Tiểu luận môn học kỹ thuật nâng chuyểN



tải về 2.81 Mb.
trang9/18
Chuyển đổi dữ liệu07.01.2023
Kích2.81 Mb.
#54116
1   ...   5   6   7   8   9   10   11   12   ...   18
Tiểu luận Kỹ Thuật nâng chuyển-Thiết kế cầu trục 10 tấn

+ Trục tang:
Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc.
Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng).
Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang.
trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính toán các kích thước trục hợp lý:
trị số của hợp lực này bằng:
R = 2.Smax = 2. 25800 = 51600 N
Sơ đồ tính trục tang trên hình 2.3
t ải trọng lên mayơ bên trái(điểm D).
RD = .
Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C)
RC = R-RD = 51600 - 24854 = 26746 N.
Phản lực tại ổ A:

Phản lực tại ổ B:


RB = R - RA = 51600 – 23361,8 = 28238 N.
Mômen tại D:
MD = 23361,8.200 = 4672360 Nmm.
Mômen uốn tại C:
MC = 23361,8.115 = 2686607 Nm.
Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng.
vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45 như đối thanh ngang trong ổ treo móc
σb = 610N/mm2; σch = 430N/mm2
σ’-1 = 0, 4.610 = 275N/mm2.

Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức: (1-12)


.
Với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8.
tại điểm D trục phải có đường kính:
.
trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất. Do kết cấu trục tại vị trí D và C có lắp mayơ do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 85mm. Các đoạn khác lấy như trên hình.
Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất).
Tại tiết diện A-A có đường kính 85 mm.
Ứng suất uốn lớn nhất:

Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là A=15năm (chế độ làm việc trung bình). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.
T = 24.365.A. kn. kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ.
Trong đó: kn=0,5 ; kng=0,67 (bảng 1-1).
Số chu kỳ tổng cộng:
ZO = 60. T. n1 = 60. 44019. 22,4. 0,25 = 1,47. 107
Trong đó: n1=22,4 là số vòng quay của tang trên một phút; 0,25 là cường độ làm việc CD=25% .
số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3
.
.
số chu kỳ làm việc tương đương
Z=8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38=8,81.106.
hệ số chế độ làm việc:
=1, 014
giới hạn mỏi tính toán:
σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2.
hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β=0,9 -bề mặt gia công tinh
hệ số kích thước lấy εσ=0,7(bảng tính “chi tiết máy”)
hệ số tập trung ứng suất kσ=1

Trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm=0
Vậy tại vị trí mặt cắt A-A ;n>[n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn.
tại tiết diện B-B có đường kính 60mm.
Momen uốn tại vị B
MB+RD. 60=RA26 => MB = 23361,8.260 - 60.24854 = 4582828 N. mm
Ứng suất uốn lớn nhất:
.
Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là
A = 15 năm (chế độ làm việc trung bình ). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.
T = 24.365.A kn.kng = 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ.
Trong đó: kn = 0,5; kng = 0,67 (bảng 1-1).
Số chu kỳ tổng cộng:
ZO = 60.T.n1 = 60.44019.22,4.0,25 = 1,47.107
Trong đó: n1 = 22,4 là số vòng quay của tang trên một phút; 0,25 là cường độ làm việc CD=25%
số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q1; Q2; Q3


số chu kỳ làm việc tương đương
Z= 8,8.106.18+2,9.106.0,58+2,9.106.0,38 = 8,81.106.
hệ số chế độ làm việc:
=1, 014
giới hạn mỏi tính toán:
σ1 = σ’1.kc = 275.1,02 = 280,5. N/mm2.
hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 1 -bề mặt gia công tinh
hệ số kích thước lấy εσ=0,72
hệ số tập trung ứng suất kσ=1,8

Trong đó σm là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σm = 0
Vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn.

        1. Ổ trục

          1. Ổ đỡ bên trái ổ trục

Ổ bên trái trục tang chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cho phép độ không đồng tâm giữa hai ổ và có hệ số khả năng làm việc cao. Đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 85mm.
Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm, bằng phản lực RA=23361,8 N.
Tải trọng lớn nhất lên ổ trong trường hợp không có lực chiều trục.
Rt1 = R1. kv. kt. kn = 35365,7.1.1,2.1 = 42438,8N
Trong đó: kv = 1 là hệ số xét đến vòng nào của ổ quay (bảng 8-5[6]).
kn = 1 là hệ số nhiệt độ ( bảng 8-4[6]).
kt = 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 9-3[6]).
tải trọng tính với các vật nâng có trọng lượng Q2 = 0,5.Q; Q3 = 0,3Q.
.

Trong đó:
S2 = 13200 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,5Q.
S3 = 8230 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q2=0,3Q.
tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:3:1. Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo công thức 8-8[6]).

Trong đó: .

(Số vòng quay của tang xem như không đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau)
Theo bảng 1-1[6]) ta có thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình) ta có tổng số giờ T = 5. 365. 24 kn. kng = 5.365.24.0,67.0,5 =14673 giờ
thời gian làm việc thực tế của ổ: h = T. (CD) = 14673.0,25 = 3668 giờ.
sô vòng quay của ổ bằng số vòng quay của tang n = n1 = 22,4(v/ph).
hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo công thức 8-1[6].
Cyc = 0,1.R.(nh)0, 3 = 0,1.24700.(22,4. 3688)0,3 = 650103
(Trong công thức trên R có thứ nguyên là daN) Theo bảng 15P[6]. Chọn ổ bi đỡ long cầu hai dãy ký hiệu 7125 với C=175000.
Vậy ổ đạt yêu cầu.

      1. Tính cơ cấu di chuyển xe lăn

      2. Sơ đồ dẫn động cơ cấu



Các số liệu ban đầu:


trọng tải: Q = 100000 N.
trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang vật: G0 = 40000N.
vận tốc di chuyển xe: vx = 15m/ph ;5m/ph.
chế độ làm việc trung bình.

      1. Chọn bánh xe và ray

Chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước đường kính bánh xe sơ bộ chọn D bx = 250mm ; đường kính ngỗng trục d= 70mm bảng 9-4[1].

      1. Tải trọng lên bánh xe

tải trọng lên bánh xe. Tải trọng lên bánh xe gồm trọng lượng bản thân xe lăn G0 = 40000N và trọng lượng vật nâng Q = 100000N. Trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh. Khi không có vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất Pmin bằng.
Pmin= .
Khi nâng vật nâng tải trọng lên bánh xe sẽ không đều
tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh dẫn.

Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D
.
Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D)
Pmax = 10000 + 32300 = 42300 N.
Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo công thức 3-65[1]
Pbx = γ. kbx. Pmax = 42300.0,8.1,2 = 40600 N.
Trong đó: γ = 0,8 hệ số tính toán đến sự thya đổi tải trọng - bảng 3-13[1]
kbx = 1,2 hệ số tính toán đến chế độ làm việc của cơ cấu - bảng 3-12[1].

L1=480



tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh xe A.
.
Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C.
Pbd = 100000 -29210 -32300 =38490 N.
tải trọng tác dụng lên bánh xe C.
.
Tải trọng tác dụng B:
PB = Pbd - PC = 38490 -18282 = 20208N
Sơ đồ để tính sức bền bánh xe:
Sức bền dập bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ, Hình 3.2 bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55л ; để đảm bảo lâu mòn vành bánh được tôi đạt độ rắn HB=300÷320
Ứng suất dập theo công thức 2-67[1]

Trong đó:
P
70
bx là tải trọng tương đương tác dụng lên
b
250
ánh xe.
b: là chiều rộng chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe
r: là bán kính xe
Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có
[
40
50
σd]=750N/mm2.
Vậy kích thước bánh xe đã chọn đãm bảo hoạt động an toàn.


      1. Hình 3.2. Sơ đồ tính bánh xe

        tải về 2.81 Mb.

        Chia sẻ với bạn bè của bạn:
1   ...   5   6   7   8   9   10   11   12   ...   18




Cơ sở dữ liệu được bảo vệ bởi bản quyền ©hocday.com 2023
được sử dụng cho việc quản lý

    Quê hương