Đề tài Dây chuyền công nghệ sản xuất Ximăng

Lời Cảm Ơn 2

Phần I : Tổng quan 3

Chương I : Đặt vấn đề 3

Chương II : Giới thiệu về Ximăng PBC 4

Chương III : Những yếu tố cơ bản để xây dựng một

 nhà máy Ximăng 5

Phần II : Công nghệ sản xuất Ximăng 6

Chương I : Lý thuyết công nghệ sản xuất xi măng 6

Chương II : Sơ đồ công nghệ sản xuát ximăng 8

Phần III : Tính toán thiết kế thiết bị 10

Chương I : Tính toán thiét kế máy nghiền bi 10

1.1, Nguyên lý làm việc và phân loại 10

1.2, Các chi tiết chủ yếu của máy nghiền bi. 12

1.3, Tính toán máy nghiền bi. 14

1.4, Sửa chữa và lắp ráp máy nghiền bi. 63

Chương II : Thiết bị phân ly cơ học 66

Chương III : Tính toán thiết kế Cyclone 69

Chương IV : Tính toán thiết kế thiết bị lọc điện 77

4.1, Tìm hiểu chung về thiết bị lọc bụi tĩnh điện 77

4.2, Nguyên lý phân riêng 77

4.3, Cơ sở khoa học để tính toán thiết kế 85

4.4, Tính toán công nghệ thiết bị lọc bụi tĩnh điện 86

Chương V : Tính toán , chọn hệ thống quạt 105

Phần IV: Kết luận 108

Tài liệu tham khảo 109

 

 

 

doc108 trang | Chia sẻ: huong.duong | Ngày: 05/09/2015 | Lượt xem: 713 | Lượt tải: 6download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đề tài Dây chuyền công nghệ sản xuất Ximăng, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ách giữa hai tâm của hai gối đỡ, hình (4 - 10): Hình 4 – 10. Sơ đồ tính chiều dài. Ta có: L = L1 + 2l1 + l2 (*) Với l1 là chiều đáy thùng nghiền, ta có: l1 = 0,5(D’ - Dn).tg30o = 0,5.(1,508 - 0,4). = = 0,32 m Trong đó: D’ và Dn tương ứng là đường kính ngoài của thùng và đường kính ngoài của cổ trục thùng nghiền, m. l2 – chiều dài cổ trục thùng nghiền, m. Ta đã chọn: l2 = 0,4 m L1 – chiều dài thùng nghiền, L1 = 3,4 m. Thay vào (*) ta có: L = 3,4 + 2.0,32 + 0,4 = 4.14 m Thay vào (4 - 49) ta có: Mu = = 38006 Nm Momen chống uốn của thân thùng theo công thức [(7 - 105)/(II – 211)], bằng: Wu = (1 - 50) Trong đó: Rn và Rt – bán kính ngoài và bán kính trong của thân thùng, m. Ta có: Rn = = = 0,754 m Rt = = = 0,7 m Thay vào (1 - 50) ta có: Wu = = 0,087 m3 Vì trên thân thùng có khoét lỗ làm cửa và lỗ để lắp tấm lót vào thân thùng bằng boulon, do đó cần giảm momen chống uốn đi 20%. Vậy, ứng suất uốn theo công thức [(7 - 107)/(II – 212)] bằng: su = (1 - 51) Thay các giá trị vào (4 - 51) ta có: su = = 548776 N/m2 * Momen xoắn tác dụng lên thân thùng theo công thức [(1 - 108)/(II - 212)] Mx = [N.m] (1 - 52) Trong đó: N – công suất tiêu hao cho máy, kW. Theo (1 - 33) ta đã có: N = 45,93 kW n – số vòng quay của thùng/phút: n = 27 vg/ph Thay các giá trị vào (1 - 52) ta có: Mx = = 16569 Nm Còn momen chống xoắn của thân thùng lấy gấp hai lần momen chống uốn, theo công thức [(1 – 109)/(II-212)] : Wx = 2Wu (1 - 53) Thay Wu từ (1 - 50) vào (1 - 53) ta có: Wx = 2.0,087 = 0,174 m3 Vậy, ứng suất tiếp sinh ra do momen xoắn theo công thức [(7 - 110)/(II – 212)]: t = (1 - 54) Thay các giá trị đã có vào (1 -54) ta có: t = = 119621 N/m2 Do đó, ứng suất sinh ra ở thân thùng do uốn và xoắn, theo công thức [(7 - 111)/(II – 212)], bằng: s = Ê [s] (1 - 55) Dùng thép 45 làm thân thùng, theo bảng [(6 - 1)/(IV - 92)]: Giới hạn chảy: sch = 340 MPa = 340.106 N/m2 Mà theo công thức [(10 - 30)/(IV – 200)]: [s] = 0,8sch (1 - 56) Thay giá trị của sch vào (4 - 56) ta có: [s] = 0,8.340.106 = 272.106 N/m2 Thay vào (4 – 55), ta có: s = = 561662 N/m2 Ta thấy: s Ê [s] Vậy thỏa mãn điều kiện bền cho thân thùng. 1.3.2.2. Bulon ghép thân thùng với đáy thùng. Đáy và thân thùng được ghép với nhau bằng bulon. Khi máy làm việc, các bulon này bị cắt do momen xoắn và do tải trọng tổng của thùng. Gọi P1 là lực cắt sinh ra do ảnh hưởng của trọng lượng tất cả các phần quay và lực ly tâm và P2 là lực cắt sinh ra do ảnh hưởng của lực vòng thì lực tổng gây ra cắt bulon theo công thức [(7 - 112)/(II – 213)] là: P = P1 + P2 [N] (1 - 57) Từ biểu đồ lực cắt ở hình (4 – 9b) ta xác định được đại lượng lực cắt P1 như sau: P1. = RA.l Hay theo công thức (7 - 113)/(II – 213)]: P1 = = (1 - 58) Trong đó: RA – phản lực ở gối đỡ, N. l – khoảng cách từ tâm gối đỡ đến mặt phẳng ghép thân với đáy, m. r – bán kính vòng phân bố bulon, m. Ta có: l = l1 + 0,5l2 = 0,32 + 0,5.0,4 = 0,52 m Với: l1 và l2 – tương ứng là chiều dài của đáy thùng nghiền và của cổ trục thùng nghiền, m. Ta có: RA = 0,5G = 0,5.102268 = 51134 N Với: G – trọng lượng của tất cả các bộ phận cùng tham gia quay tính theo (4 - 44). Ta lấy: r = 0,5D’ + 0,05 = 0,5.1,508 + 0,05 = 0,804 m Với: D’ - đường kính ngoài của thùng nghiền, m. Thay vào (4 - 58) ta có: P1 = = 33072 N Còn P2 tính theo công thức [(7 - 114)/(1 – 213)]: P2 = (1 - 59) Trong đó: N – công suất máy nghiền, kW. Theo (1 - 33) ta có : N = 45,93 kW n – số vòng quay của thùng/phút: n = 27 vg/ph Thay các thông số vào (4 - 59) ta có: P2 = = 20608 N Thay giá trị của P1 và P2 vào (4 - 57) ta có: P = 33072 + 20608 = 533680 N Vậy, ứng suất ở bulon do lực cắt gây ra, theo công thức [(7 - 115)/(II – 213)]: tc = [N/cm2] (1 - 60) Trong đó: m – số lượng bulon, ta lấy m = 16 d - đường kính bulon, ta lấy d = 2 cm. ứng suất cắt cho phép: [tc] = 0,2sch Với: sch – ứng suất chảy của vật lệu làm bulon, N/cm2. Dùng thép CT3 làm bulon thì theo bảng [(6 - 1)/(IV – 92)]: sch = 340 MPa = 340.102 N/cm2 Vậy: [tc] = 0,2.34000 = 6800 N/cm2 Thay các thông số trên vào (4 - 60) ta có: tc = = 1068 N/cm2 Do đó: tc Ê [tc] Thỏa mãn điều kiện bền cho bulon. 1.3.2.3. Cổ thùng nghiền. Tiết diện nguy hiểm của cổ thùng nghiền là tiết diện tiếp giáp giữa cổ và đáy: tiết diện A – A ở hình (4 - 9c), ở đấy lại thường có khuyết tật do đúc gây ra. Momen uốn tại tiết diện A – A, theo công thức [(7 - 116)/(II – 214)] bằng: Mu = RA.l (1 - 61) Trong đó: RA – phản lực ở gối đỡ, N. Ta đã có: RA = 52134 N l – khoảng cách từ tâm cổ đến tiết diện A – A: l = 0,2 m Thay các giá trị vào (4 - 61) ta có: Mu = 51134.0,2 = 10227 Nm Còn momen xoắn đã tính theo (4 - 53): Mx = 16569 Nm Vậy momen tương đương theo công thức [(7 - 117)(II – 214)] : Mtđ = (1 - 62) Thay các giá trị của momen vào (4 - 62), ta có: Mtđ = = 19471 Nm Còn momen chống uốn theo công thức [(7 - 118)/(II – 214)] sẽ là: W = (1 - 63) Trong đó: d, D – tương ứng là đường kính trong và đường kính ngoài của cổ trục nghiền, m. Thay các giá trị của d và D vào (1 – 63), ta có: W = ] = 17,18.10-4 m3 ứng suất tại tiết diện A – A, theo công thức [(7 - 119)/(II – 214)] bằng: s = Ê [s] [N/m2] (1 - 64) Thay giá trị của momen và ứng suất vào (4 - 64), ta có: s = = 11,33.106 N/m2 Theo (4 - 56) ta đã có: [s] = 272.106 N/m2 Vậy: s < [s]. Thỏa mãn điều kiện bền cho cổ thùng. 1.3.2.4, Cặp bánh răng truyền động 1.3.2.4.1, Chọn vật liệu. Theo bảng [(6 - 1)/(IV – 92)]: Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 45X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB163..269, giới hạn bền sb = 750 MPa, giới hạn chảy sch = 500 MPa. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB ³ 241, sb = 800 MPa, và sch = 580 MPa. 1.3.2.4.2, ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo các công thức [(6 - 1a) và(6 - 2a)/(4 - 93] như sau: [sH] = soHlim.KHL/SH (5 - 1) [sF] = soFlim.KFCKFL/SF (5 - 2) Trong đó: soHlim và soFlim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với cho kỳ cơ sở, trị số của chúng tra ở bảng [(6 - 2)/(IV- 94)]: soHlim = 2HB + 70 soFlim = 1,8HB SH và SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng [(6 - 2)/(IV – 94)]: SH = 1,1 và SF = 1,75 Thép 45X và thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB180..350. Ta chọn bánh răng nhỏ có HB1 = 245 và bánh răng lớn có HB2 = 230. Vậy: soHlim1 = 2.245 + 70 = 560 MPa soHlim2 = 2.230 + 70 = 530 MPa soFlim1 = 1,8.245 = 441 MPa soFlim2 = 1,8.230 = 414 MPa KFC – hệ số xét đén ảnh hưởng đặt tải, khi bộ truyền quay một chiều KFC = 1 KHL và KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức [(6-3) và (6-4)/(IV-93]: KHL = (5 - 3) KFL = (5 - 4) Trong đó: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, khi độ rắn mặt răng HB Ê 350 thì mH = 6 và mF = 6 NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo công thức [(6 - 5)/(IV- 93]: NHO = 30H2,4HB (5 - 5) Với HHB - độ rắn Brien. Vậy thay giá trị của HHB vào (5 - 5) ta có: NHO1 = 30.(245)2,4 = 16,26.106 NHO2 = 30.(230)2,4 = 13,97.106 NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFO = 4.106 NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, theo công thức [(6 - 6)/(IV – 93)]: NHE = NFE = N = 60cntS (5 - 6) Với: c, n, tS lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c = 1 Số giờ làm việc của bánh răng nhỏ tS1 = 5000 giờ và số giờ làm việc của bánh răng lớn là tS2 = 15000 giờ. Số vòng quay của bánh răng nhỏ là: n1 = u.n2 = 7.27 = 189 vg/ph Với: u là tỉ số truyền của cặp bánh răng. n2 là số vòng quay của bánh răng lớn hay của thùng nghiền. Thay vào (5 - 6), ta có: + Với bánh răng nhỏ: NHE1 = NFE1 = 60.1.189.5000 = 56,7.106 Ta thấy: NHE1 > NHO1 nên lấy KHL1 = 1 NFE1 > NFO1 nên lấy KFL1 = 1 + Với bánh răng lớn: NHE2 = NFE2 = 60.1.27.15000 = 24,3.106 Ta thấy: NHE2 > NHO2 nên lấy KHL2 = 1 NFE2 > NFO2 nên lấy KFL2 = 1 Thay các thông số đã tính được ở trên vào (5 - 1) và (5 - 2), ta có: + Với bánh răng nhỏ: [sH1] = 560.1/1,1 = 509 MPa [sF1] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa + Với bánh răng lớn: [sH2] = 530.1/1,1 = 482 MPa [sF2] = 414.1.1/1,75 = 237 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh răng thường hóa hoặc tôi cải thiện, theo công thức [(6 - 13)/(IV – 95)]: [sH]max = 2,8sch (5 - 7) Thay giá trị của sch2 vào (5 - 7) ta có: [sH]max = 2,8.500 = 1400 MPa ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo CT [(6 - 14)/ (IV – 96)]: [sF]max = 0,8sch (5 - 8) Thay giá trị của giới hạn chảy vào (5 - 8), ta có: [sF]max1 = 0,8. sch1 = 0,8.580 = 464 MPa [sF]max2 = 0,8sch2 = 0,8.500 = 400 MPa 1.3.2.4.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền. Thông số cơ bản là khoảng cách trục và đường kính của bánh răng vòng. Theo tài liệu [3 - 205] ta lấy đường kính chia d2 của bánh răng vòng bằng: d2 = 1,4D = 1,4.1,6 = 2,24 m Với D là đường kính trong của thùng nghiền, m. Đường kính chia của bánh răng nhỏ là: d1 = d2/u = 2,24/7 = 0,32 m Với u là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Vậy khoảng cách trục bằng: aw = = = 1,28 m 1.2.3.4.4, Xác định các thông số ăn khớp. Modul Modul được xác định từ điều kiện bền uốn, theo công thức [(6 - 17)/(IV – 97)]: m = (0,01 - 0,02)aW = (0,01 - 0,02).1280 = = 12,8 - 25,6 mm Theo bảng [(6 - 8)/(IV – 99)] ta chọn modul theo tiêu chuẩn: m = 15 mm 1.3.2.4.5, Xác định số răng, góc nghiêng b và hệ số dịch chỉnh x. Sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên: b = 0 Số răng bánh nhỏ xác định theo công thức [(6 - 19)/(IV – 99)]: Z1 = (5 - 9) Thay các giá trị đã có vào (5 - 9) ta được: Z1 = = 21,3 Lấy: Z1 = 22 răng Số răng của bánh lớn theo công thức [(6 - 20)/(IV – 99)]: Z2 = uZ1 (5 - 10) Thay giá trị u và Z1 vào (5 - 10) ta có: Z2 = 7.22 = 154 răng Tổng số răng: Zt = Z1 + Z2 = 22 + 154 = 176 răng Tính lại khoảng cách trục theo công thức [(6 - 21)/[(IV – 99)]: aW = (5 - 11) Thay giá trị của m và Zt vào (5 - 11), ta có: aW = = 1320 mm Không dùng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 1.2.3.4.6, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện [(6 - 33)/(IV – 105)]: sH = ZMZHZe. Ê [sH] (5 - 12) Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra trong bảng [(6 - 5)/(IV – 96)]: ZM = 274 (MPa)1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH tra trong bảng [(6 - 12)/(IV – 105)]: ZM = 1,76 Ze - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Trước hết cần xác định hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức [(6 - 37)/(IV – 105)]: eb = (5 - 13) Vì b = 0 nên sinb = 0, do đó eb = 0 Vì vậy theo công thức [(6 - 36a)/(IV – 105)]: Ze = (3-14) Với ea là hệ số trùng khớp ngang, theo công thức [(6 - 38b)/(IV – 105)]: ea = [1,88 - 3,2()]cosb (5 - 15) Thay các thông số đã có vào (5 - 15), ta được: ea = [1,88 - 3,2()].1 = 1,73 Thay giá trị của ea vào (5 - 14), ta có: Ze = = 0,87 KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức [(6 - 39)/(IV – 106)]: KH = KHb.KHa.KHv (5 - 16) Với KHb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tùy thuộc hệ số ybd xác định theo công thức [(6 - 16)/(IV – 97)]: ybd = 0,53yba.(u + 1) (5 - 17) Với: u – tỷ số truyền của cặp bánh răng. yba – hệ số, tra bảng [(6 - 6)/(IV – 97)]: yba = 0,3 Thay giá trị của yba vào (5 - 17), ta có: ybd = 0,53.0,3.(7 + 1) = 1,272 Tra bảng [(6 - 7)/IV - 98] ta có: KHb = 1,06 KHa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng thẳng KHa = 1 Vận tốc vòng theo công thức [(6 - 40)/(IV - 106]: v = [m/s] (5 - 18) Với dw1 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: dw1 = = = 330 mm Với aw là khoảng cách trục, mm. n1 là số vòng quay của bánh nhỏ/phút: n1 = 189 vg/ph Thay các thông số đã có vào (5 - 18), ta có: v = = 3,26 m/s Vậy theo bảng [(6 - 13)/(IV – 106)]: ta chọn cấp chính xác là cấp 8. KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của KHv tra trực tiếp từ bảng [(P2.3)/(IV– 250)]: KHv = 1,16 Thay các hệ số vào (5 - 16), ta có: KH = 1,06.1.1,16 = 1,23 T1 – momen xoắn trên trục bánh nhỏ, Nmm: T1 = [Nmm] Trong đó: u – tỷ số truyền của cặp bánh răng, u = 7 h - hiệu suất của bộ truyền, h = 0,85 Mx – momen xoắn tác dụng lên thân thùng, theo (4 - 52): Mx = 16569 Nm = 16569.103 Nmm Vậy: T1 = = 2784706 Nmm bw – chiều rộng vành răng: bw = yba.aw = 0,3.1320 = 396 mm Chọn: bw = 300mm [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH] = [sH2] = 482 MPa Cuối cùng thay vào (5 - 12), ta được: sH = 274.1,76.0,87. = 289 MPa Vậy: sH < [sH]. Do đó thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. 1.3.2.4.7, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép, theo các công thức [(6 - 43) và (6 - 44)/(IV - 108]: sF1 = Ê [sF1] (5 - 19) sF2 = Ê [sF2] (5 - 20) Trong đó: T1 – momen xoắn trên bánh nhỏ, T1 = 2784706 Nmm m – modul pháp, m = 15 mm bw – chiều rộng vành răng, bw = 300 mm dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ, dw1 = 330 mm. Ye = 1/ea - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, theo (5 - 15) thì ea = 1,73 Nên: Ye = = 0,58 Yb - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng thì Yb = 1 YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Số răng tương đương: Zv = Vì: b = 0 nên Zv = Z Tra bảng (6 - 18), tài liệu [5 - 109]: YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6 KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức [(6 - 45)/(IV – 109)]: KF = KFb.KFa.KFv (5 - 21) Với: KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng [(6 - 7)/(IV – 98)]: KFb = 1,14 KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KFa = 1 KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng [(P2.3)/(IV – 250)]: KFv = 1,38 Thay giá trị các hệ số vào (5 - 21), ta có: KF = 1,14.1.1,38 = 1,57 Cuối cùng thay tất cả các thông số vào (5 - 19), ta có: sF1 = = 28,6 MPa Mà theo (5 - 2), ta có: [sF1] = 252 MPa Vậy: sF1 < [sF1] Do đó thỏa mãn điều kiện bền uốn. Theo bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: Đường kính chia: d1 = = 288 mm d2 = m.Z2 = 12.168 = 2016 mm Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 288 + 2.12 = 312 mm da2 = d2 + 2m = 2016 + 2.12 = 2040 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 288 - 2,5.12 = 258 mm df2 = d2 - 2,5m = 2016 - 2,5.12 = 1986 mm 1.3.2.4.8, Các thông số và kích thước bộ truyền. 1. Khoảng cách trục : aw = 1152 mm 2. Modul pháp : m = 12 “ 3. Chiều rộng vành răng : bw = 200 “ 4. Đường kính vòng chia : d1 = 288 và d2 = 2016 mm 5. Đường kính đỉnh răng : da1 = 312 và da2 = 2040 mm 6. Đường kính đáy răng : df1 = 258 và df2 = 1986 mm 7. Tỉ số truyền : u = 7 8. Số răng bánh răng : Z1 = 24 và Z2 = 168 9. Góc nghiêng của răng : b = 0 10. Hệ số dịch chỉnh : x1 = x2 = 0. 1.3.2.5, Tính thiết kế trục của bánh răng dẫn động. 1.3.2.5.1, Chọn vật liệu. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, thường hoá, theo bảng [(6-1)/(IV – 92)]: Giới hạn bền sb = 600 MPa, giới hạn chảy sch = 340 MPa và độ cứng HB170..217 1.3.2.5.2, Tải trọng tác dụng lên trục. Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là momen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nữa khớp nối. Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tính đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua. Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chi làm 2 thành phần: lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr . Trị số của chúng được xác định theo công thức [(10 - 1)/(IV – 184)]: Ft1 = Ft2 = Fr1 = Fr2 = (6 - 1) Trong đó: T1 – momen xoắn trên trục bánh nhỏ, T1 = 2784706 Nmm dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ, dw1 = 288 mm atw – góc ăn khớp. Theo bảng [(6 - 11)/(IV – 104)]: Góc profil gốc: a = 20o Góc profil răng: at = arctg(tga/cosb) = arctg(tga) = a atw = arccos(cosat) = at = 20o Thay các thông số vào (6 - 1), ta có: Ft1 = Ft2 = = 19338 N Fr1 = Fr2 = 19338.tg20o = 7038 N Lực vòng tác dụng lên khớp nối: Ft = N Trong đó: Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi, tra bảng [(16 - 10a)/(IV – 68)]: Dt = 242 mm Vậy: Ft = = 23014 N Sinh ra lực hướng tâm: Fr = 0,3Ft = 0,3.23014 = 6904 N 1.3.2.5.3, Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức [(10 - 9)/(5 – 188)]: d ³ (6 - 2) Trong đó: T – momen xoắn, T = 2784706 Nmm. [t] – ứng suất xoắn cho phép, MPa. Với thép 45: [t] = 20 MPa Thay các số liệu vào (6 - 2), ta có: d ³ = 88,6 mm Ta lấy: d = 90 mm 1.3.2.5.3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayo của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng [(10 - 2)/(IV – 189)]: bo = 43 mm Chiều dài mayo bánh răng trụ, theo công thức [(10-10)(IV-189]: lm1 = 1,2bw (6 - 3) Thay giá trị bw = 200 mm là chiều rộng vành răng vào (6 - 3), ta có: lm1 = 1,1.300 = 330 mm Chiều dài mayo nữa khớp nối, theo công thức [(10-13)/(IV-189)]: lm2 = 2d (6 - 4) Với d là đường kính trục: d = 90 mm, thay vào (6 - 4), ta có: lm2 = 2.90 = 180 mm Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng [(10 - 3)/(IV – 189)]: k1 = 30 mm; k2 = 40 mm Khoảng cách công xôn tính theo công thức [(10 - 14)/(IV – 190)]: lc = 0,5(lm2 + bo) + k2 (6 - 5) Thay các giá trị vào (6 - 5), ta có: lc = 0,5(180 + 43) + 40 = 152 mm Theo bảng [(10 - 4)/(IV – 191)]: l2 = lc = 152 mm l3 = 0,5(lm1 + bo) + k1 = 0,5.(330 + 43) + 30 = 217 mm l1 = 2l3 = 2..217 = 434 mm Sơ đồ tính khoảng cách trục hình (6 - 1). Hình 6 – 1. Sơ đồ tính khoảng cách trục của bánh răng truyền động. 1.3.2.5.4, Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Chọn hệ trục tọa độ Oxyz, phương chiều của các lực như sơ đồ trục hình (6 - 2). l2 l3 l1 O x y z Fr Fxo Fr1 Ft1 Fx1 Fy1 Fy1 0 1 n1 2 3 2784706 Nmm 907902 Nmm 3019374 Nmm 1049408 Nmm T My Mx Hình 6 – 2. Sơ đồ đặt lực và biểu đồ momen Hình 6 – 3. Sơ đồ kết cấu trục của bánh răng dẫn động. Các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1: Fy0 = Fy1 = = = 3519 N Phương trình cân bằng lực và momen: ồFx = Ft1 - Fr - Fx0 - Fx1 = 0 ồm1 = Ft1(l1 - l3) - Fx0.l1 - Fr.(l1 + l2) = 0 Chuyển đổi và thay số vào ta có: Fx0 + Fx1 = Ft1 - Fr = 19338 - 6904 = 12434 N (*) Fx0 = [Ft1.l3 - Fr.(l1 + l2)]/l1 = [19338..217 - 6904.(434 + 152)]/516 = 731 N Thay vào (*), ta có: Fx1 = 12434 - 731 = 11703 N Xác định momen: My0 = = = 907902 Nmm Mx0 = Fr.l2 = 6904.152 = 1049408 Nmm Mx3 = Fx1(l1 - l3) = 1170.(434 - 217) = 3019374 Nmm Tính momen tổng tại các tiết diện trên chiều dài trục, theo công thức [(10 - 15)/(IV – 194)]: Mi = (6 - 6) Trong đó: Mxi, Mxi – momen uốn trong mặt phẳng xOz và yOz tại các tiết diện i, Nmm. Thay các giá trị momen vào (6 - 6), ta có: * Tại gối đỡ 0: M0 = = = 1387639 Nmm Vì: Mx1 = My1 = 0 nên M1 = 0 Vì: Mx2 = My2 = 0 nên M2 = 0 * Tại vị trí lắp bánh răng: Vì: My3 = 0 nên M3 = Mx3 = 3019374 Nmm Tính momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục, theo công thức [(10 - 16)/(IV-194)]: Mtđi = (6 - 7) Thay các giá trị momen xoắn và momen tổng vào (6 - 7), ta có: * Tại gối đỡ 0: Mtđo = = = 2782352 Nmm Vì: M1 = 0 và T1 = 0 nên Mtđ1 = 0 Tại vị trí khớp nối vì M2 = 0 nên: Mtđ2 = T2. = 2784706. = 2411626 Nmm Tại vị trí lắp bánh răng: Mtđ3 = = = 3864267 Nmm Tính đường kính trục tại các tiết diện theo công thức [(10-17)/(IV-194)]: di = (6-8) Trong đó: [s] – ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng [(10 - 5)/(IV – 195)]: [s] = 48 MPa Thay các giá trị vào (6 - 8), ta có: * Tại gối đỡ 0: d0 = = = 83,4 mm * Tại vị trí nối trục: d2 = = = 74,5 mm * Tại vị trí lắp bánh răng: d3 = = = 93 mm Đường kính tại các tiết diện lắp ổ lăn, lắp bánh răng và khớp nối phải lấy theo tiêu chuẩn: Vậy ta lấy: d1 = do = 85 mm; d2 = 75 mm; d3 = 95 mm 1.3.2.5.5, Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Khi xác định đường kính trục theo (6 - 8) chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt. Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện [(10 - 19)/(IV – 195)]: S = ³ [S] (6 - 9) Dựa theo kết cấu trục ttrên hình (6 - 1) và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: đó là các tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 0) và tiết diện lắp bánh răng (tiết diện 3). Trong đó: [S] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [S] = 1,5 - 2,5 Ss và St - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp, theo các công thức [(10 - 20) và (10 - 21)/(IV – 195)]: Ss = (6 - 10) St = (6 - 11) Trong đó: s-1 và t-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: s-1 = 0,436sb = 0,436.600 = 262 MPa t-1 = 0,58s-1 = 0,58.262 = 152 MPa sa, ta, sm, tm – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo công thức [(10 - 22)/(IV – 196)]: sm = 0, sa = (6 - 12) Với M tính theo (6 - 6). Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó theo công thức [(10 - 23)/(IV – 196)]: tm = ta = (6 - 13) Với W và W’ là momen cản uốn và momen cản xoắn của trục, được xác định theo bảng [(10 - 6)/(IV – 196)]: 1.3.2.5.6, Tại tiết diện lắp ổ lăn. * Tiết diện 0: Wo = = = 60292 mm3 W’o = 2W = 2.60292 = 120584 mm3 Mo = 1387639 Nmm, To = 2784706 Nmm Thay các thông số trên vào (6 - 12) và (6 - 13), ta có: sa = = = 23 N/mm2 tm = ta = = = 11,55 N/mm2 ys và yt - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng [(10 - 7)/(IV– 197)]: ys = 0,05; yt = 0 Ksd và Ktd – hệ số, xác định theo các công thức [(10 - 25) và (10 - 26)/(IV – 197)]: Ksd = (6 - 14) Ktd = (6 - 15) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng [(10 - 8)/(IV– 197)]: Kx = 1,06 Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, tra bảng [(10 - 9)/(IV– 197)]: Ky = 1,9 es và et - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Ks và Kt - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp các tỷ số theo bảng [(10 - 11)/(IV– 198)]: Ks/es = 2,52; Kt/et = 2,03 Thay vào (6 - 14) và (6 - 15), ta có: Ksd = (2,52 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,36 Ktd = (2,03 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,1 Thay vào (6 - 10) và (6 - 11), ta có: Ss = = = 8,38 St = = = 11,96 Cuối cùng thay vào (6 - 9), ta có: S = = 6,86 Vậy S > [S] = 2,5 nên tại tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 0) thỏa mãn bền mỏi. 1.3.2.5.7, Tại tiết diện lắp bánh răng. Ta có các số kiệu: M3 = 3019374 Nmm, T3 = 2784706 Nmm. s-1 = 262 MPa, t-1 = 152 Mpa, d3 = 95 mm Tại tiết diện lắp bánh răng ta dùng then bằng có một rãnh then, theo bảng [(9 - 1a)/(IV– 173)] kích thước của then: b = 25 mm, h = 14mm, t1 = 9 mm Chiều dài then: lt = 0,8lm3 = 0,8.220 = 176 mm Theo bảng [(10 - 6)/(IV– 196)], ta có: W3 = - = = - = 75414 mm3 W’3 = - = = - = 159587 mm3 Thay vào (6 - 12) và (6 - 13), ta có: sa = = = 40 N/mm2 ta = = = 8,7 N/mm2 Ta đã có: Kx = 1,06; Ky = 1,9; Ks/es = 2,52 Tra bảng [(10 - 10)/(IV– 198)], ta có: et = 0,7 Tra bảng [(10 - 12)/(IV– 199)], ta có: Kt = 1,54 Do đó: = = 2,2 Thay vào (6 - 14) và (6 – 15), ta có: Ksd = (2,5 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,36 Ktd = (2,2 + 1,06 - 1)/1,9 = 1,2 Thay vào (6-10) và (6-11), ta có: Ss = = 4,82 St = = 14,56 Cuối cùng thay vào (6-9), ta có: S = = 4,6 Ta thấy: S > [S] nên thỏa mãn độ bền mỏi cho trục tại tiết diện lắp bánh răng (tiết diện 3). 1.3.2.5.8, Tính kiểm nghiệm độ bền của then. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt theo công thức [(9 - 1) và (9 - 2)/(IV – 173)]: sd = Ê [sd] (6-16) tc = Ê [tc] (6-17) Trong đó: sd, tc – ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d - đường kính trục, mm T – momen xoắn t

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docDA0566.DOC
Tài liệu liên quan