Đồ án môn học máy nâng tính toán thiết kế cơ cấu quay cần trục tháp
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (245.81 KB, 38 trang )
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
tính toán thiết kế
cơ cấu quay Cần trục tháp
Phần I
Tính chọn động cơ, chọn phanh
Cơ cấu quay đợc đặt trên phần quay của cần trục. Bánh
răng chủ động cuối cùng của xích động học ăn khớp với bánh răng
gắn cố định trên phần không quay. Khi làm việc bánh răng chủ
động quay, lăn quanh vành răng cố định, kéo theo phần quay
chuyển động.
Tốc độ quay cần trục đợc chọn tuỳ thuộc vào năng suất của
máy. Tuy nhiên nếu dùng tốc độ quay lớn sẽ phát sinh các tải trọng
quán tính lớn. Tốc độ quay của cần trục hiện nay nằm trong
khoảng 0,5 đến 3,5 vòng/phút. Để đảm bảo tốc độ quay của
cần trục hệ thống truyền động cơ cấu quay phải có tỷ số
truyền rất lớn.
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
1
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Để thực hiện tỷ số truyền yêu cầu của cơ cấu quay ta thiết
kế hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền: trục vít bánh vít và bộ
truyền bánh răng trụ.
các số liệu ban đầu :
Tải trọng cần trục ở mọi tầm với: Q = 12 T.
Trọng lợng cần:
Gc = 2 T.
Trọng lợng tháp :
G t =9 T.
Trọng lợng bệ quay:
Gbq = 8,8 T.
Trọng lợng đối trọng :
G dt = 24 T
Trọng lợng thanh chống :
Gch =1
Chế độ làm việc :
Tốc độ quay
Sơ đồ nguyên lý:
Trờng đại học thuỷ lợi HN
:
KP =0,25.
n = 1,5 (v/p)
Trang:
2
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
1. Xác định mô men cản quay
Toàn bộ mô men tĩnh cản quay đối với trục quay gồm có:
M q = M 1 M 2 + M 3 ( Nm ).
Trong đó:
M1: Mô men cản do ma sát trong hệ thống tựa quay
M2: Mô men cản do độ nghiêng của mặt nền
M3: Mô men cản do gió
Hệ thống tựa quay gồm 2 ổ:
+ ổ trên chịu tải trọng đứng V và tải trọng ngang H 1,
+ ổ dới chịu tải trọng H2
Mômen phần quay lấy đối với tâm quay:
M = Q.a + Gc.a 4 + Gt.a3 Gch.a5 Gdt.a 2 Gbq.a1
M = 12.21 + 2.11 + 9.0.8 1.1 24.3,3 8,8.1,5
M = 187,8(T ).
Phản lực thẳng đứng:
V = Q + Gc + Gt + Gch + Gdt + Gbq
V = 12 + 2 + 8.,8 + 24 + 1 + 9
V = 56,8(T ).
Phản lực theo phơng nghiêng:
(Gồm hai thành phần thẳng đứng và nghiêng)
M
N = V + 4,5.
Dcp
Trờng đại học thuỷ lợi HN
. 1
n. cos
Trang:
3
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
(Tra bảng 44 Sách Nga)
Chọn
Dcp= 2,065 m
=450
n =252 ( số viên bi)
187,8
1
N = 56,8 + 4,5.
.
2,065 252.0,707
N = 2,62(T ).
Kiểm tra sức bền dập của bi:
Max
N .E 2
= 0,388.
[ ] k
3
Trong đó
[]k:Là ứng suất kéo cho phép. Đối với thép 45 giới hạn cho
phép
từ 30000 ữ 35000 KN/cm2.
E: Là môđun đàn hồi, lấy E = 210000 KG/cm2
: là
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
4
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
1 + 2
1 2
d 4,445
1 = =
= 2.22(cm)
2
2
2 = (0,51...0,62)d = 0,6.4,445 = 2,67(cm)
2,67.2,22
=
= 13,17(cm)
2,67 2,22
=
N = 2620.
Max = 0,388.
2620.210000 2
= 14610.3KG / cm 3
13,17 2
Xác định ma sát quay:
Ta có phản lực thẳng đứng do trọng lợng phần quay.
Nv =
V 56800
=
= 28400
2
2
Phản lực do mômen.
M
187800
=
= 90944,3
Dcp
2,065
Nm =
Phản lực theo phơng thẳng đứng:
N1 =NV NM
N1 = 28400 + 90944,3 = 119344,3
N2 = 90944,3 28400 = 62544,3
Phản lực theo phơng nghiêng:
N1 =
N 1'
119344,3
=
= 168803,82 KG
0
0,707
cos 45
N2 =
N 2'
62544,3
=
= 88464,36 KG
0
0,707
cos 45
Ma sát quay ở vị trí 1:
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
5
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
DCP 2 N 1 .à DCP
=
.
d
2
2
2
2.168803,82.0,05 2,065
M 11 =
.
= 7850,9 KG
2,22
2
M 11 = FTP .
Ma sát quay ở vị trí 2:
DCP 2 N 2 .à DCP
=
.
d
2
2
2
2.88464,36.0,05 2,065
M 12 =
.
= 4114,4 KG
2,22
2
M 12 = FTP .
Với à =0.05 (chọn).
Mô men cản do ma sát trong hệ thống là:
M1 = M11 + M21
M1 = 7850,9 + 4114,47 = 11965,3KG.
Xác định mômen cản gió:
Mômen cản do gió đợc xác định theo công thức
M gmax = Pgv .l c + Pgc .a 4 + Pgq .c + Pgt .a 3
Trong đó;
Pgv , Pgc , Pgq , Pgt : Là tải trọng gió tác dụng lên vật nâng, cần, phần
quay tháp của cần trục ( coi là một lực tác dụng vào trọng tâm
của từng phần theo phơng ngang)
Mômen cản gió M2= 6048 KG.M
Mômen cản dốc
M3= M.sin= 187800 . 0,001 = 187,8 KG.m
Vậy toàn bộ mô men tĩnh cản quay đối với trục
Mq = M1 + M2 + M3
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
6
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Mq = 11965,3 + 6048 + 187,8 = 18201 KG.m
Công suất tĩnh yêu cầu:
Nt =
M q .n q
9550. q
=
q = 0,6 :
18201.1,5
= 4,76( KW ).
9550.0,6
Là hiệu suất cơ cấu quay với bộ truyền trục tĩnh
(bảng 1-9)
Chọn động cơ điện cho cơ cấu quay phải tính cả mô men
cản trong thời kỳ chuyển động không ổn định vì mô men cản
động lớn hơn mô men cản tĩnh rất nhiều (3-10 lần). vì vậy ta
chọn động cơ điện: MTF 312-6:
Công suất : N = 17,5Kw
Số vòng quay : n = 950(v/p)
Mô men Max : MMax = 48(daNm)
Mô men vô lăng (GiD2i)rô to = 1,25 (daNm2)
Khối lợng : Gđc = 210 kg
2. Tỷ số truyền chung.
iq =
ndc 950
=
= 633,3
ndc 1,5
3. Kiểm tra động cơ điện.
Góc quay khởi động: =
( rad ) .
9
9 = 4,4( s ).
Thời gian mở máy tối đa: t = 60. =
m
.n q .1,5
60.
Mômen mở máy ít nhất cần có để đảm bảo thời gian mở
máy không vợt quá 4,4(s) :
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
7
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Mm =
(G.D )
2
Mq
iq . q
+
q
.n1
375.i q2 .t m . q
+
. ( Gi .Di2 ) Ii .n1
.
375.t m
Q.a 2 + Gc .a 42 + Gdt .a 22 + Gch .a52 + Gt .a32
=
4
q
375
12.212 + 2.14 2 + 24.3,3 2 + 1.12 + 9.0,8 2
G.D 2 q = 4
375
2
G.D q = 63,94( T .m )
(G.D )
2
(
(
)
)
= 1,1 ữ 1,2 : là hệ số ảnh hởng quán tính của các chi tiết máy
quay trên các trục của cơ cấu sau trục 1
(G .D ) = (G .D )
2
i I
i
(G .D )
2
i
i
khop
i
2
i roto
(
+ ( Gi .Di ) khop = 1,25 + 3,79 = 5,04 Nm 2
: Là mô men vô lăng của khớp nối kết hợp với bánh
phanh đờng kính D = 200 mm.
Mm =
)
( G .D )
2
i
i
khop
(
)
= 3,79 Nm 2 :
18201
634900.950
1,1.5,04.950
+
+
= 52,6( Nm ).
2
633,3.0,6 375.633,3 .4,4.0,6
375.4,4
Động cơ điện đã chọn có mô men danh nghĩa:
M dn = 9550.
N dc
17,5
= 9550.
= 175,9( Nm ).
ndc
950
Mô men mở máy:
M m ( dc ) =
(1,8 ữ 2,5).M dn + 1,1.M dn
2
= 1,6.M dn = 281,4.
M m ( dc ) > M m .
Vậy có động cơ đã chọn đạt yêu cầu trong thời gian mở máy
4. Phanh
Phanh đợc đặt ở trục thứ nhất, giữa trục phanh và trục
quay của cầu trục có đạt khớp an toàn truyền mô men giới hạn.
Thời gian phanh lấy bằng thời gian mở máy: tph = tm = 4,4s
Mô men quán tính khi phanh:
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
8
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
MA =
(G.D) q .n q
375.t ph
63,49.10 7.1,5
=
= 57718,2( Nm )
375.4,4
Mô men phanh cần có:
M ph = K ph .( M 1 + M 2 + M 3 + M 4 ).
0,6
= 1,1.( 11965,3 + 6048 + 187,8 + 57718,2).
= 54,2( Nm ).
i ph
633,3
Chọn phanh TT-200 có Mphmax = 16 Nm.
Dph
=200mm
5. Bộ truyền.
Bộ truyền đợc thiết kế gồm một hộp giảm tốc trục vít, bánh
vít, cặp bánh răng chốt để hở.
Ta phân phối tỷ số truyền cho cấc cặp nh sau:
Trục vít, bánh vít: i1 = 30
Cặp bánh răng trục : i2 = 4 ( răng nghiêng )
Cặp bánh răng chốt : i3 = 5,28 ( bộ truyền ngoài )
Phần II
Tính toán Thiết kế bộ truyền
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
9
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
I- Tính toán, thiết kế bộ truyền trục vít, bánh vít
Thời gian phục vụ của trục vít, bánh vít ở chế độ làm việc trung
bình
t = 10000 h. trục vít chính là trục vào của hộp giảm tốc.
Công suất trên trục vít chính là công suất trên trục động cơ:
d1' = d1 + 2m = 162
Bộ truyền làm việc 2 chiều
Căn cứ vào chế độ tải trọng tính toán ta có đồ thị gia tải trung
bình của cơ cấu quay (hình vẽ)
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
10
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
Trớc hết ta tính vận tốc trợt Vs và căn cứ vào Vs để chọn vật liệu.
Vận tốc trợt tính theo công thức gần đúng
Vs = 8,8.10 3.3 N 1 .i.n12
Vs = 8,8.10 3 3 17,5.30.950 2
Vs = 6,86( m / s )
Vs > 5 m/s dùng đồng thanh thiếc ( chứa từ 3%ữ 6%)
Cụ thể là ịpoH để chế tạo bánh vít.chọn vật liệu trục vít là
thép 45 tôi bề mặt đạt độ cứng HRC 45.
1- Tính ứng suất cho phép.
Theo bảng 7 1 (giáo trình chi tiết máy)với bánh vít đúc li tâm
ta có b = 290MPa ; ch = 170MPa.
Theo bảng 7 2 với cặp vật liệu ịpoH và thép tôi ta có ứng
suất tiếp xúc cho phép của bánh vít là: [ H ] = 120MPa
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
11
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Bộ truyền làm việc 2 chiều ta có ứng suất uốn cho phép ứng với
106 chu kỳ:
[ Fo ] = 0,1 b = 0,1.290 = 29 MPa
Hệ số tuổi thọ :
K FL = 9
10 6
N FE
N FE = 60n2 (
n2 =
M 2i 9
) .t i
M 2 max
950
= 31,67(v / p) :
30
Số vòng quay của bánh vít
M2i: mô men xuắn trên bánh vít ở chế độ thứ i
M2max: mô men lớn nhất trong các trị số M2i.
N FB = 60.31,67.10000(19.0,2 + 0,5 9.0,75 + 0,2 9.0,3) = 4512975
K FL = 9
10 6
= 0,846
4512975
Vậy ứng suất cho phép của bánh vít là
[ F ] = [ FO ].K FL = 29.0,846 = 24,534 MPa
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất
cho phép khi quá tải [ H ]max và ứng suất uốn khi quá tải [ p ]max .
Với bánh vít bằng đồng thanh không thiếc:
[ h ] max = 2. ch = 2.290 = 580( MPa )
[ p ] max = 0,8. ch = 0,8.290 = 136( MPa )
2- Tính thiết kế.
- Xác định khoảng cách trục (aw):
chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH = 1,3
với i = 30 chọn Z1 = 1
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Z2 = i.Z1 = 30
Trang:
12
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
hiệu suất = 0,75
M2 : Mô men xuắn trên trục bánh vít(M2 = M1. i.)
9,55.10 6.N 1 .i. 9,55.10 6.17,5.30.0,75
M2 =
=
= 414473,68( Nmm)
n1
950
Hệ số đờng kính trục vít
Theo bảng 7-3 (HDTKHTDD) q =0.3. Z2 = 0,3.30 =10 Chọn q =
10; KH = 1,2
Khoảng cách trục aw :
a w = ( z 2 + q).3 (
170 2 M 2 .K H
) .
z 2 [ H ]
q
a w = (30 + 10).3 (
170 2 414473,68.1,2
) .
= 192(mm)
30.120
10
chọn aw = 195mm
m=
2a w
2.195
=
= 9,75
q + z 2 10 + 30
3- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đợc
thiết kế phải thoả mãn điều kiện:
( z + q ) 3 M 2 .K H
170
H =(
). ( 2
) .
[ H ]
z2
aw
q
Vộn tốc trợt:
Vs =
.d w1 n1
60000. cos w
w = arctg [
= arctg [
z1
]
q + 2x
1
] = 5,7 0
10
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
13
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
d w = (q + 2 x )m = 10.10 = 100
Vs =
.100.950
= 5m / s
60000. cos 5,7 0
Tra bảng 7-2 ta có [ H ] = 120MPa
H =
170 30 + 10 3 414473,68.1,2
(
) .
= 144.2 MPa
30
170
10
So sánh H < [ H ]
Vậy răng bánh vít thoả mãn độ bền tiếp xúc.
4- Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít
Chiều rộng bánh vít: khi Z1 = 1 , b2 0,75da1
da1 = m(q + 2) = 10(10 + 2) = 120
b2 0,75.90
zv =
lấy b = 90
z2
30
=
= 30,15 YF = 1,75 (bảng 7-8)
cos w cos 5,7 0
HR = KH = HHB.KHV = 1,3
H =
1,4.M 2YF .K F 1,4.414473,68.1,75.1,3
=
= 4,92 MPa
b2 .d 2 .mm
90.300.10. cos 5,7 0
Với d2 = mZ2 = 10.30 = 300 mm
[ F ] = 24,534 MPa
F < [ F ]
Vậy điều kiện bền uốn thoả mãn.
5- Các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít, bánh vít.
- Khoảng cách trục : aw = 150mm.
- mô đun
: m = 7,5mm
- Hệ số đờng kính : q = 10
- Tỷ số truyền
Trờng đại học thuỷ lợi HN
: i = 30
Trang:
14
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
- Số ren trục vít và số răng bánh vít : Z1 = 1; Z2 = 30
: = 5,7 0
- Góc vít
- Chiều dài phần cắt ren trục vít : b1 = 128mm
- Chiều rộng bánh vít
- Đờng kính chia
- Đờng kính đỉnh
- Đờng kính đẩy
: b2 = 90mm
: d1 = 75mm ; d2 = 225mm
: da1 = 90mm ; da2 = 240mm
: df1 = 57mm ; df2 = 207mm
II- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ ( răng nghiêng)
Cũng nh bộ truyền trục vít, bánh vít, bộ truyền
bánh răng trụ làm việc ở chế độ trung bình, thời gian
phục vụ là 10000 giờ
Công suất ở trục chủ động là công suất trên trục bánh vít.
N2 = N1 =17,5.0,75 = 13,12 (kw); n1 = 31,6v/p; i = 4
( : hiệu suất bộ truyền trục vít, bánh vít)
Bộ truyền bánh răng trụ làm việc hai chiều.
Sơ đồ gia tải nh ở phần tính toán thiết kế trục vít, bánh
vít.
1- Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285
b1 = 850MPa; ch1 = 580MPa
Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240
b 2 = 750MPa; ch1 = 450MPa
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
15
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
2- Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6-2 với thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB180
350
0
HLim
= 2 HB + 70; S H = 1,1; F0 lim = 1,8 HB; S H = 1,75
Độ rắn bánh nhỏ: HB1 = 245
Độ rắn bánh lớn : HB2 = 130
F0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa
F0 lim1 = 1,8.245 = 441MPa
F0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa
F0 lim 2 = 1,8.230 = 414MPa
2, 4
N H 0 = 30 H HB
NHo : số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc
HHB : độ rắn Brinen
N Ho1 = 30.245 2, 4 = 1,6.10 7
N Ho 2 = 30.230 2, 4 = 1,397.10 7
Bộ truyền làm việc với tải trọngthay đổi nhiều bậc:
N HE = 60.t (
N FE = 60.t (
Mi 3
) .ni .ti
M max
M i mF
) ni ti
M max
Mi, ni, ti lần lợt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ
làm việc ở chế độ thứ i
mF = 6 : bậc đờng cong mỏi khi thử về uốn
Mmax : Mô men xuắn lớn nhất
t :Tổng số giờ làm việc
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
16
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
N HB 2 = 60.
31,6
.10000(13.0,2 + 0,75 3.0,5 + 0,2 3.0,3) = 1954776
4
1
1
N
1954776
K LH 2 = H 02 = 6
= 1,39
7
1,39.10
N E2
N HE1 = i.N HE 2 = 4.1954776 = 7819104
mH
K LH 1 = mF
N HE1 6 1,6.10 7
=
= 1,13
N Ho 2
7819104
- ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ H ]1 = H0 lim 1 .
K HL1
1,13
= 560
= 575,3MPa
SH
1,1
0
[ H ] 2 = HLim
2.
K HL 2
1,39
= 530.
= 669,7 MPa
sH
1,1
SH: Hệ số an toàn tiếp xúc (bảng 6-2 :S H = 1,1)
- Cặp bánh răng nghiêng [ H ] =
[ H 1 ] + [ H 2 ]
= 622,5MPa
2
0
- ứng suất uốn cho phép: [ F ] = F lim .
K Fc .K Fl
SF
SF = 1,75 : Hệ số an toàn uốn
KFc = 0,75 : Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
Xác định
K
N
FO
= 4. 10 6
N
FE
= 60.t. (
N
K FL 2 = 6
FE 2
FL
= mp
N
N
m)
nt
m
i
FO
FE
6
i
i
mã
= 60.10000.
31,6 6
.(1 .0,2 + 0,5.0,75 6 + 0,2 6.0,3) = 1791709,2
4
4.10 6
= 1,14
1791709,2
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
17
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
N
FE1
= i. N FE 2 = 4.1791709,2 = 7166836,8
K FL1 = 6
4.10 6
= 0,91
7166836,8
.0,91
[ ] = 441. 0,751,75
= 172 MP
F1
a
.1,14
[ ] = 414. 0,75
= 202,3 MP
1,75
F2
a
ứng xuất quá tải cho phép
[ H ] = 2,8
[ ch1] = 0,8.
[ F1] = 0,8
ch 2
mã
mã
ch1
ch 2
mã
= 2,8.450 = 1260 MPa
= 0,8.580 = 164 MPa
= 0,8.450 = 360 MPa
3- Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng
a- Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a
w
K (i
a
2
+ 1)3
M K
[ ] i
1
H
K
a
K
H
H
2
2
ba
= 43 : hệ số phụ thuộc và cặp bánh răng
= 1,07 :sơ đồ 5
Chọn
ba
= 0,4
bd = 1,04
M1=
9,55.10 6.13,12
= 3965063,3 N mm
31,6
a w 43(4 + 1)3
3965063,3.1,07
= 408
622,5 2 4.0,4
Chọn aw= 410
b- Xác định các thông số ăn khớp
m
= (0,01 ữ 0,02) a w = 0,01.410 = 4,1
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
18
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
lấy m=4,5mm.
Chọn = 15 0
Z
1
=
2. a w . cos
m
2.410. cos(15 0 )
=
= 35,2.
(i + 1)
4,5(4 + 1)
Z = i .Z
Lấy Z 1 = 36 =>
Z
Lấy
a
w
1
= 36.4 = 144 (răng)
= 144 (răng).
Z +Z
=> a w = m
Lấy
2
2
1
2
2
= 4,5.
36 + 144
= 405mm
2
= 410 do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ
405 lên 410 mm.
Hệ số dịch chỉnh
y
=
Ky =
a
m
w
0,5( Z 1 + Z 2 ) =
1000 y
Z
Tra bảng 6-10a
t
=
410
0,5( 36 + 144) = 1,1
4,5
1000.1,1
= 6,1
180
ta có
K
x
= 0,265
Hệ số giảm đỉnh răng:
y =
K .Z
x
1000
t
=
0,265.180
= 0,048
1000
Tổng hệ số dịch chỉnh: xt =
y
+ y = 1,1 + 0,048 = 1,148
Hệ số dịch chỉnh bánh1, bánh2.
( Z 2 Z 1) y
=
0
,
5
x1 xt
Zt
x
2
= 0,244 mm
= 1,148 0,224 = 0,924(mm)
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
19
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Gác ăn khớp : cos tw
Z t m. cos 180.4,5. cos 20 0
=
=
= 0,93
2.a w
2.410
=> tw = 22,5 0
c- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn:
H
= Z M .Z H .Z
2.M 2 .K H (i + 1)
bw .i.d w21
[ ]
H
Z M = 225( MPa) 2 / 3 :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh
răng ăn khớp
ZH :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH =
2. cos b
sin 2 X tw
b : Góc nghiêng trên hình trụ cơ sở:
tg 20 0
tg
.tg110 = 0,052
.tg = cos arctg
tg b = cos X t .tg = cos arctg
0
tg
tg 8,1
b 30
ZH =
2. cos(3 0 )
= 1,73
sin( 2.21)
()
Hệ số trùng khớp dọc: = bw sin ( m )
bw =
2.a w
2.410
=
= 164mm
im + 1 4 + 1
= 164. sin
( 3)
( .4,5)
= 0,61
1
1
= 1,88 3,2 + . cos
z1 z 2
1
1
= 1,88 3,2 +
. cos 8,1 = 1,75
36 144
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
20
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
vì < 1 Z =
(4 )(1 )
3
+
=
(4 1,75)(1 0,61) 0,61
+
= 0,91
3
1,75
Z : hệ số kể đến trùng khớp bánh răng.
KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K H = K H .K H K H
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ
2.a w
2.410
=
= 164mm
(i + 1) (4 + 1)
.d w1 n1 .164.31,6
V =
=
= 0,27(m / s )
60000
60000
d w1 =
Theo bảng (6-13) với V=0,27(m/s) ta dùng cấp chính xác 9
Theo bảng (6-14) với cấp chính xác 9, V< 2,5 m/s K H = 1,13
aw
410
= 0,002.82.0,27
= 0,44
i
4
= 0,002(bang 6 15)
V H = H .g 0 .V
H
g 0 = 82(bang 6 16)
1 + V H .bw .d w1
0,44.164.164
K H =
= 1+
=1
2.M 1 .K . H .K H
2.3965063,3.1,07.1,13
K H = 1,07.1,13.1 = 1,21
2.3965063,3.1,21(4 + 1)
= 584 MPa
164.4.164 2
< [ H ] = 622.5MPa
H = 225.1,73.0,91
H
Vậy thoả mãn về độ bền tiếp xúc.
d- Kiểm ngiệm sức bền uốn của răng
F =
19,1.10 6.K .N
y.mn2 .Z .n.b. "
y1,y2 :
hệ số dạng răng
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
21
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
K = 1,4 :hệ số tải trọng
(
" : hệ số phản ánh khả năng tải.
= 1,5
)
[ ]
19,1.10 6.1,4.13,17
= 144,5MPa < F1 = 202MPa
0,436.4,5 2.36.31,6.164.15
y
0,436
= 1 1 = 144,5
= 126 MPa [ F 2 ] = 269 MPa
y2
0,5
F1 =
F2
'
Vậy thoả mãn về sức bền uốn của răng.
e- Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ
- Khoảng cách trục
a w = 410 mm
- Mô dun
m = 4,5 mm
- Chiều rộng vành răng
b w = 164 mm
- Tỷ số truyền
i =4
- Góc nghiêng của răng
= 110
- Số răng bánh răng
Z 1 = 36 ; Z2 = 144 mm
- Sệ số dịch chỉnh
x 1 = 0,244 ; x2 =
0,924 mm
- Đờng kính vòng chia
d1 = 165
- Đờng kính đỉnh răng
; d2 =660 mm
da1 =176 mm ; da2 =677
mm
- Đờng kính đòng răng
df1 = 156 mm ; df2 = 657
mm
III- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài.
Bộ truyền ngoài ăn khớp bởi bánh răng trụ răng thẳng và bánh
răng chất, tức là ở bánh bị động ra thay thế các răng bằng các
chất. Bộ truyền này làm việc ở chế độ trung bình thời gian
phục vụ là 10000 giờ.
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
22
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Tỷ số truyền : i = 5,28
Công suất ở trục chủ động : N0 =13,12 kw
Số vòng quay trục chủ động : n1 =7,9 v/p
Bộ truyền làm việc hai chiều.
Sơ đồ gia tải nh ở phần tính toán thiết kế trục
Chọn vật liệu .
- Bánh nhỏ:
thép 45 thờng hoá.
b = 580 MPa
ch = 290 MPa
HB = 200
Đờng kính phôi 100 ữ 300mm.
- chất:
thép 35 thờng hoá
b = 520 MPa
ch = 270 MPa
HB = 140.
Đờng kính phôi dới 100 mm.
* ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc.
Từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có:
1954776
= 488694
4
N tdtx1 , N tdtx 2 < N 0 = 10 7
N tdtx 2 =
K 2 = =6
N 0 6 10 7
=
= 1,65
N td
488694
K 1 = 1,39
(tính ở phần trớc)
bánh nhỏ:
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
23
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
Sv: Lê
[ ] tx1 = 2,6 HB.K N' 1 = 2,6.200.1,39 = 772,8MPa
[ ] tx 2 = 2,6.HB.K N' 2 = 2,3.140.1,65 = 600MPa
- ứng suất uốn cho thép:
[ ] a = 1,5. 1 K N"
n.K
N tdtx1 = 324094.
N tdtx 2 =
324094 324094
=
= 45264,5
i
7,16
N tdu1 , N tdu 2 < N 0 = 5.10 6
K N" 1 = 6
5.10 6
= 1,57.
324094
KN2 = 6
5.10 6
= 2,19
45264,5
bánh nhỏ:
chất:
1 = 580 MPa.
1 = 520MPa
n = 1,5
K =1,8
1,5.580
.1,57 = 505,8( MPa)
1,5.1,8
1,5.520
=
.2,19 = 632,6( MPa)
1,5.1,8
[ ] u1 =
[ ] u 2
* Trong bộ truyền này ta tính toán thiết kế bánh răng nhỏ còn
bánh răng lớn ta tính toán thiết kế chất.
Sơ bộ chọn hệ số tải trọng: K =1,4.
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: = 0,5
Xác định khoảng cách trục A
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
24
Sv: Lê
Đồ án môn học máy nâng
Quang Khải
1,05.10 6
A ( i + 1).3
[ tx ].i
2
K .N
.
A .n 2
2
1,05.10 6 1,4.13,12
.
A ( 5,28 + 1) 3
= 940mm
600.5,28 0,4.1,5
Lấy A = 940mm.
Vận tốc này và cấp chính xác chế tạo.
Vc =
2. . A.n1
2. .940.7,9
=
= 0,12m / s
60.1000(i 1) 60000.6,28
Theo bảng 5-12 chọn cấp chính xác 9.
Xác định mô đun.
m = (0,01 ữ 0,02). A = 0,01.940 = 9,4
Chọn m = 12
2. A
2.940
Số răng bánh dẫn: Z 1 = m(i + 1) = 10(5,28 + 1) = 29,9
Lấy Z1=30 răng
Số chất Z2=Z1.i=30 . 5,28 = 158
Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
n =
19,1.10 6.K .N
19,1.10 6.1,4.13,12
=
= 399,4 < [ ] n = 505,8MPa.
y.m 2 .Z .n.b
0,429.12 2.30.7,9.60
Vậy bánh răng vừa thiết kế thoả mãn sức bền uốn.
Các thông số hình học của bánh răng nhỏ.
Mô đun:
m = 12
Số răng:
Z1=30(răng)
Chiều rộng răng:
b = 60 mm
Đờng kính vòng chia:
Đờng kính đỉnh:
d1 = m.Z = 12.30 =360 mm
d1' = d1 + 2m = 384mm
Đờng kính vòng chân răng: d1" = d1 2m c = 334mm
Trờng đại học thuỷ lợi HN
Trang:
25
