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 . 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. (v/ph) N (kW) M x (N.mm) 175,5 0,553 30092 35 0,531 144 441 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. 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