Thiết kế cầu trục 15 tấn

Thiết kế cầu trục 15 2- Đề tài thuộc diện: ○ Có ký kết thỏa thuận sở hữu trí tuệ kết thực 3- Các số liệu ban đầu: - Khối lượng lớn vật nâng: - Chiều cao nâng: - Khẩu độ: Q = 15 (tấn) H = 10 (m) L = 20 (m) 4- Nội dung thuyết minh tính tốn:  Chương 1: Giới thiệu chung máy nâng chuyển  Chương 2: Các thơng số phân tích lựa chọn phương án tính tốn  Chương 3: Tính tốn động lực học phận  Chương 4: Tính kết cấu kim loại cầu trục  Chương 5: Hướng dẫn an toàn vận hành máy 5- Các vẽ đồ thị  Bản vẽ giới thiệu phương án cầu trục  Bản vẽ sơ đồ động cầu trục  Bản vẽ chung tổng thể toàn cầu trục  Bản vẽ lắp số phận chủ yếu cầu trục  Bản vẽ chế tạo số chi tiết quan trọng cầu trục

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN,CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VÀ PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN TÍNH TOÁN

GIỚI THIỆU CẦU TRỤC

Cầu trục là máy nâng và vận chuyển không liên tục, thường được sử dụng trong các nhà xưởng để hỗ trợ chế tạo, sửa chữa và lắp ráp Với thiết kế bố trí trên cao, cầu trục không chiếm diện tích mặt bằng, giúp tối ưu hóa không gian trong phân xưởng Được trang bị các cơ cấu nâng, di chuyển xe và di chuyển cầu, cầu trục có khả năng chuyển vật nâng đến bất kỳ tọa độ nào trong không gian làm việc.

Hình 1.1 Cầu trục đặt tại phân xưởng boong ở nhà máy đóng tàu Dung Quất

Hình 1.2 Cầu trục được lắp ráp trong xưởng cơ khí

Cầu trục có công dụng dùng chung

1.2.2.2 Theo kết cấu dầm cầu:

1.2.2.3 Theo cách tựa của dầm:

1.2.2.4 Theo cách bố t í cơ cấu cơ cấu di chuyển cầu trục:

Cầu trục dẫn động chung

Cầu trục dẫn động riêng

1.2.3 Các th ng số chủ yếu của cầu t ục:

Tải trọng nâng là đặc tính cơ bản của máy trục, tính bằng T hay N

Tải trọng nâng bao gồm trọng lượng của vật và trọng lượng của cơ cấu móc hàng, với giới hạn từ vài chục tấn đến hàng chục ngàn Newton Trong thực tế, để thuận tiện trong sử dụng, đơn vị khối lượng thường được sử dụng là kilogram (Kg) hoặc tấn.

Chiều cao nâng là khoảng cách từ mặt sàn, bãi làm việc của máy trục đến vị trí cao nhất của cơ cấu móc

1.2.3.3 Tốc độ làm việc V(m/ph hay m/s):

Tốc độ làm việc xác định theo điều kiện làm việc và theo từng loại máy trục, tốc độ nâng hàng nằm trong giới hạn từ 10-30 (m/ph)

1.2.3.4 Khẩu độ L(m): Đây là thông số biểu thị phạm vi hoạt động của máy trục, khẩu độ L của cần trục hay cổng trục là khoảng cách từ tâm bánh xe di chuyển này đến tâm bánh xe di chuyển kia

1.2.4 Đặc điểm tính toán thiết kế cầu t ục:

- Xác định thông số cơ bản của cầu trục: Q, H, L, Vn, V xe , V cầu , CĐLV

- Xác định sơ bộ trọng lƣợng của kết cấu kim loại dầm chính, các bộ phận lắp đặt trên cầu nhƣ cabin, xe lăn…

- Thiết kế các cơ cấu công tác cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển xe con, cơ cấu di chuyển cầu trục,…

- Tính kết cấu kim loại dầm chính Đặc điểm tính toán dầm chính: thỏa mãn hai điều kiện: Điều kiện bền ζ ≤ [ζb] và điều kiện về độ võng f ≤ [f]

Mômen lực lớn nhất do tải trọng gây ra tại vị trí giữa dầm:

M umax = 1,25 [(Q + G xe ).L/8 + q.L 2 /8] Ứng suất lớn nhất tại vị trí giữa dầm: Độ võng lớn nhất tại vị trí giữa dầm: =

Khoảng cách giữa hai dầm chính của cầu trục 2 dầm được xác định để đảm bảo rằng lực nén ngang của bánh xe lên thành ray không vượt quá mức cho phép do sự xiên lệch của cầu trục Sơ đồ tính toán được áp dụng trong trường hợp này.

Hình 1.4: Hình phân tích lực trên dầm chính

Lực nén phụ giữa thành bánh xe và ray được ký hiệu là N, trong đó W đại diện cho lực cản phụ do sự tiếp xúc giữa thành bánh xe và đường ray Để đảm bảo lực dẫn động mỗi bên là W/2 có thể thắng được ma sát khi có N, cần phải xem xét các yếu tố liên quan đến lực này.

Để đảm bảo hiệu quả của các cơ cấu di chuyển, cần thực hiện đầy đủ các phép tính trục truyền, bao gồm tính toán sơ bộ, độ bền mỏi, kiểm tra độ cứng xoắn và phân tích dao động cơ học.

1.3 C C THÔNG SỐ CƠ ẢN VÀ PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG N TÍNH TOÁN

- Vận tốc nâng hạ: V n = 12 m/phút

- Vận tốc di chuyển xe: V x = 30 m/phút

- Vận tốc di chuyển cầu: V c = 45 m/phút

- Chế độ làm việc: Trung bình

1.3.1.THIẾT KẾ NGUYÊN LÝ CỦA C C Ộ PHẬN CẦU TRỤC:

1.3.1.1.Các phương án thiết kế dầm chính :

1.3.1.1.1.Phương án 1: Kết cấu loại một dầm

Kết cấu dầm có dạng chữ I:

Hình 2.1: Kết cấu dầm dạng chữ I

Kết cấu này có thiết kế đơn giản, dễ dàng trong việc tính toán, chế tạo và lắp ghép, đồng thời thuận tiện cho việc bảo trì và kiểm tra Tuy nhiên, nó chỉ chịu tải trọng thấp, phù hợp cho các cầu trục có tải trọng nhỏ dưới 5 tấn và khẩu độ hạn chế.

1.3.1.1.2.Phương án 2: Hai dầm kết cấu dạng hộp, trên dầm chính có hai thanh ray để xe lăn di chuyển

Hình 2.3: Kết cấu dầm dạng hộp

Hình 2.4:Dầm đôi dạng hộp

Dầm dạng hộp có kết cấu đơn giản, giúp việc tính toán dễ dàng và rút ngắn thời gian chế tạo cũng như lắp ghép Điều này không chỉ làm cho quá trình bảo dưỡng trở nên thuận tiện mà còn góp phần giảm chi phí tổng thể.

1.3.1.1.3.Phương án 3: Kết cấu hai dầm kiểu giàn

Dầm là một khung giàn gồm các thanh liên kết với nhau bằng hàn và bắt bulông

Hình 2.5: Kết cấu dầm kiểu giàn

Với cấu trúc này, khối lượng dầm nhỏ nhưng phức tạp và khó chế tạo do có nhiều chi tiết Quá trình sản xuất và lắp ráp tốn nhiều thời gian, đồng thời việc kiểm tra và bảo dưỡng cũng gặp khó khăn.

Kết luận: Dựa trên yêu cầu về số liệu ban đầu cho cầu trục, chúng tôi đã chọn kết cấu hai dầm dạng hộp, đảm bảo khả năng chịu tải tốt và thiết kế đơn giản.

1.3.2.Các phương án thiết kế sơ đồ động học cơ cấu nâng:

1.3.2.1.Phương án 1: Dùng một động cơ và một hộp giảm tốc có hai đầu trục ở hai phía

Hình 2.7: Sơ đồ động học cơ cấu nâng PA.1

2 Khớp nối kết hợp phanh

Cấu trúc động cơ truyền động đến hộp giảm tốc qua khớp nối trục ra không trùng với trục tang, mà thông qua bộ truyền bánh răng, rất phù hợp cho palăng đơn Tuy nhiên, cấu trúc này có độ phức tạp cao với nhiều chi tiết và ổ, đồng thời còn có bộ truyền ngoài không đảm bảo an toàn.

1.3.2.2.Phương án 2:Dùng một động cơ và một hộp giảm tốc có hai đầu trục ở cùng 1 phía,trục tang với trục ra hộp giảm tốc là một

Hình 2.8:Sơ đồ động học cơ cấu nâng(PA.2)

2.Khớp nối kết hợp phanh

Phương án này có kết cấu nhỏ gọn, nhưng việc chế tạo, lắp ráp và bảo dưỡng trục tang cùng trục ra hộp giảm tốc gặp khó khăn Lực phân bố không ổn định trên tang có thể ảnh hưởng tiêu cực đến hiệu suất của hộp giảm tốc.

1.3.2.3.Phương án 3: Dùng một động cơ và một hộp giảm tốc có hai đầu trục ở cùng một phía, trục tang nối với trục ra của hộp bằng khớp nối trục

Hình 2.9: Sơ đồ động học cơ cấu nâng PA.3)

Phương án này tương tự như phương án 2, nhưng có thêm khớp nối, giúp khắc phục một số nhược điểm như dễ dàng chế tạo, lắp ghép và bảo dưỡng.

Kết luận: Với các ưu điểm kể trên ta chọn phương án 3 để thiết kế

1.3.3.Các phương án thiết kế sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe :

1.3.3.1.Phương án 1: Dùng một động cơ và một hộp giảm tốc, hai bánh xe cùng phía so với hộp giảm tốc

Hình 2.10: Sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe con PA.1

Phương án này có thiết kế gọn nhẹ và đơn giản, đảm bảo sự đồng bộ vững chắc giữa hai bánh xe cao, tuy nhiên khoảng cách giữa chúng lại bị hạn chế.

1.3.3.2.Phương án 2: Dùng một động cơ và một hộp giảm tốc, hai bánh xe ở khác phía so với hộp giảm tốc

Hình 2.11: Sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe con PA.2

CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VÀ PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN TÍNH TOÁN

2.1.1.Số liệu thiết kế ban đầu:

Các số liệu ban đầu của cơ cấu nâng:

- Trọng lƣợng bộ phận mang (giả sử): 7500 N

- Chế độ làm việc trung bình

Sơ đồ động học cơ cấu nâng:

Hình 3.1: Sơ đồ động học cơ cấu nâng

TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG

CƠ CẤU NÂNG

2.1.1.Số liệu thiết kế ban đầu:

Các số liệu ban đầu của cơ cấu nâng:

- Trọng lƣợng bộ phận mang (giả sử): 7500 N

- Chế độ làm việc trung bình

Sơ đồ động học cơ cấu nâng:

Hình 3.1: Sơ đồ động học cơ cấu nâng

2.1.1.1.Tính toán cơ cấu nâng:

Theo yêu cầu thiết kế, chúng tôi đã chọn cáp dây cho cơ cấu nâng dẫn động bằng động cơ điện tốc độ cao do những ưu điểm vượt trội như tính dẻo, khả năng làm việc với vận tốc cao mà không gây ồn, và độ bền cao hơn so với cáp xích hay xích hàn, trong khi trọng lượng nhẹ hơn khoảng 10 lần Cụ thể, loại cáp được lựa chọn là dây cáp thép bện kiểu 19x6, với 19 tao cáp, mỗi tao gồm 7 sợi cáp đơn bện chặt, rất phổ biến trong ngành công nghiệp.

Palăng giảm lực là thiết bị quan trọng giúp giảm lực căng và kéo dài tuổi thọ của dây cáp trong các cơ cấu nâng khi nâng tải trọng lớn Thiết bị này bao gồm ròng rọc di động và ròng rọc cố định, kết nối và truyền động với nhau qua dây cáp Ròng rọc di động được gắn vào bộ phận mang vật, trong khi ròng rọc cố định được lắp đặt trên tường hoặc xe con để thay đổi hướng của cáp Sơ đồ nguyên lý của palăng là cơ sở để thiết kế hiệu quả.

Hình 3.2: Sơ đồ nguyên lý palăng

Lực căng lớn nhất xuất hiện trên dây cáp tính theo công thức 2.18 [1]: t m a

Q0 được tính bằng tổng Q và Q m, cụ thể là 150000 N cộng với 7500 N, cho kết quả là 157500 N Hiệu suất của ròng rọc đạt λ = 0,98 khi được đặt trên ổ lăn và bôi trơn tốt bằng mỡ Bội suất của palăng được xác định là a = 2, trong khi số nhánh cáp cuốn lên tang là m = 2 Cuối cùng, t = 1 thể hiện số ròng rọc đổi hướng không tham gia vào việc tạo bội suất.

Thay vào tính đƣợc S max = 40590 N

Hiệu suất palăng: 0 max max

2.1.1.2.Chọn kích thước dây cáp:

Chọn đường kính dây cáp theo công thức 2.10 [1]:

S d ≥ S max n Trong đó, n = 5,5: hệ số an toàn bền tra theo bảng 2.2 [1]

Thay vào và tính được S d ≥ 223245 N Tra bảng chọn cáp chọn cáp có đường kính d c = 19 mm có lực kéo đứt 233500 N với lực căng 1700 N/ mm 2

2.1.1.3.Tính chọn tang và ròng rọc: Đường kính tang và ròng rọc phải lớn hơn trị số giới hạn để tránh cáp bị mỏi do bị uốn vòng qua tang hay ròng rọc và đảm bảo bền lâu cho cáp Đường kính nhỏ nhất của tang xác định theo công thức 2.12 [1]:

Trong đó, e = 25: hệ số đường kính tang, chọn theo Bảng 2 4-[1]

Chọn D t = 460 mm Đường kính ròng rọc chọn bằng đường kính tang: Dr = 460 mm Đường kính ròng rọc đổi hướng: D r 2 = 0,8.D r = 368 mm

Chiều dài tang được xác định để đảm bảo khi hạ vật xuống sàn, vẫn còn tối thiểu 1,5 vòng cáp dự trữ theo quy định an toàn, không bao gồm vòng cáp trong kẹp cáp.

Chiều dài tang đƣợc xác định theo công thức 2.14 [1], đối với tang kép:

Hình 3.3: Sơ đồ kích thước tang

Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 10 m và bội suất Palăng a = 2 thì chiều dài cáp có ích là: l = H.a = 10.2 = 20 m

Số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh: Theo công thức trang174 [1]:

 Trong đó: Z’ 0 = 2 số vòng dữ trữ không dùng đến

L 0 = 2.Z.t, với bước rãnh cáp: t = d c +(2÷3) hoặc t ≥ 1,1.d c Trong đó dc đường kính cáp, lấy t = 21 mm

Chiều dài L1 là phần tang để cặp đầu cáp, chọn phương pháp chọn thông thường nên ta nên phải cắt thêm 3 vòng rãnh nữa trên tang, Do đó:

Vì tang được cắt rãnh và cáp cuốn một lớp, nên không cần làm thành bên Tuy nhiên, ở hai đầu tang, trước khi vào phần cắt rãnh, cần để lại một khoảng trữ.

Khoảng cách L3: ngăn cách giữa hai nữa cắt rãnh:

Trong đó: L 4 khoảng cách giữa hai ròng rọc ngoài cùng giữa hai ổ móc treo h min : khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các ròng rọc treo móc

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

L4 = 300 mm hmin = 800 mm tgα = 0,07: với α là góc cho phép dây cáp chạy trên tang bị lệch so với phương thẳng đứng

Vậy chiều dài toàn bộ của tang sẽ bằng:

Bề dày thành tang xác định theo công thức: Trang 22- [1] δ = 0,02.Dt+(6÷10) mm δ = 0,02 460 + (6÷ 10) mm

Tang đƣợc đúc bằng vật liệu Gang (Gx 15-32) loại vật liệu thông dụng phổ biến nhất có:

Kiểm tra sức bền của tang theo công thức: 2.15-[1] t

Lực căng cáp lớn nhất ở nhánh cáp cuốn lên tang được ký hiệu là S max Các yếu tố quan trọng khác bao gồm chiều dày thành tang (δ), bước rãnh (t), và hệ số k = 1, phản ánh số lớp cáp cuốn lên tang Hệ số θ = 0,8 được sử dụng để tính đến sự sắp xếp không đều của dây cáp trên tang.

Tang được chế tạo từ gang xám (GX15-32) với giới hạn bền nén là 565 N/mm² Ứng suất cho phép được xác định dựa trên giới hạn bền nén với hệ số an toàn k=5.

Vậy: ζ n < [ζ]: tang đạt yêu cầu về nén

Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải đựơc xác định:

Hiệu suất tổng hợp của cơ cấu được tính bằng công thức η = ηp ηt η0, với giá trị η = 0,87 Trong đó, hiệu suất pa lăng ηp đạt 0,97, như được đề cập trong mục 2 chương I – [1] Hiệu suất tang ηt là 0,96, theo bảng 1-9 – [1] Cuối cùng, hiệu suất của bộ truyền η0 là 0,94, dựa trên số liệu từ bảng 1.9 – [1], với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.

Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện AOC2-82-8 có các đặc tính sau:

Công suất danh nghĩa: N dc = 33 (kW)

Số v ng quay danh nghĩa: n dc = 700 (vòng/phút)

Hệ số quá tải: max 2, 0 dn

Mô men vô lăng: (Gi.D i 2 ) rôto = 12 Nm 2 Cosθ = 0,85

Khối lƣợng động cơ: m dc = 415 kg

Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức 3.15[1]

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước

 vòng/phút a =2: bội suất palăng

Vậy tỷ số truyền cần có: 0 700 43.75

2.1.1.6.Kiểm t a động cơ điện về nhiệt:

Sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng ở chế độ trung bình nhƣ sau:

Hình 3.4: Sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng

Trong bài viết này, ta xem xét mối quan hệ giữa các công suất Q1, Q2 và Q3, với tỷ lệ thời gian làm việc là 3:1:1 Động cơ điện được chọn có công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầu, do đó cần phải kiểm tra nhiệt độ Để thực hiện việc kiểm tra nhiệt động cơ, cần xác định các thông số tính toán trong các giai đoạn làm việc khác nhau của cơ cấu.

Các thông số cần xác định:

(1) Hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lƣợng bằng trọng tải: η’ = η t η 0 = 0,96.0,94 = 0,9

(2) Mômen trục động cơ khi nâng vật, theo công thức 2.79- [1]

(3) Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo công thức 2.22 [1]

(4) MÔMEN trục động cơ khi hạ vật, theo công thức 2.80 [1]

(5) Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức 3.3 [1]

 G ≈ (G i D i 2 ) rôto + G i D i 2 ) khớp = 12 + 20,25 = 32,25 Nm 2 Với Mômen vô lăng: (G i D i 2 ) rôto = 12 Nm 2

(G i D i 2 ) khớp = 20,25 Nm 2 (với d đường kính ngoài cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối chọn sơ bộ d00 mm, trọng lƣợng của khớp nối là GP0N

Ta có: β=1,1 ÷ 1,2: Hệ số ảnh hưởng quán tính các chi tiết trên các trục sau trục I:

Mở máy cho động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn được thực hiện theo công thức 2-75[I], trong đó xác định các thông số mm, dn và M để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu của động cơ.

M dn : Mômen danh nghĩa động cơ:

Gia tốc mở máy là: Q 1 = Q

Thời gian mở máy khi hạ vật: theo công thức 3.9-[1]

Bài viết này trình bày cách tính toán các thông số cho trường hợp Q1 = Q, và các trường hợp Q2, Q3 cũng tương tự Kết quả của phép tính các thông số cho các tải trọng khác nhau được ghi trong bảng dưới đây, dựa vào bảng 2.24 (TTMT).

Các thông số cần tính Đơn vị Q1=Q Q2=0,5.Q Q3=0,3.Q Ghi chú η % 0, 87 0, 84 0, 75

Bảng 3.1: Thông số tính toán cho gia tải cơ cấu nâng

Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định:

Mômen trung bình bình phương có thể xác định theo công thức gần đúng Nm , theo công thức 2-37-[1]:

 t m : Tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s

Mômen cản tỉnh (M t) là giá trị mômen tương ứng với một tải trọng cụ thể trong thời gian chuyển động ổn định, được đo bằng Nm Thời gian chuyển động (t v) là khoảng thời gian mà hệ thống hoạt động với vận tốc ổn định dưới từng tải trọng.

Toàn bộ thời gian hoạt động của động cơ trong một chu kỳ bao gồm cả thời gian làm việc trong các giai đoạn chuyển động ổn định và không ổn định.

M m : Mômen mở máy của động cơ điện, Nm

Kết quả phép tính kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ điện đƣợc chọn là MT42-8

Có công suất danh nghĩa là N dn = 33 Kw, hoàn toàn thoả mãn yêu cầu khi làm việc

Phanh là thiết bị quan trọng giúp dừng từ từ hoặc điều chỉnh tốc độ của cơ cấu máy trục, đảm bảo an toàn cao, đặc biệt là với các cơ cấu có vận tốc làm việc lớn Sự an toàn trong quá trình nâng hạ phụ thuộc vào hệ thống phanh, vì vậy cơ cấu nâng của cầu trục cần được trang bị thiết bị phanh hãm Quá trình phanh diễn ra thông qua việc tạo ra lực cản dưới dạng ma sát, từ đó sinh ra mômen phanh cần thiết.

TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON

Số liệu thiết kế ban đầu

Trọng lƣợng xe lăn kể cả bộ phận mang vật: G 0 = 40000N

Vận tốc di chuyển xe: v x = 30m/ph

Chế độ làm việc trung bình

Sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe con:

Hình 3.17: Sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe con

Chọn bánh xe và ray

Chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước đường kính bánh xe sơ bộ chọn D bx = 300 mm; đường kính ngỗng trục d = 70mm bảng 9.4 – [1]

3.3.Tải t ọng lên bánh xe:

Tải trọng lên bánh xe bao gồm trọng lượng của xe lăn G 0 = 40000N và trọng lượng vật nâng Q = 150000N Trọng lượng của xe được phân bố đều cho các bánh Khi không có vật nâng, các bánh xe chịu tải trọng tối thiểu P min.

Khi nâng vật nâng tải trọng lên bánh xe sẽ không đều Tổng tải trọng do trọng lƣợng vật nâng tác dụng lên bánh dẫn:

Tải trọng do trọng lƣợng vật nâng tác dụng lên bánh D:

Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D):

Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo công thức 3.65 – [1]

Trong đó: γ = 0,8 hệ số tính toán đến sự thay đổi tải trọng, bảng 3.13 – [1]; k bx = 1,2 hệ số tính toán đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3.12 – [1]

Sơ đồ tính tải trọng tác dụng lên xe con:

Hình 3.18: Sơ đồ tính tải trọng tác dụng lên xe con

Tải trọng do trọng lƣợng vật nâng tác dụng lên bánh xe A:

Tổng tải trọng do trọng lƣợng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C

Tải trọng tác dụng lên bánh xe C

Tải trọng tác dụng lên bánh xe B:

Sơ đồ để tính sức bền bánh xe:

Sức bền dập của bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ hình 3.8 Bánh xe được chế tạo từ thép đúc 55л, với vành bánh được tôi luyện để đạt độ rắn HB từ 300 đến 320, nhằm đảm bảo độ bền lâu dài.

Dựa trên kích thước bánh xe theo tiêu chuẩn OCT 3569-60 với đường kính 300 mm, thép vuông 45x45 được lựa chọn để làm ray trên cầu xe lăn Ứng suất dập được tính toán theo công thức 2.67 – [1].

Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe được ký hiệu là P bx, trong khi b đại diện cho chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe và r là bán kính bánh xe Theo bảng 2.19 – [1], ứng suất dập cho phép được xác định là [ζd] = 750N/mm².

Vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn

Lực cản chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray

Lực cản do ma sát tính theo công thức: 3 – 40[1]

Trong đó: μ=0,3; f = 0,02 hệ số ma sát lăn và trƣợt Bảng 3.7, 3.8 – [1] d = 70 đường kính ngỗng trục

Lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu theo công thức 3.41 – [1]

Trong đó: α = 0,002: độ dốc đường ray, tra bảng 3.9 – [1]

Lực cản gió bỏ qua do cầu trục làm việc trong nhà thì vận tốc gió không đáng kể Tổng lực cản tĩnh:

Với k t = 2,1: hệ số tính đến ma sát thành bánh, theo bảng 3.6 – [1]

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3.60 – [1]

Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện MT11-6 có:

Công suất danh nghĩa: N dn = 2,2 KW

Số v ng quay danh nghĩa: n dc = 885 vòng/phút

Hệ số quá tải: 2 , 3 min max 

Mô men vô lăng: G i D i 2 ) = 1,7 Nmm 2

Khối lƣợng vô lăng: m dc = 90 KG

Số vòng quay của bánh xe:

3.6.Kiểm t a động cơ điện về m men m máy:

Gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám K b = 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật) theo công thức 3.51 – [1]

Trong đó: θ = 0,2: hệ số bám

G d = 2.P min = 2.10000 = 20000 N: Tổng lực lên bánh dẫn khi không có vật

W 0 t : tổng lực cản tĩnh khi không có vật

Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trƣợt theo 3.54 – [1]

Với: ∑ G i D i 2 )= (G i D i 2 ) rôto +(G i D i 2 ) khơp = 1,7 + 0,225 = 1,955 Nm 2 Ở đây ta chọn khớp nối v ng đàn hồi có đường kính D0mm cho phanh TKT-

Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là: omax

M     Nm Đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa:

Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức: m 

Có M m < M m 0 Nhƣ vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn

Gia tốc khi không có vật nâng đạt 50% tỷ lệ giữa bánh dẫn và tổng số bánh xe, với hệ số bám θ = 0,2 Theo bảng 3.10 – [1], ta chọn j ph 0 = 0,75 m/s² Thời gian tối đa khi không có vật cũng cần được xem xét.

Với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh đƣợc xác định theo 3.58 – [1]

m i i dc m x dx dc x bx t ph t n D G t i n D

Căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200/100 có M ph = 40 Nm

Theo yêu cầu cơ cấu di chuyển xe ta dùng HGT động cơ phải đảm bảo yêu cầu sau : Với CĐ%% n = 885 vp Công suất N=1.79KW

Hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện trên là hộp giảm tốc ký hiệu PM-350 có các đặc tính kỹ thuật sau: n00 v/p

3.9 Các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển xe:

Bộ phận trục cùng bánh dẫn và hộp trục được trình bày trong hình 3.4, với bánh xe gắn cố định trên trục bằng then Trục được đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, dẫn đến việc trục quay phải chịu lực uốn và xoắn trong quá trình làm việc Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, trong khi ứng suất xoắn cũng biến đổi theo chu kỳ đối xứng do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu.

Tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe bánh D, hình 3.2 đã đƣợc xác định

Hình 3.20: Kết cấu trục bánh dẫn Tải trọng tĩnh có kể đến ảnh hưởng tải trọng động:

P t =P max k đ G500.1,2W000N k đ = 1,2 1,5 – hệ số tải trọng động

Sơ đồ tính trục cho trên hình 3.5

Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe:

Ngoài lực P t , trong mặt phẳng ngang trục c n bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe

Mômen xoắn lớn nhất từ trục ra của hộp giảm tốc đến các bánh dẫn xuất hiện khi động cơ điện yêu cầu mômen lớn nhất, đặc biệt trong giai đoạn khởi động Thời điểm này, mômen xoắn tối đa trên trục động cơ sẽ đạt giá trị cao nhất.

M dn = 36,73- mômen danh nghĩa của động cơ tính ở mục 3.2.3.4

Mômen để thắng các lực cản tĩnh chuyển động:

Mômen dƣ để thắng quán tính của hệ thống:

Mômen để thắng lực quán tính khối lƣợng các bộ phận chuyển động thẳng:

Trong đó : G i D i 2 ) tđ – Mômen vô lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ

∑ GiD i 2 ) - tổng mômen vô lăng của hệ thống thu về trục của động cơ

Vậy mômen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn:

Mômen tính toán có kể đến ảnh hưởng tải trọng động:

Mômen xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn:

M bd =M 1 ’ i.ηdcE,73.27 0,8549,55Nm Ổ trục ra hộp giảm tốc, mômen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng lên bánh dẫn D và A hình 4.2

Bánh D chịu tải nặng nhất, trục của nó sẽ chịu mômen xoắn lớn nhất:

Mômen tương đương tác dụng lên trục:

Trong đó: α=1- do ứng suất xoắn thay đổi

Ta dùng thép C45 chế tạo có giới hạn bền δb`0N/mm 2 , giới hạn mỏi

 %0Nmm 2 và η -1 5N/mm 2 Ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng xác định theo công thức :

Trong đó hệ số an toàn [n] và hệ số k lấy theo bảng 1-8) [1] và (1-5) [1]

Vậy đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe là:

    Đường kính tại tiếp diện giữa bánh xe lấy bằng 80mm, lớn hơn giá trị tính được vì có rãnh then

*Kiểm t a lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của t ục

Tại tiết diện nguy hiểm với dmm có khoét rãnh then bxh$x14 nên

Các ứng suất uốn lớn nhất:

-Hệ số chất lƣợng bề mặt: β=1

- Hệ số tập trung ứng suất: k δ =1,63 và k η =1,5

Xuất phát từ tuổi bền A năm với chế độ làm việc trung bình và số chu kỳ làm việc:

Số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn:

Số chu kỳ làm việc tương ứng với tải trọng Q 1 ; Q 2 ; Q 3 ; Q 4 phân phối theo tỷ lệ

3:1:1:5 với giả thiết cứ mỗi chuyến đi có tải thì một chuyến về không tải, hay ngƣợc lại Vậy:

Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn:

Giới hạn mỏi tính toán theo uốn:

Số chu kỳ tính toán của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong một giờ Z m 0

Giới hạn mỏi tính toán theo xoắn:

Hệ số an toàn theo uốn:

Hệ số an toàn theo xoắn:

Hệ số an toàn chung:

Hệ số an toàn cho phép chọn [n] =1,5 Bảng(1-8) [1]

3.10.Ổ Đỡ T ục Bánh Xe Ở các trục bánh xe ta dùng ổ con lăn côn theo ГOCT 333-59 với góc nghiêng của ổ β≈12 0 Tính toán chọn ổ cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất Bánh D, hình 3.2 Mỗi ổ có thể chịu tác dụng áp lực lớn nhất sau đây:

-Tải trọng đứng hướng kính do trọng lượng xe lăn và vật nâng

-Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ƣớc tính bằng 10% tải trọng bánh xe:

-Tải trọng chiều trục do lực hướng kính và góc ghiêng của β của ổ:

Hình 3.20: Các tải trọng tác dụng lên ổ

Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triệt tiêu nhau

Ngoài ra c n có thể có tải trọng ngang hướng kính do lực di chuyền xe lăn, tuy nhiên tải trọng này rất nhỏ nên không tính đến

-Tải trọng tĩnh lớn nhất trên ổ là:

Hệ số k v = 1 được sử dụng để xét đến vận tốc quay của ổ, trong khi m = 1,5 là hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm Hệ số k n = 1 phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, và k t = 1,4 là hệ số tải trọng động.

Ổ trục chịu tải trọng biến đổi theo tải trọng tác động lên bánh xe trong suốt quá trình hoạt động của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích ở trục bánh xe.

Thời gian làm việc của tải trọng này nhƣ đã phân tích ở trên phân bố theo tỷ lệ 3:1:1:5, do vậy có thể tính được tải trọng tương ứng

 - Tỷ lệ làm việc với tải trọng Q i so với tổng thời gian làm việc

 n - Tỷ số v ng quay tương ứng với Q ti so với v ng quay của ổ làm việc trong thời gian dài nhất.Ở đây xem n i =n m =hằng số 2(v/ph)

Thời gian phục vụ ổ lăn A=5năm tương ứng với tổng số giờ T460giờ, và thời gian làm việc thực tế của ổ h615 giờ

Vậy hệ số khả năng cần thiết của ổ:

Theo bảng 15P [2] kết hợp với đường kính lắp ổ lăn dpmm ta chọn ổ lăn côn cở nhẹ ký hiệu 7214 có hệ số khả năng làm việc là C 2000

Động cơ điện

Lực cản chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray

Lực cản do ma sát tính theo công thức: 3 – 40[1]

Trong đó: μ=0,3; f = 0,02 hệ số ma sát lăn và trƣợt Bảng 3.7, 3.8 – [1] d = 70 đường kính ngỗng trục

Lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu theo công thức 3.41 – [1]

Trong đó: α = 0,002: độ dốc đường ray, tra bảng 3.9 – [1]

Lực cản gió bỏ qua do cầu trục làm việc trong nhà thì vận tốc gió không đáng kể Tổng lực cản tĩnh:

Với k t = 2,1: hệ số tính đến ma sát thành bánh, theo bảng 3.6 – [1]

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3.60 – [1]

Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện MT11-6 có:

Công suất danh nghĩa: N dn = 2,2 KW

Số v ng quay danh nghĩa: n dc = 885 vòng/phút

Hệ số quá tải: 2 , 3 min max 

Mô men vô lăng: G i D i 2 ) = 1,7 Nmm 2

Khối lƣợng vô lăng: m dc = 90 KG

Số vòng quay của bánh xe:

3.6.Kiểm t a động cơ điện về m men m máy:

Gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám K b = 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật) theo công thức 3.51 – [1]

Trong đó: θ = 0,2: hệ số bám

G d = 2.P min = 2.10000 = 20000 N: Tổng lực lên bánh dẫn khi không có vật

W 0 t : tổng lực cản tĩnh khi không có vật

Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trƣợt theo 3.54 – [1]

Với: ∑ G i D i 2 )= (G i D i 2 ) rôto +(G i D i 2 ) khơp = 1,7 + 0,225 = 1,955 Nm 2 Ở đây ta chọn khớp nối v ng đàn hồi có đường kính D0mm cho phanh TKT-

Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là: omax

M     Nm Đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa:

Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức: m 

Có M m < M m 0 Nhƣ vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn

Gia tốc không có vật nâng đạt 50% tỷ lệ bánh dẫn so với tổng số bánh xe, với hệ số bám θ = 0,2 Theo bảng 3.10 – [1], ta chọn j ph 0 = 0,75 m/s² Thời gian tối đa khi không có vật cũng được xác định.

Bộ phận trục cùng bánh dẫn và hộp trục được mô tả trong hình 3.4, với bánh xe được lắp cứng trên trục bằng then Trục được đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, dẫn đến việc trục quay phải chịu uốn và xoắn trong quá trình làm việc Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, trong khi ứng suất xoắn cũng biến đổi theo chu kỳ đối xứng do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu.

Mômen xoắn lớn nhất từ trục ra của hộp giảm tốc truyền sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện đạt mômen lớn nhất trong giai đoạn khởi động Mômen này xảy ra tại trục I của động cơ.

Hệ số xét đến vận tốc quay của ổ là k v = 1 (8-5) [6], trong khi m = 1,5 là hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm (8-2) [6] Hệ số nhiệt độ được xác định là k n = 1 (8-4) [6], và hệ số tải trọng động là k t = 1,4 (9-3) [1].

Ổ trục chịu tải trọng biến đổi theo tải trọng tác động lên bánh xe trong từng giai đoạn hoạt động của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích ở trục bánh xe.

Phanh

Gia tốc trong trường hợp không có vật nâng đạt tỷ lệ 50% giữa bánh dẫn và tổng số bánh xe, với hệ số bám θ = 0,2 Theo bảng 3.10 – [1], ta chọn j ph 0 = 0,75 m/s² Thời gian tối đa khi không có vật là một yếu tố quan trọng cần xem xét.

Bộ phận trục cùng bánh dẫn và hộp trục được trình bày trong hình 3.4 Bánh xe được lắp cứng trên trục bằng then, trong khi trục được đặt trên ổ lăn trong các hộp trục Do đó, trong quá trình làm việc, trục quay sẽ chịu tác động của lực uốn và xoắn Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, và ứng suất xoắn cũng biến đổi theo chu kỳ đối xứng do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu.

Mômen xoắn lớn nhất từ trục ra của hộp giảm tốc đến các bánh dẫn xuất hiện khi động cơ điện cần đạt mômen lớn nhất trong giai đoạn khởi động Thời điểm này, mômen xoắn tối đa trên trục động cơ sẽ được tạo ra.

Hệ số k v = 1 được sử dụng để xác định ảnh hưởng của vận tốc quay của ổ, trong khi hệ số m = 1,5 chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm Hệ số k n = 1 phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, và hệ số k t = 1,4 thể hiện tải trọng động.

Ổ trục chịu tải trọng biến đổi theo các lực tác động lên bánh xe trong từng giai đoạn hoạt động của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích ở trục bánh xe.

Ổ Đỡ Trục Bánh Xe

TÍNH KẾT CẤU KIM LOẠI CỦA CẦU TRỤC

4.1 Tính toán thiết kế dầm ngang (dầm chính)

-Trọng lƣợng xe lăn kể cả bộ phận mang: G x @000N

-Khoảng cách trục các bánh xe của xe lăn : b= 1.5 m

-Khoảng cách vết các bánh xe lăn: e = 2,0 m

-Chế độ làm việc: Trung bình

Kết cấu kim loại của bán cổng trục được thiết kế dựa trên hai trường hợp phối hợp tải trọng Trường hợp đầu tiên xem xét tác động của các tải trọng chính, bao gồm trọng lượng vật nâng, trọng lượng xe lăn và trọng lượng bản thân cầu.

Trong trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai, tải trọng chính cùng với các tải trọng phụ do lực quán tính sẽ được xem xét, đặc biệt là khi thực hiện các thao tác như phanh hoặc mở bán cổng trục và xe lăn.

Tải trọng của xe lăn với vật nâng được xác định bởi tải trọng tập trung và sự tiếp xúc của bánh xe với đường ray Giá trị của các tải trọng này được tính toán tại bánh xe D (hình 3.2).

Trong đó: k 2 =1,2- hệ số điều chỉnh đối với chế độ làm việc của máy trục ứng với chế độ làm việc trung bình

Sơ bộ lấy trọng lƣợng của dầm chính G 1 P000N, trọng lƣợng của cơ cấu di chuyển (không kể gối tựa ) G 2 000N.

TÍNH KẾT CẤU KIM LOẠI CỦA CẦU TRỤC

Định dạng
Số trang	112
Dung lượng	2,31 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[6]-Thiết Kế Chi Tiết Máy - GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp - NXBGD -1998	Khác
[7]-Sức Bền Vật Liệu - Bùi Trọng Lưu - NXBGD-2001	Khác
[8]-Dung sai Và Lắp Ghép - PGS.TS. Ninh Đức Tốn - NXBGD -2001	Khác
[9]-Kỹ Thuật Đo -Châu Mạnh Lực -Lưu Đức Bình	Khác
[10]-Át lát máy nâng chuyển -NXB DHBKDN-2008	Khác