Thiết kế máy sàng rung có hướng

Phần IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU VÀ SỨC BỀN TOÀN MÁY Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng. Từ phương án thiết kế đã chọn và trên cơ sở máy mẫu, ta có thể thiết lập được mô hình dẫn động của máy như sau: 5 4 3 2 1 Hình 28 – Sơ đồ dẫn động máy sàng động cơ điện ; 2 - bộ truyền đai ; 3 - trục lệch tâm ; 4 – bánh răng ; 5 - vỏ máy . Trong sơ đồ trên, bộ truyền đai (2) truyền chuyển động từ động cơ đến trục lệch tâm thứ nhất.Chuyển động này sẽ được truyền qua cặp bánh răng (4) đến trục thứ hai. Do yêu cầu của máy khi hoạt động là hai khối lệch tâm phải quay với cùng tốc độ và ngược hướng nhau. Do đó, cặp bánh răng (4) phải được thiết kế để đảm bảo yêu cầu trên. Yêu cầu này sẽ được xem xét cụ thể khi thiết kế các bộ truyền động. I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI: Hình 29 - Bộ truyền đai Vì trong quá trình máy hoạt động có xảy ra rung động, do đó để đảm bảo máy hoạt động ổn định và an toàn thì bộ truyền đai là một lựa chọn phù hợp. Khi thiết kế bộ truyền đai dẫn động cho máy, ta chọn bộ truyền đai hình thang bởi các ưu điểm của nó so với các loại truyền động đai khác. Bộ truyền đai hình thang có các sợi dây bện chịu kéo và chịu co dãn tốt, nhờ tác dụng chêm của đai vào bánh đai nên ma sát giữa đai và bánh đai tăng lên, hạn chế hiện tượng trượt. Ngoài ra, đai thang được chế tạo thành vòng liền, do đó làm việc êm hơn đai dẹt có mối đai. 1.Chọn loại đai: Đai hình thang được chia làm bảy loại theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O, A, Б, B, Г, Д, E. Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hoá. Với công suất truyền động 5,5 kW, giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s. Tra bảng 5-13-Thiết kế chi tiết máy-[1], ta thấy loại đai Б là thích hợp. Tra bảng 5-11,[1], ta có các kích thước của đai được chọn như sau: a0 = 14 mm; h = 10,5 mm; a = 17 mm; h0 = 4,1 mm; F = 138 mm2. 2. Định đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ D1 được chọn theo bảng 5-14[1], tuỳ thuộc loại đai. Với loại đai Б đã chọn, dựa vào bảng 5-14, ta chọn đường kính bánh nhỏ: D1 = 140 mm ; Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện: v = ; Trong đó: D1- đường kính bánh đai nhỏ n1- số vòng quay trong một phút của trục dẫn Ta có: v = Ta thấy vận tốc tính được phù hợp với giả thiết ban đầu về vận tốc đai.Do đó, loại đai được chọn là phù hợp. Đồng thời vận tốc v cũng thoã mãn điều kiện đã đề ra. Tính đường kính bánh đai lớn D2: Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo công thức: D2 = i.D1.(1-ξ); Trong đó: i- tỉ số truyền của bộ truyền đai; i = 3 (đã chọn ở phần trước) D1 - đường kính bánh đai nhỏ ξ - hệ số trượt; với đai hình thang ξ = 0,02. Suy ra: D2 = 3.140.(1-0,02) = 411,6 mm. D1, D2 là các đường kính qua lớp trung hoà của đai ( khi đai vòng qua bánh ), cũng là các đường kính danh nghĩa của bộ truyền đai hình thang, chúng được dùng trong tính toán bộ truyền.Chúng được chọn theo tiêu chuẩn. Do đó, căn cứ vào các giá trị kích thước tiêu chuẩn của bánh đai hình thang được cho trong bảng 5-15 [1], ta chọn: D2 = 400 mm. Vậy, kích thước của bánh đai dẫn và bánh đai bị dẫn: D1 = 140 mm, D2 = 400 mm. Kiểm nghiệm số vòng quay thực của trục bị dẫn: Số vòng quay yêu cầu: n2 = = 483,33 (vg/ph) Sai lệch tương đối của số vòng quay thực và số vòng quay yêu cầu: Giá trị sai lệch này phải nhỏ hơn giá trị sai lệch cho phép là [c%] = 3÷5%. Nếu lớn hơn giá trị này, ta phải chọn lại đường kính đai sao cho gần với số vòng quay yêu cầu hơn. c% = Như vậy, giá trị sai lệch này nằm trong giới hạn cho phép.Các giá trị đã chọn của bánh đai là hợp lý. Tỉ số truyền thực tế: itt = 3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục: Khoảng cách trục A phải thoã mãn điều kiên: 0,55.(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2.(D1+D2) ; mm Trong đó: h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm. ; mm (mm) Từ kết quả tính toán trên, ta sơ bộ chọn khoảng cách trục A: A = 500 mm. 4. Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Theo khoảng cách trục A đã chọn sơ bộ, ta tính ra chiều dài đai L theo công thức: ; mm Dựa vào bảng 5-12 [1], ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: L = 2000 mm. Đây là chiều dài qua lớp trung hoà của đai, được sử dụng trong tính toán. Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1(s): u = Với: v - vận tốc đai; v = 10,62 m/s. L- chiều dài đai; L = 2000 mm. Vậy, đai làm việc bảo đảm độ bền. Xác định chính xác khoảng cách trục A: ; mm Về kết cấu, cần bố trí bộ truyền sao cho có thể di động bánh đai theo hai phía: giảm khoảng cách trục một khoảng 0,015L để mắc đai, tăng thêm khoảng cách trục 0,03L để tạo lực căng. 5.Kiểm nghiện góc ôm: Điều kiện: α1≥120º Tính góc ôm α1 theo công thức: So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thoã mãn. Tính góc ôm α2 theo công thức: 6.Xác định số đai cần thiết: Số đai Z được định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Trong đó: N- công suất động cơ; N = 5,5 kW v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s [σp]0- ứng suất có ích cho phép, N/mm2.Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu σ0 = 1,2 N/mm2.Tra bảng 5-17 [1], ta được [σp]0 = 1,51 N/mm2. Ct- hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được Ct = 0,7. Cα- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-18, ta được Cα = 0,95. Cv- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được Cv = 1. Căn cứ vào tính toán trên, ta chọn số đai: Z = 4 (đai) 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: B = (Z-1)t + 2S Đường kính ngoài: Dn1 = D1 + 2h0 Dn2 = D2 + 2h0 Với các kích thước t, S, h0 tra trong bảng 10-3-TKCTM. Ta có: t = 20 mm; S = 12,5 mm; h0 = 5 mm. Suy ra: B = (4-1)20 + 2.12,5 = 85 mm. Dn1 = 140 + 2.5 = 150 mm. Dn2 = 400 + 2.5 = 410 mm. 8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu đối với mỗi đai: S0 = σ0.F Với: σ0 = 1,2 N/mm2 đã chọn trước. F- diện tích đai; F = 138 mm2. Suy ra: S0 = 1,2.138 = 165,6 (N) Lực tác dụng lên trục: . II.THIẾT KẾ BỘ GÂY RUNG CÓ HƯỚNG: 1.Phương án thiết kế: Như ta đã biết, yêu cầu của bộ phận gây rung là tạo được dao động có hướng với lực đủ lớn để máy hoạt động được. Về hướng của lực gây rung, có thể tạo ra được nhờ phương án cho hai khối lệch tâm quay đồng tốc, ngược chiều nhau. Về cường độ lực gây rung, chúng phụ thuộc vào các thông số của khối lệch tâm. Giá trị này ta có thể kiểm soát được nhờ điều chỉnh các giá trị của khối lệch tâm.Vấn đề còn lại là taọ ra được dao động có hướng ổn định trong quá trình máy hoạt động. Yêu cầu này chỉ có thể đáp ứng được với điều kiện ta có thể đồng bộ được dao động của hai khối lệch tâm. Để truyền được dao động giữa hai trục song song nhau, người ta có nhiều cách: dùng bộ truyền đai, dùng bộ truyền xích, dùng bộ truyền bánh răng, truyền động bánh ma sát…Trong các bộ truyền thông dụng kể trên, chỉ có bộ truyền bánh răng là thể hiện được đầy đủ các yếu tố cần thiết để thiết kế bộ đồng tốc như : kích thước nhỏ, khả năng tải lớn, tỉ số truyền không thay đổi (đây là thông số rất quan trọng), hiệu suất cao (có thể đạt 0,97÷0,99), tuổi thọ cao, làm việc tin cậy. Từ những phân tích trên và qua tham khảo máy mẫu cũng như các máy cùng loại hiện có trên thị trường, ta có thể xây dựng được phương án thiết kế bộ gây rung có hướng như sau: Hình 30 - Kết cấu bộ gây rung có hướng vỏ máy; 2- trục lệch tâm; 3- cặp bánh răng đồng tốc 2.Thiết kế cặp bánh răng đồng tốc: (bộ truyền bánh răng) Như các phân tích ở phần trước, bộ truyền bánh răng đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn để thiết kế bộ đồng tốc. Tuy nhiên, để tối ưu quá trình làm việc của bộ phận này, ta sẽ xác định loại bánh răng thích hợp nhất cho thiết kế. Xem xét giữa bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ta thấy bộ truyền bánh răng nghiêng có các ưu điểm sau: Ăn khớp êm và tải trọng động giảm: Trong quá trình ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, tải trọng được truyền đột ngột từ hai đôi răng sang một đôi răng, hoặc từ một đôi sang hai đôi gây nên va đập và tiếng ồn nhiều. Trong truyền động bánh răng nghiêng, các đôi răng không vào khớp đột ngột ( toàn bộ chiều dài răng không cùng ăn khớp một lúc ), do đó các răng chịu tải và thôi tải dần dần. Ngoài ra, trong vùng ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng. Vì răng nghiêng ăn khớp êm nên giảm tiếng ồn và tải trọng động. Vì các ưu điểm trên, ta quyết định chọn bộ truyền bánh răng nghiêng để thiết kế hộp đồng tốc. Các thông số đã biết: Số vòng quay trong một phút của trục dẫn và trục bị dẫn: n2 = n1 = 497,35 (vg/ph) Tỷ số truyền của cặp bánh răng đồng tốc: i = 1 Yêu cầu về khoảng cách trục A: Bộ gây rung gồm hai trục lệch tâm giống nhau quay đồng tốc và ngược hướng. Độ lệch tâm của mỗi trục là r = 70 mm. Do đó để trong quá trình hoạt động của trục lệch tâm không xảy ra va đập, yêu cầu: A ≥ 200 mm. Do tính chất của bộ đồng tốc nên hai bánh răng là hoàn toàn giống nhau.Do đó khi tính toán ta chỉ tính cho một bánh răng (bánh dẫn).Bánh bị dẫn được lấy tương tự. 2.1 Chọn vật liệu bánh răng và phương pháp nhiệt luyện: Bộ truyền làm việc với tải trọng trung bình, do đó ta chọn vật liệu chế tạo bộ truyền là thép 45 thường hoá. Tra bảng 3-8 [1], ta được các thông số về cơ tính của thép như sau: σbk = 580 N/mm2; σch = 290 N/mm2; HB 170 – 200. 2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ]tx = [σ]Notx. Trong đó: - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rôcven HRC, tra bảng 3-9 [1], ta được: [σ]Ntox = 2,6.HB = 2,6.220 = 572 (N/mm2). - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức: ; Với: N0 - số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, tra bảng 3-9 [1], ta được: N0 = 107. Ntd- số chu kỳ tương đương. Trường hợp bánh răng chịu tải trọng không đổi: Ntd = N = 60unT Trong đó: n- số vòng quay trong vòng một phút của bánh răng, n = 497,35 vg/ph. T - tổng số giờ làm việc: ta giả sử máy làm việc được 5 năm, mỗi năm làm việc 253 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ. Vì Ntd >> N0 nên ta lấy . . b) Ứng suất uốn cho phép: Thiết kế với giả thiết máy làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổichiều) ; Trong đó: σ-1 - giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng; đối với thép: . n- hệ sô an toàn, đối với bánh răng bằng thép rèn hoặc thép cán thường hoá hoặc tôi cải thiện: n = 1,5. Kσ - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, đối với bánh răng bằng thép thường hoá: Kσ = 1,8. - hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tương tự khi tính , 2.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K: Ta chọn : K = 1,3. 2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Bộ truyền chịu tải trung bình, ta chọn: 2.5 Xác định khoảng cách trục A: ; Trong đó: A- Khoảng cách trục; ψA - hệ số chiều rộng bánh răng; ψA = 0,3 ; i- tỉ số truyền, i = 1 ; n2 - số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn, n2 = 497,35 (vg/ph). N – công suất của bộ truyền, N = 5,5.0,96 = 5,28 kW. K - hệ số tải trọng, K = 1,3. [σ]tx- ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ]tx = 572 (N/mm2). θ’ - hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1], chọn θ’ = 1,2. (mm). So sánh với điều kiện A đã đặt ra ban đầu, ta thấy điều kiện A ban đầu cụ thể hơn. Do đó sẽ lấy tiêu chí này để chọn khoảng cách trục A. Dựa vào điều kiện A ban đầu, (A ≥ 200 mm), ta chọn: A = 240 mm. 2.6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: Với các giá trị đã có: A = 240 mm; n1 = 497,35 vg/ph; i = 1, ta tính được: (m/s) Từ vận tốc đã tính kết hợp với loại bánh răng,tra bảng 3-11 [1], ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: IT7. 2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kd. Trong đó: Ktt- hệ số tập trung tải trọng, đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn ( HB ≤ 350 và v < 15 m/s ), tải trọng thay đổi rất ít, có thể chọn Ktt = 1. Kd- hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng. Đối với bánh răng nghiêng có b > (2,5mn)/(sinβ), tra bảng 3-14, ta được: Kd = 1,3. Vậy khoảng cách trục A không cần phải điều chỉnh lại. 2.8 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng: Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: mn = (0,01÷0,02)A = (0,01÷0,02)240 = (2,4 ÷ 4,8) mm. Ta chọn: mn = 4 mm. Số răng các bánh răng: Trước khi tính toán số răng của bộ truyền bánh răng nghiêng, ta chọn sơ bộ góc nghiêng của răng ( β = 8º ÷ 20º).Ta chọn β = 15º. Vì cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 1, do đó hai bánh răng này có cùng số răng. Z2 = Z1 = (răng). Ta chọn: Z2 = Z1 = Z = 58 (răng). Kiểm tra các điều kiện về cắt chân răng hay nhọn răng, ta thấy giá trị Z trên là đảm bảo. Tính chính xác góc nghiêng: Góc nghiêng răng được tính chính xác theo công thức: . Chiều rộng bánh răng: mm. Kiểm tra với điều kiện về bề rộng răng đã chọn ở mục trước, b > [(2,5.mn)/(sinβ)], ta thấy: Vậy điều kiện đã được thoả mãn. 2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng theo công thức: ; Trong đó: K - hệ số tải trọng, K = 1,3. N – công suất của bộ truyền, N = 5,28 kW. Z - số răng , Z = 58. mn – môđun pháp của bánh răng. n - số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính, n = 497,35 vg/ph. b - bề rộng bánh răng, b = 72 mm. θ”- hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với răng thẳng, theo [1], có thể lấy θ” = 1,4 ÷ 1,6. Ta chọn: θ” = 1,5. y - hệ số dạng răng, hệ số dạng răng của mỗi bánh được chọn theo số răng tương đương Ztđ của bánh đó. Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: ; Với Z = 58 và β = 14,83º đã biết, ta tính được: (răng). Dựa vào bảng 3-18 [1], ta tra được hệ số dạng răng khi α0 = 20º, hd = mn = 4 mm, c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm, ξ = 0 là: y = 0,499. Ở đây ta không phân biệt tính toán hai bánh răng dẫn và bị dẫn là vì chúng hầu như giống nhau. Do đó khi tính toán ta chỉ tính toán cho một bánh răng, bánh kia lấy cùng giá trị với bánh được tính. Từ các giá trị đã biết, ta suy ra: (N/mm2). So sánh với giá trị [σ]u đã tính ở phần đầu, ta thấy: σu = 5,27 (N/mm2) < [σ]u = 96,67 (N/mm2). 2.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải , trong đó M là mômen xoắn danh nghĩa, Mqt là mômen xoắn quá tải, cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải và ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải. Ta chọn hệ số quá tải: Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra: ; Trong đó: σtx - ứng suất tiếp xúc, được tính theo công thức: ; Tất cả các giá trị dùng trong công thức đều đã xác định, do đó ta tính được: (N/mm2). [σ]txqt – ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, đối với bánh răng có độ cứng bề mặt HB ≤ 350: [σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.572 = 1430 (N/mm2). Từ đó ta tính được: (N/mm2). So sánh giá trị σtxqt vừa tính được với giá trị [σ]txqt ta thấy σtxqt < [σ]txqt. Do đó, điều kiện kiểm nghiệm đã được thoã mãn. Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất khi quá tải: ; Trong đó: σu - ứng suất uốn, đã được tính ở phần trước và có giá trị bằng: σu = 5,27 (N/mm2). [σ]uqt – ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Đối với bánh răng có độ rắn trong lõi răng HB ≤ 350: (N/mm2). (N/mm2) < [σ]uqt. Như vậy, điều kiện đã được thoã mãn. Hay nói cách khác bánh răng hoạt động an toàn khi bị quá tải. 2.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: a)Khoảng cách trục: A = 240 mm. b)Môđun pháp: mn = 4 mm. c)Chiều cao răng: h = 2,25.mn = 2,25.4 = 9 mm. d)Chiều cao đầu răng: hd = mn = 4 mm. e) Độ hở hướng tâm: c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm. f) Đường kính vòng chia: mm. g) Đường kính vòng lăn: mm. h) Đường kính vòng đỉnh răng: mm. Đường kính vòng chân răng: mm. j)Góc nghiêng của răng: β = 14,83º = 14º49’48” . 2.12 Tính lực tác dụng: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Phương và chiều các lực P, Pr và Pa trong bộ truyền bánh trụ răng nghiêng được trình bày trong hình dưới. Mômen xoắn tác động lên bánh răng 1 và 2: , N.mm Trong đó: N – công suất bộ truyền N1 = 5,5.0,96.0,995 = 5,25 kW. N2 = 5,5.0,96.0,9952.0,98 = 5,123 kW. n- số vòng quay trên phút của bánh đang tính, n2 = n1 = 497,35 (vg/ph). Các lực tác dụng lên hai bánh răng: Các thông số trên đã biết: d2 = d1 = 200 mm; β = 16,26º; αn = 20º. Thế các thông số trên vào các công thức tính lực tác dụng, ta được: Và: III.TÍNH TOÁN TRỤC LỆCH TÂM: 1.Bộ gây rung: 1.1)Ý nghĩa và phân loại: Bộ gây rung nhằm cung cấp năng lượng để duy trì dao động cho máy. Có thể kể đến một số loại cơ cấu gây rung như sau: Cơ cấu gây rung điện từ. Cơ cấu gây rung bằng khí nén hoặc dầu. Cơ cấu gây rung bằng cơ khí. Thường người ta hay dùng bộ gây rung bằng cơ khí vì nó đơn giản, dễ chế tạo, rẻ tiền. Đó là trục có khối lượng mất cân bằng, thường được cấu tạo bởi quả văng. Bộ gây rung có nhiệm vụ biến chuyển động quay được truyền từ động cơ thành dao động có hướng để thực hiện quá trình sàng.Cơ cấu quan trọng nhất của bộ gây rung là quả văng, quả văng được lắp bằng then có độ dôi trên trục truyền động. Sự mất cân bằng của quả văng khi quay là nguyên nhân tạo ra dao động cho sàng rung. Tất cả các loại quả rung hiện nay đều có dạng hình tròn, viên phân, quạt tròn, hình vuông hay chữ nhật. Mỗi loại có kết cấu và ưu nhược điểm khác nhau: Loại có kết cấu điều chỉnh được lực kích động. Loại có kết cấu không điều chỉnh được lực kích động. Sau đây là một số dạng quả văng thường dùng: a) b) c) d) Hình 22- Các loại quả văng , b) loại không điều chỉnh được lực kích động c), d) loại điều chỉnh được lực kích động. Để điều chỉnh được lực kích động, có hai cách: điều chỉnh bằng cách tháo bỏ quả văng phụ (hình d) và điều chỉnh bằng cách điều chỉnh khoảng cách giữa quả văng chính và quả văng phụ ( hình c). Theo Baymah, cùng với kích thước tỷ số mômen quán tính của loại quả văng hình vuông, tròn, quạt là: jvg : jqt : jtr = 1 : 1,01 : 1,04 Nếu cùng mômen tĩnh mà kích thước nhỏ gọn thì càng tốt, có nghĩa là jqt càng nhỏ càng tốt vì mômen quán tính nhỏ thì mômen khởi động của động cơ nhỏ. Theo kinh nghiệm thì người ta thường chế tạo quả văng hình quạt tròn vì loại này dễ chế tạo. Đối với máy thiết kế, do đặc điểm hoạt động của máy không đòi hỏi phải thay đổi tần số dao động, do đó khi lựa chọn thiết kế ta sẽ chọn cơ cấu gây rung hình quạt không thay đổi được lực kích động. 1.2)Tính toán quả văng: Khi lựa chọn quả văng, ta phải lựa chọn sao cho mômen quán tính nhỏ nhất đồng thời có một chiều dài hợp lý và đường kính ngoài vừa phải vì: Mômen quán tính lớn sẽ ảnh hưởng đến khởi động máy và dừng máy. Bán kính ngoài R lớn dẫn đến gối đỡ trục cao, như vậy bộ rung sẽ cồng kềnh và nặng nề hơn. Chiều dài quá lớn dẫn đến khoảng cách hai gối đỡ trục xa. Mặt khác, chiều dài của trục lệch tâm còn phụ thuộc vào chiều rộng của khung sàng. Do vậy ta cần tính toán sao cho đảm bảo độ bền của trục và không gây hiện tượng mất ổn định cho trục quay. Xuất phát từ các yêu cầu trên, ta sơ bộ chọn kích thước của quả văng như sau: Bán kính quả văng: R = 110 mm. Các thông số đã biết: Mômen tĩnh: S = 2.m.r = 1671,2 (kg.cm) Khối lượng lệch tâm của một trục lệch tâm: m = 120 (kg). Bán kính lệch tâm: r = 7 (cm) = 70 (mm). Khối lệch tâm được thiết kế phải đảm bảo được các chỉ tiêu này. Phương án thiết kế quả văng:( được biểu diễn ở trang bên) Trong đó: m- khối lượng gây rung, trong một trục gây rung thì phần này mới là phần trực tiếp tạo nên dao động. a- chiều dài của phần gây rung. R- bán kính ngoài của khối gây rung. e- khoảng cách từ mặt trong tới tâm trục. r- khoảng lệch tâm. Hình 22- Phương án thiết kế trục lệch tâm. Trục lệch tâm được thiết kế sao cho đảm bảo được khối lượng lệch tâm, độ lệch tâm và mômen tĩnh cần thiết, đồng thời chiều dài của trục lệch tâm cũng phải đảm bảo trong khuôn khổ của máy. Ta đã biết, giữa khối lượng lệch tâm và chiều dài của nó có mối liên hệ với nhau và được tính theo công thức: m = V.γ = (F.a).γ ; kg Với: V - thể tích phần lệch tâm. γ - trọng lượng riêng của vật liệu chế tạo trục, với thép γ = 7,852(kg/cm3) a - chiều dài phần lệch tâm. Vì chiều dài a bị khống chế trong khuôn khổ chiều rộng máy ( a < 1200 mm) do đó để đảm bảo quá trình tính toán được thuận lợi, ta chọn trước chiều dài a, cá kích thước còn lại sẽ được tính theo mối quan hệ này. Ta chọn: a = 1 m = 100 cm. Với các thông số đã biết như: m, γ, a, ta suy ra được diện tích yêu cầu của tiết diện phần lệch tâm là: . Với đường kính ngoài của trục lệch tâm đã chọn, công việc còn lại là xác định khoảng cách e của phần lệch tâm. Khi xác định khoảng cách e, điều quan trọng phải đảm bảo là độ lệch tâm r.Với khoảng cách e được chọn sơ bộ là: e = 20 mm cùng với sự trợ giúp của phần mền MasterCam, ta được bảng thông số sau: Area inside Contour(s) = 14675.324653 Perimeter = 561.887134 Center of Gravity = 250.000000, 57.493866 Moment of Inertia, about X,Y = 56890059.783716, 957800758.835478 Moment of Inertia, about CG = 8380119.458355, 40592968.018618 Tức là: Diện tích: F = 14675,32 mm2. Độ lệch tâm: r = 57,5 mm. Đối chiếu với diện tích và độ lệch tâm yêu cầu, ta thấy giá trị này có thể chấp nhận được vì để cùng lúc đảm bảo cả hai yêu cầu này là điều không dễ dàng. Thực ra ta có thể đáp ứng tốt cả hai yêu cầu này nhưng khi đó kích thước ngoài của khối lệch tâm bắt buộc phải tăng lên. Như thế bộ gây rung sẽ rất cồng kềnh. Như vậy, kích thước của tiết diện lệch tâm được xác định như sau: Hình 23 - tiết diện lệch tâm. Với diện tích tiết diện như trên, chiều dài của khối lệch tâm được tính chính xác như sau: So với giá trị a đã chọn, giá trị này sai lệch không đáng kể. Do đó, để quá trình tính toán sao này được thuận lợi, ta chọn: a = 100 cm. Tính lại khả năng làm việc của trục: Khi so sánh giữa giá trị các thông số mômen tĩnh, khối lượng phần lệch tâm và độ lệch tâm đã lựa chọn ban đầu và giá trị tính được ở phần trên ta thấy có sự chênh lệch. Do đó cần thiết phải có sự kiểm tra và điều chỉnh các thông số để đảm bảo với các giá trị được chọn, máy vẫn làm việc đạt yêu cầu. Các thông số cũ: Mômen tĩnh: S = 1671,2 (kg.cm) Khối lượng lệch tâm: m = 120 kg. Độ lệch tâm: r = 7 cm = 70 mm. Các thông số mới: Khối lượng lệch tâm: m = (F.a).γ; kg. Từ diện tích tiết diện được chọn F = 14675,32 mm2.Ta tính được khối lượng khối lệch tâm. m = (14675,32.1)7852 = 115,2 (kg). Độ lệch tâm: r = 57,5 mm. Từ các giá trị trên, ta tính được mômen tĩnh mới: S = 2.m.r = 2.115,2.5,75 = 1324,8 (kg.cm) Rà soát lại các thông số cấu thành giá trị mômen tĩnh cũ, ta thấy giá trị khối lượng nôi rung có bề dày các tấm thép h = 25 mm là khá lớn. Do đó ta điều chỉnh lại giá trị h = 15 mm, giá trị này hợp lý hơn. Suy ra, giá trị chiều rộng nôi rung: b = 120 + 1,5.2 = 123 cm. Tính lại khối lượng nôi rung G1 sau khi xác định lại bề dày các tấm thép: Thể tích nôi rung: V = 2.c.h.(a + b) = 2.50.1,5.(340+123) = 69450 (cm3). So sánh với G1 ban đầu (G1bd = 890 kg), ta thấy giá trị chênh lệch: Suy ra khối lượng phần rung sau khi tính lại là: M = 2089 – 344,68 = 1744,32 kg. Mômen tĩnh sau khi tính lại là: S = 0,8.1744,32 = 1395,456 (kg.cm). So sánh giá trị mômen tĩnh này với giá trị mômen tĩnh do khối lệch tâm thiết kế tạo ra, ta thấy có sự chênh lệch không đáng kể. Chưa kể các thông số dùng khi tính toán ban đầu đều lấy gần đúng với giá trị lớn hơn giá trị thực. Do đó, với mômen tĩnh thiết kế, máy làm việc bình thường.