Thiết kế băng gầu nghiêng Q=100T

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Thiết kế băng gầu nghiêng Q=100T

GIỚI THIỆU BĂNG GẦU NGHIÊNG

Băng gầu nghiêng là 1 loại máy vận chuyển liên tục chúng gồm bộ phận kéo vô tận (ở dạng dây băng hay 1 hay 2 dây xích kéo) được lắp với gầu ,thiết

bị căng băng,thiết bị truyền động, nắp vào tải dỡ tải và vỏ băng.Truyền động được thực hiện từ động cơ qua hộp giảm tốc rồi truyền qua trục dẫn tới đĩa xích (tang) qua xích (băng) làm xích (băng) chuyển động từ đó kéo theo gầu chuyển động vận chuyển hàng hoá Phanh hoặc hãm dùng để khắc phục sự tự chuyển động tuỳ tiện của bộ phận công tác hoặc theo chuyển động theo hướng ngược lại

Phương vận chuyển của băng gầu theo phương đứng hoặc phương nghiêng với góc nghiên nhỏ so với trục thẳng đứng

Vật liệu vận chuyển như la:ø cát, dá sỏi, xi măng, than…

Băng gầu được sử dụng phổ biến trong các xí nghiệp hoá chất, các xí nghiệp xi măng, than, các tram nghiền thức ăn gia súc

TÍNH TOÁN BĂNG GẦU NGHIÊNG

Tính toán thiết kế băng gầu vận chuyển than cốc có các thông số cơ bản: Năng suất của băng gầu: Q=100 T/h

Chiều cao nâng hàng:h=30m

Góc nghiêng β=750

1.Tính toán chọn loại băng gầu và gầu

Do hàng vận chuyển là than cốc có đặc tính là giòn và không được vỡ vụn nên theo bảng 8.5và 8.2 ta chọn được băng gầu dây xích tốc độ chậm, dỡ tải tự chảy có hướng, lắp gầu đáy tròn (Gầu loại C), lắp vào bộ phận kéo bằng thành bên

Hệ số trung bình điền đầy gầu ψ=0,6 tốc độ dây xích quy định 0,4-0,63 m/s chọn tốc độ v=0,5m/s

Theo bảng 4.1 (T.T.M.N.C – Phạm Đức) ta có:

Đối với vật liệu là than cốc cục vừa có:

o Khối lượng riêng: γ =0.48 ÷ 0.53 (T/m3)

o Góc dốc tự nhiên:

+ Trạng thái tự nhiên: 35 ÷ 50ْ

+ Trạng thái chuyển động: 30ْ

o Hệ số ma sát ở trạng thái tĩnh: Với thép 0.84

o Nhóm mài mòn: D (Nhóm mài mòn nhiều)

Dung tích cần thiết của gầu trên 1 đơn vị chiều dài:

5 0

* 6 0

* 5 0

* 6 3

100

*

*

* 6 ,

γ ψ

v

Q

(l/m) Trong đó:

o Q: Năng suất tính toán của băng gầu ( T/h)

o v: Tốc độ gầu (m/s)

o ψ : Hệ số đầy gầu

o γ : Khối lượng riêng của hàng

Theo bảng 8.7 (TTMNC)lấy ig=187 dung tích cần thiết của gầu i0 =118 (l), bước gầu tg = 630 mm

Theo bảng 8.1 ta có các thông số của gầu:

B = 800 mm ; l = 435 mmm ; h = 615 mm ; r = 160 mm

2 Tính toán chọn xích kéo :

Tải trọng trên 1 đơn vị chiều dài của khối lượng hàng:

q= i g ×ψ ×γ =185×0.6×0.5=55.5KG/m

Tải trọng trên một đơn vị chiều dài của khối lượng phần chuyển động của xích Công thức (8.7)

qb= Q.k =100 *0.8 = 80 KG/m Vớùi k=0.8 hệ số lấy theo bảng (8.9_TTMNC_Phạm Đức) ứng với loại dây xích là 2 xích ПГ:ПМ

Lực cản múc hàng (CT 8.13):

Wm=q*km=55.5*1.7 = 94.35KG

Với km=1.7: Hệ số múc Theo bảng (8.10) ứng với hàng cục vừa và lớn với v = 0.5m

Công suất cần thiết trên trục truyền động để băng làm việc (8.15):

N= 0,003*Q*H(1+q b*Q v*c

+

H

k m

)

= 0,003*100*30(1+

100

1 , 1 5 , 0

* 80

+ 30

7 1 ) = 10.66 KW

c =1,1: là hệ số tính đến chi phí năng lượng để khắc phục lực cản do trọng tâm gầu và hàng đặt công son so với bộ phận kéo (lấy theo bảng (8.11)) Lực vòng trên vòng tròn cơ sở của đĩa xích:

p=

V

N

*

102

= 102*0,105.66= 2174.64 KG

Ta chọn sơ bộ sức kéo của băng gầøu 2 xích kéo được tính theo lực đứt

Pd1= 0,6*Sd

⇒Sd= 0P,61

=21740,6.6= 3624.64 KG Đường kính cơ sở của đĩa xiùch đối với đĩa xích truyền động thấp tốc, dỡ tải tự chảy (8.12):

Dt≥ 0,6*v2=0,6*0,52=0,15(m)

Ta có bước gầøu =630 mm nên theo bảng (8.6) ta được bước xích là 320mm Số răng đĩa xích truyền động là 6

Số răng đĩa xích cân bằng là 6

Lấy gần đúng khối lượng của gàu Gg=45,5kg

Theo công thức (8.6) ta tìm được tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng gầu: qg=

g

g

t

G

* k = 1,14

63 , 0

5 , 45

=82.3 KG/m

tg=0,63 bước gầøu

k= 1,14 hệ số tính đến khối lượng các chi tiết để lắp gầu

Theo bảng III.12 dùng xích bk∏ loại 1 ta tìm được các thông số của xích theo bước xích:

Bước xích t= 320 mm

Khoảng cách giữa 2 tấm trong cùng B= 52mm

Chiều rộng tầm l = 60 mm

Tải trọng phá huỷ không nhỏ hơn 30.000 KG

Khối lượng xích trên 1 mét chiều dài không lớn hơn 28.8 kg (qx=28.8kg) Khối lượng trên 1 đơn vị chiều dài của phần hành trình băng:

qbg = qx+qg = 82.3 + 28.8 = 111 KG/m

3.Tính chính xác lực kéo của dây xích:

Theo phương pháp quay vòng theo chu vi băng bắt đầu từ điểm 1 Lực căng tại điểm 1 là lực căng nhỏ nhất S1=Smin

Theo biểu thức (5.31)

Lấy Smin=S1≥ 5q>50 KG

 S1≥ 5* 55.5 = 277.5 KG

q: Trọng lượng hàng trên một đơn vị chiều dài

Lực căng ở điểm 2(công thức 8.23)

S2=kq*S1+Wn=1,05*S1+94.35

kq=1,05: Hệ số tăng lực căng của bộ phận kéo do lực cản tại chi tiết quay (theo công thức 5.23)

Wn = 94.35(lực cản múc hàng)

=>S2=1,05*S1 + 94.35=1,05* 277.5 + 94.35= 385.725 KG

lực căng tại điểm 3(công thức 8.24)

S3=S2+(q+qc)*H

S3= 385.75 + 4995 = 5380.725 KG

Lực căng ở điểm 4

S4=S1+qc*H

S4= 277.5 + 111*30 = 3607.5 KG

Tải trọng động của băng gàu

Sđ= v z t H q g q

g

b

*

*

) (

*

*

60

2

=

8 9

* 1 , 0

* 6

) 111 5 55 ( 30

* 05

* 60

2

= 663.66 KG Lực căng tính toàn của bộ phận kéo

Stt=Smax+Sđ=5380.725 + 663.66 = 6044.38 KG

Bộ phận kéo dùng 2 xích thì lực căng tính toàn 1 xích lấy:

Stt1=0,6*Stt=0,6*6044.38 = 3626.6 KG

Tair trọng phá huỷ xích không được nhỏ hơn (CT 7.15)

Spháhuỷ=KStt1

Spháhuỷ≥ 8*3626.6 = 29013.048 KG

K: hệ số dự trữ độ bền xích lấy K = 8

SPH=30.000 > 29013.048 KG

Xác địnhlực kéotrên đĩa xích có tính đến lực cản của đĩa xích (công thức 8.28)

W0= kq*Sn-1-Sw = 1,05*5380.725 – 3607.5 = 2042.26KG

4.Tính toán chọn động cơ:

a Công suất trên trục truyền động của băng gàu (công thức 7.9)

N0=

102

*

0 v W

= 1042102.26*0,5= 10.01 (KW)

b Công xuất cần thiết để truyền động băng gàu (công thức 6.15)

N=k * Nη 0

= 1,2*0510,96.01= 12.5 (KW) Với k = 1.2 hệ số dự trữ

c Theo ГОСТ_184_71 chọn động cơ điện д32 có các thông số cơ bản :

Công suất : N = 14.5 KW

Số vòng quay: n= 600 v/p

Hiệu suất :η= 89%

d Xác định công suất quay của trục truyền động băng gầu (công thức 7.16)

nt=

x

t z

v

*

* 60 = 660**0,032,5=15.625 (vòng/phút)

Thông số cơ bản của động cơ điện:

L = 707.5 mm

H = 451 mm

5.Tính toán chọn hợp giảm tốc :

a tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền

i =

t

đc

n

n

= 15600.625= 38.4 Công suất trên trục quay nhanh của hộp giảm tốc:

Nt = kt* Ndc = 1* 14.5 KW

Với hộp giảm tốc của máy vận chuyển liên tục chọn kt = 1

- Từ bảng III 22.2 chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đặt ngang: ∏2-350 có:

Tỷ số truyền: i = 41,34

Công suất cho phép trên trục quay nhanh N= 16.3 KW

Số vòng quay cho phép : n= 1000v/p

- Từ tỷ số truyền tìm được ta tính chính xác tốc độ dây xích (công thức 6.17)

vt =

t

đc x

i

n t z

* 60

*

*

= 6*600,*3241*,34600=0,464 m/s Tính chính xác của băng gầøu (công thức 8.29):

Q= 3,6*i0* vt*ψ* γ *

g

t

1

=3,6*118*00,,46463 *0,6*0,5= 93.86 (T/h)

Với :i0= 118 (l): dung tích cần thiết của gầu

vt = 0,464 : vận tốc thực của xích

ψ = 0,6 : hệ số điện đầy

γ = 0,5 :khối lượng riêng của hàng

tg = 0,63m :bước gầu

Vậy sai lệch trong giới hạn cho phép ≤ 10% : thoã mãn

Thông số cơ bản của hộp giảm tốc kiểu Π2-350:

6 Tính chọn xích – Đĩa xích:

- Như trên ta đã chọn loại xích kiểu BkΠ loại 1 có:

- Bước xích : 320 mm

- Chiều rộng tấm B=60mm

- Khối lượng 1 m xích 28.8 kg

- Tải trọng phá huỷ :30.000 kg

- Khoảng cách giữa các tấm 52mm

Xác định lực căng dây xích trong thời gian khởi động công thức 6.23 :

k

N k * * M

*

+ sr = 0,464

3 , 1 96 , 0

* 5 14

* 102

+ 385.72 = 4460.31 KG

Với kM = 1.3 :Hệ số tỉ số giữa momen khởi động và mômen định mức của động

cơ điện theo cataloge

Bộ phận kéo dùng 2 xích nên lực căng tính toán của 1 xích là:

Skd1= 0,6*4460.31 = 2676.18 KG

Tải trọng cho phép khi hệ số an toàn

k=8 (công thức 7.21)

[S]=

k

S dm

= 8

30000

=3750(kg)

- Kiểm tra độ bền xích trong thời gian khởi động (công thức 7.20)

Skd ≤ 1,5[S] = 1.5*3750 = 5626 KG

Vậy xích chọn thoã mãn

Tính chọn đĩa xích :

- Theo bảng 8.6 ta chọn số răng đĩa xích truyền động 6, số răng đĩa căng xích 6

- Đường kính vòng chia của đĩa xích truyền động và căng băng

Ddx=

z

t x

0

180

6

180 sin

320

0 =640 mm Theo tiêu chuẩn chọn đường kính đĩa xích là : 630 mm

Modun răng đĩa xích: m = 105

6

630 =

=

Z

D dx

Lấy m = 100

Chiều cao răng: h = 2.25*m = 2.25*100= 225 mm

Chiều rộng đĩa xích: b = 50 mm

7 Tính toán chọn phanh:

Mô men phanh trên trục truyền động của băng gầu(5.36)

MT=η(q*H-CΓ(Wo-qH))Do/2

=0.96(55.5*30-0.52118-55.5*30)*0.315

=434.85 KGm

η:hiệu suất của đĩa xích

q:khối lượng hàng trên 1 dơn vị chiều dài

Wo :lực kéo của băng

CΓ=0.5:hệ số giảm nhỏ lực cản của xích

Do:đừng kính tang truyền động

Tra bảngIII39.2 ta chọn phanh TT-200 có mô men phanh lớn nhất là 2000KGm Đường kính 2000mm

Chiều rộng 95mm

Hành trình lớn nhất của phanh 1.3 mm

Thời giang đống phanh nhỏ nhất 0.4s

Thời gian đóng phanh nhỏ nhất 0.2s

Đóng và mở phanh lớn nhất 4s

Cho phép số lần đóng phanh :720

Cho phép thời gian đóng phanh:100%

Khối lượng:35.5 kg

8 Chọn khớp nối:

Momen định mức của động cơ [ công thức 1.62 “TTMNC” ]:

KGm n

M

=

600

14.5 975

n

N 975

đm

Mđm = 23.56 (KGm )

Nđmcông suất định mức của động cơ

n-tốc độ quay dịnh mức của động cơ

Momen tính toán để chọn khớp nối [công thức 16-5 “TTMNC” ]:

Mk = Mđm k1 k2

Trong đó: _ k1 :hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ Tra bảng 1-21

“TTMT”, ta chọn k1 = 1,2

_ k2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu Tra bảng 1-21 “TTMT”, chọn k2 = 1,2

Vậy: Mk = 23.56.1,2.1,2 = 33.93 (Kg.m)

Theo bảng III-34 “TTMNC”, chọn khớp trục chốt –ống lót MYBП – 60 Có Mx=70KG.m, có các kích thước cơ bản [bảng III-3(I)]:

D

mm D1mm lmm lkmm lMmm Lmm Momen đàKg.m

Khối lượng lớn nhất của khớp : m = 28kg

Hình vẽ:

* Chọn bánh phanh:

Từ tính toán chọn phanh ở trên ta chọn loại khớp nối trục đàn hồi chốt – ống lót có bánh phanh có các thông số cơ bản:

* Chọn thiết bị căng băng:

Lực ở thiết bị căng băng theo công thức 6.20 ta có

Sc =Sc v+S c r =277.5 + 385.725 = 663.224 KG

Với: Sc v :lực căng xích ở điểm đi vào đĩa xích căng băng

Sc r : Lực căng xích ở điểm đi ra đĩa xích căng băng

Từ bảng III.56 ta chọn thiết bị căng băng bằng vít ký hiệu 8032-50-50 có lực kéo lớn nhất ở tang căng băng là 1650kG

9.Tính toán trục truyền động:

Chọn vật liệu làm trục là thép C45 tôi có:

σb≥ 850 Mpa

σ1≥ 340 Mpa và Ứng suất xoắn cho phép :[τ ] = 20 Mpa Tính chính xác công suất của trục truyền động:

No = N×η =14.5×0.9 = 13.05 KW

Lực tác dụng lên đĩa xích:

45 0

102 05 13 45

0

102

=

×

=

×

o

N

N

Do bộ phận truyền động bao gồm 2 đĩa xích nên lực vòng tác dụng lên 1 đĩa xích là: Pt1 = =

2

t

P

2

2958

=1479 N

- Lực hướng tâm:

2

5 3607 725

5380 75

cos

+ v

S

=1153.8 N Lực hướng tâm tác dụng lên một đĩa xích:

F1 =

2

8 1153

2 =

F

= 576.9 N

- Momen xoắn tác dụng lên trục đĩa xích:

Mx = 9.55×106× 7976.16

625 15

05 13 9550

n

N

Nm Momen xoắn tác dụng lên 1 đĩa xích:

Mx1=

2

16 7976

2x =

M

= 3988.08 Nm Xác định sơ bộ đường kính trục:

d≥ 99.9mm 100 mm

20 2 0

3988080

×

Sơ đồ trục truyền động được đưa về sơ đồ tính đơn giản:

Y A

X A

Y B

X B

A

X A

P 1

F 1

P 2

F 2

D

X B

x

z

Ta xác định được momen uốn và momen xoắn tác dụng lên trục của đĩa xích truyền động :

- Biểu đồ momen uốn trong mặt phẳng y-z:

- Biểu đồ momen uốn trong mặt phẳng x-z:

Momen uốn tại tiết diện nguy hiểm (tại C và D):

Mutd= 576902 +1479002

=158753.098 Nmm

Momen tương đương tại tiíet diện nguy hiểm:

Mtđ = 158753.982 +0.75×39880802 =3453778.592Nmm

Đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm là :

dnn=dmm≥3 [ ] 3

40

* 1 0

592 3453778

*

σ

td

M

=95.22 mm Chọn d=96 mm

* Kiểm nghiệm sức bền trục:

Ta có d=96 mm

Với thép 45 tôi σB= 900 N/mm 2

σ-1=0.45*σb= 405 N/mm 2

ι-1=0.25*σb = 225N/mm 2

tính chính xác trục theo công thức 7.5 CTM

n n

n n

≥ + τ

σ

τ

σ *

Với: [n]=2.5

nσ, nτ : Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất và xoắn Được xác định theo

công thức: nσ=

m t t

a

k

σ ψ β ε

σ σ

×

× 1

nτ =

m t t

a t

k

τ ψ β ε

τ τ+ ×

×

× 1

Với σa, σm, τm, τa: Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất

Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

σa1 =σmax = =

×

96 1 0

098 , 158753

W

M u

1.794

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

×

×

=

0 2 0.2 96

3988080

2 W

M x

11.27 :

,ψt

ψσ Hệ số tính đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính của vật liệu

Với thép cacbon trung bình: ψσ = 0.1

ψτ = 0.05 :

, τ

σ ε

ε Hệ số kích thước,xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

7 0

7 0

=

=

τ

σ

ε ε

β: Hệ số tăng bền bề mặt β =1.6

Với trục có then : ==22.2

τ

σ

k k

Nên ta có:nσ=

m t t

a

k

σ ψ β ε

σ σ

×

×

×

6 1 7 0

7 1 2 2

405

114.93

nτ =

m t t

a t

k

τ ψ β ε

τ τ+ ×

×

×

×

7 11 05 0 6 1 7 0

7 11 2

225

10.475

suy ra: n=

457 10 3 114

457 10

* 93 114

+ =107>[n]

vậy thoả mãn điều kiện

Do trục có rãnh then nên chọn đường kính trục tại mặt cắt nguy hiểm: d=105mm

Tính toán then:

Để cố định đĩa xích theo phương tiếp tuyến nói cách khác là để truyền mô men ,chuyển động từ trục đến đĩa xích và ngược lại ta dùng then

Chọn then bằng theo bảng 7-23

Vì đường kính d=105 mm nên ta chọn được then có

b=28,h=16 trên trục t=8, trên lổ t1=8,2, k=10

kiểm nghiệm then :

kiểm nghiệm theo sức bền dập (công thức 7.11 CTM)

dkl

M

σ

≤

2

Nmm2 Mx=3988080Nmm

l=0,8lm=76 mm(lmchiều dài mayjơ), d=105, k=10

76

*

10

*

105

3988080

*

2

99.95 N/mm2 < [σd] = 150

697 35 76 28 105

3988080 2

×

×

×

=

=

dbl

M x

c

mà [τc]=87N/mm2nên τc≤[τc]

vậ then trên thỏa mãn điều làm việc

*chọn ổ đỡ:

phản lực ở các gối đỡ YA=YB=576.9 N

XA=XB=1479 N chọn ổ bi dựa vào khả năng làm việc

C=Q(nh)0,3 (8.4 chi tiết máy)

Số vòng quay của ổ bằng 20 vòng/phúc

Số giờ làm việc h=10500 giờ

Q=(kvR+mAt)knkt (công thức 8.6)

Vì tải trọng dọc trục không có nên A=0

Suy ra Q=KvknktR

Tra bảng ta có

Kv=1,1(bảng 8.5)

Kn=1(bảng 8.4)

Kt=1,1 (bảng 8.3)

R= X2 +Y2 = 14792 +576.92 =1587.5N

Suy ra Q=1,1*1587.5*1*1,1=1920.9 N

Suy ra C=1920.9(20*10500)0,3=1920.9*39,5=75876

Tra bảng ta chọn được ở bi đỡlòng cầu 2 dãy ký hiệu 1218 có

D=160, d=90, B=40

Đường kính bi : 15.88 ,hệ số khả năng làm việc C:245000

Tải trọng tĩnh cho phép 345000

Số vòng quay trong 1 phút :1600

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính toán máy nâng chuyển Phạm Đức

2 Hướng dẫn thiết kế chi tiết máy Nguyễn Hữu Lộc

3 Thiết kế chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp

Nguyễn Văn Lẫm