Luận văn Tính toán thiết kế xe nâng xếp dỡ giấy cuộn tại Cảng Nhà Rồng Khánh Hội

các thành phần nội lực tại tiết diện nguy hiểm gây ra và được xác định bằng công thức: - Ứng suất tiếp do thành phần lực Q gây ra và được xác định bằng công thức: - Ứng suất tương đương được xác định theo công thức của thuyết bền 3: - Chọn vật liệu chế tạo má động: để chế tạo má động ta chọn thép 40X tôi cải thiện với các đặt tính cơ học sau: => =81.2 (kG/mm2)>78(kG/mm2) Trong đó n= 1.1 là hệ số an toàn cho phép. * vị trí 2:vị trí liên kết giữa má động và mâm của thiết bị kẹp tại vị trí nầy thì thành phần nội lực chỉ có lực cắt Q và lực dọc N còn thành phần moment bằng không. Và giá trị của lực cắt và lực dọc là lớn nhất . M= 0(kG.mm) Q =20547.18(kG) N = 30298.62 (kG) - chọn sơ bộ mặt cắt của tiết diện: tại vị trí nầy thì tiết diện mặt cắt ngang có dạng chữ nhật: Mặt cắt ngang của tiết diện tại vị trí như hình vẽ. -Diện tích của tiết diện: F=2* B*h =2*30*150=9000(mm2) - Ứng suất pháp do thành phần nội lực M và N gây ra. - Ứng suất tiếp do thành phần nội lực Q gây ra. - Ứng suất tương đương tại tiết diện nguy hiểm được xác định bằng công thức: Ta thấy nên tiết diện lựa chọn thoả mản điều kiện bền. b/ đối với má tỉnh. Do tác động của các ngoại lực nên trong kết cấu kẹp xuất hiện các thành phần nội lực như moment, lực cắt và lực dọc. Nhìn vào biểu đồ nội lực thì tiết diện nguy hiểm nhất là : - vị trí liên kết giữa má tỉnh và thanh chống tại vị trí nầy thì có cả ba thành phần nội lực đó là lực cắt và lực dọc moment các lực nầy có su hướng làm giảm độ cong của má tỉnh. - Vị trí nguy hiểm thứ hai là nơi liên kết giữa má tỉnh và mâm kẹp vị trí nầy chỉ có hai thành phần nội lực đó là lực cắt và lực dọc những lực nầy điều có giá trị lớn nhất vậy khi kểm tra bền cho tiết diện ta phải xét cả hai vị trí nầy. * vị trí 1: vị trí tại tiết diện B-B phần liên kết giữa má tỉnh và thanh chống tại tiết diện nầy thì vị trí bênh phải của điểm B là nguy hiểm nhất . Tại tiết diện nầy điều có cả ba thành phần nội lực moment, lực cắt, lực dọc. Và những lực nầy có gía trị. M= 3892403 (kG.mm) Q =8034.7(kG) N = 36081.053(kG) - chọn sơ bộ mặt cắt của tiết diện: tại vị trí nầy thì tiết diện mặt cắt ngang có dạng hợp chữ nhật Tiết diện mặt cắt ngang tại vị trí một như hình vẽ. - Diện tích các tiết diện. + thanh ngang: Fb = Bo*h = 300* 15= 4500 (mm2) + Thanh đứng: Fđ = (H- 2*h)*h =(200 -30)*15= 2550 (mm2) + Tổng diện tích:Ft = 2*( Fb + Fđ ) = 2*( 4500 +2550) = 14100 (mm2) - Moment tỉnh của tiết diện đối với trục x-x: + Thanh ngang trên: Snt = (H - )*Fb = (200- 7.5)* 4500= 866250 (mm3) + Thanh ngang dưới: Snd= = = 33750(mm3) + Thanh đứng: Sđ = = = 100*2550= 255000 (mm3) + Tổng diện moment tỉnh đối với tiết diện: St=(Snt + Snd + 2* Sđ) = (866250 +33750 +2*255000)= 1410000 (mm3) - Toạ độ trọng tâm đối với trục x-x: Z = = = 100 (mm) - Moment quán tính của tiết diện đối với trục x-x + thanh ngang: =38587500 (mm4) + Thanh đứng: =6141250 (mm4) - Moment chống uốn của tiết diện đối với trục x-x: = 19999500 (mm3) - Ứng suất pháp do các thành phần nội lực tại tiết diện nguy hiểm gây ra và được xác định bằng công thức: - Ứng suất tiếp do thành phần lực Q gây ra và được xác định bằng công thức: - Ứng suất tương đương được xác định theo công thức của thuyết bền 3: - Chọn vật liệu chế tạo má động: để chế tạo má động ta chọn thép 40X tôi cải thiện với các đặt tính cơ học sau: => =81.2 (kG/mm2)>61.54 (kG/mm2) Trong đó n= 1.1 là hệ số an toàn cho phép. Tiết diện lựa chọn thoả mản điều kiện bền. * vị trí 2:vị trí liên kết giữa má tỉnh và mâm của thiết bị kẹp tại vị trí nầy thì thành phần nội lực chỉ có lực cắt Q và lực dọc N còn thành phần moment bằng không. Và giá trị của lực cắt và lực dọc là lớn nhất . M= 0(kG.mm) Q =17607.43(kG) N = 32051.98 (kG) - chọn sơ bộ mặt cắt của tiết diện: tại vị trí nầy thì tiết diện mặt cắt ngang có dạng chữ nhật: Mặt cắt ngang của tiết diện tại vị trí như hình vẽ. -Diện tích của tiết diện: F=2* B*h =2*30*150=9000(mm2) - Ứng suất pháp do thành phần nội lực M và N gây ra. - Ứng suất tiếp do thành phần nội lực Q gây ra. - Ứng suất tương đương tại tiết diện nguy hiểm được xác định bằng công thức: Ta thấy nên tiết diện lựa chọn thoả mản điều kiện bền. Chương 3: Tính Toán Cơ Cấu Đống mở kẹp 3.1 Tính chọn xylanh thuỷ lực đống mở kẹp. Đối với cơ cấu đống mở má kẹp thì việc thực hiện thao tác kẹp hàng của thiết bị kẹp là nhờ vào chuyển động của phần piston của xylanh đống mở má kẹp, khi piston chuyển động hướng ra ngoài thì thực hiện quá trình kẹp, ngược lại khi chuyển động của phần piston trong xylanh thục vào thì thiết bị kẹp thực hiện quá trình kẹp hàng. Trong cơ cấu xoay kẹp thì loại xylanh được sử dụng là kiểu xylanh tác dụng hai chiều và nguồn động lực chính của xylanh nầy được cấp bởi bơm thuỷ lực, dầu thuỷ lực được bơm vận chuyển qua các van và đến xylanh thuỷ lực để thực hiện công tác đống mở má kẹp. 3.2 Đường kính của piston trụ của xylanh thuỷ lực .. Đường kính của piston trụ được xác định bởi công thực sau: Trong đó: D là đường kính piston trụ (cm) Z số xylanh làm việc đồng thời trong cơ cấu đống mở má kẹp ta sử dụng 2 xylanh nên Z=2 P áp suất công tác trong hệ thống thuỷ lực P=200 kG/cm2 h =0.96 hiệu suất cơ khí của xylanh thuỷ lực hx=0.98 hiệu suất của cập ổ liên kết khớp Sx ứng lực trong cần piston Sx=29525.32 (kG) SD.P : tổn thất áp suất trên đường ống cao áp từ bơm đến xylanh thuỷ lực SD.P = 0,12*200 = 24 kG / cm2 . =15.24 (cm) Ta chọn D= 16 (cm) 3.3 Xác định hành trình của xylanh thuỷ lực đống mở kẹp. Để xác định hành trình của xylanh thuỷ lực đống mở kẹp ta đi thiết lập hoạ đồ cơ cấu đống mở kẹp trên cơ sở đường kính lớn nhất và đường kính nhỏ nhất của cuộn giấy mà thiết bị kẹp có thể kẹp được. - nguyên tắc xây dựng hoạ đồ cơ cấu đống mở má kẹp. Để xác định chính xác hành trình của xylanh thuỷ lực đống mở kẹp la lập hoạ đồ cơ cấu đống mỏ má kẹp ở hai vị trí + vị trí một: vị trí thiết bị kẹp thao tác với cuộn giấy có đường kính lớn nhất tại vị trí nầy hành trình của xylanh thuỷ lực là ngắn nhất. + Vị trí hai: vị trí thiết bị kẹp thao tác với cuộn giấy có đường kính nhỏ nhất tại vị trí nầy hành trình của xylanh thuỷ lực là dài nhất. Hoạ đồ xác định hành trình của xylanh thuỷ lực đống mở má kẹp như hình vẽ. - cánh vẽ hoạ đồ: + Tỉ lệ xích của hoạ đồ: h= độ lớn thực : độ dài biểu diễn = 1830:183 =10 + Hành trình của piston được xác định như sau: H= OB-OA =101.42-73.19 =28.23 (mm) + Hành trình thực tế cửa xylanh thuỷ lực: H’ = 28.23*10 = 282.3 (mm) => Dựa vào đường kính và hành trình của piston đống mở kẹp ta chọn kiểu xylanh M64 với các thông số D= 160 (mm) S= 300 (mm) Chương 4: Tính Toán Cơ Cấu Xoay Kẹp. 4.1.Giới thiệu. - Cơ cấu xoay kẹp là cơ cấu xoay gồm các viên bi và mâm quay. Phần quay được đặt trên mâm quay nhờ 2 vòng lăn và các bi. Phần quay có thể quay 3600. Trên phần quay và phần không quay đều có vòng ray để bi có thể phân bố đều. Vòng đỡ và vòng giữ của thiết bị đỡ quay được liên kết với nhau và liên kết với phần quay của cấu trúc thượng tầng bằng bulông. Vòng liên kết với vành răng trong được đặt trên bệ đỡ cố định và cũng được liên kết bằng bulông. Kết cấu bệ đỡ phẳng, đồng tâm và có độ cứng hợp lý, đảm bảo cho áp lực phân bố đều trên vòng tựa quay. Để chống nước và bụi thì bi được che kín. 4.2.Các số liệu ban đầu để tính toán cơ cấu xoay kẹp. - Tốc độ quay Vq = 2 (V/phút) - Khối lượng phần quay Gq = 1084 (kg) - Khối lượng hàng Q= 2725(kg) 4.3. sơ đồ tính cơ cấu xoay kẹp. 1 trục vít 2 bánh vít 3 bộ truyền cuối Sơ đồ tính cơ cấu xoay kẹp Cơ cấu quay của xe nâng kẹp giấy cuộn được chọn là cơ cấu quay dùng truyền động trục vít bánh vít. Cơ cấu quay đặt trên phần cố định của thiết bị kẹp giấy cuộn. Cơ cấu quay bao gồm bộ truyền mô tơ thuỷ lực, hộp giảm tốc trục vít bánh vít và được dẫn động ra 1 bánh răng nhỏ. Bánh răng nhỏ được ăn khớp với bánh răng lớn gắn cố định trên phần quay. Khi bánh răng nhỏ quay nó sẽ ăn khớp với bánh răng lớn, nhưng do bộ truyền đặc cố định nên bánh răng lớn sẽ chuyển động xung quanh bánh răng nhỏ. Sở dĩ trong cơ cấu xoay kẹp ta sử dụng truyền động trục vít bánh vít là vì bộ truyền nầy có ưu điểm là kết cấu nhỏ gọn và cho tỉ số truyền cao. 4.4 Lựa chọn thiết bị đỡ quay. - Ta chọn thiết bị đỡ quay kiểu mâm quay. Phần quay của cần trục tựa trên vòng quay nhờ các viên bi. Cấu Tạo Và Nguyên Lý Hoạt Động Của Thiết Bị Đỡõ Quay: Chọn thiết bị tựa quay kiểu bi cầu 2 dãy (hình 3.3.1) do một số ưu điểm sau: - Chiều cao kết cấu nhỏ, đường kính ngoài nhỏ. -Phía trong rỗng nên tiện cho việc bố trí trên máy thiết bị có cấu tạo đơn giản bánh răng lớn và bánh răng nhỏ( dẫn động ăn khớp ngoài) thiết bị loại quay tựa này có khả năng chống lật, chịu được momen, lực thẳng đứng và lực ngang. - Vật liệu chế tạo là thép hợp kim chịu ăn mòn cao. Vòng răng được chế tạo từ thép đúc và được làm cứng bề mặt - Số điểm tựa tăng lên so với bánh xe tựa do đó giảm được đường kính bi làm cho cơ cấu càng thêm nhỏ gọn. . Hình 3.3.1: 1,2.ổ bi 3.bulông liên kết 4.bánh răng lớn Nguyên Lý Hoạt Động Của Thiết Bị Đỡõ Quay Trên phần quay và phần không quay đều có vòng ray để bi có thể phân bố đều. Vòng đỡ và vòng giữ của thiết bị đỡ quay được liên kết với nhau và liên kết với phần quay của cấu trúc thượng tầng bằng bulông. Phần không quay được đặc trên bệ đỡ cố định và cũng được liên kết bằng bulông. Kết cấu bệ đỡ phẳng, đồng tâm và có độ cứng hợp lý, đảm bảo cho áp lực phân bố đều trên vòng tựa quay. Để chống nước và bụi thì bi được che kín. 4.5. Xác định các loại tải trọng. -Lực lớn nhất tác dụng lên 1 viên bi: Thiết bị tựa quay kiểu bi 2 dãy với cách bố trí như hình: Trong đó: V: tải trọng tác dụng thẳng đứng lên các viên bi (kG) V=Q+Gq -Q: trọng lượng hàng: Q= 2725 (kG) -Gq: trọng lượng phần quay: Gq =1084 (kG) ÞV = 3809 ( kG ) = 38.09 (KN) Từ giá trị V tra bảng 11.1-[ III ] ta có: M: moment lớn nhất,M = 50 KN.m Dtb: đường kính vòng lăn. Dtb = 610 (mm) d: đường kính bi. d = 16.7 (mm) n: số lượng bi, n = 190 b: góc nghiêng giữa phản lực lên bi và phương đứng. b = 0° R = W: tổng tất cả lực nằm ngang tác dụng vào phần quay Xuất hiện khi bắt đầu hãm hay khởi động phần quay mi:khối lượng phần quay,mI=1084(kG) w: vận tốc góc quay: Ri: khoảng cách từ tâm phần quay tới tâm quay :200(mm) t: thời gian khởi động hoặc hãm cơ cấu(s) t = 30 s = 0,5 (phút) -Xuất hiện khi chuyển động quay đều ÞR = W = 0.0867+0.0144=0.101 (KN) =1.94 +0.2 +0.0013= 2.14 (KN) Moment cản quay do ma sát đối với trục quay của máy: Với: m: hệ số masát cản lăn, m = 0,3 ¸ 0,7 mm =5.185 (kN.m) 4.6. Tính moment cản quay. a. Tổng Moment tĩnh cản quay đối với trục quay cần trục quay Mq = Mms + Mn Mms: Moment cản do ma sát của hệ thống tựa quay (đã tính 3.3) Mms = 5.185 (KN.m ) Mn: moment cản quay do độ nghiêng của mặt nền: Mn = ( Q.L + Gq.lq ). sina Q: trọng lượng hàng Q =27.25 (KN) L cánh tay đòn của lực Q. trong đó L=1.02 m Gq: trọng lượng phần quay Gq=10.84( KN ) lq: cánh tay đòn của Gq: lq = 0,335 m a: góc nghiêng lớn nhất của khung nâng: 120 ÞMn= ( 27.25*1.02+10.84*0.335 )sin12o = 6.53 ( KN.m ) Vậy moment tĩnh cản quay đối với trục quay cần trục quay Mq=6.53 +5.185=11.715 (KN.m) b. Tổng moment cản quay do quán tính (moment động) (Công thức 3.85-[V] ) ( GD2 )q: tổng moment vô lăng các bộ phận quay ( kể cả vật nâng ) đối với trục quay của cần trục. (GD2)q = 4( Q.L2 +Gqr2 ) trong đó: Q: trọng lượng hàng: 1201,82 KN Q = 27.25(KN) trọng lượng vật nâng L tai đòn của trọng lực Q và có giá trị L=1.02 (m) Gq: trọng lượng phần quay Gq=10.84 ( KN ) r: khoảng cách từ từ trục quay đến trọng tâm phần quay: 0.335 m Þ(GD2)q = 4 (27.25*1.022 + 10.84*0.3352) =4*(28.35+1.22)=118.27 (KN.m) nq: tốc độ quay của cơ cấu xoay kẹp ứng với sức nâng Q=27.25(kN) ở đây nq= 2 (v/phút) t: thời gian mở máy hoặc thời gian phanh. t = 0,5 phút .: =1.26 (kN.m) 4.7. Tính chọn động cơ thuỷ lực. Tính chọn công suất mô tơ của cơ cấu: Mms: moment cản do ma sát của thiết bị tựa quay. Mms=5.185(kN.m) Mn: moment cản do độ nghiêng của mặt đường. Mn =6.53 (kN.m) Mqt: moment cản do quán tính. Mqt=1.26 (kN.m) nq: tốc độ quay của cơ cấu xoay kẹp tương ứng với sức nâng 2725 (kG) j: hệ số moment lớn nhất của mô tơ. j = 1,6÷1,8, Chọn j = 1,7 ho: hiệu suất truyền động chung của cơ cấu. ho = 0,85 Vậy: =3.13(kW) Ta chọn N=4 (kW) Động cơ thủy lực có số vòng quay là vô cấp , ta có thể chọn trước để tính các thông số chọn động cơ . Chọn nđc=1960 vg/ph Mômen xoắn của động cơ : với áp suất dầu là p=100 bar .Mặt khác ta có : => =12.2 (ml/rev) qv :lượng lưu chất làø lượng chất lỏng cần cung cấp cho động cơ quay được Lưu lượng cần thiết của bơm : Dựa vào atlát máy nâng ta chọn động cơ thuỷ lực sau -Số hiệu HIII-32Y -Số vòng quay nđc =1960 (vg/ph) -Lượng lưu chất qv=13(ml/rev) -Công suất động cơ: Nđcơ = 4 KW -Khối lượng động cơ :mđcơ = 3.2kg -Mô men xoắn động cơ :Mx = 19.49 kN.m -Hiệu suất động cơ :hđcơ = 0,92 b.Tính chọn hộp giảm tốc : +Tỉ số truyền động chung: io= (3-15,[1]) trong đó: nđc = 1960 vòng/phút: số vòng quay trên trục động cơ nq = 2 vòng/phút: số vòng quay của cơ cấu quay Do đó: io= Để chọn hộp giảm tốc ta phải tính được tỉ số truyền từ trục động cơ đến bánh răng nhỏ Ta có : với ih : tỉ số truyền bánh răng hở giửa bánh răng nhỏ(Z2 )và bánh răng lớn. => Dựa vào Atlas bản vẻ chi tiết máy ta chọn hợp giảm tốc trục vít bánh răng số hiệu 54 Vì động cơ có gắn liền phanh đĩa nên khi ta chọn động cơ là đã chọn phanh 4.8tính chọn khớp nối. Để truyền công suất từ trục động cơ đến trục vào hộp giảm tốc ta sử dụng khớp nối. Mômen tính toán của khớp: Mk = Mđm . k1 .k2 Mđm: Mômen định mức cho khớp truyền. Mđm = 975 k1 : hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu k1 = 1,4 k2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu k2 = 1,2 Mk = 1.98*1.4*1,2 = 3.34 kG.m Dựa vào (bảng III.33 sách MT) chọn khớp an toàn đặt trong xích động học của cơ cấu quay. * Ưu điểm: Bảo vệ cho cơ cấu đề phòng những tải trọng động lớn có thể xuất hiện trong thời kỳ mở máy hoặc phanh, loại khớp MH – 18 có Mk cho phép =6 (KGm), mômen đà GD =0.007(kG.m). Chương 5: Tính Toán Cơ Cấu Nâng Bàn Trượt. 5.1.Vị trí tính toán. Để xác định ứng lực nâng cần thiết của cơ cấu nâng. Ta tính toán máy nâng ở các vị trí sau: + Cơ cấu nâng được tính khi nâng mã hàng định mức lên vị trí cao nhất . + Máy nâng làm việc trên mặt nên có độ nghiên ngang với gốc nghiên 30 Sơ đồ cơ cấu nâng khung như hình vẽ. 5.2.Ứng lực nâng cần thiết. - Ứng lực nâng cần thiết trên piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng được xác định theo công thức. lực cản chuyển động nâng do trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. lực cản chuyển động nâng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Ở đây do ta sử dụng chiều cao nâng chạc tự do nên thành phần lực cản W2=0 lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó. lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó. 5.2.1. Tính toán các lực cản chuyển động nâng. -Lực cảng chuyển động nâng trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. Cùng với lực cảng chuyển động nâng trọng lượng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Và được xác định bằng công thức sau: Ta có: với: : hiệu suất cơ khí của xi lanh thủy lực nâng. : hiệu suất bộ truyền xích. Q = 2725 (kG) trọng lượng hàng nâng định mức. Gk=1275 (kG) trọng lượng bàn trượt và thiết bị kẹp - Lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó: Lấy khoảng cách giữa các con lăn khung động với khung tĩnh theo phương thẳng đứng a bằng khoảng cách giữa cac con lăn bàn trượt a1 ( a = a1 = 60 cm) Phản lực tác dụng lên con lăn chính của khung và bàn trượt là bằng nhau : Rk = RB = RH Ta có: Trong đó: b – cánh tay đòn từ trọng tâm mã hàng đến xích nâng b = 67,5 cm b1 – cánh tay đòn từ trọng tâm bàn trượt và chạc hàng đến xích nâng b1 = 6,5 cm ( xích nâng được cố định trên khung động và lệch tâm với trục tâm của khung tĩnh một khoảng l2 = 10 cm) Ta có: b = 67,5 cm. b1 = 6,5 cm. a = 60 cm. QH = 2725 kG. Gk = 1275 kG. Từ đó ta có : (kG) Lực cản do ma sát lăn của các con lăn chính dẫn hướng chuyển động : Trong đó: w : Hệ số cản lăn của các con lăn chính: Trong đó: Dk – Đường kính con lăn chính (tra bảng 16 ) Dk = 11 cm. f – Hệ số ma sát lăn của con lăn khi lăn trong khung , f = 0.04 m - Hệ số kể đến sự trượt của con lăn trong quá trình lăn , m = 0.015 dk - Đường kính trục con lăn chính. Dựa theo công thức kinh nghiệm ta có: dk = ( 0.2 ¸ 0.25) Dk Ta chọn dk = 0.2. Dk = 0.2. 11 = 2,2 cm. Như vậy : Ta tính được: Với: w = 0,0102 Rk = RH = 3203.75 kG h1 = 0,98 h2 = 0,96 R’H = 3408.64(kG). Suy ra: - Lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó (W4) Được xét đến khi xe nâng hàng định mức trên mặt phẳng nghiêng ngang một góc b = 30 . W4 = w1 ( XK + Xk ) Trong đó : XK – Phản lực tác dụng lên con lăn phụ bàn trượt w1 - Hệ số cản của các con lăn phụ Phản lực tác dụng lên các con lăn phụ bàn trượt: XK = 0,5(QH+GK)Sin + Khi nâng hàng lực cản lớn nhất phát sinh do phản lực trên các con lăn phụ của bàn nâng và cả con lăn phụ trên khung ngoài và khung trong. Khi máy nâng làm việc đứng trên mặt nền có độ nghiên ngang b = 30 . Với: QH = 2725(kG) GK = 1275 (kG) Suy ra: XK = 0,5(2725+1275).Sin 30 XK = 104.67(kG) Hệ số cản các con lăn phụ: Trong đó: f: hệ số ma sát lăn, f = 0,04 : hệ số ma sát kể đến sự trượt của con lăn, 0,015. D’K: đường kính ngoài của con lăn phụ. Theo công thức gần đúng ta có: D’K = 0,5.DK = 0,5.11 = 5,5 cm d’K:đường kính trục con lăn phụ Thường theo công thức kinh nghiệm: d’K = 0,6 D’K = 3,3 cm. Suy ra: ( 2. 0,04 + 0,015.3,3 ) = 0.0235 Vậy có được: 0,0235. XK= 104.67(kG) Ta tính được: =0.0235.(104.67+104.67) =4.92(kG) Từ kết quả trên ta có thể tính được giá trị của lực nâng cần thiết của bộ phận nâng hàng cuả máy: Sn = W1+W2+W3+W4 = 8503.4 + 138.93 + 4.92 = 8647.25(kG) 5.2.2. Tính chọn xilanh piston thủy lực nâng khung: Từ ứng lực cần thiết cho bộ phận nâng hàng ta có thể tính được đường kính cần thiết cho xilanh thuỷ lực nâng: Đường kính trong của xilanh thuỷ lực nâng được tính theo công thức 13-2 của SGK máy nâng tự động: Trong đó: Sx = 8647.25(kG) lực nâng cần thiết trên cần piston của xylanh thuỷ lực nâng Dt đường kính trong của xylanh thuỷ lực nâng. Z: số xilanh thuỷ lực nâng làm việc đồng thời, Z = 1 P: áp suất làm việc cuả dầu thuỷ lực, P = 180 kG/cm2. : sự tổn hao áp suất dọc đường. 0,12 . P = 0,12 . 180 = 21,6 kG/cm2 : hiệu suất cơ khí của xilanh = 0,96. : hiệu suất ổ đỡ của xilanh = 0,98 Suy ra: (cm) Xy lanh thủy lực được tiêu chuẩn hoá nên ta chọn xy lanh thủy lực nâng có thông số: Đường kính trong của xilanh: Dt = 9(cm) Đường kính ngoài của xilanh: Dn =1.2D=1.2*9 =10.8 (cm) => chọn Dn=11 (cm) Hành trình piston của xylanh thuỷ lực nâng được xác định theo công thức :h = lb/2 =210 / 2 = 105 (cm) - Đường kính của piston của xylanh thuỷ lực: Đối với cơ cấu nâng bàn trượt ta sử dụng là loại xylanh một chiều kiểu tác dụng đơn và đường kính của cần piston được chọn theo công thức. Ta chọn: d=7(cm). 5.2.3. kiểm tra bền cho xylanh thuỷ lực nâng. Vì xi lanh thủy lực nâng thành dày nên đáy xi lanh ta coi như 1 tấm tròn chịu lực và bị ngàm một đầu do đó ta tính kiểm tra bền theo nén: với: r=3.5(cm): bán kính trong của xi lanh thủy lực. bề dày thành xi lanh thủy lực. Vật liệu chế tạo xylanh thuỷ lực phải có ứng suất cho phép lớn hơn ứng suất nén. Vậy xi lanh thủy lực thỏa mãn điều kiện bền. 5.2.4.Kiểm tra ổn định cho xylanh thuỷ lực: Lực tác dụng lên cần piston: Pm=(P-) Trong đó : Dt - đường kính trong của xilanh thủy lực nâng. Dt=9cm. P - áp suất làm việc cảu dầu thủy lực. P=180(KG/cm2) - tổn thất áp lực khi hồi dầu. =21.6 (KG/cm2) Suy ra : Pm=(180-21.6)(KG) Cần piston khi hạ hàng phải chịu lực nén tác dụng lên đầu piston do đó ta kiểm tra ổn định cho cần piston theo điều kiện nén (SBVL) sau: Trong đó : Pm - lực tác dụng lên cần piston F-diện tích cần mặt cắt piston. - hệ số suy giảm áp suất phụ thuộc vào độ mãnh . Hệ số độ mãnh của cần piston được tính như sau: Trong đó : - hệ số độ mãnh của cần piston. - hệ số phụ thuộc vào loại liên kết ở hai đầu thanh. Theo sơ đồ tính ta có =0,7. l - chiều dài của xilanh khi khung. l=2.l0 l0 - hành trình của piston l0=105(cm) Suy ra: l=2.105=210(cm) i - bội suất hệ palăng. i=2. imin - bán kính quán tính nhỏ nhất của mặt cắt ngang. imin=ix=iy= Jx - mômen quán tính chống uốn của tiết diện theo phương x. Jx= Suy ra : imin=ix=iy= Suy ra: Từ tra bảng SBVL ta có: Theo phương pháp nội suy: Từ đó ta tính được: Chọn vật liệu chế tạo cần piston phải có Vậy cần piston đảm bảo độ bền và ổn định khi làm việc khi làm việc. Chương 6: Tính toán Cơ Cấu Nâng Khung Động 6.1.Vị trí tính toán. Khi tính toán cơ cấu nâng khung động ta xét máy nâng trong các trường hợp sau: - Khung nâng ở vị trí thẳng đứng. - Chạc hàng nâng ở vị trí cao nhất ,các khung cũng ở vị trí cao nhất với hàng có tải trọng bằng tải trọng nâng định mức. - Máy nâng đứng trên nền có góc nghiêng ngang b = 30 . 6.2.Xác định lực nâng cần thiết. - Ứng lực nâng cần thiết trên piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng khung động được xác định theo công thức. lực cản chuyển động nâng do trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. lực cản chuyển động nâng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó. lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó. 6.2.1. Tính toán các lực cản chuyển động nâng. -Lực cản chuyển động nâng trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. Cùng với lực cản chuyển động nâng trọng lượng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Và được xác định bằng công thức sau: