Thiết kế môn học máy trục

PhÇn I Giíi thiÖu vµ tÝnh to¸n chung I. Giíi thiÖu cÇn trôc thiÕt kÕ Tõ nhiÖm vô ®­îc giao chän cÇn trôc thiÕt kÕ lµ cÇn trôc KIROB søc n©ng 5 T phôc vô cho c¸c qu¸ tr×nh xÕp dì hµng bao ë XÝ nghiÖp xÕp dì Hoµng DiÖu. Nã lµ lo¹i cÇn trôc cét quay di chuyÓn trªn ®­êng ray khæ 10,5 m, ho¹t ®éng b»ng nguån n¨ng l­îng ®iÖn cÊp tõ l­íi ®iÖn quèc gia, lµm viÖc trong vïng nhiÖt ®íi nãng Èm, cã giã b•o, ¶nh h­ëng cña n­íc mÆn, c­êng ®é lµm viÖc cña cÇn trôc t­¬ng ®èi cao. Do tÝnh chÊt c«ng viÖc nh­ trªn nªn cÊu t¹o cña cÇn trôc ch©n ®Õ ph¶i ®¸p øng ®­îc mét sè yªu cÇu sau:

Phần I

Giới thiệu và tính toán chung

I Giới thiệu cần trục thiết kế

Từ nhiệm vụ đợc giao chọn cần trục thiết kế là cần trục KIROB sức nâng 5 T phục

vụ cho các quá trình xếp dỡ hàng bao ở Xí nghiệp xếp dỡ Hoàng Diệu

Nó là loại cần trục cột quay di chuyển trên đờng ray khổ 10,5 m, hoạt động bằng nguồn năng lợng điện cấp từ lới điện quốc gia, làm việc trong vùng nhiệt đới nóng ẩm, cógió bão, ảnh hởng của nớc mặn, cờng độ làm việc của cần trục tơng đối cao Do tính chất công việc nh trên nên cấu tạo của cần trục chân đế phải đáp ứng đợc một số yêu cầu sau:

-Diện tích bao của máy không quá lớn, bán kính quay phía sau của phần quay phải nhỏ, khoảng cách giữa các bánh xe nhỏ

-Cho phép các phơng tiện vận tải có thể di chuyển qua chân đế cần trục theo mọi ớng

h Có cơ cấu đảm bảo dịch chuyển vật trong mặt phẳng ngang và cân bằng hệ thống cần khi thay đổi tầm với (sử dụng hệ thống cần cân bằng)

-Thuận tiện trong điều khiển, đảm bảo công nhân dễ dàng quan sát

*Kết cấu chung của cần trục:

-Cơ cấu di chuyển dùng truyền động riêng cho mỗi cụm chân Số bánh xe con

chuyển là 12 bánh, số bánh xe dẫn động là 4 bánh

-Cơ cấu quay có thiết bị tựa quay kiểu cột quay đợc đỡ bằng hệ thống các con lăn ởphía trên và ổ đỡ phía dới, bánh răng ăn khớp ngoài với vành răng

-Cơ cấu thay đổi tầm với dùng thanh răng bánh răng

-Cơ cấu nâng dùng hai tang quấn cáp là hai tang đơn đợc dẫn động bằng bộ truyền riêng biệt

-Kết cấu thép cần có dạng dàn, cần thẳng có đối trọng cân bằng cần liên kết với cần bằng cáp

-Kết cấu thép chân phần chân của cần trục chân đế là một kết cấu không gian đợc tạo thành bởi hai khung giống hệt nhau theo phơng đờng chéo của hình ba các chân liên kết với nhau ở phần trên bằng đỉnh vòng, ở tầng dới bằng các dầm ngắn tạo thành chạc chữ thập

Thiết kế môn học máy trục

II Các thông số kỹ thuật

Cần trục chân đế thiết kế dựa theo mẫu của cần trục chân đế Kirob 5 (T) ở Xí nghiệpxếp dỡ Hoàng Diệu Với các thông số kĩ thuật của máy mẫu ta chọn đợc một số thông số sau để tính toán

Trang: 5

II Tính toán chung

1 Các trờng hợp tải trọng tính toán.

Khi tính toán các cơ cấu máy trục nói chung, cần trục chân đế nói riêng ngời ta phânbiệt 3 trờng hợp tải trọng tính toán đối với trạng thái làm việc và không làm việc

Trờng hợp 1: tải trọng bình thờng của trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh

nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lợng bản thân máy, tải trọng gió ở trạng thái

làm việc của máy, các tải trọng động trong quá trình mở máy và hãm cơ cấu Trờng hợp này các chi tiết trong cơ cấu đợc tính theo sức bền mỏi

Trờng hợp 2: tải trọng lớn nhất của trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh

nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lợng bản thân máy, tải trọng động lớn nhất xuất hiện khi mở máy và phanh đột ngột hoặc khi mất điện, có điện bất ngờ, tải trọng gió lớn nhất ở trạng thái làm việc và tải trọng do độ dốc, nghiêng mặt đờng lớn nhất có thể Các giá trị tải trọng này thờng hạn chế bởi những điều kiện bên ngoài nh sự trợt trơn của bánh xe và ray, trị số mô men phanh lớn nhất

Trờng hợp này tất cả các chi tiết trong cơ cấu đợc tính theo sức bền tĩnh

Thiết kế mụn học mỏy trục

Trờng hợp 3: tải trọng lớn nhất của trạng thái không làm việc của máy đặt ngoài trời

bao gồm trọng lợng bản thân, tải trọng gió lớn nhất trong trạng thái không làm việc và tải trọng do độ dốc của đờng

Trờng hợp này tiến hành kiểm tra độ bền, độ ổn định toàn bộ cần trụ

Các trờng hợp tổ hợp tải trọng.

ở trạng thái làm việc của cần trục ngời ta tổ hợp các tải trọng tác dụng lên máy trục

và chia thành các tổ hợp tải trọng sau:

Tổ hợp Ia, IIa : tổ hợp tải trọng tính toán khi cần trục đứng yên khởi động hoặc hãm

từ từ cơ cấu nâng (Ia), khởi động hoặc hãm đột ngột (IIa)

Tổ hợp Ib, IIb : tổ hợp tải trọng tính toán khi cần trục di chuyển tiến hành khởi động hoặc hãm từ từ cơ cấu quay, thay đổi tầm với (Ib), khởi động hoặc hãm đột ngột cơ cấu quay, thay đổi tầm với (IIb)

2 Chế độ làm việc.

Việc đánh giá chế độ làm việc ảnh hởng rất lớn đến công việc đánh giá, tính toán và

sử dụng chúng Trong một máy nâng (hay cần trục) các cơ cấu có thể làm việc với các ché

độ khác nhau nhng chế độ chung cho một máy trục đợc tính theo chế độ làm việc của cơ cấu nâng

Đánh giá chế độ làm việc của máy trục thông qua các chỉ tiêu chính sau đây:

a Hệ số sử dụng trong ngày

kng = số giờ làm việc trong ngày/24 giờ

Cần trục có thể làm việc liên tục để đáp ứng yêu cầu làm việc 3 ca trong một ngày với số giờ làm việc trong ngày của cần trục vaò khoảng 16 giờ

kng = 16/24 =0,66

b Hệ số sử dụng trong năm

kn = số ngày làm việc trong năm/365

Do cần trục làm việc có thời vụ nên trung bình một năm số ngày làm việc của cần trục vào khoảng 200 ngày

e Nhiệt độ môi trờng

Lấy theo nhiệt độ trung bình vào mùa hè t = 30 c° = 30° c ° = 30° c

f Cờng độ làm việc của động cơ

% 100

T T

T0: thời gian làm việc trong một chu kì.

T : tổng thời gian làm việc của cơ cấu

T0 = tm+ tv

T = tm+ tv + td + tp

Ztm: tổng thời gian mở máy:

- Cơ cấu nâng : 4 lần

- Cơ cấu quay, thay đổi tầm với: 2 lần

- Cơ cấu di chuyển : 1 hay 2 lần

- Thời gian một lần mở máy: tm= 2(s)

tv: tổng thời gian chuyển động ổn định của động cơ:

Thiết kế mụn học mỏy trục

- Cơ cấu thay đổi tầm với 0 , 64 ( ) 36 , 6 ( )

t p : Tổng thời gian phanh (chọn bằng 2 (s))

t d : Tổng thời gian dừng để phối hợp với các cơ cấu khác và chuẩn bị một mã hàng

8 , 84



Vậy ta lấy chế độ làm việc của máy là chế độ trung bình

Phần II

Tính toán cơ cấu di chuyển

I giới thiệu chung

Cơ cấu di chuyển giúp cho cần trục di chuyển từ nơi này đến nơi khác, từ cầu tàu này đến cầu tàu khác để thực hiện công tác xếp dỡ

Cơ cấu di chuyển của cần trục chân đế nói chung và cần trục Kirob 5T nói riêng là cơ cấu di chuyển trên ray bao gồm 1 cụm bánh xe đợc dẫn động bởi động cơ thông qua hệ thống truyền động cơ khí (hộp giảm tốc, khớp nối, bộ truyền bánh răng hở ) Để dừng chính xác cơ cấu di chuyển đợc trang bị phanhỗ Đờng ray của cơ cấu di chuyển đợc gắn cố

định trên nền, dọc theo cầu cảng Cơ cấu di chuyển đợc trang bị thiết bị kẹp ray để đảm bảo an toàn khi cần trục làm việc và khi có gió bão

II LựA CHọN Sơ ĐỒ TRUYỀN ĐộNG CủA cơ CấU.

Việc chọn sơ đồ truyền động có ý nghĩa rất quan trọng, ảnh hởng trực tiếp đến khả năng làm việc,và yêu cầu công nghệ chế tạo, lắp ráp của cơ cấu

Cơ cấu di chuyển của máy trục thờng đợc bố trí theo 2 dạng sơ đồ truyền động: truyền động riêng và truyền động chung

+Sơ đồ truyền động chung có u điểm là chỉ cần sử dụng một động cơ có thể truyền

động cho nhiều bánh xe chủ động nên độ đồng tốc giữa các bánh xe lớn hạn chế đợc khả năng di chuyển lệch cuả các bánh xe Nhng kích thớc của động cơ và hộp giảm tốc lớn nênthờng đợc dùng trong cơ cấu di chuyển cầu trục

+Sơ đồ truyền động riêng bao gồm nhiều cụm riêng biệt đợc bố trí ở hai bên đờng ray Mỗi cụm đều có động cơ và hộp giảm tốc riêng, động cơ có thể đợc bố trí dọc hoặc ngang so với trục ray

Với cần trục thiết kế chọn sơ đồ truyền động riêng do có những u điểm sau:

- Kết cấu gọn: điều này có ý nghĩa rất lớn đối với những cần trục cảng để đảm bảo

điều kiện kho bãi và tính cơ động của thiết bị vận tải, đảm bảo tàu, xe di chuyển trong lòngcần trục

- Kích thớc động cơ, hộp giảm tốc và các chi tiết truyền động khác nhỏ

Thiết kế mụn học mỏy trục

- Thuận tiện cho công tác bảo dỡng, sửa chữa, thay thế

Dựa theo cần trục mẫu chọn số bánh xe cơ cấu di chuyển cần trục là 12 bánh xe giúptạo lực bám tốt, trong đó dùng 4 bánh xe chủ động gồm 2 cặp bánh xe, mỗi cặp đợc truyền

động riêng từ 1 động cơ

Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyên với '2 bánh dẫn trên 1 cụm bánh xe.

Hình 2.1: Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển

1 Phanh 4.Hộp giảm tốc bánh răng nón

2 Động cơ điện 5.Bộ truyền bánh răng hở

3 Khớp nối 6.Bánh xe truyền động

* Nguyên lý hoat đống của cơ cấu (Hình 2.1)

Khi cấp điện động cơ (2) hoạt động truyền chuyển động vào hộp giảm tốc(4) qua khớp nối(3), trục ra của hộp giảm tốc sẽ đợc nối với bánh răng chủ động của bộ truyền bánh răng hở, bánh răng này quay thông qua bánh răng trung gian làm quay 2 bánh xe dẫn

động Khi ngắt điện của cơ cấu, dộng cơ ngừng hoạt động phanh (1) đóng, cần trục dừng lại

III TíNH TOáN Cơ CấU DI CHuyển

0

- Khi cần trục mang hàng: để xác định áp lực trong trờng hợp này ta tính trong mặt phẳng đờng chéo AC tại vị trí tầm với lớn nhất Khi đó áp lực lên bánh xe là lớn nhất.

Hình 2.2: Sơ đồ tính áp lực lớn nhất tác dụng lên bánh xe

c

DT DT c

l

l G R

21300 30

50000



Để tính các bánh xe về ứng suất tiếp xúc ta xác định tải trọng tơng đơng PBX lên bánh

xe vì trong quá trình làm việc các bánh xe chịu tải trọng thay đổi từ Pmax đến Pmin

0

) 940000

50000 1

(

1 1

2

1 )

1 (

1 1

2

1

G Q

k bx : hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu

Bảng (3-12) - sách Tính toán máy trục k = 1,2

Thiết kế môn học máy trụcPmax: t¶i träng lín nhÊt t¸c dông lªn b¸nh xe

*Chon ray Theo b¶ng TOCT 4121 - 64 s¸ch KÕt cÊu thÐp vµ theo ray mÉu chän ray

KP - 70 cã c¸c kÝch thíc tiªu chuÈn sau:

d: đờng kính ngõng trục d = 100mm

q0 = 15 KG/ m2 :cờng độ gió ở độ cao 10m so với mặt đất ở trạng thái làm việc

n = 1,2: hệ số kể đến sự tăng áp lực gió phụ thuộc vào chiều cao kết cấu so với mặt

đất

: hệ số quá tải phụ thuộc vào phơng pháp tính

Khi tính theo phơng pháp ứng suất cho phép  = 1

 = 0,6: hệ số tính đến ảnh hởng động của gió gây nén

c : hệ số khí động học phụ thuộc vào kết cấu

Tải trọng gió lớn nhất tác dụng lên một bộ phận cần trục ở trạng thái làm việc

W = i Fi

Tải trong gió gây ra đối với hàng

Với hàng nâng Q = 5T tra bảng đợc diện tích chắn gió của hàng

gc

F : diện tích chắn gió của kết cấu thứ i.

B c i

F 

FB: diện tích hình bao kết cấu

2 B

Thiết kế mụn học mỏy trục

Fcđ: diện tích chắn gió của chân đế Fcđ = B H k

B = 10,5m: chiều rộng của chân cần trục

H = 10,8m: chiều cao của chân

v W

N

 1000

60

33 5 , 38778

09 , 25

13 9550



dc

dc dn

Thiết kế mụn học mỏy trụck2: hệ số kể đến chuyển động làm việc của cơ cấu Bảng 1.21 k2= 1,2

Dựa vào điều kiện chọn hụp giảm tốc của cơ cấu với CĐ = 25% với

+/ Số vũng quay trục vào : 840 (v/ph)

+/ Cụng suất truyền : 7,5 (kW)

Ta chọn hộp giảm tốc trục vớt bỏnh vớt cú đặc tớnh sau:

+/ Cụng suất cho phộp trờn trục quay nhanh 6,96 kW

+/ Số vũng quay trục vào cú thể đạt tới 1000 (v/ph)

+/ Khoảng cỏch hai trục : 200mm

h h

l3(mm)

l4(mm)

h1(mm)

h2(mm)

a(mm)

A(mm)

Thiết kế mụn học mỏy trục

Tỉ số truyền chung :

Tỉ số truyền chung từ trục động cơ tới cơ cấu quay (vòng ngoài ổ bi) là :

1080 0,65

+/ nq = 0,65 (v/phút) : Tốc độ quay của cơ cấu.

5 Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy

Từ yêu cầu động cơ điện đợc chọn phải đảm bảo hệ số san toàn bám kb ≤ 1,2 ta xác định gia tốc lớn nhất cho phép trong trờng hợp lực bám ít nhất (để không xảy ra trợt trơn)

G G

, 1

12 , 0 602560 940000

81 , 9

53 , 33

m dc

bx dc

dc

bx t m

t

D G t

i

D G i

D W

2 0

2

2 0

0 0

.375

.).(

375

i i i

915 514 , 0 2 , 1 85 , 0 43 , 1 84 , 42 375

915 5 , 0 , 940000 85

, 0 84 , 42 2

5 , 0 5 , 38778

2

2 0

13 9550



dc

dc dn

)

m

M M

dn dn

dn dc

2

1 , 1 25

6 Tính chọn phanh

Mômen phanh đợc xác định theo yêu cầu sao cho khi cần trục di chuyển trên đờng ray trong khi mọi trờng hợp xảy ra hiện tợng trợt trơn trong thời kỳ phanh Khi phan đặt ở trục thứ nhất thì mômen phanh đợc xác định theo CT3-58

ph

i i ph

dc

dc bx dc

dc

bx t

ph

T

n D G t

i

n D G i

D

W

2 0

2 1

2 0 0

375

) (

375

.

idc = 42,84 tỉ số truyền cần cho bộ truyền

dc = 0,85 hiệu suất của cơ cấu di chuyển

G0 = 940000 (KG): trọng lợng cần trục

n = 915 v/ph: số vòng quay của động cơ

 = 1,2: hệ số kể đến ảnh hởng quá trình của các chi tiết máy quay trên trục cơ cấu

Thiết kế môn học máy trục

60 0

j

V t

53 , 33

t ph  

77 , 1 375

915 514 , 0 2 , 1 77

, 1 84 , 42 375

85 , 0 915 5 , 0 940000 85

, 0 84 , 42 2

5 , 0

i

D W W W k M

2

).

1

0 3

0 2

dc: hiệu suất di chuyển dc = 0,85

idc: tỉ số truyền chung của cơ di chuyển idc= 42,84

75 , 43

1

HGT i

i i

Theo tiêu chuẩn ta chọn i2 = 3,15

Vậy tỷ số truyền thực tế của cơ cấu di chuyển

i = i1 i2 = 13,6 3,15 = 42,84

*Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Bộ truyền thiết kế là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (=0)

Ta sẽ thiết bộ truyền theo yêu cầu có khoảng cách trục a = 300 mm

6

300 2 )

1 (

300 2 1

d

d2. 1  144 , 578 3 , 15  455 , 4

Tỉ số truyền chung đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển

Thiết kế môn học máy trục

57 , 43 21

T

T

.

3

max

Víi ni, Ti, ti lÇn lît lµ sè vßng quay, m«men vµ tæng sè giê lµm viÖc cña b¸nh r¨ng

) / ( 9 , 285 2

, 3

915

ph v u

/

8 , 2 8

, 2

ch F

* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

CT 6-33

t H

E H M

u K T Z

Z Z







.

1

2

Z

2 sin

cos 2



TCVN:  = 200,  = 00

76 , 1 40 sin

0 cos

7 , 1 0 cos 24

1 76

1 2 , 3 88

578 , 144 15 , 3 75

1 15 , 3

177 , 1 143000

2 875 , 0 76 , 1

Thiết kế mụn học mỏy trục

* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

 F

n W

F F

Y Y Y k T



.

2

1

Ư 1

300 588 , 1 82 016 , 0

.

588 , 1 6000

.

2

1

1 1

n d

k k T

d b k

o F F

F F

F FV

578 , 144 75

3 , 3 1 588 , 0 939 , 1 143000

2

939 , 1 658 , 1 17 , 1

658 , 1 1 17 , 1 143000

2

578 , 144 75 33 , 20 1

MPA k

Vậy răng thoả mãn điều kiện bền uốn

* Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải:

825 , 4 143

  360 ( ) )

( 8 , 79

) ( 8 , 79 825 , 4 593 , 16

max max

max

MPA MPA

MPA k

F F

qt F F

Vậy răng thoả mãn điều kiện quá tải

7 Tính toán các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển

a Trục bánh dấn

Bánh xe đợc lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt ở trên ổ lăn trong các hộp trục do

đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn ứng suất sẽ thay đổi theo chu kỳ

đối xứng, ứng suất do tính làm việc 2 chiều của cơ cấu di chuyển cũng xem nh biến thiên theo chu kỳ đối xứng

- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe

tg T F

w

0 cos 578 , 144

20 143000

2 cos

2

0 0

Thiết kế môn học máy trục

i i

i i d d

D G

td D G M M

1 , 0

2 2

2

2 2 0

2

m KG

n v Q G D

, 13

87 , 12 32 , 33 '

) / ( 4868 , 13 87 , 12 6168 , 0

) / ( 6168 , 0 054 , 0 46 , 0

2

,

1

.

2 , 1

2 2

2

2 2

2

m N M

m KG D

G

m KG

D G D

G D

G

d

i i

k i i roto i i q

i i

2

150640

14 , 2323

2

. max

m N P

P M M

ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng.

 

1

k n

mm N

1 ,

* Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Ta kiểm tra tại tiết diện nguy hiểm có khoét rãnh then

b h = 32 18 t1 = 11, t2 = 7,4

ứng suất uốn lớn nhất

u

u W

2 1 1 3

152135 120

2

11 120 11 32 32

120 14 , 3

2

32

mm W

d

t d t b d W

M



max

Wx: Mômen chống xoắn

 

 

) ( 54 , 321694

120 2

11 120 11 32 16

120 14

,

3

2

16

2

2 3

2 1 1 3

mm

x d

t d t b d

Thiết kế mụn học mỏy trục

0 3

2

6 6

0 1

10 544 , 5 10 86 13 10

4

10 4

10 386 , 1 10 86 , 13 10

1

Z

Z Z

Số chu kỳ làm việc tơng đơng

8 3 3

8 2 2

8 1

Q Z Q

Q z

U k

kt = 1,65.

988 , 1 41 , 59 9 , 0 74 0

8 , 1 25 , 319

65 , 1

55 , 191

.

a T T

T

T T

T T k

T n





Hệ số an toàn chung

5 , 1 ]ư

[ 975 , 1 9 , 17 988 , 1

9 , 17 988 , 1

2 2

n n

150640 2

m: Bậc của đờng cong mỏi m = 10/3

L: Tuổi thọ tính bằng hiệu vòng quay

6

10

60 n L