Tải bản đầy đủ

Bản vẽ autocad máy nghiền xa luân nghiền thô, máy nghiền con lăn

MỤC LỤC
Phần 1
:.................................................................................................................Giới
thiệu chung
3
I
:....................................................................................................................Tổng
quan chung..................................................................................................................3
II
:....................................................................................................................Kết
cấu một số loại máy nghiền con lăn ..........................................................................4
Phần 2
: ................................................................................................................ Tính
toán thiết kế 7
......................................................................................................................
I
: ...................................................................................................................Đặc
tính kỹ thuật
7
......................................................................................................................II
: ...................................................................................................................Cấu

tạo
7
......................................................................................................................III
:....................................................................................................................Xác
định góc ôm
8
IV..............................................................................................................:Xác
định tỷ số đường kính con lăn và vật ghiền...........................................................................9
V
: ...................................................................................................................Xác
định năng suất.............................................................................................................9
VI :....................................................................................................................Xác
định công suất nghiền.................................................................................................9
VII: Xác định công suất động cơ........................................................................11
VIII: Xác định tỷ số truyền hệ dẫn động cơ khí....................................12
IX : ...................................................................................................................Tính
toán kích thước bánh răng côn....................................................................................13
X
:....................................................................................................................Thiết
kế bộ truyền đai ..........................................................................................................18
XI : ...................................................................................................................Tính
chọn đường kính trục..................................................................................................20
Tài liệu tham khảo ......................................................................................26





Phần 2: TÍNH TOÁN
I

Đặc tính kỹ thuật của máy nghiền con lăn khô:
1 Kích thước con lăn:
Đường kính:

D = 1,4 m


b = 0,4 m


Chiều rộng:
Khối lượng 2 con lăn: m = 2,13/2,2

n = 0,2

Số vòng quay của trục thẳng đứng:
vg/giây
1. Khoảng cách từ tâm trục đến điểm giữa các con lăn:
Con lăn trong:

R1 = 0,52m

.

R = 0,9 m

Con lăn ngoài: 2
2. Các kích thước bao:
Dài:

L = 3,8 m

Rộng:

B = 2,74 m
H = 2,33 m

Cao:
3. Năng suất:
N = 0,5 tấn/h
4. Công suất: 14 kw
I. Các bộ phận chính của máy:
6

7

3

4
2
5
1

1: Trục chính.
2: Trục truyền.
3: Con lăn trong.
4: Con lăn ngoài.
5: Chậu.
6: Bánh răng côn.
7: Cơ cấu dẫn hướng.

8


8: Lưới sàng.

II. Xác định góc ôm:

T
α
α

Psinα

fPcosα
fP1

P
P1 Pcosα
fPsinα

fP

Sơ đồ xác định góc ôm
Góc ôm là góc α tạo giữa đường tiếp tuyến T với phương ngang cần phải lớn hơn một giá
trị nào đó thì mới đảm bảo điều kiện để nghiền.
Để xác định điều kiện góc ôm ta có các lực tác dụng sau:

P : áp lực lên cục vật liệu, chia thành hai thành phần P sin α
Pf



P cos α

.

: lực ma sát giữa cục vật liệu và con lăn sinh ra bởi áp lực, cũng được chia ra thành

hai thành phần

Pf sin α



Pf cos α

.

P1 : áp lực của cục vật liệu lên đáy chậu.
Điều kiện để cục vật liệu đi vào máy.

P sin α ≤ fP cos α + fP1 .
Chiếu các lực lên phương đứng.

P1 − P cos α − fP sin α = 0 ⇒ P1 = P(cos α + f sin α ) .
Thay giá trị

P1

vào ta được.

P sin α ≤ fP (cos α − f sin α ) + fP cos α
Chia hai vế cho

P cos α

và thay

f = tgϕ ( ϕ

.

: góc ma sát ). Cuối cùng ta có:


tgα ≤

2tgϕ
= tg 2ϕ ⇒ α ≤ 2ϕ
1 − tg 2ϕ
.

Đối với đất sét ướt:

f = 0,3 ⇒ φ = 16,7o .

Vậy góc ôm là: α = 33 .
III. Xác định tỉ số giữa đường kính con lăn và kích thước cục vật liệu nghiền:
o

D
D/2-d/2

α

d

Sơ đồ xác định tỉ số

D/d

Theo sơ đồ ta có.

D
 +
2

d=

d
D d D 1 + cos α 1 + cos33o 1 + 0,839
cos
α
=
− ⇒ =
=
=
= 11
÷
2
2 2 d 1 − cos α 1 − cos33o 1 − 0,839
.

D 1, 4
=
= 0,13m = 130mm
11 11
.

Vậy kích thước cục vật liệu vào khoảng 130mm .
IV. Xác định năng suất :
Năng suất thể tích tính theo công thức thực nghiệm của E.V.Seiman:

Qγ = 2,15.m.D.n

[t/h]

Trong đó:
n – số vòng quay của trục đứng (hay chậu), vg/giây.
D – đường kính chậu, m
D = 5b = 5.0,4 = 2m
m – khối lượng của con lăn

Qγ = 2,15.2,13.2.0,2 = 1,83

[t/h]

V. Xác định công suất nghiền :
Xác định khối lượng các con lăn.


Ta có:
Trong đó:

m1 + m2 = 2,13



m1.R1 = m2 .R2

R1 = 0,52 m

: khoảng cách từ tâm trục quay đến tâm con lăn trong.

R2 = 0,9 m

: khoảng cách từ tâm trục quay đến tâm con lăn ngoài.

m1 = 1,35 T , m2 = 0,78 T
Công suất nghiền

N = N1 + N 2 + N 3

.

Trong đó:

N1 : công suất tiêu tốn làm con lăn quay.
N 2 : công suất để thắng lực cản ma cát trượt.
N3

: công suất tiêu tốn cho thanh cào.
Lực kéo cần thiết để làm một con lăn quay.

P = G.µ
Trong đó

G : áp lực( trọng lượng ) của con lăn lên đáy chậu.

µ = 0,1 : hệ số kéo.
Lực kéo cần thiết để làm con lăn trong quay.

P1 = G1.µ = 1350.9,81.0,1 = 1324,35 N
Lực kéo cần thiết để làm con lăn ngoài quay.

P2 = G2 .µ = 780.9,81.0,1 = 765,18 N
Công suất tiêu tốn để làm con lăn quay.

N1 = k.k1.P1.v = k .k1.P1.2π .Rtb .n
Trong đó:
k1 = 4,5

k = 2 : số con lăn
n = 0,2 vg/giây: số vòng quay của trục

.


Rtb = (0,9 + 0,52)/2 = 0,71m

N1 = 4.2.1324,35.2.3,14.0,71.0,2 = 9448 W
Công suất để thắng lực cản ma sát trượt.

N 2 = k.G1.vtr . f

.

Trong đó:

k = 2 : số con lăn.
f = 0,3 : hệ số ma sát của con lăn với vật liệu.
vtr

: vận tốc trượt trung bình.

ra
b c a
rc
rb

Sơ đồ xác định vận tốc trượt của con lăn
Vận tốc của các điểm trên con lăn.

v a = 2π .ra .n vb = 2π .rb .n vc = 2π .rc .n

;
;
.
Ta thấy chỉ có điểm giữa khi lăn là không bị trượt còn lại mọi điểm khác đều bị trượt ít hay
nhiều, càng xa điểm giữa càng bị trượt nhiều.
Giá trị trượt lớn nhất sẽ được xác định bởi hiệu vận tốc của điểm

vtr = va − vc = vc − vb

.

vtr = 2π .ra n − 2π .rc n = 2π .rc n − 2π .rb n
vtr =

0 + π .b.n π .b.n
=
2
2

.

a và b

với c .


Như vậy giá trị trượt tuyệt đối càng lớn nếu con lăn càng rộng. Do đó con lăn càng rộng
thì càng chóng mòn.
Giá trị trượt tuyệt đối sẽ thay đổi từ 0 tại điểm giữa con lăn đến giá trị lớn nhất ở mép
con lăn. Như vậy giá trị trượt trung bình sẽ được xác định.

vtr =

0 + π .b.n π .b.n
=
2
2 .

N 2 = k .G1.vtr . f = 2.1350.9,81.

3,14.0, 4.0, 2
.0,3 = 998W
2

Công suất tiêu tốn cho thanh cào.

N 3 = i.P ' .v. f1

.

Trong đó:

i = 2 : số thanh cào.
P ' = 1000 N : lực ép của thanh cào lên đĩa.
v = 2π .Rtb .n

: vận tốc chuyển động tương đối của thanh cào.

f1 = 0,2 : hệ số ma sát của thanh cào lên đĩa.
N3 = i.P ' .v. f1 = 2.1000.2.3,14.0,7.0,2.0,2 = 352 W
Công suất nghiền.

N = N1 + N 2 + N3 = 9448 + 998 + 352 = 10798W
VI. Xác định công suất động cơ:

η = η c .η ol3 .η d = 0,97.0,983.0,95 = 0,87

Hiệu suất tổng:
Trong đó:

η c = 0,97

: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.

η ol = 0,98

: hiệu suất cặp ổ lăn.

η d = 0,95

: bộ truyền đai.
Công suất cần thiết của động cơ.

N dc =

N 10798
=
= 12411
η 0,87
kw

.


Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch kiểu A0Л-ә1-10có
các thông số sau:
Công suất động cơ: P = 17kw

n = 600vg / ph

o
Số vòng quay:
VII. Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động:
Tỉ số truyền của hệ

ut =

no
600
=
= 50
n 0, 2.60

Trong đó:

n : số vòng quay của trục công tác.
no

:số vòng quay của động cơ.

ut = uc .ud = 50
Trong đó:

uc

: tỉ số truyền của cặp bánh răng côn.

ud

: tỉ số truyền của bộ truyền đai.
Chọn sơ bộ:

uc = 6
ud =

ut 50
= = 8,3
uc 6

Công suất trên trục bánh răng côn dẫn động:

N1 = N .η ol2 .η d = 12,77 KW
Trong đó:

N = 14 Κ W : công suất nghiền
η d = 0,95

: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

η ol = 0,98

: bộ truyền đai
Số vòng quay trên trục ngang:

n = 0,2.60.6 = 72vg / phut
Moment xoắn trên trục thẳng đứng


M = 9,55.106

N
14
= 9,55.106 = 11141667 Nmm
n
12

Moment xoắn trên trục dẫn động

M 1 = 9,55.106

N1
12,77
= 9,55.106
= 1826437,5 Nmm
n1
72

VIII. Tính toán chọn kích thước bánh răng côn
Để chế tạo bánh dẫn và bánh bị dẫn ta chọn thép 40Cr được tôi cải thiện với các số liệu sau:
Đối với bánh dẫn:

σ b = 930MPa, σ ch = 690MPa, HB = 260... 280
σ = 830 MPa, σ = 540MPa, HB = 230... 260

ch
Đối với bánh bị dẫn: b
Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (5.86, [II])

σ Ho lim Z R Z V Z L Z xH
[σ H ] =
K HL
SH
Trong đó:

σ Ho lim = 2HB + 70 , giới hạn mỏi tiếp xúc.
σ Ho 1 lim = 2.270 + 70 = 610MPa

(đối với bánh dẫn).

σ Ho 2 lim = 2.250 + 70 = 570MPa

(đối với bánh bị dẫn).

Z R : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
ZV

: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

K L : hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn.
K xH

: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

Chọn sơ bộ:

Z R Z V Z L K xH = 0,9

K HL : hệ số tuổi thọ.
Giả sử:

K HL1 = K HL2 = 1

S H : hệ số an toàn
S H = 1,1 (tôi cải thien)


[σ H1 ] =

610.0,9.1
= 499,1MPa
1,1

[σ H 2 ] =

570.0,9.1
= 466,4MPa
1,1

Xác định ứng suất uốn cho phép theo công thức(5.92, [II])

σ Fo limYR YxYδ YFC
σ Fo lim K FL
[σ F ] =
K FL ≈
SF
SF
Trong đó:

σ Fo lim : giới hạn mỏi uốn.

σ Fo lim = 1,75HB.
σ Fo1 lim = 1,75HB = 1,75.270 = 472,5MPa

.

σ Fo2 lim = 1,75HB = 1,75.250 = 437,5MPa

.

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám.
Yx

: hệ số kích thước.



: hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng.

S F = 2 : hệ số an toàn khi tính theo ứng suất uốn.
K FL : hệ số tuổi thọ.
Giả sử:

K FL 1 = K FL2 = 1

[σ F1 ] =
[σ F2 ] =

σ Fo1 l i m K FL1
SF

σ Fo2 l i m K FL2
SF

.

=

472,5.1
= 236,25MPa
2
.

=

437,5.1
= 218,75MPa
2
.

Đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động:

de1 = 95

M 1 .K H β

0,85.(1 − 0,5.ψ be ) 2ψ be .uc [ σ H ]

2


Trong đó:

K Hβ = 1,07

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh

răng côn

ψ be = b / Re

: hệ số chiều rộng vành răng

ψ be = 0,285
M 1 = 1826437,5 Nmm

mômen xoắn trên trục bánh chủ động

[σ H ] = 499,1MPa
de1 = 95

1826437,5.1,07
= 257, 4
0,85.(1 − 0,5.0, 285) 2 .0, 285.6.499,12
mm

Khi độ rắn mặt răng

HB < 350

thì

z1 = 1,6 z1 p = 1,6.27,5 = 44

z 2 = z1.uc = 44.6 = 264
Trong đó:

z1 p = 27,5

(bảng 6.22, [II])
Tính đường kính trung bình và môdun trung bình

d m1 = (1 − 0,5.K be ).d e1 = (1 − 0,5.0,285).257,4 = 220,7 mm
mm =

d m1 220,7
=
= 5 mm
z1
44

Môđun vòng ngoài với bánh răng côn răng thẳng

me =

mm
5
=
= 5,83 mm
( 1 − 0,5.ψ be ) 1 − 0,5.0, 285

Theo(bảng 6.8, [II]) chọn

me = 6 mm

⇒ mm = me .(1 − 0,5.K be ) = 6.(1 − 0,5.0,285) = 5,145 mm
z1 =

d m1 220,7
=
= 42,9
z = 44
mm 5,145
lấy 1
răng

Số răng bánh răng lớn

z2 = uc z1 = 6.44 = 264


Góc côn chia

z
44
δ 1 = arctg ( 1 ) = arctg ( ) = 9, 460
z2
264

δ 2 = 900 − δ 1 = 900 − 9, 460 = 80,540
Chiều dài côn ngoài:

Re = 0,5.me z12 + z22 = 0,5.6 442 + 264 2 = 802,9

⇒ b = Reψ be = 802,9.0,285 = 229
Các thông số của bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài:

Re = 802,9 mm

Môđun:

me = 6 mm

Tỉ số truyền:

uc = 6

Số răng bánh răng nhỏ:

z1 = 44

Số răng bánh răng lớn:

z2 = 264

Đường kính chia ngoài của bánh nhỏ:

d e1 = mte z1 = 6.44 = 264 mm

Đường kính chia ngoài của bánh lớn:

de 2 = mte z2 = 6.264 = 1584mm

δ 1 = 9,460 , δ 2 = 80,540

Góc côn chia:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σ H = Z M Z H Z ε 2M 1 K H

u c2 + 1
0,85 bd m21u c

≤ [σ H ]
(cth 6.56 [II])

Trong đó:

Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Z M = 274MPa1 / 3 (bảng 6.5, [II])

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
x1 + x2 = 0 ⇒ Z H = 1,76 (bảng 6.12, [II])




: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

4− εa
4 − 1,78
=
= 0,86
3
3

Zε =

1 1
1 1
ε a = 1,88 − 3, 2( + ) = 1,88 − 3, 2( +
) = 1,78
z1 z2
44 120

với

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K Hα K Hβ K Hv

K Hα

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

K Hα = 1
K Hβ

: bánh răng côn răng thẳng

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K Hβ = 1,07

K Hv

(bảng 6.21, [II])

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K Hv = 1 + ν H bd m1 /( 2M 1 K Hβ K Hα )

Trong đó:
với:

ν H = δ H .go .v.

v=

d m1. ( u + 1)
220,7. ( 6 + 1)
= 0,006.61.0,83.
= 5,3
u
6

π .d m1.n1 π .220,7.72
=
= 0,83 m / s
60000
60000

K Hv = 1 +

5,3.90.220,7
= 1,03
2.1826437,5.1,07.1

K H = K Hα K H β K Hv = 1.1,07.1,03 = 1,1
σ H = Z M Z H Zε 2 M 1 K H

uc2 + 1
0,85bd m21uc

2,7222 + 1
σ H = 274.1,76.0,86. 2.1826437,5.1,1.
= 299, 4 MPa
0,85.90.220,7 2.6


σ = 299,4 Mpa < [σ ] = 499,1 Mpa

H
Vậy: H
Kiểm nghiệm về độ bền uốn

σ F1 =

2.M 1.k F .Yε Yβ .YF 1
0,85.b.mtm .dm1

nên thoả điều kiện bền tiếp xúc

≤ [σ F 1 ]

σ F 2 = σ F 1YF 2 / YF 1 ≤ [σ F 2 ]

(CT 6.65[II])
(CT 6.66[II])

Trong đó:

M1 = 1826437,5 Nmm
mtm = 5,145 mm

: mômen xoắn trên trục bánh chủ động

: môđun trung bình

b = 229 mm : bề rộng vành răng
d m1 = 220,7 mm


: đường kính trung bình của bánh chủ động

: hệ số kể đến độ nghiên của răng

Yβ = 1

: răng thẳng

ε = 1,714 ⇒ Yε =

1
= 0,583
1,714

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K Fα K Fβ K Fv
Trong đó:

K Fα

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

K Fα = 1

(bảng 6.14, [II])

K Fβ

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

K Fv

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Với:

K be = b / Re = 0,25
K be .uc 0, 25.6
=
= 0,86
2 − Kbe 2 − 0, 25


Theo (bảng 6.21, [II])

ν F = δ F .go .v.

K Fβ = 1,13

d m1. ( uc + 1)
220,7. ( 6 + 1)
= 0,016.61.0,9.
= 14,1
uc
6

Trong đó:

δ F = 0,016 (bảng 6.15, [II])
g o = 61

(bảng 6.16, [II])

v = 1,43m / s
K Fv = 1 +

vF .b.d m1
15,7.90.233,78
= 1+
= 1,12
M 1.K F β .K Fv
2266198.1,13.1

K F = K Fα K F β K Fv = 1.1,13.1,12 = 1,26

YF1 , YF 2 : hệ số dạng răng
zv1 =

z1
44
=
= 46,86
cos δ 1 cos 20,130

zv 2 =

z2
120
=
= 348,68
cos δ 2 cos 69,870

x1 = 0,0317
x2 = − 0,0317
Theo (bảng 6.18, [II])

YF 1 = 3,6
YF 2 = 3,4
σ F1 =

2.M 1.K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85.b.mtm .d m1

σ F1 =

2.2266198.1, 26.0,583.3, 4
= 120,56 Mpa p [ σ F1 ] = 236, 25 Mpa
0,85.90.5, 25.233,78

σ F2 =

σ F 1.YF 2 120,56.3, 4
=
= 113,86 MPa < [σ F 2 ] = 218,75MPa
YF 1
3,6


Vậy thoả điều kiện bền uốn.
IX. Thiết kế bộ truyền đai:
Số liệu:
Công suất:
Pct = 14 KW
Số vòng quay:
nđc = 600 v/p
Tỷ số truyền:
ud = 8,3
Chọn loại đai :
Theo bảng 4.6[3] chọn đai thang
Theo hình 4.22 trang 152 [3] ta chọn loại đai thang B
Từ bảng 4.3 trang 128 [3] ta có các thông số của đai loại B là:
bp = 14 mm
bo = 17 mm
h = 10,5 mm
d = 140 – 280 mm
l = 800 – 6300 mm
A = 138 mm2
1 Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo bảng 4. 3 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140mm
5. Vận tốc đai:

π.d1.n π.140.600
=
= 4, 4
60000
v = 60000
m/s

6. Đường kính bánh đai lớn:

d 2 = ud1.(1 − ε ) = 8,3.140.(1 − 0,02) = 1138 mm

ε = 0,02

Với
: hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 1120 mm
7. Tỷ số truyền:

u=

d2
1120
=
= 8,16
d1 (1 − ε ) 140.(1 − 0,02)

Sai lệch so với trước: 3,4%
8. Khoảng cách trục:

2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h
⇒ 2.(140 + 1120) ≥ a ≥ 0,55.(140 + 1120) + 10,5

2520 ≥ a ≥ 703,5
Chọn a = 0,9. d2
=> a = 1008 mm
9. Chiều dài đai:
Công thức 4.4 [3]


π (d1 + d 2 ) (d1 − d 2 )2
L = 2a +
+
2
4a
π .(140 + 1120) (1120 − 140) 2
= 2.1008 +
+
2
4.1008
= 4233, 4(mm)
Theo bảng 4.3 trang 128 [3] Chọn L = 5000mm
10. Số vòng chạy của đai trong 1s:

i=
11.

v 4, 4
=
= 1,1 s −1 < [i] = 10 s −1
L 4
CT 4.32 [3]

Điều kiện được thỏa
Tính lại khoảng cách trục a:

k + k 2 − 8∆ 2
a=
4

(4.5a) [3]

Với:

π .(d1 + d 2 )
π .(140 + 1120)
= 5000 −
2
2
= 3020,8(mm)
d − d 1120 − 140
∆= 2 1=
= 490 ( mm )
2
2
k = L−

12.

3020,8 + 3020,82 − 8.4902
⇒a=
4
= 1426, 2(mm)
Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ:

α 1 = 180 − 57

( d2 − d1 )

a
= 140,8 ; 2,5rad

= 180 − 57

( 1120 − 140 )
1426

o

13.

Số dây đai z:

Z≥

P1
[ Po ].Cα .Cu .CL .CZ .Cr .Cv

Với:
Hệ số xét ảnh hưởng góc ôm đai:
−α1
110

Cα = 1,24.(1 − e ) = 1,24.(1 − e
Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc:

− 140,8
110

) = 0,95


Cv = 1 − 0,05.( 0,01.v 2 − 1) = 1 − 0,05.( 0,01.5,352 − 1) = 1,03
Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:

Cu = 1,14
Hệ số xét ảnh hưởng sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây C Z = 0,95
Hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng:
Cr =0,85 (bảng 4.8 trang 148 [3] tải va đập nhẹ)
Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

CL =

L 6 5000
=
= 1,14
LO
2240

6

Pct = 14
[Po ]= 3 KW ( đồ thị 4.21c [3])

Z≥

14
= 3, 27
3.0,95.1,14.1,14.0,95.0,85.1,03

Ta có:
Chọn : Z = 4 đai
X. Tính chọn đường kính trục:

Ta sẽ tính sơ bộ đường kính tại các đoạn trục của trục chính và kiểm nghiệm nó để đảm bảo
nó đủ bền cho điều kiện làm việc.
Chọn vật liệu:thép

C 45 tôi cải thiện

σ b = 750MPa; σ ch = 450MPa

(bảng 6.1, [II])

[τ ] = 15... 30MPa

Ứng suất xoắn cho phép:
Xác định sơ bộ đường kính trục
Trục nằm ngang lắp bánh răng côn dẫn động

d≥

M1
1826437,5
=3
= (67,3 ÷ 84,8)
0, 2.[ τ ]
0, 2.(15 ÷ 30)

3

mm

Ta chọn: d = 90 mm
Trục thẳng đứng

do ≥

3

M
11141667
=3
= (123 ÷ 155)
0, 2.[ τ ]
0, 2.(15 ÷ 30)

Ta chọn: d = 160 mm
1 Tính thiết kế trục nằm ngang:
Ta có:

mm


2.T 2.1826437,5
=
= 16551 N
d m1
220,7

Ft1 =

Fr1 = Ft1.tgα .cos δ 1 = 16551.tg 200.cos9,460 = 5942 N
Fa1 = Ft1.tgα .sin δ 1 = 16551.tg 200.sin 9, 460 = 990 N

M a1 = Fa1.d m1 = 990.220,7 = 218493 Nmm
Fr 0 = 1583 N
Trong mặt phẳng Oyz ta có :

∑M

A

= M a1 − Fr 1.120 − YB .850 + Fr 0 .1050 = 0

M a1 − Fr1.120 + Fr 0 .1050
= 1572 N
850

YB =

∑F

= YA + YB − Fr1 − Fr 0 = 0

Y

⇒ YA = Fr1 + Fr 0 − YB = 1584 N
Trong mặt phẳng oxz:

∑M

A

= Ft1.120 − X B .850 = 0

XB =

Ft1.120
= 1249 N
850

∑F

= X A + X B + Ft1 = 0

X

⇒ X A = − Ft1 − X B = − 11714 N
Tại vị trí 1 :

M td =
d1 ≥

3

(M

2
x

+ M 2y + 0,75T 2 ) = 362545 Nmm

M td
= 37, 27 mm
0,1.[ σ ]

Tại vị trí A :

M td =

(M

2
x

+ M 2y + 0,75T 2 )

= 1166995 Nmm
dA ≥

3

Tại vị trí B :

M td
1166995
=3
= 55,03 mm
0,1.[ σ ]
0,1.70


M td =
dB ≥

3

(M

2
x

+ M 2y + 0,75T 2 ) = 478216 Nmm

M td
478216
=3
= 40,9 mm
0,1.[ σ ]
0,1.70

Tại vị trí 0 :

M td =
d0 ≥

3

(M

2
x

+ M 2y + 0,75T 2 ) = 358407 Nmm

M td
358407
=3
= 37,13 mm
0,1.[ σ ]
0,1.70

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn:
d1 = 45 mm
d A = 60 mm
d B = 60 mm
d 0 = 45 mm
Biểu đồ moment:


14.
Ta có:

Tính thiết kế trục đứng:

Ft 2 = Ft1 =

2.T 2.413853
=
= 8849 N
d m1
93,53

Fr 2 = Fr1 = Ft1.tgα .cos δ 1 = 8849.tg 200.cos10,460 = 3167 N
Fa 2 = Fa1 = Ft1.tgα .sin δ 1 = 8849.tg 200.sin10,460 = 584 N

M a1 = Fa1.d m1 = 584.549,5 = 320908 Nmm
Áp lực con lăn lên đáy chậu :
Fcl = k.G = 2.8000 = 16000N
k : số con lăn
G : trọng lượng con lăn
Trong mặt oyz ta có
Kích thước các đoạn trục 90;1230;330mm

∑M
Dy =

c

= Fr1.540 − M − Dy .1830 = 0

Fr1.540 − M 6625.540 − 772594
=
= 2377 N
1830
1830

Fr1 − C y − Dy = 0 ⇒ C y = Fr1 − Dy = 6625 − 2377 = 4248 N
Trong mặt 0xz ta có

∑M
Dx =

c

= Ft 2 .540 − Dx .1830 = 0

Ft 2 .540 19390.540
=
= 13669 N
1830
1830

Ft 2 − Cx − Dx = 0 ⇒ Cx = Ft 2 − Dx = 19390 − 13669 = 5721 N
Biểu đồ moment:


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×