Đồ án Thiết kế máy đóng cọc Diezel 6T di chuyển bằng bánh xích

CHƯƠNG 4:TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG @&? 4.1. Giới thiệu chung. - Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng đối với cơ cấu nâng hạ búa hoặc nâng nghiêng một góc nào đó đối với cơ cấu nâng hạ cọc.Máy đóng cọc gốm 3 cơ cấu nâng chính:Cơ cấu nâng hạ giá búa khi lắp dựng,Cơ cấu nâng hạ quả búa và cơ cấu nâng hạ cọc.Một cơ cấu nâng bao gồm 1 nguồn dẫn động từ động cơ qua hộp giảm tốc truyền động cho tang quấn cáp. - Ngoài tời nâng còn có các thiết bị khác như các puly dùng để dẫn hướng cáp nâng. - Trong chương này ta đi tính toán cơ cấu nâng cho cơ cấu nâng quả búa và nâng cọc. 4.2. Các số liệu tính toán ban đầu. - Đối với quả búa: + Tải trọng búa : Q1=Qbúa=15 (tấn) =150000 (N) + Chiều cao nâng : Hnb=Hc-han toàn-hXà đỉnh=26.77-1.5-0.77=24.5 (m) + Vận tốc nâng : Vnâng=8 (m/p) + Chế độ làm việc : Trung bình + Tra trong sách tính toán máy nâng chuyển ta chọn được cơ cấu mang có trọng lượng là: 500 (kG) = 5000 (N) - Đối với cọc: + Tải trọng búa : Q2=Qcọc=4.96 (tấn) =49600 (N) + Chiều cao nâng : Hnb=Hc-han toàn-hXà đỉnh=26.77-1.5-0.77=24.5 (m) + Vận tốc nâng : Vnâng=8 (m/p) + Chế độ làm việc : Trung bình - Như vậy cơ cấu nâng búa và cọc đều có chung các thông số cơ bản,chỉ khác ở trọng lượng cọc(bé hơn so với trọng lượng búa),nhưng trong quá trình sửa chữa, bảo dưỡng để không tốn chi phí thuê cẩu,không mất thời gian chờ đợi khi lắp dựng,sửa chữa quả búa thì người ta thường sử dụng cơ cấu nâng hạbúa. - Vì vậy trong quá trình ính toán,ta chỉ tính toán cơ cấu nâng hạ búavà lựa chọn cơ cấu nâng hạ cọc giống như cơ cấu nâng búa. 4.3.Tính toán cơ cấu nâng quả búa. 4.3.1.Sơ đồ làm việc: Hình 4.1:Sơ đồ nguyên lý làm việc 01-Động cơ thủy lực;02-Phanh;03-Khớp nối; 04-Hộp giảm tốc;05-Khớp răng;06-Tang cuốn cáp. 4.3.2.Chọn kích thước dây cáp. - Sơ đồ mắc cáp: Hình 4.2:Sơ đồ mắc cáp kéo quả búa - Để chọn được cáp thép chúng ta phải dựa vào giá trị lực kéo đứt của sợi cáp + Lực kéo đứt của cáp được tính theo công thức: Trong đó: -SMax là lực căng cáp lớn nhất. -k=5.5 là hệ số an toàn bền ở chế độ làm việc trung bình. - Xác định lực căng cáp lớn nhất: + Ta xét các trường hợp làm việc bất lợi của máy để tính toán cho cơ cấu nâng theo trường hợp bất lợi nhất, một số trường hợp bất lợi khi làm việc của giá búa là: * Trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn thẳng đứng. * Trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng dương 18,50. * Trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng âm 50. a.Xét trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn thẳng đứng. Hình4.3:Sơ đồ tính cơ cấu kéo búa khi cột dẫn thẳng đứng. - Do búa trượt trơn trên khung trượt nên lực cản ma sát là nhỏ vậy ta có thể bỏ qua, như vậy lực tác dụng lên dây cáp kéo G1 chỉ do trọng lượng của búa Gb+Gm. Do đó b. Xét trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng dương ß=18,50. Hinh4.4:Sơ đồ tính cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng dương 18,50 - Khi búa được kéo lên nó sẽ tỳ lên thanh trượt do đó sẽ sinh ra lực cản ma sát ngược chiều với chiều chuyển động. - Phân tích trọng lượng búa thành hai thành phần là: Với: - Gb1: Song song với thanh trượt, - Gb2: Vuông góc với thanh trượt, Trong đó: - Gb2 Sẽ tạo ra áp lực lên thanh trựơt và gây ra lực cản ma sát F2ms.Với p=0.15 là hệ số ma sát. - Vậy lực cáp kéo là: c.Xét trường hợp cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng âm 50. Hình 4. 5:Sơ đồ tính cơ cấu kéo búa khi cột dẫn nghiêng âm ß=50. - Ta cũng phân tích trọng lượng búa thành hai thành phần là: Với: - Gb3: Song song với thanh trượt, - Gb4: Vuông góc với thanh trượt, Trong đó: - Gb3 Sẽ tạo ra áp lực lên thanh trựơt và gây ra lực cản ma sát F3ms.Với p=0.15 là hệ số ma sát. - Vậy lực cáp kéo là: d.Kết luận. - Qua 3 trường hợp làm việc bất lợi mà ta phân tích ở trên thì trường hợp (b) là trường hợp cơ cấu nâng làm việc bất lợi nhất: G1 =150000 (N) < G3 =164463.6 (N) < G2 =196983.6 (N). - Vậy ta lấy kết quả ở trường hợp (c) để tính toán cho cơ cấu. - Lực căng cáp lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cuốn lên tang khi nâng quả búa được xác định theo công thức ( 2.19, [1] ) ta có: Trong đó:- Q0 = G2 + Gm = 196983.6 + 5000 = 201983.6 (N). - l - Hiệu suất từng ròng rọc, tra bảng (2.5, [1]), ta lấy l = 0,98. - a - Bội suất pa lăng, a = 4. - t- Số ròng rọc đổi hướng, không tham gia bội suất cáp. Như sơ đồ cáp ta đã chọn thì số ròng rọc đổi hướng là, t = 4. - m - Số nhánh cáp cuốn lên tang, ở đây m = 1. - Thay số vào công thức,ta có: - Vậy hiệu suất pa lăng được xác định theo công thức (2.18, [1]) ta có: - Vậy lực kéo đứt cáp là: - Tra bảng III.3 [06] chọn cáp bện kép loại ÕK-P cấu tạo 6×19(1+6+6).6+1 lõi theo GOCT 2688-69 có các thông số sau: - Đường kính cáp d=24 (mm). - Giới hạn bền - Hình 4.6:Mặt cắt cáp - Độ bền dự trữ của cáp theo công thức: -Vậy thõa mãn điều kiện độ bền dự trữ của cáp. 4.3.3.Tính toán các kích thước của tang và puly. 1.Giới thiệu sơ lược về tang. - Tang là chi tiết dùng để cuốn cáp, biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến, truyền lực dẫn động tới cáp và các bộ phận khác.Tang có nhiều loại nhưng tang trụ được sử dụng phổ biến nhất. loại này được đúc bằng gang xám hoặc thép. - Chọn tang đúc bằng gang xám nhãn hiệu Cч15-32, chọn tang không xẻ rãnh vì loại này phù hợp khi sử dụng cuốn nhiều lớp cáp(4 lớp). 2.Chọn puly dẫn hướng cáp. - Trong máy đóng cọc,puli dùng để đổi hướng cáp từ tang cuốn cáp tới thiết bị công tác - Chọn puli trong cơ cấu nâng làm việc ở chế độ trung bình thường được đúc bằng gang xám, đúc có nan hoa nhằm làm giảm trọng lượng và tiết kiệm vật liệu. Mặt cắt của rãnh có hình dạng như sau: Hình: 4.7 - Bề mặt làm việc của rãnh phải gia công cơ khí. Kích thước rãnh puli phải đảm bảo cho cáp vòng qua dễ dàng,không bị kẹt và bề mặt tiếp xúc giữa cáp và đáy rãnh lớn để giảm ứng suất tiếp xúc,cáp đỡ mòn.Đáy rãnh puli là một cung tròn có bán kính được tính theo công thức: r = 0,6.dc Þ r = 0,6.24= 14.4(mm). - Góc nghiêng của hai thành bên rãnh puli 2· = 450 - Chiều sâu rãnh puli h được chọn: h = 2,5.dc Þ h = 2,5.24 = 60 (mm). - Đường kính puli Dp: Dp á (e-1) .dc e: hệ số phụ thuộc loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ làm việc của cơ cấu. Theo bảng 2.7 [06] chọn e = 18. Þ Dp á (18-1) .24= 408(mm). - Chọn DP=410 (mm) - Ổ trục puli dùng ổ lăn. Chọn hh = 0,98 loại ổ lăn không được tra dầu mỡ thường xuyên. - Chọn loại ổ bi đã được tiêu chuẩn hoá. Lấy loại puli đúc rãnh, loại này chịu ứng suất uốn và các nan hoa chịu ứng suất nén tốt do đó không cần tính toán kiểm tra lại. 3.Đường kính tang. - Đường kính cho phép nhỏ nhất đối với tang xác định theo công thức : Dt / (e –1 ) .dc. Trong đó: ® Dt: đường kính tang. ® dc: đường kính của cáp (dc = 24 mm). ® e: hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ làm việc của cơ cấu. Tra bảng 2-7 [06] Þ e = 18 Dt / (20 – 1) .24 = 456 mm. - Chọn Dt =500mm - Do yêu cầu công nghệ chế tạo tang đúc mà chiều dày thành tang d không nhỏ hơn 12mm và thường được tính sơ bộ theo công thức : d = 0,02.Dt +(6 ¸ 10) mm - Dt: đường kính danh nghĩa của tang chọn Dt = 500 mm. Þ d = 0,02.500 + 8 = 18 mm. Chọn d = 20 (mm). 4.Chiều dài tang. - Chiều dài tang phải đảm bảo sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất thì tang vẫn còn lại ít nhất 1,5 vòng dây cáp (không kể những vòng dây cáp nằm trong cặp quy định về an toàn). - Chiều dài có ích của cáp cuốn trên tang ứng với palăng đơn tính theo tài liệu [1] trang 21 là: l = H.a ® H: chiều cao nâng danh nghĩa ,H =24.5m. ® a: bội suất palăng, a =4. Þ l = 24.5×4 =98 m Chiều dài đoạn cáp trên bước cuốn 4 lớp cáp: L4 = p(Dt + dc) + p( Dt +3dc)+ p( Dt +5dc)+ p( Dt +7dc)= 4p(Dt + 4dc) L4=3.14×4× (500+4×24)=7485 (mm)=7.5 (m) -Số vòng cáp làm việc trên tang là: Chọn Z0=14 (vòng). -Số vòng cáp thực tế trên tang : Z=Z0+Z1 ®Z1: số vòng cáp dự trữ trên tang Z1 = 1,5 ¸ 2 chọn Z1 = 2 Vậy Z=14+2=16(vòng). - Chiều dài cuốn cáp trên tang: L0 = Z.t = 16×24 =384 (mm) - Chiều dài toàn bộ tang khi dùng palăng : Lt = L0 + L1+2.L2 Trong đó: ® L1: phần tang để cặp đầu cáp,nếu dùng phương pháp cặp thông thường thì phải cắt thêm khoảng 3 vòng rãnh trên tang nữa.Do đó L1=3.t=3.28=84 (mm) ® L2:là bề dày thành bên của tang,chọn L2= 22mm Þ Lt =384+84+2.22=512 (mm) Chọn Lt=600 (mm) - Đối với tang đơn ta phải đảm bảo khi móc treo ở vị trí cao nhất thì khoảng cách Lr với tang xẻ rãnh sao cho a1£ 60. - Khoảng cách nhỏ nhất của trục puli và trục tang : Hình 4.8 5.Tính sức bền tang. - Đối với tang có chiều dài tang không lớn hơn 3 lần đường kính của nó (Lt £ 3Dt) thì thành phần ứng suất uốn và xoắn rất nhỏ chỉ bằng 10415% ứng suất nén. Trong trường hợp này người ta cho phép kiểm tra bền tang theo ứng suất nén theo công thức: Trong đó: ® d: chiều dày thành tang ,d = 18 (mm). ® Smax: lực căng cáp lớn nhất ,Smax = 56415.9 (N) ® t: bước cáp ,t = 28 (mm) ® k=1.4: là hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. ® j: là hệ số giảm ứng suất,đối với tang bằng gang thì j=0,8 ® [s]n: ứng suất nén cho phép: do tang được đúc bằng gang CЧ15–32 là loại vật liệu thông dụng phổ biến nhất có giới hạn bền nén là sbn = 650 N/mm2. Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn n = 5: (thõa điều kiện). =>Vậy tang làm việc đủ bền. 6.Kẹp cáp trên tang. - Phương pháp cố định đầu cáp trên tang thông dụng nhất là dùng tấm đệm bên ngoài ép cáp lên bề mặt tang bằng bulông. Tấm đệm với rãnh hình thang là tốt nhất và thông dụng nhất. Vì đường kính cáp d =24 (mm) nên ta chọn tấm kẹp có hai bulông để cố định đầu cáp và dùng 2 tấm kẹp. - Lực căng dây cáp tại chỗ kẹp cáp được tính theo công thức: Trong đó: ® Smax: lực căng cáp lớn nhất ,Smax = 56415.9 (N). ® f: hệ số ma sát giữa dây cáp và tang (f =0,12 ÷ 0,16).ta chọn f= 0,14 ® e: hệ số phụ thuộc vào loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ làm việc của cơ cấu ,tra bảng 2-4 [1] ,ta có e = 20. ® a: góc ôm tang bằng những vòng cáp dự trữ a = 3p44p.Chọn a =3p Hình 4.9:Sơ đồ kẹp cáp trên tang. - Lực kéo các bulông cặp theo [1] trang 22: - Lực uốn các bulông theo [1] trang 22: - Các bulông này bị kéo và uốn với ứÙng suất uốn tổng ở mỗi bulông: Trong đó: ® lo=40mm tay đòn đặt lực P vào bulông . ® d1=30mm đường kính chân ren bulông. ® [s]đ: ứng suất cho phép kéo đứt bulông. - Chọn vật liệu làm bulông bằng thép CT3 có ứng suất đứt cho phép là: Vậy bulông đủ bền. 4.3.4.Tính toán trục tang. - Trục tang được tính dựa vào tải trọng tác dụng lên thành tang của cáp nâng.Thành tang được coi là một dầm phụ mà các mayơ được xem là các mắt tác dụng lên thành chính.Trường hợp tính trục tang là trường hợp tính với tải trọng định mức và quả búa ở vị trí thấp nhất. - Trục tang được đưa về một dầm có một gối khớp và một gối di động.Gối di động ở vị trí nối với trục ra của hộp giảm tốc,còn gối khớp ở vị trí gối đỡ của trục tang.Sơ đồ tính trục tang như sau:(Hình 4.11) + Trục tang nối với trục ra của hộp số bằng khớp nối răng, đầu còn lại cũng được đặt trên ổ đỡ nên ta coi sơ đồ tính trục tang như là dầm đặt trên hai gối đỡ. + Hợp lực của lực căng: + Tải trọng bên mayơ ở bên phải RD: + Tải trọng bên mayơ ở bên phải RC: + Phản lực tại ổ A: + Phản lực tại ổ B: + Mômen tại D: + Mômen tại C: + Mo6men xoắn tại D: Hình 4.10:Sơ đồ tính trục tang. + 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.Trục tang được làm từ thép 45 có các thông số sau: + Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức: Trong đó: n = n1.n2.n3 là hệ số an toàn (1-16) [1] k’ = 1,6 hệ số tính đến tập trung ứng suất. (bảng 1-5 [1]) n1 = 1,3 hệ số an toàn phụ thuộc vào mức độ quan trọng của chi tiết và cơ cấu(bảng 1-6 [1]) n2 = 1,1 hệ số tải trọng tính đến chế độ làm việc của cấu,tải trọng quán tính…(bảng 1-7 [1]) n3= 1,3 hệ số tính đến ảnh hưởng của khuyết tật bên trong của vật liệu đến sức bền mỏi của chi tiết(bảng 1-8 [1]) + Vậy + Ta thấy mômen uốn ở D là lớn nhất.Tại điểm D trục phải có đường kính: - Chọn d=100 (mm) Theo TCNN 142 – 64: Chọn d = 110 mm ; đoạn lắp ổ d = 100 mm Hình 4.11 - Trục cần được kiểm tra tại tiết diện có khả năng có ứng suất tập trung lớn nhất ta nhận thấy điểm D là điểm nguy hiểm nhất vì mômen uốn tại đây lớn nhất. - Ứng suất lớn nhất tại D: - Với : Mômen chống uốn của tiết diện đối với trục Z. =>Vậy trục tang đủ điều kiện bền. 4.3.5.Tính then. Để cố định tang theo phương tiếp tuyến hay để truyền moment đến trục quay ta chọn loại then phù hợp với đường kính trục dT = 110 (mm). Tra bảng 2-22 [05] ta chọn loại then bằng có kích thước sau: b = 32 (mm) : Chiều rộng rãnh then. h = 18 (mm) : Chiều cao then. t = 9 (mm) : Chiều sâu của rãnh then trên trục. t1 = 9.2 (mm) : Chiều sâu của rãnh then trên lỗ. k = 11.2. - Kiểm nghiệm sức bền dập: sd = £ [s]d sd = = 2.5 (N.mm2) Với [s]d = 150 (N.mm2). Ứng suất dập cho phép. àsd £ [s]d Kiểm nghiệm sức bền cắt: tc = £ [t]c tc == 0.87 (N.mm2) Với [t]c = 120 (N.mm2). Ứng suất dập cho phép. àtc = £ [t]c (Tra bảng 7.21 [05]). - Theo kết quả tính toán trên then được chọn đảm bảo được sức bền về lực cắt và uốn. 4.3.6.Tính toán chọn ổ đỡ trục tang. v Chọn ổ trục: - Chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy vì loại ổ này chủ yếu chịu tải trọng hướng tâm có thể chịu tải trọng dọc trục nhưng không lớn lắm. Ổ không tháo đươcï.Đảm bảo cố định trục theo hai chiều. v Tính chọn kích thước: RA RB 1182 mm - Ổ đỡ bên trái trục tang là ổ lồng cầu 2 dãây thanh lăn cho phép độ không đồng tâm giữa 2 ổ và có hệ số khả năng làm việc cao,đường kính ổ lắp trục tại đây d=100 mm,tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm bằng phản lực tại ổ là RA. - Tải trọng tính lớn nhất tác dụng lên ổ khi không có lực dọc trục: Trong đó:KV : hệ số phụ thuộc vòng trong quay hay vòng ngoài quay . vì vòng trong quay nên chọn KV = 1. Kn : hệ số nhiệt độ. Chọn n = 1,0 Kt : hệ số tải trọng động. Chọn Kt = 1,2 A=0 là tải trọng dọc trục. - Chọn ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy theo dựa vào bảng P2-2-trang 380 [05],theo TCVN 1495-74 ứng với d=100mm,chọn ổ kiểu 1000 có kí hiệu 1620. - Đối với ổ đỡ bên phải ta cũng chọn tương tự như ổ bên trái. - Số vòng quay của tang : (2-35) [2] Trong đó : + a =4 : Bội suất của palăng. + Vn = 8 (m/ph) : Vận tốc nâng hàng. + Dt = 500 = 0,5 (m) : Đường kính của tang. (vòng/ph) 4.3.7.Tính chọn động cơ thủy lực. - Do giá búa được lắp trên máy cơ sở di chuyển bánh xích D308-85M, loại máy cơ sở này có động cơ dẫn động là động cơ điezel H07C-TD có công suất thiết kế là 132.7 kW, nên trong quá trình tính toán thiết kế giá búa thì việc lựa chọn nguồn động lực cho các cơ cấu nâng búa và nâng cọc và cơ cấu tự dựng cột được sử dung nguồn động lực của máy cơ sở thông qua bộ trích công suất (hộp giảm tốc và các khớp nối) dẫn động bơm thủy lực cung cấp dầu cao áp cho động cơ thủy lực hoạt động. - Một số đặc điểm khi sử dụng động cơ diezel: + Loại động cơ đốt trong này có nhiệm vụ chuyển năng lượng nhiệt nhờ quá trình đốt cháy nhiên liệu để chuyển sang cơ năng. Nó hoạt động phụ thuộc vào nguồn cung cấp năng lượng từ bên ngoài nên là nguồn động lực chủ yếu cho các loại máy hoạt động nơi xa lưới điện. + So với động cơ xăng thì động cơ điezel làm việc bằng nhiên liệu rẻ hơn lượng tiêu hao nhiên liệu ít hơn, thời gian sử dụng lâu hơn,… + So với động cơ điện thì động cơ điezel có một số ưu điểm như khối lượng không lớn, phạm vi điều chỉnh tốc độ khá rộng (2 ¸ 2,5 lần), không phụ thuộc vào việc cấp năng lượng từ bên ngoài.Nhược điểm là không thể đảo chiều quay trực tiếp, không có khản năng quá tải nên không thể khởi động cơ khi có tải,... - Công suất tĩnh khi nâng búa xác định theo công thức: Trong đó: Q: Tải trọng nâng, Q = 150000 (N) Vn: Vận tốc nâng, Vn = 8 (m/s) : Hiệu suất của cơ cấu là, h = hp x ht x h0 - hp = 0,89: Hiệu suất palăng, được tính ở trên. - ht: Hiệu suất tang, tra bảng (1.9, [1]) ta có: ht = 0,97 - h0: Hiệu suất bộ truyền có cả khớp nối, h0 = 0,92 Thay số vào công thức,ta có: - Dựa vào công suất tĩnh tính toán ở trên, ta chọn độngcơ piston rôto hướng trục có xilanh nghiêng có các thông số cơ bản sau: + Kí hiệu : AПH-3 + Nước sản xuất : Nga. + Aùp suất định mức : Pđm = 16 (Mpa). + Công suất định mức : Nđm = 25.6 (kW). + Số vòng quay trên trục ra : ndn = 955 (vòng/phút). + Lưu lượng riêng của động cơ : q = 55 (ml/vòng). + Các kích thước của động cơ thủy lực (mm): A A1 B a b c d q 419 355 150 40 40 50 M12 75 ÞC ÞK ÞH ÞE L1 L m F 125 125 30 52 220 183 150 20 Hình 4.12: Kích thước của động cơ thủy lực. - Tỉ số truyền chung của bộ truyền : Trong đó : + nđc = 1450 (vòng/phút) : Số vòng quay của động cơ. + nt = 20 (vòng/phút) : Số vòng quay của tang. - Lưu lượng dầu cần thiết để một động cơ thủy lực hoạt động : Qđ = qđ . nđ Trong đó : + qđ = 55 (cm3/vòng) : Lưu lượng riêng của động cơ thủy lực. + nđ = 1800 (vòng/phút) : Số vòng quay của động cơ thủy lực trong 1 đơn vị thời gian. Þ QĐ = 55 ´ 955 = 52525 (cm3/phút) QĐ = 52.525 (lít/phút) - Áp lực của động cơ thủy lực : - Động cơ piston rôto hướng trục có xilanh nghiêng một góc 25° có áp suất định mức Pđm = 16 (Mpa). => DPđ = 0,9.Pđm = 16 x 0,9 = 14.4 (Mpa) = 14.4 x 106 (N/m2). - Mômen quay cần thiết trên trục động cơ thủy lực: Trong đó: + = 14.4.106 (N/m2) : Aùp lực của động cơ thuỷ lực. + qđ = 55.10-6 (m3/vòng) : Lưu lượng riêng của động cơ thủy lực. 4.3.8.Chọn hộp giảm tốc. - Trục quay nhanh được nối với trục của động cơ thủy lực,còn trục quay chậm được làm liền với khớp răng dẫn động tang cuốn cáp. - Căn cứ vào yêu cầu về công suất phải truyền với cường độ CĐ 25%,theo [06] chọn hộp giảm tốc kí hiệu Ц2-40-50.94-4T,có các đặc tính sau: - Kiểu hộp giảm tốc: Bánh răng trụ răng 2 cấp đặt ngang. - Tỉ số truyền : i =50.94. - Kiểu lắp :trục ra và trục vào ở cùng một phía. - Khoảng cách trục: A=250+150=400 (mm) - Công suất truyền tr6en trục quay nhanh Nnh= 25.7 (kW) - Tốc độ quay trên trục quay nhanh n =1500 (v/ph) 4.3.9.Tính chọn khớp nối. - Chọn khớp nối là khớp răng vì loại này có khả năng cho phép độ ăn khớp cao. - Moment định mức trên trục động cơ: Nđm = 25.3 (kw) : công suất định mức của động cơ. n = 955 (v/p): số vòng quay của trục ra động cơ - Moment truyền qua khớp nối: Mk = Mđm. k1.k2 (CT – 1.65 [06]) Trong đó: + Mđm = 25.83(KG.m): moment định mức do khớp truyền + k1 = 1,3: hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu + k2 = 1,2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu (CT bảng 1.21 [06]) Þ Tra bảng III.35 [06] chọn khớp nối răng có số hiệu khớp trục là M3л-3,moment đà GD2=2,5 (KG.m2) đường kính bánh phanh D =300 (mm) và đường kính lỗ d=50(mm). Hình 4.13 :Khớp nối răng 4.3.10.Tính toán chọn phanh. - Để phanh nhỏ gọn ,ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ. - Mômen phanh xác định theo công thức (1.18)[01]: - Với : - K = 1,75 hệ số an toàn phanh với chế độ làm việc trung bình. - n=0,85 là hiệu suất của cơ cấu nâng.Tra bảng 1-9 [06]. - S=SMax=56415.9 (N) Lực lớn nhất trong cáp. - DO=0.5 (m) đường kính tang cuốn cáp. - io=50.94 tỉ số truyền của hộp giảm tốc. - a=4 bội suất palăng. - Mo6men cần thiết của phanh: kh=1.75-Hệ số an tồn của phanh khi chế độ làm việc trung bình - Loại phanh có kích thước nhỏ gọn làm việc tốt và được sử dụng rộng rãi hiện nay là phanh TK. - Dựa vào mômen phanh yêu cầu ta chọn phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT – 300/200 có mômen phanh danh nghĩa Mph = 240 Nm,đường kính bánh phanh là D=300 (mm) Hình 4.14 *Kiểm tra phanh: - Việc kiểm tra này có mục đích giới hạn độ nóng những mặt ma sát không vượt quá trị số cho phép chủ yếu dựa trên quá trình cân bằng nhiệt của phanh. - Theo bảng 1.12 sách T2MNC đối với chế độ làm việc trùng bình lấy đoạn đường phanh cơ cấu nâng quả búa: - Ta xem như tốc độ nâng hạ hàng là như nhau thì thời gian phanh: (CT –1.36 [06]) - Như vậy gần đúng với giá trị tính toán: - Gia tốc khi phanh: a = - Như vậy trị số gia tốc gần thích ứng với giá trị số giảm tốc cho phép ở bảng 1.15 sách tính toán MNC. - Diện tích mặt làm việc của 1 má phanh: (CT – 1.70 [06]) Trong đó: Dn = 0,3 (m) : đường kính bánh phanh. b = 700 : góc bao của 1 má phanh với đĩa. B = 0,14 (m): chiều rộng má phanh. - Aùp lực giữa bánh và má phanh: (CT – 1.70 [06]) m = 0,35: hệ số ma sát của amiăng và kim loại (tra bảng 1.23 [06]) Mh = 46,1 (KG.m) : moment hãm của phanh. Theo bảng 1.23 –[06] áp lực cho phép [P]=6 KG/cm2 Vậy Pp < [P] phanh thỏa mãn điều kiện làm việc