48110 co cau di chuyen 1 89k1d 20131127092957

Chương 3: THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN 3.1 Sơ đồ dẫn động cấu di chuyển a, Sơ đồ dẫn động: Hình 3.1 Sơ đồ dẫn động – Động điện; – Hộp giảm tốc; – Bánh răng; – Khớp nối; – Gối đỡ b, Nguyên lý hoạt động cấu: Khi tải trọng đặt lên pallet thang nâng cấu di chuyển thang nâng đưa xe xuống đến vị trí tầng, sau cấu di chuyển di chuyển di chuyển pallet rat hang nâng phụ nâng lên tầng Tại tầng cấu di chuyển tiếp tục di chuyển ngang để đưa pallet từ thang nâng phụ vào tầng, cấu di chuyển cấu nâng hạ thang nâng thang nâng phụ phối hợp nhịp nhàng di chuyển theo chu tình khép kín ngược chiều kim đồng hồ xe đến vị trí cò trống tầng hầm Tải trọng đặt pallet di chuyển ngang bánh xe đầu khung pallet, động điện truyền momen qua hộp giảm tốc đến bánh guồng Bánh guồng truyền chuyển động cho bánh xe di chuyển thông qua mấu pallet, nhờ mà pallet di chuyển theo phương ngang Các thao tác nâng di chuyển phối hợp nhịp nhàng nhờ vào cảm biến hành trình, xe đến vị trí cảm biến bao tín hiệu lập trình PLC ngắt điện nguồn động Điều khiển bọ lập trình PLC nên hệ thống đạt độ xác cao 3.2 Các thông số cấu 3.2.1 Thông số bản:  Trọng lượng pallet: Go = 600 kg = 6000 N;  Trọng lượng vật nâng: Q = 2600 kg = 26000 N;  Tốc độ di chuyển: = 20 m/phút;  Chế độ làm việc cấu M6 (trung bình); 42 3.2.2 Tính toán chọn bánh xe: Hình 3.2 Sơ đồ kết cấu pallet – ổ lăn liên kết pallet; – ổ lăn dẫn hướng đỡ pallet; – bánh xe di chuyển pallet a, Chọn loại bánh xe: Dựa vào trọng lượng pallet trọng lượng vật nâng, ta chọn lọai bánh xe hình trụ với kích thước theo OCT 3569-60 [12]: + Đường kính bánh xe: D = 150 mm + Đường kính ngỗng trục: dt = 50 mm Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm: + Trọng lượng toàn pallet: G0 = 6000 N + Trọng lượng vật nâng: Q = 26000 N Tải trọng lớn tác dụng lên bánh xe: N Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe (công thức 3-65), [01]: Pbx= kbx.Pmax Trong đó: : hệ số tính đến thay đổi tải trọng trình làm việc công thức (3-65,a), [01]; kbx=1,2 : hệ số tính đến chế độ làm việc cấu, (theo bảng 3-12), [01]; Pmax: Tải trọng lớn xuất bánh xe, xác định trường hợp bất lợi bánh xe; Vậy: Pbx = 0.7*1.2*8000 = 6720 N 43 Hình 3.3: Mô Bánh Xe-Ray Bánh xe vành bọc cao su vải kiểm tra theo ứng suất dập quy ước (công thức 2-70), [01] Trong đó: + b = 65 mm: Bề rộng làm việc vành bánh; + d = 150 mm: Đường kính vành bánh + n: Số vòng quay bánh xe phút; vg/ph Sức bền dập cho phép theo bảng (2-20), [01] []’d = 0.6 N/mm2 Thay vào: Vậy bánh xe pallet chọn đảm bảo điều kiện làm việc   []’d b, Tính toán thiết kế trục bánh xe: - Kết cấu cụ thể phận cấu di chuyển trình bày vẽ cấu di chuyển Trục bánh xe nối cứng với pallet phương pháp hàn - Trong trình làm việc bánh xe chạy ray tải trọng tác dụng lên pallet nên trục chịu uốn Ứùng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng - Tải trọng lớn tác dụng lên bánh xe, xác định phần tính toán là: Pmax = 8000 N - Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng tải trọng động: Pt = Pmax * Kđ = 8000 * 1.25 = 10000 N Trong đó: + Kđ=1,2-1,5 : hệ số tải trọng động chọn Kđ=1.25; ’ d 44 Hình 3.4 Biểu đồ nội lực trục bánh xe Ngoài lực Pt, mặt phẳng ngang trục bị uốn lực di chuyển bánh xe (0,5 lực cản chuyển động bánh xe) xong trị số nhỏ nên ta bỏ qua Trước tiên bỏ qua lực cắt sơ chọn kích thước mặt cắt theo (công thức 6-2), [04]; Trong đó: Mx = hiểm; Wx = [04]; - mômen uốn lớn tiết diện nguy - momen chống uốn mặt cắt (công thức 6-9), [] = 450 N/mm2 – trục chế tạo thép 40x, cải thiện; Chọn d = 40 mm Kiểm tra điều kiện bền theo (công thức 6-2), [04]; Trong đó: Wx = - momen chống uốn mặt cắt (công thức 6-9), [04]; Vậy trục trọn không thảo mãn điều kiện bền Chọn d = 50 mm kiểm tra bền theo (công thức 6-2), [04]; Trong đó: Wx = - momen chống uốn mặt cắt (công thức 6-9), [04]; 45 Thỏa mãn điều kiện bền Vậy chọn trục bánh xe có đường kính d = 50 mm 3.3 Tính toán chọn ổ lăn vị trí (hình 3.2) Chọn ổ bi đỡ dãy rẻ nhất, dùng rộng rãi ngành chế tạo máy chịu lực hướng tâm, chịu đồng thời lực dọc trục hay chịu lực dọc trục Không tháo đảm bảo cố định theo hai chiều 3.3.1 Chọn kích thước ổ lăn theo hệ số khả làm việc thải trọng tónh Hệ số C tính theo (công thức 8-1), [02] C = Q(nh)0.3 Trong đó: Q – tải trọng tương đương, daN; n= – số vòng quay ổ; h = 20000 – thời gian phục vụ; a, Tải trọng tương đương tính theo (công thức8-2), [02] Q = Kv*R*Kn*Kt Trong đó: R = * Wt = * 107 = 160.5, daN – taûi trọng hướng tâm; Kt = 1.3– hệ số tải trọng động (bảng 8-3), [02]; Kn = 1.25 – hệ số nhiệt độ (bảng 8-4), [02]; Kv = 1.1 – hệ số xét đến vòng vòng quay (bảng 8-5), [02]; Vaäy: Q = 160.5 * 1.3 * 1.25 * 1.1 = 211.8 daN; b, Trị số (nh) = 63, tra theo (bảng 8-7), [02]; Vậy: C = 286 * 72.5 = 20735 Với C = 20735 tra (bảng 14P), [02] lăn có thông số sau: 0.3 Ký hieäu 304 d D B d2 D2 20 52 15 30 Đường kính bi 41.7 9.52 Qt; daN 750 Số vòng quay/1 phút 13000 Chỗ mm vát 3.4 Tính chọn kiểm tra điều kiện làm việc động dẫn động 3.4.1 Xác định lực cản di chuyển pallet: Lực cản tónh chuyển động gồm có: Wt = ktW1 ± W2 ± W3 ± W4, N Trong đó: W1 - lực cản ma sát lăn ma sát ổ trục, N kt`- hệ số kể đến lực cản ma sát thành bánh mặt đầu moay bánh xe (bảng 3-6), [01] W2 – lực cản độ dốc đường ray, N W3 – lực cản gió, N a, Lực cản ma sát: theo công thức (3-40), [01] W1= (Go + Q) Trong đó: 46 Go =6000 N - trọng lượng pallet; Q = 26000 N – trọng lượng vật nâng; d = 150 mm – đường kính bánh xe; dt = 50 mm – đường kính ngỗng trục;  = 0.3: Hệ số ma sát lăn (bảng 3-7), [01]; f = 0.015: Hệ số ma sát trượt (bảng 3-8), [01]; Thay vào: N b, Lực cản độ dốc đường ray: W2 =  (G0+Q) = 0,001*(6000+26000) = 32 N Trong đó: +=0,001: Độ dốc đường ray cần trục (bảng 3-9), [01]; c,Lực cản gió: hệ thống làm việc ham kín nên coi lực cản gió W3 = d, Lực cản ma sát thành bánh vào ray: (công thức3-44), [01]: Trong đó: f1 = 0.17 – hệ số ma sát bánh trượt ray; ; N Lực cản tónh tổng coäng: Wt = kt * W1+W2+W3 ± W4 = * 288 + 32 + + 462 = 1070 N Trong đó: + kt=2 – hệ số tính đến ma sát thành bánh (bảng 3-6), [01] tương ứng với tỉ lệ khỏang cách cách bánh khoảng cách trục bánh xe; 3.4.2 Chọn động điện: Hình 3.5 Biểu đồ nội lực trục bánh xe Lực cản tónh toàn cấu di chuyển là: 47 kW Công suất tónh yêu cầu động điện: = 1.5 kW Trong đó: Wt = 1070 N – lực cản tónh; = 20 m/ph – tốc độ di chuyển; dc =0,88 - hiệu suất cấu di chuyển; Tương ứng chế độ làm việc cấu trung bình có CĐ 40% Sơ chọn động giảm tốc loại MU-110, có thông số sau: Kiểm tra tốc độ quay đầu hộp giảm tốc với vận tốc di chuyển ngang cấu theo công thức sau: Tốc độ quay đóa để đảm bảo vận tốc di chuyển ngang cấu đề ra: bx Trong đó: D = 0.34 m – đường kính lăn đóa Vậy động hộp giảm tốc phù hợp với vận tốc cấu di chuyển, thông qua truyền 3.5 Xác định kích thước đóa guồng: * Định số đóa xích, chọn đóa guồng có số Z = * Tính đường kính vòng chia đóa guồng mm Trong đó: t = 150 mm – khoảng cách hai mấu tì pallet; 48 Z = – số đóa răng; Hình 3.6 Đóa guồng 3.6 Thiết kế trục truyền động từ hộp giảm tốc đến trục trung gian Trục đóa trục mà lắp hai bánh có nhiệm vụ truyền chuyển động lên mấu pallet, để đẩy pallet di chuyển theo chiều ngang Từ chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến, trục truyền momen xoắn từ trục hộp giảm tốc đến đóa nên thiết kế trục cần giản hóa coi truc chịu xoắn túy 3.6.1 Chọn vật liệu làm trục Vật liệu làm trục thép 45 3.6.2 Xây dựng sơ đồ tính trục đóa răng: Xác định phản lực tác dụng lên trục: Lực vòng tác dụng lên đóa xích lực cản tónh cấu tác dụng leân P= * Wt = * 1070 = 2675 N Trong : Pr lực hướng tâm;  = 200 - góc ăn khớp; Pr = 2675 * tg200 = 973 N 49 Hình 3.7 Sơ đồ tính Xác định phản lực gối đỡ Phương trình cân theo y : Phương trình cân taïi A theo x : M2 = M5 = * p = 454750 Nmm Biểu đồ nội lực: Hình 3.8 Biểu đồ nội lực 3.6.3 Tính toán sơ đường kính trục a, Tính đường kính đoạn trục từ khớp nối đầu hộp giảm tốc đến vị trí số đánh dấu sơ đồ tính: Dựa vào biểu đồ nội lực ta thấy tiết diện mặt cắt số nguy hiểm Tính toán vị trí ta có Momen uốn tương đương tiết diện nguy hiểm: Nmm Momen tương đương tiết diện nguy hiểm: 50 Nmm Đường kính trục tiết diện nguy hiểm tính theo công thức [02]; -ứng suất cho phép Với thép 45, N/mm2,(theo bảng 7-2), Chọn đường kính trục tiết diện nguy hiểm, vị trí số là: d2 = d5= 62 mm, đường kính ổ đỡ d1 = d6= 60 mm, đường kính khớp nối d = 57 mm Chọn then: ta chọn then theo TCVN 150 – 64 (bảng – 23), [02] Ta chon then theo tiêu chuẩn, then loại có thông số sau: b = 18; h = 11; t = 5.5; k = 6.8; r = 0,5 b, Đường kính từ vị trí số đến vị trí số sơ đồ tính: Do đoạn trục 3-4 chịu momen xoắn có chiều dài 4.8 m nên để giảm tải trọng thân tăng độ chịu xoắn ta chọn rỗng đoạn trục Momen uốn tương đương tiết diện nguy hiểm: Nmm Momen tương đương tiết diện nguy hiểm: Nmm Đường kính trục tiết diện nguy hiểm tính theo công thức Chọn đường kính trục rỗng truyền động đoạn 3-4 biểu đồ nội lực D = 72 mm Hệ số rỗng: -ứng suất cho phép Với thép 45, N/mm2,(theo bảng 7-2), [02]; 3.6.4 Kiểm tra độ bền trục: Kiểm nghiệm an toàn trục tiết diện nguy hiểm vị trí ghép đóa có momen lớn theo công thức 7-5[5] Trong đó: Hệ số tập trung ứng suất thực tế chỗ có rãnh then: k = 1.63, k = 1.5 (Bảng 7-8) [02]; Hệ số kích thước lấy:  = 0.74, T = 0.62 (Bảng 7-4), [02]; k - ứng suất tập trung chỗ cung lượn trục, k  = 2.5, k = 1.52 (theo baûng 7-6), [02]; 51 Hệ số chất lượng bề mặt:  = 1.5 (theo bảng 7-5), [02]; Giới hạn bền vật liệu: b = 600 N/mm2 (bảng 7-6), [02]; Ứng suất trung bình: m = theo (công thức 7-6), [02]; a Ứng suất uốn lớn tiết diện nguy hiểm theo (công thức7-6), [02]; Trong đó: W momen cản uốn (theo bảng 7-3) [02] ta có: mm3; mm3; -1 – gới hạn mỏi : -1 – gới hạn mỏi : Nmm2; Nmm2; Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy 1.5 ÷ 2.5 Vậy trục đủ bền 3.7 Tính chọn khớp nối Khớp nối từ trục hộp giảm tốc đến trục đóa răng, khớp nối chọn khớp nối trục đóa, khớp nối tính theo momen truyền qua khớp a Tính toán: Momen xoắn truyền qua nối trục: Momen tính : Mt = Mx*k = 1.25 * 35.114 = 43.930 Nm k= 1,25 Hệ số tải trọng động, (bảng 9-1), [02]; 52 Hình 3.9 Khớp nối Theo trị số đường kính trục d = 58 mm chọn kích thước nối trục (baûng 9-2), [02] d = 58 mm; D = 230 mm; Do = 185 mm; l = 190 mm; c = 4mm; D = 130 mm,S = 48 Bu lông M16 số lượng b Kiểm tra khớp: Kiểm nghiệm bu lông sức bền cắt theo (công thức 9-5), [02]; Trong đó: Z: số chốt; D0: đường kính vòng tròn qua tâm chốt; d0: đường kính thân bu lông; : ứng suất cắt cho phép, lấy = 0.25 ; Vậy khớp nối chọn đủ điều kiện làm việc 3.8 Tính chọn ổ đỡ a, Vị trí lắp ổ: 53 Hình 3.10.Vị trí lắp ổ đỡ b, Chọn loại ổ: Dựa vào đường kính d = 60 mm vị trí lắp ổ đỡ ta chọn ổ đỡ loại UPFL 212 có thông số sau: Ký hieäu UPFL 212 a 220 e 202 i 29 g 18 l 48 s 23 b 140 z 68.7 Bi 65 n 25.4 ren M20 Hình 3.11 Ổ đỡ dãy 54