1. Trang chủ
  2. » Kỹ Thuật - Công Nghệ

Tính toán thiết kế máy lu đất

51 218 0

Đang tải... (xem toàn văn)

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

THÔNG TIN TÀI LIỆU

Thông tin cơ bản

Định dạng
Số trang 51
Dung lượng 370 KB

Nội dung

I. Vai trò công dụng của lu trong công tác đất : Lu thường được sử dụng rộng rảI tong các công trình giao thông, các sân bay, bến cảng. Đất sau khi được đào đắp dùng làm nền cho các công trình thường không đảm bảo độ bền chắc cần thiết.Do vậy cần đầm lèn hoặc tự nhiên hoặc nhân tạo.Nếu đầm lèn nhân tạo thì sử dụng chủ yếu là lu.Đặc biệt là lu tĩnh bánh thép ,lu rung. Nhờ đầm lèn mà đất bị biến dạng và được lèn chặt đạt độ ổn định yêu cầu .Bản chất của việc đầm lèn nhân tạo là tác dụng ngoại lực để phá vỡ các liên kết làm cho cá lỗ hổng giữa các phần từ đất chứa không khí không còn nữa, các phần tử đất được xắp xếp lại sát nhâu hơn. II. Các loại lu thường sử dụng: Tuỳ theo phương pháp đầm lèn và yêu cácầu cácông tácác đầm lèn người ta chia ra các loại : + Đầm lèn do lực tĩnh : + Lu tĩnh bánh thép + Lu chân cừu + Lu bánh hơi + Đầm lèn do rung động : Bao gồm các loại lu rung của các hãng khác nhau Hiện này có nhiều loại lu từ các nước khác nhau du nhập vào nước ta như : Liên xô cũ Đức Trung quốc Nhật bản ở Việt nam cũng đã chế tạo được một số loại lu thiết khôngế theo mẫu Liên xô cũ như lu D8. Phần II: Tính toán thiết kế hệ thống lái Chương I : Lựa chọn hệ thống lái I. Sự cần thiết của hệ thống lái: Hệ thống lái cho phép lu thay đổi hướng chuyển động và quay vòng trong một số trường hợp như : Khi cần thay đổi vệt đầm lèn. Khi lựa tránh vật cản trên đường di chuyển. II. Các kiểu hệ thống lái thường gặp : Hệ thống lái có nhiều kiểu khác nhau song quy tụ lại có thể chia thành 2 loại chín sau: Kiểu chuyển động cơ khí. Kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực. Hiện nay kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực được dùng phổ biến hơn do có nhiều ưu việt hơn. III. Ưu nhược điểm và sự lựa chọn : Hệ thống chuyển động phải có tính ổn định cao về tính năng và kỹ thuật và đảm bảo cho máy hoạt động bình thường. Thoả mãn yêu cầu này ta chọn hệ thống chuyển động thuỷ l ực do có những ưu điểm cụ thể sau : Trọng lượng và kích thước bao quát của truyền động nhỏ hơn so với trọng lượng và kích thước của truyền động cơ khí và truyền động điện (Do bỏ bớt được một số thành phần như trục truyền, các hộp giảm tốc, khớp nối, dây cáp). Có khả năng tạo được tỷ số truyền lớn . Quán tính tryền động không lớn lắm bảo đảm cho nó có những tính chất động lực tốt, tăng độ bền lâu của máy khi đảo chiều quay, sức mở máy. Nâng cao được năng xuất máy do thời giam làm việc một chu kỳ giảm. Cho phép điều chỉnh vô cấp tốc độ bô công tác cho khả năng nâng cao hiệu xuất sử dụng động cơ dẫn động và đơn giản sự tự động hoá của động cơ và cải thiện được điều kiện làm việc của người điều khiển. Khi máy lu làm việc, điều khiển máy tiện lợi nhẹ nhàng. Người lái chỉ cần điều khiển cần gạt ở các van phân phối cho phép bố trí các cụm của hệ thống truyền động lái một cách tự do và hợp lý. Sử dụng được các cụm máy đã được tiêu chuẩn hoá và thống nhất hoá nên thuận lợi cho công tác sửa chữa và thay thế. có khả năng tự động bôi trơn bộ truyền tuy nhiên sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực cũng mắc phải các nhược điểm sau: Đòi hỏi phải chế tạo chính xác cao các bộ phận chi tiết thuỷ lực. Yêu cầu kín khít cao đặc biệt trong trường hợp cần áp suất lớn. Bẩn do dầu chảy và bụi bám vào. Chương II. Tính toán hệ thống thuỷ lực I. Sơ đồ hệ thống thuỷ lực : II. Xác định trường hợp bất lợi để tính toán : Để cơ cấu lái có thể hoạt động được trong các điều kiện và trong các trạng thái khác nhau cần tính toán hệ thống lái cho trường hợp bất lợi nhất. Tức là lực tính được cho xi lanh lái phải có giá trị lớn nhất. Cụ thể là : Xe đúng yên. Xe di chuyển trên nền đá dăm. Sự tiếp xúc giữa bánh xe và nền là tiếp xúc đường. vì khi xe di chuyển trên nền đá dăm hệ thống bám của bánh xe trên nền đường là lớn nhất b = 0,6 (Kẻ bảng về sự phụ thuộc của hệ số bám và các loại nền) III. Sơ đồ tính toán : Khi lái bánh dẫn hướng hịu các lực sau: Mô mem lái Mô mem lái do xi lanh lái thuỷ lực tạo ra. Mô mem cản do lực cản trượt xuất hiện trên bề mặt tiếp xúc. Các lực G12 đặt trên 2 gối. G1 do trọng lượng máy phân bố trên bánh trước. Các lực này sinh ra phản ứng q = G1l (l là chiều dài bánh lu đẫn hướng KGmm). IV. Tinh mô men lái Ml Bánh dẫn hướng có thể quay vòng được mô men lái thoả mãn BPT: V.Tính lực đẩy và hút cần thiết của xi lanh lái. Để có thể làm xoay bánh dẫn hướng thì xi lanh lái cần phải tạo ra lực p thoả mãn.BPT

Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Phần I : mở đầu Mở đầu I Vai trò công dụng lu công tác đất : Lu thờng đợc sử dụng rộng rảI tong công trình giao thông, sân bay, bến cảng Đất sau đợc đào đắp dùng làm cho công trình thờng không đảm bảo độ bền cần thiết.Do cần đầm lèn tự nhiên nhân tạo.Nếu đầm lèn nhân tạo sử dụng chủ yếu lu.Đặc biệt lu tĩnh bánh thép ,lu rung Nhờ đầm lèn mà đất bị biến dạng đợc lèn chặt đạt độ ổn định yêu cầu Bản chất việc đầm lèn nhân tạo tác dụng ngoại lực để phá vỡ liên kết làm cho cá lỗ hổng phần từ đất chứa không khí không nữa, phần tử đất đợc xắp xếp lại sát nhâu II Các loại lu thờng sử dụng: - Tuỳ theo phơng pháp đầm lèn yêu cácầu cácông tácác đầm lèn ngời ta chia loại : + Đầm lèn lực tĩnh : + Lu tĩnh bánh thép + Lu chân cừu + Lu bánh + Đầm lèn rung động : Bao gồm loại lu rung hãng khác Hiện có nhiều loại lu từ nớc khác du nhập vào nớc ta nh : - Liên xô cũ - Đức - Trung quốc - Nhật Việt nam chế tạo đợc số loại lu thiết khôngế theo mẫu Liên xô cũ nh lu D8 Phần II: Tính toán thiết kế hệ thống lái EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Chơng I : Lựa chọn hệ thống lái I Sự cần thiết hệ thống lái: Hệ thống lái cho phép lu thay đổi hớng chuyển động quay vòng số trờng hợp nh : - Khi cần thay đổi vệt đầm lèn - Khi lựa tránh vật cản đờng di chuyển II Các kiểu hệ thống lái thờng gặp : Hệ thống lái có nhiều kiểu khác song quy tụ lại chia thành loại chín sau: - Kiểu chuyển động khí - Kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lùc - HiƯn kiĨu l¸i sư dơng hƯ thèng truyền động thuỷ lực đợc dùng phổ biến có nhiều u việt III Ưu nhợc điểm lựa chọn : Hệ thống chuyển động phải có tính ổn định cao tính kỹ thuật đảm bảo cho máy hoạt động bình thờng Thoả mãn yêu cầu ta chọn hệ thống chuyển động thuỷ l ực có u điểm cụ thể sau : - Trọng lợng kích thớc bao quát truyền động nhỏ so với trọng lợng kích thớc truyền động khí truyền động điện (Do bỏ bớt đợc số thành phần nh trục truyền, hộp giảm tốc, khớp nối, dây cáp) - Có khả tạo đợc tỷ số truyền lớn - Quán tính tryền động không lớn bảo đảm cho có tính chất động lực tốt, tăng độ bền lâu máy đảo chiều quay, sức mở máy - Nâng cao đợc xuất máy thời giam làm việc chu kỳ giảm - Cho phép điều chỉnh vô cấp tốc độ bô công tác cho khả nâng cao hiệu xuất sử dụng động dẫn động đơn giản tự động hoá động cải thiện đợc điều kiện làm việc ngời điều khiển EBOOKBKMT.COM Cng ng kỹ thuật điện Việt Nam ThiÕt kÕ tèt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam - Khi máy lu làm việc, điều khiển máy tiện lợi nhẹ nhàng Ngời lái cần điều khiển cần gạt van phân phối cho phép bố trí cụm hệ thống truyền động lái cách tự hợp lý - Sử dụng đợc cụm máy đợc tiêu chuẩn hoá thống hoá nên thuận lợi cho công tác sửa chữa thay - có khả tự động bôi trơn truyền nhiên sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực mắc phải nhợc điểm sau: - Đòi hỏi phải chế tạo xác cao phận chi tiết thuỷ lực - Yêu cầu kín khít cao đặc biệt trờng hợp cần áp suất lớn - Bẩn dầu chảy bụi bám vào Chơng II Tính toán hệ thống thuỷ lực I Sơ đồ hệ thống thuỷ lực : II Xác định trờng hợp bất lợi để tính toán : Để cấu lái hoạt động đợc điều kiện trạng thái khác cần tính toán hệ thống lái cho trờng hợp bất lợi Tức lực tính đợc cho xi lanh lái phải có giá trị lớn Cụ thể : - Xe yên - Xe di chuyển đá dăm - Sự tiếp xúc bánh xe tiếp xúc đờng xe di chuyển đá dăm hệ thống bám bánh xe đờng lớn b = 0,6 (Kẻ bảng phụ thuộc hệ số bám loại nền) III Sơ đồ tính toán : Khi lái bánh dẫn hớng hịu lực sau: - Mô mem lái Mô mem lái xi lanh lái thuỷ lực tạo - Mô mem cản lực cản trợt xuất bề mặt tiếp xúc - Các lực G1/2 đặt gối G1 trọng lợng máy phân bố bánh tríc EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Các lực sinh phản ứng q = G 1/l (l chiều dài bánh lu đẫn hớng KG/mm) IV Tinh mô men lái Ml Bánh dẫn hớng quay vòng đợc mô men lái thoả mãn BPT: V.Tính lực đẩy hút cần thiết xi lanh lái Để làm xoay bánh dẫn hớng xi lanh lái cần phải tạo lực p thoả mãn.BPT VI.Tính kính quay vòng xe R Bán kính quay vòng xe R đợc tính theo CT: A - Khoảng cách trục trớc sau: A = 3375 ϕ - Gãc quay cđa b¸nh dÉn hớng = 490 VII Tính hành trình s xilanh : Theo sơ đồ tính toán hình có S = AB = 2AC = 2r Sin ϕ = x 200sin400 = 301,88 (m m) VIII.TÝnh vËn tèc dịch chuyển pittông lái Vận tốc di chuyển pittông xi lanh lái V phải đảm bảo máy quay vòng tốc độ di chuyển thiết kế cần có bánh máy Với: bánh =vxl/r vtốc góc b¸nh híng dÉn híng ω = v/R Vxl/r ≥ V/R ⇒ vËn tèc gãc cđa m¸y Vxl ≥ V.r /R øng víi vËn tèc di chun cđa m¸y V =V =2 km/h=555,56(mm/s) Và V =Vmax =3,96km/h =1100(mm/s).Ta tìm đợc Vxl nh sau: EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam ThiÕt kÕ tèt nghiƯp Sinh viªn : Quách Văn Nam V =Vmin =555,56(mm/s) r=200 mm/s R=2934mm V = Vmax=11000 mm/s R = 200 mm ⇒Vxl=Vxlmin=555,56.200/2934=37,87 1100 x 200 = 74,98 (mm / s ) 2934 VËy Vxl n»m kho¶ng : 37,87 => Pk = µ d 4ϕ 3,14 Pk = 200 = 5008 KG < 7885,78 KG 1,6 0,96 Không đạt yêu cầu ứng với trờng hợp kÐo : 4.Pk ϕ π.D µ k = ρd ηcxl => D = π.ρ d ηcxl 4ϕ = 7885,78 1,6 = (cm) = 90 3,14 200 0,96 (mm) KiÓm tra cho trêng hợp đẩy : Pd = d .D 4ϕ 3,14 = 200 = 12717 KG > 7885,78 => tho· m·n EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam ThiÕt kÕ tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Với D = 0,9 cm => d = D ϕ−1 ϕ => d = 1,6 − = 5,5 (cm) lÊy d = 1,6 5,5 (cm) = 55 (mm) Tõ ®ã trọn đợc xi lanh lái tiêu chuẩn có : Đờng kính pít tông D = 90 (mm) Đờng kính cán pít tông d = 55 (mm) X Tính chọn đờng ống : Khi tính toán đờng ống thuỷ lực cần quan tâm tới thông số sau : - - áp suất chất lỏng đờng ống Lu lợng chÊt láng Q VËn tèc chÊt láng di chuyÓn đờng ống V0 Ta có : áp suất đầu bơm = 20 MPa - Lu lỵng chÊt láng Qb = 29,3 (l/p) V0 tÝmh cho trờng hợp ống ống cao áp V0 = 10 ữ 15 m/s Tính cho trờng hợp ống ống thấp áp V0 = ữ m/s Tính cho đợn ống cao áp : Chọn đờng kính dn = 12 mm (Căn vào số ống dẫn thực tế) Với đờng kính xác định ta cần xác định đờng kính bề dầy ống ta thấy hệ thống thuỷ lực hoật động theo trạng thái áp lực thay đổi nên bề dày S tÝnh theo c«ng thøc S ≥ S0 + C víi S = ∆ρ.dn 2b.σ − ∆ρ ∆ρ : Độ chênh áp = Pmax Pmin = Pmax – (Pmin lÊy b»ng 0) => Pmax = Pô = 20 Mpa = 20 (N/mm) dn : Đờng kÝnh ngoµi cđa èng dÉn dn = 12 (mm) b : Hệ số đờng ống trạng thái biến đổi ¸p suÊt b = 0,6 ÷ chän b = σ2 : øng st bỊn cđa èng cÇn cã trạng thái biến đổi áp suất = 100 N/mm EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam => S = 20 x 12 = mm x 0,1 x 100 − 20 c Lợng điều chỉnh độ dày thực tế đờng ống để phù hợp với linh kiện Lấy c =  S ≥ S0 + c = mm  Dêng kÝnh cña èng dt = Dn – = 12 – = 10 mm • KiĨm nghiệm : - Các tính toán dn ≤ 1,6 dt 12 = 1,2 ≤ 1,6 => Kết áp dụng đợc 10 Tính cho đoạn ống hút : Có : Chọn đờng kính dn = 20 mm (Căn vào số ống dẫn thực tế) Cần xác định đờng kính dt vµ bỊ dµy s = s0 + c cđa èng T¬ng tù cã : S = mm => dt = dn + s = 22 mm d n 22 = = 1,1 1,6 nên không cần kiểm tra lại d t 20 Chơng III : Tính số chi tiết hệ thống lái: I Tính tay đòn lái : Tay đòn lái có nhiệm vụ truyền mô men xi lanh lái lái tạo xuống bánh dẫn hớng làm bánh quay Sơ cấu tạo tay đòn lái nh sau : Đa giản đồ tính toán : Có thể coi tay đòn lái nh công xon chịu lực (một đầu tự do, đầu liên kết ngàm) Lực P xi lanh lái toạ : P = 7885,78 KG tơng đơng 788857,8 N EBOOKBKMT.COM Cng ng k thuật điện Việt Nam ThiÕt kÕ tèt nghiÖp Sinh viên : Quách Văn Nam Các lực YA MA XA = 2.Xác định phần lực : Cã : ∑X = => XA = ∑Y = => YA – P = => YA = P = 78857,8 N ∑MA = => MA – P.l = => MA = P.l => MA = 78857,8 200 = 15771560 N.mm Xác định kích thớc tay đòn lái : Mặt cắt nguy hiểm mặt cắt A_A chịu mô men uốn lớn : M = Mmax = 15771560 N.mm Mặt cắt cần có mô men chèng uèn Wu tho¶ m·n: σu = M M ≤ [ σ ] u ⇒ Wct ≥ [ σ] u Wct [σ]u – øng suÊt uèn cho phÐp cña vËt liệu làm tay đòn lái lấy vật liệu thép CT3 => [σ]u = 16 N/mm M – M« men mặt cắt A_A, M = MA = 15771560 Wct Mô men chống uốn cần thiết mặt cắt A_A 15771560 = 985722,5 mm 16 Ta cần tìm giá trị mô men chống uốn mặt cắt nguyên W n = β Wct β - HƯ sè kĨ đến giảm yếu mặt cắt mối ghép Wct Wn=(1,15ữ 1,2)Wct=>Wn=1,2Wct (chọn = 1,2), (công thøc 3-3 T35) => Wn = 1,2 x 985722,5 = 1182867 mm3 Mô men chống uốn mặt cắt A_A tÝnh theo c«ng thøc : Wn = h.D21/6 Chän tríc D1 = 200 mm Ta tìm giá trị h: EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 10 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Xuất phát từ biểu đồ mô men(Đã vẽ phàn tính trục theo phơng pháp lực ): Ta tìm lai phản lực gối : Xét mô men tai mặt cắt 3_3có : -9750(95+508)+R1508 =285,51.=> R1=11573,88 Tơng tự ta có R4=R1=11573,88.N Xét mô men tạI mặt cắt 4_4 cã : -9750(95+508)+144)+R1(508+144) -R2144 =285,5108 =>R2=1823,88.T¬ng tù còng cã : ,R3=R2=1823,88 Nh tính đợc lực tác dụng vào trục nh sau: Từ sơ đồ ta thấy ổ phía trục chịu áp lực lớn R=R1=11573,88 N Ta tính chọn ổ Các ổ khác chọn loại để thuận tiện cho việc lắp giáp sử dụng 2.Tính chọn ổ: Đối với trục trớc cần phảI lắp ổ bi côn để có khả tự lựa (cho phép bánh tạo thành góc ngiêng với tiến hành làm mặt ®êng mui lun vµ chèng lùc däc trơcT xe bị ngiêng góc EBOOKBKMT.COM Cng ng kỹ thuật điện Việt Nam 37 ThiÕt kÕ tèt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam để chọn đợc ổ phù hợp ta cần tính hệ số khả làm việc C C=M(nh)0,3 Cbảng [CT 8_1 T158 TKCTM] n_số vßng quay cđa ỉ mét b»ng sè vßng quay bánh phút n đợc xác định dựa vào tốc độ di chuyển xe v= πn 30 v R⇒n= 30 πR Víi R b¸n kÝnh b¸nh xe tríc R=1000/2=500mm =0,5m V=1,1m/s n= 301,1 = 21v / p 3,14x0,5 h_Thêi gian lµm viƯc cđa ỉ lÊy thời hạn phục vụ ổ năm ,mỗi ngày ca, môĩ ca năm làm 300 ngày ; h=5x300x8=12000 h M_tảI trọng tác dụng lªn ỉ M=(KvR+mAt)knkt (CT 8_6 T159 TKCTM) m_HƯ sè ;m =1,8 (Tra bảng 8-2 ứng với ổ T161 TKCTM,ổ đũa nãn ) Kt_HƯ sè t¶I träng tÜnh kt=1.øng víi trêng hợp tảI trọng tĩnh (Bảng 8-4 T162) Kn_hệ số kể ®Õn ¶nh hëng cđa nhiƯt ®é kn=1 (B¶ng 8_4 T162 TKCTM) Kv_Hệ số kể đến ảnh hởng vòng hay vòng quay.kv=1,1(bảng 8.5 T162 ứng với ổ đũa ,vòng quay ) R_Lực hớng tâm tác dụng lên æ R=R1=11573,88 N = 1157,388 daN EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 38 ThiÕt kÕ tèt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam At_Lực chiề trục phụ thuộc góc ngiêng máy At =T+S1-S1+S2-S2=T(Theo sơ đồ) Theo phần tính toán tổng thể góc ngiêng tính đợc =120 Lực Q trọng lợng bánh trớc ,các phận có liên quan Q =3250 KG = 32500N =3250 daN(đã tính phần tríc ) =>T=Qsin120 =3250 sin 120 = 675,71  M= (1,1 x 1157,388 + 1,8 x 675,71 ) x x1 = 2489,4  C = M ( nh ) 0,3 = 2489,4 (21 x12000)0,3 = 103875,911 Tra bảng 18 P T 348 TKCTM Tơng ứng víi ®êng kÝnh ngâng trơc D= 65 chän tõ ỉ cã: Cb¶ng = 120000 BỊ réng ỉ B = 23 mm Đờng kính ngoàI D = 120 II Tính ổ sau: Sơ đồ tính ổ nh sau Chọn ổ bi đũa côn đoc chặn để chống lực dọc trục N N = Ps sin α Ps _ Träng lỵng máy phân bbố bánh sau EBOOKBKMT.COM Cng ng kỹ thuật điện Việt Nam 39 ThiÕt kÕ tèt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Ps = 6800 KG _ Góc nghiêng tối đa xe = 12 ( tÝnh ë phÇn tỉng thĨ )  N = 6800 x sin 120 = 1414 KG tơng ứng với 14140 N RA , RB , RC , RD phản lực gối Từ biểu đồ mô men ta xác định phản lực gối : Xét mô men tạI mặt cắt 1_1 có : 255 RA = 823 215 => RA = 823 215 / 255 = 14993 N RD = RA = 14993 ( Do kết cấu tảI trọng đối xứng ) Xét mô men tạI mặt cắt 3_3 có: (255 +120 ) RA – 120 RB = - 256 785 375 x 14993 – 120 RB = -256 785 => RB = RB = 375x14993 + 256785 = 48993N 120 T¬ng tù còng cã RB = RC = 48993 N Nh ổ tạI vị trí A & C chịu lực hớng tâm lớn Ta tính chọn ổ với trạng tháI chịu lực tạI B & C ổ tạI A & D chọn giống tạI B & C để thuận tiện sử dụng thay Hệ số khả làm việc ổ C tÝnh theo c«ng thhøc : C = Q ( nh ) 0,3 ( CT 8.1 T158 TKCTM ) n _số vòng quay bánh phút có: n= 30v / πR EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 40 ThiÕt kÕ tèt nghiÖp Sinh viên : Quách Văn Nam v _ vận tốc di chun Max cđa xe ( vËn tèc vång cđa b¸nh ) v= 1,1 (m/s) R _ b¸n kÝnh b¸nh xe R = 1600/ = 800 n= 30x1,1 = 13,1( v / p ) 3,14x0,8 h= 12000 giê (Theo phÇn tính ổ trục trớc ) TảI trọng tơng đơng Q : Q = (Kv R + m At ) kn kt (CT86T159 TKCTM ) HƯ sè t¶i träng tÜnh Kt = ứng với trờng hợp tảI trọng tĩnh (Bảng 8.4 T162 TKCTM) Kv Hệ số kể đến ảnh hởng vòng hay vòng ngoàI quay kv = 1,1 (Bảng 8.5 T162 TKCTM ứng với vòng ngoàI quay) Kn Hệ số kể đến ảnh hởng nhiệt ®é kn = (B¶ng 8.4 T162 TKCTM) R – Lực hớng tâm tác dụng lên ổ R = 48993 N At – Lùc chiỊu trơc At = N + Sc + SA – Sb – Sd = N =14140 (Do kết cấu đối xứng, chịu tảI đối xứng => SA = SD; SB = SC) m- HƯ sè chun tảI trọng dọc trục tảI trọng hớng tâm m = 1,8 (B¶ng 82 T161 TKCTM) VËy Q = [1,1 x 48993 + 1,8 x 14140) x x = 79344,3 N  Q = 7934,43 daN C = Q(n.h)0,3 = 7934,43 (13,1 x 12000)0,3 = 287376 Tra b¶ng 18 T348 TKCTM tìm đợc ổ mang ký hiệu 7620 ứng với đơng kính trục d=100 có : EBOOKBKMT.COM Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 41 ThiÕt kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Đờng kÝnh ngoµI D = 250 BỊ réng ỉ B = 73 Hệ số khả làm việc C = 800000 Tính toán khung máy Gọi G1 trọng lợng lu phân bố bánh trớc G1 = 5200 KG Gọi G2 trọng lợng lu phân bố bánh sau G2 = 6800 KG Gọi Q1 trọng lợng bánh trớc chi tiết liên quan lắp giáp với Q1 = 3250 KG (Tính phần tính khung trớc) Gọi Q2 trọng lợng bánh sau chi tiết liên quan lắp giáp với Nh tính phần trớc G1 = 1,6 Q1 G2 = 1,6 Q2 Q2 = G2/1,6 = 6800/1,6 = 4250 KG coi khung chÝnh nh mét dÇm chịu lực khoản cách gối khoản cầu trớc cầu sau Với phả lực gối lực G1 Q1 ; G2 Q2 lực chủ động nh Pcđ = (G1 Q1) + (G2 Q2)đây thành phần lực tác động cấu phận máy xe nh động cơ, truyền, ca bin, thùng dầu, thùng nớc, Pcđ = 4800 KG G1 – Q1 =1980 KG G2 – Q2 =2550 KG Vị trí Pcđ đợc xác định theo l1, l2, l Lấy mô men điểm A : EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 42 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Cã : Pc®.l1 = (G1 – Q2) (l1 + l2) l=l1+l2=3375.(Thông số ban đầu máythiết kế ) l1 = [(G1 – Q2) (l1 – l2) ]/Pc® = (255 x 3375)/4500 = 1912,5 (mm)  l2 = l – l1 = 3375 – 1912,5 = 1462,5  Từ có đợc biểu đồ mô men với lực cắt dầm nh sau : Từ biểu đồ mô men ta thấy mặt cắt 1-1 mặt cắt nguy hiểm Công thức kiểm tra bền nh sau : σ= M1 _ Wx ≤ [ ] M1_1_Mô men uốn tạI mặt cắt 1_1 Wx_Mô men chống uốn mặt cắt trục x_x : [σ]_øng st cho phÐp cđa vËt liƯu chÕ t¹o khung Chän vËt liƯu lµ thÐp 45 =>[σ] = 50 [N/mm] EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 43 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Gọi W1 mô men chống uốn mặt cắt thép chữ [ trục x_x : Wx=2W1 W1 ≥ M1 _ [ σ] = 37293750 = 372937,5 2x50 =>Tra bảng T218 KCT tra đợc mặt cắt [ số hiệu No30 có thông số sau : Mô men chống uốn Wx=387 000 mm3 (Lớn W1=372937,5) bxhxd = 100x300x6,5 Nh vËy øng sÊt max xuÊt khung : max = 3M1 _ Wx = 372937,5 = 48( N / mm) ≤ [ ] 387000 Thoả mãn điều kiện bền EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 44 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam : Trục đợc gối lên ổ coi nh dầm liên tực đặt gối chịu lực F1, F2 ậ F1, F2 ngoại lực trọng lợng máy phân bố bánh sau gây Có F1+F2 = Ps Ps trọng lợng máy phân bố bánh sau: Ps = qs.ls qs-Lực tác dụng lên bánh sau (KG/mm), qs = Kg/mm ls Tổng chiều rộng bánh theo tính toán phần tỉng thĨ, ls = 2ls’ (víi ls’ lµ chiỊu réng bánh) ls = 425 (mm) => Ps =2 qs.ls’ = 2.8.425 = 6800 (KG) Do kÕt cÊu ®èi xøng lªn F1 = F2 = F => F = Ps/2 = 6800/2 = 3400 (Kg/mm) Giản đồ tính toán cụ thể : Tính gần trục : Để xác định đợc kết cấu trục ta cần vẽ biểu đồ mô men để xem xét tình trạng chịu lực trục Tính theo phơng pháp lực Đây dầm liªn tơc siªu tÜnh víi bËc siªu tÜnh n = Chọn kết cấu nh sau : EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 45 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam Phơng trình tắc có dạng : 11.X1 + 12.X2 + σ1p = σ21.X1 + σ22.X2 + σ2p = Biểu đồ mô men Mp Biểu đồ mô men M1 Biểu đồ mô men M2 Tính hệ số : 21- Chuyển vị theo phơng X1 lực X1 gây 21 = (M1).(M2) = 12- Chuyển vị theo phơng X2 lực X2 gây 12 = 21 = (M1).(M2) = 21- Chuyển vị theo phơng X2 lùc X1 g©y σ21 = σ21 = (M1).(M2) = 18009215,6/EJ 22- Chuyển vị theo phơng X2 lực X2 gây 22 = 11(Do biểu đồ mô men M1 giống biểu đồ mô men M2) 2= 8874106/EJ 11.X1 + σ12.X2 + σ1p = σ21.X1 + σ22.X2 + σ2p = σ21.(X1-X2) + σ11 (X1-X2) = v× σ11 = σ22 σ21 = σ12 => X1 = X2 σ11.X1 + σ12.X2 + σ2p = X1 = X2 => (σ11+ σ12).X1 = ∆1P ∆1P = ∆2P = (M1).(M2) = Biểu đồ mô men vẽ đợc nhờ công thức : M1 = M1.X1 + M2 X2 + Mp hay M1 = 47147000.(M1 + M2) + Mp Theo TKCTM ®êng kÝnh trục mặt cắt nguy hiểm 1-1, 2-2, D phải thoả mãn Mtđ - Mô men tơng đơng EBOOKBKMT.COM Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 46 ThiÕt kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam [] - øng st cho phÐp cđa vËt liƯu cÊu t¹o trục (chọn vật liệu thép 45) Đẻ thuận tiện cho việc chọn ổ (vì ổ đợc tiêu chuẩn hoá) đảm bảo bền chọn D11 D22 = 100 (mm) S¬ bé chän kÕt cÊu trơc: TÝnh xác trục : Thực chất kiểm tra trục theo hệ số an toàn n Công thức: Trong công thức n - Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp Trờng hợp mặt cắt đối xøng nªn : σa = (σmax+σmin)/2 = σmax =σmin = Mu/n σm = τa = τm = Mx/2W0 Mx Mô men xoắn tác dụng lên trục bỏ qua mô men xoắn ma sát ổ Vì giá trị nhỏ => Mx = a = m = => nτ = ∞ cã σ-1 = (0,4 ÷ 0,5).σb (Theo TKCTM T120) chän σ-1 = 0,45 σb Víi vËt liƯu cÊu t¹o trơc, thÐp 45 => σb = 600 N/mm2 => σ-1 = 0,45.600 = 270 (N/mm2) a = Mu/W xét mặt cắt 1-1, 2-2 có Mu = Mmax Mu = 3823215 (N.mm) W- M« men trống uấn mặt cắt 1-1, 2-2 W = 0,1 D3 = 0,1.1003 = 100000 (mm3) σa = 3823215/10000 = 38,23215 (N/mm2) Trong công thức : - Hệ số tăng bền lấy = - HƯ sè kÝch thíc εσ = 0,7 (Theo b¶ng 74 T123 øng víi ®êng kÝnh D = 100) kσ - Hệ số kể đến ảnh hởn tập trung ứng suất chỗ góc lợn EBOOKBKMT.COM Cng ng kỹ thuật điện Việt Nam 47 ThiÕt kÕ tèt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam k = 1,96 (B¶ng 76 T125 tkctm) øng víi D/d = 106/100 = 1,06; r/d = 0,02; σb = 600 N/mm2 Chän kσ = 3,85 (Chọn giá trị lớn nhất) Vậy Cần phải [n] = 1,5 ữ 2,5 - n>[n] Vậy trục chọn đảm bảo bền theo đIều kiện hệ số an toàn Tính mối hàn giữ trục quay Dạng hỏng mối ghép hàn lad mô men xoắn gây ứng suất tiếp x mô men uốn gây ứng suất uốn Công thức tính toán: ứng suất tiếp đối mô men xoắn x = 2T / (0,7.k..d2) (Công thức T74 CTM F1) Trong công thức : T- Mô men xoắn tác dụng vào trục quay láI, T = M l = 10140000 N.mm k - BÒ dày mối hàn d - Đờng kính mối hµn d = 180 (mm) τx = x 10140000 / (0,7 x k x 3,14 x 1802) = 410 / k (N/mm2) Mối hàn chịu ứng suất tiếp mô men uốn gây : x = 4Mu / (0,7.k.π.d2) (C«ng thøc 5-19 T75 TKCTM) Mu - M« men uèn; Mu = 762500 d = 180 mm τu = x 762500 / (0,7 x k x 3,14 x 1502) = 61,67 / k (N/mm2) C«ng thøc kiĨm tra bỊn : [τ]’- øng st cho phÐp cđa mèi hµn []= 94 N/mm2 (T80 CTMF1- Trờng hợp hàn tay, dïng que hµn 42, vËt liƯu cho phÐp CT3) lấy k = mm Tính vách trống lăn bánh sau : EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 48 ThiÕt kÕ tèt nghiƯp Sinh viªn : Quách Văn Nam Tơng tự phần tính toán vách trống lăn bánh trớc Ta áp dụng lý thuyết tính toán ống dày chịu áp lực bên Với áp lực P= 3Rmax/.d. (N/mm2) - Chiều dày vách Rmax - áp lực lớn tác dụng lên vách phản lực lớn tác dụng lên gối Rmax = Rb = Rc = 48993 (N) xác định phµn tÝnh ë sau d- LÊy d = 375 mm P = x48993 / 3,14 x 375.σ = 124,8/σ Ta còng cã : σt = P.[(b2 + a2) / (b2 - a2)] σr = p Thay b = (D -30)/2 = (1600-30)/2 = 785 a = d/2 = 375/2 = 187,5 σt = (124,8 / σ) x [(7852 + 187,52) / (7852 - 187,52)] = (124,8 x 1,121)/σ = 139,9/σ σr = 124,8/σ Theo lý thuyÕt bÒn thø ta có: ứng suất tơng đơng : [] - øng st cho phÐp cđa vËt liƯu CT3 [σ] = 16 (N/mm2) VËy cÇn cã 187,47 / σ ≤ 16 => σ ≥ 187,47 / 16 = 11,7 (mm) Chọn = 20 Tính đờng kính chiều dày máy bánh sau Đối với kết cấu bánh sau, dạng hán chđ u lµ lÐn øng st n nhá không đáng kể so với ứng suất nén (Tơng tự phần tính đơng kính chiều dày bánh trớc) Công thøc ¸p dơng σn = q.R / σ < [σ]n => σ ≥ q.R / [σ] q- ¸p lùc t¸c dụng vào bánh sau, q = (45ữ 80,3) KG/cm2 (Theo bảng 10.5.6 T515 STMXD lăn chủ động có tải trọng dầm) Lấy q = 80,3 KG/cm2 = 8,03 (N/mm2) R - B¸n kÝnh sau R = D/2 = 1600/2 = 800 EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 49 ThiÕt kÕ tèt nghiÖp Sinh viên : Quách Văn Nam (D = 1600, tính toán ë phÇn tỉng thĨ) [σ]n - VËt liƯu CT3 = 380 (N/mm2) σ ≥ (803 x 800) / 380 = 16,90 (mm) Ta còng cÇn cã : π (D2 - d2) l Ψ = 76%.Q2 (lÝ luËn theo phÇn tÝnh đờng kính chiều dày bánh trớc) D- Đờng kính ngoàI bánh D = 1600 (mm) = 1,6 (m) d- Đờng kính bánh L- Tổng chiều dày b¸nh sau : L = 425 x = 850 (mm) = 0,85 (m) - Trọng lợng riêng cđa thÐp Ψ = 7,8 (T/m3) Q2 - Träng lỵng bánh sau chi tiết liên quan Q2 =4280 KG = 4,25 (T) (TÝnh ë phÇn tÝnh khung chÝnh cđa m¸y) VËy D2 - d2 = 76 x Q2 / 100.L π.Ψ = 76 x 4,25 / (100 x 0,85 x 3,14 7,8) = 0,1551 => d = 1550 (mm) Chän d = 1540 (mm) => σ = (D - d) / = (1600 –1540) / = 30 (mm) Tính bu lông liên kết khung ống bao trục Qua phàn tính lực tác dụng ta thấy bu lông liên kết chịu chủ yếu lực cắt trọng lợng máy phân bố cầu sau gây Q2 Q2 = 4250 KG Vì lực Q2 phân bố cho ống lứt đầu đầu cầu sau nên sơ đồ tính toán ta tính toán tơng ứng với giá trị lực Q2/2 (Tính cho bu lông èng lãt) Q2l2 = 4280/2 = 2125 KG ⇔ 21250 N Chọn cách lắp ghép lắp không khe hở, số bu lông lắp ghép Z = Khi lực tác dụng lên bu lông xác định theo công thức F = Q/2 (Theo lí luận phần công thức 8.16 T1313 CTM F1 - ĐIều kiện đảm bảo ghép không bị trợt ma sát không đủ lớn) F = 21250 N Để tạo lực ma sát Fms trống lái ngoại lực F cần tạo lực xiết lên bu lông V = K.F/ịj (theo Ct 8-5 T107 CTMF 1) Với: K -Hệ số an toàn K = 1,3 ữ 1,5 lÊy K = 1,4 i - Sè bỊ mỈt tiếp xúc ghép i = EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 50 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam - Hệ số ma sát ghép (thÐp - thÐp) Ψ = 0,15 ÷ 0,2 lÊy Ψ = 0,19 => V = 1,4 x 21250 / x 0,17 = 175000 N §êng kÝnh cđa bu lông d1 xác định nh sau: (Công thức 8-6 T107 CTMF1) Hay [σ] = σch/[σ] σch - øng suÊt ch¶y cđa vËt liƯu (Chän vËt liƯu CT 3) => σch = (2100 ÷ 2500) daN/mm2 (Chän σch = 200 daN/cm2 = 210 N/mm2 [s] – HƯ sè an toµn [s] = 1,2 ữ 1,5 chọn [s] = 1,5 (Bảng 8.3 T112 CTMF1) (øng víi trêng hỵp lùc ngang ghÐp cã khe hë) [σ]k = 210/1,5 = 140 (N/mm2) Chän mèi ghép lắp bu lông M46 đai ốc M46 EBOOKBKMT.COM – Cộng đồng kỹ thuật điện Việt Nam 51 ... điện Việt Nam 29 Thiết kế tốt nghiệp Sinh viên : Quách Văn Nam 2.Giản đồ tính toán Từ sơ đồ ta da giản đồ tính toán nh sau : Nh tính toán phần P=1950 KG =>P/2=975 KG Từ giản đò tính toán trục trớc... bám vào Chơng II Tính toán hệ thống thuỷ lực I Sơ đồ hệ thống thuỷ lực : II Xác định trờng hợp bất lợi để tính toán : Để cấu lái hoạt động đợc điều kiện trạng thái khác cần tính toán hệ thống lái... lín nhÊt V =Vmax = 3,96 km/h = 1,1 m/s mà phanh xe lạI (lực quán tính lớn nhất) Giản đồ tính toán : Từ sơ đồ ta đa giản đồ tính toán nh sau : Coi trục láI nh dầm chịu lực nh sau : TÝnh Pqt nh

Ngày đăng: 05/01/2018, 15:52

TỪ KHÓA LIÊN QUAN

w