Hướng dẫn thiết kế thiết bị trên boong

éo cáp thực tế: c tt tbtt i iVV = Trong trường hợp mà itt ≠ ic không đáng kể dẫn đến vận tốc kéo cáp thực tế Vtt sai khác với vận tốc trung bình kéo cáp Vtb không đáng kể (dưới 5%) thì ta vẫn sử dụng kết quả đó làm cơ sở để thiết kế hộp giảm tốc. - Việc thiết kế kỹ thuật hộp giảm tốc ở học phần này bỏ qua. 17 Chương III THIẾT KẾ TRỤC TẢI MÁY TỜI - TÍNH CHỌN LY HỢP, KHỚP NỐI VÀ Ổ ĐỠ I. Thiết kế trục tải của máy tời: Trục tải hay trục chính của máy tời lưới kéo là chi tiết rất quan trọng. Trên trục tải người ta thường đặt các cơ cấu chấp hành. Trục tải của máy tời thường làm việc ở số vòng quay nt nhỏ nhưng nó lại nhận và truyền một momen xoắn Mxt rất lớn. Vì vậy đòi hỏi trục chịu tải phải có độ bền vững và độ bền lâu. Lực tác dụng lên trục tải bao gồm: - Tải trọng tác dụng do lực căng của cáp - Trọng lượng của bản thân trục, bó cáp và của tang thành cao Tuy nhiên ở đây tải trọng tác dụng do bản thân của các trọng lượng là rất nhỏ so với tải trọng tác dụng do sức căng cáp, cho nên ta chỉ giới hạn tính toán độ bền của trục theo lực căng cực đại Pmax. 1. Chọn vật liệu và phương pháp chế tạo: Trục tải máy tời trong quá trình làm việc chịu tác dụng của tải trọng rất lớn vì vậy ta có thể chọn vật liệu chế tạo của trục tải của máy tời là thép Cácbon kết cấu C40; C45 thường hóa hoặc thép hợp kim kết cấu …. Gia công cơ kết hợp với nhiệt luyện. Với thép C45: σb = (600 ÷ 800) N/mm2 ; σch = (360 ÷ 580) N/mm2 2. Tính chọn sơ bộ đường kính trục tải: Công thức tính sơ bộ đường kính trục tải: 3. t t sb n N Cd ≥ [mm] {3-1} Trong đó: - C : Hệ số tính toán . C = 110 ÷ 140 - Nt : Công suất trên trục tải [KW] - nt : Tốc độ vòng của trục tải [v/ph] 3. Tính gần đúng đường kính trục tải: a. Định sơ bộ các kích thước chủ yếu: A- Chiều dài ổ đở trục tải B- Khoảng cách làm việc của ly hợp vấu C- Chiều dài ly hợp vấu D- Bề rộng bánh răng cóc E- Chiều rộng Mayơ đĩa xích Lt - Chiều dài tang thành cao L1, L2 – Khoảng cách giữa các ổ đỡ Từ đường kính trục tải đã chọn ở trên sơ bộ chọn các ổ đỡ, ly hợp, bánh cóc, đĩa xích …theo tiêu chuẩn (Xem phần phụ lục và phần tính chọn ổ đỡ, ly hợp). Từ đó tính chọn các kích thước A (A = 0.7d), B, C, E… Việc định sơ bộ các kích thước chủ yếu là để xác định các khoảng cách L1, L2 b. Tính gần đúng trục theo các trường hợp chịu lực: Khi tang thu cáp thì Lực căng cực đại của cáp tác dụng lên tang theo các trường hợp sau: + Trường hợp 1: Lực căng cáp đặt giữa tang thành cao + Trường hợp 2: Lực căng của cáp đặt ngay tại mép trái của tang thành cao + Trường hợp 3: Lực căng của cáp đặt ngay tại mép phải của tang thành cao + Trường hợp 4: Lực căng của cáp đặt ngay trên tang ma sát 18 Lực căng cáp thông qua tang sẽ tác dụng lên trục tại các vị trí của ổ đỡ của tang Từ 4 trường hợp trên ta thấy tình trạng chịu lực của trục tải lần lược như các hình vẽ sau: Trong 4 trường hợp ta chỉ tìm và xét cho trường hợp nguy hiểm nhất. Dễ thấy rằng khi tang thành cao làm việc Mômen xoắn chỉ truyền đến chỗ ổ đỡ có bố trí ly hợp vấu. Và nếu L1 > L2 thì trường hợp 2 là nguy hiểm nhất. Khi đó mặt cắt nguy hiểm nhất là tại ổ đỡ trái của tang thành cao. Tiến hành xác định phản lực gối, vẽ biểu đồ Mu . Tìm Mumax Xác định moment tương đương 2 x 2 utñ M75,0MM += (N.mm) {3-2} Trong đó: Mx: Moment xoắn max trên trục tải 2 .max tb X DPM = (N.mm) {3-3} Mu:(N.mm) Moment uốn lớn nhất trên trục tải Công thức tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: [ ]3 .1,0 σ tdMd ≥ (mm) {3-4} Trong đó: [σ]: Ứng suất cho phép của vật liệu trục (Tra bảng) Với thép C45 [σ] = (50 ÷ 60) N/mm2 Chú ý chọn đường kính trục theo TCVN: ( …30, 32, 34…50, 52, 55, 60, 63, 70, 75,80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 130, 140, 150…) Đến đây nếu nếu đường kính trục chọn lớn hơn nhiều so với dsb thì khả năng thiếu bền dễ xảy ra. Vì vậy cần phải hạ bậc trục tải tại các vị trí lắp ly hợp, khớp nối. 3. Tính chính xác đường kính trục tải: Quá trình tính toán chính xác cho trục tải phải được tiến hành kiểm tra trên nhiều tiết diện chịu tải của trục có ứng suất tập trung. Tuy nhiên đối với trục tải nhận thấy rằng tại tiết diện có đặt lực căng cáp lớn nhất (tại ổ đỡ trái của tang thành cao) là tiết diện nguy hiểm nhất. Công thức kiểm tra độ bền trục theo hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm: 5,25,1][ . 22 ÷=≥ + = n nn nnn δτ δτ {3-5} 19 Trong đó: ma y x K KK n σψσ ε δ σ δ δ σ .)1)(1( 1 +−+ = − {3-6} là hệ số an toàn ứng suất pháp. Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) thay đổi theo chu kỳ đối xứng u u a W M =−== minmax σσσ {3-7} và 0=mσ do đó a y x K KK n σ ε δ δ δ δ )1)(1( 1 −+ = − {3-8} Mặt khác trục tải của máy tời chỉ chịu tải khi quay theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: x xmax ma W2 M 2 = τ =τ=τ và ma y x K KK n τψτ ε τ τ τ τ τ .)1)(1( 1 +−+ = − {3-9} - Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (Bảng P 7-1 phần phụ lục) - Ky làhệ số tăng bền bề mặt: (Bảng P 7-2 phần phụ lục) Không tăng bền Ky = 1 - σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn. Một cách gần đúng với thép C40, C45: σ-1 = 0,436σb và τ-1 = 0,58σ-1 (N/mm2 ) - σa và τa là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục. - σm và τm là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp - ψσ và ψτ là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi phụ thuộc vào σb. ( Với thép C45 thông thường ψσ = 0,05 ÷ 0.1 và ψτ = 0 ÷ 0.05 ). - εσ và ετ là hệ số kích thước tuyệt đối khi uốn và xoắn (Bảng P 7-3 phần phụ lục) - Kσ và Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. (Bảng P 7-4 phần phụ lục) Các hệ số Kσ , Kτ và εσ , ετ còn có thể lấy trong các bảng tính toán Chi tiết Máy. Một cách khác có thể tra trực tiếp tỷ số : σ σ ε K và τ τ ε K ở bảng P 7-5 phần phụ lục Sau khi tính toán chính xác cho trục tải xong phải tiến hành phác thảo bản vẽ chi tiết trục tải (Chủ yếu định kích thước trục tại các vị trí lắp ổ đở, khớp nối, ly hợp, đĩa xích, tang ma sát. Không quan tâm đến kích thước chiều dài). Kết cấu cũng như các kích thước chính xác của trục (Chiều dài trục) sẽ được xác định khi kết hợp tính chọn ly hợp – khớp nối – ổ đở – Then – Đĩa xích (Đây là những chi tiết, bộ phận có kích thước liên quan với trục tải). Chú ý riêng với sơ đồ động 1: - Khi chọn động cơ điện phải có ηxich - Mô men xoắn trên trục tải và trên trục gắn tang ma sát đơn chỉ chênh lệch nhau bởi ηxich (vì tỷ số truyền giữa 2 trục này bằng 1). - Trước khi tính toán trục tải phải tính toán bộ truyền động xích (Chỉ dẫn về thiết kế truyền động xích xem ở phần Thiết kế truyền động xích cho cơ cấu gạt cáp trang 30). Mục đích là phải xác định lực do bộ truyền tác dụng lên trục tải Fr . - Tang thành cao được gắn chặt trên trục tải bằng then và thông thường mặt cắt nguy hiểm của trục tải là ở thành phải tang (Nếu bánh xích của cơ cấu gạt cáp nằm trong ổ dở trục tải). - Sau khi phác thảo cho trục tải xong phải tiến hành tính toán trục gắn tang ma sát đơn. - Trục gắn tang ma sát đơn được tính toán chỉ theo điều kiện chịu xoắn (một cách gần đúng đường kính trục gắn tang ma sát đơn bằng khoảng 90% đường kính trục tải). - Tiếp theo phải tiến hành phác thảo bản vẽ chi tiết trục gắn tang ma sát đơn (Chủ yếu định kích thước trục tại các vị trí lắp ổ đở, khớp nối, ly hợp, tang ma sát) II. Tính chọn ly hợp – khớp nối – ổ đỡ: 20 1. Tính chọn ly hợp : Trong truyền động cho các máy tời khai thác : • Nếu dùng phương án dẫn động từ động cơ chính theo kiểu trích lực. Có hai vị trí cần phải bố trí ly hợp. Ngưòi ta thường dùng ly hợp ma sát để truyền chuyển động quay và mô men xoắn từ đầu trích lực sang trục trung gian ( vì đa phần các động cơ Điêzen máy chính tàu cá thường là động cơ cao tốc. Nếu sử dụng ly hợp vấu thì phải giảm tốc động cơ trước khi đóng ly hợp).để truyền chuyển động quay và mô men xoắn từ trục tải sang tang thành cao người ta thường sử dụng ly hợp vấu (Hoàn toàn có thể sử dụng ly hợp ma sát ở vị trí này) : • Nếu dùng phương án dẫn động từ động cơ Điện. Chỉ bố trí một ly hợp để truyền chuyển động quay và mô men xoắn từ trục tải sang tang thành cao. Với sơ đồ động số 1 ly hợp vấu được gắn trên trục tang ma sát để truyền chuyển động quay và mô men xoắn từ trục gắn tang ma sát sang trục tải (Đĩa xích chủ động được gắn lồng không trên trục gắn tang ma sát đơn. a. Tính chọn ly hợp masat: * Các thông số đầu vào: - Công suất hoặc mômen xoắn trên trục có bố trí ly hợp. Mx - Đường kính trục d * Chọn kiểu lọai ly hợp masat ( Côn hay đĩa) – Vật liệu làm tấm masat( hệ số masat ) Gang với gang hoặc với Thép: f = 0,07 ÷ 0,1 ; [p] = (0,6 ÷ 0,8) N/mm2. Têctôlit với thép : f = 0,1 ÷ 0,15; [p] = (0,4 ÷ 0,6) N/mm2. ™ Tính toán ly hợp ma sát côn (Tương tự như tính toán Phanh côn): Để ly hợp làm việc bình thường (Có thể truyền được mômen xoắn và đồng thời các bề mặt masat có thể trược tương đối với nhau khi quá tải) thì Mms = (1,2 ÷ 1,8)MX {3-10} Lực dọc trục : Df MK ms . sin.2 α = {3-11} Trong đó ƒ α : Góc kết cấu của nón. Muốn K có trị số nhỏ, cần α nhỏ. Thông thường α = 200 ÷ 300. ƒ f = 0,08 ÷ 0,15 ( Hệ số ma sát ) ƒ D là Đường kính trung bình của nón: Chọn D = (3 ÷ 6) d 2 21 DDD += thường thì D1 = (1,2 ÷ 1,6) D2 Nếu bố trí ly hợp masat côn tại tang thành cao thì thường chọn D1 = Db Để tính toán các kích thước ly hợp, căn cứ vào áp lực riêng giữa các bề mặt làm việc của nón : Tacó ][ )( .4 2 2 2 1 p DD Kp ≤ − = π {3-12} Tuỳ từng loại vật liệu, áp lực riêng cho phép trong khoảng 2 ÷ 6 N/mm2. ™ Tính toán ly hợp ma sát Đĩa (Tương tự như tính toán ly hợp ma sát côn) b. Tính chọn ly hợp vấu: Ly hợp vấu thường làm bằng thép C có tôi bề mặt vấu hoặc làm bằng thép hợp kim. 21 Ly hợp vấu đã được tiêu chuẩn hóa vì vậy ta có thể tra bảng theo đường kính trục tại vị trí lắp ly hợp vấu (đã hạ bậc) để chọn (Xem phần phụ lục bảng P10). Chú ý: - Bảng P10 là tiêu chuẩn ly hợp vấu dùng để truyền Mx qua hai trục. Còn ở đây (Xem hình bên) một nữa ly hợp trái được hàn lên tang thành cao hoặc đĩa xích (Sơ đồ 1). - Nếu theo tiêu chuẩn không có cần phải nội suy - Sau khi chọn xong tiến hành kiểm tra theo dập và uốn Hoặc có thể tiến hành tính toán thiết kế mới như sau: Các thông số đầu vào: - Công suất hoặc mômen xoắn trên trục có bố trí ly hợp. - Đường kính trục d (Chổ gắn ly hợp) ™ Định sơ bộ các kích thước của ly hợp: - Đường kính ngoài của ly hợp: D = (2 ÷ 2,5) d - Chiều dài một bên ly hợp: b = (1,8 ÷ 2,2) d - Chiều dài toàn bộ ly hợp: b = (3 ÷ 4) d - Chọn số vấu của ly hợp: Z = (3 ÷ 6) - Đường kính trong của ly hợp: D1 =D -2e (e :là chiều cao của vấu) ™ Kiểm tra áp lực riêng (dập) của vấu: p = ][ ... .2 1 p ZheD M tb x ≤ {3-13} Trong đó: Mx: là mô men xoắn trên trục (N.mm) ; h, e : Chiều rộng và chiều cao của vấu Z1 số vấu tính toán Z1 = Z – 1 ; Dtb : Đường kính trung bình của vấu [p]: Áp lực riêng cho phép. Với thép tôi [p] = (50 ÷ 100)N/mm2 Phải kiểm tra đủ bền (Không thừa bền quá nhiều để bảo đảm ly hợp không quá cồng kềnh). Nếu kiểm tra thấy không thỏa mãn phải tăng số lượng vấu. Hoặc tăng h ™ Kiểm tra ứng suất uốn của vấu: chu tb x u eD ZMh σσ π σ .25,0][ .. ..48 23 =≤= {3-14} 2. Tính chọn Khớp nối : Khớp nối trục là một bộ phận thường gặp trong máy móc thiết bị. Nó ảnh hưởng lớn đến tuổi thọ của các ổ đỡ cũng như độ tin cậy của máy. Có rất nhiều loại khớp nối khác nhau. Tùy theo đặc điểm truyền động cụ thể như: khoảng cách giữa hai trục, yêu cầu về độ lệch tâm, tốc độ quay của trục, tính chất của các ổ đở, độ cứng vững của bệ máy, yêu cầu về độ tin cậy, an toàn… Mà người thiết kế máy lựa chọn kiểu loại khớp nối phù hợp. Trong truyền động cho các máy tời khai thác. Để truyền chuyển động từ động cơ dẫn động đến đầu vào của hộp giảm tốc người ta thường dùng khớp nối đàn hồi, khớp nối xích. Từ đầu ra của hộp giảm tốc đến trục tải, giữa các trục của máy tời với nhau, hoặc giữa các hộp giảm tốc với nhau người ta thường dùng khớp nối răng, khớp nối bù hoặc khớp nối các đăng. 22 Khớp nối trục đã được tiêu chuẩn hóa vì vậy trong thiết kế Máy khai thác ta chỉ cần tính chọn. Thông thường dựa vào đường kính trục ( hoặc mô men xoắn ) ta tra bảng chọn khớp nối phù hợp, sau đó kiểm tra lại theo điều kiện : (1,2 ÷ 1,8)MX ≤ MX bang . Ở đây từ đường kính trục tại vị trí khớp nối có thể tham khảo các thông số của khớp nối răng ở bảng P5 phần phụ lục. Ngoài ra còn được tiến hành theo các phương pháp trình bày trong các giáo trình Chi tiết Máy, Thiết kế hệ truyền động cơ khí… 3. Tính chọn ổ đỡ : Từ sơ đồ động ta thấy có các loại ổ đỡ sau: Ổ đỡ cho tang thành cao, ổ đỡ cho trục tải, ổ đỡ cho trục trung gian ở đầu trích lực và các ổ đở cho trục vít hai hướng ren. Tang thành cao đặt lồng không với trục tải. Trong kết cấu nó chỉ tiếp xúc với trục tải tại 2 mayơ ở 2 đầu tang. Do đó ở đây có thể sử dụng ổ đỡ trượt và ổ lăn. Trục tải được đặt trên giá đở, bệ máy thông qua hai ổ đỡ trục. Ở đây cũng có thể sử dụng ổ đỡ trượt và ổ lăn . Ổ trượt thường dùng trong các cơ cấu chịu tải nặng tốc độ thấp có kết cấu đơn giản rẻ tiền. Ổ lăn được sử dụng rất phổ biến trong kết cấu máy chịu tải và tốc độ trung bình. Nhược điểm chính của nó chính là tuổi thọ không cao và đắt tiền hơn. Ổ trượt và ổ lăn đã được tiêu chuẩn hóa mạnh theo đường kính trục. Vì vậy ở đây ta chỉ việc tính chọn các ổ dựa vào các thông số đầu vào đó là: Đường kính trục tại vị trí ổ d – Phản lực gối R– Số vòng quay n. a/ Tính chọn ổ đỡ trượt. Vật liệu làm ổ trượt thường là Đồng thanh, thép C, Gang có bề mặt làm việc là đồng thanh chì hoặc tráng babít … - Tra bảng tiêu chuẩn chọn ổ (theo đường kính trục) (bảng P6-1, P6-2 phần phụ lục ). - Chọn phương án bôi trơn, cố định ổ theo hai phương. - Kiểm tra lại chiều dài ổ l theo điều kiện [p] và [p.v] theo các công thức sau: ].[ ][ . pd Rlp ld Rp ≥⇒≤= (mm) {3-15} và 19100]..[ ..].[... vp nRlvp l nRvp ≥⇒≤= π (mm) {3-16} Trong đó v (m/s) ; R (N) ; d (mm) ; n (v/ph) Chú ý : Chiều dài ổ theo tiêu chuẩn thường thừa bền theo điều kiện [p] và [p.v]. Vì vậy cần phải chọn lại chiều dài ổ (Cắt bớt ổ tiêu chuẩn). thông thường l = (0,6 ÷ 0,7)d Trị số của [p] và [p.v] đối với ổ trượt dùng trong Máy khai thác có thể tham khảo theo bảng: Điều kiện làm việc của ổ Vật liệu bề mặt ma sát [p] N/mm2 [p.v] (N/mm2).(m/s) Ổ không che kín, ít bôi trơn thường xuyên Thép với Gang 3 ÷ 5 0,8 ÷ 2,5 Thép với Đồng thanh 5 ÷ 15 5 ÷ 10 Ổ che kín, bôi trơn thường xuyên Thép với Gang 5 ÷ 7 1,5 ÷ 4,5 Thép với Đồng thanh 7 ÷ 15 10 ÷ 15 b/ Tính chọn ổ lăn. Có rất nhiều loại ổ lăn khác nhau như ổ lăn bi 1, 2 dãy; ổ lăn đũa côn 1, 2 dãy; ổ chỉ đỡ, ổ đỡ chặn, ổ tự lựa (ổ bi nhào)… Tùy theo đặc điểm từng trường hợp cụ thể mà ta tra bảng tiêu chuẩn chọn loại phù hợp. Tóm tắt trình tự tính chọn ổ lăn như sau: (Giáo trình Thiết kế hệ truyền động cơ khí ). - Chọn loại ổ. Và cấp chính xác của ổ - Chọn kích thước ổ.(Dựa vào số vòng quay n để chọn kích thước ổ theo khả năng tải tỉnh hay theo khả năng tải động). Dựa vào đường kính trục tra bảng chọn ổ từ đó có C, CO 23 - Tính tải trọng quy ước Q - Xác định khả năng tải trọng động tính toán Cd - Chọn chính xác loại ổ và kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ Tóm lại việc tính chọn các ổ trượt và lăn được tiến hành theo các phương pháp trình bày trong các giáo trình Chi tiết Máy, Thiết kế hệ truyền động cơ khí.(Xem các ví dụ tính chọn) 4. Tính then cho tang ma sát đơn và then cho ly hợp vấu: Trong quá trình làm việc tang ma sát luôn chuyển động quay cùng với trục tải. Nói khác đi là tang ma sát luôn được cố định trên trục tải bằng then để truyền momen xoắn từ trục tải qua tang. Từ đường kính trục tải ta tra bảng chọn then bằng theo tiêu chuẩn (Trong giáo trình Chi tiết Máy, Thiết kế hệ truyền động cơ khí và sổ tay thiết kế cơ khí. Ở đây có thể tham khảo bảng P8 phần phụ lục). Sau đó tiến hành kiểm tra then theo độ bền dập và độ bền cắt ¾ Kiểm tra then theo độ bền dập: [ ]dxd lkd M σσ ≤= .. 2 N/mm2 {3-17} Hoặc [ ]dxd ltd M σσ ≤= .. 2 N/mm2 {3-18} Trong đó: - d: đường kính trục - l = (0,6 ÷ 0,8)Lt : chiều dài then tang l = (0,4 ÷ 0,6)b: chiều dài then ly hợp vấu (Lt và b là chiều dài tang và ly hợp vấu) - k và t là số biểu thị phần then lắp trong rảnh của trục và rảnh của mayơ (trong bảng P8) - Với dạng lắp cố định: [σd]= (80 ÷ 140) N/mm2 ( Với Thép C ) Với dạng lắp di động (then cho ly hợp vấu): [σd]= (30 ÷ 50) N/mm2 ( Với Thép C ) - Khi tính then cho tang: 2 5 max DPM X = (N.mm) {3-19} : Đây là mômen xoắn cần truyền khi tang ma sát làm việc.(D5 : Đường kính vòng cáp đầu tiên cuốn lên tang ma sát) - Khi tính then cho ly hợp vấu : t t X n NM 610.55,9).8,12.1( ÷= {3-20}: Đây là mômen xoắn tại ly hợp gần bằng mômen xoắn trên trục tải. Nếu không đủ bền có thể chọn 2 then. (Vì chiều dài tang và ly hợp vấu có hạn nên then không thể quá dài.) ¾ Kiểm tra then theo độ bền cắt: ][ .. .2 C x c lbd M ττ ≤= N/mm2 {3-21} Trong đó: - b: chiều rộng then - [ ]cτ : ứng suất cắt cho phép [ ]cτ = (60 ÷ 100) N/mm2 ( Với then làm bằng thép C45, CT6 ) Số liệu nhỏ khi xét tải trọng va đập. 24 Chương IV THIẾT KẾ CƠ CẤU GẠT CÁP TỰ ĐỘNG Cơ cấu xếp đặt cáp ( hay gạt cáp ) là thiết bị dùng để rãi cáp thành từng lớp đều đặn trên tang thành cao của máy tời trong quá trình máy tời thực hiện thu chứa cáp. Tùy theo phương án truyền động từ tang thành cao, số lượng các con lăn và phương án bố trí chúng mà ta có các dạng sơ đồ động khác nhau. Có thể tham khảo một số sơ đồ kết cấu sau đây để lựa chọn sơ đồ động cơ cấu gạt cáp. 1. Bộ truyền xích. 2. Ly hợp – Tay quay 3. Trục vít hai hướng ren. 4. Trục trơn dẫn hướng 5. Khung hướng 6. Con lăn đứng. 7. Ổ đỡ trục vít. 8. Ổ đỡ trục dẫn hướng 9. Ổ đỡ Khung hướng 10. Giá đỡ con lăn ngang 11. Vít 12. Con chạy (Đai ốc dẫn) 13. Chốt xoay 14. Con lăn ngang 15. Ròng rọc dưới. 25 26 27 I. Lựa chọn sơ đồ động: Từ các sơ đồ kết cấu như trên ta có thể phát thảo sơ đồ động cơ cấu gạt cáp như các hình sau: Kết cấu gồm các bộ phận chính : 1. Bộ truyền xích. 2. Ly hợp – Tay quay 3. Trục vít hai hướng ren. 4. Trục trơn dẫn hướng 5. Khung hướng. 6. Con lăn đứng. 7. Ổ đở trục vít hai hướng ren. 8. Ổ đỡ trục dẫn hướng 9. Ổ đỡ Khung hướng 16. Bánh răng côn 17. Cáp thép 18. Trục các đăng Nên chọn sơ đồ động với phương án truyền động xích II. Tính toán trục vít hai hướng ren : 1. Đường đi của bàn trượt: ct dLL −= (mm) {4-1} Trong đó cd : đường kính cáp tL : chiều dài tang thành cao 2. Lực cực đại tác dụng lên bàn trượt: W = 1,1 )1( 1(1 C CosS + + + π ε α ) [KG] {4-2} Trong đó: 28 - 1S = maxP : lực cản cực đại trên giây cáp [KG] - ε = 0,04 ÷ 0,07 : Hệ số độ cứng cáp - C : hệ số đường kính của cáp và tang. (DO = C.dc ) - cosα = α21 1 tg+ ± Với tL hTg .2=α {4-3} h: là khoảng cách từ trục vít đến ròng rọc hướng (mm) Tời dọc: h = (1 ÷ 1,8) m ; Tời ngang : h = (2 ÷ 8) m 3. Chọn vật liệu chế tạo: Trục vít : vật liệu chế tạo thường là thép C45, 50 hoặc thép hợp kim. Con chạy ( Đai ốc ): vật liệu chế tạo thường là thép C45, 50 hoặc là đồng thanh 4. Đường kính trung bình của trục vít: ].[. .4][ ... 1 p Wdp zhd Wp tb tb ϕππ ≥⇒≤= (mm) {4-4} Trong đó: - W [KG] : Lực cực đại tác dụng lên bàn trượt. - z = ¼ : Số vòng ren trên đai ốc - ϕ = 0,25 ÷ 0,4 :tỉ số giữa chiều cao làm việc của ren h1 và đường kính trung bình của trục vít - [ ]P áp lực riêng cho phép của răng vít. Trục vít bằng thép tôi, ốc chạy bằng đồng : [ ]P = (1 ÷ 1,3) KG/mm2 Trục vít bằng thép không tôi, ốc chạy bằng đồng : [ ]P = (0,8 ÷ 1,0) KG/mm2 Trục vít bằng thép không tôi, ốc chạy bằng gang, thép : [ ]P = (0,5 ÷ 0,6) KG/mm2 5. Chiều cao làm việc của ren vít: Hbdh tb ≈≈= .1 ϕ {4-5} (b: là chiều rộng rãnh vít) 6 . Chiều rộng dọc trục của quả trám a = b + (4 ÷ 5) (mm) {4-6} 7. Bước của ren vít S S = b + a ≈ 2h (mm) {4-7} 8 . Khe hở giữa vít và con chạy x x ≈ 0,11777.S (mm) {4-8} 9. Chiều cao răng vít h = 0.5S + x = h1 + x (mm) 10. Đường kính vòng chân trục vít hdd tbc −= (mm) {4-9} 11. Đường kính vòng đỉnh trục vít hdd tbd += (mm) {4-10} 12. Góc ôm của quả trám: ba hs + + = .535,0 πθ {4-11} 13. Đường kính trục con chạy dcc Đường kính này được xác định theo điều kiện bền uốn tại tiết diện nguy hiểm: 3 ][ 17.2 u u cc M d σ = {4-12} Trong đó: ) 2 ( xhWM u += [N.mm] {4-13}; W [N] : Lực cực đại tác dụng lên bàn trượt 29 u][σ : Ứng suất uốn cho phép tùy thuộc vào vật liệu của con chạy [N/mm 2] Nếu ốc chạy bằng đồng hoặc gang u][σ = (30 ÷ 60) N/mm 2 14. Chiều dài con chạy lcc (Được tính theo điều kiện áp lực riêng cho phép) cc cc dp Wl ].[ = (mm) {4-14} [p] = (6 ÷ 10) N/mm2 :Áp lực riêng cho phép trên trục con chạy W [N] : Lực cực đại tác dụng lên bàn trượt 15. Kiểm tra bền trục vít hai hướng ren: Trong quá trình làm việc trục vít chịu kéo (hoặc nén) và xoắn vì vậy điều kiện bền của nó là: ][) .2,0 (4) . .4( 23 2 K C x C d M d W σ π σ ≤+= {4-15} Trong đó : - W : áp lực dọc trục vít [N] ; dc [mm] đường kính chân trục vít - ][ Kσ : ứng suất kéo cho phép ( Với Thép C45 ][ Kσ = (80 ÷ 140) N/mm 2 ) - xM : mô men xoắn trục vít mstbx MtgWdM ++= )(...5,0 , . ργ (N.mm) {4-16} Với: + γ là góc nâng ren vít tbd Sarctgy .π = + ρ/ là góc ma sát thay thế. Nếu răng hình thang ρ/ = (6o ÷ 8o) + dtb là Đường kính trung bình của trục vít + msM là mô men ma sát trong ổ đở trục vít 2 .μo ms dWM = {4-17} Ở đây μ = (0,08 ÷ 0,1) : hệ số ma sát trong ổ đỡ do : đường kính trung bình của ổ đỡ ( Thường chọn do = dtb) III. Tính toán truyền động cho trục vít hai hướng ren : 1.Tỉ số truyền của cơ cấu gạt cáp : gc t v v t gc i nn n n t Si =⇒== {4-18} Trong đó : tn , vn là vận tốc vòng của tang thu cáp và của trục vít hai hướng ren (v/ph) S , t là bước của ren vít và bước quấn cáp lên tang. (mm) Chú ý: Điều chỉnh igc (Bằng cách điều chỉnh S) sao cho thuận lợi cho việc tính toán bộ truyền động xích sau này. 2. Công xuất cần thiết trên trục vít để di chuyển bàn trượt: 9740000 . vx nMN = (KW) {4-19} hoặc 7162000 . vx nMN = (HP) {4-20} Trong đó : - vn vận tốc vòng của trục vít (v/ph) - xM mô men xoắn trên trục vít (N.mm) 3. Hiệu suất chuyển động của trục vít đai ốc: tb v d dytg tgy 0, )( μρ η ++ = {4-21} 4. Hiệu suất truyền động cho trục vít Thông thường hình thức truyền động từ tang thành cao đến trục vít là truyền động xích do đo hiệu suất truyền động này có thể chọn là hiệu suất truyền động của bộ truyền xích 96.0=Xη 5. Hiệu xuất chung của cơ cấu : vX ηηη .= 30 6. Công xuất cần thiết để trích ra từ tang thành cao : η NNct = (KW) {4-22} IV.Thiết kế truyền động xích cho cơ cấu gạt cáp : + Đánh giá bộ truyền xích. Ưu điểm: - Có thể đồng thời truyền chuyển động và mômen đến một số trục cách nhau tương đối xa, điều này không thể thực hiện được bằng truyền động bánh răng, còn nếu dùng truyền động đai thì không đảm bảo độ tin cậy. - Nhờ truyền lực bằng ăn khớp và sử dụng vật liệu có độ bền cao hơn nên so với bộ truyền đai, khả năng tải và hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn, kết cấu gọn hơn. - Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với bộ truyền đai vì không yêu cầu căng xích với lực căng ban đầu . - Vì không có trượt, tỷ số truyền trung bình là không đổi. Nhược điểm: - Có nhiều tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp, nhất là khi đĩa xích có số răng nhỏ và bước xích lớn. - Bản lề bị mòn tương đối nhanh do bôi trơn bề mặt tiếp xúc khó khăn. - Kết cấu phức tạp, chi phí chế tạo và bảo dưỡng chăm sóc (bôi trơn, điều chỉnh độ chùng của xích) cao hơn so với bộ truyền đai. Phạm vi sử dụng: Truyền động xích thường được sử dụng để truyền động giữa các trục có khoảng cách trung bình từ một trục đến một số trục, có thể giảm tốc hoặc tăng tốc (thí dụ bộ truyền xích ở xe đạp). Truyền động xích sử dụng phổ biến ở các máy nông nghiệp, máy vận chuyển, máy nhỏ, máy công cụ, máy khai thác... thông thường để truyền công suất dưới 120 kW, vận tốc đến 15 m/s. Trường hợp cần thiết có thể làm việc tới 35 m/s và công suất lớn hơn. + Chỉ dẫn về thiết kế truyền động xích. Vì xích đã được tiêu chuẩn hóa và bước xích là thông số cơ bản của bộ truyền do đó khi thiết kế cần căn cứ vào tải trọng, vận tốc và điều kiện sử dụng để xác định bước xích, từ đó dựa vào các bảng tiêu chuẩn để tra ra các thông số của xích, đồng thời dựa vào quan hệ của bước xích với các yếu tố khác để tính toán các thông số của đĩa xích và kích thước bộ truyền . + Các thông số đầu vào (đã được tính toán ở trên): - Công suất truyền động. Nct (KW) {4-22} - Tỷ số truyền của cơ cấu gạt cáp igc - Đường kính trục tang, số vòng quay nt và Đường kính trục vít số vòng quay nv . Các bước tiến hành như sau: 1. Chọn loại xích: Chú ý rằng so với xích ống, xích có con lăn có độ bền mòn cao hơn, chế tạo xích con lăn không phức tạp và đắt bằng xích răng, do đó với vận tốc dưới 10 đến 15m/s nên dùng xích con lăn và trước hết hãy dùng xích một dãy. 2. Chọn số răng đĩa xích: Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, va đập tăng và mòn càng nhanh, mặt khác số răng lớn càng làm tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích. Vì vậy nên dựa vào công thức: Z1 = 29 – 2.igc {4-23} Với igc là tỷ số truyền. để chọn số răng Z1 31 Từ Z1 tính Z2 = igc.Z1. Nên chú ý chọn Z1 và Z2 là những số lẻ để ăn khớp với số mắt xích chẵn, khi đó không phải làm mắt xích cong và xích mòn đều hơn. Đến đây chú ý nếu Z2 không là số nguyên (do igc có số thập phân). Thì phải chọn Z2 nguyên và xác định lại tỷ số truyền thực igct nếu sai khác với igc lớn có thể tính chọn lại igc cho phù hợp (Nên điều chỉnh lại bước của trục vít hai hướng ren S và tính lại trục vít hai hướng ren) 3. Xác định bước xích p : - Căn cứ vào điều kiện sử dụng thực tế để xác định hệ số sử dụng K: K = Kđ.Ka.Ko.Kđc.Kbt.Kc {4-24} Trong đó: + Kđ – Hệ số tải trọng động (va đập) + Ka – Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục a (a tăng Ka giảm) Đến đây có thể dựa vào sơ đồ động thiết kế để chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo p để chọn Ka (Yêu cầu là a nhỏ nhất có thể để máy tời không cồng kềnh chiếm diện tích mặt boong) Thông thường lấy a = (30 ÷ 50)p {4-25} khi đó Ka =1 + Ko – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc nghiêng bố trí bộ truyền θ + Kđc – Hệ số kể đến khả năng điều chỉnh lực căng xích + Kbt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôi trơn + Kc – Hệ số kể đến ảnh hưởng của chế độ làm việc (theo ca) Việc lựa chọn các hệ số này có thể xem bảng P9-1 phần phụ lục. - Xác định hệ số răng đĩa dẫn Kz : 11 1 25 ZZ ZK OZ == {4-26} - Xác định hệ số vòng quay đĩa dẫn Kn : t O n n nK 1= {4-27} Trong đó: + nt - Số vòng quay trục tang + nO1 - Chọn số vòng quay n01 (trong bảng P9-2 phần phụ lục.) gần nhất với số vòng quay thực tế nt để tính Kn. - Xác định bước xích p theo công suất cho phép [P0]: Pt = Nct.K.Kz.Kn ≤ [P0] {4-28} Trong đó: + Pt - Công suất tính toán + Nct - Công xuất cần thiết để trích ra từ tang thành cao Để sử dụng công thức {4-28} này, cần căn cứ vào điều kiện sử dụng thực tế để xác định hệ số sử dụng K, từ số răng Z1 tính được Kz và chọn số vòng quay n01 (trong bảng P9-2 phần phụ lục) gần nhất với số vòng quay thực tế nt để tính Kn. Sau khi tính được Pt , dùng bảng P9-2 ứng với n01 đã chọn sẽ xác định được công suất cho phép [P0] thỏa mãn điều kiện {4-28}, tức là [P0] ≥ Pt, từ đó xác định được trị số tiêu chuẩn của bước xích p (trên cột 1 của bảng P9-2). Trị số p tìm được phải thỏa mãn: p < pmax với pmax cho trong bảng P9-3 phần phụ lục. - Xác định chênh lệch giữa Pt và [P0]: %100 ][ t tO P PPP −=Δ {4-29} Nếu ΔP ≥ 10% là chênh lệch lớn lãng phí Đến đây có thể xuất hiện những vấn đề sau: 32 a) Tuy p nhỏ hơn nhiều so với pmax nhưng có thể bước xích vẫn còn lớn (chẳng hạn p ≥ 31,75) do đó đường kính đĩa xích lớn sẽ khá lớn, bộ truyền khá cồng kềnh. Vì vậy để có bước xích nhỏ hơn có thể dùng xích nhiều dãy, khi đó hãy sử dụng công thức sau để chọn bước xích. Pt = Nct.K.Kz.Kn / Kd ≤ [P0] {4-30} Trong đó: Kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Có thể lấy: Kd = 1 ; 1,7 ; 2,5 và 3 khi số dãy là 1 ; 2 ; 3 và 4 b) [P0] lớn hơn nhiều so với Pt (ΔP ≥ 10%) : lúc này xích làm việc quá nhẹ nhàng, do đó có thể giảm bớt số răng đĩa xích (Chọn lại Z1 và Z2 nhưng phải đảm bảo tỷ số truyền igc) và nghiệm lại điều kiện {4-28} nhưng với điều kiện Z1 > Zmin (đối với xích có con lăn Zmin = 17 khi v ≥ 2 m/s và Zmin = 15 khi v < 2 m/s ) , như vậy bộ truyền sẽ gọn hơn. c) Trường hợp Pt chỉ lớn hơn chút ít so với [P0] có thể tăng số răng điã xích và tương tự như trên phải đảm bảo tỷ số truyền igc và nghiệm lại điệu kiện {4-28} hoặc {4-30}. Sau khi xác định được bước xích p thì các thông số còn lại của xích được tìm thấy trong bảng P9-4 phần phụ lục 4. Định khoảng cách trục a, số mắt xích x và kiểm nghiệm số lần va đập của xích: Nếu cho trước khoảng cách trục a (Đã chọn ở trên {4-25}) thì cần nghiệm điều kiện: pa 80max = {4-31}. (amax :Khoảng cách trục lớn nhất cần được hạn chế để tránh kích thước cồng kềnh và xích dễ bị chùng) Nếu không thì tính a theo {4-25} và nghiệm điều kiện sau: Khi igc < 3 mmdda aa )5030(2/)( 21min ÷++= Khi igc ≥ 3 ( ) ( ) 10/92/21min gcaa idda +++= {4-32} Trong đó da1, da2 là đường kính đỉnh răng đĩa xích 1 và 2. Thông thường lấy theo {4-25} ( )pa 5030 ÷= Từ a tính số mắt xích x theo: ( ) ( ) )/(25,0/25,0 221221 apZZpaZZx π−+++= {4-33} Đến đây lấy số mắt xích x tròn đến số chẵn rồi tính lại a theo công thức: ( ) ( ) ( ){ }221222121 /2]5,0[5,025,0 πZZZZxZZxpa −−+−++−= {4-34} Với bộ truyền θ < 700 nên giảm a một lượng ( )aa 003,0002,0 ÷=Δ để xích không chịu lực căng quá lớn. 33 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong một giây theo công thức: ( ) ( ) [ ]ixnZpxnpZlvi ≤=== .15/.60/...4/4 1111 {4-35} Trong đó [i] là số lần va đập cho phép ( lần /s ), đối với xích con lăn lấy [i] = 60; 50; 35; 30; 25; 20 và 15 ứng với bước xích p = 12,7 ; 15,875 ; 19,05 ; 25,4 ; 38,1 và p ≥ 44,45 mm. 5. Kiểm nghiệm xích về độ bền: Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn cho phép : ( ) [ ]SFFFKQS vtt ≥++= 0/ {4-36} Trong đó: - Q là tải trọng phá hỏng (N), (trong bảng P9-4 phần phụ lục) - Kt là hệ số chế độ tải trọng phụ thuộc vào chế độ làm việc: Kt = 1,2 ; 1,7 và 2,0 ứng với chế độ làm việc trung bình, nặng và rất nặng với tải trọng mở máy tương ứng bằng 150%; 200% ; và 300% so với tải trọng danh nghĩa. - vNF ctt /.1000= (N) {4-37} Ft là lực vòng Trong đó: Nct - Công xuất cần thiết để trích ra từ tang thành cao (KW) ; 60000/.. npZv = (m/s) là vận tốc dài trung bình của xích (n : số vòng quay dĩa xích v/ph) - 2vqF mv = (N) {4-38} là lực căng do lực li tâm sinh ra qm (kg/m) là khối lượng 1m xích cho trong bảng P9-4 phần phụ lục - gaqkF mv ...0 = (N) {4-39} là lực căng ban đầu. Trong đó: a – Khoảng cách trục (mm); g = 9,81 m/s2– Gia tốc trọng trường; kv - Hệ số phụ thuộc vào độ võng v của xích . Với v = (0,01 ÷ 0,02)a có thể lấy kv = 6; 4; 2 và 1 ứng với bộ truyền nghiêng một góc θ < 400 ; θ ≥ 400 ; và θ = 900 - [S] là hệ số an toàn cho phép, cho trong bảng P9-5 phần phụ lục 6. Tính đường kính vòng chia đĩa xích dẫn (dC1) và đĩa xích bị dẫn (dC2) : 1 1 180sin Z pdC = (mm) ; 2 2 180sin Z pdC = (mm) {4-40} Chú ý quan hệ giữa dc1 và đường kính trục tải tại vị trí lắp đĩa xích chủ động và tính toán kiểm tra then cho đĩa xích chủ động. 7. Tính lực tác dụng lên trục: txr FkF .= {4-41} trong đó : - Nếu thay vNF ctt /.1000= với 60000/.. npZv = thì ta có: 11 7 .. .10.6 npZ kN F xctr = (N) {4-42} - kx : Hệ số kể đến trọng lượng của xích. Có thể lấy kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc θ ≤ 400 ; kx = 1,05 khi θ > 400 hoặc bộ truyền nằm thẳng đứng. V.Tính chọn các bộ phận phụ cho cơ cấu gạt cáp : 1. Tính chọn trục trơn dẫn hướng cho khung hướng: Số lượng trục được chọn từ 1 đến 2 trục và đường kính trục thường lấy gần bằng đường kính chân ren của trục vít hai hướng ren 2. Tính chọn ổ đỡ cho trục vít hai hướng ren : Ở đây cũng có thể sử dụng ổ đỡ trượt và ổ lăn . Tính chọn các ổ dựa vào các thông số đầu vào đó là: Đường kính chân ren của trục vít – Phản lực gối R– Lực dọc trục - Số vòng quay của trục vít. 2. Tính chọn ly hợp vấu : Ly hợp vấu chỉ được đóng khi tang thành cao làm việc. 34 Ly hợp vấu đã được tiêu chuẩn hóa vì vậy ta có thể tra bảng để chọn theo đường kính chân ren trục vít giảm đi 10% do hạ bậc trục (Xem phần phụ lục bảng P10). Hoặc có thể tiến hành tính toán các thông số đầu vào: - Công suất hoặc mômen xoắn trên trục vit có bố trí ly hợp. - Đường kính trục d 3. Bố trí cơ cấu gạt cáp -Tính chọn các con lăn : Việc bố trí cơ cấu gạt cáp dựa trên các cơ sở sau: - Sơ đồ động. - Kiểu loại truyền động cho cơ cấu gạt cáp. - Khoảng cách giữa trục tang và trục vít h1 cũng như góc nghiêng θ của bộ truyền. Khoảng cách giữa trục vít và ròng rọc hướng cáp h - Số lượng trục trơn dẫn hướng và các con lăn hướng cáp cũng như cách bố trí chúng…. Việc tính chọn các thông số cơ bản của các con lăn lại phụ thuộc vào phương án bố trí cơ cấu gạt cáp. Ví dụ nếu chọn truyền động xích cho cơ cấu gạt cáp thì các thông số đầu vào để tính toán bố trí cho cơ cấu gạt cáp như sau: h1 ; h ; Do; Db . θcos.1 ah = (a là khoảng cách bộ truyền xích) Chiều cao của con lăn đứng LL được tính gần đúng: φtghLL .= hay ).(2 ).( 1hh DDhL ObL + − = {4-43} 35 Các kích thước khác của con lăn được tính như sau: - Đường kính d của trục con lăn được tính theo điều kiện bền uốn: 33 ].[1,0.2 ).( ][ .1,0.2 ).( u OL u OL u u u LLW d d LLW W M σ σσ + ≥⇒≥+== (mm) {4-44} trong đó: - W [N] : Lực cực đại tác dụng lên bàn trượt - LL + LO [mm] : Khoảng cách đến tiết diện nguy hiểm. - [ ]uσ : Ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm trục con lăn ( [ ]uσ = (150 ÷ 160) N/mm2) - Khe hở giữa hai con lăn đứng: e = dc + (1 ÷ 2) mm. - Đường kính D con lăn được chọn theo đường kính d của trục con lăn : D = (4 ÷ 6)d (mm) - Ổ lăn của các con lăn được chọn theo tiêu chuẩn Các kích thước của con lăn ngang được chọn như con lăn đứng. 36 Chương V THIẾT KẾ PHANH VÀCƠ CẤU CÓC I. Thiết kế phanh: Phanh được dùng để hãm tang thành cao khi tàu đang đắt lưới hoặc đang thu cáp mà muốn dừng lại. Ngoài ra phanh còn dùng để điều khiển tốc độ thả cáp, lưới. Thông thường để thuận lợi trong thao tác phanh được bố trí trên tang thành cao. Do tại trục tải mômen xoắn khá lớn cho nên mặc dù cồng kềnh, chiếm nhiều chỗ và mòn không đều nhưng trong máy tời phanh băng được dùng rộng rãi hơn vì mômen phanh lớn. Có nhiều loại phanh băng : đơn giản, vi sai, hỗn hợp, bước ngắn, phanh băng tác dụng hai chiều. Điều khiển phanh băng bằng BĐT, bằng thuỷ lực, có khi điều khiển tự động… Ở đây chỉ đề cập đến loại phanh băng thường dùng trong máy tời khai thác đó là phanh băng bước ngắn. 1. Tính chọn các thông số đầu vào : a/ Tính chọn momen phanh: max. xxf MMkM == (N.mm) {5-1} Trong đó: - xM : Momen xoắn định mức trên trục tải. - k : Hệ số dự trữ phanh được chọn theo chế độ làm việc của máy tời. k = 1,5 – 1,75 – 2,0 tương ứng với chế độ làm việc của máy tời là Nhẹ – Trung bình - Nặng b/ Chọn vật liệu chế tạo: - Vật liệu chế tạo bánh phanh bằng gang hay thép thông thường giống như vật liệu tang - Vật liệu băng phanh ( Thép) ; [σ] - Vật liệu tấm ma sát (Amiang , Fêrađô…) ; Hệ số ma sát f = (0,15 ÷ 0.35) ; Áp lực riêng cho phép [p] = 1,5 ÷ 2,2 N/mm2 - Vật liệu chế tạo tay đóng mở phanh ( Trục vít, đai ốc) [σ], [p] 2. Tính chọn sơ bộ đường kính bánh phanh Dbf: Dbf có thể chọn theo Mf . Nhưng tốt nhất Dbf nên chọn cân đối với đường kính thành bên Db của tang thành cao: Dbf = Db – (20 ÷ 50 ) mm {5-2} 1. Bánh phanh 2. Khớp xoay 3. Băng phanh 4. Tay quay 5. Ổ đở 6. Đai ốc 7. Trục vít 3. Lực vòng trên bánh phanh : bf f D M P .2 = (N) {5-3} 4. Lực căng trên nhánh băng đi ra S2 1 . 2 / 2 − == αfe PSS (N) {5-4} Trong đó : - f : Hệ số ma sát của tấm ma sát - α = α1 = α2 (Radian): Góc ôm của băng phanh (Chọn tùy thuộc vào sơ đồ phanh) 5. Lực căng trên nhánh băng đi vào S1 : αfeSSS ..21 / 1 == (N) {5-5} 6. Chiều rộng bánh phanh B. Chiều rộng bánh phanh B được xác định theo điều kiện áp lực riêng cho phép: 37 ⇒≤= ][ . .2 1 max pDB Sp bf ][ .2 1 pD SB bf = (mm) {5-6} [p] = (1,5 ÷ 2,2)N/mm2 Áp lực riêng cho phép của tấm ma sát. 6. Số lượng đinh tán trong một dãy i và đường kính của đinh tán d được tính theo bền cắt: ][.. .4 2 1 cdn Si τπ = {5-7} Trong đó : - [ ]cτ : ứng xuất cắt cho phép của đinh tán Với đinh tán bằng thép CT2, CT3: [ ]cτ = (50 ÷ 60)N/mm 2 - d : Đường kính đinh tán chọn theo tiêu chuẩn d = (4 ÷ 10)mm - n : số dãy dinh tán chọn sao cho I ≤ 2 7. Chiều dày của băng phanh (Thép) δ. Chiều dày của băng phanh được tính theo điều kiện bền kéo: ])[.( 1 kdiB S σ δ − = (mm) {5-8} [σk] : ứng xuất kéo cho phép của băng thép : [σk] = (60 ÷ 100)N/mm2 8. Chiều dày của tấm ma sát. Tùy theo vật liệu làm tấm ma sát chọn theo tiêu chuẩn b = (6 ÷ 12)mm 9. Kiểm tra đinh tán theo diều kiện bền dập. Công thức kiểm tra: ][ .. 1 dd di S σδσ ≤= {5-9} [σd] : ứng xuất dập cho phép của đinh tán. Với thép CT2, CT3 : [σd] = (80 ÷ 120)N/mm2 10. Chiều dài một băng phanh (ứng với góc ôm α tính bằng rad) 2 α bfDl = (mm) {5-8} 11. Đường kính chốt để gắn băng tính toán theo điều kiện chịu cắt: ].[ .4 1 c Sd τπ = (mm) {5-9} [ ]cτ : ứng xuất cắt cho phép của vật liệu chốt 38 12. Chọn vật liệu chế tạo tay đóng mở phanh ( Trục vít, đai ốc) [σ], [p] Thông thường trục vít làm bằng thép 30 ; đai ốc làm bằng đồng pha 13. Tính toán lực dọc trục vít Q: βcos.1SQ = (N) {5-10} Trong đó β = 180o - α ≈ ( 20o ÷ 30o ) ; α là góc ôm của 1 băng phanh 14. Đường kính trung bình của trục vít: ][.. p Qd Hh tb ψψπ ≥ (mm) {5-11} Trong đó: - Q (N): Lực dọc trục vít - ψh : Hệ số chiều cao làm việc của ren ψh =h/s (h là chiều cao làm việc và s là bước của ren) ψh = 0,5 đối với ren hình thang ; ψh = 0,54 đối với ren tam giác. - ψH : Hệ số chiều cao đai ốc ψH = H/dtb ( H làchiều cao đai ốc ) Với đai ốc nguyên có thể lấy ψH = (1,2 ÷ 1,5) - [ ]P áp lực riêng cho phép của răng vít. Trục vít bằng thép tôi, ốc chạy bằng đồng : [ ]P = (10 ÷ 13) N/mm2 Trục vít bằng thép không tôi, ốc chạy bằng đồng : [ ]P = (8 ÷ 10) N/mm2 Nên lấy dtb tròn theo trị số gần nhất trong tiêu chuẩn ( Xem bảng P11 phần phụ lục ) 15.Tra bảng chọn các kích thước còn lại của ren. (Bảng P11 phần phụ lục ) 16.Chiều cao đai ốc: H = ψH.dtb (mm) {5-12} 17.Đường kính ngoài của đai ốc D: Nếu đai ốc tròn D = H ; Hoặc có thể lấy D = (1,6 ÷ 3,0)dd 18.Chiều dài phần cắt ren : L = (2,5 ÷ 4.5)H (mm) {5-13} 19.Kiểm tra điều kiện tự hãm Điều kiện kiểm tra: λρ > (độ) {5-14} Trong đó: - ρ = arctgf : Góc ma sát thay thế với ren thang. Thông thường ρ = arctg 0,1 = 5040/ - λ là góc nâng ren vít : tbtb d sarctg d stg .. π λ π λ =⇒= (độ) {5-15} 39 20.Kiểm tra bền trục vít theo điều kiện chung về bền và ổn định. ].[ . .4 n tbd Q σϕ π σ ≤= (N/mm2) {5-16} Trong đó: - [σn] : ứng xuất nén cho phép của trục vít : [σn] = σch /3 (N/mm2 ) - ϕ : Hệ số giảm ứng xuất cho phép phụ thuộc vào độ mềm μ.l/j của vít + μ.l : Chiều dài tương đương của vít Hệ số chiều dài thu gọn μ phụ thuộc vào phương pháp cố định đầu vít có thể xem trong giáo trình Sức bền vật liệu ở đây có thể lấy μ = 1; l là khoảng cách giữa hai đai ốc (L1). + j = dc/4 : là bán kính quán tính của tiết diện vít ( dc - đường kính vòng chân trục vít) Hệ số giảm ứng xuất cho phép ϕ lấy theo bảng P12 phần phụ lục 21. Tính toán mo men xoắn của lực ma sát trên trục vít - Mo men xoắn trên ren vít β μλ β μλ cos 1 cos 211 tg tg d QM tbx − + = (N.mm) {5-17} Trong đó: - Q (N) : là lực dọc trục vít - tbd (mm): Đường kính trung bình vít - λ (độ): Góc nâng của ren vít - μ = 0.12 : Hệ số ma sát - β (độ): Góc tiết diện ren tiêu chuẩn. Ren tam giác β = 600 Ren hình thang β = 300 - Mo men xoắn trong ổ đở trục vít 22 33 2 .3 1 c c x dD dDQM − − = μ (N.mm) {5-18} Trong đó: - Q (N) : là lực dọc trục vít - μ = 0.12 : Hệ số ma sát - dc (mm): Đường kính trục vít tại ổ đở (Gần bằng đường kính vòng chân trục vít) - D (mm): Đường kính ngoài ổ đỡ. (Đến đây dựa vào đường kính vòng chân trục vít chọn kiểu loại ổ đở Thông thường chọn ổ trượt. Từ đó xác định đường kính ngoài ổ đỡ. - Mo men xoắn tổng M : M = MX1 + MX2 (N.mm) {5-19} 22.Lực vòng quay vít cần thiết để hãm phanh Pq: q q D MP 2= (N) {5-20} Trong đó: - M (N.mm) : Mo men xoắn tổng - Dq (mm) : làđường kính tay quay trục vít ( Chọn) 23.Số vòng quay cần thiết để đóng (mở ) phanh: 2cos..0 ≤= s n βαε (vòng) {5-21} Trong đó: - ε = (1 ÷ 2) mm: khe hở hướng kính giữa băng và bánh phanh. - α (Rad): Góc ôm của băng phanh - β = 180o - α ≈ ( 20o ÷ 30o ) - s (mm) : Bước ren vít 40 24.Kiểm tra độ hao mòn của băng phanh: Điều kiện kiểm tra : ].[ ...2 .. . .2. 11 vp B nSDn BD Svp tbft bf ≤== π π (N/mm2.m/s) {5-22} Trong đó : - p (N/mm2 ) : Aùp lực riêng lớn nhất trên băng - v (m/s) : Vận tốc tại 1 điểm trên bánh phanh. - S1 (N) : Lực căng trên nhánh băng đi vào - nt (v/ph) : Vận tốc vòng của tang thu cáp. - B (mm) : Chiều rộng bánh phanh . - [p.v]= (1,5 ÷ 3,0) N/mm2.m/s : Tích số vận tốc và áp lực cho phép II. Thiết kế cơ cấu cóc: Trong các máy tời khai thác cơ cấu cóc được sử dụng như một cơ cấu an toàn, cơ cấu cóc chỉ cho phép trục làm việc quay theo một chiều đó là chiều kéo cáp. 1. Phương án thiết kế : - Chọn kiểu loại cơ cấu cóc: Mặc dù làm việc ồn vào khớp không êm nhưng cóc răng ăn khớp ngoài vẫn được sử dụng rộng rãi trong các máy tời khai thác. Đó chính là nhờ kết cấu đơn giản dễ chế tạo, bố trí, làm việc an toàn, áp lực trên trục tải và trục chốt cóc bé. Chính vì vậy ở đây chỉ đề cập đến vấn đề tính toán cơ cấu cóc răng ăn khớp ngoài. - Phương án bố trí: Có hai vị trí thuận lợi để bố trí cơ cấu cóc (Bánh răng cóc) + Bố trí tại thành bên của tang thành cao: Thuận lợi trong việc chọn kết cấu đường kính bánh răng cóc D lớn ( D = (0,7 ÷ 0,8)Db ). Nhưng chỉ phục vụ cho tang thành cao + Bố trí tại vành tang ma sát: Không thuận lợi trong việc chọn kết cấu đường kính bánh răng cóc D ( D = D2 với D2 là đường kính lớn nhất của tang ma sát). Nhưng bố trí như vậy cơ cấu cóc sẽ phục vụ đồng thời cho tang thành cao và tang ma sát. + Bố trí trục chốt cóc : Chủ yếu bố trí trên giá đở máy tời và dựa vào kết cấu bệ máy tời. 2. Tính chọn các thông số đầu vào : a/ Tính chọn momen xoắn trên bánh cóc : xxc MkM .= (N.mm) {5-23} Trong đó: - xM : Momen xoắn trên trục tải. - k : Hệ số an toàn thường được chọn k = 1,5 ÷ 1,75 b/ Chọn vật liệu chế tạo: - Vật liệu chế tạo bánh răng cóc bằng gang hay thép thông thường giống như vật liệu tang - Vật liệu Cóc ( Thép C20, C40) ; [σ] - Vật liệu trục chốt cóc ( Thép C45) ; [σ] 3. Tính toán mô đun của răng cóc m: Mô đun của răng cóc m là thông số rất cơ bản có thể tính chọn dựa vào các công thức sau: Tính toán mô đun m dựa vào áp lực trên đơn vị dài [q]: ].[. .2 qz Mm xc ϕ = (mm) {5-24} ].[. .2 qD Mm xc ϕ = (mm) {5-25} Tính toán mô đun m dựa vào ứng suất uốn [σu]: 3 ][.. .75,1 u xc z M m σϕ = (mm) {5-26} 41 Trong các công thức trên: - z là số răng cóc: Trong máy tời khai thác thường chọn z = 16 ÷ 25 - ϕ : tỉ số giữa chiều rộng b và mô đun răng cóc m. (b = ϕ.m) Chọn theo bảng P13 phần phụ lục. - [q] (N/mm) : áp lực riêng trên đơn vị dài cho phép Chọn theo bảng P13 phần phụ lục. - D (mm) Đường kính bánh cóc (chọn) - [σu] (N/mm2) : Ứng suất uốn cho phép n c u σ σ =][ Trong đó : • σc – Giới hạn chảy của vật liệu làm bánh răng cóc . • Với thép đúc n = 5, thép dập và cán n = 4, với gang [σu] = 30 N/mm2. [σu] có thể Chọn theo bảng P13 phần phụ lục. Chú ý: - Chọn m tròn số (số chẳn 6, 8, 10, 12…) theo tiêu chuẩn. - Có thể tính chọn m theo {5-25} rồi kiểm tra theo {5-26} - Các kích thước còn lại của bánh răng cóc có thể tra bảng tiêu chuẩn chọn hoặc có thể tính toán như sau: 4. Đường kính bánh cóc:D = z.m (mm) {5-27} 5. Chiều cao răng cóc: h = m (mm) {5-28} 6. Chiều rộng bánh cóc: b = ϕ.m (mm) {5-29} 7. Bước răng cóc : t = π.m (mm) {5-30} 8. Chiều rộng chân răng cóc: a = 1,5.m (mm) {5-31} 9. Chiều rộng chốt cóc : b1 = b + (2 ÷ 4) (mm) {5-32} 10. Chiều cao chốt cóc : h1 = 0.8h (mm) {5-33} 11. Khoảng cách từ tâm tiết diện chốt cóc đến đỉnh bánh răng cóc: e = (0.5 ÷ 0,6)h1 12. Lực vòng trên bánh cóc: D MP xc2= (N) {5-34} 13. Kiểm tra chốt cóc theo điều kiện bền uốn và nén: ][ .. ..6 11 2 11 ut hb P hb eP σσ ≤+= (N/mm2) {5-35} Nếu không thõa phải điều chỉnh lại môđun m 14. Đường kính trục chốt cóc d tính theo điều kiện bền uốn: 3 ].[1.0 . u cPd σ = (mm) {5-36} Trong đó : - [σu] ứng xuất uốn cho phép của trục chốt cóc - c : khoảng cách từ tâm tiết diện chốt cóc đến bệ đỡ chốt 42 Chương VI TÍNH CHỌN CÁC THIẾT BỊ PHỤ CÒN LẠI – XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP I. Phương án bôi trơn và che chắn bảo vệ: - Phương án bôi trơn, che chắn cho các ổ đỡ: ổ đỡ tang thành cao, ổ đỡ trục tải, ổ đỡ trục vít hai hướng ren, các con lăn, ly hợp vấu… Thông thường trong máy tời các ổ đỡ trượt và ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ. Với ổ đỡ trược còn phải bố trí vú mỡ, ổ lăn phải có phốt chắn mỡ. - Phương án bôi trơn, che chắn bảo vệ cho bộ truyền xích. II. Thiết kế sơ bộ bệ máy – Giá đỡ: Bệ máy – Giá đỡ tuy là bộ phận phụ nhưng có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo độ tin cậy cho máy móc khai thác. Giá đở được xem là bộ phận trung gian giữa ổ đỡ trục và bệ máy. Yêu cầu cơ bản của việc thiết kế bệ máy – Giá đỡ là phải bảo đảm độ cứng vững, dễ chế tạo dễ tháo lắp và cân chỉnh. Phân biệt hai bệ đỡ: Bệ đỡ trục tải và bệ đỡ cơ cấu gạt cáp. Trình tự tính toán thiết kế như sau: 1. Xác định các thông số đầu vào: Các thông số đầu vào để thiết kế bệ máy – Giá đỡ bao gồm: - Các thông số kích thước cơ bản (Định khối và định vị) của trục tải, tang, cơ cấu gạt cáp, bộ truyền xích, ly hợp, phanh, cóc… - Sơ bộ chọn chiều cao giá đỡ trục tải và xác định mômen lật: ML = Pmax.hmax. ( hmax là độ cao từ tâm lớp cáp có khoảng cách xa chân bệ máy nhất) 2. Định chính xác vị trí các ổ đở trục tải, trục vít, trục trơn của cơ cấu gạt cáp Mục đích là xác định khoảng cách giữa các giá đỡ, chiều cao và chiều rộng giá đỡ 3. Phác thảo kết cấu Bệ máy – Giá đỡ : Bệ máy – Giá đỡ thường được chế tạo bằng phương pháp hàn cắt kim loại. Vật liệu chế tạo là các thanh thép định hình chọn theo tiêu chuẩn như : U, V, I, L. (Tham khảo giáo trình SBVL) 4. Phương án lắp ghép giữa sàn boong-bệ-giá-ổ đỡ. Để dễ tháo lắp và cân chỉnh ta chọn mối ghép bằng bulon. Đường kính và số lượng bulon được chọn sơ bộ theo tiêu chuẩn bulon thô ren hệ mét (M). Các bulon nền bệ cần được kiểm tra lại theo điều kiện bền kéo. III. Xây dựng bản vẽ lắp: Yêu cầu cơ bản của bản vẽ lắp là phải thể hiện tổng thể máy tời theo đúng tiêu chuẩn và yêu cầu của một bản vẽ kỹ thuật cơ khí. Ngày nay với việc sử dụng máy tính và máy in chúng ta có rất nhiều thuận lợi trong việc vẽ một bản vẽ rõ, đẹp đúng tiêu chuẩn mà không cần bút vẽ. Tuy vậy việc xây dựng bản vẽ lắp nên tiến hành theo hai bước sau: Bước 1: Vẽ phác thảo trên giấy và sử dụng bút vẽ. Quá trình thiết kế là quá trình tạo ra sản phẩm trên giấy. Đây là một công việc đòi hỏi tính sáng tạo cao. Chính việc vẽ phác thảo trên giấy sẽ tạo điều kiện cho việc phát huy tính sáng tạo. Hơn nữa trong hoặc sau khi vẽ trên giấy người thiết kế mới dễ phát hiện ra những sai sót, bất hợp lý trong việc tính chọn trong thuyết minh, để kịp thời chỉnh sửa.(Chú ý vẽ phát thảo thường được sử dụng trong thiết kế phác thảo đưa ra sơ đồ động máy tời) Để vẽ phát thảo ta dựa vào các kích thước kết cấu đã có trong thuyết minh. Tiến hành tính toán bố trí hình chiếu cho cân đối trên giấy. Yêu cầu cơ bản của bước này là phải cẩn thận, bố trí hợp lý và bảo đảm độ chính xác cần thiết. Có như vậy mới tạo điều kiện thuận lợi cho bước tiếp theo, Bước 2: Vẽ lại trên máy theo đúng tiêu chuẩn và yêu cầu của một bản vẽ kỹ thuật cơ khí và in ấn. Chúc các bạn thành công! 43 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Nguyễn Thái Vũ – Bài giảng Thiết bị mặt boong – Lưu hành nội bộ. 2. Vũ văn Xứng - Thiết bị cơ giới hóa các quá trình đánh bắt cá – NXB Nông nghiệp HCM 2004 3. Phạm văn Hội – Sổ tay thiết bị tàu thủy ( Tập 1&2) – NXB Giao thông vận tải. Hà nội 1987. 4. Lưu đình Hiếu – Truyền động điện tàu thủy – NXB Xây dựng. Hà nội 2004. 5. Huỳnh văn Hoàng. Đào trọng Thường - Tính toán Máy trục - NXB KHKT. Hà nội 1975. 6. Trịnh Chất – Cơ sở thiết kế Máy và Chi tiết máy - NXB KHKT. Hà nội 2001. 7. Trịnh Chất – Lê văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và tập 2 - NXB Giáo dục – 1998 8. Nguyễn trọng Hiệp – Nguyễn văn Lẫm Thiết kế Chi tiết Máy - NXB Giáo dục – 1999 9. Nguyễn trọng Hiệp – Chi tiết Máy - NXB Giáo dục – 2000 10. Công ước SOLAS 1974. 11. Quy phạm trang bị an toàn tàu biển – TCVN 12. Cục đăng kiểm VN – Hội nghị quốc tế về an toàn sinh mạng trên biển – NXB Giao thông VT 13. Daniel Czekaj – Engineering spplications: 3. Hydraulics for small fishing vessels – FAO – 1989. T 20 28 39m