Ta sử dụng hộp số phụ vì các lý do sau:
- Khi máy làm việc tốc độ nâng hạ cần nhỏ hơn tốc độ quay khá nhiều do đó ta cần thêm hộp số để giảm tốc.
- Tốc độ quay của cần khi nâng lên lớn hơn khi hạ xuống mà tốc độ nâng cần cần phải nhỏ để đảm bảo kỹ thuật vì vậy ta cần sử dụng hộp số có hai cấp tốc độ.
Công dụng của hộp số phụ cũng tương tự như hộp số chính, ta chọn hộp số phụ dựa trên các thông số sau:
+ Công suất của bộ nâng hạ cần khoan là: N = 35,697 kw + Tốc độ quay max: nmax = 1470 v/phút
Ta chọn hộp số phụ với các thông số sau: + Công suất truyền: N = 36 kw
+ Tốc độ quay max: nmax ≥ 1470 v/phút + Hộp số có hai cấp tốc độ Số Tỷ số truyền I i1=7 II i2=2 Số mo ngắt truyền động 3.4.3. Tính chọn bộ truyền xích. 3.4.3.1. Tính chọn bộ truyền xích chính. a. Chọn loại xích.
Ta chọn loại ống – con lăn vì vận tốc của bộ truyền thấp, độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo và thay thế dễ dàng.
∗ Xác định các thông số của bộ truyền ● Chọn số răng đĩa xích:
- Do kết cấu của cột dẫn hướng nên ta chọn tỷ số truyền của bộ truyền u = 3 - Ta tính được số răng bánh lớn theo công thức 5.1 Tài liệu [2]
z2 = u . z1 = 3.14 = 42 < zmax = 120 ● Tìm bước xích p:
Ta có công suất cảu bộ truyền Ny = 35,697 kw Theo bảng 5.5 và bảng 5.2 Tài liệu [2]
Ta chọn xích con lăn 2 dãy có các thông số sau: - Công suất cho phép của một dãy là [N] = 18,54 kw - Bước xích P = 44,45 mm
- Đường kính chốt: dc = 12,72 mm - Chiều dài ống: B = 37,19 mm - Tải trọng phá hỏng: Q = 344,8 kN
∗ Khoảng cách trục và số mắt xích.
Theo 5.11 – Tài liệu [2] ta chọn: a = 41. p = 41 . 44,45 = 1822,45 (mm) Chọn a = 1824 (mm)
Theo 5.12 Tài liệu [2] ta có số mắt xích x là: x = 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2.p/(4π2a) = 2.1824/44,45 + (14+42)/2 + (42-14)2.44,45/(4.3,142.1824 = 110,55 → Chọn x = 111 - Tính lại khoảng cách trục a: a = 0,25 . p . {xc-0,5 . (z1 + z2)+ } = 0,25.44,45.{111-0,5 . 56+ } = 1834 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm bớt khoảng cách trục 1 lượng: ∆a = (0,002 ÷ 0,004).a = 3,668 ÷ 7,336 (mm)
i = z1 . n1 / (15.x) ≤ [i]
Do n1 của ta nhỏ n1 < 5 vòng/phút: i = 14 . 5 /15 . 114 < [i] = 15 ∗ Kiểm nghiêm xích về độ bền:
Theo 5.5 – Tài liệu [2] ta có hệ số an toàn: S = Q/(kd. Ft + F0 + Fv) ≥ [S]
Trong đó:
Q - Tải trọng phá hỏng, Q = 344600 N kd - hệ số tải trọng động, kd = 1,2
Ft - Lực vòng, Ft = 1000 P/v = 1000.35,7/1 = 35700 N Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv = q.v2 = 144.12 = 144 N F0 - Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra: F0 = 9,81. kf . q . a = 9,81 . 4 . 1,83 . 144 = 10340.52 N Với kf = 4 ứng với bộ truyền nghiêng góc ≤ 40o
→ F0 = 10340,52 (N)
Vậy ta có: S = 344800/(1,2 . 35700 + 144 + 10340,52) = 8,47 Theo bảng 5.10 Tài liệu [ II] ta có: [S] = 7
→ S = 8,47 > [S] → xich ta chọn thỏa mãn. b. Xác định các thông số của đĩa xích:
- Đường kính vòng chia của đĩa xích
d1 = P/sin(π/z1) = 44,45/sin(180/14) = 199,75 (mm) d2 = P/sin(π/z2) = 44,45/sin(180/42) = 594,8 (mm) - Đường kính răng củ đĩa xích:
da1 = P [ 0,5 + cotg (π/z1)] (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
= 44,45 [ 0,5 + cotg(180/14) = 217,8 (mm) da2 = P [ 0,5 + cotg (π/z2)]
- Đường kính đáy răng của đĩa xích:
df1 = d1 - 2.r = 199,75 – 2. 12,8 = 174,15 (mm) df2 = d2 - 2.r = 594,8 – 2. 12,8 = 569,2 (mm) Trong đó: r = 0,5025d1 + 0,05 với d1 = 25,4
r = 0,5025 . 25,4 + 0,05 = 12,8
3.4.3.2. Tính chọn bộ truyền xích trung gian.
Với chiều cao của giá vào khoảng 20m, khoảng cách từ trục đĩa bánh xích lớn đến sàn máy vào khỏang 1,4 m. Vậy chiều dài của 1 vòng xích là:
l1 = 2. (20-1,4) + 3 = 38,2 (m)
Ta dùng hai dải xích hai bên lên chiều dài tổng của xích là: l = 2.l2 = 2.38,2 = 76,4 (m)
Công suất cần truyền là: Ny = 35,7 kW
Như vậy ta sẽ chọn xích tương tự như bộ truyền xích ở trên. Xích có các thông số:
- Bước xích: P = 44,45 mm - Đường kính chốt: dc = 12,72 mm - Chiều dài ống: B = 37,19 mm
- Số mắt xích cần dùng là: x = l/P = 76400/44,45 = 1718 (mắt xích)
3.4.4. Tính toán thiết kế hộp giảm tốc.
Do cách bố trí bộ nâng hạ cần khoan va các bộ máy dẫn động nên hộp giảm tốc ở đây phải có một cấp là trục vít – bánh vít.
Phân phối tỷ số truyền của dây chuyền nâng hạ cần khoan.
Tốc độ quay lớn nhất của cần khoan là: 60 vòng/phút, tương ứng với số V có i5=1 của hộp số chính. Mà đây lại là tốc độ quay khi ta nâng cần khoan.
Khi nâng cần khoan đòi hỏi tốc độ nâng phải chậm do đó trên hộp số phụ ta sử dụng số I có i1p = 7, tương ứng với tốc độ nâng lớn nhất là:
∗ Số vòng quay của đĩa xích chủ động trong một phút là:
n = = = 1,749 vòng
Vậy ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:
Uh = = = 120
Với tỷ số truyền lớn Uh = 120 thì ta không thể sử dụng hộp giảm tốc trục vít bánh vít một cấp được vì loại hộp này tỷ số truyền lớn nhất có thể đạt được là u=50
Với những thông số nêu trên ta sẽ lựa chọn hộp giảm tốc bánh răng trục vít để tính toán thiết kế.
3.4.4.1. Phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc bánh răng trục vít hai cấp.
Ta có tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc là uh = 120 uh = u1 + u2 = 3 . 40 = 120
Ta chọn u1 = 3 : Tỷ số truyền bộ bánh răng trụ răng nghiêng. u2 = 40 : Tỷ số truyền bộ truyền trục vít bánh vít. a. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục: Ta có sơ đồ:
* Trước khi tính toán cụ thể, ta so sánh mômen xoắn của trục bánh vít trong hai trường hợp: khi mũi khoan đi xuống và khi mũi khoan đi lên, xem trong hai trường
hợp đó, trường hợp nào mà mômen xoắn của trục bánh vít lớn hơn ta sẽ tính toán hộp giảm tốc theo trường hợp đó.
- Trường hợp 1: Xét trường hợp khi mũi khoan đi xuống:
Ta có: T3 – Mômen xoắn trên trục bánh vít. (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
T3 = T2 . η . u2
T2: Mômen xoắn trên trục vít.
η: Hiệu suất của bánh truyền trục vít bánh vít. Ta có: T2 = 9,55.106 .N2/n2 N.mm
Trong đó N2 – Công suất của trục II
N2 = = = 37,76 kw
n2 = n3 . u2 = 2,676 . 40 = 107,04 (v/p)
→ T2 = 9,55.106 .N2/n2 = 9,55 . 106 . 37,76 / 107,04 = 3368908,82 (N.mm)
→ T3 = 3368908,82 . 0,82 . 40 = 110500209,3 (N.mm)
Ta chọn z1 = 2 → η = 0,82
- Trường hợp 2: Khi mũi khoan đi lên
Ta có: N2 = = = 23,63 kw
n2 = n3 . u2 = 1,75 . 40 = 70 (v/p)
→ T2 =9,55.106 .N2/n2 = 9,55 . 106 . 23,63 / 70 = 3223807,143 (N.mm)
→ T3 = 3223807,143 . 0,82 . 40 = 105740874,3 (N.mm)
Vậy ta thấy mômen xoắn trên trục bánh vít trong trường hợp mũi khoan đi xuống lớn hơn. Do đó ta sẽ tính toán hộp giảm tốc trong trường hợp mũi khoan đi xuống.
N3 = 35,7 kW; n3 = 2,676 v/p; T3 = 110500209,3 (N.mm) - Trục II (trục vít) N2 = 37,76 kW; n2 = 107,04 v/p; T2 = 3368908,82 (N.mm) - Trục I (trục vào hộp giảm tốc) N1 = = = 38,72 kw n1 = n2 . u1 = 107,04. 3 = 321,12 (v/p) T1 = 9,55 . 106 . N1/n1 = 9,55 . 106 . 38,72 / 321,12 = 1151519,68 (N.mm) Ta có bảng só liệu:
3.4.4.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng và bộ truyền trục vít bánh vít:
a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng tương tự như cơ cáu giảm tốc dẫn động mâm quay.
∗Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Do cặp bánh răng cấp nhanh là răng trụ răng nghiêng nên ta có: [σH] = 495,4 MPa
[σH] < 1,25 [σH]min = 1,25 [σH2] = 602,25 MPa ∗Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
- Bánh nhỏ: [σH]1max = 2,8 . σch1 = 1624 MPa
- Bánh lớn: [σH]2max = 2,8 . σch2 = 1260 MPa
∗Ứng suất uốn cho phép:
[σF1] = 252 MPa [σF2] = 236,57 MPa Thông số Trục I Trục II Trục III Công suất N (kW) 38,72 37,76 35,7 Số vòng quay N (v/p) 321,12 107,04 2,676 Mômen xoẵn T (N.mm) 1151519,68 3368908,82 110500209,3 Tỷ số truyền 3 40
∗Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF1]max = 0,8 . σch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8 . σch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa
b. Chọn vật liệu chế tọa trục vít bánh vít: - Tính sơ bộ vận tốc trước:
Theo công thức 7.1 – Tài liệu [2] ta có: vsb = 4,5 . 10-5 . n2 . (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Trong đó; T3 : mômen xoắn trên trục bánh vít: T3 = 110500209,3 (N.mm)
n2 : Số vòng quay của trục vít: n2 = 107,04 v/p → vsb = 4,5 . 10-5 . 107,04.
Với vsb < 4 m/s, ta chọn đồng thanh nhôm - sắt - niken 10-4-4 để chế tạo bánh vít. Chọn vật liệu trục vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45.
Theo bảng 7,1 – Tài liệu [2], với bánh vít bằng đồng thanh nhôm - sắt -niken 10-4-4 đúc li tâm σb = 600 MPa; σc = 200 MPa
Theo bảng 7.2–Tài liệu [2] Với cặp vật liệu 10-4-4 và thép tôi: [σH] = 206,4 MPa
- Sau khi tính toán, ta tính được:
Theo bảng 7.6 – Tài liệu [2]: [σF] = [σFO] . KFL = 129,5 MPa
Theo bảng 7.16 – Tài liệu [2]: [σH]max = 2. σch = 1200 MPa
[σF]max = 0,8 . σch = 480 MPa
c. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh.
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. ∗ Tính sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15.a – Tài liệu [2] , ta có:
aw1 = Ka(u1+1). mm
ψbd = 0,53 . ψba . (u1+ 1) = 0,53 . 0,3 . (3+1) = 1,07 KHβ =1,11 (Sơ đồ 5) Thay số vào ta có: aw1 = 43.(3+1). = 180,45 mm Chọn aw1 = 180 mm ∗ Xác định các thông số ăn khớp: ●Xác định các môđun: m = (0,01 ÷ 0,02) . aw1 = 1,8 ÷ 3,6 Chọn m = 3 mm ●Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x - Số răng bánh nhỏ: Z1 = = = 25,98 Với β = 300, cosβ = 0,866 → Chọn z1 = 26 răng - Số răng bánh lớn là: z2 = u1 . z1 = 3.26 = 78 răng - Ta tính lại góc nghiêng β : Cosβ = = = 0,866 Cosβ = 0.866 → β = 300 - Tính lại khỏang cách trục: aw1 = m . = 3 . . = 180 mm
∗ Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của răng:
σH = zM.zH.zε. ≤ [σH] MPa
KH = 1,256; bw= 54 mm; dw1 = 90 mm Vậy ta có:
σH = 274 . 1,572 . 0,818. = 466,83 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH] = 470,7 MPa i σH < [σH] i Thỏa mãn
∗ Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng:
σF1 = ≤ [σF1] MPa σF2 = σF1 .YF2/YF1 ≤ [σF2] MPa Trong đó: T1 = 1151519,68 N.mm; KF = 1,612; Yε = 0,669; Yβ = 0,786 YF1 = 3,9; YF2 = 3,6 Thay số vào ta có: σF1 = = 250,96 MPa σF2 = 250,96 . 3,6 / 3,9 = 231,65 MPa
Tính lại ứng suất uốn cho phép, ta có:
[σF1 ]* = [σF1 ].Ys . YR . KXF = 252 . 1,004 . 1 . 1 = 253,01 MPa
[σF2 ]* = [σF2 ].Ys . YR . KXF = 237,52 MPa
Ta thấy
σF1 < [σF1 ]* ; σF2 < [σF2 ]* → Thỏa mãn ∗ Các thông số và kích thứoc của bộ truyền:
- Khoảng cách trục: aw1 = 180 mm - Môđun pháp: m= 3 mm
- Tỷ số truyền: u1 = 3
- Góc nghiêng của răng: β = 300
- Số răng; z1 = 26; z1 = 78 - Hệ số dịch chỉnh: X1 = 0; X1 = 0 - Đường kính vòng chia: d1 = m . z1 /cosβ = 3 . 26 / 0,866 = 90 mm d2 = m . z2 /cosβ = 3 . 78 / 0,866 = 270 mm - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.(1+ X1 - ∆y) . m = 90 + 2.(1+0-0) . 3 = 96 mm da2 = d2 + 2.(1+ X2 - ∆y) . m = 270 + 2.(1+0-0) . 3 = 276 mm - Đường kính răng: df1 = d1 – (2,5 – 2. x) . m = 90 + (2,5 – 0) . 3 = 82,5 mm df2 = d2 – (2,5 – 2. x) . m = 270 + (2,5 – 0) . 3 = 262,5 mm d. Thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít. (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
∗ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
● Khoảng cách trục aw2
Theo 7.16 – Tài liệu [2] ta có:
aw2 = (z2 + q). mm
Trong đó:
z2: số răng bánh vít, ta chọn z1 = 2 → z2 = z1 . u1 = 2.40 = 80 răng q: hệ số đường kính trục vít.
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3 . z2 = 0,3 . 80 = 24 Theo bảng 7.3 – Tài liệu [2] ta chọn q = 25 mm
KH: Hệ số tải trọng, chọn KH = 1,2
T2: Mômen xoắn, T2 = T1 . η . u2 = 110500209,3 (N.mm) T1: Mômem xoắn trêm trục vít
η: Hiệu suất bộ truyền, với z1 = 2, η = 0,82
Vậy ta có: aw2 = (80 + 25). = 205,83 mm
Ta chọn: aw2 = 210 mm
● Môđun dọc của trục vít.
Theo 7.17 – Tài liệu [2]: m = 2 . aw2 / (z2 +q) = 2 . 210 / (80 + 25) = 4 Theo bảng 7.3 – Tài liệu [2] ta chọn m = 4 mm
● Hệ số dịch chỉnh.
Theo 7.18 – Tài liệu [2] ta có:
x = (aw2 / m) – 0,5 (q + z2 ) = (210/4) + 0,5 . (25 + 80) = 0 x Є (-0,7 ÷ 0,7) → x Thỏa mãn
∗ Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc. Theo 7.18 – Tài liệu [2], ta có:
σH = ( . ≤ [σH] MPa Trong đó: z2 = 80; q = 25 mm; aw2 = 210 mm; T2 = 154573214,4 mm KH = 1,2; [σH] = 206,4 MPa Thay số vào ta có: σH = ( . = 201,877 MPa Ta thấy σH < [σH] → Thỏa mãn
Theo 7.26 – Tài liệu [2], ta có:
σF = 1,4 . T2 . YF . KF / (b2 . d2 . mn) ≤ [σF] MPa Trong đó: mn = m . cosγ = 4. cos 4,57 = 3,987
Ta có: γw = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg (2/250) = 4,570 KF = KFβ . KFV: Hệ số tải trọng = 1,01 . 1,226 = 1,236 d2: Đường kính vòng chia bánh vít: d2 = m . z2 = 80 . 4 = 320 mm b2: Chiều rộng vành răng bánh vít. b2 = 0,75 . da1 = 0,75 . m . (q+2) = 0,75 . 4. (25 + 2) = 81 mm YF: Hệ số dạng răng.
Tra bảng 7.8 Tài liệu [2] ta có : YF = 1,34
[σF]: ứng suất uốn của răng bánh vít: [σF] = 129,5 MPa
Thay số vào ta có:
σF = 1,4 . 154573214,4. 1,34 . 1,236 / (81 . 320 . 3,987) = 104,426 MPa
Ta thấy σF < [σF] → Thỏa mãn
∗Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.
Ta thấy thỏa mãn
∗ Các thông số của bộ truyền: Tra bảng 7.8 Tài liệu [2] ta có: (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
- Khoảng cách trục: aw = 210 mm - Hệ số dịch chỉnh: x = 0 - Đường kính vòng chia: + d1 = 100 mm + d2 = 320 mm - Đưòng kính vòng đỉnh:
+ da1 = 328 mm + da2 = 108 mm - Đưòng kính vòng đáy:
+ df1 = 90,4 mm + df2 = 310 mm - Đường kính ngoài của bánh vít:
daM2 ≤ da2 + 1,5m = 328 + 1,5 .4 = 334 mm
- Chiều rộng bánh vít: b2 = 81 mm
- Góc ôm: δ= arcsin [b2 / (da1 – 0,5m)] = 49,830
- Chiều dài phần cắt ren của trục vít:
b1 ≥ (11 + 0,06 . z2 ) . m = (11 + 0,06 .80 ).4 = 63,2 mm Chọn b1 = 64 mm
e. Tính toán thiết kế trục.
∗ Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa,, ứng suất xoắn cho phép [ = [ﺡ
12 ÷
30 MPa
∗ Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo 10.9Tài liệu [2] ta có: dk = mm
- Đường kính trục I, Chọn [ = [ﺡ30 MPa
d1 = = 57,68 mm
Chọn d1 = 60 mm
d2 = = 79,5 mm Chọn d2 = 80 mm
- Đường kính trục III, Chọn [ = [ﺡ30 MPa
d3 = = 99,85 mm
Chọn d3 = 100 mm
∗ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. - Chiếu rộng ổ lăn bo Theo bảng 10.2 Tài liệu [2] ta có:
+ Trục I: d1 = 60 mm → bo1 = 31 mm + Trục II: d2 = 80 mm → bo2 = 39 mm + Trục III: d3 = 100 mm → bo3 = 47 mm - Chiều dài mayơ:
+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ. lm13 = 1,2 . d1 = 1,2 . 60 = 72 mm
+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng lơn. lm23 = 1,2 . d2 = 1,2 . 80 = 96 mm
+ Chiều dài mayơ bánh vít, Theo 10.11 – Tài liệu [2] ta có: lm33 = 1,5 . d3 = 1,5 . 100 = 150 mm
+ Chiều dài mayơ trục vít.
lm34 = 1,2 . b1 = 1,2 . 64 = 76,8 mm