Qy

lớn nhất và Mx lớn nhất, do vậy ta kiểm tra bền cho dầm tại điểm C

Điểm C chịu ứng suất phẳng đặc biệt theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng ta có:

[ ] σ σ

σtd= 2+ 3T2 ≤ (4.2)

Trong đó:

max Υ

=

x

J

x

M

σ (4.3) Tại C ta có: Mx = 7,187.105Nm

Jx = b.h3/12 = 80.6003/12 mm

ymax = 600/2 = 300mm Thay vào ta có:

Nm

5 5

10 29 1497 00144

0

3 0 10 187 7

, ,

,

=

d x

S x J y

.

=

Τ

Tại C ta có:

Qy = 1,488.106N











2 2

4

2 h y

b

S x : Mômen tĩnh đối với trục trung hoà x của phần mặt cắt nằm về một phía của đường có toạ độ y là đường mà ta xét đối với ứng suất tiếp (y = 0) b: Bề rộng của mặt cắt

(4.4)

⇒ Ứng suất tiếp cực đại tại đường trung hoà

Tmax =

F

Q y

2 3

Trong đó:

Qy = 1,488.106N

F = b.h = 0,08.0,6 Vậy T = 31, 625.106N/m2

⇒ σtd = 149 , 729 2 + 331 , 625 2 10 6 = 159 10 6N /m2

Ta có:[ ]σ = 37kg/mm2 = 370 10 6N /m2

⇒ σ <td [ ]σ

Điểm I, trạng thái dầm chịu ứng suất đơn

2 5

10 875

y J

M

x

x

σ

Như vậy: σb <[ ]σ =370.106N/m2

Điểm B, trạng thái dầm chịu ứng suất phẳng đặc biệt:

[ ]σ σ

σtd = 2 + 3 Τ 2 ≤ (4.5) Trong đó:

max Υ

=

x

J

x

M

σ = 21,7.106N/m2

Tmax =

F

Q y

2

3

= 31,625.106N/m2

⇒ σtd = 2 , 17 2 + 331 , 625 2 10 6 = 54 , 819 10 6N/m2

Như vậy: [ ] 6 2

10

370 N m

td≤ σ = /

σ

Tính toán độ võng thân dao:

Dùng phần mềm tính toán RDM ta có được độ võng thân dao tại các mặt cắt nguy hiểm hay độ võng lớn nhất Biểu đồ độ võng:

Hình 4.8 Biểu đồ độ võng

Biểu đồ góc xoay:

Hình 4.9 Biểu đồ góc xoay

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 60

4.412

2.254mm

1.412mm

K 1 K 2

0.637

Ø

rad -3

3.126x10

Vậy độ võng lớn nhất của thân daô tại K1 và K2 trên biểu đồ độ võng là: f = 2,254mm

Góc xoay lớn nhất tại N1 và N2 trên biểu đồ góc xoay là:

φ1 = φ2 = 3,126.10-3rad

4.2 TÍNH SỨC BỀN THÂN DAO DƯỚI:

Sơ đồ lực tác dụng lên thân gá dao dưới:

Hình 4.10 Sơ đồ lực tác dụng lên thân gá dao dưới

Ta thấy rằng thân dao dưới chịu lực tác dụng của ngoại lực giống như thân dao trên, gối đõ được gia cường các gân chịu lực và liên kết bằng hàn Do đó độ võng của thân dao sẽ rất nhỏ, vì vậy ta không cần đi tính toán độ võng của thân dao dưới

Kết cấu của thân dao dưới

Hình 4.11 Kết cấu thân dao dưới

4.3 TÍNH TOÁN SỨC BỀN CHO CẦN PISTON: Kết cấu:

Hình 4.12 Kết cấu của cần piston

Ta mô hình cần piston như một thanh chịu nén đúng tâm một đầu chịu tác dụng của lực ép một đầu giả sử

P 1

q

A

2.25 0.5

được cố định, lực ép ở đây chính là lực Pmax cần để uốn phôi thép

Trong đó: Pmax = 6.000.000 N

Do bố trí 3 piston - xilanh cho nên: P1 = 2.000.000N

Ta có ∑F2 =N2 −P1 =0⇒ N2 = P1

Vậy N2 = P1 = 2.106 N

Theo điều kiện bền ta có muốn đảm bảo sự làm việc an toàn khi thanh chịu kéo nén đúng tâm thì ứng suất lớn nhất trên mặt cắt ngang của nó không được vượt quá ứng suất cho phép:

σ = <

⇒

F

N Z

Z

(4.6)

Trong đó: Nz : Lực dọc

F : tiết diện mặt cắt ngang

z

σ : ứng suất lớn nhất [ ] σ : ứng suất cho phép Ởí đây ta chọn thép 45 thường hóa nên

[ ] [ ] [ ]

ch

n k

n

σ σ σ

σ

Với: σch: Giới hạn bền chảy của vật liệu

ch

n : Hệ số an toàn theo giới hạn bền

chọn n = 1,1; σcb= 260 N/mm2

Vậy ta có:

[ ]σ

π

N D Z

N

F ≥ ⇒ ≥

4 2

[ ]σ πZ

N

D≥ 4

⇒ = 108,4mm

vậy ta chọn đường kính trục piston là D= 110mm

4.4 TÍNH BỀ DÀY THÀNH XILANH:

Kết cấu:

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 62

P 1

Hình: 4.13.

Tính toán bề dày của xilanh chịu được áp lực P1 khi máy làm việc với lực nhấn Pmax

Tính toán:

Ta xem xilanh như một ống tròn có vỏ mỏng, khi đó ta đưa bài toán về bài toán mỏng có bán kính R = 320/2 = 160mm

P = 259kg/cm2 = 25,9N/mm2

Do độ dày của thành nhỏ hơn nhiều so với đường kính xilanh nên ta tính toán giả thiết không mômen

Ta tưởng tượng cắt xilanh với mặt phẳng cắt ngang như hình vẽ, bỏ đi một phần và xét sự cân bằng của phần còn lại

δ

Ta có phương trình cân bằng

δ π

σk 2 .R.

=

Ρ

(4.7)

Trong đó:

δ: chiều dày của thành xilanh

R: bán kính trong của thành xilanh

P: lực dọc trục được xác định bằng công thức

(4.8)

Cân bằng hai phương trình (4.7) và (4.8) trên ta được:

D

σk

σ

2

P R

K

.

=

(4.9)

Từ phương trình laplace cho bài toán vỏ mỏng ta có:

ρ

δ

Ρ

+

Ρ t

t

K

K

(4.10)

Trong đó:

PK: bán kính cong của kinh tuyến đang xét

P1 : bán kính cong của vĩ tuyến đang xét

Do xi lanh hình trụ nên: PK = ∞

Pt = R

⇒ σ1 =Ρρ.Ρt =Ρρ.R

viết điều kiện bền theo lý thuyết M0 ( Lý thuyết ứng suất tiếp lớn nhất )

[ ]σ σ σ

σtd = 1− 3≤

(4.11)

ta có thể bỏ qua thành phần σ3 chính là ứng suất giữa các lớp song song thành vỏ:

do ρ nhỏ nên σ <<σK.σt

từ phương trình (4.9) ta có:

σt = 2.σk = P.R/ρ

thay các giá trị σ1 = σt và σ3 = 0 vào phương trình (4.11)

ta được:

σtd = σ1 - 0 = σ1  [σ]

⇒ P.R/ρ  [σ] (*)

Trong đó: [σ] = [σ]b/n

σb : ứng suất cho phép

với vật liệu CT3 ta có [σ]b= 360N/mm2

Với n: là hệ số an toàn, chọn n = 1,5

⇒ [σ] = 360/1,5 = 250

thay các giá trị vào phương trình (*) ta được:

δ≥ P.R/[σ]= 11,5mm

chọn bề dày của thành xilanh là δ = 15mm

kiểm tra:

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 64

ta có: δ/R = 15/160 < 1/10 ⇒ thoả mãn điều kiện của bài toán vỏ mỏng

4.5 TÍNH CHỌN VÍT ĐỂ GHÉP VÒNG CHẮN KHÍT:

Sơ đồ cấu tạo:

1 thành xilanh

2 piston

3 vít

4 vòng chắn khít

5 cầnû piston

Hình 4.14

Tính toán các thông số:

D = 320mm

d = 110mm

P = 5kg/cm2

Ta có lực tác dụng trực tiếp của dầu lên vòng chắn khít khi chày chạy về nhanh

Từ công thức P = π(D2 - d2).p/4

Trong đó:

D: Đường kính của piston

d: Đường kính trụ piston

p : Aïp suất dầu

P: lực tác dụng

⇒ P = 35442N

Theo điều kiện sức bền ta có:

[ ]k

d σ

π

σ = Ρ ≤

4

2 1

0

. ( chi tiết máy tập I)

Trong đó:

P là lực toàn phần tác dụng lên vít

P1

D

P1

1 2

4 5

3

với P0 = 1,3v + X.P = [1,3.k (1 -X) + X].P (chi tiết máy tập I)

Ta phải nhân thêm hệ số 1,3 vì ở đây có xét đến tác dụng của mômen lúc xiết chặt vít

Với k : hệ số an toàn, k= 1,3 đến 1,5⇒ ta chọn k = 1,4

X: hệ số ngoại lực

Theo bảng (5-2) CTMT1 Ta chọn X = 0,26

Thay vào công thức trên ta được:

P0 = 56948,2 N, ở đây ta chọn số vít ghép là n = 30

⇒ lực tác dụng lên mỗi vít ghép là P01 = P0/30 = 949,13N

Từ công thức d π[ ]σ0k

4 1

Ρ

≥

Chọn vật liệu làm vít thép 45

Theo bảng (5-3) trang 87 CTMT1 ta có:

σch = 350N/mm2, nch = 1,4

⇒ [σk] = σch/ nch = 250N/mm2

0 4

σ π

vậy chọn đường kính của vít là d= 16mm

theo bảng (5-1) CTM tập 1 trang 67 ta có các thông số của vít như sau:

+ Đường kính bbên ngoài của vít là : d=16

+ Đường kính bên trong của vít: d=13.8

+ Bước ren: S = 2.0mm

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 66

Chương 5:

VẬN HÀNH BẢO DƯỠNG

MÁY.

5.1 Khả năng gia công của máy:

Chiều dài tối thiểu cho một lần nhấn góc nhọn, tù, cung tròn là: 6000 mm đến 6200mm

Không cho phép nhấn cục bộ hoặc nhấn sản phẩm có chiều dài nhỏ hơn 6000 mm sẽ dẫn đến biến dạng cục bộ thân dao, thân máy

Trong trường hợp gia công sản phẩm có chiều dài nhỏ hơn 6000 mm thì phải có một chi tiết phụ có cùng bề dày với sản phẩm cần nhấn và tổng chiều dài của chi tiết phụ và chính ít nhất phải có kích thước là 6000 mm (chi tiết phụ này được sử dụng nhiều lần trong sản xuất) Máy có thể gia công được các góc nhấn khác nhau tuỳ theo việc chế tạo bộ hợp khuôn chày cối phù hợp

Gia công được các sản phẩm có cung tròn đều, cung tròn tuỳ theo việc chế tạo khuôn hợp bộ (chày, cối)

Đường kính lớn nhất có thể gia công:

+ Cung liên tục một đường hàn tối đa là 250 mm

+ Hai cung ( hai đường hàn) tối đa là 600mm

5.2 Vận hành:

Một lưu ý hết sức quan trọng là lực ép để tạo sản phẩm được áp dụng cho thiết bị này là xuất phát từ bộ nguồn thủy lực do bơm piston cung cấp đến các cơ cấu chấp hành là các xi lanh thủy lực Với áp suất rất

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 68

lớn cho nên cho nên vận hành không đúng sẽ dẫn đến phá hủy thiét bị ngay lập tức

Vận hành theo trình tự sau :

+ Đóng điện cầu dao nguồn

+ Đóng áp to mát tủ điện

+ Kiểm tra điện đủ 3 pha nhờ 3 đèn báo phía trên tủ + Kiểm tra mức dầu trong thùng thông qua mắc báo dầu

+ Kiểm tra van cung cấp dầu từ thùng qua bơm

Chỉ cho máy bơm chạy khi khóa đã mở hết, đảm bảo lượng dầu có trong bơm để tránh hiện tượng thiếu dầu gây phá bơm

Đóng điện cho bơm chạy khi bơm đã hoạt động chú ý nghe tiếng kêu của bơm Nếu nghe tiếng kêu bất thường thì phải xem lại điên áp, dầu cung cấp vào bơm, thiếu do kẹt lọc dầu, đường ống dẫn dầu bị ngắt cà nhiều trường hợp khác Nếu khi thấy bơm chạy êm tiếng kêu bình thường thì cho bơm chạy không tải trong vòng từ 3 đến 5 phút trước khi chuyển qua vận hành có tải

Vận hành bộ nguồn thủy lực:

Kiểm tra mức dầu trong thùng phải đảm bảo an toàn, nếu không đủ dễ gây bọt khí phá hủy bơm, đường ống van

Kiểm tra lưới lọc 10 ngày một lần để đảm bảo cho dầu chảy từ bể qua bơm phải sạch và đủ lưu lượng

Mở van để dầu từ thùng chứa tự chảy vào buồng chứa của bơm, xả khí để dầu điền đầy buồng bơm (chống bọt khí)

5.3 Bảo dưỡng:

1 Bảo dưỡng con trượt:

Thường xuyên châm dầu bôi trơn con trượt mỗi ngày một lần trước khi sản xuất (vào đầu mổi giờ của ngày làm việc)

Định kỳ 10 ngày phải kiểm tra lại các bu lông chỉnh nêm con trượt Đảm bảo vừa nêm khít vừa chạy êm và không có khe hở Không được chỉnh quá căng sẽ dẫn đến làm mòn cục bộ con trượt

2 Bảo dưỡng hệ xi lanh thủy lực:

Kiểm tra các bulông kẹp xi lanh vào thân máy đứng đề phòng do lực ép liên tục trong quá trình vận hành không ổn định bulông sẽ tự tháo, làm mất sự ổn định của mối ghép dẫn đến phá vỡ định vị ban đầu, gây lệch tâm và độ song song của các bộ xi lanh và piston với nhau và với trục tâm của con trượt Nên cứ 5 ngày một lần vận hành liên tục, nên siết lại toàn bộ các bulông liên kết giữa xi lanh và thân máy

3 bảo dưỡng trục truyền đồng bộ (trục truyền

mô men xoắn):

Thường xuyên châm dầu mỡ vào các khớp có chốt xoay để chống mài mòn và giảm ma sát

Nếu thiếu chất bôi trơn bảo vệ sẽ dẫn đến mòn cục bộ các chốt tại các gối, mòn lỗ tay biên, mòn bạc và các chi tiết khác dẫn đến cơ cấu làm việc mất chính xác sẽ gây sai số gia công, phá hủy cục bộ chi tiết máy, làm hỏng sản phẩm, hỏng bộ chày cối

Khi phát hiện thấy mòn phải dừng vận hành và cho thay thế ngay

4 Bảo dưỡng hệ thống thủy lực:

Luôn luôn châm dầu thủy lực cho đủ mức qui định của thùng chứa

Lưới lọc phải luôn luôn sạch và không được bị kẹt làm thiếu lưu lượng dầu qua bơm dẫn đến bọt khí làm phá hủy bơm, trong không khí có hơi nước làm ôxy hóa các thiết

bị thủy lực

SVTH: Nguyễn Hải Đăng - Lớp: 97C1C Trang: 70