Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
2 Trọng lực của phần quay:

2 Trọng lực của phần quay:

Tải bản đầy đủ - 0trang

L : chiều dài làm việc của ống nghiền

γ : khối lượng riêng của ống nghiền.





Trọng lượng tấm lót ở buồng nghiền: sử dụng đá γ = 2,75 T.m-3

Số lượng tấm lót cần dùng:

Theo chu vi có 40 dãy mỗi dãy có 11 tấm nhỏ

⇒có 440 tấm

⇒ trọng lượng các tấm lót ở buồng nghiền :

GTL = 320.v1.γTL

= 440.0,0035.2,75 = 4,235 T

Trọng lượng các tấm lót ở đáy ống nghiền : có 15 tấm sử dụng đá có γ = 2,75 T.m-3

Gđt = 15.Vđt.γ

= 15.0,0204.2,75 = 0,8415 T

Trọng lượng mặt bích đầu ống nghiền:



Trong đó:

d1 : đường kích lổ chừa ra để nạp tháo vật liệu nghiền. d1 = 0,6 m

d : đường kính ngõng trục. d = 0,5 m

L1 = 0.465 m

L2: chiều dài của ống vít dẫn liệu. L2 = 0,83 m

⇒ G2 = (2,22 – 0,52).0,83.7,85 + (0,52 – 0,62)..7,85.0,465 + (0,62 – 0,32). .0,83.7,6

= 5,2 T. Vì có hai mặt bích nên G2 = 10,4 T

⇒ ∑G = G1 + G2 + G3 = 21,57

Lực li tâm:

Lực ly tâm do khối lượng chung sinh ra là:

P = 0,627.m.ω2.R = 0,627..R.m

= 3,55.m = 83545,7 N

= 8,5 T



Đặt lực P, GCH tại trọng tâm của khối lượng chung tham gia quay:

Góc giữa lực ly tâm và góc thẳng đứng:

Φ=

Gọi T là lực tổng của GCH và P



= = 31,939 T

Gọi Q là hợp lực của T và ∑G



=

= 52,73 T.

Phản lực tại hai gối đỡ: R = = 26,365 T



4.3 TÍNH TỐN Ổ TRƯỢT

Hiện nay trong ngành cơ khí chế tạo máy ổ trượt ít được dùng hơn ổ lăn. Tuy nhiên

một số trường hợp sau đây thì dùng ổ trượt rất ưu việt:

• Khi trục quay làm việc với vận tốc cao, nếu dùng ổ lăn, tuổi thọ của ổ (số giờ

làm việc cho tới khi hỏng) sẽ thấp

• Khi yêu cầu phương của trục phải rất chính xác. Ở trượt gồm ít chi tiết nên dễ

chế tạo chính xác cao có thể điều chỉnh được khe hỡ.

• Trục có đường kính lớn ( đường kính của ổ ≥ 1m), trong trường hợp này thì chế

tạo ổ trượt dễ hơn ổ lăn.

• Khi cần dùng ổ ghép để dễ lắp tháo ( thí vụ đối với trục khuỷu).

• Khi ổ làm việc trong những điều kiện đặt biệt ( trong nước, trong mơi trường ăn

mòn…) có thể chế tạo ổ trượt bằng những vật liệu thích hợp với mơi trường

• Khi có tải trọng va đập và dao động ; ổ trượt làm việc tốt nhờ khả năng giảm

chấn của màng dầu.

• Trong các cơ cấu vận tốc thấp, không quan trọng và rẻ tiền.

4.3.1 Chọn loại ổ trượt:

Do đặc điểm về yêu cầu kỷ thuật của máy nghiền bi có tốc độc quay nhỏ

(v=21,1(v/ph)) nên ổ trượt không thể làm việc ở chế độ bôi trơn ma sát ướt ( phương

pháp bơi trơn thủy động) còn nếu dùng phương pháp bơi trơn thủy tỉnh thì sẻ gặp phải

những nhược điểm:



• Hệ thống thủy lực phức tạp dẫn tới giá thành cao.

• Dầu bơi trơn dùng trong hệ thống phải thật tinh khiết.

Mặt khác do đường kính ngõng trục lớn d=900 (mm) nên chọn ma sát ổ trượt loại nữa

ướt loại ổ ghép ( khi sử dụng ổ ghép thì dễ điều chỉnh khe hở giữa ngõng trục và ổ,

khi lắp ngõng trục không cần lắp từ ngoài mút vào). Mặc dù áp lực riêng nhỏ (12-16

kg/cm2) và vận tốc biên của ngõng trục không lớn (0,9-1,2 m/s). Ổ đỡ vẫn làm việc

trong điều kiện tương đối nặng nề vì bị nóng lên do dòng vật liệu hoặc dòng khí nóng

dẫn bụi vận chuyển qua ngõng trục. Mặt khác bụi bẩn dễ lọt vào khe hỡ giữ các bộ

phận của ổ dỡ làm ảnh hưởng tới chế độ làm việc của nó.

4.3.2 Tính tốn ở trượt:

Các dạng hỏng

• Mòn: lót ổ và ngõng trục bị mòn khi trong ổ khơng hình thành được lớp dầu bơi

trơn, ngăn cách các bề mặt làm việc.

• Dính: hiện tượng dính xảy ra thường do áp suất và nhệt độ cục bộ trong ổ q

lớn, lớp dầu bơi trơn khơng hình thành được khiến ngõng trục và lót ổ trực tiếp

tiếp xúc với nhau

• Mỏi rổ: lớp bề mặt lót ổ chịu tải trọng mạch lớn có thể hỏng vì mỏi rổ.

• Ngồi ra khi khẻ hở nhỏ có thể gây kẹt ngõng trục do biến dạng nhiệt và làm

hỏng ổ.

• Để tránh các dạng hỏng trên tốt nhất tính cho ổ trượt làm việc với chế độ bôi

trơn ma sát ướt. Vì vậy tính tốn bơi trơn ma sát ướt là tính tốn cơ bản nhất đối

với ổ trượt. Khi thiết kế ổ trượt thường theo kết cấu trục hoặc theo kinh nghiệm

chọn đường kính d và chiều dài ổ, vật liệu lót ổ, loại dầu bơi trơn, khe hở trong

ổ và kiểu lắp, độ nhám bề mặt ngõng trục và lót ổ. Sau đó tiến hành tính tốn

kiểm nghiệm ổ theo phương pháp quy ước và theo điều kiện bơi trơn ma sát

ướt.

Tính tốn ổ trượt

Hệ số ma sát ướt µ = 0,01- 0,1 (chọn µ = 0,1)

Lực tác động lên ổ R = 26,365 T = 258640,65 N

Đường kính ngõng trục d = 0,5 m

Tốc độ quay của động cơ n = 23,02 v.phút-1



Vật liệu lót ổ: đồng thanh được tráng lên nền ổ một lớp Babit chì thiếc antimon COC

6- 6 (88% chì, 6% thiếc, 6% antimon ) nhằm nâng cao đô bền mỏi và tiếc kiệm thiếc

Nhiệt độ mơi trường xung quanh chọn 350C

Tính tốn qui ước ổ trượt

Tính theo áp suất cho phép

Lấy ⇒ l = 0,5.d = 0,8.0,5

=0,4 m = 400 mm

Áp suất cho phép [p] của đồng thanh là 15 Mpa (bảng 16.3 sách chi tiết máy tập 2)

N.mm-1 < [p]

Chọn sơ bộ độ hở tương đối ψ = = 0,0003, tính được độ hở δ = ψ.d = 0,15 mm.

Chọn kiểu lắp (tra bảng P4.2 sách hệ dẫn động) được độ hở nhỏ nhất δmin = 85 µm,

δmax = 206 µm.

Độ hở trung bình

δtb = = 145,5 µm

theo δtb tính lại ψ

ψ=

theo bảng 16.2 (chi tiết máy tập 2) chọn dầu công nghiệp 45, tìm được µ = 40 cP =

0,04 Ns.m-1

tính hệ số khả năng chịu tải của ổ φ



Trong đó:

p = 2,5 N.mm-2 = 2,5.106 N/m2 và ω = =

Theo bảng 16.1, với và l/d = 0,8 tìm được . Theo cơng thức (16-170 tính hmin



4.3.4 Kiểm tra hmin

Giả sử ngỗng trục được gia cơng có thơng số nhám

và lót ổ có :



4.3.5 Kiểm tra về nhiệt.

Theo đồ thị trên hình 16.14 với x =0,67 và l/d = 0,8 tìm được , do đó f = 0,0012 . 2 =

0,0024

Theo đồ thị hình 16.15 tìm được hoặc



Lấy C = 2 kJ.kg-1.oC-1 , , kt = 0,06 kW.m-2.oC-1



Theo công thức (16-22) tìm được



Nhiệt độ trung bình của dầu [cơng thức (16-23)]



Nhiệt độ trung bình của dầu hơi thấp hơn nhiệt độ được giả thiết để chọn độ nhớt μ, ổ

trượt làm việc thỏa mãn điều kiện bôi trơn ma sát ướt.

Nhiệt độ dấu ra [công thức (16-24)]

tra = 40o + 15o = 55 o

Nhiệt độ của dầu nằm trong phạm vi cho phép.

4.3.6 Xác định kích thước bi nghiền và lượng bi cần thiết trong máy nghiền

(Phần tính tốn trong phần này dựa vào cơng thức trong sách Q trình và thiết bị

trong CNHH & TP. Tập 2: Cơ học vật liệu rời. Trong tài liệu tham khảo số [1]).

Đường kính bi nghiền được xác định theo công thức:

  (√

= 6() √



(Cơng thức 3.205, trang 178)



Trong đó: d là đường kính sản phẩm sau nghiền, (µm)

D là đường kính cực đại của vật liệu thô (mm)

Lượng bi nghiền cần thiết nạp vào máy sao cho a = 0.16R t (m)

Với a là khoảng cách từ tâm thùng nghiến đến mặt thoáng của lớp bi khi thùng đứng

yên.

=> a = 0,16 × 1,05 = 0,168 m

Kích thước của đá vơi trước nghiền là: 25 mm

Trong ngăn nghiền 1 xảy ra va đập là chính, vì vậy phải sử dụng loại bi có đường kính

lớn. Theo thực nghiệm, bi được chọn có đường kính từ 100 – 110 mm.

=> chọn bi có đường kính 100 mm

Vậy kích thước vật liệu sau khi nghiền xong có kích thước 0,237 mm (Áp dụng cơng

thức 3.205)



Khối lượng bi cần dùng để nghiền là

Tổng khối lượng bi: Mb = V1 × ρb × μ × φ

Với V là thể tích của buồng nghiền . => V1= π × R2× L = π × 2,22 × 4,4 =

16.71 m3

=> Mb = 16,71 × 2,8 × 0,735 × 0,35 = 12,04 tấn

mm3

Thể tích của một bi nghiền: Khối lượng của một bi nghiền: m b = Vb×ρb = 5,2 × 10-4

(m3) × 2800 (kg.m-3) = 1,4 kg.

Số lượng bi cần dùng: = 8600 (viên bi).

Khối lượng vật liệu trong thùng (Phần tính tốn trong phần này dựa vào cơng thức

trong sách Q trình và thiết bị trong CNHH & TP. Tập 2: Cơ học vật liệu rời. Trong

tài liệu tham khảo số [1]).

Ta có: Tổng khối lượng bi trong thùng là: Mb = 20 tấn

Theo thực nghiệm thì tổng thể tích bi và thể tích vật liệu thì nhỏ hơn hoặc bằng

70% thể tích của nữa thùng nghiền

Thể tích của bi trong thùng là:

Thể tích thùng nghiền là: 20,4 m3

=> Thể tích vật liệu tối đa trong thùng là:

Khối lượng của vật liệu: Mvl = ρvl × v = 2700 × 1,25 ≈ 3,75 tấn

4.5 TÍNH TỐN VÀ CHỌN HỘP GIẢM TỐC

4.5.1 Chọn hộp giảm tốc:

Động cơ có tốc độ: nđc = 735 (vg/ph)

Ớng nghiền có tốc độ hợp lý: nhl = 23,02 (vg/ph)

=> Tỷ số truyền của bộ phận truyền động từ trục của động cơ đến vỏ của ống nghiền

là:



Tải trọng của máy nghiền lớn nên ta có thể dùng hộp giảm tốc khai triển hoặc hộp tốc

phân đơi.

Đối với hộp giảm tốc khai triển

• Hộp giảm tốc khai triển có ưu điểm sau:

+ Kết cấu đơn giản, số lượng các chi tiết trong hộp ít.

+ Phương án cố định cho bánh răng, ổ trên trục, ổ trên gối đỡ dễ thực hiện.



+ Độ chính xác về vị trí tương đối giữa các trục khơng u cầu cao lắm.

+ Điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng, khe hở của các ổ lăn dễ

dàng.

+ Giá thành thấp.

• Nhược điểm của hộp khai triển:

+ Bánh răng phân phối không đối xứng so với gối đở trục, làm tăng sự tập

trung tải trọng lên phần của răng.

+ Tải trọng phân bố không đều lên hai ổ trục, kích thước của ổ được chọn

theo tải trọng lớn, do đó khối lượng hộp giảm tốc khai triển thường lớn

hơn các loại hộp giảm tốc khác.

Hộp giảm tốc khai triển được dùng khá rộng rải trong các hệ thống dẫn động.

1.1.1.1 Đối với hộp giảm tốc hai cấp phân đơi

• Hộp giảm tốc phân đơi có ưu điểm sau:

+ Bánh răng phân bố đối xứng so với gối đỡ trục, giảm được sự tập trung

tải trọng trên một phần của răng.

+ Tải trọng phân bố tương đối đều trên hai ổ, nên kích thước ổ khơng lớn

và tận dụng hết khả năng của các ổ.

+ Cấp phân đôi tương ứng với một cặp bánh răng chữ V, có khả năng tải

lớn, do đó khối lượng hộp phân đơi nhỏ hơn hộp khai triển có cùng

thơng số làm việc.

• Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi

+ Một trong hai trục của cặp bánh răng chữ V cần tự lựa lực dọc trục, do

đó cấu tạo của gối đỡ trục phức tạp.

+ Chế tạo cặp bánh răng chữ V yêu cầu chính xác cao

+ Số lượng bánh răng tăng, chiều rộng hộp lớn hơn hộp khai triển.

+ Giá thành cao hơn hộp khai triển.

Hộp giảm tốc phân đôi được dùng tương đối rông rãi.

4.5.2 Lựa chọn phương án thiết kế hộp giảm tốc

Dựa vào các ưu nhược điểm của hai hộp giảm tốc trên ta chọn hộp giảm tốc có cấp

phân đơi để thiết kế cho q trình truyền động… ( q trình tính tốn dựa vào sách

thiết kế chi tiết máy)

Ta có động cơ đã được lựa chọn ở phần trên, với các thông số kĩ thuật sau:

Công suất 380 (kW)

Tốc độ vòng quay : 735 (v/ph)



Ihgt : 5

i = 35 = ihgt . inh = 5. inh

Trong đó:

ihgt : tỷ số truyền hộp giảm tốc

inh: tỷ số truyền của bộ truyền vành răng ở ngoài hộp giảm tốc.

inh = 7

η1 = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng

η2 = 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn

η3 = 1 – hiệu suất khớp nối

Ta có: đối với hộp giảm tốc phân đơi thì in > ic ( in là tỉ số truyền cấp nhanh; ic là tỉ số

truyền cấp chậm). Có thể chọn hệ thức sau : in = ic (1,2 ÷ 1,3).

Vậy ta chọn in = 1,25 ic.

Do đó ic = 2 và in = 2,5

Tính cơng suất cho các trục:

NI = Nct/η1/η2 = 380/0,97/0,99 = 395,71 (kW)

NII = NI/η1/η2 = 395,71/0,97/0,99 = 412,07 (kW)

NIII = NII/η2/η3 = 361,3/0,99/1 = 416,23 (kW)

Tính số vòng quay của mỗi trục:

n1 = nđc = 735 (v/ph)

n2 = nl/in = 735/2,5 = 294 (v/ph)

n3 = n2/ic = 294/2 = 147 (v/ph)

Tính momen xoắn trên mỗi trục:

Mdc = 9,55× 106 × Nct/ndc = 9,55 × 106 × 380/735 = 4937415 ( N.mm)

Mxl = 9,55× 106 × NI/n1 = 9,55 × 106 × 395,71/735 = 5141538 ( N.mm)

Mx2 = 9,55× 106 × NII/n2 = 9,55 × 106 × 412,07/294 = 13385267 ( N.mm)

Mx3 = 9,55× 106 × NIII/n3 = 9,55 × 106 × 416,23/147 = 27040793 ( N.mm)

4.5.3 Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh:

Công suất bánh dẫn:

Công suất bánh bị dẫn:



4.5.4 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Bánh nhỏ: Thép 40 X thường hóa

σb = 950 MPa ; σch = 700 MPa ; HB = 260;

Bánh lớn: Thép 40 X thường hóa:

σb = 850 MPa ; σch = 550 MPa ; HB = 230;

4.5.5 Định ứng suất cho phép:

Chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:

9 .107

Số chu kỳ cơ sở NHO của thép chế tạo bánh răng lớn là 17.106 (Bảng 10-8 sách

chi tiết máy tập 1)

Vậy Ntđ>NHO

⇒KHL=1

Chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1 = Ntđ2.i = 9.107 .2,5 = 27.107

Ntđ1, Ntđ2 > NHO = 107 => KHL = 1

Vậy ta có σHlim1=σoHlim1, σHlim2=σoHlim2

a Giới hạn bền mỏi tiếp xúc cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ:(bảng 106 sách chi tiết máy 1)

σHlim1=2.HB+70 = 2.260+70 = 590 MPa

σHlim2= 2.HB+70= 2.230+70 = 530 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng

[σHlim1]=(σHlim1/SH).ZRZVKLKxH.

Trong các tính tốn sơ bộ chọn ZRZVKLKxH=1, SH=1,1

⇒Bánh nhỏ [σH1]=590/1,1=536,36 MPa

Bánh lớn [σH2]=530/1,1=481,82 MPa

Để tính bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc nhỏ:

[σH] = 481,82 MPa

b Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn (công thức 10-72, chi tiết

máy 1)

=>NFO = 4.106

Số chu kỳ chịu tải tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=i.Ntđ2, do đó cũng lớn

hơn NFO.

Ta có NFL = 1 đối với cả hai bánh.

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1



Giới hạn bền mỏi uốn của bánh nhỏ và bánh lớn [công thức 910-74) và

bảng 10-6]



Ứng suất mỏi uốn cho phép được tính theo cơng thức (10-73) (sách chi

tiết máy tập 2 Nguyễn Trọng Hiệp)



Hệ số an toàn SF = 1,7 (phơi rèn thường hóa hoặc tơi cải thiện)

Hệ số KxF = 1 (đường kính các bánh răng dưới 400 mm). Hệ số YR = 1

Hệ số YS = 1,08 – 1,61 gm = 1,03 (môđun m = 2 mm)

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ



Ứng suất uốn của bánh lớn



Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ



Bánh lớn



Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ

Bánh lớn

4.5.6 Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo cơng thức (10-43)



Trong đó moomen xoắn trên bánh nhỏ



Hệ số chiếu rộng vành răng chọn theo



Lấy sơ bộ KHα = 1,1; theo trị số và đồ thị trên hình 10-14 tìm được KHβ = 1,08

Lấy dωl = 520 mm

4.5.7 Tính khoảng cách trục αω sơ bộ

Mơđun pháp



Chọn m = 14 mm

Tính số răng

Số răng bánh nhỏ:

Số răng bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 92

4.5.8 Các kích thước của các bánh răng

Các đường kính vòng chia ( bộ truyền không dịch chỉnh)



Chiều rộng vành răng bω =  d . dω1 = 0,6 . 520 = 312 mm . Lấy bω = 320 mm

Khoảng cách trục aω = 910 mm

Hệ số trùng khớp dọc



Thỏa điều kiện

4.5.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc theo công thức (10-40)

ZM = 275 Mpa1/2 ( các bánh răng bằng thép)



Góc ăn khớp trong mặt mút bánh răng nghiêng khơng dịch chỉnh



Góc ăn khớp trong mặt mút bánh răng nghiêng không dịch chỉnh =



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

2 Trọng lực của phần quay:

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×