Thiết kế băng gầu nóng - Chương 4

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Thiết kế băng gầu nóng

Chương 4.

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BĂNG GẦU NÓNG

I Các thông số cơ bản của băng gầu nóng.

Với yêu cầu thiết kế là thiết kế băng gầu nóng phục vụ trạm trộn BTNN có năng suất 90 m3/ h Qua tham khảo các tài liệu và khảo sát thực tế ta có thể đưa ra các thông số cơ bản của băng gầu cần thiết kế như sau :

Băng gầu nóng thiết kế là băng gầu đứng.Năng suất băng gầu : Q = 90 [m3/ h].Vận tốc băng gầu : v = 1,6 [m/s]

Trọng lượng riêng của vật liệu: γ = 1,8 [T/ m3].Chiều cao nâng: H = 12 [m].

Gầu được chọn gầu đáy tròn sâu

Hệ số làm đầy gầu: ε = 0,6 Dùng 2 xích kéo loại xích bản lề.

i - Dung tích của gầu ( lít )

ε - Hệ số làm đầy gầu Nó phụ thuộc vào vật liệu và hình dạng gầu.

ε = 0,6

t - Bước gầu (m) t = 3tx = 3.125 = 375 mm = 0,375 m

v - Vận tốc băng gầu ( m/s ) v = 1,6 m/s Thay các giá trị vào ta có :

Bước xích

Danh nghĩa

Chiều dày máĐường kính

Lớn nhất

Từ tâm xích đến đầu lớn nhấtl1

N

Khốilượng1 mxíchcómáthường

khônglớn hơn

kg125 + 0,30

- 0,13 50 7 7 20 30 44 100 54 200000 16,1

Hình 3.1 Thông số của xích kéo

Tính bộ phận kéo xích.

12

Bộ phận kéo của băng gầu gồm có 2 dãy xích Tính lực căng trong xích.

Lực căng xích tại điểm ( vị trí ) 1, CT (8-22) [01].S1 = Smin (N).

Đối với các máy vận chuyển dùng xích kéo thường lấy Smin = 500 ÷ 2000 (N).Chọn Smin = 1500 (N).

Lực căng xích tại điểm ( vị trí ) 2: vị trí cấp liệu.S2 = S1 + ∑W (N).Trong đó ∑W : tổng lực cản của bộ phận kéo.

∑W =WC + WXL (N).WC lực cản chuyển động tại trục bị động [N].

WC =ξ*Smin (N).

ξ : hệ số lực cản ma sát lấy theo bảng:

Do chọn ổ đỡ là ổ lăn nên chọn ξ = 0.03

⇒ WC = 0.03*1500 = 45 (N).Wxl:lực cản xúc liệu,CT (8-13) [01].

Q = 90 m3/h: năng suất của băng gầu.V = 1.6 m/s: vận tốc của xích.

⇒ qvl = 90.1,8.10003600.1,6

qvl = 28,125 kG/m.qvl = 275,71 N/m.

⇒ Wxl = 3*275,91 = 827,13 (N) ⇒∑W = 45 + 827,13

= 872,13 (N).

⇒ Lực căng xích tại điểm ( vị trí ) 2.

S2 = 1500 + 872,13 = 2372,13 (N).Lực căng xích tại vị trí 3.

S3 = Smax = 1,15 [2S2 + ( qvl +2qx ) H ] (N).Trong đó :

H: Chiều cao băng gầu (m).H = 12 (m).

1,15: Hệ số kể đến sự phân bố lực căng không đều.qx : Trọng lượng xích trên 1m dài (N/m).

qx = 157,94 (N/m).

qvl: Trọng lượng vật liệu trên 1m dài (N/m).qvl = 275,71 (N/m).

⇒ S3 = 1,15[2.2372,13 + (275,71 + 2.157,94).12] = 13619,84 (N).

Lực căng xích tại vị trí 4

S4 = Smin + qvl.H

= 1500 + 275,71.12 = 4808 (N).

Tải trọng động của xích, CT ( 8-27 ) [01].

v + [ N ].Trong đó :

H: Chiều cao băng gầu (m).H = 12 (m).

Z = 6 ÷ 12: Số răng trên đĩa xích.

≥ Smax

SP = 200000 (N): lực kéo đứt xích.k2 : hệ số dự trữ bền.

Xích con lăn k2 = 8 ÷ 12.Xích hàn k2 = 8 ÷ 14.

⇒ [S] = 20000010

=20000 ≥ 13619,84 (N).

Vậy xích chọn thõa yêu cầu đặt ra.

Lực vòng trên trục dẫn.

P = (S3 – S4).(1+ξ) (N).

= (13619,84 – 4808).(1+0,03) = 9076,2 (N).

Công suất trên trục dẫn, CT (10-10) [02].Nt = 1000P.v (kW).

=90761000,2.1,6 = 14,5 (kW).

Công suất cần thiết trên trục động cơ, CT (6-15) [01].N = k.ηNt

(kW).Trong đó:

η = 0,8 : Hiệu suất của máy.

K = 1,1 ÷ 1,35 : Hệ số dự trữ công suất.

⇒ N = 1,20.14,8,5 = 21,75 (kW).

4 Thiết kế đĩa xích truyền động.

Số răng của đĩa xích thường là Z = 6 ÷12 ; phụ thuộc vào bước xích Giá trị nhỏ cho xích bước dài, giá trị lớn cho xích bước ngắn Dựa trên thực tế và tài liệu tham khảo ta thấy: Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích bị mòn càng nhanh Với bước xích đã chọn là t = 125 mm Ta chọn số răng đĩa xích là Z = 12.

Đường kính vòng chia đĩa xích

DC = tx/ [sin(180/Z)] = 125/ [sin(180/12)]

=482,96 mm.Đường kính vòng đỉnh răng:

De = tx.[0,5 + cotg (1800/ Z)] = 125.[0,5 + cotg (1800 / 12)] = 527,28 mm.

Đường kính vòng chân:

Di = DC -2rr : Bán kính đáy

Đường kính vành đĩa:

Dv = pcotg(180 / Z) – 1,3h

= 125.cotg(180 / 12) – 1,3.50 = 401,51 mm.

Các góc của đĩa

ϕ = 3600/Z = 3600/ 12 =300

α = 550- 600/Z = 550- 600/12 = 500

β = 180- 560/Z =180 - 560/ 12 = 13,30

γ = 170- 640/Z =170- 640/ 10 = 11,670

Bán kính profin răng

r1 = 0,8.D + r

= 0,8.44 + 22,16 = 57,36 mm.

r2 = D.(0,8Cosβ +1,24ùCosγ - 1,3025) - 0,05

= 44.(0,8 Cos 13,3 +1,24Cos 11,67 -1,3025 ) - 0,05 = 30,36 mm.

Bán kính góc lượn r3 = 1,7.D = 1,7 44 = 74,8 mm.

r4= 1,5 mm khi tx≤ 10mm.r4= 2,5 mm khi tx > 40mm.Chọn r4= 2,5 mm.

y1 = 0,8D.Cosα

= 0,8 44 Cos 500

= 22,63 mm.

y2 = 1,24D.Sin(1800/ Z) = 1,24 44 Sin (1800 / 12) = 14,12 mm.

Chiều dài đoạn profin thẳng

fd = d1 (1,24Sinγ - 0,8Sinβ )

= 44.( 1,24.Sin 11,67 – 0,8 Sin 13,3 ) = 2,94 mm.

Chiều rộng răng đĩa

b = 0,93B - 0,15

Với B : Khoảng cách giữa các má trong của xích B = 44 mmb = 0,93 44 - 0,15

b = 40,77 mm.Chiều dày vành đĩa :

δ = 0,7p = 0,7.87,5 = 61,25 mm.Chiều dài Mayơ :

l = (0,8 ÷1,8)d d: đường kính trục.

Khi tăng chiều dài Mayơ sẽ làm tăng độ ổn định của bánh răng trong mặt phẳng vuông góc với trục, cũng như làm tăng độ đồng tâm Tuy nhiên, tăng

chiều dài Mayơ sẽ làm tăng khuôn khổ, kích thước, trọng lượng và phức tạp hơn khi chế tạo

Đường kính ngoài của Mayơ :

Trên đĩa có 6 lỗ Các lỗ này được sử dụng khi vận chuyển, cũng như để kẹp chặt khi gia công Kích thước và vị trí tâm lỗ được xác định như sau:

Đường kính lỗ : d0 = 20 mm.Đường kính tâm lỗ :

D0 = 0,5( D + DV)

= 0,5( 200 + 401,51) = 300,76 mm.

Hình 3.3 Chi tiết đĩa xích

5 Chọn động cơ điện.

a.Sơ đồ truyền động.

Hình 3.4 Sơ đồ truyền động

1-Động cơ điện; 2-Khớp nối; 3-Hộp giảm tốc; 4-Khớp nối trụcđàn hồi; 5-Gối đỡ; 6-Đĩa xích; 7-Cơ cấu hãm bánh cóc.

Số vòng quay của trục đĩa xích chủ động, CT (7-16) [01] V = 60Z..n1000lv.tx

(m/s) ⇒ nlv =

= 6012.1000.125.1,6 = 64 (vòng/phút).Trong đó :

nlv : Số vòng quay đĩa xích tải (vg/ph).v : Vận tốc băng gầu (m/s), v = 1,6 m/s.z : Số răng đĩa xích, z = 12.

tx : Bước xích (mm), tx = 125 mm.Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb= nlv iTrong đó :

nsb : Số vòng quay sơ bộ của động cơ (vg/ph).i: Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống.

Nếu chọn động cơ điện có số vòng quay lớn thì kích thước động cơ nhỏ giá thành thấp nhưng bù lại tỉ số truyền của hệ thống sẽ lớn điều này dẫn tới kích thứơc hộp giảm tốc, bánh đai, đĩa xích sẽ lớn kéo theo giá thành thiết bị sẽ cao Nếu chọn động cơ có vận tốc thấp thì kích thước động cơ sẽ lớn và giá thành cao

nhưng tỉ số truyền sẽ nhỏ và kích thước hộp giảm tốc, bánh đai, đĩa xích sẽ nhỏ làm cho giá thành hạ Do đó việc lựa chọn động cơ điện phải có sự tính toán kỹ lưỡng nhằm đạt được tính kinh tế cao nhất.

Theo kinh nghiệm và tham khảo một số tài liệu và sau một thời gian đi thực tế thì động cơ có số vòng quay từ 1000 đến 1500 vg/ph là thích hợp nhất Do động cơ làm việc ngoài trời nên phải chọn loại động cơ được che kín.

Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn những điều kiện sau đây :

Pđc≥ PSb.nđb ; nsb.Kiểu động

Công suất

Vận tốc quay, vg/ph

Mômenbánh đà

Đường kính

trục mm

Tỉ số truyền của toàn hệ thống.

i =

= 147064 = 23.

b.Kiểm tra thời gian khởi động của động cơ điện.

Mômen cản tĩnh trên trục động cơ khi khởi động, CT (2-32) [01].Mt = max2 ..η

= 136192,.8423..00,,482968 = 178,75 (Nm).Mômen định mức trên trục đông cơ.

Mdn = 9550.Nn = 9550.147022 = 143 (Nm).Mômen khởi động trên trục động cơ.

MK = Mdn.2,5 = 143.2,5 = 357,5 Nm.Thời gian khởi động, CT (3-3) [03].

( )

β.∑(GD2) ≈ 1,2 (GD2)roto

≈ 1,2.35,28 = 8,94 (kG m2)

= 89,4 (Nm2).ndc :số vòng quay trên trục động cơ.

= 2,046 (s).Gia tốc khi khởi động máy.

η = 0,91: hiệu suất của đĩa xích.

Qvl: khối lượng vật liệu trên 1 mét chiều dài (N/m).H: chiều cao nâng (m).

DC: đường kính vòng chia của đĩa xích (mm).W0 = S4: lực kéo của xích tại vị trí ra liệu (N).CT = 0,5: hệ số giảm nhỏ có thể lực căng của xích.

⇒ Mph = 0,9.[275,71.12 – 0,5.(4808,52 – 275,71.12).0,482962= 562,23 (Nm).

Thời gian phanh cần thiết, CT (3-6) [03].( )

(s).Trong đó:

Q0: trọng lượng chuyển động của bộ phận xích và gầu (N).

Q0 = (2.qx + qvl)H (N) = (2.157,94 + 275,71).12 = 7101,48 (N).

β.∑(GD2) ≈ 1,2 (GD2)roto

≈ 1,2.35,28 = 8,94 (kG m2)

= 89,4 (Nm2).ndc :số vòng quay trên trục động cơ.

= 0,49 (s).

6 Chọn hộp giảm tốc cho hệ thống.

Chọn hộp giảm tốc phải dựa vào các thông số do yêu cầu của máy như: chế độ làm việc, vị trí lắp đặt, công suất truyền, số vòng quay của trục vào và tỉ số truyền cần thiết của cụm dẫn động.Từ các yêu cầu đó ta chọn được hộp giảm tốc với các thông số:

Loại hộp giảm tốc: MC3PLSF02.

Hãng sản xuất: SEW-EURODIVE OF SINGAPORE.Công suất: Pe= 25 kW.

Hình 3.6 Kích thước hộp giảm tốc

Tính chính xác tốc độ chuyển động của xích, CT (6-17) [01].

= 3,14.060,48296.23,21.1470 = 1,59 (m/s).

Tính chính xác số vòng quay trên trục đĩa xích chủ động.nlv = nidc

= 231470,21

= 63,33 (vòng/phút).Năng suất thực tế của băng gầu nóng, CT (8-29) [01].

Q = 3,6 .tv iε [m3/ h] = 3,6.1,059,375.0,6.9,8

= 89,75 [m3/ h].

i - Dung tích của gầu ( lít )

ε - Hệ số làm đầy gầu Nó phụ thuộc vào vật liệu và hình dạng gầu.t - Bước gầu (m) t = 0,375 m.

v - Vận tốc băng gầu ( m/s ).v = 1,59 m/s.

Kiểm nghiệm mômen tại trục ra của hộp giảm tốc.Mômen trên trục đĩa xích chủ động

Mlv = 9550.Nn = 9550.6314,33,5 = 2168,56 (Nm).

Do khớp nối truyền qua toàn bộ mômen từ trục động cơ sang trục nhanh của hộp giảm tốc, nên ta lấy mômen trên trục nhanh bằng với mômen trên trục động cơ.

Mômen trên trục chậm của hộp giảm tốc.

Mra = 9550 η

= 9550.2263.,033,8 = 2654,03 (Nm).Ta thấy Mra > Mlv

Vậy hộp giảm tốc chọn thõa yêu cầu.

7 Thiết kế trục và chọn ổ đỡ cho trục.

a.Tính trục chủ độngSơ đồ tính trục

Hình 3.7 Biểu đồ mômen của trục

Các lực tác dụng lên trục.Lực vòng tại khớp nối trục.

Mômen xoắn M do lực tác dụng từ bộ truyền xích gây ra.M = Fr D2C

DC = 482,96 mm: đường kính vòng chia của đĩa xích.

⇒ M = 9530.4822,96=230130,6 (Nm).

Các phản lực tác dụng lên trục.Xét :

∑ME =0

= 1992990,168 (Nmm).Tại tiết diện C - C:

= 2720103,03 (Nmm).Tại tiết diện D - D:

Dtd

= 74,6 mm.Tại tiết diện C – C:

= 82,75 mm.Tại tiết diện D –D:

[ ]

= 68,2 mm.Chọn d = 70 mm.

Chọn đường kính sơ bộ của trục như hình vẽ.

Hình 3.8 Kích thước sơ bộ của trục

Kiểm tra độ bền mỏi của trục.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có σb = 600 (N/mm2).Vì trục quay nên ứng suất uốn biến đổi theo chu kỳ đối xứng.

a =σmax =σmin =σ

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động.0

max.22 W

⇒ hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp, CT (7-7) [04].

Chọn hệ số ϕσ, ϕτtheo loại vật liệu chế tạo trục, đối với thép cacbon trung bình chọn ϕσ =0,1, ϕτ =0,05.

Hệ số tăng bền β = 1.

Tập trung ứng suất do lắp căng, chọn kiểu lắp T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép ≥ 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) [04].

⇒ =1+0,6 σ −1στ

= 1 + 0,6.( 3,2 -1 ) = 2,32.

Giới hạn mỏi uốn và xoắn.

σ−1 =0,4÷0,5 = 0,45.600 = 270 N/mm2.

τ−1 =0,2÷0,3 = 0,25.600 = 150 N/mm2.

Bảng thông số then, mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại các tiết diện.

Tiết diện Đường kính tiết diện d

b x hmm

D – D 1851202,25

Tính chính xác trục theo CT (7-5) [04].

Với [n]: hệ số an toàn cho phép.Bảng kết quả tính thông số n.

Tiết diện Đường kính tiết diện d

Kiểm tra về sức bền dập của then, CT (7-11) [04].

(N/mm3)Kiểm tra về sức bền cắt của then, CT (1-12) [04].

(N/mm3)Trong đó:

l = 1,35.d :chiều dài của then (mm).

Mx: mômen xoắn tại vị trí có rãnh then (Nmm).d: đường kính trục tại vị trí có rãnh then (mm).k : chiều sâu của rãnh then (mm).

b :chiều rộng của rãnh then (mm).

[σ]d: ứng suất dập cho phép, tra bảng (7-20) [04].[σ]d = 150 N/mm2.

[τ]C : ứng suất cắt cho phép, tra bảng (7-21) [04].[τ]C = 120 N/mm2.

Bảng số liệu tính toán Đường

kính tiết diện d

Chiều dài lmm

b x hmm

Chọn ổ đỡ trục.

Công dụng và phương án chọn ổ cho trục

Công dụng: Ổ trục dùng để đỡ trục đĩa xích chủ động và bị động trong bộ truyền của băng gầu nóng, giữ cho trục có vị trí xác định trong không gian, tiếp nhận tải trọng và truyền đến đến bệ máy.

Phương án chọn ổ trục: Ổ trục có 2 loại ổ trượt và ổ lăn, nhờ có ưu điểm như mômen ma sát và mômen mở máy nhỏ, ít bị nóng khi làm việc, chăm sóc, bôi trơn đơn giản, thuận tiện trong sửa chữa, thay thế , phù hợp với điều kiện công nghệ … nên ổ lăn được lựa chọn sử dụng.

Chọn cấp chính xác ổ lăn :

Dùng ổ lăn cấp chính xác thường (0).Độ đảo hướng tâm, µm : 20.

Giá thành tương đối : 1.

Chọn ổ đỡ loại bi lồng cầu 2 dãy, loại này cho phép có độ lệch không đồng tâm giữa 2 tâm lỗ và có hệ số khả năng làm việc cao Đường kính ngỗng trục là d = 80mm Tải trọng động tác dụng lớn nhất lên ổ là tải trọng hướng tâm.

Chọn ổ trục cho 2 đầu trục là như nhau do đó ta chọn theo đầu trục chịu tải trọng lớn tại đầu B.

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ lăn, CT (8-6) [04].Q = (R.Kv + m.At)Kn.Kt (N).

Kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ quay Do vòng trong quay nên chon Kv = 1.

Kn: hệ số xét đến nhiệt độ làm việc của ổ Chọn Kn = 1.Kt: hệ số xét đến tải trọng động, tra bảng (8-3) [04].Chọn Kt = 1.5.

m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng (8-2) [04].

Chọn m = 0.

At: tải trọng lực dọc trục (N).

R : tải trọng hớng tâm tác dụng lên ổ trục (N).R = FB = 4765 (N).

⇒ Q = 1,5.4765= 7147,5 (N)= 714,75 (daN).

Hệ số khả năng làm việc của ổ trục, CT (8-1) [04].

h = 18000 (h): thời gian làm việc của ổ.

n = 63,33 (vòng/phút): số vòng quay của trục làm việc.

= 46905 (daN).

Tra bảng 15P [04] chọn được ổ trục theo kiểu 1000 (theo GOST 5720 – 75).

Hình 3.9 Thông số ổ trục

10001616

b.Tính trục bị động.Sơ đồ tính trục.

Hình 3.10 Biểu đồ mômen của trục

Các kích thước sơ bộ.l20 = 1113 mm.

l21 = 724,5 mm.l22 = 141,5 mm.

Các lực tác dụng lên trục.

 +=

= ()

= 968,03 (N).Các phản lực tại ổ trục

∑MB = 0

.( 22 + 21 − 20 =

∑X = 0

0.

Từ 2 phương trình trên ta tính đượcFA = FB = 968,03 (N).

Từ các giá trị phản lực ta vẽ được biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn của trục như trên hình vẽ.

Tính giá trị mômen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm của trục.2

Hình 3.11 Kích thước sơ bộ của trục bị động

Kiểm tra độ bền mỏi của trục.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có σb = 600 (N/mm2).Vì trục quay nên ứng suất uốn biến đổi theo chu kỳ đối xứng.

a =σmax =σmin =σ

Chọn hệ số ϕσ, theo loại vật liệu chế tạo trục, đối với thép cacbon trung bình chọn ϕσ =0,1.

Hệ số tăng bền β = 1.

Tập trung ứng suất do lắp căng, chọn kiểu lắp T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép ≥ 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) [04].

Giới hạn mỏi uốn

σ−1 =0,4÷0,5= 0,4.600= 240 N/mm2.

Tra bảng (7-3b) và bảng (7-23) [04].Đường kính d

b x hmm

= 37607918760,66 = 20,05 N/mm2.Do trục chỉ chịu uốn nên chỉ tính hệ số bền theo sức bền uốn.

= 3,74.

Vậy hệ số an toàn của các tiết diện nằm trong giới hạn cho phép.Tính chọn ổ trục.

Chọn ổ đỡ loại bi lồng cầu 2 dãy, loại này cho phép có độ lệch không đồng tâm giữa 2 tâm lỗ và có hệ số khả năng làm việc cao Đường kính ngỗng trục là d = 45mm Tải trọng động tác dụng lớn nhất lên ổ là tải trọng hướng tâm.

Chọn ổ trục cho 2 đầu trục là như nhau do đó ta chọn cho một đầu trục rồi lấy cho cả 2 đầu trục.

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ lăn, CT (8-6) [04].Q = (R.Kv + m.At)Kn.Kt (N).

Kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ quay Do vòng trong quay nên chon Kv = 1.Kn: hệ số xét đến nhiệt độ làm việc của ổ Chọn Kn = 1.

Kt: hệ số xét đến tải trọng động, tra bảng (8-3) [04].Chọn Kt = 1.5.

m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, Tra bảng (8-2) [04].

Chọn m = 0.

At: tải trọng lực dọc trục (N).

R : tải trọng hớng tâm tác dụng lên ổ trục (N).R = 968,03 (N).

⇒ Q = 1,5.968,03= 1452,05 (N)= 145,205 (daN).

Hệ số khả năng làm việc của ổ trục, CT (8-1) [04].

h = 18000 (h): thời gian làm việc của ổ.

n = 63,33 (vòng/phút): số vòng quay của trục làm việc.

= 9528,97 (daN).

Tra bảng 15P [04] chọn được ổ trục theo kiểu 1000 (theo GOST 5720 – 75).