Thuyết minh đề án kỹ thuật Tính toán thiết kế cầu trục tải trọng 12 tấn

Thuyết minh đề án kỹ thuật “Tính toán thiết kế cầu trục tải trọng 12 tấn”MỤC LỤC Nội dung Trang Đề tài 1 Mục lục 2 Lời nói đầu 3 Nhận xét của Giáo viên 4 PHẦN I: GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC VÀ MỤC TIÊU THIẾT KẾ. 5÷17 TỔNG QUAN VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN 5 GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC 6÷13 NHIỆM VỤ VÀ MỤC TIÊU THIẾT KẾ 14÷17 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CHÍNH 18÷124 CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG. 18 ÷48 Chọn phương án cho cơ cấu nâng. 18÷21 Tính cơ cấu nâng. 21÷48 TÍNH CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON 49÷75 2.2.1. Chọn sơ đồ tính và các thông số cơ bản. 49 2.2.2. Tính cơ cấu di chuyển. 50÷54 2.2.3. Thiết kế bộ truyền trong hộp, bánh răng trụ - thẳng. 54÷67 2.2.4. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp, bánh răng trụ - thẳng 68÷75 TÍNH CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU 76÷115 Chọn sơ đồ tính và các thông số cơ bản. 76÷78 Tính cơ cấu di chuyển cầu. 78÷83 Thiết kế bộ truyền bánh răng hở. 83÷106 Tính chọn khớp nối. 107÷111 Tính chọn then 112÷115 Tính trục truyền 122 TÍNH KẾT CẤU THÉP CỦA CẦU TRỤC 123÷131 Tính dầm chính. 123÷128 Tính tán dầm cuối 129÷131 Tài liệu tham khảo 132 Lời nói đầu Cùng với sự phát triển của thế giới và xu huớng hội nhập kinh tế quốc tế, đất nước ta đang dần đổi mới và buớc vào thời kì công nghiệp hoá, hiện đại hoá, vừa xây dựng cơ sở vật chất – kỹ thuật vừa phát triển nền kinh tế đất nuớc. Hiện nay, nước ta đang mở rộng việc xây dựng và phát triển các khu công nghiệp, nhà máy, các cơ sở sản xuất….từ đó, hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người … Do đó, ngành Cơ khí chế tạo máy không thể thiếu và có vai trò rất quan trọng trong quá trình xây dựng và phát triển đất nước. Trong các trương trình giảng dạy bậc Đại học của các khối ngành kỹ thuật việc thiết kế đồ án môn học là một nhiệm vụ quan trọng đối với tất cả mọi ngành nghề. Giúp cho sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và tổng hợp được những kiến thức cơ bản của môn học.. Đối với ngành Cơ khí, đây là một công việc thiết thực, không những giúp cho sinh viên được hòa mình vào thực tế, tích lũy kinh nghiệm, được khẳng định những kiến thức đã học trên lý thuyết, mà còn hình thành tác phong và khả năng ngề nghiệp của một kỹ sư cơ khí thực thụ trong tương lai. Đề án kỹ thuật là học 1 phần nằm trong chương trình đào tạo kỹ sư Cơ khí trường ĐHKT Công nghiệp Thái Nguyên. Đây là 1 học phần mới nằm trong các học phần tự chọn trong trương trình đào tạo. Mục đích của học phần là nhằm cho sinh viên tìm hiểu nghiên cứu về một số các loại dây truyền , kết cấu máy nâng chuyển cơ khí thông dụng trong thực tế như các trạm dẫn động băng tải, xích tải , gầu tải, cầu trục .v.v. Qua đó sinh viên được tìm hiểu thực tế, tiến hành tình toán thiết kế các cụm chi tiết, bộ phận máy nhằm nâng cao hiểu biết cho sinh viên. Đề tài thiết kế của nhóm em được giao là “Tính toán thiết kế cầu trục tải trọng 12 tấn”. Sau một quá trình tìm hiểu, nghiên cứu và thiết kế, đặc biệt nhờ có sự giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của các cô giáo Trần Thị Phương Thảo và cô Bùi Thanh Hiền, cùng các thầy cô trong bộ môn Kỹ thuật Cơ khí, đến nay nhóm chúng em đã hoàn thành đề tài đồ án của mình với một bản thuyết minh và các bản vẽ theo yêu cầu đề tài. Trong quá trình làm đồ án, mặc dù các thành viên trong nhóm đã đoàn kết, cố gắng để đồ án của nhóm hoàn thiện nhất, nhưng do điều kiện thời gian và kinh nghiệm hạn chế, nên đồ án không tránh khỏi những thiếu sót. Kính mong thầy cô và các bạn đóng góp ý kiến để đề án của nhóm được hoàn thiện nhất. Em xin trân thành cám ơn ! Nhóm sinh viên thực hiện Nguyễn Văn Thuận Nông Văn Thức Dương Văn Tĩnh NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẦN I: GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC VÀ MỤC TIÊU THIẾT KẾ. TỔNG QUAN VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN 1.1.1 Khái niệm: Máy nâng chuyển là các loại máy công tác dùng để thay đổi vị trí của đối tượng công tác nhờ thiết bị mang vật trực tiếp như móc treo, gầu ngoạm,… hoặc gián tiếp như băng tải, xích tải, con lăn, đường ống v.v 1.1.2 Phân loại: Theo tính chất làm việc thì máy nâng chuyển được chia làm 2 loại chính: - Máy vận chuyển liên tục: Ở các loại máy này vật phẩm được di chuyển thành dòng ổn định và liên tục. Có thể bốc rỡ ngay trong quá trình vận chuyển. Máy vận chuyển liên tục được phân thành 2 nhóm: + Vận chuyển liên tục có bộ phận kéo, như băng tải, xích… + Máy vận chuyển liên tục có bộ phận kéo, như hệ thống đường lăn, ống dẫn. - Máy vận chuyển theo chu kỳ: Đặc trưng của loại máy này hoạt động có tính chất chu kỳ (luôn phiên giữa thời kỳ làm việc và thời gian nghỉ ) của cơ cấu máy. Phần chủ yếu của máy vận chuyển theo chu kỳ là máy trục. Máy trục được chia ra làm 3 nhóm lớn. + Máy trục đơn giản như kích, tời, pa lăng. + Máy trục thông dụng, như cầu trục cần cẩu. + Máy trục đặc chủng: Đó là loại máy dùng riêng theo yêu cầu nào đó như thang máy, trục bến cảng. GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC 1.2.1 Khái niệm: Cầu trục là tên gọi chung của máy trục chuyển động trên hai đường ray cố định trên kết cấu kim loại hoặc tường cao để vận chuyển các vật phẩm trong khoảng không (khẩu độ) giữa hai đường ray đó. Đặc điểm về cầu trục: Cầu trục là một loại máy trục có phần kết cấu thép (dầm chính) liên kết với hai dầm ngang (dầm cuối), trên hai dầm ngang này có 4 bánh xe để di chuyển trên hai đường ray song song đặt trên vai cột nhà xưởng hay trên dàn kết cấu thép. Cầu trục được sử dụng rất rộng rãi và tiện dụng để nâng hạ vật nâng, hàng hoá trong các nhà xưởng, phân xưởng cơ khí, nhà kho bến bãi. Dầm cầu được gọi là dầm chính thường có kết cấu hộp hoặc dàn, có thể có một hoặc hai dầm, trên đó có xe con và cơ cấu nâng di chuyển qua lại dọc theo dầm chính. Hai đầu của dầm chính liên kết hàn hoặc đinh tán với hai dầm cuối, trên mỗi dầm cuối có hai cụm bánh xe, cụm bánh xe chủ động va cụm bánh xe bị động. Nhờ cơ cấu di chuyển cầu và kết hợp cơ cấu di chuyển xe con (hoặc palăng) mà cầu trục có thể nâng hạ ở bất cứ vị trí nào trong không gian phía dưới mà cầu trục bao quát. Xét về tổng thể cầu trục gồm có phần kết cấu thép (dầm chính, dầm cuối, sàn công tác, lan can), các cơ cấu cơ khí (cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển cầu và cơ cấu di chuyển xe con) và các thiết bị điều khiển khác. Dẫn động cầu trục có thể bằng tay hoặc dẫn động điện. Dẫn động bằng tay chủ yếu dùng trong các phân xưởng sửa chữa, lắp ráp nhỏ, nâng hạ không thường xuyên, không đòi hỏi năng suất và tốc độ cao. Dẫn động bằng điện cho các loại cầu có tải trọng nâng và tốc độ nâng lớn sử dụng trong các phân xưởng lắp ráp và sửa chữa lớn. Cầu trục được chế tạo với tải trọng nâng từ 1 đến 500 t; khẩu độ dầm cầu đến 32m; chiều cao nâng đến 16m; tốc độ nâng vật từ 2 đến 40 m/ph; tốc độ di chuyển xe con đến 60m/ph và tốc độ di chuyển cầu trục đến 125 m/ph. Cầu trục có tải trọng nâng thường được trang bị hai hoặc ba cơ cấu nâng vật: một cơ cấu nâng chính và một hoặc hai cơ cấu nâng phụ.Tải trọng nâng của loại cầu trục 1.2.2 Phân loại cầu trục: Cầu trục được phân loại theo các trường hợp sau: a. Theo công dụng. Theo công dụng có các loại cầu trục có công dụng chung và cầu trục chuyên dùng. - Cầu trục có công dụng chung: có kết cấu tương tự như các cầu trục khác, điểm khác biệt cơ bản của loại cầu trục này là thiết bị mang vật đa dạng, có thể nâng được nhiều loại hàng hoá khác nhau. Thiết bị mang vật chủ yếu của loại cầu trục này là móc treo để xếp dỡ, lắp ráp và sửa chữa máy móc. Loại cầu trục này có tải trọng nâng không lớn và khi cần có thể dùng với gầu ngoạm, nam châm điện hoặc thiết bị cặp để xếp dỡ một loại hàng nhất định. - Cầu trục chuyên dùng: là loại cầu trục mà thiết bị mang vật của nó chuyên để nâng một loại hàng nhất định. Cầu trục chuyên dùng được sử dụng chủ yếu trong công nghiệp luyện kim với các thiết bị mang vật chuyên dùng và có chế độ làm việc rất nặng. b. Theo kết cấu dầm. Theo kết cấu dầm cầu có các loại cầu trục một dầm và cầu trục hai dầm. - Cầu trục một dầm: là loại máy trục kiểu cầu thường chỉ có một dầm chạy chữ I hoặc tổ hợp với các dàn thép tăng cứng cho dầm cầu, xe con cheo palăng di chuyển trên cánh dưới của dầm chữ I hoăc mang cơ cấu nâng di chuyển phía trên dầm chữ I, toàn bộ cầu trục có thể di chuyển dọc theo nhà xưởng trên đường ray chuyên dùng ở trên cao. Tất cả các cầu trục một dầm đều dùng palăng đã được chế tạo sẵn theo tiêu chuẩn để làm cơ cấu nâng hạ hàng. Nếu nó được trang bị palăng kéo tay thì gọi là cầu trục một dầm dẫn động bằng tay, nếu được trang bị palăng điện thì gọi là cầu trục một dầm dẫn động bằng điện. Hình 1.2. Cầu trục một dầm. 1. Bộ phận cấp điện lưới ba pha. 6. Palăng điện. 2. Trục truyền động. 7. Dầm chính. 3. Cơ cấu di chuyển cầu. 8. Khung giàn thép. 4. Bánh xe di chuyển cầu. 9. Móc câu. 5. Dầm cuối. 10.Cabin điều khiển. Theo phương pháp dẫn động thì cầu trục 1 dầm được chia làm 2 nhóm: + Cầu trục một dầm dẫn động bằng tay: có kết cấu đơn giản và rẻ tiền nhất, chúng được sử dụng trong công việc phục vụ sửa chữa, lắp đặt thiết bị với khối lượng công việc ít, sức nâng của cầu trục loại này thường ở khoảng 0,5 ¸ 5 tấn, tốc độ làm việc chậm. + Cầu trục một dầm dẫn động bằng điện: được trang bị palăng điện, sức nâng có thể lên tới 10 tấn, khẩu độ đến 30 m, gồm có bộ phận cấp điện lưới ba pha. Hình 1.3: Cầu trục 1 dầm truyền động bằng điện. - Cầu trục 2 dầm: Kết cấu tổng thể của cầu trục hai dầm (Hình 1.3) gồm có: dầm hoặc dàn chủ 1, hai dầm chủ liên kết với hai dầm đầu 7, trên dầm đầu lắp các cụm bánh bánh xe di chuyển cầu trục 6, bộ máy dẫn động 3, bộ máy di chuyển hoạt động sẽ làm cho các bánh xe quay và cầu trục chuyển động theo đường ray chuyên dùng 5 đặt trên cao dọc nhà xưởng, hướng chuyển động của cầu trục chiều quay của động cơ điện. Xe con mang hàng 11 di chuyển dọc theo đường ray lắp trên hai dầm (dàn) chủ; trên xe con đặt các bộ máy của tời chính 10, tời phụ 9 và bộ máy di chuyển xe con 2, các dây cáp điện 8 có thể co dãn phù hợp vói vị chí của xe con và cấp điện cho cầu trục nhờ hệ thanh dẫn điện 12 đặt dọc theo tường nhà xưởng, các quẹt điện 3 pha tỳ sát trên các thanh này, lồng thép làm công tác kiểm tra 13 treo dưới dầm cầu trục. Các bộ máy của cầu trục thực hiện 3 chức năng: nâng hạ hàng, di chuyển xe con và di chuyển cầu trục. Sức nâng của cầu trục 2 dầm thường trong khoảng 5 ¸ 30 tấn, khi có yêu cầu riêng có thể đến 500 tấn. Ở cầu trục có sức nâng trên 10 tấn, thường được trang bị hai tời nâng cùng với hai móc câu chính và phụ, tời phụ có sức nâng thường bằng một phần tư (0,25) sức nâng của tời chính, nhưng tốc độ nâng thì lớn hơn. Dầm chính của cầu trục hai dầm (Hình 1.4)được chế tạo dưới dạng hộp hoặc dàn không gian. Dầm giàn không gian tuy có nhẹ hơn dầm hộp song khống chế tạo và thường chỉ dùng cho cầu trục có tải trọng nâng và khẩu độ lớn. Dầm cuối của cầu trục hai dầm thường được làm dưới dạng hộp và liên kết với các dầm chính bằng bu lông hoặc hàn. Hình 1.4:Kết cấu cầu trục 2 dầm. Hình 1.5: Cầu trục 2 dầm. c. Theo cách tựa của dầm chính. Theo cách tựa của dầm chính có các loại cầu trục tựa và cầu trục treo. - Cầu trục tựa: là loại cầu trục mà hai đầu của dầm chính tựa lên các dầm cuối, chúng được liên kết với nhau bởi đinh tán hoặc hàn. Loại cầu trục này có kết cấu đơn giản nhưng vẫn đảm bảo được độ tin cậy cao nên được sử dung rất phổ biến. Trên hình 1.3 là hình chung của cầu trục tựa loại một dầm. phần kết cấu thép của gồm dầm cầu 1 có hai đầu tựa lên các dầm cuối 5 với các bánh xe di chuyển dọc theo nhà xưởng. Loại cầu trục này thường dùng phương án dẫn dẫn động chung. Phía trên dầm chữ I là khung giàn thép 4 để dảm bảo độ cứng vững theo phương ngang của dầm cầu. Palăng điện 3 có thể chạy dọc theo cánh thép phía dưới của dầm I nhờ cơ cấu di chuyển palăng . Ca bin điều khiển 2 được treo vào phần kết cấu chịu lực của cầu trục. - Cầu trục treo: là loại cầu trục mà toàn bộ phần kết cấu thép có thể chạy dọc theo nhà xưởng nhờ hai ray treo hoặc nhờ nhiều ray treo. Do liên kết treo của các ray phức tạp nên loại cầu trục này thường chỉ được dùng trong các trường hợp đặc biệt cần thiết. So với cầu trục tựa, cầu trục treo có ưu điểm là có thể làm dầm cầu dài hơn, do đó nó có thể phục vụ cả phần rìa mép của nhà xưởng, thậm chí có thể chuyển hàng giữa hai nhà xưởng song song đồng thời kết cấu thép của cầu trục treo nhẹ hơn so với cầu trục tựa. Tuy nhiên, cầu trục treo có chiều cao nâng thấp hơn cầu trục tựa. Hình 1.5. Cầu trục treo. a) Loại hai ray treo; b) Loại ba ray treo. d. Theo cách bố chí cơ cấu di chuyển. Theo cách bố chí cơ cấu di chuyển cầu trục có các loại cầu trục dẫn động chung và cầu trục dẫn động riêng. - Cơ cấu di chuyển cầu trục có thể thực hiện theo hai phương án dẫn động chung và dẫn động riêng. Trong phương án dẫn động chung, động cơ dẫn động được đặt ở giữa dầm cầu và truyền chuyển động tới các bánh xe chủ động ở hai bên ray nhờ các trục truyền. Trục truyền có thể là trục quay chậm, quay nhanh và quay trung bình (hình 1.5, a, b, c). Ở phương án dẫn động riêng (hình 1.5, d) mỗi bánh xe hoặc cụm bánh xe chủ động được trang bị một cơ cấu dẫn động. Hình 1.6 Các phương pháp bố trí cơ cấu di chuyển cầu trục. - Cơ cấu dẫn động chung với trục truyền quay chậm (hình 1.6, a) gồm động cơ điện 1, hộp giảm tốc Hình 1.6. Các phương ánh dẫn động. 2 và các đoạn trục truyền 3 nối với nhau và nối với trục ra của hộp giảm tốc bằng các khớp nối 4. Trục truyền tựa trên các gối đỡ 5 bằng ổ bi. Do phải truyền momen xoắn lớn nên trục truyền, khớp nối và ổ bi có kích thước rất lớn, đặc biệt khi cầu trục có tải trọng nâng và khẩu độ dầm lớn. Các đoạn trục truyền có thể là trục đặc hoặc trục rỗng. So với trục đặc tương đương, trục rỗng có trọng lượng nhỏ hơn 15 – 20%. Phương án này được sử dụng tương đối phổ biến trong các cầu trục có công dụng chung có khẩu độ không lớn, đặc biệt là các cầu trục có kết cấu dầm không gian có thể bố trí dễ dàng các bộ phận của cơ cấu. - Cơ cấu dẫn động chung với trục truyền quay trung bình (hình1.6, b) có trục truyền 3 truyền chuyển động đến bánh xe di chuyển cầu trục qua cặp bánh răng hở 4. Vì vậy mà mômen xoắn trên trục nhỏ hơn so với trục truyền chậm và kích thước của chúng cũng nhỏ hơn. - Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay nhanh (hinh 1.6, c) có trục truyền 2 được nối trực tiếp với trục động cơ và vì vậy nó có đường kính nhỏ hơn 2 – 3 lần và trọng lượng nhỏ hơn 4 ÷ 6 lần so với trục chuyền quay chậm. Tuy nhiên, do quay nhanh mà nó đòi hỏi chế tạo và lắp ráp chính xác. - Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng (hình 1.6, d) gồm hai cơ cấu như nhau dẫn động cho các bánh xe chủ động ở mỗi bên ray đặc biệt. Công suất mỗi động cơ thường lấy bằng 60% tổng công suất yêu cầu. Phương án này tuy có sự xô lệch dầm cầu khi di chuyển do lực cản ở hai bên ray không đều song do gọn nhẹ, dễ lắp đặt, sử dụng và bảo dưỡng mà ngày càng được sử dụng phổ biến hơn, đặc biệt là trong những cầu trục có khẩu độ trên 15m. e. Theo nguồn dẫn động. Theo nguồn dẫn động có các loại cầu trục dẫn động tay và cầu trục dẫn động máy. - Cầu trục dẫn động bằng tay, (hình 1.7) được dùng chủ yếu trong sửa chữa, lắp ráp nhỏ và các công việc nâng - chuyển hàng không yêu cầu tốc độ cao. Cơ cấu nâng của loại cầu trục này thường là palăng xích kéo tay. Cơ cấu di chuyển palăng xích và cầu trục cũng được dẫn động bằng cách kéo xích từ dưới lên. Tuy là thiết bị nâng thô sơ song do giá thành rẻ và dễ sử dụng mà cầu trục dẫn động bằng tay vẫn được sử dụng có hiệu quả trong các phân xưởng nhỏ. - Cầu trục dẫn động bằng động cơ, (hình 1.1) đươc dùng chủ trong các phân xưởng sửa chữ, lắp ráp lớn và công việc nâng - chuyển hàng yêu cầu có tốc độ và khối lớn. Cơ cấu nâng của loại cầu trục này là palăng điện. Cơ cấu di chuyển palăng điện, xe con và cầu cũng được dẫn động từ động cơ điện. Loại cầu trục này được dùng phổ biến nhất do có nhiều ưu điểm nổi bật là khả năng tự đông hoá, thuận tiện cho người sử dung và có thể sử dụng trong việc vận chuyển các loại hàng có khối lượng lớn. Hình1.7. Cầu trục dẫn động bằng tay. Loại một dầm; b) Loại hai dầm. f. Theo vị trí điều khiển Theo vị trí điều khiển có các loại cầu trục điều khiển từ cabin gắn trên dầm cầu (hình 1.4) và cầu trục điều khiển từ dưới nền nhờ hộp nút bấm (hình 1.2). Điều khiển từ dưới nền bằng hộp nút bấm thường dùng cho các loại cầu trục một dầm có tải trọng nâng nhỏ. NHIỆM VỤ VÀ MỤC TIÊU THIẾT KẾ 1.3.1 Nhiệm vụ: Thiết kế là một quá trình sáng tạo, trong quá trình này người thiết kế phải tìm hiểu, đề cập và giải quyết thoả đáng hàng loạt các yêu cầu khác nhau về phương pháp tính toán, chỉ tiêu khả năng làm việc, công nghệ chế tạo và quy trình lắp ráp, sử dụng, sửa chữa theo nhiều phương pháp khác nhau. Nhiệm vụ chính của thiết kế là tìm ra và cụ thể hoá các giải pháp kỹ thuật để từ đó lựa chọn ra phương pháp tối ưu, phù hợp với nhiệm vụ như thiết kế. Cuối cùng là đưa ra những thông tin về đối tượng thiết kế và từ những thông tin đó có thể tạo ra một sản phẩm cụ thể. Việc thiết kế phải đảm bảo khả năng thực hiện được các giải pháp kỹ thuật, nghĩa là phải có sự phù hợp giữa các đặc tính kỹ thuật của các đối tượng mới với các giải pháp kỹ thuật và mức độ phát triển của khoa học kỹ thuật cũng như thực tế sản xuất. Trong đề tài này, việc thiết kế được giới hạn trong “thiết kế cầu trục phục vụ cho việc di chuyển vật nặng với tải trọng 12 tấn ” sao cho đảm bảo được các tính năng kỹ thuật và yêu cầu đặt ra. 1.3.2 Mục tiêu thiết kế: 1.3.2.1 Yêu cầu chung: Mỗi loại máy nâng được cấu thành từ hai bộ phận cơ bản: kết cấu thép và bộ phận cơ khí. Ngoài hai bộ phận trên còn có phần trang bị điện, các bộ phận điều khiển, các cơ cấu bảo vệ an toàn,… Phần kết cấu thép có hình dạng, kích thước ngoài khác nhau, phù hợp với không gian, tính chất công việc và đối tượng mà chúng phục vụ cũng như điều kiện kinh tế kỹ thuật khác. Kết cấu thép là xương sống, là bộ phận chịu tải của cả máy nâng mà trong quá trình làm việc trọng lượng các cơ cấu cơ khí, tải trọng nâng chuyền đến. Các cơ cấu cơ khí được lắp đặt trực tiếp trên bộ phận kết cấu thép và thực hiện chức năng nâng hạ, di chuyển hoặc quay máy nâng, thay đổi tầm với. Người ta phối hợp các chức năng của các cơ cấu trên để nâng hạ, di chuyển vật trong không gian mà máy nâng có thể thao tác. Bộ phận cơ cấu cơ khí là tập hợp các bộ truyền dẫn động từ động cơ đến bộ công tác. Các bộ phận này có thể là cơ khí, thuỷ lực, khí nén hoặc hỗn hợp của các loại đó. Đại đa số các máy nâng sử dụng truyền động cơ khí mà kết cấu của chúng là: động cơ, hộp giảm tốc, trong đó có các trục, khớp nối, ổ bi, các cặp bánh răng, cáp hoặc xích truyền động, tang cuốn cáp, puli, phanh,… được xắp xếp theo một thứ tự và quy luật truyền động nhất định. Tính toán các cơ cấu truyền động là tính toán chức năng của máy (động học, động lực học như là số vòng, tốc độ, phương chiều chuyển động, lực tác động…), sức bền các cơ cấu để từ đó định ra kích thước hình học, công suất động cơ và các thông số khác nhằm làm cho máy nâng đặt được các yêu cầu kĩ thuật phù hợp với yêu cầu thực tế đòi hỏi đặt ra. Đối với tính toán sức bền nhằm tìm được kích thước của các cơ cấu đặt độ cứng vững và bền mòn. Tính toán bền thường trải qua hai giai đoạn: trước tiên là lựa chọn sơ bộ sau đó là tính chính xác. Lựa chọn sơ bộ là mục đích xác định nhanh những kích thước chính theo phương pháp đơn giản và gần đúng. Tính toán chi tiết hay tính chính xác nhằm mục đích kiểm tra và điều chỉnh lại kích thước cơ cấu đã lựa chọn sơ bộ. Cách tính này thường dựa vào tính chất mỏi của vật liệu. Hư hỏng các cơ cấu máy nâng chủ yếu là do gẫy và mòn. Việc tính bền chi tiết là phải xác định chính xác kích thước để có khả năng cứng vững chống lại các tải trọng tác dụng lên chúng, bảo đảm tuổi thọ của chúng đồng thời bảo đảm tính kinh tế không quá lãng phí vật liệu. Mòn của các chi tiết cơ cấu diễn ra từ từ và lâu dài. Để đảm bảo độ mòn cho phép cần quan tâm tới chất lượng vật liệu và phương pháp xử lý bề mặt các vật liệu đó phù hợp điều kiện làm việc theo yêu cầu của từng chi tiết, bộ phận và đặt được tuổi thọ của cả máy đã xác định trước. Trong tính toán thiết kế “Cầu trục 12 tấn “ cần thoả mãn các yêu cầu sau: - Phải phục vụ tốt cho việc di chuyển trong phân xưởng cơ khí. - Hình dạng, kích thước của các kết cấu phải phù hợp loại vật mang và không gian nhà xưởng. - Phải đạt được tính kinh tế cao: nghĩa là thiết bị sau khi chế tạo và các chi phí vận chuyển của thiết bị phải là tối ưu nhất. - Kích thước các chi tiết kết cấu của cầu trục phải nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo được các tính năng của nó. - Thiết bị phải dễ chế tạo hoặc nằm trong giới hạn tiêu chuẩn và dễ lắp đặt trong phân xưởng. - Sử dụng đơn giản, làm việc phải có độ tin cậy cao, ít hỏng hóc và bị sự cố ở mỗi chế độ nâng chuyển. - Phải đảm bảo cho việc bảo dưỡng và sửa chữa trang thiết bị được dễ dàng trong những trừơng hợp cần thiết. - Thiết bị phải đặt tuổi bền cần thiết. 1.3.3 Phân tích và chọn phương án thiết kế. Để đáp ứng yêu cầu và mục đích của việc thiết kế mới cầu trục 12 tấn, trước tiên ta phải phân tích chọn sơ đồ kết cấu cầu trục sao cho phù hợp với mục đích và đặc điểm sản xuất của của phân xưởng sau đó tiến hành chọn phương án thiết kế cho phù hợp, chính xác và đặt hiệu quả cao nhất. a. Chọn mô hình thiết kế. Từ các lọai cầu trục trên, qua tìm hiểu thực tế về đặc điểm kết cấu và tính năng kỹ thuật của cầu trục phục vụ trong các phân xưởng tôi thấy loại cầu trục hai dầm dạng chữ I có xe con treo palăng di chuyển trên cạnh trên của dầm chữ I là loại phù hợp nhất. Loại cầu này có ưu điểm hơn cả vì có kết cấu vững chắc, thích hợp cho việc di chuyển trong các phân xưởng cũng như yêu cầu về tải trọng, làm việc tin cậy, sử dụng đơn giản, thuận tiện cho việc bảo dưỡng thiết bị nếu xảy ra sự cố và đặt hiệu quả kinh tế cao. Chính vì vậy tôi chọn loại cầu này để thiết kế. Hình 1.8. Cầu trục thiết kế. - Kết cấu thép: Gồm có dầm cầu(dầm chủ) dầm chủ dựa vào hai dầm ngang(dầm cuối), ở cuối hai dầm ngang có đặt các bánh xe, bánh xe di chuyển nhờ nguồn động lực dẫn động. Toàn bộ cầu trục di chuyển trên hai đường ray đặt trên cột tường nhà, xe con(xe lăn) chuyển dọc theo đường ray đặt trên dầm chủ. Trên xe con có đặt các cơ cấu nâng chính, cơ cấu nâng phụ, cơ cấu di chuyển xe con. Đường dây lấy điện cấp điện cho cầu trục. - Phương án dẫn động: mỗi cơ cấu (cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển xe con, cơ cấu di chuyển cầu) đều được dẫn động bằng một động cơ điện. - Cầu trục được trang bị thiết bị mang vật là móc treo. - Các cơ cấu được điều khiển bằng hộp nút bấm từ dưới nền nhà. b. Chọn phương án thiết kế Hiện nay để đi thiết kế một vấn đề nào đó chúng ta có 4 phương pháp cơ bản, đó là: - Thiết kế theo mẫu. - Thiết kế theo Quy Phạm. - Thiết kế theo số liệu thống kê. - Thiết kế theo tính toán. Mỗi phương án thiết kế đều có những đặc điểm và ưu nhược điểm khác nhau, do đó trong tính toán thiết kế ta phải lựa chọn phương án nào cho phù hợp nhất theo yêu cầu và mục đích của vấn đề cần giải quyết để đạt hiệu quả cao nhất. Vậy với yêu cầu và mục đích cụ thể trong tính toán thiết kế cầu trục ta chọn phương án thiết kế theo tính toán vì đây là phương án cho ta kết quả chính xác nhất, tính kinh tế và hiệu quả cao nhất. Cụ thể trong tính toán “Thiết kế cầu trục hai dầm với tải trọng nâng 12 tấn” ta phải tính các cơ cấu chính sau: - Tính cơ cấu nâng. - Tính cơ cấu di chuyển: cơ cấu di chuyển cầu và di chuyển palăng điện. - Tính kết cấu thép: tính chọn dầm chính va dầm cuối. - Tính chọn các thiết bị phụ: hệ thống điều khiển, các thiết bị an toàn cơ – điện.v.v.. c. Các thông số cơ bản. - Tải trọng nâng: Q = 12T - Chiều cao nâng: H = 12 m - Khẩu độ dầm cầu: L = 15 m - Vận tốc nâng :Vn= 12 m/ph - Vận tốc di chuyển cầu: :Vc= 60 m/ph - Vận tốc di chuyển xe con: :Vx= 30 m/ph - Chế độ làm việc: Trung bình. Tương ứng với chế độ làm việc trung bình ta có: Bảng 1-1. Các số liệu về chế độ làm việc các cơ cấu của cầu trục. Chỉ tiêu Chế độ làm việc - Cường độ làm việc, CĐ% - Hệ số sử dụng trong ngày, kng - Hệ số sử dụng trong năm, kn - Hệ số sử dụng theo tải trọng, kQ - Số lần mở máy trong một giờ, m - Số chu kỳ làm việc trong một giờ, ack - Nhiệt độ môi trường xung quanh, t0C 25 0,33 0,25 0,55 60 0 – 15 25 - Thời gian phục vụ, năm 6 - Hệ số cản ban đầu, Kbđ 1, 5 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG Chọn phương án cho cơ cấu nâng Theo yêu cầu công nghệ, cơ cấu nâng là một bộ phận của cầu trục. Việc chọn phương án cho cơ cấu nâng để thiết kế cần phải đảm bảo các thông làm việc như công suất, tốc độ, đặc tính động lực học, phương pháp điều khiển, môi trường sinh thái, khả năng quá tải, khả năng tiêu chuẩn hóa, khả năng lắp đặt, vận hành, an toàn. Các chỉ tiêu kinh tế như giá thành, chi phí sản xuất, khấu hao, chi phí bảo dưỡng sửa chữa v.v.. Các phương án bố trí cho cơ cấu nâng: Hình 2.1 Sơ đồ bố trí cơ cấu nâng dẫn động bằng tay. Cơ cấu nâng có thể được truyền động băng tay hoặc bằng điện. Hình 2.2 : Pa lăng xích. Hình 2.3: Sơ đồ bố trí cơ cấu nâng dẫn động bằng điện a, b,c- Cấu tạo chung của tời cáp. d,e,g,h- Cơ cấu nâng nhiều tốc độ. i, f- tời cáp dùng cho gầu ngoạm Hình 2.4: Một số cơ cấu nâng truyền động bằng điện. Đối với cầu trục thiết kế phương án bố trí cho cơ cấu nâng được chọn có sơ đồ như hình 2.1. Với phương án này cơ cấu có kích thước tương đối gọn nhẹ cho phép chế tạo từng cụm cơ cấu riêng biệt nên thuận tiện cho việc lắp đặt và đơn giản trong việc chế tạo. Động cơ điện. Hộp giảm tốc Khớp Nối. Tang Nối tang Phanh Hình 2.1: Cơ cấu nâng Đây là loại cơ cấu nâng dây mềm, có một tang, truyền động của cơ cấu là truyền động riêng, năng lượng sử dụng là năng lượng điện. Kết cấu cơ bản gồm động cơ điện 1, hộp giảm tốc 2, khớp nối còng đàn hồi 3,trong đó nửa khớp phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh, tang 4, khớp răng đặc biệt 5 nối tang với trục ra của hộp giảm tốc, phanh 6. Ngoài ra còn có các bộ phạn khác như dây cáp, móc treo và ròng rọc đỡ cáp (hình 2.5). Hình 2.6: Sơ đồ Pa lăng mang vật. Các thông số cơ bản ban đầu. - Tải trọng nâng: Q = 12T = 120000N. - Chiều cao nâng: H = 12 m. - Tốc độ nâng vật: Vn =12 m/ph. - Chế độ làm việc của cơ cấu: Trung bình. - Trọng lượng của bộ phận mang vật bao gồm: Móc treo, pa lăng được chọn theo tiêu chuẩn của liên xô ( atlat ) có khối lượng. Qm = 0,025 .Q = 0,025. 120000 = 3000 ( kg ) = 30000 ( N ). 2.2. Tính cơ cấu nâng. 2.2.1. Chọn loại dây. Cơ cấu nâng làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, nên ta chọn cáp để làm dây cho cơ cấu, vì cáp là loại dây có nhiều ưu điểm hơn so với các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và là loại dây thông dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay. Trong các kiểu kết cấu của dây cáp thì kết cấu kiểu P K-P theo tiêu chuẩn của Liên Xô có tiếp xúc đường giữa các sợi thép ở các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng và được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép cacbon cao ( thép 69, 65) có giới hạn bền 1200 ¸ 2100 N/ mm 2 . Ta chọn loại cáp bện đôi kiểu P K-P kết cấu 6 x 19 (1+9+9) + 110.C ΓOCT 3077-69 ( bảng 2 )-[ 2- tờ 20], giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1500 ¸ 1800 N/ mm 2 . 2.2.2. Pa lăng giảm lực. Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng một palăng. Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép có hai nhánh dây chạy trên tang. tương ứng với trọng tải cầu lăn theo Bảng 2-6[I] chọn bội suất palăng a=2. Palăng gồm hai ròng rọc di động và một ròng rọc không di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng, sơ đồ (hình 2.7) Hình 2.7: Pa lăng. Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật được xác định theo công thức 2-19 Smax = Trong đó: l = 0,98 – hiệu suất của ròng rọc đặt trên ổ lăn bôi trơn bình thường. a = 2 – Bội số pa lăng. m = 2 – số nhánh cáp cuốn lên tang. t = 0. Vì dây trực tiếp quán lên tang không qua các dòng dọc đổi hướng. Q0 = Q + Qm = 120000 + 30000 = 150000 ( N ). h p - hiệu suất palăng. 2.2.3. Tính kích thước dây cáp. Kích thước dây cáp dược chọn dựa vào công thức (2-10) – [tr.18] S đ ≥ S max.n Trong đó: S đ - lực kéo đứt cáp. S max – Lực căng lớn nhất trong dây. n = 5,5 - Hệ số an toàn bền của cáp, lấy theo bảng (2- 2) – [tr.19] ứng với chế độ làm việc trung bình. => Xuất phát từ điều kiện bền theo công thức ( 2-10 ), với loại dây đã chọn ở trên, với giới hạn bền của sợi δ b = 1600 N/mm2 . Theo tiêu chuẩn Liên xô , chọn đường kính dây cáp dc = 20,5 mm, có sức kéo đứt Sđ = 215 kN, xấp xỉ với lực đứt cáp theo yêu cầu, khối lượng trên 1000 m cáp đã được bôi trơn là 1551 kg. Tra bảng 3 [ 2 –trang 20]. Tính kích thước cơ bản của tang và ròng rọc. * Tang: - Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang xác định theo công thức (2-12) – [tr-20]. Dt ³ d c (e - 1) = 20,5(18 - 1) = 348,5 mm Trong đó: Dt - Đường kính tang đến đáy rãnh cát, mm. d c = 20,5 mm - Đường kính dây cáp quắn lên tang. e = 25 – Hệ số thực nghiệm, phụ thuộc vào loại máy và chế độ làm việc, tra theo bảng (2-4) –[ 1 –trang 20]. Ở đây ta chọn đường kính tang và dòng dọc giống nhau: Dt = Dr = 492 mm. Ròng dọc cân bằng không phải là dòng dọc làm việc, có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20% so với dòng dọc làm việc. Dc = 0,8 . Dr = 0,8 . 492 = 393,6 mm - Chiều dài tang: Chiều dài tang được tính sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên tang vẫn còn lại ít nhất là 1,5 vòng dây, không kể những vòng nằm trong cặp ( Quy định an toàn ) Chiều dài toàn bộ của tang khi dùng pa lăng đơn được xác định theo công thức (2-13)[tr.21]. Hình 2.8: Kích thước chiều dài tang. - Chiều dài có ích của cáp khi làm việc với chiều cao nâng danh nghĩa H = 12m và bội suất Palang a = 2. l = H . a = 12 . 2 = 24 m - Số vòng cáp làm việc trên tang. Trong đó Z1= 2. Số vòng thừa dự trữ không sử dụng đến. Vậy Với: t- bước cáp được xác định theo công thức thực nghiệm: t = dc ( 2÷3 ) = 20,5 + 2,5 = 23 (mm ). - Chiều dài phần tang để kẹp đầu cáp L1: Nếu là kẹp thông thường thì phải bổ xung thêm từ 2 ÷3 vòng cáp. L1 = 3.t = 3. 23 = 69 (mm ). Chiều dài L2: Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn 1 lớp, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta trừ lại một khoảng L2 = 20 ( mm ) để làm thành bên. Khoảng cách L3 ngăn cách giữa hai nửa cắt rãnh tính theo chỉ dẫn ở trang 21. Dựa vào kết cấu đã có, có thể lấy sơ bộ: L4 = 300 mm, khoảng cách giữa hai dòng dọc ở ổ treo móc hmin = 800 mm, khoảng cách nhỏ nhất có thể giữa trục tang với trục dòng dọc ổ treo móc , là góc cho phép khi dây chạy lên tang bị lệch so với hướng thẳng đứng L3 = 300 – 2.800.0,07 = 188 mm Vậy chiều tổng cộng của tang là: Tính bề dày tang: Bề dầy thành tang xác định theo các hệ thức kinh nghiệm, [ 1- trang 21]. - Kiểm tra sức bền của tang theo công thức (2-15) – [tr.22]. бn ≈ ≤ [бn]. Trong đó: Smax = 37878,78 N – lực căng lớn nhất. dt = 16 mm – bề dầy thành tang. t = 23 mm – bước cuốn cáp. φ = 0,8 - hệ số giảm ứng suất đối với tang bằng gang. k =1 – hệ số phụ thuộc lớp cáp cuốn lên tang.[1-trang 22] Bảng (2-1). Hệ số an toàn k. Số lớp cuốn 1 2 3 ³ 4 K 1 1,4 1,8 2 Ứng suất cho phép đối với tang được bằng công được tính theo công thức: [бn] = = = 113 ( N/mm2 ) Với tang được đúc bằng Gang GX 15-32 là loại vật liệu thông thường , phổ biến nhất có giới hạn bền nén là бbn = 565 N/mm2. => бn = = 82,35 N/mm2. < [бn] = 113 (N/mm2 ) => Tang đảm bảo bền. Chọn động cơ điện. Động cơ điện được chọn cho cơ cấu nâng của máy trục phải thỏa mãn 2 yêu cầu sau: Khi làm việc thời gian dài với chế độ ngắn đoạn lặp đi lặp lại, với cường độ cho trước, động cơ không được nóng quá giới hạn cho phép để không làm hỏng vật liệu cách nhiệt động cơ. Công suất động cơ phải đủ đảm bảo mở máy với gia tốc cho trước. Đối với cơ cấu nâng: Xác định công suất tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng được tính theo công thức ( 2-78)- [ 1-trang 48]. N = ( KW) Trong đó: Q = 120000 N – tải trọng nâng của cầu trục. Vn = 12 m/ph – vận tốc nâng. h - hiệu suất của cơ cấu bao gồm: h = h p .ht .h 0 Trong đó: h p = 0,99 – hiệu suất palăng đã tính trên (mục 2). ht = 0,96 – hiệu suất tang, bảng (1-9)- [1- trang 15]. h0 = 0,92 – hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối, bảng (1-9)- [1-trang 15] => η = 0,99. 0,96. 0,92 = 0,87 Vậy: N = = 27,6 (kW ) Tương ứng với chế độ làm việc trung bình ta chọn sơ bộ động cơ điện AOC2- 72- 4. Theo AL MNC/ tờ 21. Công suất danh nghĩa : Ndc = 27,5 ( kW). Số vòng quay danh nghĩa: ndc = 700 (vòng/phút). hệ số quá tải: Cosφ = 0,85 Tính tỷ số truyền chung. Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang được xác định theo công thức (3-15) – [tr.55]. i0 = Trong đó: nđc = 700 v/ph – số vòng quay danh nghĩa của động cơ, (vg/ph) nt – số vòng quay của tang, ( vg/ph) nt = ( vòng/ph ). Với: Vn =12 m/ph – vận tốc nâng. a = 2 – bội suất palăng. D0 – đường kính tang tính đến tâm cáp. D0 = Dt + dc ≈ 0,51 (m) => nt = = 14,7 ( vòng/ph ). Vậy tỷ số truyền chung : i0 = 700/14,7= 47,6 Kiểm tra động cơ điện về nhiệt. Q 0,5Q T t Q 0,3Q 0,6t 0,2t 0,2t Hình 2.9. sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng Sơ đồ thực tế sử dụng cầu lăn theo trọng tải cho trên hình 2.9 Q1 = Q; Q2 = 0,5Q; Q3 = 0,3Q Và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này là 3:1:1. Động cơ điện đã chọn các công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầu khi làm việc, do đó phải được kiểm tra về nhiệt. Để kiểm tra đựơc nhiệt động cơ, ta lần lượt xác định các thông số tính toán trong các thời kỳ làm việc khác nhau của cơ cấu. Các thông số cần xác định : Hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải : η’ = ηt.η0 = 0,96.0,92 = 0,88. Momen trục động cơ khi nâng vật, theo công thức 2-79- [trang 48]. Nm. Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo công thức 2-22 [trang 25]. = 37121 N Với m=2 là số nhánh cuốn cáp trên tang momen trục động cơ khi hạ vật, theo công thức 2-80 [trang 48]. Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức 3-3 [trang 52]. ≈(GiDi2)rôto+GiDi2)khớp = 9 + 67,5 = 76,5 Nm2 Với Momen vô lăng :(GiDi2)rôto =9 Nm2 ( GiDi2)khớp = 67,5 Nm2. (với d đường kính ngoài cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối) chọn sơ bộ d = 300mm, trọng lượng của khớp nối là G = 500N. ( GiDi2)khớp = 0,45.G.d2 = 67,5 Nm2 Ta có: β=1,1 ÷ 1,2 , hệ số ảnh hưởng quán tính các chi tiết trên các trục sau trục I . Mm momen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, Mm xác định theo công thức 2-75[trang 47]. Mdn: momen danh nghĩa động cơ : (N.m) Mm = 1,8.375,18 =675,32( Nm). Do đó : khi Q1 = Q (s) Gia tốc mở máy là:Q1 = Q Thời gian mở máy khi hạ vật: theo công thức 3-9-[trang 54] . Trên đây trình bày cách tính toán các thông số cho trường hợp Q1=Q. các trường hợp Q2; Q3 cũng tương tự, kết quả phép tính các thông số cho các trường hợp tải trọng khác nhau được ghi theo bảng dưới đây: Các thông số cần tính Đơn vị Q1=Q Q2=0,5Q Q3=0,3Q Ghi chú η 0, 87 0, 84 0, 75 Sn N 37878,78 22727,27 18939,39 Sh N 37121 22272,7 18560,6 Qo N 150000 90000 75000 Mn Nm 461,19 276,71 230,6 Mh Nm 350 210 175 S 0.78 0,41 0,38 S 0,16 0,18 0,2 Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định : Momen trung bình bình phương có thể xác định theo công thức gần đúng (Nm), theo công thức 2-73-[trang 47] : . : tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s Mt: momen cản tĩnh 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 . : toàn bộ thời gian đông 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. = 351,03 (Nm). Công suất trung bình của động cơ phát ra là: theo công thức 2-76 [I]. . kết quả phép tính kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ điện được chọn là AOC2- 72- 4 với CĐ 25%, có công suất danh nghĩa là Ndn = 27,5Kw. hoàn toàn thoả mãn yêu cầu khi làm việc. Tính chọn phanh. 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 toàn trong quá 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 toàn. Quá 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 hai má loại phanh thường đóng và 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. 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 toàn 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 đông cơ thì mômen phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác, do đó kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ hơn và tính an toàn cũng cao hơn. để chọn phanh làm việc có hiệu quả và an toàn ta dựa vào giá trị momen phanh yêu cầu Mph. omen 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 : Nm Trong đó: η hiệu suất cơ cấu nâng n =1,75 hệ số an toàn, theo bảng 3- 2 -[1]. d0 : Đường kính tang tính đến tâm cáp. D0 = D t + d c = 5 12 , 5 mm ~0,51 m Q0 : Trọng tải và trọng lượng bộ phận. Q0 = 150000 N Dựa vào điềư kiện (2.2) ta chọn loại phanh, tuy nhiên không nên chọn loại phanh có momen phanh danh nghĩa lớn hơn moen phanh yêu cầu nhiều quá vì như vậy sẽ tải trọng động lên cơ cấu khi phanh. Qua Việc phân tích tính toán ở trên,ta chọn loại phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT-300 đảm bảo mômen phanh danh nghĩa vừa đúng Mph=500Nm Lực đóng phanh được xác định theo công thức 2-34-[I]. L 2 15 3 4 6 7 11 14 10 8 9 12 13 1 5 D r l l1 D r Hình 2.5 sơ đồ nguyên lý phanh má điện từ 1 .bánh phanh; 2, 4. má phanh; 3, 5. Tay đòn phanh; 6. Nam điện;7 Tay đòn của cơ cấu tạo lực mở phanh; 8. lò xo tạo phanh; 9 Lò xo phụ; 10. đai ốc nén lò xo 11. dai ốc dùng khi bảo dưỡng hoặc thay mới má phanh; 12. Đai ốc điều chỉnh hành trình phanh;13. ống bao; 14 thanh đẩy; 15.Vít hạn chế hành trình phanh . Trong đó : D: đường kính bánh phanh D = 300mm. f : hệ số ma sát giữa vật kiệu bánh phanh thép các bon C45 và vật liệu lót phanh ; theo bảng 2-8[T1]. h = 0,9: hiệu suất hệ thống bản lề l1 = 200mm l = 420mm. Khi mỡ phanh lò xo chính bị ép thêm một khoảng dẫn đến lực sẽ tăng lên. giả thiết tăng 10% so với ban đầu, nghĩa cần có lực đẩy P = 1,1.P = 1477.1, 1 = 1625 N để đạt đực lấy W = 1625 N phải xác định momen nam châm hút Mn và khoảng tay đòn đặt lực a. N chọn khoảng cách tay đòn a=60 mm. Mn = P.a = 1625.0,06 = 97,5 Nm. vậy có thể chọn nam châm điện có các thông số đây: momen nam châm hút: Mn = 97,5 Nm Tay đòn đặt lực: a = 60mm. Momen trọng lượng ngàm nam châm: Mng = 4,2 Nm. lực lò xo chính khi đóng phanh : . Trong đó : Pp = 2÷8. Lấy Pp = 5kg . lực lò xo chính lớn nhất khi mở phanh có thể giả thiết lớn hơn 10% so với thường tức là Pcmax = 1,1.1700 = 1870 N. lấy bước dịch chuyển lớn nhất của thanh lõi ngang với phanh là Δx = 4mm. định luật húc cho biến dạng lò xo : F = k.Δx với k : là độ cứng của lò xo Δx : độ biến dạng lò xo à k =N/m. áp lực má phanh lên bánh phanh. . Áp lực trung bình : Trong đó: B Chiều rộng bánh phanh, lấy B=80mm. β0 Góc ôm của má phanh lên bánh phanh lấy :β0=700. vậy: N/mm2 Theo bảng: 2-10-[I].Áp suất cho phép [p] = 0,4 N/mm2 khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo công thức 2-35-[I]. với h1 và h2 là khe hở lớn nhất và bình thường của thanh lõi ngang phanh h1= 4mm; h2 =2,5mm Khe hở lớn nhất : mm Khe hở bình thường : mm 2.3. Tính toán chọn hộp giảm tốc. bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, trục ra và trục vào quay về một phía. các thông số cần thiết : số vòng quay trục vào: n1 = 700 vòng/phút. Động cơ dẫn động : N = 27,6 Kw. tỉ số truyền chung của hộp là: i = 47,6 2.3.1. phân phối tỷ số truyền trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thông qua bộ truyền ngoài. gọi : icn tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh. icc là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập. để đảm bảo điều kiện bôi trơn : icn = (1,2÷1,3).icc chọn icn = 1,2.icc vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau: icn= 7,56 ; icc = 6,3 xác định số vòng quay, công suât và momen xoắn trên các trục I; II; III . Của hộp giảm tốc. số vòng quay : n1 = n = 700 (v/ph). n2 = (v/ph). n3 = (v/ph). Công suất : NI = N.ηcặp ổ = 27,6.0,955 = 26,36 Kw. NII = NI.ηbánh răng.ηcặp ổ = 26,36.0,97.0,955 = 24,42 Kw. NIII = NII.ηbánh răng.ηcặp ổ = 24,42.0,97.0,955 = 22,62 Kw. Tra bảng 2-1-[6] ta có: ηcặp ổ = 0,955 ηbánh răng = 0,97 Momen xoắn : ( N. mm) 2.3.2. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh 1. chọn vật liệu: vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. Như vậy có các số liệu sau : σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn: Thép 40 thường hoá, phôi rèn, có các số liệu sau : σb = 540 N/mm2. σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200 2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép . * Với bánh răng lớn: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó : + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n: Số vòng quay trong 1 phút. n=92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) SH2 = 1,1 => NHO2 = 30. = 30.2002,4 = 10.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE2 > NHO2 do vậy ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL2 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n=700 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB+70 = 2.240+70 = 550 (MPa) SH1 = 1,1 => NHO1 = 30. = 30.2402,4 = 15.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE1 > NHO1 do vậy ta lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL1 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Do ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép phải lấy gái trị: = 427,3 (MPa) b. Ứng suất uốn cho phép . * Với bánh răng lớn: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có: : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương . Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] có: = 1,8HB = 1,8. 200 = 360 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE3 > NFO3 do vậy ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL2 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có : : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 700 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 1,8HB = 1,8. 240 = 432 (MPa) SF1 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE1 > NFO1 do vậy ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL1 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: c. Ứng suất cho phép khi quá tải. * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: => * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: => 3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định: Trong đó: : Tỉ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 [1] ta chọn = 0,4. Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1] ta chọn Ka = 43 (Mpa1/3) TI : Momen xoắn trên bánh chủ động. TI = 359526 (N.mm) : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền. = 427,3(MPa) U1 : Tỷ số truyền trục mang bánh chủ động. u1 = 7,56 KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 [1] chọn KHβ = 1,05 Vậy (mm) Chọn aw1 = 324 (mm). 4. Các thông số ăn khớp a. Mô đun (m): Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. m1 = (0,010,02).aw = (0,010,02).324 = (3,246,48) Tra bảng 6.8 [1] ta lấy m = 4 (mm) b. Xác định số răng, góc nghiêng răng β, hệ số dịch chỉnh x. Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và mođun trong bộ truyền ăn khớp ngoài có liên hệ với nhau theo công thức: Đối với bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc ta có góc nghiêng răng - Số răng bánh nhỏ: (răng) Ta chọn Z1=19 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.u1 = 19.7,56 = 143,64 (răng) Ta chọn Z4 = 144 (răng) * Tính lại tỷ số truyền: * Tính lại khoảng cách trục: c. Đường kính vòng chia. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: d. Đường kính đỉnh răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: e. Đường kính chân răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: f. Đường kính vòng cơ sở. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: g. Chiều rộng vành răng. Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức:  : Tỷ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] chọn = 0,4 + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: [sH] Trong đó: - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] : Trị số của các hệ số .... và được =274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1,77 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì nên Ze = Trong đó: ea: Là hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 - 3,2()]cosb = = 1,77 Þ Ze = =0,77 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: . Với: + : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] chọn = 1,08. + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: Vận tốc vòng của bánh răng :. Tra bảng 6.14 [1] chọn = 1,16. + KHv: Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1 + với VH = dH.g0v . v = 2,79 (m/s). . dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 [1] chọn dH = 0,002. . g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tra bảng 6.16 [1] chọn g0 = 73. Þ VH = dH.g0v = 0,002.73.2,79. = 2,67 Þ KHv == 1 + = 1,03 =1,08 x 1,16 x 1,03= 1,29 Vậy ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó: + [sH] = 427,4 (MPa) + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB ≤ 350, v < 5 (m/s) ® chọn Z = 1. (Theo 6.1) + Zr: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra ≤ 1,25…0,63(mm) Þ lấy ZR = 1. (Theo 6.1) + KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, khi da3 ≤ 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 ® Ta thấy: chênh lệch DsH = = = 0,02% < 4% ® Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tính chính xác bw1: Để thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: - TII : Mômen xoắn trên bánh chủ động. TI = 359526 (N.mm) - m : Môđun pháp. m = 4 (mm) - bW1 : Chiều rộng vành răng. bW1 = 134 (mm) - dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dW1 = 76,16 (mm) - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = = 0,56 - Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : - YF1, YF2 : Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Vì ta dùng bánh răng không dịch chuyển nên hệ số dịch chuyển x = 0. Tra Bảng 6.18 [1] chọn: YF1= 3,65 YF2= 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: + KF : Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng 6.7 [1] chọn KF = 1,17 + KFa: Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] chọn KFa = 1,37 + KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với F = dFg0v Tra bảng 6.15 [1] chọn: dF = 0,006 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Tra bảng 6.16 [1] chọn: g0 = 73 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng sai lệch bước răng. Vận tốc vòng của bánh răng : Þ vF = dFg0v = 0,006.73.2,8 = 8 Þ KFv == 1 + = 1,07 Þ KF = 1,17.1,37.1,07 = 1,72 Þ Ứng suất uốn chân răng bánh 2(Bánh bị động) Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [sF1]CX = [sF1]YRYSKxF [sF2]CX = [sF2]YRYSKxF Trong đó : + YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 + YS : Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) với mođun m = 4 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1 + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, vì da3 KxF=1 Þ [sF1]CX =[sF1]YRYSKxF =205,7.1.1.1 = 205,7 (MPa) > sF1 [sF2]CX = [sF2]YRYSKxF = 247.1.1.1=247 (MPa) > sF2 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy ..) với hệ số quá tải: Trong đó: : Mô men xoắn khi quá tải. T : Mô men xoắn danh nghĩa. Vì vây cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Để đánh giá biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sH]max = 1260(MPa) = 481,47 (MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện quá tải. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh trên mặt lượn chân răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sF]max = 360(MPa) sFmax = sF. Kqt = 56.1,5 = 84 < [sF]max =360(MPa) => Thỏa mãn điều kiện quá tải. 2.3.3. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 1. chọn vật liệu vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. Như vậy có các số liệu sau : σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn: Thép 40 thường hoá, phôi rèn, có các số liệu sau : σb = 540 N/mm2. σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200 2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép . * Với bánh răng lớn: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó : + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n: Số vòng quay trong 1 phút. n=14,7 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa) SH4 = 1,1 => NHO4 = 30. = 30.2002,4 = 10.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE4 > NHO4 do vậy ta lấy NHE4 = NHO4 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL4 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Với bánh răng nhỏ: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: . Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Lấy ZR=1 + ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Lấy ZV=1 + KXH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Lấy KXH=1 + KHL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác định theo công thức: = Với: . mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi HB ≤ 350 chọn mH = 6. . NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. . NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = 60 Trong đó: c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c=1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n=92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 2.HB+70 = 2.240+70 = 550 (MPa) SH3 = 1,1 => NHO3 = 30. = 30.2402,4 = 15.106 (Chu kỳ) (Chu kỳ) Ta thấy: NHE3 > NHO3 do vậy ta lấy NHE3 = NHO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL3 == 1 => Ứng suất tiếp xúc cho phép: * Do ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép phải lấy gái trị: = 427,3 (MPa) b. Ứng suất uốn cho phép . * Với bánh răng lớn: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có: : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương . Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 14,7 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] có: = 1,8HB = 1,8. 200 = 360 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE4 > NFO4 do vậy ta lấy NFE4 = NFO4 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL4 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: * Với bánh răng số nhỏ: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có : : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 1,8HB = 1,8. 240 = 432 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE3 > NFO3 do vậy ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL3 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: c. Ứng suất cho phép khi quá tải. * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: => * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: => 3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định: Trong đó: : Tỉ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 [1] ta chọn = 0,4. Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1] ta chọn Ka = 43 (Mpa1/3) TII : Momen xoắn trên bánh chủ động. TII = 2518477 (N.mm) : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền. = 427,3(MPa) U2 : Tỷ số truyền trục mang bánh chủ động. u2 = 6,3 KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 [1] chọn KHβ = 1,05 Vậy (mm) Chọn aw1 = 394 (mm). 4. Các thông số ăn khớp a. Mô đun (m): Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. m1 = (0,010,02).aw = (0,010,02).394 = (3,947,88) Tra bảng 6.8 [1] ta lấy m = 4 (mm) b. Xác định số răng, góc nghiêng răng β, hệ số dịch chỉnh x. Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và mođun trong bộ truyền ăn khớp ngoài có liên hệ với nhau theo công thức: Đối với bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc ta có góc nghiêng răng - Số răng bánh nhỏ: (răng) Ta chọn Z3=27 (răng) - Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.u2 = 27.6,3 = 170,1 (răng) Ta chọn Z4 = 170 (răng) * Tính lại tỷ số truyền: * Tính lại khoảng cách trục: c. Đường kính vòng chia. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: d. Đường kính đỉnh răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: e. Đường kính chân răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: f. Đường kính vòng cơ sở. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: g. Chiều rộng vành răng. Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức:  : Tỷ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] chọn = 0,4 + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: [sH] Trong đó: - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] : Trị số của các hệ số .... và được =274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì nên Ze = Trong đó: ea: Là hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 - 3,2()]cosb = = 1,7 Þ Ze = =0,7 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: . Với: + : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] chọn = 1,08. + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: Vận tốc vòng của bánh răng :. Tra bảng 6.14 [1] chọn = 1,16. + KHv: Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1 + với VH = dH.g0v . v = 0,53 (m/s). . dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 [1] chọn dH = 0,002. . g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tra bảng 6.16 [1] chọn g0 = 73. Þ VH = dH.g0v = 0,002.73.0,53. = 0,6 Þ KHv == 1 + = 1 =1,08 x 1,16 x 1= 1,26 Vậy ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó: + [sH] = 427,3 (MPa) + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB ≤ 350, v < 5 (m/s) ® chọn Z = 1. (Theo 6.1) + Zr: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra ≤ 1,25…0,63(mm) Þ lấy ZR = 1. (Theo 6.1) + KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, khi da3 ≤ 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 ® Ta thấy: chênh lệch DsH = = = 0,37% < 4% ® Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tính chính xác bw3: Để thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: - TII : Mômen xoắn trên bánh chủ động. TI = 2518477 (N.mm) - m : Môđun pháp. m = 4 (mm) - bW3 : Chiều rộng vành răng. bW3 = 163 (mm) - dW3: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dW3 = 108 (mm) - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = 1 - Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : - YF3, YF4 : Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Vì ta dùng bánh răng không dịch chuyển nên hệ số dịch chuyển x = 0. Tra Bảng 6.18 [1] chọn: YF3= 3,65 YF4= 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: + KF : Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng 6.7 [1] chọn KF = 1,17 + KFa: Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] chọn KFa = 1,37 + KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với F = dFg0v Tra bảng 6.15 [1] chọn: dF = 0,006 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Tra bảng 6.16 [1] chọn: g0 = 73 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng sai lệch bước răng. Vận tốc vòng của bánh răng : Þ vF = dFg0v = 0,006.73.0,53 = 1,84 Þ KFv == 1 + = 1 Þ KF = 1,17.1,37.1 = 1,6 Þ Ứng suất uốn chân răng bánh 4(Bánh bị động) Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [sF3]CX = [sF3]YRYSKxF [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF Trong đó : + YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 + YS : Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) với mođun m = 4 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1 + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, vì da3 KxF=1 Þ [sF3]CX =[sF3]YRYSKxF =212.1.1.1 = 212 (MPa) > sF1 [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF = 210.1.1.1=210 (MPa) > sF2 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy ..) với hệ số quá tải: Trong đó: : Mô men xoắn khi quá tải. T : Mô men xoắn danh nghĩa. Vì vây cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Để đánh giá biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sH]max = 1260(MPa) = 481 (MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện quá tải. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh trên mặt lượn chân răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sF]max = 360(MPa) sFmax = sF. Kqt = 212.1,5 = 318 < [sF]max =360(MPa) => Thỏa mãn điều kiện quá tải. 2.3.4. Tính toán thiết kế trục. SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC I – TRỤC I. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TI = 359526 (Nmm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =17(MPa). Chọn d = 50 mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b=27 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: bw1 = 134(mm) Lm13 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).134 = 107,2 ¸241,2 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm13 = bw1 = 134 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong. hn = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l11 = l21 = 376 (mm) + l = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(134 + 27) + 10 + 10 = 100,5(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft1 = 9441(N) Fr1 = 3436(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 55(mm) - Tại A và B lắp ở lăn ta chọn dA = dB = 50 (mm) 5. Tính then. Với d=55(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 55 16 10 6 4,3 0,25 0,4 Chiều dài then: Chọn lt = 110(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. I I– TRỤC II. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TI = 2518477 (Nmm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =25(MPa). Chọn d = 90 mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b= 43 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: + bw2 = 130(mm) lm22 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).90 = 72 ¸162 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm22 = bw2 = 130 (mm) + bw3 = 163(mm) lm23 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).90 = 72 ¸162 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm23 = bw3 = 163 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l22 = 0,5(lm22 + b0+ k1 + k2) = 0,5.(130 + 43 + 10 + 10) = 96,5(mm) + l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 96,5 + 0,5(130 + 163) + 10 = 253(mm) + l21 = l23 + 0,5(b0 + lm23) + k1 +k2 = 253 + 0,5(43 + 163) + 10 +10 = 376(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft2 = 9441(N) Fr2 = 3436(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 75(mm) - Tại D: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dD = 95(mm) - Tại A, B lắp ổ lăn ta chọn dA = dB = 70 (mm) 5. Tính then. Với d=75(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 75 20 12 7,5 4,9 0,4 0,6 Chiều dài then: Chọn lt = 110(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. Với d=95(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 95 25 14 9 5,4 0,4 0,6 Chiều dài then: Chọn lt = 140(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. III – TRỤC III. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TIII = 14695306 (N.mm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =30(MPa). Chọn d = 135mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b= 61 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: bw4 = 159(mm) Lm34 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).135 = 108 ¸243 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm34 = bw4 = 159 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong. hn = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l31 = l21 = 376 (mm) + l34 = 0,5(lm34 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(159 + 61) + 10 + 10 = 130(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft4 = 46639(N) Fr4 = 16975(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 135(mm) - Tại A và B lắp ở lăn ta chọn dA = dB = 130 (mm) 5. Tính then. Với d=135(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 135 36 20 12 8,4 0,7 1 Chiều dài then: Chọn lt = 140(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. 2.3.4. Chọn ổ lăn. - Trục I: Chọn loại ổ bi 1 dãy có các thông số như sau: d = 50(mm) D = 130(mm) B = 31(mm) r = 3,5(mm) - Trục II: Chọn loại ổ bi 1 dãy có các thông số như sau: d = 70(mm) D = 180(mm) B = 42(mm) r = 4(mm) - Trục III: Chọn loại ổ bi đỡ chặn có các thông số như sau: d = 130(mm) D = 280(mm) B = 60(mm) r = 5(mm) 2.3.5. các bộ phận khác của cơ cấu nâng 1. khớp nối trục. sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy, khi phanh đột ngột, phía nữa bên hộp giảm tốc hộp giảm tốc kết hợp với bánh phanh. với phanh thiết kế bánh phanh có đường kính phanh là 300mm, có bảng 9-11[6]. không chọn được nối trục có đường kính trục vào là 40mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp thêm bạc cho nối trục. chọn nối trục có D = 300mm, momen xoắn chịu được là Mmax =1100Nmm. Momen vô lăng của khớp là (Gi. Di2)=20,5Nm2. Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng. a. Khi mở máy nâng vật: Mm max=2.Mdn=1,8.375,18=750 Nm. phần dư để thắng quán tính của hệ thống : Md= Mm max - Mn = 750-461,19 = 288,81 Nm một phần momen Md tiêu hao trong việc thăng quán tính của các chi tiết mở máy bên phía trục động cơ (roto động cơ và nửa khớp )còn lại mới truyền qua khớp. Mômen vô lăng nửa khớp bên phía động cơ lấy bằng 40% mômen của cả khớp (Gi. Di2)khớp= 0,4. 20,5 = 8,2 Nm2 Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ. ∑(Gi. Di2)i = (Gi.Di2)roto + (Gi.Di2)khớp = 36 + 8,2 = 44,2 Nm2 Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc vn) chuyển về trục động cơ. (Gi.Di2)tđ = 0,1.Q0. tổng mômen vô lăng của cả hệ thống : ∑(Gi.Di2) = β.∑(Gi.Di2)t + (Gi.Di2)tđ = 1,2.44,2 + 6,4 = 59,44 Nm2 Trong đó :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục. tổng mômen của phần cơ cấu từ nửa khớp phía bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng. ∑(Gi.Di2)’ = ∑(Gi.Di2) - ∑(Gi.Di2)t = 59,44 – 44,2 = 15,24 Nm2 phần mômen truyền qua khớp : M’d= Md= 74 Nm. tổng mômen truyền qua khớp : Mqt = Mn + M’d = 461,19 + 74 = 535,19 Nm. b. Khi phanh hãm vật đang nâng: Mômen đặt trên phanh là Mph=611,72Nm. Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là : Mqt=Mph+Mh=611,72+350=961,72Nm. thời gian phanh khi nâng vật : Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính : Vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của mômen trong hai trường hợp trên. lấy : M = 535,19Nm. điều kiện an toàn của khớp nối : M.k1.k2 = 535,19. 1,3.1,2 = 835 Nm < Mmax = 1100 Nm. 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 công bảng 9-2[TTMT]. Vậy khớp nối đã chọn sẽ làm việc an toàn. 2. móc và ổ móc treo a. Kết cấu ổ treo móc: Ổ treo móc có thể thực hiện theo hai phương án thường dùng trong các cầu trục dùng chung. Phương án a: Ổ treo dài Phương án b: Ở treo ngắn Ở đây ra sẽ dùng phương án ổ treo ngắn 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 ròng rọc chẵn. b. Tính chọn móc: Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tinh toán và kiểm tra. Sử dụng loại móc rèn đơn: vật liệu chế tạo móc là thép 20 có σb= 420N/mm2 và σch=250N/mm2. Các kích thước của móc: a = 150 mm o = 115 mm b = 90 mm h = 142 mm d = 90 mm d1 = 85 mm d0 = 80mm l = 225mm l1 = 85mm l2 = 100 mm m = 75 mm R = 18 mm R1 = 104 mm R2 = 74 mm R3 = 190mm R4 = 45 mm R5 = 150 mm R6 = 170 mm R7 = 22 mm R8 = 2 mm Khối lượng móc treo: m = 55 kg Tại tiết diện A-A: Tiết diện ngang đồng thời chịu uốn và chịu kéo. Ứng suất pháp lớn nhất xuất hiện ở các thớ phía trong được tính theo công thức từ lý thuyết thành công. б = ≤ [б ]. Trong đó: Q = 120000 N- Tả trọng treo vào móc. F- Diện tích tiết diện tính toán, mm. F= Với b1 = 2R =2.18= 36mm. e1- KHoảng cách từ tâm tiết diện đến thớ trong cùng, mm. Được tính theo quan hệ: e1 = ( Công thức 2.14[1-trang 16]) => e1 = a = 150 mm- Đường kính miệng móc. k- Hệ số phụ thuộc hình dáng tiết diện và độ cong của móc. Với tiêt diện hình thang ta có: k= với e2 = h- e1 = 142- 60,86 = 81,14 mm. r = = mm- Là bản kính cong của đường trục đi qua trọng tâm. => k= Vậy: б= ( N/mm2 ) Ứng suất cho phép trong công thức 1.6 và bảng 2.1 Ta thấy : б ≤ [б] = 208 N.mm2 vậy móc tại tiết diên A-A đảm bảo bền. Tiết diện B-B: Tiết diện đứng B-B chịu đồng thời uốn và cắt, các ứng suất б và τ đực xác định với giả thiết là tải trọng đặt vào dưới góc 150 so với hướng thảng đứng theo công thức: б = ( N.mm2 ) ( N.mm2 ) Công thức ( 2-6)-[ 1- trang 17]. Vì FA-A =FB-B Ứng suất tương đương : бtđ = Công thức (2-7)- [ 1-trang 17] бtđ = vậy móc đảm bảo bền tại tiết diện B-B. Tiết diện cuống móc: Tiết diện cuống móc chủ yếu chịu kéo, nhưng cũng có lúc bị uốn trong quá trình nâng vật khỏi mặt đất và vật trao trên dây.. Vì tính chất không ổn định của ứng suất uốn, tiết diện cuống móc chỉ kiểm tra theo kéo, với ứng suất cho phép đã giảm thấp, theo công thức (2-8) – [1- trang 17]: б = Ta có: б = N.mm2 ≤ [б] = 208 N/mm2 Vậy tiết diện cuống móc đảm bảo bền. 3. Bộ phận tang a. cặp đầu lắp trên tang: sử dụng cách kẹp cáp thông thường tức là ở mỗi đầu cáp dùng ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là dc=20,5mm, bước cắt rãnh t =20mm, sử dụng vít cấy M20. do trên tang luôn có số vòng dữ trữ không sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây Smax mà là lực S0 có giá trị nhỏ hơn Do có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn lực tính toán đối với cặp xác định theo công thức 2-16[1] trong đó : Smax = 37878,78N f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp ( f=0,12÷0,16) α = 4П là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α≥3 П) lực kéo các vít cấy : Lực uốn các vít cấy : P0=P.f= 2331. 0,14=32634N Ứng suất tổng xuất hiện trong thân vít cấy xác định theo công thức 2-17[1]. . trong đó : d1=18,75mm. Là đường kính trong của vít cấy l1= 28,5 mm. là tay đòn đặt lực P0. d1 l0 Hình 2.3 cặp cáp trên tang bằng tấm cặp cặp hai bulông Vậy có thể chọn vật liệu làm vít là thép. b. Trục tang: Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc. Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng ) Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang. trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính toán các kích thước trục hợp lý: trị số của hợp lực này bằng : R = 2.Smax = 2. 37878.78 = 75758 N Sơ đồ tính trục tang tải trọng lên mayơ bên trái(điểm D). RD =. Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C) RC = R-RD = 75758-42432=33264 N. Phản lực tại ổ A: Phản lực tại ổ B: RB = R - RA = 75758 – 39246 = 36512 N. Mômen tại D: MD = 39246.200 = 7849200 Nmm. Mômen uốn tại C : MC = 36512.115 = 4198880 Nmm. Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng. vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45 như đối thanh ngang trong ổ treo móc σb = 610N/mm2 ; σch = 430N/mm2 σ’-1 = 0, 4.610 = 275N/mm2. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức:(1-12) . với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8. tại điểm D trục phải có đường kính : . trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất.do kết cấu trục tại vị trí D và C có lắp mayơ do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 100mm. các đoạn khác lấy như trên hình. Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất ). Tại tiết diện I-I có đường kính 100 mm. Ứng suất uốn lớn nhất : Kết cấu trục cùng các kích thước cho trên ( hình 2.16 ): Hình 2.16. Kết cấu trục tang. Trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng chịu ứng suất lớn nhất: các tiết diện cần kiểm tra là I-I, II- II, III-III và IV-IV. - Ta kiểm tra tiết diện I-I, có đường kính d = 100 mm Ứng suất lớn nhất: N/mm. Xuất phát từ tuổi bền tính toán A = 7 năm, với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng ở hình (2-9) ta sẽ tính số chu kỳ làm việc như sau: Số giờ làm việc tổng cộng. T = 24.365A.kn.kng = 24.365.7.0,25.0,33 = 5059 ( h) Trong đó: kn= 0,25- Hệ số giờ làm việc trong ngày. kng = 0,33- Hệ số sử dụng trong năm. Số chu kỳ làm việc tổng cộng: Z0 =60.T.nt(CĐ) = 60.5059.14,7.0,15 = 669306 (Chu kỳ) Trong đó: nt = 14,7 vòng/phút.- Số vòng quay trục tang. (CĐ)= 0,15- cường độ làm việc của cơ cấu với chế độ làm việc trung bình Số chu kì làm việc tương ứng với các tải trọng Q1, Q2, Q3 Ztđ=Z1.18+Z2.0,758+Z3.0,28= 133861.18+334653.0,758+200792.0,28=167365 Hệ số chế độ làm việc Giới hạn mỏi tính toán. N/mm2. Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy b = 0,9 – bề mặt gia công tinh. Hệ số kích thước lấy (bảng tính “chi tiết máy”). Hệ số tập trung ứng suất kб=2 Hệ số an toàn được tính theo công thức. Hệ số an toàn cho phép của trục trong điều kiện làm việc bình thường là: Theo bảng (1-8)-[1]: [n] = 1,5 ¸ 2,6. Vậy trục tang đảm bảo an toàn. Đối với các tiết diện II-II. Và III-III và IV-IV ta cũng làm phép kiểm tra tương tự. PHẦN IV TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC Các số liệu ban đầu : - Trọng tải Q = 12T = 120000N. - Trọng lượng xe con kể cả bộ phận mang vật nâng :Gx = 40000N. - Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển cầu:Gc = 123000N - Vận tôc di chuyển cầu trục Vc=60m/ph. - Chế độ làm việc của cơ cấu trung bình. - Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu trục theo hình 4.1 Hình 4.1 sơ đồ di chuyển cầu trục 3.1. Bánh Xe Và Ray chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước theo rOCT 3569-60 (Bảng 9-4[I] trang 192): Đường kính bánh xe chọn Dbx=710mm, đường kính ngỗng trục lắp ổ d = 90mm, chiều rộng bánh xe là 130mm, chọn ray cần trục KP-80 để làm ray cho cầu lăn. Tải trọng lên bánh xe: Bánh xe bố trí với khoảng cách bánh (nhịp cầu) L = 15000 mm và khoảng cách trục B = 3000 mm. Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm có trọng lượng bản thân cầu Gc, trọng lượng bản thân xe lăn Gx và trọng lượng vật nâng Q. Hình 3.1. Sơ đồ xác định tải trọng lên bánh xe Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe A và D khi xe lăn có vật nâng lớn nhất tại một đầu bên trái cầu. Pmax = PA = PD = Gx+Q. = Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe A(và D) khi không có vật nâng tại đầu cầu bên phải Pmin(A,D) = = Tải trọng tương đương lên bánh xe theo công thức 3-65[1]. Pbx = .Kbx.Pmax = 0,74.1,2.104883 = 93136 N Trong đó: Kbx =1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3-12[1] = hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng, theo công thức 3-65a[1] Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л và bề mặt được tôi đạt độ cứng HB = 300÷320 Kiểm tra bánh xe theo sức bền dập. Trong đó: Pbx: Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: Là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe. r : Là bán kính bánh xe. Vậy : Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có [δd] = 750N/mm2 vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn. Bảng 2.13 Thông số hình học của ray. Kiểu ray h1 (mm) h2 (mm) b1 (mm) b2 (mm) r1 (mm) r2 (mm) r4 (mm) R (mm) 120 24 135 70 36 52 45 146 3.2. chọn động cơ Điện Xác định lực cản chuyển động Wt = kt.W1+W2 Trong đó : kt: Là hệ cản do ma sát thành bánh vào ray theo bảng 3-6[1] kt = 2, 2. W1: Lực cản do ma sát tính theo công thức 3-40[1]. Trong đó: μ=0,8 là hệ số ma sát lăn bảng 3-7[1] và f=0,015 là hệ số ma sát trượt bảng 3-8[1] W2: Lực cản do độ dốc đường ray xác định theo công thức 3-41[1]. W2 = α(G0+Q) = 0,001(163000+120000) = 283 N Trong đó :α = 0,001 là độ dốc đường ray xác định theo bảng 3-9[1]. Tổng lực cản tỉnh chuyển động theo công thức 3-39[1] Wt = kt.W1+W2 = 2,2.1734+283 = 4097 N. Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện MT21-6 có các đặc tính sau: Công suất danh nghĩa: Ndn = 5Kw. số vòng quay danh nghĩa: ndc = 940v/ph hệ số quá tải: . Mô men vô lăng: (GiDi2) = 4,1 N/mm2. khối lượng: mdc=140kg. 3.3. Tỷ sô truyền chung : số vòng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền. 3.4 Kiểm tra động cơ điện : - gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám Kb=1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật). theo công thức 3-51[1] . Trong đó φ = 0,2 : hệ số bám. F = 0,02: hệ số ma sát trượt Gd = 40000N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật. W0t: tổng lực cản tỉnh khi không có vật. . Vậy: Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt: Với :∑(GiDi2) = ( GiDi2)rôto+ (GiDi2)khơp = 2,7 + 0,6 = 3,3Nm2 Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là: Vậy . đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa : . Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức : 1,8.Mdn=1,8.50,5 = 91,44 Nm => Mm < Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn. 3.5 Phanh : Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%.Hệ số bám φ=0,2 ta chọn jph0=0,75m/s2,theo 3-10 thời gian khi không có vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo công thức3-58[1] : . . Căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200 có Mph=160Nm 3.6 Bộ truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng. hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau: Cường độ làm việc trung bình: CĐ = 25%. Công suất: N = 5 kW Tỉ số truyền: ic = 38,67 Số vòng quay trục vào: nv=940v/ph Tra theo Atlat , căn cứ theo mômen trục đầu ra T = 478 (N.m) ta chọn HGT 2 cấp kiểu U2Y- 125: *>Các thông số cơ bản HGT: - Tỉ số truyền của HGT, ih = 39,92. Sai lệch . Thỏa mãn điều kiện làm việc -Góc nghiêng của răng 16º15'37'' Bảng 3.15 Các thông số hộp giảm tốc. aw1 aw2 A A1 B B1 H H1 H2 L1 L2 80 125 335 125 165 175 132 265 20 145 206 L3 L4 L5 L6 L7 b1 b2 d1 d2 d3 d4 437 155 106 100 375 6 14 20 45 M12x1,25 M30x2 d5 d6 d7 D8 h1 h2 h3 t1 t2 l1 l2 19 M24x1,5 32 63 6 9 32 3,5 5,5 36 82 l3 l4 m1 m 2 x 1 x 2 x 3 x 4 bw1 bw2 Z1 50 110 1,5 2,5 +0,75 +0,597 +0,36 -0,36 32 50 14 Z2 Z3 Z4 86 13 83 *. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh: Bảng 3.16 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. Thông số Ký hiệu Công thức Giá trị (mm) Khoảng cách trục chia a a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cosβ 80 Đường kính vòng chia d d1 =m.Z1/cosβ d2 = m.Z2/cosβ 21,85 134,2 Đường kính vòng lăn dw dw1=2.aw/(u1 + 1) dw2= dw1.u1 22,4 137,6 Đường kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2.m da2 = d2 + 2.m 24,85 137,2 Đường kính chân răng df df1 = d1 - 2,5.m df2 = d2 - 2,5.m 18,1 130,45 Đường kính cơ sở db db1 = d1.cosβ db2 = d2.cosβ 21 129 chiều rộng vành răng bw bw = bw1 = 32 *. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm: Bảng 3.17 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm. Thông số Ký hiệu Công thức Giá trị (mm) Khoảng cách trục chia a a = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cosβ 125 Đường kính vòng chia d d3 =m.Z3/cosβ d4 = m.Z4/cosβ 34 216 Đường kính vòng lăn dw dw3=2.aw/(u1 + 1) dw4= dw3.u1 33,8 216,15 Đường kính đỉnh răng da da3 = d3 + 2.m da4 = d4 + 2.m 39 221 Đường kính chân răng df df3 = d3 - 2,5.m df4 = d4 - 2,5.m 27,75 209,75 Đường kính cơ sở db db4 = d3.cosβ db4 = d4.cosβ 32,7 207,6 Chiều rộng vành răng bw bw = bw2 = 50 *> Tính công suất và mômen xoăn trên các trục. i12 = , i23 = -Ta lập bảng phân phối các giá trị thông số động – động lực học các cấp của hệ truyền dẫn như sau: Bảng 3.18: Giá trị thông số động – động lực học các cấp Trục Thông số I II III i i12 = 6,143 i23 = 6,385 n (v/p) 940 153 24 N (Kw) 5,2 5,07 4,94 Mx (N.mm) 13823 81546 500000 3.6.1. Tính gần đúng trục : Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng: Dựa vào chiều quay của xích tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng. Chọn chiều nghỉêng của các bánh răng như trên hình là hợp lý, bởi vì tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ trục I, II là nhỏ nhất. Tính sơ bộ các thông số của HGT: - Sơ đồ phân tích lực: - Sơ bộ đường kính trục: Þ d1 ³ = 15,3 (mm) Chọn d1 = 20 (mm) d2 ³ = 27,3 (mm) Chọn d2 = 30 (mm) d3 ³ = 43,7 (mm). Chọn d3 = 45 (mm) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. - Chiều dài mayơ bánh răng. Lmki = (1,2 ¸1,5)dk Lm13 = (1,2 ¸1,5)d1= (1,2¸ 1,5). 20 = 24 ¸30 ÞLm13 = 30(mm). Lm22 = (1,2 ¸1,5)d2= (1,2¸ 1,5). 30 = 36 ¸ 45 ÞLm22 = 40 (mm) Lm23 = (1,2 ¸1,5)d2= (1,2¸ 1,5). 30 = 36 ¸45 ÞLm23 = 45 (mm) Lm32 = (1,2 ¸1,5)d3= (1,2¸ 1,5). 50 = 60 ¸75 ÞLm32 = 70 (mm) + Chiều dài may ơ giữa khớp nối trục vòng đàn hồi: Lm12= (1,4¸2,5) d1= (1,4¸2,5).20 ÞLm12= 40 (mm) Lm32= (1,4¸2,5) d3= (1,4¸2,5).45 ÞLm12= 70 (mm) + Các kích thước liên quan tra theo bảng (10.3) [HDĐCK I ] ta có: - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay k1= 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạch ổ đến thành trong của hộp giảm tốc k2= 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15 (mm) - Chiều cao ổ nắp và đầu bu lông hn= 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. Lcki= 0,5(lmki+ b0) + k3+ hn + lc12 = 0,5(lm13+b0) +k3+hn = 0,5 (30 + 19) +15 +15 = 54,5 (mm) + lc33 = 0,5(lm32+b0) +k3+hn = 0,5 (70 + 27) +15 +15 = 78,5 (mm) + l33= - lc33= -78,5 (mm) +l22= 0,5 (lm22+ b02) +k1+ k2 = 0,5 (40+19)+10+10= 49,5 (mm) l22= l13 = 49,5 (mm) + l23= l22+0,5 (lm22+ lm23) +k1 =49,5+0,5(40+45)+10= 102 (mm) + l21=lm22+ lm23+ 3k1+ 2 k2+ b02 = 40 + 45 + 3. 10 + 2 . 10 + 19 = 154 (mm) l11= l21= l31= 154 (mm). Lực tác dụng lên bộ truyền : + Lực tác dụng từ bộ truyên cấp nhanh. Ft1 = = Ft2 Fr1 = = Fr2 Fa1 = Ft1.tgb = 1234.tg160 = 354(N) = Fa2 + Lực tác dụng từ bộ truyên cấp chậm. Ft3 = Fr3 = Fa3 = Ft2.tgb = 4825. tg160= 1384 (N) = Fa4 a. Trục I Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Ft1; trong đó Ft1= Þ D0: đường kính vòng trong qua tâm các chốt nối vòng đàn hồi. Tra bảng (16.10a).[2] với T1= 13823 (Nmm)= 13,823 (Nm) Þ D0= 63 (mm) Þ Ft1= Þ = 0,25. 438,8 = 110 (N) - Đặt lực theo phương X chiều ngược chiều với Ft1 để làm tăng ứng suất và biến dạng trục. Ma13 = Fa1. - Theo phương X ta có : SmX(FA)= 0 Ft1.l13 - XB. l11 -.(lc12 + l11) =0 Þ XB= Þ SFx= 0 - Ft1 -XB+XA=0 Þ XA= Ft13- XB-= 1234 – 244 – 110 = 880 (N) - Theo phương Y ta có : SmY(FA)= 0 -Fr1.l13+ YB .l11 + Ma13 = 0 Þ YB= SFY= 0 Fr1 - YB-YA= 0 Þ YA= Fr1 - YB = 467 - 125 = 342(N) - Theo phương Z : Momen xoắn phía trái tại điểm C do trục động cơ sinh ra bằng mômen do lực Ft sinh ra ở điểm tiếp xúc trên bánh răng. T=T1= Ft1. + Xác định đường kính trục : d³ Trong đó: là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng (10.5) [IV] với thép 45 có: sb= 600 (MPa), Þ = 50 (MPa) Mtd: mômen tương đương tại tiết diện đang tính. Mtd = + Tại tiết diện điểm C : MxT = 49,5.YA = 49,5.342 = 16929 (Nmm) MxP = 49,5.YA - Ma13 = 16929 – 3965 = 12964 (Nmm) My = - XA .49,5 = -880.49,5= - 43560(Nmm) Þ Mtd = Þ dtrC= + Tại C có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5% để đảm vảo độ cứng bền. dc = dtrC = 19,6+0,05. 19,6 = 19,8 (mm) Chọn dc = 20 (mm) + Tại tiết diện B : Mx = 0 (Nmm) My= -59,5. = -59,5.110 = -6545 (Nmm) Þ Mtd= Þ dB= Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng (10.2) [IV] chọn: dA= dB = 15 (mm) Tra bảng (16.10a).[2] với : T1= 13823 (Nmm)= 13,823(Nm) Ta có đường kính tại khớp nối là: dE = 14 (mm) Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: b. Trục II - Tính các lực và mômen: Ma22= Ma22=Fa2. Ma23= Ma23=Fa3. - Theo phương X : SmA(Fx)= 0 -Ft2.l22 - Ft3.l23 + XB. l21=0 Þ XB = SFx= 0 Ft3 + Ft2 - XB = 0 Þ XA= 4825 + 1234 - 3592 = 2467 (N) Theo phương Y: SmA(Fy)= 0 Fr2.l22 -Fr3.l23 +YB.l21+ Ma22 + Ma23 = 0 Þ YB = SFY = 0 -Fr3+ Fr2 + YA= 0 Þ YA= Fr3-YB- Fr2 = 1827 - 750 - 467= 610 (N) Theo phương 2 lực Ft22, Ft23 gây mômen xoắn. T22= T23 = = 1234.= 84899 (N.mm) + Xác định đường kính trục: d³ Trong đó: [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng (10.5) [IV] với thép 45 có: sb= 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd: mômen tương đương tại tiết diện đang tính. Mtd= Tại tiết diện bên trái C: MxT= YA. l22 = 610.49,5 = 30195 (Nmm) MxP= MxT - Ma22 = 30195 - 24355 = 5840 (Nmm) My= XA.l22 = 2467.52 = 128284 (Nmm) Mtd= Þ dtrC= Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng dC= dtrC = 28,83 + 0,05.28,83= 30,12(mm) chọn: dc= 30 (mm) Tại tiết diện D: MxP= YB (l21- l23) = 750(154- 102)= 39000(Nmm) MxT= MxP + Ma23 =39000 + 23390 = 62390 (Nmm) My= XB. (l21- l23) = 3592.49,5 = 177804 (Nmm) Þ Mtd= dphD= Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng. dD = 31,78+0,05.31,78 = 33,4 (mm) Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng (10.2) [IV]: Chọn dD= 35(mm), dA= dB = 25(mm), Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: c. Trục III Lực từ khớp nối tác dụng lên trục Ft; trong đó Ft= Þ D0: đường kính vòng trong qua tâm các chốt nối vòng đàn hồi. Tra bảng (16.10a) [I] với T3= 500000 (Nmm)= 500 (Nm) Þ D0= 130 (mm) Þ Ft= Þ =0,25. 7692 = 1923 (N) - Đặt lực theo phương x chiều ngược chiều với Ft3 để làm tăng ứng suất và biến dạng trục. Ma32 = Fa3. * Tính các lực và mômen: - Theo phương X: SmA(FX)= 0 .l c 33 +Ft3.l32 -XB.l31-.(lc33+ l31)= 0 Þ XB= SFx= 0 Ft32-2.- XB- XA = 0 Þ XA = 4825- 1923 – 1273 = 1629 (N) - Theo phương Y: SmA(FY)= 0 Fr3.l32-YB.l31 + Ma32 = 0 Þ YB= SFy= 0 YA+Fr32-YB =0 YA= YB - Fr32 = 2181-1827 = 354 (N) - Theo phương Z: Mômen xoắn tại C do trục II gây ra bằng mômen do lực sinh ra trên khớp nối. T=T3= Ft3. - Xác định đường kính trục: d³ Trong đó: : là ứng suất cho phép với thép 45 tra bảng (10.5) [IV]: sb= 600 (MPa) Þ = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính. Mtd= + Tại tiết diện A: Mx = XA.l32= 0 (Nmm) My = -.lc33= -1923.78,5 = -150956 (Nmm) T= 500000 ÞMtd= Þ dtrC= dA = 45 (mm) = dB + Tại tiết diện điểm C: MxT= YA. l32 = 354.102 = 36108 Nmm MxP= YA. l32 – Ma32 = 36108 -149576 = -113468 My = -.(lc33+ l32)- XA .l32 = -1923.(78,5+102) - 1629.102 = -513260(Nmm) T=T3 = 500000(Nmm) Þ Mtd = Þ dB= Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng dC= dtrC =47,6 + 0,05 .47,6= 49,98 (mm) chọn: dc= 50 (mm). dE = dF = 40 (mm) Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: 3.6.2. Tính kiểm nghiệm các trục : 1. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu của trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đảm bào được những điều kiện sau: S= Với Ssi= Sti= : Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất phấp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j. s-1; t-1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. ys; yt: trị số ứng suất trung bình đến độ mỏi. saj; smj; taj; tmj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất cho phép và ứng suất tại tiết diện j. a. Trục I : Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Þsmj= 0 ; saj= Mà Mj= Theo bảng (10.6 ) [IV] trục không có rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với d= dc= 20 (mm) Thay số: WC= Þ sac= - Khi trục I quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng . tmj= 0, tac = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có không có rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmC = taC = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8) [IV] có Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với d =20(mm) Þ es= 0,88 ; et= 0,81 Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. Þ ; Ksdc= = 2,75 + 1,06 - 1 = 2,81 Ktdc= = 2,05 +1,06-1=2,11 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục I thoả mãn điều kiện bền mỏi. b. Trục II : Điểm D là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho D +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Þsmj= 0 ; saj= mà Mj= Ta tính tại D: Theo bảng (10.6 ) [IV] trục I có một rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với: d= dD= 40 (mm); b =12 (mm) ; t= 5 (mm) Thay số: WD= Þ sac= - Khi trục II quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng. tmj= taD = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có 1 rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmD = taD = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8) [IV] có: Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với: d =40(mm) Þ es= 0,81 ; et= 0,76 Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. - Đối với trục có rãnh then dùng dao phay ngón. Tra bảng (10.12) [IV] Þ Ks= 1,76; Kt = 1,54 Þ ; Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp Ks/es và Kt/ et trong bảng (10.11) [IV] chọn kiểu lắp K6 ta có: ; Ta chọn giá trị lớn hơn để tính: KsdD= = 2,173+1,06 - 1 = 2,233 Ktdc= = 2,026 +1,06-1=2,086 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục II thoả mãn điều kiện bền mỏi. 1.3. Trục III : Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Þsmj= 0 ; saj= mà : Mj= Ta tính tại C: Theo bảng (10.6 ) [IV] trục I có một rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với: d= dc= 50 (mm); b = 14 (mm) ; t= 5,5(mm) Thay số: WC= Þ sac= - Khi trục III quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng. tmj= tac = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có 1 rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmC = taC = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8 ) [IV] có Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với d =62(mm) Þ es= ; et= Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. - Đối với trục có rãnh then dùng dao phay ngón Tra bảng (10.12) [IV]: Þ Ks= 1,76; Kt = 1,54 Þ ; Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp Ks/es và Kt/ et trong bảng (10.11) [IV] chọn kiểu lắp K6 ta có: ; Ta chọn giá trị lớn hơn để tính: Ksdc= = 2,242 + 1,06 - 1 = 2,302 Ktdc= = 2,067+1,06 - 1= 2,127 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền mỏi. 2.3.4. Tính chọn ổ lăn : 1. Chọn loại ổ lăn trục I : Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 25 (mm), trên trục có lực dọc trục nên. -Theo bảng (P2.8) [IV] Chọn ổ bi đũa côn 7205 ( cỡ nhẹ ) Bảng 2.17: Các thông số ổ lăn Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) r (mm) r1 (mm) B (mm) T(mm) C KN Co KN 7205 25 52 1,5 0,5 15 18,25 23,9 17,9 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động : Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn: (N) Theo ct (11.6) [I] ta có: Q = V.Fr.Kt.Kđ Với: + Fr: Tải trọng hướng tâm Fr = 845 (N) + V : Hệ