Đồ án Phân tích quy trình nhập liệu tại nhà máy xi măng Hà Tiên 1 - Tính toán cầu trục có lắp gầu ngoạm truyền động dây cáp để vận chuyển vật liệu trong kho phục vụ dây chuyền sản xuất xi măng - Lập quy trình công nghệ chế tạo kết cấu thép cầu trụ

ữa trục động cơ với trục vào hộp giảm tốc; 3-Các bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc; 4-Vỏ hộp giảm tốc;5-Khớp nôi giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục tang quấn cáp; 6-Tang quấn cáp; 7-Ổ đỡ trục tang ;8-cáp nâng hạ gầu; 9-Xà trên; 10-Xà dưới Căn cứ lực căng trong cáp tiến hành chọn cáp Sd ≥ k .Smax ; kG (2.2.3) Trong đó: Smax – lực căng lớn nhất của nhánh cáp đóng tại thời điểm khi má k- hệ số an toàn nhỏ nhất, vỡi gầu ngoạm 4 cáp, và chế độ làm việc nặng, lấy k = 6 suy ra: Sd = 6.5,076 = 30,456 T = 30456 kG Căn cứ kết quả đã tính toán tra bảngIII.4 [1] để chọn cáp có đường kính dc. 49 Chọn cáp bện kép kiểu ЛK.P kết cấu 8x19(1+ 6+ 6/6+1lõi) theo tiêu chuẩn Liên xô ОCT 7670 – 69 có được: Chọn Cáp có đường kính cáp dc = 27mm, giới hạn bền của sợi thép b = 160 kG/mm 2 , lực kéo đứt của cáp là Sđ = 34200 kG b) Tính chọn puly của pa lăng Trong cơ cấu đóng mở gầu đường kính puly được chọn như sau: D ≥ dc.(e-1) (2.2.4) Với dc = 27mm, đường kính cáp, mm e = 18, hệ số phụ thuộc vào loại máy hoặc cơ cấu nâng hàng và chế độ làm việc, Suy ra: D ≥ dc.(e-1) = 27.(18-1) = 459 mm Chọn D = 500 mm dạng và kích thước profin rãnh cáp khi pu ly ở vị trí thẳng đứng và khi độ lệch của cáp so với mặt phẳng trung bình của pu ly dưới góc 6 0 được hướng dẫn trong các bảng (Phụ lục). Pu ly được chế tạo từ gang C4. c) Chọn ổ đỡ pu ly : Ổ lăn dùng đỡ trục pu ly chọn theo hệ số khả năng làm việc C được xác định từ tính toán tải trọng tương đương tác dụng lên ổ và hệ số an tòan. Tất cả các ổ lăn trong puli của palăng gầu ngoạm làm việc dưới tải trọng thay đổi, vì thế việc tính toán kiểm tra được tiến hành theo tải trọng hướng tâm tương đương, tác dụng vào ổ lăn của puli. Khi tính toán thời hạn phục vụ của ổ lăn được lấy theo chế độ làm việc nặng trong 5 năm nghĩa là t = 8000 giờ. Số giờ làm việc của ổ lăn theo thời hạn phục vụ này được xác định theo công thức: t1 = t. (2.2.5) Trong đó: : là hệ số sử dụng gầu ngoạm, lấy Suy ra: t1 = 8000.0,4 =3200 giờ Hệ số quy đổi tải trọng tương đương đối với cơ cấu nâng được xác định: (2.2.6) Ơû đây Kn và Ki là hệ số sử dụng cầu trục, dưới những tải trọng khác nhau của cơ cấu nâng, chọn Kn = 0,35 và Ki = 0,6 Suy ra: Tải trọng tương đương tác dụng trên một ổ lăn của puli được xác định theo công thức: Ptđ = Sđ. /2 (2.2.7) Trong đó: Sđ =10 T sức nâng Suy ra: Ptđ = 10. /2 = 3 T 50 Tải trọng tính toán tác dụng lên trên các ổ lăn được xác định bằng phương trình: Pt = Ptđ . Kđ . Kh (2.2.8) Kđ = 1,2 hệ số động; Kh = 1,35 là hệ số động học, tính đến điều kiện làm việc của ổ lăn, phụ thuộc vào cách cố định ổ Suy ra: Pt = 3 . 1,2 . 1,35 = 4,860 T Hệ số khả năng làm việc của ổ lăn: Cv = Pt . (nn . t1) 0,3 (2.2.9) nn - Số vòng quay của vòng ngoài ổ lăn nn = v/ D v/ph (2.2.10) với v =31,8 m/ph - vận tốc của cơ cấu đóng mở và nâng gầu D = 0,5 m - đương kính của puli Thay các giá trị trên vào (1.4.7) ta được: Cv = 4860 . [(31,8/( .0,5)) . 3200)] 0,3 = 134919,1 Từ đường kính cổ trục đã nhận, theo hệ số khả năng làm việc đã tính ở trên, chọn ổ bi đỡ tiêu chuẩn lọai hướng kính 1 dẫy cỡ nhẹ lọat 132 ( OCT 8388-57) [2], đường kính trong của ổ d = 160 mm, đường kính ngòai D = 240 mm, chiều rộng ổ B = 38 mm, ổ vừa chọn có hệ số khả năng làm việc C = 170000. d) Tính toán tang cáp : - Đường kính danh nghĩa của tang Dt là đường kính tính đến tâm lớp cáp thứ nhất và được tính theo điều kiện: Dt ≥ e.dc = 25.27 = 675 mm (2.2.11) - Đường kính của tang tính đến bề mặt tiếp xúc giữa cáp và vỏ tang là: D ≥ (e-1).dc =(25-1).27 = 648 mm (2.2.12) Trong đó e = 25, dc = 27mm đường kính cáp - Chiều dài cáp quấn trên một nửa tang : Lc= H + Lcđ (2.2.13) Trong đó: H = 25 m, chiều cao nâng tối đa của cầu trục Lcđ = 13m, chiều dài cáp đóng mở gầu (được tính ở chương 1) Suy ra: Lc = 25 + 13 = 38 m - số rãnh cáp cắt trên một nửa tang : rãnh (2.2.14) ở đây (1,5...2,0) là số vòng cáp dự trữ . - chiều dài phần cắt rãnh của một nửa tang Lk = z.t = 20.30 = 600 mm. t - bước rãnh cáp trên tang, lấy : t = dc + (2-3) mm (2.2.15) với dc = 27mm đường kính cáp 51 suy ra t = 27 + 3 = 30 mm - mặt cắt rãnh cáp là một cung tròn có bán kính: R = 0,6dc = 0,6.27 =16,2 mm (2.2.16) - chiều sâu rãnh cáp h ≥ 0,3c dc = 8,1mm, chọn h = 8,5 mm Hình 2.3. mặt cắt rãnh cáp của tang Chiều dài tòan bộ tang : Lt = 2.(Lk + L3) + Lr (2.2.17) L3 - Chiều dài mỗi phía đầu tang dùng để kẹp đầu cáp L3 = 4.t = 4.30 = 120 mm Lr - khỏang cách giữa phần cắt rãnh trái và phải (chiều dài phần tang không cắt rãnh) Lr = b – 2.hmin.tg = 480 – 2.650. tg 4 0 = 389,1 mm (2.2.18) b = 480 mm ; hmin = 650 mm ; = 4 0 [3] nhận Lr = 340mm. suy ra Lt = 2.(600 + 120) + 340 = 1780 mm Tang làm từ gang C×15-32 có giới hạn bền nén b = 700 kG/ cm 2 Chiều dầy thành vỏ tang xác định từ tính toán tang chịu nén : (2.2.19) Trong đó : [ n] = b / k = 7000/ 4,25 = 1650 kG/ cm 2 k - hệ số dự trữ độ bền, đối với cần trục dùng móc câu chọn k = 4,25. từ điều kiện chế tạo tang đúc, chiều dầy vỏ tang khi đúc không nhỏ hơn 12mm. cũng có thể xác định chiều dầy vỏ tang theo Công thức sau [3]: Tang bằng gang = 0,02.D + (0,6...1,0) cm Tang bằng thép = 0,01.D + 0,3 cm . vậy chiều dầy vỏ tang bằng gang thiết kế : = 0,02.D + (0,6...1,0)cm = 0,1.67,5 + 0,6 = 1,95 cm. Nhận = 2 cm Ngòai ứng suất nén thành vỏ tang do lực căng cáp, tang còn chịu uốn và xoắn . Mô men xoắn truyền lên tang : (2.2.20) 52 Hình 2.4. Sơ đồ tính toán tang Mô men uốn xác định đối với trường hợp khi cụm móc treo ở vị trí cao nhất (khỏang cách giữa các cáp quấn vào tang Lr = 340 mm). sau khi hòan thiện tính tóan và kết cấu tang, khỏang cách giữa các điểm đặt lực Smax đến tâm may ơ là L = 600mm, khi đó mô men uốn : Mu = Smax . 60 = 5076.60 = 304560 kGcm Ứng suất tương đương trên thành vỏ tang do uốn và xoắn : (2.2.21) Mô men tương đương của tiết diện tang khi đồng thời chịu uốn và xoắn : (2.2.22) D = 64,8 cm ; D2 = 60,8 cm.Hệ số quy đổi ứng suất tương đương = 0,75. Kinh nghiệm thấy : Ứng suất do uốn và xoắn thành tang không lớn; khi chiều dài tang nhỏ hơn 3 lần đường kính tang ứng suất này không vượt quá 13% ưng suất do nén thành tang. e) Tính toán kẹp đầu cáp : Kết cấu kẹp đầu cáp trên tang sử dụng lọai tấm kẹp có rãnh kẹp cáp hình thang [hình 2.5] Hình 2.5. Sơ đồ tính kẹp đầu cáp trên tang 53 Cáp được giữ do lực ma sát phát sinh khi kẹp nó vào giữa tấm kẹp và tang bằng 2 bu lông kẹp Lực căng nhánh cáp trước khi vào tấm kẹp : (2.2.23) f = 0,15- hệ số ma sát cáp – tang (f = 0,1...0,16) ; e = 2,72- cơ số lôgarít tự nhiên; α- góc ôm của cáp trên tang, nhận α = 4. (2 vòng cáp). Lực kéo trong mỗi bu lông : (2.2.24) f1 - hệ số ma sát giữa tấm kẹp – tang khi góc kẹp tấm kẹp 2.β â = 80 0 (2.2.25) α1 – góc ôm trên tang của cáp khi chuyển từ tấm kẹp này sang tấm kẹp khác. Ứng suất tổng trong một bu lông : (2.2.26) n - hệ số dự trữ độ tin cậy kẹp đầu cáp trên tang n 1,5 chọn n = 1,8. z = 2 - số bu lông kẹp cáp P - ứng lực gây uốn trên 1 bu lông: P = 2.f1.N = 2.0,233.264,715=124,755kG (2.2.27) d1 - đường kính trong của bu lông M22 được chế tạo từ thép Công thức 3 có c=2200kG/cm 2 ; với d1 =18,75 mm . Ứng suất cho phép của bu lông : (2.2.28) Thay các giá trị vào công thức trên(2.2.26), ta được f) Tính tóan trục tang Trục tang được chế tạo từ thép 45 có c = 3600kG/cm 2 [9]. Sau khi tính tóan kiểm tra bền và hòan thiện kết cấu, ta xác định chiều dài chung của trục tang và khỏang cách giữa các lực tác dụng lên trục tang và các phản lực liên kết như trên (hình 2.6). Tính tóan sơ bộ trục: 54 Khi nâng hàng danh nghĩa treo trên móc ở vị trí thấp nhất, lực tương đương do các ứng lực trên các nhánh cáp nằm ở khỏang cách 1040 mm so với gối tựa bên phải trục tang (gối B). Phản lực gối tựa : (2.2.29) RB = 2.Smax- RA = 2.5076 – 4843,156 =5308,844 kG. Ứng lực tác dụng lên 1 phía của may ơ lắp tang với trục tang : (2.2.30) PC = 2.Smax- PD = 2.5076 - 5076 = 5076 kG. (2.2.31) biểu đồ mô men uốn trục tang : MC = RA. 25 = 4843,156.25 =121078,9 kGcm MD = RB. 15 = 5308,84.15 =79632,6 kGcm Hình 2.6. Sơ đồ tính trục tang Căn cứ biểu đồ mô men uốn, xác định sơ bộ đường kính trục : Đường kính trục gần đúng được tính theo công thức : (2.2.32) 55 [ ]- ứng suất cho phép khi uốn của vật liệu chế tạo trục. Đối với thép 45 ở chế độ làm việc nặng mô men gây uốn trục sẽ thay đổi khi trục quay với giá trị trong khỏang (+M) và (- M) tức là trục chịu tải theo chu kỳ đối xứng; nhận [ ] = 550 kG/cm 2 ; qua tính tóan sơ bộ ở trên nhận giá trị d = 110 cm. g) Chọn ổ đỡ trục tang : Khi tính toán thời hạn phục vụ của ổ lăn được lấy theo chế độ làm việc nặng trong 5 năm nghĩa là t = 8000 giờ. Số giờ làm việc của ổ lăn theo thời hạn phục vụ này được xác định theo công thức: t1 = t. (2.2.33) Trong đó: : là hệ số sử dụng, lấy Suy ra: t1 = 8000.0,4 =3200 giờ Hệ số quy đổi tải trọng tương đương đối với cơ cấu nâng được xác định: (2.2.34) Ơû đây Kn và Ki là hệ số sử dụng cầu trục, dưới những tải trọng khác nhau của cơ cấu nâng, chọn Kn = 0,35 và Ki = 0,6 Suy ra: Tải trọng tương đương tác dụng trên một ổ lăn của puli được xác định theo công thức: P tđ =RA. (2.2.35) Trong đó:RA =4843,156 kG sức nâng Suy ra: Ptđ = 4843,156. = 2905,894kG Tải trọng tính toán tác dụng lên trên các ổ lăn được xác định bằng phương trình: Pt = Ptđ . Kđ . Kh (2.2.36) Kđ = 1,2 hệ số động; Kh = 1,35 là hệ số động học, tính đến điều kiện làm việc của ổ lăn, phụ thuộc vào cách cố định ổ Suy ra: Pt = 2905,894 . 1,2 . 1,35 = 4707,548kG Hệ số khả năng làm việc của ổ lăn: Cv = Pt . (nn . t1) 0,3 (2.2.37) Hình 2.7- ổ bi đỡ lòng cầu 2 dẫy 56 nn - Số vòng quay của vòng ngoài ổ lăn nn = v/ D (v/ph) (2.2.38) với v =31,8 m/ph - vận tốc của cơ cấu đóng mở và nâng gầu D = 0,675 m - đương kính của puli Thay các giá trị trên vào (2.2.37) ta được: Cv = 4707,548 . [(31,8/( .0,675)) . 3200)] 0,3 = 119435,049 Theo hệ số khả năng làm việc của ổ, ta chọn ổ bi đỡ lồng cầu 2 dãy, với đường kính cổ trục d=95mm, D = 170mm, hệ số khả năng làm việc C = 120000 theo tiêu chuẩn, chiều rộng B = 43mm tài liệu tra ổ lăn, kí hiệu N0 1319 ( OCT 5720-51) (Ngoài ra cũng có thể chọn ổ bi theo tài liêu kèm theo ở phần phụ lục). Ổ đỡ đối với gối tựa B được tính theo tải trọng tĩnh, tải trọng tính tóan tác dụng lên ổ gối tựa Pt = RB. . Kđ . Kh = 5308,844 .0,6 1,2.1,35 = 5160,196 kG Cv = 5160,196. [(31,8/( .0,675)) . 3200)] 0,3 = 130919,167 Như trên ta chọn ổ bi đỡ lồng cầu 2 dãy, với đường kính cổ trục d =100mm, D = 180mm hệ số khả năng làm việc C = 136000 theo tiêu chuẩn, chiều rộng B = 46mm 2.3- TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ CHỌN HỘP GIẢM TỐC 2.3.1. Tinh chọn động cơ Công suất động cơ dẫn động cơ cấu đóng mở gầu ở chế độ làm việc ổn định được xác định khi nâng hàng với tải trọng danh nghĩa : (2.3.1) = 0,85 - hiệu suất truyền động cơ cấu nâng [chọn theo bảng (1.18 )][2] Với chế độ chất tải của động cơ đã cho trong khỏang thời gian chu kỳ [hình 2.1] Theo catalo động cơ điện chọn động cơ điện không đồ bộ 3 pha rôto giây quấn- 50Hz kiểu KQ315S8 với công suất N = 75 kW, số vòng quay n = 730v/ph (2.3.2) hiệu suất =91%, hệ số công suất cos φ = 0,82 , Tỷ số mô men mômen danh nghĩa trên trục động cơ Mdm = 975.N/n =975.75/730 =100,2 kGm Vì động cơ chọn có công suất lớn hơn công suất tính toán, do đó không phải kiểm tra điều kiện quá nhiệt. 57 Hinh 2.8 2.3.2. Tính chọn hộp giảm tốc : Tỷ số truyền của cơ cấu nâng : (2.3.3) Trong đó số vòng quay của trục tang được tính : (2.3.4) Truyền động cơ cấu nâng từ động cơ dẫn động thông qua bộ truyền là hộp giảm tốc theo sơ đồ động học đã chọn, vậy cần tính chọn hộp giảm tốc . Như đã biết chọn hộp giảm tốc cơ cấu nâng xuất phát từ các dữ liệu : công suất tính tóan truyền qua hộp giảm tốc , số vòng quay trục vào Hộp giảm tốc (số vòng quay trục động cơ điện ), tỷ số truyền của hộp giảm tốc ,và chế độ làm việc. Căn cứ các số liệu tính ở trên, chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn mã hiệu ZQH100 tổng khỏang cách giữa các trục Ac = 1000 mm, Tỷ số truyền ly i = 50, tỷ = 48,57. Mômen xoắn lớn nhất đặt lên trục ra Mmax = 20900 kGm. Tải hướng kính lớn nhất đặt lên trục ra Qmax =17600 kG Công suất truyền được của hộp giảm tốc ở chế độ làm việc Ngt =69kW 58 Hinh 2.9 ZQH100 Giá trị cho phép của mômen giới hạn và hộp giảm tốc truyền được: Mgh = .Mgt = .975.N/n = 2,8.975.69/730 = 258,04 kGm (2.3.5) Xác định số vòng quay của trục tang tương ứng khi động cơ và hộp giảm tốc đã chọn : (2.3.6) Tốc độ nâng hàng tương ứng với động cơ và hộp giảm tốc đã chọn : (2.3.7) Mô men tĩnh trên trục động cơ khi nâng các mã hàng với trọng lượng khác nhau xác định theo : (2.3.8) ở đây S - Lực căng nhánh cáp quấn vào tang khi nâng hàng, kG a =2 - số nhánh cáp đi vào tang =0,85hiệu suất cơ cấu nâng . Khi nâng hàng với tải trọng nâng danh nghĩa, mô men tĩnh trên trục động cơ: Lực căng trong nhánh cáp nhả khỏi tang khi hạ hàng : (2.3.9) Mô men tĩnh trên trục động cơ khi hạ hàng với trọng lượng hàng danh nghĩa : (2.3.10) 2.4- TÍNH TÓAN THIẾT BỊ PHANH Phanh được bố trí trên trục động cơ, mô men phanh tính tóan : (2.4.1) 59 ở đây - hệ số dự trữ phanh, theo Quy phạm với chế độ làm việc nặng Bảng giá trị hệ số dự trữ phanh Kiểu cơ cấu Chế độ làm việc Hệ số dự trữ phanh Truyền động bằng tay 1,5 Truyền động bằng máy Nhẹ M1 M2 M3 1,5 Trung bình M4 M5 1,75 Nặng M6 M7 2,0 Rất nặng M8 2,5 - Mô men cản tĩnh trên trục động cơ khi hãm: (2.4. 2) Thời gian hãm cơ cấu nâng : (2.4. 3) Ở đây -Mô men quán tính của các khối lượng chuyển động và hệ truyền động cơ cấu quy đổi về trục phanh khi hãm (2.4. 4) = 1,1÷1,25 – hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay truyền động cho cơ cấu. Chọn = 1,2 Jr = J1 + J2 - mô men quán tính của roto động cơ và của khớp nối , J1 = 0,256kGm 2 ; J2 = 0,221 suy ra: Jr =0,256 + 0,221 = 0,477 kGm 2 Dấu ( + ) trong công thức tương ứng hãm khi nâng hàng ; còn dấu (-) hãm khi hạ hàng - Thời gian hãm khi nâng hàng (2.4. 5) - Thời gian hãm khi hạ hàng (2.4. 6) 60 Từ mônen phanh đã tính được ở trên ta chọn phanh thủy lực Chọn phanh 2 má có cần đẩy điện thủy lực Thời gian gần đây, trên các máy nâng chuyển sử dụng phổ biến phanh má có cần đẩy điện thủy lực. Chọn phanh 2 má có cần đẩy điện thủy lực tiêu chuẩn, thao catalo. Có các thông số sau (Chọn theo catalo kèm theo cuối bài): Kiểu phanh thủy lực: YWZ-400/90 Đường kính bánh phanh: D = 400mm Mômen phanh: M =1600Nm Khoảng hở: z =0,8 mm Kiểu bơm thủy lực: MYT1-90/Z8 Aùp lực: P = 900 N Hành trình: h = 80mm Công suất : N = 250W Khối lượng 45 kg Tổng khối lượng 160kg Hình 2.10. Phanh má có cần đẩy điện thủy lực 2.5- CHỌN KHỚP NỐI Giữa động cơ và hộp giảm tốc có bố trí khớp nối, lựa chọn dựa vào mômen tính toán dưới đây: Mômen tính toán của khớp nối: Mp = Mdm .k1 .k2 (2.5.1)[3] Trong đó: Mdm = 100,2 kGm - mômen định mức trên trục động cơ k1 = 1,3 – hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu k2 = 1,3 – hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu thay các giá trị trên vào công thức trên, ta được: Mp =100,2 .1,3 .1,3 = 169,338kGm = 1693,38Nm 61 T , nh 2.11 Kh Ca : D = 400 mm D1 = 150 mm C = 2.5 mm L = 185 mm L1 = 271 mm d1 = 90 mm d = 60 mm khối lượng 67 kg Mô man xoắn Mx =3150 Nm Tốc độ quay n = 2400 v/p Mô đun: m = 3, số răng: z =40 Tính toán cơ cấu nâng hạ gầu hoàn toàn tương tự như tính toán cơ cấu đóng mở gầu, và cũng có các số liệu ban dầu như cơ cấu đóng mở gầu. Tuy nhiên điểm khác nhau ở bội suất palăng trong cơ cấu đóng mở. Một cách gần đúng lấy các bộ phận chi tiết theo tính toán ở trên. Như vậy ta có các hai cơ cấu đóng mở và cơ cấu nâng hạ có các bộ phận tương tự như nhau. 62 Chương 3: TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN XE TỜI CẦU TRỤC SỨC NÂNG 10T 3.1. CÁC DỮ LIỆU BAN ĐẦU Cầu trục công dụng chung dùng cho việc bốc dỡ thạch cao, clinker vào kho chứa, có các dữ liệu sau: Sức nâng: Q = 10 T Khẩu độ: L = 25 m Chiều cao nâng : H = 25m Tốc độ nâng hàng: vn = 0,53 m/s Tốc độ di chuyển cầu trục: vdc = 2 m/s Tốc độ di chuyển xe tời: vx = 1.5 m/s Chế độ làm việc của các cơ cấu nặng, cường độ CĐ%= 40%. Kết cấu cầu 2 dầm hàn. Động cơ điện các cơ cấu: động cơ chuyên dùng cho cần trục lọai động cơ điện không đồng bộ ba pha, điện áp 380 V. 3.2. CHỌN SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG CƠ CẤU DI CHUYỂN XETỜI Chọn sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển xe tời : 1 2 3 4 5 Hình 3.1. Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển xe tời 1-Động cơ điện;2-Phanh; 3-Khớp nối trục động cơ với trục vào hộp giảm tốc; 4-Hộp giảm tốc; 5-Bánh xe di chuyển xe tời; 6-Ổ lăn Để truyền mô men xoắn từ động cơ tới các bánh xe dẫn động thường sử dụng hộp giảm tốc đặt đứng . Trục động cơ liên kết với trục quay nhanh (trục vào) hộp giảm tốc qua khớp nối có ống lót vòng đàn hồi , trên một nửa khớp nối có bố trí bánh phanh của thiết bị phanh cơ cấu . 3.3. TÍNH LỰC CẢN CHUYỂN ĐỘNG XE TỜI Lực gây cản chuyển động của xe tời khi mang hàng danh nghĩa ở chế độ làm việc ổn định của các cơ cấu được xác định theo Công thức: 63 (3.3.1) ở đây Q = 10000 kG -trọng lượng hàng nâng danh nghĩa , kG trọng lượng bản thân của xe tời , có thể xác định theo đồ thị kinh nghiệm [11] sau Hình 3.2. Đồ thị trọng lượng bản thân xe tời phụ thuộc vào sức nâng cần trục Nhận trọng lượng xe tời Đường kính bánh xe của xe tời Dk: căn cứ sức nâng của cần trục chọn sơ bộ đường kính xe theo (bảng3.1) :chọn bánh xe 1 gờ có mặt lăn hình trụ đường kính vòng lăn Dk = 250 mm có chiều rộng bề mặt lăn B =70 mm Đường kính cổ trục d =(0,25...0,30).Dk , tính được dk =(0,25...0,30).250 = 62,5...75 mm. Hình 3.3 bánh xe di chuyển xe tời 1 gờ Nhận dk = 65 mm. Hệ số ma sát trong ổ trục: f =0,015 (bảng 3.2) Hệ số ma sát lăn của bánh xe: µ =0,030 cm (bảng 3.3) Hệ số tính đến ma sát gờ bánh xe với mặt bên của ray kp =2,5 (bảng 3.4) 64 Bảng 3.1{(tr115) dẫn tử [2]}: Giá trị chọn sơ bộ đường kính bánh xe Dk, và đường kính cổ trục bánh xe dk Sức nâng cần trục Q, Tf Xe tời Cần trục Đường kính bánh xe Dk, mm Đường kính cổ trục dk , Đường kính bánh xe Dk, mm Đường kính cổ trục dk , mm 5 – 10 200- 250 60-70 600-800 80-100 12,5 – 20 250-320 70-100 700-900 100-120 20 -50 400-500 90-120 700-900 120-150 Bảng 3.2{(tr115) dẫn tử [2]}: Hệ số ma sát trong cổ trục f Lọai ổ trục Hệ số ma sát f Ổ trượt hở 0,1 Có nắp che bôi trơn bằng chất lỏng 0,08 Ổ lăn kiểu bi và con lăn trụ 0,015 Ổ lăn với con lăn nón 0,02 Bảng 3.3{(tr115) dẫn tử [2]}: Giá trị hệ số ma sát lăn Ray hệ số , cm khi đường kính bánh xe Dk , mm 200...300 400...500 600...700 800 900...1000 Bánh xe bằng thép Phẳng 0,03 0,05 0,06 0,06 0,07 đầu vồng 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 Bánh xe bằng gang Phẳng 0,04 0,06 0,08 0,08 0,09 đầu vồng 0,05 0,07 0,09 0,12 0,14 Bảng 3.4{(tr115) dẫn tử [2]}: Giá trị hệ số tăng ma sát do di chuyển lệch kp Mặt lăn bánh xe Cơ cấu Truyền động cơ cấu hệ số kp Ghi chú Côn Cầu trục Truyền động chung 1,2 Bánh xe hình trụ có gờ Truyền động riêng hoặc chung 1,5 Bánh xe hình trụ không gờ 1,1 Có dẫn hướng nhờ con lăn bên Bánh xe hình trụ có gờ Xe tời của cần trục Truyền động chung 2,5 gối tựa con lăn 2,0 ổ lăn Bánh xe hình côn có gờ 1 phía cần trục treo (đường treo) truyền động 1 phía 2,0 gối tựa con lăn ổ lăn truyền động 2 phía 1,8 - Lực cản do độ nghiêng của đường (3.3.2) 65 Độ nghiêng của đường ray chọn = 0,001...0,002. Lực cản chuyển động do tác dụng của gió . Khi tính tóan cầu trục ở trong kho kín nhận trị số tải trọng gió bằng 0 ( ). Lực cản chuyển động của xe tời lớn nhất khi mang hàng danh nghĩa ở chế độ làm việc ổn định (3.3.3) 3.4. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, HỘP GIẢM TỐC Để chọn sơ bộ động cơ cần xác định lực cản chuyển động xe tời khi xe con mang tải ở thời kỳ khởi động : (3.4.1) ở đây a – gia tốc trung bình của xe tời khi khởi động (bảng 3.5) Bảng 3.5 [2] Giá trị áng chừng gia tốc cơ cấu di chuyển bánh xe trên ray Tên gọi Gia tốc di chuyển a; m/s 2 Cần trục và xe con vận chuyển kim lọai lỏng 0,1 Cần trục dùng trong lắp ráp và xe tời của nó 0,15 Cầu trục và xe tời công dụng chung khi hàng treo trên cáp 0,20 Cầu trục và xe con công dụng chung khi hàng treo cứng 0,30 Cổng trục 0,10 Xe con lắp gầu ngọam của cầu trục 0,80 Công suất động cơ được chọn sơ bộ cần phải là : (3.4.2) ở đây - bội suất trung bình mô men mở máy (3.4.3) - tương ứng là bội suất mô men mở máy lớn nhất và nhỏ nhất Giá trị bội suất mô men mở máy đối với động cơ công tác ở chế độ khởi động nhận như sau: Hệ số quá tải trung bình của động cơ khi khởi động tùy thuộc vào kiểu động cơ ; với động cơ dị bộ có rô to pha 66 Công suất danh nghĩa của động cơ chọn sơ bộ có thể xác định theo công thức : (3.4.4) ở đây - hệ số cản chuyển động xe con ; (3.4.5) Thay các giá trị trên vào công thức trên ta được: Chọn động cơ điện tiêu chuẩn : Theo catalo tài liệu tham khảo[10]. Chọn sơ bộ động cơ điện ba pha rô to dây quấn VTB 200L-6A 1 với công suất N = 18.5 kW; n =980 v/ph; Jr=0,41kg.m 2 ; Xác định mô men khởi động trung bình của động cơ khi gia tốc không mang tải từ điều kiện không có sự trượt trơn các bánh xe dẫn động và có dự trữ độ bám cần thiết: (3.4.6) Hình3.4 Động cơ điện ba pha rô to dây quấn Để nhận được giá trị bằng số cần thiết không chỉ lựa chọn sơ bộ động cơ, mà còn cả chọn hộp giảm tốc cơ cấu di chuyển xe tời, sau đó tiến hành tính tóan bộ truyền động và cuối cùng là chọn chính xác động cơ . Tính tóan bộ truyền động cơ cấu di chuyển xe tời : -Xác định số vòng quay của bánh xe : (3.4.7) -Tìm thấy tỷ số truyền của hộp giảm tốc : (3.4.8) 67 Chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn, theo tài liệu [10] : chọn hộp giảm tốc ZSC-650, có tỷ số truyền igt = 8,75 , sơ đồ lắp kiểu I. Hình 3.5 hộp giảm tốc kiểu đứng Số vòng quay t