Luận văn Thiết kế cần trục chân đế đặt cố định tại cầu cảng nhập liệu cho tram nghiền ximăng Câm Phả

1 = BE2 = BE3=b chính là chiều dài giằng b Từ phép dựng hình, ta xác định được b = 15,83 m 3 - Xác định hoạ dồ vị trí cần : Hoạ đồ vị trí cần được xác định bằng cách vẽ trên máy vi tính Hình 2.4 : Xác định hoạ đồ vị trí * Hoạ đồ vị trí Ta có : Hình 2.5 : Hoạ đồ vị trí φmin = 450 → Rmax = 25 m φ = 62,50 → R = 18,09 m φ = 500 → R = 22,84 m φ = 700 → R = 13,16 m φ = 550 → R = 20,60 m φ = 750 → R = 10,30 m φmax = 800 → Rmin = 7,00 m III. Xây dựng biểu đồ mô men mất Cân bằng cần 1- Xây dựng đồ thị thay đổi mô men cần theo tầm với : Khi cần trục làm việc, cần của cần trục phải nằm ở các vị trí khác nhau, do vậy khoảng cách từ trọng tâm của nó tới chốt cần cũng thay đổi.Và sự thay đổi này dẫn đến sự thay đổi mômen của cần đối với chốt đuôi cần. Để xây dựng đồ thị thay đổi mômen cần theo tầm với ta xét ở một số vị trí khác nhau của cần. Chọn vị trí tầm với của cần dựa vào họa đồ vị trí, ta tính được Mc ở các vị trí tầm với khác nhau. ở cần trục thiết kế, trọng lượng thiết bị cần và trọng lượng đối trọng được bố trí như hình vẽ. Hình 2.6 : Phân tích lực song song theo tỉ lệ cánh tay đòn Để cân bằng, thì đối trọng Gđ phải cân bằng với trọng lượng thiết bị cần, đối trọng này được bố trí thông qua hệ tay đòn. Gọi Gc: Trọng lượng thiết bị cần Gx : Trọng lượng thiết bị vòi 2G0 : Trọng lượng thiết bị giằng Gd: Trọng lượng đối trọng Để dễ dàng xác định được ,ta phân các trọng lượng này như sau : + Trọng lượng vòi : Gx’: Đặt tại điểm đầu cần Gx” : Đặt tại điểm đầu vòi + Trọng lượng giằng 2G0 = G0(vòi) + G0 (giằng) G0 : Đặt tại điểm đuôi vòi G0 : Đặt tại chốt đuôi giằng Mặt khác : G0 đặt tại đuôi vòi lại được chia làm 2 thành phần . G0 = G0’ + G0” G0’: Đặt tại điểm đầu cần G0” Đặt tại điểm đầu vòi . Việc phân tích này dựa vào phương pháp phân tích lực song song theo tỉ lệ cánh tay đòn ( sự cân bằng mô men) Hợp lực của (Gx” - G0”) tạo ra lực kéo K” ở giằng. Và hợp lực (Gx”, G0”) với K” ở giằng. Và hợp lực (Gx”, G0”) với K’ là lực N ( Lực N gây gãy cần). Trên hình vẽ thì lực N cách chốt đuôi cần 1 đoạn f( f là 1 giá trị dao động quanh gốc A). Trong quá trình thay đổi tầm với như vậy, trọng lượng thiết bị cần sẽ gây ra 1 mô men đối với gối A: MC (A) = Gc .Lc + (Gx’ + G0’)Lx ±Nf (4.20) [6] Tuy nhiên khi kực N đi qua điểm A thì f = 0 mômen do áp lực N gây ra sẽ bằng 0. Giá trị Mc luôn thay đổi từ RmaxáRmin. Ta xác định Mc tại 7 giá trị của cần khi góc nghiêng cần biến thiên từ jmin =450 đến jmax =800. Sau đó lập hoạ đồ vị trí của cần tại 7 vị trí . Xác định mô men cần tại các vị trí tính toán có : Gọi : Trong đó : Gx : Trọng lượng vòi . Gx = 8700 ( kG ) X1 : Là khoảng cách giữa đường thẳng đứng đi qua đầu cần và trọng tâm vòi. X2 : Là khoảng cách từ trọng tâm vòi đến đường thẳng đứng đi qua đầu vòi. X3 : là khoảng cách từ đầu cần tới đường thẳng đứng đi qua đuôi vòi. Đặt : Có : Với X4 : Là khoảng cách từ đầu cần - Thanh giằng ; + Có : G0 : Trọng lượng thanh giằng : G0 = 0,507T = 5070 ( KG ) Vậy : G0’ = G0 - G0” GX’ = GX - GX” Đặt R = GX” - G0” N = R + K” Dựa vào hoạ đồ vị trí của cần và vòi, ta xác định được các giá trị X1 , X2 ; X3 ; X4 ; f. Bảng tính giá trị Mc tại 7 vị trí . Vị trí I II III IV V VI VII X1 6246 5662 5057 3995 2849 1744 44 X2 3108 2887 2647 2210 1720 1236 470 X3 3139 2775 2410 1729 1128 508 -426 X4 3750 4027 4077 3775 3161 2488 1509 f 418 241 474 285 -993 -1367 1113 LC 6885 6259 5585 4421 3330 2520 1724 LX 16879 15405 13810 11051 8381 6276 3919 G”X 5809 5762 5710 5601 5424 5091 744 GX’ 2891 2938 2989 3098 3275 3608 7955 G0” 503 486 469 418 370 255 -1242 G0’ 997 1013 1030 1019 1129 1244 2743 K” 13235 11200 9903 8531 7305 5792 676 R 5306 5276 5241 5192 5054 4836 1987 N 18541 16476 15144 13723 12359 10628 2663 Mc ( kGm ) 158396 156217 144253 113954 73255 52714 70059 * Đồ thị thay đổi mô men cần theo tầm với 2- Xây dựng đồ thị thay đổi mô men đối trọng theo tầm với Trọng lượng của đối trọng di động được lấy đối với vị trí trung bình từ điều kiện cân bằng tổng mômen của cần với gầu và mô men đối trọng . MC = Mđ Nếu ta xét tương quan với Mc thì mô men đối trọng lấy với chốt đuôi cần A được xác định theo công thức: Với : a,b, lđ là các cánh tay đòn lấy ở vị trí trung bình khi thay đổi tầm với Gđ : trọng lượng đối trọng Từ điều kiện cân bằng mô men đối trọng và tổng mômen cần và gầu tại vị trí trung bình ta có : ( KG ) Với M = 113954000 KGmm a = 2793 mm , b = 2034 mm , lđ = 8255 mm ( xác định dựa vào hoạ đồ vị trí ) Chọn : Gđ = 10052 KG Cũng tương tự như khi xác định mô men do hình vẽ cần ta có thể xác định mô men do đối trọng bằng cách vẽ đồ thị trên cùng hệ tọa độ trong khoảng từ Rmin áRmax sao cho tại vị trí trung gian có Mc = Mđ Dựa vào họa đồ vị trí hệ tay đòn đối trọng, ta xác định được a,b,lđ . Vị trí I II III IV VI VII VII Lđ 8170 8403 8378 8255 8032 7859 7730 a 4456 4065 3617 2793 1967 1314 627 b 2263 2300 2247 2034 1766 1557 1369 Mđ (kG.m) 161709 149286 135562 113954 89926 66669 35587 Đồ thị thay đổi mô men đối trọng theo tầm với 3- Xây dựng đồ thị Momen không cân bằng cần: Gọi : MKC : Mô men mất cân bằng do trọng lượng thiết bị cần MKC =Σ M - Mđ (4.13) [6] Ta có giá trị MKC ở 8 vị trí được cho trong bảng như sau : Vị trí I II III IV VI VII VIII MKC -3313 6931 8691 0 -16671 -13955 34472 Dựa vào các kết quả đã tính toán trên, ta vẽ các biểu đồ Mc, Mđ MKC ở các tầm với khác nhau. Đồ thị Momen không cân bằng cần IV. Xây dựng biểu đồ quĩ đạo chuyển động của hàng và biểu đồ mômen mất cân bằng do hàng 1- Xây dựng quĩ đạo chuyển động của hàng. Cần của cần trục thiết kế là cần cân bằng dùng vòi có cáp nâng song song với trục cần ( trục giằng). Khi thay đổi tầm với, hàng không di chuyển tuyệt đối theo phương ngang mà có độ nhấp nhô. Ta xây dựng biểu đồ tuyệt đối quĩ đạo chuyển động của hàng dựa vào họa đồ vị trí của cần . Căn cứ vào hai yếu tố đó là sự thay đổi vị trí của cần, vòi và chiều dài giằng không đổi. Từ 2 yếu tố trên, ta xây dựng độ nhấp nhô y(a) một cách tương đối chính xác quĩ đạo chuyển động của hàng thông qua bảng sau: Vị trí I II III IV VI VII VII R(mm) 25000 22841 20598 18254 13162 10299 7000 Y(mm) 0 -13 78 231 247 170 124 Đồ thị quĩ đạo chuyển động của hàng 2- Xây dựng biểu đồ mô men mất cân bằng do hàng. Ta thấy rằng, khi hàng di chuyển theo phương ngang một cách tuyệt đối thì năng lượng để chi phí cho việc nâng cần nhỏ.Trong thực tế tính toán, đầu cần không di chuyển được theo phương ngang do nhiều nguyên nhân, nhưng chủ yếu là do cần và giằng không song song, nghĩa là không hình thành một khâu hình bình hành. Do kết cấu của cần trục thiết kế, hàng không di chuyển theo phương ngang mà có độ nhấp nhô theo phương thẳng đứng.Vì vậy độ nhấp nhô của hàng sẽ gây nên một mô men mất cân bằng do hàng. Trong đó : Q = 28000 kG : Khối lượng vật nâng : Giá trị vi phân đồ thị Y(φ) * Cách vi phân đồ thị :(Tham khảo Bài giảng môn học Nguyên Lý Máy) - Dựng hệ trục vi phân dưới dạng hệ trục nguyên hàm Y(φ) - 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(φ) - Từ cực H kẻ các đường song song với tiếp tyến 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. * Vi phân đồ thị ta đưựơc Bảng giá trị mômen mất cân bằng do hàng : Vị trí I II III IV VI VII VII R(mm) 25000 22841 20598 18254 13162 10299 7000 Y(mm) 0 -13 78 231 247 170 124 dY/dφ 7 21 35 -41 -65 -17 29 MA( kGm ) 196 - 588 980 - 1148 - 1280 - 476 812 V. Tính tải trọng tác dụng lên thanh răng Gọi F là tổng lực tác dụng lên thanh răng trong quá trình thay đổi tầm với. F gồm: F = F1 + F2 + F3 + F4 + F5 + F6 (9.1) [2] Với : F1 : Lực trong thanh răng do mô men mất cân bằng của hàng F2 : Lực trong thanh răng do mô men mất cân bằng của cần và đối trọng F3 : Lực do ảnh hưởng của tải trọng gió tác dụng lên cần ,vòi và vật nâng . F4 : Lực do tải trọng ngang khi cáp hàng nghiêng góc so với phương thẳng đứng. F5 : Lực li tâm của khối lượng cần, vòi, đối trọng, thanh kéo khi cần trục quay. F6 : Lực ma sát trong các khớp của thiết bị cần và tổn thất tỏng các pu li khi cáp nâng lăn qua các puli lúc thay đổi tầm với . F : Được tính tại nhiều vị trí của cần. 1- Tính lực trên thanh răng do ảnh hưởng của tải trọng gió tác dụng lên cần vòi và vật nâng : F3 Coi tải trọng gió phân bố đều trên cần , vòi , hàng . Ta có : (4.21) [6] Trong đó : Pgc , Pgv : là áp lực gió tác dụng lên cần , vòi rn : Khoảng cách từ chốt đuôi cần đến thanh răng. hc , hv : Khoảng cách từ trọng tâm của cần , vòi và hàng tới chốt chân cần Ta có : Pcg = Pg.F Với : F : Điện tích chịu gió của thiết bị Pg : Áp lực gió lên thiết bị Pg = q0. C.n.b g + Trong đó : q0 = 25 ( kG/m2 ): Cường độ gió ở độ cao 10m so với mặt đất ở trạng thái làm việc đối với cần trục cảng . n = 1,32 : Hệ số hiệu chỉnh kể đến sự tăng áp lực phụ thuộc vào chiều cao kết cấu c = 1,2 : Hệ số khí động học của kết cấu . g: Hệ số quá tải, tính theo phương pháp ứng suất cho phép; g=1 b : Hệ số tính đến ảnh hưởng động của gió gây nên do áp lực xung. Khi xác định công suất động cơ, cơ cấu lấy b = 1 → Pg = 25. 1,2 .1,32 .1.1 = 36,9 ( KG/m2) + Áp lực gió tác dụng lên cần : FC = 17,05 ( m2) → PgC = Pg . FC = 626 ( kG ) + Áp lực gió tác dụng lên vòi : Fv = 2,6 m2 → Pgv = Pg .Fv = 96 ( kG ) Bảng tính giá trị F3 ở 7 vị trí của cần : Vị trí I II III IV V VI VII Pcg 626 626 626 626 626 626 626 Pgv 96 96 96 96 96 96 96 hc(m) 6,9 7,4 7.9 8,6 9,1 9,4 9,5 hv(m) 12,6 13 13,7 14,6 15,3 15,5 15,7 rn(m) 4,42 4,52 4,6 4,7 4,75 4,75 4,70 F3 ( kG ) 1250 1300 1361 1443 1508 1552 1586 2- Tính lực trên thanh răng do ảnh hưởng của tải trọng ngang khi cáp hàng nghiêng góc so với phương thẳng đứng : F4 T = Q.tga Ta có a = 150 : Góc lệch của cáp treo hàng so với phương thẳng đứng . T = Q. Tga T = 28000.tg150 T = 7502 ( KG) Mặt khác : Lấy mô men với điểm đầu cần B : Gọi N là hợp lực của T và P đặt tại đầu cần : Lấy mômen tại điểm O tại chốt chân cần ta được : (4.16) [6] Bảng giá trị của lực F4 Vị trí I II III IV V VI VII a(m) 5,64 6,8 7,74 8,98 9,92 10,5 10,90 x(m) 3,75 4,02 4,07 3,77 3,16 2,48 1,50 P ( kG ) 11283 12689 14226 17869 23550 31762 54514 N 5931 7862 9847 14188 20257 28740 51459 r 4,89 4,39 3,83 2,39 1,03 -0,81 - 3,4 rn ( m ) 4,42 4,52 4,6 4,7 4,75 4,75 4,70 F4 ( kG ) 6561 7635 8198 7214 4392 -4900 - 37225 3- Tính lực trên thanh răng do lực li tâm của khối lượng cần Gc và vòi GV khi quay cần trục : F 5 Lực trên thanh răng do lực li tâm của khối lượng cần va vòi : (4.17) [6] Trong đó : + Lực quán tính li tâm do trọng lượng vòi gây nên tại chốt liên kết cần và vòi : Ta có : Gv = 8700 ( kG ) : Trọng lượng bản thân vòi : Vận tốc góc của cần đối với trục quay cơ cấu quay rv : Khoảng cách từ trọng tâm cần tới trục quay của cơ cấu quay + Lực quán tính li tâm do trọng lượng cần gây nên : Ta có : GC = 14600 ( kG ) : Trọng lượng bản thân cần : Vận tốc góc của cơ cấu quay rc : Khoảng cách từ trọng tâm cần tới trục quay của cơ cấu quay * Bảng giá trị của lực F5 Vị trí I II III IV V VI VII rv 16,87 15,4 13,81 11,05 11,23 8,02 3,9 rc 6,88 6,25 5,58 4,42 3,33 2,5 1,7 ( kG ) 2293 2079 1864 1491 1516 1082 526 ( kG ) 1568 1425 1272 1007 557 570 387 hc(m) 6,9 7,4 7.9 8,6 9,1 9,4 9,5 hv(m) 12,6 13 13,7 14,6 15,3 15,5 15,7 rn(m) 4,42 4,52 4,6 4,7 4,75 4,75 4,70 F4 ( kG ) 8984 8312 7736 6474 5950 4658 2539 4- Tính lực trên thanh răng do ảnh hưởng của lực F6: Lực ma sát trong các khớp của thiết bị cần và tổn thất trong các puli lúc thay đổi tầm với khi cáp nâng lăn qua puli. Do các khớp và ổ puli là ổ lăn lên F6 coi như rất nhỏ có thể bỏ qua. 5- Tính lại trên thanh răng do ảnh hưởng của mô men mất cân bằng của cần và đối trọng F2 F2 được xác định theo công thức : * Từ các kết quả của MKC & rn ở trên, ta xác định U2 tại 7 vị trí : Vị trí I II III IV V VI VII MKC(kG/m) -3313 6931 8691 0 -16671 -13955 34472 rn(m) 4,42 4,52 4,6 4,7 4,75 4,75 4,70 F2( kG) -749 1533 1889 0 -3509 - 2937 7334 6- Tính lực trên thanh răng do ảnh hưởng của mô men mất cân bằng của hàng F1 : F1 được xác định theo công thức : Từ các kết quả của MA ở trên, ta xác định F1 tại 7 vị trí : Vị trí I II III IV V VI VII MA(kGm) 196 - 588 980 - 1148 - 1280 - 476 812 rn(m) 4,42 4,52 4,6 4,7 4,75 4,75 4,70 F1( kG ) 44,3 130 213 244 269 1 2 7- Tính toán tổng lực kéo trên thanh răng: F = F1 + F2 + F3 + F4 Lập bảng : Vị trí I II III IV V VI VII F1 44,3 130 213 244 269 1 2 F2 -749 1533 1889 0 -3509 - 2937 7334 F3 6561 7635 8198 7214 4392 -4900 - 37225 F4 8984 8312 7736 6474 5950 4658 2539 FC 14840 17610 18036 13932 7102 -3179 -27352 Giá trị trung bình của các lực này : Ta tính được : 8 - Xây dựng biểu đồ vận tốc thay đổi tầm với cần : Tốc độ thay đổi tầm với cần chính là thành phần nằm ngang của vận tốc điểm C (điểm đầu vòi) Tại mỗi vị trí cần, vận tốc này có giá trị khác nhau và có ý nghĩa là vận tốc tức thời. Dựa vào họa đồ vị trí của cần, từ Rmax á Rmin, ta xác định được hành trình S của thanh răng, S =3300 ( mm ) -Vận tốc thanh răng được xác định theo công thức: Với : t = 18 s : Thời gian thay đồi tầm với từ Rmax ↔ Rmin Gọi A là khớp nối giữa cần và thanh răng ta có : VA = Vt . cosα Với a là góc hợp bởi phương của vận tốc VA với phương của thanh răng. Dựa vào họa đồ vị trí, ta xác định được góc a này. - Vận tốc tại đểm B ( đầu cần ) được xác định theo công thức : ( l : chiều dài cần ) - Điểm C vứa chuyển động tịnh tiến vừa quay xung quanh điểm B nên : ( VCB có phương vuông góc với cần ) Để tìm vận tốc tại C ta đi vẽ hoạ đồ vân tốc tại từng vị trí của hệ cần Bảng giá trị vận tốc : Vị trí I II III IV V VI VII cosα 0,719 0,766 0,798 0,857 0,906 0,939 0,970 VA 0,131 0,140 0,146 0,157 0,166 0,172 0,177 VB 0,5798 0,6196 0,6462 0,6949 0,7347 0,7613 0,7834 VCB 0,4888 0,5277 0,5435 0,5953 0,6708 0,8759 0 Vc 0,6762 0,8209 0,9268 1,1240 1,3123 1,5888 0,7834 Ta xem mỗi lực Ftb tác dụng trong một thời gian là t1 , t2, t3.. Thời gian này xác định từ quãng đường thay đổi tầm với S giữa 2 điểm đang khảo sát tương ứng với góc quay a của cần so với thanh răng : Với : Si là quãng đường thay đổi tầm với tính theo phương ngang từ i tới (i+1) Vtbi : Vận tốc thay đổi tầm với trung bình giữa 2 vị trí đang khảo sát. Lập bảng tính thời gian thay đổi tầm với Vị trí I II III IV V VI Si ( m ) 0,764 1,048 2,277 2,632 2,429 3,342 Vtbi ( m/s ) 0,748 0,873 1,02 1,21 1,45 1,18 ti ( s ) 1,02 1,20 2,23 2,20 1,70 2,83 vi. Tính chọn , kiểm tra động cơ điện hộp giảm tốc - kHớp nối - phanh 1- Tính chọn động cơ điện : Sau một thời gian cần thay đổi tầm với từ Rmax đến Rmin thì lực bình phương trung bình của cần với trong thanh răng được xác định theo biểu thức: Công suất bình động cơ cần thiết là : (4.24) [6] Trong đó : V= 0,183 (m/s) : Tốc độ chuyển động tính tiến của thanh răng h : Hiệu suất truyền động cơ cấu từ động cơ đến thanh răng hBH = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền hHGT =0,97 Hiệu suất hộp giảm tốc hot = 0,97 hiệu suất các ổ trục → h =0,894 Vậy : Đây là công suất cần thiết của động cơ. Dựa vào công suất tính được Ta chọn động cơ điện roto lồng sóc (AC squirrel cage motor) theo tiêu chuẩn CHLB Đức 7-DS225SN với các thông số theo catalogue : Công suất trên trục : N = 37 ( kW ) Số vòng quay : n = 1500 vòng/ phút Momen định mức : Mđm = 241,2 KGm GD2 = 0,57 kGm2 ΠB = 60% d 0 = 60 mm (đường kính trục ra) 2- Tính chọn hộp giảm tốc : Hộp giảm tốc cơ cấu được chọn dựa vào tỷ số truyền i của cơ cấu vào công suất truyền qua hộp giảm tốc . Sơ bộ ta chọn đường kính bánh răng là 340 mm . Do vậy, số vòng quay của trục ra hộp giảm tốc là : (vòng / phút) Trong đó : V: Là vận tốc của thanh răng ; V =0,183 v/ph R : Là bán kính bánh răng ; R = 0,17m Tỉ số truyền của hộp giảm tốc : Dựa vào i và công suất truyền, ta chọn hộp giảm tốc hiệu Flender theo nhà sản xuất thiết bị có thông số như sau: i = 146 ; L = 1385 (mm) ; H = 662 (mm) ; B = 390 mm ; d = 80 mm 3- Chọn khớp nối : Khớp nối động cơ với hộp giảm tốc Khớp nối trục được chọn dựa vào mô men tính toán truyền qua khớp: MM = MH . k1 . k2 Theo B1-26 TTMT ta có : K1 =1,4 : Hệ số tính đến chế độ quan trọng của cơ cấu K2 = 1,2 : Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu MH : Mô men định mức truyền qua khớp được tính qua công suất động cơ. Dựa vào mômen tính toán của khớp, ta chọn khớp vòng đàn hồi phần nửa khớp kết hợp làm bánh phanh : Mômen xoắn lớn nhất : 400 ( kGm ) Đường kính bánh phanh : D = 300 mm GD2 = 2,5 (kGm2) 3- Chọn phanh : Phanh cơ cấu chọn phải đảm bảo sao cho giữ được cần ở vị trí bất kỳ trong trạng thái làm việc và không làm việc. Mô men phanh được tính theo công thức : Trong đó : K = 1,75 : Là hệ số an toàn của phanh Fmax : Lực kéo lớn nhất trên thanh răng Fmax = 27352 ( kG) D = 340 mm: Là đường kính bánh răng Theo sơ đồ truyền động, do lắp đặt 2 phanh, nên mômen mỗi phanh sẽ là : Dựa vào mô men phanh trên, ta chọn loại phanh có kí hiệu : TKTΓ - 300 M Mômen phanh 80 ( kGm ). Đường kính bánh phanh: D = 300 (mm) 4- Kiểm tra động cơ điện : Động cơ điện chọn được cần phải kiểm tra, theo thời gian khởi động khi có tải trọng lớn nhất và thời gian khởi động khi có tải nhỏ nhất. Kiểm tra thời gian khởi động : * Khi lực kéo trên thanh răng là lớn nhất Fmax ( trong trường hợp gió bình thường ở trạng thái làm việc và góc nghiêng cáp hàng với phương thẳng đứng góc α ). Thời gian khởi động được tính theo công thức : ( 3.26 ) [3] Trong đó : - MC : Mô men cản tĩnh bằng mô men lớn nhất trên trục động cơ ứng với Fmax = 27352 ( kG ) - Động năng của hệ cần và hàng E: : Vận tốc góc của cần . : Vận tốc góc của thanh kéo vòi . w1 = 0,045 ( rad/s) : Vận tốc góc tay đòn đối trọng Q : Trọng lượng hàng ; Q= 28000 (KG) Vc : Tốc độ thay đổi tầm với ; Vc = 1 (m/s) - Ψmax = 3: Hệ số mômen lớn nhất mở máy của động cơ (Tra trong Catalo) Ψkd = 2 : Hệ số mômen mở máy của động cơ ( Tra trong Catalo ) MH : Mômen định mức của động cơ Mômen đà tương đương khi khởi động thay đổi tầm với : Vậy : Thời gian khởi động tính toán phải nhỏ hơn 5á6 (s) tkd < [t] ( thoả ) *Khi lực kéo trên thanh răng là nhỏ nhất Fmin xác định được là dựa vào điều kiện thay đổi tầm với không có hàng và gió, đồng thời cần trục không quay). E = 3468 ( kGm ) : Động năng của hệ cần, vòi, hàng Thời gian khởi động : Thời gian khởi động tính toán phải nhỏ hơn hoặc bằng 2á2,5 (s) Vậy : tkd < [t] ( thoả ) 4- Kiểm tra phanh : Kiểm tra thời gian phanh : * Khi có mô men M1 áp dụng, M1 là mô men trên trục phanh do lực kéo lớn nhất trên thanh răng gây nên. Mô men này được tính khi cần trục quay có gió lớn nhất ở trạng thái làm việc và góc của cáp hàng với phương thẳng đứng α II Do đó : Thời gian phanh được tính : Vậy * Trong thời gian phanh khi không có hàng, không có gió và không quay cần trục với mômen nhỏ nhất Thời gian phanh : Vậy : Phanh đủ an toàn vii. Tính toán bộ truyền cuối của cơ cấu thay đổi tầm với 1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện: 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. Theo B.61 sách HDTKHDĐCK ta có số liệu sau: Tên chi tiết Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ rắn Nhãn hiệu Thanh răng 600 340 180 45 Bánh răng 640 350 175 50 Do bộ truyền của ta là hở, ma sát lớn, bôi trơn kém, bánh răng và thanh răng chóng bị mòn. Khi thiết kế, ta thiết kế theo ứng suất uốn và kiểm tra theo ứng suất tiếp xúc. (3.6) [5] Với : : ứng suất uốn cho phép s-1 : Giới hạn mỏi trong chu kỳ đối xứng s-1 =1,8 HB ( MPa) ( B.6.2) - HB : độ rắn : + Với bánh răng : s-1 =1,8 .175 = 315 ( MPa) + Với thanh răng : s-1 =1,8 .180 = 324 ( MPa) n : Hệ số an toàn , đối với thép thường hoá ; n =1,75 ( 6.2 ) [5] KN : Hệ số tuổi thọ , xác định theo công thức : (2) ( 6.3 ) [5] m : Bậc của đường cong mỏi khi tính với ứng suất uốn và tiếp xúc (với thép thường hoá), m=6 N0 : số chu kì thay đổi ứng suất khi : + Tính sức bền tiếp xúc : N0= 1.107 + Tính sức bền uốn : N0 = 30.HB2,4 - Với bánh răng : N0 =30.1752,4 =0,7 .107 - Với thanh răng : N0 = 30.1802,4 =0,77 .107 - Ntd : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Trong đó : là tỉ số ứng suất tải trọng thứ i và các chế độ tính đổi. Do thiết kế mới nên chưa biết ứng suất, ta đổi thành . Có Ntd = 60. a.n. T. Với : Mi : Mômen xoắn. Ta có đồ thị ra tải ở chế độ quá tải như sau: a : Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng, a=1 n : Số vòng quay của trục trong 1 phút ; n=7 (vòng/ phút) tc : Thời gian làm việc trong 1 ca ; tc =6 (h) ti : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i 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 ngày ; Nc = 2 ca → T = 40.270.2.6 = 129600 ( giờ ) - Với ứng suất tiếp xúc: - Với ứng suất uốn : + Tính theo súc bền uốn . - Với bánh răng : Do Ntd > N0 -> KN =1 -> - Với thanh răng : 2. Kiểm tra bền . - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : yba = 0,45 - Công suất trục ra: N2 = N1.h N1 : Công suất động cơ, N1 = 37 ( KW) h : Hiệu suất bộ truyền ; h = 0,894 → N2 =37 .0,894 = 33,07 ( KW) - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K . K = KH . Kđ Với : KH : hệ số tải trọng tập trung . Bộ truyền có khả năng chạy mòn HB Ê 350, chịu tải trọng thay đổi : Chọn chiều rộng bánh răng : b =190 ( mm ) Đường kính vòng đỉnh : D = 260 (mm) Do ổ trục đối xứng theo B 3.12 – [5] có: Kttbảng =1,04 → Chọn cấp chính xác là 9 Theo B3.13 ( TKCTM ) có HB < 350 : Kđ =1,1 → K = KH . Kđ = 1,02 .1,1 = 1,12 Chọn bánh răng có m =20 , số răng Z =10 * Kiểm tra điều kiện bền uốn : * Với bánh răng có hệ số dịch dao x =0 Tra bảng có g = 0,338 Với: 2T : Mô men xoắn, 2T =19,1.106 ( N.mm) a : Số lần ăn khớp của một răng ; a=1 Với thanh răng : Kết luận : Thanh răng và bánh răng đủ độ bền uốn. 3. Các kích thước bộ truyền : a. Kích thước bánh răng : - Đường kính vòng đỉnh :D1 = 260 (mm) - Đường kính vòng chia : D0 = 200 (mm) - Đường kính vòng chân : D2 = 185 (mm) - Số răng : Z =10 ; m=20 - Chiều rộng bánh răng : b =190 (mm) b. Kích thước thanh răng : f =252 (mm) ; h= 60 (mm) ; s3 = 24 mm s1 =18 (mm) ; s2 = 37mm ; b = 210,5 (mm) Chương III Tính toán kết cấu thép cần và vòi Giới thiệu Các thanh thép định hình hoặc thép tấm liên kiết với nhau tạo nên những kết cấu cơ bản , sau đó các kết cấu cơ bản lại được lại được liên kết với nhau tạo thành một kết cấu chịu lực hoàn chỉnh gọi là kết cấu thép. Trong ngành Máy Xếp Dỡ : Cần trục, máy nâng, băng truyền... đều có cấu tạo cơ bản là kết cấu thép. Nhiệm vụ của thiết kế kết cấu thép là phải đạt được những yêu cầu sau : Yêu cầu về sử dụng : Thoả mãn về mặt hình học do yêu cầu làm việc ( chiều cao nâng , tầm với , yêu cầu về hệ cần cân bằng ... ),thoả mãn yêu cầu chịu lực ( độ bền , độ cứng vững , độ bền mỏi , độ ổn định ) , tính thẩm mỹ ( hình dáng hài hoà , đẹp ). Yêu cầu về kinh tế : Tiết kiệm vật liệu , tính công nghệ , tính điển hình hoá trong thiết kết cấu thép. Việc nghiên cứu tính toán ứng dụng kết cấu thép của máy có liên quan đến các ngành khoa học như : Cơ kết cấu, sức bền vật liệu , lý thuyết đàn hồi, lý thuyết về dao động, công nghệ hàn... Khi thiết kế kết cấu kim loại của Máy Xếp Dỡ và Máy Xây Dựng ngưới ta thường dùng 2 phương pháp tính toán : Phương pháp tính toán theo ứng suất cho phép và phương pháp tính theo trang thái tới hạn. Trong phần tính toán kết cấu thép cần và vòi này ta sử dung phương pháp tính toán kết cấu kim loại theo ứng suất cho phép . Kim loai dùng để chế tạo kết cấu thép vòi và cần là thép cường độ cao 16Γ2AΦ ( thép tấm có độ dày 4 -32 mm ) có cơ tính : + Giới hạn chảy tiêu chuẩn : σctc = 4500 kG/cm2 + Giới hạn bền tiêu chẩn : σbtc = 6000 kG/cm2 + Giới hạn chảy tính toán : σc = 4100 kG/cm2 + Giới hạn bền tính toán : σb = 5400 kG/cm2 + Ngoài thép còn có độ bền cơ học đảm bảo , tính dẻo cao , dễ hàn . Sử dụng loại thép này có thể giảm 25 – 30 % trọng lượng kết cấu . Tải trọng tính toán - tổ hợp tải trọng tính toán Khi máy trục làm việc, nó chịu nhiều loại tải trọng khác nhau tác dụng lên kết cấu, ngoài ra nội lực trong cần và vòi còn phụ thuộ