Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng.
ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí Phần IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU VÀ SỨC BỀN TOÀN MÁY Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng. Từ phương án thiết kế đã chọn và trên cơ sở máy mẫu, ta có thể thiết lập được mô hình dẫn động của máy như sau: Hình 28 – Sơ đồ dẫn động máy sàng 1-động cơ điện ; 2 - bộ truyền đai ; 3 - trục lệch tâm ; 4 – bánh răng ; 5 - vỏ máy . Trong sơ đồ trên, bộ truyền đai (2) truyền chuyển động từ động cơ đến trục lệch tâm thứ nhất.Chuyển động này sẽ được truyền qua cặp bánh răng (4) đến trục thứ hai. Do yêu cầu của máy khi hoạt động là hai khối lệch tâm phải quay với cùng tốc độ và ngược hướng nhau. Do đó, cặp bánh răng (4) phải được thiết kế để đảm bảo yêu cầu trên. Yêu cầu này sẽ được xem xét cụ thể khi thiết kế các bộ truyền động. I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI: A a 1 D 1 D 2 Hình 29 - Bộ truyền đai Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 38 5 4 3 2 1 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí Vì trong q trình máy hoạt động có xảy ra rung động, do đó để đảm bảo máy hoạt động ổn định và an tồn thì bộ truyền đai là một lựa chọn phù hợp. Khi thiết kế bộ truyền đai dẫn động cho máy, ta chọn bộ truyền đai hình thang bởi các ưu điểm của nó so với các loại truyền động đai khác. Bộ truyền đai hình thang có các sợi dây bện chịu kéo và chịu co dãn tốt, nhờ tác dụng chêm của đai vào bánh đai nên ma sát giữa đai và bánh đai tăng lên, hạn chế hiện tượng trượt. Ngồi ra, đai thang được chế tạo thành vòng liền, do đó làm việc êm hơn đai dẹt có mối đai. 1.Chọn loại đai: Đai hình thang được chia làm bảy loại theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O, A, Б, B, Г, Д, E. Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hố. Với cơng suất truyền động 5,5 kW, giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s. Tra bảng 5-13- Thiết kế chi tiết máy-[1], ta thấy loại đai Б là thích hợp. Tra bảng 5-11,[1], ta có các kích thước của đai được chọn như sau: h h o a a 0 a a 0 = 14 mm; h = 10,5 mm; a = 17 mm; h 0 = 4,1 mm; F = 138 mm 2 . 2. Định đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ D 1 được chọn theo bảng 5-14[1], tuỳ thuộc loại đai. Với loại đai Б đã chọn, dựa vào bảng 5-14, ta chọn đường kính bánh nhỏ: D 1 = 140 mm ; Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện: v = smv nD /)3530( 1000.60 max 11 ÷=≤ π ; Trong đó: D 1 - đường kính bánh đai nhỏ n 1 - số vòng quay trong một phút của trục dẫn Ta có: v = smvsm /)3530()/(62,10 1000.60 1450.140. max ÷=≤= π Ta thấy vận tốc tính được phù hợp với giả thiết ban đầu về vận tốc đai.Do đó, loại đai được chọn là phù hợp. Đồng thời vận tốc v cũng thỗ mãn điều kiện đã đề ra. Tính đường kính bánh đai lớn D 2 : Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 39 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí Đường kính D 2 của bánh đai lớn được tính theo cơng thức: D 2 = i.D 1 .(1-ξ); Trong đó: i- tỉ số truyền của bộ truyền đai; i = 3 (đã chọn ở phần trước) D 1 - đường kính bánh đai nhỏ ξ - hệ số trượt; với đai hình thang ξ = 0,02. Suy ra: D 2 = 3.140.(1-0,02) = 411,6 mm. D 1 , D 2 là các đường kính qua lớp trung hồ của đai ( khi đai vòng qua bánh ), cũng là các đường kính danh nghĩa của bộ truyền đai hình thang, chúng được dùng trong tính tốn bộ truyền.Chúng được chọn theo tiêu chuẩn. Do đó, căn cứ vào các giá trị kích thước tiêu chuẩn của bánh đai hình thang được cho trong bảng 5-15 [1], ta chọn: D 2 = 400 mm. Vậy, kích thước của bánh đai dẫn và bánh đai bị dẫn: D 1 = 140 mm, D 2 = 400 mm. Kiểm nghiệm số vòng quay thực ' 2 n của trục bị dẫn: )/(35,4971450. 400 140 ).02,01(.).1( 1 2 1 ' 2 phvgn D D n =−=−= ξ Số vòng quay u cầu: n 2 = 3 1450 = 483,33 (vg/ph) Sai lệch tương đối của số vòng quay thực và số vòng quay u cầu: Giá trị sai lệch này phải nhỏ hơn giá trị sai lệch cho phép là [c%] = 3÷5%. Nếu lớn hơn giá trị này, ta phải chọn lại đường kính đai sao cho gần với số vòng quay u cầu hơn. c% = %8,2 35,497 33,48335,497 ' 2 2 ' 2 = − = − n nn Như vậy, giá trị sai lệch này nằm trong giới hạn cho phép.Các giá trị đã chọn của bánh đai là hợp lý. Tỉ số truyền thực tế: i tt = 915,2 35,497 1450 ' 2 1 == n n 3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục: Khoảng cách trục A phải thỗ mãn điều kiên: 0,55.(D 1 +D 2 )+h ≤ A ≤ 2.(D 1 +D 2 ) ; mm Trong đó: h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm. )400140.(25,10)400140.(55,0 +≤≤++⇔ A ; mm 10805,307 ≤≤⇔ A (mm) Từ kết quả tính tốn trên, ta sơ bộ chọn khoảng cách trục A: A = 500 mm. Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 40 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí 4. Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Theo khoảng cách trục A đã chọn sơ bộ, ta tính ra chiều dài đai L theo cơng thức: A DD DDAL 4 )( )( 2 2 2 12 21 − +++= π ; mm )(03,1882 500.4 )140400( )400140.( 2 500.2 2 mmL = − +++=⇔ π Dựa vào bảng 5-12 [1], ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: L = 2000 mm. Đây là chiều dài qua lớp trung hồ của đai, được sử dụng trong tính tốn. Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1(s): u = )/(10 max svgu L v =≤ Với: v - vận tốc đai; v = 10,62 m/s. L- chiều dài đai; L = 2000 mm. max )/(31,5 2 62,10 usvgu <==⇔ Vậy, đai làm việc bảo đảm độ bền. Xác định chính xác khoảng cách trục A: 8 )(8)](2[)(2 2 12 2 1212 DDDDLDDL A −−−−++− = ππ ; mm .07,675 8 )140400.(8)]140400.(2000.2[)140400.(2000.2 22 mmA = −−−−++− =⇔ ππ Về kết cấu, cần bố trí bộ truyền sao cho có thể di động bánh đai theo hai phía: giảm khoảng cách trục một khoảng 0,015L để mắc đai, tăng thêm khoảng cách trục 0,03L để tạo lực căng. 5.Kiểm nghiện góc ơm: Điều kiện: α 1 ≥120º Tính góc ơm α 1 theo cơng thức: 0 12 0 1 57180 A DD − −= α 000 1 05,15857 07,675 140400 180 = − −=⇔ α So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thỗ mãn. Tính góc ơm α 2 theo cơng thức: 0 12 0 2 57180 A DD − += α 000 2 95,20157 07,675 140400 180 = − +=⇔ α 6.Xác định số đai cần thiết: Số đai Z được định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 41 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí FCCCv N Z vtp ].[ .1000 0 α σ ≥ Trong đó: N- công suất động cơ; N = 5,5 kW v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s [σ p ] 0 - ứng suất có ích cho phép, N/mm 2 .Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1,2 N/mm 2 .Tra bảng 5-17 [1], ta được [σ p ] 0 = 1,51 N/mm 2 . C t - hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được C t = 0,7. C α - hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-18, ta được C α = 0,95. C v - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được C v = 1. 7,3 138.1.95,0.7,0.51,1.62,10 5,5.1000 ==⇒ Z Căn cứ vào tính toán trên, ta chọn số đai: Z = 4 (đai) 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: B = (Z-1)t + 2S Đường kính ngoài: D n1 = D 1 + 2h 0 D n2 = D 2 + 2h 0 Với các kích thước t, S, h 0 tra trong bảng 10-3-TKCTM. Ta có: t = 20 mm; S = 12,5 mm; h 0 = 5 mm. Suy ra: B = (4-1)20 + 2.12,5 = 85 mm. D n1 = 140 + 2.5 = 150 mm. D n2 = 400 + 2.5 = 410 mm. B t s D n 8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu đối với mỗi đai: S 0 = σ 0 .F Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 42 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí Với: σ 0 = 1,2 N/mm 2 đã chọn trước. F- diện tích đai; F = 138 mm 2 . Suy ra: S 0 = 1,2.138 = 165,6 (N) Lực tác dụng lên trục: )(85,1950 2 05,158 sin.4.6,165.3 2 sin3 0 1 0 NZSR ==≈ α . II.THIẾT KẾ BỘ GÂY RUNG CÓ HƯỚNG: 1.Phương án thiết kế: Như ta đã biết, yêu cầu của bộ phận gây rung là tạo được dao động có hướng với lực đủ lớn để máy hoạt động được. Về hướng của lực gây rung, có thể tạo ra được nhờ Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 43 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí phương án cho hai khối lệch tâm quay đồng tốc, ngược chiều nhau. Về cường độ lực gây rung, chúng phụ thuộc vào các thông số của khối lệch tâm. Giá trị này ta có thể kiểm soát được nhờ điều chỉnh các giá trị của khối lệch tâm.Vấn đề còn lại là taọ ra được dao động có hướng ổn định trong quá trình máy hoạt động. Yêu cầu này chỉ có thể đáp ứng được với điều kiện ta có thể đồng bộ được dao động của hai khối lệch tâm. Để truyền được dao động giữa hai trục song song nhau, người ta có nhiều cách: dùng bộ truyền đai, dùng bộ truyền xích, dùng bộ truyền bánh răng, truyền động bánh ma sát…Trong các bộ truyền thông dụng kể trên, chỉ có bộ truyền bánh răng là thể hiện được đầy đủ các yếu tố cần thiết để thiết kế bộ đồng tốc như : kích thước nhỏ, khả năng tải lớn, tỉ số truyền không thay đổi (đây là thông số rất quan trọng), hiệu suất cao (có thể đạt 0,97÷0,99), tuổi thọ cao, làm việc tin cậy. Từ những phân tích trên và qua tham khảo máy mẫu cũng như các máy cùng loại hiện có trên thị trường, ta có thể xây dựng được phương án thiết kế bộ gây rung có hướng như sau: 2 3 1 Hình 30 - Kết cấu bộ gây rung có hướng 1-vỏ máy; 2- trục lệch tâm; 3- cặp bánh răng đồng tốc 2.Thiết kế cặp bánh răng đồng tốc: (bộ truyền bánh răng) Như các phân tích ở phần trước, bộ truyền bánh răng đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn để thiết kế bộ đồng tốc. Tuy nhiên, để tối ưu quá trình làm việc của bộ phận này, ta sẽ xác định loại bánh răng thích hợp nhất cho thiết kế. Xem xét giữa bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ta thấy bộ truyền bánh răng nghiêng có các ưu điểm sau: Ăn khớp êm và tải trọng động giảm: Trong quá trình ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, tải trọng được truyền đột ngột từ hai đôi răng sang một đôi răng, hoặc từ một đôi sang hai đôi gây nên va đập và tiếng ồn nhiều. Trong truyền động bánh răng nghiêng, các đôi răng không vào khớp đột ngột ( toàn bộ chiều dài răng không cùng ăn khớp một lúc ), do đó các răng chịu tải và thôi tải dần dần. Ngoài ra, trong vùng Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 44 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng. Vì răng nghiêng ăn khớp êm nên giảm tiếng ồn và tải trọng động. Vì các ưu điểm trên, ta quyết định chọn bộ truyền bánh răng nghiêng để thiết kế hộp đồng tốc. Các thông số đã biết: Số vòng quay trong một phút của trục dẫn và trục bị dẫn: n 2 = n 1 = 497,35 (vg/ph) Tỷ số truyền của cặp bánh răng đồng tốc: i = 1 Yêu cầu về khoảng cách trục A: Bộ gây rung gồm hai trục lệch tâm giống nhau quay đồng tốc và ngược hướng. Độ lệch tâm của mỗi trục là r = 70 mm. Do đó để trong quá trình hoạt động của trục lệch tâm không xảy ra va đập, yêu cầu: A ≥ 200 mm. Do tính chất của bộ đồng tốc nên hai bánh răng là hoàn toàn giống nhau.Do đó khi tính toán ta chỉ tính cho một bánh răng (bánh dẫn).Bánh bị dẫn được lấy tương tự. 2.1 Chọn vật liệu bánh răng và phương pháp nhiệt luyện: Bộ truyền làm việc với tải trọng trung bình, do đó ta chọn vật liệu chế tạo bộ truyền là thép 45 thường hoá. Tra bảng 3-8 [1], ta được các thông số về cơ tính của thép như sau: σ bk = 580 N/mm 2 ; σ ch = 290 N/mm 2 ; HB 170 – 200. 2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ] tx = [σ] Notx . ' N k Trong đó: [ ] Notx σ - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rôcven HRC, tra bảng 3-9 [1], ta được: [σ] Ntox = 2,6.HB = 2,6.220 = 572 (N/mm 2 ). ' N k - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức: 6 0 ' td N N N k = ; Với: N 0 - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, tra bảng 3-9 [1], ta được: N 0 = 10 7 . N td - số chu kỳ tương đương. Trường hợp bánh răng chịu tải trọng không đổi: N td = N = 60unT Trong đó: n- số vòng quay trong vòng một phút của bánh răng, n = 497,35 vg/ph. T - tổng số giờ làm việc: ta giả sử máy làm việc được 5 năm, mỗi năm làm việc 253 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ. Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 45 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí .10.2,308.253.5.35,497.1.60 7 ==⇒ td N Vì N td >> N 0 nên ta lấy 1 ' = N k . [ ] [ ] [ ] 2 12 /572 mmN Notxtxtx ===⇒ σσσ . b) Ứng suất uốn cho phép: Thiết kế với giả thiết máy làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổichiều) [ ] " 1 N u k nK σ σ σ − = ; Trong đó: σ -1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng; đối với thép: )/(261580.45,0.45,0 2 1 mmN bk === − σσ . n- hệ sô an toàn, đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện: n = 1,5. K σ - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, đối với bánh răng bằng thép thường hoá: K σ = 1,8. " N k - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tương tự khi tính [ ] tx σ , .1 " = N k [ ] )/(67,961 8,1.5,1 261 2 mmN u ==⇒ σ 2.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K: Ta chọn : K = 1,3. 2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Bộ truyền chịu tải trung bình, ta chọn: .3,0 == A b A ψ 2.5 Xác định khoảng cách trục A: [ ] 3 2 2 6 . . . . 10.05,1 )1( n NK i iA A tx θψσ +≥ ; Trong đó: A- Khoảng cách trục; ψ A - hệ số chiều rộng bánh răng; ψ A = 0,3 ; i- tỉ số truyền, i = 1 ; n 2 - số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn, n 2 = 497,35 (vg/ph). N – công suất của bộ truyền, N = 5,5.0,96 = 5,28 kW. K - hệ số tải trọng, K = 1,3. [σ] tx - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ] tx = 572 (N/mm 2 ). Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 46 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí θ’ - hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1], chọn θ’ = 1,2. ( ) 1,101 35,497.2,1.3,0 28,5.3,1 . 1.572 10.05,1 11 3 2 6 = +≥⇒ A (mm). So sánh với điều kiện A đã đặt ra ban đầu, ta thấy điều kiện A ban đầu cụ thể hơn. Do đó sẽ lấy tiêu chí này để chọn khoảng cách trục A. Dựa vào điều kiện A ban đầu, (A ≥ 200 mm), ta chọn: A = 240 mm. 2.6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: sm i nAnd v /, )1(1000.60 .2 1000.60 111 + == ππ Với các giá trị đã có: A = 240 mm; n 1 = 497,35 vg/ph; i = 1, ta tính được: 25,6 2.1000.60 35,497.240 2 == π v (m/s) Từ vận tốc đã tính kết hợp với loại bánh răng,tra bảng 3-11 [1], ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: IT7. 2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = K tt .K d . Trong đó: K tt - hệ số tập trung tải trọng, đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn ( HB ≤ 350 và v < 15 m/s ), tải trọng thay đổi rất ít, có thể chọn K tt = 1. K d - hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng. Đối với bánh răng nghiêng có b > (2,5m n )/(sinβ), tra bảng 3-14, ta được: K d = 1,3. . 3,13,1.1 sb KK ===⇒ Vậy khoảng cách trục A không cần phải điều chỉnh lại. 2.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng: Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: m n = (0,01÷0,02)A = (0,01÷0,02)240 = (2,4 ÷ 4,8) mm. Ta chọn: m n = 4 mm. Số răng các bánh răng: Trước khi tính toán số răng của bộ truyền bánh răng nghiêng, ta chọn sơ bộ góc nghiêng của răng ( β = 8º ÷ 20º).Ta chọn β = 15º. Vì cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 1, do đó hai bánh răng này có cùng số răng. Z 2 = Z 1 = 95,57 2.4 15cos.240.2 )1( cos2 0 == + im A n β (răng). Ta chọn: Z 2 = Z 1 = Z = 58 (răng). Kiểm tra các điều kiện về cắt chân răng hay nhọn răng, ta thấy giá trị Z trên là đảm bảo. Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 47 [...]... Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 51 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí III.TÍNH TOÁN TRỤC LỆCH TÂM: 1.Bộ gây rung: 1.1)Ý nghĩa và phân loại: Bộ gây rung nhằm cung cấp năng lượng để duy trì dao động cho máy Có thể kể đến một số loại cơ cấu gây rung như sau: Cơ cấu gây rung điện từ Cơ cấu gây rung bằng khí nén hoặc dầu Cơ cấu gây rung bằng cơ khí Thường người ta hay dùng bộ gây rung bằng cơ khí vì nó đơn... lệch tâm được thiết kế phải đảm bảo được các chỉ tiêu này Phương án thiết kế quả văng:( được biểu diễn ở trang bên) Trong đó: Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 53 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí m- khối lượng gây rung, trong một trục gây rung thì phần này mới là phần trực tiếp tạo nên dao động a- chiều dài của phần gây rung R- bán kính ngoài của khối gây rung e- khoảng... các loại quả rung hiện nay đều có dạng hình tròn, viên phân, quạt tròn, hình vuông hay chữ nhật Mỗi loại có kết cấu và ưu nhược điểm khác nhau: Loại có kết cấu điều chỉnh được lực kích động Loại có kết cấu không điều chỉnh được lực kích động Sau đây là một số dạng quả văng thường dùng: a) b) Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 52 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí c) d) Hình... trục có khối lượng mất cân bằng, thường được cấu tạo bởi quả văng Bộ gây rung có nhiệm vụ biến chuyển động quay được truyền từ động cơ thành dao động có hướng để thực hiện quá trình sàng. Cơ cấu quan trọng nhất của bộ gây rung là quả văng, quả văng được lắp bằng then có độ dôi trên trục truyền động Sự mất cân bằng của quả văng khi quay là nguyên nhân tạo ra dao động cho sàng rung Tất cả các loại quả rung. .. thấy có sự chênh lệch Do đó cần thiết phải có sự kiểm tra và điều chỉnh các thông số để đảm bảo với các giá trị được chọn, máy vẫn làm việc đạt yêu cầu Các thông số cũ: Mômen tĩnh: S = 1671,2 (kg.cm) Khối lượng lệch tâm: m = 120 kg Độ lệch tâm: r = 7 cm = 70 mm Các thông số mới: Khối lượng lệch tâm: m = (F.a).γ; kg Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 55 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng. .. ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí Moment of Inertia, about X,Y = 56890059.783716, 957800758.835478 Moment of Inertia, about CG = 8380119.458355, 40592968.018618 Tức là: Diện tích: F = 14675,32 mm2 Độ lệch tâm: r = 57,5 mm Đối chiếu với diện tích và độ lệch tâm yêu cầu, ta thấy giá trị này có thể chấp nhận được vì để cùng lúc đảm bảo cả hai yêu cầu này là điều không dễ dàng Thực ra ta có. .. với máy thiết kế, do đặc điểm hoạt động của máy không đòi hỏi phải thay đổi tần số dao động, do đó khi lựa chọn thiết kế ta sẽ chọn cơ cấu gây rung hình quạt không thay đổi được lực kích động 1.2)Tính toán quả văng: Khi lựa chọn quả văng, ta phải lựa chọn sao cho mômen quán tính nhỏ nhất đồng thời có một chiều dài hợp lý và đường kính ngoài vừa phải vì: Mômen quán tính lớn sẽ ảnh hưởng đến khởi động máy. .. 14º49’48” 2.12 Tính lực tác dụng: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 phần: lực vòng P, lực hướng tâm P r và lực dọc trục Pa Phương và chiều các lực P, Pr và Pa trong bộ truyền bánh trụ răng nghiêng được trình bày trong hình dưới Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 50 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí P1 Pr1 1 Pa1 1 2 2 Pr2 Pa2 P2 P2 Pr1 1 Pa2 1 2 2 Pa1 Pr2 P1 Mômen xoắn tác... được tính ở phần trước và có giá trị bằng: σu = 5,27 (N/mm2) [σ]uqt – ứng suất uốn cho phép khi quá tải Đối với bánh răng có độ rắn trong lõi răng HB ≤ 350: [σ ] uqt ≈ 0,8.σ ch = 0,8.290 = 232 (N/mm2) Svth: Nguyễn Trần Quang Sơn_Lớp: 03-C1C Trang: 49 ĐATN :Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí ⇔σuqt = 5,27.2 = 10,54 (N/mm2) < [σ]uqt Như vậy, điều kiện đã được thoã mãn Hay nói cách khác bánh răng... tâm trục r- khoảng lệch tâm A R r e A L A-A m a Hình 22- Phương án thiết kế trục lệch tâm Trục lệch tâm được thiết kế sao cho đảm bảo được khối lượng lệch tâm, độ lệch tâm và mômen tĩnh cần thiết, đồng thời chiều dài của trục lệch tâm cũng phải đảm bảo trong khuôn khổ của máy Ta đã biết, giữa khối lượng lệch tâm và chiều dài của nó có mối liên hệ với nhau và được tính theo công thức: m = V.γ = (F.a).γ . bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1] , chọn θ’ = 1, 2. ( ) 1, 1 01 35,497.2 ,1. 3,0 28,5.3 ,1 . 1. 572 10 .05 ,1 11 3 2 6 = +≥⇒ A (mm). So. 03-C1C Trang: 50 ĐATN:Thiết kế máy sàng rung có hướng Khoa Cơ Khí 1 2 2 1 P r1 P 1 P a1 P a2 P 2 P r2 P r2 P 2 P a2 P a1 P 1 P r1 1