Đồ án thiết kế cầu nâng ô tô 2 trụ (thiết bị nâng hạ)

Thiết kế thiết bị bảo dỡng sửa chữa ôtôKích nâng cơ khí Chơng I mục đích thiết kế Hiện nay số lợng ô tô sử dụng trong các ngành, các địa phơng của nớc ta rất lớn và xu hớng ngày càng tăn

Thiết kế thiết bị bảo dỡng sửa chữa ôtô

Kích nâng cơ khí

Chơng I mục đích thiết kế

Hiện nay số lợng ô tô sử dụng trong các ngành, các địa phơng của nớc ta rất lớn và xu hớng ngày càng tăng do nhu cầu phát triển của nền kinh tế quốc dân

Nh chúng ta đã biết, đất nớc ta cha thể sản xuất đợc ô tô một cách hoàn toàn, do

đó việc tận dụng xe cũ và xe hiện có để đáp ứng nhu cầu vận tải là rất cần thiết , nhng thực tế cho thấy: Hiệu quả sử dụng của các xe còn thấp vì số ô tô h hỏng không hoạt động khá cao do vậy cần phải phát triển công nghệ sửa chữa, phục hồi chi tiết để đáp ứng kịp thời nhu cầu cấp bách đó

Quá trình bảo dỡng sửa chữa cần phải đợc trang bị những thiết bị chuyên dùng nhằm nâng cao năng suất và giảm sức lao động Yêu cầu của công tác bảo dỡng - sửa chữa ô tô là phải thuận lợi về mọi phía (trên, dới, hai bên cạnh) Trong

đó có tới 45% công việc thực hiện từ phía dới

Để thuận lợi cho công việc bảo dỡng gầm xe, nâng cao năng suất chất lợng

và an toàn lao động, ngời ta sử dụng các thiết bị cơ bản nh: hầm, cầu, thiết bị nâng hạ

Thiết bị nâng hạ là thiết bị cơ bản dùng để nâng ô tô lên khỏi mặt sàn khi bảo dỡng sửa chữa thiết bị nang hạ có nhiều loại: loại cố định loại di động, loại sách tay, loại cơ khí, loại thuỷ lực, loại điều khiển bằng tay, loại điều khiển

điện

Trong phạm vi đề tài đợc giao Tôi trình bày quy trình thiết kế kích nâng loại cơ khí với tải trọng nâng Q = 2,5 tấn

Chơng II tính toán thiết kế

2.1 nguyên lý cấu tạo và hoạt động của kích

2.1.1 Sơ đồ cấu tạo - nh hình vẽ

Đại học giao thông vận tải

2 1 3

7

6 h

Trong đó:

1 Động cơ điện

2 Bộ truyền dai

3-7 Bộ truyền trục vít đai ốc

4 Bàn nâng Hình 2-1

5 Cần nâng

6 Bộ truyền đai

2.2.2 Nguyên lý hoạt động

Cầu giao điều khiển động cơ điện 1 quay thông qua bộ truyền đai 2 mô men đợc truyền tới trục vít 3, trục vít chuyển động quay làm đai ốc chuyển động tịnh tiến thực hiện quá trình nâng hay hạ tuỳ thuộc vào chiều quay của động cơ

2.2 Chọn kết cấu và tính toán hệ khung

2.2.1 Các thông số cơ bản của của mặt cắt

- Chiều cao cột kích h = 2490 mm

- Bề rộng giữa hai cột kích B = 2500 mm

- Chiều dài Max của cần nâng l = 1200 mm

- Tải trọng nâng Q = 2500 kG

Vật liệu chế tạo là thép CT38 có các thông số sau:

Khối lợng riêng  = 7800 kG/m3

Giới hạn chảy ch= 3800kG/cm2

Từ đó ta tính giới hạn uốn cho phép theo công thức:

[]u =

ch

K + 5 , 1 n



Trong đó: n - Hệ số an toàn - chọn n = 2,1

Kđ- Hệ số tải trọng động Kđ = 1,2

Suy ra: ch = 670 kG/cm2

2.2.2 Tính toán bền cần nâng

Sơ đồ cấu tạo:

Đại học giao thông vận tải

E E

Hình 2-2

Cấu tạo cần nâng gồm 3 đoạn hình hộp chữ nhật, mặt cắt hình chữ nhật

đ-ợc lồng váo nhau để thay đổi tầm với của cần

Mặt cắt có cấu tạo nh hình vẽ:

Biểu đồ mô men:

MU-D = P.lED = 22.500 kGcm

MU-C = P.lEC = 52.500 kGcm

MU-D = P.lEB = 90.000 kGcm Hình 2-3

Trong đó: P là tải trọng tính toán trên một cần nâng

P = Kđ

4

Q

= 750kG

Kiểm nghiệm độ bền uốn tại các mặt cắt nguy hiểm:

2.2.2.1 Mặt cắt D-D

Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:

b = 90mm;

h = 70mm;

độ dày  = 8mm Hình 2-4

- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 23cm2

- Mô men chống uốn: Wx =

6

) 2 h )(

2 b ( 6

h



Thay số ta co Wx = 38cm3

- ứng suất tại mặt cắt D-D:

x

UD 592 kG / cm

38

00 225 W

M



Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực

2.2.2.2 Mặt cắt C - C

Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:

b = 125mm;

h = 105mm;

độ dày  = 8mm Hình 2-5

- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 34,24cm2

- Mô men chống uốn: Wx =

6

) 2 h )(

2 b ( 6

h

b 2     2



Thay số ta co Wx = 85cm3

- ứng suất tại mặt cắt C - C:

x

C 617 kG / cm 85

00 525 W

M



Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực

2.2.2.3 Mặt cắt B - B

Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:

b = 156mm;

h = 136mm; Hình 2-6

độ dày  = 8mm

- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 44,16cm2

- Mô men chống uốn: Wx =

6

2 2

6

2 2

) h )(

b ( h



Thay số ta co Wx = 145cm3

- ứng suất tại mặt cắt B - B:

x

BD 620 kG / cm 145

000 90 W

M



Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực

2.2.3 Tính bền cột kích

Tính toán tại mặt cắt nguy hiểm nhất mặt cắt chân cột A _ A và cần nâng ở

vị trí cao nhất

Biểu đồ nội lực và mô men:

Hình 2-7

Mx -A = 2 MU - B = 2*120.000 = 240.000kGmm

Chọn mặt cắt cột nh hình vẽ:

Hình 2-8

Diện tích mặt cắt: F = F0 - (F1 + F2 + F3 + F4 + F5)

Trong đó: là diện tích hình chũ nhật bao F0 = 20.22 = 4400cm2

F1, F2, F3 , F4 , F5: Là diện tích các hình rỗng thành phần

F1 = F2 = (5 - 2)(20 - 2) = 62,5cm2 ;

Trong đó  là bề dầy của thành cột - chọn  = 8mm

F3 = 132 cm2

F4 = (12 + 2)(6 - 2) = 59,84cm2

F5 = 36cm2

Suy ra F = 87cm2

- Nội lực tại mặt cắt nguy hiểm A - A

90.000

52.500

22.500 180.000

x

y

1 4

2

5 3

30 110

NA-A = 2 P + QC +2 QCàng + QB

QC: Trọng lợng bản thân cột QC = .F.h =204kG

Qcàng - trọng lợng bản thân của càng Qcàng = 35 kG

Qbàn - trọng lợng bản thân của bàn nâng

Qbàn = 25 kG

P - lực tác dụng lên một càng:

P = 750 kG Suy ra NA-A=2304 KG

Nội lực tại B: NB = NA-A - Qcột= 1595 kG

ứng suất tại mặt cắt AA A-A=

x

xA A

A

W

M F

N





Ta đi tìm mô men chống uốn Wx:

Sơ bộ chọn các trục nh hình vẽ:

Toạ độ trọng tâm:

Xc= 0 Yc=

F

F

yci i



Trong đó: yci- toạ độ trọng tâm của thành phần so với trục Xc

Fi - Diện tích của các hình thành phần

Tính toán ta đợc YC = 6mm

 Mô men quán tính của mặt cắt A - A

Jx = Jx0 - (2Jx1 + Jx2 - Jx3 - Jx4 -Jx5)

Theo công thức tịnh tiến trục ta có: Jx = Jxi + bi2.Fi

Trong đó: Jxi - Mô men quán tính của hình thành phần đối với trục trung tâm của nó

b - khoảng cách trọng tâm hình thành phần đến trục trung tâm của hình ghép

Jxi = b.h3/12

Trong đó:

b,h - là chiều rộng và chiều cao của hình chữ nhật

Tính toán ta đợc:

Jx1 = Jx2 = 40,5cm4; Jx3 = 4257cm4; Jx3 = 2304cm4; Jx4 = 3033cm4

Jx0 = 17747cm4

Suy ra Jx = 8072cm4

JXc = 8072 + 0,62 87 = 8103cm4

Wx = 764 4

6 10

8103

cm ,

y

J

max

Từ đó suy ra: A = 265 kG / cm 2

764

000 180 87

1800



Vậy kết cấu đã chọn là đủ điều kiện chịu lực

2.2.3.2 Kiểm tra độ ổ định của cột

áp dụng công thức [ ]

F

P







1

Trong đó: P1 = NB = 1595kG

F- Diện tích mặt cắt

 - Hệ số giảm (tra bảng)

[] = 670kG/cm2

 Xác định 

- Độ mảnh  =

x

i

l



Trong đó: - Hệ số tính đổi chiều dài( với sơ đồ lực tác dụng nh cột kích thì  = 2)

- l = h =249cm

- ix bán kính quán tính:

F

J

ix  x

Jx = 8103cm4 ; F = 87cm2  ix = 9,65  x = 50

Tra bảng ta có  = 0,89

Vậy P1/F = 18,3 < [] = 0,89*670 = 605

Kết luận: cột kích thỏa mãn điều kiện ổn định

2.3 thiết kế bộ truyền đai

Chọn công suất động cơ:

Nđc = Nlv/

Nlv1 = Nlv2 = P.v/1000

P- Tải trọng nâng trên mỗi bàn nâng =1250kG = 12500N

v- vận tốc nâng , sơ bộ chọn v =1,2m/phút = 0.02m/s

4

2 3

3 2

2 1

2 lv dc

.

N N











Trong đó: 1 = 0,96 - Hiệu suất bộ truyền đai

2 = 0,95 - Hiệu suất cặp ổ lăn

3 = 0,5 - Hiệu suất bộ truyền vít - đai ốc

4 = 0,97 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón

 = 0,278

Từ đó Nđc = 1,78 KW

Để đảm bảo an toàn cho quá trình làm việc ta chọn động cơ có ký hiệu A02- 41- 6 có công suất 3 KW, tốc độ 960 vòng/phút

2.3.1 Chọn loại đai

Giả thiết vận tốc của đai là>5m/s.Ta chọn đai loại Acó các thông số:

- Kích thớc tiết diện đai: a* h = 13*8mm

- Diện tích tiết diện F = 81mm2

2.3.2 Định đờng kính bánh đai nhỏ D1 = 50mm

Kiểm nghiệm vận tốc đai:

m / s

.

n D

1000 60

1



 2.3.3 Tính đờng kính D2 của bánh lớn

Chọn tỷ số truyền đai là 5 Suy ra D2 = iD1 = 250mm

Vận tốc trục vít n2 = 192v/p

2.3.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A = D2 = 250mm

2.3.5 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A

A

) D D ( ) D D ( A

4 2

2

2 1 2 1







Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1s

U = v/L = 2,5 < Umax = 10

2.3.6 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài L

8

8 2

2L (D2 D1) [ L (D2 D1)]2 (D2 D1)2

Thay số A = 262mm

Kiểm tra điều kiện: 0,55(D1 + D2) +h  A 2(D1 + D2)

173  A  300

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:

Amin = A - 0,015.L = 247mm

Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:

Amax = A + 0,03.L = 297mm

2.3.7 Tính góc ôm 

0 0 1 2 0



A

D D

Thoả mãn điều kiện  >1200

2.3.8 Xác định số đai Z cần thiết

Chọn ứng suất ban đầu 0 = 1,2N/mm2 và theo trị số D1 tra bảng tìm đợc ứng suất có ích cho phép [p]0 = 1,7N/mm2

Tra bảng tìm đợc:

CT = 0,8 - Hệ số chế độ tải trọng

C = 0,93 - Hệ số xét đến ảnh hởng của góc ôm

CV = 1,74 - Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc

0

, F C C C ] [ V

N Z

V T

p









Lờy Z = 3

2.3.9 Định các kích thớc chủ yếu của bánh đai

- Chiều rộng bánh đai B = (Z - 1)t + 2S

Tra bảng: h0 = 3,5; t = 16; S = 10; c = 1,25

B = 52mm

- Đờng kính ngoài cùng bánh đai

+ Bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2c = 275mm

+ Bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2c = 75mm

2.3.10 Tính lực căng ban đầu S0, và lực tác dụng lên trục R

S0 = 0 F = 1,2.81 = 97,2N

R = 3.S0Z.sin(1/2) = 896N

2.4 thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng

Các thông số thiết kế:

N = 3KW; n = 960v/p; i = 1; Một năm làm việc 300 ngày; làm việc trong

10 năm; Mỗi ngày làm việc 8 giờ; Tỷ số truyền i = 1 nên hai bánh răng là nh nhau

2.4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Chọn vật liệu là thép 50 thờng hoá

b = 620 N/mm2; ch = 320N/mm2; HB = 210

2.4.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

2.4.2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng

N = 60 u n T

Trong đó u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

n là số vòng quay trong một phút của bánh răng

T là tổng thời gian làm việc

N = 60 1.192.10.300.8 = 27,6.107>N0 = 107

Do vậy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc K'

N = 1

Tra bảng: ứng suất tiếp xúc cho phép []tx = 2,6.210 = 546N/mm2

2.4.2.2 ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ làm việc của hai bánh răng đều lớn hơn Nc = 5.106 cho nên:

- Hệ số chu kỳ ứng suất uốn: K''

N = 1

Vì bộ truyền làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi) Nên ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:

[]U = K N''

K

n 



 1

Trong đó:

n - Hệ số an toàn - chọn n = 1,5 (thép rèn)

K - Hệ số tập trung ứn suất K = 1,8

-1: Giới hạn mỏi của thép 50 -1 = 0,43.620 = 266N/mm2

Suy ra: []u = 98N/mm2

2.4.3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.4.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

L = 0,3

L

b



2.4.5 Tính chiều dài nón

3

2 6

2

85 0 5

0 1

10 05 1 1

n ,

L K ) ] [ i , (

,

i

L

L u



















Thay số: L  107mm

2.4.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

1 1000

60

5 0 1 2

2

1 = , +

i

n ).

, ( L

=

Tra bảng chọn cấp chính xác = 9

2.4.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

K = ktt.Kđ

Vì bánh răng cha có độ rắn HB < 350 Và làm việc tới tải trọng không đổi nên chọn ktt=1

Tra bảng tìm hệ số tải trọng động Kđ = 1,5

Tính lại chiều dài nón

L=lsơ bộ.3 10 1145 1,035

,

, K

K

sb







2.4.8 Xác định mô đun và số răng

ms = (0,020,03).L = chọn theo tiêu chuẩn lấy ms = 3mm

- Số răng: (răng)

i m

L Z

s

52 1

2

2 





Tính chính xác chiều dài nón

L=0,5.ms Z12  Z22  110 , 3 mm

Chièu dài răng: b = 0,3.110,3 = 33 mm

Mô đun trung bình mtb = 05 = 2 , 55

L

) b , L (

ms

2 4.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Góc mặt nón chia (mặt nón lăn) 

tg1 = tg2 = 1/i = 1 Suy ra  = /4

Số răng tơng đơng: Ztd 1 = Ztd2=

 cos

Z = 73,5

Hệ số dạng răng y1 = y2 = 0,5

Sức bền uốn

6

98 3

94 85

0

10 1 19

mm / kG

= ] [

<

,

= b n Z m y ,

N K ,

tb



2.4.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

- ứng suất tiếp xúc cho phép

[]txqt = 2,5.[]N0tx = 2,5 546 = 1365 N/mm2

- ứng suất uốn cho phép

[]uqt = 0,8.ch = 0,8 320 = 256N/mm2

tx

/

n b

N K ) i ( i ) b , L (

,











5 0

10 05 1

2

2 3 6

= 503 < []txqt = 1365kG/mm2

- Kiểm nghiệm sức bền uốn

uqt = u.Kqt[]uqt

= 94,3.2 = 188,6  []uqt = 256kG/mm2

2.4.11 Các thông số của bộ truyền

- Mô dun mặt nút lớn: ms = 3 mm

- Số răng Z1 = Z2 = 52 răng

- Chiều dài răng b = 33 mm

- Chiều dài nón L = 110,3mm

- Góc ăn khớp  = 200

- Góc mặt nón chia 1 = 2 = 450

- Đờng kính vòng chia d1 = d2 = ms.Z = 3.52 = 156 mm

- Đờng kính vòng đỉnh D1 = D2 = ms(Z +2cos) = 160 mm

2.4.12 Tính lực tác dụng

Lực vòng: P1 = P2 = 2 295510 2250

1

6





n Z m

N , d

M

tb tb

Lực hớng tâm: Pr1 = Pa2 = P1.tg.cos = 580N

Lực dọc trục: Pa1 = Pr2 = Pr1 = Pa2 = 258N

2.5 thiết kế tính toán trục vít

Truyền động trục vít - đai ốc thờng bị hỏng do mòn ren Để giảm mòn cần chọn vật liệu thích hợp, bôi trơn đầy đủ và tính toán để hạn chế áp suất trên ren

2.5.1 Tính theo độ bền mòn

Vít đợc làm bằng thép không tôi 35, đai ốc đợc làm bằng đồng thanh

Để giảm mòn thì áp suất trên bề mặt ren không đợc vợt quá trị số áp suất cho phép [p]

P = [ P ]

d

Fa



 2

H d

F P

h







2

Trong đó: Fa - Lực tác dụng dọc trục Fa = P1 = 1595kG

d2- -Đờng kính trung bình của vít

h - Hệ số chiều cao của ren - Chọn ren vít hình thang h = 0,5

H - Chiều cao đai ốc

H = H.d2

Trị số H chọn theo kinh nghiệm- H= 2

- Xác định đờng kính trung bình của vít :

] P [

.

F d

H h

a









[P] - áp suất cho phép: đối với thép không tôi và đồng thanh chọn [P] = 8MPa = 80kG/cm2

Thay số ta co d2  2,88 Chọn d2 = 4cm

Vậy Đờng kính ngoài của vít là d = 4cm,

Đờng kính trong là d1 = 3,8cm

Để tăng tính tự hãm cho vít ta chọn số mối ren bằng 1 ; mô dun m = 2; bớc ren t = .m =6,28

Tính chính xác tốc độ nâng của bàn nâng:

v = n.t = 192.6,28 =1.205 v/p =0,02 m/s

Điều kiện tự hãm

Góc vít phải nhỏ hơn góc ma sát 

- Góc ma sát : Vít đợc bôi dầu lấy hệ số ma sát f = 0,1

Ta có  = arctgf = arctg0,1 Suy ra  = 5040'

Góc vít  =arctg

2

d

t

 = arctg

38 14 3

28 6 ,

,

Suy ra  = 30

Nh vậy  <  - thoả mãn điều kiện tự hãm

- Chiều cao làm việc của ren:

h = h t = 0,5 6,28 = 3,14mm

2.5.2 Tính chiều cao đai ốc H

- Tính số vòng ren đai ốc

80 314 0 8 3 14 3

2095

2









, , , ] P [

h d

F

- Chiều cao đai ốc: H = x.t = 12.6.28 = 75mm

2.5.3 Kiểm tra độ bền và độ ổn định

Vì chiều dài làm việc của vít khá dài và chịu lực nén lớn nên ta kiểm tra trục về độ bền và ổn định

Vật liệu vít là thép 35: có ch = 300MPa =3000kG/cm2

[]u = 1000

3

3000

 kG/cm2

u [ ]

d

F

n

a   

 12 4

Trong đó; [] - ứng suất nén cho phép

 - Hệ số giảm ứng suất cho phép

d1 - Đờng kính trong của vít d1 = 3,6 mm

Hệ số  tra bảng theo trị số của biêủ thức

1

4 d l

Trong đó: l - Chiều dài trục vít l = 250cm

Suy ra

1

4 d

l

= 280 Vậy  = 0,19







2 u

) 6 , 3 (

14 , 3

1595 4

156,7  0,19.1000 = 190 kG/cm2

Vậy trục đã chọn là đạt yêu cầu về độ bền và ổn định

2.6 Chọn ổ đỡ và then

- Chọn ổ lăn: vì ổ chịu lực dọc trục lớn nên ta chọn ổ là: đũa côn đỡ chặn, ổ này có thể chịu cả lực hớng tâm và lực dọc trục lớn Chọn ổ có ký hiệu: OCT 333

- 59, các thông số cơ bản của ổ:

d = 30; D = 72; Tmax = 21; B = 19; c =17; r1 = 2; r1 = 0,8; d2 = 50,6;

D1 = 58;  = 130 30'

- Chọn then: ngõng chục d = 30mm Chọn then bằngb*h = 10*8;

Lời kết

Sau một thời gian làm việc tích cực và khẩn trơng đến nay đề tài của em đã hoàn thành Những kết quả đạt đợc đã giúp em hiểu biết thêm về lĩnh vực dao

động ô tô cũng nh các phong pháp đánh giá, đo ghi biên dạng đờng Song vì thời gian có hạn cũng nh trình độ còn nhiều hạn chế nên đề tài không thể tránh khỏi