Giáo Trình Máy Nâng Chuyển

Mô hình phần tử hữu hạn cơ cấu trục khuỷu thanh truyền động cơ

Giáo Trình Máy Nâng Chuyển, Nhiều tác giả, PDF, 76 trang, 5 MB


NỘI DUNG:

Máy nâng chuyển là khoa học nghiên cứu việc cơ giới hóa quá trình nâng chuyển các vật nặng nhằm nâng cao năng suất lao động, giảm nhẹ sức lao động cho con người. - Dựa vào đặc điểm của quá trình vận chuyển vật liệu,người ta phần biệt 2 chủng loại chính: + Máy nâng (còn gọi là máy trục): Đây là loại thiết bị mà quá trình làm việc lặp lại có chu kỳ. Một chu kỳ công tác bao gồm thời gian có tải và thời gian chạy không. + Máy vận chuyển liên tục: ở loại thiết bị nầy, vật liệu được vận chuyển theo từng dòng liên tục. - Với máy nâng người ta còn phân biệt: + Máy nâng đơn giản: Chỉ có một chuyển động công tác là nâng và hạ vật. Ví dụ Các loại kích, Tời, palăng xích, vận thăng xây dựng... + Máy trục dạng cầu: Cầu trục, cổng trục. ở các loại thiết bị nầy, ngoài chuyển động nâng hạ vật, còn có các chuyển động tịnh tiến ngang và dọc để di chuyển vật nâng đến vị trí yêu cầu. + Cần trục các loại: Quá trình di chuyển vật nâng được thực hiện nhờ cơ cấu quay cần hoặc thay đổi khẩu độ của cần. 2.- Các thông số cơ bản của máy trục: 2.1.- Trọng tải (Sức nâng) : Là trọng lượng lớn nhất mà máy có thể nâng được theo tính toán thiết kế. Trọng tải có thể phải kể đến trọng lượng của bộ phận mang vật. Trọng tải được kí hiệu là [Q], có đơn vị đo là Tấn hoặc KG hoặc N. Đại lượng nầy thường được tiêu chuẩn hóa. 2.2.- Các thông số động học của các bộ phận công tác: Tốc độ nâng vật (Vn), tốc độ di chuyển (Vdc), tốc độ quay của cần trục (n)... 2.3.- Các thông số hình học: Tùy thuộc vào loại thiết bị, ta có: Độ cao nâng, Khẩu độ đối với máy trục dạng cầu; Độ cao nâng, tầm với đối với các loại cần trục. 3.- Chế độ làm việc của máy trục: Có thể xem chế độ làm việc của máy trục như là một thông số tổng hợp căn cứ trên cơ sở phối hợp các tiêu chí về mức độ sử dụng máy theo tải và theo thời gian. Trên cơ sở tiêu chuẩn ISO, ở Việt nam đã có tiêu chuẩn TCVN 5862 -1995 quy định 8 nhóm chế độ làm việc cho máy trục được kí hiệu từ A1 đến A8. Đối với các cơ cấu trong máy nâng tiêu chuẩn quy định 8 nhóm chế độ làm việc được ký hiệu từ M1 đến M8. Các nhóm CĐLV đối với máy trục được xác định trên cơ sở phối hợp 10 cấp sử dụng máy theo thời gian, kí hiệu U0 đến U9 và 4 cấp sử dụng máy theo tải được kí hiệu tử Q1 đến Q4. Tương tự CĐLV đối với các cơ cấu trong máy nâng cũng được xác định trên cơ sở phối hợp 10 cấp sử dụng máy theo thời gian, kí hiệu T0 đến T9 và 4 cấp sử dụng máy theo tải được kí hiệu tử L1 đến L4. Đặc trung cho mức độ sử dụng máy theo tải trọng là hệ số phổ tải được xác định theo công thức: k p = ∑ n i = 1 ⎡ ⎢ ⎢ ⎣ C C T i ⎛ ⎜ ⎜ ⎝ P i P max ⎤ ⎟ ⎞ ⎟ ⎠ 3 ⎥ ⎥ ⎦ Trong đó: Ci : số chu kì vận hành ứng với các mức tải khác nhau. 1 CT =∑Ci : tổng chu kỳ vận hành với các mức tải khác nhau Pi : mức tải ứng với chu kì Ci Pmax : Mức tải lớn nhất được phép vận hành. Tương tự, đối với các cơ cấu trong máy nâng, hệ số phổ tải được tính theo công thức: k m = ∑ n ⎤ i = 1 ⎡ ⎢ ⎢ ⎣ t t T i ⎛ ⎜ ⎜ ⎝ P i P max ⎞ ⎟ ⎟ ⎠ 3 ⎥ ⎦ Trong đó: ti : thời gian trung bình (h) sử dụng cơ cấu ứng với các mức tải khác nhau. tT =∑ti : tổng thời gian vận hành với các mức tải khác nhau Pi : mức tải ứng với thời gian sử dụng t i Pmax : Mức tải lớn nhất được phép vận hành. Để xác định các hệ số phổ tải, cần thiết phải xây dựng các sơ đồ gia tải. Các sơ đồ gia tải được xây dựng trên cơ sở thực tế hoặc kinh nghiêm tham khảo. 1 1 0,4 0,4 0.2 0,1 0,5 1 0,5 1 Sơ đồ gia tải CĐLV [Nh] Sơ đồ gia tải CĐLV [N] (kP = 0.1 25) ( kP = 0.5) Đặc trưng cho mức độ sử dụng máy theo thời gian là là tổng chu kỳ vận hành của máy. Một chu kỳ vận hành được xác định từ lúc bắt đầu nâng tải và kết thúc khi máy đã sẵn sàng để nhận tải tiếp theo. Tương tự thời gian sử dụng cơ cấu (được tính bằng giờ) được xác định khi cơ cấu đang trong trạng thái chuyển động. Các bảng 1,2,3,4,5,6 cho ta các số liệu cụ thể. Ngoài tiêu chuẩn để phân CĐLV của máy trục như đã trình bày ở trên, hiện nay vẫn còn tồn tại cách phân loại theo TCVN 4244-86 quy định 4 nhóm CĐLV (Nhẹ [Nh], Trung bình [TB], Nặng [N] và Rất nặng [RN]) dựa trên các tiêu chí sau đây: 1.- Hệ số sử dụng cơ cấu theo tải trọng: k Q ⎥ Pi/Pma x Ci/CT Pi/Pma x Ci/CT = Qtb/Q Trong đó: Qtb: trọng lượng trung bình của vật nâng, Q: Trọng tải. 2.- Cường độ làm việc của động cơ: CĐ% = To/T Trong đó: To =∑ tm + ∑ tlv Với: To: thời gian làm việc của động cơ trong một chu kỳ hoạt động của cơ cấu. 2 tm : thời gian một lần mở máy tlv: thời gian chuyển động với tốc độ ổn định. T thời gian một chu kỳ làm việc của cơ cấu. T = To + ∑ tph + ∑ td ∑ tph: Tổng thời gian phanh. ∑ td: tổng thời gian dừng máy. 3.- Hệ số sử dụng cơ cấu trong ngày: kng = 24 lamgioSo viec trong ngay 4.- Hệ số sử dụng cơ cấu trong năm: kn = So ngay lam 365 viec trong nam 5.- Số chu kỳ làm việc trong một giờ. 6.- Số lần mở máy trong 1 chu kỳ 7.- Nhiệt độ môi trường chung quanh. Bảng 9 cho mối tương quan giữa cách phan loại theo cũ và mới. 4.- Tải trọng và các trường hợp tải trọng tính toán: 4.1.- Các loại tải tác dụng lên máy. Trong quá trình làm việc, máy trục có thể chịu các tải trọng sau đây: - Trọng tải - Tải trọng do trọng lượng bản thân máy - Tải trọng do gió. - Tải trọng động Trong bài toán động lực học có thể xem cơ cấu quy dẫn thành một hay nhiều khối lượng. Trường hợp đơn giản nhất là quy dẫn cơ cấu về sơ đồ một khối lượng và liên kết giữa các khối lượng là tuyệt đối cứng. 4.2.- Các trường hợp tải trọng tính toán: Trường hợp 1.- Tải trọng bình thường trong điều kiện làm việc bình thường. Trong trường hợp nầy các tải trọng phải kể đến là trọng tải, trọng lượng bản thân máy, tải trọng gió trong điều kiện thời tiết bình thường, tải trọng động bình thường. Các chi tiết máy trong trường hợp nầy được thiết kế hoặc tính kiểm nghiệm theo sức bền mỏi. Động cơ được chọn theo công suất tĩnh và được kiểm nghiệm theo điều kiện phát nhiệt. Trường hợp 2.- Tải trọng lớn nhất trong điều kiện làm việc. Trong trường hợp nầy các tải trọng phải kể đến là trọng tải, trọng lượng bản thân máy, tải trọng gió trong điều kiện thời tiết bình thường, tải trọng động lớn nhất xuất hiện do phanh đột ngột. Các chi tiết máy trong trường hợp nầy được thiết kế hoặc tính kiểm nghiệm theo sức bền tĩnh. Trường hợp 3.- Tải trọng lớn nhất trong điều kiện không làm việc. Trong trường hợp nầy các tải trọng phải kể đến là trọng lượng bản thân máy, tải trọng gió trong điều kiện bất bình thường. Các chi tiết máy trong trường hợp nầy được thiết kế hoặc tính kiểm nghiệm theo độ ổn định. __________________________________________________________ 3 4 5 6 Chương 2 CÁC CƠ PHẬN CỦA THIẾT BỊ MANG TẢI 1. - Cáp thép và các thiết bị cố định đầu cáp. 1.1- Cáp thép Cấu tạo: Được chế tạo từ các sợi thép bằng phương pháp bện. Các sợi thép được chế tạo bằng phương pháp kéo nguội, có độ bền cao (1400-2000 N/mm 2 ). Các sợi thép bên thành tao cáp hoặc cáp bện đơn. Tao cáp có thể có nhiều lớp sợi với đường kính sợi thép có thể khác nhau. Phân loại: - Theo cấu tạo: + Cáp bện đơn, nếu được bện trực tiếp từ các sợi thép. + Cáp bện kép: được hình thành từ những tao cáp (cáp bện đơn) bằng phương pháp bện + Cáp bện ba: được hình thành băng phương pháp bền từ những tao cáp (cáp bện kép) - Theo đặc điểm về tiếp xúc: Nếu các sợi thép trong cáp tiếp xúc nhau theo điểm, ta có cáp tiếp xúc điểm. Tương tự, ta có cáp tiếp xúc đường. - Người ta còn phân biệt cáp bện xuôi khi chiều bện của các lớp sợi và tao cáp là như nhau, cáp bện chéo khi chiều bện của các thành phần nầy là ngược nhau. So với cáp bện chéo cáp bện xuôi mềm và do vậy có tuổi thọ cao hơn. Tuy nhiên cáp dễ bị bung ra khi một đàu cáp tự do. Trong một số trường hợp người ta dùng cáp chống xoay có kết cấu bện hốn hợp. Cáp bện xuôi Cáp bện đơn Cáp bện chéo Cáp bện kép Tính, chọn cáp: Trong quá trình làm việc, các sợi thép trong cáp chịu lực phức tạp, gồm kéo, uốn xoắn, dập.... trong đó kéo là chủ yếu. Để tính chon cáp người ta sử dụng công thức kinh nghiệm sau: S max n ≤ S đ Trong đó: S max : lực căng lớn nhất n: hệ số an toàn, được chọn theo CĐLV, S đ : lực kéo đứt cho phép, thường được xác định bằng thức nghiệm Căn cứ vào lực kéo đứt cho phép, tiến hành chon cáp cho thiết bị. Thực tế, quá trình phá hỏng cáp không xảy ra đột ngột. Các sợi thép trong quá trình chịu lực sẽ bị đứt dần vì mỏi, cho đến khi số sợi thép bị đứt tính trên một bước bện cáp quá nhiều sẽ dẫn đến đứt cáp. Tuổi thọ của dây cáp được quy định trên cơ sở số sợi thép bị đứt tính trên một bước bện cáp. 7 1.- Hệ số an toàn bền của cáp thép: Công dụng thiết bị n Cáp tải trong các thiết bị dẫn động bằng tay 4 Cáp nâng vật trong Chế độ nhẹ 5 các thiết bị dẫn động bằng động cơ Chế độ nặng và rất nặng 6 Cáp neo cần và cột 3,5 Cáp dung trong tời xây dựng có chở người 9 Thang máy Vn = (4 – 5) m/s 15 Để hạn chế sự phá hỏng các sợi thép do mỏi, người ta quy định tỷ số đường kính cáp và đường kính ròng rọc (tang): D o d c ≥ e Hệ số e: Dùng cho các loại cơ cấu nâng vật, nâng cần và Palăng điện. Chế độ làm việc e Loaị máy Nhẹ 18 Cần trục Trung bình 20 Nt Quy định số sợi thép bị đứt tính trên một bước bện cáp: Hệ số an toàn n Kết cấu cáp 6 x 19 6 x 37 Bện xuôi Bện chéo Bện xuôi Bện chéo ≤ 6 6 12 11 12 6 - 7 7 14 13 26 ≥7 8 16 15 30 1.2.- Thiết bị cố định đầu cáp: Dây cáp phải được cố định một đầu trên thân máy (vào chốt, trục), đầu kia cố định trên tang. Để cố định đầu cáp trên thân máy có thể dùng các phương pháp sau: - Phương pháp tết cáp. - Phương pháp dùng bulông kẹp. - Phương pháp dùng ống côn. - Phương pháp dùng khóa chêm. Nặng 25 Nt Rất nặng 30 Nt Dẫn động bằng tay 16 Nt Chế độ trung bình 5,5 Vn < 1m/s 9 Vn = (1 – 2) m/s 12 Vn = (2 – 3) m/s 13 Vn = (3 – 4) m/s 14 20 Palăng điện 8 Để tránh sự tiếp xúc trực tiếp giữa dây cáp và chốt người ta thường dùng vòng lót cáp - Trường hợp dùng bulông, tính lực siết theo công thức: P = Sn . .2 c với: c: hệ số cản chuyển động (c = 0,35 – 0,4) n: hệ số an toàn kép cáp ( n = 1,25 – 1,5) S: lực căng dây Kiểm tra bền cho bulông: .3,1 P 2 ][ 1 4 - Trường hợp dùng khoá chêm: Góc chêm α/2 < ρ vớI ρ là góc ma sát; α là góc chêm σ = Z . π . d ≤ σ 9 Để cố định cáp trên tang, có thể dùng các phương pháp: - Tấm đệm đặt trong lòng tang kết hợp với bulông. - Chêm đặt trong lòng tang - Tấm kẹp kết hợp với bulông giữ cáp trên bề mặt tang . Tính toán cho trường hợp dùng tấm kẹp giữ cáp trên bề mặt tang bằng bulông: Để giảm tải cho bulông kẹp cáp trên tang thường xuyên phải tồn tại ít nhất 1,5 vòng cáp. Do đó lực căng cáp tại vị trí A có giá trị: SS A = 1 = S max e βf Trong đó f : hệ số ma sát giữa cáp với mặt tang; β: góc ôm = (4-6)π. Lực S 1 được cân bằng bởi các lực: - Ma sát giữa cáp- mặt tang và cáp - tấm kẹp trong đoạn AB,CD. - Ma sát giữa cáp-mặt tang trong đoạn BC. Lực siết bulông P được xác định theo công thức sau: P .65,0= Sn . c 1 Trong đó: n: hệ số an toàn kẹp cáp (n = 1,25 - 1,5). c: Hệ số cản chuyển động của cáp trong tấm kẹp (c = 0,35 - 0,4) 0,65 là giá trị kể đến ảnh hưởng của ma sát giữa cáp với bề mặt tang trong đoạn BC. Ngoài ra còn phải kể đến lực gây uốn bulông với M u = P.f.l. Từ đó tính kiểm tra bền bulông theo công thức: 10 2.- Ròng rọc: Thường được chế tạo từ vật liệu thép hoặc gang xám bằng phương pháp đúc hoặc gia công cơ. Thường được chế tạo liền khối nếu đường kính không lớn (<600 -="" .............................="" ...2="" ...="" ..="" ..sin..cos.="" ..tan.="" .1.="" .1="" .2="" .3="" .4="" .="" .i.a.2="" .m="" 0...tan="" 0.6="" 0.94="" 0.95="" 0.96="" 0.97="" 0.98="" 0.="" 0="" 1.-="" 1.="" 105="" 110="" 11="" 120="" 12="" 13="" 14="" 15="" 16="" 17="" 18="" 19="" 1="" 2.-="" 2.2.-="" 2.5="" 20="" 24="" 2="" 3.-="" 30="" 3="" 4.-="" 4="" 5.-="" 5.1.-="" 5.1.1.-="" 5.1.2.-="" 5.2.-="" 5.3.-="" 5.3.1.-="" 50="" 54="" 55="" 5="" 6.="" 60="" 6="" 7="" 8="" 95="" :="" _____________________="" _________________________________________________________________________="" a-1="" a-a="" a.-="" a.="" a:="" a="" ahs="" ai="" an="" b-b="" b="" ba="" bi.="" bi="" c.="" c25..="" c:="" c="" cao.="" cao="" carbon="" ch="" chi="" cho="" chon="" chung="" chuy="" con="" cong="" cos...2="" cos.2="" cu="" d="" danh="" df="" di="" dn="" dnafc="" dnnd="" do:="" do="" dt="" dung="" dz="" f:="" f="" g="" gang:="" gang="" gh="" gi="" gian="" h="" hai="" hi="" ho="" hq="" i.="" i="" it="" k:="" k="" ka="" kakc="" kc="" kf="" kh="" khi="" kho="" khu="" ki="" kimh="" kq="" krf="" l="" lame="" lao="" li="" lo="" lpf="" ly="" m:="" m="" ma="" mang="" max="p" may="" men="" mghi="" mi="" mm="" momen="" mu="" n-1="" n.="" n.d="" n2d="" n:="" n="" ng..="" ng.="" ng:="" ng="" ngang.="" ngang="" ngh="" nghi="" ngo="" nguy="" nh.="" nh:="" nh="" nhanh.="" nhanh="" nhau="" nhi="" o.="" o:="" o="" p...="" p.="" p:="" p="" pal="" ph="" phanh.="" phanh="" psin="" puly="" q.="" q="" qs="" qu="" qua="" quan="" quanh="" quay.="" quay:="" quay="" quy="" r="" ra.="" ra:="" ra="" ray="" rf="" rn="" rr="" rtp="" s1="S" s="" sai="" sao="" sau:="" sau="" so="" sr="max" su="" suy="" t.="" t.cos="" t.sin="" t:="" t="" ta="" tan="" tang.="" tang:="" tang="" tay="" tb="" th="" thang="" thanh.="" thanh="" thay="" then.="" theo="" thi="" thu="" thuy="" ti="" tin="" to="" tpr="" tr="" tra="" trang="" treo.="" treo:="" treo="" trong="" trung="" truy="" tu="" tung="" tuy="" u.="" u:="" u="" uly="" v="" vi="" w="" x="" xem="" xo="" y.="" y:="" y="" yr="" z="aH"> Pcosφ hoặc α > φ Trong đó φ là góc ma sát. Với vật liệu thép φ ≈ 200 Tính toán cơ cấu cóc: Vị trí chịu lực lớn nhất là khi con cóc chớm vào ăn khớp với răng bánh cóc. Dưới tác dụng của lực vòng P, răng bánh cóc có nguy cơ: - Bị dập bề mặt do áp suất - Bị gãy chân răng do uốn. a.- Theo điều kiện bền dập: b [ p ] B D δ α h a e P Q p = P < với P = M.2 D M.2 x = x Z.m Trong đó: b là chiều rộng của răng bánh cóc; b = ψ B .m Thay vào ta được: p = .Z.m .Mx.2 2 ψ B ≤ [ p ] ⇒ m ≥ M.2 [ .Z.p ] x ψ B b.- Theo điều kiện bền uốn ta được: σ = M u trong đó: M u u W = P.h = M.2 x D = M.2 x Z.m 21 2 /6 Với b = ψ b W u = b.a .m và a = 1,5 m h = m , ta được: σ = Mx.12 m.Z..25,2 ψ b ≤ [ σ ] Thiết bị dừng kiểu con lăn: Có sơ đồ hoạt động như hình vẽ, gồm vỏ 1 gắn vào thân máy, lõi 2 lắp cố định với trục, có các rãnh côn để đặt con lăn 3. Khi quay theo chiều nâng ( ngược kim đồng hồ) lõi 2 quay cùng cơ cấu. Theo quán tính, con lăn nằm ở phần khe hở rộng của rãnh côn. Khi quay theo chiều hạ, các con lăn bị đẩy dồn vào phần hẹp của rãnh côn gây tự hãm và vật được giữ ở trạng thái treo. Quan hệ kích thước được xác định trên cơ sở đảm bảo điều kiện tự hãm của con lăn trong mặt chêm. Để đảm bảo điều kiện tự hãm của con lăn: tg α/2 < tgφ hoặc : α < 2.φ Lực nén lên mỗi con lăn được xác định từ điều kiện cân bằng lực của bạc2: 2 Z. 3 Ν F α F Ν .N.fM x = D hoặc: N = M.2 x β Z.D.f với β = 1,2 - 1,4 hệ số an toàn dừng. Trên cơ sở N, xác định độ bền tiếp xúc của con lăn. 3.- Phanh má: Quá trình phanh được thực hiện nhờ sự ma sát giữa các má phanh và bánh phanh. Có thể có phanh 1 má, phanh 2 má. Lực đóng phanh có thể là đối trọng, hoặc lò xo. Lực mở phanh là lực nam chậm điện hoặc bơm thuỷ lực. Phanh má được sử dụng rộng rãi trong các loại tời và cơ cấu náy trục có truyền động điện độc lập. Ở đây chúng tôi giới thiệu phanh 2 má lò xo điện từ. Sơ đồ, nguyên lý làm việc: Nguyên lý làm việc: Phanh đóng do lực lò xo phanh 5. Phanh mở nhờ nam châm điện 8, kết hợp với là xo phụ 9. Đai ốc phanh 6 có thể điều chỉnh được lực phanh. Đai ốc 7 để mở phanh, phục vụ sửa chữa. Cử hành trình 10 hạn chế độ mở của các má phanh. K 3 L a 6 9 4 5 7 8 2 1 D N 10 22 Tính toán lực lò xo: Để phanh được: M F = M ph ⇔ F.D = M ph ⇔ N.f.D = M ph ⇒ N = M ph / f.D Lực cần thiết để phanh K = N.a/L = M .. ph L Lực trên lò xo phanh cần thiết tạo ra phảI khắc phục thêm lực trên lò xo phụ và lực do cần nam châm tác dụng: P lx a Df = K + P phụ + P nc Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo được xác định khi mở phanh. Lúc nầy, lò xo bị nén một đoạn 2.ε.L/a. Có: P lxmax = Plx + c.2.ε.L/a trong đó: c là độ cứng của lò xo. Dùng P lxmax để kiểm tra bền cho lò xo. Kiểm tra áp lực trên bề mặt ma sát theo công thức: p = F N N = M ph D.f . S.b 1 ≤ [ p ] Trong đó: b là bể rộng má phanh S = D/2.sin α ; α = 60 - 90 0 : góc ôm của má phanh trên bánh phanh. 4.- Phanh đai: Thực hiện quá trình phanh nhờ vào ma sát giữa dây đai và bánh phanh. Dây đai thường bằng thép (có thể lót gỗ, da, hoặc amiăng để tang ma sát).Lực ma sát giữa dây đai và bánh phanh bằng hiệu lực căng giữa hai nhánh đai. Quan hệ lực căng trên hai nhánh đai được xác định theo công thức Euler: S 2 = S 1 .e fβ Trong đó b là góc ôm giữa dây đai và bánh phanh. Để phanh được thì: M F = M ph ⇔ F.D/2 = M ph D: Đường kính bánh bánh phanh ⇔ ( SS 2 − 1 ) . D 2 = eS 1 ( β − ) D 2 = ph ⇒ )1( f 1 M S 1 = .2 M ph eD )1( f β − S 1 = ..2 eM ph eD f β − Áp lực trên bề mặt phanh: dA f β p = dN Trong đó :dN vi phân áp lực; dN = S.dα dA: Vi phân diện tích; dA = D.B.dα/2 Từ đó ta có p max = .2 S 2 BD . p min = .2 S 1 BD . a.- Phanh đai đơn giản: Sơ đồ nguyên lý làm việc như hình vẽ. Có: K = aS 2 . L Hạ Nâng Khi bánh phanh đổi chiều quay, S 1 và S 2 đổi vị trí cho nhau. Do vậy lực K sẽ thay D a L K 23 5.- Phanh áp trục: Là các loại phanh có lực phanh đồng phương với trục đặt phanh. Thuộc loại phanh nầy có thể kể các loại phanh đĩa, phanh nón. Sơ đồ nguyên lý làm việc của phanh nón được thể hiện như trên hình vẽ. Ở đây lực phanh do lò xo tác dụng thông qua tay đòn lên trục đặt phanh. Áp lực trên mặt ma sát nón tạo nên mômen ma sát thắng được momen phanh. Để tránh kẹt mặt nón, nên lấy góc nón β/2 lớn hơn góc ma sát φ của bề mặt tiếp xúc. Thường lấy β = 16 – 25o. đổI giá trị. Chỉ thích hợp cho cơ cấu nâng khi mômen phanh khi hạ lớn hơn mômen phanh khi nâng. βf nang ph M ph ha M = e b.- Phanh đai hai chiều: Trong trường hợp momen phanh không thay đổI thì phảI sử dụng phanh đai hai chiều theo sơ đồ sau: Trong trường hợp nầy, lực phanh K được xác định K = ( aSS 2 theo + L 1 công ) . thức: , Do đó lực phanh không phụ thuộc vào chiều Mômen phanh. Áp lực cho phép đốI vớI một số vật liệu dùng làm bánh phanh. Vât liệu Áp lực [p] N/mm2 Tấm lót đai Bánh phanh Phanh dừng Phanh hạn chế tốc độ Thép Gang hoặc thép 15 10 Amiăng Gang hoặc thép 6 3 Gỗ Gang 6 4 D a K a L K β 24 o . Để giảm lực phanh người ta thường dùng nhiều đôi mặt đĩa. Trong trường hợp nầy, lực phanh P được xác định: P = DfZ .2 .. M ph m với Z là số đôi mặt đĩa ma sát. 6.- Phanh tự động: Là những loại phanh mà lực phanh được tạo ra bởi chính trọng lượng của vật nâng. Do vậy phanh nầy còn có tên là phanh trọng vật.Tuỳ theo trạng thái tiếp xúc của các bề mặt ma sát trọng quá trình hạ vật mà người ta phân biệt phanh tự động có mặt ma sát tách rời hay không tách rời. Tính chất tự động của loại phanh nầy thể hiện ở các điểm sau: - Tự động thực hiện quá trình phanh, - Tự động điều chỉnh lực phanh. a.- Phanh tự động có mặt ma sát không tách rời: Nguyên lý làm việc: DướI tác dụng của trọng lượng vật nâng, trên trục của bánh vít (1) có Mbv, và do đó trên trục vít (2)có lực chiều trục P. Lực chiều trục P đóng vai trò của lực phanh và luôn Để phanh được: M F ≥ M ph ⇔ f.N.D m /2 ≥ M ph ⇔ f.P.D m /(2.sinβ) ≥ M ph ⇔ P = sin..2 M ph Df . m β Kiểm tra bền bề mặt tiếp xúc theo sức bền dập. p = π β DD [ p ] sin..4 N ( DD 2 − )' 2 = π ( .4 P 2 − )' 2 ≤ Phanh đĩa được xem là phanh nón vớI góc β = 90 4 3 S max 2 1 25 luôn tồn tại khi có trọng lượng vật nâng. Cơ cấu cóc (4) chỉ cho phép bánh cóc quay theo chiều nâng vật. Khi nâng vật cả khốI cùng chuyển động nhờ ma sát trên các mặt tiếp xúc (3). Khi ngừng nâng, bánh cóc bị giữ lại, đồng thời do ma sát trên các mặt (3) nên trục vít 2 không quay và dẫn đến vật được giữ ở trạng thái treo. Muốn hạ vật phảI tác dụng một mômen hạ để thắng được ma sát trên các mặt (3). Tính toán các thông số hình học của phanh: Để phanh được thì M F ≥ M ph Momen ma sát do lực phanh P gây ra: M F = sin...2 Da DQD bv mo β .... f η tp η Momen phanh: nMnM ph = . tv = . DQ ..2 . ia o o ... η otp η η So sánh ta được: iD om . Dn .sin.. bv β η o . f ≥ 1 Nếu điều kiện trên không thoả mãn thì phảI điều chỉnh các thông số phanh, cụ thể là D m , f. Muốn hạ vật phảI tác dụng một Mômen hạ: M h = M ph -M tv = (n - 1)M tv Như vậy quá trình hạ vật có tiêu hao năng lượng, đồng thời các mặt sát có trượt nên chóng mòn. Đây là nhược điểm cơ bản của loại phanh nầy. a.- Phanh tự động có mặt ma sát không tách rời: 3 2 3 4 5 1 Các mặt ma sát (2-3 ; 3-4) có thể tách rời nhau trong quá trình hạ vật do kết cấu mốI ghép ren giữa bánh răng (5) và trục (1). Đĩa ma sát (3) đồng thời cũng là bánh cóc, được lắp lồng không với trục 1. Cơ cấu cóc (3) chỉ cho phép bánh cóc quay theo chiều nâng vật. Dưới tác dụng của trọng lượng vật nâng, trên bánh răng (5) sẽ có mômen bánh răng (M BR ). Do kết cấu của mối ghép ren vít nên M BR nầy đóng vai trò mômen vặn đai ốc, làm cho các bề mặt ma sát hoạt động. Khi nâng vật, cả cơ cấu cùng chuyển động. Khi ngừng nâng, cơ cấu cóc hoạt động và nhờ ma sát trên các mặt ma sát nên vật được giữ ở trạng thái treo. 26 Khi trục (1) quay theo chiều hạ vật, các mặt ma sát tách rờI, vật nâng tự đi xuống. Mặt khác M BR luôn có xu thế làm cho các mặt ma sát hoạt động. Do đó, quá trình hạ vật được thực hiện một cách điều hoà. Tính toán các thông số hình học của phanh: Để phanh được thì M F ≥ M ph Momen ma sát do lực phanh P gây ra: M = .2 PD fPDf = m Trong đó P là lực dọc trục trên bánh răng (5) (lực siết đai ốc) do trọng lượng vật nâng gây ra. Để xác định P ta xét sự cân bằng lực của bánh răng (5). 2 (. ) F 2 m . . fPM BR = .. D 2 m + P . d m tg α + φ Suy ra : P = f . dD 22 m otp m m o M BR + m (. tg = α + φ ) ....2 fia ⎡ ⎢ ⎣ DQ .. o dD 22 + (. tg α + φ ) ⎤ ⎥ ⎦ .. η η η Thay vào công thức tính M F ta được: M F = ....2 fia o ⎡ ⎢ ⎣ DDQ .. mo dD 22 m + m (. tg α + φ ) ⎤ ⎥ ⎦ ... η otp η η f Momen phanh: nMnM ph = . BR = . DQ ..2 . ia o o ... η otp η η So sánh ta được: M F ≥ M ph ⇔ fD m . ≥ n 22 + (. tg α + φ ) Trong đó: D m f . Dm dm là đường kính trung bình của các mặt đĩa ma sát, d m là đường kính trung bình của ren mối ghép. Nếu điều kiện trên không thoả mãn thì phải điều chỉnh các thông số phanh, cụ thể là D m , f. 7.- Tay quay an toàn: Theo quy phạm an toàn, tất cả các thiết bị nâng dẫn động bằng tay đều phải được trang bị tay quay an toàn. Tay quay an toàn là tay quay được trang bị phanh cùng với cơ cấu cóc để giữ vật ở trạng thái treo khi ngừng nâng. 27 Các loại phanh trọng vật ở phần trên cũng như tay quay ở hình vẽ bên là các ví dụ về tay quay an toàn. Lß xo phanh Roto Stato Stato Stato Stato B ̧nh phanh Bè phanh §Õ phanh H×nh thμnh khèi lian kÕt cøng 28 Chương 4 CÁC CƠ CẤU CÔNG TÁC CHÍNH TRONG MÁY TRỤC I.- CƠ CẤU NÂNG VẬT: Là cơ cấu có mặt trong tất cả các thiết bị máy trục. TCVN 5862-95 quy định 8 nhóm chế độ làm việc cho cơ cấu nâng, kí hiệu M 1 ...M 8 . Tuỳ theo nguồn dẫn động, cơ cấu nâng được chia thành cơ cấu nâng dẫn động bằng tay và cơ cấu nâng dẫn động bằng máy. 1.- Đặc điểm: Dẫn động bằng tay - Trọng tải không lớn, thường Q≤ 5T - Có thể có yêu cầu không cao về vật liệu, công nghệ chế tạo và lắp ráp ở một số bộ phận máy. - Bộ phận truyền động thường để hở, bôi trơn định kỳ. - Bố trí phanh tự động kiểu bánh răng hoặc trục vít. Dẫn động bằng máy - Tải trọng lớn, có thể đạt đến 500T - Yêu cầu cao về vật liệu, công nghệ chế tạo và lắp ráp các bộ phận máy. - Bộ phận truyền động thường được bố chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc, che kín và bôi trơn thường xuyên bằng dầu. - Bố trí phanh má hoặc phanh đĩa lò xo điện từ. 2.- Trình tự tính toán cơ cấu nâng dẫn động băng tay: a.- Số liệu cần cho trước: - Trọng tải Q - Độ cao nâng H b.- Yêu cầu tính toán: - Đảm bảo độ an toàn, độ bền các chi tiết, bộ phận máy, - Không yêu cầu đảm bảo năng suất , - Tỷ số truyền bộ truyền được xác định trên cơ sở đảm bảo nâng được vật nặng theo yêu cầu - Các bộ truyền bánh răng được tính kiểm nghiệm theo sức bền uốn. c.- Trình tự: 1.- Chọn loại dây và sơ đồ treo vật. Thường dùng cáp thép hoặc xích hàn. 2.- Tính lực căng dây lớn nhất S max, trên cơ sở đó tính chọn dây. 3.- Tính các kích thước cơ bản của tang (đĩa xích) và ròng rọc. 4.- Tính toán, thiết kế bộ truyền: 29 M a.- Xác định tỷ số truyền chung: i o = M tg tq b.- Phân phối tỷ số truyền và thiết kế các bộ truyền. 5.- Quyết định vị trí đặt phanh và tính toán thiết kế phanh. 6.- Thiết kế các bộ phận còn lại (cụm móc treo, cụm tang, khớp nối...) 3.- Trình tự tính toán cơ cấu nâng dẫn động bằng động cơ: a.- Số liệu cần cho trước: - Trọng tải Q - Độ cao nâng H - Vận tốc nâng vật V n - Chế độ làm việc b.- Yêu cầu tính toán: - Đảm bảo độ an toàn, độ bền các chi tiết, bộ phận máy, - Tỷ số truyền bộ truyền được xác định trên cơ sở đảm bảo vận tốc nâng theo yêu cầu - Các bộ truyền bánh răng được tính kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc. c.- Trình tự: 1.- Chọn loại dây và sơ đồ treo vật. Thường dùng cáp thép hoặc xích hàn. 2.- Tính lực căng dây lớn nhất S max , trên cơ sở đó tính chọn dây. 3.- Tính các kích thước cơ bản của tang (đĩa xích) và ròng rọc. 4.- Tính toán, thiết kế bộ truyền: a.- Xác định tỷ số truyền chung: i = n dc b.- Phân phối tỷ số truyền và thiết kế các bộ truyền. 5.- Quyết định vị trí đặt phanh và tính toán thiết kế phanh. 6.- Thiết kế các bộ phận còn lại (cụm móc treo, cụm tang, khớp nối...) 4.- Quá trình mở máy cơ cấu nâng: Qua trình mở máy cơ cấu nâng là quá trình chuyển cơ cấu từ trạng thái tĩnh sang trạng thái động. Do đó ngoài mômen cản tĩnh do trọng lượng vật nâng gây ra, động cơ còn phải khắc phục mômen cản động do quán tính của các bộ phận máy chuyển động có gia tốc gây nên. Phương trình mômen ở trục động cơ trong giai đoạn mở máy: M m tg o n = ± M t + M đ1 + M đ2 Trong đó: - M t là momen cản tĩnh do trong lượng vật nâng gây ra trên trục động cơ; dấu + ứng với trường hợp nâng vật, dấu - ứng với trường hợp hạ vật. - M đ1 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động tịnh tiến có gia tốc gây ra trên trục động cơ. - M đ2 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động quay có gia tốc gây ra trên trục động cơ. Có: M = DQ . η...2 o Xác định biểu thức của M đ1 o t ia 30 . M 1 = DP o vớI P q oq d η...2 ia là lực quán tính do vật nâng gây ra, P q = Q g . j m = = π = π mo Thay biểu thức P q Q g . .60 V n t m Q g . .. nD tgo ..60 ta m Q g . ...60 .. nD tia dco ta được: M = DP . = η = 22 η Xác định biểu thức của M đ2 Gọi : - G k oq d 1 ...2 ia o η Q g . ...60 π .. nD tia dco mo . ...2 ia D o o 1 375 . DQ ia . .. o o 2 .. n t m dc 1 là trọng lượng của tiết máy quay thứ k lắp trên trục thứ l. - ε l là gia tốc góc của trục thứ l. - I k là momen quán tính khối lượng của tiết máy quay thứ k. I k = G k g . D 4 k 2 vớI D k là đường kính quán tính của tiết máy quay k Mômen lực quán tính của tiết máy quay k (tính trên trục l): M lq / = I lk . ε = DG kk . 2 .4 tg . ω l m = DG kk . .4 g 2 . ..2 .60 π t n m l = DG kk . .4 g 2 . ..60 ..2 π ti mo n dc = nDG kk . 375 2 . ti mo . dc Quy dẫn vè trục động cơ, ta được: M k q 1/ = DG kk . 375 2 . ti 2 n dc o .. m η 1 − l Vậy M d 2 = ∑ l = 1 ⎡ ⎢ ∑ = 1 nDG . 2 i η 1 − ⎤ t β . ∑ ( nDG . 2 ) = 1 Do đó : M m m n ⎢ ⎣ k kk 375 . o . dc . 1 l m n 2 ⎥ ⎥ ⎦ = k 2 Ikk 375 ( . dc t m = ± DQ . η...2 ia o o m .β ∑ = 1 nDG . 375 2 ) . (*) Phương trình (*) được sử dụng để kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ điện nếu biết thờI gian mở máy t m + 375 1 . DQ ia 22 . .. o o .. n t dc η 1 + n k Ikk dc t m . Ngược lại, nếu biết mômen mở máy của động cơ thì tính thời gian mở máy theo công thức: t m = 375 DQn dc ⎡ ⎢ ⎢ ⎣ ia . 22 . o o 2 . η 1 + β . ∑ n k = ( DG . 2 ) ⎤ η = 2 m m t . 1 MM Trong đó: (GD) m k k I ⎥ ⎥ ⎦ M m Q .375 .( .) 1 1 m ...2 ia o n dc GD m là momen đà quy dẫn về trục động cơ. )( GD 2 m = DQ . 2 o ia 22 . o . η 1 + β . ∑ n ( k = 1 DG k . 2 k ) I 5.- Chọn động cơ điện cho thiết bị nâng: Động cơ được chọn phải đảm bảo các tiêu chí sau: 31 - Momen quay đủ lớn để đảm bảo khởi động được với gia tốc cho trước. - Động cơ không bị nóng quá giới hạn cho phép ở điều kiện làm việc. - Công suất động cơ không quá lớn vì sẽ gây gia tốc mở máy lớn, đồng thời không kinh tế. Đặc điểm của thiết bị nâng là làm việc theo chế độ ngắn hạn lặp lại. Trong một chu kỳ làm việc, máy thực hiện nhiều mức tảI khác nhau trong những những khoảng thời gian tương ứng khác nhau. Do đó người ta thường sử dụng Momen trung bình M tb thay cho momen tĩnh để tiến hành xác định công suất của động cơ.Về mặt tiêu hao năng lượng và phát nhiệt của động cơ thì M tb được xem là tương đương với chế độ gia tải thực tế Một trong các thông số đặc trưng cho chế độ làm việc nầy của động cơ điện là cuờng độ làm việc thực tế của động cơ ký hiệu CĐ%. Các giá trị nầy thường không trùng với cường độ chuẩn (CĐ% ch ) là 15,25,40,60 %. Do đó sau khi tiến hành tính toán công suất trung bình của động cơ, phải chuyển sang công suất tương đương với cường độ chuần: NN td = CD tb CD ch Trình tự tính chọn động cơ được thực hiện như sau: 1.- Xây dựng biểu đồ gia tải thực tế của cơ cấu trong các chu kỳ làm việc, trên sơ sở đó xác định cường độ chạy thực tế của động cơ: CD% = ∑ t lv t ck ∑ ∑ ∑ ∑ ∑ = t m + + ∑ + t m + t od t od t ph t d 2.- Xác định công suất tĩnh yêu cầu khi cơ cấu làm việc ổn định với tải trong danh nghĩa. Sơ bộ tính chọn động cơ theo công suất tĩnh N tđ . Đối với cơ cấu nâng, do thường ít khi làm việc với mức tải toàn phần nên có thể chọn động cơ có công suất nhỏ hơn giá trị tính một ít. Trên cơ sở đó xác định Mômen mở máy trung bình của động cơ. ( M m = ψ m . M dn , trong đó ψ m là hệ số quá tải trung bình khi mở máy, M dn là momen danh nghĩa). 3.- Theo sơ đồ gia tải xác định các mức tải M i và các khoảng thời gian tương ứng t i , trong đó có cả thời gian mở máy. Từ đó xác định mômen trung bình bình phương và công suất trung bình: M m 2. ∑ t m + ∑ n tM ii .2 M td = t ck 1 N tb = nM tb . 9550 [ Kw ] Chuyển sang công suất tương đương với cường độ chuẩn trên cơ sở đó chọn động cơ. Động cơ được chọn với N đc ≥N tđ sẽ đảm bảo các điều kiện về khởi động và phát nhiệt II.- CƠ CẤU DI CHUYỂN: Thực hiện các chuyển động tịnh tiến ngang hoặc nghiêng cho toàn máy hoặc một bộ phận máy. Sự khác biệt của các cơ cấu di chuyển được căn cứ vào: - Đường ray di chuyển: Kiểu treo hoặc kiểu đặt. - Cách truyền lực: bánh xe dẫn hoặc cáp kéo - Cách truyền momen xoắn cho bánh xe: trực tiếp hoặc qua trục bánh xe 32 - Phương thức dẫn động: chung hoặc riêng 1.- Bánh xe và ray: a.- GiớI thiệu: Số lượng bánh xe bố trí trên mỗi gối tựa có thể là 1,2,3 hoặc 4 bánh. Trong trường hợp số lượng bánh xe trên mỗi gối tựa lớn hơn 1 người ta phải dùng các cầu cân bằng để đảm bảo phân bố đều tải cho các bánh xe. Vật liệu chế tạo bánh xe là thép đúc, hoặc thép rèn, thép cán. Trong trường hợp không yêu cầu cao có thể dùng gang xám. Yêu cầu độ cứng bề mặt của bánh xe phải cao để chống mài mòn : HB = 300-400 (Lưu ý rằng độ cứng bề mặt bánh xe phải nhỏ hơn bề mặt ray). Theo điều kiện truyền chuyển động phân biệt bánh xe chủ động và bánh bị dẫn động. Số bánh xe chủ động có thể là 25%, 50% hoặc 100% tổng số bánh xe. Bánh xe được lắp trên trục theo các phương thức như hình vẽ. - Trường hợp đặt bánh xe trên trục tâm: Ổ trục được bố trí ngay trong lòng bánh xe nên kết cấu cụm bánh xe gọn nhưng lắp ráp điều chỉnh phức tạp. - Trường hợp đặt trên trục truyền , kết cấu tuy có cồng kềnh hơn, song dễ dàng trong lắp đặt, kiểm tra, sửa chữa nên được sử dụng phổ biến trong máy trục. Ổ lăn dùng cho bánh xe là ổ lòng cầu hai dãy để đảm bảo tính tự lựa của trục. Tuỳ theo loại máy, công dụng và đặc điểm làm việc mà bánh xe có thể dạng trụ, côn, trống. Các bánh xe có thể có gờ cả hai bên, một bên hoặc không. 33 Chiều rộng của mặt lăn bánh xe có hai thành bên phải lớn mặt ray từ 15 – 20 mm đốI với trường hợp Palăng; 30-40 mm đốI với bánh xe cần trục. Ray dùng trong máy trục có thể là ray đường sắt hoặc ray chuyên dùng cho máy trục. Có thể dùng thép cán vuông hoặc chữ nhật có nhiệt luyện. Trong trường hợp thiết bị máy trục treo thì dùng ngay cánh dướI của dầm I để là đường chạy của bánh xe. Việc cố định ray trên dầm đỡ được thực hiện theo các phương thức như hình vẽ: b.- Tính toán bánh xe & ray: Trong quá trình làm việc tảI trọng tác dụng lên bánh xe thay đổI, do đó tảI trọng tính toán là giá trị tương đương có tính đến các yếu tố về sự thay đổI tảI, về chế độ làm việc: P t = γ.k c .P max Trong đó: - γ là hệ số phụ thuộc vào sự thay đổI tảI trọng - k c là hệ số phụ thuộc vào chế độ làm việc của thiết bị - P max : tảI trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe. Q/Go γ 0.05 0.98 0.3 0.9 CĐLV Nh TB N RN k c 1.1 1.2 1.4 1.6 Tuỳ theo hình dạng bánh xe và ray, ta có trường hợp tiếp xúc đường và trường hợp tiếp xúc điểm. Áp dụng lý thuyết HEZT, Trường hợp tiếp xúc đường : σ tx = .418,0 EP t . Rb . Trong đó E: môđun đàn hồi tương đương: E = 2..2 EE 1 EE 1 + 2 Trong đó E 1, E 2 là môđun đàn hồi của vật liệu bánh xe và ray. Trường hợp bánh xe làm bằng thép, có E 1 5 N/mm 2 . Lúc nầy : Rb = E 2 = 2.1*10 σ tx = .190 P t . ≤ [σ] 0.4 0.88 0.50 0.86 ≥1 0.8 34 = max (r,R), m là hệ số phụ thuộc vào tỷ số: r min /r max Trường hợp bánh xe làm bằng thép: σ tx = ..3600 m 3 P t r 2 max 2.- Các phương án dẫn động trong cơ cấu di chuyển với bánh xe dẫn: - VớI xe lăn hoặc cầu lăn có khẩu độ không lớn có thể dụng một động cơ để dẫn động chung cho các bánh xe chủ động. - Trong trường hợp khẩu độ của cầu lớn hoặc đối với cổng trục, thường dùng phương án dẫn động riêng. VớI phương án dẫn động chung có thể dùng phương án trục truyền quay nhanh (p.án a) hoặc chậm (p.án b). Trường hợp trục truyền quay chậm, kích thước trục truyền lớn, kéo theo các nốI trục cúng có kích thước lớn. Tuy nhiên do trục truyền quay chậm nên không yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo và lắp ráp. Ngược lại, với phương án trục truyền quay nhanh, dù phải dùng 2 hộp giảm tốc nhưng tính kinh tế cao hơn. Tuy nhiên đòi hỏi sự chính xác trong chế tạo và lắp ráp. Trong trường hợp dẫn động riêng, hai cụm dẫn cầu phải tuyệt đối đồng bộ. Mặt khác yêu cầu kết cấu kim loại của cầu trục phải đảm bảo độ cứng vững cao để tránh xiên lệch. Tuy nhiên, vớI trường hợp nầy, việc lắp ráp đơn giản., giá thành không cao. 3.- Tính toán cơ cấu di chuyển bằng bánh xe dẫn: 3.1.- Lực cản chuyển động: Lực cản tĩnh W t tác động trong các giai đoạn chuyển động ổn định cũng như không ổn định, gồm các lực cản do ma sát, do độ nghiêng của ray và do gió. W t = W F + W α + W g - Lực cản chuyển động do ma sát: Gồm các momen ma sát trong ổ trục bánh xe và momen cản lăn do ma sát giữa bánh xe vớI đường ray: Lực cản chuyển động do ma sát được xác định theo công thức: W t = P. 2f.d D + bx μ với : P: tổng tải trọng tác dụng lên các bánh xe: P = Q + G o G o là trọng lương của xe lăn hoặc cầu lăn tuỳ trường hợp tính toán. f: Hệ số ma sát trọng ổ trục μ: Hệ số cản lăn Trường hợp tiếp xúc điểm : σ tx = m . 3 EP t . 2 r 2 max trong đó: r max P d D bx μ 35 Ngoài ra còn phảI kể đến ảnh hưởng do ma sát thành bên của bánh xe với đường ray. Có W F = k.P. 2f.d D + bx μ Kiểu ray Hệ số cản lăn [mm] với đường kính bánh xe [mm] 200 - 300 400-500 600-700 800 900 - 1000 Ray đầu bằng 0,3 0,5 0,6 0,7 0,7 Ray đầu vồng 0,4 0,6 0,8 1 1,2 Hệ số ma sát trong ổ trục Hệ số kể đến ảnh hưởng của ma sát thành bánh xe với ray Loại ổ f Kiểu cơ cấu k Ổ trượt: - Loại hở - Loại kín, có mỡ đặc Cầu trục lăn 0,1 - Bánh xe hình côn 0,08 - Bánh xe hình trụ có gờ 1,2 1,5 Ổ lăn - Bi, đũa - Côn Xe lăn 0,015 - Bánh xe hình côn 0,02 - Bánh xe hình trụ có gờ 2,5 2 3.2.- Chọn động cơ dẫn động cơ cấu di chuyển: Trong quá trình khởi động cơ cấu di chuyển, ngoài các lực cản tĩnh như đã trình bày ở trên, còn có các lực cản động. W d = GQ + g o . j m = GQ + g o . .60 V dc t m Do vậy công N = suất [ W của t động + VW)3,11,1( − )7,06,0.(.1000.60 η dc cơ dẫn d ] động dc có thể được xác định theo công thức: − ψ max Động cơ còn có thể tiến hành tính chọn theo công suất tĩnh: N t = 60.1000. VW dct. η dc với N đc >= N t Sau đó tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện bám. Nếu không có yêu cầu về t m thì chỉ cần kiểm tra theo điều kiện bám là đủ. Trong trường hợp dẫn động riêng, tính đến sự san tải không đều giữa các động cơ, cần chọn công suất của mỗi động cơ bằng 60% công suất tổng. 3.3.- Quá trình mở máy cơ cấu di chuyển: Tương tự như cơ cấu nâng, Quá trình mở máy cơ cấu di chuyển là quá trình chuyển cơ cấu từ trạng thái tĩnh sang trạng thái động. Do đó ngoài mômen cản tĩnh , động cơ còn phải khắc phục mômen cản động do quán tính của các bộ phận máy chuyển động có gia tốc gây nên. Phương trình mômen ở trục động cơ trong giai đoạn mở máy: M m = M t + M đ1 + M đ2 Trong đó: - M t là momen cản tĩnh do lực cản tĩnh gây ra trên trục động cơ; - M đ1 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động tịnh tiến có gia tốc gây ra trên trục động cơ. - M đ2 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động quay có gia tốc gây ra trên trục động cơ. 36 D Có: M t = W t η...2 i dc bx dc Xác định biểu thức của M đ1 M d 1 = .W d D bx η..2 i dc dc vớI P q là lực quán tính do vật nâng gây ra, W d = ( GQ + g o ) . j m = ( GQ + g ) V .60 t = ( GQ + g ) . π .. .60 nD t = ( GQ + g ) . π ..60 .. nD mdc Thay biểu thức P q o . dc m o bx bx o bx dc m ti ta được: M d 1 = 375 1 . ( DGQ + i dc o 2 ) . . 2 bx .. n t m dc 1 η dc Xác định biểu thức của M đ2 Tương tự như trường hợp cơ cấu nâng, ta có: M d 2 = ∑ l = 1 ⎡ ⎢ ∑ = 1 nDG . 2 i η 1 − ⎤ t β . ∑ ( nDG . 2 ) = 1 Do đó : M m m n ⎢ ⎣ k kk 375 . o . dc . 1 l m n 2 ⎥ ⎥ ⎦ = k .W t D η..2 + 375 1 . ( DGQ + i Ikk 375 ( . dc t m ) 2 m η .β ∑ = 1 nDG . 375 = bx i dc dc 2 ) . (*) Phương trình (*) được sử dụng để kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ điện nếu biết thời gian mở máy t m o . dc 2 . bx .. n t dc 1 + n k Ikk dc t m . Ngược lại, nếu biết mômen mở máy của động cơ thì tính thờI gian mở máy theo công thức: t m = 375 DGQn dc ⎡ ⎢ ⎢ ⎣ ( + o ) . i 2 2 bx . η 1 + β . ∑ k = ( ) ⎤ m t 1 η .375 .( 2 ). 1 − n DG . 2 ⎥ ⎦ . MM Trong đó: (GD2) là momen đà quy dẫn về trục động cơ. 3.4.- Quá trình phanh cơ cấu di chuyển: Không phụ thuộc chiều chuyển động, Phương trình mômen ở trục động cơ trong giai đoạn phanh: M m k dc k 1 I ⎥ M m − .W t ..2 i dc D bx dc = n dc GD = - M* t + M* đ1 + M* đ2 Trong đó: - M* t là momen cản tĩnh do lực cản tĩnh gây ra trên trục động cơ; - M* đ1 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động tịnh tiến có gia tốc gây ra trên trục động cơ. - M* đ2 là momen cản động do các bộ phận máy chuyển động quay có gia tốc gây ra trên trục động cơ. Có: = η trong đó dc W* t M * t .*W t D bx dc ..2 i là lực cản tĩnh khi phanh, và lưu ý trong công thức tính lực cản tĩnh lấy k = 1; các thành phần lực cản do độ nghiêng của đường ray và do gió nếu tính phải lấy dấu (- ) 37 ( M 1 = 375 . DGQ + i ) . . 2 η.. n dc ph Do đó : M ph * d 1 o 2 dc bx dc t ( + ) 2 ph dc + .β ∑ = 1 ( nDG . 375 2 ) . (*) Phương trình (*) được sử dụng để kiểm tra điều kiện phanh nếu biết thời gian phanh t ph = .W t D bx .2 i dc η. dc + 375 1 . DGQ o . i dc 2 . bx η.. n t dc n Ikk dc k t ph . Ngược lại, nếu biết mômen phanh thì tính thời gian phanh theo công thức: t = 375 DGQn ⎡ ⎢ ( + ) . 2 . η + β . ∑ n ( ) k = ph t ⎤ + . . 1 2 * 3.-5.- Kiểm tra điều kiện bám cơ cấu di chuyển: Trong quá trình khởi động và quá trình phanh, đặc biệt ở trạng thái không tải, xe lăn (cầu lăn) có thể bị trượt trơn do không đảm bảo điều kiện bám dính. Để kiểm tra điều kiện bám ta dùng tiêu chí hệ số an toàn bám và được định nghĩa bằng biểu thức: Luc gay truot 2 ph dc ⎢ ⎣ o bx i dc 2 dc DG k k ⎥ ⎦ MM 1 I ⎥ MM ph + t * = .375 n dc .( GD ). 1 k b = Luc bam ≥ 1,2 a.- Khi mở máy xe (cầu) ở trạng thái không tải, hệ số an toàn bám được kiểm tra theo công thức: φ 2,1 D . Trong đó: - G d k b = G d . d + G o .f.G-W o t j 0 d m ≥ g : Tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật nâng - φ: hệ số bám của bánh xe trên ray. Trường hợp máy làm việc ngoài trờI,φ = 0,12; làm việc trong nhà φ = 0,2 ; trường hợp có rãi cát trên đường ray, φ = 0,5. - - W J o m: o t: Gia Tổng tốc lực trung cản trung tĩnh khi bình không của xe có khi vật mở nâng. máy không có vật nâng. j o m = v .60 t o m vớI t o m: thời gian mở máy không có vật nâng. = ⎡ + ∑ ( ) = dc dc b.- Khi phanh xe (cầu) ở trạng thái không tải, hệ số an toàn bám được kiểm tra theo công thức: 2,1 . *W- ⎤ ⎢ 2 t 0 m DGn dc 375 ⎢ ⎣ bxo i dc 2 . η 1 β . n DG k . k 1 2 k I ⎥ ⎥ ⎦ . M 1 m − .W 0 t D bx ..2 i η k b = G φ G o ph o d . j 0 ph g ≥ o t j o ph = v .60 t với t o ph: thời gian mở máy không có vật nâng. 38 ⎤ = ⎡ ⎢ + ∑ = Khi thiết kế, thường xuất phát từ ...

XEM VÀ TẢI VỀ:

[linkxem]https://drive.google.com/file/d/1hWsjss8JAnvD57n72n3iNHrQOMk6fVNX/preview[/linkxem][linktai]https://drive.google.com/file/d/1hWsjss8JAnvD57n72n3iNHrQOMk6fVNX/view[/linktai]