Đồ án Thiết kế hệ thống tự động khoan lỗ trong công nghiệp chế biến gỗ

Chương III TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC CHO CÁC HỆ DẪN ĐỘNG VÀ CƠ CẤU CHẤP HÀNH Trong bất cứ ngành sản xuất cơ khí nào máy móc luôn quyết định trình độ công nghệ, chất lượng sản phẩm và năng suất lao động. Nhưng chất lượng của máy móc sản xuất ra, trước tiên lại phụ thuộc vào máy cắt, các thiết bị chế tạo ra nó. Do đó, xác định đúng đắn phương hướng phát triển máy cắt có ảnh hưởng đến nền kinh tế nói chung và ngành chế tạo máy nói riêng. Phương hướng chung để phát triển máy cắt là không ngừng nâng cao các chỉ tiêu kinh tế và kỹ thuật của nó như: độ chính xác, trình độ tự động, giá thành ...vv. Để đảm bảo máy làm việc với năng suất cao nhất đồng thời cũng đảm bảo chất lượng của chi tiết gia công, máy thiết kế cần phải có khả năng để lựa chọn vận tốc cắt và lượng chạy dao thích hợp nhất. Khoan lổ:Từ (5 ((12 mm Ta chọn lỗ khoan nào có đường kính lớn nhất để tính, vì đường kính lớn nhất thì Mômen xoắn lớn nhất dẫn đến chọn công xuất động cơ có công suất lớn do đó ta chọn lỗ (12 để tính toán, mũi khoan thép gió; phôi liệu gỗ có HB = 120(200 . Hình 3.1 : Chi tiết gia công Hình 3.2:Khoan chi tiết 3.1.Chiều sâu cắt : t [mm] t = 3,36(mm) 3.2. Lượng chạy dao: S [mm/vg] : S = 0,6[mm/vg] 3.3. Tốc độ cắt : V[m/ph] V=
[ Chế độ cắt khi gia công cơ] -Theo bảng (3-3) CV ,q,m,y,Kv : ta có các hệ số tương ứng với vật liệu lưỡi cắt P18: CV q y m 16,4 0,4 0,5 0,2 - T : Chu kỳ bền : T = 45 [ph] [bảng 4-3] - KV :Hệ số điều chỉnh chung cho chế độ cắt tính đến các điều kiện cắt thực tế KV = Kmv.Kuv.K1v -Kmv : Hệ số phụ thuộc vật liệu gia công đối với gỗ có : Kmv = 0,8 [bảng 5-3] -Kuv : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu dụng cụ cắt Kuv = 1 -Klv : Hệ số phụ thuộc vào chiều sâu khoan : Klv = 0,75 [bảng 6-3] ( KV =0,8.1.0,75 = 0,6 Vậy : V =
3.4. Momen xoắn MX và lực chiều trục U : MX = 10.CM.Dq.SY.KP U = 10.CP.Dq.Sy.KP
CM , Cp , q , x , y là các hệ số tương ứng của Mx , Po : Bảng : Mx  U   CM q x y  CP q x y   0,012 2,0 - 0,8  31,5 1,0 - 0,8   KP : Hệ số tính đến các yếu tố gia công thực tế ,phụ thuộc vào vật liệu gia công . KP = KMP = 1
MX = 10.0,012.122,0.0,40,8 .1= 8,3 [Nm] U = 10.31,5.12.0,40,8.1 = 1816 [N] 3.5. Chọn động cơ điện và tính toán công suất động cơ. 3.5.1. Chọn động cơ điện. Chọn động cơ điện bao gồm những việc chính là loại, kiểu động cơ, chọn công suất, điện áp và số vòng quay động cơ. Động cơ được dùng trong hệ thống là. Động cơ điện 1 chiều 3.5.2. Chọn công suất động cơ. Chọn công suất động cơ điện sao cho trong quá trình làm việc có thể sử dụng hết công suất của động cơ, thỏa mãn 3 điều kiện sau: + Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép. + Thời gian quá tải ngắn + Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải khi mở máy khởi động. 3.5.3. Xác định công suất chạy dao. Công suất động cơ điện dùng truyền dẫn để thực hiện chạy dao là:
Trong đó: Q : Lực chạy dao được tính theo công thức thực nghiệm của D.N.Resetôp đề ra. Đối với trục chính của máy khoan. Q = Px + (.
Px : là thành phần của lực cắt: Px = 0,85.U = 0,85.1816 = 1543,8 (N) ( : Hệ số ma sát giữa rãnh và ống trượt máy khoan ( = 0,15 d : Đường kính trục vít me d = 30 (mm) Q = 1543,8 + 0,15.
= 1543,88 (N) Vs = 0,85 (m/p)
Vậy
Chọn công suất động cơ N = 0,14 (kw)
3.5.4. Xác định công suất động cơ truyền động chính. Dùng động cơ điện truyền dẫn quay qua bộ truyền đai để quay mũi khoan của máy. Ta có Ne =
Trong đó : n: Số vòng quay của mũi khoan n =
=
Vậy : Ne =
Thường công suất cắt chiếm khoảng 70 - 80% công suất động cơ điện làm quay bộ truyền đai.
Chọn công suất động cơ điện quay bộ truyền đai N = 0,55 (KW)
Lượng chạy dao [mm/ph] : S=2000.0,4 =800 [mm/ph] = 13,33 [mm/s] . 3.6.Tính thời gian cơ bản : T0 =
L : Chiều sâu lổ khoan , L = 40 [mm] L1 : Chiều dài ăn dao, L1 =
=
[mm] L2 : Chiều dài thoát dao, L2 = 1
3 [mm] , chọn :L2 = 2 [mm] Tđg = 2(s) Tkg+đg = 2(s) Tkc = 2(s) Tđx = 3(s) Tlb = 3 (s) Tđl = 2(s) T0 =
[s]. 3.7 Tính vít me đai ốc bi 1: đai răng 2: động cơ 3: cảm biến số vòng quay 4: Vít me - đai ốc - bi 5: bàn máy 6: truyền động cơ 7: cảm biến hành trình 3.7.1. Các khâu truyền động cơ khí: Các khâu truyền động cơ khí là những bộ phận kết cấu cơ khí tạo thành xích động học nối từ động cơ chạy dao đến điểm tác dụng của dao cụ. Phương án bố trí các khâu truyền động ảnh hưởng đến độ chính xác định vị, trong đó quan trọng nhất phải kể đến các yếu tố sau: + Sự cộng hưởng giữa tấn số riêng của các khâu truyền động với tần số biểu kiến của truyền động. Cộng hưởng này có thể gây ra dao động tại vị trí cần. + Khe hở giữa trục vít me- đai ốc - bi. + Tính mềm hóa phụ thuộc vào lực thay đổi do nguyên nhân của những biến dạng khác nhau. Đối với truyền động chạy dao trên máy khoan tự động, bộ truyền vit me - đai ốc - bi có : - Ưu điểm: * Hiệu suất truyền động cao * Tổn thất ma sát ít (biến ma sát trượt thành ma sát lăn) cho nên hiệu suất đạt được (
) * Không có khe hở trong mối ghép ren và có thể chế tạo được lực căng cho trước. * Đảm bảo độ cứng vững cao * Lực ma sát không phụ thuộc vào tốc độ, đảm bảo truyền động đều. - Nhược điểm: Độ chính xác dịch chuyển bị hạn chế bởi sai số chế tạo, cần có rãnh để đưa con lăn về. Truyền động chạy dao giữa trục động cơ và trục vít me được sử dụng nhằm: + Thích ứng số vòng quay của động cơ với tốc độ chạy dao theo yêu cầu. + Thích ứng mômen quay của động cơ với mô men đòi hỏi trên trục vít me chạy dao. Vì vậy truyền động chạy dao phải có quán tính nhỏ, có độ bền xoắn cao và không có khe hở. Chế tạo tốn kém nên người ta dùng ngày càng nhiều cặp truyền đai răng 1 cấp rồi đến vít me - đai ốc - bi. 3.7.2. Cơ sở tính toán cho truyền động chạy dao. Chỉ tiêu chủ yếu đối với trục vít me - đai ốc - bi là độ bền và ổn định, thiết kế bộ truyền vít me - đai ốc - bi tiến hành sau: Ta có lực chạy dao
[tính ở trên ] Qd = 1543,88 (N) Công suất chạy dao Nsđ = 0,14 (KW) - Mômen xoắn trên trục vít me là

Trong đó: tx: chiều sâu cắt
: hiệu suất Qd: lực chạy dao Vậy
- Đường kính vít me tính theo điều kiện bền xoắn
(14-6 CTM tập 2) trong đó: w0 = Mvm: mômen xoắn của vít me d1: Đường kính trong của ren vít. Ta có :
ta chọn d1 = 17(mm) - Đường kính bi (tính theo công thức thực nghiệm) dbi = 0,1d1 = 0,1.16 = 1,7 (mm) - Bướt vít me P = dbi + 1 = 1,7 + 1 = 2,7 (mm) - Bán kính rãnh lăn

=> r = 0,885 (mm) - Khoảng cách tâm lăn đến tâm bi
trong đó
=450 góc tiếp xúc =>
- Đường kính vòng tròn qua các tâm bi lăn Dtb = d1 + 2 (r - c) Dtb = 17 + 2 (0,885 - 0,0247) = 18,72 (mm) - Đường kính ngoài của đai ốc D1 = Dtb + 2 (r - c) = 18,72 + 2 (0,885 - 0,0247) = 20,44 (mm) - Chiều sâu của profin h = 0,35 dbi = 0,35x1,7 = 0,595 (mm) - Đường kính ngoài của vít me d = d1 + 2 x h1 = 17 + 2x0,595 = 18,19 (mm) - Đường kính trong của đai ốc D = D1 - 2xh = 20,04 - 2 x 0,595 = 19,25 (mm) - Khe hở vít me và đai ốc
(mm) - Góc vít
P: bước ren - Số vòng ren vít me làm việc theo chiều cao đai ốc không nên vượt quá (2 - 2,5) vòng. Nếu không thì phân bố tải trọng cho các vòng sẽ tăng lên. - Số bi làm việc
( K = 4 số vòng ren làm việc) - Khe hở tổng cộng của các viên bi
- Khe hở hướng tâm
= 20,44 - (1,7 x 2 + 17) = 0,04 (mm) - Khe hở tương đối
- Góc ma sát lăn
trong đó ft = 0,006 hệ số ma sát lăn
+ Hiệu suất khi biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
+ Mômen quay đai ốc
3.7.3. Kiểm tra về độ bền Tải trọng riêng dọc trục được xác định
Trong đó:
= 0,8 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi
Ta có :
với
tra theo [14] bảng (8 - 10) Vậy Pmax <
3.7.4. Kết cấu của đai ốc -vitme-bi Hình 3.4: Kết cấu của vít me - đai ốc - bi 3.8. Phận tích ưu và nhược điểm của các loại bộ truyền đai. 3.8.1. Bộ truyền xích: Xích là một chuỗi các mắt xích nối với nhau bằng bản lề, xích truyền động tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp của các mắt xích với các răng cưa đĩa xích. + ưu điểm: - Làm việc không có trượt - Có thể truyền chuyển động giữa các trục tương đối khá xa - Hiệu suất khá cao (
) - Lực tác dụng lên trục nhỏ. + Nhược điểm: - Có nhiều tiếng ồn khi làm việc - Vận tốc tức thời không ổn định - Cần chăm sóc thường xuyên - Chóng mòn, khi làm việc nhiều bụi và bôi trơn không tốt. b. Bộ truyền đai: Bộ truyền đai thường gồm 2 bánh đai; bánh dẫn và bánh bị dẫn, người ta chia làm đai theo tiết diện, đai dẹt, đai hình thang, đai lược... + Ưu điểm: - Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở khá xa. - Làm việc êm không ồn - Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tải. - Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ. + Nhược điểm. - Khuôn khổ kích thước khá lớn - Tỷ số truyền không ổn định và trượt dàn hồi của đai bánh - Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai. - Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao. => Từ những yêu cầu về kỹ thuật của máy khoan tự động và kết hợp với phân tích trên ta thấy chỉ có bộ truyền đai răng là phù hợp nhất cho bộ truyền trong máy. c. Đai răng. Đai răng được chế tạo thành vòng kín, phía trong có răng hình thang ăn khớp với bánh đai răng, bộ truyền này kết hợp được ưu điểm của bộ truyền xích và đai đồng thời khắc phục được nhược điểm. + Ưu điểm - Làm việc không ồn - Tỷ số truyền ổn định - Không có hiện tượng trượt đai - Hiệu suất cao - Không cần bôi trơn - Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng đai nhỏ - Vận tốc tức thời ổn định 3.8. 2. Tính toán bộ truyền đai răng Chọn mômen xoắn theo mômen xoắn của trục dẫn - Mômen xoắn trên trục dẫn
Do đó: ta chọn m = 4 theo bảng (13 - 15 CTM) Vì T1 < 22103 (Nmm) Khi m = 4 co: số răng z1=16 , z2=22 + Đường kính bánh đai - Đường kính bánh đai nhỏ d1 = m Z1 (mm) (13 - 42 CTM) Trong đó: d1: đường kính bánh đai nhỏ m: môđun Z1: Số răng của bánh đai nhỏ * Vận tốc ở bánh đai nhỏ
(mm/s) (13 - 49 CTM tập 2) - Đường kính bánh đai lớn Z2 = Z1 U Trong đo: u = 2,5 tỷ số truyền Z1: số răng bánh đai nhỏ + Khoảng cách trục a 2 (d1 + d2)
a
0,55 (d1 + d2 ) (13 -44) + Chiều dài sơ bộ dây đai
(13-4CTM) + Số răng của dây đai sơ bộ
theo tiêu chuẩn ta chọn + Chiều dai dây đai xác định bởi Zd
+ Khoảng cách trục a
+ Góc ôm
trên bánh đai nhỏ
(13-3TCM) + Số răng ăn khớp bánh nhỏ
(răng ) (13-47CTM) + Từ điều kiện bền xác định chiều rộng b của dây đai cần thiết để truyền được lực vòng Fr
(13-48) Trong đó:
: Cường độ lực vòng cho phép
= C.q0. Cu q0 = 25 lực vòng cho phép (bảng 13-15) Cu = 1 hệ số tổng số truyền C = 1 hệ số bánh răng đai ăn khớp T1: mômen trục dẫn qm = 0,005 khối lượng 1 mét rộng dây (KG/mm) Kd: hệ số tải trọng V: vận tốc đai b
2 0 Theo tiêu chuẩn ta chọn + Lực căng ban đầu F0 = (1,1 - 1,3) Fet ở đây: Fet = qmV2b + Lực tác dụng lên trục Fv = 2 F0 sin (
1/2) Ở đây: F0: lực căng ban đầu đai
: gốc âm đai ở bánh nhỏ Kết luận: chọn phương án bánh đai nhỏ có số răng Z = 16 và sai số ít hơn, kích thước gọn hơn so với phương án Z = 22 Do đó: ta phải đi tính lại các thông số và chọn theo tiêu chuẩn hóa - Môđun m = 4 - Đường kính bánh đai răng d1 = 64; Z1 = 16 d0 = 160; Z0= 60 - Chiều dài dây đai và số răng L = 79,3; Zđ = 63 - Chiều rộng bánh đai B = 32 (mm) - Chiều rộng dây đai b = 25 (mm) - Góc âm
trên bánh đai nhỏ
- Số răng ăn khớp ở bánh đai nhỏ Zd1 = 7 (răng) - Lực căng ban đầu F0 = 412,2 (N) - Lực tác dụng lên trục Fv = 746,7 (N) 3.9.Tính toán lựa chọn các phần tử trong mạch. 3.9.1 Mối quan hệ giữa áp suất và tải trọng. Biểu đồ (hình 3.5) giải thích mối quan hệ phức tạp giữa áp suất và tải trọng đối với tốc độ của một cơ cấu dẫn động khí nén tác động kép. Nó thể hiện rằng áp suất tối thiểu của hệ thống phải cao hơn 10% áp suất di chuyển tách rời và áp suất ngược vào khoảng 40% áp suất bắt đầu di chuyển tách rời nếu sử dụng điều khiển tốc độ từ bên ngoài. Hình 3.5: Biểu đồ áp suất ở đường vào và đường ra khi piston chuyển động. Chuyển đổi vị trí van đảo chiều từ (0) sang (1). 1.Bắt đầu chuyển động. 2.Gia tốc đạt lớn nhất. 3.Bắt đầu chuyển động đều. 4.Kết thúc chuyển động. 5.Ap suất trong xilanh đạt được lớn nhất và nhỏ nhất. 3.9.2: Định cỡ của các cơ cấu dẫn động Đối với việc định cỡ của các cơ cấu dẫn động mà phải chịu tác dụng lực trong khi đang chuyển động tịnh tiến hoặc phải gia tốc tải trọng, về mặt thực tế cần phải lưu ý những điểm sau: Áp suất khí nén đặt vào, phía đầu chịu lực đẩy của piston và diện tích piston hiệu dụng phải đủ lớn để chống đỡ được với lực tác động ở bên ngoài đã tính toán. Phải có áp suất ngược thích đáng ở phía khí nén thoát ra của piston đang di chuyển để bão đảm rằng khí nén thoát ra đạt tốc độ âm thanh, nhờ vậy sẽ tạo được tốc độ dòng chảy không thay đổi. Điều này sẽ làm cho sự điều khiển tốc độ đạt hiệu quả và không thay đổi trong khi tải trọng đang di chuyển. Không khí nén thoát ra yêu cầu phải có một áp suất ngược tối thiểu để cho việc giảm chấn bằng khí nén có hiệu quả. Nếu như áp suất không khí thoát giảm xuống bằng áp suất khí quyển, khi đó giảm chấn khí nén sẽ không đủ tác dụng giảm chấn và piston cùng với tải trọng gắn với nó sẽ bị hãm lại bằng sự va chạm mạnh vào nắp chụp ở đầu xilanh. Toán đồ xác định kích cỡ của cơ cấu dẫn động ở (hình 3.6) sẽ thực hiện nhiệm vụ này một cách đơn giản. Sau khi tính và chọn đường kính xilanh phù hợp, rồi dựa vào biểu đồ kiểm tra độ an toàn chịu uốn của cần piston để chọn cần piston cho phù hợp (hình 3.7) Hình 3.6 : Toán đồ xác định kích thước cho cơ cấu dẫn động Hình 3.7:Biểu đồ kiểm tra độ an toàn chịu uốn của cần Pittông. 3.9.3:Xác định các phần tử khí nén trong hệ thống. a). Piston A : Đẩy gỗ từ thùng chứa. * Lực masat (Fms1). Fms1 = m x g x ( Trong đó: m : khối lượng chi tiết . g : gia tốc trọng trường (g = 9,81). ( : hệ số ma sat giữa chi tiết (gỗ) và bề mặt trượt. Vậy: FF1 = 0,5x 9,81x 0,18 = 0,8829 (N) * Lực quán tính (Fm1). Fm1 = m x a (coi như gia tốc là hằng số) Nên :
Trong đó: m: khối lượng chi tiết(gỗ) v1: vận tốc chuyển động ổn định khi tải chi tiết s1: khoảng cách vận chuyển Vậy:
- Tổng lực tác động lên cần piston của cơ cấu dẫn động là: FT1 = Fms1 + Fm1 = 0,8829 + 0,01269 = 0,8956 N ( 8,956 (daN) - Lực thực tế tác động lên xilanh phải nhân thêm hiệu suất xilanh, thông thường ( = 0,88 vì mất mát 12% do ma sat. FTT1 = FT1 x ( = 8,956 x 0,88 = 7,88128 (daN) - Từ lực thực tế tác động lên xilanh ta xát định đường kính piston sơ bộ. FTT1 = P x A1 (*) Trong đó: P: áp suất cung cấp A1: diện tích piston_
Với D1: đường kính piston A Thay vào (*) ta được:
(
Để phù hợp với điều kiện an toàn và bảo đảm kỹ thuật giảm chấn. Dựa vào (hình 3.6) chọn được đường kính piston theo tiêu chuẩn là D1 = 20(mm) , với đường kính này gần bằng với kết quả tính. Vậy xilanh được chọn là đạt yêu cầu. Xát định đường kính cần piston dựa vào(hình 3.7) chọn d1 = 8 (mm). b) Xylanh B kẹp chi tiết để di chuyển. + Tính lực kẹp chi tiết. Để chi tiết không được xoay trong quá trình di chuyển ta phải tính sao cho lực kẹp đủ lớn để chống xoay. Ta có :Mms > = Mxc Vì đây là quá trình kẹp chặt dịch chuyển không phải là quá trình kẹp chặt để khoan do đó Mômen Mxc của nó khoảng bằng 0,2xMx Mxc = 0,2xMx = 0,2x8,3 =1,16 N.mm Mms = 0,085.Fms Fms = fk.Fk fk = 0,12 là hệ số ma sát Mms = 0,085.0,12.Fk >=1,16 Fk >=
= 113,72 [N] + Tính kích thước xylanh kẹp chi tiết Để tăng thêm độ cứng vững chi tiết khi di chuyển ta thêm hệ số an toàn n = 1,1. FK = 113,72x1,1 = 125,1 (N) . Chọn áp suất nguồn pn = 3 bar = 3.105 [N/m2]


dkc =
= 0,023 [m] = 23 mm Chọn dkc = 25 [mm] Diện tích của xylanh kẹp chặt phôi để di chuyển
Akc =
(mm2)
327 mm2 Chọn đường kính cần piston : Có :
E : Modun đàn hồi của thép là 2,1.1010.9,80665. J : Modun quán tính J =
[m] l = 0,05 [m] S = 5 hệ số an toàn

d
0,01099 [m] chọn d = 10 [mm] Để phù hợp với điều kiện an toàn và bảo đảm kỹ thuật giảm chấn. Dựa vào (hình 3.6) chọn được đường kính piston theo tiêu chuẩn là dkc = 25(mm) , với đường kính này gần bằng với kết quả tính. Vậy xilanh được chọn là đạt yêu cầu. Xát định đường kính cần piston dựa vào (hình3.7) chọn d = 10(mm). c) Xylanh C đẩy xylanh B cùng chi tiết dịch chuyển một đoạn: Khi piston chuyển động mang tải có các lực tác động lên cần piston như: Lực masat giữa vật chuyển động và mặt tựa. Lực quán tính của khối lượng đẩy. Lực masat bên trong xilanh-piston. * Lực masat (Fms3). Fms3 = m x g x ( Trong đó: m : khối lượng xylanh A + đồ gá và chi tiết (Thanh gỗ). m = 1+0,5 +0.5 =2Kg g : gia tốc trọng trường (g = 9,81). ( : hệ số ma sat giữa chi tiết và xylanh A với bề mặt trượt. Vậy :FF3 = 2 x 9,81x 0,18 = 3,53 (N) * Lực quán tính (Fm). Fm3 = m x a (coi như gia tốc là hằng số) Nên :
Trong đó: m: khối lượng xylanh A+ đồ gá và chi tiết (Thanh gỗ). m = 2Kg v1: vận tốc chuyển động ổn định khi tải chi tiết s1: khoảng cách vận chuyển Vậy:
- Tổng lực tác động lên cần piston của cơ cấu dẫn động là: FT3 = Fms3 + Fm3 = 3,53 + 0,104 = 3,634 N = 36,34 (daN) - Lực thực tế tác động lên xilanh phải nhân thêm hiệu suất xilanh, thông thường ( = 0,88 vì mất mát 12% do ma sat. FTT3 = FT3 x ( = 36,34 x 0,88 = 31,98 (daN) - Từ lực thực tế tác động lên xilanh ta xát định đường kính piston sơ bộ. FTT3 = P x A3 (*) Trong đó: P: áp suất cung cấp A3: diện tích piston_
Với D3: đường kính piston C Thay vào (*) ta được:
(
Để phù hợp với điều kiện an toàn và bảo đảm kỹ thuật giảm chấn. Dựa vào (hình 3.6) chọn được đường kính piston theo tiêu chuẩn là D4 = 40(mm) , với đường kính này gần bằng với kết quả tính. Vậy xilanh được chọn là đạt yêu cầu. Xát định đường kính cần piston dựa vào (hình 3.7) chọn d3 = 14(mm). d).Xylanh D kẹp chặt chi tiết để khoan. Riêng piston D làm nhiệm vụ kẹp chặt lúc này chỉ tính toán lực đẩy tĩnh. Lực đẩy tĩnh chỉ được sử dụng đối với những cơ cấu kẹp chặt, thường có hành trình ngắn, mà không tạo ra công cho đến khi tiếp xúc với chi tiết cần được kẹp chặt. Đối với những tính toán như vậy lực tác động tạo ra bằng áp suất hệ thống tối thiểu nhân với diện tích piston hiệu dụng. Khi tính xilanh này cần tính sao cho lực kẹp đủ lớn để thắng các lực tác động lên chi tiết. Lực tác dụng làm quay chi tiết Lực tác dụng làm trượt chi tiết - Tính lực tác động làm quay chi tiết. Với áp lực Pp = 3bar Diện tích tác động là
(D0: đường kính trong piston kẹp chặt) Lực tác dụng là: Fp = Pp x A4 = 3x20 = 60(daN) - Lực tác động lên cần piston 2 là: FTT2 x ( ( Fp x n Trong đó: (: hiệu suất xilianh ( = 0,88 n: hệ số an toàn, chọn n = 1,2

- Tính đường kính piston D sơ bộ.




Để phù hợp với điều kiện an toàn và bảo đảm kỹ thuật giảm chấn. Dựa vào (hình 3.6) chọn được đường kính piston theo tiêu chuẩn là D4 = 40(mm) , với đường kính này gần bằng với kết quả tính. Vậy xilanh được chọn là đạt yêu cầu.