CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC

Cơ cấu di chuyển bao gồm một hoặc một cụm bánh xe, được dẫn động bởi động cơ thông qua hệ thống truyền động cơ khí như: hộp giảmtốc, khớp nối, trong nhiều trường hợp còn có cả bộ truyền

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC

4.1 Giới thiệu về cơ cấu di chuyển:

Cơ cấu di chuyển dung để dịch chuyển máy hoặc một bộ phận của máy trongmặt phẳng ngang hay nghiêng Cơ cấu di chuyển bao gồm một hoặc một cụm bánh

xe, được dẫn động bởi động cơ thông qua hệ thống truyền động cơ khí như: hộp giảmtốc, khớp nối, trong nhiều trường hợp còn có cả bộ truyền bánh răng hở Để dừng xechính xác, cơ cấu được trang bị phanh Đường ray cơ cấu di chuyển được đặt trêncông trình hoặc được gắn cố định trên nền

Cơ cấu di chuyển cho cầu trục có thể được thực hiện theo 2 phương án: dẫnđộng chung và dẫn động riêng

4.1.1 Phương án dẫn động chung:

Phương án dẫn động chung thì động cơ dẫn động được đặt ở khoảng giữa dầmcầu và truyền động tới các bánh xe chủ động ở hai bên ray nhờ các trục truyền

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay chậm: phương án nàyđược sử dụng tương đối phổ biến trong các cầu trục có công dụng chung có khẩu độkhông lớn, đặc biệt là các cầu trục có kết cấu dàn không gian có thể bố trí dễ dàngcác bộ phận của cơ cấu

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay trung bình: cơ cấu nàymomen xoắn được truyền từ động cơ đến bánh xe qua trục truyền và cặp bánh rănghở Vì vậy mà momen xoắn trên trục truyền nhỏ hơn so với trục truyền chậm và kíchthước của nó cũng nhỏ hơn

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay nhanh: có trục truyềnđược gắn trực tiếp với trục động cơ Vì vậy nó có đường kính nhỏ hơn 2-3 lần vàtrọng lượng nhỏ hơn 4-6 lần so với trục truyền quay chậm Tuy nhiên, do quay nhanhmà nó đòi hỏi chế tạo và lắp ráp chính xác

4.1.2 Phương án dẫn động riêng:

Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng gồm hai cơ cấu như nhau dẫn động cho cácbánh xe chủ động ở mỗi bên ray riêng biệt Công suất mỗi động cơ thường lấy bằng60% tổng công suất yêu cầu Phương án này có sự xô lệch của dầm cầu khi dichuyển do lực cản ở hai bên ray không đều, tuy nhiên trong hệ thống như vậy cóhiện tượng tự động san tải giữa các động cơ điện Do kết cấu gọn nhẹ, dễ lắp đặt, sử

dụng và bảo dưỡng nên ngày càng được sử dụng phổ biến hơn, đặc biệt là trong cáccầu trục có khẩu độ lớn

4.2 Các thông số cơ bản, sơ đồ truyền động, nguyên lý hoạt động của cơ cấu di chuyển:

– Các thông số cơ bản:

+ Sức nâng cầu trục: 75 T ( 25Tx3)

+ Tốc độ di chuyển: 20 m/ph

+ Tổng số bánh xe di chuyển: 8 bánh

+ Số bánh xe dẫn động: 4 bánh

– Sơ đồ truyền động:

– Nguyên lý hoạt động:

Động cơ điện được nối với hộp giảm tốc thông qua khớp nối có gắn bánh phanh.Các trục của bánh xe được nối với trục ra của hộp giảm tốc nhờ các khớp nối Khitrục của động cơ quay, nó sẽ truyền Moment xoắn sang hộp giảm tốc thông qua khớpnối có gắn bánh phanh Hộp giảm tốc sẽ truyền Moment xoắn đến các trục của bánh

xe thông qua các khớp nối, làm cho bánh xe di chuyển

Hình 4 1 Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển cầu trục

1 Động cơ điện; 2 Phanh; 3 Hộp giảm tốc; 4 Bánh xe di chuyển; 5 Bánh

răng truyền động; 6 Khớp nối.

4.3 Tính chọn đường kính bánh xe và ray:

Chọn vật liệu chế tạo bánh xe là thép 45 có σd = 750N/mm2

Ta chọn bánh xe hình trụ hai thành bên có gờ, dạng tiếp xúc đường với ray

– Sơ bộ ta chọn Db= 560 mm

– Đường kính ngõng trục bánh xe: db = 140 mm

– Khoảng tiếp xúc B = 110 mm

– Chiều rộng bánh xe B1 = 160 mm

– Chiều cao gờ bánh xe h = 25 mm

Trọng lượng sơ bộ của cầu truc được xác định theo công thức (bảng1.5) [1]:

– γ: hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng Đối với cầu trục theo (bảng 5.2

Hình 4 2 Bánh xe di chuyển cầu trục

– kbx: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu Theo (bảng 5.2 [1]) chọn

kbx = 1,2

– Pmax: áp lực lớn nhất tác dụng lên các bánh xe

Aùp lực tựa lên các bánh xe lớn nhất khi các xe con đều nằm ở vị trí đầu dầm,khi đó: Pmax = 31 215

4

75 8

72 99 4

G

(Tf)Vậy áp lực tương đương tác dụng lên bánh xe:

Pbx = 0,84 1.2 31,215 = 31,465 (Tf)

Kiểm tra bánh xe theo ứng suất dập (5.4) [2]:

d

bx d

R b

P

] [

314650

Vậy bánh xe đã chọn thỏa mãn

Chọn loại ray KP 70 có các thông số:

b (mm) b1 (mm) b2 (mm) s (mm) s (mm) r (mm) r1 (mm)

Hình 4 3 Ray di chuyển loại KP70

4.4 Tính chọn động cơ, khớp nối, hộp giảm tốc, phanh:

4.4.1 Tính toán chọn động cơ điện:

– Xác định lực cản di chuyển:

Tổng lực cản di chuyển do tải trọng tĩnh của cầu trục (2.39) [1]:

3 2

W

W d = + + (4.4) trong đó:

– f : Hệ số ma sát ổ trục quy về đường kính ngõng trục

Bảng 10.2 [2] với loại ổ lăn, lấy f = 0,015

– D, d: Đường kính bánh xe và ngõng trục bánh xe

– k: hệ số kể đến ma sát thành bánh

Theo bảng 10.3 [2] lấy k = 1,5

⇒ W1 = (75 + 99,72)

560

140.015,056,0

1,5 1000 = 1506,96 (kgf)+ Lực cản do độ nghiêng của đường (độ dốc đường ray) (10.3) [2]:

W2 = (G + Q).sinα ≈ (G + Q).α (4.6)

Ở đây: α là độ dốc cho phép của đường ray

Với ray xe lăn trên cầu trục lấy α= 0,002

W2 = (75 + 99,72).0,002 = 349,44 (kG)

Vậy: Wd = W1 + W2 = 1506,96 + 349,44 = 1856,4 (kgf)

– Công suất tĩnh để truyền động cơ cấu di chuyển cầu trục (2.42)[1]:

η

102

. d

d t

V W

N = (4.7)trong đó:

– Vd: tốc độ di chuyển định mức

– η: hiệu suất của cơ cấu Theo bảng 1.9 [1] ta chọn η=0.85

60 85 , 0 102

20 4 ,

=

Do cơ cấu di chuyển được dẫn động bằng hai động cơ nên công suất định mứccủa một động cơ được chọn bằng 0,6.Nt

Công suất của một động cơ: N = 0,6.7,137 = 4,248 (kW)

Theo bảng III.20 [1] chọn động cơ loại MTF 111_6 có các thông số:

– Công suất định mức: N = 5,8 kW

– Hiệu suất: 74%

– Tốc độ vòng quay: 915 vòng/phút

– Momen đà của roto: 0,195 kG.m2

– Đường kính trục: 35 mm

– Khối lượng của động cơ: 76 kg

– Momen định mức của động cơ (1.62) [1]:

Hình 4.4 Động cơ điện MTF 111-6

dm

4.4.2 Tính chọn khớp nối:

Momen tĩnh để chọn khớp nối (1.65) [1]:

2

1

k k M

trong đó:

– Mdm: momen định mức

– k1: hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu

– k2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu

Theo bảng 1.21 [1] chọn k1= 1,2; k2= 1,2

Mk = 6,18.1,2.1,2 = 8,9 (kgf.m)Theo bảng III.36 [1] chọn loại khớp nối số 1 có các thông số:

– Đường kính bánh phanh: D = 200 mm

– Momen đà: 0,5 kg.m2

– Khối lượng của khớp nối: 25 kg

4.4.3 Tính chọn hộp giảm tốc:

– Tốc độ quay của bánh xe di chuyển:

Hình 4.5 Khớp nối bánh phanh

ph vg D

V n

bx

d

56 , 0 14 , 3

– ik: tỉ số truyền của hộp giảm tốc

– ih: tỉ số truyền của bộ truyền hở

Theo bảng III.22.2 [1] ta chọn hộp giảm tốc kiểu II2 – 250 có các thông số:

– Tỉ số truyền: i = 32,42

– Công suất: 8,1 kW

– Khoảng cách trục: 250 mm

– Tốc độ quay của trục quay nhanh: 1000 vòng/ phút

– Chế độ làm việc trung bình

– Tỉ số truyền bộ truyền hở:

48 , 2 42 , 32

48 ,

=

=

k h

48 , 80 20

=

tt tt

i

i V

4.4.4 Kiểm tra động cơ điện:

– Kiểm tra thời gian khởi động:

+ Gia tốc cho phép lớn nhất của cầu trục(1.51) [1]:

D

k d f D

d k

ϕ (4.14) trong đó:

– ntr: số bánh xe truyền động; ntr = 4

– n: tổng số bánh xe của cầu trục; n = 8

– ϕ: hệ số bám của bánh xe với ray; ϕ = 0,15.

– kϕ: hệ số bám dự trữ; kϕ= 1,2

– µ: hệ số ma sát trong ổ trục của bánh xe; µ = 0,015

– f: hệ số ma sát lăn của những bánh xe trên ray; f = 0,56

–k v: hệ số tính đến những lực cản phụ do ma sát gờ bánh xe, đầøu moayơ củabánh xe…; k v= 2

56

2 14 015 , 0 056 , 0 2 56

14 015 , 0 2 , 1

15 , 0 8

85 ,

tbkd kd

M M

n

V G M

M

n GD t

975 , 0

375

).

1 2

δ

(4.15)

( ) 60 915 (10 , 0425 7 , 6) 0 , 85 6,28

20 99720 975 , 0 6

, 7 0425 , 10 375

915 5 , 0 2 , 1

–δ : hệ số tính tới những ảnh hưởng của khối lượng bộ truyền; δ = 1,2

– Momen khởi động trung bình của động cơ (1.59) [1]:

Với:

– ψ max: hệ số momen mở máy lớn nhất của động cơ; ψ max=2,25

– ψmin: hệ số momen mở máy nhỏ nhất của động cơ; ψmin= 1,1

0425 , 10 18 , 6 2

1 , 1 25 ,

.

i

D W

t = (4.16)

6 , 7 85 , 0 48 , 80 2

6 , 0 4 ,

=

t

– Gia tốc thực tế khi khởi động cầu trục:

2

/ 053 , 0 28 , 6 60

85 , 19

s m t

V a

– Kiểm tra độ dự trữ bám thực tế:

+ Aùp lực lớn nhất lên 1 bánh xe truyền động khi không có hàng:

27423 4

99720 1 , 1 4

056 , 0 2 14 015 , 0 99720 5 , 1 2

=

D

f d G k

(kgf)+ Độ bám dự trữ thực tế theo công thức (2.45) [1]:

1 , 1 39

, 3 56

14 015 , 0 8

4 81 , 9

053 , 0 99720 860

15 , 0 27423

.

D

d n

n g

a G W

G k

µ

ϕ

ϕ

Thỏa mãn điều kiện an toàn bám

Do động cơ đã chọn có công suất lớn hơn yêu cầu nên không cần kiềm tra điềukiện đốt nóng

4.4.5 Xác định momen phanh và chọn phanh:

Giảm tốc cho phép lớn nhất của cầu trục khi phanh (1.52) [1]:

D d f D

d k

14 015 , 0 2 , 1

15 , 0 8

51 , 0 60 65 , 0

85 , 19

max min = h tt = =

) 056 , 0 2 14 015 , 0 (

56

=

h ms

Momen cản tĩnh trên trục phanh khi phanh cầu trục:

6956 , 1 48

, 80 2

85 , 0 56 , 0 39 , 573

2

.

h ms h t

D G

85 , 0 56

056 , 0 2 14 015 , 0 15 , 0 48 , 80 2

56 , 0 27423

Theo bảng III.38 [1] chọn loại phanh TKT – 200 có các thông số:

– Đường kính bánh phanh: 200 mm

– Chiều rộng má phanh: 90 mm

– Momen phanh ứng với chế độ làm việc trung bình: 4 kgf.m

– Hành trình má phanh: 0,5 mm

– Khối lượng phanh có nam châm điện: 25 kg

Thời gian phanh thực tế của cầu trục khi không có hàng:

s M

M n

V G M

M

n GD

t h

h t h

) 695 , 1 4 (

915 60

85 , 0 20 99720 975 , 0 ) 695 , 1 4 (

375

915 5 , 0 2 , 1 ) (

975 , 0 (

375

.

2

2 2

)

2

= +

+ +

= +

+ +

Như vậy phanh đã chọn làm việc an toàn

4.5 Xác định khoảng cách giữa 2 cụm bánh xe trên dầm cuối:

Xét cầu trục di chuyển trên 4 cum bánh xe, có khẩu độ L Ta cần xác địnhkhoảng cách E giữa các bánh xe trên dầm cuối Khẩu độ L lớn hơn nhiều so vớikhoảng cách E và lực cản không đều ở hai bên ray cùng các nguyên nhân do chế tạo,lắp đặt mà có thể xảy ra hiện tượng cầu trục đang chạy thì bị xô lệch 1 bên

Do Hiện tượng đó làm cho thành bánh xe tiếp xúc với cạnh đường ray sinh ralực cản phụ W, làm tăng tải trọng tác dụng lên cầu trục Để thắng lực cản phụ đó,động cơ dẫn động phải phát sinh thêm lực dẫn động bằng W và lực này được phânđều cho 2 bên ray, mỗi bên W/2 Các lực ở hai bên ray tạo thành momen xô lệch

L W E

M N

2

f L E

f E

L W W

f N W

2

2

Trong đó f là hệ số ma sát giữa thành bánh xe và cạnh ray Trong tính toánthường lấy f = 51÷71

Ta chọn f = 61 nên ta có: E 5500

6

1 33000

Lấy E = 6300 mm

4.6 Tính toán bộ truyền hở:

4.6.1 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

– Chọn vật liệu chế tạo bộ truyền hở:

+ chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 40X có các thông số:

– σbk = 900N/mm2

– σch = 600N/mm2

– Độ rắn HB = 210+ chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 45 có các thông số:

Hình 4.6 Sơ đồ cầu trục để xác định khoảng cách E

– σbk = 750N/mm2

– σch = 290N/mm2

– Độ rắn HB = 200– Ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng 3.9) [3]:

HB

tx 2 , 6 ]

[ σ = (4.24)Số vòng quay của truc dẫn:

23 , 28 42 , 32

Chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N'của cả 2 bánh răng đều bằng 1

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

– Ứng suất uốn cho phép:

Chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k N'= 1

σ

σ σ

k n

u

]

trong đó:

– n: hệ số an toàn; n = 1,5

– kσ : hệ số tập trung ứng suất ở chân răng; kσ =1,8

– σ − 1: giới hạn mỏi uốn; đối với thép σ−1= 0 , 45 σbk

Giới hạn mỏi uốn của thép 40X: 2

405

mm N

5 , 337

mm N

σ

– Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = 1,3.

– Khoảng cách trục (3.10) [3]:

2 2 6

.

)

10 05 , 1 ( ).

1 (

n

N k i i

1 , 8 3 , 1 3 520

10 05 , 1 1

2 6

≥

⇒

Chọn A = 425 mm

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

Vận tốc của bánh xe di chuyển (3.17) [3]:

) 1 (

1000 60

.

s m

4 1000 60

23 , 28 425 14 , 3

=

⇒

Theo bảng 3.11 [3] chọn cấp chính xác là cấp 9

4.6.4 Định chính xác hệ số tải trọng và khoảng cách trục:

– Chiều rộng răng: b=ψ A= 0 , 45 425 = 191 , 25mm

– Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d 212 , 5mm

1 3

425 2

25 , 191

Giá trị k sai khác lớn so với giả thiết nên ta cần tính lại khoảng cách trục.Theo công thức (3.21) [3] ta có:

k

k A

sobo

3 , 1

14 , 1 425

– Chiều rộng răng: b = 0,45.407 = 183,15 mm; lấy b = 184 mm

– Modun răng: m = (0,01 ÷ 0,02)A =(0,01 ÷ 0,02).407 = (4,07 ÷ 8,14)

Lấy m = 6

– Số răng bánh dẫn (3.24) [3]:

( )1

2

1= m i+

A

9 , 33 ) 1 3 (

6

407 2

+

=

Z ; lấy Z1 = 34 răng– Số răng bánh lớn:

Z2 = Z1 i = 34.3 = 102 răng

4.6.5 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Sức bền uốn của răng được kiểm nghiệp theo công thức:

[ ]u u

b n Z m y

N

.

10 1 , 19

– y: hệ số dạng răng

– Z, n: số răng và số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính.– m: mođun răng

– k: hệ số tải trọng

– N: công suất

2 2

6

190 23 , 28 34 6 4585 , 0

1 , 8 14 , 1 10 1 , 19

mm N mm

Vậy bánh răng đã chọn thỏa mãn sức bền uốn

4.6.6 Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3.43) [3]:

[ ]σ txqt = 2 , 5 [ ]σ tx (4.31)+ Với bánh răng nhỏ: [ ]σ txqt = 2 , 5 546 = 1356N/mm2

+ Với bánh răng lớn: [ ]σ txqt = 2 , 5 520 = 1300N/mm2

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (3.45) [3]:

+ Với bánh răng nhỏ: [ ]σ uqt = 0 , 8 600 = 480N/mm2

+ Với bánh răng lớn: [ ]σ uqt = 0 , 8 290 = 252N/mm2

Ta có ứng suất tiếp xúc (3.13) [3]:

( )

2

3 6

.

1

10 05 , 1

n b

N k i i A

, 9 184

1 , 8 14 , 1 1 3 3 407

10 05 , 1

mm N

⇒ σ

– Ứng suất tiếp xúc quá tải (3.41) [3]:

qt tx

4.6.7 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng:

– Bánh răng nhỏ:

+ Đường kính vòng lăn: d1= m.Z = 6 34 = 204 (mm)

+ Đường kính vòng đỉnh: D1= d1+2.m =204 + 12 = 216 (mm)

+ Đường kính vòng chân: D1c= d1- 2.m = 204 – 12 =192 (mm)

+ Chiều rộng bánh răng: b = 190 (mm)

– Bánh răng lớn:

+ Đường kính vòng lăn: d2= m.Z = 6 102 = 612 (mm)

+ Đường kính vòng đỉnh: D2= d2+2.m =612 + 12 = 624 (mm)

+ Đường kính vòng chân: D2c= d2- 2.m = 612 – 12 =600 (mm)

+ Chiều rộng bánh răng: b = 184 (mm)

4.7 Tính toán trục bánh xe:

4.7.1 Tính chọn trục bánh xe:

Chọn vật liệu làm trục bánh xe là thép 45 theo GOST có:

N

23 , 28

1 , 8 10 55 , 9 10 55 ,

2

N tg

⇒

Do trục quay trơn nên trục không chịu momen xoắn

Xác định giá trị các phản lực:

– Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng momen:

0 680 340 340

314560 680

340 340

P F

R yA = r + tt − yB = 9777 , 85 + 314560 − 162169 , 095 = 162168 , 755

– Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng momen:

F R

R F

M

t xB

xB t

yA

205 , 13432 680

340 41 , 26864 680

340

0 680 340

F R

R R F

xB t xA

xB xA t

205 , 13432 205

, 13432 41

, 26864

Ta có sơ đồ tính trục bánh xe:

Ta vẽ được biểu đồ momen

Qua biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất ở vị trí C, momen tươngđương(10.14) [4]:

2 2

y x

mm N

035 , 55326190

1 ,

≥

Vậy ta chọn đương kính trục: d= 140 mm

4.7.2 Kiểm nghiệm trục bánh xe:

– Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Do trục bánh xe là trục tâm không quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳmạch động (10.16) [4]:

[ ]s k

σ ψ β ε σ

σ

.

– ε σ: hệ số kích thước; tra bảng 10.3 [4] ta chọn ε σ = 0,68

– β: hệ số tăng cứng; tra theo bảng 10.4 [4] chọn β=1,7

– kσ :hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi; trabảng 10.5 [4] chọn kσ = 1,6

– σa: biên độ của ứng suất

– ψ σ: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi vàphụ thuộc cơ tính vật liệu; lấy ψ σ= 0,1

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (10.22) [4]:

1 , 0 1 ,

⇒ 181 , 479 / 2

5 , 304862

35 , 55326190

mm N

σ

Vậy: 1 , 51 [ ] 1 , 5

479 , 181 38

,

1

7 , 1 68 , 0

– Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh:

Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột

ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện (10.28) [4]:

[ ]σ σ

– M: là momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải

– W: là momen cản uốn

– [ ]σ qt: ứng suất uốn cho phép khi quá tải; có thể lấy bằng 0,8 σch, với σch làgiới hạn chảy của vật liệu; [ ]σ qt = 0 , 8 σch = 0 , 8 490 = 392N/mm2

Vậy: σ = 181 , 479N/mm2 <[ ]σ qt = 392N/mm2

Vậy trục bánh xe làm việc an toàn

4.8 Tính toán trục truyền:

4.8.1 Tính chọn trục truyền:

Chọn vật liệu làm trục truyền là thép 45 theo GOST có:

– σb = 883N/mm2

– σch = 638N/mm2

Momen xoắn tác dụng lên bánh răng truyền động:

mm N n

N

23 , 28

1 , 8 10 55 , 9 10 55 ,

2

2

=

=

⇒