THIẾT kế máy đào THUỶ lực gầu NGHỊCH lắp TRÊN máy kéo PC 220

Xây dựng dân dụng và công nghiệp, thuỷ lợi không thể thiếu đợc máy xây dựng, đặc biệt các công trìng thuỷ lợi rất cần thiết cố máy móc vì công trình thuỷ lợi có khối lợng lớn, vốn đầu t

Trờng đại học thuỷ lợi cộng hoà x hội chủ nghĩa việt nam ã

Khoa máy xây dựng & tbtl Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

Bộ môn máy xây dựng

đồ án môn học

máy thuỷ lợi

Sinh viên thiết kế: TRAN CHIEN THANG

6 Tốc độ làm việc của xi lanh tay gầu:Vxt=0,08m/s

7 Tốc độ làm việc của xi lanh gầu: Vxg=0,085 m/s

8 Vận tốc vòng: nq= 4,2 v/p

II.Thiết minh tính toán

1.Tính toán chung máy đào

Lời nói đầu

Thiết kế máy thuỷ lợi là môn học khong thể thiếu đối với mỗi sinh viên nghành máy xây dựng và thiết bị thuỷ lợi, nó giúp sinh viên củng cố những kiến thức về nguyên lý làm việc, về kết cấu và phơng pháp tính toán máy thuỷ lợi

Trong cuộc sống phát triển đất nớc theo côngngiệp hoá,hiện đại hoá đất

n-ớc Xây dựng dân dụng và công nghiệp, thuỷ lợi không thể thiếu đợc máy xây dựng, đặc biệt các công trìng thuỷ lợi rất cần thiết cố máy móc vì công trình thuỷ lợi có khối lợng lớn, vốn đầu t nhiều,đòi hỏi thi công đúng tiến độ thời vụ, có tầm quan trọng với sự tpát triển kinh tế nông nghiệp, du lịch…

Những công trình thuỷ lợi đòi hỏi phải có công tác đát, xử lý nền mong rất khắt khe,điều đó dẫn đên sự cần thiết của máy làm đất nh máy ủi, san,đào…

Trong quá trình học em đợc giao đề tài thiết kế Máy đào thuỷ lực gầu nghịch Máy đào thủ lực đợc dùng chủ yếu trong công tác làm đất,khai thác mỏ lộ thiên, bốc xếp vật liệu, nó làm việc thao chu kỳ, nó có thể đổ vật liệu lên phơng tiện vận chuyển hoặc đổ thành đống

Hiện nay cố rấy nhiều mấy đợc nhập vào nớc ta, của các nớc Nga,

Nhật,Mỹ để sử dụng đạt hiệu quả cao nhất,bền nhất chúng ta phảI kỹ thuật, tính năng của máy, biết thiết kế chế tạo các bộ cong tác của má, để sửa chữa máy xây dụng khi bị hỏng Đồ án Máy thuỷ lợi sẽ giúp chúng ta hieeur rõ hơn, làm tốt hơn vấn dề trên

Mục lục

Trang

I Xác định các thông số cơ bản………

1 Khối lợng của máy ……… …5

2 Xác định thông số của máy……… 5 …

3 Xác trọng lợng của máy ………8

II Sơ đồ hệ thống thuỷ lực ……… ……

1.Sơ đồ ……… 10 …

2 Hoạt động của hệ số thuỷ lực ……….10 …

III Xác định các lực tác dụng lên bộ công tác………

1 Xác định lực của xilanh tay gầu ……… 13 …

2 Xác định lực của xi lanh cần……… 15 …

3 Xác định lực của xi lanh gầu ……… 17

4 Chọn xi lanh thuỷ lực và tính công suất ……… 18 …

IV Tính toán lực kéo bộ di chuyển bánh xich ………

1 Tính lực kéo ………20

2 Tính công suất và chọn động cơ thuỷ lực ……… …24

V Tính toán cơ cấu quay ……… 25 …

VI Chọn bơm và động cơ ……… 28 …

VII Tính toán tĩnh máy đào ………

1 Xác định đối trọng ……… 29

2 Tính ổn định ……… .32 …

VIII Tính bền cần……… 35

GVHD : ho sy son SVTK : TRAN CHIEN THANG

I- Xác định thông số cơ bản.

1.khối lợng của máy

Khối lợng của máy đợc xác định thao công thức sau:

G khối lợng của máy

+ chiều cao buồng máy:

Với máy cỡ nhỏ lấy k4=2

+ Chiều dàI tay cần;

A5=k5 3 G = 1,5 3 19,8= 4,0575 (m)

Với máy cỡ nhỏ lấy k5=1,5

+ Chiều cao đổ đất:

A6=k63 G=1,6 3 19,8=4,328(m)

Với máy cỡ nhỏ lấy k6=1,6

+ Chiếu sâu đào:

Víi m¸y cì nhá lÊy k12=0,19

+ChiÒu cao d¶i xÝch:

A13=k13 3 G =0,36 3 19,8=0,9739 (m)

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

Víi m¸y cì nhá lÊy k13=0,36

sG20= k20.G= 0,08.19,8= 1,584 (TÊn).

Víi hÖ sè träng lîng k20=0,08

Bảng thống kê trọng lợng các bộ phận

1-Xác định lực của xy lanh tay gầu

Vị trí tính toán: ở cuối quá trình đào, tay gầu nằm ngang, gầu đầy đất, cần nghiêng 1 góc 45o

Chiều dầy lát cắt lớn nhất là:

1, 0175.5,6805.1,30

d MAX

Ktx- Hệ số tơi xốp, vơi đất cấp III lấy ktx=1,30

Kđ- Hệ số đầy gầu kđ=1

Lực cản đào tiếp tuyến lớn nhất:

P01=k1.b.CMax=0,25.1,0175.0,146=0,0371 Mpa.m2 =37,13 KN Với k1 hệ số cản đào, với đất cấp III lấy k1=0,25 Mpa

Lấy mômen đối điểm o2 ta có :

Pxtg =

xtg

xtg xtg xg

xg tg tg g d g

r

r G r

G r G r G r

r0- Cánh tay đòn của lực P01 lấy đối với điểm o2:

r0= 2. 2.4,0575 0,814

tg g

l l

Pxtg =

xtg

xtg xtg xg

xg tg tg g d g

r

r G r

G r G r G r

rxc

01

Lấy mômen đối điểm o1 ta có :

Pxc =

xc

xc xc xtg

xtg xg xg tg tg g d g c c

r

r G r

G r G r G r G r

rxg= 5, 41 4,0575

tg c

xtg xg

xg tg tg g d g c c

r

r G r

G r G r G r G r

3 Xác định lực của xy lanh gâu:

Lực lớn nhất của xy lanh gầu sẽ xuất hiện khi đào bằng xy lanh gầu

Chiều dầy lát cắt lớn nhất là:

Cmax=

1

0,5867 1,0175.1,5355.1, 2

d tx

q k

Với q- Dung tích gầu, q= 1,1 m3

b- Chiều rộng gầu, b= 1,0175 m

H1- Chiều sâu đào, H1= H + Hr = 1,3505+0,185 = 1,5355 m

ktx – Hệ số tơi xốp lấy đối đất I, II, ktx= 1,2

Lực cản đào tiếp tuyến lớn nhất:

Lực lớn nhất của xy lanh gầu khi răng gầu tiến đến mép của khoang

đào, cánh tay đòn rxg là nhỏ nhất

Lấy mômen đối điểm 03 ta có :

P’xg =

xg

xg xg g

d g r

r G r

G r

r0- Cánh tay đòn của lực P01 lấy đối với điểm o3,r0= 0.8 m

rg- Cánh tay đòn của Gg+đ lấy đối với điểm o3, rg= 0,4 m

r’xg- Cánh tay đòn của Gxg lấy đối với điểm o3, rxg= 0,2 m

rxg- Cánh tay đòn của P’xg lấy đối với điểm o3, rxg= 0,4 m

P’xg =

xg

xg xg g

d g r

r G r

G r

4.Chọn xy lanh thuỷ lực và tính công suất.

a- Chọn xy lanh cần và tính công suất bơm phục vụ cho xy lanh cần.

Với lực của xy lanh cần Pxc = 271,81 KN vì theo sơ đồ hệ thống thuỷ lực dùng hai xy lanh để nâng cần, nên ta coi gần đúng mỗi xy lanh chịu một nửa lực của xy lanh cần.

P’xc = 0,5.Pxc = 0,5.271,81 = 137,405 KN

Với lực của một xy lanh là P’xc =137,405KN, với áp suất của hệ thống p

=12 Mpa, ta tính đợc đờng kính xy lanh cần là:

D = '.4 137, 405.43

12.3,14.10

xc P

p =

Tra bảng ta chọn xy lanhcó các thông số sau:

+ Đờng kính xy lanh: D = 160 mm+ Đờng kính cán piston: d= 80 mm

+ Đờng kính ngoài xy lanh: D1= 194 mm

Công suất của bơm phục vụ cho xy lanh cần là:

N1 = Pxc.Vc = 274,81.0,09 = 24,7329 kw

Với Pxc- Lực trên cán piston, Pxc= 274,81 KN

Vxc- Vận tốc của xy lanh gầu, Vxc= 0,09 m/s

b.Chọn xy lanh tay gầu và tính công suất bơm phục vụ cho xy lanh tay gầu.

Với lực của một xy tay gầu là Ptg = 225,4 KN, với áp suất củahệ thống

p =12 Mpa, ta tính đợc đờng kính xy lanh tay gầu là:

D = .4 225, 4.43

12.3,14.10

tg P

+ Đờng kính ngoài xy lanh: D1= 238 mm

Công suất của bơm phục vụ cho xy lanh cần là:

N2 = Pxtg.Vtg = 225,4.0,1 = 22,54 kw

Với Pxtg- Lực trên cán piston, Pxtg= 225,4KN

Vxtg- Vận tốc của xy lanh tay gầu, Vxtg= 0,1 m/s

c- Chọn xy lanh gầu và tính công suất bơm phục vụ cho xy lanh gầu.

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

Với lực của một xy lanh là Pg =190,93 KN, với áp suất của hệ thống

p =12 Mpa, ta tính đợc đờng kính xy lanh gầu là:

12.3,14.10

g P

p =

Tra bảng ta chọn xy lanhcó các thông số sau:

+ Đờng kính xy lanh: D = 160 mm+ Đờng kính cán piston: d= 80 mm

+ Đờng kính ngoài xy lanh: D1= 194 mm

Công suất của bơm phục vụ cho xy lanh gầu là:

N3 = Pxg.Vg = 190,93.0,08 = 15,27 kw

Với Pxg- Lực trên cán piston, Pxg= 190,93 KN

Vg- Vận tốc của xy lanh gầu, Vg= 0,08m/s

IV - Tính toán kéo bộ di chuyển bánh xích.

Chuyển động thẳng lên dốc với góc dốc lớn nhất;

Chuyển động quay vòng trên mặt phẳng nằm ngang;

Sau đó chọn Pk lớn nhất để tính cơ cấu di chuyển

Lực cản do ma sát trong của bộ di chuyển xác định theo công thức:

W1 = F1+F2+F+F4+F5+F6+F7

Trong đó : + F1- Lực cản trong ổ trục bánh tỳ :

Trong đó : f – Hệ số cản chuyển động của bánh xích, ở đây

địa hình di chuyển của máy là đờng đất chặt khô, f= 0,07

G – Trọng lợng của máy, G = 19,8 tấn

 Lực cản di chuển trên dốc W3:

W3 = G(f.cosα + sinα) = 19,8(0,07cos300 + sin300) = 11,1=111 KN

Trong đó: G – Trọng lợng của máy, G = 19,8KN

f – Hệ số cản vhuyển động của bánh xích, f = 0,07

α - Góc dốc lớn nhất của đờng di chuyển, α = 300

Lực cản gió khi máy di chuyển:

W4 = q.FTrong đó: q- áp lực gió khi làm việc, q = 400N/m2

F- diện tích chịu gió

v G

.

g- Gia tốc trọng trờng.

tk -Thời gian khởi động

Trong thực tế khó xác định chính xác thời gian khởi động máy vì nó phụ thuộc vào ngời lái và hệ thống truyền động nên ta có thể tính gần đúng theo trọng lợng máy

Lực cản quay vòng W6 đực phân ra thành W61 và W2

6 Quá trình quay vòng trong trờng hơp tổng quát là cả hai bánh xích đều quay Trờng hợp một bánh

đứng yên, một bánh quay chỉ là trờng hợp đặc biệt của trờng hợp tổng quát

W61 =(f - ϕ' ) 2

2

G B L

W62 =(f + ϕ' ) 2

2

G B L

Trong đó: L- chiều dài phần xích tiếp xúc với đất, L = 3,650 m

ϕ' -hệ số bám ngang, ϕ' = 0,4 đối với nền đất cứng

B-chiều rộng giữa hai tâm bánh xích,B = 2,380m

M1

M2

n

m

W61 =(f - ϕ' ) 2

2

G B

L

= (0,07 + 0,4 3,35 19,8)

2.2,17 2 = 3,663 tấn = 36,63KN.Vậy ta có: W6 = W61 + W62 =-23,56+ 36,63 = 13,07 KN

Vậy lực cản ma sát trong của bộ di chuyển là:

.Trong đó: Vd – Vận tốc di chuyển của máy, Vd= 4,5km/h = 1,25m/s

Vì chuyển động quay đợc truyền từ mô tơ thuỷ lực qua hộp giảm tốc đến bánh chủ động của cơ cấu di chuyển nên có tổn hao công suất do hiệu suất cơ khí, nên công suất của cơ cấu di chuyển là:

N4 = N5 = k1η d

.V P

= 103,25 KW

Chọn động cơ số 2,5

V- Tính toán cơ cấu quay.

Thời gian quay của máy đào chiếm tới 2/3 thời gian chu kỳ làm việc thậm chí tới 80% Do đó việc xác định hợp lý các thông số của cơ cấu quay là những nhiệm vụ quan trọng khi thiết kế máy

Các thông số cơ bản là: mô men quán tính của phần quay máy đào khi gầu đầy đất J và khi gầu không có đất J0(kN.m.s2), tốc độ góc lớn nhất của bàn quay ωmax(1/s), gia tốc góc lớn nhất εmax(1/s2), thời gian khởi động tk và phanh tp, góc quay của bàn quay β(rad), hiệu suất cơ cấu quay ηq, dạng đờng

đặc tính ngoài của động cơ M=f(n) Các thông số này xác định thời gian quay

tq(s), công suất cần thiết lớn nhất của động cơ Nmax(Kw) hay mô men lớn nhất của động cơ Mmax(kN.m)

Đối với máy đào một động cơ ta có:

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

Công suất quay lớn nhất đợc tính theo công thức:

Nmax =

q q

35 , 0

) 37 , 1 (

3

2 2 +

Trong đó:

J - mô men quán tính của bàn quay

Đối với máy đào gầu ngịch thì J = (0,85 ữ 0,9)Jt

Jt - mô men quán tính của máy đào gầu thuận xác định theo biểu đồ (h.5-26 MTL)

Với G = 19,8 tấn = 198 KN ta có Jt =250 KN.m.s2

Jn = 0,9.250 = 225 KN.m.s2

β - góc quay của bàn quay, β =1800 = 3,14 rad

ηq- hiệu suất cơ cấu quay:

J J t J

J

t t

t ck d d q jk

+

= +

tq =

3 01

J J

t t

1 225

35 , 0

) 37 , 1 (

3

2 2 +

Nmax =

2 2 3

225(1,37 0,88 ).3,14

65, 77 0,35.5,8695 0,88

= 103,25 KW

Giá trị tối u của vận tốc góc trong điều kiện cho trớc:

) 88 , 0 37 , 1 ( 225

14 , 3 88 , 0 77 , 65 05 , 1 ) 37 , 1 (

.

05 , 1

tỷ số truyền tơng ứng của cơ cấu quay sẽ đảm bảo thời gian quay là nhỏ nhất trong

điều kiện cho trớc:

Thời gian quay nhỏ nhất đợc tính theo công thức:

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

tq

2 2 3

max

2 2

88 , 0 77 , 65

14 , 3 ) 88 , 0 37 , 1 (

225 42 , 1

) 37 , 1

tq

min = 6,174s (s)

VI - Chọn bơm và động cơ.

Dựa vào hệ thống thuỷ lực ta thấy bơm A phục vụ cho một mô tơ di chuyển

và một mô tơ cơ cấu quay, do cơ cấu quay và di chuyển không làm việc đồng thời nên ta chọn công suất của bơm là công suất lớn nhất của một trong các công suất của cơ cấu trên, ở đây chọn công suất cơ cấu di quay (bỏ qua tổn thất) Ta có công suất của bơm A là:

2 = 103,25s KW

Cũng dựa vào hệ thống thuỷ lực ta thấy bơm B phục vụ cho một mô tơ di chuyển, xy lanh cần, xy lanh tay gầu, xy lanh gầu, do cơ cấu di chuyển và bộ công tác không làm việc đồng thời nên ta chọn công suất của bơm là công suất lớn nhất của một trong các công suất của cơ cấu di chuyển và bộ công tác, ở đây

ta chọn công suất bộ công tác Nếu bỏ qua tổn thất ta có công suất của bơm B là:

NB = N4 = N5 = 87,22KW

Với NB = 87,22 KW tra bảng ta chọn đợc bơm có các thông số sau:

+ Lu lợng riêng q= 16 cm3/v

+ Số vòng quay n = 2950 v/p

Đại bộ phận các cơ cấu của máy đào đều bố trí trên bàn quay, do đó khi thiết

kế máy, việc cân bằng bàn quay là một nhiệm vụ không thể thiếu đợc

Cân bằng bàn quay nhằm mục đích loại trừ hay giảm bớt trọng lợng vợt ra ngoài chu vi vòng tựa của bàn quay Kích thớc của vòng tựa đợc xác định bởi kích thớc bộ di chuyển.Do khi thiết kế nên bố trí các cơ cấu lùi về phía sau, gần thành sau của máy để giảm trọng lợng của đối trọng

Đối trọng cần đảm bảo tổng hợp trọng lợng của các bộ phận, cơ cấu trên bàn quay trong mọi trờng hợp không nằm ngoài chu vi vòng tựa, nghĩa là không vợt quá điểm tựa giới hạn trớc và điểm tựa giới hạn sau Sau đó ta xét 2 vị trí bộ công tác để xác định đối trọng: vị trí một, trọng lợng bộ công tác sinh ra mô men lật lớn nhất, còn vị trí kia sinh ra mô men lật nhỏ nhất Vị trí thứ nhất tổng hợp trọng lợng lớn nhất đi qua điểm tựa giới hạn trớc, vị trí thứ hai - điểm tựa giới hạn sau Chọn trọng lợng đối trọng không đợc nhỏ hơn giá trị đối trọng tơng ứng với bàn quay lật ở điểm tựa trớc đồng thời không đợc lớn hơn giá trị mà bàn quay lật

ở điểm tựa sau Khi điều kiện này không thoả mãn thì phải bố trí lại các cơ cấu trên bàn quay

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

Vị trí thứ nhất: bàn quay lật ở con lăn tựa giới hạn trớc, gầu đầy đất đợc

nâng lên khỏi hố đào, máy bắt đầu quay để dỡ tải

Phơng pháp xác định trọng lợng đối trọng ở máy đào gầu nghịch tơng tự nh máy đào gầu thuận Chúng ta có thể dùng phơng pháp giải tích hay đa giác dây để xác định trọng lợng đối trọng

Trọng lợng đối trọng Gdt1 đợc xác định từ phơng trình cân bằng mô men với con lăn tựa trớc(điểm B) của máy đào đất:

Gđt1= G r a G r r a a G r a G r a

dt

a a c

C tg

tg g

d g

+

+

−

− +

− +

G r G

C tg

tg g

d g

+

+

−

− +

− +

Trọng lợng đối trọng Gđt2 đợc xác định từ phơng trình cân bằng mô men của tất cả các trọng lợng đối với con lăn tựa sau( điểm A ):

Gđt2= G r a r G a r a G r a

dt

a a c

C tg

tg

−

−

− + +

+ ) 0 , 5 ( ) ( ) (

5 , 0 Các khoảng cánh nh trên, rtg = 4,9 m

Gđt2= G r a r G a r a G r a

dt

a a c

C tg

tg

−

−

− + +

+ ) 0 , 5 ( ) ( ) (

5 , 0

Từ phơng trình momen tất cả các lực đối với khớp chân cần, ta xác

định đợc lực cản đào P01 có phơng vuông góc với đờng thẳng nối khớp chân cần với răng gầu

P01 =

0

'

.

.

r

r G r G r G r

P xc xc − c c − tg tg + g+d g

.Trong đó :Pxc =274,81 KN,Gc =15,84 KN,Gtg=7,92 KN,

.

r

r G r G r G r

Mg = Gdt(rdt+b) + Ga(ra+b) +G0.bTrong đó : G0 – Trọng lợng của các cơ cấu dới bàn quay bao gồm: trọng l-ợng vòng ổ quay, khung dới và bánh răng, ngõng trục trung tâm, cơ cấu di chuyển, khung xích, bánh chủ động và bánh tỳ, dải xích

Kođ = 1 , 1913

63 , 301

34 , 359

Máy đào gầu nghịch đổ đất ở độ vơn xa nhất:

Máy có thể bị lật theo đờng mép ngoài các bánh tỳ – diểm B, mômen lật xác định theo công thức sau:

Mg = 354,86 KN.m.

Hệ số ổn định ở vị trí này là :

064 , 283

86 ,

từ mô men phanh có cấu quay

q

f

R

M K

N M

Nmax Công suất lớn nhất của cơ cấu quay Nmax = 65,77 KW

R Khoảng cách từ mép răng gầu đến trục quay của máy

( )m

97 , 3 3 , 0 2

2 19 , 5 3 , 0 45 cos

l

n Là số vòng quay của bàn quay n = 4,2 (v/p)

GVHD : ho sy son

SVTK : TRAN CHIEN THANG

VËy :

(KNm)

N M

q

88 , 0 44 , 0

77 , 65

max

=

η ω

86 , 169

Gg Gc

P Pxt

Y

∑ = cos 10 + = 328 , 204 cos 10 0 + 45 , 8 = 369 , 02

01 0

Do đó ta có

0

0

02 + − = +

rz Là khoảng cách từ lực Z0 tới mặt cắt nguy hiểm rz = 3,05 m

rc Là khoảng cách t mặt cắt nguy hiểm đến Gc rc = 0,45 m

P02

Gg

Gc rc

r z

Yo Zo e1

34