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

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

MỤC LỤC

Phần 1 : Giới thiệu chung 3

I : Đặc

tính kỹ thuật 7

II : Cấu

III : 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

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

Chiều rộng: b = 0,4 m

Khối lượng 2 con lăn: m = 2,13/2,2

Số vòng quay của trục thẳng đứng: n = 0,2 vg/giây

1 Khoảng cách từ tâm trục đến điểm giữa các con lăn:

Con lăn trong: R1= 0,52 m.

Con lăn ngoài: R2 = 0,9 m

1

3

2

47

8

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

α α

fP1

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 và P cos α .

Pf : 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 và Pf cos α .

1

P: 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 = tg ϕ ( ϕ : góc ma sát ) Cuối cùng ta có:

ϕ α ϕ ϕ

.Đối với đất sét ướt: f = 0,3 ⇒ = φ 16,7o.

d

α α

11 11

D

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:

V Xác định công suất nghiền :

Xác định khối lượng các con lăn

N = + + .Trong đó:

: công suất tiêu tốn cho thanh cào

Lực kéo cần thiết để làm một con lăn quay

µ

.

G

P =Trong đó

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

rc b

.

0 b n b n

Như vậy giá trị trượt tuyệt đối càng lớn nếu con lăn càng rộng Do đó con lăn càng rộngthì càng chóng mòn.

Giá trị trượt tuyệt đối sẽ thay đổi từ 0 tại điểm giữa con lăn đến giá trị lớn nhất ở mépcon lăn Như vậy giá trị trượt trung bình sẽ được xác định

2

2

.

dc

N N

η

kw

Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch kiểu A0Л-ә1-10cócác thông số sau:

Công suất động cơ: P = 17kw

o t

n u n

t d

6 614 9,55.10 9,55.10 11141667

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: σb = 930 MPa , σch = 690 MPa , HB = 260 280

Đối với bánh bị dẫn: σb = 830 MPa , σ ch = 540 MPa , HB = 230 260

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (5.86, [II])

HL H

xH L V R

o H

S

Z Z Z Z

lim

] [ σ = σ

Trong đó:

70 2

H

S : hệ số an toàn

1, 1

=

H

S (tôi cải thien)

1, 1

1 9 , 0 610

1 9 , 0 570

o F FL F

FC x R

o F F

S

K K

S

Y Y Y

K

F FL

o F

2

1 5 , 472 ]

K

F FL

o F

2

1 5 , 437 ]

σ

.Đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động:

[ ]

1

.95

0,85.(1 0,5 )

H e

be be c H

M K d

Trong đó:

07 ,1

1p =

z

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

1 (1 0,5 ). 1 (1 0,5.0,285).257,4 220,7

1 1

220,7

5 44

m m

220,7

42,9 5,145

m m

d z

Góc côn chia

0 1

1

2

44 ( ) ( ) 9,46

Các thông số của bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài: Re= 802,9 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: de1= m zte 1= 6.44 264 = mm

Đường kính chia ngoài của bánh lớn: de2 = m zte 2 = 6.264 1584 = mm

][85

,0

c H H

M H

u bd

u K

M Z Z

(cth 6.56 [II])Trong đó:

M

Z : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

3 / 1

2

1 + x = ⇒ ZH =

2,722 1274.1,76.0,86 2.1826437,5.1,1 299,4

0,85.90.220,7 6

Vậy:σH = 299,4 Mpa < [ ] 499,1 σH = Mpa nên thoả điều kiện bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

v = ,1 43 /

1 1

v

z z

v

z z

Vậy thoả điều kiện bền uốn.

IX Thiết kế bộ truyền 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:

Với ε = 0,02 : hệ số trượt tương đối

Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 1120 mm

7 Tỷ số truyền:

2 1

1120

8,16 (1 ) 140.(1 0,02)

d u

2520 703,5

d d a d d h

a a

a rad

Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc:

O

L C

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

MPa MPa ch

1

2 2.1826437,5

16551 220,7

1572850

.120 850 0.120

1249850

t B

0 11714

1830

zy

x0Fr

FaFt

zy0

FrM

2 1

1

1.

τ σ

τ σ

S S

S S

+ ≥ [S] ;[s] = 1,5 … 2,5 :hệ số an toàn cho phép

Sσ1,Sτ1 : hệ số an toàn theo ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại cac điểm nguy hiểm

Sσ1 = 1 1 1

1

m a

σ +

; biên độ ứng suất pháp trung bình tại các tiết diện

aj

τ ,τmj: biên độ tiếp và biên độ ứng suất trung bình tại các tiết diện

Do trục quay một chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động

⇒ S1 = 2 , 422 7 , 12

1 , 7 42 , 2