Thiết kế môn học máy trục

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,

CHƯƠNG 1

Giới thiệu và tính toán chung

1 Giới thiệu cần trục thiết kế

Từ nhiệm vụ đợc giao chọn cần trục thiết kế là cần trục KIROB sức nâng 10 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, có gió 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 hớng.-Có cơ cấu đảm bảo dịch chuyển vật trong mặt phẳng ngang và cân bằng hệ thống cần khithay đổi tầm với (sử dụng hệ thống cần cân bằng)

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

1.2 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 mõm quay đợc đỡ bằng hệ thống các con lăn ở phía 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

1.2.1 Cỏc bộ phận chớnh

17 16

15 14

Hình 1.1 Cần trục Kirop 10T

1- Cụm móc treo, 2- Puly đầu vòi, 3- Vòi, 4- Puly đầu cần, 5- Cần, 6- Cáp nâng,

7- Cáp giằng, 8- Thanh giằng đối trọng, 9- Thanh răng, 10- Đối trọng,

11- Tang nâng, 12- Chân, 13- Tang quấn cáp điện, 14- Cabin,

15- Phần quay, 16- Thanh giằng chân, 17- Cụm bánh xe di chuyển chữ thập.

1.2.2 Cỏc thụng số kỹ thuật

Cần trục chân đế thiết kế dựa theo mẫu của cần trục chân đế Kirob 10 (T) ở Xí nghiệp xếp

dỡ Hoàng Diệu Với các thông số kĩ thuật của máy mẫu ta chọn đợc một số thông số sau để tính toán

- Tầm với lớn nhất: Rmax = 30m

- Tầm với nhỏ nhất: Rmin = 8m

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN

2.1 Giới thiệu cần trục thiết kế và cỏc trường hợp tải trọng tớnh toỏn

2.1.1 Giới thiệu cần trục thiết kế

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 cầucảng 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

2.1.2.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 phân biệt 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

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

2.2 Lựa chọn sơ đồ 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 nên thờng đợc dùng trong cơ cấu di chuyển cầu trục

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 lòng cần trục

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

- 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 giúp tạo 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

Động cơ điện nối với trục và của hộp giảm tốc trục vít thông qua khớp nối, nửa khớp có dạng bánh phanh để lắp phanh điện từ việc làm này làm giảm kích thớc kết cấu, trục ra của hộp giảm tốc gắn với bánh răng nhỏ của bộ truyền hở, bánh răng nhỏ ăn khớp đồng thời với bánh rănglớn gắn chặt với hai bánh xe, cách làm này làm tăng số bánh chủ động của cần trục, làm giảm hiện tợng trợt trơn khi tải phân bố không dều trên các cụm

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

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

Khi cấp điện động cơ (1) hoạt động truyền chuyển động vào hộp giảm tốc(3) qua khớp nối(2), 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 (4) đóng, cần trục dừng lại

2.3 Tớnh toỏn 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

2.3.1 Hệ số sử dụng trong ngày

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

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

2 3 2 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

2.3 5 Cường 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:

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 và dỡ hàng

8 , 84

0

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

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

c

DT DT c

l

l G R

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

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

Pmax: tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe

PBX = 0,932 1,2.169804,5 = 189909,35 N

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 = 10T tra bảng đợc diện tích chắn gió của hàng

gc k F

FB: diện tích hình bao kết cấu

2 B

W  

Fcb: diện tích chắn gió của cabin Fcb = 22,16m2

Với cabin c = 1,2  Wgcb = 15 1,2 1,2 0,6 22,16 = 287,2 KG=2872 N

Tải trong gió gây ra đối với chân đế

Wgcđ = cđ Fcđ

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

2.6.2 Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy

*Kiểm tra điều kiện bỏm

Từ yêu cầu động cơ điện đợc chọn phải đảm bảo hệ số an 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

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

13 9550



dc

dc dn

min max

)

m

M M

( )

1,82

Kết luận vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám

*Kiểm tra hệ số an toàn bám thực tế.

Thời gian mở máy thực tế khi không có vật:[1]

+ (G D i 2i): là tổng số momen quán tính các chi tiết máy quay trên trục 1, (Nm2)

+ idc : tỷ số truyền của cơ cấu di chuyển, idc = 42,84

+ ηdc : hiệu suất của cơ cấu di chuyển, ηdc = 0,85 [1]

+ Wtk = 39203(kW) : momen cản tĩnh của cơ cấu di chuyển khi không có hàng

+ n1 = 915 (v/ph) : Tốc độ quay của động cơ

+ Mm = Mmt = 424,8 (Nm), momen mở máy của tất cả động cơ

+ Mto : momen tĩnh do các lực cản tĩnh gây ra trên trục động cơ, (Nm)

Gia tốc thực tế khi mở máy

233

bx

G K

J d

+  = 0,12 : Hệ số bám cần trục di chuyển trên ray làm việc ở ngoài trời

+ d = 120(mm) : đờng kinh trục bánh xe

bx

G K

J d

*Kiểm tra điều kiện phát nhiệt

Động cơ đã chọn có công suất Nđc>Nt và cùng cường độ làm việc CD=25% nên không cần kiểm tra động cơ về điều kiện phát nhiệt

2.6.3 Chän hép gi¶m tèc

Để kích thước nhỏ gọn phù hợp với đặc điểm cảu cơ cấu ta chọn trục vít bánh vít có trục vào và trục ra nằm vuông góc với nhau do đó động cơ sẽ nằm dọc theo phương ray cho ta kết cấu nhỏ gọn.

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

+/ Số vòng quay trục vào : 840 (v/ph)

+/ Công suất truyền : 7,5 (kW)

Ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít có đặc tính sau:

+/ Công suất cho phép trên trục quay nhanh 6,96 kW

+/ Số vòng quay trục vào có thể đạt tới 1000 (v/ph)

+/ Khoảng cách hai trục : 200mm

+/ Tỉ số truyền : i gt =41,34

L

h h

l3(mm)

l4(mm)

h1(mm)

h2(mm)

a(mm)

A(mm)

+/ nq = 0,77 (v/phút) : Tốc độ quay của cơ cấu

2.6.4 Tỷ số truyền của bộ truyền hở

2 , 3 6 , 13

75 , 43

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

57 , 43 21

MPA MPA b

i n t T

T

.

3

max

Với ni, Ti, ti lần lợt là số vòng quay, mômen và tổng số giờ làm việc của bánh răng

) / ( 9 , 285 2

, 3

/

.8,28

,2max

max

MPA

MPA ch

F

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



ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Bảng 6-5 ZM = 274 (MPA)1/3

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

Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc

* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

 F

n W

F F

F

m d b

Y Y Y k T

2

1

Ư 1

kF: Hệ số trọng tải khi tính về uốn.

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:

825,4143

) ( 8 , 79 825 , 4 593 , 16

max max

max

MPA MPA

MPA k

F F

qt F F

13 9550



dc

dc dn

n

N

k1: hệ số mức độ quan trọng của cơ cấu bảng 1.21 k1 = 1,2

k2: hệ số kể đến chuyển động làm việc của cơ cấu Bảng 1.21 k2= 1,2

i i ph

dc

dc bx dc

dc

bx t

ph

T

n D G t

i

n D G i

2 0 0

.375

.).(

375

idc = 42,84 tØ sè truyÒn cÇn cho bé truyÒn

dc = 0,85 hiÖu suÊt cña c¬ cÊu di chuyÓn

60 0

j

V t

ph dc

ph 

25076.0,5 940000.0,5 915.0,85 1, 2.0,514.915

i

D W W W k M

2

).

1

0 3

0 2

dc: hiÖu suÊt di chuyÓn dc = 0,85

idc: tØ sè truyÒn chung cña c¬ di chuyÓn idc= 42,84

Mph = 1,2.(16405 + 12646,5 - 5076)

84 , 42 2

85 , 0 5 , 0

= 142,7 (N) = 14,27 (KG.m)

Mômen phanh đã chọn Mph = 20KG.m  14,27 KG.m

Kết luận: Phanh đã chọn đảm bảo yêu cầu làm việc

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

2.9.1 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 1

- Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang bánh dẫn sẽ xuất hiện khi

động cơ phát ra mômen mở máy lớn nhất Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy, mômen mở máy lớn nhất trên trục động cơ

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

Do ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên  = 1.

mm N



Chọn đờng kính trục đ = 120mm

* Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

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

 

) ( 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

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

1