Tải bản đầy đủ
KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI.

KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI.

Tải bản đầy đủ

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
- Sσ j : hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp( chỉ xét tại tiết diện j)

Sσ j =
-

σ −1
kσ dj .σ aj + ψ σ .σ mj

Sτ j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Sτ j =

τ −1
kτ dj .τ j + ψ τ .τ mj

- Theo bảng 10.7 [ I ] ta được ψ σ = 0,1 và ψ τ = 0,05
-Ta xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Sσ và hệ số an toàn chỉ
xét riêng đến ứng suất tiếp Sτ theo công thức:

Sσ =

σ −1
Kσd .σ a + ψ σ .σ m

Sτ =

τ −1
Kτd .τ a + ψ τ .τ m

Cuối cùng ta xác định hệ số an toàn theo công thức:

S=

Sσ .Sτ
Sσ2 + Sτ2

6- TÍNH Ổ LĂN
I. CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC VÀO.
A.Chọn ổ lăn của trục I là loại ổ bi đỡ 1 dãy,chịu được lực hướng tâm, làm việc
với số vòng quay cao, giá thành ổ thấp.
Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm
Tra bảng P.2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ, kiểu 306
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

42

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
Đường kính trong d = 25 mm, đường kính ngoài D=72 mm
B =19 mm; đường kính bi =12,3 mm.
- Khả năng tải trọng: C =22,0 (kN)
- khả năng tải tĩnh:

Co=15,1 (kN)

1, Tải trọng tĩnh.
Ta có số vòng quay của trục I:
n1 = 355 (v/ph)

Fr

⇒ chọn

ổ theo khả năng tải động :

Fr

0

1

1

0
- Phản lực tổng trên 2 ổ lăn:

- Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu lực lớn hơn: Fr11 = 1020,5 ( N )
Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1; Y=0 ; Fa =0
V = 1 khi vòng trong quay
kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100o
kđ = 1,5 Với điều kiện làm việc vừa.
- Tải trọng quy ước: Q = ( X .V .Fr + Y .Fa ).k d .kt
⇒ Q1 = (1.1020,5 + 0)1.1,5 = 1530,75 ( N )

GVHD: Nguyễn Xuân Chung

43

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
m

m

Q  L
Q  L
- Tải trọng tương đương: QE = Q1.m  1 ÷ . h1 +  2 ÷ . h 2
 Q1  Lh  Q1  Lh1

Theo công thức (11.1) khả năng tải động
Cd = QE . m L
- Tuổi thọ của ổ bi: m = 3
- Tuổi thọ của ổ lăn :
L = Lh.n1.60.10-6 = 15000.720.60.10-6 = 648 (triệu vòng)
Trong đó:Lh= (10…25).10 3 giờ (Tra bảng 11.2)
Ta chọn Lh= 15.10 3 = 15000 giờ.
- Hệ số khả năng tải động :

Do Cd = 10.25 (kN) < C = 11,0 (kN)
⇒ khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.

2. Tải trọng tĩnh.
Tải trọng tĩnh tính theo công thức (11-19) với Fa=0
Q0=X0.Fr
Trong đó: X0=0,6 tra bảng (11.6)
⇒ Q0=0,6.1020,5=612,3 (N)

Theo công thức (11-20):
Qt = Frmà Qt> Qo; ta chọn Qo =Fr = 1,0205 kN < Co= 7,09 kN
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

44

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí


Loại ổ lăn này thoả mãn điều kiện tải tĩnh.

B.Chọn ổ lăn của trục II là loại ổ bi đỡ 1 dãy,chịu được lực hướng tâm, làm việc
với số vòng quay cao, giá thành ổ thấp.
Dựa vào đường kính ngõng trục d = 55 mm
Tra bảng P.2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ, kiểu 311
Đường kính trong d = 55 mm, đường kính ngoài D=120 mm
B =29 mm; đường kính bi =20,64 mm.
- Khả năng tải trọng: C =56,0 (kN)
- khả năng tải tĩnh:

Co=42,6 (kN)

1, Tải trọng tĩnh.
Ta có số vòng quay của trục I:
n1 = 284 (v/ph)

Fr

⇒ chọn

ổ theo khả năng tải động :

Fr

1

2

1

0
- Phản lực tổng trên 2 ổ lăn:

- Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu lực lớn hơn: Fr11 = 1020,5 ( N )
Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1; Y=0 ; Fa =0
V = 1 khi vòng trong quay
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

45

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100

o

kđ = 1,5 Với điều kiện làm việc vừa.
- Tải trọng quy ước: Q = ( X .V .Fr + Y .Fa ).k d .kt
⇒ Q1 = (1.1020,5 + 0)1.1,5 = 1530,75 ( N )
m

m

Q  L
Q  L
- Tải trọng tương đương: QE = Q1.m  1 ÷ . h1 +  2 ÷ . h 2
 Q1  Lh  Q1  Lh1

Theo công thức (11.1) khả năng tải động
Cd = QE . m L
- Tuổi thọ của ổ bi: m = 3
- Tuổi thọ của ổ lăn :
L = Lh.n1.60.10-6 = 15000.720.60.10-6 = 648 (triệu vòng)
Trong đó:Lh= (10…25).10 3 giờ (Tra bảng 11.2)
Ta chọn Lh= 15.10 3 = 15000 giờ.
- Hệ số khả năng tải động :

Do Cd = 10.25 (kN) < C = 11,0 (kN)
⇒ khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.

2. Tải trọng tĩnh.
Tải trọng tĩnh tính theo công thức (11-19) với Fa=0
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

46

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
Q0=X0.Fr
Trong đó: X0=0,6 tra bảng (11.6) ⇒ Q0=0,6.1020,5=612,3 (N)
Theo công thức (11-20):
Qt = Frmà Qt> Qo; ta chọn Qo =Fr = 1,0205 kN < Co= 7,09 kN


Loại ổ lăn này thoả mãn điều kiện tải tĩnh.

24V

7

1s1

6

K2

5

4

K1

3

8

1s1

t
K1

Y1

Y2

K2

Y1

Y2

0V

9
10

2

14

11

13
1

12

Nguyên Lý Ho?t Ð?ng:

Bánh dai
Bánh dai
Máy c?p khí
Bình bom d?u
B? di?u ch?nh áp su?t
B? l?c khí
Van d?o chi?u 4/2
Pitton
Dao
Chi Ti?t
Tr?c Con lan
Bánh dai
Bánh dai kép
Ð?ng co
STT

Tên G?i

Ghi chú

S? lu?ng V?t Li?u

THI? T K? MÁY C? T ? NG THÉP
C.Nang
H .D?n
D uy?t

H ? Tên
N.Xuân Chung

Ch? ký Ngày

SO Ð?
Ð? NG H? C

S? t?

T?

T? l?

Th.k?

Sơ đồ hệ thống thủy lực tạo lực cắt

GVHD: Nguyễn Xuân Chung

47

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
PHẦN V
TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU MÁY
I-Tính toán hệ thống thuỷ lực:
Truyền động thuỷ lực là một hệ thống truyền động dùng môi chất lỏng (các
loại dầu ép) làm khâu trung gian để truyền. Truyền động được thực hiện bằng
cách cung cấp cho dầu một năng lượng dưới dạng thế năng, sau đó biến đổi thế
năng của dầu thành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc chuyển
động tịnh tiến.
Bất kỳ một hệ thống truyền động thuỷ lực nào cũng có hai phần chính:
-Cơ cấu biến đổi năng lượng ( bơm, động cơ ,xi lanh ).
-Cơ cấu điều khiển, điều chỉnh (các loại van ).
-Ngoài ra còn có các thiết bị phụ khác để đảm bảo hệ thống làm việc.
Phần lớn các thiết bị cơ cấu trong truyền dẫn thuỷ lực đã được tiêu chuẩn
hoá nên việc thiết kế tính toán chỉ mang tính lựa chọn, sao cho máy hoạt động
đúng yêu cầu thiết kế.
So với các loại truyền động khác, truyền động thuỷ lực có nhiều ưu điểm
hơn:
-Kết cấu nhỏ gọn.
-Dễ đề phòng quá tải.
-Truyền được công suất cao,lực lớn, cơ cấu đơn giản, độ tin cậy cao, ít
chăm sóc và bảo dưỡng.
-Hoạt động ít gây tiếng ồn.
-Điều khiển vô cấp tốc độ, dễ dàng tự động hoá theo điều kiện làm việc
hoặc theo chương trình.

GVHD: Nguyễn Xuân Chung

48

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
* Hệ thống thuỷ lực tạo lực cắt là bộ phận quan trọng nhất trong máy
cắt, yêu cầu của việc tính toán động học và kết cấu phải đảm bảo cơ cấu phải tạo
đủ lực cắt, làm việc đủ công suất.
Nội dung thiết kế tính toán hệ thống thuỷ lực bao gồm các phần sau:
- Tính toán các thông số của xy lanh tạo lực cắt
-Tính toán các thông số của xy lanh kẹp chặt
-Tính các tổn thất về áp suất, lưu lượng trong hệ thống và chọn các phần
tử thuỷ lực
- Lựa chọn bơm dầu
II-Tính toán xy lanh tạo lực cắt:
1.Xác định lực cắt:
Tính toán lực cắt bằng công thức thực nghiệm:
Dựa vào kết quả thực nghiệm khi nghiên cứu về cắt gọt ta xây dựng công
thức tính toán lực cắt:
Phương pháp dựa vào lực cắt đơn vị và diện tích tiết diện phoi sắt:
Ta có lực cắt P là lực cắt đơn vị và diện tích phoi sắt như sau:
P=p.q [ N]
Trong đó : p là lực cắt đơn vị ,là hằng số phụ thuộc vào vật liệu gia công.
q là diện tích tiết diện phoi sắt
Theo các nhà nghiên cứu về cắt gọt thì lực cắt đơn vị p có thể biểu diễn gần
đúng với trong mối quan hệ về độ bền σb của vật liệu ( nếu là vật liệu dẻo)
hoặc độ cứng HB của vật liệu (nếu là vật liệu dòn).
Thực tế khi cắt với dao một lưỡi cắt, từ thực nghiệm ta có:
p= (2,5-4.5) σb đối với vật liệu dẻo.
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

49

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
q=(0.5-1.0)HB đối với vật liệu dòn.
Trong đó hệ số nhỏ dùng khi cắt với chiều dày a lớn và ngược lại.
Để thuận tiện cho việc tra cứu khi tính toán lực cắt, trong sổ tay cắt gọt người
ta thường cho các lực đơn vị duới dạng đồ thị quan hệ: p=f(atb).
Hình vẽ tính toán lực cắt:

n

f m/s

P
n

fm/s1

a

h

fm/s1

n

n

d

Dựa vào công thức thực nghiệm trên ta tính được :
ADCT: p=(2,5÷4,5) σb
Ta có σb=(380÷490) N/mm
Lấy σb=450 N/mm
=> p=(2,5÷4,5)450 N
=1125÷2025 N
=>chọn p= 2000 N
Ta lại có: fms= pµ
Có µ= 0.6
fms= p.µ = 2000.0,6 = 1200 N.
GVHD: Nguyễn Xuân Chung

50

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
Ta tính lực ma sát tại hai con lăn và chi tiết:
Ta có: f m/s1= P.sinα
Để f m/s1 lớn nhất góc α lớn nhất => α=45̊
Vậy f ms1 lớn nhất bằng :1414.2 N
Ta có tam giác nối của hai tâm con lăn và tâm chi tiết ta có được là tam giác
vuông cân.
Do dải ống của chúng ta từ Ø23- Ø60 ta có thể giới hạn đươc khoảng cách d
( khoảng các điều chỉnh hai con lăn và chiều cao để dao làm việc).
+Với Ø23 ta có: d= 81mm
Với Ø60 ta có: d=106 mm
Ta có khoảng thay đổi khoảng cách con lăn :81+Với Ø23 ta có: d=53 mm
Với Ø60 ta có: d= 83 mm
Khoảng cách thay đổi : 532.Tính toán xy lanh
a)Tiết diện của piston :
Pxilanh

F= p
xl

Trong đó : Pxilanh : lực công tác cần thiết mà mỗi xy lanh phải tạo ra .
Với lực cắt thép tấm là rất lớn, ta sử dụng 1 Xy lanh thuỷ lực, do đó lực
cần thiết ở mỗi xy lanh là:
Pxilanh =

P
1

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

GVHD: Nguyễn Xuân Chung

51

Đồ án tốt nghiệp

Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội
Khoa cơ khí
P
2000
= 2000 (N).
=
1
1

Vậy: Pxilanh =

Chọn áp suất làm việc của xy lanh p xl = 16bar = 1.6(

N
)
mm 2

Suy ra : F = 2000 / 1,6 = 1250(mm 2 )
b)Đường kính trong của xilanh là :
Từ Fpt = π

D2
F
1256
⇒D=
=
≈ 40(mm)
4
π
3,14

c)Đường kính cần của piston :
K=

d
⇒ d = K .D
D

chọn K = 0.5 s
⇒ d = 0,5.40 = 20 (mm), chọn d = 20(mm)

d)Lưu lượng làm việc của xilanh là :
Qxl = Fpt.Vc
Trong đó : Vc : vận tốc đầu dao khi ở hành trình cắt. Do lực cắt
P =2000 (N) < 20(MN) nên Vct =( 5 ÷ 100) mm/s,
Chọn Vc = 50 (mm/s)
Fpt : Tiết diện piston, Fpt = 1250( mm)
Do đó : Qxl = Fpt.Vc
= 1250. 50 = 62500 ( mm3/s)
= 0.0625 dm3/s = 3,75(lít/phút)
e)Vận tốc của đầu dao khi đi lên .
Q xl
=
Vlên = Fxlanh − Fcán

GVHD: Nguyễn Xuân Chung

62500
= 66,77(mm / s)
3,14 * 20 2
1250 −
4

52

Đồ án tốt nghiệp