Thiết kế cổng trục chức năng Q=20T phục vụ cho ngành xây dựng

Với việc cơ giới hoá trong xây dựng sẽ làm tăng năng suất lao động, tăng nhịp độ thi công cũng nh- đảm bảo chất l-ợng công trình và hạ giá thành sản phẩm, thậm chí trở thành nhân tố quyế

Bộ giáo dục và đào tạo Cộng hoà xã hội chủ nghĩa việt nam

phục vụ cho ngành xõy dựng

Họ và tên sinh viên: Đỗ Quang Thắng

Vừ Nguyờn Giang Huỳnh Kim Long Lớp : 08 C2 Ngành : Cơ Khớ Chế Tạo Mỏy

1 Đề tài thiết kế :

Thiết kế cổng trục sức nâng Q= 20 T phục vụ cho ngành xõy dựng

Các số liệu ban đầu làm thiết kế:

- Sức nâng Q = 20T; khẩu độ 3,5 (m)

- Hành trình xe con L = 3,5 (m)

- Chiều cao nâng:

+ Từ mặt ray : 8 (m) + Từ cốt âm so với mặt ray (13,5 m)là H = 21,5 (m)

- Tốc độ nâng 8 m/ph

- Tốc độ di chuyển xe con : 10 (m/ph)

- Tốc độ di chuyển cổng trục 32 (m/ph)

Chế độ làm việc : ặng Điều khiển từ Cabin

2 Nội dung các phần thuyết minh tính toán:

- Xác định kích th-ớc hình học của cổng trục

- Tính toán thiết kế:

+ Cơ cấu nâng vật + Cơ cấu di chuyển cổng trục + Cơ cấu di chuyển xe con + Kết cấu thép cổng trục

Thầy Nguyễn Thái D-ơng

5 Ngày giao đề tài thiết kế : Ngày tháng năm 2011

6 Ngày hoàn thành : Ngày tháng năm 2011

Cán bộ h-ớng dẫn tốt nghiệp (Ký tên và ghi rõ họ tên)

Lêi nãi ®Çu

Ch-¬ng I: Giíi thiÖu chung

I Giíi thiÖu chung vÒ cæng trôc

1.1 Giíi thiÖu chung 1.2 Xe con

1.3 C¬ cÊu di chuyÓn cæng

Ch-ơng II: Tính toán cơ cấu nâng

I Tính toán cơ cấu nâng

1.1 Lựa chọn pa lăng cáp, đ-ờng kính tang và puly

1.2 Sơ đồ dẫn động cụm cơ cấu nâng

1.3 Chọn và tính toán kiểm tra bền cụm móc treo

1.4 Lựa chọn ổ tựa cho móc treo

1.5 Tính toán cụm tang

1.6 Tính toán trục tang

1.7 Kiểm tra trục về độ bền quá tải

1.8 Chọn ổ lăn cho trục tang

II Tính công suất động cơ và chọn hộp giảm tốc cơ cấu nâng

II Tính toán bánh xe di chuyển xe con

2.1 Tải trọng tính toán tác dụng lên bánh xe

III Tính trục truyền cho cơ cấu di chuyển xe con

3.1 Sơ đồ trục di chuyển xe

3.2 Chọn khớp nối

3.3 Sơ đồ lực tác dụng lên trục

3.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn

3.5 Kiểm tra trục về độ bền quá tải

3.6 Chọn ổ lăn cho trục

3.7 Chọn khớp nối

Ch-ơng IV: Cơ cấu di chuyển cổng trục

I Lựa chọn ph-ơng án dẫn động cơ cấu di chuyển cổng

1.10 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

1.11 Kiểm tra trục về độ bền quá tải

1.12 Chọn ổ lăn

Lời nói đầu

- Trong những năm trở lại đây n-ớc ta đã và đang b-ớc vào công cuộc công nghiệp hoá, hiện đại hoá Do đó với sự đầu t- mạnh của nhà n-ớc vào nghành xây dựng cơ bản, nghành xây dựng cơ bản đã và đang có những b-ớc phát triển nhảy vọt tạo đà cho sự phát triển kinh tế và xã hội ở n-ớc ta Trong sự phát triển chung đó để có thể đáp ứng đ-ợc những yêu cầu về cơ giới hoá trong xây dựng dân dụng và công nghiệp, xây dựng cầu và các công trình thuỷ lợi cũng nh- các nghành khai thác chế biến dầu khí … ngành cơ khí chế tạo máy đã và đang có những tiến bộ v-ợt bậc về công nghệ tiên tiến, cũng nh- chủng loại sử dụng Trong điều kiện n-ớc ta hiện nay cùng với sự phát triển của khoa học công nghệ xây dựng và sản suất vật liệu xây dựng, máy xây dựng ngày càng đ-ợc hoàn thiện đã có thể tiến tới tự thiết kế, chế tạo các máy và các thiết bị hiện đại Với việc cơ giới hoá trong xây dựng sẽ làm tăng năng suất lao động, tăng nhịp độ thi công cũng nh- đảm bảo chất l-ợng công trình và hạ giá thành sản phẩm, thậm chí trở thành nhân tố quyết định đến sự hình thành một công trình hiện đại…Chính vì những lý do trên, máy xây dựng ngày càng có ý nghĩa và vai trò lớn hơn trong công tác xây dựng cơ bản nói riêng và nền kinh tế nói chung

- Sau một thời gian dài học tập và rèn luyện trong khoa co khí chế tạo tại Tr-ờng Cao Đẵng Công Nghệ Đà Nẵng, đ-ợc sự chỉ dạy tận tình nhiệt huyết của các thầy các cô và với sự cố gắng của bản thân, đã trang bị tốt cho sinh viên chúng em trong công việc sau này Đề tài tôt nghiệp chính là sự hệ thống lại toàn bộ kiến thức đã học và là cơ sở để đánh giá tốt qúa trình học tập của mỗi sinh viên.Với đề t¯i tốt nghiệp l¯ “Thiết kế cổng trục sức nâng 20 (tấn) phục phụ cho ngành xây d-ng ” Được sự chỉ b°o tận tình của các thầy trong khoa, đặc biệt là sự h-ớng dẫn chỉ bảo tận tình của thày giáo Nguyễn Thái D-ơng đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp đ-ợc giao đúng thời gian

và khối l-ợng công việc mà Bộ môn và các thày đã giao

- Với sự nỗ lực của nhóm để hoàn thiện cho đồ án tốt nhất Tuy nhiên với khả năng và điều kiện tài liệu ch-a cho phép dù có cố gắng nh-ng đồ án chắc chắn còn nhiều sai sót kính mong các thầy xem xét bỏ qua

- Một lần nữa em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới thày giáo Nguyễn TháI

Nghệ đã dạy bảo và giúp đỡ em trong suốt quá trình học tập và làm đồ án tốt nghiệp

Đà Nẵng , tháng năm 2011

Sinh viên thực hiện

Đỗ Quang Thắng

Vừ Nguyờn Giang Huỳnh Kim Long

Ch-¬ng I: giíi thiÖu chung

I Giới thiêu chung về thiết bị nâng - chuyển

- Máy trục là một loại máy nâng chuyển và vận chuyển một trong những phương tiện quan trọng cua việc cơ giới hoá các quá trình sản xuất tronh các ngành kinh tế quốc dân

Ơ nuớc ta hiện nay , ngành máy nâng chuyển là một ngành công nghiệp phát triển tương ương ngày càng cao về thiết bị vậng chuyển của các ngành kinh tế quốc dân Sự phát triển mạnh mẽ của công nghiệp , luôn mong muốn nâng cao năng suất lao động , do vậy phải phát triển ko ngừng cải tiến kỷ thuạt máy nâng va vậng chuyển

Công nghiệp xây dựng trước kia rất ít cần trục ,ngày nay thậm chí khi xây dưng nhỏ củng không thể thiếu cần trục chưa noi chi dên xây dựng toà nha cao tầng và kỷ thuật xây lap từng khối lớn , trong thời kì hội nhập lại càng chú trọng và không ngừng cải tiến kỷ thuật để đạp ứng được yêu cầu của nganh công nghiệp xây dựng

Trong ngành công nghiệp mỏ thì cần các loại thang tải xe kíp băng

tải…vv Trong ngành luyện kim có những cần trục nặng phục vụ kho chứa quặng và nhiên liệu…vv

Máy nâng và vận chuyển phục vụ nhà ở , những nhà công cộng ,các cưả hiệu lớn và các ga tàu điện ngầm như thang máy , trong đó co thang điện cao tốc cho các nhà cao tầng buồng chở người và thang điện liên tục , trong các siêu thị người ta dùng rất nhiều các thang cuống …vv

Trong nhà máy hay phân xưởng cơ khí thì người ta trang bị nhiều máy nâng chuyển di động như cần trục , cầu trục , cỗng trục dùng điện hay khí nen,thuỷ lưc đạt năng suất cao để di chuyển các chi tiết máy hoặc máy…vv Ngành máy nâng và vận chuyển hiện đại đang thực hiện rộng rãi việc cơ giới hoá quá trình vận chuyển trong các ngành công nghiệp và kinh tế quốc dân Sự phát triển của kỉ thuật nâng – vậng chuyển phải theo cải tiến các máy móc , tinh sảo hơn , giảm nhẹ trọng lượng , giảm nhẹ giá thành , nâng cao chất lượng sử dụng , tăng mức sản xuất , đơn giản hoá tự động hoá việc điều khiển và chế tạo nhửng máy mới nhiều hiệu quả để thoả mãn yêu cầu ngày càng tăng của nền kinh tê quốc dân

Ơ nước ta , máy nâng và vận chuyển cũng đả sử dụng rộng rải trong một số ngành như xếp dở hàng hoá ở các bến cảng nhà ga va đường sắt Trong công nghiệp xây dựng nhà ở trong các nhà máy luyện kim ,… và lâm nghiệp xây dựng công nghiệp và quốc phòng Trong tình hình kinh tế phát triển như hiện nay , máy nâng và vậng chuyển ngày càng trở thành nhu cau cấp bách

do nhu cầu sản suất ngày càng cao

Các loại máy nâng và vậng chuyển có thể phân ra thành hai loai :

+ Máy vận chuyển theo chu kỳ

Vật nặng được vận chuyển thành một dòng liên tục gồm các loại băng gầu

, băng tải , máy xúc liên tục xích tải vít chuyển …vv

+Máy vận chuyển theo chu kỳ

Bao gồm máy hoạt động có tính chất chu kỳ , có tác dụng di chuyển nâng

hạ , hoặc kéo tải , trong đó cơ cấu nâng tải là là cơ cấu chính được gọi là máy trục Loại này gồm các loại như kích tời , palăng , cần trục , cầu trục , cỗng

Trong đó cần trục , cẩu trục, cẩu trục, cỗng trục co thể vận chuyển vật nặng theo cả ba hướng trong không gian Để mang lại hiệu quả cao cho phương án thiết kế , ta cần phải nắm vững các đặc điểm về máy trục

+ các thông số cơ bản của máy trục:

Đặc tính của máy trục được biểu thị bằng nhửng thông số cơ bản sau :

- Chiều cao nâng hàng H (m)

Chiều cao nâng là khoảng cách từ mặt sàn , bải làm việc của máy trục đến

+ Chế độ làm việc của máy trục :

Máy trục làm viẹc theo chế độ ngắn hạn , lặp đi lặp lại Bộ phận làm việc bộ phận nâng hạ , di chuyển qua lại theo chu kì , ngoài thời gian làm việc

co thời gian dừng máy , tức la động cơ tắt , thời gian dưng dùng để sử dụng móc hay tháo móc để chuẩn bị cho chu kì tiếp theo Ngoài ra , mỏi quá trình chuyển động qua lại có thể phân ra các thời kì chuyển động không ổn định , như trong thời kì mở máy , phanh và thời kì ổn định

+ Chế độ nhẹ :

Đặc điểm của chế độ nhẹ là hệ số sử dụng tải trọng thấp kq = 0,5 , cường độ làm việc của động cơ nhỏ , trung bình khoảng 15% , số lần mở máy trong một giờ dưới 60 lần và co nhiều quảng ngắt lâu Trong nhóm này có cơ cấu nâng và cơ cấu di chuyển của cần trục sửa chửa , cần trục đặt trong không gian máy , cơ cấu di chuyển cần các cần trục xây dựng và cần trục cảng …vv

+ Chế độ trung bình :

Đặc điểm của các cơ cấu chế độ trung bình là chúng lam việc với những

tải trọng khác nhau , hệ số sử dụng tải trọng ,vận tốc làm việc trung bình , cường

độ làm việc khoảng 25% số lần mở máy trong một giờ đến 120 lần Trong nhóm máy này là tất cả các cơ cấu cần trục ở phân xưởng cơ khí và lằp ráp , cơ cấu quay của cần trục và palăng điện

+ Chế độ nặng :

Đặc điểm của chế độ nặng là hệ số sử dụng tải cao , kq = 1 , vận tốc làm việc lớn , cường độ làm việc 40% số lần mở máy trong 1 giờ là 240 lần

Trong nhúm này cú tất cả cỏc cơ cấu cần trục ở phõn xưởng cụng nghệ , ở kho cỏc nhà mỏy sản xuất hàng loạt lớn , cơ cấu nõng của cần trục xõy dựng

+ Chế độ rất nặng :

Đặc điểm lỏ tải trọng thường xuyờn làm việc tải trọng danh nghỉa

kq = 1 , vận tốc cao , cường độ làm việc trong kgoảng 40-60% số lần mở mỏy trong một giờ là 360 lần , tuộc nhúm mỏy này là tất cả cỏc cơ cấu cần trục ở phõn xưởng cụng nghệ và cỏc kho thuộc ngành luyện kim

+ Khi tớnh toỏn cỏc cơ cấu mỏy trục người ta phõn biệt ba trường hợp tải trọng tớnh toỏn đối với trạng thỏi làm việc và trạng thỏi khụng làm việc của mỏy như sau :

- Trường hợp 1 : tải trọng bỡnh thường của trạng thỏi làm việc bao gồm trọng lượng danh nghĩa của vật nõng và bộ phận mang , trọng lượng bản thang mỏy , cỏc tải trọng động trong quỏ trỡnh mở và hảm cơ cấu

- Trường hợp 2 : tải trọng lơn nhất của trạng thỏi làm việc bao gồm trọng lượng danh nghĩa của vật nõng và bộ phận mang , trọng lượng bản thõn mỏy , tải trọng động lớn suất hiện khi mở mỏy ,và phanh đụt ngột , hoăc khi mất điện , cú điện bất ngờ tải trọng giú lớn nhất khi làm việc và tải trọng do độ dốc lớn nhất cú thể Cỏc trị số tải trọng lớn nhất của trạng thỏi làm việc thường hạng chế bởi những điều kiện bờn ngoài như sự trược trơn của bỏnh

xe trờn ray trị số mụ men phanh lớn nhất , mo men giới hạng của khớp

nối…vv

- Trường hợp 3 : tải trọng lớn nhất của trạng thỏi khụng làm việc của mỏy đặt ngoài trời , bao gồm trọng lượng bản thõn ,tải trọng giú lớn nhất ,trạng thỏi khụng làm việc và tải trọng do độ dốc của đường , đối với trường hợp này chỉ tớnh toỏn cho cỏc chi tiết của bộ phõnj hảm giú cỏc thiột bị phanh hảm và cơ cấu thay đổi tầm với

II : Giới thiệu cỗng trục thi cụng :

1.1 Đặc điểm làm việc của cổng trục thiết kế:

a Mục đích sử dụng của cổng trục thiết kế:

- Cổng trục thiết kế để phục phụ các thiết bị và nâng hạ cửa đập của nhà máy thuỷ điện Đrâyhơlinh

b Yêu cầu về tốc độ , cấu tạo và điều khiển:

- Sức nâng của cổng trục Q = 20 (tấn); khẩu độ 3,5 (m); hành trình di chuyển của xe con L = 3,5 (m);

- Chiều cao nâng : Từ mặt ray : 8 (m)

+ Từ cốt âm so với mặt ray (cao 13,5 m) là H = 21,5 (m) + Tốc độ nâng 8 m/phút

- Tốc độ di chuyển xe con vx (max) = 60 (m/phút)

- Tốc độ di chuyển của cổng trục vc (max) = 120 (m/ph)

- Chế độ làm việc nặng Điều khiển từ Cabin

- Với nhiệm vụ thiết kế là cổng trục có sức nâng Q = 20 (tấn) và khẩu độ L

=3,5 m ta lựa chọn ph-ơng án thiết kế là cổng trục hai dầm xe con di chuyển trên ray đặt trên hai dầm Sơ đồ hình chung cổng trục thiết kế nh- hình 1.10

- Cổng trục này đ-ợc thiết kế với khẩu độ nhỏ, với hai chân đ-ợc liên kết cứng với dầm Nh- vậy sẽ giúp cho công việc lắp dựng đơn giản hơn, giảm thời gian do đó tăng năng suất lao động

a) Hình chung cổng trục thiết kế : ( Hình 1.10 )

1 : Cụm cơ cấu di chuyển 5 : Sàn công tác

2 : Giàn leo cổng trục 6 : Xe con di chuyển

Hinh 1.10 hỡnh chung của cổng trục

- Xe sử dụng trờn cỗng trục là x con đươc lưa chọn theo kờt cấu dầm cầu và tải trọng nõng của cổng trục Xe con di chuyển trờn ray đặt trờn hai dầm của cỗng trục bằng cơ cấu di chuyển chung Trờn xe con bố trớ 2 cơ cấu chớnh là : cơ cấu di chuyển xe con và cụm cơ cấu nõng tải trọng Q =20 (tấn)

- Cỏc thụng số cơ bản của xe con :

- Tổng trọng l-ợng xe con Qx= 7000 (kg)

- Chiều dài : L = 2600 (mm)

- Chiều rộng: B = 2600 (mm)

- Chiều cao: h = 380 (mm)

- Khoảng cách giữa 2 bánh xe: l = 2200 (mm)

a Cơ cấu di chuyển xe con

Cơ cấu di chuyển xe con nh- hình 1.12 :

Hình 1.12 : Cơ cấu di chuyển xe con

1 : Động cơ ; 2 : Phanh ; 3 : Hộp giảm tốc

4 : Bánh xe ; 5 : Khớp nối ; 6 : Gối đỡ trục bánh xe

Bánh xe di chuyển xe con nhận đ-ợc chuyển động chung từ động cơ 1, qua hộp giảm tốc 3 và đ-ợc khớp nối răng 5 truyền chuyển động tới hai bánh xe chủ động 4

đ-ợc chạy trên hệ thống ray đ-ợc lắp trên dầm chính của cổng trục

Cụm bánh xe bị động có tác dụng phân bố đều lực tác dụng lên cổng và để dễ dàng cho xe con di chuyển Cụm bánh xe chủ động đ-ợc liên kết với cụm bánh xe bị

động bằng các thanh thép CT3 có kết cấu dạng hộp

c Cụm cơ cấu nâng :

Cơ cấu nâng của cổng trục đ-ợc đặt trên xe con Ph-ơng án này có -u điểm là

tăng khối l-ợng của xe con và do đó làm tăng trọng l-ợng của dầm cầu đến 20

%

CHƯƠNG II I.Tính toán cơ cấu nâng

( H-ớng dẩn đồ án máy nâng ) (HD ĐAMN

( Máy và thiết bị nâng chuyển) ( M$TBNC)

1.1 Lựa chọn pa lăng cáp , đ-ờng kính tang và pu ly

( Bảng 2,6 – HDĐAMN ) bội suất palăng a = 3

Lực căng max trong pa lăng khi nâng vật

Smax=

r

p a 2

Q



 (N) (1,14 M$TBNC ) Trong đó :Q : Tải trọng nâng max

1 (

97 , 0 1 (

97 , 0

203200

= 36,42 (KN)

+ Kích thớc dây : Kích thớc dây cáp đợc chọn dựa vào công thức (2.10)

Từ lực nâng Smax ta đi lựa chọn cáp kéo theo lực kéo tĩnh

Smax.n  {Sđ}

 {Sđ} 36,42.6 = 218,52 (KN) {Sđ}: Lực kéo đứt của cáp Từ {Sđ} 218,52 (KN)

Ta lựa chọn cáp bện đôi kiểu DIEPA 1315Z –14 Có đ-ờng kính cáp dc= 14 (mm) {Sđ}= 220 (KN) b= 1800 (N/cm2)

1.2 Sơ đồ cụm dẫn động cơ cấu nâng :1 : Động cơ 2 : Khớp nối

3 : Phanh điện thuỷ lực 4 : Hộp giảm tốc

5 : Tang cuốn cáp ; 6 : ổ đỡ ; 7 : Cụm móc treo

Hình 1.15 : Sơ đồ cụm dẫn động cơ cấu nâng

1.3 Chọn và tính toán kiểm tra bền cụm móc treo :

H×nh 1.16 : KÕt cÊu mãc treo

-Tõ t¶i träng n©ng Q= 20(tÊn) ta chän mãc treo cã kÝch th-íc (nh- h×nh vÏ )

1.3 ) TÝnh to¸n mãc treo

-VËt liÖu chÕ t¹o mãc treo t¹i mÆt c¾t nguy hiÓm.MÆt c¾t A –A vµ I – I

-T¹i mÆt c¾t I-I tÝnh theo søc bÒn kÐo cã

k = 2

d

Q 4

  {} ( 3,1 M$TBNC ) {}: øng suÊt bÒn cho phÐp {} = 5000 6000 (N/cm2)

d : §-êng kÝnh ch©n ren d = 60 (mm) = 6 (cm)

7.14,3

200000

4

= 5199,5 (N/cm2)

 mÆt c¾t I – I tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn kÐo

- T¹i mÆt c¾t A-A : Ta coi mãc nh- thanh cong øng suÊt max kÐo thí trong mÆt c¾t

A=

2 /

.

D F k

e Q

(N/cm2) ( 2,2 HD §AMN)

F: Diện tích mặt cắt A-A thay mặt cắt đang xét bằng 1 hình thang

F =

2

B

.ho=

2

5 , 7 5 ,

2 1

5,105,7.2

1 B ) h B

(

r 2

1 2

e r



-(B2- B1) – 1

Trong đó :

r: khoảng cách từ tâm móc treo đến mặt cắt

r =

2 D

+ e2 (cm)

= 1,4  k= 0,615 Thay c¸c gi¸ trÞ vµo c«ng thøc trªn ta cã

A=

15.6,75.615,0

200000

e Q

=

D F k

e

(N/cm2) ( 2,6 HD §AMN)

D F k

e

=

15.6,75.615,0

4.200000

=

6 , 75

3)1147

øng suÊt tæng céng mÆt c¾t A-A theo thuyÕt bÒn ( 3,6 M$TBNC )

)5,2646.(

3)2,2294

ch: Giíi h¹n ch¶y Víi vËt liÖu chÕ t¹o lµ thÐp 20 ta cã ch= 25000 (N/cm2)

VËy øng suÊt max t¹i mÆt c¾t A’-A’vµ A-A tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn

1.4 Lùa chän æ tùa cho mãc treo :

- Vì móc treo chịu tác dụng chủ yếu của lực dọc trục vì vậy lựa chọn ổ tựa móc treo là ổ bị chặn 1 dãy có đ-ờng kính trong d = 80 (mm),bằng đ-ờng kính cổ móc d2=80 (mm).Kí hiệu ổ là 8316 cỡ trung có tải trọng tĩnh ổ chịu đ-ợc là

346 (KN).Đ-ờng kính ngoài ổ D = 140 (mm)

- Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ

ổ chọn phải đảm bảo

Q1 = k.Q < Coxét Q1= k.Q = 1,2.203200 = 243840 (N)

n 60

Lh (giờ)

Lh Thời gian phục vụ của ổ theo bảng phụ thuộc vào chế độ làm việc

Với chế độ làm việc nặng 10 (năm)= 10.000 giờ

n : Số vòng quay của pu ly cụm móc treo

n =

p

D

) 1 a (

v 60



 (v/ph)

2.8.60

d = 85 (mm) ; D = 150 (mm); d1= 106 (mm) ; B = 28 (mm) Đ-ờng kính bi r

= 19,84 (mm)

Hệ số khả năng làm việc Q = 120 (KN); và Qo=73 (KN)

- Xét ổ lăn có khă năng tải tĩnh Q = 120 (KN)> Tải trọng tác dụng lên ổ

Vậy ổ lăn đ-ợc chọn thoả mãn khả năng làm việc của ổ

Thanh ngang : thanh ngang đ-ợc chế tạo bằng vật liệu thép 45 vói giới hạn bền

b = 610 N/mm giới hạn chảy ch = 430 N/mm2 và giới hạn mỏi '

1

 =250 N/mm2 Momen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa :

1.5.1 ) Tính toán cụm tang :

1 Xác định đ-ờng kính tang

Đ-ờng kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc phải phù hợp với cáp

để tránh cáp bị uốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bền lâu cho cáp

Đ-ờng kính nhỏ nhất cho phép của tang đ-ợc xác định theo công thức (2.12 HD DDAMN)

Dt dc * (e -1)

e : Hệ số phụ thuộc chế độ làm việc và loại máy trục

( bảng 2-4 HD ĐAMN) e = 30

Dt 14 * ( 30 -1) = 406 (mm)

Ta lựa chọn tang có đ-ờng kính Dt= 520 (mm)

Đ-ờng kính tang kể từ tâm lớp cáp thứ nhất

D = Dt+ dc = 520 + 14 = 534 (mm) Chiều dài cáp có ích cuốn lên tang

L

c t

Số cáp toàn bộ cuốn lên tang

Chiều dài phần tang tiện rãnh

L2: Phần chiều dài gờ tang L2= t = 18 (mm)

L3: Khoảng cách ở giữa tang (phần không tiện rãnh ) đảm bảo góc lệch cáp

L3= L4+ 2.hmin.tg

L4: Khoảng cách giữa 2 puly ngoài của cụm móc treo L4=200 (mm)

hmin: Khoảng cách giữa trục tang và trục puly của cụm móc treo khi cụm móc treo ở

Hình 1.20 : Sơ đồ dẫn động cơ cấu nâng Chiều sâu rãnh cáp trên tang Với rãnh nông ta có

C = 0,4.dc= 0,4.14 = 5,6 (mm) Chiều dày của tang  Tính sơ bộ  = 0,02.Dt+ 8 (mm)

(Với vật liệu chế tạo tang là gang )

 = 0,02.520 + 8 = 18,4 (mm).Chọn  = 20 (mm)

 Kiểm tra bền tang :

Kiểm tra điều kiện bền của tang theo công thức ( 2,15)

=

2 t

) 2

D (

53 , 42 2



=

2

2.42530523,14.( )2

= 40 ( N/cm2 )

1 =  2 2

4 2

4, 25= 16,47 (KN/cm2)

 =

} {

} {

n

K



 lấy  = 0,8

53,42

= 2,914 (KN)

 : Gãc nghiªng r·nh kÑp 2  = 800 = 400

H×nh 1.21 : Côm c¬ cÊu kÑp c¸p Lùc t¸c dông lªn bu l«ng kÑp c¸p :

- Chän lo¹i kÑp c¸p lµ lo¹i cÆp r·nh thang Lùc t¸c dông

N =

0 0

o

40 cos f 40 sin

f f

15,015

,0

914,2





N = 8,37 (KN) ứng suất tổng trong bu lông kẹp có kể đến lực uốn

 =

z d 4

N n 3 , 1

1 2

u

d.z.1,0

l.N.n

Nu = 8,37 0

40 sin

15 , 0

= 1,953(KN)

+ Hệ số kể đến ứng suất do Mômen xoắn gây ra

{}K: ứng suất kéo cho phép của bu lông

{}K=

5,1

.8,

0 t

(KN/cm2) Chọn thép CT3 có T = 22 (KN/cm2)

{}K=

5 , 1

22 8 , 0

= 11,73 (KN/cm2)

ứng suất tổng trong bu lông

 =

4 ) 4 , 1 (

4

37 , 8 5 , 1 3 , 1

2

)4,1.(

4.1,0

953,1.5,1

= 2,652 (KN/cm2)

Xét thấy ứng suất cho phép của bulông {}K= {}ứng: ứng suất tổng

Vậy bu lông chọn thoả mãn điều kiện bền

1.6 Tính toán trục tang :

Trục tang :

- Bộ phận tang lắp trên trục và ổ trình bày trên hình vẽ sau (Hình 1.22) Vì ta sử dụng pa lăng kép nén vị trí của hợp lực căng dây trên tang không thay đổi và nằm ở

điểm giữa tang Trị số của hợp lực này bằng

R = 2 Smax= 2 42,53 = 85,06 (KN)= 85060 (N) Sơ đồ tính trục tang cho trên hình 2 Tải trọng lên may ơ bên trái (Điểm D)

1 : Trục vào nối với hộp giảm tốc 2: ống tang

3 : Trục tang 4 : Gối đỡ

Hình 1.23 : Biểu đồ nội lực trên trục

MB= 0

RA=

320 1800

120 R ) 120 1800

120 1 , 43475 )

120 1800

.(

9 , 41584

MC= RB 120 = 43406,9.120 = 5208828 (Nmm) -Trục tang không truyền Mômen xoắn chỉ chịu uốn Đồng thời trục quay cùng với tang khi làm việc nên nó sẽ chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng

- Vật liệu trục tang dùng thép 45 với giới hạn bền b= 600 (N/mm2)

+ Giới hạn chảy  ch= 430 (N/mm2) và giới hạn mỏi  -1’= 250 (N/mm2).ứng suất uốn cho phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức sau

{} =

' 1 '

k }.

1 , 0

1 , 0

M

 = 3 0 , 1 78

5208828

 90 (mm)

- Kiểm tra trục tại tiết diện có ứng suất tập trung lớn nhất Tại tiết diện (I-I).tại D lắp với trục tang có đ-ờng kính d = 110 (mm)

ứng suất uốn lớn nhất

u=

3 u

d 1 , 0

M

=

3

100.1,0

8024530

= 82 (N/mm2)

Số giờ làm việc tổng cộng

T = 24.365.A.kn.kng (giờ) Trong đó :

A : tuổi bền tính toán xuất phát từ chế độ làm việc và tuổi thọ phục phụ ta lấy A = 10 (năm)

a v

 = 3,14.(0,52 0,014)

3.8

 = 14,31 (v/ph)

CĐ : C-ờng độ làm việc của cơ cấu CĐ Nặng

Số chu kỳ làm việc t-ơng ứng với các tải trọng Q1;Q2;Q3

10

= 8

5 7

10.8497,5

10

= 1,426

Giới hạn mỏi tính toán

Hệ số chất l-ợng bề mặt ở đây lấy  = 0,9 (Bề mặt gia công tinh )

1 n

1

.

5 , 365 7

, 53 9 , 0 7 , 0 1

5 , 365



= 4,288

Hệ số an toàn cho phép theo bảng 1-8 {n}= 1,6

 Vậy tiết diện tại D thoả mãn điều kiện an toàn

Tại tiết diện gối A lắp ổ lăn Mômen tại đây đ-ợc tính nh- sau

MIII= RA..255 - RD.55= 40122,65.255 – 41584,9.55

MIII= = 7944106,25 (Nmm) ứng suất uốn lớn nhất

u=

3 III

III

d 1 , 0

M

=

3

110.1,0

25,7944106

Hệ số an toàn

n=

m b

1 n

1

.

5 , 365 685

, 59 9 , 0 7 , 0

81 , 1

5 , 365



= 2,13

Vậy trục cũng nằm trong giới hạn cho phép nên thoả mãn điều kiện bền

1.7 Kiểm tra trục về độ bền quá tải :

- Khi làm việc quá tải đột ngột (ví dụ mở máy ).Trục có thể bị biến dạng d- quá lớn hoặc bị gãy Để trục có thể làm việc bình th-ờng trục đ-ợc chọn phải thoả mãn điều kiện sau ta kiểm tra tại tiết diện có Mômen uốn max (tại D)

tđ= 2u  3 2  {}qt

Trong đó : u= u3

d 1 , 0

M

(N/mm2)

M : Mômen uốn trên trục M= 8024530(Nmm)

d : Đ-ờng kính trục d = 100 (mm)

u =

3

100.1,0

M

=

3

100.1,0

0

= 0(N/mm2)

 ứng suất t-ơng đ-ơng

tđ = 2u  u= 82 (N/mm2) { }qt: ứng suất quá tải cho phép

{ }qt 0,8 ch= 0,8 43 0 = 344 (N/mm2) Vậy trục đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện quá tải

1.8 Chọn ổ lăn cho trục tang

Đ-ờng kính đoạn trục để lắp ổ lăn d = 110 (mm)

- ổ đỡ trục tang chịu tác dụng chủ yếu của lực h-ớng tâm , Lực dọc trục rất nhỏ

ta có thể bỏ qua Nên ta lựa chọn ph-ơng án là ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy kí hiệu : 113522 cỡ nhẹ có đ-ờng kính trong d = 110 (mm); đ-ờng kính ngoài D

= 200 (mm) ; B = 53 (mm); r = 3,5 (mm);

+ khả năng tải tĩnh C = 227 (KN) Khả năng tải động Co= 281 (KN)

Kiểm tra khả năng tải của ổ ;

C = Q (n.h)0,3 CoTrong đó :

n =

p

D

) 1 a (

v 60



 (v/ph)

a : Bội suất pa lăng a = 3 ; Dp: Đ-ờng kính puly ; Dp= 110 (mm)

2.8.60

= 46,32 (v/ph)

h : Thời gian phục vụ h = 1000 (giờ)

Xét thấy Ctt < Cổlăn = 227 (KN).Vậy ổ lăn đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện bền cho phép

Chọn khớp nối của trục ra của Hộp Giảm Tốc

Trong khớp nối này ta dùng vành răng nh- trong khớp răng tiêu chuẩn Mômen khớp phải truyền bằng Mômen trên tang khi làm việc với tải trọng lớn

II.Tính công suất động cơ và chọn hộp giảm tốc cơ cấu nâng

2.1.Công suất động cơ đ-ợc tính theo tải trọng nâng danh nghĩa

N = Q V



*

(2,7 HD ĐAMN )

Qo : tải trọng nâng danh nghĩa Qo= 203200( N )

Qo = Q + Qm =200000 + 3200 = 203200 ( N )

V: Vận Tốc nâng V= 8(m/phút)= 8/60 (m/s)

c: Hiệu xuất truyền động cơ cấu c=0,94 hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối , suất phát từ bản số liệu ( 1.9 KTNC) vói giả thiết bộ truyền đ-ợc chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ

8.203200

=31,14 (KW)

T-ơng ứng với chế độ nặng , sơ bộ chọn động cơ điện 4A225M8Y3 có các

đặc tính sau đây :

- công suất danh nghĩa : Pdn=30 (KW)

- Số vòng quay danh nghĩa : ndc= 735 (v/ph)

- Hệ số quá tải : Tmax / Tdn = 2

- Cos a = 0,81

Tỉ số truyền của Hộp Giảm Tốc đ-ợc chọn

i1=

1 t

1 dc

n n

nt1: Số vòng quay của tang trong 1 phút

nt1=

D

a

V1

 = 3,14.0,52

3.8

=14,7 (v/ph)

i1 =

1 t

1 dc

n

n

= 7,14

735

= 50

2.2.Tiến hành kiểm tra động cơ cơ cấu nâng :

Với động cơ 4A225M8Y3 có công suất P = 30 (kw) nđc= 735 (v/ph)

Mtb: Mô men mở máy trung bình của động cơ Vì là động cơ dây quấn do đó

Mtb {Mgt} {M }: Trị số cho phép của mô men mà HGT có thể truyền đ-ợc

1: Trị số của Mômen mở máy Với chế độ làm việc nặng:1= 1,25

N: Số vòng quay trục vào n =735 (v/ph)

Ngt: Giá trị công suất truyền của HGT theo bảng ứng với số vòng quay trục vào

Mmtb: Mômen mở máy trung bình của động cơ

: Hệ số quá tải của động cơ  = 1,6

Mdn: Mô men danh nghĩa của động cơ

Mdn=

735

30.9550

ĐC

Mtang tang

=

9550

n R S

= 34 (kw)

n D

gt dc



(m/s)

Vn=

3.50.60

720.52,0.14,3

*

*)1(

)1(

*)98,01(

*2

)98,01(

*203200

.

1

0

i

m D

97,01(

97,01

2.52,0.40752

i

m D

S h c

Sh: Lùc c¨ng c¸p cuèn lªn tang khi h¹

97,01

i

m D

S h c

=

50.2

85,0.52,0.8,38348

= 339 (Nm)

- Thời gian mở máy khi nâng và hạ.( 3,3&3,5 HD ĐAMN )

tm=

) M M

.(

375

n D G

t m

tb dc 2



GD2: Mô men t-ơng đ-ơng của các khối l-ợng chuyển động quay và tịnh tiến

của cơ cấu quy về trục động cơ ( bảng 3,1 HD ĐAMN )

.ia

(Với khớp nối bố trí giữa động cơ và HGT là khớp nối trục đàn hồi kí hiệu MYB

-7 có đ-ờng kính đầu trục là 55 mm )

G: Khối l-ợng xe con di chuyển trên dầm cổng G = 7000 (kg) = 70000 (N)

: Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l-ợng các chi tiết quay chậm so với trụ động cơ  = 1,05-1,25 lấy  = 1,2

igt: tỉ số truyền của HGT : igt= 50

c: Hiệu suất truyền động cơ cấu c= 0,85

D: Đ-ờng kính tang tính đến tâm lớp cáp thứ nhất (m) D = 520 (mm)

Mt: Mô men cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng hay hạ vật

Mt= Mtn hoặc Mht=Mt+ Khi nâng Mt = 498,6 (Nm) + Khi hạ Mh= 339 (Nm)

+ khi n©ng an

m=

m n tt

) 52 , 0 (

(375

720.48,19

  0,034 (s)

vµ khi h¹ tmh=

)6,498577

(375

720.48,19

Hình 1.25 : Đồ thị gia tải trong chu kỳ làm việc của cơ cấu nâng

- Thời gian chuyển động ổn định

tôđ=

8

60.5,21

= 161,25 (s)

Tổng thời gian làm việc ổn đinh trong một chu kỳ

tôđ= 8.tôđ= 8.161,25= 1290 (s) Tổng thời gian chuyển động không ổn định

tm= tnm1+ thm1 + tnm2+ thm2

tm= 0,34 + 0,5 +1 +1= 2,84 (s) Thời gian làm việc

tlv= tôđ+ tm

tlv= 1290 + 2,84 = 1292,84 (s) Thời gian dừng trong một chu kỳ làm việc khi CĐ = 15 %

to= tlv(100%- 15% )/15% =

15

85.1293

3600 2 = 50  { nm}= 60 Giá trị của mô men t-ơng đ-ơng

d

2 ti m

tb 2

t t

t

t M t

M

, 2 25 , 1

25 , 161 ) 339 986

, 4 ( 84 , 2

 {Nđc}} (kw) {Nđc}}: Công suất động cơ đã chọn Nđc= 30 (kw) Xét Ntđ=139,52.720/9550  10,52 (kw)

{Nđc}} Nđc.Vậy động cơ chọn thỏa mãn điều kiện phát nhiệt

Tính phanh:

Phanh đ-ợc đặt giữa trục động cơ và hộp giảm tốc , trên trục quay nhanh của HGT Mô men phanh tính toán

Mph= kph.Mt (m) Trong đó :

Kph: Hệ số an toàn phanh Với dẫn động máy ở chế độ làm việc nặng 15% ta có k = 1,6

Mt: Mômen tĩnh trên trục phanh khi phanh

Mt=

i a 2

D Q

.c (Nm) ( 3,58 HD ĐAMN)

375

n.GD

t ph dc 2

D Q

.cDấu (+) ứng với khi nâng vật, dấu (-) ứng với cơ cấu khi hạ vật

GDk2: Mômen vô lăng khớp nối bánh phanh :

- Xét với khớp nối đàn hồi lắp với động cơ 4A225M8Y3 có công suất P = 30 (kw) nđc= 735 (v/ph)

Khi hạ: tphh= 56,56.735

375(900 352, 21) = 0,202 (s) Lực của lò so đóng phanh

P =





c

l G b l

l

2 1

(N)

Trong đó :

G: Trọng l-ợng của chi tiết đẩy với hệ thống tay đòn phanh G = 68 kg

: Hiệu suất tay đòn = 0,95

N: áp lực của má phanh lên bánh phanh

Hệ số ma sát f= 0,4(bảng 19-HD ĐAMN)

Trong đó : l1= 250 mm ; l2= 440 mm ; l3= 330 mm ; b= 43 mm ; c = 57 mm

P =

95 , 0 57

330 690 43

440

250

l G c P

3 3

Theo lực này có thể đi chọn tay đẩy thuỷ lực với tham số lực đẩy và hành trình tay

đòn Pt =

95,0.19,0

19,0.69057

,0

+Chiều rộng má phanh B =

p.H

N (cm); B =

2.4,222000

=44,643 (mm)

Hình 1.26 : Sơ đồ phanh điện thuỷ lực 2.3 Chọn khớp nối : Giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc th-ờng đặt khớp nối , chọn khớp nối ta căn cứ vào Mômen xoắn danh nghĩa trên trục động cơ

a)Tính toán chọn khớp nối giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc :

Mômen xoắn max trên trục động cơ

b.Kiểm tra bền khớp nối :

- Mômen xoắn max truyền qua khớp khi mở máy động cơ phải thoả mãn

c Mômen mở máy khi nâng vật

Mmax: Mômen mở máy max của động cơ Mmax= 636,656 (Nm)

n

i 2

u D S

 (Nm)

Sn: Lực căng cáp cuốn lên tang , khi nâng vật Sn= 4075 (N)

D: Đ-ờng kính tang đến tâm lớp cáp thứ nhất

u: Số nhánh cáp cuốn lên tang u = 2

igt: Tỉ số truyền Hộp Giảm Tốc igt= 50

Mtn= 498,6 (Nm) Thay các giá trị vào biểu thức trên ta đ-ợc

Md= 636,656- 498,6 = 138,056 (Nm) Một phần Md này tiêu hao trong việc thắng quán tính cho các chi tiết quay bên phía trục động cơ (ro to ,nửa khớp nối ) còn lại là phần Mômen d- truyền qua khớp

- Mômen vô lăng nửa khớp phía động cơ

D Q

2 2

G.D2=  (G.D2 + GK 2) + t

2D Q