Thiết kế tời kéo dây tải điện 5 tấn

ọng lượng kéo của tời; ih1 – Tỷ số truyền tay số một của hộp số: ih1 = 3,47 igt1 – Tỷ số truyền hộp giảm tốc số 1: igt1 = 3 igt2 – Tỷ số truyền hộp giảm tốc số 2: igt2 = 29 rt - Bán kính tang kéo: rt = 150 [mm] Do đó [N.m/s2] Mômen cản khi kéo dây tải điện qui dẫn về trục ly hợp: Ma = [Nm] (5.15) Trong đó: G = 49050 [N] ηtl =0,69 Hiệu suất các hộp giảm tốc. Vậy: Ma = [N.m] Diễn biến quá trình đóng ly hợp gồm 2 giai đoạn : Giai đoạn đầu với thời gian t1, lúc này mômen quay của ly hợp tăng từ giá trị 0 đến giá trị Ma , thời điểm này bắt đầu khởi động tời kéo. Giai đoạn tiếp theo với thời gian t2, là giai đoạn mômen quay của ly hợp M1 bắt đầu tăng lên không còn sự trượt xảy ra. · Tính toán công trượt chung: Công trượt của ly hợp được xác định theo [9]: L = (5.16) Công trượt ở giai đoạn đầu L1 sẽ là tiêu hao cho sự trượt và nung nóng ly hợp: Mms(I) = Ma.t / t1 L1=Ma (5.17) Công của động cơ ở giai đoạn thứ hai: Mms(II) = a.t + b Mà a(t1 + t2) + b = kđ.Memax (I) a.t1 + b = Ma (II) Trong đó kđ là hệ số xét đến cường độ tăng mômen ma sát, Giải (I) và (II) ta có: a = b = Ma - Mms(II)= (5.18) Mặt khác: Mms(II) = Ma + Mj = Ma + Ja.dωa /dt ωa= (5.19) L2 = Công trượt của toàn bộ ly hợp sẽ là: L = L1 + L2 = (5.20) Giải phương trình (5.19) ta xác định được t1 , t2 như sau: (5.21) (5.22) Tốc độ góc của trục động cơ khi đóng ly hợp có thể thừa nhận không đổi và bằng tốc độ góc ứng với mômen cực đại của trục động cơ. Rõ ràng ta thấy công trượt khi hệu số tăng. Giá trị lớn nhất của hiệu số này xảy ra khi . Ở đây ta xét hệ số xét đến cường độ tăng mômen ma sát kđ biến thiên từ 1 đến β. Khi kđ = 1 ta có: [s] [s] Thay các giá trị trên vào (7-20), ta được: L = 3726,4 [J] Khi kđ = β = 2 ta có: [s] [s] Thay các giá trị trên vào (5-20), ta được: L = 313,5 [J] Vậy: Thời gian đóng ly hợp giai đoạn đầu t1 = 0,011÷0,42 [s] Thời gian đóng ly hợp giai đoạn tiếp theo t2 = 0,017÷0,105 [s] Công trượt chung của ly hợp L = (313,5÷3726,4) [J] · Tính công trượt riêng của ly hợp: Giá trị tuyệt đối của công trượt chung L chưa phản ánh được khả năng chóng mòn và điều kiện làm việc của ly hợp. Các ly hợp có kích thước khác nhau, dù có cùng L sẽ có điều kiện làm việc khác nhau và bị mài mòn khác nhau. Vì thế để đánh giá ly hợp về phương diện trên người ta dùng một đại lượng tương đối là công trượt riêng. Công truợt riêng được tính theo [3]: (5.23) Trong đó: lδ – Công trượt riêng của ly hợp [J/m2]; L – Công trượt chung của ly hợp. Lδ = 3726,4 [J] Fms – Diện tích bề mặt ma sát, Fms = 0,0145.104 [cm2] Zms = 2. Vậy: = 12,85 (J/cm2) Theo [9]: Thì công trượt riêng cho phép [] = 150÷250(J/cm2). So sánh với giá trị cho phép ta thấy ly hợp thỏa mãn điều kiện . · Kiểm tra chế độ nhiệt của ly hợp: Công trượt của ly hợp sẽ biến thành nhiệt đốt nóng các chi tiết của nó. Vì vậy khi tính toán ly hợp cần phải kiểm tra xem nhiệt độ của chi tiết bị đốt nóng có vượt quá giá trị cho phép không. Thực tế cho thấy chi tiết bị đốt nóng mạnh nhất là các đĩa chủ động vì chúng trực tiếp thu nhận nhiệt. Bánh đà do có khối lượng lớn nên ít bị đốt nóng hơn. Vì công trượt lớn nhất sinh ra khi tời kéo làm việc, nên khi tính toán nhiệt cho ly hợp ta cần tính lúc làm việc. Giả thiết rằng trong quá trình đóng ly hợp không có quá trình truyền nhiệt ra môi trường xung quanh. Nhiệt độ tăng lên của đĩa ép tiếp xúc trực tiếp với tấm ma sát trong thời gian ly hợp bị trượt được xác định theo [3]: T = (5.24) Trong đó: T – Nhiệt độ tăng lên của chi tiết, 0K ν – Hệ số xác định phần công trượt dùng để nung nóng các chi tiết cần tính, cụ thể là đĩa ép. Đối với ly hợp một đĩa thì ν = 0,5 L – Công trượt toàn phần sinh ra khi đóng ly hợp. L = 3726,4 (J) C – Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, C= 500(J/kg.độ) với đĩa ép bằng thép và gang. gn (kg) – Khối lượng cácc chi tiết bị nung nóng, cụ thể là đĩa ép. gn = Fđ.δđ.ρ Trong đó: Fđ – Diên tích bề mặt đĩa ép Fđ = .(Rn2- Rt2) Với Rn – Bán kính ngoài của đĩa ép, lấy bằng bán kính ngoài của đĩa ma sát Rn = R2 = 0,105 [m] Rt – Bán kính trong của đĩa ép, chọn Rt = 0,08 [m] Vậy Fđ = 3,14.(0,1052-0,082) = 0,0145 [m2] δd – Chiều dày của đĩa ép [m] ρ – Khối lượng riêng của vật liệu đĩa ép, với gang xám thì ρ = 7600 (kg/m3) Thay các thông số trên vào (5.24) ta được: (5.25) (5.26) Thay các thông số đã đựợc xác định ở trên vào (5.26) ta được: [m]; Vậy với δđ được chọn như trên thì ly hợp làm việc an toàn. 5.1.3.3. Tính toán thiết kế các chi tiết và các cụm chính: - Đĩa bị động: Cấu tạo đĩa bị động gồm: Xương đĩa, phần ma sát (gắn lên xương đĩa bằng đinh tán hoặc dán), moay ơ để lắp đĩa bị động lên trục ly hợp, bộ phận giảm chấn. - Xương đĩa: Xương đĩa thường được chế tạo bằng thép lá dày từ (1,5÷3) [mm]. Vật liệu thường dùng là thép Cácbon trung bình hoặc cao. Mục đích là tạo cho đĩa bị động có độ đàn hồi cần thiết nhằm mục đích tăng độ êm dịu khi đóng ly hợp. Xương đĩa thường được xẻ rãnh hướng kính hoặc rãnh chữ T để tránh cong vênh khi bị đốt nóng. - Vòng ma sát: Vòng ma sát giữ vai trò quan trọng khi ly hợp làm việc thường được chế tạo từ bột pherado, Faibét hoặc Átbét trộn các chất phụ gia và dính kết rồi tạo dạng bằng phương pháp định hình. Các chất phụ gia thông dụng nhất là: Kẽm nhằm tăng ổn định của hệ số ma sát, đồng nhằm tăng độ dẫn điện, làm đồng đều nhiệt độ trên bề mặt và phần trong của vòng ma sát, chỉ có tác dụng làm giảm xước các bề mặt đĩa chủ động mặc dù làm giảm khả năng chịu nhiệt của vòng ma sát. Chất dính kết ảnh hưởng đến độ bền và tính chịu nhiệt của vòng ma sát. Chúng phải đảm bảo cho đĩa có độ bền cơ học cao, chịu được tác dụng của lực ly tâm lớn và không bị sùi cháy trong quá trình làm việc. Các chất dính kết hay dùng là nhựa tổng hợp, nhựa bakêlít hoặc cao su chịu nhiệt. - Moay ơ: Moay ơ dùng để nối xương đĩa với trục ly hợp. Moay ơ đặt trên trục ly hợp qua mối ghép then hoa và nối với xương đĩa qua phần tử đàn hồi của bộ phận giảm dao động xoắn. Chế độ lắp phải đảm bảo cho đĩa có thể dịch chuyển tự do trên trục. Moay ơ phải có chiều dài tương đối lớn để giảm độ đảo của đĩa. Vật liệu moay ơ thường là thép 40, 40X. - Đinh tán Đinh tán có nhiệm vụ nối vòng ma sát với xương đĩa, vật liệu làm đinh tán có yêu cầu mềm để tránh xước các đĩa chủ động khi vòng ma sát mòn quá giới hạn mà chưa thay kịp. Vì yêu cầu trên đinh tán thường làm bằng đồng thau, đồng đỏ hoặc nhôm với đường kính dđt = (4÷6) [mm]. Kết cấu của đinh tán là dạng trụ đặc hoặc rỗng một đầu, hoặc đinh tròn có đầu nửa hình cầu. 5.1.3.4. Tính toán lò xo đĩa côn: - Lực tác dụng lên đĩa ép kí hiệu là P, còn lực tác dụng lên lò xo để mở ly hợp là Pm . Giá trị các lực này chỉ khác nhau bởi tỷ số truyền phần làm nhiệm vụ đòn mở lò xo. Hình 5-4 Sơ đồ tính toán lò xo đĩa côn Lực ép P được tính theo công thức sau: P= (N) (5.27) Trong đó: k1 = Da / De ; k2 = Dc / De l1 – Dịch chuyển của lò xo ở chỗ đặt lực ép P do sự quay của phần vành liền quanh vòng tỳ. Dc – Đường kính vành tỳ của lò xo E – Môđuyn đàn hồi, với thép lò xo E = 2,1.1011 [ N/m2] μ = 0,26 – Hệ số poátxông Tiết diện nguy hiểm của lò xo là tiết diện đi qua mặt đầu nhỏ của vành lò xo. Điểm có ứng suất lớn nhất là điểm B, ở giữa phần đòn mở trên đường kính Da . Ứng suất đạt gí trị lớn nhất khi lò xo ép phẳng ra tức là khi l1 = h, lúc đó: [N/m2] Trong đó: D = (De - Da)/ln(De/Da) α = 2.h/(De - Da) Đường kính De ta chọn trong khoảng (0,9¸0,97)D2 của đĩa ép tức là trong khoảng (0,189¸0,204) m , ta chọn De=0,2m. Khi tính toán thiết kế có thể chọn kích thước của lò xo theo tỷ lệ sau [3]: (De/Da) =(1,2÷1,5) Chọn (De/Da) = 1,5 Da = De/1,5 = 0,2/1,5 = 0,13m De/Di 2,5 Chọn De/Di = 3,5 Di = De/3,5 = 0,2/3,5 = 0,057 [ m ] De/δ =75÷100 Chọn De/δ = 90 δ = De/90 = 0,2/90 = 0,00222 [ m ] h/δ =1,5÷2 Chọn h/δ =1,5 h = δ .1,5 = 0,00222.1,5 = 0,00333 [ m ] Dc = (Da + De)/2 = (0,13 + 0,2)/2 = 0,165 (m) k1 = Da/De = 0,13/0,2 = 0,65 k2 = Dc/De = 0,165/0,2 = 0,825 D = (De - Da)/ln(De/Da) = (0,2 – 0,13)/ln(0,2/0,13) = 0,163 [ m ] α = 2.h/(De - Da) = 2.0,00333/(0,2 -0,13) = 0,0951 Lực ép cần thiết tác dụng lên đĩa ma sát là P = 2324 [N]. Để đạt được giá trị lực ép trên, ta cho l1 một gí trị từ 0 đến l1max = 2.h để khảo sát sự biến thiên của lực ép P theo độ biến dạng l1 . Biến thiên P = f(l1) được xác định trong bảng 5-1 Trong bảng 5-1 ta đặt: = 3,3 -2. [mm] = 3,3- [mm] = [mm] = Bảng 5-1 Quan hệ giữa lực ép P và l1, P = f(l1) 2l1 l1 a b c d Plx 0 0 3.3 3.3 15.8184 375.05 0 1 0.5 2.3 2.8 11.3684 375.05 2131.85921 1.1486 0.5743 2.1514 2.7257 10.792471 375.05 2324.603437 1.5486 0.7743 1.7514 2.5257 9.35191098 375.05 2715.806311 1.9486 0.9743 1.3514 2.3257 8.07135098 375.05 2949.362168 2.3486 1.1743 0.9514 2.1257 6.95079098 375.05 3061.275809 2.7486 1.3743 0.5514 1.9257 5.99023098 375.05 3087.552032 3.1486 1.5743 0.1514 1.7257 5.18967098 375.05 3064.195639 3.5486 1.7743 -0.2486 1.5257 4.54911098 375.05 3027.211429 Như vây theo bảng 5-1 ta thấy để đạt được lực ép cần thiết thì l1 = 0,005743 [m] = 0,5743 [mm] Đặc tính lò xo đĩa côn được thể hiện trên hình 5-5 Hình 5-5 Đường đặc tính của lò xo đĩa côn Lực tác dụng lên lò xo để mở ly hợp [9]: Pm = [N] Pm = [N] Vậy [N/m2] Trong đó: D = 163 [mm] Suy ra ứng suất lớn nhất sinh ra trên lò xo đĩa là: [N/m2] = 160,47 [MN/m2] Với các lò xo chế tạo từ thép 60C2A có [σ] = 1000 [MN/m2] σmax < [σ] Thỏa mãn điều kiện cho phép. · Bộ phận giảm chấn xoắn: - Bộ phận giảm chấn xoắn dùng được trong ly hợp để: - Tránh cho hệ thống truyền lực khỏi những dao động xoắn cộng hưởng nguy hiểm ở tần số cao, sinh ra khi một trong những tần số dao động riêng của hệ thống truyền lực trùng với tần số của mômen lực kích thích. - Dập tắt các dao động cộng hưởng ở tần số thấp - Giảm chấn xoắn gồm 2 bộ phận chính là bộ phận đàn hồi và bộ phận tiêu tán năng lượng. - Bộ phận đàn hồi là lò xo hoặc cao su. Mặc dù giảm chấn có chi tiết đàn hồi bằng cao su có kết cấu đơn giản nhưng nó được sử dụng rộng rãi bởi vì để tăng hiệu quả giảm chấn thì kích thước của các chi tiết đàn hồi bằng cao su phải lớn, do đó càng làm tăng mômen quán tính của đĩa bị động. Hơn nữa khi ly hợp làm việc nhiệt độ sẽ tăng lên làm ảnh hưởng đến độ bền và tính chất lý học của cao su. - Bộ phận chống cộng hưởng là vòng thép có tính chất đàn hồi được chọn sao cho số lượng và chiều dày đảm bảo để mômen ma sát giữa phần tử động và bị động của giảm chấn thu hút được năng lượng dao động khi xảy ra cộng hưởng ở tần số thấp. Bộ phận cộng hưởng là các lò xo lá, khi tán đinh tán, các đinh tán sẽ sinh ra một lực chiều trục cần thiết để tạo nên mômen ma sát cần thiết. Khi dùng vòng ma sát đàn hồi thì lắp giảm chấn không cần điều chỉnh chính xác mômen ma sát như trường hợp như dùng vòng ma sát không đàn hồi. - Đối với ly hợp đang thiết kế, ta dùng phần tử ma sát là lò xo lá từ có tính chất đàn hồi. 5.2. Thiết kế tính toán hộp số. 5.2.1. Nhiệm vụ yêu cầu thiết kế. - Trong tời kéo dây tải điện hộp số có nhiệm vụ thay đổi số vòng quay và mômen động cơ truyền đến tang cho phù hợp với điều kiện kéo dây của tời kéo mà tự bản thân động cơ không thể đáp ứng được. · Tách lâu dài động cơ khi tời kéo chưa làm việc. · Từ nhiệm vụ yêu cầu thiết kế đặt ra đối với hộp số trong tời kéo phải: · Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp đảm bảo tính chất kéo của tời kéo. · Bố trí thích hợp, kích thước khối lượng nhỏ. · Kết cấu đơn giản làm, việc tin cậy bền vững. · Làm việc êm, chuyển số nhẹ, thuận tiện, không va đập. · Có vị trí trung gian để cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực. · Hiệu suất cao, giá thành rẻ. 5.2.2. Lựa chọn phương án thiết kế. - Hiện nay, hộp số có nhiều chủng loại khác nhau. Do đó khi thiết kế một hộp số cần phải căn cứ vào các điều kiện sử dụng, điều kiện kỹ thuật, công nghệ chế tạo…để chọn ra loại hộp số phù hợp. Ta nhận thấy đối với tời kéo, yêu cầu của hộp số làm sao cho dễ sử dụng và bố trí thích hợp là quan trọng. Yêu cầu này sẽ dễ dàng thỏa mãn nếu ta chọn hộp số 3 trục có các đường trục cố định, loại này có nhiều ưu điểm mà hộp số hành tinh không có được, nhất là mặt kết cấu và giá thành rẻ. - Chính vì vậy, với điều kiện, khả năng chế tạo, kỹ thuât cũng như kinh tế của nước ta, việc chọn loại hộp số có đường trục cố định sẽ phù hợp hơn và dễ được chấp nhận hơn. - Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng nối trực tiếp trục sơ cấp với trục thứ cấp. Khi đó, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và giảm mất mát công suất. - Ở các số truyền khác, mômen truyền qua hai cặp bánh răng do đó có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước bánh răng khá nhỏ gọn, nhờ đó giảm kích thước, trọng lượng của hộp số nên dễ dàng bố trí trên khung tời kéo. Điều này rất có ý nghĩa nhất là trong trường hợp vận chuyển tời kéo đi các địa hình khác nhau. Hình 5-6. Sơ đồ hộp số ba trục 1- Trục sơ cấp hộp số; 2- Trục thứ cấp hộp số; 3- Trục trung gian hộp số; 5.2.3. Thiết kế theo phương án đã chọn. 5.2.3.1. Chọn số tay số: - Giá trị khoảng tỷ số truyền: (5.28) Ở đây: ih1- Tỷ số truyền của số 1: ih1 = 3,47 ihn – Tỷ số truyền của số cao nhất: ihn = 0,66 Như vậy giá trị khoảng tỷ số truyền Ki: - Thiết kế hộp số có tỷ số truyền bố trí theo cấp số nhân, ta có thể xác định sơ bộ số cấp của hộp số như sau [9]: (5.29) Ở đây: n – số cấp của hộp số. qci,i+1 – Khoảng cách của các tay số cao: qci,i+1 = 1,3÷1,4 qti,i+1 – Khoảng cách giữa các tay số thấp: qti,i+1 = 1,6÷1,7 Qua tham khảo thực tế hộp số lắp trên tời, chọn: qci,i+1 = 1,4 qti,i+1 = 1,7 Như vậy : Vì n là số nguyên dương nên ta chọn n = 5 Vậy đối với tời kéo ta chọn n = 5 là thỏa đáng. 5.2.3.2. Xác định tỷ số truyền của các tay số: - Xác định tỷ số truyền các tay số trung gian: Hộp số thiết kế có số cấp là 5. Trong đó, tỷ số truyền của số 1 là:ih1 = 3,47; số5 là ih5 = 0,66 . Việc tiếp theo là xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian, có thể tiến hành theo các phương pháp: theo quy luật cấp số nhân hoặc theo quy luật cấp số điều hòa hoặc kết hợp cả hai quy luật trên. Ở đây ta chọn theo quy luật cấp số điều hòa. Khi đó, khoảng biến thiên tốc độ ở các tay số đều bằng nhau và bước ở các số truyền cao nhỏ hơn khá nhiều so với ở các số truyền thấp. Với hộp số 5 cấp, giá trị tỷ số truyền các tay số trung gian xác định theo phương pháp này lần lượt là: (5.30) 5.2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của hộp số: - Khoảng cách trục: Khoảng cách trục A có thể xác định theo công thức kinh nghiệm: [mm] (5.31) Ở đây: Ka – Hệ số kinh nghiệm. Ka = (17,0÷21,5) đối với hộp giảm tốc. Chọn Ka = 20 Memax – Mômen cực đại của đông cơ. Memax = 44,1 [Nm] Khi đó khoảng cách trục là: [mm] - Kích thước chiều trục của hộp số: Chiều rộng các vành răng: Chiều rộng các vành răng có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]: [mm] Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm] Như vậy: [mm] Chọn btb = 22 [mm] - Chiều rộng các ổ bi. - Chiều rộng các ổ bi có thể xác định theo công thức kinh nghiệm [9]: [mm] Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm] Như vậy: [mm] - Kích thước chiều rộng của ổ bi phụ thuộc vào loại ổ cụ thể, ở đây ta lấy sơ bộ B = 18 [mm]. - Chiều rộng các ống gài và đồng tốc: - Đối với đồng tốc gài hai phía (số 3 và số 4) chiều rộng của nó có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]: [mm] (5.34) Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 65 [mm] Như vậy: [mm] - Kích thước chiều trục Lh của cácte hộp số. Đối với hộp số 5 số, kích thước Lh được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [9]: [mm] (5.35) Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm] Như vậy: [mm] - Đường kính trục: Đường kính các trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào các công thức kinh nghiệm sau: - Đường kính các trục trung gian (d2) và thứ cấp (d3). Ở phần giữa (đối với trục bậc) theo [9]: [mm] Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm] Suy ra: [mm] Lấy: d2,3 = 31 [mm] - Kích thước và loại ổ trục: - Trong các hộp số 3 trục, thường thường sử dụng các ổ bi cầu và ổ bi trụ hướng kính một dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Ta xác định các kích thước d, D, B của ổ ( tính theo tỷ lệ tương đối đối với khoảng cách trục A ) có giá trị như sau: d – Đường kính ngỗng trục. D – Đường kính ngoài của ổ. B – Bề rộng ổ. - Các ổ phía sau của: + Trục thứ cấp: d = 0,4A =0,4×70 = 28 [mm] D = 0,9A = 0,9×70 = 63 [mm] B = 0,22A = 0,22×70 = 15,4 [mm] + Trục trung gian: d = 0,3A =0,3×70 = 21 [mm] D = 0,72A = 0,72×70 = 50,4 [mm] B = 0,2A = 0,2×70 = 14 [mm] - Các ổ phía trước của: - Trục trung gian: d = 0,3A =0,3×70 = 21 [mm] D = 0,72A = 0,72×70 = 50,4 [mm] B = 0,2A = 0,2×70 = 14 [mm] - Trục thứ cấp: d = 0,23A =0,23×70 = 16,1 [mm] - Từ kết quả tính được ở trên, tham khảo [1], ta chọn các loại ổ như sau: - Ổ sau trục sơ cấp ký hiệu IIIP1: 30 × 75 × 19 Loại ổ bi cầu hướng kính một dãy. - Ổ trước trục trung gian ký hiệu IIIPY2: 20 × 50 × 20,6 loại ổ bi cầu đỡ chặn 2 dãy. - Ổ sau trục trung gian ký hiệu PP1: 22 × 55 × 18 loại ổ bi trụ hướng kính một dãy. - Ổ trước truc thứ cấp ký hiệu PC: 19,3 ×25,3 × 19,8 loại ổ bi kim dài không có số vòng trong và ngoài. - Ổ sau trục thứ cấp ký hiệu IIIP1: 30 × 72 × 19 loại ổ bi cầu hướng kính một dãy. - Các thông số chính của bánh răng: - Môđuyn. Môđuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể chọn theo công thức kinh nghiệm [9]: mn = (0,032÷0,040)A Ở đây: A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm] mn = (0,032÷0,040)×70 = (2,24÷2,8) [mm] Tham khảo [9]: Chọn mn = 2,5 [mm] Chọn góc nghiêng của bánh răng (β). Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện: - Điều kiện 1: Đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (εβ) không nhỏ hơn một để bánh răng ăn khớp được êm dịu, tức là: - Điều kiện 2: Lực chiều trục tác dụng lên bánh răng nghiêng của trục trung gian phải tự cân bằng để giảm lực tác dụng lên các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tất cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thỏa mãn điều kiện: Ở đây: βi , ri – Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số thứ i trên trục trung gian. β1 , r1 – Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn khớp với bánh răng trục sơ cấp. Tuy nhiên ở đây ta sử dụng các bánh răng có góc nghiêng β như nhau để tạo điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa chữa. Theo số liệu thống kê [9], đối với hộp số 3 trục thì góc nghiêng β nằm trong khoảng: β = 220 ÷ 340 Ta chọn β = 23 - Số răng tổng của cặp bánh răng: - Số răng của tổng cặp bánh răng có thể xác định sơ bộ theo [9]: (5.37) Ở đây : Zt – Số răng tổng cộng của một cặp bánh răng. A – Khoảng cách trục: A =70 [mm] β – Góc nghiêng của răng. mn – Môđuyn pháp tuyến bánh răng. Xét đối với cặp bánh răng gài số 1 thì: β = 230 , mn = 2,5 [mm] Suy ra: số răng tổng Zt là: [răng] Zt là số nguyên nên làm tròn Zt = 51 [răng] - Khi đó khoảng cách trục A được xác định lại [9]: [mm] - Xác định số răng của các bánh răng. - Xác định số răng của cặp bánh răng gài số 1 Tỷ số truyền của một tay số là ih(k) bằng tích của tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp ia và tỷ số truyền của cặp bánh răng gài ig(k). Tức: Ta lại có: (5.38) Ở đây: Z1, Z1’ – Số cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 1. Để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số 1 của hộp số cần phân phối cho cặp bánh răng gài nhiều hơn, tức là: ig1 > ia , nên chọn Z1 = 16 [răng] Khi đó - Số bánh răng bị động của cặp bánh răng gài số truyền 1: [răng] - Khi đó tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là: - Xác định số răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp. Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp xác định theo [9]: Ở đây : Zt – Số răng bánh răng chủ động. A – Khoảng cách trục: A = 70 [mm] β – Góc nghiêng của răng: β =230. mn – Môđuyn pháp tuyến bánh răng: mn = 2,5 [mm] Suy ra: [răng] Làm tròn Za = 19 [răng] Số răng bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định theo công thức: [răng] Làm tròn Za’ = 31 [răng - Khi đó tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp: - Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 2. Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 2: - Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 2 xác định theo [9]: [răng] Làm tròn Z2 = 22 [răng] - Số răng bánh răng bị động Z2’: - Ở đây: Zt’ – Số răng tổng cộng của các cặp bánh răng luôn ăn khớp. [răng] Suy ra: Z2’ = 50-22 = 28 [răng] - Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 3: Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 3: Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 3: [răng] Làm tròn Z3 = 27 [răng] Số răng bị động: [răng] - Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 5 : Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số 5 : Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng gài số 5: Làm tròn Số răng bị động: [răng] - Tính kiểm tra lại tỷ số truyền của các tay số. Trong quá trình xác định số răng của các bánh răng, do làm tròn số răng nên tỷ số truyền các tay số sẽ khác so với tính toán ban đầu. Chính vì vậy ta phải tiến hành tính toán kiểm tra lại tỷ số truyền các tay số: nếu sự sai khác tỷ số truyền dưới 5% thì vẫn đạt yêu cầu. Đối với cặp bánh răng luôn ăn khớp: Za = 19,Za’ = 31,ia = (Za’/ Za) = 1,65. Đối với cặp bánh răng gài số 1: Z1 = 16, Z1’ = 35, ig1 = (Z1’/ Z1) = 2,18. Đối với cặp bánh răng gài số 2 : Z2 = 22, Z2’ = 28, ig2 = (Z2’/ Z2) = 1,27 Đối với cặp bánh răng gài sô 3: Z3 = 27, Z3’ = 23, ig3 = (Z3’/ Z3) = 0,85 Đối với cặp bánh răng gài số 5: Như vậy tỷ số truyền các tay số là: - Số 1: - Số 2: - Số 3: - Số 5 : Kiểm tra lại sự sai khác của tỷ số truyền: - Số 1: - Số 2: - Số 3: - Số 5 : Ở đây: ih1 – Tỷ số truyền các tay số tính được. ih10 – Tỷ số truyền các tay số tính chọn ban - Các thông số hình học của các bánh răng. - Cặp bánh răng luôn ăn khớp. Số răng: Za = 19 [răng], Za’ = 31 [răng] Môđuyn pháp: mn = 2,5 [mm] Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25×2,5 = 5,625 [mm] Chiều cao đầu răng: hđ = mn = 2,5 [mm] Độ hở hướng tâm: c = 0,25mn = 0,25×2,5 = 0,625 [mm]. Đường kính vong chia: [mm] [mm] Đường kính vòng lăn: d = dc = 51 [mm], d’ = dc’ = 84 [mm] Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2mn = 51 + 2×2,5 = 56 [mm] De’ = dc’ + 2mn = 84 + 2×2,5 = 89 [mm] Đường kính vòng chân răng: [mm] [mm] - Cặp bánh răng gài số 1 Số răng: Z1 = 16 [răng], Z1’ = 35 [răng] Môđuyn pháp: mn = 2,5 [mm] Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25×2,5 = 5,625 [mm] Chiều cao đầu răng: hđ = mn = 2,5 [mm] Độ hở hướng tâm: c = 0,25mn = 0,25×2,5 = 0,625 [mm] Đường kính vong chia: [mm] [mm] Đường kính vòng lăn: d = dc = 43 (răng), d’ = dc’ = 95 [mm] Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2mn = 43 + 2×2,5 = 48 [mm] De’ = dc’ + 2mn =95 + 2×2,5 =100 [mm] Đường kính vòng chân răng: [mm] [mm] Cặp bánh răng gài số 2: Số răng: Z2 = 22 [răng], Z2’ = 28 [răng]. Môđuyn pháp: mn = 2,5 [mm] Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25×2,5 = 5,625 [mm] Chiều cao đầu răng: hđ = mn = 2,5 [mm] Độ hở hướng tâm: c = 0,25mn = 0,25×2,5 = 0,625 [mm] Đường kính vong chia: [mm] [mm] Đường kính vòng lăn: d = dc = 59,8 (răng), d’ = dc’ = 76 [mm] Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2mn = 59,8 + 2×2,5 = 64,8 [mm] De’ = dc’ + 2mn = 76+ 2×2,5 = 81 [mm] Đường kính vòng chân răng: [mm] [mm] -Cặp bánh răng gài số 3: Số răng: Z3 = 27 [răng], Z3’ =22 [răng] Môđuyn pháp: mn = 2,5 [mm] Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25×2,5 = 5,625 [mm] Chiều cao đầu răng: hđ = mn = 2,5 [mm] Độ hở hướng tâm: c = 0,25mn = 0,25×2,5 = 0,625 [mm] Đường kính vong chia: [mm] [mm] Đường kính vòng lăn: d = dc = 73,3 [răng], d’ = dc’ = 59,74 [mm] Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2mn = 73,3 + 2×2,5 = 78,3 [mm] De’ = dc’ + 2mn = 59,74 + 2×2,5 = 64,74 [mm] Đường kính vòng chân răng: [mm] [mm] - Cặp bánh răng gài số 5: Số răng: Z3 = 36 [răng], Z3’ =14 [răng] Môđuyn pháp: mn = 2,5 [mm] Chiều cao răng: h = 2,25mn = 2,25×2,5 = 5,625 [mm] Chiềucao đầu răng: hđ = mn = 2,5 [mm] Độhở hướng tâm: c = 0,25mn = 0,25×2,5 = 0,625 [mm] Đườngkính vong chia: [mm] [mm] Đường kính vòng lăn: d = dc = 96,8 [răng], d’ = dc’ = 38 [mm] Đường kính vòng đỉnh răng: De = dc + 2mn = 96,8+ 2×2,5 = 101,8 [mm] De’ = dc’ + 2mn = 38 + 2×2,5 = 43 [mm] Đường kính vòng chân răng: [mm] [mm] 5.2.3.4. Tính toán đồng tốc. Nhiệm vụ tính toán. Tính toán đồng tốc có nhiệm vụ chính sau: - Xác định các kích thước cơ bản để đồng tốc đảm bảo được hiệu quả yêu cầu, thể hiện qua chỉ tiêu – thời gian đồng tốc tc và tuổi thọ cần thiết – đánh giá qua giá trị áp suất và công trượt riêng trên bề mắt ma sát. - Xác định các thông số của bộ phận khóa để đảm bảo chống gài số khi chưa đồng tốc. Hình 5-7 Sơ đồ tính toán đồng tốc 1- Mặt côn; 2- Vành răng đồng tốc; 3- Vành răng bánh răng; 4- Chốt khóa. Trong sơ đồ này, hệ thống đồng tốc về nguyên tắc được chia thành hai phần: - Phần thứ nhất: Bao gồm các khối lượng có lien hê động học với trục thứ cấp như: Trọng lượng kéo, khối lượng các bộ phận tính từ trục thứ cấp đến tang. - Phần thứ hai: Bao gồm các chi tiết có liên hệ động học với trục sơ cấp hộp số (tính từ đĩa bị động ly hợp đến bánh răng cần gài số ) như: đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng trên nó, các bánh răng trục thứ cấp, số lùi ăn khớp với các bánh răng trục trung gian. Mômen quán tính của các khối lượng này được quy dẫn về trục sơ cấp hộp số và ký hiệu là Jb . - Xác định kích thước cơ bản. - Để xác định kích thước cơ bản của đồng tốc, cần phải thiết lập mối quan hệ giữa các thông số kích thước và các chỉ tiêu làm việc của đồng tốc. Muốn vậy, ta phải viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính Jb khi chuyển số, với giả thiết: - Bỏ qua ảnh hưởng lực cản của dầu bôi trơn đến sự giảm tốc độ góc của bánh răng vì trong điều kiện nhiệt độ bình thường ảnh hưởng này không đáng kể. Ta được: (5.40) Tích phân phương trình (5.40) nhận được: (5.41) Ở đây: Mms – Mômen ma sát của đồng tốc (Nm), xác định theo công thức: (5.42) Trong đó: μ – Hệ số ma sát α – Nửa góc côn của bề mặt ma sát rms – Bán kính trung bình của bề mặt ma sát Q – Lực chiều trục tác dụng lên chiều trục ma sát. Lực này do người điều khiển tác dụng lên đòn điều khiển tạo ra, do vậy: Q = Pđk×iđk×ηđk [N] (5.43) Trong đó: Pđk – Lực tác dụng lên đòn điều khiển [N] iđk, ηđk – Tỷ số truyền từ đòn điều khiển đén nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn động tương ứng. iđt – Tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là iđt = ihk. ωa, ωb – Tốc độ góc của trục cần nối (trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài đặt trên nó (rad/s). Rõ rang: (5.44) Trong đó: ihk, ihk±1 – Tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc của hộp số. ωe – Tốc độ góc trục khuỷu động cơ (rad/s) khi chuyển số: ωe có thể xác định gần đúng theo công thức: ωe = (0,6÷0,7) ωN khi chuyển từ số thấp lên số cao hơn. ωe = (0,4÷0,5) ωN khi chuyển từ số cao xuống số thấp. - Trong đó: ωN – Tốc độ góc của trục khuỷu ứng với công suất cực đại của động cơ. [rad/s] Với nN = 3600 (vg/ph) Suy ra: [rad/s] Do đó: - Khi chuyển từ số thấp lên số cao: Chọn: ωe = 0,65ωN = 0,65×376,8 = 244,92 [rad/s] - Khi chuyển từ số cao xuống thấp: Chọn: ωe = 0,45ωN = 0,45×376,8 = 169,56 [rad/s] Jb – Mômen quán tính quy dẫn, được xác định như sau: (5.45) Trong đó: - Jlh, Jsc, Jtg – Mômen quán tính đĩa bị động ly hợp (đĩa ma sát), trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và bánh răng lắp trên nó. - Jhi – Mômen quán tính của bánh răng tay số thứ I đặt trên trục thứ cấp. - ia , ihi – Tỷ số truyền cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (luôn luôn ăn khớp), tay số thứ I của hộp số. - Xác định Jlh – Đĩa ma sát bao gồm phần xương và phần tấm ma sát gắn trên phần ngoài của nó nên ta có thể xem nó là một chi tiết dạng vành. Khi đó Jlh được xác định theo công thức: [kg.mm2] (5.46) Ở đây : ρ – Khối lượng riêng của vật liệu làm ly hợp Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] b – Bề rộng phần xương đĩa ma sát. Chọn b = 1,3 [mm] Rtb – Bán kính trung bình đĩa ma sát h – Chiều cao tấm ma sát Rtb, h được xác định theo công thức sau: (5.47) Trong đó: D1, D2 – Đường kính trong và đường kính ngoài của đĩa ma sát. Theo [3] : D1, D2 được xác định bằng công thức kinh nghiệm sau: [cm] (5.48) Ở đây: Memax – Mômen cực đại của động cơ [Nm] C – Hệ số kinh nghiệm, đối với tời kéo C = 4,7 . Suy ra: [cm] - Đường kính trong của đĩa ma sát: D1 = (0,53÷0,75)D2 ( 5.49) D1 = (0,53÷0,75)×9,67 = (5,125÷7,25) [cm] Chọn D2 = 10 (cm) = 100 [mm] D1 = 7 [cm] = 70 [mm] Suy ra: Vậy: [kg.mm2] - Xác định Jsc – Mômen quán tính trục sơ cấp được xác định theo công thức sau: [kg.mm2] Ở đây : ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp. Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] Dsc – Đường kính trục sơ cấp: Dsc = d1 = 30 [mm] l – Chiều dài trục sơ cấp, có thể xác định như sau: l = Dsc/0,15 = 30/0,15 = 200 [mm] Suy ra: [kg.mm2] - Xác định Jtg : Jtg = Jtg1 + Jtg2 Trong đó: Jtg1 – Mômen quán tính của trục trung gian. Jtg2 – Mômen quán tính của các bánh răng trên trục trung gian. Mômen quán tính trục trung gian được xác định theo công thức: [kg.mm2] (5.50) Ở đây : ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp. Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] Dsc – Đường kính trục sơ cấp: Dsc = d2 = 32 [mm] l – Chiều dài trục sơ cấp, có thể xác định như sau: l = Dtg/0,15 = 32/0,15 = 213,3 [mm] Suy ra: [kg.mm2] Mômen quán tính của các bánh răng trên trục trung gian được xác định theo công thức: (5.51) Ở đây: ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp. Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] b – Bề rộng các bánh răng luôn ăn khớp, số 3, số 2: b = 20 [mm] b1 – Bề rộng bánh răng số 1: b1 = 20 [mm] d3, d3, d2, d1- Đường kính vòng lăn các bánh răng luôn ăn khớp, số 3, số 2, số 1: da =84[mm],d3=59,74[mm],d2= 76[mm],d1=95 [mm], Dtg – Đường kính trục trung gian: Dtg = d2 = 31 [mm] Suy ra: Jtg2 = 7,8×10-6×3,14×20×(1/32)×{()+(844 – 314) + (59,744 – 314) + (764 – 314) + (954 – 314) ×(20/20)} = 2737[kg.mm2] Vậy Jtg = Jtg1 + Jtg2 = 163,1 +2737 = 2947,8 [kg.mm2] - Xác định Jhi : Trên trục thứ cấp chỉ có bánh răng gài số 2, số 3 luôn ăn khớp với trục trung gian nên: Jhi bao gồm Jh2 và Jh3 . Trong đó: - Jh2 – Mômen quán tính bánh răng gài số 2. - Jh3 – Mômen quán tính bánh răng gài số 3. - Mômen quán tính bánh răng gài số 2, Jh2 được xác định theo công thức sau: (5.52) Ở đây: ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp. Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] b – Bề rộng các bánh răng gài số 2: b = 20 [mm] dg2 – Đường kínhvòng lăn các bánh răng gài số 2: dg2 = 76 [mm] Dtc – Đường kính trục thứ cấp: Dtc = d3 = 31 [mm] Suy ra: [kg.mm2] - Mômen quán tính bánh răng gài số 3, Jh3 được xác định theo công thức sau: (5.53) Ở đây: ρ – Khối lượng riêng của vật liệu trục sơ cấp. Đối với thép ρ = 7,8×10-6 [kg/mm3] b – Bề rộng các bánh răng gài số 3: b = 20 [mm] dg3 – Đường kínhvòng lăn các bánh răng gài số 3: dg3 = 59,74 [mm] Dtc – Đường kính trục thứ cấp: Dtc = d3 = 31 [mm] Suy ra: [kg.mm2] Vậy : Thay (5.52) và (5.53) vào (5.51), sau khi biến đổi, xác định được: (5.54) Trong công thức (5.54), một số đại lượng được xác định [3]: - Nửa góc côn bề mặt ma sát α : α = 70÷120. Chọn α = 70. - Hệ số ma sát μ : μ = 0,06÷0,1 ; đối với cặp ma sát thép – đồng thau. Chọn μ = 0,07. - Thời gian đồng tốc tc , đối với tời kéo: tc = (0,15÷0,30)s ( cho các tay số cao) tc = (0,50÷0,80)s ( cho các tay số thấp) Chọn tc = 0,25. - Lực tác dụng lên đòn điều khiển Pđk = 60 (N) đối với tời kéo. - Tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc iđk: iđk = 2÷3. Chọn iđk = 2. - Hiệu suất dẫn động từ đòn điều khiển đến gạt đồng tốc ηđt: ηđt = 0,85÷0,9 . Chọn ηđt = 0,85. - Vậy: Bán kính trung bình của bề mặt ma sát bánh răng gài số 3: - Khi chuyển từ số 2 lên số 3: - Khi chuyển từ số 4 xuống số 3: Bán kính trung bình của bề mặt ma sát bánh răng gài số 4 [mm] Tuy nhiên để cho đơn giản trong chế tạo và sửa chữa cũng như thống nhất sản phẩm, ta chọn một kích thước như nhau cho đồng tốc. Chọn rms = 15,75 (mm). Từ giá trị rms vừa tìm được, ta có thể xác định được: - Chiều rộng cần thiết của bề mặt ma sát ( tính theo mặt côn sinh ), để đảm bảo cho áp suất không vượt quá giá trị cho phép: (5.55) Hay: (5.56) Ở đây: Pđk, iđk, ηđk, α – Đã được xác định ở phần trên. [p] – Áp suất cho phép trên bề mặt ma sát: [p] = 1÷1,5. [N/mm2] Chọn [p] = 1 [N/mm2] Suy ra: [mm] - Bán kính trung bình của bề mặt hãm rβ (bán kính bề mặt phản lực): rβ = (0,85÷1,15)rms. (5.57) Chọn rβ = 1,15×rms = 1,15×15,75 = 18,1 [mm] 5.2.3.5. Tính công trượt. - Công trượt (Wms): Công trượt Wms trên bề mặt ma sát của đồng tốc được xác định theo công thức: (5.58) - Khi gài số 2 (Chuyển từ số 1 xuống): [J] - Khi gài số 3 (Chuyển từ số 4 xuống): [J] - Khi gài số 4: [J] - Khi gài số 5 : - Công trượt riêng (wms) Công trượt riêng wms là công trượt tính cho một đơn vị diện tích bề mặt ma sát, do vậy: (5.59) Ở đây: rms, bms – Bán kính trung bình và chiều rộng của bề mặt ma sát. rms = 1,575 [cm], bms = 0,845 [cm] - Khi gài số 3 (Chuyển từ số 2 lên): [J/cm2] - Khi gài số 3 (Chuyển từ số 4 xuống): [J/cm2] - Khi gài số 4: [J/cm2] - Khi gài số 5 : [J/cm2] - Xác định góc vát bề mặt hãm (β) của bộ phận khóa: Bộ phận khóa của đồng tốc thiết kế là loại răng phản lực. Để đảm bảo yêu cầu không cho gài số khi chưa đồng tốc, góc vát β của bề mặt hãm phải thỏa mãn điều kiện: K > S (5.60) Ở đây: K – Lực do mômen ma sát tạo ra, có tác dụng ép chặt các bề mặt khóa, chống lại sự gài số. S – Lực xuất hiện trên bề mặt vát, khi người lái tác dụng lên đồng tốc lực chiều trục Q, có tác dụng tách các bề mặt hãm để thực hiện bề mặt gài số. Theo điều kiện cân bằng lực ta có: Thế các biểu thức trên vào (5.60) nhận được: (5.61) Hay: 5.3.Thiết kế các bộ truyền của hộp giảm tốc 5.3.1. Nhiêm vụ yêu cầu thiết kế. Trong tời kéo dây tải điện hộp giảm tốc có nhiệm vụ : Giảm tốc độ, tăng tỷ số truyền, tăng mômen xoắn để tăng khả năng kéo của tời. Truyền mômen giữa hai trục chéo nhau, góc giữa hai trục là 900 . Yêu cầu đặt ra với hộp giảm tốc là có tỷ số truyền thích hợp, khả năng chịu tải lớn, hệ số an toàn cao, gọn nhẹ, bố trí thích hợp. 5.3.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 5.3.2.1Chọn vật liệu : làm bánh răng nhỏ là thép c50 tôi cải thiện , độ rắn 240HB MPA ; MPA ; bánh lớn là thép 45 thường hoá , độ rắn 200HB, MPA ; MPA ,phôi rèn . 5.3.2.2.Định ứng suất cho phép - Ưng suất tiếp xúc cho phép : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn - Ưng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng tính theo công thức : lấy và hệ số an toàn Bánh nhỏ = 500 MPa Bánh lớn = 427Mpa - Ưng suất uốn cho phép ; Giới hạn bền mỏi uốn của bánh nhỏ và bánh lớn : ứng suất mỏ uốn cho phép được tính theo công thức Hệ số an toàn Hệ số Hệ số ( m =2) ứng suất mỏ uốn cho phép của bánh nhỏ ứng suất mỏ uốn cho phép của bánh lớn - Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Bánh nhỏ Bánh lớn - Ưng suất uốn cho phép khi quá tải Bánh nhỏ 2,2.240=528 Mpa Bánh lớn 2,2.200 =440 Mpa 5.3.2.3.Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức : Mô men xoắn trên bánh nhỏ hệ số chiều rộng vành răng cho theo =0,3 =0,3.9(3+1)/2=0,6 lấy sơ bộ ; vậy =53,4 (mm) lấy 5.3.2.4.Tính khoản cách trục sơ bộ : Môdun pháp m = =(1,062,12) mm chọn m = 2 (mm) 5.3.2.5.Chọn sơ bộ góc nghiêng : số răng = 26(răng ) = 26.3 =78 (răng ) cos = = = 0,981 5.3.2.6.Các kích thước cơ bản của các bánh răng : - Các đường kính vòng chia : ( mm) (mm) - Chiều rộng vành răng : lấy 32 (mm) - hệ số trùng khớp dọc 5.3.2.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : - Theo công thức : - Hệ số trùng khớp ngang [ 1,88 – 3,2(1/+ 1/)}.cos 1,7 - Hệ số Với Vận tốc vòng : Với vận tốc vòng v3(m/s) chọn cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh răng ta chọn ,suy ra : Vậy : 5.3.2.8.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : - ứng suất uốn tính theo công thức Xác định theo số răng tương đương Áp dụng công thức : , chọn ,chọn với cấp chính xác là 9 thì chọn hệ số tính theo công thức : = =0,004.73.2,87.= 4,981 Hệ số Vậy ứng suất uốn : 5.3.2.9.Kiểm nghiệm độ bền của răng khi quá tải : - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của răng bánh lớn Ta có công thức = Mà - Kiểm nghiệm ứng suất suất uốn khi quá tải ơ 5.3.3. Thiết kế bộ truyền trục vít- bánh vít của hộp giảm tốc Hình 5-8 Sơ đồ tính hộp giảm tốc trục vít bánh vít. 5.3.3.1. Chọn vật liệu chế tạo: - Dùng vật liệu chế tạo bánh vít là đồng thanh không thiết, vật liệu chế tạo trục vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45 5.3.3.2. Xác định ứng suất cho phép: - Phương pháp tính ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít cũng tương tự như bộ truyền bánh răng, song cũng có một vài thay đổi cho phù hợp với đặc điểm làm việc của bộ truyền trục vít. - Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên ở đây ta chỉ cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít. - Với bánh vít làm bằng đồng thanh, dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất suất tiếp xúc cho phép được xác định từ điều kiện chống dính, phụ thuộc vào trị số vận tốc trượt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải ( Ứng suất cho phép trong trường hợp này được xác định từ độ bền tỉnh chứ không phải từ độ bền mỏi). - Như vậy ứng suất cho phép đối với bộ truyền trục vít được xác định như sau: - Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]: Theo [1]: Bánh vít đúc ly tâm có σb = 600 [Mpa], σch = 400 [Mpa]. Theo [1]: Với cặp vật liệu đồng thanh thép tôi [σH] = 315 [Mpa] - Ứng suất uốn cho phép [σF]: Đối với bánh vít bằng vật liệu đồng thanh, ứng suất được xác định theo [1]: [σF] = [σFo].KFL (5.62) Với bộ truyền làm việc 2 chiều [σFo] tính theo [1]: [σFo] = 0,16.σb (5.63) [σFo] = 0,16.600 = 96 [Mpa] Hệ số tuổi thọ: KFL = Trong đó: NFE = 2,5.107 - chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do đó: [σF] = [σFo].KFL = 96.0,7 = 67,2 [Mpa] - Ứng suất cho phép khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σHmax] và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σFmax] được xác định theo [1]: [σHmax] = 2.σch (5.64) [σHmax] = 2.400 = 800 [Mpa]. [σFmax] = 0,8.σch (5.65) [σHmax] = 0,8.400 = 320 [Mpa] 5.3.3.3. Tính thiết kế. - Xác định khoảng cách trục aω Khoảng cách trục aω được xác định theo [1]: aω = (5.66) Chọn sơ bộ kH = 1,2 , với u = 29, Z1 = 2. Do đó Z2 = u.Z1 = 58 [răng] T2 = = 4100,6 [Nm] Tính sơ bộ hệ số đường kính q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.Z2 (5.67) q = 0,3.58 Chọn q = 17 Thay các giá trị vào (5.66) ta được: aω = = [mm] Tính môđun m: m = (5.68) m = [mm] Do đó: aω = [mm] Chọn khoảng cách trục aω = 220 [mm] - Hệ số dịch chỉnh: x = (5.69) x = [mm] - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Xác định chính xác độ bền tiếp xúc [σH] : dω1 = (q + 2.x).m (5.70) = (17 + 2.0,02).5,853 = 99,96 [mm] (dω1 – Đường kính vòng lăn trục vít). góvít= =(5.71) Vậy : vs = [m/s] = 1,81< 5 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã thiết kế phải thỏa mãn điều kiện sau: (5.72) Với vs = 1,81 , chọn [σH] = 230 (MPa), kHV = 1,3 T2 = 4100,6 [Nm] KH – Hệ số tải trọng động: KH = KHB.KHV = 1.1,3 = 1,3 Thay các giá trị trên vào (5.72) ta được: [Mpa] Ta thấy σH < [σH] = 230 [Mpa]. Nên điều kiện tiếp xúc được thỏa mãn. - Kiểm nghiệm điều kiện bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép [σF], theo [1]: (5.73) Trong đó: mn = m.cosγ = 5,853.0,963 = 5,64. kF = klt = 1,3 , hệ số tải trọng động. d2 – Đường kính vòng chia bánh vít (d2 = m.Z2 ) d2 = 5,853.58 = 340 [mm] b2 – Chiều rộng vành răng bánh vít. = =74,5[mm] Chọn b2 = 74[mm] YF = 1,38: hệ số chạy răng tra bảng 7-8 [1] theo số răng tương đương: Thay các giá trị vào (7.73) ta được: Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn. - Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aω = 220 [mm] - Môđun: m = 5,853 [mm] - Hệ số đường kính: q = 17 - Tỷ số truyền: u = 29 - Hệ số dịch chỉnh: x = 0,08 - Số răng trục vít: Z1= 2 - Số răng bánh vít: Z2 = 58 - Góc vít: γ = 15,510 -Chiều rộng bánh vít: b2 = 74 [mm] - Chiều dài phần cắt răng của trục vít: b1 = 120 [mm] - Đường kính ngoài của bánh vít:daM2 = da2 + m =340+5,853=345,853 [mm] - Đường kính chia: d1 = 17.5,853 = 99,5 [mm] d2 = 340 [mm] - Đường kính đỉnh: da1 = 99,5 + 2.5,853 = 111,206 [mm] da2 = 351,706 [mm] - Đườngkínhvòngchân:df1= [mm] df2 = [mm] 5.4. Thiết kế tính toán thiết bị dừng. - Thiết bị dừng dùng để giữ dây cáp mồi và dây tải điện ở trạng thái treo khi gặp sự cố khi kéo dây, có thể là mắc dây tải điện trên puly tại chỗ nối dây cáp mồi với dây tải điện hoặc khi dây tải điện bị các cây trên đường truyền tải. Thiết bị dừng không cản trở việc kéo dây, có hệ số an toàn cao, dừng dứt khoát, kết cấu đơn giản, dễ bố trí trên tời kéo và sử dụng. Do đó ta chọn thiết bị dừng bánh cóc, thiết bị này gồm các bánh cóc gắn trên tang bằng cách hàn và con cóc có trục lắp trên phần cố định của cơ cấu. Con cóc ăn khớp với bánh răng của bánh cóc và chỉ cho phép tang quay theo chiều kéo dây điện, muốn hạ dây cần nhấc con cóc ra khỏi bánh cóc. Sơ đồ tính toán bánh cóc: Hình 5-9 Sơ đồ tính toán bánh cóc. 1- Bánh cóc; 2- Tang; 3- Con cóc; 4- Trục con cóc. Bánh cóc làm bằng thép 45 Chọn đường kính ngoài bánh cóc D = 200 [mm] Lực vòng P trên răng cóc khi thiết bị dừng làm việc xác định theo [7]: (5.74) Mx – Mômen xoắn trên truc đặt bánh cóc. Do ta đặt bánh cóc trên tang nên Mx = 4100,6.103 [N.m] [N] Lực P có thể phân tích thành hai lực thành phần là lực nên N = P.cosα , gây nên lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa con cóc và lực T = P.sinα. Để con cóc vào ăn khớp được với bánh răng bánh cóc thì phải đảm bảo điều kiện: (5.75) , hay . Tức . Với - Góc ma sát Vị trí chịu lực nguy hiểm đối với con cóc và răng bánh cóc là vị trí khi con cóc mới vào khớp, khi đó là tiếp xúc đường. Đối với răng bánh cóc ta cần phải kiểm tra sức bền cạnh theo điều kiện (5.76) P – Lực vòng trên bánh cóc b – Chiều rộng răng bánh cóc [q]-Tải trọng phân bố cho phép của vật liệu bánh cóc trên một đơn vị chiều dài. Để đảm bảo chiều dài tiếp xúc ta lấy chiều rộng con cóc B lớn hơn chiều rộng răng bánh cóc b từ (2÷4) [mm]. Đặt φ = Ta có: (5.77) Do chưa biết số răng bánh cóc nên ta sử dụng công thức sau: φ – Hệ số chiều rộng răng. [q] – Tải trọng phân bố cho phép của vật liệu bánh cóc trên một đơn vị chiều dài. Theo [7]: Với vật liệu bánh cóc thép 45, φ = 2, [q] = 400 [N/mm] Vậy [mm] Chọn m = 8 [mm] Chiều rộng bánh cóc: b = m.φ = 8.2 = 16 [mm] Chiều rộng bánh cóc lấy bằng 20 mm để phòng trường hợp lắp ghép không chính xác vẫn ăn khớp. Ta kiểm tra thêm sức bền bánh răng cóc theo ứng suất uốn. Lúc này ta xem răng của bánh cóc như một dầm công xôn và đuôi răng trên khoảng h = m và chịu lực tác dụng P mặt cắt ở chỗ a = 1,5 [mm]. a = 1,5.20 = 30 [mm], h = m = 8 [mm] Mômen cản uốn tiết diện chân răng [mm2] Mômen uốn răng: Mu = P.h = P.m = Z – Số răng của bánh cóc, Z = [N.mm] Ứng suất uốn lớn nhất: [σu] - Ứng suất uốn cho phép, với thép 45: [σu] = 100÷200 [N/mm2] [N/mm2] Vậy: nên răng bánh cóc đảm bảo điều kiện uốn. 6. Lắp đặt và hướng dẫn sử dụng tời kéo dây tải điện. 6.1. Lắp đặt tời kéo dây tải điện. · Trong khi lắp đặt động cơ, ly hợp, hộp số, khớp nối, các hộp giảm tốc, tang lên các khung tời yêu cầu hợp lý để cho kích thước cả cụm tời gọn về mặt kết cấu, đảm bảo về mặt kỹ thuật, có độ cứng vững cao. · Tháo lắp đơn giản · Cơ cấu điều khiển định vị và điều chỉnh đơn giản · Các bộ phận, ổ và khớp nối cần được bôi trơn dễ dàng, có tính công nghệ, tính kinh tế và độ tin cậy trong sử dụng · Khi lắp tang với trục hộpgiảm tốc phải đảm bảo độ cứng vững cao vì bộ phận này chịu tải trọng lớn · Khớp nối giữa hộp số với hộp giảm tốc phải tháo lắp được, do đó ta có thể sử dụng khớp nối các đăng có mối ghép then hoa, để khi sử dụng và vận chuyển ta có thể tháo lắp dễ dàn · Cụ thể lắp các bộ phận đối với tời kéo như sau: · Trước tiên làm hai khung tời có độ cứng vững cao, bệ khung có chỗ bắt bulông để bắt các bộ phận lên khung tời và có chỗ đặt bình nhiên liệu, bình điện · Động cơ được bắt lên bệ khung bằng hai bulông · Ly hợp được bắt lên động cơ và hộp số · Hộp số bắt lên ly hợp và bắt lên bệ khung bằng bulông · Hộp giảm tốc số 1 được bắt lên bệ khung bằng bulông, giữa hộp số và hộp giảm tốc số 1 là khớp nối các đăng · Hộp giảm tốc số 2 được hàn lên bệ khung, với cách hàn hộp giảm tốc số 2 lên bệ khung thì khả năng liên kết giữa hộp giảm tốc với bệ khung là bền vững hơn so với bulông. 6.2. Hướng dẫn sử dụng tờii kéo dây tải điện. 6.2.1. Kiểm tra trước khi vận hành máy. · Kiểm tra mức nhớt cho động cơ, hộp số và các hộp giảm tốc: Nút châm nhớt Vị trí thăm nhớt Vị trí xả nhớt Hình 6-1 Kiểm tra mức nhớt cho động cơ Vị trí châm nhớt Vị trí thăm nhớt Vị trí xả nhớt Hình 6-2 Kiểm tra mức nhớt cho hộp số · Kiểm tra nhiên liệu trong thùng chứa. · Kiểm tra cần điều khiển số phải đảm bảo ở vị trí số 0 (mo) · Thu gom những vật lạ trên máy. 6.2.2. Khởi động máy. · Bước 1: Kéo cần điều khiển bướm gió (Cần kéo e) ra vị trí đóng (hình 6.3) Hình 6-3 Hướng kéo cần điều khiển bướm gió · Bước 2: Kéo nhẹ cần điều khiển ga lên khỏi vị trí thấp nhất (vị trí min) như hình 6-4. Hình 6-4 Hướng kéo cần ga lên khỏi vị tri min (thấp nhất) (Vị trí thấp nhất) · Bước 3: Bật công tắc sang vị trí mở “ON” như hình 6-5. Nếu có bình ắc quy thì bật công tắc sang nút “START”, khi máy nổ ta nhả ngay công tắc về vị trí “ON” Hình 6-5. Hướng bật công tắc chuẩn bị khởi động máy a. Trường hợp không có bình ắcquy b. Trường hợp khởi động bằng máy điện · Bước 4: Đóng cần điều khiển gió về vị trí mở “OPEN” và kéo cần ga về vị trí min (thấp ga) và cho chạy không tải trong vòng 1 phút. b. Điều chỉnh cần ga a. Điều chỉnh cần điều khiển gió Hình 6-6 Điều chỉnh sau khi máy nổ · Bước 5: Sau khi máy nổ ổn định tiến hành điều chỉnh tải từ thấp đến cao (tương ứng với nút từ MIN đến MAX) cho phù hợp. Hình 6-7 Cách điều chỉnh tải từ thấp đến cao (MIN đến MAX) 6.2.3. Ngừng hoạt động máy. · Bước 1: Kéo cần ga về vị trí min (thấp nhất) theo hướng như hình 6-8. Đồng thời trả cần số về vị trí mo (số 0) Hình 6-8 Trả cần ga về vị trí MIN Hình 6-9 Bật côg tắc về lại vị trí OF (tắc) · Bước 2: Bật côg tắc về lại vị trí OF (tắc) 6.2.4. Kỹ thuật kéo. · Bước 1: Đặt máy ở vị trí bằng phẳng, nẳm trên đường thẳng cần kéo, chằng giữ máy bằng hai sợi cáp ở vị trí thấp hơn móc của khung máy để tạo sự ổn định cho máy và tải đè lên máy sẽ nhẹ hơn. · Bước 2: Quấn cáp kéo tải vào ống tang từ (3¸5) vòng tùy theo tải nặng hay nhẹ. Các vòng được quấn phải thưa để dây không đè lên nhau và dễ khi nhả cáp. Hướng kéo Hướng kéo Vị trí móc neo Hình 6-10. Hướng kéo cáp và cách đặt máy tời · Bước 3: Khởi động máy, cho chạy không tải 1 phút, sau đó chỉnh cần ga cho ổn định máy. · Bước 4: Vào số 1, cuốn cáp đến khi cáp tải vừa căng rồi điều chỉnh lại vị trí máy cho đúng hướng kéo. · Bước 5: Vào các số thích hợp để kéo tải phù hợp. 6.2.5. Bảo quản và bảo dưỡng. 6.2.5.1. Bảo dưỡng · Bảo dưỡng hằng ngày sau khi làm việc: · Vệ sinh máy sạch sẽ · Kiểm tra mức nhớt của động cơ, hộp số, các hộp giảm tốc… · Kiểm tra lọc gió của động cơ, sự rò rỉ của nhiên liệu… · Kiểm tra độ rơ của máy tại các vị trí bắt bulông, vít… · Bảo dưỡng hằng tháng ( hoặc 60 giờ làm việc): · Thay nhớt động cơ sau 20 giờ đầu làm việc. · Vệ sinh bộ lọc gió. · Bảo dưỡng hằng quý (hoặc 150 giờ làm việc) · Thay nhớt hộp số, động cơ, các hộp giảm tốc… · Bảo dưỡng lại toàn bộ động cơ. 6.2.5.2. Bảo quản. · Khi máy không làm việc ta cần bảo quản cho tốt để làm tăng tuổi thọ cho máy, bằng cách: · Vệ sinh lại toàn bộ máy. · Rút hết xăng khỏi thùng chứa · Rút hết xăng khỏi bộ chế hòa khí · Xả hết nhớt bẩn và thay nhớt mới đúng chủng loại cho động cơ, hộp số và các hộp giảm tốc. · Đưa máy vào vị trí khô ráo và che đậy cho kín. · Nếu trong thời gian dài mà không sử dụng (hơn một tháng), thì mỗi tháng cần cho máy chạy không tải khoảng 15 phút để bôi trơn các chi tiết. 7.Kết luận Tời kéo dây tải điên là một thiết bị có ứng dụng nhiều trong thực tế. Khi được áp dụng sẽ tạo điều kiện thuận lợi cho việc truyền tải dây tải điện,dẫn đến công việc dễ dàng, nhanh chóng, nâng cao khả năng truyền tải ở những địa hình phức tạp mà chúng ta không thể dùng các phương tiện ôtô hay sức người.Sau khi tính toán xong đồ án Em thấy kết quả tính toán có tính khả thi . Mặt khác, đề tài còn là tài liệu tham khảo hữu ích cho sinh viên ngành Cơ khí Động lực và ngành. Trong đồ án có nhiều hệ thống có liên quan đến nghành cơ khí động lực như : ly hợp , hộp số , hộp giảm tốc ….qua đó Em nắm vững lại các kiến thức và vận dụng một cách có hiệu quả những kiến thức đã học trong thời gian học tập ở Nhà trường . TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1”. Hà Nội;Nhà xuất bản Giáo dục;1988. [2]. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 2”. Hà Nội ;Nhà xuất bản Giáo dục ;1988. [3]. Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên. “Thiết kế và tính toán Ôtô Máy Kéo – tập I”. Hà Nội;Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp;1987. [4]. Lê Viết Giảng . “Sức bền vật liệu”.Nhà xuất bản Đà Nẵng ;1990. [5]. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm. “Thiết kế chi tiết máy”. Nhà xuất bản Giáo dục ;1998. [6]. Nguyễn Trọng Hiệp. “Chi tiết máy – tập 1”. Hà Nội;Nhà xuất bản Giáo dục ;1999. [7]. Trương Quốc Thành – Phạm Quang Dũng .“Máy và thiết bị nâng”. Hà Nội;Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật ;2000. [8]. Phạm Phú Lý – Trần Thế Vinh. “Máy nâng chuyển”. Nhà xuất bản Đà Nẵng ;1991. [9]. Nguyễn Hoàng Việt. “Giáo trình kết cấu và tính toán ô tô giảng dạy tại lớp” [10]. Catologe máy tời 3tấn và 5 tấn kéo dây tải điện.