HCM đã trang bị những kiến thức quý báu , đã giúp đỡ chúng em trong suốt quá trình học tập tại trường.. Trong quá trình làm đồ án chúng em đã tiếp thu từ Thầy rất nhiều điều quý báu, giú
TỔNG QUAN
Tình hình phát triển ngành dược liệu ở Việt Nam
Việt Nam sở hữu tiềm năng lớn trong việc phát triển dược liệu, với điều kiện thuận lợi để hình thành và phát triển ngành công nghiệp dược liệu Xu hướng toàn cầu ngày càng gia tăng trong việc sử dụng thuốc và sản phẩm từ dược liệu đang mở ra nhiều cơ hội cho sự phát triển của ngành dược liệu tại Việt Nam.
Ngành công nghiệp dược liệu tại Việt Nam phát triển chậm, chưa khai thác tốt lợi thế của y dược cổ truyền và y học dân tộc Đến nay, dược liệu vẫn chưa trở thành ngành kinh tế tương xứng với tiềm năng, giá trị kinh tế tạo ra còn thấp Số lượng doanh nghiệp dược còn ít, chủ yếu là quy mô nhỏ với năng suất thấp Ngành này chưa có vị thế trong sản xuất và xuất khẩu, đồng thời gặp nhiều hạn chế về năng lực cạnh tranh và khả năng tham gia vào chuỗi giá trị khu vực và toàn cầu.
Phân bố các loài cây dược liệu
Tây Bắc là vùng giàu tiềm năng về cây dược liệu với hơn 500 loài phân bố tự nhiên, bao gồm nhiều loại quý hiếm như tam thất hoang, sâm hoàng liên, và chè dây Nơi đây cũng là nơi sinh sống của hơn 30 dân tộc, sở hữu kho tàng kinh nghiệm quý báu trong chế biến và sử dụng cây thuốc Với lực lượng lao động địa phương dồi dào và kinh nghiệm canh tác trên địa hình núi đá, Tây Bắc mang đến cơ hội lớn để phát triển ngành dược liệu.
Việt Nam sẽ phát triển 8 vùng dược liệu trọng điểm, bao gồm Tây Bắc, Đông Bắc, Đồng bằng sông Hồng, Bắc Trung Bộ, Duyên hải Nam Trung Bộ, Tây Nguyên, Đông Nam Bộ và Tây Nam Bộ Mục tiêu là quy hoạch và phát triển 54 loài dược liệu, với kế hoạch đáp ứng 60% nhu cầu sử dụng dược liệu trong nước vào năm 2020 và 80% vào năm 2030 Vùng núi cao có khí hậu á nhiệt đới sẽ đóng góp vào sự phát triển này.
- Các tỉnh : Lào Cai ( Sa Pa ) , Lai Châu (Sìn Hồ ) , Hà Giang ( Đồng Văn , Quản
- Trồng 13 loài bao gồm : bình vôi , đảng sâm , hà thủ ô đỏ , tục đoạn … b Vùng núi trung bình , khí hậu á nhiệt đới
- Các tỉnh : Lào Cai ( Bắc Hà ) , Sơn La ( Mộc Châu )
- Trồng 12 loài bao gồm : bạch truật , bạch chỉ , dương cám cúc , đỗ trọng … c Vùng trung du miền núi Bắc Bộ
- Các tỉnh : Bắc Giang , Yên Bái , Quảng Ninh , Lạng Sơn
- Trồng 16 loài bao gồm : ba kích , đinh lăng , địa liền , gấc , giảo cổ lam , ích mẫu … d Vùng đồng bằng sông Hồng
- Các tỉnh : Hà nội , Hưng Yên , Vĩnh Phúc , Hải Dương , Nam Định và Thái Bình
- Trồng 20 loài bao gồm : cúc hoa ,diệp hạ , châu đăng , địa liền , đinh lăng , gấc , hòe … e Vùng Bắc Trung Bộ
- Các tỉnh : Nghệ An , Thanh Hóa , Hà Tĩnh , Quảng Bình , Thừa Thiên Huế
- Trồng chủ yếu các loài : Ba kích , diệp hạ , châu đăng , đinh lăng , hương nhu trắng … f Vùng duyên hải Nam Trung Bộ
- Các tỉnh : Đà Nẵng , Quảng Nam , Quảng Ngãi , Bình Định , Phú Yên …
- Trồng 10 loài bao gồm : diệp hạ , châu đăng , dừa cạn , đậu ván trắng , củ mài , nghệ vàng … g Vùng Tây Nguyên
- Các tỉnh : Kon Tum , Gia Lai , Lâm Đồng , Đắk Lắk , Đắk Nông
- Trồng 10 loài bao gồm : sa nhân tím , sả , sâm Ngọc Linh , trinh nữ hoàng cung , ý dĩ… h Vùng Tây Nam Bộ và Đông Nam Bộ
- Các tỉnh : An Giang , Đồng Tháp , Hậu Giang , Kiên Giang , Long An , Tiền Giang …
- Trồng 10 loài bao gồm : rau đắng biển , hoàn ngọc , tràm , xuyên tâm liên , râu mèo …
Các đặc tính của bột dược liệu khi đưa vào máy trộn
- kích thước : bột thô ( rây số 32 ), mịn vừa ( rây số 26 ), rất mịn ( rây số 22)
- Độ ẩm : không được chứa hàm lượng nước quá 9%
Phương pháp trộn bột
Để đảm bảo tính đồng nhất của bột kép, quá trình trộn bột cần tuân theo nguyên tắc trộn đồng lượng Cụ thể, bắt đầu từ bột đơn có khối lượng nhỏ nhất và thêm dần bột có khối lượng lớn hơn, mỗi lần thêm tương đương với lượng đã có trong cối Đặc biệt, bột nhẹ nên được trộn sau cùng để tránh bụi bay gây ô nhiễm không khí và hư hao dược chất.
Quá trình trộn bột kép là quá trình phân tán tiểu phân giữa hai pha rắn Tốc độ khuếch tán có thể được biểu thị theo định luật Fick Để tăng cường độ khuếch tán, cần nâng cao cường độ khuấy trộn.
Trong sản xuất lô mẻ lớn, thời gian trộn đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo sự đồng nhất của bột Thời gian trộn phụ thuộc vào tính chất của từng loại bột Nghiên cứu cho thấy rằng, sau khi bột đã được phân tán đồng nhất, việc kéo dài thời gian trộn có thể dẫn đến tình trạng bột bị phân lại.
Rây là biện pháp trộn bột tốt DĐVNI quy định với lượng bột kép trên 20g , khi trộn xong phải rây lại để bột kép đồng nhất hơn.
Thiết bị và cách trộn có ảnh hưởng đến sự đồng nhất của bột Trong sản xuất lớn , người ta dùng nhiều loại máy trộn khác nhau
PHÂN TÍCH , LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Các bước phân tích và lựa chọn phương án thiết kế
Bước 1: XÁC ĐỊNH YÊU CẦU KHÁCH HÀNG
Các công ty sản xuất dược phẩm tại Việt Nam:
Bước 2: ĐÁNH GIÁ YÊU CẦU KHÁCH HÀNG
Yêu cầu của khách hàng Hệ số tầm quan trọng
Chất lượng sản phẩm tạo ra 2 Ô nhiễm môi trường 6
Bước 3: QUAN HỆ GIỮA YÊU CẦU KHÁCH HÀNG VÀ YÊU CẦU KỸ THUẬT
Yêu cầu khách hàng Yêu cầu kỹ thuật
Năng suất hoạt động 25kg bột/giờ
Tính ổn định 120 vòng/phút
Chất lượng sản phẩm tạo ra 95% Ô nhiễm môi trường Độ ồn không quá 80dB
Thiết Lập ngôi nhà chất lượng để xác định các giá trị giới hạn của các thông số kỹ thuật:
Công suất động cơ và tỉ số truyền của hộp số là những yếu tố quan trọng trong thiết kế và hiệu suất của hệ thống Khả năng bôi trơn và kích thước hộp cũng đóng vai trò quyết định trong việc duy trì hiệu quả hoạt động Mức độ yêu cầu so với mức hiện tại và mức thiết kế cần được xem xét để đảm bảo tính cạnh tranh Hệ số cạnh tranh, hệ số tầm quan trọng, hệ số cải tiến tuyệt đối và hệ số cải tiến tương đối là những chỉ số cần phân tích để tối ưu hóa hiệu suất và nâng cao chất lượng sản phẩm.
Chất lượng sản phẩm tạo ra
Trọng số tương đối 0.23 0.10 0.19 0.06 0.26 1,00 Đơn vị Kw Không Không Mm Mm
Bước 4: PHÂN TÍCH VÀ SẮP XẾP CHỨC NĂNG CỦA MÁY
Bước 5: XÂY DỰNG Ý TƯỞNG CHO BỘ PHẬN CÔNG TÁC
STT Chức năng Ý tưởng 1 Ý tưởng 2 Ý tưởng 3
Thùng dạng khối lập phương
Thùng có trục trộn dạng phễu
Thùng dạng cối như trộn bê tông
- Mô tả ý tưởng thiết kế:
Động cơ truyền động cho trục chính công tác được kết nối qua hộp giảm tốc treo, trong đó trục chính của khối lập phương được lắp trực tiếp vào hộp để thực hiện quá trình trộn bột Các loại bột được đưa vào bồn chứa để tiến hành trộn, sau đó bột sẽ được chuyển đến công đoạn tiếp theo.
Trục động cơ quay Trục hộp giảm tốc quay
Năng lượng điện thành cơ
Các loại bột dược phẩm
Trộn được 25kg/giờ Đều và an toàn dược phẩm
Trộn hai hay nhiều loại bột thuốc với nhau
1/ Động cơ điện 2/ Hộp giảm tốc treo 2 cấp
3/ Thùng trộn dạng khối hộp
Ý tưởng 2 đề xuất sử dụng động cơ truyền động cho trục chính thông qua hộp giảm tốc treo Trục trộn chính được lắp trực tiếp vào thân bồn, với thiết kế biên dạng chữ V nguyên khối Phía trên bồn có nắp để cấp bột vào, trong khi phía dưới chữ V có cửa ra để xả sản phẩm.
1/ Động cơ điện 2/ Hộp giảm tốc treo 2 cấp
3/ Thùng trộn dạng chữ V khối
Động cơ truyền động cho trục chính của cối trộn được kết nối trực tiếp với hộp giảm tốc treo, giúp đơn giản hóa cơ cấu máy, dễ sử dụng và thay thế Giải pháp này rất phù hợp với nhu cầu đơn giản của khách hàng.
1/ Động cơ điện 2/ Hộp giảm tốc 2 cấp
3/ Thùng trộn dạng hình lục giác
Bước 6: ĐÁNH GIÁ CHỌN Ý TƯỞNG VÀ SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ
Chất lượng sản phẩm tạo ra
Quyết định tiếp tục Không Có Không
Kết luận: Sử dụng mẫu ý tưởng 2 để tiếp tục phát triển
Bột dược phẩm Động cơ điện Cấp nhanh của hộp giảm tốc
Cấp chậm của hộp giảm tốc
Cổng ra của thùng trộn
THIẾT KẾ CHI TIẾT SẢN PHẨM
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
I.1 Tính hiệu suất của hệ thống:
Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn: ŋ x = 0,95.
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: ŋ br1 = 0,98= ŋ br2
Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: : ŋ k = 0,99.
Hiệu suất tổng: ŋ ch = ŋ x ŋ br1 ŋ br2 ŋ ol ŋ k = 0,95.0,98 2 0,99 4 0,99 ≈ 0,868
I.2 Tính công suất cần thiết của động cơ điện:
Công suất cần thiết của động cơ điện:
I.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay trên trục thùng trộn: n0 m/s.
Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống: u ch
Với: u h :Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp (8 ÷ 40 ).
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n n ch 12040 vòng/phút.
Động cơ có thông số phải thoả : P dc > P ct kW và n dc ≈ n sb 60 vòng/phút.
Tra bảng trang 200 catalog hãng động cơ Siemens
(https://w3.siemens.no/home/no/no/sector/industry/automation/drives/Documents/ D81-1_1008_English.pdf) ,ta chọn: Động cơ bich mặt đầu MRS130 với P dc =6 kW , n dc ≈ n sb 60 vòng/phút.
1.2 Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: u ch = n dc n = 1460
Theo bảng 3.1 trang 43 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1)" của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, chúng ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc khai triển là u_h = 14 Từ đó, ta có tỷ số truyền của cấp bánh răng nhanh là u_1 = 4,3 và cấp bánh răng chậm là u_2 = 2,8.
1.2.1 Phân phối công suất trên các trục:
1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: n 1 =n dc 60 vòng/phút n 2 = n 1 u 1 = 1460
1.2.3 Tính toán momen xoắn trên các trục:
Thông số Động cơ I II III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
- Thời gian phục vụ L : 6 năm.
- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,220 ngày/năm, 3 ca/ngày, 8 tiếng/ca.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
Số vòng quay trục dẫn n 1 (vòng/phút) 1460 Momen xoắn T trên trục dẫn T 1 (Nmm) 37455,6
- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):
Số vòng quay trục dẫn n 2 (vòng/phút) 339,53 Momen xoắn T trên trục dẫn T 2 (Nmm) 156259,51
2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 1 0 MPa , σ ch1 X0 MPa , ta chọn độ rắn bánh nhỏ H B 1 $5 HB
Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b 2 u0 MPa , σ ch2 E0 MPa , ta chọn độ rắn bánh nhỏ H B 2 #0 HB
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kì cơ sở:
Số chu kì cơ sở: NFO1 = NFO2 = 4.10 6 chu kì.
Thời gian làm việc: L h =6.220 3.81680( gi ơ `)
Số chu kì làm việc tương đương:
Với chế độ tải tĩnh, số vòng quay n không đổi:
Trong đó: Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng c = 1
Tương tự, số chu kỳ làm việc tương đương là:
N FE 1 `.1 (1 6 0,6+0,9 6 0,4).1480 31680"9.10 7 chu kìN FE2 = N FE1 u = 469.10 7
K HL = m √ H N N HO HE ; K FL = m √ F N N FO FE
Trong đó: Bậc của đường cong mỏi: mH = 6,
Số mũ mF cho bánh răng được mài mặt lượn chân răng là 6, trong khi đó, số mũ mF cho bánh răng không được mài mặt lượn chân răng là 9 Điều này được xác định bởi các điều kiện N HE 1 > N HO1, N HE 2 > N HO2, N FE1 > N FO1, và N FE 2 > N FO 2.
Nên ta chọn N HE = N HO để tính toán.
Suy ra K HL1 = K HL2 ¿ K FL1 =K FL2 =1.
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc : σ0Hlim1 = 2HB+70= 2.245+70= 560 MPa σ0Hlim2 = 2HB+70= 2.230+70= 530 MPa
Hệ số an toàn khi tôi cải thiện: sH =1,1 sF =1,75 Giới hạn mỏi uốn: σ0Flim1 =1,8HB=1,8.245D1 MPa σ0Flim2 =1,8HB=1,8.230A4 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính sơ bộ theo công thức:
Ứng suất uốn cho phép: Ứng suất uốn cho phép được tính sơ bộ theo công thức:
Với KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, trong trường hợp quay 1 chiều, KFC = 1
Ứng suất quá tải cho phép:
2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Hệ số chiều rộng vành răng:
Với H1, H2 < 350HB, vị trí bánh răng không đối xứng trên trục, theo tiêu chuẩn, chọn ψ- ba=0,315. ψ ❑ bd =0,5 ψ ba ( u+1)=0,5.0,315 (4,79 +1)=0,91
Dựa vào bảng 6.4 tài liệu (**), ta chọn các hệ số tập trung tải trọng: Điều kiện HB < 350, đối xứng ổ trục:
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng nghiêng được xác định theo công thức: a ω C( u+1)√ 3 ψ ba T K [ σ H Hβ ] 2 u C ( 4,79+1 ) √ 3 36444,4.1,05
0,315 446 2 4,3 1,85( mm ) Theo tiêu chuẩn, ta chọn aω = 125 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn mn = 2 (mm)
Số răng và góc nghiêng răng:
2 a ω cos 8 0 m n (u+1) ≥ Z 1 ≥ 2 a ω cos 20 0 m n ( u+1) vớiZ 1 là số răngbánh dẫn
Số răng bánh bị dẫn : Z2 = Z1 u ".4,3= 95 răng
Tỉ số truyền sau khi tính toán: u 12 = Z 2
2.1.4 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền
2.cos 21 0 ≈ 125(mm) Đường kính vòng chia: d 1 = m n Z 1 cosβ = 2.22 cos21 0 ≈ 47( mm ) d 2 = m n Z 2 cosβ = 2.95 cos21 0 ≈ 203( mm ) Đường kính vóng đỉnh: d a1 = d 1 +2 m n G +2.2Q( mm ) d a2 = d 2 +2 m n 3+ 2.2 7( mm )
Bánh bị dẫn: B 2 =ψ ba a ω =0,315.125@( mm )
Vận tốc vòng và cấp chính xác
60000 ≈3,6 (m /s) Theo bảng 6.3 tài liệu (**), ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 (m/s)
Theo bảng 6.6 tài liệu (**), với các điều kiện H1, H2 < 350HB, vận tốc vòng v= 3,6m/s, cấp chính xác 9 Ta chọn KHv = 1,06 ; KFv = 1,12.
2.1.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu:
Với E1, E2 – mođun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bị dẫn; à1, à2 – hờ số poisson của vật liệu chế tạo cặp bỏnh răng.
Vỡ cặp vật liệu đều bằng thộp, E1 = E2 = 2,1.10 5 MPa, à1 = à2 = 0,3 → ZM = 275MPa 1/2
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
Trong đó αtw – góc ăn khớp: α tω =arctan ( tan cosβ α nw ) =arctan ( cos 21 tan 20 0 0 ) ,3 0
Hệ số trùng khớp ngang ε α = [ 1,88−3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ = [ 1,88−3,2 ( 22 1 + 95 1 ) ] cos 15 0 =1,68
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
Hệ số tập trung tải trọng khi tính theo độ bền tiếp xúc: KHβ = 1,05
Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền tiếp xúc: KHv = 1,12
Ứng suất tiếp xúc tính toán: σ H = Z M Z H Z ε d ω1 √ 2 T K Hβ b K ω u Hv 12 (u 12 + 1) = 275.1,7 0,78
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Hệ số tuổi thọ KHL1 = 1=KHL2.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Chọn Ra = 10 μm → ZR = 0,9
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với H1, H2 < 350 :
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn: Kl = 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:
[σ H ]=σ Hlim K HL1 Z R Z V K l K xH s H V0 1.0,9 0.96.1.1,022 1,1 E0( MPa ) Vậy σ H 86 < [ σ H ] E0 ( MPa) , điều kiện bền tiếp xúc được thoả mãn.
Số răng tương đương, hệ số dạng răng
Số răng tương đương: z v = z cos 3 β z v1 = z 1 cos 3 β = 22 cos 3 21 o &,8 z v2 = z 2 cos 3 β = 100 cos 3 21 o 6
95 =3,6 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
3,6 e,7 Vậy ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
2.1.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn: Ứng suất uốn tính toán:
Hệ số dạng răng : YF1 = 4,04
Momen trên bánh dẫn: T= 36444,4 (N.mm)
Hệ số tập trung tải trọng: KFβ = 1,035
Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng: KFα = 1
Hệ số tải trọng động: KFv = 1,07
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:
Hệ số trùng khớp dọc : ε β ≈ b ω sinβ π m n = 40 sin 15 π 2 o =1,65
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn:
Vì σ F1 7,66( MPa )< [ σ F1 ] %2 ( MPa ) nên bộ truyền thoả điều kiện bền uốn.
2.1.7 Bảng thông số về kích thước bộ truyền:
Số vòng quay 1460 vòng/phút
Chiều rộng vành răng b w1 E mm , b w 2 @ mm
Hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0 Đường kính vòng chân d f 1 =d 1 −2,5 m= 42 mm d f 2 =d 2 −2,5 m8 mm Đường kính vòng chia d 1 =¿ 47 mm d 2 =¿ 203 mm Đường kính vòng đỉnh d a1 Qmm d a 2 7mm
2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 3 0 MPa , σ ch3 X0 MPa , ta chọn độ rắn bánh nhỏ H B 3 $5 HB
Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB194…240 có σ b 4 u0 MPa , σ ch4 E0 MPa , ta chọn độ rắn bánh nhỏ H B 4 #0 HB
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép:
Số chu kì cơ sở:
Số chu kì cơ sở: NFO3 = NFO4 = 4.30 6 chu kì.
Thời gian làm việc: L h =6.220 3.81680( gi ơ `)
Số chu kì làm việc tương đương:
Với chế độ tải tĩnh, số vòng quay n không đổi:
Trong đó: Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng c = 1
Tương tự, số chu kỳ làm việc tương đương là:
K HL = m √ H N N HO HE ; K FL = m √ F N N FO FE
Trong đó: Bậc của đường cong mỏi: mH = 6,
Số mũ của bánh răng được xác định như sau: mF = 6 cho bánh răng được mài mặt lượn chân răng và mF = 9 cho bánh răng không được mài mặt lượn chân răng Điều này được lý giải bởi các mối quan hệ N HE 3 > N HO3, N HE 4 > N HO4, N FE3 > N FO 3 và N FE 4 > N FO 4.
Nên ta chọn N HE = N HO để tính toán.
Suy ra K HL3 = K HL4 ¿ K FL3 =K FL4 =1.
Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc : σ0Hlim3 = 2HB+70= 2.245+70= 560 MPa σ0Hlim4 = 2HB+70= 2.230+70= 530 MPa
Hệ số an toàn khi tôi cải thiện: sH =1,1 sF =1,75 Giới hạn mỏi uốn: σ0Flim3 =1,8HB=1,8.245D1 MPa σ0Flim4 =1,8HB=1,8.230A4 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính sơ bộ theo công thức:
Ứng suất uốn cho phép: Ứng suất uốn cho phép được tính sơ bộ theo công thức:
Với KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, trong trường hợp quay 1 chiều, KFC = 1
Ứng suất quá tải cho phép:
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Hệ số chiều rộng vành răng:
Với H3, H4 < 350HB, vị trí bánh răng không đối xứng trên trục, theo tiêu chuẩn, chọn ψ- ba=0,3215 (LẤY 20% SO VS CẤP NHANH) ψ ❑ bd =0,5 ψ ba ( u+1)=0,5.0,315 (2,92+ 1)=0,62
Dựa vào bảng 6.4 tài liệu (**), ta chọn các hệ số tập trung tải trọng: Điều kiện HB < 350, đối xứng ổ trục:
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng nghiêng được xác định theo công thức: a ω C( u+1)√ 3 ψ ba T K [ σ H Hβ ] 2 u C ( 2,8+ 1 ) √ 3 156259,51.1,01
0,315 446 2 2,92 0( mm ) Theo tiêu chuẩn, ta chọn aω = 160 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn mn = 2 (mm)
Số răng và góc nghiêng răng:
2 a ω cos 8 0 m n (u+1) ≥ Z 3 ≥ 2 a ω cos20 0 m n ( u+1) vớiZ 3 làsố răngbánh dẫn
Số răng bánh bị dẫn : Z4 = Z3 u =.40.2,8 = 112 răng
Tỉ số truyền sau khi tính toán: u 34 = Z 4
2.2.4 Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục : a ω = m n Z 3 (1+u 34 )
2.cos 11 0 ≈ 162(mm) Đường kính vòng chia: d 3 = m n Z 3 cosβ = 2.40 cos19 0 ≈ 85( mm ) d 4 = m n Z 4 cosβ = 2.112 cos19 0 ≈ 237( mm ) Đường kính vóng đỉnh: d a3 = d 3 + 2 m n +2.2( mm ) d a4 =d 4 + 2 m n #7 +2.2$1( mm )
Bánh bị dẫn: B 4 =ψ ba a ω =0,315.160R( mm )
Vận tốc vòng và cấp chính xác
Theo bảng 6.3 tài liệu (**), ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 (m/s)
Theo bảng 6.6 tài liệu (**), với các điều kiện H3, H4 < 350HB, vận tốc vòng v= 1,5 m/s, cấp chính xác 9 Ta chọn KHv = 1,06 ; KFv = 1,12.
2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu:
Với E3, E4 – mođun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bị dẫn; à3, à4 – hờ số poisson của vật liệu chế tạo cặp bỏnh răng.
Vỡ cặp vật liệu đều bằng thộp, E3 = E4 = 2,1.10 5 MPa, à3 = à4 = 0,3 → ZM = 275MPa 1/2
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
Trong đó αtw – góc ăn khớp: α tω =arctan ( tan cosβ α nw ) =arctan ( cos 19 tan 20 0 0 ) ! 0
Hệ số trùng khớp ngang ε α = [ 1,88−3,2 ( Z 1 3 + Z 1 4 ) ] cosβ= [ 1,88 −3,2 ( 40 1 + 112 1 ) ] cos19 0 =1,74
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
Hệ số tập trung tải trọng khi tính theo độ bền tiếp xúc: KHβ = 1,01.
Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền tiếp xúc: KHv = 1,026.
Ứng suất tiếp xúc tính toán: σ H = Z M Z H Z ε d ω3 √ 2 T K Hβ b K ω u Hv 34 (u 34 +1) = 275.1,7 0,76
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Hệ số tuổi thọ KHL3 = 1=KHL4.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Chọn Ra = 1 μm → ZR = 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với H3, H4 < 350 :
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn: Kl = 1.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:
H V0 1.1.0.87.1.1,021 1,1 = 452( MPa ) Vậy σ H 90 ( MPa)< [ σ H ] E2( MPa) , điều kiện bền tiếp xúc được thoả mãn.
Số răng tương đương, hệ số dạng răng
Số răng tương đương: z v = z cos 3 β z v3 = z 3 cos 3 β = 40 cos 3 11 o B z v4 = z 4 cos 3 β = 117 cos 3 11 o 4
124 =3,6 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
3,6 e,7 Vậy ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Ứng suất uốn tính toán:
Hệ số dạng răng : YF3 = 3,78
Momen trên bánh dẫn: T= 169366,3 (N.mm)
Hệ số tập trung tải trọng: KFβ = 1,02
Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng: KFα = 1
Hệ số tải trọng động: KFv = 1,05
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:
Hệ số trùng khớp dọc : ε β ≈ b ω sinβ π m n P sin 11 π 2 o =1,52
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn:
Vì σ F3 ( MPa )< [ σ F3 ] %2 ( MPa ) nên bộ truyền thoả điều kiện bền uốn.
2.2.7 Bảng thông số về kích thước bộ truyền:
Số vòng quay 339 vòng/phút
Chiều rộng vành răng b w3 W mm , b w 4 R mm
Hệ số dịch chỉnh x 3 =0 x 4 =0 Đường kính vòng chân d f 3 =d 3 −2,5 m mm d f 4 = d 4 −2,5 m#2mm Đường kính vòng chia d 3 = ¿ 85 mm d 4 =¿ 237 mm Đường kính vòng đỉnh d a3 = 89mm d a4 $1mm
THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN
Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:
Qui ước các kí hiệu:
- k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
- i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
- i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ
- i = 2 s : với s là số chi tiết quay
- : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
- : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
- : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục
- : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
- : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.
3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:
Thép 45 có , ứng suất xoắn cho phép
- Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :
- Tra bảng 10.2 tài liệu (1) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :
3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
- : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
- : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
- : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ: lm13 = (1.4 2.5)d1= (1.2 1.5) ×25=(35 62,5) = 40 mm
Chiều dài mayo nửa khớp nối: lm12=(1.2 1,5)d1=(1,2 1,5) × 250 mm l11 = l21 = 186 mm l12 = l23 = 123 mm
Chiều dài khoảng côn xôn : l13 = l11 + lc13= 186 + 63.5 = 249.5 mm
- Chọn sơ bộ chều dài mayo bánh răng:
3.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: a Cặp bánh răng cấp nhanh:
Với dm1G mm ( đường kính trung bình của bánh rang côn nhỏ )
- Lực dọc trục: b Cặp bánh răng cấp chậm:
Với αtw!,010 (góc ăn khớp)
3.3.1 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục a Trục I:
- Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M a1 =F a1 d m1 /2518,3 Nmm
Giả sử chiều của phản lực tại gối A và C theo phương x và y như hình vẽ
- Đường kính các đoạn trục:
Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d1%mm
Do đó theo kết cấu ta chọn: ; b Trục II:
- Tìm phản lực tại các gối đỡ:
Khi rời các lực về tâm trục ta được các mômen uốn M a 2 và M a 3 và mômen xoắn M t 2 và M t3
- Đường kính các đoạn trục:
Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d 2 5mm
Do đó theo kết cấu ta chọn: ; c Trục công tác:
- Xác định các lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên trục công tác gồm:
Momen xoắn từ trục II truyền cho trục III, T III = 437708.3333 (Nmm) Trọng lực của thùng trộn khi hoạt động: P = m.10 = 250 (N)
Lực vòng trên thùng trộn :
D = 357,33 – đường kính vòng thùng trộn
- Đường kính các đoạn trục
Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d 3 Bmm
Do đó theo kết cấu ta chọn: ; d Trục III:
- Tìm phản lực tại các gối đỡ:
- Đường kính các đoạn trục:
Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d3Bmm
Vì trục 3 là trục ống có độ rỗng bên trong là d= 45 mm nên ta chọn đường kính trục lần lượt là : ;
- Kiểm tra độ bền của trục III Điều kiện bền: τ max > đảm bảo điều kiện bền.
3.4 Chọn và kiểm nghiệm then:
- Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (1), chọn kích thước then theo tiết diện lớn nhất của trục.
- Chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo
- Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng
Với : ứng suất dập ch phép (tra bảng 9.5 tài liệu 1)
Các mặt cắt đều đáp ứng tiêu chí bền dập và cắt Bánh răng liền trục được thiết kế do đường kính của cặp bánh răng chủ động cấp nhanh gần với đường kính trục, điều này giúp loại bỏ nhu cầu sử dụng then.
3.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục:
[s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] 2,5 … 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).
, hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.
: giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức
: giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa
: hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất tại rãnh then (bảng 10.12 tài liêu (1))
Kx = 1,06 : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (tra bảng 10.8 tài liệu (1))
Ky = 1 : không dùng phương pháp tăng bề mặt
𝜎 , τ : hệ số kích thước (tra bảng 10.10)
: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.
Tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay, dẫn đến ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ Ứng suất này có sự đối xứng với W, đại diện cho moment cản uốn, và được tính bằng moment uốn tổng (10.15).
- Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn.
: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi (tra bảng 10.7 tài liệu (1))
3.5.2 Độ bền tĩnh: Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:
Công thức thực nghiệm có dạng :
3.5.3 Bảng kết quả tính toán:
Trục Vị Trí tiết diện
Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh.
TÍNH CHỌN Ổ LĂN
- Các thống số ban đầu:
Đường kính vong trong d : d1 = 20 mm
Số vòng quay của ổ : n1 = 1460 vòng / phút
Quay một chiều làm việc 3 ca
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ lăn : F RB 1 = √ F xB1 2 + F yB1 2 = √ 500,5 2 + 1086,4 2 96,15 ( N)
F a / F r = 617, 81/1196,15 = 0,516 N => chọn ổ bi đỡ chặn một dãy
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau
+ B3: Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ
∑ F aB1 = 824,212 (N) > F SB1= 430,614 (N) ; Lấy F aB 1 = 824,212 (N) ∑ F aC1 = -187,196 (N) < F SC 1= 206,4 (N) ; Lấy F aC1 = 206,4 (N)
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ B và C :
Ta thấy : Q C < Q B nên chọn Q B để tính cho ổ C
Chọn thời gian làm việc của ổ đỡ chặn một dãy là : Lh : 6000 (h)
10 6 = 60 1460 10 6 6000 = 525,6 C đ = 1716,89 √ 3 525,6 855 (N) = 13,8(kN) < C = 14 (kN) Vậy kiểu ổ 46304 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động
+ B4: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Đối với ổ bi đỡ chặn ta tra bảng 11.6 ta có :
Vậy ổ thỏa điều kiện tải tỉnh.
- Các thông số ban đầu :
Đường kính vòng trong d : d2 = 35 mm
Số vòng quay của ổ : 332,96 vòng/ phút
Quay một chiều, làm việc 3 ca
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ lăn:
F a /F r = 664,96/3079,44 = 0,216 N => chọn ổ bi đỡ chặn một dãy
Bước 2: chọn kích thước ổ lăn
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau
Bước 3: Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
0 = 664,96 25200 = 0,0263 Ta có e = 0,34 Lực dọc trục tại A2:
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ A và D :
Ta thấy : Q A < Q D nên chọn Q D để tính.
Chọn thời gian làm việc của ổ đỡ chặn một dãy là : Lh : 30000 (h)
10 6 = 60 338 10 6 30000 = 608,4 C đ = 3832,37 √ 3 608,4 = 32473,6 (N) = 32,47(kN) < C = 33,4 (kN) Vậy kiểu ổ 46307 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động
Bước 4: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có :
Vậy ổ thỏa điều kiện tải tỉnh.
- Các thông số ban đầu :
+ Đường kính vòng trong d: d3 = 60 mm
+ Số vòng quay của ổ n3 = 120 vòng / phút
+ Quay một chiều, làm việc 3 ca
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ lăn:
F a / F r = 1282,76/6331,49 = 0,2026 N => chọn ổ bi đỡ chặn một dãy
Bước 2 : chọn kich trước ổ lăn
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau
Bước 3: Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
0 = 1282,76 66600 = 0,0193 Ta có e = 0,32 Lực dọc trục tại A3:
∑ F aA 3 = F SC 3 + F a3 = 0,32.6331,49 +1282,76 = 3308,84 (N) Lực dọc trục tại C3
Lấy F aA 3 = F SA 3 =¿3308,84 (N) ∑ F aC 3 = -286,63 (N) < F SC 3= 2026,08 (N) ;
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ A và C :
Ta thấy : Q C < Q A nên chọn Q A để tính.
Chọn thời gian làm việc của ổ đỡ chặn một dãy là : Lh : 110000 (h)
10 6 = 60 120 10 110000 6 = 792 triệu vòng C đ = 8474,198 √ 3 792 = 78404,38 (N) = 78,4(kN) < C = 78,8 (kN) Vậy kiểu ổ 46312 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động
Bước 4: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có :
Vậy ổ thỏa điều kiện tải tỉnh.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ PHẬN CÔNGTÁC
Bột dược phẩm Động cơ điện Cấp nhanh của hộp giảm tốc
Cấp chậm của hộp giảm tốc
Cổng ra của thùng trộn