Thiết kế kết cấu trục 1 tần phục vụ cho việc di chuyển tôn tấm - Chương 2

Chia sẻ: Nguyen Nhi | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:54

Thêm vào BST

Báo xấu

124
lượt xem 27
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

TÍNH CÁC CƠ CẤU CHÍNH 2.1. CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG 2.1.1. 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,...

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Thiết kế kết cấu trục 1 tần phục vụ cho việc di chuyển tôn tấm - Chương 2

CHƯƠNG II TÍNH CÁC CƠ CẤU CHÍNH 2.1. CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG 2.1.1. 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..
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. 4 3 2 1 1. Động cơ điện. 2. Khớp nối vòng đàn hồi. 3. Phanh. 4. Hộp giảm tốc. 5. Khớp nối. 6. Tang. 5 6 Hình 2.1. Sơ đồ 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, khớp nối vòng đàn hồi 2, phanh 3, hộp giảm tốc 4, khớp nối 5, tang cuốn cáp 6, ngoài ra còn có các bộ phạn khác như dây cáp, cặp lệch tâm và ròng rọc đỡ cáp (hình 2.2).
Các thông số ban đầu: - Tải trọng nâng: Q = 1T = 10000N. - Chiều cao nâng: H = 5 m. - Tốc độ nâng vật: Vn =10 m/ph. - Chế độ làm việc của cơ cấu: Nhẹ. - Trọng lượng bộ phận mang vật: Cặp lệch tâm và palăng thuận, cặp lệch tâm và palăng thuận được chọn theo tiêu chuẩn của Liên Xô, (atlat) có khối lượng: Qm  0,25%Q  25 kg = 250 N 2.1.2. Tính cơ cấu nâng 2.1.2.1. 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  K-3 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 có giới hạn bền 1200  2100 N/ mm 2 . Vậy ta chọn cáp  K-3 kết cấu 6 x 25 (1+6; 6+12) + 1 lõi, giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1500  1700 N/ mm 2 , để dễ dàng trong việc thay cáp sau này khi bị mòn, đứt. 2.1.2.2. palăng giảm lực Trên các cầu lăn dây cáp được cuốn trực tiếp lên tang; cầu lăn phục vụ trong phân xưởng khi cần nâng hạ vật theo chiều thẳng đứng, để tiện lợi trong khi l àm việc; do đó ta chọn palăng đơn có một nhánh dây chạy lên tang. Tương ứng với tải trọng cầu trục, theo bảng 2-6, [2- tr.25]. Chọn bội suất palăng a = 2. Palăng gồm một ròng rọc di chuyển, sơ đồ (hình 2.2)
Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật được xác định theo công thức [2- tr.24]. Q0 S max  k m.a p Trong đó: a = 2 – bội suất palăng. m = 1 – số nhánh cáp cuốn lên tang. k = 1,5 – hệ số tải trọng động. Q0  Q  Qm  10000 + 250 = 10250 N  p - hiệu suất palăng.   (1  a ).t 1  0,98 2 .0,98 p    0,98 21  0,98 a (1   ) Với: t – Số ròng rọc đổi hướng, t = 0  = 0,98 – hiệu suất của ròng rọc đặt trên ổ lăn bôi trơn bình thường. Hình 2.2. sơ đồ palăng. 10250 .1,5  7844 N  S max  1.2.0,98 2.1.2.3. Kích thước dây Kích thước dây cáp dược chọn dựa vào công thức (2-10) – [tr.18] S đ  S max .k  7844.5  39220 N Trong đó: S đ - lực kéo đứt cáp. k = 5 - hệ số an toàn bền của cáp, lấy theo bảng (2-2) – [tr.19] ứng với chế độ làm việc nhẹ. Xuất phát từ điều kiện bền theo công thức (2-10), với loại dây đã chọn trên, với giới hạn bền của sợi  b  1600 N/ mm 2 =160 kg/ mm 2 . Theo tiêu chuẩn của Liên Xô, chọn đường kính cáp d c  8,1 mm có sức kéo đứt S đ  40350 N xấp xỉ với lực đứt cáp yêu cầu.
Trọng lượng 100 m cáp = 23,40 kg = 234 N. 2.1.2.4. Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc xác định theo công thức (2-12) – [tr-20]. Dt  d c (e  1)  8,1(25  1)  194,4 mm Trong đó: Dt - đường kính tang đến đáy rãnh cáp, mm. d c  8,1 mm - đường kính dây cáp quắn lên tang. e = 25 – hệ số thực nghiệm, tra theo bảng (2-4) – [tr.20] Ta chọn đường kính tang Dt  195 mm. Ròng rọc làm việc, có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20% so với đường kính tang. Dr  0,8 Dt  0,8.135  156 mm Chiều dài toàn bộ của tang được xác định theo công thức (2-14) – [tr.21]. L  L0  L1  2 L2 L0 L1 L2 L2 L Hình 2.3. Sơ đồ xác định chiều dài tang Trong đó: L – chiều dài toàn bộ của tang. L0 – chiều dài phần cắt ren. L1 – phần tang để kẹp đầu cáp. L2 – phần tang để làm thành bên.
Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 5 m và bội suất palăng a = 2. l = H.a = 5.2 = 10 m Số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh (2-tr.21) l 10  2  13,93  14 vòng. Z  Z0   ( Dt  d c )  (0,195  0,081) Trong đó: Z0 = 2 – số vòng dự chữ không sử dụng đến (  1,5 ). Vậy chiều dài phần cắt ren là: L0 = Z.t Trong đó: t – bước cáp được xác định theo công thức kinh nghiệm. t = dc + (2  3) = 8,1 + 2,4 = 10,5 mm  L0 = 14.10,5 = 147 mm Chiều dài L1, nếu dùng phương pháp cặp thông thường thì phải cắt thêm khoảng 3 vòng rãnh trên tang nữa, do đó: L1 = 3.10 = 30 mm Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trừ lại một khoảng L2 = 20 mm để làm thành bên. L = L0 + L1 + 2L2 = 147 + 30 + 20.2 = 217 mm Để thuận lợi cho việc chế tao, chọn chiều dài tang: L = 220 mm. Bề dầy thành tang xác định theo kinh nghiệm.  = 0,02Dt + (6  10) = 0,02.195 + 6,1 = 10 mm Kiểm tra sức bền của tang theo công thức (2-15) – [tr.22]. k . .S max   n  n   .t Trong đó: Smax = 7844 N – lực căng lớn nhất.  = 10 mm – bề dầy thành tang. t = 10,5 mm – bước cuốn cáp.   0,8 - hệ số giảm ứng suất đối với tang bằng gang. k =1 – hệ số phụ thuộc lớp cáp cuốn lên tang. Bảng (2-1). Hệ số k.
Số lớp cuốn 1 2 3 4 k 1 1,4 1,8 2 1.0,8.7844  59,76 N/mm2  n  10.10,5 Tang được đúc bằng gang CЧ 15 – 32 là loại vật liệu thông thường phổ biên nhất, có giới hạn bền nén là:  bn  565 N/mm2. Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn k = 5.  bn 565 2  113 N/mm n   k 5  n   n  Vậy 2.1.2.5. Tính chọn động cơ điện Công suất tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng xác định theo công thức (2-78). Q.v n N 60.1000. Trong đó: Q = 10000 N – tải trọng nâng của cầu trục. Vn = 10 m/ph – vận tốc nâng.  - hiệu suất của cơ cấu bao gồm:    p . t . 0 Tong đó:  p = 0,99 – hiệu suất palăng đã tính trên (mục 2).  t = 0,96 – hiệu suất tang, bảng (1-9).  0 = 0,85 – hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối, với bộ truyền. được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, bảng(1-9).    0,99.0.96.0,85  0,807 10000.10 Vậy  2,06 KW N 60.1000.0,807 Tương ứng với chế độ làm việc nhẹ, sơ bộ chọn động cơ điện. Bảng (2-2). Các thông số của động cơ điên.
Mô men vô Vận Trọng Công Kiểu lăng của rô Mk M max cos  suất tốc lượng M dm M dm động cơ to (kw) (v/ph) (kg) GD2 (kgm2) ĐK 41-4 1,7 1420 0,84 1,8 2,0 0,048 3,9 2.1.2.6. 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]. nđc i0  nt Trong đó: nđc = v/ph – số vòng quay danh nghĩa của động cơ. nt – số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước. Vn .a nt   .D0 Với : Vn =10 m/ph – vận tốc nâng. a = 2 – bội suất palăng. D0 – đường kính tang tính đến tâm cáp. D0 = Dt + dc = 195 +5,6 = 200,6 mm 10.2  32 v/ph  nt   .0,2006 1420 Vậy i0 =  45 32 2.1.2.7. Kiểm tra động cơ điện về nhiệt. Do động cơ điện đã chọn có công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầu khi làm việc với vật nâng có trọng lượng bằng trọng tải (Nđc= 1,7kW < N = 2,06kW), do đó phải được kiểm tra về nhiệt. Ta tiến hành kiểm tra động cơ về nhiệt theo thời gian mở máy khi nâng, hạ với các tải trọng khác.
Q 0,75Q Q 0,2Q 0,2t 0,5t 0,2t t t Hình 2.4. Đồ thị gia tải trung bình của cơ cấu máy trục theo chế độ làm việc nhẹ. Chọn sơ đồ cho các máy trục làm việc với chế độ nhẹ và trung bình theo sơ đồ hình 2.4. Theo sơ đồ hình 2.4 thì cơ cấu nâng sẽ làm việc với các trọng lượng vật nâng Q1 = Q; Q2 = 0,75Q; Q3 = 0,2Q và thời gian làm việc tương ứng với các trọng lượng này là 2 : 5 : 3. Các thông số cần xác định là: - Trọng lượng vật nâng cùng bộ phận mang. Q0 = Q + Qm = 10000 + 250 = 10250 N - Lực căng dây trên tang khi nâng vật, theo công thức (2-19) – [tr.24]. Q0 (1   ) 10250(1  0,98)  5176 N  Sn  a t 1(1  0,98 2 ) m(1   ). - Hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải.  '   t . 0  0,96.0,85  0,816 - Mô men trên trục động cơ khi nâng vật, theo công thức (2-79) – [tr.48]. S n .D0 .m 5176.0, 2006.1  14, 2 Nm Mn   2.i0 . ' 2.45.0,816 - Lực căng dây cáp trên tang khi hạ vật, theo công thức (2-2) – [tr.25] Q0 (1   ).a t 1 10250(1  0,98).0,98  5072 N Sh   1(1  0,98 2 ) m(1  a ) - Mô men trên trục động cơ khi hạ vật, theo công thức (2-80) – [tr.48].
S h .D0 .m. ' 5072.0,2006.1.0,816  9,3 Nm Mh   2.i0 2.45 - Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức (3-3) - [tr.52].   (Gi Di2 ) l n1 Q0 .D02 .n1 n t  m 375( M m  M n ) 375( M m  M n ).a 2 .i0 . 2 Trong đó:  = 1,1 – hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các tiết máy quay trên các trục sau trục I. 2  (G D ) - tổng mômen vô lăng của các tiết máy quay trên trục I, i iI Nm2(tra theo bảng catalo của chúng). 2 2 )  (Gi Di2 ) roto  (Gi Di2 ) khop = 0,48 + 0,216=0,686 Nm  (G D i iI Mm – mômen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, xác định theo công thức (2-75) – [tr47]. M m max  M m min 1,9M dn  1,1M dn Mm    1,5M dn 2 2 Mdn – mômen danh nghĩa của động cơ. N đc 1,7 Mdn = 9550  9550  11,4 Nm nđc 1420 Mm = 1,5.11,4 = 17,1 Nm  Vậy khi Q1 = Q 10250.0,2006 2.1420 1,1.0,686.1420 n tm    1,06 s 375(17,1  14,2) 375(17,1  14,2).2 2.45 2.0,807 Trong đó:    p . t . 0 = 0,807 – hiệu suất nâng của cơ cấu khi nâng vật với trọng lượng bằng trọng tải. Gia tốc khi mở máy với tải trọng Q1 = Q, được xác định theo công thức vn 10  0,157m / s 2 j  n 60t m 60.1,06 Thời gian mở máy khi hạ vật, xác định theo công thức (3-9) – [tr.54].
  (Gi Di ) l n1 Q0 .D02 .n1 h tm   375( M m  M h ).a 2 .i02 . 375( M m  M h ) 10250.0,2006 2.1420 1,1.0,686.1420 h tm    0,117 s 375(17,1  9,3) 375(17,1  9,3).2 2.45 2.0,807 Tính tương tự cho các trường hợp Q2 và Q3 theo các công thức dẫn trên.Kết quả tính được ghi trong bảng (2-3). Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định là: 60.H 60.5 tv    30s vn 10 Mômen trung bình bình phương trên trục động cơ, theo công thức (2-37) - [tr.44]. M m . (tm )   (M t2 ).tv 2 M tb  t Thông số cần tính Q1 = Q Q2 = 0,75Q Q3 =0,2Q t Trong đó: - tổng thời gian mở máy trong các thời kì làm việc với tải m trọng khác nhau, s. Mt – mômen cản tĩnh tương ứng với các 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, s. t - toàn bộ thời gian động cơ làm việc trong một chu kì, bao gồm thời gian làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s. Mm – mômen mở máy của động cơ điện, Nm. Bảng (2-3). Các thông số tương ứng với các trường hợp tải trọng.
Q0, N 10250 7750 2050 , Sn, N 5176 3882 1035  0,807 0,605 0,75 Mn, Nm 14,14 10,6 3,2 Sh, N 5072 3804 1014 Mh, Nm 9,3 7,02 2,03 n t, s 1,06 0,50 0,214 m h 0,117 0,13 0,152 tm , s Thay các giá trị tương ứng vừa tính được vào công trên ta được: 17,12 (2.1,06  5.0,5  3.0,214  2.0,117  5.0,13  3.0,152)  30(2.14,2 2  5.10,75 2  3.3,6 2  2.9,3 2  5.7,02 2  3.2,03 2 ) Mtb = 30.10  2.1,06  5.0,5  3.0,214  2.0,117  5.0,13  3.0,152 = 11,26 Nm Công suất trung bình bình phương của động cơ được phát ra theo công thức (2-76) – [.47]. M tb .n đc 11,26.1420  1,67 kW N tb   9550 9550 Từ kết quả tính được ta thấy, công suất trung bình bình phương do động cơ phát ra trong suốt thời kì làm việc với chế độ ngắt đoạn lặp đi lặp lại nhỏ hơn công suất danh nghĩa của nó với cường độ làm việc là 15% (Ntb = 1,67kW < Nđc = 1,7kW). Vậy động cơ đã chọn là ĐK 41- 4 với CĐ 15% có công suất danh nghĩa Nđc = 1,7kW là hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu trong khi làm việc. 2.1.2.8 .Tính chọn phanh Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ, mômen phanh được xác định theo công thức (3-14) – [tr.54]. k .Q0 .D0 . M ph  2.a.i0
Trong đó: k = 1,5 – hệ số an toàn phanh đối với chế độ nhẹ, bảng(3-2) – [tr.54]. Q0 = 10250 N – tái trọng nâng kể cả bộ phận mang vật. D0 = 0,2006 m – đường kính tang tính đến tâm cáp.  = 0,807 – hiệu suất của cơ cấu. i0 = 45 – tỷ số truyền chung. a = 2 – bội suất palăng. 1,5.10250.0,2006.0,807 Vậy: M ph   14 Nm 2.2.45 Viêc lựa chọn phanh để đảm bảo điều kiện làm việc bình thường và sự an toàn trong quá trình hoạt động của máy nâng là vô cùng quan trọng. Đây là một chỉ tiêu đã được TCVN 5863-1995 quy định. Đối với palăng điện, loai phanh được sử dung là phanh đĩa điện từ với nhiều mặt ma sát vì có kích thước nhỏ gọn, làm việc tin cậy. Phanh gồm các đĩa ma sát 5 không quay và có thể di chuyển dọc theo chốt dẩn hướng 1. Trên các đĩa 5 có các bề mặt ma sát 6. Các đĩa thép 7 không có bề mặt ma sát lắp bằng then hoa với trục phanh. Phanh đóng nhờ lực l ò xo 4 ép các đĩa 5 vào các đĩa 7, phanh mở nhờ nam châm điện 3 với ngàm hút 2 gắn cố định trên đĩa 5. Các bề mặt ma sát làm việc trong bể dầu.
Hình 2.5. Phanh đĩa. Với mômen phanh là thông số cho trước, các thông số cần xác đinh gồm: Rt – bán kính trong của bề mặt ma sát chọn nhỏ nhất, theo yêu cầu kết cấu của phanh ta chọn Rt  4Dđc = 4.0,035 = 0,14 m Rn – Bán kính ngoài, thường lấy Rn = (1,25  2,5)Rt = 1,5.0,14 = 0,21 m Lực dọc trục cần thiết để tạo mô men phanh theo yêu cầu: M ph P z .Rtb . f Trong đó: Mph = 14 Nm – mô men phanh. z = 3 – số đôi mặt ma sát. Rtb – bán kính trung bình. Coi công do ma sát ở mọi điểm của bề mặt tiếp xúc như nhau. Rt  Rn Rtb = = (0,21 +0,14) = 0,175 m 2 f = 0,12 – hệ số ma sát, tra theo bảng (2-9) – [tr.28].
14  222 N  P 3.0,175.0,12 Áp suất trên bề mặt kiểm tra treo công thức: P   p p  ( R  Rt2 )1000 2 n Áp lực cho phép của một số loại vật liệu trong phanh áp trục tra theo bảng(2 - 4). Bảng (2-4). Áp suất cho phép [p] đối với phanh áp trục, N/mm2. Trong bể Vật liệu ma sát Không bôi trơn Bôi trơn mỡ dầu Kim loại trên kim loại 0,2 0,4 0,8 Vật liệu dệt hay đan trên kim 0,3 0,6 0,8 loại 0,6 1,0 1,2 Vật liệu cán trên kim loại 222  1,12 N/mm2 Vậy: p 2 2  (0,21  0,14 ).1000 Với áp lực cho phép [p] = 1,2 N/mm2, ta thấy áp suất tính được là thỏa mãn yêu cầu cho phép vì p  1,12  1,2 N/mm2. Bước dịch chuyển của đĩa ép ngoài cùng: h = i Trong đó:  - khe hở trung bình giữa các đĩa, với đĩa kim loại làm việc trong bể dầu   0,2 mm. i = 2 – số đĩa ma sát. Vậy: h = 0,5.2 = 1 mm Lực dọc trục cần thiết để tạo ra mômen phanh là do lò xo có độ cứng k, từ các thông số tính được ta có thể xác định được độ cứng k của lò xo tương ứng là:
P 222 k=  222 N/mm  h 1 2.1.2.9. Thiết kế bộ truyền Như đã dự kiến ở trên, bộ truyền sẽ được thực hiện dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ thẳng, tạo thành một tổ hợp biệt lập có nhiệm vụ giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu công tác. Hộp giảm tốc có ưu điểm: hiệu suất cao, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn, sử dụng đơn giản và có khả năng truyền công suất ở những chế độ tốc độ khác nhau. nđc nt Hình 2.6. Sơ đồ hộp giảm tốc. Các thông số đã biết: I0 = 45 – tỷ số truyền chung. Nđc =1,7kW – công suất của động cơ điện. nđc = 1420 – số vòng quay trên trục động cơ. nt = 32 – số vòng quay trên trục tang.
Sơ bộ ta chọn hộp giảm tốc có kết cấu như hình (2-6). Ta lập bảng phân phối tỷ số truyền như sau:
Bảng (2-5). Bảng phân phối tỷ số tr uyền cho hộp giảm tốc. Trục I II III Thông số I I12 = 7,5 I23 = 6 n, v/ph 1420 190 32 N, kW 1,7 1,632 1,567 Mx, (N.m) 11,4 82,08 472,78 Với: n n1 ; n3  2 n1 = nđc =1420 v/ph ; n2 = i12 i23 N1 =Nđc =1,7 kW ; N 2 =  N1 ; N3 =  N2 Mx = 1,14 (KG.m) ; M2 = i12. .Mx ; M3 = i23. .M2 Trong đó: Mx – mômen xoắn trên trục động cơ.  = (0,95  0,97) – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, chọn  = 0,96 Căn cứ vào yêu cầu vào công suất phải truyền với CĐ15%, số vòng quay trục vào, tỷ số truyền và yêu cầu về lắp ráp, ta chọn phương án mua sẵn hộp giảm tốc tiêu chuẩn dựa vào bảng phân phối tỷ số truyền. 2.1.2.10. Tính cặp lệch tâm Q F1 F2  N F2 F1 N N r
 Hình 2.7. Thiết bị cặp lệch tâm. Trong thực tế, để nâng các dầm thép hoặc các tấm thép ở vị trí thẳng đứng người ta thường dùng thiết bị cặp lệch tâm. Cặp lệch tâm dùng để cặp tôn tấm. Lực ma sát để giữ vật nâng trong cơ cấu được tạo ra bởi sức ép của cam lệch tâm khi nâng vật hoặc dùng tay quay xiết chặt cam lệch tâm trước khi nâng (hình 2.7.). Khi cam lệch tâm ép vào tấm vật liệu sinh ra phản lực N và lực ma sát F: F = F1 + F2 = N (f1 + f2)  Q Trong đó: f1, f2 - hệ số ma sát giữa tấm thép được nâng với cam lệch tâm và mặt trong của má kẹp; chọn f1 = 0,15; f2 = 0,1. Q 10000 Vậy:  40000 N N  f1  f 2 0,15  0,1 Từ điều kiện cân bằng của tấm thép trong cặp lệch tâm, ta viết phương trình mômen tại tâm cam lệch tâm ta có: N .r sin   N . f1 .r cos   N . f 2 .r cos      0  r sin   f1 .r cos   f 2 .r cos      0    tg  f1  f 2 1  cos   r   Để đảm bảo an toàn cho vật không rơi người ta chọn góc lệch tâm nhỏ hơn góc ma sát nên ta có:   tg   f1  f 2 1  cos   r   Trong đó: r – bán kính cam lệch tâm.  - bề dầy của tấm thép (vật nâng). Căn cứ vào công thức trên để xác định kích thước cam lệch tâm đảm bảo an toàn không rơi vật.
Vậy để thoả mãn cho việc nâng vật với tải trọng 1tấn, sơ bộ ta chọn các thông số ban đầu cho cặp lệch tâm (theo các cặp đã chế tạo):  = 100 – góc lệch tâm r = 100 mm – bán kính cam lệch tâm.  = 10  16 mm - bề dầy cho phép của tấm tôn. Thay các thông số vào biểu thức trên ứng với hai trườnh hợp  = 10 (16) mm. - Trường hợp 1: khi  = 10 mm  0,176  0,259 luôn đúng với mọi trường hợp. - Trường hợp 2: khi  = 16 mm  0,176  0,265 luôn đúng với mọi trường hợp. Vậy các thông số đã chọn hoàn toàn thoả mãn. - Tính chốt cam lệch tâm. Khi kặp tấm tôn với tải trọng nâng 1 tấn làm xuất hiện áp lực P tác dụng vào chốt của bánh lệch tâm. Để chốt làm việc an toàn ta phải tính chọn sao cho đủ bền. Tuy nhiên khi nâng tấm tôn với bề dầy giảm dần 10  16 mm thi áp lực tác dụng lên chốt cũng thay đổi theo chiều giảm dần do góc lệch tâm thay đổi. vậy trong thường hợp này ta chỉ cần tính cho trường hợp nguy hiểm nhất là khi cặp tấm tôn với bề dầy là 10 mm, ứng với góc lệch tâm là  = 14,50 (với tg  = 0,259). Khi đó áp lực tác dụng vào chốt được xác định theo công thức: P = N.cos  = 40000.0,968 = 38720 N Chọn vật liệu là thép 45CT có giới hạn bền mỏi là  1 = 250 N/mm2. Đường ' kính chốt được xác định theo công thức: Mu d 3 0,1.  Trong đó: Mu – mômen uốn trên chốt, xác định theo công thức: l M u  R. 2