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

Bước xích tx = 125 [mm]

II Tính toán và thiết kế bộ truyền động.

1 Tính dung tích của gầu.

Loại gầu được chọn là gầu có đáy tròn và sâu

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 :

B

Chiều dày má Đường kính

Chiều dài chốt ở mối nối Trong

D

Lớn nhất

l

Từ tâm xích đến đầu lớn nhất l1

Tải trọng phá huỷ không nhỏ hơn

N

Khối lượng

1 m xích có má thường không lớn hơn

kg

125 + 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

1 2

Bộ phận kéo của băng gầu gồm có 2 dãy xích

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)

1,15: Hệ số kể đến sự phân bố lực căng không đều

qx : Trọng lượng xích trên 1m dài (N/m)

= 4808 (N)

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

.

60 2

2

vl x x

q q g t Z

12 6 , 1 60 2

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.ηN t

(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

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

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

b = 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 :

D = (1,5 ÷ 1,8)d

Đĩa hoặc nan hoa dùng để nối Mayơ với vành răng

Chiều dày của đĩa:

C = (0,2 ÷ 0,3)b

= (0,2 ÷ 0,3).40,77 = 8,154 ÷ 12,231 Chọn C = 10 mm

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

1 2 3 4

5 6

7

Hình 3.4 Sơ đồ truyền động 1-Động cơ điện; 2-Khớp nối; 3-Hộp giảm tốc; 4-Khớp nối trục đàn 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

.

1000 60

= 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 :

Vận tốc quay, vg/ph

Mômenbánh đàkG.m2 cosϕ η %

Tỉ số truyền của toàn hệ thống.

i =

lv

dc

n n

= 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]

Mômen định mức trên trục đông cơ

Mdn = 9550 N n = 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]

( )

η

β

).

.(

375

)

.(

375

.

2

2 0 2

i M M

n D Q M

M

n GD t

t K

dc C t

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

ndc =1470 (vòng/phút)

MK : mômen khởi động trên trục động cơ (Nm)

Mt : mômen cản tĩnh trên trục động cơ (Nm)

(GD2)roto: mômen vô lăng của roto động cơ điện (Nm2)

(GD2)roto = 35,28 (N m2)

⇒ 375 (357 , 5 178 , 75) 23 0 , 8

1470 48296 , 0 48 , 7101 )

75 , 178 5 , 357 (

375

1470 4 , 89

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

).

.(

375

)

.(

375

.

i M M

n D Q M

M

n GD t

t ph

dc C t

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

ndc =1470 (vòng/phút)

Mph : mômen khởi phanh trên trục đĩa xích chủ động (Nm)

Mt : mômen cản tĩnh trên trục động cơ (Nm)

(GD2)roto: mômen vô lăng của roto động cơ điện (Nm2)

(GD2)roto = 35,28 (N m2)

2 23 75 , 178 23 , 562 375

8 , 0 1470 48296 , 0 48 , 7101 )

75 , 178 23 , 562 (

375

1470 4 , 89

+

+ +

=

kd

t

= 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

Tỉ số truyền: i = 23,21

Số vòng quay trục nhanh khi ứng với Pe= 25 kW là: n = 1500 vòng/phút.Khối lượng hộp giảm tốc: m = 210 kg

Đường kính trục vào (trục nhanh): d1 = 32 mm

Đường kính trục ra (trục chậm): d2 = 80 mm

260 594 80

Hình 3.6 Kích thước hộp giảm tốc

32

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

i

n D

60

.

π

=

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

Tính chính xác số vòng quay trên trục đĩa xích chủ động

nlv = n i dc

= 231470,21 = 63,33 (vòng/phút)

Năng suất thực tế của băng gầu nóng, CT (8-29) [01]

Q = 3,6 .t v 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 N n = 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

n N

= 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

F F

F r/2

A

F r/2

B C D E F

Hình 3.7 Biểu đồ mômen của trục

Các lực tác dụng lên trục

Lực vòng tại khớp nối trục

48 1 , 0

168 , 1992990

03 , 2720103

24 , 2102368

Tiết diện tại vị trí có hãm cóc

[ ]

3 1 ,

43 , 1523125

≥

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

1200

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

σ σ σ

σ

.

2 W

m a

τ τ

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

a a

k

n

τ ϕ τ β ε

τ

τ τ

τ

τ

.

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]

2 , 3

= σ

σ ε

k

⇒ =1+0,6 σ −1

σ τ

τ

ε ε

k k

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 dmm

b x hmm

tmm

n n

+

=

2 2

.

τ σ

τ σ

Với [n]: hệ số an toàn cho phép

Bảng kết quả tính thông số n

Tiết diện Đường kính

tiết diện dmm

Vậy hệ số an toàn của các tiết diện nằm trong giới hạn cho phép

Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Then dùng để truyền mômen từ khớp nối qua trục, từ trục qua đĩa xích Do đó ta cần phải kiểm ta về độ bền dập và độ bền cắt của then

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

x d

l k d

M

σ

.

2

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

2

(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]

b x hmm

kmm

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.

Phân loại

Phân loại ổ lăn, có các loại sau :

Ổ bi đỡ một dãy

Ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy

Ổ đũa trụ ngắn đỡ

Ổ đũa đỡ lòng cầu hai dãy

Ổ bi đỡ – chặn

Ổ đũa côn một dãy

Ổ bi chặn

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)

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

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

18000 33 , 63 75 , 714

Hình 3.9 Thông số ổ trục

1000

1616

b.Tính trục bị động.

Sơ đồ tính trục

A B C

D 376079,66

Hình 3.10 Biểu đồ mômen của trục

Các kích thước sơ bộ

F r

= ( )

4

13 , 2372

∑X = 0

0

Từ 2 phương trình trên ta tính được

66 , 376079

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

W

a = σmax = σmin = σ

σ σ σ

σ

.

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]

kmm

= 37607918760,66 = 20,05 N/mm2

Do trục chỉ chịu uốn nên chỉ tính hệ số bền theo sức bền uốn

05 , 20 2 , 3

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)

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

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

18000 33 , 63 205 , 145

r D

8 Tính và chọn các bộ phận còn lại.

a Chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục nhanh của hộp giảm tốc

Ta dùng khớp nối giữa trục động cơ với hộp giảm tốc là nối trục đĩa vì chúng có

cấu tạo đơn giản, kích thước không lớn

Mx: mômen xoắn danh nghĩa (Nm)

dc

dc x

mm

lmm

Môme

n vô lăng

Nm2

Khối lượng (kg)

Lực xiết cần thiết đối với mỗi bulông, CT (9-3) [04]

0

2

D f Z

M K

V ≥ x (Nm)

D0: đường kính vòng tròn đi qua tâm bulông

Z là số bulông, chọn z = 4

f là hệ số ma sát có thể lấy trong khoảng (0,15 ÷ 0,2),

lấy f = 0,18

K là hệ số tải trọng động, chọn k = 1,35

85 18 , 0

4

10 143 35

3 , 1

1 [N/mm2]

Bulông chế tạo bằng thép CT3