Tìm hiểu cấu tạo,nguyên lí hoạt động của máy nghiền. quy trình công nghệ sản xuất ximăng - P2.4

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Tìm hiểu cấu tạo,nguyên lí hoạt động của máy nghiền. quy trình công nghệ sản xuất ximăng

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU 4.1 Cơ cấu nâng cần

4.1.1 Xy lanh nâng hạ cần phụ

4.1.1.1 Khi duỗi cần phụ

- Xy lanh cần nhỏ có nhiệm vụ nâng cần nhỏ và trọng lượng gầu đầy tải, nó chịu tải lớn nhất khi cần ở vị trí nằm ngang vì lúc này nó chịu lực kéo lớn nhất

Hình 4.1: Sơ đồ lực tính toán cần phụ

- Mômen với điểm C ta có

xl

Trong đó : P1, P2 là trọng lượng của gầu đầy tải và của cần nhỏ

N1, N2 là lực quán tính tương ứng

1

p

l , l p2, l p xllà các cánh tay đòn tương ứng Với các thông số tham khảo từ máy trục thực tế ta có được các giá trị

   

P 1

P 2

P xl C

N1

     

xl

* Lực quán tính khi nâng hạ cần

max

*

*

i i

Q v N

g t



Với Qi là khối lượng nâng, N

vmax là vận tốc nâng, m/s

t là thời gian mở máy, t = 6 (s)

g là gia tốc trọng trường, m/s2

Vậy ta có

 

1

* 125000*0,65

1380

Q v

g t

 

1

663

Q v

g t

 vậy ta có :

125000 1380 *8,5 60000 663 *3,5 *0,76 0

=> 125000 1380 *8,5 60000 663 *3,5 1692829 

0,76

xl

- Chọn xy lanh có thông số sau : D = 320 (mm), d = 220 (mm), ta tính được áp lực dầu cần thiết là :

 2 2

4*

*

xl

P P







Trong đó : P là áp lực cần thiết

D, d lần lượt là đường kính xy lanh và pittông Vậy ta có :

4*1692829

39934645

* 0,32 0, 22

N P

m



SVTH: LÊ THANH CẢNH

  400

Vậy ta cài đặt áp suất ở van an toàn giữ cần là 400 (bar)

4.1.1.2 Khi hạ cần phụ

- Khi hạ cần thì lực hạ cần phải thắng được áp suất cài đặt ở van an toàn và đẩy xi lanh đi với vận tốc v

- Khi đó ta có

1 * 1 2 * 2

2

400* 4* * 0,32 0, 22

*

210,9 4* *0,32

P S

S







 

Vậy ta cài đặt áp suất ở van an toàn là 211 (bar)

4.1.2 Xy lanh cần chính

4.1.2.1 Khi nâng cần chính

- Xy lanh cần lớn chịu tác dụng của trọng lượng gầu, tải, cần nhỏ và cần lớn, tuy nhiên nó được giảm tải bởi đối trọng vì vậy nó giảm được áp lực dầu và công suất bơm dầu không quá lớn Sơ đồ lực tác dụng như hình :

- Mômen tại điểm D ta có

Pxl

v

Trong đó : P P P P1 , , , 2 3 4 là trọng lượng gầu đầy tải, trọng lượng cần nhỏ, trọng

lượng cần lớn, trọng lượng đối trọng

1 , , , 2 3 4

xl

P là lực tác dụng lên xy lanh

1 , 2 , 3 , 4

Hình 4.2: Sơ đồ lực tính toán cần chính

* Tính lực quán tính

+ Tương tự ta có

   

3

Q v

g t

   

4

4502 0, 45

Q v

g t

Vậy ta có :

3

cos *

xl

P

l





* Khi cần ở vị trí nằm ngang :  = 680

SVTH: LÊ THANH CẢNH

P1

P2

Pxl

P1



A

B

l1 l2

l3 l4

N4

2

N3

N4

P1

P2

Pxl

P1



A

B

l1 l2

l3 l4

N4

2

N3

N4

l1  15 m l; 2  10 m l; 3  4 m l; 4  4, 2 m  thay số vào ta có

0

(12,5 0,138)*15 (6 0,0663)*10 (20 0.3398)*4 (26,5 0, 45)*4, 2

cos 68 *4

xl

 

145,8

xl

* Khi cần ở vị trí cao nhất :  = 290

+ l1  13, 258 m l; 2  8,897 m l; 3  2.25 m l, 4  4,976 m

  67,7

xl

* Khi cần ở vị trí thấp nhất có tầm với ngắn nhất :  = 820

l1  6,5 m l; 2  9,55 m l; 3  3,197 m l; 4  4,99 m

  158.7

xl

Vậy ta lấy Pxl = 158.7 (T) để tính áp lực dầu

- Chọn xy lanh có thông số sau : D = 320 (mm), d = 220 (mm)

- Áp lực dầu cần thiết khi hạ cần chính là :

4

4*158,7*10

19742735

*0,32

N P

m



  200

Vậy ta cài đặt áp suất van an toàn 200 (bar)

4.1.2.2 Khi hạ cần chính

- Khi hạ cần thì lực hạ cần phải thắng được áp suất cài đặt ở van an toàn và đẩy xi lanh đi với vận tốc v

- Khi đó ta có

1 * 1 2 * 2

2

1

* 200* 4* *0,32

379, 2 4* * 0,32 0, 22

P S

S







 

Vậy ta cài đặt áp suất ở van an toàn là 380 (bar)

4.2 Cơ cấu quay

4.2.1 Sơ đồ động của cơ cấu :

Trong đó :

1 : động cơ

2 : hộp giảm tốc

3 : con lăn

4 : bánh răng bị động

5 : bánh răng chủ động

6 : trục chính

Hình 4.3:Sơ đồ động của cơ cấu quay

4.2.2 Tính toán

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Pxl

S1 S2 v

1 2 3

4 5

6

4.2.2.1 Tính trục chính

- sơ đồ lực tác dụng lên trục

Hình 4.4: Sơ đồ lực tính trục chính

Trong đó Pg là tổng lực tác dụng của gió lên toàn bộ cơ cấu

Pqt là tổng lực quán tính khi cơ cấu quay hoạt động

Phl là hợp lực tác dụng lên trục chính

- Tổng lực tác dụng của gió

 1 2 3 4

Với F F F F1 , , , 2 3 4 lần lượt là diện tích chắn gió của gầu tải, cần nhỏ, cần lớn, đối trọng Vậy

25,34 2,353 8,54 30, 2 3, 294 1124,8 11248

g

- Tổng lực tác dụng của lực quán tính

qt

Với P P P P1 , , , 2 3 4 lần lượt là lực quán tính tiếp tuyến của gầu tải, cần nhỏ, cần lớn, đối trọng Vậy

 

8224 8764 3681 4877 15792

qt

- Tổng hợp lực là

 

11248 15792 19388

Z

X z

Pqt

Phl

Pg

- Tính đường kính trục

* sơ đồ lực tác dụng

Hình 4.5: Biểu đồ momen uốn trục chính

* Mômen uốn tại A là

 

*500 15792*500 7896000

A hl

* Đường kính trục

 

3

0,1*

A

M d





Với vật liệu là thép CT3 có  u 800( kg2 )

cm

Vậy ta có :

 

3 7896000

106.6 0,1*800

Chọn d = 110 (mm)

- Kết cấu trục như hình :

SVTH: LÊ THANH CẢNH

A

Phl 500

Hinh 4.6: Kết cấu trục chính

4.2.2.2 Tính con lăn tại vòng tựa lăn

- Kết cấu bố trí con lăn như hình vẽ :

Hình 4.7: Kết cấu con lăn

- Cọn chiều dài con lăn là l = 50 (mm), số con lăn là n = 20

- Tải trọng tác dụng lên con lăn là :

 

81 4,05

20 20

G

Trong đó G = 82 (T) là trọng lượng của phần quay tác động lên con lăn Vậy ta có

 

1 *cos 45 4,05*cos 45 2,8637

- Trong quá trình hoạt động con lăn chịu tác động của tải trọng thay đổi mạch động và nó phân bố trên chiều dài của chốt.Nghĩa là P1 q l* với q là tải trọng phân bố, l là chiều dài của chốt

- Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa của chốt là

P

P1

 

* 2,8637*50*10

178986

q l

- Chốt được chế tạo bằng thép 35 với giớ hạn bền là  b 520( N2 )

mm

  , giớ hạn chảy

là  ch 270 N2

mm

   

 , giớ hạn mỏi  1 200 N2

mm

   

  Ứng suất uốn với chu kỳ mạch động xác định theo công thức sau :

   

 

1

1, 4* 1, 4*200

117

N



Với n = 1.5, k’ = 1.6 là hệ số an toàn và hệ số tập trung ứng suất lấy theo bảng 1.5 và 1.8 [thiết kế máy trục]

- Ta có đường kính con lăn là :

  3  

24,8

M



Chọn d = 25 (mm)

- Kết cấu con lăn :

4.2.2.3 Tính mômen cản quay

- Mômen cản quay của cơ cấu quay bao gồm mômen do lực ma sát giữa vòng lăn và bộ phận quay, do lực quán tính các bộ phận quay

+ Mômen cản tại vòng lăn

1

1

2

r

t

D



SVTH: LÊ THANH CẢNH

2x45

2x45

50

Trong đó R0 = 28637(N) tải trọng tác dụng lên con lăn

 = 0,25 hệ số ma sát của con lăn trên vòng ray

Dr = 1000 (mm) là đường kính trung bình của vòng răng

D1 = 25 (mm) là đường kính trung bình của con lăn

R1 = 19388 (N) là tải trọng ngang tác dụng lên trục chính

f = 0,015 hệ số ma sát trượt

d1 = 90 (mm) là đường kính của ngõng trục

kt =1,4 hệ số kể đến ma sát của thành bên con lăn, với con lăn trụ vậy ta có :

 

2

28637*0, 25* 19388*0, 015* *1, 4 419240

+ Mômen do lực quán tính của các thành phần quay

Hình 4.8:Sơ đồ lực tính toán momen cản quay

Trong đó N N N N1 , 2 , 3 , 4là lực quán tính của các bộ phận khi quay

1 , 2 , 3 , 4

G1

G4

N1

Mq

15000 10000

1 1 2 2 3 3 4

q

  204709

q

- Mômen cản quay toàn bộ

 

4.2.2.4 Chọn động cơ và kiểm tra

- Chọn động cơ thủy lực N0 10000 của hãng sản xuất EATON HYDRAULICS có thông số sau :

  int  

cont

vg

ph

- Tỷ số truyền toàn bộ

784 392 2

q

n

i

n

- Mômen xoắn yêu cầu tại đầu ra động

 

623949

22791

* 392*0,97*0,72

c dc

M

i 

Trong đó i = 392 là tỉ số truyền

 = 0,97*0,72 là hiệu suất của cơ cấu quay

- Ta có khi cơ cấu quay hoạt động thì động cơ hoạt động theo chế độ gián đoạn đóng mở liên tục nên các thông số của động cơ ta lấy theo chế độ gián đoạn Như vậy ta có Tint  22791Nmm lớn hơn Tdc vì thế động cơ chọn thỏa mãn

- Lưu lượng thực tế của động cơ thủy lực

int * 2 265*784

230,8

*1000 0,9*1000

tt

t

Q

ph



- Công suất thực

SVTH: LÊ THANH CẢNH

 

int

103,86

tt tt

  104

tt

- Kết cấu bơm :

Hình 4.9: Kết cấu bơm

4.2.2.5 Phân phối tỉ số truyền

- Cơ cấu quay của máy được dẫn động qua hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng ngoài Vì thế ta phân phối tỉ số truyền như sau :

* 80*4,9

hgt br

- Ta chọn hộp giảm tốc bánh vít trục vít có số hiệu рчу-100 theo át lát máy trục Với các thông số sau :

n = 1000 (vg/ph)

T = 524000 (Nmm)

dvao =30 (mm)

dra = 40 (mm)

i = 80

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Hình 4.10: Kết cấu hộp giảm tốc

4.2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng

4.2.3.1 Chọn vật liệu

+ bánh nhỏ : thép tôi cải thiện CT 45 thường hóa

HB1 = (170  217) HB

 b1 =600 MPA Chọn HB1 = 210 (HB)

 ch1 = 340 MPA

+ bánh lớn : thép tôi cải thiện CT 45 thường hóa

HB1 = (170  217) HB

 b1 =600 MPA Chọn HB2 = 200(HB)

 ch1 = 340 MPA

4.2.3.2 Ưùng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc [ H]

[ H] = ( 0lim/SH)ZHZvKXHKHL

+ 0lim = 2HB + 70

 0lim1 = 2HB1 + 70 =2*210 +70 = 490 MPA

 0

lim2 = 2HB2 + 70 =2*200 +70 = 470 MPA + hệ số xét đến độ nhám bề mặt rănglàm việc ZR

SVTH: LÊ THANH CẢNH

do đó ta chọn Ra = 10 40 m

+ hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv

+ hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KXH

theo tính toán sơ bộ : ZR Zv KXH = 1

+ hệ số an toàn

SH = 1,1 (bảng 6.2 [1])

Vậy :

[ H1] = 445 Mpa

[ H2] = 427 MPA

=> [ H] = 427 MPA

- Ứng suất uốn cho phép

[ F] = ( 0

limKFLKFCYRYSYX)/SF + 0

Flim 1 = 1,8HB 1 = 378 (MPA)

+ 0Flim 2 = 1,8HB 2 = 360 (MPA)

KFL1 = KFL2 = 1 + hệ số an toàn

SH = 1,75 (bảng 6.2 [1])

+ theo tính toán sơ bộ :

YRYSYX = 1 (trang 92 [1])

[ F]1 = 378*1*1/1,75 = 216 MPA

[ F]2 = 360*1*1/1,75 = 206 MPA

chọn [ F] = 206 MPA

- Truyền động bánh răng trụ

+ hệ số chiều rộng vành răng  ba phụ thuộc vào cách bố trí hộp giảm tốc, ứng với cách bố trí không đối xứng ta có :

 ba = 0,25- 0,4 (HB350) bảng 6.6[1]

chọn  ba = 0,25

- Khoảng cách trục aw1

 3 2

a k u T K    u (cth: 6.15a[1])

+ ka = 49,5 (bảng 6.5[1]) hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng

+ u = 4,9

+ momen xoắn trên bánh chủ động T1 = 382222 (Nmm)

+ bd = ba(u+1) 0,5 = 0,25(4.9+1) 0,5 = 0,74

+ KH = 1,15 hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều

chọn sơ bộ theo bảng 6.7[1]

+ [ H] = 427MPA

aw1 = 314,6 mm

=> chọn aw = 241,9 mm

- Thông số ăn khớp sơ bộ + Xác định mođun m

m = (0,010,02) aw1 = 2,419 4,838

chọn m = 4 bảng 6,8[1]

+ Góc nghiêng  = 0 (răng thăng)

+ Z1 = 2 1

( 1)

w

a

m u  = 4(4,9 1)2*241,9 = 31,01 chọn Z1 = 31 + Z2 = Z1* u = 151,9 chọn Z2 = 152

+ tính lại khoảng cách trục

SVTH: LÊ THANH CẢNH

aw1 = m(Z12Z2)

= 4(31 152)2 = 366 (mm) chọn aw1 = 366 (mm)

+ u = Z2/Z1 = 152/31 = 4,903

* Bảng thông số sơ bộ của bộ truyền

1 khoảng cách trục

aw = 366 (mm)

2 đuờng kính vòng chia

d1 = mZ1 = dw1 = 4*31 = 124 (mm)

d2 = mZ2 = dw2 = 4*152 = 608 (mm)

3 tỉ số truyền u =

1

2

Z

Z

= 15231 = 4,903

5 góc áp lực

 = tw = 200

6 bề rộng bánh răng

bw = ba* aw1 = 0.25*366=91,5 (mm) chọn bw = 100 (mm)

Hình 4.11:Kết cấu bánh răng

Þ608 Þ720

Þ124

4.2.3.3 Tính ổ lăn

* Theo khả năng tải động :

- Cd = Qm L

- Bậc đường cong mỏi

m = 3 (đối với ổ bi )

-Tuổi thọ tính theo triệu vòng quay L

Lh = 10606.n L  L = 10 6

60nL h

Lh = (10…25)103 h

- Ta chọn Lh = 25*103 h

N = 784 (vòng/phút )

 L = 60*784*25*106 3

10 = 1176 (triệu vòng quay )

- Q: Tải trọng động quy ước

Q =( XVFV + YFa)kt.kđ

+ Lực hướng tâm

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Khi cơ cấu hoạt động ổ lăn chịu tác động của lực hướng tâm do mômen xoắn tác động, lực hướng tâm :

 

*2 382222*2

6164 124

v br

T

N D

 Fv = 6164 (N) + Fa = 0 (bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục = 0) + V :hệ số kể đến vòng nào quay

Vòng trong quay  V = 1 + kt :hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

+ kt = 1 với nhiệt độ < 105oC + kđ :hệ số kể đến đặc tính tải trọng + kđ = 1,03 bảng 11.3

+ hệ số tải trọng hướng tâm :đối với ổ bi đỡ một dãy và Fa = 0 ta có

+ X = 1 + Y = 0

 Q = (1*1*6164+0)1*1,03 = 6349 (N)

 Cd = 6349.3 1176= 67015 (N)

* Ta chọn ký hiệu ổ bi đũa hai dãy cỡ đặc biệt nhẹ : N0 3514 có

Đường kính trong : d = 75 (mm)

Đường kính ngoài :D = 150 (mm)

C = 68,1 (kN)

Cd = 95,6 (kN)

Þ75 Þ160

Hình 4.12: Kết cấu ổ lăn

SVTH: LÊ THANH CẢNH