thuyết minh về băng tải(đồ án)

Phần I: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BĂNG TẢI: Trong sản xuất nhiều ngành kinh tế quốc dân cần phải vận chuyển lượng lớn vật phẩm dạng cục, hạt, bột… quặng, đá, than, cát, sỏi…hoặc dạng vật phẩm có tính chất đặc biệt bao xi măng, bao đường, bao gạo…hoặc dạng thỏi lớn nặng thỏi thép nóng, khúc gỗ to… dạng dài thép, ống nhựa dài… dạng tấm thép, gỗ…Để vận chuyển loại vật phẩm nêu dùng loại trang thiết bị khác thuộc loại máy vận chuyển liên tục Đặc điểm loại máy vận chuyển liên tục là: - Không dùng cấu nâng; - Vật phẩm di chuyển theo hướng dòng chảy, rẽ nhánh dỡ tải đường; - Mỗi loại máy vận chuyển loại vật phẩm định; - Những máy thiết bị vận chuyển liên tục làm việc thời gian dài Làm việc liên tục mà không cần dừng lại tiếp liệu hay trút liệu nên cho suất cao ứng dụng rộng rãi Sau khảo sát tính toán thiết bị vận chuyển liên tục dùng rộng rãi nhà máy, xí nghiệp băng tải với yêu cầu vận chuyển thóc ( khô ) dặc điểm chung máy vận chuyển liên tục, băng tải có đặc điểm sau: - Cấu tạo đơn giản; - Có khả vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng kết hợp hai với khoảng cách lớn; - Làm việc êm, tiêu hao lượng không lớn lắm; - Tốc độ vận chuyển không cao; - Độ nghiêng băng tải nhỏ Khi vận chuyển thóc gạo, độ nghiêng không 180; - Không vận chuyển theo đường cong 1.1 Cấu tạo băng tải: Băng tải làm việc nhờ lực ma sát bề mặt băng đai tang dẫn Cấu tạo băng tải gồm băng đai vòng khép kín mắc qua tang dẫn tang bị dẫn Vì khoảng cách tang xa nên băng đai tì lên trục ( lăn ) trục ( lăn ) đặt giá máy Bộ phận căng đai đảm bảo đủ lực ma sát băng đai tang Bộ phận rải liệu bố trí phía đầu băng tải phận trút liệu làm chống dính bố trí cuối băng tải Tang dẫn nhận chuyển động quay từ động 10 thông qua trục nối đàn hồi 11 vào hộp giảm tốc 12 qua hệ thống đai truyền 13 tới tang dẫn 10 1.2 Tính toán thiết kế băng tải: 11 δ2 δΣ δ1 1.2.1 Chọn loại dây băng: 12 + Đai băng phận quan trọng băng tải, thực chức kéo tải vật liệu Do vậy, băng cần phải đảm bảo 13 chắc, dẻo, có độ co dãn nhỏ độ bền với môi trường tốt Để đảm bảo yêu cầu kĩ thuật tính kinh tế chung băng tải, ta chọn loại băng hãng DONGIL RUBBER Co LTD có kí hiệu NN 120: 650 x 3p x x loại băng có chất lượng cao có bán rộng rãi thị trường Việt nam với thông số kĩ thật sau: - Chiều rông băng B = 650 (mm); - Chiều dày lớp vỏ δ1 = (mm); - Chiều dày lớp vỏ δ2 = (mm); - Chiều dày tổng cộng băng SΣ = 8,4 (mm); - Vật liệu lớp sợi bọc nylon; - Số lớp băng lớp; - Lực kéo cho phép 120 kg/ 1cm2 lớp; - Khối lượng riêng m dài 6,8 kg/ m Đai băng làm vải ép cao su Phần cao su làm nhiệm vụ chống mài mòn liên kết phần lại với nhau, bảo vệ cho lớp lõi không bị phá hỏng tác dụng học môi trường bên Đặc điểm băng đai vải cao su là: - Nhẹ; - Độ bền cao; - Đàn hồi tốt, dễ uốn; - Chịu mài mòn chống ẩm; - Không chịu dầu 1.2.2 Tang dẫn động: Trong trình vận chuyển, băng thường bị di chuyển ngang gây lệch tâm nên gây tượng vật liệu dễ bị bắn toé rơi vãi Do vậy, để định tâm băng tang dẫn động tốt mặt tang cần chế tạo mặt trụ lồi Tang chế tạo gang đúc Đường kính tang dẫn xác định theo công thức: D ≥ k i Trong đó: i - Số lớp cốt: i = 3; k - Hệ số tính toán: k = 125 – 150; Ta có: D = ( 125 – 150 ) = 375 – 450 (mm) Chọn theo quy chuẩn: D = 400 (mm) Chiều dài tang dẫn xác định theo công thức: L = B + 2.C Trong đó: B - Chiều rộng băng đai: B = 650 (mm); C - Khoảng trống dự trữ mép băng đai không chở vật liệu: C = 60- 70 (mm); Chọn C = 65 (mm); Ta có L = 650 + 2.65 = 780 (mm) 1.2.3 Con lăn đỡ băng: Nhiệm vụ lăn đỡ băng tải Với loại vật liệu cần vận chuyển thóc khô thuộc loại vật liệu rời, nhánh ( nhánh có tải ) ta thiết kế băng đai lòng máng hàng lăn đỡ lăn Ở nhánh ( nhánh không tải ) hàng lăn đỡ lăn Mỗi hàng lăn gồm lăn đỡ nhánh có tải bố trí hình vẽ Con lăn đặt nằm ngang, lăn bên đặt nghiêng 20 so với mặt phẳng nằm ngang tạo thành hình lòng máng Đường kính lăn dcl chọn theo dãy tiêu chuẩn Theo DIN 22101 ta chọn đường kính lăn theo chiều rông băng đai B = 650 d cl = 89 (mm) Khoảng cách hàng lăn nhánh có tải xác định theo công thức: Lcl = A – 0,625B Trong đó: h1 = b b 520 tg ϕd = tg 0,65.ϕ = tg 0,65.200 = 109 (mm) 2 Với: ϕ - Góc đỗ tĩnh:ϕ = 200 ϕd – Góc đỗ động vật phẩm: ϕd = 0,65.ϕ Ta có F1 = 520.109 = 37796 (mm2)  h2 h1 A - Hằng số phụ thuộc vào khối lượng riêng vật liệu vận chuyển ρ Với ρ = 0,6 T/m3 A = 1750 (mm) B - Chiều rộng băng tải: B = 650 (mm) Ta có: Lcl = 1750 – 0,625.650 = 1343,75 (mm) Khoảng cách hàng lăn nhánh không tải xác định theo công thức: L’cl = 2.Lcl = 2.1343,75 = 2687,5 (mm) Khoảng cách hàng lăn nhánh có tải vị trí nhận liệu để giữ cho băng tải không bị chùng: L” cl = 0,5 Lcl = 0,5.1343,75 = 671,875 (mm) 1.2.4 Tính tiết diện ngang dòng vật liệu: Đối với đai hình lòng máng, tiết diện ngang dòng vật phẩm tính sau: Fn = F1 + F2 b Với giả thiết băng nằm sát vào bề mặt trục lăn F1 F2 Diện tích hình Parabol F = b.h1 a Trong đó: b = 0,8B = 0,8.650 = 520 (mm) Diện tích hình thang cân: F2 = ( a+ b ) h2 Trong đó: b = 520 ( mm ); a = 0,4.B = 0,4.650 = 260 ( mm ); h2 = ( b – a ) tg 200 = 47,3 ( mm ); 47,3 Ta có F2 = ( 520 + 260 ) = 18447 ( mm2 ) Diện tích tiết diện ngang dòng vật liệu: F = 56233,67 ( mm2 ) = 0,056 m2 1.2.5 Xác định vận tốc băng tải: Từ công thức xác định suất băng tải: Q = 3600.k.F.γ.v ( T/h ) Ta có v = Q ( m/s ) 3600.k.F.γ Trong đó: Q - Khối lượng vật phẩm chuyển qua tiết diện băng tải đơn vị thời gian: Q = 60 T/h; F - Diện tích tiết diện ngang dòng vật phẩm: F = 0,056m2 γ- Khối lương riêng vật phẩm: γ = 0,6 T/m3 k - Hệ số xét đến ảnh hưởng độ dốc băng tải: k = 0,95 60 ⇒v= = 0,52 ( m/s ) 3600.0,95.0,056.0,6 1.2.6 Xác định lực căng băng: Tính lực căng băng theo chu trình khép kín đơn giản hình vẽ: Lực căng băng phải thoả mãn diều kiện sau: S - Băng không bị trượt tang dẫn động thời kì khởi động chất S S =S đầy tải - Để đảm bảo S =S S =S điều kiện độ võng cho phép băng S =S tải lực căng băng v4 r3   v2 S2 r1 S1 nhỏ nhánh có tải phải lớn giá trị lực căng băng nhỏ cho phép băng Theo quan hệ lực căng băng chu trình khép kín: Lực căng ( cản ) vị trí so với lực căng ( lực cản ) vị trí biết trước xác định theo phương pháp “đuổi điểm ” với công thức: Si+1 = Si + S( i+1 )→ i; ( N ) Trong đó: Si+1; Si - lực căng đai điểm thứ i+1 thứ i;( N ) S( i+1 ) → i – lực cản chuyển động đoạn i đến i + 1; ( N ) Ta có:S4 = S3 + Wct; ( 1.1a ) S3 = S2.kdh; ( 1.1b ) S2 = S1+Wkt; ( 1.1c ) Trong đó: Các lực S1, S2, S3,S4 hình vẽ kdh - hệ số cản tang đổi hướng phụ thuộc vào góc ôm α; với α = 180 kdh = 1,04 Wkt - Lực cản chuyển động nhánh không tải; Wct - Lực cản chuyển động nhánh có tải; Từ quan hệ ( 1.1a ), ( 1.1b ), ( 1.1c ) ta rút ra: S4 = ( S1 + Wkt ).kdh +Wct ( 1.2 ) Tại tang dẫn, lực nhánh căng ( nhánh có tải ) nhánh chùng ( nhánh không tải ) thoả mãn công thức Ơle, xét tới điều kiện an toàn viết: S4.kc = S1.efα hay Sv1.kc = SR1.efα ( 1.3 ) Trong đó: Sv1- Lực căng nhánh căng có tải bắt đầu vào tiếp xúc tang dẫn SR1 - Lực căng nhánh chùng không tải khỏi tang dẫn kc - Hệ số an toàn căng băng đai, kc = 1,2 f - Hệ số ma sát băng đai tang Tra bảng – 16: f = 0,3 e – Cơ số tự nhiên, e = 2,7183 α - Góc ôm đai tang dẫn, α = π.180 180 = π = 3,14 ( rad ) Từ ( 1.2 ) ( 1.3 ) ta có: S = (S1 + Wkt ).k dh + Wct  S k c = S1 e fα Với: kdh = 1,04; kc = 1,2; ( 1.4 ) 10 e = 2,7183; f = 0,3; α = 3,14 rad; Ta xác định: + Lực cản chuyển động nhánh có tải: Wct = g.L [( q + qd + qcl ).ω.cosβ + ( q + qcl ).sinβ] Trong đó: g – Gia tốc trọng trường: g = 9,8 m/s2 L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m; qd - Khối lượng đai m dài: qd = 6,8 kg/m; qcl - Khối lượng phần quay lăn đỡ nhánh có tải: qcl = G cl 9,6 = = 7,1442 ( kg/m ) L cl 1,34375 Với: Gcl - Khối lượng phần quay lăn nhánh có tải: Gcl = 9,6 kg Lcl - Khoảng cách lăn đỡ nhánh có tải: SLcl = 1,34375 m 0,025 ω - Hệ số cản chuyển động đai lăn đỡ Tra bảng 9- 15: ω = β- Góc nghiêng đặt băng tải: β = 150 q - Khối lượng vật liệu m dài: q = Q 60 = = 32 ( kg/m ) 3,6.v 3,6.0,52 ⇒ Wct = 9,8.25.[( 32 + 6,8 + 7,1442 ).0,025.cos 150 + (32 + 7,1442).sin150] Wct = 2756,9 ( N ) + Lực cản chuyển động nhánh không tải: Wkt = g.L.[( qd + q’cl ).ω.cosβ + qd.sinβ )] Trong đó: g – Gia tốc trọng trường: g = 9,8 m/s2 L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m; qd - Khối lượng đai m dài: qd = 6,8 kg/m; q’cl - Khối lượng phần quay lăn đỡ nhánh có tải: q’cl = G ' cl ' L cl = 9,6 = 3,57 ( kg/m ) 2,6875 Với: G’cl = Gcl - Khối lượng phần quay lăn nhánh không tải: G’cl = 9,6 kg 11 L’cl - Khoảng cách lăn đỡ nhánh không tải: L’cl = 2,6875 m ω - Hệ số cản chuyển động đai lăn đỡ Tra bảng 9- 15: ω = 0,025 β- Góc nghiêng đặt băng tải: β = 150 ⇒ Wkt = 9,8.25.[( 6,8 + 3,57 ).0,025.cos 150 + 6,8.sin150 ] Wkt = 493 ( N ) Giải hệ phương trình ( 1.4 ) ta được: S = 6368( N)  S1 = 2979( N) Lực căng đai cực đại: Smax = 6368 ( N ) Kiểm tra lực căng băng nhỏ nhánh có tải: Để đảm bảo độ võng băng hàng lăn nằm giá trị cho phép Lực căng băng nhỏ nhánh có tải thoả mãn điều kiện: SCT ≥ [ SCT ]; ( 1.5 ) Với [ SCT ] = ( 5- ) ( q + qd ).g.Lcl Trong đó: Khối lượng vật liệu m dài: q = 32 kg/m; Khối lượng đai m dài: qd = 6,8 kg/m; Gia tốc trọng trường g = 9,8 m/s2; Khoảng cách hai hàng lăn: Lcl = 1,34375 m ⇒ [SCtmin ] = ( ÷ ) ( 32 + 6,8 ).9,8.1,34375 = 2557 ÷ 4090 ( N ) Lực căng băng nhỏ nhất: SCT = S3 = S2.kdh = ( Sr +Wkt ).kdh Với: Sr = S1 = 2979 ( N ); Wkt = 493 ( N ); kdh = 1,04; Hệ số cản tang đổi hướng ⇒SCTmin = ( 2979 + 493 ).1,04 = 3710( N ) Với [ SCT ] max = 4090 ( N ) SCT < [ SCT ] không thoả mãn điều kiện ( 1.5 ) Để thoả mãn điều kiện ( ) ta chọn SCT = S3 = 4090 ( N ) Bây ta tính lại giá trị ST Sr: Ta có S3 = S2 kdh = ( Sr + Wkt )kdh ⇒ Sr = ( S3 –Wkt.kdh ): kdh 12 ⇒ Sr = ( 4090 – 493.1,04 ):1,04 = 3439,7 ( N ) ST = S3 + Wkt = 4090+2757 = 6847 ( N ) 1.2.7 Kiểm tra độ bền băng: Độ bền băng kiểm nghiệm theo công thức: Ztt = [ m].S max B.[ S b ] ≤ Ztc ( 1.6 ) Trong đó: [m] - Hệ số dự trữ độ bền cho phép băng Tra bảng 7: [ m ] = Smax - Lực căng băng lớn nhất: Smax = 6847: 9,8 = 698,8 ( N ) B - Chiều rộng băng: B = 650 (mm) [Sb ] - Lực kéo cho phép ứng với cm chiều rộng lớp băng: [Sb ] = 120 kg/cm lớp = 12 (kg/mm) lớp Số lớp cốt tính toán: Ztt = 9.698,7 = 0,8 lớp 650.12 Số lớp cốt băng chọn: Ztc = lớp Vậy Ztt < Ztc thoả mãn điều kiện ( 1.6 ) 1.2.8 Xác định công suất tang dẫn động: Công suất tang dẫn động xác định theo công thức: Pt = Ft v ( Kw ) 1000 Trong đó: Lực vòng tang dẫn động: Ft = Scg – Sch Với: Scg = ST = 6847( N ) - Lực căng nhánh căng có tải bắt đầu vào tiếp xúc tang dẫn Sch = Sr = 3439,7 ( N ) - Lực căng nhánh chùng không tải khỏi tang dẫn ⇒Ft = 6847 – 3439,7 = 3407,3 ( N ) v - Vận tốc vận chuyển ( vận tốc vòng tang dẫn ): v = 0,52 m/s Công suất tang dẫn động: 3407,3.0,52 = 1,772 ( Kw ) Pt = 1000 1.2.9 Tính toán cấu căng băng: 13 + Bộ phận căng băng có nhiệm vụ tạo lực căng băng cần thiết băng, đảm bảo cho băng ôm chặt vào tang dẫn làm giảm độ võng băng theo chiều dài Bộ phận căng băng gồm có tang căng băng lắp gối trục có khả dịch chuyển Với chiều dài băng không lớn (chiều dài vận chuyển L = 25 m), tải trọng nhỏ, độ giãn dài băng không nhiều ta dùng phận căng đai vít.( hình vẽ ) Cơ cấu căng băng vít có cấu tạo đơn giản, kích thước khuôn khổ nhỏ,  trọng lượng nhỏ, giá thành hạ + Xác định lực kéo chạm căng băng: Trạm kéo căng băng bố trí phía đầu tang bị dẫn nên để đảm bảo độ căng băng lực kéo căng băng phải tổng lực căng băng đến khỏi tang kéo căng nên ta có: Fkc = S2 + S3 = ( Sr + Wkt ) + S3 Fkc = ( 3440 +493 ) + 4090 = 8023 ( N ) + Xác định đường kính bulông căng băng Đường kính trung bình ren xác định theo công thức: d2 ≥ Fa ( mm ) π.ψ H ψ h [ q ] Trong đó: Fa- Lực dọc trục: Fa = Fkc = 8023 ( N ) ψH - hệ số chiều cao đai ốc: ψH = 1,2 – 2,5 Chọn ψH = ( đai ốc nguyên) ψh - Hệ số chiều cao ren, với ren hình thang ψh = 0,5 [q] – Áp suất cho phép phụ thuộc vào vít đai ốc: [q] = 5- (MPa) (N/mm2) Lấy [q] = (MPa) với vật liệu thép – gang ⇒ d2 = 8023 = 22,6 ( mm ) π.2.0,5.5 Theo TCVN 44 – 63 chọn d2 = 24 (mm) bước ren t = (mm) Chiều dài ( hành trình ) làm việc vít lấy sau: Llv = ( 1- 1,5 )% L < 400 (mm) 14 Với T0 = 2,1 9,55.10 = 807367,15 ( Nmm ) 24,84 KHΣ = KC + K0Hβ – Với:c = 3: KC = 1,2; Theo hình 6.5 ta có Ψbd = 0,7: K0Hβ = 1,2; KHΣ = 1,2 + 1,2 – = 1,4 Đường kính vòng lăn: dw1= 77 130557,43.1,4.(2,092 + 1) 220,8 2.2,092.0,7.3 b Xác định thông số ăn khớp: - Chiều rộng vành răng: bw = ψbd.dw1 = 0,7.34,03 = 23,8 (mm) Lấy bw = 40 (mm) - Xác định môđun: b w 40 = = 2,67; 15 15 Lấy theo tiêu chuẩn m = 2,5 (mm) - Xác định khoảng cách trục: Aw ≥ 0,5.dw1.(u13 + 1) = 0,5.30,6.(2,092 + 1) = 47,26 Lấy A = 70 (mm) - Tổng số răng: 2A 2.70 = = 56 (răng) Zt = m 2,5 m= Số bánh trung tâm: Z1 = Zt 56 = = 18,1 u + 2,092 + Lấy Z1 = 18 Số bánh vệ tinh: Z3 = Z1.u13 = 18.2,092 = 37,7 Lấy Z3 = 38 - Xác định TST thực tế: utt = Z3 / Z1 = 38 / 18 = 2,111 Sai lệch TST: Δu = 2,111 − 2,092 100% = 0,9% 2,092 Sai lệch TST Δu < 4% thoả mãn điều kiện cho phép 117 = 30,6 (mm) Xác định đường kính vòng lăn: 2.A 2.70 = dw1 = = 45 (mm); u + 2,111 + dw3 = dw1.u = 45.2,111 = 95 (mm) c Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: σH = ZM.ZH.Zε 2.T1 K H (u + 1) b w u.d w1 Trong đó: Theo bảng 6.5[6]: ZM = 274 (MPa1/3) Theo bảng 3.5[6]: Tg βb = cos αt tg β Với αt = arc tg (tgα / cosβ) = arc tg ( tg20 / cos0 ) = 200 αtw = arc cos(a.cos αt / aw ) = αt = 200 Tg βb = cos αt tg β = cos 20.tg = ⇒ βb = 00 cos = 1,764 sin 2.20 ZH = εβ = b w sin β = m.π ⇒ Zε = − εα Gần xác định εα theo công thức: 1 εα = [1,88 – 3,2.( + ) ].cos β = 1,618 Z1 Z ⇒ Zε = − 1,618 = 0,891 Hệ số KH = KHβ.KHα.KHV Tra bảng 6.7[6]: KHβ = 1,0275; KHα = 1; KHV = 1+ γ b w d w1 2.T1 K Hβ K Hα 118 Với: γH = δH.g0.v Vận tốc vòng v = A u π.d w1 n π.45.(950 : 6,222) = = 0,362 ( m/s ) 60000 60000 δ H = 0,06; g0 = 56; ⇒ γH = 0,06.56.0,362 KHV = 1+ 70 = 2,111 7.40.45 = 1,05 2.130557.1,0275.1 ⇒KH = 1,0275.1.1,05 = 1,08 Ứng suất tiếp xúc: σH = 274.1,764.0,891 2.130557.1,08.(2,111 + 1) 40.2,111.45 Tính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ]cx = [σ H ].ZR.ZV.KXH Với độ nhám bề mặt Ra = 1,25 – 0,63 μm: ZR = ZV = 0,925.v0,05 = 0,88 KXH = ⇒ [σ H ]cx = 1220,8.0,88.1.1 = 1073,3 ( MPa ) Vậy [σH ] > σH thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc d Kiểm nghiệm độ bền uốn: Xác định ứng suất uốn chân răng: σF1 = 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m) ( MPa ) σ F2 = σ F1 ( YF3 / YF1 ) ( MPa ) Trong đó: T1 = 130557 ( Nmm ); m = 2,5 ( mm ) bw = 40 ( mm ); dw1= 45 ( mm ); Yε = 1/εα = 1/1,618 = 0,618 Yβ =1 119 = 975 ( MPa ) YF1 ; YF3 - Hệ số dạng bánh bánh 3; Tra theo bảng 6.18 [6] ta có: YF1 = 4,2; YF3 = 3,72 KF = KFβ.KFα.KFV Với: KFβ = 1,05; KFα = 1; KFV = 1+ γ b w d w1 2.T1 K Fβ K Fα Với: γF = δF.g0.v aw u δ F = 0,016; g0 = 56; v = 0,362 ( m/s ); aw = A = 70 mm; u = 2,111; ⇒ γF = 0,016.56.0,362 KFV = 1+ 70 = 1,87 2,111 1,87.40.45 = 1,0123 2.130557.1,05.1 KF = 1,05.1.1,0123 = 1,063 Ứng suất uốn chân là: 2.130557.1,063.0,618.1.4,2 σ F1 = = 160 ( MPa ) 40.45.2,5 σ F3 = 160 3,72 = 141,8 ( MPa ) 4,2 Tính xác lại ứng suất uốn cho phép: [σ F ]cx = [σ F ].YR.YS ( MPa ); Trong đó: YR = 1; YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,02; ⇒ [σ F1 ] = 484.1.1,02 = 493,68 ( MPa ) [σ F3 ] = 387.1.1,02 = 394,74 ( MPa ) Vậy σF < [σF ] Thoả mãn điều kiện ứng suất uốn cho phép 4.5.2 Tính cặp bánh ăn khớp trong: 120 a Xác định thông số ăn khớp bánh 4: - Số bánh 4: Z4 = Z1.e = 18.5,111 = 92 - Kiểm tra điều kiện lắp: Z1 + Z4 = k.c; Với c = 3; k số nguyên 18 + 92 = 110 = 3.k ⇒ k số nguyên Chọn Z4 = 93 răng, điều kiện lắp thoả mãn để đảm bảo khoảng cách trục A = 70 mm tính cần phải tiến hành dịch chỉnh bánh Xác định hệ số dịch chỉnh: xh = ( Z − Z ).[ inv(α tw ) − inv(α t )] 2.tgα Trong đó: αtw3 = 200; α = 200; Tra bảng P2.1, phụ lục ta có: inv(αtw3) = 0,022010; inv(αt ) = 0,014904 (93 − 38).[ 0,022010 − 0,014904] = 0,537 xh = 2.tg 20 Như ta có hệ số dịch chỉnh bánh số là: x4 = xh = 0,537 Xác định TST thực tế cặp bánh – là: Z 93 = u34 = = 2,4474; Z 38 Đường kính vòng lăn bánh 4: dw4 = 2.A.u 34 2.70.2,4474 = = 236,727 ( mm ); u 34 − 2,4474 − Theo bảng 6.28[6] ta có hệ số chiều rộng ψ bd4 = 0,1 – 0,18; b w4 = ψbd.dw4 = 23,7 – 42,6 ( mm ); Lấy bw4 = 43 mm b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σH = ZM.ZH.Zε 2.T2 K H (u 34 − 1) b w u 34 d w 34 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( bánh vệ tinh ): 121 dw3 = 2.A 2.70 = = 96,725 ( mm ) u 34 − 2,4474 − Theo bảng 6.5[6] ta có: ZM = 274 MPa1/3 ZH = cos β b ; sin 2.α t Với: tgβb = cos αt.tgβ αt = arc tg( tgα / cosβ ) = arc tg(tg20 / cos0) αt = 200 α tw = arc cos(a.cosαt / aw) = αt = 200; tg βb = cosαt tgβ = cos200.tg00 = βb = 0; ZH = cos = 1,764; sin 2.20 εβ = bw.sinβ / (m.π) = 0; ⇒ Zε = − εα Gần xác định εα theo công thức: εα = [Z3.tgαa3 – Z4.tgαa4 + (Z4 – Z3)tgαtw ] / (2.π) Với: αa3 = arc cos(db3 / da3) db3 = d3.cosα d3 = ( m.Z3 ) / cosβ = ( 2,5.38 )/cos0 = 95; db3 = 95.cosα = 95.cos20 = 89,27; da3 = d3 + 2.( + x3 – Δy ).m = 95 + 2.( + – ).2,5 = 100 ( mm ); αa3 = arc cos(89,27 / 100) = 26,785 αa4 = arc cos( db4 / da4 ) db4 = d4.cos α; d4 = ( m.Z4 ) / cosβ = (2,5.93) / cos0 = 232,5; db4 = 232,5.cos20 = 218,478; da4 = d4 + 2.(1 – x4 + Δy – K4 ).m K4 = 0,25 – 0,125.x2 = x4 = 0,537 < Δy = 0; da4 = 232,5 + 2.(1 – 0,537 – 0).2,5 = 234,815; 122 αa4 = arc cos( 218,478 ) = 21,499; 234,815 αtw = 200; Ta xác định được: 38.tg 26,785 − 93.tg 21,499 + (93 − 38) tg 20 εα = = 0,4; 2.π Do đó: Zε = − εα − 0,4 = = 1,094; 3 Mômen xắn trục 2: T2 = T1 u 13 130557.2,111 = = 91869 Nmm; c Hệ số tải trọng: KH = KHΣ.KHα.KFV; Với cặp bánh ăn khớp trong: K0Hβ = 1; Dùng bánh trung tâm tuỳ động: KC = 1,2; Do đó: KHΣ = K0Hβ + KC – = 1,2; Vận tốc vòng bánh vệ tinh cần: v3 = π.d w (n − n ) 60000 Theo bảng 6.24[6] ta có: n3 - n0 = v 32 = 2.5, ,111.24,84 2.e.n = = 62 ( v/p ); − 5,111 1− e 3,14.62.96,725 = 0,313 ( m/s ); 60000 γH = δH.g0.v aw u δ H = 0,004; g0 = 56; aw = A = 70 mm; u = 2,111; γH = 0,004.56.0,313 KHV = + 70 = 0,4 2,111 γHbwdw 0,4.43.96,725 = 1+ = 1,01; 2.T.K Hβ K Hα 2.91869.1.1,2 KH = 1.1,2.1,01 = 1,212; 123 Ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép là: σH = 274.1,764.1,094 2.91869.1,212.(2,4474 − 1) 43.2,4474.96,725 = 302,5 ( MPa ); Tính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ]cx = [σ H ].ZR.ZV Với: ZR= 1; ZV= 0,85.v0,1 = 0,85.0,3130,1 = 0,756 [σH ]cx = 554,5.1.0,756 = 420 ( MPa ); Vậy σH < [σH ] thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc c Kiểm nghiệm độ bền uốn: σF = 2.T2 K F Yε Yβ YF3 b w d w m Trong đó: T = 91869 Nmm; KF = KFβ.KFV.KFα Với: KFβ = 1,05; KFα = 1; Với bánh gia công đạt cấp xác cấp 8, vận tốc vòng v = 0,313 γ F b w d w m/s ta có: KFV = 1+ 2.T.K Fβ K Fα γF = δF.g0.v A u Với δF = 0,016; v = 0,313; g0 = 56; γF = 0,016.56.0,313 KFV = + 70 = 1,5 2,4474 1,5.43.96,725 = 1,03 2.91869.1,05.1 KF = 1,05.1,03.1 = 1,084 Với εα = 0,4 ta có: 1 = Yε = = 2,5 ε α 0,4 Với β = 0: Yβ = 1; Theo bảng 6.18[6] ta có: Với Z3 = 38: YF3 = 3,7; 124 Theo hình 6.6[6] Với Z4 = 93; x4 = 0,536; Zd = 20: YF4 = 3,37 Ta có ứng suất uốn chân : 2.91869.1,084.2,5.1.3,7 σF3 = = 177,2 ( MPa ) 43.96,725.2,5 σF4 = σF3 YF4 3,37 = 177,2 = 161,4 ( MPa ) YF3 3,7 Tính xác lại ứng suất uốn cho phép chân răng: [σF3 ] = 387.1.1,02 = 395 ( MPa ) [σF4 ] = 313,5.1.1,02 = 320 ( MPa ) Vậy σF < [σF ] thoả mãn điều kiện bền uốn d Kiểm nghiệm tải: σH Max = σH K qt σF Max = σF.Kqt ( MPa ) Với Kqt = ta có: σH Max1 = 975 = 1379 ( MPa ) σH Max4 = 303 = 428,5 ( MPa ) σF Max1 = 160.2 = 320 ( MPa ) σF Max4 = 177.2 = 354 ( MPa ) Ứng suất tải cho phép: [σH ]max1 = 2,8.σch = 2,8.1400 = 3920 ( MPa ); [σH ]max4 = 2,8.700 = 1960 ( MPa ) [σF ]max1 = 0,8.σch = 0,8.1400 = 1120 ( MPa ); [σF ]max4 = 0,8.700 = 560 ( MPa ) Vậy: σH max < [σH ]max; σFmax < [σF ]max Thoả mãn điều kiện bền tải 4.6 Chọn ổ lăn cho bánh vệ tinh: - Chọn ổ: Đường kính chân bánh vệ tinh là: df2 = dw2 – 2,5.m = 95 – 2,5.2,5 = 88,75 ( mm ) Chọn chiều dày vành bánh vệ tinh: H > 2.m = 2.2,5 = mm; Lấy H = mm Do đường kính ổ lăn: D = df2 – 2.H = 88,75 – 2.6 = 76,75 ( mm ) 125 Theo bảng 2.7[6] ta chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung kí hiệu ổ 306 với thông số sau: Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm 306 30 72 19 r, mm Đường kính bi, mm C, KN C0, KN 12,3 22 15,1 Xác định thời hạn sử dụng ổ: V.s Theo Q = K j  4.T1 K c    + Flt2  d w1.c  Trong đó: Hệ số kể đến vòng quay V = 1,2 với vòng quay Chọn hệ số an toàn s = 1,3 Chọn số ổ lăn bánh vệ tinh j = K0 = 1; Kc = 1,1; C = 3; T1 = 130557 Nmm; dw1 = 45 mm; Lực li tâm: Flt = 6,7.10-11.d32.bw.n02 A.λ0 Với: d3 = 95 mm; bw = 40 mm; n0 = 24,82 v/p; A = 70 mm; Khi đặt ổ bánh vệ tinh λ0 = 0,5; Ta có: Flt = 6,7.10-11.952.40.24,842.70.0,5 = 0,52 N 1,2.1,3  4.130557.1,1  Q=   + 0,52 = 6638 ( N ) 1.1 45.3   Thời hạn sử dụng ổ: 3 C  22  L=   =  = 36,4 ( Triệu vòng ) Q , 638     Do thời hạn sử dụng ổ tính là: 126 10 6.L Lh = 60.(n − n ) Với n3 – n0 = 62 ( v/p ) 10 6.36,4 Lh = = 9786 ( Giờ ) 60.62 4.7.Các thông số kích thước truyền: - Khoảng cách trục chia: A13 = 0,5.m.(Z1 + Z3) = 0,5.2,5.(18 + 38) = 70 mm; A34 = 0,5.2,5.(Z4 – Z3 ) = 0,5.2,5.(93 – 38) = 68,75 mm; - Khoảng cách trục lăn: Aw3 = 70 mm; Aw4 = 70 mm; - Môđun: m = 2,5 mm -Tỉ số truyền: u13 = 2,111; u34 = 2,4474; - Số bánh răng: Z1 = 18 răng; Z3 = 38 răng; Z4 = 93 răng; - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0; x3 = 0; x4 = 0,635; - Chiều rộng vành răng: bw1 = 40 mm; bw3 = 40 mm; bw4 = 43 mm; - Đường kính vòng chia: dc1 = m.Z1 = 2,5.18 = 45 mm; dc3 = m.Z3 = 2,5.38 = 95 mm; dc4 = m.Z4 = 2,5.18 = 232,5 mm; - Đường kính vòng đỉnh răng: da1 = dc1 + 2.m = 45 + 2.2,5 = 50 mm; 127 da3 = dc3 + 2.m = 95 + 2.2,5 = 100 mm; da4 = dc4 + 2.m = 232,5 + 2.2,5 = 227,5 mm; - Đường kính vòng lăn: dw1 = dc1 = 45 mm; dw3 = dc3 = 95 mm; dw4 = 2.A + dc3 = 2.70 + 95 = 235 mm; - Đường kính chân răng: df1 = dc1 – 2,5.m = 45 – 2,5.2,5 = 38,75 mm; df3 = dc3 – 2,5.m = 95 – 2,5.2,5 = 88,75 mm; df4 = dc4 + 2,5.m = 238,75 mm; 4.8 Tính toán cho truyền lại: Hộp giảm tốc gồm phần có cấu tạo nên ta cần tính cho phần hộp có chịu tải lớn thoả mãn cho phần hộp lại nên ta có kết cấu hộp gồm phần 4.9 Tính toán hiệu suất truyền động hộp giảm tốc: e −1 η214 = – φ e +1 Trong đó: φ = 2,3.f.( 1 + ) hệ số tổn thất ăn khớp chuyển Z1 Z động tương đối Với: f = 0,08 - Hệ số ăn khớp; 1 Ta có: φ = 2,3.0,08.( + ) = 0,015 18 38 Hiệu suất: η1 = η2 = η214 = – 0,015 4,222 − = 0,99 2,222 + Vậy hiệu suất truyền động hộp: η = η1.η2 = 0,99.0,99 = 0,98 4.10.Tính toán trục bánh răng: 4.10.1 Tính toán trục bánh số ( trục vào ) Sơ đồ tính toán: Mômen xoắn trục T = 21100 Nmm Xác định sơ đường kính trục: Ft Fr Mx l1 128 l2 l3 d≥ MX ; mm 0,2.[ τ] Trong đó: [τ] = 25 MPa - Ứng suất cho phép vật liệu trục d ≥3 21100 = 16,16 mm 0,2.25 Lấy d = 20 mm l1 = 0,5.( lm12 + b0) + k1 + hn Với lm12 = 40mm; Với d = 20 mm sơ chọn ổ 7204 có b0 = 14 mm; k1 = 10 mm; k2 = 10mm; k3 = 10 mm hn = 15 mm; ⇒ l1 = 0,5.(40 + 14 ) + 10 + 15 = 52 mm; l2 = 0,5.b0 + k3 + k2 + 0,5.bw = 0,5.14 + 10 + 10 + 0,5.40 = 47 mm; l3 = l2 = 47 mm; Xác định lực tác dụng lên trục: Mômen xoắn trục: Mx = 21100 Nmm; Lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng: 2.M x 2.21100 = Ft = = 938 ( N ) dc 45 Lực hướng tâm: Fr = Ft.tgα = 938.tg20 = 341 ( N ) Trên trục có lắp bánh trung tâm ăn khớp với bánh vệ tinh dặt cách 1200 nên tổng lực thành phần tác dụng lên trục không ΣFr = 0; ΣFt = 0; Trục vào chịu momen xoắn từ động lực tiếp tuyến từ khớp nối 2.T 2.21100 = Fkt = = 670 N; D0 63 Ft Ft Fr Fr Fr Ft Xác định mômen tương đương từ khớp nối: Mtd = M 2t + 0,75.M 2x = (670.52) + 0,75.21100 = 39334 Nmm; 129 Xác định xác đường kính trục: d= M td 0,1.[ σ] Với trục làm thép 40X có σb = 1000 MPa theo bảng 10.5[6] ta có: [σ] = 67 MPa d= 39334 = 18 mm; 0,1 67 Vậy lấy d = 20 mm 4.10.2 Trục bánh số 5: Mômen xoắn từ nhóm : Mx = 21100.2,11 = 44521 Nmm; Lực vòng Ft = 44521: 95 = 469 N; Mômen uốn M = 469.52 = Ft 24370 Nmm; Fr Mômen tương đương tác dụng lên trục: Mtd = 24370 + 0,75.445212 = 45612 Nmm; Ft Fr Đường kính trục: d= 45612 = 19 mm; 0,1.67 Lấy d = 20 mm 4.10.3 Trục bánh từ cần ra: Mômen xoắn trục: 2,1 9,55.10 = 807367 Nmm; M= 24,84 Lực vòng tác dụng lên trục: 807367 Ft = = 8499 N; 95 Momen uốn tác dụng lên trục: M = 8499.52 = 441927 Nmm; Mômen tương đương: Mtd = Ft Fr Mx l2 441927 + 0,75.807367 = 827152 Nmm; Đường kính trục: 130 l1 d= 827152 = 49,8 mm; 0,1.67 Lấy d = 50 mm; Trục bánh vệ tinh tới cần chịu mômen uốn với khoảng cách trục: l = k1 + k3 = 30 mm; Momen xoắn trục: M = 21100.e = 21100.5,222 = 107842 Nmm; 107842 = 459 N; Lực vòng Ft = 235 Mômen uốn: Mu = 459.30 = 13767 Nmm; Tính xác đường kính trục: d= M 0,1.[ σ] Với M = Mu = 13767 Nmm; d= 13767 = 12,7 Nmm; 0,1.67 Theo tính toán chọn d = 30 mm; 4.11 So sánh với HGT thường: So với hộp giảm tốc thường, hộp giảm tốc bánh hành tinh truyền tỉ số truyền lớn mà kích thước khuôn khổ không lớn hơn; hiệu suất truyền động cuả hộp cao nhiều so với hộp giảm tốc bánh thường Tuy nhiên, yêu cầu kĩ thuật việc chế tạo lắp ghép hộp cao, đồng thời vật liệu chế tạo chi tiết hộp bánh răng, trục thép hợp kim tốt có độ bền cao Việc sử dụng hộp giảm tốc bánh hành tinh có nhiều ưu điểm so với hộp giảm tốc bánh thường kích thước nhỏ, hiệu suất truyền động cao, tính ổn định làm việc Hết 131 ... căng băng: 13 + Bộ phận căng băng có nhiệm vụ tạo lực căng băng cần thiết băng, đảm bảo cho băng ôm chặt vào tang dẫn làm giảm độ võng băng theo chiều dài Bộ phận căng băng gồm có tang căng băng. .. tang dẫn 10 1.2 Tính toán thiết kế băng tải: 11 δ2 δΣ δ1 1.2.1 Chọn loại dây băng: 12 + Đai băng phận quan trọng băng tải, thực chức kéo tải vật liệu Do vậy, băng cần phải đảm bảo 13 chắc, dẻo,... thành hạ + Xác định lực kéo chạm căng băng: Trạm kéo căng băng bố trí phía đầu tang bị dẫn nên để đảm bảo độ căng băng lực kéo căng băng phải tổng lực căng băng đến khỏi tang kéo căng nên ta có: