Thiết kế cầu trục 10 tấn

Nhu cầu thực tế của đề tài : Lý do chọn đề tài này do em thấy máy trục nói chung hay cầu trục là một loại máy nâng và vận chuyển, một trong những phương tiện quan trọng của việc cơ giới

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

ĐỀ TÀI:

THIẾT KẾ CẦU TRỤC 10 TẤN

Người hướng dẫn: PGS.TS ĐINH MINH DIỆM

Sinh viên thực hiện: VÕ VĂN HUY

Đà Nẵng, 2018

TÓM TẮT

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

Tên đề tài : Thiết kế cầu trục 10 tấn

Họ và tên SV : Võ Văn Huy MSSV : 101120176

Lớp : 12C1B Khoa : Cơ khí

Điện thoại : 0983.785.038 Email: vovanhuybkdn@gmail.com

GV hướng dẫn: PGS.TS Đinh Minh Diệm

GV duyệt : TS Dương Mộng Hà

Nội dung ĐATN bao gồm các vấn đề sau:

1 Nhu cầu thực tế của đề tài :

Lý do chọn đề tài này do em thấy máy trục nói chung hay cầu trục là một loại máy nâng và vận chuyển, một trong những phương tiện quan trọng của việc cơ giới hóa các quá trình sản xuất trong các nghành kinh tế quốc dân

Máy chủ yếu được ứng dụng trong một số ngành như xếp dỡ hàng hoá ở các bến cảng nhà ga, đường sắt, trong công nghiệp xây dựng nhà ở, trong các nhà máy luyện kim, xây dựng công nghiệp và quốc phòng

Nhìn chung máy có kết cấu khá lớn với nhiều chi tiết khá phức tạp

2 Phạm vi nghiên cứu của đề tài tốt nghiệp:

Đây là đề tài thường thấy trong thực tế, xuất hiện rất nhiều ở các nhà máy, kho bãi, các cơ sở sản xuất và lắp ráp cơ khí Cầu trục 10 tấn là thiết bị nâng hạ khá phổ biến, giúp giảm được sức lao động của người công nhân khi làm việc, qua đó nâng cao năng suất lao động Thiết bị thường nâng hạ các vật nặng, di chuyển trên cao nên yêu cầu về tính an toàn cho người và vật là rất cao

Như vậy cầu trục 10 tấn được thiết kế là nhu cầu cần thiết trong ngành công nghiệp nặng, để giải quyết một số vấn đề và là phương tiện quan trọng của việc

cơ giới hóa các quá trình sản xuất trong các ngành kinh tế quốc dân

Nội dung đề tài đã thực hiện :

 Số trang thuyết minh : 124 trang

 Số bản vẽ: : 8 A0

- Tổng quan về các thiết bị nâng chuyển

- Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế cho cầu trục

- Tính toán thiết kế cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển xe lăn, di chuyển cầu trục

- Tính kế cấu kim loại của cầu trục

- Lập QTCN gia công chi tiết trục II của hộp giảm tốc

- Qui trình lắp đặt, vận hành và bảo dưỡng máy, an toàn lao động

Các bản vẽ, đồ thị ( ghi rõ các loại và kích thước bản vẽ ):

- Bản vẽ các phương án và phương án lựa chọn (1A0)

- Bản vẽ sơ đồ động (1A0)

- Bản vẽ kết cấu toàn máy (2A0)

- Bản vẽ cụm máy chủ yếu (2A0)

- Bản vẽ một số chi tiết của máy (1A0)

Chương 1: TỔNG QUAN VỀ CÁC THIẾT BỊ

NÂNG CHUYỂN

1.1 GIỚI THIỆU CHUNG

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

Ở các nước tiên tiến, ngành máy nâng chuyển là một ngành công nghiệp phát triển tương ứng ngày càng cao về thiết bị vận 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 và không ngừng cải tiến kỹ thuật máy nâng & vận chuyển

Công nghiệp xây dựng trước kia rất ít cầu trục, ngày nay khi xây dựng các tòa nhà cao tầng thì cầu trục là không thể thiếu, trong thời kỳ hội nhập thì các thiết bị nâng chuyển được chú trọng và không ngừng cải tiến kỹ thuật để đáp ứng nhu cầu của ngành xây dựng

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

Hình 1.1 Băng tải

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

Hình 1.3 Thang tải

Trong nhà máy hay phân xưởng cơ khí thì người ta trang bị nhiều máy nâng chuyển di động như cần trục, cầu trục, cổng trục dùng điện hay khí nén, huỷ lực năng suất cao để di chuyển các chi tiết máy hoặc máy

Hình 1.4 Cổng trục 10 tấn

Hình 1.5 Cầu trục

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 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

1.2 PHÂN LOẠI MÁY NÂNG CHUYỂN

1.2.1 Căn cứ vào chuyển động chính: Chia làm hai loại

- Máy nâng

- Máy vận chuyển liên tục

1.2.2 Căn cứ vào cấu tạo và nguyên tắc làm việc:

1.3 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, biểu thị bằng T hay N + Tải trọng nâng gồm trọng lượng của vật cộng với trọng lượng của cơ cấu móc hàng Tải trọng nâng có giới hạn rất lớn từ vài T đến hàng chục ngàn T Trong thực tế sử dụng để thuận tiện người ta dùng đơn vị khối lượng: Kg, tấn

- Chiều cao nâng hạ H (m):

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

- Tốc độ làm việc V(m/ph hay m/s):

Tốc độ làm việc xác định theo điều kiện làm việc và theo từng loại máy trục Tốc độ nâng hàng nằm trong giới hạn từ 10-30 (m/ph)

- Khẩu độ L(m):

Đây là thông số biểu thị phạm vi hoạt động của máy trục, khẩu độ L của cần trục hay cổng trục là khoảng cách từ tâm bánh xe di chuyển này đến tâm bánh xe

di chuyển kia

1.4 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 phận nâng hạ, di chuyển qua lại theo chu kỳ Ngoài thời gian làm việc có thời gian dừng máy, tức là động cơ tắt Thời gian dừng dùng để sử dụng móc hay tháo vật để chuẩn bị cho các thời kỳ tiếp theo Ngoài ra, mỗi quá trình chuyển động qua lại có thể phân ra các thời kỳ chuyển động không ổn định, mở máy, phanh và thời kỳ ổn định

1.4.2 Chế độ trung bình:

Đặc điểm của các cơ cấu chế độ trung bình là chúng làm việc với trọng tải khác nhau, hệ số sử dụng trọng tải, 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 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

thuộc ngành luyện kim

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

Trường hợp 1: Tải trọng bình thường của trạng thái làm việc bao gồm trọng lượng danh nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản thân máy, các tải trọng động trong quá trình mở và hãm cơ cấu

Trường hợp 2: Tải trọng lớn nhất của trạng thái làm việc bao gồm trọng lượng danh nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản thân máy, tải trọng động lớn xuất hiện khi mở máy, và phanh đột ngột, hoặc khi mất điện, có điện bất ngờ tải trọng 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 thái làm việc thường hạn chế bởi những điều kiện bên ngoài như sự trượt trơn của bánh xe trên ray, trị số momen phanh lớn nhất, momen giới hạn của khớp nối…vv Đối với trường hợp này tất cả các chi tiết trong cơ cấu được tính theo sức bền tĩnh

Trường hợp 3: Tải trọng lớn nhất của trạng thái không làm việc của máy đặt ngoài trời, bao gồm trọng lượng bản thân, tải trọng gió lớn nhất trọng trạng thái không làm việc và tải trọng do độ dốc của đường Đối với trường hợp này chỉ tính toán cho các chi tiết 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

Hình 1.6 Đồ thị tải trọng trung bình các cơ cấu máy trục chế độ nặng

1.5 GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC

Hình 1.7 Cấu tạo cầu trục

1.5.1 Phân loại cầu trục:

- Tải trọng nâng danh nghĩa Q

Là trọng lượng lớn nhất mà máy có thể nâng được

Q = Qm +Qh

Qm: Trọng lượng thiết bị mang

Qh: Trọng lượng danh nghĩa của vật nâng mà máy có thể nâng được

- Tải trọng do trọng lượng bản thân

Trong khi tính toán, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng các chi tiết (trừ một số chi tiết có trọng lượng lớn)

- Tải trọng của gió

Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực gió không đáng kể có thể bỏ qua

- Tải trọng phát sinh khi vận chuyển

Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vận chuyển:

+ Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tải trọng do trọng lượng của bản thân

+ Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượng của bản thân

1.5.3 Đặc điểm tính toán của cầu trục:

- Trình tự tính toán của cầu trục

+ Xác định các thông số cơ bản

+ Xác định các các kích thước hình học của các bộ phận trên cầu trục và tải trọng tính toán

+ Xác dịnh các vị trí tính toán

+ Thiết kế các cơ cấu: Cơ cấu nâng thiết bị mang, cơ cấu di chuyển xe,…

+ Thiết kế, tính toán kết cấu thép

+ Thiết kế các hệ thống điều khiển

+ Thiết kế thiết bị an toàn

- Xác định khoảng cách giữa các bánh xe di chuyển cầu trục trên dầm cuối

Khi bị xô lệch thì bị sinh ra lực cản phụ W nên sinh ra mômen xô lệch:

- Đặc điểm tính toán của dầm chính cầu trục:

Độ võng lớn nhất dưới tác dụng của trọng lượng xe và tải trọng danh nghĩa, cùng thiết bị mang vật đặt ở giữa dầm không được vượt quá:

với cầu trục hai dầm dẫn động bằng máy

Đối với có dầm hộp phải kiểm tra thời gian dao động tắt dần của kết cấu thép -Tính trục truyền của cơ cấu di chuyển

Tính trục phải thực hiện đầy đủ các phép tính trục thông thường tính sơ bộ, tính

độ bền mỏi, có thể kiểm tra độ cứng xoắn và dao động

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) Máy thông 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 cao nâng

hạ và khẩu độ, ta chọn các thông số vận tốc như sau:

Vận tốc nâng hạ: Vn=14 m/ph

Vận tốc di chuyển xe: Vxe=31,5 m/ph

Vận tốc di chuyển cầu: Vcầu= 70 m/ph

2.2 LỰA CHỌN KẾT CẤU DẦM

2.2.1 Phương án 1: Hai dầm kết cấu dạng hộp

- Trên dầm chính có hai thanh ray để xe lăn di chuyển

Hình 2.1 Kết cấu hai dầm dạng hộp

Hình 2.2 Dầm đôi dạng hộp

Kết cấu dầm dạng hộp nên việc tính toán đơn giản, thời gian chế tạo và lăp ghép nhanh, việc bảo dưỡng cũng đơn giản Do đó giá thành giảm

2.2.2 Phương án 2: Kết cấu hai dầm kiểu giàn

- Dầm là một khung giàn gồm các thanh liên kết với nhau bằng hàn và bắt bulông

Hình 2.3 Kết cấu hai dầm kiểu dàn

Hình 2.4 Dầm dạng dàn

Với kết cấu kiểu này thì khối lượng dầm nhỏ, nhưnng 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 cầu trục cao

2.2.3 Phương án 3: Kết cấu loại một dầm

- Kết cấu dầm có dạng chữ I

Hình 2.5 Kết cấu một dầm

Kết luận: Từ yêu cầu về số liệu ban đầu về cầu trục, như vậy ta chọn kết cấu dầm

dạng: hai dầm dạng hộp, thì đủ khả năng chịu tải và kết cấu đơn giản

2.3 CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN DỘNG CƠ CẤU NÂNG

Trường hợp này giống phương án 2 nhưng có thêm khớp nối, nên cố thể khắc phục được một số nhược điểm của phương án trên như: Dễ chế tạo, lắp ghép, bảo dưỡng

Kết luận: với các ưu điểm trên nên ta chọn phương án 3 là phù hợp

Hình 2.10 Cơ cấu nâng

2.4 CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN ĐỘNG VÀ DI CHUYỂN XE LĂN 2.4.1 Phương án 1:

Hình 2.11 Sơ đồ truyền động và di chuyển xe lăn phương án 1

Phương án này kết cấu gọn nhẹ, đơn giản, truyền động chắc chắn có sự đồng bộ

giữa hai bánh xe cao, nhưng khoảng cách giữa hai bánh xe bị hạn chế

Phương án này dẫn động cho hai động cơ riêng biệt, phương án này tốn nhiều động

cơ, phanh, việc giải quyết đồng vận tốc giữa hai bánh xe khó khăn

Hình 2.14 Cơ cấu di chuyển xe lăn

Kết luận: Như phân tích trên ta chọn phương án 1, do nhỏ gọn dễ chế tạo, ít tốn

kém, chiếm ít không gian

2.5 CHỌN PHƯƠNG ÁN TRUYỀN ĐỘNG VÀ DI CHUYỂN CẦU

2.5.1 Phương án 1: Dùng một động cơ và hai hộp giảm tốc

Hình 2.15 Sơ đồ truyền động và di chuyển cầu phương án 1

Phương án này dùng hai hộp giảm tốc, và nhiều khớp nối, nhưng hộp giảm tốc

ở gần bánh xe nên quá trình truyền mômen từ động cơ đến hộp giảm tốc nhỏ nên có

thể giảm đường kính trục

2.5.2 Phương án 2: dùng hai động cơ

Hình 2.16 Sơ đồ truyền động và di chuyển cầu phương án 2

1 Động cơ điện 3 Hộp giảm tốc

2 Phanh kết hợp với khớp nối 4 Khớp nối

5 Bánh xe

Phương án này phải dùng nhiều động cơ và hộp giảm tốc, khó giải quyết vấn đề

đồng vận tốc ở hai bánh xe, chỉ phù hợp với những cầu trục tải trọng lớn

2.5.3 Phương án 3: dùng một động cơ một hộp giảm tốc

Hình 2.17 Sơ đồ truyền động và di chuyển cầu phương án 3

1 Động cơ điện 2 Phanh kết hợp với nối trục

3 Hộp giảm tốc 4 Nối trục 5 Bánh xe Phương án này dùng hộp giảm tốc gần với động cơ nên khoảng cách từ hộp giảm

tốc đến bánh xe lớn nên phải dùng trục lớn

Hình 2.18 Cơ cấu di chuyển cầu

Kết luận: Như đã phân tích trên thì ta chọn phương án 1 phù hợp với các số liệu

theo yêu cầu

Chương 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG

3.1 PHÂN TÍCH CHUNG:

3.1.1 Yêu cầu khi tính toán và thiết kế cơ cấu nâng:

Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng Có hai loại cơ cấu nâng: Cơ cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện Do cơ cấu dẫn động bằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây không đi vào phân tích

Còn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu phải đảm độ an toàn, độ tin cậy, độ ổn định cao khi làm việc Do đó, cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với

cơ cấu bằng tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, có cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp Bộ truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi trơn tốt, các ổ trục thường dùng ổ lăn Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đóng

3.1.2 Các số lệu ban đầu của cơ cấu nâng:

Vì cơ cấu làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, ta 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 thời khối 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

ở giữa Nhờ lõi đay có chứa dầu, khi làm việc, cáp sẽ ép dầu bôi trơn chảy ra bôi trớn cho cáp

Cáp thép là loại dây có nhiều ưu điểm hơn các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và là loại dây thông dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay

Ta không chọn dây xích vì xích nặng hơn khoảng 10 lần so với cáp, xích có thể đứt đột ngột do chất lượng mối hàn kém (nếu là xích hàn)

Hình 3.2 Sơ đồ động cơ cấu nâng

Hình 3.3 Dây cáp thép

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

3.2.2 Palăng giảm lực:

Là hệ thống gồm các ròng rọc động và các ròng rọc cố định nối với nhau bằng cáp nhằm giảm lực căng cáp so với lực kéo của hệ thống hoặc tăng tốc độ kéo của hệ thống so với tốc độ cáp

Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép có hai nhánh dây chạy trên tang, tương ứng với trọng tải cầu lăn theo Bảng 2-6[I] chọn bội suất palăng a=2 Palăng gồm hai ròng rọc di động và một ròng rọc cố định làm nhiệm vụ cân bằng

Hình 3.5 Palăng trong cơ cấu nâng

Lực căng dây lớn nhất xuất hiện tại chỗ cuốn lên tang trong quá trình nâng vật:

m a t

Q S

) 1 (

0 max

a : Bội suất của palăng a = 2

m : Số nhánh cáp cuốn lên tang với m = 2

t : Không có ròng rọc đổi hướng, không tham gia tạo bội suất a t = 0

=> 25783 ( )

98 , 0 ).

98 , 0 1 ( 2

) 98 , 0 1 ( 102100 ).

1 (

) 1 (

0 2 0

102100 max

.

=

S a m

Qo S

So p



Trong đó: So =

a m

Sđ: Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn,

Smax: Lực căng lớn nhất trong dây, N

n : Hệ số an toàn bền của cáp Bảng 2-2-[I] ta chọn n = 5,5

=> S ≥ 25783.5,5 = 141807 (N)

Tra theo loại dây đã chọn trên, với giới hạn bền của sợi σb=1600N/mm2

Chọn đường kính dây cáp dc = 16,5 mm có lực kéo đứt là Sđ=141500 (phụ lục

12 của TCVN 4244-86)

Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu

3.2.4 Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc

Hình 3.6 Tang cuốn cáp

❖ Đường kính tang:

Chọn tang sử dụng ở đây là tang có rảnh kép

Đường kính danh nghĩa Dt của tang là đường kính tính đến tâm cáp

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc phải thích hợp với cáp

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

Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức 2-12[I]

Dc = 0,8 Dr = 0,8.400 = 320(mm)

❖ Chiều dài tang:

Chiều dài tang phải được tính toán sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên vẫn còn ít nhất 1,5 vòng cáp dữ trữ, không kể những vòng cáp nằm trong kẹp (quy

định về an toàn )

Chiều dài toàn bộ của tang xác định theo công thức 2-14-[I] đối với trường hợp Palăng kép

L’= L0’+2L1+2L2+L3

Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 6mm

và bội suất Palăng a = 2

l = H.a = 6.2 = 12 m

Số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh: Theo công thức trang174 [I]

Hình 3.7 Sơ đồ xác định chiều dài tang

0 '

)

L Z

c t

+ +

=

Trong đó: Z’0 = 2 số vòng dữ trữ không dùng đến:

11 2 ) 5 , 6 01 , 0 4 , 0 ( 14 , 3

d D

L Z

c t

Khoảng cách L3: ngăn cách giữa hai nữa cắt rãnh:

L3 = L4-2.hmin.tgα Theo trang 21[I]

Trong đó: L4 khoảng cách giữa hai ròng rọc ngoài cùng giữa hai ổ móc treo

hmin: khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các ròng rọc treo móc

Dựa vào kết cấu đã có, có thể lấy sơ bộ:

n

.

. max

σ : Chiều dầy thành tang ; t bước rãnh

k : Hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang Theo trang 22- [I] (k = 1)

φ : Hệ số tính đến sự sắp xếp không đều của dây cáp trên tang ( φ = 0,8)

t

S k

n

.

. max





20 15

25800 8 , 0 1

= (N/mm2)

Tang được đúc bằng gang xám (CH15-32) có giới hạn bền nén là

σbn=565N/mm2 Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn: k=5

2

/ 113 5

565

mm N k

bn = =

=

 Vậy σn < [σ] : tang đạt yêu cầu về nén:

3.2.5 Chọn động cơ điện:

Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải đựơc xác định:

Theo công thức 2-78 [I]

ηp : hiệu suất pa lăng Tra mục 2- chương I – [I] (ηp = 0,97 )

ηt : hiệu suất tang, tra bảng1-9- [I] (ηt = 0,96 )

η0 : hiệu suất của bộ truyền có kể cả khớp nối, xuất phát từ bảng số liệu

bảng 1-9 –[I],với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh

răng trụ (η0 = 0,94)

Vậy: 27 , 2

875 , 0 1000 60

14 102100

1000 60

Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện AOC2-81-8 có các đặc tính sau đây

Công suất danh nghĩa: Ndc = 28.3 ( kW)

Số vòng quay danh nghĩa: ndc = 700 (vòng/phút)

Hệ số quá tải: max = 2

đm

M M

Mô men vô lăng: (Gi.Di2)rôto = 36 Nm2

Hiệu suất động cơ: ηđc =86%

Khối lượng động cơ: mdc = 325 kg

14 , 3

2 14

.

0

= +

=

=

D

a v

Việc chọn đúng loại phanh phù hợp với từng điều kiện làm việc cụ thể có vai trò quyết định đến độ an toàn của máy khi làm việc

Phanh được dùng có thể có nhiều loại: Phanh mà, phanh đai, phanh đĩa, phanh nón, phanh ly tâm … Có thể là phanh thường đóng hoặc thường mở, ở đây ta chọn phanh má điện tử loại phanh thường đóng và được bố trí trên trục động cơ vì những lý

do sau:

Loại phanh này có hiệu suất cao, đòng mở nhanh nhậy, kích thước nhỏ ngọn, trọng lượng và quán tính bé hơn các loại phanh khác

Lực phanh tác dụng đối xứng lên trục đặt phanh

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

.2

D Q n

= 498 Nm

Trong đó η hiệu suất cơ cấu nâng

n : hệ số an toàn theo bảng 3- 2 -[1] (ta chọn n =1,75 )

D0 : đường kính tang tính đến tâm cáp (mm)

Q0 : trọng tải và trọng lượng bộ phận (N)

Dựa vào điềư kiện (2.2) ta chọn loại phanh, tuy nhiên không nên chọn loại phanh

có momen phanh danh nghĩa lớn hơn moen phanh yêu cầu nhiều quá vì như vậy sẽ tải trọng động lên cơ cấu khi phanh

Qua Việc phân tích tính toán ở trên,ta chọn loại phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT-300 đảm bảo mômen phanh danh nghĩa vừa đúng Mph=500Nm

Lực đóng phanh được xác định theo công thức 2-34-[I]

D f l

l M

l M P

o

ph

9,10539

,0.35,0.3,0

200.498

Giả thiết tăng 10% so với ban đầu, nghĩa cần có lực đẩy

vậy có thể chọn nam châm điện có các thông số đây:

Momen nam châm hút:

Trong đó: Pp = 2÷8 Lấy Pp = 5kg

a N

M P P

60

4200 50

29 ,

= +

Δx: độ biến dạng lò xo : 1407,2 = k.0,004

k = 351800

004 , 0

2 ,

1407 = N/m

Áp lực má phanh lên bánh phanh

N f

D

M

35,0.3,0



 D B

N

P =

Trong đó: B Chiều rộng bánh phanh, lấy B=80mm

β0 Góc ôm của má phanh lên bánh phanh lấy: β0=700

Vậy: 0 , 27

360

70 80 300 14 , 3

7 , 3606

.

360

Theo bảng: 2-10-[I].Áp suất cho phép [p] = 0,4 N/mm2

Khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo công thức 2-35-[I] với h1 và h2 là khe hở lớn nhất và bình thường của thanh lõi ngang phanh h1= 4mm;

h2 =2,5mm

Khe hở lớn nhất:

0 , 96

420 2

200 4 2

200.5,2.2

3.2.8 Thiết kế bộ truyền:

Bộ truyền được thiết kế là hộp giảm tốc khai triển hai cấp bánh răng trụ (cấp

nhanh là răng thẳng, cấp chậm là răng nghiêng), trục ra và trục vào quay về một phía

Hình 3.10 Hộp giảm tốc khai triển

Phân phối tỷ số truyền:

Do động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp giảm tốc nên không thông qua bộ truyền ngoài

Gọi: icn tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh

❖ Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh:

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện phôi rèn:

σb = 800 N/mm2

σ chảy = 450 N/mm2

HB = 240

Mi u

[σ]notx: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài

kN : Hệ số ưng suất tra bảng 3-9-[6] ta chọn (kN = 2,6)

[σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2

[σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2

để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx=520 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép:

Vì Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn

lấy Kn'=Kn"=1

Giới hạn mỏi uốn của thép C45:

.

).

6 , 1 4 , 1

1 344 5 , 1

mm N

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 = 0,4

- Tính khoảng cách trục theo công thức 3-9[6]:

A ≥ (icn+1).3  

2

2 6

10.05,1

n

N k

1,111.4,0

26.3,1.3,6.520

10.05,1

700 310 14 , 3 2 ) 1 ( 1000 60

2 1000

60

.

s m i

n A n

d V

cn

= +

= +

310 2 1

2

i

A d

cn

= +

= +

=

=> 1 , 54

7 , 97

Hệ số tải trọng tập trung thực tế:

2 1,175

1 35 , 1 2

, 1

35 , 1 7 , 1

%k = − = ( khoảng sai lệch lớn )

Chọn lại khoảng cách trục:

A 334mm

35,1

7,1

= chọn A = 330(mm)

- Xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng:

Modun : m = (0,01÷0,02).330 = 3,3 ÷ 6,6

Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[4] lấy m = 4mm

Số răng bánh răng nhỏ: theo công thức 3-24[6]:

6 , 22 ) 1 3 , 6 ( 4

330 2 ) 1 (

2

+

= +

=

i m

A Z

26.45,1.10.1,19

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 nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

)1(

10.05,1

n b

N k i i

6

/2,4781

,111.150

26.3,1.)13,6(.3,6.330

10.05,1

mm N

Thoả mãn điều kiện

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

d1 = m.Z1 = 4.22 = 88mm

d2 = m.Z2 = 4.138 = 552 mm

Khoảng cách trục:

mm

d d

2

552 88 2

354714

2

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[6]

i i

M

Mi u