luận văn thiết kế cầu trục, chương 14 doc

Tính chọn phanh Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ.. Thiết kế bộ truyền Bộ truyền của cơ cấu bao gồm hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng hở, tỷ số

Chương 14:

Kiểm tra động cơ điện về mômen

mở máy

- Gia tốc lớn nhất để đảm bảo hệ số bám k b  1 , 2 được tính từ công thức:

















0 max 0

2 ,

D

d f G

G G

g

Trong đó: g = 9,81 m/s2 – gia tốc trọng trường

G0 = 24000 N – trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển

Gd = 6900 N – tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không

có vật nâng

 = 0,20 – hệ số bám của bánh xe vào ray khi làm việc trong nhà

f = 0,02 – hệ số ma sát trong ổ trục, bảng (2-9)

0

t

W - Tổng lực cản tĩnh chuyển động của cơ cấu khi không có vật nâng

0 

t

bx

D

d f

160 320

60 02 , 0 5 , 0 2

3 , 0

05 , 0 02 , 0 6900 2

, 1

2 , 0 6900 24000

81 , 9

max











- Mômen mở máy tối đa cho phép, xác định theo công thức

  0 1 2 0

2 1

2 0

0 0

375 375

I i i đc

m đc

bx đc

đc

bx t m

t

n D G t

i

n D G i

D W



 Trong đó: iđc = 25 - tỷ số truyền chung đối với bộ truyền

đc

 = 0,85 – hiệu suất của bộ truyền

n1= 930 – số vòng quay của trục động cơ

0

m

t - thời gian mở máy tương ứng,

4 , 1 41 , 0 60

35

60 0max

j

v

= 1,1 – hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các tiết máy quay trên

các trục sau trục động cơ

I i

i D

( 2

 - tổng mômen vô lăng của các tiết máy quay trên trục I, Nm2

 (G i D i2 )I  [(G i D i2 )roto  (G i D i2 )khop] = 1,1[0,2 + 0,13] =

0,363 Nm2

4 , 1 375

930 363 , 0 85 , 0 4 , 1 5 , 26 375

930 32 , 0 24000 85

, 0 5 , 26 2

32 , 0 160

2

2

m

M

Nm

- Mômen danh nghĩa của động cơ đã chọn

16 , 6 930

6 , 0 9550



đc

đc dn

n

N

- Mômen mở máy trung bình của động cơ

  1,7 1,7.6,16 10,5

2

1 , 1 5

, 2 8 , 1

)

đc

Ta thấy: 0

) (đc m

M  , mặc dù đã chọn Mm max = 1,9Mdn động cơ vẫn có mômen mở máy nhỏ hơn so với trị số cho phép, vậy động

cơ chọn là hợp lý

2.3.2.5 Tính chọn phanh

Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ Khi đó việc tính chọn phanh gồm các bước sau

- Mômen phanh được xác định theo công thức

  0 1 2 0

2 1

2 0 0

375 375

I i i ph

đc

đc bx đc

đc

bx t ph

t

n D G t

i

n D G i

D W

 Trong đó: 0

ph

t - thời gian phanh khi không có vật nâng:

42 , 1 41 , 0 60

35

60 0

ph

c ph

j

v

0

ph

j = 0,75 – gia tốc hãm, theo bảng ( ) tùy theo tỷ lệ

số bánh dẫn và hệ số bám 

Vậy:

97 , 6 42 , 1 375

930 363 , 0 42

, 1 5 , 26 375

85 , 0 930 32 , 0 24000 85

, 0 5 , 26

.

2

32 , 0 160

2

2











ph

Ta chọn phanh cho cơ cấu là phanh đĩa điện từ với nhiều mặt

ma sát vì có kích thước nhỏ gọn, làm việc tin cậy (hình 2.5.) Kết cấu và nguyên tắc làm việc của nó được trình bầy trong phần (2.1.2.8.)

Để đơn giản thời gian cho việc thiết kế và tiết kiệm chi phí đồng thời vẫn đảm bảo độ tin cậy cho cơ cấu trong quá trình làm

việc, ta chon phương án mua săn căn cứ vào mômen phanh yêu cầu

2.3.2.6 Thiết kế bộ truyền

Bộ truyền của cơ cấu bao gồm hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng hở, tỷ số truyền tương ứng của chúng được tính theo công thức:

ic = inh.ih Trong đó: ic– tỷ số truyền chung

inh – tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng hở

ih – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Từ tỷ số truyền ta tiến hành thiết kế các cặp bánh răng trụ thẳng, căn cứ vào yêu cầu về tỷ số truyền trung bình của bộ truyền bánh răng trụ thẳng mà ta có thể chọn: inh = 35, ih = 37 Vậy sơ

bộ ta chọn inh = 5 thì tỷ số truyền của hộp giảm tốc sẽ là:

ih = i/inh = 26,5/5 = 5,3

Tính chọn hộp giảm tốc:

Ta tiến hành thiết kế hộp giảm tốc dựa vào các thông số đã biết:

Ih = 5,3 – tỷ số truyền chung

Nđc = 0,6 kW – công suất của động cơ điện

nđc = 930 – số vòng quay trên trục động cơ

Sơ bộ ta chọn hộp giảm tốc có kết cấu như hình (2-18)

Ta lập bảng phân phối các giá trị thông số động – động lực học các cấp của hệ truyền dẫn như sau:

Bảng (2-11) Giá trị thông số động – động lực học các cấp của hệ truyền dẫn.

Trục

Thông số

Với: n1 = nđc =930 v/ph ; n2 =

12

1

i

n ;

23

2 3

i

n

N1 = Nđc =0,6kW; N2 =N1; N3 =  N2

M1 = Mx = 6161(N.mm); M2 = i12. M1;

M3=i23. M2 Trong đó: Mx – mô men xoắn trên

trục động cơ ; = (0,95 0,97) – hiệu

suất bộ truyền bánh răng trụ, chọn =

0,96

Căn cứ vào yêu cầu vào công suất

phải truyền với CĐ15%, số vòng quay

nđc

ntr

trục vào, tỷ số truyền và yêu cầu về lắp ráp, ta chọn phương án mua sẵn hộp giảm tốc tiêu chuẩn dựa vào các thông số động – động lực học của các cấp được ghi trên bảng (2-11) Với phương

án này sẽ giảm được chi phí và tính toán

Hình 2.19 Sơ

đồ hộp giảm tốc

Thiết kế bộ truyền bánh răng hở

Từ tỷ số truyền vừa tính được ta ta tíến hành thiết kế cặp bánh răng trụ thẳng răng thẳng, một cấp Các thông số tính được là: số vòng quay, mômen xoắn và công suất trên trục của cặp bánh răng trụ thẳng

a Chọn vật liệu và phương pháp chế tạo

Đặc điểm của bộ truyền hở bánh răng trụ thẳng là chịu tải lớn,

vì vậy đòi hỏi vật liệu chế tạo phải có cơ tính cao Tuy nhiên chọn vật liệu phải tính đến giá thành sản xuất và khả năng công nghệ

Trục

n (v/ph)

N (kW)

Mx (N.mm)

175,5 0,553 30092

35 0,531 144441

cho phép Căn cứ vào những yêu cầu trên ta chọn loại vật liệu cho cặp bánh răng thiết kế như sau:

- Đối với bánh răng nhỏ, chọn thép C50 thường hóa có độ cứng HB = 220, b= 620 N/mm2, ch= 320 N/mm2, đường kính phôi 100  200mm

- Đối với bánh răng lớn, chọn thép C45 thường hóa, có độ cứng HB = 190,b= 580 N/mm2, ch= 320 N/mm2, đường kính phôi 200  400 mm

Các bước tiếp theo làm tương tự như đã trình bày ở phần 2.2.2.4 ta xác định được các đại lượng chính sau:

b Ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 tx1  2 , 5 220 1  550N/mm2  tx2  2 , 5 190 1  475N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép:

8 , 1 1 , 1

65 , 0 620 45 , 0 5 , 1

u

8 , 1 1 , 1

73 , 0 580 45 , 0 5 , 1

u

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ:  H1 max  2 , 5 tx1  2 , 5 550  1373 N/mm2

Bánh lớn:  H2 max  2 , 5 tx2  2 , 5 478  1195N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Bánh nhỏ:  F1 max  2 , 2 HB 2 , 2 220  484 N/mm2

Bánh lớn:  F1 max  2 , 2 HB 2 , 2 190  418 N/mm2

c Hệ số tải trọng K sb , hệ số chiều rộngm và số răng Z

Giá trị Ksb có thể chọn sơ bộ trong khoảng 1,21,6 Khi chọn chú ý khả năng chạy mòn của vật liệu chế tạo, cách bố trí bộ truyền

và môi trường làm việc của bộ truyền

Giá trị hệ số m= b/m = 12 được chọn theo bảng 40 – TKCTM

Số răng Z được chọn theo kinh nghiệm thỏa mãn điều kiện:

Z1 > Z1min =17 răng, chọn Z1 = 30 răng

Z2 = inh.Z1 = 5.30 = 150 răng

d Xác định môđun ăn khớp theo sức bền tiếp xúc và khoảng cách trục.

56 , 1 137 12 186 30 451 , 0

553 , 0 5 , 1 10 1 , 19

3

6





sb

m

Theo tiêu chuẩn ta chọn msb = 2

Tính khoảng cách trục A, sơ bộ

2

150 300 2 2

2

Z

e Cấp chính xác để chế tạo bánh răng

Cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9

  3

6

.

10 1 , 19

u m

sb y z n

N K m







f Xác định chính xác khoảng cách trục A

khoảng cách trục:

192 2

, 1

47 , 1

180 3



sb sb

K

K A

Mô đun ăn khớp xác định lại có giá trị bằng:

14 , 2 2 , 1

47 , 1

2 3



sb sb

K

K m m

g Kiểm nghiệm răng theo quá tải đột ngột

Để bộ truyền có khả năng chịu quá tải trong thời gian ngắn cần kiểm tra bộ truyền quá tải theo điều kiện :

F  u.K qt  F max

 max

. qt H

tx

Kết quả tính được là:

2

1 35 , 799 2 , 4 85 , 92 / F

 max2

2

2 25 , 55 2 , 4 61 , 32 / F

H  380 , 6 2 , 4  589 , 62N/mm2  H max

Kết quả tính toán đều thỏa mãn

h Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

- Khoảng cách trục A = 192mm

- Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.2,14 = 5,45 mm

- Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 0,25.2,14 = 0,535 mm

- Đường kính vòng chia dc1= m.Z1 = 2,14.30 = 64,2 mm

dc2= m.Z2 = 2,14.150 = 321

mm

- Đường kính vòng lăn d1= dc1; d2 = dc2

- Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2m = 64,2 + 2.2,14 = 68,48 mm

De2 = dc2 + 2m = 321 + 2.2,14 = 325,28 mm

- Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2m - 2C = 58,85 mm

Di2 = dc2 - 2m - 2C = 315,56

mm

Để thuận tiện cho việc lắp ráp ta có thể chế tạo bánh răng gắn liền với bánh xe của cơ cấu di chuyển (hình 2-20)

i Tính lực

Lực tác dụng trong trong bộ truyền bánh răng được xác định theo hai thành phần:

- Lực vòng P1 = P1 = 4815

60

144441

2

2





d

- Lực hướng tâm Pr1 = Pr2 = P.tg= 4815.tg200 =

1753 N