Tiểu luận môn học kỹ thuật nâng chuyểN



tải về 2.81 Mb.
trang6/18
Chuyển đổi dữ liệu07.01.2023
Kích2.81 Mb.
#54116
1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   18
Tiểu luận Kỹ Thuật nâng chuyển-Thiết kế cầu trục 10 tấn

Kết luận: như phân tích trên ta chọn phương án 1, do nhỏ gọn dễ chế tạo, ít tốn kém, chiến ít không gian

    1. Lựa chọn phương án truyền động di chuyển cầu

      1. Phương án 1


1. Động cơ điện


2. Khớp nối kết hợp với phanh
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Bánh xe
Phương án này dùng hai hộp giảm tốc, và nhiều khớp nối, nhưng hộp giảm tốc ở gần bánh xe nên quá trình truyền mômen từ động cơ đến hộp giảm tốc nhỏ nên có thể giảm đường kính trục

      1. Phương án 2

Dùng hai động cơ

1. Động cơ điện
2. Phanh kết hợp với khớp nối
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Bánh xe
Phương án này phải dùng nhiều động cơ và hộp giảm tốc, khó giải quyết vấn đề đồng vận tốc ở hai bánh xe, chỉ phù hợp với những cầu trục tải trọng lớn.

      1. Phương án 3

Dùng một động cơ một hộp giảm tốc
1. Động cơ điện
2. Phanh kết hợp với nối trục
3. Hộp giảm tốc
4. Nối trục
5. Bánh xe
Phương án này dùng hộp giảm tốc gần với động cơ nên khoảng cách từ hộp giảm tốc đến bánh xe lớn nên phải dùng trục lớn.
Kết luận: Như đã phân tích trên thì ta chọn phương án một phù hợp với các số liệu theo yêu cầu.
PHẦN II
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG

    1. Phân tích chung

      1. Yêu cầu khi tính toán và thiết kế cơ cấu nâng

Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng. Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng.có hai loại cơ cấu nâng: cơ cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Do cơ cấu dẫn động bằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây không đi vào phân tích.
Còn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu phải đảm độ an toàn, độ tin cậy, độ ổn định cao khi làm việc. Do đó, cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với cơ cấu bằng tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, có cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp. Bộ truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi trơn tốt, các ổ trục thường dùng ổ lăn. Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đóng.

        1. Cơ cấu nâng

        2. Sơ đồ động học cơ cấu nâng



Hình 2.1. Cơ cấu nâng

1.Động cơ điện


2. Khớp nối kết hợp với phanh
3. Hộp giảm tốc
4. Tang
5. Khớp nối
Dùng sơ đồ này với kiểu nối tang của trục ra hộp giảm tốc bằng nối trục, ta sẻ được kích thước chiều dài nhỏ gọn, đồng thời đảm bảo việc chế tạo từng cụm riêng, tháo lắp dễ dàng.

      1. Tính toán cơ cấu nâng

        1. Chọn loại dây cáp

Vì cơ cấu làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, ta chọn cáp để làm dây cho cơ cấu là loại dây có nhiều ưu điểm hơn các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và loại dây thông dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay.
Ta không chọn dây xích vì xích nặng hơn khoảng 10 lần so với cáp, xích có thể đứt đột ngột do chất lượng mối hàn kém (nếu là xích hàn).
Trong các kiểu kết cấu dây cáp thì kết cấu kiểu ЛK -P theo ГOCT 2588-55 có tiếp xúc đường giữa với các sợi thép các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng và được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép có dưới hạn bền 1200÷2100(N/mm2). chọn cáp LK-O- 6x19+7x7 (theo trang II)
Loại cáp này LK, với 6 dánh, mỗi dánh 19 sợi có lớp sợ thép ngoài cùng như nhau, lỏi thép của dánh được bện từ 7 dánh, mỗi dánh 7 sợi thép
Với giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1600÷1800N/mm2,

        1. Palăng giảm lực

Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng một palăng.
Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép có hai nhánh dây chạy trên tang. Tương ứng với trọng tải cầu lăn theo Bảng 2-6[I] chọn bội suất palăng a=2. Palăng gồm hai ròng rọc di động và một ròng rọc không di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng.

Hình 2.2 Sơ đồ nguyên lý palăng.

Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật.


bảng 2.19[I].
Trong đó: Q0 = Q+Qm = 80000+2100 = 82100 (N).
λ = 0,98: Hiệu suất một ròng rọc với điều kiện ròng rọc đặt trên ổ lăn.
bôi trơn tốt bằng mỡ. Bảng 2-5(I)
a = 2: bội suất của palăng
m = 2: số nhánh cáp cuốn lên tang.
t = 0: vì số dây cáp trực tiếp cuốn lên tang không qua ròng rọc chuyển hướng.
vậy:
Hiệu suất của palăng xác định theo công thức 2-21[I].

Trong đó: So =

        1. Tính kích thước dây cáp

Kích thước dây cáp được chọn dựa vào công thức 2-10 –[I].
Sd ≥ Smax.n
Sđ: Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn, N
Smax: Lực căng lớn nhất trong dây , N
n = 5,5: Hệ số an toàn bền của cáp Bảng 2-2-[I]
Sđ = 20732.5,5 = 10366 (N)
xuất phát từ điều kiên theo công thức (2-10) với loại dây đã chọn trên, với dưới hạn bền của sợi σb = 1600 N/mm2. chọn đường kính dây cáp dc = 16,5 mm có lực kéo đứt là Sđ = 10366 (phụ lục 12 của TCVN 4244-86)
Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu.

      1. Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc

        1. Đường kính tang

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc phải thích hợp với cáp để tránh cáp bị uốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bên lâu cho cáp.
Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức 2-12[I].
Dt ≥ dc.(e-1). e = 25 hệ số đường kính tang, theo Bảng 2. 4-[I].
Dt ≥ 16,5.(25-1) = 396(mm).
Ở đây ta chọn đường kính tang và ròng rọc giống nhau: Dt = Dr = 400(mm)
Ròng rọc cân bằng không phải là rọc làm việc nên có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20%, so ròng rọc làm việc.
Dc = 0,8. Dr = 0,8.400 = 320(mm).

        1. Chiều dài tang

Chiều dài tang phải được tính toán sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên vẫn còn ít nhất 1,5 vòng cáp dữ trữ, không kể những vòng cáp nằm trong kẹp (quy định về an toàn).
c hiều dài toàn bộ của tang xác định theo công thức 2-14-[I] đối với trường hợp Palăng kép.
L’= L0’+2L1+2L2+L3

L

Hình 2.3 sơ đồ xác định chiều dài tang.


Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 6mm


và bội suất Palăng a = 2.
l = H.a = 6.2 = 12 m.
số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh: Theo công thức trang174 [I]

Trong đó: Z’0 = 2 số vòng dữ trữ không dùng đến:
(vòng)
L’0 = 2.Z.t
Với bước rãnh cáp: t = dc+(2÷3) hoặc t ≥ 1,1dc, trong đó dc đường kính cáp t = 20 mm
L’0 = 2.Z.t = 2.11.20 = 440 (mm).
chiều dài L1 là phần tang để cặp đầu cáp, chọn phương pháp chọn thông thường nên ta nên phải cắt thêm 3 vòng rãnh nữa trên tang, Do đó: L1 = 3.t = 3.20 = 60 (mm)
Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, nên không phải làm thành bên, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trữ lại một khoảng L2=20mm.
khoảng cách L3: ngăn cách giữa hai nữa cắt rãnh:
3 = L4-2.hmin.tgα Theo trang 21[I]
Trong đó: L4 khoảng cách giữa hai ròng rọc ngoài cùng giữa hai ổ móc treo.
hmin khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các ròng rọc treo móc
dựa vào kết cấu đã có, có thể lấy sơ bộ:
L4 = 300(mm).
hmin = 800(mm).
tgα = 0,07: góc cho phép dây cáp chạy trên tang bị lệch so với phương thẳng đứng.
L3 = 300-2.800.0,07 = 200(mm)
Vậy chiều dài toàn bộ của tang sẽ bằng:
L’= L0’+2L1+2L2+L3 = 440+2.60+2.20+200 = 800 mm.
Bề dày thành tang xác định theo công thức: Trang 22- [I]
σ = 0,02.Dt+(6÷10) mm,
σ = 0,02. 400 + (6÷ 10) =15 mm

Tang được đúc bằng vật liệu Gang (CH15-32) loại vật liệu thông dụng phổ biến nhất có:


kiểm tra sức bền của tang theo công thức: 2-15-[I] .
Smax: Lực căng cáp lớn nhất ở nhánh cáp cuốn lên tang
σ: Chiều dầy thành tang ; t bước rãnh
k = 1: Hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang ( theo trang 22- [I] )
φ = 0,8: Hệ số tính đến sự sắp xếp không đều của dây cáp trên tang.
= (N/mm2).
Tang được đúc bằng gang xám (CH15-32) có giới hạn bền nén là σbn=565N/mm2. Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn k=5.

Vậy: σn < [σ] : tang đạt yêu cầu về nén:

        1. Chọn động cơ điện

Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải đựơc xác định:
Theo công thức 2-78 [I]
[kW]
Với: η hiệu suất của cơ cấu bao gồm:
η = ηpt0 = 0,87.
ηp = 0,97 hiệu suất pa lăng. Tra mục 2- chương I – [I]
ηt = 0,96 hiệu suất tang, tra bảng1-9- [I]
η0 = 0,94 hiệu suất của bộ truyền có kể cả khớp nối, xuất phát từ bảng số liệu bảng 1-9 –[I], với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.
Vậy: (kW).
Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện MT 51 -8 có các đặc tính sau đây.
Công suất danh nghĩa: Ndc = 22( kW).
Số vòng quay danh nghĩa: ndc = 723 (vòng/phút).
hệ số quá tải:
Mô men vô lăng: (Gi.Di2)rôto = 44 Nm2
Cosφ = 0,69
khối lượng động cơ: mdc = 435 kg.

        1. Tỷ số truyền chung

tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức 3-15[I]:
Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước.
vòng/phút (a =2: bội suất palăng )
Vậy tỷ số truyền cần có: .

        1. Kiểm tra động cơ điện về nhiệt


Q

0,6t

0,2t

0,2t

t

T

Q

0,3Q

0,5Q



Hình 2.4. sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng.


Sơ đồ thực tế sử dụng cầu lăn theo trọng tải cho trên hình 2.4


Q1 = Q; Q2 = 0,5Q; Q3 = 0,3Q Và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này là 3:1:1.
Động cơ điện đã chọn các công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầu khi làm việc, do đó phải được kiểm tra về nhiệt.
Để kiểm tra được nhiệt động cơ, ta lần lượt xác định các thông số tính toán trong các thời kỳ làm việc khác nhau của cơ cấu.
Các thông số cần xác định:

  • Hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải: η = ηt0 = 0,96.0,92 = 0,88.

  • Momen trục động cơ khi nâng vật, theo công thức 2-79- [I].

Nm.

  • Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo công thức 2-22 [I].

= 25400 N

  • momen trục động cơ khi hạ vật, theo công thức 2-80 [I].



  • Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức 3-3 [I].


≈(GiDi2)rôto+GiDi2)khớp=44 +52,8 = 96,8 Nm2
Với Momen vô lăng: (GiDi2)rôto = 44 Nm2
( GiDi2)khớp = 52,8 Nm2.
(với d đường kính ngoài cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối).
Chọn sơ bộ d = 300mm, trọng lượng của khớp nối là G = 500N.
( GiDi2)khớp = 0,45.G.d2 = 52,8 Nm2
Ta có: β=1,1 ÷ 1,2, Hệ số ảnh hưởng quán tính các chi tiết trên các trục sau trục I .
Mm momen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, Mm xác định theo công thức 2-75[I].

Mdn: momen danh nghĩa động cơ :

Mm = 1,8.287 = 517 Nm.

Do đó: khi Q1 = Q


,s
Gia tốc mở máy là: Q1 = Q

Thời gian mở máy khi hạ vật: theo công thức 3-9-[I]



.
Trên đây trình bày cách tính toán các thông số cho trường hợp Q1=Q. Các trường hợp Q2; Q3 cũng tương tự, kết quả phép tính các thông số cho các trường hợp tải trọng khác nhau được ghi theo bảng dưới đây:



Các thông số cần tính

Đơn vị

Q1=Q

Q2=0, 5Q

Q3=0, 3Q

Ghi chú

η




0, 87

0, 84

0, 75




Sn


N

25800

13200

8230




Sh

N

25400

13000

8070




Qo

N

102100

52100

32100




Mn

Nm

382

203

141




Mh

Nm

284

140

78






S

0,823

0,456

0,376






S

0,14

0,218

0,238




Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định:



Momen trung bình bình phương có thể xác định theo công thức gần đúng (Nm), theo công thức 2-37-[I] :


.
: Tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s
Mt: Momen cản tỉnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đó, Nm.
tv: Mhời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tải trọng .
: Moàn bộ thời gian đông cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời gian làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s.
Mm: Momen mở máy của động cơ điện, Nm.
= 283 (Nm).
Công suất trung bình của động cơ phát ra là: theo công thức 2-76 [I].
.
kết quả phép tính kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ điện được chọn là MT42-8
Có công suất danh nghĩa là Ndn = 22Kw. Hoàn toàn thoả mãn yêu cầu khi làm việc.

        1. Tính và chọn phanh

Phanh dùng để hãm hoặc điều chỉnh tốc độ cơ cấu, triệt tiêu được động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay. Tất cả các cơ cấu máy trục đều phải dùng thiết bị phanh hãm, nhất là các cơ cấu làm việc vận tốc cao. mà trong đó sự an toàn trong quá trình nâng hạ đều phụ thuộc vào hệ thống phanh, do đó cơ cấu nâng của cầu trục phải trang bị thiết bị phanh hãm để đảm bảo độ an toàn. Quá trình phanh được thực hiện bằng cách đưa vào cơ cấu lực cản phụ dưới dạng ma sát nảy sinh ra momen phanh.
Phanh được dùng có thể có nhiều loại: phanh đai, phanh một má, phanh hai má, phanh áp trục, phanh ly tâm … vvv… có thể phanh thường đóng hoặc thường mở, ở đây ta chọn phanh hai má loại phanh thường đóng và được bố trí trên trục động cơ. Vì những lý do sau:
loại phanh này có kích thước nhỏ ngọn hơn các loại phanh khác.
lực phanh tác dụng đối xứng lên trục đặt phanh.
đảm bảo đóng mở nhịp nhàng giữa các má phanh với bánh phanh nên độ an toàn sẽ cao hơn cho cơ cấu nâng khi làm việc với tải trọng lớn.
phanh thường đóng làm việc an toàn hơn phanh thường mở, khi có sự cố xảy ra thì phanh vẫn đóng vật nâng ở tư thế treo, không bị rơi đột ngột.
đặt phanh trên trục đông cơ thì mômen phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác, do đó kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ hơn và tính an toàn cũng cao hơn. Để chọn phanh làm việc có hiệu quả và an toàn ta dựa vào giá trị momen phanh yêu cầu Mph. Momen phanh của cơ cấu nâng được xác định từ điều kiện giữ vật nâng treo ở trạng thái tĩnh với hệ số an toàn n.
Mph = n. Mt ≤ [Mph] . 2-2-[2]
Trong đó: n hệ số an toàn của phanh, phụ thuộc vào chế độ làm việc đối với chế độ làm việc nhẹ: n = 1,5; trung bình n = 1,75; nặng n = 2; rất nặng n = 2,5.
Phanh được đặt trên trục động cơ nên:
Momen phanh được tính:
= 498 Nm
Trong đó: η hiệu suất cơ cấu nâng
n =1,75 hệ số an toàn, theo bảng 3- 2 -[1].
D0: đường kính tang tính đến tâm cáp.
Q0 : trọng tải và trọng lượng bộ phận.
Dựa vào điềư kiện (2.2) ta chọn loại phanh, tuy nhiên không nên chọn loại phanh có momen phanh danh nghĩa lớn hơn moen phanh yêu cầu nhiều quá vì như vậy sẽ tải trọng động lên cơ cấu khi phanh.
Qua việc phân tích tính toán ở trên, ta chọn loại phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT-300 đảm bảo mômen phanh danh nghĩa vừa đúng Mph=500Nm
Lực đóng phanh được xác định theo công thức 2-34-[I].


1. bánh phanh; 2, 4. má phanh; 3, 5. Tay đòn phanh; 6. Nam điện; 7. Tay đòn của cơ cấu tạo lực mở phanh; 8. lò xo tạo phanh; 9. Lò xo phụ; 10. Đai ốc nén lò xo;
11. Đai ốc dùng khi bảo dưỡng hoặc thay mới má phanh; 12. Đai ốc điều chỉnh hành trình phanh; 13. ống bao; 14. thanh đẩy; 15.Vít hạn chế hành trình phanh .
Trong đó:
D: Đường kính bánh phanh D = 300mm.
f: hệ số ma sát giữa vật kiệu bánh phanh thép các bon C45 và vật liệu lót phanh; theo bảng 2-8[T1].
h = 0,9: Hiệu suất hệ thống bản lề
l1 = 200mm
l = 420mm.

Khi mỡ phanh lò xo chính bị ép thêm một khoảng dẫn đến lực sẽ tăng lên.
giả thiết tăng 10% so với ban đầu, nghĩa cần có lực đẩy
P = 1,1.P = 1053,9.1, 1 = 1159,29 N


để đạt đực lấy W = 1159,29 N phải xác định momen nam châm hút Mn và khoảng tay đòn đặt lực a.
N
chọn khoảng cách tay đòn a=60 mm.
Mn = P.a = 1159,29.0,06 = 69,56 Nm.
vậy có thể chọn nam châm điện có các thông số đây:
momen nam châm hút: Mn = 69,56 Nm
Tay đòn đặt lực: a = 60mm.
Momen trọng lượng ngàm nam châm: Mng = 4,2Nm.
lực lò xo chính khi đóng phanh:
.
Trong đó: Pp = 2÷8. Lấy Pp = 5kg
.
lực lò xo chính lớn nhất khi mở phanh có thể giả thiết lớn hơn 10% so với thường tức là Pcmax = 1,1.1279,29 = 1407,2 N.
lấy bước dịch chuyển lớn nhất của thanh lõi ngang với phanh là Δx = 4mm.
định luật húc cho biến dạng lò xo: F = k.Δx
với k: là độ cứng của lò xo
Δx: độ biến dạng lò xo.
1407,2 = k.0,004
k = N/m.
áp lực má phanh lên bánh phanh.
.
Áp lực trung bình:

Trong đó: B Chiều rộng bánh phanh, lấy B=80mm.
β0 Góc ôm của má phanh lên bánh phanh lấy: β0=700.
vậy: N/mm2
Theo bảng: 2-10-[I].Áp suất cho phép [p] = 0,4 N/mm2
khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo công thức 2-35-[I].
với h1 và h2 là khe hở lớn nhất và bình thường của thanh lõi ngang phanh h1= 4mm; h2 =2,5mm
Khe hở lớn nhất: mm
Khe hở bình thường: mm

        1. Bộ truyền

bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, trục ra và trục vào quay về một phía.
các thông số cần thiết:
số vòng quay trục vào: n1 = 723 vòng/phút.
Động cơ dẫn động: N = 22 Kw.
tỉ số truyền chung của hộp là: i = 32,5

          1. Phân phối tỷ số truyền

trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thông qua bộ truyền ngoài.
gọi: icn là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh.
icc là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập.
để đảm bảo điều kiện bôi trơn :
icn = (1,2÷1,3).icc , chọn icn = 1,2.icc
vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau:
icn= 6,2 ; icc = 5,2
xác định số vòng quay, công suât và momen xoắn trên các trục I; II; III. Của hộp giảm tốc.
số vòng quay: n1 = n = 723 (v/ph).
n2 = = 116,6 (v/ph).
n3 = (v/ph).
Công suất: NI = N.ηcặp ổ = 22.0,955 = 21,01 Kw.
NII = NIbánh răngcặp ổ = 21,01.0,97.0,955 = 19,46 Kw.
NIII = NIIbánh răngcặp ổ = 19,46.0,97.0,955 =18,02 Kw.
Tra bảng 2-1-[6] ta có: ηcặp ổ =0,955
ηbánh răng = 0,97
Momen xoắn:
( N. mm)



          1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh

chọn vật liệu:
vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. như vậy có các số liệu sau:
σb = 800 N/mm2.
σ chảy = 450 N/mm2
HB = 240.
vật liệu bánh răng lớn: thép 40 thường hoá, phôi rèn. Các số liệu sau:
σb = 540 N/mm2.
σ chảy = 270 N/mm2
HB = 200


định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[6]

Trong đó: u = 1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
ni: Số vòng quay trong một phút
Ti: Tổng số giờ làm việc
nII = 116,6(v/ph).
T = 10.310.2.4.1/4 = 6200
(Số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ).
(13+0, 1093) = 1, 0013
Ntđ2 = 60.1.116,6.1,003.6200 = 4,35.107 => Ntđ2 > N0 = 107
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
Ntđ1 = Ntđ2. icn = 4,35.107.6,2 = 26,97.107.
Ntđ1 > N0
hệ số chu kỳ ứng xuất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ.
Theo công thức 3-1-[6]
[σ]tx = [σ]notx kN , kN = 2,6 : Hệ số ưng suất tra bảng 3-9-[6]
[σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2
[σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2
Để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx=520 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép :
số chu kỳ tương đương của bánh lớn.

Trong đó: lấy m = 6: Bậc đường cong mỏi uốn (thép chế tạo là thép thường hoá và tôi cải thiện).


u = 1
nII = 166,6 v/ph (n của bánh dẫn )
T = 10. 310. 2. 4. ¼ = 6200
=1
Ntđ2 = 60.1.6200.116,6 = 4,34. 107
Ntđ2>N0 = 107
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
Ntđ1 = Ntđ2.icn = 4,34. 107.6,2 = 26,9.107. Nmm2
Ntđ1 > N0 = 107
vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của hai bánh đều bằng 1
giới hạn mỏi uốn của thép 45:
[σ]-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2
giới hạn mỏi uốn của thép 40:
[σ]-2 = 0,43.540 = 232,2 N/mm2
hệ số tập trung chân răng: kσ = 1,8
hệ số an toàn: n =1,5(thép rèn)
ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động và được xác định theo công thức
3-5[6]

Ta có :

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng : k = 1,3
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :ψA = b/A = 0,4.
Tính khoảng cách trục theo công thức 3-9[6]:
A ≥ (icn+1). = (6,2+1) = 285mm
Chọn khoảng cách sơ bộ: A = 300mm.
Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:
Theo bảng 3-11-[6] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
Xác định chính xác hệ số tải trọng:
chiều rộng bánh răng:
b = ψ. A = 0,4.370 = 148mm. ( lấy b =150mm )
đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
=> .
với ψd1= 2,2 tra bảng 3-12[6] tìm được ktt bảng = 1,35( ổ trục không đối xứng bánh răng )
hệ số tải trọng tập trung thực tế :
.
Theo bảng 3-13[6] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,45
hệ số tải trọng thực tế: k = kd. ktt = 1,45. 1,175 = 1,7 so với kchọn =1,3 sai lệch
( khoảng sai lệch lớn )
chọn lại khoảng cách trục:  chọn A = 330(mm).
xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng:
modun: m = (0,01÷0,02).330 = 3,3 ÷ 6,6.
Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[4] lấy m = 4mm
số răng bánh răng nhỏ: theo công thức 3-24[6]:

Lấy Z = 22 răng.
số răng bánh lớn: Z2 = icn. Z1 = 6,2.22 = 136 mm.
chiều rộng bánh răng: b = ψA. A = 0,4.330 = 132mm.
lấy chiều rộng bánh răng: b1 = 132. b2 = 150.


kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo công thức 3-33[6].
Hệ số dạng răng: Bảng 3-18[6].
y1=0,392 ; y2=0,517
N/mm2.
Ta có: [σ]u1=191 N/mm2. => σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện.
σu2 = σ1. 44,3. .
Ta có: [σ]u2=129 N/mm2 => σu2>[σ]u2 => thoả mãn điều kiện.
Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

  • bánh 1: [σ]Txqt = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 N/mm2.

  • Bánh 2: [σ]Txqt = 2,5. [σ]Notx2 = 2,5.520 = 1300 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

  • bánh 1: [σ]uq= 0,8.σch = 0,8.450 = 360N/mm2

  • Bánh 2: [σ]uqt = 0,8.σch = 0,8.270 = 216 N/mm2

kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra:

Trong đó σtx được xác định từ công thức 3-14[6].

và kqt=1,3
Ta có :

vậy ứng suất tiếp xúc quá tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là: (1300;1560) thoả mãn điều kiện.
kiểm nghiệm sức bền uốn:

  • bánh 1: [σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 40,3 = 52,39N/mm2

  • Bánh 2: [σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 30,6 = 39,78 N/mm2

So sánh thấy: σuqt1 < [σ]uqt1 = 360 N/mm2


σuqt2 < [σ]uqt2 = 216 N/mm2 .
thoả mãn điều kiện
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
modun: m = 4
số răng: Z1 = 22
Z2 = 136
Góc ăn khớp: .
Đường kính vòng lăn:
d1 = m.Z1 = 4.22 = 88mm.
d2 = m.Z2 = 4.136 = 544 mm
khoảng cách trục:

chiều rộng bánh răng là:
b1 = 132 mm
b2 = 150 mm
Đường kính vòng đỉnh:
Dc1 = d1+2.m = 88+2.4 = 96mm.
Dc2 = d2+2.m = 544+2.4 = 552mm.
Đường kính vòng tròn chân răng:
Di1 = d1 - 2.m - 2. .m = 88 - 2. 4 - 2.0,25.4 = 78mm.
Di2 = d2 - 2.m - 2. .m = 544 - 2.4 -2. 0,25.4 = 534mm.
Tính lực tác dụng lên trục:
lực vòng:
P =
Lực hướng tâm: Pr = P. tgα = 6307,2. tg200 = 2295,6 N.

          1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

chọn vật liệu:
vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn.
σb = 800 N/mm2.
σ chảy = 450 N/mm2
HB = 240.
vật liệu bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn:
σb = 700 N/mm2.
σ chảy = 350 N/mm2
HB = 200.
định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[6]

Trong đó: u = 1
n3 = 22,4(v/ph).
T = 10. 310.2.4.1/4 = 6200
(Số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ).
(13+0, 1093) = 1, 0013
Ntđ2 = 60.1.22,4.1,003.6200 = 0,84.107
KN xác định theo công thức :3-2[6].

vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
Ntđ1 = Ntđ2. icc = 5,2. 0,84.107 = 4,35.107

  • Ntđ1 > N0 = 107.

Vậy hệ số chu kỳ bánh nhỏ bằng 1 và bánh lớn bằng 1, 2.
[σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2
[σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2.
để tính sức bền chọn trị số nhỏ: [σ]tx = 520N/mm2.
Ứng suất uốn cho phép:
σ-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2.
Giới hạn mỏi uốn của thép 40:
σ-1= 0,43.700 = 301N/mm2.
Hệ số tập trung ứng suất chân răng: kσ = 1,8
Hệ số an toàn :n = 1, 5(thép rèn).
Ứng suất uốn chảy thay đổi theo chu kỳ mạch động:
.
Ta có
.

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = ku. kd = 1,3
Chọn hệ số chiều rộng của bánh răng :
ΨA = b/A = 0,4
Tính khoảng cách trục: theo công thức 3-10[6].
A ≥ (icn-1)
Chọn: θ=1,25
A ≥ (5,2-1) 386 mm
chọn A = 400(mm).
Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:
0,59 (m/s).
Theo bảng 3-11[6]. Chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
Định chính xác hệ số tải trọng
chiều rộng bánh răng: b = ψ.A = 0,4.400 = 160 mm. chọn b=160mm
đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d1 =
ψd1 =
với ψd1 = 1,75 tra bảng 3-12[6] tìm được kttbảng = 1,35 (ổ trục không đối xứng bánh răng)
hệ số tải trọng tập trung thực tế:

Theo bảng: 3-14[6] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,2.
hệ số tải trọng thực tế: k = kd. ktt = 1,2. 1,135 = 1,36.
So với kchọn = 1,3 sai lệch
(khoảng sai lệch không lớn)
chọn lại khoảng cách trục:
chọn A = 400 (mm).
Xác định modun, số răng và ngóc nghiêng của răng:
Modun pháp: mn = (0,01÷0,02).400 = 3 ÷ 6
Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[6]. lấy: mn = 4
Sơ bộ chọn góc nghiêng răng: β=100 => cosβ=0,985.

Tổng số răng của cả hai bánh:


Zt = Z1+Z2 = .
số răng bánh nhỏ:
23,8 Lấy Z1 = 24
Z2 = i. Z1 = 5,2. 24 =124,8 Lấy Z2 = 124

Tính chính xác góc nghiêng β:


=> β=130.34’
Chiều rộng bánh răng:
b = ψA. A = 0,4.400 = 160 mm. lấy b = 160mm
lấy chiều rộng bánh răng: b1 = 160mm.
b2=140mm.
điều kiện b > => thoả mãn.
kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng: Bảng 3-18[6]
y1=0,492; y2=0,517.
lấy: θ=1,5

Ta có: [σ]u1 = 191 N/mm2 => σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện.
σu2 = σ1. 85,6. =71 N/mm2
Ta có: [σ]u2=172 N/mm2 => σu2<:[σ]u2 thoả mãn điều kiện.
kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

  • Bánh 1: [σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.624 = 1560N/mm2

  • Bánh 2: [σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.520 = 1300N/mm2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

  • bánh 1: [σ]uq1=0,8.σch=0,8.450=360N/mm2

  • Bánh 2: [σ]uqt = 0,8.σch =0,8.350=280N/mm2

kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra:
Trong đó σtx được xác định từ công thức 3-14[6].
Và kqt = 1,3

Ta có:
.


Vậy ứng suất tiếp xúc qúa tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn ( 1300;1560) =>thoả mản điều kiện
Kiểm nghiệm sức bền uốn:
bánh nhỏ: [σ]uqt1 = kqt. σ u= 1,3.85,6 = 111,28N/mm2
Bánh 2: [σ]uqt1 = kqt. σu =1,3.71 = 92,3 N/mm2
So sánh thấy: σuqt1<[σ]uqt1 = 360 N/mm2, σuqt2<[σ]uqt2 = 280 N/mm2
thoả mãn điều kiện
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

  • modun: m = 4

  • số răng: Z1 = 24, Z2= 124

  • Góc ăn khớp: .

  • Đường kính vòng lăn:

d1 = = 98,5 mm; d1=100mm
d2 = = 509 mm; d2 = 500mm

  • khoảng cách trục:



  • chiều rộng bánh răng là:

b1 = 120 mm
b2 =100 mm

  • Đường kính vòng đỉnh:

Dc1 = d1+2.m = 100+2.4 = 108 mm.
Dc2 = d2+2.m = 500+2.4 = 508 mm.

  • Đường kính vòng tròn chân răng:

Di1 = d1 - 2.m - 2.c = 100 - 2.4 - 2.0,25.4 = 90 mm.
Di2 = d2 - 2. m - 2. c = 500 - 2.4 - 2. 0,25. 4 = 490 mm.

Tính lực tác dụng lên trục :theo công thức: 3-50[6]


lực vòng:
Lực hướng tâm: Pr = P.tgα/cosβ = 31877. tg200/cos130.34’ = 11907 N.
lực dọc trục: Pa = P. tgα = 31877.tg200 = 87581 N.

          1. Xác định kích thước của trục

chọn vật liệu:
trục được làm bằng thép 40 thường hoá có:
σbk = 600N/mm2
σchảy = 300N/mm2
tính đường kính trục được tính theo công thức 7-2[6].
.
Trong đó:
N: Công suất trên trục
n: Số vòng quay của trục
C: Hệ số tính toán phụ thuộc [τ]x. Chọn C=110
Trục I: N = 21,01 Kw, n = 723 v/ph => .
Trục II: N =19,46 Kw, n = 116,6 v/ph => .
Trục III: N = 18,02 Kw, n = 22,4 v/ph => .
Trong ba trị số d1; d2; d3. Lấy trị số d2 = 35mm để chọn loại bi đỡ.
Chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung.
tra bảng 18P[6] chọn chiều rộng của ổ là:
B = 17 mm => Tính gần đúng trục:
Dựa vào bảng 7-1[6] ta chọn các kích thước của hộp giảm tốc như sau:
- khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh chi tiết quay ngoài hộp
l1=20 mm
- chiều cao nắp và đầu bu lông:
l2=20 mm
- khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp.
l3=20 mm.
- khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp :
l4=15 mm.
- khe hở giữa hai chi tiết quay.
l5=40 mm.
- khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp: l6=15 mm.
- chiều rộng bánh răng:
Bánh răng cấp nhanh: b = 120 mm. Cấp chập: b = 100 mm.
chiều rộng ổ: 17 mm.
tổng hợp các kích thước ta có:
a = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm.
b = 80+l5+80 = 80+40+80 = 200mm.
c = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm.

  • a+b=333,5mm.

  • b +c=333,5mm.

Sau khi chọn sơ bộ được các kích thước, tiến hành vẽ hình vẽ sơ bộ giảm tốc :
`
Sơ đồ phân tích lực tác dụng dụng trên các cặp bánh răng:


Hình 2.7. sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục

* trục I:


Các số liệu đã tính:
Pr1 = 2295,6 N
P1 = 6307,2 N.
d1 = 35 mm
a+b=333,5mm.
c=133,5.
Xác định phản lực tại các gối ( theo sơ đồ 2.7).
∑mAy=RBy(a+b+c)-Prc.c=o.

=> RAy = Pr1-RBy = 2295,6 -656,2 = 1639,36 N.
∑mAy = RBx(a+b+c)-P1.c = 0.

=> RAx = P1 - RBy = 6307,2 – 656,2 = 5651 N.

* Tính mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm:


tại tiết diện m-m.

Trong đó: MUx = RBx(a+b) = 1803.333,5 = 601300 Nmm
MUy = RBy(a+b) = 656,2 .333,5 = 218842,7 Nmm.
Vậy:
đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức
Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90
đường kính trục tại tiết diện m-m.

Ta có: .

tải về 2.81 Mb.

Chia sẻ với bạn bè của bạn:
1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   18




Cơ sở dữ liệu được bảo vệ bởi bản quyền ©hocday.com 2023
được sử dụng cho việc quản lý

    Quê hương