TỔNG QUAN VỀ ỐNG VÀ MÁY UỐN ỐNG
GIỚI THIỆU VỀ CÁC SẢN PHẨM DẠNG ỐNG
1.1.1 Giới thiệu về các sản phẩm dạng ống
Trong cuộc sống hiện đại, ống uốn được sử dụng phổ biến trong cả sinh hoạt lẫn công nghiệp Đặc biệt, trong lĩnh vực công nghiệp, ống uốn đóng vai trò quan trọng và thiết yếu.
Mỗi ngành nghề yêu cầu các loại ống với hình dáng và kích thước khác nhau để phù hợp với công việc Do đó, việc gia công ống để tạo ra các kích thước và hình dáng đặc thù là cần thiết nhằm đáp ứng yêu cầu cụ thể của từng lĩnh vực.
Hiện nay, ống được sử dụng phổ biến trong nhiều ngành công nghiệp như hóa dầu, cấp thoát nước, thủy lợi, thủy điện, xây dựng, đóng tàu, trang trí nội thất và nhà máy nhiệt điện Do đó, nhu cầu về ống và các chủng loại ống ngày càng tăng để đáp ứng yêu cầu thực tế.
Sự đa dạng về kích thước và hình dáng của ống :
- Sản phẩm dùng trong công nghiệp :
Trong sản xuất hiện nay, ống dẫn được sử dụng phổ biến để vận chuyển nhiên liệu như dầu và khí Chúng có ứng dụng rộng rãi trong nhiều ngành công nghiệp, bao gồm đóng tàu, sản xuất sữa, sản xuất bia và các nhà máy nhiệt điện.
Ngành vận tải đường ống hiện nay đóng vai trò quan trọng trong lĩnh vực giao thông vận tải, bao gồm việc dẫn dầu, dẫn khí và dẫn khoáng sản Phương thức này không chỉ giúp tiết kiệm chi phí vận chuyển mà còn nâng cao hiệu quả trong sản xuất.
- Sản phẩm dùng trong sinh hoạt :
Trong sinh hoạt, sản phẩm ống được ứng dụng rộng rãi với yêu cầu thẩm mỹ cao, vì vậy vật liệu inox là sự lựa chọn chủ yếu Các sản phẩm nổi bật bao gồm lan can, giường, và bàn ghế.
Hình 1.1: Các sản phẩm ống mỹ nghệ dùng trong sinh hoạt
Hình 1.2: Coil và Panel dùng trong nhà máy nhiệt điện
THÔNG SỐ PHÔI THÉP ỐNG THƯỜNG DÙNG
Bảng 1.1: Thông số phôi ống thép đen Đ.kính trong danh nghĩa Số cây/bó Đường kính ngoài Chiều dày
(mm) Đ/vị tr.lượng (kg/m)
A (mm) B (inch) Pcs/BD (mm)
Bảng 1.2: Thông số phôi ống mạ kẽm
Hạng Đ kính trong danh nghĩa Đường kính ngoài
THIẾT BỊ UỐN
Một số máy uốn ống cỡ trung có sẵn:
Hình 1.4: Máy uốn ống C-Frame
Hình 1.6: Máy NC tube bending M/C
Hình 1.7: Máy uốn ống CNC
Trong máy uốn ống thiết bị uốn được phân ra thành ba phần cơ bản là: puly uốn, má kẹp và chày uốn
Tùy thuộc vào đường kính ống uốn khác nhau mà ta có các loại puly uốn với vòng bán nguyệt trên đó cũng khác nhau
Trên puly uốn có một má kẹp, khi kết hợp với má kẹp động sẽ tạo thành một cơ cấu giúp ta uốn ống theo hình dáng yêu cầu
Má kẹp là bộ phận quan trọng giúp giữ ống ổn định trong quá trình uốn Bề mặt má kẹp được thiết kế với các rãnh nhằm tạo ma sát, giúp chi tiết bên phần uốn được ghì chặt và quay xung quanh puly uốn, từ đó tạo ra các góc độ uốn theo yêu cầu.
Chày uốn là dụng cụ quan trọng để chống dập cho ống trong quá trình uốn, với đường kính phụ thuộc vào đường kính trong của phôi uốn Mỗi loại ống khác nhau yêu cầu chày uốn có kích thước tương ứng Nếu chày uốn quá lớn, ống dễ bị kẹt và kéo dài, trong khi chày uốn quá nhỏ có thể gây biến dạng cho ống do lực kẹp.
Vị trí của chày uốn rất quan trọng, nó được xác định dựa trên vị trí của má kẹp trên puly uốn Nếu chày uốn không được đặt đúng cách, ống có thể bị nhăn, hở hoặc xì, và má động có thể bị kẹt, không di chuyển được.
CƠ SỞ LÝ THUYẾT VỀ BIẾN DẠNG DẺO VÀ CÔNG NGHỆ UỐN ỐNG
LÝ THUYẾT QUÁ TRÌNH BIẾN DẠNG DẺO CỦA KIM LOẠI
Dưới tác dụng của ngoại lực, kim loại trải qua ba giai đoạn biến dạng: biến dạng đàn hồi, biến dạng dẻo và biến dạng phá hủy Mỗi loại kim loại có cấu trúc tinh thể khác nhau, dẫn đến sự khác biệt trong mức độ xảy ra của các giai đoạn này Bài viết sẽ khảo sát cơ chế biến dạng trong đơn tinh thể kim loại và từ đó nghiên cứu biến dạng dẻo của các kim loại và hợp kim.
Trong tinh thể kim loại, các nguyên tử được sắp xếp theo một trật tự nhất định và luôn dao động quanh vị trí cân bằng của chúng.
Hình 2.1: Sơ đồ biến dạng trong đơn tinh thể
Biến dạng đàn hồi là loại biến dạng mà khi loại bỏ tải trọng tác dụng, nó sẽ mất đi Hiện tượng này xảy ra khi tải trọng nhỏ hơn một giá trị xác định, được gọi là giới hạn đàn hồi.
Dưới tác động của ngoại lực, mạng tinh thể của kim loại có thể bị biến dạng Khi ứng suất không vượt quá giới hạn đàn hồi, các nguyên tử trong kim loại chỉ dịch chuyển trong phạm vi một thông số mạng Nếu ngừng tác động lực, mạng tinh thể sẽ trở về trạng thái ban đầu của nó.
+ Biến dạng dẻo: Là biến dạng vẫn tồn tại khi bỏ tải trọng tác dụng, nó xảy ra khi
Khi ứng suất sinh ra trong kim loại vượt quá giới hạn đàn hồi, kim loại bị biến dạng dẻo do trượt và song tinh
Trong hình thức trượt, một phần của tinh thể đơn dịch chuyển song song với phần còn lại trên một mặt phẳng nhất định, được gọi là mặt trượt Trên mặt trượt, các nguyên tử kim loại di chuyển tương đối với nhau một khoảng bằng số nguyên lần thông số mạng Sau khi dịch chuyển, các nguyên tử kim loại ở vị trí cân bằng mới, do đó, khi không còn tác dụng lực, kim loại không trở về trạng thái ban đầu.
Trong hình thức song tinh, một phần tinh thể sẽ vừa trượt vừa quay đến vị trí mới đối xứng với phần còn lại qua mặt phẳng song tinh Các nguyên tử kim loại di chuyển theo tỷ lệ với khoảng cách đến mặt song tinh, và nghiên cứu cho thấy trượt là hình thức chủ yếu gây ra biến dạng dẻo trong kim loại Các mặt trượt thường là những mặt phẳng có mật độ nguyên tử cao nhất Mặc dù biến dạng dẻo do song tinh gây ra là rất nhỏ, nhưng khi có song tinh, quá trình trượt sẽ diễn ra thuận lợi hơn.
Biến dạng dẻo của đa tinh thể trong kim loại và hợp kim là hiện tượng xảy ra trong các hạt tinh thể, tạo thành cấu trúc đa tinh thể Có hai dạng biến dạng: biến dạng trong nội bộ hạt và biến dạng ở vùng tinh giới hạt Biến dạng trong nội bộ hạt chủ yếu do hiện tượng trượt và song tinh, diễn ra khi các hạt có mặt trượt tạo với hướng ứng suất chính một góc khoảng 45 độ Điều này dẫn đến biến dạng không đồng thời và không đồng đều trong kim loại đa tinh thể Dưới tác động của ngoại lực, biên giới hạt cũng bị biến dạng, khiến các hạt trượt và quay tương đối với nhau, tạo ra các mặt trượt mới giúp biến dạng tiếp tục phát triển.
CÁC YẾU TỐ ẢNH HƯỞNG ĐẾN TÍNH DẺO
2.2.1 Các yếu tố ảnh hưởng đến tính dẻo và biến dạng của kim loại
Tính dẻo của kim loại là khả năng biến dạng mà không bị phá hủy khi chịu tác động của ngoại lực Yếu tố ảnh hưởng đến tính dẻo bao gồm thành phần, tổ chức của kim loại, nhiệt độ, trạng thái ứng suất chính, ứng suất dư, ma sát ngoài, lực quán tính và tốc độ biến dạng.
2.2.1.1.Ảnh hưởng của thành phần và tổ chức kim loại
Các kim loại khác nhau có kiểu mạng tinh thể và lực liên kết giữa các nguyên tử khác nhau, ví dụ như đồng và nhôm thường dẻo hơn sắt Hợp kim thường có cấu trúc mạng phức tạp với sự xô lệch mạng lớn, trong đó một số nguyên tố tạo ra các hạt cứng trong tổ chức, cản trở sự biến dạng và làm giảm tính dẻo Thông thường, kim loại sạch và hợp kim có cấu trúc đa pha, với các tạp chất tập trung ở biên giới hạt, làm tăng xô lệch mạng và giảm tính dẻo của kim loại.
2.2.1.2 Ảnh hưởng của nhiệt độ
Tính dẻo của kim loại phụ thuộc lớn vào nhiệt độ, với hầu hết kim loại có độ dẻo tăng khi nhiệt độ tăng Khi nhiệt độ tăng, dao động nhiệt của các nguyên tử gia tăng, dẫn đến sự giảm xô lệch mạng và khả năng khuếch tán của các nguyên tử được cải thiện, tạo ra tổ chức đồng đều hơn Một số kim loại và hợp kim ở nhiệt độ thường có pha kém dẻo, nhưng khi được nung ở nhiệt độ cao, chúng chuyển biến thành pha có độ dẻo cao hơn.
Khi nhiệt độ đạt 100 °C, độ dẻo của thép tăng chậm, nhưng từ 100 °C đến 400 °C, độ dẻo giảm nhanh chóng; đối với thép hợp kim, độ dẻo có thể giảm đến 600 °C Qua nhiệt độ này, độ dẻo lại tăng nhanh Trong quá trình rèn, nếu hàm lượng cacbon trong thép cao, sức chống biến dạng sẽ lớn hơn.
2.2.1.3 Ảnh hưởng của ứng suất dư
Khi kim loại bị biến dạng nhiều, các hạt tinh thể sẽ bị vỡ vụn và xô lệch mạng tăng, dẫn đến ứng suất dư lớn và làm giảm đáng kể tính dẻo của kim loại, hiện tượng này được gọi là biến cứng Tuy nhiên, khi nhiệt độ kim loại đạt từ 0,25 đến 0,30 lần nhiệt độ nóng chảy (Tnc), ứng suất dư và xô lệch mạng sẽ giảm, giúp phục hồi tính dẻo của kim loại, hiện tượng này gọi là phục hồi.
Khi nhiệt độ đạt 0,4Tnc, trong kim loại bắt đầu diễn ra quá trình kết tinh lại, dẫn đến việc tổ chức kim loại có hạt đồng đều và lớn hơn Điều này tạo ra một mạng tinh thể hoàn thiện hơn, góp phần làm tăng độ dẻo của kim loại.
2.2.1.4 Ảnh hưởng của trạng thái ứng suất chính
Trạng thái ứng suất chính ảnh hưởng lớn đến tính dẻo của kim loại, với kim loại chịu ứng suất nén khối có tính dẻo cao hơn so với kim loại chịu ứng suất nén mặt, nén đường hay ứng suất nén kéo Ngoài ra, ứng suất dư và ma sát bên ngoài cũng làm thay đổi trạng thái ứng suất chính trong kim loại, dẫn đến sự giảm sút tính dẻo của chúng.
2.2.1.5 Ảnh hưởng của tốc độ biến dạng
Sau khi rèn dập, kim loại trở nên chai cứng hơn do bị biến dạng từ mọi phía, giúp tăng cường khả năng chống lại sự biến dạng Khi nhiệt độ giảm, kim loại sẽ kết tinh trở lại trạng thái ban đầu Tuy nhiên, nếu tốc độ biến dạng nhanh hơn tốc độ kết tinh, các hạt kim loại sẽ không kịp phục hồi và tiếp tục biến dạng, dẫn đến ứng suất cao trong khối kim loại, làm cho hạt kim loại trở nên giòn và dễ bị nứt.
Khi nung hai khối kim loại giống nhau đến một nhiệt độ nhất định và rèn chúng bằng máy búa và máy ép, ta nhận thấy rằng tốc độ biến dạng trên máy búa cao hơn, trong khi độ biến dạng tổng cộng trên máy ép lại lớn hơn.
2.2.2 Biến dạng dẻo kim loại trong trạng thái nguội
Thực tế cho thấy với sự gia tăng mức độ biến dạng nguội thì tính dẻo của kim loại sẽ giảm và trở nên giòn khó biến dạng
Biểu đồ dưới đây thể hiện mối quan hệ rõ ràng giữa các tính chất cơ học của thép và mức độ biến dạng Khi biến dạng vượt quá 80%, kim loại gần như mất hết tính dẻo.
Hình 2.2: Mối quan hệ giữa tính chất cơ học và mức độ biến dạng
2.2.3 Biến dạng dẻo và phá hủy
Biến dạng dẻo là hiện tượng biến dạng dư xảy ra khi ngoại lực đạt giá trị tới hạn (giới hạn chảy σch) và không phục hồi khi bỏ tải Hiện tượng này xảy ra do sự dịch chuyển của nguyên tử, trong đó các liên kết ban đầu bị phá vỡ và hình thành lại với các nguyên tử lân cận mới Kết quả là, khi bỏ tải, các nguyên tử không trở về vị trí ban đầu, dẫn đến việc cấu trúc của vật liệu vẫn được bảo toàn.
Biến dạng dẻo và phá huỷ của mẫu kim loại tròn dài được xác định thông qua thí nghiệm kéo từ từ theo chiều trục, cho ra biểu đồ tải trọng - biến dạng rõ ràng.
Hình 2.3: Biểu đồ ứng suất - biến dạng điển hình của kim loại
- Khi ứng suất tác dụng σ < σch thì khi bỏ tải trọng mẫu trở lại kích thước ban đầu gọi là biến dạng đàn hồi
Khi ứng suất tác dụng σch nhỏ hơn σ và σ nhỏ hơn σb, biến dạng sẽ tăng nhanh theo tải trọng Khi tải trọng được loại bỏ, một phần biến dạng vẫn còn tồn tại, đây được gọi là biến dạng dẻo.
Khi ứng suất tác dụng tăng đến giá trị tối đa σ b, kim loại sẽ trải qua biến dạng cục bộ, hình thành điểm thắt Mặc dù tải trọng tác dụng giảm, biến dạng vẫn tiếp tục gia tăng, khiến cổ thắt trở nên hẹp hơn, dẫn đến hiện tượng đứt gãy và phá hủy tại điểm c.
- Với vật liêu uốn là thép CT38 tra bảng ( Bảng 7.1 ) theo [ I ] ta có :
CÔNG NGHỆ UỐN
Uốn là một nguyên công phổ biến trong dập nguội, nơi kim loại được gia công bằng áp lực để biến phôi thành các chi tiết có hình cong hoặc gấp khúc Quá trình này có thể diễn ra ở trạng thái nguội hoặc nóng, trong đó phôi được biến dạng dẻo để đạt được hình dáng mong muốn Đặc điểm nổi bật của uốn là sự biến dạng của phôi dưới tác động của chày và cối, tạo ra hình dạng cần thiết thông qua biến dạng đàn hồi ở hai mặt khác nhau của phôi.
Ngày nay, vật liệu và dụng cụ uốn trong ngành chế tạo máy không ngừng tăng lên về số lượng, chất lượng cũng như kiểu dáng
Quá trình uốn phụ thuộc vào hình dạng, kích thước của vật uốn, dạng phôi ban đầu và đặc tính của quá trình uốn trong khuôn, có thể được thực hiện trên máy ép trục khuỷu lệch tâm, ma sát hoặc thủy lực Ngoài ra, uốn cũng có thể thực hiện bằng các dụng cụ uốn tay hoặc máy uốn chuyên dụng Trong quá trình này, xảy ra biến dạng đàn hồi và biến dạng dẻo, với hình dạng thớ kim loại của phôi thay đổi trước và sau khi uốn.
Uốn kim loại đồng nghĩa với việc thay đổi hướng thớ, làm cong phôi và thu nhỏ kích thước Trong quá trình này, góc uốn sẽ co lại theo hướng dọc thớ và giãn ra theo hướng ngang, trong khi phần bên ngoài góc uốn bị giãn do lực kéo Giữa lớp co ngắn và lớp giãn dài tồn tại một lớp trung hòa, lớp này sẽ được sử dụng để tính toán trong quá trình uốn.
Hình 2.5: Hình dạng phôi sau khi uốn
2.3.3 Xác định vị trí lớp trung hòa
Vị trí lớp trung hòa được xác định bởi bán kính lớp trung hòa
Bán kính lớp trung hòa được xác định theo công thức:
Trong đó: Btb là chiều rộng trung bình tiết diện uốn
B: Chiều rộng phôi ban đầu (mm) S: Chiều dày vật liệu (mm) r: Bán kính uốn phía trong (mm)
B tb gọi là tỉ số biến rộng ; = S
: S1 _ Hệ số vật liệu sau khi uốn
Trong thực tế, bán kính lớp trung hòa có thể được xác định theo công thức:
Trong đó: r _ Bán kính uốn phía trong (mm) x _ Hệ số xác định khoảng cách lớp trung hòa dến bán kính uốn phía trong
2.3.4 Tính đàn hồi khi uốn
Trong quá trình uốn kim loại, không phải toàn bộ phần cung uốn chịu biến dạng dẻo, mà một phần cũng chịu biến dạng đàn hồi Điều này có nghĩa là khi lực tác dụng lên phôi không còn, vật uốn có thể trở về hình dạng ban đầu hoặc không đạt được góc độ như đã tính toán Vì vậy, khi tính toán góc độ uốn, cần phải bù thêm một lượng do biến dạng đàn hồi gây ra.
Góc đàn hồi được tính bằng hiệu số giữa góc uốn thiết kế và góc uốn thực tế sau khi hoàn thành Mức độ biến dạng đàn hồi phụ thuộc vào tính chất của vật liệu, góc uốn, và tỷ lệ giữa bán kính góc uốn và độ dày của vật liệu.
Hình 2.6: Biến dạng đàn hồi sau khi uốn
• Xác định chiều dài phôi uốn
Việc xác định chiều dài phôi uốn được thực hiện như sau:
- Xác định vị trí lớp trung hòa, chiều dài lớp trung hòa vùng biến dạng
- Chia kết cấu chi tiết, sản phẩm thành những đoạn thẳng, đoạn cong đơn giản
- Cộng chiều dài các đoạn lại với nhau Chiều dài các đoạn thẳng lấy theo bản vẽ chi tiết, các đoạn cong tính theo chiều dài lớp trung hòa
Khi đó chiều dài phôi được xác định theo công thức:
(Tr.105 Công nghệ dập nguội – Tôn Yên),
Trong đó : - l : Tổng chiều dài các đoạn thẳng (mm)
- 0 ( r + x s ) Tổng chiều dài các đoạn cong tính theo lớp trung hòa
- x: Hệ số phụ thuộc vào tỉ lệ r/s
- s: Chiều dày vật uốn (mm)
- 0 = 180 - α Khi bán kính góc uốn < 90 0 thì có thể coi:
• Bán kính uốn nhỏ nhất và lớn nhất
Để đảm bảo vật liệu không bị đứt khi uốn, cần xác định góc uốn giới hạn phù hợp Nếu góc quá nhỏ, vật liệu sẽ bị đứt ở tiết diện uốn, trong khi nếu góc quá lớn, vật uốn sẽ không giữ được hình dạng sau khi lực tác động Việc xác định góc uốn chính xác là rất quan trọng để tạo ra hình dạng theo yêu cầu.
-Bán kính uốn lớn nhất: rmax,trong T s
Trong đó: - ε = 2,15.10 5 N/mm 2 : modun đàn hồi của vật liệu
-S: Chiều dày vật uốn (mm) -T : Giới hạn chảy của vật liệu (mm)
Khi đó bán kính ngoài rngoài ≥ r trong + s (mm) -Bán kính uốn nhỏ nhất
- : Độ giãn dài tương đối của vật liệu ( %)
Theo thực nghiệm thì rmin = k.s với k : Hệ số phụ thuộc vào góc uốn
• Công thức tính lực uốn:
Lực uốn bao gồm lực uốn tự do và lực uốn phẳng vật liệu Trị số lực và lực phẳng thường lớn hơn nhiều so với lực tự do
Lực uốn tự do được xác định theo công thức:
S : hệ số uốn tự do có thể tích theo công thức trên hoặc chọn theo bảng phụ thuộc vào tỷ số L/S
B1: Chiều rộng của dải tấm (mm)
S: chiều dày của vật uốn (mm) N: hệ số đặc trưng của ảnh hưởng của biến cứng
b: giới hạn bền của vật liệu (N/mm 2 )
L: khoảng cách giữa các điểm tựa (mm)
Lực uốn góc tinh chính tính theo công thức:
P = q.F (N) q: áp lực tinh chỉnh (là phẳng) chọn theo bảng (N/mm 2 )
F: diện tích phôi được tinh chỉnh (mm 2 )
Trong quá trình uốn kim loại, không phải toàn bộ khu vực uốn đều trải qua biến dạng dẻo; một phần vẫn ở trạng thái đàn hồi Do đó, khi lực tác dụng không còn, hình dáng của vật uốn sẽ không hoàn toàn giống như hình dáng mong muốn.
PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ MÁY UỐN ỐNG
CÁC PHƯƠNG PHÁP UỐN ỐNG
3.1.1 Uốn theo kiểu ép đùn vào ống :
Uốn kiểu ép đùn vào ống là phương pháp đơn giản nhất và rẻ nhất trong tất cả các phương pháp uốn ống
Hình 3.1: Sơ đồ nguyên lý uốn kiểu ép đùn
+ Các chuyển động cần thiết và phân tích lực :
Phôi ống được kẹp chặt vào hai con lăn tại hai điểm cố định A và B , hai con lăn
A và B xoay quanh một trục cố định, trong khi bộ phận uốn di chuyển về phía giữa trục ống để tiến hành bẻ cong ống theo bán kính uốn đã được xác định trước.
+ Phân tích trang thái ứng suất :
Khi thực hiện uốn theo kiểu ép đùn, lực uốn tác động vuông góc với thớ kim loại, dẫn đến chất lượng sản phẩm uốn không đạt yêu cầu so với việc lực uốn tác động dọc theo thớ kim loại Hơn nữa, khi lực uốn vuông góc, bán kính uốn tối thiểu (rmin) cho phép sẽ nhỏ hơn từ 1.5 đến 2 lần so với lực uốn dọc theo thớ kim loại.
+ Ưu nhược điểm và phạm vi áp dụng :
Lực uốn tác động vuông góc với trục phôi gây biến dạng cả mặt trong và mặt ngoài của ống, dẫn đến sự thay đổi đường kính tại cung uốn Để hạn chế hiện tượng này, cần bố trí lực uốn sao cho lực phân bố đều trên cung uốn, nhằm tránh ứng suất tập trung.
Kiểu uốn này được sử dụng phổ biến khi uốn các ống dẫn dây điện hoặc chứa các dây nối tới đèn chiếu sáng
3.1.2 Uốn theo kiểu kéo và quay :
+ Các chuyển động cần thiết và phân tích lực :
Phôi ống được kéo qua má uốn con lăn 3, xoay quanh trục cố định, và sau đó uốn quanh puly uốn 4 với trục cố định, có bán kính uốn đã được xác định trước.
Hình 3.2: Sơ đồ nguyên lý uốn kiểu kéo và quay
1 Má kẹp tĩnh 3 Má kẹp động
+Phân tích trạng thái ứng suất :
Khi áp dụng phương pháp kéo và quay để uốn, lực uốn tác động dọc theo thớ kim loại, giúp đảm bảo chất lượng sản phẩm uốn đạt tiêu chuẩn kỹ thuật cao.
+Ưu nhược điểm và phạm vi áp dụng :
Kiểu uốn này rất phổ biến, đặc biệt khi đường kính của ống uốn được giữ không đổi trong suốt quá trình Phương pháp uốn kết hợp giữa kéo và quay giúp tăng ứng suất của vật liệu, từ đó đạt được biến dạng dẻo và giảm tính đàn hồi của vật liệu uốn.
Phương pháp này được áp dụng để uốn cong tay vịn lan can, các sản phẩm sắt mỹ nghệ, ống dẫn, thanh đỡ, cũng như các bộ phận của khung gầm ô tô, xe lửa và nhiều loại đồ dùng khác.
2.1.3 Uốn theo kiểu có chày uốn :
+ Các chuyển động cần thiết và phân tích lực :
Phôi ống được giữ chặt bởi má tĩnh 1 tại điểm A và được hỗ trợ bên trong bởi chày uốn linh động, giúp ngăn ngừa biến dạng và móp ống Quá trình bẻ cong ống diễn ra qua puly uốn 4 tại điểm B, nơi được cố định trên các má uốn nhằm đảm bảo hiệu quả tối ưu trong quá trình uốn.
+ Ưu nhược điểm và phạm vi áp dụng :
Phương pháp này sử dụng khi cần uốn những sản phẩm mà độ hư hỏng và biến dạng cho phép là nhỏ nhất có thể chấp nhận được
Uốn có chày uốn được ứng dụng rộng rãi trong việc chế tạo các sản phẩm như ống xả, ống tubin, và ống dẫn nước hay dẫn dầu trong hệ thống thủy lực Việc sử dụng phương pháp này đảm bảo rằng sự biến dạng của ống uốn không vượt quá giới hạn cho phép.
Hình 3.3: Sơ đồ nguyên lý uốn kiểu có chày uốn
1 Con lăn cố định 3 Con lăn di động
2 Phôi ống 4 Con lăn cố định
2.1.4 Uốn bằng các trục lăn : Đầu uốn gồm có 3 trục, phôi uốn được lồng vào hai trục lăn 1 và 4 hai bên, trục lăn trên 3 có thể chuyển động lên xuống để thực hiện quá trình biến dạng ống
Hình 3.4: Sơ đồ nguyên lý uốn kiểu trục lăn
1 Con lăn cố định 3 Con lăn di động
2 Phôi ống 4 Con lăn cố định
Khi uốn, con lăn 1 và 4 đảm nhiệm việc truyền mômen uốn, trong khi con lăn 3 giữ phôi luôn ép sát để ngăn ngừa thay đổi đường kính tại cung uốn Quá trình điều khiển trục uốn có thể thực hiện bằng tay hoặc bằng hệ thống thủy lực.
+ Ưu nhược điểm và phạm vi áp dụng :
Trong quá trình uốn con lăn 1 luôn ép sát phôi Nó ngăn ngừa làm thay đổi đường kính phôi tại cung uốn
Phương pháp này được áp dụng để uốn các sản phẩm ống có đường kính lớn hoặc các sản phẩm hình tròn với kích thước vòng tròn lớn.
Kiểu uốn này được ứng dụng trong việc chế tạo các trục tang lớn, ống hút và xả trên tàu thuỷ, cũng như các vật phẩm có bán kính đường tâm rất lớn.
Kết luận: Qua việc phân tích các phương pháp uốn ống như trên ta thấy:
Uốn ống theo phương pháp có chày uốn là phương pháp tối ưu, vì vậy ta chọn phương án này là phương án thiết kế.
MỘT SỐ PHƯƠNG PHÁP TRUYỀN ĐỘNG CHO TRỤC UỐN VÀ LỰA CHỌN ĐẦU KẸP
3.2.1 Yêu cầu động học của máy :
- Thực hiện quá trình kẹp chặt và giữ phôi khi uốn
- Thực hiện hành trình uốn
- Lực uốn danh nghĩa của máy phải lớn hơn lực uốn cần thiết
- Nhả kẹp và tháo ống
3.2.2 Lựa chọn phương án truyền động Puly uốn:
Máy uốn ống cỡ trung có khả năng uốn các ống có đường kính từ 32 đến 76 mm và độ dày tối đa 10 mm Việc lựa chọn phương án truyền động và cấu trúc máy phù hợp là rất quan trọng Để thực hiện quá trình kéo má động khi uốn, có thể sử dụng các dạng truyền động như truyền động bánh răng, truyền động đai hoặc truyền động xích.
3.1.2.1 Truyền động cho trục uốn bằng bánh răng :
Khi mở máy thông qua bộ truyền bánh răng chuyển động được truyền đến trục uốn làm quay puly uốn để thực hiện quá trình uốn
• Khả năng tải lớn , kích thước nhỏ gọn
• Tỷ số truyền không thay đổi
• Hiệu suất cao , có thể đạt 0.97 ÷ 0.98 trong một cấp
• Tuổi thọ cao , làm việc tin cậy
• Công nghệ cắt răng phức tạp
• Yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp rắp
• Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn
Hình 3.5: Sơ đồ phương án dùng hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng
3.2.2.2 Truyền động cho trục uốn bằng đai :
Thông qua bộ truyền đai chuyển động được truyền đến trục uốn làm quay puly uốn
• Công suất truyền động bé
• Đai có hiện tượng trượt do đó không đảm bảo độ chính xác khi uốn
Hình 3.6: Sơ đồ phương án dùng hộp giảm tốc và bộ truyền đai
3.2.2.3 Truyền động cho trục uốn bằng xích kết hợp với xilanh thủy lực :
Sử dụng các xilanh thuỷ lực kéo đĩa xích để thực hiện quá trình uốn và quá trình kẹp nhả ống
• Có thể truyền mômen xoắn và chuyển động đến một số trục cách xa nhau
• So với bộ truyền đai, khả năng tải và hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn kết cấu nhỏ ngọn hơn (hiệu suất của bộ truyền xích ƞ =0.96 ÷0.98)
• Kết cấu máy đơn giản
• Đảm bảo được độ chính xác và đảm bảo truyền được công suất lớn
• Truyền động với khoảng cách lớn
• Chuyển động thực hiện uốn và chuyển động kẹp chặt dễ dàng
• Bản lề mòn tương đối nhanh ,do bôi trơn bề mặt tiếp xúc khó khăn
Hình 3.7: Sơ đồ phương án dùng bộ truyền xích và xilanh thủy lực
Kết luận, chúng tôi đã quyết định chọn phương án thiết kế máy sử dụng truyền động xilanh thủy lực kết hợp với đĩa xích Đồng thời, việc bố trí các xilanh uốn cũng được xem xét kỹ lưỡng để đảm bảo hiệu quả hoạt động tối ưu.
3.2.2.4: Phương án chỉ sử dụng 1 xilanh :
Hình 3.8: Sơ đồ máy chỉ dùng 1 xylanh
1 Đĩa xích cố định trên thân máy
5 Đĩa xích gắn trên trục má động
Sử dụng xilanh 2 chiều mang lại lợi ích về chi phí thấp do chỉ cần một xilanh cho quá trình di chuyển của má uốn Tuy nhiên, nhược điểm là bố trí máy phức tạp và xích kéo dài, đồng thời công suất của máy cũng khá hạn chế.
3.2.2.5: Phương án sử dụng hai xilanh:
Cách bố trí này có công suất uốn khá lớn, bố trí máy khá đơn giản vì dùng xích kéo ngắn, truyền công suất lớn
Hình 3.9: Sơ đồ máy dùng 2 xilanh
Kết luận: Vậy từ các phương án trên ta lựa chọn phương án bố trí máy sử dụng 2 xilanh
3.2.3 Lựa chọn loại đầu kẹp ống :
Có 2 loại đầu kẹp ống : đầu kẹp sử dụng con lăn và đầu kẹp sử dụng má kẹp
3.2.3.1: Phương án sử dụng loại đầu kẹp ống sử dụng con lăn:
Các máy uốn ống sử dụng đầu kẹp chủ yếu có công suất nhỏ Khi thực hiện quá trình uốn, lực ma sát lăn trên ống kẹp và puly uốn thường thấp hơn các lực ma sát động khác Hệ số ma sát lăn thường có giá trị khoảng ƒ = 0.001.
Nhược điểm của loại này là khi các ống có kích thước lớn thì kết cấu puly cồng kềnh và đầu kẹp sẽ lớn
3.2.3.2: Lựa chọn loại đầu kẹp có các má kẹp :
Các má kẹp có kết cấu đơn giản, phù hợp để kẹp các ống có đường kính lớn, nhưng nhược điểm lớn nhất là tạo ra lực ma sát trượt cao khi uốn, với hệ số ma sát từ 0.3 đến 0.6 Để giảm thiểu ma sát trượt và tránh hư hỏng cho ống, đặc biệt là các ống inox mỏng, cần thiết kế bộ phận dẫn động cho má kẹp ở vị trí tĩnh.
Ta lựa chọn đầu kẹp sử dụng các má kẹp
Kết luận chung : vậy ta lựa chọn phương án thiết kế máy là kiểu truyền động 2 xilanh thuỷ lực kết hợp với đĩa xích, sử dụng các má kẹp.
SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA MÁY UỐN ỐNG
Hình 3.10: Sơ đồ hệ thống thủy lực cho toàn máy uốn ống
4: Má kẹp cố định phương 12: Van cản
5: Van tiết lưu 13: Đĩa xích
7: Van giảm áp 15: Chày uốn
8: Van tràn và van an toàn.
SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ CỦA MÁY UỐN ỐNG
Hình 3.11: Sơ đồ nguyên lý máy uốn ống
3 Xích 11 Má kẹp má tĩnh
6 Má kẹp puly uốn 14 Xylanh dẫn động chày uốn
7 Má kẹp má động 15 Ống
3.4.2 Nguyên lý hoạt động của máy uốn ống :
Kết cấu má động bao gồm thân má động làm bàn trượt cho đầu trượt, trục má động gắn đĩa xích qua then và được dẫn động lùi bằng 2 xylanh Má động được đỡ trên thân máy thông qua 2 ổ đỡ.
Khi thực hiện uốn ống, cần sử dụng má động trượt kết hợp với má kẹp puly uốn và má kẹp tĩnh để giữ ống thẳng Khi xylanh kéo đĩa xích hoạt động, má động sẽ quay và bẻ cong ống, cho phép ống quay quanh puly uốn, tạo thành bán kính uốn và trượt trên má kẹp tĩnh cùng chày uốn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CỤM CHÍNH CỦA MÁY UỐN ỐNG
TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC
4.1.1 Cơ sở quá trình tính toán :
Khi thiết kế máy, việc chọn vật liệu phôi ống và đường kính ống là rất quan trọng để xác định lực uốn lớn nhất cần thiết Từ đó, chúng ta có thể tính toán công suất bơm dầu và công suất của động cơ điện.
- Đường kính phôi ống lớn nhất : Dmax = 76 mm
- Đường kính phôi ống nhỏ nhất : Dmin = 32 mm
- Chiều dày thành ống lớn nhất uốn được : bmax = 10 mm
- Chiều dài phôi thép lớn nhất : lmax = 3000 mm
- Bán kính uốn cong lớn nhất : R = 160 mm
4.1.2 Phân tích quá trình uốn ống :
- Má động tiến hành kẹp chặt, giữ ống đồng thời tiến hành chuyển động quay quanh trục để uốn ống
- Puly uốn quay cùng má động và đóng vai trò là một điểm tựa cho quá trình uốn
Má tĩnh và chày uốn đóng vai trò là điểm tựa thứ hai trong quá trình uốn ống Trước khi tiến hành uốn, má tĩnh cần được kẹp chặt để giữ ống ở vị trí cố định Tuy nhiên, trong quá trình uốn, các má kẹp phải chịu lực ép lớn do sự bẻ cong và biến dạng của kim loại.
- Lực uốn thay đổi trong quá trình uốn do điểm tác dụng lực ngày càng xa dần điểm tựa uốn (tạo thành bán kính uốn)
- Phôi ống bị trượt trên má kẹp má tĩnh, trên chày uốn và quay quanh puly uốn
4.1.3 Sơ đồ lực của quá trình uốn : Để tính được lực tác dụng lên đĩa xích kéo má động chuyển động thì ta tách các thành phần lực tác dụng lên má động trong từng thời kì chuyển động
Chọn thời điểm tính toán là khi bắt đầu bẻ cong ống, vì đây là thời điểm lực tác dụng lớn nhất Lực này phải vượt qua momen chống uốn của phôi ống, ứng suất sinh ra khi uốn vượt qua giới hạn đàn hồi của vật liệu, đồng thời phải thắng lực kẹp của má kẹp, lực ma sát trên chày uốn và các má kẹp, cũng như lực làm chuyển động má động.
- Tính lực uốn cong ống
- Các áp lực tác động lên má kẹp
- Lực ma sát lên chày uốn và má kẹp
Hình 4.3: Sơ đồ lực quá trình uốn
- Tại A : má kẹp má tĩnh
❖ Xác định chiều dài má kẹp má tĩnh và độ dài kẹp má động :
Chiều dài má kẹp má tĩnh :
+ T.Kr (mm) Độ dài kẹp má động :
- Nếu (T.Kr.2,5) - R < T.Ks thì Lb = T.Ks (mm)
- Nếu (T.Kr.2,5) - R > T.Ks thì Lb = (T.Kr.2,5) – R (mm)
R - Bán kính đường tâm uốn (mm)
Kr - Hằng số độ cứng, chọn Kr = 2
Ks - Hằng số độ dài kẹp nhỏ nhất, phụ thuộc vào bề mặt của má kẹp
Nếu má kẹp có xẻ rãnh thì Ks=1
Nếu các má kẹp không có rãnh tăng ma sát thì Ks = 2
Ta chọn má kẹp có xẽ rãnh => Ks = 1
Lk - Chiều dài má kẹp má tĩnh (mm)
Lb - Độ dài kẹp má động (mm)
T - Đường kính ngoài của ống
❖ Lực uốn cong được ống :
Mô men chống uốn của ống thép hình vằn khăn : ỉ76 ỉ56
Hình 4.4: Mặt cắt của phôi uốn
(chương uốn phẳng thanh thẳng ) theo [ IV ] Thay số ta có :
Q.l (N/mm 2 ) Để uốn được ống thì ứng suất do Q sinh ra phải thắng ứng suất chảy của vật liệu :
Ta chọn loại thép uốn là thép CT38 ( Bảng 7.1 ) theo [ I ] ta có :
Trong quá trình sử dụng ta uốn nhiều loại vật liệu khác nhau có chảy thay đổi, do đó ta lấy giá trị :
❖ Phản lực tại các điểm uốn :
Lb = 220 (mm) Phương trình cân bằng lực :
❖ Lực ma sát tại má tĩnh
Khi bẻ cong ống thì ống chịu tác dụng của lực ma sát trên má kẹp tĩnh Áp lực tác động lên má tĩnh : VA
Chọn hệ số ma sát trượt cho cặp vật liệu thép - thép là : 1 = 0,15 và ma sát lăn là : 2 = 0,005
Lực ma sát trên chày uốn là yếu tố quan trọng trong quá trình uốn phôi ống, khi ống tiếp xúc với chày uốn tại vị trí đầu đỉnh và trượt lên đỉnh chày Áp lực tác động lên chày uốn cũng đóng vai trò quyết định trong quá trình này.
Chọn hệ số ma sát trượt cho cặp vật liệu thép - thép là : 1 = 0,15 và ma sát lăn là : 2=0,005
❖ Lực kéo má động quay quanh trục khi có tải :
Má động thiết kế có khối lượng 400 KG và chiều dài 1000 mm, với trọng tâm cách trục quay 400 mm Đĩa xích được chọn có đường kính 400 mm, trong khi khoảng cách giữa hai ổ đỡ má động là (a+b) mm Khoảng cách từ điểm đặt lực tới trục uốn là 300 mm.
Ta giải phóng các liên kết và đặt tại các liên kết đó các lực tác dụng ta sẽ có sơ đồ tính toán như sau :
Hình 4.5: Sơ đồ lực tính toán lực kéo má động
Từ sơ đồ ta có:
- Hệ lực có xét đến ma sát, ta xét đến trạng thái cân bằng tới hạn
Chiều của các lực được giả thiết như hình vẽ, sau khi tính toán nếu các lực có giá trị âm thì ta có chiều ngược lại
Thay các giá trị vào : a = 250 (mm) Dx = 400 (mm) b = 250 (mm) Lk = 520 (mm) c = 650 (mm) Lb = 220 (mm) e = 300 (mm)
Giải hệ phương trình ta có :
Sau khi hoàn tất quá trình uốn, má động sẽ được kéo về vị trí ban đầu nhờ vào xylanh kéo Việc kéo về này chỉ cần thắng momen quán tính tĩnh của má động, do đó lực kéo về được lựa chọn phù hợp.
TÍNH CHỌN CÁC CỤM CHI TIẾT VÀ CÁC PHẦN TỬ LIÊN QUAN MÁY UỐN ỐNG
4.2.1 Tính chọn các phần tử thủy lực:
Thủy lực đang trở thành công nghệ phổ biến trong ngành công nghiệp chế tạo máy tại Việt Nam Hầu hết các máy móc hiện nay đều tích hợp cơ cấu thủy lực, cho thấy sự quan trọng của công nghệ này Ngành chế tạo máy cũng đang phát triển các hệ thống truyền dẫn thủy lực và các thành phần thiết yếu của chúng, đáp ứng nhu cầu ngày càng cao trong sản xuất.
Truyền động thủy lực là hệ thống sử dụng chất lỏng, chủ yếu là dầu, làm phương tiện truyền dẫn Hệ thống này hoạt động bằng cách cung cấp năng lượng dưới dạng thế năng cho dầu, sau đó biến đổi thế năng thành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc tịnh tiến.
Một hệ thống truyền dẫn thủy lực có hai phần chính là :
- Cơ cấu biến đổi năng lượng (bơm, động cơ, xylanh)
- Cơ cấu điều khiển, điều chỉnh (các loại van)
Ngoài các thiết bị chính, hệ thống làm việc còn cần các thiết bị phụ để đảm bảo hiệu suất Hầu hết các thiết bị cơ cấu trong truyền dẫn thủy lực đã được tiêu chuẩn hóa, do đó việc thiết kế, tính toán và lựa chọn các thành phần phải phù hợp với thiết kế của máy.
So với các loại truyền dẫn khác, truyền dẫn thủy lực có những đặc điểm
• Ưu điểm của hệ thống thuỷ lực :
- Kết cấu nhỏ gọn, các phần tử dẫn và không dẫn không phụ thuộc nhau
- Tự động hóa dễ dàng
- Dễ đề phòng quá tải nhờ các van toàn
- Truyền được công suất cao, lực lớn, độ tin cậy cao
- Có khả năng giảm khối lượng và kích thước của máy
- Điều khiển vô cấp, dễ thực hiện tự động hóa theo điều kiện làm việc hoặc theo chương trình
- Nhờ quán tính nhỏ nên hoạt động ít gây ra tiếng ồn
• Nhược điểm của hệ thống thuỷ lực :
- Chi phí thiết kế máy lớn
- Thường xuyên theo dõi chăm sóc và bảo dưỡng để hệ thống làm việc an toàn tin cậy
- 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 được 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
• Các đại lượng cần tính toán :
- Áp lực dầu cung cấp (KG/cm 2 )
- Lưu lượng dầu vào và ra (lít/phút)
- Công suất của bơm dầu
- Tính công suất và chọn động cơ điện
- Thiết kế bể chứa dầu
4.2.1.1 Xilanh truyền động (cơ cấu chấp hành)
Xilanh thủy lực là cơ cấu chấp hành dùng để biến đổi thế năng của dầu thành cơ năng thực hiện chuyển động
Xilanh thủy lực được chia làm hai loại :
- Xilanh lực : chuyển động tương đối giữa piston với xilanh là chuyển động tịnh tiến
- Xilanh quay (hay còn gọi là xilanh mômen) : chuyển động tương đối giữa piston với xilanh là chuyển động quay (với góc quay thường nhỏ hơn 360 0 )
Hình 4.6: Cấu tạo xilanh tác dụng kép có cần piston một phía
1 Đường dẫn dầu trên 2 Vít
7 Đường dẫn dầu dưới 8 Nắp
4.2.1.2 Tính chọn xilanh kéo má động
Hình 4.7: Sơ đồ phân tích lực tính toán xilanh kéo uốn
• Từ sơ đồ tính toán xilanh trên ta có phương trình cân bằng lực của cụm piston xét ở hành trình công tác:
P2.A2 – P1.A1– Fms1– Fms2 – Fqt – Pk = 0 Trong đó :
Fms1: là lực ma sát giữa piston với thành xilanh (N) Fms2: là lực ma sát giữa cần piston với secmang và vòng khít.(N)
Vì những lực ma sát này không đáng kể nên để đơn giản trong quá trình tính chọn ta có thể bỏ qua
- Hành trình kéo uốn là hành trình lùi về của xilanh kéo nên ta có thể coi P1=0 Như vậy P1.A1 =0
- Pqt : là lực quán tính Ta cũng có thể bỏ qua
Chuyển động thẳng của xilanh là yếu tố quan trọng trong quá trình tạo ra lực uốn, và lực cần thiết để biến dạng phôi ống đã được tính toán kỹ lưỡng.
Trong đó : p : áp suất dầu tác dụng lên xilanh (KG/cm 2 )
Pk : lực kéo lớn nhất (KG)
Trị số đường kính đều được tiêu chuẩn hóa và có thể dùng các trị số sau : 40 ,
Với : k là hệ số giữa đường kính piston và cần piston, với các máy thủy lực có công suất vừa k = 0,5 ÷ 0,8 Ta lấy k = 0,5
Chọn đường kính piston : D = 160 (mm) Đường kính cần piston : d = 80 (mm)
• Áp lực tác dụng lên piston : p = 4.Pk /.(D 2 - d 2 ) = 4.9122,07/3,14.(16 2 – 8 2 ) = 60,52 (KG/cm 2 )
• Lưu lượng dầu vào xylanh :
• Với : v là vận tốc của xích dẫn : v = R.ω (cm/ph)
R = 200 (mm) ω : Vận tốc góc của má động, lấy ω = 30 ( 0 /s)
4.2.1.3 Tính chọn xilanh kéo về
Hình 4.8: Sơ đồ phân tích lực tính toán xilanh kéo về
Từ sơ đồ tính toán xilanh trên ta có phương trình cân bằng lực của cụm piston xét ở hành trình công tác:
P2.A2 – P1.A1– Fms1–Fms2 – Fqt – Pkv = 0 Trong đó :
Fms1: là lực ma sát giữa piston với thành xilanh
Fms2: là lực ma sát giữa cần piston với secmang và vòng khít
Vì những lực ma sát này không đáng kể nên để đơn giản trong quá trình tính chọn ta có thể bỏ qua
- Hành trình kéo về là hành trình lùi về của xilanh nên ta có thể coi P1=0 Như vậy P1.A1 =0
- Pqt : là lực quán tính Ta cũng có thể bỏ qua
Khi kéo về lực kéo về chỉ cần thắng trọng lượng của má động :
Pkv = .(D 2 - d 2 ).p /4 (KG) Trong đó : p : áp suất dầu tác dụng lên xylanh (KG/cm 2 )
Pkv : lực kéo về lớn nhất (KG)
D : đường kính piston (mm) d : Đường kính cần piston (mm) Trị số đường kính đều được tiêu chuẩn hóa và có thể dùng các trị số sau : 40 ,
Với : k là hệ số giữa đường kính piston và cần piston, với các máy thủy lực có công suất vừa k = 0,5 ÷ 0,8 Ta lấy k = 0,5
Chọn đường kính piston : D = 100 (mm) Đường kính cần piston : d = 50 (mm)
• Áp lực tác dụng lên piston : p = 4.Pkv /.(D 2 - d 2 ) = 4.3040,69/3,14.(10 2 – 5 2 )
• Lưu lượng dầu vào xylanh : v = R.ω Trong đó :
R = 200 (mm) : bán kính đĩa xích ω : Vận tốc góc của má động, lấy ω = 60 ( 0 /s)
4.2.1.4 Tính chọn xilanh kẹp má động và má tĩnh
Hình 4.9: Sơ đồ phân tích lực tính toán xilanh kẹp
Từ sơ đồ tính toán xilanh trên ta có phương trình cân bằng lực của cụm piston xét ở hành trình công tác:
P1.A1 – P2.A2 – Fms1– Fms2 – Fqt – Pk = 0 Trong đó :
- Fms1: là lực ma sát giữa piston với thành xilanh
- Fms2: là lực ma sát giữa cần piston với secmang và vòng khít
Vì những lực ma sát này không đáng kể nên để đơn giản trong quá trình tính chọn ta có thể bỏ qua
- Vì hành trình kẹp chặt là hành trình duỗi thẳng củ xilanh nên ta có thể coi P2=0 Như vậy P2.A2=0
- Pqt : là lực quán tính Ta cũng có thể bỏ qua
Xilanh kẹp má động tạo ra lực ma sát cần thiết để thắng hai lực ma sát trượt trong quá trình uốn, giúp ống không bị trượt tương đối với má kẹp.
Chọn hệ số ma sát trượt cho cặp vật liệu thép - thép là : = 0,15
Trong đó p : áp suất dầu tác dụng lên xylanh (KG/cm 2 )
Pkẹp : lực kẹp lớn nhất (KG)
Trị số đường kính đều được tiêu chuẩn hóa và có thể dùng các trị số sau : 40 , 50 ,
Với : k là hệ số giữa đường kính piston và cần piston, với các máy thủy lực có công suất vừa k = 0,5 ÷ 0,8 Ta lấy k = 0,5
Chọn đường kính piston : D = 120 (mm) Đường kính cần piston chọn : d = 60 (mm)
• Áp lực tác dụng lên piston : p = 4.Pkẹp /.D 2 = 4.15228,33/3,14.12 2 = 134,71 (KG/cm 2 )
• Lưu lượng dầu vào xilanh :
Chọn : v = 25 (mm/s) = 150 (cm/ph) : vận tốc của piston
❖ Với xilanh kẹp má tĩnh : chọn piston kẹp má tĩnh có đường kính piston và đường kính cần piston giống piston kẹp má động
4.2.1.5 Tính chọn xilanh dẫn động chày uốn và xilanh dẫn hướng đầu kẹp của má kẹp tĩnh
Hình 4.10: Sơ đồ phân tích lực tính toán xilanh chày uốn
Từ sơ đồ tính toán xilanh trên ta có phương trình cân bằng lực của cụm piston xét ở hành trình công tác:
- Fms1: là lực ma sát giữa piston với thành xilanh
- Fms2: là lực ma sát giữa cần piston với secmang và vòng khít
Vì những lực ma sát này không đáng kể nên để đơn giản trong quá trình tính chọn ta có thể bỏ qua
Lực quán tính (Pqt) có thể được bỏ qua trong quá trình dẫn động chày uốn Để chày uốn hoạt động hiệu quả, lực đẩy của piston chỉ cần vượt qua trọng lượng của chày uốn.
Giả sử : mchày uốn = 200 (KG)
Pđ = .D 2 p /4 theo [ VI ] Trong đó : p : áp suất dầu tác dụng lên xylanh (KG/cm 2 )
Trị số đường kính đều được tiêu chuẩn hóa và có thể dùng các trị số sau : 40 ,
Với : k là hệ số giữa đường kính piston và cần piston, với các máy thủy lực có công suất vừa k = 0,5 ÷ 0,8 Ta lấy k = 0,5
Chọn đường kính piston : D = 90 (mm) Đường kính cần piston : d = 45 (mm) Áp lực tác dụng lên piston: p = 4.Pđ /.D 2 = 4.200/3,14.9 2 = 3,15 (KG/cm 2 ) Lưu lượng dầu vào xylanh :
Chọn : v = 25 (mm/s) = 150 (cm/ph) : vận tốc của piston
4.2.2 Tính toán các tổn thất trong hệ thống
Tổn thất áp suất là sự giảm áp suất xảy ra khi dầu di chuyển từ bơm đến cơ cấu chấp hành (xylanh thủy lực) do sức cản Sức cản này chủ yếu phát sinh từ chiều dài ống dẫn, sự thay đổi tiết diện và hướng chuyển động, cũng như độ nhớt của dầu Do đó, tổn thất áp suất có thể xảy ra ở nhiều bộ phận trong hệ thống thủy lực.
Áp suất p0 được cung cấp bởi bơm vào hệ thống, trong khi áp suất p1 được đo tại buồng công tác của cơ cấu chấp hành Tổn thất áp suất trong hệ thống được thể hiện qua hiệu suất.
Xét về mặt kết cấu của hệ thống thủy lực thì tổn thất áp suất có thể qui về hai dạng tổn thất áp suất chính :
- Tổn thất áp suất qua van
- Tổn thất áp suất trên ống dẫn
4.2.2.1 Tổn thất áp suất qua van Đối với mỗi kết cấu van ta có những công thức tính toán tổn thất áp suất khác nhau Bằng thực nghiệm người ta đã xác định được những khoảng giá trị tổn thất áp suất đối với từng loại van
Bảng 4.1: Bảng tổn thất áp suất qua van
Kiểu van Tổn thất áp suất Δp1
Van an toàn 1 3 (KG/cm 2 )
Van đảo chiều 1 3 (KG/cm 2 )
Van điều áp 2,5 6 (KG/cm 2 )
Van tiết lưu 1 3,5 (KG/cm 2 )
Van tiết lưu điều chỉnh 3 6 (KG/cm 2 )
Van giảm áp 1 8 (KG/cm 2 )
Van một chiều 1,5 2 (KG/cm 2 )
Theo bảng trên ta có tổn thất áp suất qua các van của toàn máy như sau :
- Tổn thất áp suất qua van an toàn (1 van) : 1 (KG/cm 2 )
- Tổn thất áp suất qua van điều khiển (6 van) : 6.1= 6 (KG/cm 2 )
- Tổn thất áp suất qua van tiết lưu (6van) : 1.5 = 5 (KG/cm 2 )
- Tổn thất áp suất qua van giảm áp (5 van) : 5.1 = 5 (KG/cm 2 )
4.2.2.2 Tổn thất áp suất trong ống dẫn
Tổn thất áp suất trong ống dẫn có hai loại cơ bản sau :
Trong hệ thống thủy lực của máy, chiều dài ống dẫn được coi là ngắn, do đó có thể bỏ qua tổn thất áp suất do chiều dài ống Chúng ta chỉ tập trung vào tổn thất áp suất cục bộ trong hệ thống ống dẫn.
Giá trị tổn thất cục bộ được tính theo công thức sau :
Trong đó : λ : khối lượng riêng của dầu (KG/m 3 ) g : gia tốc trọng trường g = 9,81 (m/s 2 )
Hệ số tổn thất cục bộ trong hệ thống thủy lực thường được xác định bằng thực nghiệm và phụ thuộc vào trị số Re, nhiệt độ, vận tốc, hướng chuyển động của dầu và hình dáng tiết diện tại nơi xảy ra tổn thất Để đơn giản hóa quá trình thiết kế, có thể sử dụng công thức sau để tính toán giá trị tổn thất áp suất cục bộ trong ống dẫn.
Với : pch : áp suất của các cơ cấu chấp hành
4.2.2.3 Các tổn thất thể tích trong hệ thống
Tổn thất thể tích trong hệ thống thủy lực chủ yếu xảy ra do dầu chảy qua các khe hở Khi áp suất tăng, vận tốc giảm và độ nhớt giảm, tổn thất thể tích trở nên đáng kể Trong các yếu tố ảnh hưởng, áp suất của hệ thống là yếu tố quyết định chính đến giá trị tổn thất thể tích.
Tổn thất thể tích là hiện tượng xảy ra trong mọi bộ phận của hệ thống, đặc biệt là ở các cơ cấu biến đổi năng lượng như bơm dầu và xilanh truyền lực Để ước tính tổn thất thể tích trong hệ thống, có thể sử dụng một công thức cụ thể.
qtt : tổng tổn thất thể tích (cm 3 /s)
: trị số tổn thất thể tích tính cho một đơn vị áp suất
p : tổn thất áp suất trong hệ thống
Chọn các giá trị tổn thất thể tích riêng tính cho từng phần tử thủy lực như sau :
Thay các giá trị vào công thức (1) ta có :
TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT BƠM DẦU VÀ CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Các giá trị tối thiểu về áp suất, lưu lượng và công suất mà bơm cần đạt được được xác định dựa trên áp suất và lưu lượng lớn nhất của cơ cấu chấp hành trong hệ thống Sau khi tính toán các giá trị này, cần tham khảo bảng thông số kỹ thuật của các loại bơm để lựa chọn các giá trị phù hợp.
Khi chọn lựa các thông số cho bơm, thường các giá trị không khớp hoàn toàn với bảng tra Do đó, có thể điều chỉnh các thông số về áp suất và lưu lượng lớn hơn một chút so với giá trị tính toán.
Ta có thể sử dụng các loại bơm sau tùy theo yêu cầu về lưu lượng, áp suất đề ra, cũng như kết cấu máy :
Bơm bánh răng là loại bơm thể tích được sử dụng rộng rãi vì những ưu điểm sau :
- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo
- Độ tin cậy cao, kích thước nhỏ gọn
- Số vòng quay và công suất trên một đơn vị trọng lượng lớn
- Có khả năng chịu quá tải trong một thời gian ngắn
Bơm bánh răng là loại bơm không điều chỉnh được lưu lượng và áp suất khi số vòng quay cố định
Có 2 loại bơm bánh răng là : bơm bánh răng ăn khớp ngoài và bơm bánh răng ăn khớp trong
Hình 4.11: Sơ đồ nguyên lý bơm bánh răng ăn khớp ngoài
Bơm bánh răng hoạt động dựa trên nguyên lý dẫn và nén chất lỏng trong một thể tích kín có thể thay đổi dung tích Quá trình này bao gồm các bước hút và đẩy chất lỏng một cách hiệu quả.
Bánh răng chủ động kết nối với trục bơm quay, kéo theo bánh răng bị động quay Chất lỏng trong các rãnh răng di chuyển theo chiều quay của bánh răng, từ khoang hút đến khoang đẩy trong vỏ bơm Khoang hút và khoang đẩy được ngăn cách bởi các mặt tiếp xúc của bánh răng ăn khớp, tạo nên sự kín cần thiết cho quá trình bơm.
- Khi một cặp bánh răng vào khớp ở khoang đẩy, chất lỏng được đưa vào khoang đẩy bị chèn ép và dồn vào đường ống Đó là quá trình đẩy
Trong quá trình đẩy, khoang hút có cặp bánh răng ra khớp, làm tăng dung tích khoang hút và giảm áp suất Kết quả là chất lỏng được hút vào buồng hút từ bể chứa qua ống hút Nếu áp suất trên mặt thoáng bằng áp suất khí quyển, áp suất ở khoang hút sẽ đạt mức chân không.
Nguyên lý hoạt động của bơm tuyệt đối kín là không có sự rò rỉ chất lỏng giữa khoang hút và khoang đẩy, cũng như không rò rỉ ra ngoài Điều này khiến áp suất của bơm chỉ phụ thuộc vào tải.
Trong thực tế, bơm không thể hoàn toàn kín do hạn chế trong khả năng chế tạo Ngoài ra, trong một số trường hợp, người ta có thể cố ý tạo ra sự thoát lưu lượng, dẫn đến áp suất không chỉ đơn thuần tăng theo tải.
Để giảm thiểu áp suất tối đa của bơm, cần lắp đặt một van an toàn trên ống đẩy Van này sẽ tự động mở để cho chất lỏng quay trở lại bể hút khi ống đẩy bị tắc hoặc khi áp suất vượt quá giới hạn cho phép.
Bơm bánh răng được sử dụng rộng rãi trong các máy thủy lực như máy ép, máy cẩu, máy nâng và máy đào đất, cũng như trong hệ thống điều khiển tự động Đặc biệt, nó đóng vai trò quan trọng trong việc bôi trơn các bộ phận chuyển động của máy.
Bơm bánh răng không có van hút và van đẩy, cho phép nó quay với tốc độ cao (n = 700 ÷ 5000 vg/p) và thường nhận truyền động trực tiếp từ động cơ Khi hoạt động, bơm luôn tiếp xúc với dầu nhờn và dầu thủy lực, giúp kéo dài tuổi thọ của nó Để tạo ra áp lực lớn và giảm thiểu tổn thất lưu lượng, các bề mặt làm việc của bơm cần được chế tạo với độ chính xác và độ bóng cao.
Bơm có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, phù hợp với trình độ công nghệ của nước ta hiện nay
Bơm piston hoạt động dựa trên nguyên tắc thay đổi thể tích của cơ cấu piston - xylanh, với bề mặt làm việc dạng trụ giúp đạt độ chính xác gia công cao Loại bơm này đảm bảo hiệu suất thể tích tốt và có khả năng làm việc với áp suất lớn, tối đa lên đến 700 bar.
Dựa trên cách bố trí piston bơm có thể chia làm hai loại :
Bơm piston được thiết kế với hai loại lưu lượng: cố định và điều chỉnh Loại bơm này thường được sử dụng trong các hệ thống dầu ép yêu cầu áp suất cao và lưu lượng lớn.
Hình 4.12: Sơ đồ nguyên lý bơm piston hướng tâm
Bơm trục vít là một dạng biến thể của bơm bánh răng, trong đó bánh răng nghiêng có số lượng răng ít, cùng với chiều dày và góc nghiêng lớn, dẫn đến việc bánh răng chuyển đổi thành cấu trúc trục vít.
Bơm trục vít thường có hai trục ăn khớp với nhau
Hình 4.13: Sơ đồ nguyên lý bơm trục vít
Bơm trục vít thường được sản xuất thành 3 loại :
- Loại áp suất thấp : từ (15 ÷ 50) bar
- Loại áp suất trung bình : từ (30 ÷ 60) bar
- Loại áp suất cao : từ (60 ÷ 200) bar
Bơm trục vít đặc trưng bởi việc chuyển dầu từ buồng hút sang buồng nén theo chiều trục mà không xảy ra hiện tượng chèn dầu ở chân ren Ưu điểm của loại bơm này là hoạt động êm ái và có độ nhấp nhô lưu lượng nhỏ.
Bơm cánh gạt là loại bơm được sử dụng rộng rãi và chủ yếu dùng ở hệ thống có áp suất thấp và trung bình
So với bơm bánh răng, bơm cánh gạt đảm bảo một lưu lượng đều hơn, hiệu suất thể tích cao hơn
Kết cấu bơm cánh gạt có nhiều loại khác nhau, nhưng có t hai loại chính :
Hình 4.14: Sơ đồ nguyên lý bơm cánh gạt đơn a Nguyên lý và ký hiệu b Điều chỉnh lưu lượng bằng lò xo c Điều chỉnh lưu lượng bằng thủy lực
Bơm cánh gạt đơn là khi trục quay một vòng, nó thực hiện một chu kỳ làm việc bao gồm một lần hút và một lần nén
Lưu lượng của bơm có thể điều chỉnh bằng cách thay đổi độ lệch tâm (xê dịch vòng trượt) thể hiện ở hình 3.21
Bơm cánh gạt kép là khi trục quay một vòng, nó thực hiện hai chu kỳ làm việc bao gồm hai lần hút và hai lần nén
Bơm cánh gạt kép hoạt động hiệu quả trong các khoảng áp suất và lưu lượng nhất định, vì vậy việc lựa chọn bơm dầu phù hợp, như bơm bánh răng, cần dựa vào điều kiện thực tế và cấu trúc tổng thể của máy.
GIỚI THIỆU CÁC PHẦN TỬ THUỶ LỰC KHÁC TRONG MÁY
4.4.1 Van tràn và 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 đường ống chính có áp suất cao
Van an toàn hoạt động khi áp suất trong hệ thống vượt quá mức quy định, tự động mở ra để đưa dầu về bể chứa Thiết kế của van dựa trên sự cân bằng giữa lực ngược chiều tác động lên nút van và áp suất của chất lỏng Khi áp suất tăng vượt mức cho phép, nó sẽ thắng lực lò xo, tạo ra khe hở qua nút van và lỗ, cho phép một phần chất lỏng chảy về thùng chứa, từ đó giảm áp suất trong hệ thống về mức an toàn Quá trình này không diễn ra liên tục, vì vậy được gọi là van an toàn.
Van tràn là loại van an toàn hoạt động liên tục để duy trì áp suất ổn định trong hệ thống thủy lực Với cấu trúc tương tự như van an toàn, van tràn được điều chỉnh để luôn dẫn một phần chất lỏng từ mạch cung cấp về thùng chứa Nhờ đó, van tràn hoạt động liên tục, đảm bảo áp suất p1 và p2 luôn được giữ ở mức ổn định.
Hình 4.16: Ký hiệu van tràn và van an toàn
Hình 4.17: Kết cấu van điều chỉnh áp suất 2 cấp
Chất lỏng từ bơm được dẫn vào buồng (a) và đẩy về phía thùng chứa qua buồng (b), trong khi piston (7) bị ép xuống dưới nhờ lò xo (5) Lỗ thông hơi (1) ở giữa piston (7) có lỗ giảm chấn (8) với đường kính nhỏ, giữ cho buồng (a) luôn thông với buồng (e) Lò xo (2) ép viên bi vào đế van, và lực ép này có thể điều chỉnh thông qua vít (9).
Khi áp lực dầu chưa vượt qua giới hạn ứng lực cho phép của lò xo, van bi chưa mở và buồng (a) vẫn thông với buồng (b) Trong trạng thái này, chất lỏng trong các buồng (a), (c), (d), (e) đều ở trạng thái tĩnh, do đó áp suất trong các buồng này được coi là bằng nhau.
Khi piston (7) ở vị trí thấp nhất do lực lò xo (5), áp suất dầu tác động lên piston (7) cân bằng với áp lực từ các buồng (d) và (e) Khi hệ thống quá tải, áp suất trong các buồng (a), (c), (d), (e) tăng đột ngột, khiến áp lực dầu lên viên bi (4) vượt quá lực lò xo (2), đẩy viên bi (4) lên và một ít chất lỏng từ buồng (c) được đẩy ra ngoài về thùng chứa Lỗ giảm chấn (8) gây tổn thất áp suất dầu, tạo ra sự chênh lệch áp giữa các buồng (d), (e) và (c), làm mất trạng thái cân bằng lực tác dụng lên piston (7) Dưới áp suất cao trong buồng (c) và (e), piston (7) được nâng lên cho đến khi áp lực chất lỏng và lực lò xo (5) cân bằng, lúc này piston ngừng di chuyển Kết quả là buồng (a) thông với buồng (b), dầu trong hệ thống được đẩy về thùng chứa, giảm tải cho hệ thống Nếu áp suất trong buồng (a) tăng mạnh, dòng dầu chảy từ buồng (d), (c) qua van bi về thùng càng mạnh, tổn thất áp suất tại lỗ giảm chấn (8) càng lớn, làm tăng độ chênh áp trên piston.
(7) tiếp tục được nâng lên, cửa lưu thông giữa buồng (a) và (b) càng rộng, dầu càng thoát nhiều về thùng
Van hoạt động như một van an toàn bằng cách điều chỉnh ứng lực lò xo để giữ cho van bi luôn mở, cho phép chất lỏng liên tục thoát từ hệ thống về thùng Hoạt động này giúp duy trì áp suất ổn định trong hệ thống thông qua cửa lưu thông giữa các buồng (a) và (b).
+ Xác định lực lò xo 5
Phương trình cân bằng lực của piston 2 (bỏ qua ma sát giữa piston 2 và xilanh 1)
Trong đó: D_Đường kính lớn nhất của piston 2 (mm)
∆P = P3 – P1: Độ chênh áp giữa buồng a và buồng c
Để duy trì áp suất ổn định cho Piston, ứng lực của lò xo 3 cần điều chỉnh tương ứng với từng giá trị lưu lượng qua lỗ tiết lưu (8) Giá trị lưu lượng này biến đổi theo vận tốc của cơ cấu chấp hành và được tính toán theo công thức cụ thể.
Trong đó: Qb_Giá trị lưu lượng bơm
Qch_Giá trị lưu lượng cần cho hệ thống
Giá trị Qch thay đổi trong phạm vi ( Q ch min Q ch max )
Để đảm bảo van an toàn hoạt động hiệu quả như một van tràn, nó cần phải bắt đầu hoạt động ngay khi giá trị Qtl đạt mức tối thiểu.
Dựa vào công thức trên để cho Qtl là nhỏ nhất thì Qht phải lớn nhất
Căn cứ vào phần tính toán cho hệ thống thuỷ lực ở trên ta có:
Hiệu áp ∆P qua lỗ tiết lưu được tính theo công thứ d g
Lưu lượng qua lỗ tiết lưu được tính là Qtl = 203,33 cm³/s, với hệ số thoát dầu μ được chọn là 0,6 Khối lượng riêng của dầu γ là 0,9 x 10⁻³ kg/cm³, và gia tốc trọng trường g là 9,81 m/s², tương đương với 9,81 x 10² cm/s² Đường kính lỗ tiết lưu dtl được xác định là 0,3 cm.
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
P1: Áp suất cần thiết cho hành trình công tác,
Tiếp đó suy ra được áp suất P3 ở buồng c là
Xét phương trình cân bằng lực ở van bi (4)
Plx5 _Lực lò xo (5) d1 _Đường kính tiết diện chảy tại van bi, chọn d1 = 0,4 (cm)
Lực lò xo cần được điều chỉnh để khi áp suất P1 vượt quá 295 Kg/cm², lò xo (3) sẽ bị nén lại, cho phép van piston (2) di chuyển lên trên và xả dầu về bể.
Trong đó: C_Độ cứng của lò xo ho_Độ biến dạng ban đầu của lò xo (3)
D_Đường kính lớn nhất của piston (2), chọn D = 3(cm)
Diện tích tác dụng của piston (2) bởi ∆P không bị ảnh hưởng bởi đường kính lỗ tiết lưu (8) do đường kính này nhỏ, vì vậy có thể bỏ qua ảnh hưởng của nó.
Thay giá trị ∆P, D vào phương trình ta có:
Vậy lực lò xo (3) là:
Để mở van, cần tính toán áp suất và đảm bảo độ mở của piston (2) đủ để cung cấp lưu lượng dầu ổn định cho hệ thống, đồng thời đưa dầu trở lại bể khi xảy ra quá tải Áp dụng công thức tính lưu lượng là cần thiết trong quá trình này.
Trong đó: Qmax_Lưu lượng lớn nhất cần cho hệ thống, Qmax = 203,33 (cm 3 /s) d_Đường kính cần cho piston (2), chọn d = 1,5 (cm) h_Độ mở của piston (2)
P1_Áp suất của cửa a, P1 = Pb = 90,35 (KG/cm 2 ) γ _Khối lượng riêng của dầu, γ = 0,9 10 − 3 (KG/cm 3 )
P2_Áp suất của cửa ra, P2 = 0
Từ công thức độ mở khi bơm làm việc ở giá trị lưu lượng lớn nhất
= = = Phương trình cân bằng khi piston (2) đạt độ hở hmax
Trong đó: Pmax = P3 – P1max = 100,89 – 90,35 = 10,54 (Kg/cm 2 )
Trong đó: ho_Độ nén ban đầu của lò xo
∆x_Độ bóng của piston (2) khi van chưa làm việc, chọn ∆x = 0,2 (cm)
Theo công thức ta có:
Như vậy áp suất cần thiết để mở được van
Khi áp suất của hệ thống đạt đến Pmin = 111,19 (Kg/cm²), piston (2) của van an toàn sẽ bắt đầu hoạt động Trong trường hợp áp suất thấp hơn 111,19 (Kg/cm²), lượng dầu thừa trong hệ thống chỉ được xả qua lỗ tiết lưu (8) và sau đó trở về bể dầu.
Van tràn có đặc tính quan trọng là sự thay đổi áp suất điều chỉnh P1 khi lưu lượng qua van thay đổi Van sẽ hoạt động hiệu quả khi sự thay đổi áp suất nhỏ, ngay cả khi lưu lượng thay đổi trong khoảng giá trị từ Q.
Van cản là thiết bị quan trọng trong hệ thống thủy lực, giúp tạo ra sức cản cần thiết Khi được lắp đặt ở cửa ra, van cản tạo áp suất ổn định, ngăn chặn sự đứt quãng của chất lỏng Nhờ đó, piston của cơ cấu chấp hành hoạt động một cách êm ái và nhẹ nhàng.
TÍNH TOÁN SỨC BỀN MỘT SỐ CHI TẾT MÁY
4.5.1 Tính chọn bộ truyền xích
Xích là một chuỗi mắt xích liên kết qua bản lề, giúp truyền chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích và răng đĩa xích.
Như đã phân tích ở trên bộ truyền xích có những đặc điểm
- Có thể truyền chuyển động giữa các trục tương đối xa
So với truyền động đai, bộ truyền xích có kích thước nhỏ gọn hơn, hoạt động mà không bị trượt và đạt hiệu suất cao, dao động từ 0,96 đến 0,98, đồng thời lực tác dụng lên trục cũng tương đối nhỏ.
- Có thể cùng một lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục
- Gây nhiều tiếng ồn khi làm việc
- Yêu cầu chăm sóc thường xuyên (bôi trơn và điều chỉnh làm căng xích)
- Nhanh mòn, nhất là khi làm việc ở nơi nhiều bụi và bôi trơn không tốt
Bộ truyền xích được sử dụng trong máy uốn ống là bộ truyền xích hở, thay đĩa xích dẫn bằng hai piston kéo đi và kéo về
Ta chọn xích ống con lăn vì rẽ tiền, làm việc không đòi hỏi phải êm, không ồn và vấn tốc xích nhỏ (V3,3 mm/s)
Hình 4.25: Cấu tạo xích ống con lăn
4.5.1.2 Tính số răng đĩa xích
Số răng của đĩa xích ít sẽ dẫn đến việc xích nhanh chóng bị mòn, làm gia tăng va đập giữa mắt xích và răng đĩa, đồng thời tạo ra tiếng ồn khi xích hoạt động Vì vậy, cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích để đảm bảo hiệu suất và độ bền.
Máy uốn ống sử dụng bộ truyền xích với hai piston kéo đi và kéo về, do đó không cần tính toán các thông số của đĩa xích dẫn, chỉ cần tập trung vào thiết kế đĩa xích bị dẫn Để tính toán các thông số này, giả thiết tỷ số truyền của bộ truyền i là từ 1 đến 2, và số răng của đĩa xích dẫn được chọn theo bảng 6-3 trong tài liệu [VII, Thiết kế chi tiết máy].
Chọn số răng đĩa xích dẫn :
Z1 = 25 , lấy i = 3 => Số răng đĩa xích bị dẫn :
Bước xích được lựa chọn dựa trên điều kiện hạn chế áp suất trong bản lề, đồng thời số vòng quay của đĩa xích trong một phút cần phải nhỏ hơn giới hạn cho phép.
Hệ số kđ = 1 được sử dụng để xem xét tính chất của tải trọng ngoài, trong khi kA = 1 đánh giá chiều dài xích Hệ số k0 = 1 liên quan đến cách bố trí bộ truyền, còn kđc = 1 xác định khả năng điều chỉnh lực căng xích Hệ số kb = 1 xét đến điều kiện bôi trơn, và kc = 1 phản ánh chế độ làm việc của bộ truyền.
Hệ số răng đĩa dẫn :
Hệ số vòng quay đĩa dẫn :
= n k n n = 3,3 Với : Z01 và n01 là số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở,
Z01 = 25 và n01 = 50 v/ph Công suất tính toán của bộ truyền :
N = P.Q/612 Trong đó : p: áp suất tính cho xi lanh kéo uốn (KG/cm 2 )
Q: lưu lượng của xi lanh kéo uốn (l/ph)
Lấy N=3 (KW) Dựa vào bảng 6-4 (Thiết kế chi tiết máy), với Nt = 20,63 (kW) và n01 = 50
(v/ph), ta chọn được loại xích ống con lăn một dãy có bước xích t = 50,8 (mm), có diện tích bản lề xích F = 646 (mm 2 ) và công suất cho phép [N] = 23,9 (kW)
Theo bảng 6-1 theo [ VII, Thiết kế chi tiết máy ], ta tìm được các kích thước chủ yếu của bộ truyền
Sau khi xác định bước xích cần kiểm nghiệm, cần kiểm tra số vòng quay của đĩa xích dẫn, đảm bảo rằng n1 không vượt quá ngh, với ngh là số vòng quay giới hạn, phụ thuộc vào bước xích và số răng của đĩa xích.
Theo bảng 6-5 theo [ VII ] với bước xích t = 50,8 (mm) và số răng đĩa dẫn
Z1 = 25 thì số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh = 350 (v/ph)
4.5.1.4 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích dc2 Z t sin 180
Chọn đường kính đĩa xích : dc2 = 400 (mm)
4.5.1.5 Tính chiều dài xích và số mắt xích
Hình 4.26: Sơ đồ bố trí xích kéo
Từ góc uốn lớn nhất của ống có thể uốn được trên máy là 0 0 ( để an toàn ta lấy 0 0 ) ta có :
200 = 698 (mm) Để đảm bảo trong quá trình hoạt động khớp nối không va vào đĩa xích chọn :
Chiều dài xích cần thiết là : x = Lx /t = 1686/50,8 = 33,18 (mắt xích)
Số mắt xích là số nguyên nên lấy: xtt = 34 (mắt xích)
Vậy chiều dài xích thực tế :
4.5.1.6 Tính lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 6-17 (Thiết kế chi tiết máy-
Hệ số kt được sử dụng để đánh giá tác động của trọng lượng xích lên trục Đối với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng dưới 40 độ so với mặt phẳng nằm ngang, giá trị của kt là 1,15.
Khi bộ truyền thẳng đứng hoặc nghiêng một góc lớn hơn 40 0 so với phương ngang kt = 1,05 Lấy kt = 1,15
Z: số răng đĩa xích bị dẫn (răng) t: bước xích n: số vòng quay của đĩa xích (vòng/ph) n=5 (vg/ph)
Dx = 400 (mm) Phản lực ở các gối trục :
Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm n - n :
(theo công thức 7-4 ,Thiết kế chi tiết máy-Nguyễn Trọng Hiệp)
Mtđ = 12933132 2 +0,75.19100000 2 = 20996985 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện n - n theo công thức 7-3 (Thiết kế chi tiết máy) : d(n-n) 3 0 , M 1 tâ (mm)
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40X, tôi, góc lượn: = 70 (N/mm 2 )
(Bảng 7.2 Chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp)
(Bảng 3.8 Chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp) d(n-n) 3
Lấy đường kính trục tại tiết diện n - n : d(n-n) = 130 (mm)
Hệ số an toàn được theo công thức 7-5 (Chương VII Thiết kế chi tiết máy) : n =
Với : n , n : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp
[n] : hệ số an toàn cho phép, thường lấy [n] = 2
Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đối xứng :
M u ; m = 0 Với : W là mômen chống uốn của tiết diện trục (CT bảng 7-3a)
Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :
M x ; m= 0 Với : Wo là momen chống xoắn của tiết diện trục (CT bảng 7-3a)
Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng : σ-1 = 0,45.σb = 0,45.850 = 383 (N/mm 2 )
Chọn hệ số tăng bền = 1
Theo bảng 7-4 theo [ VII ] , lấy = 0,65 ; = 0,53
Theo bảng 7-8 theo [ VII ] , lấy k = 1,63 ; k = 1,5
4.5.3 Tính then Để cố định đĩa xích theo phương tiếp tuyến, tức để truyền momen và chuyển động từ trục đến đĩa xích hoặc ngược lại ta dùng then Then có nhiều loại, ta chọn loại then bằng để thiết kế
Ta tính then cho đoạn trục dùng để lắp đĩa xích có đường kính d = 130 (mm)
Tra bảng 7-23, ta chọn then có các thông số sau : b = 36 ; h = 20 ; t = 10 ; t1 10,2 ; k = 12,3
Chiều dài mayơ: lm = (1,2 ÷ 1,5)d , lấy lm = 1,5d = 1,5×130 = 195 (mm)
Chiều dài then : lth = 0,8.lm = 0,8×195 = 156 (mm)
Kiểm nghiệm sức bền dập :
Kiểm nghiệm sức bền cắt : c x c dbl
Vậy : chọn then thoả mãn điều kiện làm việc
4.5.4 Tính chọn gối đỡ trục
Vì trục quay chịu lực dọc trục trục và lực hướng tâm lớn nên ta chọn ổ đũa nón đỡ chặn
Hình 4.28: Sơ đồ tính phản lực gối đỡ
Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 8-1 :
Trong đó: n = 5 (v/ph) h = 14400 (giờ) m = 1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm
Kt = 1,4 : hệ số tải trọng động
Kn = 1 : nhiệt độ làm việc dưới 100 0 C
Kv = 1 : hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay
Như vậy lực At hướng về gối trục bên trái → chỉ 1 ổ chịu lực dọc trục
Phản lực tại gối E lớn hơn gối F nên tính chọn ổ cho gối E sau đó lấy cùng loại cho gối F để tiện việc chế tạo, lắp ghép
Thay vào công thức trên có :
Với d = 120 (mm), tra bảng 18P theo [ VII ], chọn kiểu 7624 :
Cbảng = 900000 Đường kính ngoài : D = 260 (mm)