Đồ án Kỹ thuật tính toán và thiết kế cơ cấu nâng

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP Đồ án kỹ thuật " TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG "PHẦN I GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN I. GIỚI THIỆU VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN. Máy nâng chuyển là thiết bị dùng để thay đổi vị trí của đồi tượngnhờ thiết bị mang vật trực tiêp như mĩc treo, hoặc thiết bị gian tiếp như gầu ngoạm, nam châm điện, băng tải,… Như vậy máy nâng chuyển đĩng vai trị rất quan trọng trong quá trình sản xuất: giảm nhẹ sức lao động cho cơng nhân và nâng cao năng suất lao động 1.Phân loại máy nâng chuyển: 1.1. Căn cứ vào chuyển động chính: Chia làm hai loại -Máy nâng -Máy vận chuyển liên tục 1.2. Căn cứ vào cấu tạo và nguyên tắc làm việc: -Cầu trục -Cổng trục -Cần trục tháp -Cần trục quay di động(cần trục ơ tơ, bánh lốp, bánh xích) -Cần trục cột buồm và cần trục cột quay -Cần trục chân đế và cần trục nối -Cần trục cáp 2. Điều kiện an tồn của máy trục: Trong thực tế tần suất xảy ra tay nạn trong sử dụng máy nâng là lớn hơn rất nhiều so với các loại máy khác .Do vậy vấn đề an tồn trong sử dụng máy nâng là vấn đề quan trọng được đặt lên hàng đầu. Với cầu trục lăn do cĩ nhiều bộ phận máy lắp với nhau và được đặt trên cao do vậy cần phải thường xuyên kiểm tra để kịp thời phát hiện những hư hỏng như lỏng các mối ghép ,rạn nứt tại các mối hàn do thời gian sử dụng lâu ….. Đối với các chi tiết máy chuyển động như bánh xe ,trục quay phải cĩ vỏ bọc an tồn nhằm ngăn những mảnh vỡ văng ra nếu cĩ sự cố khi chi tiết máy hoạt động Tồn bộ hệ thống điện trong máy phải được nối đất Với các động cơ đều cĩ phanh hãm tuy nhiên phải kiểm tra phanh thường xuyên khơng để xảy ra hiện tượng kẹt phanh gây nguy hiểm khi sử dụng . Tất cả những người điều khiển máy làm việc hay phục vụ máy trong phạm vi làm việc của máy đều phải học tập các quy định về an tồn lao động cĩ làm bài kiểm tra và phải đạt kết quả . Trong khi máy làm việc cơng nhân khơng được đứng trên vật nâng hoặc bộ phận mang để di chuyển cùng với vật cùng như khơng được dùng dưới vật nâng đang di chuyển . Đối với máy khơng khơng hoạt động thường xuyên (nhiều ngày khơng sử dụng )khi đưa vào sử dụng phải kiểm tra tồn bộ kết cấu máy .Để kiểm tra tiến hành thử máy với hai bước là thử tĩnh và thử động . Bước thữ tĩnh :treo vật nâng cĩ trọng lượng bằng 1,25 lần trọng lượng nâng danh nghĩa của cầu trục thiết kế và để trong thời gian từ 10 đến 20 phút . Theo dõi biến dạng của tồn bộ các cơ cấu máy .Nếu khơng cĩ sự cố gì xảy ra thì tiếp tục tiến hành thử động . Bước thử động :Treo vật nâng cĩ trọng lượng bằng 1,1 trọng lượng nâng danh nghĩa sau đĩ tiến hành mở máy nâng, di chuyển, hạ vật ,mở máy đột ngột , phanh đột ngột .Nếu khơng cĩ sự cố xảy ra thì đưa máy vào hoạt động . Trong cơng tác an tồn sử dụng cầu trục người quản lý cĩ thể cho lắp thêm các thiết bị an tồn nhằm hạn chế tối đa tai nạn xảy ra cho cơng nhân khi làm việc . Một số thiết bị an tồn cĩ thể sử dụng đĩ là : Sử dụng các cơng tắc đặt trên những vị trí cuối hành trình của xe lăn hay cơ cấu di chuyển cổng trục .Các cơng tắc này được nối với các thiết bị đèn hoặc âm thanh báo hiệu nhằm báo cho người sử dụng biết để dừng máy .Đồng thời củng cĩ thể nối trực tiếp với hệ thống điều khiển để tự động ngắt thiết bị khi cĩ sự cố xảy ra . Như vậy để hạn chế tối đa tai nạn xảy ra địi hỏi người cơng nhân sử dụng máy phải cĩ ý thức chấp hành nghiêm túc những yêu cầu đã nêu trên. II. GIỚI THIỆU VỀ CƠ CẦU TRỤC: 1.Phân loại cầu trục: a.Theo cơng dụng: -Cầu trục cĩ cơng dụng dùng chung -Cầu trục chuyên dụng b.Theo kết cấu dầm cầu: -cầu trục một dầm -Cầu trục hai dầm c.Theo cách tựa của dầm: -Cầu trục tựa -Cầu trục treo d.Theo cách bố trí cơ cấu cơ cấu di chuyển cầu trục: -Cầu trục dẫn động chung -Cầu trục dẫn động riêng 2.Tải trọng: 2.1. Tải trọng nâng dang nghĩa Q,N. -Là trọng lượng lớn nhất mà máy cĩ thể nâng được. Q = Qm +Qh Qm :Trọng lượng thiết bị mang Qh:trọng lượng danh nghĩa của vật nâng ma máy cĩ thể nâng được 2.2. Tải trọng do trọng lượng bản thân. -Trong khi tính tốn, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng các chi tiết (trừ một số chi tiết cĩ trọng lượng lớn) 2.3. Tải trọng của giĩ. -Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực giĩ khơng đáng kể cĩ thể bỏ qua 2.4.Tải trọng phát sinh khi vận chuyển. -Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vận chuyển: +Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tải trọng do trọng lượng bản thân +Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượng của bản thân. 2.5. Tải trọng khi dựng lắp. -Khi này tải trọng do trọng lượng bản thân lấy tăng 15% ÷ 20%. Và phải kể đến tải trọng giĩ cũng như các lực phát sinh trong quá trình lắp. 2.6. Tải trọng động : -Để khảo sát động lực học máy cần xây dựng mơ hình bài tốn về động lực học của máy. Các cơ cấu máy nên tìm cách qui về sơ đồ đơn giản nhất . 3. Đặc điểm tính tốn của cầu trục: 3.1. Trình tự tính tốn của cầu trục. -Xác định các thơng số cơ bản. -Xác định các các kích thước hình học của các bộ phận trên cầu trục và tải trọng tính tốn -Xác dịnh các vị trí tính tốn Thiết kế các cơ cấu: cơ cấu nâng thiết bị mang, cơ cấu di chuyển xe,… -Thiết kế, tính tốn kết cấu thép -Thiết kế các hệ thống điều khiển -Thiết kế thiết bị an tồn 3.2. Xác định khoảng cách giữa các bánh xe di chuyển cầu trục trên dầm cuối. - Khi bị xơ lệch thì bị sinh ra lực cản phụ W nên sinh ra mơn men xơ lệch M = mơ men này sinh ra phản lực N giữa thành bánh xe và cạnh ray : N = = Để đảm bảo cho bánh xe vẫn quay thì: f f : hệ số giữa thành bánh xe và cạnh ray f = ÷ Hình 1:sơ đồ lực tác dụng giữa bánh xe và ray 3.3. Đặc điểm tính tốn của dầm chính cầu trục -Độ võng lớn nhất của dưới tác dụng của trọng lượng xe và tải trọng danh nghĩa, cùng thiết bị mang vật đặt ở giữa dầm khơng được vượt quá : + với cầu trục dẫn động bằng tay + với cầu trục một dầm dẫn động bằng máy + với cầu trục hai dầm dẫn động bằng máy Đối với cĩ dầm hộp phải kiểm tra thời gian dao đọng tắt dần ủa kết cấu thép 3.4. Tính trục truyền của cơ cấu di chuyển. -Tính trục phải thực hiện đầy đủ các phép tính trụcthơng thường tính sơ bộ, tính độ bền mỏi, cĩ thể kiểm tra độ cứng xoắn và dao động Cơ Chương I: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN Lựa chọn kết cấu dầm a.Phương án 1: Hai dầm kết cấu dạng hộp -Trên dầm chính cĩ hai thanh ray để xe lăn di chuyển Hình 2: kết cấu hai dầm dang hộp -Kết cấu dầm dạng hộp nên việc tính tốn đơn giản,thời gian chế tạo và lăp ghép nhanh,việc bảo dưỡng cũng đơn giản. Do đĩ giá thành giảm b.Phương án 2 :Kết cấu hai dầm kiểu giàn -Dầm là một khung giàn gồm các thanh liên kết với nhau bằng hàn và bắt bulung Hình 3 : Kết cấu hai dầm kiểu giàn Với kết cấu kiểu này thì khối lượng dầm nhỏ, nhưnng phức tạp, khĩ chế tạo vì nhiều chi tiết , quá trình chế tạo và lắp ráp mất thời gian , việc kiểm tra bảo dưỡng khĩ khăn .Do đĩ giá thành chế tạo cầu trục cao c.Phưong án 3: Kết cấu loại một dầm -Kết cấu dầm cĩ dạng chữ I Hình 4: Kết cấu một dầm -Dạng kết cấu này đơn giản , dễ tính tốn, chế tạo, lắp ghép đơn giản, bảo dưõng kiểm tra dễ dàng, nhưng chịu tải ít. Phù hợp với những cầu trục cĩ tải trọng nhỏ dưới 5 tấn và khẩu đọ nhỏ Kết luận :Từ yêu cầu về số liệu ban đầu về cầu trục , như vậy ta chọn kết cấu dầm dạng: hai dầm dạng hộp, thì đủ khả năng chịu tải và kết cấu đơn giản Chọn phương án truyền động cơ cấu nâng a.Phưong án 1: Động cơ điện . Khớp nối. Khớp nối và phanh. Hộp giảm tốc -Với kết cấu này động cơ truyền động đến hộp giảm tốc qua khớp nối trục ra của hộp giảm tốc khơng trùng với trục tang, mà truyền qua bộ truyền bánh răng. Kết cấu này thích hợp khi dùng palăng đơn. Kết cấu này phức tạp nhiều chi tiết, tốn nhiều ổ, cịn cĩ bộ truyền ngồi khơng an tồn b. Phương án 2: Động cơ điện Khớp nối kết hợp phanh Hộp giảm tốc Tang -Với phương án này kết cấu nhỏ gọn .Trục tang và hộp giảm tốc là một nên khĩ chế tạo, lắp rắp và bảo dưỡng lục phân bố trên tang khơng ổn định làm ảnh hưởng đến hộp giảm tốc c.Phương án 3: Động cơ điện Khớp nối kết hợp với phanh Hộp giảm tốc Tang 6. Khớp nối Trường hợp này giống phương án 2 nhưng cĩ thêm khớp nối, nên cố thể khắc phục được một số nhược điểm của phương án trên như: Dễ chế tạo, lắp ghép, bảo dưỡng Kết luận: với các ưu điểm trên nên ta chọn phương án 3 là phù hợp 3.Phương án truyền động và di chuyển xe lăn: a.Phương án 1: 1. Động cơ điện. 2. Phanh kết hợp với nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Nối trục 5. Bánh xe -Phương án nhỏ gọn gồm một hộp giảm tốc, một động cơ, bốn khớp nối. Truyền động đơn giản, chiếm ít trên xe lăn thuận tiện cho việc bố trí trên các xe lăn b.Phương án 2: 1. Động cơ điện 2. Phanh kết hợp với nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Bánh xe - Phương án này kết cấu gọn nhẹ, đơn giản, truyền động chắc chắn cĩ sự đồng bộ giữa hai bánh xe cao, nhưng khoảng cách giữa hai bánh xe bị hạn chế c. Phương án 3: 1. Động cơ điện 2. Phanh kết hợp với nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Bánh xe -Phương án này dẫn động cho hai động cơ riêng biệt, phương án này tốn nhiều động cơ, phanh ,việc giả quyết đồng vận tốc giữa hai bánh xe khĩ khăn Kết luận: như phân tích trên ta chọn phương án 1, do nhỏ gọn dễ chế tạo, ít tốn kém, chiến ít khơng gian 4- Lựa chọn phương án truyền động di chuyển cầu: a. Phương án 1: 1. Động cơ điện 2. Khớp nối kết hợp với phanh 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Bánh xe -Phương án này dùng hai hộp giảm tốc, và nhiều khớp nối, nhưng hộp giảm tốc ở gần bánh xe nên quá trình truyền mơmen từ động cơ đến hộp giảm tốc nhỏ nên cĩ thể giảm đường kính trục b. Phương án 2: dùng hai động cơ 1. Động cơ điện 2. Phanh kết hợp với khớp nối 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Bánh xe -Phương án này phải dùng nhiều động cơ và hộp giảm tốc, khĩ giải quyết vấn đề đồng vận tốc ở hai bánh xe, chỉ phù hợp với những cầu trục tải trọng lớn. c. Phương án 3: dùng một động cơ một hộp giảm tốc 1. Động cơ điện 2. Phanh kết hợp với nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Nối trục 5. Bánh xe -Phương án này dùng hộp giảm tốc gần với động cơ nên khoảng cách từ hộp giảm tốc đến bánh xe lớn nên phải dùng trục lớn Kết luận: Như đã phân tích trên thì ta chọn phương án một phù hợp với các số liệu theo yêu cầu PHẦN 2 TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG 2.1. Phân tích chung : 2.1.1.yêu cầu khi tính tốn và thiết kế cơ cấu nâng: Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng. Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng.cĩ hai loại cơ cấu nâng :cơ cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Do cơ cấu dẫn động bằng tay khơng phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây khơng đi vào phân tích. Cịn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu phải đảm độ an tồn, độ tin cậy,độ ổn định cao khi làm việc. Do đĩ,cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với cơ cấu bằng tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, cĩ cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp.Bộ truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bơi trơn tốt, các ổ trục thường dùng ổ lăn.Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đĩng. 2.1.2. cơ cấu nâng : Các số liệu ban đầu: -trọng tải : Q = 10T = 100000N -Trọng lượng bộ phận mang: Qm = 2100N -Khẩu độ: L = 8 (mét). - Độ cao nâng: H = 6(mét). -Vận tốc nâng: Vn = 14,7 (m/phút); chế độ làm việc của các cơ cấu là chế độ trung bình. 2.1.3 Sơ đồ động học cơ cấu nâng: Hình 2.1 cơ cấu nâng 1.Động cơ điện 2. Khớp nối kết hợp với phanh 3. Hộp giảm tốc 4. Tang 5. Khớp nối Dùng sơ đồ này với kiểu nối tang của trục ra hộp giảm tốc bằng nối trục, ta sẻ được kích thước chiều dài nhỏ gọn, đồng thời đảm bảo việc chế tạo từng cụm riêng, tháo lắp dễ dàng. 2.2. Tính tốn cơ cấu nâng: 2.2.1. Chọn loại dây cáp: Vì cơ cấu làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, ta chọn cáp để làm dây cho cơ cấu là loại dây cĩ nhiều ưu điểm hơn các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và loại dây thơng dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay. Ta khơng chọn dây xích vì xích nặng hơn khoảng 10 lần so với cáp, xích cĩ thể đứt đột ngột do chất lượng mối hàn kém (nếu là xích hàn). Trong các kiểu kết cấu dây cáp thì kết cấu kiểu ЛK -P theo ГOCT 2588-55 cĩ tiếp xúc đường giữa với các sợi thép các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng và được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép cĩ dưới hạn bền 1200÷2100(N/mm2). chọn cáp LK-O- 6x19+7x7 (theo trang II) Loại cáp này LK, với 6 dánh, mỗi dánh 19 sợi cĩ lớp sợ thép ngồi cùng như nhau, lỏi thép của dánh được bện từ 7 dánh, mỗi dánh 7 sợi thép Với giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1600÷1800N/mm2, 2.2.2. palăng giảm lực: Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng một palăng. Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép cĩ hai nhánh dây chạy trên tang. tương ứng với trọng tải cầu lăn theo Bảng 2-6[I] chọn bội suất palăng a=2. Palăng gồm hai rịng rọc di động và một rịng rọc khơng di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng. Hình 2.2 sơ đồ nguyên lý palăng. Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật. bảng 2. 19[I]. Trong đĩ:Q0 = Q+Qm = 100000+2100 = 102100(N). λ = 0,98:hiệu suất một rịng rọc với điều kiện rịng rọc đặt trên ổ lăn. bơi trơn tốt bằng mỡ. Bảng 2-5(I) a = 2 : bội suất của palăng m = 2 : số nhánh cáp cuốn lên tang. t = 0 : vì số dây cáp trực tiếp cuốn lên tang khơng qua rịng rọc chuyển hướng. vậy : Hiệu suất của palăng xác định theo cơng thức 2-21[I]. Trong đĩ : So = 2.2.3 Tính kích thước dây cáp : Kích thước dây cáp được chọn dựa vào cơng thức 2-10 –[I]. Sd ≥ Smax.n Sđ : Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn ,N Smax : Lực căng lớn nhất trong dây , N n = 5,5 :Hệ số an tồn bền của cáp Bảng 2-2-[I] Sđ = 25800.5,5 = 142000 (N) xuất phát từ điều kiên theo cơng thức (2-10) với loại dây đã chọn trên, với dưới hạn bền của sợi σb = 1600 N/mm2.chọn đường kính dây cáp dc = 16,5 mm cĩ lực kéo đứt là Sđ = 141500 (phụ lục 12 của TCVN 4244-86) Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu. 2.2.4 Tính các kích thước cơ bản của tang và rịng rọc a) Đường kính tang : Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và rịng rọc phải thích hợp với cáp để tránh cáp bị uốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bên lâu cho cáp. Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo cơng thức 2-12[I]. Dt ≥ dc.(e-1). e = 25 hệ số đường kính tang, theo Bảng 2. 4-[I]. Dt ≥ 16,5.(25-1) = 396(mm). Ở đây ta chọn đường kính tang và rịng rọc giống nhau : Dt = Dr = 400(mm) Rịng rọc cân bằng khơng phải là rọc làm việc nên cĩ thể chọn đường kính nhỏ hơn 20%, so rịng rọc làm việc. Dc = 0,8. Dr = 0,8.400 = 320(mm). chiều dài tang : Chiều dài tang phải được tính tốn sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên vẫn cịn ít nhất 1,5 vịng cáp dữ trữ, khơng kể những vịng cáp nằm trong kẹp (quy định về an tồn ). chiều dài tồn bộ của tang xác định theo cơng thức 2-14-[I] đối với trường hợp Palăng kép. L’= L0’+2L1+2L2+L3 L L2 L1 L0 L3 L0 L1 L2 Hình 2.3 sơ đồ xác định chiều dài tang L Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 6mm. và bội suất Palăng a = 2. l = H.a = 6.2 = 12 m. số vịng cáp phải cuốn ở một nhánh: Theo cơng thức trang174 [I] trong đĩ : Z’0 = 2 số vịng dữ trữ khơng dùng đến : (vịng) L’0 = 2.Z.t với bước rãnh cáp :t = dc+(2÷3) hoặc t ≥ 1,1dc, trong đĩ dc đường kính cáp. t = 20 mm L’0 = 2.Z.t = 2.11.20 = 440 (mm). chiều dài L1 là phần tang để cặp đầu cáp, chọn phương pháp chọn thơng thường nên ta nên phải cắt thêm 3 vịng rãnh nữa trên tang, Do đĩ : L1 = 3.t = 3.20 = 60 (mm) Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, nên khơng phải làm thành bên, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trữ lại một khoảng L2=20mm. khoảng cách L3 :ngăn cách giữa hai nữa cắt rãnh : L3 = L4-2.hmin.tgα Theo trang 21[I] trong đĩ :L4 khoảng cách giữa hai rịng rọc ngồi cùng giữa hai ổ mĩc treo. hmin :khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các rịng rọc treo mĩc dựa vào kết cấu đã cĩ, cĩ thể lấy sơ bộ: L4 = 300(mm). hmin = 800(mm). tgα = 0,07:gĩc cho phép dây cáp chạy trên tang bị lệch so với phương thẳng đứng. L3 = 300-2.800.0,07 = 200(mm) Vậy chiều dài tồn bộ của tang sẽ bằng : L’= L0’+2L1+2L2+L3 = 440+2.60+2.20+200 = 800 mm. Bề dày thành tang xác định theo cơng thức : Trang 22- [I] σ = 0,02.Dt+(6÷10) mm, σ = 0,02. 400 + (6÷ 10) =15 mm Tang được đúc bằng vật liệu Gang (CH15-32) loại vật liệu thơng dụng phổ biến nhất cĩ: kiểm tra sức bền của tang theo cơng thức: 2-15-[I] . Smax: Lực căng cáp lớn nhất ở nhánh cáp cuốn lên tang σ: Chiều dầy thành tang ; t bước rãnh k = 1: Hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. Theo trang 22- [I] φ = 0,8: Hệ số tính đến sự sắp xếp khơng đều của dây cáp trên tang. = (N/mm2). Tang được đúc bằng gang xám (CH15-32) cĩ giới hạn bền nén là σbn=565N/mm2. Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an tồn k=5. Vậy : σn < [σ] : tang đạt yêu cầu về nén: 2.2.5 chọn động cơ điện : Cơng suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải đựơc xác định: Theo cơng thức 2-78 [I] [kW] Với :η hiệu suất của cơ cấu bao gồm : η = ηp.ηt.η0 = 0,87. ηp = 0,97 hiệu suất pa lăng. Tra mục 2- chương I – [I] ηt = 0,96 hiệu suất tang, tra bảng1-9- [I] η0 = 0,94 hiệu suất của bộ truyền cĩ kể cả khớp nối, xuất phát từ bảng số liệu bảng 1-9 –[I],với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ. Vậy : (kW). Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện MT 51 -8 cĩ các đặc tính sau đây. Cơng suất danh nghĩa : Ndc = 22( kW). Số vịng quay danh nghĩa: ndc = 723 (vịng/phút). hệ số quá tải: Mơ men vơ lăng: (Gi.Di2)rơto = 44 Nm2 Cosφ = 0,69 khối lượng động cơ: mdc = 435 kg. 2.2.6 Tỷ số truyền chung : tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo cơng thức 3-15[I]. Số vịng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước. vịng/phút a =2: bội suất palăng Vậy tỷ số truyền cần cĩ : . kiểm tra động cơ điện về nhiệt : 0,5Q 0,3Q Q T t 0,2t 0,2t 0,6t Q Hình 2.4. sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng Sơ đồ thực tế sử dụng cầu lăn theo trọng tải cho trên hình 2.4 Q1 = Q; Q2 = 0,5Q; Q3 = 0,3Q Và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này là 3:1:1. Động cơ điện đã chọn các cơng suất danh nghĩa nhỏ hơn cơng suất tĩnh yêu cầu khi làm việc, do đĩ phải được kiểm tra về nhiệt. Để kiểm tra đựơc nhiệt động cơ, ta lần lượt xác định các thơng số tính tốn trong các thời kỳ làm việc khác nhau của cơ cấu. Các thơng số cần xác định : hiệu suất của cơ cấu khơng tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải : η = ηt.η0 = 0,96.0,92 = 0,88. Momen trục động cơ khi nâng vật, theo cơng thức 2-79- [I]. Nm. Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo cơng thức 2-22 [I]. = 25400 N momen trục động cơ khi hạ vật, theo cơng thức 2-80 [I]. Thời gian mở máy khi nâng vật, theo cơng thức 3-3 [I]. ≈(GiDi2)rơto+GiDi2)khớp=44 +52,8 = 96,8 Nm2 Với Momen vơ lăng :(GiDi2)rơto = 44 Nm2 ( GiDi2)khớp = 52,8 Nm2. (với d đường kính ngồi cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối. chọn sơ bộ d=300mm, trọng lượng của khớp nối là G=500N. ( GiDi2)khớp = 0,45.G.d2 = 52,8 Nm2 Ta cĩ :β=1,1 ÷ 1,2 , Hệ số ảnh hưởng quán tính các chi tiết trên các trục sau trục I . Mm momen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, Mm xác định theo cơng thức 2-75[I]. Mdn: momen danh nghĩa động cơ : Mm = 1,8.287 = 517 Nm. Do đĩ : khi Q1 = Q ,s Gia tốc mở máy là:Q1 = Q Thời gian mở máy khi hạ vật: theo cơng thức 3-9-[I] . Trên đây trình bày cách tính tốn các thơng số cho trường hợp Q1=Q. các trường hợp Q2; Q3 cũng tương tự, kết quả phép tính các thơng số cho các trường hợp tải trọng khác nhau được ghi theo bảng dưới đây: Các thơng số cần tính Đơn vị Q1=Q Q2=0, 5Q Q3=0, 3Q Ghi chú η 0, 87 0, 84 0, 75 Sn N 25800 13200 8230 Sh N 25400 13000 8070 Qo N 102100 52100 32100 Mn Nm 382 203 141 Mh Nm 284 140 78 S 0,823 0,456 0,376 S 0,14 0,218 0,238 Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định : Momen trung bình bình phương cĩ thể xác định theo cơng thức gần đúng (Nm), theo cơng thức 2-37-[I] : . : tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s Mt: momen cản tỉnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đĩ, Nm. tv: thời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tải trọng . : tồn bộ thời gian đơng cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời gian làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và khơng ổn định, s. Mm momen mở máy của động cơ điện, Nm. = 283 (Nm). Cơng suất trung bình của động cơ phát ra là: theo cơng thức 2-76 [I]. . kết quả phép tính kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ điện được chọn là MT42-8 Cĩ cơng suất danh nghĩa là Ndn = 22Kw. hồn tồn thoả mãn yêu cầu khi làm việc. tính và chọn phanh : Phanh dùng để hãm hoặc điều chỉnh tốc độ cơ cấu, triệt tiêu được động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay. Tất cả các cơ cấu máy trục đều phải dùng thiết bị phanh hãm, nhất là các cơ cấu làm việc vận tốc cao. mà trong đĩ sự an tồn trong quá trình nâng hạ đều phụ thuộc vào hệ thống phanh, do đĩ cơ cấu nâng của cầu trục phải trang bị thiết bị phanh hãm để đảm bảo độ an tồn. Quá trình phanh được thực hiện bằng cách đưa vào cơ cấu lực cản phụ dưới dạng ma sát nảy sinh ra momen phanh. Phanh được dùng cĩ thể cĩ nhiều loại: phanh đai, phanh một má, phanh hai má, phanh áp trục, phanh ly tâm …. vvv…. cĩ thể phanh thường đĩng hoặc thường mở, ở đây ta chọn phanh hai má loại phanh thường đĩng và được bố trí trên trục động cơ. vì những lý do sau : loại phanh này cĩ kích thước nhỏ ngọn hơn các loại phanh khác. lực phanh tác dụng đối xứng lên trục đặt phanh. đảm bảo đĩng mở nhịp nhàng giữa các má phanh với bánh phanh nên độ an tồn sẽ cao hơn cho cơ cấu nâng khi làm việc với tải trọng lớn. phanh thường đĩng làm việc an tồn hơn phanh thường mở, khi cĩ sự cố xảy ra thì phanh vẫn đĩng vật nâng ở tư thế treo, khơng bị rơi đột ngột. đặt phanh trên trục đơng cơ thì mơmen phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác, do đĩ kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ hơn và tính an tồn cũng cao hơn. để chọn phanh làm việc cĩ hiệu quả và an tồn ta dựa vào giá trị momen phanh yêu cầu Mph. omen phanh của cơ cấu nâng được xác định từ điều kiện giữ vật nâng treo ở trạng thái tĩnh với hệ số an tồn n. Mph = n. Mt ≤ [Mph] . 2-2-[2] Trong đĩ : n hệ số an tồn của phanh, phụ thuộc vào chế độ làm việc đối với chế độ làm việc nhẹ : n = 1,5 ; trung bình n = 1,75; nặng n = 2 ; rất nặng n = 2,5. Phanh được đặt trên trục động cơ nên: Momen phanh được tính : Nm Trong đĩ η hiệu suất cơ cấu nâng n =1,75 hệ số an tồn, theo bảng 3- 2 -[1]. D0: đường kính tang tính đến tâm cáp. D0 = D t + d c = 5 12 , 5 mm ~0,51 m Q0 : trọng tải và trọng lượng bộ phận. Q0 = 150000 N Dựa vào điềư kiện (2.2) ta chọn loại phanh, tuy nhiên khơng nên chọn loại phanh cĩ momen phanh danh nghĩa lớn hơn moen phanh yêu cầu nhiều quá vì như vậy sẽ tải trọng động lên cơ cấu khi phanh. Qua Việc phân tích tính tốn ở trên,ta chọn loại phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT-300 đảm bảo mơmen phanh danh nghĩa vừa đúng Mph=500Nm Lực đĩng phanh được xác định theo cơng thức 2-34-[I]. L 2 15 3 4 6 7 11 14 10 8 9 12 13 1 5 D r l l1 D r Hình 2.5 sơ đồ nguyên lý phanh má điện từ 1 .bánh phanh; 2, 4. má phanh; 3, 5. Tay địn phanh; 6. Nam điện;7 Tay địn của cơ cấu tạo lực mở phanh; 8. lị xo tạo phanh; 9 Lị xo phụ; 10. đai ốc nén lị xo 11. dai ốc dùng khi bảo dưỡng hoặc thay mới má phanh; 12. Đai ốc điều chỉnh hành trình phanh;13. ống bao; 14 thanh đẩy; 15.Vít hạn chế hành trình phanh . trong đĩ : D: đường kính bánh phanh D = 300mm. f : hệ số ma sát giữa vật kiệu bánh phanh thép các bon C45 và vật liệu lĩt phanh ; theo bảng 2-8[T1]. h = 0,9: hiệu suất hệ thống bản lề l1 = 200mm l = 420mm. Khi mỡ phanh lị xo chính bị ép thêm một khoảng dẫn đến lực sẽ tăng lên. giả thiết tăng 10% so với ban đầu, nghĩa cần cĩ lực đẩy P = 1,1.P = 1053,9.1, 1 = 1159,29 N để đạt đực lấy W = 1159,29 N phải xác định momen nam châm hút Mn và khoảng tay địn đặt lực a. N chọn khoảng cách tay địn a=60 mm. Mn = P.a = 1159,29.0,06 = 69,56 Nm. vậy cĩ thể chọn nam châm điện cĩ các thơng số đây: momen nam châm hút: Mn = 69,56 Nm Tay địn đặt lực: a = 60mm. Momen trọng lượng ngàm nam châm: Mng = 4,2Nm. lực lị xo chính khi đĩng phanh : . Trong đĩ : Pp = 2÷8. Lấy Pp = 5kg . lực lị xo chính lớn nhất khi mở phanh cĩ thể giả thiết lớn hơn 10% so với thường tức là Pcmax = 1,1.1279,29 = 1407,2 N. lấy bước dịch chuyển lớn nhất của thanh lõi ngang với phanh là Δx = 4mm. định luật húc cho biến dạng lị xo : F = k.Δx với k : là độ cứng của lị xo Δx : độ biến dạng lị xo. 1407,2 = k.0,004 k =N/m. áp lực má phanh lên bánh phanh. . Áp lực trung bình : Trong đĩ: B Chiều rộng bánh phanh, lấy B=80mm. β0 Gĩc ơm của má phanh lên bánh phanh lấy :β0=700. vậy: N/mm2 Theo bảng: 2-10-[I].Áp suất cho phép [p] = 0,4 N/mm2 khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo cơng thức 2-35-[I]. với h1 và h2 là khe hở lớn nhất và bình thường của thanh lõi ngang phanh h1= 4mm; h2 =2,5mm Khe hở lớn nhất : mm Khe hở bình thường : mm 2.2.9 bộ truyền : bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, trục ra và trục vào quay về một phía. các thơng số cần thiết : số vịng quay trục vào: n1 = 723 vịng/phút. Động cơ dẫn động : N = 22 Kw. tỉ số truyền chung của hộp là: i = 32,5 a) phân phối tỷ số truyền: trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên khơng thơng qua bộ truyền ngồi. gọi : icn tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh. icc là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập. để đảm bảo điều kiện bơi trơn : icn = (1,2÷1,3).icc chọn icn = 1,2.icc vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau: icn= 6,2 ; icc = 5,2 xác định số vịng quay, cơng suât và momen xoắn trên các trục I; II; III . Của hộp giảm tốc. số vịng quay : n1 = n = 723 (v/ph). n2 = = 116,6 (v/ph). n3 = (v/ph). Cơng suất : NI = N.ηcặp ổ = 22.0,955 = 21,01 Kw. NII = NI.ηbánh răng.ηcặp ổ = 21,01.0,97.0,955 = 19,46 Kw. NIII = NII.ηbánh răng.ηcặp ổ = 19,46.0,97.0,955 =18,02 Kw. Tra bảng 2-1-[6] ta cĩ: ηcặp ổ =0,955 ηbánh răng = 0,97 Momen xoắn : ( N. mm) b) thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh: chọn vật liệu: vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 45 tơi cải thiện phơi rèn. như vậy cĩ các số liệu sau : σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn :thép 40 thường hố, phơi rèn. các số liệu sau : σb = 540 N/mm2. σ chảy = 270 N/mm2 HB = 200 định. ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép: số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo cơng thức 3-4[6] trong đĩ : u = 1 : Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vịng ni : Số vịng quay trong một phút Ti: Tổng số giờ làm việc nII = 116,6(v/ph). T = 10.310.2.4.1/4 = 6200 (số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ. ) (13+0, 1093) = 1, 0013 Ntđ2 = 60.1.116,6.1,003.6200 = 4,35.107 => Ntđ2 > N0 = 107 Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ : Ntđ1 = Ntđ2. icn = 4,35.107.6,2 = 26,97.107. Ntđ1 > N0 hệ số chu kỳ ứng xuất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. Theo cơng thức 3-1-[6] [σ]tx = [σ]notx kN kN = 2,6 : Hệ số ưng suất tra bảng 3-9-[6] [σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2 [σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2 để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]tx=520 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép : số chu kỳ tương đương của bánh lớn. Trong đĩ :lấy m = 6: Bậc đường cong mỏi uốn (thép chế tạo là thép thường hố và tơi cải thiện ). u = 1 nII = 166,6 v/ph (n của bánh dẫn ) T = 10. 310. 2. 4. ¼ = 6200 =1 Ntđ2 = 60.1.6200.116,6 = 4,34. 107 Ntđ2>N0 = 107 Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ : Ntđ1 = Ntđ2.icn = 4,34. 107.6,2 = 26,9.107. Nmm2 Ntđ1 > N0 = 107 vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn Kn của hai bánh đều bằng 1 giới hạn mỏi uốn của thép 45: [σ]-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2 giới hạn mỏi uốn của thép 40: [σ]-2 = 0,43.540 = 232,2 N/mm2 hệ số tập trung chân răng : kσ = 1,8 hệ số an tồn : n =1,5(thép rèn) ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động và được xác định theo cơng thức 3-5[6] Ta cĩ : Chọn sơ bộ hệ số tải trọng : k = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :ψA = b/A = 0,4. Tính khoảng cách trục theo cơng thức 3-9[6]: A ≥ (icn+1). = (6,2+1) = 285mm Chọn khoảng cách sơ bộ : A = 300mm. Tính vận tốc vịng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo : Theo bảng 3-11-[6] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9. Xác định chính xác hệ số tải trọng : chiều rộng bánh răng : b = ψ. A = 0,4.370 = 148mm. lấy b =150mm đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ: => . với ψd1= 2,2 tra bảng 3-12[6] tìm được ktt bảng = 1,35( ổ trục khơng đối xứng bánh răng ) hệ số tải trọng tập trung thực tế : . Theo bảng 3-13[6] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,45 hệ số tải trọng thực tế : k = kd. ktt = 1,45. 1,175 = 1,7 so với kchọn =1,3 sai lệch ( khoảng sai lệch lớn ) chọn lại khoảng cách trục : chọn A = 330(mm). xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng : modun m = (0,01÷0,02).330 = 3,3 ÷ 6,6. Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[4]. lấy m = 4mm số răng bánh răng nhỏ :theo cơng thức 3-24[6]: lấy Z = 22 răng. số răng bánh lớn : Z2 = icn. Z1 = 6,2.22 = 136 mm. chiều rộng bánh răng : b = ψA. A = 0,4.330 = 132mm . lấy chiều rộng bánh răng : b1 = 132. b2 = 150. kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo cơng thức 3-33[6]. Hệ số dạng răng : Bảng 3-18[6]. y1=0,392 ; y2=0,517 N/mm2. ta cĩ :[σ]u1=191 N/mm2. => σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện. σu2= σ1. 44,3. . ta cĩ : [σ]u2=129 N/mm2. => σu2>[σ]u2 => thoả mãn điều kiện. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : bánh 1 :[σ]Txqt = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 N/mm2. Bánh 2 :[σ]Txqt = 2,5. [σ]Notx2 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : bánh 1 :[σ]uq= 0,8.σch = 0,8.450 = 360N/mm2 Bánh 2:[σ]uqt = 0,8.σch = 0,8.270 = 216 N/mm2 kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra : Trong đĩ σtx được xác định từ cơng thức 3-14[6]. và kqt=1,3 Ta cĩ : vậy ứng suất tiếp xúc quá tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là : (1300;1560) thoả mãn điều kiện. kiểm nghiệm sức bền uốn : bánh 1 :[σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 40,3 = 52,39N/mm2 Bánh 2:[σ]uqt1 = kqt. σu = 1,3. 30,6 = 39,78 N/mm2 So sánh thấy : σuqt1 < [σ]uqt1 = 360 N/mm2 σuqt2 < [σ]uqt2 = 216 N/mm2 . thoả mãn điều kiện Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền: modun : m = 4 số răng : Z1 = 22 Z2 = 136 Gĩc ăn khớp :. Đường kính vịng lăn : d1 = m.Z1 = 4.22 = 88mm. d2 = m.Z2 = 4.136 = 544 mm khoảng cách trục : chiều rộng bánh răng là : b1 = 132 mm b2 = 150 mm Đường kính vịng đỉnh : Dc1 = d1+2.m = 88+2.4 = 96mm. Dc2 = d2+2.m = 544+2.4 = 552mm. Đường kính vịng trịn chân răng : Di1 = d1 - 2.m - 2..m = 88 - 2. 4 - 2.0,25.4 = 78mm. Di2 = d2 - 2.m - 2..m = 544 - 2.4 -2. 0,25.4 = 534mm. Tính lực tác dụng lên trục : lực vịng : P = Lực hướng tâm : Pr = P. tgα = 6307,2. tg200 = 2295,6 N. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm : chọn vật liệu : vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 45 tơi cải thiện, phơi rèn. σb = 800 N/mm2. σ chảy = 450 N/mm2 HB = 240. vật liệu bánh răng lớn :thép 45 tơi cải thiện, phơi rèn : σb = 700 N/mm2. σ chảy = 350 N/mm2 HB = 200. định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép : số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo cơng thức 3-4[6] Trong đĩ : u = 1 n3 = 22,4(v/ph). T = 10. 310.2.4.1/4 = 6200 (số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ. ) (13+0, 1093) = 1, 0013 Ntđ2 = 60.1.22,4.1,003.6200 = 0,84.107 KN xác định theo cơng thức :3-2[6]. vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ : Ntđ1 = Ntđ2. icc = 5,2. 0,84.107 = 4,35.107 Ntđ1 > N0 = 107. Vậy hệ số chu kỳ bánh nhỏ bằng 1 và bánh lớn bằng 1, 2. [σ]tx2 = 2,6.200 = 520 N/mm2 [σ]tx1 = 2,6.240 = 624 N/mm2. để tính sức bền chọn trị số nhỏ :[σ]tx = 520N/mm2. Ứng suất uốn cho phép : σ-1 = 0,43.800 = 344 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 40: σ-1= 0,43.700 = 301N/mm2. Hệ số tập trung ứng suất chân răng: kσ = 1,8 Hệ số an tồn :n = 1, 5(thép rèn). Ứng suất uốn chảy thay đổi theo chu kỳ mạch động : . Ta cĩ . Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = ku. kd = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng của bánh răng : ΨA = b/A = 0,4 Tính khoảng cách trục : theo cơng thức 3-10[6]. A ≥ (icn-1) Chọn:θ=1,25 A ≥ (5,2-1)386 mm chọn A = 400(mm). Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo : 0,59 (m/s). Theo bảng 3-11[6]. chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9. Định chính xác hệ số tải trọng chiều rộng bánh răng :b = ψ.A = 0,4.400 = 160 mm. chọn b=160mm đường kính vịng lăn bánh nhỏ : d1 = ψd1 = với ψd1 = 1,75 tra bảng 3-12[6] tìm được kttbảng = 1,35( ổ trục khơng đối xứng bánh răng ) hệ số tải trọng tập trung thực tế : Theo bảng : 3-14[6] chọn hệ số tải trọng động kd = 1,2. hệ số tải trọng thực tế :k = kd. ktt = 1,2. 1,135 = 1,36. So với kchọn = 1,3 sai lệch ( khoảng sai lệch khơng lớn ) chọn lại khoảng cách trục : chọn A = 400 (mm). Xác định modun, số răng và ngĩc nghiêng của răng : Modun pháp :mn = (0,01÷0,02).400 = 3 ÷ 6 Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[6].lấy :mn = 4 Sơ bộ chọn gĩc nghiêng răng :β=100 => cosβ=0,985. Tổng số răng của cả hai bánh : Zt = Z1+Z2 = . số răng bánh nhỏ: 23,8 Lấy Z1 = 24 Z2 = i. Z1 = 5,2. 24 =124,8 Lấy Z2 = 124 Tính chính xác gĩc nghiêng β: => β=130.34’ Chiều rộng bánh răng: b = ψA. A = 0,4.400 = 160 mm. lấy b = 160mm lấy chiều rộng bánh răng : b1 = 160mm. b2=140mm. điều kiện b > => thoả mãn. kiểm nghiệm sức bền uốn của răng : Hệ số dạng răng :Bảng 3-18[6] y1=0,492; y2=0,517. lấy :θ=1,5 Ta cĩ :[σ]u1 = 191 N/mm2. => σu1<[σ]u1 thoả mãn điều kiện. σu2 = σ1. 85,6. =71 N/mm2 ta cĩ: :[σ]u2=172 N/mm2 => σu2<:[σ]u2 thoả mãn điều kiện. kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : Bánh 1 :[σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.624 = 1560N/mm2 Bánh 2 :[σ]txqt = 2,5.[σ]Notx = 2,5.520 = 1300N/mm2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : bánh 1 :[σ]uq1=0,8.σch=0,8.450=360N/mm2 Bánh 2:[σ]uqt = 0,8.σch =0,8.350=280N/mm2 kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra : Trong đĩ σtx được xác định từ cơng thức 3-14[6]. Và kqt = 1,3 Ta cĩ: . Vậy ứng suất tiếp xúc qúa tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn ( 1300;1560) =>thoả mản điều kiện Kiểm nghiệm sức bền uốn: bánh nhỏ :[σ]uqt1 = kqt. σ u= 1,3.85,6 = 111,28N/mm2 Bánh 2 : [σ]uqt1 = kqt. σu =1,3.71 = 92,3 N/mm2 So sánh thấy : σuqt1<[σ]uqt1 = 360 N/mm2 σuqt2<[σ]uqt2 = 280 N/mm2 thoả mãn điều kiện Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền : modun : m = 4 số răng : Z1 = 24 Z2= 124 Gĩc ăn khớp :. Đường kính vịng lăn : d1 = = 98,5 mm ; d1=100mm d2 = = 509 mm ; d2 = 500mm khoảng cách trục : chiều rộng bánh răng là : b1 = 120 mm b2 =100 mm Đường kính vịng đỉnh : Dc1 = d1+2.m = 100+2.4 = 108 mm. Dc2 = d2+2.m = 500+2.4 = 508 mm. Đường kính vịng trịn chân răng : Di1 = d1 - 2.m - 2.c = 100 - 2.4 - 2.0,25.4 = 90 mm. Di2 = d2 - 2. m - 2. c = 500 - 2.4 - 2. 0,25. 4 = 490 mm. Tính lực tác dụng lên trục :theo cơng thức: 3-50[6] lực vịng : Lực hướng tâm: Pr = P.tgα/cosβ = 31877. tg200/cos130.34’ = 11907 N. lực dọc trục : Pa = P. tgα = 31877.tg200 = 87581 N. d) xác định kích thước của trục: chọn vật liệu : trục được làm bằng thép 40 thường hố cĩ : σbk = 600N/mm2 σchảy = 300N/mm2 tính đường kính trục được tính theo cơng thức 7-2[6]. . Trong đĩ : N : cơng suất trên trục n : số vịng quay của trục C : hệ số tính tốn phụ thuộc [τ]x. chọn C=110 Trục I: N = 21,01 Kw. n = 723 v/ph => . Trục II: N =19,46 Kw. n = 116,6 v/ph => . Trục III: N = 18,02 Kw. n = 22,4 v/ph => . Trong ba trị số d1 ; d2; d3.lấy trị số d2 = 35mm để chọn loại bi đỡ. chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung. tra bảng 18P[6] chọn chiều rộng của ổ là : B = 17 mm. => Tính gần đúng trục: Dựa vào bảng 7-1[6] ta chọn các kích thước của hộp giảm tốc như sau : - khoảng cách tù nắp ổ đến mặt cạnh chi tiết quay ngồi hộp l1=20 mm - chiều cao nắp và đầu bu lơng : l2=20 mm - khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp. l3=20 mm. - khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : l4=15 mm. - khe hở giữa hai chi tiết quay. l5=40 mm. - khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp : l6=15 mm. - chiều rộng bánh răng: Bánh răng cấp nhanh : b = 120 mm.cấp chập : b = 100 mm. chiều rộng ổ : 17 mm. tổng hợp các kích thước ta cĩ : a = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. b = 80+l5+80 = 80+40+80 = 200mm. c = 80+l6+l3+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm. a+b=333,5mm. b+c=333,5mm. Sau khi chọn sơ bộ được các kích thước, tiến hành vẽ hình vẽ sơ bộ giảm tốc : ` 37 b+c a b+a c 100 120 100 120 15 F60 F100 F35 hình 2.6. sơ đồ các kích thước của hộp giảm tốc Sơ đồ phân tích lực tác dụng dụng trên các cặp bánh răng : Hình 2.7. sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục * trục I: Các số liệu đã tính : Pr1 = 2295,6 N P1 = 6307,2 N. d1 = 35 mm a+b=333,5mm. c=133,5. Xác định phản lực tại các gối ( theo sơ đồ 2.7). ∑mAy=RBy(a+b+c)-Prc.c=o. => RAy = Pr1-RBy = 2295,6 -656,2 = 1639,36 N. ∑mAy = RBx(a+b+c)-P1.c = 0. => RAx = P1 - RBy = 6307,2 – 656,2 = 5651 N. * Tính mơmen uốn tại tiết diện nguy hiểm : tại tiết diện m-m. trong đĩ : MUx = RBx(a+b) = 1803.333,5 = 601300 Nmm MUy = RBy(a+b) = 656,2 .333,5 = 218842,7 Nmm. Vậy: đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo cơng thức. Theo bảng 7-2[6] ta cĩ [σ] = 90 đường kính trục tại tiết diện m-m. Ta cĩ: . biểu đồ mơmen trục I : m m RAy RAx A B RBy RBx a+b c Muy Mux Mx 277517 601300 218842,7 hình 2.8 biểu đồ mơmen * trục II: Các số liệu đã cĩ: lực vịng : P2 = 6307,2 N. P3 = 87581 N. . Lực hướng tâm : Pr2 = 2295,6 N. Pr3 = 11907 N. d2 = 60mm. d3 =100 mm. Sơ đồ tính cho trục II. (hình 2.9) Tính phản lực tại các gối : ∑mCy = Pr2. c-Pr3(b+c) + RDy(a+b+c). Ta cĩ: ∑mCx=-P2. c-P3(b+c)+RDx(a+b+c). => RCy = Pr2-Pr3+RDy = 2295,6 -11907 +137,78 = 2313 N => RCx = P2+P3-RDx = 6307,2 + 87581 – 137,78 =93750,4 N Tổng mơmen tổng cộng : tại tiết diện e-e: MUx = RCx. c = 93750,4. 133,5 = 12515681 Nmm. MUy = RCy. C = 2313.133,5 = 308785 Nmm. => tại tiết diện i-i: MUx = RDx. a = 137,87. 133, 5 = 18405,6 Nmm. MUy = -RDy. a = 167,8. 133, 5 = 22401 Nmm. => Tính đường kính trục tại các vị trí mặt cắt (e-e) và (i-i). Đường kính trục tại tiết diện e-e Mtd == = 2026597 Nmm Theo bảng 7-2[6] ta cĩ [σ] = 90. Đường kính trục tại tiết diện i-i Mtd == = 1594123 Nm Theo bảng 7-2[6] ta cĩ [σ] = 90. . từ kết quả tính ở trên chọn : de-e = 65 mm. di-i = 55 mm Hình 2.9 biểu đồ mơmen trục II i i e e 163201,45 279816 2467961 464877,7 2514949 Mux a b c P3 Pr3 P2 Pr2 RCx RCy RDx RDy B C Mx Muy *Trục III: Các số liệu đã cĩ : Pr4 = 11907 N. a = 133,5 P4 = 87581 N. b+c = 333,5mm Tính phản lực tại các gối đỡ : ∑mEy=Pr4(b+c)-RFy(a+b+c) => ∑mEx=-P4(b+c)+RFx(a+b+c) => => REy = Pr4-RFy = 62545 - 8503 = 54042 N => REx = P4-RFx = 87581 - 8503 = 79078 N Xác định mơmen uốn tại tiết diện nguy hiểm (k-k). trong đĩ: MUx = RFx. a = 8503. 133,5 = 1135150 Nmm. MUy = RFy. a = 8503. 133, 5 = 1135150 Nmm. => đường kính trục tại tiết diện (k-k) được tính theo cơng thức : đường kính trục tại tiết diện k-k: Theo bảng 7-26]. Ta cĩ [σ] = 90. => từ kết quả tính trên chọn :d = 65 mm. *Sơ đồ tính cho trục III: 1135150 1135150 1682634 MUy MUx Mx b a k k P4 Pr4 RFy RFx REx REy Hình2.10 Biểu đồ mơmen trục III F E d )tính chính xác trục: kiểm nghiệp tại tiết diện e-e của trục trung gian. tính chính xác trục theo cơng thức 7-5[6] Vì trục quay đều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng. Vậy : Bộ truyền làm việc hai chiều nên : Vậy : giới hạn mỏi uốn và xoắn: σ1 = 0,45.σb = 0, 45.600 = 270 N/mm2 τ1 = 0,25.σb = 0, 25.600 = 150 N/mm2 trong đĩ : W = 24300 mm3 bảng (7-3b[6] ) M = 12519489 N.mm. => trong đĩ : W0 =51200 mm3 bảng (7-3b[6] ) M = 12519489 N.mm. chọn hệ số ψovà ψr theo vật liệu thép các bon trung bình hệ số tăng bền β1=1. Theo bảng 7-4[6] chọn các hệ số : ε0 = 0, 76 εt = 0, 65 Theo bảng 7-8[6] chọn các hệ số k0 = 1,63 kt = 1,5 tỉ số : ; tập trung ứng suất, áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép ≥30 mm2. tra bảng 7-10[6]. => Thay các giá trị số tìm được vào cơng thức ta cĩ : ; vậy: . hệ số an tồn cho phép thường lấy [n] =1,5÷2,5;vậy n=1,7 thoả mãn * Tính then : Sau khi tính tốn trục được các kết quả sau đây: trục I: dm-m = 45mm. Trục II : de-e= 65mm, di-i=55mm Trục III: dk-k = 65mm. Ta sử dụng then bằng : * trục I: do sử dụng bánh răng liền trục nên khơng dùng then. * trục II: tại vị trí lắp bánh răng đường kính lắp then là d=55mm. tra bảng 7-23[6] chọn theo cĩ các kích thước sau đây: b = 16 mm h =10 mm. t = 5 mm t1 = 5,1 mm k =6,2 * kiểm nghiệp sức bền dập theo cơng thức :7-11[6] σd = [σ] với Mx = 593850N. l =125mm (chọn theo dãy dài then tiêu chuẩn ) [σ]d =150N/mm2. => σd = vậy thoả mãn: σd<[σ]d * Kiểm nghiệm sức bền cắt theo cơng thức :7-12[6] [τ]c =120N/mm2 vậy thoả mãn τc<[τ]c * trục III : Đường kính lắp then là dk-k =65 mm. tra bảng 7-23[6] chọn then các kích thước. b = 20 mm h = 12 mm. t = 6 mm t1 =6,1 mm k=5,6 * Kiểm nghiệm sức bền dập theo cơng thức : σd = [σ] với : Mx = 7682634 Nmm l =130mm. [σ]d = 150N/mm2. => . vậy thoả mãn: σd<[σ]d kiểm nghiệm sức bền cắt theo cơng thức : . [τ]c=120N/mm2 vậy thoả mãn τc<[τ]c 2.3 các bộ phận khác của cơ cấu nâng: 2.3.1 khớp nối trục: sử dụng loại khớp vịng đàn hồi, loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy, khi phanh đột ngột, phía nữa bên hộp giảm tốc hộp giảm tốc kết hợp với bánh phanh. với phanh thiết kế bánh phanh cĩ đường kính phanh là 300mm, cĩ bảng 9-11[6]. khơng chọn được nối trục cĩ đường kính trục vào là 40mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp them bạc cho nối trục. chọn nối trục cĩ D = 220mm. momen xoắn chịu được là Mmax =1100Nmm. Momen vơ lăng của khớp là (Gi. Di2)=20,5Nm2. Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu cĩ thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng. Khi mở máy nâng vật : Mm max=1,8.Mdn=1,8.386=695Nm. phần dư để thắng quá tính của hệ thống :Md=271Nm. Mm max = 695Nm. Mn = 291,3Nmm.Trong đĩ Mn momen tĩnh khi nâng vật. một phần momen Md tiêu hao trong việc thăng quán tính của các chi tiết mở máy bên phía trục động cơ (roto động cơ và nửa khớp )cịn lại mới truyền qua khớp. Mơmen vơ lăng nữa khớp bên phía động cơ lấy bằng 40% mơmen của cả khớp (Gi. Di2)khớp=0,4. 20,5=8,1Nm2. Mơmen vơ lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ. ∑(Gi. Di2)i=(Gi. Di2)roto +(Gi. Di2)khớp=36+8,1=44,1Nm2. Mơmen vơ lăng tương đương của vật nâng (cĩ vận tốc vn) chuyển về trục động cơ. (Gi. Di2)tđ=0, 1. Q0. tổng mơmen vơ lăng của cả hệ thống : ∑(Gi.Di2) =β.∑(Gi.Di2) t+(Gi.Di2) tđ =1,2(36+20,5)+0,8=68,6Nm2. Trong đĩ :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục. tổng mơmen của phần cơ cấu từ nữa khớp phía bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng. ∑(Gi.Di2)’ = ∑(Gi.Di2)- ∑(Gi.Di2)t=68,8-44,1=24,7Nm2. phần mơmen truyền qua khớp : M’d= Md= 151,8Nm. tổng mơmen truyền qua khớp : Mqt=Mn+M’d=291,3+151,8=443,1Nm. Khi phanh hãm vật đang nâng : Mơmen đặt trên phanh là Mph=378,7Nm. tổng mơmen để thắng quán tính của cả hệ thống là : Mqt=Mph+Mh=378,7+212,3=591Nm. thời gian phanh khi nâng vật : 0, 17. Mơmen truyền qua khớp để thắng quán tính : vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của mơmen trong hai trường hợp trên. lấy : M = 591Nmm. điều kiện an tồn của khớp nối : M.k1.k2 = 591. 1,3.1,2 = 922Nmm < Mmax = 1100Nm. vậy k1, k2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo cơng bảng 9-2[6]. 2.3.2 mĩc và ổ mĩc treo : Mĩc treo được tiêu chuẩn hố về hình dạng và tải trọng, nếu khơng sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tinh tốn và kiểm tra Sử dụng loại mĩc rèn đơn : vật liệu chế tạo mĩc là thép 35 thường hố cĩ σb= 520N/mm2.và σch=270N/mm2. Các kích thước của mĩc thể hiện như hình 3.1 - đường kính miệng mĩc a=180mm - l1=615mm. - l2=155mm. - Tiết diện tại vị trí A-A và B-B là giống nhau. b =100mm b1 = 40mm. h =140mm b1 b a 2 e1 r B-B A-A dr do C C l A A B B 2 1 D l2 l1 h Hình 2.1 mĩc treo đường kính phần cắt ren dr = 75mm. d0 = 90mm t = 6mm(bước ren) Chiều dài phần ren lr=100mm tại tiết diện ngang A-A chịu đồng thời uốn và kéo ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía trong (vị trí số 1 trên hình vẽ ). 2.3.3 Bộ phận tang : + cặp đầu cắp trên tang : sử dụng cách kẹp cáp thơng thường tức là ở mỗi đầu cáp dung ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là dc=21mm, bước cắt rãnh t =20mm,sử dụng vít cấy M20. do trên tang luơn cĩ số vịng dữ trữ khơng sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp khơng phải là lực lớn nhất trên dây Smax mà là lực S0 cĩ giá trị nhỏ hơn Do cĩ ma sát giữa mặt tang với các vịng cáp an tồn lực tính tốn đối với cặp xác định theo cơng thức 2-16[1] trong đĩ : Smax = 25800 f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp ( f=0,12÷0,16) α = 4П là gĩc ơm của vịng dữ trữ trên tang (α≥3 П) lực kéo các vít cấy : Lực uốn các vít cấy : P0=P.f= 247049,3. 0,14=3366,9N Ứng suất tổng xuất hiện trong than vít cấy xác định theo cơng thức 2-17[1]. . trong đĩ : d1=18,75mm. Là đường kính trong của vít cấy l1= 28,5 mm. là tay địn đặt lực P0. d1 l0 Hình 2.3 cặp cáp trên tang bằng tấm cặp cặp hai bulơng Vậy cĩ thể chọn vật liệu làm vít là thép. + Trục tang: Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc. Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lịng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng ) Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ khơng thay đổi và nằm giữa tang. trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính tốn các kích thước trục hợp lý : trị số của hợp lực này bằng : R = 2.Smax = 2. 25800 = 51600 N 200 955 115 A B D C 1270 7073140Nmm 4067055,5Nmm Hinh 2.4 sơ đồ tính trục tang RD=37624,7N RC=40487,5N Sơ đồ tính trục tang trên hình 3.3 tải trọng lên mayơ bên trái(điểm D). RD =. Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C) RC = R-RD = 51600 - 24854 = 26746 N. Phản lực tại ổ A: Hình 2.5 kết cấu bộ phận tang Phản lực tại ổ B: RB = R - RA = 51600 – 23361,8 = 28238 N. Mơmen tại D: MD = 23361,8.200 = 4672360 Nmm. Mơmen uốn tại C : MC = 23361,8.115 = 2686607 Nm. Trục tang khơng truyền mơmen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nĩ chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng. vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45 như đối thanh ngang trong ổ treo mĩc σb = 610N/mm2 ; σch = 430N/mm2 σ’-1 = 0, 4.610 = 275N/mm2. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ cĩ thể xác định theo cơng thức:(1-12) . với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8. tại điểm D trục phải cĩ đường kính : . trục cần được kiểm tra tại các tiết diện cĩ khả năng cĩ ứng suất lớn nhất.do kết cấu trục tại vị trí D và C cĩ lắp mayơ do đĩ lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 85mm. các đoạn khác lấy như trên hình. Để trục làm việc an tồn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (cĩ ứng suất tập trung lớn nhất ). Tại tiết diện A-A cĩ đường kính 85 mm. Ứng suất uốn lớn nhất : Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy ) ta cĩ tuổi bền tính tốn là A=15năm (chế độ làm việc trung bình ). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định. T = 24.365.A. kn. kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ. trong đĩ : kn=0,5 ; kng=0,67 (bảng 1-1). Số chu kỳ tổng cộng : ZO = 60. T. n1 = 60. 44019. 22,4. 0,25 = 1,47. 107 trong đĩ : n1=22,4 là số vịng quay của tang trên một phút. 0,25 là cường độ làm việc CD=25% . số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1;Q2;Q3 . . số chu kỳ làm việc tương đương Ztđ=8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38=8,81.106. hệ số chế độ làm việc : =1, 014 giới hạn mỏi tính tốn : σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2. hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β=0,9 -bề mặt gia cơng tinh hệ số kích thước lấy εσ=0,7(bảng tính “chi tiết máy”) hệ số tập trung ứng suất kσ=1 trong đĩ σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm=0 vậy tại vị trí mặt cắt A-A ;n>[n] do vậy tại đây trục làm việc an tồn. tại tiết diện B-B cĩ đường kính 60mm. Momen uốn tại vị B MB+RD. 60=RA260 => MB = 23361,8.260 - 60.24854 = 4582828 N. mm Ứng suất uốn lớn nhất : . Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy ) ta cĩ tuổi bền tính tốn là A = 15năm (chế độ làm việc trung bình ). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định. T = 24.365.A kn.kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ. trong đĩ : kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1). Số chu kỳ tổng cộng : ZO = 60.T.n1 = 60.44019.22,4.0,25 = 1,47.107 trong đĩ : n1 = 22,4 là số vịng quay của tang trên một phút. 0,25 là cường độ làm việc CD=25% số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1;Q2;Q3 số chu kỳ làm việc tương đương Ztđ = 8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38 = 8,81.106. hệ số chế độ làm việc : =1, 014 giới hạn mỏi tính tốn : σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2. hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 1 -bề mặt gia cơng tinh hệ số kích thước lấy εσ=0,72 hệ số tập trung ứng suất kσ=1,8 Trong đĩ σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0 vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an tồn. Ổ trục : Ổ đỡ bên trái ổ trục. Ổ bên trái trục tang chọn ổ bi đỡ lịng cầu hai dãy cho phép độ khơng đồng tâm giữa hai ổ và cĩ hệ số khả năng làm việc cao.đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 85mm.Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm,bằng phản lực RA=23361,8 N. Tải trọng lớn nhất lên ổ trong trường hợp khơng cĩ lực chiều trục. Rt1 = R1. kv. kt. kn = 35365,7.1.1,2.1 = 42438,8N trong đĩ : kv = 1 là hệ số xét đến vịng nào của ổ quay (bảng 8-5[6]). kn = 1 là hệ số nhiệt độ ( bảng 8-4[6]). kt = 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 9-3[6]). tải trọng tính với các vật nâng cĩ trọng lượng Q2 = 0,5.Q ; Q3 = 0,3Q. được ` . trong đĩ : S2 = 13200 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,5Q. S3 = 8230 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,3Q. tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:3:1. tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo cơng thức 8-8[6]). trong đĩ : . ( số vịng quay của tang xem như khơng đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau) Theo bảng 1-1[6]) ta cĩ thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình ) ta cĩ tổng số giờ T = 5. 365. 24 kn. kng = 5.365.24.0,67.0,5 =14673 giờ thời gian làm việc thực tế của ổ h = T. (CD) = 14673.0,25 = 3668 giờ. sơ vịng quay của ổ bằng số vịng quay của tang n = n1 = 22,4(v/ph). hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo cơng thức 8-1[6]. Cyc = 0,1.Rtđ.(nh)0, 3 = 0,1.24700.(22,4. 3688)0,3 = 650103 (trong cơng thức trên Rtđ cĩ thứ nguyên là daN) Theo bảng 15P[6].Chọn ổ bi đỡ long cầu hai dãy ký hiệu 7125 với C=175000. Vậy ổ đạt yêu cầu. 3. tính cơ cấu di chuyển xe lăn : 3.1.Sơ đồ dẫn động cơ cấu : 1 2 3 4 5 Hình 3.1 sơ đồ dẫn động xe lăn Các số liệu ban đầu: trọng tải: Q = 100000 N. trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang vật: G0 = 40000N. vận tốc di chuyển xe : vx = 15m/ph ;5m/ph. chế độ làm việc trung bình. 3.2. Chọn bánh xe và ray: Chọn loại bánh xe hình trụ cĩ hai thành bên với các kích thước đường kính bánh xe sơ bộ chọn D bx = 250mm ; đường kính ngỗng trục d= 70mm bảng 9-4[1]. 3.3. Tải trọng lên bánh xe: tải trọng lên bánh xe. tải trọng lên bánh xe gồm trọng lượng bản thân xe lăn G0 = 40000N và trọng lượng vật nâng Q = 100000N. trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh. khi khơng cĩ vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất Pmin bằng. Pmin=. Khi nâng vật nâng tải trọng lên bánh xe sẽ khơng dều tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tácdụng lên bánh dẫn. Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D . Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D) Pmax = 10000 + 32300 = 42300 N. Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo cơng thức 3-65[1] Pbx = γ. kbx. Pmax = 42300.0,8.1,2 = 40600 N. trong đĩ : γ = 0,8 hệ số tính tốn đến sự thya đổi tải trọng -bảng 3-13[1] kbx = 1,2 hệ số tính tốn đến chế độ làm việc của cơ cấu- bảng 3-12[1]. L1=480 L5=1600 L6=1250 L3=760 A B C D Q=100000N PA=29210N PB=20208N PD=32300N PC=18282N Hình 3.1 sơ đồ xác định tải trọng lên các bánh xe L4=840 tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh xe A. . Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C. Pbd = 100000 -29210 -32300 =38490 N. tải trọng tác dụng lên bánh xe C. . Tải trọng tác dụng B: PB = Pbd - PC = 38490 -18282 = 20208N Sơ đồ để tính sức bền bánh xe : Sức bền dập bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ, Hình 3.2 bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55л ; để đảm bảo lâu mịn vành bánh được tơi đạt độ rắn HB=300÷320 Ứng suất dập theo cơng thức 2-67[1] 70 250 trong đĩ: Pbx là tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: là chiều rộng chiều rộng mặt ray tiếp 40 50 xúc với bánh xe r: là bán kính xe Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] cĩ Hình 3.2. sơ đồ tính bánh xe [σd]=750N/mm2. Vậy kích thước bánh xe đã chọn đãm bảo hoạt động an tồn. 3.4. Động Cơ Điện : lực cản tính chuyển động của xe lăn gồm cĩ lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray. Lực cản do ma sát tính theo cơng thức :3-40[1]. . trong đĩ : μ=0,3 ;f=0,02 hệ số ma sát lăn và trượt. bảng 3-7,3-8[1] d = 70 đường kính ngỗng trục. lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu theo cơng thức 3-41[1] W2 = α(Q+G0) trong đĩ: α = 0,002 độ dốc đường ray, tra bảng3-9[1] W2 = 0,002(100000+40000) = 280 N. Lực cản giĩ bỏ qua do cầu trục làm việc trong nhà thì vận tốc giĩ khơng đáng kể Tổng lực cản tĩnh: Wt = kt.W1+ W2 + W3 = 2,05.1120 + 280 +0 = 2580 N. kt = 2,05 : hệ số tính đến ma sát thành bánh , theo bảng 3-6[1]. Cơng suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo cơng thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện. Ký hiệu MT11-6 Cơng suất danh nghĩa : Ndn = 2,2Kw. số vịng quay danh nghĩa : ndc = 885v/ph hệ số quá tải :. Mơ men vơ lăng :(GiDi2) = 2,7N/mm2. khối lượng vơ lăng : mdc = 90kg. 3.5.tỷ số truyền chung : số vịng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần cĩ đối với bộ truyền. kiểm tra động cơ điện về mơmen mở máy : gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an tồn bám Kb = 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi khơng cĩ vật). . trong đĩ -φ = 0,2 : hệ số bám -Gd = 2Pmin = 2.10000 = 20000 N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi khơng cĩ vật. -W0t: tổng lực cản tỉnh khi khơng cĩ vật. . Vậy : Thời gian mở máy tối đa cho phép để khơng xảy ra trượt; theo 3-54[1] Với : ∑(GiDi2)=( GiDi2)rơto+(GiDi2)khơp = 1,7 + 0,225 = 1,955Nm2 Ở đây ta chọn khớp nơi vịng đàn hồi cĩ dường kính D=100mm cho phanh TKT-160. Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là Vậy . đối với động cơ điện đã chọn cĩ mơmen danh nghĩa : . Mơmen mở máy trung bình của động cơ xác định theo cơng thức : 1,2. Mdn = 1,2.23,7 = 28,4Nm =>Mm<Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an tồn. 3.7. phanh: Gia tốc khi khơng cĩ vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%. Hệ số bám φ = 0,2 . ta chọn jph0 = 0,75m/s2 thời gian khi khơng cĩ vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mơmen phanh được xác định, theo 3-58[1] . với . . căn cứ vào mơmen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-160 cĩ Mph = 50Nm. 4.8. Bộ Truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe lăn ta dung hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. Hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau : với CĐ25%, số vịng quay trục vào nv=885v/ph.truyền được cơng suất1,6kw tỷ số truyền i = 22. hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện trên là hộp giảm tốc ký hiệu BK-350 cĩ các đặc tính sau : tổng khoảng cách trục A = 350mm. tỷ số truyền i = 30,56 cơng suất truyền được với CĐ25% .Tương ứng với số vịng quay trục vào n=1000v/ph; N=2,5kw. Các bộ phận của cơ cấu di chuyển xe lăn : kết cấu bộ phận trùng cùng bánh dẫn và hộp trục. bánh xe lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, do đĩ trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn. Ưng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu nên cũng xem như thay đổi theo chu kỳ đối xứng. tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe (xe bánh D. hình 4.21c ) đã được xác định. Pmax= 107020N Tải trọng tĩnh cĩ kể đến ảnh hưởng tải trọng động : Hình 3.3 kết cấu trục dẫn 110 . Pt = Pmax. k = 32300.1,2 = 38760 N Mơmen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe. . Ngồi lực Pt, trong mặt phẳng ngang trục cịn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (~1/2 lực cản chuyển động xe lăn ) song trị số lực nay nhỏ, nên bỏ qua. mơmen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tơc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện phải ra mơmen lớn nhất trong thời kỳ mở máy máy lớn nhất trên trục Isẽ là : với hệ số quá tải lớn nhát khi mở máy mơmen mở Mnmax=1,8.Mdn = 1,8.23,8 = 42,84Nm. Mơmen để thắng các lực cản tĩnh chuyển động : Mơmen dư để thắng quán tính của hệ thống : Md =4 2,84-26,9 = 15,94Nm Mơmen để thắng lực quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng : trong đĩ : (GiDi2)tđ : mơmen vơ lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ. Mu Mx A B Pt Hình 3.4. sơ đồ tính lực . ∑(GiDi2) : Tổng mơmen vơ lăng của hệ thống thu về trục của động cơ. ∑(GiDi2)q=[(GiDi2)roto+(GiDi2)khớp)]≈ 1,2(2,7+0,6)=3,96Nm2. ∑(GiDi2)q=[(GiDi2)td+(GiDi2)q)]≈ 9,7+3,96=13,66Nm2. Mơmen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng: vậy mơmen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn : M1 = Mt+M’d = 26,9+11,4 = 38,3Nm. Mơmen tính tốn cĩ kể đến ảnh hưởng tải trọng động : M1’ = M1.kd = 38,3.1,2 = 45,96Nm. Mơmen xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn : Mbd = M1’.i.ηdc = 45,96.22. 0,85 = 859,5Nm. Ổ trục ra hộp giảm tốc, mơmen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng lên bánh dẫn Dvà A. Bánh D chịu tải nặng nhất, trục của nĩ sẽ chịu mơmen xoắn lớn nhất : . Mơmen tương đương tác dụng lên trục : 8027584,7Nmm. trong đĩ :α=1do ứng suất xoắn thay đổi. Ta dùng thép 45 chế tạo cĩ : -giới hạn bền δb = 600N/mm2. -τ-1=155N/mm2 ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng. . vậy đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe là: . Vậy chọn d=110mm. Sau đây kiểm tra lại hệ số an tồn theo sức bền mỏi của trục. tại tiết diện nguy hiểm với d =110mm. cĩ khoét rãnh then bxh=32x18 nên Wu = 117400mm3. Bảng 7-3b[6] Wx = 248000mm3. Bảng 7-3b[6] Các ứng suất uốn lớn nhất : . -Hệ số chất luợng bề mặt : β = 1 - hệ số kích thước : εδ = 0,74; kτ = 0,62. - hệ số tập trung ứng suất : kδ =1,8 và kτ = 1,65. xuất phát từ tuổi bền A = 15 năm với chế độ làm việc trung bình và số chu kỳ làm việc : T = 24.365.A.kn.kng = 24.365.15.0,5.0,33 = 21680giờ. số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn : Z0 = 60.n.b. T(CD) = 60.29,8.21680.0,25 = 9,52. 102 Tải trọng lên trục : -Khi Q = Q1 P = Pmax = 107020N - Khi Q2 =0,5Q P0, 5=46018,6N; -Khi Q3=0,3Q P0, 3 = 27825,2N ; . -Khi khơng nâng vật Q4=0 P0 = Pmin = 10000N; Số chu kỳ làm việc tương ứng với tải trọng Q1;Q2;Q3; phân phối theo tỷ 3:1:1 ( với giả thiết cứ mỗi chuyến đi cĩ tải thì một chuyến về khơng tải, hay ngược lại ) . vậy Z1=. Z2=Z3= Z3=. Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn : Ztđ = 2,58.106.18+0,95.106.0,438+0,95.106.0,268+4,76.106.0,058 = 2,85.106 giới hạn mỏi tính tốn theo uốn : số chu kỳ tính tốn của ứng suất xoắn với số lần đĩng mở trong một giờ Zm = 120 Z t= Ztđ.Zm = 21680.120 = 2,6. 106 giới hạn mỏi tính xoắn : . Hệ số an tồn theo uốn : hệ số an tồn theo xoắn : . Hệ số an tồn chung : ≥[n] =1,5. Ổ đỡ trục bánh xe : Ở các trục bánh xe ta dung ổ con lăn cơn theo ГOCT 33-59 với gĩc nghiêng của ổ β ≈ 120. Tính tốn chọn ổ cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất (Bánh D). mỗi ổ cĩ thể chịu tác dụng áp lực lớn nhất sau đây : 35 R1 S A β Hình.3.5. Các tải trọng tác dụng lên ổ -tải trọng đứng (hướng kính ) do trọng lượng xe lăn và vật nâng. -Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ước tính bằng 10% tải trọng bánh xe : At = 0,1.PD = 0,1.29210 = 2921N -Tải trọng chiều trục do lực hướng kính và gĩc ghiêng của β của ổ S ≈ 1,3.R1.tgβ = 1,3.14605.tg120 = 13404,5N Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triêt tiêu nhau. ngồi ra cịn cĩ thể tải trọng ngang (hướng kính ) do lực di chuyền xe lăn, xong tải trọng này rất nhỏ nên khơng tính đến. -Tải trọng tĩnh lớn nhất trên ổ là : Qtl = (R1.kv+mAt).kt.kn = (48510.1+1,5.9702).1,4.1 = 63063N. -Ổ trục làm với tải trọng thay đổi tương ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe trong từng thời gian làm việc của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích như trên trục bánh xe. -Với : Q1 = Q → Qtl = 63063N. Q2 = O,5Q → Qt2 = 0,43.Qtl. Qφ = 0,3Q →Qt2 = 0,26.Qtφ Q4 = 0 → Qt4 = 0,05Qtl thời gian làm việc của tải trọng này như đã phân tích ở trên phân bố theo tỷ lệ 3:1:1:5, do vậy cĩ thể tính được tải trọng tương ứng. = =63063. =44240,9N. trong đĩ : tỷ lệ làm việc với tải trọng Qi so với tổng thời gian làm việc. Tỷ số vịng quay tương ứng với Qti so với vịng quay của ổ làm việc trong thời gian dài nhất: ở đây xem ni = nm = 29,28(v/ph). thời gian phục vụ ổ lăn A = 5năm tương ứng với tổng số giờ T = 14460giờ. và thời gian làm việc thực tế của ổ h = 3615 giờ Vậy hệ số khả năng cần thiết của ổ : C = 0,1.Qtd.(nh)0, 3 = 0,1.63063(29,28.3615)0, 3 = 202851,6. Theo bảng 15P[6]. Kết hợp với đường kính lắp ổ lăn d=75t ta chọn ổ lăn cơn cở nhẹ ký hiệu 7215 Hệ số kả năng làm việc là C =158000. Vậy trục được an tồn. PHẦN 3: TÍNH TỐN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC Các số liệu ban đầu : -Trọng tải Q = 10T = 100000N. -Trọng lượng xe con kể cả bộ phận mang vật nâng :G0 = 40000N. -Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển cầu:Gc = 132000N -Vận tơc di chuyển cầu trục Vc=70m/ph. -Chế độ làm việc của cơ cấu trung bình. -Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu trục . theo hình 3.1 Hình 3.1 sơ đồ di chuyển cầu trục 3.1 Bánh Xe Ray : chọn loại bánh xe hình trụ cĩ hai thành bên với các kích thước Dbx=710mm. Đường kính ngỗng trục lắp ổ d=90mm. Tra theo bảng 9-4[1] chiều rộng bánh xe là 130mm, chọn ray cĩ chiều rộng mặt tiếp xúc là KP-80mm làm ray tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe là Pbx=102739,2N. Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л và bề mặt được tơi đạt độ cứng HB = 300÷320 Kiểm tra bánh xe theo sức bền dập. Tải trọng lên bánh xe bố trí với khoảng cách bánh L = 8000mm Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm cĩ: Trọng lượng bản thân cầu Gc, tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe A khi xe lăn cĩ vật nâng tại một bên cầu Hình 3.2. Sơ đồ tính tải trọng Pmax = PA = PD = Gx+Q. = Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe A(và D) khi khơng cĩ vật nâng tại đầu cầu bên phải Pmin(A,D) = = Tải trọng tương đương lên bánh xe theo cơng thức 3-65[1]. Pbx = .Kbx.Pmax Trong đĩ: Kbx =1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3-12[1] = hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng, theo cơng thức 3-65a[1] Như vậy bánh xe được làm bằng thép đúc cĩ HB=300 ÷ 320 Kiểm tra ứng suất dập xác định theo cơng thức 2-67[1]. trong đĩ: Pbx:tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe. r : là bán kính bánh xe. vậy : Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] cĩ [δd] = 750N/mm2 vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an tồn. Hình 3.2sơ đồ tính sức bền bánhxe 710 80 100 3.2 chọn động cơ : -Xác định lực cản chuyển động Wt=kt.W1+W2+W3. Trong đĩ : kt là hệ cản do ma sát thành bánh vào ray theo bảng 3-6[1] kt = 2, 2. -Lực cản do ma sát tính theo cơng thức 3-40[1]. Trong đĩ: μ=0,8 là hệ số ma sát lăn bảng 3-7[1] và f=0,015 là hệ số ma sát trượt bảng 3-8[1] -Lực cản do độ dốc đường ray xác định theo cơng thức 3-41[1]. W2 = α(G0+Q) = 0,001(163000+100000) = 263 N Trong đĩ :α = 0,001 là độ dốc đường ray xác định theo bảng 3-9[1]. -Tổng lực cản tỉnh chuyển động theo cơng thức 3-39[1] Wt = kt.W1+W2+W3 = 2,4.1260+263 = 3290N. Cơng suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo cơng thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện. Ký hiệu MT21-6 Cơng suất danh nghĩa: Ndn = 5Kw. số vịng quay danh nghĩa: ndc = 940v/ph hệ số quá tải: . Mơ men vơ lăng: (GiDi2) = 4,1 N/mm2. khối lượng: mdc=140kg. 3.3. Tỷ sơ truyền chung : số vịng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần cĩ đối với bộ truyền. 3.4 Kiểm tra động cơ điện : -gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an tồn bám Kb=1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi khơng cĩ vật). theo cơng thức 3-51[1] . Trong đĩ φ = 0,2 : hệ số bám. F = 0,02: hệ số ma sát trượt Gd = 40000N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi khơng cĩ vật. W0t: tổng lực cản tỉnh khi khơng cĩ vật. . Vậy: -Thời gian mở máy tối đa cho phép để khơng xảy ra trượt : Với :∑(GiDi2) = ( GiDi2)rơto+ (GiDi2)khơp = 2,7+0,6 = 3,3Nm2 Ở đây ta chọn khớp nơi vịng đàn hồi cĩ dường kính D=160mm cho phanh TKT-160. -Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là Vậy . đối với động cơ điện đã chọn cĩ mơmen danh nghĩa : . Mơmen mở máy trung bình của động cơ xác định theo cơng thức : 1,8.Mdn=1,8.36,7 = 66,12Nm => Mm < Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an tồn. 3.1.5 Phanh : Gia tốc khi khơng cĩ vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%.Hệ số bám φ=0,2 ta chọn jph0=0,75m/s2,theo 3-10 thời gian khi khơng cĩ vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mơmen phanh được xác định, theo cơng thức3-58[1] : . . Căn cứ vào mơmen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200 cĩ Mph=160Nm 3.1.6 Bộ truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau: Cường độ làm việc trung bình: CĐ = 25%. Tỉ số truyền: ic = 30 Số vịng quay trục vào: nv=940v/ph Cơng suất phải truyền lớn nhấtkhi cĩ vật nâng ở đầu cầu Nmax = Như vậy chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn: BK-475 cĩ đặc tính: + Ba cấp bắnh răng trụ thẳng đứng. +Tổng khoảng cách trục A = 475mm PHẦN 4 TÍNH KẾT CẤU KIM LOẠI CỦA CẦU TRỤC số liệu ban đầu : -Trọng tải: Q = 10T =100000N -Trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang: Gx = 40000N -Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: Gc = 168200N. -Khổ độ cầu: L=8m -Khoảng cách trục các bánh xe của xe lăn: b = 1,25m -Khoảng cách vết các bánh xe lăn: 1,6m. -Chế độ trung bình. 4.1 tính tải trọng kết cấu kim loại cầu được tính theo hai trường hợp phối hợp tải trọng : -Trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất: dưới tác dụng của các tải trọng chính do trọng lượng vật nâng, trọng lượng xe lăn và trọng lượng bản thân cầu gây ra. -trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai: Dưới tác dụng của tải trọng chính đã kể trên và của các tải trọng phụ do lực quán tính lớn nhất cĩ thể xảy ra khi phanh hay mở cầu trục và xe lăn. Tải trọng của xe lăn với vật nâng là tải trọng tập trung và tiếp xúc của bánh xe với đường ray. Trị số của các tải trọng này bằng Ở bánh xe D: P’D = k2.PD+=1,2.32300 + 10000 = 48760 N. Ở bánh xe C: P’C = k2. PC+=1,2. 18282 +10000=31938N. trong đĩ: k2=1,2 hệ số điều chỉnh đối với chế độ làm viểc trung bình lấy ở §2, chương 5. Sơ bộ lấy trọng lượng của dầm chính G1=32000N ,Trọng lượng của cơ cấu di chuyển (khơng kể gối tựa ) G2=23000N. Tính dầm bên cơ cấu di chuyển, tức là dầm chịu tải lớn. tải trọng phân bố đều theo chiều dài dầm đặt bên phía dầm cơ cấu di chuyển. Trong đĩ: k1 =1,0 -hệ số điều chỉnh. lấy theo §2, chương 5 Dầm đồng thời chịu mơmen do trọng lượng cơ cấu di chuyển gây ra Mx = G2. e = 23000.0,42 = 9660Nm. Trong đĩ :e = 0,42m -khoảng cách từ trọng tâm của cơ cấu di chuyển đến trọng tâm của tiết diện dầm. Tải trọng trên các bánh xe C và D khi khơng kể đến hệ số điều chỉnh : Ở bánh xe C: P”C = PC+ = 18282 +10000 = 28282N. Ở bánh xe D: P”D = PD+= 32300 +10000 = 42300N. trị số lực quán tính lớn nhất khi phanh xe lăn và cầu trục: -khi phanh xe lăn với vật nâng chuyển động dọc cầu : Pqt”=. -Do trọng lượng dầm chính khi phanh cầu : Pqt = . -Trọng lượng xe lăn với vật nâng khi phanh cầu : Pqt’=. Trong đĩ: -lực Pqt đặt tập trung ở giữa dầm. -Hệ số ½ tính khi nữa số bánh xe của cẩu là bánh dẫn. -Lực Pqt” đặt ở đầu ray của xe lăn -Lực Pqt và Pqt hướng thẳng với gĩc dầm. 4.2 Xác Định Kích Thước tiết diện của dầm chính: Chiều cao của dầm chính ở tiến diện giữa phụ thuộc vào tầm rộng của cầu và lấy bằng : H = Vậy lấy H = 500mm. chiều rộng của thanh biên trên và dưới : B0 = (0,33÷0,5)H = (0,33÷0,5).500 = 165÷250mm. Vậy chọn B0 = 250mm. Để đảm bảo độ cứng của dầm khi xoắn, bề rộng B giữa các thanh đứng lấy bằng: Và B = Vậy lấy : B = 200mm. vật liệu của dầm chính : thép CT35. thanh biên trên của dầm dung thép tấm dày δ1 = 8mm, thanh biên dưới δ2 = 6mm, chiều dày thành đứng δ3 = 6mm. 250 500 6 6 y y x x Hình 4.1 Tiết diện ngang của dầm chính cầu 8 200 Từ các kích thước trên ta cĩ thể xác định các đặc tính cơ bản của tiết diện ngang. Diện tích tiết diện : Thanh biên trên : F1 = B0.δ1 = 250.8 = 2000mm2. Thanh biên dưới : F2 = B0.δ2=250.6 = 1500mm2. Thanh đứng: F3 = 2. H1.δ3 = 2.486.6 = 5832mm2. Tổng diện tích: F= 9332mm2. Trong đĩ :H1 chiều cao thanh đứng. H1 = H-(δ1+δ2) = 500-14 =486mm. Mơmen tĩnh của tiết diện đối với trục x1-x1 Thanh biên trên: S1 = F1(H- = 2000(500-4) = 992000mm3. Thanh biên dưới: S2 = F2 = 1500.3 = 4500mm3. Thanh đứng: S3 = F3() = 5832(243 +6) = 1452168mm3. tổng mơmen tĩnh : S = 2448668mm3. Toạ độ trọng tâm của tiết diện đối trục x1-x1: Mơmen quán tính của tiết diện đối với trục x-x: Thanh biên trên : Thanh biên dưới : Thanh đứng : Vậy tổng diện tích quán tính Jx = 309,6.107mm4. Đối với lớp kim loại ngồi cùng của thanh biên dưới : . Mơmen quán tính trục y-y: Thanh biên trên: Thanh biên dưới : Jy2= 7,8.107mm4. Thanh đứng : Vậy tổng diện tích quán tính :Jy = 17,36.107mm4. Mơmen chống uốn đối với trục y-y: . 4.2.1.Ứng suất ở tiết diện giữa của dầm chính : xác định ứng suất ở tiết diện dầm chính do trọng lượng của xe lăn cách tiết diện giữa của dầm một đoạn a/2 trong đĩ a là khoảng cách từ hợp lực đến bánh xe chịu tải lớn nằm bên trái. Ta cĩ trị số ứng suất lớn nhất. R'A=27500 RA=58100 P'D=48760 P'C=31938 pqt=344 P'qt=3529 q=6875 R'B R RB Hình 4.2 Sơ đồ xác định ứng suất ở giữa của dầm chính phản lực A dưới tác dụng của trọng lượng xe lăn và vật nâng. (hình a) Mơmen uốn : . phản lực tựa A dưới tác dụng của trọng lượng dầm và các cơ cấu (Hình.4.2) . Mơmen uốn : Mơmen uốn tổng : M1u = M’1u+M”1u = 218456 + 54802 =1273258Nm =127,3.107 Nmm Ứng suất dưới tác dụng của các tải trọng: . Ứng suất uốn cho phép đối với chế độ làm việc trung bình lấy theo bảng 5-2[1] [δ]1 = 160N/mm2. Mơmen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng : . lực quán tính này đặt ở đầu ray và tạo thành mơmen xoắn phụ, do Momen này nhỏ nên trong thực tế cĩ thể bỏ qua. Mơmen uốn do lực quán tính của trọng lượng bản thân dầm gây ra : . Mơmen uốn tổng cộng: M2u = M’2u+M”2u = 7058 + 2752 = 9810Nm. Hình 4.3 sơ đồ xác định tải trọng do lực quán tính tác dụng lên dầm chính Ứng suất uốn phụ : . Mơmen uốn do lực quán tính dọc khi phanh xe lăn : h1=552 M3u = Pqt’. h1 = 3529. 0,552 = 1948Nm. Ứng suất phụ do mơmen gây ra : . Ứng suất tổng ở tiết diện đang xét dưới tác dụng của tải trọng chính và phụ. δu = δ1u+δ2u+δ3u = 106+1,22+1,62 = 108,88/mm2. Ứng suất uốn cho phép theo bảng 5-2[1] [δ]2 = 180N/mm2 > δu độ võng của dầm dưới tác dụng của xe lăn và vật nâng : . Trong đĩ :E=2, 1. 105N/mm2 modun đàn hồi của thép CT3 Độ võng cho phép : [f]=>1,15mm. Hình 4.3 phân bố thanh dầm trên dầm chính Hình 4.4 sơ đồ kiểm tra ổn định của thành dầm chính Để bảo đảm độ ổn định cục bộ của thanh đứng dầm ta hàn những tấm thép theo chiều cao dầm. khoảng cách giữa các dầm thép đĩ lấy bằng l =1000mm. Ứng suất tới hạn của tấm : Hệ số an tồn ổn định của tấm chính: Đối với phối hợp tải trọng thứ 1: Đối với phối hợp tải trọng thứ 2 : hệ số an tồn nhỏ nhất cho phép :[k1]=1, 3 và [k2]=1, 1 Vậy tiết diện giữa của dầm chính đạt yêu cầu. 4.2.3.Tính tiết diện gối tựa của dầm dầm chính: Tiết diện này được tính theo lực cắt lớn nhất khi xe lăn ở sát gối tựa và mơmen uốn do trọng lượng của cơ cấu di động cầu trục gây ra. Lực lớn nhất Ta cĩ : . Mơmen tĩnh của tiết diện trên đối với trục x-x (hình 4.1) : Ứng suất cắt khi J = Jx. Mơmen xoắn do cơ cấu di chuyển gây ra: . Ứng suất tiếp : . Trong đĩ : F = 256.224 = 9332mm2. Diện tích hình chữ nhật được giới hạn bằng các trục đi qua đường tâm của các thanh và thanh đứng. tổng ứng suất cắt : t = τ’+τ” = 8,6+31,6 = 40,2N/mm2. Ứng suất cắt cho phép trong trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất : [τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm2 > τ. độ ổn định của thành dầm chính ở đoạn cuối được kiểm tra theo ứng suất tiếp. Khoảng cách giữa hai thanh giằng a = 500mm. trị số ứng suất tiếp được xác định theo cơng thức : Hệ số an tồn ổn định : . hệ số an tồn ổn định cho phép theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất độ ổn định của thanh theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai. [k1]=1,3<k1=3,6 Vì trị số của các tải trọng phụ nhỏ nên ở đây khơng cần 4.2.4. Tính độ bền của ray dưới xe lăn : Dưới xe lăn ta đặt ray loại KP-70 theo ЃOCT 4121-62 Ray được kẹp chặt trên của dầm nhờ các tấm kẹp, do đĩ ta cĩ thể thay ray dễ dàng khi sữa chữa. Để giảm ứng suất trong ray và trong thanh biên trên của dầm chính người ta hàn thêm các thanh thép phụ (4.3) chiều cao các thanh thép phụ bằng : . Trong đĩ: H = 500mm. chiều cao dầm. khoảng cách lớn nhất giữa hai thanh giằng a = 500mm. Mơmen uốn khi bánh xe lăn nằm giữa hai thanh giằng cĩ kể đến độ cứng của ray và thanh biên trên. Mơmen chống uốn của ray đối với trục x-x: Wx = 1,2.107 mm3 Ứng suất uốn trong ray : . Ứng suất uốn trong ray :[δ]u = 160N/mm2,lấy theo bảng 5-2[1]. vậy ray đạt yêu cầu. 4.2.5 tính mối ghép hàn : Các thanh biên và thanh đứng được ghép lại bằng các mối hàn chồng. chiều cao miệng hàn lấy bằng h = 10mm. Tính mối hàn giữa thanh biên trên và thành đứng. Lực tác dụng lên đơn vị chiều dài mối hàn xác định như sau : . Trong đĩ: Qn = 98366 N - Lực cắt lớn nhất. Jx = 309,6.107mm4 – mơmen quán tính của cả tiết diện đối với trục. Sx – Mơmen tĩnh của thanh biên trên đối với trục x-x vậy : . Để đảm bảo độ bền của mối hàn khơng kém hơn độ bền của các chi tiết hàn bằng thép CT3 cĩ σb = 380N/mm2 ta dung loại que hàn Э-42 cĩ độ bền σb = 420N/mm2. Ứng suất cho phép của mối hàn dưới tác dụng của tải trọng chính : [τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm2. chiều dài của các mối hàn cần thiết trên một mét chiều dài dầm gối tựa hàn. . Cách hàn: vì hộpcĩ tính đối xứng và dài nên khi hàn cần chú ý hàn đối xứng và hàn phân đoạn. chiều dài của mối hàn là 50mm, khoảng cách giữa các mối hàn 60mm Phản lực ở gối tựa A do trọng lượng xe lăn và vật nâng gây ra : Mơmen uốn do tải trọng này gây ra ở tiết diện đang xét : M’u = R’A.l2 = 55533.2000 = 111066000Nmm. Mơmen uốn do tải trọng phân bố đều gây ra ở tiết diện đang xét : . Tổng mơmen uốn ở tiết diện đang xét : Mu= M’u + M''u = 111066000 + 41250000 = 152316000Nmm. Mơmen chống uốn của tiết diện : . Ưng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính : . Ứng suất cho phép lớn nhất trong trường hợp này là: [σ]1 = 0,9.[σ] = 0,9.160 = 144N/mm2. phản lực tựa A dưới tác dụng của các lực quán tính ngang của xe lăn với vật nâng. trong đĩ: a = 0,48m - khoảng cách từ trục bánh xe D đến trọng tâm xe lăn. Mơmen uốn do lực quán tính ngang gây ra : M’u = R’A.l2 = 2435.2000 = 4870000Nm. phản lực tựa A do lực quán tính dầm : . Mơmen uốn do pqt gây ra : Tổng mơmen uốn: Mu = 4870000 + 20688000 = 25558000Nm. Mơmen chống uốn của tiết diện đối với lớp ngồi cùng của mối hàn: . trong đĩ : B = 250 -khoảng cách giữa hai thanh đứng. δ = 6mm -chiều dày thành đứng. Ứng suất uốn trong thành đứng : Mơmen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng tác dụng theo dầm : M”u = P”qt.h1 = 6043.200 = 1208600Nmm. Ứng suất do mơmen uốn sinh ra : Ứng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính và tải trọng phụ : δt = δ+δ’u+δ”u = 6+10,9+1 = 17,9N/mm2. Ứng suất cho phép lớn nhất theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai : [δ]u=0,9.[δ]2=0,9.180=162N/mm2>δt thỏa mãn điều kiện. 4.3.Tính dầm cuối: Dầm cuối chế tạo bằng thép CT3 và cĩ dạng hình hộp. Dầm cuối dưới tác dụng của tải trọng chính khi xe lăn cĩ vật nâng nằm ở sát nĩ nhất. Áp lực dầm chính: -Về phía cơ cấu di động: P1 = Qn = 98366 N -Về phía dàm cấp điện: P2 = 86700N Phản lực tác dụng lên gối tựa phải của dầm cuối RC = Phản lực tác dụng lên gối tựa tái RD = P1 + P2 - RC = 98366 +86700 – 98422 = 86644N Mơmen uốn lớn nhất tại tiết diện I-I MU = RC.l1 = 98422.700 = 68895400Nmm Mơmen chống uốn tại tiêt diện Wx = 1510000mm2 Ứng suất dưới tác dụng của tải trọng chính Ứng suất cho phép [] = 160N/mm2 tra bảng 5-2[1] Để đảm bảo cho dầm cuối đủ đụ cứng, ứng suất uốn cho phép ở đây nên lấy khơng lớn hơn 80 ÷ 100 N/mm2 Khi tính dầm cuối theo trường hợp phối hợp tải trọng ta tính ứng suất theo lực quán tính lớn nhất cĩ thể Lực quán tính ở bánh xe dẫn bên phải của cầu khi phanh xe lăn ở sát gối tựa Trong đĩ: RB- tải trọng tác dụng lên bánh xe B RB = = = Trong đĩ: q’= 2900N/mm- trong lương phân bố theo chiều dài dầm chính phía bên dàm cấp điện Pd = Q. Pbd = Tải trọng phụ trên dầm do lực P gây ra Trong đĩ: A = 3000mm - khoảng cách trục các bánh xe cầu Mơmen uốn do tải trọng này tác dụng: Mơmen chống uốn của tiết diện đối với trục thẳng đứng Wy = 945000mm3 Ứng suất uốn Tải trọng ngang trên dầm khi phanh xe lăn Phản luạc gối tựa D do các tải trọng này gây ra Mổen uốn ở tiết diện I-I Mu = Ứng suất uốn Ứng suất uốn phụ do mơmen quán tính gây ra Ứng suất uốn tổng tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai Ứng suất cho phép tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng tải trọng Như vậy dầm đủ bền 4.4.Tính dầm đặt ray di chuyển cầu. Tải trọng: Q = 100000 N Trọng lượng xe lăn kể cả cơ cấu nâng: Go = 40000 N Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: Gc = 123000 N Giã sử xe lăn ở vị trí đầu cầu, và cầu ở giữa dầm, thì dầm chịu lực tác dụng lớn nhất vậy ta lất tại vị trí đĩ để tính tiết diện dầm (Hình 4.4) Ta chọn vật liệu là CT35, Ứng suất cho phép: Tổng tải trọng tác dụng lên dầm: Hình: 4.4. Sơ đồ tính dầm đặt ray Ta cĩ: Trị số ứng suất lớn nhất trên mặt cắt : Như vậy mơmen chống uốn của dầm là: Tra bảng phụ lục trang 155 ta cĩ: Chọn thép chữ I cĩ số hiệu mặt cắt 45 vớ các thơng số sau: h = 450 mm ; b = 160 mm; d = 8,6 mm ; t = 14,2 mm; R = 16 mm ; r = 7 mm ; PhầnV: Hướng dẫn an tồn và sữ dụng máy 5.1 An tồn trong sử dụng máy . Trong thực tế tần suất xảy ra tay nạn trong sử dụng máy nâng là lớn hơn rất nhiều so với các loại máy khác .Do vậy vấn đề an tồn trong sử dụng máy nâng là vấn đề quan trọng được đặt lên hàng đầu. Với cổng trục lăn do cĩ nhiều bộ phận máy lắp với nhau và được đặt trên cao do vậy cần phải thường xuyên kiểm tra để kịp thời phát hiện những hư hỏng như lỏng các mối ghép ,rạn nứt tại các mối hàn do thời gian sử dụng lâu ….. Đối với các chi tiết máy chuyển động như bánh xe ,trục quay phải cĩ vỏ bọc an tồn nhằm ngăn những mảnh vỡ văng ra nếu cĩ sự cố khi chi tiết máy hoạt động Tồn bộ hệ thống điện trong máy phải được nối đất Với các động cơ đều cĩ phanh hãm tuy nhiên phải kiểm tra phanh thường xuyên khơng để xảy ra hiện tượng kẹt phanh gây nguy hiểm khi sử dụng . Tất cả những người điều khiển máy làm việc hay phục vụ máy trong phạm vi làm việc của máy đều phải học tập các quy định về an tồn lao động cĩ làm bài kiểm tra và phải đạt kết quả . Trong khi máy làm việc cơng nhân khơng được đứng trên vật nâng hoặc bộ phận mang để di chuyển cùng với vật cùng như khơng được dùng dưới vật nâng đang di chuyển . Đối với máy khơng khơng hoạt động thường xuyên (nhiều ngày khơng sử dụng )khi đưa vào sử dụng phải kiểm tra tồn bộ kết cấu máy .Để kiểm tra tiến hành thử máy với hai bước là thử tĩnh và thử động . Bước thữ tĩnh :treo vật nâng cĩ trọng lượng bằng 1,25 lần trọng lượng nâng danh nghĩa của cầu trục thiết kế và để trong thời gian từ 10 đến 20 phút . Theo dõi biến dạng của tồn bộ các cơ cấu máy .Nếu khơng cĩ sự cố gì xảy ra thì tiếp tục tiến hành thử động . Bước thử động :Treo vật nâng cĩ trọng lượng bằng 1,1 trọng lượng nâng danh nghĩa sau đĩ tiến hành mở máy nâng ,di chuyển ,hạ vật ,mở máy đột ngột , phanh đột ngột .Nếu khơng cĩ sự cố xảy ra thì đưa máy vào hoạt động . Trong cơng tác an tồn sử dụng cổng trục người quản lý cĩ thể cho lắp thêm các thiết bị an tồn nhằm hạn chế tối đa tai nạn xảy ra cho cơng nhân khi làm việc . Một số thiết bị an tồn cĩ thể sử dụng đĩ là : Sử dụng các cơng tắc đặt trên những vị trí cuối hành trình của xe lăn hay cơ cấu di chuyển cổng trục .Các cơng tắc này được nối với các thiết bị đèn hoặc âm thanh báo hiệu nhằm báo cho người sử dụng biết để dừng máy .Đồng thời củng cĩ thể nối trực tiếp với hệ thống điều khiển để tự động ngắt thiết bị khi cĩ sự cố xảy ra . Như vậy để hạn chế tối đa tai nạn xảy ra địi hỏi người cơng nhân sử dụng máy phải cĩ ý thức chấp hành nghiêm túc những yêu cầu đã nêu trên. 5.2 Hướng dẫn sử dụng máy . Như đã nêu ở phần trên vấn đề an tồn trong sử dụng cổng trục lăn là hết sức quan trọng .Để đảm bảo an tồn trong việc vận hành cổng trục yêu cầu đối với người sử dụng ngồi việc chấp hành đầy đủ các quy định về an tồn lao động cịn phải nắm vững được nguyên tắc hoạt động và cách điều khiển máy .Trong mục này sẽ trình bày một cách cụ thể về hệ thống điều khiển . Các cơ cấu của máy trục hoạt động trong điều kiện chịu tải rất lớn .Chế độ quá độ xảy ra nhanh khi mở máy và tần số đĩng ngắt lớn . Để đảm bảo an tồn trong sử dụng máy yêu cầu hệ thống điều khiển phải đáp ứng được yêu cầu : -Sơ đồ của hệ thống điều khiển đơn giản . -Các phân tử chấp hành trong hệ và cĩ độ tin cậy cao và thuận lợi trong việc thay thế và sữa chữa . -Sơ đồ điều khiển đơn giản . -Trong sơ đồ điều khiển phải cĩ mạch bảo vệ quá tải và ngắn mạch . -Cĩ các cơng tắc hành trình hạn chế hành trình tiến ,lui cho các cơ cấu di chuyển xe lăn ,cổng lăn .Hạn chế hành trình lên của cơ cấu nâng hạ vật Sơ đồ hệ thống điều khiển cổng trục được trình bày ở sơ đồ dưới đây: Ký hiệu : -A :Aptomat dùng để bảo vệ ngắn mạch -1cc,2cc : Cầu chì. -D1: Động cơ nâng ,hạ vật . -D2:Động cơ di chuyển cổng trục . -D3:Động cơ di chuyển xe lăn . -P1:Phanh hãm cơ cấu nâng hạ vật . -P2: Phanh hãm cơ cấu di chuyển cổng trục lăn . -P3: Phanh hãm cơ cấu di chuyển xe lăn. -Ai: Các nút ấn . -Bi: Các cơng tắc hành trình. -Ki: Các cơng tắc tơ . Để vận hành cổng trục đĩng aptomatA .Lúc này chưa cĩ động cơ nào hoạt động .Muốn các cơ cấu hoạt động tiến hành ấn các nút ấn . -Ấn nút A1 : Cơ cấu nâng hoạt động nâng vật lên. -Ấn nút A2: Cơ cấu nâng hoạt động hạ vật xuống . - Ấn nút A3:Cổng lăn di chuyển qua phải. -Ấn nút A4:Cổng lăn di chuyển qua trái. -Ấn nút A5:Xe lăn chuyển động tới . -Ấn nút A6:Xe lăn chuyển động lùi . Hình 5.2 Sơ đồ hệ thống điều khiển cầu trục lăn Điều khiển xe lăn hoạt động . Khi ấn nút A5 ,nếu lúc này xe lăn đang ở cuối hành trình tới (B5 bị tác động ) Hồng ấn nút A6 đang đĩng (xe lăn đang lùi) khi đĩ cơng tắc tơ K5 khơng cĩ điện.Do vậy tiếp điểm K5 trên mạch chính khơng đĩng.Điều này lằm khống chế hành trình của xe lăn và tránh trường hợp động cơ xe lăn được cấp điện để quay hai chiều ngược nhau . giả sử xe lăn khơng ở cuối hành trình và nút ấn A6 khơng bị tác động thì khi ta ấn nút A5 cơng tắc tơ K5 cĩ điện ,tiếp điểm K5 trên mạch chính đĩng. Động cơ D3 và phanh P3 được cấp điện .Lúc này phanh đã mở(do phanh sử dụng là phanh thường đĩng )và xe lăn chuyển động tới .Nếu thơi khơng ấn A5 xe lăn sẽ ngừng lại. Ngược lại xe lăn sẽ chuyển động đến khi nào chạm cơng tắc hành trình hạn chế hành trình tới B5 của xe thì dừng lại . Khi xe lăn đang chuyển động nếu ấn nút A6 động cơ vẫn khơng bị ngắn mạch do tiếp điểm thường kín K5 bị tác động đã ngắt điện vào cơng tắc tơ K6 Do vậy xe lăn làm việc an tồn . Các động cơ cịn lại của hệ thống cũng điều kiển như động cơ D3 ở trên PHỤ LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]-Tính tốn máy trục -Huỳnh Văn Hồng - NXB khoa học kỷ thuật-1975 [2]- Máy và thiết bị nâng chuyển -TS.Trương Quốc Thành - NXB khoa học kỷ thuật-2000 [3]-Máy nâng chuyển - -Phạm Phủ Lý -NXB Đà Nẵng-1991 [4]-Máy Nâng Chuyển và Thiết Và Thiết Bị Cửa Van -TS.Nguyễn Đăng Cường -NXB Xây Dựng -2003 [5]-Chi Tiết Máy T1,2 -GS.TS.Nguyễn Trọng Hiệp -NXBGD-1999 [6]-Thiết Kế Chi Tiết Máy -GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp -NXBGD -1998 [7]-Sức Bền Vật Liệu -Bùi Trọng Lưu -NXBGD-2001 [8]-Dung sai Và Lắp Ghép -PGS.TS. Ninh Đức Tốn -NXBGD -2001