Thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van nghành cơ khí

Luận Văn: Thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van nghành cơ khí

Lời nói đầuKhoa 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 phứctạp, hiện đại, bất kỳ chiếc máy nào cũng bao gồm nhiều bao gồm giải quyết rất nhiều vấn đềphức tạp.Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là một môn học không thể thiếu đợc đối với cácsinh viên ngành máy xây dựng Cơ sở thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là môn khoahọc về thiết kế hợp lý các chi tiết máy, nhóm tiết máy và bộ phận có công dụng chung Nótrang bị cơ sở lý thuyết và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy cómặt hầu hết các máy hiện đại, cung cấp các kiến thức cơ bản về nguyên lý làm việc và kết cấumáy, bồi dỡng khả năng độc lập giải quyết các vấn đề về tính toán thiết kế chi tiết máy và cáckết cấu khác của máy nâng, những nội dung hết sức quan trọng trong thiết kế chi tiết máy nóichung Do đó thiết kế môn học thiết kế máy nâng chuyển và thiết bị cửa van là học phần quantrọng đối với sinh viên ngành cơ khí

Đề tài Thiết kế cơ cấu thay đổi tầm vơn đã giúp em vận dụng đợc nhiều kiến thức đã đợchọc qua đó càng giúp em củng cố đợc kiến thức đã học.Đề tài này đợc hoàn thành cũng đợc

sự giúp đỡ nhiệt tình của các thầy cô trong khoa Máy xây dựng , đặc biệt là thầy giáo Nguyễn

Đăng Cờng

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 u 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 đợc tính theo công thức:

t λ a 1

λ 1 n Q max

Trong đó:

Qn: Khối lợng vật nâng và vật mang (N)

 = 0,98: Hiệu suất của ròng rọc cáp

a: Bội suất palăng chọn a = 4

98 , 0 1 80000

5 4

4

80000 max

Q S

80000

W1’-Tải trọng gió lên cần khi cần đặt đứng (N) xác định theo công thức

22 15

22

m Cos

23

30

1 20

Diện tích đờng viền chịu gió của cần F là:

) ( 4 , 21 2 , 1 15 2

4 ) 2 , 1

q2=250(N/m2)-giá trị cờng độ tải trọng gió

k2=1,15-hệ số cờng độ tải trọng gió

độ cao từ trụ quay đến đầu cần là :H L sin 15o 23 sin 15o 5 , 95 (m)

S 1. 1 2.2

, 2 43 , 955

S3-Lực sinh ra trong palăng cần do lực ly tâm khi phối hợp quay và nâng cần.Lực lytâm này tác dụng lên khối lợng bản thân cần (P1) và khối lợng vật nâng cùng bộ phậnmang tải (P2)

đợc xác định theo công thức sau:

h

.h 2 P 1 h 1 P 3

H n

.

.

2

2 2



 -Lực ly tâm của vật với bộ phận mang tải (N)

q

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 lựcnày S4=0

Vậy lực lớn nhất sẻ xuất hiện trong palăng nâng cần khi cần vơn ra vị trí xa nhất là:

p η d S

.n cmax S

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 ớc lợng sơ bộ)

Chọn bội suất palăng a = 6

Tính lại hiệu suất palăng theo công thức

 1 0,98  0,86

6

5 0,98 6 0,98 1 p

a.η cmax S max

 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 nh sau:

Ơ đây ta chọn đờng 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

7 , 24

Bề dày thành tang đợc tính theo công thức kinh nnghiệm sau.

43 , 76187 8 , 0 4 , 1

.

mm N t

S k

 -Hệ số giảm ứng suất ,đối với tang bằng gang  = 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 : [n] =113(N/mm2)

Vậy ta có : n= 110,1n]=113(N/mm2)

Nh vậy kích thớc của tang làm việc hợp lý và đủ bền

PhầnII.chọn động cơ điện.

Ta phân thành 6 vị trí của cần tơng ứng với các góc ngiêng 1,2,3 , 6

Là 150, 250, 350 ,45,55, 65,để tính tực trung bình bình phơng tác dụng lên palăng cầntrong quá trình thay đổi tầm với tứ Lmax đến Lmin.Cách tính các giá trị tơng tự nh tínhlực trong dây cáp lớn nhất nh 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

0 , 091 ( / )

45

13 , 19 24 , 23

t

l l

t

p

78 , 9 091

, 0

35 , 22 24 , 23

2 1

vị trí khác nhau của cần:

Lực trung bình bình phơng tác dụng lên palăng nâng cần trong chu kỳ làm việc nâng

có tải và hạ không tải đợc xác định theo công thức:

S

t S t S

S

2 10 tb 2

2 2 tb 1 2

0,2Q

0,5 0,167

0,166 0,167

45 2 78 , 9 43782,36 67

, 9 43695,23

34 , 9 43794,11 68

, 8 44889,82 53

, 7 46960,98 53

, 7 131402,7

68 , 8 277580,7 34

, 9 305856,9 67

, 9 332140,9 78

, 9 7 , 361229

2 2

2 2

2 2

2 2

2 2

pc= 0,86 Hiệu suất palăng nâng cần

tc= 0,96 Hiệu suất của tang

oc= 0,85 Hiệu suất của bộ truyền cơ cấu nâng

bl= 0,95 Hiệu suất của bản lề cần

Công suất trung bình bình phơng yêu cầu đối với đông cơ điện trong chu kỳ làm

việc có tải và hạ tải tính theo công thức :

c

p tb

67 , 0 1000

091 , 0 213560

45 2 100

tlv =2.45 -thời gian thay đổi tầm với từ nhỏ nhất đến lớn nhất và ngợc lại

Công suất tính toán động cơ điện với cờng độ 25% là cờng độ danh nghiã gần nhấttheo Catalog theo công thức

25

20 29

dn

th th

t

CD

CD N

, 0

6 091 , 0 60

.

.

60

ph v D

,43 76587,76.0 c

.η c i c 2.a

c D cmax S max



Với hệ số quá tải gh 3 mômen lớn nhất động cơ có thể truyền đợc là

Mdcmax=gh.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

M M

2

85 , 367 1 , 1 5 , 2 2

min max

1 n 2 c D 2 L

2 1 L c G Q 1

M m

M

375.

1 n 1 ) 2 i D

1 18000 80000

2 , 146 13 , 662

357

675 4 , 31

c c max c

*

nax

i a 2

D S



c i c 2.a

c η c D cmax

S k.

43 , 0 76 , 76587

75 ,

D S

M

c c

c c c

28 6 2

67 , 0

43 , 0 76 , 76587

.

2

.

L G Q

M M

.

375

n ) D G

(

.

c 2 c

* t ph

c 1 2 c 2

2 1 c

* t ph

1 1 2 i i ph

1 18000 80000

63 , 65 43 ,

171

375

675 4 , 31

Kiểm tra khả năng giữ của cần dới tác dụng của gió ở trạng thái không làm việc vàcần ở trạng thái làm việc tơng ứng với góc nghiêng  lớn nhất.

Lực trong palăng nâng cần ở trong trờng hợp này gồm 2 thành phần:

Lực S1 do trọng lợng bộ phận mang vật và trọng lợng bản thân cần đợc tính theocông thức sau;

b

a G a Q

65 cos 5 , 11

63 , 3

41 , 10 54 , 13382 1

,43.0,67 62477,72.0

c i c 2.a

c D cmax

43 , 171

Hệ số an toàn phanh cho phép là 1,25

Vậy mô men phanh tính nh trên là hợp lý

Đờng 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 max = 1,25 (mm)

Con đẩy điện thuỷ lực TM-25 có lực đẩy T=250 (N) hành trình hc=50mm, trọng ợng phanh là 25 (kg)

l-Ta có thể mua sẵn phanh và chỉ cần điều chỉnh lò xo đúng với mô men phanh theoyêu cầu Ta cần tính toán một số lực sau đây:

áp lực má phanh lên bánh phanh

 N

f D

M

35 , 0 2 , 0

192



Với D =200 (mm)đờng 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:

 



l l

1 l l R P

4 2

3 1

1 14 110 86 ,

150

5 , 42 50

150

5 , 42 77 , 407

5

4



nh vậy loại cần đẩy TTM-25 thoã mãn yêu cầu mở

phần IV.Tính toán bộ truyền cơ khí.

Bộ truyền ở đây đợc thực hiện dới 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, nhng với CDth Công suắt truyền tính theo tải trọng tơng

đơng, bởi vì trong một chu kỳ làm việc của một cơ cấu thay đổi tầm vơn 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 đợc sử dụng với chế độ trung bình, tức làtheo các điều kiện nh số liệu trong bảng 1-1 và theo đồ thị gia tải nh ở hình

Để chọn hộp gảim tốc thích hợp đủ khả năng làm việc trong thời hạn làm phục vụquy định ( đối vời bánh răng làm việc chế độ trung bình là 10 năm-bảng 1-1 )ta sẽxuất 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 vàotừng CD % nhất định Các số liệu ấy chỉ dùng khi hộp giảm tốc làm việc trong thờigain hạn chế khoảng 10 năm

Đối với tình hình chụi tải cụ thể của cơ cấu thay đổi tầm vơn – chế độ trung bìnhnhng trong quán trình làm việc tải trọng thay đổi để có thể tìm đợc hộp giảm tốc hợp

lý ta phải chuyển về tải trọng tơng đơng không đổi khi cơ cấu làm việc liên tục với ờng độ 100% Các tải trong thay đổi đợc chuyển về tải trọng tơng đơng theo côngthức:

3

i i

3 i td

t

t S S







Trong đó ti là thời gian tác dụng của lực Si

a) Tính tải trọng tơng đơng 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 dụnglên cần là q= 100 (N/mm2)

Tải trọng tơng trong palăng nâng cần sẽ là S1

tđ= 158267,9 (N) -Khi nâng hạ cần với tải trong Q2=0,733Q= 58640 (N) và áp lực gió tính toán tácdụng lên cần là q= 100 (N/mm2)

Tải trọng tơng trong palăng nâng cần sẽ là S2

tđ= 121549,1 (N) -Khi nâng hạ cần với tải trong Q3=0,467.Q= 37360 (N) và áp lực gió tính toán tácdụng lên cần là q= 100 (N/mm2)

Tải trọng tơng trong palăng nâng cần sẽ là S3

tđ= 85111,09 (N)-Khi nâng hạ cần với tải trong Q4=0,2.Q=16000 (N) và áp lực gió tính toán tác dụnglên cần là q= 100 (N/mm2)

Tải trọng tơng trong palăng nâng cần sẽ là S4

tđ=50559,18 (KN)b) Tải trọng tơng đơng cả thời gian phục vụ Căn cứ vào đồ thị gia tải với chế độtrung bình theo công thức :

S t  3 0 , 167 158267 , 9 3  0 , 166 121549 , 1 3  0 , 167 85111 , 09 3  0 , 5 50559 , 18 3 =104088,5(N)

Vậy công suất tơng đơng hộp giảm tốc phải truyền với cờng độ 100%là:

67 , 0 1000

091 , 0 5 , 104088

1.Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động (u i ) cho các bộ truyền:

Để đảm bảo cho cac bộ truyền trong hộp giảm tốc đợc 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

nh 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 đợc công suất, mô men và số vòng quay trên cáctrục, phục vụ các bớc tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ:

10 55 ,

1

1 6

98 , 23 10 55 , 9

10 55 ,

2

2 6

03 , 23 10 55 , 9

10 55 ,

3

3 6

P4 = P3.br.ol = 23,03.0,97.0,99 = 22,12(KW)

29 , 64

10 55 ,

4

4 6

3421006,3 8

8801916,6 7

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 nh nhau

- Bánh nhỏ: Thép 45 thờng hóa tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241285

*(NHe2) =60.c.n1/u1ti.Ti/Tmax)3.ti/ti =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/u2ti  (Ti/Tmax)3.ti/ti = 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/u3ti  (Ti/Tmax)3.ti/ti = 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:

2  6 0 

HE

H HL

10 66 , 6

+ Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức:

 

 

3

1 2

1 1

1

.

.

1

ab H

H a

w

u

K T u

K a

KH - 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

06 , 1 26 , 353279

1 5

+ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2 1 1

1 1

.

1 2

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

Z



 2 sin

cos

2 20 , 34

sin

27 , 10 cos 2

= 1,74

Ta có:  = bW.sin/(m.) = 66.sin(10,94)/(3.3,14) = 1,33

- Trong đó bW = aw1.ba = 0,3.220 = 66 (mm) (chiều rộng vành răng)

1 2 , 3 88 , 1 cos

1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

u

a v

220 46 , 3 73 002 ,

Ta có: KH = KH KH.KH với KH = 1,06 ; Kh = 1,16

  2 353279 , 26 1 , 06 1 , 16 1,029

98 66 01 , 4 1

2

1

w w H HV

K K T

d b K

1 5 , 3 27 , 1 26 , 353279

2 74 , 0 74 , 1





=> Do đó : H = 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 vềmức tiếp xúc là 8, khi đổ cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 đến 1,25 (m), do đó ZR

w w

F F

F

.

2

1

1 1

.

F

F F

220 73 006 , 0

.

F



  2 353279 , 26 1 , 17 1 , 4 1,02

98 66 47 , 3 1

.

2

1

d b K

F

w w F FV

62 , 3 921 , 0 55 , 0 67 , 1 26 , 353279

b Tính bộ truyền cấp trung gian:

Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức:

 

3

1 2

1 1

1

.

.

1

ab H

H a

w

u

K T u

KH - 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

06 , 1 48 , 1187436

1 3

+ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2 1 2

2 2

.

1 2

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

 

tw H

Z



2 sin

2

2 21 , 44

sin

1 2

3

826 , 1 4

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1

u

a v

Ta có: KH = KH KH.KH với KH = 1,02 ; Kh = 1

  2 1187436 , 48 1 , 02 1 1,015

5 , 157 5 , 94 38 , 2 1

.

2

1

w w H HV

K K T

d b K

1 3 03 , 1 48 , 1187436

2 85 , 0 71 , 1





=> Do đó : H = 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 vềmức tiếp xúc là 8, khi đổ cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 đến 1,25 (m), do đó ZR

w w

F F

F

.

2

1

1 1

.

F



Do đó:

  2 1187436 , 48 1 , 06 1 1,026

5 , 157 5 , 94 49 , 4 1

.

2

1

w w F FV

K K T

d b K

65 , 3 1 55 , 0 11 , 1 48 , 1187436

1 1

1

.

.

1

ab H

H a

w

u

K T u

K a

T1 - mô men xoắn trên trục chủ động

Ta có: bd = 0,5 ba(u1 + 1) = 0,5.0,4.(2,67 + 1) = 0,73 do đó tra bảng KH = 1,06  

4 , 0 67 , 2 5 , 562

06 , 1 38 , 3421006

1 67 , 2

+ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 

2 1 1

1 1

.

1 2

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

Z



 2 sin

cos

2 20 , 13

sin

37 , 6 cos 2

1 2 , 3 88 , 1 cos

1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

Ta có: H = 0,002; g0 = 73

Do đó:

u

a v

350 64 , 0 73 002 ,

Ta có: KH = KH KH.KH với KH = 1,06 ; KH = 1,13

  2 3421006 , 38 1 , 06 1 , 13 1,003

74 , 190 140 07 , 1 1

2

1

w w H HV

K K T

d b K

1 67 , 2 2 , 1 38 , 3421006

2 738 , 0 754 , 1





=> Do đó : H = 527,9 (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 vềmức tiếp xúc là 8, khi đổ cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 đến 1,25 (m), do đó ZR

= 0,95, với da  700(mm); K XH = 1 do đó

[H] = [H] Zv.ZR.ZXH = 562,5.1,1.0,95 = 534 (MPa)

- Nh vậy (H< [H] ) điều kiện bền về tiếp xúc đợc thoã mãn

+ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Ta có:

b d m

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1

1 1

.

F

F F F

350 73 006 , 0

.

2

1

w w F FV

K K T

d b K