Luận văn Thiết kế – hoán cải nâng cấp, lập quy trình chế tạo – lắp ráp– thử nghiệm cần trục cố định Liebherr tại cảng – ICD Phước Long

ụng thẳng đứng lên thiết bị tựa quay. + M = 1561 (T.m) : Mômen tác dụng lên thiết bị tựa quay. + = 48o: Góc nghiêng giữa phương của phản lực lên viên bi và phương thẳng đứng. Vậy mômen cản do ma sát đối với trục quay của máy: Mms = 70.742(T.m). Mômen cản do độ nghiêng của mặt nền: (3-83) [3] Trong đó: + Q = 40 (T) : Trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật. + Gc = 22 (T) : Trọng lượng cần cùng với các thiết bị trên nó. + G’q = 30.5 (T) : Trọng lượng phần quay của cần trục không kể trọng lượng cần. + L = 32 (m) : Tầm với của cần kể từ trục quay. + lc = 13.5 (m) : Khoảng cách từ trọng tâm cần đến trục quay. + l’q = 0.5 (m) : Khoảng cách từ trọng tâm phần quay đến trục quay. + sina = a = 0,01 : Góc nghiêng của cần trục, phụ thuộc góc nghiêng mặt nền. Mômen cản do gió: Mg = q.(Fh.L + Fc.a1 + Fq.a2 ) (3-84) [3] Trong đó: + q = 15 (kG/m2) : Cường độ gió ở độ cao 10m so với mặt đất. + Fh = 22 (m2) : Diện tích chịu gió của vật nâng. + Fc = 20 (m2) : Diện tích chịu gió của cần và các chi tiết trên nó. + Fq = 41 (m2) : Diện tích chịu gió của phần quay không kể cần. + L = 32 (m) : Tầm với của cần kể từ trục quay. + a1 = 13.5 (m) : Khoảng cách từ trục quay đến điểm đặt lực Pgc. + a2 = 0.5 (m) : Khoảng cách từ trục quay đến điểm đặt lực Pgq. Þ Mg = 15 x ( 22 x 32 + 4 x 13.5 + 41 x 0.5 ) = 11677.5 (kG.m) Mg = 11.6775 (T.m). Vậy tổng mômen tĩnh cản quay đối với trục quay của cần trục: Mq = 1.22 + 15.6 + 11.6775 = 28.52 (T.m) = 28.52 x 104 (N.m) 5.5.2- Xác định mômen quán tính: Ngoài các mômen cản tĩnh còn có mômen cản do quán tính khối lượng vật nâng và các bộ phận trên phần quay của cần trục xuất hiện trong thời kì chuyển động không ổn định (thời kì mở máy và thời kì phanh). Mômen quán tính: (3-85) [3] Trong đó: + (GD2)q : Tổng mômen vô lăng các bộ phận của phần quay (kể cả vật nâng) đối với trục quay của cần trục. + nq = 0.62 (vòng/phút) : Số vòng quay của cần trục. + t = 10 (s) : Thời gian mở máy hoặc thời gian phanh. (GD2)q = 4.(Q.L2 + G1. + …… + Gn.) Trong đó: + G1, G2,…… Gn : Trọng lượng các bộ phận trên phần quay của cần trục. + r1, r2,……rn : Bán kính quán tính của các bộ phận đó tính đến trục quay. Nhưng để tiện cho việc tính toán, ta lấy r1 li – khoảng cách từ trục quay đến trọng tâm các bộ phận đó. (GD2)q = 4.(Q.L2 + Gc.r21 + Gt.r22 ) Trong đó: + Q = 40 (T) : Trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật. + Gc = 22 (T) : Trọng lượng cần cùng với các thiết bị trên nó. + Gt = 30.5 (T) : Trọng lượng phần tháp (bao gồm cả cabin, xilanh). + L = 32 (m) : Tầm với của cần kể từ trục quay. + r1 = 7.4 (m) : Khoảng cách từ trọng tâm cần đến trục quay. + r2 = 2,5 (m) : Khoảng cách từ trọng tâm tháp đến trục quay. Þ (GD2)q = 4 x (40 x 322 + 22 x 7,42 + 30.5 x 2,52 ) = 169421(T.m) Vậy mômen quán tính: 5.6 - Tính chọn động cơ: 5.6.1- Công suất cần thiết trên 1 trục động cơ : - Công suất tĩnh của động cơ: (3-90) [3] Trong đó: + Mq = 28.52x104 (N.m) : Tổng mômen cản quay tĩnh khi chuyển động ổn định. + nq = 0.62 (vòng/phút) : Vận tốc quay của cần trục. + = 0,85 : Hiệu suất cơ cấu, lấy theo bảng (1-9) [1]. - Vì cơ cấu quay này bố trí hai hệ thống truyền động quay ở hai bên mâm quay nên có 2 động cơ. Do đó công suất cần thiết của 1 động cơ là: - Dựa vào công suất tĩnh tính toán ở trên, ta chọn độngcơ piston rôto hướng trục có xilanh nghiêng có các thông số cơ bản sau: + Kí hiệu : LY-A2F6.1 (size 63). + Nước sản xuất : Trung Quốc. + Aùp suất định mức : Pđm = 25 (MPa). + Công suất định mức : Nđm = 8 (kW). + Số vòng quay trên trục ra : ndn = 1450 (vòng/phút). nmax = 3300 (vòng/phút). + Lưu lượng riêng của động cơ : q = 60 (ml/vòng). Các kích thước của động cơ thủy lực (mm): A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 67,5 32 20 10 18 125 70 A8 A9 A10 A11 A12 A13 A14 56 128 150 16 160 13,5 149,5 Hình 5.5: Kích thước của động cơ thủy lực. 5.6.2- Tỉ số truyền chung của bộ truyền : (3-15) [3] Trong đó : + nđc = 1450 (vòng/phút) : Số vòng quay của động cơ. + nt = 2 (vòng/phút) : Số vòng quay của bánh răng dẫn động. 5.6.3- Lưu lượng dầu cần thiết để một động cơ thủy lực hoạt động : Qđ = qđ . nđ (3-5) [4] Trong đó : + qđ = 60 (cm3/vòng) : Lưu lượng riêng của động cơ thủy lực. + nđ = 1450 (vòng/phút) : Số vòng quay của động cơ thủy lực trong 1 đơn vị thời gian. Þ QĐ = 60 ´ 1450 = 87000 (cm3/phút) QĐ = 87 (lít/phút) 5.6.4 - Áp lực của động cơ thủy lực : Động cơ piston rôto hướng trục có xilanh nghiêng một góc 40° có áp suất định mức Pđm = 25 (MPa). => DPđ = 0,9.Pđm = 25 x 0,9 = 22.5 (MPa) = 22.5 x 106 (N/m2). 5.6.5- Mômen quay cần thiết trên trục động cơ thủy lực: (3-14) [4] Trong đó: + = 22.5x106 (N/m2) : Aùp lực của động cơ thuỷ lực. + qđ = 60.10-6 (m3/vòng) : Lưu lượng riêng của động cơ thủy lực. 5.6.6- Mômen cản trên trục động cơ thủy lực : (3-59) [4] Trong đó : + Mđ = 215 (N.m) : Mômen quay cần thiết trên trục động cơ thủy lực. + iC = i = 725 : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc hành tinh. + hhgt = 0,75 : Hiệu suất bộ truyền.Ž => MC = 215 x 725 x 0,75 = 116906.3 (N.m) 5.7 - Tính chọn bộ truyền động : - Vì tỉ số truyền lớn nếu ta bố trí hộp giảm tốc loại bình thường thì nó sẽ chiếm diện tích lớn do đó yêu cầu cần thu hẹp diện tích chiếm chỗ của bộ truyền ta sử dụng bộ truyền kiểu hành tinh, bố trí kiểu đứng sẽ có kết cấu gọn hơn. - Động cơ đặt đứng được lắp trên hộp giảm tốc, còn hộp giảm tốc hành tinh cũng được đặt đứng có trục ra được lắp bánh răng con ăn khớp với vành răng lớn gắn cố định trên phần không quay. Khi hoạt động, bánh răng chủ động quay, lăn quanh vành răng cố định, kéo theo phần quay chuyển động. - Hộp giảm tốc hành tinh mặc dù có yêu cầu cao về độ chính xác trong chế tạo và lắp ráp cũng như có cấu tạo phức tạp, song nó có tỉ số truyền cao, kích thước nhỏ gọn và hiệu suất cao. - Ta dựa vào kết cấu máy mẫu, do tỉ số truyền lớn nên ta chọn bộ giảm tốc hành tinh có: + Hãng sản xuất : Munnesmann Rexorth. + Nơi sản xuất : Đức. + Tỷ số truyền : i = 80. - Ta có tỉ số truyền của cả bộ truyền là: ic = 725 ic = ihgt.ih Vậy tỉ số truyền cặp bánh răng cuối: Trong đó: + iC = 725 : Tỉ số truyền của cơ cấu quay. + ihgt = 80 : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc. 5.8- Tính chọn phanh cho cơ cấu : - Mômen phanh cần thiết: Mph = kph . (–Mms + Mng + Mg + Mqt) . (3-91) [3] Trong đó: + kph = 1,1 : Hệ số tính đến quán tính động cơ và các chi tiết máy quay khác trong cơ cấu. + iph = 80 : Tỉ số truyền từ trục quay của cần trục đến trục đặt phanh. + = 0,85: Hiệu suất cơ cấu, lấy theo bảng (1-9) [1]. + Mms = 70.7 (T.m) : Mômen cản do ma sát trong hệ thống tựa quay. + Mng = 15.6 (T.m) : Mômen cản do độ nghiêng của mặt nền. + Mg = 11.7 (T.m) : Mômen cản do gió. + Mqt = 28 (T.m) : Mômen quán tính. . - Do tốc độ quay của cần trục nhỏ và sử dụng 3 cơ cấu để dẫn động quay, và để cho kết cấu được nhỏ gọn ta sử dụng phanh được lắp đặt ngay trên trục của động cơ thủy lực. - Mommen phanh cần thiết cho mỗi bộ truyền sẽ là: . 5.9- Tính toán bộ truyền hở: - Ta có tỉ số truyền của bộ truyền hở là: ih = 9,06. Ta đã chọn thiết bị tựa quay kiểu bi cầu 2 dãy vành răng có: + Số răng : z2 = 150. + Môđun : m =20. - Số răng của bánh răng dẫn: (răng) Chọn Z1=17 răng. Trong đó: + ih = 9.06 : Tỉ số truyền của bộ truyền hở. + z2 = 150 (răng) : Số răng của vành răng cố định. - Khoảng cách trục: A = 0,5.(z2 – z1).m (bảng 3-4) [10] Trong đó: + Môđun : m =20. + z1 = 17 (răng) : Số răng của bánh răng dẫn. + z2 = 150 (răng) : Số răng của vành răng cố định. => A = 0,5 x (150 - 17) x 20 = 980 (mm). - Chiều rộng bánh răng: [10] Trong đó: + A = 980 (mm) : Khoảng cách trục. + = 0,12 0,15 : Hệ số chiều rộng bánh răng. => b = (0,12 0,15) x 980 b = (110 139.5 ) (mm) Chọn b = 110 (mm). - Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3-17) [10] Trong đó: + A = 980 (mm) : Khoảng cách trục. + ih = 9.0 : Tỉ số truyền của bộ truyền hở. + n1 = 1.5 (vòng/phút) : Số vòng quay của bánh răng dẫn. (vòng/ phút) (m/s) Dựa vào bảng (3-11) [10] chọn cấp chính xác chế tạo răng là cấp 9. - Các thông số hình học: + Môđun : m = 20. + Số răng của bánh răng dẫn : z1 = 17. + Số răng của vành răng : z2 =150. + Chiều rộng răng : b = 150 (mm). + Khoảng cách trục : A = 980 (mm). + Đường kính vòng chia: dC1 = m.z1 = 20 x 17 = 240 (mm) dC2 = m.z2 = 20 x 150 = 2200 (mm) + Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dC1 + 2.m = 240+ 2x20 =280 (mm) De2 = dC2 - 2.m + = = 1803 (mm) + Đường kính vòng chân răng: Di1 = dC1 – 2,5.m = 240 – 2,5 x 20 = 190 (mm) Di2 = dC2 + 2,5.m = 2200 + 2,5 x 20 = 2250(mm). Chương 6 TÍNH TOÁN CƠ CẤU THAY ĐỔI TẦM VỚI ----------o0o---------- 6.1. Các Số Liệu Ban Đầu. *Trọng lượng bộ phận mang hàng và hàng :Q = 40000 kG. *Trọng lượng bản thân cần :Gc = 22000 kG *Vận tốc trung bình thay đổi tầm với: v = 12.5 m/phút *Vận tốc quay của cần trục: vq = 0.62 vòng/phút *Tầm với Rmax= 32m với bmin =150 Rmin= 4.05m với bmax =830 b là góc nghiêng của cần so với phương ngang *Chế độ làm việc của cơ cấu:18 ¸20 chu kì trong 1giờ. Hình 6.1. Biểu đồ sức nâng 6.2 - Sơ Đồ Truyền Động Cơ Cấu Thay Đổi Tầm Với. Hình 6.2. Sơ đồ truyền động cơ cấu thay đổi tầm với. Động cơ thủy lực. Bộ truyền vi sai. Tang. 6.3 - Chọn Hệ Palăng Nâng Cần. 6.3.1- Sơ đồ mắc cáp: Hình 6.3: Sơ đồ mắc cáp. 1- Tang nâng; 2- Hệ palăng nâng cần 3- Liên kết cần. 6.3.2- Bội suất của palăng: (1-7) [2] Trong đó : + m = 4 : Số nhánh cáp treo vật. + k = 1 : Số nhánh cáp cuốn lên tang. 6.3.3- Hiệu suất chung của palăng : (2-20) [3] Trong đó : + a = 4 : Bội suất của palăng. + = 0,98 : Hiệu suất của puly. 6.4- Tính Chọn Cáp Nâng CẦN Cáp thép được tính theo độ bền dựa vào tiêu chuẩn nhà nước. - Lực cuốn cáp trên tang khi nâng cần. (2-19) [3] Trong đó : + Q = 22 (T) : Trong lượng cần. + a = 4 : Bội suất palăng. + h0 =hn . ht = 0.55 : Hiệu suất chung của palăng. - Theo qui định về an toàn, cáp được tính theo kéo và chọn theo lực kéo đứt theo công thức : Sđ ³ Smax . n (2-10) [3] Trong đó : + Sđ (kG) : Lực kéo đứt dây. + Smax = 10000 (kG) : Lực căng lớn nhất trong dây. + n = 5,5 : Hệ số an toàn bền theo bảng (2-2) [3] của chế độ làm việc là trung bình. => Sđ ³ 10000 x 5,5 Sđ ³ 55000 (kG) - Vì Sđ lớn nên việc tra cáp ta dựa vào máy mẫu. Do đó ta có thể chọn loại cáp bện kép loại П K- P theo bảng III-3 [8]. + Kí hiệu : 6x19 ( 1+ 6+6).6 +1 lõi theo tiêu chuẩn ΓOCT 2688 -69. + Đường kính cáp : 33.5 (mm). + Giới hạn bền của sợi : 200 (kG/mm2). + Lực kéo đứt cáp : Sđ = 70050 (kG). Hình 6.4: Mặt cắt cáp. - Hệ số độ bền dự trữ thực tế của cáp: Trong đó : + Kt = 5.5 : Hệ số an toàn thực tế. + Sđ = 70050 kG : Lực kéo đứt cáp cho phép. + Smax = 10000 kG: Lực căng lớn nhất xuất hiện trên nhánh cáp cuốn lên tang. Vậy cáp làm việc đảm bảo an toàn. 6.5- Tính Lực Nâng Cần. 6.5.1- Sơ đồ tính lực trong palăng nâng cần Hình 6.5: Sơ đồ tính lực cơ cấu thay đổi tầm với. Trong đó: + a là khoảng cách từ tâm quay của cần trục đến chốt đuôi cần + a1 là khoảng cách theo phương ngang từ chốt đuôi cần đến trọng tâm cần + a2 là khoảng cách theo phương ngang từ chốt đuôi cần đến trọng tâm vật nâng + H là khoảng cách theo phương đứng từ chốt đuôi cần đến trọng tâm vật nâng + H1 là khoảng cách theo phương đứng từ chốt đuôi cần đến trọng tâm cần + b là cánh tay đòn từ điểm đặt lực Sc đến chốt đuôi cần + c là cánh tay đòn từ điểm đặt lực Sv đến chốt đuôi cần + Gc là trọng lượng bản thân cần + Sv là lực căng trong cáp nâng vật + Sc là lực căng trong cáp nâng cần + W1,W2 là các tải trọng gió + Pqt là lực quán tính do khối lượng cần và vật nâng cùng với móc gây ra + P1 ,P2 là lực li tâm do trọng lượng cần và trọng lượng hàng cùng với móc gây ra khi nâng hạ cần kết hợp với quay cần trục. - Để xác định lực trong palăng nâng cần lớn nhất ta sẽ chia thành 6 vị trí tính toán với các góc b tương ứng là: 150,300,450,600,700 và 830 . Họa đồ vị trí như sau: Hình 6.6: Họa đồ vị trí xác định lực nâng cần. 6.5.2-Trường hợp 1: Lực trong palăng nâng cần khi tầm với xa nhất Rmax=32 m và b=150,khi đó theo sơ đồ tải trọng ta có Q=40T=400000 N. Lực này gồm các thành phần sau: Lực trong palăng nâng cần khi nâng cần với vật(Tải trọng IIa) a. Lực S1 do trọng lượng vật nâng cùng với trọng lượng móc và trọng lượng bản thân cần: (3-18) [3]) Trong đó: + Q0= 400000 N. + a1=L1.cosb=(Lc/2).cosb=( 33/ 2 ).cos150 = 15.9 m + a2=Lc.cosb= 33.cos150= 31.9 m + b =Lc.sing= 33.sin460= 23.7m g là góc hợp bởi cáp nâng cần và cần, g=460 Vậy b. Lực S2 do tải trọng gió gây ra - Tải trọng gió tác dụng lên cần khi cần đặt thẳng đứng W1’=kk.q.F0 (1-2 [3]) Với: + kk=1,4 hệ số cản khí động học(trang 8[3]) + q =250N/m2 áp lực gió ở trạng thái làm việc (bảng 1-2 [3]) + F0 = 20 m2 : diện tích chịu gió của cần Vậy W1’=1.4 x 250 x 20 = 7000 N -Khi cần nghiêng 1 góc b=150 thì tải trọng gió sẽ là: W1= W1’.sinb=7000.sin150= 1812 N - Tải trọng gió tác dụng lên vật nâng truyền đến đầu cần W2=kk.q.Fv=1,2x 250 x 22= 6600 N Với Fv là diện tích chắn gió ước lượng của vật nâng (trang 9[3]) Kk là hệ số lọt gió,kk=1,2 - Vậy lực S2 trong palăng nâng cần do tải trọng gió gây ra là(3-19[3]) c. Lực trong palăng nâng cần do lực căng dây nâng vật gây ra (3-20[3]) Trong đó: + c =Lc.sina=33.sin160= 9.1 m + a =160 là góc hợp bởi lực căng trong cáp nâng vật với cần + Sv ứng với Q=40T là 120770 N Vậy d. Trong thời kì mở máy và phanh sẽ xuất hiện lực S4 do lực quán tính Pqt của khối lượng vật nâng cùng khối lượng móc và khối lượng bản thân cần (3-21[3]) Trong đó: + jt là gia tốc tiếp tuyến ở đầu cần khi mở máy hoặc phanh jt=jp.sing(Với g=460) + jp là gia tốc pháp tuyến Vậy jt=0,0013.sin460=0,001 m/s2 Þ Như vậy - Lực trong palăng nâng cần sẽ là: Sc=S1+S2-S3+S4= 685992 +3009 – 46372 + 61= 643690 N Lực trong palăng nâng cần khi nâng cần và quay cần trục(Tải trọngIIb ). Ngoài các lực S1,S2,S3,S4 như trên còn xuất hiện lực S5 do lực li tâm P1 và P2 gây ra (3-25[3]) Trong đó: - Lực li tâm do khối lượng cần gây ra là: Với : +a=400 mm lấy theo máy mẫu + a1=(Lc/2).cosb = 33/2 x sin 150= 15.9 m. + vq là tốc độ quay của cần trục,vq= 0.62 vòng/phút - Lực li tâm do khối lượng vật nâng và móc gây ra là: Với : + H=Lc.sinb= 33 x sin150 = 8.54m. + H1=(Lc/2).sinb =33/2 x sin150 = 4.27 m Như vậy lực S5 sẽ là: Lực trong palăng nâng cần sẽ là: Sc=S1+S2-S3+S4+S5=643690 + 1283= 643973 N. Ta tính tương tự cho các trường hợp còn lại,kết quả cho trong bảng sau : Các lực thành phần b 150 300 450 600 700 830 g (độ) 46 51 56 58 57 42 a (độ) 16 15 12 8 5 1 a1 (m) 15.9 14.2 11.7 8.3 5.6 2.0 a2 (m) 31.9 28.6 23.3 16.5 11.2 4.0 b (m) 23.7 25.6 27.3 28.0 27.7 32.8 S1 (N) 685992 568906 435678 300929 206209 62195 W1 (N) 1812 3500 4950 6062 6578 6948 H1 (N) 4.27 16.0 11.7 14.3 15.5 16.4 H (N) 8.54 16.5 23.3 28.6 31.0 32.8 S2 (N) 3009 5382 7757 9830 11071 10060 c (m) 9.1 8.5 6.9 4.6 2.9 0.6 S3 (N) 46372 40099 30524 19841 12644 2209 Jt (m/s2) 0.00095 0.001 0.0017 0.0011 0.0011 0.0009 Pqt (N) 44.1 46.4 49.7 51.1 50.6 40.4 S4 (N) 61.4 59.8 60.1 20.2 60.3 40.6 ScIIa (N) 642690 534249 412971 290938 204696 70087 P1 (N) 1532 2213 1834 1319 909.6 36.4 P2 (N) 2795 2512 2088 1453 1039 416 S5 (N) 1283 13002 2568 2158 1672 598 ScIIb (N) 643973 547251 415539 293096 206368 70685 Như vậy lực căng trong palăng nâng cần lớn nhất là : Scmax= 643973 N 6.6- Tính Toán Tang. 6.6.1- Đường kính tang - Bán kính rãnh cáp theo [2] trang 40: R = 0,6.dc = 0,6.33,5 = 22.2 mm. - Chiều sâu rãnh cáp theo [2] trang 40: h/0,3.dc = 0,3.33,5 = 11.1 mm. - Bước cuộn cáp theo [2] trang 40: t/1,1.dc = 1,1.33,5 = 40.7 mm. Dựa vào bảng 2.8 [1], Chọn t = 42 mm, h = 11.5 mm, R = 21 mm - Đường kính cho phép nhỏ nhất đối với tang xác định theo công thức : Dt / (e –1 ) .dc (2-12) [3] Trong đó: ® Dt: đường kính tang. ® dc: đường kính của cáp (dc = 33,5 mm). ® e: hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ làm việc của cơ cấu. Tra bảng 2-4 [3] Þ e = 18 Dt / (18 – 1) .33,5 = 569.5 mm. Chọn Dt = 630 mm 6.6.2- Chiều dài tang - Chiều dài làm việc của dây cáp l=(lm-ln).a=( 14425- 2889).4 = 69216 mm Với: + lmlà chiều dài của palăng khi Rmax,theo máy mẫu thì lm= 14425 mm + ln là chiều dài của palăng khi Rmin,theo máy mẫu thì ln= 2889 mm - Chiều dài đoạn dây cáp trên một bước cuốn cáp: l1=.(Dt+dc)=3,14.( 0.63+0.033)= 3.7994 m - Số vòng cuốn cáp là: .Chọn Z= 19 vòng - Chiều dài phần xẻ rãnh của tang : L0=Z.t = 19.42 = 798 mm (t là bước cuộn cáp) - Chiều dài toàn bộ tang : Lt = L0 + L1+2.L2 (2-13) [3] Trong đó: ® L1: phần tang để cặp đầu cáp,nếu dùng phương pháp cặp thông thường thì phải cắt thêm khoảng 3 vòng rãnh trên tang nữa.Do đó L1=3.t =3.42=126 mm ® L2:là bề dày thành bên của tang,chọn L2= 18mm Vậy Lt= 798 + 126 +2.18 = 960 mm - Do yêu cầu công nghệ chế tạo tang đúc mà chiều dày thành tang d không nhỏ hơn 12mm và thường được tính sơ bộ theo công thức : d = 0,02.Dt +(6 ¸ 10) mm (2-18) [3] Dt: đường kính danh nghĩa của tang chọn Dt = 630 mm. Þ d = 0,02.630 + 8 = 20.6 mm. Chọn d = 20 mm. 6.6.3- Sức bền tang: - Ứng suất nén theo công thức : (2-15) [3] Trong đó: ® d: chiều dày thành tang ,d = 20 mm. ® Smax: lực căng cáp lớn nhất ,Smax = 100000 N ® t: bước cáp ,t = 42 mm. ® k: là hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang,đối với tang 1 lớp cáp thì k =1. ® j: là hệ số giảm ứng suất,đối với tang bằng gang thì j=0,8. ® n = 5 :Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn: < []= Tang chế tạo bằng thép hợp kim 20X có δch= 600 N/ mm2. Vậy có thể coi là tang làm việc đủ bền. 6.6.4- Cặp đầu cáp trên tang - Phương pháp cố định đầu cáp trên tang thông dụng nhất là dùng tấm đệm bên ngoài ép cáp lên bề mặt tang bằng bulông. Tấm đệm với rãnh hình thang là tốt nhất và thông dụng nhất. Vì đường kính cáp d =28mm nên ta chọn tấm kẹp có hai bulông để cố định đầu cáp và dùng 2 tấm kẹp. - Lực căng dây cáp tại chỗ kẹp cáp được tính theo công thức: (2-16) [3] Trong đó: ® Smax: lực căng cáp lớn nhất ,Smax = 100000 N. ® f: hệ số ma sát giữa dây cáp và tang (f =0,12 ÷ 0,16).ta chọn f= 0,14 ® e: hệ số phụ thuộc vào loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ làm việc của cơ.Trong đó ef.a tra bảng2-12 [3] ® a: góc ôm tang bằng những vòng cáp dự trữ a = 3p44p.Chọn a =4p Hình 6.7: Phương pháp kẹp cáp trên tang. - Lực kéo các bulông cặp theo [3] trang 22: - Lực uốn các bulông theo [3] trang 22: P0=P.f=22223.0,15=3333 N - Các bulông này bị kéo và uốn với ứÙng suất uốn tổng ở mỗi bulông: (2-17) [3] Trong đó: ® lo=40mm tay đòn đặt lực P vào bulông . ® d1=30mm đường kính chân ren bulông. ® [s]đ: ứng suất cho phép kéo đứt bulông. ® Z =4 là số bulông cặp cáp Chọn vật liệu làm bulông bằng thép CT3 có ứng suất đứt cho phép [s]đ = 75485 N/mm2 .Vậy bulông đủ bền. 6.6.5- Tính toán trục tang và chọn ổ đỡ a.Tính sơ bộ trục - Trục tang được tính dựa vào tài trọng tác dụng lên thành tang của cáp nâng.Thành tang được coi là một dầm phụ mà các mayơ được xem là các mắt tác dụng lên thành chính.Trường hợp tính trục tang là trường hợp tính với tải trọng định mức và hàng ở vị trí thấp nhất. - Trục tang không nối với trục ra của hộp giảm tốc nên nó không chịu mômen xoắn mà chỉ chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng.Trục tang được đưa về một dầm có một gối khớp và một gối di động.Gối di động ở vị trí nối với trục ra của hộp giảm tốc,còn gối khớp ở vị trí gối đỡ của trục tang. - Sơ đồ tính trục tang : Hình 6.8: Sơ đồ tính trục tang. - Hợp lực căng của dây cáp nâng tác dụng lên tang là: R = SMax = 100000 N.Lực này nằm ở điểm giữa của tang. - Tải trọng bên mayơ ở bên phải RD RD = - Phản lực tại ổ A: RA = - Phản lực tại ổ B: RB = - Mômen tại D: MD = RB . 200 = 46094 x 200 = 9218800 Nmm - Mômen tại C: MC = RA. 100 = 53906 x 100 = 5390600 Nmm - Trục tang không truyền mômen xoắn chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng.Trục tang được làm từ thép 50 có các thông số sau: - Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức: [s] = (1-12) [3] Ta thấy momen uốn ở D là lớn nhất.Tại điểm D trục phải có đường kính: d ≥ - Chọn d = 110 mm ; đoạn lắp ổ d = 90 mm; đầu trục 75 mm. - Trục cần được kiểm tra tại tiết diện có khả năng có ứng suất tập trung lớn nhất, ta nhận thấy điểm D là điểm nguy hiểm nhất vì mômen uốn tại đây lớn nhất. + Ứng suất lớn nhất tại D: su = Giới hạn mõi tính toán s-1 = 0,4.sb= 0,4x700=280 N/mm2 + Hệ số chất lựơng bề mắt b = 0.9 bề mặt qua công tinh (bảng 7-5 [4]) + Hệ số kích thước es = 0.8, (bảng 7-4 [5]) + Hệ số tập trung ứng suất Ks = 1,51, (bảng 7-6 [5]) + Hệ số an toàn. (7-6) [5] + js là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi + sm=0 do trục chịu ứng suất theo chu kì đối xứng + sa=su=69.2 N/mm2 + Hệ số an toàn cho phép [n]=1,6 (bảng 1-8 [3]) Do ns>[n] nên trục đủ bền. b. Tính toán chọn ổ đỡ trục tang. v Chọn ổ trục: - Chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy vì loại ổ này chủ yếu chịu tải trọng hướng tâm có thể chịu tải trọng dọc trục nhưng không lớn lắm. Ổ không tháo được. Đảm bảo cố định trục theo hai chiều. v Tính chọn kích thước: - Ổ đỡ bên trái trục ïtang là ổ lồng cầu 2 dãây thanh lăn cho phép độ không đồng tâm giữa 2 ổ và có hệ số khả năng làm việc cao , đường kính ổ lắp trục tại đây d= 80 mm, tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm bằng phản lực tại ổ là RA - Tải trọng tính lớn nhất tác dụng lên ổ khi không có lực dọc trục: R = (RA . KV +m.A). Kn . Kt (8-2 [5]) Trong đó: + KV : hệ số phụ thuộc vòng trong quay hay vòng ngoài quay . vì vòng trong quay nên chọn KV = 1. (bảng 8-5 [5]) + Kn : hệ sốnhiệt độ. Chọn n = 1,0. (bảng 8-4 [5]) + Kt : hệ số tải trọng động. Chọn Kt = 1,2. (bảng 8-3 [5]) + A=0 là tải trọng dọc trục. Vậy R= 53906.1.1.1,2=64687.2N= 6468.72daN