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

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Đề tài:

“BĂNG TẢI DI ĐỘNG
DÙNG TRONG NHÀ MÁY XI MĂNG”

GVHD: PGS.TS Nguyễn Tấn Tiến
SVTH:
Võ Thường San
1612923
Phan Tấn Thành
1613194
Bùi Đức Thắng
1613249
Hồ Ngọc Khang Vinh 1614112
Phạm Đăng Duy Vũ
1614174

TP HỒ CHÍ MINH, ngày 04 tháng 12 năm 2018


SVTH:
Võ Thường San

1612923

Phan Tấn Thành

1613194

Bùi Đức Thắng

1613249

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

2


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 về
mặc 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 nhóm
hoàn 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 sự
nghiệp 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 hướng
dẫn 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!

3


MỤC LỤC

4


DANH SÁCH BẢNG

5


DANH SÁCH HÌNH

6


CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN
Ngày nay nhu cầu về vận chuyển hàng hóa phát triển nhanh chóng thúc
đẩy sự phát triển của các loại máy vận chuyển trong không gian công
nghiệp ngày càng mạnh mẽ. Trong đó, băng tải công nghiệp là một trong
những loại máy phổ biến, được chuyên hóa theo từng môi trường: đồng
ruộng, 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 án
với 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 tự
với 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 với
kích 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 góc
nghiêng của băng tải, đồng thời một phần cách thức bố trí gầm băng tải để
với cụm động cơ, hộp số và vi sai.

Hình 1.1 Kích thước chung TUG 660

7


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. Nhóm
tham khảo mẫu băng tải này ở vật liệu làm khung, vật liệu băng tải và các
tương quan kích thước khi nâng hạ băng tải.

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

8


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

Năng suất tối đa

90 tấn/h (2s /bao)

Kích thước bao xi măng (mm)

720 x 480 x 80

Khối lượng bao xi măng

50kg

Khoảng cách trục tang (mm)

5300

Chiều rộng tang (mm)

600

Độ cao trục tang chủ động (mm)

600

Độ cao trục tang bị động (mm)

13002300

Kích thước xe
Khoảng giữa cách bánh xe

3m x 1m

Góc lái bánh xe ngoài

200

Tốc độ xe tối đa

4 km/h

Kích thước bánh xe

12 in 30 cm

Khối lượng xe

300 kg

Thời gian làm việc

5 năm

1.2.2. Các phương án thực hiện
9


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

Nhược điểm:
-

Chế tạo phức tạp, yêu cầu độ chính xác cao.
Gây ồn khi vận tốc lớn.

Phương án 2: Cơ cấu nâng sử dụng bộ truyền đai kết hợp với vít me đai
ốc.
Ưu điểm:
-

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, tuổi

thọ 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.

Nhược điểm:
-

Tốn nhiều cho phí cho valve, bơm, dầu đường ống mà chỉ sử dụng
cho 1 một cơ cấu nâng .

Kết Luận: Dựa vào nội dung môn học và điều kiện về ưu nhược điểm
của từng cơ cấu ta chọn phương án 1: Bộ truyền bánh răng kết hợp vít međai ốc.
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 cầu
dẫn động được đặt ở hai bánh xe trước
10


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

Cấu trúc xe thông dụng
Bẻ lái dễ dàng và chính xác hơn
Cua ổn định ở mọi vận tốc

Nhược điểm
-

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

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

Tận dụng không gian phía dưới băng tải tốt hơn
Dễ sửa chữa
Tăng lực bám và hiệu suất của cầu dẫn động

Nhược điểm
-

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, ta
chọn 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 chuyển
hoàn 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 sử
dụng 2 động cơ servo điều khiển tốc độ cho 2 bánh xe truyền động theo
thuật toán chia tốc độ ứng với hướng cua.
Ưu điểm:
-

Động tác lái chính xác
Cơ cấu gọn gàng
Không cần đến cầu vi sai.

Nhược điểm:
-

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.
11


Phương án 3: Điều khiển bằng một động cơ DC servo tác động lên cơ

cấu hình thang lái qua 1 hộp số trục vít bánh vít:
Ưu điểm
-

Cách này kết hợp lợi thế của hình thang lái, cho động tác lái chính
xác và sự tinh gọn của việc lái bằng 1 động cơ DC nhỏ.

Nhược điểm
-

Giá thành cao
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
- Động cơ DC
- Hộp giảm tốc trục vít

- Hình thang lái
Cơ cấu truyền động xe
- Động cơ AC
- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng
- Bộ vi sai
Sơ đồ động:

12


Hình 1.4 Sơ đồ động chung
13


1.3.

Tính toán chung

Vận tốc băng tải

Góc nâng cao nhất:

Góc nâng thấp nhất:

Công suất bộ phận công tác:

14


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 động
của 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 con
lăn 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 ở
nhánh chịu tải , ở nhánh không tải lấy lớn gấp 3 lần nhánh có tải
Ta có

15


Xác định lực căng băng:

Hình 2.5 Sơ đồ tính lực căng băng
Trường hợp góc nghiêng băng là 9,20:
Chia băng thành các đoạn như hình. Ta tính lực căng tại các điểm theo
công thức:
Trong đó:
: 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)
-

Điểm 1:

-

Điểm 2:

Trong đó:
: lực căng trên đoạn không tải (kg)
16

: 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 dây
băng:

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
76,1

79,35

88,1

142,3

17


Hình 2.6 Phân bố lực căng trên băng tải
Trường hợp góc nghiêng băng là 21,1 độ:
Tương tự như trường hợp 9,2 độ, ta có lực căng phân bố trên băng như
sau:
Bảng 2.3 Phân bố lực căng trên băng với
147,5

153,5

170,38

277,36

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 là
1,5mm, 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:
18


Vậy băng đã chọn thỏa điều kiện về độ võng
Bảng 2.4 Thông số loại băng
Loại băng
Băng cao
su cốt vải
2.4.

Chiều
rộng (m)

Loại cốt vải

Số
lớp
cốt
vải

0,5

EP250
(Polyester
Nylon-66)

2

Độ dày
băng
(mm)
5

Chọn tang

Với băng vải cao su, ta chọn tang trụ:
Đường kính tang trống chủ động , chọn hệ số = 125, ta có
Chiều dài của tang trống
Bảng 2.5 Thông số tang
Loại tang
Tang trụ trơn
2.5.

Đường kính (mm)
250

Chiều dài (mm)
600

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 lăn
nhánh không tải là 1,05 m
Số con lăn ở mặt làm việc , ở mặt không làm việc

Bảng 2.6 Thông số con lăn
Đường kính
con lăn
(mm)
63
2.6.

Chiều dài con lăn
(mm)

Bước con lăn ở
mặt làm việc (m)

Bước con lăn ở mặt
không làm việc (m)

600

0,35

1,05

Thiết bị căng băng

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

Trong đó sơ bộ lấy tổn thất do chuyển động của con trƣợt trong vít kéo
căng là 15 kg
Lực kéo trong một vít được xác định theo công thức

19


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 băng
Loại thiết bị
Căng băng bằng vít
2.7.

Ren căng vít
M20

Hành trình (mm)
75

Trục tang:

Chọn vật liệu là thép C45 tôi cải thiện

Momen của bộ truyền xích tác dụng lên trục:

Tính sơ bộ đường kính trục:

Chọn sơ bộ
Kích thước của trục theo hình vẽ. Khoảng cách giữa 2 đầu trục:

Trong đó:
a – khe hở giữa tang và thành trong của khung,
20


– 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 tang
Phân tích các lực tác dụng lên trục:

Hình 2.8 Các lực tác dụng lên trục
Trong 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:

21


Hình 2.9 Biểu đồ ứng suất trên trục tang
Momen uốn tổng:
Tại mặt 1:
Tại mặt 2:
Tại mặt 3:
Tại mặt 4:
Tại mặt 5:
Momen tương đương tác dụng lên trục, kể đến tác dụng của tải trọng
động với hệ số tải trọng động
Tại mặt 1:
Tại mặt 2:
Tại mặt 3:
Tại mặt 4:
22


Tại mặt 5:
Ta kiểm nghiệm trục với tiết diện nguy hiểm ở vị trí 2
Bỏ qua tác động của lực dọc trục ta có:

Trong đó :
Ứng suất xoắn

Trong đó:
Từ đó suy ra
Chọn các hệ số :

Tính các hệ số an toàn:

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:

Chọn ổ bi tại 2 để tính toán
Do không có lực dọc trục nên các hệ số hướng tâm và dọc trục lần lượt
là
Tải trọng quy ước:
23


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
Ký hiệu
207

d
(mm)
35

D (mm)

B (mm)

(kN)

(kN)

72

19

25,5

15,3

24


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

ηch = ηnt .ηbr 2 .ηol 4 .ηtx = 0,98.0,97 2.0,994.0,96 = 0,85
3.1.2. Công suất cần thiết của động cơ
Số vòng quay của tang trống trong một phút

n ct =

60.v 60.0,5
=
= 38, 2
π.D π.0, 25

(vg/ph)

Công suất cần thiết của động cơ
Pđc = 1,35 (kW)
3.1.3. Bảng đặc tính kĩ thuật của động cơ

u ch =
Tỉ số truyền chung:

n dc 1400
=
= 36,65
n ct 38, 2

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 truyền

Công
suất
(kW)

Số vòng
quay động
cơ (vg/ph)

Tỉ số
truyền
chung, uch

Cặp bánh
răng 1

Cặp bánh
răng 2

Bộ truyền
xích

1,5

1400

36,65

3,15

3,15

3,7

Bảng 3.10 Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động
Thông số

Động cơ

Trục I

Trục II

Băng tải

Công suất P
(kW)

1,35

1,26

1,21

1,15

Tỷ số truyền
Momen xoắn T
(Nm)

3,15

9,21

3,15
27,07

3,7
81,9

287,48

25