PHẦN II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ MÁY
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG
2.3. Các bộ phận khác của cơ cấu nâng
2.3.1. Khớp nối trục:
Sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, là loại khớp nối di động có thể lắp và làm việc khi 2 trục không đồng trục tuyệt đối, ngoài ra loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy và khi phanh đột ngột. Phía nửa khớp bên hộp giảm tốc kết hợp làm bánh phanh. Căn cứ đường kính bánh phanh D = 300 mm, có bảng 9-11[9]. không chọn được nối trục có đường kính trục vào là 300mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp thêm bạc cho nối trục. Chọn nối trục có D = 220mm, mômen lớn nhất khớp có thể truyền được là Mmax = 1100 Nm, mômen vô lăng của khớp là (GiDi2)khớp = 20,55 Nm2.
Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng.
Khi mở máy nâng vật (trang47,[10]): Mmmax = 2,5.Mdn
Với 𝑀𝑑𝑛: momen danh nghĩa của động cơ:
𝑀𝑑𝑛 = 9550.𝑁𝑑𝑐
𝑛𝑑𝑐 = 9550. 22
723 = 290Nm Thay vào công thức trên ta có:
Mmmax = 2,5.Mdn = 2,5.290 = 725 Nm.
Phần dư để thắng quán tính của hệ thống: Md = Mmmax – Mn
Với Mn: momen tĩnh khi nâng vật. Theo công thức 2-79[10]:
𝑀𝑛 = 𝑆𝑛.𝐷0.𝑚
2.𝑖0.𝜂 = 25932.0,3775.2
2.41.0,85 = 281 Nm.
Thay vào công thức trên ta có:
Md = Mmmax – Mn = 725- 281 = 444 Nm
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 54
Một phần momen Md này tiêu hao trong việc thắng quán tính của các chi tiết máy quay bên phía trục động cơ (rôto động cơ điện và nửa khớp) còn lại mới là phần truyền qua khớp.
Theo bảng 3-1[10], ta có momen vô lăng của khớp nối (Gi.Di2)khớp = 0,45.20,55 = 9,25 Nm2. Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ.
∑(Gi.Di2)i = (Gi.Di2)roto + (Gi.Di2)khớp = 44 + 9,25 = 53,25 Nm2. Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc vn) chuyển về trục động cơ.
(Gi.Di2)tđ = 0,1.Q0.𝑣𝑛
2
𝑛𝑑𝑐2 = 0,1.152500. 7
2
7232 = 1,43N𝑚2. Tổng mômen vô lăng của cả hệ thống:
∑(Gi.Di2) = β.∑(Gi.Di2)t + (Gi.Di2)tđ = 1,2(44+20,55) + 1,43 = 78,89 Nm2. Trong đó: β
= 1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục.
Tổng mômen của phần cơ cấu từ nửa khớp bên phía hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng.
∑(Gi.Di2)’= ∑(Gi.Di2) - ∑(Gi.Di2)t = 78,89 – 53,25 = 25,64 Nm2. Phần mômen truyền qua khớp:
M’d = Md.∑(Gi.𝐷𝑖
2)’
∑(Gi.𝐷𝑖2) =444.25,64
78,89 = 144,3 Nm.
Tổng mômen truyền qua khớp:
Mqt = Mn + M’d = 281 + 144,3 = 425,3 Nm.
Khi phanh hãm vật đang nâng:
Mômen đặt trên phanh là Mph = 630 Nm. Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là:
Mqt = Mph + Mh = 630 + 195 = 825 Nm.
Trong đó: Mh : Momen khi hạ vật. Theo công thức 2-80[10]:
𝑀𝑛 = 𝑆ℎ.𝐷0.𝑚.𝜂
2.𝑖0 = 24905.0,3775.2.0,85
2.41 = 195 Nm.
Thời gian phanh khi nâng vật:
𝑡𝑝ℎ𝑛 = 𝛽.∑(𝐺𝑖.𝐷𝑖
2).𝑛1
375(𝑀𝑝ℎ+ 𝑀ℎ) + 𝑄0.𝐷0
2.𝑛1.𝜂 375(𝑀𝑝ℎ+𝑀ℎ).𝑎2.𝑖02
𝑡𝑝ℎ𝑛 = 71.723
375(630+195) + 152500.0.37752.723.0,85
375(630+195).32.722 = 0,17s Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính:
𝑀𝑘′ = ∑(𝐺𝑖.𝐷𝑖
2).𝑛1
375.𝑡𝑝ℎ𝑛 = 53,25.723
375.0,17 = 603,92 Nm.
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 55
Như vậy, khi phanh vật đang nâng khớp phải truyền mômen lớn hơn, do đó cần kiểm tra khả năng truyền tải của khớp theo mômen truyền yêu cầu là M = 603,92 Nm.
Kiểm tra điều kiện làm việc an toàn của khớp nối:
M.k1.k2 = 603,92.1,3.1,2 = 942,12 Nm < Mmax = 1100 Nm.
Trong đó k1 = 1,3; k2 = 1,2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo công bảng 9-2[10].
2.3.2 Móc và ổ móc treo:
Kết cấu ổ treo móc: Ổ treo móc có thể thực hiện theo hai phương án thường dùng: Phương án a - ổ treo dài và phương án b - ổ treo ngắn. Ở đây ta dùng phương án a
a) b)
Hình 37: Sơ đồ treo móc a) Ổ treo dài b) Ổ treo ngắn
Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tính toán và kiểm tra.
Sử dụng loại móc rèn đơn: vật liệu chế tạo móc là thép 20 thường hóa có σb = 420 N/mm2 và σch=250 N/mm2.
Các kích thước của móc thể hiện như hình 38 Đường kính miệng móc a=180mm
l1=615mm.
l2=155mm.
Tiết diện tại vị trí A-A và B-B là giống nhau.
b =100mm b1 = 40mm.
h =140mm
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 56
Đường kính phần cắt ren dr = 75mm.
d0 = 90mm
t = 6mm(bước ren)
Chiều dài phần ren lr = 100mm
Tại tiết diện ngang A-A chịu đồng thời uốn và kéo, ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía trong (vị trí số 1 trên hình vẽ).
Hình 38. Sơ đồ móc treo 2.3.3. Bộ phận tang
a) Cặp đầu cáp trên tang:
Sử dụng cách kẹp cáp thông thường, tức là ở mỗi đầu cáp dùng ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là dc = 17,5 mm, bước cắt rãnh t = 19,5 mm, sử
dụng vít cấy M20.
Do trên tang luôn có số vòng dự trữ không sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây Smax mà là lực S0 có giá trị nhỏ hơn. Do có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn.
Lực tính toán đối với cáp xác định theo công thức 2-16[10]
dr d0
r e1
1 2
A A
C C
B
B
l1l lr
h A A B B
b
b1 a/2
DUT.LRCCa
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 57
𝑆0 = 𝑆𝑚𝑎𝑥
𝑒𝑓.𝛼 = 25932
𝑒0,14.4𝜋 = 4464,63 N Trong đó: Smax = 25932 N
f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp (f = 0,12 ÷ 0,16) α = 4π là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α ≥ 3π)
Lực kéo các vít cấy:
P = 𝑆0
2.𝑓 = 4464,63
2.0,14 = 15945 N Lực uốn các vít cấy:
P0 = P.f =15945.0,14 = 2232,3 N
Ứng suất tổng xuất hiện trong than vít cấy xác định theo công thức 2-17[10].
𝜎𝛴 = 1,3𝑃
𝑍.𝜋.𝑑2 4
+ 𝑃0.𝑙0
0,1.𝑍.𝑑3 = 1,3.15945
3.𝜋.172 4
+ 2232,3.25
0,1.3.173 = 30,44+37,86 = 68,3 N/𝑚𝑚2. Trong đó: d1 - là đường kính trong của vít cấy
d1 = 0,85.d = 0,85.20 = 17 mm l1- là tay đòn đặt lực P0.
l1 = 25 mm.
Vậy các vít này có thể làm bằng thép CT38 có ứng suất cho phép [σ] =75÷85 N/𝑚𝑚2.
d1
Hình 39: Tính cặp cáp b)Trục tang:
Bộ phận trục tang lắp trên trục và ổ trình bày trên hình 40. Vì sử dụng palăng kép nên hợp lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang.
lo
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 58
Hình 40: Kết cấu bộ phận tang.
Trị số của hợp lực này bằng:
R = 2.Smax = 2.25932 = 51864 N
Sơ đồ tính trục tang trên hình 41. Tải trọng lên mayơ tại điểm C và D.
RD = RC = 𝑅
2 = 51864
2 = 25932 N.
Phản lực tại ổ A:
𝑅𝐴 = 𝑅𝐶.(180+1887)+𝑅𝐷.180
2222 = 25932(180+1887)+25932.180
2222 = 26223,76 N
Phản lực tại ổ B:
RB = R - RA = 51864 – 26223,76 = 25640,24 N.
Mômen tại D:
MD = 25932.180 = 4667760 Nmm.
Mômen uốn tại C:
MC = 25932.155 = 4019460 Nmm.
Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn. Đồng thời trục quay cùng với tang khi làm việc, nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng.
Vật liệu trục tang dùng vật liệu thép C45.
σb = 610 N/mm2; σch = 360 N/mm2 σ’-1 = 0,4.610 = 275 N/mm2.
S=25932 2S=51864 S=25932
110
180 1504 155
ỉ90H7k6 ỉ80h6
110
ỉ90H7k6 ỉ84
ỉ80h6 ỉ450
1644
ỉ420
25
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 59
Hình 41. Sơ đồ tính trục tang
Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức 1-12[10]:
[σ] = 𝜎−1
[𝑛].𝑘′ = 250
1,6.2 = 78N/𝑚𝑚2.
với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8[10].
Tại điểm D trục phải có đường kính:
d ≥ 3√0,1.[𝜎]𝑀𝐷 = 3√46677600,1.78 = 84,27 mm
Trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất, do kết cấu trục tại vị trí D và C lắp mayơ và có rãnh then do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 90 mm, các đoạn khác lấy như trên hình 42.
Hình 42: Kết cấu trục tang
Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất ).
Tại tiết diện A-A có đường kính 90 mm.
Ứng suất uốn lớn nhất: 𝜎𝑢 = 𝑀𝐷
0,1.𝑑3 = 4667760
0,1.903 = 64 N/𝑚𝑚2
Theo bảng 1-1[10] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là A = 15 năm (chế độ làm việc trung bình). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.
T = 24.365.A. kn. kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019 giờ.
Trong đó: kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1[10]) Số chu kỳ tổng cộng:
ZO = 60.T.n1 = 60.44019.17,7.0,25 = 11,7.106
RA
RB
RD=25932
2222
180 1887 155
4667760Nmm 401946Nmm
RC=25932
A D C B
80 90
84
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 60
Trong đó: n1 = 17,7 là số vòng quay của tang trên một phút.
0,25 là cường độ làm việc CĐ = 25% .
Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3 𝑍1 = 3
5.𝑍0 = 3
5.11,7. 106 = 7. 106. 𝑍2 = 𝑍3 = 1
5.𝑍0 = 1
5.11,7. 106 = 2,34. 106. Số chu kỳ làm việc tương đương
Ztđ = 7.106.18+2,34.106.0,58+2,34.106.0,38 = 7.106. Hệ số chế độ làm việc:
𝑘𝑐 = √𝑍𝑍0
𝑡𝑑
8 = √11,7.106
7.106
8
= 1,066 Giới hạn mỏi tính toán:
σ-1 = σ’1.kc = 275.1,066 = 293,15 N/mm2. Hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 0,9 - bề mặt gia công tinh Hệ số kích thước lấy εσ = 0,7 (tra bảng 7-4)[9]
Hệ số tập trung ứng suất kσ = 1,63 (tra bảng 7-8)[9]
𝜂𝜎 = 𝑘𝜎 𝜎−1
ɛ𝜎.𝛽.𝜎𝑎+𝜎−1
𝜎𝑏 .𝜎𝑚 = 1,63 293,15
0,7.0,9.64+293,15
610 .0 = 1,77
trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0
Vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn.
Tại tiết diện B-B có đường kính 90 mm.
Ứng suất uốn lớn nhất:
𝜎𝑢 = 𝑀𝐷
0,1.𝑑3 = 4019460
0,1.903 = 55 N/𝑚𝑚2
Theo bảng 1-1[10] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là A = 15 năm (chế độ làm việc trung bình). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.
T = 24.365.A kn.kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019 giờ.
Trong đó: kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1)[10].
Số chu kỳ tổng cộng:
ZO = 60.T.n1 = 60.44019.17,7.0,25 = 11,7.106 trong đó: n1 = 17,7 là số vòng quay của tang trên một phút.
0,25 là cường độ làm việc CĐ = 25% .
Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3 𝑍1 = 3
5.𝑍0 = 3
5.11,7. 106 = 7. 106.
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 61
𝑍2 = 𝑍3 = 1
5.𝑍0 = 1
5.11,7. 106 = 2,34. 106. Số chu kỳ làm việc tương đương
Ztđ = 7.106.18+2,34.106.0,58+2,34.106.0,38 = 7.106. Hệ số chế độ làm việc:
𝑘𝑐 = √𝑍𝑍0
𝑡𝑑
8 = √11,7.106
7.106
8
= 1,066 Giới hạn mỏi tính toán:
σ1 = σ’1.kc = 275.1,066 = 293,15 N/mm2.
Hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 0,9 - bề mặt gia công tinh Hệ số kích thước lấy εσ = 0,7 (tra bảng 7-4)[9]
Hệ số tập trung ứng suất kσ = 1,63 (tra bảng 7-8)[9]
𝜂𝜎 = 𝑘𝜎 𝜎−1
ɛ𝜎.𝛽.𝜎𝑎+𝜎−1
𝜎𝑏 .𝜎𝑚 = 1,63 293,15
0,7.0,9.55+293,15
610 .0 = 2,06
Trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0
Vậy tại vị trí mặt cắt B-B; n > [n] do vậy tại đó trục làm việc an toàn.
c) Ổ trục:
Ổ trục tang chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cho phép độ không đồng tâm giữa hai ổ và có hệ số khả năng làm việc cao, đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 80 mm. Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm, bằng phản lực RA = 26223,76 N.
Tải trọng lớn nhất lên ổ trong trường hợp không có lực chiều trục.
Rt1 = RA. kv. kt. kn = 26223,76.1.1,2.1 = 31468,5 N Trong đó: kv = 1 là hệ số xét đến vòng trong của ổ quay (bảng 8-5[9]).
kn = 1 là hệ số nhiệt độ (bảng 8-4[9]).
kt = 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 8-3[9]).
Tải trọng tương ứng với cơ cấu làm việc với Q1 = 150000 N. Theo sơ đồ gia tải cơ cấu làm việc với ba tải trọng khác nhau, trong đó ứng với Q1 = Q là Rt1 = 31468,5 N, các tải trọng khác tính được là
Ứng với Q2 = 0,5Q ổ chịu Rt2 = 15734,26 N Ứng với Q3 = 0,3Q ổ chịu Rt3 = 9440,56 N
Tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:1:1 tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo công thức 8-8[9]).
𝑅𝑡𝑑 = 3,33√𝛼1. 𝛽1. 𝑅13,33+ 𝛼2. 𝛽2. 𝑅23,33+ 𝛼3. 𝛽3. 𝑅33,33
= 3,33√0,6. 31468,53,33+ 0,2. 15734,263,33+ 0,2. 9440,563,33 = 27306,28 N
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 62
Trong đó: 𝛼1 = ℎ1 ℎ = 3
5 = 0,6 𝛼2 = 𝛼3 = ℎ2
ℎ = 1
5 = 0,2 𝛽𝑖 = 𝑛𝑖
𝑛 = 1 (số vòng quay của tang xem như không đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau)
Theo bảng 1-1[10] ta có thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình) ta có tổng số giờ:
T = 5.365.24.kn.kng = 5.365.24.0,67.0,5 = 14673 (giờ).
Thời gian làm việc thực tế của ổ:
h = T.(CĐ) = 14673.0,25 = 3668 giờ.
Số vòng quay của ổ bằng số vòng quay của tang n = n1 = 17,7 (vg/ph).
Hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo công thức 8-1[9].
Cyc = 0,1.Rtđ.(nh)0, 3 = 0,1.27306,28.(17,7.3688)0,3 = 75978,7 Theo bảng 15P[9] ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cỡ trung rộng kiểu 1616 theo ΓOCT 5720-51 với C = 145000.
Vậy ổ đạt yêu cầu
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 63