Thiết kế môn học máy trục

Thit k mụn hc mỏy trc CHNG Giới thiệu tính toán chung Giới thiệu cần trục thiết kế Từ nhiệm vụ đợc giao chọn cần trục thiết kế cần trục KIROB sức nâng 10 T phục vụ cho trình xếp dỡ hàng bao Xí nghiệp xếp dỡ Hoàng Diệu Nó loại cần trục cột quay di chuyển đờng ray khổ 10,5 m, hoạt động nguồn lợng điện cấp từ lới điện quốc gia, làm việc vùng nhiệt đới nóng ẩm, có gió bão, ảnh hởng nớc mặn, cờng độ làm việc cần trục tơng đối cao Do tính chất công việc nh nên cấu tạo cần trục chân đế phải đáp ứng đợc số yêu cầu sau: -Diện tích bao máy không lớn, bán kính quay phía sau phần quay phải nhỏ, khoảng cách bánh xe nhỏ -Cho phép phơng tiện vận tải di chuyển qua chân đế cần trục theo hớng -Có cấu đảm bảo dịch chuyển vật mặt phẳng ngang cân hệ thống cần thay đổi tầm với (sử dụng hệ thống cần cân bằng) -Thuận tiện điều khiển, đảm bảo công nhân dễ dàng quan sát 1.2 Kết cấu chung cần trục -Cơ cấu di chuyển dùng truyền động riêng cho cụm chân Số bánh xe chuyển 12 bánh, số bánh xe dẫn động bánh -Cơ cấu quay có thiết bị tựa quay kiểu mõm quay đợc đỡ hệ thống lăn phía ổ đỡ phía dới, bánh ăn khớp với vành -Cơ cấu thay đổi tầm với dùng bánh -Cơ cấu nâng dùng hai tang quấn cáp hai tang đơn đợc dẫn động b truyền riêng biệt -Kết cấu thép cần có dạng dàn, cần thẳng có đối trọng cân cần liên kết vi cần cáp -Kết cấu thép chân phần chân cần trục chân đế kết cấu không gian đợc tạo thành hai khung giống hệt theo phơng đờng chéo hình ba chân liên kết với phần đỉnh vòng, tầng dới dầm ngn tạo thành chạc SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc 1.2.1 Cỏc b phn chớnh 10 14 15 11 12 16 13 17 10500 10500 Hình 1.1 Cần trục Kirop 10T 1- Cụm móc treo, 2- Puly đầu vòi, 3- Vòi, 4- Puly đầu cần, 5- Cần, 6- Cáp nâng, 7- Cáp giằng, 8- Thanh giằng đối trọng, 9- Thanh răng, 10- Đối trọng, 11- Tang nâng, 12- Chân, 13- Tang quấn cáp điện, 14- Cabin, 15- Phần quay, 16- Thanh giằng chân, 17- Cụm bánh xe di chuyển chữ thập SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc 1.2.2 Cỏc thụng s k thut Cần trục chân đế thiết kế dựa theo mẫu cần trục chân đế Kirob 10 (T) Xí nghiệp xếp dỡ Hoàng Diệu Với thông số kĩ thuật máy mẫu ta chọn đợc số thông số sau để tính toán - Sức nâng: Q = 10T - Chiều cao nâng: H = 25m - Tầm với lớn nhất: Rmax = 30m - Tầm với nhỏ nhất: Rmin = 8m - Vận tốc nâng hàng: - Vận tốc thay đổi tầm với: - Vận tốc di chuyển cần trục:vdc = 33m/ph - Vận tốc quay: vq = 1,75 v/ph - Khổ đờng ray: B = 10,5 m - Cơ sở cần trục: L = 8m - Trọng lợng toàn cần trục: G = 94 T - Trọng lợng đối trọng: Gdt = 2,13T - Trọng lợng cần: Gc = 4T = 73m/ph SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 vtv = 49 m/ph Thit k mụn hc mỏy trc CHNG 2: TNH TON C CU DI CHUYN 2.1 Giới thiệu cần trục thiết k v cỏc trng hp ti trng tớnh toỏn 2.1.1 Giới thiệu cần trục thiết kế Cơ cấu di chuyển giúp cho cần trục di chuyển từ nơi đến nơi khác, từ cầu tàu đến cầu tàu khác để thực công tác xếp dỡ Cơ cấu di chuyển cần trục chân đế nói chung cần trục Kirob 5T nói riêng cấu di chuyển ray bao gồm cụm bánh xe đợc dẫn động động thông qua hệ thống truyền động khí (hộp giảm tốc, khớp nối, truyền bánh hở ) Để dừng xác cấu di chuyển đợc trang bị phanhỗ Đờng ray cấu di chuyển đợc gắn cố định nền, dọc theo cầu cảng Cơ cấu di chuyển đợc trang bị thiết bị kẹp ray để đảm bảo an toàn cần trục làm việc có gió bão 2.1.2.Các trờng hợp tải trọng tính toán Khi tính toán cấu máy trục nói chung, cần trục chân đế nói riêng ngời ta phân biệt trờng hợp tải trọng tính toán trạng thái làm việc không làm việc Trờng hợp 1: tải trọng bình thờng trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh nghĩa vật nâng phận mang, trọng lợng thân máy, tải trọng gió trạng thái làm việc máy, tải trọng động trình mở máy hãm cấu Trờng hợp chi tiết cấu đợc tính theo sức bền mỏi Trờng hợp 2: tải trọng lớn trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh nghĩa vật nâng phận mang, trọng lợng thân máy, tải trọng động lớn xuất mở máy phanh đột ngột điện, có điện bất ngờ, tải trọng gió lớn trạng thái làm việc tải trọng độ dốc, nghiêng mặt đờng lớn Các giá trị tải trọng thờng hạn chế điều kiện bên nh trợt trơn bánh xe ray, trị số mô men phanh lớn Trờng hợp tất chi tiết cấu đợc tính theo sức bền tĩnh Trờng hợp 3: tải trọng lớn trạng thái không làm việc máy đặt trời bao gồm trọng lợng thân, tải trọng gió lớn trạng thái không làm việc tải trọng độ dốc đờng Trờng hợp tiến hành kiểm tra độ bền, độ ổn định toàn cần trụ Các trờng hợp tổ hợp tải trọng SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc trạng thái làm việc cần trục ngời ta tổ hợp tải trọng tác dụng lên máy trục chia thành tổ hợp tải trọng sau: Tổ hợp Ia, IIa : tổ hợp tải trọng tính toán cần trục đứng yên khởi động hãm từ từ cấu nâng (Ia), khởi động hãm đột ngột (IIa) Tổ hợp Ib, IIb : tổ hợp tải trọng tính toán cần trục di chuyển tiến hành khởi động hãm từ từ cấu quay, thay đổi tầm với (Ib), khởi động hãm đột ngột cấu quay, thay đổi tầm với (IIb) 2.2 La chn s c cu Việc chọn sơ đồ truyền động có ý nghĩa quan trọng, ảnh hởng trực tiếp đến khả làm việc,và yêu cầu công nghệ chế tạo, lắp ráp cấu Cơ cấu di chuyển máy trục thờng đợc bố trí theo dạng sơ đồ truyền động: truyền động riêng truyền động chung +Sơ đồ truyền động chung có u điểm cần sử dụng động truyền động cho nhiều bánh xe chủ động nên độ đồng tốc bánh xe lớn hạn chế đợc khả di chuyển lệch cuả bánh xe Nhng kích thớc động hộp giảm tốc lớn nên thờng đợc dùng cấu di chuyển cầu trục +Sơ đồ truyền động riêng bao gồm nhiều cụm riêng biệt đợc bố trí hai bên đờng ray Mỗi cụm có động hộp giảm tốc riêng, động đợc bố trí dọc ngang so với trục ray Với cần trục thiết kế chọn sơ đồ truyền động riêng có u điểm sau: - Kết cấu gọn: điều có ý nghĩa lớn cần trục cảng để đảm bảo điều kiện kho bãi tính động thiết bị vận tải, đảm bảo tàu, xe di chuyển lòng cần trục - Kích thớc động cơ, hộp giảm tốc chi tiết truyền động khác nhỏ - Thuận tiện cho công tác bảo dỡng, sửa chữa, thay Dựa theo cần trục mẫu chọn số bánh xe cấu di chuyển cần trục 12 bánh xe giúp tạo lực bám tốt, dùng bánh xe chủ động gồm cặp bánh xe, cặp đợc truyền động riêng từ động Động điện nối với trục hộp giảm tốc trục vít thông qua khớp nối, nửa khớp có dạng bánh phanh để lắp phanh điện từ việc làm làm giảm kích thớc kết cấu, trục hộp giảm tốc gắn với bánh nhỏ truyền hở, bánh nhỏ ăn khớp đồng thời với bánh lớn gắn chặt với hai bánh xe, cách làm làm tăng số bánh chủ động cần trục, làm giảm tợng trợt trơn tải phân bố không dều cụm SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc Sơ đồ truyền động cấu di chuyên với '2 bánh dẫn cụm bánh xe Hình 2.1: Sơ đồ truyền động cấu di chuyển Động điện 4.Hộp giảm tốc Khớp nối 5.Bộ truyền bánh hở Phanh 6.Bánh xe truyền động * Nguyên lý hoat đống cấu (Hình 2.1) Khi cấp điện động (1) hoạt động truyền chuyển động vào hộp giảm tốc(3) qua khớp nối(2), trục hộp giảm tốc đợc nối với bánh chủ động truyền bánh hở, bánh quay thông qua bánh trung gian làm quay bánh xe dẫn động Khi ngắt điện cấu, dộng ngừng hoạt động phanh (4) đóng, cần trục dừng lại 2.3 Tớnh toỏn ch độ làm việc Việc đánh giá chế độ làm việc ảnh hởng lớn đến công việc đánh giá, tính toán sử dụng chúng Trong máy nâng (hay cần trục) cấu làm việc với ché độ khác nhng chế độ chung cho máy trục đợc tính theo chế độ làm việc cấu nâng 2.3.1 H s s dng ngy Đánh giá chế độ làm việc máy trục thông qua tiêu sau đây: SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc kng = số làm việc ngày/24 Cần trục làm việc liên tục để đáp ứng yêu cầu làm việc ca ngày với số làm việc ngày cần trục vaò khoảng 16 kng = 16/24 =0,66 H s s dng nm kn = số ngày làm việc năm/365 Do cần trục làm việc có thời vụ nên trung bình năm số ngày làm việc cần trục vào khoảng 200 ngày kn = 200/365 = 0,55 2.3 S ln m mỏy Đối với cấu nâng cấu có số lần mở máy lớn máy trục m = 120 lần /ngày 2.3 S chu kỡ lm vic ak = 20 lần /giờ e Nhiệt độ môi trờng Lấy theo nhiệt độ trung bình vào mùa hè t = 30 c 2.3 Cng lm vic ca ng c CD % = T0 100% T T0: thời gian làm việc chu kì T : tổng thời gian làm việc cấu T0 = tm+ tv T = tm+ tv + td + Ztm: tổng thời gian mở máy: - Cơ cấu nâng : lần - Cơ cấu quay, thay đổi tầm với: lần - Cơ cấu di chuyển : hay lần - Thời gian lần mở máy: tm= 2(s) tv: tổng thời gian chuyển động ổn định động cơ: H 23,5 Cơ cấu nâng tv= v = 73 = 1,28 (ph) = 76,8(s) n Cơ cấu quay: tv= 0,5.60 0,5.60 = nq 1, 75 =17,14 (s) SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc - Cơ cấu di chuyển: tv= (ph) - Cơ cấu thay đổi tầm với t t tv = Rmax 30 = = 0, 61 ( ph) = 36, ( s ) vtv 49 p : Tổng thời gian phanh (chọn (s)) d : Tổng thời gian dừng để phối hợp với cấu khác chuẩn bị mã hàng dỡ hàng Sơ chọn t d = 120 ( s) Ta xét cờng độ làm việc cấu nâng (vì cấu có thời gian làm việc dài với số lần mở máy nhiều nhất) T0 = 4.2 + 76,8 = 84,8(s) T = 84,8 + + 120 = 206,8 (s) CD% = 84,8 100% = 41% 206,8 Vậy ta lấy chế độ làm việc máy chế độ lm vic trung bỡnh 2.4 Tính chọn ray v bánh xe di chuyển 2.4.1Xác định áp lực lên mi bánh xe Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm: Trọng lợng hàng: Q = 10T = 10000 KG =100000(N) Trọng lợng cần trục: G0 = 94T = 94000 KG=940000(N) Trọng lợng cần trục đợc xem phân bố cho cụm chân - Khi vật nâng bánh xe chịu tải trọng Pmin Pmin = G0 940000 = = 235000 N 4 - Khi cần trục mang hàng: để xác định áp lực trờng hợp ta tính mặt phẳng đờng chéo AC vị trí tầm với lớn Khi áp lực lên bánh xe lớn SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc Hình 2.2: Sơ đồ tính áp lực lớn tác dụng lên bánh xe Pc = Q.R max G DT l DT lc Q: trọng lợng hàng Q = 10T = 100000 N Rmax: tầm với lớn cần trục Rmax = 30 m GđX : trọng lợng đối trọng GĐX = 21300 N 1ĐT: khoảng cách từ trọng tâm đối trọng đến tâm quay 1ĐT = 3,2 m lc : cánh tay đòn lực Pc Pc = lc =6,6 m 100000.30 21300.3, = 444218 N 6, Vậy tải trọng lớn tác dụng lên cụm bánh xe là: Pmax = Pmin + Pc = 235000 + 444218 = 679218 N Vì cụm bánh xe gồm bánh xe nên áp lực lên bánh xe là: P= Pmax 679218 = = 169804 N 4 Để tính bánh xe ứng suất tiếp xúc ta xác định tải trọng tơng đơng PBX lên bánh xe trình làm việc bánh xe chịu tải trọng thay đổi từ P max đến Pmin Công thức (3- 65): Pbx = * kbx Pmax (KG) : hệ số tính đến thay đổi tải trọng xac định theo công thức 1 1 + = = 1+ = 0,932 (1 + Q )3 (1 + 100000 )3 G0 940000 kbx: hệ số tính đến ch độ làm việc cấu SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 Thit k mụn hc mỏy trc Bảng (3-12) - sách Tính toán máy trục k = 1,2 Pmax: tải trọng lớn tác dụng lên bánh xe PBX = 0,932 1,2.169804,5 = 189909,35 N 2.4.2 Chon ray v bỏnh xe _Theo cần trục mẫu chọn sơ bánh xe hình trụ có thành bên với kích thớc nh sau: Đờng kính bánh xe: DBX = 500mm Đờng kính ngõng trục: d = 0,2.DBX = l00mm Chiều rộng bánh xe: B = l00mm Hình 2.3: Bánh xe di chuyên Bánh xe đợc chế tạo thép đúc Để đảm bảo lâu mòn vành bánh đợc đạt độ rắn HB = 300 - 320 _Theo bảng TOCT 4121 - 64 sách Kết cấu thép theo ray mẫu chọn ray KP - 70 có kích thớc tiêu chuẩn sau: b = 70 (mm) H = 120 (mm) ; d = 28(mm) Sức bền dập bánh xe đợc kiểm tra theo công thức (2-67) d = 190 [ ] P d bxr Trong đó: P = 173546(N): tải trọng tơng đơng tác dụng lên bánh xe b: Chiều rộng bề mặt làm việc b = 70mm r : bán kính bánh xe r = 250mm [ ] : ứng suất dập cho phép Bảng 2-19 [ ] = 750(N/mm ) d d = 190 d 173546 = 598.3( N / mm ) < 750 ( N / mm ) 70 x 250 Kết luận: Vậy bánh xe đảm bảo an toàn với kích thớc chọn 2.5 Xỏc nh lc cn di chuyn * Lực cản di chuyển tĩnh cần trục Công thức(3-39) WT = kt Wms Wng Wg Trong đó: kt = 2: hệ số tính đến lực cản ma sát thành bánh mặt đầu may bánh xe Wms: lực cản ma sát lăn ma sát ổ trục(N) Wng: lực cản độ nghiêng đờng ray (N) * Tính lc cn ma sát SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 10 Thit k mụn hc mỏy trc NFE = 2,2 107 > 4.106 KFL = ứng suất uốn cho phép bánh [ ] = F lim K FL / S F = 360.1 / 1,75 = 205,7( MPA) ứng suất tải cho phép [ F ] max = 2,8 ch = 2,8.450 = 1260( MPA) [ F ] max = 0,8 ch = 0,8.450 = 360( MPA) * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc mặt làm việc: CT 6-33 H = Z M Z H Z E 2T1.K H ( u + 1) b u.dt ZM: Hệ số kể đến tính vật liệu bánh Bảng 6-5 ZM = 274 (MPA)1/3 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = cos b sin t TCVN: = 200, = 00 cos 00 Z H = = 1,76 sin 400 ZE: Hệ số kể đến trùng khớp ZE = : Hệ số trùng khớp ngang 1 + cos z1 z2 = 1,88 3,2. = 1,88 3,2. + cos 00 = 1,7 76 24 ZE = 1,7 = 0,875 T1: Mômen xoắn bánh chủ động T1 = 143000 (N.mm) kH: Hệ số tải trọng tính tiếp xúc kH = kH kH kHV kH: Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 21 Thit k mụn hc mỏy trc Bảng 6.7kH = 1,07 kH: Hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp kH = kHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp Bảng P2 - 3kHV = 1,1 kH = 1,1 1,07 = 1,177 H = 274.1,76.0,875 2.143000.1,177 = 224,4( MPA) < [ H ] = 427,2( MPA) 3,15 + 75.3,15.144,5782 Vậy thoả mãn điều kiện tiếp xúc * Kiểm nghiệm độ bền uốn ứng suất uốn sinh chân răng: F = 2.T1.k F Y Y YF [ F ] bƯW d n1.m Trong đó: Y: Hệ số kể đến trùng khớp Y = = 0,588 Y: Hệ số kể đến nghiêng Y = YF: Hệ số dạng YF = 3,3 (bảng 6-18) kF: Hệ số trọng tải tính uốn kF = kF kF kFV kF: Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính uốn Bảng 6.7kF = 1,17 kF: Hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi rang đồng thời ăn khớp tính uốn kF = kFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp tính uốn k FV = + F b d1 2.T1.k F k F d 1.n = 1,588 6000 a 300 F = F g o v = 0,016.82.1,588 u 3,15 = = 20,33 SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 22 Thit k mụn hc mỏy trc 20,33.75.144,578 = 1,658 2.143000.1,17.1 k F = 1,17.1,658.1,939 k FV = + F = 2.143000.1,939.0,588.1.3,3 = 16,539( MPA) 75.144,578.6 F < [ F ] = 205,7( MPA) Vậy thoả mãn điều kiện bền uốn * Kiểm nghiệm tải Hệ số tải: k qt = Tmax 690 = = 4,825 T 143 ứng suất tiếp xúc cực đại H max = H kqt = 224,4 4,825 = 492,9( MPA) H max = 492,9 < [ H ] max = 1260( MPA) ứng suất uốn cực đại F max = F kqt = 16,593.4,825 = 79,8 ( MPA) F max = 79,8 ( MPA) < [ F ] max = 360 ( MPA) Vậy thoả mãn điều kiện tải 2.7 Tính chọn khớp nối Khớp nối đợc chọn dựa vào mômen tính toán truyền qua khớp : Mk = Mdn.k1.k2 Mdn: mômen danh nghĩa động M dn = 9550 N dc 13 = 9550 = 135,68 (Nm) ndc 915 k1: hệ số mức độ quan trọng cấu bảng 1.21 k1 = 1,2 k2: hệ số kể đến chuyển động làm việc cấu Bảng 1.21 k2= 1,2 Mk = 135,68 1,2 1,2 = 195,37 (Nm) = 19,5 (KG.m) Căn vào mômen truyền qua khớp ta chọn khớp nối trục đàn hồi Kí hiệu khơp: MYB -4 Mômen xoắn : Mx = 23 KG.m Đờng kính : D = 200 mm Chiều dài : L = Đờng kính chỗ lắp: d = 30mm 164 mm Mônem đà khớp: GD2 = 0,112 KG/m2 SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 23 Thit k mụn hc mỏy trc d D d2 d d3 d1 c B Hình 2.5 Khớp nối động với hộp giảm tốc 2.8 Tính chọn phanh Mômen phanh đợc xác định theo yêu cầu cho cần trục di chuyển đờng ray trờng hợp xảy tợng trợt trơn thời kỳ phanh Khi phan đặt trục thứ mômen phanh đợc xác định theo CT3-58 M ph = Wt Dbx G0 Dbx2 n1. dc (Gi Di )1.n1 + + 2idc dc 375.i dct ph 375.T ph Wt : tổng lực cản di chuyển tĩnh cần trục (không tính Wg, Wng Dbx: 500(mm): đờng kính bánh xe idc = 42,84 tỉ số truyền cần cho truyền dc = 0,85 hiệu suất cấu di chuyển G0 = 940000 (KG): trọng lợng cần trục n = 915 v/ph: số vòng quay động = 1,2: hệ số kể đến ảnh hởng trình chi tiết máy quay trục cấu (G D i i ) : Tổng mômen vôlăng chi tiết chuyển động (G D i i ) = 0,514 t 0ph : thời gian phanh hàng t 0ph = Vdc (s) 60 j 0ph Vdc: vận tốc di chuyển Vdc = 33 m/ph j 0ph : gia tốc hãm (m/s2) SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 24 Thit k mụn hc mỏy trc Bảng 3-10 t 0ph = j 0ph = 0,314 33 = 1, 75( s) 60.0,314 M ph = 5076.0,5 940000.0,52.915.0,85 1, 2.0,514.915 + + 2.42,84.0,85 375.42,842.1, 75 375.1, 75 * Chọn phanh má kiểu TT-200: - Mômen phanh Mph = 20kg.m - Chiều rộng má phanh B = 80(mm) - Đờng kính bánh phanh DT = 200 (mm) Hình 2.6 Phanh cấu di chuyển Bảng thống kê kích thớc A (mm) 250 H (mm) 160 H0(mm) 32 H1 (mm) 180 H2 (mm) 355 L1(mm) 162 L2 (mm) 349 * Kiểm tra mômen phanh hãm giữ có gió trạng thái làm việc: 0 CT3-62 M ph k (W2 + W3 W1 ) Dbx dc 2idc W20 : lực cản đo độ dốc đờng ray W20 = 16405 (N) W30 : lực cản gió W30 = 12646,5 (N) W10 : lực cản ma sát W10 = 500(mm) dc: hiệu suất di chuyển dc = 0,85 idc: tỉ số truyền chung di chuyển idc= 42,84 Mph = 1,2.(16405 + 12646,5 - 5076) SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 0,5.0,85 2.42,84 25 Thit k mụn hc mỏy trc = 142,7 (N) = 14,27 (KG.m) Mômen phanh chọn Mph = 20KG.m > 14,27 KG.m Kết luận: Phanh chọn đảm bảo yêu cầu làm việc 2.9 Tính toán phận khác cấu di chuyển 2.9.1 Trục bánh dấn Bánh xe đợc lắp cứng trục then, trục đặt ổ lăn hộp trục trình làm việc trục quay chịu uốn xoắn ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng suất tính làm việc chiều cấu di chuyển xem nh biến thiên theo chu kỳ đối xứng - Tải trọng lớn tác dụng lên bánh xe Pmax = 150648 (N) - Tải trọng tính có kể đến ảnh hởng tải trọng động Pt = Pmax kđ = 150648 1,2 = 180777,6(N) Với kđ = 1,2: Hệ số tải trọng động Lực hớng tâm cặp bánh hở F= 2T1tg tn 2.143000.tg 200 = = 719,99 N d w1 cos 144,578 cos 00 Hình 2.8 Sơ đồ tính trục SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 26 Thit k mụn hc mỏy trc Từ biểu đồ mômen uốn lớn tiết diện bánh xe MU = 18077760 (N.mm) - Mômen xoắn lớn truyền từ trục hộp giảm tốc sang bánh dẫn xuất động phát mômen mở máy lớn Với hệ số tải lớn mở máy, mômen mở máy lớn trục động Mmax = 169 (N.m) - Mômen để thắng lực tĩnh chuyển động MT = 9550 Nt / n = 9550 13/915 = 135,68 (N.m) - Mômen d để thắng quán tính hệ thống Mđ = Mmmax - Mt = 169 - 135,68 = 33,32 (N.m) - Mômen d để thắng quán tính khối lợng phận chuyển động thẳng M 'd = M d (G D )td ( G D ) i i i i (Gi Di2 )tđ: Mômen vô lăng tơng đơng phận chuyển động thẳng thu trục động (G D ) = 0,1.( G0 + Q ).vdc / ndc2 i td i 33,532 = 0,1.( 94000 + 5000) = 12,87( KG / m ) 915 (Gi Di ): Tổng mômen vô lăng hệ thống thu trục động ( ) ( ) ( ) Với ( G D ) : Tổng mômen vô lăng chi tiết quay thu trục động ( G D ) = 1,2.[( G D ) + ( G D ) ] Gi Di2 = Gi Di2 + Gi Di2 i i i q td i q i i roto i i k = 1,2.( 0,46 + 0,054 ) = 0,6168( KG / m ) ( ) Gi Di2 = 0,6168 + 12,87 = 13,4868 ( KG / m ) M 'd = 33,32.12,87 = 31,79( N m) 13,4868 Vậy tổng mômen lớn trục truyền đến bán dẫn là: M = Mt + M'd = 141,94 + 31,79 = 167,47 (N.m) Mômen tính toán có kể đến ảnh hởng tải trọng động: M' = M.kđ = 167,47 1,2 = 200,964 (N.m) Mômen xoắn lớn trục bánh xe dẫn: Mbd = M'.dc.idc = 200,964 0,85 13,6 = 2323,14 (Nm) SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 27 Thit k mụn hc mỏy trc trục hộp giảm tốc mômen truyền sang bên phân bố tỉ lệ với tải trọng lên bánh dẫn, bánh dẫn chịu tải trọng nặng hơn, trục chịu xoắn lớn Mx = M bd Pmax 2323,14.150640 = = 1161,57( N m) 2.Phd 2.150640 Mômen tơng đơng tác dụng lên trục: M td M u2 + M x2 Do ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên = M td = 180777602 + 11615702 = 18115039,37 ( N mm) Để chế tạo trục ta dùng thép 45 có giới hạn mỏi: = 250 (N/mm2) = 150 (N/mm2) ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng [ ] = [ n].k ' [n]: Hệ số an toàn [n] = 1,2 k': Hệ số tập trung ứng suất k' = 2,5 => [ ] = 250 = 83,3 ( N / mm ) 1,2.2,5 Vậy đờng kính trục tiết diện bánh xe: d M td 18115039,37 =3 = 109,56 (mm) 0,1.[ ] 0,1.83,3 Chọn đờng kính trục đ = 120mm * Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Ta kiểm tra tiết diện nguy hiểm có khoét rãnh then b h = 32 18 t1 = 11, t2 = 7,4 ứng suất uốn lớn max = Mu Wu Wu: mômen chống uốn SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 28 Thit k mụn hc mỏy trc d b.t1.( d t1 ) 32 2.d 3,14.120 32.11.(120 11) Wu = = 152135( mm ) 32 2.120 Wu = Kích thớc then lắp trục: b = 32 t1 = 11 t2 = 7,4 max = 18077760 = 118,83 ( N / mm ) 152135 ứng suất xoắn lớn max = Mx Wx Wx: Mômen chống xoắn d b.t1.( d t1 ) Wx = 16 2.d 3,14.120 32.11x(120 11) = 16 2.120 = 321694,54 (mm ) t max = 1161570 = 3,6( N / mm ) 321694,54 Xuất phát từ tuổi thọ bền tính toán A = 15 với CĐ = 25% - Số giời làm việc tổng cộng T = 24 365 A kn kng kn = 0,5: Hệ số sử dụng năm kng = 0,67: Hệ số sử dụng ngày T = 24 365 0,5 0,67 = 44019 (h) Số chu kỳ làm việc tổng cộng ứng suất uốn Z0 = 60 T nbx CĐ% = 69 44019 21 0,25 = 13,86 106 Số chu kỳ làm việc tơng ứng với tải trọng Q1 = Q Q2 = 0,5 Q Q3 = 0,1.Q Q4 = SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 29 Thit k mụn hc mỏy trc 1 Z = 13,86.106 = 1,386.106 10 10 4 Z = Z = Z = 13.86.106 = 5,544.106 10 10 Z1 = Số chu kỳ làm việc tơng đơng 8 Q Q Q Z td = z1. + Z + Z Q Q Q = 1,386 106 18 + 1,386 106 (0,15)8 + 1,386 106 0,18 = 1407656 Hệ số chế độ làm việc kC = 107 = 1,277 1407656 Giới hạn mỏi tính toán theo uốn = 1.kC = 250.1,277 = 319,25 ( N / mm ) Giới hạn mỏi tính toán theo xoắn T1 = T1.kC = 150.1,277 =191,55 ( N / mm ) n = k U + m b Hệ số an toàn theo uốn: Hệ số chất lợng bề mặt = 0,9 = 0,74 Hệ số kích thớc t = 0,62 Hệ số tập trung ứng suất tiết diện có rãnh then k = 1,8 kt = 1,65 n = 319,25 = 1,988 1,8 59,41 0.74.0,9 Hệ số an toàn theo xoắn nT = T1 kT T Ta + Tm T Tb = 191,55 = 17,9 1,65 3,6 0,62.0,9 Hệ số an toàn chung SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 30 Thit k mụn hc mỏy trc n= n nT n +n T = 1,988.17,9 1,9882 + 17,92 = 1,975 > [n]-= 1,5 Vậy trục thoả mãn điều kiện bền mỏi 2.9.2 đỡ trục bánh xe Mỗi ổ chịu tác dụng lực lớn sau: - Tải trọng đứng (hớng kính) trọng lợng xe lăn vật nâng R1 = Pmax 150648 = = 75324 ( N ) 2 - Tải trọng dọc trục cần trục bị lệch, tải trọng quy ớc tính 10% tải trọng lên bánh xe A = 0,1 Pmax = 0,1 150648 = 15064,8 (N) Ngoài cò có tải trọng ngàn lực di chuyển, song tải trọng nhỏ, ta bỏ qua - Tải trọng lớn tác dụng lên ổ Q = (X v R1 + Y A) kt kđ X: Hệ số tai trọng hớng tâm X = Y: Hệ số tải trọng hớng trục dọc trục Y = 0,45.cotg = 0,45.cotg110 = 2,3 V: Hệ số kể đến vòng quay v = kt: Hệ số kể đến ảnh hởng tải trọng kt = kđ: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ = 1,3 (Bảng 11.3) Q = (75324,8 + 2,3 15064,8) 1,3 = 142966(N) Khả tải động Cd = Q.m L Q: Tải trọng động tác dụng lên ổ m: Bậc đờng cong mỏi m = 10/3 L: Tuổi thọ tính hiệu vòng quay L= Lh 60.n 106 Theo bảng 1-1 thời hạn phục vụ ổ lăn A = năm tơng ứng tổng số 14460 n: Số vòng quay ổ n = 40 vòng/ phút SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 31 Thit k mụn hc mỏy trc L= 14460.60.40 = 34,704 (triệu vòng) 106 Cd = 142,966.10/3 34, 704 = 142,966.(34,704)0,3 = 414.33 (kN) Theo bảng P2.11 chọn ổ đũa đỡ lòng cầu dãy ký hiệu 7622 có C = 451 (kN) Hình 2.9 ổ đỡ trục bánh xe Bảng thông số kích thớc Ký hiệu ổ 7622 d(mm) 100 D(mm) 150 B(mm) 51 C(kN) 451 C0(kN) 459 * Kiểm nghiệm khả tải ổ Tải trọng động quy ớc: Q = V.F.kt.kd V: Hệ số kể đến vòng quay V = kt: Hệ số kể đến ảnh hởng nhiệt độ kt = kđ: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Bảng 11.3 kđ = 1,2 F = 180777,6 (N): tải trọng hớng tâm Q = 180777,6.1.1.1,2 = 238626,4 (N) = 238,626 (KN) < 451 (KN) Vậy ổ chọn đảm bảo khả tải động SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 32 Thit k mụn hc mỏy trc Tài liệu tham khảo [1] - Hoàng Văn Hoàng, Đào Trọng Thờng (2005), Tính toán máy trục, NXB Xây dựng, Hà Nội [2] - Phạm Đức (1997), Tính toán máy nâng chuyển, Bộ môn máy xếp dỡ, Trờng Đại học Hàng hải Việt Nam [3] - Đào Ngọc Biên (2008), Thiết kế môn học chi tiết máy, NXB Hải Phòng SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 33 Thit k mụn hc mỏy trc Mc lc CHNG 1: GII THIU CHUNG 1.1 Gii thiu cn trc chõn 1.2 Kt cu chung cn trc 1.2.1 Cỏc b phn chớnh 1.2.2 Cỏc thụng s k thut CHNG2 : TNH TON C CU DI CHUYN 2.1Gii thiu cn trc thit k v cỏc trng hp ti trng 2.1.1 Gii thiu cn trc thit k 2.2.2 Cỏc trng hp ti trng 2.2 La chn s c cu 2.3 Tớnh toỏn ch lm vic 2.3.1 H s s dng ngy 2.3.2 H s s dng nm 2.3.3 S ln m mỏy 2.3.4 S chu kỡ lm vic 2.3.5 Cng lm vic ca ng c 2.4 Tớnh chn ray v bỏnh xe di chuyn 2.4.1 Xỏc nh ỏp lc lờn mi bỏnh xe 2.4.2 Tớnh chn ray v bỏnh xe 2.5 Xỏc nh lc cn di chuyn 2.6 Tớnh chn ng c v hp gim tc 2.6.1 Tớnh chn ng c 2.6.2 Kim tra ng c v mụmen m mỏy 2.6.3 Chn hp gim tc 2.6.4 T s truyn ca b truyn h 2.7 Tớnh chn khp ni 2.8 Tớnh chn phanh 2.9 Tớnh toỏn cỏc b phn khỏc ca c cu 2.9.1 Trc bỏnh dn 2.9.2 trc bỏnh xe SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 34 Thit k mụn hc mỏy trc SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 35 [...]... 45598 32 Thit k mụn hc mỏy trc Tài liệu tham khảo [1] - Hoàng Văn Hoàng, Đào Trọng Thờng (2005), Tính toán máy trục, NXB Xây dựng, Hà Nội [2] - Phạm Đức (1997), Tính toán máy nâng chuyển, Bộ môn máy xếp dỡ, Trờng Đại học Hàng hải Việt Nam [3] - Đào Ngọc Biên (2008), Thiết kế môn học chi tiết máy, NXB Hải Phòng SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 33 Thit k mụn hc mỏy trc Mc lc CHNG 1: GII THIU CHUNG 1.1 Gii... 144,578 cos 00 Hình 2.8 Sơ đồ tính trục SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 26 Thit k mụn hc mỏy trc Từ biểu đồ mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe MU = 18077760 (N.mm) - Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ phát ra mômen mở máy lớn nhất Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy, mômen mở máy lớn nhất trên trục động cơ Mmax = 169 (N.m) - Mômen... hc mỏy trc = 142,7 (N) = 14,27 (KG.m) Mômen phanh đã chọn Mph = 20KG.m > 14,27 KG.m Kết luận: Phanh đã chọn đảm bảo yêu cầu làm việc 2.9 Tính toán các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển 2.9.1 Trục bánh dấn Bánh xe đợc lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt ở trên ổ lăn trong các hộp trục do đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn ứng suất sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng suất do tính... 626666, 67( N ) : Tổng áp lực tác dụng lên bánh dẫn khi không có vật nâng 12 + f = 0,015 : Hệ số ma sat ổ trục bánh xe + = 0,12 : Hệ số bám cần trục di chuyển trên ray làm việc ở ngoài trời + d = 120(mm) : đờng kinh trục bánh xe + g = 9,81m/s2 : Gia tốc trọng trờng + J mo = 2,14(m / s 2 ) : gia tốc mở máy Vậy ta có K = Gd 626666, 67.0,12 = = 1, 2033 > 1, 2 o J m 39203,5 626666, 67.0, 015 120 + 940000... ta chọn i2 = 3,15 Vậy tỷ số truyền thực tế của cơ cấu di chuyển i = i1 i2 = 13,6 3,15 = 42,84 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Bộ truyền thiết kế là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (=0) Ta sẽ thiết bộ truyền theo yêu cầu có khoảng cách trục a = 300 mm Xác định các thông số ăn khớp - Mô đun m tính theo m = 0,02 a = 6 Số răng các bánh: Z1 = Bánh nhỏ: 2a w 2.300 = = 24,09 m(i + 1) 6.(3,15... Hệ số bám của bánh xe vào ray f: hệ số ms trong ổ trục Bảng 3-8 f=0,015 d = 100 (mm) : đờng kính ngõng trục Dbx500 (mm): đờng kính bánh xe Wt 0 : tổng lực cản tĩnh của cần trục Wt 0 = 38778,5 (N) J o max = 9,81 602592.0,12 100 + 602592.0, 015 39203,5 940000 1, 2 500 = 0,24(m/s2) SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 14 Thit k mụn hc mỏy trc - Thời gian mở máy tơng ứng với gia tốc cho phép trên là: tm0 =... (Nm) < M m = 430,32 (Nm) Kết luận vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám SV: Nguyn c Huy MSV: 45598 15 Thit k mụn hc mỏy trc *Kiểm tra hệ số an toàn bám thực tế Thời gian mở máy thực tế khi không có vật:[1] (Gi D 2i ).n1 Go Dbx 2 n1 t = + 375.( M m M to ) 375.( M m M to ).idc 2 dc o m Trong đó + (G D i 2 i ) : là tổng số momen quán tính các chi tiết máy quay trên trục 1, (Nm 2) (G D... hc mỏy trc n= n nT n +n 2 T 2 = 1,988.17,9 1,9882 + 17,92 = 1,975 > [n]-= 1,5 Vậy trục thoả mãn điều kiện bền mỏi 2.9.2 đỡ trục bánh xe Mỗi ổ có thể chịu tác dụng của các lực lớn nhất sau: - Tải trọng đứng (hớng kính) do trọng lợng xe lăn và vật nâng R1 = Pmax 150648 = = 75324 ( N ) 2 2 - Tải trọng dọc trục khi cần trục bị lệch, tải trọng này quy ớc tính bằng 10% tải trọng lên bánh xe A = 0,1 Pmax... các chi tiết máy quay trên trục 1 + Go = 940000(N) : trọng lợng toàn bộ cần trục không kể hàng + Dbx = 0,5(m) : đờng kính bánh xe + idc : tỷ số truyền của cơ cấu di chuyển, idc = 42,84 + dc : hiệu suất của cơ cấu di chuyển, dc = 0,85 [1] + Wtk = 39203(kW) : momen cản tĩnh của cơ cấu di chuyển khi không có hàng + n1 = 915 (v/ph) : Tốc độ quay của động cơ + Mm = Mmt = 424,8 (Nm), momen mở máy của tất...Thit k mụn hc mỏy trc Công thức 3-40: k t Wms = (G 0 + Q) 2à + fd D bx G0: trọng lợng cần trục G0= 940000 N Dbx: đờng kính bánh xe DBX = 500mm d: đờng kính ngõng trục d = 100mm à: hệ số ma sát lăn (bảng 3-7) à = 0,6 mm f: hệ số ma sát trong ổ trục (bảng 3-8)f = 0,015 wms = 940000 (2.0,6 + 0,015 100)/ 500 = 5076 N *Lực cản do góc nghiêng của đờng Wng = G0 sin Với