Đề tài nghiên cứu tính toán và phân tích động lực học máy sàng cát kiểu rung

TỔ NG QUAN V Ề MÁY SÀNG CÁT

Bối cảnh nghiên cứu

Để đảm bảo chất lượng công trình xây dựng, vật liệu như cát cần phải sạch và đạt chuẩn Hiện nay, nguồn cung cát tự nhiên đang giảm, dẫn đến nhu cầu phát triển cát nhân tạo từ đá thiên nhiên Tuy nhiên, cát nhân tạo thường bị lẫn với sỏi và tạp chất khác Nhiều nghiên cứu trong và ngoài nước đã tiến hành thiết kế và chế tạo máy sàng cát để giải quyết vấn đề này Ở Việt Nam, nghiên cứu chế tạo máy sàng cát đã được thực hiện rộng rãi Một số bài báo đã giới thiệu các thiết kế máy sàng với các thông số tối ưu, như tốc độ rung, biên độ sàng và góc nghiêng Việc phân tích động lực học trong thiết kế máy sàng cũng rất quan trọng, giúp giảm chi phí chế tạo mẫu thử và nâng cao hiệu quả thiết kế Do đó, việc nghiên cứu động lực học cho máy sàng rung có ý nghĩa thực tiễn lớn, hỗ trợ kỹ sư trong việc tối ưu hóa thiết kế.

Bài báo [6] nghiên cứu mô hình động lực học của cấu trúc sàng trong thiết bị trộn nhựa đường, nhằm khảo sát khả năng làm việc của hệ thống với các yếu tố như độ cứng lò xo, ổ trục và khớp nối, cho thấy đều đạt tiêu chuẩn độ bền Bài báo [7] giới thiệu máy sàng đa cấp mới, gồm hai bộ phận chính là bộ phận sàng đa cấp và bộ phận vận chuyển dọc, trong đó trục đầu vào và thanh nối được phân tích, cho thấy ứng suất thực tế thấp hơn ứng suất cho phép Mô hình động lực học máy sàng rung [8] được thiết kế 3D bằng SOLIDWORK 2012 và khảo sát chế độ làm việc trong ANSYS Workbench 14, tập trung vào việc xác định tần số dao động riêng của hệ thống Khung sàng, đóng vai trò quan trọng trong quá trình phân loại cỡ hạt, cần được phân tích để tránh hiện tượng cộng hưởng nguy hiểm Kết quả phân tích trong môi trường ADAMS/View [10] cho thấy tần số làm việc và tần số riêng cách nhau khá xa, xác nhận khả năng làm việc của mô hình và tạo tiền đề cho chế tạo máy sàng đáp ứng nhu cầu thực tế, mang lại giá trị tham khảo cho thiết kế máy sàng rung và lĩnh vực thiết kế cơ khí nói chung.

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

Máy sàng rung quán tính hoạt động nhờ lực ly tâm quán tính tạo ra khi bánh lệch tâm quay, dẫn đến khung sàng rung lắc Biên độ dao động của sàng phụ thuộc vào lực quán tính, tính chất giảm chấn và tải trọng trên sàng, như được thể hiện trong hình 1 Để giảm mài mòn của đai và hạn chế rung động truyền lên trục động cơ, bánh đai dẫn động được lắp đặt trên trục với độ lệch tâm gần bằng biên độ dao động của sàng.

Máy sàng được thiết kế với bộ phận giảm chấn, cho phép nó tự bảo vệ khỏi quá tải khi biên độ dao động giảm khi tải trọng tăng Điều này giúp máy sàng rung quán tính hoạt động hiệu quả trong việc xử lý các vật liệu thô có kích thước lớn, như trong trường hợp máy sàng cát để loại bỏ tạp chất như vỏ ốc.

Khi khai thác cát, cần loại bỏ các vật thể lớn như vỏ sò, rác và hạt sạn để thu được cát thô chất lượng Tuy nhiên, cát sau khi khai thác có thể vẫn còn ẩm, dẫn đến tình trạng máy sàng bị quá tải.

TÍNH TOÁN THIẾ T K Ế MÁY SÀNG CÁT

Tính toán công nghệ

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)

Chọn sơ bộ chiều dài sàng:

Góc nghiêng của sàng thường từ 10 đến 30 độ, chọn góc nghiêng của sàng: α = 15 0

2.1.1.2 Kiểm tra kích thước hạt qua lưới sàng Đường kính tối thiểu của lỗ lưới:

Để vật liệu dễ dàng lọt qua sàng, kích thước lỗ sàng cần lớn hơn kích thước hạt vật liệu Cụ thể, nếu d' > d thì kích thước lỗ sàng sẽ đạt yêu cầu, đảm bảo hiệu quả trong quá trình sàng lọc.

2.1.1.3 Tính toán tốc độ quay của trục lệch tâm

Biên độdao động của sàng thường từ5 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:

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:

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

Thời gian lưu của vật liệu trên sàng: L v

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

=> Tốc độ quay của trục lệch tâm:

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

2.1.1.4 Tính chiều cao lớp vật liệu trên sàng

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

Trong đó: Năng suất: Q = 10 ( tấn /h)

Khối lượng riêng của vật liệu ρ = 1,5 ( tấn/m 3 )

Hệ số tơi của vật liệu à = 0,6 ữ 0,7 Chọn à = 0,7

=> Chiều cao lớp vật liệu trên sàng:

2.1.2 Tính toán lò xo và đố i tr ọ ng

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

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

Hình 2.2 - Kết cấu của hkung sàng

+ Tổng khối lượng: Wt = 282.6 (kg)

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

+ Tổng khối lượng: Wh = 30.2 ( kg)

C Kích thước và khối lượng của từng chi tiết.

Chiều cao lớn nhất của khung sàng: H ks = 1000 (mm) (Hks ≤ B t )

Chiều rộng lớn nhất của khung sàng: B ks = 1000 (mm) Bks  B

Chiều dài lớn nhất của khung sàng: A = ks 2500 (mm) Aks  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 2.2,5.1

Diện tích tấm thép ở mặt sau máy được tính bằng công thức S = B H, với B = 1.1 m và H = 1 m, cho kết quả S = 1.1 m² Ngoài ra, diện tích tấm hứng sản phẩm dưới sàng được xác định bằng diện tích mặt bên khung sàng.

S = A H =2,5.1=2,5 (m ) Tổng diện tích của thép tấm cần dùng: S = 2S +S +S =2.5+1+2,5,5 (m ) t 1 2 3 2

Tổng khối lượng thép tấm: t t t t w 282,6 m = S = 13,5 635,9 (kg)

Chọn sơ bộ kết của khung đỡ lưới sàng gồm:

- Số lượng dầm dọc theo chiều dài lưới: 3

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

- Lấy sơ bộ chiều dài dầm ngang: l 2 =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 00 (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: h h h h w 30,2 m = = 31,5 158,6 ( )

D Khối lượng của vật liệu trong máy.

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

E Tổng trọng lượng của khung sàng. s t h vl

2.1.2.2 Tính toán các thông số của lò xo.

Chọn số cặp lò xo: z= 4 Độ cứng của lò xo:

900.2.z 900.2.4  Ngoài ra, độ cứng của lò xo còn được tính theo công thức sau:

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

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

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

+ Dx: Đường kính trung bình của lò xo

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

 Đường kính trung bình của lò xo:

Lấy Dx = 64 (mm) Đường kính trong và đường kính ngoài của lò xo là:

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: 0 s

G g 9340,6.9,81 Δl = = = 142,474 (mm) k 643143,8 Chiều dài cực tiểu của lò xo khi chịu nén: l = l - min x Δl - e 0 Để máy làm việc được thì: l lmin  th

 Chiều dài tự nhiên của lò xo: x min 0 l l  Δl + e 104 + 142,474 + 10 = 256,47 ( mm)

Bước của lò xo: x x x l 256,47 t 42,75 (mm) n 6

Chọn bán kính quay của đối trọng: R = 300 (mm) = 0,3 (m)

Mối quan hệ giữa khối lượng sàng và khối lượng đối trọng, cũng như giữa biên độ dao động và bán kính quay của đối trọng, được xác định qua phương trình G e = G R s Q.

Trọng lượng của đối trọng:

Hình 2.3 - Kết cấu của đối trọng

Chọn bề dày đối trọng là h = 5 mm, với đối trọng được chia nhỏ thành nhiều phần theo mặt cắt ngang Điều này giúp dễ dàng điều chỉnh biên độ dao động của khung sàng.

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

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

Chia đối trọng thành: z = 8 dt (phần)

Trọng lượng đối trọng được tính theo công thức sau:

Trong đó: + Vq – Thể tích đối trọng.

+ hq – Bề dày của đối trọng

+ ρ q – Khối lượng riêng của vật liệu làm đối trọng ρ q y00 (kg/m 3 )

Diện tích mặt ngang của đối trọng: Q Q 3 2 dt Q Q

Diện tích mặt ngang của đối trọng còn được tính:

 Góc giữa hai mép đối trọng:

2.1.3 Tính công su ấ t c ủ a máy sàng và ch ọn động cơ

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

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

N 2,7.10Trong đó: + f : Hệ số ma sát của ổ đỡ

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

Chọn sơ bộ đường kính ngõng trục tại gối trục: d 0 = 40 (mm)

Bán kính ngõng trục: 0 0 d 40 r = = = 20 (mm)

 Công suất để thắng lực ma sát:

2.1.3.3 Công suất của động cơ điện.

Công suất của động cơ điện cần thiết:  d ms  dc

N η Trong đó: : Hiệu suất của bộ truyền η = η η 0,99 0,95 0,93 1 2 2  2  với:

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

 2  Hiệu suất bộ truyền đai, η = 0,93 2

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

 Công suất của động cơ:  d ms  dc

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

Hiệu suất Cos Φ Điện áp KL

2.1.3 Tính toán các thông s ố trên tr ụ c l ệ ch tâm và tr ụ c động cơ

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

Công suất trên trục lệch tâm: 2 dc

Momen xoắn trên trục lệch tâm: 2 6 2 6

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

Tốc độ quay của trục động cơ: n = n = 960 1 dc (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 960 u = 1,36 n 704,1 Công suất thực tế trên trục động cơ: 1 2

P = = 3,8 (kW) η 0,93 Momen xoắn trên trục động cơ:

Tính toán cơ khí

2.2.1 Tính toán thi ế t k ế b ộ truy ề n đ ai

2.2.1.1 Thông số cơ bản để thiết kế bộ truyền đai

 Số vòng quay trục dẫn: 960 vòng/phút

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

 Loại đai: Đai thang thường

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

- 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:

- Kích thước tiết diện (mm):

Hình 2.4 - Đồ thị chọn đai thang

- 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:

60.1000 60000 v   d n    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: 2 1

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

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

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền:

Sai lệch tỷ số truyền:

→ 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: a d / 2 1,2

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

Khoảng cách trục cần thỏa mãn điều kiện:

→ Khoảng cách trục thoả mãn điều kiện

Chiều dài đai được xác định theo công thức sau:

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:

   Để tránh nhanh giảm tuổi thọ của đai thì số vòng chạy của đai không được vượt quá giá trị tới hạn i max = 10

→ Số vòng chạy của đai thoả mãn điều kiện

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

2.2.1.4 Xác định góc ôm trên bánh đai chủđộng Đối với đai thang, góc ôm trên bánh chủ động phải ≥ 120 o

Góc ôm trên bánh đai chủđộng tính theo công thức:

→ Góc ôm thỏa mãn điều kiện

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

Số đai được xác định theo công thức:

Trong đó: - P 1: Công suất trên trục chủ động P 13,8 kW 

-   P o : Công suất cho phép.dựa vào loại đai, đường kính bánh chủ động và vận tốc đai, theo bảng 4.19[2-62] chọn   P o 3,68 kW  

- K d : Hệ số tải trọng động Theo bảng 4.7[12-55], các máy chịu tải trọng dao động mạnh ta có: K d 1,25 1,5 , chọn K d 1,5

- C  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm của bánh đai chủ động Theo bảng 4.15[12-60] ta có: C   0,978

- C 1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Theo bảng 4.16[12-60], ta có: C 1 0,924

- C u : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, theo bảng 4.17[12-60] C u  1,09

- C z : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Theo bảng 4.48[12-60] C z 0,95

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

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

 Bánh đai bị động: D a 2 d 22.h o 280 2.4,2 288,4 mm   

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:

Trong đó: F v : Lực căng do lực ly tâm sinh ra, vì bộ truyền không tự điều chỉnh lực căng nên F = q v v m 2

Với q m là khối lượng chiều dài 1m đai

Lực tác dụng lên trục:

2.2.2 Tính toán thi ế t k ế tr ụ c l ệ ch tâm

2.2.2.1 Thông sốban đầu và chọn vật liệu

 Công suất trên trục: P II 3.57 kW

 Tốc độ quay của trục: n II 704,1 vg/ph

 Momen xoắn trên trục: T II 48398 Nmm

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: σ = 600 MPab

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:

Sơ đồ đặt lực trên trục:

Các lực tác dụng lên trục:

- Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục:

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

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

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

→ Phản lực tại hai gối đỡ theo phương y:

Hình 2.5 - Sơđồđặt 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

* 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

→ Phản lực tại hai gối đỡ theo phương x: xB xA 1

2.2.2.4 Xây dựng biểu đồ momen lực

A Xét trên mặt phẳng yOz

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

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

 Momen uốn trên đoạn l 4 : y 4 4 yB 4 1 yC 4 1 2 yD 4 1 2 3

 Momen uốn trên đoạn l 5 : y 5 5 yB 5 1 yC 5 1 2 yD 5 1 2 3 yE 5 1 2 3 4

 Momen uốn trên đoạn l 6 : 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

B Xét trên mặt phẳng xOz

 Momen uốn trên đoạn l 1 : M (z ) = F z x 1 xA 1 z10 M (A) = 0 Nm x

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

 Momen uốn tại các vị trí còn lại:

Vẽ biểu đồ momen lực

Hình 2.6 - Biểu đồ momen lực tác dụng lên trục

2.2.2.5 Xác định momen tương đương.

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: d = 50 mm0

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:

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

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

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

Chọn đường kinh đoạn trục tại vị trí lắp khung sàng: dDdE  85 mm

2.2.3 Ch ọ n và ki ể m nghi ệ m then

2.2.3.1 Tại vị trí lắp bánh đai.

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

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn trên trục t1 trên lỗ t2 nhỏ nhất lớn nhất

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

 Ứng suất dập của then: d 2

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:  σd  50MPa

 Then đảm bảo điều kiện bền dập

 Ứng suất cắt của then: c 2

Then được chế tạo bằng thép C45 Khi chịu tải tĩnh thì ứng suất cắt cho phép là:  τc 60 90 (MPa) Lấy  τc  60MPa

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

==> Ứng suất cắt cho phép:  τc  60.2/3 = 40MPa

==> Then đảm bảo điều kiện bền cắt

2.2.3.2 Tại vị trí lắp bánh đà.

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

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn trên trục t1 trên lỗ t2 nhỏ nhất lớn nhất

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

 Ứng suất dập của then: d 2

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:  σd  50 MPa

=> Then đảm bảo điều kiện bền dập

 Ứng suất cắt của then: c 2

Then được chế tạo bằng thép C45 Khi chịu tải tĩnh thì ứng suất cắt cho phép là:  τc 60 90 (MPa) Lấy  τc  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:  τc  60.2/3 = 40MPa

=> Then đảm bảo điều kiện bền cắt

Giới hạn bền của vật liệu chế tạo trục: σ 600 MPab

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

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

Hệ số an toàn cho phép, lấy:   s  2

Biên độ của ứng suất pháp tại tiết diện j: aj maxj minj σ σ σ 2

Biên độ của ứng suất tiếp tại tiết diện j: mj maxj minj σ σ σ 2

  Đối với trục quay, ứng suất luôn thay đổi theo chu kì đối xứng thì: mj j aj maxj j σ 0 σ σ M

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:

Trong đó: M j  Momen uốn tổng tại tiết diện j

W , W j 0j  Momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j, xác định theo tiết diện trục

Theo bảng 10.7, giới hạn bền của vật liệu trục vít cho thấy các hệ số ảnh hưởng đến ứng suất trung bình và độ bền mỏi, với các trị số σ, τ, ψ 0,05 và 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: K x 1,06

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

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: σj -1 σdj aj σ mj s σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: τj -1 τdj aj τ mj s τ

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

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

K , K : σdj τdj Hệ số, tại mỗi tiết diện j được xác định theo công thức sau: σ x σdj σ y

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

31 ε , ε : σ τ Hệ số kích thước σ , σ , τ , τ : aj mj aj mj 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: j σj τj 2 2 σj τj s = s s s +s

Kết cấu thiết kế phải đảm bảo độ bền mỏi, với hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm cần 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

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aA maxA A

  W  σ mA  0 N.mm max 2 mA aA

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], tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn được xác định dựa vào đường kính trục và kiểu lắp, liên quan đến hệ số kích thước.

- 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: εσA 0,86 ε τA 0,79

Theo bảng 10.12[12-199], khi áp dụng phương pháp cắt rãnh bằng dao phay đĩa, các hệ số tập trung ứng suất thực tế cho vật liệu trục trong quá trình uốn và xoắn được xác định dựa trên giới hạn bền của vật liệu.

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 σA

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp: σA -1 σdA aA σ mA s σ

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đai: sA sτA26,57 sA    s => Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai đảm bảo an toàn

2.2.4.2 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổlăn B

Chọn kiểu lắp ghép của ổ lăn là: k6

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aB maxB B

    σ mB  0 mm max 2 mB aB

Sự tập trung ứng suất tại vị trí lắp ổ lăn được gây ra bởi lắp ghép có độ dôi Theo bảng 10.10[12-198], tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn so với hệ số kích thước được xác định bởi đường kính trục và kiểu lắp.

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

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổlăn B:

   sB   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 ổlăn G

Tại vị trí lắp ổ lăn G thì 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

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aC maxC C

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

- Ảnh hưởng của độ dôi:

Theo bảng 10.11, tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước được xác định dựa trên đường kính trục và kiểu lắp.

- 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: εσC, 0,8 ε τC 0,75

Theo bảng 10.12[12-199], phương pháp cắt rãnh bằng dao phay đĩa cho thấy các hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn dựa trên giới hạn bền của vật liệu trục.

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 là: σC σC

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp: σC -1 σdC aC σ mC σ 262 s 2,5

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đà:

   sC   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

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aF maxF F

    σ mF 0 N.mm max 2 mF aF

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

- Ảnh hưởng của độ dôi:

Theo bảng 10.11, tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước được xác định dựa trên đường kính trục và kiểu lắp.

- 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: εσF0,8 ε τF 0,75

Theo bảng 10.12[12-199], sử dụng phương pháp cắt rãnh bằng dao phay đĩa, các hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn của vật liệu trục được xác định dựa trên giới hạn bền của chúng.

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: σF σF

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp: σF -1 σdF aF σ mF σ 262 s 2,58

Hệ số an toàn tại vị trí lắp bánh đà: sF sσF2,58 sF   s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đà đảm bảo an toàn

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

Chọn kiểu lắp ghép của ổ lăn là: k6

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aD maxD D

    σ mD  0 N.mm max 2 mD aD

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], tỉ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước được xác định dựa trên đường kính trục và kiểu lắp.

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp: σD -1 σdD aD σ mD σ 262 s 3,83

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn D:

   sD   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

Chọn kiểu lắp ghép của ổ lăn là: k6

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

 Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp: aE maxE E

    σ mE  0 N.mm max 2 mE aE

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], tỷ lệ giữa hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn với hệ số kích thước phụ thuộc vào đường kính trục và kiểu lắp.

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và ứng suất pháp: σE -1 σdE aE σ mE σ 262 s 10,91

Hệ số an toàn tại vị trí lắp ổ lăn E: s E s σE 10,91 sE   s ==> Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn đảm bảo an toàn

2.2.5.1 Tính toán chọn ổlăn tại vị trí gối đỡ

Tại vị trí gối đỡ, do phải chịu lực hướng tâm và khoảng cách giữa hai ổ khá xa, việc đảm bảo độ đồng tâm trở nên khó khăn Vì lý do này, loại ổ đũa lòng cầu hai dãy được lựa chọn để cải thiện hiệu suất.

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

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

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

Không có lực dọc trục tác động lên ổ trục Dó đó lực dọc trục F a = 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

Tốc độ tới hạn, vòng/phút (Bôi trơn bằng mỡ)

6000 Tải trọng động quy ước của ổ lăn: Q = V.F.k kr t d

Trong đó: k - t Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k =1 t k - d Hệ số kể đến đặc tính tải trọng k =1d

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

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: Lh20.365.24 175200 h  

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo triệu vòng quay:

Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn:

C Ổ lăn đảm bảo yêu cầu về khả năng tải động

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

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

2.2.5.2 Tính toán chọn ổlăn tại vị trí khung sàng

Tại vị trí gối đỡ, khung sàng chịu lực hướng tâm lớn từ trọng lượng và lực ly tâm, do đó cần chọn ổ đũa trụ ngắn Lực hướng tâm tác động lên trục tại vị trí D và E được biểu thị bằng công thức rF = FyD yE.

Không có lực dọc trục tác động lên ổ trục Dó đó lực dọc trục F a = 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

C0, kN Tốc độ tới hạn, vòng/phút

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

Trong đó: k - t Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ k =1 t k - d Hệ số kể đến đặc tính tải trọng k =1 d

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

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 ổlăn tính theo giờ: Lh 20.365.24 175200 h  

Tuổi thọ của ổ lăn tính theo triệu vòng quay:

Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn:

C Ổ lăn đảm bảo yêu cầu về khả năng tải động

Số vòng quay tới hạn của ổ: n = th 4300 vòng/phút n >th n = 704,1 2 ==> Ổ lăn đảm bảo tốc độ quay tới hạn

THIẾ T K Ế MÔ HÌNH MÁY SÀNG CÁT

Giới thiệu phần mềm SOLIDWORKS

Phần mềm Solidworks, được phát hành bởi Dassault System, là một công cụ thiết kế 3D hàng đầu dành cho các doanh nghiệp vừa và nhỏ Nó đáp ứng hầu hết các nhu cầu thiết kế cơ khí hiện nay, mang lại hiệu quả và độ chính xác cao trong quá trình thiết kế Solidworks đã trở thành lựa chọn phổ biến trong ngành công nghiệp nhờ vào tính năng linh hoạt và dễ sử dụng của nó.

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

Từ năm 2012, phần mềm này đã mở rộng đáng kể thư viện cơ khí, phục vụ không chỉ cho các xí nghiệp cơ khí mà còn cho nhiều lĩnh vực khác như đường ống, kiến trúc, trang trí nội thất và mỹ thuật.

MỘT SỐ CHỨC NĂNG CĂN BẢN TRONG SOLIDWORK:

3.1.1 Ch ức nă ng 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 người dùng theo dõi các đối tượng đã tạo và điều chỉnh thứ tự thực hiện các lệnh một cách dễ dàng Các lệnh trực quan giúp người sử dụng dễ dàng ghi nhớ và thao tác hiệu quả hơn.

 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 hỗ trợ người dùng dễ dàng tạo ra các biên dạng chính xác, đồng thời giảm thiểu lỗi trong quá trình thiết kế.

Trong môi trường Drawing, người dùng có thể tạo ra các hình chiếu vuông góc cho các chi tiết hoặc bản lắp với tỉ lệ và vị trí tùy chỉnh, mà không làm thay đổi kích thước của chúng.

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

Tạo chú thích cho các lỗ một cách nhanh chóng với chức năng ghi độ nhám bề mặt, dung sai kích thước và hình học dễ sử dụng.

 Trong môi trường bản vẽ lắp (Assembly)

Sau khi hoàn thiện thiết kế các chi tiết 3D, chúng có thể được lắp ráp thành một bộ phận máy hoặc một máy hoàn chỉnh Việc xây dựng các đường dẫn sẽ giúp thể hiện quy trình lắp ghép một cách rõ ràng và hiệu quả.

 Xác định các bậc tự do cho chi tiết lắp ghép

3.1.2 Ch ức năng CAE Đây là một ưu điểm của hãng sản xuất, khi mà họ mua trọn gói bộ phần mềm phân tích cức kì 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 tĩnh 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 sự va chạm của các chi tiết

Phân tích thủy khí động học là quá trình nghiên cứu dòng chảy của nước qua robine và cách bố trí quạt thông gió cho CPU máy tính Việc tối ưu hóa lượng nước chảy qua robine giúp cải thiện hiệu suất làm mát, trong khi việc sắp xếp quạt thông gió hợp lý cho CPU sẽ tăng cường khả năng tản nhiệt, đảm bảo hoạt động ổn định và bền bỉ cho thiết bị.

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

Chương trình này cho phép tính toán nhanh và thực hiện phân tích cụm với nhiều chi tiết, cung cấp các thông số kết quả như ứng suất, sức căng, chuyển vị và hệ số an toàn của kết cấu.

3.1.3 Ch ức 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.

Mô hình hóa các bộ phận chính của máy sàng

Hình 3.1 – Mô hình khung sàng 3.2.2 B ộ ph ậ n t ạ o dao độ ng

Hình 3.2 – Mô hình bộ phận tạo dao động 3.2.3 B ộ ph ậ n b ệ máy

Hình 3.3 – Mô hình bệ máy 3.2.4 L ắ p ráp mô hình

Hình 3.4 – Lắp ráp mô hình

MÔ PH ỎNG VÀ PHÂN TÍCH ĐỘ NG L Ự C H Ọ C MÁY SÀNG CÁT

Giới thiệu về ADAMS/VIEW

ADAMS (Phân tích động lực học tự động của hệ thống cơ khí) là phần mềm hàng đầu thế giới trong lĩnh vực mô phỏng động lực học và phân tích chuyển động cho các hệ thống cơ khí với nhiều vật thể.

ADAMS hỗ trợ kỹ sư trong việc nghiên cứu động học các bộ phận chuyển động, tối ưu hóa giải pháp đặt tải trọng và phân bố lực trên toàn bộ hệ thống cơ khí, từ đó cải thiện hiệu suất và các chỉ tiêu kỹ thuật của sản phẩm thiết kế.

Phần mềm này giúp các nhà thiết kế nhanh chóng tạo và thử nghiệm nguyên mẫu ảo cho hệ thống cơ khí, từ đó giảm thiểu chi phí xây dựng và thử nghiệm mô hình vật lý.

Phần mềm ADAMS có khả năng liên kết với các ngôn ngữ 3D khác, cho phép tích hợp dễ dàng với các phần mềm thiết kế 3D chuyên dụng, từ đó hỗ trợ hiệu quả trong việc nghiên cứu các mô hình ảo.

Ứng dụng ADAMS/View để phân tích động lực học

4.2.1 Thiết lập điều kiện biên

Phần mềm ADAMS/View là công cụ mạnh mẽ trong việc khảo sát đặc tính động học và động lực học của hệ thống cơ khí nhiều vật, đặc biệt trong việc phân tích rung động Việc sử dụng ADAMS/View để khảo sát rung động của máy sàng rung mang lại hiệu quả tối ưu hơn so với các phần mềm khác Để nâng cao hiệu suất tính toán, tác giả đã đơn giản hóa mô phỏng động lực học của mô hình bộ truyền bằng cách nhóm các chi tiết máy không chuyển động tương đối thành các bộ phận có liên kết cứng, như trục lệch tâm, bánh đà, đối trọng và ổ lăn thành bộ phận trục lệch tâm; khung sàng, lưới sàng và gối gắn trên khung sàng thành bộ phận khung sàng; và bệ máy cùng các gối đỡ gắn trên bệ máy thành một nhóm riêng biệt.

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

Để thực hiện mô phỏng động lực học của bộ truyền, trước tiên cần lựa chọn vật liệu cho các chi tiết máy, tất cả đều là thép Hệ thống phần mềm sẽ tự động tính toán các giá trị moment quán tính, trọng lượng và các thông số vật lý khác Trong quá trình mô phỏng, thiết lập quan hệ Revolute giữa cụm trục lệch tâm và các gối đỡ trên bệ máy là cần thiết, với vận tốc góc cố định ω 1 là 4224 0/s (tương đương 704r/min) Đồng thời, để giảm chấn cho khung sàng so với bệ máy, thiết lập 4 cặp lò xo giữa hai bộ phận máy với độ cứng lò xo k = 643143,8 N/m được thực hiện theo tính toán.

Để khảo sát động lực học của máy sàng rung trong điều kiện đầy tải, tải trọng phân bố được thiết lập trên toàn bộ khung sàng với giá trị F = 1600 N, tương ứng với khối lượng vật liệu trên lưới sàng là M = 160 kg.

Sau khi chạy mô phỏng động lực học trong trường hợp đầy tải, thu được các kết quả như hình 4.4 đến hình 12 thể hiện

Hình 4.4 và 4.5 minh họa đường cong dịch chuyển của trọng tâm khung sàng theo phương X và Y trong khoảng thời gian từ 0 đến 1 giây Cả hai đường cong cho thấy rằng khi trục lệch tâm quay đều, trọng tâm khung sàng di chuyển qua lại với biên độ tối đa là 20mm ở cả hai phương X và Y, xác nhận quy luật chuyển động trong mô phỏng phù hợp với lý thuyết tính toán dịch chuyển của khung sàng.

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 đến 360 độ, gối đỡ gắn trên khung sàng di chuyển theo, tạo ra vận tốc thay đổi theo thời gian Ban đầu, vận tốc không ổn định do khe hở giữa các chi tiết trong lắp ráp, nhưng nhanh chóng ổn định Trọng tâm khung sàng di chuyển phẳng tương ứng với độ lệch tâm của trục, dẫn đến vận tốc khung sàng thay đổi liên tục và tuân theo quy luật hình sin theo cả hai phương X và Y lệch pha 90 độ.

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

Với kích thước hạt lớn nhất cho phép lọt qua sàng là d = 1,5 mm, vận tốc làm việc của khung sàng được xác định bằng 0,8 vận tốc tới hạn, tương ứng với v = 0,8vth = 1,2 m/s Hình 4.6 cho thấy vận tốc tại trọng tâm khung sàng đạt giá trị cực đại vmax = 1,18 m/s, cho thấy sai lệch so với lý thuyết là không đáng kể, chứng minh khả năng làm việc hiệu quả của mô hình.

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

Khung sàng đóng vai trò quan trọng trong máy, ảnh hưởng đến cụm trục lệch tâm và toàn bộ thiết bị Tần số dao động riêng của khung sàng và tần số máy nếu trùng nhau có thể gây ra cộng hưởng, nguy hiểm cho toàn bộ máy Bài báo khảo sát sự biến đổi gia tốc của trọng tâm khung sàng, sử dụng phương pháp biến đổi Fourier tích hợp trong ADAMS/View để thu được đặc tính phổ tần Hình 4.7 và hình 4.9 thể hiện sự thay đổi gia tốc theo thời gian trong trường hợp không tải và đầy tải Qua phân tích, đường cong đặc tính phổ tần gia tốc của khung sàng được trình bày trong hình 4.10 và hình 4.12 Từ đó, 5 tần số ứng với giá trị gia tốc lớn nhất được chọn và thể hiện trong bảng 1 và bảng 2.

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

Tần số (Hz) 4,4 11,5 23,4 35,2 46,9 Độ lớn (mm/s 2 ) 218 1244 25172 1775 4155

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

Khung sàng Tần số (Hz) 4,4 11,5 23,4 35,2 46,9 Độ lớn (mm/s 2 ) 615 796 10477 1144 843

Để kiểm tra hiệu suất của máy sàng rung quán tính, tác giả đã sử dụng phần mềm WORKBENCH 16.0 để khảo sát chế độ làm việc của khung sàng, giúp xác định nhanh chóng các tần số riêng của khung 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 Bài báo đã chọn ra 6 chế độ làm việc ban đầu của khung sàng như được thể hiện trong hình 4.11 và bảng 3.

Hình 4.11 - Các kiểu hình của khung sàng

Bảng 3 6 tần sốdao động riêng của khung sàng

STT Tần số dao động riêng/Hz

Dựa vào bảng 1 và bảng 2, có thể nhận thấy rằng tần số gia tốc của khung sàng chủ yếu tập trung ở dải tần số thấp Giá trị gia tốc của khung sàng trong trạng thái đầy tải thấp hơn so với trạng thái không tải, do biên độ dao động giảm khi tăng tải trọng Tần số làm việc của khung sàng tại 4,4 Hz và 11,5 Hz gần với tần số riêng của nó (8,723 Hz - bảng 3), dẫn đến việc khuếch đại biên độ dao động Cụ thể, tại tần số 4,4 Hz, gia tốc đạt 218 mm/s² và tại 11,5 Hz, giá trị gia tốc là 615 mm/s².

Trong trạng thái không tải, gia tốc đạt 1244 mm/s², trong khi khi đầy tải, gia tốc tăng lên 796 mm/s² Ngoài ra, tần số tối đa khoảng 23,4 Hz cho thấy giá trị gia tốc đạt cực đại là 25172 mm/s².

Tốc độ dao động đạt 10477 mm/s² trong cả trạng thái không tải và đầy tải, cho thấy tần số quay của trục lệch tâm là 11,7 Hz Sự cộng hưởng cấu trúc xảy ra tại tần số này, dẫn đến biên độ dao động lớn tương ứng với hài bậc 2 của tần số quay.

Khung sàng có tần số làm việc khác biệt đáng kể so với tần số riêng của nó, dẫn đến việc mô hình máy sàng rung được nghiệm chứng cho cả hai trạng thái không tải và đầy tải đều đạt yêu cầu về khả năng hoạt động.