48110 co cau nang phu 56bco 20131127092957

Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG PHỤ.
-----o0o-----

2.1. Sơ đồ dẫn động.
a, Chọn sơ dồ dẫn động:

4

1

5

3

2

Hình 1.1: Sơ đồ dẫn động
1. động cơ điện, 2.khớp nối, 3.hộp giảm tốc trục vít bánh vít,
4.đóa xích , 5.ổ bi đỡ.

b, Nguyên lý hoạt động:
Động cơ điện 1 truyền momen xoắn đến hộp giảm tốc trục vít bánh vít 3 qua các khớp
nối 2 và trục truyền động, qua hộp giảm tốc momen được truyền đến trục đóa xích chủ động làm
đóa xích quay, kéo thanh dẫn hướng cố định trên xích di chuyển.
Pallet đặt trên thanh dẫn hướng, pallet di chuyển dẫn đến oto cũng được nâng lên hay hạ
xuống theo từng chu trình hoạt động của hệ thống.
Các thao tác nâng và di chuyển được phối hợp nhịp nhàng nhờ vào các cảm biến hành
trình, khi xe đến đúng vị trí các cảm biến sẽ bao tín hiệu về bộ lập trình PLC ngắt điện nguồn
động cơ. Điều khiển bằng bọ lập trình PLC nên hệ thống đạt độ chính xác rất cao.
2.2. Các thông số cơ bản của cơ cấu.
 Trọng lượng pallet: Go = 600 kg = 6000 N;

 Trọng lượng vật nâng: Q = 2600 kg = 26000 N;
 Tốc độ di chuyển: vn = 14 m/phút;
 Chiều cao nâng: H = 10.5 m;
 Chế độ làm việc của cơ cấu M6 (trung bình);
2.3 Chọn động cơ điện
290

694

563
184

414

31

Ø34

336

75

42

310

Hình 1.2: Động cơ điện – hộp giảm toác.
31

Công suất tính khi nâng vật bằng trọng tải xác định theo (công thức2-78),  02
N=

Q . vn
32000 x 14

11kW
60 . 1000 .
60.1000 . 0,88

Với

 = p . 0 = 0,96. 0,92 = 0,88 hiệu suất cơ cấu.
p: hiệu suất bộ truyền xích x = 0,96
0: hiệu suất của bộ truyền gồm hộp giảm tốc và khớp nối 0 = 0,92
Tương ứng với chế độ làm việc ta chọn mỗi động cơ MTF K311- 6 có công suất 11 Kw,
(bảng P1.8), [06].
N = 11kW, n = 910v/ph, cos  = 0,76 ; mñ/c = 170 kg, GDr = 0.90kG/m 2, Mmax = 390 Nm,
Mkđ = 380 Nm
Số vòng quay đóa xích để đảm bảo tốc độ nâng cho trước:
Vn
14

18 v /ph
n1 =
 *D 0
3.14 * 0,25
Tỉ Số truyền của hộp giảm tốc
n đc 910


51
i0 =
nt
18
Dựa vào tỉ số truyền ta chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít, theo tài liệu [12] hộp giảm
tốc có thông số kỹ thuật như sau:
Công suất trên trục ra 3,68 kW, n = 1000v/p,  = 0,74, tỷ số truyền 51, trọng lượng 200 kG,
2.4 Chọn loại xích:
+ Trong bộ truyền xích thường dùng xích con lăn hoặc xích răng . Trong đó xích ống con
lăn được dùng phổ biến hơn. Xích con răng chế tạo phức tạp hơn và giá đắt hơn xích ống con
lăn . Chỉ nên dùng xích răng khi vận tốc của bộ truyền trên 10 m/s và có yêu cầu làm việc êm ,
không ồn.
+ Đối với bộ truyền xích của thang nâng chọn xích ống con lăn một dãy. Loại xích này phù
hợp với vận tốc của thang nâng và có tính kinh tế cao.
2.5 Xác định lực kéo căng xích cực đại.
Lực căng cực đại của xích S max 

Q 32000

8000 N
4
4

Trong đó : - Q tải trọng nâng
Lực kéo đứt xích.
S d  S max * nx

Trong đó : - Sđ
lực kéo đứt xích , N
Smax lực căng xích cực đại , N

nx = 8÷10 hệ số an toàn của xích
S d 10500 * 8 64000 N

Từ lực kéo đứt xích (bảng 6-1), [02] chọn xích ống con lăn một dãy CT 10947  64 với các
thông số:
Bước
xích
t
38.1

C

D

l1

b

d

l

Diện tích
bản
lề
2
m

25.4

22.3

56.9

36.10

11.12

35.46

394.3

Tải
trọng
phá
hỏng (N)
100000

Khối
lượng
1m xích
(kg)
5.5

2.6. Xác định kích thước cơ bản của đóa xích
32


Ø140
Ø231

Ø80
Hình 1.3: Đóa xích chủ động

* Định số răng của đóa xích.
Số răng của đóa xích càng ít thì xích càng bị nhanh mòn va đập của mắt xích vào răng càng tăng
và xích làm việc càng ồn . Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất .Chọn đóa xích có số răng Z = 19
.
* Tính đường kính vòng chia của đóa xích .
Đường kính vòng chia của đóa dẫn & bị dẫn
dc 

t
38.1

232
180
180
mm
sin
sin
z
19

* Chiều dài của dải xích : L =  dc + 10500 = 3.14*232 + 10500 = 11228.48 mm
Z  Z2 2 A

* Soá mắt xích : X  1
2
t
Trong đó : A - khoảng cách trục A =5275 mm

t – Bước xích
 X 19 

2 * 5275
276 mắt xích
38,1

2.7. Thiết kế trục đĩa xích.
Trục xích là trục mà trên đó có lắp 2 đóa xích của bộ truyền xích của cơ cấu nâng . Trục
truyền momen xoắn từ động cơ điện thông qua hộp giảm tốc đến các đóa xích .Đòi hỏi trục có
độ bền và độ cứng vững khi cơ cấu nâng của hệ thống hoạt động.
2.7.1 Chọn vật liệu chế tạo trục đĩa xích:
Vật liệu làm trục là thép 45.
2.7.2 Xây dựng sơ đồ tính trục đĩa xích:
Xác định các lực tác dụng lên trục.
Lực vòng P = Pxích = Smax = 8000 N
 Pr  Ptg
Trong đó :
Pr lực hướng tâm
 = 200 - góc ăn khớp
Pr = 8000.tg200 = 2911 N

33


R 1y

R1x

Mx

P

R 1y

P

Pr

Pr

A

Rx
1

B
250

675

250

675

Hình 1.4: Sơ đồ tính trục xích

Xác định các phản lực tại các gối đỡ.
Phương trình cân bằng taïi A theo y :

F

A

R1y  Pr 0

 R1y Pr 2911N

Phương trình cân bằng tại A theo x :

F

A

R1x  P 0

 R1x 8000 N

Biểu đồ nội lực tại đĩa xích:
Ry
Mx

Rx

P

250

P

Pr

1350

Ry
Pr

Rx

250

M x ,Nmm
727750

M y,Nmm
2000000
1820000

920000

M z,Nmm

Hình 1.5: Biểu đồ nội lực

2.7.3 Tính sơ bộ trục.
Xác định sơ bộ đường kính trục
a, Tính gần đúng trục:
Xác định đường kính trục:
Momen uốn tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
M u  M x2  M y2  7277502  20000002 2128290

Nmm

Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
M td  M u2  0,75M x2  21282902  0,75.20000002 2744015

Nmm

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức
d 3

Mtd
2744015
3
75mm
0,1[ ]
0,1.63

34


   -ứng suất cho phép .Với thép 45,   63 N/mm2,theo (bảng 7-2), [02]
Chọn đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo tiêu chuẩn d1=80mm, đường kính tại ổ
đỡ và khớp nối là d2= 70mm, d3=65mm, d4=85mm.
Chọn then: ta chọn then bằng theo TCVN 150 – 64 bảng (7 – 23), [02].
Tại mối ghép trục có đường kính d2= 75mm, d1=80mm, then cùng loại có các thông số
sau: b = 24; h = 14; t = 7; k = 8.7; r = 0,5.
Tại mối ghép trục có đường kính d3= 70mm, d4=65mm then cùng loại có các thông số
sau: b = 20; h = 12; t = 6; k = 7.4; r = 0,5
Đường kính ngõng trục lấy 85mm

433
216
125
Þ65

Þ85

Þ80

Þ75 Þ70

20

24

63

82
1753

1x45

1834
1971
2062

Hình 1.6: Sơ đồ vị trí các khớp nối.

b, Kiểm nghiệm an toàn của trục:
Kiểm nghiệm an toàn trục tại tiết diện nguy hiểm theo (công thức 7-5), [02].

 1
n 
k

 a  1  m
  .
b

n 

 1

k
 a    m
  .

Trong đó:
- Hệ số tập trung ứng suất thực tế ở chỗ có rãnh then: k = 1.63, k = 1.5 (Bảng 78), [02];
- Hệ số kích thước lấy:  = 0.74, T = 0.62 (Bảng 7-4), [02];
- k - ứng suất tập trung ở chỗ cung lượn của trục, k  = 2.5, k = 1.52 theo (baûng 76), [02];
- Hệ số chất lượng bề mặt:  = 1.5 theo (bảng 7-5), [02];
- Giới hạn bền của vật liệu: b = 600 N/mm2 (bảng 7-6), [02];
- Ứng suất trung bình: m = 0 theo (công thức 7-6), [02]
a Ứng suất uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm theo (công thức 7-6), [02]

a 

Mu
c

W



Mx

a 

c

Wo



2128290
47.67 N / mm 2
44644

2000000
21.07 N / mm2
94884

Trong đó:
35


W là momen cản uốn theo (bảng 7-3), [02] ta coù:
 * d 3 b * t  d  t  2 3,14 * 803 24 * 7 80  7  2
W 







44644 mm3

32
2d
32
2 * 80
2
2
3
3
 *d
b * t d  t 
3,14 * 80
24 * 7 80  7 
Wo 



94884 mm3
16
2d
16
2 * 80
-1 –gới hạn mỏi :  1 0,5 *  b 0,5 * 600 300 Nmm2

-1 –gới hạn mỏi :  1 0,3 *  b 0,3 * 600 180 Nmm2
300
 n 
2
2,5
47.67
0.74 *1.5
180
 n 
3
2,5
21.07
0.62 *1.5

 n

n n
2*3

3  n
n  n
2 3

Heä số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1.5 ÷ 2.5.
Vậy trục đủ bền.
2.8. Tính trục truyền động từ động cơ điện đến hộp giảm tốc.
Trục truyền động là trục truyền momen xoắn từ động cơ đến hộp giảm tốc
2.8.1. Chọn vật liệu chế tạo trục.
Vật liệu chế tạo trục là thép 45.
2.8.2. Xây dựng sơ đồ tính:

Chọn sơ bộ đường kính trục thông số cơ bản của động cơ điện của cơ cấu nâng N =
11kW, n = 910v/ph, cos  = 0,76 ; mñ/c = 170 kg, GDr = 0.90kG/m2, Mmax = 390 Nm, Mkđ = 380
Nm.

Hình 1.7: Sơ đồ tính trục truyền động
1 – momen truyền động của động cơ điện; 2 – gối đỡ trục; 3 – trục truyền động.

Theo biểu đồ momen xoắn ngoại lực Mzmax = 390 Nm.
Tra (bảng 4-5), [02]. ng suất tiếp cho phép của thép 45 với vận tốc v ≤ 0.5m/s là: [] =
110 N/mm2
Đường kính ngoài trục truyền động được xác định theo (công thức 5-20), [04];

36


Mz
390 * 103
3
25mm
0.2 * [ ]
0.2 * 110

D 3

Vậy chọn trục truyền động có đường kính D = 40mm
2.8.3. Kiểm tra độ bền của trục:
Kiểm nghiệm trục theo điều kiện ứng suất tiếp công thức (5-19), [04];
max

Mz

[ ]
WP

Trong đó:
Mz: momen xoắn tại tiết diện nguy hiểm;
Jp
Wp =
: momen chống xoắn mặt cắt ngang;
R
 D4
0.1 * 404 256000 : momen quán tính cực đại của mặt cắt lấy đối
Jp =
32
với tâm mặt cắt;


390 *103 * 20
30 [ ]
256000

Vậy trục đủ bền.
2.9. Tính chọn khớp nối.

6

1
2

3

4

5

Hình 1.8: Sơ đồ vị trí các khớp nối.

2.9.1. Tại vị trí 2, 3, 4, 5 khớp nối được chọn là khớp nối vòng đàn hồi.
a. Tính toán:
Khớp nối từ trục động cơ với hộp giảm tốc, khớp nối này được tính theo momen truyền
qua khớp
Momen xoắn truyền qua nối trục:
Ndc 9.55 *106 *11
Mx 9.55 *106

111Nm
ndc
945
Momen tính :
Mt = Mx*k = 1.25*111 = 140 Nm
Trong đó:
k= 1,25 Hệ số tải trọng động, (bảng 9-1), [02];
Theo trị số Mt và đường kính trục d = 40mm chọn kích thước nối trục (bảng 9-11), [02].
d = 40mm; D = 140mm; do = 28mm; l = 82mm; c = 4mm; Do = D – do - 14 = 98mm.
Kích thước choát: dc = 14mm; lc = 33mm; ren M10; soá choát: z = 6.
37


28mm.

Kích thước vòng đàn hồi: đường kính ngoài 27mm, chiều dài toàn bộ các vòng l v =

Chọn vật liệu: nối trục làm bằng gang CU21 – 41; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng
đàn hồi bằng cao su:
ng suất dập cho phép của vòng cao su [d] = 2 N/mm2;
ng suất uốn cho phép của chốt [u] = 60 N/mm2;
b. Kiểm tra khớp:
Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su, công thức (9-22), [02];
2 KM x
d 
[ ]d '
ZDo lv d c
Trong đó:
Z - số chốt;
D0 - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt;
d0 - đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi;
dc - đường kính chốt;
lv - chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi;
[ ]d ' - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, lấy [ ]d ' = (2÷3) N/mm2;
d 

2 *140 *103
1.2 [ ]d
6 * 98 * 28 *14

Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt, công thức (9-23), [5];
KM x l c
u 
[ ]u '
0.1Zd c3 Do
Trong đó:

lc - chiều dài chốt;
[ ]u ' - ứng suất uốn cho phép của chốt;
140 *103 * 33
u 
29 [ ]u '
0.1 * 6 *143 * 98
2.9.2. Tại vị trí 1, 6 khớp nối được chọn là nối trục răng.
a. Tính toán:
Khớp nối từ trục ra của hộp giảm tốc đến trục của đóa xích, với đường kính d=75mm, tra
(bảng 16-5), [06]. Khớp răng kiểu M3 và M3II các thông số và kích thước cơ bản.
d = 75mm, [M] = 5600N.m, D = 250mm, D 1 = 175mm, B = 40mm, L = 215mm, GD =
2
8.7Nm , A = 125mm, n = 3350 vg/ph.
b. Kiểm nghiệm điều kiện:
Mt = K*Mx ≤ M
Trong đó:
9.55 *10 6 * 3.7
6 Ndc
Mx 9.55 *10

100957 Nmm ;
ndc
350
K = 1,25 Hệ số tải trọng động, bảng (9-1), [02];
 Mt 1.25 *100957 126196 Nmm 126 Nm  [ M ]

2.10. Tính chọn ổ đỡ

38

1

8

2

7

3

4

5

6

Hình 1.9: Vị trí lắp ổ đỡ.

Ổ đỡ được chọn là ổ đỡ một dãy là ổ rất rẻ, được dùng rộng rãi trong ngành chế tạo
máy. Dựa vào đường kính của trục ta chọn các loại ổ đỡ, tại các vị trí như sau.

Hình 1.10: Ổ bi một dãy

Các vị trí 3, 4, 5, 6 đường kính trục d t = 40 mm nên chọn ổ UCPE 208 đường kính ngõng
trục d = 40 mm, khối lượng m = 2.8 kg, bu lông M14.
Các vị trí 1, 2, 7, 8 đường kính trục d t = 70 mm nên chọn ổ UCPE 214 đường kính ngõng
trục d=70 mm, khối lượng m = 7.6 kg, bu lông M20.
2.11. Tính toán liên kết xích với thanh ray

A

A

Hình 1.11: Liên kết xích với thanh đỡ

2.11.1 Xác định lực tác dụng lên liên keát.
39


Chọn vật liệu chế tạo chốt: Vật liệu làm chốt là thép 40X tôi cải thiện
2
Với :  ch 850 N / mm
n- hệ số an toàn n =1.5

   ch 850 566 N / mm2

n
1.5
Lực tác dụng lên liên kết chính là lực tác dụng lên mỗi sợi xích .
P = Smax = Sđứt xích = 8000 N
Sơ đồ tính:
P = 8000N

33

33
M

132000 Nmm

Q
4000 N

Hình 1.12: Biểu đồ nội lực

Mômen lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm:M = 132000Nmm.
2.11.2. Tính bền chốt :
Chốt có tiết diện hình tròn được tính bền theo (công thức 3-7), [04]:
 td 

1
 2  4 2    Nmm
2

Trong đó:
 - ứng suất pháp , Nmm;
 - ứng suất tiếp, Nmm;
+ Ứng suất pháp xác định theo công thức:
 

M
W

N/mm2

Trong đó:
M – Momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm;
W – Momen chống uốn tại tiết diện nguy hiểm;
0.05 * D 4
0.1 * D 3 137 mm3

R
M 132000
963 N/mm2
Vaäy:   
W
137
W 

+ Ứng suất tiếp xác định theo (công thức 6.19), [04]:
 

Q.S
(N/mm2)
J .R

Trong đó:
Q – Lực cắt lớn nhất tại tiết diên nguy hiểm,N;
S – Momen tónh của ½ mặt cắt đối với trục trung hòa;
J – Momen quán tính của tiết diện ngang;
R – Bán kính tiết diện tròn;
+ Xác định momen tónh:
40


1
S  R 3 85mm 3
2

+ Xác định momen quán tính:

J 0.05 * D 4 761 mm4
Q.S 4000 * 85 * 2
 

80 N/mm2
J .R
761*11.11

Vậy ứng suất tương đương :

1
1
 2  4 2  9632  4 * 802 507 N/mm2
2
2
So sánh ứng suất tương đương và ứng suất cho phép:  td    , vậy chốt thỏa điều kiện

 td 

bền.
2.12. Tính toán thiết bị căng xích.
Tính chọn đai ốc:
+ Lực tác dụng lên thiết bị căng xích chính là lực tác dụng lên mỗi nhánh xích:
Pxich S max Pdutxich 8000 N.
Chọn sơ đồ trạm kéo căng kiểu vít chịu kéo, với tải trọng lên vít là P, ta lấy ren vít theo
hệ mét là M có đường kính trong là d = 20mm. Ứng suất kéo tại mặt cắt vít:
P
8000
k  2 
254.7

d1
3,14.22
(kG/cm2)
4
4
Khả năng chịu kéo của bulong được tính theo (công thức 3-15), [05]

[ ]k bl  Athbl * Rkbl = 4000*2.45 = 9800 daN/ cm2
Trong đó:
Athbl: diện tích thực của thân bu lông (theo bảng 3-8), [05]. Athbl = 2.45 cm2;
Rkbl: cường độ tính toán của vật liệu chế tạo bu lông khi làm việc chịu kéo (theo
bảng 3-5), [05]. Rkbl = 4000 daN/cm2;
Ứng suất đã tính nhỏ hơn nhiều so với ứng suất cho phép. Số vòng ren vít trong đai ốc
z

P
8000

 2
3
,
14
(d  d12 ) p
*  202  162  * 40 *10 1 = 25
4
4

Trong đó:
d = 20mm đường kính đỉnh ren;
d1 = 16mm đường kính chân ren;

p = 40 kG/cm2.
Chiều cao cần thiết của đai ốc theo công thức:
H = z.s = 25.2,5 = 62 mm.
Chọn đai ốc chuyên dùng có chiều cao 65mm.

41