Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Mặt sàn được dùng phổ biến nhất và phù hợp nhất là mặt sàn đan, được cấu tạo từ các sợi thép hay động thau đan với nhau: Hình 1.1- Kiểu cấu tạo mặt sàng 1.1.2 Các loại máy sàng cát th

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trong quá trình công nghiệp hóa, hiện đại hóa Trong quá trình phát triển đất nước thì việc xây dựng cơ sở hạ tầng có ý nghĩa hết sức quan trọng Gắn liền với nó là sự phát triển không ngừng của máy móc trang thiết bị, trong đó máy xây dựng và cơ khí chế tạo chiếm một vị thế rất quan trọng và không thể thiếu trong trong các công trình trọng yếu của đất nước Hiện nay số lượng máy xây dựng và máy cơ khí

đã và đang được nhập về nước ta ngày càng nhiều về cả số lượng, chất lượng củng như chủng loại của nhiều nước trên thế giới

Hiện nay số lượng và chủng loại máy làm đất ở nước ta là rất lớn, có rất nhiều máy hiện đại, cho năng suất và hiệu quả làm việc cao Tuy nhiên việc tìm hiểu và nghiên cứu nó để bảo dưỡng, sữa chữa và đặc biệt là chế tạo gặp không ít khó khăn

Trong quá trình học tập em được bộ môn giao đề tài tốt nghiệp về máy sàng cát với nội dung: “ Nghiên cứu và thiết kế máy sàng cát trong xây dựng”

Trong quá trình thực hiện đề tài này, được sự giúp đỡ tận tình của Thầy Ngô Tấn Thống cùng các thầy cô trong bộ môn Cơ khí chế tạo Trường Đại Học Sư phạm

Kỹ thuật và sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành nhiệm vụ nghiên cứu thiết kế được giao

Trong quá trình thiết kế do thời gian và trình độ còn hạn chế, đồ án của em khó tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo giúp đỡ của các thầy cô trong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn và các thầy cô giáo trong bộ môn cơ khí chế tạo máy đã tận tình hướng dẫn giúp em hoàn thành đồ án này

Đà Nẵng, Ngày 20 tháng 08 năm 2020

Sinh viên thực hiện Trần Văn Chung

CHƯƠNG 1

PHÂN TÍCH CÁC PHƯƠNG ÁN MÁY SÀNG

VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN HỢP LÝ CHO MÁY THIẾT KẾ

1.1 Giới thiệu về máy sàng cát và vị trí của nó trong dây chuyền sản xuất:

1.1.1 Giới thiệu về máy sàng cát:

Đất nước đang phát triển với tốc độ cao, các công trình hạ tầng và giao thông được xây dựng ồ ạt ở khắp mọi nơi làm cho nhu cầu về vật liệu xây dựng tăng cao hơn bao giờ hết Một trong những loại vật liệu cơ bản của ngành xây dựng là cát Trong đó, cát dùng cho chế tạo vữa và được dùng với khối lượng lớn. Cát là vật liệu dạng hạt nguồn gốc tự nhiên bao gồm các hạt đá và khoáng vật nhỏ và mịn Kích thước cát hạt cáttừ 0,05 mm tới 1 mm (thang Kachinskii sử dụng tại Nga và Việt Nam hiện nay) Một hạt vật liệu tự nhiên nếu có kích thước nằm trong các khoảng này được gọi là hạt cát Nhưng trong thực tế cát ngoài tự nhiên có lẫn rất nhiều tạp chất như lá, thân cây, hạt sạn có kích thướt lớn.v.v Vì vậy để làm sạch cát trước khi xây dựng, người ta phải cần phân loại cát sạch và tạp chất để tránh việc không đảm bảo chất lượng khi thi công Để thực hiện được các nhu cầu đó, các máy phân loại cát được thiết kế, gọi là máy sàng cát Để phân loại cát sạch và tạp chất, người ta các mặt sàng là các tấm có các lỗ kích thước phù hợp, và cho mặt sàng này dao động để phân loại cát và tạp chất Mặt sàn được dùng phổ biến nhất và phù hợp nhất là mặt sàn đan, được cấu tạo từ các sợi thép hay động thau đan với nhau:

Hình 1.1- Kiểu cấu tạo mặt sàng

1.1.2 Các loại máy sàng cát thông dụng

a) Sàng lắc vòng:(còn gọi là sàng lệch tâm)

Cấu tạo của sàng lắc vòng hay sàng lệch tâm được thể hiện trong hình 3 Trong đó: 1- mặt sàng; 2-thanh treo sàng; 3- trục khuỷu đối xứng; 4-đối trọng; 5-bệ máy; 6-Bộ truyền đai

Hình 1.2- Cấu tạo sàng lắc vòng

5 4

2 1

6

Mặt sàng có kích thước 3.51.5m, tần số dao động từ 6001400 lần/phút, biên độ dao động gấp đôi độ lệch tâm trục khuỷu, khoảng 8mm Mặt sàng đặt nghiêng với phương ngang 1015 Tuỳ theo cách bố trí mặt sàng mà người ta đặt 1 hay 2 mặt sàng song song nhau Các đối trọng giữ ổn định cho máy sàng, đồng thời giúp máy sàng vượt qua các điểm chết khi trục lệch tâm quay Khi trục quay, do có độ lệch tâm mà sàng được nâng lên, hạ xuống, đưa về 2 bên theo quỹ đạo vòng tròn Do đó đá lọt qua mắt sàng rơi xuống

Loại này đơn giản, dễ sử dụng nhưng không điều chỉnh được tần số dao động

b) Sàng lắc ngang:

Sàng lắc ngang có 2 loại là treo và chống Loại treo tuy kết cấu không gọn nhưng do các thanh treo chỉ đơn giản chịu lực kéo nên được sử dụng rộng rãi hơn loại chống Cấu tạo của nó được thể hiện ở hình 4 với các bộ phận chính sau: 1-Mặt sàng, 2-các thanh treo sàng; 3- thanh kéo đẩy sàng; 4-bánh quay lệch tâm; 5- bộ truyền động đai

Hình 1.3-Kết cấu sàng lắc ngang Đầu các thanh treo và thanh kéo đẩy là các khớp xoay trơn Độ lệch tâm giữa đầu thanh kéo đẩy với trục truyền động bánh đai từ 0.5-1cm Khi được truyền động, trục bánh đai quay nhanh làm cho khối lệch tâm quay theo Đầu các thanh kéo đẩy quay tròn sẽ làm các thanh này kéo qua lại mặt sàng, tức là làm mặt sàng lắc qua lại theo phương nằm ngang

c) Sàng chấn động (sàng rung) có hướng:

Loại sàng này không những sàng, phân loại đá, vật liệu xây dựng mà còn được sử dụng ở nhiều lĩnh vực khác như cơ khí, trồng trọt Nhờ sự rung mặt sàng mà các vật liệu không những được phân loại theo kích thước mà còn theo khối lượng riêng

và chất lượng vật liệu Cấu tạo của sàng chấn động có hướng như ở hình 5 Trong đó:1-thành sàng; 2-mặt sàng; 3-động cơ điện; 4-bộ phận gây chấn; 5-bệ sàng; 6-nhíp chịu uốn; 7-lò xo chịu nén

Hình 1.4- Cấu tạo của sàn chấn động

Mặt sàng có kích thước 1.22m, được đặt nằm ngang, dao động với tần số 80 lần/phút, biên độ dao động là 810mm Động cơ điện có công suất 56 kW.Nhíp đặt vuông góc với hướng chấn động để chịu lực uốn; lò xo đặt song song để chịu lực nén.Bộ gây chấn gồm 2 trục cam có bánh lệch tâm, song song quay cùng tốc độ và ngược chiều nhau

Khi được truyền cơ năng từ động cơ tới, các bánh lệch tâm sẽ quay nhanh, gây chấn động làm rung mặt sàng và vật liệu như đá sỏi, thạch cao, hạt giống Do đó vật liệu hợp cỡ sẽ lọt qua mắt sàng

Loại này có ưu điểm là công suất cao,sàng được nhiều loại vật liệu.Năng suất riêng của mặt sàng lớn,từ 1080m3/h cho 1m2,tương ứng với lỗ mặt sàng từ 0.5 đến 7cm d) Sàng rung vô hướng:

Máy có kết cấu đơn giản, mặt sàng được đặt nghiêng với phương ngang một góc

1015, bộ gây chấn là một bánh lệch tâm Khi được truyền động, bánh lệch tâm quay nhanh gây rung động Chấn động có quỹ đạo tròn, độ sàng chấn động có thể điều chỉnh Máy sàng loại này được dùng nhiều trong thực tế Cấu tạo của máy sàng rung

vô hướng vô hướng được thể hiện ở hình 6 Trong đó:1-mặt sàng; 2-bộ gây chấn; 3-lò

3

Hình 1.5- Cấu tạo của sàng rung vô hướng

1.2 Phương án thiết kế máy sàng:

Máy được chọn thiết kế là máy sàng rung động có hướng dùng cho dây chuyền sản xuất cát xây dựng Đây là kiểu máy sàng mà mặt sàng được đặt nằm ngang với bộ gây rung có hướng.Yêu cầu của máy thiết kế là phải đảm bảo được chất lượng sàng thông qua các chỉ tiêu sau: năng suất Q(m3/giờ),hiệu quả sàng E() và độ sạch s()

Năng suất sàng là lượng sản phẩm được sàng trong một đơn vị thời gian Hiệu quả

và độ sạch là các chỉ tiêu quan trọng về chất lượng sàng Các chỉ tiêu trên có sự phụ thuộc lẫn nhau, phụ thuộc vào các thông số máy sàng, thành phần hạt và phương pháp sàng, sàng ướt hay khô

Cấu tạo máy sàng rung bao gồm các cụm chính như: mặt sàng, hộp sàng, cơ cấu gây rung, lò xo hoặc chi tiết đàn hồi

Yêu cầu của máy thiết kế:

+Máy thiết kế cho dây chuyền sản xuất cát xây dựng

+Số mặt sàng: 1 mặt

+Tiếp nhận được các cát và tạp chất

+Sản phẩm cát đầu ra có độ sạch từ 90 ÷ 95%

+Năng suất máy 20m3/h

+Hiệu quả sàng cao

+Khả năng chống bịt lỗ sàng tốt

Phương án sản xuất: máy sàng lắc vòng:

Đây là kiểu máy sàng rung khá phổ biến, với bộ gây rung gồm trục lệch tâm với thanh truyền Khi được truyền cơ năng từ động cơ tới, bánh lệch tâm sẽ quay nhanh, nhờ thanh treo sàn gây chấn động làm rung mặt sàng, các vật liệu hợp cỡ sẽ lọt qua mắt sàng Kết cấu máy sàng được biểu diễn trong hình 8 Trong đó: 1- mặt sàng; 2-thanh treo sàng; 3- trục lệch tâm; 4-đối trọng; 5-bệ máy; 6-Bộ truyền đai

Hình 1.6- Cấu tạo máy sàng lắc vòng

Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, dễ vận hành, sữa chữa, các chi tiết chế tạo đơn giản, thích hợp dùng trong sàn lọc

5 4

2 1

6

CHƯƠNG 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY

2.1 Những vấn đề liên quan đến máy thiết kế:

Máy thiết kế thuộc kiểu máy sàng phẳng Máy có cấu tạo của bộ gây rung Mặt sàng của máy đặt nằm ngang nên giảm được chiều cao đặt máy, thường được dùng trong trạm sàng di động hoặc tại các nơi công trình có chiều cao bị giới hạn

Hộp sàng với các lưới sàng được liên kết với khung cố định nằm ngang qua các thanh truyền và lò xo giảm chấn

Nó gồm trục lệch tâm, trục này đều đặt trên các ổ bi Trục trên nhận chuyển động quay của động cơ qua puli Hướng dao động là hướng vuông góc với đường nối tâm của hai trục lệch tâm

Mặt sàng:

Mặt sàng là bộ phận chủ yếu của máy sàng Hiệu quả phân loại, năng suất và khả

năng hoạt động của máy phụ thuộc vào chất lượng mặt sàng

Mặt sàng phải đạt được những yêu cầu sau: Có tổng diện tích lỗ sàng lớn nhất, bảo toàn được kích thước lỗ và chống mòn cao

Mặt sàng lưới thép cho tổng diện tích lỗ sàng lớn nhất (đến 70%) nên rất hiệu quả khi sàng vật liệu có độ hạt nhỏ Đường kính của sợi thép được chọn theo kích thước lỗ Để bảo toàn khoảng cách của lỗ, sợi thép được uốn dạng sóng hoặc được hàn Để có tính chống mòn cao, các sợi thép được chế tạo bằng thép cácbon cao, thép mangan hoặc thép hợp kim chất lượng cao

Độ bền của mặt sàng phụ thuộc chính vào việc kẹp và căng lưới sàng Lưới sàng cần được kẹp chắc vào các gối đỡ của mặt sàng Khoảng cách của các gối đỡ phải hợp lý, sao cho lưới sàng không bị uốn trũng do trọng lượng vật liệu

Từ những kiến thức trên cộng với định hướng thiết kế đã trình bày ở phần

trước, ta xác định hướng thiết kế cụ thể như sau:

+Máy sàng lắc vòng

+Tiếp nhận được cát đầu vào là 0.5mm và tạp chất lẫn trong cát

+Sản phẩm đá đầu ra phân làm 2 loại: cát sạch và tạp chất lẫn trong cát

+Năng suất thiết kế: 20 m3/h

Khi các điều kiện khác như nhau, hiệu quả sàng phụ thuộc vào chiều dài mặt sàng

L Khi L tăng (trong vòng 2÷2,5m) hiệu quả sàng tăng theo vì khả năng hạt vật liệu

gặp lỗ sàng tăng Song nếu tiếp tục tăng L quá giới hạn trên, hiệu quả sàng hầu như không thay đổi Bởi vậy, chiều dài L ≤ 2,5m Đối với máy sàng rung, tỉ lệ tối ưu giữa B: L = 1: 2,5 Với tỉ lệ đó, năng suốt sàng tăng tỉ lệ với diện tích mặt sàng Mặt sàng có

B rộng và L ngắn là không hợp lí, do khó đảm bảo việc nạp liệu đều theo chiều rộng

và làm xấu các chỉ tiêu kỹ thuật

Đối với phương án thiết kế máy sàng này, sau khi tham khảo máy mẫu CM-742và các máy cùng dạng của Trung Quốc (2YA1230, 3YA1230) về năng suất, ta chọn kích thước sàng như sau:

B × L = 1200 × 3000 (mm) Máy sàng thiết kế gồm hai sàng bố trí song song nhau Với hệ thống khung giàn đỡ sàng, ta sẽ thiết kế sao cho coe thể đảm bảo được khả năng mở rộng phạm vi công nghệ, như có thể bố trí mặt sàng theo kiểu hỗn hợp

Các kích thước sàng được thể hiện trong hình dưới:

1000 3000

1000

Hình 2.1- Kết cấu khung sàng

2.2.2 Tính công suất động cơ:

Công suất động cơ bao gồm: công suất động cơ tiêu hao để khắc phục ma sát tại các

ổ đỡ N1 và công suất động cơ để truyền dao động cho mặt sàng N2

Công suất để khắc phục ma sát:

N1 =

1000

1 m r R

f 

; (kW)

Ở đây: f- hệ số ma sát trong ổ đỡ; theo baymah thì:

với ổ lăn bi lồng cầu: f = 0,003÷0,005

với ổ lăn bi đũa: f = 0,005÷0,008

Ta chọn f = 0,005

R1- bán kính ổ đỡ, sơ bộ chọn R1 = 60 mm = 0,06 m

m- khối lượng lệch tâm, m = 120 kg

ω - tốc độ góc của khối lệch tâm, ω = 50,6 rad/s

r – bán kính lệch tâm của khối lệch tâm, r = 70 mm = 0,07 m

N1 = 0,3265

1000

07,0.6,50.120.06,0.005,

sin  a m r3a 

Q

Ở đây: Q = mrω2 - lực kích thích, (N) a- biên độ dao động, (m); a = 16 mm = 0,016 m

δ- góc lệch pha, khi tính toán sơ bộ, có thể lấy δ = 15º÷30º, theo

“Máy và thiết bị sản xuất vật liệu xây dựng” Ta chọn δ = 15º

Suy ra:

1000

15sin.016,0.6,50.07,0.120

 (kW) Vậy, công suất động cơ:

5065,43265,

Dựa vào (bảng 2P/trang 322 [I]), ta chọn loại động cơ điện có các thông số như sau: Kiểu động cơ: AO2-42-4

Công suất: 5,5 kW Vận tốc: 1450 vg/ph Hiệu suất: 88%

Mômen mở máy: Mm = 1,5Mdm Mômen cực đại động cơ: Mmax = 2 Mdm Mômen nhỏ nhất của động cơ: Mmin = 0,8MdmKhối lượng động cơ: 66,5 kg

CHƯƠNG 3

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU VÀ SỨC BỀN TOÀN MÁY

Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng

Từ phương án thiết kế đã chọn và trên cơ sở máy mẫu, ta có thể thiết lập được mô hình dẫn động của máy như sau:

Hình 3.1– Sơ đồ dẫn động máy sàng 1- động cơ điện; 2 - bộ truyền đai; 3 - trục lệch tâm;

4 - vỏ máy

Trong sơ đồ trên, bộ truyền đai (2) truyền chuyển động từ động cơ đến trục lệch tâm

3.1 Thiết kế bộ truyền đai:

Đai hình thang được chia làm bảy loại theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O,

A, Б, B, Г, Д, E Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hoá Với công suất truyền động 5,5 kW, giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s Tra bảng 5-13-Thiết kế chi tiết máy- [1], ta thấy loại đai Б là thích hợp

Tra bảng 5-11, [1], ta có các kích thước của đai được chọn như sau:

4

3

.

max 1



; Trong đó: D1- đường kính bánh đai nhỏ

n1- số vòng quay trong một phút của trục dẫn

Ta có:

v = 10 , 62 (m/s) v ( 30 35 )m/s

1000 60

1450 140

Do đó, căn cứ vào các giá trị kích thước tiêu chuẩn của bánh đai hình thang được cho trong bảng 5-15 [1], ta chọn:

140)

02,01(.)

1

2

1 '

Giá trị sai lệch này phải nhỏ hơn giá trị sai lệch cho phép là [c%] = 3÷5% Nếu lớn hơn giá trị này, ta phải chọn lại đường kính đai sao cho gần với số vòng quay yêu cầu hơn

35 , 497

33 , 483 35 , 497

' 2 2 '

n

n n

Như vậy, giá trị sai lệch này nằm trong giới hạn cho phép Các giá trị đã chọn của bánh đai là hợp lý

Tỉ số truyền thực tế:

itt = 2,915

35,497

1450

' 2

n n

3.1.3 Sơ bộ chọn khoảng cách trục:

Khoảng cách trục A phải thoã mãn điều kiên:

0,55.(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2.(D1+D2) ; mm Trong đó: h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm

) 400 140 (

2 5

, 10 ) 400 140 (

55 ,

1080 5

3.1.4 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A:

Theo khoảng cách trục A đã chọn sơ bộ, ta tính ra chiều dài đai L theo công thức:

A

D D D

D A

L

4

)(

)(

22

2 1 2 2

.4

)140400()400140.(

2500.2

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1(s):

62 , 10

u s vg

8 )]

( 2 [ ) (

) 140 400 (

8 )]

140 400 (

2000 2 [ ) 140 400 (

3.1.5 Kiểm nghiện góc ôm:

Điều kiện: α1≥120º

Tính góc ôm α1 theo công thức:

0 1 2 0

0

07,675

140400



So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thoã mãn

Tính góc ôm α2 theo công thức:

0 1 2 0

0

07,675

140400

N Z

v t

.[

.1000



Trong đó:

N- công suất động cơ; N = 5,5 kW

v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s

[ζp]0- ứng suất có ích cho phép, N/mm2.Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu ζ0 = 1,2 N/mm2.Tra bảng 5-17 [1], ta được [ζp]0 = 1,51 N/mm2

Ct- hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được Ct = 0,7

Cα- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-18, ta được Cα = 0,95

Cv- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được Cv = 1

7,3138.1.95,0.7,0.51,1.62,10

5,5



Z

Căn cứ vào tính toán trên, ta chọn số đai: Z = 4 (đai)

3.1.7 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai:

Chiều rộng bánh đai:

B = (Z-1)t + 2S Đường kính ngoài:

Dn1 = D1 + 2h0

Dn2 = D2 + 2h0Với các kích thước t, S, h0 tra trong bảng 10-3-TKCTM

Hình 3.4- kích thước đai

3.1.8 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:

S0 = ζ0.F Với: ζ0 = 1,2 N/mm2 đã chọn trước

F- diện tích đai; F = 138 mm2

Suy ra:

S0 = 1,2.138 = 165,6 (N)

Lực tác dụng lên trục:

)(85,19502

05,158sin.4.6,165.32sin3

0 1

a) Ý nghĩa và phân loại:

Bộ gây rung nhằm cung cấp năng lượng để duy trì dao động cho máy Có thể kể đến một số loại cơ cấu gây rung như sau:

Cơ cấu gây rung bằng khí nén hoặc dầu

Thường người ta hay dùng bộ gây rung bằng cơ khí vì nó đơn giản, dễ chế tạo, rẻ tiền Đó là trục lệch tâm khi ta gắn thanh truyền trên đoạn lệch tâm và phần còn lại gắn trên bộ phận sàn do quá trình chuyển động quay lệch tâm nên bộ phận sàn dịch chuyển lên xuống

Tất cả các loại quả rung hiện nay đều có dạng hình tròn, viên phân, quạt tròn, hình vuông hay chữ nhật

Loại có kết cấu điều chỉnh được lực kích động

Loại có kết cấu không điều chỉnh được lực kích động

Sau đây là một số dạng quả văng thường dùng:

a) , b) loại không điều chỉnh được lực kích động c), d) loại điều chỉnh được lực kích động

Để điều chỉnh được lực kích động, có hai cách: điều chỉnh bằng cách tháo bỏ quả văng phụ (hình d) và điều chỉnh bằng cách điều chỉnh khoảng cách giữa quả văng chính và quả văng phụ (hình c)

Theo Baymah, cùng với kích thước tỷ số mômen quán tính của loại quả văng hình vuông, tròn, quạt là:

jvg : jqt : jtr = 1 : 1,01 : 1,04 Nếu cùng mômen tĩnh mà kích thước nhỏ gọn thì càng tốt, có nghĩa là jqt càng nhỏ càng tốt vì mômen quán tính nhỏ thì mômen khởi động của động cơ nhỏ

Theo kinh nghiệm thì người ta thường chế tạo quả văng hình quạt tròn vì loại này

dễ chế tạo

Đối với máy thiết kế, do đặc điểm hoạt động của máy không đòi hỏi phải thay đổi tần số dao động, do đó khi lựa chọn thiết kế ta sẽ chọn cơ cấu gây rung hình quạt không thay đổi được lực kích động

b) Tính toán quả văng:

Khi lựa chọn quả văng, ta phải lựa chọn sao cho mômen quán tính nhỏ nhất đồng thời có một chiều dài hợp lý và đường kính ngoài vừa phải vì:

Mômen quán tính lớn sẽ ảnh hưởng đến khởi động máy và dừng máy

Bán kính ngoài R lớn dẫn đến gối đỡ trục cao, như vậy bộ rung sẽ cồng kềnh và nặng nề hơn

Chiều dài quá lớn dẫn đến khoảng cách hai gối đỡ trục xa Mặt khác, chiều dài của trục lệch tâm còn phụ thuộc vào chiều rộng của khung sàng Do vậy ta cần tính toán sao cho đảm bảo độ bền của trục và không gây hiện tượng mất ổn định cho trục quay

Xuất phát từ các yêu cầu trên, ta sơ bộ chọn kích thước của quả văng như sau:

Khối lệch tâm được thiết kế phải đảm bảo được các chỉ tiêu này

Phương án thiết kế quả văng: chọn quả văng dạng tròn

Trong đó:

m- khối lượng gây rung, trong một trục gây rung thì phần này mới là phần trực tiếp tạo nên dao động

a- chiều dài của phần gây rung

R- bán kính ngoài của khối gây rung

e- khoảng cách từ mặt trong tới tâm trục

r- khoảng lệch tâm

L m a

RA-A

Hình 3.6- Phương án thiết kế trục lệch tâm

Trục lệch tâm được thiết kế sao cho đảm bảo được khối lượng lệch tâm, độ lệch tâm

và mômen tĩnh cần thiết, đồng thời chiều dài của trục lệch tâm cũng phải đảm bảo trong khuôn khổ của máy Ta đã biết, giữa khối lượng lệch tâm và chiều dài của nó có mối liên hệ với nhau và được tính theo công thức:

m = V.γ = (F.a).γ ; kg Với: V - thể tích phần lệch tâm

γ - trọng lượng riêng của vật liệu chế tạo trục, với thép γ = 7,852(kg/cm3)

a - chiều dài phần lệch tâm

Vì chiều dài a bị khống chế trong khuôn khổ chiều rộng máy (a < 1200 mm) do đó để đảm bảo quá trình tính toán được thuận lợi, ta chọn trước chiều dài a, các kích thước còn lại sẽ được tính theo mối quan hệ này

Ta chọn: a = 1 m = 100 cm

Với các thông số đã biết như: m, γ, a, ta suy ra được diện tích yêu cầu của tiết diện phần lệch tâm là:

2 2

15283015283

,07852.1

R

Hình 3.7- tiết diện lệch tâm

Với diện tích tiết diện như trên, chiều dài của khối lệch tâm được tính chính xác như sau:

.10404

,17852 18980,0

Tính lại khả năng làm việc của trục:

Khi so sánh giữa giá trị các thông số mômen tĩnh, khối lượng phần lệch tâm và độ lệch tâm đã lựa chọn ban đầu và giá trị tính được ở phần trên ta thấy có sự chênh lệch

Do đó cần thiết phải có sự kiểm tra và điều chỉnh các thông số để đảm bảo với các giá trị được chọn, máy vẫn làm việc đạt yêu cầu

Các thông số cũ:

Mômen tĩnh: S = 1671,2 (kg.cm) Khối lượng lệch tâm: m = 120 kg

Độ lệch tâm: r = 7 cm = 70 mm

Các thông số mới:

Khối lượng lệch tâm: m = (F.a).γ; kg

Từ diện tích tiết diện được chọn F = 14675,32 mm2.Ta tính được khối lượng khối lệch tâm

m = (14675,32.1)7852 = 115,2 (kg)

Độ lệch tâm: r = 8 mm

Từ các giá trị trên, ta tính được mômen tĩnh mới:

S = 2.m.r = 2.115,2.5,75 = 1324,8 (kg.cm)

Rà soát lại các thông số cấu thành giá trị mômen tĩnh cũ, ta thấy giá trị khối lượng nôi rung có bề dày các tấm thép h = 25 mm là khá lớn Do đó ta điều chỉnh lại giá trị h =

15 mm, giá trị này hợp lý hơn

Suy ra, giá trị chiều rộng nôi rung:

b = 120 + 1,5.2 = 123 cm

Tính lại khối lượng nôi rung G1 sau khi xác định lại bề dày các tấm thép:

Thể tích nôi rung: V = 2.c.h.(a + b) = 2.50.1,5 (340+123) = 69450 (cm3)

)

(32,54510

.8,7.69450

Các thông số của vật liệu làm trục:

mm n

N C

d  3 ;Trong đó: d- đường kính trục; mm

N- công suất truyền; N = 5,25 kW

n- số vòng quay trong một phút của trục; n = 497,35 vg/ph

C - hệ số tính toán, theo “Thiết kế chi tiết máy”, đối với vật liệu là thép 35,40,45 khi tính đường kính trục tại các tiết diện có thể lấy C = 170÷150 Ta lấy C = 170

Suy ra:

29 , 37 35 , 497

25 , 5

Qua các bước tính toán trước, ta đã xác định được các kích thước của các chi tiết lắp lên trục như sau:

Bề rộng bánh đai: Bdai = 85 mm

Bề rộng ổ đỡ:( để xác định giá trị thông số này trong điều kiện chưa biết chính xác kích thước đường kính trục, ta tham khảo máy mẫu cùng loại CM-742, với đường kính đoạn trục lắp ổ đỡ d = 50 mm, ta chọn loại ổ bi có d = 50, B = 30mm

Với các kích thước đã biết cộng với kích thước khung sàng a x b = 3000 x 1200 mm,

bề dày các tấm thép làm khung sàng b = 15 mm, các khoảng cách giữa các chi tiết máy, khoảng cách từ các chi tiết máy đến thành sàng, các biện pháp để đảm bảo kết cấu sàng được hợp lý, ta xác định được mối quan hệ tương quan về vị trí của các chi tiết và các kết cấu liên quan như sau:

Hình 3.8-Khoảng cách Chiều dài tổng cộng trục:

L =2.30 + (30 + 85) + 1360 = 1535mm

Từ sơ đồ trên, ta có thể xác định được mô hình tính toán trục như sau:

Hình 3.9-Khoảng cách trục

Khi trục hoạt động, các lực tác dụng vào trục:

1)Lực quán tính do sự quay của trục lệch tâm gây ra, giá trị của lực này là:

)

(13,257352

.052,0.3,

2

N mr

Trong đó: m = 18,3 kg; r = 52 mm; ω = 52 rad/s

Các giá trị này là các giá trị thực tế của máy tính toán khi hoạt động

2)Lực căng đai tác dụng lên trục:Đặt theo phương đứng nghiêng 1 góc 11,10

Sơ đồ tính toán:

Hình 3.11-Phân tích lực

Giả sử trong điều kiện làm việc trục đủ bền, mô hình tính toán có thể chuyển thành tính cho một trục bình thường:

Hình 3.12-Phân tích lực Tính phản lực tại các gối đỡ:

1390

5,1477.35,1914695

.13,2573

1390

5,1477.695

N

P F

, 3321 35

, 1914 13 ,

R P F

M x  dx

Khi z = 0: Mx = 0

, 1914 42 ,

P RAx

.z P z R

M x  Ax  dx 

Khi z = 0: Mx = -1914,35.87,5 = -167505,62 (N.mm)

Hình 3.13- Biểu đồ mômen uốn Như ta đã quan sát thấy trong hình trên:

Giá trị lực cắt dương: Qy = 91407 (N);

Giá trị lực cắt âm: Qy = 18519,4 (N);

Giá trị mômen uốn lớn nhất: Mx = 810408 (N.mm)

So sánh các giá trị của máy với các giá trị tính được ở trên, ta thấy có sự khác biệt về dấu của các giá trị và cách biểu diễn biểu đồ Tuy nhiên, sự sai khác là do quy ước về dấu và cách biểu diễn của mỗi nước (phần mềm này của Pháp); còn về giá trị, sự sai khác là không đáng kể Do đó, các thông số tính được ở trên là có thể tin cậy được

Tính trục theo phương y:

Sơ đồ phân bố tải trọng:

Hình 3.14-Phân bố tải trọng

Xác định phản lực tại gối đỡ:

Ay dy

5,1477.58,3751390

5,1477

N

P

R Ay  dy  Thế giá trị này vào (3), ta được:

) ( 64 , 23 22 , 399 58 ,

R By     ; Vậy chiều của RBy ngược với chiều đã cho

Ta dùng các mặt phẳng 1-1 và 2-2 cắt thanh tại các vị trí như hình 30

Xét cân bằng phần bên trái của mặt cắt 1-1:

) ( 58 ,

z R

M x   By.



Khi z = 0: Mx = 0 ; Khi z = 1390: Mx = -23,64.1390 = -32859,6 (N.mm)

Từ các kết quả tính trên, ta dựng được biểu đồ tải trọng tác dụng lên trục theo phương y:

Hình 3.15- Biểu đồ mômen uốn Giống như ở phần trước, ta dùng phần mềm RDM để kiểm tra tính chính xác của phần tính toán này

Các biểu đồ thu được:

Hình 31-Biểu đồ lực cắt

Hình 32-Biểu đồ mômen uốn

Giống như ở phần trước, ở đây ta chỉ so sánh hai kết quả về mặt giá trị, còn về dấu và cách biểu diễn biểu đồ, ta xây dựng theo quy ước ghi trong sách “Sức bền vật liệu” của

Lê Viết Giảng-Phan Kỳ Phùng

Như ta đã thấy trong hình bên, về lực cắt, ta cũng thấy hai giá trị dương và âm như sau: (xét theo “Sức bền vật liệu”)

Lực cắt dương: Qy= 23,64(N)

Lực cắt âm: Qy = 37,58 (N)

Giá trị mômen uốn lớn nhất: Mx = 32863,25(N.mm)

Các giá trị này khớp với kết quả tính được Do đó kết quả tính là đáng tin cậy

Tính mômen xoắn tác dụng lên trục:

Mômen xoắn trên trục do lực đai gây ra

Giá trị của lực này:

2

1

d Fd

M  ; Trong đó: Fd- lực đai tác dụng lên trục; Fd = 1950,85 N

d1- đương kính bánh đai bị dẫn; d1 = 400 mm

Suy ra:

) ( 390170 2

400 85 , 1950

M  

Vì chỉ có một giá trị mômen xoắn trên toàn bộ chiều dài trục nên giá trị mômen nội lực tại mọi điểm trên trục đều băng nhau và bằng giá trị mômen ngoại lực

Tính giá trị mômen uốn tổng cộng ở các tiết diện chịu tải lớn:

Dựa trên kết quả biểu đồ nội lực theo hai phương x và y đã dựng được, ta thấy tiết diện giữa trục là nơi chịu tải trọng lớn nhất so với các tiết diện còn lại.Do đó, khi tính toán, nếu tiết diện này đảm bảo đủ độ bền thì các tiết diện khác cũng đủ bền

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính toán theo công thức sau:

  mm

M

,)

1.(

1,0

 d0- đường kính trong của trục rỗng Với trục thiết kế đặc, β = 0

  - ứng suất cho phép, được tra trong bảng 7-2.Với vật liệu chế tạo trục là thép 45,

ζb=600 (N/mm2),ζch = 300 (N/mm2), HB170-220, đường kính trục dự đoán d ≥80 mm,

ta tra được:   55(N/mm2)

Mtd-mômen tương đương, mômen mên này được tính như sau:

mm N M M

M td  u2 0,75 x2, Tại tiết diện chịu tải lớn nhất, giá trị mômen uốn và mômen xoắn lần lượt là:

) ( 390170

) ( 810408

max

mm N M

mm N M

75 , 0

M td   

Suy ra:

24 , 54 55 1 1 , 0

38 , 878029

d 

Vậy đường kính trục lệch tâm ta chọn ban đầu là thõa mãn

Đường kính tại điểm A

Tại tiết diện A, giá trị mômen uốn và mômen xoắn lần lượt là:

) ( 390170

) ( 62 , 167505

max

mm N M

mm N M

) ( 38 , 377137 390170

75 , 0 62 ,

M td   

Suy ra:

93 , 40 55 1 1 , 0

38 , 377137

d 

So sánh với giá trị ban đầu ta thấy d=50mm thỏa mãn

Kiểm tra bền đoạn trục:

Tính mômen tĩnh:

Hình 3.16-Mặt cắt

Các thông số mặt cắt:

Diện tích tiết diện: F = 2827,43(mm2)

Mômen tĩnh của mặt cắt ngang đối với trục x được

tính như sau:

Mặt cắt ngang là một đường tròn có bán kính R=30

Sx=3,14.303=84823(mm3)

Jx=4p4/4=636172,5(mm4)

Với các giá trị Sx và Jx đã tính được ở trên, kèm theo các thông số về diện tích tiết diện

và vị trí trọng tâm của tiết diện, ta có thể tiến hành kiểm tra bền đối với trục

Các thông số đã biết:

1)Mặt cắt ngang giữa trục có mômen uốn lớn nhất:

Mumax = 810408 (N.mm) 2)Mặt cắt ngang giữa trục có lực cắt lớn nhất:

Qymax = 1914,35 (N)

3)Số liệu kích thước mặt cắt ngang trục:

Sx=3,14.303=84823 (mm3)

Jx = 636172,5 (mm4) Mômen chống uốn:

( 75 , 21205 1

.

, max

mm D

y

J W

w n x n

x k

a)Kiểm tra bền đối với phân tố ở trạng thái ứng suất đơn:

Kiểm tra đối với vị trí xa trục trung hoà nhất trên mặt cắt ngang có Mumax

Đối với trục làm bằng vật liệu dẻo:

 

 max ;

75 , 21205



 , ta thấy điều kiện bền phân tố này đã được thoã mãn

b) Kiểm tra bền đối với phân tố ở trạng thái trượt thuần tuý:

Vì ứng suất pháp ở những điểm trên trục trung hoà bằng 0 nên trạnh thái ứng suất của các phân tố ở điểm này là trạng thái trượt thuần tuý Với trục thiết kế, trục trung hoà đi qua trọng tâm mặt cắt

Bề rộng mặt cắt tại điểm này: b = 60 mm

Theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng:

84823 35 , 1914

b J

S Q

    38,13( / )

3

553

2

mm N





 



So sánh hai trị số này, ta thấy điều kiện bền của phân tố này đã được đảm bảo

b) Kiểm tra bền đối với phân tố ở trạng thái ứng suất đặc biệt:

Sử dụng thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng lớn nhất, ta xác định ứng suất tương đương là:

)/(91,3825,4.321,38

Ta thấy, đoạn trục tại tiết diện chịu tải trọng lớn nhất đã đủ bền Do đó kết cấu phần trục này khi thiết kế đã được công nhận

Từ những khảo sát trên cộng với việc nghiên cứu hình dáng hợp lý của trục (ứng suất tại các điểm khác điểm nguy hiểm thường nhỏ hơn rất nhiều so với tại điểm có ứng suất nguy hiểm), vì vậy, để tận dụng hết khả năng chịu lức của trục, trục cần có hình dáng hợp lý hơn

Hình 3.17- Hình dáng hợp lý trục

Ta chọn các giá trị đường kính trục phần còn lại như sau:

.60

3.2.3 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Hệ số an toàn được tính theo công thức sau:

 n n n

n n





2 2

1



Trong các công thức trên:

ζ-1 và η-1-giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng



2

min max 



ζm và ηm- trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất

2

min max

min max

Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

0

min max

W M







Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

0

0 max

W M

Trục có tiết diện d = 60 mm, trên trục có rãnh then, tra bảng 7-3b đối với trục có cùng điều kiện trên, ta được:

)(40000

)(18760

3 0

3

mm W

mm W



Giá trị mômen uốn và mômen xoắn lớn nhất trên đoạn trục này:

) ( 390170

) ( 810408

mm N M

mm N M

) / ( 2 , 43 18760 810408

2 2

mm N

mm N









Đối với thép cacbon trung bình:  0,1; 0,05

εζ và εη-hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn

mỏi.Tra bảng 7-4, ta được:  0,78; 0,67

Trục không dùng phương pháp tăng bền: β = 1

kζ và kη-hệ số tập trung ứng suất thức tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng 6 và bảng

7-13, ta được: k 1,92;k 1,1

Trị số  n được chọn theo biểu thức:

 n n1.n2.n3

Trong đó: n1-hệ số xét đến mức độ quan trọng của chi tiết, chọn n1 = 1,5

dfđược tương đối chính xác, ta chọn n2 = 1,1

n3- hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu, với trục làm bằng thép cán hoặc thép rèn, n3 = 1,3

Suy ra:  n 1,5.1,1.1,32,145

Từ các giá trị trên, ta tính được:

244 , 11 75 , 9 1 67 , 0

1 , 1 180

82 2 2 , 43 1 78 , 0

92 , 1 300

73 , 2 244 , 11 82 , 2

244 , 11 82 , 2

3.2.4 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tả đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện để trục làm việc bình thường:

  0 , 8 0 , 8 300 240 ( / )

2

mm N

ch

Trong đó:

3 max

3 max

2 , 0

1 , 0

d M d M

Mumax = 810408 (N.mm)

Mxmax = 390170 (N.mm)

) ( 9 60 2 , 0 390170

) ( 5 , 37 60 1 , 0 810408

3

3

mm N

mm N

3.2.5 Tính độ cứng của trục:

Trục không đủ cứng sẽ bị biến dạng lớn Ta phân biệt biến dạng uốn và biến dạng xoắn Sự biến dạng làm ảnh hưởng đến tình hình làm việc của trục và các chi tiết máy lắp trên trục như ổ trục, bánh răng, khớp nối…

Tính độ cứng uốn:

Trị số biến dạng uốn cho phép phụ thuộc vào điều kiện cụ thể của kết cấu máy, theo sách “Thiết kế chi tiết máy”:

Đối với trục lắp bánh răng, độ võng cho phép của trục lắp bánh răng nhỏ:

 y 0,01.m ; với m-môđun ăn khớp

Góc xoay cho phép:   0,001rad

Trong nghành chế tạo máy, với những trục công dụng chung:

 y 0,00020,0003l ;mm

Với : l- khoảng cách giữa các gối đỡ

Với trục đang xét, l = 1350 mm,ta suy ra:

 y 0,00020,000313500,270,405(mm)Góc xoay của trục chỗ lắp ổ bi đỡ:   0,01rad

Độ võng và góc xoay của trục được xác định theo các phương pháp nghiên cứu trong

“Sức bền vật liệu” Vì trục có kết cấu phức tạp về hình dáng và tiết diện, do đó việc xác định độ cứng trục theo “Sức bền vật liệu” rất khó khăn Do đó, để nâng cao độ chính xác và tin cậy của kết quả tính, trong phần này, chúng ta sẽ xác định độ võng và góc xoay trục bằng phần mềm RDM

)/(57313,21000

13,2573

F

q qt  Đồng thời, để thuận tiện tính toán, ta sử dụng khái niệm trục tương đương:

Như ta đã biết, diện tích của tiết diện khối lệch tâm là F = 2573,13 (mm2.)Với tiết diện như vậy, ta có thể qui đổi thành tiết diện tròn tương đương với cùng diện tích:

)

(29,57.2

)(62,2813,2573

)(13,2573

mm R

D

mm R

mm R

Giá trị độ võng lớn nhất của trục là ở vị trí giữa trục với y = 1,631.10-1 mm = 0,1631

mm Giá trị độ võng ở hai đầu trục lần lượt là:

Tính độ cứng xoắn:

Giả sử trục có đường kính không đổi, biến dạng xoắn (góc xoắn) có thể được xác định theo công thức:

rad GJ

L M

Mx-mômen xoắn trên trục; Mx = 390170 (N.mm)

G-môđun đàn hồi trượt; G = 8.103 (kN/cm2) = 8.104 (N/mm2)

Jo – mômen quán tính độc cực của tiết diện tròn đường kính d;mm4

L - chiều dài đoạn trục đang tính;mm

Ở đây ta sẽ tính độ cứng xoắn tại tiết diện lắp bánh đai.Từ công thức trên, ta thấy: với cùng một đường kính và mômen xoắn, đoạn trục nào có chiều dài L lớn hơn thì góc xoắn sẽ lớn hơn Do đó, khi kiểm nghiệm góc xoắn trên trục, ta sẽ chỉ tính cho đoạn trục nào có chiều dài lớn hơn.Theo khảo sát sơ bộ, đó là đoạn trục có lắp bánh đai với chiều dài đoạn trục này là L = 85 mm, đường kính đoạn trục: d = 43 mm

Ta tính được:

)(33564032

43.32

4 4

d h

6.5,0.41

10 8

85





Góc xoắn θ phải nhỏ hơn góc xoắn cho phép.Như ta đã thấy, giá trị góc xoắn như vậy

đã là rất nhỏ

Trong đó, bánh đai được lắp lên trục bằng then bằng

Bán kính góc lượn được tra từ bảng 7-15 tùy theo đường kính các đoạn trục Với trục

Độ nhám bề mặt trục và vỏ trong mối ghép với ổ lăn:

Độ nhám bề mặt trục: Ra1,25

Độ nhám bề mặt lỗ và vai trục: Ra2,5

Cấp chính xác ổ lăn: IT6

Dung sai chế tạo trục: h6

Dung sai lỗ lắp ổ lăn: Js7

Độ nhám bề mặt trục chỗ lắp bánh đai, đối trọng và thanh truyền:

Độ nhám bề mặt trục lắp bánh đai: Ra2,5