Khái niệm chung
Xi măng pooc lăng
Xi măng Pooc lăng nói riêng là chất kết dính vô cơ có khả năng đông kết, rắn chắc và phát triển cường độ trong môi trường không khí và môi trường nước.Xi măng Pooc lăng là sản phẩm tạo ra trong quá trình nghiền mịn clanke xi măng pooclăng với thạch cao và các phụ gia khác.Ngoài thành phần hoá học,thành phần khoáng của clanke, độ mịn của xi măng có ảnh hưởng quan trọng đến chất lượng của nó.Xi măng Pooclăng thường được chia làm hai nhóm chính là xi măng Pooclăng(PC) và xi măng Pooclăng hỗn hợp (PCB)
Xi măng PC chứa khoảng (70÷80) % Silicat Canxi và một số phụ gia khác với hàm lượng không lớn như thạnh cao (3÷5) %, phụ gia trợ nghiền ( Thời gian cần thiết để nung hỗn hợp trong lò
Từ đây xác định đươc vận tốc dịch chuyển dọc trục của vật liệu theo công thức: dc 1
t (4.4) Xác định Vdc2 từ Q và D xác định được vận tốc dịch chuyển dọc trục của vật liệu theo công thức: dc 2 2 tb
Trong tính toán thiết kế chế tạo không có công thức chính xác tính cho lò nung mà việc tính toán các thông số này thường được chọn thông qua các kinh nghiệm thực tế vận hành và các công thức thực nghiệm đã được kiểm chứng qua quá trình vận hành sử dụng.
4.1 Lựa chọn các thông số cơ bản
4.1.1 Thông số hình học a).Góc nghiêng của lò α o hay độ dốc i (%).
Góc nghiêng của lò α o hay độ dốc i (%) có ảnh hưởng lớn đến vận tốc di chuyển dọc trục của vật liệu trong lò, do đó nó cũng là một trong những thông số ảnh hưởng đến năng suất Q của lò Theo thực nghiệm và kinh nghiệm của nhà sản xuất thường độ dốc của lò nằm trong khoảng (2÷6) %, phổ biến hơn cả là từ (2÷4) %.
Khi tính toán thiết kế thường tích số n.i được chọn là hằng số
Với n: là vận tốc quay của lò Từ tích số trên có thể thấy vận tốc vòng và độ dốc của lò là hai đại lượng tỷ lệ nghịch, tức là khi tăng góc nghiêng lò thì nên giảm vận tôc quay và ngược lại. Đối với đề tài thiết kế theo các tài liệu /1/, chọn độ dốc của lò thiết kế: i = 3, 5% ứng với góc nghiêng α = 2 o 16”. b) Đường kính trong hữu ích của lò D. Để có thể chọn sơ bộ giá trị D sát với giá trị thực tế rút ngắn được quá trình chọn có thể thu hẹp giá trị của D tài liệu /1/ ta có:
Q - Năng suất cần thiết kế: Q5 Tấn/h i - Độ dốc: i = 3,5% = 0,035 φ - Hệ số điền đầy: φ = 0,08÷0,17 lấy sơ bộ φ = 0,15 γtb - Dung trọng thể tích trung bình của vật liệu : γtb =1,2 T/m 3 n - Vận tốc quay của lò:
Theo tài liệu viết tay thì n < 4 vòng/phút
Thay các giá trị này vào biểu thức (3.6).
15πD 0,1.1,2.0,035.4 Đối với lò nung có công suất Q = 125 (T/h) chọn sơ bộ: D = 4 m c).Chiều dài hữu ích của lò nung (L) Ứng với đường kính D có thể chọn L theo công thức :( 4.6) Tài liệu /1/
15D ≤ L ≤17D (4.7) Vậy với giá trị của D chiều dài lò L nằm trong khoảng (15D÷17D) với: D= 4 m
L = (60÷ 68) chọn sơ bộ L = 60 m d) Xác định hệ số điền đầy φ.
Hệ số điền đầy φ được xác định theo công thức:
Fvl - Là diện tích tiết diện ngang của vật liệu trong lò nung 1
F- Là diện tích thông thuỷ của lò nung.
Giá trị của φ phụ thuộc chủ yếu vào chế độ nung và đường kính của lò nung, theo các tài liệu viết tay, giá trị φ = (0, 08÷0, 15) Nếu chọn giá trị φ lớn sẽ làm tăng năng suất nhưng lại làm sấu đi quá trình nung có thể ảnh hưởng đến chất lượng Clanker Giá trị φ phụ thuộc vào góc chứa liệu α Góc α càng lớn thì φ càng lớn, quan hệ giữa φ và α được thể hiện thông qua bảng
Vậy với lò có đường kính D = 4 m như trên chọn φ =0,14 ứng với α8 0 Để so sánh đánh giá các thông số chọn sơ bộ có phù hợp với các thông số cần tính toán thiết kế không, việc thực hiện kiểm tra chúng sẽ được thông qua năng suất Q lò theo tài liệu /1/ ta có:
Với: Q- Năng suất của lò, (kG/h) ;
Với lò phương pháp khô và khí lò có trao đổi nhiệt thì k N = 45.
D c : Đường kính thông thủy của lò.
Với: D l : Đường kính ngang tiết diện lò. δ: Chiều dày lớp gạch lót.
- Với vùng nung: δ = 200 ÷ 300 mm, một cách gần đúng chọn δ = 250 mm.
D l = D c + 2δ = 4,0 + 2.0,25 = 4,5 m. q n : Suất tiêu hao năng lượng riêng khi nung clinker (kcal/kg clinker). Với lò có trao đổi nhiệt và cacbonat thì q n = 700 ÷ 850 (kcal/kg clinker).
Chọn q n = 800 Kcal/kg clinker k n : Hệ số kể đến điều kiện sử dụng k n = 0,97 ÷ 1,03; Chọn k n = 1,03. Với k N = 45; D c = 4 m; L = 60 m; k n = 0, 98; q n = 850 Kcal/kg clinker. Thay các giá trị trên vào (3.9) và (3.10) ta có:
850 9 kg/h Tương ứng với Q = 189 t/h > Qyc = 125 t/h. e).Lựa chọn số gối và khoảng cách gối.
Xét về cấu tạo, lò quay dung để nung Clinker thực chất là một ống trụ băng thép có thành mỏng có lớp gạch chịu nhiệt Khi làm việc lò chịu biến dạnh do tải trọng và do ứng suất nhiệt Sự biến dạnh của tiết diện tròn thành tiết diện elíp sẽ làm hư hỏng lien kết giữa lớp cách nhiệt và vỏ Vì vậy phải hạn chế sự biến dạng này Việc hạn chế biến dạng phụ thuộc vào nhiều yếu tố (kích thước, chiều dầy lò, tải trọng, nhiệt dộ vỏ, số gối đỡ …) trong đó vị trí khoảng cách các gối có vai trò rất lớn vì nó quyết định đến độ võng uốn của lò Do đó việc chọn chiều dài l các gối phải đảm bảo độ võng cho phép, hay thoả mãn biểu thức theo tài liệu /1/ ta có:
R: bán kính lò; δ: chiều dầy thành lò ;
Lg: chiều dài các gối; Ứng với lò thiết kế theo chọn số gối là 3.
Khoảng các giữa các gối như sơ sau.
3.1: Sơ đồ bố trí gối.
4.1.2 Xác định các thông số động học a) Chọn vận tốc dịch chuyển dọc trục của vật liệu (Vdc).
Như đã tính toán ở phần trên để thuận tiện cho việc tính toán có thể chọn:
Vdc m/h b) Xác định vận tốc quay của lò nung n
Từ công thức xác định vận tốc di chuyển của lò: vdt = πD.D.i.n.60, (m/h)
4.2 Xác định công suất dẫn động lò
Do lò nung làm việc ở chế độ vận hành liên tục cho nên việc tính công suất động cơ dẫn động lò thường không tính đến các giai đoạn mở máy và giai đoạn dừng vận hành do đó không xét đến các thành phần quán tính Công suất động cơ sẽ được tính khi lò vận hành ổn định.
Việc tính toán công suất động cơ sẽ là việc xác định công suất để thắng được các lực cản lại chuyển động của lò khi lò quay vận hành ổn định
Khi lò quay vận hành ổn định sẽ chịu tác dụng của các lực cản sau:
- Lực cản do nâng vật liệu trong lò.
- Lực cản do masat ở vành lăn.
- Lực cản do masat ở ổ con lăn.
N1: Công suất động cơ cần thiết để nâng vật liệu trong lò
N2: Công suất động cơ cần thiết để thắng lực cản do masat ở vành lăn.
N3: Công suất động cơ cần thiết để thắng lực cản do masat ở ổ con lăn.
Thì công suất động cơ cần thiết sẽ được xác định theo tài liệu /1/
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỀN THÂN LÒ QUAY
Tính bền thân lò nung
Do đặc điểm công nghệ lò quay có kích thước hình học khá lớn, điều kiện làm việc khắc nghiệt (chịu nhiệt độ cao, chế độ làm việc nặng, liên tục…) nên việc tinh toán bền khá phức tạp, thường gồm các bước sau:
-Tính toán bền thân lò.
- Tính toán kiểm tra độ võng.
-Tính toán biến dạng nhiệt.
Khi làm việc lò được dựa trên các con lăn đỡ thông qua vành lăn, vì vậy xét về mặt cơ học mô hình tính toán thân lò là một hình trụ mỏng chu vi kín chịu tải trọng sau:
- Trọng lượng của bản thân lò phân bố đều trên từng đoạn.
- Trọng lượng của lớp gạch chịu nhiệt phân bố đều trên chiều dài lò.
- Trọng lượng của lớp cola phân bố đều trên đoạn đuôi lò ( bỏ qua )
- Trọng lượng của vật liệu trong lò phân bố đều trên chiều dài lò.
- Trọng lượng của vành răng
- Trọng lượng của vành lăn Vành lăn nằm tại vị trí gối đỡ nên lực do trọng lượng bản thân nó sẽ không gây ra nội lực trong lò
5.2 Sơ đồ tính bền lò nung Để thuận tiện cho việc tìm tải trọng tác dụng trong lò nung có thể đơn giản việc tính nội lực trong lò br
Hình 4.1 Sơ đồ tải trọng tác dụng lên lò:
Trong đó: P1, P2, P3 - Là tải trọng do trọng lượng của vành lăn tương ứng.
Gbr- Là tải trọng do trọng lượng của vành răng. q- Là tải trọng phân bố đều trên chiều dài lò của các thành phần tải trọng phân bố.
Vành lăn nằm tai vị trí gối đỡ nên lực do trọng lượng vành lăn sẽ không gây ra nội lực trong lò.
Trọng lượng bánh răng chọn sơ bộ Gbr = 165 KN.
Tải trọng phân bố đều trweewn chiều dài lò gồm: Trọng lượng vật liệu qvl, trọng lượng bản thân lò ql , trọng lượng lớp gạch chịu nhiệt qg : q = qvl +qg +ql vl vl
5.3 Phương pháp tính toán Để tính tải trọng cho lò quay có thể sử dụng các phương pháp như:
+ Phương pháp phương trình 3 mômen.
Tuy nhiên đối với lò quay ‘‘có thể coi là trường hợp tính nội lực của dầm liên tục có đầu thừa ’’ để tính toán nhanh chóng và dễ dàng nội lực áp dụng phương pháp phương trình 3 mômen.
5.3.1 Tính tải trọng do trọng lượng vật liệu, trọng lượng bản thân lò, trọng lượng lớp gạch chịu nhiệt
Tính mômen uốn trong lò quay. Để dễ dàng cho việc tính toán mômen uốn chuyển lực tác dụng của vật liệu lên lò về dạng thể hiện như sau:
Hình 5.2 Sơ đồ tính toán mô men uốn trong lò quay.
Hình 5.2 b Thu lực tác dụng lên đầu thừa về nút 1 và 3:
Hình 4.2 c Chuyển hệ dâm liên tục về hệ cơ bản.
2 Vậy phương trình 3 mômen đối với dầm liên tục 3 gối như Hình 5.2 chỉ có một ẩn số là M2 :
Phương trình 3 mômen viết cho gối tựa 2: δ22.M2 + ∆2p = 0
Xác định δ22 và ∆2p bằng phương pháp nhân biểu đồ Vêrêsaghin δ = M M 22 2 2 Δ = M M 2p 2 0 p
Trong đóM 0 p - Là biểu đồ mômen do các tải trọng gây ra trong hệ dầm cơ bản
Theo nguyên lý độc lập tác dụng biểu đồ M 0 p có thể chia thành tổng các lực tác dụng thành phần:
Biểu đồ nội lực cho các tác dụng của M ; M ; M ; q ; G 2 1 3 br có dạng như:
Hình 5.3 Biểu đồ nội lực do vật liệu tác dụng lên lò
Thực hiện phép nhân biểu đồ xác định các hệ số:
Lần lượt thực hiện phép nhân biểu đồ cho các biểu thức:
24EI Cộng từng vế biểu thức trên ta có:
24EI Thay các giá trị δ22 và ∆2p vào phương trình 3 mômen được:
2 2 3 3 vl 2 2 3 3 vl 2 q 2.ba +2.cd -b -c q 2.ba +2.cd -b -c
Thay các giá trị: a = 11976 mm = 11,976 m b = 21000 mm = 21 m c = 22000 mm = 22 m d = 5024 mm = 5,024 m
Từ giá trị của M2 vẽ được biểuđồ mômen uốn
Hình 5.4 Biểu đồ mô men uốn của vật liệu tác dụng lên lò.
5.3.2 Tính tải trọng do trọng lượng vành răng và vành lăn
Hình 5.6 Sơ đồ tính và biểu đồ nội lực do trọng lượng của vành răng.
Băng phương pháp cộng biểu đồ vẽ được biểu đồ nội lực trong lò dưới tác dụng đồng thời của tất cả các lực tác dụng.
Hình5.8 Biểu đồ mô men trong lò dưới tác dụng đồng thời của các lực.
5.4.6 Tính mômen xoắn trong lò quay
Mômen trong lò chịu các lực xoắn của:
+Trọng lượng của vật liệu.
+Mômen cản của con lăn và ổ con lăn
+Mômen của động cơ. q = 15072 (N/m) vl
Hình 5.9 Biểu đồ mô men xoắn trong lò quay.
Tính ứng suất phát sinh trong vỏ lò ở trạng thái làm việc ổn định được tính theo hình trụ vỏ mỏng chu vi kín (theo tài liệu 1).
Ta có: Tại vị trí X (14, 15) max = 4851,45 KN.m σ = 2 mac mac
Mmac mô men uốn lớn nhất tại nhịp tính toán.
Trong đó: z khoảng cách từ gốc toạ độ đến điểm tính toán 0≤z≤li/2. s khoảng cách từ điểm dưới của tiết diện vuông góc với trục đến điểm khảo sát. li, qi chiều dày và tải trọng phân bố đoạn chữ i. δ, R chiều dày và bán kính trong vỏ lò β góc toạ độ ,0 ≤β≤πD/2. ωn=0,333 khi n=2 vàβ0 0 ωn=-0,067 khi n=4 và β0 0
= 17,25 KN/m 2 Điều kiện bền thoả mãn: σtđ ≤ [σ]σ]
"9,15 KN/m 2 Thoả mãn điều kiện bền
+ Tại vị trí X15 = 3129,64 KN.m ta có σ = 2
Mmac mô men uốn lớn nhất tại nhịp tính toán.
Trong đó: z khoảng cách từ gốc toạ độ đến điểm tính toán 0≤z≤li/2 s khoảng cách từ điểm dưới của tiết diện vuông góc với trục đến điểm khảo sát li, qi chiều dày và tải trọng phân bố đoạn chữ i δ, R chiều dày và bán kính trong vỏ lò β góc toạ độ ,0 ≤β≤πD/2 ωn=0,333 khi n=2 vàβ0 0 ωn=-0,067 khi n=4 và β0 0
= 0,0087 KN/m 2 Điều kiện bền thoả mãn: σtđ ≤ [σ]σ] σtđ = ( 1 ) 2 2 2 ( 1 ) 2
Thoả mãn điều kiện bền
5.5 TÍNH TOÁN CỤM CON LĂN ĐỠ
5.5.1 Các thông số cơ bản của con lăn
D4 : Đường kính ngoài của con lăn
D4 = 1700 mm. d4 : Đường kính trong của con lăn d4 = 550 mm.
B : Chiều rộng con lăn. b = 860 mm
0 Cấu tạo con lăn đỡ
5.5.2.Tải trọng tác dụng lên các con lăn
Các con lăn chịu toàn bộ trọng lượng của lò và vật liệu di chuyển trong lò hay nói cách khác nó chịu toàn bộ trọng lượng phần quay.
G lv = G VL O + G VL + G cola + G VLan + G g , (N) (4.5)
Theo kết cấu các đoạn lò như đã nêu ở phần trên ta có:
Do các gối chịu tải khác nhau nên việc tính toán con lăn tựa được tính cho gối có tải trọng lớn nhất.
Gọi phản lực tại các gối 1, 2, 3 lần lượt là R1, R2, R 3
Như tính toán ở trên ta đã có phản lực tại các gối:
Vậy phản lực lớn nhất tại gối 1 và gối 2 với: R1 = R2= 2925,2 KN
Lực tác dụng lên con lăn.
2952 = 1689 KN Ứng suất sinh ra tại bề mặt con lăn σ tx được tính toán thỏa mãn điều kiện sau: σ tx ≤ [σ]σ tx ] σ tx = 0,418.
Trong đó: k: Hệ số tải trọng; k = (1,2 ÷ 1,5) → Chọn k = 1,5 b: Chiều rộng vành lăn (m); B = 0,8 m
E: Modun đàn hồi của thép; E = 2.10 8 kN/m 2
[σ]σ tx ]: Ứng suất tiếp xúc cho phép của vật liệu chế tạo được chọn phụ thuộc vào độ cứng bề mặt.
Thông vành lăn và con lăn được chế tạo từ thép hợp kim chịu mòn có: σ ch = 300 ÷ 350 Mpa và độ cứng HB ≥ 167 ÷ 207.
Do đó có thể lấy: [σ]σ tx ] = 600 ÷ 800 Mpa
Lấy [σ]σ tx ] = 600 Mpa hay [σ]σ tx ] = 600.10 3 kN/m 2
Thay các giá trị trên vào (4.7) ta được: σ tx = 0,418 1 , 5 0 1689 , 8 2 10 8 ( 2 , 4725 0 , 85 0 , 85 ) = 405,786.10 3 KN/m 2 σ tx ≤ [σ]σ tx ] = 600.10 3 KN/m 2
Kết luận: con lăn đủ bền.
5.5.3 Tính bền trục con lăn
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: σ b = 600 Mpa σ 1 = 0,436 σ b = 0,436.600 = 261,6 Mpa
Tính toán trục con lăn chủ yếu theo uốn và kiểm tra mỏi, trong đó chú ý tới lực ma sát do trượt dọc trục giữa con lăn và vành lăn.
Fms: Lực ma sát dọc trục. fc: Hệ số ma sát trượt; fc = 0,2
Hình 5.11 Sơ đồ tính và biểu đồ mômen trên trục con lăn. Ứng suất uốn sinh ra được xác định theo công thức: σu W
Mu: Mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm.
W: mômen chống uốn; W = 0,1.d 3 d: Đường kính tiết diện nguy hiểm.
- Xác định phản lực tác dụng lên các ổ.
- Xác định hệ số an toàn mỏi.
Hệ số an toàn mỏi n được tính như sau: n
Trong đó: σ-1: Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng. kσ: Hệ số tập trung ứng suất vai trục; giá trị của kσ phụ thuộc vào vật liệu; theo bảng 10.13_/2/ : kσ = 2,5. k1: Hệ số kể đến độ lớn ảnh hưởng kích thước; giá trị của k1 phụ thuộc vào bán kính góc lượn Lấy k1 ≈ 0,5. k2: Trạng thái bền lớp bề mặt k2 ≈ 1.
Kết quả tính toán được ghi trong bảng 10.
Bảng 10 Kết quả tính bền trục con lăn.
Tiết diện dj (mm) Mu
Tiết diện dj (mm) σu MPa τ MPa n a-a 500 21,1 3.906.10 -3 2,48 b-b 530 24 3,28.10 -3 2,18
Từ bảng 10 ta thấy hệ số an toàn mỏi lớn hơn hệ số an toàn mỏi cho phép nên trục thỏa điều kiện bền về mỏi (do ứng suất tiếp nhỏ nên bỏ qua trong tính toán về mỏi).
Vành lăn chịu lực khá phức tạp, khi làm việc tại vùng lăn xuất hiện các loại ứng suất sau:
+ Ứng suất tiếp xúc giữa vành lăn và con lăn.
+ Ứng suất uốn do trọng lượng bản thân.
+ Ứng suất nhiệt khi phát sinh khi nhiệt của vỏ lò cao.
+ Ứng suất uốn do phản lực gói tựa sinh ra.
5.6.1 Các thông số hình học của vành lăn
D1: Đường kính ngoài vành lăn.
D1 = 4945 mm d1: Đường kính trong vành lăn. d1 = 4625 mm
B = 800 mm h: Chiều dày vành lăn. h = 160 mm
Hình 5.12 Cấu tạo vành lăn
5.6.2 Tính toán bền vành lăn
Cũng giống như các con lăn tựa, các vành lăn chịu khác nhau nên khi tính vành lăn ta chỉ tính cho vành lăn chịu lực lớn nhất.
Tương ứng với con lăn chịu lực lớn nhất là con lăn chịu lực lớn nhất, như vậy vành lăn số 1 và 2 là hai vành lăn chịu lực lớn nhất.
Biểu đồ mô men uốn của vành tròn chịu tác dụng của trọng lực và tải trọng hướng tâm có dạng như hình 4.13.
Hình 5.13 Biểu đồ mômen trên vành lăn.
Q max : Tải trọng lớn nhất tác dụng lên gối tựa; với Q max = P max = 1689 KN. a: Hệ số phụ thuộc vào phương thức liên kết giữa vành lăn và vỏ lò.
Với vành lăn lắp tự do ta có: a = 0,08.
Mô men chống uốn vành lăn:
W U VL : Mô men chống uốn của vành lăn.
B, h: Bề rộng và chiều dày vành lăn vành lăn
Thay các giá trị trên vào (4.11), (4.12), (4.13) ta được:
= 97882 KN/m 2 σ u ≤ [σ]σ u ]; vậy vành lăn đủ bền
5.7 TÍNH TOÁN CON LĂN CHẶN KIỂU THỦY LỰC
Do lò được đặt nghiêng 1 góc α nên để đảm bảo khi lò quay làm việc lò không bị trượt theo phương dọc trục, người ta sử dụng con lăn chặn để ngăn cản sự trượt của lò.
Tính bền con lăn chặn (tỳ).
Lực tác dụng lên con lăn chặn chính là trọng lượng làm việc của lò.
Gọi P dt là lực do G lv tác dụng lên bánh tỳ ta có:
Trong đó: i: Độ nghiêng của bánh tỳ (φ nhỏ → sinφ ≈ tgφ ≈ i).
G lv : Tổng trọng lượng làm việc của lò.
Hình 5.14 Sơ đồ đặt lực trên con lăn chặn.
Với: z: Số lượng gối thủy lực (ít nhất). theo kết cấu của lò thiết kế ta có: z = 1 → P tt = P dt φ = 12,5 0 ; G lv = 8205,84 KN
Thay các giá trị trên vào (4.14) ta được:
P dt = P tt = 8205,84.sin12,5 0 = 1776,07 KN Ứng suất sinh ra tại bề mặt bánh tỳ σ tx được tính toán thỏa mãn điều kiện sau: σ tx ≤ [σ]σ tx ] σ tx = 0,418 ' ' " "
R clt q: Tải trọng phân bố trên bề mặt con lăn tỳ.
R clt : Bán kính trung bình của con lăn tỳ. b: Chiều cao con lăn tỳ.
Theo kết cấu của lò ta có: R1= 2,4725 m; R clt = 0,525 m; b = 0,22 m
Thay giá trị của R1, R clt vào các biểu thức trên ta có: tgγ = 2 0 , , 4725 525 = 0,2125 → γ = 12 0 q = 0 , 22 cos 12 0
= 2,5277 m Thay các giá trị trên vào (5.16) ta được: σ tx = 0,418 8253 , 4 2 10 8 ( 11 11 , 892 , 892 2 2 , 5277 , 5277 ) = 372.10 3 KN/m 2 σ tx ≤ [σ]σ tx ] = 600.10 3 KN/m 2
Kết luận: con lăn chặn đủ bền.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Sơ đồ dẫn động lò quay
Hình 5.1 Sơ đồ dẫn động lò quay.
1 Thân lò; 2 Hộp giảm tốc chính; 3 Động cơ dẫn động chính;
4 Hộp giảm tốc phụ; 5 Động cơ phụ; 6 Bộ truyền ngoài. 6.1 Tỷ số truyền tổng
Tỷ số truyền Chung của bộ truyền chính. dc c lo n 740 i = = = 186,8 n 3,96
Trong đó: i ng - Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài c i h - Tỷ số truyền của hộp giảm tốc chính
Có nhiều phương án phân phối tỷ số truyền để giảm kích thước hộp giảm tốc lấy tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: i = 10 ng
6.2 Tỷ số truyền hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài
Theo kết cấu của lò ta chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền ngoài là: ing
Vì vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc chính được tính như sau: c h c ng i 186,8 i = = = 18,68 i 10
Tỷ số truyền tổng phụ bao gồm cả hộp giảm tốc phụ: i ph ph ph dc n n
Trong đó: n ph dc : Vận tốc động cơ phụ; với n ph dc = 980 v/p n ph : Vận tốc làm việc phụ; với n ph = 8 v/h i ph = 60 8 980 = 7350
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc phụ được xác định như sau:
6.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng ngoài
Chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền bánh trụ răng thẳng.
Ta có: G lv = 8205,84 (kN) ta xác định lại N ct
Thay giá trị của G lv vào (4.22) và (4.25) ta có:
Công suất trên trục mang bánh răng dẫn động theo tài liệu /2/:
Bộ truyền bánh răng trụ để hở có: η BR = 0,94
Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol = 0,99
Thay các giá trị trên vào (5.2) ta có:
Mô men xoắn trên trục được xác định theo công thức sau:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB &0 có: σ b = 850 MPa σ ch = 580 MPa
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB #0 có: σ b = 750 MPa σ ch = 450 MPa
6.3.2 Xác định ứng suất cho phép
6.3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ]σ]Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép.
' k N - Hệ số chu kỳ ứng suất cho phép
Với: n - Số vòng quay trong một phút của bánh răng. u - Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
T - Tổng thời gian làm việc
Do cặp bánh răng làm việc liên tục trong thời gian dài => Ntd > N0 Lấy
6.3.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Khi răng làm việc một mặt
Trong đó: n - Hệ số an toàn; Chọn n = 1,8
'' k N - Hệ số chu kỳ ứng suất uốn; k = 1 '' N
Kσ - Hệ số tập chu ứng suất ở chân răng; Kσ = 1,8
Thay vào công thức được:
Vậy ứng suất uốn cho phép với:
6.4 Xác định ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột trong thời gian ngắn
6.4.1 Ứng suất tiếp xúc khi quá tải
6.4.2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Bánh răng làm bắng thép có độ dắn HB ≤ 350
6.4.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K
- Chọn hệ số chiều rộng răng.
Do HB < 350 nên chọn ψ d = 1,0 với d w w b
6.4.4 Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền.1
- Xác định sơ bộ mô đun.
Chọn sơ bộ: Z1 = 30 răng nên Z2 = Z1.i = 30.10 = 300 răng
Mô dun được xác định sơ bộ theo công thức sau:
6.4.5 Xác định sơ bộ hệ số môdun m Đối với bộ truyền ngoài thiết kế được tính theo sức bền uốn của răng:
[σ]σ]u1 4,9 N/mm 2 ψm = 20 n1 = 40 (v/p) y - Hệ số dạng răng Với Z1 = 30 tra bảng có y1 = 0,492
- Xác định các thông số.
+ Xác định khoảng cách trục: a w = m.
= 3300 mm Chiều rộng bánh răng: d w 1 1
6.4.6 Tính đường kính vòng lăn
6.4.7Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng bánh răng trụ được tính theo công thức: c1 1 πD.d n 3,14.600.40
Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9
6.4.8 Định chính xác hệ số tải trọng K d
Tra bảng 3-12 tài liệu /2/ được kttbang = 1,14
Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức: ttbang tt k +1 1,14+1 k = = = 1,07
Với cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 tra bảng 3-13 tài liệu /2/ được kd 1,25
=> Hệ số tải trọng: K = Ktt.Kd = 1,07.1,25 = 1,33 Ít khác với giá trị dự đoán (K=1,3) cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A
6.4.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức ứng suất uốn tại chân răng:
19,1.10 K.N σ = σ y.m Z.n.b (6.6) Trong đó: y - Hệ số dạng răng, tra theo bảng 3-18 tài liệu /2/
Thay các giá trị vào được: Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
2 u1 u σ < σ = 164,9 N/mm Bánh răng nhỏ thoả mãn điều kiện bền Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
2 u2 u2 σ < σ = 145,5 N/mm Bánh răng lớn thoả mãn điều kiện bền
Kết luận bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn
6.5 Kiểm nghiệm sức bền quá tải trong thời gian ngắn
6.5.1 Kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc quá tải
Kqt - Hệ số quá tải; Lấy Kqt = 1,8 n2 - Vận tốc quay của bánh bị dẫn; n2 = 40
Thay các giá trị vào được:
A.i b n 3300.10 600.40 σtxqt < [σ]σ]txqt1 = 1690 N/mm 2 σtxqt < [σ]σ]txqt2 = 1495 N/mm 2
Kết luận bộ truyền thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc quá tải.
6.5.2 Kiểm nghiệm sức bền uốn quá tải Ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải được kiểm nghiệm theo công thức: σuqt = σu.Kqt ≤ [σ]σ]uqt
Bánh nhỏ: σuqt1 = σu1.Kqt = 58,17.1,8 = 104,7 < [σ]σ]uqt1 = 464 N/mm 2
Bánh lớn: σuqt2 = σu2.Kqt = 5,54.1,8 = 9.97 < [σ]σ]uqt1 = 360 N/mm 2
Kết luận bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn quá tải.
- Các thông số của bộ truyền.
+ Chiều rộng vành răng: b w = 600 mm
- Lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp.
6.6 Tính toán trục bánh răng dẫn động
6.6.1 Lực tác dụng lên bộ truyền
- Lực tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên trục bao gồm: mô men xoắn truyền động từ động cơ, lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng.
+ Mô men xoắn trên trục:
+ Lực do cặp bánh răng tác dụng lên trục:
- chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: σ b = 600 Mpa
6.6.3 Xác định phản lực tại các gối tựa
Sơ đồ đặt lực như hình 5.15.
Hình 6.2 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men.
Từ các giá trị nội lực ở trên ta tính được các biểu đồ mômen như hình 5.2. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện tại điểm đặt lực.
+ Mô men uốn tổng và mômen tương đương tại tiết diện nguy hiểm.
6.6.4 Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d ≥
: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục (thép 45).
Theo bảng 10.5_ /2/: = 48 Mpa d ≥ 3 68641265 0 , 1 48 , 63 = 297 mm ; Lấy d = 310 mm
6.6.5 Kiểm tra trục theo hệ số an toàn mỏi
Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:
Trong đó: [σ]n] - Hệ số an toàn cho phép:
[σ]n] = 2 (không cần kiểm tra độ cứng trục) nσ; nτ - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và tiếp
(6.9) σ-1; τ-1 - là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ-1 = 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm 2 τ-1 = 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm 2 σa ; τa; σm; τm - là biên độ và trị số trung bình ứng suất pháp và tiếp: max min max min a m max min max min a m σ -σ σ +σ σ = ; σ 2 2 τ -τ τ +τ τ = ; τ 2 2
Với trục quay một chiều thì ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đối xứng và ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có: m a max u 2
16 16 Ψσ; ψτ -Hệ số kể tới ảnh hưởng của ứng suất trung bình Với σb = 600 N/mm 2 ta tra bảng được ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05 β - Hệ số tăng bền bề mặt trục, Lấy β = 1 εσ và ετ - Hệ số kích thước , với đường kính trục d = 310 mm tra bảng 7-4 tài liệu /2/ được : εσ = 0,6 ; ετ = 0,5 kσ và kτ - Hệ số tập chung ứng suất thực tế tại rãnh then với vật liệu làm trục tra bảng7-8 tài liệu /2/ được : kσ = 1,63 ; kτ = 1,5 Thay các hệ số vào công thức (4-51) ta được: n = 2,24 σ n = 7,36 τ
6.6.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy ) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức
Kết luận trục đủ độ bền tĩnh.
- Lực tác dụng lên ổ: ổ chịu lực hướng tâm.
- Chọn vật liệu lót ổ: dùng gang giảm ma sát.
- Chọn các thông số của ổ:
+ Chọn tỉ số l/d = 0,8 do đó l = 0,8.d = 0,8.270 = 216 mm
+ Chọn độ hở tương đối: Độ hở tương đối Ψ được chọn sơ bộ theo công thức thực nghiệm sau. Ψ = 0,8.10 -3 V 0,25 = 0,8.10 -3 0,5652 0,25 = 6,9365.10 -4
V: Vận tốc vòng của ngõng trục m/s.
V = 2 n 30 d = 40 2 30 0 , 270 = 0,5652 m/s Độ hở tương đối được xác định như sau:
Với S = 0,1873 mm, chọn kiểu lắp H8/e8 có sai lệch giới hạn lỗ là +0,081 và 0; của trục là - 0,11 và - 0,191
Smax = 0,272 mm. Độ hở trung bình S :
Xác định lại độ hở tương đối. Ψ = S /d = 0,191/270 = 7,074.10 -4
Dùng dầu công nghiệp 45 và giả thiết nhiệt độ làm việc trung bình của ổ là 40 0 C, theo bảng 12.2_/2/: độ nhớt động lực học của dầu μ = 70cP = 0,07 Mpa.s
+ Kiểm nghiệm p và tích số pv.
Theo bảng 12.1_/2/: với vật liệu lót ổ là ABЧ – 2:
[σ]p] Mpa và [σ]pv] = 12 Mpa.m/s Áp suất trung bình p: p = R/ (l.d) ≤ [σ]p] p 0578/ (216.270) = 2,41 Mpa ≤ [σ]p] = 12 Mpa
Tích số của áp suất trung bình và vận tốc: pv ≤ [σ]pv]. pv = 19100 R n l = 19100 140578 216 40 = 1,36 Mpa.m/s ≤ [σ]pv] = 12 Mpa.m/s
+ Tính ổ trượt bôi trơn ma sát ướt.
Hệ số khả năng tải của ổ:
Trong đó: ω: Vận tốc góc rad/s. ω = πDn/30 = 4,14.40/30 = 4,187 rad/s.
Theo bảng 12.3_/2/: với l/d = 0,8 và CF = 4,132 → độ lệch tương đối χ = 0,8515
+ Chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn được xác định như sau: hmin = 0,5 S (1- χ) = 0,5.0,191.(1 – 0.8515) = 0,0142 mm
+ Chọn độ nhám bề mặt ngõng trục Rz1 = 2,5 μm, độ nhám bề mặt lót ổ
Xác định hệ số an toàn chiều dày màng dầu bôi trơn.
Sh = hmin/ (Rz1 + Rz2) = 0,0142/(0,0025 + 0,004) = 2,185 > [σ]Sh] = 2
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 hình 12.2_/2/với χ = 0,8515 và l/d = 0,8 tra được Q/( Ψωld 2 ) = 0,083
Theo hình 12.1_/2/ với χ = 0,8515 và l/d = 0,8 tra được f/Ψ = 1,8 f = 1,8 Ψ = 1,8.7,074.10 -4 = 12,7332.10 -4
+ Độ chênh lệch nhiệt độ vào và ra được xác định theo công thức: Δt = 1000 ( C fRv Q K dl )
R: Lực hướng tâm N. v: Vận tốc vòng m/s. f: Hệ số ma sát, được xác định theo đồ thị phụ thuộc vào l/d, Ψ, χ.
C: Nhiệt dung riêng của dầu; C = 1,9 kJ/kg 0 C γ: Khối lượng riêng của dầu; γ = 880 kg/m 3
Q: Lưu lượng dầu chảy qua ổ trong 1 giây (m 3 /s); được xác định từ đồ thị phụ thuộc vào l/d, χ
KT: Hệ số tỏa nhiệt qua thân ổ và trục; KT = 0,05 kW/m 2 0 C Δt ) 216 , 0 27 , 0 05 , 0 10 871 , 3 880 9 , 1 ( 1000
+ Nhiệt độ trung bình của dầu t = tv + Δt/2 = 35 + 6,5/2 = 38,25 0 C
Nhiệt độ này nhỏ hơn nhiệt độ giả thiết khi chọn μ (40 0 C), như vậy nhiệt độ làm việc trong ổ đảm bảo được độ nhớt cũng như điều kiện bôi trơn ma sát ướt của ổ trượt.
6.7 Tính toán thiết kế hộp giảm tốc chính
Với tỷ số truyền ih = 18,68 chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp Trong thực tế loại được dùng nhiều nhất là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp bố trí theo sơ đồ khai triển, do kết cấu đơn giản.
Hình 6.3 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc.
6.7.1 Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc
Ta có: ih = in.ic
Trong đó: ih: Tỷ số truyền hộp giảm tốc chính. in: Tỷ số truyền cấp nhanh. ic: Tỷ số truyền cấp chậm.
Theo bảng 3 tài liệu /2/: với ih = 18,5 → in = 5,763; ic = 3,21
Khi phân phối tỷ số truyền theo bảng 3 tài liệu /2/ cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ khai triển và phân đôi thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:
+ Mômen quán tính thu gọn nhỏ nhất.
+ Thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất
- Xác định công suất, vận tốc và mômen trên các trục.chọn
- Công suất trên trục III: N3 = 332 kW
- Công suất trên trục II: N2 BR ol
- Công suất trên trục I: N1 =Nđc 55.0,9952 kW
= 128 3 , 21 , 41 = 40 v/p + Mômen xoắn trên các trục.
Bảng 11 Kết quả mômen, vận tốc, công suất trên các trục.
Thông số Động cơ I II III Công suất N
Do công suất lớn nên chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều là thép nhóm
II có HB > 350 Khi đó thường nhiệt luyện 2 bánh răng như nhau và đạt độ rắn bằng nhau.
Theo bảng 6.1 tài liệu /2/: chọn vật liệu của cấp nhanh và cấp chậm như nhau. Thép 40XH tôi đạt độ rắn HRC = 50 có: σb = 1600 MPa σch = 1400 MPa
+ Tỷ số truyền. in = 5,763 ic = 3,21
+ Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2 tài liệu /2/: thép 40XH đạt độ rắn HRC = 45…55 σ0 H = 17.HRCm + 200 và S H = 1,2 σ0 F = 900 và S F = 1,75
HRCm: Độ rắn mặt răng. σ0 F , σ0 H : Lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất cho phép ứng với chu kì cơ sở
S F , S H : Hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc. σ0 H = 17.50 + 200 = 1050 MPa σ0 F = 900 MPa
Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
Do bộ truyền làm việc liên tục trong thời gian dài nên số chu kỳ thay đổi ứng suất khi làm việc lớn hơn số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc K HL = K FL = 1
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ]σ H ] = σ0 H K HL / S H
+ Ứng suất uốn cho phép: [σ]σ F ] = σ0 F K FC K FL / S F
- Ứng suất quá tải cho phép.
6.7.2 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. a Xác định sơ bộ khoảng cách trục I
Khoảng cách trục được xác định như sau: aw ≥ Ka.(in+ 1) 3 2
Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. in: Tỉ số truyền.
T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động; T1 = 4,55.10 6 Nmm. [σ]σH]: Ứng suất tiếp xúc cho phép MPa. Ψba: Hệ số; Ψba w w a b bw: Chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.5 và 6.6 tài liệu /2/: chọn Ψba = 0,5; Ka = 49
Ta có: Ψbd = 0,5 Ψba (in + 1) = 0,5.0,5.(5,763 + 1) = 1,014
Với Ψbd= 1,014 theo bảng 6.7 tài liệu /2/ KHβ = 1,37
Thay các giá trị trên vào (4.23) ta được: aw ≥ 49.(5,763 + 1) 3 2 6
4 = 468,2 mm ; Lấy aw = 520 mm b Xác định các thông số ăn khớp
Theo bảng 6.8 tài liệu /2/ chọn môdun m = 6 mm. m 25
Tỉ số truyền thực: im 1
Z = 150 26 = 5,769 + Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw1 = 2 w 1 5,769 1 1 2.528 m a i
+ Xác định cấp chính xác động học. υ = 60000
Tra bảng 6.13_/2/: ứng với υ ≤ 6 m/s → chọn cấp chính xác là 8. c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức: σ H = Z H Z M Z 2
Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh ăn khớp. theo bảng 6.5 tài liệu /2/ : Z M = 274 MPa 1/3
Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. theo bảng 6.12 tài liệu /2/ : Z H = 1,76 (với β = 0).
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; Răng thẳng (β = 0) thì K H =1,0
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; theo bảng 6.7 tài liệu /2/: K H = 1,37
K Hv :Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
δ H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. theo bảng 6.15 tài liệu /2/: δ H = 0,01 g 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 theo bảng 6.16 tài liệu /2/: g 0 = 61
Thay các giá trị trên vào (4.24) ta được: σ H = 274.1,76.0,8688 6 2
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Ứng suất uốn được xác định theo công thức: σ F 1 = T b K d Y Y m Y w w
K F : Hệ số quá tải khi tính về uốn, với K F =K F K F K Fv
K F = 1,28 (do bộ truyền để đứng), K F = 1 (răng thẳng β = 0).
Theo bảng 6.15; 6.16 tài liệu /2/: δ F = 0,011 và g 0 = 61
Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1 1 , 7356 1 0 , 576
Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1,0
Y F 1:Hệ số dạng răng, bảng 6.18 tài liệu /2/: Y F 1= 3,90
Thay các giá trị trên vào (4.25) ta được: σ F 1 = 2 4 , 563 10 158 6 1 , , 082 4 156 1 0 6 , 576 1 3 , 9 191 , 5 MPa σ F 2= σ F 1.
Y = 191 3 , 5 9 3 6 = 176,77 MPa σ F 1< [σ]σ F 1] = 514,3 (Mpa) Và σ F 2 < [σ]σ F 2] = 514,3 Mpa Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo. e Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Chọn hệ số quá tải Kqt = 2,0
Ta có: σF1max = σ F 1 Kqt = 191,5.2 = 383 MPa < [σ]σ F 1]max = 840 MPa σF2max = σ F 2 Kqt = 176,77 2= 353,54 MPa < [σ]σ F 2] max = 840 MPa σH1max = σ H K qt = 845,445 2 = 1195,64 MPa < [σ]σ H 1] max = 2000 MPa f Các thông số của bộ truyền.
- d f 2 = d 2 - 2, 5.m = 900 – 2,5.6 = 885 mm +Chiều rộng vành răng: b w = 158,4 mm
+Góc ăn khớp: α = 20 0 g Lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp
6.7.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng a Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục được xác định như sau: aw = Ka.(ic+ 1) 3 2
Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. ic: Tỉ số truyền.
T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động; T2 = 25,7.10 6 Nmm. [σ]σH]: Ứng suất tiếp xúc cho phép MPa. Ψba: Hệ số; Ψba w w a b bw: Chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.5 và 6.6_/2/: chọn Ψba = 0,4; Ka = 49
Ta có: Ψbd = 0,5 Ψba (ic + 1) = 0,5.0,4.(3,2 + 1) = 0,84
Với Ψbd= 1,014 theo bảng 6.7_/2/: KHβ = 1,126
Thay các giá trị trên vào (4.23) ta được: aw ≥ 49.(3,2 + 1) 3 2 6
Lấy aw = 640 mm b Xác định các thông số ăn khớp.
Theo bảng 6.8 tài liệu /2/ chọn môdun m = 8 mm m 32
Tỉ số truyền thực: im 1
122 = 3,21 + Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw1 = 2 w 1 3, 21 1 1 2.640 m a i
+ Xác định cấp chính xác động học. υ = 60000
Tra bảng 6.13 tài liệu/2/: ứng với υ ≤ 6 (m/s) nên chọn cấp chính xác là 8. c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức: σ H = Z H Z M Z 2
Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh ăn khớp. theo bảng 6.5 tài liệu /2/: Z M = 274 MPa 1/3
Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. theo bảng 6.12 tài liệu /2/: Z H = 1,76 (với β = 0)
Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; Răng thẳng (β = 0) thì K H =1,0
K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; theo bảng 6.7 tài liệu /2/: K H = 1,15
K Hv :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
δ H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. theo bảng 6.15 tài liệu /2/: δ H = 0,01 g 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 theo bảng 6.16 tài liệu /2/: g 0 = 61
Thay các giá trị trên vào (5.27) ta được: σ H = 274.1,76.0,862 6 2
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Ứng suất uốn được xác định theo công thức: σ F 1 = T b K d Y Y m Y w w
K F : hệ số quá tải khi tính về uốn, với K F =K F K F K Fv
K F = 1,216 (do bộ truyền để đứng), K F = 1 (răng thẳng β = 0).
Theo bảng 6.15; 6.16 tài liệu /2/: δ F = 0,011 và g 0 = 61
Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y = 1 1 , 1 77 0 , 565
Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1,0
Y F 1:hệ số dạng răng, bảng 6.18 tài liệu /2/: Y F 1= 3,70
Thay các giá trị trên vào (4.28) ta được: σ F 1 = 214 , 94
Y = 214 3 , 94 7 3 6 = 209,13 MPa σ F 1< [σ]σ F 1] = 514,3 Mpa Và σ F 2 < [σ]σ F 2] = 514,3 Mpa Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo. e Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Chọn hệ số quá tải Kqt = 2,0.
Ta có: σF1max = σ F 1 Kqt = 214,94.2 = 429,88 MPa < [σ]σ F 1]max = 840 MPa σF2max = σ F 2 Kqt = 209,13 2= 418,26 MPa < [σ]σ F 2] max = 840 MPa σH1max = σ H K qt = 761,2 2 = 1076,4 MPa < [σ]σ H 1] max = 2000 MPa f Các thông số của bộ truyền.
+Chiều rộng vành răng: b w = 256 mm
+Góc ăn khớp: α = 20 0 g Lực tác dụng lên các răng khi ăn khớp
6.8 Tính toán trục a Lực tác dụng lên bộ truyền.
- Lực tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên trục bao gồm: mô men xoắn truyền động từ động cơ, lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng.
+ Mô men xoắn trên các trục.
+ Lực do các cặp bánh răng tác dụng các lên trục.
- Lực hướng tâm: F t 3 = 96161 N b Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: σ b = 600 Mpa
[σ]τ] = 20 Mpa c Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định sơ bộ theo mômen xoắn như sau: d ≥ 3 0 , 2 T [σ] ] , (mm) (6.17)
T: Mômen xoắn trên trục Nmm.
[σ]τ]: Ứng suất xoắn cho phép MPa.
Với vật liệu là thép 45: [σ]τ] = 15…30 (MPa), lấy trị số nhỏ với đầu vào hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra
Do đó đường kính sơ bộ các trục sẽ là: d1 = 3 4 0 , 55 , 2 20 10 6 = 104,4 mm
- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Dựa vào đường kính đường kính các trục vừa xác định ở trên, sử dụng bảng 10.2_ [σ]5] để chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn.
Chọn chiều rộng ổ: B = 82 mm L232 = 290 mm
Chọn chiều rông ổ: B = 112 mm L31 = 434 mm
- Xác định phản lực tại các gối tựa.
Hình 6.4 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục I.
Từ các giá trị nội lực ở trên ta tính được các biểu đồ mômen
Hình 6.5 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục II.
Từ các giá trị nội lực ở trên ta tính được các biểu đồ mô men. o z y x
Hình 6.6 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trục III. 6.9 Xác định đường kính các đoạn trục
- Xác định mômen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm.
Từ các biểu đồ môn men trên các trục ta có các tiết diện nguy hiểm là các tiết diện tại vị trí đặt lực và lắp ổ lăn đối với trục I và III.
Mômen tương đương được xác định như sau:
Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp ổ lăn là: d1.
Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp bánh răng: d11
Thay giá trị của Mx, My vào (4.30) ta có:
Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp bánh răng cấp nhanh là: d2. Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp bánh răng cấp chậm là: d21.
Thay giá trị của Mx, My vào (4.30) ta có:
Thay giá trị của Mx, My vào (5.18) ta có:
Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp ổ lăn là: d30.
Tiết diện và đường kính tại vị trí lắp bánh răng là: d31.
Thay giá trị của Mx, My vào (4.30) ta có:
- Xác định đường kính tại các tiết diện. Đường kính tiết diện được xác định theo công thức sau: d 3
: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục (thép 45).
Theo bảng 10.5 tài liệu /2/: = 48 Mpa
Thay các giá trị mômen ở trên vào (4.31) ta được: d10 = 3 3940415 0 , 1 48 , 59 = 93,6 mm lấy d10 = 95 mm d11 = 3 7318711 0 , 1 48 , 6 = 115,1 mm lấy d11 = 120 mm d21 = 3 23275499 0 , 1 48 , 11 = 169,3 mm d22 = 3 24685137 0 , 1 48 , 65 = 172,6 mm
Lấy d21 = d22 = 195 mm d30 = 3 68641173 0 , 1 48 , 34 = 239,8 mm lấy d10 = 240 mm d31 = 3 72850418 0 , 1 48 , 34 = 247,6 mm lấy d11 = 270 mm
6.10 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
+ Ở trên khi xác định đường kính trục chưa xét đến 1 số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt nên phải kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
+ Kết cấu trục sẽ đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:
S : Hệ số an toàn cho phép; thường S = 1,5 ÷ 2,5; chọn S = 2,3.
S j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện.
S j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện.
Ψ , Ψ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi
K d j ,K d j : Hệ số, được xác định như sau:
K x : Hệ số tập trung ứng ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc Phương pháp gia công và trạng thái bề mặt.
Tra bảng 10.8 tài liệu /2/: Trục được gia công trên máy tiện tại tiết diện nguy hiểm
Yêu cấu đạt độ nhám Ra = 2,5…0,63 (μm) nên K x = 1,06
K y : Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc phương pháp tăng bền và tính chất vật liệu.
Tra bảng 10.9 tài liệu /2/: K y = 1,0 ε ,ε : Hệ số kích thước kể đến ảnh của kích thước tiết diện trục đến bền mỏi.
K , K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế.
Tra bảng 10.12 tài liệu /2/: K = 1,76; K = 1,54 σ 1,τ 1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Với thép các bon : σ 1 = 0,436 σ b = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ 1 = 0,58 σ 1 = 0,58.261,6 = 151,73 Mpa
+ Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: σ m j = 0 và σ a j = σmax j j j
+ Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động: τ m j = τ a j = 2 1 τmax j j j
W j , W0 j : là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j. σ a j ,τ a j ,σ m j ,τ m j : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.
+ Các ổ lăn lắp trên trục theo kiểu k6.
+ Các bánh răng, nối trục lắp trên trục theo kiểu k6 kết hợp lắp then.
Kích thước của then tra theo bảng 9.1 tài liệu /2/:
Trị số của mômen cản uốn được xác định như sau:
+ Đối với trục tiết diện tròn.
+ Đối với trục có 1 rãnh then.
Trong đó dj: Đường kính trục tại tiết diện thứ j. b: Bề rộng của then t1: Chiều sâu rãnh then trên trục.
Bảng 12 Mômen chống uốn và chống xoắn trên các tiết diện.
Tiết diện dj bxh t1 t2 Wj (mm 3 ) W0j (mm 3 )
Bảng 13 Giá trị σ aj và τ aj
- Xác định các hệ số K d j , K d j đối với các tiết diện nguy hiểm:
Theo bảng 10.11 tài liệu /2/: ứng với kiểu lắp đã chọn, σb = 600 Mpa và đường kính của tiết diện nguy hiểm tra được tỷ số Kσ/εσ , Kτ/ετ do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị của Kσ/εσ , Kτ/ετ để tính K d j ,K d j Sau đây là bảng kết quả tính toán.
Bảng 14 Kết quả tính bền mỏi.
31 270 2,514 2,52 2,24 2,03 2,58 2,09 7,47 6,79 5,024 Kết quả trong bảng khi so sánh với [σ]S] = 2,3 cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
6.11 Tính kiểm nghiệm độ bền của then Đối với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt.
+ Điều kiện bền dập và bền cắt được xác định như sau: σd = 2T/[σ]d.lt.(h – t1)] ≤ [σ]σd] (6.21) τc = 2T/[σ]d.lt.b] ≤ [σ]τc] (6.22)
Trong đó: σd , τc: Ứng suất dập và ứng xuất cắt tính toán MPa. d: Đường kính trục.
T: Mômen xoắn trên trục. lt, b, h: Chiều dài, bề rộng, chiều cao của then. lt = (0,8…0,9).lm lm: Chiều dài mayơ lắp bánh răng. t: Chiều sâu rãnh then trên trục.
[σ]σd]: Ứng suất dập cho phép; theo bảng 9.5 tài liệu /2/:thì [σ]σd] = 150 Mpa [σ]τc]: Ứng suất dập cắt cho phép ; Mpa
Với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì [σ]τc] = 90 Mpa
Kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục.
Bảng 15 Kết quả kiểm nghiệm then.
Bảng kết quả cho thấy các then đều bảo đảm điều kiện bền.
Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ.
Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ.
Các lực hướng tâm tác dụng lên ổ
Tuy không có lực dọc trục nhưng do tải trọng lớn nên chọn ổ đũa côn và bố trí các ổ như sơ đồ trên hình 6.19.
Hình 6.19 Sơ đồ bố trí ổ trên các trục.
6.12.3 Chọn sơ bộ kích thước ổ.
Theo [σ]6] chọn sơ bộ các cặp ổ như sau:
Chọn sơ bộ ổ E32320J có: d = 100 mm; e = 0,345 C = 545 KN C0 = 530 KN
Chọn sơ bộ ổ E32336 có: d = 160 mm; e = 0,346 C = 1080 KN C0 = 1120 KN
Chọn sơ bộ ổ E30248 có: d = 240 mm; e = 0,346 C = 900 KN C0 = 895 KN
6.12.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ.
FSF = 0,83 e RRF = 0,83.0,346 69944,7 = 19738,4 N Theo bảng 11.5 tài liệu /2/: với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình 4.16 ta có : F a A F S A = 4857,86 N
Do đó theo bảng 11.4 tài liệu /2/: ta có : X = 1,0 Y = 0
Tải trọng quy ước trên các ổ được xác định như sau :
QA = (XVRSA + Y FSA) KtKđ = XVRSA KtKđ
QB = (XVRSB + Y FSB) KtKđ = XVRSB KtKđ
QC = (XVRSC + Y FSC) KtKđ = XVRSC KtKđ
QD = (XVRSD + Y FSD) KtKđ = XVRSD KtKđ
QE = (XVRSE + Y FSE) KtKđ = XVRSE KtKđ
QF = (XVRSF + Y FSF) KtKđ = XVRSF KtKđ
RS, FS : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục KN
V : Hệ số kể đến vòng nào quay ; vòng tròng quay V = 1
Kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ; Kt = 1 khi θ = 105 0
Kd : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 tài liệu /2/: Kd = 1,5
X : Hệ số tải trọng hướng tâm.
Y : Hệ số tải trọng dọc trục.
Thay giá trị của các hệ số và các lực vào các công thức trên ta lần lượt có tải trọng động quy ước tại các ổ trên 3 trục :
Như vậy chỉ cần tính cho ổ B; C và E là các ổ chịu lực lớn nhất trên trục I; II; III.
Khả năng tải động của ổ được xác định như sau:
Q: Tải trọng động quy ước KN.
L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
M: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn; với ổ đũa m = 10/3.
Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì:
Theo tài liệu /2/: trị số nên dùng của Lh đối với ổ lăn trong hộp giảm tốc
Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định như sau:
X0, Y0 : Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.
Do đó: Qt = RSB = 47,365 KN < C0 = 530 KN
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động và tải tĩnh.
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động và tải tĩnh.
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động và tải tĩnh.
+ Trục I: Ổ E32320J có: d = 100 mm D = 215 mm e = 0,345 C = 545 KN C0 = 530 KN
+ Trục II: Ổ E32336 có: d = 160 mm D = 340 mm e = 0,346 C = 1080 KN C0 = 1120 KN
+ Trục III: Ổ E30248 có: d = 240 mm D = 440 mm e = 0,346 C = 900 KN C0 = 895 KN
