Thiết kế kết cấu trục 1 tần phục vụ cho việc di chuyển tôn tấm - Chương 2 pot

2.1. CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG
2.1.1. Chọn phương án cho cơ cấu nâng
Theo yêu cầu công nghệ, cơ cấu nâng là một bộ phận của cầu trục. Việc chọn
phương án cho cơ cấu nâng để thiết kế cần phải đảm bảo các thông làm việc như
công suất, tốc độ, đặc tính động lực học, phương pháp điều khiển, môi trường sinh
thái, khả năng quá tải, khả năng tiêu chuẩn hóa, khả năng lắp đặt, vận hành, an
toàn. Các chỉ tiêu kinh tế như giá thành, chi phí sản xuất, khấu hao, chi phí bảo
dưỡng sửa chữa v.v

CHƯƠNG II

TÍNH CÁC CƠ CẤU CHÍNH

Đối với cầu trục thiết kế phương án bố trí cho cơ cấu nâng được chọn có sơ
đồ như hình 2.1. Với phương án này cơ cấu có kích thước tương đối gọn nhẹ cho
phép chế tạo từng cụm cơ cấu riêng biệt nên thuận tiện cho việc lắp đặt và đơn
giản trong việc chế tạo.


1. Động cơ điện.
2. Khớp nối vòng đàn hồi.
3. Phanh.
4. Hộp giảm tốc.
5. Khớp nối.
6. Tang.


Hình 2.1. Sơ đồ cơ c
ấu nâng.
Đây là loại cơ cấu nâng dây mềm, có một tang, truyền động của cơ cấu là
truyền động riêng, năng lượng sử dụng là năng lượng điện. Kết cấu cơ bản gồm
động cơ điện 1, khớp nối vòng đàn hồi 2, phanh 3, hộp giảm tốc 4, khớp nối 5,
tang cuốn cáp 6, ngoài ra còn có các bộ phạn khác như dây cáp, cặp lệch tâm và
ròng rọc đỡ cáp (hình 2.2).
6

5

4

3

2

1

Các thông số ban đầu:
- Tải trọng nâng: Q = 1T = 10000N.
- Chiều cao nâng: H = 5 m.
- Tốc độ nâng vật: Vn =10 m/ph.
- Chế độ làm việc của cơ cấu: Nhẹ.
- Trọng lượng bộ phận mang vật: Cặp lệch tâm và palăng thuận, cặp lệch tâm
và palăng thuận được chọn theo tiêu chuẩn của Liên Xô, (atlat) có khối lượng:
 QQ
m
%25,0 25 kg = 250 N
2.1.2. Tính cơ cấu nâng
2.1.2.1. Chọn loại dây
Cơ cấu nâng làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, nên ta chọn cáp để làm
dây cho cơ cấu, vì cáp là loại dây có nhiều ưu điểm hơn so với các loại dây khác
như xích hàn, xích tấm và là loại dây thông dụng nhất trong ngành máy trục hiện
nay.
Trong các kiểu kết cấu của dây cáp thì kết cấu kiểu

K-3 theo tiêu chuẩn của
Liên Xô có tiếp xúc đường giữa các sợi thép ở các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng
và được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép có giới hạn bền 1200

2100 N/
2
mm . Vậy ta chọn cáp


K-3 kết cấu 6 x 25 (1+6; 6+12) + 1 lõi, giới
hạn bền các sợi thép trong khoảng 1500

1700 N/
2
mm , để dễ dàng trong việc
thay cáp sau này khi bị mòn, đứt.
2.1.2.2. palăng giảm lực
Trên các cầu lăn dây cáp được cuốn trực tiếp lên tang; cầu lăn phục vụ trong
phân xưởng khi cần nâng hạ vật theo chiều thẳng đứng, để tiện lợi trong khi làm
việc; do đó ta chọn palăng đơn có một nhánh dây chạy lên tang. Tương ứng với tải
trọng cầu trục, theo bảng 2-6, [2- tr.25].
Chọn bội suất palăng a = 2. Palăng gồm một ròng rọc di chuyển, sơ đồ (hình
2.2)
Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật được
xác định theo công thức [2- tr.24].
k
am
Q
S
p

.
0
max

Trong đó:
a = 2 – bội suất palăng.
m = 1 – số nhánh cáp cuốn lên tang.
k = 1,5 – hệ số tải trọng động.


m
QQQ
0
10000 + 250 = 10250 N

p

- hiệu suất palăng.



 
98,0
98,012
98,0.98,01
)1(
).1(
2










a

ta
p

Với: t – Số ròng rọc đổi hướng, t = 0


= 0,98 – hiệu suất của ròng rọc đặt
trên ổ lăn bôi trơn bình thường. Hình 2.2. sơ đồ palăng.

78445,1.
98,0.2.1
10250
max
 S
N
2.1.2.3. Kích thước dây
Kích thước dây cáp dược chọn dựa vào công thức (2-10) – [tr.18]
392205.7844.
max
 kSS
đ
N
Trong đó:

đ
S - lực kéo đứt cáp.
k = 5 - hệ số an toàn bền của cáp, lấy theo bảng (2-2) – [tr.19] ứng
với chế độ làm việc nhẹ.
Xuất phát từ điều kiện bền theo công thức (2-10), với loại dây đã chọn trên,
với giới hạn bền của sợi 1600

b

N/
2
mm =160 kg/
2
mm . Theo tiêu chuẩn của
Liên Xô, chọn đường kính cáp 1,8
c
d mm có sức kéo đứt NS
đ
40350 xấp xỉ với
lực đứt cáp yêu cầu.
Trọng lượng 100 m cáp = 23,40 kg = 234 N.
2.1.2.4. Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc
Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc xác định theo công
thức (2-12) – [tr-20].
4,194)125(1,8)1(  edD
ct
mm
Trong đó:

t
D - đường kính tang đến đáy rãnh cáp, mm.
1,8
c
d mm - đường kính dây cáp quắn lên tang.
e = 25 – hệ số thực nghiệm, tra theo bảng (2-4) – [tr.20]
Ta chọn đường kính tang 195
t

D mm.
Ròng rọc làm việc, có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20% so với đường kính
tang.
156135.8,08,0 
tr
DD mm
Chiều dài toàn bộ của tang được xác định theo công thức (2-14) – [tr.21].
210
2LLLL 







Hình 2.3. Sơ đồ xác định chiều dài tang
Trong đó:
L – chiều dài toàn bộ của tang.
L
0
– chiều dài phần cắt ren.
L
1
– phần tang để kẹp đầu cáp.
L
2
– phần tang để làm thành bên.
L

L

2
L

0

L

1

L

2

Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H =
5 m và bội suất palăng a = 2.
l
= H.a = 5.2 = 10 m
Số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh (2-tr.21)
1493,132
)081,0195,0(
10
)(
0







Z
dD
l
Z
ct
vòng.
Trong đó: Z
0
= 2 – số vòng dự chữ không sử dụng đến ( 5,1

).
Vậy chiều dài phần cắt ren là: L
0
= Z.t
Trong đó: t – bước cáp được xác định theo công thức kinh nghiệm.
t = d
c
+ (2

3) = 8,1 + 2,4 = 10,5 mm


L
0
= 14.10,5 = 147 mm
Chiều dài L
1
, nếu dùng phương pháp cặp thông thường thì phải cắt thêm
khoảng 3 vòng rãnh trên tang nữa, do đó: L

1
= 3.10 = 30 mm
Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi
vào phần cắt rãnh ta để trừ lại một khoảng L
2
= 20 mm để làm thành bên.
L = L
0
+ L
1
+ 2L
2
= 147 + 30 + 20.2 = 217 mm
Để thuận lợi cho việc chế tao, chọn chiều dài tang: L = 220 mm.
Bề dầy thành tang xác định theo kinh nghiệm.

= 0,02D
t
+ (6

10) = 0,02.195 + 6,1 = 10 mm
Kiểm tra sức bền của tang theo công thức (2-15) – [tr.22].


Trong đó: S
max
= 7844 N – lực căng lớn nhất.


= 10 mm – bề dầy thành tang.

t = 10,5 mm – bước cuốn cáp.
8,0


- hệ số giảm ứng suất đối với tang bằng gang.
k =1 – hệ số phụ thuộc lớp cáp cuốn lên tang.
Bảng (2-1). Hệ số k.
 
nn
t
Sk





.

max
Số lớp cuốn 1 2 3
4


k 1 1,4 1,8 2




76,59
5,10.10

7844.8,0.1

n

N/mm
2

Tang được đúc bằng gang CЧ 15 – 32 là loại vật liệu thông thường phổ biên
nhất, có giới hạn bền nén là: 
bn

565 N/mm
2
. Ứng suất cho phép xác định theo
giới hạn bền nén với hệ số an toàn k = 5.
113
5
565

k
bn
n


N/mm
2

Vậy



nn


2.1.2.5. Tính chọn động cơ điện
Công suất tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng xác định theo công thức (2-78).

.1000.60
.
n
vQ
N 
Trong đó: Q = 10000 N – tải trọng nâng của cầu trục.
V
n
= 10 m/ph – vận tốc nâng.


- hiệu suất của cơ cấu bao gồm:
0


tp

Tong đó:
p

= 0,99 – hiệu suất palăng đã tính trên (mục 2).

t


= 0,96 – hiệu suất tang, bảng (1-9).

0

= 0,85 – hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối, với bộ truyền.
được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, bảng(1-9).

807,085,0.96.0.99,0




Vậy
06,2
807,0.1000.60
10.10000
N
KW
Tương ứng với chế độ làm việc nhẹ, sơ bộ chọn động cơ điện.
Bảng (2-2). Các thông số của động cơ điên.
Kiểu
động cơ
Công
suất
(kw)
Vận
tốc
(v/ph)

cos



dm
k
M
M

dm
M
M
max

Mô men vô
lăng của rô
to
GD
2
(kgm
2
)
Trọng
lượng
(kg)
ĐK 41-4 1,7 1420 0,84 1,8 2,0 0,048 3,9

2.1.2.6. Tỷ số truyền chung
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang được xác định theo công
thức (3-15) – [tr.55].

Trong đó: n
đc
= v/ph – số vòng quay danh nghĩa của động cơ.

n
t
– số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước.


Với : V
n
=10 m/ph – vận tốc nâng.
a = 2 – bội suất palăng.
D
0
– đường kính tang tính đến tâm cáp.
D
0
= D
t
+ d
c
= 195 +5,6 = 200,6 mm


32
2006,0.
2.10



t
n
v/ph
Vậy i
0
= 45
32
1420

2.1.2.7. Kiểm tra động cơ điện về nhiệt.
Do động cơ điện đã chọn có công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu
cầu khi làm việc với vật nâng có trọng lượng bằng trọng tải (N
đc
= 1,7kW < N =
2,06kW), do đó phải được kiểm tra về nhiệt. Ta tiến hành kiểm tra động cơ về
nhiệt theo thời gian mở máy khi nâng, hạ với các tải trọng khác.
t
đc
n
n
i 
0
0
.
.
D
aV
n
n
t




Q




t

Hình 2.4. Đồ thị gia tải trung bình của cơ cấu máy trục theo chế độ làm việc nhẹ.
Chọn sơ đồ cho các máy trục làm việc với chế độ nhẹ và trung bình theo sơ
đồ hình 2.4. Theo sơ đồ hình 2.4 thì cơ cấu nâng sẽ làm việc với các trọng lượng
vật nâng Q
1
= Q; Q
2
= 0,75Q; Q
3
= 0,2Q và thời gian làm việc tương ứng với các
trọng lượng này là 2 : 5 : 3.
Các thông số cần xác định là:
- Trọng lượng vật nâng cùng bộ phận mang.
Q
0
= Q + Q
m
= 10000 + 250 = 10250 N
- Lực căng dây trên tang khi nâng vật, theo công thức (2-19) – [tr.24].
ta

n
m
Q
S


).1(
)1(
0


 5176
)98,01(1
)98,01(10250
2



 N
- Hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng
trọng lượng bằng trọng tải.
816,085,0.96,0.
0
'


t

- Mô men trên trục động cơ khi nâng vật, theo công thức (2-79) – [tr.48].
2,14

816,0.45.2
1.2006,0.5176
2

'
0
0


i
mDS
M
n
n
Nm
- Lực căng dây cáp trên tang khi hạ vật, theo công thức (2-2) – [tr.25]





)1(
).1(
1
0
a
ta
h
m
Q

S


5072
)98,01(1
98,0).98,01(10250
2



N
- Mô men trên trục động cơ khi hạ vật, theo công thức (2-80) – [tr.48].
0,2Q

0,75Q

Q

t

0,2t

0,2t

0,5t

3,9
45.2
816,0.1.2006,0.5072
.2

0
'
0

i
mDS
M
h
h

Nm
- Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức (3-3) - [tr.52].


).(375

)(375
)(
2
0
2
1
2
00
1
2
iaMM
nDQ
MM

nDG
t
nm
nm
lii
n
m






Trong đó:

= 1,1 – hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các tiết máy quay
trên
các trục sau trục I.

Iii
DG )(
2

- tổng mômen vô lăng của các tiết máy quay trên trục I,
Nm
2
(tra theo bảng catalo của chúng).


Iii

DG )(
2
khopiirotoii
DGDG )()(
22
 = 0,48 + 0,216=0,686 Nm
2

M
m
– mômen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện
xoay chiều kiểu dây cuốn, xác định theo công thức (2-75) – [tr47].
dn
dndnmm
m
M
MMMM
M 5,1
2
1,19,1
2
minmax





M
dn
– mômen danh nghĩa của động cơ.

M
dn
= 9550 Nm
n
N
đc
đc
4,11
1420
7,1
9550 


M
m
= 1,5.11,4 = 17,1 Nm
Vậy khi Q
1
= Q

n
m
t
s06,1
807,0.45.2).2,141,17(375
1420.2006,0.10250
)2,141,17(375
1420.686,0.1,1
22
2






Trong đó:
0


tp
 = 0,807 – hiệu suất nâng của cơ cấu khi nâng vật với
trọng
lượng bằng trọng tải.
Gia tốc khi mở máy với tải trọng Q
1
= Q, được xác định theo công thức
2
/157,0
06,1.60
10
60
sm
t
v
j
n
m
n

Thời gian mở máy khi hạ vật, xác định theo công thức (3-9) – [tr.54].



).(375

)(375
)(
2
0
2
1
2
00
1
iaMM
nDQ
MM
nDG
t
hm
hm
lii
h
m








h
m
t
s117,0
807,0.45.2).3,91,17(375
1420.2006,0.10250
)3,91,17(375
1420.686,0.1,1
22
2





Tính tương tự cho các trường hợp Q
2
và Q
3
theo các công thức dẫn trên.Kết quả
tính được ghi trong bảng (2-3).
Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định là:
s
v
H
t
n
v
30
10

5.60.60

Mômen trung bình bình phương trên trục động cơ, theo công thức (2-37) -
[tr.44].

 


t
tMtM
M
vtmm
tb
).()(.
22

Trong đó:

m
t - tổng thời gian mở máy trong các thời kì làm việc với tải
trọng
khác nhau, s.
M
t
– mômen cản tĩnh tương ứng với các tải trọng nhất định trong thời gian
chuyển động ổn định với tải trọng đó, Nm.
t
v
– thời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tải
trọng, s.


t - toàn bộ thời gian động cơ làm việc trong một chu kì, bao gồm thời
gian
làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s.
M
m
– mômen mở máy của động cơ điện, Nm.
Bảng (2-3). Các thông số tương ứng với các trường hợp tải trọng.
Thông số cần tính Q
1
= Q Q
2
= 0,75Q Q
3
=0,2Q

Thay các giá trị tương ứng vừa tính được vào công trên ta được:
M
tb
=
152,0.313,0.5117,0.2214,0.35,0.506,1.210.30
)03,2.302,7.53,9.26,3.375,10.52,14.2(30
)152,0.313,0.5117,0.2214,0.35,0.506,1.2(1,17
222222
2




= 11,26 Nm

Công suất trung bình bình phương của động cơ được phát ra theo công thức
(2-76) – [.47].
67,1
9550
1420.26,11
9550
.

đctb
tb
nM
N kW
Từ kết quả tính được ta thấy, công suất trung bình bình phương do động cơ
phát ra trong suốt thời kì làm việc với chế độ ngắt đoạn lặp đi lặp lại nhỏ hơn công
suất danh nghĩa của nó với cường độ làm việc là 15% (N
tb
= 1,67kW < N
đc
=
1,7kW). Vậy động cơ đã chọn là ĐK 41- 4 với CĐ 15% có công suất danh nghĩa
N
đc
= 1,7kW là hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu trong khi làm việc.
2.1.2.8 .Tính chọn phanh
Để phanh được nhỏ gọn, ta sẽ đặt phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ,
mômen phanh được xác định theo công thức (3-14) – [tr.54].


Q
0

, N
, S
n,
N



M
n
, Nm
S
h
, N
M
h
, Nm

n
m
t , s

h
m
t , s
10250
5176
0,807
14,14
5072
9,3

1,06
0,117
7750
3882
0,605
10,6
3804
7,02
0,50
0,13
2050
1035
0,75
3,2
1014
2,03
0,214
0,152
0
00
2

ia
DQk
M
ph


Trong đó: k = 1,5 – hệ số an toàn phanh đối với chế độ nhẹ, bảng(3-2) –
[tr.54].

Q
0
= 10250 N – tái trọng nâng kể cả bộ phận mang vật.
D
0
= 0,2006 m – đường kính tang tính đến tâm cáp.


= 0,807 – hiệu suất của cơ cấu.
i
0
= 45 – tỷ số truyền chung.
a = 2 – bội suất palăng.
Vậy: NmM
ph
14
45
.
2
.
2
807,0.2006,0.10250.5,1

Viêc lựa chọn phanh để đảm bảo điều kiện làm việc bình thường và sự an
toàn trong quá trình hoạt động của máy nâng là vô cùng quan trọng. Đây là một
chỉ tiêu đã được TCVN 5863-1995 quy định. Đối với palăng điện, loai phanh được
sử dung là phanh đĩa điện từ với nhiều mặt ma sát vì có kích thước nhỏ gọn, làm
việc tin cậy.
Phanh gồm các đĩa ma sát 5 không quay và có thể di chuyển dọc theo chốt
dẩn hướng 1. Trên các đĩa 5 có các bề mặt ma sát 6. Các đĩa thép 7 không có bề

mặt ma sát lắp bằng then hoa với trục phanh. Phanh đóng nhờ lực lò xo 4 ép các
đĩa 5 vào các đĩa 7, phanh mở nhờ nam châm điện 3 với ngàm hút 2 gắn cố định
trên đĩa 5. Các bề mặt ma sát làm việc trong bể dầu.

Hình 2.5. Phanh đĩa.
Với mômen phanh là thông số cho trước, các thông số cần xác đinh gồm:
R
t
– bán kính trong của bề mặt ma sát chọn nhỏ nhất, theo yêu cầu kết cấu
của
phanh ta chọn R
t


4D
đc
= 4.0,035 = 0,14 m
R
n
– Bán kính ngoài, thường lấy R
n
= (1,25

2,5)R
t
= 1,5.0,14 = 0,21 m
Lực dọc trục cần thiết để tạo mô men phanh theo yêu cầu:


Trong đó: M

ph
= 14 Nm – mô men phanh.
z = 3 – số đôi mặt ma sát.
R
tb
– bán kính trung bình. Coi công do ma sát ở mọi điểm của bề
mặt
tiếp xúc như nhau.
R
tb
=
2
nt
RR 
= (0,21 +0,14) = 0,175 m
f = 0,12 – hệ số ma sát, tra theo bảng (2-9) – [tr.28].
fRz
M
P
tb
ph




222
12,0.175,0.3
14
P
N

Áp suất trên bề mặt kiểm tra treo công thức:
 
p
RR
P
p
tn



1000)(
22


Áp lực cho phép của một số loại vật liệu trong phanh áp trục tra theo bảng(2-
4).
Bảng (2-4). Áp suất cho phép [p] đối với phanh áp trục, N/mm
2
.

Vật liệu ma sát Không bôi trơn Bôi trơn mỡ
Trong bể
dầu
Kim loại trên kim loại
Vật liệu dệt hay đan trên kim
loại
Vật liệu cán trên kim loại
0,2
0,3
0,6

0,4
0,6
1,0
0,8
0,8
1,2

Vậy: 12,1
1000).14,021,0(
222
22




p N/mm
2

Với áp lực cho phép [p] = 1,2 N/mm
2
, ta thấy áp suất tính được là thỏa mãn
yêu cầu cho phép vì 2,112,1


p N/mm
2
.
Bước dịch chuyển của đĩa ép ngoài cùng:
h =


i
Trong đó:


- khe hở trung bình giữa các đĩa, với đĩa kim loại làm vi
ệc trong bể dầu

2,0

mm.
i = 2 – số đĩa ma sát.
Vậy: h = 0,5.2 = 1 mm
Lực dọc trục cần thiết để tạo ra mômen phanh là do lò xo có độ cứng k, từ
các thông số tính được ta có thể xác định được độ cứng k của lò xo tương ứng là:
k = 222
1
222

h
P
N/mm
2.1.2.9. Thiết kế bộ truyền
Như đã dự kiến ở trên, bộ truyền sẽ được thực hiện dưới dạng hộp giảm tốc
hai
cấp bánh răng trụ thẳng, tạo thành một tổ hợp biệt lập có nhiệm vụ giảm số vòng
quay và truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu công tác.
Hộp giảm tốc có ưu điểm: hiệu suất cao, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn, sử
dụng đơn giản và có khả năng truyền công suất ở những chế độ tốc độ khác nhau.

Hình 2.6. Sơ đồ hộp giảm tốc.
Các thông số đã biết:
I
0
= 45 – tỷ số truyền chung.
N
đc
=1,7kW – công suất của động cơ điện.
n
đc
= 1420 – số vòng quay trên trục động cơ.
n
t
= 32 – số vòng quay trên trục tang.
n
đc

n

t

Sơ bộ ta chọn hộp giảm tốc có kết cấu như hình (2-6).
Ta lập bảng phân phối tỷ số truyền như sau:
Bảng (2-5). Bảng phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc.
Trục
Thông số
I II III
I I
12
= 7,5 I
23
= 6
n, v/ph 1420 190 32
N, kW 1,7 1,632 1,567
M
x
, (N.m) 11,4 82,08 472,78

Với:
n
1
= n
đc
=1420 v/ph ; n
2
=
12
1
i

n
;
23
2
3
i
n
n 
N
1
=N
đc
=1,7 kW ; N
2
=

N
1
; N
3
=

N
2

M
x
= 1,14 (KG.m) ; M
2
= i

12
.

.M
x
; M
3
= i
23
.

.M
2

Trong đó: M
x
– mômen xoắn trên trục động cơ.


= (0,95

0,97) – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, chọn

=
0,96
Căn cứ vào yêu cầu vào công suất phải truyền với CĐ15%, số vòng quay
trục vào, tỷ số truyền và yêu cầu về lắp ráp, ta chọn phương án mua sẵn hộp giảm
tốc tiêu chuẩn dựa vào bảng phân phối tỷ số truyền.
2.1.2.10. Tính cặp lệch tâm







r

F
2

Q

N

N

F

1

F
2

N

F

1




Hình 2.7. Thiết bị cặp lệch tâm.
Trong thực tế, để nâng các dầm thép hoặc các tấm thép ở vị trí thẳng đứng
người ta thường dùng thiết bị cặp lệch tâm.
Cặp lệch tâm dùng để cặp tôn tấm. Lực ma sát để giữ vật nâng trong cơ cấu
được tạo ra bởi sức ép của cam lệch tâm khi nâng vật hoặc dùng tay quay xiết chặt
cam lệch tâm trước khi nâng (hình 2.7.). Khi cam lệch tâm ép vào tấm vật liệu sinh
ra phản lực N và lực ma sát F:
F = F
1
+ F
2
= N (f
1
+ f
2
)

Q
Trong đó: f
1
, f
2
- hệ số ma sát giữa tấm thép được nâng với cam lệch tâm và
mặt

trong của má kẹp; chọn f
1
= 0,15; f
2
= 0,1.
Vậy: 40000
1,015,0
10000
21





ff
Q
N N
Từ điều kiện cân bằng của tấm thép trong cặp lệch tâm, ta viết phương trình
mômen tại tâm cam lệch tâm ta có:


0cos cos sin.
21


rfNrfNrN






0cos.cos.sin
21


rfrfr













cos1
21
r
fftg
Để đảm bảo an toàn cho vật không rơi người ta chọn góc lệch tâm nhỏ hơn
góc ma sát nên ta có:

Trong đó: r – bán kính cam lệch tâm.


- bề dầy của tấm thép (vật nâng).

Căn cứ vào công thức trên để xác định kích thước cam lệch tâm đảm bảo an
toàn không rơi vật.










cos1
21
r
fftg
Vậy để thoả mãn cho việc nâng vật với tải trọng 1tấn, sơ bộ ta chọn các
thông số ban đầu cho cặp lệch tâm (theo các cặp đã chế tạo):


= 10
0
– góc lệch tâm
r = 100 mm – bán kính cam lệch tâm.


= 10

16 mm - bề dầy cho phép của tấm tôn.
Thay các thông số vào biểu thức trên ứng với hai trườnh hợp


= 10 (16)
mm.
- Trường hợp 1: khi

= 10 mm

259,0176,0

luôn đúng với mọi trường
hợp.
- Trường hợp 2: khi

= 16 mm

265,0176,0

luôn đúng với mọi trường
hợp.
Vậy các thông số đã chọn hoàn toàn thoả mãn.
- Tính chốt cam lệch tâm. Khi kặp tấm tôn với tải trọng nâng 1 tấn làm xuất
hiện áp lực P tác dụng vào chốt của bánh lệch tâm. Để chốt làm việc an toàn ta
phải tính chọn sao cho đủ bền.
Tuy nhiên khi nâng tấm tôn với bề dầy giảm dần 10

16 mm thi áp lực tác
dụng lên chốt cũng thay đổi theo chiều giảm dần do góc lệch tâm thay đổi. vậy
trong thường hợp này ta chỉ cần tính cho trường hợp nguy hiểm nhất là khi cặp
tấm tôn với bề dầy là 10 mm, ứng với góc lệch tâm là


= 14,5
0
(với tg

= 0,259).
Khi đó áp lực tác dụng vào chốt được xác định theo công thức:
P = N.cos

= 40000.0,968 = 38720 N
Chọn vật liệu là thép 45CT có giới hạn bền mỏi là
'
1

= 250 N/mm
2
. Đường
kính chốt được xác định theo công thức:
 
3
.1,0

u
M
d 

Trong đó: M
u
– mômen uốn trên chốt, xác định theo công thức:
2
.

l
RM
u

Với: R – phản lực tại gối đỡ chốt; R = 19360
2
38720
2

P
N
l = 40 mm – chiều dài chốt, chọn theo các cặp đã chế tạo.
Vậy: M
u
= 19360.20 = 387200 N/mm
 
 
67,66
5,2.5,1
250
.
'
'
1


kn


N/mm

2

Thay các thông số vào công thức trến sơ bộ ta xác đinh được đường kính chốt
72,38
67,66.1,0
387200
3
d
mm
Để đảm bảo cho chốt làm việc tin cậy đồng thời tiết kiệm vật liệu, sơ bộ ta
chọn đường kính chốt d = 40 mm.
Tính chốt chính của cặp lệch tâm. Khi nâng vật với tải trọng nâng 1tấn, chốt
sẽ chịu uốn, để đảm bảo chốt làm việc an toàn ta tiến hành tính chọn theo độ bền
uốn.
Tính tương tự như chốt cam lệch tâm ta xác định được đừơng kính chốt, ứng
với l = 40 mm, P = 10000 N.
66,24
67,66.1,0
100000
3
d
mm
Để đảm bảo cho chốt làm việc tin cậy đồng thời tiết kiệm vật liệu, sơ bộ ta
chọn đường kính chốt d = 25 mm.
Trong thực tế để tăng độ tin cậy người ta thường làm cam lệch tâm có bề mặt
với các khía hình răng cưa.
Để mở rộng phạm vi sử dụng của cầu trục, ta có thể chế tạo chốt chính của
cặp lệch tâm ở dạng bulong đai ốc, thuận tiện cho việc tháo lắp, có thể thay bằng
các thiết bị mắc vật khác nhau tuỳ theo loại vật cần vận chuyển.
2.1.2.11. Các bộ phận khác của cơ cấu

nâng
b. Cặp đầu cáp lên tang
d1
l
o
Ta sử dụng phương pháp kặp đầu cáp trên tang thông thường: ở mỗi đầu cáp
dùng 3 tấm cặp, tương ứng với đường kính dây cáp d
c
= 5,6 mm, bước cắt rãnh t =
8 mm, vít cấy M10.
Lực tính toán đối với cặp cáp xác định theo công thức (2-16) – (tr.22).
N
e
e
S
S
f
1352
7844
4.14,0
max
0


Hình 2.8. Cặp cáp tr
ên tang
Trong đó: S
max
=7844 N
f = 0,14 – hệ số ma sát giữa tang với mặt cáp.



4

- góc ôm của các vòng cáp dự trữ trên tang.
Lực kéo các vít cấy
N
f
S
p 4828
14,0.2
1352
2
0

Lực uốn các vít cấy
NfPP 67614,0.4828.
0

Ứng suất tổng xuất hiện trong thân vít cấy, theo công thức (2-17) – (tr.23)
3
1
00
2
1
1,0
4
.
.

3,1
dZ
lP
d
Z
P





Trong đó: d
1
= 8 mm – đường kính trong của vít cấy.
l
0
= 8 mm – tay đòn đặt lực P
0
(l
0


l + c).
Z = 3 – số bu lông cặp cáp.
Vậy:
2
32
/84,762,3564,41
8.3.1,0
8.676

4
8.
.3
4828.3,1
mmN




Vậy các vít cấy này có thể làm bằng thép CT3 có ứng suất cho phép:
[

] = 75

85 N/mm
2

c. Tính trục tang
Sơ đồ tính như hình 2-9.
CD
R = 7844
RA =4047 RA = 3797
RA
RA
35
30
152
78,5
B
217

A

Hình 2.9. Sơ đồ tính trục tang.
Xét trường hợp vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm ở
điểm giữa tang.
Trị số của hợp lực này bằng:
R = S
max
= 7844 N
Từ sơ đồ tính trục tang trên hình (2-9) ta xác định được tải trọng tác dụng lên
may ơ bên trái (điểm D).
R
D
= 7844
152
5,78
= 4047 N
Tải trọng tác dụng lên may ơ bên phải (điểm C)
R
C
= R – R
D
= 7844 – 4047 = 3797 N
Phản lực tại ổ A bằng:
R
A
= 3919
217
30.3797)30152(4047




N
Phản lực tại ổ B là:
R
B
= R – R
A
= 7844 – 3919 = 3925 N
Mômen uốn tại D
M
D
= 3919.35 = 137165 Nmm
Mômen uốn tại C
M
C
= 3925.30 = 117750 Nmm
Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn. Đồng thời trục quay cùng
với tang khi làm việc, nên nó sẽ chịu ứng suất uốn theo chu kì đối xứng.
Vật liệu trục tang – dùng thép 45 với giới hạn bền
2
/610 mmN
b


, giới hạn
chẩy
2
/430 mmN
ch



và giới hạn mỏi
2'
1
/250 mmN


. Khi đó ứng suất uốn cho
phép với chu kì đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức (1-
12) – (tr.12).
 
 
78
2.6,1
250
.
'
'
1


kn


N/mm
2

Với các hệ số k
’

và


n tra theo bảng 1-5 và 1-8
Vậy tại điểm D trục phải có đường kính là:
 
26
78.1,0
137165
.1,0
33


D
M
d
mm
Kết cấu trục cùng các kích thước cho trên hình 2-12. Trục cần được kiểm tra
tại các tiết diện có khả năng chịu ứng suất lớn nhất: các tiết diện cần kiểm tra là I-
I, II- II, III-III và IV-IV.
- Ta kiểm tra tiết diện I-I, có đường kính d = 30 mm
Ứng suất uốn lớn nhất: 61,65
30.1,0
176610
.1,0
33

d
M
D

u

N/mm
30
15235
30
28
30
28
IV
III
II
III
IV II
I
I

Hình 2-10. Kết cấu trục tang.
Xuất phát từ tuổi bền tính toán A =15 năm, với chế độ làm việc nhẹ và sơ đồ
tải trọng ở hình (2-4) ta sẽ tính số chu kỳ làm việc như sau:
Số giờ làm việc tổng cộng
T = 24.365.A.k
n
.k
ng
= 24.365.15.0,25.0,33 = 10573 h
Trong đó: k
n
= 0,25; k
ng

= 0,33 tra theo bảng (1-1).
Số chu kỳ làm việc tổng cộng
Z
0
= 60Tn
t
(CĐ) = 60.10573.32.0,15 = 3045024
Trong đó: n
t
= 32 v/ph – số vòng quay trục tang.
(CĐ) = 0,15 – cường độ làm việc của cơ cấu với chế độ làm việc
nhẹ.
Số chu kì làm việc tương ứng với các tải trọng Q
1
, Q
2
, Q
3.

Z
1
=
10
2
Z
0
=
10
2
3045024 = 609005

Z
2
=
10
5
Z
0
=
10
5
3045024 = 1522512
Z
3
=
10
3
Z
0
=
10
3
3045024 = 913057
Số chu kỳ làm việc tương đương là:
Z
tđ
= 609005.1
8
+ 1522512.0,75
8
+ 913057.0,2

8
= 761258
Hệ số chế độ làm việc
4,1
761258
1010
8
7
8
7

tđ
c
Z
k
Giới hạn mỏi tính toán
3253,1.250.
'
11

 c
k

N/mm
2
Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy

= 0,9 – bề mặt gia công tinh.
Hệ số kích thước lấy 88,0



(bảng tính “chi tiết máy”).
Hệ số tập trung ứng suất 2

k .
Hệ số an toàn là
96,1
0.
610
325
61,65
9,0.88,0
2
325
.
.
1
1







m
b
u
k
n











Hệ số an toàn cho phép của trục trong điều kiện làm việc bình thường là: [n]
= 1,5

2,6. Vậy trục tang đảm bảo an toàn