tính toán cơ cấu nâng

PHAÀN 2

TÍNH TOAÙN KÓ
THUAÄT

Trang 13


CHƯƠNG 1 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG
1.1 Các thông số kĩ thuật.
Chiều cao nâng:
Chiều sâu hạ
Sức nâng:
Vận tốc nâng:
Đến 10 t
Đến 20t
Đến 30 t
• Tầm với:
Rmax= 30m.
Rmin = 8m.
•
•
•
•

H
H’
Q

= 20000 mm.
=12000 mm.

= 30000 KG.

vn
vn
vn

= 20m/phút.
= 12m/phút.
= 10 m/phút.

1.2 Sơ đồ truyền động.

Hình 1.1: Sơ đồ truyền động cơ cấu nâng.
1 – động cơ; 2 – phanh; 3 – khớp nối; 4 – hộp giảm tốc; 5 – tang quấn cáp.
Chức năng của cơ cấu này là tải hàng và đảm bảo cho hàng được vận chuyển
theo phương thẳng đứng. Cấu tạo của cơ cấu này bao gồm bộ tời, hệ thống cáp
và puly cáp. cơ cấu nâng này cần trục có thể làm việc với thiết bò nâng hàng
như gầu ngoạm, ngáng container.
Cơ cấu nâng được đặt ở buồng máy trên khung quay. Và đặc biệt hộp giảm tốc
của cơ cấu này có thể đặt lồng trong tang nên kết cấu rất nhỏ gọn.
1.3 Chọn móc và thiết bò treo.
Móc và thiết bò treo được chọn dựa vào sức nâng của móc và chế độ làm việc
của cơ cấu ,đường kính cáp ta chọn móc cẩu xoay với móc cẩu kép C32 DIN
82091 sức nâng 30t.

Trang 14


1.4 Sơ đồ mắc cáp

1.5 Tính chọn cáp nâng.
St =

Q
a.i p .η o (KG)

Trong đó
- Q : Sức nâng đònh mức, Q = 30 T
- a : số palăng đơn trong hệ thống, a = 2
- ip : Bội suất của palăng, ip = 1
- ηo : Hiệu suất chung của palăng và của các puly chuyển hướng
ηo = ηp.ηh
Với :
. ηp : Hiệu suất của palăng.
i
1 1 − ηr
ηp = .
i p 1 − ηr

(2.1)[1]

( 2.2 ) [1]

p

ηr : Hiệu suất của một puly; ηr = 0,96 (Tra bảng 2.2 ) [1]
Thay các thông sô trên vào công thức (2.3) ta có:
i
1 1 − ηr
1 1 − 0,961

.
ηp =
= 1 . 1 − 0,96 = 1
i p 1 − ηr
p

. ηh :Hiệu suất của puly chuyển hướng
ηh = ηpn = 1
n : số puly chuyển hướng; n = 6
Vậy hiệu suất của palăng
ηo = ηp.ηh = 1
Lực trong dây cáp đi vào tang khi nâng hàng
Q
30000
St =
= 15000 (KG)
=
a.i p .η o 2.1.1
Trang 15

( 2.3 ) [1]


Tính toán dây cáp theo độ bền tiến hành theo kỹ thuật nhà nước. Lực đứt cáp
tính toán là :
P ≥ S.k
( 2.6 ) [1]
Trong đó :
S : Lực căng lớn nhất trong dây cáp (không tính đến tải trọng động)
S = 15000 (KG)

k : Hệ số an toàn. Tra bảng 2.3 [1] với công dụng nâng hàng và chế độ làm
việc trung bình ta có k = 5,5
Thay vào công thức 2.6 ta có :
P ≥ S.k = 15000 . 5,5 = 82500 (KG)
Dựa vào lực đứt cáp tính toán ta chọn cáp bện kép loại πK-O (bảng III.3) [1]
có cấu tạo 6x19(1+6+6).6+1 lỏi theo ΓOCK 2688-69 có các thông số cơ bản
như sau:
+Đường kính cáp : d = 39.5mm
+Lực đứt cáp tính toán của cáp : P = 87350 (KG)
+Khối lượng tính toán 1000m cáp đã bôi trơn mc = 5740 (KG)
+Giới hạn bền của dây cáp :σb = 180 (KG/mm2).
1.6 Tính toán kích thước cơ bản tang và puly.
1.6.1 Tính chọn tang
Đối với loại cần trục này ta chọn loại tang kép có xẻ rãnh ở hai đầu. Rãnh cáp
trên tang có tác dụng dẫn cáp cuốn lên tang, các vòng cáp không tiếp xúc nhau
nên sợi cáp ít bò mài mòn trong quá trình hoạt động. Mặc khác các vòng cáp
không tiếp xúc nhau và diện tích tiếp xúc giữa cáp và tang lớn làm giảm ứng
suất tiếp xúc
a. Xác đònh đường kính tang:
Ta xác đònh đường kính cần thiết của tang dựa theo đường kính trung bình của
dây cáp thép cuộn vào
D ≥ d.e
( 2.9 ) [1]
Với D : đường kính tang (mm).
d : là đường kính của cáp thép; d = 39,5 (mm)
e : là hệ số phụ thuộc vào loại máy, truyền động của cơ cấu và chế độ
làm việc của cơ cấu. Dựa vào bảng 2.7 [1] ta chọn e = 18
D ≥ d.e = 39,5.18 =711 (mm)
Ta chọn D = 750 mm.

Trang 16


b. Xác đònh chiều dài của tang :
- Chiều dài của dây cáp, cuộn vào tang từ một palăng :
Lc = H.ip +π.D.(Z1 + Z2) (mm)
( 2.10 )
[1]
Trong đó :
+ H : Chiều cao nâng hàng (mm); H = 20000mm
+ ip : Bội suất palăng; ip = 1
+ Z1 : Số vòng dây cáp dự trữ trên tang đến chổ kẹp cáp. Z 1 = (1,5 ÷ 2), ta
chọn Z1 = 2.
+ Z2 : Số vòng dây cáp nằm dưới tấm kẹp trên tang. Z 2 = (3 ÷ 4), ta chọn
Z2 = 4.
Thay vào công thức trên ta được :
Lc = H.ip +π.D.(Z1 + Z2) = 20000.2 + π.750.(2 + 4) = 54130 (mm)
- Chiều dài làm việc của tang đối với dây cáp, được cuộn vào từ một palăng :
L c .t
Lt =
(mm)
( 2.11 )
π.m.( m.d + D ) .ϕ
[1]
Trong đó :
+ Lc : Chiều dài cáp cuộn vào tang; Lc = 54130 (mm)
+ t : Bước của vòng cáp cuộn. Tra bảng 2.8 [1] đối với cáp có đường
kính 39,5mm ta được t = 44 (mm)
+ m : Số lớp cáp cuộn; m = 1
+ d : Đường kính dây cáp; d = 39,5 (mm).

+ D : Đường kính tang tính đến tâm của dây cáp cuộn vào; D = 750
(mm).
+ ϕ : Hệ số cuộn không chặt. Đối với tang có rãnh ϕ = 1
Thay các thông số trên vào công thức 2.11
L c .t
54130.44
Lt =
= π .1.(1.39,5 + 750).1 = 960 (mm)
π.m.( m.d + D ) .ϕ
Gọi l : phần giữa của tang không xẻ rãnh
B: khoảng cách giữa mặt trọng tâm của các puly trên khung treo móc
l min = B − 2.h.tg 6° = 0,8 − 2.3.(0,105) = 0,169 (m)
( 2.14 ) [1]
l max = B + 2.h.tg 6° = 0,8 + 2.3.(0,105) = 1,4 (m)
( 2.15 ) [1]
Ta chọn l = 200 (mm)
- Chiều dài thực của tang :
L = 2.Lt + l (mm)
Trong đó :
Trang 17


+ Lt : chiều dài làm việc của tang đối với dây cáp được cuộn vào một palăng; L t
= 960 (mm)
Vậy chiều dài thực của tang :
L = 2.Lt + l = 2.960 + 200 = 2120 (mm)
c. Chiều dày thành tang :
Chiều dày thành tang được xác đònh theo công thức kinh nghiệm như sau :
δmin = 0,02.Dt + (0,6 ÷ 1,0) (mm)
( 2.18 )

[1]
δmin = 0,02.750 + (0,6 ÷ 1,0) = 2,1 ÷ 2,5 (cm)
Chọn δ = 2,3 cm = 23 mm
d. Kiểm tra bền tang :
Ta chọn vật liệu làm tang là gang số hiệu CY15-32 , có ứng suất nén cho phép
2
là [σ]n = 65 và ứng suất cho phép khi nén [σ]n = 15,3KG / mm (KG/mm2)
- Kiểm tra bền :
Khi tang làm việc bề mặt tang chòu uốn, nén, xoắn nhưng do chiều dài
thành tang lớn hơn nhiều so với đường kính của tang nên ta chỉ tính bền tang
theo ứng suất nén.
Công thức tính sức bền tang theo nén (sách Máy Và Thiết Bò Nâng trang 45)
σn =

S max
< [σ n ] (KG/mm2)
δ .t

Trong đó :
+ t : Bước của vòng cáp trên tang (mm); t = 44
+ δ : Bề dày thành tang (mm); δ = 23 (mm)
+ Smax : Lực căng lớn nhất của dây cáp (KG) ; Smax = 15000 (KG)
Thay vào công thức trên ta có :
σn =

15000
= 14,8 (KG/mm2) < [σn] =15,3 (KG/mm2)
23.44

Vậy tang thiết kế thỏa điều kiện bền.

1.6.2 Cặp đầu cáp trên tang.

Trang 18


Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất hiện nay là dùng
tấm cặp và vít chặt lên trên số tấm cặp. Do trên tang luôn có số vòng dự trữ
không sử dụng đến, lực tác dụng trực tiếp lên cặp sẽ không phải là lực lớn nhất
Smax mà là lực S0 nhỏ hơn. Do có ma sát trên mặt tang với các vòng cáp an toàn
đó nên:
Lực tính toán đối với cặp cáp được xác đònh:
S0 =

S max
e µ .α

( 2.19 ) [1]

µ = 0,1 ÷ 0,16 : hệ số ma sát giữa mặt tang và cáp.
α = 3Π ÷ 4Π : góc ôm các vòng cáp dự trự trên tang .
S0 =

S max
15000
= 0,14.4.3,14 = 2585 KG
µ .α
e
e

Lực kéo của bulông cặp.

S0

N = Z.(µ + µ1 ).(e

µ .α1

+ 1)

=

2585
= 530
0,14
KG
0 ,14.2π
4.(0,14 +
).(e
+ 1)
sin 40°

Lực uốn buông:
T = µ1.N =0,22.530=116,6 KG
[1]
Ứng suất tổng ở mổi bulông :
σ∑ =

1,3.k .N
z. ∏ .d 1
4

2

+

( 2.20 ) [1]
( 2.21)

k .T .l
z.0,1.d 1

3

≤ [σ]d

[1]
Trong đó :
Z=4:số bullông kẹp cáp.
d1 =10(mm):đường kính chân ren của bullông.
l =32:khoảng cách từ đầu bulông đến tang
µ

µ1 = sin β : Hệ số ma sát qui đổi
β = 40o : Góc nghiêng mặt bên của rãnh
σ1 = 2π : Góc ôm tang bằng vòng cáp kẹp
K ≥1,5 : Hệ số an toàn kẹp cáp
[σ]d : Ứng suất cho phép theo đứt của vật liệu làm bulông

Trang 19

( 2.22)

1,3.1,5.530 1,5.116,6.32
+
4.3,14.10 2
4.0,1.10 3 = 17,13 KG / mm 2 ≤ [σ]d
4
2
[σ ] d = (38 ÷ 42) KG / mm :ứng suất cho phép vật liệu làm bullông (thép CT3).

σ∑ =

Như vậy bullông đủ bền.

1.6.3 Tính toán puly.
Puly dùng để làm giảm áp lực kéo chuyển hướng dây cáp ,làm giảm hoặc tăng
tốc độ nâng hạ.Trong cơ cấu ta bố trí một số puly dẫn hướng đặt cố đònh và số
puly di động đặt ở móc treo .
Kết cấu puly phải đảm bảo cho cáp khi làm việc không bò trượt ra khỏi rãnh
của nó ,không bò uốn nhiều và không bò mài mòn nhanh.
Puly được chọn theo điều kiện đảm bảo độ bền lâu của cáp .
D p ≥ d c .(e − 1)
(1.2) [3]
D p :đường kính puly
d c =39,5(mm) :đường kính cáp
e =18 :hệ số đường kính puly
D p =39,5.(18-1) = 671,5 (mm).
Vậy đường kính rãnh là:
r = (0,53 ÷ 0,6)dc = 20 ÷ 23.7 (mm).
Chọn r = 20 (mm).

1.7 Chọn động cơ điện
Công suất của động cơ khi nâng :
Q × Vn

30000 × 10

N= 102η = 102 × 60 × 0,85 = 57,6 KW .

( 2.31) [1]

Với ;
Q = 30000 KG : Trọng lïng vật nâng
η = 0,85 : Hiệu suất của cơ cấu (Bảng 1.9 ) [1]
Vn = 10m/phút: Vận tốc nâng.
Công suất đònh mức của động cơ lấy bằng hoặc nhỏ hơn công suất tính
toán một ít do đó dựa vào kataloge động cơ điện của nhà sản xuất Siemens, ta
chọn loại động cơ có số hiệu 1LG4 253 4AA có các thông số sau đây :
+Công suất đònh mức Nđm = 55 kw
+Số vòng quay
n = 1480 v/p
η
+Hiệu suất
= 93,5%
2
+Momen đà
GD = 0.688 KGm 2
Trang 20


+Khối lượng động cơ

m = 390 kg

1.8 Chọn hộp giảm tốc
Số vòng quay của tang :
V .i p

10.1

nt = ΠD = 3,14.0,75 =4,3 v/p
trong đó : ip =1 : bội suất palăng
Dt = 0,75 m : đường kính tang.
Tỉ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang :
n đc

1480

ih= n = 4,3 = 344 ,2
t
Dựa vào tỉ số truyền tính toán trên, ta tiến hành chọn hộp giảm tốc. Do tỉ số
truyền tính toán khá lớn, để kết cấu của cơ cấu nâng được nhỏ gọn, ta chọn loại
hộp giảm tốc bánh răng hành tinh loại ZHP 4.31 của hãng Zollern có các đặc
điểm sau:
Kết cấu nhỏ gọn nên có thể bố trí đặt ngay trong lòng tang cuốn cáp
Tỉ số truyền lớn i= 344

1.9 Kiểm tra động cơ điện
1.9.1 kiểm tra theo thời gian khởi động :

Trang 21

Momen cản tónh trên trục động cơ khi khởi động tính cho tang cuộn 2 nhánh
cáp
S .a.D

15000.2.0,75

t
Mt = 2i η = 2.344.0,85 = 42 KGm
c

(1.18)

[1]
Trong đó St : lực trong dây cáp đi vào tang
a : số nhánh cáp đi vào tang
D : đường kính tang
i : tỉ số truyền chung
ηc : hiệu suất bộ truyền
Momen đònh mức :
Mđm = 975

N dm
55
= 975.
= 36,23 KGm
n
1480

Momen khởi động trung bình :
Mkđtb =

ψ max + ψ min
2.25 + 1.1
M dm =
36,23 = 60,7
2
2

ψmax = 1,8 ÷ 2,25 : hệ số momen mở máy lớn nhất của động cơ.
ψmin = 1,1
: hệ số momen mở máy nhỏ nhất của động cơ.
Thời gian khởi động:
0,975.QV 2
δGD 2 .n
+
tkđ = 375( M − M ) n.((M − M )η
kdtb
t
kdtb
t

(1.41) [1]

34,8.1480
0,975.30000.10 2
+
= 375(60,7 − 42) 1480.60 2 .(60,7 − 42).0,85

= 1,05 (s)
Gia tốc khi khởi động :
V

10

a = t = 60.1,05 = 0,16 (m/s2)
kđ
như vậy gia tốc khởi động tính toán không khác mấy so với gia tốc cho trong
bảng 1.15 [1]
1.9.2 kiểm tra theo điều kiện đốt nóng :
Vì không cho trước đồ thò tải trọng thực của cơ cấu nâng, có thể sử dụng đồ thò
gia tải trung bình của cơ cấu theo sức nâng (hình 1.1a [1]) được xây dựng trên
cơ sở thực tế của cần trục.
Tương tự như những tính toán trên xác đònh những momen phát triển của động
cơ, thời gian khởi động khi nâng và hạ hàng trong những thời kì công việc khác
nhau của cơ cấu. Theo đồ thò đó, trong thời gian chu kì (nâng và hạ hàng) cơ
cấu sẽ làm việc với tải trọng đònh mức Q = 30000 KG – 1 lần, với hàng 0,5Q =
15000 KG – 5 lần, với hàng 0,1Q = 3000 KG – 4 lần.
Trang 22


Momen dư khi hạ hàng là tổng momen khởi động trung bình của động cơ và
momen cản tónh của cơ cấu khi hạ hàng .
Kết quả tính toán được ghi trong bảng 1.1.

Bảng 1.1 Bảng kết quả tính toán
Tên chỉ số

Kí

hiệu

Đơn
vò đo

Lực căng cáp vào
tang khi nâng hàng
Momen khi nâng
hàng
Thời gian khởi
động khi nâng hàng
Lực căng cáp khi
hạ hàng
Momen khi hạ hàng

St

KG

15000

7500

1500

Mt

KGm

45

24

6,98

tkđ

S

1

0,9

0,88

Sth

KG

15000

7500

1500

Mh

KGm

32,6

15,36

2,11

th

S

0,14

0,15

0,17

0,85

0,8

0,55

Thời gian khởi
động khi hạ hàng
Hiệu suất

η

Kết quả tính toán khi trọng
lượng hàng đònh mức. KG.
30000

15000
3000

Coi chiều cao trung bình nâng và hạ hàng bằng 0,5-0,8 chiều cao đònh mức H =
20 m, lấy :
Htb = 0,5H = 0,5.20 = 10 m
Khi đó thời gian chuyển động ổn đònh:
H tb 10
V 10 = 1
(phút) = 60 (s)
=

t0 =
Tổng thời gian nâng và hạ hàng trong chu kì làm việc của cơ cấu:

Σtm =1+5.0,9+4.,088+0,14+5.0,15+4.0,17=10,59

Tổng thời gian mở động cơ trong một chu kì :
Trang 23

(s)


Σt

= 2.(1+5+4)t0 +

Σtm

= 1010,59 (s)

Momen bình phương trung bình:
Mtb =

Mtb =

M 2 kdtb .∑ tm + ∑ M 2t .t0
∑t

(1.63) [1]

60,7 2.10,59 + 60(452 + 5.242 + 4.6,982 + 32,62 + 5.15,362 + 4.2,112
1010,59

Mtb = 22 KGm
Công suất bình phương trung bình của động cơ :
Ntb =

M tb .n 22.1480
=
= 33,4 KW
975
975

(1.62) [1]

Ntb =33,4 KW < Nđm = 55 KW
Vậy điều kiện về quá nóng của động cơ được thoả mãn :
1.10 chọn phanh
Để phanh được nhỏ gọn ,ta sẽ đặt trục phanh ở trục thứ nhất tức là trục động cơ
. Mômen cản tónh của phanh xác đònh theo công thức :

Mc =

S .a.D.η
2i

( 2.37) [1]

Trong đó:
i : tỉ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang, i= 344
S : lực căng cáp cuốn vào tang, S = 15000 KG
a : số nhánh cáp đi vào tang, a = 2
Mc =

15000.2.0.75.0,85
= 30,17( KGm)
2.344

Mômen cần thiết của phanh :
Mh = Mc.kh = 30,17.1,75 = 53 (KGm) = 530 Nm
( 2.38 ) [1]
k: hệ số an toàn đối với chế độ trung bình, k=1,75 (bảng 2.9 ) [1]
Với mômen phanh tính được ta chọn loại phanh đóa kiểu RST 1 – 450 x
30 – 80/6. của hãng SHB, mômen phanh danh nghóa 800 (Nm), giá trò masát
0,4.
1.11 Tính chọn khớp nối
Khớp nối trục được chọn dựa vào momen tính toán truyền qua khớp :

Trang 24

M k = M dm .k1k 2 = 36,23.1,3.1,2=56,52 KG.m

( 1.65)

[1]
Trong đó k1 : hệ số tính đến mức độ quan trọng của cơ cấu
k2 : hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu
Hệ số k 1 , k 2 : tra bảng (1.21) [1]
Theo bảng (9.11) [2] chọn khớp nối có trục vòng đàn hồi có:
. Mx = 1100 KGm

Các thông số cơ bản của khớp nối :
d1(mm)

D(mm)

c

Số chốt Z

65

220

14

10

lv
lc

dc

do

d

c

l

1.12 Tính chọn ổ đỡ cho tang
Sơ bộ chọn ổ đỡ cho tang là ổ đũa trụ đỡ lòng cầu 2 dãy
* Hệ số khả năng làm việc của ổ:
Trang 25

Nmax (v/p)
2650


C=Qtđ(n.h)0,3

(8-1) [2]

Trong đó :
- h : thời gian phục vụ của ổ (giờ); với thời gian phục vụ của ổ là 5 năm
làm việc ở chế độ trung bình ta có tổng số giờ làm việc T = 14460(giờ)
⇒ số giờ làm việc thực tế của ổ :
h = T.25% = 3620 (giờ)
- n : số vòng quay của ổ (v/ph); n = ntang = 4,3 (v/ph)

- Qtd : tải trọng tương đương tác dụng lên ổ (daN)
+ Qtđ=Kv.Kn.Kt.RA
Với :
. Kt : Hệ số tải trọng động, Kt=1,2
bảng (8-3) [2]
. Kv : Hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, Kv=1
bảng (8-5) [2]ù
. Kn : Hệ số nhiệt độ, Kn=1
bảng (8-4) [2]
. RA : Phản lực tại gối đỡ (A)

R=

S .1900 + S .300
=15566 KG
2120

⇒ Qtd =1.1.1,2.15566 =2053,92 (N)
C=2053,92.(114,65.3620)0,3 = 99542 (daN)
Vậy ta chọn ổ đũa đỡ 2 dãy có các thông số sau:
C = 170000 (daN)
d = 150 mm
D= 320 mm
l=205 mm
Khối lượng m= 2,8 Kg

Trang 26