Tính toán chọn cánh đảo trộn

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT BỊ CHÍNH

4.4. Tính toán chọn cánh đảo trộn

- Chiều cao rơi trung bình của hạt vật liệu:

hr D = 0,576 ⟹ hr = D×0,576 = 1,4 ×0,576 = 0,81 m

Trong đó:

D: Đường kính thùng sấy, m - Diện tích bề mặt chứa vật liệu của cánh:

Fc D2 = 0,122 ⟹ Fc = 0,122 × D2 = 0,122 × 1,42 = 0,24 m2

Chọn:

a = 90 mm b = 200 mm d = 2 mm

Fc = a×c + b×c = (a+b)×c

⟹ c = Fc

a+b = 0,090,24+0,2 = 0,828 m = 828 mm

Trong đó:

a: Chiều cao cánh đảo, m b: Chiều rộng cánh đảo, m c: Chiều dài cánh đảo, m - Vật liệu chế tạo cánh là thép không gỉ SUS430, ρ = 7700 kg/m3

Hình 4. SEQ Hình_4. \* ARABIC 2 Thông số cánh đảo

trộn

- Số cánh trên một mặt cắt: 12 cánh - Số cánh cần lắp:

z = 12×Lc = 12×0,8285,6 = 81,15 cánh. ⟶ Lấy 82 cánh - Khối lượng một cánh đảo trộn:

m = ρ νc = ρ× Fc× d = 7700 × 0,24 × 0,002 = 3,696 kg - Khối lượng cánh trong thùng:

mcánh = z × m = 82 × 3,696 = 303 kg

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT BỊ PHỤ

5.1. Calorifer

5.1.1. Nhiệt lượng tiêu hao

Q = L.(I1 – I0) = 3430.(104 – 71) = 113190 kJ/h (CT tr 84 – [3])

Trong đó:

L: Lượng không khí khô cần thiết cho quá trình sấy thực tế, kg/h I1, I0: Enthalpy của tác nhân sấy trước và sau khi ra khỏi calorifer, kJ/kg

5.1.2. Công suất nhiệt

Qcal = ηQ

cal = 1131900,95 = 119147 kJ/h = 33,1 kW (CT tr 85 – [3])

Trong đó:

Q: Nhiệt lượng tiêu hao cho calorifer, kJ/h

ηcal: Hiệu suất nhiệt của calorifer, ncal = 0,95 ÷ 0,97, chọn 0,95

5.1.3. Tiêu hao hơi nước

Calorifer là thiết bị truyền nhiệt dùng để gia nhiệt gián tiếp cho không khí sấy, vai trò của calorifer là đốt nóng không khí từ nhiệt độ t0 đến t1 để cung cấp nhiệt lượng cho vật liệu sấy, đồng thời giảm độ ẩm tương đối để tăng khả năng nhận ẩm của nó. Có 2 loại calorifer để đốt nóng không khí: calorifer khí - hơi và calorifer khí - khói. Ta chọn calorifer khí hơi, đây là loại thiết bị trao đổi nhiệt có vách ngăn. Trong ống là hơi nước bão hòa ngưng tụ và ngoài ống là không khí chuyển động. Hệ số trao đổi nhiệt của nước ngưng lớn hơn nhiều so với hệ số trao đổi nhiệt đối lưu giữa mặt ống với không khí.

Chất tải nhiệt là hơi nước bão hòa có áp suất 5 bar.

D = Qcal

ih−i' = 2749−640119147 = 56,49 kg/h (CT tr 137 – [3])

Trong đó:

ih: Enthalpy của hơi vào calorifer. Hơi ở đây là hơi nước bão hòa khô ở áp suất 5 bar, vậy ih = 2749 kJ/kg

i': Enthalpy của nước bão hòa, i' = 640 kJ/kg

5.1.4. Bề mặt trao đổi nhiệt

- Độ chênh lệch nhiệt độ trung bình:

∆ ttb =

∆ t1−∆ t2

ln ∆ t1

∆ t2 =

(th−tk1)−(th−tk2)

ln (th−tk1)

(t¿¿h−tk2)¿ (CT tr 138 – [3])

= (120,2−26,8)−(120,2−55)

ln⁡(120,2−26,8 120,2−55 ) = 78oC

Trong đó:

th: Nhiệt độ bão hòa của hơi nước ở áp suất 3 bar, tra bảng hơi nước th = 120,2oC

t0 = tk1: Nhiệt độ không khí vào calorifer, tk1 = 26,8oC t1 = tk2: Nhiệt độ không khí ra khỏi calorifer, tk2 = 55oC - Bề mặt truyền nhiệt của calorifer:

F = Qcal× ηcal

K × ∆ ttb = 33,1×103×0,95

20,8×78 = 19,4 m2 (CT tr 138 – [3])

Trong đó:

Qcal: Nhiệt lượng tiêu hao cho calorifer, W

ηcal: Hiệu suất nhiệt của calorifer

∆ ttb: Độ chênh nhiệt độ trung bình, oC K: Hệ số truyền nhiệt, W/m2K. Giả thiết lưu tốc không khí là 4 kg/m2s ta xác

định được K = 20,8 W/m2K (tra bảng 4 phụ lục 1 trang 181 – [3]). Sau đó kiểm tra lại.

- Từ giá trị diện tích bề mặt trao đổi nhiệt F = 19,4 m2. Chọn Calorifer kiểu I ký hiệu K

Φ5 → Diện tích tiện diện khí đi qua fk = 0,244 m2 (Tra bảng 4 phụ lục 1 trang 182 – [3])

- Lưu tốc không khí:

vρ = fL

k = 0,2443430×3600 = 3,9 kg/m2s (CT tr 139 – [3])

- Sai số tương đối:

δ = 4−3,94 × 100 = 2,5% < 5%

Ta thấy lưu tốc không khí tính toán so với trị số chọn sai khác nhỏ khoảng 2,5%. Vậy chọn calorifer KΦ5 là chấp nhận được.

Dựa vào bảng phụ lục 1, bảng 5, trang 182 ta có được các thông số của calorifer KΦ4 được trình bày trong bảng 5 dưới đây.

Bảng 5.1 Thông số của calorifer

STT Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị

1 Diện tích bề mặt trao đổi nhiệt F 19,4 m2

2 Diện tích tiết diện khí đi qua fk 0,244 m2

3 Diện tích tiết diện môi chất đi qua

fm 0,007 m2

4 Kích thước dài A 930 mm

5 Kích thước dài B 662 mm

6 Kích thước dày C 200 mm

7 Đường kính môi chất ống vào 2 dm

5.2. Tính trở lực

5.2.1. Trở lực qua lớp hạt

Trong hệ thống sấy thùng quay, tác nhân sấy không những đi qua lớp hạt nằm trên cánh và trên mặt thùng sấy mà còn đi qua dòng hạt rơi từ đỉnh thùng và các cánh từ trênxuống. Do đó, trở lực của tác nhân sấy có những đặc thù riêng và được tính theo

Δp1 = a . L . w

2. ρk.C1

2.g . dtđ (CT 10.19/213 – [1])

Trong đó:

L: Chiều dài thùng sấy, m w: Tốc độ TNS, m/s

ρk = 1,116 kg/m3: Khối lượng riêng của không khí ở ttb = t1+t2

2 = 55+322 = 43,5oC, tra bảng phụ lục 6 – [7].

g = 9,81 m/s2: Gia tốc trọng trường.

dtđ: Đường kính tương đương của hạt bắp (Xem mục 4.1) C1: Hệ số đặc trưng cho độ chặt của lớp hạt

a: Hệ số thủy động

5.2.1.1. Tốc độ trung bình của không khí trong thiết bị

- Tiết diện tự do của thùng sấy:

Ftd = (1 – β) πD2

4 (CT tr 214 – [1])

= (1 – 0,25) π1,42

4 = 1,15 m2 - Tốc độ không khí trong thùng sấy:

w = VFtb

td = 0,921,15 = 0,8 m/s

Trong đó:

Vtb: Lưu lượng thể tích của tác nhân sấy trung bình thực tế (Xem mục 4.2.3) Ftd: Tiết diện tự do của thùng sấy.

5.2.1.2. Hệ số thủy động

- Chuẩn số Renoylds:

Re = Dw

ν = 1,4×0,8 17,31×10−6 = 64702 (CT V.36/13 – [2])

Trong đó:

ν = 17,31 ×10-6 (m2/s) là độ nhớt động học của không khí ở ttb = t1+t2

2 = 55+322 = 43,5oC, tra bảng và nội suy ở bảng I.255 trang 318 – [6].

- Hệ số thủy động:

a = 5,85 + 490ℜ = 5,85 + 64702490 = 6,25 (CT 10.20/213 – [1])

5.2.1.3. Hệ số đặc trưng cho độ chặt của lớp hạt

- Khối lượng riêng dẫn xuất của khối hạt chuyển động trong thùng sấy:

ρdx =0,25(G0,75×12×V+G2)β

t

(CT 10.23/213 – [1])

= 0,250,75(503×2+400)×8,60,25 = 4,375 kg/m3 - Hệ sốζ

ζ = ρv−ρρdx

v = 850−8504,375 = 0,99 (CT 10.22/213 – [1])

- Hệ số đặc trưng cho độ chặt của lớp hạt:

C1 = 1−ζ

ζ2 = 1−0,99

0,992 = 0,01 (CT 10.21/213 – [1])

⟹ Δp1 = a . L . w

2. ρk.C1

2.g . dtđ = 6,25×5,6×0,82×1,116×0,01

2×9,81×7,5×10−3 = 1,69 mmH2O

5.2.2. Trở lực cyclone và calorifer

Theo kinh nghiệm, trở lực của cyclone Δpx = 20 mmH2O, trở lực calorifer Δpc = 3

mmH2O (vì lưu tốc không khí là 4 m/s – đã tính ở phần calorifer).

- Tổn thất cục bộ và tổn thất phụ lấy thêm 5%, vậy cột áp tĩnh là

∆ pt = 1,05(∆ p1+∆ px + Δpc) = 1,05(1,69 + 20 + 3) = 25,92 mmH2O

- Cột áp động:

∆ pđ = v

2× ρk

2g (CT 17.31/333 – [1])

= 1022××9,811,116 = 5,7 mmH2O

Giả sử tốc độ dòng chảy v = 10 m/s

ρk = 1,116 kg/m3: Khối lượng riêng của không khí ở ttb = t1+t2

2 = 55+322 = 43,5oC, tra bảng phụ lục 6 – [7].

g = 9,81 m/s2: Gia tốc trọng trường.

- Cột áp toàn phần:

∆ p = ∆ pt + ∆ pđ = 25,92 + 5,7 = 31,62 mmH2O = 310 N/m2 (CT 17.32/333 – [1])

5.3. Chọn quạt

Trong hệ thống sấy, quạt là bộ phận vận chuyển không khí và tạo ra áp suất cho dòng khí đi qua các thiết bị như calorifer, thùng sấy, cyclone. Nhiệm vụ của hệ thống quạt là tạo ra dòng chảy của không khí qua thùng sấy có lưu lượng đúng như quá trình sấy yêu cầu.

Trong thiết bị sấy, thường để vận chuyển tác nhân sấy thường dùng 2 loại quạt là quạt ly tâm và quạt hương trục. Để chọn quạt phù hợp, phụ thuộc vào thông số đặc trưng của hệ thống sấy, trở lực mà quạt phải khắc phục.

Dựa vào cột áp toàn phần ∆ p = 310 N/m2 và lưu lượng tác nhân sấy trung bình Vtb = 3305,5 m3/h theo phần D phụ lục 2 trang 194 [3]

Ta chọn quạt ly tâm II 4-70 N04 có hiệu suất η = 0,8, tốc độ quay ω = 110 rad/s ⟹ Số

vòng quay n = ω2.60π = 1102×π60 = 1050 vòng/phút - Công suất quạt:

N = k Vtb. ρ0. ∆ p

3600.102. ρ . η = 1,15 36003305,5×102××1,2931,116×31,62×0,8 = 0,47 kW(CT 17.38/334 – [1])

Trong đó:

k: Hệ số dự phòng, k = 1,1÷1,2. Chọn k = 1,15 Vtb: Lưu lượng không khí khô ở nhiệt độ trung bình của tác nhân sấy, m3/h

ρo: Khối lượng riêng của không khí khô ở điều kiện tiêu chuẩn, ρo = 1,293 kg/

m3

∆p: Cột áp toàn phần mà quạt phải khắc phục, mmH2O

ρ: Số kg không khí khô/m3 không khí ẩm

η: Hiệu suất quạt

- Công suất động cơ chạy quạt:

Nđc = ηN

td

φ = 0,471 × 1,5 = 0,705 kW (CT tr 97 – [3])

Trong đó:

N: Công suất quạt, kW

ηtd: Hiệu suất của cơ cấu truyền từ động cơ tới quạt, chọn ηtd = 1

φ: Hệ số dự phòng của quạt ly tâm, tra bảng 2.1 trang 97 – [3].

Đối với N = 0,47 < 0,5 nên chọn φ = 1,5

5.4. Cyclone

- Khi tác nhân sấy không khí nóng đi qua máy sấy thường mang theo rất nhiều hạt bụi nhỏ, chúng cần được thu hồi để làm sạch môi trường không khí thải bằng cách sử dụng cyclone.

- Lưu lượng khí vào cyclone chính bằng lượng tác nhân sấy khi ra khỏi thùng sấy:

Vc = V2 = 3210 m3/h

- Từ Vc = 3210 m3/h, tra bảng III.5/524 – [6] ta được đường kính cyclone đơn D = 600 mm

- Với D = 600 mm, ta chọn cyclone loại H.15. Loại cyclone đơn H.15 với góc nghiêng cửa vào σ = 15o được sử dụng nhiều nhất. Loại này đảm bảo độ làm sạch lớn nhất với hệ số thủy lực nhỏ nhất. [6]

- Bunke chứa bụi:

+ Thể tích làm việc của bunke, tra bảng III.5a/525 – [6] với đường kính cyclone đơn

D = 600 mm ta được Vb = 0,6 m3.

Bảng 5.2 Thông số của cyclone

STT Kích thước của Cyclone II.H-15 Kí hiệu Công thức Giá trị Đơn vị

1 Đường kính trong của Cyclone D 600 mm

2 Chiều cao cửa vào α 0,66D 396 mm

3 Chiều cao ống tâm mặt bích h1 1,74D 1044 mm

4 Chiều cao phần hình trụ h2 2,26D 1356 mm

5 Chiều cao phần hình nón h3 2D 1200 mm

6 Chiều cao phần bên ngoài ống tâm h4 0,3D 180 mm

7 Chiều cao chung H 4,56D 2735 mm

8 Đường kính ngoài của đường ống d1 0,6D 360 mm

9 Đường kính trong của cửa tháo bụi d2 0,3D 180 mm

10 Chiều cao cửa vào b1/b 0,26D/0,2D 156/120 mm

11 Chiều cao của ống cửa vào l 0,6D 360 mm

12 Khoảng cách từ tận cùng Cyclone đến mặt bích

h5 0,32D 192 mm

13 Góc nghiêng giữa nắp và ống vào α 15 Độ

5.5. Thiết kế bộ phận truyền động

5.5.1. Chọn động cơ

5.5.1.1. Số vòng quay của thùng

n = τ . D . tg ⁡m . k . L(α) = 70,5××1,40,6×tg(3)×5,6 = 3,27 vòng/phút (CT VII.52/122 – [2])

Trong đó:

L: Chiều dài thùng sấy, m D: Đường kính thùng sấy, m

α: Góc nghiêng của thùng quay, độ (thường góc nghiêng của thùng dài là 2,5 ÷ 3o, còn thùng ngắn đến 6o, chọn α = 3o.

m và k: Hệ số phụ thuộc vào cấu tạo cánh và chiều chuyển động của khí. Chọn theo loại cánh nâng và chuyển động khí ngược chiều. Dựa vào bảng VII.4 → m = 0,5;

k = 0,6

τ: Thời gian lưu lại vật liệu trong thùng quay, phút

5.5.1.2. Công suất cần thiết để quay thùng

N = 0,13.10-2. D3. L. a. n. ρ (CT VII.54/122 – [2])

= 0,13×10-2× 1,43×5,6×0,071×3,27×1253 = 5,81 kW

Trong đó:

L: Chiều dài thùng sấy, m D: Đường kính thùng sấy, m

a: Hệ số phụ thuộc vào dạng cánh, chọn loại cánh nâng, dựa vào bảng VII.5 ta chọn a = 0,071.

n: Số vòng quay của thùng, vòng/phút

ρ: Khối lượng riêng bắp hạt, kg/m3 (Xem mục 4.1) Chọn động cơ loại A02 – 61 – 8, có các thông số sau:

- Công suất động cơ: Nđc = 7,5 kW - Tốc độ quay: nđc = 750 vòng/phút - Hiệu suất: η = 0,865

Công suất làm việc của động cơ:

N’ = Nđc×η = 7,5 × 0,865 = 6,4875 kW

⟹ Vậy N’ > N, do đó thỏa điều kiện để quay thùng.

5.5.2. Bộ truyền bánh răng

Chọn nhóm bánh răng có độ rắn HB ≤ 350, được gọt cắt chính xác sau nhiệt luyện.

Bánh răng có khả năng chạy mòn tốt. Để tránh dính bề mặt làm việc của bánh răng, lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn 30 – 50 HB

- Bánh răng lớn (Bảng 3 – 8/40 – [10]):

+ Vật liệu: Thép (35 thường hóa) + Độ rắn: HB = 160

+ Giới hạn bền kéo: σbk = 480 N/mm2 + Giới hạn bền chảy: σch = 240 N/mm2 - Bánh răng nhỏ

+ Vật liệu: Thép (45 thường hóa) + Độ rắn: HB = 190

+ Giới hạn bền kéo: σbk = 580 N/mm2 + Giới hạn bền chảy: σch = 290 N/mm2

5.5.2.1. Ứng suất uốn cho phép

Đối với răng làm việc một mặt:

[σ]u = (1,4÷1,6n. K)σ−1. kN

σ = 1,5.σn . K−1. kN

σ (CT 3-5/42 – [10])

Trong đó:

σ-1: Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, N/mm2

Kσ: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. Đối với bánh răng bằng thép thường hóa Kσ=1,8 (Trang 44 – [10]).

n = Hệ số an toàn. Đối với bánh răng bằng thép thường hóa, chọn n = 1,5 (Trang 42 – [10]).

kN: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, chọn kN = 1.

- Ứng suất uốn cho phép với bánh răng lớn:

[σ]u(lớn) = 1,5.σn . K−1(l ớ n). kN

σ = 1,5×1,5216×1,8×1 = 120 N/mm2 Trong đó:

σ – 1(lớn) = (0,4÷0,45).σbk = 0,45 × 480 = 216 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép với bánh răng nhỏ:

[σ]u(nhỏ) = 1,5.σn. K−1(n hỏ). kN

σ = 1,5×1,5261××1,8 1 = 145 N/mm2 Trong đó:

σ – 1(nhỏ) = (0,4÷0,45).σbk = 0,45 × 580 = 261 N/mm2

5.5.2.2. Chọn hệ số tải trọng

Có thể chọn hệ số tải trọng K = 1,3÷1,5, chọn hệ số tải trọng K = 1,3 do sử dụng vật liệu có khả năng chạy mòn, vận tốc thấp.

5.5.2.3. Chiều dài tương đối của bánh răng

Chọn loại truyền động: Bộ truyền thông thường trong hộp giảm tốc, trục và ổ tương đối cứng. Với HB ≤ 350, chọn ψm = 20.

5.5.2.4. Chọn số răng và hệ số dạng răng

Chọn số răng của bánh răng nhỏ (bánh răng dẫn động) Z1 = 36 răng.

Theo bảng 3-18/52 – [10], chọn hệ số dạng răng y1 = 0,4135.

5.5.2.5. Tính modun bánh răng

m ≥ √3 y1× Z19,1×1× n× ψ106× K × Nm×[σ]u(nhỏ) (CT 3 – 29/49 – [10])

= √3 0,413519,1×10×366××1,31××0,97220×145 = 8,24 mm

Chọn modun của bánh răng trụ theo tiêu chuẩn (Bảng 3 – 1/34 – [10])

⟹ m = 10 mm 5.5.2.6. Xác định khoảng cách trục A, số răng và chiều rộng bánh răng

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau:

m = (0,01÷0,02)×A (CT 3 – 22/49 – [10])

⟹ A = 0,02m = 0,0210 = 1000 mm - Số răng bánh dẫn (nhỏ):

Z1 = m.(i2A+1) = 10.(3+1)2×1000 = 40 răng (CT 3 – 24/49 – [10])

- Số bánh răng bị dẫn (lớn):

Z2 = i × Z1 = 4 × 40 = 160 răng (CT 3 – 27/49 – [10])

- Chiều rộng bánh răng dẫn:

b = ψm× m = 20 × 10 = 200 mm

Đối với chiều rộng bánh răng trụ, nên lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn của bánh răng lớn khoảng 5÷10 mm.

- Chiều rộng bánh răng bị dẫn:

b' = 200 – 10 = 190 mm

5.5.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn răng

[σ]'u= 19,1×10

6× K × N y ×m2× Z × n× b ≤ [σ]u (CT 3 – 33/51 – [10])

- Hệ số dạng răng y được xác định theo bảng 3 – 18/52 – [10]:

+ Bánh răng nhỏ: Z1 = 40 ⟹ y = 0,476 + Bánh răng lớn: Z2 = 160 ⟹ y = 0,517

[σ]'u= 19,1×10

6×1,3×0,972 0,476×102×40×1,5×200= 42,25 ≤ 145 N/mm2 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

[σ]'u= 19,1×106×1,3×0,972

0,517×102×160×1,5×190= 10,23 ≤ 120 N/mm2

⟹ Vậy bánh răng thỏa điều kiện bền uốn của răng.

Bảng 5.3 Thông số của bánh răng

STT

Thông số Kí hiệu-đơn vị Công thức tính

Bánh răng dẫn

(nhỏ)

Bánh răng bị dẫn (lớn)

1 Mođun m (mm)

10

2 Số răng Z

(răng)

40

160

3 Đường kính

vòng chia

d (mm)

d1=m× Z1

d2=m× Z2

400

1600

4 Khoảng cách

trục

A (mm)

A=d1+d2

2

1000

5 Chiều rộng

bánh răng

b (mm)

200

190

6 Đường kính De (mm)

De=d1+2m De=d2+2m

420

vòng đỉnh răng

1620

7 Đường kính vòng chân răng

Di (mm)

Di=d1−2.5m

Di=d2−2.5m

375

1575

8 Chiều cao đầu

răng

hđ (mm)

hđ=m

10

9 Chiều cao răng h (mm)

h=2.25m

22,5

10 Chiều dày răng St (mm) St = m/2 5

11 Bước răng P (mm) P = m.π 10π

5.5.2.8. Khối lượng bánh răng lớn

Bánh răng được chế tạo bằng thép không gỉ SUS430, ρ = 7700 kg/m3 - Đường kính ngoài của thùng sấy:

Dng = Dt + 2δ = 1400 + 2×5 = 1410 mm = 1,41 m

mbánh răng = ρ.V = ρ × π4(d12−D2ng¿× b’ = 7700 × π4(1,62 – 1,412) × 0,19 = 657 kg

5.6. Vành đai

Chọn sơ bộ các thông số của vành đai như sau:

- Bề rộng vành đai: B = 100 mm

- Bề dày vành đai đối với thùng tải trọng nặng

h = 2,6B = 1002,6 = 38,46 mm ⟹ Chọn h = 40 mm - Vành đai được chế tạo bằng thép không gỉ JFE409L, ρ = 7740 kg/m3 - Gân để lắp vành đai:

+ Chiều cao: h1 = 70 mm + Bề rộng: h2 = 40 mm - Chân đế:

+ Chiều cao: h3 = 80 mm + Bề rộng: h4 = 90 mm - Đường kính ngoài của vành đai:

Dđai = 1400 + 2×5 + 2(100+40) = 1696 mm - Khối lượng vành đai:

mvành đai = 2 × ρ×V = 2 × ρ × π4(Dđai2 −Dng2 ¿× B

= 2 × 7740 × π4(1,6962 – 1,412) × 0,1 = 1080 kg

5.7. Con lăn đỡ

- Khối lượng thùng:

mthùng = 2 × ρ × π4(Dng2 −Dt2¿× Lt = 2 ×7700× π4(1,412 – 1,42) × 5,6 = 1903 kg - Tải trọng thùng:

Q = (mthùng + mcánh + mbánh răng + mvànhđai + mvật liệu). g

= (1903 + 303 + 657 + 1080 + 503) × 9,81 = 43615,26 N - Chọn góc giữa 2 con lăn đỡ là 2φ = 60o ⟹φ = 30o

Hình 5. SEQ Hình_5. \*