Đồ án tốt nghiệp Máy gấp khung dây

Sử dụng bánh răng nhằm mục đích truyền mômen xoắn giữa bánh răng và bắnh răng hoặc giứa bắnh răng với thanh răng trong trường hợp này ta dùng bộ truyền bánh răng thanh răng. Khi bánh răng chịu mômen xoắn thì tại chỗ tiếp xúc sinh ra lực pháp tuyến vuông góc với bề mặt răng, ngoài ra trong qúa trình ăn khớp các răng trướt trên nhau. Như vậy dưới tác dụng của các lực này thì răng chụi tác dụng của trạng thái ứng suất phức tạp ( ứng suất tiếp và ứng suất uốn là chủ yếu có ảnh hưởng quyết định đến khả năng làm việc của răng). Đối với mỏi răng các ứng suất này thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn ứng suất thay đổi là nguyên nhân làm cho răng hỏng vì mỏi răng bị gẫy do ứng suất uốn, bị tróc rỗ bề mặt do ứng suất tiếp. Trong trường hợp thiết kế mày thì bánh răng không được ngâm trong dầu cho nên bị hang chủ yếu xảy ra là bị gẫy răng do quá tải Vì vậy trong quá trình thiết kế phải tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của bề mặt răng làm việc và độ bền uốn của chân răng sau đó kiểm nghiệm răng về độ quá tải Gẫy răng là là dạng hỏng rất nghiêm trọng, nó không chi là máy ngừng hoạt động mà nó còn là hỏng các chi tiết khác có liên quan. Trong máy đang thiết kế thì bánh răng được bố trí tại bốn vị trí nó có vai trò như nhau là truyền mômen xoắn, nhưng có sự khác biệt duy nhất giữa hai cặp bánh răng đó là giá trị mômen lực đặt lên bánh răng. Trong quá tình tính lực ở phía trên thì ta đõ xác định được lực đặt lên cặp bánh răng phía trong lớn hơn lực đặt lên cặp bánh răng phía ngoài. Hơn nữa trong quá trình chế tạo thì người ta chế tạo 4 bánh răng hoàn toàn giống nhau. Vì vậy khi tính toán bền ta chỉ cần tính toán cho một bánh răng tại vị trí gấp phía trong. Các thông số về hình học và chọn sơ bộ đặc tính của bánh răng: Để đơn giản trong thiết kế và lại trong trường hợp thiết kế này đây là truyện giải quyết mục đích truyền mômen giữa bánh răng và thanh răng cho nên ta chọn trước các thông số hình học và vật liệu sau đó dữa trên những thông số đó kiểm nghiệm bền cho bánh răng. Chọn vật liệu Theo bảng [6-1] và bảng [6-2] HDĐ-T1 Nhãn thép Nhiệt luyện Kích thước S không quá Độ cứng Giới hạn Bền sb Giới hạn chảy sCh 20X Thấn cácbon 60mm HRC 45 á53 650(Mpa) 400(Mpa) Bảng thông số hình học Môdun chọn theo bảng [6-8] HDĐ-T1 2,5 (mm) Đường kính chia d d = m.z ( bánh răng thẳng) chọn d = 90(mm)ị z = 36 Đường kính vòng đỉnh da = d + 2m = 90 + 2.2,5 =95 (mm) Đường kính chân răng df = d –2,5.m =90 –2,52 =88,75(mm) Số răng của bánh răng z Z =36 Kiểm tra bền: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt qua một giá trị cho phép và được xác định theo công thức sau đây. sF = 2.T.KF.Ye.Yb.YF.Ê [s] Trong đó ta có : T là mômem xoắn trên bánh răng chủ động (Nmm); m là môđun, bW chiều rộng vành răng (mm), dW1 là đường kính vòng lăn, Ye là hệ số kể đến trùng khớp ngang của răng, Yb hệ số kể đến độ nghiêng của răng, YF là hệ số dạng răng, KF hệ số kể tải trọng khi tính về uốn: Công thức của đối tượng Giá trị Chú thích các đại lượng T = a.P 367.103(Nmm) a =0,062 (m) P = 5907 (N) Ye = 1/ea 1,5 ea hệ số trùng khớp ngang Yb = 1- b/1400 1 b góc nghiêng của răng = 0 dw = m.Z 90(mm) bW 30(mm) Bề rộng của răng ăn khớp YF 3,70 Tra theo bảng [6-18] HDĐ-T1 KF= KFbKFa.KFV 1,1 KFa =1; KFV=1,1 với cấp chính xác 8 vận tốc nhỏ theo PL2.3-HDĐ-T1 KFb = 1 tra bảng [6-7] HDĐ Thay các số liệu trên và công thức tính ứng suất tiếp ta có: sF = 2.367.103.1,1.1,5.1.3,5= 737 (MPa) và uốn suất cho phép xác định theo công thức gần đúng: [s] = 0,85 sCh = 340(MPa). Như vậy ta có s Ê [s] cho nên bánh răng chế tạo như trên hoàn toàn đủ bền Kết cấu bánh răng truyền mômen tại điểm gấp trong Tính bền cho then truyền mômen xoắn nằm trên bánh răng: Phân tích đặc tính làm việc và các dạng hang xảy ra của mối ghép then Mối ghép then được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại Mối kép then đơn giản và được dùng khá phổ biến trong công nhiệp cũng như trong đồi sống xã hội. Trong quá trình làm việc mỗi ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then còn bị hỏng do bị do bị cắt đứt, và bị mòn trong quá trình làm việc. Trong đồ án này thì mối khép then được sử dụng khá nhều để kiểm tra hểt các then sử dụng là rất khó khăn bởi vật chúng ta chỉ đi kiểm tra mỗi ghép then tại vị trí mà nguy cơ dẫn đến hỏng là lớn nhất. Vị trí đí là then trên bánh răng tại điểm gấp ở hại vị trí phía trong. Những đặc tính của then về vật liệu và về hình dạng của then Kích thước đường kính truc f76 tra theo bảng [9-1a]-HDĐ-T1 ta có kích thước của then như sau Đường kính trục Kích thước Chiều sâu rãnh then Bán kính lượn (mm) b h t1 trên trục t2 trên lỗ Nhỏ mhất Lớn nhất f75 20 12 7,5 4,9 0,4 0,6 Vật liệu chế tạo then thép 45, chọn lại b =14 (mm) Kiểm nghiệm bền cho mối khép then trong quá trình tiết kế máy Đối với then ta kiểm tra cả về điều kiện bền cắt và điều kiện bền dập. Để đủ bển thì then phải thoả mãn điều kiện sau đây. sd = Ê [sd] tC = Ê [tC] Xác định các thông số còn thiếu trong công thức trên lt là chiều dài then lt = 29 (mm) T là mômen xoắn trên trục T = 155.103 (Nmm) [sd] ứng suất dập cho phép tra theo [9-5]-HDĐ-T1: [sd] = 40 (MPa) [tC] ứng suất cắt cho phép [tC] = 75 (MPa) Thay các số liệu trên và công thức kiểm nghiệm về độ bền sd = =Ê [sd] = 40 (MPa) tC = = Ê [tC] = 75 (MPa) Như vậy then ta chọn với kích thước như trên hoàn toàn đủ bề cả bền cắt và bền dập. Tính bền cho cho chốt tạo ra lực uốn tại vị trí gấp ngoài cùng: Phân tích điều kện làm việc của chốt trụ tạo ra lực P: Trong quá trình làm việc chốt trụ này tiếp nhận lực từ hệ thống thuỷ lực một lực khá lớn mới có đủ khả năng để làm biến dạng để tạo ra sản phẩm và quá trình đó là liên tục đều đặn có chu kỳ, với đặc tính làm việc ấy thì chốt có thể bị gẫy và bị mòn rất nhanh và mòn không đều. Giải pháp: Để chốt không vì tải trọng mà bị gẫy thỉ ta phảy tnính toán bền cho chốt, để tránh cho chốt giảm mòn đến mức tối thiểu thì ta làm kết cấu của trục như hình vẽ, trục có bạc lót ngoài trong quá trình làm việc thì bạc sẽ trực tiếp tiếp xúc với phôi và luôn quay tròn quanh trục đồng thời nó lại được bôi trơn cho nên mòn đối với trục làm giảm đến mức tối thiểu, khi bạc mòn thì ta thay bạc khác Vời đặc tính làm việc như trên ta xét bền cho trục khi chọn sơ bộ trục như sau Bảng đặc tính của thép 40XH-theo B6-1-TTTKHDĐCK-T1 Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sch 20X Thấm cácbon HRC 46á53 650(Mpa) 400(Mpa) Dưới đây là kết cấu của trục và các biểu đồ lực tác dụng cũng như biểu đồ phân tích lực tác dụng Chốt trụ trong có đường kính chọn sơ bộ là f20 để tránh mòn chốt quá nhanh trong quá trình gia công ta dùng thêm một bạc lót. Lực tác dụng và bạc là lực tập trung nhưng do ảnh hưởng của bạc thì lực P lại tác dụng lên trục theo lực phân bố cúa giá trị của lực phân bố là như biểu đồ thể hiện trên. Phương trình tính lực M0 và P0 Phương trình cân bằng lực và mômen M0 – P.L/2 = 0 ị M0 = P.L/2 (Nm) P0 - P = 0 ị P0 = P (N) Biểu đồ lực cắt và mômen theo P Như vậy nhìn và biểu đồ lực cắt và biểu đồ của mômen uốn nội lực ta thấy điểm nguy hiểm nhất là tại ngàm. Tại ngàm đó thì không phỉa là một khối trụ liên tục mà đó là một trụ bậc như vậy nguy hiển nhất tại mặt cắt chỗ biến thiên về bên trụ nhỏ M16. Ta đi kiểm tra bền tại đó. Điều kiện bền cần được đảm bảo theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất stđ = [1-6] Trong công thức [1-6] các tham số được xác định như sau sZ : là ứng suất pháp trong mặt cắt ngang của dần bị uốn phẳng thuần tuý và được tính theo công thức sau sZ = ị sZmax = Với: WX = Với: MXmax = tK : là ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang và được xác định theo công thức sau tK = và tK là max khi y = 0 tK = Với: Qy = P (N) Xét trong trường hợp nguy hiển nhất khi P = 2500 (N) ứng suất cho phép [s] xác định theo tài liệu [TTTKHDĐCK-1] ta có [s] = 0,8[sch] = 0,8 .400 =320 (Mpa) ứng suất pháp sZmax = = = 118.106 (N/m2) = 118 (Mpa) ứng suất tiếp tK = == 16 (MPa) Như vậy ta thay vào phương trình [1-6] stđ = Tóm lại với điều kiện ta chọn cho chốt trên hoàn toàn thoả mãn điều kiện bền Tính bền cho chốt tỳ chịu lực tại vị trí gấp ngoài: Phân tích điều kiện làm việc của đổi tượng: Chốt tỳ cố định tiếp nhận lực X1 là phản lực do phôi trong quá trình làm việc tạo ra, đầu trên của chốt tỳ tiếp xúc với phôi gia công, còn đẩu dưới tiếp xúc với đầu của xilanh, để trong quá trình gấp ở hai góc ngoài hoàn thành thì chốt trụ này tụt xuống để cho phôi băng qua đầu chốt trong quá trình gấp tại hai góc trong. Với điều kiện như vậy thì nguy hiểm có thể xảy ra đối với chốt là có thể gẫy chốt cho nên ta phải tính bền uốn cho chốt Chọn vật liệu chế tạo Bảng đặc tính của thép 40XH-theo B6-1-TTTKHDĐCK-T1 Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sch 20X Thấn cácbon HRC 46á53 650 400 Sơ đồ hoá với các mối liên kết của nó Lực X1 được xác định theo P như sau: X1 = 1,706 P =4265 (N) Biểu đồ phân tích lực-biểu đồ lực cắt-biểu đồ mômen Qua biểu đồ kết hợp với kết cấu của trục như trên thì điểm nguy hiểm xảy ra tại mặt căt qua rãnh then mà gần ngàm nhất và qua mặt cắt B-B Kiểm tra bền trên điểm nguy hiểm nhất trên rãnh then Theo thuyết bền ứng suất tiếp để đảm bảo điều kiện bền ta có stđ = Trong công thức kiểm tra bền trên thì các ứng suất pháp và tiếp xác định theo công thức sau WX = Theo qua hệ hình học ta xác định được lực cắt và mômen tại đó MXmax = sZmax = ứng suất tiếp (tình khi trúc có đường kính d* = 25 – 2t =18 (mm) ) Qy = 4265 (N) tK = = 22,3.106 (N/m2) = 22,3 (MPa) Thay vào công thức kiểm nghiệm ta có stđ = Trong khi đo ứng suất tiếp cho phép với vật liệu ta chọn ở trên là [s]= 0,8.400 = 320 (MPa) Như vậy: stđ Ê [s] ị Tại vị trí này trục hoàn toàn đủ bền Kiểm tra bên trên qua mặt cắt B-B Để đơn giản trong tính toán tiết diện mặt cắt B-B có thể đơn gian hoá như sau để tình toán Theo thuyết bền ứng suất tiếp để đảm bảo điều kiện bền ta có stđ = Trong công thức kiểm tra bền trên thì các ứng suất pháp và tiếp xác định theo công thức sau WX= 0,1D3.(1-h4) với h = ị WX =1506.10-9 (m3) Theo qua hệ hình học ta xác định được lực cắt và mômen tại đó MXmax = 330 (Nm) sZmax = ứng suất tiếp (tình khi trúc có đường kính d* = 25 – 2t =18 (mm) ) Qy = 4265 (N) tK = 22,3.106 (N/m2) = 22,3 (MPa) Thay vào công thức kiểm nghiệm ta có stđ = Như vậy: Tại vị trí này trục hoàn toàn đủ bền Tính bền cho chốt tí chịu lực tại điểm gấp trong: Phân tích điều kiện làm việc của đối tượng Đối với chốt này thì vai tro cũng giống như vai trò của chốt phía trên đó là cũng tiếp nhận lực từ phôi trong quá trình làm việc, nhưng đầu dưỡi của nó không có chuyển động dọc trục, và nguy hiểm có thể xảy ra là gẫy trục Chọn vật liệu và các điều kiện kỹ thuật của chốt Bảng đặc tính của thép 20X-theo B6-1-TTTKHDĐCK-T1 Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sch 20X Thấm cácbon HRC 46á53 650 400 Phân tích lực và vẽ biểu đồ mômen và lực cắt đối với dần trên Với phương trình cân bằng lực và mômen ta tìm được M0, P0, P1 M0 =X2.l; P0 = X2 = P=4265; P1 = 0 (N) Theo biểu đồ lực cắt và mômen thì điểm ngây hiểm nhất là điểm trên rãnh then mằn gần ngàm nhất và mặt cắt tại ngàm. Phương trình tính lực cắt và mômen nội lực tại một điểm bất kỳ trên dầm QY = P0 Mx = - M0 + P0.Z Kiểm tra bền tại ngàm Điều kiện bền cần được đảm bảo theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất stđ = Trong công thức trên ta có sZ : là ứng suất pháp trong mặt cắt ngang của dần bị uốn phẳng thuần tuý và được tính theo công thức sau sZ = ị sZmax = Với: WX = Với: MXmax = tK : là ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang và được xác định theo công thức sau tK = và tK là max khi y = 0 tK = Với: Qy = X2 (N) áp dụng kiển tra bên với các thông số của dâm cho như trong bảng trên sZmax = tK= [s] = 0,8[sch] = 0,8 .1400 =320 (Mpa) Kiểm tra bền st = Tóm lại với điều kiện ta chọn cho chốt trên hoàn toàn thoả mãn điều kiện Bền Kiểm tra bề cho các ren vít tại mối liên kết ren giữa thanh răng và rãnh trượt mang cá: Phân tích đặc tính làm việc và các dạng hỏng của mối ghép ren Mối ghép ren được dùng rất nhiều trong nghành chế toạ máy, các chi tiết máy có ren chiếm 60% tổng số chi tiết trong các máy hiện đại. Mối ghép ren cũng sử dụng rất nhiều trong các dàn cấn trục và các kết cấu thép trong xây dung. Chúng sử dụng rộng rại trong đời sống và trong công nghiệp là vì rễ chế tạo, dễ tháo lắp, kết cấu đơn giản, hiệu suất lớn Tuy vậy thì môi ghép ren có một số nhược điểm-đó là có sự tập trung ứng suất ở chân ren do đó làm giảm độ bền mỏi của mổi ghép. Các dạng hỏng của mổi ghép ren: Thân bulông bị đứt tại phần có ren hoặc tại sát đầu bulông-Ren bị hỏng và dập, mòn, bị cắt hoặc bị uốn- Đầu bulông bị cắt hoặc bị uốn Trong trường hợp này bulông chị lực ngang. Bulông được tính theo điều kiện bảo đảm cho mối ghép không bị trượt. Những đặc tính làm việc của ren về thống số hình học và vật liệu Ren trong mối ghép này tham gia vào việc truyền lực với phương của lực vuông góc với với đường tâm của bulông, và có bốn vít tham gia vào mối ghép, như vậy đây là mối khép của một nhóm các vít. Bulông lắp trong điều kiện có khe hở. Chọn trước vít M8x1, vật liệu chế tạo CT3. Xây dung lý thuyết tính bền cho mối ghép ren này: Gỉa thiết rằng ngoại lực Q phân bố đều cho tất cả 4 bulông trong mố ghép. Như vậy lực sết V tác dụng lên một bulông được tính theo công thức sau V = trong công thức này ta có: k là hệ số an toàn chọn k = l,3; Q là ngoại lực tác dụng đều lên cả 4 bulông Q = 3444 (N) ; Z = 4 sô bulông ; i số bề mặt tiếp xúc giữa các tấm ghép và i = 1; f = 0,18 hệ số măt sát của các bề mặt tiếp xúc Thay các số liệu trên vào công thức ta có ị V = 6,21.103 (N) Như vậy bây giới ta quy về tính cho một bulông để hiện tượng trượt không xảy ra.Để hiện tượng trượt không xảy ra thì nó phảy đảm bảo về điều kiện lực như sau. stđ = =160 (MPa) ứng suất cho phép xác định như sau theo bảng [8-3]-CTM-T1 với điều kiện là bulông siết chặt [sk] = Trong đó [s] là hệ số an toàn tra theo bảng [8-4]-CTM-T1: [S] = 3á4 ị chọn [S] =3; sCh là giới hạn chảy tra theo bảng [8-1]-CTM-T1 ị [S] = 240 (MPa); như vậy thay vào công thức ta có [sK] =60 (MPa) trong khi đó stđ =160 (MPa) hoàn toàn xảy ra hiện tượng trượt và như vậy là bulông bị phá huỷ. Giả pháp: Bulông bị cắt đứt là do hiện tượng thanh răng trượt ngang vuông góc với đường tâm của các bulông là cắt đứt bulông. Nừu ta cố định được thanh răng là cho no cố định không bị trượt trong khi chịu tải trọng thì bulông sẽ hầu như không chị tải trọng khi làm việc má chỉ có tác dụng là giữ thanh răng và chịu trọng lực của thanh răng, trọng lực này là rất nhỏ. Thanh răng về kết cấu được sửa lại như hình vẽ dưới đây. Theo hình dưới đây ta nhìn they thanh răng có một phần nhô lên phần này tỳ lên chi tiết mang ca chuyển động vì vậy lực tác dụng và thanh răng được tập chung chủ yếu ở đây. Vì vậy hiện tượng trượt khi có tải là không xảy ra. 4.1_Phân tích quá trình phát triển ngành thuỷ lực trên thế giới và ở Việt Nam. 4.2_Khảo sát đặc tính của một số HT dẫn động 4.3_Tính toàn áp lực trên đường ống HT thuỷ lực 4.4_Phân tích bơm và chọn bơm 4.5_Tính toán động cơ và chọn động cơ điện 4.6_Tính toán lại lưu lượng và thời gian làm việc của trong mỗi chu trình 4.7_Tính chọn bể dầu 4.8_Tính chọn bộ lọc dầu 4.9_Tính toán van điều khiển và dây dẫn dầu 4.10_Khảo sát các loại dầu và chọn dầu cho hệ thống Phân tích quá trình phát triển thuỷ lực trên thế giới cũng như Việt Nam trong thời gian vời qua và phạm vi ứng ứng dụng của nó : Từ xa xưa thế giới đã biết đến và cộng nhận Acsimet là nhà khoa học đầu tiên đã đưa ra các lý luận về thủy lực “ Về các vật nổi” với các định luật nổi tiếng về lực đẩy lên các chất lỏng. Trên thực tế không phải đợi đến thời kỳ ấy loài người mới biết lợi dụng thuỷ lực các kiến thức về thuỷ lực. Người dân các nước trên thế giới đã rất lâu dùng xe nước tưới ruộng, kênh đào và đóng thuyền Căn cứ vào các tài liệu hiện có của phương Tây, sau Acsimet phải đợi đến thế kỷ 15 sau công lịch mới xuất hiện lại các công trình nghiên cứu về thuỷ lực với bản luận văn của Lêônđô đa Vanhsi (1452-1519) (bàn về chuyển động của nước và đo lường về nước). Và nhiều nhà khoa học khác cũng nghên cứu về thuỷ lực. Đặc biệt đến thế kỷ 18 trở đi, Đanien Becnuli (1700-1782) và Leona Ơle (1707-1783) đã có những lý luận vững chắc cho thuỷ lực học với hai công trình xuất sắc: “ Thuỷ động lực học” (1738) trong đó đã chứng minh phương trình năng lượng ( ngày nay mang tên là phương trình Becnuli), và “ Các nguyên lý chung về chuyển động của chất lỏng” (1755) trong đó đã chứng minh phương trình vi phân cân bằng của chất lỏng, phương trinh vi phân của chất lỏng chuyển động không nhớt ( ngày nay các phương trình đó đều được gọi là phương trình Ơle). Cũng trong thế kỷ thứ 18 và tiếp đến thế kỷ 19 và 20 do sự phát triển của các ngành sản xuất rất nhiều các nhà nghiên cứu và các kỹ sư đã đóng góp những công trình rất cơ bản cho cơ học chất lỏng và thuỷ lực học. Tiên tuổi của họ vẫn kèn theo những công thức, các định luật, các phưng trình, như Lômanoxốp (1711-1765), Sêdi (1718-1789), Venturi (1746-1822), Raynol (1842-1912), Jukỗpki (1847-1921). Đến bây giờ thuỷ lực được ứng dụng khá phổ biến trong đời sống và trong công nghiệp. Chúng có mặt trong đời sống sinh hoạt mà gần ta nhất là bơn nước, các bơm khí và trong công nghiệp nó cũng sử dụng rất rộng rãi từ những máy đơn giản như máy tiện, bào, phay, mài, các máy xúc, cần cẩutời những máy điều chỉnh chính xác như các máy điều khiển số NC và CNC phức tạp hơn nữa nó sử dụng trong các máu trên các vệ tinh trên các con tầu vũ trụ. Như vậy thuỷ lực là một ngành rất qua trọng được sử dụng khá hớn trong thực tế và nhất là trong chế tạo máy, mà đó là chuyển ngành của chúng ta học và tìm hiểu là trách nhiệm của sinh viên chế tạo máy. Khảo xát đặc tính của hệ thống thuỷ lực và các hệ thống điều khiển khác như hệ thống khí nén, hệ thống điện, hệ thống bằng cơ khí Ưu điểm của hệ thống thuỷ lực. Truyền được công suất cao và lực lớn nhờ các cơ cấu tương đối đơn giản, hoạt động với độ tin cậy cao đòi hỏi ít phải chăm sóc, bảo dưỡng. Điều chỉnh được vận tốc làm việc tinh và vô cấp, dễ thực hiện tự động hoá theo điều kiện làm việc hay theo chương trình cho sẵn. Kết cấu gọn nhẹ, vị trí của các phần tử dẫn và bị dẫn không lệ thuộc với nhau, các bộ phận nối thường là những đường ống dễ đổi chỗ. Có khả năng giảm khối lượng và kích thước nhờ chọn áp suất thuỷ lực cao. Nhờ quán tính nhỏ của bơm và động cơ thuỷ lực, nhờ tính chịu nén của dầu nên có thể sử dụng ở vận tốc cao mà không sợ bị va đập mạnh như trong trường hợp cơ khí hay điện. Dễ biến đổi chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của cơ cấu chấp hành. Dễ đề phòng quá tải nhờ van an toàn. Dễ theo dõi và quan sát bằng áp kế, kể cả các hệ phức tạp, nhiều mạch. Tự động hoá đơn giản, kể cả các thiết bị phức tạp, bằng cách dùng các phần tử tiêu chuẩn hoá. Nhược điểm của hệ thống thuỷ lực. Mất mát trong đường ống dẫn và rò rỉ bên trong các phần tử, làm giảm hiệu suất và hạn chế phạm vi sử dụng. Khó giữ được vận tốc không đổi khi phụ tải thay đổi do tính nén được của chất lỏng và tính đàn hồi của đường ống dẫn. Khi mới khởi động, nhiệt độ của hệ thống chưa ổn định, vận tốc làm việc thay đổi do độ nhớt của chất lỏng thay đổi. Ưu điểm của hệ thống khí nén. Do khả năng chịu nén (đàn hồi) lớn của không khí, cho nên có thể trích chứa khí nén một cách thuận lợi. Như vậy có khả nặng ứng dụng để thành lập một trạm trích chứa khí nén. Có khả năng truyền tải nặng lượng xa, bởi vì độ nhớt động học của khí nén nhỏ và tổn thất áp suất trên đường dẫn ít. Đường dẫn khí nén ra (thải ra) không cần thiết (ra ngoài không khí). Chi phí thấp để thiết lập một hệ thống truyền động bằng khí nén, bởi vì phần lớn trong các xí nghiệp hệ thống đường dẫn khí nén đã có sẵn. Hệ thống phòng ngừa quá áp suất giới hạn được đảm bảo. Nhược điểm của hệ thống khí nén Lực truyền tải trọng thấp. Khi tải trọng trong hệ thống thay đổi, thì vận tốc truyền cũng thay đổi, bởi vì khả năng đàn hồi của khí nén lớn, cho nên không thể thực hiện những chuyển động thẳng hoặc qua đều. Dòng khí nén thoát ra ở đường dẫn ra gây nên tiếng ồn. Hiện nay, trong lĩnh vực điều khiển, người ta thường kết hợp hệ thống điều khiển bằng khí nén với cơ, hoặc với điện, điện tử. Cho nên rất khó xác định một cách chính xác, rõ ràng ưu, nhược điểm của từng hệ thống điều khiển. Tuy nhiên có thể so sánh một số khía cạnh, đặc tính của truyền động bằng khí nén đối với truyền động bằng cơ, bằng điện. Ưu nhược điểm của hệ thống điều khiển dẫn động bằng điện Hệ thống điều khiển bằng điện cũng được sử dụng rộng rãi trong đời sống và trong công nghiệp. Chúng có một số những ưu nhược điểm sau đây-Thiết bị nhỏ gọn, mức độ tự động hoá rất cao-song muốn sử dụng để áp dụng để điều khiển máy này thì không thể sử dụng nguyên thiết bị điện là đủ mà còn phải sử dụng thêm các bộ khác như hộp giảm tốc, các thiết bị chuyển đổi dạng chuyển động, hơn nữa hệ thống điều khiển điện để tạo ra lực lức ổn định thì cũng rất khó, và lại độ tin cậy không cao. Ưu nhược điểu của hệ thống điều khiển dẫn động bằng cơ khí Hệ điều khiển cơ khi là hệ điều khiển cổ điển chúng có khả năng tạo ra lực lơn và ổn định như hệ thống của hệ thất công kềnh và mức độ tự động hoá thấp chính vì vậy mà hệ thống điều khiển bằng cơ khí rất ít sử dụng trong các hệ thống điều khiển hiện đại Chọn hệ thống điều khiển cho máy thiết kế Từ đòi hỏi của hệ thống đều khiển của máy uốn dây đó là yêu cầu tạo ra được áp suất lớn ổ định, nhỏ gọn từ những yêu cầu đó ta thấy hệ thống điều khiển bằng thuỷ lực hoàn toàn đáp ứng những yêu cầu trên Tính toán áp lực trong đường ống trong khi làm việc Yêu cầu Việc tính toán áp lực trong đường ống có vai trò đặc biệt quan trong đổi với máy, nó quyết định máy có làm vệc được hay không, có an toàn hay không. Để đáp ứng đượng những yêu cầu trên thì ta phải tính toàn áp lực trên đường ống trong trường hợp khả năng tải lớn nhất có thể xảy ra và ngoài ra phải cho thên và đó hệ số an toàn do quá tải. Lý thuyết tính: Theo sơ đồ hệ thống thủy lực với cách bố trí các xilanh song song với nhau. Để tính áp lực tác dụng lên hệ thống thuỷ lực thì ta chỉ cần tính cho áp lực tại một xilanh làm việc với lực tác dụng lên xilanh là lớn nhất. Theo phần tính lực ở trên thì các lực uốn tác dụng cán của piston là như nhau vì vậy ta có thể tính lực của bất kỳ tại một xilanh nào. Công thức tính: pMax = = (kg/cm2) [2-1] Phân tích quá trình hoạt động và tính toán lưu lượng của động cơ Cần tạo ra sản phẩm theo yêu cầu của đầu bài thì chúng ta cần bố trí 9 xi lanh. Qua bảng chân lý ta thấy rằng chu trình có sự tham gia nhiều xilanh nhất là chu trình gấp tại ở hai vị trí gấp trong có tới 3 xilanh tham gia trong đó có 2 xilanh 50x200 và 1 xilanh 50 x 50. Như vậy nếu ta tính lựu lượng cho tru trình này và chọn bơm theo chu trình này thì bơm sẽ đáp ứng cho tất cả trong các trường hợp. Với hành trình làm việc thì xilanh chỉ cần tiến hành trình (h) vời h= 70 (mm) tại các vị trí gấp, và h = 20 với các vị trí chốt đẩy ( h1 = 70 tính toán dựa trên góc quay của bánh răng, môđun m =2,5 và đường kính của bánh răng). Nhưng để có thể điều khiển được góc gấp tuỳ theo yêu cầu của sản phẩn tạo ra thì ta tính toán hành trình lớn nhất đối với góc gấp (h1 =200) và đổi với chốt đẩy h2 =50 (mm). Lưu lượng của hệ thống được tính ở chu trình có nhiều xilanh làm làm việc nhất.Cụ thể là ở chu trình lùi về của 2 xilanh gấp ngoài,trong chu trình này có 5 xilanh đồng thời làm việc (bao gồm 2 xilanh hành trình 100 và 3 xilanh hành trình 50). V = 2.v1 + 3v2 =2. h1.p(D2-d2) + 3.h2.p (D2-d2) = 907 (cm3) Như vậy thể tích cần cho quá trình cần lưu lượng lến nhất là V =0,907 (lít) mà quá trình này thực hiện trong 3 (s) như vậy ta có lưu lượng của hệ thống cần dùng sẽ là Q = Hình: Hệ thống thuỷ lực Bảng chân lý của hệ thống thuỷ lực máy gấp khung Phân tích vai trò của bơm và chọn bơm Bơm là loại thiết bị biến năng lượng cơ năng thành năng lượng thuỷ lực của dầu ép (dòng chất lỏng). Trong hệ thống dầu ép thường chỉ sử dụng bơm thể tích tức là bơm thực hiện việc biến đổi năng lượng bằng cách thay đổi thể tích của buồng làm việc (thể tích buồng làm việc tăng –bơm rút dầu-thực hiện chu trình hút và khi thể tích của buồng là việc giảm thì thực hiện chi trình nén). Tuỳ thuộc vào lượng dầu do bơm đẩy ra trong một chu kỳ làm việc ta có thể phân ra hai loại ( bơm lưu lượng cố định gọi tắt là bơm cố định và bơm có lưu lượng biến đổi gọi tắt là bơm điều chỉnh). Những thông số cơ bản của bơm là lưu lượng và áp suất). Khảo xát một số loại bơm phổ biến: Bơm bánh răng: Bơm bánh răng là loại bơm dùng rộng rãi nhất vì nó có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo. 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 b