Luận văn Thiết kế về máy cần trục chân đế phục vụ công tác xếp dỡ tại cảng dầu khí Vietsovpetro dạng cổng kiểu mâm quay với sức nâng Q = 30Tf

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU THAY ĐỔI TẦM VỚI 2.1 SƠ ĐỒ HÌNH HỌC : Hình 2.1: Thay đổi tầm với bằng cách nâng,hạ cần. 1-sàn đỡ; 2- cơ cấu thay đổi tầm với; - đối trọng; 4- giằng; 5- vòi; 6- động cơ xoay móc; 7- cần; 8- puly đầu cần; 9- móc chính (30 t); 10- móc phụ (7 t); 11- giá chữ A; 12- cabin điều khiển. 2.2 SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG. Hình 2.2 :1-Phanh; 2- khớp nối; 3 - động cơ điện; 4- thanh răng; 5- bánh răng; 6- hộp giảm tốc Chức năng của cơ cấu này là đảm bảo sự dịch chuyển của cần lên xuống với sự hỗ trợ của bộ truyền thanh răng – bánh răng được truyền động trực tiếp qua trục quay chậm của hộp giảm tốc. Thanh răng được nối trực tiếp với cần. Bên cạnh các bộ phận trong cơ cấu thay đổi tầm với còn có các bộ phận khác như khớp nối có gắn bánh phanh của phanh trống. Ơû cơ cấu này ta bố trí 2 phanh tại 2 đầu trục quay nhanh của hộp giảm tốc để tăng tính an toàn của cơ cấu. Cụm truyền động thanh răng – bánh răng có các con lăn tỳ để ép chặt chúng vào nhau, bên cạnh đó còn có các hạn vị tầm với ngắn nhất và xa nhất. 2.3 XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC HỆ CẦN Gọi : Lc : chiều dài cần. Lg : chiều dài giằng. Lv’ : chiều dài đầu vòi. Lv’’ : chiều dài đuôi vòi. Hình 2.3 : Các kích thước hệ cần. 2.3.1 Xác định kích thước chiều dài cần và đầu vòi. Vẽ cần ở 2 vị trí ứng với góc nghiêng jmin và jmax. Kích thước hệ cần khi thiết kế phải thỏa mãn : H ≥ [Hmax] R ≥ [Rmax] Rmin ≤ [Rmin] Theo kinh nghiệm, thường lấy jmin ≥ 300 , jmax ≤ 800 . Ta chọn jmin = 400 , jmax = 800 . Hình 2.4 : Cần ở vị trí tầm với nhỏ nhất và lớn nhất. Với jmin : vòi hợp với phương ngang 1 góc g3 = 100 ÷ 250 . chọn g3 = 200 Với jmax : vòi hợp với phương thẳng đứng 2 góc g1 , g2 : g1 = 50 ÷ 100 . chọn g1 = 80 g2 = 50 ÷ 100 . chọn g2 = 100 Đặt K = hệ số tỉ lệ. Cần ở vị trí 1 ( jmin ) : Cần ở vị trí 2 ( jmax ) : H = Lc (cos g1 - Kcos g2) Ta cân bằng H ở 2 vị trí jmin và jmax : Sinjmin – Ksing3 = cos g1 - Kcos g2 Þ K = K = K = 0,54 Thay vào Rmax = 30 m : Rmax = Lc (cos jmin + Kcos g3) Þ Lc = Lc = Lc = 23,4 m Ta chọn Lc = 23 m . Þ Lv’ = K.Lc = 0,54.23 = 12,42 Ta chọn Lv’ = 12,5 m. 2.3.2 Xác định kích thước chiều dài đuôi vòi và giằng. a> Chiều dài đuôi vòi được xác định theo công thức kinh nghiệm : Lv’’ = (0,3÷0,6)Lv’ = 4,06 (m) Vậy tổng chiều dài của vòi : Lv = Lv’ + Lv’’ = 16,56 (m). b> xác định chiều dài giằng: vẽ cần ở 3 vị trí jmin , jmax , jtb gọi C1, C2, C3 là các điểm đầu vòi ở các vị trí jmax, jmin,jtb. vị trí jtb ứng với : C1C3= (0,2÷0,3) C1C2 Hình 2.5 : Xác định kích thước chiều dài giằng Từ 3 vị trí đầu cần D1, D2, D3 kéo dài đuôi vòi về sau 1 đoạn = a. Điểm mút cuối tương ứng là E1, E2, E3. Các điểm này cùng nằm trên 1 đường tròn có tâm là chốt đuôi giằng có bán kính chính bằng đoạn từ chốt đuôi giằng đến đuôi vòi. Để xác định bán kính này, ta vẽ các đường trung trực E1E2, E2E3. giao điểm chính là chốt đuôi giằng. Khoảng cách từ chốt đuôi giằng đến đuôi vòi là chiều dài giằng. Từ phép dựng hình, ta xác định được Lg = 19,38 (m). 2.4 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ THAY ĐỔI MOMEN CẦN THEO TẦM VỚI. Khi cần trục làm việc, hệ cần của cần trục phải nằm ở các vị trí khác nhau, do đó khoảng cách từ trọng tâm của nó tới chốt đuôi cần cũng thay đổi. Và sự thay đổi này dẫn đến sự thay đổi momen của hệ cần đối với chốt đuôi cần. Để xây dựng đồ thị thay đổi momen của hệ cần thay đổi theo tầm với, ta xét ở một số vị trí khác nhau của cần. Chọn vị trí tầm với của cần dựa vào hoạ đồ vị trí, ta tính được Mc ở các vị trí tần với khác nhau. Ơû cần trục thiết kế, trọng lượng thiết bị cần và trọng lượng đối trọng được bố trí như hình vẽ: Hình 2.6: Sơ đồ phân tích lực trên hệ cần. Để cân bằng thì trọng lượng đối trọng Gđ phải cân bằng với trọng lượng thiết bị cần, đối trọng này được bố trí thông qua hệ tay đòn đối trọng. Gọi Gc : trọng lượng thiết bị cần. Gx : trọng lượng thiết bị vòi. Gv = Gv’ + Gv’’ Gv’ : đặt tại điểm đầu cần. Gv’’ : đặt tại điểm đầu vòi. Gg : trong lượng giằng. 2Gg = Gg + Gg Gg : đặt tại điểm đầu giằng. Gg : đặt tại điểm đuôi giằng. Lực Gg đặt tại điểm đuôi giằng nên không gây momen đối với chốt đuôi cần. Còn lực Gg đặt tại điểm đầu giằng lại được phân tích thành 2 lực, một lực đặt tại điểm đầu vòi (Gg’’) và một lực đặt tại đầu cần (Gg’) : Gg = Gg’ + Gg’’ Việc phân tích này dựa vào phương pháp phân tích lực song song theo tỉ lệ cánh tay đòn ( sự cân bằng momen). Hợp lực R = tạo ra lực kéo K ở giằng, hợp lực (R +K) là lực N gây gãy cần. Lực N cách chốt đuôi cần 1 đoạn là f (giá trị dao động quanh gốc A). khi lực N đi qua điểm A thì f = 0, momen gây ra đối với điểm A do lực N sẽ bằng 0. Nếu f nằm trên điểm A sẽ mang dấu dương (+), nằm dưới điểm A sẽ mang dấu âm (-). Trong quá trình thay đổi tầm với, trọng luợng thiết bị cần sẽ gây ra 1 momen đối với chốt đuôi cần A: Mc(A) = Gc.Lc + (Gg’ + Gv’).Lx ± N.f Gọi X1 : khoảng cách theo phương thẳng đứng từ đuôi vòi đến điểm đầu cần. X2 : khoảng cách theo phương thẳng đứng từ đầu vòi đến điểm đầu cần. X3 : khoảng cách từ điểm đầu cần đến thanh giằng. Dựa vào hoạ đồ vị trí ta xác định được các cánh tay đòn và các phương trình cân bằng momen ta tính được các lực Gv’, Gv’’, Gg’, Gg’’, R, K, N. Giá trị Mc luôn thay đổi từ Rmin ÷ Rmax. Xác định Mc tại 6 vị trí khi cần nghiêng từ jmax = 800 ÷ jmin = 400 . Lập hoạ đồ vị trí cho cần ứng với các góc nghiêng của cần, ta có bảng giá trị sau: Bảng2.1 Bảng xác định giá trị Mc Vị trí I II III IV V VI X1(mm) 6246 5662 5057 3995 2849 1744 X2(mm) 3108 2887 2647 2210 1720 1236 X3(mm) 3139 2775 2410 1729 1128 508 f(mm) 418 241 474 285 -993 -1367 LC(mm) 6885 6259 5585 4421 3330 2520 LX(mm) 16879 15405 13810 11051 8381 6276 GV’(KG) 5809 5762 5710 5601 5424 5091 Gv’’(KG) 2891 2938 2989 3098 3275 3608 Gg’(KG) 503 486 469 418 370 255 Gg’’(KG) 997 1013 1030 1019 1129 1244 R(KG) 13235 11200 9903 8531 7305 5792 K(KG) 5306 5276 5241 5192 5054 4836 N(KG) 18541 16476 15144 13723 12359 10628 Mc(KGm) 89160 97658 104706 121521 127217 136566 Hình 2.7: Đồ thị thay đổi momen hệ cần theo tầm với 2.5 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ MOMEN ĐỐI TRỌNG THEO TẦM VỚI Trọng lượng của đối trọng đối với vị trí trung bình từ điều kiện cân bằng momen của cần và momen đối trọng: Mc = Mđ Xét tương quan với Mc thì momen đối trọng lấy đối với chốt đuôi cần được tính: Mđ = Gđ. Từ điều kiện cân bằng momen hệ cần và momen đối trọng tại vị trí trung bình ta có : Gđ ==12496 KG Với a, b, lđ là các cánh tay đòn xác định dựa vào hoạ đồ vị trí. Ta chọn Gđ = 12500 KG Cũng tương tự như khi xác định momen do hệ cần, ta xác định momen do đối trọng bằng cách lập họa đồ vị trí cho cần ở các góc nghiêng tương ứng để xác định các cánh tay đòn a, b, ld. Vẽ hoạ đồ vị trí cần ở các vị trí tương ứng từ Rmin ÷ Rmax sao cho tại vị trí trung gian có Mc = Mđ . Hình 2.8: hoạ đồ vị trí hệ tay đòn đối trọng Bảng 2.2 Bảng xác định giá trị Mđ Vị trí I II III IV V VI lđ (m) 4,12 4,02 3,72 3,12 2,13 2,10 a (m) 3,03 3,93 4,55 4,9 5 4,86 b (m) 1,87 2,01 2,02 1,85 1,41 0,97 Mđ (KGm) 83446 98250 104740 103297 114415 131521 Hình 2.9: Đồ thị thay đổi momen đối trọng theo tầm với 2.6 XÂY DỰNG ĐỒ THỊ KHÔNG CÂN BẰNG CẦN. Gọi DM: Momen mất cân bằng do trọng luợng thiết bị cần và đối trọng DM = Mc – Mđ Ta có DM ở 6 vị trí với các giá trị được tính cho trong bảng sau: Bảng 2.3 Bảng xác định giá trị DM Vị trí I II III IV V VI Mc(KGm) 89160 97658 104706 121521 127217 136566 Mđ (KGm) 83446 98250 104740 103297 114415 131521 DM (KGm) 5714 -592 -34 18224 12802 5045 Dựa vào kết quả đã tính toán, ta vẽ các đồ thị momen không cân bằng cần: Hình 2.10: Đồ thị momen không cân bằng cần. 2.7 XÂY DỰNG QUỸ ĐẠO CHUYỂN ĐỘNG CỦA HÀNG. Quỹ đạo chuyển động của hàng cũng chính là quỹ đạo chuyển động ngang của điểm đầu vòi. Cần trục thiết kế là cần cân bằng dùng vòi. Khi thay đổi tầm với, hàng không di chuyển tuyệt đối theo phương ngang mà có độ nhấp nhô. Ta xác định quỹ đạo chuyển động ngang của hàng dựa vào hoạ đồ vị trí căn cứ vào yếu tố đó là chiều dài của cần, vòi, giằng là không đổi trong suốt quá trình thay đổi tầm với Bảng 2.4 Vị trí I II III IV V VI R (m) 7 15,38 21,23 24.15 27.02 30 y (m) 0 25 0 -46 -17 0 Hình 2.11 :Quỹ đạo chuyển động ngang điểm đầu vòi. 2.8 XÂY DỰNG BIỂU ĐỒ MOMEN MẤT CÂN BẰNG DO HÀNG. Xác định biểu đồ quỹ đạo chuyển động của hàng. Biểu đồ này dựa vào họa đồ vị trí của cần xác định được độ nhấp nhô của hàng so với phương ngang y. Momen mất cân bằng do hàng được xác định: MA = Q. * cách vi phân đồ thị : - Dựng hệ trục vi phân dưới dạng hệ trục nguyên hàm Y(j). - Chọn cực vi phân đồ thị H (OH = 1 đơn vị). - Chia đều trục hoành. - Từ các điểm chia cắt đường cong nguyên hàm ta kẻ các tiếp tuyến với đường cong Y(j). - Từ cực H kẻ các đường song song với tiếp tuyến tương ứng cắt trục oy’ ở các điểm, từ các điểm này dóng các đường song song trục hoành cắt các đường thẳng đứng tại các điểm vi phân cần tìm. Ta có đồ thị vi phân : Bảng 3.5 Bảng xác định giá trị MA Vị trí I II III IV V VI R (m) 7 15,38 21,23 24.15 27.02 30 y (m) 0 25 0 -46 -17 0 dy/dj 12 23 48 -67 -8 12 MA (KGm) 360 690 1440 -2010 -240 360 2.9 TÍNH TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN THANH RĂNG. Gọi Fw là tổng lực tác dụng lên thanh răng trong quá trình thay đổi tầm vơi: Fw = F1 + F2 + F3 + F4 + F5 + F6 Trong đó: F1 : lực trong thanh răng do momen mất cân bằng của hàng. F2 : lực trong thanh răng do momen mất cân bằng cần và đối trọng. F3 : lực trong thanh răng do tải trọng gió tác dụng lên cần và vòi. F4 : lực trong thanh răng do tải trọng ngang khi cáp nâng hàng nghiêng một góc so với phương thẳng đứng. F5 : lực li tâm của khối lượng cần, vòi, đối trọng, thanh giằng khi cần trục quay. F6 : Lực masat trong các khớp của thiết bị cần và tổn thất trong các puly khi cáp nâng lăn qua các puly. Tính lực F1, F2 : F1 = ; F2 = Trong đó: MA : Momen mất cân bằng của hàng. KGm DM : Momen mất cân bằng do trọng lượng thiết bị cần và đối trọng. KGm rn : khoảng cách từ thanh răng tới chốt đuôi cần. m Bảng 2.6 Bảng xác định giá trị F1, F2 Vị trí I II III IV V VI rn (m) 5,6 5,1 4,7 4,5 4,2 4 MA (KGm) 360 690 1440 -2010 -240 360 DM (KGm) 5714 -592 -34 18224 12802 5045 F1 (KG) 64,3 135,3 306,4 -447 -57,14 90 F2 (KG) 1020 -116,1 -7,23 4050 3048 1261,2 Tính lực F3 . Hình 2.12 : Tải trọng gió tác dụng lên cần và vòi F3 = ±.(Pgc.hc + Pgv.hv ) (KG) Trong đó : Pgc , Pgv : áp lực gió tác dụng lên cần và vòi Pgc = Pc.Fc.sina Pc : áp lực gió lên cần. Đặt tại trọng tâm cần. Pc = q0.n.c.h.b (Kg/m2) q0 : áp suất động của gió ở độ cao 10m so với mặt đất ở trạng thái làm việc, q0 = 15 kg/m2. n : hệ số hiệu chỉnh tăng áp lực phụ thuộc vào độ cao so với mặ đất, n=1,5 ( bảng 1.6 [1] ). c : hệ số khí động học , c = 1,4 ( bảng 1.7 [1] ). h : hệ số quá tải, tính theo phương pháp ứng suất cho phép h =1 b : hệ số động lực, b = 1 Fc : diện tích chắn gió của cần, chọn sơ bộ Fc =30 m2. Fv : diện tích chắn gió của vòi, chọn sơ bộ Fv =5 m2. Pgv = Pv.Fv.sing. a, g : góc hợp bởi cần và vòi với phương ngang. Tính một cách gần đúng, ta coi áp lực gió tác dụng lên vòi đặt tại trọng tâm vòi, và để dễ tính toán, ta coi trọng tâm vòi đặt tại điểm liên kết giữa cần và vòi. Lập hoạ đồ vị trí cho cần ở 5 vị trí, ta có giá trị tính toán được cho trong bảng sau: Bảng 2.7 Bảng xác định giá trị F3 Vi trí I II III IV V sina 0,98 0,94 0,87 0,77 0,64 0,54 sing 0,98 0,91 0,78 0,59 0,26 0,16 hc (m) 11,27 10,81 10 8,86 7,36 6,23 hv (m) 22,54 21,62 20,01 17,71 14,72 13,56 rn (m) 5,6 5,1 4,7 4,5 4,2 4 Pgc (KG) 9,3 8,9 8,2 7,3 6,1 5,8 Pgv (KG) 1,54 1,43 1,23 0,92 0,4 0,35 F3 (KG) 24,9 24,9 22,7 18 12,1 10,9 2.9.3 Tính lực F4 Gọi T là lực theo phương ngang do cáp nâng trọng lượng hàng Q nghiêng góc a so với phương thẳng đứng gây ra. Ta có : T = Q.tga Bảng 1.40 [4] chọn a = 150 T = Q.tga = 30000.tg150 = 8038 KG. Gọi P là lực kéo trong trong thanh giằng do lực T gây nên : Hình 2.13: Lực theo phương ngang tác dụng lên hệ cần Lấy momen đối với điểm đầu cần D : M/D = T.a –P.x = 0 P = Momen của T và P đối với chốt đuôi cần A : M/A = T.h + P.z F4 =± Dựa vào hoạ đồ vị trí ta dễ dàng xác định được a, x, h, z, rn, từ đó ta tính được P và F4. các giá trị tính toán được cho trong bảng sau: Bảng 2.8 Bảng xác định giá trị F4 Vi trí I II III IV V VI a (m) 4.6 5.2 7,4 9,7 11,4 12,5 x (m) 2.1 2,3 3,8 4 3,4 2 z (m) 11 10,1 10 9,6 8,8 8 h (m) 9.8 11,6 10,2 10,2 10,3 10,2 rn (m) 5,6 5,1 4,7 4,5 4,2 4 P (KG) 17607 18173 15653 19492 26951 50237 F4 (KG) 30756 33892 35057 38017 40844 42187 Tính lực F5 , F6 . Do cần trục thiết kế có tốc độ quay n = 0,9 v/p nên ảnh hưởng của lực li tâm tới khối lượng cần và vòi là nhỏ nên coi như có thể bỏ qua F5 Lực masat trong các khớp của thiết bị cần và tổn thất trong các puly lúc thay đổi tầm với và khi cáp nâng lăn qua các puly la rất nhỏ vì các khớp và ổ puly là ổ lăn nên F6 được coi như là không đáng kể, ta co thể bỏ qua không xét đến. Như vậy tổng các lực tác dụng lên thanh răng: Fw = F1 + F2 + F3 + F4 Bảng 3.9 Vị trí I II III IV V VI F1 (KGm) 64,3 135,3 306,4 -447 -57,14 90 F2 (KGm) 1020 -116,1 -7,23 4050 3048 1261,2 F3 (KG) 24,9 24,9 22,7 18 12,1 10,9 F4 (KG) 30756 33892 35057 38017 40844 42187 Fw (KG) 31801 33936 35379 41638 43847 43549 Các giá trị trung bình : Ftb1 = = 32868 KG Ftb2 = = 34657 KG Ftb3 = = 37608 KG Ftb4 = = 42742 KG Ftb5 = = 43698 KG XÁC ĐỊNH BIỂU ĐỒ VẬN TỐC THAY ĐỔI TẦM VỚI. Hình 2.14 :Xác định vận tốc hệ cần Xây dựng biểu đồ vận tốc thay đổi tầm với của điểm đầu vòi: Tốc độ thay đổi tầm với của cần chính là vận tốc nằm ngang tại điểm C. Tại mỗi vị trí của cần này có giá trị khác nhau và có ý nghĩa là vận tốc tức thời . Chọn sơ bộ vận tốc thanh răng là VF = 8 m/p Có VI = VF + VIF VI : phương vuông góc trục cần VIF : vận tốc của điểm I quay quanh F, phưong vuông góc với thanh răng . Từ họa đồ vị trí ta xác định được VI và VF. Xác định vận tốc điểm B do cùng thanh cứng Ta có : VB = VI = VI .VI Xác định VC = VB +VCB Biết VB và phương vuông với trục cần VCB : phương vuông trục vòi VC : phương ngang Từ hoạ đồ vị trí ta xác định được độ lớn VC và VCB Xác định VC cho 6 vị trí ,chọn m = 1 Sau khi xác định được vận tốc dịch ngang của điểm đầu vòi ta lập thành bảng và vẽ đồ thị thay đổi vận tốc điểm đầu vòi theo tầm với ( góc nghiêng cần) rồi xác định thời gian cần thiết để thay đổi tầm với. Bảng 2.10 Vị trí I II III IV V VI VIF (m/p) 0,6 1,9 3 4,2 5,5 6,2 VI (m/p) 8 8,2 8,6 9 9,7 10,9 VB (m/p) 41,44 42,45 44,5 46,6 50 45,02 VCB (m/p) 60,7 34,8 35,4 37,3 40 44,48 VC (m/p) 65,3 61.6 56.8 42,1 38.7 59,5 Thời gian cần thiết để thay đổi tầm với từ jmax ÷ jmin : åti Với : Trong đó : Si÷(i+1) : quãng đường thay đổi tầm với tính theo phương ngang từ vị trí i tới vi trí (i+1) Bảng 2.11 : vận tốc thay đổi tầm trung bình giữa 2 vị trí đang khảo sát. Vi trí I ÷ II II ÷ III III ÷ IV IV ÷ V V÷VI Si (m) 8,1 6,3 5,5 4,9 2,3 Vtb (m/p) 63,45 59,2 49,45 40,4 49,1 ti (s) 7,6 6,4 6,7 7,3 0,05 Vậy åti = 28 (s) Gọi V : vận tốc chuyển động tịnh tiến của thanh răng. (m/s) S : hành trình của thanh răng, xác định nhờ vào tầm với lớn nhất và nhỏ nhất của cần. S = 2,9 (m) V = = = 0,104 (m/s) = 6,24 (m/p) Như vậy vận tốc thanh răng tính toán gần đúng với giả thiết ban đầu. 2.11 TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Sau 1 thời gian cần thay đổi tầm với từ Rmin ÷ Rmax thì lực bình phương trung bình trong thanh răng được tính: Công suất bình phương trung bình của động cơ được tính theo công thức: N = (kw) Trong đó : h :hiệu suất truyền động từ động cơ đến thanh răng, h = 0,867 h = hbt . hhgt . hot +hbt =0,95 : hiệu suất bộ truyền. +hhgt =0,95 : hiệu suất hộ giảm tốc. +hot =0,96 : hiệu suất ổ trục h = 0.867 Vậy : N = = 41,2 (kw) Đây là công suất tính toán của động cơ. Công suất động cơ được chọn phải bằng hoặc lớn hơn công suất tính toán một chút. Theo kataloge động cơ điện, ta chọn loại động cơ dòng 1LG4 của nhà sản xuất SIEMENS có số hiệu 1LG4 223 – 4AA. Số hiệu ĐC Kw n h Nm GD2 Kg 1LG4 223 - 4AA 45 1475 0,93 291 0,447 300 CHỌN HỘP GIẢM TỐC Hộp giảm tốc cơ cấu được chọn dựa vào tỉ số truyền i. Chọn sơ bộ đường kính bánh răng D = 220 (mm) Þ R = 110 (mm) =0,11 (m). Số vòng quay trục ra hộp giảm tốc : nr = == 9,03 (v/p) Tỉ số truyền hộp giảm tốc : i = Dựa vào tỉ số truyền I và hiệu suất truyền, ta chọn hộp giảm tốc có số hiệu K4KM11 – H - 160 của hãng FLENDER có tỉ số truyền i = 160. TÍNH CHỌN PHANH. Phanh cơ cấu được chọn phải đảm bảo sao cho giữ được cần ở vị trí bất kì trong trạng thái làm việc và không làm việc. Momen phanh được tính theo công thức : Mp = Trong đó : k = 1,75 : hệ số an toàn của phanh. Fmax = 95130 KG : lực kéo lớn nhất trên thanh răng. D = 220 mm : đường kính bánh răng. h :hiệu suất truyền động từ động cơ đến thanh răng, h = 0,867. Mp = Mp = 99,23 (KGm) Do ta bố trí sử dụng 2 phanh nên momen cần cho mỗi phanh : Mp’ = Mp’ = 49,6 (KGm) = 496 (Nm) Dựa vào momen phanh trên, ta chọn phanh cho cơ cấu là phanh trống của hãng SHB , số hiệu RT 315 – 50/6 có : Mp = 700 Nm, giá trị ma sát : 0,4; thời gian phanh 0,5 (s) CHỌN KHỚP NỐI ĐỘNG CƠ VỚI HỘP GIẢM TỐC. Khớp nối trục được chọn dựa vào momen tính toán truyền qua khớp: Mk = Mđm .K1.K2 (1.65) [1] K1 = 1,4 hệ số tính đến chế độ quan trọng của cơ cấu. K1 = 1,3 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu. Mđm : momen định mức truyền qua khớp. Vậy momen tính toán truyền qua khớp : Mk = 1,4.1,3.291 = 529,62 (Nm) Dựa vào momen tính toán truyền qua khớp, ta chọn loại khớp kiểu nối trục vòng đàn hồi được chon theo bảng 9 – 11 [2] có các thông số sau : Các thông số kích thước của khớp nối trục vòng đàn hồi: Mômen xoắn Nm d (mm) D (mm) d0 (mm) l (mm) c dc 1100 60÷65 220 36 ≤142 2 ¸ 6 18 lc Đường kính ngoài Chiều dài toàn bộ nmax ( vg/ph ) Số chốt Z 42 35 36 2650 10 lv lc d c dc do KIỂM TRA ĐỘNG CƠ ĐIỆN Do động cơ được chọn có công xuất định mức lớn hơn công suất tính toán Nđm = 45 (Kw) > Ntt = 41,2 (Kw) Nên không cần kiểm tra động cơ về điều kiện quá nóng. Ta tiến hành kiểm tra động cơ về thời gian khởi động. Momen định mức của động cơ : Mđm = (KGm) Momen khởi động trung bình của động cơ : Mkđtb = (Kgm) Momen cản tĩnh trên trục động cơ đối với cơ cấu thay đổi tầm với : Mt = Trong đó: S = 14187 (KG) – lực trên thanh răng D = 0,22 (m) – đường kính bánh răng i = 160 – tỉ số truyền. h = 0,867 – hiệu suất bộ truyền. Mt = = 11,25 (KGm) Momen dư : Md = Mkđtb – Mt = 32,25 – 11,25 = 21 (KGm). Thời gian khởi động cơ cấu thay đồi tầm với bằng cách nâng và hạ cần: tkđ = (1.41) [1] Trong đó : E là động năng của cần và hàng. E = +Gc = 16110 (KG) – trọng lượng cần. +Lc = 23 (m) – chiều dài cần. +w = (rad/s) – tốc độ góc của cần. (GD2)qđ = d.GD2 = d.(GDr2 + GDk2 ) = 1,1.(0,447+0,473) = 1,012 (KGm2) GDr2 = 0,447 (KGm2) – momen đà roto động cơ. GDr2 = 0,473 (KGm2) – momen đà khớp nối. d =1,1÷1,25 – hệ số tính tới ảnh hưởng những khối lượng bộ truyền. Ta tính được : E = (KG) Þ tkđ = tkđ = 1,42 (s) Vậy thời gian khởi động tính toán được phù hợp với giá trị được cho trong bảng 1.11 [1]. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CUỐI. Chọn vật liệu làm thanh răng, bánh răng. Do bánh răng chịu tải trọng trung bình có va đập, làm việc hai chiều nên ta chọn vật liệu chế tạo là thép thường hoá 50, thanh răng là thép thường hoá 45. Chi tiết Thép thường hoá Giới hạn chảy (N/mm2) Giới hạn bền (N/mm2) Độ rắn HB Thanh răng 45 340 600 180 Bánh răng 50 350 640 175 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì tương đương của bánh răng Ntd = 60. u.ni. Ti. (3.4) [2] Trong đó: Mi, ni, Ti – momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. u = 1 – số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay một vòng. n : số vòng quay của trục trong 1 phút, n=9,03 (v/p). tc : thời gian làm việc trong 1 ca ; tc =6 (h) T : tổng thời gian làm việc. T = Na. Nn. Ca.tc Na : số năm làm việc, Na = 40 năm Nn : số ngày làm việc trong 1 năm, Nn =270 ngày Nc : số ca làm việc trong 1 ngày ; Nc = 2 ca -> T = 40.270.2.6 = 129600 ( giờ ) - Vậy số chu kì tương đương: Vậy Ntđ > N0 = 107 . Do đó hệ số chu kì ứng suất k’N = 1 Ưùng suất tiếp xúc của bánh răng : [s]tx1 = 2,6.175 = 455 N/mm2 . Ưùng suất tiếp xúc của thanh răng : [s]tx2 = 2,6.180 = 468 N/mm2 . Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là : [s]tx2 = 455 N/mm2 . Ứng suất uốn cho phép Giới hạn mỏi uốn của : thép 45 : s-1 = 0,43.600 =258 N/mm2 thép 50 : s-1 = 0,43.640 =2275,2 N/mm2 hệ số an toàn n = 1,5 hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Ks =1,8 Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động nên dùng công thức (3-5) [2] để tính ứng suất uốn cho phép: Ưùng suất uốn cho phép của bánh răng : [s]u1 = N/mm2 . (3.5) [2] Ưùng suất uốn cho phép của thanh răng : [s]u2 = N/mm2 Tính chọn bánh răng, thanh răng. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1,3 Chọn hệ số chiếu rộng bánh răng yA = 0,5 Hành trình thanh răng S = 2900 mm Tỉ số truyền giữa thanh răng và bánh răng : i = 1 tính khoảng cách trục A theo công thức (3-10) [2] A ³ (i±1) ) A ³ (i±1) (mm). A ³ 820 (mm Chọn A = 850 (mm) Môđun pháp của bánh răng m = (0,01 ÷ 0,02)A = 0,018A = 15,3 Chọn m = 16. Vậy số răng của bánh răng là : Z1 = = 20 răng Chiều rộng bánh răng : b =yA.A = 0,5.850 = 425 mm góc ăn khớp a = 200. Đường kính vòng lăn : d1 = m.Z1 = 16.20 = 320 mm Đường kính vòng đỉnh dđ = d1 + 2m = 352 mm Đường kính vòng chân dc = d1 - 2m = 284 mm 2.16.4 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Hệ số dạng răng (bảng 3-18) [2] Bánh răng y1 = 0,392 Thanh răng y2 = 0,511 Kiểm nghiệm ứng suất uốn ( 3 – 34)[2] : Đối với bánh răng : su1 = = N/mm2 < [s]u1 = 163,08 N/mm2 Đối với thanh răng : (3 – 40) [2] su2 = su1 N/mm2 < [s]u2 = 153 N/mm2 Vậy cả thanh răng và bánh răng đều thoả mãn điều kiện về sức bền uốn. 2.16.5 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. Ưùng suất tiếp xúc cho phép : công thức (3 – 43)[2] Bánh răng [s]txqt1 =2,5. [s]tx1 = 2,5.455 = 1137,5 N/mm2 Thanh răng [s]txt2 =2,5. [s]tx2