Tỉ số truyền của bộ truyền xích:
𝑢𝑥 =𝑛đ𝑐 𝑛 = 80 38= 2,1 Tính moment xoắn các trục: 𝑇𝑖 = 9,55. 106.𝑃𝑖 𝑛𝑖 𝑇𝑘 = 9,55. 106.1,67 38 = 419697,4 (𝑁. 𝑚𝑚)
80 Bảng 3.5: thông số cho động cơ và trục:
Trục Thông số Động cơ Kéo Công suất P (Kw) 2,2 1,67 Tỉ số truyền u 17,83 2,1 Số vòng quay n (v/ph) 80 38 Moment xoắn T (N.mm) 262625 419697,4 3.3.3. Thiết kế bộ truyền xích:
3.3.3.1. Xác định các thông số của bộ truyền xích:
Theo bảng 5.4 trang 80 tài liệu 1 , với u=2,1, chọn số răng đĩa nhỏ z1 =25 do đó số răng đĩa lớn z2 = u.z1 = 2,1.25 = 53 < zmax = 120
Theo công thức 5.3 tài liệu 1, công suất tính toán: Pd = P.k.kz.kn/kd (công thức 5.5 trang 83 tài liệu 1) kd=2.5 (trang 83 tài liệu 1)
- kz: Hệ số răng kz =z01/z1 = 25/25= 1 - kn : Hệ số vòng quay kn = n01 / n1 = 200/80 = 1.85
- k: đƣợc tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 trang 82 tài liệu 1 k = k0kakđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1.2.1.1 = 1.2
Pd =1,67.1.1.85.1.2/2.5 = 1,45 (KW)
Theo bảng 5.5 trang 81 tài liệu 1, với n01 = 200v/ph, chọn bộ truyền xích 3 dãy có bƣớc xích p = 15,875mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt < [P] = 3.2 KW
Đồng thời theo bảng 5.8 trang 83 tài liệu 1, với n1 = 80 v/ph ta có: p=15,875< pmax = 50,8
Khoảng cách trục a = 40.p = 40.15,875 = 635mm Theo công thức 5.12 tài liệu 1, số mắt xích: x = 2a/p +0,5.(z1 + z2) + (z2 – z1)2p/(4π2a)
81
Lấy số mắt xích chẵn xc=132, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 trang 85 tài liệu 1:
a = 0,25.p.{xc – 0,5(z2+z1)+√[xc − 0,5(z2+ z1)]2 − 2. [(z2+ z1)/π]2}
=0,25.25.4875.(132 -0,5.(53 +25)+ √[132 − 0,5(53 − 25)]2− 2. [(53 − 25)/π]2} =585,64 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính đƣợc cần giảm bớt 1 lƣợng:
∆a = 0,003.a = 0,003.585,64 = 1,76mm Do đó: a = 584mm
Số lần va đập của xích: theo công thức 5.14 tài liệu 1 i=z1n1/(15x) = 25.80 /(15.132) = 1,01 < [i] = 25.0
3.3.3.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo 5.15 tài liệu 1: s=Q/(kđFt+F0+Fv)
Theo bảng 5.2 tài liệu 1, tải trọng phá hỏng Q = 68100N khối lƣợng 1 mét xích q= 2,8kg kđ = 1.7(tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)
v=Z1tn1/60000 = 25.15,875.80 /60000 = 0,52 m/s Ft=1000P/v = 1000.2,2 /0,52 = 4230,77N Fv = q.v2 =2,8.0,52 2 = 0,76N F0 = 9,81.kfqa = 9,81.1.2,8.0,584 = 16,04N Trong đó: kf = 1.0 (bộ truyền thẳng đứng) Do đó: s= 68100/(1.7. 4230,77+16,04+0,76) = 9,45
Theo bảng 5.10 trang 86 tài liệu 1 với n=80 v/ph, p=15,875 ta có [s] = 7,8 s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
3.3.3.3. Đƣờng kính đĩa xích:
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 tài liệu 1: d1 = p/sin(π/z1) = 15,875/sin(π/25) = 126,66mm d2 = p/sin(π/z2) = 15,875/sin(π/53) = 267,97mm da1 = p[0,5+cotg(π/z1)] =15,875.[0,5+cotg(π/25)] = 133,60mm da2 = p[0,5+cotg(π/z2)] =15,875.[0,5+cotg(π/53)] = 275,44mm df1 = d1-2r =126,66– 2.5,38 = 115,90mm df2 = d2-2r =267,97– 2.5,38 = 257,21mm
Với r = 0,5025.d1+0,05 = 0,5025. 10,61+0,05 = 5,38mm và dl = 10,61(xem bảng 5.2 tài liệu 1)
82
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 tài liệu 1: σH1= 0,47√kr(FtKd+ Fvd)E/(Akd) ≤ [σH] (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
= 0,47√0.42. (4230,77. 1.2 + 1.7325). 2,1. 105/(169. 2.5) = 483,92Mpa Trong đó:
kr =0.42: Hệ số kể đến ảnh hƣởng của số răng đĩa xích (xem trang 87 tài liệu 1) E = 2,1.105Mpa;
A = 169 mm2: Diện tích chiếu cảu bản lề (bảng 5.12 trang 87 tài liệu 1); kd = 2.5 (xích con lăn 3 dãy) (xem trang 83 tài liệu 1)
Kđ = 1.2: Hệ số tải trọng động (xem bảng 5.6 tài liệu 1) Lực va đập trên 2 dãy xích theo 5.19 tài liệu 1:
Fvđ = 13.10-7.n1p3.m = 13.10-7.80.15,875 3.3 = 1,25N
Nhƣ vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt đƣợc ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 600Mpa, đảm bảo đƣợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tƣơng tự, σH2 ≤ [σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)
3.3.3.4. Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo 5.20 tài liệu 1;
Fr =kx.Ft = 1.15. 4230,77= 4865,39N Trong đó:
kx = 1.15: đối với bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40o
3.3.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng:
Chọn vật liệu bánh răng:Vật liêuh làm bánh răng phải thỏa mãn các điều kiện về độ bền tiếp xúc (tríc rỗ, mài mòn, dính…) và độ bền uốn. Cặp bánh răng trong bộ truyền có tải nhỏ nên ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép C45 tôi cải thiện đạt cơ tính nhƣ sau:
Bánh dẫn: 𝐻𝐵 = 230, 𝜍𝑏1 = 750 (𝑀𝑝𝑎), 𝜍𝑐ℎ1 = 450 (𝑀𝑝𝑎) Bánh bị dẫn: 𝐻𝐵 = 240, 𝜍𝑏2 = 750 (𝑀𝑝𝑎), 𝜍𝑐ℎ2= 450 (𝑀𝑝𝑎) 3.3.4.1. Tính toán thiết kế: Các thông số đã biết: Số vòng quay của bánh bị dẫn: nbr = 50 (vòng/phút) Tỉ số truyền: Ubr = 1,32 Khoảng cách trục: abr = Rt +Rd +t = 140 Tuổi thọ: Lh = 20000 giờ
83
Điều kiện là việc: một chiều, một ca, tải va đập nhẹ Bộ truyền hở bôi trơn không tốt
Vì bộ truyền hở bôi trơn không tốt nên tính toán bộ truyền bánh răng theo độ bền uốn. Ta có các thông số cơ bản nhƣ sau:
Modun m = (0,01÷0,02).aw = (1,4÷2,8) Chọn modun m = 2,5 Số bánh răng của bánh dẫn: 𝑍1 = 2. 𝑎𝑤 𝑚. (𝑢 + 1)= 2.140 2,5. (1,32 + 1) = 48,28 (𝑟ă𝑛𝑔) Chọn Z1 = 48 răng Số bánh răng bị dẫn: 𝑍2 = 𝑢𝑏𝑟2. 𝑍1 = 1,32.48 = 63,36 (𝑟ă𝑛𝑔) Chọn Z2 = 64 răng Tỉ số truyền lúc này là: 𝑢𝑏𝑟= 𝑍2 𝑍1 = 1,33 Khoảng cách trục đƣợc xác định lại: 𝑎𝑤 =𝑚. (𝑍1+ 𝑍2) 2 = 2,5. (48 + 64) 2 = 140 𝑚𝑚 → Hệ số dịch chỉnh x = 0
Theo tiêu chuẩn, ta có bảng thông số hình học bộ truyền bánh răng nhƣ sau:
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Góc biên dạng α α = 20o
b1=b2+4=47 b2=ψba.aw=43 Chiều rộng vành răng (mm)
Tỉ số truyền ubr = 1.33
Chiều cao răng (mm) he = 2,25.m = 2,25.2,5= 5,625
Đƣờng kính chia (mm) d1 = m.Z1 = 2,5.48 = 120 d2 = m.Z2 = 2,5.64 = 160 Đƣờng kính vòng đỉnh (mm) da1 = d1 + 2m = 125 da2 = d2 + 2m = 165 Đƣờng kính vòng đáy (mm) df1 = d1 -2,5m = 113,75 da2 = d2 – 2,5m = 153,75 Khoảng cách trục (mm) aw =140 Vận tốc trung bình (m/s) 𝑣1 =𝜋. 𝑛1𝑑1 60000 = 0,31
84 Kiểm tra độ bền uốn của bánh răng
Độ bền uốn phải thỏa công thức:
𝜍𝐹 =𝑌𝐹. 𝐹𝑡. 𝐾𝐹 𝑏𝑤. 𝑚 ≤ [𝜍𝐹] Trong đó: Lực vòng: Ft = 2.𝑇 𝑚.𝑍1 = 2.419697,4 2,5.48 = 6995(N)
Hệ số dạng răng của bánh răng dẫn: 𝑌𝐹 = 3,47 +13,2𝑍
2 = 3,47 +13,264 = 3,67
Hệ số tải trọng tính của bánh răng thẳng: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝑉. 𝐾𝐹𝛽 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Hệ số tải trọng động: 𝐾𝐹𝑉 = 1,06
Ứng suất uốn cho phép: [𝜍𝐹] =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 𝑆𝐹
Với giới hạn mõi khi uốn: [𝜍𝐹] = 1,8. 𝐻𝐵 = 1,8.230 = 414 (𝑀𝑝𝑎)
Hệ số an toàn: 𝑆𝐹 = 1,75 Hệ số tuổi thọ: KFL= 60.𝐿5.106 ℎ𝑛𝑏𝑟 = 60.20000.505.106 = 0,083 Thay vào: [𝜍𝐹] = 3,67.6995.1,02.1,06 60.2,5 = 185(MPa) [𝜍𝐹] = 414.0,9 1.75 =213MPa
→ 𝜍𝐹 < [𝜍𝐹] : vậy bánh răng thỏa điều kiện bền uốn.
3.3.5. Tính toán thiết kế trục kéo nắn: 3.3.5.1. Tính đƣờng kính trục: 3.3.5.1. Tính đƣờng kính trục:
Moment xoắn của trục:
𝑇 = 9,55. 106.𝑃𝑡𝑟 𝑛𝑡𝑟 = 9,55. 106. 1,67 38 = 419697,4 (𝑁. 𝑚𝑚) 𝐹𝑡𝑟 = 2. 𝑇 𝑑𝑤𝑐 = 2.419697,4 130 = 6456,9 (𝑁) 𝐹𝑟 = 𝐹𝑡𝑟. 𝑡𝑔200 = 2350 (𝑁) Lực ma sát: 𝐹𝑚𝑠 ≥ 𝑃
85 → 𝑁. 𝜇 ≥ 𝑃 → 𝑁 ≥𝑃 𝜇 𝑣ớ𝑖 𝑃 = 100𝑘𝑔 = 1000𝑁 → 𝑁 =1000 0,07 = 14285,7 (𝑁) Mà : 𝑞 =𝑁𝐿 → 𝑞𝐿 = 𝑁 = 14285,7(𝑁) Tính toán các thành phần lực: ∑ 𝐹𝑌 = 0 → 𝑌𝐴+ 𝑌𝐵= 𝐹𝑟+ 𝑝𝑙 ∑ 𝑀 𝑌⁄ = 0 → 55. 𝐹𝐴 𝑟+ 735. 𝑝𝑙 − 1453𝑌𝐵= 0 → 𝑌𝐵= 55. 𝐹𝑟+ 735𝑝𝑙 1453 = 55.2350 + 735.14285,7 1453 = 7315,4 (𝑁) → 𝑌𝐴 = 𝐹𝑟+ 𝑝𝑙 − 𝑌𝐵 = 2350 + 14285,7 − 7315,4 = 9320,3 (𝑁) ∑ 𝐹𝑋 = 0 → 𝑋𝐴+ 𝑋𝐵 = 𝐹𝑡𝑟 − 𝐹𝑑 ∑ 𝑀 𝑋⁄ 𝐴 = 0 → 80𝐹𝑑+ 55𝐹𝑡𝑟− 1453𝑋𝐵= 0 → 𝑋𝐵= 80𝐹𝑑+55𝐹𝑡𝑟 1453 = 80.4865,4 + 55.6465,9 1453 = 512,6 (𝑁) → 𝑋𝐴 = 𝐹𝑡𝑟 − 𝐹𝑑 − 𝑋𝐵 = 6465,9 − 4865,4 − 512,6 = 1087,9 (𝑁)
86 Ứng suất cho phép: [σ]=65 Mpa
Moment tƣơng đƣơng tại tiết diện i là:
𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝑖2 + 0,75𝑇𝑖2 ; 𝑀𝑖 = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2
Đƣờng kính trục tại tiết diện i là:
𝑑𝑖 = √ 𝑀𝑡𝑑 0,1. [𝜍] 3 → 𝐷1 = √√0 + 0 + 0,75. 419697,42 0,1.65 3 = 38,2 (𝑚𝑚) Chọn D1 = 50 mm. 𝐷2 = √√0 + 3892322+ 0,75. 419697,42 0,1.65 3 = 43,4 (𝑚𝑚) Chọn D2 = 85 mm.
87 𝐷3 = √√512616,52+ 716663,52+ 0,75. 419697,42 0,1.65 3 = 52,7 (𝑚𝑚) Chọn D3 = 90 mm. 𝐷4 = √√8448420,52+ 0 + 0 0,1.65 3 = 109,1 (𝑚𝑚) Chọn D4 = 130 mm. Ta có kích thƣớc trục kéo là: Hình 3.14: Kích thước trục kéo
Chọn then cho đƣờng kính trục kéo:
Tại vị trí lắp then cho con lăn ta có D = 90mm nên ta chọn then bằng có chiều rộng b = 25 mm, chiều cao h = 14 mm, chiều sâu rãnh then trên trục
t1 = 9mm chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 5,5mm
Tại vị trí lắp cho bánh răng ta có D = 90mm nên ta chọn then bằng có chiều rộng b = 25 mm, chiều cao h = 14 mm, chiều sâu rãnh then trên trục
t1 = 9mm chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 5,5mm
Tại vị trí lắp bánh đai ta có D = 50 nên ta chọn then bằng có chiều rộng b = 16 mm, chiều cao h = 10 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 6mm chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 4,3mm.
3.3.5.2. Kiểm tra bền mõi của trục:
Theo (TL [2]), điều kiện bền mõi kiểm tra theo hệ số an toàn nhƣ sau:
𝑆 = 𝑆𝜎. 𝑆𝜏
√𝑆𝜎2+ 𝑆𝜏2 ≥ [𝑠] (10.18)
Trong đó:
Hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 Hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:
88 𝑆𝜎 =𝐾 𝜍;1 𝜎. 𝜍𝑎 𝜀𝜎. 𝛽 + 𝜓𝜎. 𝜍𝑚 (10.19) Theo (TL [2]) ta có: ς;1= 0,5. ςb = 0,5.550 = 275 (Mpa) Kσ = 1,75 (có rãnh then) β = 1,7 (hệ số tăng bề mặt trục) εσ = 0,73 (hệ số kích thước)
ψσ = 0,1 (hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình)
ứng suất uốn trung bình: ςm = 0 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Ứng suất uốn lớn nhất: 𝜍𝑎 =𝑊𝑀𝐷 𝐷 Ta có : 𝑀𝐷 = √512616,32 + 716663,52 = 881125,6 (𝑁. 𝑚𝑚) WD = 𝜋.𝑑3 32 −𝑏.𝑡.(𝑑;𝑡)2 𝑑 = 𝜋.903 32 −25.9.(90;9)2 90 = 55167 (mm3) 𝜍𝑎 = 881125,6 55167 = 15,97 (Mpa) Thay vào công thứ trên ta đƣợc:
𝑆𝜎 =1,75.15,97275 0,73.1,7 + 0,1
= 12,16
Hệ số an toàn xét riêng ứng suất xoắn:
𝑆𝜏 =𝐾 𝜏;1
𝜏. 𝜏𝑎
𝜀𝜏. 𝛽 + 𝜓𝜏. 𝜏𝑚 (10.20)
Theo tài liệu [2] ta có:
𝜏;1= 0,25. 𝜍𝑏 = 0,25.550 = 137,5 (𝑀𝑝𝑎
Kτ = 1,5 (có rãnh then)
β = 1,7 (hệ số tăng bề mặt trục)
ετ = 0,72 (hệ số kích thước)
ψτ = 0,1 (hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình)
Do trục quay một chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝑇𝑑 2. 𝑊𝑑
89 𝑊𝑜=𝜋. 𝑑3 16 − 𝑏. 𝑡. (𝑑 − 𝑡)2 𝑑 = 𝜋. 903 16 − 25.9. (90 − 9)2 90 = 126736,3 (𝑚𝑚3) 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝑇𝑑 2. 𝑊𝑑 = 419697,4 2.126736,3= 1,66 (𝑀𝑝𝑎)
Thay vào công thức sau ta có:
𝑆𝜏 =𝐾 𝜏;1 𝜏. 𝜏𝑎 𝜀𝜏. 𝛽 + 𝜓𝜏. 𝜏𝑚 = 137,5 1,5.1,66 0,72.1,7 + 0,1.1,66 = 62,5 Hệ số an toàn chung là: 𝑆 = 𝑆𝜎. 𝑆𝜏 √𝑆𝜎2+ 𝑆𝜏2 = 12,16.62,5 √12,162+ 62,52 = 11,64 > [𝑠] = 1,5
Do đó điều kiện bền mõi của trục tại tiết diện nguy hiểm nhất đƣợc thỏa.
3.3.5.3. Chọn ổ bi cho trục
Hình 3.15: Phân tích lực gối đở
Trục không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đũa trụ ngắn. Tải tác dụng lên ổ A:
𝑅𝐴 = √𝑌𝐴2 + 𝑋𝐴2 = √9320,32+ 1087,92 = 9383,6 (𝑁)
Tải tác dụng lên ổ B:
𝑅𝐵= √𝑌𝐵2+ 𝑋𝐵2 = √7315,42 + 512,62 = 7333,3 (𝑁)
Vì RA > RB nên ta tính toán chọn ổ theo ổ chịu tải lớn hơn tại vị trí A. Ta chọn ổ bi theo điều kiện khả năng tải động: Ctt
Trong đó:
Ctt: khả năng tải động cần thiết C: khả năng tải động của ổ chọn
m: hệ số phụ thuộc vào bậc của đƣờng cong, với ổ bi m = 3.
QB: tải trọng quy ƣớc, vì không có lực dọc trục nên hệ só X = 1 và Y = 0. Tải trọng quy ƣớc: Q= 𝑋. 𝑉. 𝑅𝐴.𝑘𝜎. 𝑘𝜏 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
90
Hệ số đặc tính tải trọng cho thiết bị cán: 𝑘𝜎 = 1,5
Hệ số xét đến nhiệt độ: 𝑘𝜏 = 1
Chọn vòng trong của ổ bị quay ta có hệ số: V = 1
𝑄 = 1.1.1,5.9383,6 = 14075,4 (𝑁)
L: thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay. Ta thiết kế ổ hoạt động tốt trong Lh = 25000 giờ.
𝐿 =60. 𝐿ℎ. 𝑛𝑑
106 = 60.25000.50
106 = 75 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔
Khả năng tải động đƣợc tính toán:
𝐶𝑡𝑡 = 𝑄. √𝐿𝑚 = 14075,4. √753 = 59258,3 (𝑁)
Theo phụ lục 9.1 (TL[2]) ta chọn ổ bi đũa trụ ngắn cỡ trung 2617 với C = 259000 (N) và Co = 235000 (N)
Tuổi thọ xác định theo công thức:
𝐿 = (𝐶 𝑄) 𝑚 = (259000 59258,3) 10/3 = 136,5 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 Tuổi thọ tính bằng giờ: 𝐿ℎ =106. 𝐿 60. 𝑛 = 106. 136,5 60.50 = 45500 𝑔𝑖ờ
3.3.6. Tính toán và chọn thông số xylanh
Sơ đồ đặt lực kẹp trên trục kéo:
Để tính lực kẹp cần đủ để kéo đƣợc tole ta có:
𝜂. 𝑙1. 𝑄 = 𝑃𝑐. 𝑙2
Q = 𝑃𝑐.𝑙2
𝜂.𝑙1 = 14285,7.300
0,99.400 = 10822,5(N) = 1082,3(Kg) Áp dụng công thức Euler để tính mạch thủy lực là:
𝐾 =𝜋2. 𝐸. 𝐽 𝐿2
Hành trình tối đa của piston là: Lm = 115 mm Chiều dài tƣơng đƣơng: L = 2.115 = 230 mm
91 Chọn hệ số an toàn là: S = 3,5
Lực tới hạn: K = S.Q = 3,5.(1082,3+100) = 4138,05 (Kg) Module đàn hồi: 2,1.106 (kg/cm2)
Moment quán tính diện tích mặt cắt ngang của piston là: J= 𝜋.𝑑4
64
Suy ra đƣờng kính cần của piston là: d4 = 64.𝐾.8.𝐿𝜋3.𝐸 2 = 64.4138.05.8.232
𝜋3.2,1.106 = 18,07 (cm4)
→ 𝑑 = 2,06 (𝑐𝑚) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Vậy chọn d = 22 mm, D = 40 mm.
3.3.7. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC NẮN: 3.3.7.1. THIẾT KẾ CỤM NẮN CON LĂN: 3.3.7.1. THIẾT KẾ CỤM NẮN CON LĂN:
Vật cán thƣờng chịu nhiết độ không đều (trong khi nung, khi cán, khi làm nguội) và nhiều nguyên nhân khác làm cho sản phẩm bị cong vênh.
Khác với quá trình cán quấ trình nắn không làm thay đổi hình dạng và diện tích tiết diện vật nắn.
Yêu cầu kỹ thuật:
Vật liệu phôi: thép tấm 𝜍𝑏 = 550𝑀𝑝𝑎
Chiều dày phôi: 0,2 ÷ 0,8 mm
Do thành phẩm làm một dạng phôi đƣợc gia công ở công đoạn khác tùy vào mục đích sử dụng nên yêu cầu về độ chính xác không cao.
Sản phẩm không bị cong vênh Năng suất 15m/phút
Phôi có chiều rộng lớn: 1300mm Chi phí chế tạo thấp
Kích thức máy nhỏ gọn Dễ bảo trì và thay thế
CÁC THÔNG SỐ CHỦ YẾU CỦA MÁY NẮN: Đƣờng kính thân con lăn (D)
Khoảng cách giữa hai con lăn (t) Số lƣợng con lăn (n)
92 Nguyên tắc chọn:
Đảm bảo tốc độ nắn ứng suất tiếp xúc giữa vật nắn và con lăn nhỏ hơn ứng suất cho phép
3.3.7.2. Cách chọn bƣớc con lăn (t)
Trƣớc tiên xét đến các yếu tố ảnh hƣởng đến (t):
t quá lớn thì bán kính vật nắn khi bị uốn về phía ngƣợc lại (𝜌) tang, độ cong 𝑙/𝜌 giảm, moment nắn (Mn) giảm, chất lƣợng nắn giảm.
t quá nhỏ thì (𝜌) giảm, độ cong 𝑙/𝜌 tang, moment nắn (Mn) tang, chất lƣợng vạt nắn tang. Nhƣng t quá nhỏ thì D giảm, ứng suất tiếp xúc (𝜍𝑡𝑥) tang, do đó ở bề mặt vật nắn sinh ra rỗ, chất lƣợng bề mặt kém, con lăn chóng hỏng.
Vì vậy ta phải chọn (t) trong phạm vi:
0,43. . √𝐸/𝜍𝑠 ≤ 𝑡 ≤ 0,33.𝐸ℎ𝜎𝑠 (CT8-35/225 [1]) Trong đó: E = 2.105 (N.mm2) 𝜍𝑠 = 300 𝑀𝑝𝑎 h = 0,5 (mm) → 17,6 ≤ 𝑡 ≤ 1100 Chọn t = 120 mm. Chọn đƣờng kính con lăn (D):
Đƣờng kính con lăn chịu sự ràng buộc của bƣớc con lăn t 𝐷 = (0,9 ÷ 0,95). 𝑡 = (108 ÷ 114)𝑚𝑚
Chọn D = 100mm.
3.3.7.3. Tốc độ nắn:
Tốc độ nắn thƣờng căn cứ vào năng suất để định đoạt đồng thời xét tới nhiệt độ và chất lƣợng vật nắn.
Nắn nguội thép tấm v = 0,16 ÷0,5 m/s Vật nắn càng dày tốc độ nắn càng nhỏ Chọn v = 0,16 ÷0,5 m/s
số lƣợng con lăn nắn (n)
số lƣợng con lăn thƣờng dựa theo yêu cầu chất lƣợng vật nắn và chiều dày vật nắn để lữa chọn.
93
đối với thép tấm chiều dày vật nắn (0,2÷0,8)mm. Những sản phẩm đƣợc nắn thẳng và cắt ở đây chủ yếu là đạt kích thƣớc yêu cầu chuẩn bị cho công đoạn sau và độ chính xác yêu cầu không cao. (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
→ chọn n = 8.
3.3.7.4. Tính toán thiết kế trục nắn”
Để xác định tổng lực và moment nắn ta dùng phƣơng pháp thay thế bởi cụm nắn khác để xác định tổng lực và moment nắn. Ở đây ta dùng cụm nắn cơ bản cùng với đƣờng kính con lăn, cùng quãng đƣờng và vận tốc nắn. Nhƣ vậy, tấm thép đƣợc nắn thẳng với cùng quãng đƣờng và thời gian nắn.
Cụm nắn cơ bản có: n = 8, t = 120mm, D = 100mm.
Hình 3.16: Sơ đồ phương án
Giả thiết
Moment tác dụng lên các con lăn thứ hai, thứ ba, thứ tƣ đều bằng nhau và bằng moment