Dây chuyền công nghệ sản xuất Ximăng

1.3, Tính toán máy nghiền bi. 14 1.4, Sửa chữa và lắp ráp máy nghiền bi. 63 Chương II : Thiết bị phân ly cơ học 66 Chương III : Tính toán thiết kế Cyclone 69 Chương IV : Tính toán thiết kế thiết bị lọc điện 77 4.1, Tìm hiểu chung về thiết bị lọc bụi tĩnh điện 77 4.2, Nguyên lý phân riêng 77 4.3, Cơ sở khoa học để tính toán thiết kế 85 4.4, Tính toán công nghệ thiết bị lọc bụi tĩnh điện 86 Chương V : Tính toán , chọn hệ thống quạt 105 Phần IV: Kết luận 108 Tài liệu tham khảo 109 Phần I: Tổng quan I, Đặt vấn đề. Nghị quyết đại hội đảng VIII đã đề ra chiến lược phát triển xi măng Việt Nam đến năm 2010 đạt sản m lượng 44 triệu tấn đáp ứng nhu cầu trong nước và tiến tới suất khẩu. Quán triệt chủ trương đó tổng công ty xi măng Việt Nam đã xây dựng phương án đầu tư phát triển nghành xi măng từ năm 2000 á 2001 theo định hướng công nghiệp hoá và hiện đại hoá. Theo kế hoạch này tổng công ty xi măng Việt Nam sẽ tự đầu tư xây dựng hoặc mở rộng một số nhà máy mới, cải tạo nâng cao năng lực sản xuất của một số nhà máy cũ đồng thời liên doanh với các đối tác nước ngoài để xây dựng một số nhà máy mới. Thống kê năng lực sản xuất và nhu cầu xi măng của nước ta trong tám năm gần đây (triệu tấn): 0 5 10 15 20 1999 2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 Tổng nhu cầu Sản lượng trong nước II, Giới thiệu xi măng PCB . 2.1, Giới thiệu xi măng PCB. Xi măng PCB là sản phẩm nghiền mịn của hỗn hợp gồm CL XMP, thạch cao (3á5%), phụ gia xi măng (³15%) và phụ gia công ngệ (nếu có). CL XMP là sản phẩm nung đến kết khối của hỗn hợp đá vôi, đất sét và cấu tử điều chỉnh (nếu có), thành phần chủ yếu chứa các khoáng SilicatCanxi có hàm lượng vôi cao ngoài ra còn có các khoáng AluminatCanxi và AlumôFreritCanxi. III, Những yếu tố cơ bản để xây dựng một nhà máy xi măng. Để xây dựng nhà máy một cách hợp lý thì địa điểm được chọn phải thỏa mãn các yêu cầu sau: 1. Yêu cầu về tổ chức sản xuất. Địa điểm phải gần các nguồn cung cấp nguyên liệu, nhiên liệu, điện, nước và gần nơi tiêu thụ sản phẩm hoặc thuận tiện cho việc di chuyển sản phẩm đi nơi khác tiêu thụ. 2. Yêu cầu hạ tầng kỹ thuật. Phù hợp và tận dụng tối đa hệ thống giao thông quốc gia bao gồm đường bộ, đường thuỷ, đường sắt. Phù hợp và tận dụng tối đa hệ thống mạng lưới cấp điện, thông tin liên lạc. 3. Yêu cầu về quy hoạch. Phù hợp quy hoạch lãnh thổ, quy hoạch vùng, quy hoạch cụm kinh tế công nghiệp, nhằm tạo điều kiện phát huy tối đa công suất nhà máy và khả năng hợp tác với các nhà máy khác ở lân cận. 4. Yêu cầu về xây lắp và vận hành nhà máy. Thuận tiện trong việc cung cấp vật liệu, vật tư, xây dựng nhằm giảm chi phí vận chuyển, giảm tối đa lượng vận chuyển từ xa đến. Thuận tiện trong việc cung cấp nhân công cho nhà máy trong quá trình xây dựng cũng như vận hành nhà máy sau này. 5. Yêu cầu về kỹ thuật xây dựng. Về địa hình khu đất có kích thước hình dạng thuận lợi trong việc xây dựng trước mắt cũng như mở rộng diện tích nhà máy sau này và thuận lợi cho việc thiết kế bố trí dây truyền công nghệ sản xuất. Khu đất phải cao ráo, tránh ngập lụt về mùa mưa lũ, có mực nước ngầm thấp tạo điều kiện cho việc thoát nước. Độ dốc tự nhiên thấp hạn chế việc san lấp mặt bằng. Về địa chất, địa điểm phải không được nằm trên các vùng có mỏ khoáng sản hoặc địa chất không ổn định. Cường độ khu đất xây dựng từ 1,5 – 2kg/cm2. Phần II: công nghệ sản xuất xi măng I, Lý thuyết công nghệ sản xuất xi măng Xi măng porland là hỗn hợp các khoảng sau: Tricanxisilicat 3CaOSiO2 42á60% Khối lượng Dicaxisilicat 2CaOSiO2 15á30% Khối lượng Tricanxi Aluminat 3CaOAl2O3 5á14% khối lượng TricanxiAluminatferit 3CaO Al2O3 10á16 khối lượng Nung phối liệu đất sét và đá vôi Hàm lượng % SiO2 modulsilicat n = Hàm lượng %Al2O3 + hàm lg % Fe2O3 Hàm lượng Al2O3 Modul đất sét p = Hàm lượng % Fe2O3 Phối liệu: Gồm có hai loại phối liệu ướt và phối liệu khô -Phối liệu ướt: Đất sét đánh thành bùn nhão trộn đá vôi đã nghiền mịnđvê viên -Phối liệu khô: Đất sét cộng đá vôi trộn khô với nhau Sau khi có phối liệu nung phối liệu ở nhiệt độ 1450á15000c .Cho đến nóng chảy được bán sản phẩm là KlinKer Có thể tiến hành trong hai loại lò đứng và lò quay. Trong công nghiệp sản xuất xi măng việc nung để tạo thành KlinKer và việc nghiền KlinKer cho đến độ mịn d=80mm là gần như nhau(tiêu hao năng lượng) Người ta nghiền KlinKer bằng máy nghiền bi có năng suất lớn hàng chục tấn/h Với máy nghiền có năng suất lớn thì lượng bụi có kích thước d<50mm sẽ bị cuốn theo không khí một lượng đáng kể (khoảng 200á400g/m3) để không gây ô nhiễm môi trường và thu hồi được lượng sản phẩm đi theo dòng khí ta phải tiến hành lọc để thu hồi lượng bụi trên thường dùng xyclon đơn hoặc nhóm để tiến hành lọc thô và dùng thiết bị lọc túi ,lọc bụi điện hoặc nhóm xyclon để lọc tinh các thiết bị lọc trên có thể đạt được hiệu suất thiết bị lọc thô có thể đạt h=60-75% , thiết bị lọc tinh : h=98-99,8% Sơ đồ dây chuyền công nghệ công đoạn nghiền klinker Trong công nghệ sản xuất ximăng Các thiết bị chính trong dây chuyền 1.Máy nghiền bi 2.Phân ly cơ học 3. Cyclon 4.Thiết bị lọc điện 5.Quạt hút bụi II, Dây chuyền công nghệ Kho phụ gia thạch cao Băng tải Két phụ gia Định lượng Két thạch cao Định lượng Két cliker Gầu nâng Xilô ủ clinker Định lượng Máy nghiền xi măng Phân ly Gầu nâng Nước làm mát Quạt khí Xuất clinker (rời) Lọc bụi điện ống khói Máng khí động Gầu nâng Xilô xi măng II.1. Thuyết minh sơ đồ Hỗn hợp Clinker+ thạch cao+ Phụ gia từ các bộ phận cấp liệu qua hệ thống định lượng trên băngđúng tỷ lệ theo yêu cầu định trước được chuyển tới cửa tiếp liệu vào máy nghiền gầu nâng J01 đưa đến bộ phận phân ly SEPAX S01, tại đây dưới tác dụng của dòng khí tuần hoàn trong phân ly, sự thay đổi thể tích, tác dụng quay của rôto làm cho các hạt xi măng chưa đủ độ mịn (chưa đạt yêu cầu) sẽ quay trở lại đầu vào của máy nghiền. còn lượng sản phẩm đạt kích cỡ theo yêu cầu được ra khỏi phân ly vào xyclon lắng S15,S17, S19, S21. Lượng khí cần cho phân ly được quạt S25 cung cấp, dòng khí qua phân ly tuần hoàn trong hệ kín và lượng dư thừa cùng bụi sẽ được thoát ra ngoài qua lọc bụi tay áo P20. Hơi nước phát sinh khi làm mát xi măng bằng cách phun nước thì được vận chuyển khỏi máy nghiền nhờ dòng khí. nước làm mát sản phẩm được lắp đặt ở hai đầu máy nghiền có tác dụng giữ cho xi măng sau máy nghiền luôn mang nhiệt từ 110-120OC. Xi măng sau khi rời khỏi xyclon lắng được mág FLUXO chuyển qua vít vận chuyển theo băng tải cao xu với tổng chiều dài 500 m tới các silô chứa bên xưởng đóng bao. Phần III: tính toán thiết kế các thiết bị Chương 1 : Tính toán thiết kế máy nghiền bi 1.1. Nguyên lý làm việc và phân loại. 1.1.1. Nguyên lý làm việc. Máy nghiền bi thuộc loại máy nghiền mịn mà sự nghiền xảy ra là do sự va đập và chà xát của các viên bi với vật liệu đem nghiền. Sơ đồ máy và nguyên lý làm việc của máy nghiền bi ở hình (4 - 1). w Liệu ra Liệu vào Liệu ra Hình 4 – 1. Sơ đồ và nguyên lý làm việc của máy nghiền Máy nghiền bi gồm có một thùng rỗng 1, hai đầu thùng có hai đáy 2 và 3, ở tâm hai đáy có cổ trục rỗng 4 và 5. Các cổ trục được đặt trên hai gối và thùng được quay xung quanh trục nằm ngang. Trong thùng có chứa các viên bi thường gọi là vật nghiền. Khi thùng quay, các vật nghiền được nâng lên đến một độ cao nào đó rồi rơi hoặc trượt xuống dưới. Vật liệu đem nghiền được nạp vào qua một cổ trục rỗng rồi đi dọc theo thùng và cùng chuyển động với vật nghiền. Sự nghiền vật liệu xảy ra do va đập, chà xát và ép. Sản phẩm đã được nghiền được tháo ra qua cổ trục rỗng thứ hai. 1.1.2. Phân loại. Gồm các loại máy nghiền bi sau: Máy nghiền bi làm việc gián đoạn. Máy nghiền bi thùng ngắn làm việc liên tục. Máy nghiền bi thùng ngắn làm việc liên tục tháo sản phẩm qua lưới xung quanh. Máy nghiền bi thùng ngắn làm việc liên tục tháo sản phẩm qua lưới ở cổ thùng. Máy nghìn bi thùng có dạng trụ – nón làm việc liên tục. Máy nghiền bi thùng dài một ngăn làm việc liên tục. Máy nghiền bi thùng dài nhiều ngăn làm việc liên tục. Máy nghiền bi có chậu quay. Máy nghiền bi rung loại quán tính. Máy nghiền bi rung loại rung. Các máy nghiền bi có thể làm việc theo chu trình kín hoặc chu trình hở, có thể nghiền khô hoặc nghiền ướt. Kích thước vật liệu cho vào máy khoảng 25 – 70 mm. Mức độ nghiền có thể đạt 50 – 100. Sản phẩm từ máy nghiền đi ra thường ở dạng bột có kích thước hạt nhỏ hơn 0,1 mm. Ưu điểm của máy nghiền bi là: năng suất cao, sẩn phẩm rất mịn, có thể vừa nghiền vừa sấy vật liệu, cấu tạo đơn giản, dễ sử dụng, an toàn và có thể điều chỉnh được mức độ nghiền. Nhưng nó có nhược điểm là tiêu thụ nhiều năng lượng, kích thước máy lớn, cồng kềnh và khi làm việc rất ồn. 1.2, Các chi tiết chủ yếu của máy nghiền bi. 1.2.1, Thùng nghiền. Thân thùng thường được chế tạo từ thép kết cấu CT5 . Bề dày thân thùng phụ thuộc vào đường kính thùng, thường lấy d = (0,01 – 0 015)D. Ngày nay người ta chế tạo thùng bằng phương pháp hàn. Hai đầu thùng hàn với hai mặt bích để ghép thân thùng với đáy thùng. Và mặt bích phải đặt vuông góc với đường tâm của thân thùng. Khi lốc thân thùng và hàn ghép mối lại phải đảm bảo thật tròn, không được ô van. Thùng sau khi hàn xong cần phải ủ một thời gian để khử nội ứng suất. 1.2.2, Tấm lót. Mặt trong của thùng chịu tác dụng va đập của vật liệu nghiền và bị chà xát bởi vật liệu đem nghiền và vật nghiền nên nó bị mòn. Do đó để bảo vệ mặt trong của thùng nghiền không bị mòn người ta dùng các tấm lót để bảo vệ mặt thùng. Vật liệu làm tấm lót có thể là thép Mangan. Các tấm lót này được chế tạo có độ bền cao hơn so với độ bền của vật nghiền để khi làm việc nó không bị biến dạng và không bị nứt. Tấm lót ngoài chức năng bảo vệ mặt trong của thùng nghiền, nó còn có thêm chức năng là tăng hiệu quả nghiền, là bề mặt tấm lót có cấu tạo sao cho vật nghiền được nâng lên đến độ cao thích hợp sinh ra động năng lớn nhất khi đập vào vật liệu đem nghiền. Đối với các tấm lót dạng gân và dạng sóng thì thường lấy chiều cao gân hoặc sóng bằng (0,25 – 0,3) chiều dày của tấm lót. Đối với tấm lót dạng gót giày thì chiều cao và khoảng cách của các gót phụ thuộc vào kích thước của vật nghiền. Đường kính gót giày d = (0,8 – 1,0)dv. Khoảng cách giữa các gót giày t = (1,5 – 2,0)dv; ở đây dv là đường kính của vật nghiền. Các gót giày có thể bố trí thành các dãy song song hoặc xen kẽ nhau. Khi thùng nghiền làm việc, cần phải đảm bảo mức độ chứa của thùng không được bé hơn 0,25. Nếu không đảm bảo được như thế thì viên bi rơi lên các tấm lót không có vật liệu bao phủ, tức là không xảy ra sự nghiền vật liệu mà chỉ làm cho tấm lót bị mài mòn. Các tấm lót được xếp thành dãy song song nhau theo chiều dài thùng, nhưng trong các dãy chẵn và dãy lẽ các tấm lót được đặt so le nhau nên khe hở của chúng theo vòng chu vi là các đường dích dắc, còn khe hở theo chiều dài là đường thẳng. Chiều rộng khe hở không được lớn hơn 10 mm. Lắp tấm lót vào thân thùng, người ta dùng bulon đầu vuông hoặc đầu có mấu như hình (4 - 3). 1, 2, Hình 4 – 2. Sơ đồ lắp tấm lót với thân thùng: 1 – bulon đầu vuông; 2 – bulon đầu có vấu. 1.2.3, Vật nghiền. Vật nghiền là bộ phận chính để đập và chà xát vật liệu. Nó thường có dạng hình cầu, hình trụ, hình khối. Vật liệu chế tạo vật nghiền là thép hợp kim, gang cầu, sứ. Tùy thuộc vào tính chất của vật liệu đem nghiền và mức độ tinh khiết của sản phẩm để lựa chọn vật nghiền làm từ loại vật liệu nào. Kích thước của vật nghiền phụ thuộc vào kích thước và độ bền của vật liệu đem nghiền. Kích thước vật liệu vào máy càng lớn và có độ càng cao thì kích thước vật nghiền càng lớn. Trong thùng, người ta thường nạp vào các vật nghiền có nhiều loại kích thước khác nhau và nằm lộn xộn. Thực nghiệm chứng tỏ rằng các viên bi cầu chiếm 62% thể tích của tải trọng bi, còn 38% thể tích còn lại là khe hở giữa các viên bi trong hỗn hợp bi đó. 1.2.4, Đáy và cổ thùng nghiền. Hai đáy ở hai đầu thùng được đúc liền luôn cổ trục thành một khối. Đáy và thân thùng ghép lại với nhau bằng bulon. Đáy và cổ thùng ở phía nạp liệu: Vật liệu vào thùng đi qua phểu nạp liệu rồi vào cổ thùng. Trong cổ thùng có đặt một ống, mặt trong ống được hàn các cánh theo dạng vít đẩy. Các vít này đẩy vật liệu vào thùng khi thùng quay. Vật liệu đã dược nghiền ở ngăn cuối chui qua các khe của tấm ngăn rồi rơi vào trong cổ thùng. Mặt trong của cổ thùng có một ống trên đó hàn các cánh tạo thành vít tải để đẩy vật liệu ra chui qua lỗ lưới sàng rơi xuống. Tấm ngăn được ghép chặt với đáy bằng bulon. 1.2.5, Bánh răng truyền động và bánh răng vòng. Cặp bánh răng bao gồm bánh răng truyền động và bánh răng vòng là bộ phận truyền mô men xoắn từ động cơ đến thùng . Chúng được chế tạo từ thép 45 qua nhiệt luyện để đạt độ cứng yêu cầu . Bánh răng vòng với đường kính lớn nên được chế tạo theo 2 nửa riêng biệt bằng phương pháp đúc. 1.2.6, Bạc đỡ. Với gối đỡ cho máy nghiền bi là thiết bị có trọng lượng lớn, tốc độ quay nhỏ nên ta sử dụng bạc hai nửa, bôi trơn nửa ướt bằng cách ngâm dầu. 1.3, Tính toán máy nghiền bi. 1.3.1, Tính toán các thông số công nghệ. 1.3.1.1 Tính toán các kích thước cơ bản : Năng suất của máy theo đề bài: Q = 9 Tấn Clinke/h Kích thước hạt Clinke vào : d= 20 mm Kích thước hạt Clinke ra : d =100mm Với năng suất không lớn ta chọn máy nghiền thùng ngắn, xác định năng suất theo công thức [(7 - 88)/(II – 169)]: Q = 0,785K.D2,6.L [Tấn/h] (1 - 1) Trong đó: D - đường kính trong của thùng, m. L – chiều dài thùng, m. K – hệ số, chọn theo bảng [(7 - 5)/(1 – 205)]: K = 1,01 Ta chọn: D = 1.6 m Với Q = 9 T/h Thay các thông số vào (4 - 1), ta có: L = = = 3,34 m Vậy lấy kích thước của thùng nghiền như sau: Đường kính: D = 1,6 m Chiều dài: L = 3,4 m 1.3.1.2, Số vòng quay tới hạn của thùng nghiền. Khi máy làm việc thì các viên bi được quay theo thùng. Để tìm ra công thức tính, ta giả thiết rằng trong thùng nghiền chỉ có một viên bi hình cầu có đường kính rất nhỏ so với đường kính thùng. Như vậy có thể xem bán kính quay của viên bi bằng bán kính trong của thùng nghiền. Đặc tính chuyển động của các viên bi trong thùng phụ thuộc vào tần số quay của thùng và hệ số ma sát giữa viên bi với bề mặt trong của thùng nghiền. Ta khảo sát sự chuyển động của một viên bi có trọng lượng G theo thùng quay có bán kính R, hình (4 - 4). A3 A2 A1 O T N C G S a A 2R Hình 4 – 4. Sơ đồ chuyển động của 1viên bi theo thùng nghiền. Viên bi tại điểm A chịu tác dụng của trọng lực G, lực ly tâm C và lực ma sát T. Theo các công thức [(7 - 1) và (7 - 2)/(II – 164)]: G = m.g (1 - 2) C = = (1 - 3) Trọng lượng G của bi chia làm hai thành phần vuông góc và tiếp tuyến với mặt thùng là N và S: N = G.cosa S = G.sina Trong đó: G – trọng lượng viên bi, N. a - góc nâng của viên bi, độ. R – bán kính trong của thùng nghiền, m. n – số vòng quay của thùng nghiền, vg/ph. g – gia tốc trọng trường, m/s2. Lực ly tâm C và thành phần lực pháp tuyến N gây ra lực ma sát T, theo công thức (7 - 3)/(II – 165)]. T = f(C + N) (1 - 4) Trong đó: f là hệ số ma sát của viên bi với mặt thùng. Thay giá trị của C và N vào (4 - 4), ta có: T = f( + G.cosa) (1 - 5) Từ hình (4 - 4) ta thấy rằng, nếu lực T lớn hơn lực S thì viên bi được nâng lên khi thùng quay theo chiều mũi tên. Nếu lực T bé hơn lực S thì viên bi sẽ tụt xuống dưới. Còn nếu lực T bằng lực S thì viên bi nằm ở trạng thái cân bằng và bắt đầu rời khỏi mặt thùng. Khi đó ta có quan hệ giữa số vòng quay của tbùng và góc a như sau: sina ằ f( + cosa) Từ đây rút ra số vòng quay của thùng nghiền, theo công thức [(7 - 4)/(II – 166)]: n = 30 (1 - 6) Công thức (4 - 6) cho ta mối quan hệ giữa số vòng quay của thùng nghiền n với góc nâng a, hệ số ma sát f và bán kính trong của thùng nghiền R. Từ công thức trên ta thấy rằng nếu viên bi được nâng lên đến điểm A2, nghĩa là ở góc a = 90o (sina = 1, cosa = 0) thì số vòng quay của thùng theo [(7 - 5)/(II – 166)] sẽ là: nA2 = [vg/ph] (1 - 7) Còn khi viên bi được nâng lên đến vị trí cao nhất điểm A3, tức là ở góc a = 180o (sina = 0, cosa = 1) thì số vòng quay của thùng nghiền theo [(7 - 6)/(II – 166)] sẽ là: nA3 = [vg/ph] (1 - 8) Khi viên bi được nâng lên đến vị trí A3 thì trọng lượng G của nó bằng với lực ly tâm C tác dụng lên nó, viên bi không rời khỏi mặt thùng rơi xuống để đập vật liệu, do đó không xảy ra quá trình nghiền. Do đó tốc độ quay nA2 gọi là tốc độ quay tới hạn của thùng nghiền, vậy theo [(7 - 7)/(II – 166)]: nth = nA2 = = [vg/ph] (1 - 9) Vậy thay giá trị của đường kính D vào (4 - 9), ta có: nth = = 31,78 vg/ph Trong đó: D là đường kính trong của thùng nghiền, m. Thực tế trong thùng nghiền chứa nhiều viên bi gọi là tải trọng bi, khi thùng quay với tốc độ tới hạn theo công thức (4 - 8) thì chỉ có lớp bi nằm sát thùng bắt đầu chuyển động ly tâm, còn những lớp bi nằm bên trong chưa ly tâm, do đó quá trình nghiền vẫn tiếp tục xảy ra. Nếu tăng số vòng quay của thùng lớn hơn nhiều lần số vòng quay tới hạn thì lúc này tất cả các viên bi trong thùng chuyển động ly tâm theo các lớp hình thành các đường tròn đồng tâm. Thể tích các lớp bi khi chúng ly tâm hoàn toàn: p(R12 - R22)L = pR12(1 - k2)L (a) Thể tích của tải trọng bi bằng: jpR12L (b) Trong đó: R1 và R2 – bán kính của lớp bi ngoài và lớp bi trong, m. j - hệ số chứa bi. L – chiều dài thùng nghiền, m. ở đây: R2 = kR1 Cân bằng (a) và (b), ta có: pR12(1 - k2) = LjpR12L Từ đây rút ra: k = (c) Tốc độ quay tới hạn cần thiết để cho tất cả các lớp bi trong thùng đều ly tâm hoàn toàn, theo công thức [(7 – 7a)/(II – 168)]: n0 = = = = (1 - 10) Với nth tính theo công thức (4 - 8) Theo [(II-151)] ta chọn : j = 0,4 Thay các thông số đã có vào (4 - 9), ta được: no = = 36,11 vg/ph 1.3.1.3. Số vòng quay thích hợp của thùng nghiền. Khi thùng quay, để xảy ra quá trình nghiền vật liệu thì số vòng quay của thùng phải nhỏ hơn số vòng quay tới hạn. Thực tế trong thùng nghiền không phải chỉ có một viên bi mà có rất nhiều viên bi được gọi là tải trọng bi. Tùy thuộc vào số vòng quay của thùng mà có thể tạo ra hai chế độ chuyển động của tải trọng bi như sau: Khi góc nâng a Ê 90o, các viên bi sau khi rời khỏi bề mặt thùng nghiền thì chúng trượt lên nhau thành các lớp, gọi là các viên bi làm việc ở chế độ tầng lớp. Khi đó tốc độ quay của thùng nghiền nhỏ hơn hoặc bằng nA2. Khi góc nâng 90o < a < 180o, các viên bi sau khi rời khỏi bề mặt thùng nghiền, chúng còn chuyển động lên cao một đoạn rồi mới rơi xuống đập vật liệu, gọi là các viên bi làm việc ở chế độ thác nước. Tốc độ quay n của thùng nghiền ở chế độ thác nước nằm trong khoảng: nA2 < n < nA3 ở chế độ thác nước thì sự nghiền chủ yếu do va đập của các viên bi vào vật liệu, còn ở chế độ tầng lớp thì sự nghiền chủ yếu là do chà xát. Trong máy nghiền bi thùng ngắn, chủ yếu cho viên bi làm việc ở chế độ thác nước. Chế độ làm việc của tải trọng bi được đặc trưng bằng góc a phụ thuộc không những vào số vòng quay của thùng mà còn phụ thuộc vào hình dạng bề mặt tấm lót. a O B C G G T C N R v v Z A Khi viên bi đi lên theo quỹ đạo tròn đến điểm rời A, có góc rời là a thì lực ly tâm C cân bằng thành phần hướng kính N của trọng lượng G, hình (4 - 5). Hình 4 – 5. Sơ đồ viên bi chuyển từ quỹ đạo tròn sang quỹ đạo parabol. Ta có: C = N Hay là: = G.cosa = m.g.cosa Từ đây rút ra theo công thức [(7 - 8)/(II– 170)]: v2 = R.g.cosa (1 - 11) Mà ta có: v = Với n là số vòng quay của thùng trong một phút. Do đó: = R.g.cosa Từ đây rút ra theo công thức [(7 - 9)/(II – 170)]: n = (1 - 12) Như vậy n là số vòng quay của thùng để cho viên bi ở lớp có bán kính R chuyển từ quỹ đạo tròn sang quỹ đạo parabol với góc rời bằng a. Để tìm số vòng quay thích hợp nhất của thùng ở chế độ thác nước ta bắt đầu nghiên cứu từ quỹ đạo chuyển động của viên bi, tức là tìm góc rời thích hợp nhất a, hình (4 - 6). a B R v A3 A A3 c XB m YB h H b y x Hình 4 – 6. Sơ đồ xác định số vòng quay thích hợp nhất của thùng nghiền. Viên bi đi lên đến điểm A, sau đó rời khỏi mặt thùng theo quỹ đạo ACB. Điểm A gọi là điểm rời, còn điểm B gọi là điểm rơi. Khoảng cách từ điểm cao nhất của quỹ đạo C đến điểm rơi B được ký hiệu là H. Lấy điểm A làm góc của hệ toạ độ với trục hoành là Ax và trục tung là Ay. Khi viên bi đến điểm A và rời khỏi mặt thùng, nó có vận tốc là v tiếp tuyến với đường tròn thùng quay, có giá trị là: v = [m/s] v = [m/s] Biết rằng quỹ đạo rơi của viên bi là một đường parabol. Quỹ đạo chuyển động của viên bi sau khi rời khỏi mặt thùng được xác định theo phương trình [(7 - 10) và (7 - 11)/(II – 171)]: x = (v.cosa).t (1 - 13) y = (v.sina).t - (1 - 14) Trong đó: t là thời gian bi chuyển động, s. Rút t từ phương trình (1 - 13) rồi thay vào (1 - 14), ta sẽ có quan hệ giữa y và x theo công thứcc [(7 - 12)/(II– 172)] như sau: y = x.tga - (1 - 15) Vị trí A là điểm rời của viên bi nên ở đó ta có lực ly tâm C bằng cới thành phần hướng tâm của trọng lực G là N, thay giá trị của C và N đã nêu ở trên theo công thức [(7 – 12’)/(II – 172)], ta có: = G.cosa (1 - 16) Hay là: v2 = g.R.cosa Thay giá trị này vào (1 - 15), theo công thức [(7 - 13)/(II – 172)], ta có: y = x.tga - (1 - 17) Đây là phương trình đường parabol. Vì điểm B là giao điểm của đường parabol và đường tròn của thùng nên để tìm tọa độ của điểm B ta phải dùng phương trình đường tròn của thùng. Lấy tâm thùng làm gốc tọa độ, nên phương trình đường tròn có dạng theo công thức [(7 - 14)/(II – 172)]: X2 + Y2 = R2 (1 - 18) Nhưng nếu lấy gốc tọa độ ở điểm A, thì phương trình đường tròn được viết như sau: (x - R.sina)2 + (y + R.cosa)2 = R2 Hay: x2 + y2 - 2R(x.sina - y.cosa) = 0 Thay giá trị của y từ phương trình parabol (1 - 17) vào đây, ta sẽ tìm được tọa độ x của các điểm giao nhau, theo công thức (7 - 15)/(II – 172)]: x2 + x2tg2a - + - 2Rxsina + + 2Rxcosa.tga - = 0 (1 -19) Sau khi giản ước phương trình trên, ta được phương trình sau theo công thức [(7-16)/(II – 173)]: - sina = 0 (1 - 20) Từ đó, có hoành độ của điểm rơi B theo CT [(7 - 17)/(II – 173)]: xB = 4R.sina.cos2a (1 - 21) Thay giá ttrị của xB vào phương trình (1 - 17) ta có tung độ điểm B là: yB = 4R.sina.cos2a.tga - Sau khi rút gọn, còn lại: yB = -4R.sin2a.cosa Dấu trừ chứng tỏ tung độ yB hướng xuống phía dưới trục hoành, ở đây ta chỉ sử dụng giá trị tuyệt đối, nên theo công thức [(7-18)/(II-173)]: yB = 4R.sin2a.cosa (1 - 22) Chiều cao đi lên của viên bi sau khi rời khỏi mặt thùng là h được xác định theo điều kiện chuyển động chậm dần đều: h = Trong đó vo là tốc độ thẳng đứng của viên bi sau khi rời khỏi mặt thùng, nên: vo = v.sina Do đó theo công thức [(7-19)/(II-173)]: h = (1 - 23) Mà ta đã có: v = g.R.cosa Sau khi thay giá trị trên ta tìm được h theo công thức [(7-20)/(II-173)]: h = 0,5R.sin2a.cosa (1 - 24) Như vậy, chiều cao rơi của viên bi sau khi rời khỏi mặt thùng tại điểm A theo công thức [(7-21)/(II-173)] sẽ là: H = yB + h = 4Rsin2a.cosa + 0,5Rsin2 .cos = 4,5Rsin2a.cosa (1 - 25) Vậy chiều cao rơi H là hàm của góc rời a. Để tìm giá trị chiều cao rơi lớn nhất, ta sẽ cho đạo hàm bậc nhất của phương trình (1 - 25) bằng không: = 4,5R(2sina.cos2a - sin3a) = 0 Hay: = 4,5Rsina(2cos2a - sin2a) = 0 Từ điều kiện rời của viên bi, ta thấy góc a không thể bằng không, do đó sina cũng không thể bằng không, nên: 2cos2a - sin2a = 0 Tức là: tg2a = 2 Rút ra góc rời thích hợp nhất của viên bi là: a = 54o40’ ở góc rời này, chiều cao rơi của viên bi là lớn nhất, nên sinh ra lực va đập lớn nhất. Từ điệu kiện cân bằng lực ly tâm với thành phần hướng tâm của trọng lực, ta thay giá trị góc a = 54o40’ vào sẽ tìm được số vòng quay thích hợp nhất của thùng. = cosa = cos54o40’ = 0,58 Từ đây rút ra số vòng quay thích hợp nhất cũng chính là số vòng quay làm việc của thùng nghiền theo công thức [(7-22)/(II-174)]: n = = [vg/ph] (1 - 26) Trong đó: D là đường kính trong của thùng, m. Vậy ta có: n = = 25,30 vg/ph Khi đã biết góc rời a thì ta có thể xác định được góc rơi b như sau: Từ hình (4 - 6), ta có: sinb = Với m là hình chiếu của B trên trục nằm ngang. Mà: = yB - R.cosa Thay giá trị của yB vào, ta được: sinb = - = 4cos(1 - cos2a) - cosa = = 3cosa - 4cos3a = -cos3a Mặt khác: sinb = cos( - b) Cho nên: cos( - b) = -cos3a = cos(p - 3a) Từ đó ta có: - b = p - 3a Góc rơi theo công thức [(7 - 25)/(II – 176)] sẽ bằng: b = 3a - (1 - 27) Thay a vào (4 - 27), ta có: b = 3.55o - 45o = 120o 1.3.1.4. Hình dạng và kích thước vật nghiền. Khi lựa chọn vật nghiền cần căn cứ vào độ cứng và kích thước của vật đem nghiền. Kích thước vật liệu đem nghiền càng lớn thì kích thước vật nghiền càng lớn và ngược lại. Nếu nghiền các vật liệu có độ bền lớn và trung bình thì dùng vật nghiền làm bằng thép, gang hoặc thép hợp kim crôm, mangan. Để vật nghiền phá hủy được vật liệu khi va đập thì động năng của nó phải lớn hơn công cần thiết để phá hủy vật liệu. Theo Levenxon nêu ra công thức thực nghiệm để xác định đường kính vật nghiền như công thức [(7 - 44)/(II – 182)]: dv = 28. [mm] (1 - 28) Trong đó: d – kích thước vật liệu vào máy, mm. Thay số vào (4 - 28) ta có: dv = 28. = 76 mm Theo công thức [(7 - 43)/(II – 153)]: dv = - (1 - 29) Trong đó: D - đường kính trong của thùng nghiền, mm. Thay vào (4 - 29) ta có: dv = — = 66,67 — 88,89 mm Theo Olevxky ở CT [(7-45)/(II-153)]: dv = 6lgdc (1 - 30) Trong đó: dc – kích thước sản phẩm, mm.Theo thực tế tại Hoàng Mai d=100mm Thay vào (4 – 30), ta có: dv = 6lg100 = 53,67 mm Trong thùng nghiền, người ta thường nạp vào hỗn hợp vật nghiền có kích thước khác nhau và thường là hai hoặc ba loại kích thước. Vậy để cho máy nghiền làm việc có hiệu quả thì cần dùng ba loại bi khác nhau với tỷ lệ như sau: Bi có đường kính dv = 65 mm chiếm 80% khối lượng. Bi có đường kính dv = 75 mm chiếm 10% khối lượng. Bi có đường kính dv = 55 mm chiếm 10% khối lượng. 1.3.1.5. Chế độ nạp vật nghiền. Để cho máy nghiền làm việc có hiệu quả thì hệ số chứa vật nghiền ở trong thùng có một ý nghĩa quyết định. Hệ số chứa vật nghiền thích hợp nhất là j = 0,34 Trọng lượng vật nghiền nạp vào thùng phụ thuộc vào loại vật nghiền, vật liệu làm vật nghiền, hệ số chứ. Trọng lượng của vật nghiền được tính theo công thức [(7-46)/(II-183)]: Gvn = pR2Lj.m.rvn [Tấn] (1 - 31) Trong đó: R – bán kính trong của thùng nghiền: R = 0,8 m L – chiều dài thùng nghiền: L = 3,4 m j - hệ số chứa vật nghiền tối ưu [(151-1)]: j = 0,34 m - hệ số tơi của vật nghiền: m = 0,62 rvn – khối lượng riêng của vật nghiền: rvn = 7,8 T/m3 Thay các số liệu trên vào (4 - 31) ta có: Gvn = p(0,8)2.3,4.0,34.0,62.7,8 = 11,23 Tấn Lượng vật liệu đem nghiền cho vào máy có quan hệ với trọng lượng vật nghiền và vật liệu làm vật nghiền, ta dùng vật nghiền bằng kim loại nên lấy trọng lượng vật liệu cho vào máy theo công thức [(7-47)/(II-183)]: Gvl = 0,14Gvn (1 - 32) Thay số vào (4 - 32), ta có: Gvl = 0,14.11,23 = 1,57 Tấn Sau một thời gian làm việc, vật nghiền bị mòn, do đó phải bổ sung cho đủ trọng lượng nạp lúc đầu. Bằng nghiên cứu thực nghiệm, người ta tìm được độ mòn của bi như sau: Vật nghiền bằng thép dùng để nghiền các loại quặng thì độ mòn là (0,5 - 1,4) kg/tấn sản phẩm. Với năng suất của máy là Q = 9 tấn/h, thì mỗi giờ lượng bi mòn cần bổ sung là: Gbs = 0,5.9 = 4,5 tấn/h Nghĩa là sau khoảng 500 giờ làm việc cần bổ sung: Gbs = 4,5.500 = 2250 kg = 2,5 tấn bi Đồng thời bổ sung vào loại bi có kích thước lớn nhất và trung bình. 1.3.1.6. Công suất máy nghiền bi. Công suất tiêu hao cho máy nghiền bi làm việc bao gồm hai thành phần: - Công suất tiêu hao để nghiền vật liệu Nn. - Công suất tiêu hao để thắng ma sát ở gối đỡ Nms, theo công thức [(7 - 89a)/(II – 205)]: N = Nn + Nms (1 - 33) 1.3.1.6.1. Xác định công suất Nn. Gọi G là trọng lượng của vật nghiền nạp vào thùng thì chỉ có 55% trọng lượng của nó cùng quay với thùng. Ngoài ra lượng vật liệu đem nghiền nằm trong thùng bằng 14% trọng lượng vật nghiền, do đó theo công thức [(7-89)/(II-206)]: Nn = (1 - 34) Trong đó: Q – trọng lượng vật nghiền nạp vào thùng, N. v – thành phần thẳng đứng của tốc độ quay của trọng tâm tải trọng bi, theo công thức [(7 - 90)/(II – 206)]: v = (4 - 35) Khoảng cách theo phương thẳng đứng từ trọng tâm tải trọng bi đến tâm thùng nghiền là a, theo công thức [(7 - 91)/(1-206)], hình (4 - 7): a = r.sinj (1 - 36) ở đây r là khoảng cách từ trọng tâm tải trọng bi đến tâm thùng, theo công thức [(7 - 92)/(II – 206)]: r = Ro. (1 - 37) Plt Q a B A Gt D C R1 R2 Ro r j j a ao Hình 4 –7. Sơ đồ các lực tác dụng bên trong thùng nghiền. Ro = Với hệ số chứa bi j = 0,34 thì R2 = 0,7R1, do đó theo công thức [(7-93)/(II-207)]: Ro = 0,863R1 (1 - 38) Góc: ao = 60o Mà góc: y = 360o - 4ao = 120o Vậy: r = 0,863R1. = 0,715R1 Với góc: y = 120o; a = 60o; j = 60o Do đó: a = r.sinj = 0,715R1.sin60o = 0,62R1 Và như vậy, thành phần thẳng đứng của tốc độ quay của thùng sẽ là: v = Thay giá trị của v vào (4 - 34), ta có công suất Nn: Nn = = 0,4.10-4.QR1n [kW] Hay theo công thức [(7-94)/(II-207)]: Nn = 4.10-5.QR1n kW (1 - 39) Trong đó: Q – trọng lượng vật nghiền nạp vào thùng, N: Q = Gvn.g = 10,5.1000.9,81 = 103005 N R1 – bán kính trong của thùng nghiền: R1 = 0,8m n – số vòng quay của thùng trong một phút: n = 23,85 vg/ph Thay các thông số đã có vào (4 - 39), ta được: Nn = 4.10-5.103005.0,8.23,85 = 884,4 W 1.3.1.6.2. Xác định công suất Nms. Theo công thức [(7 - 95)/(II-208)]: Nms = [kW] (1 - 40) Trong đó: f – hệ số ma sát ở hai cổ trục máy nghiền với ổ đỡ, thường lấy f = 0,07 á 0,1 Chọn: f = 0,09 vc – vận tốc vòng của cổ trục, theo công thức [(7 - 96)/(II-208)]: vc = [m/s] (1 - 41) Trong đó: Rc – bán kính ngoài của cổ trục máy nghiền, theo tài liệu [II – 205] thường lấy: 2Rc = (0,25 - 0,33)D = (0,25 - 0,33)1,6 = 0,40 - 0,528 m Chọn: Rc = 0,25 m n – số vòng quay của thùng/phút: n = 23,85 vg/ph Nên thay các giá trị trên vào (1 - 41), ta có: vc = = 1,25 m/s P – tổng tải trọng tác dụng lên các gối đỡ, theo công thức [(7 - 97)/(II – 208)], ta có: P = (1 - 42) Trong._. đó: Gt – trọng lượng bản thân thùng nghiền, N. Gq – trọng lượng phần tải trọng quay theo thùng: Gq = 0,55G Plt – lực ly tâm do phần tải trọng quay gây nên, N. Plt = = Ta xem: p2 ằ g, theo công thức [(7 - 98)/(II – 208)] thì: Plt = (1 - 43) G – trọng lượng tổng toàn bộ thùng nghiền quay, theo công thức [(7 - 100)/(II – 209)]: G = 1,14Gv + Gl + Gđn + Gđt (1 - 44) Trong đó: Gv – trọng lượng tải trọng bi nạp vào thùng. Gl – trọng lượng các tấm lót. Gđn – trọng lượng đáy nạp liệu (kể cả cổ trục). Gđn – trọng lượng đáy tháo liệu (kể cả cổ trục). * Tính Gv: Ta đã có trọng lượng vật nghiền: Gv = 105000 N * Tính Gl: Chiều dài thùng: L = 3,4 m Chu vi thùng : C = pD = p.1,6 = 5,024 m Theo tài liệu [3 - 217], chọn chiều dày tấm lót: d = 40 mm = 0,04 m Và chọn kích thước tấm lót là: 390 x 310 mm = 0,39 x 0,31 m Theo tài liệu [1 - 159] thì khe hở giữa các tấm lót là 10 mm = 0,01 m Vậy số tấm lót theo chiều dài thùng là: a = = = 10,63 tấm Số tấm lót theo chu vi thùng là: b = = = 12,56 tấm Tổng số tấm lót ở trong thùng là: n = a.b = 10,63.12,56 = 133,50 tấm Trọng lượng của một tấm lót: gl = V.r.g = 0,39.0,31.0,04.7800.9,81 = 370 N Vì vậy ta có: Gl = n.gl = 135,5.370 = 50140 N * Tính Gđn: Có thể coi đáy nạp liệu và đáy tháo liệu có kích thước và trọng lượng như nhau: Gđn = Gđt, hình (4 - 8). Hình 4 – 8. Sơ đồ tính trọng lượng đáy thùng. Chọn chiều dày đáy thùng nghiền: d1 = 30 mm = 0,03 m và d2 = 50 mm = 0,05 m Ta đã có đường kính ngoài của cổ trục thùng nghiền: Dn = 2Rc = 2.0,25=0,5 m Do đó đường kính trong của cổ trục thùng nghiền: Dt = Dn - 2d2 = 0,5 – 2.0,05 = 0,4 m Ta có đường kính ngoài của thùng nghiền: D’ = D + 2(dth + dl) = 1,6 + 2(0,014 + 0,04) = 1,708 m Trong đó: dth và dl tương ứng là chiều dày thùng và tấm lót, theo tài liệu [II - 157] chọn: dth = 0,01D = 0,01.1,6 = 0,016 m Chọn chiều dài của cổ trục thùng nghiền: l = 0,6 m và góc a = 60o Ta có: Gđn = .rg.[(D’2 – Dn2) + l(Dn2 – Dt2)] = = .7800.9,81[(1,7082 – 0,52)0,03. + 0,6(0,52– 0,42)] = 8794 N * Tính Gđt: Ta có: Gđt = Gđn = 8794 N Thay các thông số đã có và (4 - 44) ta được: G = 1,14.52140 + 26655 + 4005 + 2.8794 = 102268 N Nên: Gq = 0,55.102268 = 56247 N Còn theo (1 - 38), ta có: Ro = 0,863R1 = 0,863.0,7 = 0,604 m Thay các số liệu ở trên vào (4 - 43) ta có: Plt = = 27523 N Ta có: Gt = Gth + Gbr + Gl + Gđn + Gđt (*) Chọn trọng lượng của bánh răng: Gbr = 3000 N Ta có: Gth = pDL.dr.g = p.1,4.2,1.0,014.7800.9,81 = 9894 N Thay các số liệu trên vào (*) ta được: Gt = 9894 + 3000 + 26655 + 4005 + 2.6084 = 55722 N Góc j tạo bởi phương của lực ly tâm Plt với đường kính thẳng đứng của thùng, thông thừng j = 60o Thay vào (1 - 42) ta có: P = = 127970 N Thay vào (4 - 40) ta có: Nms = = 6,51 kW Cuối cùng thay vào (4 - 33) ta có: N = 39,42 + 6,51 = 45,93 kW Xác định công suất động cơ theo công thức [(7 - 99)/(II – 209)]: Nđc = K. [kW] (1 - 45) Trong đó: K – hệ số dự trữ, lấy K = 1,15 h - hiệu suất bộ truyền động, với bộ truyền động bằng bánh răng vòng thì theo tài liệu [II - 209], lấy h = 0,75 Thay vào (1 - 45) ta có: Nđc = = 70,43 kW 1.3.1.7. Chọn động cơ điện. Với công suất động cơ tính được Nđc = 70,43 kW, theo bảng [(P1.3)/(IV – 237)] ta chọn kiểu động cơ 4A250S4Y3 có: Công suất : N = 75 kW Vận tốc quay : n = 1480 vg/ph Số vòng quay đồng bộ: nđb = 1500 vg/ph 2p = 4; cosj = 0,9; h = 93%; = 2,2; = 1,2 Các kích thước của động cơ theo bảng [(P1.7)/(IV – 243)] 1.3.1.8. Chọn hộp giảm tốc. Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống là: i = = = 54,8 Trong đó: nđc và nth tương ứng là số vòng quay của động cơ và thùng nghiền trong một phút. Hệ thống gồm có cặp bánh răng lớn và hộp giảm tốc nên ta có: i = ibr.ih Trong đó: ibr và ih tương ứng là tỷ số truyền của cặp bánh răng lớn và của hộp giảm tốc. Theo tài liệu [3 - 205] thì ta chọn ibr = 7 Khi đó tỷ số truyền của hộp giảm tốc: ih = = = 7,83 Vậy theo tài liệu [5 - 25] ta chọn loại hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp sơ đò khai triển. Khi đó để phân tỉ số truyền một cách hợp lý ta phải dựa trên các yêu cầu sau: Phân uh theo yêu cầu gia công vỏ hộp. Phân uh theo yêu cầu bôi trơn. Phân uh theo yêu cầu gọn nhẹ. Ta chọn: u1 = 3,31 và u2 = 2,36 1.3.2. Tính kiểm tra bền một số chi tiết chủ yếu của máy nghiền. 1.3.2.1. Thân thùng. Ta xem thân thùng như một cái dầm đặt trên hai gối đỡ, nó chịu tác dụng đồng thời của momen uốn và momen xoắn và xác định theo thuyết ứng suất tiếp lớn nhất. Trọng lượng bản thân vỏ thùng, trọng lượng các tấm lót, trọng lượng tải trọng bi và trọng lượng vật liệu đem nghiền, tất cả trọng lượng này xem như tải trọng phân bố đều. Còn trọng lượng các tấm ngăn, trọng lượng các đáy, trọng lượng cổ trục nạp liệu và tháo liệu, trọng lượng bánh răng vòng xem như các tải trọng tập trung. Ta biết rằng trọng lượng bi cùng quay với thùng chỉ chiếm 55% trọng lượng tải trọng bi nạp vào thùng, còn trọng lượng vật liệu nằm trong thùng chỉ chiếm 14% tải trọng bi nạp vào thùng. Trọng lượng của tất cả các bộ phận cùng tham gia quay tính theo (1 - 44) có: G = 102268 N Gọi Plt là lực ly tâm do bi và vật liệu cùng quay sinh ra, theo công thức [(7 - 101)/(1 – 210)] thì: Plt = = (1 - 46) Ta đã có theo (1 - 26) ở trên: n = = Và Ro = 0,715R1 Do đó, thay hai đại lượng này vào (4 – 46), theo công thức [(7 - 102)/(II – 211)], ta có: Plt = 0,23Gv (1 - 47) Thay giá trị của Gv vào (1 - 47), ta có: Plt = 0,23.52140 = 11992 N Phương của lực ly tâm trùng với bán kính thùng đi qua trọng tâm của khối quay. Góc tạo bởi phương của lực ly tâm với phương của trọng lực bằng 60o, hình (4 - 9a). D l' A-A A A l Q G Plt 120° 60° Ra Ra d D Hình 4 – 9. Sơ đồ để tính các chi tiết của máy nghiền. Hợp lực Q gây nên uốn thân thùng sẽ là: Q = Hay theo công thức (7 - 103), tài liệu [1 - 211]: Q = (1 - 48) Thay các giá trị đã có vào (4 - 48) ta có: Q = = 96830 N * Vậy momen uốn theo công thức [(7 - 104)/(II – 211)] bằng: Mu = [N.m] (1 - 49) Trong đó: L – khoảng cách giữa hai tâm của hai gối đỡ, hình (4 - 10): Hình 4 – 10. Sơ đồ tính chiều dài. Ta có: L = L1 + 2l1 + l2 (*) Với l1 là chiều đáy thùng nghiền, ta có: l1 = 0,5(D’ - Dn).tg30o = 0,5.(1,508 - 0,4). = = 0,32 m Trong đó: D’ và Dn tương ứng là đường kính ngoài của thùng và đường kính ngoài của cổ trục thùng nghiền, m. l2 – chiều dài cổ trục thùng nghiền, m. Ta đã chọn: l2 = 0,4 m L1 – chiều dài thùng nghiền, L1 = 3,4 m. Thay vào (*) ta có: L = 3,4 + 2.0,32 + 0,4 = 4.14 m Thay vào (4 - 49) ta có: Mu = = 38006 Nm Momen chống uốn của thân thùng theo công thức [(7 - 105)/(II – 211)], bằng: Wu = (1 - 50) Trong đó: Rn và Rt – bán kính ngoài và bán kính trong của thân thùng, m. Ta có: Rn = = = 0,754 m Rt = = = 0,7 m Thay vào (1 - 50) ta có: Wu = = 0,087 m3 Vì trên thân thùng có khoét lỗ làm cửa và lỗ để lắp tấm lót vào thân thùng bằng boulon, do đó cần giảm momen chống uốn đi 20%. Vậy, ứng suất uốn theo công thức [(7 - 107)/(II – 212)] bằng: su = (1 - 51) Thay các giá trị vào (4 - 51) ta có: su = = 548776 N/m2 * Momen xoắn tác dụng lên thân thùng theo công thức [(1 - 108)/(II - 212)] Mx = [N.m] (1 - 52) Trong đó: N – công suất tiêu hao cho máy, kW. Theo (1 - 33) ta đã có: N = 45,93 kW n – số vòng quay của thùng/phút: n = 27 vg/ph Thay các giá trị vào (1 - 52) ta có: Mx = = 16569 Nm Còn momen chống xoắn của thân thùng lấy gấp hai lần momen chống uốn, theo công thức [(1 – 109)/(II-212)] : Wx = 2Wu (1 - 53) Thay Wu từ (1 - 50) vào (1 - 53) ta có: Wx = 2.0,087 = 0,174 m3 Vậy, ứng suất tiếp sinh ra do momen xoắn theo công thức [(7 - 110)/(II – 212)]: t = (1 - 54) Thay các giá trị đã có vào (1 -54) ta có: t = = 119621 N/m2 Do đó, ứng suất sinh ra ở thân thùng do uốn và xoắn, theo công thức [(7 - 111)/(II – 212)], bằng: s = Ê [s] (1 - 55) Dùng thép 45 làm thân thùng, theo bảng [(6 - 1)/(IV - 92)]: Giới hạn chảy: sch = 340 MPa = 340.106 N/m2 Mà theo công thức [(10 - 30)/(IV – 200)]: [s] = 0,8sch (1 - 56) Thay giá trị của sch vào (4 - 56) ta có: [s] = 0,8.340.106 = 272.106 N/m2 Thay vào (4 – 55), ta có: s = = 561662 N/m2 Ta thấy: s Ê [s] Vậy thỏa mãn điều kiện bền cho thân thùng. 1.3.2.2. Bulon ghép thân thùng với đáy thùng. Đáy và thân thùng được ghép với nhau bằng bulon. Khi máy làm việc, các bulon này bị cắt do momen xoắn và do tải trọng tổng của thùng. Gọi P1 là lực cắt sinh ra do ảnh hưởng của trọng lượng tất cả các phần quay và lực ly tâm và P2 là lực cắt sinh ra do ảnh hưởng của lực vòng thì lực tổng gây ra cắt bulon theo công thức [(7 - 112)/(II – 213)] là: P = P1 + P2 [N] (1 - 57) Từ biểu đồ lực cắt ở hình (4 – 9b) ta xác định được đại lượng lực cắt P1 như sau: P1. = RA.l Hay theo công thức (7 - 113)/(II – 213)]: P1 = = (1 - 58) Trong đó: RA – phản lực ở gối đỡ, N. l – khoảng cách từ tâm gối đỡ đến mặt phẳng ghép thân với đáy, m. r – bán kính vòng phân bố bulon, m. Ta có: l = l1 + 0,5l2 = 0,32 + 0,5.0,4 = 0,52 m Với: l1 và l2 – tương ứng là chiều dài của đáy thùng nghiền và của cổ trục thùng nghiền, m. Ta có: RA = 0,5G = 0,5.102268 = 51134 N Với: G – trọng lượng của tất cả các bộ phận cùng tham gia quay tính theo (4 - 44). Ta lấy: r = 0,5D’ + 0,05 = 0,5.1,508 + 0,05 = 0,804 m Với: D’ - đường kính ngoài của thùng nghiền, m. Thay vào (4 - 58) ta có: P1 = = 33072 N Còn P2 tính theo công thức [(7 - 114)/(1 – 213)]: P2 = (1 - 59) Trong đó: N – công suất máy nghiền, kW. Theo (1 - 33) ta có : N = 45,93 kW n – số vòng quay của thùng/phút: n = 27 vg/ph Thay các thông số vào (4 - 59) ta có: P2 = = 20608 N Thay giá trị của P1 và P2 vào (4 - 57) ta có: P = 33072 + 20608 = 533680 N Vậy, ứng suất ở bulon do lực cắt gây ra, theo công thức [(7 - 115)/(II – 213)]: tc = [N/cm2] (1 - 60) Trong đó: m – số lượng bulon, ta lấy m = 16 d - đường kính bulon, ta lấy d = 2 cm. ứng suất cắt cho phép: [tc] = 0,2sch Với: sch – ứng suất chảy của vật lệu làm bulon, N/cm2. Dùng thép CT3 làm bulon thì theo bảng [(6 - 1)/(IV – 92)]: sch = 340 MPa = 340.102 N/cm2 Vậy: [tc] = 0,2.34000 = 6800 N/cm2 Thay các thông số trên vào (4 - 60) ta có: tc = = 1068 N/cm2 Do đó: tc Ê [tc] Thỏa mãn điều kiện bền cho bulon. 1.3.2.3. Cổ thùng nghiền. Tiết diện nguy hiểm của cổ thùng nghiền là tiết diện tiếp giáp giữa cổ và đáy: tiết diện A – A ở hình (4 - 9c), ở đấy lại thường có khuyết tật do đúc gây ra. Momen uốn tại tiết diện A – A, theo công thức [(7 - 116)/(II – 214)] bằng: Mu = RA.l (1 - 61) Trong đó: RA – phản lực ở gối đỡ, N. Ta đã có: RA = 52134 N l – khoảng cách từ tâm cổ đến tiết diện A – A: l = 0,2 m Thay các giá trị vào (4 - 61) ta có: Mu = 51134.0,2 = 10227 Nm Còn momen xoắn đã tính theo (4 - 53): Mx = 16569 Nm Vậy momen tương đương theo công thức [(7 - 117)(II – 214)] : Mtđ = (1 - 62) Thay các giá trị của momen vào (4 - 62), ta có: Mtđ = = 19471 Nm Còn momen chống uốn theo công thức [(7 - 118)/(II – 214)] sẽ là: W = (1 - 63) Trong đó: d, D – tương ứng là đường kính trong và đường kính ngoài của cổ trục nghiền, m. Thay các giá trị của d và D vào (1 – 63), ta có: W = ] = 17,18.10-4 m3 ứng suất tại tiết diện A – A, theo công thức [(7 - 119)/(II – 214)] bằng: s = Ê [s] [N/m2] (1 - 64) Thay giá trị của momen và ứng suất vào (4 - 64), ta có: s = = 11,33.106 N/m2 Theo (4 - 56) ta đã có: [s] = 272.106 N/m2 Vậy: s < [s]. Thỏa mãn điều kiện bền cho cổ thùng. 1.3.2.4, Cặp bánh răng truyền động 1.3.2.4.1, Chọn vật liệu. Theo bảng [(6 - 1)/(IV – 92)]: Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 45X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB163..269, giới hạn bền sb = 750 MPa, giới hạn chảy sch = 500 MPa. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB ³ 241, sb = 800 MPa, và sch = 580 MPa. 1.3.2.4.2, ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo các công thức [(6 - 1a) và(6 - 2a)/(4 - 93] như sau: [sH] = soHlim.KHL/SH (5 - 1) [sF] = soFlim.KFCKFL/SF (5 - 2) Trong đó: soHlim và soFlim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với cho kỳ cơ sở, trị số của chúng tra ở bảng [(6 - 2)/(IV- 94)]: soHlim = 2HB + 70 soFlim = 1,8HB SH và SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng [(6 - 2)/(IV – 94)]: SH = 1,1 và SF = 1,75 Thép 45X và thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB180..350. Ta chọn bánh răng nhỏ có HB1 = 245 và bánh răng lớn có HB2 = 230. Vậy: soHlim1 = 2.245 + 70 = 560 MPa soHlim2 = 2.230 + 70 = 530 MPa soFlim1 = 1,8.245 = 441 MPa soFlim2 = 1,8.230 = 414 MPa KFC – hệ số xét đén ảnh hưởng đặt tải, khi bộ truyền quay một chiều KFC = 1 KHL và KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức [(6-3) và (6-4)/(IV-93]: KHL = (5 - 3) KFL = (5 - 4) Trong đó: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, khi độ rắn mặt răng HB Ê 350 thì mH = 6 và mF = 6 NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo công thức [(6 - 5)/(IV- 93]: NHO = 30H2,4HB (5 - 5) Với HHB - độ rắn Brien. Vậy thay giá trị của HHB vào (5 - 5) ta có: NHO1 = 30.(245)2,4 = 16,26.106 NHO2 = 30.(230)2,4 = 13,97.106 NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFO = 4.106 NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, theo công thức [(6 - 6)/(IV – 93)]: NHE = NFE = N = 60cntS (5 - 6) Với: c, n, tS lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c = 1 Số giờ làm việc của bánh răng nhỏ tS1 = 5000 giờ và số giờ làm việc của bánh răng lớn là tS2 = 15000 giờ. Số vòng quay của bánh răng nhỏ là: n1 = u.n2 = 7.27 = 189 vg/ph Với: u là tỉ số truyền của cặp bánh răng. n2 là số vòng quay của bánh răng lớn hay của thùng nghiền. Thay vào (5 - 6), ta có: + Với bánh răng nhỏ: NHE1 = NFE1 = 60.1.189.5000 = 56,7.106 Ta thấy: NHE1 > NHO1 nên lấy KHL1 = 1 NFE1 > NFO1 nên lấy KFL1 = 1 + Với bánh răng lớn: NHE2 = NFE2 = 60.1.27.15000 = 24,3.106 Ta thấy: NHE2 > NHO2 nên lấy KHL2 = 1 NFE2 > NFO2 nên lấy KFL2 = 1 Thay các thông số đã tính được ở trên vào (5 - 1) và (5 - 2), ta có: + Với bánh răng nhỏ: [sH1] = 560.1/1,1 = 509 MPa [sF1] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa + Với bánh răng lớn: [sH2] = 530.1/1,1 = 482 MPa [sF2] = 414.1.1/1,75 = 237 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh răng thường hóa hoặc tôi cải thiện, theo công thức [(6 - 13)/(IV – 95)]: [sH]max = 2,8sch (5 - 7) Thay giá trị của sch2 vào (5 - 7) ta có: [sH]max = 2,8.500 = 1400 MPa ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo CT [(6 - 14)/ (IV – 96)]: [sF]max = 0,8sch (5 - 8) Thay giá trị của giới hạn chảy vào (5 - 8), ta có: [sF]max1 = 0,8. sch1 = 0,8.580 = 464 MPa [sF]max2 = 0,8sch2 = 0,8.500 = 400 MPa 1.3.2.4.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền. Thông số cơ bản là khoảng cách trục và đường kính của bánh răng vòng. Theo tài liệu [3 - 205] ta lấy đường kính chia d2 của bánh răng vòng bằng: d2 = 1,4D = 1,4.1,6 = 2,24 m Với D là đường kính trong của thùng nghiền, m. Đường kính chia của bánh răng nhỏ là: d1 = d2/u = 2,24/7 = 0,32 m Với u là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Vậy khoảng cách trục bằng: aw = = = 1,28 m 1.2.3.4.4, Xác định các thông số ăn khớp. Modul Modul được xác định từ điều kiện bền uốn, theo công thức [(6 - 17)/(IV – 97)]: m = (0,01 - 0,02)aW = (0,01 - 0,02).1280 = = 12,8 - 25,6 mm Theo bảng [(6 - 8)/(IV – 99)] ta chọn modul theo tiêu chuẩn: m = 15 mm 1.3.2.4.5, Xác định số răng, góc nghiêng b và hệ số dịch chỉnh x. Sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên: b = 0 Số răng bánh nhỏ xác định theo công thức [(6 - 19)/(IV – 99)]: Z1 = (5 - 9) Thay các giá trị đã có vào (5 - 9) ta được: Z1 = = 21,3 Lấy: Z1 = 22 răng Số răng của bánh lớn theo công thức [(6 - 20)/(IV – 99)]: Z2 = uZ1 (5 - 10) Thay giá trị u và Z1 vào (5 - 10) ta có: Z2 = 7.22 = 154 răng Tổng số răng: Zt = Z1 + Z2 = 22 + 154 = 176 răng Tính lại khoảng cách trục theo công thức [(6 - 21)/[(IV – 99)]: aW = (5 - 11) Thay giá trị của m và Zt vào (5 - 11), ta có: aW = = 1320 mm Không dùng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 1.2.3.4.6, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện [(6 - 33)/(IV – 105)]: sH = ZMZHZe. Ê [sH] (5 - 12) Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra trong bảng [(6 - 5)/(IV – 96)]: ZM = 274 (MPa)1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH tra trong bảng [(6 - 12)/(IV – 105)]: ZM = 1,76 Ze - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Trước hết cần xác định hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức [(6 - 37)/(IV – 105)]: eb = (5 - 13) Vì b = 0 nên sinb = 0, do đó eb = 0 Vì vậy theo công thức [(6 - 36a)/(IV – 105)]: Ze = (3-14) Với ea là hệ số trùng khớp ngang, theo công thức [(6 - 38b)/(IV – 105)]: ea = [1,88 - 3,2()]cosb (5 - 15) Thay các thông số đã có vào (5 - 15), ta được: ea = [1,88 - 3,2()].1 = 1,73 Thay giá trị của ea vào (5 - 14), ta có: Ze = = 0,87 KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức [(6 - 39)/(IV – 106)]: KH = KHb.KHa.KHv (5 - 16) Với KHb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tùy thuộc hệ số ybd xác định theo công thức [(6 - 16)/(IV – 97)]: ybd = 0,53yba.(u + 1) (5 - 17) Với: u – tỷ số truyền của cặp bánh răng. yba – hệ số, tra bảng [(6 - 6)/(IV – 97)]: yba = 0,3 Thay giá trị của yba vào (5 - 17), ta có: ybd = 0,53.0,3.(7 + 1) = 1,272 Tra bảng [(6 - 7)/IV - 98] ta có: KHb = 1,06 KHa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng thẳng KHa = 1 Vận tốc vòng theo công thức [(6 - 40)/(IV - 106]: v = [m/s] (5 - 18) Với dw1 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: dw1 = = = 330 mm Với aw là khoảng cách trục, mm. n1 là số vòng quay của bánh nhỏ/phút: n1 = 189 vg/ph Thay các thông số đã có vào (5 - 18), ta có: v = = 3,26 m/s Vậy theo bảng [(6 - 13)/(IV – 106)]: ta chọn cấp chính xác là cấp 8. KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của KHv tra trực tiếp từ bảng [(P2.3)/(IV– 250)]: KHv = 1,16 Thay các hệ số vào (5 - 16), ta có: KH = 1,06.1.1,16 = 1,23 T1 – momen xoắn trên trục bánh nhỏ, Nmm: T1 = [Nmm] Trong đó: u – tỷ số truyền của cặp bánh răng, u = 7 h - hiệu suất của bộ truyền, h = 0,85 Mx – momen xoắn tác dụng lên thân thùng, theo (4 - 52): Mx = 16569 Nm = 16569.103 Nmm Vậy: T1 = = 2784706 Nmm bw – chiều rộng vành răng: bw = yba.aw = 0,3.1320 = 396 mm Chọn: bw = 300mm [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH] = [sH2] = 482 MPa Cuối cùng thay vào (5 - 12), ta được: sH = 274.1,76.0,87. = 289 MPa Vậy: sH < [sH]. Do đó thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. 1.3.2.4.7, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép, theo các công thức [(6 - 43) và (6 - 44)/(IV - 108]: sF1 = Ê [sF1] (5 - 19) sF2 = Ê [sF2] (5 - 20) Trong đó: T1 – momen xoắn trên bánh nhỏ, T1 = 2784706 Nmm m – modul pháp, m = 15 mm bw – chiều rộng vành răng, bw = 300 mm dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ, dw1 = 330 mm. Ye = 1/ea - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, theo (5 - 15) thì ea = 1,73 Nên: Ye = = 0,58 Yb - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng thì Yb = 1 YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Số răng tương đương: Zv = Vì: b = 0 nên Zv = Z Tra bảng (6 - 18), tài liệu [5 - 109]: YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6 KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức [(6 - 45)/(IV – 109)]: KF = KFb.KFa.KFv (5 - 21) Với: KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng [(6 - 7)/(IV – 98)]: KFb = 1,14 KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KFa = 1 KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng [(P2.3)/(IV – 250)]: KFv = 1,38 Thay giá trị các hệ số vào (5 - 21), ta có: KF = 1,14.1.1,38 = 1,57 Cuối cùng thay tất cả các thông số vào (5 - 19), ta có: sF1 = = 28,6 MPa Mà theo (5 - 2), ta có: [sF1] = 252 MPa Vậy: sF1 < [sF1] Do đó thỏa mãn điều kiện bền uốn. Theo bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: Đường kính chia: d1 = = 288 mm d2 = m.Z2 = 12.168 = 2016 mm Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 288 + 2.12 = 312 mm da2 = d2 + 2m = 2016 + 2.12 = 2040 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 288 - 2,5.12 = 258 mm df2 = d2 - 2,5m = 2016 - 2,5.12 = 1986 mm 1.3.2.4.8, Các thông số và kích thước bộ truyền. 1. Khoảng cách trục : aw = 1152 mm 2. Modul pháp : m = 12 “ 3. Chiều rộng vành răng : bw = 200 “ 4. Đường kính vòng chia : d1 = 288 và d2 = 2016 mm 5. Đường kính đỉnh răng : da1 = 312 và da2 = 2040 mm 6. Đường kính đáy răng : df1 = 258 và df2 = 1986 mm 7. Tỉ số truyền : u = 7 8. Số răng bánh răng : Z1 = 24 và Z2 = 168 9. Góc nghiêng của răng : b = 0 10. Hệ số dịch chỉnh : x1 = x2 = 0. 1.3.2.5, Tính thiết kế trục của bánh răng dẫn động. 1.3.2.5.1, Chọn vật liệu. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, thường hoá, theo bảng [(6-1)/(IV – 92)]: Giới hạn bền sb = 600 MPa, giới hạn chảy sch = 340 MPa và độ cứng HB170..217 1.3.2.5.2, Tải trọng tác dụng lên trục. Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là momen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nữa khớp nối. Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tính đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua. Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chi làm 2 thành phần: lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr . Trị số của chúng được xác định theo công thức [(10 - 1)/(IV – 184)]: Ft1 = Ft2 = Fr1 = Fr2 = (6 - 1) Trong đó: T1 – momen xoắn trên trục bánh nhỏ, T1 = 2784706 Nmm dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ, dw1 = 288 mm atw – góc ăn khớp. Theo bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: Góc profil gốc: a = 20o Góc profil răng: at = arctg(tga/cosb) = arctg(tga) = a atw = arccos(cosat) = at = 20o Thay các thông số vào (6 - 1), ta có: Ft1 = Ft2 = = 19338 N Fr1 = Fr2 = 19338.tg20o = 7038 N Lực vòng tác dụng lên khớp nối: Ft = N Trong đó: Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi, tra bảng [(16 - 10a)/(IV – 68)]: Dt = 242 mm Vậy: Ft = = 23014 N Sinh ra lực hướng tâm: Fr = 0,3Ft = 0,3.23014 = 6904 N 1.3.2.5.3, Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức [(10 - 9)/(5 – 188)]: d ³ (6 - 2) Trong đó: T – momen xoắn, T = 2784706 Nmm. [t] – ứng suất xoắn cho phép, MPa. Với thép 45: [t] = 20 MPa Thay các số liệu vào (6 - 2), ta có: d ³ = 88,6 mm Ta lấy: d = 90 mm 1.3.2.5.3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayo của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng [(10 - 2)/(IV – 189)]: bo = 43 mm Chiều dài mayo bánh răng trụ, theo công thức [(10-10)(IV-189]: lm1 = 1,2bw (6 - 3) Thay giá trị bw = 200 mm là chiều rộng vành răng vào (6 - 3), ta có: lm1 = 1,1.300 = 330 mm Chiều dài mayo nữa khớp nối, theo công thức [(10-13)/(IV-189)]: lm2 = 2d (6 - 4) Với d là đường kính trục: d = 90 mm, thay vào (6 - 4), ta có: lm2 = 2.90 = 180 mm Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng [(10 - 3)/(IV – 189)]: k1 = 30 mm; k2 = 40 mm Khoảng cách công xôn tính theo công thức [(10 - 14)/(IV – 190)]: lc = 0,5(lm2 + bo) + k2 (6 - 5) Thay các giá trị vào (6 - 5), ta có: lc = 0,5(180 + 43) + 40 = 152 mm Theo bảng [(10 - 4)/(IV – 191)]: l2 = lc = 152 mm l3 = 0,5(lm1 + bo) + k1 = 0,5.(330 + 43) + 30 = 217 mm l1 = 2l3 = 2..217 = 434 mm Sơ đồ tính khoảng cách trục hình (6 - 1). Hình 6 – 1. Sơ đồ tính khoảng cách trục của bánh răng truyền động. 1.3.2.5.4, Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Chọn hệ trục tọa độ Oxyz, phương chiều của các lực như sơ đồ trục hình (6 - 2). l2 l3 l1 O x y z Fr Fxo Fr1 Ft1 Fx1 Fy1 Fy1 0 1 n1 2 3 2784706 Nmm 907902 Nmm 3019374 Nmm 1049408 Nmm T My Mx Hình 6 – 2. Sơ đồ đặt lực và biểu đồ momen Hình 6 – 3. Sơ đồ kết cấu trục của bánh răng dẫn động. Các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1: Fy0 = Fy1 = = = 3519 N Phương trình cân bằng lực và momen: ồFx = Ft1 - Fr - Fx0 - Fx1 = 0 ồm1 = Ft1(l1 - l3) - Fx0.l1 - Fr.(l1 + l2) = 0 Chuyển đổi và thay số vào ta có: Fx0 + Fx1 = Ft1 - Fr = 19338 - 6904 = 12434 N (*) Fx0 = [Ft1.l3 - Fr.(l1 + l2)]/l1 = [19338..217 - 6904.(434 + 152)]/516 = 731 N Thay vào (*), ta có: Fx1 = 12434 - 731 = 11703 N Xác định momen: My0 = = = 907902 Nmm Mx0 = Fr.l2 = 6904.152 = 1049408 Nmm Mx3 = Fx1(l1 - l3) = 1170.(434 - 217) = 3019374 Nmm Tính momen tổng tại các tiết diện trên chiều dài trục, theo công thức [(10 - 15)/(IV – 194)]: Mi = (6 - 6) Trong đó: Mxi, Mxi – momen uốn trong mặt phẳng xOz và yOz tại các tiết diện i, Nmm. Thay các giá trị momen vào (6 - 6), ta có: * Tại gối đỡ 0: M0 = = = 1387639 Nmm Vì: Mx1 = My1 = 0 nên M1 = 0 Vì: Mx2 = My2 = 0 nên M2 = 0 * Tại vị trí lắp bánh răng: Vì: My3 = 0 nên M3 = Mx3 = 3019374 Nmm Tính momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục, theo công thức [(10 - 16)/(IV-194)]: Mtđi = (6 - 7) Thay các giá trị momen xoắn và momen tổng vào (6 - 7), ta có: * Tại gối đỡ 0: Mtđo = = = 2782352 Nmm Vì: M1 = 0 và T1 = 0 nên Mtđ1 = 0 Tại vị trí khớp nối vì M2 = 0 nên: Mtđ2 = T2. = 2784706. = 2411626 Nmm Tại vị trí lắp bánh răng: Mtđ3 = = = 3864267 Nmm Tính đường kính trục tại các tiết diện theo công thức [(10-17)/(IV-194)]: di = (6-8) Trong đó: [s] – ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng [(10 - 5)/(IV – 195)]: [s] = 48 MPa Thay các giá trị vào (6 - 8), ta có: * Tại gối đỡ 0: d0 = = = 83,4 mm * Tại vị trí nối trục: d2 = = = 74,5 mm * Tại vị trí lắp bánh răng: d3 = = = 93 mm Đường kính tại các tiết diện lắp ổ lăn, lắp bánh răng và khớp nối phải lấy theo tiêu chuẩn: Vậy ta lấy: d1 = do = 85 mm; d2 = 75 mm; d3 = 95 mm 1.3.2.5.5, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Khi xác định đường kính trục theo (6 - 8) chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt. Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện [(10 - 19)/(IV – 195)]: S = ³ [S] (6 - 9) Dựa theo kết cấu trục ttrên hình (6 - 1) và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: đó là các tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 0) và tiết diện lắp bánh răng (tiết diện 3). Trong đó: [S] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [S] = 1,5 - 2,5 Ss và St - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp, theo các công thức [(10 - 20) và (10 - 21)/(IV – 195)]: Ss = (6 - 10) St = (6 - 11) Trong đó: s-1 và t-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: s-1 = 0,436sb = 0,436.600 = 262 MPa t-1 = 0,58s-1 = 0,58.262 = 152 MPa sa, ta, sm, tm – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo công thức [(10 - 22)/(IV – 196)]: sm = 0, sa = (6 - 12) Với M tính theo (6 - 6). Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó theo công thức [(10 - 23)/(IV – 196)]: tm = ta = (6 - 13) Với W và W’ là momen cản uốn và momen cản xoắn của trục, được xác định theo bảng [(10 - 6)/(IV – 196)]: 1.3.2.5.6, Tại tiết diện lắp ổ lăn. * Tiết diện 0: Wo = = = 60292 mm3 W’o = 2W = 2.60292 = 120584 mm3 Mo = 1387639 Nmm, To = 2784706 Nmm Thay các thông số trên vào (6 - 12) và (6 - 13), ta có: sa = = = 23 N/mm2 tm = ta = = = 11,55 N/mm2 ys và yt - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng [(10 - 7)/(IV– 197)]: ys = 0,05; yt = 0 Ksd và Ktd – hệ số, xác định theo các công thức [(10 - 25) và (10 - 26)/(IV – 197)]: Ksd = (6 - 14) Ktd = (6 - 15) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng [(10 - 8)/(IV– 197)]: Kx = 1,06 Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, tra bảng [(10 - 9)/(IV– 197)]: Ky = 1,9 es và et - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Ks và Kt - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp các tỷ số theo bảng [(10 - 11)/(IV– 198)]: Ks/es = 2,52; Kt/et = 2,03 Thay vào (6 - 14) và (6 - 15), ta có: Ksd = (2,52 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,36 Ktd = (2,03 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,1 Thay vào (6 - 10) và (6 - 11), ta có: Ss = = = 8,38 St = = = 11,96 Cuối cùng thay vào (6 - 9), ta có: S = = 6,86 Vậy S > [S] = 2,5 nên tại tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 0) thỏa mãn bền mỏi. 1.3.2.5.7, Tại tiết diện lắp bánh răng. Ta có các số kiệu: M3 = 3019374 Nmm, T3 = 2784706 Nmm. s-1 = 262 MPa, t-1 = 152 Mpa, d3 = 95 mm Tại tiết diện lắp bánh răng ta dùng then bằng có một rãnh then, theo bảng [(9 - 1a)/(IV– 173)] kích thước._.