chương 1 Hình 1. sơ đồ tư duy các loại hộp giảm tốc 6 5. THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ CẤU NÂNG Thiết kế hộp giảm tốc kiểu 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình 1. Bộ truyền đai dẹt, 3.
Hộp giảm tốc, 4. Tang Số liệu cho trước: 1. Vận tốc kéo cáp: V = 1. Đường kính tang: D = 330 mm 4.
Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ 5. Thời gian phục vụ: T = 6 năm Một năm làm việc 340 ngày, một ngày làm việc 18 giờ 6. Làm việc hai chiều. Đồ thị thay đổi của tải trọng (momen xoắn) tác dụng lên hệ thống theo thời gian t Chương 2: Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền.
Tính chọn động cơ điện. Số liệu cho trước: - Lực kéo cáp: P = 1980 N - Vận tốc kéo cáp: V = 1.15 m/s - Đường kính tang: D = 330 mm • Công thức tính công suất định mức của động cơ [1]: Nlv Nđm = η Trong đó : 𝑁𝑙𝑣 : Công suất làm việc của động cơ 𝑃.𝑉 𝑁𝑙𝑣 = 1000 𝜂 : Hiệu suất truyền động. 𝜂 = 𝜂1 × 𝜂2 × 𝜂3 × 𝜂4 × … o Công suất làm việc của động cơ 𝑃.277 [KW] 1000 1000 Từ bảng 2-1 trang 27 TL TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998, ta có: 8 + Hiệu suất truyền động: 𝜂 = 𝜂𝑏𝑟𝑡 × 𝜂𝑏𝑟𝑐 × 𝜂đ × 𝜂𝑜𝑙 4 × 𝜂𝑘𝑛 = 0.863 Với : 𝜂𝑏𝑟𝑡 – Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ thẳng (kín) 𝜂𝑏𝑟𝑛 – Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón 𝜂đ – Hiệu suất bộ truyền đai dẹt để hở 𝜂𝑜𝑙 – Hiệu suất một cặp ổ lăng 𝜂𝑘𝑛 – Hiệu suất khớp nối • công suất định mức của động cơ 𝑁𝑙𝑣 2.863 Ta có , điều kiện để chọn động cơ 𝑁đ𝑐 ≥ 𝑁đ𝑚 Tra bảng 2P trang [321-323] đối với động cơ không đồng bộ ba pha TL TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998. ➔ Ta chọn động cơ: AO2(AO𝜋2)32-4 Bảng thông số: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc (vg/Ph) Hiệu suất η (%) Mm/Mđm AO2(AO𝜋2)32-4 3.
Phân phối tỷ số truyền. - Công thức tính tỉ số truyền chung của hệ thống [1] 𝑛đ𝑐 𝑖𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 = 𝑛𝑙𝑣 Trong đó: 𝑛đ𝑐 = 1430 [vòng/phút], số vòng quay động cơ điện.556 - Ta có: 𝑖𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 = 𝑖𝑛𝑔𝑜𝑎𝑖 × 𝑖ℎ𝑜𝑝 Với: 𝑖𝑛𝑔𝑜à𝑖 : tỉ số bộ truyền ngoài. 𝑖ℎ𝑜𝑝 = 𝑖𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ × 𝑖𝑐ℎậ𝑚 : tỉ số bộ truyền trong. (𝑖𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ : tỉ số truyền cấp nhanh; 𝑖𝑐ℎậ𝑚 : tỉ số truyền cấp chậm.) ➔ 𝑖𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 = 𝑖𝑛𝑔𝑜à𝑖 × 𝑖𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ × 𝑖𝑐ℎậ𝑚 Tra bảng 2-2 trang 32 dựa vào tỉ số truyền động trung bình TL TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998.742 Trong đó: 𝑖𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ tỷ số truyền bánh răng nón (cấp nhanh) 𝑖𝑐ℎậ𝑚 tỷ số truyền bánh răng trụ (cấp chậm) trong hộp giảm tốc bánh răng nón trụ, ta thường tránh chọn tỉ số truyền của bánh răng nón(cấp nhanh) lớn hơn 3 [1], nên ta chọn 𝑖𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ = 2.2 - Tính công suất, số vòng quay, trên các trục.
▪ Công suất trên các trục : - Trục động cơ: 𝑁đ𝑐 = 3 [W] - Trục I: 𝑁1 = 𝑁đ𝑐 × 𝜂đ × 𝜂𝑜𝑙 = 3 × 0.883 ▪ Mô-men 𝑁đ𝑐 3 - Trục động cơ: 𝑀đ𝑐 = 9.092 [Nmm] Bảng kết quả : Thông số trục Động cơ I II III i 21. Mindmap chương 2 Hình 2. Sơ đồ tư duy tính động cơ điện và phần phối tỷ số truyền 11 Chương 3: Thiết kế các bộ truyền (bộ truyền ngoài, bộ truyền trong). Thiết kế bộ truyền ngoài 1.
Chọn loại đai: Vì động cơ đện có công suất nhỏ nên chọn Đai vải cao su loại A: có sức bền và tính đà hồi cao, ít ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. Xác định đường kính bánh đai. - Đường kính bánh đai nhỏ được tính theo công thức Xaverin [1]. 3 𝑁1 3 𝑁1 𝐷1 = (1100 ÷ 1300) √ = 1100 × √ 𝑛1 𝑛1 Trong đó: + 𝑁1 = 3 [KW], công suất trên trục dẫn.
+ 𝑛1 = 1430 [vòng/phút], số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn.18 ≈ 279[mm] - Số vòng quay thực n2 của bánh bị dẫn trong 1 phút 𝐷 141 𝑛2 = (1 − 𝜉 ) ( 1) 𝑛1 = (1 − 0,01) × ( ) × 1430 = 715 [vòng/phút] 𝐷2 279 - So sánh số vòng quay 𝑛2 với điều kiện dưới 3 − 5% 𝑛1 −𝑛2 1430−715 = = 1% (thõa mãn) 𝑛2 715 - Xác định khoảng cách trục A và chiều dài đai L. ▪ Chiều dài tối thiểu của đai [1] 𝑣 𝐿𝑚𝑖𝑛 = 𝑢𝑚𝑎𝑥 Trong đó: 𝑢𝑚𝑎𝑥 = 3 ÷ 5 Chọn: 𝑢𝑚𝑎𝑥 = 5 Suy ra: 𝑣 10.328 [mm] ▪ Để nối đai sau khi tính xong tăng thêm chiều dài L 100mm 𝐿 = 2110.328 [mm] - Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ 𝐷2 − 𝐷1 ° 279 − 141 ° 𝛼1 = 180° − 57 = 180° − 57 = 169.105° 𝐴 722 Lấy 𝛼1 = 170° thõa mãn điều kiện 𝛼1 ≫ 150° - Xác định tiết diện đại Để hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai 𝛿 𝛿 được chọn theo tỷ số sao cho 𝐷1 𝛿 𝛿 ≤[ ] 𝐷1 𝐷1 𝑚𝑎𝑥 𝛿 1 Chọn [ ] = , [1] 𝐷1 𝑚𝑎𝑥 40 Suy ra: 𝛿 𝛿 𝛿 1 =[ ] →𝛿=[ ] × 𝐷1 = × 141 = 3.525[mm] 𝐷1 𝐷1 𝑚𝑎𝑥 𝐷1 𝑚𝑎𝑥 40 Tra bảng 5-3 trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp 1998, chọn 𝛿 = 3. Chọn ứng suất căng ban đầu 𝜎 = 1.2 + 𝐶𝑡 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra theo bảng 5-6 - [1].8 + 𝐶𝛼 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra theo bảng 5-7 - [1].97 + 𝐶𝑣 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra theo bảng 5-8 - [1]. Chọn 𝐶𝑣 = 1 + 𝐶𝑏 : Hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền, tra theo bảng 5-9 - [1].
Chọn 𝐶𝑏 = 1 3×1000 Suy ra: 𝑏 = = 44.97×1×1 Dựa vào bảng 5-4 - [1] chọn 𝑏 = 45 [mm] - Chiều rộng của bánh đai 𝐵 = 1.5 [mm] Dựa vào bảng 5-10 - [1] chọn 𝐵 = 60 [mm] - Lực căng và lực tác dụng lên trục: Lực căng 𝑆0 = 𝜎0 𝛿𝑏 = 1.75 Lực tác dụng lên trục 𝛼 170 𝑅 = 3𝑆0 sin 1 = 3 × 303. Thiết kế bộ truyền bên trong hộp giảm tốc 1. Thiết kế các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc chậm 1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện - Bánh răng nhỏ: + Chọn Thép thường hóa C50 có độ rắn 180-230 HB cho bánh răng nhỏ với đường kính phôi < 100 mm.
+ Giới hạn bền kéo: 𝜎𝐵𝐾1 = 620 [N/mm2] 14 + Giới hạn chảy: 𝜎𝑐1 = 320 [N/mm2] + Độ rắn: 𝐻𝐵1 = 180 ÷ 230, Chọn 𝐻𝐵1 = 210 - Bánh răng lớn: + Chọn Thép thường hóa C35 có độ rắn 140-190 HB cho bánh răng lớn với đường kính phôi 100 - 300 mm. + Giới hạn bền kéo: 𝜎𝐵𝐾2 = 500 [N/mm2] + Giới hạn chảy: 𝜎𝑐2 = 260 [N/mm2] + Độ rắn: 𝐻𝐵2 = 140 ÷ 190, Chọn 𝐻𝐵2 = 170 1. Định ứng suất mỏi tiếp súc và ứng suất mỏi uốn cho phép - Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép Dựa vào bảng 3-9 [1], chọn [𝜎]𝑁𝑜𝑡𝑥 = 2.6 [HB] Ta có: 𝑁0 = 107 , số chu kỳ cơ sở. - Số chu kỳ làm việc của bánh lớn tính theo công thức 3-4 - [1] 𝑀 𝑁𝑡𝑑2 = 60𝑢 ∑( 𝑖 )3 𝑛𝑖 𝑇𝑖 𝑀𝑚𝑎𝑥 15 10 = 60 × 1 × [(13 × ) + (0,33 × )] × 66.64 Vậy đương nhiên số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở vì 𝑁𝑡𝑑1 = 𝑖𝑛 × 𝑁𝑡𝑑2 Vì 𝑁𝑡𝑑2 và 𝑁𝑡𝑑1 đều lớn hơn 𝑁0 nên ta lấy 𝑘𝑁′ = 1 - [𝜎]𝑡𝑥 = [𝜎]𝑁𝑜𝑡𝑥 𝑘𝑁′ - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ 2 [𝜎]𝑡𝑥1 = 2.6 × 170 = 442 [ N/mm ] Để tính toán ta cần giá trị nhỏ hơn là [𝜎]𝑡𝑥2 = 442 [N/mm2] - Ứng suất uốn cho phép .33 Vậy đương nhiên số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở vì 𝑁𝑡𝑑1 = 𝑖𝑛 × 𝑁𝑡𝑑2 Vì 𝑁𝑡𝑑2 và 𝑁𝑡𝑑1 đều lớn hơn 𝑁0 nên ta lấy 𝑘𝑁" = 1 Hệ số an toàn toàn 𝑛 = 1.5 [1]; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 𝑘𝜎 = 1.8 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn theo bảng 3-6 - [1] 𝜎 𝑘" 266.8 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn theo bảng 3-6 - [1] 𝜎 𝑘" 215×1 [𝜎]𝑢1 = −1 𝑁 = = 79.
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k - Sơ bộ lấy hệ số tải trọng 𝐾𝑠𝑏 = 1. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 𝐵 - Chọn 𝜑𝐴 = = 0. Xác định khoảng cách trục A 2 3𝐾𝑁 1,05 × 106 𝐴 ≥ (𝑖 ± 1) √ ( ) 𝜑𝐴 𝑛2 [𝜎]𝑡𝑥 𝑖 3 1. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng - Vận tốc vòng theo công thức 3-17 [1] 2𝜋𝐴𝑛2 2𝜋×202×66.883+1) Tra bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác 9 1.
Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A - Hệ số chiều rộng vành răng 𝑖+1 4.88 theo bảng 3-12 – [1] tìm được 𝐾𝑡𝑡 𝑏ả𝑛𝑔 = 1.22 - Hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức 3-30 - [1] 𝐾𝑡𝑡 𝑏ả𝑛𝑔 + 1 1,22 + 1 𝐾𝑡𝑡 = = = 1.11 2 2 16 Tra bảng 3-13 - [1] tìm được hệ số tải trọng động 𝑘𝑑 = 1.1 - Hệ số tải trọng: 𝐾 = 𝐾𝑡𝑡 𝐾𝑑 = 1.221 chênh lệch 10% so với giá trị sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục A bằng công thức 3-21 - [1] 3 𝐾 3 1. Xác định mô đun, số răng, chiều rộng bánh răng. - Mô đun được chọn theo khoảng cách trục A theo công thức 3-22 - [1] 𝑚 = (0.5 [mm] - Số răng bánh dẫn 2𝐴 2 × 135 𝑍1 = = = 27.883 − 1) Lấy 𝑍1 = 28 - Số răng bánh bị dẫn 𝑍2 = 𝑖𝑍1 = 4.724 Lấy 𝑍2 = 137 - Chiều rộng bánh răng 𝑏 = 𝜑𝑎 𝐴 = 0. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng - Chiều dài tương đối của răng 𝑏 42 𝜑𝑚 = = = 16.5 - Tra bảng 3-18 – [1] tìm hệ số bánh răng + Đối với bánh răng nhỏ có hệ số bánh răng 𝑦1 = 0.429 + Đối với bánh răng lớn có hệ số bánh răng 𝑦2 = 0.517 - Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 19.52 ×137×325×42 Ta có: 𝜎𝑢1 ≤ [𝜎]𝑢 , 𝜎𝑢1 ≪ [𝜎]𝑢 thõa mãn điều kiện.
Kiểm nghiệm xúc bền bánh răng khi chịu tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải 17 - Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép [𝜎]𝑡𝑥𝑞𝑡 = 2.4 𝑀 - Tính ứng suất tiếp suất 1.