máy nâng chuyển thủy lực

THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG DẪN ĐỘNG BẰNG MÁY Biến đề số 07 Các thông số thiết kế điều kiện làm việc cấu + Trọng lượng vật nâng : Q = 8000 kg + Chiều cao nâng : H = 50 (m) + Vận tốc nâng: : = 0,9 m/s + Chế độ làm việc : nặng + Điều kiện làm việc : trời + Loại thiết bị phanh hãm : khoá dừng bi đũa Chọn dây treo vật: a Phân tích ưu nhược điểm loại dây treo vật +/ Xích hàn : *.Ưu điểm : - Khi làm việc mềm tất phương - Làm việc ổn định, không gây tiếng ồn vận tốc nhỏ Vn < 0,1m/s * Nhược điểm: - Nặng cáp nhiều - Làm việc với độ tin cậy thấp, dễ bị đứt đột ngột ứng suất tập trung mối hàn - Vận tốc nâng cho phép nhỏ [Vn] = 0,1 m/s → Phạm vi sử dụng hẹp +/Xích lề: *.Ưu điểm: - Nhẹ xích hàn - Làm việc với độ tin cậy cao xích hàn - Vận tốc làm việc cho phép cao xích hàn [Vn ] = 0,25 m/s * Nhược điểm: - Chế tạo phức tạp - Chỉ uốn theo phương - Dễ bị hư hỏng mòn chốt xích +/ Cáp xích: * Ưu điểm : - Có trọng lượng riêng nhỏ - Có độ mềm tất phương - Làm việc êm vận tốc - Không bị đứt bất ngờ … *.Nhược điểm -Cáp thép phải với tang có kích thước cồng kềnh b Kết luận chọn loại dây Theo phân tích trên, dựa vào thông số thiết kế yêu cầu Vn = 0,9 m/s , chế độ làm việc nặng Ta tiến hành chọn loại dây cáp thép Do dây cáp thép có nhiều ưu điểm như: có độ mền cao, dễ uốn cong, làm việc ổn định, êm dịu, đảm bảo độ bền lâu an toàn sử dụng, trọng lượng riêng nhỏ, giá thành thấp,… Hơn nữa, chế độ làm việc nặng, trọng lượng vật nâng, chiều cao nâng vận tốc nâng tương đối lớn nên ta chọn loại dây treo vật dây cáp thép (có giới hạn bền cao,mền dẻo,…) Ta chọn loại cáp bện xuôi đồng thời lõi thép tẩm dầu để chống gỉ 2) Chọn sơ đồ treo vật: - Chọn cấu nâng dẫn động máy, có palăng: sơ đồ hình vẽ: 1 Bộ phận mang tải Dây cáp thép Palăng Tang Hộp giảm tốc( phận truyền động) Khóa dừng bi đũa Động cơ( phần dẫn động) Thiết bị hạn chế chiều cao nâng - Chọn bội suất palăng: Theo thông số thiết kế yêu cầu vận tốc nâng v = 0,9 m/s chiều cao nâng H = 50 m, lực nâng Q = 8000 Kg Như ta cần chọn bội suất palăng phù hợp để giảm lực căng tác dụng lên dây cáp nhằm giảm kích thước dây cáp qua kéo theo cấu khác giảm kích thước làm cho cấu may giảm cồng kềnh Đồng thời phải đảm bảo dây cáp không dài dẫn đến tang phải chế tạo với đường kính chiều dài lớn Để có kết cấu hợp lý ta chọn bội số palăng a = (do Q = 8000Kg) Với sơ đồ hình vẽ ta có nhánh cáp từ tang vắt qua ròng rọc động, đầu kẹp chặt vào trục ròng rọc cố định Xác định lực căng dây lớn Smax : Trên nhánh dây vào tang Lực căng nhánh cáp vào tang tính theo công thức: Q.g Smax = S1 = a.η p Trong đó: Q: Trọng lượng vật nâng (Kg) a : Bội suất palăng cáp ηa: Hiệu suất hệ palăng cáp S1 S2 S3 S4 Q Xác định hiệu suất hệ palăng cáp ηa: theo sơ đồ ta có: a=4 m=n+1=4 ⇒ ηa = + η r + η r2 a Với: ηr hiệu suất dòng dọc Tra bảng 82 [Bài tập chi tiết máy nâng hạ vận chuyển] ta có: ηr = 0,95 ⇒ ηa = + η r + η r2 + 0,95 + 0,95 = = 0,713 a ⇒ Smax= Q.g 8000.9,8 = 27490 N = a.ηa 4.0,713 Tính toán chọn dây treo vật: * Tính chọn sơ đường kính sợi cáp Tra bảng 108 [Bài tập chi tiết máy nâng hạ vận chuyển] ta có - Chọn vật liệu làm cáp có giới hạn bền kéo σb = 150.107 (N/m2) Ứng suất kéo cho phép : [σk] = σb lấy [σk] = 150.107 N/m2 - Đường kính sơ sợi cáp chọn theo lực kéo phá hủy cáp S Lực căng tính toán dùng để chọn cáp S = Smax.k với k: hệ số an toàn cấu nâng máy Tra bảng 79 [Bài tập chi tiết máy nâng hạ vận chuyển] ta có: Với chế độ làm việc nặng ta chọn k = ⇒ S = Smax.k = 27490.6 = 164940 N = 164,94 KN Theo bảng 108 [Bài tập Chi tiết máy, máy nâng hạ vận chuyển] ГOCT 3070 – 55 Lực kéo đứt cáp vật liệu làm cáp thép có giới hạn bền σb = 150.107 (N/m2) 164 KN ứng với: diện tích mặt cắt ngang Fo = 128,32 (cm2) đường kính cáp Dc = 18,5 mm, đường kính sợi cáp d = 1,2 mm Vậy chọn đường kính cáp Dc= 18,5mm đường kính sợi cáp d = 1,2 mm - Trong cấu nâng dẫn động máy thường dùng thông dụng loại cáp kép có tiếp xúc đường sợi thép : loại TK-G-6 x19 +1 : bện xuôi, tao, tao có 19 sợi cáp, lõi mềm * Kiểm tra điều kiện bền cho sợi cáp Trong trình làm việc sợi cáp xuất trạng thái ứng suất phức tạp: ứng suất dập, ứng suất kéo, ứng suất uốn, ứng suất xoắn, Tuy nhiên ứng suất kéo uốn ảnh hưởng nhiều đến độ bền tuổi thọ dây cáp nên ta có công thức gần tính dây cáp: σ = σk +σu Với: σ k ứng suất kéo dây cáp σ u ứng suất uốn dây cáp - Ứng suất kéo sợi cáp : σk = S 164940 = πd 3,14.1,2 = 1280 N/mm2 i 6.19 4 - Ứng suất uốn sợi cáp : M d бu = W = E D r E mô đun đàn hồi vật liệu làm sợi cáp lấy E = 2.104 KN/cm2 = 2.103 N/mm2 Dr đường kính ròng rọc Đường kính nhỏ cho phép ròng rọc chọn theo công thức: Dr = ( 16 ÷ 30 ).DC → 296 mm ≤ Dr ≤ 555 mm Chọn đường kính ròng rọc Dr = 450 mm σu = 2.103 1,2 = 5,3 (N/mm2 ) 450 Ứng suất tương đương tính gần theo công thức : σtd = σk + σu = 1280 + 5,3 = 1285,3 (N/mm2 ) [σk] = 150.107 ( N/m2) =1500 N/ mm2 Như σtd < [σk] Sợi cáp đủ bền Dựa vào đặc điểm cấu nâng dẫn động điện, dựa vào đặc điểm số loại cáp thép trình bày giáo trình “Máy nâng chuyển – PGS.TS Trần Như Khuyên” Chọn cáp bện kép bện xuôi, có sợi tiếp xúc điểm (loại TK theo tiêu chuẩn Nga) bện từ tao, tao gồm 19 sợi bện theo chiều, bên có lõi mềm đay sợi Loại có ưu điểm mềm, dễ uốn qua tang nên độ bền cao mòn Nhược điểm loại tao dễ bị tở bị đứt cáp dễ bị xoắn đầu cáp để tự Nhưng kết cấu ta khắc phục tượng cách không treo vật trực tiếp mà treo gián tiếp qua palăng, nên đầu dây kẹp chặt vị trí cố định Xác định kích thước phận cuộn dây dẫn hướng a Kính thước ròng rọc: Ròng rọc di động dùng thay đổi lực căng cáp, với chế độ làm việc nặng ta chọn loại ròng rọc đúc băng thép Đường kính ròng rọc nhỏ D r < 600 mm, chọn kết cấu ròng rọc đúc liền Do cấu làm việc trời tải trọng lớn nên ta dùng ổ lăn lắp vào moayơ ròng rọc Dùng ổ lăn có ưu điểm lực ma sát nhỏ, việc chăm sóc đơn giản đảm bảo làm việc tốt bền dùng ổ trượt nên dù giá thành có đắt ổ trượt chi phí khai thác khâu chăm sóc đơn giản đồng thời làm việc có hiệu Kết cấu ròng rọc thể hình vẽ: Góc nghiêng thành bên rãnh - Góc bao: α = 40o ÷ 60o Chọn α = 50o Chiều sâu rãnh: h = (2÷2,5)Dc  h = (37÷46,25)mm d Chọn h = 40 mm Đáy ròng rọc rãnh tròn có bán kính r h r r = (0,53÷0,6)dc  r = (9,805÷11,1)mm Dp Chọn r = 10mm Đường kính Dr ròng rọc xác định đảm bảo cáp không uốn nhiều không bị mài mòn nhanh nhằm kéo dài tuổi thọ cáp Đường kính Dr ròng rọc chọn theo đường kính cáp DC Dr ≥ (16 ÷ 30 ).DC = (296 ÷ 555 ) ⇒ chọn Dr = 450 mm * Xác định kích thước tang tời Tang tời dùng để cáp biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến để nâng hạ vật Do chiều cao nâng lớn hệ số palăng a= nên độ dài cáp vào tang lớn, nên dùng tang hình trụ có rãnh xoắn Do tang rãnh xoắn lớp cáp, tang tời có rãnh xoắn không bị chồng chéo lên nhau, tránh rối cáp lúc làm việc, dây cáp mòn so với dùng tang trơn - Vật liệu làm tang tời thông thường đúc gang C415-32 Có giới hạn bền σb = 565 (N/mm2 ) Ứng suất nén cho phép xác định theo công thức σn = σ b 565 = = 94,2 (N/mm2 ) ; k hệ số an toàn k - Kết cấu tang thể hình vẽ : δ q L Dt t e Đường kính tang tời chọn để sợi cáp vào tang không chịu ứng suất uốn lớn Thường chọn DT ≥ (16 ÷ 30 )DC ⇒ Chọn DT = 450 mm Bước rãnh xoắn: t = DC + (2- ) mm chọn t = 20 mm Bán kính rãnh xoắn: r = (0,6 ÷ 0,7).DC = (011,1 ÷ 12,95) ⇒ Chọn r = 12 mm Chiều sâu rãnh xoắn e < r Chọn e = mm Chiều dài tang phải đủ đủ đoạn cáp làm việc tương ứng với chiều cao nâng yêu cầu đồng thời phải có vòng cáp dự trữ l.DC L = π ( D + D ) + (1,5 ÷ 2,0) DC c T Trong : l: chiều lớp cáp vào tang l = a.H = 4.50 = 200 m DC đường kính dây cáp DC = 18,5 mm DT đường kính tang DT = 450 mm (1,5 ÷ 2,0 ).DC đoạn dự trữ an toàn: chọn = 2.Dc ⇒L = 200.10 3.18,5 + 2.18,5 = 2552 mm 3,14.(18,5 + 450) Chiều dày tang rời chọn sơ theo công thức : δ = 0,02.DT + (6 ÷ 10) mm 15 mm ≤ δ ≤ 19 mm Chọn δ = 18 mm Trên gối đỡ trục tang lắp ổ lăn - Tính toán sức bền tang + Điều kiện làm việc tang : Thành tang chịu lực tổng hợp: nén, uốn xoắn + Trong tính toán bỏ qua ứng suất uốn xoắn, tính đến ứng suất nén Từ vòng tang lấy phần tử nhỏ hình quạt với góc cắt dα : Trên bề mặt phần tử nhỏ chịu lực tác dụng lực nén pháp tuyến dT ; dT = 2.S.sin da S Lực nén lên vòng tang : 2π ∫ T = 2S sin Coi sin dα da dT da da = ; T = 2ЛS 2 Áp suất bề mặt tang : q = S T F 10 8) Xác định tỷ số truyền * Tính toán tỉ số truyền HGT - Nếu bỏ qua ma sát dây cáp ròng rọc cố định, bỏ qua dãn dây số vòng quay cần thiết tang là: 60.V a 60.0,9.1000.4 n nt = π ( D + D ) = 3,14.(450 + 18,5) = 146,8 (v/p) r C - Tỉ số truyền hộp giảm tốc xác định theo công thức : n 2960 dc ihgt = n = 146,8 = 20,2 t * Lựa chọn hộp giảm tốc - Hộp giảm tốc chọn theo tỉ số truyền, tốc độ quay động : lấy giá trị tỉ số truyền gần tỉ số truyền vừa tính số vòng quay động chọn Ứng với chế độ làm việc động cơ, công suất trục vào hộp giảm tốc - Chọn hộp giảm tốc hộp giảm tốc bánh trụ cấp * Phân phối tỷ số truyền: ta có ihgt = in + ic Với in tỷ số truyền truyền bánh trụ thẳng cấp nhanh ic tỷ số truyền truyền bánh trụ thẳng cấp chậm Với hộp giảm tốc bánh trụ cấp ta thường chọn in = (1,2 ÷ 1,3)ic Ta chọn in = 1,2ic → in = 5,05 ic = * Chọn truyền hộp giảm tốc: - Các truyền hộp giảm tốc tính toán, lựa chọn cho đảm bảo điều kiện bền đảm bảo tỉ số truyền hộp giảm tốc 14 * Việc tính toán thiết kế truyền hộp giam tốc kiểm tra điều kiện bền dựa sở tài liệu: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp& Nguyễn Văn Lẫm-NXBGD-2004] Sau số bước tính toán chính: - Bộ truyền bánh trụ cấp nhanh: + Thông số tính toán: Công suất: N = 100 (KW) Tỷ số truyền: in = 5,05 số vòng quay: n1 = 2960 (v/p), n2 = 586 (v/p) + Vật liệu chế tạo bánh : Bánh nhỏ: Thép 50 thường hóa có σ b1 = 620 N/mm2, σ ch1 = 320 N/mm2, HB1=230 Bánh lớn: Thép 45 Π thường hóa: σ b = 550 N/mm2, σ ch = 320 N/mm2, HB2=180 + Xác định ứng suất cho phép: Bánh nhỏ: [σtx]1 = 2,6.230 = 598 N/mm2 Bánh lớn: [σtx]2 = 2,6.180 = 468 N/mm2  1,05.10  K N  + Xác định khoảng cách trục A: A ≥ ( in + 1).3   [ ] σ i  tx n  ψ A n2 Trong đó: ψ A hệ số bề rộng ψ A = b , sơ chọn ψ A = 0,4 A K: Hệ số tải trọng, sơ chọn K = 1,4 b : Bề rộng bánh  1,05.10 → A ≥ ( in + 1).3   [σ tx ] in  K N   ψ n = (5,05 +1) A   1,05.10  1,4.100 = 289 mm    468.5,05  0,4.586 → Chọn A = 290 mm + Tính vận tốc bánh chọn cấp xác chế tạo: 2π A.n1 2.3,14.290.2960 Có: v = 60000.(i + 1) = 60000.(5,05 + 1) = 14,85 m/s n Tra bảng 3.11: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] 15 Chọn cấp xác + Định xác hệ số tải trọng k khoảng cách trục A Có hệ số tập trung tải trọng Ktt = 1,1 Tra bảng 3.13: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] Ta có hệ số tải trọng động: Kđ = 1,3 → Hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,1.1,3 = 1,43 Giá trị không sai khác nhiều so với giá trị chọn sơ nên khoảng cách trục A = 290 mm + Xác định mô đun ăn khớp, số chiều rộng bánh răng: • Mô đun ăn khớp mn = (0,01 ÷ 0,02)A = 2,9 ÷ 5,8 Tra bảng 3.1: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] Quy chuẩn → chọn mn = 3,5 2A 2.290 • Số răng: Bánh nhỏ: Z1 = m ( i + 1) = = 27,4 3,5.( 5,05 + 1) n n → chọn Z1 = 28 Bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 5,05.28 = 141,4 → chọn Z2 = 142 Bề rộng bánh răng: b = ψ A A = 0,4.290 = 116 mm - Bộ truyền bánh trụ cấp chậm: + Thông số tính toán: Công suất: N = 100 (KW) Tỷ số truyền: in = số vòng quay: n1 = 586 (v/p), n2 = 146,5 (v/p) + Vật liệu chế tạo bánh : Bánh nhỏ: Thép 50 thường hóa có σ b1 = 620 N/mm2, σ ch1 = 320 N/mm2, HB1=230 Bánh lớn: Thép 45 Π thường hóa: σ b = 550 N/mm2, σ ch = 320 N/mm2, HB2=180 + Xác định ứng suất cho phép: 16 Bánh nhỏ: [σtx]1 = 2,6.230 = 598 N/mm2 Bánh lớn: [σtx]2 = 2,6.180 = 468 N/mm2  1,05.10 + Xác định khoảng cách trục A: A ≥ ( ic + 1).3   [σ tx ] ic Trong đó: ψ A hệ số bề rộng ψ A =  K N   ψ n A  b , sơ chọn ψ A = 0,4 A K: Hệ số tải trọng, sơ chọn K = 1,4 b : Bề rộng bánh  1,05.10 → A ≥ ( ic + 1)   [σ tx ] ic  K N   ψ n = (4 +1) A   1,05.10   468.4  1,4.100 = 455 mm   0,4.146,5 → Chọn A = 455 mm + Tính vận tốc bánh chọn cấp xác chế tạo: 2π A.n1 2.3,14.455.586 Có: v = 60000.(i + 1) = 60000.(4 + 1) = 5,6 m/s c Tra bảng 3.11: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] Chọn cấp xác + Định xác hệ số tải trọng k khoảng cách trục A Có hệ số tập trung tải trọng Ktt = 1,1 Tra bảng 3.13: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] Ta có hệ số tải trọng động: Kđ = 1,5 → Hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,1.1,5 = 1,65 Giá trị sai khác nhiều so với giá trị chọn sơ nên khoảng cách trục A = 455 1,65 = 480,6 mm → chọn A = 480 mm 1,4 + Xác định mô đun ăn khớp, số chiều rộng bánh răng: • Mô đun ăn khớp mn = (0,01 ÷ 0,02)A = 4,8 ÷ 9,6 17 Tra bảng 3.1: [Thiết kế Chi tiết máy- Nguyễn Trọng Hiêp – NXBGD - 2004] Quy chuẩn → chọn mn = 2A 2.480 • Số răng: Bánh nhỏ: Z1 = m ( i + 1) = = 38,4 5.( + 1) n c → chọn Z1 = 39 Bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 4.39 = 156 → chọn Z2 = 156 Bề rộng bánh răng: b = ψ A A = 0,4.480 = 192 mm Vậy ta có thông số truyền hộp giảm tốc: Thông số Mô đun ăn khớp Số Góc ăn khớp Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng chân Chiều rộng Bộ truyền cấp nhanh 3,5 Z1 = 28 Z2 = 142 α = 20 d1 = 98 mm d2 = 497 mm di1 = 105 mm di2 = 504 mm de1 = 91 mm de2 = 490 mm b = 116 mm Bộ truyền cấp chậm Z1 = 39 Z2 = 156 α = 20 d1 = 195 mm d2 = 780 mm di1 = 205 mm di2 = 790 mm de1 = 185 mm de2 = 770 mm b = 192 mm Tính toán kiểm tra trình làm việc cấu nâng a Quá trình khởi động Mômen khởi động Mkd = Mct + Md1 + Md2 • Mkd mômen khởi động • Mct mômen cản tĩnh • Md1 mômen quán tính khối lượng chuyển động tịnh tiến • Md2 mômen quán tính khối lượng quay sinh đưa trục động Ta có - Mô men cản tĩnh nâng vật quy đổi trục động cơ: 18 Mct = Q.g.D0 N.m 2.i.η i: tỷ số truyền cấu, i = a.ihgt = 4.20,2 = 80,8 η hiệu suất chung hệ thống η = 0,86 D0 đường kính tính toán tang D0 = 468,5 mm 8000.9,81.468,5.10 −3 → Mct = = 265 N.m 2.80,8.0,86 - Mô men quán tính khối lượng chuyển động tịnh tiến quy đổi trục động xác định theo công thức : Md1 = Q.D0 j j : gia tốc vật nâng m/s2 j = t kd 2.i.η g tkd thời gian khởi động - Thời gian khởi động có ảnh hưởng lớn đến trình làm việc động - Nếu thời gian khởi động nhỏ quá, động nhanh đạt đến số vòng cực đại, gây biến đôi gia tốc nhanh, gây lực quán tính tác động vào động Động chịu tác động tải trọng thay đổi, nên động dễ bị tải, dẫn đến chết máy - Nếu thời gian khởi động dài, Điện áp khởi động cao, nên dễ gây sụt áp mạng điện , gây tổn thất kinh tế - Theo kinh nghiệm tkd = (3 ÷ 5)s Chọn tkd = s chọn tkd = 3s => 0,9 j= t = = 0,3 m/s2 kd Ta có từ (2.96) momen Md1 = Q.D0 v n 8000.9,81.468,5.10 −3.0,9 = = N.m 2.i.η g t kd 2.80,8.0,86.9,81.3 - Mô men quán tính khối lượng chuyển động quay quy đổi trục động : Md2 = C.Jo ε Jo: mômen quán tính trục quay khối 19 lượng trục dẫn ε : gia tốc góc C hệ số kể đến ảnh hưởng mô men trục quán tính quy đổi trục động có C = (1,1 ÷ 1,2 ) chọn C = 1,2 ε= ω π ndc π 2960 = = = 103 (1/s2) t kd 30.t kd 30.3 ∑ ( G D ) Jo = i i 4g Gi, Di : khối lượng đường kính quán tính khối lượng quay thứ i trục dẫn Mô men lực quán tính gây trục trung gian đưa trục động 10 ÷ 20 % giá trị mômen lực quán tính khối lượng trục động Do thực tế người ta tính mômen lực quán tính khối lượng quay trục động gây ra, nhân với hệ số c = 1,2 để xét ảnh hưởng trục trung gian Xác định G1 D1: Trục dẫn trục nối từ động sang hộp giảm tốc thông qua khớp nối Trên trục dẫn khối lượng quay bao gồm : khối lượng roto động cơ, khối lượng bánh nhỏ cấp chậm Để đơn giản tính toán, Groto Gbr = Vbr γ = 874540.10-9.7850 = 6,865 kg ∑ ( G D ) Jo = i i 4g 6,865.(98.10 −3 ) = = 1,68.10-3 4.9,81 → Md2 = C.Jo ε = 1,2 1,68.10-3.103 = 0,2 (N.m) Vậy mômen khởi động động là: Mkd = Mct + Md1 + Md2 = 265 + + 0,2 = 273,2 N.m Mô men định mức động chọn : Mdm = 9,55.10 100 = 322635 (Nmm) 2960 Mô men mở máy động chọn: Mkd = 1,7.Mdm =1,7.322635 = 548480 (Nmm) = 548,48 N.m Vậy điều kiện mở máy (khởi động) thỏa mãn b Quá trình phanh dừng lại: Ở giai đoạn vật nâng sinh lực quán tính tốc độ vật nâng biến đổi từ vận tốc làm việc Quá trình phanh trình ngược lại với trình khởi động tương tự tính toán phương trình chuyển động cấu thời kỳ phanh dạng chung sau: Mph = Mct’ + Md1’ + Md2’ Phanh đặt trục dẫn tương tự ta có: → Mct ’ 8000.9,81.468,5.10 −3 = Mct = = 265 N.m 2.80,8.0,86 Q.D0 v n 8000.9,81.468,5.10 −3.0,9 = M’đ1 = = 2.i.η g t kd 2.80,8.0,86.9,81.3 2.i.η g Q.D0 j 21 Với tPH thời gian phanh + Chọn thời gian phanh : - Thời gian phanh ảnh hưởng lớn đến làm việc cấu mà còn ảnh đến độ an toàn người điều khiển cấu - Thời gian phanh không chọn thấp quá, chọn thời gian phanh thấp gây thay đổi gia tốc lớn cho vật nâng, dẫn đến sinh lực quán tính lớn tác động vào động cơ, động chịu tải trọng thay đổi đột dẫn tới tải cho động - Thời gian phanh không chọn lớn quá, chọn lớn quá, kéo dài thời gian trình dừng vật Điều dễ dẫn đến nguy hiểm cho người sử dụng - Theo kinh nghiệm tph = (3 ÷ )s , chọn tph = 4s → M’đ1 Q.D0 v n 8000.9,81.468,5.10 −3.0,9 = = = N.m 2.i.η g t kd 2.80,8.0,86.9,81.4 Hoàn toàn tương tự ta có: M’đ2 = Mđ2 = C.J0 ε 1,2 1,68.10-3.103 = 0,2 (N.m) - Mô men phanh tổng cộng : Mph = Mct’ + Md1’ + Md2’ = 265 + + 0,2 = 271,2 N.m - Mô men phanh cần thiết để cấu an toàn: Mph = β M0 M0 mô men tĩnh trục đặt phanh - Trục đặt phanh trục dẫn Trục dẫn nối với trục động thông qua khớp nối Hiệu suất khớp nối η = 1, nên coi mô men tĩnh trục dẫn với mô men định mức trục động M0 = Mdm = 322635 (Nmm) β hệ số an toàn phanh, chọn β = Mph = 2.322635 = 645270 Nmm = 645,27 N.m Vậy ta lấy Mph =645,27 Nm để tính toán phanh 10.Lựa chọn tính toán thiết bị phanh hãm : 22 Tất cấu nâng cần phải có thiết bị phanh hãm, cấu có động làm việc với vận tốc cao Phanh dùng để dừng vật giữ vật trạng thái treo điều chỉnh vận tốc nâng hạ theo yêu cầu, cấu khác cần dừng vật vị trí Có nhiều thiết bị phanh hãm với chức khác có đặc điểm ưu nhược điểm riêng tất chúng phải đạt yêu cầu chung thiết bị phanh hãm, là: - Phanh phải có mômen phanh đủ lớn với điều kiện làm việc cho trước phanh - Đóng mở phanh nhanh nhậy với độ xác cao - Đảm bảo độ bền chi tiết phanh, đặc biệt bề mặt làm việc bị mòn - Dễ kiểm tra, điều chỉnh thay chi tiết bị mòn - Kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, dễ chế tạo giá thành hạ Một số thiết bị phanh hãm sau: 1- Cơ cấu bánh cóc: Là thiết bị có tác dụng khóa dừng dùng phổ biến Nó có đặc điểm kết cấu đơn giản, an toàn Công dụng giữ vật trạng thái treo, thực cách hãm trục cấu không cho quay theo chiều ngược lại 2- Cơ cấu khóa dừng bi đũa: Khóa dừng bi đũa quay theo chiều định Nó thường sử dụng cấu nâng hạ cần cần trục, máy xúc với mục đích hạn chế tốc độ quay tời hạ cần, đảm bảo tốc độ hạ cần nhỏ, an toàn, kể phanh giữ cần bị hỏng Thiết bị đảm bảo cho cần không bị rơi tự 3- Phanh má điện từ: Là loại phanh thường đóng Phanh má điện từ có ưu điểm là: hiệu suất cao, đóng mở nhanh nhậy, nhỏ gọn, trọng lượng quán tính bé 23 Nó có nhược điểm là: tỉ số truyền hệ tay đòn không lớn nên khó tạo mômen phanh lớn không điều chỉnh tốc độ hút nam châm nên trình phanh xảy không êm dịu 4- Phanh má với đẩy thủy lực: Là loại phanh thường đóng Phanh má với đẩy thủy lực có nhược điểm phanh má điện từ đồng thời khắc phục nhược điểm phanh má điện từ nên trình phanh xảy êm dịu không bị giật Loại ngày sử dụng rộng rãi 5- Phanh đai đơn giản: Chỉ dùng cấu có mômen phanh không đổi chiều 6- Phanh đai vi sai: Chỉ dùng cấu có mômen phanh không đổi chiều 7- Phanh đai hai chiều: Chỉ dùng cho cấu có mômen phanh đổi chiều cấu có mômen phanh không đổi chiều dùng phanh lợi lực điều khiển lớn gấp lần so với dùng phanh đai đơn giản 8- Phanh áp trục hình nón 9- Phanh áp trục loại đĩa 10- Phanh tự động có bề mặt ma sát không tách rời: Sử dụng cấu nâng có truyền động trục vít Nó tự động phanh tác động vật nâng, không cần phải điều khiển, có khả tự động điều chỉnh mômen phanh lực làm việc K theo thay đổi trọng lượng vật nâng Nhược điểm loại phanh cần phải tiêu hao lượng hạ vật 11- Phanh tự động có mặt ma sát tách rời: Phanh đặt trục cấu nâng dẫn động tay dẫn động máy có dùng hệ thống truyền động bánh Loại phanh có ưu điểm hạ vật không tiêu hao lượng nhiều phanh tự động có ma sát không tách rời Dựa đặc điểm hệ thống phanh yêu cầu đặt cấu nâng ta chọn cấu phanh hãm loại “ khóa dừng bi đũa ” 24 Sơ đồ nguyên lý cấu tạo sơ đồ tính toán khóa dừng bi đũa: - Chọn thiết bị phanh hãm : Khoá dừng bi đũa - Sơ đồ nguyên lý cấu tạo sơ đồ tính toán : Hoạt động phanh Trên trục lắp then với đĩa chủ động có cắt cạnh cạnh, cạnh có mặt cát vát vuông góc với Trên rãnh đặt viên bi đũa Để đảm bảo cho bi đũa bị đẩy vào khe hẹp, người ta bố trí lò xo tì lên viên bi Khi trục đĩa chủ động quay theo chiều vật nâng (ngược chiều kim đồng hồ) viên bi không bi kẹt vào khe hẹp vành đĩa 4, vật nâng lên Khi kết thúc trình nâng vật tác dụng trọng lượng thân vật nâng, trục có xu hướng quay chiều kim đồng hồ Lúc viên bi bị dồn vào khe hẹp,làm cho đĩa trục dừng lại giữ vật tư treo Vành đứng yên Tính toán phanh Điều kiện làm việc: để khóa dừng bi đũa làm việc an toàn hợp lực ma sát T mặt tiếp xúc bi đũa phải lớn hợp lực S: T≥ R S= 2.N0 sin α α T= 2.N0 f.cos R Vậy : 2.N0 f.cos No Nof α α ≥ 2.N0 sin 2 Nof 25 No R α →tg α ≤ tg ρ hay α ≤ ρ Với ρ góc ma sát lăn vành Tính thiết kế phanh Lực ép N0 bề mặt bi đũa xác định theo mômen phanh dừng M d lăn bị kẹt Md tính theo công thức : Md = Mph β β - hệ số an toàn mômen dừng, ( β = 1,2 ÷ 1,4 ) Chọn β =1,3 Mph = 645,27 N.m Do : Md = 1,3.645,27 = 838,85 Nm Mặt khác mômen dừng lực ma sát sinh bằng: Md = F z.D F- lực ma sát viên bi F = No.f (N) Z- số viên bi chọn Z = D- đường kính vành 2, chọn D = 30 cm f: - hệ số ma sát Tra bảng 85 [Bài tập chi tiết máy nâng hạ vận chuyển - Đỗ Hữu Quyết - Trần Nhị Hường] → Chọn f = 0,15 → Md = 2.M ph β 2M d F z.D N f z D = = ↔ N0 = f z.D f z.D Chọn vật liệu chế tạo phanh khoá dừng bi đũa thép Dự kiến đường kính bi < 10 mm Tra bảng 59 [Bài tập máy nâng hạ, vận chuyên] Ta có: σb = 470 N/mm2 ; Thường lấy: [σn] = 0,45.σb = 0,45.470 = 211,5 N/mm2 Viên bi chịu nén với lực ép N0 ; Ta có điều kiện bền: σN = N0 N0 = ≤ [σN ] A dl Với A: diện tích tiết diện chịu nén A= d.l 26 d: Đường kính lăn l: Chiều dài lăn → N0 = [σn ] d.l = d.l = 2.M ph β → d.l = f z.D 2.M ph β f z.D.σ n 2.645,27.1,3 = 440 0,15.4.30.10 −3.211,5 Như xác định kích thước lăn ta chọn trước d l Để đảm bảo điều kiện bền dễ dàng chế tạo ta chon: d =8 mm, l = 55 mm góc ma sát ρ thép : ρ = 14 ÷ 17 Chọn ρ = 15° → α ≤ ρ = 2.15º = 30° Chọn α = 30°; α: Góc xác định vị trí lăn Ta có bảng kết DC =18,5 mm, σ b = 150.10 N/m2 d = 1,2 mm 27490 N Dr = 450 mm Dt = 450 mm Mtg = 67,8.105 n.mm N = 100 KW Chọn cáp TK × 19 +1 Lực căng lớn Smax Đường kính Ròng rọc Đường kính tang Mômen trục tang Mtg Chọn động AO2-92-2 27 n = 2960 v/p η = 91,5% Z1 =28 Z2 =142 Cấp nhanh Thông số hộp giảm tốc Cấp chậm D1 = 98 mm d2 = 497 mm α = 200 Z1 =39 b = 116 mm Z2 =156 D1 = 195 mm d2 = 780 mm α = 200 b = 192 mm 548,48 N.m 645,27 N.m Đường kính vành D = 30mm Đường kính viên bi d = 8mm Chiều dài bi l = 55 mm Vị trí lăn α = 300 Mômen khởi động Mkd Mômen phanh Mph Các thông số phanh khoá dừng bi đũa 28 ... chọn theo lực kéo phá hủy cáp S Lực căng tính toán dùng để chọn cáp S = Smax.k với k: hệ số an toàn cấu nâng máy Tra bảng 79 [Bài tập chi tiết máy nâng hạ vận chuyển] ta có: Với chế độ làm việc... Đặc điểm làm việc cấu nâng : Cơ cấu nâng làm việc qua giai đoạn chủ yếu : 12 Giai đoạn khởi động: Lực cản không bao gồm trọng lượng vật nâng mà bao gồm lực quán tính sinh nâng vật từ trạng thái... = Smax.k = 27490.6 = 164940 N = 164,94 KN Theo bảng 108 [Bài tập Chi tiết máy, máy nâng hạ vận chuyển] ГOCT 3070 – 55 Lực kéo đứt cáp vật liệu làm cáp thép có giới hạn bền σb = 150.107 (N/m2)