GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ THIẾT BỊ NÂNG CHUYỂN
Giới thiệu chung
Ngày nay, sự phát triển không ngừng của khoa học kỹ thuật đã dẫn đến sự ra đời của nhiều máy móc hiện đại, trong đó có thiết bị nâng chuyển Những thiết bị này đóng vai trò quan trọng trong các ngành công nghiệp, giúp giảm sức lao động của con người trong quá trình vận chuyển Chúng có khả năng nâng và di chuyển những vật liệu, chi tiết có khối lượng lớn một cách dễ dàng, từ đó tăng năng suất lao động hiệu quả.
Hiện nay, thiết bị nâng chuyển đã trở thành phần không thể thiếu trong hầu hết các ngành công nghiệp, đặc biệt là trong ngành xây dựng Trước đây, cần trục ít được sử dụng, nhưng ngày nay ngay cả trong việc xây dựng nhà nhỏ, chúng cũng trở nên cần thiết Việc xây dựng các tòa nhà cao tầng và lắp đặt các khối lớn đòi hỏi sự chú trọng và cải tiến kỹ thuật không ngừng để đáp ứng nhu cầu ngày càng cao của ngành xây dựng trong thời kỳ hội nhập.
Trong ngành công nghiệp mỏ, việc sử dụng các thiết bị như thang tải và xe kíp băng tải là rất quan trọng Bên cạnh đó, ngành luyện kim cũng cần các cần trục nặng để phục vụ cho kho chứa quặng và nhiên liệu.
Máy nâng vận chuyển, bao gồm thang máy, thang điện cao tốc, buồng chở người và thang cuốn, được sử dụng rộng rãi trong các tòa nhà dân cư, công cộng, cửa hiệu lớn và ga tàu điện ngầm Đặc biệt, cầu thang cuốn là thiết bị phổ biến trong siêu thị, giúp nâng cao hiệu quả di chuyển cho người dùng.
Trong các nhà máy và phân xưởng cơ khí, thường được trang bị nhiều loại máy nâng chuyển di động như cần trục, cầu trục, cổng trục và bán cổng trục Những thiết bị này sử dụng nguồn năng lượng điện, khí nén hoặc thủy lực với năng suất cao, giúp di chuyển hiệu quả các chi tiết máy và thiết bị.
Ngành máy nâng và vận chuyển hiện đại đang thúc đẩy cơ giới hóa quá trình vận chuyển trong các lĩnh vực công nghiệp và kinh tế quốc dân Để đáp ứng nhu cầu ngày càng tăng, kỹ thuật nâng - vận chuyển cần cải tiến máy móc với thiết kế tinh xảo, trọng lượng nhẹ hơn, chi phí hợp lý, chất lượng sử dụng cao, và tăng cường sản xuất Đồng thời, việc đơn giản hóa và tự động hóa điều khiển cũng là yếu tố quan trọng trong việc chế tạo những máy mới hiệu quả hơn.
Các thông số cơ bản của máy trục
Tải trọng nâng bao gồm trọng lượng của vật và trọng lượng của cơ cấu móc hàng, với giới hạn rất lớn, từ vài chục tấn đến hàng chục ngàn tấn.
N Trong thực tế sử dụng để thuận tiện người ta dùng đơn vị khối lượng : Kg, tấn
Chiều cao nâng là khoảng cách từ mặt sàn, bãi làm việc của máy trục đến tâm thiết bị mang vật ở vị trí cao nhất
Tốc độ làm việc V(m/ph hay m/s):
+ Vận tốc nâng Vn: vận tốc của vật nâng hàng theo phương thẳng đứng
+ Vận tộc di chuyển cầu Vc: tốc độ di chuyển cầu trên ray
+ Vận tốc xe Vx : vận tốc của xe di chuyển trên dầm chính
Khẩu độ L (m) là thông số quan trọng thể hiện phạm vi hoạt động của máy trục, cụ thể là khoảng cách ngang giữa hai đường ray mà cầu trục hoặc cổng trục di chuyển.
Chế độ làm việc của máy nâng:
Máy nâng làm việc theo chế độ ngắn hạn với chu kỳ lặp đi lặp lại, bao gồm cả thời gian dừng máy để tháo lắp vật liệu Trong quá trình hoạt động, bộ phận làm việc và bộ phận nâng hạ di chuyển theo chu kỳ, với các giai đoạn chuyển động không ổn định như mở máy, phanh và thời kỳ ổn định Thời gian dừng máy cho phép sử dụng thiết bị nâng để chuẩn bị cho các giai đoạn tiếp theo.
Chế độ làm việc nhẹ đặc trưng bởi hệ số sử dụng cơ cấu thấp với trọng tải khoảng 0,5 và cường độ làm việc của động cơ chỉ đạt khoảng 15% Số lần mở máy trong một giờ ít hơn 60 lần, kèm theo nhiều quãng nghỉ dài Trong nhóm này bao gồm các cơ cấu nâng và di chuyển của cần trục phục vụ sửa chữa, cần trục trong không gian máy, cũng như các cơ cấu di chuyển cần trục xây dựng và cần trục cảng.
Chế độ làm việc trung bình của các cơ cấu nâng và di chuyển cần trục trong phân xưởng cơ khí và lắp ráp có trọng tải nâng khác nhau, với hệ số sử dụng đạt khoảng 0,75 Tốc độ làm việc trung bình và cường độ làm việc khoảng 25%, cho phép số lần mở máy lên đến 120 lần trong một giờ Cơ cấu quay của cần trục xây dựng cũng nằm trong nhóm này.
+ Chế độ làm việc nặng: Đặc điểm của chế độ nặng là hệ số sử dụng cơ cấu theo tải trọng cao, kQ=1, tốc
DUT.LRCC có độ làm việc lớn với cường độ khoảng 40%, có khả năng mở máy lên đến 240 lần trong một giờ Nhóm thiết bị này bao gồm tất cả các cơ cấu của cần trục phục vụ cho dây chuyền công nghệ tại các kho của nhà máy sản xuất hàng loạt lớn, cũng như cơ cấu nâng của một số cần trục xây dựng.
Chế độ làm việc nặng đặc trưng bởi các cơ cấu hoạt động liên tục với tải trọng danh nghĩa kQ=1, tốc độ cao và cường độ làm việc từ 40-60% Số lần mở máy trong một giờ cũng rất cao, cho thấy mức độ hoạt động liên tục và hiệu suất làm việc tối ưu.
300 lần Thuộc nhóm máy này có tất cả các cơ cấu của cần trục làm việc trong ngành luyện kim
Khi tính toán cơ cấu máy trục, cần phân biệt ba trường hợp tải trọng cho trạng thái làm việc và không làm việc của máy trục.
Tải trọng bình thường trong trạng thái làm việc của máy nâng xuất hiện khi máy hoạt động dưới điều kiện bình thường, với tải trọng nâng danh nghĩa và áp lực gió trung bình Trong trường hợp này, máy khởi động và phanh một cách êm dịu, và đường cần trục ở trạng thái bình thường Việc tính toán bền cho các chi tiết máy được thực hiện dựa trên mỏi, tuổi thọ, độ mòn, công suất động cơ và kiểm tra phát nhiệt cho thiết bị điện Lưu ý rằng trong quá trình tính bền mỏi và độ mòn, áp lực gió có thể không được tính đến.
Trong trường hợp 2, tải trọng lớn nhất trong trạng thái làm việc bao gồm lực cản tĩnh cực đại, tải trọng động cực đại khi mở máy và phanh đột ngột, áp lực gió lớn nhất, đường cần trục ở trạng thái xấu và góc dốc lớn Tất cả các chi tiết trong cơ cấu và kết cấu kim loại cần được tính toán theo sức bền tĩnh Trong trường hợp 3, tải trọng lớn nhất trong trạng thái không làm việc của máy bao gồm trọng lượng bản thân máy, tải trọng gió lớn nhất và tải trọng do độ dốc hoặc nghiêng mặt đường gây ra Cần kiểm tra độ bền và ổn định của toàn bộ máy cùng các bộ phận, đặc biệt là các chi tiết của bộ phận kẹp ray, thiết bị phanh hãm và các bộ phận của cơ cấu thay đổi tầm.
Các chỉ tiêu đặc trưng đánh giá mức độ làm việc của máy trục: [10]
1.Hệ số sử dụng của cơ cấu :[trang 5,(10)]
Qtb: tải trọng trung bình làm việc trong một ca, N
Qđm: tải trọng định mức (tải trọng nâng cho phép lớn nhất):
2 Hệ số sử dụng thời gian trong ngày:
Kng = Số giờ làm việc trong 1 ngày đêm/24 giờ
3 Hệ số sử dụng thời gian trong một năm:
Kn = Số ngày làm việc trong một năm/365 ngày
4 Cường độ làm việc của cơ cấu: [10]
Trong đó: t là thời gian chạy máy trong một chu kỳ làm việc t = t m t v t p
Tck là thời gian làm việc một chu kỳ của máy hoặc cơ cấu
t m là tổng thời gian mở máy, s
t v là tổng thời gian vận chuyển, s
Hình 1 1: Đồ thị tải trọng trung bình các cơ cấu máy trục ở chế độ làm việc trung bình
t p là tổng thời gian phanh, s
t n là tổng thời gian nghỉ, s
Thời gian chu kỳ Tck của máy trục thường không quá 10 phút
Ngoài ra còn có một số chỉ tiêu bổ sung như:
- Số lần mở máy trong một giờ
- Số chu kỳ làm việc trong một giờ
Giới thiệu các loại thiết bị nâng chuyển
Máy nâng chuyển là thiết bị công nghiệp được sử dụng để di chuyển các vật thể, thông qua các công cụ như móc treo, gầu ngoạm, nam châm điện, băng tải và nhiều thiết bị khác.
Các cơ cấu máy nâng làm việc ngắn hạn, lặp đi lặp lại và có thời gian dừng
Máy nâng chỉ có một chuyển động nâng hạ gọi là máy và thiết bị nâng đơn giản
Loại có từ hai chuyển động trở lên gọi là cần trục
Vận chuyển các vật theo hướng thẳng đứng và một số chuyển động khác trong mặt phẳng ngang, trong đó có cơ cấu nâng là cơ cấu chủ yếu
Chúng có thể làm việc trong nhà hoặc ngoài trời
Theo cấu tạo và nguyên lý làm việc, ta chia máy nâng thành các loại:
Cổng trục là một loại cần trục kiểu cầu, với dầm cầu đặt trên các chân cổng và bánh xe di chuyển trên ray dưới đất Thiết bị này được sử dụng phổ biến để bốc dỡ và vận chuyển hàng hóa thể khối, vật liệu rời trong các kho bãi, bến cảng và nhà ga đường sắt Ngoài ra, cổng trục còn được ứng dụng nhiều trong lắp ráp thiết bị trong các lĩnh vực khác nhau.
Cổng trục được phân loại theo kết cấu thép thành ba loại: cổng trục không có công xôn, cổng trục có một đầu công xôn và cổng trục có hai đầu công xôn Ngoài ra, theo công dụng, cổng trục còn được chia thành các loại như cổng trục cảng để bốc xếp container, cổng trục chân đế cho nhà máy thủy điện, và cổng trục phục vụ cho các hoạt động sản xuất, bốc xếp trong kho bãi.
2 Cầu trục: Được dùng chủ yếu trong các phân xưởng, nhà kho để nâng hạ và vận chuyển hàng hóa với lưu lượng lớn Cầu trục là một kết cấu dầm, hộp hoặc dàn, trên đó đặt xe con có cơ cấu nâng Dầm cầu có thể chạy trên các đường ray đặt trên cao dọc theo nhà xưởng còn xe con có thể chạy dọc theo dầm cầu (Hình 3)
Bán cổng trục là sự kết hợp giữa nửa cầu trục và nửa cổng trục, với cấu trúc di chuyển một bên trên đường ray cao dọc theo nhà xưởng và bên còn lại di chuyển trên ray mặt đất nhờ cơ cấu di chuyển.
Máy trục đặc chủng: là các loại máy đặc biệt dùng riêng theo yêu cầu nào đó (thang máy, máy trục bến cảng…) b Máy vận chuyển liên tục:
+ Vận chuyển vật liệu một cách liên tục, theo tuyến nhất định
+ Khi làm việc, quá trình vận chuyển, chất và dỡ tải được tiến hành một cách đồng thời
Vận chuyển vật liệu, sản phẩm và bán thành phẩm trong phạm vi một nhà máy, dây chuyền sản xuất, công trường, kho bãi, nhà ga và bến cảng là rất quan trọng Các hoạt động này thường diễn ra với cự ly ngắn, giúp tối ưu hóa quy trình sản xuất và lưu trữ Việc quản lý hiệu quả quá trình vận chuyển trong các khu vực này không chỉ tiết kiệm thời gian mà còn nâng cao năng suất lao động.
Theo nguyên lý hoạt động, máy vận chuyển liên tục được phân thành hai loại chính: máy vận chuyển cơ khí và máy vận chuyển bằng thủy lực hoặc khí nén Máy vận chuyển thủy lực hoặc khí nén chuyên dùng để chuyển các vật liệu rắn thông qua dòng chảy của chất lỏng hoặc khí trong các đường ống.
Máy vận chuyển liên tục bằng cơ khí được chia thành hai loại chính: máy vận chuyển có bộ phận kéo như băng tải và các kiểu máy vận chuyển khác như kiểu gầu, kiểu tấm.
GIỚI THIỆU VỀ BÁN CỔNG TRỤC
Tổng quan về bán cổng trục
Bán cổng trục được ứng dụng rộng rãi trong nhiều ngành kinh tế như lắp ráp cơ khí, luyện kim, xây dựng và cảng biển, giúp nâng bốc và vận chuyển tải trọng, phối liệu và thành phẩm Nhịp độ làm việc của máy nâng chuyển đóng vai trò quan trọng trong năng suất dây chuyền sản xuất Do đó, thiết kế hệ truyền động cho cơ cấu nâng hạ của bán cổng trục cần tuân thủ nghiêm ngặt quy trình kỹ thuật và đảm bảo tính kinh tế Trước khi thiết kế hệ truyền động, cần tìm hiểu các đặc điểm công nghệ và phân tích yêu cầu truyền động của bán cổng trục.
Bán cổng trục thường có 3 chuyển động chính:
- Chuyển động nâng hạ của cơ cấu nâng tải
- Chuyển động ngang của xe lăn
- Chuyển động dọc của xe cầu
Trong đồ án này, thiết kế hệ truyền động cho cơ cấu nâng hạ là yếu tố quan trọng nhất Để đề xuất các phương án hợp lý cho hệ truyền động, trước tiên cần phân tích các đặc điểm cơ bản và yêu cầu truyền động của cơ cấu nâng hạ bán cổng trục.
Động cơ truyền động trong cơ cấu bán cổng trục thường hoạt động ở chế độ ngắn hạn lặp lại với số lần đóng điện lớn Đặc biệt, động cơ nâng hạ cần có khả năng đảo chiều quay và mô men thay đổi rõ rệt theo tải trọng; khi không có tải, mô men không vượt quá 15-20% Mđm, trong khi cơ cấu nâng có thể đạt tới 50% Mđm Yêu cầu về khởi động và hãm cũng rất quan trọng, với quá trình tăng tốc và giảm tốc phải êm ái, đặc biệt trong thang máy và thang chuyên chở khách Mô men động phải được hạn chế theo tiêu chuẩn an toàn, và gia tốc cho phép ở các máy nâng tải trọng thường được quy định dựa trên khả năng chịu đựng phụ tải động Đối với cơ cấu nâng hạ bán cổng trục, gia tốc phải nhỏ hơn 0,2 m/s² để tránh giật đứt dây cáp.
DUT.LRCC được điều chỉnh để có độ rộng phù hợp và các đường đặc tính cơ đáp ứng yêu cầu công nghệ, bao gồm yêu cầu về dừng máy chính xác Điều này đòi hỏi các đường đặc tính cơ thấp và nhiều đường đặc tính trung gian nhằm đảm bảo quá trình mở máy diễn ra êm ái.
Yêu cầu về bảo vệ an toàn khi gặp sự cố là rất quan trọng trong hệ thống sản xuất Các bộ phận chuyển động cần được trang bị phanh hãm điện từ để giữ chặt các trục khi mất điện, bảo đảm an toàn cho người vận hành và các thiết bị khác Hệ thống cần có các công tắc hành trình để hạn chế chuyển động của các cơ cấu khi chúng đến vị trí giới hạn, đặc biệt đối với cơ cấu nâng hạ, chỉ cần hạn chế hành trình lên mà không cần hạn chế hành trình hạ.
Yêu cầu về nguồn và trang bị điện cho bán cổng trục là điện áp không vượt quá 500V, với mạng điện xoay chiều phổ biến là 220V và 380V, cùng với mạng điện một chiều 22V và 44V Các thiết bị điện trong hệ thống truyền động và trang bị điện của cơ cấu nâng hạ cần trục cần phải hoạt động tin cậy, đảm bảo năng suất và an toàn trong mọi điều kiện môi trường khắc nghiệt, đồng thời cũng phải dễ dàng thao tác.
Năng suất của máy nâng phụ thuộc vào tải trọng thiết bị và số chu kỳ bốc xúc trong một giờ Mỗi chu kỳ có khối lượng hàng bốc xúc khác nhau và thường nhỏ hơn tải trọng định mức, dẫn đến phụ tải cho động cơ chỉ đạt từ 60-70% công suất định mức.
Giới thiệu các loại bán cổng trục và các thông số kỹ thuật của bán cổng trục
Cổng trục là thiết bị nâng hạ thiết yếu, được sử dụng cả trong không gian ngoài trời và trong nhà xưởng Thiết bị này bao gồm một kết cấu thép với dầm chính kết nối với dầm ngang, trên đó có bốn bánh xe di chuyển trên đường ray Đầu còn lại của cổng trục liên kết với dầm đứng, cũng có bốn bánh xe di chuyển trên ray dưới mặt đất, tạo ra khả năng nâng hạ hiệu quả trong các môi trường công nghiệp.
Dầm chính của bán cổng trục thường có cấu trúc dạng hộp hoặc dàn, có thể là một hoặc hai dầm, với xe con và cơ cấu di chuyển chạy dọc theo dầm chính Hai đầu dầm chính được liên kết với dầm cuối và chân bằng hàn hoặc đinh tán, mỗi dầm cuối hay chân có hai cụm bánh xe, bao gồm cụm bánh xe chủ động và bị động Nhờ vào cơ cấu di chuyển của bán cổng trục kết hợp với xe con (hoặc palăng), thiết bị này có khả năng hạ tải ở bất kỳ vị trí nào trong không gian mà nó bao quát.
2.2.2 Phân loại bán cổng trục
Người ta có thể phân loại bán cổng trục như sau:
DUT.LRCC a Theo kết cấu dầm:
Chúng tôi cung cấp cổng trục dầm đơn và dầm đôi, bao gồm cả loại không có công xôn và có công xôn Sản phẩm của chúng tôi đảm bảo chất lượng cao và đáp ứng nhu cầu đa dạng của khách hàng Hãy liên hệ với chúng tôi để biết thêm thông tin về các loại cổng trục này.
Hình 2 1: Bán cổng trục dầm đơn không có conson
Hình 2 2: Bán cổng trục conson dầm đơn Q = 7,5T, LK = 4+16mm
DUT.LRCC b Theo công dụng:
Theo công dụng có các loại bán cổng trục công dụng chung và bán cổng trục chuyên dụng
Hình 2 3: Bán cổng trục dầm đơn kiểu dầm
Hình 2 4: Bán cổng trục dầm đôi không có conson
Bán cổng trục có công dụng chung được thiết kế tương tự như các loại bán cổng trục khác, nhưng có khả năng mang nhiều loại hàng hóa đa dạng Thiết bị chính sử dụng cho loại bán cổng trục này là móc treo, phục vụ cho việc xếp dỡ, lắp ráp và sửa chữa máy móc Với tải trọng không lớn, bán cổng trục này có thể kết hợp với gầu ngoạm, nam châm điện hoặc thiết bị cặp để xếp dỡ các loại hàng hóa nhất định.
Bán cổng trục chuyên dùng là thiết bị nâng chuyên biệt, được thiết kế để vận chuyển một loại hàng hóa cụ thể, chủ yếu được sử dụng trong ngành công nghiệp luyện kim Thiết bị này có khả năng làm việc với tải trọng lớn và thường đi kèm với các thiết bị chuyên dụng Cấu trúc di chuyển của bán cổng trục cũng được bố trí một cách hợp lý để tối ưu hóa hiệu suất làm việc.
Theo cách bố trí của cơ cấu di chuyển có bán cổng trục dẫn động chung và bán cổng trục dẫn động riêng d Theo nguồn dẫn động:
Có loại bán cổng trục dẫn động bằng tay và bán cổng trục dẫn động bằng máy
Bán cổng trục dẫn động bằng tay chủ yếu được sử dụng trong các công việc sửa chữa, lắp ráp nhỏ và nâng chuyển hàng hóa với tốc độ thấp Loại cổng trục này sử dụng cơ cấu nâng là palăng xích kéo tay, phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu độ chính xác và an toàn cao.
Bán cổng trục dẫn động bằng động cơ là thiết bị chủ yếu được sử dụng trong các phân xưởng sửa chữa và lắp ráp lớn, phục vụ cho công việc nâng chuyển hàng hóa với yêu cầu tốc độ cao và khối lượng lớn Cơ cấu nâng của loại bán cổng trục này được trang bị palăng điện, đảm bảo hiệu suất làm việc tối ưu.
Theo vị trí điều khiển có loại điều khiển từ cabin gắn trên dầm cầu Điều khiển từ dưới nền bằng hộp nút bấm
2.2.3: Các thông số kỹ thuật của bán cổng trục
Khẩu độ : L = 20 m Độ cao nâng hạ: H = 15 m
Vận tốc nâng: Vn = 7 m/ph
Vận tốc di chuyển bán cổng trục: Vc = 30 m/ph
Vận tốc di chuyển xe con : Vx = 20 m/ph
Dòng điện xoay chiều 3 pha: /= 220/380V tần số 50 Hz
Chế độ làm việc: Trung bình (N)
Giới thiệu các thiết bị liên quan
2.3.1 Cáp thép a Cấu tạo của cáp thép: Được chế tạo từ các sợi thép bằng phương pháp bện, các sợi thép được chế tạo bằng phương pháp kéo nguội, có độ bền cao (1400-2000N/mm 2 ) Các sợi thép bện thành tao cáp hoặc cáp bện đơn Tao cáp có thể có nhiều lớp sợi với đường kính sợi thép có thể khác nhau b Phân loại cáp thép:
+ Cáp bện đơn: được bện trực tiếp từ các sợi thép
+ Cáp bện kép: gồm các cáp bện đơn được bện quanh một lõi
+ Cáp bện ba: gồm các cáp bện kép được bện quanh một lõi
Theo đặc điểm tiếp xúc:
- Nếu các sợi thép trong cáp tiếp xúc nhau theo điểm ta có cáp tiếp xúc điểm Tượng tự ta có cáp tiếp xúc đường
Cáp bện được phân loại thành hai loại chính: cáp bện xuôi, trong đó chiều bện của các lớp sợi và các dây quanh lõi là giống nhau, và cáp bện chéo, khi chiều bện của các thành phần này ngược lại nhau.
Là bộ phận dùng đổi hướng dây cáp Rãnh ròng rọc cần đảm bảo các tiêu chí sau:
- Cáp không bị tuột khỏi rãnh khi vật nâng lắc
- Cáp vào và ra khỏi ròng rọc dễ dàng
- Cáp không đè lên thành bên của rãnh
- Không bị kẹt và bề mặt tiếp xúc giữa cáp và đáy rãnh lớn để giảm ứng suất tiếp xúc, cáp đỡ mòn
- Dễ bảo dưỡng và có độ tin cậy cao Để đảm bảo các tiêu chí này, các kích thước được quy định như sau: r = (0,53- 0,6).d
Là bộ phận cuốn dây trong cơ cấu nâng, biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến nâng, hạ vật
Tang thường có dạng ống trụ, hai đầu có mayơ để lắp với trục, chuyển động quay Vật liệu tang: gang hoặc thép
Bề mặt làm việc có thể được thiết kế nhẵn (tang trơn) hoặc có rãnh dạng ren tròn với bước lớn hơn đường kính cáp, nhằm tránh tình trạng cáp chà xát vào nhau (tang xẻ rãnh).
Tang có thể dùng để cuốn 1 lớp hoặc nhiều lớp cáp chồng lên nhau a) b) a) Tang trơn; b) Tang xẻ rãnh
2.3.4 Bộ phận mang tải a) Móc :
Là bộ phận mang vạn năng dùng để treo vật nặng, có thể sử dụng cho vật liệu bất kỳ
Móc treo rèn, dập, đúc, vật liệu là thép ít cacbon, thường dùng thép 20 Móc treo tấm, vật liệu là thép tấm CT38 hoặc thép 20
Tiếp diện thân móc có hình thang cong, giúp đảm bảo độ bền đồng đều và khối lượng tối thiểu Móc đơn thích hợp cho tải trọng nhỏ và vừa, trong khi móc 2 ngạch được sử dụng cho trọng tải vừa và lớn Cặp giữ cũng là một yếu tố quan trọng trong việc nâng đỡ.
Bộ phận mang tải chuyên dùng với vật liệu khối Thường sử dụng với loại vật liệu có hình dạng và kích thước nhất định c) Gầu ngoạm :
Bộ phận mang tải chuyên dùng với vật liệu rời ccn ccn
Có khả năng điều chỉnh theo kích thước vật nâng
Hình 2 9: Gầu ngoạm a) Loại 1 dây b) Loại 2 dây a)
PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ BÁN CỔNG TRỤC
Lựa chọn kết cấu dầm
Bán cổng trục kết cấu dạng hộp
Hình 3 1: Phương án dầm kết cấu dạng hộp
1- Chân bán cổng trục; 2- Dầm chính; 3- Động cơ;4- Nối trục và phanh; 5- Hộp giảm tốc; 6-Nối trục; 7-Bánh xe Kết cấu dạng hộp thuận lợi cho việc tính toán đơn giản, thời gian chế tạo và lắp ghép nhanh, việc bảo dưỡng cũng đơn giản Do đó giá thành giảm
Bán cổng trục kết cấu kiểu giàn
Dầm là một khung giàn gồm các thanh liên kết với nhau bằng hàn và bắt bulông
Hình 3 2: Phương án dầm kết cấu kiểu dàn
1-Chân bán cổng trục; 2- Dầm chính; 3- Động cơ; 4- Nối trục và phanh
5- Hộp giảm tốc ; 6-Nối trục ; 7-Bánh xe Với kết cấu kiểu này thì khối lượng dầm nhỏ, nhưng phức tạp, khó chế tạo vì nhiều chi tiết, quá trình chế tạo và lắp ráp mất thời gian, việc kiểm tra bảo dưỡng khó khăn
Do đó giá thành chế tạo cao
Kết cấu dầm có dạng chữ I
Hình 3 3: Phương án dầm kết cấu dầm chữ I
1- Dầm chữ I; 2- Chân cổng dạng hộp Dạng kết cấu này đơn giản, dễ tính toán, chế tạo, lắp ghép đơn giản, bảo dưõng kiểm tra dễ dàng nhưng chịu tải ít Phù hợp với những bán cổng trục có tải trọng nhỏ dưới 5 tấn và khẩu độ nhỏ
Kết luận: Dựa trên yêu cầu về số liệu ban đầu cho việc bán cổng trục, chúng tôi quyết định chọn kết cấu dầm hộp hai dầm, vì nó có khả năng chịu tải tốt và thiết kế đơn giản.
Phương án lựa chọn sơ đồ động học cơ cấu nâng
Cơ cấu nâng là thiết bị dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng, chịu tác động của trọng lực và lực quán tính Có hai loại cơ cấu nâng: loại dẫn động bằng tay và loại dẫn động bằng điện Trong trường hợp này, chúng ta sẽ sử dụng cơ cấu nâng dẫn động bằng điện.
Cơ cấu nâng cần đảm bảo an toàn, tin cậy và ổn định trong quá trình làm việc Do đó, việc chế tạo cơ cấu nâng phải được thực hiện nghiêm túc với chất lượng tốt ở tất cả các giai đoạn.
Bộ phận tang sử dụng tang kép với lớp cáp quấn và rãnh cắt, đảm bảo độ bền cho cáp Bộ truyền được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu và có khả năng bôi trơn tốt Các ổ trục thường sử dụng ổ lăn, trong khi thiết bị phanh hãm thường là phanh má thường đóng.
Phương án này cho phép truyền động từ động cơ đến hộp giảm tốc qua khớp nối, với trục ra không trùng với trục tang mà thông qua bộ truyền bánh răng ngoài Cơ cấu dễ tháo lắp thành các bộ phận riêng biệt, phù hợp cho pa lăng đơn, và hộp giảm tốc có kích thước nhỏ do tỷ số truyền thấp Tuy nhiên, thiết kế cồng kềnh và phức tạp với nhiều chi tiết và ổ, cùng với việc sử dụng bộ truyền ngoài, làm giảm tính an toàn.
Hình 3 4 Phương án sơ đồ cơ cấu nâng tang và động cơ nằm ở khác phía
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tộc; 4- Khớp nối; 5- Tang; 6-
Bánh răng ăn khớp ngoài
Phương án này kết cấu nhỏ gọn, làm việc an toàn Tháo lắp, sửa chữa, bảo dưỡng dễ dàng
Hình 3 5 Phương án sơ đồ cơ cấu nâng, động cơ và tang cùng phía và tang nối với trục ra HGT bằng nối trục đàn hồi
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Khớp nối; 5- Tang
Kết luận: Phân tích sơ đồ động học của cơ cấu nâng cho thấy phương án 2 mang lại nhiều ưu điểm vượt trội Do đó, phương án 2 sẽ được lựa chọn làm cơ sở để tiến hành tính toán và thiết kế cơ cấu nâng.
Chọn sơ đồ động học cho cơ cấu di chuyển xe con
Phương án này có thiết kế nhỏ gọn và truyền động đơn giản, chiếm ít không gian, thuận tiện cho việc lắp đặt trên xe lăn Nó cũng dễ dàng tháo lắp các chi tiết thành từng cụm Tuy nhiên, trục truyền quay với tốc độ thấp và mô men xoắn lớn, dẫn đến kích thước trục lớn.
Hình 3 6: Phương án sơ đồ trục truyền chậm, bánh xe nằm 2 phía hộp giảm tốc
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Khớp nối; 5- Bánh xe
Phương án này đơn giản và hiệu quả, với hai bánh xe được lắp trên cùng một trục Khoảng cách giữa hai bánh xe không lớn, khiến cho chúng quay với vận tốc thấp Tuy nhiên, mô men xoắn trên trục lại khá cao, do đó kích thước của trục cần phải lớn hơn.
Hình 3 7 : Phương án sơ đồ trục truyền chậm hai bánh xe nằm cùng phía HGT
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Khớp nối; 5- Bánh xe
Phương án này sử dụng cơ cấu dẫn động chung với trục truyền quay nhanh, trực tiếp kết nối với động cơ, giúp tiết kiệm diện tích với đường kính nhỏ Tuy nhiên, nó yêu cầu hai hộp giảm tốc, làm cho cấu trúc trở nên phức tạp.
Hình 3 8: Phương án sơ đồ trục truyền nhanh với hai hộp giảm tốc nằm ở 2 phía
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Khớp nối; 5- Bánh xe
Kết luận: Qua việc phân tích các phương án trên, ta chọn phương án thứ nhất làm phương án để thiết kế và tính toán xe lăn.
Chọn sơ đồ động học cho cơ cấu di chuyển bán cổng trục
Hộp giảm tốc này có thiết kế nhỏ gọn nhưng bộ bánh răng truyền ngoài không đảm bảo an toàn, chỉ phù hợp cho các cầu có trọng lượng trung bình.
Hình 3 9: Phương án sơ đồ cơ cấu di chuyển với hộp giảm tốc và cặp bánh răng ăn khớp ngoài
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Bánh xe ; 5- Bánh răng ăn khớp ngoài
Phương án này sử dụng hộp giảm tốc có kết cấu lớn hơn, đảm bảo an toàn cho các cầu có trọng lượng trung bình Cơ cấu di chuyển này không yêu cầu độ phẳng của ray quá cao.
Hình 3 10: Sơ đồ cơ cấu di chuyển bán cổng trục với hộp giảm tốc 3 cấp
1- Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4- Bánh xe
Phương án này sử dụng hộp giảm tốc có cấu trúc phức tạp hơn, mang lại sự đối xứng cao hơn, từ đó nâng cao độ ổn định của máy và cải thiện điều kiện làm việc Tuy nhiên, cơ cấu di chuyển này yêu cầu ray phải đạt độ phẳng cao hơn so với các phương án trước đó.
Hình 3 11: : Phương án sơ đồ di chuyển cơ cấu cân bằng
1-Động cơ; 2- Khớp nối và phanh; 3- Hộp giảm tốc; 4-Bánh xe; 5- Bánh răng ăn khớp ngoài
Kết luận: Qua việc phân tích các phương án trên, ta chọn phương án thứ ba làm phương án để thiết kế và tính toán DUT.LRCC
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG
Tính toán cơ cấu nâng
Trọng lượng bộ phận mang vật: Qm= 2500N
Vận tốc nâng: Vn= 7 m/ph
Chế độ làm việc của cơ cấu: Trung bình
1-động cơ điện; 2-Phanh; 3-Khớp nối; 4-Hộp giảm tốc; 5-Khớp răng đặc biệt; 6-Tang; 7-Dây cáp; 8-Ròng rọc cố định; 9-Ròng rọc di động; 10-Móc treo
Với cơ cấu hoạt động của động cơ điện và vận tốc cao, việc sử dụng cáp làm dây cho cơ cấu là lựa chọn phổ biến nhất trong ngành máy trục hiện nay.
Cáp TK-P6x19+10.c là loại cáp kép với 6 tao cáp, mỗi tao cáp gồm 19 sợi thép quấn quanh Các tao cáp được quấn quanh lõi bằng sợi đay, và giới hạn bền của các sợi thép dao động trong khoảng 1500 đến 1800 N/mm².
4.1.2 Palăng giảm lực Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng palăng giảm lực
Bán cổng trục được thiết kế chuyên dụng cho nhà xưởng, vì vậy để nâng cao hiệu quả làm việc, nên lựa chọn palăng kép với hai nhánh dây chạy lên tang Việc này tương ứng với trọng tải theo bảng quy định.
Hình 4 1: Sơ đồ cơ cấu nâng
2-6[10] chọn bội suất palăng a = 3 Palăng gồm bốn ròng rọc di động và ba ròng rọc không di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng
Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật xác định theo công thức 2-19[10] a t m
Q0 được tính bằng tổng Q và Qm, cụ thể là 150000 N cộng với 2500 N, cho ra kết quả 152500 N Hiệu suất của ròng rọc λ đạt 0,98 khi ròng rọc được lắp đặt trên ổ lăn và được bôi trơn tốt bằng mỡ, theo bảng 2-5 Bội suất của palăng được xác định là a = 3, trong khi số nhánh cáp cuốn lên tang là m = 2 Cuối cùng, t = 0 do số dây cáp trực tiếp cuốn lên tang không qua ròng rọc chuyển hướng.
2.(1−0,98 3 ).0,98 0 = 25932 (N) Hiệu suất của palăng xác định theo công thức 2-21[10] η p = S o
4.1.3 Tính kích thước dây cáp
Kích thước dây cáp được chọn dựa vào công thức 2-10[10]
Sd = Smax.n = 25932.5,5 = 142626 (N) với n = 5,5: hệ số an toàn bền của cáp bảng 2-2[10]
Dựa trên điều kiện theo công thức 2-10 với loại dây đã chọn và dưới hạn bền của sợi là σb00 N/mm², chúng tôi đã chọn đường kính dây cáp là dc = 5mm, có lực kéo đứt Sđ = 147500 N, theo Bảng 3 phụ lục của TCVN 4244-86.
Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu
Hình 4 2: Sơ đồ Pa lăng nâng vật
4.1.4 Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc a) Đường kính tang : Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức 2-12[10]
Với e% hệ số đường kính tang, theo bảng 2.4[10]
Dt ≥ 17,5.(25-1) = 420 mm Ở đây ta chọn đường kính tang và ròng rọc giống nhau: Dt = Dr = 450 mm xấp xỉ với đường kính tang yêu cầu
Ròng rọc cân bằng không phải là ròng rọc làm việc nên có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20%, so ròng rọc làm việc
Dc = 0,8.Dr = 0,8.450 = 360 mm b) Chiều dài tang :
Chiều dài toàn bộ của tang xác định theo công thức 2-14[10] đối với trường hợp Palăng kép
Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 12 m và bội suất Palăng a = 3
Số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh:
Trong đó: Z’0 = 2 số vòng dự trữ không dùng đến
Với bước rãnh cáp: t = dc+(2÷3) = 17,5+2 = 19,5 mm
Trong đó: dc: đường kính cáp
Chiều dài L1 là phần tang để cặp đầu cáp, nếu dùng phương pháp cặp thông thường thì phải cắt thêm 3 vòng rãnh nữa trên tang, do đó :
Tang được thiết kế với rãnh cắt và cáp cuộn một lớp, do đó không cần làm thành bên Tuy nhiên, ở hai đầu tang, trước khi vào phần cắt rãnh, cần giữ lại một khoảng L2 khoảng 20mm.
Khoảng cách L3, ngăn cách giữa hai nửa cắt rãnh, tính theo chỉ dẫn ở trang 21[10]
L4 = 400mm: khoảng cách giữa hai ròng rọc ngoài cùng giữa hai ổ móc treo hmin ≈ 800mm: khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các ròng rọc treo móc
1 trang 21[10], α góc cho phép dây cáp chạy trên tang bị lệch so với phương thẳng đứng
Vậy chiều dài toàn bộ của tang sẽ bằng:
Bề dày thành tang xác định theo công thức trang 22[10] δ = 0,02.Dt+(6÷10) = 0,02.360+8 = 15 mm
Kiểm tra sức bền của tang theo công thức 2-15[10] t
Smax là lực căng cáp lớn nhất ở nhánh cáp cuốn lên tang, với δ là chiều dày thành tang và t là bước rãnh Hệ số k = 1 áp dụng cho một lớp cáp, phụ thuộc vào số lớp cáp cuốn Hệ số φ = 0,8 được sử dụng để tính đến sự sắp xếp không đều của dây cáp trên tang Công thức tính σ n = k.φ.S max, với giá trị δ.t = 1.0,8.25932.
Tang được chế tạo từ gang xám (GX15-32) với giới hạn bền nén đạt 565 N/mm² Để xác định ứng suất cho phép, ta áp dụng hệ số an toàn k = 5, từ đó tính được σ = σbn / k = 565 / 5 = 113 N/mm².
Vậy: σn < [σ] tang đạt yêu cầu về nén
Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải tính theo công thức 2-78[10]
Vận tốc nâng vật (Vn) được tính bằng m/ph, với hiệu suất của cơ cấu (η) được xác định qua công thức η = ηp.ηt.η0 Cụ thể, ηp là hiệu suất pa lăng đạt giá trị 0,98, ηt là hiệu suất tang là 0,96 (theo bảng 1-9), và η0 khoảng 0,90 là hiệu suất của bộ truyền bao gồm cả khớp nối, dựa trên số liệu từ bảng 1-9 Tổng hiệu suất η được tính là 0,85.
Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện MT51-8 có các đặc tính sau đây:
Công suất danh nghĩa: Ndc = 22 kW
Số vòng quay danh nghĩa: ndc = 723 vg/ph
Hệ số quá tải: max 3,0
Mômen vô lăng: (Gi.Di 2)rôto = 44N/m 2
Khối lượng động cơ: mdc = 270kg
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức 3-15[10] t dc n i 0 n n đc - Số vòng quay danh nghĩa của động cơ, vg/ph
Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước, vg/ph n đc = v n a π.D 0 = 7.3 π.(0.36+0.0175) = 17,7 vg/ph trong đó: D0 - là đường kính tang tính đến tâm dây cáp, m
Do đó tỷ số truyền cần có: i 0 = n đc n t = 723
4.1.7 Tính và chọn phanh Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ Mômen phanh được xác định theo công thức 3-14[10]
Với k = 1,75 – hệ số an toàn phanh đối với chế độ trung bình, bảng 3-2[10]
Do = 0,3775m – đường kính tang tính đến tâm cáp
= 0,85 – hiệu suất của cơ cấu i 0 = 41 – tỷ số truyền chung a = 3
Việc lựa chọn phanh cho máy nâng là rất quan trọng để đảm bảo an toàn và điều kiện làm việc bình thường, theo quy định của TCVN 5865-1995.
Phanh má kiểu điện từ có kích thước nhỏ gọn và hoạt động hiệu quả, nhưng không thể điều chỉnh tốc độ hút của nam châm điện, dẫn đến quá trình phanh không êm ái Để khắc phục nhược điểm này, việc sử dụng phanh má kết hợp với con đẩy thủy lực là một giải pháp tối ưu Con đẩy thủy lực cho phép điều chỉnh tốc độ đẩy, giúp quá trình phanh diễn ra êm dịu và mượt mà hơn, tránh hiện tượng giật.
Hình 31 minh họa sơ đồ nguyên lý của phanh má sử dụng con đẩy thủy lực Dựa trên mômen phanh yêu cầu, phanh má với con đẩy thủy lực được chọn là TT-320 với ký hiệu M ph.
1- Bánh phanh; 2- Má phanh; 3- Tay đòn phanh; 4- Thanh đẩy; 5- Thanh truyền; 6- Lò xo; 7- Con đẩy thủy lực; 8- Cái hạn chế hành trình; 9- Đai ốc e b a
Hình 4 4: Phanh má thuỷ lực
Bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, trục ra và trục vào quay về một phía
Các thông số cần thiết:
+ Số vòng quay trục vào: n1 = 723vg/ph
+ Động cơ dẫn động: N = 22Kw
+ Tỉ số truyền chung của hộp là: i = 41 a) Phân phối tỷ số truyền:
Trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thông qua bộ truyền ngoài
Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh được ký hiệu là icn, trong khi tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm là icc Để đảm bảo điều kiện bôi trơn, tỷ số truyền icn cần thỏa mãn công thức: icn = (1,2÷1,3).icc Do đó, chúng ta chọn icn = 1,2.icc.
{i cn i cc = 41 i cn = 1,2i cc Vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau: icn= 7; icc=5,85
Xác định số vòng quay, công suất và momen xoắn trên các trục I, II, III của hộp giảm tốc
Số vòng quay : n1 = n = 723(vg/ph) n2 = n 1 i cn = 723
Công suất : NI = N.ηcặp ổ = 20,9.0,955 = 19,96 kW
NII = NI.ηbánh răng.ηcặp ổ = 19,96.0,97.0,955 = 18,49 kW
NIII = NII.ηbánh răng.ηcặp ổ = 18,49.0,97.0,955 = 17,13 kW
17,66= 9263392 Nmm b)Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh :
Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện phôi rèn Như vậy có các số liệu sau: σb= 800 N/mm 2 ; σchảy= 450 N/mm 2 ; HB$0
Vật liệu bánh răng lớn: thép C40 thường hoá, phôi rèn có các số liệu sau: σb = 540 N/mm 2 σchảy = 270 N/mm 2
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[9] i i mvx td n T
trong đó: u = 1- số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng nII = 103,3 (vg/ph)
T = 7000 giờ (thời gian tương ứng với chế độ làm việc trung bình)
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K ’ N của cả hai bánh đều bằng 1 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ (bảng 3-9)[9]
[σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm 2 Để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx = 520 N/mm 2
- Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn i i m mvx td n T
trong đó: lấy m = 6 (thép chế tạo là thép thường hoá và tôi cải thiện) u = 1 nII = 103,3 vg/ph (n của bánh dẫn)
T = 7000 giờ (thời gian ứng với chế độ làm việc trung bình của cơ cấu)
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
Vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của hai bánh đều bằng 1
Giới hạn mỏi uốn của thép C45:
Giới hạn mỏi uốn của thép C40:
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: kσ = 1,8
Hệ số an toàn: n = 1,5 (thép rèn)
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động và được xác định theo công thức 3- 5[9]
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,3
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = b/A = 0,4
Tính khoảng cách trục theo công thức 3-9[9]:
Chọn khoảng cách sơ bộ: A = 300mm
Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:
Theo bảng 3-11[9] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9
Xác định chính xác hệ số tải trọng:
Chiều rộng bánh răng: b = ψ A = 0,4.300 = 120mm lấy b = 120mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d 1 = 2.A i cn +1 = 2.300
Với ψd1 = 1,6 tra bảng 3-12[9] tìm được ktt bảng = 1,35 (ổ trục không đối xứng so với bánh răng)
Hệ số tải trọng tập trung thực tế: k tt = k ttbang +1
Theo bảng 3-13[9] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,4
Hệ số tải trọng thực tế: k = kd.ktt = 1,4 1,175 = 1,645 so với kchọn = 1,3 sai lệch
Chọn lại khoảng cách trục:
Xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng:
Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[9], lấy m = 5mm
Số răng bánh răng nhỏ:
Số răng bánh lớn: Z2 = icn Z1 = 7.16 = 112 mm
Chiều rộng bánh răng: b = ψA A = 0,4.325 = 130mm
Lấy chiều rộng bánh răng: b1 = 130mm
Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo công thức 3-33[9] σ u1 = 19,1.10
Hệ số dạng răng: y1 = 0,338; y2 = 0,517 tra bảng 3-18[9] σ u1 = 19,1.10
DUT.LRCC ta có: [σ]u2 = 172 N/mm 2
Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
- Bánh 2: [σ]Txqt = 2,5.[σ]Notx2 = 2,5.520 = 1300 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra: σ txqt = σ tx √k qt
Trong đó σtx được xác định từ công thức 3-14[9] σ tx = 1,05.10
Ứng suất tiếp xúc quá tải của bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là 1300 N/mm² và 1560 N/mm², đều nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là 459 N/mm², do đó thỏa mãn điều kiện an toàn.
Kiểm nghiệm sức bền uốn:
So sánh thấy : σuqt1 < [σ]uqt1 = 360 N/mm 2 σuqt2 < [σ]uqt2 = 216 N/mm 2 vậy thoả mãn điều kiện
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Z2 = 112 Góc ăn khớp: 0 20 0 Đường kính vòng lăn: d1 = m.Z1 = 5.16 = 80mm d2 = m.Z2 = 5.112 = 560 mm
Chiều rộng bánh răng là: b = 130 mm
DUT.LRCC Đường kính vòng đỉnh: Dc1 = d1+2.m = 80+2.5 = 90 mm
Dc2 = d2+2.m = 560+2.5 = 570 mm Đường kính vòng tròn chân răng: Di1 = d1-2,5.m = 80-2,5.5 = 67,5 mm
Tính lực tác dụng lên trục:
80 = 6591,23N + Lực hướng tâm: Pr = P.tgα = 6591,23.tg20 0 = 2399N c) Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, phôi rèn σb = 800 N/mm 2 σchảy = 450 N/mm 2
Vật liệu bánh răng lớn: thép C40 tôi cải thiện, phôi rèn σb = 700 N/mm 2 σchảy = 350 N/mm 2
Định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[9]
M max ) 3 n i T i trong đó: u = 1 - số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng nIII = 17,66 vg/ph
T = 7000 giờ (thời gian tương ứng với chế độ làm việc trung bình)
Ntđ2 = 60.7000.17,66.(1 3 0,6+ 0,5 3 0,2+0,3 3 0,2) = 4,6.10 6 k N xác định theo công thức 3-2[9] k N = √ N N 0 td
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
Hệ số chu kỳ ứng suất K’N của bánh nhỏ là 1, trong khi của bánh lớn là 1,138 Bảng 3-9 trình bày ứng suất tiếp xúc cho phép của cả bánh lớn và bánh nhỏ.
[σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm 2 Để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx = 520 N/mm 2
- Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn theo công thức 3-8[9]
M max ) m n i T i trong đó: lấy m = 6 (thép chế tạo là thép thường hoá và tôi cải thiện) u = 1 nIII = 17,66vg/ph
T = 7000 giờ (thời gian ứng với chế độ làm việc trung bình của cơ cấu)
Ntđ2 = 60.7000.17,66.(1 6 0,6+0,5 6 0,2+0,3 6 0,2) = 4,5.10 6 k N xác định theo công thức 3-2[9] k N = √ N N 0 td
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
Vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của bánh nhỏ bằng 1 và của bánh lớn bằng 1,142 Giới hạn mỏi uốn của thép C45: σ −1 = 0,43.800 = 344 N/mm 2
Giới hạn mỏi uốn của thép C40: σ −1 = 0,43.700 = 301 N/mm 2
Hệ số tập trung ứng suất chân răng: kσ = 1,8
Hệ số an toàn: n = 1,5 (thép rèn) Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = ku.kd = 1,3
Chọn hệ số chiều rộng của bánh răng: ΨA = b/A = 0,4
Tính khoảng cách trục: theo công thức 3-10[9]
Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo:
Theo bảng 3-11[9], chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9
Định chính xác hệ số tải trọng
Chiều rộng bánh răng: b = ψ.A = 0,4.470 = 188 mm Chọn b = 188 mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d1 = 2.A i+1 = 2.470
137,23 = 1,37 với ψd1 = 1,37 tra bảng 3-12[9] tìm được kttbảng = 1,29 (ổ trục không đối xứng bánh răng)
Hệ số tải trọng tập trung thực tế: k tt = k ttbang +1
2 = 1,145 Theo bảng 3-14[9] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,2
Hệ số tải trọng thực tế: k = kd.ktt = 1,2.1,145 = 1,374
So với kchọn = 1,3 sai lệch
Chọn lại khoảng cách trục:
Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:
Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[9] Lấy: mn = 6
Sơ bộ chọn góc nghiêng răng: β = 10 0 => cosβ = 0,985
Tổng số răng của cả hai bánh:
Tính chính xác góc nghiêng β: cos β = Z t m
2.480 = 0,9875 => β = 9 0 4 ’ Chiều rộng bánh răng: b = ψA A = 0,4.480 = 192 mm
Lấy chiều rộng bánh răng: b1 = 192 mm
Diều kiện: b > 2,5.m n sinβ = 2,5.6 sin9˚4’ = 95,2 => thoả mãn
Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng tra bảng 3-18[9] y1 = 0,429; y2 = 0,517
Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
- Bánh 2: [σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.520 = 1300 N/mm 2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra: σ txqt = σ tx √k qt
Trong đó σtx được xác định từ công thức 3-14[9]
Các bộ phận khác của cơ cấu nâng
Sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, là loại khớp nối di động có thể lắp và làm việc khi
Khớp nối trục không đồng trục tuyệt đối giúp giảm chấn động khi khởi động và phanh đột ngột Bên trong hộp giảm tốc, khớp này kết hợp với bánh phanh có đường kính D = 300 mm Tuy nhiên, không thể chọn nối trục với đường kính 300 mm, vì vậy cần lắp thêm bạc cho nối trục Nối trục được chọn có đường kính D = 220 mm, với mômen lớn nhất có thể truyền đạt là Mmax = 1100 Nm, trong khi mômen vô lăng của khớp đạt giá trị (GiDi 2)khớp = 20,55 Nm².
Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng
Khi mở máy nâng vật (trang47,[10]): Mmmax = 2,5.Mdn
Với M dn : momen danh nghĩa của động cơ:
723 = 290Nm Thay vào công thức trên ta có:
Phần dư để thắng quán tính của hệ thống: Md = Mmmax – Mn
Với Mn: momen tĩnh khi nâng vật Theo công thức 2-79[10]:
Thay vào công thức trên ta có:
Một phần momen Md được sử dụng để khắc phục quán tính của các chi tiết máy quay bên trục động cơ, bao gồm rôto động cơ điện và nửa khớp, trong khi phần còn lại được truyền qua khớp.
Theo bảng 3-1[10], ta có momen vô lăng của khớp nối
Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ
∑(Gi.Di 2)i = (Gi.Di 2)roto + (Gi.Di 2)khớp = 44 + 9,25 = 53,25 Nm 2
Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc vn) chuyển về trục động cơ (Gi.Di 2)tđ = 0,1.Q0 v n
723 2 = 1,43Nm 2 Tổng mômen vô lăng của cả hệ thống:
∑(Gi.Di 2) = β.∑(Gi.Di 2)t + (Gi.Di 2)tđ = 1,2(44+20,55) + 1,43 = 78,89 Nm 2 Trong đó: β
= 1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục
Tổng mômen của phần cơ cấu từ nửa khớp bên phía hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng
∑(Gi.Di 2)’= ∑(Gi.Di 2) - ∑(Gi.Di 2)t = 78,89 – 53,25 = 25,64 Nm 2
Phần mômen truyền qua khớp:
Tổng mômen truyền qua khớp:
Khi phanh hãm vật đang nâng:
Mômen đặt trên phanh là Mph = 630 Nm Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là:
Trong đó: Mh : Momen khi hạ vật Theo công thức 2-80[10]:
Thời gian phanh khi nâng vật: t ph n = β.∑(G i D i
375(630+195).3 2 72 2 = 0,17s Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính:
Khi phanh vật nâng, khớp cần truyền mômen lớn hơn 603,92 Nm, do đó cần kiểm tra khả năng truyền tải của khớp Điều này giúp đảm bảo điều kiện làm việc an toàn của khớp nối.
M.k1.k2 = 603,92.1,3.1,2 = 942,12 Nm < Mmax = 1100 Nm Trong đó k1 = 1,3; k2 = 1,2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo công bảng 9-2[10]
Ổ treo móc được thiết kế theo hai phương án phổ biến: ổ treo dài và ổ treo ngắn Trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào phương án ổ treo dài.
Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tính toán và kiểm tra
Sử dụng loại móc rèn đơn: vật liệu chế tạo móc là thép 20 thường hóa có σb 420 N/mm 2 và σch%0 N/mm 2
Các kích thước của móc: Đường kính miệng móc a0mm l1a5mm l25mm
Tiết diện tại vị trí A-A và B-B là giống nhau b 0mm b1 = 40mm h 0mm Đường kính phần cắt ren dr = 75mm d0 = 90mm t = 6mm(bước ren)
Chiều dài phần ren lr = 100mm
Tại tiết diện ngang A-A chịu đồng thời uốn và kéo, ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía trong (vị trí số 1 trên hình vẽ) dr d0 r e1
Hình 4 10: Sơ đồ móc treo
4.2.3 Bộ phận tang a) Cặp đầu cáp trên tang:
Sử dụng phương pháp kẹp cáp thông thường, mỗi đầu cáp cần ba tấm kẹp phù hợp với đường kính dây cáp 17,5 mm và bước cắt rãnh là 19,5 mm, đồng thời sử dụng vít cấy M20.
Trên tang, số vòng dự trữ không sử dụng dẫn đến lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây Smax, mà là lực S0 có giá trị nhỏ hơn Điều này xảy ra do có ma sát giữa mặt tang và các vòng cáp an toàn.
Lực tính toán đối với cáp xác định theo công thức 2-16[10]
S 0 = S max e f.α = 25932 e 0,14.4π = 4464,63 N Trong đó: Smax = 25932 N f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp (f = 0,12 ÷ 0,16) α = 4π là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α ≥ 3π)
Lực kéo các vít cấy:
2.f = 4464,63 2.0,14 = 15945 N Lực uốn các vít cấy:
P0 = P.f 945.0,14 = 2232,3 N Ứng suất tổng xuất hiện trong than vít cấy xác định theo công thức 2-17[10] σ Σ = 1,3P
Trong đó: d1 - là đường kính trong của vít cấy d1 = 0,85.d = 0,85.20 = 17 mm l1- là tay đòn đặt lực P0 l1 = 25 mm
Vậy các vít này có thể làm bằng thép CT38 có ứng suất cho phép [σ] u÷85
Bộ phận trục tang được lắp trên trục và ổ, như thể hiện trong hình 40 Việc sử dụng palăng kép giúp duy trì hợp lực căng dây trên tang không thay đổi và luôn nằm ở vị trí giữa tang.
Hình 4 12: Kết cấu bộ phận tang
Trị số của hợp lực này bằng:
Sơ đồ tính trục tang trên hình 41 Tải trọng lên mayơ tại điểm C và D
Trục tang không truyền mômen xoắn mà chỉ chịu uốn, đồng thời quay cùng với tang trong quá trình làm việc Do đó, trục này phải chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng.
Vật liệu trục tang dùng vật liệu thép C45 σb = 610 N/mm 2 ; σch = 360 N/mm 2 σ’-1 = 0,4.610 = 275 N/mm 2
Hình 4 13: Sơ đồ tính trục tang Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức 1-12[10]:
1,6.2 = 78N/mm 2 với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8[10]
Tại điểm D trục phải có đường kính: d ≥ √ 3 0,1.[σ] M D = √ 4667760
Trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có ứng suất lớn nhất, đặc biệt tại vị trí D và C nơi lắp mayơ và có rãnh then Kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 90 mm, trong khi các đoạn khác được lấy theo hình 42.
Để đảm bảo an toàn cho trục làm việc, cần phải kiểm tra trục tại các tiết diện nguy hiểm, nơi có ứng suất tập trung lớn nhất.
Tại tiết diện A-A có đường kính 90 mm Ứng suất uốn lớn nhất: σ u = M D
0,1.90 3 = 64 N/mm 2 Theo bảng 1-1[10] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là
A = 15 năm (chế độ làm việc trung bình) Số giờ làm việc tổng cộng được xác định
Trong đó: kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1[10])
Số chu kỳ tổng cộng:
Trong đó: n1 = 17,7 là số vòng quay của tang trên một phút
0,25 là cường độ làm việc CĐ = 25%
Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3
Số chu kỳ làm việc tương đương
Hệ số chế độ làm việc: k c = √ Z Z 0 td
Giới hạn mỏi tính toán: σ-1 = σ’1.kc = 275.1,066 = 293,15 N/mm 2
Hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 0,9 - bề mặt gia công tinh
Hệ số kích thước lấy εσ = 0,7 (tra bảng 7-4)[9]
Hệ số tập trung ứng suất kσ = 1,63 (tra bảng 7-8)[9] η σ = kσ σ −1 ɛσ.β σ a + σ−1 σb σ m = 1,63 293,15
610 0 = 1,77 trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0
Vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn
Tại tiết diện B-B có đường kính 90 mm Ứng suất uốn lớn nhất: σ u = M D
0,1.90 3 = 55 N/mm 2 Theo bảng 1-1[10] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là
A = 15 năm (chế độ làm việc trung bình) Số giờ làm việc tổng cộng được xác định
Trong đó: kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1)[10]
Số chu kỳ tổng cộng:
ZO = 60.T.n1 = 60.44019.17,7.0,25 = 11,7.10 6 trong đó: n1 = 17,7 là số vòng quay của tang trên một phút
0,25 là cường độ làm việc CĐ = 25%
Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3
Số chu kỳ làm việc tương đương
Hệ số chế độ làm việc: k c = √ Z Z 0 td
Giới hạn mỏi tính toán: σ1 = σ’1.kc = 275.1,066 = 293,15 N/mm 2
Hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 0,9 - bề mặt gia công tinh
Hệ số kích thước lấy εσ = 0,7 (tra bảng 7-4)[9]
Hệ số tập trung ứng suất kσ = 1,63 (tra bảng 7-8)[9] η σ = kσ σ −1 ɛσ.β σ a + σ−1 σb σ m = 1,63 293,15
610 0 = 2,06 Trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0
Tại vị trí mặt cắt B-B, với n > [n], trục làm việc được đảm bảo an toàn Ổ trục sử dụng ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, cho phép độ không đồng tâm giữa hai ổ và có hệ số khả năng làm việc cao Đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 80 mm, với tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm, đạt giá trị phản lực RA = 26223,76 N Tải trọng lớn nhất lên ổ xảy ra trong trường hợp không có lực chiều trục.
Rt1 = RA kv kt kn = 26223,76.1.1,2.1 = 31468,5 N
Trong đó: kv = 1 là hệ số xét đến vòng trong của ổ quay (bảng 8-5[9]) kn = 1 là hệ số nhiệt độ (bảng 8-4[9]) kt = 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 8-3[9])
Tải trọng tương ứng với cơ cấu làm việc được xác định là Q1 = 150000 N Theo sơ đồ gia tải, với ba tải trọng khác nhau, tải trọng đầu tiên Q1 = Q dẫn đến lực Rt1 = 31468,5 N Từ đó, tải trọng thứ hai Q2 = 0,5Q tương ứng với lực ổ chịu Rt2 = 15734,26 N, và tải trọng thứ ba Q3 = 0,3Q tương ứng với lực ổ chịu Rt3 = 9440,56 N.
Tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:1:1 tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo công thức 8-8[9])
5 = 0,2 β i = n i n = 1 (số vòng quay của tang xem như không đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau)
Theo bảng 1-1[10] ta có thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình) ta có tổng số giờ:
Thời gian làm việc thực tế của ổ: h = T.(CĐ) = 14673.0,25 = 3668 giờ
Số vòng quay của ổ bằng số vòng quay của tang n = n1 = 17,7 (vg/ph)
Hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo công thức 8-1[9]
Theo bảng 15P[9] ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cỡ trung rộng kiểu 1616 theo ΓOCT 5720-51 với C = 145000