TÍNH TOÁN CƠ KHÍ CHO MÁY NGHIỀN BI

.1.1 Vỏ thùng nghiền 3

Vỏ thùng nghiền thường được chế tạo từ thép làm nồi hơi. Ngày nay người ta thường chế tạo thùng bằng phương pháp hàn. Chọn phương pháp hàn để giảm trọng lượng máy, dễ lắp ráp các tấm lót và vỏ máy ít bị ăn mòn hơn trong quá trình sử dụng. Lưu ý khi hàn: phải đảm bảo tất cả mặt cắt ngang trên toàn bộ chiều dài phải đồng tâm và tròn đều, nếu không sẽ sinh ra các lực ly tâm phụ khi thùng nghiền quay. Khi hàn trong vỏ máy thường xuất hiện ứng suất nội dễ tạo vết nứt nên sau khi hàn phải ủ. Các mối hàn ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền của thùng máy và được bố trí theo chu vi của vò thùng nghiền,

không bố trí theo đường sinh, nhất thiết không để các mối hàn giao nhau. Trên thân thùng thường khoét lỗ làm cửa nạp vật nghiền, đối với máy nghiền bi thùng dài thì mỗi ngăn làm một cửa.

Vật liệu để chế tạo vỏ thùng nghiền: lựa chọn thép CT3 là loại thép có hệ số giãn nở lớn vì thùng máy chịu tải trọng va đập và chịu nhiệt độ sinh ra khi nghiền quặng.

Bề dày của thân thùng phụ thuộc vào đường kính thùng, thường lấy 1 – 134]

= (0.010.015)D [

Tra bảng 4.4 – Chiều dày thùng nghiền phụ thuộc vào đường kính D [3 – 70] ta có: đối với đường kính thùng nghiền D = 2.6 m thì tương ứng với chiều dày . Quy chuẩn ta có

=38(mm)

=40(mm)

3.1.2 Tấm lót cho máy nghiền bi

Tấm lót được dung để bảo thùng nghiền khỏi sự va đập và chà xát của vật nghiền và vật liệu nghiền. Ngoài ra tấm lót còn có tác dụng làm tăng khả năng đập nghiền. Tấm lót cần có độ bền cao hơn bi đạn và không được nứt, biến dạng. Vật liệu làm tấm lót có thể làm bằng nhiều loại vật liệu khác nhau như thép mangan, thép mangan-crom, gang, đá,… tùy theo tính chất và yêu cầu kĩ thuật của vật liệu nghiền để chọn loại vật liệu phù hợp. Vì

vật liệu cần nghiền là Clinker có độ cứng không lớn lắm nên chọn vật liệu làm tấm lót là thép mangan.

Hình dáng bề mặt làm việc của tấm lót, đường kính có ích của máy nghiền và đặc tính chuyển động của vật đập ảnh hưởng lớn đến độ mòn của nó, đến năng suất máy nghiền và đến lượng tiêu hao công suất và hao mòn vật đập. Ở phần nghiền thô (ngăn 1 của máy nghiền) dùng bi cỡ lớn và tấm lót hình sóng hoặc bậc để có thể nâng bi đạn lên cao tăng lực đập và năng suất máy. Ở phần nghiền tinh (ngăn 2 của máy nghiền) dùng tấm lót có gờ rất thấp, bề mặt có khía hoặc trơn tạo thuận lợi cho quá trình mài mịn.

• Tấm lót dùng cho ngăn 1

Ở ngăn 1 dùng để nghiền thô, tác dụng đập nhiều hơn tác dụng chà xát của vật nghiền trong quá trình nghiền nên dùng tấm lót mặt hình sóng hoặc bậc. Chọn tấm lót hình sóng dạng lót giày.

Ta có:

dài 250 ÷ 500 [mm]

Kích thước cơ bản của tấm lót: {rộng 300 ÷ 420 [mm]

dày 40 ÷ 50 [mm]

Chọn bề dày tấm lót bằng 40 mm. Chọn kích thước tấm lót là 450 mm x 300 mm Khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót không được lớn hơn 10 mm [1 – 136]. Vậy chọn khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót là 8 mm.

L 3.9

0.308 Số tấm lót theo chiều dài thùng là:

Chọn a1 = 13 tấm

= = =12.66 (tấm)

a1

0.3+ 0.008

Theo chu vi của thùng nghiền: C=2 R = D=  2.6 = 8.17(m)

C 8.17 Số tấm lót theo chu vi thùng là:

Chọn b1 = 18 tấm

= = =17.84(tấm)

b1 0.45 + 0.008 0.458



Tổng số tấm lót ở trong thùng là: n =  =18 13 234(tấm) Vậy khối lượng tấm lót trong ngăn 1 là:

Glót1 =nVg =234(0.450.30.04)78509.81=97308(N)

d =(0.81.0)d d =0.9dv =0.940=36(mm) [1 – 135]. Chọn

Đường kính gót giày v

t = (1.52.0)d

Khoảng cách giữa các gót giày v [1 – 135].

t =1.8dv =1.840 =72(mm) Chọn

• Tấm lót dùng cho ngăn 2

Ở ngăn 2 của ống nghiền dùng để nghiền mịn, quá trình ở ngăn 2 có tác dụng chà xát của bi đạn lên tấm lót là chính nên dùng tấm lót trơn.

Chọn bề dày tấm lót bằng 40 mm. Chọn kích thước tấm lót là 450 mm x 300 mm Khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót không được lớn hơn 10 mm [1 – 136]. Vậy chọn khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót là 8 mm.

L 3.9

0.308 Số tấm lót theo chiều dài thùng là:

Chọn a2 = 13 tấm

= = =12.66(tấm)

a2

0.3+ 0.008

Theo chu vi của thùng nghiền: C=2 R= D =  2.6 = 8.17(m)

C 8.17

0.458

Số tấm lót theo chu vi thùng là: b2 = = =17.84 (tấm) 0.45 + 0.008

Chọn b2 = 18 tấm



Tổng số tấm lót ở trong thùng là: n =  =18 13 234(tấm) Vậy khối lượng tấm lót trong ngăn 2 là:

Glót2 =nVg =234(0.450.30.04)78509.81=97308(N)

3.1.3 Cửa thăm của máy nghiền bi

Cửa thăm dùng để nạp và bổ sung vật nghiền, tháo lắp sửa chữa các vách ngăn, tấm lót cũng như các bộ phận khác bên trong thùng nghiền, nên phải có kích thước sao cho công nhân, các tấm ghi, tấm lót vào ra được. Ống nghiền được bố trí 2 cửa thăm trên cùng một đường thẳng song song với đường tâm của ống nghiền: ngăn 1 có một cửa và ngăn 2 có một cửa. Cần phải có lót đệm cho kín để tránh bụi văng ra ngoài.

3.1.4 Vách ngăn (ghi) của máy nghiền bi

Tấm ngăn dùng để chia thùng nghiền ra làm nhiều ngăn riêng biệt, cản trở sự dịch chuyển của vật nghiền từ ngăn này sang ngăn khác, chỉ cho vật liệu đã được nghiền đến kích thước quy định chui ra. Ghi bao gồm các loại sau:

- Ghi kép:

+ + -

Ghi kép phân li (có nón phân li cỡ hạt).

Ghi kép nâng (không có nón phân li cỡ hạt).

Ghi đơn +

+

Ghi đơn có lỗ tâm.

Ghi đơn không có lỗ tâm.

Hình dạng kích thước và cách bố trí lỗ lưới có ảnh hưởng lớn đến năng suất của máy nghiền và kích thước sản phẩm nghiền. Lỗ thường có hình dạng chữ nhật hay hình tròn.

Lỗ lưới ghi có thể phân bố theo hướng bán kính, hướng vuông góc với bán kính và trên những đường tròn đồng tâm với máy nghiền. Bố trí theo cách thứ nhất có ưu điểm là sản phẩm qua lưới không bị cuốn trở lại nhưng lỗ dễ bị tắc. Theo cách thứ ba thì sản phẩm chảy men theo lỗ và có khả năng bị quần trở lại. Vì vậy cách bố trí lỗ nằm vuông góc với bán kính thường được sử dụng nhất.

Vật liệu chế tạo: để các tấm ngăn chịu được sự va đập của vật nghiền nên vật liệu chế tạo nên nó cũng được chế tạo từ vật liệu tốt, chống mòn. Chọn vật liệu là thép mangan.

Vách ngăn được chia làm 2 phần: phần thứ nhất là những đường gân được chế tạo bằng những thanh sắt hàn đồng tâm với nhau, giúp bảo vệ lưới bên trong tránh sự va đập của bi nghiền. Phần thứ hai là lưới bên trong dùng để phân loại kích thước vật liệu nghiền.

3.1.5 Đầu nạp liệu và tháo liệu

Hai đáy ở hai đầu thùng thường được đúc liền luôn với cổ trục thành một khối, đáy và thân thùng ghép lại với nhau bằng bulong. Có thể coi đáy nạp liệu và đáy tháo liệu có kích thước và trọng lượng như nhau: Gn=

Gt





D' Dt Dn

l

Hình 4.1 – Sơ đồ đầu nạp liệu và tháo liệu



1

= =38(mm) Chọn chiều dày đáy hình côn bằng với chiều dày của thân thùng:

D' = D+2 = 2.6+20.04= 2.68(m) Vậy đường kính ngoài của thùng nghiền

 =21 =240=80(mm) Chọn chiều dày cổ trục bằng 2 lần chiều dày đáy hình côn: 2

Ta có đường kính ngoài của cổ trục: Dn=

2Rc

Với Rc là bán kính ngoài cổ trục máy nghiền bi, thường lấy 2Rc =(0.250.33)D=(0.250.33)2.6=(0.650.858)(m)

D = 2R = 0.8(m)

Chọn n c

D = D −2 =0.8−20.08=0.64(m) Do đó đường kính trong của cổ trục: t n 2

Chọn chiều dài cổ trục thùng nghiền và góc đáy côn: l = 0.6 (m) và α = 120°.

Ta có:

 1 4

D − D 

G = G = g[   t (D'2 − D2+ Dn2− Dt2 + D'D − D D ) + l(Dn2− Dt

)]

2

n t 3 2 tan( ) n t 4

2

 1 2.6 − 0.64

=78509.81[   (2.682− 2.62+ 0.82− 0.64 2 + 2.68 2.6 − 0.80.64) 3 4 2 tan(60)

 )]

+

=

0.6(0.82− 0.642 4

90.5(kN)

3.2 Công suất của máy nghiền bi

Công suất tiêu hao cho máy nghiền bi bao gồm 2 thành phần:

- -

Công suất tiêu hao để nghiền vật liệu Nn

Công suất tiêu hao để thắng ma sát ở gối đỡ Nms 3.2.1 Công suất tiêu hao để nghiền vật liệu

Ta có công thức sau:

Nn 4.10−

QR1n

= 5 (2 – 10) [1 – 171] (3 – 2)

Trong đó: Nn là công suất tiêu hao để nghiền vật liệu, kW.

Q là trọng lượng vật nghiền nạp vào, N R1 là đường kính trong của thiết bị, m.

n là số vòng quay của thùng trong 1 phút, vòng/phút.

Thay số liệu vào ta có:

2.619.8 = 481(kW)

=  = 

Nn 4 10−5QR n 4 10−5

47.62103

9.81

1 2

3.2.2 Công suất tiêu hao để thắng ma sát ở gối đỡ

Theo công thức (7 - 95) [1-171]:

fPvc

=1000 (kW) (3 – 3)

Nms

Trong đó:

• f - hệ số ma sát ở hai cổ trục máy nghiền với ổ đỡ, thường lấy f = (0.07 ÷ 0.10) Chọn: f = 0,09

• vc - vận tốc vòng của cổ trục, theo công thức (7-96) [1-171]:

nRc

vc = 30 (3 – 4)

Trong đó: R là bán kính ngoài cổ trục máy nghiền, R = 0.4 (m).c c

n là số vòng quay của thùng, n = 19.8 (vòng/phút).

Vậy:

nRc

30

19.80.4

vc = = = 0.83 30

• P là tổng tải trọng tác dụng lên các gối đỡ (N), theo công thức (7 – 97) [1 – 171]

(3 – 5) P = (G t+ Q + P lt cos )2+ (Plt sin )2

Trong đó:

- Gt - trọng lượng bản thân thùng nghiền kể cả khối lượng tấm lót, bánh răng vòng…, (N);

Ta có: G = G + G + G + G + G

t

t th br lót n

Bỏ qua trọng lượng của bánh răng, ta có:

Gt = 4 78509.817.8(2.682− 2.6 ) + (97308 +2 97308) +905002 = 575(kN) - Q là tải trọng bi: Q = 0.55G, (N).

Với G là trọng lượng tổng các bộ phận cùng tham gia quay Theo công thức (7-100) [1-172]:

G = 1,14G + G + G + G + G

tn (3 – 6)

vn lót n t

Trong đó:

Gvn - Trọng lượng tải trọng bi nạp vào thùng, (N);

Glót - Trọng lượng các tấm lót, (N);

Gn - Trọng lượng đáy nạp liệu (kể cả cổ trục), (N);

Gt - Trọng lượng đáy tháo liệu (kể cả cổ trục), (N);

Gtn – Trọng lượng tấm ngăn, (N);

Bỏ qua trọng lượng các tấm ngăn, khi đó ta có:

G=(1.1447.621039.81)+(97308+97308)+905002=908(kN) Vậy Q =0.55G = 0.55908 = 499(kN)

- Plt là lực ly tâm do tải trọng bi quay gây nên, (N).

Coi 2 g, theo công thức (7 - 98) [1 - 172]:

QR0n2

Plt = (3 – 7)

900 D

Ta có: = = 2

1

R0 0.863R 0.863

QR0n2 4990.8632.619.8

Vậy: Plt = = =12.3(kN)

9002 900

- Góc  tạo bởi phương của lực ly tâm Plt với đường kính thẳng đứng của thùng, thông thường  = 60o

Vậy :

P = (575+ 499 +12.3sin 60) Khi đó ta có:

2+ (12.3 cos 60)2 =1085(kN)

fPvc 0.09648.7210 30.83 N =

ms = =81(kW)

1000 1000

Vậy tổng công suất của máy nghiền là:

N = N n + N ms = 481+81=562(kW)

3.3 Tính chọn công suất động cơ

Công suất động cơ được xác định theo công thức (7 – 99) [1 – 172]

Ndc = K N

n + N

ms (kW)

(3 – 8)



Trong đó:

K là hệ số dự trữ, lấy K = 1.1÷1.15. ta chọn K = 1.15

 0

- hiệu suất bộ truyền động, với bộ truyền động bằng bánh răng vòng thì lấy  = 0.85 ÷ .88 [1 - 172]: Chọn  = 0.87

Vậy:

Ndc = K N

n + N

ms =1.15

= 743(kW) 562

 0.87

• Chọn động cơ:

- - - - -

Kí hiệu: Y2-4504-4 Loại động cơ: 3 pha

Công suất: 1000 HP = 750 kW Tốc độ: 1500 vòng/phút

Điện áp: 6kV 3

3

.4 Tính toán thiết bị phụ trợ cho máy nghiền bi .4.1 Tính toán và chọn hộp giảm tốc

Động cơ có tốc độ: ndc = 1500 (vòng/phút).

Thùng nghiền có tốc độ thích hợp: nth= 19.8 (vòng/phút).

Tỷ số truyền từ hộp giảm tốc đến cặp thùng quay của máy nghiền bi là:

u t = n dc : n th = 1500 :19.8 = 75.76

Tải trọng của máy nghiền lớn nên dùng hộp giảm tốc có sự phân bố đều trên các ổ trục để tăng tuổi thọ sử dụng hộp giảm tốc, nên chọn hộp giảm tốc có cấp phân đôi, có ưu điểm sau:

- - -

•

Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục.

Sử dụng hết khả năng của vật liệu chế tạo các bánh răng cấp chậm và cấp nhanh.

Bánh răng phân bố đối xứng với ổ, sự tập trung tải trọng theo chiều dài răng ít.

Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động ut

u =u u

t n h (3 – 9)

Trong đó: un là tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

Từ bảng 2.4 – Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ [4 – 21]. Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc truyền động bánh răng trụ 2 cấp là uh = 10

u 75.76

Vậy: un = t = 10 = 7.58 uh

u =u u

h 1 2

Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Trong đó: u1 là tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh;

u2 tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm.

Từ bảng 3.1 – Kết quả phân phối tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ [4 – 43] ta được: u = 3.83, u = 2.611 2

Tính tại u theo u và un 1 2

ut 75.76 u1u2 3.832.61 un = = = 7.58

• Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục Ta có: công suất động cơ Pct = 1000 HP = 750 kW

- Đối với trục 1:

P = P1 ct ol d  =7500.990.96=712.8(kW)

ndc 1500 un 3.83

n1 = = = 391.64(vòng / phút)

P 712.8

T1 = 9.55106 1 = 9.55106 =17.4106(Nmm)

n1 391.64

- Đối với trục 2:

P 2= P  1 ol br =712.80.990.97 =684.5(kW)

n1 391.64

n2 = = =150.05(vòng / phút) u1 2.61

P 684.5

T2 = 9.55106 2 = 9.55106 = 43.6106(Nmm)

n2 150.05

- Đối với trục 3:

P 3= P 2 ol br =684.50.990.97=657.33(kW)

n2 150.05

n3 = = =19.8(vòng / phút) u2 7.58

P 657.33

T3 = 9.55106 3 = 9.55106 19.8 = 317106(Nmm) n3

Trong đó: Pct – công suất cần thiết trên động cơ ud – tỷ số truyền của bộ truyền đai

η , η , η – lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cập ổ lăn và bộ truyền bánhd ol br

răng có được từ việc tra bảng 3.2 – Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ [4 – 19].

Bảng 3.1: Kết quả tính toán công suất, momen, số vòng quay trên các trục.

Trục Động cơ 1 2 3

Thông số

Công suất P, kW Tỉ số truyền u Số vòng quay n,

vòng/phút

750 712.8

391.64

684.5 150.05 43.610

657.33 19.8

3.83 2.61 7.58

1500

Momen xo ắ n T, Nmm 17.4106 6 317106

• Chọn vật liệu thiết kế: đối với bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp không yêu cầu đặc biệt về vật liệu chế tạo. Vì vậy chọn cùng một loại vật liệu để thiết kế, bánh răng được tôi bề mặt, thấm Cacbon vì máy có công suất và tải trọng rất lớn.

3.4.2 Tính toán bánh răng dẫn động

Thiết bị làm việc trong 20 năm, mỗi năm 365 ngày, mỗi ngày làm việc khoảng 15 giờ.

Vậy tổng số thời gian làm việc là t = 110000 giờ.

Tỉ số truyền bánh răng un = 7.58.

a) Chọn vật liệu làm bánh răng

Tra bảng 6.1 – Cơ tính của một số vật liệu làm bánh răng [4 – 92], ta có:

• Vật liệu làm bánh lớn:

- - - -

Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa

Độ rắn: HB = 170÷217. Ta chọn HB2 = 200 phôi rèn Giới hạn bền: σb2 = 600 (N/mm2)

Giới hạn chảy: σch2 = 340 (N/mm2)

• Vật liệu làm bánh nhỏ:

- - - -

Nhãn hiệu thép: 25XTT thẩm cacbon

Độ rắn: HB = 580÷630. Ta chọn HB1 = 580 phôi rèn Giới hạn bền: σb1 = 1150 (N/mm2)

Giới hạn chảy: σch1 = 950 (N/mm2) b) Tính toán ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép được tính toán theo công thức sau:

[H ]=(o / S )Z Z K K

xH HL (6.1) [4 – 91]

(6.2) [4 – 91]

(3 – 10) (3 – 11)

H lim H R V

[

F ]=(

o / S )Y Y K K K

Flim F R s xF FC FL

Z Z K =1 Y Y K =1

R S xF

Lấy sơ bộ R V xH và Khi đó ta có:

H ]=

K / S

[ Hlim o HL H

[F ]=

o K K / SF Flim FC FL

Trong đó:

• o và Fo

lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

H lim

với số chu kì cơ sở.

Tra bảng 6.2 – Trị số của o  o và

Flim

ứng với số chu kì cơ sở [4 – 94]. Ta có:

H lim

➢ Đối với bánh chủ động:

o = 23HRC

+ với HRC là độ rắn mặt răng HRC = 57÷63. Chọn HRC = 58 khi

m m m

Hlim m

o 23

= HRC = 23 58 1334( = MPa)

đó: H lim1 m

o =750(MPa) + Flim1

➢ +

Đối với bánh bị động:





o = 70 2 200 70 470(MPa) 2HB+ =  + =

H lim2

o =

1.8HB =1.8 200 360( = MPa) + Flim2

• S và S hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

H F

Tra bảng 6.2 [4 – 94] ta có:

➢

➢

•

Đối với bánh chủ động: S = 1.2 và S = 1.55

H1 F1

Đối với bánh bị động: S = 1.1 và S = 1.75H2 F2

KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

Do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) nên KFC1 = KFC2 = 1

• K , K là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian làm việc và chế độ tảiHL FL

trọng của bộ truyền.

K

HL = mH NHO / NHE

K FL = mF N FO/ NFE

➢ m và m bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

H F

Đối với bánh chủ động có HB > 350: m = 6, m = 9H1 F1

Đối với bánh bị động có HB ≤ 350: m = 6, m = 6H2 F2

➢ NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO =30HH2.

B4

Với HHB là độ rắn Brinen. Nội suy từ bảng 6.3 – Quan hệ giữa độ rắn Rocoen và độ rắn Brinen [4 – 94], ta có: với HRC = 58 thì HHB = 579.8

Vậy đối với bánh chủ độngN =30HH2.

B4 =30579.82.4 =1.29108

HO1

Đối với bánh bị động N =30HH2.

B4 =302002.4 =108

HO2

NFO = 4106

➢

➢

NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

N , N là số chu kì thay đổi ứng suất tương đươngHE FE

N = N = N =60cnt

HE FE 

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1 n là số vòng quay trong một phút

t∑ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét + Đối với bánh răng chủ động:

NHE1 = N FE1=60cnt 1 =601(19.87.58)110000=9.9108 + Đối với bánh răng bị động

NHE2 = NFE2 =60cn2t =60119.8110000=1.3108

Ta thấy:

+ Đối với bánh chủ động: NHE1  NHO1 nên KHL1 =1 NFE1  NFO1 nên KFL1 =1

+ Đối với bánh bị động: NHE2  NHO2 nên KHL2 =1 NFE2  NFO2 nên KFL2 =1

Vậy ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tính cho 2 bánh răng như sau:

➢ Đối với bánh răng chủ động [

H1]=

o KHL1 / SH1 =13341/ 1.2 =1111.67(MPa)

Hlim1

[

F1]=

o K K / SF1 =75011/1.55= 483.87(MPa)

Flim1 FC1 FL1

➢ Đối với bánh răng bị động [H2]=

o KHL2 / SH2 = 4701/1.1= 427.27(MPa)

Hlim2

[

F2]=

o K K / SF2 =36011/1.75= 205.71(MPa)

Flim2 FC2 FL2

Vậy khi đó ta có đối với bánh răng trụ răng thẳng:

 ]+[ ] 1111.67+ 427.27

[H ] = [ H1 H 2 = = 769.47(MPa)

2 2

➢ Ứng suất cho phép khi quá tải Đối với bánh chủ động:

+ [

H1]max = 40HRCm= 4058 = 2320(MPa) [F1]max = 0.6ch = 0.6950 = 570(MPa) + Đối với bánh bị động:

[H 2]max = 2.8ch = 2.8340 = 952(MPa) [F 2 ]max = 0.8ch = 0.8340 = 272(MPa)

c) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

• Khoảng cách trục aw

Ta có công thức (6.15a) [4 – 96]:

T1KH

[ u

aw =K a(u +1)3 (3 – 12)

]2

H ba

Trong đó:

➢

➢

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 – Trị số của các hệ số K , K và Z [4 – 96] ta có K = 49.5a d M a

T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm.

T1 đã được tính toán tại mục tính toán hộp giảm tốc, [H ]là ứng suất tiếp xúc cho phép.

T = 316.4106(Nmm)

1

➢

[H ]=1111.67(MPa)

➢

➢

u là tỉ số truyền, u = 7.58

ba là hệ số tra bảng 6.6 [4 – 97] ta có: đối với vị trí bánh răng đối xứng thì có giá trị trong khoảng 0.3 đến 0.5. Chọn ba = 0.5

➢ KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khăn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7 – Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khăn KHB và KFB ta có:

 = 0.53bd ba (u +1) = 0.530.5(2.52+1) = 0.93 nên từ bảng ta cóKH =1.1

T1K

H 3171061.1

Vậy: a w = K a(u +1)3 = 49.5(7.58+1)3 =1787(mm)

[ ] H 2uba 1111.67 27.580.5

•

•

Xác định modun ta có: m = (0.01 0.02)aw =17.835.6 . Chọn m = 25 (mm) Bánh răng trụ là răng thẳng nên  = 0

2aw 21787

• Xác định số răng của bánh nhỏ: Z1 = = =16.66 Lấy Z1 = 17 m(u +1) 25 (7.58 1) +

(răng)

• Xác định số răng bánh lớn: Z 2 = u n Z 1 = 7.5817 =128.86 Chọn Z = 129 (răng)2

Tổng số răng của bộ truyền: Z t = Z 1+ Z 2 =17 +129 =146 (răng)

mZt

2

25146

Xác định khoảng cách trục: aw = = =1825(mm) 2

Sai số:  = a

w − a

wt 100% = aw

1825−1787 100% = 2%  5% (thỏa mãn) 1825

Vì vậy không cần tính toán dịch chỉnh d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

2T K (u +1)

1 H

 = Z Z ZH M H  b 2  [H ] (6.33) [4 – 105] (3 – 13)

wud

w1

Trong đó:

➢

➢

➢

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [4 – 96]

ta có ZM = 274 (MPa)1/3

ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Do các kích thước không cần dịch chỉnh nên chọn ZH = 1.76

Zɛ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Ta có hệ số trùng khớp dọc được tính theo công thức:

 = b wsin  / (m) = b w sin0 / (m) = 0 4−

Vì vậy nên: Z = 3

Với  là hệ số trùng khớp ngang, có thể tính gần đúng bằng công thức:

1 1 1 1

 = [1.88−3.2( + )]cos  =[1.88 −3.2( + )]cos 0 =1.67

z1 z2 17 129

4− 3

4−1.67

Vậy Z = = = 0.88 3