Quy trình chế tạo-lắp ráp-vận hành và bảo dưỡng cổng trục tại Cảng IDC Phước Long sức nâng 45T

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Quy trình chế tạo-lắp ráp-vận hành và bảo dưỡng cổng trục tại Cảng IDC Phước Long sức nâng 45T

Trang 1

PHẦN II: THIẾT KẾ KĨ THUẬTChương 1: TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG CHÍNH 1.1 Giới thiệu về cơ cấu nâng

Trong ngành máy trục người ta định nghĩa,cơ cấu nâng là một phận máy dùngđể nâng hạ vật heo phương thẳng đứng mà ngoại lực tác dụng vào cơ cấu là trọnglực và lực quán tính

Đối với cổng trục consol bánh ray sức nâng 42,5 tấn cơ cấu nâng là một bộphận của máy trục,sử dụng tang cuốn cáp thông qua hệ palăng để nâng hạ vật nóđược bố trí trên xe con di chuyển

1.2 Sơ đồ cơ cấu:

1.2.1.Cấu tạo:

1 2

3 4

5

7 6

HìnhIII 1.1 Sơ đồ truyền động cơ cấu nâng cổng trục

Sơ đồ truyền động của cơ cấu nâng cổng trục bao gồm: Động cơ – khớp nối – Phanh– hộp giảm tốc - Khớp nối – tang

1. Động cơ điện

Trang 2

Động cơ điện (1) được nối với hộp giảm tốc (4) qua khớp nối vòng đànhồi (2), trong đó nửa khớp phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh,khớp răng đặc biệt (5) nối tang (6) với trục ra của hộp giảm tốc.

1.2.3 Nguyên tắc hoạt động của cơ cấu nâng:

Khi khởi động cơ cấu bằng điện, động cơ điện hoạt động sẽ truyền sang hộp giảmtốc qua khớp nối Trục ra của động điện nối với trục vào của hộp giảm tốc qua khớpnối ra phanh, vận tốc ở trục ra của hộp giảm tốc phải bằng với vận tốc quay của tangđể nâng hạ hàng theo thiết kế Phanh sử dụng trong cơ cấu này là loại phanh thườngđóng bằng điện Phanh được hoạt động khi muốn cần trục ngưng hoạt động hoặc làmgiảm tốc độ nâng hàng để đảm bảo an toàn

1.3 Các thông số ban đầu.

STT Tên thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị

1.4.Sơ đồ mắc cáp của cơ cấu nâng:

Hình II.1.2 Sơ đồ mắc cáp

Trang 3

1 Tang cuốn cáp

3 Puli chuyển hướng

2 Puli di động

Máy trục đang thiết kế sử dụng thiết bị mang hàng là khung chụp containerDùng sơ đồ cơ cấu nâng có palăng kép có bội suất palăng ip = 2

1.5.Tính toán chọn cáp:

Lực trong dây cáp đi vào tang khi nâng hàng

( 2.1)[2]

Trong đó:

Q = 42,5(T) : sức nâng định mức

a = 4 : số palăng đơn trong hệ thống

ip = 2 : bội suất palăng

0: Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướng

O  P h ( 2.2)[2]

0 : Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướngVới:

p : hiệu suất của palăng

h : hiệu suất của puli chuyển hướng (2.3)[2]

r : Hiệu suất của một puli

r = 0,98 (tra bảng 2.2[2])

Ta có 9 puli dẫn hướng nên h = 0,989=0,92

 η0=0,99.0,92=0,91

Kích thước dây cáp được chọn dựa theo lực kéo đứt

Lực tính toán đứt cáp:

P  St k (2.6 )[2]Trong đó: St : - Lực căng lớn nhất trong dây cáp

k = 5,5: hệ số an toàn (tra bảng 2.3 [2])

 P  5824,17 5,5 = 32032,93(kG))

17

r

ip r p

i

P n

98 , 0 1 2

, 0 2 4

0 p

t

i a



Trang 4

Theo tính toán trên và theo chỉ dẫn bảng 2.5[2], tra bảng III.5[2] ta chọn cápbện loại K –Po cấu tạo 6x36(1+7+7)x7+14)+1 lõi theo OCT 7668 –69 co:ù đườngkính dc = 23,5 (mm) có giới hạn bền của dây cáp bện Tb = 200 (kG)/mm2) lực đứt chophép là P = 33250 (kG)) ,khối lượng tính toán 1000m cáp đã bôi trơn 2120 kg

Hình: II.1.3 Cáp thép

Độ bền dự trữ thực tế của cáp:

1.6.Tính toán tang

1.6.1.Xác định kích thước tang

Đừơng kính cần thiết của tang theo đường trung bình của dây cáp thépcuộn vào

D  dc e (2.9)[2]

Trong đó: - dc = 23,5 (mm) : đường kính cáp chọn

- e = 25: hệ số đường kính tang (tra bảng 2.7[2])

 D  23,5.25 = 587,5 (mm)Chọn đường kính của tang : D = 800 (mm)

Chiều dài của cáp nâng:Chiều dài cáp từ 1 palăng cuộn vào tang :

Lc = H.ip + .D (z1 + z2 ) (2.10)[2]

Trong đó:

 H = 14,65 (m) : chiều cao nâng

 ip = 2 : bội suất palăng

 D = 800 (mm) = 0,8 (m) : đường kính tang

 z1 = 2 : số vòng dự trữ trên tang

 z2 = 3 : Số vòng kẹp cáp

 Lc = 14,65.2 + 3,14 0,8 (1,5 +3) = 40,604 (m)

Chiều dài của tang phải sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên tangvẫn còn lại ít nhất là 1,5 vòng dây (theo qui định về an toàn) Ta lựa chọn tang képcuộn một lớp cáp, có xẻ rãnh

Ta có tang cuốn cáp từ 4 palăng Chiều dài toàn bộ của tang:

5 , 5 71

, 5 17 , 5824

t t

Trang 5

Lt = 4.(L1+L2 ) +2.L3 +L4Trong đó: - L1 =4t=4.28=112(mm) :dùng để kẹp đầu cáp trên tang

D

H a

5 , 368 028 , 0 ).

5 , 1 8 , 0

65 , 14 2 ( ) 5 , 1

để giảm tải trọng trên đầu kẹp cáp

- L4 phần tang không tiện rãnh đảm bảo cho góc lệch cáp vớipuly trong palăng dưới giá trị cho phép trong điều kiện khi móc treo ở vị trí cao nhất(cách trục tang một khoảng bằng hmin theo tài liệu: tính toán máy nâng chuyển thìgóc lệch lớn nhất của dây cáp đi vào tang so với mặt phẳng đi qua puly mà cáp đi ralấy bằng:   6 0 đối với tang có rãnh

L4 lấy bằng khoảng cách giữa rãnh puly trong khung treo móc khi chọn ứng với sứcnâng là 42,5(T) là b=640mm (theo máy mẫu)

Chọn L4 =225mm

- L3 phần tang không tiện đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng Ơû đây khi tang cuốn cáp từ 4 palăng ta chọn L3 theo kinh nghiệm chọn: L3= 4

d D

Theo kết quả tính toán ở trên ta có thông số kỹ thuật của tang như sau:

 Chiều dài tang: LT = 2500 (mm)

 Đường kính tang: D = 800 (mm)

 Bề dày của tang:  = 26 (mm)

 Chiều dài toàn bộ cáp: Lc = 60(m)

1.6.2.Kiểm tra độ bền tang:

5 , 2

 >3, vì vậy phải tính thành tang chịu ứng suấtphức tạp: nén, uốn, xoắn Trước tiên ta kiểm tra sơ bộ thành tang theo ứng suất nén,sau đó có thể dùng thưyết bền Mo để kiểm tra

max

n t

t D

Trang 6

 Dt =0,7765 : đường kính tang

  = 26 (mm) : bề dày thành tang

 Mà: ứng suất cho phép của tang chế tạo bằng gang đúc

[n ] =

n = 5 : hệ số an toàn

bn = 6500 (kG)/cm2): giới hạn bền nén của tang đúc bằng gang CЧ.15 -32

 [n] = (kG)/cm2)và:

n = ).2,6.2,8 827,74

825 , 78

6 , 2 1 (

17 , 5824



 n  [n ]thỏa điều kiện bền Vậy tang đủ bền

Tách một phân tố trên thành tang, phân tố này có những ứng suất như sau: các ứngsuất pháp u và n trong đó ứng suất uốn u hướng theo phương trục tang, ứngsuất nén n hướng theo phương vuông góc với bán kính tang đi qua phân tố đã táchvà vuông góc u, ứng suất tiếp x do momen xoắn Mx như vậy đây là trạng tháiứng suất phẳng và để kiểm tra theo thuyết bền Mo ta đưa phân tố đã tách về trạngthái căng chính Các ứng suất của trạng thái căng chính được tính theo công thức:

] 4 ) (

[ 2

1 u n u n x

] 4 ) (

[ 2

W

M



 Kết cấu tang như hình vẽ Ta có:

Mu = max 4 1 (2 2 3) max

2

)2(

S L L L

L L S

Wu =0,1

2

4 1

4 2

D

D 

=0,180480 74,84 =12069,4(cm3)Với D2=80 cm: đường kính tang

D1= D2-2.d=80-2.2,6=74,8(cm)

) / ( 65 , 39 85 , 12425

cm kG

 

Sơ đồ tính tang:

1300 5

Trang 7

Hình II.1.4 Sơ đồ tính tang

+x :ứng suất xoắn trong tang :

x

x x

2 , 931867

, 826 65 , 39





2 2

2

1 ] 49 , 37 4 ) 89 , 826 65 , 39 ( 89 , 826 65 , 39

1.7 Tính chọn cặp đầu cáp trên tang:

Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất hiện nay làdùng tấm cặp và vít vít chặt lên trên số tấm cặp phải dùng ít nhất là 2 tấm kẹp do ởtrên tang luôn có số vòng dự trữ không sử dụng đến, lực tác dụng trực tiếp lên cặp sẽkhông phải là lực căng cáp St = Smax mà lực tác dụng là S0 nhỏ hơn Do đó có ma sátgiữa mặt tang với vòng cáp an toàn

P

d 1 P/2 P/2

Hình II.1.5 Kẹp cáp vào tang

 lực tính toán với cặp cáp được tính:

Trang 8

S0 = (2.19)[2]

Trong đó:

  = 0,12  0,16 hệ số ma sát giữa mặt tang với cáp ta chọn  = 0,15

 : góc ôm của các vòng dự trữ trên tang   3  4

Chọn  = 5

 S0 =

Ta chọn cách kẹp cáp trên tang bằng 2 tấm kẹp có 2 một bulong

 Lực kéo một bulong:

 = 400: góc nghiêng mặt bên của rãnh

+1: góc ôm tang bằng vòng kẹp cáp 1=2

 N = 4.(0,15 0884.23).(,320 , 15 2 1)



 e  =163,13(kG))+ Lực uốn bulong:

52 , 37 2 4

12

13 , 163 2 3 ,

3 2





Trong đó: d1 = 12(mm): đường kính chân ren

l = 6(mm): tay đòn đặt lực T vào bulong

k:hệ số an toàn kẹp cáp k=2

Ứùng suất cho phép []d = 7,5  8,5 (kG)/mm2) đối với bulong chế tạo từ thép CT3 tachọn bulong đầu tinh 6 cạnh theo TCVN 95-63 (Tra bảng 6.39 sổ tay thiết kế cơ khí)

)(32,88417

,58244 15 ,

)1)(

15 , 0 sin  0 





3 1

2

1 0,1

4

3,1

d

l T k d

N k





Trang 9

 t  [] thỏa mãn điều kiện uốn: như vậy bulong kẹp cáp đủ điều kiện làm việcbulong có ký hiệu: bulong II M12 x 40 TCVN 95.63 (tra bảng 6.38 sách sổ tay thiếtkế cơ khí).

1.8 Chọn động cơ điện:- Hộp giảm tốc:

1.8.1.Chọn động cơ điện

 Công suất tĩnh khi nâng với tải đầy được xác định:

c CT

v G G P



.102

)

 (kW) [4]

Trong đó:

 v1 = 16 (m/p)=0,267(m/s): vận tốc nâng hàng

 c: hiệu suất truyền của máy tời khi nâng với tải đầy c=0,9

 G): sức nâng tải G)= 30( T)

 G)0:trọng lượng củaspearder G)0=12,5(T)

85 , 0 102

267 , 0 ).

12500 30000

(

kW

Dựa vào catalogs của hăng SIEMENT ta chọn

Động cơ lồng sóc YZB-355M-6

Dòng sản phẩm động cơ điện 3 pha

Kiểu loại chân đế mặt bích

Xuất xứ Wuxi-Trung Quốc;Siemens ,Flender,Vem- Đức

Hình II.1.6Động cơ điện

Các thông số hình học như sau:

L(mm) L1(mm) l(mm) d(mm) B(mm) B1(mm) b(mm) H(mm) h(mm)

23

Trang 10

1.8.2.Chọn hộp giảm tốc

 Tốc độ quay của tang:

(2.35)[2]

Trong đó:

 vn = 16(m/p): tốc độ nâng hàng

 ip = 2: bội suất palăng

 D = 0,7 (m): đường kính tang

 nt = 12 , 74

8 0

2 16



 (vòng/phút)

 Tỉ số truyền chung của bộ truyền động:

Theo tỉ số truyền và công suất của động cơ điện, từ catalogs của hãng SUMITOMO

ta chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp đặt ngang loại PHD 9090P3RLT có tỉ sốtruyền i = 77,19 và công suất truyền là 138(kW), có đường kính trục vào d1

69 , 12 19 , 77

Trang 11

Như vậy

Như vậy k<3% thỏa mãn

1.9 Chọn khớp nối – phanh:

1.9.1.Chọn khớp nối: Chọn khớp nối là khớp đàn hồi có khả năng cho phép phần

lệch trục vậy tức là không đồng trục tuyệt đối, ngoài ra loại khớp này còn giảm đượcchấn động và va đập khi mở máy và phanh đột ngột Phía nửa khớp bên hộp giảmtốc kết hợp làm bánh phanh

Moment định mức trên trục động cơ:

Mđm =

Nđm = 132 (kw) : công suất định mức của động cơ

n = 980 (v/p): số vòng quay của trục ra động cơ

Moment truyền qua khớp nối:

Mk = Mđm k1.k2 (1.65)[2]

Trong đó:

Mđm = 131,33 (kG).m): moment định mức do khớp truyền

k1 = 1,3: hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu

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

 Mk = 131,33.1,3.1,2 = 204,87(kG).m)Tra bảng III.33[2] chọn khớp nối răng M33 có Mx cho phép là 800(kG).m),momen đà : (G)D)2=1,8 (kG).m2 )

- Các thông số hình học:

Hình II.1.8 Khớp nối

 Moment đà tương đương của hệ thống

132.975

%100.16

94,15

%625,99

%100

%100.16

94,15

Trang 12

 = 1,1  1,25: hệ số tính tới ảnh hưởng của bộ truyền

(G)D)2 : Moment đà của roto – động cơ và khớp nối

a: số nhánh cáp kẹp trên tang a=4

85 , 0



c

 hiệu suất cơ cấu nâng Tra bảng 1.9 [2]

Moment phanh cần thiết khi hãm:

Mh = Mh

t kh ( 2.38)[2]

Kh = 1,75 : hệ số an toàn phanh tra bảng 2.9[2]

 Mh = 102,61 1,75 = 179,57 (kG).m)Theo bảng III.40[2] ta chọn loại phanh có ký hiệu KMT 300 có chiều rộng máphanh B = 200 mm moment phanh khi chế độ cơ cấu 25% là M = 200 (kG).m) ,đườngkính bánh phanh D1=500mm

1.10.Kiểm tra động cơ điện phanh

1.10.1 Kiểm tra động cơ điện:

Khi chọn động cơ điện cho cần trục phải thỏa mãn 2 yêu cầu:

 Khi làm việc với thời gian dài với chế độ ngắt đoạn lặp đi lặp lại vớicường độ cho trước, động cơ không được nóng quá giới hạn cho phép để không làmhỏng vật liệu cách điện trong động cơ

 Công suất động cơ điện phải đủ để đảm bảo mở máy với gia tốc chotrước

Như vậy kiểm nghiệm động cơ điện theo thời gian và gia tốc khi khởi động, tìnhtrạng động khi quá tải, về nhiệt độ yêu cầu chính là kiểm tra về công suất của độngcơ

Kiểm tra động cơ về điều kiện khởi động

 Moment cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng hàng

(2.32)[2]

Trong đó:

S = 5824,17 (kG)) : lực trong dây cáp vào trong

a = 4: số nhánh kẹp, cáp trên tang

i

D S a

t

2



.2



Trang 13

D = 0,8 (m): đường kính tính toán của tang

i = 77,19: tỉ số truyền chung

c = 0,85: hiệu suất chung cho bộ truyền cơ cấu

Moment định mức của động cơ:

Thời gian mở máy khi khởi động:

(1.57)[2]

Trong đó: (G)D2)qđ = 44,66 (kG).m2) : moment đã tương đương của hệ thống cơ cấu

n = 980 (v/p): số vòng quay của trục động cơ

Md : moment dư của động cơ

Md = Mkđ.TB - Mc (158)[2]

Mkđ.TB: moment khởi động trung bình của động cơ

Mc : moment cản tĩnh của cơ cấu trên trục động cơ

min = 1,1 : hiệu số moment mở máy nhỏ nhất của động cơ

Mđm: moment định mức của động cơ

 Moment dư của động cơ:

Md = 219,98 – 142,02 = 77,96 (kG).m)

Thời gian mở máy khi khởi động:

Thời gian mở máy khi nâng

, 0 19 , 77 2

8 , 0 4 17 ,

).(33,131980

132.975

M

n GD t

375

) ( 2

980 66 , 44

=

 ).

.(

975 ,

c TBkd

n

V Q



) ( 98 , 219 33 , 131 2

1 , 1 25 , 2

m kG

Trang 14

Q = 42500 (N): trọng lượng vật nâng cùng bộ phận mang hàng:

nđc = 980 (v/p) : số vòng quay của trục động cơ

=0,85: hiệu suất cơ cấu nâng truyền chung của cơ cấu

) ( 83 , 1 85 , 0 96 , 77 980 60

16 42500

975 , 0 15 , 1 2 ,

Vậy thời gian khởi động của động cơ thỏa mãn điều kiện 1,5(s)t kd,n  5(s)

 G)ia tốc mở máy theo tính toán :

(1.50)[2]

Vậy theo bảng 1.15 [2] ta có:

att  [a] = 0,2 (m/s2)Khi nâng máy hoạt động ổn định

 Khi hạ vật:

Thời gian nâng hãm cơ cấu nâng khi hạ hàng

Thay số:

46 , 2 ) 02 , 142 200 (

980 60

85 , 0 16 42500 975 , 0 ) 02 , 142 200 ( 375

980 66 , 44 2 , 1

vậy khi hãm cơ cấu động cơ thỏa mãn điều kiện 1,5t h 5 s( )

Như vậy ta thấy động cơ thỏa điều kiện khởi động

Kiểm tra động cơ về điều kiện phát nóng

Để tránh quá nóng động cơ thì công suất bình phương trung bình của động cơ:

Ntb N dm

Mặt khác ta có công suất tĩnh động cơ khi nâng với tải đầy là

Nt =129,36 (kW) < Ndm=132(kW)Như vậy ta có Ntb<Nt <Ndm : vậy động cơ thỏa điều kiện phát nóng

1.10.2 Kiểm tra phanh:

Việc kiểm tra này có mục đích giới hạn độ nóng những mặt ma sátkhông vượt quá trị số cho phép chủ yếu dựa trên quá trình cân bằng nhiệt của phanh

Theo bảng 1.12[2] đối với chế độ làm việc trùng bình lấy đoạn đườngphanh cơ cấu nâng hàng

Ta xem như tốc độ nâng hạ hàng là như nhau thì thời gian phanh:

(1.36)[2]

) 2

/(14,083,1.60

16

s m t

975 , 0 ) (

375

.

c h

đc c h

đc hh

M M

n

V Q M

M

n GD t

V

S t

5 , 0



Trang 15



Như vậy gần đúng với giá trị tính toán:

 G)ia tốc khi phanh:

2 , 1 60

16

s m t

Trong đó:

Dh = 0,5 (m) : đường kính bánh phanh

 = 900 : góc bao của 1 má phanh với đĩa

B = 0,2 (m): chiều rộng má phanh

 Aùp lực giữa bánh và má phanh:

 = 0,35: hệ số ma sát của amiăng và kim loại, tra bảng 1.23[2]

Mh = 200 (kG).m) : moment hãm của phanh



Theo bảng 1.23[2] áp lực cho phép [P].6 kG)/cm2

Vậy Pp < [P] phanh thỏa mãn điều kiện làm việc

1.11 Tính toán trục tang:

+ Chọn vật liệu: trục được làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim Đối với trụccủa những máy móc không quan trọng, không yêu cầu hạn chế kích thước có thểdùng thép CT5, không cần nhiệt luyện Đối với trục làm việc dùng trong những máymóc quan trọng, chịu tải lớn có thể dùng thép 45 hoặc 40X có nhiệt luyện Vì vậy ởđây ta sẽ chọn vật liệu chế tạo trục là 40X

+Tính sức bền của trục

Ta có lực tác dụng lên trục tang: S0

29

) ( 2 , 1 16 5 , 0

60 16 ,

F D M

M P

h

h p



) ( 785 360

90 2 , 0 5 , 0 14 ,

cm

) / ( 46 , 1 785 50 35 , 0

cm kG



e

Smax

Trang 16

 Với: S0 = (2.19)[2]

Trong đó:

  = 0,12  0,16 hệ số ma sát giữa mặt tang với cáp ta chọn  = 0,15

 : góc ôm của các vòng dự trữ trên tang   3  4

50

D

RSoSo

DC

BA

Hình II.1.9 Sơ đồ tính trục tang

, 2

32 , 884 ).

25 , 2 5 , 0 (

kG

RA =1768,64-972,75=795,89(kG))

Mumax=RA 0,5=795,89.0,5=397,945(kG).m)a.Tính gần đúng:

Tính gần đúng có xét tác dụng đồng thời cả momen uốn lẫn momen xoắn đếnsức bền của trục, trong trường hợp này trục không chịu momen xoắn Đường kínhtrục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:

3

4)[ ]1

(1,

d (7.3)[5]Moment tương đương

(7.4)[5]

Trong đó Mx=0(kG).m): trục không chịu xoắn

Mu =397,945(kG).m)β=0,8: []: ứng suất uốn cho phép

Ta chọn vật liệu chế tạo trục tang là thép 40X tôi cải thiện có giơi hạn bền

)(32,88417

,58244 15 , 0

Trang 17

b = 900 (N/mm2), giới hạn chảy ch = 550 (N/mm2,[] = 70(N/mm2 )=700(kG)/cm

2)



Chọn đường kính trục : d=110(mm)

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: trục tang không chịu momen xoắn nên

ta chỉ kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp n [n]trong đó:

n : hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

`n =

m a

Trong các công thức trên:

 1 và : giới hạn mỏi uốnứng với chu kì đối xứng

Có thể lấy gần đúng:

5 ,

cm kG



m và trị số trung bình của ứng suất pháp, là thành phần không đổi trong chu

kì ứng suất Ưùng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

m  0

W và là momen cản uốn của tiết diện trục

W =32

  0 , 15 thép hợp kim)

  và :hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục tới giớihạn mỏi Tra bảng 7.4[5] ta có

  0 , 66

 =1hệ số tăng bền bề mặt trục, bảng 7.5[5]

k và : hệ số tập trung ứng suất thực tế Tra bảng 7.6[5] ta có k =1,84, [n] hệ số an toàn cho phép [n]=3 khi cần tăng độ cứng và không cần kiểm trađộ cứng trục do quá tải đột ngột

Thay số ta có:

31

) ( 87 , 9 700 ) 8 , 0 1 (

1 , 0

10 945 , 397 3

Trang 18

n = .304,54 4,77

1 66 , 0

84 , 1 9000 45 , 0



vậy n=4,77  [n]=3

Như vậy trục thỏa điều kiện về hệ số an toàn

1.12 Tính chọn ổ đỡ trục tang

Các thông số cơ bản để tính toán chọn ổ đỡ tang :

C : hệ số tính đến khả năng làm việc của ổ

Q : tải trọng tác dụng lên ổ

d : đường kính trục tang cũng chính là đường kính trong của ổ

Sơ bộ ta chọn loại ổ đỡ là ổ đũa trụ ngắn Tính ưu việt của loại ổ này thường được dùng để đỡ các loại trục ngắn có độ cứng HB cao, cấp chính xác cao, ổ chỉ chịulực hướng tâm và có thể tháo lắp dễ dàng Mặt khác loại ổ này chịu được tải trọng hướng kính lớn ở tốc độ cao Loại đặc biệt có thểchịu được tải trọng rất cao khi quay

ở vận tốc trung bình, dễ dàng bội trơn

Tính toán chọn ổ :

Hệ số tính đến khả năng làm việc của ổ :

 h =2.300.10 = 6000 giờ

Q : tải trọng tương đương tác dụng lên ổ Đối với ổ đỡ

Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt

Trong đó :

R : tổng phản lực tại gối đỡ

A : tải trọng dọc trục A=S1 -S2

Với S1=1,3.RAtg =1,3.849,07.tg120=234,62(daN)

S2 =1,3.RB.tg =1,3.1029,73.tg120=284,54(daN)

 A=S1-S2=234,62-284,54=-49,92(daN) vậy ổ I chịu lực dọc trục

m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm

Kv = 1,1 : hệ số xét đến vòng ngoài của ổ là vòng quay

Kn = 1 : hệ số nhiệt độ

Kt = 1,2 : hệ số tải trọng động

 Q1 = (1,1.849,07+1,5.49,92).1.1,2 = 1210,63 (daN)

Q2=(1,1.1029,73+1,5.0).1.1,2=1359,24(daN)

Trang 19

Ta thấy Q1<Q2 nên ta chọn cho gối đỡ II, ổ kia lấy cùng kích thước để tiện cho việc chế tạo và lắp ghép

Hình II.1.10 Ổ đỡ.

Các thông số hình học như sau:

33

Trang 20

của đường và bộ phận di chuyển ta phân ra các loại như sau: cơ cấu di chuyển trênray, cơ cấu di chuyển bánh lốp và cơ cấu di chuyển bánh xích

Cơ cấu di chuyển bao gồm một hoặc một cụm bánh xe, được dẫn động bởiđộng cơ thông qua hệ thống truyền động cơ khí như: hộp giảm tốc, khớp nối, trongnhiều trường hợp còn có cả bộ truyền bánh răng hở Để dừng máy trục chính xác, cơcấu được trang bị phanh Đường ray di chuyển được đặt trên công trình hoặc đượcgắn cố định trên nền

Sự khác biệt về cấu tạo của cơ cấu di chuyển phụ thuộc vào:

 Kết cấu đường ray di chuyển

 Cách truyền lực

 Cách truyền mômen xoắn lên bánh xe

 Kết cấu hệ thống truyền động

 Cách dẫn động: chung hay riêng

Cơ cấu di chuyển cho cầu trục có thể được thực hiện theo 2 phương án: dẫnđộng chung và dẫn động riêng

2.1.1 Phương án dẫn động riêng.

Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng gồm hai cơ cấu như nhau dẫn động cho cácbánh xe chủ động ở mỗi bên ray riêng biệt Công suất mỗi động cơ thường lấy bằng60% tổng công suất yêu cầu Phương án này có sự xô lệch của dầm cầu khi dichuyển do lực cản ở hai bên ray không đều, tuy nhiên trong hệ thống như vậy cóhiện tượng tự động san tải giữa các động cơ điện Do kết cấu gọn nhẹ, dễ lắp đặt, sửdụng và bảo dưỡng nên ngày càng được sử dụng phổ biến hơn, đặc biệt là trong cáccầu trục có khẩu độ lớn

2.1.2 Phương án dẫn động chung.

Phương án dẫn động chung thì động cơ dẫn động được đặt ở khoảng giữa dầmcầu và truyền động tới các bánh xe chủ động ở hai bên ray nhờ các trục truyền

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay chậm: phương án nàyđược sử dụng tương đối phổ biến trong các cầu trục có công dụng chung có khẩu độkhông lớn, đặc biệt là các cầu trục có kết cấu dàn không gian có thể bố trí dễ dàngcác bộ phận của cơ cấu

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay trung bình: cơ cấu nàymômen xoắn được truyền từ động cơ đến bánh xe qua trục truyền và cặp bánh rănghở Vì vậy mà mômen xoắn trên trục truyền nhỏ hơn so với trục truyền chậm và kíchthước của nó cũng nhỏ hơn

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay nhanh: có trục truyềnđược gắn trực tiếp với trục động cơ Vì vậy nó có đường kính nhỏ hơn 2-3 lần vàtrọng lượng nhỏ hơn 4-6 lần so với trục truyền quay chậm Tuy nhiên, do quay nhanhmà nó đòi hỏi chế tạo và lắp ráp chính xác

Nhận xét:Dùng phương án truyền động chung với trục quay trung bình là cónhiều ưu điểm nhất với cầu trục ta thiết kế vì cầu trục co khẩu độ không lớn lắm.Sửdụng phương án này chi phí chế tạo thấp ,thuận tiện cho việc bảo dưỡng sửa chữathấp

2.1.3 Các thông số cơ bản.

Trang 21

- Sức nâng cầu trục : 42,5 T.

- Tốc độ di chuyển : 35 m/ph

- Tổng số bánh xe di chuyển : 4 bánh

- Số bánh xe dẫn động : 2 bánh

- Chế độ làm việc nhẹ

2.2 Sơ đồ truyền động.

2.2.1 Cấu tạo.

Cấu tạo của cơ cấu di chuyển cầu trục như hình vẽ:

Hình II.2.1 Sơ đồ động cơ cấu di chuyển cầu trục.

1 Động cơ điện; 2 Phanh; 3 Khớp nối; 4 Hộp giảm tốc; 5 Bánh răng truyền động;

6 Bánh xe di chuyển; 7 Bánh răng gắn trên bánh xe.

2.2.2 Nguyên lý hoạt động.

Động cơ điện 1 được nối với hộp giảm tốc thông qua khớp nối 3 có gắn bánhphanh, trục ra của hộp giảm tốc được gắn với trục truyền thông qua khớp nối, cặpbánh răng 7 được gắn với trục bánh xe

Khi động cơ 1 có điện nó sẽ quay và sinh ra mômen xoắn, mômen nàyđược truyền đến trục sơ cấp của hộp giảm tốc Ơû trục ra của hộp giảm tốc mômenxoắn sẽ tăng lên ihgt (tỉ số truyền của hộp giảm tốc) lần, mômen này được truyền đếnbánh răng nhỏ qua khớp nối và trục Vì bánh răng nhỏ ăn khớp với bánh răng lớnnên nó sẽ truyền mômen xoắn cho bánh xe và mômen xoắn trên bánh xe sẽ tăng lên

ih lần (tỉ số truyền của bộ truyền hở)

2.3 Tính chọn bánh xe và ray.

2.3.1 Chọn bánh xe.

35

Hình II.2 2 Bánh xe di chuyển cầu trục

Trang 22

Chọn vật liệu chế tạo bánh xe là thép 45 có d  750N/mm2

Ta chọn bánh xe hình trụ hai thành bên có gờ, dạng tiếp xúc đường với ray

– Sơ bộ ta chọn Db= 560 mm

– Đường kính ngõng trục bánh xe: db = 140 mm– Khoảng tiếp xúc B = 110 mm

– Chiều rộng bánh xe B1 = 160 mm– Chiều cao gờ bánh xe h = 25 mm

2.3.2 Chọn ray.

Theo [1], đối với bánh xe di chuyển cầu trục thì chiều rộng bề mặt làm việccủa bánh xe phải lớn hơn bề rộng của đường ray ít nhất từ 1520mm Căn cứ vàokích thước bánh xe và trọng lượng của cầu trục, theo OCT977-65 ta chọn loại raychuyên dùng cho ngành máy trục là ray KP70 để làm đường chạy cho cầu trục

Kích thước của ray như sau:

b (mm) b1 (mm) b2 (mm) s (mm) s (mm) r (mm) r1 (mm)

Hình II.2.3 Ray di chuyển loại KP70

2.3.3 Khiểm tra bền bánh xe.

Trang 23

 Trong quá trình làm việc bánh xe tiếp xúc với đường ray và sinh ra ứngsuất dập, vì vậy để đảm bảo bánh xe đã chọn làm việc an toàn ta phải kiểm tra bềnbánh xe theo ứng suất dập.

 Trọng lượng sơ bộ của cầu truc

G) = 0,96Q + 0,84L (1.5).[2] Trong đó:

+ Q : Sức nâng của cầu trục, Q=100T

+ L : Khẩu độ của cầu trục, L=20,5m

Do đó : G) = 0,96.42,5+ 0,84.15 = 53,4T

 Tải trọng tương đương tác dụng lên các bánh xe:

Pbx = .kbx.Pmax (3.65) [2]

Trong đó:

+  : Hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng Đối vớicầu trục nó phụ thuộc vào tỷ số 5342.,45

Q G

2

5 , 42 4