Đề tài Thiết kế trạm dẫn động vít tải vận chuyển than cát khô

ĐẠI HỌC THÁI NGUYÊN TRƯỜNG ĐẠI HỌC KTCN ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập – Tự do – Hạnh phúc ¾¾¾¾¾¾¾¾¾ ĐỀ TÀI ĐỀ ÁN KỸ THUẬT Sinh viên thiết kế: Dương Văn Tú ; Lớp: Hè 2011 Mã số SV: 11510911241 Giáo viên hướng dẫn: Th.S Nguyễn Đình Ngọc Ngày giao đề tài: 19/7/2011 Ngày hoàn thành: 29/9/2011 NỘI DUNG DỀ TÀI Thiết kế trạm dẫn động vít tải vận chuyển than cát khô Số liệu đề tài: Năng suất: Q= 10 tấn/h Hệ số làm việc / năm: Kn=0.8 Vít tải vận chuyên theo phương ngang Hệ số cản ban đầu: Kbd=1.7 Chiều dài vận chuyển: L= 10 m Thời gian phục vụ: 11 năm Hệ số làm việc / ngày: Kng=2/3 Tải trọng không đổi,quay 1 chiều Nội dung cụ thể: - Thiết kế vít tải - Tính chọn hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn - Thiết kế bộ truyền ngoài hộp và khớp nối - Thiết kế bu lông nền động cơ - Thiết kế trục vít tải YÊU CẦU THIẾT KẾ 1 - 01 thuyết minh trình bày tính toán thiết kế trên khổ giấy A4 2 - 02 bản vẽ A0, 02 bản vẽ chế tạo A1 3 - 01 file Powpoint trình diễn khi bảo vệ Cán bộ hướng dẫn Trưởng bộ môn Ngày...tháng...năm 2011 T/L Hiệu trưởng (Chủ nhiệm khoa) NHẬN XÉT CẢU GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN MỤC LỤC DANH MỤC BẢNG BIỂU Trang Bảng 3.1 Kiểu đông cơ……………………………………………………. 27 Bảng 4.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm……. 29 Bảng 4.2 Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc Ц2У-100....................... 30 Bảng 4.3 Các thông số của bộ truyền............................................................... 32 Bảng 4.4 Các thông số của bộ truyền đai......................................................... 38 Bảng 4.5 Các kích thước của khớp nối............................................................. 40 Bảng 4.6 Các kích thước của vòng đàn hồi...................................................... 41 Bảng 5.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh................. 44 Bảng 5.2 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp chậm ..................51 DANH MỤC HÌNH ẢNH Trang Hình 1.1 Sơ đồ hệ thống vít tải cát khô nằm ngang....................................... 9 Hình 1.2 Cấu tạo vít tải nằm ngang............................................................... 11 Hình 1.3 Cấu tạo trục vít tải........................................................................... 12 Hình 2.1 Các dạng vít tải................................................................................ 16 Hình 2.2 Xác định kích thước vít xoắn 17 Hình 2.3 Máng vít tải 18 Hình 3.1 Sơ đồ hệ thống dẫn động 24 Hình 3.2 Sơ đồ tải trọng.................................................................................. 28 Hình 4.1 Cấu tạo khớp nối đàn hồi................................................................. 40 Hình 5.1 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc................................................................. 66 Hình 5.2 Kết cấu trục I.................................................................................... 68 Hình 5.3 Biểu đồ mô men trục I...................................................................... 70 Hình 5.4 Kết cấu trục II 73 Hình 5.5 Biểu đồ mô men trục II 76 Hình 5.6 Kết cấu trục III 79 Hình 5.7 Biểu đồ mo men trục III 81 Hình 5.8 Sơ đồ tính toán bu lông 85 Hình 5.9 Biểu đồ mô men xoắn 88 Hình 5.10 Sơ đồ tải trọng dọc 89 Hình 5.11 Sơ đồ tải trọng ngang 89 Hình 5.12 Sơ đồ hệ dầm cơ bản 90 Hình 5.13 Sơ đồ tính mô men 91 Hình 5.14 Biểu đồ mô men hệ cơ bản 92 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Vũ Ngọc pi Tính toán thiết kế vít tải [2] Vũ Ngọc Pi Hộp giảm tốc tiêu chuẩn [3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( Tập 1) Nhà xuất bản Giáo dục 2005 [4] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( Tập 2) Nhà xuất bản Giáo dục 1999 [5] Trần Văn Phong Thiết kế bánh vít [6] Văn Tiến_04cc - ĐH Nông Lâm Thành Phố Hồ Chí Minh Máy trộn PSV LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người . Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều . Là một sinh viên khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy cô . Nhiệm vụ thiết kế đề án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm được các hệ dẫn đông, hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bản của của môn học. Từ đó ta áp thể áp dụng vào thực tế sau khi ra trường. Vì vậy thiết đề án là công việc quan trọng và rất cần thiết . Đề tài thiết kế của chúng em được giao là “Thiết kế trạm dẫn động vít tải nằm ngang vận chuyển cát khô“.Đề án gồm 6 chương mỗi chương em đi sâu vào thiết kế tính toán các mô đun nhỏ. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo trong bộ môn, đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của Thầy Nguyễn Đình Ngọc cùng với sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn chúng em đã hoàn thành được đề án được giao. Đề án được em thực hiện tại trường chủ yếu mang tính lý thuyết mà không có sản phẩm thực tế. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều, tài liệu tham khảo còn ít nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn để đề án của em được hoàn thiện hơn. Chúng em xin chân thành cảm ơn! Thái Nguyên , Ngày 30 tháng 09 năm 2011 Sinh viên thực hiên : Dương Văn Tú CHƯƠNG I GIỚI THIỆU Ñ. Mục đích: Chương I nhằm mục đích giới thiệu cho chúng ta nắm được cấu tạo, nguyên lý hoạt động, ưu nhược điểm… của hệ thống dẫn động vít tải cát khô. 1.1. Giới thiệu về hệ dẫn động vít tải cát khô Vít tải là máy vận chuyển vật liệu rời chủ yếu theo phương nằm ngang. Ngoài ra vít tải có thể dùng để vận chuyển lên cao với góc nghiêng có thể lên tới 900, tuy nhiên góc nghiêng càng lớn hiệu suất vận chuyển càng thấp. Vít tải thuộc nhóm máy chuyển liên tục không có bộ phận kéo. Bộ phận công tác của vít tải là vít cánh xoắn chuyển động quay trong một vỏ kín tiết diện tròn ở dưới. Khi vít chuyển động, cánh vít đẩy vật liệu di chuyển trong vỏ. Vật liệu chuyển động không bám vào cánh xoắn là nhờ trọng lượng của nó và lực ma sát giữa vật liệu và vỏ máng, do đó vật liệu chuyển động trong máng theo nguyên lý truyền động vít-đai ốc. Vít tải có thể có một cánh xoắn hoặc nhiều cánh xoắn, với nhiều cánh xoắn thì vật liệu chuyển động êm hơn. Chất tải cho vít tải qua lỗ trên nắp máng 18, còn dỡ tải qua cửa ra liệu ở phía dưới của ống.Vít tải thường dùng để vận chuyển vật liệu nóng và độc hại. Sơ đồ nguyên lý vít tải nằm ngang: Hình 1.1. Hệ thống vít tải nằm ngang 1 - Động cơ 2 – Bộ truyền đai dẹt 3 - Hộp giảm tốc 4 – Khớp nối 5 - Gối đỡ đầu 6 - Gối đỡ trung gian 7 - Cánh vít 8 - Trục vít 9 - Cửa vào liệu 10 - Gối đỡ đuôi vít 11 - Gia đỡ gối đuôi vít 12 - Giá đỡ gối đầu vít 13 - Cửa ra liệu 14 - Máng vít 15 - Trục đỡ máng 16 - Gia đỡ bộ truyền động 17 - Nắp quan sát 18 - Nắp máng vít 19 - Bộ cảm biến từ * Các ưu điểm của vít tải - Vật liệu chuyển động trong máng kín, có thể nhận và dỡ tải ở trạm trung gian không tổn thất rơi vãi vật liệu, an toàn khi làm việc và sử dụng, rất thuận lợi cho việc vận chuyển vật liệu nóng và độc hại. - Chúng chiếm chỗ rất ít, với cùng năng suất thì diện tích tiết diện ngang của vít tải nhỏ hơn rất nhiều so với tiết diện ngang của các máy vận chuyển khác. - Bộ phận công tác của vít nằm trong máng kín, nên có thể hạn chế được bụi khi làm việc với nguyên liệu sinh nhiều bụi. - Giá thành thấp hơn so với nhiều loại máy vận chuyển khác. * Các nhược điểm của vít tải - Chiều dài cũng như năng suất bị giới hạn, thông thường không dài quá 30 m với năng suất tối đa khoảng 100 tấn/giờ. - Chỉ vận chuyển được vật liệu rời, không vận chuyển được các vật liệu có tính dính bám lớn hoặc dạng sợi do bị bám vào trục. - Trong quá trình vận chuyển vật liệu bị đảo trộn mạnh và một phần bị nghiền nát ở khe hở giữa cánh vít và máng, chóng mòn cánh xoắn và máng khi vận chuyển vật liệu cứng và sắc cạnh. Ngoài ra nếu quãng đường vận chuyển dài, vật liệu có thể bị phân lớp theo khối lượng riêng. - Năng lượng tiêu tốn trên đơn vị nguyên liệu vận chuyển lớn hơn so với các máy khác. Mặc dù có những nhược điểm như vậy, vít tải vẫn được dùng rộng rãi trong các nhà máy xi măng, các nhà máy tuyển khoáng hoặc trong các xí nghiệp hoá chất. Hình 1.2- Cấu tạo vít tải nằm ngang - Vít tải thường được chia làm 2 loại theo phương vận chuyển vật liệu: + Vít tải nằm ngang + Vít tải thẳng đứng Theo hình dạng cánh xoắn ta phân loại vít tải ra thành: + Loại cánh xoắn liên tục liền trục + Loại cánh xoắn liên tục không liền trục + Loại cánh xoắn dạng lá. Vít tải cánh xoắn liên tục liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng bột khô, có kích thước nhỏ hay trung bình. Loại cánh xoắn này không cho vật liệu chuyển động ngựơc lại, do đó khi cùng vận tốc quay và đường kính vít xoắn, năng suất của nó đạt cao hơn các loại khác. Vít tải liên tục không liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng hạt có kích thước lớn, hoặc vật liệu dính. Vít tải loại cánh xoắn dạng lá dùng cho vật liệu kết dính, hoặc khi cần kết hợp quá trình trộn khi vận chuyển vật liệu. Qua phân tích trên ta thấy loại vít tải nằm ngang có cánh xoắn liên tục liền trục là phù hợp với đề tài thiết kế nên chọn loại này. Hình 1.3-Cấu tạo của trục vít tải Cấu tạo gồm một máng cố định, phần dưới của nó có dạng nửa hình trụ, phía trên được đậy bằng nắp. Trục quay trên đó có gắn vít tải được đỡ bằng hai ổ đỡ hai đầu và ổ đỡ trung gian. Trục quay được truyền động bằng động cơ. Vật liệu được nhập qua máng nhập liệu và được tháo ra qua bộ phận tháo liệu. 1.2. Mục tiêu thiết kế Ngày nay với sự phát triển của khoa học kĩ thuật, đòi hỏi sinh viên phải nắm vững kiến thức lý thuyết để từ đó áp dụng vào thực tế sản xuất. Nhằm nâng cao kiến thức cho sinh viên, nhà trường đã tạo cơ hội cho sinh viên thiết kế các hệ thống dẫn động giúp sinh viên hiểu nắm được cấu tạo,nguyên lý hoạt động, dặc tính… của các hệ dẫn động để từ đó áp dụng vào thực tế tạo ra các sản phẩm phục vụ hữu ích cho sản xuất. Sau khi thiết kế xong giúp sinh viên sau hki ra trường có thể nắm bắt nhanh với các vấn đề thực tế… - Tính lắp lẫn: Khi thay thế các chi tiết có thể lắp với nhau một cách dễ dàng, thuận tiện, nhanh chóng đảm bảo tính chất của mối ghép, chính xác. Các chi tiết của vít tải có thể lắp với các chi tiết của vít tải cùng cỡ. - Môi trường: Do vật liệu được vận chuyển trong máng vít tải nên đảm bảo quá trình vận chuyển không có bụi, môi trường làm việc ít độc hại, ít gây ô nhiễm môi trường. - Dễ vận hành: Tương đối dễ vận hành, thao tác an toàn cho công nhân. - Bảo dưỡng: Nhất thiết phải lập kế hoạch kiểm tra toàn bộ vít tải để đảm bảo vít tải hoạt động liên tục, tránh sự cố bất ngờ xảy ra. Đảm bảo không gian xung quanh vít tải luôn gọn gàng không gây cản trở cho quá trình vận hành. + Dừng vít tải và ngắt nguồn điện, khóa hệ thống điều khiển trước khi tiến hành bảo trì và sửa chữa vít tải. + Làm sạch vít tải: Trong quá trình làm việc, vít tải chuyên trở các loại hạt nhỏ, mịn vì thế liệu thường bám dính trên thân vít, trục vít và các bánh vít. Do đó để đảm bảo năng suất ta phải thường xuyên làm sạch vít tải + Kiểm tra các bulong lắp ghép: + Kiểm tra thân vít tải, trục vít và bánh vít: Thân vít, trục vít và cánh vít là những bộ phận luôn tiếp xúc với liệu, khi hoạt động thì liệu trượt dọc theo chiều dài vít gây mòn vì vậy cần kiểm tra và phát hiện sớm để thay thế thân vít tải khi cần thiết, cần thay thế thân vít tải khi thấy vít tải mòn quá 2/3 chiều dầy. + Bôi trơn: Ổ bi cần được bôi trơn theo định kỳ để tăng tuổi thọ làm việc cho vít tải - Tiết kiệm: So với băng tải thì vít tải nhỏ gọn hơn do đó chi phí ban đầu ít. - An toàn: Vít tải hay những bộ phận đi kèm nó luôn phải có những thiết bị an toàn để bảo vệ cho người sử dụng. Tất cả các bộ phận của vít tải cần được che chắn để đảm bảo an toàn cho người sử dụng và thiết bị xung quanh. Ñ. Kết luận: Ta thấy hệ thống dẫn động vít tải có rất nhiều ưu điểm, do đó nó được sử dụng rất nhiều trong thực tế để vận chuyển các loại vật liệu. Sau khi nắm được cấu tạo, ưu nhược điểm của hệ thống dẫn động vít tải, chúng ta sẽ đi thiết kế vít tải. Vấn đề này sẽ được giải quyết trong chương II. CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÍT TẢI Ñ. Mục đích: Chương II giúp chúng ta hiểu được kết cấu, xác định được đường kính vít tải, năng suất , công suất, momen xoắn và lực vòng trên vít tải… 2.1. Kết cấu của vít tải Kết cấu của vít tải cố định công dụng chung phải thoả mãn các yêu cầu sau: Thuận tiện cho việc kiểm tra xem xét, bôi trơn các bộ phận quay dễ dàng, tháo lắp bộ phận dẫn động và vit xoắn độc lập với nhau. các chi tiết và các bộ phận của vít tải phải đảm bảo tính đổi lẫn. - Vật liệu dùng để chế tạo vít xoắn và máng của vít tải là: + Nếu vít tải dùng để vận chuyển các vật liệu gây gỉ thì phải chế tạo bằng cácloại thép chống gỉ. + Nếu vít tải dùng để vận chuyển vật liệu cứng sắc cạnh phải chế tạo bằng các loại thép bền mòn. + Nếu dùng để vận tải các vật liệu nóng trên 2000 phải chế tạo bằng gang hoặc thép lá. - Vít tải: Là vít xoắn dùng để đẩy vật liệu chuyển động dọc theo máng. Hình dạng và kết cấu của cánh xoắn phụ thuộc vào mục đích sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu khác nhau. Vít xoắn gồm nhiều đoạn vít nối với nhau, chiều dài mỗi đoạn không quá 3m. Mỗi đoạn vít xoắn gồm có trục và cánh xoắn hàn với trục. Cánh xoắn gồm nhiều đoạn hàn với nhau chiều dài mỗi đoạn bằng một bước xoắn. Người ta chế tạo cánh xoắn bằng cách dập. Trục vít xoắn được chế tạo từ thép ống, đầu mỗi đoạn ống có hàn một mặt bích bằng thép có các lỗ để bắt với các mặt bích của ổ treo trung gian. Hình dạng và kết cấu của cánh xoắn phụ thuộc vào mục đích sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu khác nhau. Dựa vào tính chất vật liệu vận chuyển người ta sử dụng các loại vít xoắn: Khi vận chuyển các loại vật liệu có dạng bột, hạt nhỏ và trung bình rời khô min như: xi măng, tro, bột, cát khô thì dùng vít có cánh xoắn liền trục (hình 1.4-a). Loại này cho năng suất vận chuyển cao. Hệ số điền đầy e = 0,125 ¸ 0,45 và tốc độ quay của vít từ n = 50 ¸ 120 vg/ph. Vít liên tục không liền trục (hình 1.4-b) dùng vận chuyển hạt cỡ lớn như: sỏi thô, đá vụn. . .Hệ số điền đầy của loại này đạt e = 0,25 ¸ 0,40, và tốc độ quay của vít từ n = 40 ¸ 100 vg/ph. Vít tải dạng lá liền trục (hình 1.4-c) dùng cho vật liệu dính, dùng vừa trộn, tẩm vừa vận chuyển như: đất sét ẩm, bê tông, xi măng. Hệ số điền đầy của loại này đạt e = 0,15¸0,3 và tốc độ quay của vít n = 30 ¸ 60 vg/ph. Vít tải dạng lá không liên tục (hình 1.4-d) dùng để vận chuyển loại hạt thô, có độ ẩm như: sỏi thô, đá dăm, đất sét ẩm, bê tông, xi măng. Hệ số điền đầy của loại này đạt e = 0,15 ¸ 0,4 và tốc độ quay của vít từ n = 30 ¸ 60 vg/ph Hình 2.1. Các dạng vít tải: a- vít có cánh xoắn liền trục, b- vít có cánh xoắn liên tục không liền trục, c- Vít dạng lá liên tục, c- Vít có cánh xoắn dạng lá không liên tục. Sơ đồ vận chuyển: e- Sang trái, f- Sang phải, g- Đẩy sang hai phía, h- Dồn vào giữa. k- Hệ số điền đầy vít tải Kích thước của trục vít xoắn và bước xoắn vít thường được tiêu chuẩn hoá: Đường kính d = 100 đến 320 mm, bước xoắn từ 80 đến 320 mm. Theo tiêu chuẩn trên bước xoắn thường bằng 0,8 đến 1 lần đường kính cánh xoắn. Tốc độ quay thường từ 10 300 vòng/ phút. Trên hình 1.4 e ¸ h là sơ đồ hướng vận chuyển vật liêu: Vận chuyển sang trái, sang phải, phân sang hai phía, hai đầu dồn vào giữa. Trong trường hợp vận chuyển vật liệu dính, ẩm người ta sử dụng vít có hai cánh xoắn hay còn gọi là vít kép. Loại này thích hợp trong vận chuyển vữa bê tông hoặc bột than. Hình 2.2. Xác định kích thước vít xoắn: a- Tạo cánh xoắn và trục, b- Triển khai góc nâng theo đường kính ngoài, c- Triển khai góc nâng theo đường kính trong Đối với vít tải đặt đứng thường vận chuyển vật liệu tơi vụn. ở đây sử dụng cánh xoắn liên tục liền trục, trong quá trình vận chuyển có xuất hiện ma sát giữa vật liệu và cánh xoắn. Dưới tác dụng của lực ly tâm, vật liệu áp sát vào thành máng và bị vỏ máy hãm chuyển động quay lại và nhờ cánh xoắn đẩy nâng vật liệu đè lên trong máng. Muốn vật liệu không có chuyển động quay khi ra đến thành máng thì lực ly tâm phải lớn. Vì vậy vít tải đặt đứng có tốc độ quay lớn hơn nhiều so với tốc độ của vít tải đặt nằm ngang. Vít tải đặt đứng tiết kiệm được diện tích, kín và dỡ tải bất cứ vị trí nào cần thiết. Tuy vậy loại này tốn năng lượng, chóng mòn cánh. Chiều cao máy bị hạn chế bởi không lắp được gối đỡ trung gian. =>Như vậy để đảm bảo được các yêu cầu đề ra với vật liệu cần chuyển là muối cát khô ta chọn loại vít liền trục. Hình 2.3. Máng vít tải - Máng vít: Máng của vít tải được chế tạo bằng phương pháp dập từ thép tấm có chiều dày d = 4 ¸ 8 mm, mỗi đoạn có chiều dài đến 4m (Hình 1.6). Dung sai khe hở giữa máng và cánh xoắn không quá 60% khe hở bình thường giữa cánh xoắn và máng. Nửa dưới của mặt cắt ngang máng có dạng nửa hình tròn đồng dạng với kích thước đường kính của cánh xoắn; nửa trên có dạng hình chữ nhật có chiều rộng bằng đường kính đáy để lắp đặt trục cánh xoắn và dễ dàng trong việc chế tạo nắp đậy. Trên nắp ở đầu máng tải có cửa cấp tải tiết diện vuông; còn ở đáy máng cũng có các cửa dỡ tải đặt ở những vị trí cần thiết theo yêu cầu. Kết cấu của máng và nắp phải đảm bảo không cho bụi hoặc khí độc thoát ra ngoài khi vận chuyển vật liệu có bụi hoặc chất độc - Máng của vít tải có các ống cấp tải và dỡ tải các ống này có tiết diện vuông. Chúng được hàn với nắp (cấp tải) và với đáy máng (dỡ tải). Để quan sát sự làm việc của các ổ treo, các ổ chặn hai đầu vít xoắn cũng như quan sát sự phân bố vật liệu vận chuyển ở đoạn máng có ổ treo, người ta hàn các lố quan sát có nắp ở trên nắp máng gần các ổ treo vít xoắn . 2.1. Tính toán vít tải 2.1.1. Xác định đường kính vít tải Năng suất của vít tải (tấn/h) được xác định theo công thức sau: = (60.P.D2. P . n . r . KC . Kn)/4 (tấn/h). (2.1) Trong đó: D: đường kính vít tải (m) P: Bước vít tải (m) P = 0.8D r: khối lượng riêng của vật liệu vận chuyển(tấn/m3). Với vật liệu là xi măng, có : r = 1.4 ¸ 1.65 (tấn/). Chọn r = 1.5 (tấn/). n: Số vòng quay vít tải (vòng/ph). n = Kv/ với: KV: hệ số phụ thuộc vật liệu.Với vật liệu cát là vật liệu nặng, sắc cạnh, có : KC: Hệ số chất đồng tiết diện máng, phụ thuộc vật liệu. Vật liệu nặng sắc cạnh có: KC= 0.125 Kn: hệ số phụ thuộc góc nghiêng b (độ) của vít tải Kn = 1 khi b = ( vít tải nằm ngang). Thay vào (2.1) ta có: D= với (Q=10 tấn/h). Theo dãy số quy chuẩn của đường kính số vít tải ta chọn: 100;125; 150; 160; 200; 250; 300; 320 [1] Chọn D = 300 (mm) Theo [6] trang 14 với D= 300 (mm) chọn khe hở giữa cánh vít và máng vít 2.1.2. Tính số vòng quay của vít tải Ta có công thức xác định số vòng quay của vít tải theo đường kính vít tải như sau: n = = 54,77 (vòng /ph). Chọn nv = 55 (vòng /ph) 2.1.3. Xác định công suất trên vít tải Đối với vít tải nằm ngang, công suất trên trục vít tải được xác định theo công thức sau: P = Co . Trong đó: Q : là năng suất của vít tải Q = 10 (tấn/h) L : là chiều dài vận chuyển của vật liệu theo phương ngang L = 10(m) Co: hệ số lực cản ma sát với vật liệu vận chuyển là cát khô có Co = 4.0 Vậy: P = 4,0. = 1,1(kw) 2.1.4. Xác định momen xoắn trên vít tải Tv = 9,55 . 106 = 9,55 . 106 . = 191000(Nmm) Có : [T] = 100 000 (Nm) = 100 000.(Nmm) (Tra trong TCLX 2037 - 65 hoặc TCLX 2037 - 75) Vậy : Điều kiện Tv £ [T] được thoả mãn. 2.1.5. Xác định lực dọc trục trên vít tải Lực dọc trục trên vít tải được xác định theo công thức: Fav = (2.2) Trong đó: R - Khoảng cách điểm đặt lực ma sát của vật liệu với cánh vít đến trục của vít tải (mm). R(0,3 ¸0,4) .D = (0,3 ¸0,4).300 = (90 ¸ 120). Chọn R = 100 a - Góc nâng của đường xoắn vít (độ) xác định theo công thức: tga = p - Bước vít tải (mm) p = 0,8 D = 0,8.300 = 240 (mm) Þ tga = = 0,382 => a = 20,90 d: Góc ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít (độ) tgd = f Với: f - Hệ số ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít . Với vật liệu vận chuyển là cát khô có f = 0,8 ; => d = arctg0,8 = 38,65 Thay vào (2.2) ta có : Ñ. Kết luận: Ta thấy sau khi xác định được đường kính vít tải ta xác định được momen xoắn trên vít tải thỏa mãn điều kiện cho phép. Như vậy vít tải đảm bảo momen xoắn trong quá trình làm việc. Sau khi thiết kế được vít tải ta tiến hành tính toán hệ thống dẫn động và công việc này sẽ được thực hiện trong chương III. CHƯƠNG III TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG Ñ. Mục đích: Tính toán hệ thống dẫn động nhằm chọn loại hộp giảm tốc phù hợp, kết cấu gọn nhẹ,tiết kiệm nhằm đạt hiệu quả kinh tế cao. Sau đó chọn động rồi kiểm nghiệm xem đọng cơ có thỏa mãn điều kiện mở máy hay không. 3.1. Chọn loại hộp giảm tốc Trong các hệ dẫn động cơ khí thường sử dụng các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít dưới dạng một tổ hợp biệt lập được gọi là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng moomen xoắn. Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc, người ta phân ra: hộp giảm tốc bánh răng trụ; hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn – trụ; hộp giảm tốc trục vít, trục vít – bánh răng hoặc bánh răng – trục vít; hộp giảm tốc bánh răng hành tinh…So với các loại hộp giảm tốc khác thì hộp giảm tốc bánh răng trụ có các ưu điểm: tuổi thọ và hiệu suất cao; kết cấu đơn giản; có thể sử dụng trong một phạm vi rộng của vận tốc. Vì vậy, sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ được coi là phương án tối ưu nhất. Loại bánh răng trong hộp giảm tốc bánh răng trụ có thể là: răng thẳng, răng nghiêng, hoặc răng chữ V. Tuy nhiên, phần lớn các hộp giảm tốc có công dụng chung dùng răng nghiêng. So với răng thẳng, truyền động bánh răng nghiêng làm việc êm hơn, khả năng tải và vận tốc cao hơn, va đập và tiếng ồn giảm. Còn so với răng chữ V, răng nghiêng dễ chế tạo và giá thành rẻ hơn. Vì vậy, ở đây ta sử dụng bánh răng nghiêng để năng cao khả năng ăn khớp, truyền động êm, vừa đảm bảo chỉ tiêu về kỹ thuật vừa đảm bảo chỉ tiêu về kinh tế. Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra hộp giảm tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp. Trong đó, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, vì tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng từ 8 đến 40. Chúng được bố trí theo ba sơ đồ sau đây: - Sơ đồ khai triển: Hộp giảm tốc kiểu này đơn giản nhất và dễ chế tạo. Do đó được sử dụng rất nhiều trong thực tế. Tuy nhiên, các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Do đó, khi thiết kế, đòi hỏi trục phải đủ cứng thì sẽ đảm bảo được khả năng làm việc. - Sơ đồ phân đôi: Khi sử dụng sơ đồ này cần phải chú trọng đến việc bố trí ổ. Phải đảm bảo sao cho tải trọng dọc trục không được cân bằng ở cặp răng kề bên, không được tác dụng vào trục tùy động của cấp phân đôi nếu không thì sự cân bằng của tải trọng dọc trục ở cấp phân đôi sẽ bị phá vỡ và công suất sẽ phân bố không đều cho các cặp bánh răng phân đôi này. - Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giảm tốc giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn hơn. Tuy nhiên, sơ đồ đồng trục có một số nhược điểm như: Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơn khá nhiều so với cấp nhanh, kết cấu gối đỡ phức tạp, gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ, do khoảng cách giữa các trục trung gian lớn, nên trục trục không đảm bảo độ bền và độ cứng nếu không tăng đường kính trục. Từ những nhược điểm này mà phạm vi sử dụng của hộp giảm tốc đồng trục bị hạn chế. Việc lựa chọn sơ đồ của hộp giảm tốc có ảnh hưởng trực tiếp đến kết cấu của hệ dẫn động, cũng như khả năng làm việc và chi phí thiết kế. Qua việc phân tích các sơ đồ của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, ta nhận thấy: + So với sơ đồ phân đôi, thì sơ đồ hộp giảm tốc khai triển có kết cấu và chế tạo đơn giản hơn nhất là việc chế tạo ổ, gối đỡ ổ cũng như việc bố trí ổ. Mặt khác, chiều rộng của hộp giảm tốc khai triển nhỏ hơn nên việc bố trí lắp đặt dễ dàng hơn. Ngoài ra, số lượng chi tiết và khối lượng gia công của hộp giảm tốc phân đôi tăng dẫn đến giá thành cao hơn và chưa được sử dụng phổ biến như hộp giảm tốc khai triển. + So với hộp giảm tốc đồng trục, thì hộp giảm tốc khai triển cồng kềnh hơn. Tuy nhiên, kết cấu hộp đơn giản và vẫn đảm bảo khả năng làm việc. Mặt khác, kết cấu của hộp giảm tốc đồng trục phức tạp: khả năng tải ở hai cấp không đều, kết cấu gối đỡ phức tạp, đòi hỏi trục phải lớn để đảm bảo độ cứng và độ bền… Vậy ta chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo. - Để truyền động từ động cơ vào hộp giảm tốc ta chọn khớp nối trục đàn hồi. Loại khớp nối này có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng và dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục (làm việc như một trục bù). Nối trục có bộ phận đàn hồi làm bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, vì vậy nó được dùng để truyền mômen xoắn lớn, thường dùng trục có bộ phận đàn hồi là kim loại để giảm kích thước. 3.2. Chọn động cơ điện 3.2.1. Chọn kiểu loại động cơ 1. Động cơ điện 2. Bộ truyền đai 3. Bộ truyền BR cấp nhanh 4. Bộ truyền BR cấp chậm 5. Khớp nối đầu ra 6. Trục vít Hình 3.1. Sơ đồ hệ dẫn động - Động cơ điện: Hiện nay trong công nghiệp dùng hai loại động cơ điện là: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. * Động cơ điện xoay chiều được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp, với sức bền làm việc cao, momen khởi động lớn. * Động cơ điện một chiều: Là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo dể dàng, giá thành cao khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lưu. Dựa trên những ưu khuyết điểm của hai loại động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của loại động cơ nầy vẫn chấp nhận được. Vậy ta chọn động cơ điện xoay chiều. 3.2.2. Chọn công suất động cơ - Các thông số: + Lực dọc trục: Fav=1122,832 (N) + Công suất trên vít tải: P= 1,1 (Kw) + Mômen xoắn trên vít tải: Tv= 191000 (N.mm) + Số vòng quay: n= 55 (vòng/phút) + Đường kính: D= 300(mm). + Thời gian: 11 năm + Mỗi ngày làm việc: 2/3 + Mỗi ca: 2/3 - Tính công suất cần thiết: Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ khi làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy điều kiện sau phải thoả mãn. Pđm ³ Pdt (KW) (3.1) Pđm: Công suất định mức động cơ. Pđt : Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau. Với tải là không đổi trong quá trinh làm việc, ta có: Pđt ³ (3.2) : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ. = (KW) (3.3) Trong đó: : Hiệu suất chung của toàn hệ thống. : Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác. = : Hiệu suất của khớp nối. : Hiệu suất của một cặp ổ lăn. : Hiệu suất của bánh răng nghiêng. Tra bảng 2.3 [2 ]: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ được che kín. = 1; = 0,995; = 0,98; hd= 0,95 = 12. 0,9953. 0,982.0,95 = 0,898 3.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ Số vòng quay đồng bộ bộ của động cơ được xác định theo công thức: (3.1) Trong đó: - số vòng quay của trục công tác ; = 55 v/ph - là tỉ số truyền nên dùng của HGT bánh răng trụ hai cấp Tra bảng 2.4 [I] ta có tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp nằm trong khoảng 8 ¸ 40 (tỷ số truyền của khớp lấy bằng 1) => nđb = 55. (8 ÷ 40) = 440 ÷ 2200 (vòng/phút) chọn nđb = 1500 (vòng/phút). Khi đó tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định theo công thức sau: usb= 3.4. Chọn động cơ thực tế Từ (3.2) chọn Pđtđc = Plvđc = 1,22 (kw) Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính tiến hành tra bảng chọn động cơ có công suất định mức thoả mãn điều kiện (3.1) Pđmđc ³ Pđtđc và số vòng quay đồng bộ của động cơ là giá trị đã được xác định nđb = 1500v/ph Hiện nay trên thị trường có một số loại động cơ như: động cơ nhãn hiệu DK do nhà máy điện cơ Hà Nội chế tạo, động cơ nhãn hiệu K do nhà máy động cơ Việt - Hung chế tạo và động cơ nhãn hiệu 4A do Liên Xô cũ chế tạo. Các động cơ 4A được chế tạo theo GOST 19523-74 có phạm vi công suất lớn , số vòng quay đồng bộ rộng khối lượng nhẹ hơn động cơ DK và K . Vậy ta chọn động cơ loại 4A. Tra bảng P1.3 [3] chọn động cơ Bảng 3.1. Kiểu động cơ Kiểu động cơ Công suất ( kw) Vận tốc quay (v/ph) Cosj h% Tmax/Tmin Tk/Tdn 4A80B4Y3 1,5 1400 0,83 77 2,2 2,0 3.5. Kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện quá tải cho động cơ *. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ sinh ra cần 1 công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ. Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo: Trong đó: Pmmdc: công suất mở máy của động cơ (kW) Pbddc: Công suất ban đầu trên trục động cơ (kW) Ta có: do vậy động cơ được chọn thỏa mãn điều kiện mở máy. *. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ Hình 3.2. Sơ tải trọng động cơ - Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ. Þ Như vậy động cơ 4A80B4Y3 thỏa mãn điều kiện làm việc đã đặt ra. Ñ. Két luận: Như vậy sau khi phân tích, tính toán ta chọn được động cơ thỏa mãn điều kiện làm việc. Chương V chúng ta sẽ đi tính toán các phần tử của hệ thống trên máy. CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ THỐNG TRÊN MÁY Hiện nay trên trên thị trường có rất nhiều loại hộp giảm tốc với kích cỡ khác nhau. Tùy theo yêu cầu theo công suất truyền dẫn, momen xoắn trên trục công tác... mà ta chọn hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện làm việc . Do đó ta chỉ tính chọn hộp giảm tốc để quá trình thiết kế đơn giản hơn, giảm chi phí thiết kế.... 4.1. Tính chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn 4.1.1. Tính chọn hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn có sẵn - Căn cứ vào mômen xoắn trên trục ra của hệ dẫn động vít tải đã tính toán có Tv = 191000(N.mm) để ta chọn hộp giảm tốc cho hệ dẫn động vít tải trên. - Tra bảng 2 [2] với mômen xoắn trên trục ra Tv = 191000 (N.mm) ta chọn hộp giảm tốc có ký hiệu: Ц2У-100, tỉ số truyền T = 250 (Nm) = 250000 (N.mm) - Tra bảng 3 [2] với hộp giảm tốc có ký hiệu: Ц2У-100 ta chọn hộp giảm tốc có tỷ số truyền trung là Ta có các thông số khác của bộ truyền Bảng 4.1. Các thông số bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm Tỷ số truyền Cấp nhanh Cấp chậm Danh nghĩa Thực Tế awБ m z1 z2 x1 x2 bБ awT m z1 z2 x1 x2 bT 12,5 12,96 80 1,5 33 67 +0,75 +0,597 20 100 2 13 83 +0,48 -0,48 25 Bảng 4.2. Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc awБ awT A A1 B B1 H H1 H2 L1 L2 L3 L4 80 100 290 109 145 155 112 224 18 136 165 380 130 L5 L6 L7 b1 b2 d1 d2 d3 d4 d5 d6 d7 d8 85 90 325 6 10 20 35 M12x1,25 M20x1,5 15 M24x1,5 32 45 h1 h2 h3 l1 l2 l3 l4 t1 t2 6 8 32 36 58 50 80 3,5 5 9 170 4.2. Phân phối tỷ số truyền Sau khi chọn được động cơ điện, ta xác định được chính xác tỉ số truyền của toàn hệ thống như sau. 4.2.1. Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức sau: uS = = = 25,45 (4.1) Trong đó: ndc - Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nlv - Số vòng quay của trục công tác (v/ph) 4.2.2. Phân tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp và ngoài hộp Tỉ số truyền của hệ dẫn động uS uS = ung.uh (4.2) Trong đó: ung- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp, uh- Tỉ số truyền của hộp giảm tốc Với hộp giảm tốc tiêu chuẩn đã chọn ta có: uh = 12,96 Với hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp nối với bộ truyền ngoài hộp thì (*) Mặt khác: uh= u1.u2 Trong đó: u1- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u2- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Với uh=12,96 từ (4.2) ta có: ung= thỏa mãn điều kiện (*) 4.3. Tính các thông số trên trục 4.3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ - Công suất danh nghĩa trên trục I - Công suất danh nghĩa trên trục II - Công suất danh nghĩa trên trục III - Công suất danh nghĩa trên trục IV 4.3.2. Tính số vòng quay trên các trục - Số vòng quay trên trục động cơ: - Số vòng quay trên trục I: - Số vòng quay trên trục II: - Số vòng quay trên trục III: - Số vòng quay trên trục IV: 4.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên trục động cơ - Mômen xoắn trên trục I - Mômen xoắn trên trục II - Mômen xoắn trên trục III - Mômen xoắn trên trục IV Bảng 4.3. Các thông số của bộ truyền Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV u 1,96 2,03 6,384 1 P (kW) 1,36 1,285 1,24 1,196 1,19 n(v/ph) 1400 714,286 351,865 55,11 55,11 T (Nmm) Ñ. Kết luận: Ta thấy sau khi căn cứ vào momen xoắn trên trục công tác, ta tính chọn được hộp giảm tốc tiêu chuẩn theo yêu cầu và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống thỏa mãn điều kiện giữa hộp và bộ truyền ngoài. Để đảm bảo tỉ số truyền ngoài hộp ta thiết kế bộ truyền đai theo tỉ số truyền đã chọn. Vấn đề này được giải quyết trong mục 4.4 4.4. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp ta có thể sử dụng bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích a. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền đai * Ưu điểm - Có thể truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở xa nhau(amax=15m) - Làm việc êm và không ồn - Giữ được an toàn cho các chi tiết máy và động cơ khi bị quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn - Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục - Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành hạ * Nhược điểm - Khuôn khổ và kích thước lớn - Tỉ số truyền không ổn định, hiệu suất thấp vì có trượt đàn hồi - Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai - Tuổi thọ thấp * Phạm vi sử dụng - Do thích hợp làm việc với vận tốc cao nên thường lắp ở đầu vào hộp giảm tốc - Thường dùng khi cần truyền chuyển động trên khoảng cách trục lớn, công suất truyền dẫn không vượt quá 40 ¸ 50 kw, vận tốc vòng V= 5 ¸ 30 m/s b. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền xích * Ưu điểm -Có thể truyền chuyển động giữa các trục cách nhau tương đối lớn(amax= 8m) - Khuôn khổ kích thước nhỏ hơn so với truyền động đai - Không có hiện tượng trượt như truyền động đai - Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục - Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn truyền động đai vì không cần căng xích với lực căng ban đầu * Nhược điểm - Do có sự va đập khi vào khớp nên có nhiều tiếng ồn khi làm việc, ví vậy không thích hợp với vận tốc cao - Đòi hỏi chế tạo, lắp ráp chính xác hơn so với truyền động đai. Yêu cầu chăm sóc và bảo quản thường xuyên(bôi trơn, điều chỉnh làm căng xích) - Vận tốc và tỉ số truyền tức thời không ổn định - Chóng mòn khớp bản lề, nhất là khi bôi trơn không và làm việc nơi bụi bẩn * Phạm vi sử dụng - Truyền động với khoảng cách trục trung bình và yêu cầu khích thước nhỏ gọn, làm việc không có trượt - Thích hợp với vận tốc thấp, thường lắp ở đầu ra của hộp giảm tốc - Công suất truyền dẫn P £ 120 kw; khoảng cách trục lớn nhất amax= 8m - Vận tốc thông thường: V £ 15m/s, đôi khi có thể tới 35 m/s. Þ Từ những ưu, nhược điểm, phạm vi sử dụng của bộ truyền đai và bộ truyền xích ta chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai. c. Chọn đai Khi thiết kế bộ truyền đai ta có thể thiết kế bộ truyền đai dẹt hoặc đai thang. * Đai dẹt: so với đai thang thì đai dẹt dễ cuốn quanh bánh đai, lực quán tính ly tâm nhỏ, hiệu suất cao hơn đai thang. * Đai thang: lực ma sát giữa dây đai và bánh đai lớn do đó có thể truyền được momen xoắn lớn. Tuy nhiên đai thang có sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Vì vậy căn cứ vào công suất và momen xoắn trên trục động cơ, căn cứ vào ưu nhược điểm của đai dẹt và đai thang ta chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang. Ñ. Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai thang 4.4.1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai thang thường A được làm bằng vải cao su, vì có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. 4.4.2. Xác định đường kính đai nhỏ Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm (4.3) T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có: T1 = Tdc =9277,142(N.mm). Thay số vào (4.3) ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau: . Theo dãy tiêu chuẩn [3] ta sẽ chọn được d1 = 112 (mm). Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau: (m/s). Do v = 8,2 (m/s) < vmax = (25¸30) (m/s). Cho nên đường kính d1 là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền. 4.4.3. Xác định đường kính đai lớn Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: (4.4) Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai Þ u = ung = 1,96 - e là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì e = 0,01 - d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá. Thay vào (4.4) ta được: Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 224 (mm). Bảng 4.26 [3] * Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau: Với sai số vòng quay Þ Dn < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã tính toán trên đây đạt yêu cầu. 4.4.4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều Lmin sơ bộ được xác định bởi công thức như sau: (m). Vậy Lmin = 1,64 (m) = 1640 (mm). Khi đó khoảng cách giữa hai trục a được xác định theo Lmin như sau: . (4.5) Thay số vào (4.5) ta xác định được khoảng cách hai trục bánh đai: Nhận thấy ngay thấy rằng a < 2.(d1 + d2) = 2.(112+224) = 672 (mm) không thỏa mãn điều kiện Vậy ta phải xác định chiều dài đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh đai a. Chọn a = 2.(d1 + d2) = 672 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau: Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau: (mm). Theo bảng 4.13[3] chọn chiều dài đai l theo tiêu chuẩn l =2000(mm) Do yêu cầu về tuổi thọ nên với vận tốc dây đai: : Số vòng quay của đai: => thỏa mãn điều kiện do đó ta chọn l = 2000(mm) Tính lại khoảng cách trục a: Theo công thức Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100¸400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt. 4.4.5. Tính góc ôm đai a1 Góc ôm a1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau: a1 = 1800 - g = . (4.6) Thay các giá trị của d1 và d2 vào (4.6) ta có: Nhận thấy rằng a1 = 170,5° > 1200 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai. 4.4.6. Xác định số đai z Số đai z được xác định theo công thưc 4.16[3] Trong đó: : Công suất trên trục bánh đai chủ động, =1,5 (kW) : Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7[3]: ”Trị số của hệ số tải trọng động” ta được giá trị =1,0. : Công suất cho phép, kW xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z=1, chiều dài đai tiêu chuẩn lo, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh, trị số của đối với đai thang thường cho trong bảng 4.19[3], =2,25kW. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai, tra bảng 4.15[3]: ”Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm” ta được giá trị =0,98. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16[3]: “Trị số của hệ số ” ta được giá trị . : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17[3]: “Trị số của hệ số ” ta được giá trị =1,12. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều đến tải trọng các dây đai, tra bảng 4.18[3], với ta có . Thay vào ta có: Lấy z=1 đai 4.4.7. Tính chiều rộng của bánh đai (B) - Kết cấu bánh đai Bánh đai được làm từ gang xám GX15-32 bằng phương pháp đúc. Theo bảng 4.17[3] và bảng 4.21[3] ta có Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1 )t + 2e =(1 – 1)15 + 2.10 = 20 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai da=d + 2h0 = 112 +2.3,3 = 118,6 (mm) 4.4.8. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu: Theo công thức 4.19[3] ta có: Trong đó: (định kỳ điều chỉnh lực căng), Tra bảng 4.22[3] có Thay vào ta có: - Lực tác dụng lên trục Theo công thức 4.21[3] ta có: Bảng 4.4. Các thông số bộ truyền đai Các thông số của bộ truyền đai thang Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ (mm) 112 Đường kính bánh đai lớn (mm) 224 Chiều rộng bánh đai B (mm) 20 Chiều dài đai l (mm) 2000 Khoảng cách trục a (mm) 1734,1 Lực căng ban đầu (N) 120 Lực tác dụng lên trục (N) 475,2 4.5. Tính chọn khớp nối Khớp nối trục là một bộ phận cơ khí để nối và truyền momen xoắn giữa hai thành phần chuyển động, thông thường là nối giữa 2 trục, nối các trục ngắn thành một trục dài, khớp nối còn có tác dụng đóng mở các cơ cấu (ly hợp), ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù sai lệch của các trục. Tỷ số truyền qua khớp nối bằng 1. Có rất nhiều ứng dụng của khớp nối, ví dụ dễ thấy nhất là trong ô tô chúng ta có khớp nối các đăng nối truyền từ động cơ tới cầu trục phía sau. Ngoài ra, khớp nối còn có tác dụng như điều chỉnh tốc độ, ngăn ngừa quá tải hay đóng mở các cơ cấu cơ khí, v.v… Nếu phân loại theo ứng dụng thì có rất nhiều loại khớp nối, nhưng nói chung chúng phân ra 3 loại chính sau: 1. Khớp nối cứng (Rigid coupling) 2. Khớp nối linh động (đàn hồi) hay khớp nối bù (Flexible or  Compensating  Couplings) 3. Khớp nối ly hợp (cho phép nối hoặc tách các trục máy) Chọn loại khớp nối: Dựa vào tải trọng, số vòng quay, tính chất làm việc của máy để chọn kiểu khớp nối. Dựa vào đường kính d (trục chủ động) của đoạn cần lắp khớp nối và moomen xoắn T trên trục, tra bảng tìm khớp nối thích hợp Ta chọn khớp nối loại nối trục vòng đàn hồi vì một số ưu điểm sau: * Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục vòng đàn hồi có khả năng: +) Giảm va đập và trấn động. +) Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên. +) Bù lại độ lệch trục (làm việc như nối trục bù). +) Mặt khác, nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, rễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, và giá thành hợp lý. Khớp nối đàn hồi có cấu tạo như hình 4.1 Hình 4.1 . Cấu tạo khớp nối đàn hồi 4.5.1. Tính toán sơ bộ đường kính trục tại các vị trí lắp khớp nối Theo sơ đồ hệ thống thiết kế thì ta cần phải thiết kế 1 khớp nối là: Khớp nối tại vị trí nối giữa trục III đầu ra của hộp giảm tốc và trục công tác vít tải IV. Đường kính trục được tính theo công thức sau: (4.8) - Đường kính trục tại vị trí nối giữa trục III và trục IV là: Chọn theo theo tiêu chuẩn dđc= 35mm 4.5.2. Chọn khớp nối tiêu chuẩn Tra bảng (16-10a)[4] tại vị trí nối trục III và trục IV với các thông số T=209210,52.mm và d= 35mm ta chọn loại khớp nối sau: Bảng 4.5. Các kích thước của khớp nối T d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2 250 35 140 80 175 110 71 105 6 3800 5 42 30 28 32 Ñ.Tra bảng (16.10b)[4]: ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là Bảng 4.6. Các kích thước vòng đàn hồi T dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 250 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 +) Sau khi chọn kích thước nối trục theo trị số mômen xoắn tính toán (Tt) và đường kính trục (d), cần kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. 4.5.3. Kiểm nghiệm điều kiện bền * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi khớp nối trục III và trục IV +) Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi được tính theo công thức tr69-[2]: sd = (4.9) Trong đó: +) Z: là số chốt, Z=6. +) D0: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, D0=105 mm. +) dc: đường kính chốt, dc = 14 mm. +) l3: là chiều dài của vòng đàn hồi, l3= 28mm. +) [sd]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [sd] = (2 ¸ 4) (MPa). Thay các trị số vào (4.10) ta được: Þ Vậy sd < [sd] = (2 ¸ 4) (MPa) Kết luận: Khớp nối giữa trục đầu ra và trục đĩa xích đảm bảo điều kiện bền dập. * Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt. +) Điều kiện bền của chốt được tính theo công thức tr69-[4]: (4.10) Trong đó: +) Z: là số chốt, Z=6. +) D0: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, D0=105 mm. +) l0: là chiều dài chốt, xác định kích thước l0 qua bảng (16.10b)[4]: l0 =l1+ l2/2 = 34 + 15/2 = 41,5 (mm) +) dc: đường kính chốt, dc = 14 mm. +) [su]: là ứng suất uốn cho phép, [su] = (60 ¸ 80) (MPa). Thay các giá trị vào (4.11) ta được: Vậy su < [su] = (60 ¸ 80) (MPa) Kết luận: Khớp nối đã chọn giữa trục đầu ra của hộp giảm tốc với trục vít tải đã thỏa mãn điều kiện làm việc. Ñ. Kết luận: Để hệ thống hoạt động tốt, tránh tổn thất công suất, bù lại tỉ số truyền giữa bộ truyền trong hộp và ngoài hộp ta phải tính chon hộp giảm tốc, chọn động cơ, thiết kế bộ truyền ngoài, khớp nối hợp lý, thỏa mãn các điều kiện. Và ta đã làm được điều đó. Trong chương V ta tiến hành kiểm nghiệm bộ truyền trong hộp để có những đề xuất vật thiệu hợp lý. CHƯƠNG V TÍNH VÀ KIỂM NGHIỆM CÁC CHI TIẾT TRONG HỘP Tiến hành kiểm nghiệm các chi tiết trong hộp nhằm kiểm nghiệm xem các chi tiết có đủ điều kiện làm việc hay không, vật liệu chế tạo đã hợp lý hay chưa. Nếu vật liệu thiếu bền hay thừa bền nhiều ta thay bằng vật liệu mới giảm chi phí mà vẫn đảm bảo điều kiện bền. 5.1. Kiểm nghiệm cho các bộ truyền bánh răng 5.1.1. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng cấp nhanh Bảng 5.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos b 80 mm ĐK vòng chia D1 D1 = m.Z1/cosb 52,800 mm D2 D2= m.Z2/cosb 107,200 mm ĐK vòng đỉnh Da1 Da1 = D1 + 2m 55,8 mm Da2 Da2 = D2 + 2m 110,2 mm ĐK vòng chân Df1 Df1 = D1 – 2,5m 49,05 mm Df2 Df2 = D2 – 2,5m 103,45 mm ĐK vòng cơ sở Db1 Db1 = D1.cosa 49,62 mm Db2 Db2 = D2.cosa 100,7 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u1+1) 52,805 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 1,5 Chiều rộng vành răng bw bW1 = yba. aW2 20 mm Tỷ số truyền u1 4 Số răng Z1 33 Z2 67 Hệ số dịch chỉnh X1 +0,75 X2 +0,597 Góc nghiêng b 20,364 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 1,47 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,76 5.1.1.1. Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH], ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức. [sH] = soHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH (5.1) [sF] = soFlim. KFC. KFL.YR/ SF (5.2) Với: soHlim, soFlim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Theo bảng 6.2 [3] với thép 25XGM tôi cải thiện đạt độ rắn HRC 57 … 63 có: s0Hlim1 =23.HRCm = 23.57 =1311(MPa) soFlim1 =1000 (MPa) s0Hlim2 = 23.HRCm = 23.57 =1311(MPa) soFlim2 =1000 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn: KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 25XGM: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: Ta lấy ÞKHL1=1; KHL2=1; KFL=1. Với: SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [1]. SH = 1,1; SF = 1,55 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Thay các tham số vào (5.1), (5.2) ta có: [sH1] = [sH2] = [sH] = 1311/1,2 = 1092,5 (MPa) [sF1] = [sF2] = 1000/1,5 = 666,67 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] lấy bằng giá trị trung bình của [sH1] và [sH2] nhưng không vượt quá 1,25[sH]min tức là: Nghĩa là ở đây ta lấy: (MPa) Với: (MPa) * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH1]Max =[sH2]Max =40.HRCm = 40.57 = 2280 (MPa) * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF1]Max =[sF2]Max =0,6.sch2= 0,6.950 = 570 (MPa)) 5.1.1.2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (5.3) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [3] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12[3]: Với góc nghiêng b = 20,3640 và : (X1 + X2) / (Z1 + Z2) = (0.75 + 0.597) / (33 + 67) = 0,013 Ta có ZH = 2,60. Ze :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea :Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z1 + 1/ Z2)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 33 + 1/ 67)]. Cos20,3640= 1,63 eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 20.sin 20,3640 / ( 1,5. 3,14 ) = 1,47 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV (5.4) KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Tra bảng 6.7 [1] ta có: KHb = 1,07. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng: Tra bảng 6.13[3], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[3] ta có KHa = 1,16; KFa = 1,4. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (5.5) (5.6) dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[3] ta có: dH = 0,002 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [3] ta có: g0 = 73. Thay vào (5.5) ta có : Thay vào (5.4) ta có : Thay số vào công thức (5.3) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Do v = 3,87(m/s) nên Zv=0,9.v0,05=0,9.3,870,05=0,96 Đường kính vòng đỉnh da1=55,8 < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 ¸ 0,63 (mm) Þ lấy ZR = 0, 97 Þ = 0,96.1.0,97.1092,5=1017,336(MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc Chênh lệch DsH = = 5.1.1.3. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. (5.6) (5.7) Trong đó: T1: Mô men xoắn trên trục chủ động. T1 = Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 1,5 bW: Chiều rộng vành răng. bw = 20mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw1 =52,805 mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 , YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV1 ,ZV2: .Chọn ZV1 = 40 . Chọn ZV2 = 80 Tra bảng 6.18 [3] ta có: YF1 = 3,33, YF2 = 3,45 KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Tra bảng 6.7 [3] ta có KFb =1,03 Tra bảng 6.14 [3] ta có KFa = 1,13 (5.8) (5.9) Tra bảng 6.15; 6.16 [3] ta có: dF = 0,006; g0 = 56 Thay vào (5.9) ta có: Thay vào (5.8) ta có: Thay vào công thức (5.6), (5.7) ta có: Ta thấy sF1 < [sF1]; sF2 < [sF2] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 5.1.1.4. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[1]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,7. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHMax không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max (5.10) Thay vào (5.10) ta có: + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. 5.1.2. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng cấp chậm Bảng5.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp chậm Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw2 a = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cos b 100 mm ĐK vòng chia D3 D3 = m.Z3/cosb 27,083 mm D4 D4= m.Z4/cosb 172,916 mm ĐK vòng đỉnh Da3 Da3 = D3 + 2m 31,083 mm Da4 Da4 = D4 + 2m 176,916 mm ĐK vòng chân Df3 Df3 = D3 – 2,5m 22,083 mm Df4 Df4 = D4 – 2,5m 167,916 mm ĐK vòng cơ sở Db3 Db3 = D3.cosa 25,449 mm Db4 Db4 = D4.cosa 162,487 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u2+1) 27,085 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 2 Chiều rộng vành răng bw bW2 = yba. aW2 25 mm Tỷ số truyền u2 6,384 Số răng Z3 13 Z4 83 Hệ số dịch chỉnh X3 +0,48 X4 -0,48 Góc nghiêng b 16,26 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 1,115 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,67 5.1.2.1 Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH], ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức. [sH] = soHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH (5.11) [sF] = soFlim. KFC. KFL.YR/ SF (5.12) Với: soHlim, soFlim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Theo bảng 6.2 [1] với thép 25XGM tôi cải thiện đạt độ rắn HRC 57 … 63 có: s0Hlim3 =23.HRCm = 23.63 =1449(MPa) soFlim3 =1000 (MPa) s0Hlim4 = 23.HRCm = 23.63 =1449(MPa) soFlim4 =1000 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn: KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 25XGM: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: Ta lấy ÞKHL3=1; KHL4=1; KFL=1. Với: SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [3]. SH = 1,2; SF = 1,55 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Thay các tham số vào (5.11), (5.12) ta có: [sH3] = [sH4] = [sH] = 1449/1,2 = 1207,5 (MPa) [sF3] = [sF4] = 1000/1,5 = 666,67 (MPa) * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH3]Max =[sH4]Max =40.HRCm = 40.63 = 2520 (MPa) * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF3]Max =[sF4]Max =0,6.sch4= 0,6.950 = 570 (MPa)) 5.1.2.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (5.13) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [3] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg bb = cos at.tg b Đối với cặp bánh răng nghiêng dịch chỉnh đều: at = aW = Chọn a =200 ; at = tg bb = cos 20,760.tg 16,260 = 0,273 Þ bb = 15,2550 Þ Ze :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea :Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z3 + 1/ Z4)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 13 + 1/ 83)]. Cos16,260= 1,53. eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 25.sin 16,260 / ( 2. 3,14 ) = 1,115 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Tra bảng 6.7 [3] ta có: KHb = 1,07. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng: Tra bảng 6.13[3], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[3] ta có KHa = 1,03; KFa = 1,13. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[3] ta có: dH = 0,014 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [3] ta có: g0 = 73. Thay số vào công thức (5.13) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Do v = 1,01(m/s) nên Zv=0,9.v0,05=0,9.1,010,05=0,9 Đường kính vòng đỉnh da3=31,083 < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 ¸ 0,63 (mm) Þ lấy ZR = 0, 97 Þ = 0,9.1.0,97.1207,5=1054,16(MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc Chênh lệch DsH = = 5.1.2.3. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. (5.14) (5.15) Trong đó: : Mô men xoắn trên trục chủ động. = Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 2 bW: Chiều rộng vành răng. bw2 = 25mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw2 =27,086mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF3 , YF4: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV3 ,ZV4: .Chọn ZV3 = 16 . Chọn ZV4 = 100 Tra bảng 6.18 [3] ta có: YF3 = 3,4, YF4 = 3,5 KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Tra bảng 6.7 [3] ta có KFb =1,03 Tra bảng 6.14 [3] ta có KFa = 1,13 Tra bảng 6.15; 6.16 [3] ta có: dF = 0,006; g0 = 56 Thay vào công thức (5.14), (5.15) ta có: Ta thấy sF3 < [sF3]; sF4 < [sF4] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 5.1.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[1]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,7. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHMax không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. Ñ. Kết luận: Như vậy sau khi tiến hành kiểm nghiệm cho bộ truyền bánh răng cấp nhanh và bộ truyền bánh răng cấp chậm ta thấy các bộ truyền đảm bảo điều kiện bền làm việc. Đặc biệt bộ truyền cấp nhanh thừa bền nhiều, do đó ta có đề xuất vật liệu (mục 5.2) 5.2. Đề xuất vật liệu bộ truyền bánh răng cấp nhanh Qua kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng cấp nhanh ta thấy bộ truyền này thừa bền quá nhiều. Vì vậy để tránh lãng phí vật liệu gây tốn kém ta chọn vật liệu bộ truyền bánh răng cấp nhanh là thép 40X tôi thể tích có: - Độ rắn HRC 35…45 - s0Hlim1 =18.HRC+150 = 18.40 + 150=870(MPa) soFlim1 =550 (MPa) s0Hlim1 =18.HRC+150 = 18.40 + 150=870(MPa) soFlim1 =550 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn: KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 40X: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: Ta lấy ÞKHL3=1; KHL4=1; KFL=1. Với: SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [3]. SH = 1,2; SF = 1,55 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Thay các tham số vào (5.11), (5.12) ta có: [sH1] = [sH2] = [sH] = 870/1,2 = 725 (MPa) [sF1] = [sF2] = 550/1,5 = 366,68 (MPa) * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH1]Max =[sH2]Max = * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF1]Max =[sF2]Max =0,8.sch1= 0,8.550 = 440 (MPa) 5.2.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (5.3) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [3] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12[3]: Với góc nghiêng b = 20,3640 và : (X1 + X2) / (Z1 + Z2) = (0.75 + 0.597) / (33 + 67) = 0,013 Ta có ZH = 2,60. Ze :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea :Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z1 + 1/ Z2)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 33 + 1/ 67)]. Cos20,3640= 1,63 eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 20.sin 20,3640 / ( 1,5. 3,14 ) = 1,47 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV (5.4) KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Tra bảng 6.7 [1] ta có: KHb = 1,07. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng: Tra bảng 6.13[3], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[3] ta có KHa = 1,16; KFa = 1,4. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (5.5) (5.6) dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[3] ta có: dH = 0,002 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [3] ta có: g0 = 73. Thay vào (5.5) ta có : Thay vào (5.4) ta có : Thay số vào công thức (5.3) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Do v = 3,87(m/s) nên Zv=0,9.v0,05=0,9.3,870,05=0,96 Đường kính vòng đỉnh da1=55,8 < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 ¸ 0,63 (mm) Þ lấy ZR = 0, 97 Þ = 0,96.1.0,97.881,67=675,12(MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc Chênh lệch 5.1.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. (5.6) (5.7) Trong đó: T1: Mô men xoắn trên trục chủ động. T1 = Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 1,5 bW: Chiều rộng vành răng. bw = 20mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw1 =52,805 mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 , YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV1 ,ZV2: .Chọn ZV1 = 40 . Chọn ZV2 = 80 Tra bảng 6.18 [3] ta có: YF1 = 3,33, YF2 = 3,45 KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Tra bảng 6.7 [3] ta có KFb =1,03 Tra bảng 6.14 [3] ta có KFa = 1,13 (5.8) (5.9) Tra bảng 6.15; 6.16 [3] ta có: dF = 0,006; g0 = 56 Thay vào (5.9) ta có: Thay vào (5.8) ta có: Thay vào công thức (5.6), (5.7) ta có: Ta thấy sF1 < [sF1]; sF2 < [sF2] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 5.1.3. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[3]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,7. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHMax không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max (5.10) Thay vào (5.10) ta có: + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. 5.3. TÍNH VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC Ñ. Mục đích: Tính và kiểm nghiệm trục nhằm xác định được các kích thước của trục rồi kiểm nghiệm xem trục có đảm bảo điều kiện bền làm việc không. 5.3.1. Xác định các kích thước cơ bản của trục * Vật liệu chế tạo trục Với chế độ chịu tải trọng trung bình, trục trong hộp giảm tốc được làm bằng vật liệu thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện. Ở đây ta chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có: + Độ rắn: HB 192…240 + Giới hạn bền: + Giới hạn chảy: Theo hộp giảm tốc tiêu chuẩn ta có bản vẽ kích thước lắp ghép sau: Hình 5.1. Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc 5.3.2. Định kết cấu cho các trục và tính toán kiểm nghiệm trục 5.3.2.1. Cơ sở định kết cấu cho trục Lý lịch hộp giảm tốc tiêu chuẩn đã cho kích thước đường kính trục I tại vị trí lắp ổ là F20, trục II là F21, trục III là F35,dựa trên thông số kích thước chiều rộng hộp giảm tốc đã cho,kích thước đường kính trục được xác định như sau; Kết cấu trục được xác định theo dạng trục bậc, các đường kính nhỏ dần về hai đầu , khởi đầu từ đường kính tại vị trí lắp ổ bi, và các đường kính tiếp theo được lấy tăng lên (về phía trong ) hoặc giảm (nếu về phía ngoài ), các giá trị đường kính được lấy theo các giá trị tiêu chuẩn. Chiều dài các đoạn trục được xác định căn cứ vào khoảng cách giữa hai gối đỡ, chiều rộng bánh răng, chiều rộng ổ, khoảng cách giữa các chi tiết quay với nhau, khoảng cách giữa các chi tiết quay với chi tiết cố định… 5.3.2.2. Tính và kiểm tra trục a. Tính và kiểm nghiệm trục I Ñ. Tính sơ bộ đường kính trục * Các lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh Trên trục III gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z1 + Lực tác dụng lên trục bao gồm : - Lực hướng kính bộ truyền đai Tính sơ bộ đường kính trục III. - Momen xoắn trên trục II : - Momen xoắn trên trục I : - Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: (mm) Trong đó: T- Momen xoắn Trên trục công tác của hộp giảm tốc tiêu chuẩn : T1 = 19290,83(N.mm) - Ứng suất xoắn cho phép, với thép 45 = 12-20 (Mpa) Chọn: =20 Mpa Ta nên chọn: - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực dọc trục: Ñ. Khoảng cách giữa các gối đỡ Hình 5.2.Kết cấu trục I *. Tính phản lực trên các gối, tính và vẽ biểu đồ mô men + Trong mặt phẳng yoz: Thử lại: - Vậy chiều giả sử của FyA và FyB là đúng. + Trong mặt phẳng xoz: Thử lại: Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. * Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen Mx: Ta có: - Mômen My. Ta có: - Mômen Mz. Hình 5.3.Biểu đồ mômen trục I Ñ. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Tại chỗ lắp bánh răng 1, trục có đường kính dC = 24 mm Tra bảng 10.6[3] ta có: (mm3) (mm3) + Mômen uốn tại tiết diện đang xét: Theo (5.17.3) và (5.17.4) ta có Þ sa1 = Þ ta1 = Tra bảng 10.7 ta có : Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [3] với: ta mài ra được Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10[3] trang 198 ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,87; et = 0,81 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12[3] đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 750Mpa. Ta có: Ks =1,948; Kt = 1,8 Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [3]. Chọn: ; Vậy: Theo công thức (5.17.1) và (5.17.2) ta có: Þ; Thay số vào (5.17) ta được: > Trục thoả mãn điều kiện bền mỏi. Ñ. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh  Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm có dạng: Trong đó: Với Mmax và Tmax mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. sch giới hạn chảy của vật liệu trục. Tra bảng 6.1[3], sch = 450 (Mpa) => Trục thoả mãn điều kiện bền tĩnh. b. Kiểm tra trục II Ñ. Tính sơ bộ đường kính trục Tính sơ bộ đường kính trục III. - Momen xoắn trên trục II : - Momen xoắn trên trục I : - Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: (mm) Trong đó: T- Momen xoắn Trên trục công tác của hộp giảm tốc tiêu chuẩn : T2 = 39160,401(N.mm) - Ứng suất xoắn cho phép, với thép 45 = 12-20 (Mpa) Chọn: =20 Mpa Ta nên chọn: Ñ. Khoảng cách giữa các gối đỡ - Từ sơ đồ ta có. Hình 5.4. Kết cấu trục II Ñ. Xác định phản lực tại các gối, tính và vẽ biểu đồ momen * Các lực tác dụng lên các bánh răng Trên trục III gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z2 và Z3 + Lực tác dụng lên trục bao gồm : - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực dọc trục: * Tính phản lực trên các gối Trong mặt phẳng yoz = Thử lại: Ta có: -FyA-Fr2+Fr3+FyB=0 Vậy chiều của FyA và FyB là hợp lý. - Trong mặt phẳng xoz Thử lại: -FxA-FxB+Ft2+Ft3=0 (Thỏa mãn) Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. *Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen uốn Mx Ta có MxA=MxB=0 - Mômen uốn My. Ta có: MyA=MyB=0 MyC=35.FxA= 35.2098,732= 73455,62(Nmm) MyD=31.FxB= 30.1523,508=47228,748(Nmm) - Mômen xoắn Mz. Hình 5.5. Biểu đồ mômen trục II Ñ. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Tại chỗ lắp bánh răng 1, trục có đường kính dC = 30 mm Tra bảng 9.1a[3] ta có: b = 10; h = 8; t1 = 5 mm3) (mm3) + Mômen uốn tại tiết diện đang xét: Theo (5.17.3) và (5.17.4) ta có : Þ sa2 = Þ ta2 = Tra bảng 10.7[1] ta có : Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [3] với: ta mài ra được Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,87; et = 0,81 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12[3] đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 600Mpa. Ta có: Ks =2,9; Kt = 2,39 Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [3]. Chọn: ; Vậy: Theo công thức (5.17.1) và (5.17.2) ta có: Þ; Thay số vào (5.17) ta được: Trục II thoả mãn điều kiện bền mỏi. Ñ. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh  Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm có dạng: Trong đó: Với Mmax và Tmax mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. sch giới hạn chảy của vật liệu trục. Tra bảng 6.1[3], sch = 450 (Mpa) => Trục thoả mãn điều kiện bền tĩnh. c. Trục III Ñ. Tính sơ bộ đường kính trục Tính sơ bộ đường kính trục III - Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: (mm) Trong đó: T- Momen xoắn Trên trục công tác của hộp giảm tốc tiêu chuẩn : T = 250(N.m) = 250000(N.mm) - Ứng suất xoắn cho phép, với thép 45 = 12-20 (Mpa) Chọn: =20 Mpa Ta nên chọn: Ñ. Khoảng cách giữa các gối đỡ - Từ sơ đồ ta có. Hình 5.6. Kết cấu trục III Ñ. Xác định phản lực tại các gối, tính và vẽ biểu đồ momen Trên trục III gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z4 và khớp nối + Lực tác dụng lên trục bao gồm : + Lực tác dụng từ khớp nối Chọn FrKN =750 (N) * Tính phản lực trên các gối + Trong mặt phẳng yoz: Thử lại: Vậy chiều giả sử của FyA và FyB là đúng. + Trong mặt phẳng xoz: Thử lại: Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. * Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen Mx Ta có: - Mômen My Ta có: - Mômen Mz Hình 5.7.Biểu đồ mômen trục III Ñ. Nghiệm trục về độ bền mỏi Khi tính toán ở trên ta mới xét trục ở độ bền tĩnh. Để đảm bảo độ bền trục trong quá trình làm việc, độ bền mỏi của trục cần phải thoả mãn điều kiện. Sj = (5.17) [S]:Hệ số an toàn cho phép. : Hệ số an toàn xét riêng xét riêng về ứng suất pháp, tiếp xét tại tiết diện j. (5.17.1) (5.17.2) s-1,t-1:Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. s-1 = 0,436.sb = 0,436.750 = 327 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.327 = 189,66 (MPa) saj ,taj ,smj , tmj :Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Khi trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đo. saj = smaxj = Mj /Wj (5.17.3) smj = 0 tmj = taj = tmaxj/2 = T/(2.W0j) (5.17.4) Wj:Mô men chống uốn tại tiêt diện j. W0j:: Mô men cản xoắn tại tiết diện j. Tại chỗ lắp bánh răng 4, trục có đường kính d = 40 mm Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 12; h = 8; t1 = 5 (mm3)(mm3) + Mômen uốn tại tiết diện đang xét: Theo (5.17.3) và (5.17.4) ta có : Þ Þ Tra bảng 10.7 [3] ta có: Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [1] với ta mài ra được ta có: Kx =1 ; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10[3] ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,80; et = 0,75 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12[1] đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 750Mpa, ta có: Ks =1,95; Kτ = 1,80 Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. ; - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng 10.11 [3]. ; Vậy: Theo công thức (5.17.1) và (5.17.2) ta có: Thay số vào (5.17) ta được: > Trục III thoả mãn điều kiện bền mỏi. Ñ.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh  Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm có dạng: Trong đó: Với Mmax và Tmax mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. sch giới hạn chảy của vật liệu trục. Tra bảng 6.1[3], sch = 450 (Mpa) => Trục thoả mãn điều kiện bền tĩnh. Ñ. Kết luận: Sau khi tính toán và kiểm nghiệm trục ta thấy trục I, II, III thỏa mãn điều kiện bền, đảm bảo quá trình làm việc tốt. 5.4. Tính toán thiết kế các phần tử của thiết bị vận chuyển /máy công tác 5.4.1. Tính toán thiết kế bu lông nền động cơ Khi động cơ làm việc trên đai sẽ xuất hiện lực vòng và làm cho các bu lông chịu tác dụng một lực vòng Fr = 475,2(N). Để tránh cho bu lông không bị cắt trong quá trình làm việc ta phải tính toán đường kính cho bu lông. Chọn vất liệu làm bu lông là thép 45 có Tra bảng P1.7[3] trang 242 với kiểu động cơ 4A80B ta có các kích thước lắp đặt động cơ như sau: l10 =100(mm), b10 = 125(mm), l31= 50(mm), l1= 50(mm) Sơ đồ tính toán Hình 5.8. Sơ đồ tính toán bu lông Trong quá trình làm việc bộ truyền đai tác dụng lên trục động cơ một lực Fr và lực này tác dụng lên bu lông như hình vẽ. Di chuyển lực về trọng tâm của mối ghép ta được một lực Fr’=Fr và một mô men M. Mô men tác dụng lên trục có giá trị: Dưới tác dụng của lực F’r mỗi bu lông chịu lực Fz có giá trị Dưới tác dụng của mô men M các bu lông chịu các lực tương ứng có chiều như hình vẽ và có giá trị: - Xác định các bán kính ri - Tính hợp lực tác dụng lên bu lông Nhận xét: Từ hình vẽ ta thấy Fmax chỉ có thể là F2=F3 Với Từ điều kiện bền kéo: Trong đó: i- Bề mặt tiếp xúc, i=1 f- Hệ số ma sát, f=0,2 s- Hệ số an toàn, s=1,3¸1,5, chọn s=1,5 Chọn = 6 (mm) 5.5. Tính toán trục vít Để đảm bào công suất cũng như số vòng quay của vít tải ta phải tính toán trục vít tải có tỉ lệ phù hợp với đường kính cánh vít. 5.5.1. Công suất cần thiết của vít xoắn Công suất trên vít tải : P = 1,1 (KW) 5.5.2. Momen xoắn trên trục vít Momen xoắn trên trục vít: 5.5.3 Lực dọc trục vít Lực dọc trục vít : 5.5.4. Tải trọng ngang tác dụng lên trục vít đặt giữa 2 gối đỡ Tải trọng ngang tác dụng lên trục vít đặt giữa 2 gối đỡ được xác đinh như sau: Trong đó: L: Chiều dài băng vít, L =10(m). l: Khoảng cách giữa các gối đỡ, l = 2,5 (m). Tv : Momen xoăn trên trục vít , k : Hệ số tính đến bán kính chịu lực, k = (0,7 – 0,8) chọn k = 0,7 D: Đường kính vít, D = 0,3 (m). => * Tải trọng dọc phân bố đều trên trục vít * Tải trọng ngang phân bố đều trên trục vít * Momen xoắn phân bố đều trên trục vít 5.5.5. Sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục vít Trục vít được xem như la một dầm liên tục có các ổ treo trung gian được xem như các gối đỡ. Dầm liên tục được chia làm 4 đoạn, mỗi đoạn dài 2,5 m. Vậy trục vít được đưa về thành một dầm siêu tĩnh bậc 1, tách riêng từng tải trọng tác dụng lên trục vít và xác định momen lớn nhất tác dụng lên trục vít và các đoạn đường kính trục vít. Trục vít dung để vận chuyển cát khô nên chủ yếu chịu ảnh hưởng của momen xoắn và tải trọng ngang phân bố đều trên trục vít, còn tải trọng dọc phân bố đều trên trục vít gây uốn trục nên khi tính sưc bền cần xét đến cả tải trọng dọc phân bố đều trên trục vít Sau khi tính toán được kích thước trục vít thì kiểm tra trục vít theo biên dạng, độ võng trục (độ võng bé hơn 40% so với khe hở giữa vít và máng) theo điều kiện bền. a.Sơ đồ tải trọng phân bố lên trục vít do Tv gây ra Hình 5.9.Biểu đồ momen xoắn b. Sơ đồ tải trọng dọc phân bố trên trục vít do Pd gây ra Hình 5.10. Sơ đồ tải trọng dọc c. Sơ đồ tải trọng ngang phân bố len trục vít do Pn gây ra Hình 5.11. Sơ đồ tải trọng ngang Trục vít là dầm liên tục đặt trên nhiều gối tựa, khoảng cách giữa các gối tự gọi là các nhịp. Hệ được xem như hệ siêu tĩnh xác định theo công thức: n = G – 2 Với: n: Bậc siêu tĩnh G = 5 : Tổng số gối tựa của dầm => n = 5 – 2 = 3 Đánh số thứ tự các gối tự từ trái qua phải: 0,1,….n Các nhip trong dầm là: L1 = L2 = …….= Ln = 2,5 (m) Hệ số độ cứng của dầm là giống nhau. Hệ cơ bản gồm 4 dầm với các khớp bản lề đặt trên gối tựa trung gian, chia dầm liên tục thành 4 dầm đơn. Phản lực liên kết là các mô men Mi. Hệ dầm cơ bản như hình vẽ: Hình 5.12. Sơ đồ hệ dầm cơ bản Vì trục vít được coi là dâm siêu tĩnh nên ta có: Với: : Diện tích biểu đồ momen do tai trọng ban dầu gây ra trên hệ cơ bản. ai: khoảng cách từ gối tựa thứ i đến trọng tâm của diện tích biểu đồ momen trên Li, Li+1: độ dài nhịp thứ I, thứ i+1,… EiJi; Ei+1Ji+1: Độ cứng dầm thứ i, i+1,... Áp dụng nguyên tắc quan hệ giữa 3 mô men ở phương trình trên ta có: Gối 1: Hình 5.13. Sơ đồ tính momen Gối 2: Gối 3: Vì . Độ cứng trục là như nhau Chia hệ 3 phương trình cho ta có: Từ các phương trình (1’)……(3’) ta có kết quả Hình 5.14. Biểu đồ momen hệ cơ bản Biểu đồ mômen uốn do pn gây ra. 5.5.6. Tính toán và chọn đường kính vít theo điều kiện bền Chọn vật liệu chế tạo trục vít là: thép C45 có N/mm2 Chọn tỉ số giữa đường kính trong và đường kính ngoài là Để tính toán chọn đường kính trục vít trước tiên ta phải xác định nội lực lớn nhất xuất hiện ở một vị trí trên trục vít, sau đó kiểm tra cho toàn bộ trục vít. Xác định diện tích chịu lực lơn nhất: + Tại gối 0: . + Tại gối 1: Ta tiến hành kiểm tra cho 2 trường hợp trên, chọn trường hợp lớn nhất: Do ảnh hưởng của Nz đến sức bền trục là nhỏ so với ảnh hưởng của Mx và Mz vì vậy mà tạm thời bỏ qua ảnh hưởng của Nz mà chỉ tính ảnh hưởng của Mx và Mz. Sau đó tính đến ảnh hưởng của Nz. Theo lý thuyết bền 4: Với: Wx = Wy = Mu => Wp = 0,2: mo men chống xoắn.( : hệ số rỗng trục). Tại gối 0: Chỉ có momen xoắn: Tại gối 1: Tại gối 1: => => Trong đó: : Ứng suất cho phép của vật liệu: N/mm2 : Momen tương đương lớn nhất Dn: Đường kính ngoài trục vít : Tỉ số giữa đường kính trong và đường kính ngoài trục vít. So sánh 2 trường hợp trên chọn đường kính ngoài trục vít là Dn = 40(mm) Đường kính trong trục vít sẽ là: d = 0,8.Dn = 0,8.40 = 32(mm) 5.5.7. Kiểm tra trục vít có xét đến sự ảnh hưởng của Nz Theo công thức 8.15 trang 176 [5]: Tại vị trí 0: Ứng suất cho phép của vật liệu: (N/mm2) Mu: Momen uốn tại vị trí có nội lực lớn nhất, Mu = 0 Nm Mx: momen xoắn tại vị trí có nội lực lớn nhất, Mx = 191 (Nm) Nz: Lực dọc trục tại ví trí có nội lực lớn nhất, Nz = 1122,832(N) Wu: Momen cản uốn tại vị trí có nội lực lớn nhất: Wu = 0,1. Wx: Momen cản xoắn tại vị trí có nội lực lớn nhất: Wx = 0,2. F: Tiết diện trục vít: F = => Tại vị trí 1: => Vậy kích thước trục vít được chọn thỏa mãn điều kiện bền. 5.5.8. Kiểm tra trục vít theo hệ số an toàn cho phép Theo công thức 7.5 trang 120 [5]: Hệ số an toàn được tính theo công thức sau: Trong đó: Hệ số an toàn cho phép: Khi tính toán nếu n nhỏ hơn hệ số an toàn cho phép thì phải tăng đường kính của trục hoặc chọn lại vật liệu của trục có sức bền cao hơn so với vật liệu đã chọn. Nếu ngược lại n quá lớn thì giảm bớt đường kính trục hoặc chọn lại vật liệu có sức bền thấp hơn để đảm bảo yêu cầu kết cấu nhỏ gọn và kinh tế. Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: Trong các công thức trên : + : Giới hạn mỏi uốn, Chọn + : Giới hạn mỏi xoắn, Chọn + : Trị số trung bình của ứng suất pháp + : Trị số trung bình của ứng suất tiếp + : Biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện của trục + : Biên độ ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục + Wu: Momen can uốn của tiết diện trục. + Wx: Momen cản xoắn của tiết diện trục. + : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn + : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn Tra bảng 7.6 trang 125 [8]: Chọn + : Hệ số kích thước Tra bảng 7.6 trang 125 [8]: => Vậy vật liệu và đường kính trục vít để đảm bảo yêu cầu. Ñ. Kết luận: Sau khi tính toán thiết kế được trục vít tải tiến hành kiểm nghiệm ta thấy trục vít tải thỏa mãn điều kiện làm việc. 5.5.9. Khai triển hình gò của cánh xoắn vít tải Sử dụng phần mềm Plate ‘n’ Sheet Version 4 để khai triển hình gò của cánh xoắn vít tải. - Đường kính vít tải: D= 300 (mm) - Bước vít: P= 240 (mm) - Bề rộng cánh vít: B= 130 (mm) - Chiều dài cánh xoắn: l= 240 (mm) Từ những thông số trên ta nhập vào phần mềm Plate ‘n’ Sheet Version 4 cho ta kết quả thể hiện trên hình 5.15 PHẦN VI KẾT LUẬN VÀ ĐỀ NGHỊ 6.1. Kết luận Vít tải được ứng dụng trong vận chuyển cát khô đã làm giảm rất nhiều sức lao động trong việc vận chuyển cũng như định lượng cát khô. Máy vừa làm chức năng vận chuyển vừa là thiết bị định lượng liên tục phù hợp với yêu cầu công nghệ khai thác và sản xuất cát. Vít tải có cấu tạo đơn giản, lắp đặt dễ dàng, các bộ phận hợp thành có khối lượng không lớn, kết cấu gọn nhẹ nên vận chuyển nhẹ nhàng thuận tiện. Việc định lượng cấp liệu của vít tải được thực hiện nhờ vào cửa nạp liệu và cửa xả liệu trên máng vít. Với những kết quả thực tế hoạt động cho thấy sự phù hợp của những thông số tính toán và thông số làm việc thực tế. Vậy vít tải nằm ngang được thiết kế ứng dụng trong vận chuyển cát khô đã đạt kết quả rất tốt, đáp ứng được nhu cầu thay thế sưc lao động chân tay của doanh nghiệp. 6.2. Đề nghị Với những kết quả đạt được ban đầu của đề tài là đưa vít tải vào ứng dụng trong dây truyền vận chuyển cát khô. Đề nghị tiếp tục theo dõi để bổ sung hoàn chỉnh từ thiết kế, chế tạo đến vận hành. Trong quá trình vận hành khai thác sử dụng hệ thống cần lưu ý một số điểm quan trọng sau: - Vận hành hệ thống đúng quy định, tránh để hệ thống bị quá tải. - Quá trình bảo dưỡng phải được tiến hành đúng thời gian quy định và thay thế nếu cần. - Quá trình sửa chữa hộp giảm tốc nếu cần phải thay thế các bánh răng mà không có vật liệu đúng như thiết kế của nhà sản xuất thì có thể thay thế bằng vật liệu khác thỏa mãn điều kiện bền làm việc, do hệ số an toàn khi kiểm tra là rất lớn.