Cơ cấu nâng hạ hàng lập quy trình lắp dựng hướng dẫn sử dụng và bảo dưỡng cổng trục có sức nâng 20 tấn

Lời nói đầu Đất nớc ta đang trong quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá do đó đòi hỏiphải phát triển công tác cơ giới hoá các quá tình sản suất để đạt hiệu quả caotrong sản suất và hội

Lời nói đầu

Đất nớc ta đang trong quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá do đó đòi hỏiphải phát triển công tác cơ giới hoá các quá tình sản suất để đạt hiệu quả caotrong sản suất và hội nhập quốc tế Máy nâng vận chuyển là một trong những ph-

ơng tiện quan trọng nhất của việc cơ giới hoá các quá trình sản suất trong tất cảcác ngành kinh tế quốc dân.Vì vậy việc tìm hiểu các máy trục – vận chuyển làmột nhiệm vụ không thể thiếu đợc đối với các kỹ s Máy Xây Dựng.Với mục đích

đó bộ môn Máy Xây Dựng của trờng ĐH GTVT đã giao cho những sinh viênMXD – K40 làm thiế kế môn học để tìm hiểu kỹ hơn về các loại máy trục vàvận dụng các kiến thức đã đợc học để thiết kế một số cơ cấu của máy trục

Dới sự hớng dẫn của các thầy cô trong bộ môn Máy Xây Dựng đặc biệt là ớng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Văn Vịnh và thầy Vũ Văn Trung em đã hoànthành bài thiết kế môn họccủa mình với đề tài :Thiết kế tời quay tay Mặc dù đãhết sức cố gắng song do trình độ còn hạn chế nên bài làm của em không thểtránh khỏi những thiếu sót ,em kính mong các thầy cô chỉ bảo thêm để các thiết

rong điều kiện hiện nay mặc dù các nguần năng lợng nh điện năng

động cơ đốt trong đã rất phổ biến nhng nguần động lực cổ điển là sức ngời vẫn đóng vai trò khá quan trọng đôi khi ở một số nơi lại là phổ biến trong ngành máy nâng vận chuyển.Một trong những loại máy nâng dùng nguần dẫn động sức ngời đợc đùmg khá phổ biến đó là tời quay tay.Tời quay tay là một loại máy trục chỉ có một bộ máy đó là bộ máy nâng dùng dây cáp Tời tay thờng đợc sử dụng tại những nơi không có nguần điện lới

T

hoặc địa bàn trật hẹp hiểm trở các máy trục hiện đại không vào đợc,khối ợng công việc ít,mã hàng đơn lẻ.Trong ngành giao thông vận tải thờng dùngtời tay để lao lắp dầm cầu,làm công việc trục vớt …

Tời tay có lợng dự trữ cáp trên tang rất lớn,rất dễ tháo rời thành các bộ phận riêng biệt,tiện cho mang vác cơ động khi cần thiết sức nâng kéo của

nó thờng từ 0,5 đến 5 tấn.Khi làm việc tời đợc neo kẹp chặt trên nền hoặc trên tờng,phải neo kẹp chắc chắn đảm bảo chịu đợc hai lần lực kéo danh nghĩa.Tời tay phải có phanh tự động hoạc dùng tay quay an toàn để đảm bảo an toàn trong quá trình làm việc;dùng tang trơn có hai thành bênquấn nhiều lớp cáp,dùng bộ truyền bánh răng trục vít hoặc cặp bánh răng để hở.Vỏ và bệ tời thờng để hở,dùng hai bản thép liên kết với nhau bằng các thanh giằng có thể điều chỉnh và tháo ra đợc

Sau đây là tính toán cụ thể để thiết kế bộ tời quay tay thoả mãn yêu cầu

, 0 2

2040

Chọn hệ số an toàn bền K=4,5

Lực kéo đứt dây cáp Sđ=K.Smax=4.1040=4160Kg

Với lực kéo đứt đó ta chọn ờng kính dc=9,2mm

4 Xác định kích thớc puli

D G



2

Trong đó : hiệu suất palăng

) 1 (

2

98 , 0







hiệh suất tang ta chọn t=0.98

Đờng kính tính toán tang:

m

d

l

c t

c

) 200 2 , 9 3 ( 3 14 , 3

2 , 9 10 200 )

2 5 , 1 ( ) (

Kiểm tra sức bền tang tời

Trong quá trình làm vịêc tang hình trụ chịu lực nén do dây cáp cuấn quanh tang khi có tải.Ngoài ra tang còn bị xoắn và bị uấn do momen tạo ra bởi lực căng của dây cáp;và trọng lợng của tang và dây cáp cũng làm tăng thêm độ uấn của tang.ứng suất nén suất hiện trên tang n= S.t

Trong đó S:Lực căng lớn nhất của dây cáp S=1040Kg

Bề dầy tang tời =0,02Dt+(610)mm=12mm

t E

4

877 1040 4

.

mm kG L

M u

200 14 , 3 ) ) ( 1 ( 32

.

mm D

d D

.

mm kG D

S

ứng suất xoắn : 0 , 37 / 2

344224

127920

mm KG W

M x

200 14 , 3 ) ) ( 1 ( 16

.

mm D

d D

2 2

2 ( 9 , 42 265 ) 4 0 , 37 274 /

2

1 2

265 42 , 9 4 ) (

R:cánh tay đòn của tay quay R=30cm

P:lực quay tay của mỗi công nhân P=10KG

MP = 0,8.2.10.30=480KG.cm

7 Tỷ số truyền chung từ trục dẫn đến trục tang

i0= 32

85 , 0 480

Q

v P m

2040

85 , 0 60 2 , 1 10 2

60 2 , 1

2

60

Ta chọn sơ đồ bố trí các cặp bánh răng ở trong tời nh sau:

ứng suất tiếp xúc của bánh lớntx2=2,6.170=442N/mm2

ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ tx1=2,6.200 =520N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ tx2=442N/mm2

ứng suất uấn cho phép của bánh nhỏ u2=141,7N/mm2

ứng suất uấn cho phép của bánh lớn u1=119,4N/mm2

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K=Ktt.Kđ=1,4

Chọn hệ số chiều dài tơng đối của răng m=  25

m b

.

10 1 ,

3

'' 1 1 1

N K







trong đó y1:hệ số dạng răng y1=0,329

”:hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng ”=1,51,6

Ta lấy m=2mm

Chiều rộng bánh răng b=m.m=50mm

khoảng cách trục :A=Z i m n 150mm

10 cos 2

) 1 4 , 6 (

2 20 cos

2

) 1 (

0 1

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ : d1= z m mm

i

A

41 10 cos

1

2

38 41 14 , 3 1000 60

Tra bảng ta đợc cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 và hệ số Kđ=1,2

hệ số tải trọng K=Ktt.Kđ=1,15.1,2=1,38ta lấy K=1,4

Kiểm nghiệm sức bền uấn của răng

2 6

1 1 2

6

/ 7 , 141 3

, 72 50 38 20 2 392 , 0

19 , 0 4 , 1 10 1 , 19

10 1

y

N K

329 , 0

2 1

y

y

u u



Kiểm nghiệm sức bền bánh răng chịu quá tải đột ngột

ỉng suất tiếp xúc cho phép : Bánh nhỏ txqt1=2,5 tx1=2,5.520=1300N/mm2 Bánh lớn txqt2=2,5 tx2=2,5.442=1105N/mm2ứng suất uấn cho phép :

Bánh nhỏ uqt1=0,8tx1=0,8.290 =232N/mm2

Bánh nhỏ uqt1=0,8tx1=0,8.260=208N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

2 3

6

2

3 1 1

6

/ 537 94

, 5 50

19 , 0 4 , 1 ) 1 4 , 6 ( 4 , 6 150

10 05 , 1

) 1 (

b

N K i

20 2 cos

.

0 1

128 2 cos

.

0 2

N d

M

5 , 2387 38

40

19 , 0 10 55 , 9 2

10 55 , 9 2

1 1

20 5 , 2387 cos

ứng suất tiếp xúc của bánh lớntx2=2,6.170=442N/mm2

ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ tx1=2,6.200 =520N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ tx2=442N/mm2

ứng suất uấn cho phép của bánh nhỏ tx2=141,7N/mm2

ứng suất uấn cho phép của bánh lớn tx1=119,4N/mm2

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K=Ktt.Kđ=1,3

Chọn hệ số chiều dài tơng đối của răng m=  25

m b

.

10 1 , 19

3

6 3

2 1 1

2 6







n m

n Z y

N K

3 25 2

) 1 ( 2

2

1 2

Tra bảng ta đợc Kttbảng=1,25Ktt= 1 , 125

2

1 25 , 1 2

94 , 5 60 14 , 3 1000 60

Tra bảng ta đợc cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 và hệ số Kđ=1,1

hệ số tải trọng K=Ktt.Kđ=1,125.1,1=1,24ta lấy K=1,3

Kiểm nghiệm sức bền uấn của răng

2 6

2 1 2

2

6

/ 7 , 141 5

, 116 75

94 , 5 25 3 392 , 0

97 , 0 19 , 0 3 , 1 10 1 , 19

10 1

N K

329 , 0

2 1

y

y

u u



Kiểm nghiệm sức bền bánh răng chịu quá tải đột ngột

ỉng suất tiếp xúc cho phép : Bánh nhỏ txqt1=2,5 tx1=2,5.520=1300N/mm2 Bánh lớn txqt2=2,5 tx2=2,5.442=1105N/mm2ứng suất uấn cho phép :

Bánh nhỏ uqt1=0,8tx1=0,8.290 =232N/mm2

Bánh nhỏ uqt1=0,8tx1=0,8.260=208N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

2 3

6

2

3 1 2

6

/ 870 19

, 1 50

97 , 0 19 , 0 3 , 1 ) 1 5 ( 5 225

10 05 , 1

) 1 (

N K i

N d

M

7902 94

, 5 75

97 , 0 19 , 0 10 55 , 9 2

10 55 , 9 2

2 1

9.1 Thiết kế trục và tính then

97 , 0 19 , 0

97 , 0 97 , 0 19 , 0

Tính đờng kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

n

N

47750 38

19 , 0 10 55 , 9

10 55 ,

152150

d2-2   mm

M td

8 , 23 50 1 , 0

67077

296307 44928

172544

Muy

ux M

Cy R RCx

Dy R RDx 3

3

4 4

TÝnh ph¶n lùc t¹i c¸c gèi trôc

mC(Y)=Pr2.64-Pr1.971+ RDy.1035+Pa.d2/2=0

1035

64 2876 2

/ 259 421 971

Tính đờng kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Ta có mô men xoắn trên trục Mx=

mm N n

N

296307 94

, 5

97 , 0 19 , 0 10 55 , 9

mm N M

574268

346873

Tính đờng kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Ta có mô men xoắn trên trục Mx=

mm N n

N

1437090 19

, 1

97 , 0 97 , 0 19 , 0 10 55 , 9

mm N M

1246390

3038892

n n





2 2

Với : nnlà hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp

-1,-1:giới hạn mỏi uấn và xoắn -1=(0,40,5)b;-1=(0,20,3)b

m,m:trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp ;m=0

W,W0:mô men cản uấn và cản xoắn của trục

,:hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi

:hệ số tăng bền bề mặt trục.Khi không tăng bền =1

K,K:hệ số tập trung thực ứng suất tế khi uấn và khi xoắn

[n]:hệ số an toàn cho phép [n]=1,52,5

*TrụcI

-Tại tiết diện 1-1

Với đờng kính trục d=35 tra bảng ta đợc W=3660mm3,W0=7870mm3

3660

146423

mm N W

63 , 1

5 , 1

4 , 24 6 , 3

2 2

n n n









- Tại tiết diện 2-2

Với đờng kính trục d=30 tra bảng ta đợc W=2320mm3,W0=4970mm3

2320

52813

mm N W

63 , 1

5 , 1

6 , 15 4 , 6

2 2

n n n

-Tại tiết diện 3-3

Với đờng kính trục d=50 tra bảng ta đợc W=10650mm3,W0=22900mm3

10650

513746

mm N W

M u



a= 2

0

/ 5 , 6 22900 2

63 , 1

5 , 1

5 , 10 8 , 2

2 2

n n n









- Tại tiết diện 4-4

Với đờng kính trục d=45 tra bảng ta đợc W=7800mm3,W0=16740mm3

7800

180342

mm N W

63 , 1

5 , 1

3 , 8 6

2 2 2

n n n









Tính then của trục II tại tiết diện 3-3

Đờng kính trục để lắp then làd=50mm tra bảng ta đợc kích thớc của then

b=16 ,h=10 ,t=5 ,t1=5,1 ,k=6,2 ,l= 55

Kiểm nghiệm sức bền dập

d= 31 , 6

55 2 , 6 50

269703

2

2





l k d

<[d]=150N/mm2Kiểm nghiệm sức bền cắt

c= 12 , 3

55 16 50

269703

2

2





l b d

<[c]=120N/mm2

*TrụcIII

-Tại tiết diện 5-5

Với đờng kính trục d=65 tra bảng ta đợc W=24300mm3,W0=51200mm3

a= 27 , 8 / 2

24300

675853

mm N W

63 , 1

5 , 1

5 , 4 5 , 4

2 2 2

n n n









- Tại tiết diện 6-6

Với đờng kính trục d=85 tra bảng ta đợc W=65100mm3,W0=136700mm3

65100

2772354

mm N W

63 , 1

5 , 1

150





 2 , 8   1 , 5 2 , 5

11 9 , 2

11 9 , 2

2 2 2

n n n









Tính then của trục III tại tiết diện 5-5

Đờng kính trục để lắp then làd=65mm tra bảng ta đợc kích thớc của then

b=18 ,h=11 ,t=5,5 ,t1=5,6 ,k=6,8 ,l= 55

Kiểm nghiệm sức bền dập

55 8 , 6 65

1437090

2

2





l k d

M x

<[d]=150N/mm2Kiểm nghiệm sức bền cắt

c= 44 , 7

55 18 65

1437090

2

2





l b d

.

2288

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =3,56.0,05 = 0,178 <[pv]

- Tại B với đờng kính ngõng trục d =30 mm và vận tốc vòng của trục

R

A A

B B R

v = d n 0 06m/s

60000

38 30 14 , 3 60000

.

825

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =1,15.0,05 = 0,06 <[pv]

Nh vậy ổ thoả mãn điều kiện về độ bền mòn và khả năng chống dính Vì ổ làm việc với tốc độ thấp và ổ đợc bôi trơn định kỳ nên ta không cần kiểm tra ổ về hệ số an toàn theo chiều dầy màng dầu bôi trơn

.

8027

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =6,27.0,01 = 0,627 <[pv]Tại ổ D

Ta có áp suất trung bình : p =  p

d l

2818

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =2,2.0,01 = 0,22 <[pv]

Nh vậy ổ thoả mãn điều kiện về độ bền mòn và khả năng chống dính Vì ổ làm việc với tốc độ thấp và ổ đợc bôi trơn định kỳ nên ta không cần kiểm tra ổ về hệ số an toàn theo chiều dầy màng dầu bôi trơn

*Tính chọn ổ cho trục III

R C C

D D R

.

10560

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =3,67.0,012 = 0,044 <[pv]Tại F

Ta có áp suất trung bình : p =  p

d l

5756

Tích số của áp suất trung bình và vận tốc : pv =2.0,012 = 0,024 <[pv]

Nh vậy ổ thoả mãn điều kiện về độ bền mòn và khả năng chống dính Vì ổ làm việc với tốc độ thấp và ổ đợc bôi trơn định kỳ nên ta không cần kiểm tra ổ về hệ số an toàn theo chiều dầy màng dầu bôi trơn

10 Tính toán các chi tiết khác

10.1 Tính kiểm tra sức bền tay quay

P P

F F R

cuối của nó , khoảng cách từ đó tới chỗ ghép l’=(0,70,8)l.Nh vậy mô men uốn ở tiết diện gnuy hiểm

Mu=P.l’=0,7P.l=0,8.20.450=7200kG.mm

ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm

u= 3 2 , 67 / 2

30 1 , 0

7200

mm kG W

2 0 , 96 /

6

10 50

200 20 6

.

.

mm kG h

b

x P W

M u

2

/ 48 , 6 10 50 9 2

450 8 , 0 20

9 2

8 , 0

mm kG h

b

l P W

20

b

P F

P





10.2 Tính kiểm tra móc câu

Với số liệu đã cho Q=2tấn=20kN,chế độ làm việc nhẹ ta đã chọn móc tiêu chuẩn với kích thớc nh trên.Móc đợc chế tạo từ thép 20 có giới hạn mỏi

-1=210N/mm2 giới hạn bền b=120 N/mm2 giới hạn chảy ch=250 N/mm2

a tính kiểm tra móc tại tiết diện ngang A-A

Tại tiết diện ngang A – A sẽ chịu đồng thời uốn và kéo ,ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía trong và đợc tính theo công thức

   

2

. 1

a k F

e Q

Trong đó : Q: trọng tải mà móc phải chịu Q=20 kN

F : diện tích tiết diện hình thang của thân móc

F =    50 

2

10 32 2

1 h b b

1050 mm2 e1: khoảng cách từ trọng tâm tiết diện đến thớ trong cùng

e1 h mm

b b

b b

6 , 20 3

50 10 32

10 2 32 3 2

a : đờng kính miệng móc a=50 mm

k : hệ số phụ thuộc hình dạng tiết diện và độ cong của móc

2 2

1 1

1

b b e r

e r e

r h

b b b h b b r

29 46 ln ) 29 46 ( 50

10 32 10 50 ).

10 32 (

46 2

=0,1

    160  

2

50 1 , 0 1050

21 20000 2

.

. 1

a k F

e Q

ứng suất cho phép  

 

2

/ 238 05 , 1

250

mm N n

21 20000 2

2

. 1

a k F

e Q

ứng suất cắt xác định theo công thức 19 / 2

1050

20000

mm N F

20000 4

.

2 2





H k k d

Q

c





k1 : hệ số điền đầy ren Đối với ren hệ mét k1=0,87

k : hệ số tính đến sự phân bố tải trọng không đồng đều trên các vòng ren k= 5





ứng suất uốn trong thanh ngang xuất hiện theo chu kỳ mạnh động với max khi

có tải Qtvà min=0 khi không tải ứng suất uốn cho phép theo chu kỳ mạch

động đợc xác định theo công thức : 

2 2 , 1

250 4 , 1

' 4 , 1

mm N k

500000

mm

M W

Ta chọn kích thớc của thanh ngang nh sau :

Chiều rộng của thanh ngang phải đủ để đặt ổ lăn do đó ta lấy

B = D+(1020)mm =52 + 13 = 65 mm

Đờng kính lỗ để đặt móc d=d0 +(25)mm =24+4 = 28mm

Chiều cao cần thiết của thanh ngang là H= mm

d B

W

24 28 65

3425 6

Ta kiểm tra sức bền mỏi của thanh ngang tại tiết diện 1 – 1

Xuất phát từ tuổi bền tính toán là 15 năm với chế độ làm việc nhẹ ta tínhđợc :

1

Z

Số chu kỳ làm việc tơng đơng

Ztđ= 6504,3.1 2168,1.0,5 2168,1.0,3 6513

8 8

8 8

3 3

8 2 2

Q Z Q

Giới hạn mỏi tính toán là -1=kđ -1’ =3,33.250 =832,5 N/mm2

Với các kích thớc đã chọn ta có mômen cản uốn



3 2

2

1 30 5550

6

28 65

8 , 1

5 832



Hệ số an toàn cho phép [n]=1,4.Nh vậy thanh ngang treo móc câu thoả mãn

điều kiện an toàn

10.4 Tính toán bộ phận kẹp đầu cáp trên tang

Phơng pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất hiện nay là dùngtấm cặp vàvít vít chặt đầu cáp lên trên tang Ta dùng 3 tấm

Do trên tang luân có vòng dự trữ không sử dụng đến nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp không phải là lực lớn nhất Smax mà là lực S0 nhỏ hơn

, 0 2

2780 2

1 0 , 1

4

3 , 1

zd

l P d

z

P



Trong đó : z : là số bulông cặp cáp ta chọn z=3

d1: đờng kính bulông d1 =16,75 mm

l0 : tay đòn đặt lực P0 vào bu lông l0 =26,5 mm

 =

2 3

75 , 16 3 1 , 0

5 , 26 1390 4

75 , 16 14 , 3 3

9929 3 ,

D G

3411 87

, 0 32 2 2

246 2040

2

Với P là lực vòng P =

m m

z

M D

15

5 , 5116 2

2

51165 2





Ta lấy m =8 ta sẽ có bề rộng bánh cóc b = .m =2,5.8 =20mm

đờng kính bánh cóc D = 8.15 = 120 mm

bớc răng t = 3,14.8 = 25 mm

 Tính kiểm tra con cóc

P

ứng suất lớn nhất trong con cóc sinh ra khi mới bắt đầu vào ăn khớp , lúc này con cóc tỳ đầu vào răng bánh cóc Con cóc có dạng cong nên trong tiết diện chịu lực bất lợi nhất của con cóc phát sinh ứng suất nén và ứng suất uốn







6 / '.

'. b 2

M b

P W

M F

11 kết luận

Nh vậy qua tính toán ở trên ta có các thông số chính nh sau :

Số công nhân làm việc là :2

Vận tốc nâng : 0,6 m/phút

Chiều dài tang : 1000 mm

Đờng kính tang : 200 mm

số lớp cáp cuốn trên tang: 3

Tỉ số truyền chung từ trục dẫn đến trục tang :32

Bộ truyền trung gian gồm hai cặp bánh răng có tỷ số truyền là 6,4 và 5

Mục lục

Tên đề mục Trang

1 Chọn sơ đồ treo tải trọng… ……… 3

2 Chọn móc câu……… 4

3 Tính toán dây ……… 4

4 Tính toán pu ly……… ……… 4

5 Tính toán tang……… 4

6 Xác định mômen trên trục dẫn động……… 5

7 Tính tỷ số truyền ……… 6

8 Thiết kế bộ truyền trung gian……… 7

9 Thiết kế trụcvà chọn ổ……… 8