Thiết kế môn học máy trục

Thit k mụn hc mỏy trc
Phần I
Giới thiệu và tính toán chung
I. Giới thiệu cần trục thiết kế
Từ nhiệm vụ đợc giao chọn cần trục thiết kế là cần trục KIROB sức nâng 5 T phục
vụ cho các quá trình xếp dỡ hàng bao ở Xí nghiệp xếp dỡ Hoàng Diệu.
Nó là loại cần trục cột quay di chuyển trên đờng ray khổ 10,5 m, hoạt động bằng
nguồn năng lợng điện cấp từ lới điện quốc gia, làm việc trong vùng nhiệt đới nóng ẩm, có
gió bão, ảnh hởng của nớc mặn, cờng độ làm việc của cần trục tơng đối cao. Do tính chất
công việc nh trên nên cấu tạo của cần trục chân đế phải đáp ứng đợc một số yêu cầu sau:
-Diện tích bao của máy không quá lớn, bán kính quay phía sau của phần quay phải
nhỏ, khoảng cách giữa các bánh xe nhỏ.
-Cho phép các phơng tiện vận tải có thể di chuyển qua chân đế cần trục theo mọi h-
ớng.
-Có cơ cấu đảm bảo dịch chuyển vật trong mặt phẳng ngang và cân bằng hệ thống
cần khi thay đổi tầm với (sử dụng hệ thống cần cân bằng).
-Thuận tiện trong điều khiển, đảm bảo công nhân dễ dàng quan sát.
*Kết cấu chung của cần trục:
-Cơ cấu di chuyển dùng truyền động riêng cho mỗi cụm chân. Số bánh xe con
chuyển là 12 bánh, số bánh xe dẫn động là 4 bánh.
-Cơ cấu quay có thiết bị tựa quay kiểu cột quay đợc đỡ bằng hệ thống các con lăn ở
phía trên và ổ đỡ phía dới, bánh răng ăn khớp ngoài với vành răng.
-Cơ cấu thay đổi tầm với dùng thanh răng bánh răng.
-Cơ cấu nâng dùng hai tang quấn cáp là hai tang đơn đợc dẫn động bằng b truyền
riêng biệt.
-Kết cấu thép cần có dạng dàn, cần thẳng có đối trọng cân bằng cần liên kết vi
cần bằng cáp.
-Kết cấu thép chân phần chân của cần trục chân đế là một kết cấu không gian đợc
tạo thành bởi hai khung giống hệt nhau theo phơng đờng chéo của hình ba các chân liên
kết với nhau ở phần trên bằng đỉnh vòng, ở tầng dới bằng các dầm ng tạo thành chạc
chữ thập.

SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
1
Thiết kế môn học máy trục
1. Mãc c©u
2. Côm puli ®Çu cÇn
3. CÇn
4. Thanh gi»ng
5. §èi träng
6. Cét quay
7. Thanh r¨ng thay ®æi tÇm víi
8. Ca bin
9. Vßng ®ì
10. Ch©n ®Õ
11. æ ®ì díi
12. B¸nh xe di chuyÓn
SV: NGUYỄN THỊ HƯỜNG – MSV: 39735
2
Thit k mụn hc mỏy trc
II. Các thông số kỹ thuật
Cần trục chân đế thiết kế dựa theo mẫu của cần trục chân đế Kirob 5 (T) ở Xí nghiệp
xếp dỡ Hoàng Diệu. Với các thông số kĩ thuật của máy mẫu ta chọn đợc một số thông số
sau để tính toán.
Trang: 5
Sức nâng: Q = 5T
Chiều cao nâng: H = 23,5T
Tầm với lớn nhất: R
max
= 30m
Tầm với nhỏ nhất: R
min

= 8m
Vận tốc nâng hàng: v
n
= 73m/ph
Vận tốc thay đổi tầm với: v
tv
= 49 m/ph
Vận tốc di chuyển cần trục: v
dc
= 33m/ph
Vận tốc quay: v
q
= 1,75 v/ph
Khổ đờng ray: B = 10,5 m
Cơ sở cần trục: L = 8m
Trọng lợng toàn bộ cần trục: G = 94 T
Trọng lợng đối trọng: G
dt
= 2,13T
Trọng lợng cần: G
c
= 4T
II. Tính toán chung
1. Các trờng hợp tải trọng tính toán.
Khi tính toán các cơ cấu máy trục nói chung, cần trục chân đế nói riêng ngời ta phân
biệt 3 trờng hợp tải trọng tính toán đối với trạng thái làm việc và không làm việc.
Trờng hợp 1: tải trọng bình thờng của trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh
nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lợng bản thân máy, tải trọng gió ở trạng thái
làm việc của máy, các tải trọng động trong quá trình mở máy và hãm cơ cấu. Trờng hợp
này các chi tiết trong cơ cấu đợc tính theo sức bền mỏi.

Trờng hợp 2: tải trọng lớn nhất của trạng thái làm việc bao gồm trọng lợng danh
nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lợng bản thân máy, tải trọng động lớn nhất xuất
hiện khi mở máy và phanh đột ngột hoặc khi mất điện, có điện bất ngờ, tải trọng gió lớn
nhất ở trạng thái làm việc và tải trọng do độ dốc, nghiêng mặt đờng lớn nhất có thể. Các
giá trị tải trọng này thờng hạn chế bởi những điều kiện bên ngoài nh sự trợt trơn của bánh
xe và ray, trị số mô men phanh lớn nhất.
Trờng hợp này tất cả các chi tiết trong cơ cấu đợc tính theo sức bền tĩnh.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
3
Thit k mụn hc mỏy trc
Trờng hợp 3: tải trọng lớn nhất của trạng thái không làm việc của máy đặt ngoài trời
bao gồm trọng lợng bản thân, tải trọng gió lớn nhất trong trạng thái không làm việc và tải
trọng do độ dốc của đờng.
Trờng hợp này tiến hành kiểm tra độ bền, độ ổn định toàn bộ cần trụ
Các trờng hợp tổ hợp tải trọng.
ở trạng thái làm việc của cần trục ngời ta tổ hợp các tải trọng tác dụng lên máy trục
và chia thành các tổ hợp tải trọng sau:
Tổ hợp Ia, IIa : tổ hợp tải trọng tính toán khi cần trục đứng yên khởi động hoặc hãm
từ từ cơ cấu nâng (Ia), khởi động hoặc hãm đột ngột (IIa).
Tổ hợp Ib, IIb : tổ hợp tải trọng tính toán khi cần trục di chuyển tiến hành khởi động
hoặc hãm từ từ cơ cấu quay, thay đổi tầm với (Ib), khởi động hoặc hãm đột ngột cơ cấu
quay, thay đổi tầm với (II
b
).
2. Ch độ làm việc.
Việc đánh giá chế độ làm việc ảnh hởng rất lớn đến công việc đánh giá, tính toán và
sử dụng chúng. Trong một máy nâng (hay cần trục) các cơ cấu có thể làm việc với các ché
độ khác nhau nhng chế độ chung cho một máy trục đợc tính theo chế độ làm việc của cơ
cấu nâng.
Đánh giá chế độ làm việc của máy trục thông qua các chỉ tiêu chính sau đây:

a. Hệ số sử dụng trong ngày.
k
ng
= số giờ làm việc trong ngày/24 giờ
Cần trục có thể làm việc liên tục để đáp ứng yêu cầu làm việc 3 ca trong một ngày
với số giờ làm việc trong ngày của cần trục vaò khoảng 16 giờ.
k
ng
= 16/24 =0,66
b. Hệ số sử dụng trong năm.
k
n
= số ngày làm việc trong năm/365
Do cần trục làm việc có thời vụ nên trung bình một năm số ngày làm việc của cần
trục vào khoảng 200 ngày.
k
n
= 200/365 = 0,55
c.Số lần mở máy.
Đối với cơ cấu nâng là cơ cấu có số lần mở máy lớn nhất trong máy trục.
m = 120 lần /ngày.
d.Số chu kì làm việc.
a
k
= 20 lần /giờ
e. Nhiệt độ môi trờng.
Lấy theo nhiệt độ trung bình vào mùa hè t = 30 c
f. Cờng độ làm việc của động cơ.

T
T
CD =
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
4
Thit k mụn hc mỏy trc
T
0
: thời gian làm việc trong một chu kì.
T : tổng thời gian làm việc của cơ cấu.
T
0
= t
m
+ t
v
T = t
m
+ t
v
+ t
d
+ tp
Zt
m
: tổng thời gian mở máy:
Cơ cấu nâng : 4 lần
Cơ cấu quay, thay đổi tầm với: 2 lần
Cơ cấu di chuyển : 1 hay 2 lần
Thời gian một lần mở máy: t

m
= 2(s)
t
v
: tổng thời gian chuyển động ổn định của động cơ:
Cơ cấu nâng t
v
=


=
n
v
H
= 1,28 (ph) = 76,8(s)
Cơ cấu quay: t
v
=


=
q
n
=17,14 (s)
Cơ cấu di chuyển: t
v
= 2 (ph)
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
5
Thit k mụn hc mỏy trc

- Cơ cấu thay đổi tầm với




sph
v
R
tv
tv
====


p
t
: Tổng thời gian phanh (chọn bằng 2 (s))

d
t
: Tổng thời gian dừng để phối hợp với các cơ cấu khác và chuẩn bị một mã hàng
và dỡ hàng
Sơ bộ chọn
st
d
=

Ta xét cờng độ làm việc của cơ cấu nâng (vì cơ cấu này có thời gian làm việc dài nhất
với số lần mở máy nhiều nhất)
T
0

= 4.2 + 76,8 = 84,8(s)
T = 84,8 + 2 + 120 = 206,8 (s)
CD% =



=
Vậy ta lấy chế độ làm việc của máy là chế độ trung bình
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
6
Thit k mụn hc mỏy trc
Phần II
Tính toán cơ cấu di chuyển
I. giới thiệu chung
Cơ cấu di chuyển giúp cho cần trục di chuyển từ nơi này đến nơi khác, từ cầu tàu
này đến cầu tàu khác để thực hiện công tác xếp dỡ.
Cơ cấu di chuyển của cần trục chân đế nói chung và cần trục Kirob 5T nói riêng là
cơ cấu di chuyển trên ray bao gồm 1 cụm bánh xe đợc dẫn động bởi động cơ thông qua hệ
thống truyền động cơ khí (hộp giảm tốc, khớp nối, bộ truyền bánh răng hở ). Để dừng
chính xác cơ cấu di chuyển đợc trang bị phanh
ỗ
Đờng ray của cơ cấu di chuyển đợc gắn cố
định trên nền, dọc theo cầu cảng. Cơ cấu di chuyển đợc trang bị thiết bị kẹp ray để đảm
bảo an toàn khi cần trục làm việc và khi có gió bão
II. LựA CHọN Sơ Đ TRUYN ĐộNG CủA cơ CấU.
Việc chọn sơ đồ truyền động có ý nghĩa rất quan trọng, ảnh hởng trực tiếp đến khả
năng làm việc,và yêu cầu công nghệ chế tạo, lắp ráp của cơ cấu.
Cơ cấu di chuyển của máy trục thờng đợc bố trí theo 2 dạng sơ đồ truyền động:
truyền động riêng và truyền động chung.
+Sơ đồ truyền động chung có u điểm là chỉ cần sử dụng một động cơ có thể truyền

động cho nhiều bánh xe chủ động nên độ đồng tốc giữa các bánh xe lớn hạn chế đợc khả
năng di chuyển lệch cuả các bánh xe .Nhng kích thớc của động cơ và hộp giảm tốc lớn nên
thờng đợc dùng trong cơ cấu di chuyển cầu trục.
+Sơ đồ truyền động riêng bao gồm nhiều cụm riêng biệt đợc bố trí ở hai bên đờng
ray. Mỗi cụm đều có động cơ và hộp giảm tốc riêng, động cơ có thể đợc bố trí dọc hoặc
ngang so với trục ray.
Với cần trục thiết kế chọn sơ đồ truyền động riêng do có những u điểm sau:
Kết cấu gọn: điều này có ý nghĩa rất lớn đối với những cần trục cảng để đảm bảo
điều kiện kho bãi và tính cơ động của thiết bị vận tải, đảm bảo tàu, xe di chuyển trong lòng
cần trục.
Kích thớc động cơ, hộp giảm tốc và các chi tiết truyền động khác nhỏ
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
7
Thit k mụn hc mỏy trc
Thuận tiện cho công tác bảo dỡng, sửa chữa, thay thế.
Dựa theo cần trục mẫu chọn số bánh xe cơ cấu di chuyển cần trục là 12 bánh xe giúp
tạo lực bám tốt, trong đó dùng 4 bánh xe chủ động gồm 2 cặp bánh xe, mỗi cặp đợc truyền
động riêng từ 1 động cơ.
Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyên với '2 bánh dẫn trên 1 cụm bánh xe.
Hình 2.1: Sơ đồ truyền động cơ cấu di chuyển.
1. Phanh 4.Hộp giảm tốc bánh răng nón
2. Động cơ điện 5.Bộ truyền bánh răng hở
3. Khớp nối 6.Bánh xe truyền động
* Nguyên lý hoat đống của cơ cấu (Hình 2.1)
Khi cấp điện động cơ (2) hoạt động truyền chuyển động vào hộp giảm tốc(4) qua
khớp nối(3), trục ra của hộp giảm tốc sẽ đợc nối với bánh răng chủ động của bộ truyền
bánh răng hở, bánh răng này quay thông qua bánh răng trung gian làm quay 2 bánh xe dẫn
động. Khi ngắt điện của cơ cấu, dộng cơ ngừng hoạt động phanh (1) đóng, cần trục dừng
lại.
III. TíNH TOáN Cơ CấU DI CHuyển

1. Tính chọn bánh xe di chuyển
Xác định áp lực lên mồi bánh xe
Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm:
Trọng lợng hàng: Q = 5T = 5000 KG =50000(N)
Trọng lợng cần trục: G
0
= 94T = 94000 KG=940000(N)
Trọng lợng cần trục đợc xem là phân bố đều cho 4 cụm chân - Khi không có vật nâng
các bánh xe chịu tải trọng ít nhất bằng P
min
N
G
P





===
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
8
Thit k mụn hc mỏy trc
- Khi cần trục mang hàng: để xác định áp lực trong trờng hợp này ta tính trong mặt
phẳng đờng chéo AC tại vị trí tầm với lớn nhất. Khi đó áp lực lên bánh xe là lớn nhất.
Hình 2.2: Sơ đồ tính áp lực lớn nhất tác dụng lên bánh xe.
c
DTDT
c
l
lGRQ

P



=
Q: trọng lợng hàng Q = 5T = 50000 N
R
max
: tầm với lớn nhất của cần trục R
max
= 30 m
G
đX
: trọng lợng đối trọng G
ĐX
= 21300 N
1
ĐT
: khoảng cách từ trọng tâm đối trọng đến tâm quay 1
ĐT
= 3,2 m
l
c
: cánh tay đòn lực P
c
. l
c
=6,6 m
NP
c

=

=
Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên 1 cụm bánh xe là:
P
max
= P
min
+ P
c
= 235000 + 216940 = 451940 N
Vì mỗi cụm bánh xe gồm 3 bánh xe nên áp lực lên 1 bánh xe sẽ là:
N
P
P




===
Để tính các bánh xe về ứng suất tiếp xúc ta xác định tải trọng tơng đơng P
BX
lên bánh
xe vì trong quá trình làm việc các bánh xe chịu tải trọng thay đổi từ P
max
đến P
min

.
Công thức (3- 65): P
bx
=

* k
bx
. P
max
(KG)

: hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng xac định theo công thức










+
+=

+
+=















G
Q

= 6
k
bx
: hệ số tính đến ch độ làm việc của cơ cấu

SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
9
Thit k mụn hc mỏy trc
Bảng (3-12) - sách Tính toán máy trục k = 1,2
P
max
: tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe
P
BX
= 0,96 . 1,2 150460= 173540
Theo bảng (9-4) và theo cần trục mẫu chọn sơ bộ bánh xe hình trụ có 2 thành bên với
kích thớc nh sau:
Đờng kính bánh xe: D
BX
= 500mm
Đờng kính ngõng trục: d = 0,2.D
BX
= l00mm
Chiều rộng bánh xe: B = l00mm
Hình 2.3: Bánh xe di chuyên
Bánh xe đợc chế tạo bằng thép đúc. Để đảm bảo lâu mòn vành bánh đợc tôi đạt độ rắn
HB = 300 + 320
*Chon ray. Theo bảng TOCT 4121 - 64 sách Kết cấu thép và theo ray mẫu chọn ray
KP - 70 có các kích thớc tiêu chuẩn sau:
b = 70 (mm)
H = 120 (mm) ; d = 28(mm)
Sức bền dập bánh xe đợc kiểm tra theo công thức (2-67)
[ ]
dd
bxr

P

=
Trong đó: P = 173540(N): tải trọng tơng đơng tác dụng lên bánh xe
b. Chiều rộng bề mặt làm việc b = 70mm
r : bán kính bánh xe r = 250mm
[ ]
d

:
ứng suất dập cho phép. Bảng 2-19
[ ]
d

= 750(N/mm
2
)





mmNmmN
x
d
<==

)
Kết luận: Vậy bánh xe đảm bảo an toàn với kích thớc đã chọn.
2. Tính chọn động cơ điện.

a) Xác định các thành phần lực cản di chuyển.
Lực cản di chuyển tĩnh của cần trục.
Công thức(3-39) W
T
= k
t
. W
ms
W
ng
W
g
Trong đó:
k
t
= 2: hệ số tính đến lực cản do ma sát thành bánh và mặt đầu may ơ bánh xe.
W
ms
: lực cản do ma sát lăn và ma sát ổ trục(N)
W
ng
: lực cản do độ nghiêng của đờng ray (N)
Tính lực cn do ma sát
Công thức 3-40:





! "

#
à +
= +
G
0
: trọng lợng cần trục G
0
= 940000 N
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
10
Thit k mụn hc mỏy trc
D
bx
: đờng kính bánh xe D
BX
= 500mm
d: đờng kính ngõng trục d = 100mm
à: hệ số ma sát lăn (bảng 3-7) à = 0,6 mm
f: hệ số ma sát trong ổ trục (bảng 3-8)f = 0,015
w
ms
= 940000 . (2.0,6 + 0,015 . 100)/ 500 = 5076 N
Lực cản do góc nghiêng của đờng
W
ng
= G
0
. sin
Với = 1 là góc nghiêng của đờng đợc xác định theo bảng 3-9
w =940000 . sin 1 = 15980 N

* Lực cản do tải trọng gió.
Tải trọng gió đợc coi là tác dụng theo phơng ngang và phân bố đều trên bề mặt chịu
gió của kết cấu. Tải trọng này đợc tính theò công thức:



cnq=
(KG/m
2
)
q
0
= 15 KG/ m
2
:cờng độ gió ở độ cao 10m so với mặt đất ở trạng thái làm việc
n = 1,2: hệ số kể đến sự tăng áp lực gió phụ thuộc vào chiều cao kết cấu so với mặt
đất.
: hệ số quá tải phụ thuộc vào phơng pháp tính
Khi tính theo phơng pháp ứng suất cho phép = 1
= 0,6: hệ số tính đến ảnh hởng động của gió gây nén
c : hệ số khí động học phụ thuộc vào kết cấu
Tải trọng gió lớn nhất tác dụng lên một bộ phận cần trục ở trạng thái làm việc.
W =
i
. F
i
Tải trong gió gây ra đối với hàng.
Với hàng nâng Q = 5T tra bảng đợc diện tích chắn gió của hàng
F
gh

= 7,5m
2
.
Với hàng c = 1,5
Vậy: W
gh
= 15 . 1,2 . 1 . 0,6 . 1,5 . 7,5 = 121,5 KG =1215 N
Tải trong gió gây ra đối với cẩn.
W
gc
=
gc
F
ge
ở tầm với lớn nhất góc nghiêng cần = 77 thì diện tích chắn gió của cần trục là lớn
nhất.
w
gc
=
gc
.
i
gc
F
. sin()
Với
i
gc
F
:

diện tích chắn gió của kết cấu thứ i.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
11
Thit k mụn hc mỏy trc
Bc
i
gc
FkF =
F
B
: diện tích hình bao kết cấu

$

%

+ +
= = =
k
c
: hệ số độ kín của kết cấu k
c
= 0,6
i
gc
F
= 0,6. 36,98 = 22,188 m
2
với Cần c = 1,4
Vậy: W

gc
= 1,5 .1,2 . 1,4 . 0,6 . 22,188 . sin77
= 326,88 KG=3268,8 N
Tải trong gió gây ra đổi với cabin
cbcbgcb
FW

=
F
cb
: diện tích chắn gió của cabin F
cb
= 22,16m
2
Với cabin c = 1,2 W
gcb
= 15 . 1,2 . 1,2 . 0,6 . 22,16 = 287,2 KG=2872 N
Tải trong gió gây ra đối với chân đế
W
gcđ
=
cđ
. F
cđ
F
cđ
: diện tích chắn gió của chân đế F
cđ
= B . H . k
B = 10,5m: chiều rộng của chân cần trục

H = 10,8m: chiều cao của chân
k = 0,36: hệ số chắn gió
F
cđ
= 10,5 . 10,8 . 0,36 = 40,824m
2
với chân đế c = 1,2
W
gcđ
= 15 . 1,2 . 1,2 . 0,6
ề
40,824 = 529,07 KG=5290,7 N
Tổng lực cản do gió gây ra:
W
g = w
gh
+ w
gc
+ w
gcb
+ w
gcđ
= 121,5 + 326,88 + 287,2 + 529,07 = 1264,65 KG=12646,5 N
Tổng lực cản di chuyển tĩnh của cần trục:
W
t
= W
ng
+

. W
ms
+ W
g
= 15980 + 2 . 5076 + 12646,5 = 38778,5(N)
b) Công suất tĩnh của động cơ
dc
dct
t
vW
N


=
W
t
: tổng lực cản tĩnh khi chuyển động ổn định
v
dc
: Vận tốc di chuyển v
dc
= 33m/ph
dc

: hiệu suất của cơ cấu di chuyển (Bảng 1-9 - Tính toán máy trục) = 0,85
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
12
Thit k mụn hc mỏy trc

kwN
t
==
Vì cơ Cấu di chuyển bố trí 2 bộ truyền động nên mỗi bộ truyền động sẽ chịu 1/2 công
suất:




kw
N
N
t
===
Dựa vào chế độ làm việc của cơ cấu, động cơ đợc chọn có công suất danh nghĩa lớn hơn
công suất tĩnh. Chọn động cơ điện MTF 211-6 có các thông số kỹ thuật:
+ Công suất động cơ : N
đc
= 13 (kw)
+ Hiệu suất : = 0,77
+ Khối lợng : m = 120 kg
+ Mô men lớn nhất : M
max
= 19,5 (KG.m)
+ Số vòng quay : n = 915 v/ph
+ Mômen đà : (GD
2
i) rôto = 0,46

Hình 2.4: Động cơ cơ cấu di chuyển.
Bảng thông số kích thớc:
L, L
2
L
3
u
L
5
u
b| b
2
t>3 h h| d,
713 623 235 118 285 80 137 220 290 132 342 35
Số vòng quay bánh xe ứng với vận tốc di chuyển 33 m/ph:




phv
D
V
n
bx
dc
bx
===

Tỷ số truyền chung đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735

13
Thit k mụn hc mỏy trc



===
bx
dc
n
n
i
3. Tính chọn khớp nối
Khớp nối đợc chọn dựa vào mômen tính toán truyền qua khớp :
M
k
= M
dn
.k
1
.k
2
M
dn
: mômen danh nghĩa của động cơ



===
dc
dc

dn
n
N
M
(Nm)
k
1
: hệ số mức độ quan trọng của cơ cấu bảng 1.21 k
1
= 1,2
k
2
: hệ số kể đến chuyển động làm việc của cơ cấu Bảng 1.21 k
2
= 1,2
M
k
= 135,68 . 1,2 . 1,2 = 195,37 (Nm) = 19,5 (KG.m)
Căn cứ vào mômen truyền qua khớp ta chọn khớp nối trục đàn hồi
Kí hiệu khơp: MYB

-4
Mômen xoắn : M
x
= 23 KG.m
Đờng kính ngoài : D = 200 mm
Chiều dài : L = 164 mm
Đờng kính chỗ lắp: d = 30mm
Mônem đà của khớp: GD
2

= 0,112 KG/m
2
D
B
2
1
3
d
d
d
do
d
2
c
d
Hình 2.5 Khớp nối động cơ với hộp giảm tốc
4. Chọn hộp giảm tốc
kớch thc nh gn phự hp vi c im cu c cu ta chn trc vớt bỏnh vớt cú trc
vo v trc ra nm vuụng gúc vi nhau do ú ng c s nm dc theo phng ray cho ta
kt cu nh gn.
Da vo iu kin chn hụp gim tc ca c cu vi C = 25% vi
+/ S vũng quay trc vo : 840 (v/ph)
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
14
Thiết kế môn học máy trục
+/ Công suất truyền : 7,5 (kW)
Ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít có đặc tính sau:
+/ Công suất cho phép trên trục quay nhanh 6,96 kW
+/ Số vòng quay trục vào có thể đạt tới 1000 (v/ph)
+/ Khoảng cách hai trục : 200mm

+/ Tỉ số truyền : i
gt
=41,34
L
hhll
A
a
l
4
3
2
2
1
1
Bv
a
?
L2
B¶ng 1.2. C¸c th«ng sè c¬ b¶n cña hép gi¶m tèc:
SV: NGUYỄN THỊ HƯỜNG – MSV: 39735
L
1
(mm)
L
2
(mm)
l
1
(mm)
l

3
(mm)
l
4
(mm)
h
1
(mm)
h
2
(mm)
a
(mm)
A
(mm)
400 230 175 85 30 200 200 25 200
15
Thit k mụn hc mỏy trc
Tỉ số truyền chung :
Tỉ số truyền chung từ trục động cơ tới cơ cấu quay (vòng ngoài ổ bi) là :






&
'
&
===

( CT12 )
+/ n
đc
= 840 (v/phút) : Tốc độ quay của động cơ điện
+/ nq = 0,65 (v/phút) : Tốc độ quay của cơ cấu.
5. Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy
Từ yêu cầu động cơ điện đợc chọn phải đảm bảo hệ số san toàn bám k
b
(

1,2 ta
xác định gia tốc lớn nhất cho phép trong trờng hợp lực bám ít nhất (để không xảy ra trợt
trơn)
CT3-51








=+=






t

bx
d
d
o
W
D
d
fG
G
G
g
J

Trong đó:
g - 9,81 (3/s
2
): Gia tốc trọng trờng
G
0
= 940000(N): Trọng lợng toàn bộ cần trục
G
d
= Tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có hàng
G
d
= 4.9 = 4.150640 = 602560 (N)
= 0,12 : Hệ số bám của bánh xe vào ray
f: hệ số ms trong ổ trục Bảng 3-8 f=0,015
d = 100 (mm) : đờng kính ngõng trục
D

bx
500 (mm): đờng kính bánh xe

t
W
: tổng lực cản tĩnh của cần trục.

t
W
= 38778,5 (N)






+=







o
J
= 0,39(m/s
2
)
- Thời gian mở máy tơng ứng với gia tốc cho phép trên là:

s
J
v
t
dc
m
===
- Mômen mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trợt trơn
CT3-54.
m
ii
dc
mdc
bx
dcdc
bxt
m
t
DG
ti
DG
i
DW
M

++=
Trong đó:

t
W
: tổng lực cản di chuyển tĩnh

t
W
= 38778,5(N)
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735

16
Thit k mụn hc mỏy trc
i
dc
: tỉ số truyền cần cho bộ truyền i
dc
= 42,84
D
bx
: đờng kính bánh xe D
bx
= 500(mm)

dc
: hiệu suất của cơ cấu di chuyển
dc
= 0,85
G
0
: trọng lợng cần trục n = 915v/ph

m
t
: thời gian mở máy ứng với gia tốc

m
t
= 1,43 (s)
= 1,2: hệ số kể đến ảnh hởng quá trình của các chi tiếttrên trục của cơ cấu.

ii
DG
: tổng mômen vôlăng của các chi tiết chuyển động

+=

iirotoiiii
DGDGDG
khớp
= 0,46 + 0,054
= 0,514









++=
m
M
= 514,32 (Nm)
- Mômen danh nghĩa của động cơ

===
dc
dc
dn
n
n
M
(Nm)
- Mômen mở máy của động cơ :



mm
dcm
MM
M
+
=
dn
dndn
dcm
M
MM
M



=
+
=

= 1,8.135,68 = 244,224 (Nm)
Ta thấy M
m(đc)
=244,227 (Nm) <

m
M
= 514,32 (Nm)
Kết luận vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám.
6. Tính chọn phanh
Mômen phanh đợc xác định theo yêu cầu sao cho khi cần trục di chuyển trên đờng
ray trong khi mọi trờng hợp xảy ra hiện tợng trợt trơn trong thời kỳ phanh. Khi phan đặt ở
trục thứ nhất thì mômen phanh đợc xác định theo CT3-58
ph
ii
phdc
dcbx
dcdc
bxt
ph
T
nDG
ti
nDG
i
DW
M

++=




t
W
: tổng lực cản di chuyển tĩnh cần trục (không tính W
g
, W
ng
D
bx
: 500(mm): đờng kính bánh xe
i
dc
= 42,84 tỉ số truyền cần cho bộ truyền

dc
= 0,85 hiệu suất của cơ cấu di chuyển
G
0
= 940000 (KG): trọng lợng cần trục
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
17
Thit k mụn hc mỏy trc
n = 915 v/ph: số vòng quay của động cơ
= 1,2: hệ số kể đến ảnh hởng quá trình của các chi tiết máy quay trên trục cơ cấu.



ii
DG
: Tổng mômen vôlăng của các chi tiết chuyển động


=

ii
DG

ph
t
: thời gian phanh khi không có hàng

s
j
V
t
ph
dc
ph
=
V
dc
: vận tốc di chuyển V
dc
= 33,53m/ph

ph
j
: gia tốc hãm (m/s
2
)
Bảng 3-10


=
ph
j




st

ph
==







++=
2
ph
M
* Chọn phanh 2 má kiểu TT-200:
- Mômen phanh M
ph
= 20kg.m
- Chiều rộng má phanh B = 80(mm)
- Đờng kính bánh phanh D
T
= 200 (mm)
Hình 2.6 Phanh cơ cấu di chuyển
Bảng thống kê kích thớc
A (mm) H (mm) H
0
(mm) H
1
(mm) H
2
(mm) L

1
(mm) L
2
(mm)
250 160 32 180 355 162 349
* Kiểm tra mômen phanh về hãm giữ khi có gió ở trạng thái làm việc:
CT3-62
dc
dcbx
ph
i
D
WWWkM










+
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
18
Thit k mụn hc mỏy trc


W

: lực cản đo độ dốc của đờng ray


W
= 15980(N)


W
: lực cản do gió


W

= 12646,5 (N)


W
: lực cản do ma sát


W
= 500(mm)

dc
: hiệu suất di chuyển
dc
= 0,85
i
dc
: tỉ số truyền chung của cơ di chuyển. i

dc
= 42,84
M
ph
= 1,2.(15980 + 12646,5 - 5076) .


= 144 (N) = 14,4 (KG.m)
Mômen phanh đã chọn M
ph
= 20KG.m > 14,4 KG.m
Kết luận: Phanh đã chọn đảm bảo yêu cầu làm việc
*Xác định tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của bộ truyền hở





===
HGT
i
i
i
Theo tiêu chuẩn ta chọn i
2
= 3,15
Vậy tỷ số truyền thực tế của cơ cấu di chuyển
i = i
1

. i
2
= 13,6 . 3,15 = 42,84
*Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Bộ truyền thiết kế là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (=0)
Ta sẽ thiết bộ truyền theo yêu cầu có khoảng cách trục a


= 300 mm
Xác định các thông số ăn khớp
- Mô đun m tính theo m = 0,02. a

= 6
Số răng các bánh:
Bánh nhỏ:






=
+
=
+
=
im
a
Z
w

Chọn Z
1
= 24
Vậy Z
2
= Z
1
.i = 24 . 3,15 = 75,6
Chọn Z
2
= 76
Vì cả hai bánh rằn đề có số răng khá lớn Z
1
,Z
2
> 21 nên không cầm phải cắt răng có
dịch chỉnh để khắc phục hiện tợng cắt chân răng.
Chiều rộng vành răng b

= a



Theo bảng 6.6 chọn

= 0,25
b

= 300 . 0,25 = 75 mm
Đờng kính chia

SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
19
Thit k mụn hc mỏy trc
Bánh nhỏ d
1
= m . z
1
= 6.24 = 144 (mm)
Bánh lớn d
2
= m . z
2
= 6.76 = 456 (mm)
Đờng kính lăn:
mm
i
a
d
w






=
+
=
+
=

mmidd

==

Tỉ số truyền chung đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển



===
bx
dc
n
n
i
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng:
HB = 192 ữ 240
MPAMPA
bb
==

Tính ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí với thép tôi 45 cải thiện đạt
độ cứng: HB = 180 ữ 350

0
Hlim
= 2 HB + 70 S
H

= 1,1

0
Flim
= 1,8 HB S
H
= 1,75
Chọn HB = 200

0
Hlim
= 2 . 200 + 70 = 470MPA

0
Flim
= 1,8 . 200 = 360MPA
CT6-5 N
HO
: số chu kỳ tăng giảm ứng suất khi thử về việc tiếp xúc
N
HO
= 30 .
HB
H

= 30. 200
2,4
= 0,9 .10
7
CT6-7 N

HE
= 60 . c.







ii
i
tn
T
T



Với n
i
, T
i
, t
i
lần lợt là số vòng quay, mômen và tổng số giờ làm việc của bánh răng.



phv
u
n

n
dc
i
===
N
HE
= 60.1.285,9.12000.[1
3
.0,1+(0,5)
3
.0,5+(0,1)
3
.0,4]
= 3,35 .10
7
> N
HO
= 0,9 .10
7
Hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
ứng suất tiếp xúc của bánh răng
[ ]
H
SK
HLHH

)

=
CT6-8
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
20
Thit k mụn hc mỏy trc









=
ii
i
FE
Tn
T
T
CN


= 60.1.285,9.12000[1
6
0,1+(0,5)
6
0,5+(0,1)
6

.0,4]
N
FE
= 2,2 . 10
7
> 4.10
6
K
FL
= 1
ứng suất uốn cho phép của bánh răng.
[ ]


)
MPA
SK
FFLF
==
=

ứng suất quá tải cho phép.
[ ]
[ ]




MPA
MPA

chF
chF
===
===


* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
CT 6-33.
( )
t
HEHMH
dub
u
KTZZZ






+
=
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Bảng 6-5 Z
M
= 274 (MPA)
1/3
.

Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc



t
b
H
Z

'*
=
TCVN: = 20
0
, = 0
0
.


'*



==
H
Z
Z
E
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

=
E
Z


: Hệ số trùng khớp ngang.


=

'*

+
zz
'*






=












+=


=
E

Z
= 0,875.
T
1
: Mômen xoắn trên bánh răng chủ động T
1
= 143000 (N.mm).
k
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
21
Thit k mụn hc mỏy trc
k
H
= k
H


. k
H

. k
HV
k
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Bảng 6.7k
H

= 1,07.
k
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp.
k
H

= 1.
k
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Bảng P2 - 3k
HV
= 1,1.
k
H
= 1,1 . 1 . 1,07 = 1,177.
[ ]





MPAMPA
H
H
=<=

+
=


Vậy răng thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
[ ]
F
nW
FF
F
mdb
YYYkT


=


+

Trong đó:
Y

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng


==

Y
Y

: Hệ số kể đến sự nghiêng của răng Y

= 1.
Y
F
: Hệ số dạng răng Y
F
= 3,3 (bảng 6-18).
k
F
: Hệ số trọng tải khi tính về uốn.
k
F
= k
F


. k
F

. k
FV
k
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn. Bảng 6.7k
F

= 1,17.
k
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi rang đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn k
F

= 1.
k
FV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
22
Thit k mụn hc mỏy trc

==
==
+=
u
a
vg
nd
kkT
db
k
oFF
FF
F
FV








= 20,33.

MPA
k
k
F
F
FV
==
=
=+=

[ ]
MPA
FF
=<

Vậy răng thoả mãn điều kiện bền uốn.
* Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải:




===
T
T
k
qt
ứng suất tiếp xúc cực đại.

MPAkH
qtH
===

[ ]



MPA
HH
=<=

ứng suất uốn cực đại
[ ]





MPAMPA
MPAk
FF
qtFF
=<=
===


Vậy răng thoả mãn điều kiện quá tải
7. Tính toán các bộ phận khác của cơ cấu di chuyển

a. Trục bánh dấn
Bánh xe đợc lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt ở trên ổ lăn trong các hộp trục do
đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn. ứng suất sẽ thay đổi theo chu kỳ
đối xứng, ứng suất do tính làm việc 2 chiều của cơ cấu di chuyển cũng xem nh biến thiên
theo chu kỳ đối xứng.
- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe.
P
max
= 150640 (N)
- Tải trọng tính có kể đến ảnh hởng của tải trọng động.
Pt = P
max
. k
đ
= 150640. 1,2 = 180768 (N)
Với k
đ
= 1,2: Hệ số tải trọng động
Lực hớng tâm của cặp bánh răng hở.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
23
Thit k mụn hc mỏy trc
N
tg
d
tgT
F
w
tn

'*

'*





===


Hình 2.8. Sơ đồ tính trục
Từ biểu đồ mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe
M
U
= 9038400 (N.mm).
- Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang bánh dẫn sẽ xuất
hiện khi động cơ phát ra mômen mở máy lớn nhất. Với hệ số quá tải lớn nhất khi mở máy,
mômen mở máy lớn nhất trên trục động cơ.
M
max
= 169 (N.m)
- Mômen để thắng các lực tĩnh chuyển động.
M
T
= 9550. N
t
/ n = 9550 . 13/915 = 135,68 (N.m).
- Mômen d để thắng quán tính của hệ thống.
M

đ
= M
mmax
- M
t
= 169 - 135,68 = 33,32 (N.m)
- Mômen d để thắng quán tính khối lợng các bộ phận chuyển động thẳng.
( )
( )




,
ii
ii
dd
DG
tdDG
MM

=
(G
i
.

i
D
)
tđ

: Mômen vô lăng tơng đơng của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục
động cơ.
( )
( )
( )











mKG
nvQGDG
dcdc
td
ii
=+=
+=
(G
i
.

i
D
): Tổng mômen vô lăng của cả hệ thống thu về trục động cơ.

( ) ( ) ( )
td
iiiiii
DGDGDG

+=
Với
( )
q
ii
DG


: Tổng mômen vô lăng các chi tiết quay thu về trục động cơ.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
24
Thit k mụn hc mỏy trc
( ) ( ) ( )
[ ]
( )
( )



,

mNM
mKGDG
mKG
DGDGDG
d
ii
k
ii
roto
ii
q
ii
==
=+=
=+=
+=
Vậy tổng mômen lớn nhất trên trục sẽ truyền đến các bán dẫn là:
M = M
t
+ M'
d
= 141,94 + 31,79 = 167,47 (N.m).
Mômen tính toán có kể đến ảnh hởng của tải trọng động:
M' = M.k
đ
= 167,47 . 1,2 = 200,964 (N.m)
Mômen xoắn lớn nhất trên các trục bánh xe dẫn:
M
bd

= M'.
dc
.i
dc
= 200,964 . 0,85 . 13,6
= 2323,14 (Nm)
ở trục ra của hộp giảm tốc mômen này truyền sang 2 bên phân bố tỉ lệ với tải trọng
lên các bánh dẫn, bánh dẫn sẽ chịu tải trọng nặng hơn, trục của nó sẽ chịu xoắn lớn nhất.






mN
P
PM
M
hd
bd
x
===
Mômen tơng đơng tác dụng lên trục:


xutd
MMM

+
Do ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên = 1.

NmmM
td
=+=
Để chế tạo trục ta dùng thép 45 có giới hạn mỏi:

1
= 250 (N/mm
2
)

1
= 150 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng.
[ ]
[ ]
,

kn

=


[n]: Hệ số an toàn [n] = 1,2.
k': Hệ số tập trung ứng suất k' = 2,5.
=>
[ ]

mmN==

Vậy đờng kính trục tại tiết diện giữa bánh xe:
[ ]






mm
M
d
td
==

Chọn đờng kính trục đ = 120mm
* Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
SV: NGUYN TH HNG MSV: 39735
25