Đề tài Thiết kế thiết bị xếp dỡ hàng bao chuyên dùng (xi măng đóng bao)

ảng 3.6 T2MNC] Bề dày của băng được xác định: = .i ++=1,3.3 + 5+4=13[mm] Trọng lượng phân bố trên 1m băng tải. qb= 1,1B(1,25i++) =1,1.0,9.(1,25.5+1,3+4)=11,33 [KG/m] Vậy qb=11,33 [KG/m] Trọng lượng phân bố trên 1m dài của vật liệu. Qvl= [kG/m] (5.12T2MNC) Khoảng cách giữa các bao hàng: th=== 3,7 (m) (5.11 TTMNC) *Chọn con lăn đỡ: Sơ bộ chọn con lăn trên loại có kí hiệu A-89x950-6305-A2-18 do Fam cung cấp có đường kính 89mm, dài 950mm, trọng lượng phần quay Gct= 11kG Con lăn nhán không tải: b2-89/133x465-6305-A2-18 do FAM cung cấp, có đường kính 89/133, dài 425mm, trọng lượng phần quay không tải Gkt= 9 kG Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối luợng phần quay: q= == 34 kG/m (4.12 MVCLT) q= == 11kG/m (4.13MVCLT) lct, lkt là khoảng cách giữa các cụm con lăn có tải và không tải I.1.1Tính toán sơ bộ lực kéo băng tải : Đối với băng tải vận chuyền liên tục muốn hoạt động được thì lực kéo phải thắng lực cản tổng cộng trên băng. Wo=[w.Ln(qlv+qk) +qlv.H].m [kG] [6.8 TTMNC] * Trong đó: w= 0,035: Hệ số cản di chuyển (bảng 6.16-TTMNC) Ln=6,3m Khoảng cách vận chuyển theo phương ngang H= 2,2m: Chiều cao vận chuyển. qlv= 13,3 [kG/m]: Tải trọng phân bố trên 1m chiuề dài cảu các bộ phận di chuyển trên băng tải. qk=2qb+qct+qkt=11,3+34+11=68 [kG/m] m=1,5: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài băng (bảng 6.17-TTMNC) Wo={0,035.6,3(13,3+68)+13,3.2,2].1,5=71 [kG] I.1.2, Xác định lực lớn nhất trong băng. Smax=KsWo[KG] Smax: Ứng suất căng lớn nhất trong băng. Wo=71kG: Lực cản tổng cộng trong băng KS: hệ số phụ thuộc vào góc ôm của băng. Ks= Trong đó: += 0,25 : Hệ số ma sát giữa băng và tang += 180o= 3,14 [rad] góc ôm băng +E= 2,17 Ks=1,84 +Smax=Ks.Wo =1,8.71=130 [Kg]<[S]=400 kG I.3,TÍNH TOÁN CHÍNH XÁC LỰC KÉO BĂNG. Để tính toán chính xác lực kéo băng, ta cần thông qua tính toán lực căng băng ở tất cả các điểm theo đường chuyển động của băng. Ta đánh dấu thứ tự các vị trí đặc biệt có thay đổi lực căng, điểm bắt đầu có lực căng nhỏ nhất điểm tiếp theo có lực căng tăng dần được xác định theo công thức: Si+1=Si+Wi®(i+1) [CT12.23- TTMNC] Si+1: Lực căng băng tại điểm thứ i+1 Si: Lực căng băng tại điểm thứ i Wi®(i+1) : Lực cản chuyển động từ đoạn i®(i+1) Hình 3 : Sơ đồ lực căng băng a.xét đoạn (1-2): S2=S1+W12 W12: Lực cản chuyển động trên nhánh có tải W12=(qlv+qb+qct)Ln+ ( q + q) H [ 5.17 TTMNC] qvl= 13,3[kG]: trọng lượng vật liệu phân bố trên 1m dài qb=11,33[kG]: Trọng lượng trên 1m chiều dài dây băng qct: Trọng lượng phần quay của các con lăn chịu tải phân bố trên 1m dài nhánh có tải. W12=(13,3+11,33+34)6,3.0,035+ ( 13,3 + 11,33) . 2,2 = 67,5 [kG] ÞS2=S1+W12 = s1+ 67,5 b. Xét đoạn (2-3): S3=S2+W23 Trong đó : W23: Lực cản khi băng vòng qua tang bị động. W23= S2 (K-1) [kG] (5.21 TTMNC) K: Hệ số tăng lực căng do lực cản tại chi tiết quay Với :a = 180o , K= ew.a =1,1 (5.22 TTMNC) W23=S2.(K-1)= (S1+13)(1,1-1)=0,1(S1+13) S3= S2+W23=S1+67,5 +0,1S1+1,3 =1,1S1+68,8 [kG] C. Xét đoạn (3-4): S4= S3+W34 W34: Lực cản chuyển động trên nhánh khôngù tải. W34 =(qb+qkt).Ln.w [kG] [5.17 TTMNC] Þ W34 =(11,3+11)6,3.0,035 + ( 11+ 13,3).2,2 = 54 [kG] Vậy S4 =S3+ 54 = 1,1S1+68,8 + 54 = 1,1S1+122,8 [kG] d. Xét đoạn (4-1) : S1=S+W41 Trong đó: W41ï: lực cản chuyển động của băng đoạn (5-1) W =We + Wv [N ] We=5.L [kG]: Lực cản khi băng qua cơ cấu chất tải. (5.25 TTMNC) L=0.25m : Chiều rộng của miệng phễu rót vật liệu xuống băng tải ÞWe=5.0,25=1,25 [kG]. W41: Lực cản xuất hiện khi đưa vật liệu đạt đến tốc độ dây băng. W41= [CT 5.24 TTMNC] Q=100T/h : Năng suất băng tải V=2,09{m/s]:Vận tốc băng tải. ÞW41= = 5,8 [kG] ÞS1=S4+W41 = 1,1S1+122,8 + 5,8 = 1,1S1 + 128,6 Mặt khác theo ơle : Sv=Sr.e =0,25:Hệ số ma sát giữa tang và băng a=180: Góc ôm của băng trên tang chủ động. Vậy ta có : S4 = Sv=S1e=S1.2,078(0,025.3,14)=2,19S1 Þ1,1S1+128,6 = 2,19 S1 ÛS1==118 [kG] ÞS4 = 2,19.118= 258 [kG] Sức căng chính xác lớn nhất trên băng: Smax=S4=258 [KG]< [S] Lực cản tổng cộng chính xác trên băng: Wo=S4 - S1=258-118=140 [kG] I.4. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. Sơ đồ trạm dẫn động băng tải dùng hộp giảm tốc trục vít bánh vít Hình 3: Sơ đồ truyền động băng I.4.1. Hiệu suất cûua tang dẫn động: t= (6.13 TTMNC) Trong đó: wt=0,04 :Hệ số cản trên tang dẫn động. m=0,25: Hệ sô ma sát giữa tang và băng. a=180o=3,14[rad]: Góc ôm của băng. KS: Hệ số cản phụ thuộc vào góc ôm. KS==1,84 Þht=0,9 I.4.2.Xác định công suất của động cơ điện: No= [KW] (6.12 TTMNC) Trong đó: Wo=140 [KG]: Tổng lực cản v=2,09 m/s vận tốc di chuyển của băng Vậy ta có công suất trên trục truyền động của băng Nđc= [KW] * Công suất động cơ điện cần thiết để dẫn động băng tải là: N [kW] (6.16 TTMNC) *Trong đó: K: là hệ số ma sát giữa băng và tang. : Hiệu suất của hệ thống dẫn động bao gồm : Hiệusuất truyền đai, hiệu suất hộp giảm tốc, hiệu suất khớp nối ; (bảng 5.1 TTMNC) ÞN==4,5[kW] I.4.3. Lựa chọn động cơ điện: Trong thực tế và trong lí thuyết thì việc chọn động cơ điện có số vòng quay lớn thì tỉ số truyền lớn, dẫn đến kích thước giá thành thiết bị tăng nên. Mặt khác động cơ có số vòng quay lớn thì giá thành thấp còn động cơ có số vòng quay lớn thì giá thành lại cao nhưng giảm được kích thước và giá thành máy hạ. Nên ta chọn động cơ điện che kín co quạt gió loại R72 DT 100LS4 có: + Công suất của động cơ: 5,5 [kW]. + Số vòng quay của động cơ : 860[v/ph]. + Khối lượng động cơ: 40[kg]. + Tần số : 50Hz. + Điện thế sử dụng: 380[V] I.4.4. Xác định tốc độ tang truyền động nt= Đường kính nhỏ nhất của tang truyền động : (CT 6.3 TTMNC) Dt=a.i =160. 4 =640 mm= 0.64 m a= 200 bảng 6.5 i= 4 số lớp màng băng đường kính tang cuối và tang căng băng lấy : 0,8Dt = 0,52 m Đường kính tang lệch hướng : 0,65Dt = 0,65. 0,64 = 0,42m Chiều dài tang lấy bằng 1050 mm [TTMNC: trang 111] $ Tính chọn trục và ổ bi Biểu đồ phân bố lực trên trục Hình 4: Sơ đồ tính sức bền trục tang . Ta có : å Y = 0 Þ So = RA + RB (1) å MA = 0 Þ .75 +.975 – RB. 1050 = 0 (2) Từ (1) và (2) suy ra : RA = RB = Trong đó : So : Lực võng trên tang . Vậy RB = RA =158 (KG) . * Biểu đồ mômen : Mặt cắt 1 – 1 : 0 z1 < 75 mm. Mx = RA . z1 Với : z1 = 0 Þ Mx = 0 z1 = 75 Þ Mx =11850 (KG.mm) Mặt cắt 2 - 2 : 0 z2 < 75 mm. Mx = RA . z2 z2 = 0 Þ Mx =0 (KG.mm) z2 = 75 Þ Mx =11850(KG.mm) Mô men xoắn truyền từ động cơ đến trục tang là : Mxoắn = (N.mm) Mômen tương đương ở tiết diện nguy hiểm C Mtdc-c = Mtdc-c = =129769 (N.mm) . Tính đường kính trục ở các tiết diện : Chọn trục truyền động được làm bằng thép 45 có các thông số sau: sch = 220 N/mm2 . sb =450 N/mm2 Ưùng suất uốn cho phép: [s] = Trong đó: n = n1 . n2 . n3 : Hệ số an toàn. Với: n1 =2 Hệ số tải trọng. n2 = 1,8 Hệ số tính đến khuyết tật. n3 = 1,5 Hệ số tính đến ứng suất tập trung. Þ[s] = N/mm2. Lấy [ s ] = 44 N/mm2 d d Chọn đường kính tiết diện C : d = 40 mm . *. Tính chính xác trục: Hệ số an toàn cho phép: [n] = 1,8 Ứng suất lớn nhất: N/mm2. Hệ số an toàn: ns = Trong đó: e = 0,78 Hệ số kích thước. b = 1 Hệ số bền. ks = 1,63 Hệ số tập trung ứng suất trên rãnh then. Þ ns = Vậy ns > [n] Thỏa mãn. Tính chọn then: Để cố định đĩa xích theo phương tiếp tuyến nói cách khác là để truyền mô men ,chuyển động từ trục đến đĩa xích và ngược lại ta dùng then Chọn then bằng theo bảng 7-23 Vì đường kính d=40 mm nên ta chọn được then có b=12,h =8 Kiểm nghiệm then : Kiểm nghiệm theo sức bền dập (công thức 7.11 CTM) sd=Nmm2 Mx=25037Nmm l=0,8lm=60mm(lmchiều dài mayơ) sd=N/mm2 mà [sd]=100N/mm2 bảng 7-20 [TKCTM] Nên sd£[sd] Vậy then trên thỏa mãn điều làm việc * Chọn ổ đỡ trục truyền động: Chọn ổ bi 1 dãy vì loại này chủ yếu chịu tải trọng hướng tâm và chịu tải trọng dọc trục không lớn lắm. Ta có phản lực gối: RA = 1 N. Tải trọng tương đương: Qtd = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Trong đó: Kt = 1,2 Tải trọng tỉnh. Kn = 1 Nhiệt độ làm việc dưới 10000 C. Kv = 1 Khi vòng trong của ổ quay. At = 0 Lực dọc trục. ÞQtd = 1.158.1.1,2 = 190 N. Tổng thời gian làm việc ở chế độ trung bình: T = 24.365.A.Kn.Kng Trong đó: A=4 năm. Kn = 0,5. Kng = 0,67. ÞT = 24.365.4.0,5.0,67 = 11738 h. Chế độ làm việc trung bình = 0,25. Þh = 0,25.11738 = 2934.5 h. Hệ số khả năng làm việc: C = Q(nh)0,3 Trong đó: Ổ bi đơ õmột dãy n = 25 v/ph Số vòng quay của ổ. h = 2934.5 h Thời gian phục vụ. ÞC = 190.(2934,5.25)0,3 = N = 5475,2 daN. Chọn ổ có ký hiệu N0107 có d =35 mm có [C] = 18500 daN. I.4.5.Tỷ số truyền chung cần thiết giữa trục động cơ và trục tang truyền động i= Trong đó: ndc=860 vòng/phút nt=== 120 (vòng/phút) i= Ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít kí hiệu : KH77/RF 132S44 do FAM cung cấp, tỉ số truyền 20,5; khối lượng 90 KG. hộp giảm tốc có mặt bích để lắp động cơ. Hình 5 : Động cơ diện và hộp giảm tốc của bộ truyềnđộng băng *. Chọn khớp nối: Moment định mức của động cơ: [công thức 1.26 “TTMVC”] Ndm = ÞMdm = = KGm. Moment tính toán chọn khớp nối: Mk = Mdc.k1.k2 Trong đó: k1 = 1,2 Hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ. k2 = 1,2 Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu. ÞMk = 44,7.1,2.1,2 = 64,4 KGm. Chọn khớp nối đàn hồi chốt ống lót có bánh phanh có các thông số sau: Khối lượng khớp nối mkh = 60 Kg. Momen của khớp nối Mn = 1400 KGm. Hình 6: Khớp trục đĩa I.5. TÍNH TOÁN CON LĂN: I.5.1. Con lăn chịu tải. Hình 7 : Con lăn nhánh có tải a, Xác định số con lăn chịu tải. Con lăn chịu tả có tác dụng đỡ và dẫn hướng băng tải đang chất tải vận chuyển đúng hướng liên tục và ổn định. Ta sử dụng con lăn thẳng để đỡ nhánh có tải. * Các thông số của con lăn được xác định như sau: + Khoảng cách giữa hai dãy con lăn: Lct= 415 mm + Khoảng cách từ con lăn đầu đến con lăn cuối: Lc= 5750 mm + Dcl = 89 [mm]: Đường kính con lăn. + dt=25[mm]: Đường kính trục con lăn. + lct= 950 [mm]: Chiềuà dài con lăn. + lt= 968[mm]: Chiều dài trục con lăn. + Toàn bộ số con lăn chịu tải: act==-1= 15 (con lăn) b, Tính bền cho con lăn chịu tải: Con lăn chịu tải chịu tác dụng cảu dòng trọng lượng vật liệu, trọng lượng băng tải. *Tải trọng tác dụng nên con lăn chịu tải: Q = ( qlv+qb).L Trong đó: qvl= 13,3 [kG]: trọng lượng vật liệu phân bố nên 1m chiều dài. Qb= 11,3 [kG]: trọng lượng băng tải phân bố trên 1 m dài L=6,595 [m] : chiều dài băng tải. Q= ( 13,3+11,3)595= 162[kG] * Tải trọng tác dụng nên một con lăn chịu tải: P1===10,8 act=15 số lượng tàon bộ con lăn chịu tải p= 25,9 [kG] * kiểm tra bền con lăn : giả sử P dặt tại trọng tâm xđ mô men uốn cực đại Hình 8:Biểu đồ mô men uốn của con lăn chịu tải * Xác định mô men uốn cực đại M M===51300 (Nmm)=513 (N.m) Ưùng suất do P1 gây ra: = [CT 6.6 SBVL] + Trong đó []=2100(kG/) ư/s cho phép của thép mô men chống uốn: =0.1(cm3) CT (6.10) SBVL = 89-2.3 =83 mm đường kính trong của con lăn = 3 [mm] chiều dày con lăn. = 0,1. =17173mm3=17 [cm3] Þ Vậy ta có: ==302 [kG/cm2] Con lăn làm bằng thép CT3 co ù[]= 1600 [kG/cm2] Vậy []® con lăn thỏa mãn * Kiểm tra bền trục con lăn Giả sử lực P dặt tại vị trí lắp ổ bi. Hình 9 : biểu đồ mô men uốn của trục con lăn Ta có dt=25 [mm] : đường kính trục con lăn. lt= 968 [mm]: chiều dài trục con lăn. a = 30 [mm] : khoảng cách từ ổ bi đến đầu trục. Xác định mô men uốn cực đại: M=p.a=108.30=3240 [N/mm] =32,4 [kG.cm] Ưùng suất uốn do P1 gây ra : = + Trong đó : = 1600 [kG/cm2] : ứng suất cho phép của thép CT3. Wu = 0,1. = 0,1.2,53 = 1,56 [cm3] ® Vậy ta có: == 21 [kG/cm2]< [] I.5.2 Con lăn nhánh không tải: Hình10: Con lăn nhánh không tải: * Các thông số cơ bản: Con lăn nháh không tải có tác dụng dẫn hướng và ổn định băng tấm khi vân chuyển: + Dcl = 89 [mm]: Đường kính con lăn. + Dt = 25 [mm] : Đường kính trục con lăn. + L= 540 [mm] : Chiều dài trục con lăn + l= 465 [mm]: Chiều dài con lăn. + Lkt= 2140 [mm]: Khoảng cách giữa hai dãy con lăn. + L22 =4280[mm]: Khoang cách từ con lăn đầu đến con lăn cuối. + Trọng lượng tấm băng trên suốt chiều dài vận chuyển: q1= qb.L=11,3.6,695= 75 [kG] + Trọng lượng con lăn : q2= 250 [N] Ta có tổng trọng lượng gồm tấm băng và con lăn: qo=75+ 25.3=150[kG] + Tải trọng tác dụng nên một con lăn: ===50 [kG] * Kiểm tra bền đối với con lăn: Giả sử P2 đặt tại trọng tâm con lăn. Hình11: Biểu đồ mô men uốn của con lăn không tải *Xác định mô men uốn cực đại: M=== 1162,5[kG.cm] + Ưùng suất uốn do P2 gây ra: = + Trong đó: []=2100 [kG/cm2]: Ứng suất uốn cho phép của thép CT3. Wu: Mômen chống uốn. =0.1(cm3) CT (6.10) SBVL Vậy ta có: ==67,6 [kG/cm2]< [] Đối với trục con lăn: Giả sử lực P2 đặt tại vị trí lắp ổ bi: Hình 12 : Biểu đồ mô men uốn của trục con lăn không tải: Ta có: dt=20 : Đường kính trục con lăn. lt=860 [mm]: Chiều dài trục con lăn. a’ = 80 [mm] : khoảng cách từ ổ bi đến đầu trục. *Xác định mô men uốn cực đại: M=P.a,=25.80 =2000 [Nmm] =20 [kG.cm] + Ưùng suất uốn do P gây ra : = -Trong đó: []=2100 [kG/cm2]: Ứng suất uốn cho phép của thép CT3. Wu = 0,1. = 0,1.3 3 = 2,7[cm3] : Mômen chống uốn. Vậy ta có: == 74 [kG/cm2]< [] I.5.3 Lựa chon ổ bi đỡ con lăn: Hình 13 : ổ lăn số hiệu 204: Ta chon ổ bi theo điều kiện bền lâu: + Số vòng quay của ổ bi: N === 449 [v/ph] V= 2,09 [m/s]: Vận tốc băng tải. Dcl=0,089 [m]: Đường kính ngaòi con lăn. Hệ số khả năng làm việc của ổ lăn: C= Q.(n.h)0,3 Trong đó: h= 105 [giờ]: Thời gain phục vụ. N= 263 [v/phút]: Số vòng quay của ổ Q: tải trọng tương đương. Q= R.Kv.Kn.Kt Kv=1,1; Kn=1; Kt=1,1 R: Tải trọng hướng tâm tổng phản lực gối đỡ R=== 6,5 [kg] Þ Q = 6,5.1,1.1.1,1=7,9 [kG] Vậy C + 7,9 ( 236.105)0,3 = 1278 daN. So sánh Cbang=11300 > C = 600 (bảng 14P Tr 338 TKCTM) ta chon ổ lăn mang số hiệu 204 co [C] =1500 > C : Có các kích thước sau: Đường kính ngoài ổ : D = 74 [mm]. Đường kính trong của ổ : d = 20[mm] Chương II: TÍNH TOÁN ĐĨA QUAY DỠ TẢI II.1 CẤU TẠO ĐĨA QUAY DỠ TẢI: Khi cơ cấu quay của cần trục làm việc hoặc cơ cấu quay băng tải nhỏ đặt dưói máng trượt nhỏ làm việc thì phương vận chuyển của hàng bị thay đổi. Để hàng được vận chuyển liên tục khi đi tù phần cố định sang phần quay ta sử dụng thiết bị chuyển tiếp dạng đĩa quay. Hình 16: Cấu tạo đĩa quay dỡ tải: 1. Đĩa quay 2. Bộ truyền động cơ cấu đĩa quay 3. Bộ truyền động cụm cơ cấu quay cụm băng đĩa 4. Băng tải đai Từ cấu tạo của đĩa quay dỡ tải ta có sơ đồ truyền động cơ cấu quay đĩa quay và cơ cấuquay cả cụm băng đĩa Hình 17 : Sơ đồ truyền động cơ cấu quay đĩa và cơ cấu quay cả cụm băng đĩa Bộ truyền cơ cấu cụm băng đĩa . Bánh răng hở Đĩa quay. Oå bi đỡ đĩa quay Bánh răng hở. Bộ truyền động cơ cấu đĩa quay. Oå bi đỡ cụm băng đĩa. II.2: TÍNH TOÁN ĐĨA QUAY: II.2.1: Bán kính đĩa quay: Rđ =L+ r = + 136 = 942 mm ®Rd = 1000 mm Trong đó : L:Chiều dài đường chéo bao hàng. r : Bán kính trục quay của đĩa quay. II.2.2: Xác định bán kính chất tải. Hình 18 : Xác định bán kính vào tải Để hàng có thể rời đĩa khi đụng thanh gạt cần phải điều chỉnh máng vào tải sao cho khi chất tải hàng nằm trên đường tròn có bán kính Rvt. Rvt = Rd - =1000 - = 650 mm Với : l =700 mm : Chiều dài bao hàng II.2.3 : Xác định tốc độ quay của đĩa: Để hàng không bị văng khỏi đĩa thì: Flt Hay : m.( )2 . Rtv ® n = = 19 v/ph Trong đó : Flt : Lực li tâm cũa hàng (N) Fms: Lực ma sát của hàng và đĩa (N) P =m.g : Trọng lượng 1 bao hàng (N) n : vận tốc quay của đĩa . g = 9,8 : gia tốc trọng trường (m/s2) : Hệ số ma sát của hàng và đĩa quay ( bảng 2.8 –TTMT). =5o góc dốc của đĩa.góc nghiêng phai chon sao cho đĩa không quá dốc va cũng không quá bằng để bao xi măng không bị trượt ra khỏi đĩa quay khi chua đụng vào thanh chắn và thuận tiện cho việc dỡ tải hình 19 : Điều kiện cân bằng hàng Chọn n = 10 v/ph Góc giữa các bao hàng trên đĩa : Với vận tốc quay của đĩa la n (v/ph), để đảm bảo công Qd thì khoảng cách giữa các bao hàng là : = = 88,3o Trong đó : n =10 v/ph Qd : năng suất cần thiết của đĩa Qd = k Q = 1,1.2000 = 2200 bao/h k = 1,05 hệ số dự trữ II.2.4: Tính chọn thiết bị đỡ quay cho đĩa Tải trọng thẳng đứng tác dụng nên ổ đỡ: V1 = Gd + G+ P = 710 +50. + 58,8 =977 kG P: Tải trọng động khi vào tải P= 1,2.m.g = 1,2.50.9,8 = 588 N =58,8 kG Mô men ngoại lực: M1 = ( Trong đó: = 2m. ( )2. Rvt. cos 88,3o = 2. 50. ( )2 .0,65 = 71,2 N = 7,12 kG l = 0,12 m : khoảng cách từ trọng tâm hàng đến ổ tựa quay ® M = 7,12 . 0,12 + 1,1.50.0,65 = 63,6 KG.m = 3660 KG.cm. Dựa vào tải trọng thẳng đứng Q ,và mômen ngoại lực ta chon thiết bị tựa quay kiểu bi cầu. Chọn loại ổ bi đỡ chặn lòng cầu một dãy có vòng ngoài được gắn liền với vành răng. Kí hiệu: AK 16.944.0 C 0/145 với các thông số kĩ thuật : Hình 20: Ổ bi đỡ chặn lòng cầu 1 dãy AK 16.944.00B0/1/145 Đường kính vòng lăn Dtb = 944mm Đường kính vòng bi : d= 16mm Số bi: n= 45 bi, có 1 dãybi . Số răng của vàng răng: Z = 129 răng Môđun ăn khớp: m = 8 Bề dày răng: b = 48 mm tải trọng dọc trục cho phép: 2600 KG. Mômen ngoại lực cho phep: 4900 KG.cm II.2.5: Tính toán chọn động cơ: Mômen cản quay trong thời kỳ khởi động đối trục quay: Mc = Mms + Mvt + Mdt + Mng Mms: Mô men cản quay do ma sát đuợc xác định theo thực nghiệm: Mms = [CT 5.79- MTVC] Mms = = 18629 KG. cm Mo men cản quay khi vào tải: Mvt = = = 0,145 (kGm) = 14,5(kG cm) Trong đó : vt: vận tốc tiếp tuyến của hàng vq= 0,8: vận tốc quay của hàng khi trượt trên máng n = 10 v/ph: vận tốc quay của đĩa Rvt = 0,65 m: bán kính vào tải . Mô men cản quay do dỡû tải: Mdt = Fms. Rvt = 0,3.50,9,8.0,65 = 95,5 N.m =955KG.cm Mng : mômen cản quay do nghiêng Mng = 1,2.Gh.sin 5o .Rvt = 1,2.50.sin 5o.65 = 340 kG.cm ®Mc = 18629 + 14,5 + 960 + 136 = 19740 KG.cm = 197,4 KG.m Nđc = = [CT 2.81 TTMNC] : Hiệu suất của cơ cấu quay. Chọn = 0,87 với cặp bánh răng trụ ăn khớp và hộp giảm tốc. nq= 10 v/ph: vận tốc quay. N == 2,33 KW [CT 2.81 TTMNC] * Chọn động cơ kí hiệu :U-DF123MZ Điện thế: 380 Volt Tần số : 50 Hz Tốc độ quay: n = 710 v/ph Công suất N= 3 KW * Tỉ số truyền chung của cơ cấu quay: i = == 71 Vì cơ cấu quay bộ truyền được thiết kế gồm 1 hộp giảm tốc vi sai và 1 cặp bánh răng hở. Tỉ số truyền phân phối như sau: ta chọn hộp gỉam tốc SEW –EURODRIVE – SẠ57 tỉ số truyền i=13,8. Có mặt bic để gắn động cơ. vậy tỉ số truyền của bộ truyền hở là: i==5,2 Hình 21 : Bộ truyền động cơ cấu quay đĩa: Hình 22 : Bộ truyền hở cơ cấu quay đĩa Bộ truyền hở gồm hai cặp bánh răng ăn khớp, ta phân phối tỉ số truyền như sau: i12=3,4 ; i23= 2 Bánh răng hở Z2 được tính toán theo bánh răng của ổ bi tựa quay Z1. các thông số của bánh răng Z2 : Mô dul ăn khớp : m= 8 mm Số răng : Z2 = = = 38 răng đường kính vòng chia : d2 = m. Z2 = 8.38 = 304 mm Đường kính vòng đỉnh răng : De2 = d2 + 2.m = 304 + 2.8 = 320 mm Đường kính vòng chân răng : Di2 = d2 -2,5.m = 304-2,5.8 = 284 mm khoảng cách giưcác trục quay và trục bánh răng hở: A = = = 668 mm Chiều rộng bánh răng b2 = b1 = 48 mm * Kiểm nghiệm ứng suất bền uốn của răng. Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng. ( CT 3.33 TKCTM) * Trong đó : y1= 0,44 Hệ số dạng răng []= 115 N/mm2 : Ứng suất uốn cho phép của thép 35 thường hóa chế tạo bánh răng . +K = 1,3 : Hệ số tải trọng . +N = 3 KW : Công suất bộ truyền. +m = 8mm: mô đun răng. n= = = 355 [v/ph]: Tốc độ quay. + b= 48 mm : Chiều rộng bánh răng. + hệ số dạng răng của bánh răng nhỏ: y1=0,44 + hệ số dạng răng của bánh răng lớn: y2= 0,51 ( theo bảng 3.18 TKCTM). + Kiểm ngjệm ứng suất tại chân răng của bánh răng nhỏ Z2: == 40,8 [ N/mm2] Þ. + Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn : Z1 = 41. = 35 [N/mm2] < Bánh răng hở Z3 được tính toán theo bánh răng Z2. Môdul ăn khớp : m = 8 mm Số răng: Z3 == = 19 răng. đường kính vòng chia : d3 = m.Z2 = 8.19 = 152mm Đường kính vòng đỉnh răng : De3= d2 + 2.m = 152+ 2.8 = 168 mm đường kính vòng chân răng: Di3 = d2 – 2,5.m = 152 -2,5.8 = 132 mm Khoảng cách giữa trục quay và trục bánh răng hở: A = = = 380 mm Chiều rộng bánh răng b2 = b1 = 48 mm Kiểm nghiệm ứng suất bền uốn của răng. Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng. ( CT 3.33 TKCTM) Trong đó : y3= 0,34 Hệ số dạng răng []= 115 N/mm2 : Ứng suất uốn cho phép của thép 35 thường hóa chế tạo bánh răng . K = 1,3 : Hệ số tải trọng . N = 3 KW : Công suất bộ truyền. m = 8mm: mô đun răng. n= 710 [v/ph]: Tốc độ quay. ( n = ndc) b= 48 mm : Chiều rộng bánh răng. hệ số dạng răng của bánh răng nhỏ: y3=0,338 hệ số dạng răng của bánh răng lớn: y2= 0,44 ( theo bảng 3.18 TKCTM). Kiểm nghiệm ứng suất tại chân răng của bánh răng nhỏ Z3 : == 53 [ N/mm2] Þ. Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn : Z1 =53. = 41 [N/mm2] < . Chương III: TÍNH TOÁN MÁNG TRƯỢT Máng trượt có nhiệm vụ dẫn hướng hàng chuyển động từ trên caoxuống đĩa quay với vận tốc gới hạn. yêu cầu : + Máng trượt được thiết kế sao cho công suất của nó phải lớn hơn công suất băng tải. +Vận tốc của hàng phải đảm bảo hàng không bị hổng khi rơi trên đĩa. + Lực ma sát giữa hàng và thành máng phãi không làm mòn vỏ bao + Kích thước máng phải nhỏ gọn. Hình 23 : Kết cấu máng trượt Máng trượt Đĩa quay Bộ phận đỡ máng. Cột cố định. Cột thay đổi tầm với. Chốt liên kết máng với băng tải. Động cơ. III.1. TÍNH TOÁN SƠ BỘ BIÊN DẠNG MÁNG TRƯỢT: Biên dạng máng trượt phải được thiết kế sao cho có vận tốc rơi tự do của hàng đến một giá trị của vận tốc [ V ] cho phép để đảm bảo hàng không bị bể khi rơi trên đỉa quay. Việc tính toán xác định chính xác giá trị của [ V ] rất phức tạp nó phụ thuộc vào từng loại vỏ bao. trong thực tế để xác định giá trị của [ V ] người ta dùng phương pháp thực nghiệm. Đối với hàng bao xi măng dùng vỏ bao bằng giấy cacton thì [ V ] = 1,5 m/s Để đảm bảo an toàn ta chon vận tốc đứng của bao hàng khi va chạm đĩa là Vd = 0,98 m/s Theo định luật bảo toàn năng lượng thì công cản của máng theophươngthẳng đứng sẽ là : A = Wt - Wd Trong đó : A: Công cản trở chuyển động của hàng theo phương thẳng đứng A = Fc.h Với : Fc làlực cản trở chuyển động của hàng theo phương thăng đứng. Fc = N.cos a + Fms.sina = P.cos2a + m.P .cosa. sina m = 0,35 Hệ số ma sát giữa hảng và máng ( bảng 2.8 TTMT ) P = m.g = 50. 9,8 = 490 n a : Góc dốc của máng. Hình 24 :Sơ đồ tính lực cản theo phương thẳng đứng: h = 4,55 m : khoảng cách từ đỉnh máng đến đĩa quay ® A = 4,55 ( 490. cos2a + 0,35. 490 cosa.sina) Wt : thế năng của hàng khi hàng bắt đầu vào máng: Wt = m.g.h = 50.9,8.4,55 = 2229,5 kJ Wd : Động năng của hàng khi tiếp xúc với đĩa quay. Wd=== 36 KJ Vậy ta có: 4,55 ( 490. cos2a + 0,35. 490 cosa.sina) = 2229,5- 36 = 2193,5 KJ ® a = 21o . Vì lực cản tác dụng lên hàng không đổi trên suốt chiều dài của máng lên chuyển động củ