Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

b) Chiều dài tang

1.5. Bộ truyền

1.5.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

Chọn vật liệu :

Vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. σb = 800 N/mm2.

σ chảy = 450 N/mm2

HB = 240.

Vật liệu bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn : σb = 700 N/mm2.

σ chảy = 350 N/mm2

HB = 200.

Định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép :

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức :

 M 3 Trong đó : u = 1 Ntd  60.u.    Mmvx  .n.Ti i [3. 31] n3 = 22,4(v/ph). T = 5. 310.2.4.1/4 = 3100

(số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ. )

 M 3  M     I   (13+0, 1093) = 1, 0013 [3. 32]  Mmvx   M II  Ntđ2 = 60.1.22,4.1,003.3100 = 1,94.107 KN xác định theo công thức :3-2[6]. KN    1,2 [3. 33] 1 6 0,32

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ : Ntđ1 = Ntđ2. icc = 5,7. 1,94.107 = 11,06.107 [3. 34] Ntđ1 > N0 = 107. Vậy hệ số chu kỳ bánh nhỏ bằng 1 và bánh lớn bằng 1, 2. [σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2 [σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2. Để tính sức bền chọn trị số nhỏ :[σ]tx = 520N/mm2. Ứng suất uốn cho phép :

σ-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 40:

σ-1= 0,43.700 = 301N/mm2. Hệ số tập trung ứng suất chân răng:

kσ = 1,8

Hệ số an toàn :n = 1, 5(thép rèn).

Ứng suất uốn chảy thay đổi theo chu kỳ mạch động :  u (1,4 1,6). 1.Kn . [3. 35] n.K Ta có  u1  u 2   1,5.344.1  191N / mm2 . 1,5.1,8 1,5.301.1  172N / mm2 1,5.1,8

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = ku. kd = 1,3 [3. 36]

Chọn hệ số chiều rộng của bánh răng : ΨA = b/A = 0,4

Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng :

Modun pháp :mn = (0,01÷0,02).158 = 1,58 ÷ 3,16 [3. 37]

Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[6].Lấy :mn = 2

Sơ bộ chọn góc nghiêng răng :β=100 => cosβ=0,985. Tổng số răng của cả hai bánh :

Zt = Z1+Z2 = Số răng bánh nhỏ: 2. A .cos  mn  2.158.0,985  155,63 . [3. 38] 2

Z  Zt  155,63  24,1 Lấy Z1 = 24 1 i  1 5,2  1 Z2 = i. Z1 = 5,7. 24 =136,8 Lấy Z2 = 136 Điều kiện b > 2,5.mn sin   2,5.4 Sin1303 4'  43,3 => thoả mãn.

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng : Hệ số dạng răng :Bảng 3-18[6] y1=0,492; y2=0,517. Lấy :θ=1,5  u.1  19,1.106.k.N y .m 2 Z .n.b. 0,492.45 19,1.102.24.104.120.1,6.1,41.19,46  93,7N / mm 2 [3. 39] 1 1 Ta có :[σ]u1 = 191 N/mm2.

=> σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện.

 M  3 0,429 σu2 = σ1. N  60.u.   .n .T 85,6. =71 N/mm2 td 2 ta có: :[σ]u2=172 N/mm2   i i  mvx  0,517

=> σu2<:[σ]u2 thoả mãn điều kiện.

Kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.624 = 1560N/mm2

Bánh 2 :[σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.520 = 1300N/mm2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[σ]uq1=0,8.σch=0,8.450=360N/mm2

Bánh 2:[σ]uqt = 0,8.σch =0,8.350=280N/mm2

Kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra :

 txqt   tx.

Trong đó σtx được xác định từ cơng thức 3-14[6].

Và kqt = 1,3 Ta có:

kqt

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 1 DẦM SỨC NÂNG 5 TẤN

SVTH: Huỳnh Ngọc Trí GVHD: Th.S Nguyễn Thái Dương 29

 tx 1 , 0 5 . 1 0 6 . A . i (i  

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 1 DẦM SỨC NÂNG 5 TẤN

SVTH: Huỳnh Ngọc Trí GVHD: Th.S Nguyễn Thái Dương 30

 tx 1,05.106  . 524.8,228  832,2N / mm 2 . [3. 40] (8,228  

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 1 DẦM SỨC NÂNG 5 TẤN

Vậy ứng suất tiếp xúc qúa tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn ( 1300;1560) =>thoả mản điều kiện

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

Bánh nhỏ :[σ]uqt1 = kqt. σ u= 1,3.85,6 = 111,28N/mm2

Bánh 2 : [σ]uqt1 = kqt. σu =1,3.71 = 92,3 N/mm2

So sánh thấy : σuqt1<[σ]uqt1 = 360 N/mm2

σuqt2<[σ]uqt2 = 280 N/mm2

Thoả mãn điều kiện

Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền : Modun : m = 2 Số răng : Z1 = 24 Z2= 136 Góc ăn khớp :    200 . Đường kính vịng lăn : d1 = m m . Z1 Cos  Cos132.240.34 ' = 49,3 mm ; d1=50mm [3. 41] d2 = Khoảng cách trục : mm .Z 2 Cos  2.124 Cos130.34 ' = 254,76 mm ; d2 = 266mm [3. 42] A d1  d2 2 Chiều rộng bánh răng là : 100  266  158mm 2 [3. 43] b1 = 120 mm b2 =100 mm Đường kính vòng đỉnh : Dc1 = d1+2.m = 50+2.2 = 54 mm. [3. 44] Dc2 = d2+2.m = 266+2.2 = 270 mm. [3. 45]

Đường kính vịng trịn chân răng :

Di1 = d1 - 2.m - 2.c = 50 - 2.2 - 2.0,25.2 = 55 mm. [3. 46] Di2 = d2 - 2. m - 2. c = 266 - 2.2 - 2. 0,25. 2 = 261 mm. [3. 47] Tính lực tác dụng lên trục :theo cơng thức: 3-50[6]

0

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 1 DẦM SỨC NÂNG 5 TẤN

Lực vòng : P 2.M x d 2.1593850  31877N 50 [3. 48]

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 1 DẦM SỨC NÂNG 5 TẤN

Lực hướng tâm: Pr = P.tgα/cosβ = 31877. tg200/cos130.34’ = 11907 N. Lực dọc trục : Pa = P. tgα = 31877.tg200 = 87581 N. 1.5.4 Xác định kích thước của trục Chọn vật liệu : Trục được làm bằng thép 40 thường hố có : σbk = 600N/mm2 σchảy = 300N/mm2

Tính đường kính trục được tính theo cơng thức 7-2[6].

d  c.3 .

n

Trong đó : N : cơng suất trên trục n : số vòng quay của trục C : hệ số tính tốn phụ thuộc [τ]x. chọn C=110 Trục I: N = 10,5 Kw. n = 715 v/ph 10,5 => d1  1103  34mm . [3. 49] 715 Trục II: N =9,72 Kw. n = 103,62 v/ph 9,72 => d2  110.3 103,62  50mm . [3. 50]

Tra bảng 18P[6] chọn chiều rộng của ổ là : B = 17 mm.

=> Tính gần đúng trục:

Dựa vào bảng 7-1[6] ta chọn các kích thước của hộp giảm tốc như sau :

- Khoảng cách tù nắp ổ đến mặt cạnh chi tiết quay ngoài hộp l1=20 mm

- Chiều cao nắp và đầu bu lông : l2=20 mm

- Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp. l3=20 mm.

- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : l4=15 mm.

- Khe hở giữa hai chi tiết quay. l5=40 mm.

- Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp : l6=15 mm. - Chiều rộng bánh răng: Bánh răng cấp nhanh : b = 120 mm.cấp chập : b = 100 mm. Chiều rộng ổ : 17 mm. Tổng hợp các kích thước ta có : a = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. b = 80+l5+80 = 80+40+80 = 200mm. c = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. a+b=333,5mm. b+c=333,5mm.

Sau khi chọn sơ bộ được các kích thước, tiến hành vẽ hình vẽ sơ bộ giảm tốc.

1.5.5 Kiểm tra động cơ điện về nhiệt

Động cơ điện đã chọn có cơng suất danh nghĩa nhỏ hơn cơng suất tĩnh yêu cầu khi làm việc với vật nâng có trọng lượng bằng trọng tải, do đó phải được kiểm tra về nhiệt. Để có thể thực hiện được phép tính này, ta phải lần lượt xác định các thơng số tính tốn trong các thời kỳ làm việc khác nhau của cơ cấu.

Sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng:

Các thông số cần xác định là:

Trọng lượng vật nâng cùng bộ phận mang

Qo=Q + Qm= 50000 + 0=50000 N

Lực căng dây trên tang khi nâng vật, theo công thức (2.19) Smax=

Sn=Smax

==12626,26 (N)

Hiệu suất của cơ cấu khơng tính hiệu suất pa lăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải

Ƞ=ƞt×ƞo=0.96×0.92=0.88;

Mơmen trên trục động cơ khi nâng vật, theo công thức (2-79) M =n ==153 Nm

Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo công thức (2-22) S =h λa+t-1==12373,73 (N)

Moomen trên trục động cơ khi hạ vật, theo công thức (2-80)

M =h ==60 Nm

Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức (3-3)

∑

∑ ≈ + =18,6+20,25=38,85 (Nm2);

(với d đường kính ngồi cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối. chọn sơ bộ d=300mm, trọng lượng của khớp nối là G=500N.

( G D 2) = 0,45.G.d2 = 20,25 Nm2

β≈1,1; ∑ =1,1.38,85=43 (Nm2);

Mm – mô men mở máy của động cơ; đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, Mm xác định theo (2-75)

M =m ==1,8 M dn

Mdn - mômen danh nghĩa của động cơ :

M =9550dn =9550 =147 Nm

Mm=1,8.147=264 Nm Vậy

n 43.715 50000.0,41652.715

tm 

375.(264  153) 375(264  153).22.392.0,88  0,8

Trong đó ƞ= ƞp×ƞt×ƞo=0.88 – hiệu suất chung của cơ cấu khi nâng vật với trọng lượng bằng trọng tải.

Gia tốc khi mở máy với tải trọng Q1=Q sẽ bằng

J= = =0,3

Gia tốc này nằm trong giới hạn thỏa đáng đối với các máy trục phục vụ ở các nhà máy cơ khí và giá trị mơ men mở máy đã chọn trên là hợp lí.

Thời gian mở máy khi hạ vật, theo công thức (3-9)

∑

375.(264  43.715

153)  375(264  153).250000.0,416522.39.7152.0,88  0,2

s

Ta tính tốn các thơng số cho trường hợp Qi=Q; đối với các trường hợp Q2, Q3 cũng tính tương, theo những cơng thức đã dẫn.Kết quả phép tính các thơng số cho các trường hợp tải trọng khác nhau được ghi theo bảng dưới đây :

Bảng 3.1: Thông số tải trọng Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định

t =v ==40s.

Momen trung bình bình phương có thể xác định theo cơng thức gần đúng (Nm), theo công thức 2-37-[I] :

M tb 

.

tm : tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s

Mt: momen cản tỉnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đó, Nm.

tv: thời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tải trọng .

t : tồn bộ thời gian đơng cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời gian

làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s. Mm momen mở máy của động cơ điện, Nm.

M tb  = 143 (Nm).

Cơng suất trung bình của động cơ phát ra là: theo công thức 2-76 [I].

1.6. Phanh Ntb Ntb Mtb .ndc 9550  143.715  20,71Kw . 9550

Phanh dùng để hãm hoặc điều chỉnh tốc độ cơ cấu, triệt tiêu được động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay. Tất cả các cơ cấu máy trục đều phải dùng thiết bị phanh hãm, nhất là các cơ cấu làm việc vận tốc cao. Mà trong đó sự an tồn trong q trình nâng hạ đều phụ thuộc vào hệ thống phanh, do đó cơ cấu nâng của cầu trục phải trang bị thiết bị phanh hãm để đảm bảo độ an tồn. Q trình phanh được thực hiện bằng cách đưa vào cơ cấu lực cản phụ dưới dạng ma sát nảy sinh ra momen phanh. Phanh được dùng có thể có nhiều loại: phanh đai, phanh một má, phanh hai má, phanh áp trục, phanh ly tâm …. vvv…. có thể phanh thường đóng hoặc thường mở, ở đây ta chọn phanh điện từ được bố trí trên trục động cơ. vì những lý do sau :

Loại phanh này có kích thước nhỏ ngọn hơn các loại phanh khác. Lực phanh tác dụng đối xứng lên trục đặt phanh.

Mtm 2M t 2 t v  2642 (3.0,8    

Đảm bảo đóng mở nhịp nhàng giữa các má phanh với bánh phanh nên độ an toàn sẽ cao hơn cho cơ cấu nâng khi làm việc với tải trọng lớn.

Phanh thường đóng làm việc an tồn hơn phanh thường mở, khi có sự cố xảy ra thì phanh vẫn đóng vật nâng ở tư thế treo, không bị rơi đột ngột.

Đặt phanh trên trục động cơ thì mơmen phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác, do đó kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ hơn và tính an tồn cũng cao hơn. để chọn phanh làm việc có hiệu quả và an toàn ta dựa vào giá trị momen phanh yêu cầu Mph. momen phanh của cơ cấu nâng được xác định từ điều kiện giữ vật nâng treo ở trạng thái tĩnh với hệ số an toàn n.

Mph = n. Mt ≤ [Mph] . 2-2-[2]

Trong đó : n hệ số an toàn của phanh, phụ thuộc vào chế độ làm việc đối với chế độ làm việc nhẹ : n = 1,5 ; trung bình n = 1,75;

nặng n = 2 ; rất nặng n = 2,5.

Phanh được đặt trên trục động cơ nên:

Momen phanh được tính :

M =ph ==203 Nm

Trong đó η hiệu suất cơ cấu nâng

n =1,75 hệ số an toàn, theo bảng 3- 2 -[1].

1.7. Các bộ phận khác của cơ cấu nâng

1.7.1 Khớp nối trục động cơ với hộp giảm tốc

Ở đây sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, là loại khớp nối di động có thể lắp và làm việc khi 2 trục khơng đồng trục tuyệt đối; ngồi ra loại khớp này còn giảm được chấn động và va đập khi mở máy và khi phanh đột ngột. Phía nửa khớp bên hộp giảm tốc kết hợp làm bánh phanh.Căn cứ vào đường kính bánh phanh D=300mm, mơ men lớn nhất khớp có thể truyền được là Mmax=1100Nm, mô men vô lăng của khớp là (GiD2i)khớp=20,55 Nm2.

Mô men lớn nhất mà khớp phải truyền có thể xuất hiện trong 2 trường hợp: + Khi mở máy nâng vật và khi hãm vật đang nâng.

khi mở máy nâng vật, với hệ số quá tải lớn nhất đã quy định, sẽ xuất hiện mô men mở máy lớn nhất bằng

Mmmax=2,5 Mđn=2,5.132=330 Nm.

Phầ n dư để thắng quán tính của cả hệ thống Mđ = Mmmax - Mn=330-152=178 Nm;

Một phần mômen Mđ này tiêu hao trong việc thắng quán tính các chi tiết máy quay bên phía trục động cơ, cịn lại mới là ph n truyền qua khớp.

Mơmen vơ lăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40%, mơ men vơ lăng của cả khớp

2 2

(GiD i)'k=0,4.20,55=8,22 Nm

Mô men vô lăng các tiết máy quay trên giá động cơ

∑

2

(G D ) + (G D )' =36+8,1=44,1 Nm .2

i i roto i i k

Moomen vô lăng tương đương của vật nâng chuyển về trục động cơ2

2 (GiD i)t d =0,1.Q0 =1,4 Nm .

Tổng mô men vô lăng của cả hệ thống

∑ =β∑ +

=1,2(36+20,55)+0.8= 68,66Nm2.

Trong đó :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục.

mô men vô lăng của phần cơ cấu từ nửa khớp bên phía hộp giảm tốc về

sau kể cả vật nâng

∑ = - ∑ 2 =68,66-44,1=24,56 Nm

Phần mômen truyền qua khớp :

(G .D2 )' 24,7

 271. = 151,8Nm.

(G .D 2 ) 44,1

Tổng mômen truyền qua khớp :

Mqt=Mn+M’d=291,3+151,8=443,1Nm. Khi phanh hãm vật đang nâng :

Mômen đặt trên phanh là Mph=378,7Nm. tổng mơmen để thắng qn tính của cả hệ thống là :

Mqt=Mph+Mh=378,7+212,3=591Nm. Thời gian phanh khi nâng vật :

.(G D 2 ).n Q .D 2 .n .

t h  i i 1 o 0 1  0, 17.

m 375.(M phM h

)

375.(M ph  M h ).a .i2 2 Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính :

.(G D 2 ).n 44,1.723

M ' 

i i 1



 496,7Nm. k

375.t n 375.0,17

vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của Mômen trong hai trường hợp trên. Lấy : M = 591Nmm.

Điều kiện an toàn của khớp nối :

M.k1.k2 = 591. 1,3.1,2 = 922Nmm < Mmax = 1100Nm.

vậy k1, k2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo cơng bảng 9-2[6].

1.7.2 Móc và ổ treo móc

Kết cấu ổ treo móc. Ổ treo móc có thể thực hiện theo hai phương án thường dùng trong các cần trục công dụng chung

Phương án a: treo dài Phương án b:ổ treo ngắn

Ở đây ta sẽ dùng phương án b, để giảm kích thước chiều dài, tăng độ tiếp cận của móc với tang, tận dụng được chiều cao nâng; phương án này chỉ thực hiện

được khi có số rịng rọc chẵn, ngồi ra với số rịng rọc lớn hơn 4, kích thước chiều ngang của ơ treo sẽ rất cồng kềnh.

Hình 3.11: Móc và ổ treo

p h

1.7.3 Ổ trục