GIỚI THIỆU VỀ CÁC LOẠI SẢN PHẨM UỐN VÀ
Tổng quan về các loại sản phẩm lốc
a Ứng dụng trong nông nghiệp: Trong các công trình thuỷ lợi, sản phẩm ống được lắp đặt để cung cấp nước phục vụ cho tưới tiêu nông nghiệp,
Hình 1.1: Ống dẫn nhiên liệu và nước b Ứng dụng trong ngành công nghiệp: Ống đóng vai trò chủ chốt trong mọi hoạt động sản xuất:
Ở các xí nghiệp các sản phẩm dạng ống được dùng để dẫn khí ( O 2 , CO 2 ,…)
Hình 1.2: Các ứng dụng của sản phẩm ống trong xăng dầu
Tại các công ty xăng dầu, sản phẩm dạng ống đóng vai trò quan trọng trong việc làm bồn chứa dầu, thiết lập hệ thống ống cấp phát, cũng như trong hệ thống phòng cháy chữa cháy và các xe bồn vận chuyển nhiên liệu.
Sản phẩm bồn chứa Nam Á Bồn chứa tại nhà máy lọc hóa dầu Bình Sơn
Hình 1.3: Các loại bồn chứa chất lỏng
Tại các nhà máy thủy điện, ống được sử dụng để dẫn nhiên liệu, trong khi hệ thống thu hồi và xử lý nhiệt đóng vai trò quan trọng tại các nhà máy nhiệt điện Ngoài ra, các vỏ tuabin máy phát, lò hơi, nồi hơi, ống thải và ống thu hồi cũng là những thành phần thiết yếu trong quy trình vận hành của các nhà máy này.
Hình 1.4: Tuabin máy phát điện và hệ thống thu hồi nhiệt
Các hệ thống ống, các bình bồn còn dùng để chứa khí gas chịu được áp suất cao
Các loại bồn sàng lọc và xử lý hóa chất tại nhà máy hóa chất đòi hỏi chất lượng và vật liệu cao, nhằm đảm bảo hoạt động hiệu quả trong môi trường làm việc khắc nghiệt Những bồn này cần có khả năng chịu áp suất và nhiệt độ cao, đặc biệt quan trọng trong các ngành công nghiệp như hàng không vũ trụ, quân sự, công nghiệp đóng tàu và ôtô.
Trong ngành đóng tàu, sản phẩm chủ yếu bao gồm các vỏ tàu thủy có kích thước lớn, vỏ ôtô, cùng với các loại vỏ tên lửa và vũ khí quân sự phục vụ cho ngành công nghiệp quốc phòng.
Bảng 1.1: Tổng quan về các loại sản phẩm lốc
Ứng dụng trong nông nghiệp Đường ống phục vụ tưới tiêu
Hệ thống đường ống cấp nước sinh hoạt
Ứng dụng trong công nghiệp
Các đường ống dẫn khí, đường ống dẫn dầu…
Tháp chưng cất dầu khí
Bồn chứa xăng dầu, hóa chất…
Bồn chịu áp suất như: Bồn chứa gas, bồn chữa cháy, nồi hơi…
Hệ thống thu hồi nhiệt
Ứng dụng trong ngành công nghiệp quốc phòng, hàng không vũ trụ, công nghiệp đóng tàu, ôtô…
Thân tàu con thoi, tàu vũ trụ…
Thân tên lửa hành trình
Vỏ máy bay, tàu thủy, ôtô…
Các bệ phóng tên lửa, bệ phóng tàu con thoi…
Các máy lốc hiện có
Nhu cầu về thiết bị đường ống ngày càng tăng, đặc biệt là đối với các sản phẩm có kích thước lớn, trong khi các phương pháp cán ống hiện tại chưa đáp ứng đủ Để sản xuất và chế tạo các đường ống lớn, việc sử dụng máy lốc thép là cần thiết.
Qua quá trình học tập và tìm hiểu hiện nay có hai loại máy lốc thép là máy lốc 3 trục và máy lốc 4 trục
Hinh 1.5: Máy lốc của hang MCB Hình 1.6: máy lốc của hang ASH
Bảng 1.2: Một số loại máy lốc ống hiện nay trên thị trường
Tên máy Hãng sản xuất Chiều dày tấm (mm)
Kỹ thuật lốc: Bản chất và đặc điểm
Lốc là quá trình uốn liên tục nhằm chuyển đổi phôi tấm thành sản phẩm hình ống với kích thước xác định, kết hợp giữa phương pháp uốn và cán Trong lốc 4 trục, lực ép đủ lớn cho phép thay đổi bề dày tấm thép, trong khi lốc 3 trục không thể thay đổi bề dày do điểm đặc lực không nằm trên mặt cắt ngang của chi tiết Uốn là một phần quan trọng trong quá trình lốc.
Bảng 1.3: Các tính chất quan trọng của kim loại tấm
Tính chịu ăn mòn là khả năng của kim loại chống lại sự ăn mòn trong môi trường ở nhiệt độ bình thường Độ bền thể hiện khả năng của vật liệu chịu được tác động của ngoại lực mà không bị phá hủy Độ cứng là khả năng chống lại sự biến dạng dẻo cục bộ khi có ngoại lực tác động qua vật nén Độ dẻo cho thấy khả năng thay đổi hình dáng của vật liệu dưới tác động của ngoại lực mà không bị hư hại Độ dai va đập là khả năng chịu được lực va đập mà không bị phá hủy Cuối cùng, độ nhám bề mặt phản ánh mức độ nhẵn của bề mặt, được xác định bởi các mấp mô có bước tương đối nhỏ trong một chiều dài chuẩn.
DUT-LRCC Ảnh hưởng của lốc đến các tính chất của kim loại tấm
Độ nhám bề mặt sau khi lốc sẽ được cải thiện, với chất lượng bề mặt tốt hơn Thông thường, độ nhám bề mặt đạt khoảng 160 đến 80 Rz (àm) Trong quá trình lốc, các trục lốc cuộn tròn và dưới lực ép, các nhấp nhô sẽ bị sang phẳng, giúp giảm độ nhám bề mặt xuống còn 1.
Biến dạng dẻo tạo ra ứng suất dư do xô lệch mạng tinh thể và biến dạng không đều, làm tăng giới hạn bền và độ cứng lên từ 1,5 đến 3 lần giới hạn chảy Tuy nhiên, quá trình này cũng làm giảm độ dẻo và độ dai của kim loại, có thể dẫn đến hiện tượng biến cứng, giảm độ dai va đập Việc giảm độ dẻo và độ dai, cùng với tăng độ cứng, gây khó khăn trong gia công và có thể dẫn đến biến dạng dẻo lần thứ hai Ứng suất do ma sát ngoài cũng ảnh hưởng đến trạng thái ứng suất chính, làm giảm tính dẻo của kim loại Do đó, quá trình ủ có thể được thực hiện để phục hồi cơ tính ban đầu.
Tính chịu ăn mòn của vật liệu được cải thiện sau quá trình biến dạng dẻo, khi độ cứng tăng lên và độ nhám bề mặt giảm, giúp bề mặt lốc chịu ăn mòn tốt hơn.
CÁC NGUYÊN LÝ LỐC ỐNG
Máy lốc 3 trục
Đối với máy lốc 3 trục ta có thể có nhiều phương án uốn ống khác nhau Ở đây ta có 3 phương án điển hình
Phương án 1: Hai trục ép đặt phía dưới
Hình 2.1: Hai trục ép đặt phía dưới
Máy uốn hai trục ép đặt phía dưới mang lại nhiều ưu điểm, đặc biệt trong việc uốn các vật liệu dày có kết cấu phức tạp, giúp tăng năng suất đáng kể.
Nhược điểm: Không uốn được những vật liệu quá nhỏ và khó chế tạo, giá thành cao
Phương án 2: Trục ép đặt về phía sau hai trục uốn
Hình 2.2: Trục ép đặt về phía sau hai trục uốn
Ưu điểm: Phương án này có khả năng cuốn được các sản phẩm có kích thước khác nhau, cuốn được những vật liệu dày
Nhược điểm: Năng suất không cao vì tính linh hoạt của máy thấp
Phương án 3: Trục ép được bố trí ở giữa hai trục đỡ
Hình 2.3: Trục ép được bố trí ở giữa hai trục đỡ
Phương án 3 là lựa chọn tối ưu nhất trong việc cuốn ống từ máy lốc 3 trục, bởi nó không chỉ hiệu quả mà còn đảm bảo tính kinh tế cho quá trình chế tạo.
+ Kết cấu máy đơn giản, làm việc có năng suất cao
+ Dụng cụ chi tiết dễ chế tạo, dễ mua
+ Đảm bảo tính kinh tế cao, dễ sửa chữa
Ta có sơ đồ động của máy như sau:
Hình 2.4: Sơ đồ động của máy
Các chuyển động cần thiết:
Sau khi chuẩn bị xong vật liệu, quá trình cuốn bắt đầu bằng cách đưa phôi vào khe hở giữa hai trục Khi khởi động máy, động cơ ép hai trục dưới tạo độ cong cho phôi, trong khi trục trên quay tròn để cuốn phôi Trục cuốn có khả năng quay hai chiều, cho phép phôi di chuyển tới lui cho đến khi sản phẩm ống hoàn thành, đánh dấu sự kết thúc của quá trình cuốn.
Máy lốc 4 trục
Dựa trên nguyên tắc phôi được ép bởi hai trục III và IV, quá trình này cũng diễn ra khi phôi được cuốn sang phải và trái nhờ vào chuyển động quay của trục cuốn I.
Hình 2.5: Sơ đồ mô tả các chuyển động của trục lốc
Máy lốc 4 trục cho phép uốn các ống với chiều dày khác nhau qua khe hở giữa hai trục uốn I và II, điều mà máy cuốn 3 trục không thể thực hiện Hơn nữa, máy lốc 4 trục có khả năng uốn cong đoạn đầu của phôi và tạo ra biến dạng đồng đều trên toàn bộ bề mặt phôi nhờ vào việc điều chỉnh lực ép của hai trục bên.
Tuy nhiên, máy lốc 4 trục cũng còn nhiều hạn chế như:
+ Hệ thống điều khiển phức tạp, cơ cấu không gọn do vừa điều khiển bằng cơ khí vừa điều khiển bằng thủy lực
+ Giá thành chế tạo cao
+ Chiếm nhiều không gian trong nhà xưởng
Mặc dù vậy, máy cũng có những ưu điểm vượt trội:
+ Năng suất hoạt động lớn vì tính linh hoạt của máy cao
+ Có thể cuốn được những ống có đường kính lớn và chiều dày khác nhau và đảm bảo độ chính xác cao
Các chuyển động cần thiết:
Phôi được đưa vào và trục II được nâng lên tương ứng với chiều dày của phôi Sau đó, trục III được nâng lên để bẻ cong đầu phôi, cùng lúc nâng cơ cấu đỡ phôi Khi trục I quay, phôi sẽ bị cuốn sang bên phải Hạ trục III xuống và trục I tiếp tục cuốn phôi sang phải cho đến khi đến mép, sau đó dừng trục I và nâng trục IV lên để bẻ cong đầu còn lại Cuối cùng, trục I quay ngược lại để cuốn phôi sang trái, lặp lại quá trình cho đến khi đạt được bán kính yêu cầu.
Với những đặc điểm như thế ta chọn máy lốc 4 trục
XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ KĨ THUẬT BAN ĐẦU CHO MÁY THIẾT KẾ
Kích cỡ ống lốc được
Hình 3.1 Chiều dài phôi được tính theo công thức:
Trong đó: r_bán kính uốn ( mm )
Khi thực hiện uốn với bán kính nhỏ, chiều dài của phôi sẽ bị kéo dài, trong khi đó, độ dày của vật liệu tại vị trí uốn lại bị giảm đi Hiện tượng này trở nên rõ rệt hơn khi gốc uốn nhỏ và có nhiều góc uốn cùng lúc.
Bán kính uốn lớn nhất cho phép xác định theo công thức:
Trong đó : E – modun đàn hồi khi kéo (KG/mm 2 ) σT – giới hạn chảy của vật liệu (KG/mm 2 )
Bán kính uốn nhỏ nhất cho phép được quy định theo mức độ biến dạng cho phép ở lớp ngoài cùng
δ_độ giãn dài tương đối của vật liệu ( % ) Theo thực nghiệm ta có: p r l 1
DUT-LRCC rmin = K.S Với: K_hệ số phụ thuộc góc nhấn α
Những yếu tố ảnh hưởng đến trị số bán kính uốn:
Cơ tính của vật liệu và trạng thái nhiệt luyện ảnh hưởng đến giá trị của r min; cụ thể, nếu vật liệu có tính dẻo tốt hoặc đã qua ủ mềm, thì r min sẽ có trị số nhỏ hơn so với vật liệu đã trải qua biến dạng bị biến cứng.
Ảnh hưởng của góc uốn: cùng một bán kính uốn r như nhau, nếu góc cuốn càng nhỏ thì khu vực biến dạng càng lớn
Tính lực đàn hồi khi uốn
Khi biến dạng kim loại luôn tồn tại biến dạng đàn hồi và biến dạng dẻo
Tính đàn hồi của vật liệu được thể hiện khi uốn với bán kính nhỏ (r < 10s) thông qua góc đàn hồi β Đối với uốn với bán kính lớn (r > 10s), cần xem xét cả sự thay đổi của bán kính cong trong quá trình uốn.
Góc đàn hồi được xác lập bởi hiệu số giữa góc của vật uốn sau khi dập và góc uốn theo tính toán β = α0 – α Thông thường β bằng khoảng 10 0
Mức độ đàn hồi khi uốn của vật liệu phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm tính chất của vật liệu, góc uốn, tỷ lệ giữa bán kính uốn và chiều dày của vật liệu, cùng với hình dáng của kết cấu uốn.
Lực uốn
Lực uốn bao gồm uốn tự do liên tục và lực làm cho phôi chuyển động quanh trục
_lực biến dạng dẻo kim loại
_lực làm cho phôi quay quanh trục
Khi uốn Sau khi uốn r
Lực uốn làm biến dạng dẻo kim loại b b k BS l n
Thông số vật liệu
Chiều dài của phôi thép: 7540(mm)
Chiều dày của phôi: 50 (mm)
Chiều rộng của phôi: 3100 (mm)
Vật liệu: Thép SS400 (C% từ 0.11 0.18, Si% từ 0.12 0.17, Mn% 0.4 0.57…) σ b $00 (Kg/mm 2 ), %%
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY
Lựa chọn phương án dẫn động cho phôi
Quá trình uốn thép tấm diễn ra khi phôi thép di chuyển qua các trục uốn, với các trục này hoạt động lên xuống để tạo ra biên dạng uốn mong muốn.
Có nhiều phương pháp tạo chuyển động cho phôi thép nhưng cần lựa chọn một phương pháp đảm bảo các điều kiện sau:
Máy thiết kế có hình dạng và kết cấu hợp lý theo quan điểm công nghệ chế tạo và lắp ráp
Vật liệu chế tạo chi tiết máy được chọn hợp lý, đảm bảo các yêu cầu liên quan đến công dụng và điều kiện sử dụng máy
Máy phải có khối lượng và kích thước nhỏ gọn
Giá thành và chi phí cho sử dụng là thấp nhất, phù hợp với điều kiện hiện có
Dựa trên các yêu cầu và phương án thiết kế đã chọn, chúng tôi quyết định sử dụng phương pháp dẫn động phôi thông qua việc truyền chuyển động quay cho trục I và trục II Điều kiện cần thiết để phôi có thể di chuyển là
Trong đó : F ms : là lực ma sát trên vùng tiếp xúc
Ft : lực vòng cần truyền
F n : lực nén trên các trục f : hệ số ma sát
Lựa chọn phương án tạo chuyển động quay cho trục I
Phương án 1: Sử dụng động cơ thủy lực :
Có nhiều loại động cơ thủy lực, bao gồm động cơ bánh răng, động cơ cánh gạt và động cơ piston, tương ứng với các loại bơm dầu khác nhau Những động cơ này đóng vai trò quan trọng trong hệ thống thủy lực, giúp chuyển đổi năng lượng dầu thành chuyển động cơ học.
Sơ đồ mạch thủy lực được bố trì như sau:
1– Bơm dầu 2 – Van tràn và van an toàn 3 – Van tiết lưu 4 – Van đảo chiều
5 – Bơm dầu 6 – Van cản Hình 4.1: Sơ đồ bố trí thủy lực
Khi động cơ điện được cấp điện, bơm dầu sẽ hoạt động và cung cấp dầu cho hệ thống Nếu van đảo chiều ở vị trí giữa, dầu sẽ chảy qua van tràn về bể Ngược lại, khi van ở hai vị trí trái hoặc phải, dầu sẽ được cung cấp cho động cơ dầu, khiến roto quay và truyền động cho các bộ phận như hộp giảm tốc.
Ưu điểm và nhược điểm:
Momen khởi động và chống quá tải tốt Điều chỉnh tốc độ dễ dàng
Kết cấu động cơ nhỏ gọn hơn
Làm việc ở môi trường khắc nghiệt như ngập nước, dễ cháy nổ…
Động cơ có nhược điểm là yêu cầu nhiều thiết bị đi kèm để hoạt động, dẫn đến hệ thống trở nên phức tạp, khó sửa chữa và thay thế, đồng thời giá thành cũng cao.
Động cơ điện là thiết bị quan trọng được sử dụng phổ biến trong cả ngành công nghiệp và sinh hoạt hàng ngày Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, bao gồm động cơ một chiều, động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ.
Sơ đồ bố trí động cơ như sau:
1– động cơ 2– cơ cấu phanh hãm
Hình 4.2: Sơ đồ sử dụng động cơ điện
Khi động cơ được cấp điện, hiện tượng cảm ứng điện từ xuất hiện trên các quận dây của stato và roto, khiến roto quay Sự quay của trục động cơ sẽ truyền động cho các cơ cấu chấp hành như hộp giảm tốc và các bộ truyền ngoài, dẫn đến việc truyền chuyển động tới trục I của máy Động cơ có những ưu điểm và nhược điểm riêng cần được xem xét.
Kết cấu đơn giản, không cần các thiết bị đi kèm phức tạp
Dễ lắp đặt sửa chữa và thay thế
Giá thành rẻ, thông dụng
Khó khăn trong việc khởi động dòng khởi động lớn ( 4 đến 7 lần định mức ) làm sụt áp lưới điện và làm nóng động cơ
Kích thước lớn hơn so với các loại động cơ khác có cùng công suất
Kết luận: Dựa trên những ưu nhược điểm và cấu trúc đã phân tích, chúng tôi quyết định sử dụng động cơ điện để tạo chuyển động quay cho trục I, nhằm cung cấp chuyển động cho phôi thép.
Lựa chọn phương án chuyển động cho trục uốn
4.2.1 Lựa chọn phương án di chuyển cho hai trục uốn:
Phương án 1 : Hai trục bên di chuyển thẳng đứng:
Hình 4.3: Sơ đồ bố trí trục cho phương án 1
Ưu điểm: Chế tạo rãnh trượt đơn giản
Nhược điểm: khó khăn khi uốn các ống có đường kính nhỏ
Phương án 2: Hai trục bên di chuyển xiên và hợp với nhau một góc 60 º
Hình 4.4: Sơ đồ bố trí trục của phương án 2
Máy uốn ống có khả năng uốn các ống với đường kính lớn và nhỏ, mang lại sự linh hoạt trong quá trình sản xuất Đặc biệt, với trục bên ép theo phương xiên góc, máy giúp kim loại nhanh chóng biến dạng, từ đó nâng cao năng suất làm việc.
Nhược điểm: Chế tạo rãnh trượt khó khăn hơn
Kết luận: Dựa trên những ưu nhược điểm đã phân tích, phương án 2 với 2 trục cán di chuyển xiên góc 60 độ được lựa chọn nhằm nâng cao năng suất, bảo đảm tính công nghệ cho máy, và duy trì độ chính xác của sản phẩm.
4.2.2 Lựa chọn phương án truyền động nâng hai trục uốn:
Phương án 1 : Dùng thuỷ lực
Ta có thể dùng xilanh thủy lực để tạo chuyển động tịnh tiến cho các trục uốn
Sơ đồ nguyên lý như sau:
Hình 4.5: Sơ đồ bố nguyên lý dùng thủy lực nâng 2 trục uốn
Khi động cơ bơm dầu được kích hoạt, dầu sẽ được bơm lên hệ thống Nếu van đảo chiều ở vị trí giữa, dầu sẽ chảy qua van an toàn về bể Khi van an toàn ở bên trái, xilanh nhận dầu và di chuyển lên, đẩy trục uốn để uốn phôi Ngược lại, khi van đảo chiều ở bên phải, dầu được ép lên trên khiến xilanh đi xuống mạnh theo trục uốn Để dừng xilanh ở bất kỳ vị trí nào mong muốn, chỉ cần đưa van đảo chiều về vị trí giữa.
Ưu điểm và nhược điểm:
Ưu điểm: Truyền động dễ dàng, kết cấu đơn giản
Nhược điểm: Do tính nén được của dầu nên có thể làm piston không ổn định và làm sai số bán kính cung uốn
Bộ truyền trục vít - bánh vít và cơ cấu vít me - đai ốc là một hệ thống truyền động cơ khí phổ biến trong các loại máy gia công thép, đặc biệt là máy công cụ.
Sơ đồ nguyên lý như sau:
1: Trục ép 2: Vítme đai ốc 3: Động cơ 4: Trục vít bánh vít
5: Khớp nối 6: Ổ lăn Hình 4.6: Sơ đồ dùng bộ truyền trục vít bánh vít và cơ cấu vít me đai ốc
Để khởi động các trục chuyển động, chúng ta nhấn nút cho động cơ 3 hoạt động, khiến động cơ quay và làm cho trục vít 4 cũng quay theo Trục vít này tạo ra chuyển động cho bánh vít, bánh vít được lắp trên trục vít me 2 thông qua rãnh then hoa, từ đó truyền động cho trục vít me Khi đai ốc được cố định trên thân máy, trục vít me quay sẽ làm cho đai ốc đứng yên, dẫn đến sự tịnh tiến lên xuống của trục vít me và tạo ra chuyển động cho các trục ép Bộ truyền này có đặc tính làm cho cơ cấu vít me đai ốc quay chậm lại, đồng thời cho phép vít me đai ốc chịu được lực ép lớn và duy trì vận tốc trượt chuyển động thấp.
Trục vít me được cấu tạo gồm ba đoạn: đoạn đầu dùng để kết nối với bánh vít, đoạn cuối gắn chặt vào cốc an toàn và hỗ trợ vào gối trục, trong khi đoạn giữa có ren và được kết nối với đai ốc bằng đồng để điều chỉnh lượng ép.
Ren được dùng trong vít me đai ốc là loại ren hình thang đỡ chặn một phía để chống rơ và lỏng khi làm việc
Ưu điểm: ổn định, không có sai lệch khi bị nén như dầu thủy lực
Nhược điểm: Khó khăn trong việc chế tạo trục vít_bánh vít…
Kết luận: Dựa trên các phân tích đã trình bày, chúng tôi quyết định chọn phương án 2, sử dụng cơ cấu vitme đai ốc để truyền chuyển động tịnh tiến cho hai trục uốn, nhằm đảm bảo độ chính xác cao cho sản phẩm.
Lựa chọn phương án truyền động trục ép dưới
Trục II với nhiệm vụ tăng lực pháp tuyến để đảm bảo phôi quay không bị trượt trong quá trình gia công và rút ngắn khoảng cách giữa các trục để gia công được đoạn đầu phôi một cách dễ dàng
Trục này chỉ có chuyển động tịnh tiến lên xuống để ép phôi và nhận chuyển động quay của trục I Ta có các phương án truyền động sau:
Phương án 1 : Sử dụng cơ cấu trục vít bánh vít và cơ cấu vít me đai ốc
Cơ cấu này tương tự như cơ cấu nâng hạ hai trục uốn đã đề cập trước đó, nhưng do không có khả năng nén khi tải trọng thay đổi, phôi thép sẽ gặp khó khăn trong việc di chuyển khi tải trọng lớn, dẫn đến quá trình uốn không ổn định.
Phương án 2 : Sử dụng xilanh thủy lực
Sơ đồ nguyên lý: Ð.Co
` Hình 4.7: Sơ đồ nguyên lý dùng thủy lực nâng trục dưới
Khi bắt đầu quá trình, phôi thép tấm được đưa vào máy với trục II ở vị trí thấp nhất Người vận hành nhấn nút điều khiển để khởi động động cơ điện, kích hoạt bơm dầu Bơm dầu cung cấp áp lực cho hai piston, nâng trục II lên nhờ lực ép từ dầu vào hai xilanh Khi trục II đạt độ cao cần thiết, nó sẽ tiến hành ép phôi thép.
DUT-LRCC phôi thép thì ấn nút dừng van đảo chiều hoạt động trục II sẽ đứng tại vị trí mong muốn
Sau khi hoàn tất quá trình gia công, nhấn nút điều khiển để van đảo chiều hoạt động, giúp dầu chảy về bể Lực ép từ trục sẽ dẫn dầu trở về bể cho đến khi xilanh hạ xuống điểm chết dưới.
Cần thiết phải lắp đặt một cơ cấu thanh truyền giữa hai piston nhằm đảm bảo chúng di chuyển đồng thời và cân bằng lực ở hai đầu trục uốn II.
Ưu điểm và nhược điểm:
Dầu có tính nén tốt giúp trục II có khả năng dịch chuyển lên xuống trong quá trình lốc, phù hợp với sự thay đổi tải trọng trong quá trình biến dạng phức tạp, từ đó cải thiện hiệu quả lốc Bên cạnh đó, thiết kế này cũng dễ chế tạo hơn so với hệ thống trục vít - bánh vít.
Nhược điểm: Kết cấu phức tạp, khó bảo trì sửa chữa, giá thành cao
Chúng tôi chọn phương án 2, sử dụng xilanh thủy lực để tạo chuyển động cho trục ép Lý do là khả năng nén của dầu phù hợp với tải trọng thay đổi, giúp đảm bảo quá trình uốn diễn ra ổn định và duy trì tính chính xác của sản phẩm.
Lựa chọn phương án tháo sản phẩm
Để tháo sản phẩm sau khi gia công, sử dụng cơ cấu piston xilanh thủy lực là giải pháp hiệu quả Phương pháp này đảm bảo tính ổn định, hoạt động êm ái, chính xác và dễ dàng trong quá trình chế tạo.
Hình 4.8: Cơ cấu tháo sản phẩm
Sau khi sản phẩm đã được lốc xong, để tháo sản phẩm ra khỏi máy, trước tiên cần cấp điện cho van đảo chiều 4/3 điều khiển xilanh 1 hoạt động Khi cuộn nam châm ở vị trí A có điện, dầu sẽ đi lên, kéo xilanh đi xuống và đồng thời kéo cơ cấu đỡ trục chính ra ngoài Tiếp theo, cấp điện cho van đảo chiều 4/3 điều khiển xilanh 2 hoạt động, giúp thực hiện quá trình tháo sản phẩm một cách hiệu quả.
DUT-LRCC điều chỉnh trục chính lên Khi không còn điện cho van đảo chiều, xi lanh sẽ ở trạng thái treo, cho phép tháo sản phẩm bằng cầu trục hoặc cần trục.
Sau khi tháo sản phẩm, cấp điện cho cuộn nam châm điều khiển van đảo chiều chuyển về vị trí B để điều khiển xi lanh 2 đi lên, đẩy trục chính hạ xuống Tiếp theo, cấp điện cho van đảo chiều 4/3 để điều khiển xi lanh 1 kéo cơ cấu đỡ trục chính lên, nhằm lắp đặt đỡ trục chính.
Lựa chọn cách bố trí bánh răng cho trục chính
Hình 4.9: Cơ cấu cặp bánh răng ăn khớp trong
Chọn cặp bánh răng ăn khớp trong giúp nâng trục lốc qua hệ thống xi lanh, cho phép điều chỉnh khe hở giữa hai trục lốc, từ đó có thể uốn ống với các chiều dày khác nhau Việc bố trí cặp bánh răng ăn khớp trong còn làm giảm khoảng cách trục, giúp cấu trúc máy gọn nhẹ hơn.
Xây dựng sơ đồ động học của máy
Với những phân tích và lựa chọn trên ta có sơ đồ động toàn máy sau:
Hình 4.10: Sơ đồ động toàn máy lốc 4 trục
THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC TOÀN MÁY VÀ THIẾT KẾ CÁC CƠ CẤU MÁY
Tính toán động lực học máy
Uốn ống với đường kính Φmax = 2400 (mm)
Các thông số kỹ thuật của phôi:
+ Rộng: 3100 (mm) + Dày: 50 (mm) Khối lượng phôi:
Trong đó: Q: Trọng luợng chi tiết (Kg)
V: Thể tích của chi tiết (dm 3 ) γ : Trọng lượng riêng của vật liệu (Kg/dm 3 )
Vật liệu là thép nên : γ =7,852 (Kg/dm 3 )
Khối lượng: Q = V.γ = 1168,7 7,852 = 9176,6 (Kg) Để phôi xoay được thì mômen M phải lớn hơn các mômen cản và lực uốn kim loại gây ra
Sơ bộ chọn bán kính trục chính : R = 270 (mm)
Với điều kiện : F > F ms 1 + F ms 2 + F ms 3 + F ms 4
Hình 5.1: Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các trục
Lực tác dụng biến dạng kim loại b K BS b l n
Lực F1 , F3 , F4 >> Q và F2 nên có thể bỏ qua Q và F2
Với f _ hệ số ma sát lăn
Mô men phát động trục quay 1
Phân tích và tính chọn công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền
Hình 5.2: Sơ đồ động của hộp giảm tốc 1_Trục uốn 2_Bộ truyền bánh răng trong 3_Hộp giảm tốc
5.2.1 Chọn công suất động cơ Để chọn công suất động cơ ta tính công suất cần thiết
Trong đó: _Hiệu suất chung
N ct _Công suất cần thiết
1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng
Theo bảng 2p TKCTM chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha kiểu A2 91 4 có:
Vận tốc vòng quay trục uốn với V = 5,5 (m/ph) và đường kính sơ bộ trục là d = 540(mm)
Theo bảng 2.2(10) Ta chọn ibr = 7 i1.i2.i3 = 60
Vì tỷ số truyền lớn (i = 60) nằm trong khoảng từ 50 đến 400, nên chúng ta lựa chọn hộp giảm tốc 3 cấp khai triển Đối với loại hộp này, việc bôi trơn cho cấp nhanh và cấp chậm được thực hiện bằng phương pháp ngâm dầu, đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định Tỷ số truyền n của hộp giảm tốc được xác định trong khoảng (1,2 - 1,4) lần tỷ số truyền cấp chậm.
Trong đó: in, ic_tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm
Số vòng quay trên các trục hộp tốc độ
Tính toán hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc được thiết kế để hoạt động trong 8 năm, với 300 ngày làm việc mỗi năm và 8 giờ làm việc mỗi ngày Mẫu hộp giảm tốc được chọn là loại 3 cấp khai triển, như mô tả trong hình 3.2, kết hợp với động cơ có công suất 75 kW.
Công suất trên các trục của hộp giảm tốc
Mô men xoắn trên các trục của hộp tốc độ i i n
5.3.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh a Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: Thép C55 thường hóa
Bánh lớn : Thép C45 thường hóa
HB = 200 Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoản 20 đến 50 HB
HB n l (2050) b Định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong đó: tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép( N/mm 2 )
K N : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp
Xem bánh răng chịu tải trọng không đổi nên
Trong đó: n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng
T: Tổng số giờ làm việc T = 8.300.8 = 19200 (giờ)
DUT-LRCC u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng Vậy số chu kỳ tương đương:
Theo bảng 3_9 TKCTM của Nguyễn Trọng Hiệp, giá trị N o là 10^7 và độ lệch chuẩn Notx là 2,6 HB Do N tđ1 và N tđ2 đều lớn hơn N o, nên khi tính toán ứng suất cho phép cho bánh nhỏ và bánh lớn, ta sẽ sử dụng các giá trị này.
Do đó: Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất uốn cho phép
Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều )
Trong đó: 1 : Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng n: Hệ số an toàn lấy K N = 1
Giới hạn mỏi uốn của thép:
c Sơ bộ chọn hệ số tải trọng
K sb = 1,3 d Sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng ΨA = 0,5
DUT-LRCC e Tính khoảng cách trục theo công thức
= 1,3 _ hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng
Chọn A = 300 (mm) f Tính vận tốc của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
Vậy chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 g Định chính xác hệ số tải trọng K
Hệ số tải trọng được tính theo công thức:
Trong đó: K tt _Hệ số tập trung tải trọng K tt
K đ _Hệ số tải trọng động
Với vận tốc vòng V = 4.79 (m/s) và HB < 350 tra bảng 3 12[10] ta có K đ = 1,4
Vậy K = 1.1,4 = 1,4.( khác so với hệ số chọn sơ bộ)
Chọn A10 ( mm ) h Xác định moduyn, số răng và góc nghiêng bánh răng
Moduyn được chọn theo khoảng cách trục ( CT 3.22 [10] ) m n = ( 0,01 ÷ 0,02 )A = ( 3,1 ÷ 6.2 ) (mm)
Tra bảng 3 1 TKCTM ta chọn: m n = 5 (mm)
Sơ bộ chọn góc nghiêng bánh răng là 12 o
Tính chính xác góc nghiêng bánh răng
=> arccos(0,9677)14 0 35 0 i Chiều rộng bánh răng b = ψ A A = 0,5.310 = 155 (mm) chiều rông bánh răng b thỏa mãn điều kiện
5.3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 1 a vật liệu
Bánh nhỏ: Thép 40Cr , tôi cải thiện
Cơ tính: bk 800( N/mm 2 ) ch 500( N/mm 2 ) HB = 250 Đường kính phôi rèn d = 200 mm
Bánh lớn : Thép 40Cr , thường hóa
Phôi rèn, đường kính 600 mm Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoản 20 đến 50 HB
HB n l (2050) b Định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong đó: tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép( N/mm 2 )
K N : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp
Xem bánh răng chịu tải trọng không đổi nên
Trong đó: n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng
T: Tổng số giờ làm việc T = 8.300.8 = 19200 (giờ) u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng Vậy số chu kỳ tương đương:
Theo bảng 3_9 TKCTM_Nguyễn Trọng Hiệp, với N o = 10^7 và Notx = 2,6 HB, ta có Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N o Do đó, khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn, lấy K N = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn được xác định theo các thông số trên.
tx 4 N 0 tx K N 2 , 6 230 598 N / mm 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất uốn cho phép u K N
Trong đó: 1 : Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng n: Hệ số an toàn
Bánh răng bằng thép, thường hóa, tôi cải thiện: n = 1,5
K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
Bánh răng bằng thép, tôi cải thiện, thường hóa: K = 1,8
K N : hệ số chu kỳ ứng suất uốn m td
Trong đó: N o : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn
No = 5.10 6 Ntđ: Số chu kỳ tương đương
Cả N tđ1 , N tđ2 đều lớn hơn N 0 nên lấy K N = 1
Giới hạn mỏi uốn của thép:
c Sơ bộ chọn hệ số tải trọng
K sb = 1,3 d Sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = 0,5 e Tính khoảng cách trục theo công thức
Chọn A = 393(mm) f Tính vận tốc của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
Vậy chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 g Định chính xác hệ số tải trọng K
Hệ số tải trọng được tính theo công thức:
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ lơn 350HB nên Ktt =1 Theo bảng (3.14) tìm được hệ số tải trọng động K đ = 1,2
Vậy K = 1.1,2 = 1,2.( khác so với hệ số chọn sơ bộ)
Vậy lấy khoản cách trục A = 382 mm
DUT-LRCC h Xác định moduyn, số răng và góc nghiêng bánh răng
Moduyn được chọn theo khoảng cách trục m n = ( 0,01 ÷ 0,02 ).382 = ( 3,82 ÷ 7,64 ) (mm)
Tra bảng 3 1 TKCTM ta chọn: m n = 5 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng β 0
Tính chính xác góc nghiêng của răng
A m z z n β=10 0 59 0 i Chiều rộng bánh răng b = ψ A A = 0,5.382 = 191(mm) chiều rông bánh răng b thỏa mãn điều kiện
k Định các thông số chủ yếu của bộ truyền
Các thông số chủ yếu của bộ truyền được tính theo các công thức trong bảng
Góc nghiêng : 10 0 59 Đường kính vòng chia: 152 , 8 ( )
DUT-LRCC Đường kính vòng đỉnh:
D e2 = d 2 + 2.m = 660+ 2.5 = 670 (mm) Đường kính vòng chân:
5.3.3 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 2 a vật liệu
Bánh nhỏ: Thép 40Cr , tôi cải thiện
Bánh lớn : Thép 40Cr , tôi cải thiện
Để đảm bảo hiệu suất chạy mòn tốt, cần chọn độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoảng 20 đến 50 HB Phôi rèn có đường kính 300 mm và độ cứng đạt 240 N/mm².
HB n l (2050) b Định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong đó: tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép( N/mm 2 )
K N : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp
Trong đó: N 0 : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn
Ntđ: Số chu kỳ tương đương
Xem bánh răng chịu tải trọng không đổi nên
Trong đó: n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng
T: Tổng số giờ làm việc T = 8.300.8 = 19200 (giờ) u: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng Vậy số chu kỳ tương đương:
Theo bảng 3_9 TKCTM_Nguyễn Trọng Hiệp, giá trị No là 10^7 và Notx là 2,6 HB Do N tđ1 và N tđ2 đều lớn hơn N o, khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn, ta lấy K N' = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn được xác định dựa trên các thông số này.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất uốn cho phép
Trong đó: 1 : Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng n: Hệ số an toàn
Bánh răng bằng thép, thường hóa, tôi cải thiện: n = 1,5
K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
Bánh răng bằng thép, tôi cải thiện, thường hóa: K = 1,8
K N : hệ số chu kỳ ứng suất uốn m td
Giới hạn mỏi uốn của thép:
c Sơ bộ chọn hệ số tải trọng
K sb = 1,3 d Sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng ΨA = 0,6
DUT-LRCC e Tính khoảng cách trục theo công thức
Chọn A = 568(mm) f Tính vận tốc của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
Vậy chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 g Định chính xác hệ số tải trọng K
Hệ số tải trọng được tính theo công thức:
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ lơn 350HB nên Ktt =1 Theo bảng (3.14) tìm được hệ số tải trọng động K đ = 1,2
Vậy K = 1.1,2 = 1,2.( khác so với hệ số chọn sơ bộ)
Vậy lấy khoảng cách trục A = 554 mm h Xác định moduyn, số răng và góc nghiêng bánh răng
Moduyn được chọn theo khoảng cách trục ( CT 3.22 [10] ) mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).554 = ( 5,54 ÷ 11,08 ) (mm) ta chọn: m n = 8 (mm)
=> Số răng bánh lớn: Z 4 = i.Z 1 = 3.34 = 102 i Chiều rộng bánh răng b = ψ A A = 0,5.554 = 277 (mm)
DUT-LRCC k Định các thông số chủ yếu của bộ truyền
Góc ăn khớp : 20 o Đường kính vòng chia: d 5 m.Z 5 8.34272(mm) d 6 m.Z 6 8.102816(mm) Đường kính vòng đỉnh:
D e6 = d 6 + 2.m = 816 + 2.8 = 832 (mm) Đường kính vòng chân:
5.3.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng ngoài a Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: Thép 40Cr , tôi cải thiện
ch ( N/mm 2 ) HB = 240 Đường kính phôi rèn d = 200 mm
Bánh lớn : Thép 40Cr , thường hóa
ch ( N/mm 2 ) HB = 220. Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoản 20 đến 50 HB
HB n l (2050) b Định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong đó: tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép( N/mm 2 )
K N : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp 6 0 td
Lấy K N = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất uốn cho phép u K N
Trong đó: 1 : Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng n: Hệ số an toàn
Bánh răng bằng thép, thường hóa, tôi cải thiện: n = 1,5
K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
Bánh răng bằng thép, tôi cải thiện, thường hóa: K = 1,8
K N : hệ số chu kỳ ứng suất uốn m td
Cả Ntđ1, Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên lấy K N = 1
Giới hạn mỏi uốn của thép:
c Sơ bộ chọn hệ số tải trọng
Ksb = 1,3 d Sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = 0,5 e Tính khoảng cách trục theo công thức
f Tính vận tốc của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
Vậy chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 g Định chính xác hệ số tải trọng K
Hệ số tải trọng được tính theo công thức:
Trong đó: K tt _Hệ số tập trung tải trọng
K đ _Hệ số tải trọng động
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ lơn 350HB nên Ktt =1 Theo bảng (3.14) tìm được hệ số tải trọng động K đ = 1,2
Vậy K = 1.1,2 = 1,2.( khác so với hệ số chọn sơ bộ)
Vậy lấy khoảng cách trục A = 876 mm h Xác định moduyn, số răng và góc nghiêng bánh răng
Moduyn được chọn theo khoảng cách trục mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).876 = (8,76÷ 17,52 ) (mm)
Tra bảng 3 1 TKCTM ta chọn: m n = 10 (mm)
=> Số răng bánh lớn: Z8 = i.Z7 = 7.30 = 210 i Chiều rộng bánh răng b = ψ A A = 0,5.876 = 438 (mm) k Định các thông số chủ yếu của bộ truyền
Góc ăn khớp : 20 o Đường kính vòng chia: d 7 Z 7 m30.10300(mm) d 8 Z 8 m10.2102100(mm) Đường kính vòng đỉnh:
Z m m d mm Đường kính vòng chân:
D i8 = d c2 +(2,5 + 2,6).m = d c2 + (2,5+2,6).m = 2100+ (2,5+2,6).10 = 2151 (mm) n Tính lực tác dụng lên trục
Lực hướng tâm p r p.tg 169683,13.8.tg2061759,6(N)
Thiết kế trục, gối đỡ và then hộp tốc độ
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr tôi cải thiện
Cơ tính: σb = 950 (N/mm 2 ), σch= 700 (N/mm 2 ), HB = 260
Tính sơ bộ Đường kính của trục được tính theo công thức:
Trong đó: d_ đường kính trục
N_Công suất truyền (Kw) n_Số vòng quay trong một phút của trục (vg/ph) C_Hệ số tính phụ thuộc vào , C = 120
Trục II: N = 71,3 (Kw), n = 296 (vg/ph)
Trục III: N = 68,47 (Kw), n = 74 (vg/ph)
Trục IV: N = 65,75 (Kw), n = 24,67(vg/ph)
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng tiếp theo ta có thể lấy d1 = 45 (mm), d2 = 75 (mm), d3 = 120 (mm), d4 = 170 (mm)
Để tính toán sức bền của trục, cần xem xét tác dụng đồng thời của mômen uốn và mômen xoắn Trong đó, trị số mômen xoắn đã biết, vì vậy chỉ cần xác định trị số mômen uốn Để tính chiều dài trục, ta sẽ chọn các kích thước phù hợp.
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp: a = 15 (mm)
B1 = 22(mm) , B2 = 30(mm), B3 = 50(mm), B4 = 60(mm) (chọn sơ bộ)
Khoảng cách giữa các chi tiết quay: c= 15(mm)
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp:
Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l2 = 10 (mm)
Chiều cao nắp và đầu bulông: l3 = 20 (mm)
Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục: l6 = 40 (mm)
Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp: l4 = 20 (mm)
Chiều dài phần may ơ lắp với trục: l5 = 1,5d = 1,5.45 = 67,5(mm) Lấy l5 = 68 (mm)
Tính các giá trị khác:
Trục I chịu tác dụng của các lực từ bánh răng dẫn của bộ truyền cấp nhanh gồm có
Hình 5.4: Biểu đồ mô men trên trục I
Tính phản lực tại các gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất ( 1_1 )
= 60 (N/mm), ứng suất cho phép của vật liệu
Chọn đường kính trục d 1 1 = 75 (mm)
Tiết diện trục tại nơi lắp ổ là :
Chọn đường kính lắp ổ bi là : d2 = 50 (mm)
Trục II chịu lực tác dụng từ bánh răng bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh và bánh răng dẫn của bộ truyền cấp chậm 1 gồm có
Lực dọc trục: Pa2 = 2146,6 (N) Pa3 = 5844,85 (N)
Hình 5.5: Biểu đồ mô men trên trục II
Tính phản lực của gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất :
Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm (2 2) Theo công thức (7 3)[10]
Chọn đường kính trục tại tiết diện 2 2 là d II2_2 0(mm)
Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm (3 3) Theo công thức (7 3)[10]
Chọn đường kính trục tại tiết diện 3 3 là d II3_3 0 (mm)
Chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn là d II3_3 u (mm)
Trục III chịu lực tác dụng từ bánh răng bị dẫn của bộ truyền cấp chậm 1 và bánh răng dẫn của bộ truyền cấp chậm 2 gồm có
Lực hướng tâm : Pr4 = 11163,7 (N) ; Pr5 = 24252,12 (N)
Lực dọc trục : Pa 4 5844,85 ; Pa 5 14775,57
Hình 5.6: Biểu đồ mômen trên trục III
Tính phản lực tại các gối đỡ:
Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất :
Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm (5 5) Theo công thức (7 3)[10]
Chọn đường kính trục tại tiết diện 5 5 là d III5 5 0 (mm)
Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm (4 4) Theo công thức (7 3)[10]
Chọn đường kính trục tại tiết diện 4 4 là dII4_4 = 130 (mm)
Chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn là d0 (mm)
Trục III chịu lực tác dụng từ bánh răng bị dẫn của bộ truyền cấp chậm 2 và bánh răng dẫn của bộ truyền bánh răng ngoài gồm có
Lực hướng tâm : Pr6 = 3571 (N); Pr5 458 (N)
Do sự bố trí lệch nhau nên ta có P r7 trùng chiều P 6 và P r6 trùng chiều P 7
Tính phản lực tại các gối đỡ:
Hình 5.7: Biểu đồ mômen trên trục IV Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất
M td u 2 7 7 0,75 x 2 48567447 2 0,75.38522240 2 58921720 Đường kính trục tại tiết diện 6_6
M td u 2 6 6 0,75 x 2 5108575 2 0,75.38522240 2 33750108 Đường kính trục tại tiết diện 6_6
Để đảm bảo điều kiện lắp láp, chúng ta chọn đường kính trục IV tại tiết diện 7_7 là 195 mm và tại tiết diện 6_6 là 210 mm.
Chọn đường kính lắp bánh răng ngoài là 180 (mm)
Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dể dàng
Chiều dày thành hộp 0 025 A 5 0 , 02 482 5 17 , 05 ( mm )
Chiều dày thành nắp hộp 1 0.02A50,02.482515(mm)
Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp b 1 , 5 1 , 5 18 27 ( mm )
Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp b 1 1,5. 1 1,5.1522,5(mm)
Chiềudày mặt đế không có phần lồi p 2 , 35 2 , 35 18 42 , 3 ( mm )
Chiều dày gân ở thân hộp m 1 1 18 18 ( mm )
Chiều dày gân ở nắp hộp m 1 1. 1 1.1515(mm) Đường kính bulông nền d n 0,036A.120,036.4821229,35(mm), Chọn d n = 30mm Đường kính các bu lông khác :
+ Ghép các mặt bích và thân d 2 0,55.d n 0,55.3018(mm) lấy
+ Ghép nắp ổ d 3 0,4.d n 0,4.3012(mm) lấy d 3 12(mm)
+ Ghép nắp của thăm d 4 0,4.d n 0,4.3012(mm) lấy d 4 12(mm) Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp tra bảng 10 11a và 10 11b ta bu lông M24
Số lượng bu lông nền, n = 10 ( Bảng 10.13 [ 1 ] )
Bôi trơn hộp giảm tốc
Do vận tốc của hộp giảm tốc nhỏ, phương pháp bôi trơn được lựa chọn là ngâm dầu Sự chênh lệch bán kính giữa bánh răng bị dẫn 2 và 6 là 100 mm, vì vậy mức dầu cần ngập chiều cao răng bánh 2 Mặc dù chiều cao ngâm dầu đối với bánh răng 6 khá lớn, nhưng do vận tốc nhỏ, công suất khuấy dầu không đáng kể Theo bảng 10_7 TKCTM, độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50°C được chọn là 116 Centistốc, và theo bảng 10_20 TKCTM, loại dầu phù hợp là AK20.
Thiết kế cơ cấu nâng bộ phận ép
Cơ cấu nâng bộ phận ép gồm có bộ truyền trục vít bánh vít được nối với bộ truyền vít me đai ốc để nâng trục cuốn
Hình 5.8: Sơ đồ động cơ cấu nâng bộ phận ép 1_trục bánh răng 2_Vít me đai ốc 3_Động cơ 4_Trục vít bánh vít
Khớp nối và ổ lăn là những thành phần quan trọng trong bộ truyền Đặc tính của bộ truyền này giúp cơ cấu vít me đai ốc hoạt động với tốc độ quay chậm, đồng thời cho phép vít me đai ốc chịu được lực ép lớn (lực dọc trục) và duy trì vận tốc trượt chuyển động thấp.
Chọn vận tốc của vít me V = 1 m/ph
Lực ép được phân bố trên hai trục do đó nó sẽ bằng lực uốn chia đôi
Nhờ ly hợp “3” sẽ làm cho cơ cấu đẩy được đồng bộ b Chọn công suất động cơ Để chọn động cơ điện ta tính công suất cần thiết
Trong đó: _Hiệu suất chung
Nct_Công suất cần thiết
1 = 0,7 _ Hiệu suất bộ truyền trục vít bánh vít
3 = 1 _ Hiệu suất khớp nối trục
4 = 0,8 _ Hiệu suất của bộ truyền vít me đai ốc
_ Hiệu suất bộ ly hợp
Vậy, ta chọn động cơ điện có công suất lớn hơn N ct Chọn động cơ điện có che kín, quạt gió ( bảng 2p[10]) Ký hiệu động cơ A02 72 4
Công suất định mức N = 30 (Kw)
Số vòng quay n = 1460(vg/ph).
Thiết kế trục uốn
Trục uốn là thành phần chính của máy cuốn, có chức năng tiếp xúc trực tiếp với kim loại Nó tạo ra áp lực cuốn lên kim loại, giúp biến dạng vật liệu trong quá trình cuốn để đạt được hình dáng và kích thước theo yêu cầu.
Kết cấu trục cuốn gồm 3 phần chủ yếu Đầu trục cuốn: Dùng để nối với bộ phận truyền động hoặc với chi tiết quay khác
Cổ trục cuốn: Là đoạn để lắp ổ đỡ hoặc ổ trượt lên gối đỡ của thân máy
Thân trục cuốn: Là phần làm việc của trục, tiếp xúc với kim loại khi uốn
Thông số hình học của trục như hình vẽ
Hình 5.9: Thông số hình học của trục uốn
5.7.1 Thiết kế trục uốn chủ động 1
Chọn vật liệu làm trục uốn là thép 40CrNi có
u = 120 (N/mm 2 ) Khi cán trục chịu tải trọng phân bố đều trên suốt chiều dài L với tải trọng đơn vị p
P là lực cần thiết để làm biến dạng kim loại trên một đơn vị độ dài
Sử dụng RDM để tính mô men uốn và phản lực tại gối của trục cán chủ động 1 ta có biểu đồ sau
Hình 5.10: Biểu đồ mô men trục I
Tiết diện của trục tại chính giữa ( nơi chịu uốn lớn nhất )
Kiểm nghiệm sức bền uốn của trục
u => thỏa mãn Phản lực tại gối của trục
Chọn vật liệu làm trục uốn là thép 40CrNi có
u = 120 (N/mm 2 ) Khi cán trục chịu tải trọng phân bố đều trên suốt chiều dài L với tải trọng đơn vị p
Sử dụng RDM để tính mô men uốn và phản lực tại gối của trục cán chủ động 1 ta có biểu đồ mô men sau
Hình 5.11: Biểu đồ mômen trục III (IV) Tiết diện của trục tại chính giữa ( nơi chịu uốn lớn nhất )
Kiểm nghiệm sức bền uốn của trục
u => thỏa mãn phản lực tại gối của trục
5.7.3 Thiết kế gối đỡ trục a Gối đỡ trục 1
Chọn gối đỡ trục 1 có đường kính : D = 540 (mm)
Trục quay với vận tốc : n = 3,5 ( vg/ph)
Chọn vật liệu làm ổ là đồng thanh BCuSn5Zn5Pb5
Chọn tỷ số : l/d= 0,8 Áp suất cho phép [P] = 15 (N/mm 2 )
Kiểm tra áp suất cho phép
thỏa mãn b Gối đỡ trục 3
Chọn gối đỡ trục 3 có đường kính : D = 300 (mm)
Chọn vật liệu làm ổ là đồng thanh BCuSn5Zn5Pb5
Chọn tỷ số : l/d= 0,8 Áp suất cho phép [P] = 15 (N/mm 2 )
Số vòng quay của trục
Kiểm tra áp suất cho phép
Tính chọn nối trục
5.8.1 Tính chọn khớp nối động cơ với trục vít Động cơ quay với số vòng n = 1460 (vg/ph), truyền qua cơ cấu trục vít bánh vít thường có va đập, chấn động, thường hay có cộng hưởng và xoắn gây nên lệch trục Nối trục vòng đàn hồi có thể cho phếp hai trục lệch dọc trục S Q = 1 ÷ 5 (mm) ; lệch tâm St = 0,3 ÷ 0,6 (mm) và lệch góc α = 1˚ truyền qua nối trục
Trong đó : K = 1,5 ( hệ số tải trọng ) c chọn kích thước nối trục
Chọn kích thước nối trục theo bảng ta có
Số chốt : Z = 8 Đường kính ngoài : D = 190 (mm) Đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi : d0 = 36 (mm) Đường kính chốt : d c = 18 (mm)
Chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi : l v = 36 (mm)
Ren : M12 Đường kính ngoài vòng đàn hồi : 35 (mm)
Hình 5.12: Thông số hình học khớp nối vòng đàn hồi
DUT-LRCC d Chọn vật liệu
Nối trục làm bằng gang Gx21 40
Chốt làm bằng thép C45 thường hóa có : u 60(N/mm 2 )
Vòng đàn hồi làm bằng cao su có : d 2(N/mm 2 ) e Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi
Trong đó : M x = 196233 (Nm): Mômen xoắn
K = 1,5 : Hệ số tải trọng động
[σ] d = (2 ÷ 3) (N/mm 2 ): Ứng suất bền dập cho phép
D 0 : Đường kính vòng tròn qua tâm các khớp
=> Thỏa mãn f Kiểm nghiệm bền theo sức bền uốn của chốt
[σ] u = (60 ÷ 80) (N/mm 2 ): Ứng suất uốn cho phép của chốt
5.8.2 Tính chọn khớp nối động cơ với hộp tốc độ
Chọn khớp nối trục đàn hồi
Trục quay với : n = 1480 (vg/ph)
N = 75 (KW) a Mô men xoắn truyền qua nối trục
Trong đó : K = 1,5 ( hệ số tải trọng )
DUT-LRCC d chọn kích thước nối trục
Chọn kích thước nối trục theo bảng ta có
Số chốt : Z = 10 Đường kính ngoài : D = 220 (mm) Đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi : d 0 = 36 (mm) Đường kính chốt : dc = 18 (mm)
Chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi : l v = 36 (mm)
Chiều dài chốt : lc = 42 (mm)
Ren : M12 Đường kính ngoài vòng đàn hồi : 35 (mm) e Chọn vật liệu
Nối trục làm bằng gang Gx21 40
Chốt làm bằng thép C45 thường hóa có : u 60(N/mm 2 )
Vòng đàn hồi làm bằng cao su có : d 2(N/mm 2 ) f Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi
Trong đó : M x = 483952,7 (Nm): Mômen xoắn
K = 1,5 : Hệ số tải trọng động
[σ] d = (2 ÷ 3) (N/mm 2 ): Ứng suất bền dập cho phép
D 0 : Đường kính vòng tròn qua tâm các khớp
0 g Kiểm nghiệm bền theo sức bền uốn của chốt
[σ] u = (60 ÷ 80) (N/mm 2 ): Ứng suất uốn cho phép của chốt u u => thỏa mãn
THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN THỦY LỰC
Tính lực ép, áp suất, đường kính piston trục II
Lực ép tác dụng lên piston là lực nâng trục ép 2 , lực để kéo được phôi di chuyển và làm cho nó biến dạng khi uốn
P : áp lực cần thiết để uốn phôi
Lực ép tác dụng lên mỗi xi lanh nâng trục II là:
Trong đó : ρ: Áp suất dầu lớn nhất (Kg/cm 2 )
P max : Lực ép lớn nhất (Kg)
D : Đường kính của piston chính (cm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn D = 40 (cm)
Từ công thức trên ta suy ra áp lực lớn nhất tác dụng lên piston
Tính lực ma sát giữa piston và xilanh
Lực ma sát được tính theo công thức:
Trong đú : à là hệ số ma sỏt Đối với cặp vật liệu xi lanh bằng thộp và vũng găng bằng gang thỡ à=(0.09 ữ0.15) Chọn à = 0.1
N là lực các vòng găng tác động lên xi lanh và được tính : N=π.D.b.(p2+pk) + π.D.b.(z 1).pk
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các thông số kỹ thuật liên quan đến piston Đường kính piston được ký hiệu là D, với D@ cm Bề rộng mỗi vòng găng được chọn là b = 1 cm Áp suất trong buồng mang cần piston được ký hiệu là p2, với giá trị p2 = 1 (Kg/cm²) Số vòng găng được ký hiệu là z, và chúng ta chọn z = 3 Cuối cùng, áp suất tiếp xúc ban đầu giữa vòng găng và xilanh được ký hiệu là pk, với pk nằm trong khoảng từ 0.7 đến 1.4 Kg/cm², và chúng ta chọn pk = 1 Kg/cm².
N= 502,4 (Kg/cm 2 ) Thay vào ta có giá trị của lực ma sát:
Trong đó: Pqt _lực quán tính (Kg)
∆t _Thời gian thay đổi tốc độ dịch chuyển
∆v _Độ thay đổi tốc độ m _Khối lượng quy đổi ρ _Khối lượng riêng của chất lỏng truyền lực
F _Tiết diện tác dụng của động cơ thuỷ lực
L _Chiều dài đoạn đường thay đổi tốc độ
Trong giai đoạn đầu của việc tính toán và thiết kế, việc hình dung toàn bộ kết cấu máy và khối lượng các bộ phận chấp hành là rất khó khăn Do đó, lực quán tính có thể được tính toán theo công thức gần đúng để hỗ trợ quá trình này.
Trong đó: G _Khối lượng ước tính của bộ phận truyền động (Kg)
Trong đó : G thân trên = γ V thân trên
Vận tốc lớn nhất của cơ cấu chấp hành là 0,02 m/s, trong khi gia tốc trọng trường được xác định là 10 m/s² Thời gian quá độ của piston để đạt được tốc độ ổn định thường nằm trong khoảng từ 0,01 đến 0,5 giây, với giá trị lớn được áp dụng cho các máy có kích thước lớn, công suất cao và tốc độ lớn.
Hình 6.2: Hành trình ép phôi của piston
P t : Lực tác dụng lên phần trên P t = P ép +P t2 /2 + P thân trên
P ép : Lực ép cần thiết tạo ra để ép phôi
P ch : Khối lượng của bộ phận dịch chuyển
F ms : Lực ma sát động giữa piston và xilanh
Tính P 1 : Dựa vào sơ đồ nguyên lý ta có phương trình cân bằng tĩnh:
A 1 P 1 = P ép + P t2 /2 + P thân trên + F ms + P qt
Thay tất cả vào phương trình ta được: P 1 = 67,18 (Kg/cm2)
Vận tốc ép của chày phụ thuộc vào vận tốc biến dạng của vật liệu, tra bảng ta chọn vct = 30 (cm/ph)
Vậy lưu lượng cần đưa vào:
Hình 6.3: Hành trình đi xuống của piston
Van đảo chiều mở cho phép dầu từ buồng trên của xilanh chảy về bể dầu, dẫn đến việc piston dịch chuyển xuống Trong hành trình này, bơm không cần cung cấp lưu lượng và áp lực, mà chỉ sử dụng áp lực từ trọng lượng của cơ cấu chấp hành.
Pch _Khối lượng của bộ phận dịch chuyển
Theo máy ta có: Pch = G t2 /2 + Gthân trên = 3628 (Kg)
Từ sơ đồ nguyên lý ta có:
Thay tất cả các giá trị trên vào phương trình ta được: P1 = 2.79 (Kg/cm2)
Vậy lưu lượng đi ra từ xilanh:
Trong đó: V 0 = 5(mm/s) = 30 (cm/ph)
Khi van đảo chiều được dịch chuyển, dầu từ buồng trên của xilanh sẽ chảy về bể, khiến xilanh di chuyển xuống dưới nhờ trọng lượng của nó và cơ cấu chấp hành.
Tính toán tổn thất áp suất
Tổn thất áp suất trên hệ thống thuỷ lực gồm có:
∆P 1 : Tổn thất trên các van tiết lưu
∆P 2 : Tổn thất trên các van giảm áp
∆P3 : Tổn thất trên các van chỉnh hướng
∆P4 : Tổn thất áp suất trên bộ lọc ra
∆P 5 : Tổn thất áp suất trên ống
Vậy ta có tổn thất áp suất:
Tính áp lực bơm cung cấp cho các hành trình
Do tổn thất áp suất trên hệ thống cho nên áp lực bơm cần cung cấp cho các hành trình là:
Hành trình ép phôi: P' 1 = P 1 + ∆P = 76,18 (Kg/cm 2 )
Hành trình xuống nhanh: P'o = Po + ∆P = 11,79 (Kg/cm 2 ).
Tính chọn piston cơ cấu nâng hạ trục chính
Theo tính toán ta có trọng lượng trục chính :
Phương trình cân bằng mô men khi trục I quay quanh chốt (khi bỏ qua ma sát) là: Q1.2380 = Ftl.2580
Trong đó: p _Áp suất dầu
Theo tiêu chuẩn chọn D = 20 (cm)
Tính lực ma sát giữa piston và xilanh
Lực ma sát được tính theo công thức:
Trong đú : à là hệ số ma sỏt Đối với cặp vật liệu xi lanh bằng thộp và vũng găng bằng gang thỡ à=(0.09 ữ0.15) Chọn à = 0.1
N là lực các vòng găng tác động lên xi lanh và được tính : N=π.D.b.(p 2 +p k ) + π.D.b.(z 1).p k
Trong đó : D là đường kính piston D cm
DUT-LRCC b là bề rộng mỗi vòng găng, với b được chọn là 1 cm Áp suất của buồng mang cần piston được xác định là p2 = 8 Kg/cm² Số vòng găng z được chọn là 3 Áp suất tiếp xúc ban đầu giữa vòng găng và xilanh, ký hiệu là pk, có giá trị trong khoảng (0.7÷1.4 Kg/cm²), và được chọn là pk = 1 Kg/cm².
N= 690,8 (Kg/cm 2 ) Thay vào ta có giá trị của lực ma sát:
Trong giai đoạn đầu của việc tính toán và thiết kế, việc hình dung toàn bộ kết cấu máy và khối lượng các bộ phận chấp hành là rất khó khăn Do đó, lực quán tính có thể được tính toán bằng một công thức gần đúng.
Trong đó: G _Khối lượng ước tính của bộ phận truyền động (Kg)
Vận tốc lớn nhất của cơ cấu chấp hành là 0,02 m/s, trong khi gia tốc trọng trường được xác định là 10 m/s² Thời gian quá độ của piston để đạt được tốc độ xác lập thường nằm trong khoảng từ 0,01 đến 0,5 giây, với giá trị lớn thường được áp dụng cho các máy cỡ nặng, công suất lớn và tốc độ cao.
Hành trình này bơm cung cấp dầu vào buồng dưới của xilanh chính, dầu từ buồng trên của xilanh chính chảy về bể chứa
Hình 6.4: Hành trình nâng trục
Lực ma sát: F ms = 60,08 (Kg)
Khối lượng của bộ phận dịch chuyển
Po : Áp suất cản trở đường ra, Po = 8 (Kg/cm2)
Tính P 2 : Dựa vào sơ đồ nguyên lý trên ta có phương trình cân bằng như sau:
Vận tốc ép của xilanh chọn vct = 5 (mm/s) = 30 (cm/ph)
Vậy lưu lượng cần đưa vào:
Công thức tính: Q v = A 1 V ct = 285,74.30 = 8572 (cm 3 /ph)
Tính P 2 : Dựa vào sơ đồ nguyên lý ta có phương trình cân bằng tĩnh:
Tính áp lực bơm cung cấp cho tất cả các hành trình
Hành trình hạ trục : P1 = 13,9 (Kg/cm2)
Hành trình nâng trục : P2 = 51(Kg/cm2)
Do tổn thất áp suất nên áp lực bơm cần cung cấp cho các hành trình là:
Hành trình hạ trục: P' 1 = P 1 + ∆P = 22,9 (Kg/cm 2 )
Hành trình nâng trục: P' 2 = P 2 + ∆P = 60 (Kg/cm 2 )
Theo tính toán trên ta chọn cơ cấu piston xilanh của cơ cấu nâng hạ trục chính cho các cơ cấu còn lại của máy
Vận tốc ép của xilanh chọn v ct = 30 (cm/ph)
Vậy lưu lượng cần đưa vào:
Tính chọn công suất bơm dầu
Bơm piston hướng trục là loại bơm có piston đặt song song với trục của rôto Bơm piston hướng trục có các ưu điểm sau:
Do piston đặt theo dọc trục, nên rôto có kích thước bé, mômen quán tính nhỏ, rất thích hợp với động cơ dầu
Hiệu suất làm việc tốt và hầu như không phụ thuộc vào tải trọng và số vòng quay
Bơm hoạt động dựa trên các piston (1) được sắp xếp song song với trục của rôto (2), luôn tiếp xúc với đĩa nghiêng (3) nhờ vào lò xo (4) Trục (5) có nhiệm vụ truyền động vòng cho rôto, từ đó đảm bảo hoạt động hiệu quả của các piston trong hệ thống.
Máy di động thực hiện quá trình hút và nén thông qua các xilanh của piston, với các lỗ thông nối với rãnh của đĩa dẫn dầu Khi quay, các piston trong vùng rãnh A thực hiện quá trình hút, trong khi ở vùng rãnh B, chúng thực hiện quá trình nén.
Trong nhiều loại bơm, lò xo không được sử dụng Để duy trì áp lực piston lên đĩa nghiêng, dầu có áp suất được bơm vào buồng dưới piston Việc điều chỉnh lưu lượng của bơm có thể thực hiện bằng cách thay đổi góc nghiêng α của đĩa nghiêng, từ đó làm thay đổi độ dài hành trình của piston.
Trong đó: Pb_Áp suất của bơm dầu (Kg/cm 2 )
Q b _Lưu lượng của bơm dầu (l/ph)
Công suất cho bơm dầu chính được xác định qua việc tính toán hành trình ép, do bơm thực hiện công suất lớn nhất trong quá trình này.
Lưu lượng cần tính là:
Trong đó: η_Hiệu suất của bơm dầu, lấy η = 0,8
Thay tất cả các giá trịn trên vào công thức ta có:
Chọn công suất của bơm dầu là N = 12,86 (Kw)
Công suất động cơ điện dẫn động bơm: b d b đc
Trong đó Nđc là công suất động cơ điện
d là hiệu suất truyền động từ động cơ qua bơm Chọn d = 0.985 theo giáo trình chi tiết máy tập 2 của Nguyễn Trọng Hiệp
b là hiệu suất của bơm d = (0.6 ÷0.9), chọn d = 0.87
Vậy ta có công suất của động cơ điện:
Tính toán ống dẫn dầu
Ống dẫn cần đảm bảo độ bền cao và tổn thất áp suất tối thiểu Để giảm thiểu tổn thất áp suất, các ống dẫn phải đáp ứng các tiêu chuẩn chất lượng nghiêm ngặt.
Chiều dài ống càng ngắn càng tốt
Để tránh biến dạng tiết diện ống dẫn trong quá trình làm việc, ống dẫn cần được thiết kế sao cho hướng chuyển động của dòng dầu ít thay đổi Nếu cần thay đổi hướng, quá trình này phải được thực hiện từ từ để đảm bảo hiệu quả và an toàn.
Xác định đường kính ống dẫn Để lựa chọn đường kính ống dẫn, ta xuất phát từ phương trình lưu lượng chảy qua ống dẫn: d V
Trong đó: Q _Lưu lượng đi qua ống dầu, Q = 11,563 (l/ph) d _Đường kính trong của ống dẫn dầu, (mm)
V _Vận tốc dòng chảy trên ống dẫn, (m/s) Đối với ống hút: V = 1,5 ÷ 2 (m/s), chọn V = 2 (m/s)
Chọn d = 46 (mm) Đối với ống nén: V = 3 ÷ 5 (m/s), chọn V = 4 (m/s)
Chọn d = 32 (mm) Để kiểm nghiệm sức bền của ống ta dùng công thức sau:
Trong đó: [σ]_ứng suất cho phép của vật liệu ống dẫn
+ Đối với ống đồng: [σ] = 250.10 5 (N/m2) p_áp suất của dầu ở trong ống, p = 103,7 (Kg/cm2) s_bề dày của thành ống, (cm) Đối với ống hút: d = 46 (mm)
Đối với ống nén: d = 32 (mm)