Thiet ke cau truc 2 dam 10t lap chuong trinh tinh 74319

GIỚI THIỆU CHUNG

Giới thiệu cầu trục thiết kế và nội dung ĐATN

+ Về phương pháp tính hiện nay chưa có sự thống nhất chung, các công ty với độ ngũ thường yếu và thiếu tài liệu hạn chế, thường tự tính theo kinh nghiệm và phương pháp riêng của mình có tham khảo các mẫu Do vậy tính chính xác và hiệu quả kinh tế chưa được cao lắm.

Kết luận: Qua tình hình thực tế và những kiến thức đã thu được trong 5 năm học ngành máy xây dựng, việc chọn đề tài “Thiết kế cầu trục 2 dầm 10T, lập chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục “là lựa chọn hợp lí và đúng đắn, phù hợp với một sinh viên sắp ra trường ngành cơ khí xây dụng Việc lập chương trình tính toán thiết kế cơ cấu di chuyển sẽ giúp tính toán thiết kế nhanh, chính xác hơn Đó cũng là một hướng phát triển tốt trong tương lai

1.3 Giới thiệu cầu trục thiết kế và nội dung ĐATN:

1.3.1 Các số liệu ban đầu để làm thiết kế :

- Sức nâng của cầu trục Q = 10 T

- Tốc độ nâng vnâng= 10 m/ph

- Tốc độ di chuyển xe con vxecon0 m/ph

- Tốc độ di chuyển của cầu trục vcầu= 40m/ph

- Chế độ làm trung bình : CĐ= 25%

1.3.2 Nội dung đồ án tốt nghiệp:

Công tác thiết kế, chế tạo, lắp đặt để có một cầu trục hoàn chỉnh gồm rất nhiều công đoạn Trong khuân khổ đồ án tốt nghiệp, do thời gian có hạn nên nội dung đồ án tốt nghiệp bao gồm :

- Phần thuyêt minh tính toán :

+ Giới thiệu chung về các loại cầu trục và cầu trục thiết kế Lựa chọn phần mềm tính toán cơ cấu di chuyển.

+ Tính toán chung (kích thước hình học cơ bản, các thành phần tải trọng)

+ Lập sơ đồ khối, lập chương trình tính toán cơ cấu di chuyển của cầu trục.

- Phần bản vẽ thiết kế :

Chọn phần mềm lập chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục

+ Kết cấu thép cầu trục : 2 bản A1

+ Bản vẽ chi tiết : 1 bản A1

+ Bản vẽ sơ đồ khối và kết quả tính toán: 2 bản A1

1.4 Chọn phần mềm lập chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục

Trong thời đại hiện nay, công nghệ thông tin phát triển mạnh mẽ, máy tính trở thành công cụ đắc lực cho con người, tạo điều kiện phát huy hết khả năng của mình.Tin học và máy tính đã được ứng dụng trong mọi lĩnh vực, đặc biệt là trong ngành cơ khí Các chương trình tính toán thiết kế tối ưu, các chương trình tính toán và vẽ tự động các chi tiết máy, các bộ phận máy và máy được thiết lập Hiện nay có rất nhiều phần mềm hỗ trợ và giúp chúng ta tính toán, thiết kế cơ khí một cách nhanh và cho độ chính xác cao Ví dụ như: Excel, Pascal, Visual basic,… Nhưng trong mỗi phần mềm đều có ưu điểm riêng của nó Với yêu cầu của đề tài, em chọn phần mềm MicrosoftExcel để tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục Trong Excel có thể đáp ứng được khả năng sử lý về công thức, phép tính toán học một cách nhanh chóng và cho kết quả chính xác Ngoài ra phần mềm này còn giúp người thiết kế và cũng như người đọc kiểm tra công thức và số liệu dễ dàng

TÍNH TOÁN CHUNG CẦU TRỤC

Thành phần tải trọng tác dụng lên cầu trục

2.2.1.Tải trọng do trọng lượng vật nâng

+ Tải trọng nâng danh nghĩa : QdnT 0 kN

+ Tải trọng thiết bị mang : q = 0,05.Qdn=0,05.100 = 5 kN = 500 kg

2.2.2.Tải trọng do trọng lượng bản thân kết cấu thép cầu trục :

Xác định trọng lượng kết cấu thép :

Vật liệu chế tạo dầm là thép CT3

Tổng trọng lượng sườn đứng và dọc trên một dầm:

Trong đó:  = 7850 Kg/m 3 và ls =L c -C-2,7,3 m

- Trọng lượng một dầm biên ( chưa tính cụm bánh xe cơ cấu di chuyển)

- Trọng lượng 1 dầm chính ( coi dầm không có phần chéo C ) bao gồm cả sườn và lan can:

. +Gs+Gcb hr = 140 mm ; br = 140 mm ( chiều cao và chiều rộng ray )

Gcb- Trọng lượng sàn công tác, lan can, ca bin : Gcb= 0,87 T

- Tổng trọng lượng kết cấu thép cầu trục có thể kể đến hệ số vượt tải 1,1 tính đến trọng lượng mối hàn và sai số ngẫu nhiên

2.2.3.Tải trọng do trọng lượng bản thân cầu trục:

+ Khối lượng cơ cấu di chuyển cầu Gdcc= 416 kg

+ Khối lượng xe con Gxc= 3360 kg

+ Khối lượng cabin Gcb= 870 kg

Tổng trọng lượng cầu trục :

Gc= Gdc+Gxc+Gcb+Gdcc

2.3 Tải trọng quán tính và tải trọng gió của cầu trục a) Lực quán tính của khối lượng chuyển động tịnh tiến:

Pqt=mc.ac / mc=Gc (Khối lượng cầu trục ) ac = 0,2m/s 2 gia tốc cầu trục (tra bảng 27 trang 53 tài liệu [3])

) + Vật nâng: ( theo [3] tra bảng 16,trang 53) an = 0,2 m/s

Khi không tải : P1= mm an= 50.0,2 = 10 N

Khi có tải : P2=mvn an= 100.0,2= 20 kN b) Tải trọng gió :

Vì cầu trục làm việc trong nhà nên ảnh hưởng của gió là không đáng kể,có thể bỏ qua wg= 0

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG

Tốc độ nâng: vn m/ph

Chế độ làm việc trung bình : CĐ = 25%

3.1 Chọn sơ đồ dẫn động, sơ đồ mắc cáp:

Hình 3.1a.Sơ đồ dẫn động cơ cấu nâng

1: Động cơ; 2: Khớp nối; 3:Phanh; 4: hộp giảm tốc; 5:tang cuốn cáp.

Hình 3.1b.Sơ đồ mắc cáp.

1:Tang ; 2: Puli cân bằng ; 3: Cáp ; 4: Cụm puli móc treo

- Chọn Palăng kép có bội suất a = 2

- Lực căng cáp lớn nhất khi nâng vật, theo tài liệu [ 3] ta có :

Q- Tải trọng nâng lớn nhất:

+ - Hiệu suất của một pu li: Chọn =0,98 (ổ bi)

+ r - Số pu li đổi hướng cáp: r=0 ( Cáp đựơc quấn trực tiếp lên tang)

- Chọn loại dây cáp theo lực kéo tính lớn nhất( lực căng đứt của cáp) Theo công thức:

+ [Sđ] - Lực kéo đứt cho phép của cáp.

+ n - Hệ số an toàn bền của cáp Chọn theo bảng 9, T23 – [ 3 ] Chọn n=5,5 (chế độ làm việc trung bình )

Chọn cáp bện kép kiểu K-O-OCT 3181-69 Có kết cấu : 6x19(1+9+9)+7.7.(1+6) ( theo [ 4 ]), có các thông số kỹ thuật:

+ Đường kính cáp: dc = 15 mm

+ Diện tích tính toán mặt cắt của tất cả các sợi: 101,15 mm 2

+ Độ bền giới hạn của thép: 0 daN/mm 2

+ Lực kéo đứt cáp: [Sđ] = 164 KN

+ Khối lượng 1000 m cáp đã được bôi trơn: 927,6 kg

3.3 Tính chọn cụm móc treo :

Với tải trọng nâng Q T ta chọn cụm móc treo theo tài liệu (theo [4])

Có : - Đường kính puly Dp= 500 mm

D 0 mm; H 0 mm; H0 E0 mm; H1)5 mm; S= 85 mm

Kí hiệu : + vòng bi :218 (hai puly làm việc ) móc treo : 8215 Khối lượng : 210 kg = 0,21 T

Hình 3.2 Cụm móc treo 3.3.2 Kiểm tra bền móc treo:

Móc treo N010 OCT 6627-66 như hình vẽ.

-Đường kính bụng trong của móc: D0 mm

-Khe hở miệng móc: S mm

-Khoảng cách từ tâm móc đến đỉnh móc: L40 mm

-Chọn cụm móc treo loại ngắn Trong quá trình làm việc móc treo có ba tiết diện chịu tải trọng chính cần kiểm tra bền là: A-A, B-B, I-I và tiết diện vật liệu chế tạo móc treo là thép 20 có:

-Giới hạn chảy: T% KN/cm 2

-Giới hạn mỏi: -1 KN/cm 2

-Tại mặt căt I-I: Tiết diện I -I là tiết diện chịu kéo Kiểm tra sức bền kéo:

- Tại mặt căt A-A: Coi móc như thanh cong ứng suất lớn nhất kéo thớ trong mặt cắt (Do móc treo được rèn nên I II)

Hình 3.3 móc treo và phân bố ứng suất trên mặt cắt

- Diện tích tiết diện mặt cắt A- A: F, thay mặt cắt A-A bằng tiết diện hình thang cân.

- Với D - Đường kính lỗ móc: D = 110 mm cm

- Khoảng cách từ trọng tâm mặt(tâm kéo) đến điểm phía trong (thớ trong) là e2 :

- Khoảng cách từ tâm mặt cắt đến thớ ngoài mặt cắt là e1:

  e1=h-e20-4,29W mm=5,7 cm k- Hệ số phụ thuộc vào độ cong và hình dạng của mặt cắt móc

( hệ số dạng hình học) có ; ( tra hình 2 : tài liệu [ 3] )

=> k  0,9 Ứng suất kéo lớn nhất thớ trong tiết diện A-A: Ứng suất cho phép của vật liệu làm móc:

Vậy =1,9 kN/cm 2 < [ ] = 6 KN/cm 2

Tại mặt căt B-B xuất hiện ứng suất tiếp và uốn: Ứng suất lớn nhất ở thớ trong mặt cắt: Ứng suất tiếp (cắt) trong B-B: Ứng suất tương đương trong mặt cắt B – B, theo thuyết bền thứ ba:

Vật liệu chế tạo đai ốc là thép 45

Chiều cao đai ốc: H = 1,2.d0 = 1,2.56= 67,2 mm

Chọn H = 70 mm Đường kính ngoài của đai ốc: DĐ = 1,8.d0 = 1,8 DĐ  100 mm

   ổ tựa căn cứ vào đường kính cổ móc d và tải trọng tĩnh Q, chọn ổ phải đạm bảo:

C là tải trọng tính mà ổ có thể chịu được.

K là hệ số an toàn =1,2

Thanh ngang của móc thường được chế tạo bằng thép bằng thép 45 có:

+ Giới hạn bền KN/cm 2 + Giới hạn chảy C KN/cm 2

+ Giới hạn mỏi % KN/cm 2 Giả thiết ảnh hưởng của lực cắ không đáng kể so với mô men uốn và do vậy thanh ngang được tính theo mô men uốn.

Mu= (KN.cm) Với A là khoản cách giữa hai puli: A = 230 mm

Mô men chống uốn của mặt cắt ở giữa thanh ngang :

W= (N/cm 2 ) [] : ứng suất uấn cho phép (N/cm 2 ) ứng suất trong thanh ngang thay đổi theo chu kỳ mạch động:

Lấy [ ] = 9000 (N/cm 2 ) Suy ra mô men chống uốn của mặt cắt giữa thanh ngang là:

Hình 3.4 Thanh ngang cụm móc treo

Mô men chống uốn của mặt cắt ở giữa thanh ngang còn được tính theo công thức :

Với d2: đường kính đầu móc d = 56 (mm) =5,6 (cm) d1 = 56 + 4 = 60 (mm)

B1: Chiều rộng thanh ngang, có tính đến đường kính ngoai của ổ chặn móc D

B1= 80 + 20 = 100 (mm) Chiều cao thanh ngang: h = = (cm) = 115 (mm)

=> Mtt = 39.10 4 (N.cm) Đường kính nhỏ nhất của ngõng trục lắp ở trục puli là: d = = (cm)

P Trong đó:P1;P2; P3 là tải trọng động tương ứng với các khoảng thời gian L1, L2, L3

P L : Thời hạn phục vụ của ổ.

Lh 500 Thời hạn phục vụ của ổ ở chế độ làm việc trung bình

Hình 3.4 biểu đồ gia tải của cơ cấu nâng n : Số vòng quay của puli cum móc treo: n = (v/ph)

Trong đó : a : Bội suất pa lăng

Dp: Đường kính puli P0 (mm) v : Vận tốc vật nâng : v = (m/s) n = 7(v/ph)

Suy ra thời gian phục vụ của ổ là:

Tải trọng động tác dụng lên ổ sẽ là:

3.4.1.Cụm tang : a) Chọn loại tang kép có kích thước như hình vẽ :

Hình 3.4.Sơ dồ kết cấu tang b) Kích thước :

*) Xác định đường kính tang :

Ta lựa chọn tang có đường kính Dt= 360 mm 6 cm Đường kính tang kể từ tâm lớp cáp thứ nhất

Lo: Chiều dài phần tang tiện rãnh

Lo = 2.z.t ; z=zlv + zt ; zt= 1,5 vòng vòng

L =H.a.2$ (m) Trong đó: H là chiều cao nâng.H = 12 m a là bội suất palăng a = 2 z=zlv + zt = 20,4 + 1,5 = 21,9 22 vòng t là bước cáp, t = d + 4 = 15 + 4 = 19 (mm)

L1: Phần chiều dài tang dùng để kẹp cáp

L2: Phần chiều dài gờ tang L2= t = 19 mm

L3: Khoảng cách ở giữa tang (phần không tiện rãnh ) đảm bảo góc lệch cáp 

L3= L4+2.hmin.tg hmin: Khoảng cách giữa trục tang và trục puly của cụm móc treo khi cụm móc treo ở vị trí trên cùng hmin50 mm ( chọn sơ bộ theo máy có sẵn )

 : Góc nghiêng cho phép của cáp khi cuốn vào puly  = 4 0

L4: Khoảng cách giữa 2 puly ngoài của cụm móc treo

L = 0,836+2.0,076+2.0,019+0,279 = 1,3 (m) Chiều sâu rãnh cáp trên tang Với rãnh nông ta có

C = 0,4.dc= 0,4.15 = 6 mm Chiều dày của tang  Tính sơ bộ  = 0,02.Dt+ 8 mm

 = 0,0.260 + 10 = 15,2 mm Chọn  = 16 mm = 1,6 cm c) Kiểm tra bền tang :

Với Smax = S = 27,8.10 3 (N) Xét tỷ số giữa chiều dài tang và đường kính tang:

=>Kiểm tra bền tang theo ứng suất nén, uốn và xoắn (theo [3])

Tang được chế tạo bằng thép CT3 có:

ch"0N/mm 2 ; Hệ số an toàn bền k=1,5 Ứng suất nén cho phép: Ứng suất nén của tang khi nâng vật với tải trọng nâng danh nghĩa:

Vậy Tang thỏa mãn điều kiện bền nén. Ứng suất uốn và xoắn của tang khi nâng vật với tải trọng nâng danh nghĩa phải thỏa mãn điều kiện: k

Dấu (+) ứng với , dấu (-) ứng với :

Mu bất lợi nhất khi hai sợi cáp ở gần nhau nhất

L5- Khoảng cách từ tâm ổ đỡ đến mép bên thành tang:L5 u mm

Wu=0,1 = 775.10 3 mm 3 Ứng suất uốn: N/mm 2 Ứng suất tiếp khi xoắn tang:

(N/mm 2 ) Tang chế tạo thép (vật liệu dẻo) nên =1:

(N/mm 2 ) Vậy tang đảm bảo bền.

* Tính cặp đầu cáp trên tang

So: Lực căng nhánh cáp tác dụng lên kẹp cáp e =2,72 (cơ số ln) f : Hệ số ma sát giữa cáp và tang f = 0,1  0,16.Chọn f = 0,15

 : Góc cuốn của cáp tương ứng với số vòng giảm tải

Smax: Lực căng cáp max Smax= 26,5 (KN)

So= = 4,22 (KN)  : Góc nghiêng rãnh kẹp 2  = 80 0  = 40 0

Hình 3.5 : Cụm cơ cấu kẹp cáp

- Lực tác dụng lên bu lông kẹp cáp:

Chọn loại kẹp cáp là loại cặp rãnh thang

N = N = 12,12 (KN) ứng suất tổng trong bu lông kẹp có kể đến lực uốn

 = +  {}K n : Hệ số an toàn kép cáp n  1,5 chọn n = 1,6 z : Số bu lông kép z = 4 d1: Đường kính trong của bu lông d1= 16 (mm)

Nu: Lực uốn bu lông

Nu = 12,12 = 2,83 (KN) 1,3 : Hệ số kể đến ứng suất do Mômen xoắn gây ra

[]K: ứng suất kéo cho phép của bu lông

[]K= (KN/cm 2 ) Chọn thép CT3 có ch = 22 KN/cm 2

{}K= = 11,73 (KN/cm 2 ) ứng suất tổng trong bu lông

Xét thấy ứng suất cho phép của bulông []K= []ứng: ứng suất tổng

Vậy bu lông chọn thoả mãn điều kiện bền d) Tính toán trục tang.

Chọn vật liệu là thép 45 có : []u N/mm 2

Trục tang chịu uốn, ổ trục dùng ổ lòng cầu hai dãy ta coi như một khớp Ta có : sơ đồ tính (uốn) , coi tang và trục đồng thời chịu uốn, xoắn như trục bậc Tính Mu tại tiết diện A-A , B-B trong hai trường hợp (hình 3.6) z d

Hình 3.6: sơ đồ tải trọng tính trục tang

Khoảng cách giữa hai gối là: L=Lt+2.L500+2.7550 mm

Khoảng cách từ gối tới mép trục:L10 mm

Ta xét hai trường hợp :

+ TH1 khi lực lằm ở phía trong của tang như hình vẽ.

+ TH2 khi lực làm ở phía mép tang như hình vẽ

Các phản lực RAvà RB đựơc tính bằng cách lấy mômen tại các gối :

RA=RB=(2.Lo+2.L1+2.L2+2.L5+L3).Smax/l RA=RB=(2.1300+2.76+2.19+2.75+279).26,5.10 3 /1450

RA=RBA,7 KN Mômen tại mặt cắt A-A và B-B là:

Suy ra Mu=RA.l1A,7.120P06 KNmm

* TH2 tính tương tự như TH1 và cũng cho ra kết quả như TH1 Đường kính trục tang:

*Kiểm tra bền tang Ứng suất tương đuơng tại tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện:

:ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

Suy ra mômen  X,38 KG/mm 2 Chọn khớp nối:Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc loại khớp nối có ký hiệu M32 có bánh phanh có các đặc tính kỹ thuật:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được: [M]x00 Nm

Mômen quán tính: Jk1 =1,95 kGm 2

Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc loại M32 không có bánh phanh.

Mômen quán tính:Jk2 =0,05 kGm 2

3.7 Kiểm tra động cơ, hộp giảm tốc

3.7.1 Kiểm tra động cơ: a) Kiểm tra thời gian mở máy của động cơ:

Thời gian mở máy khi nâng và hạ vật với tải trọng nâng danh nghĩa xác định theo công thức sau:

Mt- Mômen cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng hay hạ vật.

Mt=Mt n và dấu “-” tương đương với khi nâng vật.

Mt = Mt h và dấu “+” tương đương với khi hạ vật

Lực căng cáp cuốn lên tang khi nâng và hạ vật:

%,24.10 3 N Mômen cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng và hạ vật:

GD 2 - Mômen vô lăng tương đương của các khối lượng chuyển động quay và tịnh tiến của cơ cấu quy về trục động cơ.

 - Hệ số kể đến mômen quán tính của khối lượng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ: =1,2 igt – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.

- Hiệu suất truyền động của cơ cấu nâng: = 0,8

D - Đường kính tang dẫn đến tâm lớp cấp thứ nhất:

GD 2 ro- Mômen vô lăng của rôto động cơ:

GD 2 k- Mômen vô lăng của khớp nối, bánh phanh:

GD 2 k =4gJk=4.g.(Jk1+Jk2)=4.9,81.(1,95+0,05)x,48 Nm 2

&6,7 Nm Thời gian mở máy khi hạ: s Thời gian mở máy khi nâng: s

Nhận thấy ; (12)s thoả mãn điều kiện mở máy

Gia tốc mở máy khi nâng với tải trọng nâng danh nghĩa: m/s 2 Gia tốc mở máy khi hạ vật với tải trọng danh nghĩa: m/s 2 Thời gian phanh của cơ cấu nâng:

t   t b) Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt :

Kiểm theo mômen tương đương:

Thời gian chuyển động ổn định: [ 3 ]

H- Chiều cao nâng trung bình của vật:(Tra bảng 18, T41- tài liệu [ 3 ]) có: H= =6 m ; Vn tt – Vận tốc thực tế của vật nâng: vn tt ,18 m/ph

=0,17ph = 10,2 s Tổng thời gian chuyển động ổn định trong một chu kỳ:

Thời gian chuyển động không ổn định:

Thời gian làm việc: tlv=tođ+tm,6+25,69= 107,3 s

Thời gian dừng trong một chu kỳ(CD% = 25%):

22 s Thời gian một chu kỳ: tck =tlv+to = 107,3+322B9,3 s ph

Hình 3.7 : Biểu đồ gia tải trong chu kỳ làm việc của cơ cấu nâng

M 0 ,2 5 Q n M h 0 ,2 5 Q Q n M M h Q t ck t ck/4 t ck/4 t ck/4 t ck/4

Số lần mở máy trong một giờ của cơ cấu:

theo [ 3 ] k - Số lần mở máy trong một chu kỳ: k=8

[n]m- Số lần mở máy cho phép trong 1 giờ, khi chế độ làm việc trung bình: [n]m = 120.

Giá trị mômen tương đương:

M m tb – Mômen mở máy trung bình của động cơ.

Mti- Các mức mômen cản tĩnh ứng với các chế độ tải khác nhau

- Hệ số kể đến sự làm xấu đi điều kiện làm mát máy

O - Hệ số kể đến ảnh hưởng của điều kiện làm mát:

Mtd = 166,6 N.m Công suất tương đương:

Vậy động cơ đảm bảo điều kiện phát nhiệt c).Kiểm tra theo phương pháp chế độ làm việc tiêu chuẩn:

Ntđ- Công suất tương đương của chu kỳ

Nt - Công suất tương ứng với tải trọng tĩnh khi dịch chuyển vật nâng danh nghĩa.

N td   t  k25- Hệ số quy đổi về CĐ%%: K25=0,75

- Hệ số phụ thuộc tỷ số thời gian mở máy trung bình và thời gian làm việc của một chu kỳ.Với cơ cấu nâng móc, nam châm điện gầu ngoạm của cầu trục làm việc trong phân xưởng Lấy =0,1 [ 3 ]

(Theo bảng 7, T21 – tài liệu [ 1 ]) ta có: =0,85

Vậy động cơ đảm bảo chế độ làm việc tiêu chuẩn.

3.7.2 Kiểm tra hộp giảm tốc

Kiểm tra hộp giảm tốc về quá tải trong thời kỳ mở máy.

Mômen danh nghĩa của động cơ :

Nđc- Công suất động cơ cơ cấu nâng: Nđc" kW nđc -Tốc độ của động cơ: nđc5 v/ph

Mômen lớn nhất hộp giảm tốc truyền được:

Với: =1,6 - Bội số của mômen mở máy phụ thuộc chế độ làm việc.

( Chọn theo bảng 15, T36 – tài liệu [ 3 ]) với chế độ làm việc bình thường

Mômen mở máy trung bình của động cơ:

Mômen mở máy lớn nhất của động cơ:

Mômen mở máy nhỏ nhất của động cơ :

Nhận xét: [M]gt = 459,928 N.m > Mm tb = 440,632N.m

Vậy hộp giảm tốc đảm bảo điều kiện quá tải khi khởi động.

3.8 Kiểm tra phanh và khớp nối

Thời gian phanh với tải trọng danh nghĩa:

Mt=Mt n và dấu “+” tương đương với khi nâng vật.

Mt = Mt h và dấu “-” tương đương với khi hạ vật

Mômen xoắn lớn nhất truyền qua khớp khi mở máy động cơ phải thỏa mãn:

Mômen lớn nhất Mmax mà khớp phải truyền có thể xuất hiện trong 2 trường hợp: + Mở máy nâng vật

+ Phanh khi hạ vật a) Mômen mở máy khi nâng vật:

Ta biết mômen mở máy lớn nhất của động cơ là Mm max, phần dư để thắng được lực quán tính là:

Md = Mm max- Mt = 620 –237 = 383 Nm

Mt - mômen cản tĩnh trên trục động cơ ứng với tải trọng nâng danh nghĩa

Qdn = 10T Một phần mômen dư này tiêu hao trong việc thắng quán tính các tiết máy quay bên phía trục động cơ (roto, nửa khớp nối phía trục động cơ), còn lại là mômen dư truyền qua khớp.

375( ) ph dc n h ph ph t t GD n

Mômen vô lăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40% mômen vô lăng khớp:

GD 2 k =4gJk=4.g.(Jk1+Jk2)=4.9,81.(1,95+0,05)x,48 Nm 2 (GD 2 )’K = 0,4.GDK 2 = 0,4.78,48 = 31,392 Nm 2 Mômen vô lăng các tiết máy quay phía trục động cơ:

=4.g.J + 78,48 = 4.9,81.0,5+78,48,1 Nm 2 Tổng mômen của cả hệ thống:

= 538 Nm 2 ( Đã tính phần chọn động cơ ) Tổng mômen vô lăng của phần cơ cấu từ phần nửa khớp phía hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng:

(GD 2 )’ = – (GD 2 )’l = 538– 98,1 = 43,9 Nm 2 Phần mômen dư truyền qua khớp sẽ là:

Tổng mômen truyền qua khớp:

Thỏa mãn điều kiện bền b) Mômen phanh truyền qua khớp khi phanh lúc hạ vật:

Mqt = Mph - Mt hạ &2,5 -148,65= 113,85 Nm

Phần mômen truyền qua khớp để thắng quán tính các tiết máy quay bên phía trục động cơ:

(Thỏa mãn điều kiện bền)

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON

Số liệu tính toán và sơ đồ dẫn động:

Tải trọng nâng danh nghĩa: Q dn ,21T,21.10 4 N

Tốc độ di chuyển xe con: v 0 m/ph = 0,5 m/s

Chế độ làm việc trung bình CĐ%= 25%

Hình 4.1.Sơ đồ dẫn động cơ cấu di chuyển xe con 1: Động cơ; 2: Phanh; 3: Khớp nối; 4: Hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng

5: Trục truyền; 6:Gối đỡ; 7: Bánh xe

4.1 Lực nén bánh lớn nhất

Tổng hợp tải trọng của vật nâng, các thiết bị và trọng lượng xe con coi như đặt tại trọng tâm xe con Ta có lực nén bánh lên một bánh xe của cơ cấu di chuyển xe con là như nhau:

 Trọng lượng các thiết bị và xe con: Gxc3600 N (chọn theo [4]) max

4.2 Lực cản di chuyển xe con

Lực cản di chuyển của xe con khi mang vật nâng danh nghĩa với chế độ làm việc ổn định được xác định theo:

Wms - Lực cản do các loại ma sát: Wms 2.

+ f - Hệ số ma sát ổ trục bánh xe Với ổ bi và ổ đũa:

+ μ - Hệ số cản lăn Với ray bằng, Dbx =(200 ¿ 300) mm

+ Chọn μ =0,3 mm (theo tài liệu [3] T51 bảng 24)

+ Dbx - Đường kính bánh xe của xe con: Chọn Dbx%0 mm

+ d - Đường kính ngõng trục bánh xe:d = (0,25 ¿ 0,3)Dbx = (62,5 ¿ 75) mm

Chọn d p mm k- Hệ số ma sát kể đến lực cản do ma sát thành bánh xe với ray và giữa các bộ phận lấy điện với nhau: Chọn k =1,5 ( Bảng 25- T52- [3])

Wd - Lực cản di chuyển do dốc mặt đường: Wd=(Qdn+Gxc).

_ α - Độ dốc đường ray di chuyển xe con: Chọn α =0,002( Bảng 26- T52- [3])

Wg - Lực cản di chuyển do gió gây ra Vì cầu trục chủ yếu phục vụ sản xuất trong nhà xưởng, tốc độ di chuyển xe không lớn cho nên ta bỏ qua lực cản do gió:

4.3.Tính công suất động cơ, chọn hộp giảm tốc

4.3.1 Tính công suất động cơ chọn hộp giảm tốc

+ Động cơ cơ cấu di chuyển xe con và cầu trục được chọn theo mômen mở máy. Giá trị mômen mở máy cần đảm bảo điều kiện bám của bánh xe chủ động của xe con hay cần trục khi không tải trên ray Hệ số an toàn bám không nhỏ hơn 1,2

+ Lực cản di chuyển của xe con khi có tải trong thới kỳ mở máy:

    a - gia tốc trung bình của xe con (Chọn sơ bộ theo bảng 27, T53 – [3]). Chọn a = 0,2 m/s 2

+ Công suất sơ bộ để chọn động cơ:

tb=1,6 - Hệ số quá tải trung bình của động cơ. vxc= 30(m/ph) - Tốc độ di chuyển xe con.

c=0,85 - Hiệu suất chung của bộ truyền cơ cấu di chuyển xe con

Ntt 5385.30 1000.0,85.1, 6.60 = 2 KW Công suất cản tĩnh:

Công suất tính toán Ntt của động cơ cơ cấu di chuyển xe con có tính đến tải trọng quán tính đảm bảo điều kiện Ntt ¿ Nt Do đó, ta chọn động cơ theo Ntt và theo chế độ làm việc(CD% = 25%) Chọn động cơ MTK 012-6 có các thông số kỹ thuật:

Công suất động cơ: Ndc= 2,2 kW

Tốc độ quay của trục động cơ: ndc00 v/ph

Hệ số mômen mở máy lớn nhất Mmax = 6,7 daNm = 67 Nm

Khối lượng động cơ: mđc= 53 kg

Mômen quán tính của rô to động cơ: J*= 0,03 kg.m 2

4.3.2 Tính chọn hộp giảm tốc:

Tỷ số truyền tính toán của hộp giảm tốc: i= n dc n bx ndc – Tốc độ quay của động cơ: nđc00 v/ph nbx tốc độ quay của bánh xe của bánh xe di chuyển xe con : xc bx bx n v

Chọn hộp giảm tốc căn cứ vào công suất truyền Ndc =2,2kw, tỷ số truyền: itt = 26,18, chế độ làm việc (CĐ% = 25%), Số vòng quay giới hạn của trục ndc 00 v/ph và sơ đồ truyền động cơ cấu( hộp giảm tốc kiểu đứng)

Ta chọn hộp giảm tốc kiểu đứng bánh răng trụ 3 cấp có ký hiệu: BKH-420 có các thông số kỹ thuật:

-Tốc độ quay cho phép của trục nhanh: ngt00 v/ph

-Công suất mà hộp giảm tốc có thể truyền được: Ngt=7,2 kW

-Khối lượng hộp giảm tốc: mgt= 93 kg

4.4.Tính cụm bánh xe di chuyển xe con:

4.4.1.Tính toán bánh xe di chuyển:

Tải trọng tính toán trên bánh xe :

P tt =k 1 γ.P bx k1 - Hệ số kể đến chế độ làm việc của cơ cấu: k1=1,2 (tra bảng 30, T153 – [1]) γ - Hệ số kể đến tính chất thay đổi tải trọng:

Pbx – Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe: Pbx= 33925 N  34 kN

Chọn bánh xe có Dbx%0 mm

Bánh xe loại 2 gờ, tải trọng lớn nhất có thể chịu được nén lên bánh xe trong chế độ làm việc CĐ 25% là 58,3 kN

Chiều rộng ray b = 51 mm ; Khối lượng bánh xe m = 22 kg ;

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ray 90 kN

Chọn ray di chuyển xe con có ký hiệu: P 24 có các thồng số :

Hình 4.2 Kết cấu bánh xe di chuyển xe con và ray

Kiểm tra bền bánh xe di chuyển xe con:

Giá trị ứng suất nén cục bộ khi tiếp xúc giữa bánh xe và ray là tiếp xúc đường(vì ray bằng) phải thoả mãn điều kiện: σ tx =0,418√ b P tt R E bx ≤[ σ ] tx

E - Môđun đàn hồi tương đương

Với bánh xe thép và ray thép E=2,1.10 7 N/cm 2 b - Chiều rộng làm việc của ray Ray P 24 ta tra được b =5,1 cm

[σ] tx - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với vật liệu làm bánh xe là thép 45 nhiệt luyện đến độ cứng bề mặt lăn

300 ¿ 400HB có [σ] tx u.10 3N/cm 2 (Bảng 32, trang 60 –[3])

     u.10 3 N/cm 3 Vậy bánh xe thoả mãn điều kiện bền

4.4.2.Tốc độ thực tế của xe con:

Số vòng quay thực tế của bánh xe :

1000 40 / 25 tt dc bx gt n n v ph

i   Vận tốc di chuyển thực tế của xe con:

.0, 25.40 31, 4 / tt tt xc bx bx v  D n   m ph

4.4.3.Tính đoạn trục lắp bánh xe:

Chọn vật liệu chế tạo trục là: Thép 45 có:

 Mômen xoắn tính toán ở đầu trục ra của hộp giảm tốc:

Lực tác dụng lên bánh xe : Pbx = 34kN

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trên trục chủ động cơ cấu di chuyển xe con

Phản lực trên hai ổ đỡ trục:

R1=R2=0,5.Pbx(kN) Đường kính trục tính sơ bộ: d 3 √ 0,1 M [ td σ ] (theo [ 8 ])

Mtđ - Mômen tương đương tác dụng lên trục:

[ σ ] - Trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. d 3

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp ổ là 70 mm

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp khớp nối là 50 mm

Kiểm tra độ bền mỏi theo hệ số an toàn :

Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện sau: n n σ n τ

√ n σ 2+n τ 2 ¿[n] n σ và n τ - Lần lượt là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và suất tiếp:

Trong các công thức trên: σ −1 , τ −1 - Lần lượt là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: σ −1 =0,45.  b 0, 45.850 382,5 / N mm 2

      σ a ,τ a - Lần lượt là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của trục: σ a =σ max −σ min

2 σ m ,τ m - Lần lượt là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp( là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất) σ m =σ max +σ min

TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG

Tốc độ nâng: vn m/ph

Chế độ làm việc trung bình : CĐ = 25%

3.1 Chọn sơ đồ dẫn động, sơ đồ mắc cáp:

Hình 3.1a.Sơ đồ dẫn động cơ cấu nâng

1: Động cơ; 2: Khớp nối; 3:Phanh; 4: hộp giảm tốc; 5:tang cuốn cáp.

Hình 3.1b.Sơ đồ mắc cáp.

1:Tang ; 2: Puli cân bằng ; 3: Cáp ; 4: Cụm puli móc treo

- Chọn Palăng kép có bội suất a = 2

- Lực căng cáp lớn nhất khi nâng vật, theo tài liệu [ 3] ta có :

Q- Tải trọng nâng lớn nhất:

+ - Hiệu suất của một pu li: Chọn =0,98 (ổ bi)

+ r - Số pu li đổi hướng cáp: r=0 ( Cáp đựơc quấn trực tiếp lên tang)

- Chọn loại dây cáp theo lực kéo tính lớn nhất( lực căng đứt của cáp) Theo công thức:

+ [Sđ] - Lực kéo đứt cho phép của cáp.

+ n - Hệ số an toàn bền của cáp Chọn theo bảng 9, T23 – [ 3 ] Chọn n=5,5 (chế độ làm việc trung bình )

Chọn cáp bện kép kiểu K-O-OCT 3181-69 Có kết cấu : 6x19(1+9+9)+7.7.(1+6) ( theo [ 4 ]), có các thông số kỹ thuật:

+ Đường kính cáp: dc = 15 mm

+ Diện tích tính toán mặt cắt của tất cả các sợi: 101,15 mm 2

+ Độ bền giới hạn của thép: 0 daN/mm 2

+ Lực kéo đứt cáp: [Sđ] = 164 KN

+ Khối lượng 1000 m cáp đã được bôi trơn: 927,6 kg

3.3 Tính chọn cụm móc treo :

Với tải trọng nâng Q T ta chọn cụm móc treo theo tài liệu (theo [4])

Có : - Đường kính puly Dp= 500 mm

D 0 mm; H 0 mm; H0 E0 mm; H1)5 mm; S= 85 mm

Kí hiệu : + vòng bi :218 (hai puly làm việc ) móc treo : 8215 Khối lượng : 210 kg = 0,21 T

Hình 3.2 Cụm móc treo 3.3.2 Kiểm tra bền móc treo:

Móc treo N010 OCT 6627-66 như hình vẽ.

-Đường kính bụng trong của móc: D0 mm

-Khe hở miệng móc: S mm

-Khoảng cách từ tâm móc đến đỉnh móc: L40 mm

-Chọn cụm móc treo loại ngắn Trong quá trình làm việc móc treo có ba tiết diện chịu tải trọng chính cần kiểm tra bền là: A-A, B-B, I-I và tiết diện vật liệu chế tạo móc treo là thép 20 có:

-Giới hạn chảy: T% KN/cm 2

-Giới hạn mỏi: -1 KN/cm 2

-Tại mặt căt I-I: Tiết diện I -I là tiết diện chịu kéo Kiểm tra sức bền kéo:

- Tại mặt căt A-A: Coi móc như thanh cong ứng suất lớn nhất kéo thớ trong mặt cắt (Do móc treo được rèn nên I II)

Hình 3.3 móc treo và phân bố ứng suất trên mặt cắt

- Diện tích tiết diện mặt cắt A- A: F, thay mặt cắt A-A bằng tiết diện hình thang cân.

- Với D - Đường kính lỗ móc: D = 110 mm cm

- Khoảng cách từ trọng tâm mặt(tâm kéo) đến điểm phía trong (thớ trong) là e2 :

- Khoảng cách từ tâm mặt cắt đến thớ ngoài mặt cắt là e1:

  e1=h-e20-4,29W mm=5,7 cm k- Hệ số phụ thuộc vào độ cong và hình dạng của mặt cắt móc

( hệ số dạng hình học) có ; ( tra hình 2 : tài liệu [ 3] )

=> k  0,9 Ứng suất kéo lớn nhất thớ trong tiết diện A-A: Ứng suất cho phép của vật liệu làm móc:

Vậy =1,9 kN/cm 2 < [ ] = 6 KN/cm 2

Tại mặt căt B-B xuất hiện ứng suất tiếp và uốn: Ứng suất lớn nhất ở thớ trong mặt cắt: Ứng suất tiếp (cắt) trong B-B: Ứng suất tương đương trong mặt cắt B – B, theo thuyết bền thứ ba:

Vật liệu chế tạo đai ốc là thép 45

Chiều cao đai ốc: H = 1,2.d0 = 1,2.56= 67,2 mm

Chọn H = 70 mm Đường kính ngoài của đai ốc: DĐ = 1,8.d0 = 1,8 DĐ  100 mm

   ổ tựa căn cứ vào đường kính cổ móc d và tải trọng tĩnh Q, chọn ổ phải đạm bảo:

C là tải trọng tính mà ổ có thể chịu được.

K là hệ số an toàn =1,2

Thanh ngang của móc thường được chế tạo bằng thép bằng thép 45 có:

+ Giới hạn bền KN/cm 2 + Giới hạn chảy C KN/cm 2

+ Giới hạn mỏi % KN/cm 2 Giả thiết ảnh hưởng của lực cắ không đáng kể so với mô men uốn và do vậy thanh ngang được tính theo mô men uốn.

Mu= (KN.cm) Với A là khoản cách giữa hai puli: A = 230 mm

Mô men chống uốn của mặt cắt ở giữa thanh ngang :

W= (N/cm 2 ) [] : ứng suất uấn cho phép (N/cm 2 ) ứng suất trong thanh ngang thay đổi theo chu kỳ mạch động:

Lấy [ ] = 9000 (N/cm 2 ) Suy ra mô men chống uốn của mặt cắt giữa thanh ngang là:

Hình 3.4 Thanh ngang cụm móc treo

Mô men chống uốn của mặt cắt ở giữa thanh ngang còn được tính theo công thức :

Với d2: đường kính đầu móc d = 56 (mm) =5,6 (cm) d1 = 56 + 4 = 60 (mm)

B1: Chiều rộng thanh ngang, có tính đến đường kính ngoai của ổ chặn móc D

B1= 80 + 20 = 100 (mm) Chiều cao thanh ngang: h = = (cm) = 115 (mm)

=> Mtt = 39.10 4 (N.cm) Đường kính nhỏ nhất của ngõng trục lắp ở trục puli là: d = = (cm)

P Trong đó:P1;P2; P3 là tải trọng động tương ứng với các khoảng thời gian L1, L2, L3

P L : Thời hạn phục vụ của ổ.

Lh 500 Thời hạn phục vụ của ổ ở chế độ làm việc trung bình

Hình 3.4 biểu đồ gia tải của cơ cấu nâng n : Số vòng quay của puli cum móc treo: n = (v/ph)

Trong đó : a : Bội suất pa lăng

Dp: Đường kính puli P0 (mm) v : Vận tốc vật nâng : v = (m/s) n = 7(v/ph)

Suy ra thời gian phục vụ của ổ là:

Tải trọng động tác dụng lên ổ sẽ là:

3.4.1.Cụm tang : a) Chọn loại tang kép có kích thước như hình vẽ :

Hình 3.4.Sơ dồ kết cấu tang b) Kích thước :

*) Xác định đường kính tang :

Ta lựa chọn tang có đường kính Dt= 360 mm 6 cm Đường kính tang kể từ tâm lớp cáp thứ nhất

Lo: Chiều dài phần tang tiện rãnh

Lo = 2.z.t ; z=zlv + zt ; zt= 1,5 vòng vòng

L =H.a.2$ (m) Trong đó: H là chiều cao nâng.H = 12 m a là bội suất palăng a = 2 z=zlv + zt = 20,4 + 1,5 = 21,9 22 vòng t là bước cáp, t = d + 4 = 15 + 4 = 19 (mm)

L1: Phần chiều dài tang dùng để kẹp cáp

L2: Phần chiều dài gờ tang L2= t = 19 mm

L3: Khoảng cách ở giữa tang (phần không tiện rãnh ) đảm bảo góc lệch cáp 

L3= L4+2.hmin.tg hmin: Khoảng cách giữa trục tang và trục puly của cụm móc treo khi cụm móc treo ở vị trí trên cùng hmin50 mm ( chọn sơ bộ theo máy có sẵn )

 : Góc nghiêng cho phép của cáp khi cuốn vào puly  = 4 0

L4: Khoảng cách giữa 2 puly ngoài của cụm móc treo

L = 0,836+2.0,076+2.0,019+0,279 = 1,3 (m) Chiều sâu rãnh cáp trên tang Với rãnh nông ta có

C = 0,4.dc= 0,4.15 = 6 mm Chiều dày của tang  Tính sơ bộ  = 0,02.Dt+ 8 mm

 = 0,0.260 + 10 = 15,2 mm Chọn  = 16 mm = 1,6 cm c) Kiểm tra bền tang :

Với Smax = S = 27,8.10 3 (N) Xét tỷ số giữa chiều dài tang và đường kính tang:

=>Kiểm tra bền tang theo ứng suất nén, uốn và xoắn (theo [3])

Tang được chế tạo bằng thép CT3 có:

ch"0N/mm 2 ; Hệ số an toàn bền k=1,5 Ứng suất nén cho phép: Ứng suất nén của tang khi nâng vật với tải trọng nâng danh nghĩa:

Vậy Tang thỏa mãn điều kiện bền nén. Ứng suất uốn và xoắn của tang khi nâng vật với tải trọng nâng danh nghĩa phải thỏa mãn điều kiện: k

Dấu (+) ứng với , dấu (-) ứng với :

Mu bất lợi nhất khi hai sợi cáp ở gần nhau nhất

L5- Khoảng cách từ tâm ổ đỡ đến mép bên thành tang:L5 u mm

Wu=0,1 = 775.10 3 mm 3 Ứng suất uốn: N/mm 2 Ứng suất tiếp khi xoắn tang:

(N/mm 2 ) Tang chế tạo thép (vật liệu dẻo) nên =1:

(N/mm 2 ) Vậy tang đảm bảo bền.

* Tính cặp đầu cáp trên tang

So: Lực căng nhánh cáp tác dụng lên kẹp cáp e =2,72 (cơ số ln) f : Hệ số ma sát giữa cáp và tang f = 0,1  0,16.Chọn f = 0,15

 : Góc cuốn của cáp tương ứng với số vòng giảm tải

Smax: Lực căng cáp max Smax= 26,5 (KN)

So= = 4,22 (KN)  : Góc nghiêng rãnh kẹp 2  = 80 0  = 40 0

Hình 3.5 : Cụm cơ cấu kẹp cáp

- Lực tác dụng lên bu lông kẹp cáp:

Chọn loại kẹp cáp là loại cặp rãnh thang

N = N = 12,12 (KN) ứng suất tổng trong bu lông kẹp có kể đến lực uốn

 = +  {}K n : Hệ số an toàn kép cáp n  1,5 chọn n = 1,6 z : Số bu lông kép z = 4 d1: Đường kính trong của bu lông d1= 16 (mm)

Nu: Lực uốn bu lông

Nu = 12,12 = 2,83 (KN) 1,3 : Hệ số kể đến ứng suất do Mômen xoắn gây ra

[]K: ứng suất kéo cho phép của bu lông

[]K= (KN/cm 2 ) Chọn thép CT3 có ch = 22 KN/cm 2

{}K= = 11,73 (KN/cm 2 ) ứng suất tổng trong bu lông

Xét thấy ứng suất cho phép của bulông []K= []ứng: ứng suất tổng

Vậy bu lông chọn thoả mãn điều kiện bền d) Tính toán trục tang.

Chọn vật liệu là thép 45 có : []u N/mm 2

Trục tang chịu uốn, ổ trục dùng ổ lòng cầu hai dãy ta coi như một khớp Ta có : sơ đồ tính (uốn) , coi tang và trục đồng thời chịu uốn, xoắn như trục bậc Tính Mu tại tiết diện A-A , B-B trong hai trường hợp (hình 3.6) z d

Hình 3.6: sơ đồ tải trọng tính trục tang

Khoảng cách giữa hai gối là: L=Lt+2.L500+2.7550 mm

Khoảng cách từ gối tới mép trục:L10 mm

Ta xét hai trường hợp :

+ TH1 khi lực lằm ở phía trong của tang như hình vẽ.

+ TH2 khi lực làm ở phía mép tang như hình vẽ

Các phản lực RAvà RB đựơc tính bằng cách lấy mômen tại các gối :

RA=RB=(2.Lo+2.L1+2.L2+2.L5+L3).Smax/l RA=RB=(2.1300+2.76+2.19+2.75+279).26,5.10 3 /1450

RA=RBA,7 KN Mômen tại mặt cắt A-A và B-B là:

Suy ra Mu=RA.l1A,7.120P06 KNmm

* TH2 tính tương tự như TH1 và cũng cho ra kết quả như TH1 Đường kính trục tang:

*Kiểm tra bền tang Ứng suất tương đuơng tại tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện:

:ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

Suy ra mômen  X,38 KG/mm 2 Chọn khớp nối:Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc loại khớp nối có ký hiệu M32 có bánh phanh có các đặc tính kỹ thuật:

Mômen quán tính: Jk1 =1,95 kGm 2

Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc loại M32 không có bánh phanh.

Mômen quán tính:Jk2 =0,05 kGm 2

3.7 Kiểm tra động cơ, hộp giảm tốc

3.7.1 Kiểm tra động cơ: a) Kiểm tra thời gian mở máy của động cơ:

Thời gian mở máy khi nâng và hạ vật với tải trọng nâng danh nghĩa xác định theo công thức sau:

Mt- Mômen cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng hay hạ vật.

Mt=Mt n và dấu “-” tương đương với khi nâng vật.

Mt = Mt h và dấu “+” tương đương với khi hạ vật

Lực căng cáp cuốn lên tang khi nâng và hạ vật:

%,24.10 3 N Mômen cản tĩnh trên trục động cơ khi nâng và hạ vật:

GD 2 - Mômen vô lăng tương đương của các khối lượng chuyển động quay và tịnh tiến của cơ cấu quy về trục động cơ.

 - Hệ số kể đến mômen quán tính của khối lượng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ: =1,2 igt – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.

- Hiệu suất truyền động của cơ cấu nâng: = 0,8

D - Đường kính tang dẫn đến tâm lớp cấp thứ nhất:

GD 2 ro- Mômen vô lăng của rôto động cơ:

GD 2 k- Mômen vô lăng của khớp nối, bánh phanh:

GD 2 k =4gJk=4.g.(Jk1+Jk2)=4.9,81.(1,95+0,05)x,48 Nm 2

&6,7 Nm Thời gian mở máy khi hạ: s Thời gian mở máy khi nâng: s

Nhận thấy ; (12)s thoả mãn điều kiện mở máy

Gia tốc mở máy khi nâng với tải trọng nâng danh nghĩa: m/s 2 Gia tốc mở máy khi hạ vật với tải trọng danh nghĩa: m/s 2 Thời gian phanh của cơ cấu nâng:

t   t b) Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt :

Kiểm theo mômen tương đương:

Thời gian chuyển động ổn định: [ 3 ]

H- Chiều cao nâng trung bình của vật:(Tra bảng 18, T41- tài liệu [ 3 ]) có: H= =6 m ; Vn tt – Vận tốc thực tế của vật nâng: vn tt ,18 m/ph

=0,17ph = 10,2 s Tổng thời gian chuyển động ổn định trong một chu kỳ:

Thời gian chuyển động không ổn định:

Thời gian làm việc: tlv=tođ+tm,6+25,69= 107,3 s

Thời gian dừng trong một chu kỳ(CD% = 25%):

22 s Thời gian một chu kỳ: tck =tlv+to = 107,3+322B9,3 s ph

Hình 3.7 : Biểu đồ gia tải trong chu kỳ làm việc của cơ cấu nâng

M 0 ,2 5 Q n M h 0 ,2 5 Q Q n M M h Q t ck t ck/4 t ck/4 t ck/4 t ck/4

Số lần mở máy trong một giờ của cơ cấu:

theo [ 3 ] k - Số lần mở máy trong một chu kỳ: k=8

[n]m- Số lần mở máy cho phép trong 1 giờ, khi chế độ làm việc trung bình: [n]m = 120.

Giá trị mômen tương đương:

M m tb – Mômen mở máy trung bình của động cơ.

Mti- Các mức mômen cản tĩnh ứng với các chế độ tải khác nhau

- Hệ số kể đến sự làm xấu đi điều kiện làm mát máy

O - Hệ số kể đến ảnh hưởng của điều kiện làm mát:

Mtd = 166,6 N.m Công suất tương đương:

Vậy động cơ đảm bảo điều kiện phát nhiệt c).Kiểm tra theo phương pháp chế độ làm việc tiêu chuẩn:

N td   t  k25- Hệ số quy đổi về CĐ%%: K25=0,75

- Hệ số phụ thuộc tỷ số thời gian mở máy trung bình và thời gian làm việc của một chu kỳ.Với cơ cấu nâng móc, nam châm điện gầu ngoạm của cầu trục làm việc trong phân xưởng Lấy =0,1 [ 3 ]

(Theo bảng 7, T21 – tài liệu [ 1 ]) ta có: =0,85

3.7.2 Kiểm tra hộp giảm tốc

Kiểm tra hộp giảm tốc về quá tải trong thời kỳ mở máy.

Mômen danh nghĩa của động cơ :

Nđc- Công suất động cơ cơ cấu nâng: Nđc" kW nđc -Tốc độ của động cơ: nđc5 v/ph

Mômen lớn nhất hộp giảm tốc truyền được:

Với: =1,6 - Bội số của mômen mở máy phụ thuộc chế độ làm việc.

( Chọn theo bảng 15, T36 – tài liệu [ 3 ]) với chế độ làm việc bình thường

Mômen mở máy trung bình của động cơ:

Mômen mở máy lớn nhất của động cơ:

Mômen mở máy nhỏ nhất của động cơ :

Nhận xét: [M]gt = 459,928 N.m > Mm tb = 440,632N.m

Vậy hộp giảm tốc đảm bảo điều kiện quá tải khi khởi động.

3.8 Kiểm tra phanh và khớp nối

Mt=Mt n và dấu “+” tương đương với khi nâng vật.

Mt = Mt h và dấu “-” tương đương với khi hạ vật

Mômen xoắn lớn nhất truyền qua khớp khi mở máy động cơ phải thỏa mãn:

Mômen lớn nhất Mmax mà khớp phải truyền có thể xuất hiện trong 2 trường hợp: + Mở máy nâng vật

+ Phanh khi hạ vật a) Mômen mở máy khi nâng vật:

Ta biết mômen mở máy lớn nhất của động cơ là Mm max, phần dư để thắng được lực quán tính là:

Md = Mm max- Mt = 620 –237 = 383 Nm

Mt - mômen cản tĩnh trên trục động cơ ứng với tải trọng nâng danh nghĩa

Qdn = 10T Một phần mômen dư này tiêu hao trong việc thắng quán tính các tiết máy quay bên phía trục động cơ (roto, nửa khớp nối phía trục động cơ), còn lại là mômen dư truyền qua khớp.

375( ) ph dc n h ph ph t t GD n

Mômen vô lăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40% mômen vô lăng khớp:

GD 2 k =4gJk=4.g.(Jk1+Jk2)=4.9,81.(1,95+0,05)x,48 Nm 2 (GD 2 )’K = 0,4.GDK 2 = 0,4.78,48 = 31,392 Nm 2 Mômen vô lăng các tiết máy quay phía trục động cơ:

=4.g.J + 78,48 = 4.9,81.0,5+78,48,1 Nm 2 Tổng mômen của cả hệ thống:

= 538 Nm 2 ( Đã tính phần chọn động cơ ) Tổng mômen vô lăng của phần cơ cấu từ phần nửa khớp phía hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng:

(GD 2 )’ = – (GD 2 )’l = 538– 98,1 = 43,9 Nm 2 Phần mômen dư truyền qua khớp sẽ là:

Tổng mômen truyền qua khớp:

Thỏa mãn điều kiện bền b) Mômen phanh truyền qua khớp khi phanh lúc hạ vật:

Mqt = Mph - Mt hạ &2,5 -148,65= 113,85 Nm

Phần mômen truyền qua khớp để thắng quán tính các tiết máy quay bên phía trục động cơ:

(Thỏa mãn điều kiện bền)

TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON

Số liệu tính toán và sơ đồ dẫn động:

Tải trọng nâng danh nghĩa: Q dn ,21T,21.10 4 N

Tốc độ di chuyển xe con: v 0 m/ph = 0,5 m/s

Chế độ làm việc trung bình CĐ%= 25%

Hình 4.1.Sơ đồ dẫn động cơ cấu di chuyển xe con 1: Động cơ; 2: Phanh; 3: Khớp nối; 4: Hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng

5: Trục truyền; 6:Gối đỡ; 7: Bánh xe

4.1 Lực nén bánh lớn nhất

Tổng hợp tải trọng của vật nâng, các thiết bị và trọng lượng xe con coi như đặt tại trọng tâm xe con Ta có lực nén bánh lên một bánh xe của cơ cấu di chuyển xe con là như nhau:

 Trọng lượng các thiết bị và xe con: Gxc3600 N (chọn theo [4]) max

4.2 Lực cản di chuyển xe con

Lực cản di chuyển của xe con khi mang vật nâng danh nghĩa với chế độ làm việc ổn định được xác định theo:

Wms - Lực cản do các loại ma sát: Wms 2.

+ f - Hệ số ma sát ổ trục bánh xe Với ổ bi và ổ đũa:

+ μ - Hệ số cản lăn Với ray bằng, Dbx =(200 ¿ 300) mm

+ Chọn μ =0,3 mm (theo tài liệu [3] T51 bảng 24)

+ Dbx - Đường kính bánh xe của xe con: Chọn Dbx%0 mm

+ d - Đường kính ngõng trục bánh xe:d = (0,25 ¿ 0,3)Dbx = (62,5 ¿ 75) mm

Chọn d p mm k- Hệ số ma sát kể đến lực cản do ma sát thành bánh xe với ray và giữa các bộ phận lấy điện với nhau: Chọn k =1,5 ( Bảng 25- T52- [3])

Wd - Lực cản di chuyển do dốc mặt đường: Wd=(Qdn+Gxc).

_ α - Độ dốc đường ray di chuyển xe con: Chọn α =0,002( Bảng 26- T52- [3])

Wg - Lực cản di chuyển do gió gây ra Vì cầu trục chủ yếu phục vụ sản xuất trong nhà xưởng, tốc độ di chuyển xe không lớn cho nên ta bỏ qua lực cản do gió:

4.3.Tính công suất động cơ, chọn hộp giảm tốc

4.3.1 Tính công suất động cơ chọn hộp giảm tốc

+ Động cơ cơ cấu di chuyển xe con và cầu trục được chọn theo mômen mở máy. Giá trị mômen mở máy cần đảm bảo điều kiện bám của bánh xe chủ động của xe con hay cần trục khi không tải trên ray Hệ số an toàn bám không nhỏ hơn 1,2

+ Lực cản di chuyển của xe con khi có tải trong thới kỳ mở máy:

    a - gia tốc trung bình của xe con (Chọn sơ bộ theo bảng 27, T53 – [3]). Chọn a = 0,2 m/s 2

+ Công suất sơ bộ để chọn động cơ:

tb=1,6 - Hệ số quá tải trung bình của động cơ. vxc= 30(m/ph) - Tốc độ di chuyển xe con.

c=0,85 - Hiệu suất chung của bộ truyền cơ cấu di chuyển xe con

Ntt 5385.30 1000.0,85.1, 6.60 = 2 KW Công suất cản tĩnh:

Công suất tính toán Ntt của động cơ cơ cấu di chuyển xe con có tính đến tải trọng quán tính đảm bảo điều kiện Ntt ¿ Nt Do đó, ta chọn động cơ theo Ntt và theo chế độ làm việc(CD% = 25%) Chọn động cơ MTK 012-6 có các thông số kỹ thuật:

Công suất động cơ: Ndc= 2,2 kW

Hệ số mômen mở máy lớn nhất Mmax = 6,7 daNm = 67 Nm

Khối lượng động cơ: mđc= 53 kg

Mômen quán tính của rô to động cơ: J*= 0,03 kg.m 2

4.3.2 Tính chọn hộp giảm tốc:

Tỷ số truyền tính toán của hộp giảm tốc: i= n dc n bx ndc – Tốc độ quay của động cơ: nđc00 v/ph nbx tốc độ quay của bánh xe của bánh xe di chuyển xe con : xc bx bx n v

Chọn hộp giảm tốc căn cứ vào công suất truyền Ndc =2,2kw, tỷ số truyền: itt = 26,18, chế độ làm việc (CĐ% = 25%), Số vòng quay giới hạn của trục ndc 00 v/ph và sơ đồ truyền động cơ cấu( hộp giảm tốc kiểu đứng)

Ta chọn hộp giảm tốc kiểu đứng bánh răng trụ 3 cấp có ký hiệu: BKH-420 có các thông số kỹ thuật:

-Tốc độ quay cho phép của trục nhanh: ngt00 v/ph

-Công suất mà hộp giảm tốc có thể truyền được: Ngt=7,2 kW

-Khối lượng hộp giảm tốc: mgt= 93 kg

4.4.Tính cụm bánh xe di chuyển xe con:

P tt =k 1 γ.P bx k1 - Hệ số kể đến chế độ làm việc của cơ cấu: k1=1,2 (tra bảng 30, T153 – [1]) γ - Hệ số kể đến tính chất thay đổi tải trọng:

Pbx – Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe: Pbx= 33925 N  34 kN

Chọn bánh xe có Dbx%0 mm

Bánh xe loại 2 gờ, tải trọng lớn nhất có thể chịu được nén lên bánh xe trong chế độ làm việc CĐ 25% là 58,3 kN

Chiều rộng ray b = 51 mm ; Khối lượng bánh xe m = 22 kg ;

Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ray 90 kN

Chọn ray di chuyển xe con có ký hiệu: P 24 có các thồng số :

Hình 4.2 Kết cấu bánh xe di chuyển xe con và ray

Kiểm tra bền bánh xe di chuyển xe con:

Giá trị ứng suất nén cục bộ khi tiếp xúc giữa bánh xe và ray là tiếp xúc đường(vì ray bằng) phải thoả mãn điều kiện: σ tx =0,418√ b P tt R E bx ≤[ σ ] tx

E - Môđun đàn hồi tương đương

Với bánh xe thép và ray thép E=2,1.10 7 N/cm 2 b - Chiều rộng làm việc của ray Ray P 24 ta tra được b =5,1 cm

[σ] tx - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với vật liệu làm bánh xe là thép 45 nhiệt luyện đến độ cứng bề mặt lăn

300 ¿ 400HB có [σ] tx u.10 3N/cm 2 (Bảng 32, trang 60 –[3])

     u.10 3 N/cm 3 Vậy bánh xe thoả mãn điều kiện bền

4.4.2.Tốc độ thực tế của xe con:

Số vòng quay thực tế của bánh xe :

1000 40 / 25 tt dc bx gt n n v ph

i   Vận tốc di chuyển thực tế của xe con:

.0, 25.40 31, 4 / tt tt xc bx bx v  D n   m ph

4.4.3.Tính đoạn trục lắp bánh xe:

 Mômen xoắn tính toán ở đầu trục ra của hộp giảm tốc:

Lực tác dụng lên bánh xe : Pbx = 34kN

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trên trục chủ động cơ cấu di chuyển xe con

Phản lực trên hai ổ đỡ trục:

R1=R2=0,5.Pbx(kN) Đường kính trục tính sơ bộ: d 3 √ 0,1 M [ td σ ] (theo [ 8 ])

[ σ ] - Trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. d 3

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp ổ là 70 mm

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp khớp nối là 50 mm

Kiểm tra độ bền mỏi theo hệ số an toàn :

Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện sau: n n σ n τ

√ n σ 2+n τ 2 ¿[n] n σ và n τ - Lần lượt là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và suất tiếp:

Trong các công thức trên: σ −1 , τ −1 - Lần lượt là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng: σ −1 =0,45.  b 0, 45.850 382,5 / N mm 2

      σ a ,τ a - Lần lượt là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của trục: σ a =σ max −σ min

2 σ m ,τ m - Lần lượt là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp( là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất) σ m =σ max +σ min

2 Ưng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng (bỏ qua ứng suất kéo – nén do lực dọc trục gây nên vì các lực này rất nhỏ) Do đó ta có: σ a =σ max −σ min

Với: Mu - Mômen nén do lực nén bánh gây ra: M u  1700 N m

Wu - Mômen chống uốn của tiết diện nguy hiểm: t - Chiều sâu rãnh then: t=6 mm (Tra bảng 7-23, T143 – [8] theo đường kính trục d = 70 mm b - Chiều rộng then: b mm

 W   τ a ,τ m - Biên độ và trị số trung bình của ứng suất xoắn tại tiết diện nguy hiểm

Vì trục quay hai chiều cho nên ứng suất xoắn biến đổi theo chu kỳ đối xứng: τ m =τ max +τ min

Mômen chống xoắn của trục :

   ψ σ , ψ τ - Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Đối với thép các bon: ψ σ ≈0,1 ; ψ τ ≈0,05 ε σ ,ε τ - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi(tra bảng 15.2-T56-[8]): Với trục có D = 70(mm): Ta có:: ε σ =0,70;ε τ =0,59 k σ , k τ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn k σ =1,75; k τ =1,5

0,59=2,54 Theo bảng 15.5, T57- [9] với đường kính trục là 75mm và kiểu lắp H7/k6 có: k σ ε σ =2,95

Ta chọn tỷ số lớn hơn β - Hệ số tăng bền bề mặt trục Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt trục β =1

Vậy trục thoả mãn điều kiện mỏi: n ¿ [n] nên trục làm việc không quá thừa an toàn.

Kiểm nghiệm trục về độ bền quá tải:

Khi bị quá tải đột ngột( mở máy, phanh gấp…) trục có thể bị biến dạng dư quá lớn hoặc gãy Để trục có thể làm việc bình thường phải thoả mãn điều kiện σ td = √ σ u 2 + 3 τ 2 ≤[ σ ] qt σ u = M uqt

Muqt : Mômen uốn khi quá tải Chọn hệ số quá tải 1,5.

Vậy trục thoả mãn điều kiện quá tải

Ta chọn then ứng với trục đường kính trục D = 70 mm là then bằng có: chiều cao then h mm, chiều rộng rãnh then b$ mm, chiều sâu rãnh then t=7 mm

Kiểm tra dập giữa bề mặt tiếp xúc trục và then :

       l Umm - Chiều dài của then

Vậy then thoả mãn điều kiện bền dập.

Then thoả mãn điều kiện bền cắt

4.4.4 Tính trục truyền giữa hai khớp nối:

= 0,054 m = 5,4 cm; chọn d =6,5 cm = 65 mm Chọn sơ bộ chiều dài trục l = 1800 mm = 180 cm

Khoảng cách max cho phép giữa các khớp nối để lắp trục truyền phải đảm bảo độ võng cho phép : lmax = 200.

3 √ d q 4 f l cm d : Đường kính trục truyền tính toán d = 6,5 cm f l : Độ võng cho phép của trục f l =

800 q: Trọng lượng phân bố theo chiều dài N/cm của trục q = π

Ta thấy l < lmax 0,3 cmVậy trục truyền mômen xoắn hoàn toàn thoả mãn điều kiện về độ võng cho phép.

4.4.5 Tính chọn ổ gối đỡ bánh xe: Ổ đỡ bánh xe di chuyển xe con chịu tải chủ yếu là lực hướng tâm Ngoài ra ổ còn chịu tác dụng của lực dọc trục từ khớp nối truyền tới trục truyền Lực này có giá trị không lớn Vì vậy ta lựa chọn phương án dùng ổ đũa lòng cầu hai dãy cho các gối đỡ của bánh xe con.

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh , tải trọng tác dụng lên ổ R1=R2= 17 kN = 17000 N Chọn ổ lòng cầu hai dãy ( theo [8]) kí hiệu 1213 có d = 65 mm ; D = 120 mm ; B = 23 mm ;

Tải trọng tĩnh cho phép : Qt = 1750 daN 500 N

4.5.1 Khớp nối giữa hộp giảm tốc và động cơ:

Mômen danh nghĩa của động cơ:

Mômen max mà động cơ có thể tạo được:

 -Hệ số quá tải của động cơ ( =1,6 tra bảng 15 tài liệu [3])

Dựa vào mômen lớn nhất ta chọn khớp răng kiểu khớp đơn ghép đôi có ký hiệu M31 có các thông số kỹ thuật sau:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền : Mkn1U0 N.m

Khối lượng khớp nối: mkn1 ,3 kg

Mômen quán tính của khớp nối: J1=0,066 kg.m 2

Chọn khớp đơn có bánh phanh ký hiệu M31 có các thông số kỹ thuật :

Mômen quán tính của khớp: J2=0,19 kg.m 2

Mômen xoắn lớn nhất: Mkn2 U0 N.m

4.5.2 Khớp nối trên trục truyền giữa hai bánh xe:

Mômen xoắn max trên trục chậm (trục ra) của hộp giảm tốc:

M max ch =i gt.Mmax%.32,010 N.mChọn khớp nối răng kiểu kép có ký hiệu M32 có các thông số:

Mômen xoắn lớn nhất ,mà khớp có thể truyền được: Mkn300 N.m

Khối lượng của khớp: mkn3,7 kg

4.6.1.Kiểm tra động cơ theo điều kiện bám(không quay trơn) Điều kiện bám:

Với: [N] - Công suất tính toán cho phép được xác định thoả mãn điều kiện bám khi mở máy động cơ khi xe con không mang tải.

9550 ψ tb (kW) nđc- Tốc độ quay của động cơ cơ cấu di chuyển xe con: nđc00 v/ph ψ tb - Hệ số quá tải trung bình của động cơ Động cơ xoay chiều rô to lồng sóc: ψ tb = 1,6 ( theo tài liệu [3] trang 54 ) [M] - Mômen mở máy cho phép trên trục động cơ (N.m) thoả mãn điều kiện không quay trơn của bánh xe dẫn động khi không mang tải:

M t 1 - Mômen cản tĩnh khi di chuyển với xe con không mang tải qui về trục động cơ:

W t ' - Lực cản di chuyển xe con khi không mang tải (Qdn=0) Thay Qdn=0 vào công thức tính lực cản di chuyển (4.5) ta có:

Ddx - Đường kính bánh xe: Dbx=0,25 m igt - Tỷ số truyền của hộp giảm tốc cơ cấu di chuyển xe con: igt= 25 η c - Hiệu suất truyền động cơ cấu di chuyển xe con: η c = 0,85

GD 2 - Mômen vô lăng tương đương

    δ - Hệ số kể đến mômen quán tính của khối lượng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ: δ =1,2

GD ro 2 - Mômen vô lăng của rô to động cơ:

 GD k 2 - Mômen vô lăng của khớp nối và bánh phanh:

GD     N m tb- Thời gian mở máy nhỏ nhất của động cơ khi không mang tải thoả mãn điều kiện không quay trơn của các bánh xe: max tt xc b m t v

a a max - Gia tốc cực đại đảm bảo an toàn bám (kb=1,2) khi mở máy dẫn động xe con khi không tải: max a m [ G b

G xc ] g ϕ - Hệ số bám của các bánh xe chủ động với ray Với cần trục làm việc trong nhà: ϕ =0,2

Gb - Trọng lượng bám của xe, là tải trọng tác dụng lên các bánh xe chủ động khi không mang tải: Gb = 0,5.Gxc = 0,5.33600 = 16800N kb - Hệ số an toàn bám: kb=1,2 k=2 ; f = 0,015 ; μ = 0,3 mm;d = 70 mm;Dbx= 250 mm;Wg= 0 max m a 16800 0, 2 0,015.70 2.0,3 0,015.70 2

[N]69.1000 9550.1,6 4,5 kW > Nđc = 2,2 kW Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện bám.

Thời gian mở máy thực tế của động cơ khi không tải: t m = GD 2 n dc

M m tb - Mômen mở máy trung bình của động cơ:

Hệ số an toàn bám thực tế của bánh xe dẫn động với ray: k b t = G b ϕ

≥1,2 n d n : Tỷ số giữa các bánh xe dẫn động trên tổng số các bánh xe n d n

Xét thấy K b t = 2,32  1,2 Thoả mãn hệ số an toàn bám

Gia tốc thực tế mở máy khi không tải: a=v xc tt t m = 60.1, 46 31, 4  0,36 / m s 2 4.6.2.Kiểm tra thời gian mở máy khi đầy tải:

Thời gian mở máy thực tế của động cơ khi đầy tải: t m = GD 2 n dc

(Mômen vôlăng tương đương ) δ =1,2; GD ro 2 =1,18N.m 2 ;  GD k 2 ,05 N.m 2 ;

 Thời gian mở máy xe con thoa mãn tm  (5  6) s

4.6.3.Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt:

Kiểm tra theo phương pháp chế độ làm việc tiêu chuẩn:

= 1,27 kW k25- Hệ số quy đổi về CĐ %%: K25 = 0,75 γ - Hệ số phụ thuộc tỷ số thời gian mở máy trung bình và thời gian làm việc của một chu kỳ.Với cầu trục làm việc trong phân xưởng Lấy t m t lv =0,2 ta có: γ =0,85 (Theo bảng 7, T21 – tài liệu [ 3 ] )

4.7.Tính chọn phanh và kiểm tra thời gian phanh:

CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC

Số liệu tính toán, chọn sơ đồ dẫn động cơ cấu:

Trọng lượng cầu trục: Gc6,46 (kN)= 186,46.10 3 (N)

Tốc độ di chuyển: vc = 40(m/ph).

Chế độ làm việc CĐ%= 25%

Sơ đồ dẫn động cơ cấu di chuyển cầu trục.

Sơ đồ dẫn động cơ cấu di chuyển cầu trục 1: Động cơ; 2: Phanh; 3: Khớp nối; 4: Hộp giảm tốc; 5: Bánh xe bị động; 6: Bánh xe chủ động

5.1.Lực nén bánh cơ cấu di chuyển cầu trục: Áp lực lớn nhất trên bánh xe khi xe con mang vật ở vị trí ngoài cùng phía có cabin (gần dầm đầu nhất).

Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu trục

G xc + Q n Áp lực lên các bánh xe phía gối A là lớn nhất.

L RA - (Gxc + QN) (L – L1) - Gcb(L - L2) - Gc = 0

RA = [( Gxc +Qn)(L - L1) + Gcb(L – L2) + Gc ] (5.1) Trong đó:

Gcb - Trọng lượng ca bin: Gcb=0,87 T =0,87.10 4 N

Gxc+Qn - Trọng lượng xe con và vật nâng:

Gkct = Trọng lượng kết cất thếp cầu trục Gkct = 14 T= 14.10 4 N

L1 - Khoảng cách gần nhất của tâm xe con đến ray di chuyển cầu trục: L1=1,1m

L2 - Khoảng cách từ trọng tâm cabin đến ray di chuyển cầu trục: L2=2,2 m

RA , RB - Lần lượt là phản lực tại hai gối A và B.

RB = 79300 N Áp lực lớn nhất tác dụng lên một bánh xe khi đầy tải :

5.2.Lực cản di chuyển cầu trục

(5.2) f - Hệ số ma sát cổ trục bánh xe: Chọn f = 0,015(theo [3] T 51)

Dbx- Đường kính bánh xe di chuyển cầu: Theo áp lực max và vận tốc di chuyển cầu chọn DbxP0mm d = (0,25 0,3) Dbx = (125 150) mm Chọn d0mm

 - Hệ số ma sát lăn: Chọn =0,6 mm (Bảng 24, trang 51 – [3]) k - Hệ số ma sát kể đến lực cản do ma sát thành bánh xe với ray và giữa các bộ phận lấy kiện với nhau: Chọn k=1,5 (Bảng 25, trang 52 – [3])

 - Độ dốc của đường ray di chuyển cầu:

Wg- Lực cản di chuyển do gió:

Wg= 0 Vì cần trục làm việc trong nhà xưởng.

5.3.Tính công suất, chọn động cơ của cơ cấu di chuyển cầu

Lực cản chung khi mở máy:

(5.3) Trong đó a – gia tốc của cơ cấu di của cơ cấu di chuyển cầu: chọn a =0,2 m/s 2

Công suất chung của cơ cấu di chuyển:

Sơ đồ dẫn động là dẫn động riêng (có 2 động cơ dẫn động)

Công suất tính toán cho một động cơ:

Chọn động cơ MTK 111-6 có các thông số kỹ thuật sau:

Công suất động cơ: Ndc=3,5 kW.

Mômen mở máy lớn nhất : Mmax = 10,5 daN.m = 105 Nm

Khối lượng động cơ: mđcp kg

Mômen quán tính của rô to động cơ: J*=0,045 gm 2

5.4.Tính chọn hộp giảm tốc

Tỷ số truyền của cơ cấu di chuyển cầu trục: (5.6)

Tốc độ của trục động cơ: nđc00 vg/ph

Số vòng quay trục bánh xe :

Chọn hộp giảm tốc căn cứ theo tỷ số truyền và công suất của động cơ dẫn động ta Chọn hộp giảm tốc loại U2-200 theo Tap ban ve may nâng có các thông số kỹ thuật:

Tốc độ cho phép quay của trục nhanh: ngt00 v/ph

Công suất hộp giảm tốc có thể truyền được: Ngt=4,1 kW

5.5.Tính cụm bánh xe di chuyển cầu trục

(5.8) k1 - Hệ số kể đến chế độ làm việc của cơ cấu: k1=1,2 (Bảng 30, T59 – [3])

Pbx - Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (áp lực lớn nhất từ bánh xuống ray): Pbx =Pmax= 203

- Hệ số kể đến tính chất thay đổi tải trọng:

Ptt=1,2.0,86.101,5. 104,8 (kN) bx dc n in bx 1 tt k P

Chọn đường kính bánh xe D = 500 mm Bánh xe là loại 2 gờ, tải trọng lớn nhất có thể chịu được của bánh xe ứng với tốc độ di chuyển cầu 40 v/ph là Pmax = 267 KN

Ray di chuyển cầu trục là ray có ký hiệu : KP70

Kiểm tra bền bánh xe di chuyển cầu trục:

Giá trị ứng suất nén cục bộ khi tiếp xúc giữa bánh xe và ray là tiếp xúc đường (vì ray bằng) phải thoả mãn điều kiện:

E - Môđun đàn hồi tương đương: Bánh xe thép và ray thép E=2,1.10 7 N/cm 2 b - Chiều rộng làm việc của ray: Ray P70 ta tra được b=7 cm

- Ứng suất tiếp xúc cho phép Với vật liệu làm bánh xe là thép 45 tăng bền đến độ cứng 300HB 400HB có: u.10 3 N/cm 2 (Bảng 32, T60 – [3])

F895 N/cm 2 < = 75.10 3 N/cm 2 Vậy bánh xe thoả mãn điều kiện bền.

5.5.2.Tốc độ thực tế của xe con:

Số vòng quay thực tế của bánh xe di chuyển cầu:

1000 24,19 / 41,34 tt dc bx gt n n v ph

i   Vận tốc di chuyển thực tế của cầu trục :

5.5.3.Tính đoạn trục lắp bánh xe:

Mômen xoắn tính toán ở đầu trục ra của hộp giảm tốc: tx bx tt tx [ ]

.0,5.24,19 39 / tt tt c bx bx v   D n    m ph v tt c   D b x n tt bx   0 ,63 19 , 63  39 m / ph

Lực tác dụng lên bánh xe : Pmax= 101,5 kN

Hình 5.2 Biểu đồ nội lực trên trục chủ động cơ cấu di chuyển cầu trục. Phản lực trên hai ổ đỡ trục:

R1=R2=0,5.Pbx=0,5.101.5 = 50,75 kN Đường kính trục tính sơ bộ: d = (theo [ 8 ]) (5.12)

Mt®= √ M u 2 +0 , 75 M 2 x = 6090 2 0,75.2210,9 2 6385 N m c85.10 3 Nmm [ ] - Trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tb x m gt

Chọn đường kính trục tại vị trí lắp ổ d= 110mm

5.5.4.Kiểm tra độ bền mỏi của trục theo hệ số an toàn :

Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện sau: n = (5.13) và - Lần lượt là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và suất tiếp:

= ; = (5.14) Trong các công thức trên:

, - Lần lượt là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

- Lần lượt là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của trục:

- Lần lượt là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp( là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất)

(5.16) Ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng (bỏ qua ứng suất kéo – nén do lực dọc trục gây nên vì các lực này rất nhỏ) Do đó ta có:

Với: Mu - Mômen nén do lực nén bánh gây ra: M u  6090 N m

Wu - Mômen chống uốn của tiết diện nguy hiểm: t - Chiều sâu rãnh then: tmm(Tra bảng 7-23, T143 – [8] theo đường kính trục d = 130 mm b - Chiều rộng then: b2 mm

- Biên độ và trị số trung bình của ứng suất xoắn tại tiết diện nguy hiểm

Vì trục quay hai chiều cho nên ứng suất xoắn biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

(5.18) Mômen chống xoắn của trục :

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Đối với thép các bon: ;

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi(tra bảng 15.2-T56-[8]): Với trục có D mm: Ta có::

: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

 x max x min a max min max m

Theo bảng 15.5, T57- [9] với đường kính trục là 130 mm và kiểu lắp H7/k6 có:

; Ta chọn tỷ số lớn hơn

- Hệ số tăng bền bề mặt trục.

Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt trục =1 n  382,5 2,95 1,89 68,6 0 1

Vậy trục thoả mãn điều kiện mỏi: n [n] nên trục làm việc không quá thừa an toàn.

Kiểm nghiệm trục về độ bền quá tải :

Khi bị quá tải đột ngột( mở máy, phanh gấp…) trục có thể bị biến dạng dư quá lớn hoặc gãy Để trục có thể làm việc bình thường phải thoả mãn điều kiện

Muqt : Mômen uốn khi quá tải Chọn hệ số quá tải 1,5.

Vậy trục thoả mãn điều kiện quá tải

Ta chọn then ứng với trục đường kính trục D = 130mm là then bằng có: chiều cao then h mm, chiều rộng rãnh then b2 mm, chiều sâu rãnh then t mm Kiểm tra dập giữa bề mặt tiếp xúc trục và then:

(5.25) l 5mm - Chiều dài của then

Vậy then thoả mãn điều kiện bền dập.

Then thoả mãn điều kiện bền cắt.

5.5.5.Tính chọn ổ gối đỡ bánh xe: Ổ đỡ bánh xe di chuyển cầu trục chịu tải chủ yếu là lực hướng tâm Ngoài ra ổ còn chịu tác dụng của lực dọc trục từ khớp nối truyền tới trục truyền Lực này có giá trị không lớn Vì vậy ta lựa chọn phương án dùng ổ đũa lòng cầu hai dẫy cho các gối đỡ của bánh xe con.

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh , tải trọng tác dụng lên ổ :

Chọn ổ lòng cầu hai dãy ( theo [10]) kí hiệu 3522) có: d = 110 mm ; D = 200 mm ; B = 53 mm ;

Tải trọng tĩnh cho phép : Qt = 227 kN

5.6.1.Khớp nối giữa hộp giảm tốc và động cơ

Mômen max mà động cơ có thể tạo được: Mmax= 105 Nm

Dựa vào mômen lớn nhất ta chọn khớp răng kiển khớp đơn ghép đôi có ký hiệu

M31 có các thông số kỹ thuật:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được : Mkn1U0 N.m

Khối lượng khớp nối: mkn1 ,3 kg

Chọn sơ bộ khớp đơn có bánh phanh, kí hiệu M31 có các thông số kỹ thuật : Khối lượng: mkn2 kg

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền: Mkn2 = 550 N.m

5.6.2.Khớp nối giữa hộp giảm tốc và trục bánh xe

Mômen xoắn lớn nhất trên trục chậm của hộp giảm tốc:

Chọn khớp nối răng kiểu kép có ký hiệu M34 có các thông số kỹ thuật:

Mômen xoắn lớn nhất mà khớp có thể truyền được: Mkn3E00N.m

Khối lượng của khớp nối: mkn38,4 kg

Mômen quán tính của khớp: J3=0,27 kg.m 2

5.7.1.Kiểm tra động cơ theo điều kiện phát nhiệt

-Kiểm tra theo phương pháp chế độ làm việc tiêu chuẩn:

Nt - Công suất tương ứng với tải trọng tĩnh khi dịch chuyển vật nâng danh nghĩa. kw (5.28)

= 2,39 kW k25- Hệ số quy đổi về CD%%: K25=0,75

- Hệ số phụ thuộc tỷ số thời gian mở máy trung bình và thời gian làm việc của một chu kỳ.Với cầu trục làm việc trong phân xưởng Lấy =0,2 ch max

 lv m t t ta có: = 1,23 (Theo bảng 7, T21 – tài liệu [ 3 ] )

Vậy động cơ đảm bảo chế độ làm việc tiêu chuẩn

Vì Nđc > N đc tđ cho nên động cơ thoả mãn điều kiện phát nhiệt.

5.7.2.Kiểm tra động cơ theo điều kiện bám Động cơ thoả mãn điều kiện bám khi thoả mãn điều kiện sau đây:

[N] - Công suất tính toán cho phép được xác định thoả mãn điều kiện bám khi mở máy động cơ khi cầu trục không mang tải:

- Hệ số quá tải trung bình của động cơ Động cơ xoay chiều rô to lồng sóc: = 1,6 ( theo tài liệu [3] trang 54 ) nđc - Tốc độ quay của trục động cơ cơ cấu di chuyển cầu: nđc00 (v/ph) [M] - Mômen mở máy cho phép trên trục động cơ (N.m) thoả mãn điều kiện không quay trơn của bánh xe dẫn động khi không mang tải:

- Mômen cản tĩnh khi di chuyển với cầu trục không mang tải đưa về trục động cơ:

- Lực cản di chuyển cầu trục khi không mang tải (Qnc=0)

Thay =0 vào công thức tính lực cản di chuyển ta có:

Wt ’’ = (Qn + Gc) .k + ( Qn + Gc) (5.34)

- lực cản di chuyển của cầu trục khi không mang tải (Qn = 0) tính cho một nửa cầu trục

Dbx - Đường kính bánh xe: Dbx=0,5 m igt - Tỷ số truyền hộp giảm tốc cơ cấu di chuyển cầu: igt = 41,34

- Hiệu suất truyền động của cơ cấu di chuyển cầu: =0,85

GD 2 - Mômen vô lăng tương đương

- Hệ số kể đến mômen quán tính của khối lượng các chi tiết quay chậm so với trục động cơ: =1,2

- Mômen vô lăng của rô to động cơ:

- Mômen vô lăng của khớp nối và bánh phanh:

GD m     N m tb - Thời gian mở máy nhỏ nhất của động cơ khi không mang tải thoả mãn điều kiện không quay trơn của các bánh xe:

(5.36) amax - Gia tốc cực đại đảm bảo an toàn bám(Kb = 1,2) khi mở máy dẫn động xe không tải: amax = (5.37) t '

- Hệ số bám của các bánh xe chủ động với ray : =0,2

Gb - Trọng lượng bám của bánh xe chủ động (khi không tải), xét trong trường hợp bất lợi nhất Khi đó Gb = 79,3

2 9,65 kN = 396500 N( RB đã tính phần 5.1) kb - Hệ số an toàn bám: kb=1,2 k - Hệ số kể đến ma sát thành bánh với ray: k=1,5 f - Hệ số ma sát tại trục bánh xe: f=0,015

- Hệ số ma sát lăn giữa bánh xe và ray: =0,6 mm d - Đường kính ngõng trục: d 0 mm

Dbx -Đường kính bánh xe: DbxP0 mm

Wg- Lực cản do gió: Wg=0 amax = 4

Ta thấy [N] = 5,5 kW > = 3,5 kW Vậy chọn động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện bám.

Thời gian mở máy thực tế của động cơ khi không tải

(5.38) : Mômen mở máy trung bình của động cơ

Hệ số an toàn bám thực tế của bánh xe dẫn động với ray :

: Tỷ số giữa các bánh xe dẫn động trên tổng số các bánh xe = 0,5

Vậy cơ cấu di chuyển cầu thoả mãn hệ số an toàn bám.

Gia tốc thực tế khi mở máy không tải: a=v c t t m 39 2

5.7.3.Kiểm tra thời gian mở máy khi đầy tải:

Thời gian mở máy thực tế của động cơ khi đầy tải:

- Mômen cản tĩnh khi di chuyển với cầu trục không mang tải đưa về trục động cơ: m

- Lực cản di chuyển cầu trục khi đầy tải (Qnc= 10.10 4 N)

Thay =0 vào công thức tính lực cản di chuyển ta có:

Wt ’’ = (Qn + Gc) .k + ( Qn + Gc) (5.43)

- lực cản di chuyển của cầu trục khi không mang tải (Qn = 0) tính cho một nửa cầu trục

Dbx - Đường kính bánh xe: Dbx=0,5 m igt - Tỷ số truyền hộp giảm tốc cơ cấu di chuyển cầu: igt = 41,34

- Hiệu suất truyền động của cơ cấu di chuyển xe con: =0,85

 Thời gian mở máy cầu trục thoả mãn tm (8  10) s

5.8 Tính chọn phanh và kiểm tra phanh

5.8.1 Tính mômen phanh và chọn phanh

Chọn phanh suất phát từ điều kiện bám khi phanh xe không có vật nâng Gia tốc phanh cực đại cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám của bánh xe với đường ray là

Kb= 1,2 (Điều kiện không trượt trơn )

= 0,71 m/s 2 Thời gian phanh xe không có tải nâng tính theo gia tốc cho phép: max

Thời gian phanh xe nhỏ nhất cho phép tính theo quãng đường phanh cho phép:

- Tốc dộ di chuyển thực tế của cầu: = 39 m/ph

Sph - Quãng đường phanh cho phép

Với và hệ số bám ta có :

Thời gian phanh được chọn căn cứ vào điều kiện bám và quãng đường phanh cho phép Lấy tph có giá trị lớn hơn trong giá trị và

Phương trình mômen khi phanh không tải (Qn= 0)

Mqt – Mômen quán tính khi phanh của xe và các chi tiết máy quay đưa về trục đặt phanh (trục động cơ ):

2. xc n bx c ph ro k gt

Mt ’ - Mômen cản tĩnh trên bánh xe khi cầu không mang tải: Mt ’ = 6,9 Nm

Ta có mômen phanh khi phanh:

Từ mômen phanh tính toán ta chọn phanh cho cơ cấu di chuyển cầu trục là loại phanh điện thuỷ lực thường đóng loại TT 160 có các thống số kỹ thuật:

+ Đường kính bánh phanh: DT = 160 mm

+ Khối lượng phanh: mT = 19 kg

+ Độ mở phanh: ST = 1 mm

Lực đẩy của lò xo và độ mở của phanh được điều chỉnh cho phù hợp với mômen phanh yêu cầu của cơ cấu di chuyển cầu trục.

5.8.2.Kiểm tra thời gian phanh khi đầy tải:

Wt ’ - Lực cản tĩnh trên bánh xe khi xe con đầy tải:

Wt ’= (Gc+Qn) + Wg (khi cầu đang xuống dốc)

Gxc= 33600 N; d = 130 mm; f = 0,015;  = 0,03 cm = 0,3 mm; k = 1,5;Wg= 0;  = 0,001 max

375( ) ph dc ph ph t t GD n

2 . n c bx c ph ro k ph gt

 GD 2 ro GD 2 k max a ph gt c t bx

Nhận thấy > t a ph  t b ph  0,87 s ( đã tính phần trên )

Vậy thoả mãn điều kiện phanh

5.9 Lập chương trình tính toán thiết kế cơ cấu di chuyển cầu trục.

5.9.1 Giới thiệu chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục.

Trong những năm gần đây,với sự phát triển mạnh mẽ như vũ bão của công nghệ thông tin Tin học được từng bước được đưa vào ứng dụng trong sản xuất Các chương trình tự động hóa thiết kế được áp dụng rộng rãi trong thiết kế chế tạo Nó dần trở thành một công cụ hỗ trợ đắc lực trong thiết kế Với khả năng sử lý nhanh,độ chính xác cao,giúp giảm thời gian thiết kế,đảm bảo độ chính xác,giảm thiểu chi phí sản xuất chế tạo Với phạm vi đồ án tốt nghiệp của em là : “Thiết kế cầu trục 2 dầm 10 tấn,khẩu độ 18m,chiều cao nâng 12 m” Em lập chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục. Chương trình mà em muốn giới thiệu và sử dụng trong tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục là Microsoft Excel! Chương trình có dạng bảng tính,đơn giản ,dễ sử dụng,tính toán nhanh,cho độ chính xác cao,dễ dàng cho việc kiểm tra.

5.9.2 Sơ đồ khối chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục.

5.9.3 Cách sử dụng ,ưu nhược điểm của chương trình.

Chương trình tính toán cơ cấu di chuyển cầu trục mà em sử dụng là Microsoft Excel. Chương trình có dạng bảng tính như hình dưới:

Chương trình gồm có 3 phần :

+ Trình tự tính toán,tính toán các thông số.

Giao diện của chương trình có dạng bảng tính,gồm 6 cột gt c t bx

Cột thứ nhất là: số thứ tự.

Cột thứ 2 là: thông số.

Cột thứ 3 là: ký hiệu

Cột thứ 4 là :đơn vị

Cột thứ 5 là: công thức

Cột thứ 6 là giá trị tính: Giá trị tính là các giá trị mà chương trình xử lý,tính toán.

Tính toán kết cấu thép

CHƯƠNG 6 TíNH TOáN KếT CấU THéP

Qui trình và phơng pháp tính toán kết cấu thép cầu trục 2 dầm dạng hộp đợc tính theo phơng pháp của viện nghiên cứu máy nâng CHLB Nga gồm:

- Qui trình tính: các thành phần tải trọng và tổ hợp tải trọng (mục 6.5.4 )

- Phơng pháp xác dịnh nội lực (mục 6.6.1)

- Xác định ứng suất trong kết cấu (mục 6.6.2)

+ Khẩu độ: L = 18 m + Vận tốc di chuyển xe con : Vxc = 30 m/ph

+ Tải trọng nâng: Q = 10 + Vận tốc di chuyển cầu trục : Vc= 40 m/ph

6.3 Sơ dồ cấu tạo kết cấu thép và các thông số đã xác định :

1- Dầm chính; 2-dầm biên; 3-cabin; 4-sờn đứng; 5-sờn dọc

Các điểm đặc trng trên mặt cắt A-A, B-B,C-C : điểm 1-10

Qn Gcb Gdb Gxc Gdc1

Dầm chính tiết diện A-A và B-B : Bảng 6.2:

Dầm biên tiết diện C-C : Bảng 6.3:

(m) (m) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

6.4.Xác định đặc trng hình học mặt cắt dầm :

6.4.1 Mặt cắt giữ dầm chính A-A :

Cã: s1=6; s2=8; bc= bc1 + bc2 hc1=hc2 1

- Mômen quán tính tiết diện :

- Mômen chống xoắn tại các điểm đặc trng :

 - khoảng cách từ tâm tiết diện dến điểm cần tính

- Mômen tĩnh của nửa tiết diện ứng với trục trung hoà oy, oz

S za = 12(bco+ s1).s1.2hc1+ 2.s2 bc1 bc1

6.4.2 Mặt cắt đầu dầm chính B-B

Xác định trọng tâm tiết diện : hd1=hd2 3 3

- Mômen quán tính tiết diện :

- Mômen tĩnh của nửa tiết diện ứng với trục trung hoà oy, oz :

6.4.3- Mặt cắt dầm biên C-C bc5=bc6 1

2(500-2.8)$2 mm Mômen quán tính tiết diện :

- Mômen tĩnh của nửa tiết diện ứng với trục trung hoà oz,ox:

6.5.Tải trọng và tổ hợp tải trọng :

6.5.1 Tải trọng theo phơng thẳng đứng

Tải trọng chính là các thành phần tải trọng tác dụng theo phơng thẳng đứng gồm trọng lợng dầm chính, dầm biên, cabin và lực nén bánh của xe con lên dầm chính do trọng lợng xe con, tải trọng nâng và kể đến lực quán tính khi nâng hạ vật

- Tải trọng phân bố do trọng lợng dầm chính và sàn công tác cùng lan can

(nếu có ), tính với hệ số vợt tải 1,1 qc = 1,1.k1. dc c

K1 =1 : hệ số kể đến va đập tại chỗ nối ray khi di chuyển

- Tải trọng phân bố do trọng lợng dầm biên : qb 4

- Tải trọng tập trung do trọng lợng cabin:

- Tải trọng di động dọc dầm chính do trọng lợng xe con và tải trọng nâng tác dụng qua bánh xe di chuyển xe con.

Trong đó : K2 = 1,1 : hệ số vợt tải trọng nâng

Kd = 1,2 : hệ số tải trọng động khi nâng

Qn = 10 T : trọng lợng vật nâng

Gxc = 3,36 T ; trọng lợng xe con

Gqt KN : Tải trọng quán tính

Tải trọng ngang là lực quán tính ngang xuất hiện khi mở máy hoặc phanh cơ cấu di chuyển cầu và xe con Đa số cầu trục có số bánh xe chủ động bằng một nửa tổng số bánh xe di chuyển nên tải trọng quán tính ngang lấy bằng 0,1 lần tải trọng thẳng đứng (trờng hợp số bánh xe chủ động bằng tổng số bánh xe thì lấy bằng 0,05 lần )

- Tác dụng vuông góc với dầm chính khi mở máy (phanh) cơ cấu di chuyển cầu trôc : qcn = 0,1.qc = 0,1.3,69 = 0,369 N/mm

- Tác dụng dọc dầm chính khi mở máy (phanh) cơ cấu di chuyển xe con :

6.5.3 Tải trọng xoắn dầm chính:

Momen xoắn dầm do tất cả các tải đều tính với trục trung hoà của dầm biên (là nơi cố định đầu dầm chính) đặc biệt là theo phơng ngang còn theo phơng đứng thì ứng với trục oz

- Mômen xoắn tập trung do tải trọng di động của bánh xe di chuyển xe con trên ray :

( hb = 500 mm; hr = 107 mm ) h d h b h r h b1 e 0 b co

- Mômen xoắn tập trung do trọng lợng ca bin

+ Phơng đứng : Mxcb = Gcb.lk=Gcb.

2  v56.10 3 Nmm = 7656 Nm ( bk = 1360 mm ; bc = 400 mm )

+ Phơng ngang : Mxcbn= Pcn.hk= 870.1900 = 1653.10 3 Nmm ( hk00 mm)

- Mômen xoắn phân bố do lực quán tính ngang của trọng lơng dầm chính khi phanh cơ cấu di chuyển : mxqn= qcn.( 2 0 2 c b h h e

) = 18,45 Nm (hc= 1000 mm) giá trị tổng mômen xoắn: Mxqn = mxqn.Lc.10 3 = 18,45.18.10 3 = 332,1.10 3 Nmm

6.5.4.Các tổ hợp tải trọng tính toán :

Kết cấu thép cầu trục dầm hộp có thể tính toán theo phơng pháp ứng suất cho phép với hai tổ hợp tải trọng sau :

- Tổ hợp I : xét tác dụng của các tải trọng chính (tác dụng theo phơng thẳng đứng) gồm qc,qb,Pc,Pd và mômen xoắn do chúng gây nên gồm Mxp và Mxc.

- Tổ hợp II : ngoài các tải trọng chính nêu trên còn có tính đến các tải ngang qcn, Pcn, Pdn, Pnx, và mômen xoắn do tải trọng ngang Mxpn, Mxcn, Mxqn

Giá trị ứng suất cho phép với thép CT3 : chế độ làm việc trung bình (CĐ 25%) Bảng 6.4:

Tổ hợp tải trọng ứng suất pháp

( N/mm 2 ) ứng suất tiếp ( N/mm 2 )

6.6 TÝnh kiÓm tra bÒn kÕt cÊu thÐp :

6.6.1 Xác định nội lực tại mặt cắt nguy hiểm:

6.6.1.1 Nội lực trong các dầm chính:

Dầm chính chịu uốn , cắt, xoắn, (bỏ qua lực nén dầm chính Pnx do quán tính di chuyển xe con dọc dầm chính)

Các mặt cắt nguy hiểm là A-A (giữa dầm )và B-B (đầu dầm) a) Mặt cắt A-A :Trọng tâm của xe con cách tiết diện dầm một khoảng 4

B x và mặt cắt A-A cũng cách tiết diện giữa dầm một khoảng 4

, chịu ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Hình 6.1: Sơ đồ nội lực phơng đứng

 Mômen uốn và lục cắt :

Hình 6.2: Sơ đồ nội lực phơng ngang

 Mômen uốn và lục cắt :

M xcn xn4 xn2 x1 xpn xpn

Bảng 6.5: kết quả nội lực tại mặt cắt A-A:

Mômen uốn (Nmm) Lực cắt (N) Mômen xoắn (Nmm)

Do tải trọng phơng đứng

Do tải trọng phơng ngang (oy)

Do tải trọng phơng đứng (oz)

758524190 632431013 46212,5 3233.4 8699806 3458583 a) Mặt cắt đầu dầm B-B: khi xe con nằm ở đầu dầm có cabin Mặt cắt này chịu ứng suất tiếp do lực cắt và mômen xoắn

Mxb = Mx5 – Mx4= 15527611 – 7166867 = 8360744 Nmm Phơng ngang :

Bảng 6.6: kết quả nội lực tại mặt cắt B-B :

Lực cắt (N) Mômen xoắn (Nmm)

Do tải phơng đứng (oz)

Do tải phơng ngang (oy)

6.6.1.2 Nội lực trong dầm biên:

Trạng thái chịu lực nguy hiểm của dầm biên là khi xe con nằm ở đầu dầm có cabin ( bỏ qua lực nén dầm biên do lực cắt Qbn tại tiết diện đầu dầm chính).

Hình 6.3: Sơ đồ nội lực dầm biên phơng dứng

Hình 6.4: Sơ đồ nội lực phơng ngang

Bảng 6.7: kết quả nội lực tại mặt cắt C-C

Lực cắt (N) Mômen uốn (Nmm)

Do tải phơng ngang (ox)

Kiểm tra ứng suất tại các điểm đặc trng 1,2,3,4,5 trên mặt cắt A-A a) Tổ hợp I : Chỉ có lực đứng và mômen xoắn Điểm 2 và 5 chị ứng suất pháp do mômen uốn Ma và ứng suất tiếp do mômen xoắn Mxa Điểm 3 chịu ứng suất tiếp max do lực cắt và mômen xoắn song ứng suất pháp bằng 0 nên ta có thể bỏ qua điểm 2 và điểm 5 kiểm tra theo ứng suất tơng đơng theo thuyết bền 4 :

Tổ hợp II : Tác dụng cả phơng đứng và phơng ngang

( ) xa xan a c an za a II II ya x za

( ) a ya xa xan a c a II II ya x za

Kiểm tra ứng suất tại các điểm thoả mãn điều kiện bền

6.6.2.2 Tiết diện B-B: chỉ chịu lực cắt và mômen xoắn nên chỉ kiểm tra theo ứng suất tiếp tại các điểm 6,7 trên mặt cắt B-B a) Tổ hợp I:

( ) xb xbn bn zb b II II xy zb

( ) b yb xb xbn b II II xz zb

 6.6.2.3 Tiết diện C-C : chịu uốn và cắt a) Tổ hợp I:

8c(I);10c(I) < [ I] = 96 N/mm 2 (thoả mãn điều kiện bền) b) Tổ hợp II :

2. c b cn b c II II xc zc

2 2. c b cn zc c II II xc zc

2 2. cn b c xc c II II zc xc

Thoả mãn điều kiện bền

Nguyễn Bá Long Lớp 50KM1

- Chỉ tính độ võng do Q và Gx gây nên ở vị trí giữa dầm chính

Q = 10 T ; Gx = 3,36 T ; Lc = 18 m ; Jya = 2527300437 mm 4 ; E = 2,1.10 5 N/mm

6.7.2 Độ cứng động : Cầu trục khẩu độ lớn thờng có c c h

L nhỏ , cần phảI kiểm tra thời gian dao động tắt dần của dầm ln(0, 2 )   td td t f t

 f- độ võng tĩnh của dầm

 = 0,07- Hệ số loga giảm giao động lấy theo c c h

 L   m – Khối lợng qui dẫn của dầm cầu m = 1,019.(Gdc+ Gx) =1,019.(14 + 3,36) = 17,69 T = 17690 kg

Với cầu trục công dụng chung [ttd] = (1215) s

Trải qua 15 tuần làm đồ án tốt nghiệp,dưới sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo Lưu Đức Thạch cùng các thầy trong bộ môn Máy Xây Dựng,đến nay em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp đuợc bộ môn giao Đây là đồ án cuối cùng trước khi tốt nghiệp nó giúp em hiểu sâu hơn về công tác thiết kế cầu trục,rèn luyện các kí năng tính toán,thiết kế,là hành trang cho công việc sau này Với khối lượng của đồ án khá lớn,và khả năng thiết kế còn hạn chế,không tránh khỏi những thiếu sót kính mong các thầy góp ý bổ xung để đồ án hoàn thiện hơn Em xin chân thành cảm ơn Ban giáo hiệu trường Đại Học Xây Dựng, Khoa cơ khí xây dựng,các thầy trong bộ môn máy xây dựng và đặc biệt là thầy giáo Lưu Đức Thạch đã dạy dỗ,dìu dắt chúng em suốt 5 năm học qua.

Nguyễn Bá Long Lớp 50KM1 1

Định dạng
Số trang	106
Dung lượng	2,07 MB