băng tải vận chuyển đá răm

Băng tải là thiết bị vận chuyển cú nhiều tính năng ứng dụng vào các dây chuyền sản xuất, vận chuyển nguyên liệu, bán thành phẩm và thành phẩm. Đây là loại thiết bị vận chuyển tĩnh tại có khả năng vận chuyển sản phẩm xa tới hàng trăm mét và lên cao tới hàng chục mét. Chi phí cho vận chuyển so với tất cả các loại thiết bị vận chuyển tĩnh tại (kể cả lưu động) là một trong những loại có chi phí vận chuyển thấp nhất.

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

ĐẠI HỌC THÁI NGUYÊN

Giáo viên hướng dẫn:

Ngày giao đề tài:

Ngày hoàn thành:

Tên đề tài: Tính toán thiết kế hệ thống cơ khí cho băng tải để vận chuyển đá răm

Số liệu đầu vào:

- Năng suất vận chuyển: 200 tấn/ giờ;

- Chiều cao nâng: 10 mét;

- Chiều dài băng tải: 150 mét;

Các yêu cầu nội dung:

- Xác định các thông số cơ bản của băng tải:

- Tính chọn hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn;

- Tính thiết kế bộ truyền ngoài hộp và khớp nối;

- Tính thiết kế một vài chi tiết trong hệ thống (do giáo viên chỉ định); Các bản vẽ thiết kế:

- Bản vẽ chung hệ thống, bao gồm cả Hộp giảm tốc;

- Bản vẽ hộp giảm tốc, có các thông số kích thước đủ để xác định khônggian, kích thước và chế độ lắp với các chi tiết ngoài hộp và bố trí bulông nền;

- Bản vẽ chế tạo các chi tiết đã tính toán

Giáo viên hướng dẫn

Nguyễn Văn Dự

LỜI NÓI ĐẦU

Trong công cuộc xây dựng đất nước ngành cơ khí nói chung và ngành cơkhí chế tạo máy nói riêng là một ngành then chốt trong nền kinh tế quốc dân

Phạm vi sử dụng của ngành chế tạo máy rất rộng rói Ngành chế tạo mỏy là nền tảng của của công nghiệp chế tạo máy Trong sự nghiệp Công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nước, muốn có những sự tiến bộ vượt bậc thì không thể không coi trọng ngành này.

Với các kiến thức đó được trang bị, nay em được giao đề tài đề án kỹ

thuật " Thiết kế trạm dẫn động băng tải vận chuyển đá răm "

Băng tải là thiết bị vận chuyển cú nhiều tính năng ứng dụng vào các dâychuyền sản xuất, vận chuyển nguyên liệu, bán thành phẩm và thành phẩm Đây

là loại thiết bị vận chuyển tĩnh tại có khả năng vận chuyển sản phẩm xa tới hàngtrăm mét và lên cao tới hàng chục mét Chi phí cho vận chuyển so với tất cả cácloại thiết bị vận chuyển tĩnh tại (kể cả lưu động) là một trong những loại có chiphí vận chuyển thấp nhất

Với đề tài đề án kỹ thuật " Thiết kế trạm dẫn động băng tải vận chuyển

đá răm " mà em được giao đó mang lại cho em nhiều điều bổ ích, giúp em phần

nào củng cố thêm được kiến thức đã tích luỹ trong mấy năm học vừa qua

Trong thời gian làm đề án, được sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo:Ts Nguyễn Văn Dự và các thầy cô giáo trong bộ môn, cùng với sự nỗ lực cố gắng

của bản thân đến nay đề án của em đã được hoàn thành Tuy nhiên với kiến thứccòn hạn chế, tài liệu tham khảo còn thiếu cho nên không tránh khỏi những thiếusót Em rất mong dưới sự đóng góp ý kiến của các thầy cụ giáo và các bạn để

đề án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Thái Nguyên, ngày tháng năm 2011 Sinh viên:

PHẦN 1 GIỚI THIỆU SƠ BỘ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1.1 Giới thiệu hệ dẫn động băng tải

* Đặc điểm của hệ dẫn động băng tải

Hệ dẫn động băng tải là một loại máy được dùng khá rộng rãi trong nhàmáy, công trường có đặc điểm là số lượng vận chuyện lớn, kết cấu đơn giản,sửa chữa thuật tiện, linh kiện tiêu chuẩn hoá, được sử dựng trong nhiều lĩnh vực,

có thể dụng để vận chuyển, dây chuyền sản xuất, công trình xây dựng trạm thủyđiện và bến càng vv, phòng sản xuất trong khai thác mỏ, luyện kim ,hoá chất,đúc, vật liệu xây dựng, vv, có thể vận

chuyển vật liệu rời hoặc vật phẩm

thành kiện, để đáp ứng từng yêu cầu

dây chuyền sản xuất về hình thức

phừn bố và căn cứ yêu cầu công

nghệ vận chuyển, có thể chỉ dụng

một máy vận chuyển, cũng có thể tổ

hợp nhiều băng tải cao su hoặc cấu

hành với thiết bị băng chuyền khác

hoặc hệ thống băng tải ngang hoặc băng tải nghiờng, để thực hiện tính liên tục

và tự động hoá trong khâu sản xuất, nâng cao năng xuất và giảm bớt cường độlao động

Để vận chuyển những vật phẩm

có dạng cục, hạt, bột, như: Quặng, đá,

than, cát, sỏi, hoặc dạng vật phẩmcó

tính chất đặc biệt như bao xi măng, bao

đường, bao gạo

Băng tải làm việc được nhờ lực ma

sát giữa bề mặt đai và tang dẫn, một

băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ

phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn, hộp giảm tốc và băng tải Hộpgiảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp,bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít.

Ưu nhược điểm của hệ dẫn động băng

tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả

năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm

ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai)

với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất

tiêu hao không lớn Nhưng băng tải còn có

một số hạn chế như: Tốc độ vận chuyển

không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ (< 240), không vận chuyển được theo hướngđường cong

* Cấu tạo chung của hệ dẫn động băng tải

Hình 1.4 Cấu trúc một hệ băng tải

- Tail pulley: pu-ly bị động

- Feed chute: máng cấp vật phẩm

- Loading skirt: vùng cấp vật phẩm lên băng tải

- Tripper: Cơ cấu gạt vật phẩm

- Head pulley and drive: Pu ly dẫn động

- Discharge chute: máng nhả vật phẩm

- Snub and bend pulley: puly căng và dẫn hướng băng tải

- Return idler: con lăn nhánh quay về (nhánh không làm việc)

- Carrying idler: con lăn đỡ nhánh mang tải

- Troughing carrying idler: con lăn tạo máng

Góc máng (Trough angle) Có thể bố trí dây băng tải nằm ngang (Flat belt),

tương tự như ở bộ truyền đai dẹt Tuy nhiên, người ta thường sử dụng thêm cáccon lăn đặt nghiêng (con lăn máng – Troughing idlers) để uốn dây băng tảithành dạng máng lõm, nhằm vận chuyển vật phẩm được ổn định hơn

Hình 1.5 Tạo dạng máng cho băng tải nhờ các con lăn máng

Hình 1.6 Con lăn phẳng và các con lăn máng

Góc đỗ

Khi vật phẩm được đổ thành đống, góc ở đỉnh đống vật liệu được gọi là gócmái (Surcharge angle)

Góc mái khi vận chuyển

nhỏ đi so với khi đứng

yên

Hình 1.7 Góc mái của đống vật phẩm

1.2 Mục tiêu thiết kế

Hiện nay nhiều nước trên thế giới có nền công nghiệp phát triển đã tựthiết kế và chế tạo băng tải có năng suất cao để sử dụng hoặc xuất khẩu Chúng

ta đã phải nhập nhiều loại băng tải của nhiều nước trên thế giới để dùng trongcông nghiệp mỏ như Liên Xô, Ba lan, Trung Quốc Vì vậy việc thiết kế và chếtạo băng tải trong nước là một nhu cầu cần thiết

Băng tải chế tạo ra phải đảm bảo các thông số đầu vào, các chỉ tiêu kinh tế

và kĩ thuật cũng như khả năng làm việc trong thời gian nhất định

Mục tiêu thiết kế băng tải trong đề án: Tính toán thiết kế hệ thống cơ khícho băng tải để vận chuyển đá răm

Các số liệu ban đầu như sau:

+ Năng suất vận chuyển: 200 tấn/ giờ

+ Chiều dài băng tải: 150m

+ Chiều cao nâng: 10m

PHẦN II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BĂNG TẢI2.1 Xác định độ rộng (B) tối thiểu của băng tải

Độ rộng băng tải phụ thuộc lưu lượng cần vận chuyển và kích cỡ vật phẩm (hay kích thước của các “hạt” vật liệu) cần vận chuyển trên băng Nếu kích cỡ vật phẩm càng lớn thì độ rộng băng tải càng phải rộng

Với loại vật liệu cần vận chuyển là đá răm, ta chọn loại băng có bề rộng tối thiểu B = 500mm ( Tra bảng 1[1])

2.2 Xác định góc nâng hạ (β) của băng tải

Góc nâng hay hạ của băng tải (góc dốc) được quyết định bởi đặc tính và hình dạng các hạt vật liệu được vận chuyển Các vật liệu dạng hạt, ổn định có thể sử dụng băng tải có độ dốc lớn; các vật liệu không ổn định như than, cát cần xác lập góc dốc nhỏ

Theo bảng 2[1] ta xác định được góc dốc lớn nhất của băng tải là βmax=150

Hình 2.1: Góc dốc thực tế của băng tải

Theo đề bài, chiều dài băng tải là L = 150m, chiều cao nâng là H = 10m nên ta có góc dốc thực tế của băng tải được xác định như sau:

2.3 Xác định vận tốc (V) của băng tải

Vận tốc băng tải cần giới hạn tùy thuộc dung lượng của băng, độ rộng củabăng và đặc tính của vật liệu cần vận chuyển Sử dụng băng hẹp chuyển động với vận tốc cao là kinh tế nhất; nhưng vận hành băng tải có độ rộng lớn lại dễ dàng hơn so với băng tải hẹp

Vận tốc băng tải thường được tính toán nhằm đạt được lưu lượng vận chuyển theo yêu cầu cho trước Lưu lượng vận chuyển của một băng tải có thể

β

được xác định qua công thức:

Trong đó: Qt: Lưu lượng vận chuyển tấn/ giờ;

A: Diện tích mặt cắt ngang dòng vận chuyển (m2)

γ: Khối lượng riêng tính toán của khối vật liệu (tấn/ m3)s: Hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng (độ dốc) của băng tảiCác đại lượng trên được xác định như sau:

- Diện tích mặt cắt ngang dòng chảy

b B

Hình 2.2: Mặt cắt tiết diện ngang của bang tải

Diện tích mặt cắt ngang dòng chảy có thể được xác định như sau:

Trong đó: A: Diện tích mặt cắt ngang dòng vận chuyển (m2)

B: Độ rộng băng tải (m)K: Hệ số tính toánTheo bảng 4[1] ta có: K=0,1538

A=0,1538 0,9.0,5-0,05 =0,0246 m

- Góc mái

Góc mái của một đống vật phẩm là góc hình thành giữa đường nằm ngang

và mái dốc của đống vật phẩm

Theo bảng 5[1] ta có góc mái ϕ = 300

- Khối lượng riêng tính toán

Khối lượng riêng tính toán của các khối vật phẩm có tính đến khoảng cách giữa các hạt hay các đối tượng khi vận chuyển

Theo bảng 6[1] ta có khối lượng riêng tính toán γ = 1,68 – 1,76 (tấn/m3)

Chọn γ = 1,7 (tấn/m3)

- Hệ số ảnh hưởng của độ dốc băng tải

Băng tải càng dốc thì lưu lượng vận chuyển vật liệu được càng thấp.Theo bảng 7[1] ta có hệ số ảnh hưởng của độ dốc băng tải s = 0,99

Thay vào (2) ta có, vận tốc của băng tải là:

200

60.0,0246.1,7.0,99 = 1,34(m/s)

Theo bảng 3[1] ta có vận tốc lớn nhất của băng tải là Vmax=180m/ph

Ta thấy V < Vmax, do đó loại băng có bề rộng B = 500mm thoả mãn điều kiện làm việc

2.4 Tính toán công suất truyền dẫn băng tải

Công suất làm quay trục con lăn kéo băng tải được tính theo công thức sau:

1 2 3 t

Trong đó:

P1: Công suất cần thiết kéo băng tải không tải theo phương ngang

P2: Công suất cần thiết kéo băng tải có tải theo phương ngang

P3: Công suất cần thiết kéo băng tải có tải theo phương đứng

Pt: Công suất cần thiết dẫn động cơ cấu gạt vật phẩm

Các thành phần công suất được tính toán như sau:

( 0) t ( 0) m 2

f: hệ số ma sát của các ổ lăn đỡ con lăn

W: khối lượng các bộ phận chuyển động của băng tải, không tính khối lượng vật phẩm được vận chuyển (kg)

Wm: Khối lượng vật phẩm phân bố trên một đơn vị dài của băng tải (kg/m);

V : Vận tốc băng tải (m/ph)

H : Chiều cao nâng (m)

l : Chiều dài băng tải theo phương ngang (m)

lo : Chiều dài băng tải theo phương ngang được điều chỉnh (m)Theo bảng 8[1] ta có: f = 0,022; l0 = 66m

2.5 Lực căng dây băng tải

F1,F2: lần lượt là lực căng trên nhánh có tải và nhánh không tải.

Mối quan hệ giữa F1,F2 tương tự như mối quan hệ trong bộ truyền đai

μθ

1 2

F =F e và F -F =F1 2 P

e: Cơ số logarit tự nhiên e = 2,718

µ: Hệ số ma sát giữa puly và dây đai

θ: Góc ôm giữa dây đai và puly

- Lực căng tối thiểu

Lực căng tối thiểu được xác định nhằm giữ cho dây băng tải không bị trượt quá 2% khoảng cách giữa các con lăn

F4C: lực căng tối thiểu trên nhánh căng

F4r: lực căng tối thiểu trên nhánh trùng

Wm: khối lượng vật phẩm phân bố trên một đơn vị dài của băng tải

t m

0,06.V 0,06.80,512

W1: Khối lượng phân bố của băng tải

lC: bước các con lăn đỡ nhánh có tải

lr: bước các con lăn đỡ nhánh chạy không

Lực kéo lớn nhất được dùng để tính chọn dây băng tải theo độ bền.

Theo bảng 18[1] ta chọn loại dây băng tải có kí hiệu: NF 200/2

2.7 Cấu trúc hệ thống băng tải

- Xác định đường kính puly

Các puly được chia thành 3 nhóm A, B, C và được minh họa như hình vẽ:

Hình 2.4: Minh hoạ các loại Puly

Theo bảng 23[1] ta chọn đường kính tối thiểu cho các nhóm puly như sau:

Nhóm A: dAmin = 250mm

Nhóm B: dBmin = 200mm

Nhóm C: dCmin = 200mm

- Kết cấu puly

Thông thường ta sử dụng loại puly hình trụ (hình vẽ):

⇒ L = 500 + 2.65 = 630 (mm)

- Khoảng cách giữa các con lăn

Các con lăn đỡ nhánh chùng của dây băng tải thường được đặt cách nhau

3 mét Các con lăn đỡ nhánh căng thường đặt cách đều nhau Tra bảng 24[1] ta

có khoảng cách trung bình giữa các con lăn đỡ nhánh căng là 1,5m

+ Chiều dài con lăn

lcl = 0,4.B = 0,4.500 = 200 (mm)

+ Khoảng cách chuyển tiếp giữa con lăn cuối cùng với puly:

Hình 2.5: Khoảng cách chuyển tiếp b giữa con lăn cuối cùng với puly

Với các băng tải có các con lăn tạo thành máng, cần có khoảng cách nhất định giữa các con lăn cuối cùng với puly đủ để dây băng tải chuyển thành dạng phẳng và được cuốn vào puly.

Trên hình 2.5, thể hiện mặt puly nằm cùng độ cao với đáy máng

Theo bảng 28[1] ta có b = 0,55m

2.8 Tính toán cơ cấu kéo căng băng

Cơ cấu kéo căng băng có nhiệm vụ tạo ra sức căng cần thiết cho băng,đảm bảo cho băng bám chặt vào tang dẫn và giảm độ võng của băng theo chiềudài

Có 2 loại cơ cấu căng băng thường dùng là cơ cấu căng băng dùng vít và

cơ cấu căng băng dùng đối trọng

a) Cơ cấu căng băng dùng vít tải.

Cấu tạo đơn giản, giá thành hạ, kích thước khuôn khổ và trọng lượng nhỏ.Loại này thường dùng cho băng tải có chiều dài không lớn lắm và trong quátrình làm việc băng bị giãn nhiều lần đòi hỏi phải căng băng nhiều lần Hànhtrình làm việc của vít phụ thuộc vào chiều dài băng tải (thường lấy khoảng 1-1,5% chiều dài băng tải nhưng không lấy được > 400 mm)

b) Cơ cấu căng băng dùng đối trọng.

Cơ cấu căng băng dùng đối trọng có khả năng tạo ra lực căng cố địnhnhưng phải bố trí không gian phức tạp, không gọn nhẹ Loại cơ cấu này thường

sử dụng cho những băng tải có chiều dài lớn

Kết luận: Với hệ thống băng tải cần thiết kế có kết cấu tương đối cồng kềnh nên

để đam bảo việc căng băng được tối ưu nhất ta sử dụng cơ cấu căng băng dùngđối trọng

2.8.1 Xác định lực trên trạm kéo căng

Lực căng trên trạm kéo căng có thể được xác định chính xác dựa vào sơ

đồ phân bố lực một cách chi tiết trên cơ cấu căng băng, nhưng thông thường nóđược xác định từ các công thức thực nghiệm có trong Table51[9]

Theo đề tài, tính toán thiết kế băng tải có 1 puly dẫn động đặt ở đầu băngtải và băng tải vận chuyển vật liệu lên dốc Do đó, dựa vào Table51[9] ta xácđịnh được lực căng trên trạm kéo căng như sau:

Trong đó: F2: lực căng trên nhánh không tải, F2=5979,14N

Fr: lực cản do ma sát giữa băng tải và con lăn đỡ nhánh băng tải đi về

Trong đó: f: Hệ số ma sát giữa dây băng tải và các con lăn đỡ;

l: Chiều dài băng tải theo phương ngang; l=150m

l0: Chiều dài băng tải theo phương ngang được điều chỉnh;

W1: Khối lượng phân bố của băng tải;

Wr: Khối lượng các chi tiết quay của một cụm các con lăn đỡ nhánhbăng tải đi về;

Lr: Bước các con lăn đỡ nhánh không tải;

H: Chiều cao nâng; H=10mCác giá trị của f, l0, W1, Wr, lr, lần lượt tra trong Table11[9], Table16[9],

Table14[9], Table15[9] ta được như sau:

PHẦN III TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG3.1 Chọn loại hộp giảm tốc

Trong các hệ dẫn động cơ khí thường sử dụng các bộ truyền bánh rănghoặc trục vít dưới dạng một tổ hợp biệt lập được gọi là hộp giảm tốc Hộp giảmtốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi vàđược dùng để giảm vận tốc góc và tăng moomen xoắn

Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc, người ta phân ra: hộp giảmtốc bánh răng trụ; hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn – trụ; hộp giảm tốc trụcvít, trục vít – bánh răng hoặc bánh răng – trục vít; hộp giảm tốc bánh răng hànhtinh…So với các loại hộp giảm tốc khác thì hộp giảm tốc bánh răng trụ có các

ưu điểm: tuổi thọ và hiệu suất cao; kết cấu đơn giản; có thể sử dụng trong mộtphạm vi rộng của vận tốc Vì vậy, sử dụng hộp giảm tốc bánh răng trụ được coi

là phương án tối ưu nhất

Loại bánh răng trong hộp giảm tốc bánh răng trụ có thể là: răng thẳng,răng nghiêng, hoặc răng chữ V Tuy nhiên, phần lớn các hộp giảm tốc có côngdụng chung dùng răng nghiêng So với răng thẳng, truyền động bánh răngnghiêng làm việc êm hơn, khả năng tải và vận tốc cao hơn, va đập và tiếng ồngiảm Còn so với răng chữ V, răng nghiêng dễ chế tạo và giá thành rẻ hơn Vìvậy, ở đây ta sử dụng bánh răng nghiêng để năng cao khả năng ăn khớp, truyềnđộng êm, vừa đảm bảo chỉ tiêu về kỹ thuật vừa đảm bảo chỉ tiêu về kinh tế

Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra hộp giảmtốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp Trong đó, hộp giảm tốc bánh răng trụhai cấp được sử dụng nhiều nhất, vì tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thườngbằng từ 8 đến 40 Chúng được bố trí theo ba sơ đồ sau đây:

- Sơ đồ khai triển: Hộp giảm tốc kiểu này đơn giản nhất và dễ chế tạo Do đóđược sử dụng rất nhiều trong thực tế Tuy nhiên, các bánh răng các bánh răng bốtrí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều trên chiều

rộng vành răng Do đó, khi thiết kế, đòi hỏi trục phải đủ cứng thì sẽ đảm bảođược khả năng làm việc.

- Sơ đồ phân đôi: Khi sử dụng sơ đồ này cần phải chú trọng đến việc bố trí ổ.Phải đẩm bảo sao cho tải trọng dọc trục không được cân bằng ở cặp răng kề bên,không được tác dụng vào trục tùy động của cấp phân đôi nếu không thì sự cânbằng của tải trọng dọc trục ở cấp phân đôi sẽ bị phá vỡ và công suất sẽ phân bốkhông đều cho các cặp bánh răng phân đôi này

- Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ratrùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giảm tốc giúp cho việc bốtrí cơ cấu gọn hơn.Tuy nhiên, sơ đồ đồng trục có một số nhược điểm như: khảnăng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớnhơn khá nhiều so với cấp nhanh; kết cấu gối đỡ phức tạp, gây khó khăn cho việcbôi trơn các ổ; do khoảng cách giữa các trục trung gian lớn, nên trục trục khôngđảm bảo độ bền và độ cứng nếu không tăng đường kính trục Từ những nhượcđiểm này mà phạm vi sử dụng của hộp giảm tốc đồng trục bị hạn chế

Việc lựa chọn sơ đồ của hộp giảm tốc có ảnh hưởng trực tiếp đến kết cấu của hệdẫn động, cũng như khả năng làm việc và chi phí thiết kế Qua việc phân tíchcác sơ đồ của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, ta nhận thấy:

+) So với sơ đồ phân đôi, thì sơ đồ hộp giảm tốc khai triển có kết cấu vàchế tạo đơn giản hơn nhất là việc chế tạo ổ, gối đỡ ổ cũng như việc bố trí ổ Mặtkhác, chiều rộng của hộp giảm tốc khai triển nhỏ hơn nên việc bố trí lắp đặt dễdàng hơn Ngoài ra, số lượng chi tiết và khối lượng gia công của hộp giảm tốcphân đôi tăng dẫn đến giá thành cao hơn và chưa được sử dụng phổ biến nhưhộp giảm tốc khai triển

+) So với hộp giảm tốc đồng trục, thì hộp giảm tốc khai triển cồng kềnhhơn Tuy nhiên, kết cấu hộp đơn giản và vẫn đảm bảo khả năng làm việc Mặtkhác, kết cấu của hộp giảm tốc đồng trục phức tạp: khả năng tải ở hai cấp khôngđều, kết cấu gối đỡ phức tạp, đòi hỏi trục phải lớn để đảm bảo độ cứng và độbền…

Theo mục 2.4 ta có công suất truyền dẫn băng tải PCT = 12,309kW+) Lực vòng trên tang dẫn động Ft=9356,5 (N),

+) Vận tốc của băng tải vbt=1,34 (m/s)

+) Số vòng quay trên trục công tác là:

Tra bảng 3[9] ta chọn kiểu hộp giảm tốc Ц2Y-200

Ta xây dựng được sơ đồ hệ thống trạm dẫn động băng tải như sau:

1 Động cơ 5.Khớp nối

2 Bộ truyền đai 6 Tang quay

3 Bộ truyền cấp nhanh 7 Băng tải

1 2

Hình 3.1 Sơ đồ khai triển trạm dẫn động băng tải

3.2.1 Chọn kiểu loại động cơ

- Với hệ dẫn động băng tải dùng với các hộp giảm tốc ta chọn loại động cơ điện

ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch vì những lý do sau:

 Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

 Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiêp

 Giá thành tương đối thấp và dễ kiếm

 Không cần điều chỉnh vận tốc

 Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao

3.2.2 Chọn công suất động cơ

- Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thoả mãnđiều kiện : Pđc ≥ Pct

nđb ≅ nsb

+) Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức(2.8)[3]:

t CT

Σ

P

P =

η ; (3.1)Trong đó:

Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt : là công suất tính toán trên trục máy công tác

ηΣ : hiệu suất truyền động chung của toàn hệ thống

2 4

1 2 3 4

Tra bảng 2.3 [3], ta có:

η1: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η1= 0,97

η2: Hiệu suất một cặp ổ lăn η2 = 0,995

η3: Hiệu suất khớp nối η3 = 1

η4: Hiệu suất bộ truyền đai η4 = 0,96

Thay vào công thức (3.2) ta có:

Plv - là công suất trên tang, Kw

Pt - là lực kéo trên băng tải, Ft=9356,5 N

V - là vận tốc băng tải, m/s, V= 1,34 m/s

Thay vào công thức (3.1), ta có công suất cần thiết trên trục động cơ là:

( )

t CT

3.2.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

 Theo bảng 2.1[3] thì số vòng quay đồng bộ của động cơ theo tiêu chuẩn là: 3000 ; 1500 ; 1000 ; 750 ; 600 ; 500 (v/ph )

 Số vòng quay của trục công tác là:

60.1000.v 60000.1,34

π.D 3,14.250Trong đó:

v - là vận tốc băng tải; v = 1,34 (m/s)

D- là đường kính tang quay D=250 (mm)

Số vòng quay sơ bộ của trục động cơ phải thỏa mãn;

Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : ndb = 3000 (v/ph)

⇒ Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

đb sb

CT

n 102,42Với usb = 29,9 thuộc khoảng tỉ số truyền 8 ÷ 40

Tốc độquay(v/ph) Cos ϕ η% Tmax/Tdn Tk/Tdn

3.2.5 Kiểm tra điều kiện quá tải, điều kiện mở máy cho động cơ

3.2.5.1.Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắngsức ỳ của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

Pbddc =K Pbd LV =1,8.12,54 22,57(kW)=

Vậy Pdc

mm≥ Pdc

bd thỏa mãn điều kiện mở máy

3.2.5.2 Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ

ndc: Số vòng quay của động cơ đã chọn; nđc =2930 (vg/ph)

nct: Số vòng quay của trục công tác; nct = 102,42(vg/ph)

Thay số vào công thức (3.3) ta có:

dc Σ

ct

n 102,42Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp như đã cho trong sơ đồ

Ta có: U =U U U Σ hđ kn (3.4)

Trong đó: Uh: tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai

Ukn: tỷ số truyền của khớp nối

3.3.1 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng sơ đồ khai triển Ц2Y theo tiêu chuẩn Liên Xô cũ Ta chọn hộp giảm tốc Ц2Y-200 có các thông số như sau:

Bảng 3.2: Thông số của hộp giảm tốc Ц2Y-200

Danhnghĩa

u1- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

u2- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

Theo hộp giảm tốc tiêu chuẩn ta có :

2 1

3

z 77

u = = =4,05

3.3.2 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp là: n Σ

h

U 28,6

Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp thì Un

phải thoả mãn điều kiện sau:

U = 0,15÷0,1 U = 2,4÷1,6

Vậy, tỷ số truyền của bộ truyền đai là Ud =1,79

3.4 Tính toán các thông số trên các trục

 Dựa vào công suất cần thiết của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động ta tính cáctrị số của công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

3.4.2.Tính công suất trên các trục

 Công suất danh nghĩa trên trục động cơ là:

- Mômen xoắn trên các trục được xác định theo công thức :

6 ii

PT=9,55.10

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này,

ta lập bảng thống kê các kết quả đã tính toán như trong bảng 3.3 sau đây: Bảng 3.3: Các kết quả tính toán động lực học các trục

Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV

PHẦN IV TÍNH TOÁN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ THỐNG/MÁY

4.1 Tính chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn

- Chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn là hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn của Liên Xô cũ:Ц2Y-200 Các thông số của hộp giảm tốc được xác định trong bảng 2, 3[8]

Bảng 4.1: Kích thước cơ bản của HGT Ц2Y-200

ĐơnvịKhoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos β 125 mm

Bảng 4.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

hiệu Công thức tính

Kếtquả

ĐơnvịKhoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos β 200 mm

4.2.Tính kiểm tra bền cho các chi tiết trong hộp

4.2.1 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

KFL = mF FO

FE

NN

KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Thay vào công thức (4.1), (4.2) ta có:

[σH1] = [σH2] = [σH] = 1380/1,2 = 1150 (MPa)

[σF1] = [σF2] = 1000/1,5 = 666,67 (MPa)

* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σH1]Max =[σH2]Max =40.HRCm = 40.60 = 2400 (MPa)

* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σF1]Max =[σF2]Max =0,6.σch2= 0,6.950 = 570 (MPa)

4.2.1.2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.

Do đó: ZR = 1

[σH]CX = 1150.1,03.1.1= 1184,5 (MPa)

Ta thấy σH < [σH]

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

4.2.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép

Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β

KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn

Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn.

4.2.1.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy Vì vậy, cần kiểm traquá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại

Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa

Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,8

+ Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại

σHMax không vượt quá một giá trị cho phép Nghĩa là:

KFL = mF FO

FE

NN

KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Thay vào công thức (4.10), (4.11) ta có:

[σH1] = [σH2] = [σH] = 1380/1,2 = 1150 (MPa)

[σF1] = [σF2] = 1000/1,5 = 666,67 (MPa)

* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σH1]Max =[σH2]Max =40.HRCm = 40.60 = 2400 (MPa)

* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σF1]Max =[σF2]Max =0,6.σch2= 0,6.950 = 570 (MPa)

4.2.2.2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiệnsau:

H w w2 HV

Do đó: ZR = 1

[σH]CX = 1150.0,95.1.1= 1092,5(MPa)

Ta thấy σH < [σH]

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

4.2.2.3 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép