Cần trục chân đế dạng cổng kiểu mâm quay với sức nâng Q=30Tf - P2

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Cần trục chân đế dạng cổng kiểu mâm quay với sức nâng Q=30Tf - P2

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU THAY ĐỔI TẦM

VỚI2.1 SƠ ĐỒ HÌNH HỌC :

Hình 2 1 : Thay đổi tầm với bằng cách nâng,hạ cần.

1-sàn đỡ; 2- cơ cấu thay đổi tầm với; - đối trọng; 4- giằng; 5- vòi; 6- động cơ xoay móc; 7- cần; 8- puly đầu cần; 9- móc chính (30 t); 10- móc phụ (7 t); 11- giá chữ A; 12- cabin điều khiển.

4 5

6

3 2

1

2.2 SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG.

Hình 2.2 :1-Phanh; 2- khớp nối;

3 - động cơ điện; 4- thanh răng;

5- bánh răng; 6- hộp giảm tốc

Chức năng của cơ cấu này là đảm bảo sự dịch chuyển của cần lên xuống với sự hỗ trợ của bộ truyền thanh răng – bánh răng được truyền động trực tiếp qua trục quay chậm của hộp giảm tốc Thanh răng được nối trực tiếp với cần Bên cạnh các bộ phận trong cơ cấu thay đổi tầm với còn có các bộ phận khác như khớp nối có gắn bánh phanh của phanh trống Ơû cơ cấu này ta bố trí 2 phanh tại 2 đầu trục quay nhanh của hộp giảm tốc để tăng tính an toàn của cơ cấu Cụm truyền động thanh răng – bánh răng có các con lăn tỳ để ép chặt chúng vào nhau, bên cạnh đó còn có các hạn vị tầm với ngắn nhất và xa nhất

2.3 XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC HỆ CẦN

Gọi : Lc : chiều dài cần

Lg : chiều dài giằng

Lv’ : chiều dài đầu vòi

Lv’’ : chiều dài đuôi vòi

2.3.1 Xác định kích thước chiều dài cần và đầu vòi.

Vẽ cần ở 2 vị trí ứng với góc nghiêng ϕmin và ϕmax Kích thước hệ cần khi thiết kế phải thỏa mãn :

H ≥ [Hmax]

R ≥ [Rmax]

Rmin ≤ [Rmin]Theo kinh nghiệm, thường lấy ϕmin ≥ 300 ,

ϕmax ≤ 800

Ta chọn ϕmin = 400 , ϕmax = 800

Hình 2.4 : Cần ở vị trí tầm với

nhỏ nhất và lớn nhất.

• Với ϕmin : vòi hợp với phương ngang 1 góc γ3 = 100 ÷ 250 chọn γ3 = 200

• Với ϕmax : vòi hợp với phương thẳng đứng 2 góc γ1 , γ2 :

γ1 = 50 ÷ 100 chọn γ1 = 80

γ2 = 50 ÷ 100 chọn γ2 = 100

Đặt K =Lv' Lc hệ số tỉ lệ

 Cần ở vị trí 1 ( ϕmin ) :

) cos (cos

cos cos

) sin (sin

sin sin

3 min

3 ' min max

3 min

3 ' min

γ ϕ

γ ϕ

γ ϕ

γ ϕ

K L

L L

R

K L

L L

H

c v

c

c v

c

+

= +

Ta cân bằng H ở 2 vị trí ϕmin và ϕmax :

Sinϕmin – Ksinγ3 = cos γ1 - Kcos γ2

⇒ K =

3 2

min

sin cos

sin cos 1

γ γ

ϕ γ

−

−

0 0

20 sin 10

cos

40 sin 8

cos

−

−

K = 0,54Thay vào Rmax = 30 m :

Rmax = Lc (cos ϕmin + Kcos γ3)

⇒ Lc =

3 min

max

cos cos ϕ K γ

R

+

2.3.2 Xác định kích thước chiều dài đuôi vòi và giằng.

a> Chiều dài đuôi vòi được xác định theo công thức kinh nghiệm :

Lv’’ = (0,3÷0,6)Lv’ = 4,06 (m)Vậy tổng chiều dài của vòi :

Lv = Lv’ + Lv’’ = 16,56 (m)

b> xác định chiều dài giằng:

vẽ cần ở 3 vị trí ϕmin ,ϕmax , ϕtb

gọi C1, C2,C3 là các điểm đầu vòi ở các vị trí ϕmax, ϕmin,ϕtb vị trí ϕtb ứng với :

C1C3= (0,2÷0,3) C1C2

Hình 2.5 : Xác định kích thước chiều dài giằng

Từ 3 vị trí đầu cần D1, D2, D3 kéo dài đuôi vòi về sau 1 đoạn = a Điểm mút cuối tương ứng là E1, E2, E3 Các điểm này cùng nằm trên 1 đường tròn có tâm là chốt đuôi giằng có bán kính chính bằng đoạn từ chốt đuôi giằng đến đuôi vòi Để xác định bán kính này, ta vẽ các đường trung trực E1E2, E2E3 giao điểm chính là chốt đuôi giằng Khoảng cách từ chốt đuôi giằng đến đuôi vòi là chiều dài giằng

Từ phép dựng hình, ta xác định được Lg = 19,38 (m)

2.4 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ THAY ĐỔI MOMEN CẦN THEO TẦM VỚI.

a b

Khi cần trục làm việc, hệ cần của cần trục phải nằm ở các vị trí khác nhau,

do đó khoảng cách từ trọng tâm của nó tới chốt đuôi cần cũng thay đổi Và sự thay đổi này dẫn đến sự thay đổi momen của hệ cần đối với chốt đuôi cần

Để xây dựng đồ thị thay đổi momen của hệ cần thay đổi theo tầm với, ta xét

ở một số vị trí khác nhau của cần Chọn vị trí tầm với của cần dựa vào hoạ đồ vị trí, ta tính được Mc ở các vị trí tần với khác nhau

Ơû cần trục thiết kế, trọng lượng thiết bị cần và trọng lượng đối trọng được bố trí như hình vẽ:

Hình 2.6: Sơ đồ phân tích lực trên hệ cần.

Để cân bằng thì trọng lượng đối trọng Gđ phải cân bằng với trọng lượng thiết

bị cần, đối trọng này được bố trí thông qua hệ tay đòn đối trọng

Gọi Gc : trọng lượng thiết bị cần

Gx : trọng lượng thiết bị vòi

Gv = Gv’ + Gv’’

 Gv’ : đặt tại điểm đầu cần

 Gv’’ : đặt tại điểm đầu vòi

Gg : trong lượng giằng

2Gg = Gg + Gg

 Gg : đặt tại điểm đầu giằng

 Gg : đặt tại điểm đuôi giằng

Lực Gg đặt tại điểm đuôi giằng nên không gây momen đối với chốt đuôi cần Còn lực Ggđặt tại điểm đầu giằng lại được phân tích thành 2 lực, một lực đặt tại điểm đầu vòi (Gg’’) và một lực đặt tại đầu cần (Gg’) :

Trong quá trình thay đổi tầm với, trọng luợng thiết bị cần sẽ gây ra 1 momen đối với chốt đuôi cần A:

Mc(A) = Gc.Lc + (Gg’ + Gv’).Lx ± N.fGọi X1 : khoảng cách theo phương thẳng đứng từ đuôi vòi đến điểm đầu cần

X2 : khoảng cách theo phương thẳng đứng từ đầu vòi đến điểm đầu cần

X3 : khoảng cách từ điểm đầu cần đến thanh giằng

Dựa vào hoạ đồ vị trí ta xác định được các cánh tay đòn và các phương trình cân bằng momen ta tính được các lực Gv’, Gv’’, Gg’, Gg’’, R, K, N

Giá trị Mc luôn thay đổi từ Rmin ÷ Rmax Xác định Mc tại 6 vị trí khi cần nghiêng từ ϕmax = 800 ÷ ϕmin = 400

Lập hoạ đồ vị trí cho cần ứng với các góc nghiêng của cần, ta có bảng giá trị sau:

Bảng2.1 Bảng xác định giá trị M c

Hình 2.7: Đồ thị thay đổi momen hệ cần theo tầm với

2.5 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ MOMEN ĐỐI TRỌNG THEO TẦM VỚI

Trọng lượng của đối trọng đối với vị trí trung bình từ điều kiện cân bằng momen của cần và momen đối trọng:

02 , 2 104706

.

a l

b Mc

Vẽ hoạ đồ vị trí cần ở các vị trí tương ứng từ Rmin ÷ Rmax sao cho tại vị trí trung gian có Mc = Mđ

Hình 2.8: hoạ đồ vị trí hệ tay đòn đối trọng Bảng 2.2 Bảng xác định giá trị M đ

Hình 2.9: Đồ thị thay đổi momen đối trọng theo tầm với

2.6 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ KHÔNG CÂN BẰNG CẦN.

Gọi ∆M: Momen mất cân bằng do trọng luợng thiết bị cần và đối trọng

∆M = Mc – Mđ

Ta có ∆M ở 6 vị trí với các giá trị được tính cho trong bảng sau:

Bảng 2.3 Bảng xác định giá trị ∆M

Dựa vào kết quả đã tính toán, ta vẽ các đồ thị momen không cân bằng cần:

Hình 2.10: Đồ thị momen không cân bằng cần.

2.7 XÂY DỰNG QUỸ ĐẠO CHUYỂN ĐỘNG CỦA HÀNG.

Quỹ đạo chuyển động của hàng cũng chính là quỹ đạo chuyển động ngang của điểm đầu vòi Cần trục thiết kế là cần cân bằng dùng vòi Khi thay đổi tầm với, hàng không di chuyển tuyệt đối theo phương ngang mà có độ nhấp nhô Ta xác định quỹ đạo chuyển động ngang của hàng dựa vào hoạ đồ vị trí căn cứ vào

Hình 2.11 :Quỹ đạo chuyển động ngang điểm đầu vòi.

2.8 XÂY DỰNG BIỂU ĐỒ MOMEN MẤT CÂN BẰNG DO HÀNG.

Xác định biểu đồ quỹ đạo chuyển động của hàng Biểu đồ này dựa vào họa đồ

vị trí của cần xác định được độ nhấp nhô của hàng so với phương ngang y

Momen mất cân bằng do hàng được xác định:

MA = Q d dyϕ

* cách vi phân đồ thị :

- Dựng hệ trục vi phân dưới dạng hệ trục nguyên hàm Y(ϕ)

- Chọn cực vi phân đồ thị H (OH = 1 đơn vị)

- Chia đều trục hoành

- Từ các điểm chia cắt đường cong nguyên hàm ta kẻ các tiếp tuyến với đường cong Y(ϕ)

- Từ cực H kẻ các đường song song với tiếp tuyến tương ứng cắt trục oy’ ở các điểm, từ các điểm này dóng các đường song song trục hoành cắt các đường thẳng đứng tại các điểm vi phân cần tìm

Ta có đồ thị vi phân :

Bảng 3.5 Bảng xác định giá trị MA

2.9 TÍNH TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN THANH RĂNG.

Gọi Fw là tổng lực tác dụng lên thanh răng trong quá trình thay đổi tầm vơi:

Fw = F1 + F2 + F3 + F4 + F5 + F6

Trong đó:

• F1 : lực trong thanh răng do momen mất cân bằng của hàng

• F2 : lực trong thanh răng do momen mất cân bằng cần và đối trọng

• F3 : lực trong thanh răng do tải trọng gió tác dụng lên cần và vòi

• F4 : lực trong thanh răng do tải trọng ngang khi cáp nâng hàng nghiêng một góc so với phương thẳng đứng

• F5 : lực li tâm của khối lượng cần, vòi, đối trọng, thanh giằng khi cần trục quay

• F6 : Lực masat trong các khớp của thiết bị cần và tổn thất trong các puly khi cáp nâng lăn qua các puly

MA : Momen mất cân bằng của hàng KGm

∆M : Momen mất cân bằng do trọng lượng thiết bị cần và đối trọng KGm

rn : khoảng cách từ thanh răng tới chốt đuôi cần m

Bảng 2.6 Bảng xác định giá trị F1, F2

c : hệ số khí động học , c = 1,4 ( bảng 1.7 [1] ).

η : hệ số quá tải, tính theo phương pháp ứng suất cho phép η =1

β : hệ số động lực, β = 1

Fc : diện tích chắn gió của cần, chọn sơ bộ Fc =30 m2

Fv : diện tích chắn gió của vòi, chọn sơ bộ Fv =5 m2

Pgv = Pv.Fv.sinγ

α, γ : góc hợp bởi cần và vòi với phương ngang

Tính một cách gần đúng, ta coi áp lực gió tác dụng lên vòi đặt tại trọng tâm vòi, và để dễ tính toán, ta coi trọng tâm vòi đặt tại điểm liên kết giữa cần và vòi

Lập hoạ đồ vị trí cho cần ở 5 vị trí, ta có giá trị tính toán được cho trong bảng sau:

Bảng 2.7 Bảng xác định giá trị F3

Gọi T là lực theo phương ngang do cáp nâng trọng lượng hàng Q nghiêng góc α

so với phương thẳng đứng gây ra Ta có :

Hình 2.13: Lực theo phương ngang tác dụng lên hệ cần

Lấy momen đối với điểm đầu cần D :

M/D = T.a –P.x = 0

x

a T.

Momen của T và P đối với chốt đuôi cần A :

Hình 2.14 :Xác định vận tốc hệ cần

Xây dựng biểu đồ vận tốc thay đổi tầm với của điểm đầu vòi: Tốc độ thay đổi tầm với của cần chính là vận tốc nằm ngang tại điểm C Tại mỗi vị trí của cần này có giá trị khác nhau và có ý nghĩa là vận tốc tức thời

Chọn sơ bộ vận tốc thanh răng là VF = 8 m/p

Có VI = VF + VIF

VI : phương vuông góc trục cần

VIF : vận tốc của điểm I quay quanh F, phưong vuông góc với thanh răng Từ họa đồ vị trí ta xác định được VI và VF

Xác định vận tốc điểm B do cùng thanh cứng

23 = VI

Xác định VC = VB +VCB

Biết VB và phương vuông với trục cần

VCB : phương vuông trục vòi

VC : phương ngang

Từ hoạ đồ vị trí ta xác định được độ lớn VC và VCB

Xác định VC cho 6 vị trí ,chọn µ = 1 m / mm p

Sau khi xác định được vận tốc dịch ngang của điểm đầu vòi ta lập thành bảng và vẽ đồ thị thay đổi vận tốc điểm đầu vòi theo tầm với ( góc nghiêng cần) rồi xác định thời gian cần thiết để thay đổi tầm với

Thời gian cần thiết để thay đổi tầm với từ ϕmax ÷ ϕmin : ∑ti

Với :

tbi

i V

i Si

t = ÷( +1)

Trong đó : Si÷(i+1) : quãng đường thay đổi tầm với tính theo phương ngang từ vị

trí i tới vi trí (i+1) Bảng 2.11

V : vận tốc thay đổi tầm trung bình giữa 2 vị trí đang khảo sát

Vậy ∑ti = 28 (s)Gọi V : vận tốc chuyển động tịnh tiến của thanh răng (m/s)

S : hành trình của thanh răng, xác định nhờ vào tầm với lớn nhất và nhỏ nhất của cần S = 2,9 (m)

V = ∑t i

S

= 228,9 = 0,104 (m/s) = 6,24 (m/p) Như vậy vận tốc thanh răng tính toán gần đúng với giả thiết ban đầu

2.11 TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Sau 1 thời gian cần thay đổi tầm với từ Rmin ÷ Rmax thì lực bình phương trung bình trong thanh răng được tính:

) ( 5 , 35013

2 2

2 1

2 1

KG F

t

t F t F F

tb

i

tb tb

=

Công suất bình phương trung bình của động cơ được tính theo công thức:

N = 102F tb .V.η

(kw)Trong đó :

η :hiệu suất truyền động từ động cơ đến thanh răng, η = 0,867

+ηot =0,96 : hiệu suất ổ trục

η = 0.867

Vậy : N = 35013102.,05,867.0,104 = 41,2 (kw)

Đây là công suất tính toán của động cơ Công suất động cơ được chọn phải bằng hoặc lớn hơn công suất tính toán một chút Theo kataloge động cơ điện, ta chọn loại động cơ dòng 1LG4 của nhà sản xuất SIEMENS có số hiệu 1LG4 223 – 4AA

2.12 CHỌN HỘP GIẢM TỐC

Hộp giảm tốc cơ cấu được chọn dựa vào tỉ số truyền i Chọn sơ bộ đường kính bánh răng D = 220 (mm) ⇒ R = 110 (mm) =0,11 (m)

Số vòng quay trục ra hộp giảm tốc :

nr = 30π..R V =330,14.0.,0104,11= 9,03 (v/p)

Tỉ số truyền hộp giảm tốc :

03 , 9

Dựa vào tỉ số truyền I và hiệu suất truyền, ta chọn hộp giảm tốc có số hiệu K4KM11 – H - 160 của hãng FLENDER có tỉ số truyền i = 160

k = 1,75 : hệ số an toàn của phanh

Fmax = 95130 KG : lực kéo lớn nhất trên thanh răng

D = 220 mm : đường kính bánh răng

η :hiệu suất truyền động từ động cơ đến thanh răng, η = 0,867

Mp = 1,75.951302.160.0,22.0,867

Do ta bố trí sử dụng 2 phanh nên momen cần cho mỗi phanh :

2.14 CHỌN KHỚP NỐI ĐỘNG CƠ VỚI HỘP GIẢM TỐC.

Khớp nối trục được chọn dựa vào momen tính toán truyền qua khớp:

Mk = Mđm K1.K2 (1.65) [1]

K1 = 1,4 hệ số tính đến chế độ quan trọng của cơ cấu

K1 = 1,3 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu

Mđm : momen định mức truyền qua khớp

N dc =M đm.ω =M đm.30πn

1475 14 , 3

1000 30 45

1000 30

Nm n

D (mm)

d0

(mm)

l (mm)

2.15 KIỂM TRA ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Do động cơ được chọn có công xuất định mức lớn hơn công suất tính toán

Nđm = 45 (Kw) > Ntt = 41,2 (Kw)Nên không cần kiểm tra động cơ về điều kiện quá nóng Ta tiến hành kiểm tra động cơ về thời gian khởi động

Momen định mức của động cơ :

1475

45 975

n

N dm

(KGm)Momen khởi động trung bình của động cơ :

2

1 , 1 25 , 1

Mt = 2S.i D.ηTrong đó: S = 14187 (KG) – lực trên thanh răng

D = 0,22 (m) – đường kính bánh răng

i = 160 – tỉ số truyền

η = 0,867 – hiệu suất bộ truyền

⇒ Mt = 214187.160.0.0,867,22 = 11,25 (KGm)

Md = Mkđtb – Mt = 32,25 – 11,25 = 21 (KGm).

Thời gian khởi động cơ cấu thay đồi tầm với bằng cách nâng và hạ cần:

tkđ = (375.2) .. π.60.. .η

d d

qd

M n

E M

n GD

.

+ ω

+Gc = 16110 (KG) – trọng lượng cần

+Lc = 23 (m) – chiều dài cần

23 60

GDr2 = 0,447 (KGm2) – momen đà roto động cơ

GDr2 = 0,473 (KGm2) – momen đà khớp nối

δ =1,1÷1,25 – hệ số tính tới ảnh hưởng những khối lượng bộ truyền

Ta tính được :

210

1 30000 10

6

04 , 0 23

2.16 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CUỐI.

2.16.1 Chọn vật liệu làm thanh răng, bánh răng.

Do bánh răng chịu tải trọng trung bình có va đập, làm việc hai chiều nên ta chọn vật liệu chế tạo là thép thường hoá 50, thanh răng là thép thường hoá 45

Chi tiết Thép thường

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kì tương đương của bánh răng

Mi, ni, Ti – momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

u = 1 – số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay một vòng

n : số vòng quay của trục trong 1 phút, n=9,03 (v/p)

tc : thời gian làm việc trong 1 ca ; tc =6 (h)

T : tổng thời gian làm việc

T = Na Nn Ca.tc

Na : số năm làm việc, Na = 40 năm

Nn : số ngày làm việc trong 1 năm, Nn =270 ngày

Nc : số ca làm việc trong 1 ngày ; Nc = 2 ca

-> T = 40.270.2.6 = 129600 ( giờ )

- Vậy số chu kì tương đương:

7

3 3

1

3

1 2

3 1

10 0897 , 4

.

129600

03 , 9 1







 +

c c

i i td

N

t

t M

M t

t M

M t

t M

M N

Vậy Ntđ > N0 = 107 Do đó hệ số chu kì ứng suất k’

N = 1Ưùng suất tiếp xúc của bánh răng :

[σ]tx1 = 2,6.175 = 455 N/mm2 Ưùng suất tiếp xúc của thanh răng :

[σ]tx2 = 2,6.180 = 468 N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là : [σ]tx2 = 455 N/mm2

b) Ứng suất uốn cho phép

Giới hạn mỏi uốn của :

thép 45 : σ-1 = 0,43.600 =258 N/mm2

thép 50 : σ-1 = 0,43.640 =2275,2 N/mm2

hệ số an toàn n = 1,5

hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ =1,8

Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động nên dùng công thức (3-5) [2] để tính ứng suất uốn cho phép:

Ưùng suất uốn cho phép của bánh răng :

[σ]u1 = 163 , 08

8 , 1 5 , 1

2 , 275 6 , 1

6 ,

1 1

=

=

− σ

σ

K

n N/mm2 (3.5) [2]

Ưùng suất uốn cho phép của thanh răng :

8 , 1 5 , 1

258 6 , 1

6 ,

1 1

=

=

− σ

σ

K

Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1,3

Chọn hệ số chiếu rộng bánh răng ψA = 0,5

Hành trình thanh răng S = 2900 mm

Tỉ số truyền giữa thanh răng và bánh răng : i = 1

tính khoảng cách trục A theo công thức (3-10) [2]

A ≥ (i±1) 3 2

6

.

) ].

[

10 05 , 1 (

n

N K

45 3 , 1 ) 1 455

10 05 , 1

b =ψA.A = 0,5.850 = 425 mmgóc ăn khớp α = 200

Đường kính vòng lăn :

d1 = m.Z1 = 16.20 = 320 mmĐường kính vòng đỉnh

dđ = d1 + 2m = 352 mmĐường kính vòng chân

dc = d1 - 2m = 284 mm

2.16.4 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Hệ số dạng răng (bảng 3-18) [2]

Bánh răng y1 = 0,392

Thanh răng y2 = 0,511

Kiểm nghiệm ứng suất uốn ( 3 – 34)[2] :