Đồ án Thiết kế cổng trục sức nâng Q= 20T phục vụ cho ngành xây dựng

CHƯƠNG IV: Cơ cấu di chuyển cổng trục I. Lựa chọn phương án dẫn động cơ cấu di chuyển cổng . 1.1 Cổng trục thiết kế cơ tải trọng nâng lớn và khẩu độ lớn. Để Cổng trục thuận tiện để dễ dàng di chuyển ta bố trí cơ cấu dẫn động di chuyển cổng trục, lựa chọn dẫn động riêng Cổng trục , gồm 2 động cơ dẫn động bố trí về một phía

pdf80 trang | Chia sẻ: builinh123 | Ngày: 30/07/2018 | Lượt xem: 922 | Lượt tải: 0download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Thiết kế cổng trục sức nâng Q= 20T phục vụ cho ngành xây dựng, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
con di chuyển trên dầm cổng G = 7000 (kg) = 70000 (N) : Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l-ợng các chi tiết quay chậm so với trụ động cơ  = 1,05-1,25 lấy  = 1,2 igt: tỉ số truyền của HGT : igt= 50 c: Hiệu suất truyền động cơ cấu c= 0,85 D: Đ-ờng kính tang tính đến tâm lớp cáp thứ nhất (m). D = 520 (mm) Mt: Mô men cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng hay hạ vật Mt= Mt n hoặc Mht=Mt + Khi nâng Mt = 498,6 (Nm) + Khi hạ Mh= 339 (Nm) a: Gia tốc khi mở máy khi nâng hoặc hạ Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 34 + khi nâng anm= m n tt t V (m2/s) tnm: Thời gian mở máy khi nâng t n m= 1(s)  anm= 8 (m/phút) + Khi hạ anh= m h tt t V = 8 (m/ph) tnm: thời gian mở máy khi hạ t n h= 1 (s) GD2= 1,2( 4,4+11 ) + 85,0.50.3.3 )52,0.(70000 2 2 = 19,48 (Nm2) Mtbm: Mômen mở máy trung bình của động cơ Mm tb= 577 (kNm) Thời gian mở máy khi nâng tnm= )6,498557(375 720.48,19   0,034 (s) và khi hạ tm h= )6,498577(375 720.48,19  = 0,5 (s) b. Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt : Gm tb t M n Q M M Qh M 0, 25 Q n M h 0, 25 Q Qn M M h Q tck ck/4ttck/4 tck/4 ck/4t Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 35 Hình 1.25 : Đồ thị gia tải trong chu kỳ làm việc của cơ cấu nâng - Thời gian chuyển động ổn định Tôđ= ttV H (s) H: chiều cao nâng trung bình của vật ( m) ( Bảng 18 – HDĐAMN ) H = 21,5 (m) Vtt: Vận tốc nâng : Vtt = 60 8 (m/s) tôđ= 8 60.5,21 = 161,25 (s) Tổng thời gian làm việc ổn đinh trong một chu kỳ tôđ= 8.tôđ= 8.161,25= 1290 (s) Tổng thời gian chuyển động không ổn định tm= t n m1+ t h m1 + t n m2+ t h m2 tm= 0,34 + 0,5 +1 +1= 2,84 (s) Thời gian làm việc tlv= tôđ+ tm tlv= 1290 + 2,84 = 1292,84 (s) Thời gian dừng trong một chu kỳ làm việc khi CĐ = 15 % to= tlv(100%- 15% )/15% = 15 85.1293 = 7327,41 (s) Thời gian của một chu kỳ tck= tlv+ tôđ= 1292,84 + 7326 = 8618,84 (s) tck= 143,64 (phút) Số lần mở máy trong 1 giờ của cơ cấu . Nm= ckt 3600 . K  { nm} K : Số lần mở máy trong một chu kỳ k = 2 {nm} : Số lần mở máy cho phép trong 1 giờ khi chế độ làm việc nặng Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 36 {nm}= 60 Nm= ckt 3600 . K = 64,143 3600 . 2 = 50  { nm}= 60 Giá trị của mô men t-ơng đ-ơng Mtđ=      00dôm dô 2 tim tb 2 t.tt. t.Mt.M Trong đó : : Hệ số động lực học kể đến đặc tính xung động của tải trọng gió .Với vật nâng  = 1,25 o: 0,7 0,98 với động cơ kín chọn o= 0,9 Mtđ= 7326.9,0129084,2.25,1 25,161.)339986,4(84,2.557 22   Mtđ  130 (Nm) I. Công suất t-ơng đ-ơng phải thỏa mãn điều kiện phát nhiệt Ntđ= 9550 n.M dctd  {Nđc}} (kw) {Nđc}}: Công suất động cơ đã chọn Nđc= 30 (kw) Xét Ntđ=139,52.720/9550  10,52 (kw) {Nđc}} Nđc.Vậy động cơ chọn thỏa mãn điều kiện phát nhiệt Tính phanh: Phanh đ-ợc đặt giữa trục động cơ và hộp giảm tốc , trên trục quay nhanh của HGT .Mô men phanh tính toán . Mph= kph.Mt (m) Trong đó : Kph: Hệ số an toàn phanh .Với dẫn động máy ở chế độ làm việc nặng 15% ta có k = 1,6 Mt: Mômen tĩnh trên trục phanh khi phanh Mt= i.a.2 D.Q .c (Nm) ( 3,58 HD ĐAMN) ,i Hiệu suất và tỉ số truyền từ trục tang đến trục đặt phanh Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 37  = 0,85 ; i= 50 a: Bội suất pha lăng a = 3 Mt= 203200.0,52 2.3.50 .0,85 = 352,21 (Nm) Mph = 1,6.352,21 = 563,54 (Nm) - Từ Mph= 563,54 (Nm) ta đi tiến hành chọn phanh cho cơ cấu. Loại phanh chọn là phanh TT320 có Mômen phanh Mph= 900(Nm) - Thời gian phanh của cơ cấu nâng Tph = )MM.(375 n.GD tph dc 2  ( 7,11 M$TBNC) Trong đó GD2: Mômen vô lăng khớp nối bánh phanh quy về trục động cơ ( trục phanh ) GD2= .(GD2ro+ GD 2 k) + 22 2 a.i D.Q .c Dấu (+) ứng với khi nâng vật, dấu (-) ứng với cơ cấu khi hạ vật. GD2ro : Mômen vô lăng của rô to động cơ GD2= 4gJ (kg/m2) J: Mômen quán tính động cơ : Đối với động cơ dây quấn có P = 30 (kw); n = 775 (v/ph) ;J = 1,1(kg.m2)  GD2ro= 4.g.J = 4.10.1,1= 44 (kg/m 2) GDk 2: Mômen vô lăng khớp nối bánh phanh : - Xét với khớp nối đàn hồi lắp với động cơ 4A225M8Y3 có công suất P = 30 (kw) nđc= 735 (v/ph) GDk=11 (N.m 2) Thay các giá trị t-ơng ứng vào công thức ta có Mômen t-ơng đ-ơng quy về trục động cơ GD2= 1,2(44+1,1)+ 2 2 2 203200.(0,52) 50 .3 GD2= 54,12+ 2,44 = 56,56 (N.m2) Thời gian phanh của cơ cấu Khi nâng: tph n= 56,56.735 375(900 352,21) = 0,089 (s) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 38 Khi hạ: tph h= 56,56.735 375(900 352,21) = 0,202 (s) Lực của lò so đóng phanh P =   .c l.Gb. l l .N 3 2 1 (N) Trong đó : G: Trọng l-ợng của chi tiết đẩy với hệ thống tay đòn phanh .G = 68 kg : Hiệu suất tay đòn = 0,95 N: áp lực của má phanh lên bánh phanh N= f Fms = 800/ 0.4 = 2000 (N) Fms: Lực ma sát tác dụng lên bánh phanh; Fms= D M ph = 563,54 0,52 = 1083,73 (N) Hệ số ma sát f= 0,4(bảng 19-HD ĐAMN) Trong đó : l1= 250 mm ; l2= 440 mm ; l3= 330 mm ; b= 43 mm ; c = 57 mm P = 95,0.57 330.69043. 440 250 .2000  = -2980(N) Lực đẩy cân thuỷ lực khi mở phanh Pt=   .l l.Gc.P 3 3 Theo lực này có thể đi chọn tay đẩy thuỷ lực với tham số lực đẩy và hành trình tay đòn Pt = 95,0.19,0 19,0.69057,0.2980  = 8684,21(N) +Chiều cao má phanh H=( 0,5 0,8 ).D (cm) H= 0,7.D = 0,7.320= 224 (mm) +Chiều rộng má phanh B = p.H N (cm); B = 2.4,22 2000 =44,643 (mm) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 39 Hình 1.26 : Sơ đồ phanh điện thuỷ lực 2.3. Chọn khớp nối : Giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc th-ờng đặt khớp nối , chọn khớp nối ta căn cứ vào Mômen xoắn danh nghĩa trên trục động cơ a)Tính toán chọn khớp nối giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc : Mômen xoắn max trên trục động cơ. Mdn= dc dc n N.9550 Trong đó : Nđc: Công suất động cơ Nđc= 30(kw) nđc: Số vòng quay của động cơ nđc=735 (v/ph) Mdn= 9550.30 735 = 389,796 (Nm) Từ giá trị mô men Mdn tính toán trên ta đi tiến hành chọn khớp nối giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc là khớp nối đàn hồi MYB-7 có Mômen xoắn trên trục là Mx= 1,3 (kNm). Mô men quán tính J = 1,1(kg.m2) b.Kiểm tra bền khớp nối : - Mômen xoắn max truyền qua khớp khi mở máy động cơ phải thoả mãn Mmax {Mmax}kh - Mômen mà khớp nối truyền qua xuất hiện trong 2 tr-ờng hợp sau: + Mở máy khi nâng vật + Phanh khi hạ vật l2 l1 l3l4 b c  Fms R   Fms Pt  N Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 40 c. Mômen mở máy khi nâng vật . Mmax: Mômen mở máy max của động cơ Mmax= 636,656 (Nm) - Phần d- để thắng lực quán tính là Md= Mmax- Mt (Nm) Mt: Mômen cản tĩnh trên trục động cơ . Mt= cgt n .i.2 u.D.S  (Nm) Sn: Lực căng cáp cuốn lên tang , khi nâng vật Sn= 4075 (N) D: Đ-ờng kính tang đến tâm lớp cáp thứ nhất u: Số nhánh cáp cuốn lên tang u = 2 igt: Tỉ số truyền Hộp Giảm Tốc igt= 50 Mt n= 498,6 (Nm) Thay các giá trị vào biểu thức trên ta đ-ợc Md= 636,656- 498,6 = 138,056 (Nm) Một phần Md này tiêu hao trong việc thắng quán tính cho các chi tiết quay bên phía trục động cơ (ro to ,nửa khớp nối ) còn lại là phần Mômen d- truyền qua khớp - Mômen vô lăng nửa khớp phía động cơ . (GD2)k= 0,4.GD 2 k(Nm 2) (GD2)k= 0,4.1,1= 4,4 (Nm 2) - Mômen vô lăng của ro to động cơ . GD2ro=4.g.J = 44 (N.m 2) - Mômen vô lăng các chi tiết máy quay phía trục động cơ (Gi D 2 i) = G.D 2 ro+ (G.Dk 2) (N.m2) (Gi D 2 i) = 44+ 4,4 = 48,4 (Nm 2) - Mômen vô lăng t-ơng đ-ơng của vật nâng chuyển về trục động cơ (GD2)nQ= 95,0.50.a D.Q 22 2 t (Nm2) (GD2)nQ= 2 2 2 203200.0,52 3 .50 .0,95 = 2,571 (Nm2) -Tổng Mômen vô lăng của cả hệ thống . G.D2=  (G.D2ro+ GKk 2) + cgt 22 t 2 .i..a D.Q  Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 41  : Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l-ợng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ .  = 1,2  G.D2= 1,2. (44+ 44) + 2 2 2 203200.(0,52) 3 .50 .0,95  G.D2 = 1,2.88+ 2,571 = 108,171 (Nm2) -Tổng Mômen vô lăng của phần cơ cấu từ nửa khớp phía Hộp Giảm Tốc về sau , kể cả vật nâng  (G.D2)’= G.D2- (G.D2)’n  G.D2= 108,171 – 88 = 20,171 (Nm2) Phần Mômen d- truyền quay khớp là Md ’= Md. 2 '2 D.G )D.G( = 183,056 . 20,171 108,171 = 34,135 (Nm) Tổng Mômen truyền qua khớp là Mk ’= Mnt + Md ’  {Mmax}k  Mk ’= 498,6 + 34,135 = 532,735 (Nm) Trong đó : {Mmax}k: = 1300(Nm)  Mk ’ Vậy khớp nối chọn thoả mãn điều kiện bền khi nâng vật  Khi hạ vật . - Mômen phanh truyền qua khớp khi phanh lúc hạ vật Mqt = Mph- M hạ t ở đây phanh th-ờng đ-ợc đặt ở nửa khớp phía Hộp Giảm Tốc Mhạt= 2 .n.D.S ctha  = 339 (Nm) Mph: Mômen phanh đặt trên bánh phanh Mph= 450,3 (Nm) Mqt= 450,3 – 339 = 111,3 (Nm) Phần Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính các chi tiết máy quay bên phía động cơ .T-ơng tự phần trên có Mph ’= 2 ' i 2 iqt D.G )D.G.(M  {Mmax}k Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 42 Mph ’= 111,3.88 108,171 = 90,546 (Nm) Khớp nối thoả mãn điều kiện bền khi hạ Vậy khớp nối đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện bền . CHƯƠNG III Tính toán cơ cấu di chuyển xe con trên dầm của cổng trục: Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 43 Hỡnh chung của di chuyển xe lăn và cổng trục I. Sơ đồ cơ cấu bố trí xe con trên dầm của cổng trục: Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 44 Hình 1.29 : Sơ đồ bố trí xe con 1 : Động cơ ; 2 : Phanh ; 3 : Hộp giảm tốc 4 : Bánh xe ; 5 : Khớp nối ; 6 : Gối đỡ trục bánh xe Các bộ phận của cơ cấu đ-ợc chế tạo riêng thành từng cụm tiện lợi cho chế tạo và lắp ráp .Bộ truyền đ-ợc thực hiện d-ới dạng hộp giảm tốc đặt đứng đ-ợc che kín tránh bụi bẩn . Sau đây trình bày phép tính cơ cấu di chuyển xe theo trình tự sau : 1.1. Xác định lực cản di chuyển xe con khi mang vật nâng danh nghĩa với chế độ làm việc ổn định: Lực cản tỉnh chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đ-ờng ray .Thành phần lực cản do gió ở đây không có , vì cầu lăn làm việc trong nhà . Lực cản do ma sát , theo công thức ( 3,40 HD ĐAMN ) Wdc= (Q+ G) . bx ' D )2d.f(  . Trong đó : Q : Trọng l-ợng của vật nâng Q = 20 (tấn) = 200.000 (N) G: Trọng l-ợng của xe con G = 7000 kg = 70.000 (N) Dbx: Đ-ờng kính bánh xe di chuyển xe con phụ thuộc vào tải trọng Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 45 Dbx= 320 (mm) d: Đ-ờng kính ngõng trục. Tính gần đúng d = ( 0,25 0,3 ).Dbx chọn d = 0,25. Dbx= 0,25.320 = 80 (mm) = 0,08 (m) f: Hệ số ma sát trong ổ đỡ f = 0,02 ( Bảng 3.7 HD ĐAMN ) : Hệ số cản lăn của bánh xe với ray ( Bảng 3.8 HD ĐAMN )  = 0,05 K : Hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh xe với ray và giữa các bộ phận lấy điện với nhau (bảng 3.6 HD ĐAMN ) K = 1,5 Wd : Lực cản di chuyển do dốc mặt đ-ờng Wd= (Q + G ).  : Độ dốc đ-ờng cầu trục. (bảng 3.9 HD ĐAMN )  = 0,002 Wdc= (200.000 + 70.000). 0,002 = 540 (N)  Tổng lực cản tác dụng lên xe con (3,39 HD ĐAMN ) Wdc= (Q+ G) . bx ' D )2d.f(  .K + Wg+ Wd Wd/c= (200000 + 70000). 32 )05,0.28.02,0(  .1,5 + 540 Wd/c= 6140,625 (N) 1.2 Tính công suất tĩnh yêu cầu và chọn Hộp Giảm Tốc : Công suất cản tĩnh của động cơ . Nt= c xdc .1000 VW  (kw) (3,60 HD ĐAMN ) Nt= 85,0.1000.60 10.625,6140 = 1,2 (kw) Trong đó c = 0,85 hiệu suất cơ cấu di chuyển , lấy theo (bảng 1.9 HD ĐAMN)) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 46 T-ơng ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là chế độ nặng sơ bộ chọn động cơ dẫn động cho cơ cấu là động cơ liền Hộp Giảm Tốc loại 4AX90L4Y3 (bảng P1.3 tính toán thiết kế ) có các đặt tính sau đây : Công suất danh nghĩa Ndc =2,2 KW Số vòng quay danh nghĩa : nđc = 1420 vg/ph Hệ số quá tải : max dn T T = 2,2 Cos = 0,83 Hiệu suất  % = 80 Tỷ số truyền chung : nbx: Tốc độ quay của bánh xe di chuyển nbx= bx x D. V.60  = 32,0.14,3.60 10.60 = 10 (v/ph) Số vòng quay thực tế của bánh xe Vx t= 60 n.D. bx t bx (m/s) Vx t= 60 10.32,0.14,3  0,167 (m/s) Tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền di chuyển xe : itt= bx dc n n = 10 1420 = 142 nđc: Tốc độ quay của động cơ nđc=1420 (v/ph) 1.2. Kiểm tra động cơ về momen mở máy ; Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám kb = 1,2tính cho tr-ờng hợp lực bám ít nhất ( khi không có vật nâng ) theo công thức (3.51 HD ĐAMN) maxoJ = * * * 1,2 od d t o bx Gg d G W G D        Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 47 Trong đó  = 0.2 hệ số bám đối với xe lăn lam việc trong nhà Gd = 20000 N tổng áp lực lên bánh dẩn khi không có vật o tW = * o o G W G Q = 70000 6140,625* 70000 200000 = 1592.01 N  maxoJ = 9,81 20000*0,2 80 * 20000*0,02 1592,01 70000 1,2 320        maxoJ =0.805 ( m/s 2) Thời gian mở máy t-ơng ứng với gia tốc cho phép trên dây là : omt = max60* o v j = 10 60*0,805 =0.207 (s) Momen mở máy tối đa cho phép để không sẩy ra tr-ợc trơn theo công thức (3.54 HD ĐAMN) o mM =  22 11 2 * ** * * 2* * 375* * * 60* o i it bx o bx o o x dc x m dc m G D nW D G D n i i t t       = 2 2 1592,01*0,32 70000*0,32 *1420 1,2*1,955*1420 2*142*0,85 375*142 *0,207*0,85 60*0,207   = 271.68 (Nm) Trong đó :  2 1 *i iG D =    2 2* *i i i i roto khop G D G D =1.7+0.255 =1.955 Nm2 Với  2*i i khop G D =0.255 Nm2, ở đây chọn khớp vòng đàn hồi có bánh phanh đ-ờng kính D=100mm cho phanh TKT -100 Đối với động cơ điện đã chọn có momen danh nghĩa Mdn = 9550* dc dc N n =9550* 2,2 1420 = 14.8 Nm Momen mở máy theo , theo công thức (2.75HD ĐAMN) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 48 Mm(dc) =  1,8 2,5 1,1* 2 dn dnM M  =1.4*Mdn = 1.45*14.8 =21.46 Nm Nh- vậy, mặt dù đã hạn chế Mm(max) = 1.8*Mdn động cơ vẩn có momen mở máy trung bình lớn hơn momen mở máy cho phép và không đảm bảo điều kiện về lực bám . Ta thử kiểm tra hệ số an toàn bám thực tế là bao nhiêu tr-ớc hết ta tính thời gian mở máy khi không có vật , theo công thức (3.55 HD ĐAMN) omt =  2 2 2 . * . . 375( ) 375( )* * i i dc o bx dc o o m t m t x dc G D n G D n M M M M i       Trong đó otM = * 2* * o t bx x dc W D i  = 1592,01*0,32 2*22*0,85 =13.62 (Nm)  omt =   2 2 1,2*1,955*1420 70000*0,32 *1420 375(21,46 13,62) 375 21,46 13,62 *22 *0,85    =1,133+8,415 =9,548 (Nm) Gia tốc thực tế khi mở máy : omj = 10 60*9,548 =0.017 ( m/s2) Hệ số an toàn bám theo công thức (3-19) Kb = * * * * d o o t t d o bx G jd W G G D g     = 20000*0,2 80 0,017 1592,01 20000*0,02 70000 320 10   =2.482 Nh- vậy kb =2,482 >1.2(hệ số an toàn bám) đảm bảo bền vậy dùng loai động cơ này thoả mản điều kiện bền . 1.4 Tính Mômen phanh và chọn phanh . - Chọn phanh ta suất phát từ điều kiện bám khi phanh xe không có vật.: Gia tốc hãm khi không có vật nâng theo ( bảng3-10 )t-ơng ứng bánh dẩn so với tổng số bánh xe là 50% và hệ số bám  =0.2 (3.10 HD ĐAMN) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 49 - o phj = 0.75 (m/s 2) - Thời gian phanh khi không có vật sẽ là : opht = 60* x o ph v j = 10 60*0,75 =0.222 (s ) Với phanh đặt ở trục thứ nhất , momen phanh đ-ợc xác định theo công thức (3.58 HD ĐAMN) Mph =  2 1 2 ** * * * 2* * 375* * 375* o i it bx o dx dc o o x dc x ph ph G D nW D G D n i i t t       = 2 2 1592,01*0,32 70000*0,32 *1420*0,85 1,1*1,955*1420 2*22*0,85 375*22 *0,222 375*0,222    = 237.78 (Nm) Mt ’: Mômen cản tĩnh trên trục đặt phanh khi xe không mang tải . Mt ’= ' . 2. * t bx x dc W D i  (Nm) (3.52 HD ĐAMN) Wt ’: Lực cản tĩnh trên bánh xe khi xe không mang tải . Wt ’= Gx. ) .2. (     bxD df + Wg (3.40 HD ĐAMN) Trong đó : Gx: Trọng l-ợng xe con Gx= 70.000 (N) Dbx: Đ-ờng kính bánh xe di chuyển xe con phụ thuộc vào tải trọng Dbx= 320 (mm) d: Đ-ờng kính ngõng trục. Tính gần đúng d = 0,08 (m) f: Hệ số ma sát trong ổ đỡ f = 0,02 (bảng 3.8 HD ĐAMN) : Hệ số cản lăn của bánh xe với ray :  = 0,05 (bảng 3.7 HD ĐAMN) K : Hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh xe với ray và giữa các bộ phận lấy điện với nhau .K = 1,5 Wgió: Lực cản di chuyển do tải trọng gió tác dụng lên xe con . Wgió =0 cỗng truc hoạt động trong nhà Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 50  : Độ dốc đ-ờng cầu trục . (bảng 3.9HD ĐAMN)  = 0,002  Wt ’= 70.000. )002,0 32,0 05,0.208,0.02,0 (   Wt ’= 24,085 (KN)  Mt ’= ' . 2. * t bx x dc W D i  = 6140,625*0,32 2*22*0,85 = 52.54 (Nm) Gia tốc hãm khi có vật . Khi có vật thời gian phanh đ-ợc xác định theo công thức (3.57HD ĐAMN) pht =  2 2 2 . * . . 375( ) 375( )* i i dc o bx dc o o ph t ph t x G D n G D n M M M M i      =   2 2 70000 200000 *0,32 *1420*0,851,1*1,955*1420 375(20 52,54) 375(20 52,54)*22     = 0.52 (s) Gia tốc hãm sẽ là : phj = 60* x ph v t = 10 60*0,52 = 0.32 ( m/s2) Từ Mômen phanh tính toán ta đi chọn phanh cho cơ cấu di chuyển xe con là loại phanh điện thuỷ lực th-ờng đóng loại TT160 có Mômen phanh Mph= 200 (Nm) ; Đ-ờng kính bánh phanh Dph= 160 (mm) II.Tính toán bánh xe di chuyển cỗng trục: 2.1. Tải trọng tính toán tác dụng lên bánh xe Ptt= K1..Pbx (N)  : Hệ số kể đến tính chất thay đổi của tải trọng ( Bảng 3.13 HD ĐAMN )  = 0,8 K1: Hệ số kể đến chế độ làm việc của cơ cấu (bảng 3,13 HD ĐAMN ) K1= 1,4 Pxe: Tải trọng max tác dụng lên bánh xe Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 51 Pbx= 4 Pmax = 4 20000070000  = 67500 (N)  Ptt= 1,4.0,8.67500 = 75600 (N) Giá trị ứng suất nén cục bộ (tiếp xúc) khi tiếp xúc giữa bánh xe đ-ờng ray là tiếp xúc đ-ờng. (3.3 M$TBNC)  tx= 0,418. bx tt R.b E.P  { }tx(N/cm 2) Trong đó : E : Mô đun đàn hồi t-ơng đ-ơng E = 2,1.107 (N/cm2) b : Chiều rộng làm việc của ray .Ta chọn ray di chuyển là ray dùng cho đ-ờng sắt khổ đ-ờng ray hẹp Roct6368-52 kí hiệu : P24 có chiều rộng b = 5 (cm) (hình vẽ )   tx= 0,418. 775600.2,1.10 7.16 = 49766.58 (N/cm2) 50 18 10 7 10,5 6,3 Hình 1.30 : Ray di chuyển xe con Từ  tx= 49766.58 (N/m 2)ta đi chọn vật liệu làm bánh xe là thép, có độ cứng HB = 217 có  tx= 500.10 2 (N/cm2) III.Tính trục truyền cho cơ cấu di chuyển xe con : 3.1. Sơ đồ trục di chuyển xe con: Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 52 Hình 1.31: Sơ đồ trục di chuyển xe con - Mômen xoắn tính toán cho trục truyền lấy theo giá trị của Mômen mở máy truyền qua trục ,khi tải trọng nâng danh nghĩa cà xe con ở vị trí về một phía của cổng trục ( vị trí A) Mtt= QG R x A  . Mm tb(Nm) Trong đó : RA: áp lực lên mỗi bánh xe RA= 203200 70000 4  = 68300 (N) = 68,3 (KN) Gx, Q: Trọng l-ợng xe con và vật nâng (kể cả móc treo ) Gx= 70.000 (N) ; Q = 203200 (N) Mm tb: Mômen mở máy trung bình của động cơ Mm tb= 35,6 (KNm)  Mtt= 68,3 70 203,2 .35,6 = 8,9 (KNm) Đ-ờng kính trục tính sơ bộ d = 3 tt }.{2,0 M  (cm) {}: ứng suất cho phép khi xoắn . {}= 0,6. { } { }: ứng suất cho phép khi uốn : ta chọn thép cacbon  { }= 7500(N/cm2) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 53 dsb= 3 tt }.{2,0 M  = 3 2 6,0.7500.2,0 10.8900 = 10 (cm) Ta chọn đ-ờng kính sơ bộ dsb= 10 (cm) Khoảng cách max cho phép giữa các ổ đỡ Avà B l = 200. 3 4 l.q f.d (cm) Trong đó : d : Đ-ờng kính trục tính sơ bộ d = 10 (cm) l f : Độ võng cho phép của trục l f = 700 1  1000 1 chọn l f = 800 1 q: Trọng l-ợng phân bố theo chiều dài (N/cm) của trục q = 203200 70000 4.320  = 213,44 (N/cm)  l = 200. 4 3 8 800.213,44  27 (cm) 3.2. Chọn khớp nối : - Vì vận tốc di chuyển của xe con không lớn lắm 20 (v/ph)  từ vận tốc dẫn động trên trục ta lựa chọn khớp nối Hộp Giảm Tốc tới bánh xe là khớp nối răng M34 có các thông số nh- sau . Đ-ờng kính ngoài D = 250 (mm) . Đ-ờng kính trong d = 100(mm) . Mômen xoắn cho phép {M}= 4500 (Nm) 3.3. Sơ đồ lực tác dụng lên trục : A B FxA yAF xBF yBF xF    M M Y X (N.m) (N.m) xoắn M (N.m) 8900 2225 7131,6 (N.m) (N.m) (N.m) n n Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 54 Hình 1.32 : sơ đồ nội lực trên trục P : Tải trọng tác dụng lên bánh xe P = Qtt= 203200 (N) Fx: Lực truyền từ khớp nối tác dụng lên trục Fx= ( 0,2  0,3 ).2 . D M tt = 0,2.2. 32,0 8900 Fx= 11125 (Nm) Mtt: Mômen xoắn truyền đến trục Mtt= 8900 (Nm) D : Đ-ờng kính puly D = 320 (mm) T : Mômen xoắn truyền từ động cơ T = Mtt= 8900 (Nm) - Xét phản lực tại các gối đỡ ; FYA+ FYB = P = 2 Q tt = 101880 (N) mA= 0  FYB.280 = FY.140 (N)  FYB= 50940 (N) FYA= 50940 (N) - Theo ph-ơng trục X: FXA+FX= FXB (N) MB= 0  FXA= 280 200.FX = 28 20.11125 = 7946,42 (N)  FXB= FXA+ FX= 7946,42 + 11125 = 19071,42 (N) -Từ sơ đồ lực tác dụng lên trục  tiết diện nguy hiểm nhất tại tiết diện n-n + Mômen uốn tại tiết diện n- n Mu= ux 2 uY 2 MM  = 22 )2225()6,7131(  = 7470,63 (Nm) + Mômen t-ơng đ-ơng tại tiết diện n-n Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 55 Mtđ= nắxo 2 uốn 2 M.75,0M  Nm) Mtđ = 75,0.)8900()63,7470( 22  = 10734 (Nm) - Đ-ờng kính trục tại tiết diện n – n dn-n 3 td }.{2,0 M  = 3 2 4500.2,0 10.10734 = 10 (cm) Trong đó ; { }: ứng suất cho phép khi xoắn { }= 0,6. { } {}: ứng suất cho phép khi uốn : Ta chọn thép trục là thép cacbon { }= 7500 (N/cm2) 3.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn - Tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại tiết diện nguy hiểm ( tiết diện ( n- n ) - Tại tiết diện n - n trục chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn Hệ số an toàn thoả mãn điều kiện S = 22 SS S.S     {S} (công thức 15-3- chi tiết máy) Trong đó : {S} = 1,5  2 : Là hệ số an toàn phải đạt đ-ợc S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn S= ma 1 .. . k        (1.8 HD ĐAMN) S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn S = ma 1 .. . k        (1.9 HD ĐAMN) Trong các công thức trên :  -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình  -1  (0,4  0,45 ).  b= 0,4.  b= 0,4.600 = 240 (N/mm 2) -1 ( 0,23  0,28 ).  b= 0,25.  b= 0,25.600 = 150 (N/mm 2) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 56  b= 600 (N/mm 2).ta chọn thép là thép 45  ứng suất bền là  a; a: Biên độ ứng suất uốn và ứng suất xoắn trong tiết diện trục  a= W M u ; a= o x W M.5,0 W : Mômen cản uốn của trục W = 12 d. 3 = 12 )100.(14,3 3 = 261666,67 (mm3)  a= 67,261666 10.63,7470 3 = 28,55 (N/mm2) Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . Wo = 16 d. 3 = 16 )100.(14,3 3 = 196250 (mm3) a= 196250 10.8900.5,0 3 = 22,675 (N/mm2) m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn m a = 22,675 (N/mm 2) ; m= 0  ; : Hệ số xét đến ảnh h-ởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi   0,1 ;  0,05  = 0,7 ; =0,59 K; K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn ( Bảng 15-3 – chi tiết máy tập 2 ) cho mối ghép then . K= 1,75 ; K = 1,5  : Hệ số tăng bền chọn  = 1 Thay các giá trị vào công thức trên ta có S = 0.1,055,28. 7,0 75,1 240  = 3,362 S = 12,13.05,0675,22. 59,0 5,1 150  = 2,52 Hệ số an toàn S : Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 57 S = 22 SS S.S    = 22 52,2362,3 52,2.362,3  = 2,1 Xét thấy hệ số an toàn S > 2. Vậy trục thoả mãn điều kiện an toàn 3.5. Kiểm tra trục về độ bền quá tải : - Khi làm việc quá tải đột ngột (ví dụ mở máy ).Trục có thể bị biến dạng d- quá lớn hoặc bị gãy .Để trục có thể làm việc bình th-ờng trục đ-ợc chọn phải thoả mãn điều kiện sau tđ= 2 u 2 .3   {}qt Trong đó : u= 3 u d.1,0 M (N/cm2) Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 7470,63 (Nm) d : Đ-ờng kính trục d = 100 (mm) u = 3 7470,63.100 0,1.10 = 7470,63 (N/cm2)  : ứng suất tiếp trên trục  = 3 x d.1,0 M = 3 10.1,0 100.8900 = 8900 (N/cm2)  ứng suất t-ơng đ-ơng tđ = 2 2(7470,63) 3.(8900) = 17130,1(N/cm2) { }qt: ứng suất quá tải cho phép { }qt 0,8 ch= 0,8 . 43000 = 34400 (N) Vậy trục đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện quá tải . - Vì Hệ số an toàn của trục khá lớn , nên ta không cần tính toán trục về độ cứng . Đ-ờng kính các đoạn trục sau tính toán đ-ợc lấy nh- sau . d1= 80 (mm) ; d2= 90(mm) ; d3= 100 (mm) 3.6. chọn ổ lăn cho trục : - ổ đỡ xe con di chuyển chịu tải chủ yếu là lực h-ớng tâm. Ngoài ra ổ còn chịu tác dụng của lực dọc trục từ khớp nối truyền tới từ trục truyền . lực này có giá trị không lớn . Vì vậy ta lựa chọn ph-ơng án dùng ổ bi đũa đỡ lòng cầu 2 dãy cho các gối đỡ của pu ly xe con . Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 58 Kết cấu trục nơi lắp ổ lăn có đ-ờng kính d = 90 mm . Vì vậy ta chọn ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy cỡ trung kí hiệu :113618 .Có đ-ờng kính trong d = 90 (mm) D =190 (mm); B = 64 (mm) ; C = 270 (KN); Co=307 (KN) Kiểm tra khả năng tải của ổ ; C = Q. (n.h)0,3  Co (11,2 Tính toán thiết kế ) Trong đó : Q : Tải trọng t-ơng đ-ơng (11,3 Tính toán thiết kế ) Q = ( KV.R+ m.A). Kn.Kt (N) R : Tải trọng h-ớng tâm hay tổng phản lực tại gối đỡ .Phản lực max R = FyB= FyA= 50940 (N) A : Tải trọng dọc trục A = Fx = 11125 (N) m : Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng h-ớng tâm m = 4,5 ( Tra bảng11,4 tính toán thiết kế ) Kt: Hệ số tải trọng động (Bảng 11,3 tính toán thiết kế ). kT= 1 kV: Hệ số xét đếm vòng nào của ổ là vòng quay Kv= 1 Kn: Hệ số nhiệt độ Kn= 1 - Thay các giá trị t-ơng ứng vào biểu thức trên ta có tải trọng t-ơng đ-ơng Q = (1.50940 + 4,5.11125).1.1 = 101002,5 (N) Hệ số khả năng làm việc của ổ C = Q. (n.h)0,3=101250,5. ( 10.500)0,3= 621,9 (KN) n : số vòng quay của ổ n = 10 (v/ph) h : Thời gian phục vụ h = 500 (giờ) Xét thấy Ctt < Cổlăn .Vậy ổ lăn đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện bền cho phép 3.7.Chọn khớp nối: Giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc th-ờng đặt khớp nối , chọn khớp nối ta căn cứ vào Mômen xoắn danh nghĩa trên trục động cơ  Tính toán chọn khớp nối giữa Hộp Giảm Tốc và puly. Mômen xoắn max trên trục động cơ. Mdn= dc dc n N.9550 Trong đó : Nđc: Công suất động cơ Nđc= 2,2(kw) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 59 nđc: Số vòng quay của động cơ nđc= 1420 (v/ph) Mdn= 9550.2,2 1420  14,8 (Nm) Từ giá trị mô men Mdn tính toán trên ta đi tiến hành chọn khớp nối giữa động cơ và Hộp Giảm Tốc là khớp nối đàn hồi MYB - 6 có Mômen xoắn trên trục là Mx= 0,7 (KNm). Mô men quán tính J = 1,1(kg.m 2) CHƯƠNG IV: Cơ cấu di chuyển cổng trục I. Lựa chọn ph-ơng án dẫn động cơ cấu di chuyển cổng . Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 60 1.1 Cổng trục thiết kế cơ tải trọng nâng lớn và khẩu độ lớn. Để Cổng trục thuận tiện để dễ dàng di chuyển ta bố trí cơ cấu dẫn động di chuyển cổng trục, lựa chọn dẫn động riêng Cổng trục , gồm 2 động cơ dẫn động bố trí về một phía Hình 1.33 1 : Động cơ 3: Trục I 5 : Puly 2 : Hộp giảm tốc 4 : Trục II 1.2. Xác định lực nén bánh lên bánh xe di chuyền cổng : B RA A RB +QxeG Gc Gcabin Hình 1.34 : Sơ đồ lực tác dụng lên cổng Từ sơ đồ lực tác dụng lên cụm bánh xe ta thấy . RAmax= 5,3 5,4.W75,1G3).QG(5,3.G giocnxcb  ( 15,5 M$TBNC) 3 4 5 2 1 Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 61 Trong đó : Gcb: Trọng l-ợng ca bin điều khiển Gcb= 350 (Kg) Gx: Trọng l-ợng xe con di chuyển trên dầm Gx= 70000 (kg) Q : Trọng l-ợng vật nâng Q = 200 (KN) Wgió: Tải trọng gió tác dụng lên cổng trục Wgió=q.n.c..A (N/cm 2) Gc: Trọng l-ợng của cổng trục Gc= 150.000 (N) q : áp lực gió (N/cm2).Đ-ợc xác định tại áp lực max ở trạng thái làm việc qgió= 250 (N/cm 2) n : Hệ số kể đến sự tăng áp lực theo chiều cao n = 1 c : Hệ số cản khí động học c = 1,2  : Hệ số động lực học kể đến đặc tính xung động của tải trọng gió  = 1,25 A : Diện tích hứng gió của kết cấu và vật nâng A = ( 4 + 9.12.17 ). 0,3 = 10,4 = 3900 (N/m2)  Wgió= 250.1.1,2.1,25.10,4 = 3900 (N/cm 2) Thay các giá trị tính đ-ợc trên vào biểu thức  áp lực nén bánh max . RAmax= 5,3 5,4.390075,1.1500003).20000070000(5,3.350  RAmax 312000 (N) Vậy áp lực lớn nhất tác dụng lên 1 bánh xe di chuyển cổng là PAmax= 2 R maxA = 156000 (N) 1.3. Xác định lực cản di chuyển cổng trục và tính công suất động cơ Wdichuyển= ( Q + G).{ bxD .2d.f  .K +  }+ Wgió ( 3,40 HD ĐAMN ) Trong đó : G : trọng l-ợng cổng trục G = 150.000 (N) Q: Trọng l-ợng vật nâng Q = 200.000 (N) Dbx: Đ-ờng kính bánh xe di chuyển . Chọn sơ bộ Dbx= 500 (mm) f : Hệ số ma sát trong ổ đỡ bánh xe .f = 0,015 Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 62 k : Hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh với ray và giữa các bộ phận lấy điện với nhau k = 1,5 Hệ số  : Hệ số cản lăn  = 0,06 d : Đ-ờng kính ngõng trục d = 0,25.Dbx= 0,25.50  130 (mm) = 13 (cm)  : Độ dốc mặt đ-ờng cổng trục  = 0,003 Wgió: Lực cản di chuyển do tải trọng gió tác dụng. Wgió= q.n.c..A ’= 250.1,2.1,25.(6,9.1,7+9.2.1,75).0,3 Wgió= 250.1,2.1,25.13 = 4875 (N/m 2) Thay các giá trị vào công thức trên ta đ-ợc Wdc= (200000 + 150000 ) .{ 50 06,0.213.015,0  .1,5 + 0,003} + 4875 Wdc= 9232,5 (N) = 9,2325 (KN) 1.4. Tính công suất động cơ và chọn động cơ a) Công suất động cơ: Cơ cấu di chuyển cổng trục đ-ợc chọn theo mômen mở máy. Giá trị mômen mở máy cần đảm bảo điều kiện bám của bánh xe chủ động khi chạy không tải trên ray. Để tiến hành chọn động cơ, xác định lực cản di chuyển cổng trong thời kỳ mở máy: WC = Wdc + 1,2 a g QG .  Trong đó: a: gia tốc trung bình của cổng trục : a = 0,1 (m/s2) g: gia tốc trọng tr-ờng ; g = 10 (m/s2) Vậy lực cản di chuyển khi mở máy WC = Wdc + 1,2 a g QG .  WC = 9,2325 + 1,2. )kN(4325,131,0. 10 200150   Công suất sơ bộ chọn động cơ Ntt = tbc cc ..1000 V.W  VC: Vận tốc di chuyển cổng VC = 32,5 (m/ph) = 0,54 (m/s) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 63 c: hiệu suất cơ cấu . c= 0,85 tb:Hệ số quá tải trung bình của động cơ .ta lựa chọn động cơ xoay chiều dây quấn tb= 1,6 Vậy Ntt = 6,1.85,0.1000 54,0.4325,13 = 5,3(kW) Công suất tính toán cho một động cơ Nt = 0,6.Ntt = 0,6.5,3 3,18 (kW) b) Chọn động cơ: -Dựa vào công suất tính toán cho động cơ sơ bộ ta chọn đông cơ 4A100L4Y3 ( bảng 1.3 tính toán thiết kế ) có các đặt tính sau đây : ở chế độ làm việc nặng có: Công suất danh nghĩa : Nđc = 4,0 (kw) ; Vận tốc quay : n = 1420 (v/p); Hệ số quá tải : max dn T T = 2,2 Cos = 0,84 Hiệu suất  % = 84% Tỉ số truyền tính toán của hộp giảm tốc là itt= bx dc n n nbx : Tốc độ quay của bánh xe di chuyển (v/ph) nbx= .D V.60 bx x = 14,3.5,0 5,32. = 20,7 (v/ph) 1.5. Tính chọn bộ truyền ngoài : Bộ truyền ngoài sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, có đ-ờng kính bánh răng nhỏ d = 11,2 (cm). Đ-ờng kính bánh răng lớn ; D = d. ing ing: Tỉ số truyền ngoài, đ-ợc tính theo ing = i i 0 io: Tỷ số truyền chung Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 64 io = bx dc n n Vận tốc quay của bánh xe nbx = D V  = 5,0.14,3 5,32 = 20,7 (v/p) => i0 = 1420 20,7 = 68,6 Tỷ số truyền ngoài ing = i i 0 = 68,6 10 = 6,86 Đ-ờng kính bánh răng bị dẫn Dbr = 11,2.6,86 = 76.832(cm) lấy Dbr= 75 (cm) - Vận tốc thực của cổng trục V = 1420 10.6,86 .0,5.3,14 = 32,5 (m/ph) 1.6. Kiểm tra động cơ: Động cơ đ-ợc kiểm tra theo điều kiện bám (không quay trơn) khi mở máy không tải trọng nâng. Nđc < [N] - [N] công suất tính toán thỏa mãn điều kiện không quay trơn khi mở máy động cơ không tải. [N] =   .9550 nM dc (kw) - [M]: Mômen mở máy trên trục động cơ thỏa mãn không quay trơn của bánh xe khi không tải. [M] = Mt 1 + b dc 2 t.375 n.GD (kNm) Mt 1: mômen cản tĩnh khi di chuyển với xe không mang tải: M1t = c bxt 1 .i2 D.W  (kNm) Wt 1: lực cản di chuyển khi không tải tính cho một động cơ Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 65 Wt 1 = 2 1 .W’t (kN) Wt’: lực c°n di chuyển to¯n bộ cổng trục khi xe không t°i tính cho hai động cơ. Wt ’ = {G         k. D 2fd +wg + 1,2 g G .a} Wt ’= {9,3 +1,2 10 150 .0,1}  11,1(kN) => Wt 1 = 2 1 .11,1 = 5,55 (kN)  Mômen cản tĩnh không tải tính cho một động cơ M1t = 35,55.10 .0,5 2.10.6,86.0,85 = 23,8(Nm) - tb: thời gian mở máy nhỏ nhất của động cơ khi không tải tb= max x ' a V Trong đó amax: Gia tốc cực đại cho phép đảm bảo an toàn bám (kb = 1,2) amax = [ c b G G ( bK  + D df . .) - D df .2  .k - G Wg ].g ở đây: : hệ số bám của bánh xe chủ động với ray  = 0,12 Gb: Trọng l-ợng bám của bánh xe chủ động khi không tải Gb= 156 (KN) Vậy amax = [ 156000.2 156000 ( 2,1 12,0 + 0,015.10 75 ) - 2.0,06 0,015.10 75  .1,5 - 140 9,3 ].10 amax= 0,156 (m/s 2) Thời gian mở máy lớn nhất tb = 156,0.60 5,32 = 3,47 (s) - Mômen vô lăng t-ơng đ-ơng của khối l-ợng chuyển động quay và tịnh tiến quy về trục động cơ . Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 66 GD2= (GD2ro + GD 2 p + GD 2 br) + c 2 0 bx 2 .i GD  (9.32 - HD ĐAMN) ở đây  = 1,2 : Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l-ợng các chi tiết quay : GD2ro: mômem vô lăng của rô to động cơ GD2ro = 4.g.J (N.m 2) J = 0,07 ( kgm) GD2ro = 4.0,07.10 = 2,8 (Nm) G.Dbr 2: Mômen vô lăng của bánh răng G.Dbr 2= 28 (N.m) Vậy GD2 = 1,2( 2,8 + 28) + 2 3 2 150.(0,5 ).10 (68,6 ).0,85 (7,5 - HD ĐAMN) GD2 = 46,33 (Nm) Mômen mở máy trên trục động cơ thoả mãn không quay trơn khi không tải [M] = Mt 1 + b dc 2 t.375 n.GD = 23,8 + 46,33.1420 375.3,47 = 74,36 (Nm) Công suất động cơ tính toán cho phép đ-ợc xác định thỏa mãn điều kiện bám khi mở máy động cơ khi không mang tải [N] =   .9550 nM dc [N] = 74,36.1420 9550.1,6 = 6,91 (kw) Nđc < [N]: Vậy động cơ đã chọn đảm bảo yêu cầu bám. -Thời gian thực tế mở máy của động cơ khi không tải . tm= )MM.(375 n.D.G t t m tb dc 2  (s) (9.31 - HD ĐAMN) Mm tb: Mômen mở máy trung bình của động cơ Mm tb= 2 MM m min m max  Mmax: Mômen mở máy max Mm max= .MDN MDN: Mômen danh nghĩa của động cơ . MDN= dc dc n N.9550 = 9550.4 1420 = 26,9 ( Nm )  Mm max= 1,6.26,9 = 43,04 (Nm) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 67 Mm min= 1,3.26,9  34,97 (Nm)  Mômen mở máy trung bình động cơ . Mm tb= 43,04 34,97 2  = 39,005(Nm) Thay các giá trị Mm tb vào công thức  thời gian mở máy của động cơ khong tải tm= 46,33*4 375.(39,005 23,8) = 0,033(s) 1.7. Kiểm tra an toàn bám của động cơ . Hệ số an toàn bám : Kb t= )f. D d . n n t.g v (GW .G bx d m x xt ' b    1,2 n n d : tỉ số giữa bánh xe dẫn động tren tổng số bánh xe n n d = 0,5 Wt ’:Lực cản di chuyển không tải (Q= 0 ) W’t=5,55 (KN)  Kb t= 156000.0,12 1 0,1 5500 156000( 0,5. .0,015) 6.10.1,5 0,75   = 2,645 Kb t= 2,645 > 1,2 .Vậy điều kiện bám đ-ợc thoả mãn 1.8. Tính toán bánh xe di chuyển - Tải trọng tính toán lớn nhất tác dụng lên bánh xe: Ptt = k1 . 8 . Pbx Trong đó: k1 = 1,4 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của kết cấu ( Bảng 5.2 HD ĐAMN )  = 0,8 : Hệ số kể đến tính chất thay đổi của tải trọng Pbx = 2 Pmỏ = 2 156000 = 78000 (N) Vậy lực tác dụng lên bánh xe. Ptt = 1,4 .0,8.78000 = 87360( N) =87,36 (kN) - Giá trị ứng suất nén cục bộ khi tiếp xúc giữa bánh xe và đ-ờng ray là tiếp xúc đ-ờng tx = 0,418. bx tt R.b E.P (3.3 M$TBNC) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 68 Trong đó : E = 2,1.107 (N/cm2) ; Rbx = 25 (cm) Chọn ray di chuyển là ray tàu hỏa P50, ta có độ rộng b = 7 (cm) Vậy tx = 0,418. bx tt R.b E.P = 0,418. 3 787,36.10 .2,1.10 7.25 tx = 42797,97 (N/cm 2) Từ tx= 42797,97 (N/cm 2) ta đi chọn vật liệu chế tạo bánh xe là thép , có độ cứng HB = 217 có Chọn VL làm bánh xe là thép 45 với HB =300 có: tx = 75.10 3 (N/cm2) ch = 45.10 3 (N/cm2) 1.9 Tính trục truyền a. Trục I (trục dẫn động) Trục I của cơ cấu di chuyển cổng chịu mômen xoắn của động cơ qua hộp giảm tốc, lực vòng P, lực h-ớng tâm Pr từ khớp nối truyền tới và lực tập trung do trọng l-ợng của động cơ và hộp giảm tốc gây nên. - Mômen tính toán cho trục truyền lấy theo giá trị của Mômen mở máy truyền qua trục khi tải trọng nâng danh nghĩa và xe con ở về một phía của Cổng trục ( vị trí A) - Mômen xoắn tác dụng lên trục I Mx = Mđc.igt.gt Trong đó: Mđc : Mômen động cơ Mđc = dc dc n 9550.N = 4.9550 1420 = 26,9 (Nm) igt = 10 ; gt = 0,9 Vậy Mx = 26,9.10.0,9 = 242,1(Nm) A B 220 80 150 P P F y F F y r x A B A B F F x 127900,5 33528 x (Nmm) (Nmm) M x (Nmm) n n Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 69 Hình 1.35: Biểu mômen trục I - Lực vòng tác dụng lên trục I Ta có công thức tính lực vòng: P = d M2 x Mx: Mômen xoắn trên trục I. Mx= 242,1 (Nm) d: Đ-ờng kính bánh răng trên trục I d = ng bx i D = 500 6,86  72,89 (mm) Vậy P = 112 M.2 x = 32.242,1.10 72,89  6642.89 (N) - Lực h-ớng tâm tác dụng lên trục I Pr = P.tg = 6642,89.tg20 0  2417,81(N) - Phản lực ở các gối + Phản lực theo ph-ơng x Fx= Pr + Fx = RBx+ RAx (N) MA = 30.RBx- 45.F - 22.Pr= 0  RBx = 30 P22F45 rx  (N) Fx : lực truyền từ khớp nối truyền đến trục bánh răng nhỏ.  Fx= (0,2  0,3 ). br x d M = 0,3. 242,1 0,112 = 648,48 (Nm)  RBx= 45.646,48 22.3196,65 30  = 3313,93 (N)  RAx= 531.2 (N) + Phản lực theo ph-ơng y Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 70 RAy+ RBy= P MA = 30.RBy– 22.P = 0  RBy = 30 P22 = 22.6642,89 30 = 4871,45 (N)  RAy= 1771,44 (N) Ta có biểu đồ Mômen nh- hình 1.35 - Mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện n- n Mu = 2 uy 2 ux MM  Mu = 22 2,3342333528  = 47341,7 (Nmm) - Mô men t-ơng đ-ơng tại tiết diện nguy hiểm Mtd = 2 x 2 u M75,0M  Mtd = 2 247341,7 0,75.242100 Mtd = 214943.12 (Nmm) - Đ-ờng kính trục I dI >   3 td .1,0 M  (CT 7-3 –TKCTM) Trong đó: []: ứng suất cho phép của VL làm trục. Chọn VL làm trục là thép 45 ta có [] = 50 (N/mm2) (Bảng 7-2 –TKCTM) Vậy dI > 3 50.1,0 3,279717  40 (mm) - Tại tiết diện gối tựa B . Mu = 2 uy 2 ux MM  Mu = 05,127900 2  = 127900,5 (Nmm) - Mômen t-ơng đ-ơng tại tiết diện nguy hiểm Mtd = 2 x 2 u M75,0M  Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 71 Mtd = 22 318330.75,05,127900  = 303906,3(Nmm) - Đ-ờng kính trục I dI >   3 td .1,0 M  (CT 7-3 –TKCTM) Trong đó: []: ứng suất cho phép của VL làm trục. - Chọn VL làm trục là thép 45 ta có [] = 50 (N/mm2) (Bảng 7-2 –TKCTM) Vậy dI > 3 50.1,0 3,303906  40 (mm) Chọn đ-ờng kính trục II (Gối tựa B): dI = 40 (mm) b. Trục II (trục bánh xe) Trục II của cơ cấu di chuyển cổng chịu lực cắt do trọng l-ợng bản thân cổng, vật nâng, lực vòng P và lực h-ớng tâm Pr gây nên gây nên. Vì bánh răng bị dẫn gắn chặt vào bánh xe mà không gối lên trục nên lực vòng P và lực h-ớng tâm Pr ở bánh răng tác dụng vào trục II thông qua bánh xe . C D F y C x C F n xD F yD F 150 150 n P P r 2469825 (Nmm) 426334,5 (Nmm) x y (Nmm) (Nmm) M M 242100 M (Nmm) (Nmm) xoắn Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 72 Hình 1.36: Biểu mômen trục II P = 6642,89(N) (Mômen xoắn từ bánh răng nhỏ truyền tới ). Pr = 2417,81 (N) F = 2 Rmax = 2 70000 = 35000 (N) - Phản lực ở các gối + Phản lực theo ph-ơng x MC = 30.RDx - 15.(F - Pr) = 0 => RDx = 30 )PF(15 r = 15.(35000 2417,81) 30  = 16291,095 (N) + Phản lực theo ph-ơng y MC = 30RDy– 15P = 0 => RDy = 30 P15 = 15.6642,89 30 = 3321,445 (N) Ta có biểu đồ mômen nh- hình 3.36 - Mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm: Mu = 2 uy 2 ux MM  Mu = 22 5,4263344269825   4291 (KNmm) - Mômen t-ơng đ-ơng tại tiết diện nguy hiểm Mtd = 2 x 2 u M75,0M  Mtd = 2 24291000 0,75.242100 = 4296119,215 (Nmm) - Đ-ờng kính trục II dII >   3 td .1,0 M  (CT 7-3 –TKCTM) []: ứng suất cho phép của VL làm trục. Chọn VL làm trục là thép 45 ta có [] = 50 (N/mm2) (Bảng 7-2 –TKCTM) Vậy dII > 3 4296119,215 0,1.50 = 95,07 (mm) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 73 Chọn đ-ờng kính trục II: dII = 100 (mm) 1.10. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn - Xét với trục I. + Tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại tiết diện nguy hiểm ( tiết diện ( n- n ) + Tại tiết diện n - n trục chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn Hệ số an toàn thoả mãn điều kiện S = 22 SS S.S     {S} (công thức15-3- chi tiết máy) Trong đó : {S} = 2,5  3 : Là hệ số an toàn phải đạt đ-ợc S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn S = ma 1 .. . k        S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn S = ma 1 .. . k        Trong các công thức trên :  -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình  -1  (0,4  0,45 ).  b= 0,4.  b= 0,4.600 = 240 (N/mm 2) -1 ( 0,23  0,28 ).  b= 0,25.  b= 0,25.600 = 150 (N/mm 2)  b= 600 (N/mm 2).ta chọn thép là thép 45  ứng suất bền là  a; a: Biên độ ứng suất uốn và ứng suất xoắn trong tiết diện trục  a= W M u ; a= o x W M.5,0 W : Mômen cản uốn của trục W = 12 d. 3 = 12 )40.(14,3 3 = 16746,667(mm3) Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 74  a= 667,16746 7,47341 = 2,827 (N/mm2) Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . Wo = 16 d. 3 = 16 )40.(14,3 3 = 12560 (mm3) a= 12560 10.33,318.5,0 3 = 12,672 (N/mm2) m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn m a = 12,672 (N/mm 2) ; m= 0  ; : Hệ số xét đến ảnh h-ởn của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi   0,1 ;  0,05 ;  = 0,7 ;  = 0,59 K; K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn ( Bảng 15-3 – chi tiết MáY tập 2 ) cho mối ghép then . K= 1,75 ; K = 1,5  : Hệ số tăng bền chọn  = 1 Thay các giá trị vào công thức trên ta có S = 0.1,0827,2. 7,0 75,1 240  = 33,96 S = 672,12.05,0672,12. 59,0 5,1 150  = 4,566 Hệ số an toàn S : S = 22 SS S.S    = 22 566,496,33 566,4.96,33  = 4,52 Xét thấy hệ số an toàn S > 3 Vậy trục thoả mãn điều kiện an toàn 1.11. Kiểm tra trục về độ bền quá tải : - Khi làm việc quá tải đột ngột (ví dụ mở máy ).Trục có thể bị biến dạng d- quá lớn hoặc bị gãy .Để trục có thể làm việc bình th-ờng trục đ-ợc chọn phải thoả mãn điều kiện sau tđ= 2 u 2 .3   {}qt Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 75 Trong đó : u= 3 u d.1,0 M (N/mm2) Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 47341,7(Nmm) d : Đ-ờng kính trục d = 40 (mm) u = 340.1,0 7,47341 = 7,4 (N/mm2)  : ứng suất tiếp trên trục  = 3 x d.1,0 M = 3 242,1.1000 0,1.40 = 37,83(N/mm2)  ứng suất t-ơng đ-ơng tđ = 2 27,4 37,83 = 38,55 (N/mm2) {}qt: ứng suất quá tải cho phép { }qt 0,8 ch= 0,8 . 43 = 344 (N/mm 2) Vậy trục đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện quá tải . - Vì hệ số an toàn của trục khá lớn , nên ta không cần tính toán trục về độ cứng. Đ-ờng kính các đoạn trục sau tính toán đ-ợc lấy nh- sau . d1= 45 (mm) ; d2= 40 (mm) - Xét với trục II. + Tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại tiết diện nguy hiểm ( tiết diện (n-n) + Tại tiết diện n - n trục chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn Hệ số an toàn thoả mãn điều kiện S = 22 SS S.S     {S} (công thức15-3- chi tiết máy) Trong đó : {S} = 2,5  3 : Là hệ số an toàn phải đạt đ-ợc S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn S = ma 1 .. . k        S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 76 S = ma 1 .. . k        Trong các công thức trên :  -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình  -1  (0,4  0,45 ).  b= 0,4.  b= 0,4.600 = 240 (N/mm 2) -1 ( 0,23  0,28 ).  b= 0,25.  b= 0,25.600 = 150 (N/mm 2)  b= 600 (N/mm 2).Ta chọn thép là thép 45  ứng suất bền là  a; a: Biên độ ứng suất uốn và ứng suất xoắn trong tiết diện trục  a= W M u ; a= o x W M.5,0 W : Mômen cản uốn của trục W = 12 d. 3 = 12 )100.(14,3 3 = 261666,7 (mm3)  a= 7,261666 4291000 = 16,4 (N/mm2) Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . Wo = 16 d. 3 = 16 )100.(14,3 3 = 196250 (mm3) a= 196250 10.33,318.5,0 3 = 0,811 (N/mm2) m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn m a = 0,811 (N/mm 2) ; m= 0  ; : Hệ số xét đến ảnh h-ởn của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi   0,1 ;  0,05 ;  = 0,7 ;  = 0,59 K; K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn ( Bảng 15-3 – chi tiết may tập 2 )cho mối ghép then . K= 1,75 ; K = 1,5  : Hệ số tăng bền chọn  = 1 Thay các giá trị vào công thức trên ta có Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 77 S = 0.1,04,16. 7,0 75,1 240  = 5,85 S = 811,0.05,0811,0. 59,0 5,1 150  = 71,37 Hệ số an toàn S : S = 22 SS S.S    = 22 37,7185,5 37,71.85,5   5,83 Xét thấy hệ số an toàn S > 3 Vậy trục thoả mãn điều kiện an toàn 1.11. Kiểm tra trục về độ bền quá tải : - Khi làm việc quá tải đột ngột (ví dụ mở máy ).Trục có thể bị biến dạng d- quá lớn hoặc bị gãy .Để trục có thể làm việc bình th-ờng trục đ-ợc chọn phải thoả mãn điều kiện sau tđ= 2 u 2 .3   {}qt Trong đó : u= 3 u d.1,0 M (N/mm2) Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 4291000 (Nmm) d : Đ-ờng kính trục d = 100 (mm) u = 3100.1,0 4291000 = 42,91 (N/mm2)  : ứng suất tiếp trên trục  = 3 x d.1,0 M = 3 242,1.1000 0,1.100 = 2,421 (N/mm2)  ứng suất t-ơng đ-ơng tđ = 2 242,91 3.2,421 = 43,11 (N/mm2) { }qt: ứng suất quá tải cho phép { }qt 0,8 ch= 0,8 . 43 = 344 (N/mm 2) Vậy trục đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện quá tải . - Vì Hệ số an toàn của trục khá lớn , nên ta không cần tính toán trục về độ cứng . Đ-ờng kính các đoạn trục sau tính toán đ-ợc lấy nh- sau . Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 78 d1= 95 (mm) ; d2= 100 (mm) 1.12. Chọn ổ lăn : - ổ đỡ chân cổng chịu tác dụng của lực h-ớng tâm lớn do trọng l-ợng cổng tác dụng lên. Ngoài ra lực tác dụng dọc trục nhỏ lên ta lựa chọn ph-ơng án là ổ bi đũa đỡ lòng cầu 2 dãy cho các gối đỡ puly cổng. -Với kết cấu trục có đ-ờng kính ngõng trục lắp ổ d = 95 (mm) ta chọn loại ổ bi là ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy cỡ trụng rộng kí hiệu : 1619 có đ-ờng kính trong d = 95 (mm) .Đ-ờng kính ngoài D = 200 , chiều rộng B = 67 .Hệ số khả năng làm việc C = 145000 (N) Tải trọng tĩnh cho phép Co= 700000 (N) Kiểm tra khả năng tải của ổ ; C = Q. (n.h)0,3  Co Trong đó : Q : Tải trọng t-ơng đ-ơng Q = ( KV.R+ m.A). Kn.Kt (N) R : Tải trọng h-ớng tâm hay tổng phản lực tại gối đỡ (daN) R = 4 140000 = 35.000 (N) A : Tải trọng dọc trục A = Fx = 648.48 (N) n : Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng h-ớng tâm m = 4,5 ( Tra bảng 8-2 TKCTM ) Kt: Hệ số tải trọng động (Bảng 8-3 TKCTM). kT= 1 kV: Hệ số xét đếm vòng nào của ổ là vòng quay Kv= 1 ( Bảng 8-5 – TKCTM ) Kn: Hệ số nhiệt độ ( Bảng 8-4– TKCTM ).Kn= 1 -Thay các giá trị t-ơng ứng vào biểu thức trên ta có tải trọng t-ơng đ-ơng Q = (1.35000 + 4,5.648,48).1.1 = 37918,16 (N) Hệ số khả năng làm việc của ổ C = Q. (n.h)0,3=37918,6. ( 20,7.500)0,3= 607,2 (KN) n : số vòng quay của ổ n = 20,7 (v/ph) h : Thời gian phục vụ h = 500(giờ) Xét thấy Ctt < Cổlăn .Vậy ổ lăn đ-ợc chọn thoả mãn điều kiện bền cho phép Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 79 Tài liệu tham khảo: 1. Mỏy và thiết bị nõng chuyển . PTS: Trương Quốc Thành 2. Hướng dẫn đồ ỏn mỏy nõng. ThS: Nguyễn Thỏi Dương 3. Sức bền vật liệu TS: Nguyễn Xuõn Hựng 4. Tớnh Toỏn Thiết Kế Hệ Dẫn Động TS: Trịnh Chất- Lờ Văn Uyển 5. Chi Tiết Mỏy Th S: Nguyễn Thỏi Dương Đồ án Tốt Nghiệp Tr-ờng Cao Đẳng Công Nghệ Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy 80

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfthiet_ke_cong_truc_chuc_nang_q_20t_phuc_vu_cho_nganh_xay_dung_9066.pdf