Thiết kế dây chuyền máy cán tôn tạo sóng

LỜI NÓI ĐẦU Cùng vớïi sự phát triển và hội nhập của nền kinh tế đất nước với các nước trong khu vực và trên thế giới . Kể từ những năm đầu của sự nghiệp đổi mới đến nay , nền kinh tế nước ta đã có những bước chuyển biến rỏ rệt trong đó ngành công nghiệp nói chung cũng đã từng bước phát triển . Bắt đàu từ việc chuyển giao công nghệ tiên tiến của nước ngoài . Dưới nhiều hình thức , dần đến việc nghiên cứu, thay thế một số linh kiện và dây chuyền công nghệ mà trong nước có thể thiết kế chế tạo . Đó là một chủ trương đúng đắn của Đảng và Nhà nước . Chính điều đó, nó không những làm tăng tính hiệu quả về mặt kinh tế , giải quyết gánh nặng việc làm cho xã hội mà còn tăng tính tự lập , tự cường , phát huy sức mạnh nội lực và khả năng sáng tạo . Nước ta đang trong thời kỳ công nghiệp hóa , hiện đại hóa , vấn đề xây dựng cơ bản càng được quan tâm , nhu cầu sử dụng tấm lợp ngày càng gia tăng . Đặc biệt là các loại tấm lợp bằng kim loại (Tôn ) . Yêu cầu đặt ra đối với các loại sản phẩm tôn ngày càng cao về hình dạng , màu sắc và kích thước . Trong khi đó nước ta chưa sản xuất được tôn mà phải nhập từ nước ngoài . Để có những sản phẩm tôn sóng đến với người tiêu dùng có giá thành thấp , kích thước như mong muốn , mẩu mã đẹp thì việc thiết kế chế tạo một DÂY CHUYỀN CÁN TÔN TẠO SÓNG là cần thiết . Sử dụng được lao động trong nước và chỉ cần nhập tôn cuộn từ nước ngoài . Sau một thời dài nguyên cứu suy nghĩ và phân tích , được sự giúp đỡ, gợi ý của các Thầy cô trong khoa và sự tận tình hướng dẩn của thầy Trần Xuân Tùy . Tôi đã thực hiện đề tài " THIẾT KẾ DÂY CHUYỀN CÁN TÔN TẠO SÓNG " . Đây là một vấn đề mới mẽ , có tính khả thi cao và cần thiết . Dây chuyền cán tôn được thiết kế trong đồ án không đòi hỏi chế tạo với điều kiện kỹ thuật công nghệ cao . Nên đối với ngành cơ khí của nước ta hiện nay thì việc chế tạo nó là việc hoàn toàn thực hiện được . Mặc dù được hướng dẫn tận tình của Thầy giáo , nhưng do vốn kiến thức còn hạn chế , tài liệu khan hiếm , thời gian có hạn và chưa có nhiều kinh nghiệm thực tế lại phải giải quyết một nhiệm vụ lớn . Nên quá trình thiết kế này sẽ không tránh khỏi những sai sót và thiếu sót . Rất mong được sự góp ý của các Thầy cô và các bạn để đề tài được hoàn thiện hơn . Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Xuân Tùy , khoa Cơ Khí , các cán bộ công nhân viên Công ty điện chiếu sáng thành phố Đà Nẳng cùng các xưỡng cán tôn trên địa bàn thành phố Đà Nẳng đã giúp đỡ tôi hoàn thành đề tài này . NỘI DUNG : Chương 1 - Giới thiệu về tôn sóng và nhu cầu sử dụng Chương 2 - Công nghệ cán tạo sóng Chương 3 - So sánh , chọn phương án thiết kế máy & nguyên lý Chương 4 - Thiết kế động học trong hệ thống Chương 5 - Thiết kế kết cấu - tính toán sức bền Chương 6 - Lắp đặt vận hành bảo dưỡng dây chuyền cán CHÚ THÍCH : TÀI LIỆU TRÊN GỒM FILE WORD + PDF

doc83 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 07/06/2013 | Lượt xem: 2596 | Lượt tải: 4download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Thiết kế dây chuyền máy cán tôn tạo sóng, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
dày của tôn sóng luôn nhỏ hơn 1mm .Chiều ngang tôn cần cắt lớn hơn 830mm . Do vậy hành trình của dao không lớn lắm , chọn dao cắt có lưởi nằm ngang , lưởi trên nghiêng với lưởi dao dưới một góc 2 đến 6 độ lúc đó lực cắt giảm đi đáng kể so với hai lưởi song song nhau . Tôn mỏng nên không sợ bị cong vênh . Cũng giống như đầu dập , quá trình làm việc của dao cũng có hành trình như vậy nhưng với chu kỳ cắt thấp hơn so với đầu dập . Do vậy để thuận lợi cho việc điều khiển tự động , bố trí kết cấu và tận dụng những ưu điểm của các phương án trên , ta cũng chọn hệ thống pits ton xi lanh cho dao cắt . e. Nguyên lý chung về dây chuyền thiết kế Dáûp taûo báûc ngoïi Truûc caïn taûo soïng doüc Càõt S Pháøm Tän Phàóng  cå Båm CHƯƠNG IV THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC TRONG HỆ THỐNG 4.1. TÍNH NĂNG KỸ THUẬT CỦA DÂY CHUYỀN Để có được biên dạng sóng tôn thì trục cán mang các con lăn cán của các dây chuyền cán phải có biên dạng như sóng tô . Khi trục cán quay tạo sóng 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 . Để tôn ra khỏi dây chuyền cán có vận tốc như đã chọn ( V= 0,3 m/s ) . Thì về cơ bản vận tốc điểm tại một vị trí quan trọng chịu áp lực lớn phải bằng vận tốc đó . Còn các vị trí còn lại sẽ xuất hiện , hiện tượng trược tương đối giữa tôn và con lăn cán. Chỉ truyền công xuất cho một trục trong một cặp trục cán của dây chuyền . Còn trục cán kia sẽ tự do nhờ áp lực của tôn tác dụng lên sinh ra ma sát nó tạo mô men quay . Dây chuyền cán là loại cán hình loại nhẹ , đẻ đơn giản ta trùyen công xuất cho 10 cặp ( Dây chuyền có 20 cặp trục ) . Do vậy công suất chung của toàn bộ dây chuyền dược tính quy về công suất của 10 bộ truyền bánh vít , trục vít . Biên dạng sóng tôn được tạo nhờ vào 2 con lăn cán . Việc thiết kế chế tạo các con lăn cán chia làm 8 loại cho 2 biên dạng và có độ sâu theo số lần cán tạo sóng . Để thuận lợi ta chọn các trục dưới là trục dẩn 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 trục vít - bánh vít . Các con lăn cán được lắp then trên các trục ( Chế tạo trục và con lăn riêng ). Để thuận lợi cho việc tính toán thiết kế , ta chọn đường kính danh nghĩa cho các con lăn là D=d=150 (mm). Số vòng quay của các trục cán được tính : n = =38,2 ( vòng/phút ) = 4 ( 1/s ) Chọn tỷ số truyền của các bộ truyền bánh vít - trục vít là i=20. Số vòng quay trục vít : ntv = i.n = 20. 38,2 = 764 (Vòng / phút ) 4.2. THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC 4.2.1. Tính áp lực cán Xem quá trình cán như một quá trình uốn kim loại giữa hai trục cán . Lúc này lực tác dụng lên trục cán chính là lực uốn và được xác định theo công thức tổng quát sau : P = Trong đó : B - Chiều rộng vật uốn S - Chiều dày của phôi tấm , trong dây chuyền cán tôn này . Chiều dày nhất của tôn là 0,5mm , chọn S= 0,5mm sb - Giới hạn bền của vật liệu làm phôi tấm . sb<= 400(N /mm2) n - Hệ số đặc trưng ảnh hưởng của biến dạng cứng n=1,8. l - khoảng cách giửa các điểm tựa . Chiều rộng vật uốn B được tính như sau : O l R j B = + Đối trường hợp biên dạng sóng nhô cao ta có R=30 Lần cán Da j l B(mm) P(N) 4 60 30 31,4 188,4 5 91 42,8 47,6 200 5 115,5 50,75 60,47 214 4 135,3 55,5 70,84 229 + Đối với trường hợp tạo biên dạng sóng sóng thấp xuống Lần cán Da j l B(mm) P(N) 5 33,4 67,9 68,75 182 5 47,4 95 97,5 184 5 58,32 115 120,04 187 5 68,01 132 140 191 Lực cán uốn không lớn lắm , nên để xác định momen và công suất quay trục . Cần phải tính đến trọng lượng và con lăn cán . Theo công thức Q = mg ( N ) m : Trọng lượng trục cán và các con lăn lắp trên trục . Aïp lực kim loại tác dụng lên trục nhỏ nên chọn sơ bộ các kích thước của trục : l1 l2 l3 D = 70mm l1 = 30mm , l2 = 1300mm , l3 = 160mm Aïp lực cán uốn của kim loại tác dụng lên trục P1 = åp ( N ) Với p :lực uốn từng phần sóng tôn . Aïp lực tác dụng lên cổ trục cán : R ( N ) Trục cán trên R = Q ( N ) (không tính đến áp lực kim loại ). Trục cán dưới R = Q + p1 ( N ) Ta đặt ký hiệu từ I , II , ... XX cho trục dẫn ( Trục dưới ) và cho trục trên . Trong quá trình cán giữa hai trục thì chỉ có một trục tạo lực cán uốn sóng tôn . Momen cần để quay trục được tính . M = Mms + Ml + Mc (Nmm) Trong đó : +Mms : momen ma sát sinh ra tại cổ trục Mms = R. f1. R : lực tác dụng lèn cổ trục . f : hệ số ma sát của ổ đở trục chọn f1 = 0,1. d : Đường kính ổ trục cán d = 50mm . + Ml : momen ma sát lăn giữa tôn và con lăn Ml= P1.f. P1 : Aïp lực kim loại tác dụng lên trục f : hệ số ma sát . chọn f = 0,5 D : đường kính con lăn . +Mc : momen cán đểí làm biến dạng kim loại . Mc = P1. jt . L P1: Aïp lực kim loại tác dụng lên trục . jt: hệ số tay đòn khi cán hình đơn giản . jt= ( 0,45 - 0,5 ) chọn jt = 0,5 . L: chiều dài tiếp xúc của kim loại với con lăn. L = cos Trục Q (N) P1 (N) L (mm) Mms (N/mm) Ml (N/mm) Mc (N/mm) M (N/mm) I 415 188,4 28,4 1508,75 7065 2675,28 11249,03 I’ 400 188,4 26,6 1000 7065 2505,72 10570,72 II 400 200 26 1500 7500 2600 11600 II’ 400 200 23,08 1000 7500 2308 10808 III 415 214 29,95 1572,5 8025 3204,65 12802,15 III’ 400 214 24,85 1000 8025 2658,95 11683,9 IV 400 229 27,36 1572,5 8587 3132,72 13292,2 IV’ 400 229 21,47 1000 8587 2858,31 12085,31 V 415 364 26,6 1947,5 13650 4841,2 20438,7 V’ 400 364 28,4 1000 13650 5168,8 19818,8 VI 400 368 25,64 1950 13800 4717,7 20437,76 VI’ 400 368 29,28 1000 13800 5387,52 20187,52 VII 415 374 24,65 1972,5 14025 4609,55 20607,05 VII’ 400 374 30,1 1000 14025 5826,7 20653,7 VIII 400 380 23,6 1950 14250 4484 20684 VIII’ 400 380 30,9 1000 14250 5871 21121 IX 415 376,8 28,4 1979,5 14130 5350,56 21460,06 IX’ 400 376,8 26,6 1000 14130 5011,44 20141,44 X 400 400 26 2000 15000 5200 22200 X’ 400 400 23,08 1000 15000 4616 20616 XI 415 428 29,95 2107,5 16050 6409,3 24566,3 XI’ 400 428 24,85 1000 16050 5318 22368 XII 400 458 27,36 2145 17175 6265,44 25585,4 XII’ 400 458 21,47 1000 17175 4916,63 23091,6 XIII 415 364 26,6 1947,5 13650 4841,2 20438,7 XIII’ 400 364 28,4 1000 13650 5168,8 19818,8 XIV 400 368 25,64 1920 13800 4717,76 20437,76 XIV’ 400 368 29,28 1000 13800 5387,52 20187,52 XV 415 374 24,65 1972,5 14025 4609,55 20607,05 XV’ 400 374 30,1 1000 14025 5028,7 20653,7 XVI 400 380 23,6 1950 14250 4484 20684 XVI’ 400 380 30,9 1000 14250 5871 21121 XVII 415 376,8 28,4 1979,5 14130 5350,56 21460 XVII’ 400 376,8 26,6 1000 14130 5011,44 20141,44 XVIII 400 400 26 2000 15000 5200 22200 XVIII’ 400 400 23,08 1000 15000 4616 20616 XIX 415 428 29,95 2107,5 16050 6409,3 24566,8 XIX’ 400 428 24,85 1000 16050 5317,9 22367,9 XX 400 458 27,36 2145 17175 6265,44 25585,44 XX’ 400 458 21,47 1000 17175 4916,63 23091,63 4.2.2. Tính công suất động cơ Nhằm tăng hiệu suất truyền động , giảm công suất tiêu hao qua các bộ truyền và tránh tập trung công suất lớn trên một trục . Ta tiến hành tính toán công suất trên các trục . Tiến hành bố trí bộ truyền trục vít - bánh vít trên các trục . Công suất của các trục được tính theo công thức sau : N = M.w M- momen cần thiết để quay trục ( Nm) w- Vận tốc góc của trục ( 1/s ) Công suất cần thiết : N = å h : Hiệu suất bộ truyền trục vít - bánh vít . Tính toán công suất cho từng trục ta được : Th số Trục M(N.mm) (1/s ) N (kw ) I 11249,03 4 0,045 I’ 10570,72 4 0,0423 II 11600 4 0,0464 II’ 10808 4 0,0432 III 12802,15 4 0,0512 III’ 11683,9 4 0,0467 IV 13292,2 4 0,0532 IV’ 12045,31 4 0,0482 V 20438,7 4 0,0818 V’ 19818,8 4 0,0793 VI 20437,76 4 0,0818 VI’ 20187,52 4 0,0808 VII 20607,05 4 0,0824 VII’ 20653,7 4 0,0826 VIII 20684 4 0,083 VIII’ 21121 4 0,0844 IX 21460,06 4 0,0858 IX’ 20141,44 4 0,0805 X 22200 4 0,0888 X’ 20616 4 0,0824 XI 24566,3 4 0,0982 XI’ 22368 4 0,0894 XII 25585,4 4 0,1023 XII’ 23091,6 4 0,0923 XIII 20438,7 4 0,08175 XIII’ 19818,8 4 0,08 XIV 20437,76 4 0,08175 XIV’ 20187,52 4 0,08075 XV 20607,05 4 0,08243 XV’ 20653,7 4 0,0826 XVI 20684 4 0,0827 XVI’ 21121 4 0,0844 XVII 21460 4 0,0858 XVII’ 20141,44 4 0,0805 XVIII 22200 4 0,0888 XVIII’ 20616 4 0,0824 XIX 24566,8 4 0,0982 XIX’ 22367,9 4 0,0895 XX 25585,44 4 0,1023 XX’ 23091,63 4 0,0923 Tổng công suất trên các trục . N= SNtr = 3,068 (kw) Công suất cần thiết Nct . Nct = = 3,835( kw) h : Hiệu suất bộ truyền trục vít, bánh vít . Cần chọn công suất của động cơ dầu lớn hơn công suất cần thiết (Nct ) . Công suất thực tế của động cơ dầu sẽ được tính chọn trong phần tính toán hệ thống thủy lực . Ở đây khi tính toán ta lấy công suất động cơ bằng công suất cần thiết để dẩn động máy cán làm việc . 4.2.3. Tính lực dập cho hệ thống đầu dập Sau khi tạo sóng dọc thông qua các lô cán song để tạo sóng ngói . Thì phải tiến hành dập theo một kích thước yêu cầu . Vậy quá trình tạo bậc ngói là bước quan trọng thứ hai sau khi tạo sóng dọc . Như đã chọn phương án tạo lực dập trên . Ta chọn phương án tạo lực dập bằng hệ thống Piton- xilanh. Yêu cầu đặt ra đối với đầu dập khi thực hiện dập là tôn tại vị trí dập không bị dát mỏng , lớp sơn mạ bảo vệ không bị phá hủy . Quá trình dập tạo sóng ngói có thể xem gồm hai giai đoạn liên tục sau đây : a. Giai đoạn biến dạng đàn hồi Khi đầu dập bắt đầu tiếp xúc với tôn cho đến trước điểm tới hạn - điểm chuyền từ biến dạng đàn hồi sang biến dạng dẻo , ứng suất trong kim loại chưa vượt quá giới hạn đàn hồi . b. Giai đoạn biến dạng dẻo Đầu dập đi xuống làm cho ứng xuất dập tăng lên và nhỏ hơn giới hạn bền của vật liệu , sao cho không xuất hiện các vết nứt trên tôn . Ta có công thức tính gần đúng lực dập như sau : Pd= 0,4.B.S.sb. Trong đó : B - Chiều rộng tôn dập , B=914mm S- Đọ dày tôn dập . S= 0,5mm sb- Giới hạn bền của vật liệu làm tôn . sb=400 (N/mm2) Vậy : Pd = 0,4.914.0,5.400 = 73120 (N) 4.2.4. Tính lực cắt đứt tôn Sau khi tạo sóng dọc và bậc ngói để có tôn theo kích thước yêu cầu thì tiến hành cắt đứt tôn . Vậy cắt là nguyên công chia phân tấm ra thành mảnh nhỏ, dải hẹp... cho đúng theo hình dáng kích thước yêu cầu. Như đã chọn phương án cắt trên ta chọn hệ thống cắt bằng thuỷ lực với hai lưỡi dao nghiêng với nhau một góc 1 20 vì độ dày phôi s < 2 mm. a. Tính lực cắt đứt vật liệu Quá trình cắt đứt trải qua 3 giai đoạn liên tục : *Giai đoạn biến dạng đàn hồi (a) : Từ khi dao cắt tiếp xúc với vật liệu cho đến trước điểm tới hạn - điểm chuyển từ biến dạng đàn hồi sangbiến dạng dẻo . *Giai đoạn biến dạng dẻo (b) : Dao tiếp tục đi xuống làm cho ứng suất lực cắt tăng lên . Vượt qua điểm tới hạn . Kim loại biến dạng dẻo cho tới khi bắt đầu xuất hiện các vết nứt . Quá trình này chính từ 0,2 - 0,5 chiều rộng kim loại . * Giai đoạn cắt đứt (c) : Khi ứng suất lại cắt gần tới hạn bền các vết nứt xuất hiện từ mép sắc của dao , tiến sâu vào vật liệu và làm nứt rời vật liệu . Nếu vết nứt từ hai phía gặp nhau trên một đường thẳng thì mặt cắt sẽ phẳng , không có bavia . Nếu lệch nhau thì sẽ tạo ra chất lượng mặt cắt xấu . Bởi vậy việc khống chế , khe hở giửa hai lưởi cắt và độ sắc cạnh của nó có ảnh hưởng rất lớn đến chất lượng mặt cắt . b. Tính lực cắt Lực tác dụng P của lưởi cắt trên và lưởi cắt dưới lệch nhau do có khe hở z giửa hai lưởi cắt , tạo nên một momen quay . M = P1.a Thông thường a=(1,5 - 2 ) z Momen này có xu thế làm vật liệu quay đi một góc nhỏ trước khi bị cắt đứt . Hiện tượng quay làm cho chất lượng bề mặt xấu đi ( mặt cắt không vuông góc với bề mặt vật liệu ) . Bởi vậy cần chống lại sự quay đó bằng cách thêm vào lực ép Q trên tấm vật liệu . Dao cắt nghiêng góc j. Lực cắt được xác định P = Với : S - Chiều dày vật liệu , S=0,5mm K - Hệ số ảnh hưởng của dao mềm , vật liệu khó cắt , khe hở lớn , K=1,1-1,3 tc - Ứng suất cắt . (N/mm2) tc = ( 0,8 - 0,86 ) sb j - góc nghiêng dao j = 10 - 2 0ü ( S < 2mm ) Đối với vật liệu mỏng : Q = ( 0,3 - 0,4 )P Phôi tấm của máy cán tôn có sb £ 400 (N/mm2) Chọn dao cắt nghiêng góc j = 2 0ü sb = 400(N/mm2) K = 1,3 Z = 1,5(mm) a = 2Z = 3 (mm) tc = 0,85 sb = 340 ( N/ mm2) d = 800ü ( góc cắt ) a = 20ü ( góc sau ) Vậy P = = 1582 ( N ) Lực ép lên tôn : Q = 0,36P = 0,36. 1582 = 570(N) C, Biên dạng dao : Sau khi tiến hành tạo sóng dọc bậc ngói , rồi tiến hành cắt rời . Do vậy dao được đặt ở vị trí sau máy . Do vậy để cho máy cắt không bị cong , vênh , ta chọn biên dạng dao cắt phải trùng với biên dạng cuối cùng của tôn . 4.2.5. Tính toán thủy lực cho toàn bộ dây chuyền cán Thủy lực ngày càng được ứng dụng rộng rải trong nghành công nghiệp chế tạo máy . Phần lớn các máy đang sử dụng ở nước ta hiện nay đang sử dụng đều có cơ cấu thủy lực thể tích . Nghành công nghiệp chế tạo máy ở nước ta cũng đã bắt đầu chế tạo các hệ thống truyền dẩn thủy lực và các phần tử thông dụng của hệ thống truyền dẩn này . Truyền động thủy lực là một hệ thống truyền động dùng môi trường chất lỏng ( Các loại dầu ) làm khâu trung gian để truyền . Truyền động được thực hiện bằng cách cung cấp cho dầu một năng lượng dưới dạng thế năng . Sau đó biến đổi thế năng của dầu thành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc tịnh tiến . Bất kỳ một hệ thống truyền dẩn thủy lực nào cũng có hai phần chính là : - Cơ cấu biến đổi năng lượng ( Bơm , động cơ , xi lanh ) - Cơ cấu điều khiển , điều chỉnh ( các loại van ) Ngoài ra còn có các thiết bị phụ khác để đảm bảo hệ thống làm việc . Phần lớn các thiết bị cơ cấu trong truyền dẩn thủy lực đã được tiêu chuẩn hóa . Nên việc thiết kế , tính toán và lựa chọn sao cho phù hợp vơúi thiết kế trên . So với các loại truyền dẩn khác , truyền dẩn thủy lực có nhiều ưu điểm hơn : - Kết cấu gọn , các phần tử dẩn và không dẩn không phụ thuôcj nhau . - Tự động hóa dể dàng - Dể đề phòng quá tải - Truyền được công suất cao , lực lớn , cơ cấu tương đối đơn giản độ tin cậy cao , ít chăm sóc và bảo dưỡng . -Có khả năng giảm khối lượng và kích thước nhờ áp suất . - Dể theo dỏi và quan sát . - Điều khiển vô cấp , dể thực hiện tự động hóa theo điều kiện làm việc hoặc chương trình . - Nhờ quán tính nhỏ nên hoạt động ít gây ra tiếng ồn . Việc tính toán các thông số dựa vào sơ đồ động của máy về thủy lực . Đối với máy của ta thiết kế có 3 phần tử làm việc chính là : - Động cơ thủy lực quay trục cán - Píston xilanh đầu dập - Píston xilanh dao cắt . Các phần tử này không hoạt động cùng một lúc mà luôn chỉ có 1 trong 3 phần tử trên hoạt động . Do vậy khi tính chọn công suất của bơm chỉ đưa vào hiệu suất và công suất của một phần tử lớn nhất . a. Tính toán cho động cơ thủy lực Ta có ở phần trước , công suất cần thiét của động cơ là 3,835 Kw ta chọn động cơ thủy lực có công suất 4 Kw . Số vòng quay là 764 vòng /phút Momen động cơ : Lưu lượng riêng của động cơ là : qđ = 50cm3/vòng Lưu lượng của động cơ : Q = n.qđ = 764. 50= 38200 (cm3/phút) Gọi h là hiệu suất của đường ống thì lưu lưựng thực cần cung cấp cho động cơ là : Qct = = 38200 / 0.7 = 50 cm3/ vòng Công suất cần thiết của bơm dầu là : 5,7 (kw) Aïp suất làm việc của động cơ là : = 64 ( N / cm3 ) =6,4 . 105 ( N / m2 ) =6,4 Bar b.Tính toán xi lanh truyền lực cho hệ thống đầu dập Lựa chọn xi lanh truyền lực ,cũng như tính toán đường kính cần thiết kế của nó phụ thuộc vào đặc điểm làm việc của máy , chủ yếu là phụ thuộc vào vạn tốc của piston và lực làm việc của piston. Đường kính trong D của xi lanh cần lựa chọ phụ thuộc vào lực và áp suất làm việc theo công thức . P = Từ đó D = 2 Trị số dường kính đều được quy chỉnh hóa và có thể dùng các trị số sau : 45 , 55 , 65 , 75 , 90 , 105 , 150... + Như đã tính toán ở trên ta có lực dạp Pd = 73120 (N) . + Chọn vận tốc đầu dập : V1 = 0,04 m/s = 2,4 (m/phút) + Ta sử dụng một xi lanh cho hệ thống đầu dập Chọn áp suất làm việc của pitton là P1 = 400(N/cm2) = 4( N/mm2 ) Gọi đường kính của piston là D1 p1 F1 Pd Ta có Từ đó (mm) Chọn xi lanh có đường kính trong D1 = 150 (mm) -Lưu lượng làm việc của xi lanh - piston là : Q1 = F1 . V1 = =42400.10-6 (m3/phút ) = 42,4 ( l/ phút ) - Gọi dc1 là đường kính cần piston Với P1 = 40at ( 15 - 50 ) ta có tỷ lệ dc1/D1 = 0,5 Chọn dc1 = 75mm -Vận tốc lùi của piston đầu dập (m/phút) = 0,16 (m/s) - Công suất đầu dập N = Pd.V1= (Kw) - Công suất cần thiết của bơm dầu cung cấp . Nct = (Kw) c. Tính toán xilanh truyền lực cho hệ thống dao cắt Cũng như hệ thống đầu dập , việc tính toán xi lanh cho dao cắt ta sử dụng một xi lanh - Lực cắt : Pc = 1582 (N) - Vận tốc cắt V2 = 0,1( m/s) = 6 (m/phút) - Chọn áp suất làm việc cho xi lanh là P2 = 40 (N/cm2) = 0,4(N/mm2) - Gọi đường kính trong của xi lanh là D2 Ta có : Pc = Từ đó : (mm) P2 F2 Pc Chọn xi lanh có đường kính trong là D2= 75mm - Lưu lượng làm việc của xi lanh : Q2 = F2.V2 = = 26493,7 . 10-6 (m3/phút) = 26,5 (lít/phút) Lực cắt thực của dao (N) Gọi dc2 là đường kính của cần piston -Với P2 < 15 at thì tỷ lệ - Chọn dc2 = 30mm Vận tốc của dao (m/phút) = 0,45 (m/s) Công suất dao cắt . Nc = Pc .V2 = (Kw) Công suất cần thiết kế cho dao cắt : Nct = Nc (Kw) Tính toán xác định các thông số làm việc của bơm cung cấp cho toàn hệ thống thủy lực của máy . Do các bộ phận thủy lực của dây chuyền không hoạt động cùng một lúc . Do vậy ta cần chọn công suất cần thiết của bơm lớn hơn công suất cần thiết của động cơ dầu ( Vì công suất của động cơ dầu lớn nhất ) . Để đơ giản trong tính toán ta có thể bỏ qua tổn thất thủy lực . Nb > Ndc Þ chọn Nb = 6 Kw - Lưu lượng bơm cũng phải lớn hơn lưu lượng cần thiết khi một trong ba cụm hoạt động : Qb > Qct = Qdc Chọn loại bơm có : qb= 25 ( cm3 /phút) nb = 2200 (vòng /phút ) - Vậy lưu lượng của bơm là : Qb = qb. Nb = 25. 2200 = 55000 (cm3/phút) = 55 (lít /phút) Þ Qb > Qdc = 54,5 (lít /phút ) - Aïp suất làm việc của bơm Pb = N (N/cm2) = 6,676 .105 (N/m2) Nên Pb > pdc=6,4.105 (N/m2) - Van tràn cần phải lựa chọn loại có lưu lượng lớn hơn lưu lượng yêu cầu : 54,5(l/phút) - Ống dẩn áp lực lớn thường dùng trong hệ thống thủy lực là ống đồng hoặc thép . Ta chọn đường kính ống theo công thức d = 4,6 (mm) V : vận tốc dầu trong ống Q : Lưu lượng dầu . Vận tốc dầu trong ống thường dùng là : Ống hút : V = 1,5 2 m/s Ống đẩy : V = 3 5 m/s Lưu lượng qua ống Q = 54,4 (l/phút) Vậy ta tính được dường kính đường ống hút dh= 4,6 (mm) Chọn dh = 25 (mm) Đường ống đẩy : dd = 4,6 Chọn dd = 15 (mm) 4.2.6. Tính toán bộ truyền trục vít a. Giới thiệu sơ lược Dây chuyền thiết kế có nhiều bộ truyền trục vít , bánh vít , để thuận tiện cho việc bố trí các bộ truyền . Ta cần thiết kế bộ truyền trục vít đầu tiên với công suất lớn hơn công suất cần thiết kế của trục cán ( công suất cần thiết kế của bánh vít ). Dây chuyền cán yêu cầu là cán tôn sóng ngói . Nên ta cần độ chính xác của các sóng ngang để khi tôn lợp lên không bị vênh . Có nhiều cách truyền động cho trục cán ( như xích ) . Nhưng ta chọn bộ truyền trục vít bánh vít vì nó có những ưu điểm đối với day chuyền thiết kế : - Có thểí thay thế hướng truyền động . - Tỷ số truyền lớn - Truyền động êm , không tiếng ồn - Có khả năng tự hảm - Khuôn hở kích thước tương đối nhỏ . Nhưng cũng không tránh khỏi được những nhược điểm sau : - Sử dụng vật liệu đắt tiền - Hiệu suất thấp . Vì thế chỉ dùng cho các bộ truyền có công suất nhỏ . * Sơ đồ động : b. Tính toán thiết kế * Số liệu ban đầu Để thuận tiện cho việc chọn các bộ truyền tiếp theo ta thiết kế bộ truyền trục vít đầu với công suất lớn hơn Chọn : N2 = 3,2 (Kw ) h = 0,8 N1 = N2 /h = 3,2/0,8 = 4(Kw) n2 = 38,2 (V/P) i = 20 Z1 = 2 Z2 = i. Z1 = 2 . 20 = 40 n1 = 38,2 .20 = 764 (V/P) Trong đó : - N1, n1, Z1 : Công suất , vòng quay và số mối ren của trục vít . - N2, n2 , Z2 : công suất , số vòng quay và số răng của bánh vít . - i : Tỷ số truyền của bộ truyền - h : Hiệu suất của bộ truyền . Bộ truyền khi cần thiết có thẻ quay ngược lại . Tải trọng thay đổi không đáng kể , làm việc 5 năm , mỗi ca 7 giờ . *. Chọn vật liệu - Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh nhôm sắt БPA*9-4 . - Chọn vật liệu làm trục vít là thếp 45 tôi bề mặt đạt HRC=45-50 Có sbk =550 N/mm2 sch = 170 N/mm2 Của trục vít : sbk = 600 N/mm2 sch = 300 N/mm2 Số chu kỳ làm việc : N = 60nT = 60.38,2.300.7 = 240.000.000 Hệ số chu kỳ ứng suất : *. Định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [s]tx = 0,8 sbk .K’.N (Trang 6-3 TK CTM) = 0,8 . 550 . 0,8960 = 394 N/mm2 Ứng suất cho phép : [s]u = ( 0,25sch + 0,08sbk ) K’’.N (T 6 - 6 TKCTM) = ( 0,25 .300 +0,08 .550)0,672 = 80 N/mm2 *. Chọn số mối ren Z1 , Tính Z2 của bánh vít Z1 = 2 (số ren trục vít ) i = 20 ( tỷ số truyền ) ÞZ2 = i Z1 = 2.20 =40 (tỷ số bánh vít ) Và n1 = n = 2 . = 38,2 . = 764 (V/P) *. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng , hiệu suất và công suất Ta có Z1 = 2 Chọn : h = 0,80 Công suất trục vít : N1 = (Kw) Chọn hệ số tải trọng K=1,1 *. Định mođun m và hệ số đường kính q theo điều kiện bền tiếp xúc Tính m theo công thức > > 9,2 Theo bảng 6-6 (thiết kế chi tiết máy ) Lấy m = 5 q = 10 Ta có : *. Kiểm nghiệm vận tốc trượt , hiệu suất và hệ số tải trọng - Vận tốc trượt Vt có phương theo đường tiếp tuyến của ren trục vít : (Trang 6-11 TKCTM) = 2,03 (m/s) Vt đã phù hợp với vận tốc trượt dự đoán là 25 m/s khi chọn vật liệu -Hiệu suất h của bộ truyền trục vít trong trường hợp trục vít dẩn động . h = ( 0,96¸ 0,98) . l : góc vít tra theo bảng 6-7 TKCTM l = 11018’36’’ =11,310 l = arctg(f) f = 0,035 - > f’ = 20 Vậy h = (0,460,48) = 0,81 0,8285 Hiệu suất h không sai lệch nhiều so với ban đầu Tải trọng không thay đổi cho mấy K = Ktt. Kd = 1. 1,1 = 1,1 Vận tốc vòng V2 của bánh vít V2 = (m/s) = (m/s) Từ V2 = 0,4 (m/s) < 2 (m/s) Nên ta ta chọn cấp chính xác chế tạo bộ truyền là :9 *. Kiểm nghiệm sức bền ưốn của ren bánh vít Kiểm nghiệm sức bền uốn sinh ra tại chân bánh vít theo công thức : (6 - 16 TKCTM) Tra bảng 5-19 (TKCTM) ta được y= 0,476 y : hệ số dạng răng (N/mm2) Vậy su < [s]u = 80 N/mm2 Vậy bánh răng đũ bền . Vì bánh răng làm việc bằng vật liệu có sức bền thấp hơn ren trục vít , nên ren trục vít cũng thỏa mản điều kiện bền uốn trên . * Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu quá tải đột ngột - Khi bộ truyền trục vít làm việc quá tải với hệ số quá tải là Kqt cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp và ứng suất uốn quá tải . Ta có công thức : stxqt = stx. (6-8 TKCTM) Trong đó : (N/mm2) Mà : (mm) Vậy (N/mm2) + Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Đối với đồng thanh thiếc [s]txqt = 4sch = 4. 170 = 680 (N/mm2) +Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [s]uqt = 0,6 .sbk = 0,6 . 550 = 330 ( N/mm2) Do đó : stxqt = stx. = 429,2 (N/mm2) < 680 (N/mm2) (N/mm2) < 330 (N/mm2) Vậy Điều kiện bền được thỏa mản . * Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Theo bảng 6-3 (TKCTM) về quan hệ hình học chủ yếu của bộ truyền trục vít ta tính được các thông số hình học của bộ truyền như sau : + Z1 : Số ren của trục vít . Z1 = 2 . + Z2 : Số ren bánh vít . Z2 = 40. + m : Mođun của bộ truyền m = 5 (mm) + q : hệ số đường kính trục vít , q = 10. + t : Bước ren trục vít , t = P.m = 3,14 . 5 = 15,7 (mm) + a : góc progin ren của trục vít đo trong mặt cắt dọc a= 20 độ + l : góc dẩn của ren trục vít , l = 11018’36’’ + i : Tỷ số truyền của bộ truyền i = 20 + dc1: Đường kính vòng chia trục vít , dc1 = q.m = 10. 5 = 50(mm) + dc2 : Đường kính vòng chia của bánh vít , dc2 = Z2. M = 40. 5 =200(mm) + f0 : Hệ số chiều cao răng f0 = 1. + C0 : Hệ số khe hở đường tâm C0 = 0,2 + S : Bước xoắn ốc của ren trục vít , S = t.Z1 = 15. 7 .2 = 31,4 (mm). + De1: Đường kính vòng đỉnh trục vít De1 = de1 + 2f0m = 50 + 2. 1.5 = 60 (mm) + De2 : Đường kính vòng đỉnh bánh vít De2 = de2 + 2f0 m = 200 + 10 = 210 (mm) + Di1 : Đường kính vòng chân ren trục vít Di1 = dc1 - 2f0 m - 2C0 m = 50 - 2.1.5 -2.0,2 .5 =38 (mm) + Dn : Đường kính ngòai cùng bánh vít Dn <= Dl2 + 1,5m = 210 + 1,5. 5 =217,5 (mm) + A : Khoảng cách trục A= (mm) + L : chiều dài phần có ren của trục vít L ³ (11 + 0,06 Z2 )m ³ (11 + 0,06 . 40 ) 5 = 67 (mm) + B : Chiều rộng củ bánh vít B £ 0,75 . De2 = 0,75 . 60 = 45 (mm) * Tính lực tác dụng trong bộ truyền trục vít Pa2 P2 Pr2 P1 Pr1 Pa1 - Khi truyền momen xoắn . ren trục vít và ren bánh vít chịu tác dụng của lực pháp tuyến Pn và lực ma sát . Để thuận tiện cho việc tính toán trục và ổ có thể phân tích lực trong bộ truyền gồm 3 phần . Lực vòng P2 trên bánh vít có giá trị bằng lực dọc trục Pa1 tren trục vít : P2 = Pa1 = Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít có giá trị bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít Pr1 = Pr2 = P2.tga. Lực vòng P1 trên trục vít có giá trị bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít P1 = Pa1 = Trong đó : - M1 : momen xoắn trên trục vít M1 = 43750(Nmm) - M2 : momen xoắn trênbánh vít M2 = 80.000 (Nmm) - d1 : Đường kính trục vít : d1 = 50 (mm) - d2 : Đường kính bánh vít : d2 = 200(mm) - a : góc frofin ren của trục vít đo trong mặt phẳng cắt dọc a = 20ọ Vậy ta tính được : - p1= pa2 = = (N) - p2 = pa1 = (N) - pr1 = pr2 = p2tg20o = 2548 (N) SÅ ÂÄÖ ÂÄÜNG TOAÌN MAÏY . . M CHƯƠNG V THIẾT KẾ KẾT CẤU - TÍNH TOÁN SỨC BỀN 5.1. THIẾT KẾ TRỤC CÁN 5.1.1. Giới thiệu về trục a. Vai trò của trục trong dây truyền cán Trong dây truyền cán thiết kế, bộ phận để dẫn động mang các lô cán tạo liên dạng sóng tôn chính là trục cán. Trục cán là một bộ phận chủ yếu trong dây truyền cán. Thông qua nó tác dụng lực làm biến dạng kim loại và hình thành các liên dạng sóng tôn như yêu cầu. * Có hai phương án thiết kế trục cán - Dạng trụ trơn với đường kính và chiều dài nhất định trên đó có các dãnh then để lắp con lăn cán. Các con lăn cán được chế tạo riêng lẽ theo từng dạng tôn, khi lắp vào trục thông qua khe tạo thành khối mang liên dạng toàn tôn. Loại này rất thuận lợi cho việc kiểm tra và chế tạo. - Dạng trụ cán có liên dạng sóng tôn được trục tiếp chế tạo nên nó thành khối. Nghĩa là trục và con lăn mang biên dạng tôn có cùng khối. Loại này rất khó khăn trong việc kiểm tra chế tạo và cũng như lắp ráp nó vào dây truyền. Từ hai phương án giới thiệu trên đây, nên chọn phương án thứ nhất, với phương án này trong dây truyền có hai loại trục. - Loại trục ngắn có chiều dài các cổ trục bằng nhau để lắp ổ trục. Trục này nằm trên là trục bị động. - Loại trục dài để lắp bảng vít thông qua khớp nối trục này nằm dưới là trục dẫn động. b. Kết cấu trục cán l l L . . . Trục bị động l dc l l1 L dt . . . Trục chủ động. Trong đó : dt : Đường kính chổ lắp con lăn cán dc : Đường kính cổ lắp ổ lăn L : Phần chiều dài trục dùng lắp con lăn cán l : Chiều dài dùng để lắp ổ trục cán Chọn sơ bộ các kích thước trục như sau : dt = 70mm ; dc = 45mm L = 130mm ; l = 30 mm l1 = 130mm Số vòng quay : n = 38,2 (vòng/phút) Công suất của trục cán dài ta chọn trong bộ truyền N = 3,2 (kw) Momen xoắn = 800.000 (Nmm) Thiết kế chung cho cả hệ thống trục dẫn ta thiết kế một trục trong số các trục đó. Các trục còn lại chọn theo thông số trục thiết kế. 5.1.2. Trình tự thiết kế a. Chọn vật liệu - Thép cacbon có : db = 550 N/mm2 dch = 280 N/mm2 b. Tính sức bền trục * Tính số bộ Dựa vào công thức tính số bộ đường kính trục, không xét đến tác dụng tải trọng biến dạng uốn. (mm) Trong đó : d : Đường kính sơ bộ trục (mm) N : Công suất truyền (kw) N : Số vòng quay trong 1 phút của trục (V/p) C : Hệ só tính toán Chọn C = 160 (Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm) Vậy ³ 70 (mm) Chọn d = 70 (mm) * Tính gần đúng Tính gần đúng trục có xét đến tác dụng đồng thời cả momen uốn và momen xoắn đến sức bền của trục. Trị số momen xoắn đã biết. Ta chỉ cần tìm trị số momen uốn. Với kích thước đã định chọn thêm chiều rộng của ổ B = 20 mm. Theo cách bố trí các con lăn cán lực tác dụng lên trục được quy về giữa trục với : + Lực tiếp tuyến P2 = 8.000 (N) + Lực hưởng tán Pr2 = 2548 (N) + Tải trọng P = 398 (N) + Lực dọc trục Pa2 = 1750 (N) Điểm đặt các lực trên hình vẽ. RBy RBx Pr2 800.000Nmm Mx Mux Muy 475212 Nmm 1120.000 Nmm 181700 Nmm 140 P2 Pa2 RAy RAx P 670 670 B 647488 Nmm Độ lớn các lực : + (=) 140 . 8000 + 100 . 1750 - 1340 . Rbx = 0 = 966,4 (N) + (=) 1340 . Rax+1480 . 8000 + 100 . 1750 = 0 = -8966,4 (N) + (=) -140 . 2548 - 670 . 398 + 100 . 1750 - 1340 . Rby = 0 = - 334,6 (N) + (=) 670 . 398 + 1340 . RAy - 1480 . 2548 + 100 . 1750 = 0 = 2484,6 (N) Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (chỉ lắp lê cán) được tính : (mm) Trong đó : . Mtđ : momen tương đương (Nmm) . Mu,Mx : momen uốn và xoắn ở tiết diện tính (Nmm) . Mux, Muy : momen uốn theo phương x,y. Từ biểu đồ momen, ta có các momen uốn tại tiết diện nguy hiểm. Mux = - 472512 (Nmm) Muy = - 647488 (Nmm) Vậy - = 800.000 (Nmm) Vậy = 1241671 (Nmm) + b = d0/d do : đường kính trong của trục rỗng do : = 0 ® b = 0 (trục đặt) + [s] : ứng suất cho phép [s] = 48 (N/mm2) (trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục) Vậy mm Chọn d = 70 mm * Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn Sau khi đã xác định được kết cấu trục, ở đây xét ảnh hưởng của một số yếu tố quan trọng đến sức bền mỏi của trục. Hệ số an toàn được tính theo công thức : Trong đó : - ns : hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp - nt : hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp. Trong các công thức trên : - s-1, t-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ đối xứng. s-1 = (0,4 ¸ 0,5) sb = 0,45. sb = 247,5 (N/mm2) t-1 = (0,2 ¸ 0,3) tb = 0,25. tb = 137,5 (N/mm2) - sa, ta : biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp - sm, tm : trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. . Mu : momen uốn ở tiết diện tính (Nmm) . W : momen cán uốn W = 30200 (mm3) chọn theo bảng (10 - 3b TKCTM) trục có 1 rãnh then N/mm2 . sm = 0 (ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng) . Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng trục nên .W0 : momen cản xoắn chọn theo bảng (10 - 3b TKCTM) W = 63800 (mm3) trục có 1 rảnh then = 6,25 (N/mm2) - ys = 0,1 ; yt = 0,05 : trục làm bằng thép cacbon trung bình. - b : hệ số tăng bền bề mặt chọn b = 1 : không dùng phương pháp tăng bền - es, et ; hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, chọn theo bảng (10 - 4 TKCTM) - es, = 0,76 ; et = 0,65 - Ks, Kt : hệ số tập trung ứng suất trục - Ks, = 2,4 ; Kt = 1,8 Vậy : Trị số : [n] có thể chọn hợp lý theo công thức : [n] = n1.n2.n3 Trong đó : - n1 : hệ số xét đến mức độ quan trọng của chi tiết Chọn n1 = 1,3 - n2 : hệ số xét đến độ chính xác khi xác định tải trọng và ứng suất. Chọn n2 = 1,1 - n3 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu Chọn n1 = 1,3 làm việc trong điều kiện bình thường. Vậy [n] = 1,3 . 1,1 . 1,3 = 1,85 Suy ra n > [n] Do đó ta chọn đường kính trục là d = 70 mm * Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột. Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gảy hoặc biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường. . Mumax : momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. . Mxmax : momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. sch : giới hạn chảy của vật liệu sch = 280 (N/mm2) trục = 47 (N/mm2) [s] = 0,8 sch = 0,8 . 280 = 224 (N/mm2) Vậy std < [s] ® điều kiện quá tải được thỏa mản. *Kiểm tra độ võng của trục cán p y L Trục cán của dây truyền cán thiết kế. Do bố trí các con lăn cán đối xứng nhau. Để đơn giản ta có thể xem tải trọng tác dụng lên trục P được đặt ở trục giữa. Trục ta thiết kế 2 gối đỡ cách nhau 1 đoạn L = 1360 (mm) Trong chế tạo máy, những trục công dụng chung thì. [y] = (0,0002 ¸0,0003)L = (0,272 ¸ 0,408 ) (mm) L : khoảng cách giữa hai gối đỡ. Độ võng của trục phải thoả mãn điều kiện. y £ [y] Trong đó : - L : khoảng cách giữa hai gối dỡ L = 1360 mm - P : lực tác dụng lên trục - a,b : khoảng cách điểm đặt lực đến hai gối trục - E : momne đàn hồi với thép 45 ta có thể lấy E = 2,15.107 (N/mm2) - I : modun quán tính = 16828,44 và a = b = 680 (mm) = 0,057 (MM) Vậy : y < [y] ® độ võng của trục được thoả mản. c. Tính chọn mối thép then Để cố định các chi tiết quay trên trục (con lăn cán.... )ta dùng then Đây là trục cán hình loại nhẹ, để khi lắp các con lăn cán lên trục được thuận lợi và để dùng trong việc gia công rãnh then trên trục. Do đó khi lắp nhiều con lăn cán thì ta gia công một rãnh then dài. Dựa vào đường kính trục và chiều dài mayơ (lm) Tra bảng 2 - 22/33 TKCTM ta chọn các kích thước của then đó kiểm nghiệm lại sức bền lập và cắt của then. Do số lượng trục cán nhiều nên chỉ cần tìm và kiểm nghiệm cho 1 trục đã thiết kế các trục còn lại tương tự. - Điều kiện bền dập trên mặt cạnh tiếp xúc giữa theo và mayơ theo công thức : - Điều kiện trên mặt tiếp xúc giữa then và trục tính theo công thức : - Điều kiện bền cắt của then. Trong các công thức trên : . Mx - momen xoắn cần truyền, Mx = 800.000 (N/mm) . d - đường kính trục cán, d = 70mm . l - chiều dài then , l = 100mm tra bảng 2 - 22 TKCTM . b - chiều rộng then , b = 20mm tra bảng 2 - 22 TKCTM . h - chiều cao then , h = 12mm tra bảng 2 - 22 TKCTM . K, t - chiều cao phần then lắp trong rãnh của mayơ và của trục. Tra bảng 2 - 22 TKCTM ta có : K = 7,4 ; t = 6,0 . sd và tc : ứng suất dập và ứng suất cắt thực tế . [s]d và [t]c : ứng suất dập cắt cho phép (N/mm2) Tra bảng 2 - 22 TKCTM ta được : [s]d = 100 (N/mm2) [t]c = 87 (N/mm2) = 30 N/mm2 < [s]d = 100 (N/mm2) = 38,1 N/mm2 < [s]d = 100 (N/mm2) = 11,5 N/mm2 < [t]c = 87 (N/mm2) Do vậy các then đều thoả mản điêu kiện dập và cắt. d. Tính toán chọn bộ phận gối đỡ Khi chọn ổ cần tính hệ số, khả năng làm việc c của ổ và cần biết những yếu tố sau : - Trị số, chiều và đặc tính tải trọng. - Thời gian phục vụ của ổ - Môi trường làm việc thể hiện ở các tính chất : dộ ẩm, không khí. - Vận tốc gói của vòng ổ quay và định trước vòng nào là vòng quay Hệ số C được tính theo công thức : C = Q (n, h)0,3 (11 - 1 TKCTM) Trong đó : - Q : tải trọng tương đương - n : số vòng quay, n = 38,2 (v/phút) - h : thời gian phục vụ, h = 16.000 giờ Ta chọc kích thước ổ trong bảng bắt đầu từ cổ nhẹ đến cổ trung, cổ nạng sao cho : Cbảng ³ Ctính * Với các trục dài, có lắp hộp giảm tốc trục vít, bảng vít. Cần khử lực dọc trục nên ta chọn loại cổ đỡ chặn. Tỉ trọng tương đương được tính : Q = (KvP + mAt)kn.kt Trong đó : - R : tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) = 1148 (N) - AT : tải trọng dọc trục At = 1750 (N) - m : hệ số chuyển tải lực dọc trục về hướng tâm, m = 1,5 (tra bảng 11 -3 TKCTM) - Kt : hệ số tải trọng động kt = 1 (tra bảng 11 - 4 TKCTM) - Kn : hệ số nhiệt độ kn = 1 (tra bảng 11 - 5 TKCTM) - Kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ lăn là vòng quay, kv = 1 tra bảng 11 - 6 TKCTM) Nên : Q = (1.1148 + 1,5 . 1750) 1.1 = 3773N = 377,3daN Vậy C = Q (nh)0,3 = 377,3(38,2. 16000)0,3 = 377,3 . 54,4 = 20,525 Tra bảng (P2 - 2 TKCTM) ta chọn ổ ký hiệu 11208 có C = 25.000; B = 19 (mm) ; d = 45 (mm); D = 85 (mm) Đường kính bi là : 9,53 (mm) A RAx RAy B Pa RBx RBy * Với trục ngắn không có lực dọc trục chỉ có tải trọng hướng tâm, độ lớn trục nhỏ P = 398 (N), R = 199 (N) Nên Q = (kv .R + mAt) kn . kt = kv .R . kn . kt = 1 . 199 . 1 . 1 = 199 daN ® C = 199 . (38,2 . 16000)0,3 = 199(54,4) = 10825,6 Tra bảng (P2 -2 TKCTM) ta chọn ổ ký hiệu 11208 Có Cbảng = 25.000 B = 19mm d = 45mm D = 85mm Đường kính bi : 9,53mm 5.2. THIẾT KẾ TRỤC VÍT 5.1.1. Chọn vật liệu Vật liệu là thép cacbon có : sb = 600 (N/mm2) sch = 300 (N/mm2) 5.2.2. Tính toán sức bền a. Tính số bộ trục Dựa vào công thức tính đường kính số bộ trục. Trong đó : Công suất truyền N = 3,2 kw - n : số vòng quay trục n = 764 (v/p) - C : hệ số tính toán C =160 Vậy Chọn đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d = 35 (mm) sb = 600 (N/mm2) b. Tính gần đúng Xác định các phản lực A RAx RAy B l Pa1 Pr1 P1 RBx RBy Độ lớn của các lực trên hình vẽ (đã tính ở phần tính toán bộ truyền trục vít - bánh vít) P1 = 1750 N Pa1 = 8000 N Pr1 = 2548 N Ta có : =-1390 (N) = -458 (N) = 458 (N) Tìm giá trị momen uốn tổng cộng tại tiết diện chịu tải lớn và đường kính trục tại đó được xác định : Với : Trong đó : - Mtđ : Momen tương đương Nmm - Mu , Mx : Momen uốn và xoắn ở tiết điện tính toán Nmm Mux , Muy : Momen uốn theo hai phương x và y = 109763,3 Nmm Với : = 50.000 (Nmm) Vậy : = 112574,3 (Nmm) - b = ; d0 : đường kính trong trục rỗng b = 0 ; trục không rỗng - [s] : Ứng suất uốn cho phép N/mm2 tra bảng 10 - 2 TKCTM [s] = 48 N/mm2 Vậy : Chọn d = 35 (mm) c. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn : Sau khi đã xác định kết cấu của trục cần phải kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại những tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn được tính theo công thức sau : Trong đó : ns : hệ số an toàn xét riêng từng ứng suất pháp nt : hệ số an toàn xét riêng từng ứng suất tiếp s-1,t-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đói xứng có thể lấy gần đúng. s-1 = (0,4 ¸ 0,5) sb t-1 = (0,2 ¸ 0,3) tb Chọn : s-1 = 0,45. sb = 270 (N/mm2) t-1 = 0,25. ttb = 150 (N/mm2) sa,ta : Biên độ ứng suất tiếp và ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện của trục. sa,(ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng) (w = 4660mm2 : momen cản uốn) [Tra bảng 10-36TKCTM] = 23,5 (N/mm2) ta = tm (wo = 10040 mm : momen cản xoắn) [Tra bảng 10 - 3b TKCTM] = 2,5 (N/mm2) . b : Hệ số tăng bền, chọn b=1 bảng 10 - 5 tkltm. ys =0,1; yt =0,05: trục bằng thép cac bon. = 2,6 sm = 0 Kt =1,39: hệ số tập trung ứng suất trục [Tra bảng 10-5TKCTM] et =0,73 ( chọn theo bảng 10-4TKCTM) Vậy : Mà [n] =n1, n2, n3 (n1, n2, n3 ta giải thích ở trên) n1 = 1,3, n2 = 1,2, n3 = 1,3 Vậy [n] = 1,3 . 1,2 . 1,3 = 2,028 Do đó n > [n] trục đảm bảo an toàn. d. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường. Trong đó : = 25,4 (N/mm2) = 11,6 (N/mm2) Vậy ttd = Và [s] =0,8sch = 0,8 . 300 =240 (N/mm2) Do đó s < [s] ® điều kiện quá tải trục điện thoả mãn. e. Kiểm tra độ võng của trục . . . b p a L y Độ võng của trục cho phép. [y] = (0,0002 ¸ 0,0003)L Trong đó L : Chiều dài giữa hai gối đỡ. L = 150mm ® [y] = (0,03 ¸ 0,045) Độ võng của trục được tính. Trong đó : - P : Tải trọng tác dụng lên trục - a, b : Khoảng cách trục đến gối tựa. a = b = 75 (mm ) - E : môdun đàn hồi E = 2,15. 107 (N/mm2) - T : môđun quán tính, Vậy : 5.2.3. Tính chọn bộ phận gối đỡ Cần tính đến hệ số, khả năng làm việc C của ổ vì trục có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi để chặn dự kiến chọn b = 100. - Hệ số khả năng làm việc (được tính theo công thức) C = Q(n.h)93 £ Cbảng (11 - 1TKCTM) Ở đây n = 734 (v/p) ; h = 12500 giờ - Q : Tải trọng tương đương. Q = (Kv . R + mAt)kn.kt (11 - 6 TKCTM) Trong đó : - R : Tải trọng hướng tâm - At : Tải trọng dọc trục At = Pa + SA - SB Pa = 8000N SA = 1,3 RA tg b = 1,3. 462.tg 160 = 172 (N) SB = 1,3 RB tg b = 1,3. 1463,5.tg 160 = 545,5 (N) ® At = 8000 + 172 - 545,5 = 7626 (N) SB RB Pa1 b SA RA - m : hệ số chuyển tải lực dọc trục về lực hướng tâm m = 0,5 (tra bảng 11¸ 3 tkctm) Kt: hệ số tải trọng động. chọn kt = 1 Kt: hệ số nhiệt độ . chọn kn = , nhiệt độ dưới 1000c Kt: hệ số xét đến vòng nào của ổ lăn là vòng quay. chọn kv = 1 (vòng quay của ổ quay) Vậy Q = (1.462 + 0,5. 545,5) 1.1 = 719N = 71,9 daN. ® C = 769 (764.12500) =15275 Tra bảng p2.2 (TKCTM) ứng với d= 35 mm lấy loại ởb kép hiệu 11206 có : Cbảng =18.000, Đường kính ngoài ổ D= 72 mm. Chiều rộng ở B =17 mm Đường kính bi là 7,94 mm. BIỂU ĐỒ MOMEN CỦA TRỤC 104250 Nmm Muy 50.000Nmm Mx Mux RAx P1 Pr1 75 75 RBy RAy Pa1 34350Nmm 5.3. THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU CHỈNH KHE HỞ GIỮA HAI TRỤC CÁN Tôn được đưa vào dây chuyền cán có độ dày mỏng khác nhau từ 0,25 mm đến 0,5 mm. Vì vậy cần phải điều chỉnh khe hở giữa hai trục cán hợp lý để khi cán, sóng tôn đạt các thông số hình học theo yêu cầu. Trong c thiết kế khe hở giữa của các trục cán trong mỗi cặp trục có thể điều chỉnh được theo phương thẳng đứng với dây chuyền này ta dùng cơ cấu vít nén gọi là cơ cấu nén trục dây chuyền cán tôn. Vị trí trục dưới được xem là cố định với các gối trục trên thân máy nhờ rãnh U. Do vậy sự thay đổi khe hở giữa hai trục nhờ sự dịch chuyển lên xuống của các ổ trục trên thông qua cơ cấu bulông đại ốc và lò xo. Việc điều chỉnh này được thực hiện riêng lẻ, không đồng bộ. 5.3.1. Xác định đường kính bulông Đường kính bulông được xác định theo ứng suất cho phép của vật liệu làm bulông: Trong đó: - d1: đường kính chân ren bulông - p: áp lực lớn nhất tác dụng lên bulông khi cán p = p1 = 398 (N) - Chọn vật liệu làm bulông là thép CT3 có: sb = (340 - 490) (N/ mm2) [s] = 80 (N/mm2) : ứng suất ứng cho phép Vậy Chọn d1 = 10mm Đường kính lu lông là d = 14 (mm) 5.3.2. Xác định đường kính dày lò xo Mỗi cặp trục ta sử dụng 4 lò xo để nâng trục lên với trọng lượng lớn của trục cán là 1300 N (bro qua trọng lượng ổ trục) Do đó lực tác dụng lên mỗi lò xo là : Chọn tỉ số đường kính qua tâm các lò xo và đường kính dày lò xo. Số vòng làm việc của lò xo là : I = (s¸5) vòng Hệ số xét đến động cong của dày lò xo Ứng suất lớn nhất cho phép đối với lò xo bằng thép [t] = 600 N/mm2 Vậy đường kính dày lò xo là : Chọn dLx = 4mm và D = d.6 = 24 mm 5.4. THIẾT KẾ THÂN DÂY CHUYỀN CÁN Thân dây truyền cán là chi tiết rất quan trọng của dây chuyền cán, trên đó ta lắp gối trục, các cơ cấu đảm bảo cho máy hoạt động cùng với hệ thống đầu dập và dao cắt. Lực làm biến dạng kim loại tác dụng lên trục cán, đầu dập, dao cắt đều tác dụng lên thân máy. Do vậy thân chịu tải lớn. Cần thiết kế đảm bảo kỹ thuật, bền vững. Thân máy có hai phần chính : - Đế máy : Được làm bằng thép chữ I, có số foofin 40. Khoảng không gian giữa là nơi bố trí động cơ, bơm, và các linh kiện phụ. - Thành máy : Được làm bằng thép tấ, hàn gắn liền với đế máy. Trên thành được cắt thành các ổ chữ U để lắp các gối đỡ trục cán. để nhằm tăng thêm độ cứng vững giữa thành và đế máy có thể hàn thêm các gờ. Giưũa hai thành bên có liên kết bằng bu lông hoặc hàn. . . . . CHƯƠNG VI LẮP ĐẶT VẬN HÀNH BẢO DƯỠNG DÂY CHUYỀN CÁN 6.1. LẮP ĐẶT - Việc lắp đặt hệ thống trong dây chuyền 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 dây truyền một cách hoàn hảo. Dây chuyền 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 dụngvà tích trử để mang lại ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu quả của việp lắp đặt dây truyền cán. - Có 4 điều kiện khác nhau có thể là cần thiết để lắp đặt hệ thống dây truyền cán đó là : + Lắp đặt những bộ pận đơn giản. + Lắp đặt những bộ pận phức tạp tại nơi lắp ráp. + Lắp đặt những bộ pận đơn giản nới khác mang về. + Lắp đặt những bộ pận phức tạp nơi khác mang về. - Trước tiên muốn lắp đặt hoàn thiện hệ thống dây chuyền này ta cần phải bố trí hệ thống cẩu vì đây là dây chuyền 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 hệ thống dây truyền cán phải khảo sát nơi lắp 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. 6.2. VẬN HÀNH Đây là hệ thống vận hành có nhiều cơ cấu làm việc. Vận hành dây chuyền cán nhờ có nút điều khiển điện. Lúc đầu ta bấm nút để bơm dầu hoạt động (dàu qua ban tràn khí về bể dầu). 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 dầu hoạt động. Khi kích thước của tôn cán đạt được những yêu cầu thì ta ấn nút dừng máy và ấn nút điều chính hệ thống đầu dập, hệ thống giao cắt, sau khi cắt xong ta tiếp tục ấn nút để động cơ dầu hoạt động. Để đảm bảo vận hành tốt đòi hỏi phải có những người thợ có sự am hiểu về dây truyền cán cao. + 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 xuất cao như mong muốn người vận hành có khả năng điều khiển cả dây chuyền một cách trọn vẹn, tránh được thời gian chết máy không cần thiết. + Trong quá trình vận hành dây chuyền 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 sự cố đòi hỏi người thợ vận hành phải nắm rõ vấn đề vận hành để xử lý cho dây truyền ngừng hoạt động. Tóm lại : Vận hành máy móc của dây chuyền cán phải có đội ngũ công nhân am hiểu sâu sắc các hệ thống điều khiển của dây chuyền, đáp ứng được các yêu cầu như : + Phát hiện ra sự cố kịp thời để đảm bảo sửa chữa thay thế. + Biết được tính công nghệ của các bộ phận để có biện pháp vận hành tốt giảm được thời gian chạy không cũng như thời gian chết máy hay máy quá tải. 6.3. BẢO DƯỠNG DÂY CHUYỀN 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 nhỏ dầu hoặc mở bôi trơn. - Bảo quản các cặp bánh răng bằng phun dầu, nhỏ dầu định kỳ. - Bảo quản thành máy, bộ phận lắp đầu dập, lắp bao bằng cách tạo các lớp phủ (như sơn, xi, mạ.....) - Khi thiết kế tính toán phải bảo đảm 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 xi lanh, phiston, 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 chính máy. IV. Thay thế Dây truyền được thiết kế và chế tạo có độ chính xác cao. Nhưng sau một thời gian lâu dài sản xuất sẽ xẩy 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 lô 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 chính khe hở. + Hệ thống giao cắt, sau khi làm việcû 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 đổ bị mòn phải định thay thế. KẾT LUẬN CHUNG Sau khi xác định được nhiệm vụ tốt nghiệp “Thiết kế dây truyền cán tôn sóng”. Trãi 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 Xuân Tuỳ. 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 cần thiết Tất cả nội dung đồ án đã trình bày được đặc tính, nguyên lý kết cấu và toàn bộ dây truyền cán. Nói chung nguyên lý hoạt động đơn giản, kết cấu thuận tiện, đễ dàng sử dụng, bảo quản và tính an toán khi làm việc cao. Số lượng công nhân phục vụ máy ít, năng xuất 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 “Dây chuyền cán tôn tạo sóng” đây là thiết bị tương đối mới mẻ. 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 tấm lớp hiện nay, và đã cải thiện được giá thành sản phẩm. Đất nước đang trên con đường phát triển, từng bước công nghiệp hoá hiện đại hoá. Việc nghiên cứu chế tạo và sử dụng dây truyền 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 mẻ và chưa am hiểu nhiều về kiến thức thực tế. Ví 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 tôi có thêm kinh nghiệm và điều kiện phát huy sau này. Cuối cùng em xin cám ơn thầy Trần Xuân Tuỳ, cùng các thầy cô trong khoa, cán bộ công nhân viên Công ty điện chiếu sáng thành phố Đà Nẵng, các xưởng cán tôn tư nhân trên đường Điện Biên Phủ - Đà Nẵng đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này. Tác giả Hồ Hữu Bình

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docTK day chuyen can ton tao song.doc
  • pdfTK day chuyen can ton tao song.pdf
Luận văn liên quan