Giới thiệu sơ lược về công ty công ty cổ phần lắp máy lilama18

PHẦN 1: GIỚI THIỆU CHUNG CHƯƠNG 1 GIỚI THIỆU SƠ LƯỢC VỀ CÔNG TY CÔNG TY CỔ PHẦN LẮP MÁY LILAMA18 Lịch sử hình thành Tên Công ty Tên tiếng Việt: Công ty Cổ phần LILAMA 18 Tên tiếng Anh:      LILAMA 18 Joint Stock Company Tên giao dịch: LILAMA 18 JSC Vốn điều lệ : 80.500.000.000 Việt Nam đồng. Giới thiệu sơ lược quá trình hình thành Công ty Tổng công ty lắp máy Việt Nam ( tên gọi tắt: LILAMA) - là doanh nghiệp Nhà nước, thành lập năm 1960 cho nhiệm vụ khôi phục nền công nghiệp của đất nước sau chiến tranh. Trong quá trình phát triển của mình Tổng công ty lắp máy Việt Nam LILAMA thành lập dần các Công Ty con hoạt động trên các lĩnh vực khác nhau, các vùng địa lí khác nhau của đất nước để phù hợp với hoàn cảnh, vận hội phát triển mới theo sự đổi thay của đất nước. Công ty thành viên :  Công ty CP LILAMA 3  Công ty CP LILAMA 5  Công ty CP LILAMA 7  Công ty CP LILAMA 10  Công ty CP LILAMA 18  Công ty CP LILAMA 45-1  Công ty CP LILAMA 45-3  Công ty CP LILAMA 45-4  Công ty CP LILAMA 69-1  Công ty CP LILAMA 69-2  Công ty CP LILAMA 69-3  Công ty CP LILAMA Hà Nội  Công ty CP CKLM LILAMA  Trường CĐ nghề LILAMA 1  Trường CĐ nghề LILAMA 2  Công ty CP UDC LILAMA  Cty CP Tôn Mạ Màu Việt Pháp Ra đời từ năm 1977, Công ty Cổ phần Lilama 18 là một trong những thành viên mạnh của Tổng Công ty Lắp máy Việt Nam ( Doanh nghiệp nhà nước có vốn cổ phần hóa ). Sau 30 năm hình thành và không ngừng phát triển, LILAMA 18 JSC đã tạo được một chỗ đứng vững vàng trong ngành xây lắp và chế tạo thiết bị ở Việt Nam được các đối tác trong và ngoài nước tín nhiệm qua bề dày kinh nghiệm, với uy tín và chất lượng cao sau hàng loạt các công trình đã hoàn thành. LILAMA 18 JSC đã được Nhà nước phong tặng Huân chương Độc lập hạng Ba, Huân chương Lao động hạng Nhất, Nhì, Ba và Công đoàn Xây dựng Việt Nam tặng 12 Huy chương vàng chất lượng cao. Hệ thống quản lý chất lượng ISO 9001: 2000. Là thành viên hiệp hội các kỹ sư cơ khí Hoa Kỳ (ASME). Địa chỉ giao dịch văn phòng trực thuôc công ty tại các khu vực hoặc địa phương VĂN PHÒNG TRỤ SỞ CHÍNH: Địa chỉ: Số 9 - 19 Hồ Tùng Mậu, phường Nguyễn Thái Bình, quận 1, Tp. HCM Số điện thoại: 84-8-38298490, 84-8-38217474 Số Fax: 84-8-38210853 Website: www.lilama18.com.vn và www.lilama18.com Email: lilama182@lilama18.com.vn XÍ NGHIỆP LẮP MÁY 18/2 Địa chỉ: Số 64, ấp Kênh Tám Thước, thị trấn Kiên Lương, tỉnh Kiên Giang Số điện thoại: 84-77-3853276 Số Fax: 84-77-3853830 Email: lilama182@lilama18.com.vn XÍ NGHIỆP LẮP MÁY 18/3 Địa chỉ: Số 45, đường 30/4, phường 9, Tp. Vũng Tàu Số điện thoại: 84-64-3838408 Số Fax: 84-64-3838336 Email: lilama183@lilama18.com.vn NHÀ MÁY CHẾ TẠO KẾT CẤU THÉP VÀ THIẾT BỊ CƠ KHÍ Địa chỉ: Ấp Tân Lập, xã An Điền, huyện Bến Cát, tỉnh Bình Dương Số điện thoại: 84-0650-3554062 Số Fax: 0650-3554061 Email: factory@lilama18.com.vn Cơ cấu tổ chức Cơ sở vật chất kỹ thuật Công ty Cổ phần LILAMA 18 có cơ sở vật chất rất hiện đại, đầy đủ thuộc loại bậc nhất Việt Nam hiện tại cũng như trong khu vực Đông Nam Á, có tính cạnh tranh cao và ứng dụng thực tiễn rất cao. Phục vụ tốt nhất cho Công Ty trong hoạt động, kinh doanh, cạnh tranh với các đối thủ tầm cỡ và các đối thủ nhỏ hơn và luôn luôn chiếm ưu thế về cơ sở vật chất kỹ thuật. Vì số lượng thiết bị của công ty lên tới con số hàng nghìn nên không thể liệt kê hết được, danh sách thiết bị thi công và dụng cụ thi công của công ty xem trên website của công ty. Chức năng, nhiệm vụ của Công Ty cổ phần lắp máy LILAMA 18 Chức năng chính của LILAMA 18 là đảm nhiệm hoạt động của công ty mẹ ở nam tây nguyên, nam trung bộ, đông nam bộ và tây nam bộ. Ngành nghề kinh doanh chính của Công Ty cổ phần lắp máy LILAMA 18 - Xây dựng các công trình công nghiệp, đường dây tải điện, trạm biến thế điện, lắp ráp máy móc thiết bị cho các công trình. - Sản xuất và mua bán vật tư, đất đèn, que hàn, ôxy; phụ tùng, cấu kiện kim loại cho xây dựng. - Sản xuất vật liệu xây dựng. - Gia công, chế tạo, lắp đặt, sửa chữa thiết bị nâng, thiết bị chịu áp lực (bình, bể, bồn, đường ống chịu áp lực), thiết bị cơ, thiết bị điện, kết cấu thép phi tiêu chuẩn; giàn khoan dầu khí, cung cấp lắp đặt và bảo trì thang máy. - Mua bán vật tư, thiết bị (cơ, điện, nhiệt, lạnh, vật liệu xây dựng, vật liệu bảo ôn, cách nhiệt) các dây chuyền công nghệ. - Tư vấn đầu tư xây dựng các công trình dân dụng, công nghiệp, giao thông (cầu, đường, bến cảng, sân bay). - Thí nghiệm, hiệu chỉnh hệ thống điện, điều khiển tự động, kiểm tra mối hàn kim loại. - Đầu tư xây dựng, kinh doanh hạ tần đô thị, khu công nghiệp. - Cho thuê nhà ở, văn phòng. - Kinh doanh bất động sản. - Kinh doanh lữ hành nội địa. - Kinh doanh cơ sở lưu trú du lịch: khách sạn (không hoạt động tại trụ sở). Hiện tại và định hướng phát triển trong tương lai : “Chất lượng phục vụ” CHÍNH SÁCH CHẤT LƯỢNG Công ty Cổ phần LILAMA 18 phấn đấu để trở thành Công ty hàng đầu ở thị trường Việt Nam trong các lĩnh vực chế tạo sản phẩm cơ khí và dịch vụ xây lắp bằng những cam kết sau: Công ty Cổ phần LILAMA 18 sẵn sàng đáp ứng thỏa đáng mọi yêu cầu của khách hàng theo hợp đồng đã được ký kết cũng như các yêu cầu luật định và chế định thích hợp. Ứng dụng những tiến bộ khoa học và công nghệ mới trong lĩnh vực sản xuất và lắp đặt để:         - Đảm bảo chất lượng sản phẩm cơ khí và dịch vụ xây lắp.         - Tối ưu hóa chi phí để đạt được giá cạnh tranh.         - Giao dịch thuận lợi và giao hàng đúng hẹn. Chính sách Chất lượng phải được phổ biến đến mọi cấp trong Công ty để mọi người cùng thấu hiểu một cách thống nhất về Mục tiêu Chất lượng, cùng nhau thực hiện sao cho đạt được hiệu quả mong muốn. Công ty Cổ phần LILAMA 18 sẵn sàng cung cấp các nguồn lực cần thiết để thực hiện, duy trì và cải tiến liên tục hiệu lực của Hệ thống Quản lý Chất lượng theo các yêu cầu Tiêu chuẩn ISO 9001:2008. MỤC TIÊU CHẤT LƯỢNG 2009 - 2010 Đáp ứng yêu cầu của Khách hàng: Các dự án có giá trị trên 10 tỉ VNĐ có phiếu đánh giá của Khách hàng đạt trên 80% các mục tiêu đặt ra. 2. Giảm phàn nàn Khách hàng về các dịch vụ cung cấp: Bình quân có không quá 02 phàn nàn của Khách hàng trong 01 tháng cho một giấy giao nhiệm vụ. 3. Giảm phàn nàn nội bộ về việc thi công và phục vụ thi công: Bình quân có không quá 02 phàn nàn nội bộ trong 01 tháng cho một giấy giao nhiệm vụ. 4. Xây dựng kế hoạch điều động, đào tạo hoặc tuyển dụng nhân lực đáp ứng 100% yêu cầu nhân lực thực tế cho các đơn vị thi công. 5. 100% sản phẩm mua vào đáp ứng các yêu cầu của sản phẩm: Quy cách, chất lượng và tiến độ. 6. 100% thiết bị thi công được bảo dưỡng, sửa chữa theo đúng kế hoạch bảo dưỡng, sửa chữa định kỳ đã lập trước khi đưa vào sử dụng.  7.  95% thiết bị thi công được sửa chữa đột xuất (ngoài kế hoạch) không quá 2 lần giữa hai kỳ bảo dưỡng, mỗi lần sửa chữa tối đa là 48 giờ. CHƯƠNG 2 GIỚI THIỆU CÁC LOẠI CỔNG TRỤC VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN Phân loại Theo cơ cấu di chuyển : Cổng trục bánh lốp Cổng trục bánh ray Theo kết cấu thép: Cổng trục 1 dầm Cổng trục 2 dầm Cổng trục có công xôn. Cổng trục không công xôn. Theo công dụng : Cổng trục chuyên dùng. Cổng trục đa dụng. Theo vị trí sử dụng: Cổng trục làm việc trong nhà Cổng trục làm việc ngoài trời Tìm hiểu một số dạng cổng trục điển hình và lựa chọn phương án Tùy theo công dụng, tải trọng và tầm rộng kết cấu kim lọai của cổng trục có thể chia làm 2 loại: Loại cổng trục (hoặc cầu trục) 1 dầm khi chịu tải trọng nhỏ (Q=1¸5 tấn) và tầm rộng không lớn lắm (L=5¸15 mét). Theo tài liệu [1] loại cổng trục (hoặc cầu trục) 2 dầm dùng khi tải trọng nâng lớn hơn 5 tấn và tầm rộng lớn hơn 8 mét. Cổng trục 2 dầm không công xôn (khoảng cách giữa hai chân cổng bằng khoảng tầm rộng). + Sơ đồ cấu tạo của dạng cổng trục này ( như hình 1 ). Cổng trục 2 dầm không công xôn với xe lăn chạy trên ray đặt trên dầm chính Hình 1: Cổng trục hai dầm không công xôn. + Cổng trục hai dầm không công xôn: Ưu điểm : có độ cứng vững cao, tải trọng nâng lớn nên hiện nay được sử dụng rất rộng rãi. Dầm chính có thể chế tạo với dạng hộp hay dạng giàn. Tính toán và chế tạo đơn giản hơn hẳn loại có công xôn. Nhược điểm : Tốn nhiều khoảng không gian để đặt máy hơn so với loại có công xôn nếu cùng tầm rộng làm việc nên không phù hợp cho nơi có khoảng không gian làm việc nhỏ. Chỉ làm việc được với các mã hàng nằm trong khoảng giữa hai chân cổng do đó không tốt cho các ứng dụng làm cẩu bờ ở các cảng cũng như những công việc có mã hàng nằm ngoài khoảng cách giữa hai chân cổng. Cổng trục 2 dầm công xôn (khoảng cách giữa 2 chân cổng nhỏ hơn tầm rộng). + Sơ đồ cấu tạo ( như hình 2). Cổng trục 2 dầm không công xôn với xe lăn chạy trên ray đặt trên dầm chính. Hình 2: Cổng trục hai dầm công xôn. Ưu điểm : Loại này có mặt bằng sử dụng ít hơn loại không công xôn mà có tầm rộng lớn, sử dụng được khi có yêu cầu hoặc khi có yêu cầu mặt bằng nhỏ hẹp mà cần không gian làm việc rộng. Dầm chính cũng có thể chế tạo bằng thép tấm với dạng hộp hay dạng giàn. Thích hợp là cẩu đa năng ở các cảng trong ứng dụng làm cẩu bờ và cẩu bãi kết hợp. Bốc được các mã hàng nằm ngoài khoảng hai chân cổng. Nhược điểm : Cổng trục 2 dầm công xôn có độ cứng vững kém hơn, tải trọng nhỏ hơn loại không công xôn, tính toán và chế tạo phức tạp hơn loại không có công xôn. Qua một số cổng trục điển hình đã nêu ở trên, kết hợp với điều kiện ứng dụng cho cổng trục thiết kế là tại nơi lắp máy có không gian làm việc rộng lớn không đòi hỏi phải tiết kiệm không gian, không cần ứng dụng kết hợp để làm cẩu bờ, sử dụng xe lăn, tải trọng nâng lớn Q=50 tấn. Vậy ta chọn kiểu cổng trục cần thiết kế là loại cổng trục 2 dầm loại chạy trên ray, dạng hộp không công xôn với xe lăn chạy trên ray đặt trên dầm chính là phù hợp. Mẫu thiết kế dựa trên cổng trục lắp máy Q = 50 tấn, khẩu độ L = 18 m ở Công Ty cổ phần lắp máy LILAMA 18. CHƯƠNG 3 CẤU TẠO VÀ HOẠT ĐỘNG CỦA CỔNG TRỤC LẮP MÁY Q = 50 TẤN, KHẨU ĐỘ L = 18M Ở CÔNG TY CỔ PHẦN LẮP MÁY LILAMA 18 Cấu tạo tổng thể Hình 3 : Tổng thể cổng trục 1. Xe con, 2.Dầm chính, 3.Chân mềm, 4. Khung di chuyển, 5.Cơ cấu di chuyển, 6. Cụm bánh chủ động, 7. Cụm bánh bị động, 8. Giằng dầm, 9. Hành lang, 10. Cầu thang, 11. Chân cứng. Hoạt động của cổng trục: Cổng trục có một tay cầm điều khiển như hình vẽ trên đó có 6 nút bấm để điều khiển các cơ cấu của cổng trục hoạt động nâng-hạ hàng, di chuyển xe con tiến-lùi, di chuyển cổng trục tiến-lùi. Hoạt động và điều khiển cổng trục chi tiết xem thêm ở chương 4 “Cấu tạo và hoạt động của mạch điều khiển và động lực” của cổng trục. Các thông số cơ bản của cổng trục: STT Tên thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị 1 Sức nâng Q 50 Tf 2 Chiều cao nâng H 8 m 3 Vận tốc nâng Vn 4.8 m/ph 4 Tốc độ di chuyển xe con VXecon 13 m/ph 5 Tốc độ di chuyển cổng trục VDi chuyển 15 m/ph 6 Chế độ làm việc Trung bình PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG Cấu tạo Hình 1.1: Sơ đồ động cơ cấu nâng. 1- Động cơ; 2- Phanh; 3;5- Khớp nối; 4- Hộp giảm tốc; 6-Tang cuốn cáp; 7- Gối đỡ. Hoạt động Khi động cơ 1 được cấp điện nó sẽ hoạt động và sinh ra mômen xoắn, mômen xoắn từ động cơ được truyền qua hộp giảm tốc 4 thông qua khớp nối 3. Thông qua hộp giảm tốc mômen xoắn được tăng lên i lần và tốc độ quay sẽ giảm xuống i lần (i là tỉ số truyền của hộp giảm tốc). Mômen xoắn từ trục thứ cấp của hộp giảm tốc được truyền qua tang thông qua khớp nối 5 và tang sẽ thực hiện công việc nâng hoặc hạ hàng. Trục của tang được đỡ bởi gối đỡ 7, khớp nối 3 khết hợp làm bánh phanh của phanh 2, khi có sự cố (như mất điện…) phanh 2 sẽ đóng để đảm bảo an toàn. Các thông số ban đầu STT Tên thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị 1 Sức nâng Q 50 Tf 2 Chiều cao nâng H 8 m 3 Vận tốc nâng Vn 4.8 m/ph 4 Chế độ làm việc TB Tính chọn cáp nâng hàng Tính chọn cáp nâng Sơ đồ mắc cáp Hình 1.2: Sơ đồ mắc cáp. 1- Tang cuốn cáp; 2- Dây cáp; 3- Puly cố định; 4- Puly cố cân bằng; 5- Móc treo hàng; 6- Puly di động. Xác định bội suất của palăng Bội suất của palăng được xác định theo công thức (1.7)-[1] Tr34 : a = (1.1) Trong đó: a : Bội số palăng lực m : Số nhánh cáp treo vật, m=8 k : Số nhánh cáp cuốn lên tang, k=2 Vậy: a = = 4 Xác định lực căng cáp lớn nhất Lực căng cáp lớn nhất được xác định theo công thức (1.14) - [1] Tr 39 : S= (1.2) Trong đó: S : Lực căng cáp lớn nhất. a : Bội số palăng lực, a=4. Q : Tải trọng nâng, Q=50Tf =50000kG. : Hiệu suất của puly Tr32 -[1] : Hiệu suất của palăng cáp, theo (1.12)-[1] ta có: (1.3) r : Số puly đổi hướng cáp, r=0 ( cáp cuốn trực tiếp lên tang từ puly di động). Vậy: S= = 6443.3 kG Chọn cáp cho cơ cấu nâng Cáp được tính chọn theo điều kiện (1.1)-[1]: S S (1.4) Trong đó: S : Tải trọng phá hủy cáp nhỏ nhất do nhà chế tạo xác định. k : Hệ số an toàn, theo (tr24)-[1] ứng với chế độ làm việc TB ta chọn k = 5,5. S : Lực căng cáp lớn nhất, S= 6443.3 kG. Vậy: S 6443.3. 5,5 = 35438,15 kG Theo bảng III.6-[3] và căn cứ vào giá trị của tải trọng phá hủy S ta chọn cáp cho cơ cấu nâng là cáp thép loại cáp bện kép PK-PO cấu tạo 6 .36.(1+7+7+7/7+14) +1 lõi theo ROCT 7668-80 có các thông số: Đường kính cáp : 27 mm. Khối lượng tính toán 1000m cáp đã bôi trơn : 2800 kg. Giới hạn bền : 160 kG/mm2. Lực đứt tính toán : 37200 kG. Hình 1.3 :Cáp thép Tính chọn puly cáp Sơ lược về puly cáp Trong ngành máy trục, puly dùng để đổi hướng cáp hoặc để thay đổi lực căng cáp. Trong palăng, puly được phân thành puly cố định để thay đổi hướng cáp, puly di động để thay đổi lực căng cáp và puly cân bằng. Puly dùng trong cơ cấu nâng với chế độ làm việc nhẹ và trung bình thường đúc bằng gang xám. Đối với chế độ làm việc nặng và rất nặng, puly được đúc bằng thép đúc. Các puly có đường kính dưới 600mm thường được đúc liền, còn loại có đường kính lớn hơn 600mm thường được chế tạo bằng phương pháp hàn hoặc đúc có nan hoa nhằm giảm trọng lượng và tiết kiệm vật liệu. Xác định các thông số hình học Cụm puly cáp của cầu trục gồm có: 2 puly cố định. 4 puly di động. 1 puly cân bằng. Hình 1.4 : Puly cáp Vì chế độ làm việc cơ cấu nâng của cần trục là TB nên ta chọn vật liệu làm puly cáp được đúc bằng gang xám để tăng độ bền lâu của cáp. Xác định bán kính rãnh puly Bán kính rãnh puly được xác định theo công thức tr32 -[1]: r = (0,53 ¸ 0,6). dc (1.5) Trong đó : dc: Đường kính cáp, dc = 27mm. Vậy : r = (0,53 ¸ 0,6).31=(14,31¸16,2)mm Chọn r = 16mm. Xác định góc nghiêng của hai thành bên rãnh puly. Góc nghiêng của hai thành bên rãnh puly được xác định theo công thức tr32-[1]: 2a = 40° ¸ 60o (1.6) Chọn 2a = 45°. Xác định chiều sâu rãnh puly Chiều sâu rãnh puly được xác định theo công thức tr32-[1] : h = (2 ¸ 2,5). dc (1.7) Trong đó : dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. Vậy : h = (2 ¸ 2,5).27=(54 ¸ 67,5)mm. Chọn h = 60 mm. Xác định đường kính puly Ta chọn tất cả puly của cầu trục có cùng đường kính để thuận lợi về chế tạo, gia công và sửa chữa giảm được chi phí chế tạo, mang tính công nghệ cao. Đường kính puly được xác định theo công thức tr32-[1]. DP ³ (e –1 ). dc (1.8) Trong đó : dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. e : Hệ số được tra theo bảng tuỳ theo loại máy và chế độ làm việc, theo bảng(1-2)-[1] Tr25 ta có e=25. Vậy : DP ³ (25 –1 )27=648mm. DP ³ 648 (mm) Chọn DP = 650 mm. Xác định góc lệch cho phép của cáp Góc lệch cho phép của cáp được xác định theo công thức tr32-[1]: (1.9) Trong đó : D : Đường kính puly, D = 650 mm. h : Chiều sâu rãnh puly, h= 60 mm. g : Góc lệch cho phép của cáp, g= 6°. a : Góc nghiêng của hai thành bên rãnh puly, a = 22,5°. Ta thấy : tg6° = 0,1 Vậy điều kiện (1.9) thỏa mãn. Kêt luận: với các thông số của puly vừa chọn như trên, puly làm việc an toàn. Tính toán thiết kế tang Xác định kích thước của tang Đường kính của tang. Tang là chi tiết dùng để cuốn cáp, biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và truyền lực dẫn động tới cáp và các bộ phận khác. Vì vậy đường kính của tang được chọn phải đủ lớn để đảm bảo độ bền lâu của cáp đồng thời không được quá lớn để tiết kiệm vật liệu và làm cho cơ cấu được gọn nhẹ. Đường kính của tang được xác định theo công thức (2.12)-[2] tr20: Dt (e-1)dc (1.10) Trong đó: e: Hệ số được tra theo bảng tuỳ theo loại máy và chế độ làm việc, theo bảng(1-2)[1] Tr25 ta có e=25. dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. Vậy: Dt (20-1).27 = 648mm. Chọn đường kính của tang: D= 700 mm Chiều dài làm việc của tang. Hình 1.5 : Sơ đồ xác định chiều dài tang. Chiều dài làm của tang được xác định theo công thức (2.14)-[2]: L= 2Lo +2L + 2L+ L3 (1.11) Trong đó: L0 : Phần tang để cuốn cáp, theo công thức Tr41-[1] ta có: L0= Z . t = ( + 1,5).t (1.12) Ở đây: + Z : Số vòng cáp cuốn lên tang. + t : Bước cáp, theo công thức tr41-[1] ta có: t1,1dc (1.13) dc :Đường kính cáp , dc = 27 mm. Do đó: t1,1dc=1,1.27=29,7 mm. Chọn t=30mm + a : Bội suất của palăng, a=4. + H : Chiều cao nâng, H=8000mm. + D : Đường kính danh nghĩa của tang: D=Dt+= 700 + = 713.5 mm (1.14) Với: Dt : Đường kính của tang, D= 700 mm dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. Do đó: D=713.5mm. Vậy: Lo= ( + 1,5).30473,5mm L: Chiều dài tang dùng để kẹp đầu cáp trên tang, theo công thức tr41-[1] ta có : L= 4t. (1.15) Trong đó: t- bước cáp, t=30mm. Vậy: L1=4.30=120mm. L2 : Phần không xẽ rãnh ở hai đầu tang, vì tang được cắt rãnh cuốn một lớp cáp nên không cần phải làm thành tang, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trừ lại một khoảng L2=20mm. L3 : Phần tang không tiện rãnh đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng dưới giá trị cho phép theo điều kiện (2.9) khi móc treo ở vị trí cao nhất, theo công thức (2.14 , 2.15)-[2]-Tr46 ta có: L3max=L4+2hmaxtg60 L3min=L4-2hmintg60 (1.16) Ở đây: +L4 : Khoảng cách giữa hai puly ngoài cùng ở ổ treo móc, L4=750mm. +hmin : Khoảng cách nhỏ nhất có thể giữa trục tang với trục puly ở ổ treo móc, hmin3000mm. Vậy: L3max=750+2.3000.0,1=1350mm L3min=650-2.3000.0,1=150mm Cuối cùng ta có chiều dài của tang là: L= 2Lo +2L + 2L+ L3 Lt=2.473,5+2.120+2.20+150=1377mm. Xác định chiều dày thành tang Chiều dày thành tang được xác định theo công thức tr 41-[1]: = 0,02 . D + (610) mm (1.17) Trong đó: Dt : Đường kính của tang, D= 1000 mm. Vậy : =0,02.700+(610)=(2024)mm. Chọn =24mm. Hình 1.6 : Mặt cắt rãnh cáp của tang Xác định kích thước rãnh cáp của tang Mặt cắt rãnh cáp là một cung tròn có bán kính được xác định theo công thức tr40-[1]: R0,6.dc (1.18) Trong đó: + dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. Vậy: R0,6.2716.5mm. Chiều sâu rãnh cáp được xác định theo công thức (tr40)[1]: h0,3.dc (1.19) Trong đó: + dc : Đường kính cáp , dc = 27 mm. Vậy: h0,3.27=8.1mm. Chọn h=8.5mm. Kiểm tra độ bền của tang Ta thấy do tang loại 1 lớp cáp có Lt ≤ 3Dt nên phần ứng suất uốn và xoắn rất nhỏ nên ta chỉ kiểm tra bền tang theo ứng suất nén tr45-[1]. Tang được đúc bằng gang CW 15 – 32 là loại vật liệu thông thường phổ biến nhất, theo tr66-[2] có giới hạn bền nén là . Khi làm việc thành tang bị nén, uốn và xoắn. Với chiều dài của tang nhỏ hơn ba lần đường kính của nó, ứng suất uốn và xoắn không vượt quá 1015% ứng suất nén. Vì vậy sức bền của tang được kiểm tra theo nén. Sức bền của tang được kiểm tra theo công thức (1.23)-[1]-Tr45: (1.20) Trong đó: t : Bước cáp, t = 30mm. d : Bề dày thành tang, d = 24mm. Smax : Lực căng cáp lớn nhất khi chưa nhân với hệ số an toàn k=5.5 Tr65-66 -[4] , Smax = 35438,15 kG = 354381,5 N. [n] : Ứng suất nén cho phép của vật liệu làm tang: [n] = (1.21) Ơ đây: + bn : Giới hạn bền nén của vật liệu, . + n : Hệ số dự trử độ bền, n=4-4.25 tra theo Tr25-[1] đối với tang gang Do đó ta có : [n]= Vậy ta có: . Ta thấy điều kiện (1.20) thoả mãn, vậy tang làm việc an toàn. Tính chọn và kiểm tra động cơ điện Chọn động cơ điện Công suất tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng định mức được xác định theo công thức 2.31-[3]Tr 63: N= (1.22) Trong đó: : Hiệu suất của cơ cấu nâng theo bảng (1.35) tr 24-[3] ta có: =0.85 (1.23) Q : Sức nâng, Q=50Tf=50000 kg=500000 N. Vn : Vận tốc nâng, Vn=4.8m/ph= 0,08 m/s. Vậy ta có: Nt== 47 kW. Công suất động cơ chọn phải bằng hoặc lớn hơn công suất tĩnh. Căn cứ vào chế độ làm việc (TB), công suất tĩnh, đặc điểm làm việc của cơ cấu nâng ( ngắn hạn lặp lại) theo [catalog của công ty cổ phần kỹ nghệ K.C.T] sơ bộ chọn động cơ điện loại động cơ YZB rôto dây quấn loại tích hợp biến tần YZB280S1-6 ở CĐ = 25%, 50Hz 220/380 và có các thông số kỹ thuật như sau: Công suất : CĐ 25% =52 kW. Số vòng quay : 985 v/ph. Mômen xoắn lớn nhất : 525,3N.m. Mômen đà của rôto : 1,94 kG.m. Khối lượng động cơ : 705 kg . Hệ số quá tải động cơ : 1,25-1,80 Hình 1.7 : Động cơ điện Kích thước bao của động cơ: A B C D D1 E E1 F G 457 368 190 85 M56x4 170 130 20 31,7 H K Bu lông AB AC BB HA HD L 280 24 M20 575 535 530 32 665 1265 Xác định tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang được xác định theo công thức tr67-[4]: i = (1.24) Trong đó: nđc : Số vòng quay của động cơ, nđc=985v/ph. nt : Số vòng quay của tang, theo công thức (tr55)[2] ta có: n= (1.25) Ơ đây: Vn : Vận tốc nâng, Vn=4.8m/ph. a : Bội suất của palăng, a=4. D : Đường kính tang tính đến tâm lớp cáp, D=713.5mm=0,7135m. Do đó: n= = 8.57 v/ph. Vậy tỷ số truyền chung là: i = = 114,9 Kiểm tra động cơ điện Sơ đồ gia tải. Vì không có sơ đồ gia tải thực tế của cầu trục vì vậy căn cứ vào chế độ làm việc (TB) của cơ cấu ta chọn sơ đồ gia tải theo hình (1.2)-[2] như hình vẽ: Hình 1.8 : Sơ đồ gia tải cơ cấu nâng. Theo sơ đồ gia tải thì cơ cấu nâng sẽ làm việc với các trọng lượng vật nâng: Q1=Q; Q2=0,5Q; Q3=0,1Q Hay Q1=50000kg; Q2=25000kg; Q3=5000kg và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này tương ứng là: 1: 5: 4 trong một chu kỳ nâng hạ hàng. Kiểm tra động cơ. Khi làm việc với thời gian dài ở chế độ ngắn hạn lặp lại ứng với cường độ cho trước, đa số động cơ điện không bị phá hỏng về mặt cơ học mà bị phá hỏng do nhiệt độ của động cơ khi làm việc vượt quá nhiệt độ cho phép của động cơ. Vì vậy ta phải kiểm tra điều kiện về nhiệt của động cơ. Điều kiện này thỏa mãn khi công suất tiêu thụ trung bình của động cơ nhỏ hơn công suất định mức. Để kiểm tra ta phải lập bảng các thông số như sau theo bảng (3.1)- [4]-Tr68. Tên chỉ số Kí hiệu Đơn vị đo Kết quả tính toán khi trọng lượng hàng định mức là ( kG) 50000 25000 5000 Lực căng của dây cáp vào tang khi nâng hàng. Sn kG Mô men khi nâng hàng. Mn kG.m Thời gian khởi động khi nâng. tkđn s Lực căng dây cáp vào tang khi hạ hàng. Sh kG Mô men khi hạ hàng. Mh kG.m Thời gian khởi động khi hạ hàng. Tkđh s Hiệu suất. η Các công thức tính các giá trị như sau : - Lực căng cáp khi nâng hàng : Sn= Tính toán các giá trị ứng với trường hợp Q1=Q: Trọng lượng hàng nâng: Q1=Q=50Tf=500000N. Lực căng cáp trên tang khi nâng hàng: Sn= (1.26) Trong đó: – a : Bội số palăng lực, a=4. – Q1 : Tải trọng nâng, Q1= 500000N. – : Hiệu suất của puly, theo tr32-[1] ta có: =0.98. – : Hiệu suất của palăng cáp, =0,97. – r : Số puly đổi hướng cáp, r=0 ( cáp cuốn trực tiếp lên tang từ puly di động) Vậy: Sn1= = 64433 N=6443,3 kG. tương tự có : Sn2= = 32216.5 N= 3221,65 kG Sn3= = 6443,3 N= 644,33 kG - Lực căng cáp khi hạ hàng theo (2.1)-[4] : Sh= Trong đó : - Q : Sức nâng. - a : số pa lăng đơn trong hệ thống a=2 - ip : Bội suất pa lăng ip= 4 đã tính ở trên. - η0 Hiệu suất chung của pa lăng và các pu li chuyển hướng η0 = 0,97 đã tính ở trên. Vậy ta có : : Sh1== 6250 kG : Sh2== 3125 kG : Sh3== 625 kG -Mô men khi nâng hàng (1.18)-[4] : Mn= -Mô men khi hạ hàng (1.19)-[4] : Mh= Trong đó : - Sn :Lực căng cáp trên tang khi nâng hàng. - a : số pa lăng đơn trong hệ thống a=2 - Dt : Đường kính tang đến tâm lớp cáp thư nhất Dt= 713.5mm = 0,713 m - η : Hiệu suất cơ cấu nâng η= 0.85 đã nói ở trên hoặc tra bảng 1.9 [4]. - i tỉ số truyền chung của cơ cấu i = 114,9 đã tính ở trên. Vậy ta có : Mn1== 47,04 kG.m Mn2== 23,52 kG.m Mn3== 4,70 kG.m Mh1== 33,99 kG.m Mh2== 16,99 kG.m Mh3== 3,40 kG.m -Thời gian khởi động khi nâng hàng : theo công thức (3.3)-[4] ta có: (1.27) Trong đó: – : Hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các chi tiết máy quay trên các trục sau trục động cơ, =1,1 1,2 chọn =1,2. –nI : Tốc độ quay của trục I (trục động cơ ), n1=985v/ph. i : Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang, i = 114,9 a : Bội suất của palăng, a=4. D : Đường kính tang tính đến tâm lớp cáp, D=0,713m. : Hiệu suất của cơ cấu nâng, =0,85. Mn : Mômen trên trục động cơ khi nâng hàng, Mn1=470,4N.m, Mn2=235,2N.m, Mn3=47 N.m Q0 : Tải trọng nâng khi nâng hàng, Q0= Q1=50Tf=500000N, Q0= Q2=25Tf=250000N, Q0= Q3=5Tf=50000N. (GiDi2)I: Tổng mômen vô lăng của các chi tiết quay trên trục I, ta có: (GiDi2)I (GiDi2)roto+(GiDi2)khớp (1.28) Ở đây: (GiDi2)rôto : Mômen đà của rôto, (GiDi2)rôto =1,94 kG.m =19,4N.m2. (GiDi2)khớp : Mômen đà của khớp, (GiDi2)khớp =0,6kG.m2 = 6 N.m ( Xem phần chọn khớp nối ở dưới ) Vậy: (GiDi2)I =19,4 + 6= 25,4 N.m2. Mm : Mômen mở máy của động cơ, theo công thức (2.75)-[2] -tr47 ta có: (1.29) Chọn Mm=1,8Mdn. Ở đây: Mdn: Mômen danh nghĩa của động cơ, theo công thức (tr47)-[2] ta có: Mdn= (1.30) Với: Nđc : Công suất động cơ, Nđc =52 kW=52000W. nđc : Số vòng quay của động cơ, n= 985 v/ph. Nên: Mdn==504,16N.m. Do đó: Mm=1,8. 504,16= 907,49 N.m. Vậy: =0,192s. =0,122s. =0,093s. - Thời gian khởi động khi hạ hàng : theo công thức (3.9)-[2]-tr54 ta có: (1.31) Trong đó: – : Hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các chi tiết máy quay trên các trục sau trục động cơ, =1,1 1,2 chọn =1,2. –nI : Tốc độ quay của trục I (trục động cơ ), n1=985v/ph. i : Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang, i = 114,9 a : Bội suất của palăng, a=4. D : Đường kính tang tính đến tâm lớp cáp, D=0,713m. : Hiệu suất của cơ cấu nâng, =0,85. Mn : Mômen trên trục động cơ khi nâng hàng, Mh1=339,90N.m, Mh2=169,90N.m, Mh3=34,00 N.m Q0 : Tải trọng nâng khi nâng hàng, Q0= Q1=50Tf=500000N, Q0= Q2=25Tf=250000N, Q0= Q3=5Tf=50000N. (GiDi2)I: Tổng mômen vô lăng của các chi tiết quay trên trục I, ta có: (GiDi2)I (GiDi2)roto+(GiDi2)khớp (1.32) Ở đây: (GiDi2)rôto : Mômen đà của rôto, (GiDi2)rôto =1,94 kG.m =19,4N.m2. (GiDi2)khớp : Mômen đà của khớp, (GiDi2)khớp =0,6kG.m2 = 6 N.m ( Xem phần chọn khớp nối ở dưới ) Vậy: (GiDi2)I =19,4 + 6= 25,4 N.m2. Mm : Mômen mở máy của động cơ, theo công thức (2.75) [2] -tr47 ta có: (1.33) Chọn Mm=1,8Mdn. Ở đây: Mdn: Mômen danh nghĩa của động cơ, theo công thức tr47-[2] ta có: Mdn= (1.34) Với: Nđc : Công suất động cơ, Nđc =52 kW=52000W. nđc : Số vòng quay của động cơ, n= 985 v/ph. Nên: Mdn==504,16N.m. Do đó: Mm=1,8. 504,16= 907,49 N.m. Vậy: =0,067s. =0,078s. =0,09s. Cối cùng ta được bảng sau đây : Tên chỉ số Kí hiệu Đơn vị đo Kết quả tính toán khi trọng lượng hàng định mức là ( kG) 50000 25000 5000 Lực căng của dây cáp vào tang khi nâng hàng. Sn kG 6443,3 3221,65 644,33 Mô men khi nâng hàng. Mn kG.m 47,04 23,52 4,70 Thời gian khởi động khi nâng. tkđn s 0,192 0,122 0,093 Lực căng dây cáp vào tang khi hạ hàng. Sh kG 6250 3125 625 Mô men khi hạ hàng. Mh kG.m 33,99 16,99 3,40 Thời gian khởi động khi hạ hàng. Tkđh s 0,067 0,078 0,09 Hiệu suất. η 0,85 0,85 0,85 0,85 Mômen trung bình bình phương trên trục động cơ được xác định theo công thức (2.73)-[2]: Mtb= (1.35) Trong đó: Mm : Mômen mở máy của động cơ, Mm=907,49 N.m. tv : Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định: tv= (1.36) Với: H : Chiều cao nâng, H=8m. Vn : Vận tốc nâng, Vn=4,8m/ph. Vậy: tv==100 s. : Tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với các tải trọng khác nhau: =1.( 0,192+0,067)+5.( 0,122+0,078)+4.( 0,093+0,09)=1,04s. : Toàn bộ thời gian làm việc của động cơ trong một chu kỳ bao gồm thời gian làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định: =2.(1+5+4).tv+ =2.10.100+1,04= 2001,04s. Mt : Mômen cản tĩnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đó: =1.(470,42+339,92)+5.(235,22+169,92)+4.(472+342) =771193,42 N2.m2. Vậy ta có: Mtb==197,40N.m. Công suất trung bình bình phương của động cơ phải phát ra được xác định theo công thức (2.76)-[2]-tr47: Ntb= (1.37) Trong đó: Mtb : Mômen trung bình bình phương trên trục động cơ, Mtb=197,40N.m. nđc : Số vòng quay của động cơ, n= 985 v/ph. Vậy ta có: . Kết luận: kết quả kiểm tra ta thấy Ntb=20,36kW < Nđc =52 kW vì vậy động cơ đã chọn thoả mãn yêu cầu trong khi làm việc. Tính chọn bộ truyền ( hộp giảm tốc ) cho cơ cấu nâng Hộp giảm tốc là một bộ phận quan trọng của cơ cấu nâng, nó có tác dụng giảm tốc độ quay đồng thời tăng mômen. Căn cứ vào yêu cầu công suất phải truyền, chế độ làm việc, tốc độ quay trục vào, tỷ số truyền và yêu cầu về lắp ráp theo bảng (III.27)-[4]-tr235 chọn hộp giảm tốc bánh răng nón-trụ 3 cấp đặt ngang KЛ2-1300 có các thông số như sau: – Tỉ số truyền : i = 118. – Công suất truyền : 54 kW. – Tốc độ trục quay nhanh : 1500 v/ ph. – Mmax : 17000 N.m Các thông số về hình học như sau (mm): L A A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 B B1 H0 L1 3168 500 800 500 700 1100 1560 2020 740 850 850 530 2200 L2 L3 d(số lỗ) Khối lượng 1030 790 10 5830 Hình 1.9 : Hộp giảm tốc cơ cấu nâng. Tính toán thiết kế đầu kẹp cáp và trục tang Tính toán đầu kẹp cáp Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và thông dụng nhất là dùng tấm cặp và bulông vít chặt lên trên tang, số tấm cặp ít nhất phải là hai. Tấm cặp với rãnh hình thang là tốt nhất và thông dụng nhất. Do trên tang luôn có số vòng dự trữ không sử dụng đến nên lực tác dụng lên cặp không phải là lực lớn nhất Smax mà là lực S0 nhỏ hơn vì có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp dự trữ đó. Hình 1.10 : Kẹp cáp vào tang - Lực tác dụng lên cặp cáp được xác định theo công thức (2.16)-[2]-tr 22: (1.38) Trong đó: + Smax : Lực căng cáp lớn nhất Smax = 64433 N. + f : Hệ số ma sát giữa dây cáp và mặt tang (f = 0,12 ÷ 0,16), ta chọn f=0,14. + a : Góc ôm của các vòng cáp dự trữ trên tang a = 4p. Vậy: = 11093,2 N - Lực kéo bulông được xác định theo công thức (tr22) [2]: (1.39) Trong đó: +S0 : Lực tác dụng lên cặp cáp, S0= 11093,2N. + f : Hệ số ma sát giữa dây cáp và mặt tang, f=0,14. Vậy: - Lực uốn bulông tr22-[2]: P0=P.f (1.40) Trong đó: +P : Lực kéo bulông, P=39618,57N. +f : Hệ số ma sát giữa dây cáp và mặt tang, f=0,14. Vậy: P0=39618,57.0,14= 5546,6N. - Các bulông vừa bị kéo vừa bị uốn nên ứng suất tổng sinh ra trong bulông được xác định theo công thức (2.17)-[2]-tr23: (1.41) Trong đó: + z : Số bulông cặp cáp, z=3. + lo : Tay đòn đặt lực P0; lo =40mm. + d1 : Đường kính chân ren của bulông; d1= 30mm + : Ưng suất cho phép của vật liệu làm bulông. Chọn vật liệu làm bulông là thép CT4 có ứng suất cho phép = 90100 N/mm2. Vậy: Ta thấy < do đó điều kiện (1.41) thoả mãn nên bulông làm việc an toàn. Tính toán trục tang Xác định các phản lực. Trục tang có tầm quan trọng trong quá trình làm việc của cơ cấu. Nó quyết định đến độ làm việc ổn định của tang. Vì vậy việc tính toán kích thước của trục tang là điều cần thiết. Vì ta sử dụng tang kép nên vị trí của hợp lực căng dây cáp trên tang sẽ không thay đổi và nằm ở điểm giữa tang . Trị số của hợp lực này : R =2. Smax = 2. 64433 = 128866 N. –Xác định các phản lực: + Phản lực do may ơ bên phải của tang tác dụng lên trục tang: = RC.946-R.473=0 RC==64433N. + Phản lực do may ơ bên trái của tang tác dụng lên trục tang: = RC+ RB -R=0 RB =R-Rc=128866-64433=64433 N. + Phản lực ở gối đỡ A của trục tang: = RC.283+RB.1229-RA.1457 =0 RA==66865,27N. + Phản lực ở gối đỡ D của trục tang: = RC+ RB –RD-RA=0 RD =RB+Rc-RA=64433+64433-66865,27=62000,73N. – Từ đó ta có biểu đồ nội lực như hình vẽ. Hình 1.11 : Sơ đồ tính trục tang. Tính toán kiểm tra bền trục tang. Ta chọn vật liệu làm trục tang là loại thép 45 có cơ tính như sau: giới hạn bền sb = 610 N/mm2, giới hạn mỏi s-1’=250 N/mm2, giới hạn chảy sch= 430 N/mm2. Vì trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn. Đồng thời trục quay cùng với tang khi làm việc, nên nó sẽ chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng xác định theo công thức (1.12)-[2]-tr12: [s] = (1.42) Trong đó : –[n] : Hệ số an toàn ; theo bảng (1-8)-[2]-tr14 ta có [n] = 1,6 k’ : Hệ số tính đến mức tập trung ứng suất, theo bảng (1-5)-[2]-tr12 ta có k’ =2 Thay các thông số trên vào ta có: [s] = N/mm2. Tại tiết diện C trục phải có đường kính: d ³ (mm) (1.43) Trong đó : – MC : Mômen uốn trục tại tiết diện C, MC=22,65.106 N.mm. – [s] : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng, [s]=78,13 N/mm2 Vậy : d ³ =142.53mm. Chọn d = 150mm. Để an toàn và đơn giản trong công việc chế tạo ta chọn kết cấu trục tang như hình vẽ: Hình 1.12 : Kêt cấu trục tang. Trục tang cần được kiểm tra tại tiết diện nguy hiểm. Ta thấy tại tiết diện C mômen uốn lớn nhất và ứng suất uốn lớn nhất tại tiết diện này là: su = (1.44) Trong đó : – MC : Mômen uốn trục tại tiết diện C, MC=22,65.106 N.mm. – d : Đường kính trục tại tiết diện C, d=150mm. Vậy ta có: su ==67,1N/mm2. Số giờ làm việc tổng cộng: T=24.365.A.kn.kng (1.45) Trong đó: – A : Số năm làm việc, theo bản (1-1)-[2] -tr6 ta có A=15 năm. – kn : Hệ số sử dụng trong năm, theo bảng (1-1)-[5] ta có kn=0,5. – kng : Hệ số sử dụng trong ngày, theo bảng (1-1)-[5] ta có kng=0,67. Vậy ta có: T=24.365.15.0,5.0,67=44019 h. Số chu kỳ làm việc tổng cộng: Z0=60.T.nt.(CĐ) (1.46) Trong đó: – nt : Số vòng quay của tang, nt=8.57 v/ph. –CĐ : Cường độ làm việc của cơ cấu tương ứng với chế độ làm việc TB, CĐ=0,25. Vậy Z0=60. 44019. 8.57.0,25=5658642,45 Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1, Q2, Q3: Z1=0,1.Z0=0,1. 5658642,45=565864,245 h Z2=0,5.Z0=0,5. 5658642,45=2829321,225 h Z3=0,4.Z0=0,4. 5658642,45=2263456,98 h Số chu kỳ tương đương: Ztd=565864,245.0,18+2829321,225.0,58+2263456,98.0,48=12535,42 h Hệ số chế độ làm việc: kc==2,31 Giới hạn mỏi tính toán: =250. 2,31=577,5N/mm2. Hệ số an toàn: (1.47) Trong đó: : Hệ số chất lượng bề mặt, =0,9. : Hệ số kích thước theo [6] ta có=0,7. : Hệ số tập trung ứng suất, =1 (trục trơn). : Trị số trung bình của ứng suất pháp, =0. : Giới hạn bền, sb = 610 N/mm2. Vậy ta có: Hệ số an toàn cho phép theo bảng (1-8)-[2] ta có [n]=1,6. Ta thấy =5,42>[n] =1,6 vậy trục làm việc an toàn. Tính chọn phanh và khớp nối Tính chọn phanh Phanh là một bộ phận quan trọng của máy trục, mọi hoạt động bình thường của máy cũng như an toàn trong cơ cấu nâng phụ thuộc rất nhiều vào khả năng làm việc của phanh. Có hai cách bố trí phanh: thứ nhất bố trí phanh ở trục sơ cấp, vì đây là trục quay nhanh nên mômen nhỏ việc việc đóng phanh chỉ cân một lực nhỏ nhưng khi khớp nôi hoặc trục bị hỏng hàng dể bị rơi xuống, ngày nay với công nghệ gia công và chế tạo hiện đại việc xảy ra những hư hỏng như thế là rất ít. Thứ hai là bố trí phanh ở trục thứ cấp với cách này thì khi đóng phanh cần một lực lớn nhưng khắc phục được các nhược điểm của cách thứ nhất. Từ những phân tích trên ta chọn cách bố trí phanh ở trục sơ cấp của hộp giảm tốc. Mômen phanh được xác định theo công thức (3.19)-[2]-Tr11 hoặc công thức tr69-[2]: Mph= (1.48) Trong đó: a: : Số nhánh cáp trong hệ thống cuộn vào tang a=2. St = 6443,3 kG lực căng dây cáp vào tang khi nâng tải trọng định mức đã tính ở trên . D : Đường kính tang tính đến tâm lớp cáp, D0=0,7135m. η : Hiệu suất của cơ cấu, η =0,85 đã nói ở trên hoặc tra bảng 1.9 Tr12 [4]. a : Bội suất của palăng, a=4. ic : Tỉ số truyền chung của cơ cấu ic = 118 đã chọn ở bộ truyền trên. Vậy: Mph==66,23 kG.m. Do phải tính đến yếu tố an toàn nên mô men phanh phải nhân thêm hệ số an toàn kh = 1,75 ứng với chế độ làm việc trung bình tra bảng (2.9)-[3]-Tr64. Nên thực tế mô men dung để chọn phanh là : Mph = 66,23.1,75 = 115,9 kG.m. Căn cứ vào mômen phanh yêu cầu, điều kiện lắp ráp… theo bảng (III.6)-[3]-Tr221 ta chọn phanh 2 má điện từ xoay chiều thường đóng TKT-300/200 với các thông số kỹ thuật như sau: Đường kính bánh phanh : 300mm. Chiều rộng má phanh : 140mm. Mômen phanh : 240kG.m. Khối lượng : 68kg. Các thông kích thước: L(mm) H(mm) E(mm) T(mm) B(mm) 685 565 177 275 140 D(mm) h(mm) 300 240 Hình 1.13 : Phanh. Chọn khớp nối cho động cơ và hộp giảm tốc Chọn khớp nối giữa trục động cơ và hộp giảm tốc, vì đây là trục quay nhanh nên động năng của hệ thông tập trung chủ yếu ở đây do đó nếu sử dụng khớp nối thông thường thì xảy ra hiện tượng va đập khi mở máy và phanh đột ngột dẩn đến làm giảm tuổi thọ của các bộ phận khác. Để khắc phục điều đó ta sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, là loại khớp nối di động có thể lắp và làm việc khi hai trục không đồng trục tuyệt đối. Mômen tính toán để chọn khớp nối (1.131)-[3] -Tr38: M= Mdn.k.k (1.49) Trong đó: Mdn : Mômen danh nghĩa mà khớp phải truyền tra trong catalog động cơ, k : Hệ số mức độ quan trọng của cơ cấu k : Hệ số mức độ quan trọng của chế độ làm việc của cơ cấu. Tuy nhiên động cơ cho sẵn mô men xoắn M = 525,3N.m trong catalog đi kèm nên ta không phải tính nữa. Vậy theo bảng (III.5.6)-[3] -Tr 220 ta được khớp nối có vòng đàn hồi có nửa khớp làm bánh phanh là loại khớp có: Mô men xoắn tối đa cho phép là M = 800N.m Đường kính bánh phanh là : D = 300 mm Bề rộng bánh phanh B = 145 mm. Khối lượng : 60 Kg Mô men đà : Mqt = 0,6 kg.m2 Các kích thước khác xem bảng đi kèm: DT(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) BT(mm) 300 - - - 145 Hình 1.14 : Khớp nối có vòng đàn hồi . Chọn khớp nối cho hộp giảm tốc và tang Chọn khớp nối giữa trục hộp giảm tốc và tang, vì đây là trục quay chậm nên động năng của hệ thông tập trung ở đây nhỏ do đó nếu sử dụng khớp nối răng thông thường thì hợp lí. Mômen tính toán để chọn khớp nối (1.131)- [3]-Tr38: M= Mdn.k.k (1.50) Trong đó: Mdn : Mômen danh nghĩa mà khớp phải truyền. k : Hệ số mức độ quan trọng của cơ cấu k : Hệ số mức độ quan trọng của chế độ làm việc của cơ cấu. Tuy nhiên động cơ cho sẵn mô men xoắn M = 525,3N.m trong catalog đi kèm nên ta không phải tính nữa. Do qua hộp giảm tốc nên mô men sẽ tăng lên i lần với i = 118 nên M = Mđc . i = 525,3.118 = 61985,4 N.m Vậy theo bảng (9-4)-[5]-tr225 ta được khớp nối răng có số hệu là N0 8 loại khớp có: Mô men xoắn tối đa cho phép là M = 23600N.m Các kích thước khác xem bảng đi kèm: Số hiệu Mômen xoắn (N.m) Mô đun (m) Số răng Z b d 8 23600 4 62 35 140 D D1 L B Khối lượng (kG) Vg/ph 380 290 325 50 163 1900 Hình 1.15 :Khớp nối răng . Tính chọn ổ lăn đỡ trục tang Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ ( CT Tr189 [2]) (1.51) Trong đó: - Qti : Tải trọng tính toán lớn nhất ở ổ ứng với các trường hợp chịu tải khác nhau : Qti =kv.kn.kt.Ri (1.52) Với : +kt : Hệ số tải trọng động theo bảng (9-3)-[2] -tr189 ta có kt=1,2. +kv : Hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay theo bảng (8-5)-[5]-tr162 ta có kv=1. +kn : Hệ số nhiệt độ theo bảng (8-4)-[5] ta có kn=1. +Ri : Phản lực tại gối đỡ ứng với từng trường hợp tải trọng, ở đây ta xét tại gối A vì RA > RD . Ưng với trường hợp Q1 = Q = 500000N ta có: R1=RA = 66865,27N. Do đó: Qt1 =1.1.1,2. 66865,27=88262,16 (N) Hoàn toàn tương tự cho các trường hợp : Q2 = 0,5. Q , Q3 = 0,1. Q Q2 = 0,5. Q Þ Qt2 =1.1.1,2.47701,31 = 44131,08N. Q3 = 0,1. Q Þ Qt3 = 1.1.1,2.9540,26 = 8826,216 N. do đó: a1 = 0,1; a2 = 0,5; a3 = 0,4; Ta coi số vòng quay của tang không đổi ki làm việc với các tải trọng khác nhau do đó: . Vậy: daN. Thời gian phục vụ của ổ h = T.25% (1.53) Trong đó: T: tổng số giờ làm việc T=24.365.A.kn.kng (1.54) Với : A : Số năm làm việc, theo bảng (1-1)-[5] ta có A=5 năm. kn : Hệ số sử dụng trong năm, theo bảng (1-1)-[5] ta có kn=0,5. kng : Hệ số sử dụng trong ngày, theo bảng (1-1)-[5] ta có kng=0,67. Do đó: T=24.365.5.0,5.0,67=14673giờ Vậy: h=14673.0,25=3668,25 giờ Hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ Theo (8.1)-[8] ta có: C=Qtđ(n.h)0,3 (1.55) Trong đó : n : Số vòng quay của ổ, n= ntang = 2,14 v/ph vì 1<n<10 nên ta lấy n=10 v/ph h : Thời gian phục vụ của ổ, h=3668,25.0,25=917,06giờ. Qtđ : Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ, Qtđ = 49919,94 daN. Vậy: C=4991,994.(10. 917,06)0,3 = 77089,17 Chọn ổ đỡ. Căn cứ vào đặc điểm làm việc của trục tang, hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ (C=77089,17), đường kính ngỗng trục (d=140mm) , tải trọng tĩnh Qtđ = 4991,994 daN ta chọn ổ đỡ trục tang là ổ bi đũa đỡ chặn hai dãy tự lựa của hãng FAG 2230EAK.MA.T41A có các thông số như sau: Hình 1.16 : Ổ đỡ trục tang. d D B rsmin ns H C(kN) 140 300 118 4 12,2 250 1270 C0(kN) Khối lượng 1800 - Tính chọn cụm móc treo hàng. Cấu tạo cụm móc treo hàng Hình 1.17: Cấu tạo cụm móc treo hàng. 1. Puly mắc cáp, 2. Ổ bi đỡ puly mắc cáp, 3. Thanh ngang đỡ móc treo hàng, 4. Móc treo hàng. Tính chọn móc treo hàng Móc treo là một thiết bị rất quan trọng nó ảnh hưởng rất nhiều đến khả năng làm việc của cầu trục, vấn đề an toàn… Móc và thiết bị treo móc được chọn theo sức nâng định mức Qh = 50T ứng với chế độ làm việc TB theo atlat tính toán máy trục [6] ta chọn móc treo có số thứ tự N011 ký hiệu TЊΠa A 11 theo tiêu chuẩn 6628-63 . Các thông số như sau : Nước sản xuất : Nga. Các thông số hình học như sau: D (mm) L(mm) d(mm) d0(mm) d1(mm) 200 725 170 Tpan 140x16 150 Hình 1.18 : Móc treo hàng. Tính chọn thanh ngang đỡ móc Vật liệu chế tạo và sơ đồ tính Thanh ngang chế tạo bằng thép 45 có giới hạn bền σb = 610 N/ mm2, giới hạn chảy σc = 430 N/ mm2, giới hạn mỏi σ-1 = 250 N/ mm2 . Sơ đồ tính thanh ngang trên hình 31: Hình 1.19: Sơ đồ tính thanh ngang đỡ móc Theo biểu đồ thì mô men uốn lớn nhất ở tại tiết diện giữa thanh ngang, nơi lắp móc treo hàng. Trong đó : - Qt = 600000 N là tải trọng tính có kể tới ảnh hưởng của tải trọng động với Kđ = 1,2 nên Qt = Q. 1.2 = 500000.1,2 = 600000 N. Ứng suất uốn trong thanh xuất hiện theo chu kỳ mạch động, với σmax khi có tải Qt và σmin = 0 khi không có tải ( móc không treo hàng ). Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ mạch động có thể xác định theo công thức ( 1.14 )-[2]-tr12. [σ] = (1.56) Ở đây : - [n] = 1,6 Hệ số an toàn lấy theo bảng (1.8)-[2]-tr14. - k’ = 2 Hệ số tập trung ứng suất và các yếu tố ảnh hưởng đến sức mỏi của chi tiết theo bảng (1.5)-[2]-tr12. - σ-1 = 250 N/ mm2 giới hạn mỏi của thép 45 chế tạo trục. Vậy : [σ] = Mô men cản uốn cần có của tiết diện này là : W= Chiều rộng thanh ngang phải đủ để đặt ổ lăn chặn, do đó lấy bằng : B = D + (10 : 20) mm = D + 15 mm = 225+15 = 240 mm CT tr184-[2]. Trong đó : - D : Đường kính ngoài của ổ lăn chặn lắp móc . Tra theo catalog của hãng FAG, chọn sơ bộ ổ lăn : FAG23328AS.MA.T41A có các thông số sau: Hình 1.20. Ổ bi đỡ móc treo hàng d D B rsmin ns Dn C(kN) 150 225 56 2,1 9,5 207 530 C0(kN) Khối lượng 885 - Đường kính lỗ để đặt móc : D1= d1 + ( 2 : 5 ) mm = 150 + 4 = 154 mm Trong đó d1= 150 mm là đường kính phần cuống móc lắp vào lỗ đã có ở phần chọn móc ở trên. Vậy chiều cao cần thiết của thanh ngang tại đoạn lắp móc treo là : H = (1.57) Vậy chọn H = 270 mm Tại tiết diện nguy hiểm là nơi lắp móc. Xuất phát từ tuổi bền tính toán A=15 năm như đã chọn ở bảng (1.1)-[2]-tr6 ứng với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng như hình (9.4)-[2]-tr175 ta sẽ tính số chu kỳ làm việc như sau : Số giờ làm việc tổng cộng : T= 24.365.A. kn. kn= 24.365.15. 0,5. 0,67 =44019 h (1.58) Trong đó :-kn= 0,5 :Hệ số làm việc trong năm tra bảng 1.1 tr6 [2]. -kng= 0,67 :Hệ số làm việc trong ngày tra bảng 1.1 tr6 [2]. Số chu kỳ làm việc tổng cộng : Z0= T. ack. at= 44019.20.1 = 880380 (1.59) Trong đó : -ack = 20 là số chu kỳ làm việc trong vòng 1 giờ tra bảng 1.1 tr6 [2]. -at = 1 là số lần nâng vật (gia tải) trong 1 chu kỳ. Tổng số chu kỳ làm việc này phân bố ra số chu kỳ làm việc Z1, Z2, Z3 tương ứng với các tải trọng Q1 , Q2 , Q3 Vì không có sơ đồ gia tải thực tế của cầu trục vì vậy căn cứ vào chế độ làm việc (TB) của cơ cấu ta chọn sơ đồ gia tải theo hình (1.2)[2] như hình vẽ (để tương ứng với chế độ gia tải ở phần tính toán động cơ của cơ cấu nâng đã chọn ở trên trước đó). Hình 1.21 : Sơ đồ gia tải cơ cấu nâng. Theo sơ đồ gia tải thì cơ cấu nâng sẽ làm việc với các trọng lượng vật nâng: Q1=Q; Q2=0,5Q; Q3=0,1Q Hay Q1=50000kg; Q2=25000kg; Q3=5000kg và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này tương ứng là: 1: 5: 4 trong một chu kỳ nâng hạ hàng. Hay đây cũng chính là tải trọng và thời gian làm việc của móc trong một chu kỳ nâng hạ hàng. Vậy ta có : Z1=Z0 Z2=Z0. Z3=Z0. Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn, xác định theo công thức trang 185,[3] (1.60) =88038.18+440190.(0,5)8+352152.(0,4)8=89988,28 Giới hạn mỏi tính tóan theo uốn: (1.61) Với các kích thước đã chọn ta có mô men cản uốn : (1.62) Ứng suất uốn lớn nhất : (1.63) Ứng suất trung bình và biên độ ứng suất của chu kỳ mạch động theo công thức tr184 [2] sẽ là : (1.64) Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy do không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt trục theo tr57-[5]. Hệ số kích thước lấy theo kích thước lớn nhất có trong bảng (15.2)-[5]-tr56 là B=200 mm có . Giới hạn bền của thép 45 σb = 610 N/ mm2 Hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với lỗ ngang trên thanh có σb = 610 N/ mm2 <700 N/mm2 là = 1,9 lấy theo bảng (15.3)-[5]-tr56. Hệ số an toàn uốn, xác định theo công thức (1-8)-[2] (1.65) Theo bảng (1.8)-[2]-tr14 có [n]=1,6. Vậy > [n] nên trục đảm bảo an toàn. Tính chọn ổ lăn cho ròng rọc ( puly). Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ CT Tr8- [2] (1.66) Trong đó: - Qti : Tải trọng tính toán lớn nhất ở ổ ứng với các trường hợp chịu tải khác nhau : Qti =kv.kn.kt.Ri (1.67) Với : +kt : Hệ số tải trọng động theo bảng (9-3)-[2]-tr189 ta có kt=1,2. +kv : Hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay theo bảng (8-5)-[5]-tr162 ta có kv=1. +kn : Hệ số nhiệt độ theo bảng (8-4)-[5] ta có kn=1. +Ri : Phản lực tại gối đỡ ứng với các tải trọng Q1 =500000 N, Q2 =250000 N, Q3 =50000 N Ri1= Q1 /4 = 500000/4 =125000 N Ri2= Q1/4 = 250000/4 =62500 N Ri3= Q1/4 = 50000/4 =12500 N Do đó: Qt1 =1.1.1,2. 125000=150000 (N) Qt2 =1.1.1,2. 62500=75000 (N) Qt3 =1.1.1,2. 12500=15000 (N) do đó: a1 = 0,1; a2 = 0,5; a3 = 0,4; Ta coi số vòng quay của tang không đổi ki làm việc với các tải trọng khác nhau do đó: . Vậy: =8486,68 daN. Thời gian phục vụ của ổ h = T.25% (1.68) Trong đó: T: tổng số giờ làm việc T=24.365.A.kn.kng (1.69) Với : A : Số năm làm việc, theo bảng (1-1)-[5] ta có A=5 năm. kn : Hệ số sử dụng trong năm, theo bảng (1-1) [5] ta có kn=0,5. kng : Hệ số sử dụng trong ngày, theo bảng (1-1)-[5] ta có kng=0,67. Do đó: T=24.365.5.0,5.0,67=14673giờ Vậy: h=14673.0,25=3668,25 giờ Hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ Theo (8.1)-[5]-tr158 ta có: C=Qtđ(n.h)0,3 (1.70) Trong đó : n : Số vòng quay của ổ theo CT tr186-[2]: (1.71) Trong đó : = 4,8m/ph : Vận tốc nâng hàng a = 4 : Bội suất pa lăng. = 0,65 m : Đường kính puly. vì 1<n<10 nên ta lấy n=10 v/ph h : Thời gian phục vụ của ổ, h=3668,25.0,25=917,06giờ. Qtđ : Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ, Qtđ = 8486,68 daN. Vậy: C=8486,68.(10. 917,06)0,3 = 1310560,74 Chọn ổ đỡ Căn cứ vào đặc điểm làm việc của puly, hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ (C=1310560,74), đường kính ngỗng trục (d=140mm) , tải trọng tĩnh Qtđ = 8486,68 daN ta chọn ổ đỡ puly là ổ bi đũa đỡ chặn hai dãy tự lựa của hãng FAG 2230EAK.MA.T41A có các thông số như sau: Hình 1.22 : Ổ đỡ. d D B rsmin ns H C(kN) 140 300 118 4 12,2 250 1270 C0(kN) Khối lượng 1800 - Có nghĩa là giống với ổ đỡ cho trục tang, ổ lăn này này ta dùng luôn cho 2 pu ly cố định vì chúng cùng chịu lực và chế độ làm việc là giống nhau. Tính chọn trục cho 2 puly cố định Vì chịu lực giống trục tang nhưng chiều dài trục ngắn hơn nên ta lấy thiết kế như trục tang và chiều dài ngắn lại cho phù hợp. Việc kiểm tra trục tang đã thỏa mãn nên không cần kiểm tra trục đỡ này nữa. CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON Chọn sơ đồ dẫn động cơ cấu di cuyển xe lăn Chọn sơ đồ cơ cấu di chuyển xe lăn Có hai sơ đồ thường dùng hiện nay cho các loại cầu trục, cổng trục hai dầm: Sơ đồ thứ nhất Hình 2.1: Sơ đồ động cơ cấu di chuyển xe lăn dùng bộ truyền động hở. 1. Phanh đĩa, 2.Động cơ, 3.Hộp giảm tốc, 4.Bánh răng chủ động, 5.Bánh răng bị động. Trong sơ đồ này, hai bánh xe chủ động được nối cứng với nhau qua trục truyền và đặt trong hộp trục. Các bánh xe được truyền động từ trục ra của hộp giảm tốc qua bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (có thể là một hộp giảm tốc khác nữa).Hộp giảm tốc 3 nối với động cơ điện 2 tạo thành một khối. Mặt khác, trục động cơ cũng được lắp chặt với phanh đĩa 1. Như vậy các bộ phận của cơ cấu được chế tạo thành từng cụm riêng thuận lợi trong chế tạo, lắp ráp, và sửa chữa. Dùng phương án này có nhiều ưu điểm là vì hiện nay có bán cả cụm xe lăn, nên việc thiết kế giảm nhẹ đi rất nhiều. Nhiệm vụ của người thiết kế lúc này là kiểm tra lại cho phù hợp với tải trọng nâng, vận tốc nâng, vận tốc di chuyển … Ngoài ra các phụ tùng thay thế cũng được bán rộng rãi, thuận tiện cho việc thay thế sửa chữa. Phanh được dùng trong xe lăn này là phanh đĩa, lọai phanh này có độ an toàn cao, bảo đảm khi sử dụng. Sơ đồ thứ hai Hình 2.2: Động cơ cấu di chuyển xe lăn dùng bộ truyền động trục vít bánh vít 1.Động cơ, 2.Khớp nối, 3.Phanh và bánh phanh, 4.Bánh xe chủ động, 5.Khớp nối, 6.Hộp giảm tốc. Đây là loại sơ đồ xe lăn cũng thường dùng cho các loại cầu trục trong thời gian xe lăn còn khan hiếm. Ưu điểm cơ bản của loại này là kết cấu đơn giản, nhẹ nhàng nên trọng lượng chung xe lăn giảm đi. Trong sơ đồ này, hai bánh xe chủ động 4 được nối cứng với nhau qua trục truyền và đặt trong hộp trục. Các bánh xe được truyền động từ trục ra của hộp giảm tốc trục vít bánh vít 6 và qua khớp nối vòng đàn hồi 5. Trục vào của hộp giảm tốc nối với động cơ điện 1 bằng khớp nối vòng đàn hồi 2. Nữa khớp nối phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh cho phanh điện từ thủy lực 3. Như vậy, các bộ phận của cơ cấu được chế tạo thành từng cụm riêng thuận lợi trong việc chế tạo lắp ráp sửa chữa. Bộ truyền được dùng là hộp giảm tốc trục vít - bánh vít có khả năng tự hãm cao nên chỉ cần dùng phanh có môment hãm nhỏ là đủ hoặc không cần dùng phanh, do đó kết cấu xe sẽ nhỏ gọn. Như đã phân tích ở trên ta thấy sơ đồ truyền động thứ nhất là phù hợp, ta sẽ sử dụng sơ đồ truyền động thứ nhất, tuy nhiên ta sẽ thay hộp giảm tốc gắn với động cơ và bộ truyền hở bằng một hộp giảm tốc đặt đứng. Cấp điện cho xe lăn (Dùng cáp mềm rải dọc theo đường chạy) Ở cách này thì ta dùng các dây dẫn mềm bọc cách điện rải ra hay gấp lại khi xe chạy tới hay lui. Đường dây cáp này được bố trí dọc theo lan can của cổng trục. Đỡ đường cáp điện này là đường dây cáp thép căng ở hai đầu dầm. Các tăng đơ hai đầu điều chỉnh sức căng của cáp thép. Cáp điện được treo trên cáp thép căng dài suốt hành trình chạy của xe lăn qua các con lăn nhỏ hay bằng các khoen trượt theo cáp thép. Chiều dài từng đọan cáp thép giữa hai khoen treo kế tiếp nhau cần phải ngắn hơn chiều dài của cáp điện tại đó một ít, để khi căng cáp thép thì cáp thép chịu lực chứ không phải cáp điện chịu lực. Khi xe lăn di chuyển thì cáp điện được thu vào hay rải ra dọc theo sợi dây cáp thép. Phương pháp này rất an tòan và đơn giản nên được dùng rất rộng rãi cho cổng trục. Do đó ta dùng phương pháp này cấp điện cho xe lăn trên cổng trục cần thiết kế. Vấn đề chú trọng khi thiết kế Phần tính toán cổng trục cơ cấu di chuyển xe lăn. Việc thiết kế dựa trên yêu cầu thực tế là sử dụng 1 số vật tư có sẵn chẳng hạn như: động cơ điện, phanh, hộp giảm tốc… Vì vậy khi thiết kế phải làm sao sữ dụng và phát huy hết khả năng của các vật tư thiết bị có sẵn. Trong khi tính toán các cơ cấu cần lưu ý đến việc đảm bảo hệ số an toàn vì máy được thiết kế trong môi trường có nhiều người làm việc. Điều cần chú ý thêm là việc lựa chọn đúng động cơ điện cho các cơ cấu bao gồm việc chọn lọai động cơ, chọn công suất, điện áp và số vòng quay của động cơ. Việc chọn đúng lọai động cơ nhằm mụch đích để động cơ làm việc phù hợp môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Động cơ thường được dùng trong ngành máy trục là lọai động cơ MTF (rôto dây quấn) và MTK (lồng sóc) được sử dụng để dẫn động cổng và các cơ cấu khác làm việc ở chế độ ngắn hạn và ngắn hạn lặp lại. Những động cơ này đặc trưng bởi khả năng quá tải cao và mômen khởi động lớn, ở điều kiện dòng khởi động nhỏ. Chọn đúng động cơ có ý nghĩa kinh tế kỹ thuật lớn. Nếu chọn công suất động cơ bé hơn công suất phụ tải thì động cơ luôn làm việc ở điều kiện quá tải, nhiệt sinh ra dễ làm hỏng động cơ. Nếu chọn động cơ công suất lớn qúa thì sẽ làm tăng vốn đầu tư, kích thước cồng kềnh, dễ gây hiện tượng trượt trơn (không thỏa điều kiện bám). Tính cơ cấu di chuyển xe lăn Cấu tạo Hình 2.3: Sơ đồ động cơ cấu di chuyển xe lăn Hoạt động Khi động cơ được cấp điện nó sẽ hoạt động và sinh ra mômen xoắn, mômen xoắn từ động cơ được truyền qua hộp giảm tốc thông qua khớp nối phanh. Thông qua hộp giảm tốc mômen xoắn được tăng lên i lần và tốc độ quay sẽ giảm xuống i lần (i là tỉ số truyền của hộp giảm tốc). Mômen xoắn từ trục thứ cấp của hộp giảm tốc được truyền qua bánh xe chủ động thông qua khớp nối và bánh xe chủ động sẽ thực hiện công việc đẩy xe con tiến hoặc lùi. Khớp nối phanh giữa trục động cơ và hộp giảm tốc được kết hợp với một phanh thường đóng, khi có sự cố (như mất điện…) phanh sẽ đóng để phanh xe con lại. Các thông số cơ bản Trọng tải của xe con Gxc=5,5 tấn =55000 N ( tham khảo máy mẫu ). Trọng lượng bộ phận mang Gm=980 kG=9800N ( tham khảo atlat tính toán máy trục ). Trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang G0=55000+9800=64800(N). Vận tốc di chuyển xe lăn: Vx=13m/ph. Hiện nay sơ đồ này được sử dụng rộng rãi cho các lọai cầu trục, cổng trục 2 dầm. Trong sơ đồ trên ta thấy truyền động từ động cơ đến bánh xe là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thông qua hộp giảm tốc. Ưu điểm cơ bản của sơ đồ này là kết cấu đơn giản, gọn nhẹ thuận tiện cho việc lắp đặt. Chọn bánh xe và ray Dựa vào trọng tải của cổng trục, ta chọn lọai bánh xe hình trụ có thành bên với các kích thước theo GOCT 3569-60 như sau (dựa theo bảng (9.4)-Tr192-[2]) : + Đường kính bánh xe: D=400mm. + Bề rộng: B=110mm. + Đường kính ngỗng trục: dt=100mm. Căn cứ vào kích thước bánh xe và trọng lượng xe lăn, ta chọn lọai ray chuyên dùng cho ngành máy trục là ray P80 để làm đường chạy cho xe lăn. Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm: + Trọng lượng bản thân xe lăn và thiết bị mang: G0 =55000N (xe con) + 9800N (cụm móc treo) = 64800 N. + Trọng lượng vật nâng Q= 500000N. Trọng lượng bánh xe phân phối đều cho các bánh xe. Khi không có vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất Pmin bằng: Pmin= G0/4 (2.1) Pmin =64800/4= 16200N Để kết cấu xe gọn nhẹ, tải trọng nâng nên phân bố đều trên các bánh xe. Dựa vào kích thước các bộ phận lắp của cơ cấu nâng, ở đây ta bố trí các bánh xe theo sơ đồ : Hình 2.4: Sơ đồ bố trí các bánh xe của xe lăn. Tải trọng do trọng lượng bản thân tác dụng lên bánh dẫn: Pd= QL4/L5 (2.2) Pd =500000. Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh D là: Pmax= (2.3) Pmax= Tải trọng tương đương lên bánh xe, theo công thức (3.65)-[1]-tr73: Pbx= l.kbx.Pmax (2.4) Pbx =0,8.1,2.141200=135552 N Trong đó: + l=0,8 do : tra bảng (3.13)-[2]-tr 74 + kbx=1,2: tra bảng (3-12)-[2]-tr74 ứng với chế độ làm việc trung bình CĐ=25%. Hình 2.5: Ray và Mô phỏng bánh xe xe lăn lăn trên đường ray. Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc. Để đảm bảo lâu mòn, vành bánh răng được tôi đạt độ rắn HB=300¸400. Ứng suất dập xác định theo công thức (2-67)-[2]-tr42: (2.5) Trong đó: b=80mm: Bề rộng tiếp xúc của đầu ray. r=D/2=200mm: Bán kính bánh xe di chuyển xe lăn. Sức bền dập cho phép theo [3] là [sd]=750N/mm2. Vậy sd £ [sd], do đó bánh xe của xe lăn đã chọn làm việc bảo đảm. Đối với ray, ta chọn loại ray cầu trục P60 các kích thước cho trong tr121-[8] hoặc hình trên. Động cơ điện Xác định lực cản di chyển xe con Lực cản tĩnh chuyển động của cổng trục bao gồm: Lực cản do ma sát W1, lực cản do độ dốc đường ray W2, lực cản gió W3 do cổng trục làm việc ngoài trời Lực cản do ma sát, theo công thức (3.40)-[2]-tr64. W1=(G0+Q). (2.6) W1=(64800+500000). =3812,4N Trong đó: + m=0,6: Hệ số ma sát lăn, tra bảng (3.7)-[3]- tr65 + f=0,015: Hệ số ma sát trượt, tra bảng (3.8)-[3]- tr65 + d=100mm: Đường kính ngỗng trục lắp bánh xe. Lực cản do độ dốc đường ray đặt cổng trục, theo công thức (3-41)-[2]- tr65: W2=a (G0+Q)=0,002(64800+500000) (2.7) W2=1129,6N Trong đó: a=0,002: Độ dốc đường ray cổng trục, tra bảng [3-9]-[3]-tr66 Lực cản do gió xác định như sau : W3= kk.q.( F0 + Fv) (2.8) Trong đó : kk =1,2: Hệ số cản khí động học. q=150N/m2 : Ap lực gió tính tốn. Fv =12.2,5=30m2: Diện tích chịu gió của vật nâng do là cổng trục lắp máy nên không biết trước được kích thước vật nâng nên ta cho rằng diện tích chắn gió tối đa của vật nâng bằng 1 container. F0=F.k (2.9) Với: + F= 7m2: Diện tích đường viền ước lượng của xe con. + k=0,8: Hệ số tính đến phần rỗng của kết cấu . F0=7.0.8=5,6m2 Vậy : W3=1,2.150.(5,6+30)=6408N Lực cản tĩnh tổng cộng : Wt = ktW1+W2+W3 (2.10) Wt =2.3812,4+1129,6+6408 Wt=15162,4 N Với: kt=2: Hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo bảng (3.6)-[2]-tr64, tương ứng với tỉ lệ giữa khỏang cách cách bánh và khỏang cách trục bánh xe (khoảng cách bánh / khoảng cách trục) = Þ kt=2. Chọn động cơ điện Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện, theo công thức (3.60)- [3] (2.11) Trong đó: + Wt=15162,4 N: Lực cản tĩnh + vc=13m/ph: Vận tốc di chuyển xe lăn + hdc =0,85: Hiệu suất cơ cấu di chuyển, tra bảng (1.9)-[2]-tr15. Theo catalog động cơ của hãng K.C.T ta chọn Sơ bộ chọn động cơ điện YZB160L-8 có tích hợp biến tần chuyên dung cho máy trục có các đặc tính kĩ thuật là: + Công suất danh nghĩa là Nđc=7,5kW. + Số vòng quay danh nghĩa nđc=730v/ph. + Tần số 50 Hz. + Điện áp : 380 V + Hiệu suất hđc=83%. + Momen đà của roto (GD2)=0,17 (Kg/m2). + Cường độ dòng : I =18,1 A + Mơ men xoắn trên trục : 95,5 N.m + Mmax/Mdn = 2,6 + Khối lượng động cơ : m = 154 kG Hình 2.6: Động cơ điện. Kiểm tra động cơ điện về môment mở máy Tốc độ quay của trục bánh xe để đảm bảo vận tốc di chuyển của cơ cấu đã đề ra: (2.12) Tỉ số truyền chung cần có đối với bộ truyền: (2.13) Kiểm tra động cơ điện về momen mở máy: Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an tòan bám Kb=1,2, tính cho trường hợp lực bám ít nhất(khi không có vật nâng) (3.51)-[3]-tr67. (2.14) + Gd: Tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật nâng (2.15) k=1,1: Hệ số tính đến việc phân phối không đều của khối lượng. j=0,12: Hệ số bám đối với máy trục làm việc ngoài trời. f=0,015: Hệ số ma sát trong ổ trục. Tổng lực cản tĩnh khi không có vật nâng : (2.16) Vậy: Thời gian mở máy ứng với gia tốc cho phép trên là: (2.17) Môment mở máy tối đa cho phép để không xảy ra hiện tượng trượt trơn, xác định theo công thức (3.54)-[2]-tr70. (2.18) Trong đó: Chọn khớp vòng đàn hồi có đường kính bánh phanh theo bảng (III.5.6)- [3]-tr220 D=300mmÞ(GiDi2)khớp=0,6KG=6Nm2 b=1,2 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các chi tiết quay trên các trục quay sau trục [3]. å(Gi.Di2)I=(Gi.Di2)rôto+(Gi.Di2)khớp nối (2.19) å(Gi.Di2)I =1,7 + 6 = 7,8 Nm2 Vậy: Mômen danh nghĩa của động cơ: Mdn=9550. (2.20) Mômen mở máy trung bình đối với động cơ điện: theo công thức (2.75)-[2]-tr47: Mm=(Mmmax+Mmmin)/2 (2.21) Trong đó: + Mmmax: Mômen mở máy lớn nhất + Mmmax=(1,8¸2,2)Mdn + Mmmax =1,8.98,1=176,58Nm + Mmmin : môment mở máy nhỏ nhất + Mmmin=1,1Mdn=1,1.98,1=107,91Nm Mômen mở máy trung bình đối với động cơ điện: Mm= Vậy Mm<M0m Động cơ đảm bảo an tòan khi mở máy. Do động cơ đã chọn có công suất lớn hơn công suất cần thiết nên không cần kiểm tra quá nhiệt của động cơ nữa. Phanh Do tốc độ nâng cũng như tốc độ di chuyển không lớn lắm nên phanh ở đây chủ yếu là để hãm chuyển động quay của trục động cơ sau khi ngắt điện vào động cơ. Do đó phanh cần dùng chủ yếu là lọai phanh có mômen nhỏ. Phanh được dùng trong xe lăn này là lọai phanh 2 m, loại phanh này có độ tin cậy sử dụng cao, an tòan và kết cấu nhỏ gọn, nên hiện nay đươc dùng phổ biến trong các máy trục. Theo (3.61)-[2]-tr72 ta có: Thời gian phanh khi không có vật nâng là: (2.22) Trong đó: + Vx=Vc=13m/ph: Vận tốc di chuyển xe + Jph=0,45m/s2 : Gia tốc hãm khi không có vật nâng, tra bảng (3.10)-[2]-tr72 ứng với tỉ lệ số bánh dẫn so với tổng số bánh xe là 50% và hệ số bám j=0,12. Phanh đặt ở trục thứ nhất: mơ men phanh tính theo cơng thức (3.58)-[2]-tr71. (2.23) Trong đó: W0*t=G0. (2.24) + W0*: tổng lực cản tĩnh chuyển động khi không có vật nâng, không kể đến lực cản do ma sát và do gió khi không có vật nâng. + m=0,6: Hệ số ma sát lăn, tra bảng (3.7)- [2]- tr65 + f=0,015: Hệ số ma sát trượt, tra bảng (3.8)-[2]- tr65 + d=100mm: Đường kính ngỗng trục lắp bánh xe. Như đã nói ở phần trên để đảm bảo độ an toàn và tin cậy ta dùng : Căn cứ vào momen phanh và chế độ làm việc của cơ cấu di chuyển xe con, ta chọn phanh má TKT-300/2 có các thông số sau: + Mômen phanh Mph=240Nm. + Đường kính bánh phanh Dph=300mm.Phù hợp với khớp + nối có bánh phanh đã chọn ở trên. Hình 2.7: Phanh má có lò xo đóng phanh và nam châm điện hành trình ngắn dòng điện xoay chiều. Xe cũng có khả năng trượt trơn trong quá trình phanh xe không có vật nâng. Đối với trường hợp này kiểm tra theo công thức (3.49)-[2]-tr68: Theo bảng (3.10)-[2]-tr72 ta chọn được = 0,45 m/s2 Þ kb>1,2 Vậy là đảm bảo xe con không bị trượt trơn trong quá trình phanh. Thời gian phanh khi có vật: CT (3.57)-[2]-tr70. (2.25) Trong đó: Gia tốc hãm khi có vật: Vậy phanh đã chọn là hợp lý. Khớp nối Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc - Mômen danh nghĩa của động cơ: Mdn=95,5 Nm. - Mômen tính tóan để chọn khớp nối: Theo công thức (165)-[4]-tr25: Mkn=Mdn.k1.k2=95,5.1,2.1,2=137,52Nm (2.26) Trong đó: + k1 = 1,2 hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu bảng (1.21)-[4]-tr26. + k2 = 1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu bảng (1.21)-[4]-tr26. Ta chọn khớp nối đàn hồi có nửa khớp làm bánh phanh để liên kết trục của động cơ và hộp gỉam tốc. Khớp nối có các thông số sau tra theo bảng (III.5.6)- [3]-tr220: Ký hiệu khớp trục Mô men xoắn lớn nhất truyền được (N.m) Đường kính bánh phanh D(mm) Chiều rộng bánh phanh B(mm) Khối lượng lớn nhất (kG) Mômen quán tính (kG.m2) N0 2 800 300 145 60 0,6 Kích thước cho đúng như hình đi kèm ở đây. Hình 2.8: khớp nối đàn hồi có nửa khớp làm bánh phanh để liên kết trục của động cơ và hộp gỉam tốc. Khớp nối giữa hộp giảm tốc và trục bánh xe Do ít chịu va đập do động năng nhỏ nên ta chọn khớp nối răng là hợp lí. Mômen xoắn qua hộp giảm tốc sẽ tăng lên i lần nên mômen để chọn khớp thực tế là : Mknrăng = Mkn.i = 137,52.68,28= 9383,86 N.m (2.27) Dựa vào Mkn tra bảng (9.4)-[5]-tr225 chọn khớp răng kiểu M3 N06 có các thông số sau : Số hiệu M xoắn (N.m) Mô đun (m) Số răng b D 6 11800 4 48 40 105 D D1 L B KL (kG) v/ph 320 230 255 50 80 2500 Ta thấy rằng khớp nối này không có đầu nối phù hợp với trục đầu ra hộp giảm tốc và trục bánh xe d=105 mm > 80mm vậy ta dựa trên khớp này chế tạo khớp trục có lỗ d=80 mm là phù hợp. Hình 2.9: Khớp nối răng nối giữa hộp giảm tốc và trục bánh xe. Bộ truyền Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe và tỉ số truyền ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp đặt đứng. Hiệu BK-550 có tốc độ quay trục đầu vào là 750 v/ ph, tỉ số truyền i = 68,28, mơ men truyền max = 1100 N.m. Bảng (III.4.14)-[3]-tr215. Hình 2.10 :Hộp giảm tốc đặt đứng Trục bánh dẫn Tính trục Kết cấu cụ thể của các bộ phận trong cơ cấu di chuyển được trình bày trong bản vẽ cụm bánh xe bị động và cụm bánh xe chủ động. Bánh xe được nối cứng với trục bằng mối ghép then và cùng quay với trục. Bản thân trục thì được đặt trong hộp. Trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và chịu xoắn. Ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Còn ứng suất xoắn, do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển xem như cũng thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe, đã xác định trong phần tính toán ở trên là: Pmax= 141200 N Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động : Pt=Pmax.Kđ=141200.1,3=183560N (2.28) Trong đó: + Kđ=1,2-1,5 : hệ số tải trọng động chọn Kđ=1,3 Sơ đồ tính trục và biều đồ momen uốn và xoắn được trình bày trên hình 25. Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe: Mu= (2.29) Ngoài lực Pt , trong mặt phẳng ngang, trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (»0,5 lực cản chuyển động bánh xe) song trị số này nhỏ nên ta bỏ qua. Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh dẫn xuất hiện khi động cơ phát ra môment lớn nhất trong thời kỳ mở máy. Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy đã qui định momen mở máy lớn nhất trên trục động cơ sẽ là: Mmmax = (1,8¸2,2)Mdn Mmmax =1,8.98,1=176,58Nm Mômen để thắng lực cản tĩnh chuyển động: Mt=9550. (2.30) Mômen dư để thắng quán tính của hệ thống: Md=Mmax-Mt=176,58-98,12=78,46Nm (2.31) Mômen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng: Md’=Md. (2.32) Trong đó: (Gi.Di 2)tđ : Là môment vô lăng tương đương các bộ phận chuyển động qui về trục động cơ: (Gi.Di 2)tđ = 0,1(G0+Q) (2.33) + å (Gi.Di2): Là tổng môment vô lăng của cả hệ thống qui về trục động cơ. Ta có mômen vô lăng của chi tiết máy quay qui về trục động cơ, đã tính ở phần tính động cơ là: å (Gi.Di 2)q=1,2. å (Gi.Di 2)=1,2.18=21,6Nm2 (2.34) Vậy : å (Gi.Di 2)’ = å (Gi.Di 2)tđ +å (Gi.Di 2)q (2.35) å (Gi.Di 2)’ =18+21,6=39,6Nm2 Như vậy tổng môment lớn nhất trên trục I sẽ truyền cho bánh dẫn là: M1=Mt+Md’=98,12+35,66=133,78Nm (2.36) Môment tính toán có kể đến tải trọng động: M1’=M1.Kđ=133,78.1,3 =173,91Nm (2.37) Môment xoắn lớn nhất trên trục bánh dẫn: Mbd =M1’.ic.hđc (2.38) Mbd =173,91.68,28.0,83=7815,69 Nm Mbd=7815690Nmm Vì hai bánh xe chịu tải như nhau nên môment này phân đều trên 2 bánh. Mỗi bánh xe chịu mômen xoắn là : Mx= . (2.39) Vậy Mx chính là mô men xoắn lớn nhất trên trục. Mômen tương đương tác dụng lên trục: (2.40) Trong đó: + a=1: Do ứng suất xoắn thay đổi đối xứng tính ở phần trên. Hình 2.11: Cấu tạo trục. Hình 2.12: Sơ đồ tính trục. Hình 2.13: Biểu đồ mômen uốn và xoắn. Trục chế tạo bằng thép 40x tôi cải thiện bề mặt bằng dòng điện có giới hạn mỏi: s’-1=450N/mm2 t’-1=250N/mm2 Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ làm việc đối xứng, xác định theo công thức (1.12)-[2]-tr13. (2.41) Trong đó: + k’=2,8 tra bảng (1.5)-[3] + [n]=1,5 tra bảng (1.8)-[3] Vậy đường kính của trục dẫn ở đọan giữa hai ổ đỡ cần có là: (2.42) Vì trục có rãnh then nên ta chọn d lớn hơn và để phù hợp với lỗ trục trên bánh xe chủ động đ chọn trước ở trên ta chọn : d=100mm. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn Kiểm tra lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục : Tiết diện nguy hiểm nhất là tại tiết diện giữa bánh xe với d=100mm có khoét rãnh then b.h=28.16, tx=9mm, t1=9,2mm : Mômen chống uốn của tiết diện (tra bảng7.3b)-[5]-tr122: W=88700 mm3 Mômen chống xoắn: W0=186900mm3 Các ứng suất gây ra do uốn và xoắn tại tiết diện đang xét: Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy bằng b=0,9 ( gia công tinh )(theo tr12-[2]) Hệ số kích thước lấy es=0,7; ei=0,59 : hệ số này lấy theo bảng (7.4)-[5]-tr123. Hệ số tập trung ứng suất của tiết diện trục có rãnh then: Ks=1,92N/mm2; Ki=1,9N/mm2 bảng (7.8)-[5]-tr127. Xuất phát từ điều kiện tuổi bền làm việc A=15 năm của chế độ làm việc trung bình bảng (1.1)-[2]-tr6 ; với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng của cơ cấu nâng, ta sẽ tính chu kỳ làm việc như sau : Số giờ làm việc tổng cộng của cổng trục được tính như sau: T=24.365.A.Kn.Kng=24.365.15.0,5.0,67=44019 (h) (2.43) Trong đó: + Kn=0,5 : hệ số làm việc trong năm + Kng =0,67 : hệ số làm việc trong ngày, tra bảng (1.1)-[2]-tr6 ứng với chế độ làm việc trung bình. Số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn: Z0=60.T.nbx.CĐ=60.44019.10,35.0,25»6833949,75 (2.44) Theo trên lực lớn nhất tác dụng lên bánh xe là Pmax= N Hình 2.14: Đồ thị gia tải trung bình các cơ cấu máy trục chế độ trung bình hình 1.2 [2] Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1 ,Q2 ,Q3 phân phối theo tỉ lệ thời gian l 1:5:4 như đồ thị gia tải trung bình trn, trong đó giả thuyết cứ mỗi chuyến đi thì kèm theo một chuyến về không tải hoặc ngược lại. Vậy ta có : Z1=Z0 Z2=Z0. Z3=Z0. Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn, xác định theo công thức tr 185 [2] : (2.45) Ztđ =683394,98.18+3416974,88.(0,5)8+2733579,9.(0,4)8=698534,02 Giới hạn mỏi tính toán theo uốn: (2.46) Số chu kỳ tính tóan của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong một giờ. Zm=120, tra bảng (1.1)-[1]-tr6 Zt=T.Zm =44019.120=5282280 Giới hạn mỏi tính tóan theo xoắn: (2.47) Hệ số an toàn uốn, xoắn xác định theo công thức (1.8) , (1.9)-[2]-tr11: (2.48) (2.49) Trong đó: Các hệ số tập trung và hệ số kích thước tuyệt đối ,,, lấy theo các bảng (15.4) và (15.5)-[7]-tr57. b=1: Hệ số tăng bền bề mặt trục ứng với việc không tôi bền bề mặt trục theo dòng cuối cùng tr57-[7] . sa,ta: Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục. sm ,tm : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất. sb ,tb : Giới hạn bền khi uốn và xoắn, tra bảng của tài liệu [2] Trong trường hợp tải thay đổi theo chu kỳ đối xứng thì: sa= smax=107,9N/mm2; sm=0 ta=tmax= 16N/mm2 ;tm=0 Hệ số an toàn chung xác định theo công thức 1-10, [1] (2.50) Hệ số an tòan cho phép, tra bảng (1-8)-[2]-tr14 là [n]=1,5 ứng với chế độ làm việc trung bình và cho cơ cấu di chuyển. Vậy n>[n] trục đảm bảo làm việc tốt, thỏa điều kiện bền mỏi. Kiểm nghiệm then. Tương ứng với đường kính trục của bánh xe d = 100 (mm), ta chọn loại then bằng theo TCVN 150-64 (Bảng7-23)-[5]-tr143then có các kích thước như sau: b=28mm; h=16mm; t=8mm; t1=8,2mm; k=10 Chiều dài then: CT tr314-[5] Trong đó lm là chiều dài may-ơ ta tự chọn cho phù hợp với bánh xe. Lấy theo tiêu chuẩn: lt =90mm. Kiểm tra then theo điều kiện bền dập và bền cắt. (2.51) (2.52) Theo bảng (7-20) và bảng (7-21)-[5]-tr142: Ta nhận thấy : , vậy then chọn là đủ bền. Kết cấu trục được thể hiện trên hình 2.11. Ổ đỡ trục bánh xe Theo tính toán ở trên ta biết được tiết diện tại chổ lắp ổ có d=90mm là đảm bảo vì nơi đỡ bánh xe chụi tải gấp đôi chỉ có đường kính 100 mm, nên sơ bộ ta chọn ổ cho trục là lọai ổ đũa côn đỡ chặn cỡ trung bình theo ROCT 333-59 bảng 18P-[5]- tr349 có các đặc tính sau: Kí hiệu: D D B C b 7318 190mm 90mm 43mm 380KN 120 Mỗi ổ phải chịu tác dụng của các lực sau: Tải trọng đứng (hướng kính) do trọng lượng xe lăn, vật nâng và của cầu: R1= (2.53) R1 Tải trọng dọc trục khi xe lăn lệch tải trọng này tính bằng % tải trọng lên xe: A=0,1.Pmax (2.54) A=7060N Tải trọng chiều trục do tải trọng hướng kính và góc nghiêng b của ổ : S=1,3.R1.tgb=1,3..tgb (2.55) S=1,3..tg120 =9893,82N Lực S xuất hiện ở 2 ổ đối nhau và triệt tiêu nhau. Ngoài ra còn có tải trọng ngang (hướng kính) do lực di chuyển xe lăn, song tải trọng này rất nhỏ nên bỏ qua. Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ sẽ là (Công thức (8.6)-[5]-tr159) : Qt1=(R1Kv+m.A)Kt.Kn (2.56) Qt1=(35300.1+1,5.7060).1,3.1=59657N Trong đó: + Kt=1,3: Hệ số tải trọng, tra bảng (8.3)-[5]-tr162. + Kn=1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (bảng 8-5)-[5]-tr162. + Kv=1: Hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay (bảng 8-5)-[5]-tr162. + m=1,5 :hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, lấy theo bảng (8-2)-[5]- tr161. Tải trọng này tương ứng xe con có tải danh nghĩa. Thời gian làm việc ứng với các tải trọng này như đã phân tích ở trên, phân bố theo tỉ lệ 2:5:3:10 Khi làm việc với Q1=Q có Qt1=59657N Khi làm việc với Q2=.0,75Q cóQt2=0,75.Qt1 Khi làm việc với Q3=0,2Q có Qt3=0,2.Qt2 Khi làm việc với Q4=.0, Tải trọng tương đương tính theo công thức: (2.57) Qtd =45081,33 N. Theo bảng (1-1)-[2]-tr6 thời gian phục vụ của ổ lăn là A=5 tương ứng với số giờ là: T=24.365.A.Kn.Kng (2.58) T=24.365.5.0,5.0,67=14673 h. Thời gian làm việc thực tế của ổ: h=T.CĐ=44019.0,25=11004,75 (h) Khả năng tải động thực tế của ổ: Cd=0,1.Qtđ.(n.h)0,3 (2.59) Cd =0,1. 45081,33.(10,35.11004,75)0,3 Cd =148235,72 N< C=380000N Trong đó: n=nbx=10,35 vg/ph Vậy ổ đã chọn làm việc bảo đảm. CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU THÉP Giới thiệu chung kết cấu thép cổng trục Kết cấu thép dầm chính là dầm dạng hộp chữ nhật.Thanh biên dưới dùng để cho palăng di chuyển nên có bề dầy gấp đôi thanh biên trên. Ở mỗi đầu dầm có hàn thêm những tấm thép tạo nên bề mặt lắp ghép để dễ liên kết với chân cổng nhờ vào mối ghép bulông đai ốc và chốt quay. Bốn chân cổng là những tấm thép hàn lại với nhau tạo nên dầm hộp. Ngoài các kết cấu kim loại trên, cổng trục còn có phần kim loại có hình dạng chữ U liên kết lại với nhau gọi là đế, dùng để lắp 2 bánh xe nâng đỡ và di chuyển toàn bộ cổng trục. Đế được bố trí ở phần dưới của chân cổng và liên kết với chân cổng bằng liên kết bulông. Các thông số kĩ thuật cơ bản cổng trục 50 T: - Khẩu độ : L = 18 m - Sức nâng : Qmax = 50 T - Chiếu cao nâng : H = 8 m - Tốc độ nâng hàng : vn = 4,8 m/ph - Tốc độ di chuyển cổng trục : vdc = 15 m/ph Chọn vật liệu chế tạo kết cấu thép Vật liệu dùng để chế tạo kết cấu thép rất đa dạng như là thép cácbon (gồm: thép cácbon thấp, trung bình và cácbon cao) hay thép hợp kim, hợp kim nhôm… Trong chế tạo kết cấu kim loại máy trục người ta sử dụng chủ yếu thép cácbon trung bình (CT3) có cơ tính như sau: + Môđun đàn hồi : E = 2,1.106 kG/cm2. + Môđun đàn hồi trượt : G = 0,81.106 kG/cm2. + Giới hạn chảy : sch = 2600 kG/cm2. + Giới hạn bền : sb = 4000 kG/cm2. + Độ giãn dài khi đứt : e = 21%. + Khối lượng riêng : g = 7,83 T/m3. + Độ dai va đập : ak = 70 J/cm2. + Độ bền cơ học đảm bảo. + Tính dẻo cao. + Tính hàn tốt (dễ hàn). Với kết cấu thép của dầm chính ta chọn loại thép CT3 như trên. Bảng tổ hợp tải trọng và lực tác dụng Bảng tổ hợp tải trọng Tính theo độ bền mỏi Tính theo độ bền và độ ổn định [srk] = [s] = TỔ HỢP TẢI TRỌNG Ia Ib IIa IIb IIc Trọng lượng bản thân các bộ phận của cổng trục có tính đến hệ số va đập. G k’t. G G kt . G G Trọng lượng xe tời có tính đến hệ số động khi di chuyển. Gx k’t.Gx Gx kt.Gx Gx Trọng lượng hàng Q ( cả thiết bi mang hàng ) có tính đến hệ số động y và hệ số va đập k. yI . Qtđ k’t . Qtđ yII .Q kt . Q Q Lực quán tính ngang khi phanh CCDC Pqt , hàng và xe con Pxcqt - Pqt - Pqtmax Pxcqt Ap lực gió Pg II - - Pg II Pg II Pg II Lực bên khi lệch cần trục - R - R - Lực đẩy ngang đối với cần trục có cả 2 chân đỡ cứng H - H - H Chú thích: Các trường hợp tải trọng tương ứng sự làm việc của cổng trục như sau: - Ia, IIa: Cổng trục đứng yên nâng hàng từ mặt nền hoặc phanh khi hạ hàng với nửa tốc độ (Ia) và cả tốc độ (IIa). - Ib, IIb: Cần trục mang hàng di chuyển tiến hành phanh cần trục từ từ (Ib) và phanh đột ngột (IIb). - IIc: Cổng trục đứng yên, xe con mang hàng di chuyển trên cầu tiến hành phanh xe con đột ngột, chỉ dùng để tính kết cấu thép của chân đỡ. Ta chỉ tính kết cấu kim loại cổng trục theo độ bền và ổn định. Các trường hợp phải tính là IIa, IIb, IIc. Tính toán các tải trọng tác dụng Các hệ số tải trọng: - Hệ số va đập kt : theo [8] kt = 1,2 - Hệ số động k’t : theo [8] k’t = 1 + 0,5.( kt –1 ) (3.1) = 1+ 0,5.( 1,2 - 1) = 1,1 - Hệ số động khi nâng hàng: theo CT 1.06.1 và 1.06.2 tr 216 [8] yI = 1 + 0,025.vn (3.2) = 1 + 0,025.4,8 = 1,12 yII = 1 + 0,04.vn (3.3) = 1 + 0,04.8,5= 1,192 Trọng lượng bản thân Trọng lượng bản thân dầm chính cổng trục và ray, hành lang G : + Diện tích mặt cắt : F= 54910 mm2 = 0,05491 m2 ( Xem phần lựa chọn mặt cắt bên dưới ). + Thể tích kết cấu thép dầm chính : V= F.L = 0.05491.18 = 0,98838 m3 Vậy khối lượng dầm chính là: m = V. = 0,98838.7,83 = 7,74 Tấn m = 77400 N + Trọng lượng ray = 63,7 Kg/m=1146,6 kG cả dầm. + Khối lượng hành lang tra theo máy mẫu : mhl = 489 kG Vậy: G= 77400+11466+4890=93756 N - Trọng lượng bản thân dầm chính cổng trục có kể đến hệ số va đập kt : kt.G = 1,2 x 93756 = 112570 N Trọng lượng xe con Gx = 55000 N Trọng lượng xe con kể đến hệ số va đập kt : kt.Gx = 1,2 x 55000 = 66000 N Trọng lượng hàng nâng có kể đến hệ số động yII: yII .Q = 1,192 x 500000 = 596000 N Trọng lượng hàng nâng có kể đến hệ số va đập kt và hệ số động yII: => kt.Q = 1,2 x 500000 = 600000 N - Trọng lượng hàng tương đương theo (4.1)-[8]- tr88: Qtđ = φ. Q = 0,8.500000=400000 N (3.4) Với φ = ( 0,75-0,8 ) là hệ số tương đương phụ thuộc vào quy luật thay đổi tải trọng và chế độ làm việc của máy trục ứng với chế độ trung bình tra bảng (4.1)-[8]- tr88. =>Trọng lượng hàng tương đương có kể đến hệ số va đập k’t và hệ số động yI là : yI . Qtđ =1,12.400000=448000 N k’t. Qtđ =1,1.400000=440000 N Lực quán tính khi di chuyển cổng hoặc phanh cổng trục có gia tốc: Khi cổng trục di chuyển có gia tốc ( khởi động , hãm , thay đổi vận tốc ) sẽ làm phát sinh lực quán tính . Tải trọng quán tính lớn nhất có thể xảy ra trong trường hợp này có phương trùng với phương chuyển động của cổng trục, có giá trị được xác định bằng Pqt Theo tr96-[2] có. Lực quán tính của bản thân dầm chính, ray và hành lang là : Pqt=0,1.G =0,1. 93756 = 9375,6 N (3.5) Trong đó : G : trọng lượng dầm chính, ray và lan can : G = 93756 N khi gia tốc đột ngột theo CT (1.10)-[8]- tr217 : Pmaxqt = 2. Pqt = 2. 9375,6 = 18751,2 Kg (3.6) Lực quán tính của xe con mang hàng di chuyển trên dầm chính khi phanh hay khởi động xe lăn : Theo tr96-[2] lực quán tính khi phanh xe lăn tác dụng dọc theo dầm chính lấy bằng 1/7 tải trọng tương ứng : P’qt = (3.7) Pxcqt: không cần tính vì tổ hợp IIc: Cổng trục đứng yên, xe con mang hàng di chuyển trên cầu tiến hành phanh xe con đột ngột, chỉ dùng để tính kết cấu thép của chân đỡ. Lực xô ngang H : Không cần tính vì đây là cổng chân cứng chân mềm nên H=0 Lực sườn R: - Khi cổng trục di chuyển lệch trên đường ray sẽ xuất hiện lực sườn R. Lực này đặt vào gờ bánh xe theo phương vuông góc với phương di chuyển của cổng trục.Lực này chỉ tác dụng lên chân cổng không ảnh hưởng lên dầm chính nên bỏ qua. Tải trọng gió tác dụng lên dầm chính : Theo công thức (4.6) tr90 [8]. (3.8) Trong đó: • F: Diện tích cấu kiện (hay hàng)(m2). • q 0: Cường độ của gió ở độ cao 10m so với mặt đất phụ thuộc vào tốc độ của gió, q0=250N/m2 . • β : Hệ số động lực học kể đến đặc tính xung động của gió, lấy β =1,4. • γ : Hệ số phụ thuộc vào phương pháp tính toán. Khi tính theo ứng suất cho phép γ =1. • c : Hệ số cản khí động học lấy c=1,4. • n : Hệ số hiệu chỉnh tính đến sự tăng áp lực của gió theo chiều cao với H=10÷20 lấy n=1,32. Diện tích chắn gió của dầm chính : Fd=L.H=18.1.325 = 23,85 m2. Diện tích chắn gió của cơ cấu di chuyển xe con: • Fxc=7m2 như đã chọn ở tính toán cơ cấu di chuyển xe con. Vậy: Kết cấu thép dầm chính Chọn sơ bộ tiết diện mặt cắt dầm chính: Dầm ngang cổng trục có mặt cắt ngang dạng hộp có kích thước như hình vẽ dưới đây: Hình 3.1 Tiết diện mặt cắt dầm chính. - Chiều dài dầm : L = 18 m - Chiều cao của dầm ngang ở tiết diện giữa phụ thuộc vào khẩu độ L của cổng trục và lầy bằng: h = (1/14 ¸ 1/18). L = (1/14 ¸ 1/18). 18000 = 1285 ¸ 1000mm Lấy h = 1285mm Chiều dày tấm thành lấy theo công thức (5.15) tr 105 KC thép: σ t = 7+ (3.9) Lấy σ t = 11mm Khoảng cách giữa 2 tấm tàng để đảm bảo điều kiện hàn được theo công thức tr106-[8]. B 300mm. Chọn B = 600 mm. -Chiều dày tấm biên trên lấy theo công thức (5.23)- [8]-tr106 là : σ b = (1,5 ¸ 2 ). σ t (3.10) σ b = (1,5 ¸ 2 ). σ t = (1,5 ¸ 2 ). 11 = ( 16,5 ¸ 22 ) mm Chọn σ b = 20 mm Phần nhô ra của tấm biên so với tấm thành lấy b’=22 mm. Vậy kết quả ta có : + Kích thước tấm thành tối thiểu là : L.h. σ t = 18000.1285.11 mm + Kích thước tấm biên tối thiểu là : L.B’.σ b = 18000.666.20 mm Ta có các đặc trưng tiết diện mặt cắt là : + Diện tích mặt cắt 2 tấm biên : F1 = 2.666.20= 26640 mm2 + Diện tích mặt cắt 2 tấm thành : F2 = 2.1285.11= 28270 mm2 + Tổng diện tích mặt cắt : F = F1 + F2 = 26640 + 28270 = 54910 mm2 Lấy B = 344mm Momen quán tính của tiết diện đối với trục x – x , y – y : Momen chống uốn của tiết diện đối với trục x – x: Momen chống uốn của tiết diện đối với trục y – y: Momen tĩnh của tiết diện: Bảng tổ hợp tải trọng và tải trọng dùng để tính toán dầm chính Bảng tổ hợp tải trọng Trọng lượng bản thân cấu kiện Trọng lượng xe con Trọng lượng hàng + thiết bị mang hàng Lực quán tính khi hãm cổng trục , xe con Lực sườn R Lực xô ngang H IIa G Gx yII .Q IIb KT.G KT.Gx KT.Q Pmaxpt R Tính toán các tải trọng tác dụng: G = 93756 N Gx = 55000 N yII .Q = 1,192 x 500000 = 596000 N kt.G = 1,2 x 93756 = 112570 N kt.Gx = 1,2 x 55000 = 66000 N kt.Q = 1,2 x 500000 = 600000 N Xác định nội lực trong dầm chính Tính dầm trong tổ hợp IIa: Trường hợp xe con đặt tại giữa dầm chính theo lý thuyết là trường hợp nguy hiểm nhất cho dầm chính: Các tải trọng tác dụng lên dầm: Ta có : Trong đó : +q : là tải trọng phân bố của dầm chính trong tổ hợp IIa. + : là tải trọng phân bố gió lên dầm chính. +: là tải trọng của các bánh xe lên dầm chính trong tổ hợp IIa. Hình3.2: Sơ đồ tính khi xe con ở vị trí giữa dầm tổ hợp IIa. Sử dụng chương trình SAP2000 ta tính được các biểu đồ nội lực trên dầm chính trong tổ hợp IIa như sau : - Mô men uốn ngang dầm: Hình3.3: Mô men 3-3-IIa. - Mô men uốn dọc dầm chính: Hình3.4: Mô men 2-2-IIa Lực cắt dọc dầm chính: Hình3.5: Lực cắt 3-3-IIa. Lực cắt ngang dầm: Hình3.6:Lực cắt 2-2-IIa. Cuối cùng ta đạt được bảng tổng hợp mô men uốn và lực cắt của tổ hợp IIa trên dầm chính như hình dưới đây: Hình3.7: Bảng tổng hợp mô men uốn và lực cắt của tổ hợp IIa trên dầm chính. Tính dầm trong tổ hợp IIb: Trường hợp xe con đặt tại giữa dầm chính theo lý thuyết là trường hợp nguy hiểm nhất cho dầm chính: Các tải trọng tác dụng lên dầm: Ta có : Trong đó : +q : là tải trọng phân bố của dầm chính trong tổ hợp IIb. + : là tải trọng phân bố gió lên dầm chính . +: là tải trọng của các bánh xe lên dầm chính trong tổ hợp IIb. + : Là quán tính ngang của dầm trong tổ hợp IIb. + : Là quán tính xe con và hàng tác dụng ngang lên dầm chính gây ra bởi KT.Gx , KT.Q, và móc treo hàng trong tổ hợp IIb. Hình 3.8. Sơ đồ tính khi xe con ở vị trí giữa dầm tổ hợp IIb. Sử dụng chương trình SAP2000 ta tính được các biểu đồ nội lực trên dầm chính trong tổ hợp IIa như sau : Mô men uốn ngang dầm chính: Hình 3.9: Mô men 3-3-IIb. Mô men uốn dọc dầm chính (chú ý chỉ lấy phần mô men dầm chính ở giữa 2 chân công mô men trên chân cổng ta không quan tâm): Hình 3.10:Mô men 2-2-IIb. Lực cắt dọc dầm chính: Hình3.11: Lực cắt 3-3-IIb. - Lực cắt ngang dầm chính: Hình3.12 : Lực cắt 2-2-IIb. Cuối cùng ta đạt được bảng tổng hợp mô men uốn và lực cắt của tổ hợp IIb trên dầm chính như hình dưới đây: Hình 3.13: Bảng tổng hợp mô men uốn và lực cắt của tổ hợp IIb trên dầm chính. Kiểm tra dầm trong tổ hợp IIa Theo điều kiện bền uốn : Các phân tố chịu ứng suất phức tạp, phân tố nguy hiểm nhất là phân tố A và C.Ta chọn cách tính ứng suất tại tiết diện A với giá trị của ứng suất tại đó là lớn nhất. Xét phân tố A( điều kiện bền do momen uốn)(5.30)-[8] (3.11) Trong công thức này là mô men uốn dọc tương ứng với trong biểu đồ nội lực và là mô men uốn ngang tương ứng với trong biểu đồ nội lực: Do trong tổ hợp IIa dầm không tính đến lực quán tính của bản thân cấu kiện nên dầm chỉ chịu uống dọc và nén là chính. Lực dọc N có giá trị là 0.Theo biểu đồ nội lực ta kiểm tra dầm chính tại 2 vị trí đó là : Vị trí tại 2 bánh xe trên 2 trục chính là vị trí nguy hiểm nhất. Do cấu tạo của dầm chính đặt ray trên tấm mép tấm biên nên căn cứ theo “ dòng số 2 từ dưới lên tr227-[8] ta phải tăng các ứng suất trên lên 10%”. Có nghĩa là: Þ smax < [s ] = 1600¸1800 ( kG/cm2 ) Vậy dầm đủ độ bền chịu uốn. Vì đối với tổ hợp tải trọng IIa chỉ yêu cầu kiểm tra về độ bền uốn (độ bền và độ bền lâu ) xem nhóm công thức (1.34)-[8]- tr224 nên ta không cần kiểm tra dầm theo các điều kiện bền khác nữa. Tuy nhiên để chắc chắn hơn ta kiểm tra thêm theo ứng suất tổng theo thuyết bền 4 : (3.12) Trong đó ứng suất tiếp tính theo công thức (1.35) tr224 [8]: (3.13) Trong đó : + : Ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét chính là tại vị trí đặt 2 bánh xe trên 2 trục. + Q : Lực cắt tại tiết diện đang xét chính là tại vị trí đặt 2 bánh xe trên 2 trục. + J : Momen quán tính của tiết diện đối với trục x – x , y – y đã tính ở trên. + =1,1 cm :là chiều dày thành dầm. Thay số ta được: Thay số vào (3.12) ta được : Do cấu tạo của dầm chính đặt ray trên tấm mép tấm biên nên căn cứ theo “ dòng số 2 từ dưới lên tr22- [8] ta phải tăng các ứng suất trên lên 10%”. Có nghĩa là: Ta thấy tất cả các đều nhỏ hơn [s ] = 1800 ( kG/cm2 )nên dầm đủ bền theo ứng suất bền 4. Kiểm tra uốn cục bộ cho ray trong tổ hợp IIa Theo công thức (5.55) Và (5.56)-[8]-tr120 ta có công thức tính ứng suất lớn nhất của ray tại vị trí nguy hiểm là : Đầu ray: (3.14) Trong đó = 2700 (kG/cm2 ) là ứng suất kéo cho phép ở đỉnh ray với loại ray lớn hơn P43,( Vì ray đã chọn là KP60 lớn hơn P43 ), P=162750N=16275kG là áp lực bánh xe trong tổ hợp IIa, l =200(cm) là khoảng cách giữa các vách ngăn của dầm ). Hình3.14: Bố trí gân tăng cứng trong dầm chính. + là mô men chống uốn của ray: Gần đúng coi ray KP60 có mặt cắt hình chữ I (Các kích thước xem hình vẽ (5.28)-tr121-[8] ) ta có mô men quán tính của nó đối với trục y-y là : Thay số ta có: Đế ray: Trong đó = 2700 + 600 =3300(kG/cm2 ) CT tr120-[8] là ứng suất kéo cho phép ở đỉnh ray với loại ray lớn hơn P43,( Vì ray đã chọn là KP60 lớn hơn P43 ). Vậy ray KP60 đã chọn đủ bền. Kiểm tra dầm trong tổ hợp IIb Theo điều kiện bền uốn : Các phân tố chịu ứng suất phức tạp, phân tố nguy hiểm nhất là phân tố A và C.Ta chọn cách tính ứng suất tại tiết diện A với giá trị của ứng suất tại đó là lớn nhất. Xét phân tố A( điều kiện bền do momen uốn)(5.30)-[8] (3.15) Trong công thức này là mô men uốn dọc tương ứng với trong biểu đồ nội lực và là mô men uốn ngang tương ứng với trong biểu đồ nội lực: Do trong tổ hợp IIa dầm không tính đến lực quán tính của bản thân cấu kiện nên dầm chỉ chịu uống dọc và nén là chính. Lực dọc N có giá trị là 0.Theo biểu đồ nội lực ta kiểm tra dầm chính tại 2 vị trí đó là : Vị trí tại 2 bánh xe trên 2 trục chính là vị trí nguy hiểm nhất. Do cấu tạo của dầm chính đặt ray trên tấm mép tấm biên nên căn cứ theo “ dòng số 2 từ dưới lên tr227-[8] ta phải tăng các ứng suất trên lên 10%”. Có nghĩa là: Þ smax < [s ] = 1600¸1800 ( kG/cm2 ) Vậy dầm đủ độ bền chịu uốn. Vì đối với tổ hợp tải trọng IIa chỉ yêu cầu kiểm tra về độ bền uốn (độ bền và độ bền lâu ) xem nhóm công thức (1.34)-[8]-tr224 nên ta không cần kiểm tra dầm theo các điều kiện bền khác nữa. Tuy nhiên để chắc chắn hơn ta kiểm tra thêm theo ứng suất tổng theo thuyết bền 4 : (3.16) Trong đó ứng suất tiếp tính theo công thức (1.35) -[8]- tr224: (3.17) Trong đó :+ : Ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét chính là tại vị trí đặt 2 bánh xe trên 2 trục. + Q : Lực cắt tại tiết diện đang xét chính là tại vị trí đặt 2 bánh xe trên 2 trục. + J : Momen quán tính của tiết diện đối với trục x – x , y – y đã tính ở trên. + =1,1 cm :là chiều dày thành dầm. Thay số ta được: Thay số vào (3.16) ta được : Do cấu tạo của dầm chính đặt ray trên tấm mép tấm biên nên căn cứ theo “ dòng số 2 từ dưới lên tr227-[8] ta phải tăng các ứng suất trên lên 10%”. Có nghĩa là: Ta thấy tất cả các đều nhỏ hơn [s ] = 1800 ( kG/cm2 ) nên dầm đủ bền theo ứng suất bền 4. Kiểm tra uốn cục bộ cho ray trong tổ hợp IIb Theo công thức (5.55) Và (5.56)-[8]- tr120 ta có công thức tính ứng suất lớn nhất của ray tại vị trí nguy hiểm là : Đầu ray: (3.18) Trong đó = 2700 (kG/cm2 ) là ứng suất kéo cho phép ở đỉnh ray với loại ray lớn hơn P43,( Vì ray đã chọn là KP60 lớn hơn P43 ), P=166500N=166505kG là áp lực bánh xe trong tổ hợp IIb, l =200(cm) là khoảng cách giữa các vách ngăn của dầm . Hình3.15: Bố trí gân tăng cứng trong dầm chính. =51 cm3 Thay số ta có: Đế ray: Trong đó = 2700 + 600 =3300(kG/cm2 ) ( CT tr120 [8] )là ứng suất kéo cho phép ở đỉnh ray với loại ray lớn hơn P43,( Vì ray đã chọn là KP60 lớn hơn P43 ). Vậy ray KP60 đã chọn đủ bền. Kiểm tra độ võng của dầm - Độ võng của dầm dưới tác dụng của tự trọng phân bố đều của nó : Theo công thức (e)-[9]- tr193 ta có độ võng của dầm chính do tự trọng phân bố đều của nó là : (3.19) Với : + q: Tự trọng phân bố đều của dầm chín. +L, l : Khẩu độ của cổng trục =18m =1800cm +E : Modul đàn hồi của thép CT3 : E = 2,1.106 kG/cm2. +J : Momen quán tính của tiết diện: Độ võng lớn nhất nằm tại giữa dầm hay z=900cm Thay số ta có :  Độ võng của dầm dưới tác dụng của xe lăn và vật nâng: Ta có độ võng do lực tập trung gây ra là : (3.20) +P : giá trị lực tập trung, coi khoảng cách 2 bánh xe không đáng kể. + Các giá trị khác như trên. Độ võng lớn nhất ở giữa dầm. Thay số ta có: Vậy độ võng tổng cộng lớn nhất của dầm là : - Độ võng cho phép của dầm: Vậy Vậy dầm thỏa điều kiện về độ võng. Kiểm Tra Ổn Định Ổn định tổng thể của dầm. Điều kiện ổn định theo công thức (5.72)-[8]- tr126: (3.21) Trong đó : +:hệ số giảm ứng suất cho phép khi kiểm tra ổn định tổng thể. Đối với dầm tổ hợp ta có công thức tính như sau (5.74)- [8]- tr126: (3.22) + Jx,Jy:momen quán tính lớn nhất và nhỏ nhất của tiết diện dầm với trục quán tính chính trung tâm. + h: chiều cao dầm + l :khoảng cách giữa các gân tăng cứng l=200mm như hình vẽ bên dưới. Hình 3.16: Bố trí gân tăng cứng trong dầm chính. + : là hệ số được tra bảng (5.5)(5.6)-[8]-tr127 phụ thuộc vào hệ số α tính theo công thức (5.75)-[8]- tr126 sau: (3.23) + Jk:momen chống xoắn tự do của tiết diện dầm tính theo công thức: (3.24) Vậy Vậy Vậy: Điều kiện ổn định theo công thức (5.72)- [8]- tr126: (3.25) Với :M=M max= 1384,25 kN.m=13842500 KG.cm : Momen uốn lớn nhất trong các trường hợp tính trong mặt phẳng có độ cứng lớn nhất cho dầm chính xuất hiện tại giữa dầm chính là Mx hay còn gọi là My trong trường hợp IIb ở trên. W=W max= 22,34.106 mm4 =22,34.102 cm4 : Momen chống uốn lớn nhất trong các trường hợp tính trong mặt phẳng có độ cứng lớn nhất cho dầm chính xuất hiện tại giữa dầm chính là Wx. [σ]=1800 kG/cm2 Là ứng suất cho phép của thép CT3. Điều này là đúng, vậy dầm đạt độ ổn định tổng thể. Ổn định cục bộ các chi tiết dầm chịu uốn - Như đã nói ở trên để đảm bảo độ ổn định cục bộ của thành đứng ta hàn những vách tăng cứng theo chiều cao dầm. - Khỏang cách giữa các gân này là 2000mm .Tiết diện giữa dầm có ảnh hưởng chính là môment uốn, còn ảnh hưởng của lực cắt có thể bỏ qua. Hình 3.17 : Bố trí gân tăng cứng trong dầm chính. - Phương pháp bố trí gân tăng cứng: Bố trí các vách ngăn trong dầm bao gồm vách ngăn kín, vắch ngăn ngắn. Khoảng cách giữa các vách ngăn kín là: 2000mm Khoảng cách giữa các vách ngăn kín và các vách ngăn ngắn là: 1000mm Kích thước cơ bản của khoang chứa gân đứng ta lấy làm kích thước gân đứng luôn giảm chiều cao đi một ít: Chiều cao: h=1285 mm ( lấy xấp xỉ bằng chiều cao tấm thành dầm h=1285mm). Chiều rộng: B=600 mm + Chiều rộng phần nhô ra của gân đứng (gân cơ bản): theo (5.81)-[8]- tr132 : (3.26) Chọn + Chiều dày của bản thép chế tạo gân, đối với thép CT3 theo (5.28) -[8]- tr132: (3.27) Chọn . + Mô men quán tính tiết diện của gân đứng theo (5.83)-[8]- tr132 : (3.28) - Chọn kích thước gân ngắn là : chiều cao h’=1/3 .h= 1/3.1285=428,3mm Chọn h’=430mm Chiều rộng B’’=B’=600mm. Kiểm tra ổn định cục bộ thành dầm Theo ứng suất tiếp: Để đảm bảo độ ổn định của thành đứng ta hàn những tấm thép theo chiều cao dầm khoảng cách giữa các tấn thép đó lấy bằng: l=2000mm Hình 3.18: Sơ đồ kiểm tra ổn định của thành dầm. Tại tiết diện có lực cắt Qmax: Hình 3.19: ứng suất tiếp và ứng suất pháp của găng tăng cứng Ứng suất tiếp tới hạn của tấm chữ nhật ngàm hai phía với tấm biên và ngàm hai phía với các gân chịu tác dụng của ứng suất tiếp phân bố đều tất cả các phía theo (5.87)-[8]- tr134: (3.29) Trong đó: a=2000mm là khoảng cách giữa các tấm gân đứng. b=1285mm: chiều cao tấm thành dầm. σ=11mm: chiều dày tấm thành. Vậy hệ số ổn định cục bộ của dầm là (5.88)-[8]- tr134: (3.30) - Ứng suất tiếp lớn nhất ở trong tấm do tải trọng ngoài (5.89)- [8]- tr134: (3.31) Q: lực cắt lớn nhất tại tiết diện đầu dầm. h: chiều cao của tấm. Nên : Với n: Hệ số dự trữ bền n=1,2-2,4 theo tr134-[8]. Vậy dầm đảm bảo về hệ số an toàn cục bộ về ứng suất tiếp. Theo ứng suất pháp σ do mô men uốn M gây ra : Ứng suất pháp tới hạn đối với tấm tựa tự do các phía (5.91)- [8]- tr134: (3.32) : chiều dày và chiều rộng tấm kiểm tra. Vậy : Kiểm tra ổn định của tấm biên. Tấm biên của dầm hai thành chịu nén được khảo sát như một tấm tỳ 4 phía : Hai phía tì lên 2 tấm thành, hai phía còn lại tì lên 2 gân tăng cứng của dầm (2 vách ngăn). Tấm đang khảo sát chịu ứng suất nén phân bố phân bố đều về 2 phía: Hình 3.20:Biểu đồ chịu lực của tấm biên Ứng suất tới hạn của tấm theo (5.106)-[8]- tr138: (3.33) σ= 20 mm: chiều dày biên dưới. b=B=600mm: khoảng cách giữa 2 thành dầm. Vậy: Khi tính tới độ ngàm đàn hồi theo 2 phía theo (5.113)-[8]- tr138: Điều kiện đảm bảo ổn định cục bộ: Vậy tấm biên thỏa điều kiện ổn định cục bộ. PHẦN 3: QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG DẦM CHÍNH Công tác chuẩn bị thép trước khi gia công. Các số liệu cơ bản Vì dầm chính có kết cấu dạng hộp, được liên kết từ các thành đứng, thanh biên trên, thanh biên dưới lại với nhau và ngoài ra còn các gân tăng cứng để tăng cứng cho dầm chính. Chính vì thế khi thi công chế tạo dầm chính ta cần phải có các kích thước sau: Hình 4.1: Cấu tạo dầm chính Thành đứng : 11x1284x19000 :số lượng 2 thành. Thanh biên trên : 20x666x19000 : số lượng 1 thanh. Thanh biên dưới : 20x666x19000 : số lượng 1 thanh. Gân tăng cứng : 6x1282x600 : số lượng 9 tấm. Tấm ốp đầu dầm : 11x1325x666 : số lượng 2 tấm. Gân tăng cường : 6x430x600 : số lượng 9 tấm. V gia cường : V50x50x5 : số lượng 4 cây. Yêu cầu kỹ thuật Khi tiếp nhận tole cần kiểm tra kĩ lưỡng về số hiệu, dấu hiệu kiểm tra của nhà máy chế tạo. Trong giấy chứng minh tole phải có thành phần hóa học và các số hiệu thí nghiệm cơ học. Trước khi gia công, tole phải được vệ sinh, mục đích là để dể lấy dấu, đảm bảo độ chính xác. Nếu tole có hiện tượng cong vênh thì cần có biện pháp nắn thẳng để khắc phục biến dạng của thép sau khi cán, hoặc do va chạm, nếu có, trong quá trình nâng, cẩu, vận chuyển. Đây là khâu cơ bản trong công tác chuẩn bị. Thông thường, thép được uốn nắn, điều chỉnh ở trạng thái nguội. Trường hợp thép bị cong vênh quá lớn mới điều chỉnh bằng nung nóng. Sau khi đã kiểm tra và nắn thẳng (nếu có), thép cần được đánh sạch để loại trừ các bám bẩn trong quá trình chế tạo và vận chuyển. Trình tự các nguyên công gia công dầm Như đã trình bày ở phần trên, dầm chính của cổng trục này được lựa chọn chế tạo theo phương án ghép từ ba đoạn ngắn. Để đảm bảo chiều dài của dầm chính là 19000mm Nguyên công 1: Gia công cắt đoạn các đoạn thành đứng, thanh biên trên thanh biên dưới và các gân gia cường: Bước 1: Vệ sinh và gá đặt Đây là một bước quan trọng, độ cứng vững và chính xác khi gá đặt tole ảnh hưởng tới độ chính xác khi gia công. Tùy vào từng điều kiện thực tế cụ thể mà có các phương pháp gá đặt khác nhau. Có thể đặt tole gối trên các đoạn thép chữ [, sau đó hàn đính lại và gia công cắt. Có thể gá dầm trên các thiết bị gá dầm định hình chuyên dùng hoặc phân bố tole trên mặt phẳng của nền nhà xưởng… Công tác vệ sinh thì ta cần phải làm sạch tole , bằng phương pháp lau chùi các vết bẩn của dầu hoặc dùng máy mài mài đi các lớp rỉ. Bước 2: Lấy dấu - Sử dụng phương pháp lấy dấu trực tiếp, tức là dựa vào các kích thước trên bản vẽ, trực tiếp vẽ lên thép đường bao cần cắt. Đo đạc thép phải dùng thước cuộn hoặc thước lá kim loại có độ chính xác cấp 2. - Khi lấy dấu, lưu ý đến độ hao hụt kích thước do co ngót mối hàn và do gia công cơ khí mép tấm. Đối với mối hàn giáp mối, hao hụt co ngót của mối hàn có thể cho khoảng 1mm. Đối với gia công cắt bằng khí cháy, sai số lấy vào khoảng 4mm. Hình 4.2. Hình dáng các đoạn thành dầm trước khi hàn nối Bước 3: Cắt tạo hình : Sử dụng mỏ hàn axetilen cắt tạo hình ở hai đầu dầm tạo hình theo dấu đã vạch sẵn để được các tầm bản thành như hình vẽ trên. Có thể cắt tay hoặc sử dụng máy cắt xách tay ( con rùa ) như bên dưới để đạt được mối cắt chính xác cao hơn. Tuy nhiên vì tính phổ biến và dễ làm, giá thành rẻ ta ưu tiên sử dụng mỏ hàn Axetilen để cắt. Vì cắt bằng khí cháy độ sai lệch vết cắt lên tới 4mm nên khi cắt tole cộng thêm sai số này và bề rộng mối cắt. Theo CÔNG NGHỆ HÀN, ta có các thông số điều chỉnh ngọn lửa cho mỏ cắt như sau: Tên tấm tole cần cắt: TẤM THÀNH TẤM BIÊN Chiều dày (mm) 11 20 Khoảng từ mũi cắt tới tole (mm) 3-4 3-4 Chiều rộng rãnh cắt (mm) 2-2,5 2,5-3 Số hiệu đầu cắt N0 1 2 Đường kính lỗ thổi (mm) 1,2 1,4 Tốc độ cắt (cm/phút) 50-60 40-50 Áp lực khí ôxi thổi (at) 4 4 Áp lực khí Axetilen (at) 0,3 0,3 Lưu lượng khí ô xi cắt ( Lít/giờ) 2900 4000 Lưu lượng khí ô xi nung nóng ( Lít/giờ) 500 500 Lưu lượng khí Axetilen ( Lít/giờ) 460 460 Bước 4: Gia công mép sau khi cắt Sau khi cắt bằng khí cháy bề mặt thường có nấp nhô, để loại bỏ sự nhấp nhô của vết cắt, các mép cắt phải được bào nhẵn bằng các phương pháp gia công cơ khí thông thường như bào, mài, dũa… Gia công cơ khí phải thực hiện tới độ sâu không nhỏ hơn 2mm để loại trừ hết các khuyết tật bề mặt, các vết xước hoặc vết nứt ở các mép chi tiết, tất nhiên sâu hơn nếu kích thước tấm tole sau cắt dư nhiều do cộng sai số vết cắt trước đó. Khi gia công bằng máy mài tròn, phải mài dọc mép chi tiết. Sau khi gia công, độ gồ ghề của mép chi tiết không quá 0,3mm Nguyên công 2 : Chuẩn bị mép hàn và chuẩn bị đồ gá: Chuẩn bị mép hàn Thép trước khi hàn cần được gia công mép và khe để đảm bảo mối hàn nối thấm sâu trên chiều dày liên kết, đồng thời tránh phải quay lật thép trong quá trình hàn. Với chiều dày tấm biên là 20mm, phải vát mép. Có hai cách vát mép là hình chữ V hoặc chữ X áp dụng vát chữ X cho 2 tấm biên. Đối với bản thành, chiều dày của bản là 11mm ta vát chữ V. Các cạnh vát có thể được gia công bằng cơ khí, kích thước mép vát cho ở dưới. Trước khi gá lắp, các mép hàn phải đước đánh sạch gỉ, dầu mỡ và bám bẩn khác, cần đánh sạch không chỉ ở các mép mà cả các vùng lân cận . Khi vát mép ta sử dụng luôn mỏ cắt Axetilen trên để vát mép thô rồi sau đó gia công lại bằng máy mài tròn để đạt kích thước mép vát như bên dưới. Các thông số ngọn lửa vát lấy theo ngọn lửa cát đã cho ở trên. Hình 4.3. Các phương pháp vát mép và các vị trí cần làm sạch trước khi hàn. Chuẩn bị đồ gá: Đồ gá ta dùng thép [ làm đồ gá khi gá lắp ta đặt những thanh ngắn xuống nền nhà để khử đi độ nhấp nhô của nhà xưởng. Sau đó ta đặt những thanh dài lên để lấy mặt phẳng cần thiết như hình vẽ : Hình 4.4. Đồ gá Nguyên công 3: Hàn liên kết các đoạn : Bước1: Gá lắp : Gá lắp là một bước rất quan trọng, nó ảnh hưởng rất lớn đến khả năng chịu tải và tính kinh tế của kết cấu hàn. Nếu thực hiện tốt việc gá lắp sẽ hạn chế sự xuất hiện các khuyết tật trong mối hàn cũng như trong kết cấu khi hàn. Đối với ba đoạn thanh nói trên, sau khi gá vào với nhau, căn chỉnh chính xác, phải được hàn đính lại với nhau. Thực hiện mối hàn đính ở vị trí giữa đường hàn chính trước, sau đó hàn đính ở hai đầu. Tiết diện mối hàn đính không quá 1/3 tiết diện mối hàn chính, tối đa không quá 25-30 mm2. Chiều dài mối hàn đính khoảng 10-20mm . Khoảng cách giữa các mối hàn đính khoảng 40cm. Đối với bản thành, khi thực hiện đường hàn chính ở mặt phía bên này thì mặt phía bên kia phải hàn đính các thanh giằng đứng hoặc ngang. Đây là một biện pháp công nghệ làm giảm khả năng xuất hiện biến dạng cho dầm. Hàn tấm t