Luận văn Thiết kế cần trục tháp xây dựng

Ứng suất cắt của tiết diện B-B: t = (CT – 2.7 sách tính toán máy trục) à t = = 21,4 (N.mm2) Ứng suất tổng của tiết diện B-B: s = (CT – 2.5 sách tính toán máy trục) à s = 77 (N/mm2). Như vậy : s £ [s] 3.1.14. Ổ lăn chặn: Xuất phát từ đường kính cuống móc d = 75 (mm),ta chọn ổ lăn chặn hạng trung bình hiệu 8318 để đỡ đai ốc cuống móc và xoay móc. Ổ lăn này có đường kính ngoài D = 155 (mm), chiều cao H = 50 (mm). Trong quá trình làm việc,ổ thường không quay nên chỉ kiểm tra thao tác tĩnh cho phép.Tải trọng tính lên ổ lăn là : Qt = Q. kd = 250000 . 1,2 = 300000 (N). kd = 1,1 ¸ 1,5 : hệ số tải trọng động. [Q] = 346000 (N) : Tải trọng tĩnh cho phép. Như vậy: Qt < [Q] 3.1.15. Thanh ngang : HÌNH 3.9 Thanh ngang được chế tạo bằng vật liệu thép 45 với giới hạn bền sb = 610 (N/mm2); giới hạn chảysch =430 (N/mm2); giới hạn mỏis’-1=250 (N/mm2). Moment uốn lớn nhất tại tiết diện giữa (tức là tiết diện móc vào xích treo móc) Mu = = 18750000 (N.mm) Trong đó: l = 250 (mm) : chiều dài thanh ngang (chốt mốc). Ứng suất uốn trong thanh ngang xuất hiện theo chu kỳ mạch động với smax khi có tải và smin khi không tải. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ mạch động có thể xác định theo: [s] = (CT – 1.14 sách tính toán máy trục) [n] = 1,6 : hệ số an toàn cho phép. (Tra bảng 1.8 sách tính toán máy trục). k’ = 2 : hệ số tập trung ứng suất. (Tra bảng 1.5 sách tính toán máy trục). Moment cản uốn của tiết diện : W = = 171389 (mm3) 3.1.16. Ổ lăn đặt ròng rọc: Tải trọng đặt lên 01 ổ lăn R = = 62500 (N), tra bảng với cơ cấu làm việc ở chế độ làm việc trung bình sẽ cho thời hạn làm việc 05 năm và thời gian làm việc tương ứng là : Số vòng quay của ròng rọc : nr = Với: a = 4 : bội suất palăng. Vn = 14 (m/ph) : vận tốc nâng hàng. D0 = Dt + Dc = 700 + 28 = 728 (mm) à nr = = 24,5 (v/ph) Hệ số khả năng làm việc : C = Q (n.h)0,3 £ Cbảng (CT 8.1 hướng dẫn thiết kế chi tiết máy) Trong đó: Q : Tải trọng tương đương: Q = R. Kv. Kn. Kt (CT – 8.6 hướng dẫn thiết kế chi tiết máy) Với: Kv =1 : hệ số phụ thuộc vòng quay. Kt =1 : hệ số tải trọng động. Kn =1 : hệ số phụ thuộc nhiệt độ làm việc. (Tra bảng 8.3; 8.4; 8.5 sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy ) Thời gian phục vụ của ổ: h = 5 năm Q = 62500.1.1.1 = 62500 (N). C = 6250.(24,5.10500)0,3 = 75000 N Tra bảng 1.4 – Sách HDTKCTM chọn ổ bi đỡ 01 dãy có số hiệu N0 317 có Cbảng = 91000. C < Cbảng. Ổ lăn có đường kính trong d = 85 (mm) và đường kính ngoài D = 180(mm) ß.2. TÍNH TOÁN CƠ CẤU QUAY CHƯƠNG 1: CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VỀ CẦN TRỤC VÀ CƠ CẤU CẦN TÍNH TÓAN Phần 1: GIỚI THIỆU CƠ CẤU QUAY VÀ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN 1.1 . Giới thiệu: Chuyển động quay quanh trục thẳng đứng thường có ở trên các can trục tháp , cần trục chân đế,cần trục di động như cần trục ô tô,cần trục bánh lốp, bánh xích hoặc trên máy xúc …Cơ cấu quay bao gồm thiết bị tựa quay và cơ cấu dẫn động .Thiết bị tựa quay có tác dụng liên kết giữa phần quay và phần không quay của máy.Nhờ có thiết bị tựa quay mà phần quay được lắp trên phần không quay và có thể quay quanh trục đứng 1 cách nhẹ nhàng. Thông qua thiết bị tựa quay ,tải trọng được truyền từ phần quay xuống phần không quay và từ đó xuống nền.Cơ cấu dẫn đông tạo ra chuyển động quay được bố trí trên phần quay hoặc phần cố định của máy. 1 .2 .Các thông số ban đầu: Biểu đồ sức nâng của cần trục Kb-674 như sau: - Tốc độ quay: 0,85 vòng/phút - Gc: khối lượng cần: tính toán theo tính tóan kết cấu thép ta được 10,5 Tf Q: trọng lượng hàng 25 Tf Gq=trọng lượng phần quay(không kể cần):1 Tf Gđ=trọng lượng đối trọng: Trọng tải cần trục ở mọi tầm với : Q=25 Tf Trọng lượng xe con mang hàng kể cả bộ phận mang vật là : Gx = 4 Tf Trọng lượng đối trọng được xác định từ điều kiện cân bằng nhứng momen uốn khi có hàng và khi không có hàng tác dụng vào cột : M1 = -M2 cụ thể như sau: Khi có hàng : M1 = Q.R + Gq.lq-Gđ.lđ+Gx.R Khi không có hàng : M2 = Gq.lq- Gđ.lđ+Gx.R Như vậy khi cân bằng 2 momen này thì ta sẽ được đẳng thức như sau: Q.R + Gq.lq-Gđ.lđ= Gđ.lđ- Gq.lq hay 2.Gđ.lđ=Q.R+2.Gq.lq +2.Gx.R Như vậy trọng lượng đối trọng sẽ có giá trị : Gđ= Tầm với lớn nhất 35m và nhỏ nhất 4m Sức nâng lớn nhất 25T ứng với tầm với 4m đến 16 m Ta sẽ tính cơ cấu quay với sức nâng lớn nhất: 25 Tấn và ứng với sức nâng này tầm với là 16m. Phần 2 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU QUAY CỦA CẦN TRỤC 2.1: Xác định chế độ làm việc của cơ cấu: -Cần trục Kb-674 được sử dụng làm việc ở chế độ trung bình. Qua bảng 1-1-(I) thì chế độ làm việc của cơ cấu được đặc trưng bởi các chỉ tiêu sau: 1 Cường độ làm việc của cơ cấu CĐ%=25% 2 Hệ số sử dụng trong ngày Kng=0,67 3 Hê số sử dụng trong năm Kn=0,5 4 Hệ số sử dụng theo trọng tải KQ=0,55 5 Số lần mở máy trong 1h Qck=120 6 Nhiệt độ môi trường xung quanh Toc=28oc CHƯƠNG 2 : XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỆ THỐNG TỰA QUAY Chọn thiết bị tựa quay của cần trục tháp kiểu bi Thiết bị tựa quay kiểu bi bao gồm 2 hoặc 3 dãy bi.Khác với TBTQ kiểu bánh tựa, lọai này có kết cấu kín nên điều kiện làm việc tốt hơn và được chế tạo hàng lọat với đường kín đến 3,2 m,trường hợp đặc biệt có thể lean đến 10 m.TBTQ kiểu bi có khả năng chịu đươc cả momen và lực thẳng đứng cũng như lực ngang.Hiện nay TBTQ kiểu bi được sử dụng rộng rãi hơn so với 2 lọai trên do nó có ưu điểm là chiều cao kết cấu nhỏ , đường kính ngòai nhỏ , phía trong rỗng nên tiện cho việc bố trí trên máy, thiết bị có cấu tạo đơn giản với 1 vành răng. Chọn thiết bị tựa quay có bi trụ xếp chéo chữ nhật.Lọai này dùng nhiều ở Pháp, Anh,Nga.Tãrong 1 dy bi ,người ta lần lượt xếp chéo xen kẽ các viên bi trụ với góc tiếp xúc thay đổi từ 450 sang 1350 Nguyên lý hoạt động của thiết bị đỡõ quay Vật liệu làm bi là thép hợp kim chịu mài moon cao như thép crôm.Vòng ray đuợc chế tạo từ thép đúc và được làm cứng bề mặt.Các miếng chặn bằng chất dẻo có tác dụng làm cho bi phân bố đều trên vòng lăn.Vòng đỡ và vòng giữ của thiết bị tựa quay được liên kết với nhau và liên kết với phần quay của máy bằng bulông.Vòng cố định với vành răng ăn khớp trong hoặc ngòai được đặt trên bệ đỡ (phần không quay)và cũng đuợc liên kết bằn g bulong.Kết cầu bệ đỡ phải phẳng,đồng tâm và có độ cứng hợp lý, đảm bảo áp lực phân bố đều trên vòng tựa quay.Để chống nứoc và bụi bẩn đường lăn được che kín bôi trơn cho thiết bị tựa quay bằng bơm mỡ. Giống như ổ bi thông thường ,thiết bị tựa quay kiểu bi có diện tích mặt cắt ngang tương đối nhỏ và do đó độ cứng rất thấp.Điều này dẫn đến quy luật phân bố tải rất phức tạp.Người ta thường đơn giản hóa bài tóan để xác định quy luật phân bố tải trọng lean các viên bi khi TBTQ làm vịệc. Sơ đồ tính toán của hệ thống quay chúng ta có thể phát họa như sau: Hệ thống tựa quay có ổ đỡ dưới chịu tải trọng ngang A và tải trọng thẳng đứng B. Phản lực thẳng đứng ở ổ bi chặn: B = Q + Gq + Gđ+Gx B = 25+10,5+20+4+1 = 60,5(T) Phản lực ngang đầu tháp trên được xác định như sau: Phản lực ngang tựa lên ổ đỡ dưới: A = C-W = 24(T) Ở đây chúng ta cần quan tâm đến tải trọng gió tác dụng lên hệ thống tựa quay vì cần trục làm việc ngoài trời và có thể trong điều kiện gió bão.Cụ thể ta tính toán như sau: Trước tiên cần tính toán áp lực gió : pg=qo.n.c. β.γ Trong đó qo là cường độ gió ở độ cao 10 m so với mặt đất(kG/m2)tương ứng với tốc độ gió qo= v2/16.Ở đây ta chọn áp lực gió trung bình ở trạng thái làm việc theo như tài liệu tính toán kết cấu thép máy trục là : 25(kG/m2) n là hệ số hiệu chỉnh áp lực gió tính đến sự tăng áp lực theo chiều cao,theo bảng 4.5 ta chọn được n =1,8 c là hệ số khí động học của kết cấu chọn c = 0,7 β là hệ số kể đến tác dụng động của gió,tính toán được giá trị: 1,84 γ là hệ số vượt tải theo phương pháp ứng suất cho phép có thể chọn là 1 Như vậy áp lực gió sẽ có giá trị như sau: pg = qo.n.c.β.γ=25.1,8.0,7.1,84.1 = 58(kG/m2) Các diện tích chắn gió của các kết cấu tính toán được như sau: Diện tích hình bao công son đối trọng theo cần trục mẫu atlat máy trục ta tính toán được : Fcx= 42(m2),từ đó ta tính được diện tích chắn gió của congson đối trọng là: Fgcx = Fcx.kc = 42.0,2= 8,4(m2) Diện tích đường bao của cần : Fc = 87,5(m2) tương tự như trên ta cũng tính được diện tích chắn gió của cần : 17,5(m2) Diện tích chắn gió của hàng : tra bảng được 18 m2 Phản lực ngang do gió tác dụng lên ổ đỡ dưới : 58.(8,4+17,5+18)=2,5(T) Như vậy các phản lực ngang tác dụng lên ổ đỡ sẽ tăng lên đáng kể : A = 24 +2,5=26,5(T) Chọn sơ bộ các kích thước : Dựa vào bảng đặc tính kỹ thuật của thiết bị tựa quay kiểu bi bảng 11.1 sách máy và thiết bị nâng. n = 262:số lượng bi. Dtb = 2300 mm :Đường kính trung bình vòng lăn. d:đường kính bi 23/32 Thiết bị đỡ dưới này chịu tải trọng thẳng đứng B= 60,5(T) và lực ngang tác dụng lên thiết bị quay. β = 45o đến 50o(góc nghiêng của phản lực lên bi với phương đứng) .Khi đó lực tác dụng vào mỗi viên bi: M:momen quay cần trục có tâm quay đặt tại tâm của vòng ray cố định M = Q.R = 25.4 = 100 T.m = 1000 KN.m Nhận thấy rằng cơ cấu quay làm việc với cường độ không lớn nên có thể cho phép chọn con lăn theo tải trọng tĩnh. Hệ số ma sát của bi lấy bằng f = 0,05 Các momen do lực masát tác dụng và các lực khác tác dụng lên thiết bị tựa quay. -Mng: momen cản quay của phần quay do trọng lượng phần quay của cần trục đặt ở mặt nghiêng. Theo công thức 2.78 tính toán máy nâng chuyển ta tính được như sau: Mng=(Gq.rq+Q.R)sin α Trong đó : Gq là trọng lượng phần quay của cần trục : Gq = G+Gx+Gđ=10,5+4+20 =34,5 T rq là khoảng cách từ trọng tâm phần quay đến trục quay xác định từ phương trình của những momen: Dấu (-) ở đây nói lên rằng rq đặt về phía đối diện với hàng α là góc nghiêng của cần trục chọn khoảng 1o Như vậy momen do độ nghiêng sinh ra : Mng=(34,5.(-5)+25.16).sin1o=277,5(kGm) -Mg: momem cản quay phần quay của cần trục do tải trọng gió. Trước tiên cần tính toán áp lực gió : pg = qo.n.c.β.γ pg=qo.n.c. β.γ =25.1,8.0,7.1,84.1=58(kG/m2) Toàn bộ tải trọng gió tác dụng vào cần ở trạng thái làm việc (công thức1.14 tính toán máy nâng chuyển) hệ số độ kín kđ =0,2,tải trọng gió phân bố đều trên bề mặt chịu gió của cần trục: Wc = Pg.Fc.kđ=58.87,5.0,2=1015(kG) Tính tương tự với công xon đối trọng: Wcx = Pg.Fcx.kđ=58.42.0.2=487,2(kG) Momen gió tác dụng vào cần trục : Mctr= Wc.ρ-Wcx. ρ 1với ρ và ρ 1 lần lượt là khoảng cách từ điểm đặc tải trọng gió của cần trục và congson đối trọng đến tâm quay của cần trục, ρ =17,5m, ρ 1=10m ta suy ra: Mctr =1015.17.5-487,2.10=12890,5(kGm) Tải trọng gió phân bố đều tác dụng lên hàng: Wh =(qo.n.c. β.γ).Fh.kđ =(25.1,8.0,7.1,84.1).18.1=1043(kG) Momen gió tác dụng vào hàng : Mh=Wh.R=1043.5.16=16692,5(kGm) Như vậy tổng momen do gió tác dụng lên cơ cấu quay Mg=Mctr+Mh =12890,5+16692,5=29583(kGm) -Mms:momen cản quay phần quay cần trục do lực masat.Theo công thức(2.82) tính toán máy nâng chuyển .Tổng momen masát sinh ra khi quay cần : (công thức 11.10 sách máy và thiết bị nâng) Trong đó: :hệ số cản lăn (0,03-0,07 cm) Vậy: Như vậy tổng momen tĩnh : Mt = 128 + 29583 + 277,5=29988,5(KGm) CHUƠNG 3 : CHỌN SƠ BỘ CÁC CHI TIẾT CỦA CƠ CẤU QUAY *Chọn sơ đồ truyền động cơ cấu quay Hình vẽ: Sơ đồ động cơ cấu quay Động cơ điện Khớp nối + phanh Trục vào hộp giảm tốc Trục ra hộp giảm tốc Bánh răng ở đầu ra HGT Vành răng cố định Từ giá trị của momen cản tĩnh ta tính được công suất tĩnh cần thiết của động cơ : N Theo tài liệu tra cứu sách tính tóan máy nâng chuyển ta tiến hành chọn được động cơ MTF 412-8 với công suất ở chế độ 25% là 36 KW số vòng quay n=725v/p. Ở đây cơ cấu quay dùng bộ truyền bánh răng trụ nên chọn η = 0,85 Từ đó ta tính được tỷ số truỳên chung của cơ cấu : Theo công suất yêu cầu và tỉ số truyền chung của cơ cấo ta có thể tính chọn hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện làm việc của cơ cấu quay của cần trục như sau: Chọn hộp giảm tốc vi sai phẳng 3 cấp,dựa vào bảng vẽ mẫu với các thông số đã có sẵn ta tính toán được tỉ số truyền của hộp giảm tốc là i= 122,5 .Như vậy tỉ số truyền từ đầu ra hộp giảm tốc đến cơ cấu quay mà cụ thể là vành răng ăn khớp với đầu ra hộp giảm tốc: Từ thông số tính toán được ta tính toán thiết kế hai bánh răng khớp ở trục ra hộp giảm tốc và vành răng cố định như sau: Trước tiên ta phân phối tỉ số truyền theo kiểâu một hệ bánh răng visai: chọn số răng của bánh răng trục đầu ra là Zr=18 modun m = 9,như vậy theo tính chất của hệ vi sai thì : Như vậy hai bánh răng sẽ có thông số kỹ thuật như sau: de(mm) di(mm) dc(mm) do(mm) m Z h(mm) b(mm) Zr 180 139,5 162 152 9 18 20 250 Zv 990 949.5 972 913 108 250 • Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là : thép 40X thường hoá các thông số cơ tính như sau: Giới hạn bền kéo :σbk = 780 (N/mm2) Giới hạn chảy : σch = 500(N/mm2) Độ rắn HB : HB = 500 Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc : Ta sẽ có các ứng suất cho phép như sau: Theo yêu cầu về chế độ làm việc : quay 2 chiều ,làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày , mỗi ca 8 tiếng , ta có thể chọn thêm thời gian làm việc khỏang chừng 5 năm ). Ứng suất tiếp xúc sinh ra khi 2 bánh răng ăn khớp với nhau Tương tự như ở hai cấp vi sai trên ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức: Các thông số được tính như sau: Khoảng cách trục : Chiều rộng bánh răng : Có thể lấy 250mm Số vòng quay của bánh răng hành tinh ở cấp vi sai thứ 3 là:n8 = 34,8(vòng/phút) Hệ số tải trọng K= Ktt.Kd Bộ truyền chịu tải thay đổi nên Ktt được tính theo công thức như sau: Kd được tính dựa vào 1 số điều kiện : vận tốc vòng của trục một,cấp chính xác chế tạo bánh răng , độ rắn HB của bề mặt vật liệu. tiến hành tính toán như sau: Vậy cấp chính xác chế tạo bánh răng là : 9 HB = 230 vậy Kd=1,1 từ đó suy ra : K = 1,05.1,1=1,155 Thay vào công thức tính ta sẽ được : So sánh với ứng suất cho phép thấy rằng 1281 < 1300 vậy ótx < [ó]tx vậy thép 40X thường hoá đủ tiêu chuẩn về bền tiếp xúc Ứng suất uốn sinh ra khi bánh răng bánh răng ăn khớp với nhau Công thức tính ứng suất uốn như sau: Tương tự như cấp thứ nhất ứng suất uốn cũng tính theo công thức : Các thông số được tính toán như sau: Bánh răng chủ động ở cấp vi sai thứ 3 có : Thay vào công thức tính ta sẽ được : So sánh kết quả này với ứng suất uốn cho phép ta thấy rằng : 218 < 243 vậy thép 40X thường hoá này đủ tiêu chuẩn về bền uốn Cơ cấu quay của cần trục tháp sức nâng Q =25T được chọn là cơ cấu quay dùng truyền động bánh răng. Cơ cấu quay đặt trên phần quay của cần trục. Cơ cấu quay bao gồm bộ truyền động cơ điện rồi truyền momen thông qua khớp nối,tiếp tục truyền qua hộp giảm tốc răng trụ răng thẳng 3 cấp được gắn cố định với phần không quay của cần trục và được dẫn động ra 1 bánh răng nhỏ. Bánh răng nhỏ được ăn khớp với vành răng đặc tựa trên thiết bị tựa quay kiểu con lăn. Khi bánh răng nhỏ quay nó sẽ ăn khớp với vành răng, vành răng lớn sẽ quay và kéo theo toàn bộ phần quay của cần trục quay theo. Từ các thông số đã có của động cơ điện ta tính toán đựơc momen định mức của động cơ : = 49(kGm) Momen tĩnh lớn nhất của động cơ tính theo công thức: Trong đó : Mng là momen cản do cần trục đặc ở mặt nghiêng: Mg là momen cản do gió tác dụng vào cần trục Mmz là momen cản do masát i : là tỉ số truyền của bộ truyền cơ cấu η là hiệu suất bộ truyền cơ cấu Như vậy dựa vào Mdm để tính chọn khớp nối theo công thức (1.65) tính toán máy vận chuyển : Mk = Mdm.k1.k2 Với k1: là hế số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu : 1,1 k2: là hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu : cần trục làm việc ở chế độ trung bình nên chọn 1,2 Mk = 49.1,1.1,2 = 65(kGm) Theo giá trị này ta tiến hành chọn khớp nối.Theo bảng II.34 tính toán máy nâng chuyển chọn khớp nối đàn hồi MHBII-50 có momen cho phép là 70 kGm,momen đà của khớp vòng đàn hồi là 0,254 kGm2,và đường kính ngoài 190. Momen phanh trên trục phanh(đặc trên trục của động cơ) tính toán theo công thức: Từ giá trị tính toán được này ta tiến hành chọn phanh mácó cần đẩy điện thủy lực,dòng điện một chiều kiểuTKП-200 với đường kính bánh phanh là 200 mm,momen phanh khi CĐ làm việc của cơ cấu là 25% là 200Nm, chiều rộng má phanh là 90mm, rất phù hợp với yêu cầu làm việc của cơ cấu. Chương 4 :KẾT CẤU THÉP CẦN CỦA CẦN TRỤC THÁP 4.1. Giới thiệu: Trong quá trình tính toán, thiết kế cần trục tháp, kết cấu tháp là thành phần chịu lực lớn nhất chủ yếu khi thiết kế và cần phải đảm bảo các điều kiện sau: Kết cấu đủ bền và ổn định. Hình dáng phân bố hợp lý để giảm nhẹ trọng lượng cần trục. Cụ thể ở cần trục tháp phục vụ trong các công trình xây dựng, khi thiết kế phải đảm bảo tính bền vững và an toàn. Do cần trục tháp phần lớn làm việc ở ngoài trời và chiều cao nâng rất lớn nên rất cần thiết phải tính toán hình dáng kết cấu để giảm bớt trọng lượng, giảm moment mất cân bằng do trọng lượng cần giảm khoảng không chắn gió, tính ổn định cao khi hoạt động. Do vậy việc chọn kết cấu dàn là hợp lý. Để liên kết các thanh dàn sử dụng các thép định hình hàn lại với nhau, hàn trực tiếp, dùng bản mã và có thể dùng một số mối ghép đinh tán tại một số vị trí hợp lý. . Tính toán kết cấu thép cần: Chiều cao nâng của cần trục đang được thiết kế là Hmax = 46 (m) và sức nâng lớn nhất cần trục làm việc ở Hmax là Qmax =25 (T). Dựa vào máy mẫu đã có kích thước và trọng lượng cần như sau: Trọng lượng cần: Gc = 10,5T Các thông số kích thước cho dưới: HÌNH 4.1 Xác định các tải trọng tính toán và tổ hợp của chúng. 4.2.1. Sơ đồ tính: HÌNH 4.2 Cần được liên kết với tháp bằng các liên kết bulong (có thể bằng khớp) cố định và đầu còn lại của cần được treo vào thanh giằng nối đỉnh tháp của cần trục. Như vậy việc tính toán cần có thể đưa từ sơ đồ thật thành sơ đồ tính toán. Xem cần là một thanh đơn trùng với trục cần. Xem các lực tác dụng đặt trực tiếp vào cần. Khi tính toán các tiết diện thanh thì nên dùng sơ đồ tính toán lý thuyết. Khi đó xem các thanh được biểu diễn như đường thẳng. Trục thanh và các lực xem như đặt trực tiếp vào trục thanh. Trong mặt phẳng thẳng đứng, cần là một dầm consol tựa trên 2 gối: Gối cố định: khớp bản lề ở đuôi cần. Gối treo: liên kết với thanh giằng ở đầu cần. Khi tính toán cần trục tháp thường tính theo phương pháp trạng thái giới hạn về độ bền và tính ổn định của chúng, không tính đến độ bền mỏi bời vì cần trục tháp thường xuyên làm việc ở chế độ nhẹ và trung bình. Các thông số kỹ thuật: Trọng lượng xe con gồm cả móc treo: 4(T). Trọng lượng cần : Gc = 10,5 (T). Trọng lượng hàng : Q = 25 (T). Tốc độ quay của cần trục : 0,85 (v/ph). Vận tốc di chuyển xe con : vx = 20 (m/ph). 4.3. Các trường hợp tải trọng và tổ hợp tải trọng: Khi máy trục làm việc nó chịu nhiều loại tải trọng khác nhau tác dụng lên kết cấu: tải trọng cố định, tải trọng không di động, tải trọng quán tính theo phương thẳng đứng hay nằm ngang, tải trọng gió, tải trọng do lắc động hàng trên cáp,…. Khi tính thiết kế kết cấu kim loại máy trục của cần trục người ta tính toán theo 3 trường hợp sau: 4.3.1. Trường hợp tải trọng I: Các tải trọng tiêu chuẩn tác dụng lên cần trục ở trạng thái làm việc bình thường. Dùng để tính toán kết cấu kim loại theo độ bền lâu. Các tải trọng thay đổi được tính quy đổi thành tải trọng tương đương. 4.3.2. Trường hợp tải trọng II: Các tải trọng lớn nhất phát sinh khi cần trục làm việc ở chế độ chịu tải nặng nề. Dùng để tính toán kết cấu kim loại theo điều kiện bền và điều kiện ổn định. 4.3.3. Trường hợp tải trọng III: Máy trục không làm việc nhưng chịu tác dụng của các tải trọng phát sinh lớn nhất ví dụ: trọng lượng bản thân, trọng lượng gió (bão),trường hợp này dùng để kiểm tra kết cấu theo độ bền,độ ổn định. Ở trạng thái làm việc của cần trục người ta tổ hợp các tải trọng tác dụng lên cần trục và chia ra thành các tổ hợp tải trọng sau: Tổ hợp Ia, IIa: tương ứng với trạng thái cần trục làm việc, cần trục đứng yên chỉ có một cơ cấu nâng làm việc, tính toán khi khởi động (hoặc hãm) cơ cấu nâng hàng, khởi động một cách từ từ tính cho Ia; khởi động (hãm) một cách đột ngột tính cho tổ hợp IIa. Tổ hợp Ib, IIb: máy trục di chuyển có mang hàng đồng thời lại có thêm một cơ cấu khác đang hoạt động (di chuyển xe con, di chuyển xe tời, quay, thay đổi tầm với), tiến hành khởi động (hoặc hãm) cơ cấu đó một cách từ từ tính cho tổ hợp Ib; đột ngột IIb. ] Kết cấu kim loại của cần chịu tải trọng nặng nề nhất tương đương với tập hợp tải trọng IIa. Khi cần trục đứng yên tiến hành nâng hàng từ mặt nền ở vị trí bất lợi nhất và tiến hành hãm hàng khi nâng phối hợp với chuyển động quay (các tải trọng tính gồm có: tải trọng không di động tính + tải trọng tạm thời tính khi treo trọng tải lớn nhất ở tầm với lớn nhất + lực quán tính ngang + tải trọng gió ở trạng thái làm việc). Do đó ta sử dụng trường hợp tải trọng IIa để tính kết cấu kim loại của cần. 4.3.4. Lập bảng tổ hợp tải trọng : STT Tải trọng tác dụng I II a b a b 1 Trọng lượng phần quay tính tới hệ số động Kt Gc Kt.Gc Kt.Gc Kt.Gc 2 Trọng lượng hàng và thiết bị mang hàng có kể đến hệ số động j Þ yQ yHQH QH 3 Trọng lượng tời có tính tới Kt Gx Kt.Gx Kt.Gx Kt.Gx 4 Lực quán tính khi quay cần: Lực quán tính theo phương tiếp tuyến. Lực quán tính ly tâm. Gttqt max Gltqt max 5 Lực quán tính khi thay đổi tầm với bằng xe con Pxqt max 6 Lực ngang do cáp lắc động KtQtga 7 Aùp lực gió PgI PmaxgII PgII 8 Lực quán tính cơ cấu nâng Pnqt max 4.4. Các tải trọng tính toán: Khi tính kết cấu kim loại cần của cần trục cần biết tất cả các loại tải trọng tác dụng lên nó như: tải trọng không di động, tải trọng tạm thời, lực quán tính, tải trọng gió, đồng thời lực trong dây cáp treo vật và dây cáp treo cần. Tải trọng không di động gồm những phần riêng lẻ của kết cấu kim loại cần. Vì đây là loại cần lớn tải trọng do trọng lượng bản thân cần được xem như phân bố dọc theo chiều dài của cần, theo công thức (8.48) [1]: Gc = qc3l Trong đó: ® Gc: trọng lượng cần. ® l: chiều dài cần (l = 35m). ® qc: tải trọng phân bố, theo công thức 5.4 [1]: qc = k13q + q: tải trọng không di động phân bố dọc theo chiều dài của kết cấu. +