Thiết kế tàu hút bùn 4

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

Chương 3: Tính Toán Thiết Kế Cơ Cấu Di Chuyển Xe Con 3.1 Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển xe con:

3.1.1 Cấu tạo:

Hình 3.1: Sơ đồ động cơ cấu

1-Động cơ dẫn động; 2-Khớp nối đàn hồi; 3-Hộp giảm tốc; 4-Phanh; 5-khớp nối răng; 6-Bánh xe

3.1.2 Nguyên lý hoạt động:

Động cơ 1 có vai trò dẫn động cả cụm cơ cấu Sau khi động cơ khởi động, mômen xoắn được truyền đến hộp giảm tốc 3 thông qua khớp nối 2 Khớp nối 2 vừa làm nhiệm vụ liên kết trục động cơ với đầu vào của hộp giảm tốc, vừa làm bánh phanh cho phanh điện từ 4, được sử dụng khi cần phanh hãm cơ cấu Sau khi mômen xoắn được truyền tới hộp giảm tốc 3 ở đầu vào, tại đầu ra của hộp giảm tốc 3, mômen này được biến đổi thành giá trị lớn hơn tỉ lệ với tỷ số truyền của hộp giảm tốc để dẫn động bánh xe 6 Mômen được truyền từ trục ra của hộp giảm tốc 3 đến bánh xe 6 thông qua khớp nối 5

Do cơ cấu di chuyển của xe con được dẫn động từ 4 động cơ khác nhau nên việc điều chỉnh cho tốc độ của 4 cụm bánh xe bằng nhau là rất quan trọng Việc này được thực hiện nhờ một hệ thống điều khiển PLC trong hệ thống thông qua các cảm biến điện tử

3.2 Các dữ liệu ban đầu để tính toán cơ cấu di chuyển xe con: - Trọng lượng vật nâng: Q=80(T)

- Trọng lượng xe con kể cả cụm tời nâng hàng: G0=13,6+16,5=30,1(T) - Vận tốc di chuyển xe con: Vdc=150 m/p

- Chế độ làm việc của cơ cấu: M6(trung bình) 3.3 Tính chọn và kiểm tra cụm bánh xe và ray:

- Dựa vào trọng lượng của xe lăn và trọng lượng vật nâng, ta chọn lọai bánh xe hình trụ với các kích thước theo ΓOCT 3569-60 (Atlas máy trục số 4):

+ Đường kính bánh xe: D=500 (mm) + Đường kính ngỗng trục: dt=120 (mm)

- Theo [03], đối với bánh xe di chuyển xe con thì chiều rộng bề mặt làm việc của bánh xe lớn hơn bề rộng của đường ray ít nhất từ 15÷20mm Căn cứ vào kích thước bánh xe và trọng lượng xe lăn, ta chọn loại ray chuyên dùng cho ngành máy trục là ray P80 để làm đường chạy cho xe lăn

- Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm:

+ Trọng lượng xe con kể cả cụm tời nâng hàng: G0 =301000 (N) + Trọng lượng vật nâng: Q=80000 (N)

- Để kết cấu xe con gọn nhẹ, tối ưu nhất thì kết cấu xe con phải được bố trí sao cho tải trọng nâng phân bố đều trên các bánh xe

- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe:

301000800000

- Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe:

Hình 3.3: Mô phỏng Bánh Xe-Ray

- Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc Để đảm bảo lâu mòn, vành bánh răng được tôi đạt độ rắn HB=300÷400

- Ứng suất dập:

Trong đó:

+ b=80mm: Bề rộng tiếp xúc của đầu ray

+ r=D/2=250mm: Bán kính bánh xe di chuyển xe lăn - Sức bền dập cho phép theo [02] là [σd]=750N/mm2

Thay vào:

- Lực cản tĩnh chuyển động của cầu trục bao gồm: Lực cản do ma sát W1, lực cản do độ dốc đường ray W2, lực cản gió W3

a.Lực cản do ma sát:

W1=

Ddf

Trong đó:

+ F=4.Pbx: tổng áp lực thẳng đứng lên các bánh xe + µ=0,5: Hệ số ma sát lăn, tra bảng (10.1)[03] + f=0,015: Hệ số ma sát trượt, tra bảng (10.2)[03] + d=120mm: Đường kính ngỗng trục lắp bánh xe + k=1,5: theo bảng (10.3)[03]

Thay vào:

b.Lực cản do độ dốc đường ray đặt cầu trục:

W2=α (G0+Q)=0,001.(800000+301000)=1101 (N) (10.3)[03] Trong đó:

+α=0,001: Độ dốc đường ray cần trục,theo [03] c.Lực cản do gió:

W3=kk.q.(F0.Fv) (1.2)[02] Trong đó:

+ kk=1,2: hệ số cản khí động học đối với buồng lái, đối trọng + q=350 2

/ m

N : áp lực gió tính toán

+ F0=k.F: diện tích chắn gió của kết cấu (1.3)[02] + F=8,6.9,7: diện tích bao của kết cấu

+ k=0,3: hệ số cản gió + Fv=36 2

m : diện tích chắn gió của hàng Thay vào:

- Lực cản tĩnh tổng cộng:

Wt=ktW1+W2+W3 =2.8878,48 + 1101 + 25620 = 44478 (N) Trong đó:

+ kt=2: Hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo 3-6, [01] tương ứng với tỉ lệ giữa khỏang cách cách bánh và khoảng cách trục bánh xe

3.4.2 Chọn động cơ điện:

- Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện:

vWN

- Công suất tĩnh của từng động cơ trong cơ cấu:

i = =30 (Kw) Trong đó:

+ ηdc =0,93: Hiệu suất cơ cấu di chuyển

Tương ứng chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình có CĐ 40% Sơ bộ chọn động cơ có các thông số sau (có gắn phanh ở đuôi)

+ Công suất danh nghĩa là Nđc=36 kW + Số vòng quay danh nghĩa nđc=965 v/ph + Hiệu suất ηđc=84,5%

+ Momen đà của roto (GD2)= 2,7(kG/m2) + Đường kính trục d = 65mm

+ Khối lượng động cơ mđc= 345kg

Hình 3.4: Động Cơ Điện

3.4.3 Tính tỷ số truyền của bộ truyền:

- Tốc độ quay của trục bánh xe để đảm bảo vận tốc di chuyển của cơ cấu đã đề ra:

- Tỉ số truyền chung cần có đối với bộ truyền: ic= 10,12

3.4.5 Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy:

- Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám Kb=1,2, tính cho trường hợp lực bám ít nhất(khi không có vật nâng):

Trong đó:

+ Gd: Tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật nâng

Gd= 165550()2

Thay vào:

- Thời gian mở máy ứng với gia tốc cho phép trên:

.60 0

Trong đó:

+ Mmmax=(1,8÷2,2)Mdn=775,76 (Nm): Mômen mở máy lớn nhất + Mmmin=1,1Mdn=387,88 (Nm): Môment mở máy nhỏ nhất

Thay vào:

Trong đó: + 0

M : mômen tĩnh do quán tính khối lượng phần di chuyển tính cho trường hợp không có vật nâng:

ηThay vào:

() 375.(581,82357,6).0,84.10,12 1,02( )965

- Gia tốc thực tề khi mở máy:

- Hệ số an toàn bám:

Như vậy động cơ đảm bảo an toàn khi mở máy do kb> 1,2 3.5 Tính chọn và kiểm tra phanh:

- Để dừng xe và điều chỉnh tốc độ vận chuyển, ta sử dụng phanh Nguyên lý hoạt động của phanh là triệt tiêu động năng các khối lượng chuyển động của xe, của các cơ cấu

- Do tốc độ nâng cũng như tốc độ di chuyển không lớn lắm nên phanh ở đây chủ yếu là để hãm chuyển động quay của trục động cơ sau khi ngắt điện vào động cơ Do đó phanh cần dùng chủ yếu là loại phanh có mômen nhỏ Phanh thường được lắp trên trục quay nhanh nhất của cơ cấu, trên trục này moment xoắn nhỏ nhất (thường trên nửa khớp nối của động cơ với hộp giảm tốc) Moment phanh phải xác định xuất phát từ yêu cầu sao cho khi xe vận chuyểàn di chuyển trên đường ray trong mọi trường hợp, sẽ không xảy ra hiện tượng trượt trơn trong thời

kỳ phanh (nếu không có những yêu cầu đặc biệt về công nghệ hạn chế trị số gia tốc hãm)

- Theo [02], thời gian phanh khi không có Vx vật nâng:

60 0

Trong đó:

+ Vx=Vc=150m/p: Vận tốc di chuyển xe

+ Jph=1,5m/s2: Gia tốc hãm khi không có vật nâng, tra bảng (3.10)[02] ứng với số bánh xe là 100% và hệ số bám ϕ=0,12

- Đối với máy trục và xe con làm việc ngoài trời mà không có bộ phận hãm gió mômen phanh tính được phải kiểm tra về hãm giữ khi có gió ở trạng thái không làm việc Trong trường hợp này, mômen phanh phải đảm bảo điều kiện:

Trong đó:

+ k=1,2: hệ số an toàn

+ Các số liệu khác ở các phần trên

Căn cứ vào momen phanh và chế độ làm việc của cơ cấu di chuyển xe con, do điều kiện bố trí khó khăn, cơ cấu được treo trên không thông qua liên kết với các bánh xe.Do đó, ta chọn loại phanh được gắn ngay sau đuôi động cơ để diện tích bố trí là nhỏ nhất Việc chế tạo phanh do nhà sản xuất động cơ chịu trách nhiệm, ta chỉ cần cung cấp cho họ các thông số của phanh cần thiết

- Xe cũng có khả năng trượt trơn trong quá trình phanh xe không có vật nâng Đối với trường hợp này kiểm tra theo công thức:

Trong đó: + W *

t : tổng lực cản tĩnh chuyển động khi không có vật nâng, không kể đến lực cản do ma sát và do gió khi không có vật nâng

W *

- Thời gian phanh khi có vật:

++++∑

Trong đó:

ηThay vào:

(240261,11).10,12 1,73( )375

- Gia tốc hãm khi có vật:

+ Số vòng quay trục vào: nv = 965 vòng/phút + Công suất truyền N = 36 Kw

+ Tỷ số truyền: i = 10,12

- Chọn hộp giảm tốc BKH 320 phù hợp các yêu cầu trên và có các đặc tính sau:

+ Kiểu hộp: bánh răng trụ 2 cấp đặt thẳng đứng + Tổng khoảng cách trục: A = 320 mm

+ Tỷ số truyền: i= 12,5

+ Số vòng quay trục vào: nv = 1000 vòng/phút + Công suất truyền N = 38 Kw

- Như vậy muốn đảm bảo yêu cầu động học ta phải thiết kế hộp giảm tốc theo các yêu cầu đã đề trên

- Khả năng momen dẫn ở trục vào:

- Khả năng truyền momen ở trục ra:

Mra = Mv i =362,9.10,12 Nm

- Yêu cầu momen dẫn ở trục vào:

- Yêu cầu momen truyền ở trục ra:

My/c(ra) = My/c(v) i =356,27.10,12 (Nm) Như vậy hộp giảm tốc hoàn toàn đủ khả năng tải

Hình 3.5: Hộp Giảm Tốc

3.7 Tính chọn khớp nối:

- Khớp nối để nối cố định các trục, chỉ khi nào dừng máy tháo nối các trục thì các trục mới rời nhau Việc chọn khớp nối căn cứ vào moment mà khớp phải truyền và đường kính trục mà khớp cần phải nối

- Mômen danh nghĩa của động cơ: Mdn=352,62 Nm - Mômen tính toán để chọn khớp nối:

Mkn=Mdn.k1.k2=352,62.1,2.1,2=507,77 (Nm) (1.65)[01] Trong đó:

+ k1 : hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu, bảng (2.21)[01] + k2 :hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng (2.21)[01]

- Dựa vào Mkntra bảng (III.31)[01] chọn khớp nối răng M3 có momen xoắn M=800Nm đường kính D= 300mm và momen đà GD2 = 1,8 KG.m2=18 Nm2 ; trọng lượng G = 57Kg

Hình 3.6: Khớp Nối Răng

- Đồng thời ta chọn khớp nối vòng đàn hồi để liên kết trục của động cơ và hộp giảm tốc Dựa vào Mkn chọn khớp nối có các thông số cơ bản sau:

+ Đường kính : D = 300 (mm) + Moment đà : (GD2)= 25 (Nm2)

Hình 3.7: Khớp Nối Đàn Hồi

3.8 Tính toán và kiểm tra bền trục bánh xe: 3.8.1 Tính toán trục:

- Kết cấu cụ thể của các bộ phận trong cơ cấu di chuyển được trình bày trong bản vẽ cụm bánh xe Bánh xe được nối cứng với trục bằng mối ghép then và cùng quay với trục, bản thân trục thì được đặt trong hộp

- Trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và chịu xoắn Ứùng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng Còn ứng suất xoắn, do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển xem như cũng thay đổi theo chu kỳ đối xứng

- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe, đã xác định trong phần tính toán ở trên là:

Pmax=275250 N

- Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động: Pt=Pmax.Kđ=275250.1,3=357825 (N) Trong đó:

+ Kđ=1,2-1,5 : hệ số tải trọng động chọn Kđ=1,3 - 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 (≈0,5 lực cản chuyển động bánh xe) xong trị số này nhỏ nên ta bỏ qua

- Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh dẫn xuất hiện khi động cơ phát ra môment lớn nhất trong thời kỳ mở máy Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy đã qui định momen mở máy lớn nhất trên trục động cơ sẽ là:

Mmax=2,2.Mdn =2,2 352,62 = 775,76 (Nm) - Mômen để thắng lực cản tĩnh chuyển động:

- Mômen dư để thắng quán tính của hệ thống:

∑(Gi.Di2)q=1,2 ∑ (Gi.Di2)=1,2.3,35=4,02 (Nm2)

⇒ ∑ (Gi.Di2)’ = ∑ (Gi.Di2)tđ +∑ (Gi.Di2)q=270,04 (Nm2) - Như vậy tổng môment lớn nhất trên trục I sẽ truyền cho bánh dẫn là:

M1=Mt+Md’=295,34 + 473,27 = 766,86 (Nm)

- Môment tính toán có kể đến tải trọng động:

M1’=M1.Kđ=766,86 1,3 = 996,92 (Nm) - Môment xoắn lớn nhất trên trục bánh dẫn:

Mbd=M1’.ic.ηđc =996,92.12,5.0,84=10467,66 (Nm) - Mômen tương đương tác dụng lên trục:

Trong đó:

α=1: hệ số do sự thay đổi của ứng suất xoắn có tính đối xứng

Hình 3.8: Sơ Đồ Tính Trục Bánh Xe

- Trục chế tạo bằng thép 40x tôi cải thiện có giới hạn mỏi σ’-1=450N/mm2 vàτ’-1=250N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ làm việc đối xứng:

[ ]

[ ] 1,5.2,2 136,36( / )

Vậy đường kính của trục tại tiết diện giữa bánh xe cần có:

[ ] 0,1.136,36 114,97( )20728452

(Kiểm tra lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục)

- Tiết diện nguy hiểm nhất là tại tiết diện giữa bánh xe với d=120mm có khoét rãnh then b.h =36.20

- Mômen chống uốn của tiết diện theo bảng (7-3b) [04]: W=30200mm3

- Mômen chống xoắn:

W0=63800mm3

- Các ứng suất gây ra do uốn và xoắn tại tiết diện đang xét

- Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy bằng β=0,94

- Hệ số kích thước lấy εσ=0,67; ει=0,55 theo bảng (7-4)[04]

- Hệ số tập trung ứng suất của tiết diện trục có rãnh then: Kσ=1,84N/mm2; Kτ=1,65N/mm2 theo bảng (7-8)[04]

- Xuất phát từ điều kiện tuổi bền làm việc A=15 năm theo bảng (1-1)[02]; với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng của cơ cấu nâng, ta sẽ tính chu kỳ làm việc như sau:

- Số giờ làm việc tổng cộng của cần trục:

T=24.365.A.Kn.Kng=24.365.15.0,5.0,67=44019 (h) Trong đó:

+ Kn=0,5: hệ số làm việc trong năm

+ Kng=0,67: hệ số làm việc trong ngày, theo bảng (1-1)[02] ứng với chế độ làm việc trung bình

- Số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn:

Z0=60.T.nbx.CĐ=60.44019.95,5.0,25=63057217,5

- Như đã tính ở trên lực lớn nhất tác dụng lên bánh xe: Pmax=275250 (N)

- Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1 ,Q2 ,Q3 ,Q4 phân phối theo tỉ lệ 2:5:3:10 như đồ thị gia tải trung bình, trong đó giả thuyết cứ mỗi chuyến đi thì kèm theo một chuyến về không tải hoặc ngược lại, ta có:

==

Hình 3.9: Sơ Đồ Gia Tải Của Cơ Cấu

- Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn, theo công thức trang 185,[02]:

τττ

Trong đó:

+ Các hệ số tập trung và hệ số kích thước tuyệt đối K, ε lấy theo các bảng (10-10)÷(10-12)[04]

+ β=0,94: Hệ số tăng bền

+ σa,τa: Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

+ σm ,τm : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất

+ σb ,τb : Giới hạn bền khi uốn và xoắn - Trong trường hợp tải thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

+ σa= σmax=115,58 (N/mm2); σm=0 + τa=τmax= 30,61 (N/mm2); τm=0 - Hệ số an toàn chung:

[ ]nn

- Hệ số an tòan cho phép theo bảng (1-8)[02] là [n]=1,5 ứng với chế độ làm việc trung bình và cho cơ cấu di chuyển

Vậy trục đảm bảo làm việc tốt, thỏa điều kiện bền mỏi do n>[n] 3.8.3 Kiểm tra bền then:

- Tương ứng với đường kính trục của bánh xe d = 120 (mm), ta chọn loại then bằng theo TCVN 150-64 theo bảng (7-23)[04] then có các kích thước như sau:b=20mm; h=12mm; t=6mm; t1=6,1mm; k=7,4

- Chiều dài then:

Theo bảng (7-20) và (7-21)[04]: [σd]=150(N/mm2);[τc]=87(N/mm2).

Vậy then đảm bảo điều kiện bền do σd <[σ];τc <[τ]

3.9 Tính chọn ổ đỡ trục bánh xe:

- Tải trọng đứng (hướng kính) do trọng lượng xe lăn, vật nâng: R1= Pmax = 275250 (N)

- Tải trọng dọc trục khi xe lăn lệch tải trọng này tính bằng % tải trọng lên xe: A= 0,1.Pmax = 27525 (N)

- Ngoài ra còn có tải trọng ngang (hướng kính) do lực di chuyển xe con, xong tải trọng này rất nhỏ so với tải trọng hướng kính nên bỏ qua

- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ:

Qi=(R1Kv+m.A)Kt.Kn (8.6)[04] Trong đó:

+ Kt=1,4: Hệ số tải trọng, tra bảng (9-3)[02] + Kn=1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

+ Kv=1: Hệ số kể đến vòng trong quay tra bảng (8-5)[04]

+ m=1,5: Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng (8-2)[04]

+ Khi làm việc với Q3=0,2Q có Qi3=0,2.Qt2

+ Khi làm việc với Q4=0

- Tải trọng tương đương tính theo công thức: Qtđ= 3

Thay các giá trị vào: Qtđ=27783,54 (N)

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) - Khả năng tải động thực tế của ổ:

Cd=0,1.Qtđ.(n.h)0,3=0,1.27783,54.(95,5.5869,2)0,3=147354,11

Dựa vào tải trọng tương đương Qtđ=27783,54 (N) và hệ số về khả năng làm việc Cd=147354,11 ta chọn được ổ đũa côn đỡ chặn theo ΓOCT333−59

Hình 3.10: Ổ Bi Đỡ Chặn