Đồ án Thiết kế máy cắt thép tấm tự động

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
: + Nếu h/b > tg
thì lực cắt thép tấm được tính theo trường hợp cắt bằng dao song song. (công thức 3.5) (a) + Nếu h/b < tg
thì lực cắt được tính theo trường hợp cắt bằng dao nghiêng (công thức 3.9) (b) Với : h: Bề dày thép tấm: hmax = 20mm. b: Bề rộng tấm thép: bmax = 3000mm.
: Góc nghiêng của dao:
= 4o. Do tỷ số h/b = 20/3000 = 0,0067 < tg
= tg4o = 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 : Z2 = h - DE = h .

= (1.2
1.6 )
= Z2/h (5.1) Trong đó: Z2: là đại lượng đặt trưng cho chiều sâu rãnh cắt.
: 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.
: Hệ số dãn dài tương đối khi thí nghiệm kéo đứt kim loại. P =
.F (5.2) Trong đó:
: Ứng suất tiếp trung bình theo diện tích hình thang ABED. F : Diện tích hình thang ABED. F =
Từ thực nghiệm tính được mối qua hệ giữa
và
như sau:
=
.
(5.3) F =
(5.4) Thay các trị số của công thức (5.3) và (5.4) vào (5.2) ta có: Pmax = k1.k2 .k3 .
(5.5) Trong đó:
: độ sâu đứt tương đối của vật cắt. Tra bảng quan hệ giữa vật liệu cắt với
và
ta được: giả sử vật liệu cắt là thép CT38, cắt ở trạng thái nguội có
= 0,35 k1 : hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu, k1 = 0,7
0,75 =
.chọn k1= 0,73. k2 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ mòn dao. Khi cắt nguội k2 = 1,2
1,3, chọn k2 = 1,25. k3: Hệ số tính đến độ tăng khe hở cạnh dao, cắt nguội k3= 1,2
1,3. chọn k3=1,2. h : Chiều dày lớn nhất của thép cắt, S = 20 mm.
: giới hạn bền của thép cắt, thép CT38 có
=(380
490) (N/mm2 ), chọn
= 400 N/mm2. Do đó: Pmax = 0,73 x 1,25 x 1,2 x 400 x
= 504227 (N) Vậy: lực cắt lớn nhất là 504227 (N). Và khoảng cách từ lúc lực cắt P tăng từ 0 đến Pmax = 504227 (N) là : BF = h/tg
= 20/tg4o = 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) 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 hmax = 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 . lmin = Bmax = 3000 (mm). b = 60mm , h = 300mm. Suy ra khối lượng của tấm kim loại : m =
thép .V Với thép có
= 7,8kg/dm3 V = 3000 x 60 x 300 = 54 x 106 mm3 = 54 dm3. Suy ra : m = 7,8 x 54 = 421,2 (kg ). 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 N0 : N0 = m . g = 421,2 . 9,8 = 4128 (N). Do đó khi kẹp, lực tác dụng lên các lò xo là : Fmax = Q - N0= 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
= 1600
1700 MPa(bảng14.1[10]) Suy ra:
b. Chọn tỷ số đường kính C =
Do đó : hệ số kể đến độ tăng ứng suất của lò xo do dây bị uốn cong k là: k =
c. Tính đường kính dây lò xo Đường kính dây lò xo được tính theo công thức : d
(mm) (5-7) Trong đó: Flx: lực lớn nhất lò xo chịu nén, Flx = 2253 (N). C: tỷ số đường kính, C = 7.
: ứng suất xắn cho phép của thép chế tạo lò xo,
= 480 Mpa. thay số vào ta có: d
Chọn d = 11 mm - Đường kính trung bình của lò xo: Dtb= d.c = 11.7=77 (mm) - Đường kính ngoài: Dn = Dtb + d = 77+11=88 (mm) - Đường kính trong: Dt= Dtb- d = 77-11=66(mm) Thông số của lò xo như hình vẽ:
Hình 5.3. Sơ đồ tính toán lò xo d: đường kính tiết diện dây. H0: 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 Fmax =Flx = 2253 (N). Fmin = 0 ( do chọn ban đầu lò xo chưa chịu nén ) Số vòng làm việc n được xác định theo công thức : n =
(5-8) Trong đó: x: biến dạng của lò xo, x = 265 (mm). G: Mođun đàn hồi trượt, G = 8.104(N/mm2) C: Hệ số đường kính, C= 7 Thay số vào ta có: n =
= 36 (vòng) e. Xác định các kích thước khác Tổng số vòng của lò xo: n0 = n + (1,5
2) =36 + 2 = 38 vòng Chiều cao của lò xo khi các vòng sít nhau: Hs = (n0 - 1).d = (36-1).11 = 385 mm Bước của lò xo khi chưa chịu tải t = d +
. (5-9) Trong đó: F2 = biến dạng của lò xo khi chịu lực cắt lớn nhất chính bằng x do ban đầu lò xo không chịu nén.
độ hở giữa các vòng lò xo khi chịu lực cắt lớn nhất. Thường chọn
. Chọn
. Nên t = 11 + 265/36 + 1,5 = 23(mm). Chiều cao ban đầu khi chưa chịu tải của lò xo : H0 = Hs + n.(t - d) = 385 + 36.(23 - 11 ) = 817 (mm) e. Kiểm nghiệm tỷ số:
(säú tay thiãút kãú maïy vaì chi tiãút maïy) Có
>3, do vậy cần phải có lõi lồng bên trong. f. Kiểm nghiệm ứng suất xoắn cho phép

(5-11)
<
=480 (N/mm2) Vậy thoả mãn điều kiện ứng suất cho phép. g. Vậy các thông số của lò xo Đường kính trung bình Dtb = 77 mm Đường kính ngoài Dn = 88 mm Đường kính trong Dt = 66 mm Đường kính dây lò xo d = 11mm Số vòng n0 = 38 vòng Bước lò xo t = 21 mm Chiều cao lò xo H0 = 662 mm Góc nâng tg
: tg
= 0,09513 Chiều dài khai triển L =

(mm) 5.2. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ KẾT CẤU CHO BỘ PHẬN CẮT Đây là bộ phận quan trọng nhất trong máy cắt, yêu cầu của việc tính toán động học và kết cấu phải đảm bảo cơ cấu phải tạo đủ lực cắt, làm việc đủ công suất. Bao gồm: Tính toán cho Piston thuỷ lực và tính kết cấu của bàn trượt giá dao. 5.2.1. Tính toán Xilanh thuỷ lực cho bộ phận tạo lực cắt 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: 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 : H1 = 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 h1 và h2, trong đó : h1 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 h1 = 30 mm, h2= 30 mm Do đó tổng chiều dài xilanh là: l = H1 + h1 + h2 + 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: Pci-xilanh =
Trong đó P là lực cần thiết mà cả hệ Piston-Xilanh thuỷ lực nhận được ra: P = Pc + Fmax = 504227 + 13520= 517747 (N) Vậy: Pci-xilanh =
=
(N). * 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:
[7] Trong đó: Pci-xilanh: lực có ích trên xilanh chính bằng lực của phụ tải trên xilanh. Pct-xilanh: lực cần thiết trên xilanh để thắng phụ tải. Trong tính toán kỹ thuật thường lấy
. [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.

(N). * Chọn kết cấu của xilanh: * Chọn áp suất làm việc của xilanh: Chọn áp suất đầu ra của bơm, Pb= 100 bar(≈ 100 KG/cm2). Áp suất dầu tác dụng lên Piston-Xilanh, được tính như sau: Từ phương trình cân bằng áp suất trong hệ thống: Pb =Plx+
p1+
p2+
p3+
p4+
p5+
p6 (5.12) Trong đó: Pxl: áp suất dầu tác dụng lên bề mặt Piston - xilanh. Pb: áp suất đầu ra của bơm, Pb= 100 bar(≈ 100 KG/cm2.).
P1: Tổn thất áp suất của bộ lọc dầu:
P1 = 1,5 bar.
P2: Tổn thất áp suất của bộ van tràn,
P2= 2,5 bar.
P3: Tổn thất áp suất của van tiết lưu điều chỉnh được,
P3= 4 bar.
P4: Tổn thất áp suất của van đảo chiều,
P4 = 2 bar.
P5: Tổn thất áp suất của van 1 chiều,
P5 = 1,5 bar.
P6 : Tổn thất áp suất trên đường ống dẫn dầu,
P6= 1,5 bar. Ta có: Pxl = Pb -
= 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 =
. * Đường kính trong của xilanh là: Từ F =
Theo tiêu chuẩn chọn: D = 160 mm. * Đường kính cần của piston: K =
Do pb > 30 (bar) nên theo [7] chọn K = 0,5 d = 0,5 . 160 = 80 (mm) * Lưu lượng làm việc của xilanh là: Qxl = Fpt.Vc Trong đó: Vc: vận tốc đầu dao khi ở hành trình cắt. Do lực cắt P = 517747 (N) < 20(MN) nên Vct =( 5
100) mm/s, Chọn Vc = 50 (mm/s) Fpt : Tiết diện piston, Fpt = 19837 mm. Do đó : Qxl = Fpt.Vc = 20881.50 = 1044050 ( mm3/s). = 1,04405 dm3/s = 62,64 (lít/phút). * Tính toán sức bền của xilanh: - Chiều dày thành xilanh:
[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.
tmin
0,05.160 + 1 = 9mm. Chọn t = 10mm. - Chiều dày của đáy xilanh:
. [7] Trong đó: K = hệ số phụ thuộc vào dạng đáy, theo hình 5-11[7] k = 0,3. d: đường kính đáy: d = 160+2.10 = 180mm.
: ứng suất cho phép trên thành xilanh.


. [7]
: giới hạn bền chọn vật liệu xilanh C45 có
= 58 KG/mm2.
: hệ số độ bền của mối hàn với thép
= 0,9.
KG/mm2.

mm. Chọn
mm. * Vận tốc của đầu dao khi đi lên: Vlên =
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 Nct =
Với
Hiệu suất của bơm dầu, chọn

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 Nđc
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 Qxl = 62,64 lít/phút, nhưng trong sơ đồ thuỷ lực ta phân tích thì cần thiết phải dùng 3 xilanh. Do vậy, lưu lượng cần thiết bơm phải cung cấp cho hệ thống là: Qct = 3.Qxl = 3.62,64 = 188 ( l/ph) Mặt khác áp suất cần thiết bơm phải tạo ra là Pct = 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: 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). Ống xã: 1 (m/s). Đường kính ống:
(mm). (Theo 3.11[4]) Đường kính ống hút:
(mm). Đường kính ống nén:
(mm). Đường kính ống xả:
(mm). Đường kính ống cấp dầu cho mỗi xilanh là:
(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 p0 là áp suất mà bơm cung cấp vào hệ thống, p1 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 (: ( =
. Xét về mặt kết cấu của hệ thống thuỷ lực thì tổn thất áp suất có thể qui về hai dạng tổn thất chính: