nghiÊn cỨu tÍnh toÁn vÀ phÂn tÍch ĐỘng lỰc hỌc mÁy …

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT

BÁO CÁO TỔNG KẾT

ĐỀ TÀI KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ CẤP TRƯỜNG

NGHIÊN CỨU TÍNH TOÁN VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG

LỰC HỌC MÁY SÀNG CÁT KIỂU RUNG

Mã số: T2019-06-122

Chủ nhiệm đề tài: ThS. Nguyễn Thái Dương

Đà Nẵng, 6/2020


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT

BÁO CÁO TỔNG KẾT

ĐỀ TÀI KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ CẤP TRƯỜNG

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

VÀ KHẢO SÁT ĐẶC TÍNH ĐỘNG LỰC HỌC

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG HÀNH TINH

Mã số: T2019-06-122

Xác nhận của cơ quan chủ trì đề tài Chủ nhiệm đề tài

(ký, họ tên, đóng dấu) (ký, họ tên)

MỤC LỤC

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG .................................................................................................................................... I

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT ........................................................................................... I

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG ................................................................................................................................... II

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT .......................................................................................... II

MỤC LỤC ................................................................................................................................................... III

DANH MỤC BẢNG BIỂU ......................................................................................................................... IV

PHẦN MỞ ĐẦU ...................................................................................................................................... VIII

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ MÁY SÀNG CÁT ................................................................................. 1

1.1. Bối cảnh nghiên cứu .................................................................................................................. 1

1.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy sàng rung ................................................................... 3

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY SÀNG CÁT ..................................................................... 5

2.1. Tính toán công nghệ .................................................................................................................. 5

2.2. Tính toán cơ khí ....................................................................................................................... 13

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ MÔ HÌNH MÁY SÀNG CÁT ..................................................................... 44

3.1. Giới thiệu phần mềm SOLIDWORKS .................................................................................... 44

3.2 Mô hình hóa các bộ phận chính của máy sàng ......................................................................... 46

CHƯƠNG 4 MÔ PHỎNG VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC MÁY SÀNG CÁT ..................... 49

4.1. Giới thiệu về ADAMS/VIEW ................................................................................................. 49

4.2. Ứng dụng ADAMS/View để phân tích động lực học .............................................................. 49

4.3. Chế tạo mô hình thực nghiệm ................................................................................................. 57

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ ..................................................................................................................... 49

Kết luận .......................................................................................................................................... 58

Kiến nghị ........................................................................................................................................ 58

TÀI LIỆU THAM KHẢO .......................................................................................................................... 61

DANH MỤC BẢNG BIỂU

Hình 1- Sơ đồ máy sàng rung quán tính

Hình 2.1- Lỗ sàng

Hình 2.2- Kết cấu của hkung sàng

Hình 2.3- Kết cấu của đối trọng

Hình 2.4- Đồ thị chọn đai thang

Hình 2.5- Sơ đồ đặt lực trên trục

Hình 2.6- Biểu đồ momen lực tác dụng lên trục

Hình 3.1 - Mô hình khung sàng

Hình 3.2 – Mô hình bộ phận tạo dao động

Hình 3.3 - Mô hình bệ máy

Hình 3.4 – Lắp ráp mô hình

Hình 4.1 – Bộ phận trục lệch tâm

Hình 4.2 - Bộ phận khung sàng

Hình 4.3 – Bộ phận bệ máy

Hình 4.4 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương X

Hình 4.5 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương Y

Hình 4.6 - Vận tốc khung sàng theo thời gian t

Hình 4.7 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải

Hình 4.8 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái không tải

Hình 4.9 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải

Hình 4.10 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái đầy tải

Bảng 1. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải

Bảng 2. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải

Hình 4.11 - Các kiểu hình của khung sàng

Bảng 3. 6 tần số dao động riêng của khung sàng

Hình 4.12 – Mô hình thực nghiệm


TRƯỜNG ĐH SƯ PHẠM KỸ THUẬT

CỘNG HOÀ XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Độc lập - Tự do - Hạnh phúc

THÔNG TIN KẾT QUẢ NGHIÊN CỨU

1. Thông tin chung:

- Tên đề tài: NGHIÊN CỨU TÍNH TOÁN VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC

MÁY SÀNG CÁT KIỂU RUNG.

- Mã số: T2019-06-122

- Chủ nhiệm: ThS. Nguyễn Thái Dương

- Thành viên tham gia:

- Cơ quan chủ trì: Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật

- Thời gian thực hiện: 01/08/2019 – 31/07/2020

2. Mục tiêu:

Nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy sàng cát kiểu rung. Chế tạo

mô hình.

3. Tính mới và sáng tạo:

Thiết kế được mô hình 3D của máy sàng cát kiểu rung, bên cạnh đó đã tiến hành

phân tích động lực học đối với máy này, nghiệm chứng được độ tin cậy trong quá trình

làm việc của máy. Từ đó chế tạo mô hình thực nghiệm.

4. Tóm tắt kết quả nghiên cứu:

Tính toán thiết kế các bộ phận chính của máy sàng cát kiểu rung cho ra các thông

số hình học cơ bản của máy; thiết lập mô hình 3D của máy sàng được tạo trên phần

mềm SolidWorks 2017; sau đó, dựa trên kết quả mô phỏng động lực học trong môi

trường WORKBENCH và ADAMS/VIEW đối với máy sàng đã cho thấy máy làm

việc đảm bảo tin cậy.

5. Tên sản phẩm:

Mô hình 3D của máy sàng cát kiểu rung. 1 bài báo đăng ký tạp chí trong nước có

chỉ số ISSN (HĐGSNN). 1 mô hình thực nghiệm.

6. Hiệu quả, phương thức chuyển giao kết quả nghiên cứu và khả năng áp dụng:

- Có thể ứng dụng kết quả phân tích để thiết kế máy phục vụ trong ngành xây

dựng

- Phần mềm có thể phục vụ trong công tác học tập giảng dạy đến sinh viên. Mô

hình và phân tích động lực học là tài liệu để sinh viên tham khảo, tiếp cận lý thuyết

mới.

7. Hình ảnh, sơ đồ minh họa chính

Ngày tháng năm

Hội đồng KH&ĐT đơn vị

(ký, họ và tên)

Chủ nhiệm đề tài

(ký, họ và tên)

XÁC NHẬN CỦA TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT

INFORMATION ON RESEARCH RESULTS

1. General information:

Project title: CALCULATION AND DYNAMIC ANALYSIS OF VIBRATORY

SIFTER.

Code number: T2019-06-122

Coordinator: MSc. NGUYEN THAI DUONG

Implementing institution: UNIVERSITY OF TECHNOLOGY EDUCATION

Duration: from 01/08/2019 to 31/07/2020

2. Objective(s):

Calculation, design and dynamic analysis of vibratory sifter. Modeling.

3. Creativeness and innovativeness:

3D model of vibratory sifter was designed, besides, it has conducted a dynamic

analysis for this machine, testing the reliability in the working process of the machine.

From there make the experimental model.

4. Research results:

Design calculation of main components of vibratory sifter gives the basic

geometry of the machine; setting up a 3D model of a sieve created on SolidWorks

2017; After that, based on the results of simulating dynamics in the WORKBENCH

and ADAMS / VIEW environment for the sieving machine, the machine has been

shown to work reliably.

5. Products:

The 3D solid model of vibratory sifter.

6. Effects, transfer alternatives of reserach results and applicability:

Can be applied in metal cutting machines, in stepless adjustment drive systems, in

measuring devices. Can be served in the academic work, a model for students to visit

and approach new theory.

PHẦN MỞ ĐẦU

Tổng quan tình hình nghiên cứu thuộc lĩnh vực đề tài ở trong và ngoài

nước:

Ngoài nước: Việc nghiên cứu và cải tiến máy sàng cát đang được các nhà khoa

học đặc biệt quan tâm, đối với máy sàng cát này tiến hành nghiên cứu thiết kế chế tạo,

phân tích động học, động lực học và cả kiểm tra thực nghiệm, v.v…Chẳng hạn,

Swapnil Bandgar và các đồng nghiệp đã tiến hành khảo sát máy sàng cát đa cấp độ,

bên cạnh đó còn phân tích đặc tính rung động của loại máy này [1]. Pranit S. Patil và

các đồng nghiệp đã tiến hành tính toán thiết kế một loại máy sàng cát đa chức năng

[2]; Trong khi đó, Sai Karthik và các đồng nghiệp lại đối với loại máy này tiến hành

thiết kế và chế tạo một loại máy mới có khả năng sàng cát kết hợp với việc trộn với xi

măng [3]. Hoặc Nachimuthu A.K và các đồng nghiệp đối với máy sàng cát đã tiến

hành thiết kế và chế tạo một chủng loại máy mới có khả năng sàng cát theo phương

ngang.

Trong nước: Mặc dù máy rung sàng cát không còn mới lạ, tuy nhiên lý thuyết

về thiết kế tối ưu máy rung sàng cát còn khá mới mẻ, và đặc biệt là mảng mô phỏng

phân tích động lực học để kiểm tra đánh giá còn chưa được quan tâm nhiều.

Tính cấp thiết:

Để đảm bảo chất lượng công trình thì vật liệu xây dựng đòi hỏi phải sạch và đúng

chuẩn. Cát là một trong những yếu tố quyết định, ảnh hưởng đến công trình. Hiện nay,

nguồn cung cấp cát tự nhiên đã giảm đáng kể, nên vấn đề đặt ra là tạo ra cát nhân tạo

từ đá thiên nhiên để đảm bảo nguồn cung. Tuy nhiên, khi tạo ra cát nhân tạo vẫn

không tránh khỏi sự xen lẫn với sỏi, cát hạt lớn và các tạp chất khác. Chính vì vậy, đã

có nhiều nhà nghiên cứu trong và ngoài nước đối với vấn đề này đã tiến hành nghiên

cứu tính toán và thiết kế chế tạo ra nhiều chủng loại máy sàng cát để phục vụ cho mục

đích này. Ở nước ta trong những năm gần đây, việc nghiên cứu tính toán chế tạo thực

tế nhiều chủng loại máy sàng cát đã được tiến hành tương đối rộng rãi. Tuy nhiên, việc

nghiên cứu tối ưu kết cấu máy thì lại khá hạn chế, bên cạnh đó, việc phân tích động

lực học trong quá trình thiết kế cũng là một yêu cầu bắt buộc, mô phỏng động lực học

làm giảm thiểu việc chế tạo mẫu thử vốn tốn rất nhiều chi phí, đồng thời nó cũng giúp

người thiết kế có thể khảo sát được các lựa chọn thiết kế nhằm nâng cao hiệu quả thiết

kế. Chính vì vậy, phân tích động lực học cho máy rung sàng cát có ý nghia thực tiễn

và có tính ứng dụng rất quan trọng.

Mục tiêu:

Nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy rung sàng cát kiểu rung. Chế

tạo mô hình.

Cách tiếp cận:

Nghiên cứu tài liệu, tham khảo thực tế

Phương pháp nghiên cứu:

Ứng dụng phần mềm thiết kế 3D SOLIDWORK và phần mềm ADAMS/View để

mô phỏng động lực học.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

Đối tượng nghiên cứu: máy rung sàng cát kiểu rung

Phạm vi nghiên cứu: phân tích động lực học và nghiên cứu tối ưu kết cấu máy.

Nội dung nghiên cứu:

Chương I. Tổng quan về máy sàng cát.

I.1. Bối cảnh nghiên cứu

I.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy

Chương II. Tính toán thiết kế máy sàng cát

II.1. Tính toán thiết kế khối sàng chuyển động

II.1.1. Thiết kế bề mặt làm việc của sàng

II.1.2. Thiết kế khung lưới sàng

II.1.3. Thiết kế bộ phận làm sạch

II.1.4. Thiết kế thùng sàng

II.2. Xác định các thông số kỹ thuật

II.2.1. Xác định số vòng quay của trục lệch tâm

II.2.2. Xác định công suất của máy

II.3. Thiết kế lò xo nén

Chương III. Thiết kế mô hinh máy sàng cát

III.1. Giới thiệu phần mềm SOLIDWORK

III.2. Thiết kế các chi tiết của máy

III.3. Lắp rắp máy

Chương IV. Mô phỏng và phân tích động lực học máy sàng cát

IV.1. Giới thiệu phần mềm ADAMS/View

IV.2. Xây dựng môi trường động lực học

IV.3. Mô phỏng và phân tích động lực học

Chương V. Chế tạo mô hình

V.1. Chế tạo các bộ phận máy

V.2. Lắp ráp máy

Kết luận và Kiến nghị

Thuyết minh Đề tài NCKH cấp Trường

1

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ MÁY SÀNG CÁT

1.1. Bối cảnh nghiên cứu

Để đảm bảo chất lượng công trình thì vật liệu xây dựng đòi hỏi phải sạch và đúng

chuẩn. Cát là một trong những yếu tố quyết định, ảnh hưởng đến công trình. Hiện nay,

nguồn cung cấp cát tự nhiên đã giảm đáng kể, nên vấn đề đặt ra là tạo ra cát nhân tạo

từ đá thiên nhiên để đảm bảo nguồn cung. Tuy nhiên, khi tạo ra cát nhân tạo vẫn không

tránh khỏi sự xen lẫn với sỏi, cát hạt lớn và các tạp chất khác. Chính vì vậy, đã có

nhiều nhà nghiên cứu trong và ngoài nước đối với vấn đề này đã tiến hành nghiên cứu

tính toán và thiết kế chế tạo ra nhiều chủng loại máy sàng cát để phục vụ cho mục đích

này [2-5]. Ở nước ta trong những năm gần đây, việc nghiên cứu tính toán chế tạo thực

tế nhiều chủng loại máy sàng cát đã được tiến hành tương đối rộng rãi. Bài báo [2] giới

thiệu về việc thiết kế, chế tạo máy sàng phân loại hạt mài theo kiểu sàng rung cơ khí,

nhóm tác giả đã xác định được bộ thông số tối ưu của máy gồm tốc độ rung của sàng,

biên độ sàng và thời gian sàng ngắn nhất. Bài báo [3] thiết kế và chế tạo một máy sàng

cát nhiều lớp có thể điều chỉnh góc nghiêng, nhóm tác giả đã tiến hành thực hiện một

loạt các thí nghiệm để xác định góc nghiêng tối ưu và lượng nạp liệu tối đa của máy

sàng đối cho cả hai trường hợp cát khô và cát ướt. Bài báo [4] tập trung thiết kế và chế

tạo các bộ phận của máy sàng, mục tiêu của nghiên cứu là xác định độ bền, độ an toàn

và sự tiện dụng của cấu trúc thân máy. Trong bài báo [5], nhóm tác giả đã tiến hành

tính toán thiết kế và chế tạo một thiết bị sàng cát kết hợp với việc trộn xi măng, thiết bị

sử dụng kỹ thuật tự động nhỏ nhất và tốt nhất có thể để có được sản lượng tối đa với

vốn đầu tư. Bên cạnh đó, việc phân tích động lực học trong quá trình thiết kế cũng là

một yêu cầu bắt buộc, mô phỏng động lực học làm giảm thiểu việc chế tạo mẫu thử

vốn tốn rất nhiều chi phí, đồng thời nó cũng giúp người thiết kế có thể khảo sát được

các lựa chọn thiết kế nhằm nâng cao hiệu quả thiết kế. Chính vì vậy, phân tích động

lực học cho máy sàng rung có ý nghia thực tiễn và có tính ứng dụng rất quan trọng,

hầu hết các kỹ sư cơ khí và kết cấu đều có kinh nghiệm về dao động nên một khi thiết

kế xong một máy thì thiết kế của họ đều yêu cầu xem xét đến đặc tính rung động [6-8].


2

Bài báo [6] thiết lập mô hinh động lực học cơ cấu sàng trong thiết bị trộn nhựa đường,

mục tiêu của bài báo là khảo sát khả năng làm việc của hệ thống có xét đến độ cứng lò

xo, độ cứng ổ trục và độ cứng xoắn của khớp nối, các kết quả cho thấy đều thỏa mãn

chỉ tiêu độ bền. Bài báo [7] đề xuất một máy sàng đa cấp mới, máy sàng này được

phân thành hai bộ phận bao gồm bộ phận sàng đa cấp và bộ phận vận chuyển dọc, các

bộ phận quan trọng của máy sàng là trục đầu vào và thanh nối đều được phân tích, cả

hai bộ phận được khảo sát cấu trúc tinh trong môi trường ANSYS Workbench 16.0 và

thu được kết quả là ứng suất thực tế đều thấp hơn ứng suất cho phép. Một mô hình

động lực học máy sàng rung [8] được thiết lập, mô hinh được thiết kế 3D bằng sự trợ

giúp bởi phần mềm SOLIDWORK 2012, sau đó được đưa vào môi trường ANSYS

Workbench 14 dể khảo sát chế độ làm việc của máy sàng, mục tiêu bài báo chỉ dừng

lại việc tìm ra các tần số dao động riêng của hệ thống. Chính vì vậy, trong bài báo này,

tác giả tiến hành khảo sát trạng thái làm việc của mô hinh trong môi trường mô phỏng,

bao gồm khảo sát vận tốc, kháo sát gia tốc, tần số riêng của khung sàng… Ngoài ra,

trong máy sàng rung, khung sàng nhận nhiệm vụ rung lắc để phân loại cỡ hạt, trong

quá trình làm việc sẽ ảnh hưởng đến bộ phận trục lệch tâm nói riêng, và của toàn máy

nói chung, nên bộ phận khung sàng đóng vai trò quan trọng trong toàn máy, do đó tần

số dao động riêng của nó và tần số của máy trong quá trình làm việc nếu trùng nhau sẽ

gây ra cộng hưởng, gây nguy hiểm đến toàn máy. Vì vậy, thông qua việc phân tích chế

độ làm việc của khung sàng trong môi trường ADAMS/View [10] để khảo sát đặc tính

động lực học của máy, kết quả cho thấy tần số làm việc của máy và tần số riêng mà

phần mềm tính ra cách nhau khá xa, nghiệm chứng được khả năng làm việc của mô

hình, tạo tiền đề cho việc chế tạo đáp ứng nhu cầu thực tế. Kết quả mang lại giá trị

tham khảo nhất định trong các thiết kế máy sàng rung nói riêng và trong linh vực thiết

kế cơ khí nói chung.


3

1.2. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của máy sàng rung

Hình 1 - Sơ đồ máy sàng rung quán tính

1 – Bệ máy; 2 – Ổ trục; 3 – Trục; 4 – Bánh lệch tâm; 5 – Ổ trục; 6 – Khung

sàng; 7 – Lưới sàng; 8 – Bánh đai; 9 – Đối trọng; 10 – Bánh đà; 11 – Lò xo.

Trong máy sàng rung quán tính, khung sàng rung lắc nhờ lực ly tâm quán tính

sinh ra khi quay bánh lệch tâm. Biên độ dao động của sàng sẽ phụ thuộc vào lực quán

tính, tính chất giảm chấn và tải trọng lên sàng, như sơ đồ trong hình 1 thể hiện.

Để giảm sự mài mòn của đai và hạn chế sự truyền rung động lên trục động cơ

thi bánh đai dẫn động được đặt trên trục với một độ lệch tâm có khoảng cách lệch tâm

gần bằng biên độ dao động của sàng.

Máy sàng được tựa hoặc treo qua bộ phận giảm chấn. Khi tăng tải trọng lên

sàng, biên độ dao động của khung sàng sẽ giảm tương ứng, còn tải tác dụng lên các ổ

trục trên thực tế không thay đổi, như vậy máy sàng rung quán tính có tính chất tự bảo

vệ khỏi quá tải. Tính chất này cho phép sử dụng có hiệu quả khi sàng các loại vật liệu

thô có kích thước lớn. Ví dụ: máy sàng cát với mục đích là loại bỏ các tạp chất (vỏ ốc,


4

vỏ sò, rác, …) và các hạt sạn có kích thước lớn ra khỏi cát để được cát thô, và cát sau

khi khai thác có thể chưa được khô hoàn toàn, vì vậy có thể làm cho máy sàng bị quá

tải.


5

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY SÀNG CÁT

2.1. Tính toán công nghệ

2.1.1. Thiết kế bề mặt làm việc của sàng

2.1.1.1. Tính các kích thước của sàng

Kích thước hạt lớn nhất cho phép lọt qua sàng, chọn: d=1,5 (mm).

Coi hạt có dạng hình cầu, đường kính d, ta có kích thước lỗ sàng: l=d=1,5 (mm).

Theo catalogue trên website "http://loccongnghiep.com.vn/", ta chọn lưới sàng

vuông với các thông số chủ yếu sau:

- Kích thước lỗ sàng: l= 1,94 (mm).

- Đường kính sợi lưới: s = 0,6 (mm).

- Bề rộng: B =1000 (mm).

- Vật liệu chế tạo: 305.

- Loại lưới: 10meshx10mesh.

Chọn sơ bộ chiều dài sàng:

L= 2,5.B = 2,5.1000= 2500 (mm).

Góc nghiêng của sàng thường từ 10 đến 30 độ, chọn góc nghiêng của sàng: α = 150

2.1.1.2. Kiểm tra kích thước hạt qua lưới sàng

Đường kính tối thiểu của lỗ lưới:

0 0d' cos .sin 1,94. os15 0,6.sin15 1,72 (mm)l s c

Để cho vật liệu dễ lọt qua sàng thì nên lấy kích thước lỗ sàng lớn hơn kích thước

của hạt vật liệu. d' d => Kích thước lỗ sàng đạt yêu cầu.

2.1.1.3. Tính toán tốc độ quay của trục lệch tâm.

Biên độ dao động của sàng thường từ 5 đến 13 mm, chọn biên độ dao động của

sàng: e = 10 (mm).

Vận tốc tới hạn đảm bảo cho hạt vật liệu chui qua lỗ sàng:

Hình 2.1 - Lỗ sàng.


6

thv 1 tan

2 cos sin .tan

d gl

d

0

0 0 0

1,5 9,811,94 1 tan15 0,0786 (m/s)

2 1,5 cos15 sin15 .tan15thv

Vận tốc thực tế của sàng: v = 0,8 vth = 0,8. 0,0786 = 0,0629 (m/s)

Thời gian lưu thực tế của vật liệu trên sàng:

3L 2500.1039,75 (s)

v 0.0629tt

Vận tốc chuyển động của hạt vật liệu còn được tính theo công thức sau:

0

nv 2.e.tan .

60

Thời gian lưu của vật liệu trên sàng: L

vlt

Để đảm bảo yêu cầu các hạt có kích thước lớn nhất là d lọt qua lưới sàng thì:

0

Lv v 0.0629 (m/s)

lt

=> Tốc độ quay của trục lệch tâm:

0

0

60.v 60.0,0629n 704,1

2.e.tan 2.0,01.tan15 (vòng/phút).

Kiểm tra lại điều kiện tốc độ quay của trục theo công thức:k

n 30.e

Với k là hệ số sử dụng, k = 1,5 ÷ 2,5. Lấy k =2.

k 2

30. 30. 424,26e 0.01

(vòng / phút).

Thỏa mãn điều kiện k

n 30.e

2.1.1.4. Tính chiều cao lớp vật liệu trên sàng.

Năng suất của máy sàng được tính theo công thức sau:

Q=120.B.h.e.n.ρ.μ.tan


7

Trong đó: Năng suất: Q = 10 ( tấn /h).

Khối lượng riêng của vật liệu ρ = 1,5 ( tấn/m3)

Hệ số tơi của vật liệu µ = 0,6 ÷ 0,7. Chọn µ = 0,7.

=> Chiều cao lớp vật liệu trên sàng:

3

0

Q 10.10h= 42,07 (mm)

120.B.e.n.ρ.μ.tan 120.1.0,01.1500.704,1.0,7.tan15

2.1.2. Tính toán lò xo và đối trọng

2.1.2.1. Trọng lượng của khung sàng và vật liệu trên sàng

A. Kết cấu sơ bộ của khung sàng

Khung sàng được lắp ghép bằng thép tấm và thép hình.

Kết cấu sơ bộ của khung sàng được thể hiện trên hình 2.2.

B. Chọn loại thép.

Chọn thép tấm: Thép tấm SS400 4,0 x 1500 x 6000mm với các thông số như

sau:

+ Bề dày: St = 4 (mm).

+ Chiều rộng: Bt = 1500 (mm).

+ Chiều dài: Lt = 6000 (mm).

Hình 2.2 - Kết cấu của hkung sàng.


8

+ Vật liệu: SS400.

+ Tổng khối lượng: Wt = 282.6 (kg).

Chọn thép hộp: 50 x 50 x 3.5 với các thông số sau:

+ Chiều dài: Lh = 6000 (mm).

+ Vật liệu: SS400.

+ Tổng khối lượng: Wh = 30.2 ( kg).

C. Kích thước và khối lượng của từng chi tiết.

Chiều cao lớn nhất của khung sàng: Hks = 1000 (mm) (Hks ≤ Bt).

Chiều rộng lớn nhất của khung sàng: Bks = 1000 (mm) ksB B .

Chiều dài lớn nhất của khung sàng: ksA = 2500 (mm) ksA L .

Lấy sơ bộ tổng diện tích của thép tấm 2 bên thành máy và máng nạp liệu, máng tháo

sản phẩm trên sàng: 1 k

2

s ks 2.2,5.1S = 2.A .H = 5 (m )

Lấy sơ bộ diện tích tấm thép ở mặt sau máy: 2

2 ks ksS = B .H =1.1=1 (m )

Lấy sơ bộ diện tích tấm hứng sản phẩm dưới sàng bằng diện tích mặt bên khung

sàng:

2

3 ks ksS = A .H =2,5.1=2,5 (m )

Tổng diện tích của thép tấm cần dùng: 2

1 2 3S = 2S +S +S =2.5+1+2,5=13,5 (m )t

Tổng khối lượng thép tấm: tt t

t

w 282,6m = S = .13,5 635,9 (kg)

L 6

Chọn sơ bộ kết của khung đỡ lưới sàng gồm:

- Số lượng dầm dọc theo chiều dài lưới: 3

- Số lượng dầm ngang: 5

- Lấy sơ bộ chiều dài dầm dọc theo chiều dài lưới: l1=L= 2500 (mm)

- Lấy sơ bộ chiều dài dầm ngang: l2=B = 1000 (mm)

Tổng chiều dài thép hộp chế tạo khung đỡ lưới sàng:

l3 = 3.l1 + 5.l2 = 3.2500 + 5.1000 = 12500 (mm)

Lấy sơ bộ tổng chiều dài thép hộp tăng cứng cho 2 bên khung sàng:


9

l4 =4.Aks + 4Hks = 4 . 2500 + 4. 1000 =1400 (mm)

Tổng chiều dài thép hộp chế tạo khung sàng:

lh =l3+ l4 + l5 = 2500 + 14000 + 5000 = 31500 (mm)

Tổng khối lượng thép hộp cần dùng:

hh h

h

w 30,2m = = .31,5 158,6 ( )

L 6l kg

D. Khối lượng của vật liệu trong máy.

Khối lượng vật liệu trong máy: vlm = B.L.h.ρ = 1.2,5.0,042.7900 = 157,75 (kg)

E. Tổng trọng lượng của khung sàng.

s t h vlG = (m + m + m ).g = (635,9+158,6+157,75) = 9340,6 (N)

2.1.2.2. Tính toán các thông số của lò xo.

Chọn số cặp lò xo: z= 4.

Độ cứng của lò xo:

2

sG .nk =

900.2.z

22

s9340,6. 704,2G .n

k = 643143,8 (N/m)900.2.z 900.2.4

Ngoài ra, độ cứng của lò xo còn được tính theo công thức sau:

4

x x

3

x x

E .dk =

8.D .n

Trong đó: + Ex : Mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo lò xo khi xoắn.

Ex =2,1.1011 (N/m)

+ dx: Đường kính dây lò xo. Chọn dx = 14 (mm)

+ nx : Số vòng làm việc của lò xo. Lấy nx = 6 (vòng)

+ Dx: Đường kính trung binh của lò xo.

t t xt nx t x

D D 2.dD +DD D d

2 2

Với Dt, Dn : là đường kính vòng trong, vòng ngoài của lò xo.


10

Đường kính trung bình của lò xo:

4

11 -34

x x 33x

x

2,1.10 . 14.10E .dD = 63,93 (mm)

8.n .k 8.6.643143,8

Lấy Dx = 64 (mm).

Đường kính trong và đường kính ngoài của lò xo là:

Dt = Dx – dx = 64-14 = 50 (mm)

Dn =Dt +2.dx = 50 +2.14 = 78 (mm)

Chiều dài của lò xo khi các vòng dây xếp sít nhau: lth = nx.dx = 6.14 = 84 (mm)

Độ biến dạng của lò xo: s

0

G .g 9340,6.9,81Δl = = = 142,474 (mm)

k 643143,8

Chiều dài cực tiểu của lò xo khi chịu nén: min x 0l = l - Δl - e

Để máy làm việc được thi: min thl l

Lấy min thl = l + 2 = 84 + 20 = 104 (mm)

Chiều dài tự nhiên của lò xo:

x min 0l l Δl + e 104 + 142,474 + 10 = 256,47 (mm)

Bước của lò xo: x

x

x

l 256,47t 42,75 (mm)

n 6

2.1.2.3. Tính toán đối trọng. [1]

Chọn bán kính quay của đối

trọng: R = 300 (mm) = 0,3 (m)

Quan hệ giữa khối lượng sàng và

khối lượng đối trọng, giữa biên độ

dao động và bán kính quay của đối

trọng được xác định theo phương

trình sau: s QG .e = G .R

Trọng lượng của đối trọng:

3

sQ

G .e 9340,6.10.10G = = 311,4 (N)

R 0,3

Hình 2.3 - Kết cấu của đối trọng.


11

Chọn bề dày đối trọng: Qh = 5 (mm)

Đối trọng được chia nhỏ thành nhiều phần theo mặt cắt ngang để dễ dàng điều chỉnh

biên độ dao động của khung sàng.

Chọn bán kính ngoài của đối trọng: nR = R + 0,15 = 0,3 + 0,15 = 0,45 (m)

Bán kính trong của đối trọng: tR = R - 0,15 = 0,3 - 0,15 = 0,15 (m)

Chia đối trọng thành: dtz = 8 (phần)

Trọng lượng đối trọng được tính theo công thức sau:

Q dt Q Q dt Q Q QG = z .V .ρ .g = z .S .h .ρ .g

Trong đó: + Vq – Thể tích đối trọng.

+ hq – Bề dày của đối trọng.

+ ρq – Khối lượng riêng của vật liệu làm đối trọng. ρq =7900 (kg/m3)

Diện tích mặt ngang của đối trọng: Q 2

Q 3

dt Q Q

G 311,4S = 0,1 (m )

z .h .ρ .g 8.5.10 .7900.9,81

Diện tích mặt ngang của đối trọng còn được tính:

2 22 2n tn t

Q o o

π R - R βπ.R - π.RS = =

360 /β 360

Góc giữa hai mép đối trọng:

Q 0

2 2 2 2

n t

360.S 360.0,1β = 63,94

π R - R π 0,45 0,15

2.1.3. Tính công suất của máy sàng và chọn động cơ.

2.1.3.1. Công suất tạo ra động năng cho máy chuyển động.

33 33 2

sd 8 8

9340,6. 704,1 . 10.10G .n .eN = = 3,02 (kW)

1,08.10 1,08.10

2.1.3.2. Công suất để thắng ma sát ở các ổ đỡ trục lệch tâm.

3

Q 0

ms 7

f.G .R.n .r .πN =

2,7.10

Trong đó: + f : Hệ số ma sát của ổ đỡ.


12

Sử dụng ổ đũa côn thi f = 0,002 ÷ 0,006. Lấy f = 0,004.

Chọn sơ bộ đường kính ngõng trục tại gối trục: d0 = 40 (mm).

Bán kính ngõng trục: 0

0

d 40r = = = 20 (mm)

2 2

Công suất để thắng lực ma sát:

3 33

Q 0

ms 7 7

0,004.311,4.0,3. 704,1 . 20.10 .3,14f.G .R.n .r .πN = = 0,3 (kW)

2,7.10 2,7.10

2.1.3.3. Công suất của động cơ điện.

Công suất của động cơ điện cần thiết: d ms

dc

N +N KN =

η

Trong đó: : Hiệu suất của bộ truyền.

2 2

1 2η = η .η 0,99 .0,95 0,93 với:

1 hiệu suất của ổ trục. Với ổ đũa, 1η = 0,99

2 Hiệu suất bộ truyền đai, 2η = 0,93

K: Hệ số dự trữ, K= 1,1 ÷ 1,2, lấy K = 1,1.

Công suất của động cơ: d ms

dc

N +N K (3,02 0,3).1,1N = 3,93 (kW)

η 0,93

2.1.3.4. Chọn động cơ điện. [4]

Với công suất động cơ tính được, theo Catalog Motor ABB, ta chọn động cơ với các

thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất

(Kw)

Tốc độ

(vòng/phút)

Hiệu

suất Cos Φ Điện áp

KL

(kg)

M3AA 132 MA 4 960 85,5 0,87 400V/50Hz 46

2.1.3. Tính toán các thông số trên trục lệch tâm và trục động cơ.

Tốc độ quay của trục lệch tâm: 2n = n = 704,1 ( vòng/phút)


13

Công suất trên trục lệch tâm: dc

2

N 3,93P = = 3,57 (kW)

1,2K

Momen xoắn trên trục lệch tâm: 6 6

22

2

9,55.10 .P 9,55.10 .3,57T = =

n 70448398 (N

,1.mm)

Lực quán tính của một bên đối trọng, cũng là lực quán tính của một bên khung sàng:

22

sqt

9340,6. 704,1 .0,3G .n .RF = = 2192 ( )

900.2 900.2N

Tốc độ quay của trục động cơ: 1 dcn = n = 960 (vòng/phút)

Tốc độ quay của trục động cơ lớn hơn tốc độ quay của trục lệch tâm. Cần sử

dụng bộ truyền đai với tỉ số truyền:

1

2

n 960u = 1,36

n 704,1

Công suất thực tế trên trục động cơ: 2

1

P 3,57P = = 3,8 (kW)

η 0,93

Momen xoắn trên trục động cơ:

6 6

11

1

9,55.10 .P 9,55.10 .3,8T = = 38124 (N.mm)

n 960

2.2. Tính toán cơ khí

2.2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.2.1.1. Thông số cơ bản để thiết kế bộ truyền đai

Công suất truyền: 3,8 kW.

Tỷ số truyền: 1,36.

Số vòng quay trục dẫn: 960 vòng/phút.

Số vòng quay của trục bị dẫn: 704,1 vòng/phút.

Loại đai: Đai thang thường.

2.2.1.2. Chọn loại đai

Chọn loại đai thang thường do loại đai này có các đặc điểm sau:


14

- Bề mặt làm việc là hai mặt bên nên kích thước nhỏ gọn.

- Tiết diện đai dạng hình chêm nên lực ma sát lớn, giúp đai truyền được momen

lớn.

- Dây đai có đặc tính là mềm nên bộ truyền có thể làm việc trong điều kiện dao

động.

- Bộ truyền có khả năng chống quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn.

Với công suất cần truyền và tốc độ quay của trục động cơ, theo đồ thị 4.1[12-59]

và bảng 4.13[12-59], ta chọn đai thang với các thông số sau:

- Ký hiệu đai: Ƃ

- Kích thước tiết diện (mm):

Hình 2.4 - Đồ thị chọn đai thang.


15

40°

h=10

,5

bt=14

b=17

yo=4

tb (mm) B(mm) H (mm) oy (mm)

14 17 10,5 4

- Diện tích đai: A = 138 mm2.

- Đường kính bánh chủ động: 140 -280 mm.

2.2.1.3. Tính đường kính bánh đai. [12]

Theo bảng 4.13[12-59] ta chọn đường kính bánh đai chủ động theo tiêu chuẩn:

= 200 mm

Vận tốc đai:

3

1 1. . 3,14.200.10 .96010,05 m/s

60.1000 60000

d nv

Đối với đai thang thường, v < 25 m/s.

→ Đường kính bánh đai đã chọn đảm bảo yêu cầu v < 25 m/s.

Đường kính bánh đai bị động được tính theo công thức: 1

2

.

1

d ud

Trong đó ɛ là hệ số trượt đàn hồi : ɛ = 0,01 - 0,02. Lấy sơ bộ ɛ = 0,015.


16

2

200.1,36276,8 mm

1 0,015d

Theo bảng 4.13[12-59], ta chọn đường kính bánh đai bị động theo tiêu chuẩn:

2 280 mmd

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền:

2

1

. 1 280. 1 0,0151,38

200tt

du

d

Sai lệch tỷ số truyền:

1,38 1,36.100 .100 1,13%

1,38tt

tt

u uu

u

→ Sai lệch tỉ số truyền nằm trong giới hạn cho phép (< 4%).

2.2.1.4. Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai. [12]

Với tỉ số truyền thực tế, theo bảng 4.14[2-60], ta chọn được tỉ lệ: 2/ 1,2a d

Với a là khoảng cách trục: a = 2d . 1,2 = 280.1,2 = 366 (mm).

Khoảng cách trục cần thỏa mãn điều kiện:

1 2 1 20,55. 2.d d h a d d

Ta có: 1 20,55. 0,55.(200 280) 10,5 274,5 mmd d h

1 22. 2.(200 280) 960 mmd d

→ Khoảng cách trục thoả mãn điều kiện.

Chiều dài đai được xác định theo công thức sau:

2

1 2 2 1π d + d d - dl = 2a + +

2 4a

2

3,14. 200 + 280 280 - 200l = 2.366 + + 1430,744 mm

2 4.366


17

Theo bảng 4.13[12-59], ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: a = 1600 mm.

Số vòng chạy của dây đai trong 1s được tính theo công thức:

3

106,25

1430,744.10

vi

l

Để tránh nhanh giảm tuổi thọ của đai thì số vòng chạy của đai không được vượt

quá giá trị tới hạn imax = 10.

→ Số vòng chạy của đai thoả mãn điều kiện.

Khoảng cách trục chính xác của bộ truyền được tính theo công thức sau:

2 2λ+ λ - 8Δa =

4

Với: 1 2200 280π(d + d )

λ = l - = 1430,744 - 846,022 2

2 1(d - d ) 280 200 = = 40

2 2

2 2846,02 846,02 8 40=421,11 mm

4a

→ Khoảng cách trục a = 421,11 (mm).

2.2.1.4. Xác định góc ôm trên bánh đai chủ động

Đối với đai thang, góc ôm trên bánh chủ động phải ≥ 120o.

Góc ôm trên bánh đai chủ động tính theo công thức:

o

2 1o

1

57 d - dα = 180 -

a

o

o

1

57 280 - 200α = 180 - = 169,2 120

421,11

o o

→ Góc ôm thỏa mãn điều kiện.

2.2.1.5. Xác định số đai. [12]

Số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra hiện tượng trượt trơn giữa đai


18

và bánh đai.

Số đai được xác định theo công thức:

1 d

0 α l u z

P .Kz

[P ].C .C .C .C

Trong đó: - 1 :P Công suất trên trục chủ động 1 3,8 kWP .

- :oP Công suất cho phép.dựa vào loại đai, đường kính bánh chủ

động và vận tốc đai, theo bảng 4.19[2-62] chọn 3,68 kWoP .

- :dK Hệ số tải trọng động. Theo bảng 4.7[12-55], các máy chịu

tải trọng dao động mạnh ta có: 1,25 1,5dK , chọn 1,5dK .

- C : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm của bánh đai chủ động.

Theo bảng 4.15[12-60] ta có: 0,978C .

- 1C : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Theo bảng

4.16[12-60], ta có: 1 0,924C .

- uC : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, theo bảng

4.17[12-60] 1,09uC .

- zC : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng

cho các dây đai. Theo bảng 4.48[12-60] 0,95zC .

3,8.1,51,67

3,68 0,978 0,924 1,09 0,95z

Lấy theo tiêu chuẩn z = 2.

2.2.1.6. Xác định các thông số của bánh đai. [12]


19

Theo bảng 4.21[12-63], ta có các thông số của bánh đai hinh thang:

H 0h t e

1b

16 4,2 19 12,5 17,2 36

Đường kính ngoài:

Bánh đai chủ động: 1 1 2. 200 2.4,2 208,4 mma oD d h

Bánh đai bị động: 2 2 2. 280 2.4,2 288,4 mma oD d h

2.2.1.7. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. [12]

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

1v

780. ., N

v. .d

o

P KF F

C z

Trong đó: vF : Lực căng do lực ly tâm sinh ra, vì bộ truyền không tự điều chỉnh

lực căng nên 2

v mF = q .v

Với mq là khối lượng chiều dài 1m đai.

Theo bảng 4.22[12-64] ta có mq = 0,178.

Vậy:


20

2780 3,8 1,5

0,178 10,05 246 N10,05 0,978 2

oF

Lực tác dụng lên trục:

12 sin( / 2) 2 246 2 sin(169,2 / 2) 980 No

r oF F z

2.2.2. Tính toán thiết kế trục lệch tâm.

2.2.2.1. Thông số ban đầu và chọn vật liệu.

Công suất trên trục: 3.57 kWIIP .

Tốc độ quay của trục: 704,1 vg/phIIn .

Momen xoắn trên trục: 48398 NmmIIT .

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép: C45.

Sau khi chế tạo tôi cả thiện đạt độ rắn: 50 HRC.

Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu: τ = 30MPa .

Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu: bσ = 600 MPa .

2.2.2.2. Xác định các lực tác dung lên trục.

Bộ truyền đai đặt nằm ngang.

Dựa vào kết cấu sơ bộ của khung sàng (chủ yếu là bề rộng lưới sàng), ta chọn sơ bộ

chiều dài của các đoạn trục như sau:

- 1 150l mm

- 2 6 120l l mm

- 3 5 150l l mm

- 4 1150l mm

Sơ đồ đặt lực trên trục:


21

Các lực tác dụng lên trục:

- Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục:

xA rF = F = 980 N

- Lực li tâm do đối trọng gây ra theo phương y:

yC yF qtF = F = F = 2192 N

- Hợp lực của lực li tâm của sàng và trọng lượng của sàng gây ra theo phương y:

syD yE qt

GF = F = F + = 6863 N

2

2.2.2.3. Tính phản lực tại các gối đỡ.

* Cân bằng lực và momen trong mặt phẳng yOz:

y yB yC yD yE yF yG

x yB 2 3 4 5 6 yC 3 4 5 6

yD 4 5 6 yE 5 6 yF 6

F = - F - F + F + F - F - F = 0

M (G) = - F .( ) - F .( )

+ F .( ) + F .( ) - F . 0

l l l l l l l l l

l l l l l l

→ Phản lực tại hai gối đỡ theo phương y:

Hình 2.5 -. Sơ đồ đặt lực trên trục.


22

yC 3 4 5 6 yD 4 5 6 yE 5 6 yF 6

yB

2 3 4 5 6

yG yB yC yD yE yF

- F .( ) + F .( ) + F .( ) - F .F =

( )

F = - F - F + F + F - F

l l l l l l l l l l

l l l l l

yB

yG

F = 4670 N

F = 4670 N

* Cân bằng lực và momen trong mặt phẳng xOz:

x xA xB xG

y xA 1 2 3 4 5 6 xB 2 3 4 5 6

F = F - F - F = 0

M (G) = F .( ) - F .( ) = 0l l l l l l l l l l l

→ Phản lực tại hai gối đỡ theo phương x:

1xB xA

2 3 4 5 6

xG xA xB

F = F . + 1

F = F - F

l

l l l l l

xB

xG

F = 1067 N

F = - 87 N

2.2.2.4. Xây dựng biểu đồ momen lực.

A. Xét trên mặt phẳng yOz.

Momen uốn trên đoạn 1l : y 1 1M (z ) = 0.z

1z 0

y M (A) = 0 N.m

1 1z 150 mml y M (B) = 0 N.m

Momen uốn trên đoạn 2l : y 2 2 yB 2 1M (z ) = 0.z F .(z - )l

2 1z 150 mml y M (B) = 0 N.m

2 1 2z 270 mml l y M (C) = - 560437 N.m

Momen uốn trên đoạn 3l : y 3 3 yB 3 1 yC 3 1 2M (z ) = 0.z F .(z - ) F .(z - - )l l l


23

3 1 2z 270 mml l y M (C) = - 560437 N.m

3 1 2 3z 420 mml l l y M (D) = - 1589818 N.m

Momen uốn trên đoạn 4l :

y 4 4 yB 4 1 yC 4 1 2 yD 4 1 2 3M (z ) = 0.z F .(z - ) F .(z - - ) + F .(z - - - )l l l l l l

4 1 2 3z 420 mml l l y M (D) = - 1589818 N.m

4 1 2 3 4z 1570 mml l l l y M (E) = - 1589818 N.m


y 5 5 yB 5 1 yC 5 1 2 yD 5 1 2 3 yE 5 1 2 3 4M (z ) = 0.z F .(z - ) F .(z - - ) + F .(z - - - ) + F .(z - - - - )l l l l l l l l l l

5 1 2 3 4z 1570 mml l l l y M (E) = - 1589818 N.m

5 1 2 3 4 5z 1720 mml l l l l y M (F) = - 560437 N.m


y 6 6 yB 6 1 yC 6 1 2 yD 6 1 2 3

yE 6 1 2 3 4 yF 6 1 2 3 4 5

M (z ) = 0.z F .(z - ) F .(z - - ) + F .(z - - - )

+ F .(z - - - - ) - F .(z - - - - - )

l l l l l l

l l l l l l l l l

6 1 2 3 4 5z 1720 mml l l l l y M (F) = - 560437 N.m

6 1 2 3 4 5 6z 1840 mml l l l l l y M (G) = 0 N.m

B. Xét trên mặt phẳng xOz.


x 1 xA 1M (z ) = F .z

1z 0 x M (A) = 0 Nm

1 1z 150mml x M (B) = 147017 N.m

Momen uốn trên đoạn còn lại: x 2 xA 2 xB 2 1M (z ) = F .z - F . z - l


24

2 1z 150mml x M (B) = 147017 N.m

6 1 2 3 4 5 6z 1840 N.ml l l l l l x M (G) = 0 N.m

Momen uốn tại các vị trí còn lại:

x xA 1 2 xB 2M (C) = F .( ) - F . = 136578 N.mml l l

x xA 1 2 3 xB 2 3M (D) = F .( ) - F . = 123529 N.mml l l l l

x xA 1 2 3 4 xB 2 3 4M (E) = F .( ) - F . = 23488 N.mml l l l l l l

x xA 1 2 3 4 5 xB 2 3 4 5M (F) = F .( ) - F . = 10439 N.mml l l l l l l l l

Vẽ biểu đồ momen lực.

Hình 2.6 - Biểu đồ momen lực tác dụng lên trục.


25

2.2.2.5. Xác định momen tương đương.

* Tại vị trí A:

2 2

A xA yAM = M M 0 N.mm

2 2

Atd A zAM = M 0,75.M 41914 N.mm

* Tại vị trí B:

2 2

B xB yBM = M M 147017 N.mm

2 2

Btd B zBM = M 0,75.M 152875 N.mm

* Tại vị trí C:

2 2

C xC yCM = M M 576839 N.mm

2 2

Ctd C zCM = M 0,75.M 578360 N.mm

* Tại vị trí D:

2 2

D xD yDM = M M 1594610 N.mm

2 2

Dtd D zDM = M 0,75.M 1595161 N.mm

* Tại vị trí E:

2 2

E xE yEM = M M 1599991 N.mm

2 2

Etd E zEM = M 0,75.M 1589991 N.mm

* Tại vị trí F:

2 2

F xF yFM = M M 560534 N.mm

2 2

Ftd F zFM = M 0,75.M 560534 N.mm

* Tại vị trí G:

2 2

G xG yGM = M M 0 N.mm


26

2 2

Gtd G zGM = M 0,75.M 0 N.mm

2.2.2.6. Tính và lựa chọn đường kính trục tại các tiết diện.

Theo phần tính toán công nghệ, ta chọn đã chọn sơ bộ đường kính ngõng trục:

0d = 50 mm

Với đường kính trục sơ bộ và giới hạn bền, theo 10.5[12-195], ta có ứng suất cho

phép của vật liệu: = 50 MPa .

Theo 10.17[12-194], đường kính trục tại các tiết diện là:

Atd3

A

Md 20,31 mm

0,1.[σ]

Btd3

B

Md 31,27 mm

0,1.[σ]

Ctd3

C

Md 48,72 mm

0,1.[σ]

Dtd3

D

Md 68,33 mm

0,1.[σ]

Etd3

E

Md 68,26 mm

0,1.[σ]

Ftd3

F

Md 48,22 mm

0,1.[σ]

Gtd3

G

Md 0 mm

0,1.[σ]

Chọn đường kính trục tại vị trí A lắp bánh đai theo tiêu chuẩn: Ad 36 mm

Chọn đường kính trục tại vị trí ổ đỡ theo tiêu chuẩn: B Gd d 45 mm

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp bánh đà: C Fd d 55 mm


27

Chọn đường kinh đoạn trục tại vị trí lắp khung sàng: D Ed d 85 mm

2.2.3. Chọn và kiểm nghiệm then.

2.2.3.1. Tại vị trí lắp bánh đai.

Chọn loại then bằng.

Theo bảng 9.1a[12-173], ta có các thông số của then:

Đường kính trục Kích thước tiết diện then

d, mm Chiều rộng b, mm Chiều cao h, mm

36 10 8

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn

trên trục t1 trên lỗ t2 nhỏ nhất lớn nhất

5 3,3 0,25 0,4

Chiều dài mayo bánh đai, theo 10.10[2-189]:

12 A(1,2 1,5)d (1,2 1,5).36 = 43,2 54 mmml

Lấy: 12 44 mmml .

Chiều dài then:

12(0,8 0,9). (0,8 0,9).44 = 35,2 39,6 mmt ml l

Lấy: 36 mmtl .

Ứng suất dập của then:

2d

1

2T 2.43398σ 24,9MPa

d. (h - t ) 36.36.(8 - 5)tl

Máy làm việc ở chế độ va đập, lắp cố định, mayo bánh đai được làm bằng thép,

theo 9.5[12-178], ta có ứng suất dập cho phép của then là: dσ 50MPa .

Then đảm bảo điều kiện bền dập.

Ứng suất cắt của then:

2c

2T 2.43398τ 7,47MPa

d. .b 36.36.10tl


28

Then được chế tạo bằng thép C45. Khi chịu tải tinh thì ứng suất cắt cho phép là:

cτ 60 90 (MPa) .Lấy cτ 60MPa .

Do chịu tải trọng va đập nên lấy ứng suất cắt cho phép giảm đi: 2/3 lần.

==> Ứng suất cắt cho phép: cτ 60.2/3 = 40MPa

==> Then đảm bảo điều kiện bền cắt.

2.2.3.2. Tại vị trí lắp bánh đà.

Chọn loại then bằng.

Theo bảng 9.1a[12-173], ta có các thông số của then:

Đường kính trục Kích thước tiết diện then

d, mm Chiều rộng b, mm Chiều cao h, mm

55 16 10

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn

trên trục t1 trên lỗ t2 nhỏ nhất lớn nhất

6 4,3 0,25 0,4

Chiều dài mayo bánh đai, theo 10.10[2-189]:

12 C(1,2 1,5)d (1,2 1,5).55 66 82,5 mmml

Lấy: 12 82 mmml .

Chiều dài then:

12(0,8 0,9). (0,8 0,9).82 65,6 73,8 mmt ml l

Lấy: 70 mmtl .

Ứng suất dập của then:

2d

1

2T 2.43398σ 6,29 MPa

d. (h - t ) 55.70(10 - 6)tl

Máy làm việc ở chế độ va đập, lắp cố định, mayo bánh đai được làm bằng thép,

theo 9.5[12-178], ta có ứng suất dập cho phép của then là: dσ 50 MPa .


29

=> Then đảm bảo điều kiện bền dập.

Ứng suất cắt của then:

2c

2T 2.43398τ 1,57 MPa

d. .b 55.70.16tl

Then được chế tạo bằng thép C45. Khi chịu tải tinh thi ứng suất cắt cho phép là:

cτ 60 90 (MPa) . Lấy cτ 60 MPa .

Do chịu tải trọng va đập nên lấy ứng suất cắt cho phép giảm đi: 2/3 lần.

=> Ứng suất cắt cho phép: cτ 60.2/3 = 40MPa .

=> Then đảm bảo điều kiện bền cắt.

2.2.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Giới hạn bền của vật liệu chế tạo trục: bσ 600 MPa .

Giới hạn mỏi uốn đối với vật liệu bằng thép: -1 bσ 0,436.σ 0,436.600 262 MPa .

Giới hạn mỏi xoắn đối với vật liệu bằng thép: -1 -1τ 0,58.σ 0,58.262 152 MPa .

Hệ số an toàn cho phép, lấy: s 2 .

Biên độ của ứng suất pháp tại tiết diện j: maxj minj

aj

σ σσ

2

.

Biên độ của ứng suất tiếp tại tiết diện j: maxj minj

mj

σ σσ

2

.

Đối với trục quay, ứng suất luôn thay đổi theo chu ki đối xứng thì:

mj

j

aj maxj

j

σ 0

Mσ σ

W

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, giá trị trung

bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:


30

jmax

mj aj

oj

Tττ τ

2 2W

Trong đó: jM Momen uốn tổng tại tiết diện j.

j 0jW , W Momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j, xác

định theo tiết diện trục.

Với giới hạn bền của vật liệu trục vít, theo bảng 10.7[2-197], ta có các trị số của

các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung binh đến độ bền mỏi:

σ

τ

ψ 0,05

ψ 0

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với phương pháp gia công là tiện và

độ nhẵn bề mặt là 0,32-0,16 μm, theo bảng 10.8[12-197], ta có: xK 1,06 .

Không dùng phương pháp tăng bền cho bề mặt, do vậy hệ số tăng bền bề mặt trục:

yK 1

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: -1σj

σdj aj σ mj

σs

K .σ ψ .σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: -1τj

τdj aj τ mj

τs

K .τ ψ .τ

Trong đó: -1 -1σ , τ : Giới hạn mỏi uốn, giới hạn mỏi xoắn.

σ τK , K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

σdj τdjK , K : Hệ số, tại mỗi tiết diện j được xác định theo công thức sau:

σx

σσdj

y

K+K -1

εK =

K

τx

ττdj

y

K+K -1

εK =

K

x yK , K : Hệ số tập trung ứng suất do trang thái bề mặt và hệ số tăng bền bề

mặt.


31

σ τε , ε : Hệ số kích thước.

aj mj aj mjσ , σ , τ , τ : Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất

tiếp tại tiết diện j.

Hệ số an toàn tại tiết diện j: σj τj

j2 2

σj τj

s .ss =

s +s

Kết cấu thiết kế cần đảm bảo độ bền mỏi. Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm

phải thỏa mãn điều kiện lớn hơn hệ số an toàn cho phép.

2.2.4.1. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp bánh đai A.

Chọn kiểu lắp ghép của bánh đai là: k6.

Ta có:

j A

j 2

j A

M = M = 0 N.mm

T = T = 43398 N.mm

d = d = 36 N.mm

Momen cản uốn và momen cản xoắn đối với trục có 1 rãnh then:

3 2 3 2

A 1 A 1A

A

36 3913 N.mm

32 32 36

πd b.t .(d - t ) 3,14. 10.5.(36 - 5)W

2.d 2.

3 2 3 2

A 1 A 10A

A

8494 N.mm16 32

πd b.t .(d - t ) 3,14.36 10.5.(36 - 5)W

2.d 2.36

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp:

AaA maxA

A

Mσ σ 0 N.mm

W

mAσ 0 N.mm

max 2mA aA

0A

τ T 43398τ τ 2,85 N.mm

2 2W 2.8494

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp bánh đai là do lắp ghép có độ dôi và do rãnh then

gây ra.

- Ảnh hưởng của độ dôi:

Theo bảng 10.11[12-198], với đường kính trục và kiểu lắp, ta có tỉ lệ giữa hệ số tập

trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước là:


32

σA σAK /ε 2,06 τA τAK /ε 1,64

- Ảnh hưởng của rãnh then:

Theo bảng 10.10[12-198], với đường kính trục và vật liệu trục, ta có hệ số kích

thước là:

σAε 0,86 τAε 0,79

Theo bảng 10.12[12-199], với phương pháp cắt rãnh bằng dao phay đia và giới

hạn bền của vật liệu trục ta có các hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn:

σAK 1,46 τAK 1,54

→ σA σAK /ε 1,46

τA τAK /ε 1,94

Lấy tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước

có giá trị lớn hơn:

σA σAK /ε 2,06 τA τAK /ε 1,94

Ta có:

σAx

σAσdA

y

K + K - 1

ε 2,06 1,06 1K 2,12

K 1

τAx

τAτdA

y

K + K - 1

ε 1,94 1,06 1K 2

K 1

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp:

-1σA

σdA aA σ mA

σs

K .σ + ψ .σ

-1τA

τdA aA τ mA

τ 152s 26,57

K .τ + ψ .τ 2.2,85 0.2,85

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đai: A τAs s 26,57

As s => Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai đảm bảo an toàn.


33

2.2.4.2. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn B.

Chọn kiểu lắp ghép của ổ lăn là: k6.

Ta có:

j B

j 2

j B

M = M = 147017 N.mm

T = T = 43398 N.mm

d = d = 45 mm

Momen cản uốn và momen cản xoắn đối với trục trơn:

3 3

BB 8946 N.mm

32 32

πd 3,14.45W

3 3

B0B 17892 N.mm

16 16

πd 3,14.45W


BaB maxB

B

M 147017σ σ 16 N.mm

W 8945

mBσ 0 mm

max 2mB aB

0B

τ T 43398τ τ 1,35 N.mm

2 2W 2.17892

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp ổ lăn là do lắp ghép có độ dôi gây ra. Theo bảng

10.10[12-198],với đường kính trục và kiểu lắp, ta có tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất

thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước là:

σB σBK /ε 2,06 τB τBK /ε 1,64

Ta có:

σBx

σBσdB

y

K + K - 1

ε 2,06 1,06 1K 2,12

K 1

τBx

τBτdB

y

K + K - 1

ε 1.64 1,06 1K 1,7

K 1



34

-1σB

σdB aB σ mB

σ 262s 7,51

K .σ + ψ .σ 2,12.16 0,05.0

-1τB

τdB aB τ mB

τ 152s 66

K .τ + ψ .τ 1,7.1,35 0.1,35

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn B:

σB τBB

2 2 2 2σB τB

s .s 7,51.66s 7,46

s + s 7,51 + 66

Bs s => Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn đảm bảo an toàn.

2.2.4.3. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn G.

Tại vị trí lắp ổ lăn G thi các giá trị momen đều bằng 0 nên không cần kiểm nghiệm

độ bền mỏi tại đây.

2.2.4.4. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp bánh đà C.

Chọn kiểu lắp ghép của bánh đai là: k6.

Ta có:

j C

j 2

j C

M = M = 576839 N.mm

T = T = 48398 N.mm

d = d = 55 mm


3 2 3 2

C 1 C 1C

C

14238 N.mm32 32

πd b.t .(d - t ) 3,14.55 16.6.(55 - 6)W

2.d 2.55

3 2 3 2

C 1 C 10C

C

30572 N.mm16 16

πd b.t .(d - t ) 3,14.55 16.6.(55 - 6)W

2.d 2.55


CaC maxC

C

M 576839σ σ 40,51 N.mm

W 14238

mCσ 0 N.mm


35

max 2mC aC

0C

τ T 48398τ τ 0,79 N.mm

2 2W 2.30572

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp bánh đà là do lắp ghép có độ dôi và do rãnh then

gây ra.




σC σCK /ε 2,52 τC τCK /ε 2,03


Theo bảng 10.10[12-198], với đường kính trục và vật liệu trục, ta có hệ số kích thước

là:

σC,ε 0,8 τCε 0,75



σCK 1,46 τCK 1,54

→ σC σCK /ε 1,83

τC τCK /ε 2,05


có giá trị lớn hơn là:

σC σCK /ε 2,52 τC τCK /ε 2,05

Ta có:

σCx

σCσdC

y

K + K - 1

ε 2,52 1,06 1K 2,58

K 1

τCx

τCτdC

y

K + K - 1

ε 2,05 1,06 1K 2,11

K 1


-1σC

σdC aC σ mC

σ 262s 2,5

K .σ + ψ .σ 2,58.40,51 0,05.0


36

-1τC

τdC aC τ mC

τ 152s 91

K .τ + ψ .τ 2,11.0,79 0.0,79

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đà:

σC τCC

2 2 2 2σC τC

s .s 2,5.91s 2,5

s + s 2,5 + 91

Cs s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đà đảm bảo an toàn.

2.2.4.5. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp bánh đà F.

Chọn kiểu lắp ghép của bánh đà là: k6.

Ta có:

j F

j 2

j F

M = M = 50534 N.mm

T = T = 0 N.mm

d = d = 55 N.mm


3 2 3 2

F 1 F 1F

F

14238 N.mm32 32

πd b.t .(d - t ) 3,14.55 16.6.(16 - 6)W

2.d 2.55

3 2 3 2

F 1 F 10F

F

30572 N.mm16 16

πd b.t .(d - t ) 3,14.55 16.6.(55 - 6)W

2.d 2.55


FaF maxF

F

M 50534σ σ 39,37 N.mm

W 14238

mFσ 0 N.mm

max 2mF aF

0F

τ Tτ τ 0 N.mm

2 2W

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp bánh đà là do lắp ghép có độ dôi và do rãnh then

gây ra.





37

σF σFK /ε 2,52 τF τFK /ε 2,03


Theo bảng 10.10[12-198], với đường kính trục và vật liệu trục, ta có hệ số kích

thước là:

σFε 0,8 τFε 0,75



σFK 1,46 τFK 1,54

→ σF σFK /ε 1,83

τF τFK /ε 2,05


có giá trị lớn hơn:

σF σFK /ε 2,52 τF τFK /ε 2,05

Ta có:

σFx

σFσdF

y

K + K - 1

ε 2,52 1,06 1K 2,58

K 1

τFx

τFτdF

y

K + K - 1

ε 2,05 1,06 1K 2,11

K 1


-1σF

σdF aF σ mF

σ 262s 2,58

K .σ + ψ .σ 2,58.39,37 0,05.0

-1τF

τdF aF τ mF

τs

K .τ + ψ .τ

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đà: F σFs s 2,58

Fs s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đà đảm bảo an toàn.


38

2.2.4.6. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn D.


Ta có:

j D

j 2

j D

M = M = 1594610 N.mm

T = T = 48398 N.mm

d = d = 85 N.mm


3 3

DD

3,14.8560292 N.mm

32 32

πdW

3 3

D0D

3,14.85120583 N.mm

16 16

πdW


DaD maxD

D

M 1594610σ σ 26 N.mm

W 60292

mDσ 0 N.mm

max 2mD aD

0D

τ T 48398τ τ 0,2 N.mm

2 2W 2.120583

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp ổ lăn là do lắp ghép có độ dôi gây ra.

Theo bảng 10.10[12-198],với đường kính trục và kiểu lắp, ta có tỉ lệ giữa hệ số tập


σD σDK /ε 2,52 τD τDK /ε 2,03

Ta có:

σDx

σDσdD

y

K + K - 1

ε 2,52 1,06 1K 2,58

K 1

τDx

τDτdD

y

K + K - 1

ε 2,03 1,06 1K 2,09

K 1


39


-1σD

σdD aD σ mD

σ 262s 3,83

K .σ + ψ .σ 2,58.26 0,05.0

-1τD

τdD aD τ mD

τ 152s 362

K .τ + ψ .τ 2,09.0,2 0.0,2

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn D:

σD τDD

2 2 2 2σD τD

s .s 3,83.362s 3,83

s + s 3,83 + 362

Ds s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn đảm bảo an toàn.

2.2.4.7. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn E.


Ta có:

j E

j 2

j E

M = M = 560534 N.mm

T = T = 0 N.mm

d = d = 85 N.mm


3 3

EE

3,14.8560292 N.mm

32 32

πdW

3 3

E0E

3,14.85120583 N.mm

16 16

πdW


EaE maxE

E

M 560534σ σ 9 N.mm

W 60292

mEσ 0 N.mm

max 2mE aE

0E

τ Tτ τ 0 N.mm

2 2W

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp ổ lăn là do lắp ghép có độ dôi gây ra.


40

Theo bảng 10.10[12-198],với đường kính trục và kiểu lắp, ta có tỉ lệ giữa hệ số tập


σE σEK /ε 2,52 τE τEK /ε 2,03

Ta có:

σEx

σEσdE

y

K + K - 1

ε 2,52 1,06 1K 2,58

K 1

τEx

τEτdE

y

K + K - 1

ε 2,03 1,06 1K 2,09

K 1


-1σE

σdE aE σ mE

σ 262s 10,91

K .σ + ψ .σ 2,58.9 0,05.0

-1τE

τdE aE τ mE

τs

K .τ + ψ .τ

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn E: E σEs s 10,91

Es s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn đảm bảo an toàn.

2.2.5. Tính toán chọn ổ lăn

2.2.5.1. Tính toán chọn ổ lăn tại vị trí gối đỡ.

Tại vị trí gối đỡ, do chỉ chủ yếu chịu lực hướng tâm và khoảng cách giữa hai ổ xa

nhau nên khó đảm bảo độ đồng tâm. Do đó ta chọn loại ổ đũa lòng cầu hai dãy.

Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại vị trí B:

2 2 2 2

rB xB yB = F = F +F = 1067 +4670 4791 N

Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại vị trí G:

22 2 2

rG xG yG 87 = F = F +F = +4670 4671 N

rB >F rG F ==> Chỉ cần tính toán cho vị trí B.


41

→ r F = 4791 N

Không có lực dọc trục tác động lên ổ trục. Dó đó lực dọc trục Fa = 0 (N).

Với đường kính trục tại vị trí lắp ổ là: d = 45 (mm). Theo bảng P2.10[2-260], ta

chọn ổ đữa lòng cầu hai dãy với các thông số sau:

Loại ổ d, mm D, mm B, mm r, mm C, kN C0, kN

*22211EAE4 45 95 23 1,1 118 6000

Tốc độ tới hạn, vòng/phút

(Bôi trơn bằng mỡ)

6000

Tải trọng động quy ước của ổ lăn: r t dQ = V.F.k .k

Trong đó:

tk - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

tk =1.

dk - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng.

dk =1.

V - Hệ số kể đến vòng nào quay. Khi vòng trong quay thì: V =1.

Q = 1.4791.1.1 = 4791 N

Tuổi thọ của máy sàng lấy bằng 20 năm là việc liên tục. Để không phải thay ổ lăn

thì ta lấy tuổi thọ của ổ lăn bằng tuổi thọ của máy.

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo giờ: hL 20.365.24 175200 h .

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo triệu vòng quay:

2 h

6 6

60.n .L 60.704,1.175200L

10 10 7401,5 (triệu vòng)

Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn:

10/3 10/3dC = Q. L 4791. 175200 69,4 kN

dC < C =118 kN ==> Ổ lăn đảm bảo yêu cầu về khả năng tải động.

Số vòng quay tới hạn của ổ: thn = 6000 vòng/phút


42

thn > 2n = 704,1 ==> Ổ lăn đảm bảo tốc độ quay tới hạn.

2.2.5.2. Tính toán chọn ổ lăn tại vị trí khung sàng.

Tại vị trí gối đỡ, chịu lực hướng tâm lớn gây ra bởi trọng lượng của khung sàng và

lực li tâm do khối lượng của khung sàng gây ra. Do đó ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn.

Lực hướng tâm tác dụng lên trục tại vị trí D và E:

r yD yE F = F F = = 6863 N

Không có lực dọc trục tác động lên ổ trục. Dó đó lực dọc trục Fa = 0 (N).

Với đường kính trục tại vị trí lắp ổ là: d = 85 (mm). Theo bảng P2.10[12-260], ta

chọn ổ đũa trụ ngắn với các thông số sau:

Loại ổ d, mm D, mm B, mm r, mm r1, mm C, kN

N216 85 150 28 2 2 120

C0, kN Tốc độ tới hạn, vòng/phút

(Bôi trơn bằng mỡ)

122 4300

Tải trọng động quy ước của ổ lăn: r t dQ = V.F.k .k

Trong đó:

tk - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

tk =1

dk - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng.

dk =1

V - Hệ số kể đến vòng nào quay. Khi vòng trong quay thì: V =1

Q = 1.6863.1.1 = 6863 N

Tuổi thọ của máy sàng lấy bằng 20 năm là việc liên tục. Để không phải thay ổ lăn

thì ta lấy tuổi thọ của ổ lăn bằng tuổi thọ của máy.

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo giờ: hL 20.365.24 175200 h

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo triệu vòng quay:


43

2 h

6 6

60.n .L 60.704,1.175200L

10 10 7401,5 (triệu vòng).

Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn:

10/3 10/3dC = Q. L 6863. 175200 99,4 kN

dC < C = 106 kN ==> Ổ lăn đảm bảo yêu cầu về khả năng tải động.

Số vòng quay tới hạn của ổ: thn = 4300 vòng/phút.

thn > 2n = 704,1 ==> Ổ lăn đảm bảo tốc độ quay tới hạn.


44

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ MÔ HÌNH MÁY SÀNG CÁT

3.1. Giới thiệu phần mềm SOLIDWORKS

Phần mềm Solidworks là một trong những phần mềm chuyên về thiết kế 3D do hãng

Dassault System phát hành dành cho những xí nghiệp vừa và nhỏ, đáp ứng hầu hết các

nhu cầu thiết kế cơ khí hiện nay. Solidworks được biết đến từ phiên bản Solidworks

1998 và được du nhập vào nước ta với phiên bản 2003 và cho đến nay với phiên bản

2012 và phần mềm này đã phát triển đồ sộ về thư viện cơ khí và phần mềm này không

những dành cho những xí nghiệp cơ khí nữa mà còn dành cho các ngành khác như:

đường ống, kiến trúc, trang trí nội thất, mỹ thuật …

MỘT SỐ CHỨC NĂNG CĂN BẢN TRONG SOLIDWORK:

3.1.1. Chức năng CAD

Các khối được xây dựng trên cơ sở kỹ thuật parametric, mô hình hóa.

Chức năng báo lỗi giúp người sử dụng dễ dàng biết được lỗi khi thực hiện lệnh.

Bảng FeatureManager design tree cho phép ta xem các đối tượng vừa tạo và có

thể thay đổi thứ tự thực hiện các lệnh. Các lệnh mang tính trực quan làm cho

người sử dụng dễ nhớ.

Dữ liệu được liên thông giữa các môi trường giúp cập nhật nhanh sự thay đổi của

các môi trường.

Hệ thống quản lý kích thước và ràng buộc trong môi trường vẽ phát giúp người

sử dụng tạo các biên dang một cách dễ dàng và tránh được các lỗi khi tạo biên

dạng.

Trong môi trường Drawing cho phép ta tạo các hinh chiếu vuông góc các chi tiết

hoặc các bản lắp với tỉ lệ và vị trí do người sử dụng quy định mà không ảnh

hưởng đến kích thước.

Công cụ tạo kích thước tự động và kích thước theo quy định của người sử dụng.


45

Tạo các chú thích cho các lỗ một cách nhanh chóng. Chức năng ghi độ nhám bề

mặt, dung sai kích thước và hinh học được sử dụng dễ dàng.

Trong môi trường bản vẽ lắp (Assembly)

Các chi tiết 3D sau khi thiết kế xong có thể lắp ráp lại với nhau tạo thành một bộ

phận máy hoặc một máy hoàn chỉnh. Xây dựng các đường dẫn thể hiện quy trinh

lắp ghép.

Xác định các bậc tự do cho chi tiết lắp ghép

3.1.2. Chức năng CAE

Đây là một ưu điểm của hãng sản xuất, khi mà họ mua trọn gói bộ phần mềm phân

tích cức ki nổi tiếng thế giới là Cosmos để tích hợp và chạy ngay trong môi trường của

solidworks, làm cho chức năng Phân tích của Solid khó có thể có phần mềm khác so

sánh được được. Với modul phân tích của Solidworks là cosmos, chúng ta có thể thực

hiện được những bài phân tích vô cùng phức tạp nhưng rất hay, dưới đây là liệt kê một

vài bài toán mà tôi đã dùng để tính với COSMOS

Phân tích tinh học

Phân tích động học

Phân tích động lực học(bài toán phân tích ứng suất khi cơ cấu chuyển động – con

lăn di chuyển trên ray).

Phân tích dao động.

Phân tích nhiệt học.

Phân tích sự va chạm của các chi tiết.

Phân tích thuỷ khí động học ( thông qua bài toán phân tích lượng nước chảy qua

cái robine và bố trí quạt thông gió cho CPU máy tính nhằm tản nhiệt tốt hơn).

Phân tích quá trình rót kim loại lỏng vào khuôn và mức độ gia nhiệt cần thiết cho

quá trinh đó.


46

Nói chung là chương trinh tính toán nhanh và cho phép thực hiện phân tích cụm rất

nhiều chi tiết, với các thông số kết quả là: ứng suất, sức căng, chuyển vị, hệ số an toàn

kết cấu …

3.1.3. Chức năng CAM

Để dùng được chức năng này, chúng ta phải sử dụng một modul nữa của solidworks

là SOLIDCAM. Đây là modul Cam của Solid, nó được tách ra để bán riêng. nếu ai có

điều kiện thì tải về dùng, nó chạy ngay trên giao diện của solidworks, việc sử dụng của

SolidCam quả thật vô cùng thân thiện, và dễ sử dụng.

3.2 Mô hình hóa các bộ phận chính của máy sàng

3.2.1. Bộ phận khung sàng

Hình 3.1 – Mô hình khung sàng

3.2.2. Bộ phận tạo dao động


47

Hình 3.2 – Mô hình bộ phận tạo dao động

3.2.3. Bộ phận bệ máy

Hình 3.3 – Mô hình bệ máy

3.2.4 Lắp ráp mô hình


48

Hình 3.4 – Lắp ráp mô hình


49

CHƯƠNG 4 MÔ PHỎNG VÀ PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC

HỌC MÁY SÀNG CÁT

4.1. Giới thiệu về ADAMS/VIEW

ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System) là phần mềm mô

phỏng động lực học và phân tích chuyển động hệ thống cơ khí nhiều vật được sử dụng

rộng rãi nhất trên thế giới.

ADAMS giúp các kỹ sư nghiên cứu động học của các bộ phận chuyển động, giải

pháp đặt tải trọng và các lực phân bố trên toàn bộ hệ thống cơ khí để cải thiện và tối ưu

hóa hiệu suất và các chỉ tiêu kỹ thuật các sản phẩm thiết kế.

Phần mềm cho phép các nhà thiết kế dễ dàng tạo ra và thử nghiệm nguyên mô hinh

ảo của các hệ thống cơ khí trong một thời gian ngắn; giảm chi phí cần thiết cho xây dựng

và thử nghiệm mô hinh vật lý.

Khả năng liên kết với các ngôn ngữ 3D khác cho phép phần mềm ADAMS có khả

năng liên kết với các phần mềm thiết kế 3D chuyên dụng để thuận tiện cho quá trinh

nghiên cứu các mô hinh ảo.

4.2. Ứng dụng ADAMS/View để phân tích động lực học

4.2.1. Thiết lập điều kiện biên

Phần mềm ADAMS/View rất mạnh trong việc khảo sát đặc tính động học và

động lực học hệ thống cơ khí nhiều vật, đặc biệt đối với việc khảo sát rung động của

hệ. Chính vì vậy, ứng dụng phần mềm ADAMS/View để khảo sát đặc tính rung động

của máy sàng rung sẽ tối ưu hơn so với việc ứng dụng các phần mềm khác.

Để nâng cao hiệu suất tính toán, tác giả tiến hành đơn giản hóa việc mô phỏng

động lực học của mô hình bộ truyền. Dựa trên mối quan hệ chuyển động của các chi

tiết máy trong máy sàng rung, đối với các chi tiết máy không chuyển động tương đối

đối với nhau thì sẽ được hợp thành từng bộ phận có liên kết cứng; cụ thể là trục lệch

tâm, các bánh đà, các đối trọng và các ổ lăn được nhóm thành bộ phận trục lệch tâm

(hình 4.1); kết cấu khung sàng, lưới sàng và các gối gắn trên khung sàng nhóm thành

bộ phận khung sàng (hình 4.2); kết cấu bệ máy và các gối đỡ gắn trên bệ máy nhóm


50

thành nhóm thành bộ phận bệ máy (hình 4.3).

Hình 4.1 - Bộ phận trục lệch tâm

Hình 4.2 - Bộ phận khung sàng

Hình 4.3 - Bộ phận bệ máy

Sau khi thiết lập các bộ phận có liên kết cứng, tiến hành thiết lập quan hệ tiếp


51

xúc đối với các bộ phận đó.

Đầu tiên, thực hiện việc lựa chọn vật liệu cho các chi tiết máy đều là Steel, từ

đó hệ thống phần mềm sẽ tự động tính toán ra các giá trị moment quán tính, trọng

lượng và các thông số vật lý khác của các bộ phận.

Để mô phỏng động lực học của bộ truyền, dựa trên sự chuyển động quay tròn

của cụm trục lệch tâm so với các gối đỡ gắn trên bệ máy, nên tiến hành thiết lập quan

hệ Revolute giữa hai bộ phận, đồng thời đặt trên trục vào vận tốc góc cố định ω1=

42240/s (tương đương 704r/min) để mô phỏng trạng thái đầu vào của máy; đồng thời

cụm trục lệch tâm cũng có chuyển động quay tròn so với các gối đỡ gắn trên khung

sàng nên tiến hành thiết lập quan hệ Revolute giữa hai bộ phận.

Để giảm chấn khung sàng so với bệ máy, tiến hành thiết lập 4 cặp lò xo gắn liền

giữa 2 bộ phận máy với độ cứng lò xo k = 643143,8 N/m như tính toán.

Cuối cùng, để khảo sát động lực học máy sàng rung làm việc trong điều kiện

đầy tải, thiết lập tải trọng phân bố trên toàn bộ khung sàng với F = 1600 N (khối lượng

vật liệu trên lưới sàng M = 160 kg).

4.2.2. Phân tích kết quả

Sau khi chạy mô phỏng động lực học trong trường hợp đầy tải, thu được các kết

quả như hinh 4.4 đến hình 12 thể hiện.

Hình 4.4 và hình 4.5 cho thấy đường cong dịch chuyển theo phương X và

phương Y của trọng tâm khung sàng trong suốt thời gian từ 0 ~ 1s. Cả hai đường cong

này thể hiện: khi trục lệch tâm quay đều, thì trọng tâm khung sàng dịch chuyển qua lại

với khoảng cách dịch chuyển lớn nhất là 20mm trong cả hai phương X và Y, và đây

cũng chính là biên độ rung lắc của khung sàng, từ đó chứng tỏ rằng quy luật chuyển

động trong quá trình mô phỏng phù hợp với với sự dịch chuyển của khung sàng được

tính toán trong lý thuyết.


52

Hình 4.4 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương X

Hình 4.5 - Đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương Y

Khi trục lệch tâm quay từ 0 ~ 3600 đã mang theo gối đỡ gắn trên khung sàng

chuyển động theo, từ đó làm cho khung sàng chuyển động với vận tốc thay đổi theo

thời gian như hinh 8 thể hiện. Khi vừa bắt đầu mô phỏng, có thể thấy vận tốc thay đổi

không ổn định, điều này có thể giải thích là do có sự tồn tại khe hở giữa các chi tiết

trong quá trình lắp ráp, tuy nhiên, qua thời gian rất ngắn thì vận tốc đã dần ổn định.

Trọng tâm khung sàng chuyển động phẳng tương ứng với độ lệch tâm của trục, dẫn

đến hướng của vận tốc khung sàng thay đổi liên tục và tuân theo quy luật hình sin theo

cả hai phương X và Y lệch pha nhau một góc 90 độ.

Vận tốc tới hạn đảm bảo cho hạt vật liệu chui qua lỗ sàng [9]:

thv 1 tan

2 cos sin .tan

d gl

d

Với d = 1,5 mm – kích thước hạt lớn nhất cho phép lọt qua sàng. Từ đó:

Để cho vật liệu chui qua lỗ sàng, thông thường lấy vận tốc làm việc của khung

sàng bằng 0,8 vận tốc tới hạn. Nên vận tốc thực tế của sàng [9]:

v = 0,8vth = 0,8.1,5 = 1,2 (m/s)

Trên hình 4.6 có thể thấy vận tốc tại trọng tâm khung sàng đạt giá trị cực đại

vmax = 1,18 m/s, so với lý thuyết sai lệch không đáng kể, từ đó nghiệm chứng khả

năng làm việc của mô hình.


53

Hình 4.6 - Vận tốc khung sàng theo thời gian t

CM_Velocity_X – Vận tốc thành phần X của khung sàng

CM_Velocity_Y – Vận tốc thành phần Y của khung sàng

CM_Velocity – Vận tốc tổng hợp của khung sàng

Bên cạnh đó, khung sàng nhận nhiệm vụ rung lắc để phân loại cỡ hạt, trong

quá trình làm việc sẽ ảnh hưởng đến cụm trục lệch tâm nói riêng, và của toàn máy nói

chung, nên bộ phận khung sàng đóng vai trò quan trọng trong toàn máy, do đó tần số

dao động riêng của nó và tần số của máy trong quá trình làm việc nếu trùng nhau sẽ

gây ra cộng hưởng, gây nguy hiểm đến toàn máy. Chính vì vậy, bài báo đã khảo sát sự

biến đổi gia tốc của trọng tâm khung sàng, sau đó thông qua phương pháp biến đổi

Fourier được tích hợp trong ADAMS/View thu được đặc tính phổ tần của bộ phận này.

Hình 4.7 và hình 4.9 thể hiện sự thay đổi gia tốc trọng tâm khung sàng theo thời gian

trong trường hợp không tải và đầy tải. Sau khi sử dụng phương pháp biến đổi Fourier

đối với sự biến đổi gia tốc của bộ phận trên, thu được đường cong đặc tính phổ tần gia

tốc của khung sàng trong cả hai trường hợp như hinh 4.10 và hình 4.12 thể hiện. Dựa

trên hình 4.10 và hình 4.12, tiến hành chọn ra 5 tần số ứng với giá trị gia tốc lớn nhất

đối với khung sàng như được thể hiện trong bảng 1 và bảng 2.

Hình 4.7 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải


54

Hình 4.8 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái không tải

Hình 4.9 - Gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải

Hình 4.10 - Đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng tại trạng thái đầy tải

Bảng 1. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái không tải

Số thứ tự 1 2 3 4 5

Khung sàng

Tần số (Hz) 4,4 11,5 23,4 35,2 46,9

Độ lớn

(mm/s2) 218 1244 25172 1775 4155

Bảng 2. Đặc tính phổ tần gia tốc khung sàng tại trạng thái đầy tải

Số thứ tự 1 2 3 4 5

Khung sàng Tần số (Hz) 4,4 11,5 23,4 35,2 46,9

Độ lớn (mm/s2) 615 796 10477 1144 843


55

Để kiểm chứng khả năng làm việc của máy sàng rung quán tính, tác giả ứng

dụng phần mềm WORKBENCH 16.0 [11] để khảo sát chế độ làm việc của khung

sàng, từ đó xác định được các tần số riêng của khung sàng một cách nhanh chóng.

Thông thường chỉ cần biết một số tần số dao động riêng và kiểu hình tương ứng ban

đầu, mà không cần phải tìm toàn bộ tần số dao động và kiểu hinh tương ứng của nó.

Bài báo chỉ chọn ra 6 chế độ làm việc ban đầu của khung sàng như hinh 4.11 và bảng 3

thể hiện.

Kiểu hình 1

Kiểu hình 2

Kiểu hình 3

Kiểu hình 4


56

Kiểu hình 5

Kiểu hình 6

Hình 4.11 - Các kiểu hình của khung sàng

Bảng 3. 6 tần số dao động riêng của khung sàng

STT Tần số dao động riêng/Hz

1 8.723

2 15.383

3 17.649

4 21.534

5 26.897

6 31.82

Dựa vào bảng 1, bảng 2 có thể thấy rằng: tần số gia tốc của khung sàng tập trung ở

dải tần số thấp, và giá trị của gia tốc khung sàng ở trạng thái đầy tải thấp hơn so với

trạng thái không tải, bởi vi khi tăng tải trọng lên sàng thi biên độ dao động của khung

sàng sẽ giảm tương ứng. Tại bảng 1 và bảng 2, quan sát thấy tần số làm việc của

khung sàng tại giá trị 4,4 Hz và 11,5 Hz so với tần số riêng của nó (ứng với kiểu hình

đầu tiên f = 8,723 Hz - bảng 3) cách nhau khá gần, tại đây đã khuếch đại biên độ dao

động của khung sàng lên, cụ thể là ứng với tần số 4,4 Hz thì trị số gia tốc của khung

sàng đạt giá trị 218 mm/s2 và 615 mm/s2, còn ứng với tần số 11,5 Hz thì giá trị đạt

1244 mm/s2 và 796 mm/s2 tương ứng với trạng thái không tải và đầy tải. Bên cạnh đó,

tần số vào khoảng 23,4 Hz xuất hiện giá trị cực đại (trị số gia tốc là 25172 mm/s2 và

10477 mm/s2 tương ứng đối với không tải và đầy tải), điều này có thể lý giải là do tần

số quay của trục lệch tâm (f = n/60 = 704/60 = 11,7Hz) kích thích cộng hưởng kết cấu

gây nên biên độ dao động lớn tại tần số ứng với hài bậc 2 của tần số quay của trục lệch


57

tâm, tuy nhiên, tần số làm việc của khung sàng lúc này và tần số riêng của nó cách

nhau tương đối xa. Từ đó, nghiệm chứng mô hình của máy sàng rung làm việc trong cả

hai trạng thái không tải và đầy tải đều thỏa mãn khả năng làm việc.

4.3. Chế tạo mô hình thực nghiệm

Sau khi phân tích động lực học kiểm chứng độ tin cậy của mô hình mô phỏng, tiến

hành chế tạo các chi tiết thực tế. Cuối cùng lắp ráp cho được mô hình thực nghiệm như

hình 4.12

Hình 4.12 – Mô hình thực nghiệm


58

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Kết luận

Thứ nhất, thuyết minh chủ yếu giới thiệu bối cảnh nghiên cứu trong và ngoài

nước đối với máy sàng rung, tiếp đến miêu tả ngắn gọn nguyên lý làm việc của máy

sàng rung này.

Thứ hai, thuyết minh dựa trên yêu cầu ban đầu đề ra của máy sàng tiến hành tính

toán công nghệ và tính toán cơ khí đối với máy sàng rung này. Sau đó ứng dụng phần

mềm vẽ 3D SOLIDWORKS 2017 để mô hình hóa các bộ phận chủ yếu của bộ truyền

và lắp ráp mô hinh, quan sát được vị trí tương quan của các chi tiết trong máy sàng,

đánh giá được mối quan hệ giữa các chi tiết có hợp lý hay không, để chuẩn bị mô hình

thực nghiệm cho việc mô phỏng động lực học ở phần tiếp theo.

Cuối cùng, thuyết minh đã tiến hành phân tích động lực học tức thời đối với bộ

truyền bao gồm các điều kiện mô phỏng là không tải và đầy tải, kết quả cho thấy máy

được thiết kế hợp lý, đảm bảo trong quá trình làm việc, từ đó có thể chế tạo thực

nghiệm máy sàng rung. Bên cạnh đó, phân tích đã đưa ra các tần số và độ lớn tương

ứng tại các tần số đó, do đó kết quả phân tích này cũng mang lại một giá trị tham khảo

nhất định trong linh vực thiết kế cơ khí.

Kiến nghị

Tối ưu hệ thống

Quan điểm lý luận hệ thống cho rằng: các cụm bộ phận độc lập được tối ưu,

nhưng trong toàn bộ cơ cấu thi chưa hẵn đã là tối ưu, chỉ khi nào đối với toàn bộ hệ

thống tiến hành tối ưu thì mới thực sự có hiệu quả. Chính từ quan điểm này, thiết kế tối

ưu độ tin cậy đối với toàn bộ hệ thống so với thiết kế tối ưu của từng chi tiết đơn lẽ sẽ

có ý nghia thực tế hơn.

Liên quan đến khe hở trong cơ cấu

Trên thực tế, các cơ cấu không tránh khỏi việc tồn tại khe hở giữa các chi tiết máy.


59

Trong nội dung thuyết minh trên đã không đề cập đến khe hở này, do đó kết quả mô

phỏng hệ thống và số liệu thực tế sẽ tồn tại sai số. Chính vì vậy, muốn kết quả chính

xác hơn thi việc phân tích động lực học hệ thống cần phải được nghiên cứu sâu hơn

thông qua việc xét đến khe hở giữa các chi tiết máy trong hệ thống.

61

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. http://maysangrung.com/

[2]. Vũ Ngọc Pi, Lê Xuân Hưng, Trần Quốc Hùng, Nguyễn Văn Kiền, “Nghiên

cứu thiết kế, chế tạo máy sàng rung kiểu cơ khí”, Tạp chí Cơ khí Việt Nam, Số 1&2,

2012, 24-26.

[3]. Aldo B.A., Albert C.C., Reyner G.I., Ena R.P., Benedicto N.F., “Design and

fabrication of inclinable trommel sand sieve machine”, 6th International Conference

on Civil Engineering (6th ICCE 2017)

[4]. Nachimuthu A.K., Ragunath S., Mohanavelan S., Nab han P.P., Mariraj S.,

“Design and fabrication of horizontal sieving machine”, International Research Journal

of Multidisciplinary Science & Technology, Volume 01 Issue 03, 2016, 17-20.

[5]. Sai karthik. M.M., Abhijeet S., Sandeep B., “Design and Fabrication of Sand

Sieving and Cement Mixing Machine”, International Journal of Engineering Science

and Computing, Volume 6 Issue No.10, 2016, 2714-2716.

[6]. He Z.X., Liu Q.T., Chang L.H.,“Dynamics Analysis and Experiment of

Vibrating Screen for Asphalt Mixing Equipment”, Journal of Sensors and

Transducers, Vol 169 Issue 4, 2014, 205-210.

[7]. Bandgar S., Chate D., Dongare V. and Mirpagar D., “Review of Multi-level

Sand screening Machine and Analysis of Vibration mechanism”, International Journal

of Advance Research and Innovative Ideas in Education, Vol 4 Issue 3, 2018, 3-8.

[8]. Gunaji S., Murali M., “Dynamic Analysis Of Vibration Screen”, International

Journal for Innovative Research in Science & Technology, Volume 2 Issue 06, 2015,

99-104.

[9]. Hồ Lê Viên, Các máy gia công vật liệu rắn & dẻo - tập 1, Nhà xuất bản Khoa

học và Kỹ thuật Hà Nội, 2003.

[10]. https://en.wikipedia.org/wiki/MSC_ADAMS

[11]. http://www.ansys.com

[12]. Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế chi tiết máy, Nhà xuất bản giáo dục, 1999.

nghiÊn cỨu tÍnh toÁn vÀ phÂn tÍch ĐỘng lỰc hỌc mÁy …

Documents