THIẾT KẾ MÁY TRỘN VẬT LIỆU VIÊN THAN TỔ ONG

TÓM TẮT LUẬN VĂN

Đề tài “ Thiết kế quy trình công nghệ công nghệ chế tạo viên than tổ ong khối lượng 1,5 kg” là đề nghiên cứu thiết kế được thực hiện tại doanh nghiệp tư nhân cơ khí Minh Nhựt (Long An). Nội dung chính của bài luận văn như sau:

Chương 1: Tổng quan đề tài nghiên cứu thiết kế.

Chương 2: Các phương pháp tạo hình viên than; Lựa chọn phương án thiết kế; Các yêu cầu kỹ thuật cho máy và sơ đồ nguyên lý thực hiện quá trình tạo hình.

Chương 3: Tính toán,thiết kế hệ thống dẫn động máy tạo hình than.

Chương 4: Tính toán, thiết kế vít tải cấp liệu.

Chương 5: Tính toán, thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Chương 6: Hệ thống sản xuất tự động.

Chương 7: Lắp ráp vận hành máy.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VÍT TẢI CẤP LIỆU

4.1 Công nghệ vận chuyển vật liệu rời bằng vít tải

 

Hình 4.1: Vít tải vận chuyển vật liệu

Nói đến vít tải người ta thường nghĩ đến băng tải nhưng loại truyền tai này có cấu tạo và nguyên lí hoạt động hoàn toàn khác so với băng tải cũng như nguyên liệu mà nó truyền tải cũng có thể khác và giống băng tải.

Vít tải dung để chuyển các vật liệu rời bên cạnh các loại máy vận chuyển khác.Nhưng vít tải khác chúng ở chỗ, độ chắc chắn cao và có thể vận chuyển các vật trong máng kín. Vít tải thường có các bộ phận như trên hình 4.1 : máng cố định (phần dưới của nó có dạng một nửa hình trụ), nắp máng, trục dẫn động trên đó có gắn các cánh vít, các gối tựa ở các đầu và gối tựa trung gian của trục, bộ phận truyền động, máng chất tải và dỡ tải. Vật liệu được đẩy bằng vít dọc theo máng tương tự như đai ốc. Vật liệu được giữ không bị quay nhờ trọng lực và lực ma sát với thành máng. Việc dỡ tải được tiến hành qua các lỗ dỡ tải đáy máng. Các lỗ dỡ tải được trang bị thêm nắp và ống nối.

Vít tải được sử dụng để vận chuyển theo phương ngang và đôi khi theo phương nghiêng một góc 15-20⁰ các loại vật liệu dạng bột, dạng bụi, hạt nhỏ (bụi than, than cục nhỏ, than bùn, đất, xi măng, đất sét…).

Cũng có những loại vít tải đặt biệt vận chuyển theo phương đứng hoặc với một góc nghiêng theo phương đứng. Các vít tải không thể sử dụng để vận chuyển các vật dạng cục lớn, mài mòn, vỡ vụng, đóng tảng và dính.

4.2 Các loại vít tải

Vít tải thường có các loại sau:

+ Vít tải dùng cho vật liệu rời.

+ Ống vận chuyển.

+ Vít tải đứng.

+ Vít tải dùng cho dạng vật kiện.

Ưu điểm vít tải:

+ Cấu tạo đơn giản.

+ Giá thành không cao.

+ Kích thước bao ngang nhỏ.

+ Có khả năng vận chuyển các vật liệu nóng, vật liệu dính ước.

+ Có thể chất tải hoặc dỡ tải ở bất cứ vị trí nào của máng.

+ Hoạt động trong môi trường kín, không gây tổn thất nguyên liệu.

+ An toàn trong lao động và bảo dưỡng.

Nhược điểm của vít tải:

+ Làm vỡ vụn và mài mòn vật liệu.

+ Sự mài mòn mạnh ở máng, cánh vít, các ổ đỡ treo.

+  Sự kẹt và đè nén các phần tử vật liệu ngay giữa khe hở của máng và vít.

+ Năng lượng tiêu hao lớn.

4.3 Các bộ phận hợp thành vít tải

+ Máng vít tải được chế tạo bằng thép tấm có chiều dày từ 3 - 8mm. Để vận chuyển các vật liệu dễ chuyển động và không mài mòn, người ta sử dụng các máng bằng gỗ được bọc thép bên trong. Đôi khi các máng cũng được chế tạo bằng những tấm thép có đục lỗ để tách nước hoặc sàn bỏ các phần tử nhỏ.

+ Nắp vít tải được chế tạo dạng tháo lắp được. Máng và nắp được chế tạo thành những đoạn riêng biệt dài từ 2- 4m và được nối với nhau bằng các mặt bích.

+ Trục vít thường là trục đặc hoặc trục ống. Chúng được nối lại từ những đoạn riêng biệt dài từ 2- 4m nhờ các khớp nối.

+ Các gối đỡ treo trung gian được lắp đặt ở các khoảng cách từ 1,5- 3m tùy thuộc vào đường kính trục vít và tốc độ vít tải.

4.4 Thiết kế tính toán các thông số vít tải

Thông số đầu vào:

                               + Năng suất trọng lượng của vít tải 3,6 T/giờ.

                               + Số vòng quay của trục vít n = 60 vòng/ phút.

Theo (3) tính toán thông số hình học trục vít

Trong đó: =1,5 T/m³ Tỷ trọng vật liệu (hỗn hợp than đá đo thực tiễn).

Q =  3,6 T/h Năng suất trọng lượng vít tải ( bằng lượng nhiên liệu cần cung cấp trong 1 giờ).

k= 0,8

n= 60 (vòng/phút)

= 0,25 Hệ số điền đầy tiết diện ngang trục vít.

c= 0,5 Hệ số giảm sự điền đầy nhiên liệu trong trục vít khi chuyển động lên trên 1 góc 30- 45⁰.

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu thực tế ta chọn đường kính trục vít theo tiêu chuẩn D=300mm

Công suất cần thiết trên trục vít là

Trong đó:  L=3m Chiều dài trục vít

                        w= 2,5 Hệ số cản chuyển động đối vói than đá, than cục, nửa mài mòn.

                        = 45⁰ Góc nghiêng của vít tải theo phương ngang.

Công suất cần thiết cho động cơ

           

Chọn động cơ A041-6 có công suất N= 1Kw.

Số vòng quay trục chính là 930 vòng/phút.

Chọn hộp giảm tốc có tỷ số truyền u = 930/60 = 15,5

ðHộp giảm tốc kí hiệu PM-250 theo sơ đồ VI với tỷ số truyền 15,75

Công suất cho phép vào trên trục động cơ là N = 2Kw.

Môment xoắn trên trục vít

           

Lực dọc trục lớn nhất trên trục vít

Trong đó:  r= 0,4.D=0,4.0,3 = 0,12 m.

                    => =19⁰

                    => = 57⁰40^’

                        =1,27

                        Bước vít S=0,8.D=0,8.0,3=0,24 m

Trục vít sử dụng vật liệu thép C₄₅  có , ứng  suất xoắn cho phép

 .

Đường kính trục vít          

Để đảm bảo và tiết kiệm vật liệu ta có thể chọn trục vít rỗng được kết nối với 2 đầu trục có đường kính tiêu chuẩn D=30mm.

Hình 4.2, 4.3 Cụm vít tải thiết kế

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN,THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG MÁY TẠO HÌNH THAN

3.1 Thông số kỹ thuật của máy:

Bảng 3.1: Thông số kỹ thuật của máy tạo hình than

Công suất máy Q, viên/giờ	2400
Khoảng lực ép ước lượng sơ bộ, tấn	4,5
Tốc độ của chày ép, hành trình/phút	20
Thời gian phục vụ L, năm	5
Số ngày làm việc / năm Kng, ngày	300
Số ca làm việc trong ngày, ca	2
Số giờ làm việc mỗi ca, giờ	4

+ Năng suất 2300-2400 viên/1h đạt hiệu suất 19200 viên/ngày/8h làm việc.

Năng suất than tính theo khối lượng (1 viên = 1,5kg) :  28800 kg/ngày

+ Tạo ra viên than với kích thước :   

+Than bột điền đầy khuôn tạo hình. Lỗ than phải xuyên thông qua để giúp than dễ bắt lửa.

+Than đảm bảo không bị vỡ nát, giữ được hình dạng theo yêu cầu.

+ Máy đảm bảo đạt được công suất tối đa trong môi trường thuận lợi.

+ Máy hoạt động êm nhẹ, đạt độ tin cậy cao trong môi trường bụi than.

+Đảm bảo bền, ít hư hỏng.

+ Dễ dàng thay đổi kết cấu, có thể thay đổi được hình dạng sản phảm với khuôn tạo hình khác.

+ Chi phí chế tạo thấp.

+ Phù hợp với công nghệ và trình độ công nhân tại địa phương, dễ dàng vận hành sử dụng.

+ Dễ dàng sửa chữa, bảo dưỡng.

 

3.2 Tính toán chọn động cơ, bánh đà và các thông số kỹ thuật của máy

Hệ thống dẫn động máy in than gồm:

1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ.

2 .Bộ truyền đai thang.

3. Bộ giảm tốc bánh răng 2 cấp không đồng trục.

4. Thùng trộn, mâm xoay ( Quay 1 chiều, tải trọng va đập nhẹ, 1 ca làm việc 4 giờ, làm việc 2 ca).

Theo yêu cầu trở lực lớn nhất máy có thể đáp ứng được là 50 kN. Như vậy, ta có thể xác định công suất yêu cầu của động cơ dẫn động máy như sau:

Do lực tác động của động cơ là lực đều đặn tác động lên bánh đá và từ bánh đà tác động vào thanh truyền nên ta coi như động cơ làm việc với tải trọng không đổi.

Với cấu hình:

Động cơ – Bộ truyền đai hở - Bộ truyền bánh răng – Bánh đà.

Hiệu suất chung:

Tiết diện chày ép:

Do thiết kế cơ cấu in mỗi lần được 2 viên nên  S_tổng= 244 cm².

Lực nén trên toàn tiết diện:

Với tốc độ 20 hành trình mỗi phút mỗi hành trình tiến lùi: 2 x 0,15m

Vận tốc của “ đòn gánh” yêu cầu:

Công suất yêu cầu vận hành:  

Công suất cần thiết cho hệ thống:

 Tính toán chọn động cơ

Hiệu suất truyền động:

Theo [2] ta chọn được các hiệu suất sau:

: Hiệu suất bộ đai

: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

 : Hiệu suất khớp nối

Công suất tính toán:

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Số vòng quay của trục công tác :

n = 20 vòng/phút

Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động:

u_ch = u_d.u_hgt

Theo [2] ta chọn:

Đối với bộ truyền đai , tỷ số truyền u_d  trong khoảng 2÷4

Đối với hộp giảm tốc 2 cấp, tỷ số truyền u_hgt trong khoảng 8÷40

Ta chọn sơ bộ tỷ số truyền như sau :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

 

Chọn động cơ điện:

Ở đây, ta chọn động cơ thỏa mãn điều kiện sau:

, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn  P_đc > 4.5 kw và n_đc  900 vòng/phút

Theo [1] ta chọn được động cơ sau:

Bảng 3.2: Thông số động cơ chính

Kiểu động cơ	Công suất kW	Vận tốc quay, vg/ph
4A132M6Y3	7,5	968	0,81	85,5	2,2	2

Tính lại tỷ số truyền :

Bộ truyền đai :

Phân bố tỷ số truyền cấp nhanh cấp chậm :

Bảng đặc tính :

Số vòng quay trên trục I:

n₁ = (vg/ph)

Số vòng quay trên trục II:

n₂ = (vg/ph)

Số vòng quay trên trục III:

n₃ = (vg/ph)

Số vòng quay trên trục công tác:

n_ct = (vg/ph)

Công suất trên các trục:

Công suất trên trục công tác : P₄=4,5 (kw)

Công suất trên trục III:

P₃ = (kw)

Công suất trên trục II:

P₂ = (kw)

Công suất trên trục I:

          P₁ =  (kw)

Công suất trên trục động cơ :

P_đc =  (kw)

Mômen xoắn trên các trục:

Mô men xoắn trên trục động cơ:

 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục I:

 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục II:

 (N.mm)

Mô men xoắn trên trục III:

 (N.mm)

Bảng các thông số động học:

Bảng 3.3: Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động  máy tạo hình than

Trục Thông số	Động cơ	I		II			III
Công suất, (kW)	5.6	5,3		4,9			4,55
Tỷ số truyền	3		4,5			3,5
Số vòng quay, (vg/ph)	968	323			72		20
Mômen xoắn, (Nmm)	55248	156703			649930		2172625

 

3.3 Thiết kế bộ truyền đai

Bảng 3.4: Thông số đầu vào cho bộ truyền đai của máy tạo hình than

Công suất P, kW	5,6
Số vòng quay n,vòng/phút	968
Tỷ số truyền	3
Mômen xoắn, Nmm	55248

Theo công suất P và số vòng quay n. Sau đó tra [2] để biết các thông số của loại đai cần chọn.

Hình 3.1: Lựa chọn đai theo công suất và số vòng quay

Dựa vào đồ thị (hình 3.1) ta có thể lựa chọn loại đai truyền động dựa vào thông số công suất và số vòng quay tính toán hoặc cho trước. Theo đồ thị ta chọn đai thang loại B.

Tính đường kính bánh đai nhỏ

Theo công thức Savorin:

Theo tiêu chuẩn chọn

Tính vận tốc bánh đai nhỏ

Tính vận tốc theo công thức:

  (đai thang thường)

Vậy thỏa điều kiện vận tốc với đường kính đai nhỏ 200mm

Chọn hệ số trượt tương đối  và tính đường kính bánh đai lớn

Hệ số trượt tương đối

 , chọn

Đường kính bánh đai lớn  tính theo công thức:

Theo tiêu chuẩn chọn

Tính chính xác tỷ số truyền u theo công thức:

Chênh lệch tỷ số truyền so với ban đầu (2,5) không quá 3% nên kết quả được chấp nhận.

Khoảng cách trục a

Khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo công thức:

  (h chiều cao đai)

Chọn sơ bộ : a =1000mm

Xác định  theo a sơ bộ:

Theo tiêu chuẩn chọn  L =3550 mm

Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn:

Với:

Kiểm nghiệm lại điều kiện , vậy  (thỏa)

Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây, nếu không thỏa  ta tăng khoảng cách trục a và tính lại L:

Thỏa điều kiện số vòng chạy.

Tính góc ôm đai

 độ

Tính toán các hệ số Ci

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai, tính theo công thức:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

,02

Bảng 3.5: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u

Bảng 3.6: Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

Bảng 3.7: Hệ số xét đến chế độ tải trọng: Cr

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:

1,07

Hình 3.2: Công suất có ích cho phép phụ thuộc vào loại đai và chiều dài đai

Với - chiều dài thực nghiệm (mm) (2, trang 151, hình 4.21)

Số dây đai được xác định theo công thức

 – tra theo (2, trang , hình 4.21)

Theo bảng chọn  kW

Chọn z theo số nguyên và không quá 6, vì nếu z lớn tải trọng phân bố giữa các đai sẽ không đều nhau. Để giảm số dây đai thì ta tăng cường đường kính d₁ hoặc chọn ký hiệu đai có kích thước lớn hơn.

Chọn z = 2

Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai

Tra bảng (2, trang 138, bảng 4.4)

Các thông số biên dạng (mm)		Dạng đai
		Z	A	B	C	D	E
bp		8,5	11,0	14,0	19,0	27,0	32,0
b		2,5	3,3	4,2	5,7	8,1	9,6
h, lớn hơn		7,0	8,7	10,8	14,3	19,9	23,4
e		12	15	19	25,5	37	44,5
f		8	10	12,5	17	24	29
r		0,5	1	1	1,5	2	2
b1 khi góc	340	10	13	16,6	-	-	-
	360	10,1	13,1	16,7	22,7	32,3	38,2
	380	10,2	13,3	16,9	22,9	32,6	38,6
	400	10,2	13,4	17	23,1	32,9	38,9

Tính lực tác dụng lên trục và xác định lực căng ban đầu F_o

Quan hệ giữa hệ số ma sát f, lực căng đai ban đầu F₀ và ứng suất kéo cho phép :

Trong đó:  : hệ số ma sát tương đương

Lực căng đai ban đầu

Trong đó: theo (2, trang 137, bảng 4.3)

Theo (2, trang 149)

  Lực căng dây mỗi dây đai: F₀ = 207N

Lực vòng có ích:

N

 Lực vòng mỗi dây đai F_t = 280 N

Lực tác dụng lên trục

= 2.414.Sin (160/2)= 815 N

Suy ra 

Ứng suất lớn nhất trong dây đai

Kiểm nghiệm đai theo ứng suất kéo cho phép:

Mpa

Với  đối với đai thang

Vậy thỏa điều kiện ứng suất cho phép

Xác định tuổi thọ đai:

Trong đó:

, đối với đai thang

, đối với đai thang

i: Số vòng chạy của đai trong 1s

3.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

A. CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Chọn vật liệu cho hai bánh dẫn và bị dẫn:

Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Theo (2, trang 249,bảng 6.13) đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn. Đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kì làm việc cơ sở:

N_HO1 = 30HB^2,4 = 30.250^2,4 = 1,71.10⁷ chu kì

N_HO2 = 30HB^2,4 = 30.228^2,4 = 1,37.10⁷ chu kì

Số chu kì làm việc cơ sở:

N_FO=N_FO1=N_FO2=5.10⁶ chu kì

Số chù kỳ làm việc tương đương:

 chu kỳ

Với c = 1; n = 317 vòng/phút; L_h = 12000 giờ

Tương tự:N_FE1= 2,28.10⁸ 

Suy ra  

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định như sau :               

Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ_H] =

Trong đó       Z_R: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

                          Z_v: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

                          K_xH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ  Z_R.Z_v.K_L .K_xH = 1

Khi tôi cải thiện S_H = 1,1

  =>  [σ_H]₁ = MPa

           [σ_H]₂ = MPa

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy ứng suất cho phép tính toán  [σ_H] = [σ_H]₂ = 472,73 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

=       chọn  S_F=1,75

  =>>= MPa

  = MPa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng  :

Theo (2, trang 260, bảng 6.15) vì bánh răng nằm  đối xứng các ổ trục nên

 Khi đó:

Khoảng cách trục bộ truyền báng răng:

 = 1.07 (2, trang 237, bảng 6.4)

Ta chọn

Mô-đun răng:

Theo tiêu chuẩn ta chọn  mm

Chọn số răng:

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia:          

Đường kính vòng đỉnh: 

Khoảng cách trục:

Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:

Bánh dẫn:    

Đường kính vòng đáy:

 mm

mm

Vận tốc vòng bánh răng:        

Chọn cấp chính xác bộ truyền bánh răng:

Dựa theo (2, trang 230, bảng 6.3) ta chọn cấp chính xác 9 với  

Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:

Lực hướng tâm

 N

Hệ số tải trọng động:

Dựa theo (2, trang 239, bảng 6.5), ta chọn:

Hệ số phân bố tải trọng không đều, theo (2, trang 241,bảng 6.11) ta có:

Cấp chính xác bộ truyền là 9.

Theo (2, trang 237,bảng 6.4): hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

 (thỏa đk)

Hệ số dạng răng:

Tra bảng 6.18: tìm được các hệ số

Ứng suất uốn tính toán:

Thỏa điều kiện bền.

Bảng 3.8: Thông số cặp bánh răng cấp nhanh :

Thông số	Giá trị
Khoảng cách trục	aw=198 mm
Mô-đun răng	m=3 mm
Tỷ số truyền	u=4,5
Số răng bánh răng	z1 = 24	z2 = 108
Đường kính vòng chia, mm	d1 = 72	d2 = 324
Đường kính đỉnh răng, mm	da1 = 78	da2 = 330
Đường kính đáy răng, mm	df1 =  64,5	df2 = 316,5
Chiều rộng vành răng, mm	b1 = 106	b2 = 100
Góc profin răng
Lực vòng, N	Ft1= Ft2 =4353 N
Lực hướng tâm, N	Fr1= Fr2 =1414 N
Ứng suất tiếp xúc,  MPa	= 435 MPa ( thỏa mãn bền )
Ứng suất uốn,  MPa	= 58 MPa = 52 MPa ( thỏa mãn bền )

 

B. CẶP BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

Chọn vật liệu cho hai bánh dẫn và bị dẫn:

Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Theo (2, trang 249,bảng 6.13) đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn. Đối với bánh bị dẫn, ta chọn độ rắn.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kì làm việc cơ sở:

N_HO1 = 30HB^2,4 = 30.250^2,4 = 1,71.10⁷ chu kì

N_HO2 = 30HB^2,4 = 30.228^2,4 = 1,37.10⁷ chu kì

Số chu kì làm việc cơ sở:

N_FO=N_FO1=N_FO2=5.10⁶ chu kì

Số chù kỳ làm việc tương đương:

 chu kỳ

Với c = 1; n = 324 vòng/phút; L_h = 12000 giờ

Tương tự:N_FE1= 2,28.10⁸ 

Suy ra  

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định như sau :            

Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ_H] =

Trong đó       Z_R: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

                          Z_v: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

                          K_xH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ  Z_R.Z_v.K_L .K_xH = 1

Khi tôi cải thiện S_H = 1,1

  =>  [σ_H]₁ = MPa

           [σ_H]₂ = MPa

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy ứng suất cho phép tính toán  [σ_H] = [σ_H]₂ = 472,73 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

=       chọn  S_F=1,75

  =>>= MPa

  = MPa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng  :

Theo (2, trang 260, bảng 6.15) vì bánh răng nằm  đối xứng các ổ trục nên

 Khi đó:

Khoảng cách trục bộ truyền báng răng:

 = 1.04 (2, trang 237, bảng 6.4)

Ta chọn

Mô-đun răng:

Theo tiêu chuẩn ta chọn  mm

Chọn số răng:

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia:

                  

               

Đường kính vòng đỉnh:

         

         

Khoảng cách trục:

Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:

Bánh dẫn:    

Đường kính vòng đáy:

 mm

mm

Vận tốc vòng bánh răng:        

Chọn cấp chính xác bộ truyền bánh răng:

Dựa theo (2, trang 230, bảng 6.3) ta chọn cấp chính xác 9 với  

Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:

Lực hướng tâm

 N

Hệ số tải trọng động:

Dựa theo (2, trang 239, bảng 6.5), ta chọn:

 

Hệ số phân bố tải trọng không đều, theo (2, trang 241,bảng 6.11) ta có:

Cấp chính xác bộ truyền là 9.

Theo (2, trang 237,bảng 6.4): hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

 

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

 

 

 (thỏa đk)

Hệ số dạng răng:

Các hệ số

Ứng suất uốn tính toán:

Thỏa điều kiện bền.

Bảng 3.9: Thông số cặp bánh răng cấp chậm

Thông số	Giá trị
Khoảng cách trục	aw = 360 mm
Mô-đun răng	m= 5
Tỷ số truyền	u= 3,5
Số răng bánh răng	z1 = 32	z2 = 112
Đường kính vòng chia, mm	d1 = 160	d2 = 560
Đường kính đỉnh răng, mm	da1 = 170	da2 = 570
Đường kính đáy răng, mm	df1 =  147,5	df2 = 547,5
Chiều rộng vành răng, mm	b1 = 96	b2 = 90
Góc profin răng
Lực vòng, N	Ft3= Ft4 = 8124 N
Lực hướng tâm, N	Fr3= Fr4 = 2640 N
Ứng suất tiếp xúc,  MPa	= 376,8 MPa ( thỏa mãn bền )
Ứng suất uốn,  MPa	= 44,8 MPa = 41,4 MPa ( thỏa mãn bền )

 

3.5 Thiết kế trục_chọn then

Bảng 3.10 Thông số đầu vào trên 3 đoạn trục

Trục Thông số	Động cơ	I		II			III
Công suất, (kW)	5.6	5,3		4,9			4,55
Tỷ số truyền	3		4,5			3,5
Số vòng quay, (vg/ph)	968	323			72		20
Mômen xoắn, (Nmm)	55248	156703			649930		2172625

Theo [2] chọn vật liệu thép 45 có , ứng  suất xoắn cho phép

Các lực tác dụng :

F_t1= F_t2 = 4353 N                            F_t3= F_t4 = 8124 N

F_r1= F_r2 = 1414 N                            F_r3= F_r4 = 2640 N

F_d = 560 N

Chọn vật liệu trục :

Thép C45  , chọn số bộ ứng suất xoắn cho phép [t]=15…30MPa

Tính toán sơ bộ trục :

Tính sơ bộ đường kính các trục truyền:

Xác định khoảng cách trục:

                                                

                                                              

                     

Trục 1

Các kích thước chọn theo hình 10.8 sách “Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí_tập 1,Trịnh Chất – Lê Văn Uyển”

 

Hình 3.4 : Sơ đồ phân tích lực trục 1

Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn :

Tổng lực theo phương x:

Tổng lực theo phương Y:

Ta có                                    =>

                                  =>

Hình 3.5: Biểu đồ momen lực trục 1

Tổng moment Mx tại các vị trí :

Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí bánh răng 1 và ổ lăn 10:

 Nmm

         

Momen tương đương :

Đường kính các tiết diện , chọn sơ bộ [s]=67MPa

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau :

Trục 2

Hình 3.6: Sơ đồ phân tích lực trục 2

Hình 3.6  Phân tích lực tại các vị trí chịu lực (Bánh răng , ổ lăn) của trục 2.

Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn :

Tổng lực theo phương x:

 N

Tổng lực theo phương Y:

 N

Ta có                               =>

                                             =>

Hình 3.7: Biểu đồ momen lực trục 2

Hình 3.7  Biểu đồ biểu diễn momnen tác dụng trên trục 2.

Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí bánh răng 2 và bánh răng 3:

Tổng moment Mx tại các vị trí :

 Nmm

Momen tương đương :

Đường kính các tiết diện , chọn sơ bộ [s]=67MPa

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau :

Trục 3:

Hình 3.8: Sơ đồ phân tích lực trục 3

Hình 3.8  Phân tích lực tại các vị trí chịu lực (Bánh răng , ổ lăn) của trục 3.

Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn :

Tổng lực theo phương x:

Tổng lực theo phương Y:

 N

Ta có                                        =>

                                                      =>

Hình 3.9: Biểu đồ momen lực trục 3

Hình 3.9  Biểu đồ biểu diễn momnen tác dụng trên trục 3.

Tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí bánh răng 2 và bánh răng 3:

Tổng moment Mx tại các vị trí :

 Nmm

Momen tương đương :

Đường kính các tiết diện , chọn sơ bộ [s]=67MPa

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị như sau :

KIỂM NGHIỆM :

Bảng 3.11: Chọn then cho các tiết diện trục :

Tiết diện	Đường kính,mm	Loại then, b x h xl
Bánh răng 1	35	10x8x80
ổ lăn 10	30	10x8x20
Bánh răng 2	50	14x9x80
Bánh răng 3	50	14x9x70
Bánh răng 4	75	20x12 x 70
ổ lăn 31	65	20x12x20

Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn :

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức :

Gía trị được xác định theo công thức

Trong đó :

Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm với mẫu thử theo công thức 10.21:

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất :

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :

  với W là momen cản uốn

Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều :

 với W₀ là momen cản xoắn.

Momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện (theo bảng 10.6 sách ‘Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí_tập 1’) :

Bảng 3.12: Các giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện

Tiếtdiện	d	b x h	t1	W	W0
Bánh răng 1	35	10x8	5	3952	8161
Ổ lăn 10	30	10x8	5	2442	5093
Bánh răng 2	50	14 x 9	5,5	11717	23989
Bánh răng 3	50	14 x 9	5,5	11717	23989
Bánh răng 4	75	20x12	7,5	40203	81620
Ổ lăn 31	65	20x12	7,5	25944	52905

 

 

Bảng 3.13 : Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất :

Tiếtdiện	sa ,MPa	sm ,MPa	ta=tm ,MPa
Bánh răng 1	50	0	9,6
Ổ lăn 10	14,7	0	15,5
Bánh răng 2	35	0	13,5
Bánh răng 3	50	0	13,5
Bánh răng 4	28,8	0	13,3
Ổ lăn 31	0	0	20,5

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu tra ở bảng 10.9 sách 2 trang 413  :

Tra bảng 10.4 10.8  và 10.9 :

Chọn kiểu lăp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ, đối với các tiết diện lắp bánh răng, xích và nối trục chọn lắp then kết hợp lắp trung gian có độ dôi.

Bảng 3.14: Kết quả tính toán đối với tiết diện hai trục :

Tiếtdiện	d	sσ	sτ	s
Bánh răng 1	35	2,4	9,4	2,5
Ổ lăn 10	30	8	5,8	4,7
Bánh răng 2	50	3,4	6,7	3
Bánh răng 3	50	2,4	6,7	2,5
Bánh răng 4	75	4,1	6,8	2,8

Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn.

Kiểm nghiệm then :

Kiểm nghiệm độ bền dập

Kiểm nghiệm đồ bền cắt

Bảng 3.15: Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên trục :

Tiếtdiện	T	d, mm	Loại then	t	sd	tc
Bánh răng 1	156703	35	10x8	5	42,6	11
Ổ lăn 10	156703	30	10x8	5		52
Bánh răng 2	649930	50	14x9	5,5	132	26,5
Bánh răng 3	649930	50	14x9	5,5	132	26,5
Bánh răng 4	2172625	75	20x12	7,5	129	44,3

Theo số liệu ở bảng trên ta thấy tất cả tiết diện đều thỏa độ bền dập và độ bền cắt.

3.6 Thiết kế ổ lăn

Thiết kế 3 cặp ổ lăn hộp giảm tốc:

Các thông số tính toán cho trước:

Trục I - Ổ lăn tại 10 và 11:

Trục II - Ổ lăn tại 20 và 21:

Trục III - Ổ lăn tại 30 và 31:

 

Số vòng quay và đường kính vòng trong của ổ:

Trục I: d=30mm, n = 323 vòng/phút.

Trục II: d=50mm, n = 72 vòng/phút.

Trục III: d=70mm, n = 20 vòng/phút.

Điều kiện và thời gian làm việc:

Quay một chiều, làm việc 2 ca, một ca làm việc 4 giờ, một năm làm việc 300 ngày, nhiệt độ làm việc của ổ là dưới 100^oC, thời gian phục vụ là 5 năm, vòng trong quay.

Thời gian làm việc của ổ:

(giờ).

Thiết kế trên trục I:

Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Tại ổ 10:

Tại ổ 11 :

Vì vậy ta tính theo ổ OL10

Chọn hệ số điều kiện làm việc:

 F_a=0

 X=1, Y=0

Tải trọng quy ước:

Tuổi thọ của ổ tính theo triệu vòng:

(triệu vòng)

Khả năng tải động tính toán:

Trong đó: m=3 (Ổ bi)

Chọn ổ lăn:

Theo (2, phụ lục 9.1):

Đường kính d = 30 mm ta chọn ổ cỡ nặng, kí hiệu ổ là 406. Có C=37,2 kN  và C_o=27,2 kN

Tính toán lại tuổi thọ ổ lăn theo C:

(triệu vòng)

Bảng 3.16: Thông số chi tiết ổ trục 1

Kí hiệu ổ	d, mm	D, mm	B, mm	r, mm	C, kN	Co, kN
406	30	90	23	2,5	37,2	27,2

Thiết kế trên trục II:

Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Ta tính toán chọn ổ 21.

Chọn hệ số điều kiện làm việc:

Vì F_a=0

Các hệ số  

X=1, Y=0

Tải trọng quy ước:

Tuổi thọ của ổ tính theo triệu vòng:

(triệu vòng)

Khả năng tải động tính toán:

Trong đó: m=3

Chọn ổ lăn:

Theo (2, phụ lục 9.1):

Với đường kính d = 45 mm ta chọn ổ cỡ nặng, kí hiệu ổ là 409. Có C=60,4 kN  và C_o=53 kN

Tính toán lại tuổi thọ ổ lăn theo C:

(triệu vòng)

Bảng 3.17: Thông số chi tiết ổ trục 2

Kí hiệu ổ	d, mm	D, mm	B, mm	r, mm	C, kN	Co, kN
409	45	120	29	3	60,4	53

Thiết kế trên trục III:

Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Ta tính toán để chọn ổ 30.

Chọn hệ số điều kiện làm việc:

F_a=0

Các hệ số  

X=1, Y=0

Tải trọng quy ước:

Tuổi thọ của ổ tính theo triệu vòng:

 (triệu vòng)

Khả năng tải động tính toán:

Trong đó: m=3 (ổ bi)

Chọn ổ lăn:

Theo (2, phụ lục 9.1) với đường kính d=65 mm ta chọn ổ cỡ nhẹ, kí hiệu ổ là 213 có C= 44,9 kN  và C_o= 34,7 kN

Tính toán lại tuổi thọ ổ lăn theo C:

(triệu vòng)

Bảng 3.18: Thông số chi tiết ổ trục 3

Kí hiệu ổ	d, mm	D, mm	B, mm	r, mm	C, kN	Co, kN
213	65	120	23	2,5	44,9	34,7