Thiết kế máy nâng chuyền

GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
PHẦN I
GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ THIẾT BỊ NÂNG CHUYỂN
Máy nâng chuyển là loại máy dùng để thay đổi vị trí của đối tượng công tác
nhờ thiết bị mang vật trực tiếp móc treo hoặc thiết bị mang vật gián tiếp như gầu
ngoạm, nam châm điện, băng, gầu…
Máy trục là một loại máy nâng &vận chuyển, một trong những phương tiện
quan trọng của việc cơ giới hoá các quá trình sản xuất trong các nghành công nghiệp
–và xây dựng.
Ở các nước tiên tiến, ngành máy nâng chuyển là một ngành công nghiệp phát
triển ngày càng cao,về thiết bị nâng chuyển của các máy trục.Sự phát triển mạnh mẻ
của công nghiệp,luôn mong muốn nâng cao năng suất lao động, do vậy phải phát
triển không ngừng cải tiến kỹ thuật máy nâng &vận chuyển.
Công nghiệp xây dựng trước kia rất ít cần trục, ngày nay thậm chí khi xây
dựng nhà nhỏ cũng không thể thiếu cần trục, chưa nói gì đến việc xây dựng toà nhà
cao tầng và kỹ thuật xây lắp từng khối lớn,trong thời kỳ hội nhập lại càng chú trọng
và không ngừng cải tiến kỹ thuật để đáp ứng dươc yêu cầu của ngành công nghiệp
xây dựng.
Trong ngành công nghiệp mỏ thì cần có các loại thang tải, xe kíp băng tải …
vv.
Trong ngành luyện kim có những cần trục nặng phục vụ kho chứa quặng và
nhiên liệu. v. v……
Máy nâng và vận chuyển phục vụ nhà ở, những nhà công cộng, các cửa hiệu
lớn và các ga tàu điện ngầm như thang máy, trong đó có thang điện cao tốc cho các
nhà cao tầng, buồng chở người và thang điện liên tục.Trong các siêu thị người ta
dùng rất nhiều các cầu thang cuốn . v v…
Trong nhà máy hay phân xưởng cơ khí thì người ta trang bị nhiều máy nâng
chuyển di động như cần trục, cầu trục, cổng trục dùng điện hay khí nén,
thuỷ lực năng suất cao để di chuyển các chi tiết máy hoặc máy …vv.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ

03C1C
1
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Ngành máy nâng và vận chuyển hiện đại đang thực hiện rộng rãi việc cơ giới
hoá quá trình vận chuyển trong các ngành công nghiệp và kinh tế quốc dân. Sự phát
triển của kỹ thuật nâng –vận chuyển phải theo cải tiến các máy móc,
tinh xảo hơn, giảm nhẹ trọng lượng, giảm giá thành, nâng cao chất lượng sử dụng,
tăng mức sản xuất, đơn giản hoá và tự động hoá việc điều khiển và chế tạo những
máy mới nhiều hiệu quả để thoả mãn yêu cầu ngày một tăng của nền kinh tế quốc
dân.
Ở nước ta, máy nâng và vận chuyển cũng đã sử dụng rộng rãi trong một số
ngành như xếp dỡ hàng hoá ở các bến cảng nhà ga và đường sắt. trong công nghiệp
xây dựng nhà ở, trong các nhà máy luyện kim và lâm nghiệp, xây dựng công nghiệp
và quốc phòng.Trong tình hình kinh tế phát triển như hiện nay, máy nâng và vận
chuyển ngày càng trở thành nhu cầu cấp bách do nhu cầu sản xuất ngày càng cao.
Các loại máy nâng và vận chuyển có thể phân thành hai loại :
-Máy vận chuyển liên tục :
Vật nặng được vận chuyển thành một dòng liên tục gồm các loại băng gầu, băng
tải, máy xúc liên tục, xích tải, vít chuyển… vvv
-Máy vận chuyển theo chu kỳ :
Bao gồm máy hoạt động có tính chất chu kỳ, có tác dụng di chuyển nâng hạ, hoặc
kéo tải, trong đó cơ cấu nâng tải là cơ cấu chính được gọi là máy trục. loại này gồm
các loại như kích tời, palăng, cần trục, cầu trục, cổng trục …vv.
Trong đó cần trục, cầu trục, cổng trục có thể vận chuyển vật nặng theo cả ba
hướng trong không gian.
Để mang lại hiệu quả cao cho phương án thiết kế, ta cần phải nắm vững các đặc
điểm về máy trục.
*Các thông số cơ bản của máy trục:
Đặc tính của máy trục được biểu thị bằng những thông số cơ bản sau:

+ Tải trọng nâng Q:
-Tải trọng nâng là đặc tính cơ bản của máy trục, bằng T hay N.
-Tải trọng nâng gồm trọng lượng của vật cộng với trọng lượng của cơ cấu móc
hàng.Tải trọng nâng có giới hạn rất lớn từ vài chục T đến hàng chục ngàn N. Trong
thực tế sử dụng để thuận tiện người ta dùng đơn vị khối lượng : Kg, tấn.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
2
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
+ Chiều cao nâng hàng H(m).
-Chiều cao nâng là khoảng cách từ mặt sàn, bãi làm việc của máy trục đến
vị trí cao nhất của cơ cấu móc.
+Tốc độ làm việc V(m/ph hay m/s):
-Tốc độ làm việc xác định theo điều kiện làm việc và theo từng loại máy
trục,tốc độ nâng hàng nằm trong giới hạn từ 10-30(m/ph).
+ Khẩu độ L(m):
-Đây là thông số biểu thị phạm vi hoạt động của máy trục, khẩu độ L của cần
trục hay cổng trục là khoảng cách từ tâm bánh xe di chuyển này đến tâm bánh xe di
chuyển kia.
*Chế độ làm việc của máy trục:
Máy trục làm việc theo chế độ ngắn hạn, lặp đi lặp lại. Bộ phận làm việc bộ phận
nâng hạ, di chuyển qua lại theo chu kỳ. Ngoài thời kỳ làm việc có thời dừng máy, tức
là động cơ tắt.Thời gian dừng dùng để sử dụng móc hay tháo vật để chuẩn bị cho các
thời kỳ tiếp theo. Ngoài ra mỗi quá trình chuyển động qua lại có thể phân ra các thời
kỳ chuyển động không ổn định, như trong thời kỳ mở máy, phanh và thời kỳ ổn định.
+ Chế độ nhẹ:
Đặc điểm của chế độ nhẹ là hệ số sử dụng trọng tải thấp, kq≈0,5.Cường độ
làm việc của động cơ nhỏ, trung bình khoảng 15%, số lần mở máy trong một
giờ,dưới 60 lần và có nhiều quảng ngắt lâu.Trong nhóm này có cơ cấu nâng và cơ cấu

di chuyển của cần trục sửa chửa, cần trục đặt trong không gian máy, cơ cấu di chuyển
cần các cần trục xây dựng và cần trục cảng … vv.
+ Chế độ trung bình :
Đặc điểm của các cơ cấu chế độ trung bình là chúng làm việc với trọng tải
khác nhau, hệ số sử dụng trọng tải, vận tốc làm việc trung bình.Cường độ làm việc
khoảng 25%, số lần mở máy trong một giờ đến 120 lần,trong nhóm máy này có các
cơ cấu nâng và di chuyển cần trục trong các phân xưởng cơ khí và lắp ráp.
Cơ cấu quay của cần trục và palăng điện.
+ Chế độ nặng :
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
3
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Đặc điểm của chế độ nặng là hệ số sử dụng tải cao, k
Q
=1, vận tốc làm việc
lớn,cường độ làm việc 40%,số lần mở máy trong 1 giờ là 240 lần.Trong nhóm này có
tất cả các cơ cấu cần trục ở phân xưởng công nghệ, ở kho các nhà máy sản xuất hàng
loại lớn, cơ cấu nâng của cần trục xây dựng.
+ Chế độ rất nặng :
Đặc điểm là cơ cấu thường xuyên làm việc tải trọng danh nghĩa k
Q
=1, vận tốc
cao,cường độ làm việc trong khoảng 40-60%, số lần mở máy trong 1 giờ là 360
lần.Thuộc nhóm máy này là tất cả các cơ cấu cần trục ở phân xưởng công nghệ và
các kho thuộc ngành luyện kim.
Khi tính toán cơ cấu máy trục, người ta phân biệt ra ba trường hợp tải trọng
đối với trạng thái làm việc và trạng thái không làm việc của máy trục như sau:
Trường hợp 1: tải trọng bình thường của trạng thi làm việc bao gồm trọng lượng

danh nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản than máy, tải trọng động
trong quá trình mở và hãm cơ cấu
Trường hợp 2:tải trọng lớn nhất của trạng thi làm việc bao gồm trọng lượng danh
nghĩa của vật nâng và bộ phận mang, trọng lượng bản thân máy, tải trọng động lớn
xuất hiện khi mở máy, và phanh đột ngột, hoặc khi mất điện, có điện bất ngờ tải
trọng gió lớn nhất khi làm việc và tải trọng do độ dốc lớn nhất có thể
Các trị số tải trọng lớn nhất của trạng thi làm việc thường hạn chế bởi những điều
kiện bên ngoài như sự trượt trơn của bánh xe trên ray, trị số momen phanh lớn nhất,
momen giới hạn của khớp nối …vv.
Đối với trường hợp này tất cả các chi tiết trong cơ cấu được tính theo sức bền
tĩnh.
Trường hợp 3: tải trọng lớn nhất của trạng thi không làm việc của máy đặt ngồi
trời,bao gồm trọng lượng bản thân, tải trọng gió lớn nhất trọng trạng thi không làm
việc và tải trọng do độ dốc của đường.Đối trường hợp này chỉ tính toán cho các chi
tiết của bộ phận hãm gió, các thiết bị phanh hãm và cơ cấu thay đổi tầm với.
Tải trọng tương đương xác định theo các đồ thị gia tải cơ cấu theo thời gian.

SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
4
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
5
Hình 1.1 đồ thị tải trọng trung bình các cơ cấu my trục ở chế độ
làm việc trung bình
Q
T
0,2T 0,5T 0,3T

0,2Q
0,75Q
Q
Hình 1.1 đồ thị tải trọng trung bình các cơ cấu máy trục ở chế độ
làm việc trung bình
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
PHẦN II
CHỌN VÀ TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CƠ BẢN CỦA
MÁY NÂNG, CƠ CẤU DI CHUYỂN VÀ CƠ CẤU NÂNG
2.1 Các thông số cơ bản của cầu trục thiết kế.
- Tải trọng nâng: Q=2x3 tấn (Cầu trục dùng 2 xe con để nâng vật, mỗi xe con
nâng tối đa được 3 tấn. Cùng một lúc cầu trục có thể nâng được 6 tấn.
- Chiều cao nâng hạ: H=8m
- Khẩu độ: L=20m
- Chế độ làm việc của máy: máy làm việc ở chế độ trung bình, làm việc với tải
trọng khác nhau:
+ Hệ số sử dụng cơ cấu theo tải trọng: k
Q
=
Q
Q
tb
=75%
+ Cường độ làm việc của động cơ: CĐ%=
T
T
o
x100 =25%
T

o
: Thời gian làm việc của động cơ trong một chu kỳ hoạt động máy.
T: Toàn bộ thời gian hoạt động của cơ cấu trong một chu kỳ.
+ Số lần mở máy trong một giờ: 120 lần.
+ Máy làm việc theo chế độ tải trọng lặp đi lặp lại (đóng mở thường xuyên). Máy
thông thường nâng tải vừa, nhiều khi nâng tải tối đa.
Dựa vào các phân tích trên, cùng với các thông số về tải trọng, chiều cao nâng
hạ và khẩu độ, ta chọn các thông số vận tốc như sau:
Vận tốc nâng hạ: V
n
=20 m/ph
Vận tốc di chuyển xe: V
xe
=40 m/ph
Vận tốc di chuyển cầu: V
cầu
= 100 m/ph
2.2 Chọn sơ đồ động học cho cầu trục:
2.2.1 Các phương án (PA) lựa chọn thiết kế dầm chính và dầm cuối.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
6
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
*PA1: Dầm chính loại 1 dầm: Dầm chính chỉ có 1 dầm, hai đầu tựa lên các dầm cuối.
- Dầm chính dạng chữ I. palăng điện chạy ở các nhánh thép phía dưới.
- Dầm cuối có kết cấu dạng hộp, có lắp bánh xe, bánh xe di chuyển dọc theo ray đặt
theo vai cột của nhà xường.
-Với phương án này, cầu trục thiết kế có kết cấu đơn giản, không gian hoạt động lớn.
Loại này phù hợp với chế độ làm việc nhẹ.

*PA2: Cầu trục dầm đôi có kết cấu dạng hộp:
-Dầm chính gồm 2 dầm có kết cấu dạng hộp, trên dầm chính có hai thanh ray để xe
lăn di chuyển.
-Dầm chính liên kết với dầm cuối ở hai đầu bằng bu lông hoặc bằng liên kết hàn.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
7
Hình 2.1 Kết cấu dầm chính dạng chữ I
Hình 2.2 Kết cấu dầm chính dạng hộp
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
-Dầm cuối có kết cấu dạng hộp, trên dầm có lắp bánh xe, di chuyển trên ray đặt dọc
theo nhà xưởng trên các vai cột.
-Loại cầu trục này có kết cấu toàn bộ dạng hộp nên việc tính toán cũng tương đối đơn
giản, giảm thời gian chế tạo và lắp ráp do có thể dùng phương pháp hàn tự động.
Việc sửa chữa, bảo dưỡng loại cầu trục này cũng tương đối đơn giản.
Cầu trục này phạm vi hoạt động lớn, thích hợp với việc sử dụng ở tải trọng trung
bình và nặng.
*PA3: Cầu trục kiểu dàn.
- Hai dầm chính bao gồm một hệ thống khung dàn liên kết cứng với nhau bằng mối
hàn. Trên dầm chính có đặt hai thanh ray để xe con di chuyển.
-Dầm cuối bao gồm hai dầm kiểu hộp, trên có lắp bánh xe di chuyển trên thanh ray
đặt dọc nhà xưởng.
-Kết cấu cầu trục dạng hai dầm kiểu dàn là một hệ không gian phức tạp, thường chế
tạo bằng phương pháp hàn các thanh dằn lại với nhau. Vì có nhiều thanh xiên và
thanh đứng nên phức tạp trong việc chế tạo. Giá thành cao. Chất lượng các mối hàn
phụ thuộc vào tay nghề của người công nhân. Không áp dụng được phương pháp hàn
tự động, bảo trì, bảo dưỡng khó khăn, không thuận lợi. Tuy nhiên, loại cầu trục này
khối lượng nhỏ, phù hợp với tải trọng nặng và rất nặng.
Ngoài ba phương án trên, trong thực tế còn nhiều phương án nữa những không

phổ biến và ít được sử dụng.
Qua việc phân tích ba phương án trên, và với các thông số của cầu trục cần
thiết kê, ta thấy phương án 2 ( Hai dầm dạng hộp) là phù hợp hơn cả. Nhược điểm
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
8
Hình 2.3 Kết cấu dầm chính dạng dàn
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
chủ yếu của loại cầu trục này là khối lượng lớn, tuy nhiên giá thành lại không cao,
kiểm tra, bảo dưỡng dễ dàng.
2.2.2 Phương án lựa chọn sơ đồ động học cơ cấu nâng.
Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng. Ngoại lực là trọng
lực và lực quán tính tác dụng lên vật nâng. Có hai loại cơ cấu nâng: cơ cấu nâng dẫn
động bằng tay và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Trong trường hợp này sử dụng cơ
cấu nâng dẫn động bằng điện.
Cơ cấu nâng phải đảm bảo độ an toàn, độ tin cậy và độ ổn định cao khi làm việc. Do
vậy, cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các
khâu. Bộ phận tang ở đây dùng tang kép, quấn một lớp cáp, có rãnh cắt, đảm bảo độ
bền lâu cho cáp. Bộ truyền được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi
trơn tốt. Các ổ trục thường dùng ổ lăn, thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má
thường đóng.
*PA1: Sơ đồ như hình vẽ sau:

Với phương án này, chuyển động được truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc
qua khớp nối. Trục ra của khớp nối không trùng với trục tang mà thông qua một bộ
truyền bánh răng ngoài. Cơ cấu này dễ tháo lắp thành các bộ phận riêng biệt, thích
hợp khi dùng pa lăng đơn, tỷ số truyền trong hộp giảm tốc nhỏ nên hộp giảm tốc nhỏ.
Tuy nhiên kết cấu và kích thước cồng kềnh, phức tạp, nhiều chi tiết, tốn nhiều ổ, tồn
tại một bộ truyền ngoài nên không an toàn.

*PA2: Sơ đồ như hình vẽ sau:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
9
Hình 2.4 phương án 1
Hình 2.5 phương án 2
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Phương án này có kết cấu nhỏ gọn hơn phương án trên, tuy nhiên trục tang và
trục ra của hộp giảm tốc là một nên rất khó chế tạo cũng như lắp ráp, bảo dưỡng. Lực
trên tang phân bố không ổn định ảnh hưởng đến hộp tốc độ và độ an toàn của cơ cấu.
*PA3: Sơ đồ như hình vẽ sau:
Phương án này kết cấu nhỏ gọn, làm việc an toàn. Tháo lắp, sửa chữa, bảo
dưỡng dễ dàng.
Qua việc phân tích sơ đồ động học của cơ cấu nâng, ta thấy phương án 3 là tối
ưu hơn cả, nên sử dụng phương án 3 làm phương án để tính toán, thiết kế cơ cấu
nâng.
2.2.3 Chọn sơ đồ động học cho cơ cấu di chuyển xe con
*PA1: Sơ đồ động học như sau:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
10
Hình 2.6 phương án 3
Hình 2.7 phương án 1
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Phương án này nhỏ gọn, truyền động đơn giản, chiếm không gian nhỏ và
thuận tiện cho việc bố trí lên các xe lăn. Phương án này tiện cho việc tháo lắp các chi
tiết ra thành từng cụm, tuy nhiên trục truyền quay với tốc độ bé, mô men xoắn lớn
nên kích thước trục to.

*PA2: Sơ đồ động học:
Phương án này đơn giản, làm việc chắc chắn. Tuy nhiên hai bánh xe lắp cùng
trên một trục, khoảng cách không lớn lắm. Hai bánh xe quay với vận tốc bé, mô men
xoắn trên trục khá cao nên kích thước của trục lớn.
Qua việc phân tích hai phương án trên, ta chọn phương án thứ nhất làm
phương án để thiết kế và tính toán xe lăn.
*Xác định kích thước hình học của xe con: Để xác định sơ bộ kích thước hình học
của xe con, trước hết ta cần xác định kích thước của tang quấn cáp đặt lên xe.
D
t

≥
d
c
*(e-1) (2-12 [1] )
D
t
: Đường kính tang đến đáy rãnh cắt
d
c
: Đường kính sơ bộ của cáp ( chọn sơ bộ d
c
=9,1 mm)
e=25: Hệ số đường kính tang (2-4 [1])
D
t
≥
9,1*(25-1)=218,4 mm
≅
220 mm

Đường kính tang và ròng rọc như nhau nên ta có:
D
t
=D
r
=220 mm
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
11
Hình 2.8 phương án 2
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Chiều dài tang:
L=2L
2
+2L
1
+2L
0
+L3 = 2L
2
+2L
1
+L
'
0
+L
3
Chiều dài có ích của cáp
l=H*a=8*2=16 m

Số vòng cáp quấn ở một phần có rãnh trên tang
z=z
0
=z
1
z
1
=2: Số vòng cáp dự trữ
z
0
=
)(
ct
dD
L
+
π
z=
)(
ct
dD
L
+
π
+z
1
=
)091,022,0(
16
+

π
+2=19 vòng
Chiều dài phần rãnh cắt trên tang
L
'
0
=2L
0
=2*z*t
t=d
c
+(2
÷
3) mm : Bước rãnh trên tang
t=9,1+( 2
÷
3)=12 mm
L
'
0
=2*19*12=456 mm
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
12
L
L2 L1
L0 L3 L0
L1 L2
Hình 2.9 Sơ đồ tính chiều dài tang
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ

t nấ
Phần tang kẹp đầu cáp bằng tấm kẹp
L
1
=3t=3*12=36 mm
Phần tang làm thành bên: Do tang là tang rãnh nên không cần làm thành bên, tuy
nhiên ta vẫn chọn
L
2
=20 mm
Phần tang nằm giữa hai rãnh cắt
L
3
=L
4
-2h
min
*tg
α
(2-14 [1])
L
4
=200 : Khoảng cách giữa hai ròng rọc ở ổ treo móc.
h
min
=700: Khoảng cách nhỏ nhất có thể giữa trục tang với trục ròng rọc ổ treo móc.
α
: Góc nghiêng cho phép khi dây chạy trên tang
tg
α

=1/10
L
3
=200-2*700*1/10=60
Vậy chiều dài toàn bộ của tang là
L=2L
2
+2L
1
+L
'
0
+L
3
=2*20+2*36+456+60=628 mm
Chọn sơ bộ kích thước xe lăn như hình sau:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
13
Hình 2.10 Sơ đồ xe lăn
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ

2.2.4 Chọn sơ đồ động học cho cơ cấu di chuyển cầu lăn.
*PA1: Sơ đồ động học:

Phương án này chắc chắn, an toàn, khoảng cách hai bánh xe có thể hơn 5 m.
Tuy nhiên, phương án này có số khớp nối và đoạn trục truyền nhiều, cơ cấu phức
tạp. Trục truyền làm việc với số vòng quay lớn, mô men xoắn bé nên kích thước trục
lớn.

*PA2: Sơ đồ động học như sau:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
14
Hình 2.11 Phương án 1
Hình 2.12 Phương án 2
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Phương án này cho phép dẫn động ở khoảng cách lớn (L>12m). Các trục
truyền quay với tốc độ cao nên mô men xoắn bé, kích thước trục không lớn lắm. Tuy
nhiên phương án này vẫn tồn tại nhiều khớp nối và trục truyền nên kết cấu cồng
kềnh, phức tạp.
*PA3: Sơ đồ động học:
Phương án này kết cấu gọn nhẹ, có thể truyền động ở khoảng cách khá xa. Số
khớp nối cũng như trục truyền ít nên cơ cấu ít cồng kềnh, làm việc an toàn. Tuy nhiên
hai bánh xe thường quay không đồng bộ, vì vậy cần phải thực hiện đồng bộ chuyển
động quay bằng điện, cơ khí hay điện tử.
Qua việc phân tích những ưu nhược điểm của các phương án, cùng với yêu
cầu của cầu trục cần thiết kế, ta chọn phương án thứ ba làm phương án thiết kế cơ
cấu di chuyển cầu lăn.
Do khẩu độ L lớn hơn nhiều lần so với khoảng cách giữa các bánh xe trên dầm
cuối, do vậy có thể xảy ra hiện tượng cầu trục đang di chuyển thì bị xô lệch một bên
làm cho thành bánh xe tiếp xúc với đường ray sinh ra lực cản phụ W, làm tăng tải
trọng tác dụng lên cầu trục.
Sơ đồ xác định khoảng cách bánh xe trên dầm cuối:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
15
Hình 2.13 Phương án 3
L

E
D
A
B
C
W/2
W/2
N
N
Hình 2.14 Sơ đồ xác định khoảng cách bánh xe
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Để thắng lực cản W, thì hai động cơ, mỗi động cơ phải sinh ra thêm một lực
dẫn động là W/2.
Giả sử cầu trục bị xô lệch như hình trên. Xét tại điểm D thì mô men tại D là:
M=
2
* LW
Xét đối với dầm cuối AD, mô men tại D do lực cản N giữa bánh xe và ray sinh ra khi
bị xô lệch là:
M=N*E
N*E=
2
* LW
N=
E
LW
*2
*
Nếu N quá lớn, bánh xe trượt trên ray chứ không lăn. Do vậy, lực dẫn động thêm của

động cơ phải thắng được lực N.
2
W
≥
N*f=
E
LW
*2
*
*fE
≥
L*f
f=
7
1
5
1
÷
: Hệ số ma sát giưa bánh xe và ray. Chọn f=
6
1
Với L=20 m
 E
≥
20*
6
1
=3,3m. Chọn E=3,5m.
Vậy các bánh xe trên dầm cuối được bố trí như sau:
L=20m=20000 mm

E=3,5m =3500 mm
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
16
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
PHẦN III
TÍNH ĐỘNG LỰC HỌC CỦA CÁC CƠ CẤU MÁY
3.1 Cơ cấu nâng:
Sơ đồ dẫn động cơ cấu nâng:
Lực căng lớn nhất (S
max
) sinh ra ở nhánh dây cuốn lên tang khi nâng vật lên
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
17
Smax
Smax
Hình 3.1 Sơ đồ cơ cấu nâng
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
ta
m
Q
S
λλ
λ
).1(
)1(
0

max
−
−
=
(2-19 [1])
Trong đó:
Q
0
: Tải trọng nâng. Q
0
=Q+Q
m
Q=30000N: Tải trọng danh nghĩa nâng vật
Q
m
=0,05*Q=0,05*30000=1500N: Trọng lượng bộ phận mang.
λ
=0,98: Hiệu suất ròng rọc (2-5 [1])
a=2: Bội suất pa lăng
t=0: Số ròng rọc đổi hướng
m=2: Số nhánh dây quấn trên tang.
ta
m
Q
S
λλ
λ
).1(
)1(
0

max
−
−
=
=
N7954
98,0).98,01(2
)98,01(31500
02
=
−
−
Hiệu suất chung của pa lăng:
max
0
S
S
p
=
η
(2-21 [1])
Với S
0
=
am
Q
.
0

max

0
.. Sam
Q
p
=
η
99,0
7954*2*2
31500
==
Công suất của động cơ khi nâng vật
Chọn sơ bộ đông cơ có sô vòng quay là 700 vong/phút. Ta phân bố tỷ số truyền trong
hộp giảm tốc như sau:
t
dc
n
n
i
=
0
(3-15 [1])
Số vòng quay của tang đảm bảo vận tốc nâng vật là:
0
*
*
D
aV
n
n
t

π
=
D
0
=D
t
+d
c
=(220+9,1)*10
-3
m: Đường kính tang đến tâm cáp.
3
10*)1,9220(*14,3
2*20
−
+
=
t
n
=55,6 m/phút
6,55
700
0
=
i
=12,59
Dựa vào tỷ số truyền trên, ta chọn sơ bộ hộp giảm tốc của cơ cấu nâng là hộp giảm
tốc dùng bộ truyền hai cấp bánh răng.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C

18
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Công suất tĩnh của động cớ khi nâng vật được tính theo công thức sau
η
*1000*60
*
0 n
VQ
N
=
(2-78 [1])
η
: Hiệu suất chung của toàn cơ cấu.
0
**
ηηηη
tp
=
(Trang 52 [1])
p
η
=0,99: Hiệu suất pa lăng
t
η
=0,97: Hiệu suất của tang (Bảng 1-9 [1])
0
η
=0,9: Hiệu suất bộ truyền 2 cấp bánh răng (Bảng 1-9 [1])


η
=0,99*0,97*0,9=0,86
86,0*1000*60
20*31500
=
N
=12,2 (Kw)
3.2 Cớ cấu di chuyển xe lăn.
Sơ đồ dẫn động:
Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm trọng lượng bản thân xe lăn
G
0
=10000N và trọng lượng vật nâng Q=30000 N
Khi không có vật nâng, các bánh xe coi như chịu tải trọng như nhau:
P
min
=G
0
/4=10000/4=2500 N
Khi có vật nâng, tải trọng tác dụng lên các bánh xe không đều nhau, sơ đồ xác
định tải trọng trong trường hợp này như sau.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
19
Hình 3.2 Sơ đồ dẫn động
D
A
B
C
Q=30000N

Hình 3.3 Sơ đồ xác định tải trọng
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Tổng tải trọng do vật nâng tác dụng lên bánh dẫn (A và D) là p
đ
Ta có phương trình mô men tại điểm C là:
P
đ
*(L
1
+L
2
)=Q*L
2
P
đ
=
21
2
*
LL
LQ
+
=
650350
650*30000
+
=19500 N
Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D là P
D

, phương trình mô
men tại A là:
P
D
*(L
3
+L
4
)=p
đ
*L
4
P
D
=
43
4
*
LL
Lp
đ
+
=
650550
650*19500
+
=10562,5 N
Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh D là:
P
D

max
=P
min
+P
D
=2500+10562,5=13062,5 N
Trong quá trình làm việc, bánh xe chịu tải trọng thay đổi từ P
min
đến P
max
. Nên tải
trọng tương đương tắc dụng lên bánh xe là:
P
D
bx
=
D
bx
Pk
max
**
γ
(3-65 [1])
Trong đó:
γ
=0,8 (Do Q/G
0
>1) Hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng (Bảng 3-13[1])
K
bx

=1,2 Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu máy (Bảng 3-12 [1])
P
D
bx
=0,8*1,2*13062,5=12540 N
P
A
=p
đ
*
43
3
LL
L
+
=
1200
550*19500
=8937,5 N
P
A
max
=P
A
+P
min
=2500+8937,5=11437,5 N
P
A
bx

=0,82*1,2*11437,5=10980 N
Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh B và C là:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
20
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
P’
đ
=30000-19500=10500
P
C
= P’
đ
*
43
4
LL
L
+
=
5,5687
1200
650
*10500
=
N
P
C
max

=P
min
+P
C
=2500+5687,5=8187,5 N
P
B
=P’
đ
-P
C
=10500-5687,5=4812,5 N
P
B
max
=2500+4812,5=7312,5 N
P
B
bx
=0,8*1,2*7312,5=7020 N
Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ dẫn động của cơ cấu.
Lực cản tĩnh chuyển động của bánh xe gồm có lực cản do ma sát, lực cản do độ dốc
của đường ray và lực cản do gió ( bằng 0 do cầu trục hoạt động trong nhà)
Lực cản do ma sát tính theo công thức:
bx
D
df
QGW
*2
*)(

01
+
+=
µ
(3-40 [1])
D
bx
: Đường kính bánh xe, theo bảng (9-4 [1]) chọn sơ bộ D
bx
=200 mm
µ
=0,3: Hệ số ma sát lăn (Bảng 3-7 [1])
d=60: Đường kính ngõng trục lót ổ (Bảng 9-4 [1]
f=0,015: Hệ số ma sát trong ổ trục (Bảng 3-8 [1])
W
1
=(10000+30000)*
N300
200
60*015,03,0*2
=
+
Lực cản do độ dốc đường ray tĩnh
W
2
=
α
*(G
0
+Q) (3-41 [1])

α
=0,002: Độ dốc đường ray (Bảng 3-9 [1])
W
2
=0,002*(10000+30000)=80 N
Vậy lực cản tĩnh tác dụng lên bánh xe là
W
t
=k
t*
W
1
±
W
2
±
W
3
(3-39 [1])
k
t
: Hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh và mặt đầu may ơ.
Do
2,1
1000
1200
==
truc
bánh
d

d
nên chọn k
t
=2,02 (Bảng 3-6 [1])
Giả sử tính cho độ dốc dường ray ngược chiểu chuyển động của xe con ta được:
W
t
=k
t
* W1+W2+W
3
=2,02*300+80+0=686 N
Như vậy, công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ là:
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
21
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
N
t
=
dc
xet
VW
η
*1000*60
*
(3-60 [1])
dc
η

=0,8: Hiệu suất cơ cấu di chuyển (Bảng 1-9 [1])
N
t
=
8,0*1000*60
40*686
=0,57 kw
3.3 Cơ cấu di chuyển cầu
Sơ đồ dẫn động cơ cấu:
Xác định tải trọng tác dụng lên bánh xe di chuyển của dầm cuối cầu:
Tải trọng tác dụng lên bánh xe bao gồm:
+Q=2x3 tấn=2x30000=60000N
+Q
xe
=2x10000 =20000 N
+Q
c
=100000 N
Sơ đồ xác định tải trọng tác dụng lên các bánh xe của cầu trục.
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
22
Hình 3.4 Sơ đồ dẫn động cơ cấu
A
B
1400
Q+Qx
Q+Qx
Qx
Qx

Qc
10000
550 1400
850
20000
Hình 3.5 Sơ đồ xác định tải trọng
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe khi hai xe đều nâng tải tối đa (phía
bên trái cầu)
Xét mô men tại điểm B ta có được lực tại điểm A là:
R
A
=
20000
*10000)(*37500
cx
QQQ
++
=
20000
100000*1000040000*37500
+
=125000 N
P
max
=125000 N
Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe khi không có vật nâng(Bên phải cầu)
Xét mô men tại A, ta tính được lực tác dụng tại điểm B là:
R

B
=68450 N
P
min
=68450 N
Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe :
P
bx
=
γ
*k
bx
*P
max
(3-65 [1])
Ta có:
10000020000
60000
0
+
=
G
Q
=0,5<1
Tra bảng 3-13 [1] chọn
γ
=0,86
k
bx
=1,2 (bảng 3-12 [1]) Hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu máy

P
bx
=0,86*1,2*125000=129000 N
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
23
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
PHẦN IV
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CƠ CẤU MÁY
4.1 Tính cơ cấu nâng
Các số liệu tính toán:
-Tải trọng Q=30000 N
-Trọng lượng bộ phận mang Q
m
=1500 N
-Chiều cao nâng H=8 m
-Vận tốc nâng hạ V
n
=20m/phut
-Chế độ làm việc trung bình.
4.1.1 Sơ đồ cơ cấu nâng
a=2
4.1.2 Chọn loại dây sử dụng cho cơ cấu:
Do cơ cấu làm việc với tốc độ cao nên chọn cáp thép làm dây cho cơ cấu. Cáp thép
có độ bền, độ dẻo cao, dễ uốn cong, đảm bảo độ nhỏ gọn cho cơ cấu. Đồng thời khối
lượng nhỏ và khi làm việc không gây ra tiếng ồn.
Để cáp thép được bôi trơn trong quá trình làm việc, ta chọn cáp thép có lõi đay ở
giữa. Nhờ lõi đay có chứa dầu, khi làm việc, cáp sẽ ép dầu bôi trơn chảy ra bôi trớn
cho cáp.

SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
24
Smax
Smax
Hình 4.1 Sơ đồ cơ cấu nâng
GVHD: Th.s Châu M nh L c án t t nghi p: C u tr c 2x3ạ ự Đồ ố ệ ầ ụ
t nấ
Ta chọn loại cáp sau: TK-P6x19+10.c: Đây là loại cáp kép, có 6 tao cáp, mỗi tao cáp
có 19 sợi quấn quanh. Và các tao cáp quấn quanh lõi bằng sợi đay. Giới hạn bền các
sợi thép nằm trong khoảng 1500
÷
1800 N/mm
2
.
4.1.3 Pa lăng giảm lực
Sử dụng pa lăng kép, công bội pa lăng a=2.
Lực căng cáp lớn nhất tác dụng lên nhánh dây là: S
max
=7954 N (Đã tính)
Hiệu suất chung của pa lăng:
p
η
=0,99 (Đã tính)
4.1.4 Kích thước dây cáp:
Kích thước dây cáp xác định theo công thức 2-10 [1]
S
max
*n
≤

S
d
S
d
: Lực kéo đứt cáp tiêu chuẩn.
n=5,5 Hệ số an toàn đối với chế độ làm việc trung bình (Bảng 2-2 [1])
S
d
≥
7954*5,5=43747 N
Tra bảng 5-2 [3] chọn cáp có đường kính d
c
=9,1 mm, lực kéo đứt S
d
=45450 N
Dây cáp đã chọn phù hợp với đường kính dây cáp đã chọn trong phần 2.2.3
4.1.5 Các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc.
Trong phần 2.2.3 ta đã tính các thông số của tang và ròng rọc theo dây cáp đã chọn là
phù hợp, ta được:
Đường kính của tang và ròng rọc
D
t
=D
r
=220 mm
Chiều dài toàn bộ của tang
L=628 mm
Ròng rọc cân bằng không phải là ròng rọc làm việc nên có thể chọn đường
kính nhỏ hơn 20% so với ròng rọc làm việc.
D

c
=0,8*220=176 mm
Bề dày thành tang xác định theo kinh nghiệm:
δ
=0,02D
t
+(6
÷
10)mm=0,02*220+(6
÷
10)=12 mm
Khi làm việc, thành tang bị nén, uốn và xoắn. Do chiều dài toàn bộ của tang nhỏ hơn
3 lần so với đường kính của nó, nên ứng suất uốn và ứng suất xoắn không vượt quá
SVTH: inh V n H nh---- L p: Đ ă ạ ớ
03C1C
25