Tính toán cơ cấu nâng bàn trượt

Chương 5: TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG BÀN TRƯỢT. 5.1.Vị trí tính toán. Để xác định ứng lực nâng cần thiết của cơ cấu nâng. Ta tính toán máy nâng ở các vị trí sau: + Cơ cấu nâng được tính khi nâng mã hàng định mức lên vị trí cao nhất . + Máy nâng làm việc trên mặt nên có độ nghiên ngang với gốc nghiên 30 Sơ đồ cơ cấu nâng khung như hình vẽ. 5.2.Ứng lực nâng cần thiết. - Ứng lực nâng cần thiết trên piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng được xác định theo công thức. lực cản chuyển động nâng do trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. lực cản chuyển động nâng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Ở đây do ta sử dụng chiều cao nâng chạc tự do nên thành phần lực cản W2=0 lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó. lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó. 5.2.1. Tính toán các lực cản chuyển động nâng. -Lực cảng chuyển động nâng trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. Cùng với lực cảng chuyển động nâng trọng lượng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Và được xác định bằng công thức sau: Ta có: với: : hiệu suất cơ khí của xi lanh thủy lực nâng. : hiệu suất bộ truyền xích. Q = 2725 (kG) trọng lượng hàng nâng định mức. Gk=1275 (kG) trọng lượng bàn trượt và thiết bị kẹp - Lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó: Lấy khoảng cách giữa các con lăn khung động với khung tĩnh theo phương thẳng đứng a bằng khoảng cách giữa cac con lăn bàn trượt a1 ( a = a1 = 60 cm) Phản lực tác dụng lên con lăn chính của khung và bàn trượt là bằng nhau : Rk = RB = RH Ta có: Trong đó: b – cánh tay đòn từ trọng tâm mã hàng đến xích nâng b = 67,5 cm b1 – cánh tay đòn từ trọng tâm bàn trượt và chạc hàng đến xích nâng b1 = 6,5 cm ( xích nâng được cố định trên khung động và lệch tâm với trục tâm của khung tĩnh một khoảng l2 = 10 cm) Ta có: b = 67,5 cm. b1 = 6,5 cm. a = 60 cm. QH = 2725 kG. Gk = 1275 kG. Từ đó ta có : (kG) Lực cản do ma sát lăn của các con lăn chính dẫn hướng chuyển động : Trong đó: w : Hệ số cản lăn của các con lăn chính: Trong đó: Dk – Đường kính con lăn chính (tra bảng 16 ) Dk = 11 cm. f – Hệ số ma sát lăn của con lăn khi lăn trong khung , f = 0.04 m - Hệ số kể đến sự trượt của con lăn trong quá trình lăn , m = 0.015 dk - Đường kính trục con lăn chính. Dựa theo công thức kinh nghiệm ta có: dk = ( 0.2 ¸ 0.25) Dk Ta chọn dk = 0.2. Dk = 0.2. 11 = 2,2 cm. Như vậy : Ta tính được: Với: w = 0,0102 Rk = RH = 3203.75 kG h1 = 0,98 h2 = 0,96 R’H = 3408.64(kG). Suy ra: - Lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó (W4) Được xét đến khi xe nâng hàng định mức trên mặt phẳng nghiêng ngang một góc b = 30 . W4 = w1 ( XK + Xk ) Trong đó : XK – Phản lực tác dụng lên con lăn phụ bàn trượt w1 - Hệ số cản của các con lăn phụ Phản lực tác dụng lên các con lăn phụ bàn trượt: XK = 0,5(QH+GK)Sin + Khi nâng hàng lực cản lớn nhất phát sinh do phản lực trên các con lăn phụ của bàn nâng và cả con lăn phụ trên khung ngoài và khung trong. Khi máy nâng làm việc đứng trên mặt nền có độ nghiên ngang b = 30 . Với: QH = 2725(kG) GK = 1275 (kG) Suy ra: XK = 0,5(2725+1275).Sin 30 XK = 104.67(kG) Hệ số cản các con lăn phụ: Trong đó: f: hệ số ma sát lăn, f = 0,04 : hệ số ma sát kể đến sự trượt của con lăn, 0,015. D’K: đường kính ngoài của con lăn phụ. Theo công thức gần đúng ta có: D’K = 0,5.DK = 0,5.11 = 5,5 cm d’K:đường kính trục con lăn phụ Thường theo công thức kinh nghiệm: d’K = 0,6 D’K = 3,3 cm. Suy ra: ( 2. 0,04 + 0,015.3,3 ) = 0.0235 Vậy có được: 0,0235. XK= 104.67(kG) Ta tính được: =0.0235.(104.67+104.67) =4.92(kG) Từ kết quả trên ta có thể tính được giá trị của lực nâng cần thiết của bộ phận nâng hàng cuả máy: Sn = W1+W2+W3+W4 = 8503.4 + 138.93 + 4.92 = 8647.25(kG) 5.2.2. Tính chọn xilanh piston thủy lực nâng khung: Từ ứng lực cần thiết cho bộ phận nâng hàng ta có thể tính được đường kính cần thiết cho xilanh thuỷ lực nâng: Đường kính trong của xilanh thuỷ lực nâng được tính theo công thức 13-2 của SGK máy nâng tự động: Trong đó: Sx = 8647.25(kG) lực nâng cần thiết trên cần piston của xylanh thuỷ lực nâng Dt đường kính trong của xylanh thuỷ lực nâng. Z: số xilanh thuỷ lực nâng làm việc đồng thời, Z = 1 P: áp suất làm việc cuả dầu thuỷ lực, P = 180 kG/cm2. : sự tổn hao áp suất dọc đường. 0,12 . P = 0,12 . 180 = 21,6 kG/cm2 : hiệu suất cơ khí của xilanh = 0,96. : hiệu suất ổ đỡ của xilanh = 0,98 Suy ra: (cm) Xy lanh thủy lực được tiêu chuẩn hoá nên ta chọn xy lanh thủy lực nâng có thông số: Đường kính trong của xilanh: Dt = 9(cm) Đường kính ngoài của xilanh: Dn =1.2D=1.2*9 =10.8 (cm) => chọn Dn=11 (cm) Hành trình piston của xylanh thuỷ lực nâng được xác định theo công thức :h = lb/2 =210 / 2 = 105 (cm) - Đường kính của piston của xylanh thuỷ lực: Đối với cơ cấu nâng bàn trượt ta sử dụng là loại xylanh một chiều kiểu tác dụng đơn và đường kính của cần piston được chọn theo công thức. Ta chọn: d=7(cm). 5.2.3. kiểm tra bền cho xylanh thuỷ lực nâng. Vì xi lanh thủy lực nâng thành dày nên đáy xi lanh ta coi như 1 tấm tròn chịu lực và bị ngàm một đầu do đó ta tính kiểm tra bền theo nén: với: r=3.5(cm): bán kính trong của xi lanh thủy lực. bề dày thành xi lanh thủy lực. Vật liệu chế tạo xylanh thuỷ lực phải có ứng suất cho phép lớn hơn ứng suất nén. Vậy xi lanh thủy lực thỏa mãn điều kiện bền. 5.2.4.Kiểm tra ổn định cho xylanh thuỷ lực: Lực tác dụng lên cần piston: Pm=(P-) Trong đó : Dt - đường kính trong của xilanh thủy lực nâng. Dt=9cm. P - áp suất làm việc cảu dầu thủy lực. P=180(KG/cm2) - tổn thất áp lực khi hồi dầu. =21.6 (KG/cm2) Suy ra : Pm=(180-21.6)(KG) Cần piston khi hạ hàng phải chịu lực nén tác dụng lên đầu piston do đó ta kiểm tra ổn định cho cần piston theo điều kiện nén (SBVL) sau: Trong đó : Pm - lực tác dụng lên cần piston F-diện tích cần mặt cắt piston. - hệ số suy giảm áp suất phụ thuộc vào độ mãnh . Hệ số độ mãnh của cần piston được tính như sau: Trong đó : - hệ số độ mãnh của cần piston. - hệ số phụ thuộc vào loại liên kết ở hai đầu thanh. Theo sơ đồ tính ta có =0,7. l - chiều dài của xilanh khi khung. l=2.l0 l0 - hành trình của piston l0=105(cm) Suy ra: l=2.105=210(cm) i - bội suất hệ palăng. i=2. imin - bán kính quán tính nhỏ nhất của mặt cắt ngang. imin=ix=iy= Jx - mômen quán tính chống uốn của tiết diện theo phương x. Jx= Suy ra : imin=ix=iy= Suy ra: Từ tra bảng SBVL ta có: Theo phương pháp nội suy: Từ đó ta tính được: Chọn vật liệu chế tạo cần piston phải có Vậy cần piston đảm bảo độ bền và ổn định khi làm việc khi làm việc. Chương 6: TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG KHUNG ĐỘNG 6.1.Vị trí tính toán. Khi tính toán cơ cấu nâng khung động ta xét máy nâng trong các trường hợp sau: - Khung nâng ở vị trí thẳng đứng. - Chạc hàng nâng ở vị trí cao nhất ,các khung cũng ở vị trí cao nhất với hàng có tải trọng bằng tải trọng nâng định mức. - Máy nâng đứng trên nền có góc nghiêng ngang b = 30 . 6.2.Xác định lực nâng cần thiết. - Ứng lực nâng cần thiết trên piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng khung động được xác định theo công thức. lực cản chuyển động nâng do trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. lực cản chuyển động nâng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó. lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó. 6.2.1. Tính toán các lực cản chuyển động nâng. -Lực cản chuyển động nâng trọng lượng hàng và nâng bàn nâng cùng với thiết bị kẹp giấy cuộn. Cùng với lực cản chuyển động nâng trọng lượng khung động cùng piston trụ cùng với dầm ngang và các nhánh xích nâng hàng. Và được xác định bằng công thức sau: Ta có: với: : hiệu suất cơ khí của xi lanh thủy lực nâng. : hiệu suất bộ truyền xích. Q = 2725 (kG) trọng lượng hàng nâng định mức. Gk=1275 (kG) trọng lượng bàn trượt và thiết bị kẹp Gb trọng lượng khung động cùng piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng và dầm ngan trục đỡ các con lăn dẫn hướng xích nâng Gb=mb* lb Trong đó lb =0.5H+a1+Dk mb=120 (kg) khối lượng khung động cùng piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng và dầm ngang trục đỡ các con lăn dẫn hướng xích nâng. H= 3000(mm) chiều cao nâng hàng. a1=60 (cm) khoảng cách theo phương thẳng đứng giữa các con lăn trên khung ngoài và con lăn dưới của khung động. Dk=11 (cm) đường kính con lăn chính =>lb= 0.5*3000 + 600 + 110 =2210 (mm) =2.21 (m) =>Gb=120*2.21 =265.2 (kG) - Lực cản chuyển động lăn của các con lăn chính lăn trên thanh dẫn hướng của nó: Lấy khoảng cách giữa các con lăn khung động với khung tĩnh theo phương thẳng đứng a bằng khoảng cách giữa cac con lăn bàn trượt a1 ( a = a1 = 60 cm) Phản lực tác dụng lên con lăn chính của khung và bàn trượt là bằng nhau : Rk = RB = RH Ta có: Trong đó: b – cánh tay đòn từ trọng tâm mã hàng đến xích nâng b = 67,5 cm b1 – cánh tay đòn từ trọng tâm bàn trượt đến xích nâng b1 = 6,5 cm ( xích nâng được cố định trên khung động và lệch tâm với trục tâm của khung tĩnh một khoảng l2 = 10 cm) Ta có: b = 67,5 cm. b1 = 6,5 cm. a = 60 cm. QH = 2725 kG. Gk = 1275 kG. Từ đó ta có : (kG) Lực cản do ma sát lăn của các con lăn chính dẫn hướng chuyển động : Trong đó: R’H : Phản lực phụ trên các con lăn khung động do phản lực của puly xích gây ra. w : Hệ số cản lăn của các con lăn chính: Trong đó: Dk – Đường kính con lăn chính (tra bảng 16 ) Dk = 11 cm. f – Hệ số ma sát lăn của con lăn khi lăn trong khung , f = 0.04 m - Hệ số kể đến sự trượt của con lăn trong quá trình lăn , m = 0.015 dk - Đường kính trục con lăn chính. Dựa theo công thức kinh nghiệm ta có: dk = ( 0.2 ¸ 0.25) Dk Ta chọn dk = 0.2. Dk = 0.2. 11 = 2,2 cm. Như vậy : Phản lực gây ra tại puly xích khi nâng hàng: Khi hàng được nâng lên độ cao H = 3000 m thì lúc này sẽ sinh ra phản lực có giá trị là 2F tại hai puli xích sẽ gây ra các phản lực phụ trên các con lăn động . 2F = 2S – lực kéo của xích nâng tác dụng lên hai puly xích khi nâng hàng l2 - Độ lệch của đường tâm puly xích so với đường trục tâm của khung tĩnh H1 – Độ cao của puly xích nâng khi nâng hàng ở độ cao cao nhất so với chân của xylanh thủy lực nâng Với H1 được tính theo công thức gần đúng sau : H1 = H + a = 3000 + 600 = 3600 mm Ta tính được : Với : QH = 2725 (kG) GK = 1275 (kG) Rk = RH = 3203.75 KG h1 = 0.98 w = 0.0102 =1053.75 (kG) Phản lực phụ trên các con lăn do cặp lực 2F gây ra.: Trong đó: h – Khoảng cách puly xích và con lăn khung động . Sẽ sinh ra phản lực có giá trị là 2F tại hai puly xích sẽ gây ra phản lực phụ trên các con lăn của khung động Giá trị 2F được tính theo công thức : Trong đó: h = H/ 2 + a = 3000/ 2 + 600 = 2100 mm = 210 cm. Từ các giá trị trên thay vào công thức : (kG) Suy ra: kG. Ta tính được: Với: w = 0,0102 Rk = RH = 3203.75 kG h1 = 0,98 h2 = 0,96 R’H = 3408.64(kG). Suy ra: (kG). - Lực cản chuyển động lăn các con lăn phụ lăn trên thanh dẫn hướng của nó (W4) Được xét đến khi xe nâng hàng định mức trên mặt phẳng nghiêng ngang một góc b = 30 . W4 = w1 ( 2XK + XH + XB ) Trong đó : XK – Phản lực tác dụng lên con lăn phụ bàn trượt XH – Phản lực tác dụng lên con lăn phụ phía dưới khung động XK – Phản lực tác dụng lên con lăn phụ phía dưới khung tĩnh w1 - Hệ số cản của các con lăn phụ Phản lực tác dụng lên các con lăn phụ bàn trượt: XK = 0,5(QH+GK)Sin + Khi nâng hàng lực cản lớn nhất phát sinh do phản lực trên các con lăn phụ của bàn nâng và cả con lăn phụ trên khung ngoài và khung trong. Khi máy nâng làm việc đứng trên mặt nền có độ nghiêng ngang b = 30 . Với: QH = 2725(kG) GK = 1275 (kG) Suy ra: XK = 0,5(2725+1275).Sin 30 XK = 104.67(kG) Phản lực tác dụng lên con lăn phụ phía dưới khung động: Với : + QH = 2725( kG) trọng lượng vật nâng. + GK = 1275 (kG) trọng lượng của thiết bị kẹp và bàn nâng + GB = 265.2 (kG) trọng lượng khung động cùng với piston trụ của xylanh thuỷ lực nâng và dầm ngang trục đỡ các con lăn dẫn hướng xích nâng + m1 khoảng cách từ trục con lăn chính dưới khung động đến đầu mút tự do thấp nhất của khung động có thể chọn sơ bộ m1=6 (cm) + a = 60 (cm ) khoảng cách giữa các con lăn chính trên và dưới bàn nâng + a1 = 60 (cm) khoảng cách theo phương thẳng đứng giữa con lăn trên khung ngoài và con lăn dưới của khung động +=30 + c khoảng cách theo chiều cao giữa con lăn dưới bàn nâng và con lăn trên khung ngoài và được xác định bằng công thức c = 0.5*H-a =0,5.300 - 60 = 90(cm) + lB = 221 cm chiều dài khung động => =628.03 + 24.17 =652.2 (kG) Phản lực tác dụng lên con lăn phụ phía trên khung ngoài Hệ số cản các con lăn phụ: Trong đó: f: hệ số ma sát lăn, f = 0,04 : hệ số ma sát kể đến sự trượt của con lăn, 0,015. D’K: đường kính ngoài của con lăn phụ. Theo công thức gần đúng ta có: D’K = 0,5.DK = 0,5.11 = 5,5 cm d’K:đường kính trục con lăn phụ Thường theo công thức kinh nghiệm: d’K = 0,6 D’K = 3,3 cm. Suy ra: ( 2. 0,04 + 0,015.3,3 ) = 0.0235 Vậy có được: 0,0235. XK= 104.67(kG) XB= 428.97(kG) XH= 652.2 (kG) Ta tính được: =0.0235.(104.67+428.97+652.2) =27.86 (kG) Từ kết quả trên ta có thể tính được giá trị của lực nâng cần thiết của bộ phận nâng hàng cuả máy: Sn = W1+W2+W3+W4 = 8779.65 + 211.37 + 27.86 = 9018.88(kG) 6.2.2. Tính chọn xilanh piston thủy lực nâng khung: Từ ứng lực cần thiết cho bộ phận nâng hàng ta có thể tính được đường kính cần thiết cho xilanh thuỷ lực nâng: Đường kính trong của xilanh thuỷ lực nâng được tính theo công thức 13-2 của SGK máy nâng tự động: Trong đó: Sx = 9018.88 kG lực nâng cần thiết trên cần piston của xylanh thuỷ lực nâng Dt đường kính trong của xylanh thuỷ lực nâng. Z: số xilanh thuỷ lực nâng làm việc đồng thời, Z = 2 P: áp suất làm việc cuả dầu thuỷ lực, P = 180 kG/cm2. : sự tổn hao áp suất dọc đường. 0,12 . P = 0,12 . 180 = 21,6 kG/cm2 : hiệu suất cơ khí của xilanh = 0,96. : hiệu suất ổ đỡ của xilanh = 0,98 Suy ra: (cm) Xy lanh thủy lực được tiêu chuẩn hoá nên ta chọn xy lanh thủy lực nâng có thông số: Đường kính trong của xilanh: Dt = 7 (cm) Đường kính ngoài của xilanh: Dn =1.2D=1.2*7 =8.4 (cm) => chọn Dn=9 (cm) Hành trình piston của xylanh thuỷ lực nâng được xác định theo công thức :h = H/2 =300 / 2 = 150 (cm) - Đường kính của piston của xylanh thuỷ lực: Đối với cơ cấu nâng khung động ta sử dụng là loại xylanh một chiều kiểu tác dụng đơn và đường kính của cần piston được chọn theo công thức. Ta chọn: d=5(cm). 6.2.3. kiểm tra bền cho xylanh thuỷ lực nâng. Vì xi lanh thủy lực nâng thành dày nên đáy xi lanh ta coi như 1 tấm tròn chịu lực và bị ngàm một đầu do đó ta tính kiểm tra bền theo nén: với: r=3.5(cm): bán kính trong của xi lanh thủy lực. bề dày thành xi lanh thủy lực. Vật liệu chế tạo xylanh thuỷ lực phải có ứng suất cho phép lớn hơn ứng suất nén. Vậy xi lanh thủy lực thỏa mãn điều kiện bền. 6.2.4.Kiểm tra ổn định cho xylanh thuỷ lực nâng khung động. Lực tác dụng lên cần piston: Pm=(P-) Trong đó : Dt - đường kính trong của xilanh thủy lực nâng. Dt=7cm. P - áp suất làm việc cảu dầu thủy lực. P=180(KG/cm2) - tổn thất áp lực khi hồi dầu. =21.6 (KG/cm2) Suy ra : Pm=(180-21.6)(KG) Cần piston khi hạ hàng phải chịu lực nén tác dụng lên đầu piston do đó ta kiểm tra ổn định cho cần piston theo điều kiện nén (SBVL) sau: Trong đó : Pm - lực tác dụng lên cần piston F-diện tích cần mặt cắt piston. - hệ số suy giảm áp suất phụ thuộc vào độ mãnh . Hệ số độ mãnh của cần piston được tính như sau: Trong đó : - hệ số độ mãnh của cần piston. - hệ số phụ thuộc vào loại liên kết ở hai đầu thanh. Theo sơ đồ tính ta có =0,7. l - chiều dài của xilanh khi khung. l=2.l0 l0 - hành trình của piston. Suy ra: l=2.150=300(cm) i - bội suất hệ palăng. i=2. imin - bán kính quán tính nhỏ nhất của mặt cắt ngang. imin=ix=iy= Jx - mômen quán tính chống uốn của tiết diện theo phương x. Jx= Suy ra : imin=ix=iy= Suy ra: Từ tra bảng SBVL ta có: Theo phương pháp nội suy: Từ đó ta tính được: Suy ra Vậy cần piston đảm bảo độ bền khi làm việc. Chương 7. TÍNH TOÁN CƠ CẤU NGHIÊNG KHUNG 7.1. Vị trí tính toán. Ta tính toán cho cơ cấu nghiêng khung khi máy ở vị trí tính toán mà cơ cấu phải chịu các tải trọng tác dụng sau: Ứng lực tác dụng lên cần piston phát sinhkhi nâng có hàng và nghiêng về phía trước 1 góc: .Trọng tâm của hàng tại chiều cao nâng hàng lớn nhất nằm giữa 2 con lăn bàn trượt. Trọng tâm của bàn trượt và chạc nằm giữa chiều dày của bàn trượt. Trọng tâm của khung nâng nằm ở giữa khung 7.2. Tính ứng lực cần thiết trên xy lanh thủy lực nghiêng khung. Sơ đồ tính cơ cấu nghiêng khung như hình vẽ Ta có các quy ước kí hiệu sau: Góc nghiêng khung về phía trước: Q: trọng lượng hàng nâng (bằng trọng lượng định mức Q=2.725T) GK,GB,GH: trọng lượng cuả bàn trượt và thiết bị kẹp ,trọng lượng của khung động, khung tĩnh(đã được tính ở phần trước) H1,H2,H3,H4:là chiều cao từ chốt bản lề xoay khung đến các trọng tâm đặt các trọng lượngQ, GK,GB,GH và chốt liên kết đầu piston của xilanh thuỷ lực nghiêng với khung tĩnh(khung ngoài) b’:khoảng cách từ trọng tâm mã hàng đến con lăn bàn trượt. b’ = b + l1 = 120 (cm) b’1: khoảng cách từ trọng tâm bàn trượt và chạc đến con lăn bàn trượt. b’1 = b1 + l1 = 18,5 (cm) (với b, b1, l1 được tra theo bảng 16 của sách máy nâng tự hành) a: khoảng cách theo phương ngang của khung động và khung tĩnh đến chốt bản lề xoay khung, a = 20 cm (a được chọn dựa vào máy mẫu) :góc nghiêng đặt xilanh thuỷ lực nghiêng khung so với phương ngang.( được chọn dựa vào máy mẫu) S’k:ứng lực cần thiết tác dụng lên cần piston của xilanh thuỷ lực nghiêng khung. Ta xét tổng momen cho cơ cấu nghiêng khung khi khung mang hàng nghiêng về phía trước 1 góc Ta có: Từ đó ta có: Để đơn giản cho việc tính toán ta chia công thức trên thành hai thành phần. =696371.85 (kG) =-33.3S’k => 696371.85 -33.3S’k=0 =>S’k=20911.29 (kG) Với: H1 = 286 (cm) H2 = 236 (cm) b’=120 (cm) GK = 1275 (kG) GB = 265.2 (kG) H3 = 75 cm GH = 1,1 x GB = 291.72 (kG) (trọng lượng khung tĩnh). H4 = 50 (cm) b’1 = 18,5 (cm) a = 20 (cm) 7.3. Tính piston xilanh thuỷ lực nghiêng khung: Sau khi xác định ứng lực cần thiết của xilanh thuỷ lực nghiêng khung ta có thể tính chọn được đường kính trong cần thiết của xilanh thuỷ lực qua công thức: Trong đó: Dt: đường kính trong của xilanh thuỷ lực nghiêng khung S’k: ứng lực cần thiết cho xilanh nghiêng khung, S’k = 20911.26(kG) z:số xilanh thuỷ lực nghiêng khung, z =2 P:áp suất làm việc của chất lỏng thuỷ lực, P = 180 kG/cm2 :độ hao hụt áp suất trong suốt quá trình đường đi của chất lỏng thủy lực. :hiệu suất cơ khí của xilanh thuỷ lực = 0,96 :hiệu suất ổ đỡ của xilanh thuỷ lực = 0,98 Thay vào biểu thức ta tính được: Đường kính trong của xilanh thuỷ lực nghiêng: Dt = 9.46 cm. Do xy lanh được tiêu chuẩn hoá nên ta chọn: Dt = 10 cm Suy ra: Đường kính ngoài của xilanh thuỷ lực nghiêng: Dn=1,2.Dt = 12 (cm) 7.4. Kiểm tra bền cho xi lanh thuỷ lực nghiêng khung. Ta đi kiểm tra xi lanh thủy lực nghiêng khung theo điều kiện bền với công thức: với; Vật liệu chế tạo xylanh thuỷ lực phải có ứng suất cho phép lớn hơn ứng suất nén. Vậy xi lanh thủy lực thỏa mãn điều kiện bền. Chương 8: TÍNH CHỌN CÁC PHẦN TỬ THUỶ LỰC. 8.1.Chọn bơm thuỷ lực. Trong các loại máy xếp dỡ thông thường ta thường sử dụng loại bơm bánh răng với các thông số cơ bản: Lưu lượng làm việc của bơm: QB=400-500 lít/phút. Tốc độ bơm: n=1500-2000 vòng/phút. Hiệu suất tổng: 0,6-0,85. Ta chọn bơm bánh răng vì có nhiều ưu điểm như: kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, chắc chắn, làm việc tin cậy, tuổi thọ cao, kích thước nhỏ gọn và có thể chịu quá tải trong một thời gian ngắn. Lưu lượng của chất lỏng: với: i=2 bội suất palăn xích D=7 (cm) đường kính trong của xylanh thuỷ lực nâng V=19,2 m/phút=1920 cm/phút. Tốc độ nâng hàng định mức lít/phút. Vậy ta chọn bơm bánh răng với các thông số trên đã thoả mãn điều kiện. 8.2.Chọn van an toàn: Van an toàn làm nhiệm vụ giữ cho áp lực dầu làm việc của hệ thống không vượt quá áp lực quy định nó có 2 chức năng chính: Đảm bảo tuổi thọ của các chi tiết và bộ máy. Duy trì tính năng hoạt động của hệ thống theo đúng quy định kỹ thuật. Dựa vào áp lực dầu làm việc P=180 KG/cm2 ta chọn van an toàn có các thông số sau: Kiểu van:Y4790-15 Hành trình piston đóng mở van: 32 mm. Aùp lực dầu định mức: P=180KG/cm2. Lưu lượng dầu qua van: Định mức: 160 lít/phút. Nhỏ nhất: 16 lít/phút. Tổn thất áp lực qua van,Mpa 0,6. Trọng lượng: q=12KG. 8.3.Chọn van phân phối: P: dòng dầu cao áp được dẫn vào van phân phối. T: dòng dầu thấp áp được dẫn ra khỏi van phân phối. A,B: là 2 cửa van nối với các đường ống dẫn tới động cơ hoặc xi lanh thủy lực. -Nguyên lý hoạt động: Trong trường hợp không cần đưa dầu cao áp tới các bộ máy, cần điều khiển để ở vị trí 1 khi đó con trượt trong van đóng hoàn toàn bịt đường dầu P và T. Nếu muốn đưa dầu cao áp ra cửa A và dẫn dầu thấp áp từ cửa B ra cửa T ta điều khiển cần gạt tới vị trí 2. Còn vị trí thứ 3 thì ngược lại. Tính năng kỹ thuật của loại van phân phối (loại 32). Aùp lực dầu vào van (Mpa): Định mức: 16 Cao nhất: 17 Lượng tụt áp cho phép: 0,8 Lưu lượng dầu (lít/phút): Định mức: 250 Cao nhất: 320 Lực đóng mở van: 450N Nhiệt độ dầu làm việc (0C): Lớn nhất:+750C. Nhỏ nhất:-400C. 8.4.ống dẫn và cút nối: Oáng dẫn chuyên làm nhiệm vụ dẫn dầu công tác từ bộ phận này sang bộ phận khác của hệ thống. Căn cứ vào khả năng thay đổi cự ly truyền dẫn dầu người ta chia ống dầu thủy lực thành 2 loại: ống cứng và ống mềm. Oáng cứng: thường dùng trong trường hợp cự ly truyền dẫn dầu không thay đổi trong quá trình máy hoạt động, các ống này thường được chế tạo từ kim loại nên còn gọi là ống kim loại. Oáng mềm: thường dùng trong trường hợp cự ly truyền dẫn dầu thay đổi trong quá trình máy hoạt động, các ống này thường được chế tạo từ vật liệu cao su tổng hợp. Lựa chọn ống dẫn dầu thủy lực ta quan tâm tới 2 thông số quan trọng nhất là áp lực dầu định mức và lưu lượng lớn nhất của dầu được truyền trong đó. Với cự ly và áp lực dầu trong đó ta có thể chọn được kiểu ống thích hợp. Các loại cút nối: chỉ đóng vai trò chuyển hướng truyền dẫn dầu hoặc được nối trung gian giữa các đường ống với nhau hay giữa đường ống với các chi tiết, cụm máy thủy lực khác, được chế tạo bằng kim loại có ren vặn chắc chắn với quy định chặt chẽ về chiều vặn ren. 8.5.Thùng dầu thủy lực: Trong hệ thống truyền động thủy lực thùng chứa dầu có những công dụng sau: Góp phần làm mát dầu. Lưu trữ toàn bộ lượng dầu cần thiết phục vụ cho hệ thống. Góp phần làm sạch dầu nhờ có lưới lọc bố trí trong thùng hoặc tạo điều kiện cho các chất bẩn, mạt kim loại, bụi chứa trong dầu được lắng đọng. Đổi mới dầu thông qua việc bổ sung hoặc thay thế dầu trong quá trìng hoạt động của máy. Thùng có cấu tạo từ thép tấm với hệ thống khung xương thích hợp. 8.6.bộ lộc dầu. Bộ lọc tuy nhỏ, rẻ tiền nhưng đóng vai trò rất quan trọng cho quá trình làm sạch dầu công tác. Tác dụng của bộ lọc dầu là: Lọc sạch được mọi tạp chất kể cả các dạng huyền phù chứa trong dầu, nhất là giữ được các mạt kim loại, hạt cứng ở lại bộ lọc với hiệu suất lọc cao nhất. Tổn thất áp lực và lưu lượng dầu qua lọc là nhỏ nhất. Làm việc chắc chắn, tuổi thọ cao, dễ tháo lắp và chăm sóc kỹ thuật Thường dùng 2 kiểu lọc dầu: lọc cưỡng bức và lọc tự nhiên. Lọc cưỡng bức: dòng dầu chảy vào lọc thường chịu tác dụng cưỡng bức các lực phụ trợ như lực ly tâm, lực nén. Loại lọc này thường dùng cho hệ thống thủy lực quan trọng, công suất lớn vá phức tạp. Lọc tự nhiên: dòng dầu chảy vào lọc thường không chịu thêm bất cứ các lực tác dụng cưỡng bức hay lực tác động phụ nào. Chương 9:TÍNH TOÁN KẾT CẤU THÉP KHUNG ĐỘNG VÀ KHUNG TỈNH. 9.1. Tính toán khung nâng. Khung nâng của xe nâng bao gồm khung ngoài (khung tĩnh), và khung trong (khung động). Khi xe nâng làm hàng khung nâng là một kết cấu không gian chịu tác dụng của các tải trọng. - Tải trọng tác dụng có phương vuông góc với mặt phẳng khung - Tải trọng tác dụng nằm trong mặt phẳng khung nâng. - Các thanh đứng của khung đóng vai trò thanh dẫn hướng cho các con lăn chịu tác dụng của tải trọng cục bộ do áp lực của các con lăn gây nên. 9.2. Tính toán khung động. Ta giả thiết: Các thanh đứng của khung động làm việc độc lập nhau. Sơ đồ tính của thanh đứng được đưa về sơ đồ tính của 1 dầm. Qua giả thiết trên khung động được đưa về sơ đồ tính có dạng sau: Ta tiến hành kiểm tra bền cho khung: Tra bảng 16 tài liệu “máy nâng tự hành”,ta xác định được các khoảng cách kích thước sau: a = a1= 60 cm : khoảng cách giữa 2 con lăn khung động và khoảng cách giữa 2 con lăn bàn trượt. c = 0,5.H - a = 90cm:khoảng cách từ con lăn dưới của bàn trượt đến con lăn trên của khung động (được tính theo công thức gần đúng) m = 6,5cm: khoảng cách từ con lăn dưới của khung động đến đoạn cuối của khung nâng (tra theo tài liệu máy nâng tự hành) RK: phản lực của các con lăn bàn trượt tac dụng lên khung động. RB, RH: phản lực của các con lăn khung động tác dụng lên khung tĩnh. lK, lB, lH: khoảng cách từ khung nâng đến bản thành khung nâng lK = lB = lH = 2,5cm (lấy theo máy mẫu) Với mặt cắt khung tĩnh là thép chữ [ ta có:Theo tài liệu máy nâng ta có được biểu đồ momen cho thanh đứng của khung động như hình vẽ: Ta có: RK = RB = RH = 3203.75 (kG). MkB = MkH = MB = MH = eB = 3203.75. 2,5 = 8009.375(kG.cm) 2F:cặp lực đặt lên khung ngang của khung động(do xilanh-piston thuỷ lực nâng khung tác dụng lên) Ta có vị trí các điểm đặt lực: Z = a1+a+c = 210(cm). Z1 = m = 6,5(cm) Z2 = m + a1 = 66,5(cm) Z3 = m + a1 + c = 156.5(cm) Z4 = m + a1 + c + a = 275(cm) Z5 = m + a1 + c + a + h = 426.5 (cm) Giá trị các lực đặt tại các vị trí tương ứng: R1 = RB = 3203.75 (Kg) R2 = RH = 3203.75 (kG) R3 = RK = 3203.75 (kG) R4 = RK = 3203.75 (kG) R5 = F = 58.54/ 2 =29.27 (kG) Dưới tác dụng của lực, dầm chịu uốn theo chiều rộng dầm với giá trị momen uốn được tính theo công thức (13) tài liệu máy nâng tự động sau: Trong đó: là hệ số kể đến dấu cho các vị trí tính toán tiết diện: Khi :Z>Zi: Khi :Z<Zi: Căn cứ vào biểu đồ momen uốn cho thanh đứng ta thấy tại tiết diện dầm chịu uốn lớn nhất.Vậy ta kiểm tra uốn cho thanh tại tiết diện 4 và tiết diện tại vị trí 5 Vì Z4>Z nên Z5>Z nên Ta tính được giá trị của MZ: = 3203.75(210-275)+29.27(210-426.5) = -208243.75-6336.955 =-214580.705(kG.cm) - Chọn vật liệu chế tạo khung động. Tiết diện khung động có dạng hình chữ [ được chế tạo từ thép 40X tôi cải thiện, tra bảng 3-8 sách TKCTM, ta có =700 N/mm2. Ứng suất cho phép . = 466.67 N/mm2 Ứng với tải trọng nâng Q = 2725 kG, tra bảng 10 sách máy nâng tự hành ta chọn khung động và khung tĩnh có tiết diện chữ [, với các thông số kỹ thuật sau: B =55 (mm). H =150 (mm). B = 15 (mm). D =18 (mm). 9.2.1. Xác định trọng tâm của thép chữ C. - Ta có diện tích và trọng tâm của từng hình chữ nhật bên trong gồm: + Diện tích phần thứ nhất: F1=9.9 cm2 với tọa độ C1=(2; 6.6). + Diện tích phần thứ hai: F2=17.1 cm2 với tọa độ C2=(0; 0). + Diện tích phần thứ ba: F3=9.9 cm2 với tọa độ C3=(2; -6.6). Tọa độ trọng tân của chữ C: Vậy tọa độ trọng tâm C là: C (1.07;0). 9.2.2. Xác định moment quán tính của thép chữ C. Qua C ta lập hệ trục OXY. - Moment quán tính chính trung tâm theo phương X ta có: = Jx + với: b1= = Jx + với: b2= = Jx + với: b3= Vậy moment quán tính chính trung tâm theo phương X là: - Moment quán tính chính trung tâm theo phương Y: ta có: = Jy + với: a1= = Jx + với: a2= = Jx + với: a3= Vậy moment quán tính chính trung tâm theo phương Y là: Nên moment chống uốn là: - Ứng suất uốn: (kG/cm2) = 152.775 (N/ mm2) < = 466.67(N/ mm2) - Khi khung nâng làm việc,ngoài tác dụng của các lực gây uốn thanh còn phải chịu tác dụng của momen xoắn do các lực không đi qua tâm tiết diện của thanh gây ra. Góc xoắn tương đối ứng với các lực tác dụng đó được tính theo công thức sau của tài liệu máy nâng tự hành: Với: +Mi: momen xoắn tại tiết diện thứ I +lB: chiều dài khung động, lB = 221 (cm) +sh: hàm sin hybecbolic Ta tính được K theo công thức của tài liệu máy nâng tự hành: Trong đó: G:mođun trượt của thép G = 8.105KG/cm2 E:mođun đàn hồi của thép E = 2,1.106KG/cm2 :momen quán tính của tiết diện quạt của tiết diện lấy đối với góc chính JK : momen chống xoắn tự do - xác định moment quán tính của tiết diện quạt. Biểu đồ xác định moment quán tính quạt như hình vẽ. Với P2 toạ độ cực chính được P2 d = Trong đó: b= 4.75(cm) h= 13.2(cm) + Toạ độ quạt tại vị trí 1 và 3 Tọa độ quạt tại vị trí số 2 và 4 là: Moment quán tính của cánh quạt được tính theo công thức: Fc=h.b1=13.2*1.5=19.8(cm2) Fn=b*b2=4.75*1.8=8.55(cm2) Độ cứng khi xoắn được xác định theo công thức: với: các hệ số , được chọn theo kinh nghiệm nên: và =0,537 nên độ cứng chống xoắn của nó là: => Moment tại tiết diện 4: M4=-208243.75 (kG.cm) Moment tại tiết diện 5: M5=-6336.955 (kG.cm) Ta tính được giá trị góc xoắn tướng đối: Trong đó: Các momen xoắn sẽ gây ra trạng thái xoắn kiềm chế và biểu thức tính momen xoắn tính theo công thức sau (tài liệu máy nâng tự động): Với: Z = 210 (cm) K = 13.35 lB = 211 (cm) Z4 = 275 (cm) M4=-208243.75 (kG.cm) Z5 =426.5(cm) M5=-6336.955 (kG.cm) Từ đó ta tính được : Tại tiết diện 1,3: Tại tiết diện 2,4: Vậy khung đủ bền. + Qua đó ta thấy được ứng suất pháp lớn nhất do momen xoắn gây ra có trị số lớn nhất tại tiết diện 2.4 Do ứng suất tiếp không đáng kể nên ta có thể bỏ qua. 9.3. Kiểm tra khung tĩnh. Ta tính bền cho khung tĩnh với các giả thiết sau: + Các thanh đứng của khung ngoài làm việc độc lập nhau. + Khung ngoài được đưa về sơ đồ tính của 1 thanh đứng. + Khung tĩnh có thanh đứng là kết cấu thép chữ [ với các thông số sau đã tính ở phần trên + Khi tính toán kiểm tra bền cho khung ngoài ta coi các khung ngoài (dầm ngang)ở phía trên và phía dưới của khung không cản trở đến sự xoay tự do của thanh đứng.Khung tĩnh được đưa về sơ đồ như hình vẽ + Theo tài liệu”máy nâng tự động”của Nga ta có biểu đồ momen cho thanh đứng của khung tĩnh như sau: Ta có: Khung chịu tác dụng của các lực sau: R1 = RH = 3203.75 (kG) R2 = RB = 3203.75 (kG) R4 = Xc Trong đó: +RH, RB:phản lực của các con lăn khung động và khung tĩnh +Sx’: ứng lực của xilanh thuỷ lực nghiêng khung +Xc: phản lực tại chốt xoay khung Ta có: + RH = RB = 3203.75 (kG) +Sx’=20911.26(kG). Còn đối với Xc,Yc được xác định qua phương trình cân bằng momen sau: Với : Kd: hệ số động, Kd =1,3 Q: tải trọng hàng nâng, Q= 2725 (kG) GK: trọng lượng bàn trượt và kẹp, GK = 1275 (kG) GH: trọng lượng khung tĩnh, GH = 1,1. GB = 291.72 (kG) Sx’: ứng lực trong xilanh thuỷ lực nghiêng khung, Sx’= 20911.26 (kG) :góc nghiêng của xilanh thuỷ lực nghiêng khung so với phương ngang Thay các giá trị trên vào phương trình (1) và (2) ta có: Giải hệ phương trình trên ta được giá trị của Xc và Yc: Xc = 10455.63 (kG) Yc = 20664.29 (kG) Ta có được vị trí các điểm đặt lực: l1 = 60(cm) khoảng cách giữa chốt piston nghiêng khung với con lăn chính của khung động. l2 =70(cm) khoảng cách giữa xylanh thuỷ lực nghiêng khung với tâm chốt bản lề liên kết giữa khung nâng và chassi. l3 =27.5(cm) khoảng cách từ bánh xe đến chân của khung. Z = a1 + l1 + l2 = 190 (cm) Z1 = m = 6,5 (cm) Z2 = m + a1 = 66,5 (cm) Z3 = m + a1 + l1 = 126.5 (cm) Z4 = m + a1 + l1 + l2 = 196.5 (cm) Z5 = m + Z + l3 =224 (cm) Ta tính được momen tại các vị trí: M1 = RH . eH = 3203.75*2,5 = 8009.375 (kG.cm) M2 = RB . eB = 3203.75*2,5 = 8009.375 (kG.cm) = 0 ( do chốt bản lề liên kết với xy lanh thủy lực nằm tại trục khung, l’ = 0). +M4 = Xc.ec = 10455.63*20 = 209112.6(kG.cm) Tương tự ở khung động ta có: Với : +Z>Zi thì = 0 +Z<Zi thì =1 Vì Z4>Z nên ta tính MZ ở vị trí 4: MZ = Xc.(Z-Z4). + 0,5.S’X.sinj.e3 -YC .eC. = 10455.63(190-196.5)+0,5.20911,26.sin300.0-20664,29.20 = -481247.39 (kG.cm) - Chọn vật liệu chế tạo khung tỉnh. Tiết diện khung động có dạng hình chữ [ được chế tạo từ thép 40X tôi cải thiện, tra bảng 3-8 sách TKCTM, ta có =700 N/mm2. Ứng suất cho phép . = 466.67 N/mm2 Ứng với tải trọng nâng Q = 2725 kG, tra bảng 10 sách máy nâng tự hành ta chọn khung động và khung tĩnh có tiết diện chữ [, với các thông số kỹ thuật sau: B =55 (mm). H =150 (mm). B = 15 (mm). D =18 (mm). 9.3.1. Xác định trọng tâm của thép chữ C. - Ta có diện tích và trọng tâm của từng hình chữ nhật bên trong gồm: + Diện tích phần thứ nhất: F1=9.9 cm2 với tọa độ C1=(2; 6.6). + Diện tích phần thứ hai: F2=17.1 cm2 với tọa độ C2=(0; 0). + Diện tích phần thứ ba: F3=9.9 cm2 với tọa độ C3=(2; -6.6). Tọa độ trọng tân của chữ C: Vậy tọa độ trọng tâm C là: C (1.07;0). 9.3.2. Xác định moment quán tính của thép chữ C. Qua C ta lập hệ trục OXY. - Moment quán tính chính trung tâm theo phương X ta có: = Jx + với: b1= = Jx + với: b2= = Jx + với: b3= Vậy moment quán tính chính trung tâm theo phương X là: - Moment quán tính chính trung tâm theo phương Y: ta có: = Jy + với: a1= = Jx + với: a2= = Jx + với: a3= Vậy moment quán tính chính trung tâm theo phương Y là: Nên moment chống uốn là: - Ứng suất uốn: (kG/cm2) = 342.597 (N/ mm2) < = 466.67(N/ mm2) Vậy khung đủ bền về điều kiện chịu uốn. Tương tự ở khung động thanh cũng chịu những lực tác dụng lệch tâm gây uốn xoắn cưỡng bức. Góc xoắn tương đối được tính theo công thức sau: Trong đó: K: hệ số đặc trưng momen uốn xoắn lH: chiều dài khung tĩnh, lH = 206 cm Mi: momen uốn tại tiết diện thứ I Hệ số đặc trưng momen uốn xoắn được tính như sau: = 0,056. lH - xác định moment quán tính của tiết diện quạt. Biểu đồ xác định moment quán tính quạt như hình vẽ. Với P2 toạ độ cực chính được P2 d = Trong đó: b= 4.75(cm) h= 13.2(cm) + Toạ độ quạt tại vị trí 1 và 3 Tọa độ quạt tại vị trí số 2 và 4 là: Moment quán tính của cánh quạt được tính theo công thức: Fc=h.b1=13.2*1.5=19.8(cm2) Fn=b*b2=4.75*1.8=8.55(cm2) Độ cứng khi xoắn được xác định theo công thức: với: các hệ số , được chọn theo kinh nghiệm nên: và =0,537 nên độ cứng chống xoắn của nó là: => : momen quán tính tiết diện quạt của tiết diện lấy đối với góc chính : = 2499.66 (cm4) Thay các giá trị vào biểu thức tính ta có được: =0,530 Bi momen xoắn đựơc tính theo công thức (15) tài liệu máy nâng tự động: Ta có: Z = 190 (cm) Z4 = 196.5(cm) M4= -481247.39 (kG.cm) K = 14 =1 Từ đó ta tính được : Tại tiết diện 1, 3: Tại tiết diện 2, 4: Vậy khung tĩnh đủ bền. Do ứng suất uốn trong thanh không đáng kể nên ta có thể bỏ qua. 9.4. Kiểm tra ứng suất cục bộ trong thanh dẫn hướng. Khi bộ phận thiết bị công tác của xe nâng làm việc thì khung động giữ nhiệm vụ làm ray dẫn hướng cho các con lăn bàn trượt, đồng thời ray dẫn hướng của khung động là các thanh đứng của khung tĩnh. Khi các con lăn khung động,khung tĩnh và các con lăn trượt chuyển động sẽ gây trạng thái cục bộ trong thanh dẫn hướng của khung động và khung tĩnh gây nên ứng suất cục bộ trong thanh. Gọi: P:là áp lực của con lăn chính tác dụng lên thanh dẫn hướng r: khoảng cách điểm đặt lực P đến tâm bản thành Mx:momen uốn dọc My:momen uốn ngang Mz : momen uốn ngang đối với bản thành Việc xác định các momen uốn cục bộ sơ bộ khả năng phức tạp,người ta xác định ứng suất cục bộ theo MX,My,Mz bằng các đại lượng không kích thước sau: Các đại lượng này có giá trị được tra trong bảng 17,18,19,20 trang 320 phụ thuộc vào các thông số sau: và D1/D2. Xét toàn bộ ứng suất cục bộ cho khung động: Ta có::hệ số poatxông D1= D2= Ta tính được: D1 = 1,1215.106 (KG/cm) D2 = 0,649.105 (KG/cm) Suy ra độ cứng chống uốn : 1,72 ; 1,2 Với: E1=E2=2,1.106 kG/cm2 h1 = 1,8 cm b = 4,75 cm Ta có các tỉ số: Với: 2H = 12,8 (cm) r = 3,25 (cm) Toạ độ điểm đặt lực trên tiết diện có dạng sau: Ta có: +0,68 +1,34 += 0,37 +h1/h2= 1,2 Tra bảng 16,17 ta được: 0,142 0,044 -0.183 Ta tính được ứng suất của thanh chịu uốn cục bộ: Dựa vào sơ đồ tính bền cho khung ta thấy RH = 2842(KG) được đặt taị nơi chịu momen lớn nhất. Qua các kết quả tính được ta thấy khung động và khung tĩnh đủ bền. 9.5. Tính toán bàn trượt Tải trọng tính toán Bao gồm tấm trượt dùng để che kẹp, khung bàn trượt để lắp tấm trượt và con lăn. Con lăn gồm con lăn chính của bàn trượt (trục và ổ đỡ) và các con lăn phụ. Tải trọng nâng 2,5T, tra bảng 137 sách nâng tự hành, ta chon tấm trượt có các thông số sau: L = 1200 mm h = 500 mm a = 50 mm l = 800 mm : kết cấu giữa hai gối liên kết với khung bàn trượt Tải trọng tác dụng lên bàn trượt bao gồm: + Tải trọng tác dụng từ kẹp lên bàn trượt: P = 0,66.kđ.Q = 0,66.1,2.4000 = 3168 (kG) + Phản lực từ bàn trượt : N = Sơ đồ tính. Môment uốn theo phương x: Mx = -P.c = 3168.20= 63360 (kG.cm) Môment uốn theo phương y: My = N.c = 5068,8.20 = 101376 (kG.cm) Chọn tiết diện mặt cắt ngang của bàn trượt có dạng hình chữ nhật: h=300 (mm). b=20 (mm) Wx= = =300000 (mm3) Wy== = 120000 (mm3) + = 10.56 (kG/mm2)=105.6(N/mm2) Do đó ta chọn thép 45 thường hoá làm vật liệu chế tạo bàn trượt với 300 N/mm2 200 (N/mm2) Bàn trượt đủ bền 9.6. Tính toán con lăn chính. 9.6.1.chọn ổ đỡ cho con lăn chính. Do con lăn chính luôn làm việc với tải trọng thay đổi do đó để tính toán lực tác dụng lên ổ lăn ta phải tính theo tải trọng tương đương sau: Trong đó: .Qtđ :tải trọng tương đương tác dụng lên ổ đỡ. Pn:tài trọng tác dụng lên ổ khi máy làm việc có hàng với trọng lượng hàng định mức. P0h:tải trọng tác dụng lên ổ đỡ khi máy làm việc không hàng. +Tải trọng tác dụng khi có hàng: Trong đó: QH : tải trọng hàng định mức. b = 67,5 cm: khoảng cách từ trọng tâm mã hàng đến xích nâng. l1 = 12 cm: khoảng cách từ xích nâng đến tâm đĩa xích. b1 = 6,5 cm: khoảng cách từ trọng tâm bàn trượt và chạc đến xích nâng. a = 60 cm :khoảng cách giữa 2 con lăn chính bàn trượt. Thay vào biểu thức trên ta tính được: Ph = 2001.875 (kG) +Tải trọng tác dụng lên ổ khi không có hàng(tức Q=0) P0h=196.56 (kG) Thay vào ta tính được: Hệ số khả năng làm việc cuả ổ: Với: H: số giờ phục vụ của ổ ta chọn h = 8000 giờ Số vòng quay của ổ: Với: R =11/ 2 = 5,5 cm = 0,055 m. v=100 mm/ s = 6 m/ phút (tham khảo máy mẫu). (vòng/phút) (n.h)0,3 = (109,09.8000)0,3 = 60.5 Ta tính được: C = 96270.68 Tra bảng 17P sách TKCTM, chọn ổ đỡ chặn theo tiêu chuẩn TOCT 831-62, ứng với hệ số C = 16541,03. Ta chọn ổ bi cầu, có các đặc tính kĩ thuật và kích thước như sau: Đường kính trong: d = 55 (mm). Đường kính ngoài:D = 120 (mm). Hệ số khả năng làm việc của mỗi ổ: C = 99000. 9.6.2. Kiểm tra bền cho con lăn chính. Con lăn chính của khung động và khung tĩnh có nhiệm vụ giúp cho khung động chuyển động tương đối trong khung chính. Con lăn lăn trực tiếp trên bản cánh của khung do đó dễ gây ra mài mòn. Con lăn chính được chế tạo bằng thép mangan 50G thường hóa có kG/cm2. Con lăn chính chịu áp lực P gây ra ứng suất tiếp xúc. Vòng ngoài con lăn chính được kiểm tra theo sức bền tiếp xúc. kG/cm2. P1 = R = 3203.75 kG : áp lực tác dụng lên con lăn chính. b1 : chiều dày con lăn( tham khảo máy mẫu ta chọn b1 = 2,7 cm. R k = Dk /2 =11/ 2 =5,5 cm :bán kính con lăn chính. K1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực tiếp tuyến, chọn K1 = 1 E = 2,1 kG/cm2 : mođun đàn hồi của vật liệu. Từ đó suy ra: = 7500 kG/cm2 Vậy con lăn chính đủ bền. 9.7. Tính con lăn phụ. 9.7.1. Chọn ổ đỡ con lăn phụ. Cụm kết cấu con lăn phụ gồm: con lăn phụ, ổ đỡ con lăn phụ, thường dùng ổ đỡ là ổ trượt. Tiến hành tính ổ trượt ma sát ướt. Lực tác dụng lên ổ: R = XB = 428.97 (kG) Ổ được chế tạo bằng đồng thanh PA9-4, có P =15 N/mm2. Tham khảo máy mẫu ta có các thông số ổ trượt: Chiều dài ổ trượt: l =30 mm. Đường kính ổ trượt : d =37,5 mm (với l/d =0,8) Vận tốc dài của con lăn: v = 30 m/phút. 9.7.2. Kiểm tra bền con lăn phụ Con lăn phụ được chế tạo bằng thép mangan 50G thường hóa có kG/cm2. Con lăn phụ chịu áp lực P2 gây ra ứng suất tiếp xúc. Vòng ngoài con lăn chính được kiểm tra theo sức bền tiếp xúc. kG/cm2. P2 = XH = 652.2 kG : áp lực tác dụng lên con lăn phụ. b2 : chiều dày con lăn phụÏ ( tham khảo máy mẫu ta chọn b2 = 3,5 cm). R’k = D’k /2 =5,5/ 2 =2,75 cm :bán kính con lăn phụ. K1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực tiếp tuyến, chọn K1 = 1 E = 2 kG/cm2 : mođun đàn hồi của vật liệu. Từ đó suy ra: = 7500 kG/cm2 Vậy con lăn phụ đủ bền. 9.8. Tính chọn xích nâng. Trong xe nâng xích nâng là một chi tiết rất quan trọng, trực tiếp nâng hạ hàng. Một đầu xích được liên kết với bàn trượt, đầu kia sau khi quay vòng qua puly xích nó liên kết với thanh ngang của khung tĩnh. Ứng lực trong một nhánh xích nâng Trong đó: Q = 2725 (kG). GK =1275 (kG) : trọng lượng bàn trượt và kẹp. RH = RK = 3203.75 (kG): phản lực trên các con lăn w = 0,0102 : Hệ số cản lăn của các con lăn. h1 = 0,98: hiệu suất bộ truyền xích. Thay vào ta được: S =1037.08 (kG) = 10.37 (kN) Dựa vào bảng III, 1-10 ta chọn xích theo tiêu chuẩn GOCT 23540-79 có mã hiệu Õ-12.7-2000-1, có lực căng xích là 20 kN. Các kích thước cơ bản của xích: Bước xích: t = 40 mm. Chiều rộng: b = 35 mm. Khối lượng 1m chiều dài: 0,43 kg. Tính chọn puly xích: Được chế tạo từ thép CT5 . Do xích nâng vòng qua puly xích, nên theo hình vẽ ta có lực tác dụng lên pyly là: P =2.S (kG). Suy ra: P = 2. 1037,08 = 2074.16 (kG). Đường kính puly: D = (10¸25)b, ta lấy D = 120 (mm) Chiều rộng puly: L = 45 (mm). Trục puly: d = 35 (mm) (tham khảo mát mẫu). Chương 10: TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA MÁY NÂNG 10.1. Kiểm tra ổn định dọc. 10.1.1. Trường hợp 1. Máy nâng hàng định mức ở chiều cao lớn nhất H=3000 (mm), máy đứng trên mặt phẳng nằm ngang. Ta có sơ đồ tính: Hệ số ổn định được tính theo công thức: a’2 : khoảng cách từ trục cầu trước đến trọng tâm của khối lượng khung động, tĩnh và kẹp. Khi khung nghiêng về trước 1 góc b(m). G1 = 4360 kG: trọng lượng của máy cơ sở. G2 = 1275 +265.2 + 265.2 = 1805.4 (kG). : trong lương khung động, tĩnh, bàn trượt, kẹp Q = 2725 kG, : trọng lượng hàng nâng. l’: khoảng cách từ cầu trục trước đến tâm hàng khi nghiêng về trước 1 góc b a1 : khoảng cách từ trục cầu đến trọng tâm G1. a’2 = ac+ 0’2 C. cos (g1 -b). ac: khoảng cách từ trục cầu đến khớp quay C Tham khảo máy mẫu, ta được ac = 100mm. a2 = 300 mm: khoảng cách từ trục cầu đến trọng tâm G2. hc = 480 mm: khoảng cách theo phương thẳng đứng của tâm xoay C so với mặt nền. h2 = 2360 mm: khoảng cách từ nền đến trọng tâm G2. Suy ra: : góc nghiêng về phía trước do biến dạng kết cấu và do lốp xe bị xẹp xuống. a’2 = 100 + 1890.cos(83,92 – 4) = 430,5 mm l’ = l = 950mm: khoảng cách từ tâm hàng đến trục cầu trước. Suy ra: Với h =3345 mm: chiều cao nâng so với mặt nền. ( theo máy mẫu) l’ = a1 : khoảng cách từ trọng tâm xe G1 đến trục cầu trước. h1 : chiều cao của trọng tâm xe G1 so với mặt nền. Tham khảo máy mẫu ta có: a1 = 1050 mm. h1 = 600 mm. Ta có hệ số ổn định: 1,21 >1,1 Vậy trường hợp này ổn định được đảm bảo. . Trường hợp 2. Máy nâng mang hàng định mức, nâng hàng ở độ cao cực đại, máy đứng trên mặt nền dốc theo phương ngang với độ dốc 4%, tương đương với góc a = 2016’. Ta có sơ đồ tính: Hệ số ổn định: Vậy trường hợp này ổn định được đảm bảo. 10.1.3. Trường hợp 3. Máy nâng mang hàng vượt quá sức nâng định mức 10%, Q= 1,1. Qdm . Tiến hành nâng hàng cách mặt nền 300 mm, khung nâng nghiêng về phía sau 1 góc b =120. Máy nâng di chuyển với gia tốc lớn nhất j = 1,5 m/s2, đaang chạy thì hãm phanh đột ngột. Ta có sơ đồ tính: Từ hình vẽ, ta có công thức xác định độ ổn định : F: lực quán tính của hàng. F1 : lực quán tính của xe nâng không kể khung. F2 : lực quán tính của khung,bàn trượt và kẹp. a’’2 = ac+ 0’’2 C. cos (g2 -b). Tham khảo máy mẫu, ta được ac = 100mm. a2 = 300 mm: khoảng cách từ trục cầu đến trọng tâm G2. hc = 480 mm: khoảng cách theo phương thẳng đứng của tâm xoay C so với mặt nền. h2 = 750 mm: khoảng cách từ nền đến trọng tâm G2. Suy ra: : góc nghiêng về phía trước do biến dạng kết cấu và do lốp xe bị xẹp xuống. + a’2 = 100 + 336.cos(53,47 – 4) = 318,3 mm + h’’2 = 480 + 336.sin(53,47 + 4) = 763,2 mm + l’ = l = 950mm: khoảng cách từ tâm hàng đến trục cầu trước. Suy ra: Suy ra: l’ = Ta có hệ số ổn định: 4,5 >1,1 Vậy trường hợp này ổn định được đảm bảo. 10.1.4. Trường hợp 4. Máy nâng mang hàng định mức, nâng hàng cách mặt nền 300mm, khung nâng nghiêng về phía sau, máy đứng trên đường dốc góc a = 10012’. Ta có sơ đồ tính: Hệ số ổn định được xác định: Vậy trường hợp này ổn định được đảm bảo. 10.1.5. Trường hợp 5. Máy nâng di chuyển không hàng, nâng hàng cách mặt nền 300mm, khung nâng tiến hành xoay đột ngột. Tuỳ thuộc vào chu tuyến của bề mặt tỳ của máy lên mặt nền để xác định mép lật của máy nâng, ngoài ra còn tuỳ thuộc vào chassi của máy. 10.2. Kiểm tra ổn định ngang. Máy nâng mang hàng vào kho, máy nâng mang hàng định mức. đứng trên mặt nền có độ nghiêng theo phương ngang 1 góc a = 3 0 26’. Ta có sơ đồ tính Hệ số ổn định: P1 : lực quán tính của xe cơ sở G1 = 4360 kG : trọng lượng máy mẫu. Tham khảo máy mẫu ta có các thông số sau: Rmin = 2010 mm : bán kính quay vòng nhỏ nhất. l = 569 mm : khoảng cách từ trọng tâm đến cầu xe theo phương ngang. v = 19 km/h = 5,27 m/s : tốc độ di chuyển của xe nâng. Suy ra: P2 : lực quán tính của khung, kẹp và bàn trượt. Với các số liêu như trên ta có Hệ số ổn định: Vậy xe nâng ổn định ngang.