Thiết kế máy cắt tấm - chương 5

Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
CHƯƠNG 5:
TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU MÁY
5.1. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU BỘ PHẬN KẸP PHÔI
Bao gồm việc tính lực kẹp cần thiết để giữ phôi cũng như lựa chọn cơ cấu và xác
định các thông số kỹ thuật của các cơ cấu có trong bộ phận kẹp phôi.
5.1.1.Tính toán lực kẹp phôi
5.1.1.1.Xác định lực cắt thép tấm
Khi cắt kim loại bằng dao nghiêng thì lực cắt không nằm trên toàn bộ diện tích
của vật cắt như khi cắt phôi thép bằng dao thẳng song song.
* Xét tỷ số h/b và tg
α
:
+ Nếu h/b > tg
α
thì lực cắt thép tấm được tính theo trường hợp cắt bằng dao
song song. (công thức 3.5) (a)
+ Nếu h/b < tg
α
thì lực cắt được tính theo trường hợp cắt bằng dao nghiêng
(công thức 3.9) (b)
Với :
h: Bề dày thép tấm: h
max
= 20mm.
b: Bề rộng tấm thép: b
max
= 3000mm.

α
: Góc nghiêng của dao:

α
= 4
o
.
Do tỷ số h/b = 20/3000 = 0,0067 < tg
α
= tg4
o
= 0,07, nên lực cắt được tính theo
trường hợp (b).
Hình 5.1. Sơ đồ biểu diễn quá trình cắt bằng dao nghiêng một phía
và các thông số cơ bản
Ta có : Z
2
= h - DE = h .
2
ε

SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 37
A
B
CD
F
P
P
max
E
b
h
max

P
z
2
=
h
ε
2
Dao
τ
τ
τ
α
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm

2
ε
= (1.2
÷
1.6 )
δ
= Z
2
/h (5.1)
Trong đó:
Z
2
: là đại lượng đặt trưng cho chiều sâu rãnh cắt.
2
ε
: là tỷ số biểu thị độ sâu tương đối của vật cắt, nó phụ thuộc vào độ dẻo

tương đối của vật liệu. Nó đặt trưng cho quá trình nhanh chậm của sự cắt của kim loại.

δ
: Hệ số dãn dài tương đối khi thí nghiệm kéo đứt kim loại.
P =
tb
τ
.F (5.2)
Trong đó:
tb
τ
: Ứng suất tiếp trung bình theo diện tích hình thang ABED.
F : Diện tích hình thang ABED.
F =
AD
DEAB
.
2
+
Từ thực nghiệm tính được mối qua hệ giữa
tb
τ
và
max
τ
như sau:
tb
τ
=
max

τ
.
2
2
2
2/3
ε
ε
−
−
(5.3)
F =
2
.2
2
.
.2
2
h
tg
ε
ϕ
ε
−
(5.4)
Thay các trị số của công thức (5.3) và (5.4) vào (5.2) ta có:
P
max
= k
1

.k
2
.k
3
.
2
.2
2
.
.
2
2/3
h
tg
b
ε
ϕ
ε
σ
−
(5.5)
Trong đó:

2
ε
: độ sâu đứt tương đối của vật cắt. Tra bảng quan hệ giữa vật liệu cắt với
1
ε
và
2

ε
ta được: giả sử vật liệu cắt là thép CT38, cắt ở trạng thái nguội có
2
ε
= 0,35
k
1
: hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu, k
1
= 0,7
÷
0,75 =
b
στ
max
.chọn k
1
= 0,73.
k
2
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ mòn dao. Khi cắt nguội k
2
= 1,2
÷
1,3, chọn k
2
= 1,25.
k
3
: Hệ số tính đến độ tăng khe hở cạnh dao, cắt nguội k

3
= 1,2
÷
1,3. chọn k
3
=1,2.
h : Chiều dày lớn nhất của thép cắt, S = 20 mm.

b
σ
: giới hạn bền của thép cắt, thép CT38 có
b
σ
=(380
÷
490) (N/mm
2
), chọn
b
σ
=
400 N/mm
2
.
Do đó: P
max
= 0,73 x 1,25 x 1,2 x 400 x
2
0
2035,0

42
35,02/3
××
−
tg
= 504227 (N)
Vậy: lực cắt lớn nhất là 504227 (N).
Và khoảng cách từ lúc lực cắt P tăng từ 0 đến P
max
= 504227 (N) là :
BF = h/tg
α
= 20/tg4
o
= 286 (mm).
5.1.1.2. Tính lực kẹp phôi
Để khi cắt thép mép cắt được thẳng, vuông góc với phương tấm cắt ta sử dụng
công thức tính lực kẹp Q như sau:
Q = (0,03
÷
0,04) x P. (5.6)
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 38
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Trong đó: P : lực cắt của tấm thép, P = 504227 (N).
Suy ra : Q = 0,035 x 504227 = 17648 (N).
Vậy lực kẹp phôi cần thiết khi cắt là Q = 17648 (N).
5.1.2.Tính toán các thông số của bộ phận kẹp phôi
5.1.2.1.Tính kết cấu của lò xo trong cơ cấu kẹp chặt
Theo ở phần phân tích động học của cơ cấu kẹp chặt thì: Kết cấu kẹp gồm một tấm
kim loại có khối lượng m với chiều dài l

≥
b và hệ thống các lò xo được lồng trong
các lõi thép, cơ cấu này gắn lên bộ phận mang dầu dao khi cắt.
Khi lưỡi cắt đi xuống thì cơ cấu kẹp phôi do đặt thấp hơn đầu mũi dao nên đi
xuống trước và bắt đầu tiến hành kẹp phôi, do tiếp tục đi xuống và cho đến khi đủ lực
kẹp thì mũi dao mới bắt đầu cắt thép.
Sơ đồ cắt và kích thước sơ bộ như sau:
Hình 5.2. Sơ đồ kết cấu của cơ cấu kẹp chặt
1 .Đầu kẹp 5. Lò xo chịu nén
2. Tấm kim loại 6. Tấm trượt mang đầu dao
3. Lõi thép 7. Lưỡi dao cắt
4. Đai ốc 8. Bàn dao dưới
Giả sử ta bố trí đầu kẹp thấp hơn mũi dao trên là b = 15mm.
Tấm thép có chiều dày h
max
= 20mm.
Độ trùng dao để cắt hết chiều dày tấm thép là
∆
= 15mm.
Giả sử ban đầu lò xo được đặt vừa sít giữa tấm kim loại và tấm chặn trên .
Giả sử chọn tấm kim loại có kích thước khối là l x b x h .
l
min
= B
max
= 3000 (mm).
b = 60mm , h = 300mm.
Suy ra khối lượng của tấm kim loại :
m =
ρ

thép
.V
Với thép có
ρ
= 7,8kg/dm
3
V = 3000 x 60 x 300 = 54 x 10
6
mm
3
= 54 dm
3
.
Suy ra : m = 7,8 x 54 = 421,2 (kg ).
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 39
15
1
0
0
15
2
0
0
4
0
0
5
0
0
6

0
0
7
0
0
3
0
0
8
0
0
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Như vậy khi đầu kẹp bắt đầu kẹp bắt đầu chạm vào tấm cắt và lò xo chịu nén chưa
bị nén thì áp lực do khối lượng tấm kim loại tác dụng lên tấm cắt là N
0
:
N
0
= m . g = 421,2 . 9,8 = 4128 (N).
Do đó khi kẹp, lực tác dụng lên các lò xo là :
F
max
= Q - N
0
= 17648 - 4128 =13520 (N).
Giả sử ta sử dụng 6 lò xo chịu nén phân bố đều trên chiều dài tấm kẹp.
Vậy lực tác dụng lớn nhất lên mỗi lò xo là : 13520/6= 2253 (N) .
Do hành trình vận chuyển của đầu dao H = 280mm và đầu kẹp đặt thấp hơn mũi
dao 15mm và khoảng cách giữa đầu kẹp với mặt trên của tấm thép là: b = 15mm.
Suy ra: Độ lớn chuyển vị x của lò xo là: x = 280 - 15 = 265mm .

Ta bắt đầu tính kích thước của lò xo chịu nén với lực tác dụng lớn nhất của một lò
xo là F
lx
= 2253 (N).
5.1.2. 2. Các thông số của bộ phận kẹp phôi
a. Chọn vật liệu và ứng suất cho thép của lò xo
Đối với máy cắt thép tấm có tải trọng lớn, va đập và rung động mạnh do đó vật
liệu làm lò xo cần có tính đàn hồi cao và không thay đổi trong một thời gian dài, do
vậy ta chọn thép silic -mangan có
b
σ
= 1600
÷
1700 MPa(bảng14.1[10])
Suy ra:
[ ]
)(4801600.3,0.3,0 MPa
b
===
στ

b. Chọn tỷ số đường kính
C =
7
d
D
=
Do đó : hệ số kể đến độ tăng ứng suất của lò xo do dây bị uốn cong k là:
k =
2,1

37.4
27.4
3C.4
2C.4
=
−
+
=
−
+
c. Tính đường kính dây lò xo
Đường kính dây lò xo được tính theo công thức :
d
[ ]
τ
≥
C.F.k
6,1
lx
(mm) (5-7)
Trong đó:
F
lx
: lực lớn nhất lò xo chịu nén, F
lx
= 2253 (N).
C: tỷ số đường kính, C = 7.

[ ]
τ

: ứng suất xắn cho phép của thép chế tạo lò xo,
[ ]
τ
= 480 Mpa.
thay số vào ta có:
d
)mm(05,10
480
7.2253.2,1
6,1
=≥

Chọn d = 11 mm
- Đường kính trung bình của lò xo:
D
tb
= d.c = 11.7=77 (mm)
- Đường kính ngoài:
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 40
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
D
n
= D
tb
+ d = 77+11=88 (mm)
- Đường kính trong:
D
t
= D
tb

- d = 77-11=66(mm)
Thông số của lò xo như hình vẽ:
D
H
P
Hình 5.3. Sơ đồ tính toán lò xo
d: đường kính tiết diện dây. H
0
: Chiều cao lò xo.
D: đường kính trung bình. p: Bước lò xo.
d. Xác định số vòng làm việc của lò xo( n)
Có F
max
=F
lx
= 2253 (N).
F
min
= 0 ( do chọn ban đầu lò xo chưa chịu nén )
Số vòng làm việc n được xác định theo công thức :
n =
)FF.(C.8
d.G.x
minmax
3
−
(5-8)
Trong đó:
x: biến dạng của lò xo, x = 265 (mm).
G: Mođun đàn hồi trượt, G = 8.10

4
(N/mm
2
)
C: Hệ số đường kính, C= 7
Thay số vào ta có:
n =
( )
022537.8
11.10.8.265
3
4
−
= 36 (vòng)
e. Xác định các kích thước khác
Tổng số vòng của lò xo:
n
0
= n + (1,5
÷
2) =36 + 2 = 38 vòng
Chiều cao của lò xo khi các vòng sít nhau:
H
s
= (n
0
- 1).d = (36-1).11 = 385 mm
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 41
n Tt Nghip Thit K Mỏy Ct Thộp Tm
Bc ca lũ xo khi cha chu ti

t = d +
+
n
x
. (5-9)
Trong ú:
F
2
= bin dng ca lũ xo khi chu lc ct ln nht chớnh bng x do ban u lũ xo
khụng chu nộn.
:

h gia cỏc vũng lũ xo khi chu lc ct ln nht. Thng chn
1,111.1,01,0
==
d

. Chn
5,1
=

.
Nờn t = 11 + 265/36 + 1,5 = 23(mm).
Chiu cao ban u khi cha chu ti ca lũ xo :
H
0
= H
s
+ n.(t - d) = 385 + 36.(23 - 11 ) = 817 (mm)
e. Kim nghim t s:

3
D
H
0

(sọỳ tay thióỳt kóỳ maùy vaỡ chi tióỳt
maùy)
Cú
6,10
77
817
D
H
0
==
>3, do vy cn phi cú lừi lng bờn trong.
f. Kim nghim ng sut xon cho phộp
[ ]



[ ]


=
2
lx
d.
C.F.k8
(5-11)

)mm/N(5,398
11.14,3
7.2253.2,1.8
2
2
==
<
[ ]

=480 (N/mm
2
)
Vy tho món iu kin ng sut cho phộp.
g. Vy cỏc thụng s ca lũ xo
ng kớnh trung bỡnh D
tb
= 77 mm
ng kớnh ngoi D
n
= 88 mm
ng kớnh trong D
t
= 66 mm
ng kớnh dõy lũ xo d = 11mm
S vũng n
0
= 38 vũng
Bc lũ xo t = 21 mm
Chiu cao lũ xo H

0
= 662 mm
Gúc nõng tg

: tg
77.14,3
23
D.
t
tb
=

=
= 0,09513
Chiu di khai trin L =
=


n.
cos
D.
n
5,998536.
5cos
88.14,3
0
=
(mm)
5.2. TNH TON NG LC HC V KT CU CHO B PHN CT
õy l b phn quan trng nht trong mỏy ct, yờu cu ca vic tớnh toỏn ng hc

v kt cu phi m bo c cu phi to lc ct, lm vic cụng sut. Bao gm:
Tớnh toỏn cho Piston thu lc v tớnh kt cu ca bn trt giỏ dao.
5.2.1. Tớnh toỏn Xilanh thu lc cho b phn to lc ct
SVTH: Hong Vn Thựy Lp 03C1C Trang 42
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Truyền động thuỷ lực là một hệ thống truyền động dùng môi chất lỏng (các loại
dầu ép) làm khâu trung gian để truyền.Truyền động được thực hiện bằng cách cung
cấp cho dầu một năng lượng dưới dạng thế năng, sau đó biến đổi thế năng của dầu
thành động năng để thực hiện các chuyển động quay hoặc chuyển động tịnh tiến.
Bất kỳ một hệ thống truyền động thuỷ lực nào cũng có hai phần chính:
- Cơ cấu biến đổi năng lượng ( bơm, động cơ ,xi lanh ).
- Cơ cấu điều khiển, điều chỉnh (các loại van ).
- Ngoài ra còn có các thiết bị phụ khác để đảm bảo hệ thống làm việc.
Phần lớn các thiết bị cơ cấu trong truyền dẫn thuỷ lực đã được tiêu chuẩn hoá nên
việc thiết kế tính toán chỉ mang tính lựa chọn, sao cho máy hoạt động đúng yêu cầu
thiết kế.
* So với các loại truyền động khác, truyền động thuỷ lực có nhiều ưu điểm hơn:
- Kết cấu nhỏ gọn.
- Dễ đề phòng quá tải.
- Truyền được công suất cao,lực lớn, cơ cấu đơn giản, độ tin cậy cao, ít chăm
sóc và bảo dưỡng.
- Hoạt động ít gây tiếng ồn.
- Điều khiển vô cấp tốc độ, dễ dàng tự động hoá theo điều kiện làm việc hoặc
theo chương trình.
* Nội dung thiết kế tính toán Piston thuỷ lực bao gồm các phần sau:
- Tính toán các thông số của Piston- Xilanh.
- Lựa chọn các thông số của bơm (chọn động cơ, loại bơm dầu, áp suất, lưu
lượng..).
- Tính các tổn thất về áp suất, lưu lượng trong hệ thống và chọn các phần tử thủy
lực.

5.2.1.1. Tính toán, lựa chọn các thông số của Piston-Xilanh
* Tính sơ bộ chiều dài thân xilanh:
Sơ đồ bố trí như hình vẽ:
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 43
h
1
c
H
h
2
a
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Hình 5.4. Sơ đồ tính chiều dài thân xilanh.
Đã tính được hành trình dịch chuyển của dao cắt H = 165 mm.
Để quá trình kẹp chặt sảy ra trước thì đầu kẹp phải lắp đặt ở vị trí thấp hơn mũi
dao.
Chọn khoảng cách tương đối đầu kẹp thấp hơn mũi dao là a = 15 mm.
Do đó tổng hành trình dịch chuyển của mũi dao là :
H
1
= H + a = 165 + 15 = 180 (mm)
Trong quá trình cắt do chịu phản lực cắt nên vận tốc cắt thay đổi (lớn nhất khi quá
trình cắt vừa kết thúc), gây va đập cho máy. Vì vậy cần phải giảm chấn cho dao cắt.
Đối với hệ thống dùng piston - xilanh thuỷ lực người ta giảm chấn bằng cách tạo một
lớp dầu còn lại trong xilanh ở đầu hành trình cũng như cuối hành trình của piston, nhờ
sự biến dạng đàn hồi của lớp dầu này sẽ không làm thay đổi đột ngột về lực cũng như
vận tốc của cần piston.
Chọn chiều dày của lớp dầu mà khi thiết kế xilanh để giảm chấn cho cơ cấu là h
1
và h

2
, trong đó : h
1
là độ dày của lớp dầu giảm chấn cho hành tình piston đi lên, h2 là
độ dày của lớp dầu giảm chấn cho hành tình piston đi xuống. Với h
1
= 30 mm, h
2
= 30
mm
Do đó tổng chiều dài xilanh là:
l = H
1
+ h
1
+ h
2
+ c
Với: c: chiều dày piston. Chọn c = 80 (mm).
l = 180 +30 + 30 + 80 = 320 (mm).
* Lực tác động lên xilanh:
Với lực cắt thép tấm là rất lớn, ta sử dụng 3 Piston- Xilanh thuỷ lực, do đó lực cần
thiết ở mỗi xi lanh là:
P
ci-xilanh
=
3
P

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

P = P
c
+ F
max
= 504227 + 13520= 517747 (N)
Vậy: P
ci-xilanh
=
3
P
=
172582
3
517747
=
(N).
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 44
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
* Lực cần thiết để thắng phụ tải đặt lên xilanh:
Do có ma sát giữa piston và xi lanh, giữa bạc đở và cần piston, lực quán tính của
khối lượng chuyển động, đối áp ở khoang tải…để đặc trưng cho điều này ta có khái
niệm hiệu suất cơ khí:

xilanhct
xilanhci
ck
P
P
−
−

=η
[7] Trong đó:
P
ci-xilanh
: lực có ích trên xilanh chính bằng lực của phụ tải trên xilanh.
P
ct-xilanh
: lực cần thiết trên xilanh để thắng phụ tải.
Trong tính toán kỹ thuật thường lấy
95,0
ck
=η
. [7]
Lực ma sát phụ thuộc chủ yếu vào kết cấu của xilanh, vật liệu và chất lượng gia
công xilanh, piston, vòng làm kín.

⇒

181665
95,0
172582
P
P
ck
xilanhci
xilanhct
==
η
=
−

−
(N).
* Chọn kết cấu của xilanh:
* Chọn áp suất làm việc của xilanh:
Chọn áp suất đầu ra của bơm, P
b
= 100 bar(≈ 100 KG/cm
2
).
Áp suất dầu tác dụng lên Piston-Xilanh, được tính như sau:
Từ phương trình cân bằng áp suất trong hệ thống:
P
b
=P
lx
+
∆
p1
+
∆
p2
+
∆
p3
+
∆
p4
+
∆
p5

+
∆
p6
(5.12)
Trong đó:
P
xl
: áp suất dầu tác dụng lên bề mặt Piston - xilanh.
P
b
: áp suất đầu ra của bơm, P
b
= 100 bar(≈ 100 KG/cm
2
.).

∆
P
1
: Tổn thất áp suất của bộ lọc dầu:
∆
P
1
= 1,5 bar.

∆
P
2
: Tổn thất áp suất của bộ van tràn,
∆

P
2
= 2,5 bar.

∆
P
3
: Tổn thất áp suất của van tiết lưu điều chỉnh được,
∆
P
3
= 4 bar.
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 45
A
A
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm

∆
P
4
: Tổn thất áp suất của van đảo chiều,
∆
P
4
= 2 bar.

∆
P
5
: Tổn thất áp suất của van 1 chiều,

∆
P
5
= 1,5 bar.

∆
P
6
: Tổn thất áp suất trên đường ống dẫn dầu,
∆
P
6
= 1,5 bar.
Ta có: P
xl
= P
b
-
( )
∑
∆
P
= 100 - (1,5 + 2,5 + 4 + 2 + 1,5 + 1,5 ) = 87 (bar)
= 87 bar = 8,7( N/mm2).
* Tiết diện làm việc của piston:
F =
)mm(20881
7,8
181665
p

P
2
xl
xilanhct
==
−
.
* Đường kính trong của xilanh là:
Từ F =
)mm(1595,63172
14,3
18
2
F
2D
4
D
2
≈==
π
=⇒π
Theo tiêu chuẩn chọn: D = 160 mm.
* Đường kính cần của piston:
K =
D.Kd
D
d
=⇒

Do p

b
> 30 (bar) nên theo [7] chọn K = 0,5
d = 0,5 . 160 = 80 (mm)
* Lưu lượng làm việc của xilanh là:
Q
xl
= F
pt
.V
c
Trong đó:
V
c
: vận tốc đầu dao khi ở hành trình cắt. Do lực cắt P = 517747 (N) < 20(MN)
nên V
ct
=( 5
÷
100) mm/s, Chọn V
c
= 50 (mm/s)
F
pt
: Tiết diện piston, F
pt
= 19837 mm.
Do đó : Q
xl
= F
pt

.V
c

= 20881.50 = 1044050 ( mm
3
/s).
= 1,04405 dm
3
/s = 62,64 (lít/phút).
* Tính toán sức bền của xilanh:
- Chiều dày thành xilanh:
cD.mt
min
+≥
[7]
c: đại lượng bổ sung cho chiều dày tố thiểu của xilanh có tính đến dung sai gia
công tra [7] ta được c = 1.
m: hệ số tra bảng 5-1[7] khi hệ số an toàn n = 3 ta được m = 0,05.
⇒
t
min

≥
0,05.160 + 1 = 9mm. Chọn t = 10mm.
- Chiều dày của đáy xilanh:
c
kp
d1,0
CF
min

+
σ
≥δ
. [7]
Trong đó:
K = hệ số phụ thuộc vào dạng đáy, theo hình 5-11[7] k = 0,3.
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 46
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
d: đường kính đáy: d = 160+2.10 = 180mm.
CE
σ
: ứng suất cho phép trên thành xilanh.
η
σ
=σ .
n
b
CE
. [7]
b
σ
: giới hạn bền chọn vật liệu xilanh C
45
có
b
σ
= 58 KG/mm
2
.
η

: hệ số độ bền của mối hàn với thép
η
= 0,9.
4,179,0.
3
58
CF
==σ
KG/mm
2
.
⇒

6,241
4,17
100.3,0
180.1,0
min
=+≥δ
mm.
Chọn
25
min
=
δ
mm.
* Vận tốc của đầu dao khi đi lên:
V
lên
=

)s/mm(67
4
80.14,3
20881
1044050
FF
Q
2
cán
xl
=
−
=
−

Công suất cắt của máy:
N = P.v
Trong đó:
P: lực để cắt tấm thép và lực ép lên lò xo của xilanh (N), P = 517747 (N).
v: Vận tốc khi ở hành trình cắt (m/s), v =50 (mm/s)= 0,05 (m/s).
N: Công suất cắt (N).
Suy ra: N = 517747.0,05 =25887,35 (W) = 25,9 (KW).
5.2.1.2.Tính toán lựa chọn các thông số của bơm
a. Công suất cần thiết của động cơ điện làm quay bơm dầu là
N
ct
=
µ
N

Với
:8,06,0
÷=µ
Hiệu suất của bơm dầu, chọn
8,0
=µ
)KW(36,32)W(32359
8,0
35,25887
N
ct
===⇒
Do vậy cần phải chọn động cơ dùng để quay bơm dầu thích hợp vừa đảm bảo đủ
công suất cho yêu cầu của quá trình cắt vừa phải có tính năng làm việc phù hợp với
yêu cầu truyền động cho bơm, phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được an
toàn và ổn định. Hơn nữa chọn công suất động cơ phải phù hợp để đảm bảo tính kinh
tế, hạ giá thành của sản phẩm, tăng hiệu suất của động cơ và kết cấu không cồng kềnh.
Từ những yêu cầu cần thiết đặt ra ta cần chọn động cơ có công suất N
đc
ct
N
≥

Do vậy ta chọn loại động cơ đồng bộ, che kín, có quạt gió loại A02-82-6 có công
suất 40 kw, số vòng quay 1000( v/ph ).
b. Chọn bơm dầu cho hệ thống cung cấp thuỷ lực
Như đã tính, lưu lượng cần thiết cho 1 xilanh khi làm việc là Q
xl
= 62,64 lít/phút,
nhưng trong sơ đồ thuỷ lực ta phân tích thì cần thiết phải dùng 3 xilanh.

SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 47
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Do vậy, lưu lượng cần thiết bơm phải cung cấp cho hệ thống là:
Q
ct
= 3.Q
xl
= 3.62,64 = 188 ( l/ph)
Mặt khác áp suất cần thiết bơm phải tạo ra là P
ct
= 100 (bar), do vậy ta phải so
sánh chọn loại bơm hợp lý đảm bảo lưu lượng và áp suất yêu cầu.
Trong hệ thống dầu ép thường chỉ dùng loại bơm thể tích, tức là loại thực hiện
việc biến đổi năng lượng bằng cách thay đổi thể tích các buồng làm việc: khi thể tích
buồng làm việc tăng, bơm hút dầu, thực hiện chu kỳ hút; và khi thể tích buồng làm
việc giảm, bơm đẩy dầu ra thực hiện chu kỳ nén. Nếu trên đường dầu bị đẩy ra ta đặt
một vật cản, dầu bị chặn sẽ tạo nên một áp suất nhất định phụ thuộc vào độ lớn của
sức cản và kết cấu của bơm .
Tuỳ thuộc vào lượng dầu do bơm đẩy ra trong một chu kỳ làm việc, ta có thể phân
biệt được 2 loại bơm thể tích: bơm có lưu lượng cố định và bơm có lưu lượng có thể
điều chỉnh được .
Về mặt kết cấu, bơm thể tích ( cả bơm cố định và bơm điều chỉnh ) có thể phân ra
các loại chính như: bơm bánh răng, bơm cánh gạt và bơm piston. Mỗi loại kết cấu
bơm đều có những ưu nhược điểm riêng, do vậy ta phải phân tích lựa chọn loại bơm
có hiệu quả kinh tế và đơn giản về kết cấu nhất đồng thời làm việc phải đáp ứng được
với yêu cầu cần thiết mà bơm phải tạo ra .
Sau khi phân tích lựa chọn ta xác định sử dụng loại bơm bánh răng có áp suất 100
bar, lưu lượng tạo ra là 200 (l/ph). Loại này thỏa mãn với áp suất và lưu lượng tính
toán.
* Ưu điểm và phạm vi ứng dụng của bơm bánh răng:

Bơm bánh răng là loại bơm dùng rộng rải nhất vì nó có kết cấu đơn giản, dễ chế
tạo đồng thời giá thành lại rẻ hơn các loại bơm khác. Phạm vi sử dụng của bơm bánh
răng chủ yếu ở những hệ thống có áp suất nhỏ trên các máy khoan, doa, bào, phay,
máy tổ hợp,.... Phạm vi áp suất sử dụng của bơm bánh răng hiện nay có thể từ 10 -
200bar (phụ thuộc vào độ chính xác chế tạo).
* Phân loại bơm bánh răng:
Bơm bánh răng gồm có: loại bánh răng ăn khớp ngoài hoặc ăn khớp trong, có thể
là răng thẳng, răng nghiêng hoặc răng chử V.
Loại bánh răng ăn khớp ngoài được dùng rộng rải hơn vì chế tạo dễ hơn, nhưng
bánh răng ăn khớp trong thì có kích thước gọn nhẹ hơn. Ở đây ta chọn loại loại bơm
bánh răng ăn khớp ngoài.
* Nguyên lý làm việc của bơm bánh răng:
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 48
Buồng đẩy B
Buồng hút A
Bánh răng chủ
động
Bánh răng bị
động
Thân bơm
n
b
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Hình 5.6. Bơm bánh răng ăn khớp ngoài
Nguyên lý làm việc của bơm bánh răng là thay đổi thể tích: khi thể tích của buồng
hút A tăng, bơm hút dầu, thực hiện chu kỳ hút; và nén khi thể tích giảm, bơm đẩy dầu
ra ở buồng B, thực hiện chu kỳ nén. Nếu như trên đường dầu bị đẩy ra ta đặt một vật
cản (ví dụ như van), dầu bị chặn sẽ tạo nên một áp suất nhất định phụ thuộc vào độ lớn
của sức cản và kết cấu của bơm.
* Kết cấu bơm bánh răng:

Hình5.7. Kết cấu bơm bánh răng
c. Xác định tiết diện ống dẫn dầu
Theo điều kiện liên tục của dòng chảy và tổn thất áp suất lớn nhất thì đường kính
các lỗ cấp dầu của xilanh được chọn sao cho tốc độ đường dầu trong:
Ống hút: 1 (m/s).
Ống nén: 5 (m/s).
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 49
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Ống xã: 1 (m/s).
Đường kính ống:
v..3
Q.2
.10d
π
=
(mm). (Theo 3.11[4])
Đường kính ống hút:
65
1.14,3.3
200.2
.10d
h
==
(mm).
Đường kính ống nén:
28
5.14,3.3
188.2
.10d
n

==
(mm).
Đường kính ống xả:
63
1.14,3.3
188.2
.10d
x
==
(mm).
Đường kính ống cấp dầu cho mỗi xilanh là:

16
5.14,3.3
64,62.2
.10d
ôxl
==
(mm).
5.2.1.3. Tính các tổn thất về áp suất, lưu lượng trong hệ thống
a. Xác định tổn thất áp suất trên hệ thống
Tổn thất áp suất là sự giảm áp suất do sức cản trên đường đi của dầu từ bơm đến
cơ cấu chấp hành (xi lanh thuỷ lực).Sức cản này chủ yếu được hình thành do chiều dài
ống dẫn, sự thay đổi tiết diện ống dẫn, thay đổi hướng chuyển động cũng như sự thay
đổi của vận tốc chuyển động và độ nhớt của dầu gây nên. Vì vậy tổn thất áp suất có
thể xảy ra ở nhiều bộ phận trong hệ thống thuỷ lực.
Nếu gọi p
0
là áp suất mà bơm cung cấp vào hệ thống, p
1

là áp suất đo tại buồng
công tác cuả cơ cấu chấp hành, thì tổn thất áp suất của hệ thống đựơc biểu thị ở dạng
hiệu suất η:
η =
00
10
p
p
p
pp
∆
=
−
.
Xét về mặt kết cấu của hệ thống thuỷ lực thì tổn thất áp suất có thể qui về hai
dạng tổn thất chính:
- Tổn thất áp suất qua van .
- Tổn thất áp suất trên ống dẫn.
* Tổn thất áp suất qua van :(
∆
p
1
).
Bằng thực nghiệm người ta đã xác định được những khoảng giá trị tổn thất áp
suất đối với từng loại van.
Kiãøu van Täøn tháút aïp
suáút ∆p
1
Van âaío chiãöu
1,5÷ 3 (KG/cm

2
)
Van âiãöu aïp
2,5÷6 (KG/cm
2
)
Van tiãút læu
2÷3,5 (KG/cm
2
)
Van tiãút læu âiãöu
chènh
3÷6 (KG/cm
2
)
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 50
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Van giaím aïp
3÷10 (KG/cm
2
)
Van caín
1,5÷2 (KG/cm
2
)
Van an toaìn
2÷3 (KG/cm
2
)
Như vậy đối với sơ đồ thuỷ lực như hình vẽ, ta có các giá trị tổn thất áp suất sau

đây:
Tổn thất áp suất qua van đảo chiều :2(KG/cm2)
Tổn thất áp suất qua van an toàn : 2,5(KG/cm2)
Tổn thất áp suất qua van tiết lưu điêù chỉnh :4(KG/cm2)
Tổng tổn thất áp suất trong van sẽ là:
∆p
1
= 2 + 2,5 + 4 = 8,5(KG/cm
2
)
* Tổn thất áp suất trong ống dẫn:(
∆
p
2
).
Tổn thất áp suất trong ống dẫn có hai loại cơ bản :
+ Tổn thất đường dài.
+ Tổn thất cục bộ.
Xét về chiều dài ống dẫn trong hệ thống thuỷ lực của máy có thể coi là khá ngắn
nên ta có thể bỏ qua tổn thất áp suất do chiều dài ống. Ở đây ta chỉ quan tâm đến tổn
thất áp suất cục bộ trong hệ thống ống dẫn.
Giá trị tổn thất áp suất cục bộ được tính theo công thức sau:
∆p
2
=10.ξ.
g.2
γ
.V
2
(N/m

2
)
(5-13)
∆p
2
=10
-4
.ξ.
g.2
γ
.V
2
(KG/cm
2
).
(5-14)
Trong đó:
γ
: khối lượng riêng của dầu (KG/m3)
g: gia tốc trọng trường g = 9,81(m/s2)
ξ: hệ số tổn thất cục bộ.
Hệ số này trong từng bộ phận của hệ thống thuỷ lực thường được xác định bằng
thực nghiệm. Nó phụ thuộc vào trị số Re, vào nhiệt độ, vận tốc, hướng chuyển động
của dòng dầu và hình dáng tiết diện tại nơi gây ra tổn thất.
Để đơn giản trong quá trình thiết kế, có thể lấy giá trị tổn thất áp suất cục bộ trong
ống dẫn theo công thức sau đây :
∆p
2
= 0,05.p
ct

Trong đó:
p
ct
: là áp suất của cơ cấu chấp hành. p
ct
= p
1
= 87(KG/cm2).
Vậy: ∆ p
2
= 0,05.87 = 4,35 (KG/cm2).
Vậy:Tổng tổn thất áp suất trong hệ thống: p = 8,5 + 4,35 = 12,85 (KG/cm2).
b. Xác định tổn thất thể tích trên hệ thống
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 51
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
Dạng tổn thất thể tích trong hệ thống thuỷ lực chủ yếu do dầu chảy qua các khe hở
gây ra. Nếu áp suất càng lớn, vận tốc càng nhỏ, độ nhớt càng nhỏ thì tổn thất thể tích
là đáng kể. Trong các yếu tố ảnh hưởng trên thì áp suất của hệ thống là yếu tố quyết
định đến giá trị tổn thất thể tích .
Tổn thất thể tích xảy ra ở mọi bộ phận trong hệ thống, chủ yếu là ở các cơ cấu
biến đổi năng lượng như: bơm dầu, động cơ dầu, xi lanh truyền lực.
Ước tính tổn thất thể tích trong hệ thống dầu ép theo công thức sau:

[ ]
∑ ∑
<∆σ=
tttt
qp.q
(5-15)

Trong đó:
σ
: Trị số tổn thất thể tích ( cm3/s)

p
∆
: Tổn thất áp suất trên hệ thống.

p
∆
=
p
∆
1
+
p
∆
2
+
∆
p
3
+
∆
p
4
+.
∆
p
5

+
p
∆
6

Trong đó:
∆
P
1
: Tổn thất áp suất của bộ lọc dầu :
∆
P
1
= 1,5 bar.

∆
P
2
: Tổn thất áp suất của bộ van tràn,
∆
P
2
= 2,5 bar.

∆
P
3
: Tổn thất áp suất của van tiết lưu điều chỉnh được,
∆
P

3
= 4 bar.

∆
P
4
: Tổn thất áp suất của van đảo chiều,
∆
P
4
= 2 bar.

∆
P
5
: Tổn thất áp suất của van 1 chiều,
∆
P
5
= 1,5 bar.
∆
p
6
: Tổn thất áp suất trên đường ống dẫn dầu,
∆
p
6
= 4.35 bar.
Và
321

σ+σ+σ=σ
Trong đó:
1
σ
: Trị số tổn thất thể tích đối với bơm : 0,6.10
-6
(cm3/s).

2
σ
: Trị số tổn thất thể tích đối với van đảo chiều : 0,025.10
-6
(cm3/s).

3
σ
: Trị số tổn thất thể tích đối với xilanh : 0,015.10
-6
(cm3/s).

( ) ( )
35,45,1245,25,110015,0025,06,0q
6
tt
+++++++=
−
∑
.60.

[ ]

)ph/l(5,0q)ph/l(10.608
tt
6
=〈≈
∑
−
.
c. Phân tích chọn loại dầu trong hệ thống
Hệ thống làm việc trong với vận tốc, áp suất và nhiệt độ khá lớn. Trong điều kiện
như thế, để đảm bảo cho các cơ cấu làm việc được bình thường thì dầu dùng trong hệ
thống phải thoả mãn các yêu cầu sau:
+ Phải có tính bôi trơn tốt để đảm nhiệm chức năng bôi trơn các chi tiết máy mà
nó chảy qua .
+ Có chỉ số độ nhớt cao, tức là ít thay đổi theo nhiệt độ.
+ Phải có tính trung hoà đối với tất cả những vật liệu mà nó tiếp xúc, không gây
han rỉ đối với kim loại, không gây hư hỏng đối với các chất sơn, chất nhựa, chất dẻo,...
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 52
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
+ Có độ nhớt thích hợp với điều kiện che chắn và khe hở của các chi tiết di trượt
nhằm đảm bảo độ dò dầu bé nhất, cũng như tổn thất ma sát ít nhất.
+ Dầu cần phải ít sủi bọt, ít bốc hơi khi làm việc, ít hoà tan nước, có mođun đàn
hồi tỷ nhiệt lớn, dẫn nhiệt tốt, khối lượng riêng nhỏ...
Trong những yêu cầu trên, thì dầu khoáng chất hầu như thoả mãn được đầy đủ
nhất, hiện tại người ta đã chế tạo rất nhiều loại dầu khoáng chất khác nhau cho hệ
thống truyền động bằng dầu ép.
Đối với hệ thống dầu ép mà ta sử dụng có áp suất cao 100 bar, yêu cầu độ rò dầu
thấp, làm việc liên tục trong điều kiện khắc nghiệt, vì vậy ta sử dụng loại dầu có độ
nhớt 60.10
-6
m

2
/s, tức dầu công nghiệp 60 ( hay D = 60 cst ) có khối lượng riêng từ
( 890
÷
930 ) kg/ m
3
.
5.2.1.4 Chọn các phần tử thuỷ lực khác
* Van tràn và an toàn có Q
max
=200 (l/ph)
Van tràn và van an toàn dùng để hạn chế việc tăng áp suất chất lỏng trong hệ
thống thủy lực vượt quá trị số quy định. Van tràn làm việc thường xuyên, còn van an
toàn làm việc khi quá tải.
Có nhiều loại:
+/ Kiểu van bi (trụ, cầu)
+/ Kiểu con trượt (pittông)
+/ Van điều chỉnh hai cấp áp suất (phối hợp)
a. Kiểu van bi
Hình 5.8. Kết cấu kiểu van bi
Giải thích: khi áp suất p1 do bơm dầu tạo nên vượt quá mức điều chỉnh, nó sẽ
thắng lực lò xo, van mở cửa và đưa dầu về bể. Để điều chỉnh áp suất cần thiết nhờ vít
điều chỉnh ở phía trên.
Ta có: p
1
.A = C.(x + x
o
) (bỏ qua ma sát, lực quán tính, p
2
≈ 0)

Trong đó:
X
o
- biến dạng của lò xo tạo lực căng ban đầu;
C - độ cứng lò xo
F
o
= C.x
o
- lực căng ban đầu
x - biến dạng lò xo khi làm việc (khi có dầu tràn)
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 53
Đồ Án Tốt Nghiệp Thiết Kế Máy Cắt Thép Tấm
p
1
- áp suất làm việc của hệ thống
A - diện tích tác động của bi
Kiểu van bi có kết cấu đơn giản nhưng có nhược điểm: không dùng được ở áp
suất cao, làm việc ồn ào. Khi lò xo hỏng, dầu lập tức chảy về bể làm cho áp suất trong
hệ thống giảm đột ngột.
b. Kiểu van con trượt
Hình 5.9. Kết cấu kiểu van con trượt
Giải thích: Dầu vào cửa 1, qua lỗ giảm chấn và vào buồng 3. Nếu như lực do áp
suất dầu tạo nên là F lớn hơn lực điều chỉnh của lò xo F
lx
và trọng lượng G của
pittông, thì pittông sẽ dịch chuyển lên trên, dầu sẽ qua cửa 2 về bể. Lỗ 4 dùng để tháo
dầu rò ở buồng trên ra ngoài.
Ta có: p
1

.A = F
lx
(bỏ qua ma sát và trọng lượng của pittông) F
lx
= C.x
0
Khi p
1
tăng F = P
*
.A > F
lx
pittông đi lên với dịch chuyển x.
⇒
P
*
.A = C.(x + x
o
)
Nghĩa là: p
1
↑⇒
pittông đi lên một đoạn x
⇒
dầu ra cửa 2 nhiều
⇒
p
1

↑

để ổn
định.
Vì tiết diện A không thay đổi, nên áp suất cần điều chỉnh p
1
chỉ phụ thuộc vào F
lx

của lò xo.
Loại van này có độ giảm chấn cao hơn lọai van bi, nên nó làm việc êm hơn.
Nhược điểm của nó là trong trường hợp lưu lượng lớn với áp suất cao, lò xo phải
có kích thước lớn, do đó làm tăng kích thước chung của van.
c. Van điều chỉnh hai cấp áp suất
Trong van này có 2 lò xo: lò xo 1 tác dụng trực tiếp lên bi cầu và với vít điều
chỉnh, ta có thể điều chỉnh được áp suất cần thiết. Lò xo 2 có tác dụng lên bi trụ (con
trượt), là loại lò xo yếu, chỉ có nhiệm vụ thắng lực ma sát của bi trụ. Tiết diện chảy là
rãnh hình tam giác. Lỗ tiết lưu có đường kính từ 0,8 ÷ 1 mm.
SVTH: Hoàng Văn Thùy – Lớp 03C1C Trang 54
Van tràn
Van an toàn
P
1
P
3
P
2
Lò xo 1
Độ cứng C
1
Lò xo 2
Độ cứng C

2
Vít đ/c
Bi cầu
Bi trụ
A
2
A
3