LỜI NÓI ĐẦU



Vành là một chi tiết không thể tách rời trong sản phẩm xe máy để phục vụ cho việc đi lại hằng ngày. Do sự tăng trưởng mạnh về kinh tế và các ngành kỹ thuật công nghiệp ngày càng cao để phục vụ cho lợi ích đời sống của con người. Vì vậy việc tăng năng suất vành là điều tất yếu. Với việc thiết kế chế tạo máy tạo sóng vành ngay trong nước rất có ích và giảm giá thành hơn so với máy nhập khẩu và tạo việc làm cho công nhân.

Với loại máy cán này phôi ban đầu là thép tấm dạng cuộn có chiều rộng 100  102 (mm), chiều dày 1  1,4 (mm).

Được sự nhất trí của khoa, em được thầy giáo hướng dẫn giao cho đề tài tốt nghiệp: “Thiết kế máy cán vành xe may”'.

Với nội dung chính sau:

- Tổng quan,cơ sở lý thuyết về uốn và cán kim loại.

- Phân tích và lựa chọn các thông số kỹ thuật cho máy thiết kế.

- Thiết kế động học máy.

- Tính toán, thiết kế các bộ phận chi tiết chính của máy.

- Các vấn đề về vận hành, bảo dưỡng và sử dụng máy.

Được sự chỉ dẫn của các thầy cô trong khoa Cơ Khí, thầy giáo hướng dẫn và Ban lãnh đạo công ty sản xuất phụ tùng xe máy NAMSON thuộc khu công nghiệp Hoà Khánh - Đà Nẵng đến nay em đã hoàn thành cơ bản nhiệm vụ được giao.

Vì đây là lần đầu tiên em thiết kế tổng thể về một máy hoàn chỉnh nên em còn gặp nhiều bỡ ngỡ, trình độ kiến thức và tài liệu của em còn hạn che,u^' với thời gian tiếp xúc thực tế không nhiều nên trong quá trình tính toán và thiết kế không tránh khỏi những sai sót. Em kính mong sự chỉ bảo và giúp đỡ của các thầy cô và bỏ qua những thiếu sót.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy Trần Đình Sơn và sự giúp đỡ của các thầy cô trong khoa Cơ Khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008

Sinh viên thiết kế

Lê Sỹ Hải.

CHƯƠNG 1



TÌM HIEU,GIỔI THIỆU VỀ SẢN PHẨM VÀNH XE MÁY VÀ

LÝ THUYẾT CƠ SỞ CŨNG NHƯ CÁC PHƯƠNG PHÁP

CÁN UỐN KIM LOẠI

11. Giới thiệu về sản phẩm vành xe máy.

111.. Giới thiệu sản phẩm.

Vành xe các loại đã có nhu cầu sử dụng từ lauNhung^+.. với sự phát triển của Khoa học kỹ thuật và nhu cầu làm đẹp hiện nay thì sản phẩm xe máy là phương tiện thuận lợi nhất, đơn giản và dễ sữ dụng nhất phù hợp với đại đa số người dân Việt Nam và các nước đang phát triển khác .Chính vì vậy xe máy càng ngày được đầu tư phát triển mà trong đó vành xe máy là một bộ phận không thể tách rời

Công nghệ sản xuất vành xe máy hiện nay so với trước đây thì được đầu tư và cải thiện tốt hơn về chất lượng và mẫu mã nên vành có những ưu điểm sau:

- Độ bền cao

- Thời gian sữ dụng lâu

- Chống lại các tác hại của môi trường cao hơn

- Gọn nhẹ

- Khó thấm nước

- Tiêu chuẩn hoá cao

- Tiết kiệm được vật liệu

Nhờ những ưu diểm trên cùng với sự phát triển của nền kinh tế, công nghệ chế tạo vành xe máy được đầu tư và phát triển đáp ứng nhu cầu sữ dụng ngày càng nhiều

112.. Vật liệu chế tạo.

- Loại bằng nhôm

Có ưu điểm là nhẹ, dẻo, dể cán đúc, bền trong môi trường tự nhiên

Nhược điển là chịu lực kém nên ít sữ dụng

- Loại bằng thiết, kẽm

Loại này bền cao, có tính dẻo tốt

- Loại bằng thép

Sữ dụng thép cacbon chất lượng trung bình loại này được mạ kẽm, thiết hoặc sơn tĩnh điện để chống oxy hoá.

113.. Hình dâng sản phẩm vănh xe mây 17X16. :

Hình 11.. Bản vẽ chi tiết vănh xe mây.

12. Đại cương về lý thuyết và các phương pháp cán uốn kim loại.

121.. Cơ sở lý thuyết quá trình cán uốn kim loại.

1211... Tổng quan về biến dạng dẻo.

- Khi chịu tác dụng của ngoại lực kim loại biến dạng theo ba giai đoạn nối tiếp nhau đó là:

+ Biến dạng đàn hồi.

+ Biến dạng dẻo.

+ Biến dạng phá huỷ.

Hình 12.. Đồ thị kéo.

Đoạn OA : Biểu thị biến dạng đàn hồi

Đoạn AB : Biểu thị biến dạng dẻo

Đoạn BC và CD : Biểu thị biến dạng phá huỷ

1212... Trạng thái ứng suất.

Các ứng suất trong vật thể hoàn toàn không có ứng suất tiếp thì vật thể có ba dạng ứng suất chính sau.

Hình 13.. Các dạng ứng suất.

+Ưng suất đường (hình a).

(1 -1)

+ Ứng suất mặt (hình b).

(1 - 2)

+ Ứng suất khối (hình c).

(1 - 3)

Loại biến dạng dẻo là biến dạng chảy của kim loại (chảy)

* Điều kiện biến dạng dẻo:

+ Khi kim loại chịu ứng suất đường.

1  = ch tức (1 - 4)

+ Kim loại chịu ứng suất mặt.

1 -2  = ch (1 - 5)

+ Khi kim loại chịu ứng suất khối.

max -min  = ch (1 - 6)

Các phương trình trên gọi là phương trình dẻo.

Biến dạng dẻo chỉ bắt đầu sau biến dạng đàn hồi.

1213... Biến dạng dẻo kim loại trong trạng thái nguội.

Thực nghiệm cho thấy với sự gia tăng mức độ biến dạng nguội thì tính dẻo của kim loại sẽ giảm và trở nên dòn, khó biến dạng.

Hình 14.. Sơ đồ biến dang dẻo kim loại.

Hình vẽ này trình bày đường cong về mối quan hệ giữa các tính chất cơ học của thép và mức độ biến dạng rất rõ ràng. Nếu biến dạng vượt quá 80% thì kim loại hầu như mất hết tính dẻo.

122.. Các phương pháp cán uốn kim loại.

1221... Phương pháp cán mỏng kim loại.

1Khại niệm.

Cán mõng là phương pháp chủ yếu trong kỹ nghệ gia công áp lực. Sau khi biến dạng chiều dày vật cán giảm dần, chiều dài tăng lên, chiều rộng cũng tăng lên và hình dáng vật cán thay đổi. Phần lớn các sản phẩm thép (nhôm, inox, đồng,..), được sản xuất ra từ các nhà máy là sản phẩm của quá trình cán dưới dạng tấm, hình ống, sóng, hình đặc biệt..

So với các phương pháp áp lực khác (kéo, ép, dập, rèn) cán là một phương pháp gia công có năng suất cao. Các máy cán hiện đại có khả năng cơ khí hoá và tự động hoá rất cao, vận tốc cán có thể đạt đến 20 ÷ 40 (mphút).

2. Aïp lực lên lô cán khi cán hình.

Trong cán nóng xuất hiện các lực ma sát phụ trên lổ hình làm tăng áp lực lên lô cán trong thời gian cán. Song để xác định chúng chính xác rất khó khăn. Cho nên để tính chúng người ta sử dụng các hệ thống thực nghiệm phụ thuộc vào hình dáng lổ hình gọi là hệ số hình dáng.

(1 -7)

>1.

Trong đó:

a, b là hệ số phụ thuộc hình dáng lổ hình.

htb là chiều cao qui đổi trung bình của kim loại tại vùng biến dạng.

l là chiều dài tiếp xúc của kim loại với lô cán đối với trường hợp >2.

Các thông số về kích thước.

htb = (1 -8)

btb =

Chiều dài tiếp xúc L = .

Momên cán được xác định như sau.

Mc = 2Pa. = 2P.. .l (1 -9)

Trong đó:

là hệ số tay đòn với

= 0,45 0,5 Khi cán hình đơn giản.

= 0,6 0,65 Khi cán hình theo vùng.

= 0,65 0,75 Khi cán hình các loại khác.

* Momên và công suất động cơ định trong khi cán kim loại.

Công suất động cơ điện để truyền dẫn cho trục dẫn và momên quay.

Nđc = Nc + Nms Nđ = Nr Nđ. (1 -10)

Mđc = Mc + Mms Mđ = Mr Mđ.

Trong đó:

Nc, Mc là công suất cán và momên cán để biến dạng kim loại.

Nms, Mms là công suất và momên lực ma sát xuất hiện trong ổ đỡ trục (Mms1) và trong các cơ cấu truyền động khác (Mms2).

Nđ, Mđ là công suất và momên động để vượt qua độ ì của các cơ cấu.

Hai đại lượng đầu Nc + Nms hoặc Mc + Mms không đổi trong suốt quá trình cán gọi là tải trọng tĩnh của động cơ.

Tải trọng của động cơ Nđ hoặc Mđ sinh ra trong thời điểm phôi bị ôm bởi các lô cán.

* Momên của động cơ.

Mđc = (1 -11)

Trong đó:

i là tỷ số truyền hộp giảm tốc.

i =

đc, l là vận tốc góc của động cơ và lô cán.

nđc, nl là tốc độ quay của động cơ và lô cán (vongphút).

Công suất cán (biến dạng dẻo) trên tâm lô cán.

N = M. (kw) (1 -12)

* Momên ma sát.

Giả sử khi cán trong máy cán 2 trục thì momên ma sát xuất hiện trong 4 ổ đỡ của hai trục cán.

Mms = . d0Mms2.

Mms = Mms1 + Mms2 = (1 -13)

Trong đó:

P là áp suất toàn phần trên trục cán.

là hệ số ma sát ở trong các ổ trục cán.

r0 là bán kính ổ trục.

d0 là đường kính trục tại chỗ lắp ổ.

Khi cán trên máy cán 4 trục thì áp lực hầu như từ hai trục cán truyền nên sự mất mát do ma sát được tính trên các ổ trục truyền.

Mms = P. .d0. (1 -14)

Trong đó:

Dct là đường kính trục công tác.

Dtr là đường kính trục truyền.

Giá trị hệ số ma sát trong các ổ đỡ trục cán .

Loại ổ đỡ trục cán Hệ số ma sát

Ổ lăn

Ổ ma sát ướt

Ổ teextolit

Ổ đỡ ma sát lỏng

Ổ đỡ ma sát nữa lỏng

Oø^ bi

Ổ trượt

+Loại trục làm bằng thép

+ Loại trục làm bằng sứ 0,004

0,003

0,01

0,003 0,0005

0,006 0,001

0,003 0,005

0,04 0,1

0,005 0,01

Sự mất công do ma sát trong các cơ cấu truyền động được tính theo hệ số hữu ích của bộ truyền bao gồm: bộ phận lực ( ), hộp giảm tốc ( ) và trục Spin đến với khớp nối trục ( ).

Như vậy

* Momên tĩnh.

MT = M + Mms = (1 -15)

Công suất động cơ theo tải trọng tĩnh.

Nđc = MT. (1 -16)

Hệ số hữu ích của máy cán gọi là tỷ số momên cán và momên tĩnh.

(1 -17)

Thực tế lấy

* Momên động.

Mđ = j. (1 -18)

Trong đó:

là tổng momên quán tính của các kết cấu được truyền từ động cơ.

m, R1 là khối lượng và bán kính quán tính của mối liên kết.

là gia tốc góc của các chi tiết quay.

M = (KGm) (1 -19)

n =

Tổng momên tĩnh và momên động trong quá trình cán phải nhỏ thua momên cực đại của động cơ.

MT +Mđ Mđcmax = k. Mđm (1 -20)

Trong đó:

Mđm là momên định mức của động cơ.

k là hệ số quá tải cho phép của động cơ.

k = 2 2,5

3. Các đại lượng đặc trưmg cho quá trình cán kim loại.

* Vùng biến dạng.

Khi cán hai trục cán quay liên tục và ngược chiều nhau nhờ ma sát tiếp xúc giữa vật cán và bề mặt trục cán mà vật cán được ăn vào trục và bị biến dạng.

Sau khi biến dạng chiều dày vật cán giảm dần, chiều dài tăng lên, chiều rộng cũng tăng lên và hình dáng vật cán thay đổi. Vùng kim loại ăn vào để bị biến dạng và ra khỏi trục gọi là vùng biến dạng. Vùng biến dạng là vùng kim loại bị biến dạng dẻo dưới tác dụng của lực cán được truyền lên trục. Vùng ABCD trên (hình 14.) là vùng biến dạng của kim loại.

Hình 15.. Sơ đồ biến dạng khi cán.

* Các thông số đặc trưng cho vùng biến dạng.

- Góc ăn kim loại (rad, độ).

Là góc chắn bởi cung AB và CD (hình 14.) gọi là góc ăn kim loại và được ký hiệu là . Lô cán khác nhau, vật cán khác nhau thì sẽ khác nhau.

- Chiều dài vùng biến dạng l (mm).

Cung AB và CD gọi là cung tiếp xúc hay được gọi là chiều dài vùng biến dạng.

- Góc trung hoà (rad, độ).

Góc IOB là góc trung hoà. Tại tiết diện I của góc trung hoà vận tốc của trục cán bằng vận tốc của kim loại. Vt = VKL (ms/)

- Lượng ép tuyệt đối h (mm).

Đây là hiệu số chiều cao của kim loại trước và sau khi cán.

h = h1 - h2 (mm)

- Lượng ép tương đối %.

la tỷ số giữa lượng ép tuyệt đối với chiều cao ban đầu của kim loại nhân với 100%.

% = (1 - 21)

- Lượng ép tổng (mm) và

Trong cán hình có khi người ta dùng khái niệm lượng ép tổng (mm) tuyệt đối (còn gọi là tổng lượng ép).

= (1 - 22)

Trong cán tấm hay dùng khái niệm lượng ép tổng tương đối

= (1 - 23)

Trong đó:

h1, h2,.... hn là lượng ép từ lần cán thứ nhất, thứ hai, tới lần cán thứ n (mm).

h là chiều dày ban đầu của vật canmm'(.).

- Lượng giản rộng tuyệt đối b (mm).

b là hiệu số giữa chiều rộng của vật cán sau và trước khi cán.

b = b2 -b1 (mm).

- Hệ số giản dài khi cán (còn gọi là hệ số kéo dài).

là tỷ số chiều dài sau và trước khi cán.

= =

Ngoài ra người ta còn dùng hệ số giản dài tổng ( tổng).

tổng =

Trong đó: F0, l0 là diện tích và chiều dài ban đầu của vật cán.

Fn, ln là diện tích và chiều dài cuối cùng của sản phẩm.

* Quan hệ giữa các thông số trong vùng biến dạng.

- Góc ăn kim loại =

- Chiều dài cung tiếp xúc l = (mm)

- Lượng giản rộng tuyệt đối.

b = 1,15. (mm)

Trong đó: F là hệ số ma sát f = 1,05 - 0,0005t

T là nhiệt độ cán (0C).

Trong thực tế người ta hay dùng công thức thực nghiệm sau:

b = k. h

k = (0,35 0,48) đối với cán thép hình.

k = (0,1 0,15) đối với cán thép tấm.

Người ta còn đưa ra thông số lượng giản rộng tương đối nhưng thực tế rất ít dùng.

- Hệ số giản dài tổng.

tổng =

- Hệ số giản dài tổng còn có thể biểu diễn bằng các công thức sau:

tổng =

tổng = 1 . 2. 3.... n - 1 . n

Trong đó: F0, F1, F2, F3,.... Fn-1, Fn là tiết diện ban đầu, tiết diện tại lổ hình thứ nhất, thứ hai, thứ ba.... đến lần thứ (n - 1) và lần thứ n (cuối cùng).

1, 2, 3.... n - 1 , n là hệ số giản dài của lần cán thứ nhất, thứ hai, thứ ba,.... đến lần thứ (n - 1) và lần thứ n.

* Điều kiện vật cán ăn vào trục cán.

Khi máy cán làm việc, trục cán quay và lôi vật cán vào trục để cán, ép làm cho nó biến dạng.

Hình 16.. Sơ đồ biểu diễn lực cán.

Muốn vật cán ăn vào trục thì:

2Tx > 2Nx nghĩa là lực Tx > Nx

Ta lại có: Nx = Nsịn

Tx = Tcos.

T = Nf.

f là hệ số ma sát.

Như vậy: Nf.. cos > N. sin f > tg

Vì quá nhỏ nên tg ≈ f >

Trong đó: =

Kết hợp lại ta có:

f > < Rf2.

Vậy để vật cán ăn được vào trục phải đảm bảo điều kiện.

< Rf2.

Trong đó: f là hệ số ma sát phụ thuộc vào bề mặt trục cán và nhiệt độ.

Các trị số của hệ số ma sát được cho ở bảng sau.

Trạng thái cán Loại trục cán Hệ số ma sát f

Cán nóng Trục có gờ, rãnh

Trục cán hình

Trục cán tấm 0,45 ÷ 0,62

0,36 ÷ 0,47

0,27 ÷ 0,36

Cán nguội Trục có độ bóng bình thường

Trục có độ bóng cao 10 ÷ 12 0,09 ÷ 0,18

0,03 ÷ 0,09

1222... Phương pháp cán uốn kim loại.

1. Khái niệm.

Uốn là một trong những nguyên công thường gặp nhất trong công nghệ dập nguội. Uốn tức là biến dạng phôi thẳng (tấm), tròn, dây hay ống thành những chi tiết có hình cong hay gấp khúc, hình dạng khác,...

Phụ thuộc vào hình dáng và kích thước vật uốn, dạng phôi ban đầu, đặc tính của quá trình uốn trong khuôn, uốn có thể tiến hành trên máy ép lệch tâm, ma sát hay thuỷ lực, đôi khi có thể tiến hành trên các dụng cụ uốn bằng tay hoặc các máy chuyên dùng.

2. Đặc điểm của quá trình uốn.

Đặc điểm của quá trình uốn kim loại là uốn các kim loại tấm để đạt được những chi tiết có kích thước và hình dạng cần thiết, người ta nhận thấy rằng với tỷ số chiều rộng và chiều dày của phôi khác nhau, với mức độ biến dạng khác nhau (tỷ số giữa bán kính uốn và chiều dày vật liệu khác nhau) và giá trị uốn khác nhau.

Trong đó:

là hệ số giảm chiều dài.

S1 là chiều dày trước khi uốn.

S là chiều dày sau khi uốn.

r là bán kính uốn.

Các lớp kim loại ở phía ngoài góc uốn (phía bán kính lớn) thì bị kéo giãn dài theo phương dọc và đồng thời bị nén và co ngắn theo hướng ngang, tạo thành độ cong ngang.

Khi uốn những dải phôi rộng (b2s/), chiều dày vật liệu giảm, mặt cắt ngang của phôi bị thay đổi không đáng kể, có thể coi như không đổi bởi vì trở lực biến dạng của vật liệu có chiều rộng lớn chống lại sự biến dạng theo hướng ngang. Khi đó, các lớp kim loại ở phía trong các góc uốn chỉ bị nén và co ngắn theo hướng dọc còn các lớp kim loại ở phía ngoài góc uốn chỉ bị co nén và giãn dài theo hướng dọc.

Khi uốn với mức độ biến dạng lớn, các lớp kim loại ở phía ngoài phôi bị kéo và giãn dài đáng kể, dễ gây ra hiện tượng nứt, gẫy. Vì vậy, khi cắt phôi uốn cần phải chú ý bố trí sao cho đường uốn vuông góc với thớ cán của phôi, tránh để đường uốn song song với thớ cán.

Tại vùng uốn có lớp kim loại bị nén và co ngắn lại, đồng thời có những lớp kim loại bị kéo và giãn dài theo hướng dọc. Vì vậy, giữa các lớp đó thế nào cũng tồn tại một lớp có chiều dài bằng chiều dài ban đầu của phôi. Lớp này gọi là lớp trung hoà biến dạng. Lớp trung hoà biến dạng là cơ sở tốt nhất để xác định bán kính nhỏ nhất cho phép.

Trước khi biến dạng tinh thể có dạng hình cầu.

Sau khi biến dạng các tinh thể bị vạn vẹo, kéo dài ra thành thớ về hướng lực tác dụng.

Bên cạnh đó, nó còn gây nên ứng suất dư do biến dạng không đều cùng lúc và biến dạng trong nội bộ hạt tinh thể không đều. Có 3 loại ứng suất dư tồn tại sau biến dạng là - Ứng suất sinh ra giữa các bộ phận của vật thể 1.

- Ứng suất sinh ra giữa các hạt của vật thể 2.

- Ứng suất sinh ra trong nội bộ của hạt tinh thể 3.

Các ứng suất này có thể tồn tại và là nguyên nhân làm cho vật thể kim loại bị cong vênh, nứt nẻ... Sau khi bị biến dạng.

Sau khi uốn

Hình 17.. Sơ đồ biến dạng uốn.

3. Xác định chiều dày phôi uốn.

Xác đinh vị trí lớp trung hoà: chiều dày lớp trung hoà ở vùng biến dạng.

Chiều dày lớp trung hoà xác định theo công thức:

(1 - 19)

Trong đó:

l là tổng chiều dài các đoạn thẳng.

là chiều dài các lớp trung hoà.

r là bán kính uốn cong phía trong.

x là hệ số phụ thuộc vào tỷ số rs/.

s là chiều dày vật uốn.

Khi uốn 1 góc  = 900 thì

4. Bán kính uốn nhỏ nhất và lớn nhất.

Nếu rtrong quá nhỏ sẽ làm đứt vật liệu ở tiết diện uốn, nếu quá lớn vật liệu sẽ không có khả năng giữ được hình dáng sau khi đưa ra khỏi khuôn.

rtrong  rmin

Bán kính uốn lớn nhất:

rngoài = rtrong - s

E = 2,15105. Nmm2/ là mođun^ đàn hồi của vật liệu.

S là chiều dày vật uốn.

1 là giới hạn chảy của vật liệu.

 là độ giãn dài tương đối của vật liệu (%).

Theo thực nghiệm, ta có: min = KS.

K là hệ số phụ thuộc vào góc uốn .

5. 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:

(1 - 20)

là hệ số uốn tự do có thể tính theo công thức trên hoặc chọn theo bảng phụ thuộc vào tỷ số ls/.

B1 là chiều dày của dải tấm.

S là chiều dày vật tấm.

n là hệ số đặc trưng của ảnh hưởng biến cứng n = 1,6  1,8. b là giới hạn bền của vật liệu.

l là khoảng cách của các điểm tựa.

- Lực uốn góc tinh chỉnh tính theo công thức:

P = qF. (1 - 21) q là áp lực tinh chỉnh (là phẳng) chọn theo bảng.

F là diện tích phôi được tinh chỉnh.

- Tóm lại, trong quá trình uốn không phải toàn bộ phần kim loại ở phần uốn đều chịu biến dạng dẻo mà có một phần ở dạng đàn hồi. Vì vậy, không còn lực tác dụng thì vật uốn không hoàn toàn như hình dáng cần uốn.

- Các yếu tố ảnh hưởng đến trị số bán kính uốn: + Cơ tính của vật liệu và trạng thái nhiệt luyện: nếu vật liệu có tính dẻo tốt và đã qua ủ mềm thì rmin có trị số nhỏ hơn so với khi đã qua biến dạng.

+ Aính hưởng của góc uốn: Cùng một bán kính uốn như nhau nếu góc uốn  càng nhỏ thì khu vực biến dạng càng lớn.

Vật liệu

Tỷ số Chiều dày vật liệu (mm)

Đến 0,8 0,8  2 2

Góc đàn hồi 

Thép, b đến 35 (kgmm2/)

Đồng thau b đến 35 (kgmm2/)

Nhôm, kẽm 1

1  5

5 4

5

6 0

1

2

Thép, b =40  50 (kgmm2/)

Đồng thau b =35  40 (kgmm2/)

Đồng, vàng 1

1  5

5 5

6

8 0

1

3

Thép, b  55 (kgmm2/) 1

1  5

5 7

9

12 2

3

5

Vì lực uốn chủ yếu tác dụng ở đầu chày, quá trình biến dạng cũng chỉ xảy ra ở đó. Khi bán kính uốn càng nhỏ thì mức độ kéo, nén của kim loại càng lớn có thể gẩy, nứt và lớp trung hoà có xu hướng dịch vào bên trong.

Khi: rs/  4 thì  = R + 0,5s.

rs/ = 1 thì  = R + 0,4s.

Trong đó:

r là bán kính uốn trong.

 là bán kính lớp trung hoà.

R là bán kính uốn ngoài.

Khi uốn với tỷ số rs/  10 thì sai lệch chủ yếu là góc uốn, còn bán kính uốn không đáng kể. Trị số góc đàn hồi cho sẵn trong sổ tay cơ khí.

Khi uốn với tỷ số rs/  10 thì sau khi uốn cả góc uốn và bán kính uốn đều bị thay đổi. Khi đó bán kính cong của chày được xác định bằng công thức:

(1 - 22)

Trong đó:

r là bán kính sản phẩm (sau khi đàn hồi).

là hệ số uốn.

E là mođun^ đàn hồi của vật liệu.

S là chiều dày vật liệu.

Góc đàn hồi  được xác định theo công thức:

(1 - 23)

Trong đó:

0 là góc của chi tiết (sau khi biến dạng đàn hồi).

Hình 18.. Sơ đồ thể hiện góc trước và sau khi uốn.

Góc đàn hoi^` được xác lập là hiệu số giữa góc của vật uốn sau khi uốn và góc chày cối uốn.

 = 0 - 

CHƯƠNG 2.



ĐƯA CÁC PHƯƠNG ÁN GIA CÔNG VÀNH, PHƯƠNG ÁN CHO DÂY CHUYỀN SẢN XUẤT VÀNH, PHÂN TÍCH CHỌN

PHƯƠNG ÁN THÍCH HỢP

21. Phân tích phương án gia công vành.

Qua hai phương án cán mỏng và cán uốn nêu ở trên, ta chọn phương án cán uốn, bề dày của phôi cán không thay đổi mà chỉ thay đổi hình dáng của phôi, từ phôi tấm thẳng ban đầu sau khi cán được sản phẩm có chiều ngang nhỏ hơn phôi ban đầu và tạo thành vòng tròn.

- Phương pháp này có những ưu điểm sau:

+ Lực cán nhỏ có lợi về công và cho công suất cao.

+ Kim loại chỉ chịu uốn có độ cứng cao (biến dạng kim loại nhỏ).

+ Cán nguội nên chế tạo khuôn dễ.

22. Phân tích các phương án cho dây chuyền sản xuất.

Có nhiều phương án thiết kế máy khác nhau. Nhưng tuỳ thuộc sự phân bố biên dạng trên trục cán và cách truyền động. Khi cán sóng vành này, hệ con lăn cán của các sóng gần nhau phải liên tục nhau.

221.. Phương án phân bố biên dạng trên trục cán.

Do cán uốn nên ta chỉ phân bố các lô cán liên tục theo đường thẳng.

Hình 21.. Sơ đồ máy cán hình liên tục bố trí theo hàng.

Chú thich:1', 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 14, 15, 16, 17, 18, 19 là các giá cán có trục đặt nằm ngang.

20, 21, 22, 23 là các giá cán có trục đặt thẳng đứng.

13 là máy hàn lăn.

24 là bộ đếm khoảng cách.

Trong sơ đồ trên hình chữ nhật tô đen là giá cán có trục đặt nằm ngang.

Các hình tròn tô đen là giá cán có trục đặt thẳng đứng (quy ước chung của thế giới).

222.. Phương án truyền động chính cho máy.

2221... Truyền động bằng thuỷ lực.

Hình 22.. Sơ đồ máy cán truyền động bằng thuỷ lực.

Chú thích:

1: Bể chứa dầu.

2: Động cơ điện.

3: Bơm dầu.

4: Van điều chỉnh.

5: Động cơ dầu.

6: Hệ thống phân lực.

7: Gối đỡ trục.

8: Hệ thống con lăn cán.

Với cán truyền động bằng thuỷ lực có những đặc điểm sau:

a. Ưu điểm:

- Có khả năng thực hiện chuyển động vô cấp nhờ chuyển động chính, cũng như các chuyển động phụ để đảm bảo cho số vòng quay, cho cơ cấu chấp hành.

- Kích thước gọn nhẹ, trọng lượng và momên quán tính nhỏ.

- Dễ đảo chiều, chống quá tải.

- Mức độ an toàn cao.

- Tiện lợi cho việc bố trí các cơ cấu phụ.

- Truyền động êm.

b. Nhược điểm:

- Cấu tạo của bộ phận thuỷ lực phức tạp, đòi hỏi chính xác nên khó chế tạo.

- Giá thành cao.

- Phụ thuộc chất lượng dầu.

- Bố trí các cơ cấu phải chính xác.

- Giá thành sản xuất cao.

2222... Truyền đông bằng cơ khí

Hình 23.. Sơ đồ máy cán truyền động bằng cơ khí.

Chú thích:

1: Động cơ điện.

2: Khớp nối.

3: Hộp giảm tốc.

4: Hệ thống phân lực.

5: Gối đỡ trục.

6: Hệ thống con lăn cán.

Với máy cán truyền động bằng cơ khí có những đặc điểm sau:

a. Ưu điểm:

- Cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo.

- Khả năng chịu tải lớn, tốc độ cao.

- Giá thành thấp.

b. Nhược điểm:

- Khó khăn trong việc điều khiển tự động, đảo chiều động cơ, chống quá tải....

- Bộ truyền gây ồn ào khi làm việc.

- Độ an toàn, tin cậy thấp.

- Kích thước trọng lượng lớn, cồng kềnh.

- Yêu cầu chế độ bôi trơn, bảo dưỡng cao.

223.. Phương án truyền động cho hộp phân lực.

Hộp phân lực thường dùng các cơ cấu truyền động như sau:

- Truyền động bằng xích.

- Truyền động bằng trục vít - bánh vít.

- Truyền động bằng bộ truyền bánh răng.

2231... Truyền động bằng xích.

Hình 24.. Sơ đồ truyền động bằng xích.

Đặc điểm của bộ truyền:

- Kích thước nhỏ gọn.

- Chế tạo và lắp ráp phức tạp, thường xuyên phải bôi trơn cho bộ truyền.

- Không có khả năng tự hãm.

- Có thể truyền được với khoảng cách trục xa so với bộ truyền bánh răng.

- Truyền động ít chính xác.

- Khi truyền động có tiếng ồn.

- Dùng truyền động cho các trục với tỷ số truyền không đổi.

2232... Truyền động bằng trục vít - bánh vít.

Chú thích:

1: Động cơ dầu.

2: Khớp nối.

3: Bộ truyền trục vít - bánh vít.

4: Hệ trục con lăn cán.

Hình 25.. Sơ đồ truyền động bánh vít - trục vít.

Đặc điểm bộ truyền trục vít - bánh vít:

- Có thể thay đổi hướng chuyển động.

- Có khả năng tự hãm cao.

- Truyền động êm, ít gây tiếng ồn.

- Tỷ số truyền lớn.

- Hiệu suất thấp, sử dụng vật liệu đắt tiền.

2233... Truyền động bằng bánh răng thẳng răng nón

Hình 26.. Sơ đồ truyền động bánh răng nón.

Chú thích:

1: Động cơ.

2: Khớp nối.

3: Gối đỡ trục.

4: Hệ thống trục và con lăn cán.

5: Bộ truyền bánh răng nón.

Đặc điểm của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng:

- Truyền động êm.

- Có khả năng tự hãm cao.

- Khó chế tạo.

- Dùng để truyền động giữa các trục cắt nhau.

- Khích thước nhỏ gọn.

- Khả năng tải lớn.

- Làm việc chắc chắn và bền lâu.

- Hiệu suất cao.

224.. Chọn phương án thiết kế tối ưu

Qua phân tích ưu nhược điểm của các phương án bố trí của máy ta chọn phương án thiết kế máy cán vành bố trí cán liên tục theo hàng gồm 16 cặp lô cán.

Chọn phương án truyền động bằng cơ khi:truyến động chính cho máy là động cơ điện, thay đổi tốc độ của máy bằng hợp truyền động cho hộp phân lực chọn phương án bố trí truyền động bánh răng nón răng thăng.

CHƯƠNG 3.



TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY

31. Chọn hình dáng các trục cán và số trục cán.

311.. Thông số biên dạng của vành

Chọn thông số biên dạng vành phụ thuộc vào nhiều yếu tố như chiều rộng tấm, kích thước sóng, nhu cầu sử dung÷...

Trên thị trường hiện nay thường sử dụng phôi tấm dạng cuộn có kích thước (100 ÷ 102) mm, với chiều dày từ (1 ÷ 1,4)mm.

Yêu cầu đối với sản phẩm vành cán:

- Sản phẩm vành sau khi tạo sóng phải thoả mãn yêu cầu về độ cứng vững, chịu lực, không có vết nứt tại các vị trí thay đổi tiết diện (những điểm uốn).

- Sản phẩm không bị trầy, sướt làm hỏng lớp bảo vệ chống oxy^ hoá (sơn hoặc mạ kiểm), không bị co kéo tạo ra những nếp nhăn và những biến dạng không đồng đều trên bề mặt.

- Sản phẩm vành cán phải có giá thành thấp nhất để cạnh tranh.

- Phải đảm bảo yêu cầu sử dụng, có tính thẩm mi÷~.

Hình 31.. Các biên dạng vành đi qua các lô cán.

312.. Lựa chọn các biên dạng tất yếu để hình thành sản phẩm.

- Căn cứ vào hình dạng ban đầu của sản phẩm và phôi ban đầu ta phải qua các biên dạng trung gian sau:

+ Để có biên dạng 16 ta phải có biên dạng như 11.

+ Để có biên dạng như 11 ta phải có biên dạng như 7.

+ Để có biên dạng như 7 ta phải có biên dạng như 6.

Từ phôi ban đầu ta cán được biên dạng như 6.

313.. Tính số cặp lô cán.

Theo công thức sau:

h Rf2.

Theo bảng hệ số ma sát ta chọn f = 016.

Với R = 75 (mm).

Do đó : h 750,16)2(. = 192.

Với chiều cao h = 7 + 9 +7,5 = 23,5 (mm)

Vậy số cặp lô cán là:

n = 12,2 (lần)

Với n = 12,2 (lần) ta chọn 13 cặp lô cán thực tế.

Để hình thành các biên dạng 6, 7, 11, 16 cần các biên dạng trung gian là từ phôi ban đâu đến biên dạng thứ 6. Với từ phôi ban đầu đến biên dạng thứ 6 chọn 6 cặp lô cán.

Từ biên dạng 7 đến biên dạng 11 chọn 4 cặp lô cán.

Từ biên dạng 11 đến biên dạng 14 chọn 3 cặp lô.

Với các cặp lô 15 và 16 dùng để điều chỉnh để hình thành đương kính vành là d = 450 (mm)

314.. Tính năng kỹ thuật của dây chuyền.

Khi trục cán quay tạo thì vận tốc dài của các vị trí trên con lăn cán sẽ khác nhau. Vì đường kính tại các vị trí đó khác nhau

Vì vật liệu để cán là thép dẻo cán nguội, với loại thép này khi cán thì vận tốc thường nằm trong khoảng 20  40 (ms/) trong bảng thiết kế máy cán. Do đó để sản phẩm ra khỏi dây chuyền cán ta chọn vận tốc sản phẩm v = 0,42 (ms/) . Thì về cơ bản vận tốc điểm tại một vị trí quan trọng chịu áp lực lớn phải bằng vận tốc đó. Các vị trí còn lại sẽ xuất hiện hiện tượng trượt tương đối giữa vật cán và con lăn cán.

Dây chuyền cán là loại cán hình loại nhẹ, để đơn giản ta truyền công suất cho 16 cặp trục. Thực chất trong 16 cặp đó thì chỉ có 13 cặp là tham gia cán, còn 3 cặp còn lại được bố trí ở đầu dao cắt hình. Do vậy công suất chung của toàn bộ dây chuyền được tính quy về công suất của 16 bộ truyền....

Để thuận tiện ta chọn các trục dưới là trục dẫn, do vậy các trục dưới có cùng số vòng quay. Do đó thuận lợi cho việc chọn tỷ số truyền và thiết kế các bộ truyền bánh răng nón. Các con lăn cán được lắp then trên các trục và con lăn riêng. Còn các trục trên là trục bị dẫn.

Ta chọn d là đường kính của các lô cán dưới (chày).

Chọn D là đường kính của các lô cán trên (cối).

32. Thiết kế động học.

321.. Tính áp lực cán.

Thực chất của quá trình cán vành là quá trình uốn kim loại giữa hai trục cán (chày và cối). Nên áp lực cán lên trục cán chính là lực uốn kim loại giữa chày và cối và được xác định theo công thức sau:

P = (3 - 1)

Trong đó:

là giới hạn bền của vật liệu làm phôi tấm.

400 (Mpa)

n là hệ số đặc trưng ảnh hưởng của biến cứng n = 1,8

S là chiều dày của phôi tấm. Trong dây chuyền cán vành, chiều dày nhất của tole là 1,4 (mm). chọn S = 1,4 (mm).

Hình 32.. Sơ đồ tính áp lực khi cán.

L là khoảng cách giữa hai điểm tựa.

B là chiều rộng vật uốn.

Ta có: B =

suy ra

Lần cán L B P 

1 25 100 5644,8 191,08

2 30 76 3579,04 145,22

3 34,45 84,5 3461,4 161,46

4 35,6 93 3686,56 177,7

5 40,5 87,3 3041,92 166,81

6 46,2 80 2342,24 152,86

7 52,5 67,5 1814,4 128,98

8 55 54 1385,54 103,18

9 70 56,4 1137,02 107,77

10 85,5 52,5 866,52 100,32

11 100,5 48,5 681,02 92,67

12 110 47 602,96 89,8

13 115 46,5 570,62 88,85

322.. Tính công suất động cơ.

Nhằm tăng hiệu suất truyền động và giảm công suất tiêu hao qua các bộ truyền và tránh tập trung công suất lớn trên một trục, công suất động cơ chính là tổng công suất trên các trục cán và bộ truyền.

- Công suất cần thiết:

Nct =

Trong đó:

N là tổng công suất trên các trục N =

 là hiệu suất bộ truyền bánh răng nón răng thẳng,  = 0,97

Do vậy: Nđc = 1,5 Nct

- Công suất trên một trục được tính theo công thức:

Nn = Mn. (3 - 2)

Trong đó:

Mn là momên cần thiết để quay trục n.

là vận tốc góc của một trục

=

n là số vòng quay của trục cán:

n = (3 - 3)

v là vận tốc cán của máy: v = 25 (mp/)  0,42 (ms/)

D là đường kính danh nghĩa của con lăn, để thuận tiện cho việc tính toán thiết kế, ta chọn D = d = 150 (mm)

n = = 60 ( vp/ )

= = 5 (rads/)

Momên cần để quay trục được tính:

M = Mms + Ml + Mc (Nmm/) (3 - 4)

Trong đó:

+ Mms: Momên ma sát sinh ra tại cổ trục:

Mms=PLf1..

Với:

f1 là hệ số ma sát của ổ đỡ trục f1 = 0,1

d là đường kính cổ trục cán d = 40 (mm)

PL là aÏp lực kim loại tác dung52,136. lên trục cán.

Trọng lượng của trục và con lăn: Q = mg. (N)

m là hkối lượng của trục cán và con lăn trên trục.

g là gia tốc trọng trường, g = 9,8 (ms2/)

+ Ml: Momên ma sát lăn giữa vành cán và con lăn.

Ml =PLf2.. (3 - 5)

PL là áp lực kim loại tác dụng lên trục cán.

f2 là hệ số ma sát, chọn f2 = 0,5 (vì kim loại phủ sơn).

D là đường kính con lăn.

+ Mc : momên cán để làm biến dạng kim loại.

Mc = Pl1L.. (3 - 6)

1 là hệ số tay đòn khi cán đơn giản.

1 = 0,45  0,5. Chọn 1 = 0,5.

L là chiều dài tiếp xúc kim loại với con lăn.

L = AB = (3- 7)

Trong đó:

R là bán kính của lô cán.

 là góc ăn kim loại.

Hình 33.. Sơ đồ sự phân bố lực cán.

Mà cos = (3 - 8)

Khi tính toán ta lấy đường kính danh nghĩa của các con lăn  = 150 (mm), trong quá trình cán đường kính ngoài của các con lăn cối có thay đổi nhưng thay đổi không đáng kể, lần lượt là:  = 143; 141; 136,9; 136,5; 134; 134; 134; 134; 144,8; 148,4; 149,3; 150; 150; 152; 152; 152 (mm). Khoảng cách cối và chiều sâu của cối cũng thay đổi. Còn đường kính làm việc của chày thì thay đổi trong một khoảng a qua các lần cán 1  16 là (1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 1, 2, 1, 2, 3, 1, 1). Đường kính của chày thay đổi từ: 150; 151; 152; 153; 154; 155; 156; 157; 158; 159; 160; 162; 163; 165; 168; 169 nên ta có như sau:

- Cán lần 1:

cos1 = = 0,9866  1 = 9,19o

- Cán lần 2:

cos2 = = 0,9867  2 = 9,355o

- Cán lần 3:

cos3 = = 0,9868  3 = 9,29o

- Cán lần 4:

cos4 = = 9,869  4 = 9,285o

- Cán lần 5:

cos5 = = 0,9870  5 = 9,248o

- Cán lần 6:

cos6 = = 0,9870  6 = 9,248o

- Cán lần 7:

cos7 = = 0,9872  7 = 9,177o

- Cán lần 8 :

cos8 = = 0,9873  8 = 9,141o

- Cán lần 9:

cos9 = = 0,9873  9 = 9,141o

- Cán lần 10 :

cos10 = = 0,9874  10 = 9,105o

- Cán lần 11:

cos11 = = 0,975  11 = 9,068o

- Cán lần 12 :

cos12 = = 0,9876  12 = 9,032o

- Cán lần 13:

cos13 = = 0,9754  13 = 12,735o

- Cán lần 14:

cos14 = = 0,9636  14 = 15,506o

- Cán lần 15:

cos15 = = 0,9880  15 = 8,855o

- Cán lần 16:

cos16 = = 0,9881  16 = 8,848o

Do vậy ta có chiều dài tiếp xúc giữa kim loại và con lăn cán là:

- Khi cán lần 1:

L1 = AB = = 12,29 (mm)

-Khi cán lần 2:

L2 = = 12,32 (mm)

-Khi cán lần 3:

L3 = = 12,35 (mm)

-Khi cán lần 4:

L4 = = 12,39 (mm)

-Khi cán lần 5:

L5 = = 12,42 (mm)

-Khi cán lần 6:

L6 = = 12,50 (mm)

-Khi cán lần 7 :

L7 = = 12,49 (mm)

-Khi cán lần 8:

L8 = = 12,52 (mm)

-Khi cán lần 9:

L9 = = 12,60 (mm)

-Khi cán lần 10:

L10 = = 12,63 (mm)

-Khi cán lần 11:

L11 = = 12,66 (mm)

-Khi cán lần 12:

L12 = = 12,77 (mm)

-Khi cán lần 13:

L13 = = 18,10 (mm)

-Khi cán lần 14:

L14 = = 22,32 (mm)

-Khi cán lần 15:

L15 = = 13,02 (mm)

-Khi cán lần 16:

L16 = = 13,04 (mm)

Áp dụng vào các công thức trên ta lập được bản sau:

Ta ký hiệu trục trên được đánh số từ : 1, 2,.....16.

Ta ký hiệu trục dưới được đánh số từ : 1’, 2’,......., 16’.

Từ các công thức trên, ta lập bảng các thông số của trục (Q, P, L, Mns, Ml, Mc, M, N)

Trục QN() PN() Lmm() MnsNmm() MlNmm() McNmm() MNmm() NKW()

1 52,13 5644,8 16,95 11289,6 301801,6 47839,6 360930,8 1,30

1’ 54,2 5644,8 12,29 11289,6 211680 34687,3 257656,9 1,28

2 49,2 3575,04 21,16 7150,1 126020,2 43186,5 176356,8 0,88

2’ 56,84 3575,04 12,32 7150,1 134957,8 22022,2 164130,1 0,82

3 50,67 3461,4 7,403 6922,8 118466,4 12812,4 137701,6 0,14

3’ 58,9 3461,4 12,35 6922,8 131533,2 21374,1 159830,1 0,79

4 55,37 3686,56 18,54 7373,2 125830,8 34174,4 167378,4 0,83

4’ 59,3 3686,56 12,39 7373,2 141010,9 22838,2 171222,3 0,85

5 48,3 3041,92 11,58 6083,8 101904,3 17612,7 125600,8 0,62

5’ 51,4 3041,92 12,42 6083,8 117113,9 18890,3 142088 0,71

6 49,02 2342,24 11,58 4684,5 78465,1 13501,6 96711,2 0,48

6’ 56,35 2342,24 12,80 4684,5 90761,8 14639 110085,3 0,55

7 44,5 1514,4 11,58 3628,8 60782,4 105054 469465,2 0,85

7’ 48,6 1514,4 12,49 3628,8 70761,6 11330,9 85721,3 0,42

8 40,3 1385,54 37,06 2771 46415,6 25674,1 74896,7 0,37

8’ 42,14 1385,54 12,52 2771 54382,4 8673,5 65826,1 0,32

9 40,18 1137,02 22,46 2274 40932,7 12768,7 55975,4 0,28

9’ 41,16 1137,02 12,60 2274 44912,3 7163,2 54349,5 0,27

10 35,77 860,52 24,46 1721 3209,9 10517,8 45448,7 0,22

10’ 39,5 860,52 12,63 1721 34205,7 5434,2 41360,9 0,20

11 40,5 681,02 11,59 1362 15419,1 3946,5 30727,6 0,15

11’ 44,1 681,02 12,66 1362 27240,8 4310,8 32913,6 0,16

12 38,22 602,76 10,52 1205,9 22611 3090,2 26907 0,13

12’ 39,2 602,76 12,77 1205,9 24491,8 1539,9 27165,6 0,14

13 34 570,62 17,46 1140,5 21398,3 4981,5 27520,5 0,13

13’ 35,28 570,62 18,10 1140,5 23252,8 5162,1 29557,2 0,15

14 30,38 550 21,62 1100 20900 5945,5 27945,5 0,14

14’ 31,5 550 22,32 1100 22687,5 12277,1 36064,6 0,18

15 29,8 560 21,83 1120 21280 6112,4 28512,4 0,14

15’ 30,5 560 13,02 1120 23100 3645,6 27865,6 0,14

16 29,9 500 17,92 1000 19000 4480 24480 0,12

16’ 38,22 500 13,04 1000 21125 3260 25385 0,13

Tổng công suất trên các trục là:

N = N0 = 13,89 (KW)

Do đó công suất cần thiết là:

(3 - 9)

Trong đó:

N là tổng công suất trên các trục.

 là hiệu suất của một cặp bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.

Chọn  = 0,97

Vậy: (KW)

Từ đó ta chọn động cơ điện như sau: (Bảng 3P)

Kiểu đông cơ: A0 2 - 62 - 4

Nđc = 15 (KW)

n = 1800 (vongphút)

33. Tính toán lực cắt và lực chặn phôi.

Trong máy cán vành tạo sóng mà ta thiết kế được bố trí một dao cắt, dao cắt này được bố trí ở sau cùng của dây chuyền để cắt đứt sản phẩm ra khỏi chi tiết. Dao được dẫn động bằng cơ cấu thuỷ lực, lưỡi dao nghiêng một góc (2  6)o và chiều dày phôi cắt s = 1,4 (mm).

Ta có sơ đồ máy cắt như sau:

Hình 34.. Sơ đồ tính lực cắt và lực chặn.

Do lưỡi dao trên và dao dưới có khe hở z với nhau nên lực cắt P ở 2 lưỡi dao lệch nhau tạo momên quay làm ảnh hưởng đến chất lượng mặt cắt.

Momên làm quay phôi là:

M = Pạ (3 - 10)

a = (1,5  2)z

Momên làm tấm kim loại quay đi một góc trước khi bị cắt đứt làm bề mặt cắt bị xước, mép cắt không sắc. Do vậy, ta phải khắc phục hiện tượng này bằng cách tác dụng vào lực Q trước dao cắt chống lại lực P làm phôi quay đi một góc.

331.. Tính lực cắt P.

P = (N) (3 - 11)

Công A cần thiết để cắt hết bề rộng vật liệu:

A = PBtg.. (Nmm) (3 - 12)

Trong đó:

B là bề rộng cắt, B = 120 (mm)

s là chiều dày vật liệu s =1,4 (mm)

c là ứng suất cắt (Nmm2/), c = (0,8 0,9)b

Phôi tấm có b = 400 (MPa)

Do đó: c = 0,9400. = 360 (MPa)

 là góc nghiêng của dao,  = (2  6o). Chọn  = 2o

z là khe hở dao trên và dao dưới, z = (0,5  0,7) (mm)

 a = 2z. = 20,5. = 1 (mm)

Vậy lực cắt P sẽ là:

P = (N)

Công cắt A:

A = PBtg.. = 6109120tg2o. = 255996. (Nmm)

Lực chặn phôi:

Q = (0,3  0,4)P

Lấy Q = 0,35P = 0,356109. = 2138 (N)

Công chặn phôi A1:

A1 = QB. = 2138120.. = 256560 (Nmm)

Momên quay M:

M = Pạ = 61091. = 6109 (Nmm)

332.. Biên dạng dao.

Sau khi tiến hành tạo sóng cho vành, tiến hành cắt rời. Do đó, dao được đặt ở vị trí sau máy. Vì vậy để cho máy cắt không bị cong vênh ta phải chọn biên dạng cuối cùng của vành.

34. Tính toán thiết kế các bộ truyền.

341.. Tính chọn hộp giảm tốc.

Hộp giảm tốc là bộ phận cần thiết trong máy cán. Tất cả các máy cán dùng động cơ điện xoay chiều đều phải dùng hộp giảm tốc. Có thể dùng một hoặc hai hộp ghép lại hoặc ghép thêm bộ truyền đai vào các đầu ra của động cơ, đầu trục vào.

Hộp giảm tốc thì có nhiều kiểu và nhiều cấp khác nhau. Trong máy cán thép phần lớn là dùng kiểu 2 cấp phân đôi của bánh răng nghiêng hoặc răng thẳng hay dùng một cấp bánh răng chữ V. Nhưng với dây chuyền máy cán vành này ta dùng hai cấp khai triển bánh răng thẳng.

Biết được công suất động cơ Nđc = 15 (KW)

n = 1800 (vongphút).

Tỷ số truyền i = (4 - 14)

Trong đó:

nđc, nt là tốc độ quay của trục động cơ đến trục cán.

Wdc, Wl là vận tốc góc của động cơ và trục cán.

Vậy i =

i = iđibnibt.. (4 - 15)

Trong đó:

iđ là tỷ số truyền của bộ truyền đai.

ibn là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh.

ibt là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm.

Chọn iđ = 2,62

ibnibt. =

Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, ta chọn:

ibn = (1,2  1,3) ibt

Lấy ibn = 1,2 ibt

i = 2,621,2.. ibt2 = 30

 ibt = 3,09

ibn = 3,7

Trục

Thông số Trục động cơ I II

III

I Iđ = 2,62 3,7 3,09

n (vongphút) 1800 486 158 60

N (KW) 15 14,93 14,47 13,6

Chọn bộ truyền làm việc trong 5 năm, mỗi năm làm việc 20 ngày và một ngày làm việc 2 ca.

3411... Chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh.

Ta có : T = 530028... = 24000 (giờ)

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng lớn là thép CT35.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép CT45.

Có độ cứng HB  350.

* Xác định ứng suất cho phép:

Trong đó:

[]Ntx là ứng suất tiếp xúc cho phép (Nmm2/) khi bánh răng làm việc lâu dài.

là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.

N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỗi tiếp xúc.

Ntd là số chu kỳ tương đương.

Vì bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:

(3 - 14)

Chọn = 1;

Mmax là momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.

Ta được:

Vì Ntđ > N0 = 107 nên ta lấy Kn’ = 1

[]1tx = 2,6HB. = 520 (Nmm2/)

[]2tx = 2,6170. = 442 (Nmm2/)

Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K = 1,8

- Giới hạn mỏi của thép 45 là:

-1 = 0,43b. = 0,43600.= 258 (Nmm2/)

- Giới hạn mỏi của thép 35 là:

-1 = 0,43b. = 0,43480. = 206,4 (Nmm2/)

- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ.

[]u1 = (3 - 15)

K là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.

Chọn K=1,8

 []u1 = 143 (Nmm2/)

- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn:

[]u2 = 115 (Nmm2/)

- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3.

Hệ số chiều rộng bánh răng A = 0,45.

* Xác đinh khoảng cách trục A:

(3 - 16)

 A 224,55 (mm). Chọn sơ bộ A = 225 (mm)

* Xác định mô đun và chiều rộng bánh răng.

- Mođun^ pháp: mn = (0,010,02)A= (0,010,02).225= 2,254,5. Chọn mn = 3

- Chiều rộng bánh răng: b1 = ẠA = 0,45225.= 101,25 (mm).

- Số răng của bánh dẫn:

(răng).

Chọn z1 = 32 (răng).

- Số răng bánh bị dẫn: Z2 = Z1ị = 323,7=118,4răng.), chọn Z2=118 (răng).

- Chiều rộng của bánh răng bị dẫn:

b2 =(b13+) = 104,25 (mm)

- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ:

y1 = 0,5120z1+(/)= 0,81

- Hệ số dạng răng của bánh lớn:

y2 = 0,5120z2+(/)= 0,58

- Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

- Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

Vậy: u1 = 28,8 (Nmm2/) < []u1 = 143 (Nmm2/)

u2 = 32,7Nmm2(/) < []u2 = 115 (Nmm2/)

 Thoả điều kiện bền.

* Các thông số chủ yếu của bộ truyền:

Mođun^: m = 3 ; z1= 32 ; z2 =118 . Góc ăn khớp  = 200.

- Đường kính vòng chia:

d1 = mz1. = 332. = 96 (mm)

d2 = mz2. = 3118. = 354 (mm)

- Khoảng cách trục A:

- Chiều rộng bánh răng: b1 = 101 (mm); b2 = 104 (mm).

- Đường kính vòng đỉnh răng:

Dc1 = d12m+. = 9623+. = 102 (mm).

Dc2 = d22m+. = 35423+. = 360 (mm).

- Đường kính vòng chân răng:

Di1 = d¬1-2m. = 96-6 = 90 (mm).

Di2 = d2-2m. = 354-6 = 348 (mm).

2. Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm.

- Bánh răng nhỏ thép 45 thường hoá:

b = 600 Nmm2/

ch = 300 Nmm2/

HB = 190

- Bánh răng lớn thép 35 thường hoá:

b = 480 Nmm2/

ch = 240 Nmm2/

HB = 160

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:

(3 - 17)

N2 = 6016024000... =86400000> 107 = N0

N1 = iN2. = 2,6286400000. = 226368000 > 107 = N0

Vì N1, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy: KN’ = KN’’ = 1.

- Ứng suất tiếp cho phép của bánh nhỏ:

[]tx1 = 2,6190. = 494 (Nmm2/)

- Ứng suất tiếp cho phép của bánh lớn:

[]tx2 = 2,6160. = 416 (Nmm2/)

- Để xác định ứng suất uốn cho phép ta lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng: K = 1,8.

- Giới hạn mỏi của thép 45 là:

-1 = 0,43bk. = 0,43600. = 258 (Nmm2/)

- Giới hạn mỏi của thép 35 là:

-1 = 0,43bk. = 0,43480. = 206,4 (Nmm2/)

- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ là:

- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3. Hệ số chiều rộng của bánh răng A = 0,4.

-  = 1,25 là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng.

* Xác định khoảng cách trục A:

(3 - 18)

- Chọn cấp chính xác chế tạo và tính vận tốc vòng:

Vận tốc nhỏ nên chọn cấp chính xác 9

* Xác định chính xác hệ số tải trọng:

Vì tải trọng thay đổi và độ cứng của các bánh răng < 253HB nên hệ số tải trọng.

K = KttKđ.

Với Ktt là hệ số tập trung tải trọng tính theo công thức sau:

Ktt = (Kttb + 1)/2

Chọn Kttb = 1,04

 Ktt = 1,02

Ta chọn Kđ = 1,2

 K = KttKđ. = 1,021,2. = 1,22

Vì trị số K khác nhiều so với k = 1,3 chọn sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục A:

* Xác định mođun^, và chiều rộng bánh răng:

- Mođun^: mn = (0,010,02) A = (0,010,02) 285 = 2,855,6

Chọn mn = 3

- Số răng bánh nhỏ:

(răng).

- Số răng bánh lớn:

Z2 = i. Z1 = 3,0946. = 142 (răng)

- Chiều rộng bánh răng lớn: b2 = 0,4285. =114 (mm).

- Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = B13+ = 117 (mm).

- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ: y1 = 0,59

- Hệ số dạng răng của bánh lớn: y2 = 0,588

* Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

- Tại chân răng bánh nhỏ:

- Tại chân răng bánh lớn:

Như vậy:

u1 = 23,88 (Nmm2/) < []u1 = 143,33 (Nmm2/)

u2 = 23,03 (Nmm2/) < []u2 = 114,66 (Nmm2/)

* Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

- Mođun^ pháp: mn = 3 (mm)

- Số răng: z1 = 46 (răng)

- Số răng: z2 = 142 (răng)

- Đường kính vòng chia:

d1=mz1=463=138.. (mm)

d2=mz2=3142=426.. (mm)

- Khoảng cách trục: A = 285 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh:

Dc1 = d12m+ = 13832+. = 144 (mm)

Dc2 = d22m+ = 42632+. = 432 (mm)

- Đường kính vòng chân răng :

Di1 = d1 - 2m = 138-6=132 (mm)

Di2 = d2 - 2m = 426-6 = 420 (mm)

342.. Thiết kế trục cho hộp tốc độ.

Từ các thông số khi thiết kế trục, công suất trên trục, số vòng quay, góc nghiêng răng. Ta đi tính lực tác dụng lên trục.

Sơ đồ mô phỏng các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc:

Hinh 35.. Sơ đồ mô phỏng hộp giảm tốc

- Khe hở giữa các bánh răng: 10 (mm)

- Khe hở giữa các bánh răng và hộp: 10 (mm)

- Chiều rộng bích với bulông cạnh ổ để ghép nắp ổ và thân hộp: d = 14 (mm).

- Chiều cao bulông: 14 (mm).

- Chiều dài trục:

Tính lực tác dụng lên trục:

Với:

NIII là công suất trục 3.

n3 là số vòng quay trục 3.

d3 là đường kính vòng chia bánh răng trục 3.

- Lực tiếp tuyến: P3 = P4 =10162,754 (N)

* Lực tác dụng lên cặp bánh răng cấp nhanh:

P1 = P2 =

Với:

+ Lực hường tâm:

Pr1 = Pr2 = Ptg200. =6112,030,36. = 2224,6 (N)

(  = 200 góc ăn khớp )

3421... Các số liệu sơ bộ để tính trục.

- Tính đường kính sơ bộ của trục:

d  (110130) (3 - 19)

Chọn: d 120.

+ Đối với đường kính trục 1:

NI = 14,93 (KW)

n1 = 486 (vp/)

 d1  120

+ Đối với đường kính trục 2:

NII = 14,47 (KW)

n2 = 158 (vp/)

 d2  120

+ Đối với đường kính trục 3:

NIII = 13,6 (KW)

n3 = 60 (vp/)

 d3  120

3422... Tính sơ bộ trục 1.

Hình 36.. Sơ đồ lực tác dụng lên trục 1

Ta có: Y = 0

 RAy - Pr1 +RBy = 0 (3 - 20)

M0 = 0

 RAy .189 - RBy66. = 0

 RAy = = =575,78 (N)

 Từ (1)  RBy = .575,82=1648,82 (N)

Xét trên phương Ox:

Ta có:

x = 0  RAX + RBx - P1 = 0

M0 = 0  RAy189. - RBx66.= 0 (3 - 21)

 (N)



* Tính momên uốn lớn nhất theo các phương của trục.

+

+

Biểu đồ momên uốn.

Hình 37.. Biểu đồ momen uốn trục 1.

* Tính momên uốn ở tiết diện chịu lực lớn nhất (tiết diện 1 - 1)

- Momen tương đương:

Ta có công thức tính d như sau:

- Ứng suất cho phép chọn [] = 63 (Mmm2/). [ Thép chế tạo trục là thép 45 ]



Vậy so sánh với kết quả tính sơ bộ ta chọn d = 40 (mm)..

3423... Tính sơ bộ trục 2.

Hình 38.. Sơ đồ lực tác dụng trục 2

* Xét trên phương Oy.

Xác định Muy:

a. Xét MB = 0  RAY255-Pr3173Pr266=0+...

 RAy = =

=1933,7 (N)

Y=0  RBy= Pr3 - RAy-Pr2 = 3698,94- 2224,6 - 1933,7

= - 459,36 (N)

 MBY= 0  RAX255. - P3173 - P266=0.

RAX= =8476,67 (N)

RBX = P3 + P2 - RAX = 10162,75 + 6112,03 - 8476,67

= 7798,11 (N)

b. Tính momên uốn tại các tiết diện nhuy hiểm của trục:

c. Tính momên xoắn Mz cho trục:

* Tính momên uốn tại các tiết diện chịu lực lớn nhất.

+ Momên tổng tiết diện (2-2):

+ Momên tương đương:

(Nmm)

+ Đường kính trục tại tiết diện (2-2) là:

Vậy: d1-1  47,31 (mm)

+ Momên tổng cộng tại tiết diện (3-3)

+ Momên tương đương:

+ Đường kính trục tại tiết diện (3-3) là :

Vậy: d3-3  50 (mm)

Hình 39.. Biểu đồ momen uốn trục hai

3424... Tính sơ bộ trục 3.

Hình 310.. Sơ đồ lực tác dụng trục 3

a. Xét tại B:

Xét MBY = 0



 RBY=PR3-RAY= 3698,94 - 2509,48=1189,46 (N)

 MBX = 0

 RAX255-P3173=0..

 RAX= =6894,73N()

 RBX=P3-RAX=10162,75-6894,73 =3268,02 (N)

MUX = P3. =10162,75 =565367,73Nmm(.)

MUY = Pr3. =3698,94 =205777,1 (Nmm.)

MU = =601651,8Nmm(.)

Mtđ = =1968,84Nmm(.)



Chọn d=63 (mm)

Hình 311.. Biểu đồ momen uốn trục hai

343.. Kiểm nghiệm hệ số an toàn cho trục 1 tại các tiết diện.

3431... Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện 1 - 1 trục 1.

- Tính chính xác kích thước của trục theo hệ số an toàn trong công thức sau:

(3 - 22)

Trong đó:

n là hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp.

n là hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp.

(3 - 23)

-1, -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng:

-1  (0,40,5)b

-1  (0,20,3)b

a, a là biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp.

(3 - 24)

m, m là trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất.

(3 - 25)

a = MuW/ ; a = Mz2W0/

W, W0 là momen cản uốn và momen cản xoắn của tiết diện trục.

(d là đường kính trục )

* Ta có các số liệu sau:

+ K = 1,64;  = 1 (Hệ số tăng bền)

+ K = 1,5;  = 0,77;  = 0,88



+ Muy = 108822,2 (Nmm.)

+ Mux = 298986,13 (Nmm.)

+ -1 = 0,45b. = 0,45600. = 270 (Nmm2/)

+ -1 = 0,25b. = 0,25600. = 150 (Nmm2/)

- Chọn đường kính trục: d = 45 (mm)



+



Vậy :

Thoả mãn điều kiện bền.

Vậy tại tiết diện (1-1) ta chọn đường kính trục: d = 45 (mm).

3432... Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện 2 - 2 của trục 2.

Đường kính trục d = 55 (mm)

W = 16325,5mm3(); W0 = 32651 (mm3)

+ b = 0,82 ; T = 0,7

+ K = 1,63; KT = 1,5; b = 600 (Nmm2/)

+ -1 = 0,45b. = 0,45600. = 270 (Nmm2/)

-1 = 0,25b. = 0,25600. = 150 (Nmm2/)

+ Momên uốn:

Mu = 558905,47 (Nmm.)

Mz = 911277,1 (Nmm.)

+

Vậy:

Và:

Vậy tại mặt cắt (2-2) chọn d = 55 (mm) là hợp lý.

3433... Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện 3 - 3 của trục 3.

Đường kính trục: d = 55 (mm)

Ta có các kết quả sau:

+ W = 16325,5 (mm3); W0 = 32651,09 (mm3)

+ b = 0,82 ; T = 0,7

+ K = 1,63; KT = 1,5; b = 600 (Nmm2/)

+ Momên uốn:

Mu = 404736,46 (Nmm.)

Mz = 911277,1 (Nmm.)

+

Vậy :

Và:

Vậy tại tiết diện (3-3) ta chọn đường kính trục d = 55 (mm).

3434... Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện 4 - 4 của trục 3.

Đường kính trục: d = 65 (mm).

W = =26947,57 (mm3); W0 =53895,15 (mm3)

+ b = 0,78 ; T = 0,67

+ K = 1,63; KT = 1,5; b = 600 (Nmm2/)

+ -1 = 0,45b. = 0,45600. = 270 (Nmm2/)

-1 = 0,25b. = 0,25600. = 150 (Nmm2/)

+ Momên uốn:

Mu = 558905,48 (Nmm.)

Mz = 1687309,41Nmm(.)

+

Vậy:

Và:

 Thoả điều kiện n > = 1,52,5

Vậy tại tiết diện (4-4) của trục III ta chọn: d = 65 (mm) là hợp lý.

344.. Tính then cho các trục.

3441... Đối với trục I: d1 = 45 (mm) Chọn các kích thước của then như sau:

- Chiều dài then: L = 0,878. = 62,4 (mm)

- Kích thước danh nghĩa của then:

+ Chiều rộng b = 14 (mm)

+ Chiều cao h = 9 (mm)

+ Chiều sâu trên trục t = 5 (mm)

+Chiều sâu trên lổ: t1 = 4,1 (mm)

3442... Đối với trục II: d2 = 55 mm.

Lmay  = 81 (mm)

 Chiều dài then: L = 0,8181. = 65,61 (mm)

+ Chiều rộng: b = 16 (mm)

+ Chiều cao: h = 10 (mm)

+ Chiều sâu trên trục: t = 5,0 (mm)

+ Chiều sâu trên lổ: t1 = 5,1 (mm)

3443... Đối với trục III: d = 65 (mm).

Lmay  = 110 (mm)

 Chiều dài then: L = 1000,8. = 88 (mm)

+ Chiều rộng: b = 18 (mm)

+ Chiều cao: h = 11 (mm)

+ Chiều sâu trên trục: t = 5,5 (mm)

+ Chiều sâu trên lổ: t1 = 5,6 (mm)

345.. Tính chọn ổ.

3451... Tính cho trục 1.

Vì trục I không có lực dọc trục nên ta chọn kiểu ổ bi đỡ một dãy.

- Sơ đồ chọn ổ đỡ cho trục:

Hình 312.. Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đỡ.

- Tính phản lực gối tựa:

Vì RB > RA nên tính theo gối B.

- Số vòng quay: n = 935vp(/)

- Thời gian phục vụ: h = 16000giờ)

- Hệ số khả năng làm việc của ổ:

C = Q .(nh)3  Cbảng

- Tính tải trọng tương đương:

Q = (KvR. + mA).KnKt..

A: Tải trọng dọc trục A = 0.

 Q = KvRKnKt...

+ Kv = 1

+ Hệ số nhiệt độ: Kn = 1

+ Hệ số tải trọng động: Kt = 1,1

+ R = 7307,54 (N)

 Q = 11,17307,54.. = 8111,36 (N)

Q = 811,116 (daN)

Vậy: C =811,116935160000)0,3(.. = 48046,80

Đường kính trục d = 35 (mm). Chọn loại ổ 407 cở trung. Có Cbảng = 57000

Ổ có đường kính ngoài: D = 100 (mm)

Chiều rộng: B = 25mm()

3452... Tính chọn ổ đỡ cho trục II.

Hình 313.. Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đỡ.

Dự kiến chọn trước góc nghiêng con lăn:

- Hệ số khả năng làm việc:

C = Qnh)0,3(  Cbảng

n = 415 (vp/) ; h = 16000 (giờ)

- Q = (KvR. + m. At). KnKt.

Chọn m = 0,7

Kt = 1,2

- Kn = 1 (Nhiệt độ làm việc 1000C)

- Kv = 1 (Vòng trong của ổ quay)

- Tính phản lực:

- Tải trọng Q tương đương:

Q = (9948,5). 1,2 = 1193,8 (daN)

Vậy : C = 1193,841516000)0,3(. = 66414,2

Với d = 55 (mm). Chọn loại ổ bi đỡ có : D = 120 (mm), B =29 (mm)

3453... Tính chọn ổ đỡ cho trục III.

Hinh 314.. Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đoî+.

- Hệ số khả năng làm việc:

C = Qnh)0,3(.  Cbảng

- Tải trọng tương đương:

Q = (KvR. + m. At) KnKt.

m = 0,7

Kt = 1

Kv = 1

- Tính phản lực tại E, F:

- Tải trọng Q tương đương:

Q = (6815,91). 1,2. 1 = 8179,09 (N)

- C = Qnh)3(. = 8179,09 .(22316000)0,3. = 75584,47

- Trục có đường kính ở tiết diện là 65 (mm).

Chọn ổ bi đỡ chặn có:

346.. Cấu tạo vỏ hộp.

Chọn võ hộp bằng gang xám GX 15-31

Chọn mặt ghép theo bề mặt đi qua đường tâm trục, nhờ đó lắp ghép thuận tiện hơn.

Chiều dày thành thân hộp:

=0,025A3=0,252743=9,85>8++. (mm) Chọn =10 (mm)

Chiều dày thành nắp hộp:

1=0,02A3=0,22743=8,48++. (mm) chọn 1=9 (mm)

Chiều dày mặt bích dưới thân hộp:

b= 1,5=1,510=15.. (mm)

Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp:

b1=1,51=1,59=13,5. (mm) chọn b1=14 (mm)

Chiều dày gân ở nắp hộp: Chọn m1= 1 = 9 (mm)

Chiều dày gân ở thân hộp: chọn m =  =10 (mm)

Chiều dày mặt đế không có phần lồi: P = 2,35. = 23,5 (mm) chọn P = 24 (mm)

Đường kính Bulông nền:

dn= 0,036A12+. = 0,03627412+. = 21,8 (mm) chọn dn = 22 (mm)

Đường kính Bulông khác

Bulông cạnh ổ: d1= 0,7dn = 0,722. = 15,4 (mm)

Bulông ghép nắp vào thân: chọn d2= 0,6dn = 0,622. = 13,2 (mm)

Bulông ghép nắp ở cửa thăm: d3 = 0,4dn. = 0,422. = 8,8 (mm)

Bulông ghép nắp ở ổ: d4 = 0,5dn = 0,522. = 11mm()

Số lượng Bulông nền: n = = 4,76 chọn n = 6

Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp có cửa thăm, chọn nắp cửa thăm

A = 150 (mm); A1 = 190; B = 100 (mm); B1 = 140 (mm); C = 175 (mm)

K = 120 (mm); R =12 (mm); số lượng z = 4 kích thước vít M8x22

347.. Bôi trơn hộp giảm tốc.

- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục của các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

- Chọn phương án bôi trơn ngâm dầu.

- Chiều sâu ngâm dầu: 16/ bán kính bánh răng cấp nhanh và 13/ bán kính bánh răng cấp chậm. Mức dầu nhỏ nhất là ngập chân răng bánh lớn của bộ truyền cấp nhanh.

- Chọn khe hở giữa đáy hộp và bánh răng cấp chậm là M = 5. = 50 (mm). Mức dầu lớn nhất Mmax = 501312dc2+/+/ = 501312.243/+/. = 131mm()

- Chọn loại dầu bôi trơn: Loại dầu otô máy kéo AK-20, theo tiêu chuẩn OCT 1862-60Vợi tốc độ nhớt >50C la ì

Với tốc độ nhớt >100C là

35. Thiết kế bộ truyền đai.

Truyền động đai thường được dùng để truyền dẫn giữa các trục xa nhau và yêu cầu làm việc êm. Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tải đột ngột.

Tuỳ theo hình dạng tiết diện, có 3 loại đai: đai dẹt, đai hình thang và đai tròn.

Ta chọn đai hình thang để thiết kế.

351.. Chọn loại đai:

Giả thiết vận tốc của đai v > 5 (ms/) có thể dùng đai loại A hoặc B. Ta tính theo cả hai phương án và chọn phương án nào có lợi hơn.

Tiết diện đai A B

Kích thước tiết diện đai axh (mm) 13x8 17x10,5

Diện tích tiết diện F (mm2) 81 138

352.. Định đường kính bánh đai nhỏ.

D1 (mm) 140 200

Kiểm nghiệm vận tốc của đai

(ms/) 13,2 1 8,8

353.. Tính đường kính D2 của bánh lớn.

(mm) 340 472

Lấy theo tiêu chuẩn (bảng 5-15) D2 360 450

Số vòng quay thực n2’ của trục bị dẫn

(vongphút) 686 784

Tỷ số truyền ( ) 2,62 2,36

354.. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo (bảng 5-16)

A  D2 (mm) 360 450

355.. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ.

1538 1955

Lấy L theo tiêu chuẩn (mm) (bảng 5-12) 1000 1900

Kiểm nghiệm số vòng quay v trong một giây

5,25 9,89

Đều nhỏ hơn vmax = 1 0

356.. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn.

392 422

Khoảng cách thoả mãn điều kiện.

0,55D1D2)+(+ h  A  2D1D2+()

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai.

Amin = A - 0,015L. (mm) 368 394

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng.

Amax = A + 0,03L. (mm) 440 479

357.. Tính góc ôm 1

1 = 180o - 148o 146o

Góc ôm  thoả mãn điều kiện 1  120o

35. 8. Xác định số đai z cần thiết:

Chọn ứng suất căng ban đầu 0 = 1,2 (Nmm2/) và theo trị số D1

Tra (bảng 5-17) tìm được ứng suất có ích cho phép [p].

Các hệ số 1,7 1,74

ct (tra bảng 5-6) 0,9 0,9

c (tra bảng 5-18) 0,89 0,89

cv (tra bảng 5-19) 1 0,94

Số đai tính theo công thức.

4,2 1,5

Lấy số đai z 5 2

359.. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai.

Chiều rộng bánh đai

B = (z-1).t + 2s. 84 45

Đường kính ngoài của bánh đai

+ Bánh dẫn Dn1 = D1 + 2họ 147 210

+ Bánh bị dẫn Dn2 = D2 + 2họ 367 460

Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn, tuy chiều rộng bánh đai và lực căng tác dụng lên trục lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại B.

36. Tính chọn bộ truyền xích.

361.. Đặc điểm của bộ truyền xích.

Truyền động xích thường dùng trong các trường hợp sau:

Các trục có khoảng cách trung bình.

Yêu cầu kích thước tương đối nhỏ gọn hoặc tỷ số truyền (trung bình) không thay đổi.

So với truyền động đai, truyền động xích có kích thước nhỏ gọn hơn, khi làm việc không có trượt (trượt đàn hồi hoặc trượt trơn) hiệu suất khá cao nếu chăm sóc tốt, lực tác dụng lên trục nhỏ. Tuy nhiên, bộ truyền xích đòi hỏi chế tạo và lắp ráp phức tạp hơn, cần thường xuyên bôi trơn và giá thành tương đối cao.

Bộ truyền xích có thể truyền công suất đến 3500 (Kw), nhưng thường dùng trong khoảng dưới 100 (Kw). Xích thường làm việc với vận tốc không quá 15 (ms/), tỉ số truyền i ≤ 8.

362.. Thiết kế truyền động xích.

1. Chọn loại xích:

Ta chọn bộ truyền xích ống con lăn

Hình 315Sơ. đồ xích ống con lăn.

2. Chọn số dẫn: Với i = 3,09 theo (bảng 63.) chọn số răng đĩa xích dẫn là Z1 = 25. Số răng đĩa bị dẫn là Z2 : Z2 = iZ1. = 3,0925. = 77,25. Chọn Z2 = 77.

3. Tìm bước xích t:

Tính hệ số điều kiện sử dụng: K = kđkAkọkđckb.kc...

Trong đó:

kđ = 1,2 là tải trọng va đập (xích tải).

kA = 1 thì chọn khoảng cách trục A = (30 ÷ 50)t

ko = 1 là góc nghiêng nhỏ hơn 60o

kđc =1,2 là trục không điều chỉnh được.

kb = 1,5 bôi trơn định kỵi

kc = 1,25 bộ truyền làm việc 1 chiều.

Vậy K = 1,2111,2.1,5.1,25... = 2,7

Hệ số răng đĩa dẫn : KZ = = = 1

Hệ số vòng quay đĩa dẫn: Kn = = = 0,84 (lấy no1 = 50 vp/)

Công suất tính toanï:

Nt = Nkkzkn... = 13,62,710,84... = 30,84 (Kw)

Tra (bảng 6-4) với no1 = 50 (vp/) chọn được xích ống con lăn có t = 25,4 mm, diện tích bản lề F = 179,7 mm2, có công suất cho phép = 32 (Kw).

Với loại xích này theo (bảng 6-1) tìm được kích thước chủ yếu của xích. Tải trọng phá hỏng Q = 50000 (N), khối lượng 1 mét xích là q = 2,57 (Kg)

* Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n1 ≤ ngh

ngh là số vòng quay giới hạn, phụ thuộc vào bước xích và số răng đĩa xích, tra (bảng 6-5).

ngh của đĩa dẫn có thể đến 1020 (vp/). Vậy thoả mãn điều kiện.

4. Định số mắc xích :X

X = + + (3 - 26)

Giả sử đường nối tâm hai đĩa xích làm với đường ngang một góc 45o thì:

X = + + = 94

Lấy số mắc xích bằng 94.

* Kiểm ngiệm số lần va đập trong một giây:

u = = = 1,06

5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích:

Đĩa dẫn: dc1 = = = 202 (mm)

Đĩa bị dẫn: dc2 = = 622 (mm )

6. Tính lực tác dụng lên trục:

R  ktP. = = = 2248 (N) . Lấy kt = 1,05

37. Thiết kế hộp phân lực.

Hộp phân lực dùng để phân phối momên xoắn và truyền động quay cho các trục của máy cán từ hệ thống truyền động.

Trong tất cả các máy cán từ động cơ dẫn động đến bánh răng phân lực đều qua hộp giảm tốc.

Hộp phân lực có dạng hở bao gồm: Bánh răng nón răng thẳng và gối với ổ đỡ trục. Bánh răng nón răng thẳng được chế tạo từ thép cán 40XH.

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng được chế tạo không liền trục.

Vật liệu chế tạo từ thép 45 bề mặt tôi có độ cứng lớn hơn 320 HB.

Hộp phân lực của dây chuyền cán vành được dùng chung hai trục có đường kính như nhau, bố trí thành hai hàng ngang. Trên đó được lắp bởi 16 cặp bánh răng nón răng thẳng để truyền động qua 16 cặp trục cán. Tất cả các bánh răng nón răng thẳng có kích thước số răng ... đều giống nhau. Nên ta chỉ tính toán thiết kế cho một cặp bộ truyền bánh răng nón răng thẳng, suy ra cho tất cả các cặp còn lại.

Hình 316.. Cặp bánh răng hộp phân lực.

371.. Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.

Ta chọn bộ truyền quay hai chiều, làm việc trong 10 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 8 giờ, tải trọng không thay đổi, trừ khi mở máy quá tải với tải trọng 20% so với tải trọng danh nghĩa:

Theo sách chọn động cơ của hãng DANFOSS ta có: Nđc = 3,1 Nbt =15Kw()

- Chọn công suất của bộ truyền là Nbt = 5 (Kw).

- Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn n2 = 60 (vp/)

- Số vòng quay trong một phút của trục dẫn n1 = 1810 (vp/)

1Chon. vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép CT35.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng lớn là thép CT45

Cơ tính của thép CT35 thường hoá:

b = 520 (Nmm2/ ), ch = 270 (Nmm2/ ), HB = 190

Cơ tính của thép CT45 thường hoá:

b = 600 (Nmm2/ ), ch = 280 (Nmm2/ ), HB = 230

2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:

N2 = N = 60un2T... = 606010300.8... = 8,64107. > No = 107

Ta co i = = = 3

Vậy tỉ số truyền i = 3

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

N1 = uN2. = 38,64107.. = 25,92107. > No = 107

Do đó đối với cả hai bánh ta lấy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc là kN’ = 1

Uïng+ suất tiếp xúc cho phép:

- Bánh nhỏ: []tx1 = 2,6190. = 491 (Nmm2/)

- Bánh lớn: []tx2 = 2,6230. = 601 (Nmm2/)

Lấy trị số lớn: []tx1 = 601 (Nmm2/)

b. Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn và bánh nhỏ đều lớn hơn No = 5106. cho nên ta chọn kN’’ = 1.

Tính ứng suất uốn cho phép: Vì răng làm việc hai mặt nên []u =

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ (thép rèn) n = 1,5 và của bánh răng lớn (thép đúc) n = 1,8. Hệ số tập trung ứng suất k = 1,8.

Giới hạn mỏi của thép CT35:

-1 = 0,42520. =218,4 (Nmm2/)

Giới hạn mỏi của thép CT45:

-1 = 0,42600. = 252 (Nmm2/)

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[]u1¬ = = 80,8 (Nmm2/)

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

[]u2¬ = = 77,8 (Nmm2/)

3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: K = 1,4

4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: L = = 0,3

5. Tính chiều dài nón:

L  . (3 - 27)

L  . = 118,3 (mm)

6. Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Vận tốc vòng:

v = = (ms/)

v = = 1,8 (ms/)

Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác là IT9.

7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L:

Vì các bánh răng có độ rắn < 350 và làm việc với tải trọng không đổi nên ktt =1

 kđ =1,45

Vậy hệ số tải trọng: K = 11,45. = 1,45

Khác với chọn sơ bộ ở trên là K = 1,4

Tính lại chiều dài nón:

L = Lsb. = 118,3. = 119,6 (mm)

Lấy L = 120 (mm)

8. Xác định mođun^ và số răng:

Mođun^: ms = 0,02L. = 0,02120. = 2,4 (mm)

Z1 = = = 31,6

Lấy Z1 = 32

Z2 = iZ1. = 332. = 96

Tính chính xác chiều dài nón:

L = 0,53.. = 151,78 (mm)

Chiều rộng bánh răng:

b = 0,3151,78. = 45,5 . Lấy b = 45 (mm)

Mođun^ trung bình:

mtb = = 2,55 (mm)

9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Góc mặt nón lăn bánh nhỏ:

tgi = = = 0,33  i = 18o25’

Số răng tương đương của bánh nhỏ:

Ztđ1 = = = 33

Góc mặt nón lăn bánh lớn:

tg2 = i = 3  2 = 71o34’

Số răng tương đương của bánh lớn:

Ztđ2 = = = 410

Tra (bảng 3-18) số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng.

- Bánh nhỏ: y1= 0,445

- Bánh lớn: y2 = 0,517

Ứng suất uốn tại chân răng:

u = (3 - 28)

-Bánh nhỏ:

u1 = = 37,9 (Nmm2/) < []u1

- Bánh lớn:

u2 = u1. = 37,9. = 32,6 (Nmm2/) < []u2

10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn:

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[]txqt = 2,5[]Notx.

- Bánh nhỏ:

[]txqt1 = 2,5494. = 1235 (Nmm2/)

- Bánh lớn:

[]txqt2 = 2,5546. = 1365 (Nmm2/)

Uïng+' suất uốn cho phép:

[]uqt = 0,8ch.

- Bánh nhỏ:

[]uqt1 = 0,8270. = 216 (Nmm2/)

- Bánh lớn:

[]uqt2 = 0,8280. = 224 (Nmm2/)

Ta chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn.

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

- Bánh nhỏ:

(Nmm2/)  []uqt1

- Bánh lớn:

(Nmm2/)  []uqt2

11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.

Mođun^ mặt mút lớn ms = 2,4 (mm)

Số răng z1 = 32 , z2 = 96

Chiều rộng bánh răng b = 45 (mm)

Chiều dài nón L = 151,78 (mm)

Góc ăn khớp:  = 20o

Góc mặt nón chia (cũng là góc mặt nón lăn).

1= 18o,25’ ; 2 = 71o34’

Đường kính vònh chia (vòng lăn).

d1 = m3z1= 2,432. = 76 (mm)

d2 = m3z2= 2,496. = 230 (mm)

Đường kính vòng đỉnh.

Dc1 = m3z1( + 2cos1.) = 2,432( + 2cos18o25’.) = 88 (mm)

Dc2 = m3z2( + 2cos2.) = 2,496( + 2cos71o31’.) = 230,5 (mm)

Đường kkính vòng lăn trung bình.

Dtb1 = d11-0,5( ) = 761-0,5( ) = 64,7 (mm)

Dtb2 = d21-0,5( ) = 2301-0,5( ) = 195,9 (mm)

12. Tính lực tác dung.

- Đối với bánh nhỏ:

Lực vòng: (N)

Lực hướng tâm: (N)

Lực dọc trục: (N)

- Đối với bánh lớn:

Lực vòng: P2 = P1 = 7368 (N)

Lực hướng tâm: Pr2 = Pa1 = 2540 (N)

Lực dọc trục: Pa2 = Pr1 = 2545 (N)

372.. Xác định kích thước trục bánh răng nón răng thẳng.

1. Chọn vật liệu.

Trục thường làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45.

2. Tính đường kính sơ bộ của trục lắp bánh răng nón.

Đường kính sơ bộ được xác định theo công thức sau:

(mm) (3 - 29)

Trong đó:

d là đường kính trục.

N là công suất truyền N = 5 (KW).

n là số vòng quay trong một phút của trục.

n = 180 (vongphút).

c là hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, c = (110  130)

Vì đối với trục truyền chung nên lấy c = 120

Do đó: (mm)

Trục mà ta thiết kế ở dây chuyền cán vành này là trục trơn (tức không giảm bậc), trên suốt chiều dài trục đường kính đều bằng nhau (không thay đổi).

Vậy (mm)

Để chuẩn bị cho tính toán gần đúng ta lấy d = 45 (mm)

3. Tính chính xác kích thước của trục theo biểu đồ.

Hình 317.. Sơ đồ lực tác dụng lên trục.

Chọn a = 100 (mm); b = 200 (mm)

Lực tác dung lên bánh răng có các lực sau:

P1 = 7368 (N)

Pr1 = 2545 (N)

Pa1 = 2540 (N)

Tìm phản lực ở các gối đỡ.

mAy =Pr1ạ + Pa1. - RByab+()= 0

 RBy = (N)

RAy = Pr1 - PBy = 2545 - 1038 = 1507 (N)

max = P1ạ - RBxab(() = 0

 RBx = (N)

RAx = P1 - RBx = 7368 - 2456 = 4912 (N)

* Tính momên uốn ở những tiết diện nguy hiểm nhất:

- Ở tiết diện 1- 1:

Mu1-1 =

Trong đó:

(Nmm)

(Nmm)

(Nmm)

- Ở tiết diện 2-2:

Mu2-2 = RByb. = 1038300.= 311400 (Nmm)

* Tính đường kính ở tiết diện 1-1 và 2-2:

(mm) (3 - 30)

+ Ở đây Mtđ =

(Nmm)

[] = 50 (Nmm2/) là trị số ứng suất cho phép để chế tạo trục.

+ Ở tiết diện 1-1:

(Nmm)

 (mm)

Lấy d1-1 = 50 (mm)

+ Ở tiết diện 2- 2:

(Nmm)

 d2-2  (mm)

Lấy d2-2 = 50 (mm)

Vì trục thiết kế là trục trơn, đường kính ở mọi điểm giống nhau nên ta chọn d1-1 = d2-2 =...= 50 (mm)

38. Tính toán và thiết kế các chi tiết chính của máy.

381.. Khái niệm.

Sau khi tính được lực cán, momên cán và công suất động cơ ta thấy rằng nếu các điều kiện trên của máy cán đều tốt thì vẫn chưa đủ cho sản xuất cán. Giả sử đang cán mà gãy trục, thân giá cán bị vẹo, trục khớp nối bị gãy, ổ bi bị vỡ, bạc lót trục bị hỏng, trục vít me bị gãy, bulông nền bị bật lên... thì máy cán sẽ không làm việc được

382.. Kiểm nghiệm bền và tính toán thiết kế các chi tiết trên giá cán.

3821... Trục cán.

1. Khái niện về trục cán.

Trục cán là nơi trực tiếp làm biến dạng kim loại để cho ra các sản phẩm cán có hình dạng và kích thước theo tiêu chuẩn và yêu cầu của con người. Trục cán phôi, cán thép hình, cán nóng thép tấm, thường được làm bằng thép hợp kim chất lượng cao như: 40XH, 50XH, 60XH, 40X... hoặc làm bằng gang cầu (gang biến trắng). Trục cán nguội thép tấm thường làm bằng các loại thép 9XC, 9X, 9X2, 9X2M, 65XHM, 75XM, 9X2B, 45XMH và gang biến trắng...

Mặt trục có độ cứng từ: 52  64 HRC, bên trong lại phải dẻo dai chịu uốn tốt, chịu được va đập mạnh. Trục cán khi cán nóng không bị giãn nở vì nhiệt, khi cán nguội phải có tính đàn hồi dẻo tốt, bề mặt trục bóng đẹp... trục cán làm bằng sứ cũng phải có những ưu điểm trên.

Các loại trục cán thông dụng thường gặp là: trục cán thép hình, trục cán thép tấm, trục cán thép ống. Ngoài ra còn có một số loại trục cán chuyên dùng như: truc cán ren, trục cán bi, trục cán phôi rèn, trục cán bánh xe lửa...

2. Vai trò của trục trong dây chuyền cán.

Trong dây chuyền cán thiết kế, bộ phận để dẫn động mang các lô cán tạo biên dạng vành chính là trục canTrục cán là một bộ phận chủ yếu trong dây chuyền cán. Thông qua nó tác dụng lực làm biến dạng kim loại và hình thành các biên dạng sóng vành.

Có hai phương án thiết kế trục cán:

- Dạng trục trơn với đường kính và chiều dài nhất định trên đó có các rãnh then để lắp các con lăn cán. Các con lăn được chế tạo riêng leø theo từng biên dạng sóng vành. Khi lắp đặt vào trục thông qua khe tạo thành khối.

- Dạng trục cán có biên dạng sóng được trực tiếp chế tạo nên thành khối. Nghĩa là trục và con lăn mang biên dạng vành có cùng một khối. Loại này rất khó khăn trong việc chế tạo, kiểm tra và cũng như lắp nó vào dây chuyền.

Qua hai phương án giới thiệu trên, ta chọn phương án thứ nhất, tức là dạng trục trơn, với phương án này dây chuyền có hai loại trục.

+ Loại trục ngắn có chiều dài các cổ trục bằng nhau để lắp ổ trục. Trục này nằm trên gọi là trục bị động.

+ Loại trục dài để lắp bánh răng nón răng thẳng thông qua khớp nối trục. Trục này nằm dưới gọi là trục dẫn động.

3. kết cấu trục cán:

- Trục bị động và trục chủ động.

Hình 318.. Sơ đồ trục bị động.

Hình 319.. Sơ đồ trục chủ động.

Trong đó:

D là đường kính trục chỗ lắp con lăn.

đ là đường kính trục chỗ lắp đai ốc.

dc là đường kính trục chỗ lắp ổ lăn.

db là đường kính trục chỗ lắp bánh răng.

l1 là chiều dài trục có ren để vặn đai ốc.

l2 là chiều dài trục lắp ổ lăn.

l3 là chiều dài trục lắp bánh răng.

L là chiều dài trục dùng để lắp con lăn.

Ta chọn sơ bộ các kích thước trục cán như sau:

D = 45 (mm)

đ = 40 (mm)

dc = 35 (mm)

db = 30 (mm)

l1 = 50 (mm)

l2 = 40 (mm)

l3 = 100 (mm)

L = 140 (mm)

Số vòng quay của trục cán là n = 60 (vongphút), công suất cần truyền cho toàn máy là N = 15 (KW)

Công suất của trục cán dài ta chọn giống như trong bộ truyền. Do đó, ta chọn công suất dẫn động cho trục dài là: N = 2,27 (KW)

Momên xoắn sinh ra trên trục sẽ là:

= 360930 (Nmm.)

Khi tính toán thiết kế cho cả hệ thống trục dẫn động, ta tính toán thiết kế cho một trục có momên xoắn, lực cán và các chịu tải lớn nhất. Sau đó, ta chọn cho tất cả các trục còn lại theo thông số của trục thiết kế.

3822.... Trình tự thiết kế.

1. Chon vật liệu.

Thép 40X thường hoá có:

b = 780 (Nmm2/)

ch = 500 (Nmm2/)

HB = 200

2. Tính sức bền trục.

* Tính sơ bộ:

Để xác định đường kính trục ta có thể dựa vào công thức sơ bộ chỉ xét tới tác dụng của momên xoắn trên trục, không xét tới tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn. Ta áp dụng công thức sau:

(mm) (4 - 1)

Trong đó:

D là đường kính sơ bộ của trục (mm).

Mx là momên xoắn (Nmm.).

là ứng suất xoắn cho phép, = 20  30 (Nmm2/).

 d  = 44,8 (mm)

Ta chọn: d = 45 (mm)

a. Tính trục dài:

Hình 320.. Sơ đồ lực tác dụng lên trục.

-Độ lớn các lực tác dụng lên trục:

+ max = 120P2. - 280RBx. = 0.

 RBx= = 3157 (N)

+ mBx = 280RAx. + 400P2.= 0.

 RAx= - = -10525 (N)

+ mAY= - 120Pb2.- 140P.- 240RBỴ= 0

 RBY= = -440,94 (N)

+ mBY= .Pa2- 400Pr2+. 140P+. 250RẠy = 0

 RAy= = 618,85 (mm)

- Tính momên uốn tại tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện m-m:

Mux = -RBx140. = -3157140. = -441980 (Nmm.)

Muy = -RBy140. = 440,94140. = 61731,6 (Nmm.)

 Mu = = 446270,2 (Nmm.)

+ Tại tiết diện n-n:

Mux= -RBx280. = -3154280. = -883960 (Nmm.)

Muy= -RBy280. = 440,94280. = 123463,2 (Nmm.)

 Mu= = 151845,36 (Nmm.)

- Tính đường kính trục nguy hiểm tại tiết diện lắp lô cán. Sau đó chọn cho các vị trí còn lại:

(mm) (4 - 2)

Mtd m-m = = 315772,56 (Nmm.)

Mtd n-n = = 316241,25 (Nmm.)

Trong đó:

Mtd là momên tương đương.

 = d0d/

d0 = 0   = 0 vì là trục không khoét lỗ.

[] = 50 Nmm2/ là trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

= 39 (mm)

= 39,84 (mm)

Chọn: D = 45 (mm)

đ = 40 (mm)

dc = 35 (mm)

db = 30 (mm) : đường kính lắp bánh răng.

* Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Sau khi đã xác định kết cấu trục, ở đây xét các ảnh hưởng của một số yếu tố quan trọng đến sức bền của trục.

Hệ số an toàn của trục tính theo công thức:

(4 - 3)

Trong đó:

n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

(4 - 4)

n là hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp.

(4 - 5)

Với: -1, -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ đối xứng.

-1 = (0,4  0,5)b = 0,5780. = 390 (Nmm2/)

-1 = (0,2 0,3) b = 0,3780. = 234 (Nmm2/)

a, a là biên độ ứng suất pháp và tiếp.

m, m là trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp.

(4 - 6)

Mu là momên uốn ở tiết diện tính (Nmm.)

W là momên cản uốn W = 3660 (mm3) (Bảng 7-36)

Đối với Mu chọn tiết diện có Mu lớn nhất để kiểm tra.

a = = 122,4 (Nmm2/)

m = 0 là ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ta có:

a = max = (5 - 7)

m = 0

W0 = 7870 (mm3) là momên cản xoắn.

Mx = 360930 (Nmm) là momên cản xoắn của trục.

a = max = = 45,8 (Nmm2/)

 = 0,1,  = 0,05 , Trục làm bằg thép cacbon trung bình.

 là hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

 = 0,86

 = 0,75

k, k là hệ số tập trung ứng suất.

k = 1,8

k = 1,38

Vậy n = = 2,77

n = = 1,5

 n = = 1,6 

Hệ số an toàn cho phép thường lấy bằng (1,5  2,5).

Vậy điều kiện của hệ số an toàn thoả mãn.

*Kiểm nghiệm khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện để trục làm việc bình thường.

 = = 0,8500. = 400 (Nmm2/)

(4 - 7)

(4 - 8)

Mumax là momên uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

Mxmax là momên xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

ch là giới hạn chảy của vật liệu.

= 104,5 (Nmm2/)

= 73,5 (Nmm2/)

 = 127 (Nmm2/)

Vậy bt  [] thoả mãn điều kiện.

* Kiểm tra độ võng của trục cán:

Hình 321.. Sơ đồ chuyển vị uốn.

Trục cán của máy cán thiết kế do bố trí các con lăn đối xứng nhau qua trục cán, để đơn giản ta xét tải trọng tác dụng lên giữa trục.

L là khoảng cách giữa 2 gối đỡ.

L = 260 (mm)

Trong chế tạo máy những trục công dụng chung thì:

= (0,0002  0,0003).L = (0,052  0,078) (mm)

Độ võng của trục cho phép thoả mãn điều kiện:

y  (4 - 9)

Trong đó:

P là lực tác dụng lên trục, P = 5644,8 (N)

a,b là khoảng cách điểm đặt lực đến hai điểm tựa.

E là mođun^ đàn hồi. Lấy E = 2,15107. (Nmm2/)

I là mođun^ quán tính.

= 4470,8 (mm3)

a = b = 140 (mm)

 y = = 0,028 (mm)

Vậy: y  thoả mãn điều kiện.

* Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và cắt rãnh then trên trục.

Đây là trục cán hình loại nhẹ, để khi lắp các con lăn cán trên trục dễ dàng, thuận lợi và dễ dàng gia công các rãnh then trên trục.

Do số lượng trục cán nhiều ta kiểm nghiệm cho một trục thiết kế và chọn các trục còn lại.

- Điều kiện bền dập trên mặt cạnh tiếp xúc giữa rãnh then và con lăn.

= 150 (Nmm2/)

= 56,9 (Nmm2/)  []c

Vậy điều kiện thoả mãn.

Trong các công thức trên thì:

d là đường kính trục cán d = 45 (mm)

Tra bảng, ta có: b = 10 (mm), h = 8 (mm), t = 4,5 (mm), t1 = 3,6 (mm), k = 4,6 (mm), l= 35 (mm).

d, c là ứng suất dập và ứng suất cắt thực tế.

[]d, []c là ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép.

[]d = 150 (Nmm2/)

[]c = 120 (Nmm2/)

bTịnh trục ngắn:

Ta có lực và momên tác dụng lên trục là:

P = 5644,8 (N)

Mx = 257656,9 (Nmm)

Ta có sơ đồ trục ngắn như sau:

Hình 322.. Sơ đồ lực tác dụng lên trục ngắn.

Ta có:

+ MAy= -P140. + RBy280. = 0

 RBy= = 2822,4 (N)

+ RAy - P + RBy = 0

 RAy = P - RBy = 5644,8 - 2822,4 = 2822,4 (N)

Giá trị momên uốn tổng cộng tại tiết diện chịu tải lớn nhất. Đường kính trục tại tiết diện đó được tính theo công thức sau:

d  (mm) (4- 10)

Trong đó :

Mtd = (4 - 11)

Mtd là momên tương đương (Nmm)

Mu, Mx là momên uốn và momên xoắn ở tiết diện đang tính (Nmm)

Với Mu = (4 - 12)

Mux, Muy là momên uốn theo phương x và phương y.

[] là ứng suất cho phép, ta tra bảng được [] = 50 (Nmm2/)

Tại vị trí C:

Muy = -RAy140. = -2822,4140. = 395136 (Nmm)

Mtd = = 226608,9 (Nmm)

 d  = 35,6 (mm)

Hình 323.. Biểu đồ momên.

* Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Bước tính kiểm nghiệm trục tiến hành sau khi đã định được kết cấu trục, ở đây xét ảnh hưởng của một số yếu tố quan trọng đến sức bền mỏi của trục như: đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, chất lượng bề mặt...

Hệ số an toàn được xác định theo công thức sau:

 (4 - 13)

Trong đó:

+ n là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

(4 - 14)

+ n là hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp.

(4 - 15)

Trong các công thức trên thì:

+ -1, -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ đối xứng có thể lấy gần đúng.

-1 = (0,45  0,5).b

Lấy -1 = 0,45b.  -1 = 0,45780. = 351Nmm2(/)

-1 = (0,2  0,3).b

Lấy -1 = 0,25-1. = 0,25780. = 195 (Nmm2/)

+ a, a là biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện trục.

Tra bảng, ta có: W = 3660 (mm3)

W = 7870 (mm3)

a = = 107,9 (Nmm2/)

a = m = = 16,4 (Nmm2/)

Tra bảng vật liệu ta được:

 = 1 là hệ số tăng bền.

 = 0,1;  = 0,74;  = 0,05;  = 0,62; k = 1,63; k = 1,5.

 = 1,74

= 4,8

 = 1,64

Vậy n = 1,64 mà = 1,5  2,5 thoả mãn điều kiện an toàn.

* Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột.

Khi qua tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường là:

 []  0,8ch. (4 - 16)

Trong đó:

Mumax, Mxmax là momên uốn và momên xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm.

ch là giới hạn chảy của vật liệu trục.

 = 43,36 (Nmm2/)

= 14,4 (Nmm2/)

 = 49 (Nmm2/)

(Nmm2/)

Vậy td = 49 (Nmm2/)  [] = 400 (Nmm2/) thoả mãn điều kiện.

3. Tính chọn mối ghép then.

Để cố định chi tiết quay trên trục (các con lăn cán,...) nói một cách khác là để truyền momên và truyền động với nhau thì ta dùng then.

Vì trên trục có nhiều con lăn cán nên để lắp các con lăn cán lên trục được thuận lợi và dễ dàng. Căn cứ vào đường kính và chiều dài mayo+ ta chọn các kích thước của then, sau đó kiểm nghiệm lại sức bền dập và cắt của then, do số lượng trục cán nhiều nên ta chỉ tính và kiểm nghiệm cho một trục sau đó suy ra các trục còn lại.

Then là một chi tiết được tiêu chuẩn hoá, chọn và tính then thường dùng 2 cách sau:

+ Chọn kích thước then theo đường kính trục, còn chiều dài then được xác định từ điều kiện bền cắt và dập.

+ Chọn chi tiết then theo đường kính trục, chiều dài then lấy bằng 0,8  0,9 chiều dài mayo+, sau đó kiểm nghiện lại điều kiện bền cắt và bền dập. Nếu không thoả mãn ta có thể lấy tăng lên.

Hình 324.. Mối ghép then.

Chọn then bằng:

Với đường kính D = 45 (mm). Tra bảng, ta có:

b = 14, h = 9, t = 5, t1 = 4,1; k = 5,0; r = 0,3; l = 70 (mm)

- Điều kiện bền dập trên mặt cạnh tiếp xúc giữa then và mayo+ được tính theo công thức:

 []d (Nmm2/) (4- 17)

- Điều kiện bền dập trên mặt cạnh tiếp xúc giữa then và trục được tính theo công thức

 []d (Nmm2/) (4 - 18)

- Điều kiện bền cắt của then:

 []c (Nmm2/) (4 - 19)

Trong đó:

Mx là momên xoắn cần truyền Mx = 257656,9 (Nmm2/)

d là đường kính trục d = 45 (mm)

l là chiều dài của then l = 70 (mm)

b là chiều rộng then b = 14 (mm)

k là chiều cao của phần then lắp trong rãnh của mayo+. k= 5,0 (mm)

t là chiều cao của then lắp trong rãnh của trục. t = 5,0 (mm)

[]d là ứng suất dập cho phép []d = 150 (Nmm2/)

[]c là ứng suất cắt cho phép []c = 120 (Nmm2/)

Vayû^:

= 32,7 (Nmm2/)  []d

= 11,68 (Nmm2/)  []d

Như vậy then chọn thoả mãn các điều kiện bền dập và bền cắt.

4. Tính chọn bộ phận gối đỡ trục.

Để tính được khả năng làm việc của ổ lăn cần biết những yếu tố sau:

- Trị số, chiều dài và đặc tính tải trọng.

- Vận tốc góc của vòng ổ quay và định trước vòng nào là vòng quay.

- Thời gian phục vụ của ổ.

- Môi trường làm việc thể hiện ở các tính chất: độ ẩm, không khí, nhiệt độ, ...

Hệ số C được tính theo công thức sau:

C = Qnh)0,3(.. (4 - 20)

Trong đó

Q là tải trọng tương đương (daN)

n là số vòng quay của ổ (vongphút), n = 60 (vongphút)

h là thời gian phục vụ (giờ), chọn h = 18000 (giờ)

Tính toán chọn sao cho Cbảng  Ctính là thoả mãn.

* Tính toán cho trục dà:

Vì trục dài có lắp với bộ truyền bánh răng ở hộp phân lực nên cần khử lực dọc trục ta chọn ổ đỡ chặn.

Tải trọng tương đương được tính theo công thức sau:

Q = (KvR. + mAt).KnKt.. (4 - 21)

Trong đó:

At là tổng đại số các lực dọc trục (daN)

At = Pa = 2540 (daN)

M là hệ số chuyển tải lực dọc trục về lực hướng tâm.

Chọn m = 1,5

Kv là hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay.

Chọn Kv = 1

Kn là hê số nhiệt độ, chọn Kn = 1.

Kt là hệ số tải trọng động, chọn Kt = 1.

R là tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) (daN)

R = = 3187,6 (N)

Từ đó, ta có:

 Q = (13187,6. + 1,52540).11.. = 6997,6 (N) = 699,76 (daN)

 C = Qnh)0,3(.. = 699,766018000)0,3(..

Trị số (nh)0,3. tra bảng (8-7) có : (6018000)0,3. = 63,0

Vậy C = 699,7663. = 44084,88

Tra (bảng 17P) chọn ổ có ký hiệu 46307 có Cbảng = 46000

B = 21 (mm),d = 35 (mm), D = 80 (mm), r = 2,5 (mm), r1 = 1,2 (mm), d2 = 48,9 (mm), D2 = 66,1 (mm), dbi = 14,29 (mm).

Ổ ta chọn là dùng cho trục dẫn động, còn đối với các trục bị động (các trục không lắp với bộ truyền bánh răng nón) thì tải trọng sẽ nhỏ hơn, nên ta có thể chọn ổ có hệ số nhỏ hơn. Nhưng trong thực tế để dễ chế tạo các chi tiết lắp ghép (các gối) và giá thành 2 loại ổ cũng không chênh lệch nhau nhiều, nên ta dùng chung cho tất cả các gối trục cán một loại ổ có ký hiệu là 46307 với Cbảng = 46000.

Hình 325.. Sơ đồ lực tác dụng lên ổ.

383... Thiết kế cơ cấu điều chỉnh khe hở trục cán.

Khe hở giữa 2 trục cán trong mỗi cặp được điều chỉnh theo phương thẳng đứng, ta dùng cơ cấu vít nén (còn gọi là cơ cấu nén trục). Đối với máy thiết kế vì trục dưới được xem như cố định với các gối trục lắp trên thân máy nhờ rãnh chữ U. Do đó sự thay đổi khe hở giữa 2 trục nhờ sự dịch chuyển lên xuống của trục trên thông qua cơ cấu bulông - đai ốc.

- Xác định các kích thước dây lò xo.

Trong các cặp trục cán, mỗi cặp trục cán ta dùng 4 dây lò xo để nâng trục lên. Trong đó, khối lượng lớn nhất của một cặp trục cán là trục số 4 với m = 6,05 (kg)

Ta có lực tác dụng lên mỗi lò xo là:

Hình 326.. Sơ đồ cơ cấu điều chỉnh khe hở trục cán.

+ Chọn tỷ số đường kính qua tâm các lò xo và đường kính dây lò xo.

i là số vòng làm việc của lò xo, chọn i = (3  5) vòng.

dtb = (0,55  0,62)d (mm)

d là đường kính cổ trục cán.

d1, d0 là đường kính chân ren và đỉnh ren.

dtb là đường kính trung bình (vòng chia) của vít me.

d1, d0 là lấy theo dtb và bước ren, ta chọn theo tiêu chuẩn.

Khi ấy các kích thước.

Chọn dtb = 0,55d = 0,5540. = 22 (mm)

Lấy d = 22 (mm)

d1 = 22 (mm)

d0 = 20 (mm)

Trọng lượng của trục 1200 (N), bỏ qua trọng lượng ổ trục.

= 300 (N)

+ Hệ số xét đến độ cong của lò xo:

= 1,24

+ Ứng suất lớn nhất cho phép đối với lò xo bằng thép [] = 600 (Nmm2/)

Do đó, đường kính dây lò xo là:

= 3,08 (mm)

Chọn dlx = 4 (mm)

D = dlxC. = 46. = 24 (mm)

384Tịnh. toán khung giá cán.

3841.... Khái niệm.

Thân giá cán (khung giá cán) là chi tiết lớn đóng vai trò quan trọng trong toàn bộ giá cán. Mọi chi tiết khác của giá cán như: trục cán, gối đỡ trục, cơ cấu điều chỉnh lượng ép, cơ cấu dẫn hướng, vv.. điều lắp đặt trên khung giá cán này. Trong quá trình làm việc lực cán tác dụng lên trục cán và truyền vào thân giá cán rồi truyền xuống móng máy cán. Vì vậy thân giá cán đòi hỏi có độ bền cao, độ biến dạng ít, độ cứng vững lớn. Có những khung giá cán nặng tới 80 tấn và 150 tấn vv..

3842.... Thân giá cán kiểu hở:

Kiểu hở: được cấu tạo gồm hai phần.

- Phần thân.

- Phần nắp.

Hình 327.. Thân giá cán kiểu hở.

Nắp được gắn với thân giá cán bằng bulông hay chốt định vị và định vị với nhau bằng các thanh giằng.

Thân kiểu hở có giá thành hạ, tháo lắp dễ dàng nhưng độ cứng vững không cao.

Trong đó: b = 100 (mm)

h= 85 (mm)

b1 = 40 (mm)

h1 = 45 (mm)

b2 = 25 (mm)

h2 = 25 (mm)

Suy ra: YAA

385... Tính chọn khớp nối.

3851.... Phân loại khớp nối.

Có rất nhiều cách nối trục.

- Nối trục ống.

- Nối trục đĩa.

- Nối trục răng.

- Nối trục chữ thập.

- Nối trục xích.

- Nối trục đàn hồi.

- Trục khớp nối vạn năng.

- Trục khớp nối vuông.

- Trục khớp nối hoa mai.

3852.... Phân tích tính năng kỹ thuật để chọn khớp nối động cơ độ.

- Động cơ quay với số vòng tương đối lớn 1800 (vongphút), hơn nữa qua hộp giảm tốc ba trục nên momên xoắn lớn. Vì vậy để đảm bảo cho động cơ chạy êm, ngược lại hiệu suất cao. Ta dùng khớp nối đàn hồi là hợp lý nhất.

Hình 328.. Sơ đồ kết cấu khớp nối đàn hồi.

- Cấu tạo của khớp nối đàn hồi tương đối đơn giản gồm đĩa có mayo+ lắp trên đoạn cuối của mỗi trục. Dùng các chốt được bọc ống đàn hồi bằng cao su để truyền momên xoắn.

- Đoạn chốt có phần tử đàn hồi được xuyên qua lổ hình trụ của một đĩa, còn phần chốt hình côn đầu ren thì xuyên qua lổ côn của đĩa thứ hai rrồi vặn chặt bằng đai ốc.

- Nối trục đàn hồ đơn giản, dễ chế tạo, giá thành rẽ. Nối trục cho phép hai trục có thể lệch dọc trục.

Sn = 1  5 (mm) lệch tâm Sr = 0,3  0,6 (mm) và lệch góc  đến 1o.

- Kích thước chính của nối trục chốt đàn hồi được chọn theo trị số momên xoắn. Sau đó kiểm nghiệm ứng suất dập sinh ra giữa các chốt với vòng cao su và ứng suất uốn trong chốt.

- Giả thiết ứng suất dập phân bố đều trên các chốt, ta có điều kiện:

< [ ] (4 - 30)

Trong đó:

Z là số chốt z = 6

dk là đường kính trong qua tâm các chốt dk = 95 (mm)

dc là đường kính chốt dc = 12 (mm)

L là chiều dài phần tử đàn hồi, L = 120 (mm)

[ ] là ứng suất dập cho phép, [ ] = 1,8  2 (Nmm2/)

k là hệ số tải trọng động, k = 2

Tx = = 79583,3 (Nmm)

Suy ra: = = 0,58 (Nmm2/)

Vậy = 0,58 (Nmm2/) < [ ] = 1,8 (Nmm2/)

CHƯƠNG 4



TÍNH THIẾT KẾ LẠI CÁC CHI TIẾT MÁY

BẰNG PHẦN TỬ HỮU HẠN

Ở đây ta chỉ tiến hành thiết kế cho trục của hộp giảm tốc bằng phần mềm RDM rồi so sánh kết quả tính bằng máy với kết quả tính bằng tay.

41.. Trục I:

411..: Mô mem uốn theo trục X:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 -158194. 000. 000.

2 -158194. 29898613. 24999.

2 453009. 29898613. 24999.

3 453009. -000. -000.

Moment flechissant maximal = 29898613. Nmm. ă 189000. mm

Moment flechissant minimal = -000. Nmm. ă 255000. mm

Contrainte normale maximale = 24999. Nmm2/ ă 189000. mm

Contrainte normale minimale = -24999. Nmm2/ ă 189000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = -000.

Noeud 3 RY = -001.

Ta có được kết quả mô mem uốn lớn nhatMfZ^'() với phản lực tại các gối ( TY) .

2Trịch xuất biểu đồ:

412..: Mô mem uốn theo trục Y:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 57578. -000. -000.

2 57578. -10882220. -25004.

2 -164882. -10882220. -25004.

3 -164882. 000. 000.

Moment flechissant maximal = 000. Nmm. ă 255000. mm

Moment flechissant minimal = -10882220. Nmm. ă 189000. mm

Contrainte normale maximale = 25004. Nmm2/ ă 189000. mm

Contrainte normale minimale = -25004. Nmm2/ ă 189000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = 000.

Noeud 3 RY = -000.

2Trịch xuất biểu đồ:

Bảng so sánh kết quả tính:

Cách tính Tính bằng tay Tính bằng máy Sai số

MuxNmm() 298986,13 298986,13 0%

MuyNmm() 108822,19 108822,2 00001%.

42.. Trục II:

421..: Mô mem uốn theo trục X:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 -847667. -000. -000.

2 -847667. 59508658. 24996.

2 168608. 59508658. 24996.

3 168608. 31467555. 18508.

3 779811. 31467555. 18508.

4 779811. -000. -000.

Moment flechissant maximal = 59508658. Nmm. ă 82000. mm

Moment flechissant minimal = -000. Nmm. ă 255000. mm

Contrainte normale maximale = 24996. Nmm2/ ă 82000. mm

Contrainte normale minimale = -24996. Nmm2/ ă 82000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = -000.

Noeud 4 RY = 000.

2Trịch xuất biểu đồ:

422..: Mô mem uốn theo trục Y:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 193370. -000. -000.

2 193370. -19856325. -25001.

2 -176524. -19856325. -25001.

3 -176524. 3031764. 4780.

3 45936. 3031764. 4780.

4 45936. 000. 000.

Moment flechissant maximal = 3031764. Nmm. ă 189000. mm

Moment flechissant minimal = -19856325. Nmm. ă 82000. mm

Contrainte normale maximale = 25001. Nmm2/ ă 82000. mm

Contrainte normale minimale = -25001. Nmm2/ ă 82000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = 000.

Noeud 4 RY = -000.

2Trịch xuất biểu đồ:

Cách tính Tính bằng tay Tính bằng máy Sai số

Mux1Nmm() 565367,73 595086,58 0,05%

Muy1Nmm() 205777,1 198563,25 0,035%

Mux2Nmm() 298986,13 314675,55 0,05%

MuyNmm() 108822,2 130317,64 0,16%

Bảng so sánh kết quả tính:

43.. Trục III:

431..: Mô mem uốn theo trục X:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 -689473. 000. 000.

2 -689473. 56536773. 25004.

2 326802. 56536773. 25004.

3 326802. 000. 000.

Moment flechissant maximal = 56536773. Nmm. ă 82000. mm

Moment flechissant minimal = -000. Nmm. ă 0000. mm

Contrainte normale maximale = 25004. Nmm2/ ă 82000. mm

Contrainte normale minimale = -25004. Nmm2/ ă 82000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = -000.

Noeud 3 RY = 000.

2Trịch xuất biểu đồ:

432..: Mô mem uốn theo trục Y:

1. Trích xuất kết quả:

TY = Effort tranchant MfZ = Moment flichissãnt SXX = Contrainte normale

Noeud TY MfZ SXX

1 250948. 000. 000.

2 250948. -20577711. -24999.

2 -118946. -20577711. -24999.

3 -118946. -000. -000.

Moment flechissant maximal = 000. Nmm. ă 0000. mm

Moment flechissant minimal = -20577711. Nmm. ă 82000. mm

Contrainte normale maximale = 24999. Nmm2/ ă 82000. mm

Contrainte normale minimale = -24999. Nmm2/ ă 82000. mm

+----------------------------------+

| Actions() de liaison [ N Nmm. ] |

+----------------------------------+

Noeud 1 RY = 000.

Noeud 3 RY = -000.

2Trịch xuất biểu đồ:

Cách tính Tính bằng tay Tính bằng máy Sai số

MuxNmm() 565367,73 565367,73 0%

MuyNmm() 205777,12 205777,11 610. %

Kết luận: Sai số kết quả giữa tính bằng tay và tính bằng RDM không đáng kể và có thể chấp nhận được. Nguyên nhân dẫn đến sai số là do chủ quan trong quá trình làm tròn số nên có thể điều chỉnh, hạn chế sai số bằng cách lấy chính xác kết quả ở bước tính bằng tay.

CHƯƠNG 5.



TÍNH THIẾT KẾ HỆ THỐNG THUỶ LỰC

51.. Tính toán hệ thống thuỷ lực cho dao cắt.

511... Truyền động thuỷ lực.

Hiện nay truyền động bằng thuỷ lực được ứng dụng rộng rãi trong ngành chế tạo máy, trong các máy xây dựng, máy ép, ... Nguyên tắc truyền động bằng thuỷ lực là dùng môi trường chất lỏng (các loại dầu) làm trung gian để truyền lực. Truyền động được thực hiện bằng cách cung cấp cho dầu một năng lượng dưới tác dụng thế năng. Sau đó biến đổi thế năng thành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc tịnh tiến bộ phận công tác. Và bất kỳ hệ thống truyền dẫn thuỷ lực nào cũng có các thành phần sau:

- Cơ cấu biến đổi năng lượng (bơm, động cơ, xylanh - piston...).

- Các cơ cấu điều khiển, điều chỉnh (các loại van).

- Các thiết bị ống dẫn, bể chứa...

Truyền động bằng thuỷ lực có đặc điểm sau:

a. Ưu điểm:

- Truyền động được vô cấp tốc đoü^.

- Truyền được công suất lớn, lực tác động mạnh, độ tin cậy cao.

- Dễ áp dụng vào điều khiển tự động hoá.

- Kết cấu gọn.

- Hoạt động ít gây ồn.

- Dễ dàng phòng quá tải và dễ theo dõi, quan sát.

b. Nhược điểm:

- Đắt tiền.

- Phụ thuộc vào loại dầu ép.

Với máy cán vành ta thiết kế để tự động hoá đạt được độ chính xác cao ta chọn hệ thống thuỷ lực được áp dụng vào 2 việc sau:

- Hai cụm xylanh - piston truyền lực để điều chỉnh cặp bánh đồng hàn lăn.

- Hai cụm xylanh - piston truyền lực để quay xylanh và truyền lực cắt cho xy lanh.

- Cụm xylanh - piston truyền lực cho con lăn để ép chữ trên vành.

512.. Tính toán thuỷ lực cụm xylanh-piston truyền động cho dao cắt.

Nguyên lý truyền động cho 1 hệ thống dao cắt đều đi từ nguồn cung cấp của bơm dầu, và các bộ phận thuỷ lực truyền động không cùng một lúc. Trong khi đó lực cắt của dao đã tính ở trên là Pc = 6109 (N). Ta có sơ đồ truyền động của cụm xylanh - piston thuỷ lực như sau:

Hình 51.. Sơ đồ piston - xylanh thuỷ lực dao cắt

Ở đây để đơn giản cho việc tính toán ta bỏ qua ma sát, tổn thất chất lỏng, chất lỏng chuyển động ổn định.

Ta có phương trình cân bằng lực như sau:

Pc = P1F. = P1. (3 - 13)

Trong đó:

Pc là lực cắt (N).

P1 là áp suất dầu vào , chọn P1 = 4104. (Nmm2/).

F1 là diện tích bề mặt piston trên (mm2).

F2 là diện tích bề mặt piston dưới (mm2).

D là đường kính trong của xylanh (mm).

Đường kính D của piston được xác định theo công thức:

(m) = 120 (mm)

Chọn D = 120 (mm)

Chọn đường kính d = 50 (mm).

Chọn vận tốc cắt V2 = 20 (mphút).

- Vận tốc cắt là:

Q = F1V1. = = F2V2. =

 V1 = (mphút)

- Lưu lượng dầu là:

Q = F1V1. = = 6,8=0,077m3phứt) =77 (litphut')

Công suất bơm:

Có 5 xylanh làm việc nên công suất bơm là:

NB = 5 = 5 =210-4. (Kw).

Với P1 = 4104. (Nmm2/) =410-7. (bar)

CHƯƠNG 6



TÌM HIỂU, GIỚI THIỆU VỀ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN PLC

TRÊN DÂY CHUYỀN

61.. Giới thiệu sơ lược về điều khiển bằng PLC.

Bộ điều khiển lập trinhPLC-Programmable(` Logic Controller), được sáng tạo ra từ ý tưởng ban đầu của một nhóm kỷ sư thuộc hảng General Motors vào năm 1968. Trong những năm gần đây bộ điều khiển lập trình được sữ dụng ngày càng rộng rải trong công nghiệp nước ta như là một giải pháp điều kiện lý tưởng cho việc tự động hoá các quá trình sản xuất.

Cùng với sự phát triển của công nghệ máy tính, hiện nay bộ điều khiển lập trình đạt được những ưu thế cơ bản trong ứng dụng điều khiển công nghiệp. Đó là:

+ Dễ dàng trong lập trình và lập trình lại.

+ Cho phép nhanh chóng thay đổi chương trình điều khiển.

+ Có chức năng truyền thông cho phép nối mạng ở nhiều cấp độ nhằm đáp ứng yêu cầu điều khiển và giám sát hệ thống sản xuất.

+ Đơn giản trong sữa chữa và bảo dưỡng, độ tin cậy cao trong môi trường công nghiệp.

+ Cấu tạo nhỏ gọn so với mạch điều khiển tương đương dùng role+ và giá thành ngày càng thấp.

Nhờ những ưu điểm trên, bộ điều khiển lập trình có thể được sữ dụng trong điều kiện từng nhà máy hay thiết bị sản xuất độc lập hoặc lắp gép thành các mạng mini trong điều khiển hoạt động của tế bào sản xuất tự đongwork^+. cell) hoặc cả một xưởng sản xuất nhờ hệ thống mạng cục boLAN-Local^+. Area Network).

Sau đây ta có bảng so sánh các hệ thống điều khiển khác:

Bảng 1-8: So sánh đặc tính kỷ thuật giữa những hệ thống điều khiển.

Chỉ tiêu so sánh Role+ Mạch số Máy tính PLC

Giá thành từng chức năng Khá thấp Thấp Cao Thấp

Kích thước vật lý Lớn Rất gọn Khá gọn Rất gọn

Tốc độ điều khiển Chậm Rất nhanh Khá nhanh Nhanh

Khả năng chống nhiễu Xuất sắc

Tốt

Khá tốt Tốt

Lắp đặt Mất thời gian thiết kế và lắp đặt Mất thời gian thiết kế Mất nhiều thời gian lập trình Lập trình và lắp đặt đơn giản

Khả năng điều khiển tác vụ phức tạp Không Có Có Có

Dể thay đổi điều khiển Rất khó Khó Khá đơn giản Rất đơn giản

Công tác bảo trì Kem-có rất nhiều công tác Kem-nếu IC được hàn Kem-có rất nhiều mạch điện tử chuyên dùng Tot-cấc mô đun được tiêu chuẩn hoá

Theo bảng so sánh PLC có những ưu việt về phần cứng và phần mềm làm cho nó trở thành bộ điều khiển công nghiệp được sữ dụng rộng rải.

62.. Đặc điểm của bộ điều khiển PLC.

Như hình 1-22, hoạt động của PLC là kiểm tra tất cả các tín hiệu ở ngỏ vào được đưa vào quá trình điều khiển, thực hiện logic được lập trong chương trình và kích ra điều khiển cho thiết bị bên ngoài tương ứng . với các mạch giao tiếp chuẩn ở khối vào và khối ra của PLC cho phép nó keït^ nối trực tiếp đến những cơ cấu tác động có công suất nhỏ ở ngỏ vào mà không cần có mchạ giao tiếp hay role+ trung gain .

Tuy nhiên , cần phải có mạch điện tử công suất trung gian khi PLC điều khiển những thiết bị có công suất lớn.

Bộ nhớ chương trình Đơn vị điều khiển

Khối

ngỏ

vào

Bộ

nhớ dữ

liệu Khối ngỏ ra

Nguồn cấp điện

Hinh 61. : Sơ đồ khối bên trong PLC.

Về phần cứng PLC tương tư như máy tính truyền thống và chúng có đặc điểm thích hợp cho mục đích điều khiển trong công nghiệp:

+ Khả năng kháng nhiễu tốt

+ Cấu trúc dạng mô đun cho phép dễ thay thế, tăng khả nangnói( thêm mođun^ mở rộng vaorá) và thêm chức nangnói( thêm mođun chuyên dùng).

+ Việc kết nối dây và mức điện áp tín hiệu ở ngõ vào và ngõ ra được chuẩn hoá.

+ Ngôn ngữ lập trình chuyên dùng lađer, instruction và function chart dễ hiểu và dễ sữ dụng.

Thay đổi chương trình điều khiển dễ dàng.

Những đặc điểm trên làm cho PLC được sữ dụng nhiều trong điều khiển các máy móc công nghiệp và trong điều khiển quá trinhprocess-control(`).

63.. Cấu trúc của phần cứng PLC:

PLC gồm 3 khối chức năng cơ bản: Bộ xử lý, bộ nhớ và khối vaorá. Trang thái ngõ vào của PLC được phát hiên và lưu vào bộ nhớ đệm, PLC thực hiện các lệnh logic trên các trạng thái của chúng và thông qua chương trình trạng thái ngõ ra trong bộ nhớ đệm được dùng để đongmơ' cac”tiếp điem”kich^'? hoạt các thiết bị tương ứng.

Như vậy sự hoạt động của các thiết bị được điều khiển hoàn toàn tự động theo chương trình trong bộ nhớ. Chương trình được nạp vào PLC thông qua thiết bị lập trình chuyên dùng. Xem hình 1-23.

Hình 62. : Sơ đồ cấu trúc bên trong của PLC.

64.. Các thiết bị điều khiển:

641... Thiết bị điều khiển khả lập trình SIMATIC S7-200:

Là thiết bị điều khiển logic khả trình loại nhỏ của hãng SiememsCHLB( Đức), có cấu trúc theo kiểu modul mở rộng. Các modul này được sữ dụng cho nhiều những ứng dụng lập trình khác nhau. Thành phần cơ bản của S7-200 là một bộ vi xữ lý CPU 212 hoặc CPU 214 hoặc CPU 215.

• Tính năng của S7-200:

+Hệ thống điều khiển kiểu modul nhỏ gọn cho các ứng dụng trong pham vi hẹp.

+Có nhiều loại CPU.

+Có nhiều modul mở rộng, có thể mở rộng đến 7 modul.

+Bus nối thích hợp trong modul ở mặt sau.

+Có thể nối mạng với: Cổng giao tiếp RS485 hay PR0FIBUS.

+Máy tính trung tâm có thể truy cập đến các modul.

+Không quy định rãnh cắm.

+Phần mềm điều khiển riêng.

+”Gói gọn toàn bo”cậ nguồn cung cấp, CPU, ÍO vào một modul.

+”Micro PLC”với nhiều chức năng thích hợp.

Xét toàn bộ điều khiển lập trình (khả trình) S7 với khối vi xữ lý CPU-214 (như hình 1-24):

Hình 63.: Bộ điều khiển lập trình đuợckhả+ trình) S7-200 với khối vi xữ lý CPU 214

Mô tả các đèn báo trên S7-200, CPU 214:

SFđen(` đỏ): Hỏng thiết bị, hỏng bên trong CPU.

RUNđen(` xanh): Đang hoạt động.

STOPđen(` vàng): Đang dừng.

Ixxđen(`. xanh): Chỉ định trạng thái tức thời của cổng Ixx. (xx.= 00. - 15.) (cổng vào).

Qyyđen(`. xanh): Chỉ định trạng thái tức thời của cổng ra Qyyyy(..= 00. - 11.).

641... Thiết bị điều khiển khả lập trình SIMATIC S7-300:

Hình 64.: Bộ điều khiển khả lập trình S7-300 với khối vi xữ lý

CPU 314 và CPU 315-2DP

• Tính năng:

+Hệ thống điều khiển kiểu modul nhỏ gọn cho các ứng dụng trong pham vi trung bình.

+Có nhiều loại CPU.

+Có nhiều modul mở rộng, có thể mở rộng đến 32 modul.

+Bus nối thích hợp phía sau các modul.

+Có thể nối mạng: Multipoint interface (MPI) hoặc PR0FIBUS hoặc Industrial Ethrnet.

+Thiết bị lạp trình (PG) trung tâm có thể truy cập đến các modul.

+Không hạn chế rãnh.

+Cài đặt cấu hình và thông số với sự trợ giúp “HW - Config”.

Xét 2loại CPU của bộ điều khiển lập trình đuoj++ S7-300 là S7-300 CPU314 và

CPU315-2DP (như hình 1-25).

Mô tả các đèn báo và ký hiệu:

MRES: chức năng reset hệ thống (Modul reset Funstion).

STOP: dừng, chương trình không được xữ lý.

RUN: xữ lý chương trình, có thể đọc và ghi từ PG.

RUN-P: xữ lý chương trình, có thể đọc và ghi được từ PG.

Các đèn báo:

SF: lỗi trong nhóm, lỗi trong CPU hay trong modul có khả năng chẩn đoán.

BATF: lỗi pin, pin hết điện hay không có pin.

DC 5V: báo cáo 5 VAC.

FRCE: FORCE, báo cáo ít nhất một ngõ raváo đang bị cưỡng bức.

Run: nhấp nháy khi CPU khởi động, ổn định khi CPU làm việc.

STOP: đèn sáng khi dừng. Chớp chậm khi có yêu cầu cần reset bộ nhớ; chớp nhanh khi đang reset bộ nhớ. Chớp chậm khi reset bộ nhớ là cần thiết vì card nhớ được cắm vào.

Card nhớ: có rãnh dành cho card nhớ. Card nhớ lưu nội dung chương trình mà không cần pin trong trường hợp mất điện.

Ngăn để pin: có ngăn chứa pin nằm ở dưới nắp. Pin cung cấp năng lượng dữ trữ nội dung RAM trong trường hợp mất điện.

Đầu nối MPI: đầu nối dùng cho thiết bị lập trình hay các thiết bị cần giao tiếp qua cổng MPI.

Cổng giao tiếp DP: cổng giao tiếp để nối trực tiếp các ÍO phân bố (Distributed Peripheral) của CPU.

643... Thiết bị điều khiển khả lập trình SIMATIC S7-400:

• Tính năng:

+Power - PLC cho phạm vi điều khiển trung bình đến cao cấp.

+Có nhiều loại CPU.

+Có nhiều modul mở rộng, có thể mở rộng đến 300 modul.

+Bus nối lắp đặc sau các modul.

+Có thể nối mạng: MPI, PR0FIBUS hoặc Industrial Ethrnet.

+Thiết bị lạp trình trung tâm có thể truy cập đến các modul.

+Không hạn chế rãnh cắm.

+Cài đặt cấu hình và thông số với sự trợ giúp “HW - Config”.

+Nhiều khả năng tính toán ( có đến 4 CPU được dùng ở phía trung tâm).

65. Ứng dụng cụ thể vào dây chuyền:

Bộ phận đo chiều dài vành cán đưa tín hiệu vào được lưu vào bộ nhớ đệm, PLC thực hiện các lệnh logic trên trạng thái của chúng, và thông qua chương trình trạng thái ngỏ ra trong bộ nhớ đệm được dùng để đóng các tiếp điểm kích hoạt cho các xylanh thuỷ lực hoạt động.

CHƯƠNG 7



CÁC VẤN ĐỀ VỀ VẬN HÀNH BẢO DƯỠNG

VÀ SỬ DỤNG MÁY

51.. Nguyên lý hoạt động của máy cán vành xe máy.

Tole phẳng ban đầu (được cuộn vào một tang quay) được đưa vào máy qua hai lô cán làm sạch bề mặt phôi đó là: lô đầu tiên làm sạch bề mặt trên của phôi, lô thứ hai làm sạch bề mặt dưới của phôi. Sau đó qua một cặp lô kẹp, qua hệ thống điều chỉnh chiều rộng của tole, đến cặp lô dẫn động kéo phôi. Đây là cơ cấu kéo phôi ban đầu thường chế tạo bằng hai trục tròn có đường kính là  = 120 (mm) có bọc cao su.

Khi cần tạo lực kéo ta cho tole phẳng vào khe hở giữa hai trục (trục dưới là trục dẫn động còn trục trên là trục bị động), điều chỉnh khe hở sẽ tạo lực đè trục trên xuống. Nhờ ma sát giữa hai lô và tấm phẳng nên tole được dẫn động qua khe hở cho đến cặp lô cán đầu tiên có trục dưới cố định trong rãnh của giá cán. Lúc này chỉ có hệ thống trục cán tạo sóng được dẫn động, sau khi qua hệ thống trục cán sản phẩm được tạo sóng theo yêu cầu và sản phẩm ra khỏi hệ thống trục cán qua khe hở của cặp lô dẫn hướng có trục đặt thẳng đứng. Cứ như thế tiếp tục chuyển động qua các cặp lô cán tiếp theo.

Sau khi qua 10 cặp lô cán tạo biên dạng thì được đưa vào máy hàn lăn có nhiệm vụ hàn các mí vành hai bên với hai bánh hàn dưới cố định, còn hai bánh hàn trên thì di động nhờ cơ cấu Piston - Xylanh chuyển động lên xuống để hàn lăn. Hàn xong phôi tiếp tục di chuyển qua 4 cặp lô cán tinh có nhiệm vụ tạo biên dạng vành đúng với yêu cầu thiết kế. Kề bên cặp lô cán tinh cuối có đặt bộ đếm khoảng cách và phôi được chuyển qua 3 cặp lô cuối cùng ở đầu dao cắt hình (cắt đứt sản phẩm). Nhờ cơ cấu Piston - Xylanh có gắn đầu dao cắt điều khiển bằng hệ thống thuỷ lực.

Theo yêu cầu kích thước chiều dài cài đặt ban đầu hệ thống điều khiển sẽ cắt tiếp điểm tạo dẫn động cho hệ thống trục cán (hệ thống trục cán dừng), đồng thời đóng tiếp điểm cho hệ thống tạo lực cắt (dao cắt định hình). Do đó dao cắt sẽ hoạt động cắt đứt sản phẩm ra khỏi máy. Sau khi thực hiện xong hành trình cắt thì hệ thống điều khiển sẽ cắt tiếp điểm tạo lực cắt, đồng thời đóng tiếp điểm cho hệ dẫn động trục cán, chu trình cứ như vậy cho đến khi đạt đủ số lượng sản phẩm (theo yêu cầu cài đặt chương trình) thì hệ thống điều khiển sẽ cắt toàn bộ các tiếp điểm cung cấp nguồn động lực.

Nếu có yêu cầu chuyển đổi chiều dày hoặc màu sắc sản phẩm (vì cuộn tole có chiều dày và màu sắc nhất định) cần đứng máy, thay đổi cuộn phôi. Hệ thống điều khiển sẽ dừng các con lăn và đóng tiếp điểm dẫn động dao cắt phẳng để cắt phần tole đang cán ra khỏi cuộn tole phẳng.

52.. Lắp đặt.

Việc lắp đặt hệ thống trong máy cán là một công việc lắp ráp cơ khí. Đòi hỏi người lắp phải có một tay nghề với trình độ kỹ thuật cao, hàng ngũ cán bộ kỹ thuật phải có một cái nhìn khái quát từ bản vẽ để thực hiện lắp đặt máy cán một cách hoàn hảo. Máy cán này có một số bộ phận nhỏ được lắp đặt liên tục trong một bề mặt tương đối hạn chế. Các thiết bị lắp đặt phải có thứ tự, chúng được sử dụng và tích trữ để mang lại ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu quả của việc lắp đặt.

Có 4 điều kiện khác nhau có thể là cần thiết để lắp đặt hệ thống máy cán đó là:

- Lắp đặt những bộ phận đơn giản.

- Lắp đặt những bộ phận phức tạp tại nơi lắp ráp.

- Lắp đặt những bộ phận đơn giản nơi khác mang về.

- Lắp đặt những bộ phận phức tạp nơi khác mang về.

Trước tiên muốn lắp đặt hoàn thiện máy cán này ta cần phải bố trí hệ thống cẩu vì đây là máy cán có rất nhiều chi tiết nặng và lắp đặt trong điều kiện chật. Vì vậy cẩu rất cần và không thể thiếu khi lắp đặt.

Mặc dù mỗi điều kiện có nhiều khác nhau. Bất chấp các điều kiện gì nếu sử dụng thiết bị lắp đặt có kế hoạch và hệ thống thì công việc lắp đặt chắc chắn sẽ được thực hiện một cách dễ dàng.

Trước khi lắp máy cán phải khảo sát nơi lắp đặt để nghiên cứu các thiết bị sẽ được sử dụng và tích trữ như thế nào. Điều quan trọng là những chi tiết nặng được nâng lên cao hoặc hạ xuống thấp và di chuyển đi xa so với nơi lắp, do vậy ta nên sử dụng hệ thống cẩu có bánh xe chạy di chuyển trên mặt đất để bảo đảm an toàn cho người khác.

53Vận. hành.

Đây là hệ thống vận hành có nhiều cơ cấu làm việc. Vận hành máy cán thông qua hộp giảm tốc bằng cách ngâm dầu với chiều sâu ngâm dầu là ngập 16/ bán kính bánh răng cấp nhanh và 13/ bán kính bánh răng cấp chậm. Mức dầu nhỏ nhất là ngập chân răng bánh lớn của bộ truyền cấp nhanh.

Đưa phôi tấm vào kẹp trên cơ cấu dẫn động phôi trên máy cán. Điều chỉnh cơ cấu cấp phôi. Sau đó ấn nút cho động cơ điện hoạt động. Khi kích thước của vành cán đạt được những yêu cầu thì ta ấn nút dừng máy và ấn nút điều khiển hệ thống dao cắt, sau khi cắt xong ta tiếp tục ấn nút để động cơ hoạt động.

Để đảm bảo vận hành tốt đòi hỏi phải có những người thợ có sự am hiểu về máy cán cao như.

- Hiểu biết nguyên lý hoạt động: cái nào trước, cái nào sau. Khi hoạt động thì cái nào cần cho hoạt động trước, cái nào cần cho hoạt động sau.

- Cơ cấu dẫn động phôi cần chính xác, người thợ vận hành phải linh hoạt, điều chỉnh cơ cấu cho đảm bảo kích thước để sản phẩm không cong, vênh.

- Muốn đạt được năng suất cao như mong muốn người vận hành có khả năng điều khiển cả máy cán một cách trọn vẹn, tránh được thời gian chết máy không cần thiết.

- Trong quá trình vận hành máy cán này bao giờ cũng gặp nhiều cản trở của hệ thống điều khiển không tập trung, mà phân tách cho mỗi bộ phận, mà mỗi bộ phận được đảm nhiệm mỗi công nhân khác nhau. Do vậy, muốn đồng bộ hoạt động tốt thì đòi hỏi thợ vận hành phải có khả năng hiểu biết máy cao.

- Khi có suü+ cố đòi hỏi người thợ vận hành phải nắm rõ vấn đề vận hành để xử lý cho máy ngừng hoạt động.

Tóm lại: Vận hành máy cán phải có đội ngũ công nhân am hiểu sâu sắc các hệ thống điều khiển của máy, đáp ứng được các yêu cầu như:

- Phát hiện ra sự cố kịp thời để đảm bảo sữa chữa thay thế.

- Biết được tính công nghệ của các bộ phận có biện pháp vận hành tốt, giảm được thời gian chạy không cũng như thời gian chết máy hay máy quá tải.

54.. Bảo dưỡng máy cán.

Máy móc, thiết bị sau khi chế tạo xong phải dùng những phương pháp bảo vệ để chống ăn mòn trong môi trường. Để chống ăn mòn ta sử dụng phương pháp tạm thời hoặc lâu dài sau:

- Bảo quản ổ trục cán, ổ con lăn cán, cơ cấu cấp phôi bằng cách nhổ dầu hoặc mở bôi trơn.

- Bảo quản các cặp bánh răng bằng phun dầu, nhổ dầu định kỳ.

- Bảo quản thành máy, bộ phận lắp dao bằng cách tạo các lớp phủ (như sơn, xi, mạ...)

- Khi thiết kế tính toán phải đảm bảo phục vụ các thao tác máy móc, thiết bị sửa chữa, lắp đặt được thuận lợi.

- Hàng ngày phải kiểm tra máy, vệ sinh máy, kiểm tra các thiết bị ổ ở những chổ lắp nối, kiểm tra bằng tay. Xem bộ phận truyền động có trục trặc gì không, nếu có hư hỏng gì thì điều chỉnh ngay.

- Kiểm tra và bảo quản các hệ thống thuỷ lực, các xilanh, piston, bơm dầu, động cơ dầu.

- Bảo quản máy khi vận hành. Trước khi phát tín hiệu khởi động máy phải kiểm tra.

- Đường điện phải an toàn, cách điện tốt, điện áp đủ.

- Các che chắn và bộ phận truyền động phải ở trong tình trạng làm việc tốt.

- Công nhân vận hành máy phải được đào tạo và huấn luyện kỹ để nắm vững các nguyên lý hoạt động điều chỉnh máy.

55Thay. thế.

Máy cán được thiết kế và chế tạo có độ chính xác cao. Nhưng sau một thời gian sản xuất lâu dài sẽ xảy ra các hiện tượng một số chi tiết bị hỏng. Do vậy, tuỳ theo từng yêu cầu thực tế mà có thể thay thế hoặc phục hồi lại chi tiết đó.

Các chi tiết có thể bị mòn hoặc gãy hỏng:

- Các bộ phận của lô cán sau một thời gian làm việc thì nó sẽ bị mòn, làm cho đường kính nhỏ lại, khe hở giữa hai lô cán rộng thêm, làm cho kích thước sản phẩm không đạt yêu cầu về kích thước sóng. Do vậy phải nghiên cứu thay thế hay phục hồi lại lô cán hoặc điều chỉnh khe hở.

- Hệ thống dao cắt sau khi làm việc một thời gian dao có thể bị mòn làm cho cùn dao nên việc cắt gặp khó khăn, do vậy cần phải phục hồi lại dao.

- Các ổ bi đờu bị mòn, phải định kỳ thay thế.

KẾT LUẬN CHUNG.

Sau khi xác định được nhiệm vụ tốt nghiệp “ Thiết kế dây chuyền sản xuất vành xe máy “. Trải qua một thời gian đầu còn bỡ ngỡ, nhất là việc tìm kiếm tài liệu. Nhưng với sự giúp đỡ nhiệt tình của thầy Trần Quốc Việt, sau ba tháng làm việc một cách khẩn trương đến nay về cơ bản đồ án đã hoàn thành.

Nội dung gồm:

- Phần thuyết minh.

- Các bản vẽ.

Tất cả nội dung đồ án đã trình bày được đặc tính, nguyên lý kết cấu và toàn bộ máy cán. Nói chung nguyên lý hoạt động đơn giản, kết cấu thuận tiện, dễ dàng sử dụng, bảo quản và tính an toàn khi làm việc cao, số lượng công nhân phục vụ máy ít, năng suất cũng phù hợp với nhu cầu thực tế hiện nay. Để cấp phôi cho máy hoạt động cần có hệ thống xe nâng, cầu trục để di chuyển, nâng hạ các cuộn phôi lớn (5 tấn).

Về “Máy cán vành xe may“' đây là thiết bị tương đối mới mẽ. Việc chế tạo và sử dụng nó đã góp phần giải quyết việc làm, đáp ứng nhu cầu người tiêu dùng cũng như nhu cầu về đi lại hiện nay và đã cải thiện được giá thành sản phẩm.

Đất nước đang trên con đường phát triển, từng bước công nghiệp hoá và hiện đại hoá. Việc nghiên cứu chế tạo và sử dụng dây chuyền này cũng là một mốc đánh giá trình độ phát triển của ngành công nghiệp nói riêng và ngành kinh tế nói chung.

Với trình độ và khả năng còn hạn chế, thời gian có hạn, công việc hoàn toàn mới mẽ và chưa am hiểu nhiều về kiến thức thực tế. Vì vậy, trong đồ án này sẽ không tránh khỏi những thiếu sót. Rất mong sự chỉ bảo, góp ý và đón nhận đồ án này với sự thông cảm của các thầy cô và các bạn, để bản thân em có thêm kinh nghiệm và điều kiện phát huy sau này.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Quốc Việt cùng các thầy cô trong khoa Cơ Khí, cán bộ công nhân viên công ty sản xuất phụ tùng xe máy Nam Sơn thuộc khu công nghiệp Hoà Khánh - Thành Phố Đà Nẵng, đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Sinh viên thực hiện.

Lê Sỹ Hải.

TÀI LIỆU THAM K HẢO.

1. CÔNG NGHỆ GIA CÔNG KIM LOẠI

Tác giả: Phạm Đình Sáng - Bùi Lê Gôn - Trịnh Duy Cấp.

Nhà xuất bản Xây Dựng.

2. TRUYỀN ĐỘNG DẦU ÉP TRONG MÁY CÁN KIM LOẠI.

Tác giả: Nguyễn Ngọc Cẩn.

Đại học Bách Khoa Hà Nội - 1974.

3. CÔNG NGHỆ DẬP NGUỘI - 1974.

Tác gia:lể Nhương.

4. PHƯƠNG PHÁP CÁN KIM LOẠI THÔNG DỤNG.

Tác gia:Đổ Hữu Nhơn.

Nhà xuất bản Khoa Học Kỹ Thuật.

5. CHI TIẾT MÁY TẬP 1, 2.

Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp.

Nhà xuất bản Giáo Dục - 1997.

6. GIÁO TRÌNH CÁN KÉO KIM LOẠI.

Tác gia:Lửu Đức Hoà.

7. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP.

Tác gia:Nỉnh Đức Tống.

Nhà xuất bản Giáo Dục - 2000.

8. SỨC BỀN VẬT LIỆU.

Tác giả: Nguyễn Ngọc Cẩn - Lê Viết Giảng.

Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng - 1985.

9. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHẾ TẠO MÁY CÁN THÉP VÀ CÁC THIẾT BỊ TRONG NHÀ MÁY CÁN THÉP.

Tác gia:Đổ Hữu Nhơn.

Nhà xuất bản Khoa Học Kỹ Thuật - 2001.

10. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.

Tác gia:Nguyển Văn Lẫm.

Nhà xuất bản Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật Tp Hồ Chí Minh - 1995.

11. CÁC PHƯƠNG PHÁP THIẾT KẾ LỖ HÌNH TRỤC CÁN.

Tác gia:Phản Văn Hạ.

Nhà xuất bản Khoa Học Kỹ Thuật - 2001.

12. CÔNG NGHỆ GIA CÔNG KIM LOẠI.

Tác giả: Phạm Đình Sùng - Bùi Lê Gôn - Trịnh Duy Cấp.

Nà xuất bản xây dựng, Hà Nội 1998

13. LÝ THUYẾT BIẾN DẠNG DẺO.

Tác giả: Hà Minh Hùng - Đinh Bá Trụ.

Nà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội 2003.

14. TRANG BỊ ĐIỆN TRÊN MÁY.

Tác giả: Lê Tiến Dũng.

Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng - 2007

MỤC LỤC

Chương 1: Tìm hiểu, giới thiệu về sản phẩm vành xe máy và lý thuyết cán uốn

11. Giới thiệu về sản phẩm vành xe máy 2

111.. Giới thiệu sản phẩm 2

112.. Vật liệu chế tạo 2

113.. Hình dâng sản phẩm vănh xe mây 17X16. 3

12. Đại cương về lý thuyết và phương pháp cán uốn kim loạ 3

121.. Cơ sở lý thuyết quá trình cán uốn kim loại 3

122.. Các phương pháp cán uốn kim loại 5

Chương 2: Phân tích các phương án gia công vành, phương án cho máy

21. Phân tích phương án gia công vành 17

22. Phân tích chọn phương án cho dây chuyền sản xuatu^' 17

221.. Phương án phân bố biên dạng trục cán 17

222.. Phương án truyền động chính cho máy 18

223.. Phương án truyền động cho hộp phân lực 19

224.. Chọn phương án tối ưu 22

Chương 3: Tính toán thiết kế máy

31. Chọn hình dáng các trục cán và số trục cán 23

311.. Thông số biên dạng của vành 23

312.. Lựa chọn các biên dạng 23

313.. Tính số cặp lô cán 24

314.. Tính năng kỷ thuật của dây chuyền 24

32. Thiết kế động học 25

321.. Tính áp lực lô cán 25

322.. Tính công suất động cơ 27

33. Tính lực cắt và lực chặn phôi 33

331.. Tính lực cắt phôi 34

332.. Biên dạng dao 34

34. Tính toán thiết kế các bộ truyền 35

341.. Tính chọn hộp giảm tốc 35

342.. Thiết kế trục cho hộp giảm tốc 41

343.. Kiểm nghiệm độ bền trụ 47

344.. Tính then cho các trục 51

345.. Tính chọn ổ đở 51

346.. Cấu tạo vỏ hộp 53

347.. Bôi trơn hộp giảm tốc 54

35. Thiết kế bộ truyền đai 54

351.. Chọn loại bộ truyền đai 54

352.. Định đường kính bánh đai nhỏ 55

353.. Tính đường kính bánh đai lain 55

354.. Chon sơ bộ khoảng cách trục 55

355.. Tính chiều dài đai 55

356.. Tính chính xác khoảng cách trục 55

357.. Tính góc ôm α1 55

358.. Xác định số đai 56

359.. Định các kích thước chủ yếu của đai 56

36. Tính chọn bộ truyền xích 56

361.. Đặc điểm của bộ truyền xích 56

362.. Thiết kế truyền động xích 56

37. Thiết kế hộp phân lực 58

371.. Thiết kế cặp bánh răng nón 59

372.. Xác định kích thước trục bánh răng nón 63

38. Tính toán và thiết kế các chi tiết chính của máy 65

381.. Khái niệm 65

382.. Tính toán và thiết kế các chi tiết chính của máy 65

383.. Thiết kế cơ cấu điều chỉnh khe hở trục cán 80

384.. Tính toán khung giá cán 81

385.. Tính chọn khớp nối 82

Chương 4 : Tính thiết kế lại các chi tiết máy bằng phần tử hữu hạn

41. Trục I 85

411.. Mô men uốn theo trục X 85

412.. Mô men uốn theo trục Y 86

42. Trục II 87

421.. Mô men uốn theo trục X 87

422.. Mô men uốn theo trục Y 87

43. Trục III 89

431.. Mô men uốn theo trục X 89

432.. Mô men uốn theo trục Y 89

Chương 5: Tính thiết kế hệ thống thuỷ lực

51. Tính toán hệ thống thuỷ lực cho dao cắt 91

511.. Truyền động thuỷ lực 91

512.. Tính toán thuỷ lực cụm piston - xylanhcho dao cắt 91

Chương 6: Tìm hiểu, giới thiệu về hệ thống điều khiển PLC trên dây chuyền

61.. Giới thiệu sơ lược về điều khiển bằng PLC 94

62.. Đặc điểm của bộ điều khiển PLC 95

63.. Cấu trúc của phần cứng PLC 96

64.. Các thiết bị điều khiển 97

65. Ứng dụng cụ thể vào dây chuyền 100

Chương 7: Các vấn đề về vận hành, bảo dưỡng và sữ dung máy

71. Nguyên lý hoạt động của máy cán vành 101

72. Lắp đặt 102

73. Vận hành 102

74. Bảo dưỡng máy cán 103

75. Thay thê 11