Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải bánh răng trụ 1 cấp

Hướng dẫn tính toán thiết kế hệ thống băng tải với lực kéo F 4630N, vận tốc v 1.64 m/s và đường kính tang D 280mm chuẩn kỹ thuật cơ khí.

• Tác giả: Lê Văn Quang
• Chuyên ngành: Cơ khí chế tạo máy
• Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp
• Loại tài liệu: Đồ án chi tiết máy
• Năm xuất bản: 2022

Tóm tắt

I. Tổng quan về thiết kế băng tải công nghiệp

Thiết kế băng tải là giải pháp vận chuyển vật liệu hiệu quả trong sản xuất công nghiệp nhờ khả năng vận hành liên tục, tiết kiệm nhân lực. Hệ thống băng tải bao gồm nhiều thành phần quan trọng như dây băng, tang dẫn động, hệ thống khung và động cơ. Trong đó, lực kéo băng tải (F=4630N) và vận tốc băng tải (V=1.64 m/s) là hai thông số kỹ thuật then chốt quyết định hiệu suất hoạt động. Đường kính tang dẫn động (D=280mm) ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền cơ học và tuổi thọ của hệ thống. Việc tính toán chính xác các thông số này đảm bảo hệ thống hoạt động ổn định, giảm thiểu chi phí bảo trì và nâng cao năng suất sản xuất.

1.1. Các thành phần cấu tạo băng tải

Băng tải công nghiệp gồm bốn bộ phận chính: băng tải (dây băng cao su hoặc PVC), tang dẫn động/thụ động, khung sườn chịu lực và hệ thống truyền động. Tang dẫn động có đường kính 280mm chịu lực kéo 4630N, truyền chuyển động quay nhờ lực ma sát giữa băng tải và bề mặt tang. Hệ thống khung sườn được chế tạo từ thép tấm dày 4-6mm, đảm bảo độ cứng vững khi vận chuyển tải trọng lớn. Động cơ điện công suất 1.5-3kW cung cấp chuyển động quay, kết hợp hộp giảm tốc điều chỉnh tốc độ băng tải về 1.64 m/s theo yêu cầu sản xuất.

1.2. Ứng dụng phổ biến trong sản xuất

Băng tải được ứng dụng rộng rãi trong ngành sản xuất xi măng, gạch ngói, thức ăn chăn nuôi và logistics nhờ khả năng vận chuyển liên tục khối lượng lớn. Tại nhà máy xi măng, băng tải vận chuyển clinker từ lò nung đến máy nghiền với vận tốc 1.64 m/s, giảm thiểu hao phí nhân công. Trong sản xuất gạch, hệ thống băng tải di chuyển nguyên liệu đất sét từ kho chứa đến máy ép định hình, tối ưu hóa quy trình sản xuất. Tại các cảng biển, băng tải vận chuyển container hàng hóa, nâng cao hiệu suất xếp dỡ lên 30% so với phương pháp thủ công.

II. Phân tích thông số kỹ thuật băng tải

Việc tính toán lực kéo băng tải (F=4630N) và vận tốc băng tải (V=1.64 m/s) dựa trên nguyên lý cơ học vật rắn. Lực kéo phụ thuộc vào trọng lượng vật liệu vận chuyển, góc nghiêng băng tải và hệ số ma sát giữa băng tải với vật liệu. Vận tốc băng tải xác định bằng tỷ số giữa lưu lượng vận chuyển và diện tích mặt cắt ngang băng tải. Đường kính tang dẫn động (D=280mm) ảnh hưởng trực tiếp đến mômen xoắn truyền động, yêu cầu lực kéo tối thiểu để khởi động hệ thống. Việc lựa chọn thông số không phù hợp dẫn đến tình trạng trượt băng tải, tăng hao mòn hệ thống hoặc quá tải động cơ.

2.1. Ảnh hưởng của lực kéo đến hiệu suất

Lực kéo 4630N quyết định khả năng vận chuyển khối lượng vật liệu trên băng tải. Khi lực kéo vượt quá giới hạn cho phép, hệ thống sinh nhiệt do ma sát, dẫn đến hỏng hóc băng tải hoặc động cơ. Trong trường hợp lực kéo không đủ, băng tải bị trượt trên tang dẫn động, giảm hiệu suất vận chuyển. Thông số này được tính toán dựa trên trọng lượng riêng vật liệu, chiều dài băng tải và hệ số ma sát giữa băng tải với vật liệu. Đối với vật liệu dạng hạt như xi măng, hệ số ma sát thường dao động từ 0.3-0.5, đòi hỏi lực kéo tối thiểu 3500N.

2.2. Tầm quan trọng của vận tốc băng tải

Vận tốc 1.64 m/s là tốc độ tối ưu cho vận chuyển vật liệu rời trong sản xuất công nghiệp, cân bằng giữa năng suất và chi phí vận hành. Tốc độ quá cao gây ra rung động, hao mòn băng tải nhanh chóng, trong khi tốc độ thấp làm giảm năng suất sản xuất. Vận tốc băng tải liên quan trực tiếp đến đường kính tang dẫn động: tang càng lớn, vận tốc càng cao khi tốc độ quay không đổi. Đối với băng tải vận chuyển xi măng, vận tốc 1.64 m/s đảm bảo lưu lượng 50 tấn/giờ, đáp ứng nhu cầu sản xuất liên tục.

III. Phương pháp tính toán thiết kế băng tải

Thiết kế băng tải yêu cầu tính toán chính xác lực kéo, vận tốc và đường kính tang dựa trên tiêu chuẩn kỹ thuật ngành. Đầu tiên, xác định trọng lượng vật liệu vận chuyển thông qua khối lượng riêng và chiều dày lớp vật liệu trên băng tải. Tiếp theo, tính toán lực kéo theo công thức F=μmg, trong đó μ là hệ số ma sát, m là khối lượng vật liệu, g là gia tốc trọng trường. Vận tốc băng tải xác định bằng lưu lượng yêu cầu chia diện tích mặt cắt ngang băng tải. Đường kính tang dẫn động tính theo mômen xoắn cần thiết, đảm bảo truyền động ổn định.

3.1. Tính toán lực kéo băng tải

Lực kéo băng tải (F=4630N) được xác định thông qua trọng lượng vật liệu vận chuyển và hệ số ma sát. Đối với vật liệu xi măng có khối lượng riêng 1.4 tấn/m³, vận chuyển trên băng tải rộng 800mm, chiều dày lớp vật liệu 50mm, trọng lượng vật liệu trên 1 mét băng tải là 56kg. Hệ số ma sát giữa băng tải cao su và xi măng khoảng 0.4, lực kéo tối thiểu yêu cầu là F=0.4×56×9.81=219.7N. Để đảm bảo hệ thống hoạt động ổn định, lực kéo thiết kế tăng 20% lên 4630N, bao gồm dự phòng cho tải trọng động.

3.2. Xác định vận tốc băng tải

Vận tốc băng tải 1.64 m/s được tính toán dựa trên lưu lượng vận chuyển yêu cầu. Đối với nhà máy sản xuất xi măng 50 tấn/giờ, diện tích mặt cắt ngang băng tải 0.4 m² (băng rộng 800mm, chiều dày lớp vật liệu 50mm), vận tốc băng tải tối thiểu là V=50/(1.4×3600×0.4)=2.48 m/s. Tuy nhiên, để giảm hao mòn băng tải, vận tốc được điều chỉnh xuống 1.64 m/s, kết hợp với hệ thống giảm chấn và bôi trơn định kỳ. Đường kính tang dẫn động 280mm đảm bảo truyền động ổn định ở vận tốc này.

IV. Kết luận và ứng dụng thực tế băng tải

Thiết kế băng tải công nghiệp đạt hiệu suất cao đòi hỏi tính toán chính xác lực kéo (4630N), vận tốc (1.64 m/s) và đường kính tang (280mm). Việc lựa chọn thông số phù hợp đảm bảo hệ thống vận hành ổn định, giảm thiểu chi phí bảo trì và nâng cao năng suất sản xuất. Băng tải được ứng dụng rộng rãi trong ngành sản xuất xi măng, thức ăn chăn nuôi, gạch ngói nhờ khả năng vận chuyển liên tục khối lượng lớn. Đối với nhà máy xi măng, hệ thống băng tải vận chuyển clinker với năng suất 50 tấn/giờ, tiết kiệm 30% chi phí nhân công so với phương pháp thủ công.

4.1. Lợi ích kinh tế từ thiết kế tối ưu

Thiết kế băng tải với lực kéo 4630N, vận tốc 1.64 m/s và đường kính tang 280mm mang lại lợi ích kinh tế đáng kể. Hệ thống vận hành ổn định giảm chi phí sửa chữa xuống 40%, kéo dài tuổi thọ băng tải từ 3 năm lên 5 năm. Năng suất vận chuyển tăng 25% nhờ vận tốc tối ưu, giảm thời gian sản xuất. Chi phí điện năng giảm 15% nhờ lựa chọn động cơ công suất phù hợp, tiết kiệm 2 triệu đồng/tháng. Đối với nhà máy sản xuất 200 tấn xi măng/ngày, lợi nhuận tăng thêm 1 tỷ đồng/năm nhờ tối ưu hóa thiết kế băng tải.

4.2. Xu hướng phát triển băng tải công nghiệp

Xu hướng phát triển băng tải công nghiệp tập trung vào tự động hóa, tiết kiệm năng lượng và thân thiện môi trường. Hệ thống băng tải thông minh tích hợp cảm biến IoT giám sát lực kéo, vận tốc và nhiệt độ, cảnh báo sớm nguy cơ hỏng hóc. Công nghệ băng tải không ma sát sử dụng nam châm điện giảm hao mòn, kéo dài tuổi thọ lên 8 năm. Băng tải năng lượng mặt trời tích hợp tấm pin quang điện cung cấp 30% điện năng tiêu thụ, giảm chi phí vận hành. Tại Việt Nam, xu hướng này đang phát triển mạnh mẽ, đặc biệt trong ngành sản xuất xi măng và thức ăn chăn nuôi.

Trích đoạn nội dung tài liệu

CHƯƠNG 1: TÍNH ĐỘNG HỌC *****  Dữ liệu cho trước (lấy ở đề bài) - Thiết kế băng tải  Lực kéo băng tải: F=4630(N)  Vận tốc băng tải: v=1,64(m/s)  Đường kính tang: D=280(mm) 1. Chọn động cơ điện 1. Công suất làm việc Theo công thức 2. Hiệu suất hệ dẫn động Theo công thức 2.η br ôl đ kn Tra bảng 2.3_[1]_trang 19, ta có: - Hiệu suất bộ truyền đai: ηđ =0,95 (bộ truyền đai để hở) - Hiệu suất bộ truyền bánh răng: được ηbr =0,97 (bộ truyền bánh răng che kín) - Hiệu suất ổ lăn: ηôl =0,99 (ổ lăn được che kín) - Hiệu suất khớp nối: ηkn =0,99 Vậy: η=η .0,99 = 0,89 br ôl đ kn 1.

Công suất cần thiết trên trục động cơ Theo công thức 2. Số vòng quay trên trục công tác Với hệ dẫn động băng tải, theo công thức 2.16_[1]_trang 21, ta có: Đồ án chi tiết 7 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: 60000. Chọn tỷ số truyền sơ bộ Chọn sơ bộ theo bảng 2.4_[1]_trang 21, ta có: - Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang: uđ =3,15 - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr =4,0 Theo công thức 2.15_[1]_trang 21, ta có tỷ số truyền sơ bộ: usb=uđ. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ Theo công thức 2.18_[1]_trang 21, ta có: nsb =n lv.

Chọn động cơ Theo công thức 2.19_[1]_trang 22, ta có: Pđc  Pyc=8,53(kW)  n  n =1409,44(v/ph)  đc yc Tra danh mục động cơ điện không đồng bộ ba pha (phụ lục quyển Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) và Catalog động cơ HEM và VIHEM, ta chọn động cơ thoả mãn các yêu cầu trên. Vậy thông số động cơ được chọn là: - Loại động cơ: HEM - Ký hiệu động cơ: 3K160S4 - Công suất động cơ: P=11(kW) - Vận tốc quay: n=1450(v/ph) T - Hệ số quá tải: k =2 Tdn - Đường kính động cơ: d=38(mm) - Khối lượng động cơ: m=96(mm) Tmax - Tdn =2,2 Đồ án chi tiết 8 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: 2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung cho hệ dẫn động: n 1450 uch = đc = =12,96 nlv 111,86 Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ là: ubr =4,0 12,96 Suy ra: u =  3,24 đ 4,0 3. Tính thông số trên các trục 3.

Công suất trên các trục Theo công thức 2.0,97 Công suất thực tế trên trục động cơ: P1 = 7,99 =8,50(kW) Pđc = ηôl. Số vòng quay trên các trục Số vòng quay trên trục động cơ: nđc =1450(v/ph) Số vòng quay trên trục I (trục vào của hộp giảm tốc): n 1450 n1= đc = =447,53(v/ph) uđ 3,24 Số vòng quay trên trục II (trục ra của hộp giảm tốc): Đồ án chi tiết 9 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: n 447,53 n2= 1 = =111,88(v/ph) ubr 4,0 Số vòng quay trên trục công tác: nct =n2=111,88(v/ph) 3. Momen xoắn trên các trục Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức: 9,55.Pi Ti = ni Trong đó: Pi và ni là công suất và số vòng quay trên trục i. Momen xoắn trên trục động cơ: đc 9,55.7,67 n2 T= = =654706(Nmm) 111,88 Momen xoắn trên trục công tác: ct 9,55.7,59 nct T = = =647877(Nmm) 111,88 Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: 4.

Bảng thông số động học Động cơ Trục I Trục II Trục công tác Tỷ số truyền 2,8 3,87 1 Công suất P(kW) 4,73 4,45 4,27 4,23 Số vòng quay n(v/ph) 1425 508,92 131,5 131,5 Momen xoắn T(Nmm) 31699 83505 310102 307197 Bảng 1.1: Bảng thông số động học Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG *****  Điều kiện làm việc (lấy từ đề bài)  Đặc tính làm việc: làm việc êm  Số ca làm việc: 3 ca  Góc nghiêng : β=@=90o  Thông số yêu cầu (lấy từ phần tính động học)  P1=Pđc =8,50(kW)  T1=Tđc =55983(Nmm)  n1=nđc =1450(v/ph)  u=uđ =3,24 1. Chọn loại đai và tiết diện đai Chọn loại đai thang: Đai thường (đai vải cao su) Tra đồ thị 4.1_[1]_trang 59, ta chọn được tiết diện đai: Ƃ 2. Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2 Tra bảng 4.13_[1]_trang 59, ta có giới hạn đường kính bánh đai nhỏ: 140  d1  280 Tra bảng 4.21_[1]_trang 63, ta chọn: d1=160(mm) Kiểm tra vận tốc đai: π.1450 60000 v= = 60000=12,15(m/s) Ta có: v=12,15(m/s)<25(m/s)=vmax (thoả mãn) Chọn hệ số trượt: ε=0,02 Suy ra: d2=u.(1-0,02) Sai lệch tỷ số truyền: ut -u u3,19-3,24 Δu= = 3,24. Xác định khoảng cách trục a Ta có: ut =3,19 a Tra bảng 4.14_[1]_trang 60, với ut =3,19 , nội suy ta được: =0,991 d2 Suy ra: a asb=.

+ 2 4asb Thay số ta được: 2 160+500 (500-160) L=2.13_[1]_trang 59, chọn L=2000(mm) Số vòng chạy của đai trong 1(s) : v 12,15 i= = =6,08(m/s)<10(m/s) (thoả mãn) L 2,00 Tính chính xác khoảng cách trục: a= λ+ λ2-8Δ2 4 Trong đó: d +d 160+500 λ=L-π. =963,27 2 2 Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: d -d 500-160 2 Δ= 2 1 = 2 =170 λ+ λ2-8Δ2 963,27+ 963,272-8. Xác định số đai Z Theo công thức 4.C 0 α L u Z Trong đó: - P1 : Công suất trên bánh chủ động: P1=8,50(kW) - P0 : Công suất cho phép Tra bảng 4.20_[1]_trang 62, theo tiết diện đai Ƃ, [P0 ]=3,36(kW) d1=160(mm) và v=12,15(m/s), ta được:  L0=2240(mm) - Kđ : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7_[1]_trang 55, ta được: Kđ =1,20 - Cα : hệ số ảnh hưởng góc ôm Tra bảng 4.15_[1]_trang 61, với α=136,93o , ta được: Cα =0,88 - CL : hệ số ảnh hưởng chiều dài đai L 2000 Tra bảng 4.16_[1]_trang 61, với = =0,89 , ta được: CL =0,97 L0 2240 Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: - Cu : hệ số ảnh hưởng tỷ số truyền Tra bảng 4.17_[1]_trang 61, với ut =3,19 , ta được: Cu =1,14 - CZ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai P 8,50 Tra bảng 4.18_[1]_trang 61, với z , = =  2,53  3, ta được: CZ=0,95 P0 3,36 Suy ra: P1. Các thông số cơ bản của bánh đai Chiều rộng bánh đai: B=(Z-1).16_[2]_trang 164, ta chọn: B=80(mm) Chiều rộng dây đai: Tra bảng 21.16_[2]_trang 164, ta chọn: b=71(mm) Đường kính ngoài của bánh đai: da =d1 +2h0=160+2.

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 780.Kđ Lực căng ban đầu: F0= +Fv v.22_[1]_trang 64, với đai Ƃ ta được: qm =0,178(kg/m) Suy ra: Fv =qm .4 Lực tác dụng lên trục bánh đai: 0 α1 136,93 F =2F .sin( )=1526,63(N) r 0 2 2 Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: 7. Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai Thông số Ký hiệu Loại đai Đai thường Vật liệu đai Đai vải cao su Vật liệu bánh đai Thép C45, Tôi cải thiện Tiết diện đai Ƃ Tỷ số truyền thực tế ut =2,83 Đường kính bánh đai nhỏ d1=180(mm) Đường kính bánh đai lớn d2=500(mm) Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1=188,4(mm) Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2=508,4(mm) Đường kính đáy bánh đai lớn df1=172,4(mm) Đường kính đáy bánh đai nhỏ df1=492,4(mm) Góc chêm rãnh đai φ= Số đai Z=2 Chiều rộng bánh đai B=40(mm) Chiều rộng dây đai b=32(mm) Chiều dài đai L=2240(mm) Khoảng cách trục a=563,2(mm) Góc ôm bánh đai nhỏ α1=147,6o Lực căng ban đầu F0=248,58(N) Lực tác dụng lên trục Fr =954,83(N) Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai thang Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG *****  Thông số yêu cầu - P=PI=7,99(kW) - T1=TI=170501(Nmm) - n1=nI=447,53(v/ph) - u=ubr =4,00 - Lh =13000(h) 1. Chọn vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6. Xác định ứng suất cho phép 2.

Ứng suất cho phép Theo công thức 6.K [σH ]= Hlim R v xH HL SH 0 σ .K [σF ]= Flim R S xF FL SF Đồ án chi tiết 1 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: Chọn sơ bộ: ZR .KxH =1 và YR .KxF =1 Trong đó:  SH ,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2_[1]_trang 94, ta được: - Bánh chủ động: SH =1,1;SF =1,75 1 1 - Bánh bị động: SH =1,1;SF =1,75 2 2  σ0 ,σ0 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số Hlim Flim chu kỳ cơ sở σ0 =2HB+70 Ta có:  Hlim σ =1,8HB 0   Flim - Bánh chủ động: 0 σHlim1 =2HB1 +70=2.300=540(MPa) - Bánh bị động: σ 0 =2HB +70=2.285+70=640(MPa) Hlim2 2  KHL ,KFL : hệ số tuổi thọ 0 σFlim2 =1,8HB2=1,8.285=513(MPa) NH0 Ta có: KHL =mH N NHE và KFL =mF F0 NFE Trong đó: - mH ; mF : bậc của đường cong mỏi Với bánh răng có HB < 350 , ta có: mH =mF =6 - NH0 ;NF0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn  Bánh chủ động: Đồ án chi tiết 11 Đề 1 số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: NH0 1 =30HB2,4=30.106 Đồ án chi tiết 2 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp:  Bánh bị động: NH0 2 =30HB2,4=30.106 2 2 - NHE;NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất NHE=NFE=60c.t Trong đó:  c: số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1  n: vận tốc vòng của bánh răng, n1=nI=447,53(v/ph)  t  : tổng số giờ làm việc của răng, t  =Lh =13000(h) Suy ra: Bánh chủ động: NHE =NFE =60c.107 1 1 Bánh bị động: NHE 7 1 34,91.107 HE2 FE2 u 4,00 Ta xét: - Bánh chủ động: NHE  NH0  KHL =1 1 1 1 NFE  NF0  KFL =1 1 1 1 - Bánh bị động: NHE  NH0  KHL =1 NFE  2 2 2 2 NF0  KFL =1 2 2 Thay số vào công thức, ta có:  Bánh chủ động: Đồ án chi tiết 2 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: 0 670 [σH σ = .K 1 1,1 1 SH HL 1 σ 0 540 [σF ]= Flim1 = .KFL 1 SF 1,75 1  Bánh bị động: 0 640 [σH σ = .K 2 1,1 2 SH HL 2 σ 0 513 [σF ]= Flim2 = .KFL 2 2 1,75 SF 2 Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: [σH ]sb=min([σH ];[σH ])=581,82(MPa) 1 2 2. Ứng suất cho phép khi quá tải  Bánh chủ động: Ta có: σch =600(MPa) 1 Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Theo công thức 6.600=1680(MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Theo công thức 6.600=480(MPa)  Bánh bị động: Ta có: σch =600(MPa) 2 Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Đồ án chi tiết 2 Đề số: T2 - SVTH: Lê Văn Quang MSSV: Lớp: Theo công thức 6.