Đề tài Thiết kế cơ cấu thay đổi tầm vươn

Lời nói đầu Khoa học kỹ thuật ngày càng phát triển thì máy móc sử dụng ngày càng nhiều với trình độ cơ khí hóa và tự động hóa càng cao. Song từ một chiếc máy đơn giản đến một cỗ máy phức tạp, hiện đại, bất kỳ chiếc máy nào cũng bao gồm nhiều bao gồm giải quyết rất nhiều vấn đề phức tạp.Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là một môn học không thể thiếu được đối với các sinh viên ngành máy xây dựng Cơ sở thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là môn khoa học về thiết kế hợp lý các chi tiết máy, nhóm tiết máy và bộ phận có công dụng chung. Nó trang bị cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy có mặt hầu hết các máy hiện đại, cung cấp các kiến thức cơ bản về nguyên lý làm việc và kết cấu máy, bồi dưỡng khả năng độc lập giải quyết các vấn đề về tính toán thiết kế chi tiết máy và các kết cấu khác của máy nâng, những nội dung hết sức quan trọng trong thiết kế chi tiết máy nói chung. Do đó thiết kế môn học thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là học phần quan trọng đối với sinh viên ngành cơ khí. Đề tài Thiết kế cơ cấu thay đổi tầm vươn đã giúp em vận dụng được nhiều kiến thức đã được học qua đó càng giúp em củng cố được kiến thức đã học.Đề tài này được hoàn thành cũng được sự giúp đỡ nhiệt tình của các thầy cô trong khoa Máy xây dựng , đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Đăng Cường. PHầNI.tính chọn dây cáp 1.Chọn loại dây cáp Vì đây là cơ cấu nâng cần nên khi chọn dây cáp ta chọn loại dây cáp có lõi day ở trong .Đây là loại dây cáp có ưu điểm mềm dẻo chịu uốn tốt tuổi thọ của dây cáp cao và nó có thể tự bôi trơn. Lực lớn nhất trong dây cáp được tính theo công thức: Trong đó: Qn: Khối lượng vật nâng và vật mang (N) l = 0,98: Hiệu suất của ròng rọc cáp a: Bội suất palăng chọn a = 4 t: Số puli dẫn hướng chọn t = 5 Vậy Hiệu suất của palăng nâng vật tính theo công thức : Lực kéo đứt dây cáp được tính theo công thức Sd = Smax.n = 228800,78´ 5,5 = 125404,29 (N) n = 5,5 hệ số an toàn Chọn dây cáp PK-RO 6´36 có các thông số sau Sd = 439500 (N) Độ bền của sợi cáp sb = 1900 (N/mm2) Đường kính dây cáp dc = 26,5 (mm) 2.Xác định lực trong hệ thống nâng cần. Lực xác định trong palăng nâng cần được xác đinh theo công thức Scmax=S1+S2+S3 r a1 a h q q C ò trục quay can Trong đó: S1-Lực trong palăng nâng cần do trọng lượng vật nâng , bộ phận mang tải và trọng lượng cần. Được xác định theo công thức sau Q-Trọng lượng vật nâng với bộ phận mang (N) Gc-trọng lượng của cần (N) Với a2 = a – r = 23- 1 = 22 (m) Suy ra a1 = 22/2 = 11 (m) Thay số vào ta có : S2-Lực trong palăng cần do tải trọng gió được xác định theo công thức sau W1và W2 -Tải trọng gió tác dụng lên các diện tích chịu gió của càn và của vật nâng (N) W1’-Tải trọng gió lên cần khi cần đặt đứng (N) xác định theo công thức W1’=k1.q1.F0 Trong đó: k1- hệ số cường độ tải trọng gió,chọn k1 = 1,15 bảng 2-3,sách Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van q1=250(N/m2)-giá trị cường độ tải trọng gió,tra theo bảng 2-2, Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van F0-Diện tích bề mặt được giới hạn đường biên ngoài của kết cấu (m2).Theo hình vẻ tính được . F0=(F+0,5F).k F-diện tích trong đường viền mặt chịu gió của cần (m2) k=0,4-hệ số kể đến phần hổng của kết cấu Các kích thước còn lại được xác định như sau : Chiều dài cần : chọn Lc = 23 (m) Chiều cao tiết diện ở giữa cần tính theo kết cấu thép (m) chọn h = 1 (m) b = (1 á 1,5).h = 1á 1,5 (m) chọn b = 1,2 (m) Ta có: b1 = 0,5.b = 0,5.1,2 = 0,6 (m) h1 = 0,5.h = 0,5.1 = 0,5 (m) l1 = (0,1 á 0,2).lc = (0,1 á 0,2).23 =2 á 4,6 (m) chọn l1 = 4 (m) l = lc –2.l1 = 20 –2.4 =15 (m) Diện tích đường viền chịu gió của cần F là: Thay vào công thức trên ta có: F0 = (21,4 + 0,5.21,4).0,4 = 12,84 (m2) Suy ra: W1’=k1.q1.F0 = 1,15.250.12,84 = 3691,5 (N) Khi nghiêng một góc a1=150 tải trọng giớ lên cần bằng W1=W1’.sina1 = 3691,5.sin(150) = 955,43 (N) Tải trọng gió lên vật nâng truyền đến đầu cần xác định từ công thức W2=k2.q2.Fvn= 1,15.250.8,84 = 2541,5 (N) Trong đó: Fvn= 8,84 (m2)-là diện tích hứng gió của vật nâng. Tra theo bảng 2-5 sách (Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van) q2=250(N/m2)-giá trị cường độ tải trọng gió k2=1,15-hệ số cường độ tải trọng gió độ cao từ trụ quay đến đầu cần là : độ cao từ trụ quay đến giữa cần là : Vậy lực S2 trong palăng cần do tải trọng gió được xác định theo công thức sau đây: Vậy S3-Lực sinh ra trong palăng cần do lực ly tâm khi phối hợp quay và nâng cần.Lực ly tâm này tác dụng lên khối lượng bản thân cần (P1) và khối lượng vật nâng cùng bộ phận mang tải (P2) được xác định theo công thức sau: trong đó: Lực ly tâm của cần (N) -Lực ly tâm của vật với bộ phận mang tải (N) -vận tốc quay của cần trục (vg/ph) R=a+a1 -Khỏng cách từ vật đến trục quay (m) Vì theo đầu đề thiết kế vận tốc quay trục rất nhỏ (nq=0,5 vg/ph) nên có thể bỏ qua lực này S4=0 . Vậy lực lớn nhất sẻ xuất hiện trong palăng nâng cần khi cần vươn ra vị trí xa nhất là: Scmax=S1+S2+S3 = 391600 + 3592,87 = 395192,87 (N) Bội suất palăng nâng cần tính theo công thức sau: trong đó: n=5,5-hệ số an toàn tính dây cáp .Tra theo bảng (2-2) sách (Tính toán máy trục) Sd= 439500 Lực kéo đứt dây cáp p=0,9 -Hiệu suất palăng nâng (cần ước lượng sơ bộ) Chọn bội suất palăng a = 6 Tính lại hiệu suất palăng theo công thức khi đó lực lớn nhất trong dây cáp được tính lại như sau ị Sd = Smax.n =76587,76.5,5 = 421232,71 (N) < Sdc = 439500 (N) Vậy ta chọn bội suất palăng a =6 là đúng Vậy sơ đồ palăng cáp như sau: lối vào tang 3.Xác định các kích thước của tang nâng cần và ròng rọc. Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang và ròng rọcđược xác định theo công thức sau: D³ dc.h Trong đó. h1= 18 là hệ số đường kính của tang tra theo bảng (3-11) sách (Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van). dc= 26,5 mm đường kính cáp tra theo tiêu chuẩn (mm) Vậy ta có:D³26,5.16 =424 mm Ơ đây ta chọn đường kính tang và ròng rọc giống nhau Dt=Dr = 430(mm) ta cuốn dây cuốn cáp lên tang làm một lớp , bề mặt tang trơn không có rãnh. Chiều dầy làm việc của dây cáp (llv) tính theo công thức. Llv=(l10-l1).a = (23,24 – 19,13).6 = 24,7 (m) Với l1,l10 là chiều dài của palăng tương ứng với tầm xa nhất (góc b1) và tầm với gần nhất tương ứng với (góc b10). Được xác định từ sơ đồ hình học của cần Chiều dài của dây cáp trên trên một bước quấn một lớp. L=p(Dt+dc)=3,14.(0,477 + 0,0265) = 1,58 (m) Số bước quấn cáp; ,chọn bước cáp Z = 16 Chiều dài cần thiết của tang là: Lt=Z.dc= 16.26,5 = 424 (mm) Chọn Lt= 600 (mm) Bề dày thành tang được tính theo công thức kinh nnghiệm sau. d=0,02.Dt+(6á10) = 0,02.424+ 10 =18,48 (mm) lấy d = 25 (mm) Kiểm tra ứng suất nén sinh ra trên tang theo công thức: Trong đó: Smax - Lực căng lớn nhất trong cáp (N) d -Bề dầy thành tang (mm) t – Bước cáp với dc = 26,5 (mm) tra bảng 3-10 Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van), chọn t = 31 j -Hệ số giảm ứng suất ,đối với tang bằng gang j = 0,8. K -Hệ sốphụ thuộc vào số lớp cáp cuốn trên tang ,hai lớp k=1,4. Với ứng suất nén cho phép đối với tang gang GX15-32 là : [sn] =113(N/mm2) Vậy ta có : sn= 110,1sn]=113(N/mm2). Như vậy kích thước của tang làm việc hợp lý và đủ bền. PhầnII.chọn động cơ điện. Ta phân thành 6 vị trí của cần tương ứng với các góc ngiêng b1,b2,b3 ....., b6 Là 150, 250, 350 ,45,55, 65,để tính tực trung bình bình phương tác dụng lên palăng cần trong quá trình thay đổi tầm với tứ Lmax đến Lmin.Cách tính các giá trị tương tự như tính lực trong dây cáp lớn nhất như ở trên đã trình bày. Vận tốc trung bình thay đổi tầm với vt= 0,27 (m/ph) Thời gian thay đổi tầm với t = 45(s) Vận tốc trung bình thay đổi tầm với Thời gian thay đổi tầm vớitừ vị trí (b1=150) đến vị trí (b2=250) là: Tính toán với sơ đồ tải trọng như hình vẽ: Q= 80000N ; q = 250 (N/m2) Q = 0 ; q = 250 (N/m2) Q1 = 80000N; q = 100 (N/m2) Q1 = 0; q = 100 (N/m2) Q2 = 0,733Q =58640 N; q = 100 (N/m2) Q2 = 0; q = 100 (N/m2)Q3 = 0,467Q = 37360 N; q = 100 (N/m2) Q3 = 0; q = 100 (N/m2) Q4 = 0,2Q = 16000N; q = 100 (N/m2) Q4 = 0; q = 100 (N/m2) các vị trí khác cũng tính tương tự như trên cho các kết quả như trong bảng sau: Các thông Vị trí cuả cần tương ứng với góc nâng số tính toán I(15o) II(25o) III(35o) VI(45o) V(55o) VI(65o) Cánh tay đòn b(m) 5 5 5 4,73 4,28 3,63 Chiều dài palăng 23,23 22,34 21,46 20,61 19,82 19,13 Lp,m Thời gian thay đổi 0 9,78 19,45 28,79 37,47 45 Tầm với t,s Lực trong palăng nâng cần sc, Nvới tải trọng Q= 80000 N,và 399056.68 377537 344922.39 319357.67 292356 262805.36 q=250 N/m2 Q = 0,và 43583.34 43981.39 43409.08 44179.15 45600.5 48321.46 q = 250 N/m2 Q= 80000 N,và 399056.68 377537 344922.39 319357.66 292356 262805 q=100 N/m2 Q=58640 N,và 304145.3 288477.68 264418.3 245884.99 226472.36 205538.2 q=100 N/m2 Q=37360N,và 209589.39 199751.87 184215.8 172687.5 160835.36 148485.44 q=100 N/m2 Q=16000N,và 114678 110692.5 103711.7 99214.8 94951.6 91218.24 q=100 N/m2 lực trung bình Stb, N , với tải trọng Q= 80000 N,và 361229.7 332140 305856.9 277580.7 131402.7 q=250 N/m2 Q = 0,và 43782.36 43695.23 43794.11 44889.82 46960.98 q = 250 N/m2 khoảng thời gian 9.78 9.67 9.34 8.68 7.53 cửa lực Stb tác động t, s Ta có bảng tính các giá trị trung bình lực tác dụng lên palăng nâng cần tại 6 vị trí khác nhau của cần: Lực trung bình bình phương tác dụng lên palăng nâng cần trong chu kỳ làm việc nâng có tải và hạ không tải được xác định theo công thức: =213560(N) Hiệu suất chung của cơ cấu nâng cần: 0,86.0,96.0,85.0,95 = 0,67 Trong đó; hpc= 0,86 Hiệu suất palăng nâng cần. htc= 0,96 Hiệu suất của tang hoc= 0,85 Hiệu suất của bộ truyền cơ cấu nâng. hbl= 0,95 Hiệu suất của bản lề cần. Công suất trung bình bình phương yêu cầu đối với đông cơ điện trong chu kỳ làm việc có tải và hạ tải tính theo công thức : thời gian một chu kỳ đối với số chu kỳ trung bình trong một giờ ack=8 Cường độ thực tế tối đa của động cơ điện khi cần trục làm việcvới các tầm vươn từ lớn nhất đến nhỏ nhất là: tlv =2.45 -thời gian thay đổi tầm với từ nhỏ nhất đến lớn nhất và ngược lại. Công suất tính toán động cơ điện với cường độ 25% là cường độ danh nghiã gần nhất theo Catalog theo công thức 25,92(KW) Chọn động cơ MTKF 412-8 có công suất 26 (KW).Số vòng quay của động cơ là n= 675(v/ph) Số vòng quay cần thiết của tang nâng cần: Tỷ số truyền của bộ truyền trung gian: Kiểm tra khả năng quá tải tức thời của động cơ đã chọn.Mômen do lực tổng lớn nhất tác dụng trong palăng nâng cần với áp lực gió q=250 (N/m2) (Nm) Với động cơ đã chọn ta có mômen danh nghĩa: Với hệ số quá tải mômen lớn nhất động cơ có thể truyền được là Mdcmax=ygh.Mdn= 3.367,85 = 1103,56 (Nm). Mdcmax>Mttmax do đó động cơ thoả mãn khả năng quá tải tức thời. Kiểm tra thời gian mở máy với lực Scmax mômen mở máy trung bình của động cơ. Mômen vô năng trên trục động cơ là: Thời gian mở máy được tịnh theo công thức: = Vậy thời gian mở máy với tổng lực lớn nhất năm trong khoảng thời gian cho phép.Vậy động cơ điện đã chọn hợp lý. Phần III.Tính chọn phanh. Để kích thước phanh và cơ cấu nâng được nhỏ gọn thì đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ.Mômen phanh tính theo công thức Mph=k.Mmax Trong đó Mmax:mômen lớn nhất trên trục phanh khi hạ cần. K=1,75 :hệ số an toàn. hay Thay số : Vậy ta có : Kiểm tra thời gian phanh theo công thức = Thời gian phanh với tổng lực lớn nhất ở vị trí nguy hiểm nhất nằm trong giới hạn cho phép. Kiểm tra khả năng giữ của cần dưới tác dụng của gió ở trạng thái không làm việc và cần ở trạng thái làm việc tương ứng với góc nghiêng b lớn nhất. Lực trong palăng nâng cần ở trong trường hợp này gồm 2 thành phần: Lực S10 do trọng lượng bộ phận mang vật và trọng lượng bản thân cần được tính theo công thức sau; Trong đó:Qm= 0 vì ta không xét bộ phận mang tải. Lực S2:Do tải trọng gió gây ra. Với:W1= 1,15.F.q.sin(650) áp lực gió q = 1000 N/m2 tra bảng 3-1 sách máy trục Vậy W1 =1,15.12,84.1000.sin(650) = 13382,54(N) ị S20 = 38378 (N) lực tổng cộng Sc0 = S1 +S2 = 24099,72 + 38378 =62477,72 (N) hệ số an toàn phanh: Hệ số an toàn phanh cho phép là 1,25 Vậy mô men phanh tính như trên là hợp lý Đường kính bánh phanh là D = 200 (mm) Chọn phanh điện từ TKT–200/100 có mô men phanh Mph =200 (Nm) độ rời cực đại của má phanh emax = 1,25 (mm) Con đẩy điện thuỷ lực TGM-25 có lực đẩy T=250 (N) hành trình hc=50mm, trọng lượng phanh là 25 (kg) Ta có thể mua sẵn phanh và chỉ cần điều chỉnh lò xo đúng với mô men phanh theo yêu cầu .Ta cần tính toán một số lực sau đây: áp lực má phanh lên bánh phanh Với D =200 (mm)đường kính phanh F = 0,35 hệ số ma sát giữa vật liệu bánh phanh và vật liệu lót phanh Lực của lò so khi đóng phanh là: trong đó: h =0,9 hiệu suất của hệ thống bản lề l1 , l2 , l3 ,l4 -các kích thước của phanh (mm) l1 = H-50 = 160 –50 = 110 (mm) l2 =H +H1-50 = 110 + 190 = 300 (mm) l3 = l0 = 14 (mm) l4 = 42,5 (mm) Thaysố vào ta có: Với hành trình cần đẩy hc =50 mò xo bị ép thêm một khoảng với l5 =A1 =150 mm Giả thiết lực lò xo tăng thêm một khoảng 10% ịPmax=1,1.P =1,1.370,7 = 407,77 (N) Lực yêu cầu đối với cần đẩy như vậy loại cần đẩy TTM-25 thoã mãn yêu cầu mở phần IV.Tính toán bộ truyền cơ khí. Bộ truyền ở đây được thực hiện dưới dạng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp . Các thông số cần đảm bảo là: Tỷ số truyền ic= 28 Số vào quay của trục vào n1= 675 Chế độ làm việc trung bình, nhưng với CDth . Công suắt truyền tính theo tải trọng tương đương, bởi vì trong một chu kỳ làm việc của một cơ cấu thay đổi tầm vươn có tải trọng từ tầm với xa nhất đến tầm với nhỏ nhất và hạ cần từ tầm vơí nhỏ nhất đến tầm với xa nhất tải trộng thay đổi liên tục. Ngoài cơ cấu được sử dụng với chế độ trung bình, tức là theo các điều kiện như số liệu trong bảng 1-1 và theo đồ thị gia tải như ở hình . Để chọn hộp gảim tốc thích hợp đủ khả năng làm việc trong thời hạn làm phục vụ quy định ( đối vời bánh răng làm việc chế độ trung bình là 10 năm-bảng 1-1 )ta sẽ xuất phát chủ yếu từ khả tải của các bánh răng. Trong các bảng hộp giảm tốc cho số liệu về khả tải ứng với số vòng quay trục vào từng CD % nhất định. Các số liệu ấy chỉ dùng khi hộp giảm tốc làm việc trong thời gain hạn chế khoảng 10 năm. Đối với tình hình chụi tải cụ thể của cơ cấu thay đổi tầm vươn – chế độ trung bình nhưng trong quán trình làm việc tải trọng thay đổi để có thể tìm được hộp giảm tốc hợp lý ta phải chuyển về tải trọng tương đương không đổi khi cơ cấu làm việc liên tục với cường độ 100%. Các tải trong thay đổi được chuyển về tải trọng tương đương theo công thức: Trong đó ti là thời gian tác dụng của lực Si a). Tính tải trọng tương đương trong quá trình hạ cần với các chế độ tải trọng khác nhau. -Khi nâng hạ cần với tải trọng Q1=Q = 80000 (N) và áp lực gió tính toán tác dụng lên cần là q= 100 (N/mm2) Tải trọng tương trong palăng nâng cần sẽ là S1tđ= 158267,9 (N) -Khi nâng hạ cần với tải trong Q2=0,733Q= 58640 (N) và áp lực gió tính toán tác dụng lên cần là q= 100 (N/mm2) Tải trọng tương trong palăng nâng cần sẽ là S2tđ= 121549,1 (N) -Khi nâng hạ cần với tải trong Q3=0,467.Q= 37360 (N) và áp lực gió tính toán tác dụng lên cần là q= 100 (N/mm2) Tải trọng tương trong palăng nâng cần sẽ là S3tđ= 85111,09 (N) -Khi nâng hạ cần với tải trong Q4=0,2.Q=16000 (N) và áp lực gió tính toán tác dụng lên cần là q= 100 (N/mm2) Tải trọng tương trong palăng nâng cần sẽ là S4tđ=50559,18 (KN) b). Tải trọng tương đương cả thời gian phục vụ. Căn cứ vào đồ thị gia tải với chế độ trung bình theo công thức : Trong đó a1: phần thời gian làm việc với tải trọng Sitđ. =104088,5 (N) Vậy công suất tương đương hộp giảm tốc phải truyền với cường độ 100%là: Căn cứ vào yêu cầu đã nêu đối với bộ truyền và công suất tương đương vừa tính ra ta đi thiết kế hộp hộp giảm tốc cho phù hợp với yêu cầu của cơ cấu nâng đặt ra : 1.Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động (ui) cho các bộ truyền: Để đảm bảo cho cac bộ truyền trong hộp giảm tốc được bôi trơn tốt các bánh răng đều có dâù bôi trơn , theo sách thiết kế Chi tiết máy ta phân tỉ số truyền của hộp giảm tốc như sau: u1 = 3,5 u2 = 3 u3 = 29/3,5.3 = 2,67 2. Xác định công suất, mô men, số vòng quay trên các trục + Dựa vào công suất tính toán trên trục máy công tác, sơ đồ dẫn động và đảm bảo cho sự quá tải của động cơ có thể tính được công suất, mô men và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ: P1 = 26.0,97.0,99 = 24,97(KW) n1 = 675 (vg/ph) P2 = P1.hbr.hol = 24,97.0,97.0,99 = 23,98 (KW) P3 = P2.hbr.hol = 23,98.0,97.0,99 = 23,03(KW) P4 = P3.hbr.hol = 23,03.0,97.0,99 = 22,12(KW) Trục Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất P (KW) 26 24,97 23,98 23,03 22,12 Tỷ số truyền u 1 3,5 3 2,67 Số vòng quay n (v/p) 675 675 192,86 64,29 24 Momen xoắn T (N.mm) 353279,26 1187436,48 3421006,38 8801916,67 3.Thiết kế bộ truyền + Chọn vật liệu bánh răng Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ở đây ta chọn vật liệu ba cấp bánh răng như nhau. - Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241á285 Có sb1 = 850 (MPa); schl = 580 (MPa); - Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 192á285 Có sb2 = 750 (MPa); sch2 = 450 (MPa); + Xác định ứng xuất cho phép - Theo bảng với thép 45 tôi cải thiện độ rắn 180á350 Ta có : sHlim0 = 2.HB + 70 SH = 1,1 sflim0 = 1,8.HB + 70 SH = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ: HB1 = 245 Độ rắn bánh lớn: HB2 = 230 - Khi đó: sHlim10 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) sflim10 = 1,8.245 = 441 (MPa) (tính lại) sHlim20 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) sflim20 = 1,8.230 = 414 (MPa) - Ta có: NH0 = 30.HHB2.4 => 30.2452.4 = 1,6.107 NH2 = 30.2302.4 =1,39.107 NHE = 60.c.ồ(Ti/Tmax)3.ni.ti Số thời gian các chi tiết làm việc t =15000giờ Vậy ta có *(NHe2) =60.c.n1/u1ồti.Ti/Tmax)3.ti/Sti =60.1.600/3,5.15000.(13.0,167+ (0,733)3.0,166 + (0,467)3.0,167 + (0,2)3.0,5) = 4,4.107 vì NHe2 > NH02 nên chọn KHL2 = 1. Suy ra NHE1 > NH01 do đó : KHL1 = 1 *(NHe2)2 = 60.c.n2/u2ồti ồ (Ti/Tmax)3.ti/Sti = 60.1.171,43/3.15000(13.0,167 + (0,733)3.0,166 + (0,467)3.0,167 + (0,2)3.0,5) = 1,46.107 vì NHe2 > NH02 nên chọn KHL2 = 1. Suy ra NHE1 > NH01 do đó : KHL1 = 1 *(NHe2)3 = 60.c.n3/u3ồti ồ (Ti/Tmax)3.ti/Sti = 60.1.64,29/2,67.15000.(13.0,167 + (0,733)3.0,166 + (0,467)3.0,167 + (0,2)3.0,5) = 6,66.106 vì NHe2 < NH02 nên ta có: =1,136 ị KHL2 = 1,45 Như vậy sơ bộ ta xác định được: [sHi] = sflim0.KHL1/SH [sH1]1,2 = 560.1/1,1 = 509 (MPa) [sH2]1,2 = 530.1/1,1 = 481,8 (MPa) [sH1]3 = 560.1,136/1,1 = 578 (MPa) [sH2]3 = 530.1,136/1,1 = 547 (MPa) Cấp nhanh sử dụng răng nghiêng nên: [sH]1,2 = ([sH1] + [sH2])/2 = (509 + 481,8)/2 = 495,4 (MPa) [sH]3 = ([sH1] + [sH2])/2 = (578 + 547)/2 = 562,5 (MPa) Với cấp dùng răng thẳng ta có [sH2] = 481,8 (MPa) Ta có: NFE = 60.c.ồ(Ti/Tmax)6.ni.ti => NEF2 = 60.1.675/3,5.2915000.(16.0,167 + (0,733)6.0,166 + (0,467)6.0,167 + (0,2)6.0,5) = 4,4.107 > NF0 = 4.106 Do đó KF12 = 1, tương tự KF11= 1 - Do đó với bộ truyền quay 2 chiều KFC = 0,75 , ta được: [sF]1 = 441.1.0,75/1,75 = 189 (MPa) [sF]2 = 414.1.0,75/1,75 = 177 (MPa) - ứng suất quá tải cho phép: [sH]max = 2,8 . sch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [sF1]max = 0,8 . sch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [sF2]max = 0,8 . sch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) a. Tính toán cấp nhanh + Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức: - Tra bảng chọn Yba = 0,3; đối với răng nghiêng Ka = 43 (hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu của bánh răng). KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên vành răng khi tính về tiếp xúc. T1 - mô men xoắn trên trục chủ động Ta có: Ybd = 0,5 .Yba(u1 + 1) = 0,5.0,3.(3,5 + 1) = 0,75 do đó tra bảng KHb = 1,06 lấy aw1 = 220 (m) + Xác định các thông số ăn khớp: m = (0,01 0,02).aw = (0,01 á 0,02).220= 2,2á 4,4mm. Tra bảng chọn mô đun pháp m = 3 - Chọn sơ bộ b = 100, do đó cosb = 0,9848 Ta có số răng bánh nhỏ z1 = 2aw1. Cosb/ [m.(u1+ 1)]= 2.220.0,9848/ [3.(3,5 +1)] = 32 Chọn z1 = 32 Số răng bánh lớn: z2 = u1.z1= 3,5.32= 112chọn z2 = 112 Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: um = z2/z1 =112/32= 3,5 Cosb = m.(z2 + z1)/(2.aw1) = 3.(112+ 32)/(2.220) = 0,9818 => b = 10,940 + Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: - Theo bảng: ZM =274MPa1/3 - Ta có tgb= cosat.tgb= cos (20,34). tg(10,94) = 0,181 do đó bb = 10,270 - Với at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20/cos10,94) = 20,340 Do đó: = 1,74 Ta có: eb = bW.sinb/(m.p) = 66.sin(10,94)/(3.3,14) = 1,33 - Trong đó bW = aw1.Yba = 0,3.220 = 66 (mm) (chiều rộng vành răng) => Ze = ta có - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dwl = 2.aw/(um + 1) = 98 (mm) Với v = p.dw1.. n1/60000 = 3,14. 98.675/60000 = 3,46 (m/s) Tra bảng ta dùng cấp chính xác cấp 9; KHa =1,16 Ta có: dH = 0,002; g0 = 73 Do đó: = Ta có: KH = KHa. KHb.KHn với KHb = 1,06 ; Kha = 1,16 KH = 1,16.1,06.1,029 = 1,27 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên ta được: => Do đó : sH = 475,97 (MPa) + Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: - Với v = 1,1 (m/s), ZV = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đổ cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 đến 1,25 (mm), do đó ZR = 0,95, với da 700(mm); K XH = 1 do đó [sH] = [sH] .Zv.ZR.ZXH = 495,5.1,1.0,95 = 470,8 (MPa) - Như vậy (sH> [sH] )nhưng trong điều kiện nhỏ hơn 4% bền về tiếp xúc được thoã mãn + Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Ta có: - Theo bảng: KFb = 1,17; KFa = 1,37 ; dF 0,006 ; g0 = 73 Ta có: - Do đó: => KF = KFa.KFb. KFV= 1,17.1,4.1,02 = 1,67 - Với ea = 1,808 ta có:Ye = 1/ea = 1/1,808 = 0,55 - Với b= 10,940; Yb = 1 –10,94/140 = 0,921 Số răng tương đương: zV1 = z1/cos3b = 32/0,98183 = 33,81 zV2 = z2/cos3b = 112/0,98183 = 118 Tra bảng ta được : YF1 = 3,62 ; YF2 = 3,6 - Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên: sF2 = sF1.YF2 /YF1 = 111,5.3,6/3,62 =110,89 < [s F2] Vậy điều kiện bền uốn được thoã mãn + Các thông số và kích thước bộ truyền: - Khoảng cách trục : aW = 220 (mm) - Mô đun pháp tuyến: m = 3 (mm) - Chiều rộng vành răng : bW = 66 (mm) - Tỉ số truyền: um = 3,5 - Góc nghiêng răng: b =10,940 -Số răng: z1 = 32 ; z2 =112 - Đường kính vòng chia: d1 = 98 (mm) d2 =336 (mm) - Đường kính đỉnh răng: da1 = 104 (mm) da2 = 342 (mm) - Đường kính chân răng: df1 =92 (mm) df2 = 330 (mm) b. Tính bộ truyền cấp trung gian: Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức: - Tra bảng chọn Yba = 0,3; đối với răng nghiêng Ka = 43 (hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu của bánh răng). KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên vành răng khi tính về tiếp xúc. T1 - mô men xoắn trên trục chủ động Ta có: Ybd = 0,5 .Yba(u1 + 1) = 0,5.0,3.(3 + 1) = 0,6 do đó tra bảng KHb = 1,06 lấy aw2 = 315 (mm) + Xác định các thông số ăn khớp: m = (0,01 0,02).aw2 = (0,01 á 0,02).315 = 3,15 á 6,3 mm. Tra bảng chọn mô đun pháp m = 4 Ta có số răng bánh nhỏ z1 = 2aw2/ [m.(u2+ 1)]= 2.315/ [4.(3 +1)] = 39,38 Chọn z1 = 39 Số răng bánh lớn: z2 = u2.z1= 3.39 = 117 chọn z2 = 117 Do đó aw = m.(z1 + z2)/2 = 4.(39 + 117)/2 = 312 (mm) Lấy aw2 = 315 (mm),do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 312 lên 315 mm. Tính hệ số dịch tâm y = aw2/m – 0,5.(z1 + z2) = 315/4 – 0,5(39 + 117)= 0,75 Ta có ky = 1000y/zt = 1000.0,75/189 = 3,967 Theo băng ta tra được kx = 0,0526 do đó hệ số giảm đỉnh răng Dy = kx.zt/1000 = 0,0526.189/1000 = 0,01 Vậy tổng hệ số dịch chỉnh là: Xt = y + ẹy = 0,75 + 0,01 = 0,76 Hệ số dịch chỉnh bánh 1 X1 = 0,5[xt – (z1 + z2).y/zt ] = 0,5[0,76 – (39 + 117).0,75/189] = 0,07 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 X2 = Xt - X1 = 0,76 – 0,07 = 0,69 Góc ăn khớp: Cosatw = m.(z2 + z1).cosa/(2.aw2) = 4.(117 + 39).cos20/2.315 = 0,93 Do đó atw = 21,440 + Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: - Theo bảng: ZM =274MPa1/3 = 1,71 Ta có: bW = aw2.Yba = 0,3.315 = 94,5 (mm) (chiều rộng vành răng) => Ze = ta có - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dwl = 2.aw2/(u + 1) = 2.315/(3 + 1) = 157,5 (mm) Với v = p.dw1.. n1/60000 = 3,14. 157,5.192,98/60000 = 1,59(m/s) Tra bảng ta dùng cấp chính xác cấp 9; KHa =1 Ta có: dH = 0,002; g0 = 73 Do đó: = Ta có: KH = KHa. KHb.KHn với KHb = 1,02 ; Kha = 1 KH = 1,02.1,015.1 = 1,03 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên ta được: => Do đó : sH = 469,76 (MPa) + Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: - Với v = 1,1 (m/s), ZV = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đổ cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 đến 1,25 (mm), do đó ZR = 0,95, với da 700(mm); K XH = 1 do đó [sH] = [sH] .Zv.ZR.ZXH = 481,8.1.0,95.1 = 457,7 (MPa) - Như vậy (sH> [sH] ) nhưng điều kiện bền về tiếp xúc nhỏ hơn 4% lên được thoã mãn + Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Ta có: - Theo bảng: KFb = 1,09 ; KFa = 1 ; dF = 0,006 ; g0 = 73 Ta có: Do đó: => KF = KFa.KFb. KFV= 1.1,06.1,026 = 1,11 - Với ea = 1,826 ta có:Ye = 1/ea = 1/1,826 = 0,55 Yb = 1 Số răng tương đương: zV1 = z1 = 39 zV2