ứng dụng công nghệ CAD/CAM để thiết kế, chế tạo bơm ben lái xe ô tô SCANIA

luận văn về ứng dụng công nghệ CAD/CAM để thiết kế, chế tạo bơm ben lái xe ô tô SCANIA

2x3 tấn

PHẦN I

GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ THIẾT BỊ NÂNG CHUYỂN

Máy nâng chuyển là loại máy dùng để thay đổi vị trí của đối tượng công tácnhờ thiết bị mang vật trực tiếp móc treo hoặc thiết bị mang vật gián tiếp như gầungoạm, nam châm điện, băng, gầu…

Máy trục là một loại máy nâng &vận chuyển, một trong những phương tiệnquan trọng của việc cơ giới hoá các quá trình sản xuất trong các nghành côngnghiệp –và xây dựng

Ở các nước tiên tiến, ngành máy nâng chuyển là một ngành công nghiệp pháttriển ngày càng cao,về thiết bị nâng chuyển của các máy trục.Sự phát triển mạnh mẻcủa công nghiệp,luôn mong muốn nâng cao năng suất lao động, do vậy phải pháttriển không ngừng cải tiến kỹ thuật máy nâng &vận chuyển

Công nghiệp xây dựng trước kia rất ít cần trục, ngày nay thậm chí khi xâydựng nhà nhỏ cũng không thể thiếu cần trục, chưa nói gì đến việc xây dựng toà nhàcao tầng và kỹ thuật xây lắp từng khối lớn,trong thời kỳ hội nhập lại càng chú trọng

và không ngừng cải tiến kỹ thuật để đáp ứng dươc yêu cầu của ngành công nghiệpxây dựng

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

Trong nhà máy hay phân xưởng cơ khí thì người ta trang bị nhiều máy nângchuyển di động như cần trục, cầu trục, cổng trục dùng điện hay khí nén,

thuỷ lực 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 giớihoá quá trình vận chuyển trong các ngành công nghiệp và kinh tế quốc dân Sự pháttriển của kỹ thuật nâng –vận chuyển phải theo cải tiến các máy móc,

tinh xảo hơn, giảm nhẹ trọng lượng, giảm giá thành, nâng cao chất lượng sử dụng,tăng mức sản xuất, đơn giản hoá và tự động hoá việc điều khiển và chế tạo nhữngmáy mới nhiều hiệu quả để thoả mãn yêu cầu ngày một tăng của nền kinh tế quốcdân

Ở nước ta, máy nâng và vận chuyển cũng đã sử dụng rộng rãi trong một sốngành như xếp dỡ hàng hoá ở các bến cảng nhà ga và đường sắt trong công nghiệpxây 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 vậnchuyển ngày càng trở thành nhu cầu cấp bách do nhu cầu sản xuất ngày càng cao Các loại máy nâng và vận chuyển có thể phân thành hai loại :

-Máy vận chuyển liên tục :

Vật nặng được vận chuyển thành một dòng liên tục gồm các loại băng gầu, băngtải, máy xúc liên tục, xích tải, vít chuyển… vvv

-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 cơ cấu chính được gọi là máy trục loại nàygồm các loại như kích tời, palăng, cần trục, cầu trục, cổng trục …vv

Trong đó cần trục, cầu trục, cổng trục có thể vận chuyển vật nặng theo cả bahướng trong không gian

Để mang lại hiệu quả cao cho phương án thiết kế, ta cần phải nắm vững các đặcđiểm về máy trục

*Các thông số cơ bản của máy trục:

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

+ Tải trọng nâng Q:

-Tải trọng nâng là đặc tính cơ bản của máy trục, bằng T hay N

-Tải trọng nâng gồm trọng lượng của vật cộng với trọng lượng của cơ cấumóc hàng.Tải trọng nâng có giới hạn rất lớn từ vài chục T đến hàng chục ngàn N.Trong thực tế sử dụng để thuận tiện người ta dùng đơn vị khối lượng : Kg, tấn

2x3 tấn

+ Chiều cao nâng hàng H(m)

-Chiều cao nâng là khoảng cách từ mặt sàn, bãi làm việc của máy trụcđến vị trí cao nhất của cơ cấu móc

*Chế độ làm việc của máy trục:

Máy trục làm việc theo chế độ ngắn hạn, lặp đi lặp lại Bộ phận làm việc bộ phậnnâng hạ, di chuyển qua lại theo chu kỳ Ngoài thời kỳ làm việc có thời dừng máy,tức là động cơ tắt.Thời gian dừng dùng để sử dụng móc hay tháo vật để chuẩn bịcho các thời kỳ tiếp theo Ngoài ra mỗi quá trình chuyển động qua lại có thể phân racác thời kỳ chuyển động không ổn định, như trong thời kỳ mở máy, phanh và thời

kỳ ổn định

+ Chế độ nhẹ:

Đặc điểm của chế độ nhẹ là hệ số sử dụng trọng tải thấp, kq0,5.Cường độlàm việc của động cơ nhỏ, trung bình khoảng 15%, số lần mở máy trong mộtgiờ,dưới 60 lần và có nhiều quảng ngắt lâu.Trong nhóm này có cơ cấu nâng và cơcấu di chuyển của cần trục sửa chửa, cần trục đặt trong không gian máy, cơ cấu dichuyển 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 làm việc với trọng tảikhác nhau, hệ số sử dụng trọng tải, vận tốc làm việc trung bình.Cường độ làm việckhoảng 25%, số lần mở máy trong một giờ đến 120 lần,trong nhóm máy này có các

cơ cấu nâng và di chuyển cần trục trong các phân xưởng cơ khí và lắp 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 việclớn,cường độ làm việc 40%,số lần mở máy trong 1 giờ là 240 lần.Trong nhóm này

có tất cả các cơ cấu cần trục ở phân xưởng công nghệ, ở kho các nhà máy sản xuấthàng loại lớn, cơ cấu nâng của cần trục xây dựng

+ Chế độ rất nặng :

Đặc điểm là cơ cấu thường xuyên làm việc tải trọng danh nghĩa kQ=1, vậntốc cao,cường độ làm việc trong khoảng 40-60%, số lần mở máy trong 1 giờ là 360lần.Thuộc nhóm máy này là tất cả các cơ cấu cần trục ở phân xưởng công nghệ và

các kho thuộc ngành luyện kim

Khi tính toán cơ cấu máy trục, người ta phân biệt ra ba trường hợp tải trọngđối với trạng thái làm việc và trạng thái không làm việc của máy trục như sau:

Trường hợp 1: tải trọng bình thường của trạng thi làm việc bao gồm trọng lượng

danh nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản than máy, tải trọngđộng trong quá trình mở và hãm cơ cấu

Trường hợp 2:tải trọng lớn nhất của trạng thi làm việc bao gồm trọng lượng

danh nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản thân máy, tải trọng độnglớn xuất hiện khi mở máy, và phanh đột ngột, hoặc khi mất điện, có điện bất ngờ tảitrọng gió lớn nhất khi làm việc và tải trọng do độ dốc lớn nhất có thể

Các trị số tải trọng lớn nhất của trạng thi làm việc thường hạn chế bởi nhữngđiều kiện bên ngoài như sự trượt trơn của bánh xe trên ray, trị số momen phanh lớnnhất, momen giới hạn của khớp nối …vv

Đối với trường hợp này tất cả các chi tiết trong cơ cấu được tính theo sức bềntĩnh

Trường hợp 3: tải trọng lớn nhất của trạng thi không làm việc của máy đặt ngồi

trời,bao gồm trọng lượng bản thân, tải trọng gió lớn nhất trọng trạng thi không làmviệc và tải trọng do độ dốc của đường.Đối trường hợp này chỉ tính toán cho các chitiết của bộ phận hãm gió, các thiết bị phanh hãm và cơ cấu thay đổi tầm với

Tải trọng tương đương xác định theo các đồ thị gia tải cơ cấu theo thời gian

PHẦN II

CHỌN VÀ TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CƠ BẢN CỦA

MÁY NÂNG, CƠ CẤU DI CHUYỂN VÀ CƠ CẤU NÂNG

2.1 Các thông số cơ bản của cầu trục thiết kế.

- Tải trọng nâng: Q=2x3 tấn (Cầu trục dùng 2 xe con để nâng vật, mỗi xe connâng tối đa được 3 tấn Cùng một lúc cầu trục có thể nâng được 6 tấn

- Chiều cao nâng hạ: H=8m

To: Thời gian làm việc của động cơ trong một chu kỳ hoạt động máy

T: Toàn bộ thời gian hoạt động của cơ cấu trong một chu kỳ

+ Số lần mở máy trong một giờ: 120 lần

+ Máy làm việc theo chế độ tải trọng lặp đi lặp lại (đóng mở thường xuyên) Máythông thường nâng tải vừa, nhiều khi nâng tải tối đa

Dựa vào các phân tích trên, cùng với các thông số về tải trọng, chiều caonâng hạ và khẩu độ, ta chọn các thông số vận tốc như sau:

Vận tốc nâng hạ: Vn=20 m/ph

Vận tốc di chuyển xe: Vxe=40 m/ph

Vận tốc di chuyển cầu: Vcầu= 100 m/ph

2.2 Chọn sơ đồ động học cho cầu trục:

2.2.1 Các phương án (PA) lựa chọn thiết kế dầm chính và dầm cuối.

2x3 tấn

*PA1: Dầm chính loại 1 dầm: Dầm chính chỉ có 1 dầm, hai đầu tựa lên các dầmcuối

- Dầm chính dạng chữ I palăng điện chạy ở các nhánh thép phía dưới

- Dầm cuối có kết cấu dạng hộp, có lắp bánh xe, bánh xe di chuyển dọc theo ray đặttheo vai cột của nhà xường

-Với phương án này, cầu trục thiết kế có kết cấu đơn giản, không gian hoạt độnglớn Loại này phù hợp với chế độ làm việc nhẹ

*PA2: Cầu trục dầm đôi có kết cấu dạng hộp:

-Dầm chính gồm 2 dầm có kết cấu dạng hộp, trên dầm chính có hai thanh ray để xelăn di chuyển

Hình 2.1 Kết cấu dầm chính dạng chữ I

Hình 2.2 Kết cấu dầm chính dạng hộp

-Dầm cuối có kết cấu dạng hộp, trên dầm có lắp bánh xe, di chuyển trên ray đặt dọctheo nhà xưởng trên các vai cột.

-Loại cầu trục này có kết cấu toàn bộ dạng hộp nên việc tính toán cũng tương đốiđơn

giản, giảm thời gian chế tạo và lắp ráp do có thể dùng phương pháp hàn tự động.Việc sửa chữa, bảo dưỡng loại cầu trục này cũng tương đối đơn giản

Cầu trục này phạm vi hoạt động lớn, thích hợp với việc sử dụng ở tải trọng trungbình và nặng

*PA3: Cầu trục kiểu dàn

- Hai dầm chính bao gồm một hệ thống khung dàn liên kết cứng với nhau bằng mốihàn Trên dầm chính có đặt hai thanh ray để xe con di chuyển

-Dầm cuối bao gồm hai dầm kiểu hộp, trên có lắp bánh xe di chuyển trên thanh rayđặt dọc nhà xưởng

-Kết cấu cầu trục dạng hai dầm kiểu dàn là một hệ không gian phức tạp, thường chếtạo bằng phương pháp hàn các thanh dằn lại với nhau Vì có nhiều thanh xiên vàthanh đứng nên phức tạp trong việc chế tạo Giá thành cao Chất lượng các mối hànphụ thuộc vào tay nghề của người công nhân Không áp dụng được phương pháphàn tự động, bảo trì, bảo dưỡng khó khăn, không thuận lợi Tuy nhiên, loại cầu trụcnày khối lượng nhỏ, phù hợp với tải trọng nặng và rất nặng

Ngoài ba phương án trên, trong thực tế còn nhiều phương án nữa nhữngkhông phổ biến và ít được sử dụng

Qua việc phân tích ba phương án trên, và với các thông số của cầu trục cầnthiết kê, ta thấy phương án 2 ( Hai dầm dạng hộp) là phù hợp hơn cả Nhược điểm

Hình 2.3 Kết cấu dầm chính dạng dàn

2x3 tấn

chủ yếu của loại cầu trục này là khối lượng lớn, tuy nhiên giá thành lại không cao,kiểm tra, bảo dưỡng dễ dàng

2.2.2 Phương án lựa chọn sơ đồ động học cơ cấu nâng.

Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng Ngoại lực làtrọng lực và lực quán tính tác dụng lên vật nâng Có hai loại cơ cấu nâng: cơ cấunâng dẫn động bằng tay và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện Trong trường hợp này

sử dụng cơ cấu nâng dẫn động bằng điện

Cơ cấu nâng phải đảm bảo độ an toàn, độ tin cậy và độ ổn định cao khi làm việc Dovậy, cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả cáckhâu Bộ phận tang ở đây dùng tang kép, quấn một lớp cáp, có rãnh cắt, đảm bảo độbền lâu cho cáp Bộ truyền được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôitrơn tốt Các ổ trục thường dùng ổ lăn, thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh máthường đóng

*PA1: Sơ đồ như hình vẽ sau:

Với phương án này, chuyển động được truyền từ động cơ đến hộp giảm tốcqua khớp nối Trục ra của khớp nối không trùng với trục tang mà thông qua một bộtruyền bánh răng ngoài Cơ cấu này dễ tháo lắp thành các bộ phận riêng biệt, thíchhợp khi dùng pa lăng đơn, tỷ số truyền trong hộp giảm tốc nhỏ nên hộp giảm tốcnhỏ Tuy nhiên kết cấu và kích thước cồng kềnh, phức tạp, nhiều chi tiết, tốn nhiều

ổ, tồn tại một bộ truyền ngoài nên không an toàn

*PA2: Sơ đồ như hình vẽ sau:

Hình 2.4 phương án 1

Phương án này có kết cấu nhỏ gọn hơn phương án trên, tuy nhiên trục tang

và trục ra của hộp giảm tốc là một nên rất khó chế tạo cũng như lắp ráp, bảo dưỡng.Lực trên tang phân bố không ổn định ảnh hưởng đến hộp tốc độ và độ an toàn của

cơ cấu

*PA3: Sơ đồ như hình vẽ sau:

Phương án này kết cấu nhỏ gọn, làm việc an toàn Tháo lắp, sửa chữa, bảodưỡng dễ dàng

Qua việc phân tích sơ đồ động học của cơ cấu nâng, ta thấy phương án 3 làtối ưu hơn cả, nên sử dụng phương án 3 làm phương án để tính toán, thiết kế cơ cấunâng

2.2.3 Chọn sơ đồ động học cho cơ cấu di chuyển xe con

*PA1: Sơ đồ động học như sau:

Hình 2.6 phương án 3

2x3 tấn

Phương án này nhỏ gọn, truyền động đơn giản, chiếm không gian nhỏ vàthuận tiện cho việc bố trí lên các xe lăn Phương án này tiện cho việc tháo lắp cácchi tiết ra thành từng cụm, tuy nhiên trục truyền quay với tốc độ bé, mô men xoắnlớn nên kích thước trục to

*PA2: Sơ đồ động học:

Phương án này đơn giản, làm việc chắc chắn Tuy nhiên hai bánh xe lắp cùngtrên một trục, khoảng cách không lớn lắm Hai bánh xe quay với vận tốc bé, mômen xoắn trên trục khá cao nên kích thước của trục lớn

Qua việc phân tích hai phương án trên, ta chọn phương án thứ nhất làmphương án để thiết kế và tính toán xe lăn

*Xác định kích thước hình học của xe con: Để xác định sơ bộ kích thước hình họccủa xe con, trước hết ta cần xác định kích thước của tang quấn cáp đặt lên xe

Dt  dc*(e-1) (2-12 [1] )

Dt: Đường kính tang đến đáy rãnh cắt

dc: Đường kính sơ bộ của cáp ( chọn sơ bộ dc=9,1 mm)

e=25: Hệ số đường kính tang (2-4 [1])

Dt9,1*(25-1)=218,4 mm 220 mm

Đường kính tang và ròng rọc như nhau nên ta có:

Dt=Dr=220 mm

Hình 2.8 phương án 2

Chiều dài tang:

L4=200 : Khoảng cách giữa hai ròng rọc ở ổ treo móc.

hmin=700: Khoảng cách nhỏ nhất có thể giữa trục tang với trục ròng rọc ổ treo móc

 : Góc nghiêng cho phép khi dây chạy trên tang

*PA2: Sơ đồ động học như sau:

Phương án này cho phép dẫn động ở khoảng cách lớn (L>12m) Các trụctruyền quay với tốc độ cao nên mô men xoắn bé, kích thước trục không lớn lắm

Hình 2.11 Phương án 1

Hình 2.12 Phương án 2

2x3 tấn

Tuy nhiên phương án này vẫn tồn tại nhiều khớp nối và trục truyền nên kết cấucồng kềnh, phức tạp

*PA3: Sơ đồ động học:

Phương án này kết cấu gọn nhẹ, có thể truyền động ở khoảng cách khá xa

Số khớp nối cũng như trục truyền ít nên cơ cấu ít cồng kềnh, làm việc an toàn Tuynhiên hai bánh xe thường quay không đồng bộ, vì vậy cần phải thực hiện đồng bộchuyển động quay bằng điện, cơ khí hay điện tử

Qua việc phân tích những ưu nhược điểm của các phương án, cùng với yêucầu của cầu trục cần thiết kế, ta chọn phương án thứ ba làm phương án thiết kế cơcấu di chuyển cầu lăn

Do khẩu độ L lớn hơn nhiều lần so với khoảng cách giữa các bánh xe trêndầm cuối, do vậy có thể xảy ra hiện tượng cầu trục đang di chuyển thì bị xô lệchmột bên làm cho thành bánh xe tiếp xúc với đường ray sinh ra lực cản phụ W, làmtăng tải trọng tác dụng lên cầu trục

Sơ đồ xác định khoảng cách bánh xe trên dầm cuối:

N

N

Để thắng lực cản W, thì hai động cơ, mỗi động cơ phải sinh ra thêm một lựcdẫn động là W/2.

Giả sử cầu trục bị xô lệch như hình trên Xét tại điểm D thì mô men tại D là:

M=

2

* L W

Xét đối với dầm cuối AD, mô men tại D do lực cản N giữa bánh xe và ray sinh rakhi bị xô lệch là:

* 2

* 2

2x3 tấn

PHẦN III

TÍNH ĐỘNG LỰC HỌC CỦA CÁC CƠ CẤU MÁY 3.1 Cơ cấu nâng:

Sơ đồ dẫn động cơ cấu nâng:

Lực căng lớn nhất (S max ) sinh ra ở nhánh dây cuốn lên tang khi nâng vật lên

t a

m

Q S





)

1(

)1(

0 max





 (2-19 [1])

SmaxSmax

Hình 3.1 Sơ đồ cơ cấu nâng

t=0: Số ròng rọc đổi hướngm=2: Số nhánh dây quấn trên tang.

t a

m

Q S





)

1(

)1(

0 max





98 , 0 ).

98 , 0 1 ( 2

) 98 , 0 1 ( 31500

* 2

31500





Công suất của động cơ khi nâng vật

Chọn sơ bộ đông cơ có sô vòng quay là 700 vong/phút Ta phân bố tỷ số truyềntrong hộp giảm tốc như sau:

* 14 , 3

2

* 20

2x3 tấn



* 1000

* 60

* 1000

* 60

20

* 31500

Hình 3.2 Sơ đồ dẫn động

A

B

Q=30000N

Tổng tải trọng do vật nâng tác dụng lên bánh dẫn (A và D) là pđ

Ta có phương trình mô men tại điểm C là:

Pđ*(L1+L2)=Q*L2

Pđ=

2 1 2

*

L L

L Q

 =30000350 *650650

Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D là PD, phương trình

mô men tại A là:

PD*(L3+L4)=pđ*L4

PD=

4 3 4

*

L L

L

p đ

 =19500550 *650650

 =10562,5 NVậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh D là:

 =0,8 (Do Q/G0 >1) Hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng (Bảng 3-13[1])

Kbx=1,2 Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu máy (Bảng 3-12 [1])

PD

bx=0,8*1,2*13062,5=12540 N

PA=pđ*

4 3

3

L L

2x3 tấn

PC= P’đ*

4 3

4

L L

PB=P’đ-PC=10500-5687,5=4812,5 N

PB max=2500+4812,5=7312,5 N

PB

bx=0,8*1,2*7312,5=7020 N

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ dẫn động của cơ cấu.

Lực cản tĩnh chuyển động của bánh xe gồm có lực cản do ma sát, lực cản do độ dốccủa đường ray và lực cản do gió ( bằng 0 do cầu trục hoạt động trong nhà)

Lực cản do ma sát tính theo công thức:

bx

D

d f Q

* 2

Wt=kt* W1+W2+W3=2,02*300+80+0=686 NNhư vậy, công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ là:

N= W t*V xe

(3-60 [1])

 =0,8: Hiệu suất cơ cấu di chuyển (Bảng 1-9 [1])

Nt=60*6861000*40*0,8=0,57 kw

3.3 Cơ cấu di chuyển cầu

Sơ đồ dẫn động cơ cấu:

Xác định tải trọng tác dụng lên bánh xe di chuyển của dầm cuối cầu:

Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm:

+Q=2x3 tấn=2x30000=60000N

+Qxe=2x10000 =20000 N

+Qc=100000 N

Sơ đồ xác định tải trọng tác dụng lên các bánh xe của cầu trục

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe khi hai xe đều nâng tải tối đa (phíabên trái cầu)

Xét mô men tại điểm B ta có được lực tại điểm A là:

Hình 3.4 Sơ đồ dẫn động cơ cấu

2x3 tấn

RA=

20000

*10000)

Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe khi không có vật nâng(Bên phải cầu)

Xét mô men tại A, ta tính được lực tác dụng tại điểm B là:

kbx=1,2 (bảng 3-12 [1]) Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu máy

Pbx=0,86*1,2*125000=129000 N

4.1.2 Chọn loại dây sử dụng cho cơ cấu:

Do cơ cấu làm việc với tốc độ cao nên chọn cáp thép làm dây cho cơ cấu Cáp thép

có độ bền, độ dẻo cao, dễ uốn cong, đảm bảo độ nhỏ gọn cho cơ cấu Đồng thờikhối lượng nhỏ và khi làm việc không gây ra tiếng ồn

Để cáp thép được bôi trơn trong quá trình làm việc, ta chọn cáp thép có lõi đay ởgiữa Nhờ lõi đay có chứa dầu, khi làm việc, cáp sẽ ép dầu bôi trơn chảy ra bôi trớncho cáp

Smax Smax

Hình 4.1 Sơ đồ cơ cấu nâng

2x3 tấn

Ta chọn loại cáp sau: TK-P6x19+10.c: Đây là loại cáp kép, có 6 tao cáp, mỗi taocáp có 19 sợi quấn quanh Và các tao cáp quấn quanh lõi bằng sợi đay Giới hạnbền các sợi thép nằm trong khoảng 15001800 N/mm2

4.1.3 Pa lăng giảm lực

Sử dụng pa lăng kép, công bội pa lăng a=2

Lực căng cáp lớn nhất tác dụng lên nhánh dây là: Smax=7954 N (Đã tính)Hiệu suất chung của pa lăng:p=0,99 (Đã tính)

4.1.4 Kích thước dây cáp:

Kích thước dây cáp xác định theo công thức 2-10 [1]

Smax*n Sd

Sd: Lực kéo đứt cáp tiêu chuẩn

n=5,5 Hệ số an toàn đối với chế độ làm việc trung bình (Bảng 2-2 [1])

Sd7954*5,5=43747 NTra bảng 5-2 [3] chọn cáp có đường kính dc=9,1 mm, lực kéo đứt Sd=45450 NDây cáp đã chọn phù hợp với đường kính dây cáp đã chọn trong phần 2.2.3

4.1.5 Các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc.

Trong phần 2.2.3 ta đã tính các thông số của tang và ròng rọc theo dây cáp đã chọn

Dc=0,8*220=176 mm

Bề dày thành tang xác định theo kinh nghiệm:

 =0,02Dt+(610)mm=0,02*220+(610)=12 mmKhi làm việc, thành tang bị nén, uốn và xoắn Do chiều dài toàn bộ của tang nhỏhơn 3 lần so với đường kính của nó, nên ứng suất uốn và ứng suất xoắn không vượt

quá 10%15% so với ứng suất nén Vì vậy, sức bền của tang kiểm nghiệm theoứng suất nén với ứng suất cho phép đã giảm thấp.

t

S K

 =0,8: Hệ số giảm ứng suất trên tang (Trang 22 [1])

k=1: Hệ số phụ thuộc lớp cáp quấn trên tang (Trang 22 [1])

2 , 44 12

* 12

7954

* 8 , 0

* 1

-Tên động cơ: AOC2-61-8-Công suất: P=10,5 KW-Số vòng quay: n=700 vòng/phút-Khối lượng: m=135kg

-Mô men rô to động cơ: (Gi.Di2)=7,2 Nm2

4.1.7 Tỷ số truyền chung:

Trong phần 3.1 ta đã tính được tỷ số truyền động chung từ động cơ đến trục tang là:

i0=12,59

4.1.8 Kiểm tra động cơ về nhiệt

Do cơ cấu làm việc ở chế độ trung bình nên ta có đồ thị gia tải trung bình của cơcấu như sau:

2x3 tấn

Cơ cấu sẽ làm việc với các trọng lượng vật nâng như sau:

-Q1=Q; Q2=0,75Q; Q3=0,2Q (Q: Tải trọng nâng tối đa)

Tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng tương ứng là: 2:5:3

Do động cơ điện đã chọn có công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầukhi làm việc Cho nên ta cần phải kiểm tra động cơ điện về nhiệt Để kiểm tra động

cơ điện về nhiệt, ta cần xác định các thông số tính toán trong các thời kỳ làm việccủa động cơ Các thông số cần xác định là:

-Trọng lượng nâng cùng bộ phận mang:

Q0=Q+Qm=30000+1500=31500 N-Lực căng trên dây khi nâng vật:

Sn=7954 N-Hiệu suất của cơ cấu không tính đến hiệu suất của pa lăng khi làm việc:

0 ,  * 

-Mô men trên trục động cơ khi nâng vật xác định theo công thức 2-79 [1]

, 0

0

*

*2

n 

76 , 0

* 59 , 12

* 2

2

* 2291 , 0

* 7954

-Lực căng dây trên tang khi hạ vật xác định theo công thức 2-22 [1]

Sh=

)1(

*

*)1(

0

a

t a

98 , 0

* ) 98 , 0 1 ( 31500

2

1 0 2



=7795 N-Mô men trên trục động cơ khi hạ vật tính theo công thức 2-80 [1]

Mh=

0

, 0

* 2

=7795*02,*229112,59*2*0,76=108 Nm-Thời gian mở máy khi nâng vật được xác định theo công thức 3-3 [1]

) (

375

* )

*

n m

I i i n

m

M M

n D G t

375

*

*

2 0 2 1

2 0 0

i a M M

n D Q

5 , 2 8 , 1 (  M dn  M dn

 =0,86: Hiệu suất của cơ cấu

Vậy, theo đồ thị gia tải, khi Q1=Q ta có:

) (

375

* )

*

n m

I i i n

m

M M

n D G t

375

*

*

2 0 2 1

2 0 0

i a M M

n D Q

n

m

* )

*

h m

I i i h

n D G t

375

*

*

2 0 2 1

2 0 0

i a M M

n D Q

h

m



h m

t

86 , 0

* 59 , 12

* 2

* ) 108 208 ( 375

700

* 2291 , 0

* 31500 )

108 208 ( 375

700

* 56 , 21

2 2

* 60

Q2=0,75*Q=0,75*30000=22500 N

Q3=0,2*Q=0,2*30000=6000 NCác thông số xác định tương tự, kết quả cho ở bảng sau:

lặp đi lặp lại không vượt quá công suất danh nghĩa của nó với cường độ làm việccho trước.

-Mô men trung bình bình phương trên trục động cơ xác định theo 2-73 [1]

M m2 * m t2 * v

-t m : Tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ khác nhau

-Mt: Mô men cản tĩnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gianchuyển động ổn định đó

-tv: Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tảitrọng

-t: Tổng thời gian động cơ làm việc trong một chu kỳ

Ntb=

9550

700

* 19 , 112 9550

*



dc

tb n M

=8,2 KWNhư vậy động cơ đã chọn có P=10,5 KW>Ntb=8,2 KW thỏa mãn yêu cầu làm việc

4.1.9 Tính chọn phanh

Phanh dùng để hãm hoặc điều chỉnh tốc độ của cơ cấu Nó có khả năng triệt tiêuđược động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay.Tất cả các máy trục đều phải có thiết bị phanh hãm, nhất là cơ cấu có động cơ làmviệc ở tốc độ cao, và trong đó, sự an toàn trong quá trình nâng hạ đều phụ thuộc vàokhả năng của thiết bị phanh hãm Do đó, cơ cấu nâng của cầu trục cần phải trang bịthiết bị phanh hãm để đảm bảo an toàn

2x3 tấn

Phanh được lựa chọn cho cơ cấu nâng là phanh má điện từ hành trình nhỏ Ta lựachọn trục ra của động cơ làm trục đặt phanh

Phanh này có những đặc điểm sau:

-Loại phanh này có kích thước nhỏ gọn hơn các loại phanh khác

-Lực phanh tác dụng đối xứng nên trục đặt phanh sẽ không bị uốn do áp lực

từ một phía như phanh một má nên độ bền phanh sẽ cao

-Đảm bảo sự đóng mở nhịp nhàng giữa má phanh với bánh phanh nên độ antoàn sẽ cao hơn cho cơ cấu nâng khi làm việc với tải trọng lớn

-Phanh thường đóng làm việc an toàn hơn phanh thường mở, khi có sự cố thìphanh vẫn đóng, vật nâng ở tư thế treo, không bị rơi đột ngột

-Đặt phanh trên trục động cơ thì mô men phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác Do

đó kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ và tính an toàn cũng cao hơn

Để chọn dược phanh làm việc có hiệu quả và an toàn, ta dựa vào giá trị mômen phanh yêu cầu để chọn lựa

Mô men phanh cần thiết được xác định theo công thức (3-14 [1])

Mp=

0

0 0

*

* 2

*

*

*

i a

D Q

* 2

* 2

86 , 0

* 2291 , 0

* 31500

* 75 , 1

 Nm

Sơ đồ phanh má điện từ hành trình nhỏ như sau:

(1): Bánh phanh(2,4): Má phanh.

(3,5): Tay đòn phanh(6): Nam châm điện(7): Tay đòn cơ cấu tạo lực phanh

(8): Lò xo tạo lực phanh(9): Lò xo phụ (Hỗ trợ nam châm điện)(10): Đai ốc nén lò xo chính

(11): Đai ốc dùng khi bảo dưỡng hoặc thay mới má phanh(12): Đai ốc điều chỉnh hành trình phanh

1 5

4

6 7

Hình 4.3 Sơ đồ phanh má điện từ

2x3 tấn

(14): Thanh đẩy(15): Vít hạn chế hành trình phanhLực đóng phanh xác định theo công thức (2-34 [1])

D: Đường kính bánh phanh D=180F: Hệ số ma sát giữa vật liệu bánh phanh thép C45 và vật liệu lótphanh (Dải amiăng loại Б theo ҐOCT 1198-55) Theo bảng 2-8 [1] lấy f=0,35OCT 1198-55) Theo bảng 2-8 [1] lấy f=0,35

* 35 , 0

* 18 , 0

216

=1814 NKhi mở phanh, lò xo chính bị ép thêm một khoảng làm cho lực sẽ tăng lên.Giả thiết tăng lên 10% so với ban đầu, nghĩa là cần lực đẩy:

P=1814 N

Pp=2080 N Chọn Pp=40 N

Pc=1814+40+420050 =1938 NLực lò xo chính lớn nhất khi mở phanh, giả thiết lón hơn 10% so với bínhthường:

* 18 , 0 216

Kiểm tra ap suất trung bình giữa bánh phanh và má:

* 180

* 14 , 3

360

* 3429

Vậy phanh làm việc an toàn

Khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo (2-35 [1])Với h1, hn là bước dịch chuyển lớn nhất của lõi ngang và bước dịch chuyển lớn nhấtcủa ngàm

Tỉ số truyền chung của hộp là i=12,59

*Phân phối tỷ số truyền:

Goi: in: Tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh

ic: Tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chậm

Các giá trị của hiệu suất tra trong bảng 2-1 [2]

-Mô men xoắn tính theo công thức sau:

Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép

-Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[2]

-Ứng suất uốn cho phép :

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của hai bánh đều bằng 1

Giới hạn mỏi uốn của thép 45:

1

* 344

* 5 ,

1 2 , 232

* 5 , 1

mm N

chọn sơ bộ hệ số tải trọng : k=1,3

chọn hệ số chiều rộng bánh răng :ψA=b/A=0,3

Tính khoảng cách trục theo công thức 3-9[2]:

A≥(i +1)*

2 6

* 10 05 ,



=

2 6

167

* 3 , 0

139 , 12

* 3 , 1 2 , 4

* 520

10 05 , 1

Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo :

)/(3)12,4(1000

*60

700

*219

*14,3

*2)1(1000

*60

*

*

*21000

*60

*

s m i

n A n

d V

219

* 2 1

* 2

i

A d

3 , 1 55 , 1

%k    ( khoảng sai lệch lớn )

Chọn lại khoảng cách trục : A 232 14mm

3 , 1

55 , 1

2x3 tấn

i m

A

) 1 2 , 4 ( 3

232

* 2 ) 1 (

2

* 30

* 3

* 392 , 0

139 , 12

* 45 , 1

* 10 1 , 19

.

10 1 , 19

2 6

1

2 1

6 1

b n Z m y

N k

=> σu2<[σ]u2 => thoả mãn điều kiện

Kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

2

3 6

.

) 1 (

10 05 , 1

n b

N k i

i A

139 , 12

* 3 , 1 ) 1 2 , 4 ( 2 , 4

* 232

10 05 , 1

mm N

Vậy ứng suất tiếp xúc quá tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải chophép của bánh nhỏ và bánh lớn là : (1300;1560) thoả mãn điều kiện

Kiểm nghiệp sức bền uốn :

Bánh 1 :[σ]uqt1=kqt σu=1,3*60,5=78,65N/mm2

Bánh 2:[σ]uqt1 = kqt σu =1,3*46=59,8 N/mm2

So sánh thấy : σuqt1<[σ]uqt1 = 360 N/mm2

σuqt2<[σ]uqt2 = 216 N/mm2

Thoả mãn điều kiện

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :

2

Chiều rộng bánh răng là :