Thiết kế tàu hút bùn 3

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Thiết kế tàu hút bùn

Chương 2: Tính Toán Thiết Kế Cơ Cấu Nâng 2.1 Sơ đồ truyền động cơ cấu nâng:

Hình 2.1: Sơ đồ động cơ cấu nâng 1-Tang cuốn cáp; 2-Hộp giảm tốc hành tinh; 3-Khớp nối; 4-Phanh đĩa;

5-Động cơ điện; 6-Trục cácđăng đồng tốc

2.1.1 Cấu tạo:

1 Tang cuốn cáp

2 Hộp giảm tốc hành tinh

3 Khớp nối

4 Phanh đĩa

5 Động cơ điện

6 Trục cácđăng đồng tốc

2.1.2 Nguyên lý hoạt động:

Đây là loại sơ đồ động có kết cấu hiện đại Các liên kết đều được tối ưu hóa nhằm nâng cao khả năng hoạt động của cơ cấu và giảm kích thước, khối lượng của

cơ cấu

Động cơ 6 có vai trò dẫn động cơ cấu, truyền chuyển động đến hộp giảm tốc hành tinh 2 thông qua một khớp nối đặc biệt, nối đồng thời với trục đồng tốc 6 Hộp giảm tốc 2 được liên kết trong hệ thống nhờ trục đầu vào được nối với khớp nối 3, truyền chuyển động và mômen xoắn cho tời nâng 1 thông qua liên kết giữa vỏ của hộp giảm tốc 2 và thành trong của tời nâng 1

2.2 Các dữ liệu ban đầu để tính toán cơ cấu nâng:

- Sức nâng : Q = 65Tf

- Trọng lượng bộ phận mang hàng (ngáng nâng): Qm = 9,6T

- Chiều sâu hạ : Hh = 17m

- Tốc độ nâng khung chụp và tải định mức: Vn = 50m/phút

- Tốc độ nâng khung chụp và container rỗng : Vn = 120m/phút

- Gia/giảm tốc với tải định mức là: 2s

- Gia/giảm tốc với container rỗng là: 4s

2.3 Xác định chế độ làm việc của cơ cấu nâng:

Đối tượng phục vụ của máy nâng rất đa dạng, điều kiện sử dụng và yêu cầu công việc không giống nhau Để thống nhất về điều kiện sử dụng mà chủ yếu ở đây là mức độ sử dụng máy theo thời gian và mức độ chất tải, người ta phân loại các cơ cấu và máy nâng theo các nhóm chế độ làm việc tiêu chuẩn

Theo tiêu chuẩn 5862-1995, các cơ cấu của máy nâng được phân ra 8 nhóm chế độ làm việc ký hiệu từ M1 ÷M8 ứng với 10 cấp sử dụng T0÷T9 và 4 cấp tải của

L1 ÷ L4

Hình 2.2: Các nhóm chế độ làm việc của cơ cấu nâng

Theo các bảng(0.5) ;(0.6) ;(0.8)[03] ta chọn chế độ làm việc của cơ cấu nâng như sau:

- T6: tổng thời gian sử dụng cơ cấu 6300÷12500h, sử dụng căng và thất thường

Cấp sử dụng cơ cấu

- L2 : trạng thái tải vừa, hệ số phổ tải danh nghĩa k m =0,125÷0,25, cơ cấu nhiều

khi chịu tải tối đa, thông thường chịu tải vừa

Theo bảng (2.2) thì chế độ làm việc của cơ cấu nâng của cầu chuyển tải Kock ứng với chế độ làm việc M6

Theo bảng 0.8 [03] thì M6 cho thấy cơ cấu làm việc với chế độ sử dụng gián đoạn, đều đặn hay ứng với cách phân loại cũ thì cơ cấu làm việc với chế độ trung bình

Những chỉ tiêu chủ yếu để đánh giá chế độ làm việc của máy nâng là:

- Hệ số sử dụng theo tải trọng:

75,0

Qtb: trọng lượng trung bình của vật nâng

Q: tải trọng danh nghĩa của cơ cấu

- Hệ số sử dụng cơ cấu trong ngày:

67 , 0 24

(hng: Số giờ làm việc trong ngày)

- Hệ số sử dụng cơ cấu trong năm:

50365

182

(hn: số ngày làm việc trong năm)

- Cường độ làm việc của động cơ:

CĐ% = 100

T To

∑ +∑ +∑ +∑

T + tm: tổng thời gian mở máy

+ tv : tổng thời gian chuyển động với tốc độ ổn định + t : tổng thời gian phanh

+ td : tổng thời gian dừng máy

+ Nhiệt độ môi trường xung quanh: 0÷450C

Tức cơ cấu làm việc với các tải trọng nâng khác nhau, hệ số sử dụng cơ cấu theo tải trọng đạt khoảng 75%, tốc độ làm việc trung bình, cường độ làm việc của động cơ khoảng 25% , số lần mở máy trong 1 giờ đến 120 lần

2.4 Tính chọn cáp nâng hàng:

2.4.1 Palăng nâng hàng:

Palăng cáp là một hệ thống bao gồm các puly cố định và di động nối với nhau bằng cáp nhằm giảm lực căng cáp so với lực kéo của hệ thống hoặc tăng tốc độ kéo của hệ thống so với tốc độ cáp

Hình 2.3: Sơ Đồ Mắc Cáp

Với sức nâng danh nghĩa 65T là sức nâng tương đối lớn nên để giảm lực căng trong mỗi nhánh cáp nâng hàng, tăng tuổi thọ cho cáp nâng, tang nâng, ta chọn hệ palăng là loại palăng lực(hệ palăng thuận ) lợi về lực

Đại lượng đặc trưng cho palăng cáp là bội suất palăng i Bội suất palăng thể hiện số lần giảm đi của lực căng cáp đi so với tải trọng nâng Q được xác định bằng công thức:

2.4.2 Cáp nâng hàng:

- Trong máy trục cáp thép được sử dụng rất phổ biến rộng rãi đặc biệt là trong cơ cấu nâng Có nhiều loại cáp thép như cáp bện kép, cáp bện ba lớp, cáp bện xuôi, cáp bện chéo, cáp bện hỗn hợp

- Để chọn được cáp thép cho cơ cấu ta phải dựa vào giá trị lực kéo đứt của sợi cáp:

-Lực trong dây cáp cuộn vào tang:

St =

0

0

η.i

1

= 2

1

9801

980

0 2 4

10

- Lực đứt cho phép: P = 77950 KG Đây là loại cáp bện kép loại πk−PO cấu tạo: 6×36(1+7+7)7+14)+1 lõi theo

77950 = 7,41 > k = 7 2.5 Tính chọn puly cáp:

Trong máy nâng puly dùng để thay đổi hướng cáp hoặc để thay đổi lực căng cáp Trong palăng, puly được phân thành puly cố định để đổi hướng cáp, puly di động để thay đổi lực căng cáp và puly cân bằng

,

D p = P =

=> chọn D p=500 (mm) + Đối với puly trên headblock, ta lấy:

) ( 2 , 691 8

,

D b = P =

=> chọn D b=700 (mm)

Hình 2.4: Mặt Cắt Puly

2.6 Tính toán các kích thước cơ bản của tang:

Tang là chi tiết dùng để cuốn cáp biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và truyền lực tời cáp và các bộ phận khác

2.6.1 Tính toán các kích thước cơ bản của tang:

- Đường kính tang được tính dựa vào điều kiện (1.2)[03]:

=> chọn đường kính tang D=1300 (mm) Thiết bị làm việc với tải trọng danh nghĩa Q=65T và kích thước danh nghĩa của tang D=1300mm cũng tương đối lớn nên nếu chế tạo bằng phương pháp đúc thông thường thì kích thước sẽ rất cồng kềnh và tải trọng bản thân lớn Do đó, tang sẽ được chế tạo bằng phương pháp hàn, là loại tang một lớp cáp, có xẻ rảnh; phương pháp này sẽ làm giảm đáng kể trọng lượng bản thân của tang, rãnh cáp trên tang có tác dụng cuốn đều cáp lên tang, các vòng cáp không tiếp xúc nhau và diện tích tiếp xúc giữa cáp và tang lớn làm giảm ứng suất tiếp xúc, tang độ bền của cáp

Hình 2.5: Mặt Cắt Rãnh Cáp

R

- Bán kính rãnh tang R:

+ L1= 3t = 3.39,6 = 118 (mm): Dùng để kẹp đầu cáp trên tang + t=1,1 dC=39,6 (mm)

=> chọn L1=120 (mm) + L2 = Z.t = (

D

H.a

π + 1,5)t = 1 , 5 ) 39 , 6

1300

10 50 2 (

=> Chọn L3 = 60 (mm) Thay vào:

Lt=2.(120+950)+60=2200 (mm) 2.6.2 Kiểm tra bền thành tang:

Do đây là loại tang quấn một lớp cáp, có chiều dài tang không lớn hơn 3 lần đường kính của nó (Lt ≤3.Dt) nên thành phần ứng suất uốn và xoắn rất nhỏ, chỉ bằng 10÷15% ứng suất nén Trường hợp này cho phép kiểm tra bền thành tang theo ứng suất nén còn ứng suất uốn và xoắn được tính đến bằng cách tăng hệ số

an toàn bền khi tính ứng suất cho phép

- Xác định ứng suất nén:

[ ]n t

n

t D

S

σ δ δ

Thay vào:

03 , 85 6 , 39 32 1300

30 1

Vậy thành tang đảm bảo điều kiện bền do σn ≤[ ]σ

2.6.3 Tính chọn và kiểm tra lực kẹp đầu cáp trên tang:

- Ta áp dụng phương pháp cố định đầu cáp lên tang thông dụng nhất là dùng tấm đệm bên ngoài ép cáp lên bề mặt tang bằng bu lông Do đường kính cáp d=36mm nên ta sử dụng 3 tấm đệm 2 bu lông

Hình 2.6: Bu-lông Kẹp Cáp

- Lực tại điểm kẹp đầu cáp lên tang:

+ α = π3 ÷ π4 : Góc ôm tang bằng những vòng cáp dự trữ Thay vào:

+ µ µα

µ e z

S g

(2.20)[01] Trong đó:

+ z=2: số bu lông ở tấm kẹp +

β

µ µ sin

40 sin

15 ,

0 = 0,23: hệ số ma sát qui đổi giữa dây cáp và tấm kẹp có tiết diện rãnh hình thang

+ =β 40O: Góc nghiêng mặt bên của rãnh + α1 =2π: góc ôm tang bằng vòng cáp kẹp Thay vào:

N =

) 1 )(

23 , 0 15 , 0 (

2

25604

2 15 , 0

N k

] [ 1 , 0

.

4

3 , 1

3 1 2

+ Chọn vật liệu là thép 35, [σ =90 N/mm]d 2

Thay vào:

3 2

1

30 1 , 0

20 7 , 2172 5 , 1

4

30

53 , 9446 5 , 1 3 , 1

+

= π

Vậy bu lông đã chọn đảm bảo an toàn khi làm việc do σ1 ≤[ ]σd

2.6.4 Tính toán và kiểm tra bền trục tang:

- Chọn vật liệu làm trục tang: do tang trống có kích thước lớn, là chi tiết quan trọng trong máy trục nên ta chọn vật liệu chế tạo là thép 40X tôi cải thiện để chế tạo trục với các đặc tính cơ bản sau:

+ σbk=900 2

/ mm N

+ σch=550 2

/ mm N

- Với chiều dài của tương đối lớn Lt = 2200 (mm) để tiết kiệm vật liệu làm trục, ta thiết kế trục tang là loại bán trục có bánh răng ăn khớp ở đầu trục ra của hộp giảm tốc và vành răng trên thành tang

- Trục ra của hộp giảm tốc truyền động cho thành tang bằng bánh răng ăn khớp với vành răng của thành tang Khi tang quay thành tang sẽ truyền momen xoắn qua may ơ làm cho trục tang quay Như vậy trục tang chỉ chịu uốn mà không chịu xoắn

a Xác định lực tác dụng lên bán trục:

- Phản lực tại gối tựa chính bằng lực căng cáp trên tang và trọng lượng bản thân của tang, nhưng trọng lượng bản thân của tang rất nhỏ so với lực căng nên ta có thể bỏ qua

+ z1 = 450 ⇒ MX = 47368350 (Nmm)

b Xác định kích thước sơ bộ của trục:

- Ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ:

[σ] =

450

2 '

' 1

mm N k

n− = =

Trong đó:

+ [n] =1,6: Hệ số an toàn, tra bảng (1.8)[03]

+ k’= 2: Hệ số tính đến sự tập trung ứng suất + σ'−1 =0, σ5 bk=0,5 900 = 450 N/mm2

- Xác định đường kính trục:

td

1 1 , 0 625 , 140

+ β=d0d =0: hệ số tính đến độ rỗng của trục

- Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 150 mm

c Kiểm tra độ bền trục tang:

- Trục tang không chịu xoắn mà chỉ chịu uốn đồng thời trục tang quay cùng với tang khi làm việc nên nó chịu uốn theo chu kỳ đối xứng Do đó ta chỉ cần kiểm tra bền trục tại tiết diện có mômen uốn lớn nhất

- Kiểm tra khi quá tải đột ngột:

][

td ≤ σ

Trong đó:

] [ ) / ( 35 , 140 )

150 (

1 , 0

47368350

1 , 0

2 3

Vậy trục tang thoả mãn điều kiện làm việc khi bị quá tải

- Hệ số an toàn: (theo điều kiện bền mỏi)

]n

[

.kn

n

m a

≥σψ+σβε

σ

=

=

σ σ

σ

− σ

Trong đó:

+σ−1= 450 N/mm2: giới hạn mỏi ứng với chu kỳ đối xứng +σa: biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện của trục

+σm: trị số trung bình của ứng suất pháp là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên σm=0

+

2

min max

a

σ

−σ

=

+σ

72 , 1

450

=

≥

= +

2.7 Tính chọn và kiểm tra bền ổ lăn:

- Do điều kiện làm việc của trục tang, ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy với ưu

điểm: khả năng chịu tải hướng tâm lớn, có thể chịu tải trọng dọc trục nhưng không

lớn lắm, không tháo được, bảo đảm cố định dọc trục theo hai chiều, sai lệch cho

phép của vòng dưới 20

- Sơ đồ tính chọn kích thước ổ bi:

RA RB

R=2S

Hình 2.8: Sơ Đồ Tính Ổ Bi

- Hệ số khả năng làm việc của ổ C:

n t h p

.

π

3 , 1

2 50

.

i i i

i i

i i

Q

Q Q

Q Q

+ kn = 1: hệ số nhiệt, tra bảng (8.4)[04]

- Thời gian làm việc ứng với các tải trọng này như phân tích ở kiểm tra độ bền mỏi của trục bánh xe, phân bố theo tỉ lệ 2:5:3:10 với giả thuyết cứ một chuyến đi lại có một chuyến về không tải và ngược lại:

+ Khi làm việc với Q1=Q có Qi1= 126315,6 (N) + Khi làm việc với Q2=.0,75Q có Qi2=0,75.Qt1 + Khi làm việc với Q3=0,2Q có Qi3=0,2.Qt2+ Khi làm việc với Q4=0

Thay vào (8.8)[04]:

Qtđ= 3

3 10 3

10

2 , 0 1 3 , 0 75 , 0 1 5 , 0 1 2 , 0 6 ,

Hình 2.9: Sơ Đồ Gia Tải

+ Theo bảng (1-1)[02], thời gian phục vụ của ổ lăn là A=5năm tương ứng với số giờ làm việc là:

T=24.365.A.Kn.Kng=24.365.5.0,5.0,67=14673 (h) + Thời gian làm việc thực tế của ổ:

h=T.CĐ= 14673 0,4 = 5869,2 (h) Thay vào (8.1)[04]:

C = 95453,6 (24,5 5869,2)0,3=336601,32 Dựa vào giá trị hệ số khả năng làm việc của ổ và tải trọng tương đương tác dụng lên ổ, ta chọn được loại ổ có các thông số cơ bản sau:

Hình 2.10: Mặt Cắt Ổ Bi

2.8 Tính chọn động cơ dẫn động cho cơ cấu nâng:

2.8.1 Tính chọn động cơ:

- Công suất tĩnh của động cơ của cơ cấu nâng hàng:

N=

η 102

Thay vào:

N =

93 , 0 102

6 / 5 10

cơ không đồng bộ có khả năng làm việc với chế dộ quá tải lớn Dựa vào công suất động cơ, chế độ làm việc ta chọn động cơ có các thống số sau:

- Số Seri: No: HM 22336204 (Made in Germany) -Type: TECO

- Các thông số cơ bản của động cơ:

Hình 2.11: Động Cơ Dẫn Động

2.8.2 Kiểm tra động cơ:

- Động cơ điện chọn cho cơ cấu máy trục phải thoả mãn hai yêu cầu:

+ Khi làm việc với thời gian dài với chế độ ngắn hạn lặp lại với cường độ cho trước, động cơ không được nóng quá giới hạn cho phép, để không làm hỏng vật liệu cách điện trong động cơ

+ Công suất động cơ phải đủ để đảm bảo mở máy với gia tốc cho trước

- Mô men cản tĩnh trên trục động cơ khi khởi động tính cho tang cuộn hai nhánh cáp bằng:

Mt =

η 2

.

p

t

i

D a

93 , 0 60 2

3 , 1 4 32 , 10526

M M

Mkđtb= * 250 , 71

2

1 , 1 25 ,

- Tương tự ta tính cho cơ cấu di chuyển với các thông số:

+ V dc = 150 m/p + t kd= 6 s + L= 89 m

- Tổng thời gian mở máy của động cơ trong một chu kỳ:

∑

150

2 , 71

.

t

t M t

M

Thay vào:

68 , 128

48 17 , 245 8

1400 72 , 182 975

.

Kw n

2.9 Tính chọn bộ truyền cho cơ cấu nâng:

Do yêu cầu về khối lượng cũng như không gian lắp đặt cơ cấu, ta sử dụng bộ truyền vi sai đặt ngay trong lòng tang Ưu điểm của loại hộp giảm tốc này là có kích thước, khối lượng nhỏ gọn, hiệu suất và tỷ số truyền cao… Tuy nhiên, loại bộ truyền này cũng có một số nhược điểm: việc chăm sóc, bảo dưỡng gặp nhiều khó khăn, giá thành cao

- Tốc độ quay của tang:

D

i V

n t h p

.

π

3 , 1

2 50

1400

=> chọn i = 60 Đây là loại bộ truyền phức tạp, giá thành cao nên thường các nhà sản xuất không chế tạo sẵn mà ta sẽ đặt hàng để họ chế tạo, dựa vào các yếu tố sau:

+ Công suất đầu vào: Nv=360Kw; hiệu suất: η=0,95÷0,98 + Chế độ làm việc: M6

+ Các kích thước hình học của bộ truyền phải phù hợp với kích thước của cơ cấu

2.10 Tính chọn khớp nối cho cơ cấu nâng:

- Moment tính toán để chọn khớp nối là:

Trong đó:

+ Mđm = 250,71 KG.m : moment định mức trên trục động cơ + k1=1,3: hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu, tra bảng (1.21)[01]

+ k2=1,2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, tra bảng (1.21)[01]

Hình 2.12: Mặt Cắt Khớp Nối

2.11 Tính chọn và kiểm tra phanh:

2.11.1 Tính chọn phanh:

- Để đảm bảo cho hoạt động của cơ cấu được an toàn và hiệu quả ta sử dụng hai loại phanh: một phanh thường mở để hãm chuyển động của cơ cấu và một phanh thường đóng để đảm bảo an toàn cho cơ cấu khi xảy ra sự cố

- Mô men cản tĩnh trên trục động cơ khi phanh cơ cấu:

14 , 57 2

93 , 0 3 , 1 32 , 10526 4

2

.

m KG i

D S

+ kh =1,5: Hệ số an toàn của phanh khi chế độ làm việc trung bình

- Dựa vào trị số mômen trên ta chọn loại phanh đĩa điện thủy lực thường đóng, theo tiêu chuẩn BS (British Standard Specification), có các thông số sau:

+ Moment phanh: [M]ph = 700 (KG.m) + Lực đóng phanh: [N]ph = 150 (KG) + Hành trình piston: L = 60 mm + Nguồn điện xoay chiều cung cấp: V = 380 (V) 2.11.2 Kiểm tra phanh:

- Thời gian khi hạ vật xác định theo công thức:

=

h h

t

) (

975 , 0 ) (

375

.

t h h

c o t

h

V Q M

M

n GD

+ n= ndc = 1400 (v/ph): số vòng quay của trục động cơ + Qo= 800000 (N): trọng lượng vật nâng và bộ phận mang hàng + η = 0,93: hiệu suất chung của toàn bộ cơ cấu

+ Mh=668,16 (KGm): momen phanh cần thiết + M h t= 445,44 (KGm): momen tĩnh trên trục động cơ khi hạ hàng Thay vào:

=

h h

) 44 , 445 16 , 668 (

1400

93 , 0 ) 6 / 5 (

800000

975 , 0 ) 44 , 445 16 , 668 (

375

1400 87 , 0 1 ,

75 , 0

5 ,

6 / 5

M

µ

Trong đó:

+ µ=0,35: hệ số ma sát, tra bảng (1.23)[01]

+ D=600 (mm): đường kính bánh phanh + F: diện tích bề mặt làm việc của một má phanh

β

π 360

p cm KG

Vậy phanh đã chọn ở trên thỏa mãn điều kiện làm việc của cơ cấu