Thiết kế bộ máy di chuyển xe con mang hàng của cầu trục điện

thiết bị máy cũng như các chi tiết cấu tạo nên bộ máy đó. Để nắm vững được lý thuyết và thực hành người sinh viên phải hoàn thành tốt các bài thiết kế môn học. Bài thiết kế môn học máy nâng_vận chuyển cũng giúp cho các sinh viên trong ngành MXD hiểu rõ hơn về nguyên tắc hoạt động của các cụm chi tiết cấu tạo nên bộ máy và nguyên lý hoạt động của cụm chi tiết đó. Vì trình độ có hạn nên bài làm sẽ không tránh khỏi những thiếu xót, mong thầy xem xét và chỉ dạy. Đề bài: Thiết kế bộ máy di chuyển xe con mang hàng của cầu trục điện.Các thông số cơ bản sau: Tải trọng nâng Q (tấn) : 50 Trọng lượng xe con (tấn) : 12 Vận tốc di chuyển (m/ph) : 90 Chế độ làm việc : nhẹ Trọng tâm của xe coi như ở giữa xe. Yêu cầu: Thuyết minh từ 15 - 20 trang. Thuyết minh cấu tạo, nguyên lý làm việc, phạm vi sử dụng của cầu trục. Thuyết minh thiết kế tổng thể của bộ máy. Thuyết minh thiết kế một số chi tiết chính. Bản vẽ: Bản vẽ lắp cụm xe con. Bản vẽ chi tiết trong bộ di chuyển. Chương I: Cấu tạo, nguyên lý hoạt động.Phạm vi sử dụng của cầu trục điện. Phạm vi sử dụng: Cầu trục là loại máy trục có kết cấu giống như chiếc cầu lăn trên đường ray chuyên dùng, nên nó được gọi là cầu lăn. Nó được sử dụng rất phổ biến trong các ngành kinh tế và quốc phòng để nâng_vận chuyển vật nặng trong các phân xưởng và nhà kho; cũng có thể dùng để xếp dỡ hàng hoá. Cầu trục được trang bị móc câu, cơ cấu nam châm điện, hoặc gầu ngoặm tuỳ Theo dạng và tính chất của vật nâng. Theo dạng kết cấu thép của cầu trục người ta phân loại thành: Cầu trục 1 dầm và cầu trục 2 dầm. Các bộ máy của cầu trục có thể được dẫn động bằng tay hoặc bằng động cơ điện dùng mạng điện công nghiệp. Cầu trục được điều khiển bằng người lái chuyên nghiệp từ trong cabin treo ở đầu cầu lăn.Trường hợp dùng palăng điện làm cơ cấu nâng thì có thể được điều khiển từ mặt nền qua hộp nút ấn điều khiển, ở trường hợp này không cần người lái chuyên nghiệp. Cấu tạo: Động cơ. Trục truyền động. Khớp nối. Hộp giảm tốc. Bánh xe di chuyển cầu trục. Dầm chính. Hệ di chuyển palăng điện. Palăng điện. Cabin điểu khiển. Bộ cấp điện lưới ba pha. Chương II : Lựa chọn và tính toán các bộ phận của cơ cấu di chuyển xe con mang hàng của cầu trục điện. Sơ đồ cơ cấu di chuyển xe: Cấu tạo: 4 1 5 3 2 Hình 2. Sơ đồ cơ cấu di chuyển xe. Động cơ. Hộp giảm tốc. Bánh xe Khớp nối. Phanh. Nguyên lý làm việc: Bánh xe 3 được kẹp chặt trên trục đặt qua các hộp trục. Trục của bánh xe được nối với trục ra của hộp giảm tốc 2 bằng các khớp nối 4, không hoặc có qua đoạn trục nối giữa. Loại khớp nối thường dùng ở đây là khớp nối răng. Trục vào của hộp giảm tốc được nối với động cơ 1 bằng khớp nối, nửa khớp nối bên phía hộp giảm tốc sử dụnglàm bánh phanh cho phanh 5. Như vậy, các bộ phận của cơ cấu được chế tạo riêng thành từng cụm, tiện lợi cho chế tạo và lắp ráp. Bộ truyền được thực hiện dưới dạng hộp qiảm tốc đặt thẳng đứng được che kín để tránh bụi bẩn. Các thông số cơ bản của cầu trục là: sức nâng tải Q, khẩu độ L, chiều cao nâng H, vận tốc làm việccủa các bộ máy và chế độ làm việc của cầu trục. Thiết kế bánh xe và ray: Chọn bánh xe theo bảng 9_4 (trang192_Tính toán máy trục), ta có: Q = 50(tấn) đ Đường kính bánh xe chọn sơ bộ Dbx = 500(mm) và đường kính ngỗng trục d = 100(mm). Theo kích thước của bánh xe chọn thép góc: 80 x 80 - Tải trọng tác dụng lên bánh xe : Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm tải trọng nâng hàng Q = 50(tấn) = 500.000(N) và trọng lượng xe con G = 12(tấn) = 120.000(N). Do trọng tâm nằm ở giữa xe nên tải trọng khi không có vật nâng được phân bố đều trên 4 bánh xe. Khi không có vật nâng thì bánh xe chịa tải trọng nhỏ nhất là: Khi có vật nâng thì tải trọng tác dụng lên bánh xe sẽ không phân bố đều.Tổng tải trọng do trọng lượng tác dụng lên bánh dẫn là: A B f=500 Q 80 D C Hình 4:Sơ đồ tính sức bền bánh xe Sơ đồ để xác định tải trọng lên các bánh xe Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh B là: Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe(bánh B) là: Tải trọng thực tế tác dụng lên bánh xe là: trong đó: Pbx : Tải trọng lớn nhất có thể xuất hiện đối với bánh xe. g: Hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng. Chọn g = 0,8(hoặc 0,71)(theo bảng 3.13_trang 74, Tính toán máy trục). Kbx: Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu. Chọn Kbx = 1,1(bảng 3.12_trang74, Tính toán máy trục). đ Vật liệu làm bánh xe được chế tạo bằng thép 45 đúc, để đảm bảo cho vành bánh xe không bị mòn thì cần phải tôi thép đảm bảo cho độ cứng HB = 300 á 400 và ứng suất dập cho phép [d] = 750(N/mm2). Kiểm tra vành bánh xe theo ứng suất dập cục bộ: trong đó: Pmax: tải trọng tính toán lớn nhất tác dụng lên bánh xe, N. b, r: chiều rộng mặt làm việc và bán kính bánh xe, mm. E: môđun đàn hồi tương đương, N/mm2, bánh xe làm bằng thép nên E = 2,1.105 N/mm2. Như vậy, ứng suất dập của bánh xe thoả mãn ứng suất dập cho phép [d]d = 750(N/mm2). Vậy kích thước của bánh xe đã chọn là an toàn. Chọn động cơ điện: Tính sơ bộ: Động cơ điện của cơ cấu di chuyển chọn theo công suất tĩnh khi chuyển động ổn định với vật nâng trọng lượng danh nghĩa, và cường độ làm việc CĐ%. Công suất của động cơ được tính theo công thức: (KW). trong đó: : tổng lực cản tĩnh khi chuyển động ổn định.(N) Ta có: (N) với: W1: lực cản do ma sát lăn và ma sát ổ trục, N. : hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh và đầu mayơ bánh xe.Theo bảng 3.6_tính toán máy trục, chọn = 2,15. W2: lực cản do độ dốc của đường ray, N. W3: lực cản do gió, N.(Do cầu trục làm việc trong nhà xưởng nên lực cản do gió có thể bỏ qua). đ (N). Lực cản ma sát: (N). trong đó: G: trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang vật,N. Q: trọng lượng vật nâng,N. : đường kính bánh xe, mm. d: đường kính ngỗng trục lắp ổ của bánh xe, mm. m: hệ số ma sát lăn, mm. Tra theo bảng 3.7(sách tính toán máy trục), ta chọn được hệ số m = 0,6. f: hệ số ma sát trong ổ trục. Chọn f = 0,015(theo bảng 3.8_Sách tính toán máy trục). đW1 = (120.000 + 500.000) ´ = 3348(N/mm2). Lực cản do độ dốc đường ray: (N). trong đó: a: hệ số kể đến độ dốc của đường ray. Theo bảng 3.9_Tính toán máy trục, chọn a = 0,002. đW2 =0,002 ´ (120.000 + 500.000) = 1240(N). Vậy tổng lực cản tĩnh của bánh xe khi xe chuyển động ổn định: =2,15 ´ 3348 + 1240 = 8438(N). Hiệu suất truyền động của động cơ: hdc= h12´ h23 ´ h3 Trong đó hdc: Hiệu suất dộng cơ. h1: Hiệu suất bộ truyền bánh răng.( h1= 0.97) h2:hiệu suất của một cặp ổ lăn. ( h2= 0.995) h3: hiệu suất khớp lối. ( h3 =1) ị hdc= 0.972 ´ 0.9953 ´ 1 = 0.93 Công suất của động cơ: (KW). Với: v: vận tốc di chuyển xe con, lấy v = 90(m/ph). đ Tương ứng với chế độ làm việc nhẹ CĐ% = 15%, chọn động cơ MTB 312_6(Theo bản vẽ máy nâng chuyển_ĐHXD ).Với các thông số kĩ thuật sau: Công suất định mức có trên trục: 20(KW). Vận tốc vòng: 945(v/ph). Hiệu suất: 0,84 Hệ số quá tải: Khối lượng của động cơ: mdc = 170(kg). Mômen vô lăng: = 0,31. Tỉ số truyền chung: Số vòng quay của bánh xe cần để đảm bảo vận tốc di chuyển xe: (vòng/phút). Tỉ số truyền chung cần có đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển: Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy: Để tránh hiện tượng bánh xe trượt trơn trên ray trong quá trình mở máy, cần tiến hành mômen mở máy của động cơ. Muốn thoả mãn cần xác định: Gia tốc lớn nhất cho phép khi mở máy phải đảm bảo hệ số an toàn bám .Tính cho trường hợp lực bám của bánh xe ít nhất khi không có vật nâng (*). trong đó: g: gia tốc trọng trường(Lấy g = 9,81(m/s2). G: trọng lượng xe lăn(G = 120.000 N). Gd: tổng áp lực tác dụng lên các bánh dẫn khi không có vật nâng : Gd = 60.000 (N). d: đường kính ngỗng trục lắp ổ của bánh xe, d = 100(mm) =0,1(m). Dbx: đường kính bánh xe, Dbx = 500(mm) = 0,5(m). j: hệ số bám của bánh xe vào đường ray, j = 0,2. f: hệ số ma sát trong ổ trục. Chọn f = 0,015. : tổng lực cản tĩnh chuyển động xe lăn khi không có vật nâng. đ = 720(N). đ(m/s2). Thời gian mở máy cho phép với gia tốc ở trên: Mômen mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt trơn: trong đó: b: hệ số ảnh hưởng đến quá trình các chi tiết quay.(b = 1,1) hdc: hiệu suất của cơ cấu di chuyển, h = 0,845. idc: tỉ số truyền chung của bộ truyền cơ cấu di chuyển, idc = 28. n1: số vòng quay trục I của động cơ. đ =16,48 + 273 + 0,6 = 290,08(N.m). Đối với động cơ đã chọn: Mdn = 9550 ´ = 9550 ´ = 202(N.m) . Mômen mở máy của động cơ: = 1,45 ´ 202 = 292,9(N.m). Như vậy, mặc dù đã hạn chế Mm max = 1,8Mdn, động cơ vẫn có mômen mở máy trung bình lớn hơn mômen mở máy cho phép nên ta cần kiểm tra hệ số an toàn bám . Ta thử kiểm tra hệ số an toàn bám thực tế là bao nhiêu.Thời gian mở máy khi không có vật: . trong đó: 16,48(s). đ Gia tốc thực tế khi mở máy: . Hệ số an toàn bám: đ. Như vậy, động cơ đã chọn vẫn đảm bảo hệ số bám kb = 1,2. Tính toán và chọn phanh: Tính chọn phanh phải xuất phát từ yêu cầu sao cho xe lăn di chuyển trên đường ray trong mọi trường hợp, sẽ không có hiện tượng trượt trơn trong thời kỳ phanh. Gia tốc khi không có vật nâng, theo bảng 3.10(Tính toán máy trục), tương ứng với tỷ lệ bánh dẫn so với tổng số bánh xe 50% và hệ số bám j = 0,2, ta chọn được jph0 = 0,75(m/s2). Thời gian phanh khi không có vật nâng: = = 2(s). Với phanh đặt ở trục thứ nhất, khi không có tải trọng nâng: với: đ = -16,48 + 188 +0,76 = 172,28(N.m). Căn cứ vào Mph =172,28(N.m), ta chọn phanh điện từ, dòng điện xoay chiều TKT200/300 có mômen phanh Mph = 240(N.m), theo bản vẽ máy nâng_vận chuyển Kiểm tra hệ số an toàn của phanh: với: Vậy kb ³ 1,2. Kiểm tra gia tốc hãm khi có vật: Khi có vật, thời gian phanh xác định theo công thức: : mômen tĩnh chuyển động của xe lănkhi có vật nâng. đ Gia tốc hãm: . Bộ truyền: Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe ở hình 2, ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp. Hộp giảm tốc đảm bảo các yêu cầu: Với CĐ% = 15% số vòng quay ở trục vào = 945(v/ph); truyền được công suất N = 20(KW) và tỉ số truyền i = 13. Tra bảng trong bản vẽ Máy nâng_chuyển (ĐHXD_tờ 32), chọn hộp giảm tốc BKH_420 có tỷ số truyền i =16; công suất truyền đến hộp giảm tốc N = 24,4 (KW); tốc độ của trục vào = 1000(v/ph). Tổng khoảng cách trục: A = A1 + A2 + A3 = 155 + 140 + 125 = 420(mm). Như vậy, muốn đảm bảo yêu cầu động học ta phải thiết kế hộp giảm tốc theo các yêu cầu đã đề ra ở trên. Để quá trình thiết kế được nhanh chóng và chế tạo được tiện lợi, ta có thể chọn kích thước cơ bản giống như của hộp BKH_420, chỉ thay đổi đôi chút về số răng các bánh răng sao cho phù hợp với tỷ số truyền yêu cầu. Để có cơ sở dùng gần toàn bộ thông số và kính thước cơ bản của hộp giảm tốc quy chuẩn ta kiểm tra khả năng tải của nó so với yêu cầu. Khả năng mômen dẫn đến trục vào: Khả năng truyền mômen ở trục ra: Yêu cầu mômen dẫn đến trục vào: Yêu cầu mômem truyền ở trục ra: Như vậy, hộp giảm tốc hoàn toàn đủ khả năng tải. Vấn đề còn lại là ta phải thiết kế sao cho đảm bảo tỷ số truyền yêu cần i = 13(v/ph). Theo hộp giảm tốc BKH_420 thì tỷ số truyền chung i = 16 và phân ra các cấp như sau: Để giữ nguyên các thông số khoảng cách trục, môđun, và do đó kích thước toàn bộ hộp giảm tốc, ta sẽ dùng số răng khác, nhưng vẫn giữ tổng số răng từng cặp một theo tiêu chuẩn. Cụ thể là: Vậy ta sẽ có hộp giảm tốc đủ khả năng tải và đảm bảo yêu cầu động học. VI. Các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển xe. a) Trục bánh dẫn : Bánh xe lắp cứng trên trục bằng then hoa, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục do đó trong quá trình làm việc trục chịu quay, chịu uốn và chịu xoắn. ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng suất xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển cũng xem như thay đổi thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe Tải trọng kể đến tải trọng động là: . với: , lấy Kd = 1,35. đ = 1,3 ´ 199.118 = 268.809,3(N). Chọn ray KP80 có bề rộng đầu ray b = 80(mm).Khi đó chiều rộng của bánh xe là: bx = 80 + 30 = 110(mm). Khoảng cách từ tâm ổ bi đến tâm bánh xe là: L = 55 + 45 = 100(mm). Mômen lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe: Ngoài lực Pt, trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe(ằ 1/2 lực cản chuyển động xe lăn), song trị số lực này nhỏ nên ta có thể bỏ qua. Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện phát ra mômen lớn nhất thời kỳ mở máy. Mômen thắng lực cản tĩnh chuyển động: Mômen dư để thăng lực quán tính của hệ thống: P = 268.809,3(N) t B A 6.720.232,5 4.066.420 Hình 4. Sơ đồ tính trục. Mômen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng: trong đó: : mômen tương đương của bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ. : Tổng mômen vôlăng của cả hệ thống thu về trục động cơ. đ = 502,2 + 0,66 = 502,86(N.m2) đ Vậy mômen lớn nhất trên trục I truyền đến các bánh dẫn là: Mômen lớn nhất tính toán có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động: Mômen lớn nhất trên các trục bánh xe dẫn: ở trục ra của hộp giảm tốc mômen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng tác dụng lên hai bánh dẫn. Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh dẫn là: Mômen tương đương tác dụng lên trục: . Do ứng suất thay đổi đối xứng nên a = 1. đ Để chế tạo trục ta dùng thép 45 có : và.ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng được xác định theo công thức: với: [n]: hệ số an toàn. Lấy [n] = 1,6. Theo bảng 1.8(Tính toán máy trục). k’ : hệ số tập trung ứng suất. Lấy k’ = 2,5. Theo bảng 1.5(Tính toán máy trục). đ Đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe: Lấy đường kính trục d = 130(mm). Tại tiết diện nguy hiểm với d = 130(mm) có khoét then b ´ h = 36 ´ 20 với; t = 10(mm). k = 12,3(mm). Theo bảng7.23_Thiết kế chi tiết máy. Chọn chiều dài của then l = 60(mm). Kiểm tra then theo sức bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then theo công thức: Điều kiện bền cắt của then: Theo bảng 7.21(Thiết kế chi tiết máy), ta có: vàđ Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền. Kiểm tra trục: ứng với d = 130(mm) và then hoa b ´ h = 36 ´ 20, ta có: Mômen cản uốn: Mômen cản xoắn: đ b) ổ đỡ trục bánh xe: ổ đỡ các trục bánh xe ta dùng ổ con lăn nón với góc nghiêng b = 12°. Ta tính toán chọn ổ lăn cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất và các ổ đỡ chọn theo. Tải trọng tương đương: Tải trọng đứng do trọng lượng của bánh xe và vật nâng gây lên: Tải trọng chiều trục do do xe lăn bị lệch: tải trọng này quy ước tính bằng 10% tải trọng lên bánh xe. Tải trọng chiều trục do tải trọng hướng kính và góc nghiêng b của ổ. = 30.594,76(N). Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triệt tiêu lẫn nhau. Ngoài ra còn có thể có tải trọng ngang (hướng kính) do lực di chuyển của xe lăn, song tải trọng này rất nhỏ nên không tính đến. Tải trọng tương đương: trong đó: :Hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay. Theo bảng 8.5(Thiết kế chi tiết máy), vòng ngoài quay, lấy = 1,35. : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. đ . : hệ số nhiệt độ. Theo bảng 8.4(Thiết kế chi tiết máy), lấy = 1(nhiệt độ làm việc dưới 1000C). : hệ số tải trọng động. Theo bảng 8.3((Thiết kế chi tiết máy), lấy = 1,15, tải trọng va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn đến 125% so với tải trọng tính toán đ Hệ số khả năng làm việc của ổ: Số vòng quay của ổ bi: Chế độlàm việc nhẹ nên hệ số sử dụng ngày: Kng = 0,33. Knam = 0,25. đ Tổng thời gian làm việc: h = 10 ´ 365 ´ 0,25 ´ 24 ´ 0,33 = 7227(giờ). Hệ số khả năng làm việc: đ Theo bảng 18P chọn ổ đũa côn đỡ chặn(GOCT_333_59), Thiết kế chi tiết máy, chọn ổ có kí hiệu 7620 có Clàm việc = 800.000(daN), có đường kính trong d = 100(mm) và có đường kính vòng ngoài D = 250(mm). Tài liệu tham khảo Tính toán máy trục_Nhà xuất bản khoa học và Kỹ thuật (1975). Huỳnh Văn Hoàng - Đào Trọng Thường. Bản vẽ máy nâng – chuyển_ĐHXD (1985). Đặng Thế Hiển – Phạm Quang Dũng – Hoa Văn Ngũ . Thiết kế chi tiết máy_Nhà xuất bản giáo dục(1999). Nguyễn trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm. Mục Lục. Trang Lời nói đầu ………………………………………………………..1 ChươngI: Cấu tạo, nguyên lý hoạt động. Phạm vi sử dụng của cầu trục. ……………………..3 I_Phạm vi sử dụng …………………………………...3 II_Cấu tạo …………………………………..3 ChươngII: Lựa chọn và tính toán các bộ phận của cơ cấu Truyền động xe con mang hàng ………………………4 I_Sơ đồ cơ cấu di chuyển xe ……………………………4 II_Thiết kế bánh xe và ray ……………………………5 III_Chọn động cơ điện …………………………… 7 IV_Tính toán và chọn phanh ………………………….12 V_Bộ truyền …………………………..14 VI_Các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển ……………16 a_Trục bánh dẫn ……………………………..16 b_ổ đỡ trục bánh xe ……………………………..20 Tài liệu tham khảo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .22 ._.