Tính toán di chuyển xe con

Phần 4 Tính toán di chuyển xe con 1>Sơ đồ truyền động của cơ cấu di chuyển xe con. 1- Động cơ điện 4- Trục 2- Phanh 5- Khớp nối 3- Hộp giảm tốc 6- Bánh xe 2>xác định lực cản chuyển động. Khi xe con di chuyển trên đường ray sẽ có các thành phần lực cản sau : W1 : Lực cản do ma sát lăn và ma sát trượt. W2 : Lực cản do độ nghiêng của đường W3 : Lực cản do gió tác dụng lên xe con vì cổng trục làm việc ngoài trời. 2.1> Chọn bánh xe và ray. Theo phần trước ta có : Trọng lượng xe con là Gx = 4 (tấn) Trọng lượng của thiết bị hàng là : Gmh = 272 (kg) Theo bảng (9-4) sách TTMT chọn bánh xe trụ có 2 gờ với các kích thước sau: Đường kính bánh xe lăn : D = 300 (mm) Đường kính ngõng trục : d = 80 (mm) Bề rộng bánh xe : B = 60 (mm) B1 = 85 (mm) Hình vẽ kích thước cơ bản của bánh xe di chuyển xe con. Chọn ray theo GOCT 4121 - 62 có ký hiệu : KP50 Bề rộng ray : b = 50 (mm) Chiều cao đỉnh ray : h = 25 (mm) Chiều cao ray : H = 90 (mm) 2.2>Kiểm tra bền bánh xe. a>Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm : - Trọng lượng xe con và thiết bị mang hàng là : G0 = 42722 (N) - Trọng lượng vật nâng : Q = 120000 (N) - Trọng lượng xe con và thiết bị mang hàng coi như phân bố đều cho các bánh xe. - Khi chưa có vật nâng các bánh xe chịu tải nhỏ nhất : - Khi có vật nâng thì các bánh xe chịu tải lớn nhất . Theo phần kết cấu thép đã tính ta có : + Tổng tải trọng do hàng tác dụng lên các bánh dẫn là : Pd = 86320 (N) + Tải trọng do hàng tác dụng lên bánh D là : PD = 45698,8 (N) Do đó tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh D là : Pmax = Pmin + Pp = 10680 + 45698,8 = 56378,8 (N) - ứng với quá trình làm việc bánh xe chịu tải trọng thay đổi từ Pmin đến Pmax và ngược lại. Để tính các bánh xe về ứng suất tiếp xúc, cần xác định tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. Pbx = g.kbx.Pmax Kbx = 1,2 : là hệ số tính đến chế độ là(mm) việc của cơ cấu theo bảng 3-12 sách TTMT. g : là hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng Với (bảng 3-13) ị Pbx = 0,8.1,2.56378,8 = 54123,648 (N) b- Kiểm tra bền bánh xe. Bánh xe được kiểm tra theo điều kiện bền dập (ứng suất tiếp xúc) \ Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л, để đảm bảo lâu mòn thì vành bánh xe được tôi đạt độ cứng là: HB = 300á320 \ứng suất dập cho phép là: [sd] = 750 N/ m2 theo bảng 2- 19 sách TTMT \ứng suất dập của bánh xe được xác định theo công thức (2-67) sách TTMT sd = 190 Trong đó: Pbx = 54123,648 N là tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe b = 50 (mm) là bề rộng của ray r = 150 (mm) là bán kính bánh xe lăn đsd đ sd = 510 N/ mm2 < [sd] = 750 N/mm2 Vậy kích thước bánh xe đã chọn là an toàn. 2.3> Xác định lực cản của xe con: W1 Lực cản tĩnh chuyển động của xe con bao gồm các thành phầnlực cản sau: lực cản ma sát, lực cản do độ dốc của đường ray và lực cản do gió Ta có lực cản chuyển động do ma sát của xe con được tính theo công thức 3- 40 sách TTMT W1 = (Go +Q) () Trong đó: m : là hệ số ma sát lăn theo bảng (3-7) TTMT với loại ray đầu vồng kiểu KP ứng với đường kính bánh xe D = 300 (mm) đ m = 0,4 f: là hệ số ma sát trượt, theo bảng (3-8) sách TTMT với ổ đũa côn đ f = 0,02 đW1 = (42720 + 120000) () 2.4> Xác định lực cản do độ dốc của đường ray: W2 Lực cản chuyển động do độ dốc của đường ray được tính theo công thức 3- 41 sách TTMT W2 = a(Q + Go) Trong đó: a = 0,002: là độ dốc của đường ray lấy theo bảng (3-9) sách TTMT đW2 = 0,002(120000 + 42720) = 325,44 N 2.5> Xác định lực cản do gió: W3 Lực cản do gió được xác định theo công thức sau: W3 = q.n.c.b.Fx Trong đó: q: là cường độ áp lực gió, thường lấy q = 15 ớ 20 kG/m2 đ chọn q = 200 N/ m2 n: là hệ số bổ sung tính đến sự tăng áp lực của gió theo chiều cao . Với H = 10 á 20 (m) đ n = 1,3 c: là hệ số khí động học của kết cấu, nó phụ thuộc vào hình dáng của kết cấu. Nó kể đến tính chất xuyên dòng của dòng khí tác dụng lên kết cấu. Đối với các chi tiết như: ca bin, đối trọng, xe con và các cơ cấu của cần trục thì: c = 1,2 b: là hệ số tải trọng động của gió, hệ số b chỉ tính cho cổng trục có chiều cao H> 20 (m), còn cổng trục có H< 20 (m) thì b = 1 Fx = 15 m2: là diện tíchchắn gió của xe con và hàng đW3 = 200.1,3.1,2.1.15 = 4680 (N) 2.6> Tổng lực cản tác dụng lên bánh xe được xác định theo công thức 3- 39 sách TTMT Wt = kt.W1 + W2 + W3 Trong đó: kt = 2,05 là hệ số tính đến ma sát gờ bánh xe tra theo bảng 3- 6 Sách TTMT đWt = 2,05.1301,76 + 325,44 + 4680 = 7674,048 N 3>Tính chọn động cơ điện 3.1> Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện được tính theo công thức(3-60) sách TTMT Nt = (KW) Trong đó: hdc : là hiệu suất của cơ cấu di chuyển, theo bảng 1- 9 sách TTMT với bộ truyền bánh răng ta chọn: hdc = 0,85 vdc = 22,4 m/ph là vận tốc di chuyển của xe con đ Nt = (KW) Tương ứng với chế độ làm việc trung bình sơ bộ ta chọn động cơ điện có ký hiệu MT 111-6 với các thông số: Công suất động cơ Nđc = 3,5(KW) Số vòng quay động cơ n = 915 (v/ph) Mômen vô lăng (GiQi2)roto = 0,488 N/ m2 Khốilượng động cơ mđc = 76 (Kg) 3.2> Tỷ số truyền chung. \Số vòng quay của bánh xe cần có để đảm bảo vận tốc di chuyển xe con là; nbx = (v/ph) \Tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền động cơ cấu di chuyển xe con là: i = 3.3>Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám kb ³ 1,2 tính cho trường hợp lực bám nhỏ nhất (tức là khi không có vât nâng) được tính theo công thức 3- 51 sách TTMT Jomax = Trong đó: Pd = 23076 N là áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật nâng g = 9,81 là gia tốc trọng trường j = 0,12: là hệ số bám của bánh xe vào ray Wto : là tổng lực cản tĩnh chuyển động của xe con khi không có vật nâng Wto = Wt. Wt = 7674,048 N là tổng lực cản tác dụng lên bánh xe Go = 42720 N là trọng lượng của xe con và thiết bị mang hàng Q = 120000 N là sức nâng của cổng trục đ Wto = 7674,048. đJomax = \ Thời gian mở máy tương ứng với gia tốc trên là: \ Mô men mở máy tối đa cho phép để không xảy ra hiện tượng trượt trơn được tính theo công thức3- 54 sách TTMT Trong đó: ồ(Gi Di2) = (GiDi2)roto+ (GiDi2)khớp Dựa vào đường kính phanh D = 100 cho phanh TKT100 ta chọn khớp trục đàn hồi chốt ống lót có: (GiDi2)khớp = 0,255 N/m2 đ ồ(Gi Di2) = 0,488 + 0,255 = 0,743 N/m2 đ Mm0 = (Nm) \ Đối với động cơ điện đã chọn mômen danh nghĩa là: Mdn = 9550 (Nm) đ Mmđc = = 1,8.Mdn = 1,8.36,53 = 65,75 (Nm) đ Mmđc < Mm0 = 79,78 (Nm) 4> Tính toán và kiểm tra phanh. 4.1>Gia tốc hãm khi không có vật nâng tra theo bảng 3- 10 tương ứng với tỷ lệ số bánh xe dẫn so với tổng số các bánh xe là 50% và hệ số bám j = 0,12 ta chọn: joph = 0,45 m/s2 Thời gian phanh khi không có vật nâng sẽ là: toph = Với phanh đặt ở trục thứ nhất, mô men phanh được xác định theo công thức 3- 58 sách TTMT Mph = - Trong đó: Wot*: là lực cản do ma sát Wot* = Wol* = Go. đ Mph = - Căn cứ vào mô men phanh trên đây ta chọn phanh má TKT- 100 có: Mph = 20 Nm 4.2> Kiểm tra tình hình làm việc của phanh Hệ số an toàn bám được tính theo công thức 3- 49 sách TTMT Kb = Trong đó: Wto = 2014,72 N là tổng lực cản tĩnh vủa xe con khi không có vật nâng g = 9,81 là gia tốc trọng trường jom: là gia tốc thực tế khi mở máy jom = đ Kb = đ Kb = 1,88 > 1,2 đ Đảm bảo về bám. Thời gian mở máy khi không có vật nâng được tính theo công thức 3- 55 sách TTMT Trong đó: Mot: là mô men tĩnh do quán tính khối lượng phần di chuyển tính cho trường hợp không có vật nâng đ 4.3> Gia tốc hãm khi có vật nâng Thời gian phanh được xác định theo công thức 3- 57 sách TTMT đ Như vậy gia tốc hãm tương ứng là: 5. Chọn hộp giảm tốc Ta có: Công suất động cơ: Nđc=3,5 (kw) Số vòng quay động cơ: nđc=915 (v/ph) Tỷ số truyền là: i=38,479 Do vậy ta chọn hộp giảm tốc có các đặc tính sau: Ký hiệu: BK 475_II Công suất truyền: N=3,8 (kw) Số vòng quay: n=1000 (v/ph) Tỷ số truyền:i=52,92 Như vậy muốn đảm bảo yêu càu động học ta phải thiết kế hộp giảm tốc theo các yêu cầu đã đề ra ở trên. Để quá trình thiết kế được nhanh chóng và chế tạo được tiện lợi ta có thể chọn các kích thước và thông số cơ bản giống như hộp BK 475_II chỉ thay đổi đôi chút về số răng các bánh răng sao cho phù hợp với tỷ số truyền yêu cầu. Để có cơ sở dùng gần toàn bộ các thông số và kích thước cơ bản của hộp giảm tốc quy chuẩn ta kiểm tra khả năng tải của nó so với yêu cầu. Khả năng truyền momen dẫn đến trục vào Mvào=9550. = 9550.= 36,299(Nm) Khả năng truyền momen ở trục ra Mra = Mvào.i = 36,299.52,92 =1920,94(Nm) Yêu cầu momen dẫn đến trục vào Myc(vào)= 9550.= 9550.= 36,53(Nm) Yêu cầu momen truyền ở trục ra Myc (ra) = Myc (vào).iyc = 36,53.38,479 =1405,6(Nm) Như vậy hộp giảm tốc đủ khả năng tải 6>Các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển xe con 6.1> Trục bánh dẫn \Kết cấu bộ phận trục bánh dẫn: bánh xe lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục do đó trong quá trình làm việc trục quay và chịu uốn, xoắn. \ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng. ứng suất xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển ta cũng xem như thay đổi chu kỳ đối xứng \Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe là: Pmax =56378,8(N) \Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động là Pt = Pmax . kd Trong đó: kđ : Là hệ số tải trọng động, kđ = ( 1,2 đến 1,5 ) Chọn kđ =1,2 đ Pt = 56378,8.1,2 = 67654,56 (N) Sơ đồ tính trục \Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện bánh xe là: Mu = .l = .200 = 3382728 ( Nmm) Ngoài lực Pt trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (= 1,2 lực cản chuyển động xe con ) song trị số lực này nhỏ nên ta có thể bỏ qua. \Momen xoắn truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ phát ra momen lớn nhất trong thời kỳ mở máy. Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy đã quy định thì momen mở máy lớn nhất trên trục I là: Mmmax = 1,8Mdn = 1,8. 36,53 = 65,75 (Nm) \Momen để thắng các lực cản tĩnhchuyển động là: Mt = 9550.= 9550 . = 36,53 (Nm) \Momen dư để thắng quán tính của hệ thống là: Md=M- Mt = 65,75 - 36,53 = 29,22 (Nm) \Momen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng là: Md’ = Md .2 Trong đó: td2 là momen vô lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ 2td = 0,1(G0+Q). = 0,1(4272+12.104).= 9,75(Nm2) ồ2: là tổng momen của cả hệ thống thu về trục động cơ ồ2=ồ2td + ồ2q ồq2 : là tổng momen các chi tiết máy chuỷen động quay thu về động cơ ồ2q=1,2[ ồ2toto+ồ2khớp ] = 1,2( 0,488+0,255)=0,89(Nm2) đ ồ= 9,75 + 0,89 = 10,64 (Nm2) đMd’ =29,22. = 26,77 (Nm) Vậy tổng momen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn là: MI = Mt +Md’ = 36,53 + 26,77= 63,3 (Nm) \Mô men tính toán có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động là: MI’= kd. MI =1,2. 63,3 = 75,96 (Nm) \Mô men xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn là Mbd=MI'.i.hdc = 75,96. 38,479. 0,85 = 2338,29(Nm) ở trục ra của hộp giảm tốc mô men này truyền sang cả hai bên phân bố tỷ lệ tác dụng lên các bánh dẫn như sau: Mx=.Mbd =.2338,29 =1237,917(Nm) \Mômen tương đương tác động lên trục là: Mtd=== 3602122,599(Nm) Trong đó: a =1do ứmg suất thay đổi là đối xứng Để chế tạo trục ta dùng thép 45 có giới hạn mỏi là: s'-1= 250 (N/mm2) và t'-1 = 150(N/mm2) ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng được xác định theo công thức (1-12) sáchTTMT Trong đó: [n] =1,5 là hệ số an toàn theo bảng bảng 1-8 sách TTMT k’= 2,5 là hệ số tính đến tập trung ứng suất và các nhân tố khác ảnh hưởng đến sức bền mỏi của chi tiết đ[s ] ==66,67(N/mm2) Vậy đường kính tại tiết diện giữa bánh xe cần có là: d ³ = --> d³ 81,447 (mm) Ta chọn đường kính trục là: d=95(mm) * Kiểm tra hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục Tại tiết diện nguy hiểm với d=95(mm) ta chọn loại then bằng theo TCVN 2261_77 bảng 9.1a sách TTTK hệ dấu động cơ khí với các kích thước sau: b´h= 25´14(mm); t1=9(mm); t2=5,4(mm) \Momen cản uốn được tính theo công thức sau: Wu=-=-=7537,5(mm3) \Momen cản xoắn được tính theo công thức sau: Wx= -=-=94241,76(mm3) \Các ứng suất lớn nhất là: smax = tmax==7,36(N/mm2) Xuất phát từ tuổi bền tính toán A= 15(năm) theo bảng 1-1 sách TTMT với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng của cơ cấu nâng ta tính được số chu kỳ làm việc trung bình như sau: \Số giờ làm việc tổng cộng là: T=24.365.A.kn.kng=24. 365. 15. 0,5. 0,33= 21681(h) \Số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn là: Z0=60.T.nbx.CĐ%=60. 21681. 23,779. 0,25= 7733287,485 \Tải trọng tác dụng lên trục khi nâng vật với: +Q1= Q --> P= Pmax= 56378,8(N) +Q2=0,75Q --> Pd= 64740-->PD= 34274,117(N) -->P0,75=10680+ 34274,117= 44954,117(N) +Q3=0,2Q --> Pd=17624(N) -->PD= 9139,76(N) --> P0,2=10680+ 9139,76= 19819,76(N) +Q4=0 --> P0=Pmin=10680(N) Số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1 : Q2 : Q3 : Q4 phân phối theo tỷ lệ là 2:5:3:10 (với giả thuyết là mỗi chuyến đi có tải thì kèm theo mỗi chuyến về không tải và ngược lại). Vậy: Z1=.Z0= .7733287,485= 773328,748 Z2=.Z0= .7733287,485= 1933321,87 Z3=.Z0= .7733287,485= 1159993,12 Z4=.Z0= .7733287,485= 3866643,74 Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn được tính theo công thức sau: Ztd=Z1.+ Z2.+ Z3.+Z4. đZtd=773328,748 + 1933321,87.(0,82)8 +1159993,12. (0,41)8+3866643,74.(0,22)8 = 1169474,43 \Giới hạn mỏi tính toán theo uốn được tính theo công thức sau: s-1=s'-1=250. =326,9(Nmm2) Số chu kỳ tính toán của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong 1giờ là: Zm=120 (Theo bảng 1.1) sách TTMT, ta có: Zt=T. Zm =21681. 120= 260720 \Giới hạn mỏi tính toán theo xoắn là t-1=t'-1=150. =177,49(N/mm2) Các hệ số b, e và kd chọn như phần cơ cấu nâng ta có: + Hệ số an toàn theo uốn được tính theo công thức 1- 8 sáchTTMT ns== =2,695 +Hệ số an toàn theo xoắn được tính theo công thức 1- 9 sách TTMT nt== +Hệ số an toàn chung được tính theo công thức 1- 10 sách TTMT n= == 2,5 Theo bảng 1- 8 sách TTMT thì hệ số an toàn cho phép là: [n] = 1,5. Vậy n= 2,5 > [n] đ Thoả mãn 6.2> Tính chọn ổ trục bánh xe ở đây ta dùng loại ổ đũa côn, ta tính chọn ổ lăn cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất, mỗi ổ có thể chịu tác dụng của các lực lớn nhất sau: \ Tải trọng thẳng đứng do trọng lượng xe con và vật nâng là: R1= = =28189,4(N) \Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ước bằng 10% tải trọng lên bánh xe A1= 0,1.Pmax= 0,1.56378,8 = 5637,88(N) Ngoài ra còn có thể có trọng tải ngang do lực di chuyển xe con song tải trọng này rất nhỏ nên có thể bỏ qua. \Tải trọng tính lớn nhất tác dụng lên ổ là: Qt1= (R1.kv+m.A1)kt .kn Trong đó: kt= 1,4 theo bảng 9.3 sách TTMT các hệ số kv, kn,, m lấy theo các bảng chi tiết máy --> Qt1=(28189,4.1 + 1,5.5637,88).1,4.1 = 51304,708(N) ổ trục làm việc với tải trọng thay đổi tương ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe tong từng thời gian làm việc của cơ cấu nâng và cơ cấu di chuyển xe, cụ thể là: Khi làm việc với: +Q1= Q thì Qt1= 51304,708 (N) +Q2= 0,75Q thì Qt2= 0,82 Qt1 +Q3= 0,2Q thì Qt3= 0,41 Qt1 +Q4= 0 thì Qt4= 0,22 Qt1 Thời gian làm việc với các tải trọng nay phân bố theo tỷ lệ 2: 5: 3: 10. Vậy ta có thể tính được tải trọng tương đương tính theo công thức chi tiết máy: Qtđ= đQtđ= Qt1. Trong đó: bi==1 :là tỷ số vòng quay tương ứng với Qti so với số vòng quay ổ làm việc trong thời gian dài nhất. ai= : là tỷ lệ thời gian làm việc với tải trọng Qti so với tổng thời gian làm việc và ta có: a1= ==0,1 a2= ==0,25 a3= ==0,15 a4= ==0,5 đQtđ = 51304,708.= 33423,72 (N) \Theo bảng 1.1 thời hạn phục vụ của ổ lăn là:A=5(năm) -->T=24. 365. 5. 0,5. 0,67= 14673(h) \Thời gian làm việc thực tế của ổ là: h=T.CĐ%=14673.0,25= 3668(h) Vậy hệ số khả năng làm việc cần thiết của ổ là: C=0,1.Qtđ(n.h)0,3 Trong đó: n=23,779(v/ph): là số vòng quay của bánh xe. --> C=0,1. 33423,72.(23,779.3668)0,3= 101447,57(N) Kết hợp với đường kính lắp ổ d=90(mm) ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ theo GOST 333- 71(sách TTTK hệ dẫn động cơ khí tập 1) có ký hiệu ổ là: 7218 có d=90(mm) T=32,5(mm) D=130 (mm) r=3(mm) B=30(mm) C=141000 N 6.3>Tính chọn khớp Momen của khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc được tính theo công thức sau: Mk=k1.k2. Trong đó: k1=1,2 là hệ số tính đến độ quan trọng của kết cấu k2=1,2 là hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu = Mdn= 36,53(Nm) Vậy Momen khớp phải truyền là: Mk=1,2. 1,2. 36,53= 52,6(Nm) Dựa vào momen khớp nối ta chọn loại khớp trục đàn hồi chốt ống lót có bánh phanh với các kích thước sau: D=200(mm) mk=25(kg) d=50(mm) Mk=90(Nm)