Tính toán cơ cấu di chuyển cổng trục

Tớnh toỏn cơ cấu di chuyển cổng trục1.Giới thiệu Cổng trục di chuyển đợc nhờ bánh xe đặt trên ray, ở 4 chân có bố trí 4 cụm bánh xe truyền động nhờ truyền động trục vít thông qua hệ thốn

Tớnh toỏn cơ cấu di chuyển cổng trục

1.Giới thiệu

Cổng trục di chuyển đợc nhờ bánh xe đặt trên ray, ở 4 chân có bố trí 4 cụm bánh xe truyền động nhờ truyền động trục vít thông qua hệ thống bánh răng với 50% số bánh xe đợc dẫn động Ngoài ra việc bố trí cơ cấu di chuyển nh vậy tiện cho việc bố trí đờng ray phía dới hoặc giúp cho phơng tiện vận tải khác dễ lấy hàng và giải phóng bến bãi 1 cách dễ dàng, nhanh chóng

Các bánh xe di chuyển trên ray có khẩu độ 35 m, các ray đợc gắn cố định trên nền cầu cảng Để dừng xe chính xác cơ cấu đợc trang bị phanh và cơ cấu cũng đợc trang bị thiết bị kẹp ray để đảm bảo an toàn khi gió bão

2.Tớnh toỏn cơ cấu

2.1 chọn sơ đồ truyền động của cơ cấu di chuyển

Việc chọn sơ đồ truyền động có ý nghĩa rất quan trọng ảnh hởng trực tiếp tới khả năng làm việc, giá thành chế tạo và yêu cầu công nghệ lắp ráp của cơ cấu

di chuyển Có các dạng sơ đồ truyền động nh sau:

\ Sơ đồ truyền động chung

\ Sơ đồ truyền động riêng

ở đây ta chọn sơ đồ truyền động riêng do có các u điểm sau:

+ Kết cấu gọn, đảm bảo xe, tàu di chuyển đợc ở trong lòng cổng trục + Kích thớc động cơ, hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng nhỏ

+ Thuận tiện cho công tác bảo dỡng, sửa chữa và thay thế

Trên cơ sở đó ta có sơ đồ truyền động

2.2 Tính chọn bánh xe và ray

Dựa vào trọng lợng của cổng trục và chế độ làm việc ta chọn bánh có hình trụ có 2 thành bên với các kích thớc theo GOST 3569- 60 Sơ bộ chọn bánh xe có các kích thớc sau:

Đờng kính bánh xe là: D = 710 mm

Đờng kính ngõng trục là: d = 120 mm

Chiều rộng bánh xe là : B = 150 mm

B1 = 200 mm

Chọn ray theo GOST 4121- 62 có ký hiệu là: KP140 với các kích thớc sau:

Bề rộng ray là : b = 140 mm

Chiều cao đỉnh ray là: h = 50 mm

Chiều cao ray là: H = 190 mm

2.3 Xác định tải trọng tác dụng lên bánh xe

Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm có: trọng lợng bản thân, trọng lợng xe con và trọng lợng hàng

\áp lực nhỏ nhất khi xe con không mang hàng ở giữa khẩu độ là:

) ( 35971 16

42720 520000

16

Trong đó:

G = 520000 N là trọng lợng của cổng trục

Gx = 42720 N là trọng lợng của xe con và thiết bị mang hàng

\ Khi xe con mang hàng ở đầu công xol thì áp lực đặt lên chân đỡ là lớn nhất

Ta có: ΣMB = 0

⇔ 35PA = ψII( Gx + Q)41 + 17,5GD + 35GC + 10,5Pgh + 11Pg1 + 13,2Pg2 + 14,7Pgx

→

35

7 , 14 2

, 13 11

5 , 10 35

5 , 17 41 )

II A

P P

P P

G G

Q G

= ψ Trong đó:

+ Pgh: là tải trọng gió tác dụng lên hàng ở độ cao 10,5m so với mặt đất, ta có:

Pgh = qo n c β Fh

- qo: là cờng độ áp lực gió tuỳ thuộc vào vị trí địa lý nơi đặt cổng trục ở trạng thái làm việc ngời ta thờng lấy:

qo = 15 20 kG/ m2→ chọn qo = 200 N/ m2c

- n: là hệ số bổ sung tính đến độ tăng cờng áp lực gió theo chiều cao, với cổng trục có H = 10 20m → lấy n = 1,3

- c: là hệ số khí động học của kết cấu phụ thuộc vào hình dáng của kết cấu

có kể đến tính chất xuyên dòng của dòng khí tác dụng lên kết cấu Thông thờng

đối với kết cấu dàn làm bằng thép góc thì:

→c = 1,6

β: là hệ số tải trọng động của gió, nó phụ thuộc vào hình dạng và chiều cao của kết cấu hay nói cách khác nó phụ thuộc vào chu kỳ dao động của cổng trục và chiều cao của cổng trục Với những cổng trục có chiều cao H < 20m thì ngời ta lấy β = 1

Fh: là diện tích hứng gió của hàng, ngời ta lấy theo kinh nghiệm phụ thuộc vào sức nâng, với Q = 12 T → chọn Fh = 10 m2

→ Pgh = 200 1,3 1,6 1 10 = 4160 N

+ Pg1: là tải trọng gió tác dụng lên chân đỡ

pg1 = q.n.c.β.Fc Tơng tự nh vậy ta có: q = 200 (N/m2)

Fc = 72 (m2): là diện tích hớng gió của chân đỡ

→ Pg1 = 200.1,3.1,6.1.72 = 29952 (N)

+ Pg2: là tải trọng gió tác dụng lên dàn

Fd = 4 (m2): là diện tích chắn gió của dàn

→ Pg2 = 200.1,3.1,6.1.4 = 1664 (N)

Pgx: là tải trọng gió tác dụng lên xe con

pgx = q.n.c.β.Fx

c = 1,2 đối với các chi tiết của cổng trục nh : xe con, đối trọng, ca bin

β = 1

Fx = 3 (m2): là diện tích hứng gió của xe con

Px = 200.1,3.1,2.1.3 = 636 (N)

→ PA = 466437,828 +

35

36 , 79 , 14 1664 2 , 13 29952 11 4160 5 ,

= 459481,485 (N)

Vậy áp lực lớn nhất tác dụng lên bánh xe là:

8

485 , 459481

P

(N) Tải trọng tơng đơng tác dụng lên bánh xe là:

Ptđ = γ.kbx.Pmax

Trong đó:

kbx: là hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu CĐ25% → kbx = 1,2

γ: là hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng

Dựa vào tỷ số 0 , 25

54 , 46

12

0

=

=

G Q

Tra bảng (3-13) sách TTMT →γ = 0,9

Vậy Ptđ = 0,9.1,2.57435,185 = 62029,9 (N)

 Kiểm tra bền bánh xe

Bánh xe đợc kiểm tra theo điều kiện bền dập Bánh xe đợc chế tạo bằng thép 55Л, để đảm bảo lâu mòn thì vành bánh xe đợc tôi đạt độ cứng là:

HB = 300ữ320

ứng suất dập cho phép là:

[σd] = 750 N/ m 2

ứng suất dập của bánh xe đợc xác định theo công thức (2-67) sách TTMT

σd = 190

355 140

9 , 62029 190

r b Ptd

→ σd = 212,26 < [σd]

Vậy kích thớc bánh xe đã chọn là an toàn

2.4 Chọn động cơ.

2.4.1 Xác định lực cản di chuyển cổng

Lực cản tác động trong mọi thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn

định của máy, đó là các thành phần lực cản sau: lực cản ma sát, lực cản do độ dốc của đờng ray và lực cản do gió Tổng lực cản tính đợc xác định theo công thức:

Wt = kt.W1 + W2 + W3

Trong đó:

W1: là lực cản chuyển động do ma sát

W2: là lực cản chuyển động do độ dốc của đờng ray

W3: là lực cản do gió

Kt: là hệ số tính đến ma sát thành bánh, theo bảng (3-6) tơng ứng với

khoảng cách các bánh xe bằng 7

5000

35000

= → lấy Kt = 2,9

W1 = c[G +ψ(Gx +Q)] (

bx

d f D

.

2 à +

) Trong đó:

à = 0,8: là hệ số ma sát lăn theo bảng (3-7) TTMT với loại ray đầu vồng kiểu

KP ứng với đờng kính bánh xe D = 710 (mm)

c = 1,2 : là hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào loại ổ và cổng trục

f = 0,02: là hệ số ma sát trong ổ theo bảng (3-8) với ổ đũa côn

W1 = 1,2[52000 + 1,3(42720 + 12000)] (

710

120 02 , 0 710

8 , 0

W1 = 4945,59 (N)

Lực cản chuyển động do độ dốc của đờng ray đợc tính theo công thức sau: W2 = α[G +ψII(Gx +Q)]

α = 0,002: là độ dốc của đờng ray lấy theo bảng (3-9) sách TTMT

W2 = 0,002[520000 +1,3(42720 +120000)] = 1463,072 (N)

W3 : là lực cản do gió đợc tính theo công thức

W3 = q.n.c.β.Fc

Trong đó:

q: là cờng độ áp lực gió → chọn q = 200 N/ m2

n: là hệ số bổ sung tính đến sự tăng áp lực của gió theo chiều cao với H = 10 ữ 20 (m) → n = 1,3

c: là hệ số khí động học của kết cấu, đối với dàn làm thép góc thì c = 1,6

β: là hệ số tải trọng động của gió, hệ số β chỉ tính cho cổng trục có chiều cao H> 20 (m),, còn cổng trục có H< 20 (m) thì β = 1

Fc = 89 m2: là diện tích chắn gió của cổng

W3 = 200.1,3.1,6.1.89 = 37024 (N)

Vậy: Wt = 2,9.4945,59 + 1463,072 + 37024 = 52829,283 (N)

2.4.2.Tính chọn động cơ

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện đợc tính theo công thức(3-60) sách TTMT

85 , 0 1000 60

35 283 , 52829

1000 60

dc

c

t v W

Với cổng trục dùng sơ đồ truyền động riêng và 4 chân đỡ có bố trí cụm bánh xe truyền động do đó công suất tĩnh đối với 1 cụm bánh xe là:

4

255 , 36

N

(KW) Tơng ứng với chế độ làm việc trung bình sơ bộ ta chọn động cơ điện có ký hiệu MT 22-6 vớicác thông số:

Công suất động cơ Nđc = 11(KW)

Số vòng quay động cơ n = 953 (v/ph)

Mômen vô lăng (GiDi2)roto = 2,62 N/ m2

Khối lợng động cơ mđc = 218 (Kg)

2.4.3 Tỷ số truyền chung.

Số vòng quay cần có để đảm bảo vận tốc di chuyển cổng trục là;

71 , 0 14 , 3

35

bx

c

D

v

Tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền động cơ cấu di chuyển cổng là:

69 , 15

953

=

=

bx

dc

n

n

2.4.4 Kiểm tra động cơ về mômen mở máy.

Để tránh hiện tợng trợt trơn trên ray trong quá trình mở máy ta cần tiến hành kiểm tra về mômen mở máy của động cơ Động cơ điện kiểm tra trong điều kiện cổng trục di chuyển ngợc chiều gió và độ dốc của đờng ray là: α = 0,002

Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám kb ≥ 1,2 đợc tính theo công thức sau:

2 , 1

.

t bx

d

D

d f P P

G

g

− +

ϕ

Trong đó:

Pd = 503000 N là tổng áp lực lên bánh dẫn

ϕ = 0,12: là hệ số bám của bánh xe vào ray

Wto : là tổng lực cản chuyển động

120000 520000

520000

283 ,

Q G

+

= +

710

120 02 , 0 503000 2

, 1

12 , 0 503000 (

520000

81 ,

→o max = 0,17 m/s 2

\ Thời gian mở máy tơng ứng với gia tốc trên là:

) ( 4 , 3 17 , 0 60

35

v

t o c o

\ Mô men mở máy yêu cầu là:

o m

dc i i dc

o m

dc bx dc

dc bx

o t o

m

t

n D G t

i

n D G i

D W M

375

) (

375

.

2

2

+ +

η η

Trong đó:

∑(Gi Di2) = β∑(GiDi2)roto+ (GiDi2)khớp

Dựa vào đờng kính phanh D = 200 cho phanh TKT200 ta chọn khớp trục đàn hồi chốt ống lót có: (GiDi2)khớp = 6,8 N/m2

→ ∑(Gi Di2) = 2,62 + 6,8 = 9,42 N/m2

4 , 3 375

953 42 , 9 1 , 1 85 , 0 4 , 3 7 , 60 375

953 71 , 0 520000 85

, 0 7 , 60 2

71 , 0 79 , 42923

2

2

= +

\ Đối với động cơ điện đã chọn mômen danh nghĩa là:

953

11

=

dc

dc

n N

(Nm)

→ Mmđc =

2

1 , 1 )

5 , 2 8 , 1

= 1,8.Mdn = 1,8.110,23 = 198,414 (Nm)

→ Mmđc < Mm0 = 365,64 (Nm)

2.5 Tính toán và kiểm tra phanh.

Có nhiều loại phanh khác nhau đợc sử dụng trong máy trục nh: phanh má, phanh đai, phanh thờng đóng, phanh thờng mở Đối với cơ cấu di chuyển để

đảm bảo cho máy, các thiết bị và hàng hoá ta chọn loại phanh thờng đóng kiểu phanh má Phanh có 2 má ngoài đặt đối xứng với phanh không gây uốn trục và cho mômen phanh theo hai chiều quay là nh nhau giả sử khi mất điện đột ngột phanh tự động đóng lại đảm bảo thiết bị cho hàng hoá

2.5.1 Tính toán phanh.

Mômen phanh phải xác định xuất phát từ yêu cầu sao cho cổng trục di chuyển trên đờng ray trong mọi trờng hợp không xảy ra hiện tợng trợt trơn trong thời kỳ phanh và đợc tính theo công thức (3-58)

ph

dc i i ph

dc bx dc

bx ot

t

n D G t

i

n D G i

D W

375

).

(

375

.

2

0 2

+

η Trong đó:

Wot*: là lực cản do ma sát

Wot* = Wol* = G.2. + . =52000 2.0,8+710120.0,02

bx

D

f d

à

= 2929,57 (N) Gia tốc hãm khi không có vật nâng tra theo bảng (3-10) sách TTMT tơng ứng với tổng số bánh dẫn = 50% và hệ số bám ϕ = 0,12 ta chọn j0 ph= 0,45 (m/s 2)

do đó thời gian phanh không nâng hàng là:

to ph = 1 , 296 ( )

45 , 0 60

35

j

v

ph

296 , 1 375

953 42 , 9 1 , 1 296

, 1 7 , 60 375

85 , 0 953 71 , 0 520000 85

, 0 7 , 60 2

17 , 0 57 , 2929

2

2

= +

Căn cứ vào mô men phanh trên ta chọn phanh má kiểu TKT 200 có mô men phanh

Mp = 160 N.m

2.5.2 Kiểm tra tình hình làm việc của phanh.

Vì cổng trục có cơ cấu di chuyển riêng nên kiểm tra an toàn bám cho tr-ờng hợp có sự cố tức là khi xe con ở đầu congxol phía đối diện theo công thức (3-49)

Kb =

g

j G D

d f P W

G

o m bx

d

.

0

ϕ

Trong đó:

4 , 3 60

35

m

c

t

v

(m/s2)

81 , 9

17 , 0 520000 710

120 12 , 0 503000 79

, 42923

12 , 0 520000

= +

−

→ Kb = 1,24 > 1,2 → Đảm bảo về bám

Vậy phanh TKT 200 đã chọn là hợp lý

2.6 Tính chọn hộp giảm tốc.

Ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít vì bộ truyền này đảm bảo đợc tỷ số truyền lớn, làm việc êm và có khả năng tự hãm khi cần thiết Nh đã tính toán ở trên tỷ số truyền chung rất lớn i = 60,7 Vì vậy nếu truyền động cho bánh xe chỉ dùng hộp giảm tốc mà không qua bộ truyền hở thì lực truyền qua trục vít rất lớn

mà bánh xe cha chắc đã làm việc hết công suất Để bánh xe làm việc chắc chắn không nguy hiểm bề mặt làm việc ta sử dụng bộ truyền bánh răng hở sẽ truyền

động từ trục ra của hộp giảm tốc qua bộ truyền bánh răng hở đến bánh xe căn cứ vào

Công suất động cơ Nđc = 11(KW)

Số vòng quay động cơ n = 953 (v/ph)

Ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít tiêu chuẩn có:

Số vòng quay trục ra n = 1000 (v/ph)

Sai số tỷ số truyền là:

∆i =

dc

HGT dc

i

i

i −

.100

∆i = 100

7 , 60

59 7 ,

= 2,8% <5%

2.7 Tính chọn ổ trục bánh xe.

\ Tải trọng đứng do trọng lợng gây ra là:

2

185 , 57435 2

P

(N)

\ Tải trọng chiều trục khi cổng di chuyển lệch, tải trọng này đợc tính nh sau:

At = 0,1 Pmax = 0,1.57435,185 = 5743,5185 (N)

Ngoài ra còn có tải trọng ngang do lực di chuyển sang tải trọng nỳ rất nhỏ nên có thể bỏ qua Tải trọng tính lớn nhất tác dụng lên ổ là:

Qt1 = (Rt.Kv + m.At).Kt.Kn

Trong đó: Kt = 1,4 Theo bảng (9-3) sách TTMT

Kv = 1 ; m = 1,5 ; Kn = 1 lấy theo sách chi tiết máy

→ Qt1 = (28717,59.1+5743,5185.1,5).1,4 = 52266,014 (N)

ổ trục làm việc với tải trọng trên thay đổi tơng ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe trong từng thời gian làm việc của cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển cụ thể:

Khi làm việc với:

Q1 = Q có Qt1 = 52266,014 (N)

Q2 = 0,75.Q → Qt2 = 0,82 Qt1

Q3 = 0,2.Q → Qt3 =0,41 Qt1

Q4 = 0 → Qt4 = 0,22 Qt1

Thời gian làm việc với các tải trọng này phân bố theo tỷ lệ 2:5:3:10 Vậy

ta có thể tính đợc tải trọng tơng đơng theo công thức tính chi tiết máy:

4 4 4 33 , 3 3 3 3 33 , 3 2 2 2 33 , 3 1 1

1 β Q t α β Q t α β Q t α β Q t

Trong đó:

1

=

=

i

i

m

n

β là tỷ số vòng quay tơng ứng với Qt1 so với vòng quay ổ làm việc trong thời gian dài nhất

h

h i

=

α là tỷ lệ thời gian làm việc với Qti so với tổng thời gian làm việc

1 , 0 20

2

1 = = =

h

h i

20

3

3

h

h

α

25 , 0 20

5

2

h

h

20

10

4

h

h

α

Qtđ = 52266,0143 , 33 0 , 1 + 0 , 25 0 , 82 3 , 33 + 0 , 15 0 , 41 3 , 33 + 0 , 5 0 , 22 3 , 33 = 34049,98(N) Theo bảng (1-1) với thời gian phục vụ ổ là thời gian 5 năm ta có:

T = 24.365.5.0,5.0,67 = 14673 (h)

Thời gian làm việc thực tế của ổ lăn là:

h = T.CD% = 14673.0,25 = 3668 (h)

Vậy hệ số khả năng làm việc của ổ lăn là:

C = 0,1.Qtđ.(h.n)0,3 = 0,1.34049,98.(15,69.3668)0,3 = 91228,94 (N)

Kết hợp với đờng kính lắp ổ d = 110 ta chọn ổ đũa côn loại nhẹ đặc biệt GOST 333 - 71 sách TTMT hệ dẫn động cơ khí có ký hiệu là 2007122

d = 100 (mm)

D = 170 (mm)

B = 36(mm)

T = 38(mm)

r = 3(mm)

c = 161000 (N)

2.8 Tính chọn khớp

Mô men của khơp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc đợc chọn theo công thức sau:

Mk = k1.k2.Mdn

k Trong đó:

k1 = 1,2 là hệ số tính đến độ quan trọng của kết cấu

k2 = 1,2 là hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu

Mdn k = Mdn = 9550 110 , 23

953

11 =

→ Mk = 110,23.1,2.1,2 = 158,73 (Nm)

Dựa vào mô men khớp nối ta chọn khớp trục đàn hồi chốt ống lót có bánh phanh với

D = 3000(mm)

d = 60(mm)

mk = 35 Kg

Mk = 200 Nm

3.Kết luận và nhận xột

Thụng qua đồ ỏn này,em đó tỡm hiểu thiết kế cơ cấu di chuyền cồng trục với sức nõng 12T

Do chưa cú kinh nghiệm nờn bài làm của em cú nhiều thiếu sút.Em mong nhận được sự gúp ý của thầy cụ để đồ ỏn cựa em được hoàn thiện hơn.

Em xin chõn thành cảm ơn!