TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY (MMH MDPR310423) BẢNG THUYẾT MINH THÔNG SỐ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Giảng viên hướng dẫn S.
TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC
Giới thiệu chung
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 90 độ tuy nhiên góc nghiêng càng lớn hiệu suất vận chuyển càng thấp a Ưu điểm:
- Không gian chiếm chỗ 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 b Nhược điểm:
- Chiều dài cũng như năng suất bị giới hạn, thông thường không dài quá 30m với năng suất tối đa khoảng 100 tấn/giờ
- Chỉ vận chuyển được 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 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 máykhác.
Các thông số và điều kiện làm việc cho trước
a Loại vật liệu vận chuyển: Xi măng b Năng suất Q (tấn/h): 40 c Đường kính vít tải D (m): 0,3 d Chiều dài vận chuyển L (m): 13 e Góc nghiêng vận chuyển (độ): 0
Tính số vòng quay vít tải
Dựa vào công thức 12,1[1] ta có:
- K: hệ số phụ thuộc bước vít và trục vít,thông thường K=1
- n: số vòng quay trục vít
- ρ: khối lượng riêng vật liệu, ρ=1,28tấn/m 3 (tra bảng phụ lục 1 [1] ta chọn khối lượng riêng thạch cao)
- ψ : hệ số điền đầy, ψ= 0,25 (tham khảo trang 258 [1])
- c : Hệ số phụ thuộc vào góc nghiêng () của vít tải, ta có góc nghiêng vận chuyển λ=0 0 , c=1
- Bước vít được xác định bằng đường kính của trục vít: S = K.D (công thức 12,2[1])
Suy ra số vòng quay trục vít là: n= 4Q
Công suất vít tải
Công suất của vít tải tính theo công thức 12.5 của tài liệu [1] như sau:
- Q: năng suất vít tải, Q = 40 (tấn/giờ)
- : Hệ số cản chuyển động của vật liệu, tra bảng 12.3 [1], ω=3,2
Suy ra công suất trên trục vít:
Stt Tên gọi Ký hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
1 Công suất trên trục vít tải P kW 4,53
2 Số vòng quay trên trục vít n Vòng/phút 98,2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
Tính ɳ bằng công thức: ɳ = ɳol.ɳd.ɳbr.ɳol 3 ɳkn = 0,913 Với: ɳd= 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai ɳbr = 0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng ɳol = 0,99 : hiệu suất mỗi cặp ổ lăn ɳkn = 1 : hiệu suất khớp nối
Tỉ số truyền sơ bộ u sb =u br ⋅u đ
- u br - tỉ số truyền của hộp, chọn u br =5
- u đ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang, chọn u đ =2
Tính số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb : n sb =n lv ⋅u sb ,2∙102(vòng phút) Chọn động cơ theo tài liệu tham khảo [3]
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: 1000 (Vòng/Phút) Động cơ điện được chọn phải thỏa điều kiện:
{ n dc ≈ n P sb 2(Vòng đc ≥ P ct = 4,96/Phút)
Từ điều kiện trên ta chọn được động cơ ( tham khảo tài liệu [3]) Động cơ (KÝ HIỆU) 3K160M6
Hệ số quá tải (T ¿¿ k ¿¿ T dn )¿ ¿ 2
Khối lượng (kg) 116 Đường kính trục động cơ (mm) 42
2.2Phân phối tỉ số truyền
Tính tỉ số truyền chung của hệ thống theo công thức (3.23) trang 48[2] u t =n đc n lv 0
Trong đó: u t : tỉ số truyền chung của hệ thống. n đc : số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph) n lv :số vòng quay trên trục máy công tác (vg/ph)
Trong đó: u n : tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc u br : tỉ số truyền của hộp giảm tốc u đ : tỉ số truyền của đai Chọn tỉ số truyền của bánh răng trong hộp giảm tốc: Chọn u br =5 Chọntỉ số truyền bộ truyền đai: u đ = 2
Kiểm tra sai số tỉ số truyền chung của hệ thống: Δuu=u t −u u t =|9,98−10|
9.98 =0,02=2%120 ° được thoả mãn α 1 0 0 −57( d 2−d 1 ) a 0 0 −57(280−140)
Tính số đai
Số đai z được tính theo công thức 4.16 [2]: z= P 1 K d
P 1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, P 1=4,79kW
K d – hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 [2], làm việc 2 ca, K d =1 (tĩnh)
[ P 0 ]– công suất cho phép, tra bảng 4.19 [2], [ P 0 ] =2 kW
C α – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1, tra bảng 4.15 [2], C α =0,95
C l – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16 [2], C l =0,89
C u – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 [2], C u =1,13
C z – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng 4.18 [2], C z =0,95
Chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai
- Đường kính ngoài của bánh đai.
Bánh đai dẫn: da1 = d1 + 2ho = 140 + 2.4,28,4 ( mm )
Bánh đai bị dẫn: da2 = d2 + 2ho = 280 +2.4,2(8,4( mm )
Tính lực tác dụng lên trục
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức 4.19 [2]:
F v – lực căng do lực li tâm sinh ra, F v =q m ⋅v 2 =0,178∙7,2 2 =9,23N q m – khối lượng 1 m chiều dài đai, tra theo bảng 4.22 [2], q m =0,178 v – vận tốc vòng, m/s
P 1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW
Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 [2]:
Bảng 3.1: Bảng thông số bộ truyền đai thang
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P 1 4,95 (kW)
Tốc độ quay trục dẫn n 1 980 (vòng/phút)
Loại đai và tiết diện đai Loại B Đường kính bánh đai nhỏ d 1 140 (mm) Đường kính bánh đai lớn d 2 280 (mm)
Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 158,02 (Độ)
Lực tác dụng lên trục F r 1160 (N)
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thông số đầu vào
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III
Tỉ số truyền u u đ¿2 u br =5 u nt = 1
Số vòng quay n, vg/ph 980 490 98 98
Thời gian làm việc Lh: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)
Chọn vật liệu bánh rang
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền σb MPa
Giới hạn chảy σch MPa Độ cứng HB
BR dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 850 580 241 - 285
BR bị dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 750 450 192 - 240
Xác định ứng suất cho phép
Bánh răng nhỏ (bánh chủ động): HB1 = 245
Bánh răng lớn (bánh bị động ): HB2 = 230
Các trị số theo bảng 6.2 [2], thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180-350). σ Hlim 0 = 2HB + 70; SH = 1,1 σ Flim 0
= 1,8HB; SF = 1,75 σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa σ Flim 0 1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa σ Flim 0 2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa
NHO:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức 6.5 [2]
= 30.230 2,4 = 1,39.10 7 (chu kì) t∑: tổng số giờ làm việc của bánh răng
Lh: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca) = 18000 giờ
NFO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.10 6 đối với các loại thép.
NHE, NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên theo công thức 6.6[2] :
Trong đó: c =1: số vòng ăn khớp trong một vòng quay n1 = 490, n2 = 98: số vòng quay trong một phút t = Lh 000 giờ: tổng số giờ làm việc của bánh răng
Do N HE1>N HO1 , N HE 2>N HO2 nên lấy N HE1=N HO1 , N HE2 =N HO 2 , K HL1=K HL2 =1
Do N FE1>N FO 1 , N FE2>N FO 2 nên lấy N FE 1=N FO 1 , N FE 2 =N FO2 , K FL1=K FL2 =1
Do bộ truyền quay 1 chiều nên K FC =1
1,75 #6,57MPa¿ Ứng suất quá tải cho phép:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục a w được xác đinh theo công thức 6.15a [2] a ω =K a (u+1)√ 3 [ σ T H 1 ] 2 K u Ψ Hβ ba = 49,5( 5+1 ) √ 3 481,81 91797 2 ∙1,06 ∙ 5 ∙0,4 ≈ 176 mm
K a : hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 [2],
T 1 : moment xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[ σ H ]: ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa Ψ ba =b w ∕ a w , trong đó b w là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6 [2], Ψ ba =0,3 ψ bd =0,53ψ ba (u+1)=0,53.0,4.(5+1)=1,27
K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 [2], K Hβ =1,06
Xác định thông số ăn khớp
Môđun được xác định theo công thức 6.17 [2] m=(0,01÷0,02)a w =1,6÷3,2
Tính số răng Z 1 theo công thức 6.19 [2] z 1 = 2a w m(u+1)= 2∙180
Số răng z 2 được tính từ tỉ số truyền z 2 =u⋅z 1 =5⋅200
Tính số răng tổng z t =z 1 +z 2 , từ đó tính lại khoảng cách trục theo công thức 6.21 [2] a w =m⋅Zt
Sai lệch tỉ số truyền nằm trong phạm vi cho phép u t =z 2 z 1
Xác định góc ăn khớp bảng 6.11[2] trang 104
Góc profin răng : α t =arctg ( cosβ tgα ) =arctg ( tg cos020 ° ° ) °
Góc ăn khớp : α tw =arccos( acos α a w t ) =arccos ( 180 cos20 180 ° ) °
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σ H theo công thức 6.33 [2] σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H ( u+1) 2 w1 KHv = 1 + 2 91797 4,05 72 1,06 60 1= 1,09 b w : chiều rộng vành răng, b w =ψ ba a w =0,3∙180Tmm Để bù trừ sai số chế tạo và lắp ráp, đảm bảo 2 bánh tiếp xúc nhau 64 mm, chọn b w1 Ymm ,b w 2 Tmm
Thay số liệu vào công thức ta có: σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H ( u+1) 2 w1 '4 ∙ 1,764 ∙ 0,88 √ 2∙ 91797 72∙ ∙ 1,124 5 ∙ 60 2 ∙ (5+ 1) = 415,73 MPa
- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]:
Ta có HB ≤ 350, vớiv = 1,54m/s < 5 m/s, chọn Zv = 1
Với da2 = m z 2 cosβ+2m= 3.90 cos0+2.3'6KxH = 1
Vì cấp chính xác động học là 9 nên chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cụng đạt độ chớnh xỏc với độ nhỏm Ra = (2,5 1,25)àm, do đú zR = 0,95
457,72 ∙100 %=9,17 %≤10 %¿ ¿ Điều kiện được thoả mãn
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trong đó: T 1 – moment xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm m – mođun bán răng, mm b w – chiều rộng vành răng, mm d w 1 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm
1,68=0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ε α – hệ số trùng khớp ngang tính theo 6.38b [2]
Y β – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y β =1
Y F1 ,Y F2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, với Z v1 ,Z v2 0, hệ số dịch chỉnh x = 0, tra bảng 6.18 [2], Y 4,08;Y =3,6
K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với K Fβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [2], K Fβ =1,1
K Fα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng K Fα =1
K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, tính theo 6.46 [1]
Với v F =δ F g 0 v √ a u w =0,016 ∙73 ∙ 1,54 √ 180 5 ,79 δ F , g 0 tra theo bảng 6.15 và 6.16 [2]
Ta thấy σ F1