CƠ SỞ LÍ THUYẾT VỀ ĐẬP NGHIỀN VÀ LỰA CHỌN MÁY NGHIỀN
Cơ sở lí thuyết về đập nghiền
1.1.1 Giới thiệu chung về Clinke
Clinker là sản phẩm thu được từ quá trình nung hỗn hợp đá vôi, đất sét và các phụ gia khác như quặng sắt, cát, boxit ở nhiệt độ lên đến 1450 độ C Thành phần hóa học chính của Clinker bao gồm các oxit kim loại như CaO (đá vôi), Al2O3 (đất sét), Fe2O3 (sắt), SiO2, cùng với các phụ gia bổ sung.
Khi nung ở nhiệt độ 1450 độ C, oxit kim loại phản ứng tạo ra bốn khoáng chính trong Clinker: C2S (2CaO.SiO2), C3A (3CaO.Al2O3), C3S (3CaO.SiO2) và C4AF (4CaO.Al2O3.Fe2O3) Cấu trúc tinh thể không đồng nhất của các khoáng này quyết định và ảnh hưởng đến tính chất của Clinker, từ đó tác động đến các đặc trưng của từng loại xi măng.
1.1.2 Cơ sở vật lí của quá trình nghiền vỡ vật thể
Nghiên cứu của các Viện sĩ A.Ph.Iophphe, P.A.Rebinder và I.A.Phrenkel cho thấy mọi vật thể rắn đều chứa các khuyết tật nhỏ, phân bố theo chiều dày và thể hiện trên bề mặt ngoài Những khuyết tật này làm giảm độ bền của vật thể từ 100 đến 1000 lần so với độ bền lý thuyết của vật rắn hoàn hảo Trong kỹ thuật, có hai khái niệm độ bền: độ bền phân hủy và độ bền kỹ thuật, với yêu cầu đầu tiên là chế tạo kim loại thuần khiết Quá trình biến dạng của vật rắn diễn ra khi số lượng khuyết tật gia tăng, và khi quy mô khuyết tật vượt quá giới hạn, sự phát triển nhanh của vết nứt sẽ dẫn đến phá hủy vật thể Hai dạng năng lượng quan trọng trong quá trình này là năng lượng tích tụ của các biến dạng.
Nhiều nghiên cứu đã chỉ ra rằng vai trò của năng lượng bề mặt trong quá trình nghiền không đáng kể Điều này có nghĩa là phương pháp xác định giá trị năng lượng cho vật thể cứng vẫn chưa được tìm ra.
Khi chịu tải trọng tuần hoàn, số lượng vết nứt trong vật thể gia tăng theo từng chu kỳ, dẫn đến sự giảm độ bền của vật thể Sự xuất hiện của các vết nứt tế vi làm giảm lực liên kết phân tử, gây ra sự sụt giảm độ bền đột ngột Hiện tượng này được Viện sĩ P.A Rebider phát hiện và gọi là "hiệu ứng Rebider", hiện đang được ứng dụng rộng rãi trong lĩnh vực kỹ thuật.
Cơ học phá hủy nguyên liệu hạt là cơ sở cho quá trình động lực nghiền, trong đó cơ chế phá vỡ hạt diễn ra chủ yếu thông qua nén ép mà không có biến dạng dẻo rõ rệt, thể hiện qua quá trình phá hủy giòn Lý thuyết nghiền không chỉ xem xét quy luật phân bố kích thước các phần tử sản phẩm nghiền mà còn nghiên cứu mối quan hệ giữa chi phí năng lượng và mức độ nghiền của vật liệu.
Năng lượng cần thiết để nghiền vỡ phụ thuộc vào nhiều yếu tố quan trọng, bao gồm kích thước và hình dạng hạt, sự phân xếp đặt của chúng, độ bền và độ giòn của vật liệu, cũng
Thuyết này do giáo sư P.Ritinger người Đức nêu ra năm 1867 được phát triển như sau:
“ Công tiêu hao để nghiền vật liệu tỷ lệ với diện tích bề mặt mới tạo ra trong quá trình nghiền “
As: công chi phí để nghiền vỡ vật thể, tạo thành bề mặt mới [J]
∆S: diện tích bề mặt mới được tạo thành
Thuyết thể tích, do nhà cơ học Nga V.L Kirpitrev đề xuất vào năm 1874, đã được giáo sư Đức Ph Kik kiểm tra thực nghiệm trên máy nghiền kiểu búa.
1885 Nội dung cơ bản của thuyết thể tích: “công cần thiết để nghiền vật liệu tỷ lệ thuận với mức độ biến thiên thể tích của vật liệu”
Av:công biến dạng σ: ứng suất lúc biến dạng
V: Thể tích vật thể biến dạng
Thuyết dung hòa gặp khó khăn trong việc xác định hệ số K, dẫn đến việc ý nghĩa thực tiễn của công thức bị giảm Trong khi đó, thuyết thể tích cũng không khả thi cho việc áp dụng rộng rãi do thiếu hệ số tỷ lệ cho các trường hợp cụ thể.
Thuyết dung hòa, được Ph.C.Bon đề xuất vào năm 1952, kết hợp hai thuyết trước đó Nội dung chính của thuyết này cho rằng công nghiền tỷ lệ với trung bình nhân giữa thể tích V và bề mặt.
5 mặt S của vật liệu đem nghiền”
Kdh: hệ số tỷ lệ d: Đường kính sản phẩm
D: đường kính vật liệu nghiền
Do những hạn chế của thuyết bề mặt và thuyết thể tích, vào năm 1928, viện sĩ P.A Rebinder đã đề xuất thuyết nghiền tổng hợp, hay còn gọi là thuyết nghiền cơ bản Thuyết này khẳng định rằng công nghiền vật liệu bao gồm hai thành phần: công tiêu hao để tạo ra bề mặt mới và công để làm biến dạng vật liệu.
Ath: Công để nghiền vật liệu
Av: Công chi phí cho sự biến dạng của vật liệu
As: công chi phí cho sự tạo thành bề mặt mới
K: hệ số tỷ lệ Α: Hệ số có tính năng lượng sức căng bề mặt của vật thể cứng
6 α: Hệ số có tính đến năng lượng sức căng bề mặt của vật thể cứng
Quá trình nghiền là một quá trình phức tạp với nhiều biến đổi cơ lý của vật liệu Hai định luật bề mặt và thể tích chỉ tập trung vào các giai đoạn riêng lẻ của quá trình này Định luật thể tích xác định năng lượng cho biến dạng đàn hồi mà không tính đến số bề mặt mới hình thành do miết vỡ, trong khi định luật mặt phẳng chỉ xem xét năng lượng cần thiết để tạo ra các bề mặt mới Đối với quá trình nghiền bột, định luật mặt phẳng cho kết quả sát thực hơn, trong khi khi nghiền hạt, định luật thể tích lại chính xác hơn.
1.1.4 Các phương pháp nghiền cơ bản
Sự phá vỡ vật liệu bằng ngoại lực dựa vào bốn phương pháp chính sau:
Dưới tác động của ngoại lực, thể tích cục vật liệu sẽ biến dạng Khi nội ứng suất trong cục vật liệu vượt quá giới hạn bền nén, cục vật liệu sẽ bị phá vỡ, dẫn đến việc thu được cục vật liệu với hình dạng và kích thước nhỏ hơn so với kích thước ban đầu.
Bổ là quá trình phá vỡ vật liệu do lực tập trung tác động tại vị trí đặt lực Phương pháp này cho phép điều chỉnh kích thước của vật liệu sau khi được đập.
Va đập là hiện tượng vật liệu bị phá vỡ do tác động của tải trọng động Khi tải trọng tập trung vào một điểm, quá trình phá vỡ tương tự như hành động bổ Ngược lại, khi tải trọng phân bố đều trên toàn bộ thể tích của vật liệu, hiệu quả phá vỡ sẽ giống như quá trình ép.
• Chà xát : Vật liệu bị phá vỡ do chịu tác dụng đồng thời của lực nén và kéo, sản phẩm thu được dạng bột
Khi lựa chọn phương pháp đập, nghiền cần phải căn cứ vào các yếu tố sau:
• Cơ tính của vật liệu (cứng, giòn, mềm,… )
• Kích thước vật liệu trước khi đập, nghiền
Bảng 1.1 – Phân chia nghiền theo kích thước của vật liệu trước và sau khi nghiền
Phương pháp Đập thô Đập vừa Đập nhỏ Nghiền mịn Nghiền keo
D(mm) 1500÷300 350÷100 100÷40 30÷5 1.2÷0.1 d (mm) 350÷100 100÷40 30÷5 2÷0.075 0.0001 i 3÷5 6÷10 16÷20 100 1000 Đập thô, đập vừa thường thực hiện ở trạng thái khô, còn đập nhỏ, nghiền mịn, nghiền keo có thể thực hiện ở trạng thái khô hoặc ướt
Lựa chọn máy nghiền
Máy nghiền được lựa chọn dựa trên các yêu cầu công nghệ, bao gồm bản chất nguyên liệu cần nghiền, kích thước nguyên liệu đầu vào, kích thước sản phẩm đầu ra, năng suất mong muốn và năng lượng tiêu thụ trong quá trình vận hành.
1.2.1 Các loại máy nghiền hiện nay
Có hai loại máy đập má:
• Máy đập má đơn giản
• Máy đập má phức tạp
Máy đập đá chủ yếu được sử dụng để đập thô và đập trung bình các loại vật liệu có độ bền nén trên 2000 kg/cm2 Với năng suất cao, kết cấu đơn giản và giá thành thấp, máy này không yêu cầu công nhân có tay nghề cao và có kích thước nhỏ gọn Nó có khả năng đập nghiền các vật liệu có độ cứng cao, mang lại hiệu quả trong quá trình sản xuất.
Máy có một số nhược điểm như chỉ hoạt động trong nửa chu kỳ, gây rung lắc do vật liệu di chuyển không cân bằng Để đảm bảo hiệu suất, móng máy cần được xây dựng chắc chắn, và máy tiêu hao năng lượng lớn.
12 a) Máy đập má chuyển động phức tạp
Nguyên lý hoạt động của thiết bị này dựa vào việc lồng má động (4) vào giữa trục lệch tâm (5), trong khi bánh đà và puli (6) được gắn ở hai đầu của trục Một đầu của tấm đẩy (12) tiếp xúc với má động (4), trong khi đầu còn lại tì vào khối trượt, tạo ra sự chuyển động hiệu quả.
Thanh giằng (10) và lò xo (9) giữ cho má động, tấm đẩy và khối trượt luôn tiếp xúc chặt chẽ, tạo thành khớp động trong bộ phận điều chỉnh khe tháo liệu.
Hình 1.1 - Cơ cấu máy đập má phức tạp
(1) thân máy; (2) tấm đập; (3) thành bên; (4) má động; (5) trục lệch tâm; (6) bánh đai;
(7) vít nâng hạ; (8) khối điều chỉnh; (9) lò xo; (10) thanh giằng; (11) khối đẩy;
Trục lệch tâm được chia thành bốn vùng bởi hai đường thẳng cắt nhau tại tâm trục, tạo thành các điểm A, B, C, và D Các điểm A và C nằm trên trục tâm theo phương ngang, trong khi các điểm B và D nằm trên trục tâm trùng với bề mặt tiếp xúc của má động Khi trục lệch tâm chuyển động, các vùng này sẽ hoạt động đồng bộ để đảm bảo hiệu suất tối ưu.
Khi trục lệch tâm di chuyển từ điểm A đến D, phần trên và dưới của má động tách rời khỏi má cố định, dẫn đến hành trình không tải và vật liệu được tháo ra khỏi không gian đập Tiếp theo, khi trục di chuyển từ D đến C, phần trên tách xa trong khi phần dưới tiến gần đến má cố định, bắt đầu quá trình đập vật liệu Khi trục tiếp tục từ C đến B, cả hai phần của má động tiến gần nhau, và quá trình đập diễn ra trên toàn bộ má Cuối cùng, khi trục di chuyển từ B đến A, phần trên tiếp tục đập vật liệu, trong khi phần dưới tách ra và sản phẩm được tháo ra khỏi không gian đập Ưu điểm của quá trình này là hành trình không tải chỉ chiếm 1/5 vòng quay của trục lệch tâm, trong khi 1/5 vòng còn lại là cả hai phần tham gia đập, và 3/5 vòng tiếp theo, chúng luân phiên đập vật liệu.
Loại máy này hoạt động hiệu quả hơn nhờ vào việc vật liệu bị phá vỡ đồng thời dưới tác động của lực nén và ma sát, giúp tiết kiệm năng lượng tiêu hao và có kích thước gọn nhẹ.
Nhược điểm: lực đập tác dụng trực tiếp lên trục lệch tâm gây hỏng ổ đỡ hay phá hủy trục b) Máy đập má chuyển động đơn giản
Nguyên lý hoạt động của máy là khi trục lệch tâm quay, tay biên sẽ di chuyển lên xuống Khi tay biên đi lên, góc giữa hai tấm đẩy mở rộng, khiến má động tiến lại gần và bắt đầu quá trình đập vật liệu Ngược lại, khi tay biên đi xuống, góc giữa hai tấm đẩy thu hẹp lại, dưới tác dụng của lò xo và trọng lượng của má động, nó sẽ rời xa má cố định, cho phép vật liệu đã được đập rơi ra khỏi máy Khi tay biên ở vị trí thấp nhất, góc giữa tấm đáy và đường nằm ngang khoảng 10-12 độ Để điều chỉnh kích thước sản phẩm, người dùng có thể điều chỉnh khe hở giữa hai má bằng cách quay vít nâng hạ, giúp khối đẩy trượt trên khối điều chỉnh.
Khi má động chuyển động thì tất cả các điểm trên má vẽ thành cung tròn, do đó vật liệu
Máy có 14 bị phá vỡ do tác dụng của lực ép, trong đó chỉ có nửa vũng quay tác dụng đập vật liệu sau khi trục lệch tâm quay một vòng Khi không tải, máy làm việc không cân bằng vì chỉ sử dụng số vũng quay của trục lệch tâm Để khắc phục, người ta thường lắp hai bánh đà vào trục lệch tâm nhằm tích trữ năng lượng khi không tải và truyền năng lượng đó ra ngoài khi có tải Ưu điểm của máy là dễ thay thế tấm đẩy gãy và trục lệch tâm chịu lực gián tiếp.
Máy làm việc không ổn định, dễ bị mất cân bằng và vật liệu bị đập không đồng đều Hơn nữa, tiêu hao năng lượng cho mỗi đơn vị sản phẩm cao hơn so với máy đập má có chuyển động phức tạp.
Hình 1.2 - Máy đập có má động chuyển động đơn giản
1-Thân máy; 2- tấm đập; 3- thành bên; 4- má động; 5- trục treo má; 6- bánh đai;
7- trục lệch tâm; 8- tay biên; 9- vít nâng hạ; 10- khối điều chỉnh; 11- khối đẩy; 12- tấm đẩy; 13- thanh giằng
Nguyên lý hoạt động của máy đập nón dựa trên quá trình đập vật liệu diễn ra giữa nón cố định và nón di động Nón cố định, hay còn gọi là nón ngoài, được gắn chắc vào thân máy, trong khi nón di động, hay nón trong, được lắp trên trục với một đầu gắn vào bạc lệch tâm Bề mặt làm việc bao gồm mặt ngoài của nón trong và mặt trong của nón ngoài, có thể là phẳng hoặc có gân Khi bạc lệch tâm quay, khe hở giữa hai nón thay đổi liên tục, từ khe lớn nhất đến khe nhỏ nhất và ngược lại, tạo ra hiệu ứng đập vật liệu hiệu quả.
Khi khe hở giữa hai nón giảm, quá trình đập vật liệu diễn ra, trong khi khi khe hở tăng, quá trình tháo và nạp liệu xảy ra Sự đập vật liệu và tháo liệu diễn ra luân phiên tại các vị trí xung quanh chu vi của mặt nón.
Sự va đập và tháo liệu diễn ra liên tục giữa nón trong và nón ngoài, với vị trí gần nhất và xa nhất Sự chuyển động tương đối của hai nón tạo ra lực ép, lực uốn và lực chà sát, góp phần vào quá trình đập vật liệu Quá trình này diễn ra liên tục và tiêu hao năng lượng đều đặn, không cần vô lăng tích trữ năng lượng, do đó năng suất của máy lớn hơn so với máy đập má.
Mức độ đập nghiền của máy khá lớn, khi đập thô i= 3 – 8, khi đập vừa và đập nhỏ i = 6-
Căn cứ vào nhiêm vụ máy, ta chia ra thành máy đập thô, máy đập trung bình và máy đập nhỏ
Máy đập nón thô khác biệt với máy đập trung bình và nhỏ ở độ lệch tâm của bạc lệch tâm Cụ thể, máy đập thô có độ lệch tâm là 25mm, trong khi máy đập trung bình và nhỏ có độ lệch tâm lên đến 100mm.
Hình 1.3 - Cấu tạo máy đập nón
TÍNH TOÁN CÔNG NGHỆ CHO MÁY NGHIỀN BI
Các thông số cơ bản của máy nghiền bi
- Năng suất yêu cầu: 14 tấn/giờ
- Đường kính vật liệu vào: 5 mm
- Đường kính vật liệu sau khi nghiền: 0.075 mm.
Tính và chọn kích thước thùng
Máy nghiền bi thùng dài nhiều ngăn là lựa chọn tối ưu để nghiền clinker xi măng, với khả năng làm việc liên tục Năng suất của loại máy này được xác định dựa trên một công thức thực nghiệm cụ thể.
- D: đường kính trong của thùng nghiền, m
- V: thể tích thùng nghiền sau khi lót, m 3 𝑉 = 𝜋𝐷 2
- Gv: trọng lượng bi nạp vào thùng, tấn
- q: năng suất riêng của máy nghiền, tấn/kWh
- k: hệ số hiệu chỉnh độ mịn
Tra bảng 7-3: Giá trị của năng suất riêng q [1−168], ta có với vật liệu đem nghiền là Clinke lò quay với phương pháp nghiền khô q = 0.04 (tấn/kWh)
Tra bảng 7-4: Giá trị của hệ số hiệu chỉnh độ mịn k [1−169], với 5% khối lượng tích lũy trên rây, k = 0.77
Trọng lượng của vật liệu nghiền được tính như sau:
𝜑: hệ số chứa vật nghiền
Hệ số chứa vật nghiền đóng vai trò quan trọng trong hiệu quả làm việc của máy nghiền Để đạt được kết quả tối ưu, hệ số này nên nằm trong khoảng từ 0,34 đến 0,4 Trong trường hợp này, chúng tôi chọn hệ số chứa vật nghiền là 0,4 để đảm bảo hiệu suất nghiền tốt nhất.
𝜇: Hệ số rỗng bi đạn, có giá trị từ 0.62 đến 0.85 [2 – 179] Chọn 𝜇 = 0.62
𝜌 𝑣 : khối lượng riêng của bi thép, tấn/m 3 Vật liệu làm bi nghiền là thép khi đó 𝜌 𝑣 = 4.65 (tấn/m 3 )
𝑉 ) 0.8 = 14 (tấn/giờ) Đối với máy nghiền bi, tỉ lệ chiều dài và đường kính thùng là L/D = 2÷5 Chọn 𝐿
Chia ngăn cho máy nghiền bi
Để nâng cao năng suất và độ mịn trong quá trình sản xuất xi măng, máy nghiền bi liên tục nhiều ngăn được sử dụng rộng rãi Việc chia quá trình nghiền thành nhiều giai đoạn thông qua các ngăn giúp tối ưu hóa kích thước bi đạn phù hợp với kích thước vật liệu trong từng ngăn Điều này không chỉ giảm thiểu tiêu tốn năng lượng mà còn cải thiện hiệu quả nghiền so với các loại máy nghiền khác.
Tỉ lệ D = 3 tương ứng với máy nghiền bi 2 ngăn, trong đó ngăn đầu tiên hoạt động theo chế độ thác nước giống như máy nghiền bi thùng ngắn Điều này cho thấy tỉ lệ kích thước của máy nghiền bi thùng ngắn có sự liên quan mật thiết đến hiệu suất làm việc của máy nghiền bi thùng dài nhiều ngăn.
𝐷< 2 Ta chọn tỉ lệ kích thước cho ngăn thứ nhất là 𝐿
𝐷= 1.5 Vậy chiều dài của ngăn 1 là: L 1 = 1.5 2.6 3.9( )= m
Khi đó chiều dài ngăn 2 là: L 2 = − =L L 1 7.8 3.9 3.9( )− = m
Tính toán số vòng quay tới hạn của thùng nghiền
Khi máy hoạt động, các viên bi trong thùng sẽ quay theo chuyển động của thùng Giả định rằng trong thùng nghiền chỉ có một viên bi hình cầu với đường kính nhỏ so với đường kính thùng, ta có thể xem bán kính quay của viên bi tương đương với bán kính trong của thùng nghiền.
Hình 2.1 - Sơ đồ chuyển động của một viên bi theo thùng nghiền
Theo công thức (7 – 4) [1 – 141], số vòng quay của thùng nghiền:
Trong đó: α: góc nâng của viên bi f: hệ số ma sát giữa viên bi với mặt trong thùng nghiền
R: bán kính trong thùng nghiền, m
Từ công thức ta thấy nếu viên bi được nâng lên điểm A2 nghĩa là ở góc 𝛼 = 90° thì số vòng quay của thùng sẽ là:
Khi viên bi được nâng lên vị trí cao nhất điểm A3 tức là 𝛼 = 180° thì số vòng quay của thùng nghiền là:
Khi viên bi đạt đến vị trí A3, trọng lượng G của nó sẽ cân bằng với lực ly tâm C tác động lên nó, khiến viên bi không rơi xuống và không va chạm với vật liệu, do đó quá trình nghiền không diễn ra.
Do đó tốc độ quay nA3 gọi là tốc độ quay tới hạn của thùng nghiền, vậy theo công thức (7-7) [1 - 141]:
Số vòng quay tới hạn của máy nghiền:
Trong thùng nghiền, tải trọng bi gồm nhiều viên bi, và khi thùng quay với tốc độ tới hạn theo công thức (3-5), chỉ có lớp bi sát thùng bắt đầu chuyển động ly tâm Những lớp bi bên trong vẫn chưa bị ly tâm, dẫn đến quá trình nghiền vẫn tiếp tục diễn ra hiệu quả.
Khi tăng số vòng quay của thùng vượt quá số vòng quay tới hạn, tất cả các viên bi trong thùng sẽ chuyển động ly tâm, tạo thành các lớp đường tròn đồng tâm.
Ta có tốc độ quay tới hạn cần thiết để cho tất cả các lớp bi trong thùng đều ly tâm hoàn toàn là:
Ta chọn 𝜑 = 0.4, thay các giá trị vào (2 – 6) ta được:
Tính toán số vòng quay thích hợp của thùng nghiền
Khi thùng quay, quá trình nghiền vật liệu chỉ xảy ra khi số vòng quay của thùng nhỏ hơn số vòng quay tới hạn Số vòng quay của thùng quyết định hai chế độ chuyển động của tải trọng bi.
Khi góc nâng α ≤ 90°, các viên bi rời khỏi bề mặt thùng nghiền sẽ trượt lên nhau theo các lớp, được gọi là viên bi làm việc ở chế độ tầng lớp Tốc độ quay của thùng nghiền lúc này nhỏ hơn hoặc bằng nA2.
Khi góc nâng nằm trong khoảng 90° < α < 180°, các viên bi sau khi rời khỏi bề mặt thùng nghiền sẽ di chuyển lên cao trước khi rơi xuống và đập vào vật liệu, được gọi là chế độ thác nước Tốc độ quay n của thùng nghiền trong chế độ này nằm trong khoảng nA2 < n < nA3 Trong chế độ thác nước, quá trình nghiền chủ yếu diễn ra do va đập của các viên bi vào vật liệu, trong khi ở chế độ tầng lớp, quá trình nghiền chủ yếu là do sự chà xát.
Trong máy nghiền bi thùng dài nhiều ngăn, ngăn đầu hoạt động theo chế độ thác nước, trong khi ngăn cuối hoạt động theo chế độ tầng lớp Chế độ làm việc của tải trọng bi được xác định bởi góc α, phụ thuộc vào số vòng quay của thùng và hình dạng bề mặt tấm lót Góc rời thích hợp nhất được chọn là α = 54 độ 40 phút.
Từ đó ta có số vòng quay thích hợp nhất chính là số vòng quay làm việc của thùng nghiền là:
Mà xét ngăn thứ hai của thùng nghiền, nơi thùng hoạt động theo chế độ tầng lớp Khi bi được nâng lên góc 𝛼 = 90°, số vòng quay của thùng sẽ đạt một giá trị nhất định.
= fR với f là hệ số ma sát giữa bi và thùng nghiền, lấy f = 1.1
Số vòng quay tối ưu của thùng nghiền thấp hơn số vòng quay khi thùng hoạt động ở chế độ tầng lớp, do đó, điều kiện làm việc cho thùng 2 được đảm bảo.
Kích thước, khối lượng bi nghiền và khối lượng vật liệu đem nghiền
Khi chọn vật nghiền, cần xem xét độ cứng và kích thước của nguyên liệu Kích thước của vật liệu càng lớn thì vật nghiền cũng cần có kích thước tương ứng Đối với vật nghiền, bi thép với khối lượng riêng 4650 kg/m³ là sự lựa chọn tối ưu.
Theo Levenxon đã đề xuất một công thức thực nghiệm để xác định đường kính của vật nghiền, được trình bày qua công thức dv = 28.3 d (mm) Trong đó, d là đường kính của vật liệu đưa vào máy (mm).
Thay số vào (3-8) ta có : d v = 28 3 d = 28 5 3 = 47.88( mm )
Trong đó D là đường kính trong của thùng nghiền
Theo Olepxki [1-153]: v 6 lg c d = d d (2 – 8) Trong đó: d (mm): kích thước vật liệu vào máy dc (àm): kớch thước sản phẩm
Chọn quặng sau nghiền cú dc = 75 àm => 6lgdc = 11.25
Thay vào (3-9) ta được dv = 25.16 (mm)
Kích thước Clinke trước khi nghiền là 5mm Trong ngăn nghiền 1, va đập là phương thức chính, do đó cần sử dụng bi có đường kính lớn Thực nghiệm cho thấy bi có đường kính từ 20 đến 40 mm là phù hợp Dựa vào đồ thị 14.2a về lựa chọn kích thước bi cầu, bi có đường kính 40 mm được chọn cho ngăn 1.
Vậy vật liệu sau khi ra khỏi buồng 1 có kích thước là :
Kích thước Clinker sau khi ra khỏi buồng 1 là 0.958 mm, trong khi kích thước Clinker sau khi qua thiết bị nghiền giảm xuống còn 0.075 mm Do đó, kích thước bi nghiền trong ngăn 2 cần được xác định.
Vậy chọn kích thước bi nghiền ở ngăn 2 là 20 mm
Từ mục 2.2 Tính và chọn kích thước thùng ta có :
4 × 3.9 = 23.81 (tấn) Đối với ngăn 2: Với D = 2.6 m, L = 3.9 m
4 × 3.9 = 23.81 (tấn) Vậy khối lượng bi đem vào thùng là:
Sau một thời gian hoạt động, bi nghiền sẽ bị mòn và cần được bổ sung để đảm bảo đủ lượng bi ban đầu Nghiên cứu thực nghiệm cho thấy bi nghiền Clinke có độ mòn từ 0.3 đến 0.9 kg/tấn sản phẩm Với sản lượng 14 tấn sản phẩm sau một giờ làm việc, cần bổ sung một lượng bi nghiền tương ứng để duy trì hiệu quả sản xuất.
2.6.3 Khối lượng vật liệu đem nghiền
Lượng vật liệu nghiền đưa vào máy phụ thuộc vào trọng lượng của vật nghiền và vật liệu nghiền Khi sử dụng vật nghiền bằng kim loại, cần xác định trọng lượng vật liệu phù hợp để đạt hiệu quả tối ưu trong quá trình nghiền.
36 vào máy theo công thức (7 – 47) [1-154]:
𝐺 𝑣𝑙 = 0.14𝐺 𝑣 (2 – 9) Thay số vào (2 – 9), ta có: 𝐺 𝑣𝑙 = 0.14𝐺 𝑣 = 0.14 × 47.62 = 6.67 (Tấn)
Bảng 2.1 – Thông số cho máy nghiền bi
Thông số Số liệu Đường kính trong (D) 2.6 (m)
Số vòng quay làm việc của thùng (n) 19.8 (vòng/phút)
Khối lượng vật nghiền (Gvn) 47.62 (tấn)
Khối lượng vật nghiền ngăn 1 23.81(tấn)
Khối lượng vật nghiền ngăn 2 23.81(tấn)
Khối lượng vật liệu nghiền (Gvl) 6.67 (tấn)
TÍNH TOÁN CƠ KHÍ CHO MÁY NGHIỀN BI
Tính và chọn kết cấu chính của máy nghiền bi
Vỏ thùng nghiền được chế tạo từ thép làm nồi hơi, thường sử dụng phương pháp hàn để giảm trọng lượng và dễ dàng lắp ráp các tấm lót Việc hàn cần đảm bảo tất cả mặt cắt ngang đồng tâm và tròn đều để tránh lực ly tâm phụ khi thùng nghiền quay Sau khi hàn, cần ủ để giảm ứng suất nội và ngăn ngừa vết nứt Mối hàn phải được bố trí theo chu vi của vỏ thùng, không giao nhau và không theo đường sinh để đảm bảo độ bền Trên thân thùng, cần khoét lỗ làm cửa nạp vật nghiền, đặc biệt là với máy nghiền bi dài thì mỗi ngăn cần có một cửa riêng.
Vỏ thùng nghiền được chế tạo từ thép CT3, loại thép này có hệ số giãn nở lớn, giúp chịu được tải trọng va đập và nhiệt độ cao sinh ra trong quá trình nghiền quặng.
Bề dày của thân thùng phụ thuộc vào đường kính thùng, thường lấy = (0.01 0.015) D
Chiều dày thùng nghiền có sự phụ thuộc vào đường kính D, theo bảng 4.4 Cụ thể, với đường kính thùng nghiền D = 2.6 m, chiều dày tương ứng là 38 mm, trong khi quy chuẩn yêu cầu chiều dày là 40 mm.
3.1.2 Tấm lót cho máy nghiền bi
Tấm lót trong thùng nghiền có vai trò quan trọng trong việc bảo vệ thùng khỏi va đập và ma sát từ vật nghiền, đồng thời tăng cường hiệu quả nghiền Để đảm bảo hiệu suất, tấm lót cần có độ bền cao hơn bi đạn và không được nứt hay biến dạng Vật liệu chế tạo tấm lót rất đa dạng, bao gồm thép mangan, thép mangan-crom, gang, và đá, tùy thuộc vào tính chất và yêu cầu kỹ thuật của vật liệu nghiền.
38 vật liệu cần nghiền là Clinker có độ cứng không lớn lắm nên chọn vật liệu làm tấm lót là thép mangan
Hình dáng bề mặt làm việc của tấm lót và đường kính máy nghiền ảnh hưởng lớn đến độ mòn, năng suất và tiêu hao công suất Ở phần nghiền thô (ngăn 1), bi cỡ lớn và tấm lót hình sóng hoặc bậc được sử dụng để nâng bi đạn, tăng lực đập và năng suất máy Trong khi đó, ở phần nghiền tinh (ngăn 2), tấm lót có gờ thấp và bề mặt khía hoặc trơn giúp tối ưu hóa quá trình mài mịn.
Tấm lót cho ngăn 1 được thiết kế để tối ưu hóa quá trình nghiền thô, với tác dụng đập vượt trội so với tác dụng chà xát Do đó, lựa chọn tấm lót mặt hình sóng hoặc bậc là phù hợp, đặc biệt là tấm lót hình sóng dạng lót giày, nhằm nâng cao hiệu quả nghiền.
Kích thước cơ bản của tấm lót: { dài 250 ÷ 500 [mm] rộng 300 ÷ 420 [mm] dày 40 ÷ 50 [mm]
Chọn bề dày tấm lót bằng 40 mm Chọn kích thước tấm lót là 450 mm x 300 mm
Khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót không được lớn hơn 10 mm [1 – 136] Vậy chọn khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót là 8 mm.
Số tấm lót theo chiều dài thùng là: 1 3.9 12.66
Theo chu vi của thùng nghiền: C = 2 R = D = 2.6 = 8.17( ) m
Số tấm lót theo chu vi thùng là: 1 8.17 17.84
Tổng số tấm lót ở trong thùng là: n= 13 234(tấm)
Vậy khối lượng tấm lót trong ngăn 1 là:
G lót =nV g = = N Đường kính gót giày d =(0.8 1.0) d v [1 – 135] Chọn d =0.9d v =0.9 40 36( = mm)
Khoảng cách giữa các gót giày t =(1.5 2.0) d v [1 – 135]
Tấm lót cho ngăn 2 của ống nghiền có vai trò quan trọng trong quá trình nghiền mịn Trong ngăn 2, tác động chính đến quá trình này là sự chà xát của bi đạn lên tấm lót, do đó, việc sử dụng tấm lót trơn là cần thiết để tối ưu hóa hiệu suất nghiền.
Chọn bề dày tấm lót bằng 40 mm Chọn kích thước tấm lót là 450 mm x 300 mm
Khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót không được lớn hơn 10 mm [1 – 136] Vậy chọn khoảng cách khe hở giữa 2 tấm lót là 8 mm
Số tấm lót theo chiều dài thùng là: 2 3.9 12.66
Theo chu vi của thùng nghiền: C = 2 R = D = 2.6 = 8.17( ) m
Số tấm lót theo chu vi thùng là: 2 8.17 17.84
Tổng số tấm lót ở trong thùng là: n= 13 234(tấm)
Vậy khối lượng tấm lót trong ngăn 2 là:
3.1.3 Cửa thăm của máy nghiền bi
Cửa thăm là thiết bị quan trọng dùng để nạp và bổ sung vật nghiền, cũng như tháo lắp và sửa chữa các vách ngăn, tấm lót và các bộ phận bên trong thùng nghiền Kích thước của cửa thăm cần được thiết kế hợp lý để công nhân và các tấm ghi, tấm lót có thể dễ dàng vào ra Trong ống nghiền, hai cửa thăm được bố trí song song với đường tâm của ống, giúp tăng cường hiệu quả trong quá trình vận hành và bảo trì.
2 có một cửa Cần phải có lót đệm cho kín để tránh bụi văng ra ngoài
3.1.4 Vách ngăn (ghi) của máy nghiền bi
Tấm ngăn trong thùng nghiền có vai trò quan trọng trong việc phân chia thùng thành nhiều ngăn riêng biệt, ngăn cản sự di chuyển của vật liệu nghiền giữa các ngăn Chỉ những vật liệu đã đạt kích thước quy định mới có thể thoát ra, đảm bảo chất lượng sản phẩm cuối cùng Các loại ghi được sử dụng trong tấm ngăn rất đa dạng.
+ Ghi kép phân li (có nón phân li cỡ hạt)
+ Ghi kép nâng (không có nón phân li cỡ hạt)
+ Ghi đơn có lỗ tâm
+ Ghi đơn không có lỗ tâm
Hình dạng, kích thước và cách bố trí lỗ lưới đóng vai trò quan trọng trong việc ảnh hưởng đến năng suất của máy nghiền cũng như kích thước sản phẩm nghiền Các lỗ lưới thường có dạng chữ nhật hoặc hình tròn.
Lỗ lưới ghi có thể được phân bố theo ba hướng: theo bán kính, vuông góc với bán kính và trên các đường tròn đồng tâm với máy nghiền Phân bố theo bán kính giúp sản phẩm không bị cuốn trở lại, nhưng dễ bị tắc nghẽn Trong khi đó, cách bố trí lỗ vuông góc với bán kính thường được ưa chuộng nhất vì hạn chế tình trạng sản phẩm chảy ngược trở lại.
Để đảm bảo các tấm ngăn có khả năng chịu va đập từ vật nghiền, cần sử dụng vật liệu chế tạo chất lượng cao và chống mòn Thép mangan được lựa chọn là vật liệu lý tưởng cho mục đích này.
Vách ngăn được chia thành hai phần chính: phần đầu tiên là các đường gân được tạo ra từ những thanh sắt hàn đồng tâm, giúp bảo vệ lưới bên trong khỏi va đập của bi nghiền Phần thứ hai là lưới bên trong, có chức năng phân loại kích thước vật liệu nghiền.
3.1.5 Đầu nạp liệu và tháo liệu
Hai đáy của thùng thường được đúc liền với cổ trục, tạo thành một khối thống nhất Đáy và thân thùng được kết nối với nhau bằng bulong Kích thước và trọng lượng của đáy nạp liệu và đáy tháo liệu được coi là tương đương, tức là G n = G t.
Hình 4.1 – Sơ đồ đầu nạp liệu và tháo liệu
Chọn chiều dày đáy hình côn bằng với chiều dày của thân thùng: 1 = 8(mm)
Vậy đường kính ngoài của thùng nghiền D ' = +D 2 =2.6 2 0.04 2.68( )+ = m
Chọn chiều dày cổ trục bằng 2 lần chiều dày đáy hình côn: 2 =2 1 = =2 40 80(mm)
Ta có đường kính ngoài của cổ trục: D n =2R c
Với Rc là bán kính ngoài cổ trục máy nghiền bi, thường lấy
Do đó đường kính trong của cổ trục: D t =D n −2 2 =0.8 2 0.08 0.64( )− = m
Chọn chiều dài cổ trục thùng nghiền và góc đáy côn: l = 0.6 (m) và α = 120°
Công suất của máy nghiền bi
Công suất tiêu hao cho máy nghiền bi bao gồm 2 thành phần:
- Công suất tiêu hao để nghiền vật liệu N n
- Công suất tiêu hao để thắng ma sát ở gối đỡ N ms
3.2.1 Công suất tiêu hao để nghiền vật liệu
Ta có công thức sau:
N n = − QR n (2 – 10) [1 – 171] (3 – 2) Trong đó: Nn là công suất tiêu hao để nghiền vật liệu, kW
Q là trọng lượng vật nghiền nạp vào, N
R1 là đường kính trong của thiết bị, m n là số vòng quay của thùng trong 1 phút, vòng/phút
Thay số liệu vào ta có:
3.2.2 Công suất tiêu hao để thắng ma sát ở gối đỡ
• f - hệ số ma sát ở hai cổ trục máy nghiền với ổ đỡ, thường lấy f = (0.07 ÷ 0.10)
• vc - vận tốc vòng của cổ trục, theo công thức (7-96) [1-171]:
30 c c v = nR (3 – 4) Trong đó: Rc là bán kính ngoài cổ trục máy nghiền, Rc = 0.4 (m) n là số vòng quay của thùng, n = 19.8 (vòng/phút)
• P là tổng tải trọng tác dụng lên các gối đỡ (N), theo công thức (7 – 97) [1 – 171]
- Gt - trọng lượng bản thân thùng nghiền kể cả khối lượng tấm lót, bánh răng vòng…, (N);
Ta có: Gt = Gth + Gbr + Glót + Gn + Gt
Bỏ qua trọng lượng của bánh răng, ta có:
Với G là trọng lượng tổng các bộ phận cùng tham gia quay
G = 1,14Gvn + Glót + Gn + Gt + Gtn (3 – 6)
Gvn - Trọng lượng tải trọng bi nạp vào thùng, (N);
Glót - Trọng lượng các tấm lót, (N);
Gn - Trọng lượng đáy nạp liệu (kể cả cổ trục), (N);
Gt - Trọng lượng đáy tháo liệu (kể cả cổ trục), (N);
Gtn – Trọng lượng tấm ngăn, (N);
Bỏ qua trọng lượng các tấm ngăn, khi đó ta có:
- Plt là lực ly tâm do tải trọng bi quay gây nên, (N)
- Góc tạo bởi phương của lực ly tâm Plt với đường kính thẳng đứng của thùng, thông thường = 60 o
Vậy tổng công suất của máy nghiền là:
Tính chọn công suất động cơ
Công suất động cơ được xác định theo công thức (7 – 99) [1 – 172]
K là hệ số dự trữ, lấy K = 1.1÷1.15 ta chọn K = 1.15
- hiệu suất bộ truyền động, với bộ truyền động bằng bánh răng vòng thì lấy = 0.85 ÷ 0.88 [1 - 172]: Chọn = 0.87
Tính toán thiết bị phụ trợ cho máy nghiền bi
3.4.1 Tính toán và chọn hộp giảm tốc Động cơ có tốc độ: ndc = 1500 (vòng/phút)
Thùng nghiền có tốc độ thích hợp: nth= 19.8 (vòng/phút)
Tỷ số truyền từ hộp giảm tốc đến cặp thùng quay của máy nghiền bi là: u t = n dc : n th = 1500 :19.8 75.76 =
Máy nghiền có tải trọng lớn cần sử dụng hộp giảm tốc với sự phân bố đều trên các ổ trục để kéo dài tuổi thọ của thiết bị Do đó, việc lựa chọn hộp giảm tốc có cấp phân đôi là rất quan trọng, vì nó mang lại nhiều ưu điểm vượt trội.
- Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục
- Sử dụng hết khả năng của vật liệu chế tạo các bánh răng cấp chậm và cấp nhanh
- Bánh răng phân bố đối xứng với ổ, sự tập trung tải trọng theo chiều dài răng ít
Tỉ số truyền của hệ dẫn động được xác định bằng công thức ut = un * uh, trong đó un là tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc, và uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Từ bảng 2.4 – Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ [4 – 21] Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc truyền động bánh răng trụ 2 cấp là uh = 10
= u = Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc: u h =u u 1 2
Trong đó: u1 là tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh; u2 tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Từ bảng 3.1 – Kết quả phân phối tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ [4 – 43] ta được: u1 = 3.83, u2 = 2.61
Tính tại un theo u1 và u2
• Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Ta có: công suất động cơ Pct = 1000 HP = 750 kW
Pct là công suất cần thiết trên động cơ, ud là tỷ số truyền của bộ truyền đai, và ηd, ηol, ηbr lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, ổ lăn và bộ truyền bánh răng, được xác định từ bảng 3.2 về trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ.
Bảng 3.1: Kết quả tính toán công suất, momen, số vòng quay trên các trục
Số vòng quay n, vòng/phút
Khi thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp, việc chọn vật liệu không yêu cầu đặc biệt Do đó, nên sử dụng cùng một loại vật liệu cho toàn bộ thiết kế Bánh răng cần được tôi bề mặt và thấm carbon để đảm bảo khả năng chịu tải trọng và công suất lớn của máy.
Thiết bị làm việc trong 20 năm, mỗi năm 365 ngày, mỗi ngày làm việc khoảng 15 giờ
Vậy tổng số thời gian làm việc là t = 110000 giờ
Tỉ số truyền bánh răng un = 7.58 a) Chọn vật liệu làm bánh răng
Tra bảng 6.1 – Cơ tính của một số vật liệu làm bánh răng [4 – 92], ta có:
• Vật liệu làm bánh lớn:
- Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa
- Độ rắn: HB = 170÷217 Ta chọn HB2 = 200 phôi rèn
- Giới hạn chảy: σ ch2 = 340 (N/mm 2 )
• Vật liệu làm bánh nhỏ:
- Nhãn hiệu thép: 25XTT thẩm cacbon
- Độ rắn: HB = 580÷630 Ta chọn HB1 = 580 phôi rèn
- Giới hạn chảy: σ ch1 = 950 (N/mm 2 ) b) Tính toán ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép được tính toán theo công thức sau:
Lấy sơ bộZ Z K R V xH =1 và Y Y K R S xF =1
• H o lim và F o lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Tra bảng 6.2 – Trị số của H o lim và F o lim ứng với số chu kì cơ sở [4 – 94] Ta có:
➢ Đối với bánh chủ động:
+ H o lim #HRC m với HRCm là độ rắn mặt răng HRCm = 57÷63 Chọn HRCm = 58 khi đó: H o lim1 #HRC m = # 58 1334(MPa)
➢ Đối với bánh bị động:
• SH và SF hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
➢ Đối với bánh chủ động: SH1 = 1.2 và SF1 = 1.55
➢ Đối với bánh bị động: SH2 = 1.1 và SF2 = 1.75
• KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
Do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) nên KFC1 = KFC2 = 1
• KHL, KFL là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian làm việc và chế độ tải trọng của bộ truyền
Đường cong mỏi của bánh xe được xác định bởi các bậc mH và mF trong các thử nghiệm tiếp xúc và uốn Đối với bánh chủ động có độ cứng HB lớn hơn 350, các giá trị bậc là mH1 = 6 và mF1 = 9 Trong khi đó, đối với bánh bị động có độ cứng HB nhỏ hơn hoặc bằng 350, các giá trị bậc là mH2 = 6 và mF2 = 6.
➢ NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Với HHB là độ rắn Brinen Nội suy từ bảng 6.3 – Quan hệ giữa độ rắn Rocoen và độ rắn Brinen [4 – 94], ta có: với HRC = 58 thì HHB = 579.8
Vậy đối với bánh chủ độngN HO 1 0H HB 2.4 = 30 579.8 2.4 =1.29 10 8 Đối với bánh bị động N HO 2 0H HB 2.4 = 30 200 2.4 8
➢ NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4 10 6
➢ NHE, NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1 n là số vòng quay trong một phút t∑ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+ Đối với bánh răng chủ động:
+ Đối với bánh răng bị động
+ Đối với bánh chủ động: N HE 1 N HO 1 nên K HL 1 = 1
+ Đối với bánh bị động: N HE 2 N HO 2 nên K HL 2 = 1
Vậy ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tính cho 2 bánh răng như sau:
➢ Đối với bánh răng chủ động
➢ Đối với bánh răng bị động
Vậy khi đó ta có đối với bánh răng trụ răng thẳng:
= + = + ➢ Ứng suất cho phép khi quá tải
+ Đối với bánh chủ động:
+ Đối với bánh bị động:
[ F ] = 0.8 ch = 0.8 340 = 272( MPa ) c) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
➢ Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng 6.5 – Trị số của các hệ số Ka, Kd và ZM [4 – 96] ta có Ka = 49.5
➢ T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
T1 đã được tính toán tại mục tính toán hộp giảm tốc, T 1 16.4 10 ( 6 Nmm)
➢ [ H ]là ứng suất tiếp xúc cho phép
➢ ba là hệ số tra bảng 6.6 [4 – 97] ta có: đối với vị trí bánh răng đối xứng thì có giá trị trong khoảng 0.3 đến 0.5 Chọn ba = 0.5
Hệ số K H phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên chiều rộng vành khăn trong quá trình tính toán tiếp xúc Để tìm hiểu về trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng KHB và KFB, hãy tham khảo bảng 6.7.
= + = + = nên từ bảng ta có K H = 1.1
• Xác định modun ta có: m = (0.01 0.02) a w = 17.8 35.6 Chọn m = 25 (mm)
• Bánh răng trụ là răng thẳng nên = 0
• Xác định số răng của bánh nhỏ: 1 2 2 1787 16.66
• Xác định số răng bánh lớn: Z 2 = u n Z 1 = 7.58 17 128.86 = Chọn Z2 = 129 (răng)
Tổng số răng của bộ truyền: Z t = Z 1 + Z 2 = 17 129 146 + = (răng)
Xác định khoảng cách trục: 25 146 1825( )
Để đảm bảo độ bền tiếp xúc của răng trong bộ truyền, cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng Ứng suất này phải đáp ứng các tiêu chí nhất định để đảm bảo hiệu suất và độ tin cậy của hệ thống truyền động.
➢ ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 [4 – 96] ta có ZM = 274 (MPa) 1/3
➢ ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Do các kích thước không cần dịch chỉnh nên chọn ZH = 1.76
➢ Zɛ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Ta có hệ số trùng khớp dọc được tính theo công thức: sin / ( ) sin 0 / ( ) 0 w w b m b m
Với là hệ số trùng khớp ngang, có thể tính gần đúng bằng công thức:
➢ dw1 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ
➢ bw là chiều rộng vành răng w ba w b = a
Chọn ba = 0.3ta có b w = ba a w = 0.3 1825 = 547.5( mm )
➢ KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [4 -98] ta có: K H =1.1
K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Đối với bánh răng thẳng K H = 1
K H trị số cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc vòng:
Tra bảng 6.13 và 6.14 [4 – 107] ta có: K H = 1.06
Vậy khi đó ta có:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, cần kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, trong đó ứng suất uốn tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép.
➢ T1 là momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm
➢ bw là chiều rộng vành răng, mm
➢ dw1 là đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm
➢ Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1/ = 1/ 1.67 = 0.599
➢ Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì chọn răng thẳng nên Y = 1
Hệ số dạng răng YF1 và YF2 của bánh răng 1 và 2 được xác định dựa trên số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Cụ thể, với trị số zv1 = 17, hệ số dạng răng YF1 là 4.26; còn với zv2 = 129, hệ số dạng răng YF2 là 3.6 Tham khảo bảng 6.18 để biết thêm thông tin về trị số của hệ số dạng răng YF.
➢ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn
+ K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
+ K F 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 K F = 1
+ K Fv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với:
Tra bảng 6.15 – Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp [4 – 107]
Tra bảng 6.16 – Trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng [4 – 107] go = 48
= = = f) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải K qt =T max /T=2.5 Ứng suất tiếp xúc cực đại: H 1max = H k qt
= = = = Ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng: max1 1 [ ] max 243.07 2.2 534.75( ) [ 1 max ]
Vậy các thông số kiểm nghiệm thỏa mãn cho nên bánh răng chọn đủ bền
Bảng 3.2 – Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng vành răng b w 1=b w + =5 553 mm b w 2 72 mm
Hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0 Đường kính vòng chia 1 z 1 425 d m cos
= Đường kính đỉnh răng d a 1 =d 1+2mG5
Để tính toán và chọn ổ trượt, trước tiên cần lựa chọn vật liệu lót ổ Vật liệu được khuyên dùng là đồng thanh, được tráng một lớp babit chì thiếc antimony COC 6-6 (bao gồm 88% chì, 6% thiếc và 6% antimon) nhằm tăng cường độ bền mỏi, giảm ma sát và mòn, đồng thời cải thiện khả năng chống dính Sau đó, cần xác định các thông số kỹ thuật của ổ trượt để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.
• Tỉ số l d/ là tỉ số giữa chiều dài lót ổ và đường kính ngõng trục 0.5l d/ 1
• Hệ số ma sát nửa ướt = 0,01- 0,1 (chọn = 0,01)
• Tốc độ quay n = 19.8 (vòng/phút)
• Chọn khe hở tương đối:
Do đó độ hở S = d = 5.97 10 − 4 300 = 0.18( mm )
Tra bảng P4.1 và P4.2 [5 – 218,219] chọn lắp theo H8/e8 có sai lệch giới hạn của lỗ là +0.063 và 0; trục là -0.085 và -0.143
Khi đó ta có: S min = 0.085( mm )và S max = 0.206( mm )
Vậy độ hở trung bình bằng: min max 0.085 0.206
= = Do đó trị số độ hở tương đối là: 0.146 4.87 10 4
Nhiệt độ trung bình của dầu tra trong ổ trượt nằm trong khoảng từ 45÷75°C Chọn nhiệt độ trung bình 50°C, tra bảng 12.2 – Độ nhớt động lực của một số loại dầu [4 –
229] ta chọn dầu công nghiệp 30 có độ nhớt động lực = 11.8( cP ) = 0.0118( MPa s ), khối lượng riêng = 0.8( / g cm 3 ) c) Tính kiểm nghiệm ổ trượt
• Tính kiểm nghiệm ổ về độ bền mòn và khả năng chống dính
Tra bảng 12.1 – Trị số của áp suất cho phép [p] và tích số [pv] [4 – 228] ta có: [ ] 15( )
- Áp suất trung bình p được tính: p F r
Với Fr là lực hướng tâm, ta có 2 2 740 2.07 2 2.6 420( )
- Tích số của vận tốc trung bình với áp suất trung bình
• Tính kiểm nghiệm ổ về hệ số an toàn theo chiều dày màng dầu bôi trơn
Ta có hệ số khả năng tải của ổ:
= = Tra bảng 12.3 – Quan hệ giữa hệ số khả năng tải CF và độ lệch tâm tương đối [4 –
230] với l/d = 0.8 và CF = 0.56, nội suy ta được = 0.46
Vậy chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn là: min 0.5 (1 ) 0.5 0.146 (1 0.46) 0.04( ) h = S − = − = mm
Chọn độ nhám bề mặt ngõng trục R z 1 = 3.2 m và độ nhám bề mặt lót ổ R z 2 = 6.3( m )
Ta có hệ số an toàn về chiều dày màng dầu bôi trơn là: min 1 2
S =h R +R = = S + Vậy với các thông số đã chọn ổ trượt làm việc trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt
• Tính kiểm nghiệm về nhiệt
Theo đồ thị 12.2 – Đồ thị xác định lưu lượng dầu Q [4 – 231], với = 0.46và l/d 0.8 ta có Q 2 0.07
Theo đồ thị 12.1 – Quan hệ giữa độ ma sát và độ lệch tâm tương đối [4 – 231], với với = 0.46và l/d = 0.8 ta có f 5.8
Vậy chênh lệch nhiệt độ vào và ra:
Với: C = 1.8( kJ kg C / ), = 800( kg m / 3 ), K T = 0.05( kW m C / 2 )
Vậy nhiệt độ trung bình của dầu là:
Nhiệt độ làm việc trong ổ trượt thấp hơn 50 độ C, điều này đảm bảo độ nhớt và điều kiện bôi trơn cho ma sát ướt, giúp ổ trượt hoạt động hiệu quả.
Kiểm nghiệm bền một số chi tiết cho máy nghiền bi
3.5.1 Tính bền cho thân thùng
Thân thùng được xem như một dầm đặt trên hai gối đỡ, chịu tác động của momen uốn và momen xoắn, được xác định theo ứng suất tiếp lớn nhất Trọng lượng của vỏ thùng, các tấm lót, tải trọng bi và vật liệu nghiền đều được coi là tải trọng phân bố đều Trong khi đó, trọng lượng các tấm ngăn, đáy, cổ nạp liệu và tháo liệu, cùng với trọng lượng bánh răng vòng được xem như các tải trọng tập trung.
L là chiều dài thùng nghiền: L = 7.8 (m) l1 là chiều dài cổ thùng nghiền, 1 0.5( ' ) tan 30 0.5 (2.68 0.8) 3 0.54( ) n 3 l = D − D = − = m l là chiều dài cổ thùng nghiền, l = 0.6 (m)
Tải trọng phân bố đều gồm trọng lượng thùng, tấm lót, vật nghiền và vật liệu nghiền:
Lực li tâm do tải trọng bi quay gây nên đã được tính ở mục 3.3.2: P lt = 12.3( kN )
Lực phân bố đều trên thùng:
• Xác định phản lực tại gối đỡ:
Cân bằng lực theo phương Oy và cân bằng momen cho thùng theo phương Ox ta có
Tại vị trí x = 0 ta có: 388937( )
Tại vị trí x = 5.04 (m) ta có: 0( )
Tại vị trí x = 10.08 (m) ta có:
• Momen chống uốn của thùng
Ta có công thức tính momen chống uốn của thùng theo (7-106) [1 – 174]:
S là bề dày của thùng sau khi lót: S = 40+40 (mm) = 0.08 (m)
Rn là bán kính ngoài của thân thùng ngoài: Rn = 1.3 (m)
Do thân thùng có khoét lỗ nên momen chống uốn giảm đi 20%
Vậy ứng suất uốn được tính theo công thức: max 980121 2
Momen xoắn tác dụng lên thùng được tính như sau:
Trong đó: N là công suất tiêu thụ cho máy: N = 562 (kW)
N là số vòng quay của thùng, n = 19.8 (vòng/phút)
= n = • Momen chống xoắn của thân thùng
Momen chống xoắn của thân thùng lấy gấp 2 lần momen chống uống theo công thức (7 – 109) [1 – 174]:
Vậy ứng suất do monmen xoắn gây ra tính theo công thức (7 – 110) [1 – 174]:
• Vậy ứng suất sinh ra ở thân thùng do uốn và xoắn bằng, theo công thức: (7 – 111) [1 – 174]
= + = + = Vật liệu làm thùng đã chọn là thép CT3 có ứng suất chảy tới hạn là [ ch ] = 210( Mpa )
Vậy thỏa mãn bền thân thùng
3.5.2 Tính bền cho bulong ghép mặt bích Đáy và thân thùng được ghép với nhau bằng bulong Khi máy nghiền bi làm việc, các bulong này chịu lực cắt do momen xoắn và do tải trọng tổng của thùng
Lực cắt P1 được sinh ra từ trọng lượng của tất cả các phần quay và lực ly tâm, trong khi lực cắt P2 phát sinh từ ảnh hưởng của lực vòng.
= nr = Trong đó: Ra là phản lực tại gối đỡ
L là khoảng cách từ tâm gối đỡ đến mặt phẳng ghép thân với đáy, L = 0.3+0.54
= 0.84 và r là bán kính vòng phân bố bulong r = D ’ /2
Vậy ứng suất của bulong do lực cắt gây ra bằng (7 – 115) [1 – 175]
= md = Trong đó: m là số lượng bulong m = 16 và d là đường kính bulong, d = 36 (mm) Ứng suất chảy cho phép của vật liệu [ ch ] = 350( Mpa )
So sánh [ ] c vậy nên bulong đủ độ bền cắt cần thiết
3.5.3 Tính bền cho cổ thùng nghiền
Tiết diện nguy hiểm của cổ thùng nghiền là tiết diện tiếp giáp giữa cổ và đáy:
Tiết diện ở mặt cắt A – A thường có khuyết tật do đúc gây ra Momen uốn tại tiết diện của mặt cắt A – A được tính theo công thức (7 – 116) [1 – 175]: u a A
Ra là phản lực tại gối đỡ lA là khoảng cách từ tâm cổ đến tiết diện A – A: l A = 0.6 / 2 = 0.3( ) m
Momen xoắn đã tính: M x = 276459( Nm )
Vậy momen tương đương được tính theo công thức (7 – 117) [1 – 175]:
Momen chống uốn được tính theo công thức (7 – 118) [1 – 175]:
D là đường kính ngoài cổ thùng nghiền, D = 0.8 (m) d là đường kính trong cổ thùng nghiền, d = 0.64 (m)
= − = − 68 Ứng suất tại tiết diện A – A được tính theo công thức (7 – 119) [1 – 176]:
Vậy thỏa mãn điều kiện bền cho cổ thùng
