Eksantrik Pres

3

1. GİRİŞ

İmal usullerinden talaşsız imalat yönteminde oldukça sık kullanılan eksantrik presler,

mekanik pres olarak da bilinmektedir. Ülkemizde eksantrik pres üretimi geniş bir yelpazede

yaklaşık 250 firma tarafından yapılmaktadır. Bu kadar çok üretici olmasına karşın yaygın

kullanılan bir teknik bulunmamaktadır. Çoğunlukla tecrübeye dayalı yapılan üretimler

istenmeyen durumların oluşmasına, malzeme israfına ve aynı zamanda gelişme önünde

engellere neden olmaktadır.

Bu tezin amacı eksantrik pres imalatının kontrollü bir şekilde, mühendislik çalışmalarına

dayanan bir yapıya ulaştırılmasıdır.

Eksantrik pres projelendirilmesinde birinci faktör müşteri istekleridir. Çalışılacak kalıp

ölçülerine ve kullanılacak talaşsız imal usulüne göre bir dizayn gerekmektedir. Bu nedenle

müşteri istekleri ve ilgili standartlar eşliğinde presin tipi ve bazı dış ölçüleri kendiliğinden

elde edilmektedir. Pres üzerinde bulunan elemanların projelendirilmesi aşamasında ise istenen

tonaja göre mukavemet hesaplarından çıkan sonuçlar kullanılmaktadır.

Bu tezde, kesme kalıbıyla çalışacak bir firmanın ihtiyacına yönelik bir tasarım yapılmıştır.

Firmanın istediği çalışma tonajı 60 ton, eksantriklik 50 mm olup ölçüleri 710 mm x 550 mm

(uzunluk x genişlik) olan bir plaka kullanılmak istenmektedir. Plaka (tabla) ölçüleri DIN

55173 Alman standardıyla belirtilen 60 ton için standart ölçülerdir. Tüm hesaplamalar bu

ölçüler baz alınarak yapılacaktır.

Projelendirme aşamaları sırasıyla : Gövde grubu, krank grubu, başlık grubu, biyel grubu

şeklinde olacaktır. Bu gruplarda bulunan pres makinesi elemanları da yine kendi grupları

altında projelendirilecektir.

4

2. PRES GRUPLARININ PROJELENDİRİLMESİ

2.1 Pres Ana Elemanları

Bu bölümde presi oluşturan ve projelendirme aşamasında ilk sıralarda gelen elemanlara

değinilecektir.

2.1.1 Gövde Grubu

Firma üretim şekline uygun olarak C tipi pres seçilmiştir. Bu seçimi yaparken firmanın

hedeflediği üretim adedi, hızı, sac besleme şekli ve maliyet gibi parametreler göz önünde

bulundurulmuştur.

Şekil 2.1. Pres yan görünüşü

5

Şekil 2.2. Pres ön görünüşü

Yukarıda verilen pres yan ve ön görünüşlerinde belirtilen “plaka uzunluğu”, “plaka genişliği”

daha önce de belirttiğimiz gibi firma tarafından belirlenmiştir. Aynı zamanda maksimum

kalıp yüksekliğine bağlı olarak da “açıklık” diye adlandırdığımız ölçü elde edilmektedir. Bu

ölçülerin pres gövde tasarımında yerine koyulmasıyla krank milinin yatak merkezi

koordinatları kısmen de olsa belirir. Tam yerinin belirlenebilmesi için başlık kızak ve biyel

vida boylarının da seçilmiş olması gerekecektir.

Başlık kızak boyunun belirlenmesi için belirli bir yöntem yoktur. Bu değerler de ampirik

yöntemlerle elde edilir. Burada önemli olan nokta, müşteri isteğinde belirlenen eksantriklik

değeri referans alınmalıdır. Mumak Makine San. ve Tic. A.Ş.’de kızak boylarını elde etmek

6

amacıyla ampirik bir formül geliştirilmiştir:

Başlık Kızak Boyu = [en uzun plaka boyu / 2 + maksimum eksantrik değer] x 1,3 (2.1)

Konstrüktif anlamda tasarımın netleşmesi açısından ihtiyaç duyduğumuz biyel vidası ve diğer

elemanların ölçüleri ilerleyen aşamalarda belirtilecektir. Bunlarla beraber dişli çiftlerinin

yerleştirilmesi ve ağırlık merkezinin de ortada tutulması dış gövde tasarımında elemanların

pozisyonlanacağı noktaları kesinleşecektir.

Mukavemet açısından bakıldığında gövdeye etkiyen maksimum gerilmeleri hesaplarken

kuvvet etkisi altında kalan gövde kesitinden faydalanacağız. Bunun için;

Yg =

i

gii

AYA .

(ağırlık merkezinin bulunması) (2.2)

Ixg = 2 gixg YAIi

(Stainer teoremi-eylemsizliklerin ötelenmesi) (2.3)

cI

W xgxg (c: tarafsız eksene olan uzaklık) (2.4)

lFM eğ . ( l : krank ekseninden tarafsız eksene olan uzaklık) (2.5)

xg

eğeğ W

M (2.6)

formülleri kullanılacaktır.

7

Şekil 2.3. Pres kesit görüntüsü

Elde edilen gerinim değerleri emniyetli gerinim değerleriyle karşılaştırılıp tasarımın

uygunluğu irdelenecek ve gerekiyorsa takviyeler yapılacaktır.

Baskı kuvveti (F) etkisiyle pres gövdesinin ön kısmı tarafsız eksene göre çeki etkisiyle

gerilecektir. Arkada kalan kısım ise kuvvet ile tarafsız eksene göre moment kolunun karşı

tarafında kaldığından bası etkisiyle gerilecektir. Aynı zamanda yukarı doğru uygulanan baskı

kuvveti bütün kesiti çekmeye zorlayacaktır. Bütün bu hususlar dikkate alındığında bileşik

gerinimlerin toplanması ve toplam etkinin irdelenmesi gerekecektir.

8

Şekil 2.4. Baskı kuvvetinin oluşturduğu gerilmeler

Presin ön kısmında üstteki şekilden de görüleceği gibi çeki gerilmesiyle eğme gerilmesinin

toplamı etkirken, arka kısmında ise bu ikisinin farkı etkimektedir. Bunları hesaplarken ;

AF

çeki (çeki gerilmesi) (2.7)

Presin ön kısmında :

emeğçekitop (2.8)

9

Presin arka kısmında :

emeğçekitop (2.9)

bağıntılarıyla oluşan gerilmeler bulunur.

Elde edilen bu gerilmeler sonlu elemanlar analiz programıyla (T-Flex v. 9.35) doğrulanmaya

çalışılacaktır. Fakat bu değerlerle bilgisayar tarafından elde edilecek değerler arasında

farkların olması kaçınılmazdır.

Pres ön görünüşünden (Şekil 2.2) açıkça görülen yan saclar arası mesafe de plaka boyutlarına

bağlı olarak birtakım mukavemet hesaplarına göre bulunmaktadır. “Presin genişliği” diye

adlandırdığımız bu açıklığı projelendirirken plakayı maksimum şekilde mesnetleyecek yapıda

bir seçim yapmamız gerekecektir. Bu değere göre birçok değer de bağıl olarak değişecektir.

Krank miline uygulanacak momentin büyüklüğü, başlığın genişliği, yatak boyutları gibi

birçok parametre bu açıklıktan etkilenecektir. Birçok değişken olduğu için bize gereken ve

birinci önceliğe sahip olan plakayı maksimum şekilde mesnetleyen tasarım dikkate

alınacaktır. Ayrıca bu değerler uluslararası standartlarda yer almaktadır ve tasarımını

yaptığımız preste de standart ölçü kullanılmıştır.

2.1.2 Krank ve Angrenaj Grubu

Preslerde, pres boyutlarına oranla fazla güç gerektiği durumlarda angrenaj mili ile bir dişli

sistemi oluşturulur ve krankın uyguladığı moment tahvil oranında katlanır. Fazladan güç

istendiği durumlarda yapılması gereken volanın ebatlarının büyütülmesidir. Ancak pres

gövdesine kıyasla çok büyük bir volan hem dengesizliğe hem de tasarım açısından sakıncalara

yol açmakta, pres ölçüleri değişmektedir. Bu nedenle angrenaj uygulaması yaygın

kullanılmaktadır.

Angrenaj milinin ilettiği moment bizim için referans teşkil edecek fiziksel büyüklüktür.

Öncelikle angrenaj miliyle büyüklüğü katlanacak olan momente esas ihtiyacı olan krank

10

milini incelememiz gerekecektir.

Krank mili aşağıdaki şekilde de görüleceği gibi dönüşlerde eksantriklik yapacak şekilde

tasarlanan bir mildir ve biyelle birlikte bir mekanizma haline gelip dairesel hareketi öteleme

hareketine çevirir. Krank mili dinamiği detaylı olarak incelendiğinde maksimum gücün alt ölü

noktaya varmadan 30° içinde elde edildiği bilinmektedir. Tasarımlar bu 30° içinde maksimum

güç kullanılacak şekilde yapılacaktır Lisans tezi seviyesinde bir çalışma olduğundan krank

milinin dinamiği analiz edilmeyecektir.

Şekil 2.5. Krank mili

Krank mili üzerinde konstrüksiyon gereği kama kanalları, eksantrik kavramanın şekil bağlı

olarak oturacağı geometri ve diğer geometriler bulunmaktadır.

Krank mili tasarımında önceliğimizi pres stroğuna bağlı olarak eksantrikliğe vermeliyiz.

Müşteri istekleri doğrultusunda ayarlanabilir stroklu ve sabit stroklu presler olabilir. Bizim

tasarımını yaptığımız pres ayarlanabilir stroklu istenmektedir ve strok 0-100 mm arası

değişmesi istenmektedir. Buna bağlı olarak;

21maxmax 2/ eeStroke (2.10)

12minmin 2/ eeStroke (2.11)

şeklinde ifade edilir. Tasarımda krank mili eksantrikliği ve eksantrik kavrama eksantrikliği

11

eşit seçilip 25’er mm alınmıştır.

Mukavemet hesaplarını maksimum momenti elde edeceğimiz maksimum eksantrikliğe göre

yapacağız.

Şekil 2.6. Krank mekanizması (Ölçekli çizilmiştir)

Krank mekanizması üzerinden krank çevresindeki çevresel kuvvet (T) hesaplanacaktır.

12

Bunun için;

eL .10 (ampirik ön kabul) (2.12)

sinsineL

(2.13)

sin.FT (2.14)

formülleri kullanılır.

Elde edilen bu değerlerle krankın ihtiyacı olan döndürme momenti hesaplanabilir;

TeM dönkrnk . (2.15)

Bu döndürme momentini sağlıklı şekilde karşılayacak krank mili kesit ölçüleri burulma

eğilmeye ve kesmeye göre kolaylıkla hesap edilecektir. Bunun için;

emkrnk

b WM

dön (2.16)

12. 3dW

(2.17)

AFyatak

kayma (2.18)

13

emp

ang

IGM

.

.max

(2.19)

ve (2.6) no’lu formül kullanılacaktır.

Angrenaj milinin sahip olması gereken döndürme momenti doğal olarak çevrim oranınca

katlanması gerekir. Bunun yanında dişli çiftlerinin çalışma verimi de bu döndürme momentini

etkileyecektir. Bu verim %100’ün altında olduğundan kesinlikle daha yüksek alınması

gerekecektir.

dişişangdönkrnk iMM .. (2.20)

Preste kullanılan redüksiyon oranı çalışma şeklini de değiştirecektir. Bu nedenle preste

yapılacak işe ve çalışma şekline göre bir redüksiyon oranı seçmek gerekecektir. Örneğin

sıvama işlemi yapılacaksa başlık hızının kontrollü olması gerekmekte ve dolayısıyla bir

redüksiyon uygulanmışsa bu oran nispeten büyük seçilmelidir ki sac parçada bir deformasyon

meydana getirmesin. Tabi burada sac malzemesi de önem kazanmaktadır. Tasarımını

yaptığımız preste redüksiyon oranı olarak 5 seçilmiştir.

Bu veriler ışığında angrenaj milinin projelendirilmesi mümkün olmaktadır. Angrenaj miline

bir burulma gerilmesi ve ucuna monte edilen volan ağırlığından ötürü bir de eğilme gerilmesi

uygulanmaktadır. Volan boyutları henüz belli olmadığından ortalama bir kütle kabul edilip

projelendirilecektir. Daha sonra geriye dönülerek düzeltmeler yapılacaktır.

Burulma hesabında krank milinin projelendirilmesinde kullanılan (2.6), (2.16), (2.17) ve

(2.19) no’lu formüllerden yararlanılacaktır.

Bunun dışında bileşke gerilmeler için de ;

14

22 .3 beğtop (2.21)

formülü kullanılacaktır.

Krank ve angrenaj millerinin projelendirilmeleri neticesinde yataklanmaları için gerekli yatak

tipi seçimlerinin yapılması gerekmektedir. Bunun için millere gelen yatak kuvvetleri, dişli

çiftlerinden tesir eden radyal ve eksenel kuvvetleri belirlenmesi gerekmektedir. Ayrıca krank

ve angrenaj millerinin çapları belirlendikten sonra dişlilerin pozisyonlanacağı şekle ve

mukavemet hesabına göre ölçüleri elde edilecektir. Tasarıma devam edebilmemiz açısından

bir kabul yaparak angrenaj mili yatak boşluklarını yüksek güçlerde tolere edecek şekilde

yatakları oynak makaralı rulman tipinde seçeriz. Katalog değerlerine hesaplamalar kısmında

yer verilecektir. Bunun yanında krank mili dengesiz olarak darbelere maruz kalacağından

bronz malzemeyle desteklenmiş kaymalı yatakla yataklanacaktır. Burada yatak basınçlarına

bakacağız;

emyatak PDL

FP

.(2.22)

2.1.3 Dişli Çarklar

Angrenaj sisteminde bir pinyon ve bir de büyük olmak üzere 2 adet dişli çark

kullanılmaktadır. Bütün gücün aktarıldığı nokta olması nedeniyle son derece hassas şekilde

projelendilirmesi gerekmektedir.

Dişli çiftin ölçülerinin bulunmasında öncelikle dişli tipi (helis, düz vs.) seçilerek bir başlangıç

yapılmalıdır. Mumak Mak. San. ve Tic. A.Ş’de bugüne kadar üretilen 60 tonluk C tipi

preslerde 5° açılı helis dişli kullanımı başarılı sonuçlar vermiştir. Gerek açı büyümesiyle

oluşacak eksenel yatak kuvvetlerini azaltma gerekse çalışma uyumu açısından yüksek

performans elde edilmiştir.

Dişli çark tipi ve açısı seçildikten sonra bir eksenler arası mesafe seçilerek dişi çapları elde

edilecektir. Bu aşamada;

15

2).( 21 amzza

(2.23)

cosn

am

m (2.24)

12 .ziz ang (2.25)

formülleri kullanılarak modül, diş sayıları bulunur ve eksenler arası mesafe doğrulaması

yapılır. Dişli çark çaplarını ve genişliklerini elde etmek için ise;

amzd .11 (2.26)

amzd .22 (2.27)

nm mB . (2.28)

formülleri kullanılacaktır.

Dişli ölçülerinin çıkarılması sonrasında dişlilere uygulanan kuvvetlerin tespit edilmesi ve

sonrasında diş dibi kesilmesi, ezilme kontrolü yapılması gerekmektedir. Öncelikle dişli çiftine

gelen kuvvetleri gösterelim:

16

Şekil 2.7. Dişli çifti üzerindeki kuvvetler (pinyon ve büyük dişli)

2dMF dönkrnk

ç (2.29)

cosç

n

FF (2.30)

tan.sin. çna FFF (2.31)

costan.ç

r

FF (2.32)

Büyük dişli için gösterilen kuvvetlerin tepkileri doğal olarak pinyon dişli üzerine etkiyecektir.

Çizim üzerinde tekrar göstermeye gerek duyulmamıştır.

Diş dibi mukavemet hesabı için birtakım değerlerin tablolardan seçilmesi gerekmektedir.

17

Helis dişli, çevre hızı ve normal işçilik bakımından bu değerler hesaplamalar kısmında

tablolardan alınarak kullanılacaktır. Bunlara göre emniyetli gerilme değeri;

emn

çfmde Bm

FKK

.... (2.33)

şeklinde olmalıdır.

Diş ezilme kontrolü için ise;

ii

dBFK

KKKKP çdam

1..

....2

max

(2.34)

EKm .35,0 (2.35)

tan.cos1

2aK (2.36)

cosK (2.37)

1

K (2.38)

Bu veriler ışığında daha önce kabul yapıp seçtiğimiz rulmanlar ve krank kaymalı yatak

boyları kontrol edilir, emniyetliyse tasarıma devam edilir, değilse uygun düzeltmeler yapılır.

18

2.1.4 Biyel Grubu

Krank-biyel mekanizmasını oluşturan elemanlardan biyel, krankın yaptığı eksantrik hareketi

doğrusal harekete çeviren parçadır. Bütün baskı gücünü üzerinde toplayacak şekilde çalışır ve

buna göre projelendirilmelidir. Bir ucu krankın eksantrik kısmına bağlı diğeri ise doğrusal

hareket yapacak şekilde kızaklandığı için açısal hareketleri tolere edecek bir dizayna sahip

olmalıdır. Bu nedenle biyel mekanizması içinde yer alan biyel vidasının ucu küresel olarak

tasarlanmıştır.

Şekil 2.8. Biyel kolu ve biyel vidası montaj resmi

Biyel kolu tam gücü krank alt ölü noktaya gelmeden kalan 30° içinde yapacağından düşey

eksenle çakışmayıp açılı bir şekilde pozisyonlanacaktır. Bu nedenle baskı kuvvetinden daha

yüksek bir kuvvete maruz kalacak ve bu da bası gerilmesi olarak sonuçlanacaktır. Biyel

vidasının küre ucu sayesinde uç tarafı serbest şekilde salınım yapacak ve son derece kaygan

bir yatakta çalıştığından biyel vidası hiçbir zaman sabit kalmayacaktır. Bu nedenle kuvvetin

yatay bileşenin biyel vidasını eğmeye çalışması söz konusu olmamaktadır. Biyel vidası bu

19

aşamada sadece bası gerilmesine karşı ölçülendirilecektir. Basıya karşı emniyet kontrolü için

öncelikle vida ucundaki kürenin çapının tayin edelim:

emküre

PdFP

4.

'2

(2.39)

cos' FF (2.40)

Bunun dışında biyel vidasını biyel koluna montaj şeklimiz vida-somun prensibine dayandığı

için biyel koluna ve vidasına açılması gereken uygun diş profilini de seçmemiz gerekecektir.

Bu seçimi yaparken diş dibi çapının maksimum mukavemetine ve diş ortalama çapındaki

ezilmeye bakacağız. Ezilme bakımından;

emPtdz

FP ...

'

2(2.41)

Emniyetli basınca göre biyel vidasına açılması gereken diş sayısına ulaşılacaktır. Buradan

biyel kolunun uzaması gereken minimum ve maksimum uzaklığa göre biyel vidasının toplam

diş boyu elde edilecektir.

Vida diş dibinin kesilme kontrolü için;

emtdzF

...

'

3

(2.42)

Vida diş dibinin ezilme kontrolü için;

20

4.

'2

3dF

(2.43)

formüllerinden yararlanılır.

Aynı şekilde biyel koluna vidanın monte edildiği kesit yüzeyi için de ezilme kontrolü yapmak

gerekir;

4.

'2

.kolubdFP

(2.44)

2.1.5 Başlık Grubu

Genel olarak gayıt, kayıt vs. olarak adlandırılan başlık, preste kalıbın bağlanacağı ve doğrusal

hareketin elde edildiği son elemandır.

Şekil 2.9. Başlığın perspektif ve alttan görünüşü

21

Başlığın altta kalan ve kalıbın bağlandığı yüzeyin baskı kuvvetlerine karşı dayanıklı olması

gerekir. Genelde küçük tonajlarda (150 ton aşağısı) kullanılan başlıklar dökme demirden imal

edilir. Başlığın alt alanına göre bir basınç hesabı yaparak emniyetli olup olmadığı kontrol

edilmelidir.

koçAFP (2.45)

Aynı zamanda başlığın geometrisi karmaşık olduğundan sonlu elemanlarla ayrıca bir

mukavemet analizi yapılacaktır.

Eksantrik preslerde başlıkların kızak sayıları hassasiyet açısından önemlidir. Burada bir

mukavemet hesabından çok şekil bağlı bir yataklama düşüncesiyle hareket edilmelidir. Kızak

sayısı olarak 4, 8 kızak kullanılan presler vardır. C tipi preslerde ve özellikle aşırı hassas

konstrüksiyon istenmediği takdirde 4 kızak tercih edilir. Kızaklar aşınmaları tolere edecek

şekilde ya bronzla takviye edilir ya da dökme demirdeki grafitin yağlama özelliğinden

faydalanılarak bronz kullanılmaz.

2.1.6 Volan Grubu

Eksantrik preste iş yapmak için gerekli olan enerji elektrik motorundan alınır. Fakat iş

çevrimlerinde sürekli olarak motorun durup tekrar çalışması ve yeterli enerjiyi tek başına

sağlayabilmesi için yüksek maliyetli bir motora ihtiyaç vardır. Bunun yanında presin elektrik

tüketimi konusunda oldukça yüksek meblağlar elde edilir.

Bu tip makinalarda bir enerji düzensizliği olmaması ve gerektiğinde yüksek güçlerin

karşılanabilmesi için enerji depolayan akülere ihtiyaç vardır. İşte mekanik anlamada bu

akülere volan denmektedir ve eksantrik preste baş rol bu elemandadır.

Volanın geometrisi itibariyle sürekli dönüp bir enerji depolayacağından dairesel formda

olması kaçınılmazdır. Dönme hareketinden kaynaklanan açısal hız ve kütlesinden

22

kaynaklanan ataletle bir dönme kinetik enerji depolar. Depolanan bu enerji preste iş yapmak

amacıyla kullanılır. Pres iş yapılmadığı anlarda dönmesine devam ederek bir enerji sürekliliği

meydana getirir. Volan için enerji ifadesini detaylandıracak olursak;

angvolan MM (2.46)

volanMA 2..21 (2.47)

30.n (2.48)

gLD

.32... 4

(2.49)

Bu ifadelerle pres için gerekli olan volan ölçülerine ulaşabiliriz ve volanla birlikte çalışacak

olan kavrama tipi de momente bağlı olarak seçilir.

23

Şekil 2.10. Volan

2.2 Pres Yardımcı Elemanları

Bu bölümde pres üzerinde bulunan ve ikinci planda projelendirilmeleri gereken elemanlara

değinilecektir.

2.2.1 Mekanik Sigorta

Eksantrik preslerde alt ölü noktaya yaklaşırken taranan 30° derece içinde maksimum güç

verilir. Eğer kalıp bağlamada bir yanlışlık yapılırsa ya da iş parçası kalınlığı kalıbın

kapanmasına engel oluyor ve kesme kuvveti yeterli olmayacak kalınlıktaysa bir sıkışma söz

konusu olabilmektedir. Pres bu durumda alt ölü noktaya gelmesine rağmen kesme işlemi

tamamlanamayacağından muazzam bir kuvvetle sıkışma olacaktır. Buna sanayide “bindirme”

24

denmektedir. Bu durumda prese olası sıkışmalarda korumak ve aşırı yüklenmelerde kesilmek

üzere bir sigorta ilave edilir. Bu sigorta, kesiti belli bir kuvvete kadar dayanabilecek şekilde

dizayn edilmeli ve kesilme anında çökerek presin sıkışmasını da önlemelidir. Bu

gereksinimlerden hareketle en uygun tasarım aşağıdaki şekildeki gibi olmaktadır:

Şekil 2.11. Mekanik sigorta

Mekanik sigortayı projelendirirken en zayıf kesit olan iç çaptaki çevresel alana gelen kesme

kuvveti üzerinde durulacaktır.Bunun için;

AF

(2.50)

formülü kullanılacaktır.

2.2.2 Eksantrik Kavrama

Biyel koluna bağlanarak istendiğinde eksantrikliği değiştirmemize imkan veren bu eleman

değişik dizaynlara sahip olabilir. Sonuçta krank miline şekil bağlı olarak monte edileceğinden

dizaynlar da buna göre yapılır. Mumak Makine San. ve Tic. A.Ş’de kullanılan eksantrik

kavrama tipi aşağıdaki gibidir:

25

Şekil 2.12. Eksantrik kavrama

Eksantrik kavrama projelendirilirken dişlerdeki kesme kuvveti göz önünde bulundurulacaktır.

Bunun dışındaki parametreler diğer elemanlardan gelen ölçülere göre şekil kazanacaktır. Bu

kavramanın görevimin yapabilmesi için bir de karşılığının olması gerekecektir. O da kranka

şekil bağlı olarak monte edilecektir ve aynı şekilde diş profiline sahip olması gerekmektedir.

Birleşmelerini gösteren resim ağıdaki gibidir:

26

Şekil 2.13. Eksantrik kavrama ve karşılığı montaj resmi

Şekil 2.14. Eksantrik kavrama ortalama birleşme mesafesindeki diş kesitleri

27

Diş başına gelen kesme kuvvetini bulmak için;

emdişort

dönkrnk

ArM

1. (2.51)

Dairesel geometriden oluşan diş kesit alanını hesaplayabilmek için bu alanı yamuk alanına

benzetiriz ya da toplam yüzey alanının yarısı bize dişlerin toplam kesit alanını verecektir.

2.2.3 Kamalar

Pres üzerine birçok yerde kama kullanma ihtiyacı olacaktır.Krank miline bağlı büyük dişli

angrenaj miline bağlı volan, pnömatik kavrama, ve pinyon dişlilerde kamalardan

yararlanılacaktır. Bu kamaların emniyetli çalışabilmesi için uygun şekilde kataloglardan

seçilmeleri gerekmektedir. Öncelikle angrenaj mili üzerindeki kamaları seçelim:

Angrenaj mili üzerinde volan ve pinyon dişli bulunmaktadır. Motordan iletilen momentin

volandan angrenaj miline sağlıklı geçebilmesi için kamaların ezilmeye ve kesilmeye karşı

uygun ölçülerde olmaları gerekmektedir. Sırasıyla ezilme ve kesilme açısından

incelendiğinde;

kama

angç r

MF (2.52)

emç Pnlt

FP

..1

(2.53)

emç

nlbF

..

(2.54)

Aynı şekilde pinyon tarafında da moment aynı olacağından pinyon dişli içinde kalacak olan

28

kama boyutları da (2.52), (2.53), (2.54) no’lu formüllerden elde edilebilir.

Krank mili üzerinde bulunan büyük dişli için de benzer işlemler uygulanır;

kama

dönkrnkç r

MF (2.55)

ve yine aynı şekilde (2.53), (2.54) no’lu formüller bize büyük dişli içindeki kamanın

boyutlarını verecektir.

2.2.4 Plaka

Preste dişi kalıbın (alt kısım) bağlanacağı plaka presin bütün kuvvetine maruz kalmaktadır.

Bu nedenle emniyet sınırları içinde minimum şekilde şekil değiştirmesine izin verilmelidir.

29

Şekil 2.15. Plaka kesit resmi ve tarafsız ekseni

Plaka baskı altındayken orta eksenin göre eğilmeye çalışacaktır ve burada en çok etkilenecek

olan kısım en zayıf kesit Şekil 2.15’te gösterilmiştir. Bu kesite göre yapılacak mukavemet

hesaplarına göre emniyetli plaka ölçüleri belirlenir. Plaka ölçülerini projelendirmede;

4.aFM baskı

maksplaka (2.56)

emplaka

maksplakaeğ W

M (2.57)

30

hI

W plakaplaka (2.58)

formülleri kullanılacaktır. Bunun dışında plaka için kesme ve ezilme kontrolü yapmak

gerekirse yine daha önce bahsetmiş olduğumuz formüllerden yararlanabiliriz:

emmesnet

baskıkesme

kesitAF (2.60)

emplaka

baskı PAFP (2.61)

2.2.5 Dengeleyici Pistonlar

Eksantrik presleri çalışması eksantrik bir harekete bağlı olduğu için büyük başlık ve kalıp

ağırlıkları ile yüksek hızlar birleşince muazzam titreşimler meydana gelebilir hatta pres

olduğu konumundan çıkıp devrilebilir. Bu tip dengesizlikleri yok etmek veya azaltmak

amacıyla pres gövdesiyle başlık arasına pistonlar bağlanıp basınçlı hava yardımıyla başlığın

iniş hareketi yumuşatılır. Pnömatik piston denilen bu dengeleyiciler bildiğimiz silindir piston

mantığıyla çalışan elemanlardır. Hava bağlantısı olmadan kör tapa ile kullanılabilirler fakat

bir süre sonra sızıntılar nedeniyle iç basınç düşmeye başlayacağından verimli olmaz. Buna

karşılık hava bağlantılı olarak sürekli sabit basınçta tutulup verimli bir çalışma elde edilmesi

mümkündür.

31

Şekil 2.16. Pnömatik silindirin başlığa montajı

Pnömatik pistonları kullanma mantığı başlık ve kalıbın kendi ağırlıklarıyla bir kontrol ünitesi

gerektirmeden havayı sıkıştırmasına dayanmaktadır. Bunun için kataloglardan uygun ağırlığa

göre bir piston çifti seçmemiz gerekir. Tasarımını yaptığımız preste ortalama başlık ve

bağlanacak kalıp ağırlığı fazla olmadığından bir dengeleme pistonu uygulamasına gerek

duyulmamıştır.

2.2.6 Biyel Vida Küresi Alt ve Üst Parçaları

Pres başlığına krank milinden aldığı eksantrik hareketi doğrusal olarak ileten biyel vidası,

alttan ve üstten küresel yataklarla yataklanmıştır. Küresel yataklamanın nedeni ise açısal

salınımlara izin vermesidir. Aksi takdirde zaten mekanizma çalışmayacaktır. Biyel vidasıyla

yatağı arasındaki en ufak gereksiz boşluklar makinenin verimsiz çalışmasına, yüksek seslere

ve makine ömründe azalmalara neden olur. Bu nedenle biyel vidasının küresi önce bir kızılla

32

takviye edilip daha sonra ince işlenmiş çelik bir yatakla yataklanır. Asıl önemli olan kürenin

altında kalan yataktır. Çünkü baskı kuvveti direkt olarak burada sönümlenir. Küre üstünde

kalan yatak ise sadece başlık ve kalıp ağırlığıyla bir basıya maruz kalacaktır ve mantıki olarak

başlığın ve kalıbın ağırlığını karşılayıp biyel kolundan düşmelerini engelleyecek formda bir

yapıya sahip olmalıdır. Şekil 2.16 ve Şekil 2.17’de görüldüğü gibi küresel formdaki

yataklarda projelendirilmesi gereken kesit gösterilmiştir:

Şekil 2.17. Biye vida küresi alt yatağı

33

Şekil 2.18. Biyel vida küresi üst yatağı

Küre alt yatağında basıya zorlanan kesit için ezilme kontrolü yapılır;

emakkürealtyat

baskı PAFP (2.62)

Küre üst parçada geometrisi itibariyle biyel vida küresini başlığa tutturmak için vida dişleri

açılmıştır.Aşağı doğru oluşan ağırlık kuvvetlerini bu dişler karşılamaktadır. Bu dişlerin profil

seçiminde ve hatve tayininde (2.41), (2.42), (2.43) no’lu formüllerden yararlanabiliriz.

34

3. TASARIM KAPSAMINDAKİ HESAPLAMALAR


Bu bölümde (2.1) no’lu bölümde projelendirilen C tipi 60 tonluk eksantrik presin ana

elemanlarının gerçek ölçüleri hesaplanacaktır.

3.1.1 Gövde Grubu

Başlık Kızak Boyu = [en uzun plaka boyu / 2 + maksimum eksantrik değer] x 1,3 (2.1)

Başlık Kızak Boyu = (550/2+100) x 1,3 = 487,5 mm

Başka bir kabulle 10.e = 10.50 = 500 şeklinde de alınabilir. Biz ortalama 485 mm olarak

alıyoruz.

Yg =

i

gii

AYA .

(2.2)

A-A kesiti için ön kabullerle seçtiğimiz sac boy ve kalınlıklarına göre 2.2 no’lu denklemle

ağırlık merkezini buluruz:

35

Şekil 3.1. Gövde A-A kesiti ölçülü resmi

Yg = mm257)2.10.50()2.40.295()2.25.650(

)2.5.10.50()2.5,147.40.295()2.325.25.650(

2 gixgxg YAIIi

(2.3)

4

23

23

23

mm1899222234

2388.10.501210.5025,109.295.40

12295.40268.650.25

12650.25

xgI

36

cI

W xgxg (2.4)

31

mm7389970257

1899222234xgW (presin açık-ön tarafı için)

32

mm4832627393

1899222234xgW (presin arka tarafı için)

lFM eğ . ( l : krank ekseninden tarafsız eksene olan uzaklık) (2.5)

Şekil 3.2. Krank ekseninden gövdeye olan uzaklık

37

F=60000 kg (pres anma kuvveti)

.60000kgM eğ (275+257) = 31920000 kgmm

xg

eğeğ W

M (2.6)

32,47389970

319200001

eğ kg/mm2 (pres açık-ön tarafındaki eğilme gerilmesi)

61,64832627

319200002

eğ kg/mm2 (presin arka tarafındaki eğilme gerilmesi)

AF

çeki (çeki gerilmesi) (2.7)

05,1)2.10.50()2.40.295()2.25.650(

60000

çeki kg/mm2 (çekmeden oluşan çeki gerilmesi)

emeğçekitopön (2.8)

2437,532,405,1 top kg/mm2 (presin açık-ön kısmına etkiyen toplam gerilme değeri)

(Wellinger Gimmel – Werkstoff Tabellen Der Metalle St37-2 (DIN 1.0161) için dalgalı yükte

24em kg/mm2 )

Pres tasarımında önemli olan kuvvet budur. Çünkü pres gövdesini açmaya çalışan kuvvettir.

Bu durumda emniyet katsayısı 537,5

24s çıkar. Bu değer de yeterli seviyededir.

38

2456,561,605,1 arkatop kg/mm2

Bu değer de emniyet sınırları içindedir fakat ön kısımdaki toplam gerilme referans alınarak

tasarım yapılacağından bu değer önemsenmeyecektir.

Şekil 3.3. Gövde B-B kesiti ölçülü resmi

Aynı hesaplamaları B-B kesiti için de yaparsak;

Yg =

i

gii

AYA .

(2.2)

Yg = mm230)2.40.250()2.25.600(

)2.125.40.250()2.300.25.600(

39

2 gixgxg YAIIi

(2.3)

423

23

mm12981666672105.250.4012250.40270.600.25

12600.25

xgI

cI

W xgxg (2.4)

31

mm5644203230

1298166667xgW (presin açık-ön tarafı için)

32

mm3508559370

1298166667xgW (presin yere yakın kısmı için)

lFM eğ . ( l : krank ekseninden tarafsız eksene olan dik uzaklık) (2.5)

16500000275.60000 eğM kgmm

xg

eğeğ W

M (2.6)

9,25644203

165000001

eğ kg/mm2 (pres açık-ön kısmındaki gerilme değeri)

7,43508559

165000002

eğ kg/mm2 (presin yere yakın kısmındaki gerilme değeri)

Burada da presin açık kısmındaki eğilme gerilmesini referans alıp tasarım yapmalıyız. Çünkü

pres gövdesini açmaya çalışan gerilme buradaki gerilmedir.

40

Pres gövdesine hem A-A hem de B-B etkiyen bileşke gerilmelerin de bileşkesi alınarak en

kritik gerilme değeri elde edilmelidir.

A-A’daki bileşke gerilme : 5,37 kg/mm2

B-B’deki bileşke gerilme : 2,9 kg/mm2

Toplam bileşke gerilme : 1,69,237,5 22 bil kg/mm2 24 kg/mm2

Genel anlamda pres gövdesinin en kritik gerilmeye göre emniyet katsayısı 41,6

24s tür.

Bu değer yeterli bir değerdir.

Bu hesaplamalardan çıkan sonuca göre başta tasarım için seçilen sac kalınlıkları ve

yerleştirilmeleri yeterli bir dayanım göstermekte, pres gövdesi için emniyet durumunu

sağlamaktadır.


Eksantrik değerleri 25’er mm seçilmişti.

21maxmax 2/ eeStroke (2.10)

Strok 0-100 arası değişeceğinden;

25252/100max e = 50 mm

41

12minmin 2/ eeStroke (2.11)

025252/100min e

251 e mm

252 e mm

Verilen değerler presin stroğunun 0-100 mm arası çalışması için uygundur. 30

seçilmiştir.

eL .10 (ampirik ön kabul) (2.12)

50050.10 L mm

sinsineL

(2.13)

86,2sin30sin

.10

ee

sin.FT (2.14)

3000030sin.60000 T kg emniyetli olması açısından bir katsayı ile çarpılıp presin o

kuvvete kadar dayanabilmesi, sınır yükleri biraz geçmesi durumunda hasar oluşmaması

amaçlanır.

360002,1.30000 T kg

42

TeM dönkrnk . (2.15)

180000036000.50 dönkrnkM kgmm

:i angrenaj oranı 5 seçilmiştir.

emkrnk

b WM

dön (2.16)

4140 (42CrMo4 ya da DIN 1.7225) malzeme için dalgalı yükte 30emb kg/mm2 olarak

alınmıştır.

emb W

1800000

12. 3dW

(2.17)

Ön kabul olarak krank mili en dar çapı 85 mm alınmıştır.

1607781285. 3

W mm3

302,11160778

1800000b kg/mm2 Bu durumda 5,2

2,1130

s bulunur. Bu değer emniyet

sağlanması açısından yeterlidir.

AFyatak

kayma (2.18)

43

32,1

485.

2/60000

4.

2/22

em

krnk

yatakkayma d

FA

Fkg/mm2 < 30 kg/mm2 elde edilir.

Kayma bakımından emniyetlidir.

emp

dönkrnk

IGM

.

.max

(2.19)

Krank mili boyunu ön kabul olarak l 905 mm alıyoruz. (1m’lik boy için 4/1em )

25,004,0

3285..10.1,8

905.18000004

3max

emniyetlidir.

dişişangdönkrnk iMM .. (2.20)

Dişli çiftinin çalışma verimini 0,7 olarak kabul ediyoruz.

5142867,0.5.1800000 angang MM kgmm

Krank milinin yataklanması bronz takviyeli çemberlerle sağlanır. Bu nedenle yatak

basınçlarına göre uygun yatak boyu seçmemiz gerekecektir. Yataklanacak çap olarak 93 mm

seçilmiştir. Yatak iç bronz malzemesinin (CuSn10) emniyetli basınç değeri

75

36

sP akem

kg/mm2 ‘dir.

emyatak PDL

FP

.(2.22)

44

175793.

30000793.

2/60000 L

LLP mm olarak seçildi. Burada yatağa gelen sadece

baskı kuvveti göz önünde bulundurulmuştur. Bunun dışında dişlilerden gelen radyal kuvvetler

de dişlilerle ilgili hesaplamalar kısmında hesaba katılarak yatak basınçları kontrol edilecektir.

Angrenaj mili için de aynı işlemler uygulanır. Yalnız angrenaj milinin bir ucunda oldukça

yüksek kütleli volan bulunduğundan bunu da hesaba katmak gerekecektir. Bileşke bir gerilme

oluşacaktır.Bunun için öncelikle ön kabul yaparak bir volan kütlesi seçiyoruz. Ön kabulde

volan kütlesini yaklaşık 230 kg kabul ediyoruz.

Şekil 3.4. Angrenaj mili

Ortalama volan genişliğini 120 mm olarak kabul edersek yukarıdaki şekilde de görüldüğü gibi

tahmini olarak verilen değerlere göre yataklama boyunun soluna pnömatik kavrama ve en sola

da volan oturtulacaktır. Buna göre volan ağırlık merkezinin yatak sonuna kadar olan mesafesi

182 mm olacaktır.Buna göre 182 mm den 230 kg’lık momenti göz önünde buludurmamız

gerekecektir. (Angrenaj mili malzemesi de DIN 1.7225 (42CrMo4 veya 4140) seçilmiştir)

Dinamik dalgalı yüklemelerde 50emeğ kg/mm2’dir.

xg

eğeğ W

M (2.6)

5045,0

1678.182.230

3 emeğ

kg/mm2 elde edilir. Emniyetlidir.

45

emang

b WM

(2.16)

3014,4

1278.

5142863

b kg/mm2 . Emniyetlidir.

Ön kabul olarak angrenaj milini krank mili boyuna yakın veya daha uzun alabiliriz. Angrenaj

mili boyunun 1115 mm olarak kabul ediyoruz.

emp

ang

IGM

.

.max

(2.19)

25,002,0

3278..10.1,8

1115.5142864

3max

. Emniyetlidir.

22 .3 beğtop (2.21)

502,1204,7.345,0 22 top kg/mm2. Emniyetlidir. Emniyet katsayısı 42,12

50s

olarak elde edilir ve yeterince iyi bir değerdir.

Angrenaj mili ile ilgili yatak seçimi yapmak gerekirse, göz önünde bulundurulması gereken

kuvvetler sadece volan ağırlığı olabilir. Deformasyona yol açacak büyük bir kuvvet

bulunmamaktadır. Fakat krank mili projelendirilmesi kısmında bahsedildiği gibi dişlilerden

gelen radyal kuvvetlerle sonradan tekrar kontrol edilecektir. Angrenaj mili rulmanlı yatakla

yataklanacağı için uygun model katalogdan seçilecektir.

46


Dişli çark boyutlandırmaya geçmeden önce birkaç kabul yapmak gerekir:

5 ve mn=7 mm olarak alınır.

Eksenler arası mesafe de gövde üzerindeki pozisyonlarına göre 400 mm olarak alınmıştır.

2).( 21 amzza

(2.23)

cosn

am

m (2.24)

mmma 03,75cos

7

12 .ziz ang (2.25)

12 .5 zz

192

03,7).5(400 1

11

zzzdiş ve 952 z olarak belirlenir.

amzd .11 (2.26)

57,13303,7.191 d mm

47

amzd .22 (2.27)

85,66703,7.952 d mm

Büyük ve pinyon dişli için;

nm mB . (2.28)

Hassas işlenmiş dişlilerde diş genişlik sayısı 15m olarak alınabilir.

1057.15 B mm olarak elde edilir.

Bu aşamadan sonra dişlilerden kaynaklanan radyal ve eksenel kuvvetleri bulalım:

Büyük dişli için;

2dMF dönkrnk

ç (2.29)

53902/85,667

1800000çF kg

cosç

n

FF (2.30)

54105cos

5390nF kg

48


5,4715tan.53905sin.5410 aF kg

costan.ç

r

FF (2.32)

Kavrama açısı 20 ‘dir.

19695cos

20tan.5390rF kg

Diş dibi kırılma kontrolü bakımından:

Bu hesabı yapmadan önce birkaç değer tablodan okunmalıdır. Çevre hızı 2 m/sn ve normal

işçilik için Kd =1 ve 95 diş için form faktörü Kfm=2,21 seçilir.

emn

çfmde Bm

FKK

.... (2.33)

Büyük dişli çelik sac kıvrılarak imal edilmiştir. Malzemesi St60 olarak seçilmiştir. St60 için

dinamik gerilme dayanımı 3960.65,0.65,0 KD kg/mm2‘dir. çDem K/ 5,1çK

ve profil kavrama oranı 1 olarak seçilmiştir. Malzeme sertliği HB=1750-1950 olarak

tablodan alınmıştır.

265,1/3916105.1.7

5390.21,2.1 e kg/mm2 . Emniyetlidir.

Diş ezilme kontrolü bakımından;

49

emçd

am Pi

idBFK

KKKKP

1

..

....2

max (2.34)

EKm .35,0 (2.35)

Malzeme katsayısı 7,8510.1,2.35,0 4 mK kg/mm2

tan.cos1

2aK (2.36)

Yuvarlama noktası katsayısı 77,120tan.20cos

12 aK

cosK (2.37)

Diş eğim katsayısı 99,05cos K

1

K (2.38)

Profil kavrama oranı katsayısı 111K

HBPem .25,0

50/5,4871950.25,0 2 mmNPem kg/mm2

50

506,455

1585,667.105

5390.1.1.99,0.77,1.7,85max

P kg/mm2 . Emniyetlidir.

Bütün bu hesaplamalar pinyon dişli için de yapılır.

1dM

F angç (2.29)

77002/57,133

514286çF kg

Normalde büyük dişli ile kuvvetlerin tepkilerinin aynı olması gerekirken kuvvet iletimindeki

verimi de göz önünde bulundurarak bu kuvvete dayanabilen bir pinyon elde etmemiz

gerekecektir.

cosç

n

FF (2.30)

77305cos

7700nF kg


6745tan.77005sin.7730 aF kg

costan.ç

r

FF (2.32)

51

28135cos

20tan.7700rF kg

Çevre hızı 10 m/sn ve normal işçilik için Kd =1,25 ve 19 diş için form faktörü Kfm=2,9 seçilir.

emn

çfmde Bm

FKK

.... (2.33)

Pinyon dişli silindirik malzemeden imal edilmiştir. Malzemesi 4140 (DIN 1.7225) olarak

seçilmiştir. 4140 (DIN 1.7225) için dinamik gerilme dayanımı

6090.65,0.65,0 KD kg/mm2‘dir. çDem K/ 5,1çK ve profil kavrama oranı

1 olarak seçilmiştir. Malzeme sertliği HB=2170 olarak tablodan alınmıştır.

405,1/6038105.1.7

7700.9,2.25,1 e kg/mm2 . Emniyetlidir.

Diş ezilme kontrolü bakımından;

emçd

am Pi

idBFK

KKKKP

1

..

....2

max (2.34)

HBPem .25,0

5,55/5,4872170.25,0 2 mmNPem kg/mm2

5,55535

1585,667.105

7700.1.1.99,0.77,1.7,85max


52

Dişli çiftinden kaynaklanan kuvvetlerin ilavesiyle rulman kontrolü yapmamız gerekecektir.

Pinyon dişlinin yataklarına gelen eksenel ve radyal kuvvetleri inceleyelim:

Rulman seçiminde kullanılan basit formüllerden yola çıkarak,

24,02813674

eFF

r

a elde edilir. Angrenaj milinin pinyon tarafındaki yatağı tek bilyalı sabit

rulmanla yataklamak istiyoruz. Bu nedenle katalogdan tek sıra bilyalı sabit rulmanlar

kısmında e=0,24 için X ve Y değerleri okunmuştur. X=0,56 ve Y=1,8

aro FYFXF .. =0,56.2813+1,8.674=2789 kg

İşletme saati açısından tablo değerlerine göre seçilen rulmanın doğru olup olmadığını kontrol

edelim. Bunun için bir çalışma saati kabul etmemiz gerekir. İşletme devri 250 d/dak olarak

Lh=1600 saat seçilmiştir.Buna karşılık gelen FC değeri de 2.88 olarak tablodan okunur.

Uygun olup olmadığı kontrol edilir.

(Bilyalı rulmanlarda p=3 alınır).

1592250.6088,2101600

.60

)(10 366

nFC

Lp

h elde edilmiştir. Buradan

803288,2.278988,2. FC

Bu da seçilen rulmanın uygun olduğunu gösterir. Seçilen rulmanın teknik olarak kodu : ORS

Rulman kataloğundan 6215 ‘tir.

Angrenaj milinin diğer yatağı volan ağırlığını taşıyacağı için açısal oynamalara biraz da olsa

izin vermesi bakımından makaralı oynak rulman kullanılacaktır. Aynı firmanın makaralı

oynak rulman kataloğundan 222 16C kodlu rulman seçilir.

Krank milini yataklarken dişli kuvvetlerini göz önünde bulundurmamıştık. Tekrar geriye

53

dönüp bir sorun olup olmadığını kontrol etmemiz gerekecektir.

emyatak PDL

FP

.(2.22)

175793.

30000793.

2/60000 L

LLP mm seçilmişti. Ama yeni durumda radyal

kuvvetleri de eklememiz gerekir:

175793.

31969793.

19692/60000

L

LLP mm bu durumda da uygundur

değiştirmeye gerek yoktur.

Bir de krank mili dişli bağlanan uçtaki eğilme gerilmesinin hasara yol açıp açmayacağına

bakalım:

xg

eğeğ W

M (2.6)

5055,1

1685.

95.1969.3

krnk

reğ W

lF kg/mm2 . Emniyetlidir.

Bunun dışında eksenel kuvvetlere karşı ekstra bir önlem alınmamış bu kuvvetler şekil bağlı

olarak, faturalarla tolere edilmiştir. Zaten helis açısı oldukça düşük seçilerek bu kuvvetler

minimize edilmişti.

3.1.4 Biyel Grubu

Presin bütün gücünü başlığa aktaran organ olarak niteleyebileceğimiz biyel vidasının

54

öncelikle küre yüzey basıncına göre emniyetli olup olmadığını kontrol edelim:

emküre

PdFP

4.

'2

(2.39)

Buradaki açısı dişli kısmındaki ile karıştırılmamalıdır. Bu açı biyel kolunun tam güç

pozisyonunda düşey eksenle yaptığı açıdır ve değeri 86,2 olarak bulunmuştu.

cos' FF (2.40)

6007586,2cos

60000' F kg’dır.

Kürenin çapını ön kabulle 95küred mm seçiyoruz. 4140 (DIN 1.7225) malzeme için yüzey

emniyet basıncı 145

70

sP akem

kg/mm2 ‘dir.

1446,8

495.

600752


Biyel vidasına açılacak dişlerin kontrolü için öncelikle biyel kolundaki ezilme kontrol edilir;

(Biyel koluna ve vidasına Whitworth vida açılması uygun görülmüştür)

:2d Dişlerin ortalama çapıdır. :t Diş kesit yüksekliğidir. (Alan bulmada yardımcı olmaktadır.)

emPtdz

FP ...

'

2(2.41)

55

Şekil 3.5. Biyel vida-kol bağlantısı kesit resmi

2Pt

Biyel vidası diş üstü çapını ön kabul olarak d 75 mm seçiyoruz. Buna göre

353,702 d mm, 706,653 d mm ve 257,7 ht mm değerleri tablodan okunur. Biyel kolu

malzemesi GGG42 olarak alınmıştır 5,8542

s

P Akem

kg/mm2 ‘dir.

55,8257,7.353,70..

60075 z

zP

diş elde edilir. Buradan diş açılması gereken vida boyu

73257,7.2.5. PzL mm çıkar.

Strok değişimlerinde de biyel vidası hareket edip ileri geri oynama yapacağından 100 mm

(eksantrikliğin iki katı) daha vida açılmalıdır. Böylelikle toplam vida açılan boy

17310073 L mm veya daha fazla olmalıdır. Tasarımın yaptığımız preste diş açılan vida

boyu 230 mm olarak seçilmiştir.

56

Vida diş dibinin kesilme kontrolü için;

emtdzF

...

'

3

(2.42)

30257,7.706,65..

60075

zkg/mm2 . Bu gerilmeyi karşılayabilecek bir diş sayısı da buradan

elde edilecek ve en büyük değer kullanılacaktır. Buna göre 2z çıkar .Biz daha önceki

değeri koruyup onunla tasarıma devam ederiz.

Vida diş dibinin ezilme kontrolü için;

4.

'2

3dF

(2.43)

5018

4706,65.

600752

kg/mm2 . Emniyetlidir.

Biyel kolunun kesit alanına gelen basınca göre de incelersek;

4.

'2

.kolubdFP

(2.44)

57

Şekil 3.6. Biyel kolu en zayıf kesit alanı

Ön kabullerle Şekil 3.5’teki ölçüleri seçtik.

4225,13

4)65100.(

6007522

akP

. Emniyetlidir. Emniyet katsayısı

5,325,13/42 s ’tir.


koçAFP (2.45)

58

Ön kabullerle yapılan bir tasarımda elde edilen başlık basınç alanı 53584 mm2

çıkmıştır.Başlık malzemesi olarak da GGG60 seçersek 125

60

sP akem

kg/mm2 Buna

göre bir inceleme yaparsak;

1212,15358460000

P kg/mm2 . Emniyetlidir. Emniyet katsayısı 1112,1/12 s ’dir.

3.1.6 Volan Grubu

Volanın geometrisine bağlı olarak belirli hızda kazanacağı momenti hesaplamamız gerekiyor.

angvolan MM (2.46)

514286 angvolan MM kgmm

volanMA 2..21 (2.47)

30.n (2.48)

Preste kullanılacak motor kasnağı 135 mm olarak seçilmiştir. Volan çapı da ön kabulle

750 mm olarak alınmıştır.Buna bağlı olarak dakikada ortalama 1460 devirle dönen elektrik

motoruyla tahrik olan kasnak kayışlarla volanı 263135/750

1460n d/dak. ile döndürür.

22 )/(25,7565,2730263. dkrad

59

36,125,756..2129,514514286 kgmkgmm kgms2

gLD

.32... 4

(2.49)

Dökme demirden imal edilen volan için 8000 kg/mm3’tür.

Şekil 3.7. Volan ölçülü resmi

Toplam atalet momentini bulmak için volanın dairesel formlarını parçalayıp ayrı ayrı ele

60

alırız.

95,181,9.32

8000.1,0)52,075,0( 44

1

kgms2

18,081,9.32

8000.03,0)22,052,0( 44

2

kgms2

02,081,9.32

8000.114,0)131,022,0( 44

3

kgms2

15,202,018,095,1 top 36,1 kgms2 . Bu sonuç volanın yeterli ölçülerde olduğunu

gösterir.



Sigorta malzemesi olarak St70 seçilmiştir. 37em olarak alnımştır.

Şekil 3.8. Sigorta ölçüleri

AF

(2.50)

61

375,32)814.(98.

60000

. Pres kuvvetinin biraz üstündeki zorlamalara da izin veren bu

ölçülerdeki sigorta yaklaşık olarak 60-65 tonluk kuvvete dayanabilir. Daha yüksek

kuvvetlerde kesilerek presin hasar görmesini engeller.


Kavrama malzemesi olarak GGG60 seçilmiştir. Emniyetli çekme ve kayma gerilmeleri

24e kg/mm2 , 14e kg/mm2 olarak alınmıştır.

emdişort

dönkrnk

ArM

1. (2.51)

Şekil 3.9. Kavrama kesiti ölçülü resmi

62

146,0

4)138248.(

1.

2138248

180000022

kg/mm2 . Emniyetlidir.

3.2.3 Kamalar

Önce angrenaj mili üzerindeki kamaları ölçülendirelim: Volan ile angrenaj mili arasındaki

kamaya bakalım.

Kama malzemesi olarak St50 seçilmiştir. Volan malzemesi daha yumuşak olduğu için volan

malzemesinin ezilmemesi için kama boyu kontrolü yapılır. DDD50 için emniyetli yüzey

basıncı 105

50

sP Kem

kg/mm2.

Şekil 3.10. Angrenaj mili kama montaj çapları

kama

angç r

MF (2.52)

137142/75

514286çF kg

emç Pnlt

FP

..1

(2.53)

63

Gerekli tablolardan 75mm çap için uygun kama genişlik ve yükseklik değeri alınır. Buna göre

mile gömülü kısım 91 t mm, göbeğe gömülü kısım 4,52 t mm, genişlik b=22 mm,

yükseklik h=14 mm olarak alınır.(n: kama sayısı belirtmektedir.)

76102..9

13714 l

lP mm. Biz 110 mm boyundaki kamalardan 2 adet kullanıyoruz.

Kama kesilmesine karşı (kama için 5,44

180

sak

em

kg/mm2 );

emç

nlbF

..

(2.54)

384,22.110.22

13714 kg/mm2 . Emniyetlidir.

Mil malzemesi göbek malzemesinden daha sert olduğu için göbeğe göre yapılan hesaplamalar

yeterlidir.

Aynı şekilde angrenaj milinin diğer ucunda bulunan pinyon dişli için de kama gerekmektedir.

Pinyon dişlinin genişliği önceden elde edildiği için kullanacağımız kama boyu sınırlı

olacaktır. Eldeki verilerin emniyetli olup olmadığını kontrol edelim:

Pinyon malzemesi ile angrenaj mili malzemesi aynı olduğundan biri için yapılan ezilme

kontrolü yeterli olacaktır. 4140 (DIN 1.7225 veya 42CrMo4) için

5,23370

s

P akem

kg/mm2 seçildi.

kama

angç r

MF (2.52)

64

158242/65

514286çF kg

emç Pnlt

FP

..1

(2.53)

Gerekli tablolardan 65mm çap için uygun kama genişlik ve yükseklik değeri alınır. Buna göre

mile gömülü kısım 5,71 t mm, göbeğe gömülü kısım 9,42 t mm, genişlik b=20 mm,

yükseklik h=12 mm olarak alınır. Ayrıca pinyon dişli genişliği 105 lB mm olarak

alınmıştır.

5,23201.105.5,7

15824P kg/mm2. Emniyetlidir.

Kama kesilmesine karşı (kama için 5,44

180

sak

em

kg/mm2 );

emç

nlbF

..

(2.54)

5,477,32.105.20

15824 kg/mm2 . Emniyetlidir.

Krank mili üzerindeki büyük dişli için de aynı işlemleri yapalım:

kama

dönkrnkç r

MF (2.55)

65

Şekil 3.11. Krank mili büyük dişli bağlantı çap ölçüleri

423532/85

1800000çF kg

Büyük dişli malzemesi St60 için 5,155,2

38

sP akem

kg/mm2

emç Pnlt

FP

..1

(2.53)

Gerekli tablolardan 85mm çap için uygun kama değerleri olarak mile gömülü kısım

91 t mm, göbeğe gömülü kısım 4,62 t mm, genişlik b=25 mm, yükseklik h=14 mm olarak

alınır

1515,152..9

42353 l

lP Buna göre kama boyu standartlara göre 170 mm alınır.

Kama kesilmesine karşı (kama için 2,75,2

180

sak

em

kg/mm2 );

emç

nlbF

..

(2.54)

66

2,79,42.170.25

42353 kg/mm2 .Emniyetlidir.

3.2.4 Plaka

Şekil 3.12. Pres plakası kesit görüntüsü

Plaka için uzunluk ve genişlik değerleri standartlardan gelen değerlerdir (550 x 710 mm2).

Bunu dışında kalınlığı ve plaka üzerindeki boşluğun yapılacak işe göre uygun olması gerekir.

Tasarladığımız presteki delik profili üstteki şekilde görülmektedir.

67

Şekil 3.13. Plaka üst ve genişlik kesit görünüşü

Yg =

i

gii

AYA .

(2.2)

Yg = 222).50.18030.155(

)2.25.50.1802.15.30.155(

mm ( Şekil 2.15’te “b” olarak ifade edilen plaka

üstünden ağırlık merkezine olan mesafe )

68

2 gixgxg YAIIi

(2.3)

233.50.180

1250.18027.30.155

1230.155 2

32

3

xgI 24505200 mm4

hI

W plakaplaka (2.58)

111387322

24505200xgW mm3

4.aFM baskı

maksplaka (2.56)

a : Plakayı mesnetleyen plakalar arası mesafe olmak üzere 390 mm olarak alınmıştır.

58500002

3902

.60000eğM kgmm

emplaka

maksplakaeğ W

M (2.57)

emeğ 25,511138735850000

Plaka malzemesi St37 için 75

34

sak

em

kg/mm2 ‘dir ve 725,5 kg/mm2 olduğundan

emniyetlidir. Seçilen ölçüler uygundur.

69

Mesnetler arasında kalan plaka alanının kesilme kontrolünü yaparsak;

emmesnet

baskıkesme

kesitAF (2.60)

Dinamik şartlarda St37 için 75,24

110

sak

em

kg/mm2

75,229,0550.390

60000kesme kg/mm2 . Emniyetlidir.

Yüzey ezilmesi açısından bakılırsa;

emplaka

baskı PAFP (2.61)

Dinamik şartlarda St37 için 64

240

sP akem

kg/mm2

6015,0710.550

60000P kg/mm2 . Emniyetlidir.

3.2.5 Dengeleyici Pistonlar

Tasarımını yaptığımız preste pnömatik silindir bulunmamaktadır. Pnömatik silindir bulunan

modellerde üretici kataloglarında silindirin maksimum taşıyabileceği ağırlık verilir. Bu değere

göre başlık ağırlığı için uygun bir model seçilip bir ucu sabit duran gövde parçasına diğer ucu

da başlığa gelecek şekilde monte edilir.


70

4140 (DIN 1.7225) malzeme için yüzey emniyet basıncı 145

70

sP akem

kg/mm2 ‘dir.

Biyel küresinin yarısının bu yatakla çevreleneceğini kabul edersek;

emakkürealtyat

baskı PAFP (2.62)

141,1

295..4

60000

2..4

6000022

dP kg/mm2 . Emniyetlidir.

Şekil 3.14 Küre alt parça ölçülü resmi

Aynı zamanda 96 mm çapındaki dairesel alanın da ezilmeye göre kontrolünü yaparsak;

71

143,8

496.

600002


Biyel vida küresini üstten yataklayan parça yine alt parça gibi küresel parçanın rahatlıkla

salınım yapmasına izin veren bir geometriye sahiptir. Etrafında dişler açılarak şekil bağlı

engellemeyle başlığı aşağıya inişlerde taşıma görevi tamamen bu parça üzerindedir. Biyel

vidası üzerinde açılması gereken diş profilini önceki bölümlerde incelemiştik. Yine aynı

formda bir diş açacağız. Burada ekstra bir hesaplama yapmamız gerekmeyecektir. Biyel

kolundaki diş sayısı ve maruz kaldığı kuvvete bir oranla burada bir seçim yapacağız. Buna

göre 3.1.4 no’lu bölümde bulunduğu gibi 60075 kg ı 5 diş taşıyabilmekteydi. Küre üst

parçasının maruz kalacağı maksimum kuvvet ise başlık ağırlığı yani 150-200kg arasındadır.

Buna göre bir oran kurup en az diş miktarı elde edebiliriz. Bizim tasarımını yaptığımız preste

aşağıdaki gibi bir tasarım yapılmıştır.

Şekil 3.15. Küre üst parça ölçülü resmi

72

4. PRES PARÇALARININ BİLGİSAYAR ORTAMINDA TASARIMI

Bu kısma kadar yapılan hesaplamalarla birtakım ölçüler elde edildi. Bu ölçüler ışığında pres

parçaları bilgisayar ortamında çizilebilir ve montaj açısından birbiriyle çalışacak elemanların

eksik olan ölçüleri saptanır.

Burada parçalara ait ölçeksiz ve ölçüsüz resimlere yer verilecektir. Ekler kısmında parçalara

ait teknik resimler yer alacaktır.


4.1.1 Gövde Grubu

Şekil 4.1. Pres gövdesinin bilgisayar ortamında tasarımı

73


Şekil 4.2. Krank ve angrenaj grubunun bilgisayar ortamında tasarımı


Şekil 4.3. Büyük dişlinin bilgisayar ortamında tasarımı

74

Şekil 4.4. Pinyon dişlinin bilgisayar ortamında tasarımı

4.1.4 Biyel Grubu

Şekil 4.5. Biyel kolunun bilgisayar ortamında tasarımı

75


Şekil 4.6. Başlığın bilgisayar ortamında tasarımı

4.1.6 Volan Grubu

Şekil 4.7. Volanın bilgisayar ortamında tasarımı

76



Şekil 4.8. Mekanik sigortanın bilgisayar ortamında tasarımı


Şekil 4.9. Eksantrik kavrama ve karşılığının bilgisayar ortamında tasarımı

77

4.2.3 Plaka

Şekil 4.10. Plakanın bilgisayar ortamında tasarımı


Şekil 4.11. Biyel vida küresi alt parçasının bilgisayar ortamında tasarımı

78

Şekil 4.12. Biyel vida küresi üst parçasının bilgisayar ortamında tasarımı

4.3 Bütün Parçaları ile Pres Montajı

Şekil 4.13. Pres montaj resmi

79

Şekil 4.14. Pres montaj resmi (koruyucu ekipmanlarla birlikte)

80

5. PRES PARÇALARININ SONLU ELEMANLAR YÖNTEMİYLE ANALİZİ


5.1.1 Gövde Grubu

Presi oluşturan ana ve yardımcı parçaları bu kısma kadar bilinen yöntemlerle basite

indirgeyerek hesapladık. Fakat basit indirgeme işlemi bütün olarak presin nasıl etkileneceği

hakkında bize tam bir fikir vermeyebilir. Bu nedenle parçaların bütünüyle momentlerden ve

basınç kuvvetlerinden nasıl etkilendiğini anlamamız için sonlu elemanlar metodunu

kullanacağız. Analiz yaparken T-Flex Parametric CAD adlı programdan yararlanacağız.

Şekil 4.1. T-Flex Parametric CAD bilgi penceresi

81

5.2 Pres Gövdesini Analizi

Mumak Makine San. ve Tic. A.Ş’de üç boyutlu tasarım için Autodesk Inventor programı

kullanılmaktadır .T-Flex’te analiz yapabilmemiz için önce her iki programın da yüksek

verimle tanıyabildiği STEP formatında dönüşümler yapılır.

Şekil 5.1. Tflex programında gövdenin analize uygun hale getirilmesi

Analiz yapabilmemiz için program bizden birkaç parametre istemektedir. Öncelikle presin

sabitleneceği ve kuvvetlerin uygulanacağı yüzeyleri, ardından imal edildiği malzemeyi

seçmemiz gerekecektir.

Bu parametreler girildikten sonra program, pres gövdesini binlerce parçaya bölmek için

“mesh” işlemi uygular.

82

Şekil 5.2. Pres gövdesine “mesh” işlemi uygulanması

83

Şekil 5.3. Prese kuvvet uygulanan yüzeyler

Documents

Eksantrik Pres