Cầu trục 10T trong máy nâng chuyển

2=20 mm - khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp. l3=20 mm. - khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : l4=15 mm. - khe hở giữa hai chi tiết quay. l5=40 mm. - khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp : l6=15 mm. - chiều rộng bánh răng: Bánh răng cấp nhanh : b = 120 mm.cấp chập : b = 100 mm. chiều rộng ổ : 17 mm. tổng hợp các kích thước ta có : a = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. b = 80+l5+80 = 80+40+80 = 200mm. c = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. a+b=333,5mm. b+c=333,5mm. Sau khi chọn sơ bộ được các kích thước, tiến hành vẽ hình vẽ sơ bộ giảm tốc : ` 37 b+c a b+a c 100 120 100 120 15 F60 F100 F35 hình 2.6. sơ đồ các kích thước của hộp giảm tốc Sơ đồ phân tích lực tác dụng dụng trên các cặp bánh răng : Hình 2.7. sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục * trục I: Các số liệu đã tính : Pr1 = 2295,6 N P1 = 6307,2 N. d1 = 35 mm a+b=333,5mm. c=133,5. Xác định phản lực tại các gối ( theo sơ đồ 2.7). ∑mAy=RBy(a+b+c)-Prc.c=o. => RAy = Pr1-RBy = 2295,6 -656,2 = 1639,36 N. ∑mAy = RBx(a+b+c)-P1.c = 0. => RAx = P1 - RBy = 6307,2 – 656,2 = 5651 N. * Tính mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm : tại tiết diện m-m. trong đó : MUx = RBx(a+b) = 1803.333,5 = 601300 Nmm MUy = RBy(a+b) = 656,2 .333,5 = 218842,7 Nmm. Vậy: đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức. Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90 đường kính trục tại tiết diện m-m. Ta có: . biểu đồ mômen trục I : m m RAy RAx A B RBy RBx a+b c Muy Mux Mx 277517 601300 218842,7 hình 2.8 biểu đồ mômen * trục II: Các số liệu đã có: lực vòng : P2 = 6307,2 N. P3 = 87581 N. . Lực hướng tâm : Pr2 = 2295,6 N. Pr3 = 11907 N. d2 = 60mm. d3 =100 mm. Sơ đồ tính cho trục II. (hình 2.9) Tính phản lực tại các gối : ∑mCy = Pr2. c-Pr3(b+c) + RDy(a+b+c). Ta có: ∑mCx=-P2. c-P3(b+c)+RDx(a+b+c). => RCy = Pr2-Pr3+RDy = 2295,6 -11907 +137,78 = 2313 N => RCx = P2+P3-RDx = 6307,2 + 87581 – 137,78 =93750,4 N Tổng mômen tổng cộng : tại tiết diện e-e: MUx = RCx. c = 93750,4. 133,5 = 12515681 Nmm. MUy = RCy. C = 2313.133,5 = 308785 Nmm. => tại tiết diện i-i: MUx = RDx. a = 137,87. 133, 5 = 18405,6 Nmm. MUy = -RDy. a = 167,8. 133, 5 = 22401 Nmm. => Tính đường kính trục tại các vị trí mặt cắt (e-e) và (i-i). Đường kính trục tại tiết diện e-e Mtd == = 2026597 Nmm Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90. Đường kính trục tại tiết diện i-i Mtd == = 1594123 Nm Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90. . từ kết quả tính ở trên chọn : de-e = 65 mm. di-i = 55 mm Hình 2.9 biểu đồ mômen trục II i i e e 163201,45 279816 2467961 464877,7 2514949 Mux a b c P3 Pr3 P2 Pr2 RCx RCy RDx RDy B C Mx Muy *Trục III: Các số liệu đã có : Pr4 = 11907 N. a = 133,5 P4 = 87581 N. b+c = 333,5mm Tính phản lực tại các gối đỡ : ∑mEy=Pr4(b+c)-RFy(a+b+c) => ∑mEx=-P4(b+c)+RFx(a+b+c) => => REy = Pr4-RFy = 62545 - 8503 = 54042 N => REx = P4-RFx = 87581 - 8503 = 79078 N Xác định mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm (k-k). trong đó: MUx = RFx. a = 8503. 133,5 = 1135150 Nmm. MUy = RFy. a = 8503. 133, 5 = 1135150 Nmm. => đường kính trục tại tiết diện (k-k) được tính theo công thức : đường kính trục tại tiết diện k-k: Theo bảng 7-26]. Ta có [σ] = 90. => từ kết quả tính trên chọn :d = 65 mm. *Sơ đồ tính cho trục III: 1135150 1135150 1682634 MUy MUx Mx b a k k P4 Pr4 RFy RFx REx REy Hình2.10 Biểu đồ mômen trục III F E d )tính chính xác trục: kiểm nghiệp tại tiết diện e-e của trục trung gian. tính chính xác trục theo công thức 7-5[6] Vì trục quay đều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng. Vậy : Bộ truyền làm việc hai chiều nên : Vậy : giới hạn mỏi uốn và xoắn: σ1 = 0,45.σb = 0, 45.600 = 270 N/mm2 τ1 = 0,25.σb = 0, 25.600 = 150 N/mm2 trong đó : W = 24300 mm3 bảng (7-3b[6] ) M = 12519489 N.mm. => trong đó : W0 =51200 mm3 bảng (7-3b[6] ) M = 12519489 N.mm. chọn hệ số ψovà ψr theo vật liệu thép các bon trung bình hệ số tăng bền β1=1. Theo bảng 7-4[6] chọn các hệ số : ε0 = 0, 76 εt = 0, 65 Theo bảng 7-8[6] chọn các hệ số k0 = 1,63 kt = 1,5 tỉ số : ; tập trung ứng suất, áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép ≥30 mm2. tra bảng 7-10[6]. => Thay các giá trị số tìm được vào công thức ta có : ; vậy: . hệ số an toàn cho phép thường lấy [n] =1,5÷2,5;vậy n=1,7 thoả mãn * Tính then : Sau khi tính toán trục được các kết quả sau đây: trục I: dm-m = 45mm. Trục II : de-e= 65mm, di-i=55mm Trục III: dk-k = 65mm. Ta sử dụng then bằng : * trục I: do sử dụng bánh răng liền trục nên không dùng then. * trục II: tại vị trí lắp bánh răng đường kính lắp then là d=55mm. tra bảng 7-23[6] chọn theo có các kích thước sau đây: b = 16 mm h =10 mm. t = 5 mm t1 = 5,1 mm k =6,2 * kiểm nghiệp sức bền dập theo công thức :7-11[6] σd = [σ] với Mx = 593850N. l =125mm (chọn theo dãy dài then tiêu chuẩn ) [σ]d =150N/mm2. => σd = vậy thoả mãn: σd<[σ]d * Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức :7-12[6] [τ]c =120N/mm2 vậy thoả mãn τc<[τ]c * trục III : Đường kính lắp then là dk-k =65 mm. tra bảng 7-23[6] chọn then các kích thước. b = 20 mm h = 12 mm. t = 6 mm t1 =6,1 mm k=5,6 * Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức : σd = [σ] với : Mx = 7682634 Nmm l =130mm. [σ]d = 150N/mm2. => . vậy thoả mãn: σd<[σ]d kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức : . [τ]c=120N/mm2 vậy thoả mãn τc<[τ]c 2.3 các bộ phận khác của cơ cấu nâng: 2.3.1 khớp nối trục: sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy, khi phanh đột ngột, phía nữa bên hộp giảm tốc hộp giảm tốc kết hợp với bánh phanh. với phanh thiết kế bánh phanh có đường kính phanh là 300mm, có bảng 9-11[6]. không chọn được nối trục có đường kính trục vào là 40mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp them bạc cho nối trục. chọn nối trục có D = 220mm. momen xoắn chịu được là Mmax =1100Nmm. Momen vô lăng của khớp là (Gi. Di2)=20,5Nm2. Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng. Khi mở máy nâng vật : Mm max=1,8.Mdn=1,8.386=695Nm. phần dư để thắng quá tính của hệ thống :Md=271Nm. Mm max = 695Nm. Mn = 291,3Nmm.Trong đó Mn momen tĩnh khi nâng vật. một phần momen Md tiêu hao trong việc thăng quán tính của các chi tiết mở máy bên phía trục động cơ (roto động cơ và nửa khớp )còn lại mới truyền qua khớp. Mômen vô lăng nữa khớp bên phía động cơ lấy bằng 40% mômen của cả khớp (Gi. Di2)khớp=0,4. 20,5=8,1Nm2. Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ. ∑(Gi. Di2)i=(Gi. Di2)roto +(Gi. Di2)khớp=36+8,1=44,1Nm2. Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc vn) chuyển về trục động cơ. (Gi. Di2)tđ=0, 1. Q0. tổng mômen vô lăng của cả hệ thống : ∑(Gi.Di2) =β.∑(Gi.Di2) t+(Gi.Di2) tđ =1,2(36+20,5)+0,8=68,6Nm2. Trong đó :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục. tổng mômen của phần cơ cấu từ nữa khớp phía bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng. ∑(Gi.Di2)’ = ∑(Gi.Di2)- ∑(Gi.Di2)t=68,8-44,1=24,7Nm2. phần mômen truyền qua khớp : M’d= Md= 151,8Nm. tổng mômen truyền qua khớp : Mqt=Mn+M’d=291,3+151,8=443,1Nm. Khi phanh hãm vật đang nâng : Mômen đặt trên phanh là Mph=378,7Nm. tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là : Mqt=Mph+Mh=378,7+212,3=591Nm. thời gian phanh khi nâng vật : 0, 17. Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính : vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của mômen trong hai trường hợp trên. lấy : M = 591Nmm. điều kiện an toàn của khớp nối : M.k1.k2 = 591. 1,3.1,2 = 922Nmm < Mmax = 1100Nm. vậy k1, k2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo công bảng 9-2[6]. 2.3.2 móc và ổ móc treo : Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tinh toán và kiểm tra Sử dụng loại móc rèn đơn : vật liệu chế tạo móc là thép 35 thường hoá có σb= 520N/mm2.và σch=270N/mm2. Các kích thước của móc thể hiện như hình 3.1 - đường kính miệng móc a=180mm - l1=615mm. - l2=155mm. - Tiết diện tại vị trí A-A và B-B là giống nhau. b =100mm b1 = 40mm. h =140mm b1 b a 2 e1 r B-B A-A dr do C C l A A B B 2 1 D l2 l1 h Hình 2.1 móc treo đường kính phần cắt ren dr = 75mm. d0 = 90mm t = 6mm(bước ren) Chiều dài phần ren lr=100mm tại tiết diện ngang A-A chịu đồng thời uốn và kéo ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía trong (vị trí số 1 trên hình vẽ ). 2.3.3 Bộ phận tang : + cặp đầu cắp trên tang : sử dụng cách kẹp cáp thông thường tức là ở mỗi đầu cáp dung ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là dc=21mm, bước cắt rãnh t =20mm,sử dụng vít cấy M20. do trên tang luôn có số vòng dữ trữ không sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây Smax mà là lực S0 có giá trị nhỏ hơn Do có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn lực tính toán đối với cặp xác định theo công thức 2-16[1] trong đó : Smax = 25800 f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp ( f=0,12÷0,16) α = 4П là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α≥3 П) lực kéo các vít cấy : Lực uốn các vít cấy : P0=P.f= 247049,3. 0,14=3366,9N Ứng suất tổng xuất hiện trong than vít cấy xác định theo công thức 2-17[1]. . trong đó : d1=18,75mm. Là đường kính trong của vít cấy l1= 28,5 mm. là tay đòn đặt lực P0. d1 l0 Hình 2.3 cặp cáp trên tang bằng tấm cặp cặp hai bulông Vậy có thể chọn vật liệu làm vít là thép. + Trục tang: Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc. Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng ) Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang. trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính toán các kích thước trục hợp lý : trị số của hợp lực này bằng : R = 2.Smax = 2. 25800 = 51600 N 200 955 115 A B D C 1270 7073140Nmm 4067055,5Nmm Hinh 2.4 sơ đồ tính trục tang RD=37624,7N RC=40487,5N Sơ đồ tính trục tang trên hình 3.3 tải trọng lên mayơ bên trái(điểm D). RD =. Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C) RC = R-RD = 51600 - 24854 = 26746 N. Phản lực tại ổ A: Hình 2.5 kết cấu bộ phận tang Phản lực tại ổ B: RB = R - RA = 51600 – 23361,8 = 28238 N. Mômen tại D: MD = 23361,8.200 = 4672360 Nmm. Mômen uốn tại C : MC = 23361,8.115 = 2686607 Nm. Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng. vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45 như đối thanh ngang trong ổ treo móc σb = 610N/mm2 ; σch = 430N/mm2 σ’-1 = 0, 4.610 = 275N/mm2. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức:(1-12) . với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8. tại điểm D trục phải có đường kính : . trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất.do kết cấu trục tại vị trí D và C có lắp mayơ do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 85mm. các đoạn khác lấy như trên hình. Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất ). Tại tiết diện A-A có đường kính 85 mm. Ứng suất uốn lớn nhất : Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy ) ta có tuổi bền tính toán là A=15năm (chế độ làm việc trung bình ). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định. T = 24.365.A. kn. kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ. trong đó : kn=0,5 ; kng=0,67 (bảng 1-1). Số chu kỳ tổng cộng : ZO = 60. T. n1 = 60. 44019. 22,4. 0,25 = 1,47. 107 trong đó : n1=22,4 là số vòng quay của tang trên một phút. 0,25 là cường độ làm việc CD=25% . số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1;Q2;Q3 . . số chu kỳ làm việc tương đương Ztđ=8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38=8,81.106. hệ số chế độ làm việc : =1, 014 giới hạn mỏi tính toán : σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2. hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β=0,9 -bề mặt gia công tinh hệ số kích thước lấy εσ=0,7(bảng tính “chi tiết máy”) hệ số tập trung ứng suất kσ=1 trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm=0 vậy tại vị trí mặt cắt A-A ;n>[n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn. tại tiết diện B-B có đường kính 60mm. Momen uốn tại vị B MB+RD. 60=RA260 => MB = 23361,8.260 - 60.24854 = 4582828 N. mm Ứng suất uốn lớn nhất : . Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy ) ta có tuổi bền tính toán là A = 15năm (chế độ làm việc trung bình ). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định. T = 24.365.A kn.kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ. trong đó : kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1). Số chu kỳ tổng cộng : ZO = 60.T.n1 = 60.44019.22,4.0,25 = 1,47.107 trong đó : n1 = 22,4 là số vòng quay của tang trên một phút. 0,25 là cường độ làm việc CD=25% số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1;Q2;Q3 số chu kỳ làm việc tương đương Ztđ = 8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38 = 8,81.106. hệ số chế độ làm việc : =1, 014 giới hạn mỏi tính toán : σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2. hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 1 -bề mặt gia công tinh hệ số kích thước lấy εσ=0,72 hệ số tập trung ứng suất kσ=1,8 Trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0 vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn. Ổ trục : Ổ đỡ bên trái ổ trục. Ổ bên trái trục tang chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cho phép độ không đồng tâm giữa hai ổ và có hệ số khả năng làm việc cao.đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 85mm.Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm,bằng phản lực RA=23361,8 N. Tải trọng lớn nhất lên ổ trong trường hợp không có lực chiều trục. Rt1 = R1. kv. kt. kn = 35365,7.1.1,2.1 = 42438,8N trong đó : kv = 1 là hệ số xét đến vòng nào của ổ quay (bảng 8-5[6]). kn = 1 là hệ số nhiệt độ ( bảng 8-4[6]). kt = 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 9-3[6]). tải trọng tính với các vật nâng có trọng lượng Q2 = 0,5.Q ; Q3 = 0,3Q. được ` . trong đó : S2 = 13200 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,5Q. S3 = 8230 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,3Q. tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:3:1. tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo công thức 8-8[6]). trong đó : . ( số vòng quay của tang xem như không đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau) Theo bảng 1-1[6]) ta có thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình ) ta có tổng số giờ T = 5. 365. 24 kn. kng = 5.365.24.0,67.0,5 =14673 giờ thời gian làm việc thực tế của ổ h = T. (CD) = 14673.0,25 = 3668 giờ. sô vòng quay của ổ bằng số vòng quay của tang n = n1 = 22,4(v/ph). hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo công thức 8-1[6]. Cyc = 0,1.Rtđ.(nh)0, 3 = 0,1.24700.(22,4. 3688)0,3 = 650103 (trong công thức trên Rtđ có thứ nguyên là daN) Theo bảng 15P[6].Chọn ổ bi đỡ long cầu hai dãy ký hiệu 7125 với C=175000. Vậy ổ đạt yêu cầu. 3. tính cơ cấu di chuyển xe lăn : 3.1.Sơ đồ dẫn động cơ cấu : 1 2 3 4 5 Hình 3.1 sơ đồ dẫn động xe lăn Các số liệu ban đầu: trọng tải: Q = 100000 N. trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang vật: G0 = 40000N. vận tốc di chuyển xe : vx = 15m/ph ;5m/ph. chế độ làm việc trung bình. 3.2. Chọn bánh xe và ray: Chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước đường kính bánh xe sơ bộ chọn D bx = 250mm ; đường kính ngỗng trục d= 70mm bảng 9-4[1]. 3.3. Tải trọng lên bánh xe: tải trọng lên bánh xe. tải trọng lên bánh xe gồm trọng lượng bản thân xe lăn G0 = 40000N và trọng lượng vật nâng Q = 100000N. trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh. khi không có vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất Pmin bằng. Pmin=. Khi nâng vật nâng tải trọng lên bánh xe sẽ không dều tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tácdụng lên bánh dẫn. Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D . Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D) Pmax = 10000 + 32300 = 42300 N. Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo công thức 3-65[1] Pbx = γ. kbx. Pmax = 42300.0,8.1,2 = 40600 N. trong đó : γ = 0,8 hệ số tính toán đến sự thya đổi tải trọng -bảng 3-13[1] kbx = 1,2 hệ số tính toán đến chế độ làm việc của cơ cấu- bảng 3-12[1]. L1=480 L5=1600 L6=1250 L3=760 A B C D Q=100000N PA=29210N PB=20208N PD=32300N PC=18282N Hình 3.1 sơ đồ xác định tải trọng lên các bánh xe L4=840 tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh xe A. . Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C. Pbd = 100000 -29210 -32300 =38490 N. tải trọng tác dụng lên bánh xe C. . Tải trọng tác dụng B: PB = Pbd - PC = 38490 -18282 = 20208N Sơ đồ để tính sức bền bánh xe : Sức bền dập bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ, Hình 3.2 bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55л ; để đảm bảo lâu mòn vành bánh được tôi đạt độ rắn HB=300÷320 Ứng suất dập theo công thức 2-67[1] 70 250 trong đó: Pbx là tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: là chiều rộng chiều rộng mặt ray tiếp 40 50 xúc với bánh xe r: là bán kính xe Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có Hình 3.2. sơ đồ tính bánh xe [σd]=750N/mm2. Vậy kích thước bánh xe đã chọn đãm bảo hoạt động an toàn. 3.4. Động Cơ Điện : lực cản tính chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray. Lực cản do ma sát tính theo công thức :3-40[1]. . trong đó : μ=0,3 ;f=0,02 hệ số ma sát lăn và trượt. bảng 3-7,3-8[1] d = 70 đường kính ngỗng trục. lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu theo công thức 3-41[1] W2 = α(Q+G0) trong đó: α = 0,002 độ dốc đường ray, tra bảng3-9[1] W2 = 0,002(100000+40000) = 280 N. Lực cản gió bỏ qua do cầu trục làm việc trong nhà thì vận tốc gió không đáng kể Tổng lực cản tĩnh: Wt = kt.W1+ W2 + W3 = 2,05.1120 + 280 +0 = 2580 N. kt = 2,05 : hệ số tính đến ma sát thành bánh , theo bảng 3-6[1]. Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện. Ký hiệu MT11-6 Công suất danh nghĩa : Ndn = 2,2Kw. số vòng quay danh nghĩa : ndc = 885v/ph hệ số quá tải :. Mô men vô lăng :(GiDi2) = 2,7N/mm2. khối lượng vô lăng : mdc = 90kg. 3.5.tỷ số truyền chung : số vòng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền. kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy : gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám Kb = 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật). . trong đó -φ = 0,2 : hệ số bám -Gd = 2Pmin = 2.10000 = 20000 N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật. -W0t: tổng lực cản tỉnh khi không có vật. . Vậy : Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt; theo 3-54[1] Với : ∑(GiDi2)=( GiDi2)rôto+(GiDi2)khơp = 1,7 + 0,225 = 1,955Nm2 Ở đây ta chọn khớp nôi vòng đàn hồi có dường kính D=100mm cho phanh TKT-160. Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là Vậy . đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa : . Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức : 1,2. Mdn = 1,2.23,7 = 28,4Nm =>Mm<Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn. 3.7. phanh: Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%. Hệ số bám φ = 0,2 . ta chọn jph0 = 0,75m/s2 thời gian khi không có vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo 3-58[1] . với . . căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-160 có Mph = 50Nm. 4.8. Bộ Truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe lăn ta dung hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. Hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau : với CĐ25%, số vòng quay trục vào nv=885v/ph.truyền được công suất1,6kw tỷ số truyền i = 22. hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện trên là hộp giảm tốc ký hiệu BK-350 có các đặc tính sau : tổng khoảng cách trục A = 350mm. tỷ số truyền i = 30,56 công suất truyền được với CĐ25% .Tương ứng với số vòng quay trục vào n=1000v/ph; N=2,5kw. Các bộ phận của cơ cấu di chuyển xe lăn : kết cấu bộ phận trùng cùng bánh dẫn và hộp trục. bánh xe lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, do đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn. Ưng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu nên cũng xem như thay đổi theo chu kỳ đối xứng. tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe (xe bánh D. hình 4.21c ) đã được xác định. Pmax= 107020N Tải trọng tĩnh có kể đến ảnh hưởng tải trọng động : Hình 3.3 kết cấu trục dẫn 110 . Pt = Pmax. k = 32300.1,2 = 38760 N Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe. . Ngoài lực Pt, trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (~1/2 lực cản chuyển động xe lăn ) song trị số lực nay nhỏ, nên bỏ qua. mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tôc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện phải ra mômen lớn nhất trong thời kỳ mở máy máy lớn nhất trên trục Isẽ là : với hệ số quá tải lớn nhát khi mở máy mômen mở Mnmax=1,8.Mdn = 1,8.23,8 = 42,84Nm. Mômen để thắng các lực cản tĩnh chuyển động : Mômen dư để thắng quán tính của hệ thống : Md =4 2,84-26,9 = 15,94Nm Mômen để thắng lực quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng : trong đó : (GiDi2)tđ : mômen vô lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ. Mu Mx A B Pt Hình 3.4. sơ đồ tính lực . ∑(GiDi2) : Tổng mômen vô lăng của hệ thống thu về trục của động cơ. ∑(GiDi2)q=[(GiDi2)roto+(GiDi2)khớp)]≈ 1,2(2,7+0,6)=3,96Nm2. ∑(GiDi2)q=[(GiDi2)td+(GiDi2)q)]≈ 9,7+3,96=13,66Nm2. Mômen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng: vậy mômen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn : M1 = Mt+M’d = 26,9+11,4 = 38,3Nm. Mômen tính toán có kể đến ảnh hưởng tải trọng động : M1’ = M1.kd = 38,3.1,2 = 45,96Nm. Mômen xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn : Mbd = M1’.i.ηdc = 45,96.22. 0,85 = 859,5Nm. Ổ trục ra hộp giảm tốc, mômen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng lên bánh dẫn Dvà A. Bánh D chịu tải nặng nhất, trục của nó sẽ chịu mômen xoắn lớn nhất : . Mômen tương đương tác dụng lên trục : 8027584,7Nmm. trong đó :α=1do ứng suất xoắn thay đổi. Ta dùng thép 45 chế tạo có : -giới hạn bền δb = 600N/mm2. -τ-1=155N/mm2 ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng. . vậy đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe là: . Vậy chọn d=110mm. Sau đây kiểm tra lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục. tại tiết diện nguy hiểm với d =110mm. có khoét rãnh then bxh=32x18 nên Wu = 117400mm3. Bảng 7-3b[6] Wx = 248000mm3. Bảng 7-3b[6] Các ứng suất uốn lớn nhất : . -Hệ số chất luợng bề mặt : β = 1 - hệ số kích thước : εδ = 0,74; kτ = 0,62. - hệ số tập trung ứng suất : kδ =1,8 và kτ = 1,65. xuất phát từ tuổi bền A = 15 năm với chế độ làm việc trung bình và số chu kỳ làm việc : T = 24.365.A.kn.kng = 24.365.15.0,5.0,33 = 21680giờ. số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn : Z0 = 60.n.b. T(CD) = 60.29,8.21680.0,25 = 9,52. 102 Tải trọng lên trục : -Khi Q = Q1 P = Pmax = 107020N - Khi Q2 =0,5Q P0, 5=46018,6N; -Khi Q3=0,3Q P0, 3 = 27825,2N ; . -Khi không nâng vật Q4=0 P0 = Pmin = 10000N; Số chu kỳ làm việc tương ứng với tải trọng Q1;Q2;Q3; phân phối theo tỷ 3:1:1 ( với giả thiết cứ mỗi chuyến đi có tải thì một chuyến về không tải, hay ngược lại ) . vậy Z1=. Z2=Z3= Z3=. Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn : Ztđ = 2,58.106.18+0,95.106.0,438+0,95.106.0,268+4,76.106.0,058 = 2,85.106 giới hạn mỏi tính toán theo uốn : số chu kỳ tính toán của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong một giờ Zm = 120 Z t= Ztđ.Zm = 21680.120 = 2,6. 106 giới hạn mỏi tính xoắn : . Hệ số an toàn theo uốn : hệ số an toàn theo xoắn : . Hệ số an toàn chung : ≥[n] =1,5. Ổ đỡ trục bánh xe : Ở các trục bánh xe ta dung ổ con lăn côn theo ГOCT 33-59 với góc nghiêng của ổ β ≈ 120. Tính toán chọn ổ cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất (Bánh D). mỗi ổ có thể chịu tác dụng áp lực lớn nhất sau đây : 35 R1 S A β Hình.3.5. Các tải trọng tác dụng lên ổ -tải trọng đứng (hướng kính ) do trọng lượng xe lăn và vật nâng. -Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ước tính bằng 10% tải trọng bánh xe : At = 0,1.PD = 0,1.29210 = 2921N -Tải trọng chiều trục do lực hướng kính và góc ghiêng của β của ổ S ≈ 1,3.R1.tgβ = 1,3.14605.tg120 = 13404,5N Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triêt tiêu nhau. ngoài ra còn có thể tải trọng ngang (hướng kính ) do lực di chuyền xe lăn, xong tải trọng này rất nhỏ nên không tính đến. -Tải trọng tĩnh lớn nhất trên ổ là : Qtl = (R1.kv+mAt).kt.kn = (48510.1+1,5.9702).1,4.1 = 63063N. -Ổ trục làm với tải trọng thay đổi tương ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe trong từng thời gian làm việc của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích như trên trục bánh xe. -Với : Q1 = Q → Qtl = 63063N. Q2 = O,5Q → Qt2 = 0,43.Qtl. Qφ = 0,3Q →Qt2 = 0,26.Qtφ Q4 = 0 → Qt4 = 0,05Qtl thời gian làm việc của tải trọng này như đã phân tích ở trên phân bố theo tỷ lệ 3:1:1:5, do vậy có thể tính được tải trọng tương ứng. = =63063. =44240,9N. trong đó : tỷ lệ làm việc với tải trọng Qi so với tổng thời gian làm việc. Tỷ số vòng quay tương ứng với Qti so với vòng quay của ổ làm việc trong thời gian dài nhất: ở đây xem ni = nm = 29,28(v/ph). thời gian phục vụ ổ lăn A = 5năm tương ứng với tổng số giờ T = 14460giờ. và thời gian làm việc thực tế của ổ h = 3615 giờ Vậy hệ số khả năng cần thiết của ổ : C = 0,1.Qtd.(nh)0, 3 = 0,1.63063(29,28.3615)0, 3 = 202851,6. Theo bảng 15P[6]. Kết hợp với đường kính lắp ổ lăn d=75t ta chọn ổ lăn côn cở nhẹ ký hiệu 7215 Hệ số kả năng làm việc là C =158000. Vậy trục được an toàn. PHẦN 3: TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC Các số liệu ban đầu : -Trọng tải Q = 10T = 100000N. -Trọng lượng xe con kể cả bộ phận mang vật nâng :G0 = 40000N. -Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển cầu:Gc = 132000N -Vận tôc di chuyển cầu trục Vc=70m/ph. -Chế độ làm việc của cơ cấu trung bình. -Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu trục . theo hình 3.1 Hình 3.1 sơ đồ di chuyển cầu trục 3.1 Bánh Xe Ray : chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước Dbx=710mm. Đường kính ngỗng trục lắp ổ d=90mm. Tra theo bảng 9-4[1] chiều rộng bánh xe là 130mm, chọn ray có chiều rộng mặt tiếp xúc là KP-80mm làm ray tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe là Pbx=102739,2N. Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л và bề mặt được tôi đạt độ cứng HB = 300÷320 Kiểm tra bánh xe theo sức bền dập. Tải trọng lên bánh xe bố trí với khoảng cách bánh L = 8000mm Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm có: Trọng lượng bản thân cầu Gc, tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe A khi xe lăn có vật nâng tại một bên cầu Hình 3.2. Sơ đồ tính tải trọng Pmax = PA = PD = Gx+Q. = Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe A(và D) khi không có vật nâng tại đầu cầu bên phải Pmin(A,D) = = Tải trọng tương đương lên bánh xe theo công thức 3-65[1]. Pbx = .Kbx.Pmax Trong đó: Kbx =1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3-12[1] = hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng, theo công thức 3-65a[1] Như vậy bánh xe được làm bằng thép đúc có HB=300 ÷ 320 Kiểm tra ứng suất dập xác định theo công thức 2-67[1]. trong đó: Pbx:tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe. r : là bán kính bánh xe. vậy : Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có [δd] = 750N/mm2 vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn. Hình 3.2sơ đồ tính sức bền bánhxe 710 80 100 3.2 chọn động cơ : -Xác định lực cản chuyển động Wt=kt.W1+W2+W3. Trong đó : kt là hệ cản do ma sát thành bánh vào ray theo bảng 3-6[1] kt = 2, 2. -Lực cản do ma sát tính theo công thức 3-40[1]. Trong đó: μ=0,8 là hệ số ma sát lăn bảng 3-7[1] và f=0,015 là hệ số ma sát trượt bảng 3-8[1] -Lực cản do độ dốc đường ray xác định theo công thức 3-41[1]. W2 = α(G0+Q) = 0,001(163000+100000) = 263 N Trong đó :α = 0,001 là độ dốc đường ray xác định theo bảng 3-9[1]. -Tổng lực cản tỉnh chuyển động theo công thức 3-39[1] Wt = kt.W1+W2+W3 = 2,4.1260+263 = 3290N. Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện. Ký hiệu MT21-6 Công suất danh nghĩa: Ndn = 5Kw. số vòng quay danh nghĩa: ndc = 940v/ph hệ số quá tải: . Mô men vô lăng: (GiDi2) = 4,1 N/mm2. khối lượng: mdc=140kg. 3.3. Tỷ sô truyền chung : số vòng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền. 3.4 Kiểm tra động cơ điện : -gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám Kb=1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật). theo công thức 3-51[1] . Trong đó φ = 0,2 : hệ số bám. F = 0,02: hệ số ma sát trượt Gd = 40000N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật. W0t: tổng lực cản tỉnh khi không có vật. . Vậy: -Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt : Với :∑(GiDi2) = ( GiDi2)rôto+ (GiDi2)khơp = 2,7+0,6 = 3,3Nm2 Ở đây ta chọn khớp nôi vòng đàn hồi có dường kính D=160mm cho phanh TKT-160. -Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là Vậy . đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa : . Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức : 1,8.Mdn=1,8.36,7 = 66,12Nm => Mm < Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn. 3.1.5 Phanh : Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%.Hệ số bám φ=0,2 ta chọn jph0=0,75m/s2,theo 3-10 thời gian khi không có vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo công thức3-58[1] : . . Căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200 có Mph=160Nm 3.1.6 Bộ truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau: Cường độ làm việc trung bình: CĐ = 25%. Tỉ số truyền: ic = 30 Số vòng quay trục vào: nv=940v/ph Công suất phải truyền lớn nhấtkhi có vật nâng ở đầu cầu Nmax = Như vậy chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn: BK-475 có đặc tính: + Ba cấp bắnh răng trụ thẳng đứng. +Tổng khoảng cách trục A = 475mm PHẦN 4 TÍNH KẾT CẤU KIM LOẠI CỦA CẦU TRỤC số liệu ban đầu : -Trọng tải: Q = 10T =100000N -Trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang: Gx = 40000N -Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: Gc = 168200N. -Khổ độ cầu: L=8m -Khoảng cách trục các bánh xe của xe lăn: b = 1,25m -Khoảng cách vết các bánh xe lăn: 1,6m. -Chế độ trung bình. 4.1 tính tải trọng kết cấu kim loại cầu được tính theo hai trường hợp phối hợp tải trọng : -Trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất: dưới tác dụng của các tải trọng chính do trọng lượng vật nâng, trọng lượng xe lăn và trọng lượng bản thân cầu gây ra. -trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai: Dưới tác dụng của tải trọng chính đã kể trên và của các tải trọng phụ do lực quán tính lớn nhất có thể xảy ra khi phanh hay mở cầu trục và xe lăn. Tải trọng của xe lăn với vật nâng là tải trọng tập trung và tiếp xúc của bánh xe với đường ray. Trị số của các tải trọng này bằng Ở bánh xe D: P’D = k2.PD+=1,2.32300 + 10000 = 48760 N. Ở bánh xe C: P’C = k2. PC+=1,2. 18282 +10000=31938N. trong đó: k2=1,2 hệ số điều chỉnh đối với chế độ làm viểc trung bình lấy ở §2, chương 5. Sơ bộ lấy trọng lượng của dầm chính G1=32000N ,Trọng lượng của cơ cấu di chuyển (không kể gối tựa ) G2=23000N. Tính dầm bên cơ cấu di chuyển, tức là dầm chịu tải lớn. tải trọng phân bố đều theo chiều dài dầm đặt bên phía dầm cơ cấu di chuyển. Trong đó: k1 =1,0 -hệ số điều chỉnh. lấy theo §2, chương 5 Dầm đồng thời chịu mômen do trọng lượng cơ cấu di chuyển gây ra Mx = G2. e = 23000.0,42 = 9660Nm. Trong đó :e = 0,42m -khoảng cách từ trọng tâm của cơ cấu di chuyển đến trọng tâm của tiết diện dầm. Tải trọng trên các bánh xe C và D khi không kể đến hệ số điều chỉnh : Ở bánh xe C: P”C = PC+ = 18282 +10000 = 28282N. Ở bánh xe D: P”D = PD+= 32300 +10000 = 42300N. trị số lực quán tính lớn nhất khi phanh xe lăn và cầu trục: -khi phanh xe lăn với vật nâng chuyển động dọc cầu : Pqt”=. -Do trọng lượng dầm chính khi phanh cầu : Pqt = . -Trọng lượng xe lăn với vật nâng khi phanh cầu : Pqt’=. Trong đó: -lực Pqt đặt tập trung ở giữa dầm. -Hệ số ½ tính khi nữa số bánh xe của cẩu là bánh dẫn. -Lực Pqt” đặt ở đầu ray của xe lăn -Lực Pqt và Pqt hướng thẳng với góc dầm. 4.2 Xác Định Kích Thước tiết diện của dầm chính: Chiều cao của dầm chính ở tiến diện giữa phụ thuộc vào tầm rộng của cầu và lấy bằng : H = Vậy lấy H = 500mm. chiều rộng của thanh biên trên và dưới : B0 = (0,33÷0,5)H = (0,33÷0,5).500 = 165÷250mm. Vậy chọn B0 = 250mm. Để đảm bảo độ cứng của dầm khi xoắn, bề rộng B giữa các thanh đứng lấy bằng: Và B = Vậy lấy : B = 200mm. vật liệu của dầm chính : thép CT35. thanh biên trên của dầm dung thép tấm dày δ1 = 8mm, thanh biên dưới δ2 = 6mm, chiều dày thành đứng δ3 = 6mm. 250 500 6 6 y y x x Hình 4.1 Tiết diện ngang của dầm chính cầu 8 200 Từ các kích thước trên ta có thể xác định các đặc tính cơ bản của tiết diện ngang. Diện tích tiết diện : Thanh biên trên : F1 = B0.δ1 = 250.8 = 2000mm2. Thanh biên dưới : F2 = B0.δ2=250.6 = 1500mm2. Thanh đứng: F3 = 2. H1.δ3 = 2.486.6 = 5832mm2. Tổng diện tích: F= 9332mm2. Trong đó :H1 chiều cao thanh đứng. H1 = H-(δ1+δ2) = 500-14 =486mm. Mômen tĩnh của tiết diện đối với trục x1-x1 Thanh biên trên: S1 = F1(H- = 2000(500-4) = 992000mm3. Thanh biên dưới: S2 = F2 = 1500.3 = 4500mm3. Thanh đứng: S3 = F3() = 5832(243 +6) = 1452168mm3. tổng mômen tĩnh : S = 2448668mm3. Toạ độ trọng tâm của tiết diện đối trục x1-x1: Mômen quán tính của tiết diện đối với trục x-x: Thanh biên trên : Thanh biên dưới : Thanh đứng : Vậy tổng diện tích quán tính Jx = 309,6.107mm4. Đối với lớp kim loại ngoài cùng của thanh biên dưới : . Mômen quán tính trục y-y: Thanh biên trên: Thanh biên dưới : Jy2= 7,8.107mm4. Thanh đứng : Vậy tổng diện tích quán tính :Jy = 17,36.107mm4. Mômen chống uốn đối với trục y-y: . 4.2.1.Ứng suất ở tiết diện giữa của dầm chính : xác định ứng suất ở tiết diện dầm chính do trọng lượng của xe lăn cách tiết diện giữa của dầm một đoạn a/2 trong đó a là khoảng cách từ hợp lực đến bánh xe chịu tải lớn nằm bên trái. Ta có trị số ứng suất lớn nhất. R'A=27500 RA=58100 P'D=48760 P'C=31938 pqt=344 P'qt=3529 q=6875 R'B R RB Hình 4.2 Sơ đồ xác định ứng suất ở giữa của dầm chính phản lực A dưới tác dụng của trọng lượng xe lăn và vật nâng. (hình a) Mômen uốn : . phản lực tựa A dưới tác dụng của trọng lượng dầm và các cơ cấu (Hình.4.2) . Mômen uốn : Mômen uốn tổng : M1u = M’1u+M”1u = 218456 + 54802 =1273258Nm =127,3.107 Nmm Ứng suất dưới tác dụng của các tải trọng: . Ứng suất uốn cho phép đối với chế độ làm việc trung bình lấy theo bảng 5-2[1] [δ]1 = 160N/mm2. Mômen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng : . lực quán tính này đặt ở đầu ray và tạo thành mômen xoắn phụ, do Momen này nhỏ nên trong thực tế có thể bỏ qua. Mômen uốn do lực quán tính của trọng lượng bản thân dầm gây ra : . Mômen uốn tổng cộng: M2u = M’2u+M”2u = 7058 + 2752 = 9810Nm. Hình 4.3 sơ đồ xác định tải trọng do lực quán tính tác dụng lên dầm chính Ứng suất uốn phụ : . Mômen uốn do lực quán tính dọc khi phanh xe lăn : h1=552 M3u = Pqt’. h1 = 3529. 0,552 = 1948Nm. Ứng suất phụ do mômen gây ra : . Ứng suất tổng ở tiết diện đang xét dưới tác dụng của tải trọng chính và phụ. δu = δ1u+δ2u+δ3u = 106+1,22+1,62 = 108,88/mm2. Ứng suất uốn cho phép theo bảng 5-2[1] [δ]2 = 180N/mm2 > δu độ võng của dầm dưới tác dụng của xe lăn và vật nâng : . Trong đó :E=2, 1. 105N/mm2 modun đàn hồi của thép CT3 Độ võng cho phép : [f]=>1,15mm. Hình 4.3 phân bố thanh dầm trên dầm chính Hình 4.4 sơ đồ kiểm tra ổn định của thành dầm chính Để bảo đảm độ ổn định cục bộ của thanh đứng dầm ta hàn những tấm thép theo chiều cao dầm. khoảng cách giữa các dầm thép đó lấy bằng l =1000mm. Ứng suất tới hạn của tấm : Hệ số an toàn ổn định của tấm chính: Đối với phối hợp tải trọng thứ 1: Đối với phối hợp tải trọng thứ 2 : hệ số an toàn nhỏ nhất cho phép :[k1]=1, 3 và [k2]=1, 1 Vậy tiết diện giữa của dầm chính đạt yêu cầu. 4.2.3.Tính tiết diện gối tựa của dầm dầm chính: Tiết diện này được tính theo lực cắt lớn nhất khi xe lăn ở sát gối tựa và mômen uốn do trọng lượng của cơ cấu di động cầu trục gây ra. Lực lớn nhất Ta có : . Mômen tĩnh của tiết diện trên đối với trục x-x (hình 4.1) : Ứng suất cắt khi J = Jx. Mômen xoắn do cơ cấu di chuyển gây ra: . Ứng suất tiếp : . Trong đó : F = 256.224 = 9332mm2. Diện tích hình chữ nhật được giới hạn bằng các trục đi qua đường tâm của các thanh và thanh đứng. tổng ứng suất cắt : t = τ’+τ” = 8,6+31,6 = 40,2N/mm2. Ứng suất cắt cho phép trong trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất : [τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm2 > τ. độ ổn định của thành dầm chính ở đoạn cuối được kiểm tra theo ứng suất tiếp. Khoảng cách giữa hai thanh giằng a = 500mm. trị số ứng suất tiếp được xác định theo công thức : Hệ số an toàn ổn định : . hệ số an toàn ổn định cho phép theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất độ ổn định của thanh theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai. [k1]=1,3<k1=3,6 Vì trị số của các tải trọng phụ nhỏ nên ở đây không cần 4.2.4. Tính độ bền của ray dưới xe lăn : Dưới xe lăn ta đặt ray loại KP-70 theo ЃOCT 4121-62 Ray được kẹp chặt trên của dầm nhờ các tấm kẹp, do đó ta có thể thay ray dễ dàng khi sữa chữa. Để giảm ứng suất trong ray và trong thanh biên trên của dầm chính người ta hàn thêm các thanh thép phụ (4.3) chiều cao các thanh thép phụ bằng : . Trong đó: H = 500mm. chiều cao dầm. khoảng cách lớn nhất giữa hai thanh giằng a = 500mm. Mômen uốn khi bánh xe lăn nằm giữa hai thanh giằng có kể đến độ cứng của ray và thanh biên trên. Mômen chống uốn của ray đối với trục x-x: Wx = 1,2.107 mm3 Ứng suất uốn trong ray : . Ứng suất uốn trong ray :[δ]u = 160N/mm2,lấy theo bảng 5-2[1]. vậy ray đạt yêu cầu. 4.2.5 tính mối ghép hàn : Các thanh biên và thanh đứng được ghép lại bằng các mối hàn chồng. chiều cao miệng hàn lấy bằng h = 10mm. Tính mối hàn giữa thanh biên trên và thành đứng. Lực tác dụng lên đơn vị chiều dài mối hàn xác định như sau : . Trong đó: Qn = 98366 N - Lực cắt lớn nhất. Jx = 309,6.107mm4 – mômen quán tính của cả tiết diện đối với trục. Sx – Mômen tĩnh của thanh biên trên đối với trục x-x vậy : . Để đảm bảo độ bền của mối hàn không kém hơn độ bền của các chi tiết hàn bằng thép CT3 có σb = 380N/mm2 ta dung loại que hàn Э-42 có độ bền σb = 420N/mm2. Ứng suất cho phép của mối hàn dưới tác dụng của tải trọng chính : [τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm2. chiều dài của các mối hàn cần thiết trên một mét chiều dài dầm gối tựa hàn. . Cách hàn: vì hộpcó tính đối xứng và dài nên khi hàn cần chú ý hàn đối xứng và hàn phân đoạn. chiều dài của mối hàn là 50mm, khoảng cách giữa các mối hàn 60mm Phản lực ở gối tựa A do trọng lượng xe lăn và vật nâng gây ra : Mômen uốn do tải trọng này gây ra ở tiết diện đang xét : M’u = R’A.l2 = 55533.2000 = 111066000Nmm. Mômen uốn do tải trọng phân bố đều gây ra ở tiết diện đang xét : . Tổng mômen uốn ở tiết diện đang xét : Mu= M’u + M''u = 111066000 + 41250000 = 152316000Nmm. Mômen chống uốn của tiết diện : . Ưng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính : . Ứng suất cho phép lớn nhất trong trường hợp này là: [σ]1 = 0,9.[σ] = 0,9.160 = 144N/mm2. phản lực tựa A dưới tác dụng của các lực quán tính ngang của xe lăn với vật nâng. trong đó: a = 0,48m - khoảng cách từ trục bánh xe D đến trọng tâm xe lăn. Mômen uốn do lực quán tính ngang gây ra : M’u = R’A.l2 = 2435.2000 = 4870000Nm. phản lực tựa A do lực quán tính dầm : . Mômen uốn do pqt gây ra : Tổng mômen uốn: Mu = 4870000 + 20688000 = 25558000Nm. Mômen chống uốn của tiết diện đối với lớp ngoài cùng của mối hàn: . trong đó : B = 250 -khoảng cách giữa hai thanh đứng. δ = 6mm -chiều dày thành đứng. Ứng suất uốn trong thành đứng : Mômen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng tác dụng theo dầm : M”u = P”qt.h1 = 6043.200 = 1208600Nmm. Ứng suất do mômen uốn sinh ra : Ứng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính và tải trọng phụ : δt = δ+δ’u+δ”u = 6+10,9+1 = 17,9N/mm2. Ứng suất cho phép lớn nhất theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai : [δ]u=0,9.[δ]2=0,9.180=162N/mm2>δt thỏa mãn điều kiện. 4.3.Tính dầm cuối: Dầm cuối chế tạo bằng thép CT3 và có dạng hình hộp. Dầm cuối dưới tác dụng của tải trọng chính khi xe lăn có vật nâng nằm ở sát nó nhất. Áp lực dầm chính: -Về phía cơ cấu di động: P1 = Qn = 98366 N -Về phía dàm cấp điện: P2 = 86700N Phản lực tác dụng lên gối tựa phải của dầm cuối RC = Phản lực tác dụng lên gối tựa tái RD = P1 + P2 - RC = 98366 +86700 – 98422 = 86644N Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện I-I MU = RC.l1 = 98422.700 = 68895400Nmm Mômen chống uốn tại tiêt diện Wx = 1510000mm2 Ứng suất dưới tác dụng của tải trọng chính Ứng suất cho phép [] = 160N/mm2 tra bảng 5-2[1] Để đảm bảo cho dầm cuối đủ đụ cứng, ứng suất uốn cho phép ở đây nên lấy không lớn hơn 80 ÷ 100 N/mm2 Khi tính dầm cuối theo trường hợp phối hợp tải trọng ta tính ứng suất theo lực quán tính lớn nhất có thể Lực quán tính ở bánh xe dẫn bên phải của cầu khi phanh xe lăn ở sát gối tựa Trong đó: RB- tải trọng tác dụng lên bánh xe B RB = = = Trong đó: q’= 2900N/mm- trong lương phân bố theo chiều dài dầm chính phía bên dàm cấp điện Pd = Q. Pbd = Tải trọng phụ trên dầm do lực P gây ra Trong đó: A = 3000mm - khoảng cách trục các bánh xe cầu Mômen uốn do tải trọng này tác dụng: Mômen chống uốn của tiết diện đối với trục thẳng đứng Wy = 945000mm3 Ứng suất uốn Tải trọng ngang trên dầm khi phanh xe lăn Phản luạc gối tựa D do các tải trọng này gây ra Mổen uốn ở tiết diện I-I Mu = Ứng suất uốn Ứng suất uốn phụ do mômen quán tính gây ra Ứng suất uốn tổng tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai Ứng suất cho phép tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng tải trọng Như vậy dầm đủ bền 4.4.Tính dầm đặt ray di chuyển cầu. Tải trọng: Q = 100000 N Trọng lượng xe lăn kể cả cơ cấu nâng: Go = 40000 N Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: Gc = 123000 N Giã sử xe lăn ở vị trí đầu cầu, và cầu ở giữa dầm, thì dầm chịu lực tác dụng lớn nhất vậy ta lất tại vị trí đó để tính tiết diện dầm (Hình 4.4) Ta chọn vật liệu là CT35, Ứng suất cho phép: Tổng tải trọng tác dụng lên dầm: Hình: 4.4. Sơ đồ tính dầm đặt ray Ta có: Trị số ứng suất lớn nhất trên mặt cắt : Như vậy mômen chống uốn của dầm là: Tra bảng phụ lục trang 155 ta có: Chọn thép chữ I có số hiệu mặt cắt 45 vớ các thông số sau: h = 450 mm ; b = 160 mm; d = 8,6 mm ; t = 14,2 mm; R = 16 mm ; r = 7 mm ; PhầnV: Hướng dẫn an toàn và sữ dụng máy 5.1 An toàn trong sử dụng máy . Trong thực tế tần suất xảy ra tay nạn trong sử dụng máy nâng là lớn hơn rất nhiều so với các loại máy khác .Do vậy vấn đề an toàn trong sử dụng máy nâng là vấn đề quan trọng được đặt lên hàng đầu. Với cổng trục lăn do có nhiều bộ phận máy lắp với nhau và được đặt trên cao do vậy cần phải thường xuyên kiểm tra để kịp thời phát hiện những hư hỏng như lỏng các mối ghép ,rạn nứt tại các mối hàn do thời gian sử dụng lâu ….. Đối với các chi tiết máy chuyển động như bánh xe ,trục quay phải có vỏ bọc an toàn nhằm ngăn những mảnh vỡ văng ra nếu có sự cố khi chi tiết máy hoạt động Toàn bộ hệ thống điện trong máy phải được nối đất Với các động cơ đều có phanh hãm tuy nhiên phải kiểm tra phanh thường xuyên không để xảy ra hiện tượng kẹt phanh gây nguy hiểm khi sử dụng . Tất cả những người điều khiển máy làm việc hay phục vụ máy trong phạm vi làm việc của máy đều phải học tập các quy định về an toàn lao động có làm bài kiểm tra và phải đạt kết quả . Trong khi máy làm việc công nhân không được đứng trên vật nâng hoặc bộ phận mang để di chuyển cùng với vật cùng như không được dùng dưới vật nâng đang di chuyển . Đối với máy không không hoạt động thường xuyên (nhiều ngày không sử dụng )khi đưa vào sử dụng phải kiểm tra toàn bộ kết cấu máy .Để kiểm tra tiến hành thử máy với hai bước là thử tĩnh và thử động . Bước thữ tĩnh :treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,25 lần trọng lượng nâng danh nghĩa của cầu trục thiết kế và để trong thời gian từ 10 đến 20 phút . Theo dõi biến dạng của toàn bộ các cơ cấu máy .Nếu không có sự cố gì xảy ra thì tiếp tục tiến hành thử động . Bước thử động :Treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,1 trọng lượng nâng danh nghĩa sau đó tiến hành mở máy nâng ,di chuyển ,hạ vật ,mở máy đột ngột , phanh đột ngột .Nếu không có sự cố xảy ra thì đưa máy vào hoạt động . Trong công tác an toàn sử dụng cổng trục người quản lý có thể cho lắp thêm các thiết bị an toàn nhằm hạn chế tối đa tai nạn xảy ra cho công nhân khi làm việc . Một số thiết bị an toàn có thể sử dụng đó là : Sử dụng các công tắc đặt trên những vị trí cuối hành trình của xe lăn hay cơ cấu di chuyển cổng trục .Các công tắc này được nối với các thiết bị đèn hoặc âm thanh báo hiệu nhằm báo cho người sử dụng biết để dừng máy .Đồng thời củng có thể nối trực tiếp với hệ thống điều khiển để tự động ngắt thiết bị khi có sự cố xảy ra . Như vậy để hạn chế tối đa tai nạn xảy ra đòi hỏi người công nhân sử dụng máy phải có ý thức chấp hành nghiêm túc những yêu cầu đã nêu trên. 5.2 Hướng dẫn sử dụng máy . Như đã nêu ở phần trên vấn đề an toàn trong sử dụng cổng trục lăn là hết sức quan trọng .Để đảm bảo an toàn trong việc vận hành cổng trục yêu cầu đối với người sử dụng ngoài việc chấp hành đầy đủ các quy định về an toàn lao động còn phải nắm vững được nguyên tắc hoạt động và cách điều khiển máy .Trong mục này sẽ trình bày một cách cụ thể về hệ thống điều khiển . Các cơ cấu của máy trục hoạt động trong điều kiện chịu tải rất lớn .Chế độ quá độ xảy ra nhanh khi mở máy và tần số đóng ngắt lớn . Để đảm bảo an toàn trong sử dụng máy yêu cầu hệ thống điều khiển phải đáp ứng được yêu cầu : -Sơ đồ của hệ thống điều khiển đơn giản . -Các phân tử chấp hành trong hệ và có độ tin cậy cao và thuận lợi trong việc thay thế và sữa chữa . -Sơ đồ điều khiển đơn giản . -Trong sơ đồ điều khiển phải có mạch bảo vệ quá tải và ngắn mạch . -Có các công tắc hành trình hạn chế hành trình tiến ,lui cho các cơ cấu di chuyển xe lăn ,cổng lăn .Hạn chế hành trình lên của cơ cấu nâng hạ vật Sơ đồ hệ thống điều khiển cổng trục được trình bày ở sơ đồ dưới đây: Ký hiệu : -A :Aptomat dùng để bảo vệ ngắn mạch -1cc,2cc : Cầu chì. -D1: Động cơ nâng ,hạ vật . -D2:Động cơ di chuyển cổng trục . -D3:Động cơ di chuyển xe lăn . -P1:Phanh hãm cơ cấu nâng hạ vật . -P2: Phanh hãm cơ cấu di chuyển cổng trục lăn . -P3: Phanh hãm cơ cấu di chuyển xe lăn. -Ai: Các nút ấn . -Bi: Các công tắc hành trình. -Ki: Các công tắc tơ . Để vận hành cổng trục đóng aptomatA .Lúc này chưa có động cơ nào hoạt động .Muốn các cơ cấu hoạt động tiến hành ấn các nút ấn . -Ấn nút A1 : Cơ cấu nâng hoạt động nâng vật lên. -Ấn nút A2: Cơ cấu nâng hoạt động hạ vật xuống . - Ấn nút A3:Cổng lăn di chuyển qua phải. -Ấn nút A4:Cổng lăn di chuyển qua trái. -Ấn nút A5:Xe lăn chuyển động tới . -Ấn nút A6:Xe lăn chuyển động lùi . Hình 5.2 Sơ đồ hệ thống điều khiển cầu trục lăn Điều khiển xe lăn hoạt động . Khi ấn nút A5 ,nếu lúc này xe lăn đang ở cuối hành trình tới (B5 bị tác động ) Hoàng ấn nút A6 đang đóng (xe lăn đang lùi) khi đó công tắc tơ K5 không có điện.Do vậy tiếp điểm K5 trên mạch chính không đóng.Điều này lằm khống chế hành trình của xe lăn và tránh trường hợp động cơ xe lăn được cấp điện để quay hai chiều ngược nhau . giả sử xe lăn không ở cuối hành trình và nút ấn A6 không bị tác động thì khi ta ấn nút A5 công tắc tơ K5 có điện ,tiếp điểm K5 trên mạch chính đóng. Động cơ D3 và phanh P3 được cấp điện .Lúc này phanh đã mở(do phanh sử dụng là phanh thường đóng )và xe lăn chuyển động tới .Nếu thôi không ấn A5 xe lăn sẽ ngừng lại. Ngược lại xe lăn sẽ chuyển động đến khi nào chạm công tắc hành trình hạn chế hành trình tới B5 của xe thì dừng lại . Khi xe lăn đang chuyển động nếu ấn nút A6 động cơ vẫn không bị ngắn mạch do tiếp điểm thường kín K5 bị tác động đã ngắt điện vào công tắc tơ K6 Do vậy xe lăn làm việc an toàn . Các động cơ còn lại của hệ thống cũng điều kiển như động cơ D3 ở trên PHỤ LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]-Tính toán máy trục -Huỳnh Văn Hoàng - NXB khoa học kỷ thuật-1975 [2]- Máy và thiết bị nâng chuyển -TS.Trương Quốc Thành - NXB khoa học kỷ thuật-2000 [3]-Máy nâng chuyển - -Phạm Phủ Lý -NXB Đà Nẵng-1991 [4]-Máy Nâng Chuyển và Thiết Và Thiết Bị Cửa Van -TS.Nguyễn Đăng Cường -NXB Xây Dựng -2003 [5]-Chi Tiết Máy T1,2 -GS.TS.Nguyễn Trọng Hiệp -NXBGD-1999 [6]-Thiết Kế Chi Tiết Máy -GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp -NXBGD -1998 [7]-Sức Bền Vật Liệu -Bùi Trọng Lưu -NXBGD-2001 [8]-Dung sai Và Lắp Ghép -PGS.TS. Ninh Đức Tốn -NXBGD -2001