Luận văn Thiết kế Cần trục derrick cho công ty xếp dỡ Khánh Hội

và sôá vòng quay của động cơ đã chọn: Mđn=9550 dc dc n N =9550 710 740 55 = (Nm) - Mômen lớn nhatâá động cơ có thể phát ra khi quá tải: Mđcmax=ϕgh.Mdn Với ϕgh=3 hêäsôámomen giới hạn 57 ⇒Mđcmax=3x710 = 2130 (Nm) Vậy M1max < Mđcmax (thỏa mãn) b) Kiểm tra thời gian mở máy với lực Scmax. - Mômen mở máy trung bình của động cơ. (CT 2.75)[I] Mm= 2 MM minmmaxm + Trong đó: . Mmmax=2,1Mdn : mômen mở máy lớn nhâát (Nm) . Mmmin=1,1Mdn : mômen mở máy nhỏ nhâát (Nm) ⇒ Mm ( )2 M1,11,2 dn+ =3,2x710/2 =1136 (Nm) - Mômen vôlăng trên trục I, trục động cơ: ∑(GD2)i=GD2roto +GD2kh Trong đó: . GD2roto=2,7kgm2=27Nm2: mômen vôlăng của động cơ . GD2kh=103,5Nm2: mômen vôlăng của khớp nối ∑(GD2)i=27+103,5=130,5 (Nm2) - Thời gian mở máy (CT 3.27) [I] tm= c 2 c 2 ctm 1c2 2 1 c tm 1ii nia)MM(375 nD) l lGQ( )MM(375 n)DG( − + +− β∑ = Trong đó : . β=1,15 . GiDi2=130,5 Nm2 mômen vôlăng trên trục I . n1=710 vòng/phút: tốc độ quay của động cơ . Mm=1136 Nm: mômen mở máy trung bình của động cơ . Mt=430 Nm: mômen do lực tổng lớn nhất tác dụng trong palăng . Q=359300: tải trọng của hàng và vật mang hàng . Gc=18500 N: khối lượng cần . Dc=0,9m : đường kính tang tính đến tâm cấp 58 . ac=6 : bội suất palăng . ic= 57 : tỉ số truyền . ηc=0,7: hiệu suất chung của cơ cấu. ⇒ tm= 3.47,0.57.6).4301136(375 7409,0] 20 18.18500359300[ )4301136(375 7405,13015,1 22 2 2 =− ×+ +− ×× (s) Vậy thời gian mở máy với lực tổng lớn nhất Smax cũng nằm trong giới hạn cho phép . Động cơ điện đã chọn hợp lí. 2.5) Phanh: Mph=k cc ccmaxc i.a2 .D.S η Trong đó: . k=1.75: hệ số an toàn phanh . Scmax=228936 (N): lực căng cáp lớn nhất ứng β=250 . Dc=0,9 m: đường lính tang tính đến tâm cáp . nc=0.7: hiệu suất chung của cơ cấu . ac=6: bội suất palăng . ic=57 : tỉ số bộ truyền Mph=1,75 =×× ×× 57.6.2 7,09.0228936 369 (Nm) - Kiểm tra thời gian phanh theo (CT3.29)[I] cho vị trí nguy hiểm nhất, khi phanh cần có vật nâng đang hạ xuống vị trí thấp nhất tph= 2 c 2 ctph 1c2 2 1 c0 tph 1ii ia)MM(375 nD) l lGQ( )MM(375 n)DG( − + +− β∑ Trong đó: . β=1,15 . GiDi2=130,5 (Nm2 ) . n1=740 (v/ph) . Mph=369 (Nm) 59 . Mt = 2115762 7.09.0228936 2 ..max =×× ××= cc ccc ia DS η (Nm) . Qo=359300 N: tải trọng của hàng và vật mang hàng . Gc=18500 N: khối lượng cần tph = 9.157.6)211369(375 740.9,0) 20 18.18500359300( )211369(375 7405,13015,1 22 2 2 =− ×+ +− ×× (s) Vậy thời gian phanh với lực tổng lớn nhất ở vị trí nguy hiểm nhất nằm trong giới hạn cho phép Ta sẽ kiểm tra khả năng giữ cần dưới tác dụng của gió ở trạng thái không làm việc, khi có vật và cần ở vị trí tương ứng góc nghiêng lớn nhất (β=750) tức là vị trí nguy hiểm nhất. Lực trong bulông nâng cần ở trường hợp này gồm 2 thành phần Lực S01 do trọng lượng bộ phận mang hàng và trọng lượng bản thân cần, dựa theo (CT 3.18)[I]. S01= b GQ 1ca2ma + = b 75cos 2 L G75cosLQ 0cc 0 cm + Trong đó: . b=10 (m) ⇒ S01= 10 75cos 2 04,20.1850075cos.04,205930 +× =7873 (N) Lực S2 do tải trọng gió ở trạng thái không làm việc. Aùp lực gió ở trạng thái không làm việc với cần dài Lc=20.04 (m) Đặt nghiêng 1 góc β=750, có thể lấy q=100 N/m2 (bảng 1.3)[I]. - Tải trọng gió lên cần khi cần đặt đứng, từ (CT 1.2)[I] W1’=kk.q.f0=1,4x1000x8,2=11480 (N) - Khi cần đặt nghiêng 1 góc β=750, tải trọng gió tác dụng lên cần bằng: W1=W1’sin750=11480sin750=10606 (N) 60 Vậy lực S02 do tải trọng gió ở trạng thái không làm việc, dựa theo (CT 3.19)[I]. S20= b HW 11 = 10265 10 75sin 2 2 1 = LW (N) - Lực trong palăng nâng cần do lực li tâm tác dụng lên khối lượng bản thân cần: S50= b HPHP 211 + Với : P1= 462/185.0)900/185002/900 2 1 2 =×=×× lnG qC (N): lực li tâm của cần. P2= H.n900 n.kQ 2 q 2 qm − = 31 24.5,0900 5,0.6,18.5930 2 2 =− S50 = 13010 24311246211 =×+×=+ b HpHP (N) - Tổng lực tác dụng lên palăng nâng cần khi chịu gió ở trạng thái không làm việc: Sc0=S10+S20+S50=7873+10265+130=18268 (N) - Mômen tĩnh tác dụng lên trục phanh lúc này bằng Mt0= cc cc 0 c ia2 nD.S = 1757.6.2 7,09.018268 =×× ×× (Nm) - Hệ số an toàn phanh giữ cần sẽ bằng. k = 0 t ph M M = 17 369 =22 > 1,25 Vậy mômen phanh đã tính trên Mph = 369 Nm là hợp lí Theo catalo sách tính toán máy nâng chuyển ta chọn phanh má có lò xo đóng phanh TKΠ và nam châm điện hành trình ngắn, dòng điện 1 chiều (TKTΓ 300M) có momen phanh Mph=80 Kgm có các kích thước (hình vẽ): 61 H δ D 70 ° A R F h Hình 2.12: Phanh D=300mm: đường kính bánh phanh B=140mm: chiều rộng má phanh E=1,0mm: hành trình má phanh M=100 kg: khối lượng phanh A C E F R S H M T H δ k N 771 390 212 513 706 250 240 120 285 526 8 80 71 2.6. Bộ truyền và khớp nối 2.6.1. Bộ truyền: Như đã dự kiến trên , bộ truyền sẽ được thực hiện dưới dạng hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ .Tiện lợi hơn cả là chọn mua sẵn hộp giảm tốc tiêu chuẩn . Căn cứ vào yêu cầu về công suất phải truyền với CĐ 25%, số vòng quay trục vào , tỷ số truyền và yêu cầu lắp ráp , chọn hộp giảm tốc ký hiệu PM-750 –I, có các đặc tính sau (hình vẽ) 62 750 690 97 2 1046 434 1627 Hình 2.13:Hộp giảm tốc Kiểu hộp : 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng; Tổng khoảng cách trục A = An+ Ac =350+400 =750 (mm) Tỷ số truyền : ic=59 Kiểu lắp : theo sơ dồ 1 , trục vào và trục ra quay theo 2 hướng khác nhau Công suất truyền được với CĐ 25% , số vòng quay trục vào 740 vg/ph là = 55 KW 2.6.2)Khớp nối: Ở đây sử dụng khớp vòng đàn hồi, là loại khớp nối di động có thể lắp và làm việc khi 2 trục không đồng trục tuyệt đối. Ngoài ra khớp này còn giảm được chấn động và va đập khi mở máy và khi phanh đột ngột. Phía nữa khớp bên HGT kết hợp làm bánh phanh căn cứ vào đường kính phanh D=300mm. Theo bảng III.36 [II] . Ta chọn khớp trục đàn hồi chốt ống lót có bánh phanh có các trị số sau: 63 Ø10 5 145 30 0 Hình 2.14: Khớp nối D D1 l d du L mkh (GiDi)kh Mn 300 190 110 60 69,5 145 60kg 2,5 1400 Mômen lớn nhất mà khớp phải truyền có thể xuất hiện trong 2 trường hợp: khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng. _ Khi mở máy nâng vật, với hệ số quá tải lớn nhất đã qui định từ (1,8-2,5)Mđn sẽ xuất hiện mômen mở máy lớn nhất bằng: Mmmax=2,5Mđn=2,5x710=1775 (Nm) _Phần dư để thắng quán tính của cả hệ thống: Md=Mmmax - Mn = 1775 - 211= 1564 (Nm) Trong đó: . Mn=211Nm: Mômen tĩnh khi nâng vật (đã tính phần trên) Một phần mômen Md này tiêu hao trong việc thắng quán tính các chi tiết máy quay bên phía trục động cơ(roto động cơ điện và nữa khớp); còn lại mới là phần truyền qua khớp . Mômen vôlăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40% momen vôlăng của cả khớp: (GiDi2)kh,=0.4(GiDi2)kh=0.4x25=10 (Nm2) . Mômen vôlăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ ∑(GiDi2)i, = (GiDi2)roto +(GiDi2)khớp=44+10=54 (Nm2) 64 . Mômen vôlăng tương đương của vật nâng (có vận tốc Vn) chuyển về trục động cơ (GiDi2)fd = 0,1Q 0 2 dc 2 n n v = 0.1× 359300 × 2 2 740 10 = 7 (Nm 2 ) . Tổng mômen vô lăng của cả hệ thống : ∑ (GiDi2) = β∑ (GiDi2) i - ∑(GiDi2) td = 1,1 × ( 44 + 25) + 7 = 82.9 (Nm 2 ) . Tổng mômen vô lăng của phần cơ cấu từ nửa khớp bên phía HGT về sau kể cả vật nâng ∑ (GiDi2)’= ∑ (GiDi2) - ∑(GiDi2) i = 82.9 - 54 = 28.9 (Nm2) Phần mômen dư truyền qua khớp: Md’=Md ∑ ∑ )DG( )DG( 2 ii '2 ii =1564 x 9.82 9.28 =545 (Nm) Tổng mômen truyền qua khớp Mk’=Mn+Md’= 211+545 = 756 (Nm) Khi phanh hãm vật đang nâng, mômen đặt trên phanh Mph=369Nm (đã tính trên). Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống Mqt = Mph + Mt Trong đó: Mt = Mn = 211 Nm (đã tính trên) ⇒ Mqt = 369 + 211 = 580 (Nm) Ta có thể tính được phần mômen truyền qua khớp để thắng quán tính các tiết máy quay trên phía động cơ bằng cách tương tự như trên. Mặt khác cũng có thể tính xuất phát từ thời gian phanh. Theo công thức (3-6) [I] tphn = 2 0 2 t 100 ph ii 2 i i.a)MMph(375 nDQ )MtM(375 n)DG( + η++ β∑ = 22 2 57.3)580(375 85,0.740.9.0.359300 )580(375 740.55,64.1,1 ×+×× = 0,26 (s) Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính bằng: 65 Mk”=M’qt= n ph 1i 2 i t375 n)DG(∑ = 26.0375 740.54 × × =407 (Nm) Như vậy khi phanh vật đang nâng, khớp phải truyền mômen lớn hơn, do đó cần kiểm tra khả năng truyền tải của khớp theo mômen truyền yêu cầu là M=407 Nm. Kiểm tra điều kiện làm việc an toàn của khớp nối: M.k1.k2=407×1,3×1,2 = 635.5 Nm < Mkh = 1400 (Nm) Vậy khớp làm việc được an toàn. 2.7.Tính toán trục tang Khi gắn trục vào tang ta dùng khớp nối răng từ HGT đến đầu vào của trục tang nên lúc đó tang chịu ứng suất uốn, xoắn, nén. Khi đó trục chỉ chịu ứng suất uốn. Ta chỉ cần xét ứng suất uốn của trục. Đối với cơ cấu thay đổi ta dùng tang kép nhưng 2 đầu dây vào tang là 2 dây cáp riêng biệt nên ta chỉ tính tang của cơ cấuVì sử dụng tang kép nên hợp lực căng dây của tang sẽ không thay đổi và nằm ở điểm giữa tang. - Trị số hợp lực này bằng: R= 2SMax= 2x228936 = 457872 (N) - Sơ đồ tính trục tang cho trên hình vẽ Φ1 10 Φ 90 20 Hình 2.15:Sơ đồ tính trục tang 66 Tải trọng lên mayơ bên phải: RD=457872x 2000 960 =219779 (N) - Tải trọng lên mayơ bên trái: RC=457872 - 219779=238093 (N) - Phản lực tại A: RA= 2300 2100219779100.238093 ×+× = 211020 (N) - Phản lực tại B: RB=R-RA=457872-211020=246852 (N) - Mômen uốn tại D: MD=219779x200=43955800 (Nmm) - Mômen uốn tại C: MC=238093x100=23809300 (Nmm) Trục tang không truyền mômen xoắn, mà chỉ chịu uốn. Đồng thời trục quay cùng với tang khi làm việc nên nó sẽ chịu ứng suất uốn theo chu kì đối xứng. DC 1040960 R 2000100 B 200 A 67 Vật liệu trục tang dùng thép 45. Ứng suất uốn cho phép với chu kì đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo CT (1.12)[I] [σ]= '1 ' k]n[ −σ = 2.6,1 250 =78 (N/mm2) Trong đó: . [n]: hệ số an toàn cho phép đối với các chi tiết (bảng 1.8)[I] . k’: hệ số tính đến tập trung ứng suất và các nhân tố khác ảnh hưởng đến sức bền mỏi của chi tiết (bảng1.5)[I] - Tại điểm D trục phải có đường kính: λ= 3 D ].[1,0 M σ = 3 78.1,0 43955800 =178 (mm) - Tại điểm C trục phải có đường kính: d = 3 c ][1,0 M σ = 3 78.1,0 23809300 =145 (mm ) Chọn d = 180 (mm) - Ứng suất uốn lớn nhất: σu= 3ud1,0 M = 3180.1,0 43955800 = 75 (N/mm2) - Số giờ làm việc tổng cộng : T = 24×365×A.kn.kng Trong đó : . A =15 năm tuổi bền . kn=0,5 hệ số sử dụng trong năm . kng=0,67 hệ số sử dụng trong ngày (bảng 1.1)[I] ⇒ T= 24×365×15×0,5×0,67=44000 (h) - Số chu kì làm việc tổng cộng : Z0 = T.ack.at = 44000×12×1=528000 68 - Hệ số chế độ làm việc : kc= 8 td 7 Z 10 = 8 0 7 Z 10 = 1,926 - Giới hạn mỏi tính toán: - σ-1= σ-1’.kc = 250×1,926 = 481,5 (N/mm2) - Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy β = 0,9 – bề mặt gia công tinh - Hệ số kích thước lấy εσ = 0,7 - Hệ số tập trung ứng suất kσ = 1,52 ( trục hạ bậc ) - Hệ số an toàn : ησ = 66.2 9.07.0 7552.1 5.481 . 1 1 = × ×=+ − − m b a k σσ σσβε σ σ σ o Với σa = σu σm = 0 Hệ số an toàn cho trong bảng (1.8)[I] : [n] = 1,6 Vậy trục nằm trong giới hạn cho phép 69 5.Tang đơn 6 5 6.Gối đỡ 3 2 41 4.Khớp nối dĩa 3.Hộp giảm tốc 2 cấp 2.Phanh điện từ 1.Động cơ điện §3 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU QUAY Giới thiệu sơ bộ về cơ cấu quay: - Công dụng : Cơ cấu quay dùng để quay cần, với góc quay tối đa bằng 650 ở mọi tầm với - Cấu tạo : Bao gồm động cơ điện, phanh thủy lực, hộp giảm tốc, tang và gối đỡ - Nguyên lí hoạt động: Động cơ điện truyền chuyển động qua hộp giảm tốc thông qua khớp nối đĩa. Phanh thủy lực thường đóng, khi được cung cấp điện sẽ mở bánh phanh. Chuyển động quay từ hộp giảm tốc sẽ làm quay tang. Hàng được nâng hay hạ tùy theo chiều quay của tang Các số liệu ban đầu : - Tải trọng làm việc ở mọi góc quay Q = 30t = 300000 (N) - Tải trọng bộ phận mang hàng Qm = 59300 (N) - Dây cáp πκ-P 6× 25 ΓΟCΚ 2588-55 . Đường kính cáp dc = 21 mm, lực Kéo đứt Sđ = 26150 KG. Gới hạn bền của cáp σb= 200 (KG/mm2) - Tải trọng bản thân cần Gc = 18500 (N) - Vận tốc quay của cần trục nq = 0,5 (v/ph) - Vận tốc trung bình quay cần trục vq = 6 (m/ph) - Chế độ làm việc của cơ cấu : 10 -:-12 chu kì trong 1 giờ - Góc quay cần mạn trái : 650 so với phương dọc tàu mạn phải : 650 so với phương dọc tàu Sơ đồ truyền động Hình 2.16: Sơ đồ động cơ cấu quay 70 Chọn sơ đồ tính toán của cơ cấu quay cần: 3 2 1 1.puli dẫn hướng 2.puli gắn ở tháp 3.puli gắn ở đầu cần Hình 2.17: Sơ đồ mắc cáp 3.1. Các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc : Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo(2.12) [I] Dt ≥ e dc = 18.21 = 378 (mm) Chọn Dt = 400 (mm) a) Chiều dài của tang : Chiều dài của tang phải sao cho khi quay cần ở vị trí xa nhất ở mạn phải , trên tang còn ít nhất 1,5 vòng, không kể những vòng nằm trên cặp ( qui định về an toàn ) Chiều dài của dây cáp, cuộn vào tang từ 1 palăng Theo sơ đồ mắc cáp ta có Lc = H + Li .a + π.D.(Z1 + Z2) Trong đó : - Z1 =2 : số vòng dây cáp dự trữ trên cáp đến chổ cặp cáp - Z2 = 3 :số vòng cáp nằm dưới tấm cặp trên tang - H = 16032 mm chiều cao từ tang đến puli quay cần ở trên tháp - Li : chiều dài cáp từ puli trên tháp đến đầu cần Li = ab + cd ab= 3500.cosù250 = 3172 (mm) bc = Lc . cos12,5 = 19545 (mm) Li = 3172 + 19545 = 22717 (mm) 71 Lc = 16032 + 22717 + 3,14.350.(2+3) = 113000mm = 113 (m) chiều dài làm việc của tang đối với dây cáp, được cuộn vào 1 palăng : Lt = ϕ+π )Dd.m.(m. t.L ic c (2.11)[II] Trong đó : -t=0,032m: bước của vòng cuộn -m=3: số lớp cáp cuộn -Dc=19,5mm=0,0195m : đường kính cáp -Di=Dt + dc/2 = 0,35 + 0,0195/2 = 0,35975 (m) -ϕ = 1 Lt = )35975,00195,0.3.(3.14,3 32,00.4,112 + = 0,91 (m) Chọn tang dài Lt = 1000 (mm) Góc lệch lớn nhất của dây cáp đi vào tang so với mặt phẳng đi qua puli mà cáp đi ra lấy bằng ϕn = 20 b)Bề dày thành tang được xác định theo kinh nghiệm : δ = 0,02.Dt + (6-:-10) = 20 (mm) c) Kiểm tra sức bền của tang theo CT(2.15)[I] Khi làm việc tang chịu uốn , nén , xoắn . Với chiều dài của tang nhỏ hơn 3 lần đường kính của tang, thì ứng suất uốn, xoắn của tang không vượt quá 10 - :-15% ứng suất nén. Vì vậy sức bền của tang được kiểm tra theo ứng suất nén. Với ứng suất cho phép giảm thấp, ta theo CT: σn = ) D 1( S..k t max δ−+δ ϕ ≤ [σn] trong đó : - Smax = 378477 N :lực căng cáp lớn nhất - δ = 20 mm : bề dày tang - t = 64mm :bước cuốn cáp - ϕ = 0,8 :hiệu suất giảm ứng suất đối với tang lmf bằng gang - k = 1,4 hệ số phụ thuộc cáp quấn trên tang ( m=3) ⇒ σn = 64.20 378477.8.0.1 = 262 (N/mm2) 72 Chọn tang được dúc bằng thép 12Γ2CMΦ. Là loại vật liệu được gia cường nhiệt có sức bền nén σch =525 N/mm2. Ứng suất cho phép xác định giới hạn chảy với hệ số an toàn k =2 ⇒ [σn ] = k chσ = 265 (N/mm2 ) Vậy σn ≤ [σ ] Tang thỏa mãn bền d)Chiều cao gờ tang : h ≥3.dc = 3.19,5=58,5 Chọn h= 64 (mm) 3.2. Cặp đầu cáp trên tang : Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất nhất hiện nay là dùng tấm cặp và vít, vít chặt lên trên, số tấm cặp ít nhất là 2 tấm cặp Hình 2.18: Cặp đầu cáp trên tang Do trên tang luôn có vòng dự trữ không sử dụng đến, lực tác dụng trực tiếp lên cặp sẽ không phải là lực lớn nhất Smax, mà là lực So nhỏ hơn, do đó ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn là: Lực tính tóan đối với cặp cáp xác định theo công thức: S0 = α.f max e S (2.16)[I] Trong đó : - F = 0,12-:-0,16 :hệ số ma sát giữa mặt tang với cáp - Chọn f = 0,15 - α = 3π : góc ôm của các vòng cáp dự trữ trên tang chọn efα = 4,11 Smax = 378477 N S0 = 11,4 378477 = 92086 (N) Lực kéo các bulông cặp : 73 P = f2 S0 = 306953 (N) Lực uốn các bulông căïp P0 = P.f = 306953.0,15 = 46042 (N) Các bulông này chịu uốn kéo với ứng suất tổng cộng : σu,k = 3002 d.Z.1,0 k.l.P 4 d.Z k.P.3,1 +π Trong đó : - k = 2 : hệ số an toàn khi cặp cáp - l0 = 26mm : tay đòn đặt lực vào bulông( chọn lớn hơn đường kính bulông ) - d = 25mm : đường kính bulông , làm bằng thép BCT3PC6 có [σ] =355N/mm2 - Z = 10 : số bulông cặp cáp σu,k = 32 25.10.1,0 2.26.46042 4/25.14,3.10 2.306953.3,1 + = 315 (N/mm2 ) ⇒ σu,k ≤ [σ] . bulông đủ bền 3.3. Chọn động cơ: (Tính đối với góc quay cần ở mạn trái ) 65°55°45°35° 25° 15° r VI III3 ,7 53 I II V IV Hình 2.19: Họa đồ cơ cấu quay 74 Khi chọn động cơ quay cần ta xét ở 6 vị trí ứng với các góc quay ω = 150 , 250 ,. . . ., 650 , và khi đó góc nâng cần ở vị trí α =250 (vì khi ở mọi tầm với sức nâng đều bằng Q=30T nên ở tầm với xa nhất thì lực căng là lớn nhất ) T = Q0 × α−+ sin.h l2) h l(1 2 (CT 5.9) [V] ⇒ T=378500 (N) Khi đó T = Tmax khi α= αmin Lực căng trong palăng phía mạn Tm và phía hầm hàng Th Vị trí 1 Th = 0,5.Q0. ωα+α− sin.cos h r. h l.2sin h l2C (5.11)[V] Tm = 0,5.Q0. ωα−α− sin.cos h r. h l.2sin h l2C Trong đó : Q0 = Q + 0,5.Gc = 359300 + (0,5.18500) = 368550 N C = 1 + ( h l )2 + ( h r )2 (5.13)[V] = 1 + ( 16032 20040 )2 + ( 16032 3500 )2 = 2,6 ⇒ Th = 218363 (N) ⇒ Tm = 161919 (N) Tương tự cho các trường hợp sau ta có : Vị trí 2: Th = 215987 (N) Tm = 165075 (N) Vị trí 3: Th = 212893 (N) Tm = 169046 (N) Vị trí 4: Th = 209146 (N) Tm = 173660 (N) Vị trí 5 : Th = 204828 (N) Tm = 178733 (N) 75 Vị trí 6: Th = 200037 (N) Tm = 184079 (N) a)Chọn động cơ: Do tang của cơ cấu quay là tang kép với 2 đầu vào của dây cáp là 2 đầu ngược chiều nhau, nên lực tác dụng vào tang bằng hiệu của 2 lực căng cáp phiá hầm và phía mạn: ⇒ T1= 56444 (N) ⇒ T2 = 50912 (N) ⇒ T3 = 43847 (N) ⇒ T4 = 35486 (N) ⇒ T5 = 26095 (N) ⇒ T6 = 15958 (N) Các lực trung bình tác dụng lên palăng quay cần trong chu kì làm việc có tải (3.31)[I] Ttb1 = 2 TT 21 + = 53678 (N) Ttb2 = 2 TT 32 + = 47379,5 (N) Ttb3 = 2 TT 43 + = 39666,5 (N) Ttb4 = 2 TT 54 + = 30790,5 (N) Ttb5 = 2 TT 65 + = 21026,5 (N) - Thời gian mở máy khi cần quay ở vị trí 1 : t1 = 0 Dựa vào biểu đồ ta có lần lượt: - Thời gian mở máy khi cần quay đến vị trí 2 : t2 = 0,33 (phút) - Thời gian mở máy khi cần quay đến vị trí 3 : t3 = 0,4 (phút) - Thời gian mở máy khi cần quay đến vị trí 4 : t4 = 0,42 (phút) - Thời gian mở máy khi cần quay đến vị trí 5 : t5 = 0,5 (phút) - Thời gian mở máy khi cần quay đến vị trí 6 : t6 = 0,55 (phút) 76 Ta có bảng thông số tính toán : Vị trí cần tương ứng với góc quay ωI Thông số tính toán I(650) II(550) III(450) IV(350) V(250) VI(150) Thời gian quay cần tq(s) 0 0,37 0,4 0,42 0,5 0,55 Lực trong palăng quay cần (N) 56444 50912 43847 35486 26095 15958 Lực trung bình khi quay cần có tải trọng (N) 53678 47379,5 39666,5 30790,5 21026,5 Vậy lực trung bình bình phương tác dụng lên palăng quay cần trong chu kì làm việc có tải (CT 3-31) [I] TTB= 24,2 55,0.5,210265,0.5,3079042,0.5,396664,0.5,4737937,0.53678 22222 ++++ = 67184 (N) Công suất tính toán: N = η.1000.60 v.T qTB = 9,6 (kW) Tương ứng chế độ làm việc trung bình , dựa vào ATLAS ta chọn sơ bộ động cơ điện 1 chiều MΠ - 32 có công suất N=10kW, CĐ=40%, mômen đa ø (GD) = 28KGm2, tốc độ quay nđc= 540m/phút Hình 2.20: Động cơ điện c) Tỉ số truyền chung : Tỉ số truyền chung từ trục dộng cơ đến trục tang được xác định theo công thức (3.15)[I] i0 = t dc n n 77 Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc quay cho trước : nt = 4155,0.14,3 6.6 D. a.v 0 q =π = 28 (v/ph) ⇒ i0 = 28 540 = 21 3.4. Kiểm tra lại động cơ: a) Kiểm tra khả năng quá tải tức thời . - Sôávòng quay cần có của tang quay cần: ntg= c cp D. a.v.60 π = 442,0.14,3 6.1,0.60 =26 (v/ph) - Tỉ số truyền của bộ truyền trung gian: ic= tg dc n n = 22 - Momen do lực tổng lớn nhất tác dụng trong palăng quay cần: M1max = ccc cmax .i.a.2 D.S η = 7,0.22.6.2 442,0.218363 =222 (Nm) Trong đó Smax=218363N: lực căng cáp lớn nhâát ứng góc quay ω=650 và góc nghiêng β=250 Dc=0,442 : đường kính tang tính đến tâm dây cáp ic=22: tỉ số truyền trung gian ηc=0,7: hiệu suâtá chung của cơ cấu nâng. - Công suất và sôá vòng quay của động cơ đã chọn: Mdn=9550 dc dc n N =9550 540 10 =177 (Nm) - Mômen lớn nhatâá động cơ có thể phát ra khi quá tải: Mđcmax=ϕgh.Mdn Với ϕgh=3 hêäsôámômen giới hạn Mđcmax=3x177=530 (Nm) Vậy M1max < Mđcmax (thỏa mãn) b) Kiểm tra thời gian mở máy với lực Scmax. - Mômen mở máy trung bình của động cơ. ( 2.75) [I] 78 Mm= 2 MM minmmaxm + Trong đó: . Mmmax=2,1Mdn : mômen mở máy lớn nhâát (Nm) . Mmmin=1,1Mdn : mômen mở máy nhỏ nhâát (Nm) Mm = ( ) 2 M1,11,2 dn+ =3,2x177/2=283,2 (Nm) - Mômen vôlăng trên trục I, trục động cơ: ∑(GD2)i=GD2roto +GD2kh Trong đó: . GD2roto=28kgm2=280Nm2: mômen vôlăng của động cơ . GD2kh=103,5Nm2: mômen vôlăng của khớp nối ∑(GD2)i=280+103,5=383,5 (Nm2) - Thời gian mở máy ( 3.27) [I] tm= c 2 c 2 ctm 1c2 2 1 c tm 1ii nia)MM(375 nD) l lGQ( )MM(375 n)DG( − + +− β∑ Trong đó : . β=1,15 . GiDi2=383,5 Nm2 mômen volăng trên trục I . n1=540 vòng/phút: tốc độ quay của động cơ . Mm=283,2 Nm: mômen mở máy trung bình của động cơ . Mt=222 Nm: mômen do lực tổng lớn nhất tác dụng trong palăng . Q=359300 N: tải trọng của hàng và vật mang hàng . Gc=18500 N: khối lượng cần . Dc=0,442m : đường kính tang tính đến tâm cấp . ac=6 : bội suất palăng . ic=22 : tỉ số truyền . ηc=0,7: hiệu suất chung của cơ cấu. 79 tm= 7,0.22.6).2222,283(375 540.442,0] 2 1.18500359300[ )2222,283(375 540.5,383.15,1 22 2 2 − + +− =1,1+0,012=0,112 (s). Vậy thời gian mở máy với lực tổng lớn nhất Smax cũng nằm trong giới hạn cho phép (5-6s). Động cơ điện đã chọn hợp lí. 3.5. Phanh: Mph=k cc ccmaxc i.a2 .D.S η Trong đó: . k=1,75: hệ số an toàn phanh .Smax=218363 (N): lực căng cáp lớn nhất ứng α=250 . Dc=0,442m: đường kính tang tính đến tâm cáp . nc=0,7: hiệu suất chung của cơ cấu . ac=6: bội suất palăng . ic=22 : tỉ số bộ truyền Mph=1,75 22.6.2 7,0.442,0.218363 =776 (Nm) - Kiểm tra thời gian phanh theo (CT3.29)[I] cho vị trí nguy hiểm nhất, khi phanh cần có vật nâng đang hạ xuống vị trí thấp nhất tph= 2 c 2 ctph 1c2 2 1 c0 tph 1ii ia)MM(375 nD) l lGQ( )MM(375 n)DG( − + +− β∑ Trong đó: . β=1,15 . GiDi2=383,5 (Nm2 ) . n1=540 (v/ph) . Mph=776 (Nm) 80 . Mt = cc ccmax ia2 .D.S η = 443 (Nm) . Qo=359300 N: tải trọng của hàng và vật mang hàng . Gc=18500 N: khối lượng cần ⇒ tph = 22 2 22.6)443776(375 7,0.540.442,0) 2 1.18500359300( )443776(375 540.5,383.15,1 − + +− =1,9 + 0,023=1,923 (s)