luận văn thiết kế cầu trục, chương 14 doc

Chương 14:
Kiểm tra động cơ điện về mômen
mở máy
- Gia tốc lớn nhất để đảm bảo hệ số bám 2,1
b
k được tính từ
công thức:









0
0
max0
2,1
t
bx
d
d
W
D
d
fG
G
G
g

j

Trong đó: g = 9,81 m/s
2
– gia tốc trọng trường.
G
0
= 24000 N – trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di
chuyển.
G
d
= 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
vi
ệc trong nhà.
f = 0,02 – h
ệ 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
W 

bx
D

df
G
.2
0

160
320
60.02,05,0.2
24000


N
V
ậy: 41,0160
3,0
05,0
02,0.6900
2,1
2,0.6900
24000
81,9
max0







j m/s

2
- Mômen mở máy tối đa cho phép, xác định theo công thức


0
1
2
02
1
2
0
0
0
375375
2
m
I
ii
đcmđc
bx
đcđc
bxt
m
t
nDG
ti
nDG
i
DW
M






Trong đó: i
đc
= 25 - tỷ số truyền chung đối với bộ truyền.
đc

= 0,85 – hiệu suất của bộ truyền.
n
1
= 930 – số vòng quay của trục động cơ.
0
m
t - thời gian mở máy tương ứng,
4,1
41,0.60
35
60
max0
0

j
v
t
c
m
s


= 1,1 – hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các tiết
máy quay trên
các tr
ục sau trục động cơ.
Iii
DG )(
2

- tổng mômen vô lăng của các tiết máy quay
trên trục I, Nm
2





Iii
DG )(
2

[
khopiirotoii
DGDG )()(
22
 ] = 1,1[0,2 + 0,13] =
0,363 Nm
2
Vậy: 43,26
4,1.375

930.363,0
85,0.4,15,26.375
930.32,0.24000
85,0.5,26.2
32,0.160
2
2
0

m
M
Nm
- Mômen danh ngh
ĩa của động cơ đã chọn
16,6
930
6,0
.95509550 
đc
đc
dn
n
N
M
Nm
- Mômen m
ở máy trung bình của động cơ


5,1016,6.7,17,1

2
1,15,28,1
)(



dn
dndn
đcm
M
MM
M Nm
Ta thấy:
0
)(
mđcm
MM  , mặc dù đã chọn M
m max
= 1,9M
dn
động cơ
vẫn có mômen mở máy nhỏ hơn so với trị số cho phép, vậy động
cơ chọn l
à hợp lý.
2.3.2.5. Tính chọn phanh
Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là
tr
ục động cơ. Khi đó việc tính chọn phanh gồm các bước sau.
- Mômen phanh được xác định theo công thức



0
1
2
02
1
2
0
0
375375
2
ph
I
ii
ph
đc
đc
bx
đcđc
bxt
ph
t
nDG
ti
nDG
i
DW
M






Trong đó:
0
ph
t - thời gian phanh khi không có vật nâng:
42,1
41,0.60
35
60
0
0

ph
c
ph
j
v
t
s

0
ph
j = 0,75 – gia tốc hãm, theo bảng ( ) tùy theo tỷ lệ
số bánh dẫn và hệ số bám

.
V
ậy:

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
M Nm
Ta ch
ọn 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 tr
ình làm
việc, ta chon phương án mua săn căn cứ vào mômen phanh yêu
c
ầu.
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:
i
c
= i

nh
.i
h
Trong đó: i
c
– tỷ số truyền chung.
i
nh
– tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng hở.
i
h
– 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 m
à ta có thể chọn: i
nh
= 3

5, i
h
= 3

7. Vậy sơ
bộ ta chọn i
nh
= 5 thì tỷ số truyền của hộp giảm tốc sẽ là:
i
h
= i/i

nh
= 26,5/5 = 5,3
Tính chọn hộp giảm tốc:
Ta ti
ến hành thiết kế hộp giảm tốc dựa vào các thông số đã
bi
ết:
I
h
= 5,3 – tỷ số truyền chung.
N
đc
= 0,6 kW – công suất của động cơ điện.
n
đc
= 930 – số vòng quay trên trục động cơ.
Sơ bộ ta chọn hộp giảm tốc có kết cấu như hình (2-18).
Ta l
ập 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
I II III
I I
12
= 2,65 I
23
= 2

n, v/ph 930 351 175,5
N, kW 0,6 0,576 0,553
M
x
, (N.mm) 6161 15673 30092
Với: n
1
= n
đc
=930 v/ph ; n
2
=
12
1
i
n
;
23
2
3
i
n
n

N
1
= N
đc
=0,6kW; N
2

=

N
1;
N
3
=

N
2
M
1
= M
x
= 6161(N.mm); M
2
= i
12
.

.M
1
;
M
3
=i
23
.

.M

2
Trong đó: M
x
– mô men xoắn trên
tr
ục 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
n
đc
n
tr
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
Thông số
I II
i 5
n (v/ph)
N (kW)
M
x
(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/mm
2
,
ch

= 320 N/mm
2
, đường kính
phôi 100

200mm.
-
Đối với bánh răng lớn, chọn thép C45 thường hóa, có độ
cứng HB = 190,
b

= 580 N/mm
2
,
ch

= 320 N/mm
2
, 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:


5501.220.5,2
1


tx

N/mm
2



4751.190.5,2
2

tx

N/mm
2
- Ứng suất uốn cho phép:
 
137
8,1.1,1
65,0.620.45,0.5,1
1

u


N/mm
2
 
144
8,1.1,1
73,0.580.45,0.5,1
2

u

N/mm
2
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Bánh nhỏ:




1373550.5,25,2
1
max
1

txH

N/mm
2
Bánh lớn:





1195478.5,25,2
2
max
2

txH

N/mm
2
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Bánh nhỏ:


484220.2,2.2,2
max
1
 HB
F

N/mm
2
Bánh lớn:


418190.2,2.2,2
max
1
 HB

F

N/mm
2
c. Hệ số tải trọng K
sb
, hệ số chiều rộng
m
 và số răng Z
Giá trị K
sb
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 l
àm việc của bộ truyền.
Giá trị hệ số
m

= b/m = 12 được chọn theo bảng 40 –
TKCTM.
S
ố răng Z được chọn theo kinh nghiệm thỏa mãn điều kiện:
Z
1
> Z
1min
=17 răng, chọn Z
1

= 30 răng
Z
2
= i
nh
.Z
1
= 5.30 = 150 răng
d. Xác định
môđun ăn khớp theo
sức bền tiếp xúc và
kho
ảng 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 m
sb
= 2
Tính kho
ảng cách trục A, sơ bộ
A
sb
=





180
2
150300.2
2
21




ZZm
sb
mm
e. Cấp chính xác để chế tạo bánh răng
Cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9.
 
3
6

10.1,19
um
sb
nzy
NK
m


f. Xác định chính xác khoảng cách trục A

khoảng cách trục:
192
2,1
47,1
.180
3
3

sb
sb
K
K
AA
mm
Mô đun ăn khớp xác định lại có giá trị bằng:
14,2
2,1
47,1
.2
3
3

sb
sb
K
K
mm
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 :



max
.
FqtuF
K




max
.
HqttxH
K


Kết quả tính được là:



max
1
2
1
/92,854,2.799,35
FF
mmN





max
2
2
2
/32,614,2.55,25
FF
mmN





max
2
/62,5894,2.6,380
HH
mmN


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 d

c1
= m.Z
1
= 2,14.30 = 64,2
mm
d
c2
= m.Z
2
= 2,14.150 = 321
mm
-
Đường kính vòng lăn d
1
= d
c1
; d
2
= d
c2
- Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= d
c1
+ 2m = 64,2 +
2.2,14 = 68,48 mm
D
e2
= d
c2

+ 2m = 321 +
2.2,14 = 325,28 mm
-
Đường kính vòng chân răng D
i1
= d
c1
- 2m - 2C = 58,85
mm
D
i2
= d
c2
- 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 P
1
= P
1
= 4815
60
144441.2
.2

d

M
x
N
- L
ực hướng tâm P
r1
= P
r2
= P.tg

= 4815.tg20
0
=
1753 N