Luận văn Tính toán thiết kế, lập quy trình lắp ráp và thử nghiệm máy sàng vật liệu tại công ty cổ phần đầu tư Bái Tử Long

nối ta sử dụng nối trục các đăng kép. c. Tính toán khớp các đăng. - Trục các đăng với kích thước nhỏ từ 8 đến 40 ( mm ) được tiêu chuẩn hóa nên ta chọn sau đó kiểm tra bền uốn của chốt và áp suất sinh ra trong bản lề. - Theo tài liệu [ 21 ] ta chọn trục các đăng với đường kính trục 32 ta có các kích thước sau: Hình 3.19 Khớp các đăng ( TCVN 3206 – 79 ). Trục các đăng đã chọn có khả năng truyền được mômen xoắn tối đa là 64 (kG.m ) hay 640 ( N.m ). - Kiểm nghiệm lại trục các đăng đã chọn. Trục các đăng được kiểm nghiệm bền uốn của chốt và áp suất sinh ra trong bản lề. + Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt. Trong quá trình là việc của khớp các đăng thì các chốt luôn luôn chịu ứng suất uốn nên ta phải kiểm nghiệm ứng suất uốn của chốt. Hình 3.20 Sơ đồ tính chốt bản lề. Dưới tác dụng của lực P, tại mặt cắt nguy hiểm A – A sẽ xuất hiện ứng suất uốn. Điều kiện bền của chốt là: ( 3.63 ) [ 14 ] Trong đó: P: lực gây uốn chốt, được tính theo mômen xoắn như sau. ( 2.64 ) [ 9 ] : mômen chống uốn tại mặt cắt A – A. ( 3.65 ) [ 8 ] Ứng suất uốn sinh ra tại mặt cắt nguy hiểm là: Vậy chốt bản lề thỏa mãn sức bền uốn. + Kiểm nghiệm áp suất sinh ra trong bản lề. Trong quá trình làm việc của trục các đăng thì trong bản lề sinh ra áp suất ta phải kiểm tra điều kiện theo áp suất cho phép sinh ra trong bản lề. ( 3.66 ) [ 14 ] Trong đó: F: diện tích bề mặt xung quanh của chốt. Vậy áp suất trong bản lề nằm trong điều kiện cho phép. 3.4.7. Tính toán trục sàng. Trục sàng là trục dao động được lắp với hộp sàng thông qua các ổ lăn, trên hộp sàng có gắn các lò xo giảm chấn với mục đích là làm giảm dao động do khối quán tính gây nên. Để tính sức bền trục sàng thì việc xác định sơ đồ tính của trục sàng rất phức tạp, ta xét trạng thái làm việc nguy hiểm nhất của trục sàng là trạng thái khi quá tải lò xo giảm chấn bị nén hết cỡ không còn khả năng đàn hồi nữa tức là lúc đó hộp sàng không còn dao động nữa. Ta xét hệ chỉ giữa trục sàng và hộp sàng. a. Chọn vật liệu làm trục. Vật liệu làm trục trung gian là thép 45 thường hoá tra bảng 3 – 8 tài liệu [ 9 ] với cơ tính như sau: Độ cứng = 170 ( HB ). b. Tính sức bền trục. - Sơ đồ tính trục. Xét hệ gồm trục sàng và hộp sàng thì ta có sơ đồ tính như sau: Hình 3.21 Sơ đồ tính trục sàng. Trong đó: F: Lực quán tính của bánh lệch tâm tác dụng lên trục, Mx: Mômen xoắn tác dụng lên trục. Mx = 98,1 ( N.m ). - Nội lực do tải trọng gây ra. Hình 3.22 Biểu đồ nội lực trục sàng. Từ biểu đồ nội lực ta thấy mắt cắt nguy hiểm nhất cần thiết kế là mặt cắt qua gối thứ nhất với các thành phần nội lực như sau: Qy1 = 16435 ( N ) My1 = 1972,2 ( N.m ) Mx1 = 98,1 ( N.m ) - Thiết kế trục. Đường kính của trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau: ( mm ) ( 3.67 ) [ 9 ] Với : ( N.mm ) ( 3.68 ) [ 9 ] Trong đó: Mtd: mômen tương đương. Mu, Mx : mômen uốn và xoắn ở tiết diện tính toán. Mu = 1972,2 ( N.m ), Mx = 98,1 ( N.m ) , với d0: là đường kính trong của trục rỗng, vì là trục đặc nên d0 = 0 . : ứng suất cho phép của vật liệu làm trục, tra bảng 7 – 2 tài liệu [ 9 ] ta được = 50 ( N/mm2 ). 73,35 ( mm ) Chọn đường kính trục tại vị trí mặt cắt nguy hiểm là d = 75 ( mm ). c. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn. Hệ số an toàn được tính theo công thức sau đây: ( 3.69 ) [ 9 ] Trong đó: : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp. ( 3.70 ) [ 9 ] : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp. ( 3.71 ) [ 9 ] Với: và : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng: và : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục: ( 3.72 ) [ 9 ] và : trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kì ứng suất. ( 3.73 ) [ 9 ] Vì trục quay một chiều nên ứng suất pháp ( ứng suất uốn ) thay đổi theo chu kì đối xứng. Trục quay một chiều nên ứng suất tiếp ( ứng suất xuắn ) thay đổi theo chu kì mạch động. và : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi, tính theo công thức: và ( 3.74 ) [ 9 ] và : giới hạn mỏi ứng với chu kì mạch động, lấy và . và : hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 7 – 4 tài liệu [ 9 ] ta được: và : hệ số tăng bền trục, = 1. và : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng 7 – 6 tài liệu [ 9 ] ta được. và : hệ số an toàn , trong điều kiện làm việc thông thường . Theo công thức ( 3.69 ) ta có hệ số an toàn được xác định: Ta thấy nên ta không phải chọn lại đường kính trục. d. Tính dao động trục. - Tác hại của dao động. Dao động của trục ảnh hưởng đến sự làm việc của chi tiết máy lắp trên trục gây ứng suất phụ trong trục, nếu cộng hưởng xảy ra có thể làm gãy trục. Trục có thể bị dao động dọc trục, dao động ngang và dao động xoắn. Trong thực tế, thường chú ý dao động ngang và dao động xoắn của trục tương đối thấp ( tần số càng thấp biên độ dao động càng lớn ). Đối với phần lớn trục quay nhanh, lực kích thích chủ yếu là lực li tâm do sự thiếu cân bằng của tiết máy quay. Ở máy sàng rung thì bánh lệch tâm quay với tốc độ nhanh gây lực li tâm lớn, khi tần số quay của trục bằng bội số của tần số riêng của trục thì xảy ra cộng hưởng. Tốc độ quay của trục khi xảy ra cộng hưởng gọi là tốc độ quay tới hạn. - Tính dao động ngang của trục. Hình 3.23 Sơ đồ tính dao động của trục. Bỏ qua khối lượng của trục, khi trục quay với vận tốc góc với tác dụng của lực li tâm trục bị võng một khoảng là y. ta có lực li tâm lúc này là: ( 3.75 ) Với r là bán kính lệch tâm của bánh lệch tâm. Ở đây do khối lệch tâm được đặt ở hai bên đối xứng nhau, đây là bài toán dao động 2 bậc tự do với hai khối lượng như nhau nên có độ võng ở hai gối là giống nhau. Theo bảng 3.1 [ 23 ] ta có được độ võng của trục ở 2 đầu gối và ở giữa trục như sau: ( 3.76 ) [ 23 ] Trong đó: E: môđun đàn hồi của vật liệu làm trục, E = 2.104 ( kN/cm2 ) Jx: mômen quán tính của mặt cắt trục, . Đặt thay vào phương trình ( 2.75 ) ta được: Ta thấy: khi , khi này vận tốc tới hạn sẽ là , số vòng quay tới hạn trong một phút của trục là: Từ những tính toán trên ta thấy khi thì , trục sẽ bị gãy, nhưng thực ra có các lực giảm chấn là các lò xo giảm chấn ở dưới nên trục sẽ không hỏng ngay tức khắc. Vì vậy, có thể tăng tốc nhanh cho n vượt qua và trục sẽ làm việc ổn định. Khi thì , trục không còn độ võng nữa. 3.4.8. Tính toán ổ đỡ trục sàng. a. Các phản lực tại 2 ổ đỡ trục sàng. Phản lực ở hai gối là: Ta thấy ở gối 1 chịu lực bằng gối 2 nên ta chọn ổ lăn theo gối thứ nhất còn gối 2 lấy theo ổ thứ nhất. Vì ổ lăn chịu lực hướng tâm lớn và tải trọng và đập nên ta chọn ổ đũa lòng cầu hai dãy. Tính toán ổ tại vị trí gối 1: Chọn kích thước ổ lăn theo hệ số làm việc và tải trọng tĩnh. Hệ số C tính theo công thức sau: ( 3.77 ) [ 9 ] Trong đó: Q: tải trọng tương đương, daN. n: số vòng quay của ổ, n = 750 ( vg/ph ). h: thời gian phục vụ, chọn h = 12000 giờ. Xác định tải trọng tương đương Q theo công thức sau: ( 3.78 ) [ 9 ] Vì ổ đỡ không có lực dọc trục nên A = 0. Trong đó: R: tải trọng hướng tâm, R = R1 = 16435 ( N ) = 1643,5 ( daN ). Kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, tra bảng 8 – 5 tài liệu [ 9 ] ta được Kv = 1. Kn: hệ số nhiệt độ, tra bảng 8 – 4 tài liệu [ 9 ] ta được Kn= 1. Kt: hệ số tải trọng động, tra bảng 8 – 3 tài liệu [ 9 ] ta được Kt = 1. Vậy hệ số khả năng làm việc là: Ta chọn kích thước ổ lăn theo , tra bảng phụ lục 9.7 tài liệu [ 15 ] ta tra được ổ đũa lòng cầu 2 dãy kiểu 53615 có hệ số khả năng làm việc là 351000. Các thông số của ổ được chọn: Đường kính trong của ổ : d = 75 ( mm ). Đường kính ngoài của ổ : D = 160 ( mm ). Bề dày của ổ : B = 55 ( mm ). b. Tính chọn then trên trục sàng. - Trên trục sàng có 2 đầu gắn với bánh lệch tâm, ta sử dụng then bằng dùng để lắp ghép giữa các bánh lệch tâm với trục sàng. - Tính toán mối ghép then bằng. Đường kính trục ở vị trí lắp bánh lệch tâm là d = 60 ( mm ) nên theo TCVN 149 – 64 ta có tiết diện và rãnh then, theo TCVN 150 – 64 ta có chiều dài then, tra bảng 7 – 23 tài liệu [ 9 ] ta được. Bề rộng then: b = 20 ( mm ) Chiều cao then: h = 12 ( mm ) Chiều sâu rãnh then trên trục: t = 6,0 ( mm ) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: = 6,1 ( mm ) k = 7,4 ( mm ) Chiều dài của rãnh then được lấy l = 0,8 lm. Với lm là chiều dài may ơ ( mm ). Chiều dài của may ơ là lm = 50 ( mm ) vậy . - Kiểm nghiệm then. + Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dập của then. Điều kiện bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then tính theo công thức sau: ( N/mm2 ) ( 3.79 ) [ 9 ] Trong đó: Mx: mômen xoắn gây dập then ở đây chính là mômen do khối lệch tâm trong quá trình làm việc gây ra. d: đường kính trục, d = 70 ( mm ). l: chiều dài then, l = 40 ( mm ). t: chiều sâu then trên trục, t = 6,0 ( mm ). : ứng suất dập cho phép, tra bảng 7 – 20 tài liệu [ 9 ] ta có = 80 ( N/mm2). Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập. + Kiểm nghiệm theo điều kiện bền cắt của then. ( 3.80 ) [ 9 ] Trong đó: b: chiều rộng then, b = 20 ( mm ). : ứng suất cắt cho phép, tra bảng 7 – 21 tài liệu [ 9 ] ta được = 120 ( N/mm2 ). Vậy then thõa mãn điều kiện bền cắt. 3.5. Tính toán kết cấu thép của máy sàng. 3.5.1. Tính toán thiết kế lò xo giảm chấn. a. Công dụng, yêu cầu của lò xo. - Với loại sàng rung vô hướng là phương án thiết kế thì lò xo có tác dụng đỡ hộp sàng ( để nối mềm giữa hộp sàng và khung đỡ ). - Lò xo như một phần từ của hệ dao động, nó quyết định các đặc trưng của hệ dao động. Chính vì nó có công dụng như vậy nên các lò xo cần phải chọn để có độ cứng tổng hợp, tức là cần phải chọn vật liệu, kích thước hình học của lò xo vừa phải thỏa mãn điều kiện về độ cứng, độ bền và độ va đập của các vòng lò xo. b. Tính toán lò xo. Vì lực li tâm của máy sàng rung là vô hướng nên lò xo chịu nén và chịu uốn. Như vậy dưới tác dụng của trọng lượng hộp sàng, trọng lượng cát và lực li tâm theo phương thẳng đứng của các bánh lệch tâm thì lực nén tác dụng lên một lò xo sẽ là: Theo bảng 2.16 tài liệu [ 17 ] ta tra lò xo TCVN 2026 – 77 ta có lò xo với thông số sau: Hình 3.24 Lò xo giảm chấn. Số hiệu lò xo: 166 Lực nén khi biến dạng lớn nhất: P = 3150 ( N ). Đường kính dây d = 10 ( mm ). Đường kính vòng ngoài lò xo Dn = 110 ( mm ). Vật liệu làm lò xo 60Si2A. Độ cứng của lò xo 46 – 52 HRC. Ưùng suất cắt cho phép của vật liệu ). - Tính toán các thông số còn lại của lò xo. + Đường kính trung bình của lò xo. + Đường kính trong của lò xo. + Tỷ số đường kính. + Số vòng làm việc n của lò xo. ( 3.81 ) [ 17 ] Trong đó: G: mômen đàn hồi trượt, G = 8.104 ( MPa ). d: đường kính của lò xo. c: tỷ số đường kính. x: chuyển vị làm việc của lò xo, chọn x = 140 ( mm ). Pmax: lực nén lớn nhất, Pmax = 2990 ( N ). Pmin : lực nén nhỏ nhất, Pmin = 721 ( N ). Làm tròn n = 7 vòng. + Số vòng toàn bộ của lò xo. ( vòng ) + Chiều cao khi sít nhau. Hs = d.(no – 0,5 ) = 10.8 = 80 ( mm ). + Bước của lò xo. . + Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải. H0 = Hs + n( t – d) = 80 + 140 = 220 ( mm ). + Độ cứng của lò xo theo phương thẳng đứng, Ky. ( 3.82 ) [ 1 ] Trong đó: G: Mô đun đàn hồi của vật liệu lò xo khi chịu xoắn, G = 8.1010 (N/m2). d: Đường kính của dây lò xo, d = 0,01 ( m ). n: Số vòng làm việc của lò xo, n = 7. D: Kích thước trung bình của lò xo, D = 0,1 ( m ). + Độ cứng của lò xo theo phương ngang. ( 3.83 ) [ 1 ] Trong đó: : Hệ số Pao tính đến tải trọng dọc trục, = 1,21 [ 1 ]. h: Chiều cao làm việc của lò xo, h = 170 ( mm ) = 0,17 ( m ). - Kiểm nghiệm lò xo. + Kiểm nghiệm lò xo theo đặc trưng của dao động. Khi tính lò xo giảm chấn phải đảm bảo tần số riêng của hộp sàng theo phương thẳng đứng là 2 – 3,5 ( Hz ). Hệ thức liên hệ giữa độ cứng chung của lò xo theo phương thẳng đứng với tần số riêng của hộp sàng như sau: ( 3.84 ) [ 1 ] Trong đó: : Độ cứng chung theo phương ngang. G: Tổng trọng lượng khối dao động và vật liệu trên sàng, G = 7500(N). Vậy lò xo đảm bảo các thông số đặc trưng của dao động. + Lò xo được kiểm nghiệm theo điều kiện bền của ứng suất cắt. ( 3.85 ) [ 8 ] Trong đó: : ứng suất tiếp lớn nhất trong lò xo. : ứng suất cho phép của vật liệu, = 960 ( N/mm2 ). Ứng suất lớn nhất trong lò xo khi chịu tải là. ( 3.86 ) [ 8 ] Trong đó: k: hệ số điều chỉnh có cả ảnh hưởng của lực cắt và độ cong của vòng dây, k = 1. P: lực tác dụng vào lò xo, P = 2990 ( N ). D: đường kính trung bình của các vòng lò xo, D = 100 ( mm ). d: đường kính của sợi dây làm lò xo, d = 10 ( mm ). Vậy lò xo đã chọn thỏa mãn điều kiện bền. + Vì lò xo gắn vào hộp sàng có tác dụng giảm dao động nên lò xo chịu tải trọng thay đổi nên ta kiểm tra lò xo theo hệ số an toàn. ( 3.87 ) [ 18 ] Trong đó: : giới hạn mỏi xoắn của mỗi lò xo trong chu trình đối xứng = 720 ( N/mm2 ). : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện dây lò xo, = 1. : hệ số xét ảnh hưởng của ứng suất trung bình, = 0,1. , : biên độ của ứng suất trung bình. Hệ số an toàn được xác định. Vậy lò xo đã chọn thỏa mãn điều kiện bền mỏi. + Kiểm tra lò xo theo điều kiện bền uốn. Mômen uốn lớn nhất của lò xo khi chịu uốn là: ( 3.88 ) [ 2 ] Trong đó: FX: Lực theo phương X tác dụng ở cuối lò xo. D: Đường kính trung bình của lò xo, D = 0,1 ( m ). H: Chiều cao có ích của lò xo, H = 220 – 120 = 100 ( mm ). Điều kiện bền uốn: Trong đó: : Ứng suất pháp cho phép của vật liệu làm lò xo. ( 3.89 ) [ 18 ] Vậy lò xo thoả mãn điều kiện bền uốn. + Kiểm tra điều kiện va đập của các vòng lò xo. Kiểm tra điều kiện và đập theo công thức sau: ( 3.90 ) [ 4 ] Trong đó: H0: Độ cao của lò xo ở trạng thái tự do, H0 = 220 ( mm ). Hn: Chiều cao của lò xo khi các vòng lò xo sít vào nhau, Hn = 80 (mm). Ar: Biên độ của dao động cộng hưởng, Ar = 10a = 10.3,5 = 35 ( mm ). : Độ lún của lò xo dưới tác dụng của tải trọng tĩnh Ta có 220 – 80 = 140 ( mm ) > 35 + 50 = 85 ( mm ). Vậy lò xo giảm chấn thoả mãn điều kiện va đập. 3.5.2. Tính toán kết cấu thép của hộp sàng. Kết cấu thép của hộp sàng gồm các chi tiết và các cụm chi tiết sau đây: + Cụm tai đỡ hộp sàng. + Các tấm thành của mặt sàng. + Các thanh liên kết giữa hai mặt bên hộp sàng với nhau và đỡ mặt sàng. + Mặt sàng. + Chi tiết kẹp mặt sàng. Tuy nhiên để tính toán được tất cả các chi tiết và cụm chi tiết của hộp sàng thì rất khó và phức tạp, một số chi tiết ta chọn theo kinh nghiệm hoặc thực tế đã có ( vì theo thực tế máy đã chế tạo và sử dụng đảm bảo được độ bền và độ tin cậy ). Còn kết cấu thép cụm tai đỡ ta có thể tính được. a. Vật liệu chế tạo hộp sàng. Dùng thép CT3 với cơ tính như sau: Vật liệu dùng để chế tạo kết cấu thép hộp sàng là thép CT3 có các đặc trưng cơ tính sau đây: + Mô đun đàn hồi (khi kéo) : + Mô đun đàn hồi trượt : + Giới hạn chảy : + Giới hạn bền : + Độ dai va đập : + Khối lượng riêng : + Độ dãn dài khi đứt : + Độ bền cơ học đảm bảo. + Tính dẻo cao. + Tính hàn tốt (dễ hàn). b. Ứng suất cho phép. Điều kiện giới hạn về độ bền khi tính theo phương pháp ứng suất cho phép: Trong đó: : Ứng suất do tải trọng tiêu chuẩn sinh ra trong cấukiện. : Ứng suất cho phép. : Ứng suất giới hạn: đối với vật liệu dẻo thì là giới hạn chảy, đối với vật liệu dòn là giới hạn bền. n: Hệ số an toàn. Với = 2400 ÷ 2800 (kG/cm2), n = 1,4 ÷ 1,6 c. Tính toán cụm tai đỡ hộp sàng. Cụm tai đỡ nằm ở vị trí liên kết giữa hộp sàng và lò xo giảm chấn, cụm tai đỡ chịu tải trọng lớn nên ta phải tính sức bền tại vị trí này. - Hình dạng kết cấu cụm tai đỡ. Hình 3.25 Cụm tai đỡ. 1 – Tấm thành; 2 – Tấm đỡ; 3 – Ống lót; 4 – Lò xo giảm chấn. Tai đỡ và tấm thành được chế tạo bằng thép tấm có bề dày 10 ( mm ) và 15 ( mm ) hàn lại. Tại chỗ liên kết với lò xo để giữ ổn định cho lò xo ta dùng ống lót có đường kính ngoài 90 ( mm ) bề dày 5 ( mm ) được liên kết với tấm đỡ bằng liên kết hàn. Tai đỡ liên kết với hộp sàng bằng liên kết bu lông. Như vậy trên tai đỡ có khoan các lỗ để liên kết bu lông với hộp sàng. - Sơ đồ tính tai đỡ. Ta có sơ đồ tính tai đỡ như sau: Hình 3.26 Sơ đồ tính tai đỡ. Tải trọng P là tải trọng do lực đàn hồi của lò xo tác dụng lên, ở đây mỗi tai đỡ có 2 lò xo giảm chấn nên P = 2990.2 = 5980 ( N ). - Biểu đồ nội lực tai đỡ. Hình 3.27 Biểu đồ nội lực tai đỡ. Từ biểu đồ nội lực ta thấy tại mặt cắt liên kết giữa tấm đỡ và tấm thành có các thành phần nội lực lớn nhất. Mômen uốn tại vị trí này có trị số M = 448,5(N.m) - Mặt cắt thiết kế. Hình 3.28 Mặt cắt thiết kế tai đỡ. + Mômen quán tính của mặt cắt đối với trục x – x được xác định như sau: Trong đó: Vậy mômen quán tính của mặt cắt đối với trục x - x là: + Mômen chống uốn của mặt cắt được xác định như sau: + Biểu đồ phân bố ứng suất pháp trên mặt cắt. Hình 3.29 Biểu đồ phân bố ứng suất pháp. - Kiểm tra sức bền tai đỡ. Điều kiện bền. Với là ứng suất lớn nhất do ngoại lực gây lên, từ biểu đồ phân bố ứng suất pháp trên mặt cắt ta có: Ta thấy vậy tai đỡ thỏa mãn điều kiện bền. d. Giới thiệu kết cấu thép các tấm thành của hộp sàng. Tấm thành của hộp sàng bao gồm 3 tấm được làm từ thép tấm có bề dày 15 ( mm ). Các tấm thành liên kết với nhau bằng liên kết hàn. Hình 3.40 Tấm bên hộp sàng. Trên hai tấm bên của hộp sàng có hàn các chốt định vị để lắp các cụm tai đỡ hộp sàng. Hình 3.41 Chốt định vị. 1 – Chốt định vị; 2 – Tấm bên hộp sàng. Chốt định vị giúp cho việc lắp các cụm tai đỡ hộp sàng được dễ dàng. Nó cũng chịu một phần lực của tai đỡ tác dụng lên. Chốt định vị có dạng trụ và được làm bằng thép 45 sau đó được hàn vào tấm bên của hộp sàng. e. Giới thiệu các thanh giằng hộp sàng. Hộp sàng được giằng bởi các thanh thép có kích thước 10x60x1510 và các thanh thép tròn þ10. Thanh thép giằng có hình dạng và kích thước như sau: Hình 3.42 Thanh thép tăng cứng hộp sàng. Trên thanh thép giằng có cắt tạo các lỗ để cùng với thanh thép tròn tạo thành một mặt phẳng đỡ lưới sàng. f. Mặt sàng. Mặt sàng là bộ phận chủ yếu của máy sàng. Hiệu quả phân loại, năng suất và khả năng hoạt động của máy phụ thuộc vào chất lượng mặt sàng. Mặt sàng phải đạt được yêu cầu sau: Có tổng diện tích lỗ sàng lớn nhất, bảo tồn được kích thước lỗ không thay đổi, không bị biến dạng khi làm việc, có khả năng chống mòn cao. Trong quá trình sàng vật liệu luôn chuyển động trên mặt sàng, do vậy sẽ gây ra sự mài mòn bề mặt sàng. Để hạn chế điều này các bề mặt sàng được chế tạo bằng vật liệu chịu mài mòn cao như thép cácbon cao, thép mangan hoặc thép hợp kim chất lượng cao. Hình dạng của lỗ sàng ảnh hưởng lớn đến chất lượng sàng. Khi sàng hỗn hợp sỏi cát theo phương pháp khô tốt nhất là dùng lưới sàng có lỗ chữ nhật có tỉ số DxR = 2x1. Nếu sàng theo phương pháp ướt thì tỉ lệ DxR = 4x1 ( D và R là chiều dài và chiều rộng của lỗ). Sử dụng sàng đan tăng được năng suất lên 1,5 đến 2 lần, đồng thời nâng cao được chất lượng phân loại. Song nếu sản phẩm có số lượng hạt bẹt lớn thì nó dễ dàng lọt qua, làm tăng độ tạp của sản phẩm. Lưới sàng lỗ chữ nhật tránh cho lỗ sàng bị bít do diện tích lỗ sàng lớn. Lỗ vuông và lỗ tròn thì ngược lại với lỗ chữ nhật, có độ tạp ít, chất lượng sản phẩm cao và thường dùng để sàng vật liệu nghiền. Từ cơ sở trên và với vật liệu sàng là cát ta sử dụng mặt sàng loại lưới đan và lỗ hình vuông. Mặt sàng loại này đã được tiêu chuẩn hóa và được bán rộng rãi trên thị trường với các kích thước lỗ sàng khác nhau. Với yêu cầu về kích thước hạt sau khi sàng ta chọn mắt sàng có kích thước 10 ( mm ). g. Kẹp mặt sàng. Độ bền của mặt sàng phụ thuộc chính vào việc kẹp và căng lưới sàng. Lưới sàng cần được kẹp chắc vào gối đỡ của hộp sàng. Khoảng cách giữa các gối đỡ phải đảm bảo cho mặt sàng không bị uốn trũng do trọng lượng vật liệu. Kẹp mặt sàng có rất nhiều cách khác nhau, ta sử dụng phương pháp kẹp mặt sàng như sau: Hình 3.43 Kẹp mặt sàng. 1 – Bulông; 2 – Thanh gỗ kẹp mặt sàng; 3 – Thép chữ C; 4 – Tấm bên hộp sàng; 5 – Mặt sàng. Đễ đảm bảo mặt sàng không bị nẩy lên khỏi mặt đỡ lưới sàng trong quá trình sàng làm việc ta dùng các sợi thép đễ neo mặt sàng vào các thanh thép tròn. Chương 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BUN KE VÀ CỬA XẢ LIỆU 4.1. Tính toán BUN KE. 4.1.1. Công dụng. Bun ke được dùng để chứa đựng và bảo quản vật liệu trong thời gian ngắn. Bun ke thường được đặt tại các điểm đầu và điểm cuối của đường vận chuyển vật liệu, tại các điểm có dư thừa vật liệu, hoặc được đặt ở các vị trí trung gian giữa các thiết bị trong dây truyền sản xuất để đảm bảo sự làm việc bình thường của các thiết bị khi vật liệu được cung cấp không đều, hoặc để đảm bảo cho toàn bộ dây chuyền hoạt động đều đặn khi bố trí lẫn cả thiết bị làm việc liên tục và chu kì. Trong dây chuyền sàng cát Bun ke đảm bảo cho việc cấp liệu cho máy sàng rung. 4.1.2. Xác định hình dạng và thể tích của Bun ke. a. Hình dạng của Bun ke. Bun ke có nhiều hình dạng khác nhau. Ta chọn Bun ke có hình dạng sau: Hình 4.01 Bun ke chứa cát. Bun ke chứa cát bao gồm hai phần: phần trên là một hình lập phương chữ nhật, phần dưới là hình chóp cụt. b. Tính thể tích Bun ke. Do xe Ben chở cát có dung tích là 14 (m3 ) nên Bun ke chứa cát cũng phải đạt được dung tích là 14 ( m3). Từ yêu cầu về thể tích trên ta xác định Bun ke có kích thước sau: a = 3,4 ( m ) b = 3,6 ( m ) c = 1,2 ( m ) d = 1,2 ( m ) h1 = 0,4 ( m ) h2 = 1,55( m ) Ta xác định thể tích Bun ke với các kích thước trên. ( 4.01 ) Trong đó: : Thể tích phần lập phương chữ nhật. : Thể tích hình chóp cụt. ( 4.02 ) [ 5 ] Vậy thể tích Bun ke là: Do tính chất của vật liệu cát nên khi đổ lên Bun ke thì luôn đổ sao cho Bun ke có sức chứa tối đa và có một phần cát ở phía trên tạo thành hình nón cụt, độ cao của hình nón cụt phụ thuộc vào góc xoãi của cát. Từ đó ta thấy khả năng chứa của Bun ke đảm bảo là 14 ( m3 ). 4.2. Tính toán thiết kế cửa xả liệu. 4.2.1. Công dụng. Cửa xả liệu dùng để bịt k