Quy trình chế tạo-lắp ráp-vận hành và bảo dưỡng cổng trục tại Cảng IDC Phước Long sức nâng 45T

PHẦN II: THIẾT KẾ KĨ THUẬT
Chương 1: TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG CHÍNH
1.1. Giới thiệu về cơ cấu nâng
Trong ngành máy trục người ta đònh nghóa,cơ cấu nâng là một phận máy dùng
để nâng hạ vật heo phương thẳng đứng .mà ngoại lực tác dụng vào cơ cấu là trọng lực
và lực quán tính
Đối với cổng trục consol bánh ray sức nâng 42,5 tấn cơ cấu nâng là một bộ
phận của máy trục,sử dụng tang cuốn cáp thông qua hệ palăng để nâng hạ vật nó được
bố trí trên xe con di chuyển
1.2 .Sơ đồ cơ cấu:
1.2.1.Cấu tạo:
1
2
3
4
5
7
6
HìnhIII. 1.1 Sơ đồ truyền động cơ cấu nâng cổng trục
Sơ đồ truyền động của cơ cấu nâng cổng trục bao gồm: Động cơ – khớp nối – Phanh
– hộp giảm tốc - Khớp nối – tang.
1.Động cơ điện.
2.Khớp nối
3. Phanh
4.Hộp giảm tốc
5.Khớp nối
6.Tang
7.Ổ đỡ
15
Động cơ điện (1) được nối với hộp giảm tốc (4) qua khớp nối vòng đàn
hồi (2), trong đó nửa khớp phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh, khớp

răng đặc biệt (5) nối tang (6) với trục ra của hộp giảm tốc.
1.2.3. Nguyên tắc hoạt động của cơ cấu nâng:
Khi khởi động cơ cấu bằng điện, động cơ điện hoạt động sẽ truyền sang hộp giảm tốc
qua khớp nối. Trục ra của động điện nối với trục vào của hộp giảm tốc qua khớp nối
ra phanh, vận tốc ở trục ra của hộp giảm tốc phải bằng với vận tốc quay của tang để
nâng hạ hàng theo thiết kế. Phanh sử dụng trong cơ cấu này là loại phanh thường
đóng bằng điện. Phanh được hoạt động khi muốn cần trục ngưng hoạt động hoặc làm
giảm tốc độ nâng hàng để đảm bảo an toàn.
1.3. Các thông số ban đầu.
STT Tên thông số Kí hiệu Trò số Đơn vò
1 Sức nâng Q 42,5 Tf
2 Chiều cao nâng H 14,65 m
3 Vận tốc nâng V
n
16 m/ph
4 Chế độ làm việc Trung bình
1.4.Sơ đồ mắc cáp của cơ cấu nâng:
Hình II.1.2 Sơ đồ mắc cáp
16
1. Tang cuốn cáp
3. Puli chuyển hướng
2. Puli di động
Máy trục đang thiết kế sử dụng thiết bò mang hàng là khung chụp container
Dùng sơ đồ cơ cấu nâng có palăng kép có bội suất palăng i
p
= 2.
1.5.Tính toán chọn cáp:
Lực trong dây cáp đi vào tang khi nâng hàng
( 2.1)[2]
Trong đó:

Q = 42,5(T) : sức nâng đònh mức
a = 4 : số palăng đơn trong hệ thống
i
p
= 2 : bội suất palăng.
η
0
: Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướng.

hPO
ηηη
.=
( 2.2)[2]
η
0
: Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướng
Với:
η
p
: hiệu suất của palăng
η
h
: hiệu suất của puli chuyển hướng
(2.3)[2]
η
r
: Hiệu suất của một puli
η
r
= 0,98 (tra bảng 2.2[2])

Ta có 9 puli dẫn hướng nên η
h
= 0,98
9
=0,92
⇒
η
0
=0,99.0,92=0,91

Kích thước dây cáp được chọn dựa theo lực kéo đứt.
Lực tính toán đứt cáp:
P ≥ S
t
. k (2.6 )[2]
Trong đó: S
t
: - Lực căng lớn nhất trong dây cáp.
k = 5,5: hệ số an toàn (tra bảng 2.3 [2]).
⇒ P ≥ 5824,17. 5,5 = 32032,93(kG)
17
r
ip
r
p
i
P
n
η
η

−
−
⋅=
1
1
1
99,0
98,01
98,01
2
1
2
=
−
−
⋅=
p
n
)(17,5824
91,0.2.4
42500
kGS
t
==
0
..
η
p
t
ia

S
Q
=
Theo tính toán trên và theo chỉ dẫn bảng 2.5[2], tra bảng III.5[2] ta chọn cáp
bện loại ΠK –Po cấu tạo 6x36(1+7+7)x7+14)+1 lõi theo ΓOCT 7668 –69 co:ù đường
kính d
c
= 23,5 (mm) có giới hạn bền của dây cáp bện T
b
= 200 (kG/mm
2
) lực đứt cho
phép là P = 33250 (kG) ,khối lượng tính toán 1000m cáp đã bôi trơn 2120 kg

Hình: II.1.3 Cáp thép
Độ bền dự trữ thực tế của cáp:

1.6.Tính toán tang
1.6.1.Xác đònh kích thước tang
Đừơng kính cần thiết của tang theo đường trung bình của dây cáp thép
cuộn vào
D ≥ d
c
. e (2.9)[2]
Trong đó: - d
c
= 23,5 (mm) : đường kính cáp chọn
- e = 25: hệ số đường kính tang (tra bảng 2.7[2])
⇒ D ≥ 23,5.25 = 587,5 (mm)
Chọn đường kính của tang : D = 800 (mm)

Chiều dài của cáp nâng:Chiều dài cáp từ 1 palăng cuộn vào tang :
L
c
= H.ip + π.D (z
1
+ z
2
) (2.10)[2]
Trong đó:
+ H = 14,65 (m) : chiều cao nâng
+ i
p
= 2 : bội suất palăng
+ D = 800 (mm) = 0,8 (m) : đường kính tang.
+ z
1
= 2 : số vòng dự trữ trên tang
+ z
2
= 3 : Số vòng kẹp cáp.
⇒ L
c
= 14,65.2 + 3,14. 0,8 (1,5 +3) = 40,604 (m)
Chiều dài của tang phải sao cho khi hạ vật xuống vò trí thấp nhất trên tang vẫn
còn lại ít nhất là 1,5 vòng dây (theo qui đònh về an toàn). Ta lựa chọn tang kép cuộn
một lớp cáp, có xẻ rãnh
Ta có tang cuốn cáp từ 4 palăng .Chiều dài toàn bộ của tang:
18
5,571,5
17,5824

33250
=>=== k
S
P
k
t
t
L
t
= 4.(L
1
+L
2
) +2.L
3
+L
4
Trong đó: - L
1
=4t=4.28=112(mm) :dùng để kẹp đầu cáp trên tang
L
2
=Z.t=(
mmt
D
Ha
5,368028,0).5,1
8,0.
65,14.2
()5,1

.
.
=+=+
ππ
, với 1,5 vòng cáp để
giảm tải trọng trên đầu kẹp cáp
- L
4
phần tang không tiện rãnh đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng
dưới giá trò cho phép trong điều kiện khi móc treo ở vò trí cao nhất( cách trục tang
một khoảng bằng h
min
. theo tài liệu: tính toán máy nâng chuyển thì góc lệch lớn
nhất của dây cáp đi vào tang so với mặt phẳng đi qua puly mà cáp đi ra lấy bằng:
0
6=
γ
đối với tang có rãnh.
L
4
lấy bằng khoảng cách giữa rãnh puly trong khung treo móc khi chọn ứng với sức
nâng là 42,5(T) là b=640mm (theo máy mẫu)
Chọn L
4
=225mm
- L
3
phần tang không tiện đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng. đây
khi tang cuốn cáp từ 4 palăng ta chọn L
3

theo kinh nghiệm chọn: L
3
=
4
2
1
L
=0,5.225=112,5mm
- Chọn L
3
=110mm
- Chiều dài làm việc của tang:
L
t
=4(112+368,5) +2.110+225=2367(mm). chọn L
t
=2500(mm)
- Chiều dày của tang được lấy:
δ = 0,02D
t
+10 = 0,02.776,5+10= 25,53(mm)
- Chọn chiều dày của tang: δ = 26(mm)
)(5,7765,23800 mmdDD
ct
=−=−=
Theo kết quả tính toán ở trên ta có thông số kỹ thuật của tang như sau:
+ Chiều dài tang: L
T
= 2500 (mm)
+ Đường kính tang: D = 800 (mm)

+ Bề dày của tang: δ = 26 (mm)
+ Chiều dài toàn bộ cáp: L
c
= 60(m)
1.6.2.Kiểm tra độ bền tang:
Ta thấy
t
t
D
L
=
219,3
7765,0
5,2
=
>3, vì vậy phải tính thành tang chòu ứng suất phức
tạp: nén, uốn, xoắn. Trước tiên ta kiểm tra sơ bộ thành tang theo ứng suất nén, sau đó
có thể dùng thưyết bền Mo để kiểm tra.

σ
n
= (1.23)[1]
Trong đó:
19
][
.)1(
max
n
t
t

D
S
σ
δ
δ
≤
−
+S
max
: lực căng cáp lớn nhất S
max
=5824,17(kG)
+D
t
=0,7765 : đường kính tang
+δ = 26 (mm) : bề dày thành tang.
+Mà: ứng suất cho phép của tang chế tạo bằng gang đúc
[σ
n
] =
n = 5 : hệ số an toàn
σ
bn
= 6500 (kG/cm
2
): giới hạn bền nén của tang đúc bằng gang CЧ.15 -32
⇒ [σ
n
] = (kG/cm
2

)
và:
σ
n
=
74,827
8,2.6,2).
825,78
6,2
1(
17,5824
=
−
(kG/cm
2
)
⇒ σ
n
≤ [σ
n
]thỏa điều kiện bền . Vậy tang đủ bền
Tách một phân tố trên thành tang, phân tố này có những ứng suất như sau: các ứng
suất pháp
u
σ
và
n
σ
trong đó ứng suất uốn
u

σ
hướng theo phương trục tang, ứng suất
nén
n
σ
hướng theo phương vuông góc với bán kính tang đi qua phân tố đã tách và
vuông góc
u
σ
, ứng suất tiếp
x
τ
do momen xoắn M
x
. như vậy đây là trạng thái ứng
suất phẳng và để kiểm tra theo thuyết bền Mo ta đưa phân tố đã tách về trạng thái
căng chính. Các ứng suất của trạng thái căng chính được tính theo công thức:
]4)([
2
1
22
1 xnunu
τσσσσσ
+++−=
]4)([
2
1
22
3 xnunu
τσσσσσ

++−−=
Ta có
u
σ
: ứng suất uốn trong tang
u
u
u
W
M
=
σ
Kết cấu tang như hình vẽ. Ta có:
M
u
=
max32
14max
)2(
2
)2(
SLL
LLLS
+=
−−
=(2.0,368+0,11)5824,17=4927,24(kG.m)
W
u
=0,1
2

4
1
4
2
D
DD −
=0,1
80
8,7480
44
−
=12069,4(cm
3
)
Với D
2
=80 cm: đường kính tang
D
1
= D
2
-2.d=80-2.2,6=74,8(cm)
)/(65,39
85,12425
492724
2
cmkG
u
==⇒
σ

Sơ đồ tính tang:
20
1300
5
6500
=
n
bn
σ
Hình II.1.4 Sơ đồ tính tang
+
x
τ
:ứng suất xoắn trong tang :
x
x
x
W
M
=
τ
M
x
:momen xoắn lớn nhất trên tang
M
x
=2D.S
max
=2.0,8.5824,17=931867,2(kG/cm
2

)
W
x
=2.W
u
=2.12425,85=24851,7(cm
3
)
(kG/cm2)49,37
7,24851
2,931867
==⇒
x
τ
Vậy
( )
22
2
1
/27,41
2
1
]49,37.489,82665,3989,82665,39[ cmkG=+++−=
σ
222
3
/51,828
2
1
]49,37.4)89,82665,39(89,82665,39[ cmkG−=++−−=

σ
ng suất tương đương kiểm tra theo thuyết bền Mo
σ
td
=σ
1
-ασ
3
(1-25[2])
Vậy σ
td
=σ
1
-ασ
3
=(41,27+828,51)=869,78N/mm
2
<[σ]=1300 kG/cm
2
1.7. Tính chọn cặp đầu cáp trên tang:
Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất hiện nay là dùng
tấm cặp và vít vít chặt lên trên số tấm cặp phải dùng ít nhất là 2 tấm kẹp do ở trên
tang luôn có số vòng dự trữ không sử dụng đến, lực tác dụng trực tiếp lên cặp sẽ
không phải là lực căng cáp S
t
= S
max
mà lực tác dụng là S
0
nhỏ hơn. Do đó có ma sát

giữa mặt tang với vòng cáp an toàn.
P
l
0
d
1
P/2 P/2
Hình II.1.5 Kẹp cáp vào tang
2500
Smax
Smax
Smax
Smax
Smax
Smax
21
+lực tính toán với cặp cáp được tính:
S
0
= (2.19)[2]
Trong đó:
+
µ
= 0,12 ÷ 0,16 hệ số ma sát giữa mặt tang với cáp ta chọn
µ
= 0,15
+α: góc ôm của các vòng dự trữ trên tang
ππα
43 ÷=
Chọn α = 5π.

⇒ S
0
=
Ta chọn cách kẹp cáp trên tang bằng 2 tấm kẹp có 2 một bulong.
⇒ Lực kéo một bulong:
N = (2.20)[2]
Trong đó:
+Z: số bu lông ở tấm kẹp (Z = 4)
+
µ
1
: Hệ số ma sát qui đổi giữa dây cáp và tấm kẹp có tiết diện rãnh hình thang:
µ
1
=

β = 40
0
: góc nghiêng mặt bên của rãnh.
+
1
α
: góc ôm tang bằng vòng kẹp cáp
1
α
=2
π
⇒ N =
)1).(23.015,0.(4
32,884

.2.15,0
++
π
e
=163,13(kG)
+ Lực uốn bulong:
T =
µ
1
. N (2.21)[2]
⇒ T = 0,23. 163,13 = 37,52 (N)
Ứng suất uốn tổng ở mỗi bulong:
σ
t
= ≤ [σ]
d
(2.22)[2]
)/(96,8
12.1,0
52,37.2
4
12.
13,163.2.3,1
2
32
1
mmkG=+=
π
σ
Trong đó: d

1
= 12(mm): đường kính chân ren.
l = 6(mm): tay đòn đặt lực T vào bulong
k:hệ số an toàn kẹp cáp k=2
Ứùng suất cho phép [σ]
d
= 7,5 ÷ 8,5 (kG/mm
2
) đối với bulong chế tạo từ thép CT3. ta
chọn bulong đầu tinh 6 cạnh theo TCVN 95-63 (Tra bảng 6.39 sổ tay thiết kế cơ khí)
22
)(32,884
17,5824
4.15,0
kG
e
=
π
µα
e
S
max
)1)((
1
0
++
µα
µµ
eZ
S

23,0
40sin
15,0
sin
0
==
β
µ
3
1
2
1
.1,0
..
4
.
..3,1
d
lTk
d
Nk
+
π
⇒ σ
t
≤ [σ] thỏa mãn điều kiện uốn: như vậy bulong kẹp cáp đủ điều kiện làm việc
bulong có ký hiệu: bulong II M12 x 40 TCVN 95.63 (tra bảng 6.38 sách sổ tay thiết kế
cơ khí).
1.8. Chọn động cơ điện:- Hộp giảm tốc:
1.8.1.Chọn động cơ điện

+Công suất tónh khi nâng với tải đầy được xác đònh:
c
CT
vGG
P
η
.102
).(
10
+
=
(kW) [4]
Trong đó:
+v
1
= 16 (m/p)=0,267(m/s): vận tốc nâng hàng
+η
c
: hiệu suất truyền của máy tời khi nâng với tải đầy
c
η
=0,9
+G: sức nâng tải G= 30( T)
+G
0
:trọng lượng củaspearder G
0
=12,5(T)
Vậy
)(36,129

85,0.102
267,0).1250030000(
kWP
CT
=
+
=
Dựa vào catalogs của hăng SIEMENT ta chọn
Động cơ lồng sóc YZB-355M-6
Dòng sản phẩm động cơ điện 3 pha
Kiểu loại chân đế mặt bích
Xuất xứ Wuxi-Trung Quốc;Siemens ,Flender,Vem- Đức.
Công suất 132Kw
Tốc độ vòng quay 980v/ph
Số cặp cực 6P
Nguồn điện 3 Pha -380V- 50Hz
Đường kính trục 80 mm
Mômen đà 38,8 kG.m
2
bb
d
L
1
L
h
B
1
B
H
l

Hình II.1.6Động cơ điện
Các thông số hình học như sau:
+Tốc độ quay của tang:
L(mm) L
1
(mm)
l(mm) d(mm) B(mm) B
1
(mm) b(mm) H(mm) h(mm)
610 400
560 110 740 610 360 840 355
23
(2.35)[2]
Trong đó:
+v
n
= 16

(m/p): tốc độ nâng hàng
+ip = 2: bội suất palăng
+D = 0,7 (m): đường kính tang
⇒ n
t
=
74,12
8.0.
2.16
=
π
(vòng/phút)

•Tỉ số truyền chung của bộ truyền động:

Theo tỉ số truyền và công suất của động cơ điện, từ catalogs của hãng SUMITOMO ta
chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp đặt ngang loại PHD 9090P3RLT có tỉ số
truyền i = 77,19 và công suất truyền là 138(kW), có đường kính trục vào d
1
=65mm,
đường kính trục ra d
4
=180mm
Hình II.1.7.Hộp giảm tốc
A B C D E E1 F G H J
1060 410 837 345 750 421 430 60 50 42
Kiểm nghiệm vận tốc cơ cấu nâng:
(vòng/phút)

Ta có:
24
92,76
74,12
980
===
t
n
n
i
69,12
19,77
980
===

i
n
n
t
94,15
2
8,0.14,3.69,12
===
i
Dn
V
t
n
π
%625,99%100.
16
94,15
==
ndn
ntt
V
V
Như vậy
Như vậy k<3% thỏa mãn
1.9. Chọn khớp nối – phanh:
1.9.1.Chọn khớp nối: Chọn khớp nối là khớp đàn hồi có khả năng cho phép phần lệch
trục vậy tức là không đồng trục tuyệt đối, ngoài ra loại khớp này còn giảm được chấn
động và va đập khi mở máy và phanh đột ngột. Phía nửa khớp bên hộp giảm tốc kết
hợp làm bánh phanh .
Moment đònh mức trên trục động cơ:

M
đm
=
N
đm
= 132 (kw) : công suất đònh mức của động cơ.
n = 980 (v/p): số vòng quay của trục ra động cơ
Moment truyền qua khớp nối:
M
k
= M
đm
. k
1
.k
2
(1.65)[2]
Trong đó:
M
đm
= 131,33 (kG.m): moment đònh mức do khớp truyền
k
1
= 1,3: hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu
k
2
= 1,2: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu bảng 1.21[2]
⇒ M
k
= 131,33.1,3.1,2 = 204,87(kG.m)

Tra bảng III.33[2] chọn khớp nối răng M3Π3 có M
x
cho phép là 800(kG.m), momen
đà : (GD)
2
=1,8 (kG.m
2
)
- Các thông số hình học:
D
T
(mm) d
1
(mm) d
2
(mm) D(mm) B
T
(mm)
250 110 110 170 215
d
1
d
2
B
T
D
D
T
Hình II.1.8 Khớp nối
+Moment đà tương đương của hệ thống

(GD
2
)
qđ
= δ. GD
2
= δ ( GD
2
đc
+ GD
2
4
) (CT -1.28 sách tính toán máy nângchuyển)
Với:
δ = 1,1 ÷ 1,25: hệ số tính tới ảnh hưởng của bộ truyền
25
).(33,131
980
132
.975975 mkG
n
N
đm
==
%375,0%625,99%100%100.
16
94,15
%100 =−==−=
ndn
ntt

V
V
k
(GD)
2
: Moment đà của roto – động cơ và khớp nối
(GD
2
)
qđ
= 1,1 (38,8+1,8) = 44,66(kG.m
2
)
1.9.2.Chọn phanh:
Phanh được đặt tại khớp nối của trục ra thứ nhất động cơ và trục vào hộp giảm tốc.
Moment cản tónh trên trục phanh khi hãm
(2.37)[2]
⇒ M
h
t
=
19,77.2
85,0.8,0.17,5824.4
=102,61 (kG.m)
Trong đó :
a: số nhánh cáp kẹp trên tang a=4
85,0=
c
η
hiệu suất cơ cấu nâng. Tra bảng 1.9 [2]

Moment phanh cần thiết khi hãm:
M
h
= M
h
t
. k
h
( 2.38)[2]
K
h
= 1,75 : hệ số an toàn phanh tra bảng 2.9[2]
⇒ M
h
= 102,61. 1,75 = 179,57 (kG.m)
Theo bảng III.40[2] ta chọn loại phanh có ký hiệu KMT 300 có chiều rộng má phanh
B = 200 mm moment phanh khi chế độ cơ cấu 25% là M = 200 (kG.m) ,đường kính
bánh phanh D
1
=500mm
1.10.Kiểm tra động cơ điện phanh
1.10.1 Kiểm tra động cơ điện:
Khi chọn động cơ điện cho cần trục phải thỏa mãn 2 yêu cầu:
+Khi làm việc với thời gian dài với chế độ ngắt đoạn lặp đi lặp lại với cường độ cho
trước, động cơ không được nóng quá giới hạn cho phép để không làm hỏng vật liệu cách
điện trong động cơ.
+Công suất động cơ điện phải đủ để đảm bảo mở máy với gia tốc cho trước.
Như vậy kiểm nghiệm động cơ điện theo thời gian và gia tốc khi khởi động, tình trạng
động khi quá tải, về nhiệt độ yêu cầu chính là kiểm tra về công suất của động cơ.
Kiểm tra động cơ về điều kiện khởi động

+Moment cản tónh trên trục động cơ khi nâng hàng
(2.32)[2]
Trong đó:
S = 5824,17 (kG) : lực trong dây cáp vào trong
a = 4: số nhánh kẹp, cáp trên tang
D = 0,8 (m): đường kính tính toán của tang
i = 77,19: tỉ số truyền chung
η
c
= 0,85: hiệu suất chung cho bộ truyền cơ cấu
26
i
DSa
M
ctk
h
t
2
...
η
c
t
c
i
DaS
M
η
..2
..
=

Moment đònh mức của động cơ:
Thời gian mở máy khi khởi động:
(1.57)[2]
Trong đó: (GD
2
)
qđ
= 44,66 (kG.m
2
) : moment đã tương đương của hệ thống cơ cấu.
n = 980 (v/p): số vòng quay của trục động cơ
M
d
: moment dư của động cơ.
M
d
= M
kđ.TB
- M
c
(158)[2]
M
kđ
.
TB
: moment khởi động trung bình của động cơ
M
c
: moment cản tónh của cơ cấu trên trục động cơ

(1.59)[2]
Với:
ϕ
max
= 1,8 ÷ 2,25 : hiệu số moment mở máy lớn nhất của động cơ chọn
25,2
max
=
ϕ
ϕ
min
= 1,1 : hiệu số moment mở máy nhỏ nhất của động cơ
M
đm
: moment đònh mức của động cơ

⇒ Moment dư của động cơ:
M
d
= 219,98 – 142,02 = 77,96 (kG.m).
Thời gian mở máy khi khởi động:
Thời gian mở máy khi nâng
t
n
m
= δ.t
kđ
+ (1.41)[2]
Với:
δ = 1,1 ÷ 1,2: hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các chi tiết máy quay trên trục

sau trục I. chọn
2,1=
δ
Q = 42500 (N): trọng lượng vật nâng cùng bộ phận mang hàng:
n
đc
= 980 (v/p) : số vòng quay của trục động cơ
η
=0,85: hiệu suất cơ cấu nâng truyền chung của cơ cấu
27
).(02,142
85,0.19,77.2
8,0.4.17,5824
mkGM
c
==
).(33,131
980
132
.975980
.
mkG
n
N
M
mđ
dc
===
d
qđ

kd
M
nGD
t
.375
.)(
2
=
đmkdtb
MM .
2
minmax
ψψ
+
=
)(49,1
96,77.375
980.66,44
= t
kd
s=
η
)..(
..975,0
2
cTBkddc
MMn
VQ
−
).(98,21933,131.

2
1,125,2
mkGM
kdtb
=
+
=
)(83,1
85,0.96,77.980.60
16.42500.975,0
15,1.2,1
2
2
,
st
nkd
=+=⇒
Vậy thời gian khởi động của động cơ thỏa mãn điều kiện 1,5(s)
5
,
≤≤
nkd
t
(s)
•Gia tốc mở máy theo tính toán :
(1.50)[2]
Vậy theo bảng 1.15 [2] ta có:
a
tt
≤ [a] = 0,2 (m/s

2
)
Khi nâng máy hoạt động ổn đònh.
•Khi hạ vật:
Thời gian nâng hãm cơ cấu nâng khi hạ hàng
(1.42)[2]
Thay số:
46,2
)02,142200.(980.60
85,0.16.42500.975,0
)02,142200(375
980.66,44.2,1
2
2
=
−
+
−
=hh
t
(s)
vậy khi hãm cơ cấu động cơ thỏa mãn điều kiện 1,5
)(5 st
h
≤≤
Như vậy ta thấy động cơ thỏa điều kiện khởi động
Kiểm tra động cơ về điều kiện phát nóng
Để tránh quá nóng động cơ thì công suất bình phương trung bình của động cơ:
N
tb

dm
N≤
Mặt khác ta có công suất tónh động cơ khi nâng với tải đầy là
N
t
=129,36 (kW) < N
dm
=132(kW)
Như vậy ta có N
tb
<N
t
<N
dm
: vậy động cơ thỏa điều kiện phát nóng
1.10.2. Kiểm tra phanh:
Việc kiểm tra này có mục đích giới hạn độ nóng những mặt ma sát
không vượt quá trò số cho phép chủ yếu dựa trên quá trình cân bằng nhiệt của phanh.
Theo bảng 1.12[2] đối với chế độ làm việc trùng bình lấy đoạn đường
phanh cơ cấu nâng hàng.

Ta xem như tốc độ nâng hạ hàng là như nhau thì thời gian phanh:
(1.36)[2]
⇒
28
)2
/(14,0
83,1.60
16

sm
t
V
a
n
m
n
tt
===
)(
...975,0
)(375
..
2
2
chđcch
đc
hh
MMn
VQ
MM
nGD
t
−
+
−
=
η
δ
)(16,0

100
m
V
S
n
==
n
h
V
S
t
.5,0
=
)(2,1
16.5,0
60.16,0
st
h
==
Như vậy gần đúng với giá trò tính toán:
•Gia tốc khi phanh:

)/(22,0
2,1.60
16
sm
t
v
a
n

===
Như vậy trò số gia tốc gần thích ứng với giá trò số giảm tốc cho phép ở bảng
1.15[2].
•Diện tích mặt làm việc của 1 má phanh:
F =
β
π
..
360
.
B
D
n
(1.70)[2]
Trong đó:
D
h
= 0,5 (m) : đường kính bánh phanh.
β = 90
0
: góc bao của 1 má phanh với đóa.
B = 0,2 (m): chiều rộng má phanh.

•p lực giữa bánh và má phanh:
(1.70)[2]
µ = 0,35: hệ số ma sát của amiăng và kim loại, tra bảng 1.23[2]
M
h
= 200 (kG.m) : moment hãm của phanh.

⇒
Theo bảng 1.23[2] áp lực cho phép [P].6 kG/cm
2
Vậy P
p
< [P] phanh thỏa mãn điều kiện làm việc
1.11. Tính toán trục tang:
+ Chọn vật liệu: trục được làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim. Đối với trục của
những máy móc không quan trọng, không yêu cầu hạn chế kích thước có thể dùng
thép CT5, không cần nhiệt luyện. Đối với trục làm việc dùng trong những máy móc
quan trọng, chòu tải lớn có thể dùng thép 45 hoặc 40X có nhiệt luyện. Vì vậy ở đây ta
sẽ chọn vật liệu chế tạo trục là 40X.
+Tính sức bền của trục
Ta có lực tác dụng lên trục tang: S
0
+Với: S
0
= (2.19)[2]
Trong đó:
+
µ
= 0,12 ÷ 0,16 hệ số ma sát giữa mặt tang với cáp ta chọn
µ
= 0,15
29
FDM
M
P
h
h

p
..
=
)(785
360
90.2,0.5,0.14,3
2
cmF ==
)/(46,1
785.50.35,0
20000
2
cmkGP
p
==
µα
e
S
max
+α: góc ôm của các vòng dự trữ trên tang
ππα
43 ÷=
Chọn α = 4π.
⇒
397945kG.mm
243187,5 kG.mm
R
A
25
242550

D
R
So
So
D
CBA
Hình II.1.9 Sơ đồ tính trục tang
Ta có R
A
+R
B
=2.S
0
=2.884,32=1768,64(kG)
∑
A
M
=S
0
.0,5+S
0
.2,25S
0
-R
B
.2,5=0
)(75,972
5,2
32,884).25,25,0(
kGR

B
=
+
=
R
A
=1768,64-972,75=795,89(kG)
M
maxu
=R
A
.0,5=795,89.0,5=397,945(kG.m)
a.Tính gần đúng:
Tính gần đúng có xét tác dụng đồng thời cả momen uốn lẫn momen xoắn đến
sức bền của trục, trong trường hợp này trục không chòu momen xoắn. Đường kính trục
tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:
3
4
])[1(1,0
σβ
−
≥
td
M
d
(7.3)[5]
Moment tương đương
(7.4)[5]
Trong đó M
x

=0(kG.m): trục không chòu xoắn
M
u
=397,945(kG.m)
β=0,8: [σ]: ứng suất uốn cho phép.
Ta chọn vật liệu chế tạo trục tang là thép 40X tôi cải thiện có giơi hạn bền
σ
b
= 900 (N/mm
2
), giới hạn chảy σ
ch
= 550 (N/mm
2
,[σ] = 70(N/mm
2
)=700(kG/cm
2
)
30
)(87,9
700)8,01.(1,0
10.945,397
3
4
2
cmd
cc
=
−

≥
−
)(32,884
17,5824
4.15,0
0
kG
e
S ==
π
22
.75,0
xtd
MMM +=
⇒
Chọn đường kính trục : d=110(mm)
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: trục tang không chòu momen xoắn nên ta
chỉ kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp n
][n≥

trong đó:
n
σ
: hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp
`n
σ
=
ma
k
σψσ

βε
σ
σ
σ
σ
..
.
1
+
−
(7.6)[5]
Trong các công thức trên:

1−
σ
và : giới hạn mỏi uốnứng với chu kì đối xứng
Có thể lấy gần đúng:
b
σσ
)5,04,0(
1
÷≈
−
chọn
b
σσ
5,0
1
=
−

a
σ
và : biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện trục. Ta có ứng suất uốn
thay đổi theo chu kì đối xứng nên
W
M
u
a
=−==
minmax
σσσ
=
)/(54,304
67,130
5,39794
2
cmkG=

m
σ
và trò số trung bình của ứng suất pháp, là thành phần không đổi trong chu kì
ứng suất. ng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

0=
m
σ
W và là momen cản uốn của tiết diện trục
W =
32

.
3
d
π
=
)(67,130
32
11.
3
3
cm=
π

σ
ψ
và : hệ số xét đến ảnh hưởng của trò số ứng suất trung bình đến sức bền
mỏi, có thể lấy:

15,0=
σ
ψ
thép hợp kim)

σ
ε
và :hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục tới giới hạn
mỏi. Tra bảng 7.4[5] ta có

66,0=
σ

ε


β
=1hệ số tăng bền bề mặt trục, bảng 7.5[5]
k
σ
và : hệ số tập trung ứng suất thực tế. Tra bảng 7.6[5] ta có k
σ
=1,84,
[n] hệ số an toàn cho phép [n]=3. khi cần tăng độ cứng và không cần kiểm tra độ
cứng trục do quá tải đột ngột.
Thay số ta có:
31
n
σ
=
77,4
54,304.
1.66,0
84,1
9000.45,0
=
vậy n=4,77
≥
[n]=3
Như vậy trục thỏa điều kiện về hệ số an toàn
1.12. Tính chọn ổ đỡ trục tang
Các thông số cơ bản để tính toán chọn ổ đỡ tang :
C : hệ số tính đến khả năng làm việc của ổ

Q : tải trọng tác dụng lên ổ
d : đường kính trục tang cũng chính là đường kính trong của ổ
Sơ bộ ta chọn loại ổ đỡ là ổ đũa trụ ngắn. Tính ưu việt của loại ổ này thường
được dùng để đỡ các loại trục ngắn có độ cứng HB cao, cấp chính xác cao, ổ chỉ chòu
lực hướng tâm và có thể tháo lắp dễ dàng. Mặt khác loại ổ này chòu được tải trọng
hướng kính lớn ở tốc độ cao. Loại đặc biệt có thểchòu được tải trọng rất cao khi quay ở
vận tốc trung bình, dễ dàng bội trơn.
Tính toán chọn ổ :
Hệ số tính đến khả năng làm việc của ổ :
C = Q.(n.h)
0,3
(8.1)[5]
Trong đó :
n = 14,56 vòng/phút : số vòng quay của ổ, cũng chính là số vòng quay của tang
h : thời gian phục vụ của ổ tính theo giờ. Chọn thời gian làm việc của ổ là 10
năm sau đó tiến hành thay thế (với điều kiện phải đảm bảo tốt chế độ bôi trơn cho ổ).
Số ngày làm việc trong năm là 300 ngày, số giờ làm việc trong ngày là 2giờ
⇒ h =2.300.10 = 6000 giờ
Q : tải trọng tương đương tác dụng lên ổ. Đối với ổ đỡ
Q = (K
v
.R + m.A).K
n
.K
t
Trong đó :
R : tổng phản lực tại gối đỡ
A : tải trọng dọc trục A=S
1
-S

2
Với S
1
=1,3.R
A
tg
β
=1,3.849,07.tg12
0
=234,62(daN)
S
2
=1,3.R
B
.tg
β
=1,3.1029,73.tg12
0
=284,54(daN)
⇒
A=S
1
-S
2
=234,62-284,54=-49,92(daN) vậy ổ I chòu lực dọc trục
m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm
K
v
= 1,1 : hệ số xét đến vòng ngoài của ổ là vòng quay
K

n
= 1 : hệ số nhiệt độ
K
t
= 1,2 : hệ số tải trọng động
⇒ Q
1
= (1,1.849,07+1,5.49,92).1.1,2 = 1210,63 (daN)
Q
2
=(1,1.1029,73+1,5.0).1.1,2=1359,24(daN)
32
Ta thấy Q
1
<Q
2
nên ta chọn cho gối đỡ II, ổ kia lấy cùng kích thước để tiện cho việc
chế tạo và lắp ghép
Vậy C = 1359,24(14,56.6000)
0,3
= 41275,27
Tra tài liệu tra ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu long hai dãy kí hiệu FAG 1320M.C3
đường kính d=100mm, D=215mm C=850000
- Hệ số khả năng làm việc : 230000.
- Khối lượng :8,79kg.
- Giới hạn số vòng quay trong một phút : 2600v/ph.
B
D
d
Hình II.1.10 Ổ đỡ.

Các thông số hình học như sau:
D(mm) d(mm) B(mm)
215 100 73
Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC.
2.1. Giới thiệu về cơ cấu di chuyển.
Cơ cấu di chuyển là một bộ phận quan trọng và không thể thiếu đối với phần
lớn các máy trục, nó giúp cho máy trục có thể linh hoạt hơn trong quá trình làm việc
góp phần làm tăng năng suất của máy trục. Cơ cấu di chuyển dùng để dòch chuyển
máy hoặc một bộ phận của máy trong mặt phẳng ngang hay nghiêng. Theo đặc điểm
33