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

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 n h Mt= Mt hoặc M t=Mt + Khi nâng Mt = 498,6 (Nm) + Khi hạ Mh= 339 (Nm) a: Gia tốc khi mở máy khi nâng hoặc hạ 33 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ n Vtt 2 + khi nâng a m= n (m /s) t m n n t m: Thời gian mở máy khi nâng t m= 1(s) n  a m= 8 (m/phút) n Vtt + Khi hạ a h= h = 8 (m/ph) t m n n t m: thời gian mở máy khi hạ t h= 1 (s) 70000.(0,52)2 GD2= 1,2( 4,4+11 ) + = 19,48 (Nm2) 3.3.502.0,85 tb M m: Mômen mở máy trung bình của động cơ tb Mm = 577 (kNm) Thời gian mở máy khi nâng 19,48.720 tn =  0,034 (s) m 375(557  498,6) 19,48.720 và khi hạ t h= = 0,5 (s) m 375(577  498,6) b. Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt : M tb Gm n Q M h Q M n 0,25Q h 0,25Q M n Q M M h Q M t t t ck/4 ck/4 tck/4 tck/4 tck 34 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ Hình 1.25 : Đồ thị gia tải trong chu kỳ làm việc của cơ cấu nâng - Thời gian chuyển động ổn định H Tôđ= (s) Vtt H: chiều cao nâng trung bình của vật ( m) ( Bảng 18 – HDĐAMN ) H = 21,5 (m) 8 V : Vận tốc nâng : V = (m/s) tt tt 60 21,5.60 t = = 161,25 (s) ôđ 8 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 n h n h tm= t m1+ t m1 + t m2+ t 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 % 1293.85 t = t (100%- 15% )/15% = = 7327,41 (s) o lv 15 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 . 3600 Nm= . K  { nm} t ck 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 35 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ {nm}= 60 3600 3600 N = . K = . 2 = 50  { n }= 60 m 143,64 m t ck Giá trị của mô men t•ơng đ•ơng 2 2 M tb .t m  Mti .t ôd Mtđ= .t m  t ôd  0 .t 0 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 5572.2,84  (4,986  339)2 .161,25 M = tđ 1,25.2,84  1290  0,9.7326 Mtđ  130 (Nm) I. Công suất t•ơng đ•ơng phải thỏa mãn điều kiện phát nhiệt M .n N = td dc  {N } (kw) tđ 9550 đc} {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 Q.D M = . (Nm) ( 3,58 HD ĐAMN) t 2.a.i c ,i Hiệu suất và tỉ số truyền từ trục tang đến trục đặt phanh 36 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ  = 0,85 ; i= 50 a: Bội suất pha lăng a = 3 203200.0,52 M = .0,85 = 352,21 (Nm) t 2.3.50 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 2 GD .n dc Tph = ( 7,11 M$TBNC) 375.(M ph  M t ) Trong đó GD2: Mômen vô lăng khớp nối bánh phanh quy về trục động cơ ( trục Q.D2 phanh ) GD2= .(GD2 + GD2 ) + . ro k i2 .a 2 c Dấu (+) ứng với khi nâng vật, dấu (-) ứng với cơ cấu khi hạ vật. 2 GD ro : 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) 2 2  GD ro= 4.g.J = 4.10.1,1= 44 (kg/m ) 2 GDk : 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) 2 GDk=11 (N.m ) Thay các giá trị t•ơng ứng vào công thức ta có Mômen t•ơng đ•ơng quy về trục 203200.(0,52)2 động cơ GD2= 1,2(44+1,1)+ 5022 .3 GD2= 54,12+ 2,44 = 56,56 (N.m2) Thời gian phanh của cơ cấu 56,56.735 Khi nâng: t n= = 0,089 (s) ph 375(900 352,21) 37 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 56,56.735 Khi hạ: t h= = 0,202 (s) ph 375(900 352,21) Lực của lò so đóng phanh l N. 1 .b  G.l l 3 P = 2 (N) c. 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 F N= ms = 800/ 0.4 = 2000 (N) f Fms: Lực ma sát tác dụng lên bánh phanh; M ph 563,54 F = = = 1083,73 (N) ms D 0,52 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 250 2000. .43  690.330 P = 440 = -2980(N) 57.0,95 Lực đẩy cân thuỷ lực khi mở phanh P.c  G.l3 Pt= l3 . Theo lực này có thể đi chọn tay đẩy thuỷ lực với tham số lực đẩy và hành trình tay  2980.0,57  690.0,19 đòn P = = 8684,21(N) t 0,19.0,95 +Chiều cao má phanh H=( 0,5 0,8 ).D (cm) H= 0,7.D = 0,7.320= 224 (mm) N 2000 +Chiều rộng má phanh B = (cm); B = =44,643 (mm) H.p 22,4.2 38 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ c b Pt  Fms R l2   N Fms l1 l4 l3 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. 9550.N dc Mdn= n dc Trong đó : Nđc: Công suất động cơ Nđc= 30(kw) nđc: Số vòng quay của động cơ nđc=735 (v/ph) 9550.30 M = = 389,796 (Nm) dn 735 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 39 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 . S n .D.u Mt= (Nm) 2.igt .c 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 n Mt = 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 . 2 2 2 (GD )k= 0,4.GD k(Nm ) 2 2 (GD )k= 0,4.1,1= 4,4 (Nm ) - Mômen vô lăng của ro to động cơ . 2 2 GD ro=4.g.J = 44 (N.m ) - Mômen vô lăng các chi tiết máy quay phía trục động cơ 2 2 2 2 (Gi D i) = G.D ro+ (G.Dk ) (N.m ) 2 2 (Gi D i) = 44+ 4,4 = 48,4 (Nm ) - Mômen vô lăng t•ơng đ•ơng của vật nâng chuyển về trục động cơ Q.D 2 (GD2)n = t (Nm2) Q a 2 .502.0,95 203200.0,522 (GD2)n = = 2,571 (Nm2) Q 322 .50 .0,95 -Tổng Mômen vô lăng của cả hệ thống . 2 2 2 2 Q.D t G.D =  (G.D ro+ GKk ) + 2 2 a. .i gt .c 40 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ  : Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l•ợng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ .  = 1,2 203200.(0,52)2  G.D2= 1,2. (44+ 44) + 322 .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 2 ’ 2 2 ’  (G.D ) = G.D - (G.D ) n  G.D2= 108,171 – 88 = 20,171 (Nm2) Phần Mômen d• truyền quay khớp là 2 ' (G.D ) 20,171 M ’= M . = 183,056 . = 34,135 (Nm) d d G.D2 108,171 Tổng Mômen truyền qua khớp là ’ n ’ Mk = M t + 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 hạ Mqt = Mph- M t ở đây phanh th•ờng đ•ợc đặt ở nửa khớp phía Hộp Giảm Tốc S .D .n. Mhạ = ha t c = 339 (Nm) t 2 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 2 ' M .(G .D i ) M ’= qt i  {M } ph G.D2 max k 41 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 111,3.88 M ’= = 90,546 (Nm) ph 108,171 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: 42 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ Hỡnh chung của di chuyển xe lăn và cổng trục I. Sơ đồ cơ cấu bố trí xe con trên dầm của cổng trục: 43 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 ) (f.d  2)' Wdc= (Q+ G) . . Dbx 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 44 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 ) (f.d  2)' Wdc= (Q+ G) . .K + Wg+ Wd Dbx (0,02.8  2.0,05) W = (200000 + 70000). .1,5 + 540 d/c 32 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 . WdcVx Nt= (kw) (3,60 HD ĐAMN ) 1000.c 6140,625.10 N = = 1,2 (kw) t 60.1000.0,85 Trong đó c = 0,85 hiệu suất cơ cấu di chuyển , lấy theo (bảng 1.9 HD ĐAMN)) 45 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 T Hệ số quá tải : max = 2,2 Tdn Cos = 0,83 Hiệu suất  % = 80 Tỷ số truyền chung : nbx: Tốc độ quay của bánh xe di chuyển 60.Vx 60.10 nbx= = = 10 (v/ph) .D bx 60.3,14.0,32 Số vòng quay thực tế của bánh xe t .D .n bx V t= bx (m/s) x 60 3,14.0,32.10 V t=  0,167 (m/s) x 60 Tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền di chuyển xe : n dc 1420 itt= = = 142 n bx 10 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) gdGd * o Jomax = * GWdt * GDo1,2 bx 46 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 Go 70000 Wt = W * = 6140,625* = 1592.01 N GQo  70000 200000 9,81 20000*0,2 80  Jomax = *  20000*0,02 1592,01 70000 1,2 320 =0.805 ( m/s2) Thời gian mở máy t•ơng ứng với gia tốc cho phép trên dây là : o v 10 tm = = =0.207 (s) 60* jomax 60*0,805 Momen mở máy tối đa cho phép để không sẩy ra tr•ợc trơn theo công thức (3.54 HD ĐAMN) o 2  G** D2 n o Wt*** D bx G o D bx n1  ii 1 M m = 2 oo 2**ix dc 375*** i x t m dc 60* t m 1592,01*0,32 70000*0,322 *1420 1,2*1,955*1420 =  2*142*0,85 375*1422 *0,207*0,85 60*0,207 = 271.68 (Nm) Trong đó : GD* 2 = GDGD22 * =1.7+0.255 =1.955 Nm2  ii1  i* iroto i i  khop Với GD* 2 =0.255 Nm2, ở đây chọn khớp vòng đàn hồi có bánh phanh đ•ờng  iikhop kính D=100mm cho phanh TKT -100 Đối với động cơ điện đã chọn có momen danh nghĩa N 2,2 Mdn = 9550* dc =9550* = 14.8 Nm ndc 1420 Momen mở máy theo , theo công thức (2.75HD ĐAMN) 47 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 1,8 2,5 MM 1,1* Mm(dc) = dn dn =1.4*Mdn = 1.45*14.8 =21.46 Nm 2 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)  G.* D2 n 2 o  i i dc Go.. D bx n dc tm = oo 2 375(Mm M t ) 375( M m M t )* i x * dc o o WDt* bx 1592,01*0,32 Trong đó M t = = =13.62 (Nm) 2*ix * dc 2*22*0,85 1,2*1,955*1420 70000*0,322 *1420  =  375(21,46 13,62) 375 21,46 13,62 *222 *0,85 =1,133+8,415 =9,548 (Nm) Gia tốc thực tế khi mở máy : 10 jo = =0.017 ( m/s2) m 60*9,548 Hệ số an toàn bám theo công thức (3-19) Gd * Kb = o o d jt WGGt d***   o Dgbx 20000*0,2 = =2.482 80 0,017 1592,01 20000*0,02 70000 320 10 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) 48 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ o 2 - jph = 0.75 (m/s ) - Thời gian phanh khi không có vật sẽ là : o vx 10 t ph = o = =0.222 (s ) 60* jph 60*0,75 Với phanh đặt ở trục thứ nhất , momen phanh đ•ợc xác định theo công thức (3.58 HD ĐAMN) o 2  G* D n Wt**** D bx G o D dx n1  dc  ii Mph =  2 oo  2*ix * dc 375* i x * t ph 375* t ph 1592,01*0,32 70000*0,322 *1420*0,85 1,1*1,955*1420 =    2*22*0,85 375*222 *0,222 375*0,222 = 237.78 (Nm) ’ Mt : Mômen cản tĩnh trên trục đặt phanh khi xe không mang tải . ' ’ WDt. bx Mt = (Nm) (3.52 HD ĐAMN) 2.ix * dc ’ Wt : Lực cản tĩnh trên bánh xe khi xe không mang tải . ’ f .d  2. Wt = Gx. ( ) + Wg (3.40 HD ĐAMN) Dbx 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 49 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ  : Độ dốc đ•ờng cầu trục . (bảng 3.9HD ĐAMN)  = 0,002 0,02.0,08  2.0,05  W ’= 70.000. (  0,002) t 0,32 ’ Wt = 24,085 (KN) ' ’ WDt. bx 6140,625*0,32  Mt = = = 52.54 (Nm) 2.ix * dc 2*22*0,85 Gia tốc hãm khi có vật . Khi có vật thời gian phanh đ•ợc xác định theo công thức (3.57HD ĐAMN)  G.* D2 n 2  i i dc Go.. D bx n dc t ph = oo 2 375(Mph M t ) 375( M ph M t )* i x 1,1*1,955*1420 70000 200000 *0,322 *1420*0,85 =  375(20 52,54) 375(20 52,54)*222 = 0.52 (s) Gia tốc hãm sẽ là : vx 10 2 jph = = = 0.32 ( m/s ) 60*t ph 60*0,52 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 50 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ P 70000  200000 P = max = = 67500 (N) bx 4 4  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) Ptt .E 2  tx= 0,418.  { }tx(N/cm ) b.Rbx 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 ) 75600.2,1.107   = 0,418. = 49766.58 (N/cm2) tx 7.16 50 18 107 10,5 6,3 Hình 1.30 : Ray di chuyển xe con 2 Từ tx= 49766.58 (N/m )ta đi chọn vật liệu làm bánh xe là thép, có độ cứng HB 2 2 = 217 có tx= 500.10 (N/cm ) III.Tính trục truyền cho cơ cấu di chuyển xe con : 3.1. Sơ đồ trục di chuyển xe con: 51 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 ( RA tb vị trí A) Mtt= . Mm (Nm) G x  Q Trong đó : 203200 70000 R : áp lực lên mỗi bánh xe R = = 68300 (N) = 68,3 (KN) A A 4 Gx, Q: Trọng l•ợng xe con và vật nâng (kể cả móc treo ) Gx= 70.000 (N) ; Q = 203200 (N) tb Mm : Mômen mở máy trung bình của động cơ tb Mm = 35,6 (KNm) 68,3  M = .35,6 = 8,9 (KNm) tt 70 203,2 Đ•ờng kính trục tính sơ bộ Mtt d = 3 (cm) 0,2.{} {}: ứng suất cho phép khi xoắn . {}= 0,6. { } { }: ứng suất cho phép khi uốn : ta chọn thép cacbon  { }= 7500(N/cm2) 52 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 2 Mtt 8900.10 d = 3 = 3 = 10 (cm) sb 0,2.{} 0,2.7500.0,6 Ta chọn đ•ờng kính sơ bộ dsb= 10 (cm) Khoảng cách max cho phép giữa các ổ đỡ Avà B d4 .f l = 200. 3 (cm) q.l Trong đó : d : Đ•ờng kính trục tính sơ bộ d = 10 (cm) f f 1 1 1 : Độ võng cho phép của trục =  chọn = l l 700 1000 800 q: Trọng l•ợng phân bố theo chiều dài (N/cm) của trục 203200 70000 q = = 213,44 (N/cm) 4.320 84  l = 200. 3  27 (cm) 800.213,44 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 n FxB Fx FxA {M}= FyB FyA 4500 (Nm) 3.3. Sơ đồ A B lực tác dụng lên trục :  n   M (N.m) Y 7131,6 (N.m) M X (N.m) 2225 (N.m) 53 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Mxoắn(N.m) 8900 (N.m) Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 M 8900 F = ( 0,2  0,3 ).2 . tt = 0,2.2. x D 0,32 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 ; Q F + F = P = tt = 101880 (N) YA YB 2 mA= 0  FYB.280 = FY.140 (N)  FYB= 50940 (N) FYA= 50940 (N) - Theo ph•ơng trục X: FXA+FX= FXB (N) F .200 11125.20 M = 0  F = X = = 7946,42 (N) B XA 280 28  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 2 2 2 2 Mu= M uY  M ux = (7131,6)  (2225) = 7470,63 (Nm) + Mômen t•ơng đ•ơng tại tiết diện n-n 54 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 2 2 Mtđ= M uốn  0,75.M xoắn Nm) 2 2 Mtđ = (7470,63)  (8900) .0,75 = 10734 (Nm) - Đ•ờng kính trục tại tiết diện n – n M 10734.10 2 td 3 dn-n 3 = = 10 (cm) 0,2.{} 0,2.4500 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 .S S =    {S} (công thức 15-3- chi tiết máy) 2 2 S  S  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 = 1 (1.8 HD ĐAMN) k  .a    .m . S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn 1 S = (1.9 HD ĐAMN) k  .a    .m . Trong các công thức trên : -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình 2 -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 ) 55 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 2  b= 600 (N/mm ).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 M u 0,5.M x a= ; a= W Wo W : Mômen cản uốn của trục .d3 3,14.(100)3 W = = = 261666,67 (mm3) 12 12 3 7470,63.10 2  a= = 28,55 (N/mm ) 261666,67 Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . .d3 3,14.(100)3 W = = = 196250 (mm3) o 16 16 0,5.8900.10 3  = = 22,675 (N/mm2) a 196250 m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn 2 m a = 22,675 (N/mm ) ; 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 240 S = = 3,362  1,75 .28,55  0,1.0 0,7 150 S = = 2,52  1,5 .22,675  0,05.13,12 0,59 Hệ số an toàn S : 56 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ S .S 3,362.2,52 S =   = = 2,1 2 2 2 2 S  S  3,362  2,52 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 2 2 tđ=  u  3.  {}qt M Trong đó :  = u (N/cm2) u 0,1.d3 Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 7470,63 (Nm) d : Đ•ờng kính trục d = 100 (mm) 7470,63.100  = = 7470,63 (N/cm2) u 0,1.103  : ứng suất tiếp trên trục M 8900.100  = x = = 8900 (N/cm2) 0,1.d3 0,1.10 3  ứng suất t•ơng đ•ơng 22 2 tđ = (7470,63) 3.(8900) = 17130,1(N/cm ) { }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 . 57 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 ; 0,3 C = Q. (n.h)  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. 9550.N dc Mdn= n dc Trong đó : Nđc: Công suất động cơ Nđc= 2,2(kw) 58 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ nđc: Số vòng quay của động cơ nđc= 1420 (v/ph) 9550.2,2 M =  14,8 (Nm) dn 1420 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 2 Mx= 0,7 (KNm). Mô men quán tính J = 1,1(kg.m ) CHƯƠNG IV: Cơ cấu di chuyển cổng trục I. Lựa chọn ph•ơng án dẫn động cơ cấu di chuyển cổng . 59 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 3 4 5 1 2 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 : Gxe+Q Gc Gcabin A B RA RB Hình 1.34 : Sơ đồ lực tác dụng lên cổng Từ sơ đồ lực tác dụng lên cụm bánh xe ta thấy . G .3,5  (G  Q ).3  G 1,75  W .4,5 R = cb x n c gio ( 15,5 M$TBNC) Amax 3,5 60 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 2 Wgió=q.n.c..A (N/cm ) 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 2 qgió= 250 (N/cm ) 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) 2  Wgió= 250.1.1,2.1,25.10,4 = 3900 (N/cm ) Thay các giá trị tính đ•ợc trên vào biểu thức  áp lực nén bánh max . 350.3,5  (70000  200000).3 150000.1,75  3900.4,5 R = Amax 3,5 RAmax 312000 (N) Vậy áp lực lớn nhất tác dụng lên 1 bánh xe di chuyển cổng là R P = A max = 156000 (N) Amax 2 1.3. Xác định lực cản di chuyển cổng trục và tính công suất động cơ f.d  2. Wdichuyển= ( Q + G).{ .K +  }+ Wgió ( 3,40 HD ĐAMN ) D bx 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 61 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 2 Wgió= 250.1,2.1,25.13 = 4875 (N/m ) Thay các giá trị vào công thức trên ta đ•ợc 0,015.13  2.0,06 W = (200000 + 150000 ) .{ .1,5 + 0,003} + 4875 dc 50 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: G  Q W = W + 1,2 .a C dc g 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 + 1,2 150  200 W = 9,2325 + 1,2. .0,1  13,4325(kN) C 10 Công suất sơ bộ chọn động cơ Wc .Vc Ntt = 1000.c . tb VC: Vận tốc di chuyển cổng VC = 32,5 (m/ph) = 0,54 (m/s) 62 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 13,4325.0,54 N = = 5,3(kW) tt 1000.0,85.1,6 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); T Hệ số quá tải : max = 2,2 Tdn Cos = 0,84 Hiệu suất  % = 84% Tỉ số truyền tính toán của hộp giảm tốc là n dc itt= n bx nbx : Tốc độ quay của bánh xe di chuyển (v/ph) 60.Vx .32,5 nbx= = = 20,7 (v/ph) D bx . 0,5.3,14 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 i i = 0 ng i io: Tỷ số truyền chung 63 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ n dc io = n bx Vận tốc quay của bánh xe V 32,5 nbx = = = 20,7 (v/p) D 3,14.0,5 1420 => i = = 68,6 0 20,7 Tỷ số truyền ngoài i 68,6 i = 0 = = 6,86 ng i 10 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 1420 V = .0,5.3,14 = 32,5 (m/ph) 10.6,86 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. Mn [N] = dc (kw) 9550. - [M]: Mômen mở máy trên trục động cơ thỏa mãn không quay trơn của bánh xe khi không tải. 2 1 GD .n dc [M] = Mt + (kNm) 375.t b 1 Mt : mômen cản tĩnh khi di chuyển với xe không mang tải: 1 1 W t .D bx M t = (kNm) 2i.c 1 Wt : lực cản di chuyển khi không tải tính cho một động cơ 64 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 1 W 1 = .W’ (kN) t 2 t Wt’: lực c°n di chuyển to¯n bộ cổng trục khi xe không t°i tính cho hai động cơ. ’ fd  2  G Wt = {G .k   +wg + 1,2 .a}  D  g 150 W ’= {9,3 +1,2 .0,1}  11,1(kN) t 10 1 => W 1 = .11,1 = 5,55 (kN) t 2  Mômen cản tĩnh không tải tính cho một động cơ 5,55.103 .0,5 M1 = = 23,8(Nm) t 2.10.6,86.0,85 - tb: thời gian mở máy nhỏ nhất của động cơ khi không tải ' V x tb= a max Trong đó amax: Gia tốc cực đại cho phép đảm bảo an toàn bám (kb = 1,2) Gb  f .d 2  f .d Wg amax = [ ( + .) - .k - ].g Gc K b D D 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 156000 0,12 0,015.10 2.0,06 0,015.10 3,9 a = [ ( + ) - .1,5 - ].10 max 2.156000 1,2 75 75 140 2 amax= 0,156 (m/s ) Thời gian mở máy lớn nhất 32,5 t = = 3,47 (s) b 60.0,156 - Mômen vô lăng t•ơng đ•ơng của khối l•ợng chuyển động quay và tịnh tiến quy về trục động cơ . 65 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 2 2 2 2 2 GD bx GD = (GD ro + GD p + GD br) + 2 (9.32 - HD ĐAMN) i 0 . c ở đây  = 1,2 : Hệ số kể đến Mômen quán tính của khối l•ợng các chi tiết quay : 2 GD ro: mômem vô lăng của rô to động cơ 2 2 GD ro = 4.g.J (N.m ) J = 0,07 ( kgm) 2 GD ro = 4.0,07.10 = 2,8 (Nm) 2 2 G.Dbr : Mômen vô lăng của bánh răng G.Dbr = 28 (N.m) 150.(0,523 ).10 Vậy GD2 = 1,2( 2,8 + 28) + (7,5 - HD ĐAMN) (68,62 ).0,85 GD2 = 46,33 (Nm) Mômen mở máy trên trục động cơ thoả mãn không quay trơn khi không tải 2 GD .n 46,33.1420 [M] = M 1 + dc = 23,8 + = 74,36 (Nm) t 375.3,47 375.t b 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 Mn [N] = dc 9550. 74,36.1420 [N] = = 6,91 (kw) 9550.1,6 Nđc < [N]: Vậy động cơ đã chọn đảm bảo yêu cầu bám. -Thời gian thực tế mở máy của động cơ khi không tải . 2 G.D .ndc tm= tb t (s) (9.31 - HD ĐAMN) 375.(M m  M t ) tb Mm : Mômen mở máy trung bình của động cơ max min M m  M m M tb= m 2 max Mmax: Mômen mở máy max Mm = .MDN MDN: Mômen danh nghĩa của động cơ . 9550.N 9550.4 M = dc = = 26,9 ( Nm ) DN 1420 n dc max  Mm = 1,6.26,9 = 43,04 (Nm) 66 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ min Mm = 1,3.26,9  34,97 (Nm)  Mômen mở máy trung bình động cơ . 43,04 34,97 M tb= = 39,005(Nm) m 2 tb Thay các giá trị Mm vào công thức  thời gian mở máy của động cơ khong tải 46,33*4 t = = 0,033(s) m 375.(39,005 23,8) 1.7. Kiểm tra an toàn bám của động cơ . Hệ số an toàn bám : t G b . Kb =  1,2 ' v x n d d W t  G x (  . .f) g.t m n D bx n n d : tỉ số giữa bánh xe dẫn động tren tổng số bánh xe d = 0,5 n n ’ ’ Wt :Lực cản di chuyển không tải (Q= 0 ) W t=5,55 (KN) 156000.0,12  K t= = 2,645 b 1 0,1 5500 156000( 0,5. .0,015) 6.10.1,5 0,75 t Kb = 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 P 156000 P = mỏ = = 78000 (N) bx 2 2 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 Ptt .E đ•ờng tx = 0,418. (3.3 M$TBNC) b.R bx 67 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 7 2 Trong đó : E = 2,1.10 (N/cm ) ; Rbx = 25 (cm) Chọn ray di chuyển là ray tàu hỏa P50, ta có độ rộng b = 7 (cm) P .E 87,36.1037 .2,1.10 Vậy  = 0,418. tt = 0,418. tx 7.25 b.R bx 2 tx = 42797,97 (N/cm ) 2 Từ tx= 42797,97 (N/cm ) 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: 3 2 3 2 tx = 75.10 (N/cm ) ch = 45.10 (N/cm ) 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 N .9550 4.9550 M = dc = = 26,9 (Nm) đc 1420 n dc igt = 10 ; gt = 0,9 Vậy Mx = 26,9.10.0,9 = 242,1(Nm) P n Fx A F x B F y A F y B Pr A B F x n 220 80 150 127900,5 (Nmm) 68 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy M x (Nmm) 33528 (Nmm) Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ Hình 1.35: Biểu mômen trục I - Lực vòng tác dụng lên trục I 2M Ta có công thức tính lực vòng: P = x d Mx: Mômen xoắn trên trục I. Mx= 242,1 (Nm) d: Đ•ờng kính bánh răng trên trục I D 500 d = bx =  72,89 (mm) 6,86 i ng 2.M 2.242,1.10 3 Vậy P = x =  6642.89 (N) 112 72,89 - Lực h•ớng tâm tác dụng lên trục I 0 Pr = P.tg = 6642,89.tg20  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 45F  22P  R = x r (N) Bx 30 Fx : lực truyền từ khớp nối truyền đến trục bánh răng nhỏ. M 242,1  F = (0,2  0,3 ). x = 0,3. = 648,48 (Nm) x 0,112 d br 45.646,48 22.3196,65  R = = 3313,93 (N) Bx 30  RAx= 531.2 (N) + Phản lực theo ph•ơng y 69 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ RAy+ RBy= P MA = 30.RBy– 22.P = 0 22P 22.6642,89  R = = = 4871,45 (N) By 30 30  RAy= 1771,44 (N) Ta có biểu đồ Mômen nh• hình 1.35 - Mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện n- n 2 2 Mu = M ux  M uy 2 2 Mu = 33528  33423,2 = 47341,7 (Nmm) - Mô men t•ơng đ•ơng tại tiết diện nguy hiểm 2 2 Mtd = M u  0,75M x 22 Mtd = 47341,7 0,75.242100 Mtd = 214943.12 (Nmm) - Đ•ờng kính trục I M td d > 3 (CT 7-3 –TKCTM) I 0,1. 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 279717,3 d > 3  40 (mm) I 0,1.50 - Tại tiết diện gối tựa B . Mu = 2 Mu = 127900,5  0 = 127900,5 (Nmm) - Mômen t•ơng đ•ơng tại tiết diện nguy hiểm Mtd = 70 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 2 2 Mtd = 127900,5  0,75.318330 = 303906,3(Nmm) - Đ•ờng kính trục I M td d > 3 (CT 7-3 –TKCTM) I 0,1. 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 303906,3 d > 3  40 (mm) I 0,1.50 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 . FxD F x n P F C yD Fy C C D Pr n 150 150 2469825 (Nmm) M (Nmm) x 426334,5 (Nmm) M (Nmm) y 242100 (Nmm) 71 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy M (Nmm) xoắn Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ Hình 1.36: Biểu mômen trục II P = 6642,89(N) (Mômen xoắn từ bánh răng nhỏ truyền tới ). Pr = 2417,81 (N) R 70000 F = max = = 35000 (N) 2 2 - Phản lực ở các gối + Phản lực theo ph•ơng x MC = 30.RDx - 15.(F - Pr) = 0 15(F  P ) 15.(35000 2417,81) => R = r = = 16291,095 (N) Dx 30 30 + Phản lực theo ph•ơng y MC = 30RDy– 15P = 0 15P 15.6642,89 => R = = = 3321,445 (N) Dy 30 30 Ta có biểu đồ mômen nh• hình 3.36 - Mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm: 2 2 Mu = M ux  M uy 2 2 Mu = 4269825  426334,5  4291 (KNmm) - Mômen t•ơng đ•ơng tại tiết diện nguy hiểm 2 2 Mtd = M u  0,75M x 22 Mtd = 4291000 0,75.242100 = 4296119,215 (Nmm) - Đ•ờng kính trục II M td d > 3 (CT 7-3 –TKCTM) II 0,1. []: 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 4296119,215 d > 3 = 95,07 (mm) II 0,1.50 72 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 .S S =    {S} (công thức15-3- chi tiết máy) 2 2 S  S  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 1 S = k  .a    .m . S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn 1 S = k  .a    .m . Trong các công thức trên :  -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình 2 -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 ).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 M u 0,5.M x a= ; a= W Wo W : Mômen cản uốn của trục .d3 3,14.(40)3 W = = = 16746,667(mm3) 12 12 73 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 47341,7  = = 2,827 (N/mm2) a 16746,667 Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . .d3 3,14.(40)3 W = = = 12560 (mm3) o 16 16 0,5.318,33.103  = = 12,672 (N/mm2) a 12560 m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn 2 m a = 12,672 (N/mm ) ; 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 240 S = = 33,96  1,75 .2,827  0,1.0 0,7 150 S = = 4,566  1,5 .12,672  0,05.12,672 0,59 Hệ số an toàn S : S .S 33,96.4,566 S =   = = 4,52 2 2 2 2 S  S  33,96  4,566 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 2 2 tđ=  u  3.  {}qt 74 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ M u 2 Trong đó : u= (N/mm ) 0,1.d3 Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 47341,7(Nmm) d : Đ•ờng kính trục d = 40 (mm) 47341,7 2 u = = 7,4 (N/mm ) 0,1.403  : ứng suất tiếp trên trục M 242,1.1000  = x = = 37,83(N/mm2) 0,1.d3 0,1.403  ứng suất t•ơng đ•ơng 22 2 tđ = 7,4 37,83 = 38,55 (N/mm ) {}qt: ứng suất quá tải cho phép 2 { }qt 0,8 ch= 0,8 . 43 = 344 (N/mm ) 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 .S S =    {S} (công thức15-3- chi tiết máy) 2 2 S  S  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 = 1 k  .a    .m . S: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn 75 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 1 S = k  .a    .m . Trong các công thức trên :  -1 và -1 : Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn trong chu trình 2 -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 ).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 M u 0,5.M x a= ; a= W Wo W : Mômen cản uốn của trục .d3 3,14.(100)3 W = = = 261666,7 (mm3) 12 12 4291000 2  a= = 16,4 (N/mm ) 261666,7 Wo : Mômen cản xoắn của tiết diện trục . .d3 3,14.(100)3 W = = = 196250 (mm3) o 16 16 0,5.318,33.10 3  = = 0,811 (N/mm2) a 196250 m ; m: ứng suất xoắn trung bình và ứng suất uốn 2 m a = 0,811 (N/mm ) ; 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 76 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 240 S = = 5,85  1,75 .16,4  0,1.0 0,7 150 S = = 71,37  1,5 .0,811  0,05.0,811 0,59 Hệ số an toàn S : S .S 5,85.71,37 S =   =  5,83 2 2 2 2 S  S  5,85  71,37 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 2 2 tđ=  u  3.  {}qt M Trong đó :  = u (N/mm2) u 0,1.d3 Mu: Mômen uốn trên trục Mu= 4291000 (Nmm) d : Đ•ờng kính trục d = 100 (mm) 4291000 2 u = = 42,91 (N/mm ) 0,1.100 3  : ứng suất tiếp trên trục M 242,1.1000  = x = = 2,421 (N/mm2) 0,1.d3 0,1.1003  ứng suất t•ơng đ•ơng 22 2 tđ = 42,91 3.2,421 = 43,11 (N/mm ) { }qt: ứng suất quá tải cho phép 2 { }qt 0,8 ch= 0,8 . 43 = 344 (N/mm ) 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 . 77 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 ; 0,3 C = Q. (n.h)  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) 140000 R = = 35.000 (N) 4 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 78 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 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 79 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy Đồ án Tốt Nghiệp Tr•ờng Cao Đẳng Công Nghệ 80 Khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy