Tính toán thiết kế hệ dẫn động thuỷ lực các cơ cấu của thiết bị lò đốt phế thải bệnh viện dựa trên công nghệ lò đốt của áo

p . tay đòn ,M , O , I , J , là một thanh cứng , tại J là khớp liên kết với thanh nối 3 Tại O là gối đỡ , đòn nâng chuyển động xung quanh gối O. Khi xilanh 5 làm việc ( kéo xuống ) điểm M di chuyển xuống , đòn nâng được nâng lên và thông qua thanh nối 3 giá nâng sẽ được kéo lên . Hình 1 1 _ Thùng chứa phế thải. 4 _ Tay đòn nâng. 2 _ Giá nâng. 5 _ Xylanh nâng. 3 _ Thanh nối giữa giá nâng và tay đòn 6 _ Thùng chứa phế thải của lò đốt. 1.1.2Tính toán kích thước cơ cấu nâng thùng ( H1 ). để phục vụ cho việc tính toán ta tính trước một số thông số sau. ( H2 ). Bài toán đặt ra là cho biết khoảng cách hai bánh xe l = 400 (mm), góc nghiêng a = 450 tìm bán kính cung tròn R, độ dài BC. 4002 =R2 + R2 => R = = 282,8 (mm). BC = AC.cos45o = 100.cos45o = 70,7 = AB Hình 2 - Các kích thước đã biết. + Kích thước miệng thùng chứa phế thảI của lò đốt là 1100 mm. + Khoảng cách từ mép thùng chứa phế thảI của lò đốt đến tâm O theo phương ngang là 62 mm , theo phương đứng là 50 mm ( Đẻ tiện bố trí cho các cơ cấu sau này một cách hợp lý ). + Hình chiếu của tay đòn OI theo phương nằm ngang là I I2 khi đó sẽ có kích thước. I I2 = 62+1100 + 282,8.2 + 100 = 1828 mm. +Khoảng cách từ ray dẫn hướng đến đoạn IJ là 100 mm . +Cho độ dàI đoạn IJ là x. Giả sử thanh cứng nối giữa tay đòn với cơ cấu nâng tại hai khớp J và H và có độ dài bbằng đoạn JH. Khi cơ cấu làm việc tay đòn OI quay một góc 90o thì điểm H di chuyển lên , điểm J có vị trí mới là J1 . Ta luôn thấy đoạn J1H > JH . Điều này xảy ra khiến cơ cấu không làm việc được theo mong muốn . Vì vậy để cơ cấu làm việc ta tăng đoạn JH bằng cách bố trí khớp H1 cách khớp H một đoạn l . Đoạn l này phảI có độ lớn sao cho. J1H1 = JH. Với các kích thước đã biết ta tiến hành tính đoạn l. JH = IH –IJ = 2053,5 – x. JH12 = l2 + JH2 = l2 + ( 2053,5 – x )2 J1H12 = J1H22 + H1H22 J1H1 = JM – H2M = 1828 – H2M H2M = ( x-303,5 ).0,17 + ( 1828 – ( x-303,5 ) ).0,17 + 0,7.l Cos45o = 0,7 tg = 303,5/1828 = 0,17 H2M = 310,76 + 0,7.l J1H2 = 1828 – (310,76 + 0,7.l ) = (1517,24 – 0,7.l ) J1H22 = ( 1517,24 – 0,7.l )2 H1H2 = 1828 – [382,8 + 70,7 + 0,7.l – ( x- 303,5 )] H1H22 = ( 1678 – 0,7.l – x )2 J1H12 = ( 1517,24 – 0,7.l )2 + ( 1678 – 0,7.l – x )2 J1H12 = JH12 l2 + ( 2053,5 – x )2 = ( 1517,24 – 0,7.l )2 + ( 1678 – 0,7.l – x )2 0,02.l2 + 1,4.( 3195,24 – x ).l – 751.x – 900838,9 = 0 Tương ứng với mỗi giá trị của x thay vào phương trình ta sẽ tìm được giá trị của l để đảm bảo về mặt kết cấu, độ cứng vững cũng như sự gọn nhẹ của cơ cấu ta chọn. x = 380 mm l = 266,6 mm Khảo sát lực tác dụng lên cơ cấu nâng bằnh phương pháp hoạ đồ 1.2.1 Tính toán trọng lượng thùng và cơ cấu nâng: P = Pt + Pc + Wc. Trong đó: Pt: Trọng lượng thùng + trọng lượng phế thải. Ở đây do công suất là 450kg/h, trong 1 giờ lò thực hiện 5 mẻ đốt, mỗi mẻ 12 phót. Do đó khối lượng phế thải cho 1 mẻ đốt là 90 kg. 90 kg là sẽ cho vào 2 thùng và nâng lên. Pt = (Prác+ Pthùng).k k: Hệ số chứa rác k = 1,1. Pt= 10(45 + 10).1,1= 605 (N). Pc: Trọng lượng của các cơ cấu, ta lấy sơ bộ Pc= 40.10= 400 N. Wc: Lực cản di chuyển khi cơ cấu di chuyển làm việc. Wc = Với: F: áp lực lên 1 bánh xe F = = 220 (N). : hệ số cản lăn. Tra bảng = 0,15 (mm). f: Hệ số ma sát ổ trục quy về đường kính ngõng trục f =0,88(tra bảng đối với ổ trượt) d, dR: Đường kính ngõng trục, đường kính bánh xe. DR= 50 (mm), d =14 (mm). k: hệ số ma sát kể đến thành bánh xe. k = 2,5(tra bảng). Tất cả các hệ số trên được tra trong giáo trình máy và thiết bị nâng chuyển. Wc= = 56 (N). Vậy ta có trọng lượng của thùng rác và cơ cấu nâng là: P = 605 + 400 + 56 = 1061 (N). 1.2.2.Khảo sát lực tác dụng lên cơ cấu nâng bằng phương pháp hoạ đồ Để khảo sát lực tác dụng lên pit tông. Ta chia hành trình di chuyển của giá nâng thành mười hai đoạn bằng nhau. Sáu đoạn đầu giá nâng chuyển động trong đoạn thẳng, sáu đoạn sau giá nâng chuyển động trong cung cong. Công thức tính giá trị của lực F tại từng vị trí. P1 = P.cosa. Trong đó: P: Trọng lượng thùng rác và cơ cấu nâng. P1: Lực tác dụng lên thanh cứng. F1 = F2 F1: lực thanh cứng tác dụng lên tay đòn. F2: lực tay đòn tác dụng lên thanh cứng. M0 = F2.lf2- F.lf = 0 lf2: Cánh tay đòn của lực F2 so với tâm O lf: Cánh tay đòn của lực F so với tâm O F = F2.lf2/lf Sau khi lập hoạ đồ di chuyển của giá nâng tại mười hai vị trí ta có bảng giá trị các thông số cần thiết sau. 1.3.Tính toán kích thước tay đòn nâng thùng. 1.3.1.Từ nguyên lý làm việc của cơ cấu ta có mô hình tính như sau. ( H4 ) _ Từ sơ đồ chung ta có sơ đồ tính thanh BB1 và biểu đồ nội lực ( hìnhvẽ 5 ) Trong đó giá trị của lực F được tính nh­ sau. F = P/2. P _ giá trị ngoại lực tác dụng lên tay đòn nâng P = 1060 ( N ) F = 1060/2 = 530 ( N ) ở trong đoạn cong còn có các thành phần lực cắt, lực dọc nhưng giá trị của chúng là nhá so với giá trị của mômen uốn nên ta bá qua, sai số này sẽ được bù lại bằng cách lấy tăng kích thước tiết diện của thanh. Chọn vật liệu thép CT3 có: E = 2,1.105 N/mm2. Chọn thanh có tiết diện hình vuông: M _ mômen uốn tại tiết diện cógiá trị lớn nhất M = 968840 ( N ) Wu _ mômen kháng uốn của tiết diện hình vuông. Wu = a3/ 6 = 6055,25 a = 33 mm Ta lấy thanh có tiết diện a = 35 mm. 1.3.2 Sơ đồ tính thanh CC: ( H . 6 ) F2: lực tác dụng lên đầu cánh tayđòn B. cánh tay đòn của lực F2 so với tâm O. M1 = F0.lf = 17612,34.106,6 = 1877477,5 Nmm F_ lực tác dụng lên điểm A. lf_ cánh tay đòn của lực tác dụng lên điểm A so với tâm O. F1 = F.cos150 = 17612,34.cos150 = 17012 N. Thanh CC chịu uốn và xoắn đồng thời. Chọn vật liệu thép hợp kim thấp có: theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất: Wu = 0,1.D3. D = 54,81 mm. Chọn D = 60 mm. 1.3..3. Tính toán kích thước đường kính chốt tại khớp liên kết đầu pittông với tay cần: Giá trị lực tác dụng là: Chọn vật liệu làm chốt là thép CT3 có: Ta có công thức: d_ đường kính chốt (mm). Chọn chốt có đường kính d = 20 mm. 1.4. Tính toán chọn ổ lăn cho 2 gối CC: Hai gối CC chịu lực hướng kính P = 9001 N. Khả năng tải động của ổ: C = P. L1/q. P_ tải trọng tương đương. P = (X.V.Fr + Y.Fa).Kđ.KT. Fr_ tải trọng hướng tâm. Fr = 9001 N. Fa_ tải trọng dọc trục. Fa = 0. V_ hệ số phụ thuộc vòng ổ quay, vòng trong quay trọn V = 1. X_ hệ số tải hướng tâm vì Fa = 0. Tra bảng 17.1 sách chi tiết máy trang 101 ta có X = 1. Kđ hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động. Tra bảng 17.2 sách chi tiếtmáy trang 102 với tính chất tải trọng nhẹ va đập nhẹ ta có: Vđ = 1,1. KT_ hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Với nhiệt độ to < 1250, có KT = 1. P = 1.1.9001.1,1.1 = 9901,1 N. L = 60.10-6.n.Ln. n_ số vòng quay của ổ trong một phút. ở đây số vòng quay của ổ: 1 < n < 10. Ta lấy: n = 10 vòng/phút. Lh_ tuổi thọ của ổ tính bằng giờ. Lấy Lh = 600 giê. L = 60.10-6.10.600 = 0,78. q_ số mũ, với ổ bi đỡ q = 3. C = 9901,1.0,961/3 = 8,7 KN. Chọn ổ ký hiệu 204 có. C = 10 KN , d = 20 mm , D = 47 mm , B = 14 mm. Co = 6,3 KN. _ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Po < Co Po _ Tải trọng tĩnh tương đương. Co _ Khả năng tải tĩnh của ổ. Po = Xo.Fr + Yo.Fa Fa _ lực dọc trục Fa = 0 Fr _ lực hướng tâm Fr = 9001 N Xo _ Hệ số tải trọng tĩnh ( bảng 17.4 trang 104 , Chi Tiết Máy ). Xo = 0,6 Po = 9001.0,6 = 5,4 (KN ) Ta nhận thấy Po < Co .Vậy ổ đã trọn thoả mãn điều kiện làm việc của cơ cấu. 2. Tính toán kích thước cơ cấu kẹp thùng: 2.1. Sơ đồ nguyên lý làm việc.( Hình vẽ 2.1) Trên càng kẹp của 2 khớp , một khớp bản lề 3 gắn trên giá nâng và một khớp trượt được liên kết với khớp hình 5 . Khớp hình 5 đượcdẫn động trực tiếp bởi xylanh quay 6 . Lò xo 7 luôn luôn ở trạng thái kéo . Khi khớp hình quay một góc 90o nhờ xylanh quay dẫn động đầu khớp trượt 4 sẽ trượt trên khớp hình 5 , càng kẹp mở ra , lò xo 7 bị kéo căng khi khớp hình quay một góc 90o càng kẹp sẽ đóng lại kẹp lấy thùng phế thải , lực kẹp thùng phế thải trên càng kẹp nhờ lực kéo lò xo 7. 2.2 Kích thước cơ cấu kẹp thùng. _ kích thước càng kẹp được xác định thông qua chu vi của thùng phế thải và sự cân đối giữa kích thước của giá nâng . Trên cơ sở đó ta có kích thước của càng kẹp nh­ hình vẽ . _ kích thước của khớp hình 5: Biên dạng của khớp hình 5 đuợc xác định thông qua quỹđạo chuyển động của đầu khớp trượt 4. Bằng phương pháp hoạ đồ ta dựng biên dạng của khớp hình 5 như hình vẽ. ( h.3). Cách dùng : Khi càngkẹp xoay quanh khớp A , đầukhớp trượt C sẽ chuyển động trên cung tròn BC bán kính AB , tại vị trí AbB càng kẹp mở không kẹp thùng tại vị trí AC càng kẹp đóng kẹp lấy thùng .Biên dạng của khớp hình phải có hình dạng sao cho khi khớp hình quay 900 thì càng kẹp quay 45o từ vị trí AC đến vị trí AB. Để thoả mãn điều kiện này ta tiến hành dựng biên dạng khớp hình như sau . + Từ tâm O khớp hình kẻ đường thẳng OB . Là điểm chung giữa khớp hình và càng kẹp . + Từ tâm O kẻ đưòng thẳng OD vuông góc với OC và có độ dài . Từcác kích thước đã biết ta tính được góc BOD = 1460 . + Dông 15 tia có gốc tại O cách đều nhau và chia góc BOD thành 15 phần bằng nhau. + Cho góc BOD quay mộtgóc 900 quanh góc O theo chiều nh­ hình vẽ . Các tia nằm trong góc BOD lần lượt giao với cung tròn BC . + Tập hợp những điểm nằm trên các tia và giao với cung tròn BC tạo nên một đường cong BD . + Điều kiện để khớp hình có thể làm việc được là khi khớp hình xoay một góc 90o biên dạng của nó luôn cắt cung tròn BC tại một điểm . + tập hợp những điểm nằm trong khoảng giới hạn của đường cong BD và đương tròn tâmO bán kính OD là miền làm việc của khớp hình ở phần bên phải ( cách dựng biên dạng khớp hình phần bên phải tương tự ) để cho việc chế tạo biên dạng khớp hình đơn giản ta các các kích thước như hình vẽ. ( h .4 ) Hình 2.4. 2.3 Tính toán thiết kế lò xo và giá trị mô men xoắn trên trục xylanh quay. 2.3.1 Tính lò xo (H. 2.5 ) Lò làm việc ở trạng thái chịu kéo . _ Lực căng ban đầu được tính thông qua lực càng kẹp , kẹp vào thùng phế thải. Do càng kẹp chỉ có tác dụng giữ thùng khi thùng chuyển động trong cung cong, cùng với kích thước của càng kẹp _ Cho áp lực phân bố trên càng kẹp q có giá trị q = 0,5 N. Hình 2.5 _ Lấy mômen với điểm A . F1 = F2 = 144,35 N. _ Từ đó ta có lực căng ban đầu của lò xo. Fmin = 288,7 N _ Chuyển vị tương ứng x = 78 mm. _ Chọn vật liệu làm lò xo thép cấp I có đườngkính dây lò xo từ 4 đến 6 mm. Từ đó tra bảng 19.2 có b = 1500 MPa, ứng suất xoắn cho phép = 0,3. b = 0,3. 1500 = 450 MPa _ Chọn c = D/d = 6 ( theo bảng 19.1 ) lấy k = 1,24 _ Cho lực căng lớn nhất Fmax = 600 N Từ đó ta tính đường kính dây. mm. d _ đường kính dây. k _ hệ số xét đến độ cong của dây k = 1,24 ( Bảng 19_2 ). c _ tỷ số giữa đường kính trung bình và đường kính dây lò xo. chọn c = 6. _ ứng suất xoắn cho phép = 450 MPa. lấy d = 5 mm nh­ vậy đường kính d tìm được phù hợp với các giả thiết đã cho từ ban đầu. D = c.d D = 5.6 = 30 mm D _ đường kính trung bình. _ Tính số vòng làm việc của lò xo. x _ chuyển vị tương ứng của lò xo khi chịu tác dụng của lực Fmax x = 78 mm G _ môdun đàn hồi trượt , đói với lò xo thép lấy G = 8.104 MPa n _ số vòng làm việc của lò xo n = 58 vòng _ Số vòng thực tế của lò xo no = n + 2 = 58 + 2 = 60 vòng _ Chiều dài của lò xo khi chưa chịu ngoại lực. Ho = n.d + 2.hm hm _ chiều cao một đầu móc. hm = 0,8.D = 0,8.6 = 4,8 Ho = 60.5 + 2.4,8 = 309,6 mm 2.3.2. Tính mômen xoắn tác dụng lên đầu pít tông Từ nguyên lý làm việc của cơ cấu kẹp thùng . Ta thấy mômen xoắn trên trục xylanh quay lớn nhất khi càng mở ra một góc 45o và lực căng lò xo khi đó là lớn nhất . Từ kết quả tính của các phần trước ta có mô hình tính H 2.6 Hìmh 2.6 Lấy cân bằng mômen với điểm A F2 = F1.43,2 / 45,4. F1 _ lực kéo lò xo tác dụng lên càng kẹp . F1 = 600 N . F2 = 600.43,2 / 45,4 = 570 N . Mômen cản trên trục quay chính là mômen cản do hai lực masát sinh ra khi khớp hình xoay theo chiều như hình vẽ. Fms = F2.k k _ hệ số ms sát giữa đầu khớp trượt và khớp hình khi khớp hình xoay lấy lấy k = 0,3. Fms = 570.0,3 = 171 N. Mômen cản M = Fms.( 72,6 + 132,2 ). M = 171. ( 72,6 + 132,2 ) = 35020,8 Nmm = 3502,08 Ncm. 3. Tính toán cơ cấu nâng cửa lò. 3.1 Sơ đồ nguyên lý làm việc 1 _ Cửa lò 2 , 3 _ Puli đổi hướng. 4 _ Xylanh kéo 5 _ Ray dẫn hướng. 6 _ Cáp kéo. Khi xylanh bốn làm việc đầu pít tông được kéo xuống , thông qua hai puli đổi hướng cáp 6 sẽ kéocửa lò chuyển động đi lên theo thanh dẫn hướngcửa lò được mở ra. Khi đầu pít tông 4 chuyển động đi lên, nhờ trọng lượng bản thân cửa lò tự hạ xuống cửa lò được đóng lại. Thông qua kích thước của lò đốt ta có kích thước của lò đốt nh­ sau ( hình vẽ ) Tính toán lực tác dụng lên đầu pít tông _ Theo sơ đồ nguyên lý làm việc nh­ trên, hệ puli chỉ có tác dụng làm đổi hướng của lực bội suất của hệ puli bằng một . Vì vậy lực tác dụng lên đầu pít tông có giá trị bằng trọng lượng cửa lò. 3.2.1 Tính trọng lượng cửa lò / 1 _ Thép. 3 _ Bông thuỷ tinh. 2 _ Gạch chịu lửa. 4 _ Gạch chịu lửa. Từ cấu tạo mặt cắt cửa lò cùng với các chi tiết , ta xác định trọng lượng cửa lò. Pcl = Pt + Pg + Pb. Pt _ Trọng lượng tấm thép bọc bên ngoài Pg _ Trọng lượng khối gạch chịu lửa. Pb _ Trọng lượng bông thuỷ tinh. Pt = V.t.g V _ thể tích các tấm thép bọc cửa lò. V = 2.1,1.0,33.0,005 + 2.1.0,005.0,003 + 2.1,1.1.0,005 = 0.01793 (m3) t _ khối lượng riêng của thép t = 7850 ( kg / m3 ) Pt = 7850.0,01793.10 = 1407,5 N Pg = Vg. g.g Vg _ thể tích khối gạch chịu lửa. Vg = 2.1.0,11.1,1 = 0,242 m3 g _ khối lượng thể tích của gạch g = 1400 kg / m3 Pg = 1400.0,242.10 = 3388 N. Pb = Vb. b.g Vb _ thể tích khối bông thuỷ tinh Vb = 0,11.1.1,1 = 0,121 m3 b _ khối lượng thể tích của bông thuỷ tinh. b = 150 kg / m3 Pb = 150.0,121.10 = 181,5 N Trọng lượng cửa lò. Pcl = 1407,5 + 3388 + 181,5 = 4977 N F = Pcl / n. F _ lực tác dụng lên đầu pít tông. n _ hiệu suất kể đến ma sát của các puly và trục. n = 0,98. F = 4977 / 0,98 F = 5078,57 N. Tính chọn cáp và puli Ta có công thức tính chọn cáp. Smax .n Sđ Smax _ lực căng cáp lớn nhất trong quá trình làm việc không kể đến tải trọng động. Với sơ đồ nguyên lý làm việc nh­ trên bội suất cụm puly bằng 1. Smax = F = 5078,57 N. Sđ_ tải trọng phá hỏng cáp do nhà chế tạo xác định. n_ hệ số an toàn của cáp khi làm việc. Giá trị n phụ thuộc vào chế độ làm việc của cáp, đối với cơ cấu nâng cửa lò ta lấy n = 5,5 tương ứng với chế độ làm việc trung bình nhẹ Smax .n Sđ. 5078,57.5,5 Sđ. 27932,13 (N) Sđ. Tra bảng sổ tay máy xây dựng ta chọn cáp bện đôi kiểu TK có giới hạn bền của sợi thép cấu tạo nên cáp: 200 N/mm2. Đường kính cáp d = 11,5 mm. Sđ = 67,95 KN. Với cáp đã chọn ta tính toán chọn đương kính puly và kích thước vòng đỡ cáp . D _ đường kính puli. dc : đường kính cáp. e: hệ số phụ thuộc vào chế độ làm việc của cơ cấu.với chế độ làm việc trung bình nhẹ ta lấy e = 16. Ta lấy D = 200 mm. Tra bảng 2224 – 43. Với đường kính cáp d = 11,5 mm ta có kích thước vòng đỡ cáp: D = 35 mm. H = 50 mm. 3.4. Tính toán kích thước đường kính chốt tại khớp liên kết: Giữa đầu pittông với cáp và đầu cáp với cửa lò do lực tác dụng tại 2 khớp không khác nhau nhiều nên ta tính cho đường kính chốt tại đầu pittông liên kết với cáp. Đường kính chốt tại cáp liên kết với cửa lò lấy bằng đường kính chốt liên kết giữa đầu pittông và cáp. Ta có công thức: Giá trị lực tác dụng là: Chọn vật liệu làm chốt là thép CT3 có: Chọn chốt có đường kính d = 16 mm. 4. Nguyên lý làm việc và kích thước cơ cấu đẩy phế thải rắn: 4.1, Nguyên lý làm việc:( H 3.1 ) Hình 3.1 1 _ cửa đẩy 3 , 4 _ Là các thanh dẫn hướng. 2 _ xylanh đẩy 5 _ cụm bánh xe di chuyển. Khi xylanh 2làm việc đẩy cửa đi vào trong, rác ở trong thùng phế thải của lò đốt sẽ bị tấm gạt đẩy vào lò. Hành trình của xylanh 2 phụ thuộc vào kích thước lò( hay cụ thể là quãng đường phế thải di chuyển đến buồng đốt. Dựa vào kích thước của lò đốt ta chọn hành trình của xylanh l = 2000 mm. Kích thước cơ bản của cơ cấu. Tấm gạt phế thải rắn được làm từ thép tấm có độ dày 5 mm , kích .thước của tấm gạt phụ thuộc vào kích thước của thùng chứa phế thải của lò đốt . Từ kích thước này ta có kích thước tấm gạt. _ Hai thanh 3 và 4 có nhiệm vụ dẫn hướng trong quá trình tấm gạt di chuyển. thanh 4 được liên kết cố định với khung lò , trên thanh 4 có đặt ray dẫn hướng , thanh 3 di chuyển cùng với tấm đẩy phế thải rắn nhờ hai bánh xe di chuyển trên ray dẫn hướng , chiều dài của hai thanh dẫn hướng là 2685 mm các kích thước khác sẽ được thể hiện cụ thể hơn trên bản vẽ. 4.3 Tính lực tác dụng lên cơ cấu đẩy rác: Lực tác dụng lên cơ cấu đẩy rác ở đây là lực cản ma sát sinh ra khi tấm gạt phế thải di chuyển. . Trong đó: N = 900 N _ bằng trọng lượng của phé thải trong thùng. _ hệ số ma sát trượt giữa phế thải và sàn lò. = 0,25. . k1_ hệ số kể đến ma sát khi tấm gạt di chuyển. k1 = 1,15 F = 225.1,15 = 260 N. Do cơ cấu làm việc với các loại phế thải khác nhau, hệ số ma sát giữa phế thải và sàn lò cũng khác nhau. Nên ta lấy lực đẩy trên đầu pittông; F = 260.n n _ hệ số dự trữ. Lấy n = 2 F = 260.2 = 520 (N). _ Ta thấy lực tác dụng lên cơ cấu đẩy tro là không lớn lắm , nên các kích thước của cơ cấu được lấy chủ yếu dựa vào kích thước lò và cácyêu cầu về mặt công nghệ mà cơ cấu phải đáp ứng. 5 ) nguyên lý làm việc cơ cấu đẩy tro. 5.1 ) nguyên lý làm việc:( h 5.1 ) Hình 5.1 1 _ Tấm gạt tro. 3 _ cụm bánh xe di chuyển. 2 _ thanh dẫn hướng 4 _ vòi dẩn nước làm mát. 5 _ xylanh đẩy tro Về mặy nguyên lý làm việc cơ cấu đẩy tro cũng giống nguyên lý làm việc cơ cấu đẩy phế thải rắn . Chỉ khác nhau về mặt kích thước tấm gạt tro và hành trình xylanh ở cơ cấu đẩy tro hành trình xy lanh là 2000 mm. Ngoài ra khác với cơ cấu đẩy rác , trong quá trình làm việc tấm đẩy tro của cơ cấu đẩy tro luôn tiếp xúc với vùng có nhiệt độ cao ( 900o ) . Vì vậy ở cơ cấu đẩy tro còn có hệ thống dẫn nước làm mát để luôn duy trì nhiệt độ làm việc của tấm đẩy tro không quá 100o C đẩm bảo điều kiện làm việc của cơ cấu. Thanh dẫn hướng 2 là một ống thép hình tru rỗng , ở tấm đẩy tro cũng có một đường dẫn nước . khi làm việc nước sẽ qua thanh dẫn hướng chảy vào đường dẫn nước của tấm đẩy tro và đi ra , trong quá trình làm việc dòng nước liên tục chảy tuần hoàn để duy trì nhiệt độ của tấm gạt tro ở một nhiệt độ xác định để cơ cấu có thể làm việc được. 5.2 Tính lưu lưọng nước cần thiết để làm mát tấm đẩy tro. 5.2.1 chọn nhiệt độ làm việc của tấm đây tro. biểu đồ biểu diễn ảnh hưởn của nhiệt độ tới cơ tính của thép. Qua biểu đồ ta thấy ở nhiệt độ từ 200oC đến 300oC thì giới hạn bền của thép là lớn nhất , ở 400 đến 500 độ thì giới hạn bền của thép chỉ đạt từ 50 đến 60 phần trăm giới hạn bền của thép ở 20oC. Vì vậy ta chọn nhiệt độ của tấm đẩy tro khi làm việc là 100oC . _ Nhiệt lưọng mà thép cần mất đi để hạ nhiệt độ từ 900oC xuống 100oC là . Q = c.m .(t2 – t1) c _ nhiệt dung riêng của thép. c = 460 J / kg.độ. m _ khối lượng của tấm gạt tro . _ khối lượng riêng của thép = 7800 kg / m3. V _ thể tích tấm gạt tro từ kích thước của tấm đẩy tro ta tính được thể tích V = 5128,2 cm3. m = 7800.5128,2 40 kg. t2 _ nhiệt độ của tấm gạt trước khi hạ t2 = 900o. t1 _ nhiệt độ của tấm gạt sau khi hạ t1 = 100o Q = 460.40.( 900 – 100 ) Q = 14720000 J / kg.độ Nhiệt lượng này cũng chính là nhiệt lượng mà nước cần hấp thụ để hạ nhiệt độ của tấm gạt tro xuống . Từ đó ta tính được khối lượng nước cần thiết là. c _ nhiệt dung riêng của nước c = 2100 J / kg.độ t1 _ nhiệt độ nước trước khi làm mát , ta chọn. t1 = 15oC t2 _ nhiệt độ nước sau khi nước chạy qua tấm gạt tro để làm mát. t2 = 80oC. . Khối lượng riêng của nước là 1000 kg/ m3 Thể tích khối nước cần làm mát là. V = 107,8 dm3 Thời gian cần thiết để nung nóng tấm gạt tro từ 100oC lên 900oC. a _ chiều dày tấm gạt tro , ta lấy chiều dày . a = 0,05 m. F _ diện tích tấm gạt tro F = 0,55 m2 t2 , t1 _ nhiệt độ trước và sau khi làm mát t2 = 900oC. t1 = 100oC. _ hệ số truyền nhiệt _ hệ số truyền nhiệt của thép ở OoC = 50 kCal / m.oC.h ttb _ nhiệt độ truyền nhiệt trung bình. ttb = ( 900 +100 ) / 2 = 500 oC. Vậy lưu lượng nước cần làm mát là. Q = V / t = 107,8 / 14 = 7,7 dm3 / s tốc độ dòng nước và tiết diện đường ống dẫn nước làm mát tấm gạt tro ( tiết diện đường ống dẫn nước là hình tròn ). Q = v..d2/4 v _ vận tốc dòng nước m / s. d _ đường kính đường ống dẫn nước làm mát. ta lấy d = 40 mm v = 7,7.10-3.4/3,14.0.042 = 6,12 m/s. CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG THUỶ LỰC DẪN ĐỘNG CÁC CƠ CẤU. Sơ đồ hệ thống truyên động thuỷ lực và cách bố trí các phần tử thuỷ lực. Xuất phát từ yêu cầu làm việc của hệ thống , Một bơm dẫn động cho năm động cơ làm việc , các động cơ được bố trí mắc song song . Ta có sơ đồ hệ truyền động thuỷ lực nh­ hình vẽ . Trong đó chức năng và nhiệm vụ của từng phần tử dược giải thích nh­ sau. _ Thùng dầu : Thùng dầu dùng để chứa dầu thuỷ lực , dung tích của thùng dầu phải lớn hơn hoặc bằng năm lần dung tích của toàn bộ các phần tử thuỷ lực , đường ống có trong sơ đồ thuỷ lực. Thùng dầu được chế tạo theo tiêu chuẩn . Dầu ở trong thùng luôn ở trạng thái tĩnh và được làm mát. _ Bầu lọc : Bầu lọc có nhiệm vụ loại bỏ toàn bộ các chất bẩn có trong dầu thuỷ lực . Trong quá trình làmviệc dầu đi qua các phần tử của mạch thuỷ lực sẽ không chánh khỏi hiện tượng làm bong tách những mảnh thép vụn từ các phần tử thuỷ lực và đường ống do các nguyên nhân như xâm thực , bào mòn các chi tiết .v.v.. . Bầu lọc được bố trí ở đường hồi có nhiệm vụ loại bỏ các chất bẩn có trong dầu trước khi dầu về thùng , chánh hiện tượng các chất bẩn này sẽ theo đường ống đi lên làm tăng quá trình hao mòn các chi tiết. _ Bơm thuỷ lực : Bơm là nguồn cung cấp năng lượng cho toàn bộ hệ thống , ta chọn bơm pít tông ro to hướng trục , đây là loại bơm có kích thước gọn nhẹ so với các loại bơm khác, có tuổi thọ và kích thước truyền động tương đối cao . Đặc biệt là có sẵn trên thị trường Việt Nam thuận tiện cho việc sửa chữa và thay thế . Vị trí của bơm được bố trí trên hình vẽ. _ Van an toàn : Van an tàn có nhiệm vụ bảo đảm cho hệ thống truyền động thuỷ lực được an toàn khi xảy ra hiện tưoựng quá tải . Do các động cơ thuỷ lực mắc song song và làm việc không đồng thời , nên ta bố trí một van an toàn trên dường ống chính vừa bảo vệ cho các xylanh , bơm và toàn bộ hệ thống thuỷ lực. _ Cơ cấu phân phối chất lỏng : Cơ cấu phân phối chất lỏng có nhiệm vụphân phối chất lỏng từ bơm tới các xylanh theo mét quy luật nhất định . Trong sơ đồ trên ta bố trí năm cơ cấu phân phối chất lỏng loại bốn cửa hai vị trí làm việc điều khiển điện từ , để điều khiển quá trình làm việc của các cơ cấu. _ Van tiết lưu : Ta bố trí năm van tiết lưu nằm trên đường vào của năm xylanh , nó có nhiệm vụ làm ổn định dòng chất lỏng từ bơm tới trước khi vào các xylanh . Ngoài ra nó còn có nhiệm vụ hạn chế sự dao động áp suất chất lỏng do va đập giữa các chi tiết làm việc. _ Van một chiều : Van một chiều chỉ cho phép chất lỏng đi qua một chiều nhất định , trong hệ thống trên ta bố trí bốn van một chiều . Một van bố trí trước bơm ngăn cản chất lỏng về bơm khi hệ thốg không làm việc . Ba vancòn lại bố trí ở đường vào của ba xylanh 6 , 7 , 8 có nhiệm vụ giữ cố định đầu pít tông , chánh hiện tượng dao động khi ngắt lệnh điều khiển cơ cấu phân phối chất lỏng. _ Van hồi : Ta bố trí ba van hồi điều khiển kiểu điện từ được mắc song song với ba van một chiều , khi ba xy lanh 6 , 7 , 8 đảo chiều thì các van hồi sẽ làm việc , dầu sẽ qua van hồi về thùng. _ Đồng hồ đo áp lực : Đồng hồ đo áp lực cho ta biết được áp suất làm việc của dầu trong hệ thống khi làm việc đẻ tiện cho quá trùnh theo dõi và kiểm tra . Ta bố trí đồng hồ đo áp lực ở đường ống chính và sau bơm. 2.1 Tính chọn các xylanh thuỷ lực. 2.1.1Từ kết quả tính phần trước ta thấy tuy xylanh đẩy tro có lực cản khônh lớn so với các xylanh khác, nhưng nó là xylanh làm việc ở trạng thái thuận. Có hành trình pít tông lớn nên trong quá trình làm việc ngoài đảm bảo điều kiện bền cần pít tông còn phải đảm bảo điều kiện cứng , điều kiện ổn định . Vì thế ta tính trọn thông số bơm thoả mãn các điều kiện làm việc của xylanh đẩy tro .Từ bơm trọn được ta tính trọn thông số các xylanh khác , nếu các xylanh được trọn không đáp ứng được các điều kiện làm việc ta tính trọn lại bơm và tính lại từ đầu. _ Ta chọn trước đường kính cần pít tông d = 28 mm. _ Đường kính trong của xylanh D = 40 mm. _ Vận tốc di chuyển của đầu cần pít tông v = 0.1 mm/s. Từ đó ta tính được lưu lượng vào xylanh. Q = v.S S _ diện tích phần làm việc của pít tông. S = p.D2/ 4 = 3,14.402/ 4 = 1256,6 mm2. Q = 0,1.1256,6.10.60.10-4 =7,54 (l/p). Lưu lượng thực tế của bơm. Qb = k . ( Q/ hd + htl ) hd _ hệ số tổn thất lưu lượng dọc đường ta lấy hd = 0,8 htl _ hệ số tổn thất lưu lượng qua tiết lưu. Ta chọn tiết lưu loại DR16 do nga chế tạo có htl = 0.15 l/p. k _ hệ số tổn thất lưu lượng do đặc diểm của hệ thống truyền động thuỷ lực , do các xylanh mắc song song và làm việc không đồng thời. Khi mét xylanh làm việc các xylanh khác không làm việc nhưng lưu lượng từ bơm vẫn tới các van phân phối của các xylanh này về thùng . Ta lấy k = 1,5 Þ Qb = 1,5. ( 7,54/ 0,8 + 0,15 ) = 14,36 ( l/p ). Ta lấy lưu lượng của bơm là Qb = 15 ( l/p ) Căn cứ vào giá trị ngoại lực tác dụng lên các cơ cấu , cũng nh­ sự tương quan về mặt kích thước của các phần tử thuỷ lực . Ta chọn áp suất làm việc của bơm P = 12 MPa. Sau khi chọn được áp suất và lưu lượng làm việc của bơm , ta tiến hành tính chọn các phần tử thuỷ lực nếu các phần tử đã được chọn không đáp ứng dược các yêu cầu của mạch thuỷ lực . Ta sẽ tiến hành chọn lại áp suất và lưu lượng làm việc của bơm sau đó tính lại từ đầu. Þ Lực đẩy trên đầu pít tông của cơ cấu đẩy tro. F = p.S p _ áp suất làm việc của bơm p = 12 MPa = 12 N/mm2. S  diện tích phần làm việc của pít tông . S = p.D2/ 4 S = 3,14.402/ 4 = 1256,6 mm2 Þ F = 12 .1256,6 = 15079,6 N. Giá trị lực thực tế trên cần pít tông khi kể đến ma sát bộ phận làm kín. Fk = F.nc nc _ hiệu suất cơ lấy nc = 0,9. Fk= 15079,6 . 0,9 Fk = 13571,6 N. Ta thấy giá trị lực F = 113571,6 N lớn hơn rất nhiều so với giá trị ngoại lực tác dụng lên đầu pít tông nhưng ta vẫn phải chấp nhận lấy đường kính trong của xylanh lớn để đảm bảo yêu cầu về mặt công nghệ. _ vận tốc di chuyển của đầu pít tông khi cần đẩy ra. v = 0,1 m/s _ Vận tốc hồi của pít tông vh = Q/Ah Ah _ diện tích phần làm việc của pít tông. Ah = p.( D2 – d2)/ 4 Ah = 3,14.( 402 – 282)/ 4 = 640,88 mm2 Þ Vận tốc hồi v = 0,19 m/s là hợp lý vì rút ngắn thời gian xylanh nằm trong lò. _ Tính kiểm tra ổn định của cần pít tông khi làm việc. Ta kiểm tra ổn định của cần pít tông khi làm việc trong trường hợp làm việc bất lợi nhất. Khi đó hành trình pít tông là lớn nhất l = 2200 mm. pít tông gặp lực cản lớn nhất có thể F = 15079,6 N Chọn vật liệu làm pít tông thép CT3 có E = 2,1.105 Mpa = 2,1.107 N/cm2 Pth = _ hệ số phụ thuộc vào dạng liên kết hai đầu thanh = 0,5. l_ hành trình lớn nhất của pít tông l = 2200 mm = 220 cm E _ mô đun đàn hồi của thép E = 2,1.105 Mpa = 2,1.107 N/cm2 J _ mô men quán tính nhỏ nhất của mặt cắt ngang . Jmin = 0,05D4 Jmin = 0,05.284 Jmin = 3,07 cm4 Pth = Ta thấy Pth = 52586,26 N > F = 15079,6 N . vậy pít tông đảm bảo điều kiện ổn định khi làm việc. Về lực cản và nguyên lý làm việc của cơ cấu đẩy phế thải rắn không khác nhau nhiều so với cơ cấu đảy tro . Vì vậy ta chọnh xylanh dẫn động cho cơ cấu đẩy phế thải rắn có cùng thông số với xylanh dẫn động cho cơ cấu đây tro , chỉ khác nhau về hành trình pít tông 2.1.2 Tính chọn xy lanh nâng thùng. Diện tích phần làm việc của pít tông. A = Q/v Q _ lưu lượng từ bơm tới xylanh Q = Qb.hd.2/3 – htl hd _ hệ số tổn thất lưu lượng dọc đường ta lấy hd = 0,8. htl _ hệ số tổn thất lưu lượng qua tiết lưu . Ta chọn tiết lưu loại DR32 có hệ số tổn thất lưu lượng htl = 0,24 l/p. Q = 15.0,8.2/3 – 0,24 = 7,76 l/p v _ vận tốc di chuyển của đầu pít tông v = 0,057 m/s A = 2269 mm2 Do xy lanh làm việc ở trạng thái nghịch nên diện tích phần làmviệc là. A = p. ( D2 –d2 )/ 4. Þ D2 –d2 = 4.A/ p D2 –d2 = 4.2269/ 3,14 D2 –d2 = 2888,98 D _ đường kính trong của xylanh. d _ đường kính đầu pít tông. đương kính pít tông phải có kích thước đủ lớn để đảm bảo điều kiện bền , điều kiện ổn định. Sp = F/[]. [] _ ứng suất cho phép của vật liệu làm pit tông , chọn thép 20X có . [] = 270N/ mm2. Sp = 17612,34/3,14 Sp = 65,23 mm2. d2 = 4.S/= 4.65,23/3,14 d2 = 83,05. d = 9,1 mm. Chọn d = 40 mm. Þ D2 = 2888,98 + d2 = 2888,98 + 402 D2 = 4488,98 D = 66,99 Ta lấy D = 70 mm _ Giá trị lực trên đầu pít tông khi làm việc F = p.A A _ diện tích phần làm việc của pít tông A = p.( D2 – d2 )/ 4 A = 3,14.( 702 – 402 )/ 4 A = 2591,8 mm2 p _ áp suất làm việc của bơm p = 12 N/mm2 F = 12.2591,8 F = 31101,76 N Giá trị lực thực tế trên cần pít tông khi kể đến ma sát bộ phận làm kín. Fk = F.nc nc _ hiệu suất cơ lấy nc = 0,9. Fk= 31101,76 . 0,9 Fk = 27991,59 N. Ta nhận thấy giá trị lực Fk = 27991,59 N lớn hơn giá trị ngoại lực F = 17612 N đặt lên đầu pít tông, điều này đảm bảo thoả mãn điều kiện làm việc của xylanh _ vận tốc của đầu pít tông khi pít tông thu về. vh = Q/ A Q _ Lưu lượng từ bơm tới xylanh. Q = 7,76 l/p A _ diện tích phần làm việc của pít tông A = 2591,8 mm2 vh = 0,049 m/s vận tốc này tuy nhỏ hơn giá trị vận tốc ta đã giả thiết ban đầu v = 0,057 m/s nhưng vẫn đảm bảo điều kiện làm việc của cơ cấu _ Vận tốc của pít tông khi pít tông được đẩy ra. v = Q/ A A _ diện tích trong của xylanh A = p.D2/ 4 A = 3,14.702/4 A = 3848,45 mm2 Þ v = 0,034 m/s. 2.1.3 Tính trọn xylanh nâng cửa lò Diện tích phần làm việc của pít tông. A = Q/v Q _ lưu lượng từ bơm tới xylanh Q = Qb.hd.2/3 – htl hd _ hệ số tổn thất lưu lượng dọc đường ta lấy hd = 0,8. htl _ hệ số tổn thất lưu lượng qua tiết lưu . Ta chọn tiết lưu loại DR32 có hệ số tổn thất lưu lượng htl = 0,24 l/p. Q = 15.0,8.2/3 – 0,24 = 7,76 l/p v _ vận tốc di chuyển của đầu pít tông v = 0,3 m/s A = 431,1 mm2 Do xy lanh làm việc ở trạng thái nghịch nên diện tích phần làmviệc là. A = p. ( D2 –d2 )/ 4. Þ D2 –d2 = 4.A/ p D2 –d2 = 4.431,1 / 3,14 D2 –d2 = 548,9 D _ đường kính trong của xylanh. d _ đường kính đầu pít tông. đường kính pít tông phải có kích thước đủ lớn để đảm bảo điều kiện bền , điều kiện ổn định. Sp = F/[]. [] _ ứng suất cho phép của vật liệu làm pit tông , chọn thép 20X có . [] = 270N/ mm2. Sp = 5078,57/270 Sp = 18,8 mm2. d2 = 4.S/= 4.18,8/3,14 d2 = 23,9. d = 4,98 mm. Chọn d = 25 mm. Þ D2 = 548,9 + d2 = 548,9 + 252 D2 = 1173,9 D = 34,26 Ta chọn D = 40 mm _ Giá trị lực trên đầu pít tông khi làm việc F = p.A A _ diện tích phần làm việc của pít tông A = p.( D2 – d2 )/ 4 A = 3,14.( 402 – 252 )/ 4 A = 765,7 mm2 p _ áp suất làm việc của bơm p = 12 N/mm2 F = 12 . 765,7 F = 9189,16 N Giá trị lực thực tế trên cần pít tông khi kể đến ma sát bộ phận làm kín. Fk = F.nc nc _ hiệu suất cơ lấy nc = 0,9. Fk= 9189,16 . 0,9 Fk = 8270,24 N. Ta nhận thấy giá trị lực Fk = 8270,24 N lớn hơn giá trị ngoại lực F = 5078,57 N đặt lên đầu pít tông, điều này đảm bảo thoả mãn điều kiện làm việc của xylanh _ vận tốc của đầu pít tông khi pít tông thu về. vh = Q/ A Q _ Lưu lượng từ bơm tới xylanh. Q = 7,76 l/p A _ diện tích phần làm việc của pít tông A = 765,7 mm2 vh = 0,17 m/s vận tốc này tuy nhỏ hơn giá trị vận tốc ta đã giả thiết ban đầu v = 0,3 m/s những vẫn đảm bảo điều kiện làm việc của cơ cấu _ Vận tốc của pít tông khi pít tông được đẩy ra. v = Q/ A A _ diện tích trong của xylanh A = p.D2/ 4 A = 3,14.402/4 A = 1256,63 mm2 Þ v = 0,1 m/s. 2.1.4 Tính trọn xylanh quay dẫn động cho cơ cấu kẹp thùng Ta có mô men cản lớn nhất trên trục xylanh quay M = 2482,9 Ncm Lưu lượng từ bơm tới xylanh là. Q _ lưu lượng từ bơm tới xylanh Q = Qb.hd.2/3 – htl Qb _ lưu lượng từ bơm tới xylanh hd _ hệ số tổn thất lưu lượng dọc đường ta lấy hd = 0,8. htl _ hệ số tổn thất lưu lượng qua tiết lưu . Ta chọn tiết lưu loại DR32 có hệ số tổn thất lưu lượng htl = 0,24 l/p. Q = 15.0,8.2/3 – 0,24 = 7,76 l/p Chọn xylanh quay loại hai cánh gạt có các kích thước nh­ sau.(hình vẽ) D _ đường kính ngoài cánh gạt ( bằng đường kính trong của xylanh ). Chọn D = 60 mm. d _ đường kính trục quay của xylanh. Chọn d = 30 mm. Thay vào công thức tính mô men xoắn ta có . M = Z.p.b.( D2 – d2 )/ 8 p _ áp suất làm việc của bơm p = 7 N/mm2 Z _ số cánh gạt của xylanh Z = 2 b _ chiều rộng cánh gạt ( dọc theo trục xylanh ) mm M _ mô men xoắn trên trục xylanh M = 24829 Nmm Þ Ta lấy b = 20 mm. Tính kiểm tra mô men xoắn trên trục xylanh khi làm việc . M = Z.p.b.( D2 – d2 )/ 8 M = 2.12.20.( 602 – 302 )/ 8 M = 162000 Nmm Ta thấy giá trị mô men xoắn trên trục xylanh khi làm việc lớn hơn giá trị mô men của ngoại lực đặt trên trục xylanh, điều này đảm bảo điều kiện làm việc của xylanh _ Vận tốc góc của xylanh. Q _ lưu lượng từ bơm tới xylanh Q = 7,76 l/p w = 9,58 rad/s Vận tốc này là có thể chấp nhận được, vì muốn giảm vận tốc góc xuống thì ta phải tiếp tục tăng kích thước cánh gạt lên dẫn đến mô men xoắn trên trục xylanh sẽ thừa nhiều và kích thước xylanh cũng lớn lên. Sau khi tính xong ta có bảng thống kê các thông số của các xylanh đã chọn. Các thông số xylanh quay xylanh nâng thùng xylanh mở cửa lò xylanh đẩy phế thải rắn xylanh đẩy tro hành trình (mm ) 212 1000 2000 2200 Đường kính trong xylanh(mm) 60 70 40 40 40 Đường kính đầu pittông (mm) 30 40 25 28 28 Vận tốc theo chiều thuận (m/s) Vận tốc quay w = 9,58 rad/s 0,034 0,1 0,1 0,1 Vận tốc theo chiều nghịch (m/s) 0,049 0,17 0,19 0,19 2.2 Tính chọn động cơ dẫn động cho bơm. theo phần trên ta chọn pít tông rô to hướng trục có các thông số sau: Q= 15 l/p = 0,00025 m3/s p = 12 MPa = 12 . 106 N/m2. Công suất của bơm là : P = Q . p P= 0,00025 . 12 . 106 = 3000 W P = 3 Kw Xác định thể tích hình học bị choán chỗ và tính số vòng quay của bơm Qb= Vg.n/1000. Qb : lưu lượng bơm; Qb= 15 l/p. Vg: Thể tích hình học bị choán chỗ; Vg cm3. n : số vòng quay của trục bơm (vòng/phút) Ta lập bảng chọn các thông số: n (vòng/phút) 250 200 150 Vg(cm3) 60 75 100 Qua các giá trị trên ta chọn tốc độ quay của trục bơm n = 200 vòng/phút, và khi đó thể tích hình học bị choán chỗ Vg=75 cm3 (hình vẽ). 2.2.1. Tính chọn động cơ điện dẫn động cho bơm. Pđc= P/n. n : Hiệu suất bộ truyền đai, ta dùng bộ truyền đai dẫn động cho bơm n = 0,94. P : Công suất của bơm, P = 3 Kw. Pđc= 3 / 0,94 = 3,19 Kw. Tra bảng P1.2 ta chọn động cơ điện AOC2 có các thông số sau: Kiểu động cơ AOC2. Công suất P = 3,5 Kw. Vận tốc quay n = 630 vòng/phút. 2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền đai. Ta có các số liệu ban đầu. Công suất động cơ P = 3,5 Kw. Số vòng quay trong 1 phút của động cơ n= 630 vòng/phút. Số vòng quay trong 1 phút của trục quay nhanh n = 200 v/p Chọn loại đai . tính mô men xoắn trên trục dẫn. T1 = 9550.3,5/ 630 = 53,05 Nmm. Theo bảng 13.5 ta chọn đai hình thang loại A hoặc loại YO. Ta tính theo hai phương án. Định đường kính bánh đai + Đường kính bánh đai nhỏ d1= 1,2 d1min; ( d1mintra theo bảng 13.5) lấy theo tiêu chuẩn (mm) + Tỉ số truyền u = 360/200 = 3,15. Đường kính bánh đai lớn d2= u.d1 (mm) + Tính lại số vòng quay thực n’ (v/p) Sai số vòng quay cho phép. (n’ – n)/n ta thấy sai số nhỏ hơn trị số cho phép. + Vận tốc đai v =p.d1.n1/60.1000 m/s khoảng cách trục a chọn theo bảng 13.16 , với u = 3,15 ta lấy a = 3,2d1 (mm) Tính chiều dài đai L ( mm) theo công thức. và quy tròn theo tiêu chuẩn Xác định lại khoảng cách trục a (mm) theo công thức Tính góc ôm a1theo công thức : a1= 180 – 57o(d2 – d1)/a Xác định số đai cần thiết x theo công thức : x³ . R – Công suất cần truyền. [R] – Công suất cho phép của 1 đai. [R]= (Ro.Ca.Cl + DT1.n1/9550). Ro – Công suất truyền được bởi 1 đai (hình 13.13) Ca - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm (bảng 13.11) Cl - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai đến tuổi thọ đai (Bảng 13.12) DT1 – Sè gia mô men xoắn (Nm) tra bảng 13.13; sè gia mô men xoắn phụ thuộc vào tỷ số truyền [R] kd – Hệ số tải trọng động Số đai x tính được. Ta lấy số đai Tính lực tác dụng lên trục . Fl= 2.Fo.sin(a1/2) Fo – Lực căng ban đầu của đai. Fo=so.A1. A1 – Diện tích tiết diện 1 đai (mm2). so – ứng suất căng ban đầu (MPa) Fo Chiều rộng bánh đai B. t (mm) tra bảng 13.6 s (mm) tra bảng 13.6 B = (x - 1).t + 2.s (mm) A 100 315 630 0% 3,3 320 1320 315,75 141,180 3,5 Kw 0,8 0,89 0,87 1,2 0,67 1 5,22 5 81 1,2 186,5 1,2 15 10 80 YO 80 250 625 0,79% 2,64 256 1060 256,7 142,250 3,5Kw 0,6 0,9 0,93 1,8 0,62 1 5,64 6 56 1,2 127,8 1,2 12 8 76 Ta chọn đai theo phương án YO do kích thước gọn hơn và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với phương án A. 2.4. Tính chọn đường ống dẫn dầu mạch thuỷ lực . a . Tính chọn đường ống dẫn dầu ở mạch nhánh Việc tính chọn đường kính ống dẫn dầu có liên quan đến hệ số tổn thất lưu lượng dọc đường , nếu đường kính lớn vận tốc dòng chất lỏng nhỏ hệ số tổn thất sẽ nhỏ , nhưng hệ số tổn thất cục bộ lại tăng tại những mặt cắt có tiết diện thay đổi đột ngột , như cửa vào và ra của các van phân phối , cửa vào và ra của xylanh , đồng thời cũng gây ra cồng kềnh về mặt kết cấu . Vì vậy chọn đường kính hợp lý phù hợp lưu lượng và áp suất làm việc của bơm sẽ làm tăng hiệu suất truyền động của hệ thuỷ lực. Do đặc điểm của mạch thuỷ lực , năm cơ cấu được mắc song song lưu lượng tại các nhánh không khác nhau nhiều nên ta chọn đường kính ống dẫn dầu tại các nhánh là bằng nhau. Đường kính ống dẫn dầu tại các nhánh là. do2 = 4.Q / .v Q _ lưu lượng dầu qua ống ( ta lấy lưu lượng dầu tại nhánh có giá trị lớn nhất , theo kết quả tính ở phần trên lưu lượng qua nhánh dẫn động xylanh đẩy tro là lớn nhất . Q = 7,85 l/p v_ vận tốc dầu chảy trong ống , với lưu lượng qua ống là 7,85 l/p ta lấy vận tốc dầu chảy là v = 200 cm/s. d2 = 4.7,85.103/3,14.200.60 = 0,83 cm. d = 0,9 cm Ta lấy đường kính d = 10 cm = 10 mm. _ Tính chiều dày ống. t = n.d.pb / 2.( - pb.n ). t_ chiều dày thành ống mm. d_ đường kính trong của ống d = 10 mm. p_ áp suất làm việc của bơm pb = 12 N/mm2 n_ hệ số an toàn chọn n = 4. _ ứng suất bền của vật liệu làm ống , chọn thép có = 380 N/mm2. t = 4.10.12 / 2.( 380 – 12.4 ) = 0,72 mm. Vậy ta chọn ống có chiều dầy t = 3 mm. b ) tính chọn đường kính ống dẫn dầu ở mạch chính. Đường kính ống dẫn dầu tại mạch chính là. do2 = 4.Q / .v Q _ lưu lượng dầu qua mạch chính Q = 15 l/p v_ vận tốc dầu chảy trong ống , với lưu lượng qua ống là 15 l/p ta lấy vận tốc dầu chảy là v = 200 cm/s. d2 = 4.15.103/3,14.200.60 = 1,59 cm. d = 1,26 cm Ta lấy đường kính d = 1,5 cm = 15 mm. _ Tính chiều dày ống. t = n.d.pb / 2.( - pb.n ). t_ chiều dày thành ống mm. d_ đường kính trong của ống d = 15 mm. p_ áp suất làm việc của bơm pb = 12 N/mm2 n_ hệ số an toàn chọn n = 4. _ ứng suất bền của vật liệu làm ống , chọn thép có = 380 N/mm2. t = 4.15.12 / 2.( 380 – 12.4 ) = 1,08 mm. Vậy ta chọn ống có chiều dầy t = 3 mm. 2.5.Chọn dầu thuỷ lực. Loại dầu được chọn dẫn động cho hệ thống thuỷ lực phải đáp ứng được các yêu cầu sau. _ Có khả năng bôi trơn tốt các bề mặt tiếp xúc trong điều kiện nhiệt độ , áp suất thay đổi lớn. _ Độ nhớt của dầu Ýt thay đổi trong khoảng nhiệt độ làm việc. _ Giữ được tính chất của mình về mặt cơ học , hoá học trong điều kiện làm việc , cũng như trong bảo quản. _ Không gây độc hại với con người , và ô nhiễm môi trường. _ It bị khí hoà tan vào trong chất lỏng _ Không cháy ( Ýt bén lửa ) giá thành dẻ , dễ sản xuất. Trên cơ sở các yêu cầu trên ta chọn loại dầu. Dầu Tiêu chuẩn Độ nhớt động học (cSt ) Nhiệt độ làm việc oC Nhiệt độ ngưng tụ oC Khối lượng riêng(kg/m) Công nghiệp 20 GOCT 1707-51 17-23 0-50 -20 881-909 CHƯƠNG IV ĐIỀU KHIỂN HỆ TRUYỀN ĐỘNG THUỶ LỰC VÀ CÁC THIẾT BỊ . Trên cơ sở quy trình vận hành và công nghệ đốt phế thải bệnh viện . Ta thiết lập mạch điện điều khiển hệ truyền động thuỷ lực và các thiết bị theo quy trình vận hành của lò đốt . Hiện nay có nhiều phương án để thiết lập mạch điều khiển hệ truyền động thuỷ lực . Mỗi một phương án có một ưu nhược điểm khác nhau . Việc lựa trọn phương án nào đều xuất phát từ những chỉ tiêu nh­ , hệ thống làm việc ổn định an toàn , thuận tiện cho việc thay thế sửa chữa giá thành hạ.v.v.. Trên cơ sở đó ta đề xuất hai phương án thiết lập mạch điều khiển . Phương án mạch điều khiển kiểu điện từ , và phương án kiểu điện tử. 1. Phương án kiểu điện từ. Phương án thiết lập mạch điều khiẻn kiểu điện từ là phương án dùng các khí cụ điện nh­ công tắc tơ , công tắc hành trình , rơle thời gian v.v.. Từ các khí cụ điện này ta tiến hành láp ráp , phối hợp chúng lại với nhau trong một mạch điện để thực hiện một công việc nào đó đã được định trước. 1.1 Sơ đồ mô tả quy trình vận hành lò đốt. Từ quy trình vận hành của lò đốt ta có sơ đồ mô tả quá trình làm việc của mạch điều khiển theo quy trình vận hành của lò đốt. 1.2 Thuyết minh sơ đồ mạch điện . Các kí hiệu dùng trong sơ đồ. RG , KA , KB _ là các công tắc tơ có nhiệm vụ đóng mở các tiếp điểm KA , KB , RG. RT _ là các rơle thời gian. KH _ công tắc hành trình. C , _ công tắc bấm. KH1 _ Bố trí cuối hành trình kẹp thùng phế thải. KH2 _ Bố trí cuối hành trình nâng thùng phế thải. KH3 _ Bố trí cuối hành trình hạ thùng phế thải. KH4 _ Bố trí cuối hành trình nhả kẹp thùng phế thải. KH5 _ Bố trí cuối hành trình cơ cấu nâng cửa lò. KH6 _ Bố trí cuối hành trình cơ cấu đẩy phế thải rắn. KH7 _ Bố trí đầu hành trình cơ cấu đẩy phế thải rắn. KH8 _ Bố trí đầu hành trình cơ cấu nâng cửa lò. KH9 _ Bố trí cuối hành trình cơ cấu đẩy tro ở hành trình 1. KH10 _ Bố trí đầu hành trình cơ cấu đẩy tro. KH11 _ Bố trí cuối hành trình cơ cấu đẩy tro ở hành trình 2. _ Ên nót pi1 khởi động động cơ ĐK2 dẫn động cho bơm . Hệ thống thuỷ lực làm việc. _ Ên nót pi hệ thống điều khiển làm việc. Công tắc tơ RG có điện đóng tiếp điểm RG làm cho cơ cấu kẹp thùng làm việc kéo theo rơle thời gian 1RT có điện . Kh kết thúc quá trình kẹp càng kẹp tác động đến công tắc hành trình KH1 , 1KA mất điện 2KA có điện đóng cơ cấu nâng thùng làm việc . Đến cuối hành trình nâng giá nâng tác động vào công tắc hành trình KH2 . 2KA mất điện , 3KA có điện . Rơle thời gian duy trì sự làm việc của cơ cấu gây rung trong 10s ( đẻ đổ phế thải vào buồng chứa của lò đốt ) suađó ngừng làm việc , 3KA mất diện , 2KB có điện cơcấu hạ thùng làm việc đén cuối hành trình hạ gia nâng tác động vào KH3 , 2KB mất điện , 1KB có điện , cơ cấu kẹp thùng nhả kẹp thùng ra , cuối hành trình nhả càng kẹp tác động vào KH4 , 1KB mất điện 4KA có điện cửa lò được nâng lên , cuối hành trình nâng cơ cấu nâng cửa lò tác động vào KH5 , 4KA mất điện 5KA có điện cơ cấu đẩy phế thải rắn làm việc , đến cuôi hành trình cơ cấu đẩy phế thải rắn tác động vào KH6, 5KA mất điện , 5KB có điện , cơ cấu đẩy phế thải hồi về vị trí ban đầu và tác dụng vào KH7 , 4KB có điện hạ cửa lò xuống . Cơ cấu hạ cửa lò tác động vào KH8 , 4KB mất điện . Rơle thời gian RT2 tính giờ sau bốn phút tiếp điểm RT2 đóng lại , trong khi đó RT3 vẫn duy trì mạch điện đến khi cơ cấu đẩy tro thực hiện xong ở hành trình một thì mơ tiếp điểm RT3 . ( thời gian rơle RT3 duy trì trong 7,5 phút . Cuối hành trình đẩy tro 1 . Cơ cấu đẩy tro tác động KH9 , 6KA1 mất điện , 6KB1 có điện hồi cơ cấu đẩy tro về vị trí ban đầu và tác động vào KH10 , 6KB1 mất điện , RT4 , RT5 , tính thời gian duy trì các tiếp điểm RT5 và RT4 , RT4 duy trì trong sáu phút RT5 duy trì trong 8 phót , sau sáu phút RT4 đóng mạch , 6KA2 có điện cơ cấu đẩy tro ở hành trình 2 và tác động vào KH11 , 6KA2 mất điện 6KB2 có điện hồi cơ cấu đẩy tro ở hành trình 2 và đông thời ngắt điện điều khiển của mạch kết thúc một chu kì làm việc . Sau đó ta án nút pi mạch điện thực hiện lại quá trình làm việc. 1.3 Tính trọn các khí cụ điện cho mạch động lực và mạch điều khiển. a ) Tính chọn áptômat , Rơle nhiệt , Công tắc tơ cho mạch động cơ ĐK2 dẫn động cho bơm. Theo phần trên ta đã tính chọn động cơ dẫn động cho bơm có các thông số : _ Công suất động cơ P = 3,5 Kw. _ Hệ số công suất cos = 0,86. _ Điện áp định mức U = 380 V. áp tô mát được phải có dòng điện định mức . Iapto > Ipt Ngoài ra áp tô mát được chọn phải đảm bảo chịu được dòng điện quá tải ngắn hạn khi mở máy động cơ . Vì vậy ta chọn dòng điện định mức qua áp tô mát. Iapto = 1,5.Ipt Iapto = 1,5.6,18 = 9,27 A. Giá trị dòng điện này cũng chính là gí trị dòng điện ta dùng chọn Rơle nhiệt , Công tắc tơ , Rơle thời gian. a ) Tính chọn áptômat , Rơle nhiệt , Công tắc tơ cho mạch động cơ ĐK1 dẫn động cho cơ cấu gây rung và các cuộn hút điều khiển đóng mở các tiếp điểm các cơ cấu phân phối chất lỏng . _ Công suất động cơ gây rung và công suất cuộn hút P = 1 Kw. _ Hệ số công suất cos = 0,89. _ Điện áp định mức U = 380 V. áp tô mát được phải có dòng điện định mức . Iapto > Ipt Ngoài ra áp tô mát được chọn phải đảm bảo chịu được dòng điện quá tải ngắn hạn khi mở máy động cơ Vì vậy ta chọn dòng điện định mức qua áp tô mát. Iapto = 1,5.Ipt Iapto = 1,5.1,7 = 2,56 A. Giá trị dòng điện này cũng chính là gí trị dòng điện ta dùng chọn Rơle nhiệt , Công tắc tơ , Rơle thời gian. _ Ưu nhược điểm của phương án kiểu điện từ. Ưu điểm : Phương án này được áp dụng rộng rãi cho những mạch điều khiển đơn giản , làm việc ổn định , độ tin cậy cao , giá thành hạ Nhược điểm : Với những mạch điều khiển phức tạp , cần phải thực hiện nhiều công việc thì mạch điện trở nên cồng kềnh phức tạp từ đó khả năng làm việc , độ tin cậy và ổn định giảm . Thậm chí ở những mạch phức tạp , mà chỉ bằng các khí cụ điện trên thì không thể thực hiện được. 2. Phương án điều khiển điện tử Ngày nay với sự phát triển ngày càng cao của nghành công nghệ thông tin , điện điện tử . Việc ứng dụng những thành tựu của nghành này vào cuộc sống ngày càng phổ biến . Vói những mạch điều khiển yêu cầu sự làm việc phức tạp , thì tất cả các công việc đều được lập trình sẵn và cài đặt trong các CPU ( bộ xử lý trung tâm ) . Các tín hiệu từ bên ngoài sẽ được phản hồi lại CPU tại đây các tính hiệu sẽ được xử lý theo nhưngx trương trình đã cài đặt sẵn , sau khi xử ký xong CPU sẽ phát tín hiệu tới các cơ cấu chấp hành để thực hiện các công việc. 2.1. Sơ đồ thuật toán mô tả quá trình làm việc của mạch điều khiển. 2.3 Thuyết minh quá trình làm việc của mạch điều khiển. _ JP 11 là nguồn cung cấp điện cho mạch điều khiển . Khi ta bấm công tắc cho mạch làm việc , JP 11 sẽ chỉnh lưu dòng xoay chiều thành dòng một chiều, dòng một chiều sẽ được qua bộ lọc trước khi cung cấp cho mạch , hiệu điện thế trong mạch điều khiển U = 5 V , dòng điện I = 5 A. _ JP 12 , JP 14 là nơi phản hồi các tín hiệu từ bên ngoài vào CPU , tai đây các tín hiệu sẽ được CPU xử lýt heo trương trình đã được cài đặt sẵn , sau khi xử lý xong CPU phát tín hiệu điều khiển tới cơ cấu chấp hành , các tín hiệu này sẽ được khuếch đại trước khi đến các cơ cấu chấp hành. _ CPU là bộ xử lý trung tâm nơi xử lý các tín hiệu từ bên ngoài đưa vào , sự làm việc của CPU phụ thuộc vào các trương trình đã được cài đặt sẵn trong nã . _ Khi hệ thống làm việc gặp sự cố ta có thể bấm Pause ngừng làm việc của hệ thống , sau khi khắc phục xong sự cố ta Ên Reset hệ thống tiếp tục làm việc . _ Ưu nhược điểm của phương án : Đây là phương án phù hợp cho những mạch yêu cầu với những công việc phức tạp , độ tin cậy và chính xác cao . Có khả năng điều khiển linh hoạt những công việc phức tạp . phương án này khắc phục được nhược điểm của phương án trước là sau mỗi chu kỳ làm việc ta có thể điều chỉnh thời gian làm việc của hệ thống sao cho phù hợp với từng loại phế thải , tiết kiệm năng lượng và nâng caonăng suất của lò đốt. Nhược điểm của phương án là giá thành tương đối cao so với phương án đầu. KẾT LUẬN. Đồ án tốt nghiệp của em là , tính toán thiết kế hệ dẫn động thuỷ lực các cơ cấu của thiết bị lò đốt phế thải bệnh viện , bao gồm năm chương . Chương 1 : trong chương này em đã giới thiệu được một cách khái quát nhất về tình hình sử lý phế thải công nghiệp , đặc biệt là phế thải bệnh viện ở thế giới và Việt Nam . Chương 2 : trên cơ sở lò đốt phế thải bệnh viện được lắp đặt ở tây mỗ có công suất tương đương với lò đốt thiết kế em đã trình bày được các thông số cơ kết cấu của lò đốt . Chương 3 : trong phần nay đã trình bày nguyên lý cơ bản và tính toán kích thước các cơ cấu , cơ cấu kẹp thùng , cơ cấu nâng hạ thùng , cơ cấu nâng hạ cửa lò , cơ cấu đẩy phế thải rắn , cơ cấu đẩy tro, phục vụ cho những yêu cầu về mặt công nghệ của quá trình xử lý phế thải. Chương 4 : trên cơ sở các kết quả đã tính toán ở chương 3 em đã tính toán lựa chọn các phần tử thuỷ lực dẫn động cho các cơ cấu . Chương 5 : trong chương này em đã tính toán thiết kế mạch điện điều khiển hệ truyền động thuỷ lực của các thiết bị theo phương án thứ nhất và giới thiệu phương án thứ hai . TÀI LIỆU THAM KHẢO. [I]. Vũ Liêm Chính, Đỗ Xuân Đinh, Nguyễn Văn Hùng, Trương Quốc Thành, Hoa Văn Ngũ, Trần Văn Tuấn - Sổ tay Máy xây dựng - Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật . Hà Nội 2000. [II]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lâm - Thiết kế chi tiết máy - Nhà xuất bản giáo dục - 1998. [III]. TS.Đỗ Xuân Tùng (chủ biên), TS.Trương Tri Ngộ, KS.Nguyễn Văn Thanh - Trang bị điện Máy Xây dựng - Nhà xuất bản Xây Dựng . Hà Nội 1999. [IV]. Ngô Hồng Quang - Sổ tay lựa chọn và tra cứu thiết bị điện - Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật . Hà Nội - 2001. [V]. TS. Trương Quốc Thành (chủ biên), TS.Phạm Quang Dũng - Máy và thiết bị nâng - Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật- Hà Nội-1999. [VI]. Nguyễn Y Tô - Sức bền vật liệu - Nhà xuất bản Xây Dựng . Hà Nội 1998. [VII]. Phùng Văn Lự ( chủ biên ) , Phạm Duy Hữu , Phan Khắc Trí Vật liệu xây dựng – Nhà xuất bản Giáo Dục [VIII]. Nguyễn Xuân Khang ( Chủ biên ) , Lê Quý Thuỷ – Bơm thuỷ lực ( tài liệu nghiên cứu tính toán thiết kế ) – Nhà xuất bản Bộ giao thông vận tải . Viện khoa học kỹ thuật GTVT. [IX]. Hoàng Thị Bích Ngọc ( Chủ biên ) - Máy thuỷ lực thể tích – Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật ( Hà Nội 2000 ).