CƠ CẤU NÂNG HẠ CẦN CÀO

Chia sẻ: Hoang Lam | Ngày: | Loại File: DOCX | Số trang:20

Thêm vào BST

Báo xấu

180
lượt xem 28
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Thay đổi góc nghiêng của cần theo phương thẳng đứng còn gọi là cơ cấu nâng hạ cần. Ưu điểm - Trọng lượng của cần nhỏ, từ đây đưa đến trọng lượng của toàn bộ máy giảm. - Tĩnh cơ động của càn trục cao hơn khi xung quanh địa điểm làm việc của máy có những kiến trúc cao hơn cần.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: CƠ CẤU NÂNG HẠ CẦN CÀO

CHƯƠNG 5 : CƠ CẤU NÂNG HẠ CẦN CÀO 5.1 Giới thiệu về cơ cấu nâng hạ cần cào. Thay đổi góc nghiêng của cần theo phương thẳng đứng còn gọi là cơ cấu nâng hạ cần. Ưu điểm - Trọng lượng của cần nhỏ, từ đây đưa đến trọng lượng của toàn bộ máy giảm. - Tĩnh cơ động của càn trục cao hơn khi xung quanh địa điểm làm việc của máy có những kiến trúc cao hơn cần. Nhược điểm - Công suất tiêu hao cho thay đổi tầm với lớn hơn. - Trong quá trình thay đổi tầm với khó đạt được vận tốc đều nên có hiện tượng lắc - Khó đạt được tầm với nhỏ. Việc thay đổi góc nghiên cần có thể thực hiện nhờ các cơ cấu truyền động có lien kết cứng với cần: kiểu thanh răng bánh răng, kiểu vít, kiểu thuỷ lực, kiểu vành răng hình quạt, kiểu vành răng – thanh truyền, kiểu tay quay – thanh truyền… Các cơ cấu liên két cứng này cho phép ngăn nhừa sự tự chuyển động của cần dưới tác dụng ủa lực ngang (gió, lực quán tính, lực phát sinh khi dây cáp nâng vật xiêng với góc thẳng đứng). Hình 5.1. Sơ đồ các cơ cấu thay đổi tầm với Cơ cấu nâng cần đơn giản và được dung phổ biến trong các cần trục quay công dụng chung là các cơ cấu nâng cần liên kết mềm.
Hình 5.2. Các cơ cấu nâng cần có liên kết mềm với cần Việc kéo rừ ròng rọc di động trên đầu cần có kết cấu đơn giản hơn nhưng đòi hỏi phải có chiều dài dây cáp lớn. Bộ máy nâng hạ cần gồm có: động cơ, hộp giảm tốc, tang, tời, palăng cáp va thiết bị phanh. Các ròng rọc di động của palăng cáp đặt trên đầu cần, còn các ròng rọc cố định đặt trên giá chữ A. Giá chữ A càng cao thì càng có lợi về lực cho palăng, nhưng lại bất lợi về không gian chiếm chỗ. Vì các đặc trưng của máy nên chọn cơ cấu nâng có lien kết mềm với cần là hợp lý. 5.2 Sơ đồ cụm động cơ dẫn động. 5.2.1 Phân tích các phương án. Sơ đồ 1:
1. Động cơ 2. Hệ thống phanh 3. Hộp giảm tốc 4. Tang nâng 5. Khớp nối răng 6. khớp nối vòng đàn hồi Hình 5.3. Sơ đồ truyền động theo phương án 1 Dùng sơ đồ này đòi hỏi không gian lắp đặt lớn Sơ đồ 2
1.Động cơ 2.Hệ thống phanh 3.Hộp giảm tốc 4.khớp nối răng 5.Tang nâng 6. khớp nối vòng đàn hồi Hình 5.4. Sơ đồ truyền động theo phương án 2 Cơ cấu gồm có: động cơ điện 1, hộp giảm tốc 3, khớp nối vòng đàn hồi 6. Trong đó, nửa khớp phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh, tang 5, khớp răng đặc biệt 4 nối tang với trục ra của hộp giảm tốc, phanh 2. Ta chọn sơ đồ 2 vì động cơ và tang nằm một phía nên cho ta kích thước chiều dài của cơ cấu nhỏ gọn, đồng thời đảm bảo việc chế tạo từng cụm riêng, tháo lắp dễ dàng. 5.2.2 Phương án lựa chọn.
1. Động cơ 2. Khớp nối vòng đàn hồi 3. Hệ thống phanh 4. Hộp giảm tốc 5. Khớp nối răng 6. Tang Hình 5.5. Sơ đồ phương án lựa chọn - Do tính chất quan trọng, yêu cầu cao và vị trí đặc biệt của cơ cấu nâng trong máy trục, vì vậy nó phải được thiết kế đảm bảo độ tin cậy, độ an toàn và ổn đ ịnh cao, nó phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng cao. - Sơ đồ cơ cấu nâng được trình bày trên hình 5.5: bao gồm tang (6) được nối với hộp giảm tốc (4) qua khớp răng (5), hộp giảm tốc nối với động cơ (1) qua khớp nối vòng đàn hồi, một nửa khớp dung làm bánh phanh về phía hộp giảm tốc, phanh (3) là loại phanh lò xo điện 2 má áp trục. - Với sơ đồ như trên sẽ đảm bảo độ cứng vững, tính bền và giảm thời gian bảo dưỡng, giảm không gian lắp đặt. 5.3 Tính toán lực nâng. Sơ đồ tính toán :
Hình 5.6. Sơ đồ tính toán lực nâng dàn cào Lực trong palăng nâng cần lớn nhất sẽ xuất hiện khi tầm với xa nhất ( β=) Phương trình cân bằng mômen của tất cả các lực đối với trục khớp tựa tâm quay O có dạng: B, h : khoảng cách tương ứng với các lực Qc , F đến tâm O. Từ đây ta có lực F cần tìm : Trong đó b = 12,5 m, h = 10 m Khối lượng của cần làm việc Qcần = 4000 kg. Khối lượng xích và các tấm cào Ta có qb = 87,5 kg/m Chiều dài cần l = 24 m Vậy chiều dài xích trên cần khoảng = 21 = 2.24 = 48 m. Qxích +tấm cào = 48.87,5 = 4200 kg. Khối lượng tổng của cần, xích và tấm cào Qc= Qcần + Qxích+tấm cào=4000 + 4200 = 8200 kg Tải trọng do gió gây ra.
Hình 5.7. Kích thước dàn cào (1 – 2 [1]) Trong đó Kk = 1,4 – hệ số cản khí động học (trang 8 [1]) q= 250 N/m2 – áp lực gió ở trạng thái làm việc (bảng 1-2[1]) F0 – diện tích chịu gió của cần, theo hình F0 = F.k = (24.0,7).0,4 = 6,8 m2 k= 0,4 – hệ số điền đầy diện tích mặt cần ( theo trang 8 [1] ) Wc = 1,4.250.6,8 sin00 = 0 N Vậy lực lớn nhất sẽ xuất hiện trong palăng nâng cần khi β = 00 Scmax = F = 100553 N Bội suất palăng nâng cần theo công thức (3 – 36[1]) k = 5,5 – hệ số an toàn tính dây cáp (bảng 2 -2 [1]) Sd = 147500 N – lực kéo đứt cáp π k – p 6.39(1 + 9 + 19) chọn sơ bộ dc = 20 mm. hiệu suất palăng nâng cần (ước lượng sơ bộ) 5.4 Palăng nâng cần. Ta chọn hiệu suất ac =4, sơ đồ palăng nâng cần như hình vẽ.
Hình 5.8. Hệ thống palăng nâng hạ dàn cào - Có 2 loại palăng thường dung đó là : palăng đơn và palăng kép - Loại palăng đơn do chỉ có một nhánh dây chạy trên tang nên mỗi khi cuốn và nhả cáp có sự di chuyển của dây dọc trục làm khó hạ vật đúng vị trí gây ra tải tác động lên ổ đỡ thay đổi. - Loại palăng kép có 2 nhánh dây cuốn lên tang nên nâng hạ cần, áp lực lên các ổ trục sẽ được phân đều và ít thay đổi. Do đặc thù của máy rút liệu chọn palăng đơn. Hiệu suất chung của palăng nâng cần theo công thức (2 – 20 [1]) : hiệu suất của các ròng rọc trong palăng nâng cần (bảng 1 – 8 [1]) Lực lớn nhất trong dây cáp theo công thức (2-18 [1] ) Lực kéo đứt dây công thức (2-10 [1] ) Sd = Smax.k = 26462.5,5 = 145538 147500 N Như vậy bội suất nâng và sơ đồ palăng nâng cần dã chọn hợp lý. 5.5 Chọn loại dây và kích thước dây. - Dây thường dung trong máy trục có 2 loại dây chính đó là xích và cáp. - Xích có ưu điểm là dễ uốn, có thể làm việc với tang và đĩa xích có đường kính nhỏ nên bộ truyền có kết cấu gọn nhẹ, đơn giản. Tuy nhiên, nó chỉ làm việc với vận tốc giới hạn không quá 1 m/s. Nếu vận tốc quá vận tốc giới hạn thì các mắt xích bị mòn nhanh lam 2 tăng khả năng đứt xích. Vì vậy, xích tường ít được sử dụng hơn cáp. - Dây cáp thép là loại dây được dung trong nhà máy trục nhiều nhất vì nó có khả năng làm việc với vận tốc cao mà không ồn, uốn được theo mọi phương, chịu dược tải trọng khác nhau, trọng lượng bản than nhỏ và ít đứt đột ngột. Cáp có nhiều loại như: cáp bện đơn, cáp bện kép, cáp bện phải, bện hỗn hợp… Trong đó cáp bện kép là loại được dung chủ yếu trong máy trục. Ta chọn loại cáp loĩ đay theo tiêu chuẩn TOTC 2688-80 làm dây
cho cơ cấu nâng. Đây là loại cáp bện kép có lõi đay thấm dầu, các sợi cáp tiếp xúc đường, các sợi cáp có đường kính băng nhau. Hình 5.9. Cấu tạo của cáp thép - Kích thước dây: - Dây cáp dung trong máy trục phải có kích thước phù hợp với tải trọng, dây cáp thường được tính toán và chọn theo lực kéo đứt. Lực kéo đứt dây, công thức (2-10 [1] ) Sd = Smaxk = 26462.5,5 = 145541 N Trong đó : k là hệ số an toàn, được tra theo bảng 2-2[1] ), ứng với chế độ làm việc trung bình k = 5,5. - Theo Atlas máy trục ta chọn loại cáp ) có ứng suất giới hạn bền = 1600 (N/mm2), đường kính cáp dc = 17,5 (mm). - Lực kéo đứt Sd = 147500 N 5.6 Các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc. Đường kính nhỏ nhất cho phép đối tang và ròng rọc xác định theo công thức (2-12 [1] ) . Chọn = 350 mm Trong đó: e = 18, là hệ số thực nghiệm được xác định theo bảng 2-4 [1] tương ứng với chế độ tải trung bình. Chọn đường kính ròng rọc Dr = 300 mm. Để giảm chiều dài và đường kính tang, dây cáp cuốn lên tang hai lớp, bề mặt của tang để trơn không cắt rãnh. Chiều dài làm việc của dây cáp. 1 = ( l1 – ln ).ac = ( 14,55 – 3,25 ). 4 = 45,2 m l1 ,ln : chiều dài của palăng (khoảng cách giữa các trục ròng rọc) tương ứng với tầm với xa nhất ( góc) và tầm với gần nhất ( góc ), xác định từ sơ đồ hình học cần trục. ( hình 5.6 ) Chiều dài đoạn dây cáp trên một bước cuốn hai lớp (hình 5.10)
Hình 5.10 Sơ đồ cuốn cáp lên tang + Chiều dài đoạn dây cáp hai lớp. (hình 5.11) + Số bước cuốn cáp + Chiều dài cần thiết của đoạn tang có quấn cáp : Số vòng cáp cố định trên tang để giảm bớt lực kẹp đầu dây cáp, số vòng cáp này không được sử dụng khi làm việc . Chọn L1 = 3.20 = 60 mm + Chiều dài phần tang làm thành bên : L2 = 50 mm Chiều dài tang L = L0+L1+2.L2 = 370 + 60 + 2.50 = 530 mm
Hình 5.11. Sơ đồ xác định các kích thước của tang. + Bề dày thành tang tính theo kinh nghiệm trang 22[1] : + Kiểm tra độ bền của tang. Khi làm việc thành tang bị uốn, nén và xoắn. Với chiều dài của tang nhỏ hơn 3 lần đường kính của nó thì ứng suất uốn và xoắn không vượt quá (10 15)% ứng suất nén. Vì vậy tang kiểm tra sức bền theo điều kiện nén với ứng suất cho phép theo công thức (2-15) [ 1] Trong đó : Là hệ số giảm ứng suất, đối với tang bằng gang k là hệ số phụ thuộc lớp cáp quấn lên tang, ở đây có 2 lớp cáp quấn lên tang nên k = 1,4. là ứng suất nén cho phép tang được chế tạo là gang CH 15-32 có giới hạn bền nén là Khi đó : Với hệ số an toàn là 5 Vậy tang đủ bền. Chọn ròng rọc dẫn cáp có dr = 300 mm Hình 5.12. Ròng rọc dẫn hướng cho cáp thép. 5.7 Động cơ điện
Ta phân thành 6 vị trí của cần tương ứng với các góc nghiêng là để tính lực trung bình bình phương trên palăng năng cần trong quá trình thay đổi tầm với từ Lmax đến Lmin. Ở trên đã trình bày cách tính cho vị trí góc tương ứng , đối với các vị trí khác cũng tính tương tự. Kết quả tính cho trong bảng…. Hình 5.13 Sơ đồ tính toán với các vị trí nâng hạ dàn cào Vận tốc thay đổi chiều dài palăng nâng cần, công thức 3-30[1] l1, ln – chiều dài palăng nâng cần ở vị trí đầu cần và vị trí cuối cần t - thời giant hay đổi tầm với từ vị trí 1 sang vị trí 2 Đối với các vị trí khác cũng tính tương tự, ta có bảng sau: Bảng 5.1 Vị trí của cần tương ứng với góc nghiêng β I(00) II(100) III(200) IV(300) V(400) VI(500) Cánh tay đòn b,m 12,05 12,750 13,26 13,6 13,69 13,175 Chiều dài palăng l,m 14,55 12,61 10,33 7,99 5,6 3,244 Thời gian thay đổi tầm với t,s 0 7,18 8,44 8,67 8,82 8,76 Lực trong palăng Sc, kN với tải trọng 93,6 87,4 80,7 72,77 64,16 56,26 Lực trung bình Stb, kN 90,56 84,08 76,74 68,68 60,21 Khoảng thời gian lực Stb tác động, s 7,81 8,56 8,74 8,79 8,88 Lực trung bình bình phương tác động lên palăng nâng cần trong chu kỳ làm việc có tải, công thức (3-31) [1]
Hiệu suất chung của cơ cấu nâng cần Trong đó : : hiệu suất palăng nâng cần. : hiệu suất tang và bộ cơ truyền cơ cấu nâng cần. : hiệu suất bản lề của cần. Công suất trung bình bình phương yêu cầu đối với động cơ diiện trong chu kì làm việc, theo công thức (3-32) [1] : Thời gian một chu kỳ với số chu kỳ trung bình trong 1h là ack = 35 Cường độ thực tế làm việc tối đa của động cơ khi cần trục làm việc với các tàm với từ lớn nhất đến nhỏ nhất : tlv = 2.26,8 s: thời gian thay đổi tầm với từ lớn nhất đến nhỏ nhất và ngược lại. Công suất tính toán với động cơ điện với cường độ 60% là cường độ công suất gần nhất theo câtlo, công thức (2-77)[1] Ta chọn động cơ MTKF 412 - 6 có các đặc tính sau : cường độ 60% công suất động cơ Nđc = 27 kW, số vòng quay nđc = 950 vg/ph, mômen vô lăng rôto GD2 = Nm2. Hệ số mômen giới hạn với CĐ 25% . Kiểm tra khả năng quá tải tức thời. Số vòng quay cần có của tang nâng cần Tỷ số truyền của bộ truyền trung gian Mômen do tổng lực lớn nhất tác dụng lên palăng nâng cần Công suất và số vòng quay của động cơ đã chọn khi CĐ 25% theo catalog Ndc = 36 kW, ndc = 920 vong/ph, mômen danh nghĩa của động cơ Nm Mômen lớn nhất động cơ có thể phát ra khi quá tải : Vậy Kiểm tra thời gian mở máy với lực Scmax. Mômen mở máy trung bình của động cơ, công thức (2-75) [1] : Mômen vô lăng trên trục I, trục động cơ : Với - mômen vô lăng của khớp nối cùng với bánh phanh
Thời gian mở máy, công thức (3-27)[1] : Vậy thời gian mở máy với tổng lực cũng nằm trong giới hạn cho phép ( 56 s ). Động cơ điện đã chọn là hợp lý. 5.8 Phanh Trong máy trục phanh được chia làm 2 nhóm : Nhóm I gồm : các loại khoá dừng bánh cóc, khoá dừng ma sát dùng để giữ vật ở trạng thái treo Nhóm II gồm các loại phanh : phanh dừng, phanh thả, phanh má, phanh đai… Trong cơ cấu nâng để an toàn người ta thường dùng phanh má thường đóng, để chọn phanh ta dựa vào mômen phanh Để kích thước phanh và cơ cấu nhỏ gọn, ta đặt phanh ở vị trí trục thứ nhất, tức là trục động cơ. Mômen phanh tính theo công thức (3 -35)[1] Trong đó : k là hệ số an toàn. Với chế độ làm việc trung bình theo bảng 3-2[1] ta chọn k=1,75 Đường kính tang kể đến tâm cáp Bộisuất palăng, tỷ số truyền cơ cấu nâng Vậy Kiểm tra thời gian phanh theo công thức (3-29) cho vị trí nguy hiểm nhất, phanh khi cần đang hạ xuống vị trí thấp nhất. Trong đó : Vậy thời gian phanh tổng lực lớn nhất ở vị trí nguy hiểm nhất nằm trong giới hạn cho phép (4-5 s). Kiểm tra khả năng giữ cần dưới tác dụng của gió khi cần ở vị trí góc nghiêng lớn nhất tức vị trí nguy hiểm nhất. Lực trong palăng nâng cần ở trường hợp này gồm 2 thành phần a. Lực do trọng lượng bản thân cần và xích cào Trong đó b = 13,175 m bảng 5-1 b. Lực do tải trọnh gió ở trạng thái không làm việc gây ra. Áp lực gió đối với cần dài Lc = 24 m đặt nghiêng một góc có thể lấy trung bình 100N/m2 (bảng 1-3)[1]. Tải trong gió lên cần khi cần đặt đứng, từ công thức (1-2)[1] Trong đó - hệ số cản khí động học (trang8[1])
q = 1000 N/m2 – áp lực gió ở trạng thái không làm việc (bảng 1-3[1]) diện tích chịu gió của cần. đã tính ở phần bội suất palăng. Tổng lực tác dụng lên palăng nâng cần ở trạng thái không làm việc sẽ bằng Mômen tĩnh tác dụng lên phanh lúc này tính theo : Hệ số an toàn phanh giữ cần sẽ bằng Vậy mômen phanh đã tính trên Mph= 412,5 Nm là hợp lý Chọn phanh má có càn đẩy điện – thuỷ lực KTTT – 300M. Theo tiêu chuẩn BHNNJITMAIII phanh này có đặc tính kỹ thuật sau: Mômen phanh Mph = 800 Nm; Đường kính bánh phanh Dph=300 mm; Loại con đội thuỷ lực TTM-50; Lực đẩy của con đội thuỷ lực T=500N; Hành trình của con đội hc=50mm; Khối lượng phanh Gph = 92 kg; Hình 5.14 Phanh má điện – thuỷ lực 5.9 Bộ truyền. Bộ truyền ở đây được thực hiện dưới dạng hộp dưới dạng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp các thông số cần đảm bảo là: Tỉ số truyền ic = 14,6 Số vòng quay trục vào n1=950vg/ph Chế độ làm việc trung bình Từ các yêu cầu trên ta chọn hộp giảm tốc PM – 500 phương án VI, có các đặc tính sau: Tổng khoảng cách truc A=An+Ac= 200+300=500 mm Tỷ số truyền :I = 15,7. Kiểu lắp : theo sơ đồ động , trục ra và trục vào quay về một phía; Đầu trục ra : làm liền với khớp răng; Công suất truyền được với cường độ 25%, số vòng quay của trục vào 1000 vg/ph, N =31 kW Mua sẵn hộp giảm tốc này trên thị trường thì sai số truyền là. Trong phạm vi chấp nhận được. 5.10. Các cơ cấu khác. 5.10.1. Khớp nối trục động cơ với hộp giảm tốc. Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi loại khớp nối di động có thể làm việc khi hai trục không đồng trục tuyệt đối.
Nối trục đàn hồi gồm hai nửa nối trục lắp cố địng với hai trục và nhờ bộ phận đàn hồi để ghép hai nửa nối trục với nhau. Ngoài khả năng bù được các sai lệch của trục nhờ biến dạng của các chi tiết đàn hồi, nối trục đàn hồi còn có thể: - Giảm va đập và chấn động. - Đề phòng được cộng hưởng do động xoắn gây nên. Dưới đây là hình vẽ của khớp nối vòng đàn hồi. Với nối trục vòng đàn hồi thì để nối hai nửa nối trục ta không dung bulông mà dung chốt có bọc các ống đàn hồi bằng cao su.Chốt có một đầu dạng côn lắp vào một nửa nối trục, nửa đầu còn lại hình trụ. Số lượng chốt có thể từ 4 đến 10, vật liệu chốt có độ bền không nhỏ hơn thép 45. Vật liệu hai nửa nối có thể là gang xám hay thép. Trong nối trục vòng đàn hồi thì nửa khớp nối lắp trên trục hộp giảm tốc được sử dụng làm puli phanh. Chọn đường kính của khớp nối: Ta chọn sơ bộ đường kính của khớp nối là :300mm, với đường kính trục d= 65 mm Mômen lớn nhất khớp truyền được Mmax = 1100Nm , (Gi) = 20,4 Nm2, + Khi mở máy Mômen lớn nhất mà khớp phải truyền với hệ số quá tải lớn nhất 2,67: Mmax= 2,67.374=1000Nm. Phần dư để thắng quán tính của cả hệ thống Md= Mmax – Mn = 841 – 401 = 440 Nm, Mn – mômen tĩnh khi nâng vật. Một phần momen Md này tiêu hao trong việc thắng quán tính các chi tiết máy quay bên phía động cơ, phần còn lại truyền qua khớp. Mômen volăng nửa khớp phía động cơ lấy bằng 40% momen vô lăng của cả khớp Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc v) chuyển về trục động cơ 2 khớp = 30 + 8,16 = 38,16Nmm Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc v) chuyển về trục động cơ Tổng mômen vôlăng của cả hệ thống. Phần mômen vô lăng của phần cơ cấu từ nửa khớp phái bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng Phần mômen dư truyền qua khớp Tổng mômen truyền qua khớp Mk=Mn+Md = 402+148 = 550Nm, + Khi phanh hãm vật đang nâng, mômen đặt trên phanh Mph= 500 Nm Tổng mômen để thắng lực quán tính của cả hệ thống (từ phương trình 3-4[1] Mqt=Mph+Mt=500+302=802Nm
Mt=Mh=302 Nm (tính ở phần trước) Phần momen truyền qua khớp để thắng các tiết máy quay phía trên động cơ, xuất phát từ thời gian phanh theo công thức 3-6[1] =0,149s Mômen truyền qua khớp để thắng lực quán tính Kiểm tra điều kiện an toàn của khốp nối Trong đó là các hệ số tính đến mức độ quan trọng của cô cấu và điều kiện làm việc của khớp nối vòng đàn hồi. 5.10.2.Cặp cáp trên tang. Ở đầu cáp ta dung 3 tấm cặp tương ứng với, vít cấy M 20 Lực tính toán đối với cặp cáp, công thức (2-15)[1], Trong đó: F=0,15 –hệ số ma sát mặt tang và cáp -góc ôm các vòng cáp dự trữ trên tang, tương đương với Lực kéo các vít cấy: Lự uốn các vít cấy: Ưng suất tổng cộng trên than vít cấy Trong đó: - đường kính trong của vít cấy Vít cấy làm bằng thép CT3 có ứng suất cho phép là 5.10.3 Cặp cáp cố định hai đầu cáp trong pa lăng. Cặp cáp trên trục cần có một vòng lót (hình 5.15 chi tiết1), để bảo vệ cho cáp tránh áp suất dập lớn và khỏi bj chà sát vào tục. Vòng lout là một vòng khép có tiếp diện hình máng. Dây cáp vònh qua vòng lót, nằm trong rãnh, một đầu nối với than cáp bằng các cặp bulông vòng U ( hình 5.15 chi tiết 2). Số bulông cặp được lấy dựa theo bảng sau: Bảng 5-2 Dc(mm) 11-18 19-24 25-31 32-34 35-37 38-44 Số tấm cặp 3 4 5 6 7 8 Với dc = 17,5 mm ta dùng 3 tấm cặp cáp Bước của cặp bulông và chiều dài của đầu cáp tự do khoong nhỏ hơn sáu làn đường kính cáp ttấm cặp 617,5=105 mm ta chọn ttấm cặp =110 mm
Hình 5.16. Cặp đầu cáp 5.10.4 Trục tang Vì ta sử dụng palăng đơn nên vị trí của lực căng dây trên tang sẽ thay đổi va lực trên trục tang đạt giá trị lớn nhất với tầm với của máy đạt giá trị lớn nhất. Trị số của lực này bằng R = Scmax =93600 N Hình 5.17 Kết cấu bộ phận tang. Sơ đồ tính trục tang: Hình 5.18 Sơ đồ tính trục tang Tải trọng tác dụng lên may ơ bên trái (điểm D) : RD =93600 Tải trọnh lên may ơ bên phải ( điểm C ): RC =R – RD =93600-59230 = 34370 N Phản lực tại tổ A: Phản lực lên tổ B: Mômen uốn tại D: Mômen uốn tại C: Mc = 43216 54 = 233664Nmm Vật liệu làm tang bằng thép 45, Ứng suất uốn cho phép có thể xác định theo công thức (1-12)[1] Với [n], k tra theo bảng (1-5) và (1-8) [1] Tại điểm D trục phải có đường kính Chọn d=80 mm 5.10.5 Ổ trục. Ổ đỡ bên trái trục tang lắp vào ổ lồng cầu 2 lỗ thanh lăn cho phép độ không đồng tâm giữa 2 lỗ và có hệ số khả năng làm việc cao. Đường kính trục lắp vào ổ tại đây ta chọn d= 75mm tải trọng lớn nhất lên trọng lớn nhất lên ổ là tải trọng hướng tâm, bằng phản lực RA= 50284N Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ Frl=RA = 50248N
Vì ta tính toán lựa chọn ổ lăn (cả hai đầu trục như nhau) cho đầu chịu tải trọng lớn hơn là ổ lăn A Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ làm được xác định như sau: Các hệ số: - - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ lăn, theo bảng 11.2[3], chọn=1 - K1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ đến tuổi thọ của ổ. Chọn K1 = 1. - V - hệ số xét đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V = 1. -X, Y là các hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục. Do không có lực dọc trục nên hệ số X = 1, Y = 0. Vậy Q = (X. V. Fr + Y . Fa ) = XVFr +YFa = Frl = 50284 N Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay là: . Khả năng tải động tính toán: Ta tiến hành tính toán ổ lăn cho thời gian làm việc. nghĩa là sau thời gian làm việc yêu cầu ( tức là = 4 năm) thì phải thay cặp ổ lăn mới vào. Theo bảng phụ lục 9.7[5] ta chọn ổ đũa đỡ long cầu hai dãy cỡ trung rộng 53616 ( theo GHOST 8388-75), đây là loại ổ cỡ trung bình có khả năng tải động là C = 374 kN, khả năng tỉnh là: 290 kN. Hình 5.19 ổ đũa long cầu hai dãy Kiểm nghiệm ổ lại theo khả năng tải tỉnh: Ta có Q0 = Fr =50284 N < C0 =290 kN. Như vậy ổ lăn ở hai đầu trục thoả điều kiện cho phép. 5.10.6 thanh đỡ Vật liệu chế tạo C45 có . Ta tính cho trường hợp cần chụi tải trọng lớn nhất khi cần cào làm việc ở vị trí thấy nhất: Lực kéo của cáp tời nâng Smax = 24637 N Lực tác dụng từ cần công tác cào F = 93620 N Trọng lượng bản thân G = 15000 N Lực kéo từ thanh giằng: Ftg Hình 5.20 Sơ đồ tính tác dụng lên thanh đỡ Tính lực kéo từ thanh giằng: Chiếu lên phương ngang: Ta tính hợp lực tác dụng bằng phương pháp cộng véctơ Vẽ các véctơ có môdun, hướng, chiều tương ứng, với độ lớn của véctơ lực đã tính trên: Hình 5.21 Giản đồ véctơ tính lực tổng hợp lên thanh đỡ. Tứ sơ đồ trên ta có Ftổng cộng = 135350 N Đặt lực Ftổng hợp lên cần, thành phần F1 gây ra ứng suất nén lên cần. Ft = Ftổng hợp . cos = 135350 cos330 = 113694 N
Hình 5.22 Lực tổng hợp tác dụng lên thanh đỡ Chọn sơ bộ thanh được chế tạo bằng cách ghép4 thép tấm có tiếp diện 160 mm 20 mm Kiểm tra khả năng chịu lực của thanh: Thanh đỡ chỉ chịu nén của thanh: Tiết diện cần như vạy là đủ bền. Hình 5.23 Mặt cắt tiết diện thanh