a. Tính tốn cơng suất động cơ kéo khung duỗi thép
Việc tính tốn,lựa chọn cơng suất của động cơ phải thỏa mãn ba điều kiện sau: Động cơ khơng phát nĩng khi vượt quá nhiệt độ cho phép.
Cĩ khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
Cĩ momen mở máy đủ lớn để thắng moomen cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động.
Để chọn động cơ điện,cần tính cơng suất cần thiết: Gọi:
N: Cơng suất của khung duỗi ϕ: Hiệu suất chung
Nct: Cống suất cần thiết Ta cĩ:
Trong đĩ:
ϕ=ϕ12 .ϕ22
ϕ1=0,94 ( Hiệu suất bộ truyền đai) ϕ2= 0,99 (Hiệu suất của một cặp ổ lăn ) ϕ=0,942 . 0,992 = 0,86
P: Lực kéo đai (N) v: Vận tốc lồng (m/s)
Động cơ được chọn cần phải cĩ cơng suất lớn hơn Nct. Trên thị trường cĩ rất nhiều loại động cơ thỏa mãn điều kiện này. Tuy nhiên, vấn đề ở đây là chọn động cơ
cĩ tốc độ bao nhiêu. Nếu chọn động cơ cĩ số vịng quay lớn thì tỷ số truyền động chung tăng dẫn đến việc tăng khuơn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị cũng tăng theo. Nhưng động cơ cĩ số vịng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ngược lại. Nếu chọn số vịng quay thấp, tỷ số truyền động chung nhỏ do đĩ khuơn khổ kích thước của máy giảm và giá thành hạ.
Nhĩm nghiên cứu đã tìm và mua được động cơ cĩ cơng suất 0,75kW và cĩ tốc độ 1400 vịng/phút.
Hình 2.20: Động cơ điện 1 pha
b.Tính tốn bộ truyền đai
Hệ thống truyền động mà nhĩm nghiên cứu lựa chọn để sử dụng là truyền động bằng đai vì nĩ cĩ những ưu điểm sau:
Giá thành rẻ Tuổi thọ cao Dễ gia cơng
Ưu điểm lớn nhất của bộ truyền động đai là nĩ cĩ thể bảo vệ cho hệ thống và động cơ tránh bị hư hỏng khi cĩ sự cố xảy ra. Vì hệ thống truyền động đai truyền động bằng phương pháp ma sát nên khi sự cố xảy ra như quá tải hay kẹt trục thì động cơ sẽ quay tuơn đai nên tồn bộ hệ thống sẽ được bảo vệ. Cịn đối với hệ thống truyền động bằng bánh răng hay xích thì truyền động bằng phương pháp ăn khớp nên khi sự cố xảy ra sẽ gây cháy động cơ hoặc hư hỏng tồn bộ hệ thống. Loại đai được lựa chọn là đai hình thang. Đây là loại đai được sử dụng rộng rãi vì cĩ nhiều ưu điểm như cĩ sức bền và
tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. Đai hình thang được chia làm bảy loại, theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hĩa. Đai hình thang được chia làm bảy loại, theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O, A, Б, B, Γ, Д, E. Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hố.
Hình 2.17: Sơ đồ tiết diện đai
Kích thướt tiết diện các loại đai Ký hiệu O A ϕ B Γ Д E a0 8,5 11 13 19 27 32 42 Hh 6 8 10,5 13,5 19 23,5 30 a 10 13 17 22 32 38 50 h0 2,1 2,8 4,1 4,8 6,9 8,3 11 F,mm2 47 81 138 230 476 692 1170
(diện tích)
Bảng 2.1: Kích thước tiết diện các loại đai
Dựa vào cơng suất của động cơ đã chọn là 0,75kW, tốc độ của khung là 5m/s và kích thước của máy đã thiết kế. Nhĩm nghiên cứu quyết định sử dụng đai loại A.
Hình 2.21: Cấu tạo của bánh đai
Trong đĩ:
Dn : Đường kính ngồi bánh đai Dt: Đường kính trong bánh đai D: Đường kính danh nghĩa bánh đai B: Chiều rộng bánh đai
e: Chiều cao của rãnh bánh đai h: Chiều cai đai
h0: Chiều cao danh nghĩa của đai
Trong đĩ:
N: Cơng suất của động cơ (k/W) n: Tốc độ của động cơ (vịng/phút)
Kiểm nghiệm lại vận tốc đai:
Vậy vận tốc đai đạt yêu cầu.
Tính đường kính bánh đai lớn: vì tỷ số truyền là 1:3 nên đường kính bánh đai lớn bằng đường kính bánh đai nhỏ.
D2 = 3.89 = 267 mm
Đường kính danh nghĩa các loại bánh đai thang đã được tiêu chuẩn hố và bán rộng rãi trên thị trường. Dựa vào kết quả đã tính tốn và khuơn khổ kích thước của máy, nhĩm nghiên cứu quyết định chọn bánh đai cĩ đường kính: D1=60mm D2 = 180 mm.
Đường kính ngồi của bánh đai D1:
Dn1 = Dn = D +2h0 = 60 + 2.2,8 = 65,6 mm Đường kính ngồi của bánh đai D2:
Dn2 = D +2h0 = 180 + 2.2,8 = 185,6 mm Đường kính trong của bánh đai D1:
Đường kính trong của bánh đai D2:
Dt2 = Dn2 - 2e = 185,6 – 2.12,5 = 183,1 mm Chiều rộng bánh đai:
B = 2S = 2.10 = 20 mm.
Với e và S là những thơng số tra trong bảng tiêu chuẩn ứng với đai loại A. Định khoảng cách trục A và chiều dài đai L:
Hình 2.22: Khoảng cách trục
Chiều dài đai thang L đã được tiêu chuẩn hĩa. Do vậy việc tính tốn khoảng cách trục A phải dựa vào chiều dài đai.
Dựa vào kích thướt máy đã thiết kế,nhĩm nghiên cứu quyết định chọn chiều dài đai L=840mm.
Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai
Amin = A – 0,015L = 272 – 0,015.840 = 259,4 mm Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng Amax = A + 0,03L = 259.4 + 0,03.840 = 284,6 mm Tính lực căng:
S0 = σ0.F = 1,8.141 = 253,8 N
Với σ0= 1,8N/mm2 là ứng suất căng ban đầu. Tính gĩc ơm α1:
Điều kiện α1 ≥ 1200 được thõa mãn Lực tác dụng lên trục:
c. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền vít – đai ốc
Đường kính ngồi của trục vít d (mm). Là đường kính của vịng trịn đi qua đỉnh ren. Cịn gọi là đường kính danh nghĩa. Đường kính danh nghĩa của đai ốc ký hiệu là D, là đường kính vịng trịn đi qua chân ren của đai ốc.
Đường kính trong của trục vít d1 (mm). Là đường kính của vịng trịn đi qua chân ren. Cịn gọi là đường kính chân ren. Đường kính trong của đai ốc ký hiệu là D1, là đường kính vịng trịn đi qua đỉnh ren của đai ốc.
Đường kính trung bình của trục vít d2 (mm), của đai ốc là D2 (mm). Đường kính trung bình được tính theo cơng thức: d2 = (d+d1)/2 ; D2 = (D1+D)/2.
Ta cĩ: d = 22mm, d1 = 20mm, D = 22, 5mm, D1 = 20, 5mm. Vậy d2 = 21mm, D2 = 21,5mm.
Số mối ren của trục vít, ký hiệu là z, là đầu mối của các đường xoắn vít, z = 1.
Bước ren pr (mm). Giá trị của pr được tiêu chuẩn hĩa theo đường kính d. Ứng với mỗi giá trị của d cĩ quy định ren bước nhỏ, bước bình thường và bước lớn, pr= 3mm.
Bước xoắn vít λ (mm). Bước xoắn vít được tính theo cơng thức λ = z.pr. Vậy bước xoắn vít: λ = 3mm.
Gĩc nâng của đường xoắn vít γ (độ). Cĩ quan hệ: tgγ = λ/(π.d2) = 3/(3, 14.21) = 0, 045 → γ = 2034’
Hình dạng và kích thước của tiết diện ren. Được lấy theo tiêu chuẩn, phụ thuộc vào giá trị của đường kính d
Gĩc profil của tiết diện ren α (độ).
Chiều dài phần gia cơng ren trên trục vít lr = 450mm, chiều dài tồn bộ trục vít l = 500mm.
d. Các thơng số làm việc chủ yếu của bộ truyền vít – đai ốc
Số vịng quay trên trục vít dẫn hoặc đai ốc dẫn, ký hiệu là n1 (v/ph). Vận tốc tịnh tiến của trục vít hoặc đai ốc bị dẫn, ký hiệu là v2 (m/s).
Tỷ số truyền là u, khi quay một vịng điểm đặt lực di chuyển được một đoạn St = 2.l.π, khi đĩ vít dịch chuyển một đoạn bằng bước xoắn vít SQ = λ. Tỷ số u = 2.π.l/λ =104
Hiệu suất truyền động η, η = A2 / A1. A2 là cơng cĩ ích, A1 là cơng của lực phát động. Nếu bỏ qua ma sát η = tgγ / tg(γ+φ). Trong đĩ ϕ' gĩc ma sát tương đương. Đa số các bộ truyền trục vít đai ốc cĩ tính tự hãm, tức γ < φ trường hợp này hiệu suất của bộ truyền vít đai ốc thường nhỏ hơn 0, 5.
Thời gian phục vụ của bộ truyền, hay tuổi bền của bộ truyền tb (h). Chế độ làm việc.
Đối với vít được bơi dầu, lấy hệ số ma sát f = 0, 1; ρ = arctg f = 5042’
Vậy đã thõa mãn điều kiện tự hãm ρ > γ.
Vì lí do phải đảm bảo độ chính xác từng bước dịch, chúng em cũng đã thử nghiệm qua trục vít me_đai ốc. Bộ truyền này hoạt động tương đối tốt, làm việc êm, khơng ồn, độ cứng vững dọc trục cao và đặc biệt là dễ tìm trên thị trường. Do đĩ đối với bộ truyền chúng em chọn bộ truyền vít ren hình chữ nhật.
Tính tỉ số truyền của cơ cấu cắt
Truyền chuyển động và cơng suất giữa hai trục với tỷ số truyền xác định nhờ vào sự ăn khớp của các răng trên bánh răng. Cĩ thể truyền chuyển động giữa các trục song song, cắt nhau, chéo nhau hay biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến.
Ưu điểm
So với các truyền động cơ khí khác, truyền động bánh răng cĩ nhiều ưu điểm nổi bật: Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải lớn.
Hiệu suất cao cĩ thể đạt 0, 97 ÷ 0, 99. Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn. Tỷ số truyền cố định.
Làm việc tốt trong phạm vi cơng suất, tốc độ và tỷ số truyền khá rộng.
Nhược điểm
Địi hỏi chế tạo cĩ độ chính xác cao. Cĩ nhiều tiếng ồn khi làm với vận tốc lớn. Chịu va đập kém.
Sử dụng khơng thuận lợi khi khoảng cách hai trục lớn.
Để thay đổi tốc độ chuyển động của dao cắt bằng cách thay đổi tỷ số truyền của hộp số thơng qua các cặp bánh răng ăn khớp dựa vào nguyên tắc sau: Khi tốc độ đầu ra của hộp số chậm thì mơ men của nĩ sinh ra sẽ cao để dao cắt cắt dễ dàng. Ngược lại, khi tốc độ đầu ra của hộp số càng nhanh thì mơ men ở đầu ra nhỏ, được sử dụng cho dao cắt hoạt động ở tốc độ cao.
Hình 2.24:Cơ cấu hộp giảm tốc 1 cấp
Tỷ số truyền: i = n1/n2 = Z2/Z1 =20 Z2: Số răng của bánh răng bị động. Z1: Số răng của bánh răng chủ động. n1: Số vịng quay của bánh răng chủ động. n2: Số vịng quay của bánh răng bị động. Tỷ số truyền giảm: i>1 (Z2>Z1).
Tỷ số truyền tăng : i<1 (Z2<Z1).