Đề tài Tính toán và thiết kế cổng trục gầu ngoạm trọng tải 7 tấn, khẩu độ 40 m

LỜI NÓI ĐẦU Máy nâng được sử dụng rất rộng rãi trong nhiều ngành kinh tế quốc dân như : Cơ khí, xây dựng, giao thông, công nghiệp mỏ. vv … Máy nâng bao gồm các loại cầu trục, cần trục quay, cổng trục, pa lăng, cần trục ô tô, cầu xếp dỡ. vv…Nhờ có các thiết bị này mà sức lao động được giảm nhẹ, năng suất được nâng cao. Chúng không thể thiếu trong một nền công nghiệp hiện đại. Sau 4 năm học tập và tham gia nghiên cứu khoa học gắn kết quả học tập lý thuyết và thực tế sản xuất, em may mắn được các thầy trong Bộ môn Máy và Thiết bị mỏ giao cho đề tài tốt nghiệp “Tính toán và thiết kế cổng trục gầu ngoạm trọng tải 7 tấn, khẩu độ 40 m” Cổng trục là một thiết bị nâng chuyển đang hoạt động có hiệu quả và có vị trí rất quan trọng trong hoạt động sản xuất, kinh doanh của Công ty tuyển than Cửa Ông. Với vai trò nâng chuyển than từ các kho chứa lên các phương tiện vận tải khác như toa xe, tàu, xà lan. Cổng trục được thiết kế và chế tạo trong nước, đang lắp đặt và thử nghiệm trên cảng Cửa Ông năm 2002 và đang tạo ra bức trang cảnh quang sôi động, trên máy móc dưới tàu thuyền nhộn nhịp hấp dẫn. Đề tài đồ án tốt nghiệp là một thử thách to lớn, những kiến thức đã được học trong 4 năm trên ghế nhà trường. Với sự hướng dẫn chỉ bảo tận tình của các thầy cô giáo, em sẽ cố gắng nỗ lực hoàn thành đồ án đúng thời hạn để khỏi phụ lòng đào tạo của các thầy cô trong Bộ môn Máy- Thiết bị mỏ và của trường ĐH Mỏ địa chất. Nhân dịp này, cho phép em được bầy tỏ lòng biết ơn chân thành và sâu sắc đến thầy PGS. TS Võ Quang Phiên đã hướng dẫn và giúp đỡ em tận tình chu đáo, các thầy cô trong Bộ môn Máy và thiết bị mỏ, Bộ môn kỹ thuật cơ khí, và nhà trường Đại học Mỏ địa chất đã trang bị đầy đủ kiến thức cho em vào đời trong tương lai. Em xin chân thành cảm ơn ! CHƯƠNG 1 NHIỆM VỤ HOẠT ĐỘNG SẢN XUẤT, KINH DOANH CỦA CÔNG TY TUYỂN THAN CỬA ÔNG VÀ VAI TRÒ QUAN TRỌNG CỦA NGÀNH THAN CUNG CẤP NGUYÊN NHIÊN LIỆU THỊ TRƯỜNG TRONG NƯỚC VÀ QUỐC TẾ. TRÌNH ĐỘ CƠ GIỚI HOÁ QUÁ TRÌNH SÀNG TUYỂN VÀ XUẤT KHẨU Nhiệm vụ hoạt động sản xuất và kinh doanh của Công ty tuyển than Cửa Ông. Công ty tuyển than Cửa Ông là một doanh nghiệp quốc doanh trực thuộc tổng công ty than Việt Nam. Nhiệm vụ chủ yếu của Công ty là sàng tuyển chế biến và tiêu thụ than. Than sau khai thác còn ở dạng nguyên khai được sàng tuyển, phân loại sau đó thành những sản phẩm có chất lượng nhằm đáp ứng nhu cầu của khách hàng trên thị trường trong và ngoài nước. 1.1.1 Vị trí địa lý. Công ty tuyển than cửa ông nằm trên khu vực thị trấn Cửa Ông ở toạ độ : Kinh tuyến 107022’ Vĩ tuyến 21001’ Thuộc địa phận thị xã Cẩm Phả tỉnh Quảng Ninh, với diện tích mặt bằng khoảng gần 2 km2. Phía Tây Bắc giáp quốc lộ 18 A Phía Đông Nam giáp biển (vịnh Bái Tử Long) Phía Đông Nam giáp phường Cửa Ông Phía Tây Nam giáp phường Cẩm Thịnh 1.1.2 Dân cư. Cửa Ông là một thị trấn công nghiệp, do vậy dân cư ở đây thường ở nơi khác đến, có khoảng 2 vạn dân sinh sống tập trung quanh địa bàn Công ty trong đó 90% là dân tộc kinh, 10% là dân tộc Sán rìu và Hoa. Người dân ở đây phần lớn là cán bộ công nhân viên làm việc trong Công ty hoặc đã nghỉ hưu. Khí hậu. Công ty tuyển than Cửa Ông nằm trong khu vực có địa hình ổn định về địa chất, thuận lợi về giao thông. Khí hậu được chia làm 2 mùa rõ rệt. Mùa mưa : Từ tháng 4 đến tháng 10 Mùa khô : Từ tháng 11 đến tháng 3 Với các thông số đặc trưng về khí hậu : Nhiệt độ không khí tối đa : 35,50C Nhiệt độ không khí tối thiểu : 6,40C Độ ẩm : 96% 1.1.4 Sơ lược về quá trình hình thành và phát triển của Công ty tuyển than Cửa Ông. Công ty tuyển than Cửa Ông tiền thân là một cơ sở sản xuất và tiêu thụ than do Pháp xây dựng vào năm 1894 nhằm phục vụ cho việc vơ vét than của Việt Nam để đưa về chính quốc. Với thiết kế do Công ty Bruxelle của Bỉ hoàn thành và đi vào sản xuất năm 1924 với cơ sở ban đầu chỉ gồm : 01 nhà sàng công suất 250 tấn/giờ 01 bến cảng dài 320 m cho tầu 10000 tấn tối đa 04 thiết bị bốc rót than 32 km đường sắt vận chuyển Ngày 22/4/1955 thực dân Pháp rút khỏi Cửa Ông, chính quyền cách mạng vào tiếp quản một cơ sở đổ nát, dây chuyền vận tải, sàng tuyển, bốc rót bị đình trệ. Thâm độc hơn chúng làm đảo lộn các mạng điện, mang đi toàn bộ sơ đồ hệ thống điện cầu trục .vv… Bằng trí nhớ tuyệt vời và tinh thần lao động quên mình, một số thợ có kinh nghiệm trong xí nghiệp đã phục hồi được một số thiết bị chủ yếu góp phần quan trọng vào việc hàn gắn các hậu quả do Pháp để lại. Sau một thời gian khôi phục nhà máy đã đi vào hoạt động, sản lượng hàng năm dần dần đã nâng cao. Thời kỳ đầu 1955 - 1960 sản lượng bình quân hàng năm là : - Than kéo mỏ từ 1 ¸ 1,2 triệu tấn/năm - Than vào sàng từ 1 ¸ 1,2 triệu tấn/năm - Than sạch từ 750 ¸ 900 nghìn tấn/năm - Than tiêu thụ từ 500 ¸ 600 nghìn tấn/năm Và tổng số cán bộ công nhân viên từ 1050 ¸ 1929 người hầu hết là những lao động thủ công. Ngày 28/8/1960 Bộ chủ quản chính thức ra quyết định thành lập xí nghiệp lấy tên gọi là “Xí nghiệp bến cửa ông” và Xí nghiệp bước vào thực hiện kế hoạch 5 năm lần thứ nhất. 1961 - 1965 đây là thời kỳ đầy gian nan và thử thách của xí nghiệp vừa củng cố vừa phát triển sản xuất. Thời kỳ 1966 - 1976 thực hiện khẩu hiệu vừa sản xuất vừa đánh giặc vì thế gian đoạn này sản lượng than chỉ đạt : Than kéo mỏ bình quân : 1936100 tấn/năm. Than vào sàng bình quân : 1761600 tấn/năm. Than sạch bình quân : 1321200 tấn/năm Than tiêu thụ : 1404000 tấn/năm. Ngày 12/8/1975 Xí nghiệp tuyển than Cửa Ông thuộc Công ty than Cẩm Phả với tổng số cán bộ công nhân viên là 2600 người. Năm 1976 - 1985 xí nghiệp đầu tư nguồn lực và để xây dựng và sửa chữa cơ sở sản xuất, Xí nghiệp tuyển than Cửa Ông đã chính thức đưa hệ thống dây chuyền công nghệ mới của Ba lan sau gần 10 năm xây dựng vào hoạt động, dây chuyển này bao gồm : + Một nhà máy tuyển than do Ba lan xây dựng với công suất thiết kế 800 tấn/giờ (tuyển bằng huyền phù và lắng) + Một hệ thống máy bốc rót, đánh đống, băng tải do Nhật Bản chế tạo gồm : - 3 máy bốc xúc kiểu Rô to băng tải trên cần. - 4 máy đánh đống băng tải. - 2 máng rót có máng xoắn và đầu văng than ra xa. + Một hệ thống đầu máy Dizen TY-7E và toa xe 20 tấn, 30 tấn để thay thế một phần đầu máy vào toa xe cũ. + Một hệ thống đường sắt dài 80 km Trong thời kỳ đổi mới, từ năm 1986 công nghiệp phát triển nhu cầu tiêu thụ than đòi hỏi sản phẩm của Công ty phải có chất lượng cao. năm 1991 lãnh đạo Công ty đã nhập dây chuyền công nghệ úc vào sản xuất bao gồm : Hệ thống gầu rót nước, hệ thống máy thổi, máy bơm, máy sàng, máy đập, máy lọc ép và hệ thống máng xoắn có nhiều ưu điểm hơn các thiết bị của Ba Lan do đó sản phẩm của Công ty có chất lượng cao đáp ứng được nhu cầu thị trường. 1.1.5 Năng lực thiết bị hiện có của Công ty. + Thiết bị vận tải có 07 đầu máy TY-7E, 500 toa xe các loại phục vụ cho việc mua than nguyên khai từ các mỏ, hàng năm có thể kéo được 23,5 triệu tấn than từ các mỏ về Công ty. + Thiết bị sàng tuyển có hai nhà máy tuyển than, năng suất sàng tuyển theo thiết kế mỗi năm sàng tuyển 3350000 tấn than. + Năng lực bốc rót : - Hệ thống bốc rót của hãng Hitachi gồm : 4 máy xúc Hitachi, 3 máy đánh đống Hitachi và 2 máy rót Hitachi ở cảng. - Hệ thống cổng trục (cầu poóctích) gồm : 5 cổng trục đống và 2 cổng trục ở bến cảng. + Diện tích nhà xưởng 2 nhà máy tuyển là 7652 m2 + Diện tích kho chứa thành phẩm và nguyên khai là 87560 m2 + Tổng diện tích đất do Công ty quản lý là 744336 m2 1.1.6 Nhiệm vụ hoạt động sản xuất và kinh doanh của Công ty tuyển than Cửa Ông. Công ty tuyển than Cửa Ông nằm ở công nghệ cuối cùng của quy trình sản xuất chế biến và tiêu thụ than. Than nguyên khai được mua từ các mỏ qua hệ thống sàng tuyển, phân loại và chế biến ra những sản phẩm theo yêu cầu các hộ tiêu thụ trên thị trường. Sản phẩm than của Công ty gồm các chủng loại : - Than cục các loại : cục 2, cục 3, cục 4 và cục 5 - Than cám các loại : cám 5, cám 6 - Than bùn. Về chất lượng : Than của Công ty đều đạt chất lượng cao, đối với than xuất khẩu, các chỉ tiêu đều đạt theo yêu cầu của khách hàng. Năm 2000 than sản xuất tại Công ty đã được nhà nước công nhận đạt Iso 9002. Về kinh doanh. Công ty tuyển than cửa ông có cảng Cửa Ông tương đối lớn, cảng có độ sâu từ 7,5 ¸ 9,5 m, cho phép tàu từ 1 ¸ 3 vạn tấn vào mua than, còn các tàu lớn hơn 3 vạn tấn thì phải đậu cách xa cảng khoảng 30 km dùng các xa lan vận chuyển. Cảng chính có chiều dài là 640 m, ngoài ra còn có cảng nội địa phục vụ cho khâu tiêu thụ than nội địa. Với vị trí địa lý và hệ thống đường sắt tương đối dài Công ty tuyển than cửa ông rất thuận lợi cho việc giao lưu hàng hoá, vận chuyển, chuyên chở than từ các mỏ về Công ty và vận chuyển than sạch xuất cho nội địa và xuất khẩu nước ngoài. Trong những năm tới với nhu cầu khai thác than ngày càng tăng của Tổng công ty và xuất khẩu than ngày càng nhiều. Từ nhu cầu tăng sản lượng và chất lượng, khách quan đặt ra cho công ty là phải tăng cường đầu tư là phải đầu tư đổi mới công nghệ, mở rộng sản xuất và nâng cao năng suất lao động. Để đáp ứng được nhu cầu đó, Công ty tuyển than cửa ông đã trang bị các dây chuyển công nghệ tương đối hiện đại và đang từng bước hoàn thiện. Những thiết bị quan trọng trong dây chuyền bốc xúc, vận chuyển than là hệ thống thiết bị sàng tuyển của úc và vận tải của hãng Hitachi Nhật Bản. Hệ thống cổng trục (poóc tích) có từ thời Pháp thuộc (vào khoảng năm 1924) sau năm 1954 miền Bắc được giải phóng chúng ta đã tự chế tạo và bổ xung thêm. Tất cả các cổng trục khẩu độ lớn và khẩu độ ngắn đều hoạt động ở sân kho và ngoài trời, chất than thành đống khi vắng khách tiêu thụ. Khi có các khách hàng tiêu thụ các máy xúc Roto có thể xúc than từ đống ở kho qua hệ thống Hitachi xuất ra tàu biển. Ngoài ra cổng trục còn có nhiêm vụ là bốc xúc than bùn dưới hố lắng rải phơi trên bãi làm than sinh hoạt hoặc bốc xúc than trên sân bãi đổ xuống các phương tiện vận tải như toa xe, tàu thuỷ, xa lan.vv… 1.2 Vai trò trong kinh tế thị trường, ngành than cung cấp nguyên nhiên liệu trong nước và quốc tế. Thị trường là một nội dung còn rất mới, phong phú, đa dạng trong hoạt động sản xuất kinh doanh, có thị trường đầu vào và đầu ra thì có rất nhiều thuận lợi. Thị trường không những đòi hỏi về chủng loại, chất lượng, giá thành than mà còn đòi hỏi khâu vận chuyển và bốc rót phải thuận tiện và nhanh chóng. Đó là vấn đề rất bức xúc bởi vậy công ty đã không ngừng đầu tư để khẳng định vị trí tin cậy đối với khách hàng tạo điều kiện cho sản xuất ổn định và phát triển. 1.2.1 Thị trường trong nước. + Than cục : Chủ yếu bán cho các hộ tiêu thụ than lớn như các nhà máy nhiệt điện, xi măng.vv…, theo phương thức bán trực tiếp. Khâu vận chuyển nội bộ để xuất cho tàu biển do hệ thống bốc rót của hãng Hitachi và hệ thống cổng trục bốc xúc than từ kho bãi lên các toa xe hoặc bốc xuống xà lan và tàu thủy. + Than Bùn. Than bùn là sản phẩm tận dụng sau công nghệ tuyển than mới có với sản lượng tương đối lớn mỗi năm công ty thu hồi trên 300000 tấn và bán chủ yếu cho các đại lý tiêu thụ. Do đặc thù than bùn là được tận thu bằng hố lắng nên khâu bốc xúc vận chuyển thường dùng cổng trục bốc lên toa xe vận chuyển bằng hệ thống đường sắt. 1.2.2 Thị trường quốc tế. Đòi hỏi khắt khe về chủng loại than theo các yêu cầu về độ tro, nhiệt lượng, cỡ hạt. vv… do đó mặt hàng xuất khẩu của công ty là than cám và than cục chất lượng cao. Khâu vận chuyển, bốc rót bằng hệ thống thiết bị của hãng Hitachi và hệ thống cổng trục. 1.3 Trình độ cơ giới hoá quá trình sản xuất sàng tuyển và suất khẩu than của Công ty tuyển than Của Ông. Công nghiệp than là ngành kinh tế quan trọng của nước ta, cung cấp nguyên nhiên liệu phục vụ cho ngành công nghiệp nội địa và xuất khẩu. Để đáp ứng chủ chương của Đảng và Nhà nước về công nghiệp hoá, hiện đại hoá ngành than, Công ty tuyển than cửa ông đã không ngừng đổi mới công nghệ sàng tuyển và bốc rót. Công ty có mô hình hoạt động sản xuất với dây chuyền khép kín từ khâu vận tải than từ các mỏ cho đến khi bốc rót xuống tàu các hộ tiêu thụ. 1.3.1 Trình độ cơ giới hoá quá trình sản xuất sàng tuyển. Sàng tuyển là một khầu quan trọng giữa khai thác và tiêu thụ sản phẩm, với mục đích sàng tuyển phân loại, chế biến và nâng cấp chất lượng cho các hộ tiêu thụ có nhu cầu cao. Quá trình sản xuất sàng tuyển theo một dây chuyền công nghệ khép kín gồm ba khâu chính : a. Khâu chuẩn bị khoáng sản. Than nguyên khai từ các mỏ được đưa về bằng toa xe 5, 10, 20 và 30 tấn được đầu kéo TY-7E đổ xuống bun ke chứa. Hai máng cấp liệu đĩa quay gạt than xuống hai tuyến băng tải đưa lên sàng sơ bộ có kích thước mắt sàng f 100 phân loại làm hai cấp hạt : cấp + 100 mm ở trên sàn và cấp hạt - 100 mm lọt xuống băng tải. Cấp hạt trên sàng được đưa về hai máy đập, được giảm kích thước xuống - 100 mm. Sản phẩm dưới sàng kết hợp với sản phẩm sau đập cấp lên xưởng tuyển, một phần cấp vào cho máy lắng, một phần cấp cho sàng khô lỗ lưới f15 mm (sản phẩm dưới sàng f15 mm được vận chuyển đến hố cám 6) b. Khâu tuyển. Là khâu công nghệ chính đóng vai trò quan trọng nó quyết định đến sản lượng và chất lượng sản phẩm của Công ty. Kết hợp với tuyển lắng và tuyển huyền phù. Than qua máy lắng cho ta 3 sản phẩm : - Đá thải qua gầu nâng đá xuống bun ke ra bãi thải. - Sản phẩm trung gian qua gầu trung gian khử nước qua sàng f6 mm lấy cám trung gian vận chuyển trực tiếp đến hố cám 6 và sản phẩm đá thải. - Sản phẩm than sạch theo nước vượt qua ngưỡng tràn qua sàng khe lỗ lưới 1mm khử cám và nước đưa đi xử lý bùn nước (bơm về bể tổng). Than trên sàng f1mm tiếp tục qua sàng hai lưới 1,6 mm cho ta 3 sản phẩm : - Sản phẩm - 1mm được bơm về bể tổng - Sản phẩm từ 1 - 6 mm được bơm lên máy ly tâm - Sản phẩm +6 mm tiếp tục qua sàng Sản phẩm dưới sàng f15 mm và sản phẩm sau đập đưa quay trở lại máy lăng. Cấp 6 - 35 mm được tuyển bằng huyền phù trong lốc xoáy, sản phẩm sau tuyển huyền phù cho AK thấp cung cấp cho suất khẩu là chính. Hai sản phẩm đó là than sạch sau xoáy lốc huyền phù đều phải qua sàng cung khử nước than (đá) qua sàng rửa huyền phù than đá. Đá thải sẽ được loại bỏ, than sạch qua sàng phân loại 6; 15mm lấy ra hai loại sản phẩm than sạch 6 - 15 mm và 15 - 35 mm. c. Khâu xử lý nước bùn. Nước bùn từ khâu tuyển được tập trung vào bể tổng, từ bể tổng bơm đến xoáy lốc 1, bùn tràn được bơm ra bể cô đặc, căn được đưa qua xoáy lốc nước 2, cặn của xoáy lốc 2 được đưa qua sàng f 0,5 mm. Trên sàng gộp với sản phẩm 1 - 6 của sàng 2 lưới 1 ; 6 mm, sản phẩm dưới sàng 6;15 mm được đưa vào máy ly tâm lấy ra cám ướt, sản phẩm dưới sàng 0,5 mm quay trở lại lốc xoáy nước 2 (nước tràn) đưa trở lại xoáy lốc nước 1. Bùn tràn của xoáy lốc nước 1 được bơm ra bể cô đặc cộng với chất keo tụ. Sản phẩm bùn được bơm ra bể lắng ngoài trời nước được xử lý quay lại tuần hoàn. Đến đây kết thúc dây chuyền công nghệ khép kín của xưởng tuyển. 1.3.2 Trình độ cơ giới hóa quá trình xuất khẩu. Trong khi giá thành than trong nước còn thấp và nguồn ngoại tệ còn hiếm hoi thì đẩy mạnh xuất khẩu là vấn đề quan trọng của Công ty. Trong tương lai vẫn phải duy trì xuất khẩu than bởi vì Công ty có một lượng than cục và than cám chất lượng cao thích hợp với nhu cầu của bạn hàng nước ngoài, trong khi đó ở trong nước ít có nhu cầu sử dụng loại than này. Mặt khác xuất khẩu là một lợi thế của ngành than mang lại lợi nhuận, ngoại tệ, vị trí uy tín của than Việt Nam trên thị trường quốc tế. Để đảm bảo cho việc xuất khẩu than thuận lợi Công ty tuyển than Cửa Ông đã cải tạo một bến cảng tương đối lớn cho phép các tàu có trọng tải từ 3 vạn đến 5 vạn tấn vào ăn than dễ dàng góp phần giảm chi phí vận chuyển than và tăng năng lực xuất khẩu than của công ty. Than sau khi được sàng tuyển, phân loại và chế biến được đưa ra kho bằng hệ thống băng tải và tùy theo nhu cầu của khách hàng than sẽ được vận chuyển từ các kho chứa bằng thiết bị xúc bốc vận tải liên tục của hãng Hitachi . Từ gầu xúc Roto than sẽ được đưa theo hệ thống băng tải tới máy qua cầu rót than sẽ được rót và phun than xuống tàu biển. Hoặc từ các kho chứa than sạch sẽ được hệ thống cổng trục đống xúc lên các toa xe sau đó được vận chuyển đến sân phơi ở cảng và hệ thống cổng trục bến sẽ bốc xúc than lên tàu hay xà lan phục vụ cho xuất khẩu. Nhờ cơ giới hóa toàn bộ với năng suất cao từ 800 ¸ 1000 T/h để đáp ứng yêu cầu của các hộ tiêu thụ giải phóng tàu nhanh. Năm 2003 Công ty tuyển than Cửa Ông đã trang bị thêm một hệ thống gồm 3 chiếc cổng trục (poóc tích) sức nâng 7 tấn, khẩu độ ray 40m công sôn về 2 phía. Một cánh công sôn 9m, cánh còn lại 11m, cho phép rót than xuống tàu hoặc các xà lan để vận chuyển than ra các tàu có trọng tải lớn phải nằm cách xa cảng 30km. So với hệ thống bốc rót của hãng Hitachi là hệ thống liên hoàn từ khâu bốc xúc than, vận chuyển và rót xuống tàu thì cổng trục ngoài chức năng bốc rót than từ sân bãi xuống tàu và xà lan còn có thêm chức năng xúc than từ dưới hồ lắng rải phơi trên sân bãi để tận dụng hoặc xúc than từ sân bãi đổ lên các phương tiện vận tải, lên toa xe. Vì vậy cổng trục có một vị trí rất quan trọng trong hoạt động sản xuất và kinh doanh của Công ty tuyển than Cửa Ông. Thiếu cổng trục ở các vị trí kể trên sẽ gây đình trệ dây chuyền công nghệ sản xuất, tiêu thụ than. Những cổng trục mới này, từ gầu ngoạm 7 tấn đến hệ thống dầm dàn, cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển xe lăn, cầu lăn đều do Việt Nam thiết kế và chế tạo tại Cẩm Phả. Hai chiếc chế tạo thử đầu tiên đã được lắp ráp, hoàn thành và chuẩn bị chạy thử công nghiệp. Kết luận Trong thời gian thực tập tại Công ty tuyển than Cửa Ông tôi đã được tìm hiểu về hoạt động sản xuất kinh doanh và quá trình cơ giới hóa sàng tuyển, xuất khẩu. Cổng trục có một vị trí rất quan trọng trong dây chuyền vận chuyển và bốc xúc rót. Hệ thống đó đã góp phần giải phóng sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất bốc rót, tăng sản lượng, góp phần hạ giá thành sản phẩm. Cùng với sự đổi mới công nghệ sàng tuyển, sản phẩm than của Công ty tuyển than cửa ông phong phú hơn, đa dạng về chủng loại than, chất lượng sản phẩm được nâng cao phù hợp với thị hiếu của khách hàng. Công ty đã làm ăn có lãi, đời sống của cán bộ công nhân viên từng bước được cải thiện, có đầu tư phát triển ngắn hạn và dài hạn. Đó là bước đi vững chắc trong những năm qua, tạo tiền đề cho sự tồn tại và phát triển trong tương lai gần của Công ty tuyển than của ông. Trong khuôn khổ một đồ án tốt nghiệp đại học ngành Máy và thiết bị mỏ, tôi may mắn được tiếp cận thực tế, học tập, quan sát và phần nào có thể đưa vào đồ án để tính toán tường minh. CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG CỔNG TRỤC Mô tả cấu tạo, nguyên lý làm việc và tính toán gầu ngoạm. 2.1.1 Cấu tạo của gầu ngoạm. Hình 2-1. Sơ đồ nguyên lý và kết cấu gầu ngoạm 7 tấn Thân gầu. Thanh dằng. Ròng rọc di động. Ròng rọc cố định. Cam. Dây cáp. 2.1.2 Nguyên lý làm việc của gầu ngoạm. Đóng điện cho động cơ, phanh điện thủy lực mở ra, động cơ quay truyền chuyển động sang hộp giảm tốc, chuyển động từ hộp giảm tốc truyền sang tang cuốn cáp nhờ khớp nối, tang cuốn cáp quay kéo theo dây cáp chuyển động. Khi dây cáp trùng xuống ròng rọc di động sẽ chuyển động đi xuống do tự trọng, khi đó cam nối giữa hai thân gầu trái và phải đẩy hai thân gầu ra và gầu sẽ được mở rộng. Khi kéo căng cáp thì ròng rọc di động sẽ chuyển động đi lên kéo theo hai thân gầu đóng và gầu được đóng vào. Sơ đồ động học gầu ngoạm. Hình 2-2. Sơ đồ động học gầu ngoạm a. Khi đóng b. Khi mở tối đa 2.1.4 Kết cấu gầu ngoạm và tính toán. Kết cấu gầu ngoạm. Gầu ngoạm được treo trên 4 dây cáp, 4 dây cáp được cuốn vào hai tang (mỗi tang cuốn 2 dây) hai tang được đặt trong xe lăn bởi vậy gầu ngoạm sẽ được di chuyển cùng xe hàng. Cấu tạo gầu ngoạm gồm thân gầu trái và phải, thanh dằng trái và phải, palăng dẫn động, trong palăng gồm hệ thống ròng rọc di động và ròng rọc cố định, ròng rọc đi động sẽ chuyển động lên (xuống) theo cáp. Tính toán gầu ngoạm. Lực kéo xà ngang bên dưới lên (2) là : NK = S. ip. hP (1) Trong đó : iP - bội suất palăng iP = = 2 hP - là hiệu suất palăng Hình 2-3. Sơ đồ tính gầu ngoạm hP = h1. h2 = 0,96. 0,96 = 0,92 S là lực căng của dây trên một nhánh cáp. Trong đó : Q - trọng lượng toàn bộ Q = Qvl + Qg ip - là bội suất palăng iP = 2 h - hiệu suất bộ truyền h = hp + ht + h0 = 0,99. 0,96. 0,92 = 0,87 Tỷ số giữa khối lượng bì trên khối lượng vật liệu tải Qg = (0,9 ¸ 1,2) Qvl Qg1 = 0,9 Qvl = 0,9. 7 = 6,3 tấn Qg2 = 1. Qvl = 1. 7 = 7 tấn Qg3 = 1,1. Qvl = 1,1. 7 = 7,7 tấn Qg4 = 1,2. Qvl = 1,2. 7 = 8,4 tấn Trọng lượng toàn bộ. Q1 = Qg1 + Qvl = 6,3 + 7 = 13,3 tấn Q2 = Qg2 + Qvl = 7 + 7 = 14 tấn Q3 = Qg3 + Qvl = 7,7 + 7 = 14,7 tấn Q4 = Qg4 + Qvl = 8,4 + 7 = 15,4 tấn Lực căng S trên 01 nhánh cáp. KN KN KN KN Thay S, ip, hp vào (1) ta có : Nk1 = S1. ip. hp = 38,2. 2. 0,92 = 70,29 KN = 70290 N Nk2 = S2. ip. hp = 40,2. 2. 0,92 = 73,97 KN = 73970 N Nk3 = S3. ip. hp = 42,2. 2. 0,92 = 77,65 KN = 77650 N Nk4 = S4. ip. hp = 44,2. 2. 0,92 = 81,33 KN = 81330 N Lực P tác dụng lên thanh dằng nối giữa xà ngang trên (1) với mồm ngoạm. (2) Trong đó : NB = S (ip. hp - 1) NB = NK - S NB1 = NK1 - S1 = 70290 - 38200 = 32090 N NB2 = NK2 - S2 = 73970 - 40200 = 33770 N NB3 = NK3 - S3 = 77650 - 42200 = 35450 N NB4 = NK4 - S4 = 81330 - 44200 = 37130 N GB = Gngang trên = 0,3 Qg GB1 = 0,3 Qg1 = 0,3. 63 = 18,9 KN = 18900 N GB2 = 0,3 Qg2 = 0,3. 70 = 21 KN = 21000 N GB3 = 0,3 Qg3 = 0,3. 77 = 23,1 KN = 23100 N GB4 = 0,3 Qg4 = 0,3. 84 = 25,2 KN = 25200 N g = = = 28020’ cos g = 0,88 Thay vào (2) ta có lực tác dụng lên thanh dằng nối giữa xà ngang với mồm ngoạm. N N N N Lập Phương trình mô men cân bằng tất cả các lực tác dụng lên mồm gầu với gối tựa quay tương đối o. VB + H m - P c - 1/2 Gg d - 1/2 Gvl l = 0 Chiếu tất cả các ngoại lực tác dụng lên gầu ngoạm. Trong đó : V - lực cản xúc mồm gầu vào đống vật liệu. Gg - Trọng lượng gầu KN Gvl - Trọng lượng vật liệu KN S - Lực căng dây KN Lực cản xúc mồm gầu vào đống vật liệu KN KN KN KN Xác định lực cản đóng miệng gầu R. V = R sina Tính a : Với a » a1 Vì bán kính xúc rất lớn ta chọn dây cung FI = đoạn thẳng FI Xét D EFI ta có : tga1 = = = 0,79 Hình 2-4. Sơ đồ kích thước gầu ngoạm khi đóng a = 38,30 a » a1 = 38,30 Lực đóng miệng gầu R. KN KN KN KN Lực cản kéo mồm gầu khi đóng lại. H = R cosa cosa = 0,78 H1 = R1 cosa = 76,57. 0,78 = 59,7 KN H2 = R2 cosa = 80,6. 0,78 = 62,8 KN H3 = R3 cosa = 84,6. 0,78 = 65,9 KN H4 = R4 cosa = 88,69. 0,78 = 69,2 KN Tính chọn sơ bộ động cơ. (KN) S - lực căng dây N v - vận tốc nâng v = 35m/ph = 0,58 m/s h - hiệu suất bộ truyền động h = hp. ht. ho = 0,99. 0,96. 0,92 = 0,87 KW KW KW KW Công suất động cơ N = 25,5 ¸ 29,5 KW Căn cứ vào công suất tính toán và cường độ làm việc CĐ = 40% chọn động cơ. Động cơ kiểu MTKF – 412 – 6 Công suất động cơ 30 KW Tốc độ quay n = 935 v/ph cos j = 0,78 Tmax = 1000 Nm Tk = 950 Nm m = 315 kg Công suât động cơ phù hợp với công suất hai động cơ đã lắp đặt trên xe lăn cổng trục đang lắp đặt tại cảng Cửa ông. Vấn đề tính toán công suất cơ cấu nâng bước đầu đã được tường minh. 2.2 Cấu tạo, nguyên lý làm việc và tính toán cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn. Cơ cấu nâng được lắp trên xe hàng, xe hàng được di chuyển dọc trên 2 dầm chủ của cổng trục. Hình 2-5. Sơ đồ cơ cấu nâng tải + Cấu tạo của cơ cấu nâng. Hộp giảm tốc Tang cuốn cáp Cáp thép Phanh điện thủy lực. Phanh điện từ. Gầu ngoạm ( kiểu 4 dây tự hành) + Nguyên lý làm việc của cơ cấu nâng Đóng điện cho cơ cấu nâng hạ hoạt động, phanh điện thủy lực mở ra động cơ quay, chuyển động được truyền từ động cơ vào hộp giảm tốc thông qua bộ khớp nối, chuyển động từ hộp giảm tốc sang tang cuốn cáp nhờ bộ khớp nối trục đàn hồi, tang cuốn cáp quay kéo theo cáp chuyển động lên (xuống) gầu sẽ được nâng (hạ) tùy người điều khiển. 2.2.1 Sơ đồ động học cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn. Hình 2-6. Sơ đồ động học hai tang nâng của cơ cấu nâng tải Động cơ. Khớp nối trục. Phanh điện thủy lực. Hộp giảm tốc. Phanh điện từ. Khớp nối. Tang cuốn cáp. 2.2.2 Kết cấu cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn và tính toán các thông số kỹ thuật. Cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn là cơ cấu nâng dẫn động bằng động cơ điện, bao gồm 2 cụm truyền động. Mỗi cụm truyền động cho một tang cáp, tang cuốn hai sợi cáp, như vậy sẽ có 4 sợi dây cáp hoạt động độc lập từng đôi một. Cổng trục 7 tấn được thiết kế làm việc ở bến cảng, có khẩu độ L = 40(m), tốc độ nâng vn = 35 (m/ph), sức nâng 7 tấn, chiều cao nâng 12,5 (m), CĐ = 40%. Điều kiện môi trường làm việc : Gió : - Tốc độ gió tối đa khi làm việc 16 m/s - Tốc độ gió tính toán khi có gió bão 40 m/s. Độ ẩm tương đối : 100%. nhiệt độ ngoài trời 00 ¸ 450C Bội suất palăng cơ cấu nâng. Chế độ làm việc cơ cấu nâng. Bội suất palăng cơ cấu nâng. Bội suất palăng là thông số đặc trưng của palăng. Bội suất palăng bằng tỷ số nhánh treo vật nâng trên số nhánh cáp cuốn vào tang. ip = = 2 chế độ làm việc cơ cấu nâng. Chế độ làm việc là đặc tính quan trọng của cổng trục nó được phản ánh trong từng bước tính toán thiết kế các cơ cấu cũng như kết cấu kim loại, cổng trục được thiết kế chế tạo và sử dụng đúng chế độ làm việc sẽ đảm bảo an toàn và hiệu quả kinh tế. Trong máy nâng thường chọn chế độ làm việc của cơ cấu nâng đặc trưng cho chế độ làm việc của máy nâng. Chế độ làm việc của các cơ cấu khác được lựa chọn theo chế độ làm việc của cơ cấu nâng. Chế độ làm việc của cơ cấu nâng được đặc trưng bằng các chỉ tiêu sau : + Cường độ làm việc. CĐ % = . 100 t – Thời gian khởi động và chạy máy trong một chu kỳ. ph T – Tổng thời gian trong một chu kỳ làm việc của máy, bao gồm : Thời gian khởi động và chạy máy, thời gian chất tải, thời gian dỡ tải. ph CĐ = 40 % + Hệ số sử dụng máy trong một ngày. Kng = = = 0,67 + Hệ số sử dụng trong một năm. Kn = = = 0,75 + Hệ số sử dụng theo tải trọng. K0 = = 0,85 + Số lần mở máy trong một giờ chế độ làm việc 240 lần/giờ Theo bảng “Các định mức chế độ làm việc”. Chế độ làm việc của máy nâng ở chế độ nặng. 2.2.2.2 Tính toán chọn cáp. Dây cáp là một loại dây dẻo thông dụng trong công nghiệp nặng, có nhiều loại khác nhau để dùng trong nhiều hoàn cảnh khác nhau và tương ứng với nhiều chế độ tải trọng khác nhau. Chọn cáp thép được bện từ các sợi kim loại đã được chuốt sẵn. Các sợi kim loại này sau khi chuốt đã được lăn ép bề mặt để đạt giới hạn bền từ 1400 ¸ 2000 N/mm2, tăng gấp 2 ¸ 3 lần độ bền của các sợi thép bình thường cùng loại vật liệu. a. Chọn cáp. Với sức nâng 7 tấn, chế độ làm việc chọn loại cáp bên kép theo hướng bện thuận với các đặc điểm : - Về cấu tạo cáp bên kép. Đầu tiên các sợi cáp bện thành các dảnh xung quanh sợi trung tâm, sau đó các dảnh bện thành cáp xung quanh lõi giữa. Lõi giữa của các dùng lõi đay vì lõi đay mềm và giữ được dầu bôi trơn tốt. - Về hướng bện cáp. Cáp bện thuận hướng các sợi thép bện thành dảnh cùng hướng với các dảnh bện thành cáp. Cáp bện thuận có ưu điểm hơn so với cáp bện chéo là mềm hơn bởi vậy khi uốn qua các ròng rọc và tang có đường kính nhỏ dễ dàng hơn, ít bị mòn hơn tuy nhiên nó có nhược điểm không thể treo vật nâng trên một đầu cáp vì khi vật nâng nhấc lên khỏi mặt đất có thể bị quay, do đó cáp bung ra theo hướng bện, điều đó không an toàn. Trường hợp vật nâng được treo trên một đầu cáp dùng cáp bện chéo sẽ hiệu quả và an toàn hơn. Vì gầu ngoạm được treo trên 4 đầu sợi cáp nên chọn loại cáp bện thuận sẽ thuận tiện và hiệu quả hơn cáp bện chéo và không có khả năng tự quay khi nhấc gầu khỏi mặt đất. Hình 2-7. Cáp bện theo hướng thuận ЛKO-6x19(1+6) Tính toán cáp. Trong quá trình làm việc từng phần của các sợi thép của cáp có những loại ứng suất khác nhau : kéo, nén, uốn, xoắn, nghĩa là chúng chịu một trạng thái căng rất phức tạp. Tính toán lựa chọn dây cáp có thể dùng công thức về hệ số dự trữ độ bền theo quan hệ lực kéo đứt cáp trên lực căng tối đa. n > = [n] Trong đó : n - Hệ số dự trữ độ bền Sđ - Lực kéo đứt dây cáp. N S - Lực căng suất hiện trong dây cáp. N [n] - Hệ số dự trư độ bền cho phép. Chế độ làm việc nặng [n] = 5,5 Sđ = S [n] Sđ1 = S1 [n] = 38200. 5,5 = 210100 N Sđ2 = S2 [n] = 40200.5,5 = 221100 N Sđ3 = S3 [n] = 42200. 5,5 = 232100 N Sđ4 = S4[n] = 44200.5,5 = 243100 N Theo bảng lựa chọn loại cáp [Atlát máy nâng chuyển] chọn Cáp có lực kéo đứt gần đúng với lực kéo đứt tính toán. Lựa chọn loại cáp bện đôi kiểu ЛKO – 6 x19 ( 1 + 6 ) = 114. Với các thông số : - Khối lượng 1000 m cáp đã bôi trơn qcáp = 1635 (kg) - Diện tích tính toán của mặt cắt tất cả các sợi F = 167,03 - Đường kính cáp dc = 21 mm - Độ bền giới hạn của thép sb = 1800 N/mm2 2.2.2.3 Tính toán tang cuốn cáp. Tang trong cơ cấu nâng dùng để biến đổi chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến để nâng hay hạ vật nâng. Chiều cao nâng hàng 12,5 m tương đối lớn chọn tang trụ kép có cắt rãnh để cuốn một lớp cáp. Nhờ có cắt rãnh mà tăng được mặt tiếp xúc giữa cáp và tang, do đó giảm được áp suất giữa cáp và tang. Tang có rãnh đảm bảo cho dây cáp tuần tự lần lượt cuốn theo rãnh, không bị chồng chéo lên nhau, không bị kẹt cáp trong quá trình làm việc và nhờ có khoảng hở giữa các vòng cáp nên không có sự chà xát giữa các vòng khi cuốn và khi nhả. Cáp dùng được lâu hơn và bền hơn. Rãnh cáp được chọn theo quy chuẩn thường R = 0,6 dc ( dc là đường kính cáp) R = 0,6. 21 = 12,6 mm Hình 2-8. Mặt cắt thành tang rãnh xoắn a. Tính chọn tang. Bước cắt rãnh t. t = dc + (2 ¸ 3) mm t1 = 21 + 2 = 23 mm t2 = 21 + 3 = 24 mm Đường kính tang. Đường kính tang phải đảm bảo tỷ lệ thích ứng với đướng kính cáp cuốn trên nó, để tránh khỏi bị uốn nhiều tăng độ bền lâu cho cáp. Đướng kính tang tối thiểu phải tính như sau : Dt= dc (16 ¸ 30 ) mm dc - Đường kính cáp Dt = 21. 22 = 462 mm Chọn đường kính tang Dt = 465 mm b. Kích thước hình học của tang. Chiều dài toàn bộ tang L = 2 L0 + 2 L1+ 2 L2 + L3 mm Trong đó : L0 – Chiều dài phần tang để cuốn cáp làm việc. mm L1 – Chiều dài phần tang để cặp đầu cáp. mm L2- Chiều rộng của thành tang. mm L3- Chiều dài đoạn giữa không cắt rãnh của tang trụ kép. mm Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên phần tang. l = ip. H Trong đó : ip – bội suất palăng ip = 2 H – Chiều cao nâng H = 12,5 m l = 2. 12,5 = 25 m Số vòng cáp cuốn vào tang ở một nhánh cáp. Trong đó : l - Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang l = 25 m Dt - Đường kính tang Dt = 0,465 m dc - Đường kính cáp dc = 0,021 m z0 - Số vòng cáp dự trữ ma sát z0 = 2 Chiều dài phần tang cuốn cáp. L0 = z. t t – Bước cuốn cáp t = 23 mm z – Số vòng cáp cuốn vào tang ở một nhánh z = 19 vòng L0 = 19. 23 = 437 mm Chiều dài phần tang cặp đầu cáp. Nếu cáp cặp bằng tấm ốp ở mặt ngoài của tang với khoảng 3 vòng. L1= 3. t = 3. 23 = 69 mm Đây là tang kép có phay rãnh không cần tạo thành tang, nhưng cần có phần chiều dài ở hai đầu tang trước khi phay rãnh, thông thường : L2= 20 mm Chiều dài đoạn tang ở giữa không cắt rãnh khi dùng tang kép. L3= L4 – 2 hmin tg a Trong đó : L4 – Khoảng cách giữa hai ròng rọc của ổ treo L4 = 300 mm hmin – Khoảng cách an toàn ngắn nhất giữa trục tang và vị trí đi lên cao nhất của ổ treo. hmin = 800 mm a - Góc nghiêng cho phép dây cáp từ ròng rọc ở vị trí cao nhất khi cuốn lên tang có rãnh tg a = 0,07 Thay vào : L3 = L4- 2 hmin. tga = 300 – 2. 800. 0,07 = 118 mm Thay L0, L1, L2, L3 vào ta được chiều dài toàn bộ tang. L = 2 L0+ 2 L1 + 2 L2 + L3 L = 2. 437 + 2. 69 + 2. 20 + 188 = 1240 mm Chiều dầy thành tang. Chiều dầy thành tang được xác định xuất phát từ điều kiện bền. Khi làm việc thành tang chịu các ứng suất nén, uốn và xoắn trong đó chủ yếu là ứng suất nén. Thông thường người ta chọn bề dầy thành tang theo công thức kinh nghiệm sau đó kiểm tra lại theo nén. d = 0,02. Dt + (6 ¸ 10) mm d = 0,02. 465 + 6 = 15,3 mm d = 0,02. 465 + 10 = 19,3 mm kiểm tra nghiệm bền thành tang theo ứng suất nén. Tang được chế tạo bằng thép CT3 có [sn] = 180 N/mm2, hệ số dự trữ độ bền n =6. Trong đó : k - Hệ số phụ thuộc vào số lớp cáp trên, tang cuốn 1 lớp k = 1 j - Hệ số giảm ứng suất phụ thuộc vào loại vật liệu đối với thép j = 1 S - Sức căng dây. N d - Chiều dầy thành tang. mm t - Bước cuốn cáp t = 23 mm N/mm2 £ [sn] N/mm2 £ [sn] 2.2.2.4 Tính toán và lựa chọn động cơ điện cho cơ cấu nâng. Mô men trên tang. Trong đó : S - Lực căng của dây. N D - Đường kính tang Nm Nm Nm Nm Số vòng quay trên tang. v/ph Tỷ số bộ truyền động. Mô men động cơ. Nm Nm Nm Nm Nm Công suất của động cơ. KW Trong đó : Mđc - Mô men trên động cơ. Nm nđc – Số vòng quay của động cơ. v/ph KW KW KW KW Công suất động cơ N = 22,3 ¸ 25,8 KW Căn cứ vào bảng chọn động cơ kiểu MTKF 412 – 6, CĐ = 40% Công suất động cơ N = 30 KW Số vòng quay n = 935 v/ph Khối lượng động cơ m = 315 kg cosj = 0,78 Tmax = 1000 Nm Tk = 950 Nm Động cơ đã tính chọn phù hợp với dẫn động cơ cấu nâng đã lắp đặt trên cổng trục mới đang lắp đặt tại cửa ông. 2.2.2.5 Kiểm tra mô men phanh cơ cấu nâng. Mô men phanh cơ cấu nâng dùng để treo vật nâng khi dừng và điều chỉnh tốc độ rơi vật nâng khi hạ tải. Phanh trang bị trên cơ cấu nâng gồm : Phanh dừng (phanh an toàn), phanh thả (phanh điều chỉnh tốc độ). Phanh được trang bị trên trục động cơ nên có mô men phanh nhỏ, kết cấu cụm phanh nhỏ gọn. Tính toán mô men phanh cơ cấu nâng Mp = M’t + Mđ = M’t + M’đ + M’’đ M’t – Mô men tĩnh do trọng lượng vật nâng gây ra (mô men tĩnh xẩy ra suốt cả thời gian hạ vật nâng với tốc độ không đổi) Mđ - Mô men động lực học do động năng của vật nâng và các chi tiết quay sinh ra (mô men động lực học Mđ chỉ xẩy ra trong thời gian phanh) Mđ = M’đ + M’’đ Mô men tĩnh. i0 – Tỷ số của bộ truyền động. h - Hiệu suất bộ truyền Nm Nm Nm Nm M’đ - Mô men do động năng của vật nâng khi dừng lại. Thời gian phanh. Quãng đường phanh. m vp – Vận tốc vật nâng khi bắt đầu phanh s Nm Nm Nm Nm M’’đ - Mô men do động năng của các bộ phận và các chi tiết quay sinh ra. C = 1,1 ¸ 1,15 (GiD2i)1 – Mô men đà do động cơ (GiD2i)1 = (GiD2i)roto + (GiD2i)kn = 10,8 + 1,29 = 12,09 Nmm2 Mô men phanh. Mp = M’t + M’đ + M’’đ Mp1 = M’t1 + M’đ1 + M’’đ = 381 + 7,6 +23,4 = 412 Nm Mp2 = M’t2 + M’đ2 + M’’đ = 401 + 8 + 23,4 = 423 Nm Mp3 = M’t3 + M’đ3 + M’’đ = 420 + 8,45 + 23,4 = 425 Nm Mp4 = M’t4 + M’đ4 + M’’đ = 441 + 8,85 + 23,4 = 473 Nm Mô men phanh MP = 412 ¸ 473 Nm. Chọn phanh có mô men phanh thỏa mãn Mp < [Mp] Chọn phanh. Phanh chính. Phanh điện thuỷ lực kiểu TKG – 300 m Đường kính bánh phanh 300 mm Mô men phanh 800 Nm Khối lượng phanh 92 kg Hình 2-9: a, Phanh điện thủy lực kiểu TKG Phanh hỗ trợ. Phanh điện từ TKT – 300 Đường kính bánh phanh 300 mm Mô men phanh 500 mm Khối lượng phanh 92 kg Hình 2-9. b, Phanh điện từ kiểu TKT 2.2.2.6 Bộ truyền động. Theo tốc độ nâng vn = 35 m/ph, tốc độ vòng quay n =935 v/ph. Chọn hộp giảm tốc 2 cấp PM – 350 với các đặc tính kỹ thuật. Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp Tỷ số truyền i0 = 40,17 Kiểu lắp : Trục ra và trục vào quay về một phía. Phương án thực hiện hộp giảm tốc. Hình 2-10. Sơ đồ hộp giảm tốc T – Trục có số vòng quay thấp (trục ra của hộp giảm tốc) C – Trục có số vòng quay cao (trục vào của hộp giảm tốc) Hộp giảm tốc này có tỷ số truyền 39 so với tỷ số truyền dự kiến i0 = 40,17 sẽ có sai số. Sai số này nằm trong giới hạn sai số cho phép điều kiện kỹ thuật. 2.2.2.7 Kiểm tra mô men khởi động của cơ cấu nâng. Động cơ điện cơ cấu nâng được chọn theo công suất khi chuyển động ổn định với tốc độ nâng không đổi vn = 35 m/ph. Trong thời kỳ khởi động máy ngoài việc nâng vật, động cơ còn phải tiêu hao năng lượng để tạo gia tốc cho vật nâng và các chi tiết trong cơ cấu vì trước đó chúng ở trạng thái tĩnh. Như vậy trong thời kỳ mở máy động cơ điện phải tạo ra mô men. Mm = Mt + Mđ = Mt + M’đ + M’’đ Mt - Mô men tĩnh dùng để khắc phục trọng lượng vật nâng. Mđ’ - Mô men động để tạo gia tốc cho vật nâng trong thời gian khởi động. M’’đ - Mô men động để tạo gia tốc cho các chi tiết quay của cơ cấu nâng tải Mô men tĩnh do hoán vị mô men tang về trục động cơ Mt Trong đó: i0 – Tỷ số bộ truyền động h0 – Hiệu suất bộ truyền động h - Hiệu suất chung của cơ cấu nâng h = hp. hpl. htg. h0 = 0,85 Q - Trọng lượng cơ cấu nâng. N D - Đường kính tang. m Nm Nm Nm Nm Mô men động để tạo gia tốc cho vật nâng trong thời gian khởi động máy M’’đ. Nm tm – Thời gian mở máy thường tm = 1 ¸ 2 Nm Nm Nm Nm Mô men động để tạo ra gia tốc cho các chi tiết quay của cơ cấu nâng tải M’’đ. Trong đó : k – Hệ số k =1,2 nđc – Số vòng quay của động cơ n = 935 v/ph (GiD2i)1 = (GiD2i)roto + (GiD2i)kn + (GiD2i)p (GiD2i)1 – Mô men đà trên trục động cơ. (GiD2i)roto – Mô men đà do rô to động cơ (GiD2i)kn – Mô men đà do khớp nối. (GiD2i)p – Mô men đà do bánh phanh gây ra. (GiD2i)roto = 10,8 (Nm2) (GiD2i)kn = 1,29 (Nm2) (GiD2i)p = 82,8 (Nm2) (GiD2i)1 = 10,8 + 1,29 + 82,8 = 94,84 Nm2 Nm2 Mô men mở máy động cơ. Mm = Mt + M’đ + M’’đ Mm1 = Mt1 + M’đ1 + M’’đ2 = 452,8 + 8,7 + 189 = 650 Nm Mm2 = Mt2 + M’đ2 + M’’đ2 = 476,6 + 9,17 + 189 = 674 Nm Mm3 = Mt3 + M’đ3 + M’’đ3 = 500 + 9,63 + 189 = 697 Nm Mm4 = Mt4 + M’đ4 + M’’đ4 = 524,3 + 10 + 189 = 723 Nm Mô men khởi động thực tế lớn hơn mô men tính toán lý thuyết khoảng 33% Mm max = 1,33 Mm Mm1max = 1,33. Mm1 = 1,33. 650 = 865 Nm Mm2 max = 1,33. Mm2 = 1,33. 674 = 896 Nm Mm3 max = 1,33. Mm3 = 1,33. 697 = 927 Nm Mm4 max = 1,33. Mm4 = 1,33. 723 = 962 Nm Hệ số quá tải của động cơ trong thời kỳ khởi động. [j] – Hệ số quá tải cho phép của động cơ [j] = 3,27 Mô men danh nghĩa của động cơ. Nm So với động cơ đã chọn luôn thỏa mãn. 2.2.2.8 Hệ thống điều khiển. Mọi hoạt động của cổng trục được điều khiển từ cabin, trong đó người điều khiển có thể quan sát toàn bộ phạm vi hoạt động của cổng trục và nắm rõ trạng thái hiện tại của cổng trục thông qua các hiển thị số và đèn. Để giúp người điều khiển cổng trục quan sát tốt mọi vị trí lấy hàng cũng như nhả hàng. Ca bin được treo dưới một khung xe và di chuyển cùng với xe lăn mang ngoạm trên dầm cổng trục. Ca bin được kết cấu bằng thép định hình, tại nơi cần thiết làm bằng inốc, mặt trong có tường bằng gỗ phủ pocmica, sàn trải thảm đệm toàn bộ ca bin được bảo ôn cách nhiệt, bên trong có quạt trống nóng, hệ thống đèn báo, bảng hiển thị chỉ dẫn và các cơ cấu điều khiển. Trang thiết bị điện cung cấp và điều khiển. Trang thiết bị điện cung cấp và điều khiển sử dụng đóng cắt không tiếp điểm (Thyristor) – PLC đây là hệ thống điều khiển tiên tiến có nhiều ưu điểm nổi bật : - Không xẩy ra hiện tượng đánh lửa khi chuyển đổi trạng thái nên độ ổn định cao. - Tần số đóng cắt lớn, điều này rất phù hợp với đặc tính truyền động trong thiết bị nâng. - Hoạt động tin cậy trong điều kiện điện áp không ổn định. - Hệ thống điều khiển tập trung tâm PLC được cài đặt chương trình có khống chế giúp cho chuyển đổi các thông số rất êm, tránh hư hỏng về cơ khí. b. Cấp điện. - Cấp điện cho cầu trục : Nguồn điện cấp AC 380, 50 Hz, 3 pha. - Cấp điện cho xe hàng : Cáp mắc theo kiểu tràng hoa và pu ly con lăn treo cáp được mắc trên thanh ray. - Cấp điện chiếu sáng : AC – 220 – 50 Hz + Hệ thống mạch điện động lực. Đường cấp điện động lực đường ray (đã có sẵn). Để lấy điện vào cổng trục sử dụng bộ con lăn bằng đồng f 100, con lăn này được tỳ mềm vào phía dưới đường linh đảm bảo độ tiếp xúc tối thiểu 200 mm2, lực ép tối thiểu 4,5 kg/cm2. Nguồn điện động lực trước khi vào tủ động lực chính được đi qua cầu dao cách ly để phục vụ cho sửa chữa. Đóng cắt mạch điện chính của cổng trục bằng nút ấn tay có đèn báo hiệu công tắc tơ 300 A. Tất cả các mạch nhánh gồm : Mạch đóng mở gầu, nâng (hạ), di chuyển xe lăn, di chuyển cổng trục cũng được đóng cắt độc lập bằng cách khởi động từ và các nút ấn tương ứng. Riêng mạch nhánh được đặt rơ le dòng điện để bảo vệ cho các động cơ tương ứng. c. Mạch điều khiển. Do thiết bị để đóng cắt mạch động lực là Thyristor nên mạch điều khiển là mạch tạo điện áp đóng mở tương ứng với tính năng của Thyristo, cụ thể là : Tín hiệu điều khiển thông qua trang điều khiển được đưa vào đầu vào PLC. PLC nhận lệnh này và đưa tín hiệu ra tương ứng với chương trình đã cài đặt sẵn. Tín hiệu ra được đưa vào rơle trung gian để tác động vào mạch tạo điện áp đồng bộ để mở Thyristor. d. Mạch tín hiệu, bảo vệ và chiếu sáng. + Mạch tín hiệu. - Báo hiệu điện áp bằng đồng hồ vôn 0 ¸ 500 V, kiểm tra bằng công tác đảo pha. - Báo dòng điện lệch pha bằng đồng hồ ampe từ 0¸ 500 A, qua biến dòng 300/5. - Báo hiệu đóng cắt mạch của các mạch chính, mạch nhánh bằng đèn báo tại nút ấn tương ứng (đèn xanh : đã sẵn sàng, đèn đỏ : cắt) - Báo hiệu chuẩn bị hoạt động bằng chuông. + Mạch bảo vệ. - Bảo vệ mất pha, lệc pha bằng rơ le bảo vệ pha. - Bảo vệ quá dòng bằng rơ le đóng điện. - Bảo vệ các sự cố bất bình thường khi thao tác sai bằng các cài đặt chế độ trên PLC. - Bảo vệ quá hành trình bằng công tắc hành trình tương ứng. + Mạch chiếu sáng. - Chiếu sáng làm việc bằng 02 đèn pha 500 V - Chiếu sáng sửa chữa bằng các bóng đèn lưu động 20 ¸ 500 W - Chiếu sáng ca bin bằng đèn trần. e. Điều khiển. - Muốn nâng hạ hay đóng mở gầu ngoạm thì dùng tay gạt TKT1 và TKT2 - Muốn di chuyển xe lăn và di chuyển cầu lăn thì dùng tay gạt KTK3, KTK4. - Muốn dừng chuyển động thì đưa tay gạt về vị trí 0. Muốn dừng hẳn làm việc thì ấn nút stop (mầu đỏ) 2.2.2.9 Các thông số kỹ thuật của cơ cấu nâng. (Bảng 2-1) Công suất động cơ điện KW 30 KW Tốc độ v/ph 935 v/ph Hộp giảm tốc Kiểu Tỷ số truyền PM 350 40,17 Phanh : 2 phanh Phanh điện thuỷ lực Phanh điện từ TKG – 300 TKT – 300 Tang cáp Đường kính tang bước cáp 465 mm 23 mm Cáp thép ЛKO – 6x19(1+6) Đường kính 21 mm Khớp nối + bánh phanh Khớp nối trục kiểu đàn hồi Kết luận : Cường độ làm việc CĐ = 40%, công suất động cơ đã tính toán và lựa chọn thỏa mản yêu cầu chất (dỡ), nâng (hạ) tải và phù hợp với công suất hai động cơ lắp đặt trên xe lăn cổng trục 7 tấn tại Cảng Cửa Ông. Vấn đề tính toán cơ cấu nâng cổng trục đã tường minh. CHƯƠNG 3 CƠ CẤU DI CHUYỂN XE LĂN VÀ CẦU LĂN Cơ cấu di chuyển xe lăn. Xe lăn di chuyển trên hai dầm, cơ cấu di chuyển xe lăn lắp trực tiếp trên xe lăn. Kết cấu cơ cấu di chuyển xe lăn gồm 01 bộ truyền động tạo chuyển động cho bánh xe. Xe lăn có kích thước là 3m x 4m, do các dầm thép liên kết thành khung hộp cứng, mặt trên phủ tôn chống trơn dày 5 mm làm bề mặt lắp đặt các cơ cấu, bụng xe có gia cường để bắt gối và bánh xe di chuyển. Hình 3-1. Sơ đồ cơ cấu xe lăn 3.1.1 Cấu tạo và nguyên lý làm việc của cơ cấu di chuyển xe lăn. a. Cấu tạo của cơ cấu di chuyển xe lăn. Cơ cấu di chuyển xe lăn gồm : Động cơ điện. Hộp giảm tốc. Phanh điện thủy lực. bánh xe. b. Nguyên lý hoạt động của cơ cấu di chuyển xe lăn. Đóng điện cho động cơ di chuyển hoạt động, phanh điện thủy lực mở ra, động cơ quay truyền chuyển động sang hộp giảm tốc thông qua bộ khớp nối và bánh xe lắp cố định trên trục quay kéo theo xe lăn chuyển động. 3.1.2 Sơ đồ động học của cơ cấu di chuyển xe lăn. Động cơ điện. Khớp nối. Phanh. Hộp giảm tốc. Bánh xe. Ray vuông P = 45x45 Cỡ đường S = 2000 mm Hình 3-2. Sơ đồ cơ cấu xe lăn 3.1.3 Tính toán cơ cấu di chuyển xe lăn. Tải trọng vật nâng Q = 7 (tấn) = 70000 (N) Trọng lượng bộ phận mang tải và xe lăn (có hàng) Q0 = 16 (tấn) = 160000 (N) Tốc độ di chuyển xe lăn vx = 90 m/ph. Xe lăn chạy trên hai dầm trên xe lăn ngoài cơ cấu di chuyển còn có cơ cấu nâng. Động cơ được lắp trên xe lăn, 4 bánh xe lắp dưới khung xe, trong đó có 2 bánh chủ động và 2 bánh bị động, do đó hộp giảm tốc phải đặt nghiêng b0 = 750 3.1.3.1 Bánh xe và ray xe lăn. Bánh xe. Trên cơ cấu di chuyển xe lăn là loại bánh xe hình trụ có hai gờ. Tuổi thọ của bánh xe chủ yếu phụ thuộc và độ rắn bề mặt làm việc của chúng, do đó sử dụng bánh xe làm bằng thép có bề mặt làm việc được nhiệt luyện đến độ cứng trên bề mặt HRC = 35 - 45. Hình 3-3. Sơ đồ bánh xe di chuyển xe lăn và ray chuyên dùng Bánh xe đặt trên trụ quay có hộp trục và ổ bi. Ray. Đường ray dẫn hướng thường dùng loại ray vuông, bề rộng mặt bánh xe phải lớn hơn bề rộng của ray để tránh tình trạng gây ma sát quá lớn giữa gờ bánh xe với mép ray do hiện tượng cong vênh đương hay biến dạng bộ truyền động xe lăn. Hình 3-4. a. Sơ đồ cơ cấu ray xe lăn b. Sơ đồ bố trí bánh xe chạy trên ray c. Kiểm tra ứng suất tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường ray. Tải trọng do trọng tải vật nâng và tải trọng do xe lăn được phân bố trên bốn bánh xe A, B, C, D. N Với sức nâng 7 tấn, tốc độ di chuyển vx = 90 m/ph chọn bánh xe có hai gờ, đường kính bánh Dbx = 300 (mm), đường kính ngõng trục d = 70(mm), bánh xe chạy trên hai ray vuông chuyên dùng. Bánh được chế tao bằng thép có : Trong đó : Kmax - Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe Kmax = 40000 N C1 - Hệ số chú ý đến chế độ làm việc của cơ cấu nâng C1 = 1,4 C2 - Hệ số phụ thuộc vào tốc độ di chuyển C2 = 1+ 0,02 v vx là tốc độ di chuyển của xe lăn m/s, vx = 1,5 (m/s) C2 = 1 + 0,02. 1,5 = 1,03 R - Bán kính bánh xe. R = 15 (cm) b0 - Bề rộng sử dụng của ray b0 = 4 (cm) [stx] - ứng suất tiếp xúc cho phép. (N/cm2) Bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55P, độ cứng HB = 350 ¸ 450, bánh xe trụ có ứng suất tiếp xúc [stx] = 75000 (N/cm) stx £ [stx] 3.1.3.2 Lực cản chuyển động của xe lăn di chuyển. Xe lăn di chuyển phải thắng các lực cản do ma sát, do độ dốc của đường ray và do sức cản của gió. Wt = W1 + W2 + W3 (N) Lực cản do ma sát. (N) Trong đó : Q0 - Trọng tải toàn bộ xe lăn và bộ phận mang tải khi có tải Q0 = 160000 N d - Đường kính ngõng trục d = 70 mm f - Hệ số ma sát tại ổ lăn của bánh xe f = 0,02 m - Hệ số ma sát lăn của bánh xe với đường ray m = 0,1 Dbx - Đường kính bánh xe Dbx = 300 mm N Khi kể đến ma sát của hai gờ bánh xe với mép đường ray W1 = k. Wms k - Hệ số ma sát gờ bánh xe với mép đường ray k =2 W1 = 2. 853 = 1706 N Lực cản do độ dốc của đường ray W2 Độ dốc đường ray cho phép lắp đặt a = 0,2 % W2 = Q0 . a = 160000. 0,002 = 320 N Do đặc thù của cổng trục là làm việc ngoài bến cảng áp lực của dó lớn. áp lực gió bằng hệ số cản gió nhân với khối lượng cản gió. W3 = 100N/tấn = 100. 16 = 1600 N Tổng cản : Wt = W1 +W2 + W3 = 1706 + 320 +1600 = 3626 N 3.1.3.3 Lựa chọn động cơ cho cơ cấu di chuyển xe lăn. Công suất động cơ di chuyển xe lăn. (KW) Trong đó : W - Tổng lực cản W = 3620 N vx - Tốc độ di chuyển xe lăn vx = 90m/ph h0 - Hiệu suất bộ truyền động h0 = 0,85 KW Tần số quay của bánh xe dẫn xe lăn. (v/ph) Trong đó : vx - Tốc độ di chuyển của xe lăn vx = 90 m/ph Dbx - Đường kính của bánh xe Dbx = 0,3 m v/ph Căn cứ và công suất tính toán lựa chọn động cơ điện có các thông số kỹ thuật : Động cơ kiểu M T - 31 - 6 Công suất danh nghĩa N = 8,8 KW Số vòng quay n = 962 v/ph Mô men cực đại Mmzx = 31 Nm Mô men đà (GiDi2)roto = 10,5 Nm Trọng lượng m = 2180 N Tỷ số bộ truyền động. 3.1.3.4 Kiểm tra động cơ theo mô men mở máy. Trong thời kỳ mở máy động cơ phải khắc phục Mt do ma sát, ngoài ra phải khắc phục quán tính các khối lượng chuyển động thẳng Mđ’ và quán tính khối lượng chuyển động quay M’đ. Mô men mở máy cơ cấu di chuyển xe lăn. Mm = Mt + M’đ + M’’đ , Nm Mô men cản tĩnh để khắc phục sức cản của xe lăn Mt. Trong đó : W1 - Lực cản do ma sát W1 = 1706 N Dbx - Đường kính của bánh xe Dbx = 0,3 m i0 - Tỷ số bộ truyền động i0 = 10,07 h0 - Hiệu suất bộ truyền h0 = 0,85 Nm Mô men cản động của khối lượng quán tính các bộ phận tham gia chuyển động tịnh tiến (khối lượng vật nâng, khối lượng cơ cấu di chuyển) M’đ Trong đó : tm - Thời gian mở máy của động cơ thường tm = 1¸2 s Q1-Trọng lượng của xe hàng khi không có hàng Q1=90000 N Nm Mô men cản động do khối lượng quán tính tham gia chuyển động quay gây ra và được hoán vị về trục động cơ M’’đ. Trong đó : nđc - Số vòng quay của động cơ. b = 1,2 (GiD2i)1 = (GiD2i)roto + (GiD2i)kn (GiD2i)roto - Mô men đà do ro to của động cơ (GiD2i)roto = 10,5 Nm2 (GiD2i)kn - Mô men đà do khớp nối của động cơ (GiD2i)kn = 5,78 Nm2 (GiD2i)1 = 10,5 + 5,78 = 16,28 Nm2 Nm Mô men mở máy : Mm = Mt + M’đ + M’’đ = 29,89 + 241 +50 = 320,89 Nm Mô men danh nghĩa của động cơ. Nm Mô men mở máy của động cơ. Nm Nm Nm Mmđcmax > Mmđcmin > Mmđcdn 3.1.3.5 Phanh cơ cấu di chuyển xe lăn. Trong cơ cấu di chuyển xe lăn phanh thường được đặt ở trục thứ nhất (trục động cơ). khi tắt động cơ lực quán tính tiếp tục làm xe lăn di chuyển, còn lực cản do ma sát sẽ cản trở chuyển động của nó tức là giúp phanh làm việc. Do đó mô men phanh sẽ được tính. Mp = -Mt + M’đ + M’’đ Tính toán kiểm tra cơ cấu di chuyển xe lăn là xác định mô men phanh trong trường hợp xe không mang tải. Xác định thời gian phanh khi không mang tải và khi có tải sau đó tiến hành kiểm tra quãng đường phanh. Có thể lựa chọn thời gian phanh khi xe không mang tải phụ thuộc vào tỷ số bánh xe được trang bị phanh trên tổng số bánh xe trên cơ cấu lăn và hệ số dính bám giữa ray với bánh xe dẫn, thì gia tốc phanh a0p = 0,75 m/s2. Số bánh xe có trang bị phanh chiếm 50% và hệ số dính bám j = 0,2 thì thời gian phanh khi không có tải s Trên xe lăn có trang bị phanh trên 2 bánh xe dẫn của trục thứ nhất chiếm 50% tổng số bánh xe của xe lăn. Mô men phanh Mp = - Mt + M’đ + M’’đ Tức là : Q1 - Trọng lượng xe lăn khi không có hàng Q1 = 90000 N N Mô men phanh : Nm Chọn phanh có [Mp] = 300 Nm > [Mp tt] = 104 Nm Kiểu phanh điện thủy lực TKG - 200 Mô men phanh 300 mm Đường kính bánh phanh 200 mm Khối lượng phanh 34,2 kg Kiểm tra thời gian phanh khi xe lăn mang trọng tải vật nâng. Nm s Gia tốc phanh xe lăn khi mang tải vật nâng. m/s2 Kiểm tra quãng đường phanh khi biết tốc độ xe lăn và thời gian phanh khi có hàng. Quãng đường phanh Sp khi phanh một nửa số bánh xe. m mà vx - Tốc độ di chuyển xe lăn m/s, vx = 1,5 m/s tp - Thời gian phanh khi xe có tải, tp = 3 s m Chọn khớp nối : Hình 3-5. Khớp nối trục Kiểu : Khớp nối trục đàn hồi ;Mô men xoắn 8700 Ncm. Mxđh > Mmđc max > Mp max Û 8700 Nm > 157 Nm > 104 Nm 3.1.3.6 Các thông số kỹ thuật của cơ cấu di chuyển xe lăn. (Bảng 3-1) Tốc độ di chuyển xe lăn m/ph 90 m/ph Đường kính bánh xe mm 300 mm Động cơ Công suất Tốc độ Kiểu MT-31-6 Kw v/ph 8,8 kw 962 v/ph Hộp giảm tốc Kiểu Tỷ số truyền Bánh răng trụ 10,07 Phanh Mô men phanh Đường kính bánh phanh TKG-200 300 Nm 200 mm 3.2 Cơ cấu di chuyển cầu lăn. Hình 3-6. Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu lăn 7 tấn Cơ cấu di chuyển cổng trục gồm 4 cụm chân bánh xe, trong đó có hai cụm chủ động và hai cụm bị động. Các cụm di chuyển liên kết với chân cổng trục thông qua các khớp bản lề nhằm tạo cho bánh xe luôn tiếp xúc với đường ray. Trên 4 cụm bánh xe chân cổng trục được lắp 02 bộ kẹp ray để giữ cổng trục khỏi bị trôi do gió giật và 02 thiết bị neo giữ cẩu khi có gió bão. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của cơ cấu di chuyển cầu lăn. Cấu tạo (cụm chủ động) Động cơ điện Phanh Khớp nối. Hộp giảm tốc. Cặp bánh răng hở Đường ray. Bánh xe di chuyển Hình 3-7. Sơ đồ cơ cấu dẫn động cầu lăn Nguyên lý làm việc. Đóng điện cho cơ cấu di chuyển cầu lăn hoạt động, phanh thủy lực mở ra động cơ quay, thông qua bộ khớp nối chuyển động quay được truyền sang hộp giảm tốc, trục ra của hộp giảm tốc quay kéo theo bánh răng và vành răng quay. Cổng trục sẽ di chuyển sang phải và sang trái tùy người điều khiển. Tính toán cơ cấu di chuyển cầu lăn. Sức nâng Q = 7 tấn = 70000 N Trọng lượng xe lăn khi không mang tải Q1 = 9 tấn = 90000N Trọng lượng cổng trục khi di chuyển Q2 = 126 tấn = 1260000 N Tốc độ di chuyển của cổng trục vc = 20 m/ph Khẩu độ ray L = 40 m Chế độ làm việc CĐ = 40 % 3.2.2.1 Bánh xe và ray cầu lăn. Bánh xe. Chọn bánh xe hình trụ có ha gờ, vật liệu làm bánh xe là thép đã được nhiệt luyện đạt độ cứng bề mặt HRC = 35 ¸ 40 Ray. Ray dùng cho cơ cấu di chuyển cầu lăn là ray vuông chuyên dùng Cổng trục sức nâng 7 tấn, tốc độ di chuyển vc =20 m/ph, CĐ = 40%, lựa chọn bánh xe có 2 gờ với các thông số : Hình 3-5. Bộ bánh xe di chuyển cầu lăn. Đường kính bánh xe D = 500mm. Đường kính gờ bánh xe D1 = 550 mm Bề rộng bánh xe Br = 60 mm Đường kính ngõng trục d = 100 mm Kiểm tra ứng suất tiếp xúc giữu bánh xe với mặt đường ray. Đối với bánh xe hình trụ, ray phẳng. Bánh xe được chế tạo bằng thép. Trong đó : Kmax - Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe, N C1 - Hệ số ảnh hưởng đến chế độ làm việc của cơ cấu. Chế độ làm việc nặng C1 =1,4 C2 - Hệ số phụ thuộc vào tốc độ di chuyển C2 = 1 + 0,02 vc vc vận tốc di chuyển của cầu lăn, m/s C2 = 1+ 0,02.0,33 = 1,006 R - Bán kính bánh xe, cm b0 - Bề rộng sử dụng của đường ray, cm [stx] - ứng suất tiếp xúc cho phép Tải trọng lớn nhất tác dụng lên 01 bánh xe. N ứng suất tiếp xúc giữu bánh xe với mặt đường ray. N/cm2 Với ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh xe, thép đúc 55P, độ cứng HB = 350 ¸ 450, [stx] = 75000 N/cm2 stx £ [stx] 3.2.2.2 Sức cản chuyển động của cơ cấu di chuyển cầu lăn. Đặc tính của cổng trục là làm việc ở bến cảng, do đó suất hiện những sức cản chủ yếu. Sức cản tĩnh suất hiện trong suốt thời kỳ chuyển động bao gồm : Thành phần sức cản do ma sát W1, thành phần sức cản do độ dốc của đường ray W2, sức cản do gió W3. Tổng cản tĩnh. Wt= W1 + W2 + W3 Thành phần sức cản do ma sát W1. N Trong đó : Q2- Trọng lượng toàn bộ cổng trục khi di chuyển. N m - Hệ số ma sát lăn m = 0,1 f – Hệ số ma sát lăn tại bánh xe f = 0,02 Dbx - Đường kính bánh xe. mm d - Đường kính ngõng trục. mm N W1 = k Wms k – Hệ số tính đến ma sát tại vành xe và ray k = 3,2 W1 = 3,2. 5544 = 17741 N Thành phần sức cản do độ dốc của ray W2. W2= a. Q2 Với a = 0,3 % W2= 0,003. 1260000 = 3780 N Thành phần sức cản do gió. W3 = 100N/tấn = 100. 126 = 12600 N Tổng cản tĩnh. Wt = W1+ W2 + W3 = 17741 + 3780 + 12600 = 34121 N 3.2.2.3 Lực chọn động cơ. Công suất động cơ điện cho cơ cấu di chuyển cầu lăn. KW Trong đó : Wt – Tổng sức cản tĩnh. N vc – Tốc độ di chuyển cầu lăn. m/ph h - Hiệu suất bộ truyền động. Công suất cần thiết của động cơ. KW Với chế độ làm việc nặng và công suất tính toán, lựa chọn động cơ điện cho cầu lăn với các đặc tính kỹ thuật. Công suất danh nghĩa của động cơ Nđc = 17,5 KW Tốc độ động cơ n = 728 v/ph Mô men đà (GiDi2)roto = 44 Nm2 Khối lượng của động cơ. m = 435 kg Do cơ cấu di chuyển cổng trục cơ 4 cụm chân (2 cụm chủ động, 2 cụm bị động) với công suất danh nghĩa 17,5 KW, chọn 2 động cơ cho cơ cấu di chuyển cổng trục, mỗi động cơ có công suất 8,8 KW. 3.2.2.4 Tỷ số bộ truyền động. Tần số quay bánh xe dẫn cầu lăn. v/ph Tỷ số bộ truyền động của cơ cấu di chuyển cầu lăn. Tỷ số truyền của hộp giảm tốc iHGT = 48,57 Tỷ số của bộ truyền hở. 3.2.2.5 Kiểm tra động cơ điện theo mô men mở máy. Mô men mở máy của cầu lăn. Mm = Mt + M ‘đ + M’’đ Nm Mô men cản tĩnh khắc phục sức cản cầu lăn. Nm Trong đó : Wms – Lực cản do ma sát Wms = 5544 N Dbx - Đường kính bánh xe Dbx = 0,5 m i0 – Tỷ số bộ truyền động i0 = 57 h0 – Hiệu suất bộ truyền động h0 = 0,85 Nm Mô men cản động của khối lượng quán tính các bộ truyền tham gia chuyển động tịnh tiến. Nm Thời gian mở máy tm thường lấy tm = 1 ¸ 5 s Nm Gia tốc thời kỳ mở máy cầu lăn. m/s2 Mô men cản động do khối lượng quán tính tham gia chuyển động quay gây ra và được hoán vị về trục động cơ. (GiD2i)1 = (GiD2i)kn + (GiD2i)roto (GiD2i)roto – Mô men đà do rô to của động cơ (GiD2i)roto = 44 Nm2 (GiD2i)kn – Mô men đà do khớp nối của động cơ (GiD2i)kn = 5,78 Nm2 (GiD2i)1 = 5,78 + 44 = 49,78 Nm2 b = 1,2 Nm Mô men mở máy . Mm = Mt + M’đ + M’’đ =57,2 + 211 + 116 = 394 Nm Mô men danh nghĩa của động cơ. Nm Mô men mở máy của động cơ. Nm Nm 3.2.2.6 Phanh cơ cấu di chuyển cầu lăn. Trong cơ cấu di chuyển cầu lăn số bánh xe dẫn động chiếm 50% tổng số bánh xe cầu lăn, với hệ số bám dính giữa bánh xe dẫn với mặt đường ray = 0,2, gia tốc phanh a0p = 0,75 m/s Thời gian phanh của cơ cấu di chuyển cầu lăn. s Phanh được lắp trong trục động cơ và mô men phanh được tính cho trường hợp cầu lăn không mang. N N Mô men phanh. Nm Mp =459 Nm Chọn phanh điện thuỷ lực cho mỗi động cơ di chuyển cầu lăn. kiểu phanh TKG – 200 Mô men phanh 300 Nm Đường kính bánh phanh 200 mm Khối lượng phanh 34 kg Kiểm tra thời gian phanh cơ cấu di chuyển cầu lăn khi có tải. Nm Thời gian phanh khi có tải s tp =0,56 s Gia tốc phanh khi có tải. m/s2 Kiểm tra quãng đường phanh cầu lăn khi phanh 50 % số bánh xe di chuyển. m mà vc – Tốc độ di chuyển cầu lăn m/s vc = 0,33 m/s m Chọn khớp nối. Kiểu khớp nối trục đàn hồi Mô men xoắn max 8700 N/cm 3.2.2.7 Tính cặp bánh răng hở. Công suất động cơ Nđc = 8,8 Kw Tốc độ vòng quay nđc = 728 v/ph Tỷ số truyền của HGT iHGT = 48,17 Tỷ số bộ truyền hở ih = 1,17 Hiệu suất HGT h0 = 0,85 Thời gian làm việc tối đa T = 6500 (h) Tốc độ trục nhanh (cặp bánh răng hở) (v/ph) Tốc độ trục chậm (cặp bánh răng hở) (v/ph) a. Chọn vật liệu Bánh nhỏ (trục nhanh) Thép 40X tôi cải thiện HB = 260 ¸ 280 ; sb = 950 Mpa; sch = 700 MPa Bánh lớn (trục chậm) Thép 40X tôi cải thiện HB = 230 ¸ 260 ; sb = 850 Mpa; sch = 550 MPa b. Xác định ứng suất cho phép Bảng (6 - 2) [2] với thép 40X, tôi cải thiện độ rắn trong khoảng HB = 180 ¸ 350 thì s0Hlim = 2.HB + 70 MPa ; SH = 1,1; SF = 1,75; s0Flim = 1,8.HB; Chọn báng răng nhỏ HB1 = 260; bánh răng lớn HB2 = 250 Mpa + ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] NHO = 30.HB2,4 ; [sH] = Bánh nhỏ : [sH]1 = = 2.HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa NHO1 = 30.= 30.2602,4 = 1,8.107 Do NHO1 < NHE1 nên KHL1 = 1 [sH]1 = Mpa Bánh lớn : [sH]2 = = 2.HB2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa NHO2 = 30.= 30.2502,4 = 1,7.107 Do NHO2 < NHE2 nên KHL2 = 1 [sH]2 = Mpa Với cấp chậm răng thẳng [sH] = [sH]2 = 518,2 Mpa + ứng suất uốn cho phép [sF] = NFO < NFE nên KHL1 = 1; KHL2 = 1 Bộ truyền quay một chiều ® KFC = 1; = 1,8.HB Bánh nhỏ : = 1,8.HB1 = 1,8.260 = 468 MPa [sF]1 = Mpa Bánh lớn : = 1,8.HB2 = 1,8.250 = 450 MPa [sF]2 = Mpa + ứng suất quá tải cho phép [sHmax] = 2,8.sch2 = 2,8.550 = 1540 MPa [sF1max] = 0,8.sch1 = 0,8.700 = 560 MPa [sF2max] = 0,8.sch2 = 0,8.550 = 440 Mpa c. Xác định các thông số ăn khớp + Môđun ăn khớp Do bộ truyền bánh răng để hở nên m được xác định (mm) Trong đó T1: Mômen xoắn T1 = Nmm Chọn jba = 0,2 ; jbd = 0,5.jba .(u+1) = 0,5.0,2.(1,17+1) = 0,217 Tra bảng (6 - 7) ® KFb = 1,180 Chọn z1 = 40; z2 = u.z1 = 1,17.40 = 47; zv = zv1 = tra bảng (6-18) ® YF1 = 3,7 zv2 = tra bảng (6-18) ® YF2 = 3,65 Chọn [sF] = [sF1] = 267,4 MPa YF = YF1 = 3,7 (mm) Tiêu chuẩn hóa chọn m = 3 +Xác định khoảng cách trục aw = mm Chọn aw = 135 mm ® cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục aw = 130,5 đến 135 mm Hệ số dịch chỉnh tâm y = y = Ky = Tra bảng (6-10a) được Kx = 1,97 Hệ số dịch chỉnh Dy = Tổng dịch chỉnh xt = y + Dy = 1,5 + 0,17 = 1,67 Hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1 = 0,5.[xt - = 0,77 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2 = xt – x1 = 1,67 – 0,77 = 0,9 Góc ăn khớp cosatw = a = 200 ; cosatw = ; nên atw = 24,70 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw = (mm) Chiều rộng của răng bw = aw2.jbd = 135.0,217 = 29,3 mm d. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc sH = zM.zH.ze. [sH] Tra bảng (6-5) bánh răng làm bằng thép zM = 274 Mpa1/3 ZH = = 1,62 Ze = ea = [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2) ].cosb = [[1,88-3,2(1/40 + 1/47)] = 1,73 Ze = KH = KHb.KHV.KHa KHb = 1,08 KHV = 1+ vH = SH.g0.v. v = v = 4,7 m/s ; cấp chính xác 8 Bánh răng thẳng KHa = 1; Tra bảng (6-15); (6-16) SH = 0,004 ; SF = 0,011 ; g = 56 vH = 0,004.56.4,7. KHV = 1+ KH = KHb.KHV.KHa = 1,08.1,16.1 = 1,25 sH = 274.1,62.0,689. <[sH] = 518,2 MPa e. Kiểm nghiệm về độ bền uốn sF1 = KF = KFb.KFa.KFV Bảng (6-7) KFb = 1,18; bánh răng thẳng KFa = 1; KFV = 1 + vF = dF.g0.v. Bảng (6-15) dF = 0,011 vF = 0,011.56.4,7. KFV = 1 + KF = KFb.KFa.KFV = 1,18.1,41.1 = 1,66 Với răng thẳng b = 0; Yb = 1; Ye = YF1 = 3,7 sF1 = Mpa £ [sF1] sF2 = Mpa £ [sF2] f. Kiểm nghiệm về răng quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt thì sHmax = sH. [sHmax] Kqt = sFmax = 419. = 546 £ [sHmax] = 1540 Mpa Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì sFmax = sF.Kqt = [sFmax] sF1max = sF1.Kqt = 79,95.1,8 = 143,9 £ [sF1max] = 560 MPa sF2max = sF2.Kqt = 73,9.1,8 = 133 £ [sF2max] = 440 Mpa Kết luận : Bộ truyền đủ bền Các thông số kích thước của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 135 mm Môđun m = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 29,3 mm Tỷ số truyền ih = 1,17 Số răng z1 = 40 ; z2 = 47. 3.2.2.8 Các thông số kĩ thuật của cơ cấu di chuyển cầu lăn (Bảng 3-2) Tốc độ di chuyển của cầu trục 20 m/ph Đường kính bánh xe 500 mm Động cơ điện Công suất (kw) Tốc độ (v/ph) 8,8 kw x 2 cái 728 v/ph Hộp giảm tốc Kiểu Tỷ số truyền PM – 350 48,57 Bộ truyền hở Tỷ số truyền Số răng Môđun Chiều rộng vành răng 1,17 z1 =40 ; z2 = 47 3 mm 29,3 mm Phanh Điện thủy lực Mômen phanh Đường kính bánh phanh TKG – 200 300 Nm 200 mm Kết luận. Với các số liệu tính toán trên đảm bảo cho cơ cấu di chuyển cầu lăn và xe lăn vận hành tin cậy. Trong trường hợp mặt đường ray ẩm ướt và điều kiện môi trường xấu thì xe lăn và cầu lăn vẫn có thể làm việc bình thường. Những vấn đề tính toán đã tường minh. CHƯƠNG 4 KẾT CẤU KIM LOẠI CỔNG TRỤC Mô tả kết cấu kim loại cổng trục gầu ngoạm 7 tấn và các kích thước hình học. 4.1.1 Mô tả kết cấu kim loại của cổng trục gầu ngoạm 7 tấn. Hình 4-1. Sơ đồ kết cấu một dàn phẳng tĩnh định I của dàn ngang chính Mặt chiếu đứng; b. Mặt cắt qua dàn ngang chính Kết cấu kim loại cổng trục chiếm một tỷ lệ trọng lượng lớn so với các bộ phận khác khi lắp ráp cấu thành máy nâng. Để có được khối lượng máy nâng hợp lý so với tải trọng hữu ích vật nâng, cần phải tính toán thiết kế lựa chọn kết cấu kim loại hợp lý và tính đúng phần trọng lượng theo khả năng chịu lực. Kết cấu kim loại đảm bảo độ bền lâu cho quá trình làm việc, dễ dàng gia công chế tạo, diện tích chắn gió nhỏ, mặt ngoài kết cấu phẳng đảm bảo an toàn, dễ dàng sửa chữa, dễ bảo quản và giá thành có thể chấp nhận. Cổng trục gầu ngoạm có sức nâng 7 tấn khẩu độ L = 40m, công sôn hai đầu 11m và 9m, chọn kết cấu kim loại cầu trục 2 dầm kiểu dàn với các ưu điểm: khả năng chịu tải tốt, trọng lượng phân bố hợp lý theo tải trọng, dễ chế tạo, khối lượng kim loại sẽ nhỏ so với dạng hộp. Vì đặc thù của cổng trục là làm việc ngoài trời ở bến cảng nên cổng trục chịu mưa nắng, độ ẩm cao, nhiệt độ thay đổi đột biến do đó chọn kết cấu kim loại kiểu dàn rất phù hợp. Nếu phủ ngoài kết cấu kim loại dàn bằng các tấm thép mỏng che khuất các lỗ hổng của dàn thì chân đế kết cấu phải rộng thì cổng trục làm việc mới ổn định, khử được rung và chống lật. Kết cấu kim loại kiểu dàn cho cầu trục hai dầm là một hệ thống không gian phức tạp. Hai dàn không gian bao gồm: Hai dàn đứng chính I , Hai dàn đứng phụ II, hai tấm phủ ngang III, Hai tấm phủ ngang dưới IV và mặt phẳng dàn nghiêng không gian V và VI 4.1.2 Các kích thước hình học của cần trục 7 tấn Cổng trục sức nâng 7 tấn, khẩu độ L = 40m Công sôn 1 = 9 m ; công sôn 2 = 11 m Chiều cao nâng hàng H = 12,5 m Chiều dài phần vát nghiêng dàn C C = (0,1¸0,2).L = 0,1.40 = 4 m Chiều cao của dàn đứng chính H = 1,6 m Chiều cao cuối đoạn vát của dàn đứng chính Hình 4-2. Kết cấu tổng thể cổng trục gầu ngoạm 7 tấn a. Chiếu đứng qua khẩu độ 40 m; b. Chiếu cạnh, chân đế mở rộng B = 14m H1 = (0,4¸0,5).H = 0,5.1,6 = 0,8 m Chiều dài mỗi đốt của thanh biên : a = H = 1,6 m Số đốt của thanh biên giữa nhịp = 25 đốt Bề rộng của dàn ngang trên và dàn ngang dưới = 0,8m 4.2 Tính toán kết cấu kim loại dàn đứng chính. 4.2.1 Phân tích lực tác dụng lên dàn. Tải trọng tác động lên dàn có hai loại Tự trọng : Trọng lượng bản thân dàn Tải trọng di động : áp lực của vật nâng, trọng lượng trang thiết bị trên xe lăn di động xuống hai dàn không gian có một dàn phẳng cố định Để tính toán dàn được đơn giản ta thừa nhận các giả thiết : - Mắt của dàn là giao điểm của các thanh giằng và được xem là khớp lý tưởng - Tải trọng chỉ tác dụng tại các mắt của dàn - Tải trọng tác dụng lên dàn là lớn đáng kể so với trọng lượng bản thân các thanh giằng quá nhỏ bé. Từ các giả thiết ta có kết luận : “Các thanh trong dàn chỉ chịu kéo hoặc nén, nghĩa là trong dàn chỉ tồn tại lực dọc N mà không có mômen uốn M và lực cắt khi chỉ có tự trọng” Trọng lượng của hai dàn đứng chính G0 = 42,5 tấn Trọng lượng của một dàn đứng chính G = G0/2 = 21,25 tấn Trọng lượng của một dàn phẳng tĩnh định G1 = 8,9 tấn Trọng lượng của một dàn phẳng tĩnh định phân bố suốt chiều dài của dàn G’1 = Trong đó : a - Chiều dài mỗi đốt a = 1,6 m L0- Chiều dài toàn bộ dàn L0 = 60 m G’1 = tấn = 1,2 kN Phản lực tại các gối tựa YA = YB = tấn = 44,5 KN Lực tác dụng lên dàn: Hình 4-3. Kích thước hình học của dàn Số đốt trong nhịp = 25 đốt Số đốt công sôn 1 = 6 đốt Số đốt công sôn 2 = 7 đốt 4.2.2 Xác định nội lực trong các thanh dằng. a. Phương pháp đồ thị Vẽ giản đồ nội lực cho một nửa dàn, nửa còn lại lấy đối xứng + Phản lực tựa YA = YB = 44,5 kN Hình 4-4. Kết cấu đốt mắt của dàn phẳng tĩnh định ngang đứng chính I và tải trọng phân bố + Chia và ký hiệu các miền ngoài chu vi dàn bằng các chữ cái a, a1, b, b1, c, c1, d, d1.. u, u1 theo chiều kim đồng hồ. Mỗi miền được giới hạn trong phạm vi hai ngoại lực (kể cả phản lực) + Vẽ đa giác lực cho các ngoại lực và phản lực theo tỷ lệ xích (trên hình) và ghi hai chỉ số tương ứng biểu thị lực. Chỉ số đầu biểu thị gốc, chỉ số thứ 2 biểu thị ngọn của vectơ lực tương ứng. Lực YA được biểu thị bằng đoạn aa1 trên đa giác, vì lực YA hướng lên nên điểm gốc nằm dưới a, điểm ngọn a1. Đa giác lực của ngoại lực và phản lực với dàn là một đường khép kín + Đánh số các miền trong dàn bằng các con số theo số thứ tự 1,2,3… lúc này nội lực trong mỗi thanh được đọc bằng hai con số biểu thị hai miền ở hai bên thanh + Khi cắt một thanh nào đó ta phải thay thế tác dụng của nó bằng hai lực ngược chiều có giá trị bằng nhau đặt tại hai mắt mà thanh đó nối. + Lần lượt vẽ đa giác lực theo từng mắt theo thứ tự sao cho tại mỗi mắt chỉ có hai thanh chưa biết nội lực. Xét mắt đầu tiên từ trái sang phải đoạn a1b biểu thị lực G’1 đã biết từ a1 và b lần lượt vẽ các đường thẳng song song với các lực chưa biết 1-a1 và b-1. Giao điểm của hai đường này xác định vị trí điểm 1. Đoạn 1-a2 và b-1 trên đa giác lực biểu thị giá trị của lực 1-a1 và b-1, tiếp tục với các mắt tiếp theo, từ b và 1 vẽ các đường thẳng song song với đoạn a1-2 và 2-1 giao điểm của hai đường này xác định được vị trí của điểm 2. Các đoạn a1-2 và 2-1 trên hình biểu thị giá trị của các lực a1-2 và 2-1. Lần lượt xét các mắt tiếp theo cho đến khi xác định được vị trí của điểm 57 sẽ được giản đồ nội lực như hình vẽ. Ta thấy mỗi mắt của dàn tương ứng một đa giác lực khép kín, mỗi miền của dàn tương ứng với một điểm của giản đồ nội lực. 4.2.4 Đường ảnh hưởng của phản lực tựa Đường ảnh hưởng của các phản lực tựa YA, YB trong dầm A, B là đồ thị biểu diễn sự biến thiên của phản lực A, B khi tải trọng di động P trên dầm. Lực P hướng từ trên xuống và di động vuông góc với dầm - giả thiết tải trọng P đặt tại mắt nào đó cách A một đoạn x - Xác định đại lượng nghiên cứu đường ảnh hưởng tương ứng với vị trí của lực P có tọa độ x sẽ được biểu thức S(x) - Cho tọa độ x biến thiên tức P di động trên dầm, căn cứ vào biểu thức S(x) tức là phương trình của đường ảnh hưỏng S vẽ đồ thị hàm S(x) nghĩa là vẽ được đường ảnh hưởng S. + Xác định phản lực tựa A với P = 160 kN, trong đó P là tổng trọng lượng của xe hàng ( có hàng) di động trên dầm. Viết phương trình cân bằng tĩnh học của dầm dưới tác dụng của P, tổng mômen đối với điểm B : åMB = 0 YA.l - P.(l-x) = 0 YA = Phản lực tựa YA là một hàm bậc nhất của biến x , khi x thay đổi thì đường ảnh hưởng A được xác định bởi hai tọa độ x = 0; YA = P = 160 kN x = l; YA = 0; Đường ảnh hưởng B ta xét điều kiện cân bằng tĩnh học dưới dạng tổng mômen đối với điểm A : åMA = 0 YB.l - P.x = 0 YB = Khi x = 0; YB = 0 Khi x = l; YB = P = 160 kN; Đường ảnh hưởng của mômen uốn và lực cắt tại tiết diện + Khi tiết diện a đặt trong nhịp Tải trọng di động có thể đặt bên trái tiết diện a hoặc bên phải tiết diện a ứng với mỗi vị trí đó đường ảnh hưởng sẽ khác nhau. Khi P di động sang trái tiết diện a Khảo sát sự cân bằng của phần bên trái Ma = YB.(l-x0) = Qa = - YB = Ta sẽ được đường thẳng biểu thị hai phương trình trên ứng với vị trí P = 160 kN ở bên trái tiết diện gọi là đường trái, mỗi đường thẳng đó biểu thị bằng 2 điểm Khi x = 0 ; Ma = 0 ; Qa = 0; Khi x = l ; Ma = P.(l-x0) ; Qa = -P = 160 kN; - Khi P di động sang phần bên phải tiết diện a Mômen uốn và lực cắt tại tiết diện a như sau : Ma = YA.x0 = Qa = YA = Khi x = 0 ; Ma = P.x0 ; Qa = P = 160 kN; Khi x = l ; Ma = 0 ; Qa = 0 + Khi tiết diện b đặt ở đầu công sôn. - Khi tải trọng di động P di chuyển sang trái tiết diện b Xét sự cân bằng của phần dầm có ít lực : Mb = -P.x Qb = -P khi x = 0 ; Mb = 0 ; Qb = -P = 160 kN khi x = x1 ; Mb = -P.x1 ; Qb = -P = 160 kN Mb = -160.6,4 = -1024 kN Qb = -160 kN - Khi P di chuyển sang phải tiết diện b. Ta vẫn xét sự cân bằng phần đầu thừa Mb = 0 Qb = 0 Như vậy đường ảnh hưởng của Mb, Qb bên phải hoàn toàn trùng với đường chuẩn. + Tiết diện c đặt ở đầu công sôn. Khi tải trọng di động đặt ở bên trái tiết diện c : khảo sát sự cân bằng của phần dầm chịu ít lực Mc = 0 Qc = 0 Khi tải trọng di động đặt ở bên phải tiết diện c: khảo sát sự cân bằng Mc = -P.x Qc = P Khi x = 0 ; Mc = 0 ; Qc = P = 160 kN; Khi x = x2 ; Mc = - P.x2 ; Qc = P = 160 kN; Mc = -160.8 = -1280 kN Qc = 160 kN Kết luận Nội lực trong các thanh dằng biên trên luôn chịu nén. Nội lực trong các thanh dằng biên dưới luôn chịu kéo. Nội lực trong các thanh dằng đứng luôn chịu nén. Nội lực trong các thanh dằng xiên phải luôn chịu kéo. Nội lực trong các thanh dằng xiên trái luôn chịu kéo. Dưới tác dụng của tải trọng di động các thanh biên dưới, thanh xiên còn chịu thêm ứng suất uốn và ứng suất cắt. CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC TANG CUỐN CÁP 5.1 Thiết kế quy trình công nghệ gia công chi tiết trục tang. 5.1.1 Chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết . Trục tang được lắp trong cơ cấu nâng của cổng trục 7 tấn. Trục tang có chức năng truyền chuyển động quay của động cơ sang tang cuốn cáp, khi tang quay dây cáp sẽ chuyển động lên (xuống) kéo theo gầu ngoạm sẽ được nâng (hạ) Điều kiện làm việc : Cường độ làm việc 40% và sức nâng tối đa 7 tấn vì vậy trong quá trình làm việc trục tang chịu chế độ tải trọng uốn và xoắn lớn. Với cường độ làm việc và chế độ tải trọng trên có thể chế tạo trục tang cuốn cáp bằng phương pháp đúc. 5.1.2 Tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết Kết cấu của trục có thể cho phép gia công bằng dao tiện thường. Trục tang có kết cấu trục bậc đường kính giảm dần từ trong ra ngoài nên tạo điều kiện gia công dễ dàng, trục có đủ độ cứng cao vì đường kính trục lớn. Trục tang không yêu cầu độ cứng bề mặt cao do đó không phải nhiệt luyện. Các bề mặt của trục có sai lệch chế tạo và độ nhám phù hợp với các thiết bị máy và trang bị công nghệ, có thể đạt được dễ dàng. 5.1.3 Xác định dạng hình sản xuất Số máy của cơ sở sản xuất cần có là 3 chiếc vì vậy số trục phải chế tạo là 6 chiếc. Ngoài ra cần phải có trục dự phòng để đảm bảo sản xuất liên tục là 6 vì vậy số trục phải chế tạo là 12 chiếc. Trọng lượng của chi tiết được xác định : Q1 = V.g Trong đó : Q1 : Trọng lượng của chi tiết V : Thể tích của chi tiết ; V = 10,8 dm3 g : Trọng lượng riêng của vật liệu, với chi tiết đúc bằng thép g = 7,852 Kg/dm3 Q1 = V.g = 10,8.7,852 = 85 kg Với trọng lượng 85 kg, số chi tiết sản xuất 1 năm là 12 chiếc tra (bảng 2) tài liệu “Hướng dẫn thiết kế công nghệ chế tạo máy” ta xác định được dạng sản suất là đơn chiếc. 5.1.4 Thiết kế quy trình công nghệ. Nhìn chung chi tiết với dạng hình sản xuất đơn chiếc, có thể phân ra các nguyên công và bước chế tạo sau : Tất cả các bề mặt của trục có thể gia công bằng hai nguyên công tiện và 1 nguyên công mài. Để thực hiện các nguyên công này ta lấy 2 lỗ tâm làm chuẩn hạn chế 4 bậc tự do, bề mặt đầu trục làm chuẩn hạn chế 1 bậc tự do. Như vậy để gia công tất cả các bề mặt trụ của trục ta cần hạn chế 5 bậc tự do. Nguyên công mài bề mặt trụ f 95 được gá đặt như nguyên công tiện. Nguyên công phay rãnh có chiều rộng b = 16 mm đối xứng qua bề mặt chứa trục, chi tiết được định vị trên khối V dài hạn chế 4 bậc tự do, bề mặt đầu được tỳ lên phiến tỳ hạn chế 1 bậc tự do. Thư tự các nguyên công và bước của quy trình công nghệ gia công được được trình bầy ở bảng trang 92 và 93. 5.1.5 Chọn máy gia công chi tiết a. Máy tiện 1K62 Chiều cao tâm 200 mm Khoảng cách giữa 2 tâm đến 1400 mm Công suất động cơ N = 10 KW Hiệu suất máy h = 0,75 Đường kính lỗ suốt trục chính 45 mm - côn móc số 5 Số vòng quay của trục chính (v/ph) : 12,5 ; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000. Lượng tiến dọc (mm/v) : 0,07; 0,014; 0,084; 0,097; 0,11; 0,12; 0,13; 0,14; 0,15; 0,17; 0,195; 0,21; 0,23; 0,26; 0,28; 0,30; 0,34; 0,39; 0,43; 0,47; 0,52; 0,57; 0,61; 0,7; 0,78; 0,87; 0,95; 1,04; 1,14; 1,21; 1,4; 1,56; 1,74; 1,9; 2,08; 2,28; 2,42; 2,8; 3,12; 3,48; 3,8; 4,16; Lượng tiến dao ngang (mm/v) : 0,035; 0,037; 0,042; 0,048; 0,055; 0,06; 0,065; 0,07; 0,074; 0,084; 0,097; 0,11; 0,12; 0,13; 0,14; 0,15; 0,17; 0,195; 0,21; 0,23; 0,26; 0,28; 0,30; 0,34; 0,39; 0,43; 0,47; 0,52; 0,57; 0,6; 0,7; 0,78; 0,87; 0,95; 1,04; 1,14; 1,21; 1,4; 1,56; 1,74; 1,9; 2,08; Lực cho phép của cơ cấu chạy dao Px = 360 kg b. Máy mài tròn ngoài 3164A Đường kính và chiều dài lớn nhất có thể gia công 400x2000 mm Côn móc ụ trước N6 Đường kính đá mài 500, 700 mm Số vòng quay của trục chính (v/ph) : 920 ; 1240 Tốc độ bàn máy (mm/ph) : 0,1¸5 Chạy dao ngang sau hành trình kép của bàn máy : 0,01 ¸ 0,03 Giới hạn số vòng quay : 30 ¸ 180 (v/ph) Công suất của động cơ : 13 KW Kích thước máy : 1550x6040 c. Máy phay 6H13 Bề mặt làm việc của bàn máy ; 400x1600 (mm2) Công suất động cơ : 10 KW Hiệu suất máy : h = 0,75 Số vòng quay trục chính (v/ph) : 30-37; 5-4; 75-60-75-95-118-150-190-235-300-375-475-600-753-950-1180-1500 Bước tiến của bàn (mm/ph) : 23-30-37-47-60-75-95-120-150-190-240-300-370-470-600-750-1200 Lực lớn nhất cho phép theo cơ cấu tiến của máy : 2000 kg 5.1.6. Chọn dao. Dao tiện mặt đầu, gắn mảnh thép hợp kim dụng cụ. j = 450; j1 = 450; g = -100; a = 1200; l = 00 Dao tiện ngoài. h B L n l R 25 16 140 6 20 1,0 j = 900; j1 = 300; g = 100; a = 1200; c. Đá mài bề mặt tròn ngoài f D = 150 mm; d = 20 mm; H = 20 mm e. Dao phay cắt rãnh. D = 100 mm; B = 16 mm; d = 32; số răng = 16 g = 200; a = 140 5.1.7. Tính toán lượng dư gia công bề mặt f Phôi đúc độ chính xác cấp III, khối lượng 85 kg, vật liệu là thép 45. Các bước công nghệ: Tiện thô, tiện tinh, mài thô, mài tinh Sai lệch vị trí không gian của phôi khi gia công trục bậc gá trên 2 mũi tâm. Trong đó : rcv : sai lệch cong vênh rlt : Sai số do độ không đồng tâm giữa các bậc của trục. rcv = DK.L DK: độ cong giới hạn của phôi trên một mm chiều dài, tra (bảng 15) [CN] DK = 1,2 L: chiều dài chi tiết đúc L = 1330 mm rcv = 1,2.1330 = 1,596 mm rlt = 0,25 Dung sai của phôi đúc với đường kính lớn nhất f110, chiều dài lớn nhất 1330mm, d = 2 mm rlt = 0,25 mm = 1,69 mm = 1690 mm Sai lệch không gian còn lại : Sau tiện thô. rt thô = 0,06.1690 = 101,4 mm Sau tiện tinh. rt tinh = 0,04.1690 = 67,6 mm Sau mài thô. rm thô = 0,02.1690 =33,8 mm Lượng dư nhỏ nhất được xác định như sau : 2.zmin = 2.( Rz i-1 + Ti-1 + ri-1 ) Ta có : Phôi đúc :dung sai dP = 2 mm ; Rz = 250 mm ; Ti = 350 mm Tiện thô : dung sai dt thô = 0,46 mm ; Rz = 50 mm ; Ti = 50 mm Tiện tinh : dung sai dt tinh = 0,14 mm ; Rz = 20 mm ; Ti = 30 mm Mài thô : dung sai dm thô = 0,07 mm ; Rz = 10 mm ; Ti = 20 mm Mài tinh : dung sai dm tinh = 0,035 mm ; Rz = 5 mm ; Ti = 15 mm - Tiện thô : 2.zmin = 2.(250 +350 +1690) = 2.2290 mm = 4,580 mm - Tiện tinh : 2.zmin = 2.(50 +50 +101,4) = 2.201,4 mm = 0,4028 mm - Mài thô : 2.zmin = 2.(20 +30 + 67,6) = 2.117,6 mm = 0,235 mm - Mài tinh : 2.zmin = 2.(10 +20 +33,8) = 2.63,8 mm = 0,127 mm Cột “ kích thước tính toán” được xác định như sau : Lấy kích thước chi tiết lần lượt cộng với lượng dư nhỏ nhất Mài thô : d3 = 95,003 + 0,127 = 95,13 mm Tiện tinh : d2 = 95,13 + 0,235 = 95,365 mm Tiện thô : d1 = 95,365+ 0,4028 = 95,767 mm Phôi : dP = 95,767 + 4,58 = 100,347 mm Cột “ kích thước giới hạn “ được xác định như sau : Làm tròn số kích thước tính toán tới giá trị có nghĩa của dung sai ta được kích thước giới hạn nhỏ nhất, sau đó lấy kích thước giới hạn cộng với dung sai ta được kích thước giới hạn lớn nhất : Mài tinh : dmax4 = 95,003 + 0,035 = 95,038 mm Mài thô : dmax3 = 95,13 + 0,07 = 95,2 mm Tiện tinh : dmax2 = 95,365 + 0,14 = 95,505 mm Tiện thô : dmax1 = 95,767 + 0,46 = 96,227 mm Phôi : dmaxP = 100,347 + 2 = 102,347 mm Cột lượng dư giới hạn được xác định như sau : zmax là kích thước giới hạn lớn nhất còn zmin là kích thước giới hạn nhỏ nhất : Mài tinh : 2.zmax 4 = 95,2 - 95,038 = 0,162 mm = 162 mm 2.zmin 4 = 95,13 - 95,003 = 0,127 mm = 127 mm Mài thô : 2.zmax 3 = 95,505 - 95,2 = 0,305 mm = 305 mm 2.zmin 3 = 95,365 - 95,13 = 0,235 mm = 235 mm Tiện tinh : 2.zmax 2 = 96,227 - 95,505 = 0,722 mm = 722 mm 2.zmin 2 = 95,767 - 95,365 = 0,402 mm = 402 mm Tiện thô : 2.zmax 1 = 102,347 – 96,227 = 6,12 mm = 6120 mm 2.zmin 1 = 100,347 – 95,767 = 4,58 mm = 4580 mm Kiểm tra : 2.z0max - 2.z0 min = dphôi - dchi tiết 2.z0 max = 162 + 305 + 722 + 6120 = 7309 mm 2.z0 min = 127 + 235 + 402 + 4580 = 5344 mm 2.z0max - 2.z0 min = dphôi - dchi tiết 7309 – 5344 = 2000 - 35 1965 = 1965 Lập bảng (Bảng 5-1) Bước Rz T r 2zmin tính d tính d dmin dmax 2zmin 2zmax Phôi 250 350 1690 100,347 2000 100,35 102,347 Tiện thô 50 50 101,4 2.2290 95,767 460 95,77 96,227 4580 6120 Tiện tinh 20 30 67,6 2.201,4 95,365 140 95,37 95,505 402 722 Mài thô 10 20 33,8 2.117,6 95,13 70 95,13 95,2 235 305 Mài tinh 5 15 2.63,8 90,003 35 95,003 95,038 127 162 5.1.8 Xác định lượng dư các bề mặt còn lại Lượng dư gia công các bề mặt còn lại tra bảng (sổ tay công nghệ chế tạo) được xác định : kích thước bề mặt + lượng dư + dung sai Bề mặt f 110 = f110 + 7 ± 1 = f 117 ± 1 Bề mặt f 105 = f105 + 7 ± 1 = f 112 ± 1 Bề mặt f 100 = f100 + 7 ± 1 = f 107 ± 1 Bề mặt f 91,5 = f91,5 + 7 ± 1 = f 98,5 ± 1 Bề mặt f 70 = f70 + 7 ± 0,8 = f 77 ± 0,8 Bề mặt 1330 = 1330 + 11 ± 6 = 1341 ± 6 Bề mặt 1180 = 1180 + 10 ± 5 = 1190 ± 5 Bề mặt 120 = 120 + 7 ± 1 = 127 ± 1 Bề mặt 110 = 110 + 7 ± 1 = 117 ± 1 Bề mặt 50 = 50 + 7 ± 0,6 = 57 ± 0,6 Bề mặt 42 = 42 + 7 ± 0,5 = 49 ± 0,5 Bề mặt 80 = 80 + 7 ± 1 = 87 ± 1 Bề mặt 65 = 65 +7 ± 1 = 72 ± 1 5.1.9 Tính chế độ cắt khi tiện bề mặt f + Chế độ cắt khi gia công bề mặt f bước tiện thô. a. Chiều sâu cắt t = = 3,5 mm Tiện thô t = 3 mm Tiện tinh t = 0,5 mm b. Lượng chạy dao + Theo sức bền cán dao : S1 = mm/v Dựa vào sức bền vật liệu làm dao, vật liệu gia công chọn vận tốc sơ bộ vsb =190 m/ph B x H = 16 x 25; [su] = 20 kG/mm2 ; l = 140 mm Theo bảng (11-1) tài liệu [CN] : CPz = 300; Xpz = 1; YPz = 0,75; Rz = 0,75; Bảng (12-1) : Kmp = . Với j = 900 bảng (15-1) : KjPz = 0,89; KgPz = 1,1; KlPz = 1; vậy KPz = 0,979 Thay vào công thức : S1 = = 0,499 mm/vòng + Tính theo sức bền cơ cấu chạy dao : S2 = Theo máy Pm = 350 kG Theo bảng (11-1) : CPx = 339 ; YPx = 0,5; XPx = 1; nx = 0,4 Theo bảng (12-1) : Kmp = 1 Theo bảng (15-1) : KjPx = 1,17; KgPx = 1,4; KlPx = 1; vậy KPx =1,64 Thay vào công thức : S2 = = 1,4 mm/vòng + Theo độ chính xác gia công S3 = K = 48; E = 2,1.104 ; J = 0,05.954; f = 0,01; S3 = = 4,2 mm/vòng Chọn S = Smin và theo máy đã chọn S = 0,52 mm/v c. vận tốc cắt v = m/ph Theo bảng (1-1) : Cv = 292; xv = 0,15; Yv =0,3; m = 0,18; T = 45; Theo bảng (2-1) : Kmv = 1,0 Theo bảng (7-1) : Knv = 1,0 Theo bảng (8-1) : Kuv = 1,0 Theo bảng (9-1) : Kjv = 0,7; Kj1v = 1,0; Kyv = 1,0; Theo bảng (10-1) : Kov = 1 Vậy KV = 0,7. v = = 107 m/ph Số vòng quay trong 1 phút n = = 359 v/ph Theo thuyết minh chọn máy n = 400 v/ph Vận tốc thực khi cắt v = = 119 m/ph d. Tính lực cắt Lực tiếp tuyến Pz = CPz.txpz.Sypz.vnz.KPz = 300.31,0.0,520,75.0,979.119-0,15 = 262 kG Lực hướng kính Py = CPy.txpy.Sypy.vny.Kpy Theo bảng (11-1) : Cpy = 243; Xpy = 0,9; Ypy =0,6; ny = - 0,3 Theo bảng (12-1) : Kmp = 1 Theo bảng (15-1) : Kjpy = 0,5; Kgpy = 1,4; Klpy = 1; Vậy KPy = 0,7 Py = 243.30,9.0,520,6.119-0,3.0,7 = 73 kG Lực dọc trục Px = CPx.txPx.SyPx.vnx.KPx = 339.31,0.0,520,5.119-0,4.1,64 = 168 kG e. Công suất tiêu thụ N = = 5,1 KW Công suất máy đã chọn Nm = 10 KW Ta có N < Nm.h (h = 0,75) Máy đảm bảo an toàn. Thời gian khi tiện T = 1,72 phút + Tính chế độ cắt khi gia công bề mặt f bước tiện tinh a. Lượng chạy dao và chiều sâu cắt Chiều sâu cắt khi tiện tinh t = 0,5 mm Lượng chay dao khi tiện tinh Rz = 20 mm = 0,02 mm; r = 2,0 mm ; Lượng chạy dao S = = 0,066 (mm/vòng) Chọn theo máy S = 0,07 (mm/vòng) vận tốc cắt v = = = 254 v/ph Số vòng quay trong 1 phút n = = 851 v/ph theo máy đã chọn ta lấy n = 1000 v/ph Vận tốc cắt thực v = = 298 v/ph c. tính lực cắt Lực pháp tuyến Pz = Cpz.txpz.Sypz.vnz.Kpz = 300.0,51,0.0,070,75.298-0,15.0,979 = 8,5 kG Lực hướng kính Py = Cpy.txpy.Sypy.vny.Kpy = 243.0,50,9.0,070,6.298-0,3.0,7 = 3,3 kG Lực dọc trục Px = Cpx.txpx.Sypx.vnx.Kpx =339.0,51,0.0,070,5.298-0,4.1,64 = 7,2 kG d. Công suất động cơ N = = 0,4 KW Thời gian gia công T = 1 phút 5.1.10 Tính chế độ cắt khi mài bề mặt Vận tốc đá mài v = 50 m/s Vận tốc phôi : Mài thô vphôi = 25 m/ph Mài tinh vphôi = 55 m/ph Chiều sâu cắt: Mài thô : t = 0,025 mm Mài tinh : t = 0,005 mm Lượng chạy dao : Mài thô : S = (0,3¸0,7).B (mm/vòng) Mài tinh : S = (0,2¸0,4).B (mm/vòng) Với B = 20 mm (chiều dày của đá) Mài thô : S = 0,3.20 = 6 mm/vòng Mài tinh : S = 0,2.20 = 4 mm/vòng Bảng (5-56) theo tài liệu [sổ tay công nghệ] CN = 2,2 ; r = 0,5; x = 0,5; y = 0,55 Công suất có ích dùng mặt chu vi đá mài với bước tiến dao dọc. N = CN . vrct. tx. Sy. dq KW mài thô. vCT = 25 m/ph ; S = 6 mm/vòng; t = 0,025 mm N = 2,2. 250,5. 0,0250,5. 60,55 = 4,7 KW Theo máy đã chọn N = 13 KW, hệ số sử dụng máy h = = 36 % Thời gian gia công T = 0,7 phút Mài tinh. vCT = 55 m/ph ; S = 4 mm/vòng; t = 0,005 mm N = 2,2. 550,5. 0,0050,5. 40,55 = 2,4 KW Hệ số sử dụng máy h = = 19 % Thời gian gia công khi mài tinh : T = 0,5 phút 5.1.11 Xác định chế độ cắt các bề mặt cìn lại. Tra chế độ cắt cho bề mặt f100 bước tiện thô t = 3,5 mm; tra bảng (5-60) [sổ tay công nghệ]; S = 0,8 mm/vòng; Theo máy chọn S = 0,87 mm/vòng bảng (5-64) [sổ tay công nghệ] v = 144 m/ph; Số vòng quay n = = 459 v/ph Chọn theo máy n = 500 v/ph Vận tốc cắt thực : = 157 v/ph Tra bảng (5-68) [sổ tay công nghệ] Công suất N = 8,3 KW < Nmáy.h Thời gian gia công T = 16 phút Bề mặt , + Bước tiện thô t = 3 mm; tra bảng (5-60) [STCN] S = 0,8 mm/vòng chọn theo máy S = 0,87 mm/vòng; bảng (5-64) v = 144 m/ph Số vòng quay n = = 416 (v/ph) Chọn theo máy n = 500 (v/ph) Vận tốc cắt thực v = = 173 (m/ph) Bảng (5-68) công suất N = 7,3 KW <Nmáy Thời gian gia công T = 2,2 phút +Bước tiện tinh t = 0,5 mm ; bảng (5-62) [STCN] S = 0,4 mm/vòng ; chọn theo máy S = 0,43 mm/vòng Bảng (5-64) vận tốc cắt v = 330 m/ph Số vòng quay n = = 955 v/ph chọn theo máy n = 1000 v/ph Vận tốc cắt thực v = = 345 (m/ph) Bảng (5-68) công suất động cơ N = 5,8 KW Thời gian gia công T = 1,3 phút Tiện bề mặt f 70. + Bước tiện thô t = 3,5 mm; bảng (5-60) S = 0,7 mm/vòng chọn theo máy S = 0,7mm/vòng Bảng (5-64) v = 144 m/ph Số vòng quay n = = 655 v/ph Chọn theo máy n = 630 v/ph Vận tốc thực v = = 138 m/ph bảng (5-68) công suất động cơ N = 4,9 KW Thời gian gia công T = 0,4 phút d. Tện rãnh 3,5 mm t = 1,75 mm; bảng (5-72) [STCN] S = 0,2 mm/vòng chọn theo máy S = 0,21mm/vòng Bảng (5-74) tốc độ cắt khi tiện rãnh v = 75 m/ph Số vòng quay n = = 251 v/ph Chọn theo máy n = 250 v/ph Vận tốc cắt thực v = = 75 m/ph Thời gian tiện T = 0,5 phút e. Tiện rãnh R8 t = 8 mm; bảng (5-72) [STCN] S = 0,25 mm/vòng chọn theo máy S = 0,26mm/vòng Tốc độ cắt v = 67 m/ph Số vòng quay n = = 194 v/ph Chọn theo máy n = 200 v/ph Vận tốc cắt thực : = 69 m/ph Thời gian gia công T = 0,7 phút f. Phay cắt rãnh 16 Bảng (5-177) [STCN] Sz = 0,1 mm/răng Tốc độ cắt bảng (5-179) v = 46 m/ph Số vòng quay của dao n = = 209 v/ph Chọn theo máy n = 235 v/ph; t = 12 mm Vận tốc cắt thực : = 52 m/ph Lượng chạy dao phút : S ph = Sz. Z. n Lượng chạy dao vòng S = Sz. Z Trong đó : Sz – Lượng chạy dao răng, Sz = 0,1 mm/răng Z – Số răng dao phay Z = 16 n – Số vòng quay của dao phay n = 235v/ph Sph = 0,1. 16. 235 = 376 v/ph Sz = 0,1.16 = 1.6 mm/vòng Công suất động cơ N = 5,4 KW < Nmáy Thời gian gia công T = 0,3 phút 5.2 Tính toán và thiết kế đồ gá 5.2.1 Phân tích phương án định vị và kẹp chặt. Phương án định vị : Yêu cầu kích thước để gia công rãnh có chiều rộng 16 mm, chiều sâu 12 mm, rãnh này nằm trong mặt phẳng đối xứng của trục vì vậy khi gia công cần phải hạn chế 5 bậc tự do, như vậy ta có phương án định vị như sau: + chọn mặt f95 làm chuẩn định vị hạn chế 4 bậc tự do + Mặt phẳng đầu hạn chế 1 bậc tự do (xem bản vẽ) Phương án kẹp chặt. Ta dùng bề mặt f105 làm bề mặt kẹp chặt. Cơ cấu định vị : Nhằm xác định vị trí tương đối của chi tiết so với máy phay, cơ cấu này bao gồm phiến tỳ và 2 khối V. d. Cơ cấu kẹp chặt Cơ cấu kẹp chặt giữ cho chi tiết không bị xê dịch khi gia công, Chi tiết này được kẹp chặt bằng 2 khối V, như vậy 2 khôi V này vừa đóng vai trò định vị vừa đóng vai trò kẹp chặt (đây là cơ cấu tự định tâm) e. Cơ cấu so dao Dùng để điều chỉnh dụng cụ cắt có vị trí tương đối so với bề mặt gia công, cơ cấu so dao được dùng để gia công rãnh như hình vẽ. f. Yêu cầu với đồ gá phay. Khi phay, lực cắt lớn, cắt gián đoạn nên rung động lớn, vì thế đồ gá phay phải đủ cứng vững. Cơ cấu kẹp chặt phải đảm bảo đủ lực kẹp và đủ độ cứng vững. Kết cấu đồ gá phay gồm : Cơ cấu định vị, cơ cấu kẹp chặt, cơ cấu so dao, cơ cấu chép hình, cơ cấu đặt đồ gá với bàn máy. Tính toán lực kẹp chặt. lực cắt của dao phay Trong đó : Z – số răng của dao phay đĩa Z = 16 (Bảng 5-39) [ST] Cp = 261; x = 0,1; y = 0,8; r = 1,1; q = 1,1; w = 0,1 (Bảng 5-1) và (Bảng 5-4) KMV = 1 N Với sơ đồ kẹp chặt như hình vẽ ta có : 2P1 = Pc Dưới tác dụng của lực cắt thì bề mặt 2 khối V sẽ có các phản lực P1 chống lại lực cắt Pc, P1 này do lực kẹp chặt P gây ra 2 P1 = Pc ® N Mặt khác lực kẹp chặt P = P2 = N 5.2.3 Sơ đồ gá đặt. Chi tiết gia công 4 có các đường kính ở cá mặt khác nhau. Do đó ta phải dùng 2 khối V 3 và 5 có kích thước khác nhau hoạt động độc lập với nhau. Như vậy chi tiết 4 được định vị và kẹp chặt bằng 2 khôi V 3 và 5, cữ so dao 6 được định vị trên thân đồ gá bằng chốt định vị 7. Các khối V dịch chuyển trong máng trượt (do 2 chi tiết 8 và 9 tạo thành) khi ta quay vít 13, vít 13 được lắp với bạc ren 12 và được chặn mặt đầu bằng bạc 11, chi tiết 14 là gối đỡ đầu trục vít 13 , chi tiết 15 là căn chỉnh dao Với đồ gá này có thể gia công các rãnh đầu trục một cách dễ dàng. Sơ đồ gá đặt xem trang 114. KẾT LUẬN Được giao đề tài “Tính toán và thiết kế cổng trục gầu ngoạm trọng tải 7 tấn, khẩu độ 40 m” đang được lắp đặt và thử nghiệm tại Công ty tuyển than Cửa Ông. Nhận thức được tầm quan trọng của nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế, tôi đã tiến hành tìm hiểu thực tế sản xuất để tính toán các hệ thống của máy tường minh trên cơ cấu nâng, cơ cấu di chuyển xe lăn, cầu lăn là phù hợp với thực tế đang lắp đặt. Được sư giúp đỡ tận tình của thầy PGS.TS Võ Quang Phiên và các thầy cô trong Bộ môn Máy và Thiết bị mỏ, Bộ môn Kỹ thuật cơ khí cùng với sự nỗ lực của bản thân. Bên cạnh đó tôi còn nhận được sự giúp đỡ nhiệt tình của các cô chú phòng kỹ thuật Công ty CKTT Cẩm Phả, Công ty tuyển than Cửa Ông, cùng với sự động viên khích lệ và tạo mọi điều kiện thuận lợi của gia đình và bạn bè, đồ án của tôi đã được hoàn thành đúng thời hạn. Do trình độ còn hạn chế về lý thuyết và thực tiễn nên sẽ còn những thiếu sót. Kính mong thầy cô chỉ bảo và các bạn góp ý để đồ án của tôi thêm hoàn chỉnh. Em xin bầy tỏ lời cảm ơn chân thành, sâu sắc đến các thầy cô giáo đã dìu dắt, dậy dỗ em trong 4 năm học tập tại trường. Đặc biệt xin được bầy tỏ lòng biết ơn đối với các thầy cô đã giúp đỡ, hướng dẫn em thực hiện thành công đồ án tốt nghiệp này. Em hứa khi ra trường sẽ cố gắng đưa những hiểu biết đã được học để từng bước góp phần ứng dụng vào sản xuất có hiệu quả. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn! Hà Nội, ngày 17 thánh 01 năm 2003 Sinh viên Nguyên Chân Phương. TÀI LIỆU THAM KHẢO. Võ Quang Phiên, Giáo trình Máy nâng Nhà xuất bản giao thông vận tải, Hà Nội 2001. Võ Quang Phiên và nhiều tác giả, năm 2002 Atlát Máy nâng chuyển. Bản vẽ thiết kế cổng trục Tổng công ty than Việt Nam, năm 2002 MP. Alếch - xaH – drốp Giáo trình Máy nâng. M2000 Võ Quang Phiên và nhiều tác giả khác. Máy nâng chuyển (tập I và II) Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật, năm 1986 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập I và II) Nhà xuất bản giáo dục, Hà Nội 2000 Liều Đình Thọ, Cơ học kết cấu (tập I và II) Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội 1999 Trần Văn Địch Hướng dẫn thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy. Nguyễn Đắc Lộc, Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, Trần Xuân Việt. Sổ tay công nghệ chế tạo máy. Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội 1999 Trần Văn Địch. Sổ tay và Atlát đồ gá Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà nội 2000 MỤC LỤC Trang Lời nói đầu ………………………………………………………….. 1 Chương 1. Nhiệm vụ hoạt động sản xuất và kinh doanh của Công ty tuyển than Cửa Ông. Vai trò quan trọng của ngành than cung cấp nguyên nhiên liệu thị trường trong nước và quốc tế. Trình độ cơ giới hóa quá trình sàng tuyển và suất khẩu ……………………. 1.1. Nhiệm vụ hoạt động sản xuất và kinh doanh của Công ty tuyển than Của Ông…………………………………………………………. 2 1.1.1 Vị trí địa lý…………………………………………………. 2 1.1.2 Dân cư ………………………………………………………. 2 1.1.3 Khí hậu ……………………………………………………… 2 1.1.4 Sơ lược về quá trình hình thành và phát triển của Công ty tuyển than Cửa Ông…………….………………………………….. 3 1.1.5 Năng lực thiết bị hiện có của Công ty tuyển than Cửa Ông………………………………………………………………… 5 1.1.6 Nhiệm vụ hoạt động sản xuất và kinh doang của Công ty tuyển than Cửa Ông………………………………………………... 7 1.2 Vai trò trong kinh tế thị trường, ngành than cung cấp nguyên nhiên liệu trong nước và quốc tế……………………………………… 8 1.2.1 Thị trường trong nước ……………………………………….. 8 1.2.2 Thị trường quốc tế……………………………………………. 8 1.3 Trình độ cơ giới hóa quá trình sản xuất sàng tuyển và suất khẩu của Công ty tuyển than Cửa Ông……………………………………... 8 1.3.1 Trình độ cơ giới hóa quá trình sản xuất sàng tuyển………….. 9 1.3.2 Trình độ cơ giới hóa quá trình suất khẩu…………………….. 12 Chương 2. Tính toán và thiết kế cơ cấu nâng cổng trục…………... 2.1 Mô tả cấu tạo, nguyên lý làm việc và tính toán gầu ngoạm……… 14 2.1.1 Cấu tạo gầu ngoạm…………………………………………… 14 2.1.2 Nguyên lý làm việc của gầu ngoạm………………………….. 15 2.1.3 Sơ đồ động học gầu ngoạm…………………………………... 15 2.1.4 Kết cấu gầu ngoạm…………………………………………... 15 2.2 Cấu tạo, nguyên lý làm việc và tính toán cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn ……………………………………………………………………. 22 2.2.1 Sơ đồ động học cơ cấu nâng cổng trục 7 tấn…………………. 23 2.2.2 Kết cấu cơ cấu nâng và tính toán các thông số kỹ thuật…….. 24 2.2.2.1 Bội suất pa lăng cơ cấu, chế độ làm việc cơ cấu nâng…... 24 2.2.2.2 Tính chọn cáp…………………………………………… 25 2.2.2.3 Tính toán tang cuốn cáp…………………………………. 27 2.2.2.4 Tính toán và lựa chọn động cơ điện cho cơ cấu nâng…… 31 2.2.2.5 Kiểm tra mô men phanh cơ cấu nâng…………………… 33 2.2.2.6 Bộ truyền động…………………………………………... 37 2.2.2.7 Kiểm tra mô men khởi động cơ cấu nâng……………… 38 2.2.2.8 Hệ thống điều khiển…………………………………….. 41 2.2.2.9 Các thông số kỹ thuật của cơ cấu nâng…………………. 44 Chương 3. Cơ cấu di chuyển xe lăn và cầu lăn…………………….. 3.1 Cơ cấu di chuyển xe lăn………………………………………….. 45 3.1.1 Cấu tạo và nguyên lý làm việc của cơ cấu di chuyển xe lăn… 45 3.1.2 Sơ đồ động học cơ cấu di chuyển xe lăn……………………... 45 3.1.3 Tính toán cơ cấu di chuyển xe lăn…………………………… 46 3.1.3.1 Bánh xe và ray xe lăn……………………………………. 46 3.1.3.2 Lực cản chuyển động của xe lăn di chuyển…………… 48 3.1.3.3 Lựa chọn động cơ điện………………………………….. 49 3.1.3.4 Kiểm tra động cơ theo mô men mở máy………………… 51 3.1.3.5 Phanh cơ cấu di chuyển xe lăn…………………………... 52 3.1.3.6 Các thông số kỹ thuật của cơ cấu di chuyển xe lăn…… 55 3.2 Cơ cấu di chuyển cầu lăn…………………………………………. 56 3.2.1 Cấu tạo và nguyên lý làm việc của cơ cấu di chuyển cầu lăn.. 56 3.2.2 Tính toán cơ cấu di chuyển cầu lăn………………………….. 57 3.2.2.1 Bánh xe và ray cầu lăn…………………………………... 57 3.2.2.2 Sức cản chuyển động của cơ cấu di chuyển cầu lăn…….. 59 3.2.2.3 Lựa chọn động cơ……………………………………….. 60 3.2.2.4 Tỷ số bộ truyền động……………………………………. 61 3.2.2.5 Kiểm tra động cơ điện theo mô men mở máy…………… 61 3.2.2.6 Phanh cơ cấu di chuyển cầu lăn…………………………. 63 3.2.2.7 Tính cặp bánh răng hở………………………………… 65 3.2.2.8 Các thông số kỹ thuật của cơ cấu di chuyển cầu lăn……. 73 Chương 4. Kết cấu kim loại cổng trục …………………………….. 4.1 Mô tả kết cấu kim loại cổng trục 7 tấn và các kích thước hình học. 74 4.1.1 Mô tả kết cấu kim loại của cổng trục gầu ngoạm 7 tấn……… 74 4.1.2 Các kính thước hình học…………………………………….. 75 4.2 Tinh toán kết cấu kim loại dàn đứng chính………………………. 76 4.2.1 Phân tích lực tác dụng lên dàn……………………………….. 76 4.2.2 Xác định nội lực trong các thanh dằng………………………. 78 4.2.3 Đường ảnh hưởng của phản lực tựa………………………….. 84 Chương 5. Tính toán và thiết kế trục tang cuốn cáp……………. 5.1 Thiết kế quy trình công nghệ gia công chi tiết trục tang…………. 89 5.1.1 Chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết………………… 89 5.1.2 Tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết……………………. 89 5.1.3 Xác định dang hình sản xuất…………………………………. 89 5.1.4 Thiết kế quy trình công nghệ………………………………… 91 5.1.5 Chọn máy gia công chi tiết…………………………………... 94 5.1.6 Chọn dao……………………………………………………... 95 5.1.7 Tính toán lượng dư gia công bề mặt ……………….. 97 5.1.8 Xác định lượng dư các bề mặt còn lại………………………... 100 5.1.9 Tính chế độ cắt khi tiện …………………………… 103 5.1.10 Tính chế độ cắt khi mài bề mặt ………………….. 107 5.1.11 Xác định chế độ cắt các bề mặt còn lại…………………….. 108 5.2 Tính toán và thiết kế đồ gá……………………………………….. 111 5.2.1 Phân tích phương án định vị và kẹp chặt…………………….. 111 5.2.2 Tính toán lực kẹp chặt……………………………………….. 112 5.2.3 Sơ đồ gá đặt………………………………………………….. 113 Kết luận ……………………………………………………………… 115 Tài liệu tham khảo…………………………………………………. 116 Mục lục…………………………………………………………….. .. 117