Đồ án Thiết kế băng tải nâng hạ di động

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ BĂNG TẢI NÂNG HẠ DI ĐỘNG GVHD: PGS.TS Nguyễn Tấn Tiến SVTH : Huỳnh Văn Ngọc Sơn - 21303402 Nguyễn Trọng Trân - 21303294 Nguyễn Văn Trí - 21304360 Nguyễn Đức Thiện - 21303852 TP Hồ Chí Minh, Ngày 3 tháng 6 năm 2016 LỜI CẢM ƠN Đề hoàn thành đồ án này, chúng em đã trải qua khoảng thời gian 14 tuần liên tục học tập và cố gắng. Đồ án đã hoàn thành được là nhờ sự hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Tấn Tiến. Chúng em chân thành cảm ơn thầy, thầy đã trực tiếp hướng dẫn, giảng dạy và đã rất nhiệt tình cùng chúng em trong suốt quá trình thực hiện đồ án. Lần đầu tiên làm đồ án nên không thể tránh khỏi những thiếu sót, chúng em rất mong nhận được sự đóng góp, những lời nhận xét bổ sung của quý thầy cô để đề tài ngày càng hoàn thiện và bản thân chúng em có thể rút ra những kinh nghiệm và kiến thức quý báu cho riêng mình. Tp.HCM, ngày 03 tháng 6 năm 2016 Nhóm trưởng Huỳnh Văn Ngọc Sơn MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 34 DANH SÁCH HÌNH VẼ STT Hình Tên hình Trang 1 1.1 Sơ đồ kết cấu cơ bản hệ thống băng tải nâng hạ di động 2 2 1.2 Sơ đồ nguyên lý của hệ thống băng tải 2 3 1.3 Sơ đồ dẫn động của hệ thống 3 4 2.1 Phương án thiết kế 1 5 5 2.2 Phương án thiết kế 2 6 6 3.1 Sơ đồ tính lực căng băng 9 7 3.2 Biểu đồ lực căng trên băng với góc α = 10° 13 8 3.3 Sơ đồ tính lực căng băng với góc α = 22° 15 9 3.4 Các kích thước cơ bản của con lăn 17 10 4.1 Kết cấu sơ bộ trục lắp trên tang dẫn động. 25 11 4.2 Biểu đồ lực tác dụng và biểu đồ mômen xoắn nội lực trục tang chủ động. 27 12 4.3 Kết cấu sơ bộ trục lắp trên tang bị động. 27 13 4.4 Biểu đồ lực tác dụng và biểu đồ mômen xoắn nội lực trục tang bị động. 29 DANH SÁCH BẢNG BIỂU STT Bảng Tên bảng Trang 1 3.1 Thông số tang trống 16 2 3.2 Thông số tiêu chuẩn con lăn 16 3 4.1 Các thông số cơ bản của động cơ 20 4 4.2 Các thông số của bộ truyền xích 24 5 4.3 Thông số của trục tang 29 CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ BĂNG TẢI DI ĐỘNG 1.1 Tổng quan về băng tải Băng tải đã được sử dụng từ thế kỷ thứ 19. Năm 1892, Thomas Robins đã bắt đầu một loạt các phát minh về băng tải, việc này dẫn đến sự phát triển của việc dùng một băng tải để vận chuyển than, quặng và sản phẩm khác. Năm 1905, Richard Sutcliffe đã phát minh ra băng tải đầu tiên để sử dụng trong các mỏ than, việc này dẫn đến cuộc cách mạng hoá ngành công nghiệp khai thác mỏ. Đến năm 1913, Henry Ford đã giới thiệu dây chuyền băng tải tại xưởng Michigan của công ty Ford.  Hiện tại ở Việt Nam, sản xuất băng tải là một ngành mới và đang phát triển. Vấn đề được đặt ra là việc vận chuyển các sản phẩm cũng như hàng hóa từ độ cao này đến độ cao khác như: việc vận chuyển hàng hóa trong các xưởng sản xuất, tại các bến cảng v.v Điều này làm cho việc phát triển một băng tải có khả năng di chuyển và nâng hạ trở nên cần thiết. Năm 2014, tỷ lệ mua các hệ thống băng tải từ các thị trường Bắc Mỹ, châu Âu và châu Á đã tăng trưởng hơn. Băng tải chủ yếu được mua vào là dòng con lăn ở trục băng tải, băng tải dây chuyền, băng tải tại nhà máy đóng gói và các nhà máy công nghiệp. Ở lĩnh vực thương mại và dân sự (tại các sân bay, trung tâm mua sắm v.v) cũng đang ngày càng sử dụng nhiều băng tải để đáp ứng và phục vụ công việc. Với tình hình như thế đã cho thấy phạm vi phát triển tích cực và ngày càng tăng trưởng cho ngành công nghiệp sản xuất băng tải. 1.2 Kết cấu cơ bản của băng tải Kết cấu của băng tải bao gồm các bộ phận cơ bản sau: dây băng, con lăn, tang trống chủ động, tang trống bị động, thiết bị căng băng, khung sườn, khung đặt động cơ, khung di động. Trong đó tang chủ động đảm nhiệm vai trò dẫn động cho quá trình tải của băng. Quá trình tải được truyền động nhờ hệ thống dẫn động gắn với động cơ. Các con lăn đảm bảo cho dây băng trong quá trình tải không bị chùng. Bên cạnh đó, việc nâng hạ của băng tải thực hiện nhờ vào một tang quấn cáp được dẫn động bởi một động cơ. Hình 1.1. Sơ đồ kết cấu cơ bản hệ thống băng tải nâng hạ di động Trong đó: Động cơ 7. Dây đai Bánh đai nhỏ 8. Con lăn đỡ nhánh có tải Khung sườn 9. Máng vào tải Bánh đai lớn 10. Tang bị động Tang chủ động 11. Vít căng băng Xích truyền động 12. Con lăn đỡ nhánh không tải Cụm bánh xe di chuyển 1.3 Nguyên lý hoạt động của băng tải Nguyên lý hoat động của băng tải khá đơn giản. Băng tải được dẫn động từ động cơ. Ở đầu ra của động cơ ta gắn một hộp giảm tốc để giảm tốc độ động cơ cho phù hợp với tốc độ yêu cầu của băng tải. Hình 1. 2. Sơ đồ nguyên lý của hệ thống băng tải Trong đó: 1. Động cơ 2. Hộp giảm tốc 3. Băng tải Từ nguyên lý hoạt động của hệ thống băng tải. Ta có sơ đồ dẫn động sau: Hình 1.3. Sơ đồ dẫn động của hệ thống Trong đó: 1. Động cơ 2. Nối trục đàn hồi 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 2 cấp dạng khai triển 4. Bộ truyền bánh xích 5. Nối trục cứng an toàn 6. Băng tải 1.4 Mục tiêu thiết kế Từ những tìm hiểu về băng tải, nguyên lý hoạt động cũng như kết cấu cơ bản của một băng tải. Ta đặt ra mục tiêu thiết kế cho đồ án như sau: Băng tải đi động Hàng hóa tải: bao đường (50kg) trong các nhà máy Có bánh xe gắn bên dưới để giúp cả hệ thống có thể di động 1 cách linh hoạt Việc nâng hạ được thực hiện bằng pully thông qua động cơ để đáp ứng các nhu cầu làm việc khác nhau Các yêu cầu chi tiết: Khả năng tải: tải bao đường 50 (kg) Chiều dài băng tải: 10 (m) Góc nghiêng băng tải: 100 - 220 Năng suất: 130 tấn/giờ Tốc độ dây băng: 1,6 (m/s) CHƯƠNG 2: LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 2.1 Yêu cầu kỹ thuật về băng tải Từ các mục tiêu thiết kế đã đặt ra trong chương 1, ta có được các yêu cầu sau: Khả năng tải: tải bao đường 50 (kg) Chiều dài băng tải: 10 (m) Góc nghiêng băng tải: 100 - 220 Năng suất: 130 tấn/giờ Tốc độ dây băng: 1,6 (m/s) 2.2 Phương án thiết kế Từ các yêu cầu trên, ta tìm được 2 phương án để thiết kế phù hợp. Phương án 1 Mô hình: Hình 2.1. Phương án thiết kế 1 Mô tả: + Động cơ dẫn động và động cơ nâng hạ được đặt trên khung động cơ + Khung đặt động cơ đặt gần tang chủ động. + Sử dụng vít căng băng + Sử dụng con lăn chịu tải thẳng Ưu điểm: + Tiết kiệm vật liệu để làm khung đặt động cơ + Dễ sửa chữa và thay đổi động cơ + Kết cấu đơn giản + Thay đổi được góc nghiêng băng + Khả năng di động đảm bảo Nhược điểm: + Mòn do ma sát với nhiều con lăn Phương án 2 Mô hình: Hình 2.2. Phương án thiết kế 2 Mô tả: + Động cơ dẫn động đặt gần tang bị động + Động cơ nâng hạ đặt gần tang chủ động + Sử dụng con lăn chịu tải bố trí chữ V Ưu điểm: + Thay đổi được góc nghiêng băng + Khả năng di động đảm bảo + Vật chuyển tốt do sử dụng con lăn bố trí chữ V Nhược điểm: + Mòn do ma sát với nhiều con lăn + Khó khăn trong việc sửa chữa do vị trí đặt 2 động cơ khác nhau + Sử dụng con lăn bố trí chữ V làm tăng số lượng con lăn làm tăng giá thành Chọn phương án Từ việc phân tích những ưu điểm và nhược điểm của 2 phương án trên ta nhận thấy phương án 1 có giá thành thấp hơn mà vẫn đảm bảo được các mục tiêu thiết kế đặt ra. CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ PHẬN CÔNG TÁC – BĂNG TẢI 3.1 Các thông số đầu vào Góc nghiêng của băng là: α=10-22° Tốc độ dây băng: v=1,6 m/s Năng suất băng tải: 130 T/h Vật liệu tải: bao đường 50kg với chiều rộng bao là 400 mm 3.2 Tính chọn dây băng Chiều rộng dây băng B=b+100=400+100=500 mm Từ tiêu chuẩn ta chọn chiều rộng băng là 500mm, ta tra bảng 3.4 [1] và chọn số lớp màng cốt là 4. Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng hàng q= Q3,6.v=1303,6.1,6=22,57 kg/m Tải trọng trên một mét chiều dài do khối lượng của các phần chuyển động của băng qbt= 2 qb + ql + qk=2.5,225+15,625+7,813=33,89 kg Trong đó: qb: Tải trọng trên 1 đơn vị chiều dài do khối lượng dây băng qb = 1,1B(1,25i + δ1 + δ2) =1,1.0,51,25.4+3+1.5=5,225 Với δ1: chiều dày lớp bọc cao su ở mặt làm việc. Chọn δ1=3 mm δ2: chiều dày lớp bọc cao su ở mặt không làm việc. Chọn δ2=3 mm. ql : Tải trọng trên 1 đơn vị chiều dài do khối lượng phần quay của các con lăn ở trên nhánh có tải. qk : Tải trọng trên 1 đơn vị chiều dài do khối lượng phần quay của các con lăn ở trên nhánh không có tải. Chiều dày của dây băng : δ=i.δmc+δ1 + δ2=4.1,25+3+1,5=9,5 mm Trong đó: δmc: là chiều dày 1 lớp màng cốt phụ thuộc vào loại vải chế tạo màng cốt. Ta chọn δmc=1,25 mm. Theo tiêu chuẩn với chiều rộng dây băng là 500mm và là loại băng tải di động nên đường kính con lăn đỡ băng là 90mm. Với loại tải là bao đường 50kg> 25kg ta chọn khoảng cách giữa 2 con lăn trên nhánh chịu tải là 400mm và khoảng cách giữa các con lăn đỡ ở nhánh không tải là 1450 mm. Với đường kính con lăn đỡ là 90mm ta tìm được khối lượng phần quay của các con lăn đỡ Gc=6,25kg từ đây ta tính được: ql=Gc0,4=6,250,4=15,625 kg qk=Gc0,8=6,251,45=4,31 kg Xác định lực căng băng Hình 3.1. Sơ đồ tính lực căng băng Ta tính toán với α = 10° Chia dây băng thành các đoạn 1 → 7 như hình vẽ, S1→S7 theo thứ tự là lực căng tại các điểm đó. Theo công thức: Si+1=Si±Wi Trong đó: Si : lực căng của dây băng tại điểm thứ i Si+1: lực căng của dây băng tại điểm thứ i + 1 Wi : lực cản tại đoạn giữa hai điểm kế tiếp nhau thứ i và thứ (i+1) Ta bắt đầu tính từ điểm thứ 1: Tại điểm thứ 1 có lực căng tại nhánh ra: S1=Sra Lực căng tại điểm 2: S2=S1+W1,2=S1+ωo.S1=S1(1+ωo) W1,2=ωo.S1 (CT – 2.23[1]) Với góc ôm giữa băng và tang là 90°, ta có ωo=0,05 S2=1,05S1 Lực căng tại điểm 3: S3=S2+W2,3 W2,3=qb+qkL(ωcosα-sinα) (CT – 2.13[1]) (CT – 2.14[1]) Trong đó W2,3 : lực căng trên đoạn không tải L : chiều dài dây băng ω  : hệ số cản chuyển động ω=0,035 đối với ổ lăn (bảng 4.4[2]) α : góc nghiêng của băng α=10° W2,3=5,225+4,31.9,85.(0,035.cos10°-sin10°) = -13,11 (N) Vậy S3=S2+W2,3=1,05S1-13,11 Lực căng tại điểm 4: S4=S3+W3,4 W3,4=ωo.S3 (CT – 2.23[1]) Ta có: ωo=0,05 khi góc ôm giữa băng và tang là 90°. S4=S3.1,05 = 1,05(S1.1,05-13,11)=1,052S1-13,77 Lực căng tại điểm 5: S5=S4+W4,5=S4.1,07=1,071,052S1-13,77 =1,18S1-14,74(N) Với W4,5=ωoS4 ωo=0,07 với góc ôm của dây băng và tang là 180° Lực căng tại điểm 6: S6=S5+W5,6 Trong đó: W5,6=Q(v2-vo2)3,6v (CT – 2.32[1]) v  : vận tốc của phần tử kéo (m/s) vo: vận tốc vật liệu trước khi đặt lên phần tử kéo (m/s) Q : năng suất (T/h) W5,6=Q.v23,6.v=Q.v3,6=130.1,63,6=57,78(N) S6=S5+57,78=1,18S1+43,04 (N) Lực căng tại điểm 7: S7=S6+W6,7 W6,7: lực căng trên nhánh chịu tải W6,7=qb+ql+qωLn+H =5,225+15,625+22,570,035.9,85+1,74 =90,52(N) Suy ra S7=1,18S1+43,04+90,52=1,18S1+128,56 (N) (1) Mặt khác ta có quan hệ giữa lực căng tại điểm đầu và điểm cuối trên dây băng: S7=S1efα=S1e0,3.3,5=2,86S1 (N) (2) Trong đó: f: hệ số bám giữ dây băng cao su và tang thép, f = 0,3 (bảng 2.3[1]) α: góc ôm của dây băng trên tang, α = 200° = 3,5 rad Từ (1) và (2) suy ra 2,86S1=1,18S1+128,56 Từ đó ta thay vào các phương trình trên và tính được các kết quả như sau: S1 = 76,33 N S2 = 80,15 N S3 = 62,28 N S4 = 65,39 N S5 = 70 N S6 = 127,78 N S7 = 218,3 N S1 S2 S3 S4 S5 S6 S7 76,33 80,15 62,28 65,39 70 127,78 218,3 Kiểm tra độ võng của dây băng: Độ võng cho phép của dây băng trên nhánh có tải: ymax=q+qb.lcl28.Smin≤y=0,03lcl (CT – 2.61 [2]) Với: lcl là khoảng cách con lăn nhánh chịu tải. ymax=q+qb.lcl28.Smin=22,57+5,225.0,428.62,28=0,009 →ymax<y=0,012 Độ võng cho phép của dây băng trên nhánh không tải: ymax=qb.lck28.Smin≤y=0,03lcl Với: lck là khoảng cách con lăn nhánh không tải. ymax=qb.lcl28.Smin=5,225.1,4528.62,28=0,022 →ymax<y=0,024 Vậy dây băng thỏa mãn yêu cầu về độ võng cho phép. Biểu đồ lực căng băng theo chu vi: Hình 3.2. Biểu đồ lực căng trên băng với góc α = 10° Tương tự ta tính toán với α = 22°, ta được S1 = 112,04 N S2 = 117,64 N S3 = 76,29 N S4 = 80,11 N S5 = 85,72 N S6 = 143,53 N S7 = 320,43 N S1 S2 S3 S4 S5 S6 S7 112,04 117,64 76,29 80,11 85,72 143,53 320,43 Kiểm tra độ võng của dây băng: Độ võng cho phép của dây băng nhánh có tải: ymax=q+qb.lcl28.Smin≤y=0,03lcl Với: lcl là khoảng cách con lăn nhánh chịu tải. ymax=q+qb.lcl28.Smin=22,57+5,225.0,428.76,29=0,007 →ymax<y=0,012 Độ võng cho phép của dây băng nhánh không tải: ymax=qb.lck28.Smin≤y=0,03lcl Với: lck là khoảng cách con lăn nhánh không tải. ymax=qb.lcl28.Smin=5,225.1,4528.76,29=0,018 →ymax<y=0,024 Vậy dây băng thỏa mãn yêu cầu về độ võng cho phép. Biều đồ lực căng dây băng theo chu vi: Hình 3.3. Sơ đồ tính lực căng băng với góc α = 22° 3.3 Tính toán tang trống Đối với tang trống dùng cho băng vải – cao su ta có: Đường kính tang: Dtr≥ktr.i (CT – 3.8[1]) Trong đó: i  : là số lớp màng cốt của dây băng i=8÷ 12 ktr: hệ số tỉ lệ, phụ thuộc i, thông thường k=80÷125 Dtr=85.4=340 (mm) Đường kính tang cuối: Dt=80.4=320 (mm) Chiều dài của tang theo công thức: Bo=B+100=500+150=650 (mm) (CT – 3.9[1]) Thông số của tang trống Đường kính tang dẫn động (mm) Đường kính tang bị động (mm) Chiều dài tang (mm) 340 320 650 Bảng 3.1. Thông số tang trống 3.4 Tính con lăn đỡ Đường kính con lăn Dcl (mm) với băng vải – cao su và băng dẫn di động, thường lấy từ 60 – 90 mm. Ta chọn Dcl=89(mm). Chiều dày vỏ con lăn s (mm), tùy thuộc vào khả năng chịu lực và công dụng của con lăn, con lăn đỡ băng vải – cao su có s từ 3 – 6 mm nên ta chọn s = 3,2mm. Chiều dài con lăn: L (mm) phụ thuộc vào chiều rộng của dây băng. Đới với băng vải cao su: L=B+100=500+150=650 mm Bảng 3.2. Thông số tiêu chuẩn con lăn Các thông số tiêu chuẩn con lăn Ký hiệu D (mm) d1 (mm) L1 (mm) L2(mm) L3(mm) S (mm) TA-89-204-560-A2-14 89 20 650 670 690 3,2 Hình 3.4. Các kích thước cơ bản của con lăn 3.5 Tính thiết bị căng băng Lực kéo ở trạm kéo căng được xác định theo công thức sau: Skeo=kSvao+Sra+T=kS7+S1+T =1,1320,43+76,29+15=450,9 N CT 3.14 [2] Trong đó sơ bộ lấy tổn thất do chuyển động của con trượt trong vít kéo căng là 15N. Lực kéo trong một vít được xác định theo công thức (3.15 [2]) P=Skéo2β=450,92.1,8=405,81 N Chọn sơ đồ trạm kéo căng kiểu vít chịu kéo. Với tải trọng lên vít là P, ta có thể lấy ren vít theo hệ mét là M20 có đường kính trong là d1=16,753 mm. Ứng suất kéo tại mặt cắt vít: σk=Pπd124=405,81.43,14.1,65732=188,21 N Ứng suất đã tính nhỏ hơn nhiều so với ứng suất cho phép: [σk]<σch3=1203=40 MPa Với ta chọn σch=120 MPa bảng 7.1 [3] Số vòng ren vít trong đai ốc theo công thức ( 3.20[2]) z=Pπ4d2-d12.p=405,813,14422-1,67532.p=10 Chiều cao cần thiết của đai ốc: H=s.z=10.2,5=25 Trong đó s là bước ren (mm). Đai ốc theo tiêu chuẩn với ren M2 có chiều cao là H=16mm. Vì vậy, cần phải lấy loại đai ốc chuyên dùng có chiều cao 20 mm hoặc cần chọn loại vít có ren là M24. Khi đó: z=405,813,1442,42-2,012.40=7,5 H=7,5.3=22,5 mm Đai ốc thiêu chuẩn với ren M22 có chiều cao 20mm. Nếu vít chịu nén, ta kiểm tra uốn dọc của vít theo công thứ (3.19) [2]: d1≥0,06624Pl2=0,06624405,81.402≈1,9 cm Ta lấy loại vít M22 có d1=19,294 mm. Ren của bulông kẹp bộ phần tự phanh sẽ không được kiểm tra. 3.6 Kiểm tra các chi tiết đã chọn Kiểm tra dây băng Với các góc α từ 10° đến 22° thì lực căng dây băng lớn nhất là trong trường hợp α=22° Lực căng dây băng lớn nhất Smax=S7=320,43 N Số lớp màng cốt cần thiết để chịu lực lớn nhất S4 là: i=Smax.nokc.B=320,43.955.50=1,05 (CT – 3.1[1]) Trong đó: no: hệ số dự trữ độ bền chọn theo bảng no=9 kc: giới hạn bền của lớp màng cốt: kc=55Ncm (Bảng 4.7 [1]) B: chiều rộng dây băng tính bằng cm, B=50cm Số màng cốt đã chọn i=4 >1,05 → Vậy băng đã chọn thỏa mãn và đảm bảo đủ bền. Lực kéo cần thiết ở tang dẫn động W=Sv-Sr=S7-S1=320,43-112,04=208,39 N Kiểm tra đường kính tang dẫn động Đường kính tang truyền động được kiểm tra theo áp lực dây băng lên tang Dt≥360.WB.Pt.π.β.μ (CT – 3.14[1]) Trong đó: W : Lực kéo pt : áp lực cho phép của dây băng Pt=10000Nm2 β : Góc ôm của băng lên tang β=180° μ : Hệ số ma sát giữa băng và tang μ=0,3 (Bảng 2.3[1]) → Dt≥360.208,390,5.10000.3,14.180.0,3=0,09 (m) Đường kính cần thiết nhỏ nhất là: 0,09 (m) Đường kính tang đã chọn D= 0,34> 0,09 (m) → Đường kính tang đã chọn thỏa mãn yêu cầu làm việc. CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐỘNG 4.1 Tính toán công suất của động cơ dẫn động 1. Lực cản ở tang dẫn động không tính đến lực cản trong ổ trục, xác định theo công thức (2.44[2]) Wdđ=0,03Svào+Sra=0,03320,43+112,04=12,97 N 2. Lực kéo tính theo công thức (2.53[2]) WT=S7-S1+ Wdđ=320,43-112,04 +12,97=221,36 N 3. Số vòng quay của tang trong một phút n=60vkπD=60.1,60,98.3,14.0,5=62,36 vg/ph (CT-3.10[2]) Trong đó: v: tốc độ trung bình của bộ phận kéo (m/s) D: đường kính của tang (m) K: Hệ số trượt, K = 0,98-0,99 4. Công suất cần thiết của động cơ (CT-2.54[2]) N=WT.v102ɳgtɳxɳkh=221,36.1,6102.0,93.0,95.0,95=4,1(kW) Trong đó: ɳgt: Hiệu suất của hộp giảm tốc bánh răng làm việc kín ta thiết kế với 3 cặp ổ lăn và 2 cặp bánh trụ răng nghiêng: ɳgt=ɳbr2.ɳol3=0,972.0,9953=0,93 ɳx : Hiệu suất bộ truyền xích từ hộp giảm tốc đến trục tang nx=0,86-0,95 ɳkh: Hiệu suất của các khớp nối, ɳkh=0,95 Theo các tìm hiểu trên thị trường ta chọn động cơ điện tích hợp hộp giảm tốc: DOLIN – chân đế với công suất là 5,5Hp, tốc độ là 1440 (vg/ph) và tỉ số truyền 12. Bảng 4.1. Các thông số cơ bản của động cơ Kiểu động cơ Công suất định mức (HP) Tốc độ quay của trục (v/p) Hiệu suất (%) Khối lượng (kg) DOLIN 5,5 1440 0,85 104 5. Theo bảng tỉ số truyền thường dùng cho các bộ truyền ở bảng 2.4[3] ta chọn: u = 2: tỉ số truyền của bộ truyền xích ugt = 12: tỉ số truyền của hộp giảm tốc động cơ Do đó: Tỉ số truyền chung của hệ thống là u=uxugt=2.12=24 6. Ta tính lại vận tốc của tang trống theo công thức (CT3-10[2]) v=nkπD60mà n=ndci=144024=60 (vg/ph) Do đó: v=60.0,98.π0,560=1,54 (m/s) ∆v=1,6-1,541,6=3,75% 4.2 Thiết kế bộ truyền xích Trong phần này và các phần sau ta tính toán, áp dụng các công thức và bảng tra trong sách ‘Hướng dẫn thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí – Trinh Chất, Lê Văn Uyển’. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn Xác định các thông số của xích và bộ truyền Theo bảng 5.4, với u=2, chọn số răng đĩa nhỏ z1=28 , do đó số răng xích đĩa lớn z2=uz1=2. 27=56<zmax=120 Theo công thức (5.3), công suất tính toán Pt=P.k.kz.kn Trong đó z1=27, kz=25z1 =2528=0,93 n01=200vg/ph kn=200120=1,67 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6[3]: k=ko.ka.kđc.kđ.kc.kbt=1.1.1.1,2.1.0,8=0,96 Với: ko=1 (đường tâm với các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc <40°) ka=1 ( chọn a=38,5p) kđc=1 (điểu chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ=1,2 (tải trọng va đập) kc=1 (bộ truyền làm việc 1 ca) kbt=0,8 (môi trường làm việc không bụi, chất lượng bôi trơn I – bảng 5.7[3]) Như vậy Pt=3,61.0,96.0,93.1,67=4,8kW Theo bảng 5.5 với n01=200vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=19,05mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt<P=4,8kW đồng thời theo bảng 5.8, p<pmax Khoảng cách trục a=38,5p=38,5.19,05 = 733mm Theo công thức (5.12) số mắt xích x=2ap+0,5z1+z2+(z2-z1)2p4π2a =2.38,5+0,528+56+(56-28)2.19,54π2.733=119,53 Lấy số mắt xích chẵn x=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a=0,25.19,05[120-0,528+56 +120-0,528+562-256-28π2] =738mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng ∆a=0,003.a≈2, do đó a=736 Số lần va đập của xích: Theo (5.14[3]) i=z1.n115x=28.12015.120=1,87<i=25 Bảng 5.9[3] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo(5.15): s=Qkđ.Ft+Fo+Fv Theo bảng 5.2, tải trọng phá hủy Q=88500N, khối lượng một mét xích q=3,8kg kđ=1,7 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa); v=t.z1.n160000=28.19,05.12060000=1,07m/s Ft=1000Pv=1000.3,611,07=3373N Fv=qv2=1,9.1,072=2,2N Fo=9,81kfqa=9,81.4.1,9.0,736=55N Trong đó kf=4 ( bộ truyền nghiêng 1 góc < 400) Do đó s=885001,07.3373+55+2,2=24,13 Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s] bộ truyền xích đảm bảo độ bền Đường kính đĩa xích: theo công thức (5.17[3]) và bảng 13.4: d1=psinπz1=19,05sinπ28=170,14mm d2=psinπz1=19,05sinπ54=339,75mm da1=p[0,5+cotπz1]=178,6mm da2=348,74mm df1=d1-2r=170,14-2.6,03 = 158,08mm df2=327,69mm Với r=0,5025dl+0,05=0,5025.11,91+0,05=6,03mm và dl =11,91 (xem bảng 5.2[3]) Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của dĩa xích theo công thức (5.18) σH1=0,47.0,36.3373.1+1,08.2,1.105180=559,5MPa Trong đó với z1=28, kr=0,36, E=2,1.105MPa, A=180mm2(bảng 5.12) , kd=1(xích 1 dãy), lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19) Fvđ=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.120.19,053.1=1,08N Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB120 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép δH=600MPa , đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự, δH<δH(với cùng vật liệu và nhiệt luyện Bảng 4.2. Các thông số của bộ truyền xích Các thông số của bộ truyền xích Loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn Số răng đĩa xích z1=28, z2=56 Khoảng cách trục a = 736 mm Kiểm nghiệm bền s=24,13> [s]=8,5 thỏa độ bền Đường kính đĩa xích d1=170,14mm d2=339,75mm da1=178,6mm da2=348,74mm df1 = 158,08mm df2=327,69mm Xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr=kx.Ft=1,15.3373=3878,95 N 4.3 Tính toán thiết kế các trục tang i. Trục tang chủ động Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [τ]=20MPa. Tính sơ bộ trục: Đường kính trục tính theo công thức: d≥3Mz0,2.[τ] Trong đó: Mz – mômen xoắn tác dụng lên trục: Mz=9,55.106.Pn=9,55.106.3,6260=576183 Nmm P – công suất cần thiết: P = 3,62 kW n = 60 vg/ phút → d≥3Mz0,2.τ=52,42 mm Sơ bộ chọn đường kính trục là d = 60 mm. Tính gần đúng trục Hình 4.1. Kết cấu sơ bộ trục lắp trên tang dẫn động. Khoảng cách giữa hai đầu trục là: L = Bt + 2a + 2t + b = 650 + 2×25 + 2×50 + 90 = 890 mm Trong đó: a – khe hở giữa tang và ổ lăn, a = 25 mm; Bt – chiều dài tang trống: Bt = 650 mm; t – chiều dài trục lắp ổ, t = 50 mm; b – chiều dài trục lắp moay ơ bánh xích, b = 90 mm. Lực vòng tác dụng lên trục được tính theo công thức: Ft=1000.Pv=1000.3,621,6=2262,5 N Lực căng băng tác dụng lên trục Pc: Pc = 208,39 N Lực tổng cộng của lực căng băng và lực vòng coi như đặt ở giữa trục ta có: F = Pc+Ft = 2470,89 N Lực bộ truyền xích tác dụng lên trục tang Fr = 3878,95 N; Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm. MtdB=MBy2+0,75TB2=4034112+0.75.5761832 =641662 Nmm Trong đó: MtđB – momen tương đương tại B. d=3Mtđ0,1σ=36416620,1.55=49 mm Vậy đường kính trục ta chọn sơ bộ thỏa. Hình 4.2. Biểu đồ lực tác dụng và biểu đồ mômen xoắn nội lực trục tang chủ động. ii. Tính trục bị động Do trục bị động chỉ chịu tác dụng của lực căng băng và trọng lượng của phần tang nên chọn kết cấu trục bị động như trục chủ động về kích thước và có kết cấu như hình dưới: Hình 4.3. Kết cấu sơ bộ trục lắp trên tang bị động. Đường kính sơ bộ chọn : d = 55 mm Khoảng cách giữa hai đầu trục là: L = Bt + 2a + 2t = 650 + 2×25 + 2×50 = 800 mm Trong đó: a – khe hở giữa tang và ổ lăn, a = 25 mm; Bt – chiều dài tang trống: Bt = 650 mm; t – chiều dài trục lắp ổ, t = 50 mm; Lực vòng tác dụng lên trục được tính theo công thức: Ft=1000.Pv=1000.3,621,6=2262,5 N Lực căng băng tác dụng lên trục Pc: Pc = 208,39 N Lực tổng cộng của lực căng băng và lực vòng coi như đặt ở giữa trục ta có: F = Pc+Ft = 2470,89 N Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm. MtdB=MBy2+0,75TB2=4941782+0.75.5761832 =702283 Nmm Trong đó: MtđB – momen tương đương tại B. d=3Mtđ0,1σ=37022830,1.55=50 mm Vậy đường kính trục ta chọn sơ bộ thỏa. Hình 13. Biểu đồ lực tác dụng và biểu đồ mômen xoắn nội lực trục tang bị động. Hình 4.4. Biểu đồ lực tác dụng và biểu đồ mômen xoắn nội lực trục tang bị động. Bảng 4.3. Thông số của trục tang Các thông số của trục tang chủ động và tang bị động Các thông số Tang chủ động Tang bị động Vật liệu chế tạo trục Thép C35 Thép C35 Đường kính trục d = 60 mm d = 55 mm Khoảng cách giữa hai đầu trục L = 879 mm L = 800 mm Khe hở giữa tang và ổ lăn a = 25 mm a = 25 mm Chiều dài tang trống Bt = 650 mm Bt = 650 mm Chiều dài trục lắp ổ t = 50 mm t = 50 mm Chiều dài trục lắp moay ơ bánh xích b = 79 mm _ 4.4 Chọn then cho trục tang chủ động - Then tại vị trí bánh xích Với đường kính d = 45 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 14 mm; chiều cao h = 9 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 3,3 mm.Vật liệu then ta chọn là thép C45. Kiểm nghiệm then Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm với mối ghép về độ bền dập (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). σd=2T[dlth-t1]≤[σd] τc=2T[dltb]≤[τc] Kết quả tính toán như sau, với lt =0,8÷0,9lm. Chọn lt =0,8lm d lt b x h t1 T(Nmm) σd (MPa) τc (MPa) 45 56 14 x 9 5.5 574592 130,3 32,6 Theo bảng 9.5, với tải trọng tĩnh σd=150 MPa, τc=60-90 MPa. Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 4.5 Kiểm nghiệm độ bền trục Với thép 45 và chu kỳ ứng suất đối xứng ta có: σb=600MPa σ-1=0,45σb=0,45.600=270MPa τ-1=0,25σb=0,25.600=150MPa ψσ=0,05,ψτ=0 4.6 Kiểm nghiệm độ bền trục tang chủ động Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm tại B nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này: Tính các giá trị W và Wo : Tính W: W=πd332-btd-t22d=π.50332-10.5.50-522.50=11239.1 mm3 Tính Wo Wo=πd316-btd-t22d=π.50316-10.5.50-522.50=23531 mm3 Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công thức s=sσsτsσ2+sτ2≤ [s] Trong đó: [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5. sσ xác định theo công thức: sσ=σ-1Kσσaεσβ+ψσσm Tra bảng 10.3[4], ta suy ra: εσ=0,88 , Tra bảng 10.8[4], ta suy ra Kσ=1,75 Tra bảng 10.4[4], Thấm carbon, ta suy ra: β=1,8 So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: σa=MW=MX2+MY2W=403411211239,1=35,89 MPa σm=0 Thay vào công thức, tính được: sσ=2701,75.35,80,88.1,8+0=6,8 sτ xác định theo công thức: sτ=τ-1Kττaετβ+ψττm Tra bảng 10.3[4], ta suy ra: ετ=0,81 Tra bảng 10.8[4], ta suy ra Kτ=1,5 Tra bảng 10.4[4], Thấm carbon, ta suy ra: β=1,8 So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: τa=TW0=576183 23531=24,5 MPa τm=0 Thay vào công thức, tính được: sτ=1501,5.24,50,81.1,8+0=5,95 àThay vào công thức, tính được: s=sσsτsσ2+sτ2=6,8.5,956,82+5,952=4,5> s=[1,52,5] Vậy hệ số an toàn là s = 4,5. Tính toán tương tự ta có trục tang bị động. Thông số Đường kính trục W (mm3) Wo (mm3) Trục tang bị động 55 15197 31531 Đường kính d εσ ετ σa τa sσ sτ s Trục II 55 0,84 0,78 30,65 12,9 7,61 10,88 6,23 4.7 Chọn ổ lăn Thiết kế ổ trên trục tang chủ động: Lực hướng tâm tác động lên ổ B: FrA=RA=RBx2+RBy2=5634,932+02=5634,93 (N) Lực hướng tâm tác động lên ổ D: FrB=RB=RDx2+RDy2=714,92+02=714,9(N) Ta có: FrB>FrD nên. Vậy lựa chọn ổ bi đỡ một dãy theo ổ B: Tải trọng tương đương trên ổ B QB=X.V.FrB+Y.Fa1.Kσ.Kt Hai lực dọc trục Fa1, Fa2 có chiều ng ược nhau bị triệt tiêu nên X = 1, Y = 0. Hệ số Kσ.Kt. Do vòng trong quay nên V = 1. Chọn Kσ=1 và Kt = 1( thiết bị vận hành không liên tục, nhiệt độ làm việc <100oC QB=1.1.5634,93.1.1=5634,93 N=5,63 (kN) Tuổi thọ ổ: L=60.n.Lh106=60.60.12000106=43,2 ( triệu vòng) Hệ số khả năng tải động: Ctt=QD.mL=5,63 .343,2 =19,75 (kN) Chọn ổ có C > Ctt Tra bảng 6.11 sách “ Vẽ kỹ thuật cơ khí – Lê Khánh Điền “ trang 182. Ta chọn ổ lăn tự lựa loại bích mặt đầu kí hiệu ổ UCF 210D1 với d =50 mm. Đường kính ổ Ký hiệu ổ QB Ctt d = 50 mm UCF 210D1 5,63 (kN) 19,75 (kN) Tính toán tương tự ta có: Thiết kế ổ trên trục tang bị động: Ta chọn ổ lăn tự lựa loại bích mặt đầu kí hiệu ổ UCF 218D1 với d = 40 mm. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] ‘Máy vận chuyển liên tục – Phạm Đức’ [2] ‘Kỹ thuật nâng chuyển – Nguyễn Hồng Ngân, Nguyễn Danh Sơn’ [3] ‘Hướng dẫn thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí – Trinh Chất, Lê Văn Uyển’ [4] ISO 113-1999_Rolling bearings-Plummer block housing-Boundary dimensions. [5] ‘ Sức bền vật liệu – Đỗ Kiến Quốc’