Cần trục chân đế dạng cổng kiểu mâm quay với sức nâng Q=30Tf - P3

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Cần trục chân đế dạng cổng kiểu mâm quay với sức nâng Q=30Tf - P3

2 3

1

5 4

M

CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN

3.1 SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG CƠ CẤU DI CHUYỂN:

1) Động cơ điện

2) Khớp nối

3) Hộp giảm tốc trục vít bánh vít

4) ổ đỡ

5) Bánh răng lớn chủ động

6) Bánh răng nhỏ bị động

7) Bánh xe

3.2 CHỌN BÁNH XE VÀ RAY:

3.2.1 Chọn kích thước bánh xe

Bánh xe có dạng hình trụ có gờ, kích thước của nó chọn theo tiêu chuẩn ΓOCT – 3569 – 60

Chọn đường kính bánh xe Db =500 mm

Đường kính ngõng trục db =(0,2 ÷ 0,25)Db = 100 mm

Theo các tải trọng nâng của cần trục Vật liệu làm bánh xe là 35XΓ

3.2.2 Tải trọng tác dụng lên bánh xe:

Bánh xe được bố trí với khẩu độ L =11,5m và cơ sở B =10,5m Bánh xe chịu tác dụng của tải trọng gồm trọng lượng của cần trục Gc =370 T và trọng lượng của hàng Q =30 T Số lượng bánh xe của cần trục gồm 24 bánh trong đó có 12 bánh dẫn động và 12 bánh bị động

Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe khi di chuyển không hàng

154167 24

3700000 24

Gc = 3700000 (N) trọng lượng cần trục

Tải trọng lớn nhất xuất hiện tại D khi cần trục mang hàng định mức ở vị trí xa

2

57 , 15 2

57 , 15









 +

×

=

∑m A Q G c P D

⇒ =− ×30,78515,57− c×7,785= −300000×30,78515,57+3700000×7,785

D

G Q

P

= 1256840 (N)

Lực tác dụng lên một bánh xe khi có hàng (ở mỗi cụm chân có 6 bánh xe) :

( )N

6

1256840

=

=

Vậy lực tác dụng lớn nhất :

Pmax = P = 209473 (N)

Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe :

Pbx = γ.kbx.Pmax = 0,98.1,2.209473 = 246340 (N)

Với : γ = 0,98 và kBX =1,2

Bánh xe được chế tạo bằng vật liệu là thép đúc 35XT được tôi để đạt độ cứng HB=300÷350

Bánh xe được kiểm tra bền theo công thức

d bx [ ]d

r b

P

σ

×

×

=190 (2-67) [3] Với : b =130mm: chiều rộng bề mặt làm việc của bánh xe

r =250mm : bánh kính bánh xe

[σ] =750 N/mm2 : ứng xuất cho phép

( / 2)

523 250 130

246340

×

×

=

⇒ σ

Vậy bánh xe thoả mãn điều kiện bền

3.2.3 Chọn ray

Căn cứ vào lực tác dụng lên bánh xe và các kích thước cơ bản của bánh

xe thì ta chọn ray theo tiêu chuẩn GOST 4121 – 96 loại ray KP 70

3.3 TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

Tổng lực cản di chuyển của cần trục do tải trọng tĩnh:

Wd = Wms +Wng +Wg (2.39) [1] Trong đó :

+ Wms : lực cản do ma sát

+ Wng : lực cản do độ nghiêng của đường

+ Wg : lực cản do tải trọng gió

 Lực cản chuyển động do ma sát

b C

ms ms

D

f d Q G k

W = .( + ) µ +2

(2.40) [1]

50

06 , 0 2 10 015 , 0 ).

30000 370000

.(

5 ,

=

Với : Gc =370000 KG trọng lượng bản thân cần trục

Db = 50 cm đường kính bánh xe

d = 10 cm đường kính ngõng trục

µ = 0,015 hệ số ma sát trong ổ lăn

f = 0,06 hệ số ma sát của bánh xe trên ray đầu lồi

 Lực cản do độ nghiêng của đường ray :

Wng = sinα.(Gc +Q)= 0,003 × 400000 = 1200 (KG) (2.41) [1] Với: sinα= 0,003 tra bảng (3-9) [4]

 Lực cản gió

Wg = q0 n c β (Fh + Fv) (2.41) [1] ⇒ Wg = 15 1,8 1,2 0,6 (18+60) = 1516,32 (KG)

Với : qo =15 KG/m2 : Aùp suất động của gió ở độ cao 10m so với mặt đất

n = 1,8 : Hệ số hiệu chỉnh tăng áp lực phụ thuộc vào độ cao so với mặt đất Tra bảng (1-6) [1]

c = 1,2 :Hệ số khí động học (bảng 1-7) [I]

β = 0,6 : Hệ số động lực

Fh =60 m2 : Diện tích chịu gió tính toán của các bộ phận của máy trục

Fv =18 m2 : Diện tích chịu gió của vật nâng

Tổng hợp lực cản tĩnh trên cần trục chân đế :

Wd = Wms +Wng +Wg

= 5400 + 1200 + 1516,32 = 8116,32 (KG)

Xác định công xuất tĩnh trên động cơ điện : [ (3-60),II]

η 102

. c

d t

V W

N =

N t 31 , 2(KW)

85 , 0 60 102

20 32 ,

=

⇒

Với :η = 0,85 hiệu suất của cơ cấu di chuyển

Vc = 20 (m/p) vận tốc di chuyển cần trục

Cơ cấu di chuyển có 6 cụm động cơ điện ở 4 cụm bánh xe

Vậy công suất của 1 động cơ điện :

(KW)

N

N N

dc

t dc

2 , 5 6

2 , 31

6

=

=

⇒

=

Động cơ được chọn phải có công suất định mức bằng hoặc lớn hơn công suất tính toán một ít

Vậy chọn động cơ điện MTKF rôto lồng sóc số hiệu 211-6 với các thông số sau :

Nđc =5,5 KW

n = 840 vòng/phút

Hiệu suất : 72,5 %

Moment lớn nhất: 22 KGm

Moment đà :( GD )2 =0,44 KGm

Khối lượng : 110 kg

Điện áp : 220v/380v, 50 Hz

3.4 TÍNH CHỌN HỘP GIẢM TỐC.

Số vòng quay của trục bánh xe:

(vong phut)

n D

V n

bx bx

C bx

/ 74 , 12 5 , 0 14 , 3 20

.

=

=

⇒

= π

Tỉ số truyền động chung:

66

74 , 12

840 =

=

=

bx

dc

n

n i

Ta có : i = ihgt ibrh

Với : ihgt - tỉ số truyền hộp giảm tốc

ibrh - tỉ số truyền của bánh răng hở

chọn : ibrh = 1,5

44

5 , 1

66

2 = =

= i

i hgt

Theo đó ta sẽ chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít có tỉ số truyền i = 44 + công suất truyền động N = 7 KW

+ cường độ n = 700vòng/phút.

Kiểm tra khả năng tải :

Khả năng moment dẫn đến trục vào :

( )Nm M

n

N M

V

v V

75 700

5 , 5 9550

9550

=

=

⇒

=

Khả năng truyền moment ở trục ra :

( )Nm i

M

M ra = v = 75 44 = 3300

Yêu cầu moment truyền ở trục vào :

( )

M

n

N M

vao yc

yc

yc vao

yc

5 , 62 840

5 , 5 9550

9550

=

=

⇒

=

Yêu cầu moment truyền ở trục ra:

Myc (ra) = Myc (vao) iyc =62,5.44= 2750 (Nm)

Vậy hộp giảm tốc đã chọn đủ khả năng tải và đảm bảo yêu cầu động học

3.5 CHỌN KHỚP NỐI

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

Mk = Mđm K1.K2 (1.65) [1]

K1 = 1,2 hệ số tính đến chế độ quan trọng của cơ cấu

K1 = 1,2 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

33 , 58 ( )

840 14 , 3

1000 30 5 , 5

1000 30

Nm n

N

>

−

π

Vậy momen tính toán truyền qua khớp :

Mk = 1,2.1,2.33,58 = 48,36 (Nm)

Dựa vào momen tính toán truyền qua khớp, ta chọn loại khớp kiểu nối trục vòng đàn hồi được chon theo bảng 9 – 11 [2] có các thông số sau :

 Các thông số kích thước của khớp nối trục vòng đàn hồi:

Mômen xoắn

(Nm)

d (mm) D (mm) d0 (mm) l

(mm)

lc Đường kính ngoài Chiều dài toàn bộ nmax

(vg/ph )

Số chốt Z

3.6 KIỂM TRA ĐỘNG CƠ ĐIỆN

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

Nđm = 5,5 (Kw) > Ntt = 5,2 (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 :

Mđm = 6 , 38

840

5 , 5 975

n

N dm

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

Mkđtb = 6 , 38 23

2

1 , 1 25 , 1

2

min

ψ

(Kgm) Momen cản tĩnh trên trục động cơ đối với cơ cấu di chuển :

Mt = W2i..ηD Trong đó: W = 8116,32 (KG) – tổng lực cản di chuyển của cần trục

D = 0,5 (m) – đường kính bánh xe

i = 66 – tỉ số truyền chung của cơ cấu

η = 0,85 – hiệu suất bộ truyền

⇒ Mt = 81162.66,32.0,85.0,5 = 19,43 (KGm)

Momen dư :

Md = Mkđtb – Mt = 23 – 19,43 = 3,57 (KGm)

Thời gian khởi động cơ cấu di chuyển :

tkđ = (375.) .. 0,975.(. .η ). 2

2

d d

qd

M n

V Q G M

n

(1.41) [1]

Trong đó :

+G = 370000 (KG) – trọng lượng cần trục

+Q = 30000 (KG) – trọng lượng hàng nâng định mức

+V = 20 m/p = 0,33 m/s – tốc độ di chuyển của cần trục

(GD2)qđ = δ.GD2 = δ.(GDr2 + GDk2 ) = 1,1.(0,44+0,018) = 0,11 (KGm2)

GDr2 = 0,44 (KGm2) – momen đà roto động cơ

GDk2 = 0,018 (KGm2) – momen đà khớp nối

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

Ta tính được :

⇒ tkđ = 3750,11..3840,57 +0,975.(370000840.3,57+.300000,85 ).0,332

tkđ = 7,52 (s) Vậy thời gian khởi động tính toán được phù hợp với giá trị được cho trong bảng (1-11) [1] Thời gian khởi động cơ cấu di chuyển: 5 ÷ 8 (s)

Kiểm tra theo trị số gia tốc khởi động :

a = 0 , 04

52 , 7

33 ,

=

kd

t

V

≤ [a]max =0,2 (m/s2)

Trong đó V = 0,33 m/s : vận tốc di chuyển cần trục

tkđ = 7,52 (s) : thời gian khởi động cơ cấu di chuyển

[a]max : gia tốc cho phép lớn nhất ( bảng 1.15)[1]

Vậy động cơ được chọn thỏa mãn về điều kiện trị số thời gian và gia tốc khởi động

3.7 KIỂM TRA ĐỘ DỰ TRỮ BÁM.

3.7.1 Trường hợp cần trục làm việc không mang hàng.

Tổng áp lực lên những bánh xe truyền động:

Gtr = k 1 , 1 3700002

2 =

G

= 203500 (KG)

Trong đó k = 1,1 hệ số tính đến việc phân phối không đều khối lượng của cần trục giữa những bánh xe truyền động và không truyền động

Lực cản di chuyển cần trục khi không có hàng:

Wd = Kms.G . +2. =2 , 5 370000 0,015.1050+2.0,06

D

f d

µ

=4995 (KG)

Theo công thức (2.44)[1], kiểm tra độ dự trữ bám thực tế :

kb = )

50

10 015 , 0 24

12 81 , 9

04 , 0 ( 370000 4995

12 , 0 203500 )

(

.

− +

=

− +

D

d n

n g

a G W

G

tr d

tr

µ

ϕ

=4,1 > 1,2 Như vậy là thoả mãn

3.7.2 Trường hợp nguy hiểm là khi chỉ có một bộ truyền làm việc.

Tổng áp lực lên những bánh xe truyền động ở phía bộ truyền không làm việc:

Gtr = k 1 , 1 3700004

4 =

G

= 101750 (KG)

Độ dự trữ bám thực tế :

kb =

50

10 015 , 0 24

12 370000 4995

12 , 0 101750

.

−

=

−

D

d n

n G W

G

tr d

tr

µ

ϕ

= 2,75 > 1,1

Vậy điều kiện về độ dự trữ bám thực tế được thảo mãn

3.8 CHỌN PHANH :

Tổng áp lực trên những bánh xe hãm:

Gh = k.G = 1 , 1 370000 1224

n

n tr

= 203500 KG Moment phanh cho phép lớn nhất xác định theo công thức (2-48) [1] xuất phát từ điều kiện đảm bảo khi phanh bánh xe mà không bị trượt trên ray:

(KGm)

M

D

d f i

D

G

M

h

bx hgt

bx

h

h

4 , 44 85 , 0 50

06 , 0 2 10 015 , 0 12 , 0 8 , 122

2

5 , 0 203500

2 2

max

max

=

×











 − × + ×

×

×

=

⇒

×







 − × + ×

×

×

×

⇒ Có 6 phanh nên mỗi phanh có M = 17,5(KGm)

Theo bảng chọn phanh má thủy lực đóng phanh dùng hệ thống thủy lực kiểu TΓ 38548 có moment phanh M = 20 (KGm), đường kính bánh phanh D =

200 mm, chiều rộng má phanh B =140 mm, hành trình ma phanh F = 0, ,khối lượng m = 15 kg

3.9 TÍNH TRỤC BÁNH XE :

Trục bánh xe được đặt trên ổ lăn lắp cứng với bánh xe bằng then trong quá trình làm việc trục quay chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn.Ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng còn ứng suất xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển cũng được xem như thay đổi theo chu kì đối xứng

Ra

1783

51917,85

Mx

L = 50

I

Rb

Mu

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe:

Pmax = 246340 (N)

Tính toán có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động :

Kđ = 1,2 ÷ 1,5

Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động :

Pt =Pmax × Kt = 246340 × 1,2 = 253071,3 (N)

Moment uốn tại tiết diện của trục bánh xe :

( )Nm

L P

M u t

9 , 31633 4

5 , 0 3 , 253071

4

=

×

=

×

=

Lực nén lên hai đầu trục :

( )Nm

P R

B

2

3 , 253071

=

=

Moment xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh xe dẫn

Moment để thắng các lực cản tĩnh chuyển động :

(Nm)

n

N

dn

134 840

5 , 5 9550

9550

=

×

=

×

=

Hệ số tải trọng lớn nhất khi mở máy, moment mở máy lớn nhất trên trục động

cơ sẽ là :

Mmmax= 1,8 × Mdm =1,8 × 134 =241,2 (Nm)

Moment dư để thắng quán tính của hệ thống :

Md = Mmmax – Mdm = 241,2 – 134 = 107,23 (Nm)

Moment để thắng quán tính cả hệ thống :

( ) ( )

( )Nm GD

GD M

d d

45 , 86 35 , 395

75 , 381 23 , 107

2

2 '

=

×

=

×

=

∑

Với

+ tổng moment đà của các khối lượng chuyển động tịnh tiến :

2

2 2

2 2

75 , 381 840

33 2300000 1

, 0 1

,

n

V G

+tổng moment đà của các phần tử quay trên trục động cơ:

∑(GD)2p = 1,2 × 1,13 = 1,36 (KGm2) = 13,6 (Nm2)

Tổng moment đà của cả hệ thống thu về trục động cơ :

∑(GD)2 = 381,75 + 13,6 = 395,35 (Nm2)

Vậy tổng moment lớnnhất trên trục động cơ sẽ truyền đến các bánh dẫn:

M1 = Mdm + Md’ = 134+ 86,45 = 220,4 (Nm)

Moment tính toán có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động :

M1’ = M1 × kđ =220,45 × 1,2 = 264,55 (Nm)

Moment xoắn lớn nhất trên các trục dẫn :

Mbd = M1’× i × ηdc = 264,55 × 66 × 0,85 = 5246,17 (Nm)

Ơû trục ra của hộp giảm tốc moment này chỉ truyền cho trục bánh dẫn vì là truyền động riêng va bánh dẫn chịu tải trọng nặng nhất và bằng Mbd

Trục chịu tải trọng xoắn lớn nhất :

( )Nm

M

M X bd

2623 2

17 , 5246

2

=

=

=

Moment tương đương tác dụng lên trục

( )Nm

M M

3 , 532443 2623

75 , 0 9 , 31633

75 , 0

2 2

2 2

=

× +

=

× +

=

Để chế tạo trục ta dùng thép 40 X thường hóa có giới hạn mỏi

σ-1 = 0,43× σb = 0,43 × 1000 = 430 (N/mm2)

và T-1 =220 (N/mm2)

Ứng suất uốn cho phép với chu kì đối xứng xác định :

[ ]

( )Nm

u

67 , 172 5 , 1 5

,

2

430

5 , 1 5 , 2

1

=

×

=

×

= σ−

σ

Hệ số n và k lấy theo bảng (1-5) và (1-8)

Vậy đường kính trục :

[ ]

( )mm

M d

u td

2 , 98 67 , 172 1

,

0

3 , 532443

1 , 0

3

3

=

×

=

×

≥

σ

Vậy lấy d = 100 mm

Tại tiết diện giữa trục ta phay rãnh then có kích thước :

b × h = 36 × 2, và t = 10

Moment chống xoắn xác định theo công thức :

2 3

2 3

0

538258 100

2

10 100 10 36 -16

100 14

,

3

2

-16

∏

mm d

t d t b d W

=

×

×

×

×

=

×

×

×

×

∏

=

Moment chống uốn xác định theo công thức:

2 3

2 3

269003 100

2

10 100 10 36 -32

100

14

,

3

2

-32

mm d

t d t b d

W u

=

×

×

×

×

=

×

×

×

×

∏

=

3.9.1 Kiểm tra trục tại tiết diện I – I

Để kiểm tra trục ta dùng công thức:

2 2

t

t

n n

n n n

+

×

=

σ σ

Trong đó :

m

k

n

σ ψ σ β ε

σ

σ a σ

σ

1 -σ

× +

×

×

=

m T

T

k

n

T ψ T β ε

T

a T

1 -T

× +

×

×

=

Ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng

0

;

min

M

σ σ

σ σ

Các ứng suất lớn nhất

( 3)

max

/ 5 , 96 269003

51917842

σ

mm N W

M

u u

=

=

=

0

538258

2623000

mm N W

M

Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng

σ-1 = (0,4÷0,5)σb; lấy σ-1 = 0,45 ; σ-1 = 0,45 × 1000 = 450 (N/mm2)

T-1 = (0,2÷0,3)Tb; lấy T-1 = 0,25 ; T-1 = 0,25 × 1000 = 250 (N/mm2)

Hệ số xoắn ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi ψσ

va øψT chọn theo vật liệu Đối với thép 45 thường hóa chọn ψσ= 0,1 ;

ψT = 0,05

Tính hệ số kσ, kT, εσ, εT:

Chọn theo bảng (7-4), [2] được εσ= 0,65, εT = 0,53, tập trung ứng suất do rãnh then ( bảng 7-8)

kσ = 2, kT = 2,1

53 , 0

1 , 2

; 3 65 , 0

=

T T

k k

ε

εσσ Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3, áp suất trên bề mặt lấy =

30 N/mm2, tra bảng (7-10) [2] ta có

7 , 3

=

σ

σ

ε

k









−

× +

=1 0,6 1

σ

ε

k k

T

T

62 , 2 7 , 2 6 , 0

=

62 , 1 0 1 5 , 6 9 7 , 3

450

× +

×

=

n

29 , 19 31

, 3 05 , 0 31 , 3 62 , 2

250

× +

×

=

n

Ta thay nT,nσ vào công thức :

〉

= +

×

29 , 19 62

, 1

29 , 19 62 , 1

2 2

Lấy [n] = 1,5 ÷ 2,5

Vậy trục đủ bền

Tính trục bánh xe bị động : để thuận tiện cho việc chế tạo trục ta láy kích thước và hình dáng tương tự như tại trục dẫn tuy nhiên trục bánh xe bị động sẽ ngắn hơn và không có đoạn nối trục

3.10 CHỌN Ổ ĐỠ:

Ơû các trục bánh xe ta dùng ổ lăn nón theo tiêu chuẩn ΓOCT –333-59 với các góc nghiêng của ổ β = 120 Ta tính toán chọn ổ lăn cho bánh dẫn chịu tải trọng lớn nhất Mỗi ổ có thể chịu tác dụng của các tải trọng sau:

Tải trọng thẳng đứng do trọng lượng cần trục và hàng :

( )N

P

2

75 , 210892 2

max

Tải trọng chiều trục khi cần trục di chuyển lệch:

( )N P

A1 =0,1× max =10544,63

Tải trọng chiều trục do trọng lương hướng kính và góc nghiêng β của ổ

( )N tg

R

S =1,3× 1× β =40662,35

( )

k k A m k

R

65 , 169768 4

, 1 5 , 1 637 , 10544 1

37

,

105446

1 1 1

1

=

×

× +

×

=

×

×

× +

×

=

kn = 1 hệ số nhiệt

kv = 1 hệ số động học của ổ tra theo (ctm)

kt = 1,4 hệ số tải trọng động

m = 1,5 hệ số chuyển đổi tải trọng chứa trục về tải trọng hướng tâm có kể đến ảnh hưởng không đồng nhất của chúng ( tra [2])

Thới gian phục vụ của ổ là : 5 năm

Tổng thời gian phục vụ : T = 14460 (h)

Thời gian làm việc thực tế : h = T × (CĐ) = 14460 × 0,25 = 3620 h

Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ :

C=16976.(114,65.3620)0,3 = 822735 (daN)

Vậy ta chọn ổ bi số hiệuDIN 1224 có các thông số sau:

C = 170000 (daN)

d = 40 mm

D= 215 mm