Tìm hiểu cấu tạo,nguyên lí hoạt động của máy nghiền. quy trình công nghệ sản xuất ximăng - P2.4

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Tìm hiểu cấu tạo,nguyên lí hoạt động của máy nghiền. quy trình công nghệ sản xuất ximăng

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU4.1 Cơ cấu nâng cần

4.1.1 Xy lanh nâng hạ cần phụ 4.1.1.1 Khi duỗi cần phụ

- Xy lanh cần nhỏ có nhiệm vụ nâng cần nhỏ và trọng lượng gầu đầy tải, nó chịutải lớn nhất khi cần ở vị trí nằm ngang vì lúc này nó chịu lực kéo lớn nhất

Hình 4.1: Sơ đồ lực tính toán cần phụ

- Mômen với điểm C ta có

l , lp2, lpxllà các cánh tay đòn tương ứng

Với các thông số tham khảo từ máy trục thực tế ta có được các giá trị   

N1

Q vN

g t

Với Qi là khối lượng nâng, Nvmax là vận tốc nâng, m/st là thời gian mở máy, t = 6 (s)g là gia tốc trọng trường, m/s2

Trong đó : P là áp lực cần thiết

D, d lần lượt là đường kính xy lanh và pittôngVậy ta có :

39934645* 0,320, 22

NP

210,94* *0,32

P S

4.1.2.1 Khi nâng cần chính

- Xy lanh cần lớn chịu tác dụng của trọng lượng gầu, tải, cần nhỏ và cần lớn, tuynhiên nó được giảm tải bởi đối trọng vì vậy nó giảm được áp lực dầu và công suấtbơm dầu không quá lớn Sơ đồ lực tác dụng như hình :

- Mômen tại điểm D ta có

Trong đó : P P P P1, , ,234 là trọng lượng gầu đầy tải, trọng lượng cần nhỏ, trọng lượng cần lớn, trọng lượng đối trọng.

Hình 4.2: Sơ đồ lực tính toán cần chính

* Khi cần ở vị trí nằm ngang :  = 680

SVTH: LÊ THANH CẢNH

l115 m l;210 m l;34 m l;44, 2 m  thay số vào ta có

(12,5 0,138)*15 (6 0,0663)*10 (20 0.3398)*4 (26,5 0, 45)*4, 2cos 68 *4

 145,8

Vậy ta lấy Pxl = 158.7 (T) để tính áp lực dầu

- Chọn xy lanh có thông số sau : D = 320 (mm), d = 220 (mm)- Áp lực dầu cần thiết khi hạ cần chính là :

Vậy ta cài đặt áp suất van an toàn 200 (bar)

4.1.2.2 Khi hạ cần chính

- Khi hạ cần thì lực hạ cần phải thắng được áp suất cài đặt ở van an toàn và đẩy xilanh đi với vận tốc v

- Khi đó ta có

P S

4 : bánh răng bị động 5 : bánh răng chủ động

6

4.2.2.1 Tính trục chính

- sơ đồ lực tác dụng lên trục

Hình 4.4: Sơ đồ lực tính trục chính

Trong đó Pg là tổng lực tác dụng của gió lên toàn bộ cơ cấuPqt là tổng lực quán tính khi cơ cấu quay hoạt động Phl là hợp lực tác dụng lên trục chính

- Tổng lực tác dụng của gió 1234

Pg

- Tính đường kính trục * sơ đồ lực tác dụng

Hình 4.5: Biểu đồ momen uốn trục chính

* Mômen uốn tại A là

*500 15792*500 7896000

Với vật liệu là thép CT3 có  u 800( kg2)

Chọn d = 110 (mm)- Kết cấu trục như hình :

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Phl500

Hinh 4.6: Kết cấu trục chính

4.2.2.2 Tính con lăn tại vòng tựa lăn - Kết cấu bố trí con lăn như hình vẽ :

Hình 4.7: Kết cấu con lăn

- Cọn chiều dài con lăn là l = 50 (mm), số con lăn là n = 20 - Tải trọng tác dụng lên con lăn là :

 81

- Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa của chốt là PP1

1, 4* 1, 4*200117

4.2.2.3 Tính mômen cản quay

- Mômen cản quay của cơ cấu quay bao gồm mômen do lực ma sát giữa vòng lănvà bộ phận quay, do lực quán tính các bộ phận quay.

+ Mômen cản tại vòng lăn

Trong đó R0 = 28637(N) tải trọng tác dụng lên con lăn  = 0,25 hệ số ma sát của con lăn trên vòng ray

Dr = 1000 (mm) là đường kính trung bình của vòng răng D1 = 25 (mm) là đường kính trung bình của con lăn R1 = 19388 (N) là tải trọng ngang tác dụng lên trục chínhf = 0,015 hệ số ma sát trượt

d1 = 90 (mm) là đường kính của ngõng trục

kt =1,4 hệ số kể đến ma sát của thành bên con lăn, với con lăn trụvậy ta có :

+ Mômen do lực quán tính của các thành phần quay

Hình 4.8:Sơ đồ lực tính toán momen cản quay

Trong đó N N N N1,2,3,4là lực quán tính của các bộ phận khi quay

10000

4.2.2.4 Chọn động cơ và kiểm tra

- Chọn động cơ thủy lực N0 10000 của hãng sản xuất EATON HYDRAULICS cóthông số sau :

- Mômen xoắn yêu cầu tại đầu ra động 623949

i 

Trong đó i = 392 là tỉ số truyền

 = 0,97*0,72 là hiệu suất của cơ cấu quay

- Ta có khi cơ cấu quay hoạt động thì động cơ hoạt động theo chế độ gián đoạnđóng mở liên tục nên các thông số của động cơ ta lấy theo chế độ gián đoạn Nhưvậy ta có Tint22791Nmm lớn hơn Tdc vì thế động cơ chọn thỏa mãn.

- Lưu lượng thực tế của động cơ thủy lực

ttt

- Kết cấu bơm :

Hình 4.9: Kết cấu bơm

4.2.2.5 Phân phối tỉ số truyền

- Cơ cấu quay của máy được dẫn động qua hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răngngoài Vì thế ta phân phối tỉ số truyền như sau :

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Hình 4.10: Kết cấu hộp giảm tốc

4.2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng 4.2.3.1 Chọn vật liệu

+ bánh nhỏ : thép tôi cải thiện CT 45 thường hóa HB1 = (170  217) HB

 b1 =600 MPA Chọn HB1 = 210 (HB)  ch1 = 340 MPA

+ bánh lớn : thép tôi cải thiện CT 45 thường hóa HB1 = (170  217) HB

 b1 =600 MPA Chọn HB2 = 200(HB)  ch1 = 340 MPA

4.2.3.2 Ưùng suất cho phép- Ứng suất tiếp xúc [ H]

[ H] = ( 0lim/SH)ZHZvKXHKHL + 0lim = 2HB + 70

 0lim1 = 2HB1 + 70 =2*210 +70 = 490 MPA  0

lim2 = 2HB2 + 70 =2*200 +70 = 470 MPA + hệ số xét đến độ nhám bề mặt rănglàm việc ZR

SVTH: LÊ THANH CẢNH

do đó ta chọn Ra = 10 40 m

+ hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv

+ hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KXH

theo tính toán sơ bộ : ZR Zv KXH = 1 + hệ số an toàn

SH = 1,1 (bảng 6.2 [1]) Vậy :

[ H1] = 445 Mpa [ H2] = 427 MPA

=> [ H] = 427 MPA - Ứng suất uốn cho phép

[ F] = ( 0

limKFLKFCYRYSYX)/SF + 0

Flim 1 = 1,8HB 1 = 378 (MPA)

+ 0Flim 2 = 1,8HB 2 = 360 (MPA)KFL1 = KFL2 = 1

+ hệ số an toàn

SH = 1,75 (bảng 6.2 [1]) + theo tính toán sơ bộ :

YRYSYX = 1 (trang 92 [1]) [ F]1 = 378*1*1/1,75 = 216 MPA [ F]2 = 360*1*1/1,75 = 206 MPA chọn [ F] = 206 MPA

- Truyền động bánh răng trụ

+ hệ số chiều rộng vành răng  ba phụ thuộc vào cách bố trí hộp giảm tốc,ứng với cách bố trí không đối xứng ta có :

 ba = 0,25- 0,4 (HB350) bảng 6.6[1] chọn  ba = 0,25

- Khoảng cách trục aw1

=> chọn aw = 241,9 mm- Thông số ăn khớp sơ bộ + Xác định mođun m

m = (0,010,02) aw1 = 2,419 4,838 chọn m = 4 bảng 6,8[1]

+ Góc nghiêng  = 0 (răng thăng) + Z1 = 21

m u  = 4(4,9 1)2*241,9 = 31,01 chọn Z1 = 31 + Z2 = Z1* u = 151,9 chọn Z2 = 152

+ tính lại khoảng cách trục

SVTH: LÊ THANH CẢNH

aw1 = m(Z12Z2)

= 4(31 152)2 = 366 (mm) chọn aw1 = 366 (mm)

+ u = Z2/Z1 = 152/31 = 4,903* Bảng thông số sơ bộ của bộ truyền 1 khoảng cách trục

aw = 366 (mm)

2 đuờng kính vòng chia

d1 = mZ1 = dw1 = 4*31 = 124 (mm) d2 = mZ2 = dw2 = 4*152 = 608 (mm) 3 tỉ số truyền u =

= 15231 = 4,903 5 góc áp lực

 = tw = 200

6 bề rộng bánh răng

bw = ba* aw1 = 0.25*366=91,5 (mm)chọn bw = 100 (mm)

Hình 4.11:Kết cấu bánh răng

Þ608Þ720

N = 784 (vòng/phút ) L = 60*784*25*106 3

10 = 1176 (triệu vòng quay )- Q: Tải trọng động quy ước

Q =( XVFV + YFa)kt.kđ

+ Lực hướng tâm

SVTH: LÊ THANH CẢNH

Khi cơ cấu hoạt động ổ lăn chịu tác động của lực hướng tâm do mômen xoắn tácđộng, lực hướng tâm :

 *2382222*2

 Fv = 6164 (N)

+ Fa = 0 (bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục = 0)+ V :hệ số kể đến vòng nào quay

Vòng trong quay  V = 1

+ kt :hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.+ kt = 1 với nhiệt độ < 105oC

+ kđ :hệ số kể đến đặc tính tải trọng + kđ = 1,03 bảng 11.3

+ hệ số tải trọng hướng tâm :đối với ổ bi đỡ một dãy và Fa = 0 ta có + X = 1

+ Y = 0

 Q = (1*1*6164+0)1*1,03 = 6349 (N) Cd = 6349.31176= 67015 (N)

* Ta chọn ký hiệu ổ bi đũa hai dãy cỡ đặc biệt nhẹ : N0 3514 có Đường kính trong : d = 75 (mm)

Đường kính ngoài :D = 150 (mm)C = 68,1 (kN)

Cd = 95,6 (kN)

Þ75 Þ160

Hình 4.12: Kết cấu ổ lăn

SVTH: LÊ THANH CẢNH