Đồ án thiết kế máy TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA

Chương 1: TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA 1.1 Khái niệm Nâng chuyển hàng hóa là quá trình thay đổi vị trí các vật nặng dạng khối hoặc các vậtphẩm rời vụn với khối lượng lớn nhờ c

Chương 1: TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA 1.1 Khái niệm

Nâng chuyển hàng hóa là quá trình thay đổi vị trí các vật nặng dạng khối hoặc các vậtphẩm rời vụn với khối lượng lớn nhờ các thiết bị nâng chuyển như Palăng, cầu trục, băng tải, xích tải, con lăn, đường ống…

1.2 Phân loại máy nâng chuyển

Căn cứ vào chuyển động chính người ta phân ra phân máy nâng chuyển ra làm 2 nhóm

1.2.1 Máy vận chuyển theo chu kỳ (máy nâng).

 Đặc điểm:

- Hoạt động có tính chất chu kỳ (luôn phiên giữa thời kỳ làm việc và thời kỳ nghĩ)

của cơ cấu máy

- Phần chủ yếu của máy vận chuyển theo chu kỳ là máy trục.

- Vận chuyển vật nặng theo hướng thẳng đứng và một số chuyển động khác trong

mặt phẳng ngang, trong đó cơ cấu nâng là cơ cấu chủ yếu

- Chúng có thể làm việc trong nhà hoặc ngoài trời.

 Phân loại:

 Theo công dụng phân làm 3 nhóm lớn:

- Máy trục đơn giản: là máy có một chuyển động chủ yếu là nâng hạ (kích, tời,Palăng…)

- Máy trục thông dụng: là các loại máy có từ 2 chuyển động trở lên (cần trục, cần cẩu,cầu trục…)

- Máy trục đặc chủng: Là các loại máy trục đặc biệt dùng riêng theo yêu cầu nào đó(thang máy, máy trục bến cảng…)

 Theo đặc tính di chuyển phân thành các loại như: Kích, kích trục vít, kíchthanh răng, thang máy, cần trục cố định, cần trục di động, cần trục nổi…

1.2.2 Máy vận chuyển liên tục

 Đặc điểm

- Vật phẩm được di chuyển thành dòng liên tục và ổn định.

- Có thể bốc dỡ tải ngay trong quá trình vận chuyển

 Phân loại

- Máy vận chuyển liên tục có bộ phận kéo: Băng tải, xích…

- Máy vận chuyển liên tục không có bộ phận kéo: Vít tải, hệ thống đườnglăn, ống dẫn…

1.3 Các thông số cơ bản của máy nâng

- Sức nâng kí hiệu là [Q] có đơn vị đo là TẤN, KG, N là trọng lượng lớn nhất

mà máy có thể nâng được ở trạng thái làm việc nhất định nào đó của máy

- Tầm với R, m là khoảng cách theo phương ngang từ tâm thiết bị mang vật đếntrục quay của máy Tầm với chỉ có ở các cần trục có tay cần

- Mômen tải MQ, tm, kNm là tích số giữa sức nâng và tầm với Mômen tải có thể

là không đổi hay không đổi theo tầm với

- Chiều cao nâng H, m là khoảng cách từ mặt bằng máy đứng đến tâm thiết bịmang vật ở vị trí cao nhất Với các cần trục có tay cần thì chiều cao nâng thayđổi phụ thuộc vào tầm với

- Khẩu lộ L, m là khoảng cách theo phương ngang giữa đường trục của haiđường ray mà trên đó máy di chuyển

- Đường đặc tính tải trọng là đồ thị mô tả mối quan hệ giữa sức nâng, tầm với vàchiều cao nâng

- Các thông số động học bao gồm tốc độ của các chuyển động riêng rẽ trênmáy

- Tốc độ chuyển động tịnh tiến lên xuống của vật vn (nâng vật), vh (hạ vật), m/s

- Tốc độ di chuyển của máy trên mặt phẳng ngang vdc, m/s

- Tốc độ quay của phần quay quanh trục thẳng đứng của máy, nq, vg/ph.

- Thời gian thay đổi tầm với T(s) là khoảng thời gian để thay đổi tầm với từ tầmvới nhỏ nhất Rmin đến tầm với lớn nhất Rmax Đôi khi người ta cho tốc độ thayđổi tầm với trung bình m/s

Chương 2: NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA CẦU TRỤC

2.1 Công dụng của cầu trục

Cầu trục được dùng trong các phân xưởng, nhà kho để nâng hạ và vận chuyển hànghóa với lượng lớn Nó đóng vai trò quan trọng trong quá trình cơ khí hóa tự động hóa quátrình sản xuất nhằm nâng cao năng suất lao động, chất lượng sản phẩm, cơ giới hóa một

số công đoạn nặng nhọc giảm nhẹ sức lao động của con người

Hình 1: Kết cấu một cầu trục điển hình

2.2 Phân loại cầu trục

2.2.1 Theo công dụng:- Cầu trục có công dụng chung: Chủ yếu dùng với móc treo để

xếp dỡ, lắp ráp và sữa chữa máy móc

5

910

Kết cấu điển hình của cầu trục (dẫn động bằng điện, dầm kép)

1- dầm chính; 2- dầm cuối; 3- bánh xe di chuyển; 4- cơ cấu di chuyển cầu;

5- đường ray; 6- xe con; 7- cơ cấu nâng chính; 8- cơ cấu nâng phụ; 9- cơ cấu di chuyển

xe con; 10- bộ góp điện; 11- ca bin; 12- đường dây điện; 13- đường lăn

- Cầu trục chuyên dùng: Được sử dụng chủ yếu trong công nghiệp luyện kim với

các thiết bị mang vật chuyên dùng và có chế độ làm việc rất nặng

2.2.2 Theo kết cấu dầm cầu

- Cầu dầm đơn: Dầm cầu của cầu trục một dầm thường là dầm chữ I hoặc dầm tổ

hợp với các dầm thép tăng cứng cho dầm, cầu trục một dầm thường dùng palăngđiện chạy dọc theo dầm chữ I nhờ cơ cấu di chuyển palăng

- Cầu dầm kép: Có các loại dầm hộp và dầm giàn không gian.

- Cầu trục gầu ngoạm.

- Cầu trục nam châm điện(cầu trục điện từ).

2.2.6 Theo phương thức dẫn động của cơ cấu nâng

Q = Qm +Qh

Qm: Trọng lượng thiết bị mang

Qh: Trọng lượng danh nghĩa của vật nâng, tức là trọng lượng lớn nhất của vật màmáy có thể nâng được

2.3.2 Tải trọng do trọng lượng bản thân

Trọng lượng bản thân máy gồm trọng lượng của các chi tiết, cụm máy và kết cấu kimloại Trong khi tính toán, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng bản thân của nó(trừ một số chi tiết có trọng lượng lớn)

2.3.3 Tải trọng của gió

Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực gió không đáng kể có thể bỏ qua, còn các máylàm việc ngoài trời phải tính đến tải trọng do gió gây ra

2.3.4 Tải trọng phát sinh khi vận chuyển

Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vậnchuyển

 Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tảitrọng do trọng lượng bản thân

 Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượngcủa bản thân

2.3.5 Tải trọng khi dựng lắp

Lúc này tải trọng do trọng lượng bản thân lấy tăng 15% ÷ 20% Và phải kể đến tải trọnggió cũng như các lực phát sinh trong quá trình lắp Áp lực gió lấy bằng 500N/m2

2.3.6 Tải trọng động

Để khảo sát động lực học máy cần xây dựng mô hình bài toán về động lực học của máy.Các cơ cấu máy nên tìm cách qui về sơ đồ đơn giản nhất

2.4 Nguyên lý làm việc của cầu trục

Nguyên lý làm việc của cầu trục 2 dầm kiểu hộp

Hình 2: Kết cấu cầu trục hai dầm kiểu hộp.

Chương 3: PHƯƠNG ÁN ĐỘNG HỌC CHO PALĂNG

3.1 Phương án

Hệ thống nâng hạ tải của cầu trục dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng.Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng.Có hai loại cơ cấu nâng :Cơcấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện Do cơ cấu dẫn độngbằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây không đi vào phân tích

Còn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu phải đảm độ an toàn, độ tin cậy,độ ổn định cao khi làm việc Do đó,cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với cơ cấu bằng tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, có cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp.Bộ truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi trơn tốt, các ổ trục thường dùng ổ lăn.Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đóng

Hệ thống nâng hạ tải bằng palăng được dùng phổ biến trong các phân xướng cơ khí , các nhà xưởng sản xuất có sơ đồ động học như sau:

Q

1 2 3

4 5 6 7

1-Động cơ 2-Nối trục kết hợp phanh 3-Hộp giảm tốc

4-Nối trục 5-Tang cuốn 6-Ròng rọc cố định 7-Ròng rọc di động

Hình 3.1: Sơ đồ phương án động học cho pa lăng

 Hộp giảm tốc ở đây được chọn là hộp giảm tốc trục vít bánh răng ngiêng vì :

 Dễ dàng lắp ghép với các bộ phận máy ở 2 hướng vuông góc với nhau

do có trục vào và trục ra vuông góc trong không gian

 Có tỉ số truyền rất lớn, kích thước nhỏ gọn

 Ăn khớp êm, có khả năng tự hãm

Nhược điểm chính của loại hộp giảm tốc này là hiệu suất thấp , sinh nhiệt nhiều, yêu cầu cao về độ chính xác về vị trí tương quan giữa 2 trục của bộ truyền trục vít,điều chỉnh ăn khớp phức tạp, khó bôi trơn, gia công phức tạp

 Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng một palăng

Palăng được chọn ở đây là loại palăng kép, có 2 nhánh dây chạy trên tang tương ứng Palăng có bội suất a=2, gồm 2 ròng rọc di động và 1 ròng rọc cố định làm nhiệm vụ cân bằng

3.2 Tính toán sơ bộ chọn cáp và đường kính tang

3.2.1 Tính sơ bộ chọn cáp

Palăng ở đây là palăng kép, để tính toán ta tiến hành qui đổi thành palăng đơn, mỗi palăng có bội suất

a=2 chịu tải trọng : Q0=Q

(1 ) (1 a). m

với -: hiệu suất của các puli, chọn =0.95 (bảng 2.1-TKCTM).

- a: bội suất của palăng a=2

- m=0: số ròng rọc cố định không tham gia vào việc thay đổi giá trị bội suất

Vậy :

Smax=Q o (1−η)

(1−ηa).ηm=

75000×(1−0 95 )1−0 952 =38461 5( N )

 Hiệu suất của palăng:

Với: Sđ : Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn

Smax : Lực căng lớn nhất trong dây

n = 5,5 :Hệ số an toàn bền của cáp ứng với chế độ làm việc trung bình (Trang 7-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)Vậy: Sđ=38461,5 x 5,5=211538,25(N)

Xuất phát từ điều kiện trên với loại dây đã chọn trên, với giới hạn bền của sợi

σb = 1600 N/mm2.Chọn đường kính dây cáp dc = 21 mm có lực kéo đứt là

Sđ = 215000 π k-36 × 25+1(GOST 7665-80)

Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu

3.2 Tính đường kính tang

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang phải thích hợp với cáp để tránh cáp bịuốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bền lâu cho cáp

Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức :

Dt ≥ dc.(e-1) (Trang 7-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)Với: e = 25 hệ số đường kính tang ứng với chế độ tải nặng

Dt ≥ 21.(25-1) = 504(mm)

Ở đây ta chọn đường kính tang : Dt = 520(mm)

Chương 4:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN 4.1 Chọn động cơ điện

Động cơ điện cần chon sao cho khi làm việc có thể tận dụng được công suất của động cơ.Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 yêu cầu sau:

 Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

 Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

 Động cơ có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi

2=0,97- hiệu suất của một căp bánh răng trụ

- 3=0,99-hiệu suất của một cặp ổ lăn, ở đây có 4 cặp ổ lăn

 Tra bảng phụ lục P1.3-TTTKHDĐCK ta chọn được động cơ 4A180S4Y3

có các thông số như sau:

- Công suất Ndc =22kW

- Vận tốc quay : 1470 vòng /phút

- Hiệu suất  =90%

4.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức :

Đối với hộp giám tốc trục vít bánh răng ta chon ibr= 0,03-0,06i0 Chọn ibr=4

Ta phân phối tỉ số truyền như sau:

 Bộ truyền trục vít: i1=25 và Bộ truyền bánh răng trụ: i2=4

4.3 Tính công suất,momen và vận tốc trên các trục

 TrucI: - Công suất: NI = Ndc.dc = 22.0,9 =19,8 (kW)

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

TRONG HỘP GIẢM TỐC 5.1 Thiết kế bộ truyền bánh vít

Các thông số thiết kế như sau:

 Công suất: N1 = 19,8 kW

 Tốc độ trục dẫn: n1 = 1470vg/ph

 Tốc độ trục bị dẫn: n2 = 58,8 vg/ph

 Tỉ số truyền: i1= 25

 Thời gian làm việc 10 năm/300 ngày/8 giờ

5.1.1 Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện :

Giả thiết vận tốc trượt vt < 5 m/s, chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh Бp

Công suất trên bánh vít : N2 = N1.η = 19,8.0,8=15,84KW

Định sơ bộ K = 1,1 (giả thiết v2 < 3m/s)

Phù hợp với dự đoán khi chọn vật liệu bánh vít.

Để tính hiệu suất, theo bảng 4-8(TKCTM)lấy hệ số ma sát f = 0,025 và ρ = 1026'Với Z1 = 2 và q = 8 theo bảng 4-7 tìm được góc vít : λ = 14002'

Hiệu suất công thức (4-12-TKCTM)

Vì v2 < 2 m/s có thể chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 9

5.1.7 Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít :

Số răng tương đương của bánh vít

Z td=

Z2

cos3λ=

50cos3(14002 ')≈54 ,76 răngTra bảng (3-18-TKCTM) ta có hệ số dạng răng y = 0,499

5.1.8 Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu quá tải đột ngột :

Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệ số quá tải kqt ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột :

 Đường kính vòng chia (vòng lăn) của trục vít : dc1=d1=q.m =8.9=72 mm

 Đường kính vòng đỉnh của trục vít (hệ số chiều cao răng f0 = 1):

Dc1 = dc1 + 2f0m = 72 + 2.1.9 = 90 mm

 Đường kính vòng chân ren trục vít (lấy hệ số khe hở hướng tâm c0 = 0,2)

Di1 = dc1 – 2f0m – 2c0m = 72 – 2.1.9 – 2.0,2.9 = 50.4 mm

 Chiều cao đầu răng : h '=(f0+ξ) m=f0.m=1 9=9 (mm)

 Chiều cao chân răng : h} } = left (f rSub { size 8{0} } +c rSub { size 8{0} } +ξ right ) m= left (1+0,2 right ) 9=10,8 left ( ital mm right )} {¿¿

¿

 Bước ren trục vít : t = Π m = 3,14.9 = 28,26 mm

 Bước xoắn ốc của ren trục vít : s = t.Z1 = 28,26.2 = 56,52 mm

 Chiều dài phần có ren của trục vít (bảng 4-2) :

L ¿ (11 + 0,06.50).9 =126 mm

Vì trục vít được mài nên tăng thêm chiều dài L, lấy L = 126 + 33 = 159 mm

Để tránh mất cân bằng cho trục vít, chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần bước dọc :

Cho nên lấy tròn x = 6 và định chính xác : L = 6.3,14.9 = 169,56 mm

 Đường kính vòng chia (vòng lăn) của bánh vít :

 Lực vòng P2 trên bánh vít bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít (công thức

5.1.11 Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng uốn của thân trục vít :

Để bộ truyền có thể làm việc được bình thường, thân trục vít phải có đủ sức bền và

độ cứng Vì kích thước của trục vít đã được xác định sau tính sức bền răng bánh vít cho nên cho nên tính toán sức bền và độ cứng của trục vít là tính toán kiểm nghiệm

Vì trục vít một đầu lắp hai ổ lăn đỡ chặn còn đầu kia lắp ổ lăn đỡ nên độ võng của của thân trục vít phải thoả mãn điều kiện sau :

f =√ (7 p r l3+3 p2d c 1 l2)2+(7 p1l3)2

Trong đó f : là độ võng lớn nhất của trục vít, mm

[f] : độ võng cho phép của trục vít, [f] = (0,005  0,01) m

E : môđun đàn hồi của trục vít ; E = 2,1.105 (N/mm2)

p1, p2, pr : lực vòng trên trục vít, bánh vít và lực hướng tâm

dc1 : đường kính vòng chia của trục vít

l : khoảng cách giữa hai gối tựa của trục vít

J : Mômen quán tính tương đương của tiết diện thân trục vít , mm4

[f] = 0,005.m = 0,005.9 = 0,045 > f như vậy là thoả mãn

5.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Các thông số thiết kế như sau:

5.2.2 Xác định các ứng suất cho phép:

5.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Để cho đơn giản ta xác định số chu kỳ làm việc tương theo điều kiện tải trọng không đổi

NHE2 =60.u.n.T Trong đó :

u = 1- là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng đó quay 1 vòng

n - là số vòng quay trong một phút của bánh răng

T - Tổng số giờ bánh răng làm việc (10 năm , mỗi năm 300 ngày , mỗi ngày làm việc

Theo bảng 10.8-CTM1 với độ rắn bánh nhỏ là 250HB ta có thể lấy NHO=17.106

Đối với bánh nhỏ ta cũng có được: NHE>NHO nên KHL=1

Vậy ta có Hlim1 H0lim1 và Hlim 2 H0lim 2

Giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và lớn là :(Bảng 10.7-CTM 1)

2 lim1

2 lim 2

H H

Với SH =1,1 : Hệ số an toàn

Lấy ZHZVKLKxH=1

Vậy : -Bánh nhỏ :

2 1

2 H

5.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

Ở đây để đơn giản ta xác định số chu kỳ làm việc tương đương theo điều kiện tải trọngkhông đổi:

Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn (công thức 10.76 - CTM1):

NFE2 =60.16,7.24000= 24,05.106

Tương tự ta cũng có được NFE1 = i.NFE2, và NFE1 ,NFE2 > NFO = 4.106

NFO là số chu kì cơ sở

Do vậy ta chọn KFL =1

Do bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

Giới hạn bền mỏi của bánh nhỏ và bánh lớn (công thức 10.74 và bảng 10.6 –CTM1):

- YR=1: hế số xét đến ảnh hưởng của mặt lượn chân răng

2 F2

1,03

1,71,03

5.2.2.3 Các ứng suất cho phép khi quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải:

a d

d

Từ đó , tra dồ thi, 10.14 (CTM 1) ta chọn đươc: K H 1,1

⇒β=17 ,75 o=17045'

5.2.6 Tính các kích thước của các bánh răng:

-Các đường kính vòng chia (bộ truyền không dịch chỉnh)

thoả mãn điều kiện  1,1

5.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Z H√sin 2 α 2.cos β tw=√sin (2.20 ,9 2.0,952380)=1,7

Với α tw=arctan(tan 200,952380 )=20 ,90

Theo bảng 10.1 (CTM 1), ta chọn cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh răng

Theo đồ thị trên hình 10.11 ta xác định được K H 1,1

- Hệ số KHV được xác định theo công thức (10.12-CTM1):

w w1 1

1

H HV

v b d K

Như vậy: H [H] là đã thoả mãn

5.2.8 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn:

Ứng suất uốn được tính theo công thức 10.45 (CTM 1):

-Hệ số K F tra theo đồ thị hình 10.14 (CTM 1) phụ thuộc hệ số d và vị trí bánh răng nhỏ lắp trên trục  K F 1.4

-Hệ số KFV được tính theo công thức (10.13- CTM1):

w w1 1

.d1

a /i

F FV

v b K

5.2.9 Kiểm nghiệm độ bền của răng khi quá tải:

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của răng bánh lớn có ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [H2 ]=812(N/mm )<[2 H1 ] Theo công thức (10.47–CTM 1) Với T1max=1,8T1 : [σ H max]=σ H√T1 max¿T1=429 √1,8=575 ,56( N /mm 2

)<[σ H 2]max Kiểm nghiệm ứng suất uốn khi quá tải theo công thức (10.48-CTM1):

σF1max=σ F 1 T1 max/T1=57 ,1 1,8=102,78( N /mm2)<[σ F 1]max

σF2max=σ F 2 T1max/T1=55 ,56.1,8=100( N /mm2)<[σ F 2]max

5.2.10 Xác định các kích thước của bộ truyền bánh răng:

Vì ta đã tính toán , kiểm nghiệm các điều kiện của bánh răng đều được thoả mãn do đó ta

có các kích thước như sau :

 Môđun Pháp : mn = 4

 Số răng : Z1 = 20(răng) ; Z2 = 80(răng).

 Góc ăn khớp : 0 = 200

 Góc nghiêng :  = 17045’

 Khoảng cách trục : AФ9- = 210(mm)

 Chiều rộng bánh răng : b = 82(mm)

 Môđun ngang : ms = mn/cos= 4,2

 Chiều cao răng : h = 2,25mn = 2,25.4=9(mm)

 Đường kính vòng chia (vòng lăn) bánh răng