Tính công suất cần thiết của động cơ và chọn động cơ điện

Một phần của tài liệu (LUẬN văn THẠC sĩ) nghiên cứu thiết kế máy búa rung lực ly tâm 50n tấn phục vụ thi công tác các công trình xây dựng và giao thông​ (Trang 42 - 45)

- MỞ ĐẦU

4.4. Tính công suất cần thiết của động cơ và chọn động cơ điện

Từ (3.7), (3.8) ta suy ra công suất cần thiết của bộ tạo rung:

Nct = K.v1 (4.3)

Trong đó:

K - Mômen lệch tâm, kg.m;

v1 - Tốc độ va đập ngay trước khi tác động, m/s

Để đảm bảo cho độ bền và tuổi thọ của các chi tiết máyv1 thường phải khống chế nhỏ hơn hoặc bằng 2m/s, ta chọn v1 = 1,4m/s.

Ta có: Nct = 36,7. 1,4 = 51,4 (kW)

Ta chọn động cơ 4A225M4Y3 có công suất : Nđc = 55 kw, vận tốc: n =1470 vòng/phút, hiệu suất : 95,2%.

33

Chương 5

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ VÀ KIỂM NGHIỆM BỀN CÁC CHI TIẾT CHÍNH MÁY BÚA RUNG 5.1 Tính toán các bộ truyền

5.1.1 Tính toán bộ truyền đai

Công suất động cơ: Nđc = 55 KW có ký hiệu 4A225M4Y3, 2p = 4 với các thông số cơ bản sau: vận tốc: n = 1470 vg/phút ; cos = 0,9; % = 92,5%.

Truyền động từ động cơ tới trục chính máy búa rung bằng đai thang. Bánh đai chủ động và bánh đai bị động được làm bằng gang, bao gồm 6 rãnh lắp đai. Ta chọn sử dụng loại đai thang hẹp (bt/h = 1,05 – 1,1), nhờ lớp sợi có độ bền cao, tải trọng phân bố đều hơn trên chiều rộng của lớp chịu tải trong đai thang hẹp nên khả năng tải lớn hơn đối với đai thang thường, do đó với cùng một công suất cần truyền, chi phí vật liệu làm đai và bánh đai giảm xuống khoảng 2 lần. Đai thang hẹp có thể làm việc với vận tốc cao, với v  40 m/s, trong khi đai thang thường được sử dụng với vận tốc  30 m/s [2]:

Với việc chọn đai thang hẹp cho bộ truyền động từ động cơ đến trục chính máy búa rung, ta có các thông số cơ bản của đai và bánh đai như sau :

- Ký hiệu loại đai thang: - Góc chêm của đai: 0= 40o;

- Chiều rộng lớn nhất của đai: bđ = 22 (mm); - Chiều rộng lớp trung hoà: bt = 19 (mm); - Chiều cao đai: hđ = 18 (mm);

- Chiều cao lớp trung hòa: y0 = 4,8 (mm); - Diện tích tiết diện: Ađ = 278 (mm2);

- Đường kính bánh đai nhỏ: dđn = 230 (mm); - Chiều dài giới hạn: lmax = 2650 (mm).

34

5.1.2. Tính toán bộ truyền bánh răng

Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục của máy búa rung. Do 2 trục có vị trí song song nhau và không chịu lực dọc trục (lực dọc trục rất bé, có thể bỏ qua), chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại truyền động bánh răng trụ răng thẳng. Trong quá trình làm việc, răng bánh răng có thể hỏng ở mặt răng như tróc rỗ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gãy, trong đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ mặt răng và gãy răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên. Ngoài ra, răng có thể bị biến dạng dư, gãy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải. Vì vậy, khi gia công bánh răng phải tuân thủ theo yêu cầu kỹ thuật của bản vẽ thiết kế như độ bóng (độ nhám cho phép), độ chính xác, độ đồng trục, độ phẳng, độ tròn của lỗ bánh răng; nhiệt

luyện đạt độ cứng theo yêu cầu với vật liệu C45 là 40 - 45 HRC và

b = 600 Mpa, ch = 340 MPa.

Căn cứ vào tải trọng của bộ truyền, ta chọn module của bánh răng là m =10. Từ khoảng cách trục của máy búa A = 240, tỷ số truyền giữa 2 bánh răng trên 2 trục i = 1, ta tính được số răng Z của bánh răng theo công thức [2]:

A = m(Z1 + Z2) = 2mZ => Z = A/2m = 240/(2.10) = 12 (răng) Vậy, số răng của bánh răng chủ động và bị động là: Z1 = Z2 = 12 Đường kính vòng chia của bánh răng chủ động:

d1 = m1Z1= 10.12 = 120 (mm)

Đường kính vòng chia của bánh răng bị động: d2 = m2Z2= 10.12 = 120 (mm).

Đường kính đỉnh răng:

da = da1 = da2 = d1 + 2m = 120 + 2.10 = 140 (mm). Đường kính chân răng:

35

Một phần của tài liệu (LUẬN văn THẠC sĩ) nghiên cứu thiết kế máy búa rung lực ly tâm 50n tấn phục vụ thi công tác các công trình xây dựng và giao thông​ (Trang 42 - 45)

Tải bản đầy đủ (PDF)

(78 trang)