Tính toán thiết kế cơ cấu di chuyển cổng trục kc 50 – 42

Chương 3TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN CỔNG TRỤC KC 50 – 42. 3.1. Giới thiệu tổng quan về cơ cấu di chuyển cổng trục. Cơ cấu di chuyển cổng trục có nhiệm vụ di chuyển toàn bộ cổng trục dọc theo hệ thống đường ray dọc bãi. Để thực hiện việc này thì ta bố trí các cụm bánh xe di chuyển cho cổng trục ở bốn chân cổng. Hệ thống bánh xe gồm 4 cụm, mỗi cụm có 2 bánh xe bằng thép. Hệ thống động cơ, hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng hở sẽ dẫn động cho một bánh xe trong mỗi cụm để làm cho cổng trục di chuyển. Trong mỗi cụm bánh xe, ta bố trí một dầm cân bằng nhằm phân bố đều lực nén lên các bánh xe. Hệ thống bánh xe là loại có gờ hai bên. Như vậy, về mặt lý thuyết thì đây là hệ thống truyền động riêng cho từng cụm bánh xe di chuyển. Hình 3.1: Cụm bánh xe di chuyển cổng trục 1. Phanh hãm. 2. Hộp giảm tốc. 3. Chân cổng trục. 4. Thanh giằng chân. 5. Bánh xe di chuyển. 6. Dầm cân bằng. 3.1.1. Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển cổng trục. Hình 3.1.1: Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển cổng trục. 1.Động cơ truyền động 4. Bộ truyền bánh răng hở 2. Khớp nối đàn hồi 5. Bánh xe di chuyển 3. Phanh 6. Hộp giảm tốc 3.1.2. Các thông số cơ bản để tính toán cơ cấu di chuyển cổng trục. - Tốc độ di chuyển cổng trục: 37 m/ph. Để tính toán cơ cấu di chuyển, ta phải có sơ đồ phổ tải sơ bộ của cơ cấu này. Sơ đồ phổ tải có thể lấy dựa trên các sơ đồ phổ tải mẫu của cùng loại máy trục có cùng chế độ làm việc của cơ cấu. - Sơ đồ phổ tải sơ bộ: Hình 3.1.2: Sơ đồ phổ tải sơ bộ động cơ di chuyển cổng trục Hệ số phổ tải tính được theo sơ đồ là kp= 0,125. Trọng lượng cổng trục lấy theo máy mẫu là 99.000 kG. Một số thông số khác được chọn theo phần 3.1.3. 3.1.3. Tính chọn, kiểm tra ray và bánh xe di chuyển cơ cấu di chuyển cổng trục. Hình 3.1.3: Bánh xe và ray di chuyển cổng trục. Ray di chuyển cổng trục dùng loại P43: loại ray đầu phẳng, bề rộng mặt ray là 70 mm, vật liệu chế tạo là thép 40XH, có độ rắn bề mặt từ 40 – 55 HRC. Đường kính bánh xe chọn sơ bộ là 600mm. Vật liệu làm bánh xe là thép 35X được xử lý bề mặt bằng tôi, thấm Cácbon, Nitơ để đạt độ rắn bề mặt từ 57 – 63 HRC, độ rắn lõi từ 30 – 40 HRC, có ứng suất dập []d = 750N/mm2. 3.2. Tính toán lực cản di chuyển cổng trục. Tính toán lực cản chuyển động của cổng trục trong khi di chuyển nhằm chọn được động cơ có công suất phù hợp để dẫn động cho cổng trục. Lực cản di chuyển của cổng trục bao gồm: lực cản do ma sát của bánh xe, lực cản do gió, lực cản do độ dốc đường ray. Để tính lực cản chuyển động của cổng trục khi di chuyển trước tiên cần tiến hành xác định áp lực tác dụng trên các bánh xe di chuyển cổng. Áp lực lớn nhất tác dụng lên các bánh xe di chuyển xảy ra trong trường hợp xe con nâng hàng tối đa, vị trí xe con ở mút ngoài cùng của dầm. Khi đó, lực nén lên các bánh xe là lớn nhất. Trọng lượng hàng tác động lên bánh xe phải kể đến hệ số động của hàng khi tiến hành khởi động. Trọng lượng hàng: Qh = = 1,32.50000 = 66000 kG Với là hệ số động khi nâng hàng. - Sơ đồ tính toán lực nén lên bánh xe như sau: Hình 3.2.a: Sơ đồ tính áp lực nén lớn nhất lên bánh xe cổng trục. Theo sơ đồ, ta có: = 113143 kG Như vậy mỗi cụm bánh xe chịu một tải trọng bằng: 56572 kG, trong mỗi cụm bánh xe có hai bánh, do đó mỗi bánh chịu một tải trọng bằng 28286 kG. Tải trọng tính tác dụng lên bánh xe theo công thức (5.1)-[1]: 0,82.1,2.28286 = 27833 N - Kiểm tra ứng suất tiếp xúc bánh xe: Theo công thức (5.4) – [1]: 186 N/mm2 Như vậy, ta thấy ứng suất tiếp xúc này nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép là 750 N/mm2. Vậy bánh xe thoả điều kiện bền về ứng suất tiếp xúc. - Trục bánh xe theo công thức (1.51)-[2] chọn như sau: db = (0,2 – 0,25)Db = 110 mm - Chọn ổ đỡ cho trục bánh xe: Vận tốc quay của bánh xe: n = 20 v/ph Theo công thức (11.4)-[4], ta có khả năng tải động của ổ đỡ: 728 kN Trong đó: L: tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay) Q: tải trọng tương đương (kN) Với: 6 Q = V.Fr.kt.kđ = 1.177,12.1,2.2 = 425,1 kN Với: Tải trọng hướng kính: Fr = 177,12 kN Hệ số nhiệt độ: kt = 1 (với nhiệt độ nhỏ hơn 105o) Hệ số động (tra bảng 1.13 – [4]): kđ = 2 Hệ số vòng quay: v=1,2 (do vòng ngoài quay) Như vậy, ta bố trí 2 ổ đũa lòng cầu 2 dãy 3622 (bảng P2.10 – [4]: d = 110 mm D = 240 mm B = 80 mm R4 = 4 mm C = 459 kN Co= 479 kN Hình 3.2.b: Ổ đỡ bánh xe di chuyển - Tính lực cản di chuyển: Theo công thức (2.39)-[2], ta có lực cản di chuyển cổng trục được tính như sau: W = Wms + Pgi + Wd Trong đó: Wms : lực cản do ma sát của bánh xe Pgi : lực cản của gió lên hàng và cổng trục Wd : lực cản của độ dốc ray - Tính lực cản do ma sát: Theo công thức (2.40)-[2]: = 24696 N Trong đó: Hệ số lực cản do gờ bánh xe kms= 1,5 Hệ số ma sát trong ổ lăn = 0,015. Đường kính ngõng trục d = 110 mm Đường kính bánh xe Db = 600 mm Hệ số ma sát với mặt ray f = 0,06 - Tính lực cản do gió: Theo công thức (1.11)-[2], ta có: Pgió = qo.n.c. .(Fh+Fc) = 250.1,5.0,7.0,6.(23+27) = 7875 N Trong đó: Áp lực gió phân bố qo=25kG/m2 = 250 N/m2. Hệ số tăng áp do chiều cao n=1,5 Hệ số khí động học c= 0,7 Hệ số mạch động = 0,6 Diện tích chắn gió hàng Fv=23 m2 Diện tích chắn gió cổng trục Fc=Fb.k=90.0,3=27 m2 - Tính lực cản do độ dốc ray: Theo công thức: Wd=.(Gc + Qh) = 0,003.(990000 + 500000) = 4470 N Trong đó: Theo [2] thì góc nghiêng cho phép đối với cổng trục = 0,003 - Như vậy, tổng lực cản tính được là: W = Wms + Pgi + Wd = 24696 + 7875 + 4470 = 37041 N = 3704 kG - Tổng công suất truyền động tĩnh cho cơ cấu di chuyển: Theo công thức (2.42) – [2] ta có: 28 kW Trong đó: Hiệu suất cơ cấu di chuyển = 0,8 3.3. Tính chọn động cơ cho cơ cấu di chuyển cổng trục. Theo sơ đồ truyền động ta có 4 cụm bánh xe dẫn động. Mỗi cụm bánh xe có 2 bánh, trong đó có một bánh là bánh xe dẫn động. 7 kW Do đó, công suất trong một cụm bánh xe là công suất của một động cơ truyền động là 7 kW. Dựa trên thông số công suất cần thiết của cơ cấu di chuyển, ta tiến hành lựa chọn động cơ dẫn động cho cơ cấu di chuyển của cổng trục. Đây là động cơ chọn sơ bộ, trong phần thiết kế trang bị điện ta sẽ tiến hành xem xét kỹ hơn đến yêu cầu khởi động động cơ. Tra bảng 6 – [7], ta chọn động cơ cần trục MTKB 311-8 có thông số như sau: + Công suất định mức: 7,5 kW + Số vòng quay định mức: 690 v/ph + Hiệu suất: 0,71 + Mômen mở máy: Tk = 320 Nm + Mômen max: Tmax=330 Nm + Khối lượng: 155 kG + Mômen đà: GD2 = 0,262 kGm2 Hình 3.3: Động cơ di chuyển cổng trục. 3.4. Tính chọn hộp giảm tốc cho cơ cấu di chuyển cổng trục. Hộp giảm tốc chọn theo công suất truyền qua nó và tốc độ cần phân phối qua hộp giảm tốc. Ở đây tiến hành chọn hộp giảm tốc theo các bảng tra có sẵn trong các tài liệu. - Số vòng quay của bánh xe di chuyển: 19,63 v/ph Vậy ta tính được tỉ số truyền cần thiết của hệ truyền động gồm hộp giảm tốc và bộ truyền bánh răng hở là: 35,15 Trong đó: i = ihgt . ibrh = 35,15 Theo tỉ số truyền, ta phân phối cho các hệ truyền động như sau: + Hộp giảm tốc có tỉ số truyền ihgt = 25 + Bộ truyền bánh răng hở có tỉ số truyền ibrh = 1,406 Theo đó, tra Bảng III.23 – [2], chọn hộp giảm tốc 2 cấp PЦД – 400 với các thông số cơ bản như sau: + Công suất truyền tối đa: 10,8 kW + Tỷ số truyền thực: 23,98 + Mômen đà GD2: 0,27 Như vậy theo tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc thì bộ truyền hở có tỉ số truyền là ibrh = 1,466. Hình 3.4: Hộp giảm tốc cơ cấu di chuyển cổng trục 3.5. Tính chọn các khớp nối trục hệ thống truyền động cơ cấu di chuyển cổng trục. Đầu vào trục nhanh của động cơ sử dụng khớp nối trục đàn hồi để giảm va đập. Mômen xoắn khi làm việc của nối trục xác định theo công thức (1.65)-[2]: Mkh = Mđm.k1.k2 = 139,16.1,2.1,2 = 200,4 Nm Trong đó: Hệ số kể đến độ quan trọng của nối trục k1=1,2 Hệ số kể đến chế độ làm việc k2=1,2 Mômen xoắn định mức: Mđm=Nm Tra Bảng 16 -10a – [5], ta chọn khớp nối trục có thông số như sau: + Mômen xoắn lớn nhất cho phép: 500 Nm + Mômen đà khớp nối: GD2=1,06 + Đường kính trục vào: d = 50mm + Số chốt: z = 8 Khớp nối trục này thông số tương tự như loại khớp nối trục đàn hồi trong bảng III.36 – [2], do đó tiến hành chọn loại nối trục có tang phanh ngay trên nối trục nhằm mục đích tiết kiệm không gian bố trí. - Kiểm tra bền dập vòng đàn hồi: Ứng suất dập vòng đàn hồi cao su được tính theo công thức sau: 1,1 MPa <[]d =1,2MPa Trong đó: k=1,5 là hệ số chế độ làm việc của vòng cao su chốt. - Kiểm tra bền chốt thép: Ứng suất uốn chốt tính theo công thức sau: 44 Mpa < []u = 60 MPa Như vậy, ta thấy nối trục thoả điều kiện làm việc với công suất động cơ. 3.6. Tính chọn phanh cho cơ cấu di chuyển cổng trục. Tiến hành xác định mômen phanh cho phép lớn nhất của cơ cấu phanh theo công thức sau: = 21,61 kGm Do hệ thống truyền động bố trí 4 phanh thì mỗi phanh cần thiết một mômen phanh bằng 5,4 kGm. Theo đó, tra bảng III.38 – [2], ta chọn phanh TKT – 200 có thông số cơ bản như sau: + Đường kính bánh phanh: D= 200mm + Bề rộng phanh: B= 90mm + Mômen phanh M= 16 kGm + Khối lượng phanh m= 37Kg Hình 3.6: Phanh điện từ hãm di chuyển cổng trục - Kiểm tra phanh theo gia tốc phanh lớn nhất: Khi tiến hành phanh cổng trục, để đảm bảo mức độ ổn định của cổng trục cũng như tránh hiện tượng bánh xe bị trượt khi phanh thì phải kiểm tra gia tốc phanh. Gia tốc phanh lớn nhất cho phép tính theo công thức sau: = 0,46 m/s2 Thời gian phanh khi không có hàng nhỏ nhất: 1,34 s Thời gian phanh thực tế: Trong đó: là mômen cản tĩnh trên trục động cơ do phanh đặt trên trục động cơ. 0,89 kGm Như vậy, ta tính được thời gian hãm phanh: 1,353 s >1,34 s Thời gian hãm phanh không nhỏ hơn thời gian hãm phanh nhỏ nhất cho phép. 3.7. Kiểm tra các thông số khởi động và hãm phanh: - Kiểm tra gia tốc khởi động lớn nhất: Theo công thức (1.52)-[2], ta có gia tốc khởi động lớn nhất cho phép tính theo công thức sau: Trong đó: ntr/n = 4/8 số bánh xe dẫn động/không dẫn động = 0,12 hệ số bám của bánh xe với ray k= 1,2 hệ số bám dự trữ = 0,015 hệ số ma sát trong ổ trục của bánh xe f = 0,06 hệ số ma sát lăn của bánh xe trên ray dh =110mm đường kính ngõng trục bánh xe Db =600mm đường kính bánh xe W=Pgió =7875N lực cản của gió G =Gc=1490000N trọng lượng cổng trục có hàng kv = 3,2 hệ số tính lực cản phụ do gờ bánh xe Thay các giá trị trên vào công thức, ta được: 0,132 m/s2 Vận tốc di chuyển thực tế của cổng trục: 36,99 m/s Thời gian khởi động cho phép nhỏ nhất: 4,67 s Thời gian khởi động thực tế tính theo công thức (1.44)-[2]: Theo công thức (1.60)-[2], mômen trung bình khởi động của một động cơ tính theo công thức sau: 11,1 kGm Mômen cản tĩnh tính theo công thức (1.20)-[2]: 32 kGm Thay các trị số vừa tính được vào công thức ta có: 5,43 s Như vậy, thời gian khởi động thực tế lớn hơn thời gian khởi động cho phép nên thoả yêu cầu về thời gian khởi động. - Kiểm tra gia tốc khởi động cho phép: Theo thời gian khởi động thực tế, ta tính được gia tốc khởi động thực tế: 0,11 m/s2 < amax = 0,132 m/s2 Như vậy gia tốc khởi động thực tế thoả mãn gia tốc khởi động lớn nhất của động cơ. - Kiểm tra độ bám của bánh xe khi khởi động và hãm không hàng: Tổng áp lực lên một bánh xe dẫn động tính theo công thức: 13613 kG Lực cản di chuyển không hàng: Wd = Wkh + Wg + Wd = 2363 kG Độ bám dự trữ thực tế tính theo công thức (2.45)-[2]: 1,985 Vậy độ bám thực tế thoả điều kiện bám là >1,1. - Kiểm tra theo điều kiện mômen mở máy: Mômen mở máy thực tế: Thay số vào ta có: =13,23 kGm Mômen định mức của động cơ: 10,38 kGm Mômen mở máy lớn nhất: 12,46 kGm Như vậy, mômen mở máy thoả điều kiện. 3.8. Thiết kế bộ truyền bánh răng hở cho cơ cấu di chuyển cổng trục. - Phân phối công suất qua các bộ truyền: Bảng 3.8: Phân phối công suất qua các bộ truyền. Động cơ Hộp giảm tốc Bộ truyền hở Tỉ số truyền i 01 23,98 1,466 Số vòng quay n (v/ph) 690 28,97 19,76 Công suất N (kW) 7,5 6,93 6,7 Mômen xoắn T (Nmm) 103,8.103 2284,5.103 3238.103 Trong đó: 1 hiệu suất của khớp nối 0,92 hiệu suất của hộp giảm tốc 2 cấp 0,97 hiệu suất của bộ truyền hở - Chọn vật liệu chế tạo bộ truyền hở: Do đặc thù của bộ truyền hở là làm việc trong môi trường tiếp xúc với nhiều tác nhân gây ăn mòn, bụi bẩn như: nước, axit (trong nước mưa), kiềm, cát bụi… trong khi điều kiện bôi trơn kém do không được bôi trơn trong dầu nhờn. Do đó, để đảm bảo điều kiện làm việc cũng như tuổi thọ của bộ truyền đáp ứng yêu cầu làm việc thì cần chọn loại thép có khả năng chống ăn mòn tốt. Tốt nhất nên chọn loại thép hợp kim có chứa Crôm thì sẽ thoả mãn yêu cầu chống ăn mòn. Vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép 45X tôi cải thiện (có chứa Crôm là loại vật liệu tăng cường khả năng chống ăn mòn của thép). Cơ tính của thép như sau: 850 N/mm2; 580 N/mm2; HB 240 – 285. Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là thép 35X tôi cải thiện (có chứa Crôm là loại vật liệu tăng cường khả năng chống ăn mòn của thép). Cơ tính của thép như sau: 750 N/mm2; 460 N/mm2; HB 200 – 225. Việc sử dụng các loại thép có Crôm đảm bảo cho bánh răng một tuổi thọ cao, khả năng chống ăn mòn tốt, giảm công bảo dưỡng trong khi vận hành, tăng tuổi thọ cho bộ truyền. - Tính số chu kỳ biến đổi ứng suất tương đương: + Bánh lớn: N2 = 10.46.2.7.60.19,76 = 76,4.106 chu kì + Bánh nhỏ: N1 = i.N2 – 2.1.45.11,6 = 112.106 chu kì Thấy N1, N2 >107 chu kì do đó chọn kN = kN” = 1 - Từ đó ta tính được ứng suất tiếp xúc của các bánh răng như sau: + Bánh nhỏ: 2,6.HB = 2,6.280 = 728 N/mm2 + Bánh lớn: 2,6.HB = 2,6.220 = 572 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng: Lấy hệ số an toàn uốn nu = 1,5; hệ số tập trung ứng suất chân răng k=1,8, do đó ta có giới hạn mỏi của vật liệu: (0,4 – 0,5). Với thép 45X tôi cải thiện thì 0,45.850 = 383 N/mm2 Với thép 35X tôi cải thiện thì 0,45.750 = 338 N/mm2 Do chiều quay của bộ truyền đảo chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng. + Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: 142 N/mm2 + Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 125 N/mm2 - Chọn hệ số tải trọng k = 1,3; hệ số chiều rộng bánh răng 0,25 - Khoảng cách trục: A = 480 mm. - Vận tốc vòng của bánh răng: 0,06 m/s Theo đó, tra bảng 6.31 – [4], ta chọn cấp chính xác là 9. - Xác định môđun và số răng các bánh răng: Theo công thức kinh nghiệm, ta chọn mn = (0,01 – 0,02)A = 4,8 – 9,6. Ta chọn mn = 6. Theo đó, xác định được: + Số răng bánh nhỏ: 65 + Số răng bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 1,466.65 = 95,2 chọn Z2 = 95 + Chiều rộng bánh răng: b = .A = 0,25.480 = 120 mm - Kiểm tra ứng suất uốn của răng: + Hệ số hình dạng răng: bánh răng nhỏ y1 = 0,38 ; bánh răng lớn y2 = 0,514. + Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ: 13,13 N/mm2 + Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 9,7 N/mm2 Theo các giá trị thu được thì bánh răng thoả mãn điều kiện bền uốn. - Thông số hình học của bộ truyền: + Môđun: m = 6 + Số răng: Z1 = 65 ; Z2 = 95 + Bề rộng răng: B = 120 mm + Đường kính vòng chia: d1 = m.Z1 = 6.65 = 390mm d2 = m.Z2 = 6.95 = 570mm + Khoảng cách trục: A = 480mm + Góc ăn khớp: =20o + Đường kính vòng đỉnh: De1 = d1 + 2mn = 390 + 2.6 = 402 mm De2 = d2 + 2mn = 570 + 2.6 = 582 mm + Đường kính vòng chân: Di1 = De1 - 2mn - 2.0,38 = 389,4 mm Di2 = De2 - 2mn - 2.0,38 = 569,4 mm Hình 3.8a: Góc ăn khớp Hình 3.8b: Thông số cơ bản bộ truyền hở