TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG

1.1. Phân tích chung

1.1.1 Yêu cầu khi tính tốn và thiết kế cơ cấu nâng

Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng. Ngoại lực là trọng lưc và lực qn tính tác dụng lên vật nâng.

Có hai loại cơ cấu nâng :Cơ cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Do cơ cấu dẫn động bằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây khơng đi vào phân tích.

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

1.1.2 Cơ cấu nâng

Các số liệu ban đầu :

Sức nâng Q = 5 tấn =50000N; khẩu độ dầm cầu L = 14 m; Chiều cao nâng: H = 8 m;

Vận tốc nâng vật: Vn = 12 m/ph;

Vận tốc di chuyển xe con: Vxmax = 25 m/ph; Vận tốc di chuyển cầu: Vcmax = 50 m/ph; Chế độ làm việc: trung bình;

Thời gian phục vụ: 5 năm.

1.1.3 Sơ đồ động học cơ cấu nâng

Hình 3.2: Nguyên lý hoạt động của cơ cấu nâng1.Động cơ điện 1.Động cơ điện

2. Tang 3. Hộp số

- Dùng sơ đồ này với kiểu tang trùng với trục ra hộp giảm tốc, ta sẽ được kích thước chiều dài nhỏ gọn, đồng thời đảm bảo việc chế tạo từng cụm riêng, tháo lắp dễ dàng.

1.2. Tính tốn cơ cấu nâng

1.2.1 Chọn loại dây

Vì cơ cấu làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, ta chọn cáp để làm dây cho cơ cấu là loại dây có nhiều ưu điểm hơn các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và loại dây thơng dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay.

Ta khơng chọn dây xích vì xích nặng hơn khoảng 10 lần so với cáp, xích có thể đứt đột ngột do chất lượng mối hàn kém (nếu là xích hàn).

Trong các kiểu kết cấu dây cáp thì kết cấu kiểu LK -P theo ГOCT 2588-55 có tiếp xúc đường giữa với các sợi thép các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng và

được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép có dưới hạn bền 1200÷2100(N/mm2). chọn cáp LK-O- 6x19+7x7 (theo trang II)

Loại cáp này LK, với 6 dánh, mỗi dánh 19 sợi có lớp sợ thép ngồi cùng như nhau, lỏi thép của dánh được bện từ 7 dánh, mỗi dánh 7 sợi thép

Với giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1600÷1800N/mm2.

Hình 3. 3 Dây cáp LK-O- 6x19+7x7

1.2.2 Pa lăng giảm lực

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

Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép có hai nhánh dây chạy trên tang, tương ứng với trọng tải cầu lăn chọn bội suất palăng a=2. Palăng gồm hai ròng rọc di động và một rịng rọc khơng di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng.

Sơ đồ nguyên lý Palăng:

Hình 3.4: Sơ đồ nguyên lý Palăng

S = =

=12626,26 (N) [3. 1]

max

Trong đó:

λ=0.98 – hiệu suất một ròng rọc với điều kiện ròng rọc đặt trên ổ lăn. a=2 – bội suất của pa lăng

m=2- số nhánh cáp cuốn lên tang

t=0 – vì dây trực tiếp cuốn lên tang, khơng qua các rịng rọc đổi hướng. Hiệu suất của pa lăng xác định theo công thức :

ƞ 0,99. [3. 2] p= 1.2.3 Tính kích thước dây cáp = =

Kích thước dây cáp được chọn dựa vào cơng thức:

Sđ= Smax× k =12626.26×5.5=69444.43 (N) [3. 3] Với k=5,5- hệ số an toàn (bảng 2-2)

Sđ – Lực kéo đứt dây

Smax – Lực căng dây lớn nhất

Xuất phát từ điều kiện theo công thức (2-10), với loại dây đã chọn trên, với 2

giới hạn bền của sợi σb= 1470 N/mm , chọn đường kính dây cáp dc=12 mm có lực kéo đứt Sđ=70000 N.

Hình 3.5: Tra thơng số kỹ thuật dây cáp

Vậy dây cáp đạt yêu cầu.

1.2.4 Tính các kích thước cơ bản của tang và rịng rọc a). Đường kính tang

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và rịng rọc phải thích hợp với cáp để tránh cáp bị cuốn nhiều gây ra mỏi và bảo đảm độ bền cho cáp.

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và rịng rọc xác định theo cơng thức:

Dt ≥ dc(e-1) [3. 4] => Dt ≥ 12(29,5-1)=342 mm

Với e= 29,5 (bảng 2-1)

đây ta chọn đường kính tang và rịng rọc giống nhau: Dt=Dr=342mm

Rịng rọc cân bằng khơng phải là rịng rọc làm việc, có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20% so với rịng rọc làm việc:342

Dc= 0.8×Dr=0.8×342=273 mm

b). Chiều dài tang

Chiều dài tồn bộ của tang xác định theo cơng thức(2-14) đối với trường hợp pa lăng kép.

L'=Lo'+2L1+2L2+L3

Hình 3.6: Sơ đồ xác định chiều dài tang

Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H=8 m và bội suất pa lăng a=2.

l = H×a = 8×2=16 m.

Số vòng cáp phải cuốn ở mỗi nhánh Z=

+ Z’ = + 2=16,38 (m). [3. 5]

Vậy Lo'= 2×Z×t=2×16,38×10=328 ( mm).

Chiều dài L1 là phần tang để cặp đầu cáp, nếu dùng phương pháp thơng thường thì phải cắt thêm khoảng 3 vịng rãnh trên tang nữa, do đó: L1=3×10=30 mm.

Vì tang đã được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, nên không cần phải làm thành bên, tuy nhiên ở 2 đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trừ lại một khoảng L2 ≈ 10 mm.

Khoảng cách L3, ngăn cách giữa hai nửa mặt cắt rãnh, tính theo cơng thức: L3=L4 – 2hmin tgα. [3. 6]

Dựa vào các kết cấu đã có, có thể lấy sơ bộ:

L4=177mm khoảng cách giữa 2 rịng rọc ở ơ treo móc;

hmin ≈ 800 mm – khoảng cách nhỏ nhất có thể giữa trục tang với trục rịng rọc ổ treo móc;

tgα ≈ 0.07; α- góc cho phép khi dậy chạy lên tang bị lệch so với hướng thẳng đứng;

L3=177-2×800×0.07=65 (mm).

Vậy chiều dài tồn bộ của tang sẽ bằng:

L'=Lo'+2L1+2L2+L3=328+2.30+2.10+65=473 (mm) Bề dày thành tang xác định theo kinh nghiệm:

δ=0.02×Dt+(6ữ10) = 0.02ì328+6=12,56 (mm). Kiểm tra sức bền của tang theo cơng thức :

σ = =

=50,26(N/mm2) [3. 7]

n

Tang được đúc bằng gang CH 15-32 là loại vật liệu thơng thường phổ biến 2

nhất, có giới hạn bền nén là σbn=565 N/mm .Ứng suất cho phép xác định giới hạn bền nén với hệ số an toàn k= 5.

|σ|===113 (N/mm2) Vậy σn<|σ|.

Hình 3. 7 Trục tang

1.3. Chọn động cơ điện

Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải xác định theo công thức: N=

Hiệu suất của cơ cấu bao gồm: Ƞ=ƞp×ƞt×ƞo=0.99×0.96×0.92=0.87 Trong đó:

[3. 8]

ƞp=0.99 – hiệu suất pa lăng đã tính ở trên ƞt=0.96 – hiệu suất tang, bảng 1-9 ƞo=0.92 – hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối, xuất phát từ các số liệu bảng 1-9, với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.

Vậy : N= =11,5 (kW).

Tương ứng với chế độ làm việc trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện MT 41-8 có các đặc tính sau đây:

Cơng suất danh nghĩa Nđc=11 (kW); Số vòng quay danh nghĩa nđc=715 (vg/ph); Hệ số quá tải: =2,9 ;

Moomen vô lăng =18,6 Nm2; Khối lượng mđc=300 Kg.

1.4. Tỷ số truyền chung

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

i = [3. 9]

o

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước n = = =22 vịng/phút t Do đó tỷ số truyền sẽ là: io= ==32,5 1.5. Bộ truyền

Bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng thẳng.Các thơng số cần thiết :

Số vịng quay trục vào: n1 = 715 vòng/phút. Động cơ dẫn động : N = 11 Kw.

Tỉ số truyền chung của hộp là: i = 32,5

1.5.1 Phân phối tỉ số truyền

Trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thơng qua bộ truyền ngồi.

Gọi : icn tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh. icc là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập. Để đảm bảo điều kiện bôi trơn :

icn = (1,2÷1,3).icc [3.10] chọn icn = 1,2.icc

icn * icc

  32,5 icn  1,2icc

Vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau: icn= 6,2 ; icc = 5,2

Công suất : NI = N.ηcặp ổ = 11.0,955 = 10,5 Kw.

NII = NI.ηbánh răng.ηcặp ổ = 10,5.0,97.0,955 = 9,72 Kw. Tra bảng 2-1-[6] ta có: ηcặp ổ =0,955 ηbánh răng = 0,97 Momen xoắn : M I  9,55.106 NI n1  9,55.106. 11 715 146923( N. mm) M II  9,55.106 NII n2  9,55.106. 9,72 103.62  895831(N.mm)

1.5.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh

Chọn vật liệu:

Vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 45 tôi cải thiện phơi rèn. như vậy có các số liệu sau :

σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240.

Vật liệu bánh răng lớn :thép 40 thường hố, phơi rèn. các số liệu sau : σb = 540 N/mm2.

σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200

Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức

 M  3 Ntd  60.u.   .ni .Ti  Mmvx  [3.11]



M

ni : Số vòng quay trong một phút Ti: Tổng số giờ làm việc

nII = 103,62(v/ph). T = 5.310.2.4.1/4 = 3100

(số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 5 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ. )

 M 3  M 

   I   (13+0, 1093) = 1, 0013

 Mmvx   M II 

Ntđ2 = 60.1.103,62.1,0013.3100 = 1,93.107 => Ntđ2 > N0 = 107

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ : Ntđ1 = Ntđ2. icn = 1,93.107.6,2 = 13,31.107 Ntđ1 > N0

Hệ số chu kỳ ứng xuất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. Theo công thức 3-1-[6]

[σ]tx = [σ]notx kN

kN = 1,33 : Hệ số ưng suất tra bảng 3-9-[6] [σ]tx2 = 1,33.200 = 266 N/mm2

[σ]tx1 = 1,33.240 = 319,2 N/mm2

để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx=266 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép :

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn.

 M m Ntd 2  60.u. M  mvx  .ni . Ti [3.12]

Trong đó :lấy m = 6: Bậc đường cong mỏi uốn (thép chế tạo là thép thường hố và tơi cải thiện ).

U = 1 nII = 103,62 v/ph (n của bánh dẫn ) T = 5. 310. 2. 4. ¼ = 3100  6    (16  0,1096) =1  Mmvx  Ntđ2 = 60.1.3100.103,62 = 1,927. 107 Ntđ2>N0 = 107 

3  1,05.106 21,3.10,5 266.6,9 0,4.103,62  . Ntđ1 = Ntđ2.icn = 1,927. 107.6,2 = 13,3.107. Nmm2 Ntđ1 > N0 = 107

vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của hai bánh đều bằng 1 Giới hạn mỏi uốn của thép 45:

[σ]-1 = 0,19.800 = 152 N/mm2 Giới hạn mỏi uốn của thép 40:

[σ]-2 = 0,19.540 = 102,6 N/mm2 Hệ số tập trung chân răng :

kσ = 1,8 Hệ số an toàn :

n =1,5(thép rèn)

Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động và được xác định theo công thức 3-5[6]  u  (1,4 1,6). 1.Kn n.K [3. 13] Ta có :  u1   1,5.152  84,4N / mm2 1,5.1,8  u 2  1,5.102,6  57N / mm2 1,5.1,8 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng : k = 1,3

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :ψA = b/A = 0,4. Tính khoảng cách trục theo cơng thức :

A ≥ (icn+1). [3. 14] = (6,9+1) = 158mm Chọn khoảng cách sơ bộ : A = 158mm. Tính vận tốc vịng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo : V   .d1.n1  60.1000 2. .A.n1 60.1000(icn  1)  60.1000(6,2  2.3,14.158.715 1)  2,84(m / s) [3. 15] Theo bảng 3-11-[6] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9. 3 1,05.10 62k.N tx.iA2 .. n

Chiều rộng bánh răng :



Đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ:

d1  2.A  icn  1 2.158  40(mm) 6,9  1 [3. 16] =>  d1  1  64  1,6 . 40

Với ψd1= 2,2 tra bảng 3-12[6] tìm được ktt bảng = 1,35( ổ trục không đối xứng bánh răng ) Hệ số tải trọng tập trung thực tế : k  kttbang 1  1,35 1  1,175 tt 2 2 . [3. 17] Theo bảng 3-13[6] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,45 Hệ số tải trọng thực tế : k = kd. ktt = 1,45. 1,175 = 1,7 so với kchọn =1,3 sai lệch %k  1,7 1,3  23% ( khoảng sai lệch lớn ) 1,7 Chọn lại khoảng cách trục : chọn A = 158(mm). 1,7 A 1453 1, 3  158mm

Xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng :

Modun m = (0,01÷0,02).158 = 1,58 ÷ 3,16. [3. 18] Theo tiêu chuẩn bảng [3. 18]. lấy m = 2mm

Số răng bánh răng nhỏ :theo công thức

lấy Z = 22 răng. Z1  2.A  m(i  1) 2.158 2(6,2  1)  21,9mm [3. 19]

Số răng bánh lớn : Z2 = icn. Z1 = 6,9.22 = 151,8 răng Chiều rộng bánh răng :

b = ψA. A = 0,4.158 = 63,2mm . [3. 20] Lấy chiều rộng bánh răng :

b1 = 63,2 b2 = 65

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo công thức 3-33[6].

b d

 u.1  19,1.106.k.N

y .m2Z .n.

b  0,392.4219,1.102.11.715.63,6.1,45.21,1  44,3 N/mm2. [3. 21] 1 1

ta có :[σ]u1=191 N/mm2.

=> σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện. σu2 = σ1.  44,3.  u1 y2  1,5.344.1  191N / mm 2 . [3. 22] 1,5.1,8 ta có : [σ]u2=129 N/mm2.

=> σu2>[σ]u2 => thoả mãn điều kiện.

Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[σ]Txqt = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 N/mm2. Bánh 2 :[σ]Txqt = 2,5. [σ]Notx2 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[σ]uq= 0,8.σch = 0,8.450 = 360N/mm2 Bánh 2:[σ]uqt = 0,8.σch = 0,8.270 = 216 N/mm2 Kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra :

 txqt  

tx.

[3. 23] Trong đó σtx được xác định từ cơng thức 3-14[6].

và kqt=1,3 Ta có :  tx 1,05.106. A.i [3. 24]  tx 1,05.106 . 330.6,2  621,4N / mm 2 [3. 25] vậy ứng suất tiếp xúc quá tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là : (1300;1560) thoả mãn điều kiện.

Kiểm nghiệm sức bền uốn :

bánh 1 :[σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 40,3 = 52,39N/mm2 Bánh 2:[σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 30,6 = 39,78 N/mm2 So sánh thấy : σuqt1 < [σ]uqt1 = 360 N/mm2

k q t (i  1)3. k.N b.n2 (6,2  1)3.1,3.21 ,01 72,2.116, 6 y1  

Thoả mãn điều kiện

modun : m = 2 số răng : Z1 = 22 Z2 = 152 Góc ăn khớp :   0  20 0 . Đường kính vịng lăn : khoảng cách trục : d1 = m.Z1 = 2.22 = 44 mm. [3. 26] d2 = m.Z2 = 2.152 = 304 mm [3. 27] chiều rộng bánh răng là : A  d1  d 2 2  44  304  158mm 2 [3. 28] b1 = 63,4 mm b2 = 65 mm Đường kính vịng đỉnh : Dc1 = d1+2.m = 44+2.2 = 48mm. Dc2 = d2+2.m = 304+2.2 = 308mm. Đường kính vịng trịn chân răng :

Di1 = d1 - 2.m - 2.  .m = 44 - 2. 2 - 2.0,25.2 = 39mm. Di2 = d2 - 2.m - 2.  .m = 304 - 2.2 -2. 0,25.2 = 299mm. Tính lực tác dụng lên trục : lực vòng : P = 2.Mx  2.277517  12614,4N [3. 29] d 44 Lực hướng tâm : Pr = P. tgα = 12614,4. tg20 = 4591,26 N. [3. 30]

1.5.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

Chọn vật liệu :

Vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. σb = 800 N/mm2.

σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240.

Vật liệu bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn : σb = 700 N/mm2.

σ chảy = 350 N/mm2 HB = 200.

Định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép: