e. Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên truc được xác định theo công thức: Fr = kx.Ft = 1,15.3283,5 = 3776 N
Với đối với bộ truyền có độ nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15
4.3.2 Bộ truyền xích 2 (truyền chuyển động từ trục trung gian sang trục ép liệu) a/ Chọn loại xích: vì vận tốc khơng cao nên chọn loại xích con lăn a/ Chọn loại xích: vì vận tốc khơng cao nên chọn loại xích con lăn
b/ Chọn số răng đĩa xích
Chọn số răng đĩa xích trên trục trung gian là Z4 = 14 và tốc độ quay trên trục trung gian cần là n3 =n4= 61 vòng/phút,số vòng quay trên trục ép liệu là n5 = 17 vòng/phút ta chọn số răng đĩa xích thứ nhất trên trục ép liệu như sau:
𝑛4 𝑛5 = 𝑧5 𝑧4 ↔ 61 17= 𝑧5 14→ 𝑧5 = 61.14 17 = 50 c/ Chọn bước xích:
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, muốn vậy áp suất p0 trên mặt tựa bản lề phải thỏa mãn điều kiện phương trình (4.21):
p0 = Ft/A ≤ [p0]
54
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích thỏa mãn phương trình (4.22):
Pt = P.k.kz.kn ≤ [P] Trong đó: Pt- cơng suất tính tốn
P- công suất cần truyền
kz = 25/z4 = 25/14 = 1,8 hệ số số răng kn = no/n4 = 50/61 = 0,82 hệ số vịng quay Từ phương trình (4.23) ta xác định được hệ số k = 1,56 Thay tất cả các thông số vào (4.22) ta được:
Pt = P.k.kz.kn = 2,2.1,8.0,82.1,56 = 5,1 ≤ [P]
Tra bảng 3.8 chọn [P] = 5,83Kw ứng với n0 = 50 vịng/phút từ đó ta chọn bước xích là t = 31,75 mm và bộ truyền xích 1 dãy.
c/ Xác định khoảng cách trục và số mắc xích
Đường kính vịng chia của đĩa xích dẫn d2 và đĩa bị dẫn d3:
𝑑4 = 𝑡 sin (𝜋 𝑧4)= 31,75 sin (𝜋 14) = 141,5𝑚𝑚 𝑑5 = 𝑡 sin (𝜋 𝑧5)= 31,75 sin (𝜋 50)= 506𝑚𝑚
Khoảng cách trục được tính theo cơng thức (4.24): amin = 0,5.( 141,5 + 506) + 40 = 364 mm Xác định số mắc xích theo cơng thức (4.25): 𝑥 =2𝑎 𝑝 + (𝑧4+ 𝑧5) 2 + (𝑧5− 𝑧4)2. 𝑝 4. 𝜋2. 𝑎 = 2.364 31,75+ 14 + 50 2 + (50 − 14)2. 31,75 4. 𝜋2. 364 = 57.8 Vậy chọn số mắc xích 𝑥 = 58
55 𝑎∗ = 0,25.31,75. [58 − 0,5(14 + 50) + √[58 − 0,5. (14 + 50)]2− 2. (50 − 14 𝜋 ) 2 ] = 367,5 𝑚𝑚 d.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an tồn thỏa phương trình (3.27)
𝑠 = 𝑄
𝑘𝑑. 𝐹𝑡+ 𝐹0+ 𝐹𝑣 ≥ [𝑠]
Trong đó:
Q = 88500N tải trọng phá hỏng,tra bảng 3.7,khối lượng 1 mét xích q = 3,8kg kd = 1,2- hệ số tải trọng động v - vận tốc xích: 𝑣 = 𝑧4.𝑡.𝑛4 60000 =14.31,75.61 60000 = 0,45 𝑚/𝑠 Ft – lực vòng 𝐹𝑡 =1000.𝑃 𝑣 =1000.2,2 0,45 = 4889𝑁
Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra 𝐹𝑣 = 𝑞. 𝑣2 = 3,8. 0,452 = 0,77𝑁
F0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra 𝐹0 = 9,81. 𝑘𝑓. 𝑞. 𝑎 = 9,81.4.3,8.0,3675 = 55𝑁
Với kf = 4 ( bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 400) Do đó:
𝑠 = 88500
1,2.4889+55+0,77= 15
So sánh với bảng 4.9[17] ta có
Với n = 200 vịng/phút thì [s] = 8,5, vậy s > [s], vậy bộ xích đảm bảo đủ bền. e. Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên truc được xác định theo công thức: Fr = kx.Ft = 1,15.4889 = 5622 N
56
Với đối với bộ truyền có độ nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15
4.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
Truyền động bánh răng côn dùng để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau, góc giữa hai trục thường là 900.
4.4.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu thép 40Cr được tơi có độ cứng HB 180 ÷ 350, thơng thường đối với bánh răng dẫn HB1 = 300, đối với bánh răng bị dẫn HB2 = 250
4.4.2 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng cơn
Chiều dài cơn ngồi, đường kính vịng chia ngồi của bánh cơn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc. Cơng thức thiết kế có dạng:
𝑅𝑒 = 𝐾𝑅√𝑢2+ 1. √𝑇1. 𝐾𝐻𝛽
(1 − 𝐾𝑏𝑒). 𝐾𝑏𝑒. [𝜎𝐻]2
3
(4.28)
Trong đó:
KR = 0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3.
KHβ = 1,16 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,3 T – momen xoắn trên trục bánh chủ động,Nmm
𝑇 = 9,55. 106. 𝑃
𝑛5 = 9,55. 10
6.2,2
18 = 1,2.10
6 𝑁. 𝑚𝑚
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa
[𝜎𝐻] ==𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚
0
𝑆𝐻 . 𝐾𝐻𝐿 (4.29)
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 0 = 2. 𝐻𝐵 + 70 = 2.300 + 70 = 670𝑀𝑃𝑎 là ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng
57
SH = 1,1 là hệ số an toàn về tiếp xúc,tra bảng 6.2[17] KHL = 1 hệ số tuổi thọ.
Thay vào (3.29) ta có [𝜎𝐻] == 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0
𝑆𝐻 . 𝐾𝐻𝐿 =670
1,1 . 1 = 609 𝑀𝑃𝑎
Thay tất cả các thơng số vào (3.28) ta có
𝑅𝑒 = 𝐾𝑅√𝑢2+ 1. √𝑇1. 𝐾𝐻𝛽 (1 − 𝐾𝑏𝑒). 𝐾𝑏𝑒. [𝜎𝐻]2 3 = 50. √1 + 1. √1.2.106. 1,16 (1 − 0,3). 0,3. 6092 3 = 185 𝑚𝑚
Chiều rộng vành răng: b = KBE.Re = 0,3.185 = 55.5mm Khi xác định modul và số răng cần chú ý:
Để tránh cắt chân răng ,số răng tối thiểu Z1 ≥ Zmim = 17 đối với bánh răng côn thẳng chọn số răng Z1, với tỷ số truyền u = 1 ta chọn Z1 = 24 ,Z2 = 24
Modul mút ngoài 𝑚𝑡𝑒 = 𝑅𝑒
0,5.√𝑍12+𝑧22
= 185
0,5.√2.242 = 10,8
Chọn mte = 12
Chiều dài cơn trung bình Rm = Re – 0,5.b = 185 – 0,5.55.5 = 157mm Đường kính chia ngồi de1 = de2 = mte.Z1 = 12.24 = 288mm
Góc mặt côn chia: δ1 = arctg(Z1/Z2) = arctg1 = 450
δ2 = 900 – 450 = 450
4.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
𝜎𝐻 = 𝑍𝑀. 𝑍𝐻. 𝑍𝜀. √2. 𝑇1. 𝐾𝐻. √𝑢
2+ 1
0,85. 𝑏. 𝑑𝑚12 . 𝑢 ≤ [𝜎𝐻] (4.30)
Trong đó:
58 Zm = 274 MPa1/3
ZH hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc tra bảng 6.12[17] có ZH = 1,76 Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo cơng thức
𝑍𝜀 = √4−𝜀𝛼
3 (4.31)
Với εα = [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)].cosβm = [1,88 – 3,2.2]cos300 = 1,4 Thay vào (4.31) ta có Zε = 0,93
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc được tính theo cơng thức KH = KHβ.KHv = 1,16.1,08 = 1,25
dm1 đường kính trung bình bánh chủ động được tính theo cơng thức dm1 = (1- 0,5.Kbe).de1 = (1-0,5.0,3).288 = 245 mm
Thay tất cả các giá trị vào (4.30) ta được:
𝜎𝐻 = 274.1,76.0,93. √2.1,2. 106. 1,25. √2
0,85.55,5.2452 = 549 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻] = 609 𝑀𝑃𝑎
Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
4.5 Thiết kế trục
4.5.1 Thiết kế trục 1:
1. Chọn vật liệu để chế tạo trục là C45. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 30 MPa, ứng suất uốn cho phép là [σ] = 67 MPa
2. Đường kính sơ bộ của trục:
Dưới tác dụng của momen xoắn 𝑇2 =9,55.106.𝑃
𝑛2 𝑁. 𝑚𝑚 , trong trục sinh ra ứng suất
xoắn 𝜏 = 𝑇2
𝑊𝑂≈ 𝑇2
0,2.𝑑13 trong đó Wo là momen cản xoắn của trục,mm3, d1 là đường kính trục, mm.
Theo điều kiện
𝜏 = 𝑇2
59 Ta tính được đường kính trục: 𝑑1 ≥ √ 𝑇2 0,2. [𝜏] 3 = √9,55. 10 6. 𝑃 0,2. [𝜏]. 𝑛2 3 ≥ √9,55. 10 6. 2,2 0,2.30.113 3 = 31,4𝑚𝑚 Vậy chọn đường kính trục d1 = 35 mm 3. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Dưới tác dụng của ứng suất uốn và ứng suất xoắn trục bị hỏng vì mỏi. Do đó phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn.Ứng suất uốn trong trục thay đổi theo chu trình đối xứng.
Tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại một số tiết diện nguy hiểm. Tại các tiết diện trục chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn hệ số an toàn s phải thỏa mãn điều kiện:
𝑠 = 𝑠𝜎. 𝑠𝜏
√𝑠𝜎2+ 𝑠𝜏2 ≥ [𝑠] (4.32)
Trong đó: [s] = 1,5 ÷ 2 – hệ số an tồn phải đạt được sσ- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn
𝑠𝜎 = 𝑘 𝑠−1
𝜎
𝛽.𝜀𝜎. 𝜎𝑎 + 𝜓𝜎. 𝜎𝑚 (4.33)
sτ- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn
𝑠𝜏 = 𝑘𝜏 𝜏−1
𝛽.𝜀𝜏. 𝜏𝑎+ 𝜓𝜏. 𝜏𝑚 (4.34)
Trong các công thức trên :
s-1, τ-1 – giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn, được tính gần đúng theo công thức s-1 = 0,4.σb = 0,4. 850 = 340MPa với thép C45 có σb = 850MPa
τ-1 = 0,25.σb = 0,25.850 = 212,5 MPa.
Tra bảng 15.3 [18] ta có hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn kσ = 1,85 và kτ = 1,4
60 β-hệ số tăng bền mặt trục,tra bảng 3.10 chọn β = 2,4 Phương pháp tăng bền bề mặt trục Giới hạn bền trong lõi σb,MPa Hệ số tăng bền bề mặt β Trục nhẵn Trục có tập trung ứng suất kσ ≤ 1.5 kσ = 1.8 ÷ 2 Tơi bằng dịng điện 600-800 1,5-1,7 1,6-1,7 2,4-2,8 Tần số cao 800-1000 1,3-1,5 - - Thấm nitơ 900-1200 1,1-1,2 1,5-1,7 1,7-2,1 Phun bi 600-1500 1,1-1,2 1,5-1,6 1,7-2,1 Lăn nén - 1,1-1,3 1,3-1,5 1,8-2,0 Bảng 4.10: Hệ số tăng bền bề mặt trục.
εσ và ετ- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi
𝜀𝜎 = (𝑑1 𝑑0) −0,12 = (40 10) −0,12 = 0,85 𝜀𝜏 = (𝑑1 𝑑0) −0,2 = (40 10) −0,2 = 0,76
Với d0 = 7-10mm đường kính mẫu chuẩn.
ψσ và ψτ hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, có giá trị ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05
Ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu trình đối xứng, do đó: σm = 0 và
𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀 𝑊
Ứng suất xoắn được coi như thay đổi theo chu trình mạch động
𝜏𝑚 = 𝜏𝑎 = 0,5. 𝜏𝑚𝑎𝑥 =0,5. 𝑇2 𝑊0 =
0,5.0,19. 106
12560 = 7,6
61 𝑊 = 𝜋. 𝑑 3 32 = 𝜋. 403 32 = 6280 𝑁𝑚𝑚 𝑣à 𝑊0 = 𝜋. 𝑑3 16 = 𝜋. 403 16 = 12560𝑁𝑚𝑚
M = 2464N.m thay vào cơng thức tính 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀
𝑊 ta có:
𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 =2464
6280= 0,39
Thay tất cả các giá trị vào (4.33) và (4.34) ta có
𝑠𝜎 = 𝑘𝜎 𝑠−1 𝛽.𝜀𝜎. 𝜎𝑎 + 𝜓𝜎. 𝜎𝑚 = 340 1,85 2,4.0,85. 0,39= 971 𝑠𝜏 = 𝑘 𝜏−1 𝜏 𝛽.𝜀𝜏. 𝜏𝑎 + 𝜓𝜏. 𝜏𝑚 = 212,5 1,4 2,4.0,76. 7,6 + 0,05.7,6= 34 Thay sσ và sτ vào (4.32) ta có 𝑠 = 971.34 √9712+342 = 34 ≥ [𝑠]
Vậy trục thỏa mãn về điều kiện về hệ số an toàn
4.5.2 Thiết kế trục 2:
1. Chọn vật liệu : để chế tạo trục là C45. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 30 MPa, ứng suất uốn cho phép là [σ] = 67 MPa
2. Đường kính sơ bộ của trục:
Dưới tác dụng của momen xoắn 𝑇3 =9,55.106.𝑃
𝑛3 𝑁. 𝑚𝑚 , trong trục sinh ra ứng suất
xoắn 𝜏 = 𝑇3
𝑊𝑂≈ 𝑇3
0,2.𝑑23 trong đó Wo là momen cản xoắn của trục,mm3, d1 là đường kính trục, mm.
Theo điều kiện
𝜏 = 𝑇3 0,2. 𝑑23 ≤ [𝜏], 𝑀𝑃𝑎 Ta tính được đường kính trục: 𝑑2 ≥ √ 𝑇3 0,2. [𝜏] 3 = √9,55. 10 6. 𝑃 0,2. [𝜏]. 𝑛3 3 ≥ √9,55. 10 6. 2,2 0,2.30.61 3 = 38𝑚𝑚
62 Vậy chọn đường kính trục d2 = 40mm
4.5.3 Thiết kế trục 3:
1. Chọn vật liệu: để chế tạo trục là C45. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 20 MPa, ứng suất uốn cho phép là [σ] = 67 MPa
2. Đường kính sơ bộ của trục:
Dưới tác dụng của momen xoắn 𝑇4 =9,55.106.𝑃
𝑛4 𝑁. 𝑚𝑚 , trong trục sinh ra ứng suất
xoắn 𝜏 = 𝑇4
𝑊𝑂≈ 𝑇4
0,2.𝑑33 trong đó Wo là momen cản xoắn của trục, mm3, d1 là đường kính trục, mm.
Theo điều kiện
𝜏 = 𝑇4 0,2. 𝑑33 ≤ [𝜏], 𝑀𝑃𝑎 Ta tính được đường kính trục: 𝑑3 ≥ √ 𝑇4 0,2. [𝜏] 3 = √9,55. 10 6. 𝑃 0,2. [𝜏]. 𝑛4 3 ≥ √9,55. 10 6. 2,2 0,2.30.17 3 = 59𝑚𝑚 Vậy chọn đường kính trục d3 = 60 mm 4.6. Thiết kế bunke:
4.6.1 Lựa chọn loại bun ke và sơ đồ xả liệu
Bun ke được dùng để chứa vật liệu trong thời gian ngắn.Bun ke thường đặt tại các điểm đầu và điểm cuối của đường vận chuyển vật liệu, tại các điểm có dư thừa vật liệu, hoặc được đặt ở các vị trí trung gian giữa các thiết bị trong dây chuyền sản xuất để đảm bảo sự làm việc bình thường của các thiết bị khi vật liệu cung cấp không đều, hoặc để đảm bảo cho toàn bộ dây chuyền hoạt động đều đặn khi bố trí lẫn cả thiết bị làm việc liên tục và chu kỳ.
63
Bun ke dạng hình chóp hộp (hình 3.2.1.a),bun ke hình trụ (hình 3.2.1.b) và bun ke hình chóp (hình 3.2.1.c).Việc chọn dạng nào là tùy thuộc vào công dụng và điều kiện làm việc.
Xả vật liệu từ bun ke có thể theo ba sơ đồ: xả bình thường (hình 3.2.1.d), xả thủy lực (hình 3.2.1.e) và xả hỗn hợp (hình 3.2.1.f).
Hình 4.6.1: Các loại bun ke và sơ đồ xả liệu.
a-Bun ke hình chop hộp, b-Bun ke hình trụ, c- Bun ke hình chop,d- Xả bình thường,e- Xả thủy lực,g,h-Xả hỗn hợp.
Xuất phát từ những loại bun ke và sơ đồ xả liệu kể trên.Để thuận tiện cho việc xả hỗn hợp dễ dàng, hình thức cân đối chung, gia công thuận lợi…chọn loại bun ke hình trụ (hình 3.2.1.d) và xả theo sơ đồ xả bình thường (hình 3.2.1.d) để tính tốn thiết kế.
4.6.2 Tính tốn thiết kế bun ke
- Vật liệu chế tạo: tơn tấm có chiều dày 2mm
- Kích thước: kích thước bun ke được chọn sao cho có đủ thể tích chứa được một lượng hỗn hợp cần thiết. Nếu kích thước chọn quá lớn dẫn tới thiết bị quá cồng kềnh khơng cân đối, ngược lại nếu kích thước nhỏ q thì trong q trình quá trình sản
64
xuất phải nạp hỗn hợp cho bun ke liên tục gây phiền hà cho người cơng nhân, chính vì lẽ đó, kích thước của bun ke được chọn theo kinh nghiệm như sau:
- Kích thước đáy lớn: (1000x1000) mm - Chiều cao của bun ke: 900 mm
- Kích thước đáy nhỏ: (440x440) mm
Trong quá trình làm việc,hỗn hợp chứa bên trong bun ke sẽ chảy tự do xuống mâm xoay qua cửa xả.Khi thiết kế bun ke cần thiết phải tính diện tích của cửa này hợp lý. Nếu diện tích của cửa xả quá nhỏ sẽ gây ra lực liên kết của vật liệu tại của làm cho vật liệu bị tắc không trôi tự do xuống mâm xoay được.
Kích thước cửa xả hỗn hợp xuống mâm xoay được tính tốn sao cho đảm bảo thỏa mãn hai điều kiện:
- Hỗn hợp chảy tự do xuống băng tải một cách dễ dàng ( không bị tắc tại cửa xả )
- Cung cấp đủ lượng hỗn hợp để nạp vào túi nilong.
Để đáp ứng điều kiện thứ hai thì diện tích tối thiểu của cửa xả phải thỏa mãn công thức 3.1 [7]:
F = 6,25(dtb+0,08)2.tg2φ0. (4.1)
Trong đó: dtb: kích thước trung bình của hạt thuộc hỗn hợp xả (mm).
Dựa vào kích thước của sàng trong máy nghiền sàng, ta chọn: dtb= 1.2mm, φ0-góc ma sát trong của vật liệu , chọn φ0 = 300 [6]
Từ dtb và φ0 , thay vào công thức (3.1) sẽ xác định được diện tích tối thiểu của cửa xả đảm bảo cho hỗn hợp chảy tự do không bị tắc tại cửa:
F=6.25.(0,0012+0,08)2.tg2300= 0.01 (m2).
Chọn hình dạng cửa có tiết diện hình trịn: F=π.r2
Suy ra 𝑟 = √𝐹
𝜋= √0.01
3.14 = 0.056m
65
Đáp ứng yêu cầu về năng suất thì lượng hỗn hợp Q xả từ bun ke xuống mâm xoay phải đáp ứng được năng suất thiết kế (> 1000 bầu/h), nghĩa là:
𝐹 ≥𝑄
𝑉 (𝑚2) (4.2) Trong đó :
Q- Lượng hỗn hợp cần thiết chảy tự do xuống mâm xoay (m3/h)