Đang tải... (xem toàn văn)
Mở đầu Trong đề tài thiết kế của nhóm, nhóm em được giao thiết kế vít tải vận chuyển cát khô CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ CÁC THIẾT BỊ VẬN CHUYỂN 1.1 VẬN CHUYỂN VẬT LIỆU RỜI Trong quá trình sản xuất thực phẩm, thông thường nguyên vật liệu phải qua các công đoạn gia công chế biến bằng nhiều máy móc thiết bị khác nhau, do đó nguyên vật liệu cần phải được chuyển từ công đoạn nầy sang công đoạn khác. Quá trình nầy được thực hiện nhờ các máy vận chuyển phù hợp với tính chất của nguyên vật liệu. Thông thường, máy vận chuyển làm việc liên tục, chuyên chở vật liệu theo hướng đã định, có thể làm việc trong một thời gian không giới hạn, không dừng lại khi nạp và tháo liệu. Các máy và thiết bị vận chuyển liên tục bao gồm các loại chính như: gàu tải, băng tải, xích tải, cào tải thuộc nhóm máy có bộ phận kéo và vít tải, vận chuyển bằng không khí và thủy lực thuộc nhóm máy không có bộ phận kéo 1.2 CÁC THIẾT BỊ VẬN CHUYỂN1.2.1 BĂNG TẢICấu tạo: Hình 1 Băng tải1.phiễu cấp liệu 8. Cơ cấu căng đai2. băng tải 9. hộp giảm tốc3. con lăn đỡ 10. Khớp nối 4. tang chủ động 11. Động cơ5. phễu dỡ liệu 12 bánh căng băng 6. con lăn tì7. tang bị động Băng tải thường được làm bằng vải len,sợi bông, sợi gai, cao su tổng hợp và thép. Băng tải bằng vải – cao su có chiều rộng từ 300÷3000 mm và lượng lớp đệm từ 3÷12 , các lớp đệm bằng nilông, sợi thủy tinh làm cho băng tải có độ bền cao Đường kinh con lăn băng tải vải – caosu có đường kinh từ 80÷100 mm, với băng tải thép là 350 ÷400, khoảng cách con lăn ở nhánh trên là 250÷300, và ở nhanh dưới là 1÷1,5 m Nguyên lý hoạt động: Băng tải là một máy vận chuyển vật liệu rời theo phương ngang bằng cách cho vật liệu nằm trên một mặt băng chuyển động. Vật liệu sẽ được mang từ đầu này tới đầu kia của băng và được tháo ra ở cuối băng. Băng tải gồm một băng bằng cao su hoặc vải hoặc bằng kim loại được mắc vào hai puli ở hai đầu. Bên dưới băng là các con lăn đỡ giúp cho băng không bị chùng khi mang tải. Một trong hai puli được nối với động cơ điện con puli kia là puli căng băng. Tất cả được đặt trên một khung bằng thép vững chắc. Khi puli dẫn động quay kéo băng di chuyển theo. Vật liệu cần chuyển được đặt lên một đầu băng và sẽ được băng tải mang đến đầu kia. Trong nhiều trường hợp cần phải tháo liệu giữa chừng có thể dùng các tấm gạt hoặc xe tháo di động. Thông thường puli căng là puli ở vị trí nạp liệu, còn puli dẫn động ở phía tháo liệu vì với cách bố trí như vậy nhánh băng phía trên sẽ là nhánh thẳng giúp mang vật liệu đi dễ dàng hơn. Để tránh hiện tượng trượt, giữa puli và băng cần có một lực ma sát đủ lớn, do đó băng cần phải được căng thẳng nhờ puli căng được đặt trên một khung riêng có thể kéo ra phía sau được.Ưu nhược điểm:• Không làm hư hỏng vật liệu do vật liệu không có chuyển động tương đối vớimặt băng• Có thể áp dụng cho nhiều loại sản phẩm khác nhau như các loại vật liệu rời, vậtliệu đơn chiếc hoặc các loại vật liệu không đồng nhất.• Có khả năng vận chuyển tương đối xa.• Chiếm nhiều diện tích và không gian lắp đặt.• Tiêu tốn năng lượng trên một đơn vị khối lượng vận chuyển tương đối cao1.2.2 GÀU TẢIcấu tạo: Cấu tạo gàu tải đổ theo phương pháp ly tâm và phương pháp trọng lực1.đai gầu 5. Phễu nạp liệu 2. gầu 6. Tang dẫn động3. vỏ gầu tải 7. Cửa tháo liệu4. tang căng Hình 2: Gàu tảiNguyên lý hoạt động: Gàu tải là thiết bị vận chuyển vật liệu rời theo phương thẳng đứng. Cấu tạo của gàu tải gồm có hai puli đặt trong một thân làm bằng thép mỏng. Một đai dẹt trên đó có bắt các gàu múc được mắc vào giữa hai puli. Puli trên cao được truyền động quay nhờ động cơ điện thông qua hộp giảm tốc, còn puli dưới được nối với bộ phận căng đai có nhiệm vụ giữ cho đai có đủ độ căng cần thiết bảo đảm đủ lực ma sát giữa đai và puli. Vật liệu được mang lên cao nhờ các gàu múc di chuyển từ dưới lên. Gàu múc vật liệu từ phía chân gàu đi lên phía trên và đổ ra ngoài theo hai phương pháp chủ yếu là đổ nhờ lực ly tâm và nhờ trọng lực. Ở phương pháp ly tâm, gàu chứa đầy vật liệu khi đi vào phần bán kính cong của puli trên sẽ xuất hiện lực ly tâm, có phương thay đổi liên tục theo vị trí của gàu. Hợp lực của trong lực và lực ly tâm làm cho vật liệu văng ra khỏi gàu và rơi xuống đúng vào miệng ống dẫn vật liệu ra. Lực ly tâm sinh ra phụ thuộc vào vân tốc quay của puli, nếu số vòng quay của puli lớn, lực ly tâm lớn làm vật liệu văng ra ngoài sớm hơn, rơi trở lại chân gàu. Nếu quay chậm, lực ly tâm nhỏ vật liệu ra khỏi gàu chậm và không văng xa được, do đó vật liệu không rơi đúng vào miệng ống dẫn vật liệu. Số vòng quay của puli phải phù hợp mới có thể đổ vật liệu đúng vào miệng ống dẫn vật liệu ra.Ưu nhược điểm: Gàu tải được áp dụng rộng rãi vì kích thước cơ bản của chúng không đáng kể,tuy nhiên do độ kín không bảo đảm, bụi dễ phát sinh nên không được sử dụng để vận chuyển các chất độc và chất tạo bụi.1.2.3 VẬN CHUYỂN BẰNG KHÍ ĐỘNGCấu tạo: 1. cơ cấu nạp liệu 3. Xyclon phân chia 5 máy hút 2. ống hút 4 .xyclon lọc Hình 3: Hệ thống vận chuyển bằng khí độngNguyên lý hoạt động: Vận chuyển vật liệu bằng không khí dựa trên nguyên lý sử dụng dòng khí chuyển động trong ống dẫn với tốc độ đủ lớn để mang vật liệu từ chỗ nầy đến chỗ khác dưới trạng thái lơ lửng Nhờ máy hút 6 tạo ra hạ áp mà không khí vào bộ nạp liệu 1 và khi qua lớp nguyên liệu sẽ kéo theo nó làm chuyển dịch theo đường ống dẫn 2 vào xyclon phân chia 3. Tại đây nguyên liệu được phân chia, còn không khí nhiễm bụi qua đường ống vào xyclon lọc 5 rồi thải ra .Nguyên liệu được thải ra ngoài từ xyclon phân chia 3 . Để có thể lấy nguyên liệu tại nhiều vị trí khác nhau cần có các đoạn ống mềm. Nhờ hệ thống này có thể hút nguyên vật liệu từ nhiều vị trí trong cùng một lúc.Ưu nhược điểm:. Đơn giản về kết cấu, an toàn và dễ dàng vận hành, độ kín tuyệt đối, cơ khí hóa và tự động hóa các công đoạn vận chuyển, điều kiện vệ sinh và sự kết hợp với các thiết bị khác trong công đoạn. Thiết bị này là tiêu hao năng lượng lớn vì vậy thực tế ứng dụng của phương pháp vận chuyển bằng không khí thường chỉ sử dụng cho các loại vật liệu hạt có kích thước tương đối nhỏ, nhẹ . 1.2.4 VÍT TẢICấu tạo: Hình 4: Vít tải 1.động cơ 2. Hộp giảm tốc 3 khớp nối 4. Trục vít xoắn 5 gối treo trung gian 6.gối đỡ 2 đầu 7. Cơ cấu dỡ tải 8. Cánh vít 9. Vỏ hộp 10. Cơ cấu nắp tải 11. nắp hộpĐường kính ngoài vít(mm)Số vòng quay vít(vgph)Khe hở hướng tâm với máng vít (mm)Đường kính trong của vít d (mm)Hệ số chứa εBề dày vít (mm)60÷250400÷606÷720÷800,3÷0,41÷3 Bảng giá trị 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 90o, tuy nhiên góc nghiêng càng lớn hiệu suất vận chuyển càng thấp. Vít tải gồm có: + máng vít :máng của vít được chế tạo bằng phương pháp dập từ thép tấm có chiều dày từ 4÷8 mm,chiều dài mỗi đoạn đến 4 m nửa dưới cuả mặt cắt ngang có dạng nửa hình tròn. Kết cấu máng và nắp đảm bảo kín không cho bụi và khí độc thoát ra ngoài trong trường hợp vận chuyển vận liệu có bụi và khí độc, nắp máng vít được gắp với máng nhờ bulông. Trên nắp ở đầu máng có cửa cấp tải tiết diện vuông, còn ở đáy máng có cửa dỡ tải đặt ở vị trí theo yêu cầu. +Trục vít : Làm bằng thép ống trên có cánh vít. Cánh vít làm từ thép tấm được hàn lên trục theo đường xoắn ốc tạo thành một đường xoắn vô tận. Trục vít và cánh quay được nhờ các ổ đỡ ở hai đầu máng. Nếu vít quá dài thì phải lắp những ổ trục trung gian, thường là ổ treo, cách nhau khoảng 34 m+vít tải : là vít xoắn để dùng để đẩy vậy liệu dọc theo máng. Hình dạng và kết cấu cánh xoắn phụ thuộc vào mục đích để vận chuyển các loại vật liệu khác nhau. Vít xoắn gồm nhiều đoạn ghép với nhau mỗi đoạn không quá 3 m. Mỗi đoạn vít gồm có trục và cánh xoắn hàn với trục, cánh xoắn gồm nhiều đoạn hàn với nhau mỗi đoạn có chiều dài bằng bước xoắn, chế tạo bằng phương pháp dập Kích thước của trục vít và cánh xoắn thường được tiêu chuẩn hóa đường kính d= 100÷320 mm, bước xoắn từ 80 ÷320 mm, theo tiêu chuẩn trên bước xoắn thường bằng từ 0,8 ÷1 làn đườn kính cánh xoắn, tốc độ quay từ 10÷300 vgph + Các dạn vít tải:Theo phương vận chuyển chia ra làm 2 loại:● vít tải nằm ngang● vít tải thẳng đứngTheo hình dạng cánh xoắn chia vít ra thành:● vít có cánh xoắn liền trục Dùng vận chuyển các vật liệu dạng bột, hạt nhỏ và trung bình rời khô như : ximăng, cát khô, tro, bột Loại này cho năng suất vận chuyển cao. Hệ số điền đầy ε = 0.125÷ 0.45 và tốc độ quay của vít từ n= 50 ÷ 120 vgph● vít có cánh xoắn không liền trục Dùng vận chuyển hạt cỡ lớn như: sỏi, đá vụn...Hệ số điền đầy ε=0.25÷0.4 và tốc độ quay của vít từ n= 40÷100vgph● vít dạng lá liên tục Dùng cho vật liệu dính, vừa trộn, tẩm vừa vận chuyển như: đất sét ẩm, bê tông, ximăng. Hệ số điền đầy ε=0.15 ÷ 0.3 và tốc độ quay của vít n=30÷60 vgph● vít dạng lá không liên tục Dùng vận chuyển các hạt thô, có độ ẩm như : sỏi, đá dăm, đất sét ẩm, bê tông, ximăng. Hệ số điền đầy ε=0.15 ÷ 0.4 và tốc độ quay n=30÷60 vgph. Qua cách phân loại ở trên ta thấy loại vít tải có dạng cánh xoắn liên tục liền trục là phù hợp với việc vận chuyển cát trắng khô nên ta chọn này. Cấu tạo của gồm một máng cố định phần dưới dạng nửa hình trụ và phía trên 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 nạp vào máng nạp liệu và thoát ra ở máng thoát liệu.Nguyên lý hoạt động: Khi trục vít quay sẽ đẩy vật liệu chuyển động tịnh tiến trong máng nhờ cánh vít, tương tự như chuyển động của bulông và đai ốc. Vật liệu trượt dọc theo đáy máng và trượt theo cánh vít đang quay. Vít tải chỉ có thể đẩy vật liệu di chuyển khi vật liệu rời, khô. Nếu vật liệu ẩm, bám dính vào trục sẽ quay theo trục, nên không có chuyển động tương đối giữa trục và vật liệu, quá trình vận chuyển không xảy ra. Để có thể chuyển được các nguyên liệu dạng cục hoặc có tính dính bám, cần chọn loại cánh vít có dạng băng xoắn hoặc dạng bơi chèo, tuy nhiên năng suất vận chuyển bị giảm đáng kêChiều di chuyển của vật liệu phụ thuộc vào chiều xoắn của cánh vít và chiều quay của trục vít. Nếu đảo chiều quay của trục vít sẽ làm đổi chiều chuyển động của vật liệu. Hai trục vít có chiều xoắn của cánh vít ngược nhau sẽ đẩy vật liệu theo hai hướng ngược nhau nếu quay cùng chiềuVít tải thường được truyền động nhờ động cơ điện thông qua hộp giảm tốc. Số vòng quay của trục vít trong khoảng từ 50250 vòngphút. Chiều dài vận chuyển của vít tải thường không dài quá 1520 mƯu nhược điểm: + vít tải có nhưng ưu điểm sau:• Nhỏ gọn, 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.+những nhược điêm của vít tải:• Chiều dài cũng như năng suất bị giới hạn, thông thường không dài quá 30 mvới năng suất tối đa khoảng 100 tấngiờ• Chỉ vận chuyển được vật liệu rời, không vận chuyển được các vật liệu có tínhdính 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 nghiềnnát 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 cácmáy khác. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾT VÍT TẢI 2.1 Xác định đường kính vít tảiNăng suất vít tải Q ( tấnh) được xác định theo công thức sau: Q= (tấnh) 2.1Trong đó:D :là đường kính vít tải, mP: là bước vít, mP=0,8.Dρ : khối lượng riêng của vật liệu vận chuyển (tấnm3). Với cát trắng khô thì có ρ=1.2 tấnm3n : số vòng quay của vít tải, vgphn=Kv với: Kv: hệ số phụ thuộc vào vật liệu, với cát là vật liệu nặng, sắc cạnh có Kv= 30Kc : hệ số đồng chất tiết diện máng, phụ thuộc vào vật liệu. Vật liệu sắc cạnh có Kc= 0.125Kn : Hệ số phụ thuộc góc nghiêng β của vít tải với góc nghiêng β=150 ta có Kn=0.7Thay vào (2.1) ta được đường kính vít tảiD= = =0.282 mLấy theo tiêu chuẩn chọn D= 320 mm2.2 Tính số vòng quay của vít tảiCông thức xác định số vòng quay của vít theo đường kính như sau:n= = =54,77 vgph. Chọn n=55 vgph2.3 Xác định bước vít tảiBước vít tải được xác định theo công thức:p=0,8.D= 0,8.320= 256 mm2.4 Xác định công suất trên vít tảiCông suất trên vít tải được xác định theo công thức:P= Trong đóQ: năng suất của vít tải ( tấnh)L: chiều dài vận chuyển của vật liệu theo phương nằm ngang (m)C0 : hệ số lực cản. Với cát trắng mịn ta lấy C0 = 4H: chiều cao vận chuyển theo phương đứng (m)H=L.sin α =15. sin 150= 3,88 mP= = =0,887 (kw)2.5 Xác định mômen xoắn trên vít tảiMômen xoắn tác động lên vít tải Tv (N.mm) được xác định theo công thức: Tv= Trong đó:P : công suất vít tải (kw)n: số vòng quay của vít tải( vgph)Tv= = = 154015,45 (N.mm)2.6 Xác định lực dọc trục trên vít tảiLực dọc trục trên vít tải:Fav= 2.2Trong 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).320= 96÷128 mm. Chọn R= 110 mmα góc nâng của đường xoắn vít (độ):tgα= = =0,37 => α= 20,30γgóc ma sát của vật liêuh vận chuyển với cánh vít( độ)tgγ=f với: f là hệ số ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít. Với cát khô chọn f=0,8γ=38,650thay vào 2.2 ta được: Fav= = =842,95 (N) 2.7 Tải trọng ngang tác dụng lên trục vít đặt giữa 2 gối đỡ. Tải trọng ngang tác dụng lên trục vít giữa 2 gối đỡ được xác định như sau: Pn= (N)Trong đó:L: là chiều dài vít tải, L=15ml: khoảng cách giữa các gối đỡ, ta lấy l= 3mTv: mômen xoắn trên trục vít, Tv= 154015,45 Nmm=154,015 N.mk :hệ số tính đến bán kính chịu lực, k=0,7÷0,8 chọn k=0,7D: đường kinh vít , D=320 mm= 0,32m=>Pn= =275 N tải trọng dọc phân bố đều trên trục vítpd= = =56,2 (Nm) tải trọng ngang phân bố đều trên trục vítpn= = =91,7 Nmmômen xoắn phân bố đều trên trục vítMo= = =10,3 (Nm)2.8 sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục vítTrục vít được coi như là 1 dầm liên tục có các ổ treo trung gian được xem như các gối đỡ . Trục được chia làm 5 đoạn, mỗi đoạn dài 3 mVậy trục vít được đưa về thành 1 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 để vật chuyển cát nên chủ yếu chịu ảnh hưởng của mômen 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 sức bên 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 biên dạng, độ võng trục ( độ vọng bé hơn 40% với khe hở vít và máng) theo điều kiện bền. sơ đồ tải trọng phân bố lên trục vít do Tv gây ra: Biểu đồ mômen xoắnsơ đồ tải trọng dọc phân bố trên trục vít do Pd gây ra Lực dọc trụcsơ đồ tải trọng ngang phân bố lên trục vít do Pn gây ra Trục vít là dầm lên tục đặt trên nhiều gối tựa, khoảng cách giữa các gối gọi là nhịp. Hệ được xem như hệ siêu tĩnh xác định theo công thức:n=G2 với:n: bậc siêu tĩnh G=6 tổng gối tựa của dầmn= 6 2=4đánh số thứ tự từ trái qua phải: 0,1,2,3,4.Các nhịp dầm là L1=L2= L3=L4=L5= 3mHệ số độ cứng của dầm là giống nhau, hệ gồm có 5 dầm với các khớp bản lề đặt trên gối tựa trung gian, phản lực liên kết là các mômen Mi Vì trục vít là dầm siêu tĩnh nên ta có: =0Với: Diện tích biểu đồ mômen do tải trọng ban đầu gây ra trên hệ cơ bảnΩi= .h.l= .q ai :khoảng cách từ gối tựa thứ i đến trọng tâm của tiết diện biểu đồ mômen trênLi: độ dài các dầm (m)EiJi : độ cứng của dầm thứ iÁp dụng nguyên tắc quan hệ giữa 3 mômen ở phương trình trên ta có: Gối 1: =0 =0Tương tự với các gối còn lại ta có phương trình:Gối 2: =0Gối 3: =0Gối 4 =0Vì Mo=0 , M5=0 . độ cứng trục là như nhau Chia 5 hệ phương trình cho ta có: =0 1’ =0 2’ =0 3’ =0 4’Từ các phương trình trên ta có kết quả:M0=M5=0M1=M4= 87 (N.m)M2=M3= 65 (N.m)Biểu đồ mômen hệ cơ bản Biểu đồ mômen uốn do Pn gây ra 2.9 tính toán và chọn đường kính vít theo điều kiện bềnChọn vật liệu chế tạo trục vít là thép C45 có σb= 600 Nmm2Chọn tỉ số giữa đường kính trong và đường kinh ngoài là n= =0,75Để 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 đo kiểm tra cho toàn trục vítXác định diện tích chịu lực lớn nhất:Tại gối O: =0 =154,015 N.mNz=842,95 NTại gối 1: = 87 Nm = 123,6 N.mNz= 674,4 NTiến hành kiểm tra cho 2 trường hợp trên,chọn trường hợp lớp 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 ta bỏ qua ảnh hưởng của Nz.Theo lý thuyết bền 4: σt4= = ≤ σvới: = Wx=Wy=Mu=>σtd4= = ≤ rσWx=0,1. .(1η4): mômen chống xoắn, η= : hệ số rỗng trụctại gối O: chỉ có xoắn Dn= = = =36,1 mmTại gối 1: σtd4= = = ≤σ=>Dn≥ 36,5 mmTrong đó: σ : là ứng suất cho phép của vật liệu, σ= 48 Nmm :mômen tương đương lớn nhât Dn : đường kính ngoài trục vítη= 0,75 : 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= 0,75 Dn = 0,75. 40= 30mm2.10 Kiểm tra trục vít có xét đến sự ảnh hưởng của Nz.Theo công thức trang 1765:σtd= ≤ σ● tại vị trí 0: ứng suất cho phép của vật liệu: σ= 48 ( Nmm2)Mu : mômen uốn tại vị trí có nội lực lớn nhất, Mu = 0 NmmMx: mômen xoắn tại vị trí có nội lực lớn nhất, Mx= 154,015 NmNz: lực dọc trục tại vị trí có nội lực lớn nhất,Nz= 842,95 NWx : mômen chống xoắn tại vị trí nội lực lớn nhất:Wx= 0,1. .(1 η4)= 3778,56 (mm2)Wu: mômen chống uốn tại vị trí có nội lực lớn nhấtWu= 0,2. (1 )= 2.3778,56 = 7557,12 (mm2)F: tiết diện trục vít:F= ( d2)= (402 322)= 452,16 (mm2)=>σtd= =1,86 < σ= 48 (mm2)● tại vị trí 1: = 123,6 Nm =87 NmNz= 674,4 N =>σtd= =1,5 n= = 2,8 >nVậy vật liệu làm trục vít đảm bảo yêu cầu.2.12.Chọn ổ2.12.1 chọn loại ổ Ở hai đầu trục vít ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn , chọn sơ bộ kích thước ổ: Ký hiệudmmDmmD1mmd1mmBmmC1T1rrαC kNC0 kN720735725952,7171518,2520,813,8335,226,3Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổTải trọng động quy ước Q đối với ổ đỡ chặn được xác định theo công thứcQ=(X.V.Fr+Y.Fa).kt.kđTrong đó:X: là hệ số tải hướng tâmY: hệ số tải dọc trụcTheo bảng 11.12 ta có FaVFr= 842,951.1375,5 =0,6=>X=1 ,Y=0 Fr,Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trụcV hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1kt hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, ta có kđ= 1vậy tải trọng quy ước là :Q= (X.V.Fr+ Y.Fa).kt.kđ= (1.1.1375,5+0.Fa).1.1=1375,5 NKhả năng tải động được xác định theo công thức:Cd= Q Trong đó:m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ côn m=3L – thời hạn chịu tải trọng Q L= 60.n.Lh106 =60.55.22000106= 72,6 triệu vòng=>Cd= Q =1375,5 =5,7 kN < 35,2 kNVậy ổ phù hợpkiểm nghiệm khả năng tải tĩnhVới đỡ chặn 1 dãy X0= 0,5 và Y0=0,37Qt= XoFr+ Yo.Fa= 0,5 .1375,5+ 0,37.842,95= 999,6 N trọng lượng tổng của trục vít khi làm việc: G= G1+G2 + G3+ G4¬ = 14209,78+11065 +4314,2+ 2538,8 =32127,78 NChọn số chân đỡ là 14 chân đỡ:Mỗi chân chịu trọng lượng : g= = =2295 (N)Chọn chân hình chữ nhật 60x40 mmVậy σ = = 0.95 MPa < σ CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG3.1 chọn loại hộp giảm tốcTùy theo tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc người ta chia ra làm hộp giảm tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp được dùng nhiều nhất, và tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng từ 8 ÷40. Chúng được bố trí theo ba sơ đồ sau:+ sơ đồ khai triển: hộp giảm tốc kiều này đơn giảm nhất và dễ chế tạo nhất. Do đó được dùng rất phổ biến trong thực tế. Tuy nhiên bánh răng không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Do đó khi thiết kết trục phải đảm bảo độ cứng cao thì sẽ đảm bảo khả năng làm việc.+sơ đồ phân đôi: khi sử dung sơ đồ này cần chú trọng đến việc bố trí ổ sao cho tải trọng dọc trục không cân bằng ở cặp răng kề bên.+sơ đồ đồng trục: có đường tâm trục vào trục ra trùng nhau, nhờ đó giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc Ta chọn hộp giảm tốc ц2Y100 của NgaTa xây dựng được sơ đồ hệ thống vận chuyển vít tải như sau: Hình 5: sơ đồ khai triển hệ dẫn động vít tải3.2 Tính chọn động cơ điện3.2.1 chọn loại động cơTa chọn dộng cơ điện không đồng bộ 3 pha chọn động cơ điện phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện: +công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức Pct= Trong đóPct là công suất cần thiết trên trục động cơPt là công suất tính toán trên trục công tácη∑ :là hiệu suất truyền động của toàn hệ thống η∑ = η12η24 η3 η4trong đó:η1 :hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ, η1= 0,97η2 :hiệu suất một cặp ổ lăn, η2= 0,995η3 :hiệu suất của khớp nối , η3= 1η4 : hiệu suất của ổ trượt trên vít η4 = 0,99η∑ = 0,972.0,9958.1.0,994= 0,868 trong trường hợp tải không đổi thì công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy:công suất cần thiết phải có ở nguồn phát động là :Plv= = =1,02 (kw)Như vậy, động cơ chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 1 kw3.2.2 chọn số vòng quay đồng bộ của động cơSố vòng quay của trục công tác:nct = 55 vòng phútsố vòng quay sơ bộ của trục động cơ phải thỏa mãn:nct.Umin≤ nsb ≤ nct.Umaxtrong đó Umin, Umax lần lượt là tỷ số truyền nhỏ nhất và lớn nhất của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.Tra bảng ta có Umin=8, Umax= 40 =>55.8≤nsb≤ 55.40 440 ≤nsb≤ 2200Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của độn cơ : nsb = 750 vòng phút=>tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống: Usb= = =13,6Với Usb=13,6 thuộc khoảng tỷ số truyền 8÷403.2.3 chọn động cơ thực tếDựa vào điều kiện Tra bảng ta chọn động cơ:Kiểu động cơCông suất(kw)Tốc độ quay(vgph)Cos αη%TmaxTđnTkTđn4A90LB8Y31,16980,68701,71,63.3 Phân phối tỷ số truyềnTỷ số truyền của hộp giảm tốc được xác định theo công thức sau:Uh= Trong đó ndc :số vòng quay của động cơ đã chọn, ndc = 698 vgphnct :số vòng quay trục công tác, nct= 55 vgph=>Uh= =12,693.3.1 Tỷ số truyền của hộp giảm tốcchọn hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng sơ đồ khai triển ц2Y100 có các thông số như sau:Tỷ số truyền Cấp nhanhDanh nghĩaThực tếaw m Z1Z2X1X2 b12,512,96801,533670,750,59720 Cấp chậm aw mZ3Z4X3X4 b10021383+0,480,4825như vậy, tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:Uh= 12,96mặt khác: Uh= u1.u2Trong đó: u1: tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.u2 :tỷ số truyền cảu bộ truyền cấp chậmTheo hộp giảm tốc tiêu chuẩn ta có:u1= = = 2,03u2= = =6,383.4 Tính toán các thông số trên trụcDựa vào công suất cần thiết kế của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động ta tính được các trị số của công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.3.4.1 Tính tốc độ quay của các trục+số vòng quay trên trục động cơ:ndc= 698 vòngphút+số vòng quay trên trục 1:nI= ndc = 698 vgph+số vòng quay trên trục 2:nII= =343,8 vgph+số vòng quay trên trục 3:nIII= =54 vgph+ số vòng quay trên trục 4:nIV= nIII= 54 vgph=>kiểm tra ∆n= =1,8 %< 3% vậy hộp giảm tốc đã chọn đạt yêu cầu.3.4.2 Tính công suất trên các trục+với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:Công suất: Pt= 0,887 kwCông suất danh nghĩa trên trục 3:PIII= = =0,93 kwCông suất danh nghĩa trên trục 2:PII= = =0,96 (kw)Công suất danh nghĩa trên trục 1:PI= = = 0,99(kw)Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:Pdc = = = 0,99(kw)3.4.3 Tính mômen xoắnMômen xoắn trên các trục được xác định theo công thức:T= 9,55.106 + mômen xoắn trên trục động cơ là:Tdc= 9,55.106 =9,55.106 =13545,1 (Nmm)+mômen xoắn trên trục 1:TI=9,55.106 =9,55.106 =13545,1 (Nmm)+mômen xoắn trên trục 2:TII=9,55.106 =9,55.106 = 26 666,7Nmm+mômen xoắn trên trục 3:TIII= 9,55.106 =9,55.106 = 164 472,2 Nmm +mômen xoắn trên trục :TIV= 9,55.106. =9,55.106. =156 867,6 Nmm3.4.4 Lập bảng kết quả Các kết quả tính toán ở trên là số liệu đầu vào cho phần tính toán sau này, ta có bảng thống kê sau đây:Động cơTrục ITrục IITrục IIITrục IV U 12,036,381P (kw)0,990,990,970,940,94n( vgph)698 698343,85454T (N.mm)13545,1 13545,1 26 666,7164 472,2156 867,63.5 Tính và chọn khớp nối3.5.1 chọn khớp nối giữa trục động cơ và hộp giảm tốc Để đảm bảo cho việc truyền moomen xoắn từ đầu ra của trục hộp giảm tốc sang bộ truyền vít tải được ổn định, ta chọn khớp nối giữa 2 trục là khớp nối đàn hồi.Nhờ có bộ phận đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Khớp nối có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim nên rẻ và đơn giản, được dùng để truyền moomen xoắn nhỏ và trung bình. Cấu tạo khớp nối đàn hồi Khớp nối tại vị trí giữa trục III và trục công tác Đường kính trục được tính theo công thức sau d≥ = = 16,7 mmChọn theo tiêu chuẩn lấy d= 20 mmCác thông số của khớp nối trục đàn hồi, tra bảng 16.10a 4 ta có:TNmdDLld1D0ZnmaxBB1l1D3l2dm31,520901045036634650042821202036Tra bảng 16.10b 4: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là:TNmdcd1 l h31,510M815422010151,5+ Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập cùa vòng đàn hồi và điều kiện bền của chốt theo công thức : Trong đó: Hệ số chế độ làm việc, tra bảng 16.1 4 ta được k= 1,5 Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy Z ; là số chốt . Z= 4dc : đường kính chốt dc= 10 mml3 : chiều dài vòng đàn hồi l3= 15 mmD0 :đường kính vòng tròn qua các tâm chốt D0= 63 mml0 chiều dài chốt:lo= l1 + l22=20+102= 25 mmThay các thông số vào công thức: = = 1,08 Mpa < σd = =20,1 Mpa T1 = 1.1.250 = 250 N.m < T= 710 N.mVậy khớp nối đã chọn đạt yêu cầu3.6 Kiểm tra điều kiện bền cho các chi tiết trong hộp3.6.1 Kiểm nghiệm cho bộ truyền bánh răng3.6.1.1 Kiểm nghiệm cho bộ truyền cấp nhanhThông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanhThông số Ký hiệuCông thức tính Kết quả Đơn vịKhoảng cách trụcawaw=0,5.m.(Z1+Z2)cosβ80mmĐường kính vòng chiaD1D1=m.Z1cosβ52,8mmD2D¬2= m.Z1cosβ107,2 mmĐường kính vòng đỉnhDa1Da1=D1+2.m55,8mmDa2Da2= D2+2.m110,2mmĐường kính vòng chânDf1Df1= D1 2,5m49,05mmDf2Df2= D22,5m103,45mmĐường kính vòng cơ sởDb1Db1= D1.cosα49,62mmDb2Db2= D2.cosα100,7mmĐường kính vòng lănDwDw= 2.a(u1+1)52,805mmModun phápmm= (0,01...0,02).aW1,5mmChiều rộng vành răngbw bw = ψba.aw20mmTỷ số truyềnu14Số răngZ133Z267Hệ số dịch chỉnhX1+0,75X2+0,597Góc nghiêngβ16oa.ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:Theo bảng 1 5 với thép 40X tôi thể tích đạt độ rắn HRC từ 35 ÷ 45 có: =18.HRCm= 18.40+150= 870 (Mpa) =18HRCm+ 150= 870 MPa KHL,KFL:Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyềnChọn: KFL =1 do bộ truyền quay 1 chiều; mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúcmH = 6 và mF = 6NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1n – Vận tốc vòng của bánh răngt∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răngTa có: lấy NHE1= N¬HO1 => KHL1= 1 NHE2= N¬HO2 => KHL2= 1 NFE1= N¬FO1 => KFL1= 1 NFE2= N¬FO2 => KFL2= 1với: SF,SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.Theo bảng 6.2 2.SH=1.2; SF=1.55 ;ZR=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răngZV=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòngKXH=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răngYR =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.Thay và công thức Thay vào công thức trên ta được:σH1= σH2= 8701,2 = 725 MpaσF1= σF2= 5501,5= 366,68 Mpab. Kiểm nghiệm về độ bề tiếp xúc Trong đó: Ứng suất tiếp xúc cho phép:ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớpTra bảng 6.5 3 ta có: ZM= 274( Mpa13) ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:Tra bảng 6.5 3 ta có :ZH = 2,6 – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ:εα – Hệ số trùng khớp ngang: = = 1,63 εβ – Hệ số trùng khớp dọc: = 1,47 =0,824KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: =1,16.1,07.1,1=1,36Trong đó: : Hệ số kể đến sự phân bố trải trọng không đều trên chiều rộng răng tra bảng 6.7 2 ta có: = 1,07Vận tốc trung bình của bánh răng: =3,87 msTra bảng 6.13 2, bộ truyền cấp chính xác 9Tra bảng 6.14 2 ta có KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớpKHV = 1+ =1,1 =274.2,6.0,824. = 693,7 Mpa KF= 1,03.1,13.1,22= 1,41Vậy ta có : = = 54,22 (Mpa) KHL3= 1 ; KHL4= 1; KFL= 1.với: SF,SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.Theo bảng 6.2 2.SH=1.2; SF=1.55 ;ZR=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răngZV=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòngKXH=1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răngYR =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.Thay vào công thức σH3= σH4= 14491,2=1207,5 MpaσF3= σF4=10001,5= 666,67 Mpab. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: Ứng suất tiếp xúc cho phép:ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớpTra bảng 6.5 3 ta có: ZM= 274( Mpa13) ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:Tra bảng 6.5 3 ta có :ZH= 1,707 – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ:εα – Hệ số trùng khớp ngang: = = 1,53.εβ – Hệ số trùng khớp dọc: = 1,115 =0,947KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: : Hệ số kể đến sự phân bố trải trọng không đều trên chiều rộng răng tra bảng 6.7 2 ta có: = 1,07 : Hệ số kể đến sự phân bốk hông đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. = = 27,1 (mm)Vận tốc trung bình của bánh răng: = 0,5 (ms)Tra bảng 6.13 2, bộ truyền cấp chính xác 9Tra bảng 6.14 2 ta có KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp = =274.1,707.0,947. =948Mpa Vậy σH < σH= 1449 Mpac. Kiểm nghiệm về độ bền uốnĐể đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2: Tra bảng 6.18 2 ta có: YF1= 3,4,YF2= 3,5Tra bảng : 6.7 2 và 6.14 2 ta có 1,03 1,13 =1 + νF= δF.g0.ν. Ta có : δF= 0,006 ; go= 56=>νF= 0,006.56.1,101. = 1,34=>KFV= 1+ =1,01Ta có : = = 83 Mpa νF= 0,006.56.1,101 100 = 1,34 6,38 1,34.25.27,1 =>KFV= 1+ 2.26 666, 7.1, 03.1,13 =1,01 Ta có : σ F3 = σF4 = 2.26 666, 7.1,18.0, 63.0,88.3, = 83 Mpa