Đồ án thiết kế máy Thiết kế hệ thống băng tải di động (đầy đủ 5 bản vẽ CAD)

TUG-model 660 mobile belt loader Đây là một loại xe có kết hợp băng tải được sử dụng trong sân bay vớikích thước tương đối vừa phải đối với nhiệm vụ chuyển hàng hóa lên xe tải.Các chi ti

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Hồ Ngọc Khang Vinh 1614112 Phạm Đăng Duy Vũ 1614174 Tên đề tài: “Băng tải di động dùng trong nhà máy

xi măng”

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn

Giảng viên hướng dẫn ký tên

LỜI MỞ ĐẦU

Đồ án môn học thiết kế máy là một môn học quan trọng cho tất cả sinh viên Cơ

khí Qua môn học Chi tiết máy sinh viên đã có những kiến thức cơ bản về các cơ

cấu truyền động cơ bản Tuy nhiên, trong phạm vi môn học còn nhiều hạn chế vềmặc thực tiễn, do đó làm đồ án là cơ hội cho mỗi sinh viên trau dồi thêm kiến thực

tế trong lĩnh vực thiết kế và chế tạo máy

Xin gửi lời cảm ơn đến PGS.TS Nguyễn Tấn Tiến đã tận tình hướng dẫn nhómhoàn thành đồ án này trong suốt học kỳ vừa qua Những kiến thức học được từ môn

Đồ án Thiết kế máy là những kinh nghiệm quý giá cho mỗi thành viên trong nhóm

để có thể tiếp tục học tập rèn luyện cũng như vững vàng hơn trong con đường sựnghiệp sau này

Xin kính chúc thầy sức khỏe, hạnh phúc và có nhiều cống hiến hơn cho ngành

Cơ khí nói chung và Cơ điện tử nói riêng Hy vọng từ những điều thầy đã hướngdẫn cho từng sinh viên trong nhóm mỗi người sẽ gặt hái được những thành công sau

và đóng góp cho ngành trong tương lai sau này

Xin chân thành cảm ơn thầy!

MỤC LỤC

DANH SÁCH BẢNG

DANH SÁCH HÌNH

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN

Ngày nay nhu cầu về vận chuyển hàng hóa phát triển nhanh chóng thúcđẩy sự phát triển của các loại máy vận chuyển trong không gian côngnghiệp ngày càng mạnh mẽ Trong đó, băng tải công nghiệp là một trongnhững loại máy phổ biến, được chuyên hóa theo từng môi trường: đồngruộng, nhà máy, xí nghiệp, cảng tàu, sân bay v.v

Từ những nhu cầu thực tiễn về cụ thể về một loại băng tải di động dùng

để chuyển bao xi măng từ kho lên xe tải, nhóm quyết định thực hiện đồ ánvới chủ đề “Băng tải di động dùng trong nhà máy máy xi măng”

Sau đây là những quan sát ban đầu về các sản phẩm liên quan tương tựvới sản phẩm để lấy ý tưởng thiết kế Từ đó, nhóm đưa ra phương án thiết

kế cho sản phẩm và đặt ra các thông số tính toán cho từng cụm chi tiết

1.1 Các sản phẩm tham khảo trên thị trường

1.1.1 TUG-model 660 mobile belt loader

Đây là một loại xe có kết hợp băng tải được sử dụng trong sân bay vớikích thước tương đối vừa phải đối với nhiệm vụ chuyển hàng hóa lên xe tải.Các chi tiết có thể học hỏi từ model này là kích thước, chiều cao và gócnghiêng của băng tải, đồng thời một phần cách thức bố trí gầm băng tải đểvới cụm động cơ, hộp số và vi sai

Hình 1.1 Kích thước chung TUG 660

Hình 1.2 Chiều cao và góc nâng TUG 660

1.1.2 Hytrol-BA model portable folding booster belt conveyor

Một loại băng tải thông dụng dễ dàng tìm thấy trên thị trường Nhómtham khảo mẫu băng tải này ở vật liệu làm khung, vật liệu băng tải và cáctương quan kích thước khi nâng hạ băng tải

Hình 1.3 Các thông số kích thước của model BA-hytrol belt conveyor

1.2 Yêu cầu thiết kế:

Thiết kế hệ thống băng tải di động dùng trong nhà máy xi măng

1.2.1 Các thông số thiết kế chung

Bảng 1.1 Thông số thiết kế chung

Kích thước bao xi măng (mm) 720 x 480 x 80

1.2.2.1 Cơ cấu nâng hạ

Phương án 1: Cơ cấu nâng sử dụng bộ truyền bánh răng với vít - đai ốc

Ưu điểm:

- Kích thước nhỏ và khả năng truyền tải lớn

- Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy

- Hiệu suất cao

- Bộ truyền đai có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành thấp

- Bộ truyền đai có thể truyền động giữa hai trục khá xa nhau

- Bộ truyền êm không có tiếng ồn

- Đảm bảo an toàn cho động cơ khi quá tải

Nhược điểm:

- Bộ truyền đai có hiện tượng trượt nên tỉ số truyền không ổn định

- Bộ truyền có khả năng tải không cao, kích thước bộ truyền lớn, tuổithọ thấp

- Lực tác dụng lên ổ lớn có thể gấp 2,3 lần bộ truyền bánh răng

Phương án 3: Dùng xi lanh thuỷ lực

Ưu điểm:

- Mạch đơn giản, dễ lắp đặt tính toán

- Khả năng nâng tải lớn

1.2.2.2 Bố trí cầu truyền động

Do vấn đề chiều cao của mặt băng tải và kích thước các bộ phận nên cầudẫn động được đặt ở hai bánh xe trước

Phương án 1: truyền động cầu sau, lái bánh trước

- Lực bám yếu do trọng lực xe dồn vào hai bánh trước

Phương án 2: truyền động cầu trước, lái bánh sau

- Hệ thống lái khó điều khiển

- Chỉ cua ổn định ở vận tốc thấp, ở vận tốc cao rất dễ bị trượt bánh

Từ các nhận xét trên, với vận tốc thấp và chiều cao mặt băng tải thấp, tachọn phương án 2

1.2.2.3 Cơ cấu lái

Phương án 1: Chỉ lắp 4 bánh xe đơn giản cho phần đế , việc di chuyểnhoàn toàn bằng tay

Ưu điểm: đơn giản, tiết kiệm

Nhược điểm:

- Phương án này tốn công cho công nhân

- Gặp bất lợi khi cần dịch chuyển khi băng tải đang chở nặng

Phương án 2: Điều khiển tốc độ 2 bánh truyền động cho xe bằng cách sửdụng 2 động cơ servo điều khiển tốc độ cho 2 bánh xe truyền động theothuật toán chia tốc độ ứng với hướng cua

- Không thỏa mãn nguyên tắc Ackerman nên bánh xe có ma sát

trượt với nền, mau mòn, chỉ phù hợp khi chạy tốc độ thấp

- Thiết kế bộ điều khiển cho 2 bánh phức tạp dễ bị lỗi

- Góc lái nhỏ

Phương án 3: Điều khiển bằng một động cơ DC servo tác động lên cơcấu hình thang lái qua 1 hộp số trục vít bánh vít:

- Phải đầu tư cho thiết kế và chế tạo

Từ những nhận định trên và yêu cầu của đồ án, ta chọn phương án thứ 3

1.2.3 Các cơ cấu chính có trong sản phẩm

Cụm băng tải:

- Động cơ AC truyền động chính

- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng

- Bộ truyền xích

- Khung băng tải, trục tang, băng tải, cơ cấu căng băng

Cơ cấu nâng hạ băng tải

- Động cơ AC

- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng

- Cơ cấu chấp hành tuyến tính (linear acuator)

Cơ cấu lái

Hình 1.4 Sơ đồ động chung

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ BĂNG TẢI

2.1 Thông số đầu vào

Độ cao tang chủ động: 0,6 m

Độ cao tang bị động: 1,3 m – 2,3m

Khoảng cách theo phương ngang: 5 m

Tốc độ dây băng tải

Năng suất băng tải

Vật liệu tải: Bao xi măng 50kg, kích thước 730 x 420 x 80 mm

Góc nghiêng băng:

2.2 Chọn dây băng

Với chiều rộng hàng , ta chọn chiều rộng dây băng theo tiêu chuẩn:

Chọn sơ bộ loại băng tải cao su cốt vải, độ dày của băng 5mm

Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng hàng:

Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng các phần chuyển độngcủa băng:

Trong đó:

: Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng băng:

: Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng phần quay của conlăn ở nhánh có tải và không tải

Với B = 500mm, chọn chiều dài con lăn 600mm, đường kính con lăn đỡ

63 mm, khối lượng phần quay con lăn theo bảng tra ta có

Chọn số con lăn đỡ một bao tải là 3, ta có khoảng cách giữa 2 con lăn ởnhánh chịu tải , ở nhánh không tải lấy lớn gấp 3 lần nhánh có tải

Ta có

: lực căng của dây băng tại điểm thứ i

: lực căng của dây băng tại điểm thứ i + 1

: lực cản tại đoạn giữa hai điểm kế tiếp nhau thứ i và thứ (i+1)

: chiều dài vận chuyển theo phương ngang (m)

: chiều cao vận chuyển (m)

: hệ số cản chuyển động đối với ổ lăn

- Điểm 3:

- Điểm 4:

Trong đó

: lực căng trên đoạn có tải (kg)

: hệ số cản chuyển động đối với ổ lăn

Mặt khác ta có quan hệ giữa lực căng tại điểm đầu và điểm cuối trên dâybăng:

Trong đó:

�: hệ số bám giữa dây băng cao su và tang thép,

: góc ôm của dây băng trên tang chủ động,

Ta có lực căng phân bố trên băng:

Bảng 2.2 Phân bố lực căng trên băng với

Hình 2.6 Phân bố lực căng trên băng tảiTrường hợp góc nghiêng băng là 21,1 độ:

Tương tự như trường hợp 9,2 độ, ta có lực căng phân bố trên băng nhưsau:

Bảng 2.3 Phân bố lực căng trên băng với

Chọn số lớp cốt vải:

Trong đó:

: Hệ số dự trữ bền kéo của băng

: Lực căng tính toán lớn nhất của băng (kg)

: Chiều rộng băng (cm)

: Lực kéo cho phép của một lớp vải trên 1 cm chiều rộng (kgf/cm)

Vậy ta chọn số lớp cốt vải là 2 Độ dày lớp cao su mặt làm việc là1,5mm, mặt không làm việc là 1mm

2.3 Kiểm tra độ võng của băng

Ở nhánh có tải, ta có độ võng của băng:

Ở nhánh không tải, ta có độ võng của băng:

Vậy băng đã chọn thỏa điều kiện về độ võng

Bảng 2.4 Thông số loại băng

Loại băng Chiều

rộng (m) Loại cốt vải

Sốlớpcốtvải

Độ dàybăng(mm)

Băng cao

su cốt vải 0,5

EP250(Polyester

2.5 Chọn con lăn

Theo tiêu chuẩn, sử dụng con lăn đỡ đường kính 63mm

Chiều dài con lăn B + 100 = 600mm

Khoảng cách giữa 2 con lăn nhánh chịu tải là 0,35 m, giữa 2 con lănnhánh không tải là 1,05 m

Số con lăn ở mặt làm việc , ở mặt không làm việc

Bảng 2.6 Thông số con lănĐường kính

2.6 Thiết bị căng băng

Với băng tải dài 5m, sử dụng thiết bị căng băng là vít căng băng

Ứng suất kéo tại mặt cắt vít:

Chọn sơ bộ ren M20,

Số vòng ren vít trong đai ốc:

Lấy số vòng ren là 4

Chiều cao đai ốc:

Đai ốc M20 theo tiêu chuẩn chiều cao là 16mm nên thỏa điều kiện.Hành trình của thiết bị căng băng:

Với k = 0,015 là hệ số giãn dài của dây băng

Bảng 2.7 Thông số căng băngLoại thiết bị Ren căng vít Hành trình (mm)

2.7 Trục tang:

Chọn vật liệu là thép C45 tôi cải thiện

Momen của bộ truyền xích tác dụng lên trục:

– chiều dài tang trống:

t – chiều dài trục lắp ổ

b – chiều dài trục lắp moay ơ bánh xích,

Hình 2.7 Kích thước trục tangPhân tích các lực tác dụng lên trục:

Hình 2.8 Các lực tác dụng lên trụcTrong đó:

– Lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục

– Momen xoắn của bộ truyền xích tác dụng lên trục

– Lực căng của dây đai

– Trọng lượng của tang tác dụng lên trục

– Momen cản

– Phản lực tại gối trục

Biểu đồ ứng suất trên trục:

Hình 2.9 Biểu đồ ứng suất trên trục tangMomen uốn tổng:

Với d = 45mm ta thấy trục dư bền Chọn d = 35mm

Lặp lại quá trình tình toán, ta có

Vậy chọn

2.8 Chọn ổ bi

Với đường kính trục đã tính, chọn ổ bi đỡ với

Tải trọng hướng tâm tại các vị trí lắp ổ lăn:

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

Khả năng tải động tính toán:

Tải trọng tĩnh quy ước

Với ổ bi cho tang trống, ta chọn loại ổ bi đặc biệt gắn trong các gối đỡ(insert Y bearing), cùng với điều kiện , ta chọn ổ bi:

Bảng 2.8 Thông số ổ bi

CHƯƠNG 3 HỘP GIẢM TỐC TRUYỀN ĐỘNG BĂNG TẢI

3.1 Tính toán công suất động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền động

3.1.1 Hiệu suất chung của cả hệ thống

ch nt br ol tx 0,98.0,97 0,99 0,96 0,85

3.1.2 Công suất cần thiết của động cơ

Số vòng quay của tang trống trong một phút

Pđc = 1,35 (kW)

3.1.3 Bảng đặc tính kĩ thuật của động cơ

Tỉ số truyền chung:

dc ch ct

Ta chọn động cơ điện dạng 4A và Đ theo tiêu chuẩn GOST có công suất

P = 1,5 (kW) với số vòng quay và phân bố tỉ số truyền theo bảng 1.1

Bảng 3.9 Động cơ và phân phối tỉ số truyềnCông

suất

(kW)

Số vòngquay động

cơ (vg/ph)

Tỉ sốtruyềnchung, uch

Cặp bánhrăng 1 Cặp bánhrăng 2 Bộ truyềnxích

Bảng 3.10 Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động

Số vòng quay

Momen xoắn

PT

2 n60

= π

3.2 Thiết kế các bánh răng trong hộp số

3.2.1 Số liệu ban đầu

2- Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 40Cr được tôicải thiện Chọn độ rắn trung bình HB1 = HB3 = 300 cho bánh dẫn, HB2 =HB4 = 250 cho bánh bị dẫn

Số chu kì làm việc tương đương:

N =60.c.n L 60.1.444, 44.12000 32.10= =

(chu kì)

N =60.c.n L 60.1.444,44.12000 32.10= =

(chu kì)7

N =60.c.n L 60.1.141,09.12000 10,16.10= =

(chu kì)8

N =60.c.n L 60.1.1400.12000 10,08.10= =

(chu kì)7

N =60.c.n L 60.1.444,44.12000 32.10= =

(chu kì)7

N =60.c.n L 60.1.444, 44.12000 32.10= =

(chu kì)7

(MPa)Ứng suất tiếp xúc cho phép

HL H1 OH lim

[σ ] = 0,5([σ ] + σ[ ] )

2 20,5.(548,18 466,36 ) 508,92

1 H 3

(mm) và aω2 =100

(mm)6- Modun răng: m1=(0,01 0,02)a÷ ω1=0,8 1,6÷

Ta chọn m1 = 1,25 (mm), m2 =(0,01 0,02)a÷ ω2 = ÷1 2

Ta chọn m2 =1,5 (mm)

7- Tổng số răng của cặp bánh răng 1:

z =128 31 97− =

(răng)Tổng số răng của cặp bánh răng 2:

z =134 32 102− =

(răng)8- Tỉ số truyền sau khi chọn số răng

2 1

1 1 1

H lim HL R V I xH H

3 3

2 F4 F FV F3

Tỉ số truyền u1

u2

3,153,15

Số vòng quay (vg/ph) n1

n2

1400444,44Khoảng cách trục (mm) aω1

2

aω

80100

Modun m1

m2

1,251,5

2- Chọn vật liệu cho các trục là thép C35, chọn sơ bộ ứng suất xoắn chophép là

[ ] 20τ =

(MPa)3- Xác định đường kính sơ bộ

Trục I:

1 3 1

Trục II:

2 3 2

vị trí lắp ổ lăn và d3 = 24 (mm) tại vị trí lắp bộ truyển xích

Theo bảng 10.3, ta chọn f = 60 (mm) trên trục I và III

3.3.4 Biểu đồ momen uốn và xoắn

Ay r1 By

R =F −R =171,91 45,08 126,83− =

(N)Trong mặt phẳng Oxz, cân bằng momen tại A

R =F −R =472,31 123,85 348, 46− =

(N)

Hình 3.11 Sơ đồ phân tích lực và biểu đồ momen trên trục I

Ay r 2 By r3

R =F +R −F = −171,91 170,22 410,52 68,39− + =

(N)Trong mặt phẳng Oxz, cân bằng momen tại A

R 112,5 F 29,5 F 59= +

(N)Bx

Hình 3.12 Sơ đồ phân tích lực và biểu đồ momen trên trục II

R =F −R =1127,94 591,54 536,4− =

(N)

Hình 3.13 Sơ đồ phân tích lực và biểu đồ momen trên trục III

3.3.5 Tính toán độ bền mỏi trục I

Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí C

Momen uốn tại C

M = M +M = 3,74 +10, 28 =10,94

(Nm)Momen xoắn tại C: T = 9,21 (Nm)

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

3 c

M 10W

C

14,56 [ ] 80db(l b) 12.5(28 5)

(MPa)Momen cản xoắn

, Kτ =1,5

với σ =B 510 600<

(MPa)

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thoả.

Kiểm nghiệm then

Bảng 3.12 Bảng kiểm nghiệm then trục I

Momen

T, (Nm)

dσ(MPa)

Cτ(MPa)

Momenchống uốn W

Momencản xoắnW0

Momen uốn tại D

M = M +M = 9,11 +38, 27 =39,34

(Nm)Momen xoắn tại C: T = 27,07 (Nm)

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

3 c

M 10W

, Kτ =1,5

với σ =B 510 600<

(MPa)Theo bảng 10.4, ta chọn ε =σ 0,91

và ε =τ 0,89

Hệ số ψ =σ 0,025

và ψ =τ 0,0175

theo hình 2.11Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thoả

Kiểm nghiệm then

Bảng 3.15 Bảng kiểm nghiệm then trục II

Momen

T, (Nm)

dσ(MPa)

Cτ(MPa)

Bảng 3.17 Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục II

3.3.7 Tính toán độ bền mỏi trục III

Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí B

Momen uốn tại B

(Nm)Momen xoắn tại B: T = 81,9 (Nm)

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

3 c

M 10W

σ = σ =

Trục có hai then, với đường kính d = 24 (mm), ta chọn then có chiềurộng b = 10 (mm); chiều cao h = 8 (mm); chiều sâu rãnh then trên trục t = 5(mm); chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 = 3,3 (mm) Khi đó:

Ứng suất xoắn

3 0

chọn Kσ =1,75

, Kτ =1,5

với σ =B 510 600<

(MPa)Theo bảng 10.4, ta chọn ε =σ 0,91

và ε =τ 0,89

Hệ số ψ =σ 0,025

và ψ =τ 0,0175

theo hình 2.11Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thoả

Kiểm nghiệm then

Bảng 3.18 Bảng kiểm nghiệm then trục III

Đường

kính (mm) Then (mm) Chiều dàithen l,

(mm)

Chiều dàilàm việccủa thenl1, (mm)

C =Q L 134,6 1008 1349,61= =

(N)8- Ta chọn ổ cỡ siêu nhẹ vừa có kí hiệu 1000902

C =Q L 1137,86 1008 9427, 41= =

(N)8- Ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa có kí hiệu 104

1

C =Q L =2489,54 1008 =24901,74

(N)

8- Ta chọn ổ cỡ nhẹ vừa có kí hiệu 206.

3.5 Thiết kế vỏ hộp, chi tiết phụ và chế độ lắp trong hộp

3.5.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

Vỏ hộp giảm tốc là một chi tiết máy quan trọng trong hộp giảm tốc, nóđảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết máy, các bộ phận máy, tiếp nhậntải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệcác chi tiết máy khỏi bụi bặm

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao, khối lượng nhỏ, nên

ta chọn vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX15-32chế tạo bằng phương pháp đúc

Vỏ hộp giảm tốc gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

Bảng 3.21 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp

cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

E2 = 11Xác định ở dướiMặt đế

Z = 4Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2