Báo cáo tổng kết đề tài - Nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy sàng cát kiểu rung

-06-122 Xác nhận của cơ quan chủ trì đề tài Chủ nhiệm đề tài (ký, họ tên, đóng dấu) (ký, họ tên) MỤC LỤC ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG .................................................................................................................................... I TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT ........................................................................................... I ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG ................................................................................................................................... II TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT .......................................................................................... II MỤC LỤC ................................................................................................................................................... III DANH MỤC BẢNG BIỂU ......................................................................................................................... IV PHẦN MỞ ĐẦU ...................................................................................................................................... VIII CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ MÁY SÀNG CÁT ................................................................................. 1 1.1. Bối cảnh nghiên cứu .................................................................................................................. 1 1.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy sàng rung ................................................................... 3 CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY SÀNG CÁT ..................................................................... 5 2.1. Tính toán công nghệ .................................................................................................................. 5 2.2. Tính toán cơ khí ....................................................................................................................... 13 CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ MÔ HÌNH MÁY SÀNG CÁT ..................................................................... 44 3.1. Giới thiệu phần mềm SOLIDWORKS .................................................................................... 44 3.2 Mô hình hóa các bộ phận chính của máy sàng ......................................................................... 46 CHƯƠNG 4 MÔ PHỎNG VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC MÁY SÀNG CÁT ..................... 49 4.1. Giới thiệu về ADAMS/VIEW ................................................................................................. 49 4.2. Ứng dụng ADAMS/View để phân tích động lực học .............................................................. 49 4.3. Chế tạo mô hình thực nghiệm ................................................................................................. 57 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ ..................................................................................................................... 49 Kết luận .......................................................................................................................................... 58 Kiến nghị ........................................................................................................................................ 58 TÀI LIỆU THAM KHẢO .......................................................................................................................... 61 DANH MỤC BẢNG BIỂU Hình 1- Sơ đồ máy sàng rung quán tính Hình 2.1- Lỗ sàng Hình 2.2- Kết cấu của hkung sàng Hình 2.3- Kết cấu của đối trọng Hình 2.4- Đồ thị chọn đai thang Hình 2.5- Sơ đồ đặt lực trên trục Hình 2.6- Biểu đồ momen lực tác dụng lên trục Hình 3.1 - Mô hình khung sàng Hình 3.2 – Mô hình bộ phận tạo dao động Hình 3.3 - Mô hình bệ máy Hình 3.4 – Lắp ráp mô hình Hình 4.1 – Bộ phận trục lệch tâm Hình 4.2 - Bộ phận khung sàng Hình 4.3 – Bộ phận bệ máy Hình 4.4 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương X Hình 4.5 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương Y Hình 4.6 - Vận tốc khung sàng theo thời gian t Hình 4.7 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải Hình 4.8 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái không tải Hình 4.9 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải Hình 4.10 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái đầy tải Bảng 1. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải Bảng 2. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải Hình 4.11 - Các kiểu hình của khung sàng Bảng 3. 6 tần số dao động riêng của khung sàng Hình 4.12 – Mô hình thực nghiệm ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG CỘNG HOÀ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM TRƯỜNG ĐH SƯ PHẠM KỸ THUẬT Độc lập - Tự do - Hạnh phúc THÔNG TIN KẾT QUẢ NGHIÊN CỨU 1. Thông tin chung: - Tên đề tài: NGHIÊN CỨU TÍNH TOÁN VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC MÁY SÀNG CÁT KIỂU RUNG. - Mã số: T2019-06-122 - Chủ nhiệm: ThS. Nguyễn Thái Dương - Thành viên tham gia: - Cơ quan chủ trì: Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật - Thời gian thực hiện: 01/08/2019 – 31/07/2020 2. Mục tiêu: Nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy sàng cát kiểu rung. Chế tạo mô hình. 3. Tính mới và sáng tạo: Thiết kế được mô hình 3D của máy sàng cát kiểu rung, bên cạnh đó đã tiến hành phân tích động lực học đối với máy này, nghiệm chứng được độ tin cậy trong quá trình làm việc của máy. Từ đó chế tạo mô hình thực nghiệm. 4. Tóm tắt kết quả nghiên cứu: Tính toán thiết kế các bộ phận chính của máy sàng cát kiểu rung cho ra các thông số hình học cơ bản của máy; thiết lập mô hình 3D của máy sàng được tạo trên phần mềm SolidWorks 2017; sau đó, dựa trên kết quả mô phỏng động lực học trong môi trường WORKBENCH và ADAMS/VIEW đối với máy sàng đã cho thấy máy làm việc đảm bảo tin cậy. 5. Tên sản phẩm: Mô hình 3D của máy sàng cát kiểu rung. 1 bài báo đăng ký tạp chí trong nước có chỉ số ISSN (HĐGSNN). 1 mô hình thực nghiệm. 6. Hiệu quả, phương thức chuyển giao kết quả nghiên cứu và khả năng áp dụng: - Có thể ứng dụng kết quả phân tích để thiết kế máy phục vụ trong ngành xây dựng - Phần mềm có thể phục vụ trong công tác học tập giảng dạy đến sinh viên. Mô hình và phân tích động lực học là tài liệu để sinh viên tham khảo, tiếp cận lý thuyết mới. 7. Hình ảnh, sơ đồ minh họa chính Ngày tháng năm Hội đồng KH&ĐT đơn vị Chủ nhiệm đề tài (ký, họ và tên) (ký, họ và tên) XÁC NHẬN CỦA TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT INFORMATION ON RESEARCH RESULTS 1. General information: Project title: CALCULATION AND DYNAMIC ANALYSIS OF VIBRATORY SIFTER. Code number: T2019-06-122 Coordinator: MSc. NGUYEN THAI DUONG Implementing institution: UNIVERSITY OF TECHNOLOGY EDUCATION Duration: from 01/08/2019 to 31/07/2020 2. Objective(s): Calculation, design and dynamic analysis of vibratory sifter. Modeling. 3. Creativeness and innovativeness: 3D model of vibratory sifter was designed, besides, it has conducted a dynamic analysis for this machine, testing the reliability in the working process of the machine. From there make the experimental model. 4. Research results: Design calculation of main components of vibratory sifter gives the basic geometry of the machine; setting up a 3D model of a sieve created on SolidWorks 2017; After that, based on the results of simulating dynamics in the WORKBENCH and ADAMS / VIEW environment for the sieving machine, the machine has been shown to work reliably. 5. Products: The 3D solid model of vibratory sifter. 6. Effects, transfer alternatives of reserach results and applicability: Can be applied in metal cutting machines, in stepless adjustment drive systems, in measuring devices. Can be served in the academic work, a model for students to visit and approach new theory. PHẦN MỞ ĐẦU Tổng quan tình hình nghiên cứu thuộc lĩnh vực đề tài ở trong và ngoài nước: Ngoài nước: Việc nghiên cứu và cải tiến máy sàng cát đang được các nhà khoa học đặc biệt quan tâm, đối với máy sàng cát này tiến hành nghiên cứu thiết kế chế tạo, phân tích động học, động lực học và cả kiểm tra thực nghiệm, v.vChẳng hạn, Swapnil Bandgar và các đồng nghiệp đã tiến hành khảo sát máy sàng cát đa cấp độ, bên cạnh đó còn phân tích đặc tính rung động của loại máy này [1]. Pranit S. Patil và các đồng nghiệp đã tiến hành tính toán thiết kế một loại máy sàng cát đa chức năng [2]; Trong khi đó, Sai Karthik và các đồng nghiệp lại đối với loại máy này tiến hành thiết kế và chế tạo một loại máy mới có khả năng sàng cát kết hợp với việc trộn với xi măng [3]. Hoặc Nachimuthu A.K và các đồng nghiệp đối với máy sàng cát đã tiến hành thiết kế và chế tạo một chủng loại máy mới có khả năng sàng cát theo phương ngang. Trong nước: Mặc dù máy rung sàng cát không còn mới lạ, tuy nhiên lý thuyết về thiết kế tối ưu máy rung sàng cát còn khá mới mẻ, và đặc biệt là mảng mô phỏng phân tích động lực học để kiểm tra đánh giá còn chưa được quan tâm nhiều. Tính cấp thiết: Để đảm bảo chất lượng công trình thì vật liệu xây dựng đòi hỏi phải sạch và đúng chuẩn. Cát là một trong những yếu tố quyết định, ảnh hưởng đến công trình. Hiện nay, nguồn cung cấp cát tự nhiên đã giảm đáng kể, nên vấn đề đặt ra là tạo ra cát nhân tạo từ đá thiên nhiên để đảm bảo nguồn cung. Tuy nhiên, khi tạo ra cát nhân tạo vẫn không tránh khỏi sự xen lẫn với sỏi, cát hạt lớn và các tạp chất khác. Chính vì vậy, đã có nhiều nhà nghiên cứu trong và ngoài nước đối với vấn đề này đã tiến hành nghiên cứu tính toán và thiết kế chế tạo ra nhiều chủng loại máy sàng cát để phục vụ cho mục đích này. Ở nước ta trong những năm gần đây, việc nghiên cứu tính toán chế tạo thực tế nhiều chủng loại máy sàng cát đã được tiến hành tương đối rộng rãi. Tuy nhiên, việc nghiên cứu tối ưu kết cấu máy thì lại khá hạn chế, bên cạnh đó, việc phân tích động lực học trong quá trình thiết kế cũng là một yêu cầu bắt buộc, mô phỏng động lực học làm giảm thiểu việc chế tạo mẫu thử vốn tốn rất nhiều chi phí, đồng thời nó cũng giúp người thiết kế có thể khảo sát được các lựa chọn thiết kế nhằm nâng cao hiệu quả thiết kế. Chính vì vậy, phân tích động lực học cho máy rung sàng cát có ý nghĩa thực tiễn và có tính ứng dụng rất quan trọng. Mục tiêu: Nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy rung sàng cát kiểu rung. Chế tạo mô hình. Cách tiếp cận: Nghiên cứu tài liệu, tham khảo thực tế Phương pháp nghiên cứu: Ứng dụng phần mềm thiết kế 3D SOLIDWORK và phần mềm ADAMS/View để mô phỏng động lực học. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu: Đối tượng nghiên cứu: máy rung sàng cát kiểu rung Phạm vi nghiên cứu: phân tích động lực học và nghiên cứu tối ưu kết cấu máy. Nội dung nghiên cứu: Chương I. Tổng quan về máy sàng cát. I.1. Bối cảnh nghiên cứu I.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy Chương II. Tính toán thiết kế máy sàng cát II.1. Tính toán thiết kế khối sàng chuyển động II.1.1. Thiết kế bề mặt làm việc của sàng II.1.2. Thiết kế khung lưới sàng II.1.3. Thiết kế bộ phận làm sạch II.1.4. Thiết kế thùng sàng II.2. Xác định các thông số kỹ thuật II.2.1. Xác định số vòng quay của trục lệch tâm II.2.2. Xác định công suất của máy II.3. Thiết kế lò xo nén Chương III. Thiết kế mô hình máy sàng cát III.1. Giới thiệu phần mềm SOLIDWORK III.2. Thiết kế các chi tiết của máy III.3. Lắp rắp máy Chương IV. Mô phỏng và phân tích động lực học máy sàng cát IV.1. Giới thiệu phần mềm ADAMS/View IV.2. Xây dựng môi trường động lực học IV.3. Mô phỏng và phân tích động lực học Chương V. Chế tạo mô hình V.1. Chế tạo các bộ phận máy V.2. Lắp ráp máy Kết luận và Kiến nghị Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ MÁY SÀNG CÁT 1.1. Bối cảnh nghiên cứu Để đảm bảo chất lượng công trình thì vật liệu xây dựng đòi hỏi phải sạch và đúng chuẩn. Cát là một trong những yếu tố quyết định, ảnh hưởng đến công trình. Hiện nay, nguồn cung cấp cát tự nhiên đã giảm đáng kể, nên vấn đề đặt ra là tạo ra cát nhân tạo từ đá thiên nhiên để đảm bảo nguồn cung. Tuy nhiên, khi tạo ra cát nhân tạo vẫn không tránh khỏi sự xen lẫn với sỏi, cát hạt lớn và các tạp chất khác. Chính vì vậy, đã có nhiều nhà nghiên cứu trong và ngoài nước đối với vấn đề này đã tiến hành nghiên cứu tính toán và thiết kế chế tạo ra nhiều chủng loại máy sàng cát để phục vụ cho mục đích này [2-5]. Ở nước ta trong những năm gần đây, việc nghiên cứu tính toán chế tạo thực tế nhiều chủng loại máy sàng cát đã được tiến hành tương đối rộng rãi. Bài báo [2] giới thiệu về việc thiết kế, chế tạo máy sàng phân loại hạt mài theo kiểu sàng rung cơ khí, nhóm tác giả đã xác định được bộ thông số tối ưu của máy gồm tốc độ rung của sàng, biên độ sàng và thời gian sàng ngắn nhất. Bài báo [3] thiết kế và chế tạo một máy sàng cát nhiều lớp có thể điều chỉnh góc nghiêng, nhóm tác giả đã tiến hành thực hiện một loạt các thí nghiệm để xác định góc nghiêng tối ưu và lượng nạp liệu tối đa của máy sàng đối cho cả hai trường hợp cát khô và cát ướt. Bài báo [4] tập trung thiết kế và chế tạo các bộ phận của máy sàng, mục tiêu của nghiên cứu là xác định độ bền, độ an toàn và sự tiện dụng của cấu trúc thân máy. Trong bài báo [5], nhóm tác giả đã tiến hành tính toán thiết kế và chế tạo một thiết bị sàng cát kết hợp với việc trộn xi măng, thiết bị sử dụng kỹ thuật tự động nhỏ nhất và tốt nhất có thể để có được sản lượng tối đa với vốn đầu tư. Bên cạnh đó, việc phân tích động lực học trong quá trình thiết kế cũng là một yêu cầu bắt buộc, mô phỏng động lực học làm giảm thiểu việc chế tạo mẫu thử vốn tốn rất nhiều chi phí, đồng thời nó cũng giúp người thiết kế có thể khảo sát được các lựa chọn thiết kế nhằm nâng cao hiệu quả thiết kế. Chính vì vậy, phân tích động lực học cho máy sàng rung có ý nghĩa thực tiễn và có tính ứng dụng rất quan trọng, hầu hết các kỹ sư cơ khí và kết cấu đều có kinh nghiệm về dao động nên một khi thiết kế xong một máy thì thiết kế của họ đều yêu cầu xem xét đến đặc tính rung động [6-8]. 1 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường Bài báo [6] thiết lập mô hình động lực học cơ cấu sàng trong thiết bị trộn nhựa đường, mục tiêu của bài báo là khảo sát khả năng làm việc của hệ thống có xét đến độ cứng lò xo, độ cứng ổ trục và độ cứng xoắn của khớp nối, các kết quả cho thấy đều thỏa mãn chỉ tiêu độ bền. Bài báo [7] đề xuất một máy sàng đa cấp mới, máy sàng này được phân thành hai bộ phận bao gồm bộ phận sàng đa cấp và bộ phận vận chuyển dọc, các bộ phận quan trọng của máy sàng là trục đầu vào và thanh nối đều được phân tích, cả hai bộ phận được khảo sát cấu trúc tĩnh trong môi trường ANSYS Workbench 16.0 và thu được kết quả là ứng suất thực tế đều thấp hơn ứng suất cho phép. Một mô hình động lực học máy sàng rung [8] được thiết lập, mô hình được thiết kế 3D bằng sự trợ giúp bởi phần mềm SOLIDWORK 2012, sau đó được đưa vào môi trường ANSYS Workbench 14 dể khảo sát chế độ làm việc của máy sàng, mục tiêu bài báo chỉ dừng lại việc tìm ra các tần số dao động riêng của hệ thống. Chính vì vậy, trong bài báo này, tác giả tiến hành khảo sát trạng thái làm việc của mô hình trong môi trường mô phỏng, bao gồm khảo sát vận tốc, kháo sát gia tốc, tần số riêng của khung sàng Ngoài ra, trong máy sàng rung, khung sàng nhận nhiệm vụ rung lắc để phân loại cỡ hạt, trong quá trình làm việc sẽ ảnh hưởng đến bộ phận trục lệch tâm nói riêng, và của toàn máy nói chung, nên bộ phận khung sàng đóng vai trò quan trọng trong toàn máy, do đó tần số dao động riêng của nó và tần số của máy trong quá trình làm việc nếu trùng nhau sẽ gây ra cộng hưởng, gây nguy hiểm đến toàn máy. Vì vậy, thông qua việc phân tích chế độ làm việc của khung sàng trong môi trường ADAMS/View [10] để khảo sát đặc tính động lực học của máy, kết quả cho thấy tần số làm việc của máy và tần số riêng mà phần mềm tính ra cách nhau khá xa, nghiệm chứng được khả năng làm việc của mô hình, tạo tiền đề cho việc chế tạo đáp ứng nhu cầu thực tế. Kết quả mang lại giá trị tham khảo nhất định trong các thiết kế máy sàng rung nói riêng và trong lĩnh vực thiết kế cơ khí nói chung. 2 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường 1.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy sàng rung Hình 1 - Sơ đồ máy sàng rung quán tính 1 – Bệ máy; 2 – Ổ trục; 3 – Trục; 4 – Bánh lệch tâm; 5 – Ổ trục; 6 – Khung sàng; 7 – Lưới sàng; 8 – Bánh đai; 9 – Đối trọng; 10 – Bánh đà; 11 – Lò xo. Trong máy sàng rung quán tính, khung sàng rung lắc nhờ lực ly tâm quán tính sinh ra khi quay bánh lệch tâm. Biên độ dao động của sàng sẽ phụ thuộc vào lực quán tính, tính chất giảm chấn và tải trọng lên sàng, như sơ đồ trong hình 1 thể hiện. Để giảm sự mài mòn của đai và hạn chế sự truyền rung động lên trục động cơ thì bánh đai dẫn động được đặt trên trục với một độ lệch tâm có khoảng cách lệch tâm gần bằng biên độ dao động của sàng. Máy sàng được tựa hoặc treo qua bộ phận giảm chấn. Khi tăng tải trọng lên sàng, biên độ dao động của khung sàng sẽ giảm tương ứng, còn tải tác dụng lên các ổ trục trên thực tế không thay đổi, như vậy máy sàng rung quán tính có tính chất tự bảo vệ khỏi quá tải. Tính chất này cho phép sử dụng có hiệu quả khi sàng các loại vật liệu thô có kích thước lớn. Ví dụ: máy sàng cát với mục đích là loại bỏ các tạp chất (vỏ ốc, 3 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường vỏ sò, rác, ) và các hạt sạn có kích thước lớn ra khỏi cát để được cát thô, và cát sau khi khai thác có thể chưa được khô hoàn toàn, vì vậy có thể làm cho máy sàng bị quá tải. 4 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY SÀNG CÁT 2.1. Tính toán công nghệ 2.1.1. Thiết kế bề mặt làm việc của sàng 2.1.1.1. Tính các kích thước của sàng Kích thước hạt lớn nhất cho phép lọt qua sàng, chọn: d=1,5 (mm). Coi hạt có dạng hình cầu, đường kính d, ta có kích thước lỗ sàng: l=d=1,5 (mm). Theo catalogue trên website "", ta chọn lưới sàng vuông với các thông số chủ yếu sau: - Kích thước lỗ sàng: l= 1,94 (mm). - Đường kính sợi lưới: s = 0,6 (mm). - Bề rộng: B =1000 (mm). - Vật liệu chế tạo: 305. - Loại lưới: 10meshx10mesh. Chọn sơ bộ chiều dài sàng: L= 2,5.B = 2,5.1000= 2500 (mm). Hình 2.1 - Lỗ sàng. Góc nghiêng của sàng thường từ 10 đến 30 độ, chọn góc nghiêng của sàng: α = 150 2.1.1.2. Kiểm tra kích thước hạt qua lưới sàng Đường kính tối thiểu của lỗ lưới: d'l cos  s .sin  1,94. c os1500  0,6.sin15  1,72 (mm) Để cho vật liệu dễ lọt qua sàng thì nên lấy kích thước lỗ sàng lớn hơn kích thước của hạt vật liệu. d' d => Kích thước lỗ sàng đạt yêu cầu. 2.1.1.3. Tính toán tốc độ quay của trục lệch tâm. Biên độ dao động của sàng thường từ 5 đến 13 mm, chọn biên độ dao động của sàng: e = 10 (mm). Vận tốc tới hạn đảm bảo cho hạt vật liệu chui qua lỗ sàng: 5 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường dg v1tanth l   2cossin.tan d    1,59,81 0 vth 1,941tan150,0786 (m/s) 2 1,5 cos15sin15000 .tan15  Vận tốc thực tế của sàng: v = 0,8 vth = 0,8. 0,0786 = 0,0629 (m/s) Thời gian lưu thực tế của vật liệu trên sàng: L2500.10 3   39,75 (s) tt v0.0629 Vận tốc chuyển động của hạt vật liệu còn được tính theo công thức sau: n v 2 . e .t a n .  0 60 L Thời gian lưu của vật liệu trên sàng:   lt v Để đảm bảo yêu cầu các hạt có kích thước lớn nhất là d lọt qua lưới sàng thì: L vv0.06290  (m/s) lt => Tốc độ quay của trục lệch tâm: 60.v 60.0,0629 n704,1 0 (vòng/phút). 2.e.tan2.0,01.tan15 0 k Kiểm tra lại điều kiện tốc độ quay của trục theo công thức: n30. e Với k là hệ số sử dụng, k = 1,5 ÷ 2,5. Lấy k =2. k2 30.30.424,26 (vòng / phút). e0.01 k Thỏa mãn điều kiện n 30. e 2.1.1.4. Tính chiều cao lớp vật liệu trên sàng. Năng suất của máy sàng được tính theo công thức sau: Q=120.B.h.e.n.ρ.μ.tan 6 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường Trong đó: Năng suất: Q = 10 ( tấn /h). Khối lượng riêng của vật liệu ρ = 1,5 ( tấn/m3) Hệ số tơi của vật liệu µ = 0,6 ÷ 0,7. Chọn µ = 0,7. => Chiều cao lớp vật liệu trên sàng: Q10.10 3 h=42,07 (mm)  120.B.e.n.ρ.μ.tan120.1.0,01.1500.704,1.0 ,7.tan150 2.1.2. Tính toán lò xo và đối trọng 2.1.2.1. Trọng lượng của khung sàng và vật liệu trên sàng A. Kết cấu sơ bộ của khung sàng Khung sàng được lắp ghép bằng thép tấm và thép hình. Kết cấu sơ bộ của khung sàng được thể hiện trên hình 2.2. Hình 2.2 - Kết cấu của hkung sàng. B. Chọn loại thép. Chọn thép tấm: Thép tấm SS400 4,0 x 1500 x 6000mm với các thông số như sau: + Bề dày: St = 4 (mm). + Chiều rộng: Bt = 1500 (mm). + Chiều dài: Lt = 6000 (mm). 7 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường + Vật liệu: SS400. + Tổng khối lượng: Wt = 282.6 (kg). Chọn thép hộp: 50 x 50 x 3.5 với các thông số sau: + Chiều dài: Lh = 6000 (mm). + Vật liệu: SS400. + Tổng khối lượng: Wh = 30.2 ( kg). C. Kích thước và khối lượng của từng chi tiết. Chiều cao lớn nhất của khung sàng: Hks = 1000 (mm) (Hks ≤ Bt). Chiều rộng lớn nhất của khung sàng: Bks = 1000 (mm) Bks B  . Chiều dài lớn nhất của khung sàng: A=ks 2500 (mm) A ks L . Lấy sơ bộ tổng diện tích của thép tấm 2 bên thành máy và máng nạp liệu, máng tháo 2 sản phẩm trên sàng: S=1k 2.A.Hsks = 2.2,5.1  5 (m) 2 Lấy sơ bộ diện tích tấm thép ở mặt sau máy: S2 = B ks .H ks =1.1=1 (m ) Lấy sơ bộ diện tích tấm hứng sản phẩm dưới sàng bằng diện tích mặt bên khung sàng: 2 S3 = A ks .H ks =2,5.1=2,5 (m ) 2 Tổng diện tích của thép tấm cần dùng: St = 2S1 +S 2 +S 3 =2.5+1+2,5=13,5 (m ) wt 282,6 Tổng khối lượng thép tấm: mtt = S = .13,5 635,9 (kg) L6t Chọn sơ bộ kết của khung đỡ lưới sàng gồm: - Số lượng dầm dọc theo chiều dài lưới: 3 - Số lượng dầm ngang: 5 - Lấy sơ bộ chiều dài dầm dọc theo chiều dài lưới: l1=L= 2500 (mm) - Lấy sơ bộ chiều dài dầm ngang: l2=B = 1000 (mm) Tổng chiều dài thép hộp chế tạo khung đỡ lưới sàng: l3 = 3.l1 + 5.l2 = 3.2500 + 5.1000 = 12500 (mm) Lấy sơ bộ tổng chiều dài thép hộp tăng cứng cho 2 bên khung sàng: 8 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường l4 =4.Aks + 4Hks = 4 . 2500 + 4. 1000 =1400 (mm) Tổng chiều dài thép hộp chế tạo khung sàng: lh =l3+ l4 + l5 = 2500 + 14000 + 5000 = 31500 (mm) Tổng khối lượng thép hộp cần dùng: wh 30,2 m==.31,5158,6hhlkg ()  L6h D. Khối lượng của vật liệu trong máy. Khối lượng vật liệu trong máy: m=vl B.L.h. ρ = 1.2,5.0,042.7900 = 157,75 (kg) E. Tổng trọng lượng của khung sàng. Gsthvl = (m + m + m).g = (635,9+158,6+157,75) = 9340,6 (N) 2.1.2.2. Tính toán các thông số của lò xo. Chọn số cặp lò xo: z= 4. G.n 2 Độ cứng của lò xo: k = s 900.2.z 2 G .n2 9340,6. 704,2 k = s  643143,8 (N/m) 900.2.z 900.2.4 Ngoài ra, độ cứng của lò xo còn được tính theo công thức sau: 4 Exx .d k = 3 8.Dxx .n Trong đó: + Ex : Mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo lò xo khi xoắn. 11 Ex =2,1.10 (N/m) + dx: Đường kính dây lò xo. Chọn dx = 14 (mm) + nx : Số vòng làm việc của lò xo. Lấy nx = 6 (vòng) + Dx: Đường kính trung bình của lò xo. D +D D D 2.d  Dtn t t x  D  d x22 t x Với Dt, Dn : là đường kính vòng trong, vòng ngoài của lò xo. 9 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường  Đường kính trung bình của lò xo: 11 -3 4 E .d4 2,1.10 . 14.10  3 xx 3 Dx =  63,93 (mm) 8.nx .k 8.6.643143,8 Lấy Dx = 64 (mm). Đường kính trong và đường kính ngoài của lò xo là: Dt = Dx – dx = 64-14 = 50 (mm) Dn =Dt +2.dx = 50 +2.14 = 78 (mm) Chiều dài của lò xo khi các vòng dây xếp sít nhau: lth = nx.dx = 6.14 = 84 (mm) G .g 9340,6.9,81 Độ biến dạng của lò xo: Δl = = =s 142,474 (mm) 0 k643143,8 Chiều dài cực tiểu của lò xo khi chịu nén: lminx0 = l - Δ l - e Để máy làm việc được thì: lm i ln t h  Lấy lmin = l th + 2 = 84 + 20 = 104 (mm)  Chiều dài tự nhiên của lò xo: llxmin0  Δl + e 104 + 142,474 + 10 = 256,47 ( mm) lx 256,47 Bước của lò xo: t x 42,75 (mm) n6x 2.1.2.3. Tính toán đối trọng. [1] Chọn bán kính quay của đối trọng: R = 300 (mm) = 0,3 (m) Quan hệ giữa khối lượng sàng và khối lượng đối trọng, giữa biên độ dao động và bán kính quay của đối trọng được xác định theo phương trình sau: GsQ .e = G .R Trọng lượng của đối trọng: Hình 2 .3 - K ế t c ấ u c ủ a đ ố i tr ọ ng . G .e 9340,6.10.103 G = s = 311,4 (N) Q R 0,3 10 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường Chọn bề dày đối trọng: h =Q 5 ( m m ) Đối trọng được chia nhỏ thành nhiều phần theo mặt cắt ngang để dễ dàng điều chỉnh biên độ dao động của khung sàng. Chọn bán kính ngoài của đối trọng: R=n R + 0,15 = 0,3 + 0,15 = 0,45 (m)  Bán kính trong của đối trọng: R=t R - 0,15 = 0,3 - 0,15 = 0,15 (m) Chia đối trọng thành: z =dt 8 (phần) Trọng lượng đối trọng được tính theo công thức sau: GQdtQQdtQQQ = z.V. ρ.g = z.S.h.ρ.g Trong đó: + Vq – Thể tích đối trọng. + hq – Bề dày của đối trọng. 3 + ρq – Khối lượng riêng của vật liệu làm đối trọng. ρq =7900 (kg/m ) GQ 311,4 2 Diện tích mặt ngang của đối trọng: SQ = 0,1 (m ) 3 zdtQQ .h .ρ .g8.5.10 .7900.9,81 Diện tích mặt ngang của đối trọng còn được tính: 22 22 π.R - π.R πR -nt Rβ  S= = nt Q 360oo /β360  Góc giữa hai mép đối trọng: 360.S 360.0,1 β = 63,94 Q 0 2222 π Rnt - Rπ 0,450,15   2.1.3. Tính công suất của máy sàng và chọn động cơ. 2.1.3.1. Công suất tạo ra động năng cho máy chuyển động. 3 3 3 G .n32 .e 9340,6. 704,1 . 10.10  N = =3,02s (kW)  d 1,08.101,08.1088 2.1.3.2. Công suất để thắng ma sát ở các ổ đỡ trục lệch tâm. f.G .R.n3 .r .π N = Q0 ms 2,7.107 Trong đó: + f : Hệ số ma sát của ổ đỡ. 11 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường Sử dụng ổ đũa côn thì f = 0,002 ÷ 0,006. Lấy f = 0,004. Chọn sơ bộ đường kính ngõng trục tại gối trục: d0 = 40 (mm). d 40 Bán kính ngõng trục: r = = 0= 20 (mm) 0 22  Công suất để thắng lực ma sát: 3 f.G .R.n3 .r .π 0,004.311,4.0,3. 704,1. 20.10.3,14 3  N = =0,3 Q0(kW)  ms 2,7.102,7.1077 2.1.3.3. Công suất của động cơ điện. N+NK  Công suất của động cơ điện cần thiết: N = dms dc η Trong đó:  : Hiệu suất của bộ truyền. 22 η = η.η0,99.0,950,9312 với: 1  hiệu suất của ổ trục. Với ổ đũa, η1 = 0 , 9 9 2  Hiệu suất bộ truyền đai, η2 = 0,93 K: Hệ số dự trữ, K= 1,1 ÷ 1,2, lấy K = 1,1. N +N K (3,02 0,3).1,1  Công suất của động cơ: N = d ms  3,93 (kW) dc η 0,93 2.1.3.4. Chọn động cơ điện. [4] Với công suất động cơ tính được, theo Catalog Motor ABB, ta chọn động cơ với các thông số sau: Công suất Tốc độ Hiệu KL Kiểu động cơ Cos Φ Điện áp (Kw) (vòng/phút) suất (kg) M3AA 132 MA 4 960 85,5 0,87 400V/50Hz 46 2.1.3. Tính toán các thông số trên trục lệch tâm và trục động cơ. Tốc độ quay của trục lệch tâm: n2 = n = 704,1 ( vòng/phút) 12 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường N 3,93 Công suất trên trục lệch tâm: P = = 3,57dc (kW)  2 K 1,2 6 6 9,55.10 .P2 9,55.10 .3,57 Momen xoắn trên trục lệch tâm: T2 = =  48398 (N.mm) n7042 ,1 Lực quán tính của một bên đối trọng, cũng là lực quán tính của một bên khung sàng: 2 G .n.R2 9340,6.704,1.0,3  F = =2192s ()  N qt 900.2900.2 Tốc độ quay của trục động cơ: n1dc = n = 9 6 0 (vòng/phút)  Tốc độ quay của trục động cơ lớn hơn tốc độ quay của trục lệch tâm. Cần sử dụng bộ truyền đai với tỉ số truyền: n 960 u = 1,361  n704,12 P 3,57 Công suất thực tế trên trục động cơ: P = =3,82 (kW) 1 η0,93 Momen xoắn trên trục động cơ: 6 6 9,55.10 .P1 9,55.10 .3,8 T1 = =38124 (N.mm)  n9601 2.2. Tính toán cơ khí 2.2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai 2.2.1.1. Thông số cơ bản để thiết kế bộ truyền đai  Công suất truyền: 3,8 kW.  Tỷ số truyền: 1,36.  Số vòng quay trục dẫn: 960 vòng/phút.  Số vòng quay của trục bị dẫn: 704,1 vòng/phút.  Loại đai: Đai thang thường. 2.2.1.2. Chọn loại đai Chọn loại đai thang thường do loại đai này có các đặc điểm sau: 13 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường - Bề mặt làm việc là hai mặt bên nên kích thước nhỏ gọn. - Tiết diện đai dạng hình chêm nên lực ma sát lớn, giúp đai truyền được momen lớn. - Dây đai có đặc tính là mềm nên bộ truyền có thể làm việc trong điều kiện dao động. - Bộ truyền có khả năng chống quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn. Với công suất cần truyền và tốc độ quay của trục động cơ, theo đồ thị 4.1[12-59] và bảng 4.13[12-59], ta chọn đai thang với các thông số sau: Hình 2.4 - Đồ thị chọn đai thang. - Ký hiệu đai: Ƃ - Kích thước tiết diện (mm): 14 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường b=17 bt=14 =4 o y h=10,5 40° B(mm) H (mm) bt (mm) yo (mm) 14 17 10,5 4 - Diện tích đai: A = 138 mm2. - Đường kính bánh chủ động: 140 -280 mm. 2.2.1.3. Tính đường kính bánh đai. [12] Theo bảng 4.13[12-59] ta chọn đường kính bánh đai chủ động theo tiêu chuẩn: = 200 mm Vận tốc đai: 3 ..dn11 3,14.200.10 .960 v   10,05  m/s 60.1000 60000 Đối với đai thang thường, v < 25 m/s. → Đường kính bánh đai đã chọn đảm bảo yêu cầu v < 25 m/s. du. Đường kính bánh đai bị động được tính theo công thức: d  1 2 1 Trong đó ɛ là hệ số trượt đàn hồi : ɛ = 0,01 - 0,02. Lấy sơ bộ ɛ = 0,015. 15 Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường 200.1,36 d 276,8 mm  2 10,015 Theo bảng 4.13[12-59], ta chọn đường kính bánh đai bị động theo tiêu chuẩn: d2  2 8 0 m m  Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền: d2.1280.10,015     utt  1,38 d1 200 Sai lệch tỷ số truyền: uutt  1,381,36 u .100.1001,13% utt 1,38 → Sai lệch tỉ số truyền nằm trong giới hạn cho phép (< 4%). 2.2.1.4. Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai. [12] Với tỉ số truyền thực tế, theo bảng 4.14[2-60], ta chọn được tỉ lệ: ad/1,22  Với a l