Tập bài giảng Máy nâng chuyển

LỜI NÓI ĐẦU Máy nâng chuyển là loại máy có công dụng chính là nâng vật và di chuyển vật

trong một khoảng cách ngắn. Nó đóng vai trò quan trọng trong việc nâng cao năng suất lao động giảm nhẹ sức lao động cho con ngƣời, nâng cao chất lƣợng sản phẩm và

hạ giá thành.

Máy nâng chuyển là thiết bị đƣợc sử dụng rất phổ biến trong các cơ sở sản xuất

nói chung. Ðây là thiết bị quan trọng hàng đầu trong vấn đề cơ giới hóa, tự động hóa các thao tác nâng chuyển xếp dỡ các loại phôi, nguyên vật liệu, thiết bị, hàng

hóa…Trên Tàu thủy, Ô tô. Trong các phân xƣởng chế tạo máy, đóng tàu và trên các

công trình xây dựng, Cảng biển... Ðộ tin cậy của thiết bị ảnh hƣởng trực tiếp đến an

toàn của con ngƣời khi vận hành. Vì vậy việc tìm hiểu, nghiên cứu máy nâng là không thể thiếu đối với tất cả các kỹ sƣ. Và điều này đã giải thích Máy nâng là một trong những học phần cơ sở bắt buộc trong khung chƣơng trình đào tạo bậc Đại học ngành

Cơ khí nói chung và các chuyên ngành Cơ khí: Động lực Tàu thuyền, Động lực Ô tô, Chế tạo Máy, Đóng tàu thủy…

Bài giảng “Máy nâng chuyển” cung cấp một số kiến thức cơ bản về đặc điểm

cấu tạo, nguyên lý hoạt động, phạm vi sử dụng và phƣơng pháp tính toán thiết kế các

cụm chi tiết máy thƣờng gặp trong máy nâng cũng nhƣ các máy nâng thông dụng hiện

nay. Đồng thời bài giảng “Máy nâng chuyển” là tài liệu giảng dạy, học tập, nghiên

cứu cho các chuyên ngành cơ khí đang đƣợc đào tạo tại trƣờng Đại học Sƣ phạm kỹ

thuật Nam Định bao gồm: Công nghệ Ô tô, Công nghệ Chế tạo Máy, Công nghệ Hàn.

Tuy nhiên những vấn đề trình bày trong tập bài giảng này còn có thể có nhiều

hạn chế và sai sót. Chúng tôi mong rằng sẽ nhận đƣợc sự góp ý chân thành của các

thầy cô trong trƣờng và các bạn để giúp chúng tôi hoàn thiện hơn nữa tập bài giảng

này.

NHÓM TÁC GIẢ

CHƢƠNG 1: CÁC CHI TIẾT VÀ THIẾT BỊ MÁY NÂNG ......................................... 4 1.1. Các đặc tính cơ bản của máy nâng ....................................................................... 4 1.1.1. Trọng tải Q .................................................................................................... 4 1.1.2. Vùng phục vụ ................................................................................................ 4 1.1.3. Các vận tốc chuyển động .............................................................................. 5 1.1.4. Chế độ làm việc……...……………………………………………………5 1.2. Cấu tạo và các bộ phận cơ cấu nâng .................................................................... 8 1.2.1. Sơ đồ cơ cấu nâng ......................................................................................... 8

1.2.2. Những quan hệ tĩnh học và động học ......................................................... 10 1.3. Bộ phận mang tải ............................................................................................... 12 1.3.1. Móc ............................................................................................................. 13

1.3.2. Cặp giữ ........................................................................................................ 20

1.4. Dây trong cơ cấu nâng ....................................................................................... 25 1.4.1. Cáp thép bện ............................................................................................... 26 1.4.2. Xích hàn ...................................................................................................... 31

1.4.3. Xích tấm ...................................................................................................... 33

* So sánh cáp và xích ................................................................................................ 34 1.5. Bộ phận cuốn và hƣớng dẫn dây ........................................................................ 35 1.5.1. Tang ............................................................................................................ 35

1.5.2. Ròng rọc và đĩa xích ................................................................................... 39

1.5.3. Palăng .......................................................................................................... 43

1.6. Thiết bị hãm ....................................................................................................... 45 1.6.1. Cơ cấu bánh cóc .......................................................................................... 46

1.6.2. Mô men phanh trong cơ cấu nâng............................................................... 50

1.6.3. Phanh má ..................................................................................................... 54

1.6.4. Phanh đai ..................................................................................................... 64

1.6.5. Phanh áp trục .............................................................................................. 71

1.6.6. Phanh tự động ............................................................................................. 74

1.6.7. Tay quay an toàn ......................................................................................... 77 1.7. Cơ cấu nâng ........................................................................................................ 78 1.7.1. Cơ cấu dẫn động bằng tay ........................................................................... 79 1.7.2. Cơ cấu dẫn động bằng điện ......................................................................... 81

1.7.3. Quá trình mở máy trong cơ cấu nâng ......................................................... 82 1.7.4. Quá trình phanh cơ cấu nâng ...................................................................... 86

1.7.5. Đặc điểm cấu tạo cơ cấu nâng .................................................................... 87

CHƢƠNG 2: CÁC MÁY TRỤC THÔNG DỤNG ....................................................... 90 2.1. Thiết bị nâng đơn giản ....................................................................................... 90 2.1.1. Kích ............................................................................................................. 90

2.1.2. Tời ............................................................................................................... 94

2.2. Palăng ................................................................................................................. 98 2.3. Cầu trục và cần trục quay ................................................................................. 103 2.3.1. Cầu trục ..................................................................................................... 103

2.3.2. Cần trục quay ............................................................................................ 116 2.3.3. Tính toán kết cấu kim loại trong cần trục thông dụng .............................. 126 CHƢƠNG 3: MÁY CHUYỂN LIÊN TỤC ................................................................ 127 3.1. Máy chuyển có bộ phận kéo ............................................................................. 128 3.1.1. Khái niệm chung ....................................................................................... 128 3.1.2. Phép tính về lực kéo .................................................................................. 131

3.1.3. Bộ phận dẫn động và bộ phận kéo căng ................................................... 134 3.1.4. Băng tải ..................................................................................................... 136

3.1.5. Xích tải ...................................................................................................... 137

3.1.6. Guồng tải đứng ......................................................................................... 140

3.2. Máy chuyển không có bộ phận kéo.................................................................. 141 3.2.1. Băng chuyền con lăn ................................................................................. 141

3.2.2. Máy chuyển quán tính ............................................................................... 142

3.2.3. Máy chuyển kiểu vít ................................................................................. 143

CHƢƠNG 1: CÁC CHI TIẾT VÀ THIẾT BỊ MÁY NÂNG

1.1. Các đặc tính cơ bản của máy nâng

1.1.1. Trọng tải Q

Trọng tải của máy trục là trọng lƣợng danh nghĩa lớn nhất của tải (vật nâng) mà

máy có thể nâng đƣợc theo tính toán thiết kế.

Dãy tải trọng (tính bằng Tấn) đƣợc tiêu chuẩn hóa trong dãy tải

trọng sau: - - - - - - 0,05 - - -

0,2 - - 0,25 0,32 0,4 0,5 0,63 0,8 0,1

1,6 16 1,25 12,5 2 20 2,5 25 3,2 32 4 40 5 50 6,3 63 8 80 1 10

125 160 200 250 320 400 500 630 800 100

140 180 225 280 360 450 550 710 900

1000

1.1.2. Vùng phục vụ

a. Chiều cao nâng H

Chiều cao nâng H là khoảng cách từ mặt bằng máy đứng đến tâm thiết bị

mang vật ở vị trí cao nhất. Với các cần trục có tay cần thì chiều cao nâng thay

đổi phụ thuộc vào tầm với.

b. Khẩu độ L

Khẩu độ L là khoảng cách theo phƣơng nang giữa đƣờng trục của hai

đƣờng ray mà trên đó máy di chuyển.

c. Hành trình S

Hành trình là quãng đƣờng cần di chuyển theo phƣơng dọc ray (với cần

trục là góc xoay)

Hình 1.2: Sơ đồ cần trục Hình 1.1: Sơ đồ cầu trục

1.1.3. Các vận tốc chuyển động Vận tốc làm việc của từng cơ cấu ở mỗi máy trục tùy thuộc tính chất công việc,

công dụng của máy và chế độ làm việc của máy.

Ở các cầu trục công dụng chung hiện nay có các vận tốc nhƣ:

+ Vận tốc nâng không vƣợt quá 25 ÷ 30 m/ph

+ Vận tốc di chuyển của xe con trên cầu 35 ÷ 50 m/ph + Vận tốc di chuyển của cầu 100 ÷ 120 m/ph + Vận tốc quay(đối với cần trục): nq = 0,5 ÷ 3,0 v/ph

1.1.4. Chế độ làm việc Đặc điểm của máy trục là làm việc theo chế độ ngắt đoạn, lặp đi lặp lại, có tính chất chu kỳ. Ngoài ra mỗi máy sử dụng với nhiều tải trọng khác nhau, tỷ lệ thời gian

sử dụng và cƣờng độ làm việc khác nhau… Do vậy chúng đƣợc phân loại theo nhóm

chế độ làm việc khác nhau. Chế độ làm việc là đặc tính rất quan trọng của máy trục.

Nó phản ánh trong từng bƣớc tính toán thiết kế các cơ cấu cũng nhƣ kết cấu kim loại.

Máy trục đƣợc thiết kế chế tạo và sử dụng đúng chế độ làm việc sẽ đảm bảo an toàn và

hiệu quả kinh tế.

Từng cơ cấu của một máy trục có thể đƣợc sử dụng với chế độ khác nhau. Chế

độ chung cho máy trục lấy theo chế độ sử dụng của cơ cấu nâng.

a. Phân loại chế độ làm việc theo chỉ tiêu Các cơ cấu máy trục đƣợc phân thành hai nhóm:

Nhóm 1: dẫn động bằng tay quay có chế độ sử dụng quay tay

Nhóm 2: dẫn động bằng động cơ có 4 chế độ: nhẹ, trung bình, nặng và

rất nặng.

Để phân loại chế độ làm việc dùng các chỉ tiêu sau:

1. Hệ số sử dụng theo trọng tải

Qtb _ trọng lƣợng trung bình của vật nâng trong 1 ca làm việc. Q _ trọng tải danh nghĩa của máy.

Trong đó: 2. Hệ số sử dụng trong năm

Số ngày làm việc trong năm

365

kn = =

3. Hệ số sử dụng trong ngày

Số giờ làm việc trong ngày 24

kng= =

Ngoài ra có các chỉ tiêu để đánh giá chế độ sử dụng của động cơ điện

4. Thời gian đóng động cơ

T0 _ thời gian đóng động cơ trong một chu kỳ hoạt động của máy T0 = Σtm + Σtv

T _ thời gian hoạt động của chu kỳ T = Σtm + Σtv + Σtp + Σtd

Trong đó:

Σtm _ tổng thời gian mở máy Σtv _ tổng thời gian chuyển động với vận tốc ổn định Σtp _ tổng thời gian phanh Σtd _ tổng thời gian dừng máy

5. Số lần mở máy trong 1 giờ (m) 6. Số chu kỳ trong 1 giờ (ack) 7. Nhiệt độ môi trƣờng xung quanh (t0) Số liệu chỉ tiêu đặc trƣng chế độ làm việc cho ở bảng 2

Cách phân loại này phức tạp, dựa trên quá nhiều chỉ tiêu và khó phản ánh hết

tính đa dạng về sử dụng máy trục.

Bảng 2: Các chỉ tiêu đặc trưng chế độ sử dụng

Chế độ sử dụng Các chỉ tiêu Nhẹ Trung bình Nặng Rất nặng

0,75 0,75-1,0 1,0 0,25-1,0 KQ

0,5 0,75 1,0 ~ 0,25 Kn

0,67 0,67 1,0 ~ 0,33 Kng

TĐ % 25 40 40-60 15

m lần/h 120 240 360 60

40 10-15 20-25 30-35

ack/h t0C 45 25 25 25

Căn cứ 2 chỉ tiêu sau đây: 1. Cấp sử dụng: đặc trƣng bằng tổng số giờ sử dụng cơ cấu. Trong cả đời máy.

b. Phân loại cơ cấu theo tiêu chuẩn quốc tế (ISO) Có 10 cấp sử dụng (bảng 3) từ T0 đến T9.

Bảng 3. Cấp sử dụng cơ cấu

Cấp sử dụng Tổng thời gian sử dụng (h) Ghi chú

200 T0

400 T1 Sử dụng ít, bất thƣờng 800 T2

1600 T3

Sử dụng nhẹ, đều đặn 3200 T4

Sử dụng gián đoạn, đều đặn 6300 T5

Sử dụng căng, bất thƣờng 12500 T6

25000 T7

Sử dụng căng 50000 T8

100000

2. Trạng thái tải của cơ cấu: đặc trƣng bằng hệ số gia tải

Trong đó:

Pi _ các mức tải trọng, ti _ thời gian chịu tải (bảng 3) ký hiệu từ L1 đến L4

Bảng 4: Hệ số gia tải danh nghĩa đối với cơ cấu

Trạng thái tải Ghi chú Km

Cơ cấu ít khi chịu tải tối đa, thong 0,125 L1 – nhẹ thƣờng chịu tải nhẹ

Cơ cấu chịu tải tối đa tƣơng đối 0,25 L2 – vừa nhiều, thông thƣờng chịu tải vừa

0,5 L3 – nặng Cơ cấu nhiều khi chịu tải tối đa, thông thƣờng chịu tải nặng

Cơ cấu thƣờng xuyên chịu tải tối đa 1,0 L4 – rất nặng

Nhóm chế độ sử dụng đƣợc phân loại trên cơ sở phối hợp 2 chỉ tiêu trên – có 8

chế độ làm việc của cơ cấu (bảng 4) ký hiệu từ M1 đến M8

Bảng 5: Nhóm chế độ làm việc của cơ cấu

Cấp sử dụng Trạng thái

tải T0 T1 T2 T3 T6 T8 T5 T4 T7

T9 M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8

M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8

L1 L2 L3 L4 M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8

Sự tƣơng ứng gần đúng giữa 2 cách phân loại nhóm chế độ làm việc: M1 – quay

tay; M2, M3 – nhẹ; M4, M5 – trung bình; M6, M7 – nặng và M8 – rất nặng. 1.2. Cấu tạo và các bộ phận cơ cấu nâng

1.2.1. Sơ đồ cơ cấu nâng Cơ cấu nâng của tất cả các loại máy trục hiện có đều cấu tạo theo cùng một sơ

đồ nguyên tắc (hình 1.3a).

Theo sơ đồ này, cơ cấu nâng gồm có tang quay hình trụ trên có cuốn dây (cáp hoặc xích), vật treo ở đầu dây, một trục có tay quay ở đầu. Lực căng dây T0 ở dây bằng trọng lƣợng Q của vật, gây ra trên trục tang mô men

b) a)

d) c)

Hình 1.3: Sơ đồ cơ cấu nâng

Mv do vật gây ra phải đƣợc cân bằng bởi mô men tay quay Mp. Mv = Mp (chƣa tính đến lực cản trong cơ cấu).

Do đó:

Trong đó:

P_ Lực của ngƣời đặt trên tay quay, là một trị số có hạn, trong điều kiện

làm việc trong thời gian ngắn tối đa Pmax = 300N.

R_ Bán kính tay quay, cũng giới hạn bởi chiều dài cánh tay con ngƣời. D0_ Đƣờng kính tang, không thể làm nhỏ quá vì dây cuống trên nó có độ

cứng nhất định.

Xem thế, ta thấy trọng lƣợng Q của vật do hệ thống này nâng đƣợc cũng là trị

số có hạn, không lớn lắm.

Trên thực tế cần nâng những vật rất nặng, không thể nối trực tiếp tay quay với trục tang vì Mp « Mv, do đó cần đƣa vào một bộ phận nữa là bộ truyền trung gian để tăng Mp đến Mv. Tỷ số truyền cần thiết sẽ là (hình 1.3b).

Nếu tính cả mất mát trong bộ truyền, ở trục tang, mất mát do độ cứng của dây

thì:

Với η _ hiệu suất chung của cơ cấu. Bộ phận trung gian là phần phức tạp và đắt tiền. Cần tìm cách giảm bớt i0. Để đạt mục đích này ta đƣa vào một hệ thống ròng rọc, gọi là Pa lăng . Nếu đƣa vào 1 ròng rọc di động hình 1.3c thì lực căng nhánh dây cuốn lên tang

sẽ bằng:

Mô men do vật nâng:

Tức là giảm đi khoảng hai lần, nếu cùng Mp thì tỉ số truyền i’0 cũng giảm

khoảng hai lần.

Nếu treo vật trên nhán 4 dây (hình 1.3d), lực căng dây

Do đó M”v và i"0 sẽ giảm đi khoảng 4 lần. Không thể dùng quá nhiều ròng rọc, vì sẽ làm phức tạp và cồng kềnh cho cơ

cấu, sẽ tăng lực cản phụ, dây cũng chóng hỏng hơn. Trong quá trình thiết kế cần kết hợp dùng bộ truyền trung gian và Pa lăng cho hợp lý.

Ngoài ra cơ cấu nâng cần có bộ phận bảo đảm giữ vật ở trạng thái treo, điều

chỉnh vận tốc hạ nếu cần, đó là các thiết bị phanh hãm.

Nhƣ vậy trong cơ cấu nâng có các bộ phận sau đây:

1. Bộ phận mang tải 2. Dây 5. Bộ truyền trung gian 6. Phần dẫn động

7. Thiết bị phanh hãm.

3. Pa lăng 4. Tang

1.2.2. Những quan hệ tĩnh học và động học Muốn tính các bộ phận và các tiết máy trong cơ cấu nâng, cần biết trị số các lực

mô men tác dụng lên chúng cũng nhƣ các thông số động học (vận tốc, số vòng quay).

Hãy xét một cơ cấu nâng (hình 1.4) có Pa lăng với bội suất là a, hiệu suất ηp bộ

truyền trung gian có tỷ số truyền là i0 và hiệu suất là η0.

Hình 1.4: Sơ đồ cơ cấu nâng

Khi động cơ quay theo chiều tƣơng ứng, vật đƣợc nâng lên với vận tốc vn. Lực căng các nhánh dây nếu bỏ qua ma sát:

Thực tế, do có các lực cản phụ, lực căng trong nhánh dây cuốn lên tang lúc

nâng vật sẽ lớn hơn:

Mô men do vật nâng gây ra trên tang:

Mô men trên trục cuối cùng của bộ truyền trung gian (trục III).

ηt _ hiệu suất của tang. Muốn nâng đƣợc vật lên, ta phải đặt vào trục III (trục tang) mô men lớn hơn mô men Mv trên tang (vì còn phải thắng lực cản trên tang do độ cứng của dây, do ma sát ổ trục); vì thế ta chia cho ηt . Tƣơng tự nhƣ vậy mô men trên trục II:

Mô men trên trục I:

Trong đó:

i0 = i1.i2 _ tỷ số truyền chung của bộ truyền. η0 = η1.η2 _ hiệu suất chung của bộ truyền. η = η0 η1.η2 _ hiệu suất chung của cơ cấu.

Vậy muốn nâng đƣợc vật lên động cơ phải phát ra một mô men Mp bằng mô

men trên trục I:

Vận tốc: giả thiết trong thời gian t phút vật đƣợc nâng lên chiều cao h (m), ta sẽ

có vận tốc nâng là:

m/ph

Cũng trong thời gian t ấy ta phải cuốn lên tang một đoạn dây dài hơn h gấp a

lần (a_ bội suất của Pa lăng ) do đó vận tốc cuốn dây lên tang là:

m/ph

Số vòng quay của tang:

v/ph

D0 _ đƣờng kính tang, đo bằng m.

Số vòng quay của trục trung gian:

nđc _ số vòng quay của động cơ. Tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền trung gian:

Hoặc là:

Thời gian hạ vật là lúc nó sản ra một công dƣơng, năng lƣợng sẽ từ điểm treo

vật chuyển tới trục dẫn động, công của vật hạ sẽ thắng các lực cản của cơ cấu; mô men

trên các trục vẫn có hƣớng nhƣ khi nâng, nhƣng trị số nhỏ hơn.

Công suất động cơ: công suất cần thiết để nâng vật nặng Q(N) lên với vận tốc

vn (m/ph) nếu không kể lực cản:

Nếu kể cả lực cản, động cơ cần có công suất:

1.3. Bộ phận mang tải

Bộ phận mang tải dùng để treo vật vận chuyển trên dây của cơ cấu nâng. Tùy theo vật vận chuyển mà dung các loại bộ phận mang khác nhau: móc, vòng treo, kìm, cặp chuyên dung, gầu, thùng, nam châm điện,…

Sơ đồ quan hệ giữa dây và thiết bị treo

Yêu cầu chung: - Phải mắc đƣợc vật nâng trong bất kỳ điều kiện nào, an toàn khi làm việc

- Có khả năng sử dụng triệt để tải trọng của máy nâng. Muốn vậy thiết bị mắc

vật phải có trọng lƣợng bản thân nhỏ, treo đƣợc số lƣợng vật tƣơng ứng.

- Có khả năng cơ khí hoá quá trình mắc và đỡ vật để làm giảm thời gian và sức

lao động cho khâu công việc đó.

- Có cấu tạo đơn giản, chi phí kim loại ít, giá thành không cao.

Phân loại:

Nhóm 1: Thiết bị mắc vật thông dụng.

Là những thiết bị dùng để treo các vật nâng khác nhau, có khả năng mắc đƣợc

những vật nâng hay gặp nhất. Bao gồm: móc câu, vòng treo, dây móc, lƣới treo hàng.

Nhóm 2: Thiết bị mắc vật đặc biệt.

Là những thiết bị chuyên mắc các vật nâng có những đặc thù riêng nhƣ cùng

hình dáng, cùng kích thƣớc, cùng tính chất và có các đặc thù khác. Bao gồm : túi lƣới,

gầu ngoạm, thùng, các loại kìm mắc vật, gầu xúc, bộ điện từ,…

1.3.1. Móc

Móc cẩu là thiết bị mắc vật thông dụng nhất. Móc cẩu đƣợc phân ra móc đơn

khi tải trọng Q dƣới 20 tấn và móc kép dùng để treo vật dài chịu lực đối xứng với các

tải trọng từ 5 ÷ 75 tấn. Với tải trọng nhỏ còn có loại móc đuôi ren (đuôi dài, đuôi

ngắn), loại móc đuôi vòng.

Móc cẩu thƣờng đƣợc rèn hoặc dập bằng thép ít cacbon nhƣ CT4, CT5, C20. Khi tải trọng lớn thƣờng dùng móc tấm (Cắt thép tấm thành hình móc rồi ghép lại bằng bulon hoặc đinh tán). Loại móc này dễ chế tạo, nhƣng nặng do tiết diện móc hình

chữ nhật và phải bù bền ở lỗ đinh.

Các móc treo đã tiêu chuẩn hoá, việc tính chọn móc sẽ đơn giản, căn cứ vào tải

trọng mà chọn móc có kích thƣớc phù hợp.

Hình 1.5: Các loại móc cẩu

a. Tính toán móc đơn.

Móc nâng đã đƣợc tiêu chuẩn hoá, việc tính chọn móc căn cứ vào tải trọng, sau

đó tiến hành kiểm tra đuôi móc theo điều kiện chịu kéo và ứng suất uốn tại các tiết

diện nguy hiểm.

Khi tính gần đúng, xem móc là một dầm thẳng không xét đến độ cong móc và

để bù lại độ cong phải hạ thấp ứng suất cho phép. Sau khi đã xác định đƣợc các kích thƣớc chủ yếu sẽ tiến hành tính chính xác lại và xét đến độ cong.

Công việc đầu tiên khi tính móc là xác định hình dạng tiết diện móc cho phù

hợp với điều kiện chịu tải trọng thực tế của móc, sau đó tính đến quan hệ của các kích

thƣớc tiết diện.

Bước 1: Xác định hình dạng tiết diện móc

Không xét đến độ cong móc:

Tại tiết diện 1-2 (mặt cắt A-A) hình 1.6. Ta có:

Hình 1.6: Tính toán móc đơn

Và ứng suất lớn nhất sẽ phát sinh ở lớp ngoài cùng:

Bước 2: Tìm quan hệ các cạnh của tiết diện:

Để ứng suất ζ . thì tiết diện phải không đối xứng. Nếu chọn tiết diện hình thang: ≈ ζ 2

(1.1)

Các giá trị trong quan hệ hình học của hình thang có chiều cao h, đáy lớn B,

đáy nhỏ b là:

Thay vào (1.1) ta có:

Với móc câu tiêu chuẩn thì: h = a Lúc này, quan hệ tỷ lệ giữa các cạnh hình thang là: B = 3b. Nhƣ vậy:

Khi tính chính xác móc có kể đến độ cong móc, ứng suất ở phần cong có thể

xác định theo công thức:

(1.2)

Trong đó:

- r là bán kính cong trục trung hòa của móc ở tiết diện đang xét. Đối với các

móc tiêu chuẩn r = Ro = a/2 + c

- y là khoảng cách từ lớp vật liệu đang xét của tiết diện đến trục trung hòa. Tọa

độ y lấy dƣơng cho các lớp đặt ngoài đối với tâm cong của trục trung hòa và trọng tâm tiết diện, lấy âm cho các lớp đặt giữa chúng.

Phƣơng trình gần đúng để tính ứng suất ở tiết diện 1-2 của các móc tiêu chuẩn

có xét đến độ cong của chúng nhƣ sau:

Những ứng suất lớn nhất ở các điểm ngoài cùng của tiết diện khi :

max2

= – c = – (5/12).h và y = + c = h – c y max1 = (7/12).h sẽ là : 1

Đến đây có thể nhận xét khi tính chính xác móc có kể đến độ cong móc thì ứng

suất ở điểm 1 tăng hơn 40% khi tính không kể đến độ cong móc. Nhƣ vậy ngay cả khi tiết diện là hình thang và có quan hệ B = 3b thì ứng suất ở điểm 1 và 2 cũng không

bằng nhau.

Kích thƣớc miệng móc a = h có thể tính gần đúng theo Q tính bằng tấn:

Tóm lại: Kiểm tra móc đơn tại các tiết diện sau: Tại tiết diện 1-2 kiểm tra theo công thức:

Khi tính móc không kể đến độ cong thì [ζ] = (100 ÷ 110)N/mm2 (Thép C20)

Tiết diện đuôi móc kiểm tra theo kéo khi có ren:

Nếu đuôi móc làm vòng thì xét tại tiết diện nhỏ nhất. Xét khả năng xuất hiện

2 = (50 ÷ 60)N/mm

thêm ứng suất uốn khi vật bị lắc ta nhận [ζ] (Thép C20).

Chiều cao của đai ốc lắp vào đuôi móc H đƣợc tính theo ứng suất dập hoặc áp

lực riêng cho phép trên ren. H phải lớn hơn 0,8 đƣờng kính trung bình của ren

Tại tiết diện 3-4 khi treo vật trên một dây kiểm tra theo cắt:

o , trong trƣờng

Nguy hiểm hơn cả đối với tiết diện 3-4 là khi treo vật trên hai nhánh dây

nghiêng một góc γ so với đƣờng thẳng đứng, thông thƣờng nhận γ = 45 hợp này trọng lực của vật truyền vào móc hai lực, mỗi lực bằng:

Phân lực Q thành hai thành phần nằm ngang Q và thẳng đứng Q , ta có:

Tác dụng của lực Q đến tiết diện 3-4 giống nhƣ tác dụng của Q ở tiết diện 1-2.

Vì vậy ứng suất ở các điểm 3 và 4 khi tính gần đúng không xét đến độ cong móc có

thể xác định:

Khi xét đến độ cong móc, ứng suất ở điểm bất kỳ của tiết diện 3-4 có thể xác

định theo công thức (1.2)

Khi bán kính độ cong r = a/2 + c , a = h và những giới hạn khác nhƣ trên đối

với tiết diện móc tiêu chuẩn, ta có:

max1

Ứng suất lớn nhất ở điểm 3 khi y = – (5/12).h đƣợc xác định theo công thức:

Phân lực thứ hai Q gây ra ứng suất cắt:

Cuối cùng ứng suất quy đổi ở điểm 3:

b. Tính toán móc kép

Tính toán móc câu đôi cũng theo các công thức móc câu đơn. Các tiết diện

nguy hiểm cần kiểm tra là : 1-2 ; 3-4 ; 5-6

Hình 1.8: Móc kép khi chịu tải không đều Hình 1.7: Móc kép khi chịu tải đều

Trị số tính toán trên mỗi ngạnh là:

Xét đến khả năng treo lệch dây tải trọng không đều ta có thể nhận lực tính toán

là:

Để tính tiết diện 1-2, ta phân lực Q thành hai phân lực Q và Q :

Q = Q sinγ. Lực Q gây ra uốn và kéo

2 cosγ. Lực Q

Q = Q gây ra cắt

Còn để tính tiết diện 3-4, ta phân lực Q thành hai phân lực Q và Q :

Q = Q sin(γ +α). Lực Q gây ra uốn và kéo

4 cos(γ +α). Lực Q

Q = Q gây ra cắt.

Nguy hiểm nhất là khi chỉ treo vật trên một ngạnh, lực Q chia thành hai thành

phần Q và Q . Các lực này gây nên ứng suất kéo và cắt cho tiết diện 5-6

Ngoài ra tại tiết diện 5-6 còn chịu ứng suất uốn:

Ứng suất tổng tại tiết diện này là:

c. Vòng treo

Vòng treo là thiết bị chủ yếu dùng để treo vật nâng có trọng lƣợng lớn hơn 100 tấn. Vòng treo đƣợc chế tạo bằng phƣơng pháp rèn dập từ thép CT3. Vòng treo nhẹ

hơn móc có cùng tải trọng. Tuy nhiên sử dụng không tiện lợi bằng móc vì phải luồn dây vào vòng

Có hai loại vòng treo: vòng treo liền và vòng treo chắp. Vòng treo liền là một

hệ thống tĩnh không xác định, tải trọng đến 200 tấn. Khi tải trọng lớn hơn nữa (đến

500 tấn) thì dùng vòng treo chắp.

Hình 1.9: Vòng treo liền và vòng treo chắp

Các thanh bên đƣợc tính theo kéo với lực kéo:

Thanh ngang chịu nén do lực:

Và chịu uốn do mômen

Ở tiết diện giữa thanh ngang:

Chốt giữa các thanh đƣợc tính theo cắt:

Ứng suất lớn nhất ở tiết diện giữa thanh ngang của dầm khi có kể đến độ cong:

1.3.2. Cặp giữ

Thiết bị mắc vật đặc biệt nói chung và kẹp mắc vật nói riêng chuyên dùng để

mắc những vật có cùng kích thƣớc và trọng lƣợng. Ƣu điểm chính của việc sử dụng

thiết bị mắc vật đặc biệt là việc mắc và dỡ vật nhanh chóng (Giảm thời gian bƣớc

dừng). Chính vì vậy khi thiết kế những thiết bị mắc vật đặc biệt cần xét đến hình dạng,

kích thƣớc và những tính chất khác của vật.

Phần lớn các kẹp mắc vật làm việc dựa vào nguyên lý ma sát.

a. Kẹp mắc vật đối xứng.

Với kẹp mắc vật kiểu đối xứng vật đƣợc giữ là do lực ma sát. Điều kiện giữ vật

là:

= 2Nf ≥ Q 2Fms

Hình 1.10: Kẹp đối xứng

Nhƣ vậy tối thiểu lực nén cần thiết của chân kẹp (Phản lực) phải là:

Trong đó f là hệ số ma sát phụ thuộc vào vật liệu của vật, của chân kẹp và trạng

thái mặt tiếp xúc của chúng. k là hệ số an toàn giữ vật.

Khả năng làm việc của kẹp đƣợc xác định bằng phƣơng trình cân bằng lực của

một má kẹp bất kỳ. Trong tính toán sơ bộ bỏ qua trọng lƣợng bản thân của má kẹp

(Hình 1.10). Khi đó nếu xét má kẹp 1: Tất cả các lực tác dụng lên má kẹp 1 gồm: T, R

, N và Q/2. , R 2

Phƣơng trình mômen của tất cả các lực tác dụng lên má kẹp 1 đối với tâm khớp

nối:

Ta có:

(1.3)

Kẹp chỉ có thể làm việc đƣợc (Giữ đƣợc vật) khi điều kiện trên (1.3) đƣợc thích ứng . Nhƣ vậy khi cho trƣớc kích thƣớc vật a, và f ≤ fmin (Việc giữ đƣợc vật không phụ thuộc vào trọng lƣợng vật). Phƣơng trình (1.3) là cơ sở để lựa chọn các kích thƣớc cơ

bản của kẹp: m, c, α.

Hình 1.11: Sơ đồ phân tích lực T Hình 1.12: Sơ đồ lực

Để đánh giá ảnh hƣởng của trọng lƣợng các cánh tay đòn và thanh kéo đến khả

năng kẹp vật, sử dụng nguyên tắc tác dụng độc lập của các lực.

Trƣờng hợp không kể đến G2, lực căng cáp treo đặt tại điểm A bằng Q + G1 . Do thanh kéo chỉ chịu lực kéo nên lực T tác dụng dọc thanh kéo. Phân lực T thành hai thành phần thẳng đứng V và nằm ngang N1 (hình 1.11) ta có:

trọng lƣợng tay đòn G1 mà chỉ có lực căng cáp G2

Thiết bị kẹp ở hình 1.12 không tính đến tác dụng của trọng lƣợng vật nâng Q và và trọng lƣợng mỗi thanh kéo G2/2. theo hai phƣơng đã xác Nhƣ vậy khi phân tích trọng lƣợng thanh kéo AB là G2/2

định sẽ tìm đƣợc các phản lực tại A và B là S2 và N2. Ta có:

Theo nguyên tắc tác dụng độc lập, tổng phân lực theo phƣơng ngang tại khớp B

của kẹp là:

Xét cân bằng lực một má kẹp bằng cách lấy mômen của tất cả các lực đối với

tâm khớp C:

Nhƣ vậy:

Thông thƣờng khi tính toán thiết bị kẹp phải xác định góc α để đảm bảo độ tin

cậy khi giữ vật của thiết bị

Nếu trong tính toán không kể đến ảnh hƣởng của trọng lƣợng thiết bị kẹp:

b. Kẹp mắc vật không đối xứng

Kẹp không đối xứng khác với kẹp đối xứng ở chỗ các thanh kéo phía trên

không đối xứng qua trục AC. Trong việc tính toán loại kẹp này không kể trọng lƣợng

các thanh mà chỉ có trọng lƣợng vật nâng Q và trọng lƣợng các đòn G .(hình 1.13)

Hình 1.13: Kẹp không đối xứng

Để xác định các lực tác dụng lên cánh tay đòn XB và XE tại các điểm B và E, xét thanh AA’E nhƣ một dầm tĩnh định chịu lực Q + G1 ở A theo phƣơng thẳng đứng và hai gối khớp ở A’ và E. Phản lực tại E chƣa biết cả phƣơng và giá trị XE còn tại A’ phản lực có phƣơng dọc theo thanh kéo A’B vì tại A’ thanh AA’E nối khớp với A’B.

Do tất cả các lực tác dụng lên AA’E phải cắt nhau tại một điểm nên kéo dài lực

Q + G theo phƣơng thẳng đứng cắt A’B tại S và nhƣ vậy phản lực tại E phải có

phƣơng đi qua S và E.

theo các phƣơng ta có: Bằng cách phân tích lực Q+G1

Do các lực tác dụng lên các tay đòn tại B và E là XB và XE có giá trị bằng nhau và đối xứng qua trục AC mà kẹp không đối xứng đƣợc tính toán tiếp giống nhƣ đối với kẹp đối xứng.

1.3.3. Gầu ngoạm

Gầu ngoạm là thiết bị bốc dỡ vật liệu rời, vụn, nhão có tính tự động cao, tốn ít sức lao động. Theo nguyên lý làm việc, có ba loại gầu ngoạm : gầu ngoạm hai dây, gầu ngoạm một dây và gầu ngoạm dẫn động riêng.

Hình 1.14: Gầu ngoạm

a. Gầu ngoạm hai dây

Gầu ngoạm hai dây đƣợc sử dụng rộng rãi hơn cả. Gầu ngoạm hai dây có cấu

tạo tƣơng đối đơn giản, dễ sử dụng, năng suất cao. Khi sử dụng phải dùng hai tang điều khiển hai cáp riêng biệt. Tang quấn cáp 1 dùng để nâng hạ gầu và tang quấn cáp 4

dùng để đóng mở miệng gầu. Trong đó cáp nâng 1 nối với đầu đỡ trên 2, cáp đóng mở

gầu 4 nối với đầu đỡ dƣới 5 qua hệ thống palăng đóng mở gầu (hình 1.15).

Hình 1.15: Nguyên lý làm việc của Gầu ngoạm hai dây

- Ở vị trí I, thả chùng cáp đóng mở miệng gầu 4, miệng gầu mở ra.

- Ở vị trí II, thả chùng cả hai cáp 1 và 4, dƣới tác động của trọng lƣợng gầu, gầu

đƣợc cắm vào đống vật liệu.

- Ở vị trí III, kéo cáp đóng miệng gầu 4, vật liệu đƣợc xúc đầy vào gầu. - Ở vị trí IV, kéo cả hai cáp 1 và 4, gầu đƣợc nâng lên. Muốn dỡ vật liệu thì thả cáp đóng mở miệng gầu 4. Để giảm lực căng trên cáp đóng mở miệng gầu 4, đồng thời tăng khả năng ngoạm vật liệu, cáp 4 đƣợc luồn qua palăng 2-5, trong đó 2 là cụm puly cố định, 5 là

cụm puly di động của palăng.

3 (0,4 ÷ 10) m

Trong xây dựng và thuỷ lợi hay sử dụng gầu ngoạm hai dây có dung tích gầu

, xếp dỡ vật liệu rời có trọng lƣợng riêng (0,5 ÷ 2,5) T/m .

b. Gầu ngoạm một dây

Gầu ngoạm một dây đƣợc treo trên một cáp duy nhất 1 có vòng treo móc với

móc treo của máy nâng. Gầu đƣợc thả xuống đống vật liệu ở trạng thái mở (Trƣòng

hợp II hình 1.16), lúc đó đầu di động 8 tỳ lên đầu đỡ trên 2. Dƣới tác dụng của trọng

lƣợng gầu, lƣỡi gầu 4 cắm sâu vào đống vật liệu. Cáp 1 tiếp tục đi xuống và dƣới tác

dụng của trọng lƣợng đầu di động 8 mà móc 9 liên kết với đầu đỡ dƣới 6 (Trƣòng hợp II hình 1.16). Khi kéo cáp 1 lên, má gầu đóng lại thực hiện quá trình bốc vật liệu. Gầu

có vật liệu đƣợc đóng kín và tiếp tục đƣợc nâng lên đến vị trí cần dỡ vật liệu.

Hình 1.16: Gầu ngoạm một dây

Khi cần dỡ vật liệu, phải cho cần lẫy 10 gạt vào thanh chặn 7 đặt cố định ở độ

cao cần dỡ vật liệu. Nhƣ vậy Gầu ngoạm một dây có thể lắp trên bất cứ loại máy nâng

nào miễn là có một tang quấn cáp và không thể dỡ vật liệu ở độ cao bất kỳ đƣợc.

1.4. Dây trong cơ cấu nâng

Dây đƣợc hiểu là những phần tử có tiết diện mặt cắt ngang rất nhỏ so với chiều

dài. Mềm đƣợc hiểu là dễ bị uốn theo tất cả các hƣớng chứ không phải là mềm và cứng (Có đơn vị đo là HB) nhƣ trong Vật liệu học. Dây mềm đƣợc hiểu là phần tử mềm và có độ cứng nhất định.

Trong máy nâng dây mềm đƣợc dùng để: Liên kết vật nâng với cơ cấu nâng hạ;

a. Khái niệm Liên kết vật này với vật kia và dùng để chằng buộc.

b. Phân loại

- Cáp tổng hợp: Nguồn nguyên liệu vô tận, độ bền kéo cao, ít chịu tác dụng của

môi trƣờng. Co dãn tốt, không cần phải chống ẩm, nhƣng giá thành cao và mau già theo thời gian.

- Cáp thép: Độ bền kéo lớn, chịu ma sát, trọng lƣợng riêng tƣơng đối nhỏ, dễ bị

ăn mòn...

- Cáp thực vật: Mềm, nhẹ, dai, độ bền kéo nhỏ, nhƣng chịu cọ xát kém, hút ẩm

cao, nở to khi ngâm nƣớc, lâu khô.

- Xích hàn: Trọng lƣợng riêng lớn nhạy cảm với các va chạm

- Xích bản lề: Thƣờng dùng trong truyền động

Trong máy nâng thƣờng sử dụng cáp thép và xích hàn làm phần tử kéo và buộc

vật

Sơ đồ phân loại dây

1.4.1. Cáp thép bện

a. Cấu tạo

Cáp thép đƣợc cấu tạo từ những sợi dây thép con có độ bền kéo lên đến

và có đƣờng kính từ (0,2 ÷ 1) mm. Để chế tạo cáp thép ngƣời ta bện các

1800N/mm2 sợi dây thép con lại thành “tao”, và từ các “tao” bện lại thành cáp. Ngoài ra trong cáp

thép còn bố trí một lõi làm bằng xơ sợi tổng hợp hoặc thực vật có tẩm dầu bôi trơn để

làm mềm cáp

Hình 1.17: Cấu tạo cáp thép

1. Sợi thép con ; 2, Tao ; 3. Lõi cáp ; Cáp Thép

Số lƣợng sợi thép con và số lƣợng tao cũng ảnh hƣởng đến đặc điểm của cáp

thép:

• Nếu cáp có nhiều sợi thép con thì:

- Cáp sẽ mềm (nhƣng độ bền lâu tăng không đáng kể vì các sợi mặt ngoài có

ứng suất tiếp lớn).

- Chống mòn kém, dễ bị phá huỷ khi va chạm.

- Chi phí thời gian chế tạo lớn, giá thành cao. • Nếu cáp có nhiều “tao” thì:

- Bề mặt cáp bằng phẳng.

- Khả năng chịu nén kém.

b. Phân loại

• Theo phương pháp chế tạo: Có cáp tiếp xúc điểm, đƣờng và cáp tiếp xúc hỗn

hợp

Hình 1.18: Hình vẽ minh hoạ Cáp tiếp xúc điểm và tiếp xúc đường.

a, Cáp tiếp xúc điểm ; b, Cáp tiếp xúc đường

Hình 1.19: Các loại cáp tiếp xúc đường.

a. Có đường kính các sợi giống nhau ; b. Đường kính sợi giống nhau từng lớp

c. Đường kính sợi khác nhau ở lớp ngoài ; e. Đường kính sợi lớp ngoài khác lớp trong

d. Có lớp sợi thép con làm nền giứa các lớp ; f. Chỉ có sợi lớp ngoài cùng khác nhau

• Theo dạng xoắn: Có cáp thƣờng và cáp không tở

Cáp thƣờng là cáp mà các sợi và các cháu không có biến dạng. Cáp không tở là cáp có

biến dạng của sợi và cháu, cáp này có đặt điểm sau:

- Độ bền mòn lớn hơn cáp thƣờng.

- Lực căng đƣợc phân bố đều đặn.

- Có khả năng chống uốn tốt hơn, cứng - Giảm đƣợc sự mài mòn tang và ròng rọc. • Theo hướng xoắn: Có cáp S và cáp Z - Cáp xoắn phải còn gọi là cáp Z

- Cáp xoắn trái: Còn gọi là cáp S

Hình 1.20: Cáp Z và cáp S.

Chú ý: Độ bền và tuổi thọ của cáp chịu ảnh hƣởng của mối quan hệ giữa hƣớng xoắn cáp với chiều quay tang cuốn cáp.

Hình 1.21: Hướng xoắn cáp và chiều quay tang

• Theo cách bện: Có cáp bện ngƣợc chiều và cáp bện cùng chiều.

- Cáp bện ngƣợc chiều là loại cáp mà hƣớng xoắn của sợi trong tao và của tao

trong cáp là trái chiều nhau.

- Cáp bện cùng chiều là loại cáp mà hƣớng xoắn của sợi trong tao và của tao

trong cáp là cùng chiều nhau.

Đặc điểm của cáp bện ngƣợc chiều và cáp bện cùng chiều:

+ Cáp bện ngƣợc chiều:

- Các sợi thép con luôn luôn bị căng, độ mòn tăng và độ bền lâu giảm. - Khi không mang tải không bị mở đƣờng xoắn.

+ Cáp bện cùng chiều:

- Bề mặt bằng phẳng và diện tích tiết diện đầy hơn.

- Mềm dễ uốn và bền hơn.

- Bị mài mòn ít hơn do chỗ bề mặt tiếp xúc tăng.

- Dễ bị mở đƣờng xoắn khi không mang tải.

c. Chế độ, điều kiện làm việc và phƣơng pháp tính toán cáp - Điều kiện làm việc: Chịu ăn mòn, ma sát và mài mòn.

- Chế độ làm việc: bị Kéo - Uốn - Nén - Xoắn dƣới tác dụng của lực căng và tốc

độ quay.

Độ lớn các ứng suất trên lại phụ thuộc vào nhiều yếu tố: - Độ lớn tải trọng tác dụng, - Kết cấu và đƣờng kính cáp,

- Độ lớn ma sát giữa các sợi và các cháu, - Kích thƣớc và kết cấu của tang hay ròng rọc. - Mối quan hệ giữa hƣớng xoắn của cáp và chiều quay của tang. Trạng thái ứng suất trong cáp là phức tạp. Trong thực tế không thể xác định đƣợc mối quan hệ quá phức tạp nói trên, do đó chỉ có thể tính toán cáp một cách gần đúng theo 3 phƣơng pháp tính sau đây:

• Phương pháp tính toán theo độ bền mỏi: Dƣới tác dụng đồng thời các ứng lực nói trên cùng với việc uốn cong và duỗi

thẳng liên tục trong quá trình làm việc sẽ làm cho cáp bị mỏi và cuối cùng bị phá huỷ.

Do đó, ngƣời ta đƣa về việc xác định giới hạn số lần uốn cáp.

Giá trị giới hạn số lần uốn cáp lại phụ thuộc vào trị số của lực căng và tỉ số giữa

). Theo S.S Torban tỉ số

đƣờng kính tang (hay ròng rọc) và đƣờng kính cáp ( D0 = C.dc C sẽ nhỏ hơn 10 đối với cáp thực vật và C =15 ÷ 20 đối với cáp thép.

D.C. Dutscop đã tiến hành thí nghiệm và cho thấy với cùng một giá trị tải trọng,

nếu C = 6,8 thì cáp chịu đƣợc khoảng 10.103 lần uốn sẽ đứt, khi C = 8,6 thì giới hạn số lần uốn là 45.103, khi C = 10,8 thì giới hạn số lần uốn là 100.103, khi C = 12,9 thì giới

hạn số lần uốn là 180.10 và khi C = 20,4 thì sau 600.103 lần uốn cáp sẽ bị phá huỷ.

Nhƣ vậy nếu tăng C từ 6,8 lên 20,4, nghĩa là tăng 3 lần thì sẽ tăng giới hạn số

lần uốn lên 60 lần với cùng một giá trị tải trọng.

Tuy vậy số lần uốn giới hạn khó có thể tính toán chính xác do còn ảnh hƣởng

bằng thực nghiệm.

của nhiều yếu tố khó xác định. Vì vậy khi chọn cáp theo phƣơng pháp này chủ yếu dựa vào các biểu đồ phụ thuộc giữa lực căng và giới hạn số lần uốn Ugh • Phương pháp tính toán theo độ bền kéo và uốn:

Trên thực tế không thể cùng lúc tính đƣợc tất cả các ứng suất kéo, uốn, nén và

xoắn, cho nên chỉ có thể tính cáp theo uốn và kéo, còn các ứng suất xoắn và nén đƣợc

bổ sung bằng một hệ số dự trữ (từ thực nghiệm).

Khi cáp chịu lực căng S uốn quanh ròng rọc có đƣờng kính D, cáp thép có z sợi

. Có thể tham khảo công thức sau để tính chọn

dây thép con mỗi sợi có đƣờng kính ds cáp thép:

• Phương pháp tính toán theo độ bền đứt:

Hiện nay máy nâng nói chung các cơ cấu và chi tiết nói riêng của máy nâng đã đƣợc tiêu chuẩn hóa mạnh. nhờ đó việc tính toán cáp thép cũng sẽ đơn giản rất nhiều.

Tính toán theo độ bền đứt là phƣơng pháp tính chọn cáp đƣợc sử dụng phổ biến nhất. Phƣơng pháp này dựa vào lực căng lớn nhất, hệ số bền dự trữ và tuỳ thuộc chế

độ làm việc của máy nâng để xác định lực đứt cáp. Từ lực đứt cáp ta tiến hành tra bảng cáp theo tiêu chuẩn (Do nhà chế tạo cáp thép cung cấp) để chọn cáp.

(Hệ số k đƣợc chọn tùy thuộc vào chế độ làm việc Bước 1: Tính Smax = Sdm kd

của máy nâng)

n ( Hệ số an toàn n = 3 ÷ 10) = Smax Bước 2: Tính Sd Bước 3: Tra bảng chọn cáp (Xem bảng 6).

Bảng 6. Cáp thép Liên Xô ΛK - 06 x 19 ( Γ0CT 3077 – 55 )

d. Các biện pháp cải thiện độ bền và tuổi thọ của cáp thép

- Sử dụng đúng tải trọng.

- Phù hợp giữa chiều quay và hƣớng xoắn cáp, giữa đƣờng kính cáp với đƣờng

kính trống tang hoặc ròng rọc.

- Cách ly môi trƣờng bằng cách phủ lên trên bề mặt lớp dầu mỡ. - Phủ lên bề mặt sợi thép con lớp vật liệu chống ăn mòn.

- Thƣờng xuyên tra dầu mỡ vào lõi cáp.

e. Nối đầu cáp với các tiết máy khác Cặp đầu cáp lên trục cần có vòng lót cáp bảo vệ cho cáp khỏi bị chà xát trực

tiếp vào trục và tránh ứng suất dập lớn. Vòng lót có tiết diện hình máng (hình 1.22) Để kẹp chặt đầu cáp thƣờng dùng nhất là cặp bu long (hình 1.22). Có thể dùng cách bện (hình 1.23): tháo tung đầu cáp, luồn các sợi vào thân cáp, rồi dùng sợi thép

quấn ngoài trên đoạn dài l. Cách bện này tốn công và không đƣợc chắc chắn nên ít dùng. Dùng ống côn để cặp đầu cáp cũng rất đảm bảo (hình 1.24) đầu cáp xâu qua lỗ

nhỏ ống côn, cắt bổ lõi giữa, bẻ gập các sợi, rút lại rồi đổ chì vào ống.

Khóa chêm (hình 1.25) dùng rất phổ biến và tiện lợi để cặp đầu cáp, có thể nối

và tháo rất nhanh bằng tay mà không cần dụng cụ chuyên dùng.

Hình 1.22 Hình 1.23

Hình 1.25 Hình 1.24

Các thiết bị để nối và cặp đầu cáp nói trên đều đƣợc quy chuẩn hóa.

1.4.2. Xích hàn

a. Đặc điểm cấu tạo

Xích hàn gồm các mắt xích hình ô van đƣợc chế tạo từ thép tròn uốn cong rồi

hàn lại bằng phƣơng pháp hàn rèn hoặc hàn điện. Vật liệu chế tạo thƣờng là loại thép ít

các bon giới hạn thấp cho nên giới hạn bền kéo thấp và khả năng tải của xích thấp.

b. Các kích thƣớc cơ bản

- Đƣờng kính xích dx - Bƣớc xích t

- Chiều rộng mắt xích B - Chiều dài mắt xích L: L = t + 2d

Hình 1.26: Cấu tạo xích hàn

c. Phân loại xích hàn

Dựa vào cấu tạo: - Xích thƣờng.

- Xích có thanh ngáng. Dựa vào bước xích: - Xích mắt ngắn: có t < 3dx - Xích mắt dài: có t > 3dx Dựa vào độ chính xác chế tạo: - Xích chính xác: t = ± 0,03dx. và b = ±0,05dx. - Xích không chính xác: Sai số của t và B cỡ ± 0,1dx.

Hình 1.27: Xích hàn có thanh ngáng.

d. Đặc điểm, phạm vi ứng dụng

- Dễ uốn theo các hƣớng (mềm hơn cáp thép)

- Cấu tạo và chế tạo đơn giản

- Trọng lƣợng riêng lớn và rất nhạy cảm với các va chạm (ồn).

- Dễ bị đứt đột ngột.

- Mắt xích thƣờng bị mòn nhiều ở nơi bị cọ xát. - Chỉ cho phép làm việc với tốc độ chậm.

- Giới hạn bền kéo thấp và khả năng tải thấp.

Trong máy nâng xích hàn sử dụng không rộng rãi bằng cáp thép vì nặng và độ

tin cậy kém.

Thông thƣờng xích mắt ngắn là xích chính xác dùng trong truyền động . Xích chính xác đƣợc dùng với các đĩa xích có số răng Zmin = 5 với vận tốc truyền động không quá 0,5 m/s. Xích không chính xác chỉ dùng với các đĩa xích và tang trơn với

vận tốc truyền động không quá 1 ÷ 5m/s

Xích hàn đƣợc dùng hợp lý trong các cơ cấu nâng tải trọng nhỏ nhƣ palăng, dùng truyền động trong môi trƣờng bụi không dùng đƣợc xích bản lề, hoặc để buộc và treo vật nặng. Xích hàn có thanh ngáng đƣợc dùng làm lĩn neo (xích neo).

e. Phƣơng pháp tính chọn

Xích chịu kéo là chủ yếu nhƣng do cấu tạo mắt xích cho nên ngoài chịu kéo xích còn bị uốn cục bộ, ứng suất này khó xác định nên bỏ qua kể cả độ bền mối hàn. Tuy nhiên khi xích đi qua tang hoặc ròng rọc thì cả mắt xích bị uốn.

Giả sử khi xích đi qua puly các mắt xích kề nhau quay một góc α. Khi đó lực

căng S đƣợc phân làm hai thành phần: (Xem hình 1.28)

gây ra ứng suất kéo: Sr

SB gây ra ứng suất uốn với:

Có thể lấy

Do đó

Do đó để giảm ứng suất trên mắt xích cần phải sử dụng xích bƣớc ngắn. Thông

thƣờng, ngƣời ta dùng xích có t = (2,7 ÷ 2,8)d cho các loại tang và đĩa xích (Với đƣờng kính tang hay đĩa xích là D = 15dx)

Trong thực tế tính toán, người ta thường chọn xích hàn theo điều kiện bền đứt

tương tự như tính chọn cáp thép:

Smax = Sdm kd → Sd = Smax .n → Tra bảng chọn xích theo tiêu chuẩn. Giá trị n > 3 tuỳ thuộc vào loại truyền động (tay hoặc máy) và công dụng của

xích.

Hình 1.28: Tính xích hàn

1.4.3. Xích tấm Xích tấm gồm những tấm thép nối với nhau bằng các trục nhỏ (hình 2.29), số tấm trong mắt xích càng nhiều, tải trọng phá hỏng càng lớn. Các chi tiết làm bằng thép 40 và 45 với giới hạn bền kéo 570 – 600 N/m2 .

Ƣu điểm so với xích hàn chế tạo từ những tấm nguyên không phải hàn do đó

bảo đảm an toàn hơn; các mắt xích bị biến dạng ít hơn, chuyển động điều hòa hơn.

Nhƣợc điểm: nặng hơn và đắt hơn, không uốn cong đƣợc trong mặt phẳng các

Tính toán xích bản lề cũng tƣơng tự nhƣ xích hàn và cáp; hệ số an toàn quy

trục bản lề; các bản lề bị mòn nhiều; làm việc phải có đĩa xích (có răng), với vận tốc thấp, vmax = 0,25 m/s. định lấy không dƣới 5.

Hình 1.29: Xích tấm

* So sánh cáp và xích

Các loại dây dùng trong cơ cấu nâng của máy trục nói trên (cáp thép bện, xích

hàn, xích tấm) có cơ tính và chất lƣợng sử dụng rất khác nhau, vì vậy chúng đƣợc

dung trong những điều kiện khác nhau.

Cáp nhẹ hơn xích rất nhiều, với cùng tải trọng phá hỏng trọng lƣợng 1m cáp

nhỏ hơn trọng lƣợng 1m xích khoảng 10 lần. Ngoài ra nó có thể uốn đƣợc theo mọi

hƣớng: làm việc điều hòa, không ồn với bất kỳ vận tốc nào nếu bảo quản tốt có thể

đảm bảo độ bề lâu: không đứt bất ngờ mà báo hiệu cho biết trƣớc quá trình phá hỏng

vì mỏi (đứt dần từng dây), do đó làm việc rất an toàn. Nhƣợc điểm duy nhất của cáp là

đòi hỏi tang phải có đƣờng kính lớn, do đó bộ truyền sẽ phức tạp hơn. Tuy vậy, nhờ những ƣu việt của nó, cáp vẫn là loại dây phổ biến nhất trong các máy trục hiện tại. Xích hàn có nhiều nhƣợc điểm: nặng hơn cáp nhiều, độ an toàn kém hơn, có thể đứt bất ngờ khi nâng vật, điều kiện truyền lực kém (tiếp xúc điểm), tốc độ làm việc với đĩa xích cho phép thấp (0,1 m/s). Ƣu điểm của nó là rất dễ uốn cong theo mọi hƣớng.

Xích tấm chỉ gập đƣợc theo một hƣớng. Độ an toàn cao hơn xích hàn, tốc độ

cho phép cũng lớn hơn (0,25 m/s) nhƣng đắt hơn. Nhƣ vậy, cáp ƣu việt hơn hăn so với xích. Tuy nhiên xích vẫn đƣợc dùng trong những điều kiện tƣơng ứng, yêu cầu kích thƣớc cơ cấu nhỏ gọn (vì có thể dùng đĩa xích rất nhỏ) khi môi trƣờng xung quanh có nhiệt độ cao ảnh hƣởng không tốt tới dây

cáp. Xích thƣờng đƣợc dùng trong các palăng xích kéo tay, là những cơ cấu nâng chậm, chiều cao nâng không lớn lắm.

1.5. Bộ phận cuốn và hƣớng dẫn dây Ròng rọc, Palăng, Tang là những kết cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong máy

nâng. Đó là các kết cấu cơ sở để tạo nên các cơ cấu của máy nâng

1.5.1. Tang

Trong các máy tời nói chung và máy nâng nói riêng Tang là bộ phận chấp hành a. Khái niệm

dùng để biến chuyển động quay của trục tải thành chuyển động tịnh tiến của phần tử

mềm và dùng để kéo hoặc thu chứa cáp.

b. Phân loại Tang trơn (hình 1.30)

Tang xẻ rãnh (hình 1.31)

c. Các thông số cơ bản của tang

Hình 1.30 Tang trơn

Hình 1.31 Tang xẻ rãnh

(mm)

- Đường kính trống tang: D0 = (18 ÷ 20)dc - Chiều dài tang: Lt Lt = Z.t

Với : t - Bƣớc tang, thƣờng chọn t = 1,1.dc với tang xẻ rãnh và t = dc với tang trơn

+Z1 - Số vòng cuốn cáp trên tang

Z = Z3 + Z2 Trong đó :

- số vòng dự trữ.

- số vòng làm việc của tang. Z3 - số vòng cáp cố định cáp Z2 Z1

Với :

Z1 = a.H/(π.D0) vòng Z2 = Z3 = 1,5 ÷ 2 vòng

Khi cuốn n lớp cáp trên tang có thể lấy :

Z ≈ Z1/n

- Bề dày tang: δ . Đƣợc xác định khi tính bền trống tang. Với tang đúc có thể

xác định sơ bộ theo: δ = 0,02D + (6 ÷ 10) mm; hoặc δ = 1,2dc • Tính toán bền tang thu chứa cáp

Trống tang luôn chịu trạng thái ứng suất phức tạp: nén, uốn và xoắn.

Đối với những tang có chiều dài nhỏ hơn 3 lần đƣờng kính trống tang thì ứng suất uốn và xoắn không vƣợt quá 15% ứng suất nén. Do đó việc tính toán bền tang (Để

xác định bề dày δ của trống tang) chủ yếu theo ứng suất nén.

Hình 1.32: Sơ đồ tính bền tang

Dây cáp đƣợc quấn đều trên trống tang và trên dây cáp luôn luôn có sức căng cho nên trống tang trong trƣờng hợp này đƣợc coi nhƣ một ống có bề dày δ chịu áp lực

ở mặt ngoài. Do đó việc tính toán bền trống tang đƣợc tiến hành theo bài toán Lame.

trƣớc hết Để xác định giá trị ứng suất nén, từ các thông số đầu vào: dc , t , S , Dc

cần phải xác định áp lực tác dụng lên bề mặt trống tang p.

Hình 1.33: Sơ đồ tính bề dày trống tang

t (Hình 1.33). Do lực căng cáp cho nên trên bề mặt tang xuất hiện áp lực p. Lực tác

Tách ra một phân tố bề mặt tang dF có độ dày δ với chiều rộng bằng bƣớc xếp đặt cáp t trên tang và chiều dài ứng với góc dϕ. Đƣờng kính trong của trống tang là D

dụng lên phân tố diện tích dF sẽ là: dP = p.dF

Vì hệ thống nằm trong trạng thái cân bằng cho nên tổng hình chiếu của tất cả

các lực phân tố trên bề mặt sẽ cân bằng với lực căng 2S, nghiã là:

Gọi:

- Áp lực tác dụng lên mặt ngoài của trống tang là p - Áp lực tác dụng lên mặt trong của trống tang là p0 - Đƣờng kính ngoài của trống tang là D0. - Đƣờng kính trong của trống tang là Dt Ứng dụng thành quả của bài toán Lame:

Ứng suất xuất hiện trên trống tang ở bề mặt phía trong là: max

Ứng suất xuất hiện trên trống tang ở bề mặt phía ngoài là:

- 2ω = 0 ; Dt = D0

Vì trống tang chỉ chịu lực mặt ngoài, nên p0 Nhƣ vậy ứng suất nén cực đại xuất hiện trên bề mặt trống tang sẽ là:

Vì δ rất nhỏ so với D cho nên coi:

Trong đó:

- Lực căng lớn nhất trên dây cáp;

Smax t = dc + a - Bƣớc quấn cáp trên tang. [ζ] - Úng suất nén cho phép ;

n - Hệ số an toàn. n = 1,4 ÷ 1,5 đối với tang thép

và đối với tang bằng gang n = 4 ÷ 4,25

Đối với những tang có chiều dài lớn hơn 3 lần đƣờng kính trống tang thì phải

tính đến ứng suất uốn và xoắn (do mô men tạo bởi lực căng của dây cáp).

Với tang đơn mô men uốn lớn nhất khi dây cáp ở vị trí giữa tang và có mang tải

(Hình 1.34)

Hình 1.34: Tang đơn

Ứng suất uốn và xoắn trong tang sẽ là:

Trong đó: W – mô men chống uốn và chống xoắn của mặt cắt tang. Với ,W x

u , đƣờng kính ngoài D

đƣờng kính trong D đã biết, thì:

Ứng suất pháp do mô men uốn và xoắn gây ra có thể tính theo công thức:

< [ζ] = ζ ζ Ứng suất tƣơng đƣơng đƣợc kiểm tra nhƣ sau: - α.ζ 3

Trong đó:

Với vật liệu dẻo α = 1

d. Gắn cáp lên tang

Đối với tang thành cao, toàn bộ chiều dài cáp đƣợc chứa trên tang vì vậy cần phải cố định một đầu dây cáp lên tang. Gắn cáp là dùng các biện pháp khác nhau để

tạo ra lực ma sát giữa cáp với tang có giá trị đủ lớn để giữ chặt một đầu dây cáp trên

tang. Yêu cầu cơ bản của mối gắn cáp là tin cậy, đơn giản dễ gia công và tháo lắp

• Các phương pháp gắn cáp lên tang:

- Gắn cáp bằng Bulông - Thanh đè (hình 1.35) - Gắn cáp bằng vít và tấm đệm (hình 1.36)

- Gắn cáp bằng Nêm (hình 1.37)

Hình 1.35: Gắn cáp bằng Bulông - Thanh đè

Hình 1.36: Gắn cáp bằng vít và tấm đệm Hình 1.37: Gắn cáp bằng Nêm

Gắn cáp bằng Bulông - Thanh đè là phƣơng pháp đƣợc sử dụng rộng rãi hơn cả

và đã đƣợc tiêu chuẩn hóa. 1.5.2. Ròng rọc và đĩa xích a. Khái niệm

Những chi tiết dạng đĩa quay dùng để truyền lực (hoặc đổi hƣớng chuyển động)

của phần tử mềm gọi là puly (Ròng rọc).

b. Phân loại ròng rọc - Ròng rọc dùng cho cáp thép, cáp tổng hợp và ròng rọc dùng cho xích hàn:

Hình 1.38: Ròng rọc dùng cho cáp thép

2α = 400

h = (2 ÷ 2,5)dc ; r = (0,53 ÷ 0,6)dc

÷ 600

Hình 1.39: Ròng rọc dùng cho xích hàn

a,b. Xích đơn ; c,d. Xích đôi

Khi làm việc ở chế độ nhẹ và trung bình ròng rọc thƣờng đƣợc đúc bằng gang

xám. Ở chế độ nặng vật liệu chế tạo là thép đúc. Ròng rọc có đƣờng kính lớn hơn

600mm thƣờng đƣợc chế tạo bằng phƣơng pháp hàn. Vật liệu bề mặt rảnh đóng vai trò

quan trọng trong việc chống mòn phần tử mềm, phủ nhôm sẽ tốt cho các loại ròng rọc.

- Ròng rọc dùng trên tàu cá; Ròng rọc dùng cho máy nâng.

Hình 1.41: Ròng rọc dùng trên máy nâng

Hình 1.40: Ròng rọc dùng trên tàu cá

- Ròng rọc dùng ổ lăn; Ròng rọc dùng ổ trƣợt: - Ròng rọc có trục cố định; Ròng rọc có trục quay

- Ròng rọc cố định; Ròng rọc di động

Hình 1.43: Ròng rọc dùng ổ lăn và Ròng rọc dùng ổ trượt Hình 1.42: Ròng rọc cố định và Ròng rọc di động

c. Các thông số cơ bản của ròng rọc

- Đƣờng kính đĩa ròng rọc D: D = (18 ÷ 20) dc ; D = (13 ÷ 15) dx

- Đƣờng kính trục ròng rọc d đƣợc tính theo uốn:

- Chiều dài bạc trục lp đƣợc tính theo áp lực riêng cho phép:

- Hiệu suất ròng rọc

Trong đó: dc - Đƣờng kính cáp, xích. , dx P - Tải trọng đặt lên trục ròng rọc (N). l - Khoảng cách giữa các điểm ổ tựa trên trục ròng rọc. [ζu] - ứng suất uốn cho phép (MN/m2). q - áp lực riêng cho phép trên bề mặt bạc lót (MN/m2). : Lực căng trên nhánh vào và nhánh ra. S1 , S2

d. Xác định hiệu suất ròng rọc

Hiệu suất ròng rọc η là đại lƣợng biểu thị sự tổn thất về năng lƣợng khi dùng nó

để truyền lực hoặc đổi chiều dây mềm và đƣợc tính nhƣ sau:

(Hình 1.44). Ròng rọc chỉ có thể Xét ròng rọc cố định dƣới tác dụng của S1 và S2

quay đƣợc khi lực kéo trên nhánh ra lớn hơn lực căng trên nhánh vào một giá trị bằng

lực cản ma sát trong ổ đỡ và lực cản do độ cứng của cáp hoặc xích khi chúng đi qua

ròng rọc gây ra.

Hình 1.44: Sơ đồ tính toán lực cản

+ W + Fms S2= S1

Trong đó:

W - Lực cản do độ cứng của phần tử mềm gây ra. Fms - Lực cản do ma sát gây ra trong ổ đỡ trục.

e. Xác định W

Độ cứng của cáp phụ thuộc vào đƣờng kính, kết cấu, số sợi trong “tao”, số

“tao” trong cáp, loại lõi và kết cấu lõi, tính chất cơ học của sợi và lực ma sát giữa các

sợi và các “tao”. Độ cứng của xích phụ thuộc chủ yếu vào lực cản ma sát trong bản lề

hoặc lực ma sát giữa các mắt của xích hàn.

Vì dây cáp có độ cứng nhất định cho nên trƣớc khi vào ròng rọc nó sẽ bị uốn cong và sau khi qua ròng rọc không thể duỗi thẳng ngay. Vì vậy để uốn cong và duỗi thẳng cáp phải có một lực phụ W, đó chính là lực cản trở chuyển động của ròng rọc (Xem Hình 4.8).

Lực W đƣợc xác định từ mômen lực đối với trục ròng rọc, không tính đến ảnh hƣởng của lực ma sát đối với ổ đỡ của ròng rọc.

Do đó:

Trong đó:

f - Hệ số ma sát ; α - Góc ôm của cáp ; R - Bán kính ròng rọc.

ε - Hệ số độ cứng xác định từ thực nghiệm ε = (0,01 ÷ 0,07).

f. Xác định lực ma sát trong ổ đỡ Fms

Ta có: Fms = f.N N là tải trọng tác dụng lên trục ròng rọc Giá trị của N đƣợc coi bằng giá trị của tổng lực hình học của S1 và S2. Khi xác

và góc ôm của dây mềm trên ròng rọc là α. Khi ấy: định N có thể coi S1 ≈ S2

Vì hệ thống nằm trong trạng thái cân bằng, do đó phƣơng trình mômen của các

lực tác dụng trên nhánh ra đối với tâm trục sẽ là:

Do đó:

Nhƣ vậy Hiệu suất của ròng rọc là:

Khi α = 1800 Thì

Giá trị của hiệu suất ròng rọc đƣợc xác định bằng thực nghiệm: η = 0,95- 0,96 nếu ổ đỡ trục ròng rọc là ổ trƣợt, η = 0,97- 0,98 nếu ổ đỡ trục ròng rọc là ổ lăn.

1.5.3. Palăng

Khi Palăng chỉ là một bộ phận của máy nâng có sử dụng ròng rọc di động ta

gọi là Palăng cáp. Ở đây chỉ đề cập đến loại Palăng này

a. Khái niệm

Palăng là một hệ thống gồm nhiều ròng rọc di động và cố định nối với nhau

bằng cáp hoặc xích.

b. Phân loại Có 2 loại Palăng là:

- Pa lăng thuận (lợi lực) hình 1.45a

- Pa lăng nghịch (lợi vận tốc) hình 1.45b

b) Pa lăng lợi tốc a) Pa lăng lợi lực

Hình 1.45: Pa lăng

c. Bội suất Bội suất (a): số lần giảm lực căng dây so với khi treo vật trực tiếp trên 1 dây xét

ở trạng thái đứng im (các ròng rọc không quay).

d. Xác định hiệu suất và lực căng lớn nhất

Hình 1.46: Pa lăng lợi lực

Cho sơ đồ khai triển palăng nhƣ hình 1.46. Xác định lực căng dây lớn nhất

Smax =? nằm ở đâu? Khi nâng hay hạ? Hiệu suất của cả hệ thống ηp =?

Phƣơng pháp: dựa vào các quan hệ lực căng dây trên các nhánh của ròng rọc và

hiệu suất η = Scuốn/Snhả Từ đó, xét lần lƣợt từng ròng rọc trong hệ thống palăng,….

Các ròng rọc quay theo chiều nhƣ hình 1.46. Lực căng dây trên nhánh cuốn vào ròng rọc bé hơn trên nhánh nhả ra nên suy ra Smax = S”1 = Stang. Lực căng lớn nhất nằm ở nhánh cuốn vào tang. Tổng lực căng dây cân bằng với Q: Q = S1 + S2 + ... + Sa

Từ quan hệ hiệu suất ròng rọc:

S1 = S1 = S1.1 S2 = S1. η = S1. η 1 ...... Sa = Sa-1. η = S1. η a-1 Q = ΣSi = S1. (1+ η + ... + η a-1 )

Biến đổi ta đƣợc:

Smax = S1 / η t = Q.(1- η) / [(1- η a) η t] Hiệu suất palăng: η p = Q / (a.Smax)

1.6. Thiết bị hãm

a. Công dụng và yêu cầu chung của thiết bị dừng và phanh

Tất cả các cơ cấu của máy nâng đều phải có thiết bị dừng và phanh. Thiết bị

dừng và phanh dùng để giữ vật ở trạng thái treo, để điều chỉnh tốc độ nâng hạ một

cách chủ động.

Yêu cầu chung của thiết bị dừng và phanh là:

- Phải giữ đƣợc vật treo ở đúng vị trí mong muốn.

- Phải thay đổi đƣợc tốc độ nâng hạ vật trong phạm vi cho phép.

- Thiết bị dừng làm việc tuyệt đối an toàn và tin cậy.

- Phải có kích thƣớc, vị trí lắp đặt phù hợp với mục đích sử dụng.

- Dễ kiểm tra, điều chỉnh, bảo quản và sửa chữa.

b. Phân loại

Về tính năng sử dụng có thể phân làm hai nhóm chính: nhóm thiết bị dừng và

nhóm thiết bị phanh.

Về mặt kết cấu có thể phân loại: - Nhóm thiết bị dừng (Cơ cấu cóc): Nhóm thiết bị dừng kiểu bánh răng (Cóc

răng); Nhóm thiết bị dừng kiểu ma sát (Cóc ma sát); Nhóm thiết bị dừng kiểu con lăn (Cóc con lăn).

- Nhóm thiết bị phanh: Phanh má ; Phanh băng (đai); Phanh đĩa, phanh nón; Phanh lò xo - điện từ; Phanh lò xo - thuỷ lực, phanh thuỷ lực; Phanh tự động giữ vật

treo và phanh không tự động; Phanh thƣờng đóng, phanh thƣờng mở…

1.6.1. Cơ cấu bánh cóc Thiết bị dừng kiểu bánh răng còn gọi là thiết bị dừng bánh răng cóc – chốt cóc.

Cơ cấu này là loại thƣờng sử dụng vì có cấu tạo đơn giản, làm việc chắc chắn.

Hình 1.47: Bánh cóc ăn khớp ngoài

Bánh cóc có hai loại: bánh cóc ăn khớp trong và bánh cóc ăn khớp ngoài. Trong

đó bánh cóc ăn khớp ngoài đƣợc sử dụng rộng rãi hơn cả.

Bánh răng cóc 2 lắp trên trục của cơ cấu và cùng quay với cơ cấu, chốt cóc 1 có

trục quay 4. Bánh răng 2 có răng xuôi một chiều, khi chốt cóc và ăn khớp chỉ cho cơ

cấu quay theo chiều nâng, không cho quay theo chiều hạ. Muốn hạ vật phải lấy chốt

cóc ra khỏi bánh răng bằng tay qua đòn bẩy hoặc truyền động hơi hay thuỷ lực.

o , khi đó chốt chỉ

Để giảm tải trọng cho chốt, góc kết cấu thƣờng làm bằng 90

chịu lực vòng. Răng của bánh răng thƣờng phay ở mặt ngoài cũng có khi phay ở mặt

trong nhƣng khó gia công. Chốt cóc 1 quay tự do trên trục 4, chốt vào ăn khớp với răng của bánh răng nhờ trọng lƣợng bản thân hoặc có lò xo nén vào 3.

Khi làm việc, lúc đầu chốt cóc tựa vào gần răng bánh răng và dừng vật tức thời sẽ gây ra va chạm đột ngột, bƣớc răng của bánh răng càng lớn thì va đập càng mạnh

gây tiếng ồn. Để giảm va chạm ngƣời ta đặt 2 ÷ 4 chốt cóc, chốt nọ dịch với chốt kia một phần của bƣớc răng. Khi đó khả năng va đập sẽ giảm đi 2 ÷ 4 lần (Hình 1.47).

Bánh răng thƣờng đƣợc đúc hoặc rèn bằng thép 35ĐII, 45ĐII, CT3, CT4, CT5. Chỉ với cơ cấu nâng truyền động tay tải trọng dƣới 1 tấn mới đúc bằng gang. Chốt cóc đƣợc rèn hoặc rèn dập bằng thép C45.

Số răng của bánh răng cóc là z = 8 ÷ 48 hoặc lớn hơn. Nếu tăng số răng z, đƣờng kính bánh răng D sẽ lớn, tốc độ vòng v và tải trọng va chạm vì thế cũng tăng

lên, cho nên thông thƣờng z nằm trong khoảng 8 ÷ 20.

a. Tính toán bánh cóc

Hình dạng răng đƣợc tiêu chuẩn hoá, kích thƣớc răng xác định phụ thuộc vào

môđun m. Môđun m tính theo độ bền chắc của các phần tử của thiết bị dừng. Vị trí nguy hiểm nhất ứng với lúc bắt đầu vào ăn khớp, khi đầu chốt tựa vào đỉnh răng, lúc

đó răng và đầu chốt bị dập. Ta có các quan hệ sau:

D = mz ; t = π m; b = mc và a = ψ m

Hình 1.48 Sơ đồ tính toán

Trong đó:

- m – Môđun bánh răng. - z – Số răng của bánh răng.

- D – Đƣờng kính ngoài bánh răng.

- t (mm) – Bƣớc răng.

- b (mm) – Chiều dày biên răng.

- c – Hệ số chiều dày biên răng.

- a (mm) – Chiều rộng chân răng. - ψ – Hệ số chiều rộng chân răng. Chiều dày biên răng đƣợc xác định theo áp lực riêng cho phép trên một đơn vị

chiều dài [p]:

(1.4)

Trong đó:

- P (N) – Lực vòng. - [p] – Áp lực riêng cho phép, thƣờng lấy (15 ÷ 30) N/mm cho gang và thép

đúc, bằng (35 ÷ 40) N/mm cho thép rèn dập.

Thay

vào công thức (1.4) ta đƣợc:

Trong đó: Mx – Mômen xoắn trên trục bánh răng 5. Từ đó môdun bánh răng là:

Hoặc nếu biết đƣờng kính bánh răng thì:

Với bánh răng đúc bằng thép hoặc gang hệ số c = 1,5 ÷ 4 ; với các bánh răng

rèn dập c = 1,2. Trị số c lấy lớn khi chế độ làm việc nặng có va đập lớn. Cần phải lắp

ráp chính xác để răng tiếp xúc nhiều hơn theo suốt chiều dài. Chiều dày của chốt cóc B

thƣờng lấy lớn hơn chiều dày răng từ (2 ÷ 4) mm. B = b + (2 ÷ 4) mm

Răng của bánh răng cũng tính theo sức bền uốn, xét lúc nguy hiểm nhất khi bắt

đầu vào ăn khớp và giả thiết rằng tiết diện nguy hiểm cách đầu răng một đoạn h = m.

Mômen uốn ở tiết diện đó:

Và ứng suất uốn:

Hình 1.49 Con cóc

Trong đó: a = ψ.m – Chiều dày răng tại tiết diện bị gãy.

Để ăn khớp ngoài (ψ = 1,5), ta có:

Để ăn khớp trong:

Ứng suất uốn cho phép:

Trong đó:

– Giới hạn chảy của vật liệu làm bánh răng. - ζ c

2 = 30 N/mm

- Với thép đúc n = 5; Với thép dập và cán n = 4; Với gang [ζ] .

Trị số môđun tính toán nhận theo tiêu chuẩn, thông thƣờng m = 6 ÷ 60.

Khi thay đổi chiều quay về phía hạ vật, chốt cóc tỳ vào đỉnh biên răng của bánh răng, trƣợt vào rãnh chân răng và ăn khớp phải chắc chắn. Muốn vậy phía làm việc của

răng tựa vào chốt cóc và lệch đi so với bán kính bánh răng vẽ từ tâm đến đỉnh răng

một góc α (Hình 1.50).

Hình 1.50 Bánh cóc

Phân lực vòng làm hai thành phần : phân lực thẳng góc với mặt răng P.cosα và phân lực tiếp tuyến P.sinα, dƣới tác dụng của lực này chốt cóc chuyển dịch về đáy răng. Trong đó, ở những mặt tiếp xúc phát sinh lực ma sát: F = f.N = f.Pcosα

Từ đó: tgα > f = tgρ với ρ là góc ma sát thay thế.

o . Nếu tính đến khả năng bề mặt làm

Trị số trung bình f = 0,20 ứng với α = 11

o .

việc bị hƣ hỏng, có bụi bẩn và cả lực ma sát ở trục chốt cóc nên thƣờng nhận α = 20

Thân chốt cóc đƣợc tính theo sức bền nén và uốn. Ứng suất lớn nhất phát sinh

khi chốt bắt đầu vào ăn khớp ở tiết diện nguy hiểm:

Trong đó:

- B: Chiều dày chốt cóc.

- δ: Chiều cao của tiết diện đang xét.

- e: Khoảng cách từ trọng tâm tiết diện đang xét tới đƣờng tác dụng của lực

vòng P qua tâm trục chốt.

2 = (60 ÷ 65) N/mm

e = (0.4 ÷ 0,5)h

: ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt cóc. - [ζ] u

Đƣờng kính trục chốt cóc d tính theo điều kiện bền uốn:

Trong đó: ]: ứng xuất uốn cho phép của trục chốt cóc - [ζ u

- c: khoảng cách từ tâm tiết diện chốt cóc đến bệ đỡ chốt

Hình 1.51: Chốt trong cơ cấu bánh cóc – con cóc

1.6.2. Mô men phanh trong cơ cấu nâng

Tất cả các cơ cấu máy nâng đều có trang bị phanh. Phanh ở đây thƣờng dùng loại điện từ hoặc loại điện thuỷ lực và là phanh thƣờng đóng. Nghĩa là khi trục cơ cấu không quay, phanh đóng lại, chỉ khi nào trục cơ cấu quay phanh sẽ tự động mở ra.

Nhờ có phanh, cơ cấu có khả năng dừng chính xác. Ở cơ cấu nâng, phanh còn có thể giúp điều chỉnh tốc độ nâng hạ vật một cách chủ động.

Tính toán mômen phanh.

Để có thể tính toán hoặc chọn phanh phù hợp, trƣớc hết phải tính toán giá trị

của mômen phanh cần thiết tác động vào cơ cấu để cơ cấu dừng lại.

Đơn giản nhất là mômen do phanh sinh ra ít nhất phải lớn hơn mômen xoắn

trên trục của cơ cấu cần phanh, nghĩa là : Mp ≥ Mx Trong đó:

- Mp: Mômen phanh cần thiết để dừng cơ cấu. - Mx: Mômen xoắn trên trục cần phanh. Tuy nhiên trong thực tế cần phải tính toán mômen phanh cần thiết, lớn nhất khi

cơ cấu nâng hạ vật vì trƣờng hợp này nguy hiểm nhất.

Để xác đinh mômen phanh, xét quá trình hạ vật ở cơ cấu nâng, trên hình dƣới

Hình 1.52: Sơ đồ tính toán mômen phanh

Đầu ra của hộp giảm tốc lắp tang quấn cáp có đƣờng kính D

. Cáp treo vật đƣợc o treo qua puly di động, kết cấu này là một palăng thuận có bội suất η .

Khi hạ vật, mômen phanh gồm có hai thành phần: - Mômen tĩnh Mt do trọng lƣợng của vật gây nên. Mômen tĩnh tác động trong

suốt thời gian khi hạ vật với vận tốc không đổi, trong thời gian phanh khi hạ vật.

- Mômen động Mđ do động năng của vật và các bộ phận quay của cơ cấu, do vận tốc giảm dần đến không gây ra. Mômen động chỉ xuất hiện khi phanh (xem phần tải trọng động).

Nhƣ vậy: Mp = Mt + Mđ Xác định mômen tĩnh Mt. Lực căng trên phần tử mềm:

Mômen cần để nâng vật tác dụng lên tang:

Khi đặt phanh trên trục dẫn 1 của cơ cấu, mômen do trọng lƣợng vật tác dụng

lên trục này là:

= i : Tỷ số truyền chung của hộp số. .i 2 .i 3

i 0 Lực cản có hại của palăng, tang và bộ phận truyền động có tác dụng nhƣ phanh

và làm giảm mômen tĩnh Mt’. Do đó:

tg Xác định mômen động Mđ Mômen động Mđ có hai thành phần: Mđ = Mđ’ + Mđ’’

.η – Hiệu suất chung của cơ cấu. Trong đó: η = η P .η 1 .η 2 .η 3

Trong đó:

- Mđ’: Mômen tạo nên do động năng của vật khi dừng. - Mđ’’: Mômen do động năng của các bộ phận quay của cơ cấu gây ra. Để xác định Mđ’ , coi quá trình phanh là quá trình chuyển động chậm dần đều. Theo nguyên lý Đalămbe, khi đó tải trọng phụ sinh ra trên móc câu có trị số:

Sp tạo ra mômen phụ trên tang:

Và Sp gây ra mômen động trên trục động cơ 1 (Trục đặt phanh):

Thay Gp và vp vào công thức trên:

ta có:

Mđ’’ do động năng của các chi tiết máy quay của cơ cấu gây nên trên trục phanh, cũng là do mômen động của tất cả các trục của cơ cấu quy đổi về trục phanh 1.

2/1

3/1

+ M + M + …

Mđ’’ = M 1 Mômen M là mômen động do khối lƣợng trục 1 và của các chi tiết lắp trên trục

1 do quay chậm dần gây nên : M = J Tổng quát: Mi = J .ε 1 .ε i

Trong đó:

- Mômen quán tính của tất cả các khối lƣợng quay trên trục 1

- Gia tốc góc của trục thứ 1 trong quá trình phanh.

Nhƣ vậy:

Mômen M là mômen động do khối lƣợng trục 2 và của các chi tiết lắp trên trục

2 do quay chậm dần gây nên xác định tƣơng tự nhƣ trên:

Đƣa về trục 1 (trục phanh), ta đƣợc:

Tƣơng tự nhƣ trên ta xác định đƣợc:

2/1

3/1

So sánh các giá trị M , M , M , … có nhận xét: càng về sau giá trị mômen

càng nhỏ so với M . Tổng số các mômen về sau thƣờng không quá 15% M , nên để

, ảnh hƣởng của các mômen còn lại đơn giản khi tính toán Mđ’’ thƣờng chỉ tính M

thay bằng trị số c = (1,10 ÷ 1,15).

Khi xác định giá trị mômen bánh đà tổng cộng của khối lƣợng trục 1 (trục quay nhanh) cần chú ý là thành phần chính của nó là mômen bánh đà của các chi tiết máy có

trọng lƣợng lớn G và đƣờng kính D lớn đó là : rôto động cơ điện, khớp nối và bánh

phanh, còn mômen bánh đà của bản thân trục thì có trị số nhỏ không đáng kể, có thể

bỏ qua.

Do đó:

Nhƣ vậy biểu thức tổng quát để tính mômen phanh có dạng: Mp = Mt + Mđ’ +

Mđ’’

Hệ số β gọi là hệ số an toàn của phanh

Trong tính toán sơ bộ β đƣợc chọn dựa vào chế độ làm việc: Đối với chế độ làm

việc nhẹ NH thì β ≥ 1,50; chế độ làm việc trung bình TB thì β ≥ 1,75; chế độ làm việc

nặng N thì β ≥ 2,00.

1.6.3. Phanh má

Phanh má do có nhiều ƣu điểm nên đƣợc sử dụng rất rộng rãi trong ngành máy

nâng. Có thể phân phanh má ra hai loại: phanh một má và phanh hai má. Áp lực tác

dụng lên trục cơ cấu của phanh hai má đều hơn phanh một má, nên trong các cơ cấu

máy nâng truyền động máy chỉ sử dụng phanh hai má.

a. Phanh một má Hình 1.53 cho thấy sơ đồ loại phanh một má đơn giản nhất. Đĩa phanh 1 gắn

trên trục cơ cấu cần phanh, má phanh 2 gắn trên đòn phanh 3, đòn 3 quay quanh khớp O. Đĩa 1 có thể quay hai chiều. Khi ấn đầu đòn 3, má 2 ép vào đĩa 1, nhờ lực ma sát F cơ cấu dừng lại.

Hình 1.53: Sơ đồ tính toán phanh 1 má

Đĩa có đƣờng kính D, lực vòng do mômen xoắn trên trục cơ cấu gây ra P. Điều

kiện để cơ cấu dừng lại khi phanh:

Lực nén cần thiết N lên đĩa phanh để tạo nên lực ma sát F là :

Trong đó: f là hệ số ma sát giữa má và đĩa phanh.

Muốn lực nén nhỏ thì phải tăng hệ số ma sát f, thông thƣờng sử dụng vật liệu có

hệ số ma sát cao nhƣ pherađô, abectô, … để tán hoặc dán vào má phanh 2. Trong máy

nâng, phanh thƣờng đặt ở trục 1, tận dụng đĩa khớp nối làm đĩa phanh 1.

Để phanh làm việc đƣợc, không gây nóng quá giới hạn cho phép và lâu mòn,

cần phải có điều kiện:

(1.5)

Trong đó:

má

- F = b.S: Diện tích bề mặt làm việc của má phanh.

- b = θ.D: Bề rộng má phanh, hệ số θ = 0,3 ÷ 0,4. - S = ψ.D: Chiều dài má phanh, hệ số ψ = 0,5 ÷ 0,7.

- [p]: Áp lực riêng cho phép, với pherađô nhận giá trị 2 ÷ 2,2 N/mm Thay các giá trị của N và Fmas vào (1.5) và biến đổi, ta đƣợc công thức xác định

đƣờng kính đĩa phanh:

Xác định chiều dài của má phanh S Chiều dài của má phanh xác định từ điều kiện đốt nóng: p.f.v ≤ [A]

Trong đó:

2 - [A] = 150 ÷ 200 (N.mm/mm

- p.v: Công riêng của lực ma sát.

): Công cho phép.

Giá trị áp lực riêng:

Tốc độ dài của đĩa phanh, ứng với số vòng quay n (vòng/phút):

Đƣa các giá trị của p, v, f và [A] vào (1.5) và biến đổi, ta đƣợc:

Xác định chiều rộng của má phanh b

Chiều rộng b của má phanh tính theo áp lực riêng cho phép:

Từ các công thức:

Trong đó α là góc bao giữa má và đĩa phanh. Ta đƣợc:

p.v ≤ [p.v]

Hoặc chiều rộng b đƣợc xác định từ điều kiện đốt nóng: Thay các giá trị p và v vào, biến đổi ta đƣợc:

Xác định lực đóng phanh K Từ điều kiện dừng

ta có: f.N = P

Để xác định lực đóng phanh K, lập phƣơng trình cân bằng của tất cả các lực tác

dụng vào đòn 3 đối với tâm quay O.

Khi đĩa phanh quay ngƣợc chiều kim đồng hồ (chiều I), phƣơng trình có dạng :

(1.6)

Khi đĩa phanh quay theo chiều kim đồng hồ (chiều II), ta có:

(1.7)

So sánh (1.6) và (1.7) ta thấy: K < K . II

Khi thiết kế phanh phải chú ý đến chiều quay của phanh, đặt tâm quay của đòn

về phía nào để cho trị số K nhỏ nhất. Tổng quát

Dấu (-): khi quay chiều I

Dấu (+): khi quay chiều II

b.Quay cùng chiều kim đồng hồ a. Quay ngược chiều kim đồng hồ

Hình 1.54: Phanh má có lắp khớp ở má phanh

Khi mômen phanh thƣờng xuyên đổi chiều (trong trƣờng hợp cơ cấu quay và cơ

cấu di chuyển) cần có K = K . Muốn vậy cho cánh tay đòn c = 0 bằng cách uốn cong II

đầu đòn (vị trí chấm chấm trên hình), khi đó mômen ± P.c = 0. Ta có:

Nhƣng nếu a/f ≤ c suy ra K ≤ 0 Đây là trƣờng hợp tự hãm cần tránh.

Trị số và phƣơng phản lực S tại tâm quay O của đòn phanh xác định bằng phƣơng pháp đồ thị. Để tránh mòn không đều má phanh, thƣờng lắp khớp má phanh

với đòn phanh bằng chốt, không lắp cứng. Trong trƣờng hợp này, hợp lực của lực N và

f.N là N’ ở trạng thái cân bằng của má phanh phải đi qua tâm chốt A (Hình 1.54).

Điểm đặt N’ là điểm B bị lệch sang phải hoặc trái so với điểm C (tuỳ theo chiều

quay của đĩa phanh) một đoạn là CB và gây nên sự phân bố áp suất không đều trên má phanh.

Để hạn chế nhƣợc điểm này, khi thiết kế phanh cần chọn c nhỏ để giảm độ lệch

max

min

áp lực phân bố p và p . Bởi e = BC ≈ c.tgγ và để e có giá trị nhỏ nhất.

Khi cần tính lực K trong trƣờng hợp này, trƣớc tiên xác định lực N’ theo công thức :

Sau đó viết phƣơng trình cân bằng mômen đối với đòn phanh 3 cho hai hƣớng

quay:

Khi đĩa quay ngƣợc chiều kim đồng hồ:

Khi đĩa phanh quay theo chiều kim đồng hồ:

Trong hai công thức trên : h = h = h = a.cosγ

Nhƣ vậy khi má phanh lắp chốt với đòn phanh và không cần uốn cong đòn

phanh, thì lực đóng phanh K không phụ thuộc vào chiều quay của đĩa phanh. Góc γ có

giá trị không đổi trong cả hai hƣớng quay trên: K = K = K . II

Trong thực tế tính toán, kết cấu phanh má có giá trị γ rất nhỏ, lực N’ xấp xỉ

bằng N, do vậy:

Khi điều khiển bằng tay, lực K không vƣợt quá 120 ÷ 150N. Phanh một má có nhƣợc điểm lớn là gây áp lực một phía lên đĩa phanh, có khả

năng cong trục phá ổ đỡ của cơ cấu.

b. Phanh 2 má

Phanh hai má có thể xem nhƣ hai phanh một má ghép với nhau bằng các đòn

liên kết, đảm bảo hai má đóng mở đồng thời.

Phanh hai má bƣớc ngắn kiểu trọng vật là loại phanh thƣờng đóng. Đóng phanh nhờ trọng vật và mở phanh nhờ lực hút của bộ điện từ. Bộ điện từ (BĐT) có phần ứng

đặt trên đòn phanh 4.

Hình 1.54: Phanh hai má bước ngắn kiểu trọng vật

Điều kiện dừng vật:

Trong đó:

Để xác định lực đóng phanh K ta xét điều kiện cân bằng các lực tác dụng lên

các đòn phanh:

Xét đòn 1: N.a = L2.b (1) Xét tấm cứng 3: Z.e = L2.c (2) Xét đòn 4: K.n + G.m – Z.h = 0 (3) Từ (1), (2) và (3) ta có:

Hoặc:

Đƣờng kính dĩa phanh, má phanh đƣợc tính tƣơng tự nhƣ phanh một má. Các đòn phanh đƣợc tính theo uốn hoặc kéo tùy trƣờng hợp chịu lực. Các khớp bản lề đƣợc

tính dựa vào các phản lực tại khớp.

c. Phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT

Trong máy nâng chủ yếu sử dụng phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT. Kết cấu

của phanh chắc chắn, làm việc ổn định, ít hỏng hóc. Khi má phanh bị mòn dễ thay thế má phanh mới. Phanh hai má bƣớc ngắn TKT đƣợc tiêu chuẩn hoá căn cứ vào đƣờng

kính bánh phanh D. Đây là loại phanh thƣờng đóng. Đóng phanh nhờ lò xo nén và mở

phanh nhờ lực hút của bộ điện từ.

Hình 1.55: Phanh hai má bước ngắn kiểu TKT

Nguyên lý làm việc và kết cấu phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT: Lực đóng phanh do lò xo chính 8 gây ra. Lò xo 8 đang bị nén tác động vào đòn đứng 5 bên trái thông qua các đai ốc 10 và đòn ngang số 14 (Các đai ốc 10, 11 còn dùng để điều chỉnh

lực căng lò xo chính 8). Lúc này Lò xo 8 cũng tác động vào đòn đứng phải 3 thông qua đòn ống 13. Khi đó hai má phanh 2,4 đƣợc ép chặt vào đĩa phanh 1 (hình 1.55).

Mở phanh nhờ lực hút của bộ điện từ (BĐT). Bộ điện từ có phần cảm 6 đặt trên

đòn phải 3, phần ứng 7 nối khớp với đầu của đòn phải 3 đồng thời tựa trên đầu phải của đòn ngang số 14. Khi động cơ điện của cơ cấu đƣợc đóng điện phần cảm BĐT cũng có điện (có thể dùng dòng một chiều hoặc dòng xoay chiều). Phần cảm 6 sẽ hút

phần ứng 7 đẩy đòn ngang 14 sang trái lúc này lò xo 8 sẽ bị nén thêm một đoạn. Đòn đứng trái 5 kéo má phanh trái 4 mở ra khỏi đĩa phanh trị số 2ε (ε là khe hở giữa má và

= ε). Đồng thời lúc này. Lò xo phụ 9 tác động vào đáy ngoài đòn đĩa phanh, ε 1 = ε 2

ống, đẩy đòn ống 13 sang phải, đòn đứng phải 3 mở ra, kéo má phanh phải 2 ra khỏi

đĩa phanh trị số ε. Khi đó khe hở ở má trái chỉ còn lại trị số ε.

Đầu trái đòn ngang 14 có ốc điều chỉnh 12 để điều chỉnh lực căng lò xo phụ 9. Vít 15 dùng để điều chỉnh hành trình của dòn ngang đồng thời điều chỉnh khe ε hở

điều giữa hai má phanh.

d. Tính toán phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT

Phanh cho các cơ cấu máy nâng thƣờng lắp ở trục thứ nhất (trục I), trƣớc khi đi

vào hộp giảm tốc bao giờ trục động cơ điện cũng đƣợc lắp khớp nối, tận dụng mặt

ngoài của phần bị động của khớp nối tiêu chuẩn để làm đĩa phanh. Khi tính toán và

chọn phanh phải để ý kết hợp với việc chọn kiểu khớp nối cho phù hợp. Điều kiện dứng

Lực đóng phanh xác định theo công thức:

Hoặc

Trong đó:

Hoặc

Lực của lò xo chính khi đóng phanh phải thỏa mãn:

là lực do lò xo phụ tác động (Khi đóng phanh lò xo này bị nén thêm): Trong đó: - K

K = (20 ÷ 80)N

- M là mômen trọng lực của phần ứng đối với trục quay của nó.

Lực của lò xo chính K có thể tính gần đúng : K = (1,10 ÷ 1,15).K

Khi mở phanh đòn ngang 14 di chuyển một bƣớc h:

Trong đó:

- ε = (1,5 ÷ 2,0) mm: Khe hở giữa má và đĩa phanh.

- 1,1 : Hệ số tính đến độ đàn hồi của các cánh tay đòn phanh.

Hình 1.56 Sơ đồ tính toán phanh TKT

Khi đó lực nén thêm lò xo chính sẽ là: Kt = h.c (c là độ cứng của lò xo).

Lực lớn nhất trong lò xo chính (khi mở phanh):

Có thể tính góc quay α của phần ứng BĐT thay cho tính hành trình h:

max

Mômen tính toán do BĐT tác động vào đầu phải đòn ngang: M = K .a

Một cách gần đúng:

nc Lò xo đƣợc tính theo ứng suất xoắn:

Từ kết quả tính M , h hoặc α ta chọn BĐT theo tiêu chuẩn cho phù hợp.

Trong đó: - D (mm): Đƣờng kính trung bình của lò xo.

- d (mm): Đƣờng kính thép lò xo.

2 (N/mm

- c: Hệ số độ cứng lò xo, phụ thuộc tỷ số D /d.

- [η] ): Ứng suất cho phép của vật liệu lò xo.

e. Phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực TKTΓ

Phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực TKTΓ là loại phanh hai má thƣờng

đóng nhờ lò xo nén và mở phanh kết hợp giữa điện và thuỷ lực.

• Nguyên lý làm việc và kết cấu phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực

TKTΓ:

Hình 1.57: Sơ đồ Phanh hai má điện – thuỷ lực TKTΓ

Khi cơ cấu chƣa làm việc, phanh ở trạng thái đóng, lò xo 6 bị nén, do đầu dƣới

của lò xo cố định bởi đai ốc 9 nên nó kéo đầu trái của thanh truyền 5 đi xuống, làm ép

hai má phanh vào bánh phanh. Có thể điều chỉnh mômen phanh bằng cách vặn đai ốc 9

để thay đổi lực nén lò xo 6.

Khi cơ cấu làm việc, con đẩy điện thuỷ lực 7 hoạt động đẩy đầu trái của tay truyền lực 5 đi lên, lò xo bị ép lại. Khi thanh truyền 5 đi lên thông qua thanh 4 và đòn phanh 3 má

phanh bên phải 2 mở ra cho đến khi cái hạn chế hành trình 8 chạm đế phanh thì tay

đòn phanh và má phanh bên trái đƣợc mở ra.

Tăng đơ 4 và cái hạn chế hành trình 8 dùng để điều chỉnh khe hở є giữa má phanh và bánh phanh, và để các má phanh mở đều ra hai bên. Kết cấu tham khảo hình 1.58

Hình 1.58: Kết cấu Phanh hai má điện – thuỷ lực

Ở phanh hai má kiểu điện- thuỷ lực, con đẩy thuỷ lực có thể điều chỉnh đƣợc

tốc độ đẩy, vì vậy quá trình phanh xảy ra êm dịu, không bị giật.

• Ưu điểm: Đây là loại phanh thuờng đóng và có nhiều ƣu điểm hơn so với

phanh điện từ. Nó khắc phục đƣợc sự va đập, khi mở phanh êm dịu hơn, không bị đột

ngột. Từ những ƣu điểm trên mà ngày nay, trong máy nâng ngƣời ta sử dụng phanh

điện thuỷ lực là chủ yếu.

• Nhược điểm: Giá thành cao. Chế tạo khó khăn phức tạp hơn phanh điện từ do

kết cấu của bình điện thuỷ lực có động cơ điện, bơm thủy lực và pittông thủy lực đòi

hỏi độ chính xác cao.

1.6.4. Phanh đai

Trong máy nâng, phanh đai ít dùng hơn phanh má, vì tuy mômen phanh lớn

nhƣng cồng kềnh, chiếm nhiều chỗ. Có nhiều loại phanh đai: Phanh đai đơn giản, vi sai, hỗn hợp, phanh đai tác dụng hai chiều. Điều khiển phanh đai có thể bằng BĐT, bằng thuỷ lực, có khi điều khiển tự động.

max

a. Cơ sở tính toán phanh đai Mômen phát sinh trong đai là nhờ ma sát giữa đai phanh và đĩa phanh hình trụ. Từ điều kiện dừng: Mômen ma sát phát sinh khi phanh phải lớn hơn hoặc bằng ) và lực căng ở Mômen phanh và quan hệ giữa lực căng ở nhánh đai đi vào đĩa (S

min

nhánh ra khỏi đĩa phanh (S ) tuân theo công thức Ơle .

Ta có hệ phƣơng trình:

Giải hệ ta có:

Trong đó:

- f: Hệ số ma sát giữa đai và đĩa.

- α (rad): Góc ôm giữa đai và đĩa phanh. - Lực vòng.

Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép:

Trong đó:

- N là tổng hợp lực của áp lực p.

- F là diện tích tiếp xúc giữa đai phanh và bánh phanh.

Để xác định N ta xem xét điều kiện cân bằng lực tác dụng lên đoạn đai vi phân giới

hạn bởi góc ở tâm dβ (Hình 1.59).

Chiếu tất cả các lực tác dụng lên đoạn đai vi phân theo hƣớng dN ta có:

Một cách gần đúng xem:

và.

Biến đổi và rút gọn ta có:

Mặc khác:

Thay N và F vào (6.70) Ta có:

Trong tính toán lấy:

Hình 1.59: Sơ đồ tính toán phanh đai

b. Phanh đai đơn giản

Đây là loại phanh thƣờng đóng nhờ đối trọng G kéo đòn phanh xuống dƣới,

muốn mở phanh phải tác dụng vào đòn bằng lực mở phanh Pn do BĐT gây ra.

Đầu đai có nhiều kết cấu khác nhau để có thể điều chỉnh khe hở giữa đai và đĩa

phanh.

Tính toán Sơ bộ:

Trƣớc tiên từ điều kiện hãm ta đã có:

Trọng lƣợng cần thiết của đối trọng G (để tạo ra lực đóng phanh) xét theo chiều

hạ vật đƣợc xác định thông qua điều kiện cân bằng lực trên đòn phanh:

Trong đó:

- Gt – Trọng lƣợng đòn phanh. - Gn – Trọng lƣợng phần ứng BĐT. - η = 0,9 ÷ 0,95 – Hiệu suất đòn phanh.

- a, b, c, d là các cánh tay đòn phanh, thông thƣờng tỷ lệ d/a = 10 ÷ 15. Khi quay theo chiều ngƣợc lại (Nâng vật) Lực đóng phanh G sẽ lớn hơn lần

(Cùng Mα .f e ).

Để triệt tiêu khe hở ε, đòn phanh phải thực hiện hành trình tại diểm gắn nhánh

: đai Δ 1

= (R + ε).α - R.α = ε.α ; ε = (0,8 ÷ 1,5) mm Δ 1

Hình 1.60: Sơ đồ phanh đai đơn giản

Khi đó bƣớc của đòn phanh tại điểm gắn đối trọng G:

Lực kéo cần thiết của BĐT:

Tính toán kết cấu:

Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép:

Chiều dày δ của đai thép xác định theo điều kiện chịu kéo có trừ các lỗ tán đinh

tán:

Trong đó: i là số đinh tán trong một dãy và d là đƣờng kính của đinh tán thông thƣờng chọn d = (4 ÷ 10)mm. Hoặc có thể tính chọn theo điều kiện chịu cắt:

Ngày nay có nhiều loại keo dán có độ bền cao, có thể dán phần ma sát vào đai

thép.

c. Phanh đai vi sai

Đặc điểm của phanh này là cả hai đầu đai đều nối vào hai đầu đòn. Khi phanh,

đầu đòn trái nâng lên làm giảm lực căng nhánh vào. Lực căng nhánh vào và nhánh ra

tự điều chỉnh. Gọi là vi sai vì mômen phanh của phanh bằng hiệu của các mômen do các lực căng nhánh vào S gây nên đối với khớp quay của đòn phanh. và nhánh ra S

Tính toán Sơ bộ:

Tƣơng tự nhƣ tính toán phanh đai đơn giản. trọng lƣợng cần thiết của đối trọng

G (để tạo ra lực đóng phanh K) xét theo chiều hạ vật đƣợc xác định thông qua điều

kiện cân bằng lực trên đòn phanh:

Hình 1.61: Sơ đồ phanh đai vi sai

Từ ΣM0 = 0 ta có:

Phân tích biểu thức trên, nhận thấy ứng với cách chọn cánh tay đòn a và a ta

có thể có lực đóng phanh G nhỏ khi M là bất kỳ và đây chính là ƣu điểm của phanh

băng vi sai.

. Thông thƣờng a Và nếu: a1 – a2.ef.α ≤ 0 Đây là hiện tƣợng tự hãm cần tránh Do vậy phải chọn: a1 > a2.efα = (2,5 ÷ 4) a 2

Khi đổi hƣớng quay của đĩa phanh, Lực đóng phanh G sẽ lớn hơn

Tính bƣớc của đòn phanh h (tại điểm gắn đối trọng G):

Một cách gần đúng ta có:

Mặc khác:

Khi đó:

Tính toán kết cấu:

Việc tính toán bề rộng đai phanh B; Chiều dày δ của đai thép; số đinh tán trong

một dãy i và đƣờng kính của đinh tán d đƣợc tính toán tƣơng tự nhƣ phanh đai đơn

giản.

d. Phanh đai hỗn hợp

Phanh đai hỗn hợp là phanh có kết cấu sao cho các lực căng ở nhánh vào và

= a. Với kết cấu nhƣ = a2 nhánh ra cùng chiều, đồng thời lựa chọn thích ứng sao cho a1 vậy mômen phanh không phụ thuộc chiều quay của đĩa phanh. Nhƣ vậy, loại phanh

này có thể dùng cho các cơ cấu có thay đổi chiều quay nhƣ cơ cấu di chuyển, cơ cấu

quay.

Hình 1.62: Sơ đồ phanh đai hỗn hợp

Tƣơng tự nhƣ tính toán 2 phanh BĐT. Trọng lƣợng cần thiết của đối trọng G (để tạo ra lực đóng phanh) xét theo bất cứ chiều nào đƣợc xác định thông qua điều

kiện cân bằng lực trên đòn phanh:

Bƣớc của đai phanh:

Khi đó:

Tính toán chung cho 3 loại phanh:

Chọn bánh đai trên xuất phát từ công của BĐT

Trong đó:

– Lực hút của BĐT.

- P n – Bƣớc của BĐT. - h

- η - Hiệu suất của các đòn phanh.

- k – Hệ số sử dụng bƣớc BĐT (0,75).

Với Phanh đai đơn giản:

Với Phanh đai vi sai:

Với Phanh đai tổng hợp:

Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép:

Chiều dày δ của đai thép xác định theo điều kiện chịu kéo có trừ các lỗ tán đinh tán

Trong đó: i là số đinh tán trong một dãy và d là đƣờng kính của đinh tán có thể tính

chọn theo điều kiện chịu cắt:

Thƣờng chọn d = (4 ÷ 10) mm

1.6.5. Phanh áp trục

Phanh chịu áp lực dọc trục là phanh có lực đóng phanh dọc theo trục cần phanh.

Các loại phanh chịu áp lực dọc trục bao gồm: Phanh nón, phanh đĩa, các phanh tự động giữ vật nâng.

a. Phanh nón

Phanh nón gồm đĩa mặt nón ngoài 2 lắp then hoa với trục 1 của cơ cấu. Nón

trong 3 lắp lỏng trên trục và đƣợc cố định chỉ cho quay theo một chiều bằng thiết bị

bánh răng cóc – chốt cóc. Đóng mở phanh nhờ tay gạt kẹp 4 vào moayơ nón 3.

Tính toán phanh nón dựa vào mômen phanh M và đƣờng kính đĩa phanh cho

trƣớc D.

Áp lực dọc trục K để đóng phanh xuất phát từ điều kiện ma sát của hai mặt nón.

Để phanh đƣợc, lực ma sát F ít nhất phải bằng lực vòng P: F = P

Hình 1.63: Sơ đồ phanh nón

Trong đó:

- F = N.f – Lực ma sát. - Lực vòng

- f – Hệ số ma sát giữa hai mặt nón, muốn có hệ số ma sát cao thì lót bề mặt các

nón bằng vật liệu ma sát nhƣ abectô, pherađô.

Áp lực N đƣợc tạo ra do lực K tác động vào nón di động 2 khi đóng phanh. Từ

tam giác lực trên hình 6.17 ta có :

Trong đó:

- α - Góc kết cấu của nón. Muốn K có trị số nhỏ, cần α nhỏ, nhƣng không nên

nhỏ hơn 150 để tránh hiện tƣợng kẹt phanh.

- D là Đƣờng kính trung bình của nón: thƣờng thì D = (1,2 ÷ 1,6) D

Để tính toán các kích thƣớc phanh côn, căn cứ vào áp lực riêng giữa các bề mặt

làm việc của nón:

Trong đó:

2 - Sc (cm - Sh = Sc.sinα - Hình chiếu Sc lên bề mặt thẳng góc với trục nón.

) – Diện tích vành nón tiếp xúc.

Tuỳ từng loại vật liệu, áp lực riêng cho phép trong khoảng (10 ÷ 25) N/mm .

b. Phanh dĩa

Phanh đĩa là trƣờng hợp đặc biệt của phanh nón khi góc nón α = 90

. Do vậy, có thể dùng các công thức tính áp lực dọc trục K và áp lực riêng p trong trƣờng hợp

phanh nón để tính.

Trong đó diện tích bề mặt làm việc của phanh:

Khi mômen phanh lớn, để giảm lực đóng phanh ngƣời ta kết cấu phanh nhiều đĩa:

Phanh nhiều đĩa kiểu dùng lò xo để đóng và dùng BĐT để mở phanh có kích thƣớc nhỏ gọn nên đƣợc sử dụng rộng rãi trong các palăng điện. Phanh đƣợc lắp ngay

trên động cơ điện. Phanh gồm hai đĩa cố định 6 một hình vành khăn có mặt làm việc lót pherađô 7 và đƣợc lắp lỏng trên các thanh tròn 5 có hai đầu ghép bulông để các đĩa

này có thể dịch chuyển theo chiều dọc trục, nhƣng không quay. Hai đĩa ma sát 8 lắp

then hoa với trục 9 và quay cùng trục.

Hình 1.64: Phanh nhiều đĩa

Phanh luôn luôn đóng nhờ lực ép lò xo 4. Mở phanh nhờ nam châm điện 2, nam châm hút phần ứng 1 đồng thời ép lò xo 4 thêm một đoạn nữa. Các đĩa 6,8 dịch về bên

trái khi đó các bề mặt tiếp xúc của các đĩa sẽ rời xa nhau và phanh đƣợc mở nhờ các

đĩa trƣợc trơn với nhau.

Vít 3 dùng để điều chỉnh lực căng lò xo 4.

Tính toán phanh nhiều đĩa:

Các đĩa quay và không quay bị ép vào nhau là nhờ lực của lò xo K (Đây cũng

chính là lực đóng phanh cần tính).

ΣF ms = f.Z.K Trong đó: Z là số đôi bề mặt ma sát. Mỗi đôi mặt tiếp xúc của các đĩa tạo ra mômen ma sát Mms :

Từ đây ta xác định đƣợc lực K cần thiết để đóng phanh nhiều đĩa :

Thƣờng thì D = (1,2 ÷ 2,5) D và D – D < 120 mm

Căn cứ vào lực K để tính toán lò xo ép 4 và chọn BĐT cho phanh nhiều đĩa.

Tính toán các kích thƣớc phanh đĩa, căn cứ vào áp lực riêng giữa các bề mặt làm việc

của nón:

1.6.6. Phanh tự động

a. Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát không tách rời Các loại phanh tự động kiểu này đều làm việc trên nguyên lý của phanh nón và

phanh đĩa. Trên hình vẽ trình bày sơ đồ nguyên lý làm việc của loại phanh này. Loại

này có thể đặt trên trục cơ cấu nâng thông qua truyền động bánh răng vít – trục vít.

Phanh gồm nón phanh 1 lắp cố định trên trục (thƣờng là trục vít). Bánh răng

cóc 2 ăn khớp với cóc 3 (Chỉ cho phép nón 2 quay theo chiều nâng vật). Bánh răng cóc

2 có mặt nón trong luôn luôn ma sát với mặt nón ngoài của nón phanh 1.

v phải sang trái, do vậy các mặt nón luôn tiếp xúc với nhau (mặt ma sát không tách rời).

Dƣới tác dụng của trọng lƣợng Q của vật nâng, trong bộ truyền bánh vít – trục ép nón 1 vào nón 2. Hƣớng của K luôn từ vít luôn sinh ra lực dọc chiều trục K = P

Hình 1.65: Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát không tách rời

Khi quay tay quay theo chiều hạ vật, chốt cóc 3 giữ nón trong 2 không cho

quay, vì vậy muốn hạ đƣợc vật mômen do tay quay sinh ra phải thắng đƣợc mômen ma sát trong phanh, làm cho nón ngoài trƣợt với nón trong. Không tiếp tục quay, vật lại dừng lại

Sở dĩ gọi là tự động vì chính bản thân trọng lƣợng Q của vật gây nên mômen

phanh:

Trong đó:

Nhƣ vậy, ta có:

Trong đó:

- β = (1,2 ÷ 1,3) – Hệ số an toàn của phanh. (N.mm) – Mômen trên trục vít. - M

- M (N.mm) – Mômen trên tang nâng vật.

- η – Hiệu suất bộ truyền trục vít khi hạ vật và hiệu suất palăng.

tg , η p tv .η - η = η p – Tỷ số truyền trục vít và bội suất palăng.

– Hiệu suất chung. .η

- i , i

Lực cần thiết để đóng phanh K chính bằng lực vòng của bánh vít do trọng

lƣợng vật Q gây nên:

b. Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát tách rời

Phanh gồm đĩa 2 lắp cố định trên trục 1. Bánh răng cóc 3 đồng thời là đĩa ép

trung gian quay tự do trên trục và làm việc với chốt cóc. Bánh răng 5 có đĩa ép 4. Bánh

răng này có ren trong ăn khớp ren vít với trục 1. (Xem hình 1.66)

Hình 1.66: Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát tách rời

Nguyên lý làm việc của phanh:

Phanh làm việc trên nguyên lý phanh đĩa. dƣới tác động của trọng lƣợng Q của

vật nâng, bánh răng 5 cùng đĩa 4 di chuyển từ phải qua trái. Ép đĩa trung gian 3 vào đĩa

2, chốt cóc luôn giữ không cho bánh răng cóc 3 quay theo chiều hạ vật.

Muốn hạ vật, quay tay quay 8. Do hƣớng của ren trên trục sẽ kéo đĩa răng 4 ra

khỏi đĩa ép 3. Do không còn ma sát, đĩa răng 5 quay tự do và vật đƣợc hạ xuống.

Khi đĩa 5 lùi sang phải tới lúc chạm vào tấm cữ 7, do trọng lƣợng vật tác dụng

sẽ làm quay đĩa 4 theo chiều kim đồng hồ và lại ép nó vào đĩa trung gian 2. Quá trình

đƣợc lặp lại.

Chỉnh khe hở x giữa tấm cữ 7 và mặt mút của đĩa răng 5 (Nhờ vít điều chỉnh 6) để có đƣợc sự hạ vật điều hoà liên tục: Tay quay phải quay đều đặn, vật mới hạ với

vận tốc đều. Mấu chốt ở đây là hƣớng xoắn và góc nâng của ren trên trục phải chọn

phù hợp.

Mômen do trọng lƣợng vật Q gây ra trên bánh răng 5 là M sẽ gây ra lực đóng

phanh K dọc theo chiều trục. Ta có:

Trong đó:

- ip – Bội suất palăng.

, η - Tỷ số truyền và hiệu suất chung của cơ cấu. - i 0

Khi phanh đƣợc đóng, bánh răng 5 sẽ đƣợc cân bằng bởi 3 mômen: Mômen

ngoại lực M , mômen do ren vít tác dụng lên bánh răng M và mômen ma sát giữa đĩa

ép 3 và đĩa 4 M .

= D/2 ta có: Ta có: Mb = Mr + Mms. = R2 Mặc khác với: R1

Trong đó:

- d (cm) – Đƣờng kính trung bình của ren trục vít. - D (cm) – Đƣờng kính trung bình của các bề mặt ma sát. - α (độ) - Góc dạng ren, với ren hình thang α = 300 - Góc ma sát tƣơng đƣơng của ren. ( 2 ÷ 30)

- f’ – Hệ số ma sát trong ren.

- f – Hệ số ma sát giữa các bề mặt ma sát.

Nhƣ vậy:

Lực đóng phanh K sẽ là:

Phanh có hai đôi bề mặt ma sát nên mômen phanh là:

Trong đó hệ số an toàn của phanh là:

Nếu tính toán không nằm trong khoảng này phải tính lại đƣờng kính D và góc

nâng ren α.

Để có đƣợc mối quan hệ giữa các kích thƣớc kết cấu của phanh, cân bằng các đại

lƣợng:

Sau khi biến đổi, ta đƣợc:

Công thức trên giúp ta chọn đƣợc các trị số kích thƣớc kết cấu D, d, α cho

phanh tự động giữ vật có mặt má sát tách rời.

1.6.7. Tay quay an toàn

Theo quy phạm an toàn, tất cả các thiết bị nâng dẫn động bằng tay đều phải

đƣợc trang bị tay quay an toàn.

Tay quay an toàn là tay quayđƣợc trang bị phanh cùng với cơ cấu cóc để giữ vật

ở trạng thái treo khi ngừng nâng.

Hình 1.67 Tay quay an toàn

1.7. Cơ cấu nâng Tùy kiểu, công dụng và tính chất công việc của máy trục, các cơ cấu của nó có thể đƣợc dẫn động bằng tay, bằng động cơ điện, máy hơi nƣớc, động cơ đốt trong, máy thủy lực và khí nén. Tốt nhất nên dùng động cơ điện vì:

- Có thể đặt động cơ cho từng cơ cấu riêng nhau do đó kết cấu và điều khiển các

cơ cấu đƣợc đơn giản.

- Kinh tế hơn nhiều so với các động cơ khác.

- Dễ điều chỉnh vận tốc, tiện lợi khi cần cho chạy ngƣợc chiều.

- Điều khiển động cơ điện an toàn và đơn giản, các thiết bị an toàn có kết cấu

đơn giản, làm việc bảo đảm, không đòi hỏi các thao tác chuẩn bị trƣớc khi mở máy.

- Có khả năng làm việc quá tải nhiều trong thời gian ngắn.

Các loại động cơ khác (hơi nƣớc, đốt trong) dùng ở những nơi không có điều

kiện, khó dẫn điện đến hoặc khi tại chỗ có nhiên liệu rẻ. Song trong những điều kiện

này ngƣời ta cũng có xu hƣớng tìm các biến thành năng lƣợng điện để sử dụng cho

máy trục (dùng hệ thống máy phát động cơ).

Trong động cơ điện thì tốt hơn cả là dùng động cơ điện một chiều, vì nó cho

phép điều chỉnh vận tốc trong giới hạn lớn. Động cơ điện một chiều dùng trong máy

trục là động cơ kiểu MN; song muốn sử dụng các động cơ này cần phải có thiết bị đặc biệt để biến dòng xoay chiều thành dòng một chiều. Chính vì thế mà trong máy trục dùng phổ biến là động cơ điện xoay chiều. Các loại động cơ điện xoay chiều dùng cho máy trục có các kiểu:

- MT - Động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn - M - Động cơ điện xoay chiều kiểu lồng sóc Trong đó chủ yếu dùng loại MT.

Ngoài các loại động cơ điện chuyên dùng kể trên, trong máy trục cũng còn

dùng các loại động cơ điện không đồng bộ công dụng chung (AO, AOC, AK, AOK).

1.7.1. Cơ cấu dẫn động bằng tay Đối với những máy trục tải trọng nhỏ, làm việc không căng thẳng và với vận

tốc chậm thƣờng dùng cơ cấu dẫn động bằng tay.

Hình 1.69: Tay quay Hình 1.71: Sơ đồ CCN tay quay Hình 1.70: Bánh kéo

Để dẫn động bằng tay có thể dùng tay quay (hình 1.69) và bánh kéo qua xích

Trên hình 1.71 là sơ đồ cơ cấu nâng quay tay. Khi thiết kế cơ cấu nâng quay tay hàn (hình 1.70) nếu cơ cấu đặt trên cao.

cần tiến hành tính toán theo trình tự sau đây:

1. Chọn dây cáp (hoặc dây xích).

2. Chọn sơ đồ treo vật (đơn giản trên một nhánh dây, hay có palăng, bội suất

palăng). Thƣờng đối với các tải trọng dƣới 1 tấn dùng bội suất palăng a = 2.

3. Xác định lực căng dây lớn nhất Smax. 4. Tính và chọn dây, căn cứ vào Smax. 5. Xác định các kích thƣớc cơ bản của ròng rọc, tang hoặc đĩa xích dẫn (tùy

thuộc vào đƣờng kính dây, chiều cao nâng…).

6. Xác định momen do vật nâng gây ra trên trục tang Mtg (hoặc Mđ.xích)

Mtg

Hoăc: Mtg

trong đó:

Q – trọng lƣợng vật nâng, N. Do – đƣờng kính tang tính đến tâm cáp, mm. ηp, ηt – hiệu suất của palăng và của tang. 7. Xác định mô men Mp trên trục dẫn (trục tay quay). Gọi P – lực của một công nhân trên tay quay;

m – số công nhân;

Mp = θmPl

θ – hệ số tính đến sự làm việc không đều, phụ thuộc số ngƣời làm, lấy nhƣ sau:

m 1 2 4

θ 1 0,8 0,7

l – chiều dài (bán kính) tay quay lấy trong khoảng 250 ÷ 350 mm; nếu dùng

bánh kéo thì lấy đƣờng kính bánh xe trong khoảng 300 ÷ 1000 mm.

Lực P của mỗi công nhân phải lấy thận trọng, tùy thuộc vào tính chất làm việc,

theo bảng 7.

Bảng 7: Lực và vận tốc trung bình của tay công nhân

Trên tay quay Trên bánh kéo

Tính chất công việc V ận tốc, V ận tốc, Lực, N Lực, N m/s m/s

Liên tục (hoặc có nghỉ ngắn) 80 ÷ 100 0,9 ÷ 1,2 120 ÷ 160 0,6 ÷ 0,8 trong 6 – 8 giờ.

Ngắt quãng, có chu kỳ trong 6 -8

giờ nghỉ luôn thời gian ngắn (kéo 150 ÷ 160 0,7 ÷ 0,8 180 ÷ 200 0,5 ÷ 0,6

dài dƣới 5 phút)

Thời gian rất ngắn (dật) Dƣới 300 0,3 ÷ 0,4 Dƣới 550 0,1 ÷ 0,2

8. Tính tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền động từ trục dẫn (trục quay tay) đến

trục tang (hay đĩa xích)

ηo – hiệu suất của bộ truyền, lấy sơ bộ lúc đầu, sau điều chỉnh lại, nếu cần. Chú ý: đây là bƣớc cơ bản trong khi tính cơ cấu, bƣớc này phân biệt sự khác

nhau giữa cách tính cơ cấu nâng quay tay và cách tính cơ cấu nâng dẫn động bằng động cơ. Trong cơ cấu nâng quay tay tính tỷ số truyền xuất phát từ quan hệ giữa mômen trên trục tang và mômen trên tay quay: tỷ số truyền phải đạt bao nhiêu để với khả năng nhân lực sẵn có (m.P), có thể tạo ra mômen thắng đƣợc mômen do vật nâng gây ra trên trục và thắng các lực cản trong cơ cấu nâng đƣợc vật lên. Ở đây ta không

quan tâm đến việc bảo đảm vận tốc cho trƣớc của vật nâng. Kết quả vận tốc nâng vật vn sẽ tính đƣợc, xuất phát từ luật bảo toàn năng lƣợng.

Ở đây:

vtq – vận tốc tay quay m/s η – hiệu suất của cơ cấu với tải trọng < 3t

η = 0,85 ÷ 0,9

9. Theo tỷ số truyền io đã tính đƣợc, chọn loại truyền động và tính bộ truyền động đó. Trong cơ cấu nâng tay quay thƣờng dùng truyền động bánh răng hình trụ để

hở hoặc bộ truyền trục vít để hở. 10. Quyết định chỗ đặt phanh, tính mô men phanh, chọn và tính phanh. Nếu

dùng tay quay an toàn thì tính tay quay an toàn theo mômen phanh yêu cầu.

Các số liệu cho trƣớc để thiết kế cơ cấu nâng dẫn động bằng điện (hoặc bằng

1.7.2. Cơ cấu dẫn động bằng điện máy nói chung) là:

- Trọng lƣợng vật nâng (trọng tải) Q (N hay t).

- Chiều cao nâng H (m). - Vận tốc nâng vn (m/phút) - Chế độ, điều kiện làm việc của cơ cấu.

Trình tự tính toán cơ cấu nâng dẫn động bằng điện cũng giống nhƣ đối với cơ cấu tay quay từ đầu đến phần định mô men trên tang hay đĩa xích Mtg(dx). Phần sau làm khác, trong cơ cấu này vấn đề quan trọng chủ yếu là chọn đƣợc động cơ đủ công suất

làm việc khi chuyển động ổn định cũng nhƣ khi mở máy, đồng thời phải đảm bảo vận tốc nâng cho trƣớc vn. Công suất yêu cầu đối với động cơ điện là:

Trong công thức này, Q có đơn vị là N còn vn có đơn vị là m/ph. η = ηm.ηt.ηo – hiệu suất của cơ cấu tính đến các hiệu suất pa lăng, của tang và

của bộ truyền.

Theo trị số Ndc tìm đƣợc tra bàng mà chọn loại động cơ thích hợp. Trong ngành máy cần trục ở Liên Xô có loại động cơ điện chuyên dùng là MT và MTK. Đặc điểm các động cơ này là có mô men mở máy cao, phù hợp với điều kiện đóng mở luôn khi làm việc. Trong các bảng tra có cho các đặc tính kỹ thuật của chúng đối với từng chế độ làm việc: nhẹ (TĐ 15%), trung bình (TĐ 25%) và nặng (TĐ 40%). Trong điều kiện không có các loại động cơ trên, có thể dùng tạm các loại động cơ dùng chung (AO,….). Sau khi chọn động cơ cần xác định tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền. Ở đây

tỷ số truyền đƣợc xác định xuất phát từ quan hệ vận tốc (số vòng quay) của trục thứ nhất (trục động cơ) và trục cuối cùng (trục tang), tức là đảm bảo vận tốc nâng vn cho trƣớc.

Tỷ số truyền của bộ truyền:

Trong đó:

ndc – số vòng quay của trục động cơ. ntg – số vòng quay của tang.

Số vòng quay của tang cần có để đảm bảo vn cho trƣớc là:

Với Do là đƣờng kính tang kể đến tâm cáp, m. Theo tỷ số truyền io và công suất truyền mà thiết kế bộ truyền. Trong điều kiện sản xuất cơ khí quy mô nhƣ ở Liên Xô có nhà máy chuyên chế tạo hộp giảm tốc tiêu

chuẩn ký hiệu PM, dùng cho ngành máy trục. Thƣờng ngƣời ta cố gắng chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn, nếu cần thiết thì phối hợp thêm bằng bộ truyền bánh răng để hở. Nếu

phải thiết kế lấy bộ truyền, ta có thể dựa vào các thông số cơ bản của các hộp số PM

mà thiết kế cho thích hợp với yêu cầu của mình.

Cuối cùng cần tính mô men phanh, chọn và tính phanh. Chỗ đặt phanh trong cơ

cấu dẫn động bằng điện thƣờng là ở trục thứ nhất.

1.7.3. Quá trình mở máy trong cơ cấu nâng Động cơ điện cơ cấu nâng đƣợc chọn theo công suất kkhi chuyển động ổn định với tốc độ nâng không đổi là vn: trong thời kỳ mở máy ngoài việc nâng vật động cơ còn phải tiêu hao năng lƣợng để tạo gia tốc cho vật nâng và các chi tiết máy trong cơ

cấu, vì trƣớc đó chúng ở trạng thái tĩnh. Nhƣ vậy, trong thời kỳ mở máy động cơ điện

phải tạo ra mômen.

Mm = Mt + Md = Mt + Md2

Trong đó:

Mt – mô men tĩnh để thắng trọng lƣợng vật nâng. Md – mô men động để tạo ra gia tốc cho vật nâng chuyển động thẳng

(Md1) và tạo gia tốc cho các chi tiết máy chuyển động quay trong cơ cấu (Md2). Nhƣ đã biết mô men trên trục động cơ để thắng trọng lƣợng vật nâng bằng:

Với η là hiệu suất chung của cơ cấu. Muốn tính Md1 cần thiết để tạo gia tốc cho vật nâng khi khởi động ta giả thiết rằng chuyển động của nó trong thời kỳ mở máy là nhanh dần đều nghĩa là gia tốc

không đổi (thực tế gia tốc có thay đổi).

Trị số gia tốc trung bình của vật nâng trong thời kỳ mở máy phụ thuộc vào vận

tốc nâng và thởi gian mở máy tm (thƣờng tm trong khoảng 1 ÷ 5 giây).

Gia tốc vật nâng đƣợc tính theo công thức

Vậy khi khởi động ta phải thắng một lực phụ thuộc Qp tác dụng ở đầu móc theo

chiều lực Q là (hình 1.72):

Tƣơng tự nhƣ đối với lực Q, để thắng lực Qp này ta cần có mô men phụ thêm

trên trục động cơ là:

Với

Vậy:

ĐC

Hình 1.72: Sơ đồ cơ cấu nâng dẫn động bằng điện

Mô men Md2 là mô men động cơ phải phát ra trong thời kỳ mở máy để tạo gia tốc góc cho các chi tiết máy quay trên các trục, nó gồm những mô men động trên tất cả

Md2 = M1 + M2/1 + M3/1 + …

Trong đó: M1 – mô men động cơ phải phát ra (trên trục I) để tạo gia tốc góc cho

các trục trong cơ cấu chuyển về trục động cơ: khối lƣợng các chi tiết máy trên trục I.

M2/1 – mô men động cơ phải phát ra (trên trục I) để tạo gia tốc góc cho khối lƣợng các chi tiết máy trên trục II; tƣơng tự nhƣ vậy đối với M3/1; và nếu trong cơ cấu còn có trục IV, trục V thì sẽ còn có M4/1, M5/1… Đối với một tiết máy quay thứ i trên trục I cần mô men M1 để tạo gia tốc góc εi

cho nó là:

Mi = Ji. εi

Ji – mô men quán tính khối lƣợng của chi tiết máy nói trên, tính bằng Nm.s2

2 – gọi là mô men vô lăng của vật, đo bằng N.m2

Ở đây:

ρi, Di – bán kính và đƣờng kính quán tính của chi tiết máy, đo bằng m. Gi - trọng lƣợng của nó, tính bằng N Gi.Di

Trên trục I có nhiều chi tiết máy nên:

Gia tốc góc của trục I trong quá trình khởi động, cũng nhƣ trên, ta giả thiết là

đều, do đó:

Tƣơng tự nhƣ vậy có thể viết công thức đối với M2 – mô men cần có trên trục II

để tạo gia tốc cho các chi tiết máy trên trục II

Mô men này chuyển về trục động cơ:

Từ đây ta lại có thể viết tƣơng tự đối với trục III:

M1 khoảng i1 So sánh thấy các trị số M2/1, M3/1… không đáng kể so với M1 (chúng nhỏ hơn 2, (i1i2)2… lần), tổng của chúng thƣờng không quá 10 ÷ 15% của M1. Vì

vậy khi cần tính Md2 ta chỉ cần tính một trị số M1 rồi tăng lên 10 ÷ 15% bằng hệ số k = 1,10 ÷ 1,15.

Do đó ta có thể viết:

Md2 = M1 + M2/1 + M3/1 + … = k.M1

Khi xác định tổng mô men vô lăng của khối lƣợng các chi tiết máy trên trục I,

thƣờng ngƣời ta chỉ chú ý các chi tiết máy lớn (có trọng lƣợng và đƣờng kính lớn), cụ

thể là chỉ tính cho rô to động cơ điện, khớp nối trục phanh (hình 1…).

(GD2)rô to + (GD2)khớp + (GD2)bánh phanh

Đối với các tiết bị tiêu chuẩn nhƣ động cơ điện, nối trục tiêu chuẩn, trị số (GD2)

cho trong các bảng.

Đối với các chi tiết máy không tiêu chuẩn, khi cần có thể tự tính lấy mô men

Vậy trong quá trình mở máy, động cơ điện phải phát ra mô men bằng: vô lăng.

Mm = Mt + Md1 + Md2

Chú ý:

1. Trong công thức trên đây cần chú ý đặt các đại lƣợng đúng đơn vị của

nó nhƣ sau:

Q và Gi – N Do và Di – m 2 – N.m2 GiDi tm – s Từ đó tính đƣợc Mm bằng N.m 2. Đƣờng kính quán tính (Di) và đƣờng kính thông thƣờng (D) khác

nhau. Đối với vật trụ tròn (đĩa tròn) có bán kính r thì:

Đối với vật là vành tròn, trụ tròn rỗng có bánh kính ngoài r1 và bán kính trong r2

thì:

Khi biết chính xác thời gian mở máy tm có thể theo công thức trên mà tính ra

mô men mở máy trên trục động cơ.

1.7.4. Quá trình phanh cơ cấu nâng Quá trình phanh vật đang hạ tƣơng ứng với quá trình mở máy khi nâng. Khi

phanh vật đang hậ trên trục phanh cần đặt mô men phanh để thắng trọng lƣợng vật

nâng, thắng quán tính đang chuyển động của nó và của các chi tiết máy quay trong cơ

cấu. Nếu trong quá trình mở máy ta phải tạo gia tốc dƣơng (nhanh dần) để chuyển toàn

bộ hệ thống từ trạng thái tĩnh sang trạng thái động, thì ngƣợc lại, trong quá trình phanh ta phải tạo gia tốc âm (chậm dần) để chuyển toàn bộ hệ thống từ trạng thái động sang

trạng thái đứng yên. Vì vậy có thể viết:

Mph = Mt + Md = Mt + Md1 + Md2

Mômen tĩnh Mt để thắng trọng lƣợng vật nâng nhƣ đã phân tích:

Md – mômen động cần đặt trên trục phanh để thắng động năng của vật nâng. Md2 – mô men động cần đặt trên trục phanh để thắng động năng của các chi tiết

máy quay trong cơ cấu.

Vì quá trình phanh và mở máy tƣơng tự nhau, các mômen Md đều là cần thiết

để tạo gia tốc dƣơng hoặc gia tốc âm nên ta có thể viết ngay:

Trong đó:

n1 – số vòng quay của trục I (trục đặt phanh), v/ph; tph – thời gian phanh, s; η – hiệu suất của cơ cấu.

Trong công thức Md1 ta đặt hiệu suất η lên trên tử số, vì các lực cần trong cơ cấu (thể hiện qua η < 1) giúp thêm trọng trong quá trình phanh, tƣơng tự nhƣ đối với Mt. Vậy mô men phanh cần thiết trong quá trình phanh là:

Chú ý: công thức trên đây là viết cho trƣờng hợp phanh đặt ở trục thứ nhất. Nếu

phanh đặt trên trục khác thì phải thay các trị số tƣơng ứng vào chỗ của n1 và io.

1.7.5. Đặc điểm cấu tạo cơ cấu nâng Sơ đồ nguyên tắc cấu tạo của cơ cấu nâng hoàn chỉnh đã trình bày trên hình 1…

Thƣờng dùng hộp giảm tốc bánh răng hình trụ hoặc trục vít, đầu vào nối với trục động

cơ điện bằng nối trục vòng đàn hồi hoặc nối trục răng, nửa khớp phía hộp giảm tốc

thƣờng làm liền với bánh phanh (hình 1.72).

Cần chú ý rằng, theo quy định về an toàn không thể dùng truyền động trục vít tự hãm thay thế cho phanh, vì sau một thời gian làm việc bị mòn có khả năng sẽ mất

tính chất tự hãm. Mặt khác dùng truyền động trục vít tự hãm không lợi vì hiệu suất của

nó quá thấp (0,3 ÷ 0,5).

Hình 1.73: Khớp trục làm liền với bánh phanh

a) Nối trục vòng đàn hồi

b) Nối trục răng

CÂU HỎI ÔN TẬP CHƢƠNG 1 Câu 1: Cho sơ đồ cơ cấu nâng sau (hình 1a, b, c,d):

a. Giải thích các ký hiệu Q, S0, Mv, D0, Mp, R, P b. Hãy thiết lập công thức tính Q theo P và R.

a)

b)

c)

d)

Hình 1 Câu 2: Cho sơ đồ cấu tạo phanh nhƣ hình 2. Hãy nêu nguyên lý hoạt động của phanh.

b) a)

Hình 2

Câu 3: Xét cơ cấu nâng vật Q (N) nhƣ hình 3. Có hiệu suất ròng rọc ηr (các ròng rọc có hiệu suất nhƣ nhau), tang có đƣờng kính D0, hiệu suất ηt, tỷ số truyền trên trục I và II là i1 và i2, vận tốc nâng vật là vn (m/ph). Hãy: a. Tính mô men trên các trục I, II, III

trên tang khi nâng vật.

b. Tính vận tốc dây cuốn lên tang.

c. Tính số vòng quay n của tang, trục I, II, III. Hình 3 d. Tính công suất của động cơ.

Câu 4: Cho sơ đồ nhƣ hình 4

a. Hãy phân biệt các loại ròng rọc và nêu tác dụng của các ròng rọc đó trong hệ thống.

b. Xác định bội suất a

c. Tính lực căng lớn nhất của dây quấn vào tang khi hạ vật với tải trọng Q, biết hiệu suất của mỗi ròng rọc là ηr (cho các ròng rọc giống nhau). d. Tính vận tốc nhả dây trên tang và số vòng quay của tang. Biết vận tốc hạ vật là vh (m/ph).

Hình 4

CHƢƠNG 2: CÁC MÁY TRỤC THÔNG DỤNG

2.1. Thiết bị nâng đơn giản

2.1.1. Kích Kích là một thiết bị nâng có hành trình ngắn. Khi làm việc đƣợc đặt dƣới tải và

nâng tải bằng cách đẩy lên với hành trình tƣơng đối nhỏ. Kích đƣợc sử dụng để lắp ráp

và sửa chữa. Do đặc điểm sự dụng đòi hỏi chúng phải gọn, trọng lƣợng nhỏ để dễ

mang vác nên đại đa số đƣợc dẫn động bằng tay. Vật liệu chế tạo là gang hoặc kim loại nhẹ. Do cấu tạo đơn giản và đƣợc chế tạo hàng loạt nên giá thành thấp. Phổ biến

nhất là kích thanh răng, kích vít và kích thủy lực.

a. Kích thanh răng Kích thanh răng có cấu tạo đơn giản, hiệu suất tƣơng đối cao, đƣợc chế tạo với

sức nâng từ 2 đến 25 tấn, chiều cao nâng 0,3 ÷ 0,7 m. Hình 2.1 mô tả cấu tạo của một kích thanh răng.

Hình 2.1: Kích thanh răng

a) Cấu tạo chung; b) Tay quay an toàn

1- Vỏ kích; 2- thanh răng; 3- mũ kích; 4- bàn nâng phụ; 5 – tay quay;

6- bộ truyền bánh răng; 7 – trục dẫn; 8 – bánh răng; 9- bánh răng cóc; 10- cóc hãm; 11- đĩa chủ động

Theo quy định về an toàn, trên kích thanh răng phải sử dụng tay quay an toàn có phanh tự động với mặt ma sát tách rời. Muốn nâng vật , quay tay quay thuận chiều,

đĩa 11 và bánh răng 8 ép chặt vào bánh cóc 9 tạo thành một khối. Nhờ ma sát mà

mômen đƣợc truyền đến bánh răng dẫn, đẩy thanh răng lên. Vật đƣợc giữ ở độ cao mong muốn nhờ cóc hãm 10. Khi hạ vật, chỉ cần vặn ngƣợc tay quay. Loại này cho phép khống chế tốc độ hạ vật rất tốt. Ở nhiều kích thanh răng, ngƣời ta còn bố trí thêm bàn nâng phụ 4 dùng để nâng hàng dƣới thấp. Do lực tác dụng lệch tân nên sức nâng giảm xuống còn một nửa.

Ngoài loại kích thanh răng có cấu tạo trên, còn có loại thanh răng cố định, vỏ

kích dịch chuyển lên xuống gọi là kích thanh răng tay đòn.

Để nâng tải có trọng lƣợng Q, trên trục tay quay cần có mômen có giá trị:

Trong đó: r- bán kính vòng chia bánh răng dẫn ăn khớp với thanh răng;

i – tỷ số truyền các cặp truyền động bánh răng;

η – hiệu suất, η = 0,65 ÷ 0,67

b. Kích vít Kích vít có chiều cao nâng thƣờng nhỏ hơn kích thanh răng với sức nâng đến 30

tấn và chiều cao nâng 0,2 ÷ 0,4 m. Kích vít làm việc theo nguyên tắc truyền động vít

đai ốc. Cấu tạo kích vít gồm đầu kích 3 (hình 2.2, a) đóng vai trò nhƣ một ổ chặn có

thể quay tròn đƣợc. Trục ren vít 2 đƣợc truyền động nhờ cơ cấu bánh cóc hai chiều có

bánh cóc kẹp chặt trên trục vít (hình 2.2, b). Khi tạo chuyển động cho tay đòn, trục vít

sẽ quay và chuyển động tịnh tiến dọc thân kích. Ren thƣờng dùng cho vít là ren thang và lợi dụng tính tự hãm của ren để hãm giữ vật nâng với góc nâng ren 4o – 5o.

Hình 2.2: Sơ đồ cấu tạo kích vít 1- thân kích; 2- trục ren vít; 3- đầu kích; 4- bánh cóc; 5- chốt; 6- tay đòn; 7- cơ cấu cóc hai chiều; 8- đai ốc; 9- cá hãm; 10- lò xo

Hình 2.3 mô tả cấu tạo của một loại kích vít khác. Trục ren vít cùng chân tựa 1 đƣợc đặt cố định. Bộ truyền bánh vít trục vít 2 có khả năng tự hãm. Bánh vít đƣợc liên

kết với vỏ kích 3 thông qua ổ chặn 5 và đóng vai trò nhƣ một đai ốc ăn khớp ren với trục vít 1. Khi quay tay quay gắn trên trục vít, bánh vít vừa quay vừa chuyển động tịnh

tiến. Vỏ 3 trƣợt dọc theo thân trục vít, nâng mũ kích 4 lên.

Hình 2.3. Cấu tạo kích vít có trục vít đặt cố định

1- trục vít và chân tựa; 2- bộ truyền bánh vít trục vít; 3- vỏ kích;

4- mũ kích; 5- ổ chặn

Lực trên tay đòn P ở loại kích mô tả trên hình 2.2, a

trong đó:

D- đƣờng kính trung bình trục ren vít; d1 – đƣờng kính trung bình mặt tựa mũ kích; λ- góc nâng ren (4o – 5o); f1- hệ số ma sát tại mặt tựa mũ kích; dấu “+” khi nâng hàng;

dấu “-” khi hạ hàng.

Công suất yêu cầu khi sử dụng động cơ dẫn động:

trong đó:

v- tốc độ nâng, m/ph;

Q- trọng lƣợng vật nâng, N; ηr- hiệu suất truyền động ren vít, ηr = 0,25 ÷ 0,4; ηo- hiệu suất truyền động của hệ thống.

c. Kích thủy lực Kích thủy lực có chuyển động êm nhƣ kích vít nhƣng có hiệu suất cao hơn và

đƣợc chế tạo với sức nâng lớn hơn, có thể đạt đến 750 tấn, chiều cao nâng từ 0,15 đến 0,7m.

Nguyên tắc làm việc của kích là áp lực dầu từ bơm đƣợc truyền đến xylanh

công tác để nâng vật. Cấu tạo kích gồm hai bộ phận chính: bơm và pittông – xy lanh

công tác. Vật đƣợc nâng lên khi chất lỏng vào xylanh của kích và đƣợc hạ xuống nhờ chất lỏng đi qua van xả. Điều chính tốc độ dòng chảy cũng tức là điều chỉnh tốc độ hạ

vật bằng van xả. Chất lỏng trong kích là dầu khoáng hoặc nƣớc pha glyxêrin có tỷ lệ

2:1. Đẩy chất lỏng vào kích bằng bơm tay hoặc bơm có động cơ dẫn động. Bơm gắn

trực tiếp với kích hoặc nối vào kích qua hệ ống dẫn. Một bơm có thể dẫn động cho một

kích hoặc nhiều kích.

Hình 2.4 giới thiệu sơ đồ kích thủy lực liền với bơm, dẫn động tay. Chuyển

động lắc của tay bơm cùng trục cam 8 tạo nên chuyển động tịnh tiến của pittông bơm 6

trong xylanh 7. Dầu từ bình chứa sẽ qua van một chiều 3 vào xylanh bơm sau đó đƣợc

đẩy qua van áp lực 9 vào xylanh công tác và đẩy pittông 1 lên. Vật nâng đƣợc nâng lên một cách gián đoạn theo nhịp điệu lặc của tay đòn bơm. Khi hạ vật, mở van 4, dƣới tác

dụng của trọng lƣợng vật nâng, đầu kích sẽ đƣợc hạ xuống. Chất lỏng trở về bình chứa

qua van 4.

Từ điều kiện cân bằng áp lực p tại hai xylanh khi nâng vật nặng có trọng lƣợng

Ta có lực trên tay bơm P:

trong đó :

f và F- diện tích tiết diện ngang của các pittông; dH, dA- đƣờng kính tƣơng ứng.

Tốc độ nâng của kích :

trong đó :

S- hành trình của pit tông bơm, cm; n- tốc độ làm việc của tay bơm, lần/ph;

γ- hệ số tổn thất, γ = 0,9 ÷ 0,95.

Hình 2.4: Kích thủy lực

a) Kết cấu bơm thủy lực; b) Sơ đồ nguyên lý

1- pit tông; 2- xylanh công tác có phớt dầu bằng da; 3- van hút; 4- van xả;

5- cam; 6- pit tông; 7- xylanh bơm; 8- trục cam và tay bơm; 9- van áp lực

Dễ thấy lực trên tay bơm phụ thuộc vào tỷ số

Vì dễ đạt đƣợc tỷ số nhỏ nên có thể tạo đƣợc kích thƣớc thủy lực có sức

nâng lớn mà kích thƣớc và trọng lƣợng không lớn. Trong thực tế thƣờng dụng kích có

sức nâng 100 ÷ 200 tấn, chiều cao nâng 0,15 ÷ 0,2 m. Khối lƣợng bản thân từ 180 đến

330 kg.

2.1.2. Tời Tời làm một thiết bị dùng để nâng vật lên cao hoặc kéo tải dịch chuyển trong mặt phẳng ngang hay nghiêng. Tời có thể sử dụng riêng biệt hoặc kết hợp với các cơ

cấu khác nhau nhƣ cần trục, máy đào,… Cấu tạo chung của tời gồm có: tang cuốn cáp với một hoặc nhiều lớp cáp, hệ thống truyền lực, bộ phận dẫn động và bộ phận phanh hãm… Tời có nhiều loại khác nhau, theo nguồn dẫn động có thề phân thành: tời tay và tời máy; theo số tang cuốn cáp có tời một tang và tời nhiều tang. Theo công dụng có tời nâng, tời kéo, tời cho cơ cấu quay.

a. Tời tay Tời tay để nâng các vật nhẹ hoặc kéo xe có tải trọng nhỏ. Khi làm việc tời đƣợc

kẹp chặt trên nền hoặc gắn trên tƣờng. Việc kẹp chặt phải đảm bảo chắc chắn, chịu

đƣợc hai lần lực kéo danh nghĩa.

Hình 2.5: Tời gắn tường

1- vỏ hàn; 2- trục vít và tay quay; 3- bánh vít gắn với tang

Tời gắn trên tƣờng (hình 2.5) không sử dụng phanh mà lợi dụng khả năng tự

hãm của bộ truyền bánh vít – trục vít.

Tời có khung bệ gắn trên nền mô tả trên hình 2.6 có hai tốc độ. Trên trục tay

quay an toàn 2 gắn bánh răng dẫn 3 có chiều rộng đủ lớn để đảm bảo ăn khớp với bánh

răng trƣợt 13 khi bánh răng này đến vị trí giới hạn trên trục 9. Hai bánh răng gắn trên

tang có đƣờng kính khác nhau. Bánh có đƣờng kính lớn luôn ăn khớp với bánh răng 10

lắp trên trục 9. Để có tốc độ nhanh, trƣợt bánh răng 13 sang trái ăn khớp với bánh răng

có đƣờng kính nhỏ 15, lúc này bánh 13 đóng vai trò là một bánh trung gian cho 3 và

15 (tỷ số truyền i = ).

Khi tang treo tải, muốn chuyển sang tốc độ chậm, đóng phanh đĩa 11 bằng cách quay tay quay 12 để giữ vật nhờ phanh đĩa 11, sau đó trƣợt 13 sang phải khớp với

bánh răng 10 bằng khớp vấu. Tỷ số truyền của hệ thống lúc này là i = .

Khi bánh răng 13 trƣợt ở vị trí trung gian, tang sẽ không có liên kết cứng với tay quay an toàn, do vậy việc bố trí phanh 11 là cần thiết. Tay quay an toàn đƣợc sử

dụng nhằm mục đích loại bỏ khả năng quay tự do của tay quay do trọng lƣợng vậy nâng gây ra khi hạ vật. Nó sử dụng nguyên lý làm việc của phanh tự động với mặt ma

sát tách rời.

Hình 2.6: Tời khung bệ gắn trên nền

1- các tấm thép thành bên; 2- trục dẫn có lắp tay quay an toàn; 3- bánh răng dẫn;

4- ống ren; 5- đai ốc; 6- đĩa ma sát; 7- bánh cóc; 8- cóc hãm; 9- trục trung gian;

10- bánh răng trung gian; 11- phanh đĩa; 12- tay quay; 13- bánh răng trượt; 14- tang

cuốn cáp; 15- bánh răng có đường kính nhỏ; 16- bánh răng có đường kính lớn.

b. Tời máy Tời máy đƣợc dẫn động bằng động cơ, thƣờng là động cơ điện. Tời đƣợc gắn

trên khung bệ để dễ dàng vận chuyển, cũng nhƣ định vị chống lực kéo ngang hoặc

nghiêng. Tời máy hay đƣợc phối hợp với tổ hợp ròng rọc (palăng cáp) để kéo hoặc

nâng những vật rất nặng. Lƣợng cáp chứa trên tời rất lớn, có thể đến 200 – 400 m. Có

nhiều loại tời khác nhau nhƣ: tời một tang quay hai chiều, tời nhiều tốc độ, tời ma sát.

Khi nguồn động lực là động cơ đốt trong thƣờng dùng sơ đồ tời nhiều tang dẫn động

chung.

Trên hình 2.7 trình bày một kiểu tời một tang quay hai chiều dẫn động điện. Tời này đƣợc dùng nhiều trong xây dựng và ở các bãi lắp ráp. Động cơ điện đƣợc nối với

hộp giảm tốc đồng thời là bánh phanh. Điện trở 8 dùng để khởi động cho động cơ dây

cuốn 7 với ba đến bốn nấc điện trở chuyển đổi nhờ hộp điều khiển cần gạt 4. Điều kiện lắp ráp các kết cấu xây dựng, các thiết bị nặng đòi hỏi tời phải có nhiều tốc độ. Các tốc độ cao dùng để nâng tải và hạ móc không tải. Các tốc độ thấp

dùng để đặt và điều chỉnh tải vào vị trí lắp rắp. Khác với tời điện đảo chiều, tời ma sát có liên hệ ma sát giữa tang và động cơ qua nối trục ma sát (ly hợp). Ở tời ma sát, động cơ luôn quay một chiều theo chiều nâng, khi hạ vật ly hợp đƣợc mở và vật rơi tự do. Tốc độ hạ vật đƣợc khống chế bằng phanh đai. Nguyên lý này có thể sử dụng một động cơ dẫn động cho nhiều tang, mỗi tang sẽ có một ly hợp và một phanh riêng (hình 2.8).

Hình 2.7: Tời điện đảo chiều có lực kéo 5000 daN

a) Kết cấu tời; b) Sơ đồ truyền động

1- bệ máy; 2- tang cuốn cáp; 3- hộp giảm tốc; 4- tay gạt điều khiển; 5- phanh hai má điện thủy lực; 6- khớp nối đàn hổi; 7- động cơ dây cuốn; 8- hộp trở.

Hình 2.8: Tời ma sát nhiều tang dẫn động chung 1- động cơ; 2- bộ truyền đai; 3- ly hợp ma sát; 4- tang cuốn cáp; 5, 6- phanh;

7, 8- ly hợp của tang quay hai chiều; 9- tang quay hai chiều

So sánh hai loại tời trên, ta thấy tời điện đảo chiều làm việc có độ tin cậy cao, điều khiển đơn giản do vậy đƣợc sử dụng rộng rãi. Tời ma sát một chiều có ƣu điểm

khởi động êm, có thể sử dụng động cơ đốt trong để dẫn động nhiều tang. Tuy nhiên làm việc không chắc chắn, khó khống chế tốc độ hạ vật và khó thực hiện việc điều

khiển tự động nên ít đƣợc dùng, hiện chỉ thấy ở một số cần trục tự hành và một số cơ

cấu khác chuyên dùng.

Khi cần phải kéo hàng, kéo toa xe, … với lƣợng cáp khá lớn ngƣời ta dùng tời

ma sát kiểu tang lõm. Cáp chỉ vòng qua tang dẫn vài vòng, sau đó rời khỏi tang và đƣợc xếp vào bên cạnh hoặc cuốn lên một tang riêng. Dạng lõm của tang đảm bảo cáp

không bị chạy dọc theo tang trong quá trình làm việc mà nó luôn trƣợt lại và nằm ở

giữa tang. Thông qua lực ma sát giữa cáp và tang, lực kéo đƣợc truyền cho cáp (hình

2.9).

Hình 2.9 : Tời ma sát tang lõm

1- động cơ ; 2- hệ thống truyền động ; 3- tang lõm

Quan hệ giữa lực kép FZ và lực kéo tại đầu cáp nhả FH (thƣờng do công nhân

kéo):

FZ = FH.efα

trong đó:

f- hệ số ma sát giữa cáp và tang, f = 0,185

α - góc ôm của cáp trên tang, rad.

Tời máy ngày nay đƣợc chế tạo với lực kéo lên đến 10000daN. Một số loại tời

dùng trong công nghiệp đóng tàu có lực kéo đến 80000 daN và có hệ thống dẫn động

làm việc theo nguyên tắc điện- thủy lực.

Palăng là một thiết bị nâng đƣợc treo ở trên cao, gồm một cơ cấu nâng, trong 2.2. Palăng

nhiều trƣờng hớp đƣợc trang bị thêm cơ cấu di chuyển. Đặc điểm của nó là kích thƣớc nhỏ gọn, kết cấu không phức tạp, trọng lƣợng nhẹ. Pa lăng thƣờng đƣợc treo vào các dầm, cột chống, giá chuyên dùng hoặc vào xe con di chuyển. Dẫn động pa lăng có thể bằng tay hoặc điện, cũng có pa lăng dẫn động bằng khí nén. Dây treo hàng có hai loại là xích và cáp.

Palăng xích kéo tay đƣợc sử dụng trong các công việc lắp ráp, sửa chữa hoặc a. Palăng xích kéo tay

khi không có nguồn điện với tải nâng nhỏ, chiều cao nâng không lớn và sử dụng không

thƣờng xuyên.

Dẫn động bằng xích kéo tay vòng qua bánh kéo làm quay trục dẫn của palăng.

Đĩa xích kéo thƣờng có số răng nhỏ hoặc đƣờng kính nhỏ. Tùy theo loại truyền động có palăng xích kieur trục vít và kiểu bánh răng. Loại sau so với loại trƣớc có hiệu suất

cao hơn nên có thể sử dụng để nâng vậu nặng với tốc độ lớn hơn. Hiệu suất pa lăng

xích kiểu bánh răng là 0,7 - 0,85 còn ở loại bánh vít trục vít là 0,55 – 0,8.

Palăng trục vít (hình 2.10) gồm móc treo 1, bộ khung 2 trong đó có lắp bánh vít 3 gắn liền với đĩa xích treo tải. Trục vít 4 đƣợc dẫn động nhờ đĩa xích kéo 9. Bộ truyền

trục vít đƣợc chế tạo không tự hãm, do vậy pa lăng nhất thiết phải đƣợc trang bị

phanh, ví dụ trên hình vẽ là phanh tự động với mặt ma sát không tách rời.

Hình 2.10: Palăng xích kéo tay kiểu trục vít 1- móc treo pa ăng; 2- khung treo; 3- bánh vít cùng đĩa xích treo tải; 4- trục vít có gắn đĩa phanh nón; 5- bánh răng cóc đồng thời là phanh nón thứ hai; 6- cóc hãm; 7- bi cầu chịu nén; 8- chốt treo xích tải; 9- đĩa xích kéo.

Palăng kiểu bánh răng sử dụng bộ truyền hành tinh (hình 2.11) có kết cấu nhỏ

gọn. Mômen đƣợc truyền từ bánh kéo 4 sang trục dẫn 9. Nhờ các bánh răng hành tinh 7 luôn ăn khớp với vành răng cố định 5 gắn trên trục của bánh răng 7 làm cần 8 quay dẫn động cho đĩa xích tải 2. Palăng đƣợc trang bị phanh tự động với mặt ma sát tách

Pa lăng xích kéo tay đƣợc chế tạo với sức nâng từ 0,5 đến 20 tấn. rời 3.

Hình 2.11: Pa lăng xích kéo tay kiểu bánh răng

1- xích kéo; 2- đĩa xích tải; 3- phanh tự động; 4- đĩa xích kéo;

5- vành răng cố định;6- bánh răng trung gian; 7- bánh răng hành tinh; 8- cần của

truyền động hành tinh; 9- trục dẫn; 10- xích tải

b. Palăng điện Pa lăng điện có ƣu điểm là trọng lƣợng nhỏ, độ tin cậy cao, chi phí bảo dƣỡng,

sửa chữa thấp, dễ thay thế các chi tiết hƣ hỏng, dễ sử dụng, hiệu suất cao. Palăng điện

đƣợc sẻ dụng nhơ là một máy độc lập hoặc làm nhiệm vụ cơ cấu nâng trong các máy

nhƣ cầu trục, cổng trục, cần trục côngxôn, … khi này nó đƣợc trang bị thêm cơ cấu di chuyển. Cấu tạo chung của pa lăng điện cho trên hình 2.12. Cơ cấu di chuyển pa lăng có kiểu treo di chuyển trên một hoặc hai ray là cánh dƣới của dầm thép đình hình chữ

I. Cũng có khi là kiểu đặt di chuyển trên hai ray. Do yêu cầu nhỏ gọn nên các bộ truyền bánh răng trong palăng điện thƣờng đƣợc chế tạo bằng các loại thép hợp kim crôm, crôm- niken, … thƣờng sử dụng các bánh răng có số răng nhỏ, hay dùng truyền động hành tinh. Ngày nay pa lăng đƣợc chế tạo với sức nâng 0,32 – 32 tấn, chiều cao nâng có thể đến 30m. Tốc độ nâng 3- 15 m/ph. Trong trƣờng hợp cần thiết có thể có thêm tốc độ nhỏ hơn tốc độ chính vài ba lần.

100

Hình 2.12: Palăng điện

a) Pa lăng điện với cơ cấu di chuyển kiểu treo;

b) Pa lăng điện với cơ cấu di chuyển kiểu đặt

1- pa lăng điện; 2- cụm bánh xe di chuyển kiểu treo; 3- động cơ cơ cấu di chuyển;

4- hộp nút bấm điều khiển; 5- cơ cấu di chuyển kiểu đặt

Kết cấu của pa lăng điện rất đa dạng, khác nhau chủ yếu về cách bố trí động cơ.

Có thể phân biệt ba loại: động cơ bố trí đồng trục với tang, động cơ bố trí ngay trong

tang và động cơ bố trí song song với tang. Hình 2.13 mô tả cấu tạo của pa lăng điện với động cơ đặt trong tang. Hai tấm đỡ 1 đƣợc liên kết với nhau nhờ vỏ bằng ống thép

tạo ra khoang chứa trong. Trong khoang chứa này bố trí tang cuốn cáp. Tang 6 đƣợc

đỡ bởi hai vành lăn. Vòng trong gắn với tang, vòng ngoài đƣợc đỡ bởi các tấm đỡ 1.

Để giảm chiều dài của thiết bị, ngƣời ta bố trí động cơ nằm trong lòng tang bằng cách

gắn côngxôn trên tấm đỡ 1 thông qua khoang chứa phụ. Phía trong khoang phụ này có

chứa phanh đai điện từ 4 và bộ đóng ngắt điện kiểu ren vít để hạn chế hành trình nâng. Hộp truyền động với hai cặp bánh răng trụ đƣợc lắp đối diện với khoang phụ. Giữa trục động cơ và trục của bánh răng dẫn thứ nhất đƣợc nối với nhau bằng khớp. Để rải cáp đều trên tang, sử dụng bộ rải cáp gồm đai ốc 10 dịch chuyển dọc trên

trục ren vít 9 với bƣớc ren phù hợp với bƣớc rãnh cáp. Dẫn động quay tròn cho trục ren vít nhờ bánh răng trên tang ăn khớp với 8. Trục ren vít cũng dẫn động cho cả bộ đóng ngắt 11. Động cơ 3 là động cơ rôto lồng sóc điều khiển bằng hộp nút bấm.

101

Hình 2.13: Cấu tạo pa lăng với động cơ đặt trong tang

1- tấm đỡ; 2- khoang chứa phụ; 3- động cơ điện; 4- phanh đai điện từ;

5- truyền động bánh răng hai cấp; 6- tang cuốn cáp; 7- cụm móc treo;

8- bánh răng dẫn cho trục dẫn cáp; 9- trục dẫn cáp; 10- đai ốc dẫn cáp;

11- bộ đóng ngắt kiểu ren vít; 12- dầm đỡ cụm tời.

Trên hình 2.14 mô tả sơ đồ pa lăng điện dạng khác. Ở loại này có tang cuốn cáp

đóng vai trò nhƣ là vỏ của động cơ chứa các cuộn dây stato ở bên trong. Trong palăng

có đặt hai phanh, phanh đai kiểu điện từ 3 có nam châm điện hành trình lớn đặt trên

trục dẫn. Phanh trọng vật 1 đặt trên trục bị dẫn làm việc theo nguyên tắc phanh tự động với mặt ma sát tách rời. Phanh đai dùng để khắc phục động năng rô to động cơ

trong quá trình phanh còn phanh trọng vật để hãm giữ vật nâng và điều chỉnh tốc độ hạ

vật. Để tiện cho việc thay thế, sửa chữa, một số loại palăng có động cơ điện lắp đồng trục và đƣợc bố trí ở ngoài đầu tang. Cách bố trí này còn tạo điều kiện thoát nhiệt tốt cho động cơ. Cũng nhằm mục đích đảm bảo gọn, ngƣời ta còn sử dụng động cơ lồng sóc có rôto dạng côn. Đầu trục phía đuôi động cơ có bánh phanh gắn tấm ma sát

dạng côn. Bánh phanh này luôn ép vào một đĩa côn khác gắn cố định trên vỏ p lăng

102

nhờ một lò xo nén. Lúc này giữa rôto và stato có khe hở khá lớn. Khi cấp điện cho động cơ, từ trƣờng do stato sinh ra sẽ hút rôto vào phía trong, khắc phục lực ép của lò

xo, hai bánh phanh tách rời nhau. Đồng thời với quá trình trên, mô men quay của rôto

tăng lên đảm bảo chuyển động ổn định cho vật nâng. Hệ thống truyền động sử dụng bộ

truyền hành tinh làm phức tạp nhiều về kết cấu nhƣng tạo đƣợc tỷ số truyền cao, kích

thƣớc palăng nhỏ, gọn.

Hình 2.14: Sơ đồ pa lăng điện động cơ liền tang

1- phanh trọng vật; 2- trục dẫn; 3- phanh đai; 4- bánh phanh; 5- bánh răng lớn; 6-

tang; 7- bộ lấy điện; 8- khung treo; 9- động cơ; 10- khớp nối ống; 11- khớp răng.

2.3. Cầu trục và cần trục quay 2.3.1. Cầu trục

a. Công dụng và phân loại Cầu trục đƣợc dùng chủ yếu trong các phân xƣởng, nhà kho để nâng hạ và vận

chuyển hàng hóa với lƣu lƣợng lớn. Cầu trục là một kết cấu dầm hộp hoặc dàn, trên đó

đặt xe con có cơ cấu nâng. Dầm cầu có thể chạy trên các đƣờng ray đặt trên cao dọc

theo nhà xƣởng còn xe con có thể chạy dọc theo dầm cầu. Vì vậy mà cầu trục có thể nâng hạ và vận chuyển hàng theo yêu cầu tại bất kỳ điểm nào trong không gian của nhà xƣởng.

Cầu trục đƣợc sử dụng trong tất cả các lĩnh vực của nền kinh tế quốc dân với

các thiết bị mang vật rất đa dạng nhƣ móc treo, thiết bị cặp, nam châm điện, gầu ngoạm,… Đặc biệt, cầu trục đƣợc sử dụng phổ biến trong ngành công nghiệp chế tạo máy và luyện kim với các thiết bị mang vật chuyên dùng.

Cầu trục đƣợc chế tạo với tải trọng nâng từ 1 đến 500 tấn, khẩu độ dầm cầu đến 32m, chiều cao nâng đến 16m, tốc độ nâng vật từ 2 đến 40 m/ph, tốc độ di chuyển xe con đến 60 m/ph và tốc độ di chuyển cầu trục đến 125 m/ph. Cầu trục có tải trọng nâng

103

trên 10 tấn thƣờng đƣợc trang bị hai hoặc ba cơ cấu nâng vật: một cơ cấu nâng chính và một hoặc hai cơ cấu nâng phụ. Tải trọng nâng của loại cầu trục này thƣờng đƣợc ký

hiệu bằng một phân số với các tải trọng nâng chính và phụ, ví dụ: 15/3 tấn; 20/5 tấn;

150/20/5 tấn, …

Theo công dụng có các loại cầu trục có công dụng chung và cầu trục chuyên

dùng. Cầu trục có công dụng chung chủ yếu dùng với móc treo để xếp dỡ, lắp ráp và sửa chữa máy móc. Loại cầu trục này có tải trọng nâng không lớn và khi cần có thể

dùng với gầu ngoạm, nam châm điện hoặc thiết bị cặp để xếp dỡ một loại hàng nhất

định. Cầu trục chuyên dùng đƣợc sử dụng chủ yếu trong công nghiệp luyện kim với

các thiết bị mang vật chuyên dùng và có chế độ làm việc rất nặng.

Theo kết cấu dầm cầu có các loại cầu trục một dầm (hình 2.16 và 2.17) và cầu

trục hai dầm (hình 2.19). Dầm cầu của cầu trục một dầm thƣờng là dầm chữ I hoặc

dầm tổ hợp với các dàn thép tăng cứng cho dầm (hình 2.18). Cầu trục một dầm thƣờng

dùng palăng điện chạy dọc theo dầm chữ I nhờ cơ cấu di chuyển palăng. Cầu trục hai

dầm có các loại dầm hộp và dầm dàn không gian.

Theo cách tựa của dầm cầu lên đƣờng ray di chuyển cầu trục có các loại cầu

trục tựa (hình 2.15, 2.16, 2.19) và cầu trục treo (hình 2.17). Loài cầu trục tựa đƣợc sử

dụng phổ biến hơn.

Theo cách bố trí cơ cấu di chuyển cầu trục có các loại cầu trục dẫn động chung

và cầu trục dẫn động riêng (hình 2.20).

Ngoài ra theo nguồn dẫn động có các loại cầu trục dẫn động tay và cầu trục dẫn

động máy. Theo vị trí điều khiển có các loại cầu trục điều khiển từ cabin gắn trên dầm

cầu và cầu trục điều khiển từ dƣới nền bằng hộp nút bấm. Điều khiển từ dƣới lên bằng

hộp nút bấm thƣờng dùng cho loại cầu trục một dầm có tải trọng nâng nhỏ.

b. Cấu tạo chung của cầu trục Cầu trục dẫn động bằng tay đƣợc dùng chủ yếu trong sửa chữa, lắp ráp nhỏ và

các công việc nâng – chuyển hàng không yêu cầu tốc độ cao. Cơ cấu nâng của loại cầu

trục này thƣờng là palăng xích kéo tay. Cơ cấu di chuyển pa lăng xích và cầu trục cũng đƣợc dẫn động bằng cách kéo xích từ dƣới nền. Tuy là thiết bị nâng thô sơ song do giá thành rẻ và dễ sử dụng mà cầu trục dẫn động bằng tay vẫn đƣợc sử dụng có hiệu quả trong các phân xƣởng nhỏ.

Trên hình 2.15, a là hình chung của cầu trục dẫn động bằng tay loại một dầm. Cầu trục gồm dầm cầu 1, cơ cấu di chuyển cầu trục 2 và pa lăng xích 3 có cơ cấu di

chuyển palăng. Cả ba chuyển động nâng, di chuyển pa lăng và cầu trục thƣờng đƣợc lắp bằng ổ bi trên trục cố định và bánh xe chủ động ở mỗi bên ray đƣợc dẫn động từ trục truyền chung qua bộ truyền bánh răng hở. Đĩa xích dẫn động cơ cấu di chuyển cầu

104

trục đƣợc đặt ở giữa trục truyền chung để đảm bảo góc quay đều của hai nửa trục truyền.

Hình 2.15: Cầu trục dẫn động bằng tay a) Loại một dầm; b) Loại hai dầm

Cầu trục một dầm dẫn động bằng động cơ gồm hai loại: cầu trục tựa và cầu trục

treo. Tủy theo yêu cầu màu cầu trục một dầm có thể đƣợc chế tạo với cabin điều khiển

hoặc hộp nút bấm điều khiển từ dƣới nền nhà.

Trên hình 2.16 là hình chung của cầu trục tựa loại một dầm. Phần kết cấu thép

của cầu trục gồm dầm cầu 1 có hai đầu tựa lên các dầm cuối 5 với các bánh xe di

chuyển dọc theo ray đặt trên vai cột của nhà xƣởng. Cơ cấu di chuyển của cầu trục một

dầm thƣờng dùng phƣơng án dẫn động chung. Phía trên dầm chữ I là dàn thép 4 đặt

trong mặt phẳng ngang để đảm bảo độ cứng cần thiết theo phƣơng ngang để đảm bảo

độ cứng cần thiết theo phƣơng ngang của dầm cầu. Pa lăng điện 3 có thể chạy dọc theo

các cánh thép phía dƣới của dầm chữ I nhờ cơ cấu di chuyển palăng. Cabin điều khiển 2 đƣợc treo vào phần kết cấu chịu lực của cầu trục.

Hình 2.16: Cầu trục một dầm

105

So với cầu trục tựa, cầu trục treo có ƣu điểm là có thể làm dầm cầu dài hơn do đó nó có thể phục vụ ở cả phần rìa mép của nhà xƣởng, thậm chí có thể chuyển hàng

giữa hai nhà xƣởng song song. Tuy nhiên, cầu trục treo có chiều cao nâng thấp hơn so

với cầu trục tựa. Dầm cầu của cầu trục treo thƣờng là dầm thép chữ I và dùng pa lăng

điện chạy dọc theo dầm cầu để nâng hạ vật. Tùy theo khẩu độ của nhà xƣởng mà cầu

trục treo có thể chạy dọc theo nhà xƣởng nhờ hai ray treo (hình 2.17, a) hoặc nhờ nhiều ray treo (hình 2.17, b – loại ba ray treo). Chính vì có thể treo trên nhiều gối mà

kết cấu của cầu thép của cầu trục treo nhẹ hơn so với cầu trục tựa và có thể làm dầm

cầu có độ dài tƣơng đối lớn (đến 100m). Cơ cấu di chuyển cầu trục treo thƣờng dùng

phƣơng án dẫn động riêng: tại mỗi gổi treo có một cơ cấu và kết cấu của nó tƣơng tự nhƣ cơ cấu di chuyển palăng điện.

Hình 2.17: Cầu trục treo

a) Loại hai ray treo; b) Loại ba ray treo

Kích thƣớc dầm thép chữ I của cầu trục một dầm đƣợc chọn từ điều kiện bền theo tải trọng nâng, khẩu độ và điều kiện để pa lăng điện có thể di chuyển dọc theo các cánh dƣới của dầm. Ngoài ra, cần phải đảm bảo độ cứng theo phƣơng ngang của dầm cầu. Các sơ đồ cấu tạo dầm cầu của cầu trục một dầm cho ở hình 2.18.

106

Trong trƣờng hợp cầu trục có khẩu độ nhỏ, phƣơng án đơn giản nhất để đảm bảo độ cứng theo phƣơng ngang của dầm cầu là hàn thêm các thanh giằng ở một bên

(hình 2.18, a) hoặc cả hai bên dầm cầu (hình 2.18, b). Khoảng cách α giữa các điểm

liên kết thanh giằng không đƣợc vƣợt quá 250. Trong trƣờng hợp thanh giằng không

đảm bảo độ cứng do dầm có khẩu độ lớn thì có thể dùng dàn tăng cứng ở một bên

(hình 2.18, c) hoặc cả hai bên dầm cầu (hình 2.18, d). Để tăng khả năng mang tải của dầm cầu, có thể hàn thêm các dải thép ở phía trên và dƣới dầm (hình 2.18, e) hoặc hàn

thêm thép chữ U (hình 2.18, f). Khi dầm cầu có khẩu độ lớn, ngƣời ta có thể dùng hai

tấm chữ I chồng lên nhau và liên kết bằng bulông hoặc đinh tán. Dầm cuối của cầu

trục một dầm có thể làm dạng hộp hoặc làm từ hai thanh thép chữ U.

Hình 2.18: Dầm cầu của cầu trục một dầm

Trên hình 2.19 là hình chung của cầu hai dầm. Hai đầu của các dầm chính 11

đƣợc liên kết cứng với các dầm cuối 4 tạo thành một khung cứng trong mặt phẳng

ngang, đảm bảo độ cứng cần thiết của kết cấu thép theo phƣơng đứng và phƣơng

ngang. Trên dầm cuối có lắp các bánh xe di chuyển 3 chạy tren ray 2 đặt dọc theo nhà

xƣởng trên các vai cột. Khoảng chách theo phƣơng ngang giữa tâm các ray 2 đƣợc gọi

là khẩu độ của cầu trục.

Chạy dọc theo các đƣờng ray trên dầm chính là xe con 8. Trên xe con đặt cơ

cấu nâng 7, cơ cấu di chuyển xe con 12. Tùy theo công dụng của cầu trục mà trên xe

con có một hoặc hai cơ cấu nâng. Trƣờng hợp có hai cơ cấu nâng thì cơ cấu 7 đƣợc gọi

là cơ cấu nâng chính còn cơ cấu nâng phụ 6 có tải trọng nhỏ hơn. Cơ cấu di chuyển

cầu trục 13 đƣợc đặt trên kết cấu dầm cầu. Ca bin điều khiển 1 đƣợc treo phía dƣới dầm cầu. Nguồn điện cung cấp cho động cơ của các cơ cấu đƣợc lấy từ đƣờng điện chạy dọc theo nhà xƣởng và sàn đứng 10 dùng để phục vụ cho việc kiểm tra, bảo trì đƣờng điện này. Cáp điện 5 đƣợc treo trên dây 9 để cấp điện cho các động cơ đặt trên

xe con. Ngoài ra trên phần kết cấu thép của cầu trục còn có phần sàn đứng với lan can

để có thể đi lại khi kiểm tra, bảo trì, sửa chữa.

Dầm chính của cầu trục hai dầm đƣợc chế tạo dƣới dạng hộp hoặc dàn không gian. Dầm dàn không gian tuy có nhẹ hơn dầm hộp song khó chế tạo và thƣờng chỉ dùng cho cầu trục có tải trọng nâng và khẩu độ lớn. Dầm cuối của cầu trục hai dầm

thƣờng đƣợc làm dƣới dạng hộp và liên kết với các dầm chính bằng bulông hoặc hàn.

107

Hình 2.19: Cầu trục hai dầm

Cơ cấu di chuyển cầu trục có thể thực hiện theo hai phƣơng án: dẫn động chung

và dẫn động riêng. Trong phƣơng án dẫn động chung, động cơ dẫn động đƣợc đặt ở

khoảng giữa dầm cầu và truyền chuyển động tới các bánh xe chủ động ở hai bên ray

nhờ các trục truyền. Trục truyền có thể là trục quay chậm, quay nhanh và quay trung

bình (hình 2.20 a, b, c). Ở phƣơng án dẫn động riêng (hình 2.20, d), mỗi bánh xe hoặc

cụm bánh xe chủ động đƣợc trang bị một cơ cấu dẫn động.

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay chậm (hình 2.20, a) gồm

động cơ điện 1, hộp giảm tốc 2 và các đạn trục truyền 3 nối với nhau và nối với trục ra

của hộp giảm tốc bằng các khớp nối 4. Trục truyền tựa trên các gối đỡ 5 bằng ổ bi. Do

phải truyền mô men xoắn lớn nên trục truyền, khớp nối và ổ bị có kích thƣớc rất lớn, đặc biệt khi cầu trục có tải trọng nâng và khẩu độ dầm lớn. Các đoạn trục truyền có thể là trục đặc hoặc trục rỗng. So với trục đặc tƣơng đƣơng, trục rỗng có trọng lƣợng nhỏ hơn 15 -20%. Phƣơng án này đƣợc sử dụng tƣơng đối phổ biến trong các cầu trục có

công dụng chung có khẩu độ không lớn, đặc biệt là các cầu trục có kết cấu hàn không gian có thể bố trí dễ dàng các bộ phận của cơ cấu. Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay trung bình (hình 2.20, b) có trục truyền 3 truyền chuyển động đến bánh răng hở 4. Vì vậy mà mômen xoắn trên trục truyền nhỏ hơn so với trục truyền chậm và kích thƣớc của nó cũng nhỏ hơn.

108

Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay nhanh (hình 2.20, c) có trục truyền 2 đƣợc nối trực tiếp với trục động cơ và vì vậy nó có đƣờng kính nhỏ hơn

2-3 lần và trọng lƣợng nhỏ hơn 4- 6 lần so với trục truyền quay chậm. Tuy nhiên, do

quay nhanh mà nó đòi hỏi chế tạo và lắp ráp chính xác.

Hình 2.20: Các phương án dẫn động cơ cấu di chuyển cầu trục

Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng (hình 2.20, d) gồm hai cơ cấu nhƣ nhau dẫn

động cho các bánh xe chủ động ở mỗi bên ray riêng biệt. Công suất mỗi động cơ thƣờng lấy bằng 60% tổng công suất yêu cầu. Phƣơng án này tuy có sự xô lệch dầm

cầu khi di chuyển do lực cản ở hai bên ray không đều song do gọn nhẹ, dễ lắp đặt, sử

dụng và bảo dƣỡng mà ngày càng đƣợc sử dụng phổ biến hơn, đặc biệt là trong những cầu trục có khẩu độ trên 15m. Trên hình 2.21 là hình chung của các cơ cấu di chuyển dẫn động riêng đặt trên kết cầu thép của dầm cầu. Trên xe con của cầu trục có các cơ cấu nâng vật và cơ cấu di chuyển xe con.

Trên hình 2.22 là hình chung xe con của cầu trục với móc treo và gầu ngoạm. Xe con cầu trục với gầu ngoạm khác với loại dùng móc treo ở chỗ nó có tốc độ nâng hạ gầu lớn hơn để lƣỡi gầu có thể ăn sâu vào đống vật liệu và tăng năng suất. Để đảm bảo cho xe con có thể di chuyển tốt trên dầm cầu, các cơ cấu đặt trên nó phải đƣợc sắp đặt sao cho lực nén lên các bánh xe của nó tƣơng đối đều nhau cả khi có tải và không tải. Độ chênh lực nén bánh xe di chuyển xe con thƣờng không đƣợc

109

vƣợt quá 20%. Cơ cấu nâng của cầu trục thƣờng dùng tang kép có xẻ rãnh với palăng kép. Cơ cấu di chuyển xe con thƣờng dùng hộp giảm tốc đứng và dẫn động chung cho

cả hai bên ray đặt trên các dầm cầu. Sơ đồ dẫn động các cơ cấu trên xe con của cầu

trục cho ở hình 2.23

Hình 2.21: Cơ cấu di chuyển cầu trục dẫn động riêng

Hình 2.22: Xe con của cầu trục a) Với móc treo; b) Với gầu ngoạm

110

Hình 2.23: Sơ đồ dẫn động các cơ cấu trên xe con

a) Cơ cấu nâng với móc treo; b) Cơ cấu nâng với gầu ngoạm; c) Cơ cấu di chuyển xe con

c. Đặc điểm tính toán cầu trục * Trình tự tính toán chung cầu trục

Cầu trục đƣợc tính toán, thiết kế theo các bƣớc tính toán chung nhƣ sau:

- Xác định các thông số cơ bản của cầu trục nhƣ tải trọng nâng, chiều

cao nâng, khẩu độ dầm cầu, các tốc độ nâng hạ vật, di chuyển cầu trục, di chuyển xe

con, chế dộ làm việc và các điều kiện làm việc cụ thể của cầu trục (môi trƣờng làm

việc, loại hàng cần bốc dỡ, …). Từ các thông số cơ bản và điều kiện làm việc cụ thể

của cầu trục, ta có thể phân tích và chọn phƣơng án thiết kế.

- Xác định các kích thƣớc hình học của các bộ phận trên cầu trục và tải

trọng tính toán.

Các kích thƣớc hình học và trọng lƣợng bản thân các bọ phận của cầu trục có

thể xác định sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm hoặc từ các loại cầu trục đã có

tƣơng đƣơng. Các thông số này đƣợc kiểm tra chính xác lại sau khi thiết kế cầu trục.

Ngoài trọng lƣợng bản thân, các tải trọng tác dụng lên cầu trục cần xác định là:

trọng lƣợng vật nâng cùng thiết bị mang vật, các tải trọng do dốc, quán tính và các tải

trọng đặc biệt khác nhƣ tải trọng lắp dựng, động đất, … Tải trọng gió cần đƣợc tính

toán theo các phƣơng pháp khác nhau và với áp lực gió trong điều kiện làm việc bình thƣờng, áp lực gió lớn nhất trong điều kiện làm việc và áp lực gió trong trạng thái

không làm việc nếu cầu trục hoạt động ngoài trời.

Xác định lực nén bánh xe của các bánh xe di chuyển cầu trục và di chuyển xe

con. - Xác định các vị trí tính toán và tổ hợp tải trọng. Các vị trí tính toán và tổ hợp tải trọng phải đƣợc xây dựng phù hợp với quá trình làm việc của bộ phận hay chi tiết đƣợc tính. - Thiết kế các cơ cấu công tác của cầu trục nhƣ cơ cấu nâng cùng thiết bị

mang vật, cơ cấu di chuyển xe con và cầu trục.

111

- Tính toán kết cấu thép của cầu trục và các chi tiết liên kết giữa các bộ

phận của cầu trục.

- Thiết kế hệ thống điện điều khiển cho các cơ cấu công tác, hệ thống

điện chiếu sáng và thiết kế cabin điều khiển (nếu có).

- Thiết kế các thiết bị an toàn cơ – điện của cầu trục nhƣ thiết bị hạn chế

tải trọng nâng, thiết bị hạn chế chiều cao nâng, các công tác hạn chế hành trình di chuyển của cầu trục và xe con, các giảm chấn và thiết bị kẹp ray nếu cầu trục làm việc

ngoài trời.

Nội dung các bƣớc tính toán trên đƣợc giới thiệu ở các chƣơng trƣớc của bài

giảng này và các tài liệu chuyên ngành khác về trang bị điện, kết cấu thép máy nâng. Sau đây xin giới thiệu một số đặc điểm tính toán riêng của cầu trục

* Xác định khoảng cách giữa các bánh xe di chuyển cầu trục trên dầm cuối

Xét cầu trục tựa trên bốn bánh xe di chuyển A, B, C, D có khẩu độ L (hình

2.24). Ta cần xác định khoảng cách E giữa các bánh xe trên dầm cuối.

Do khẩu độ L lớn hơn nhiều lần so với khoảng cách E và lực cản không đều ở

hai bên ray cùng các nguyên nhân do chế tạo, lắp đặt và dẫn động mà có thể xảy ra

hiện tƣợng cầu trục đang chạy thì một bên bị xô lệch. Hiện tƣợng đó làm cho thành

bánh xe tiếp xúc với cạnh đƣờng ray sinh ra lực cản phụ W, là tăng tải trọng tác dụng

lên cầu trục. Để thắng lực cản phụ đó, động cơ dẫn động phải phát sinh thêm lực dẫn

động bằng W và lực dẫn động này đƣợc phân đều cho hai bên ray, mỗi bên .

Hình 2.24: Sơ đồ cầu trục để xác định khoảng cách E

Nhƣ vậy nếu bên bị xô lệch là bên ray AB thì tại đây có lực cản phụ W và lực

dẫn động và do vậy vẫn tồn tại lực cản phụ tác dụng ngƣợc chiều chuyển

động. Bên ray không bị xô lệch CD đƣợc tăng thêm lực dẫn động theo chiều

chuyển động. Các lực ở hai bên ray ngƣợc chiều nhau tạo thành mô men xô lệch

112

. Mômen này làm phát sinh ra phản lực phụ N giữa thành bánh xe và cạnh

ray:

Nếu N quá lớn sẽ làm cho bánh xe không quay mà chỉ trƣợt. Để loại trừ khả

năng này, ta phải đảm bảo lực dẫn động ở mỗi bên ray thắng lực cản do ma sát khi có lực N.

trong đó: f - hệ số ma sát giữa thành bánh xe và cạnh ray. Trong tính toán

thƣờng lấy

* Đặc điểm tính toán dầm chính của cầu trục

Kích thƣớc mặt cắt tiết diện của dầm chính phải đủ lớn để đảm bảo độ bền và

độ cứng. Đặc biệt, dầm cần phải đảm bảo các yêu cầu về độ cứng tĩnh và độ cứng

động nhƣ sau:

- Độ võng lớn nhất của dầm cầu dƣới tác dụng của trọng lƣợng xe con và tải

trọng nâng danh nghĩa cùng thiết bị mang vật đặt ở giữa dầm không đƣợc vƣợt quá giá

trị cho phép: đối với cầu trục dẫn động tay; đối với cầu trục một dầm

dẫn động máy và đối với cầu trục hai dầm dẫn động máy.

- Đối với cầu trục có dầm hộp, phải kiểm tra thời gian dao động tắt dần của kết

cấu thép theo điều kiện sau:

Trong đó:

ft – độ võng tĩnh của dầm cầu tại tiết diện giữa dầm, cm; δ – hệ số lôga giảm dao động, thƣờng láy δ = 0,05 ÷ 0,07 tủy

thuộc vào chiều cao dầm; p – tần số dao động riêng của dầm cầu, Hz

ở đây: ko – độ cứng của dầm cầu, kG/cm

113

m – khối lƣợng quy dẫn của dầm cầu, kG.s2/cm

Trong các công thức trên thì:

E – môđun đàn hồi của vật liệu chế tạo dầm, E = 2,1.106 kG/cm2; J – mômen quán tính tiết diện giữa dầm cầu, cm4; L – khẩu độ dầm cầu, cm; Gd – trọng lƣợng của một dầm cầu, kG; Gx – trọng lƣợng xe con; kG g – gia tốc trọng trƣờng, g = 981 cm/s2.

* Tính trục truyền của cơ cấu di chuyển

Trục truyền của cơ cấu di chuyển cầu trục phải đƣợc tính đầy đủ các phép tính

trục thông thƣờng nhƣ tính sơ bộ, tính độ bền, tính độ bền mỏi. Ngoài ra, tùy theo điều

kiện làm việc của trục truyền mà phải kiểm tra thêm về độ cứng xoắn và dao động. - Kiểm tra góc xoắn của trục truyền: do trục truyền có chiều dài rất lớn so với

đƣờng kính của nó nên góc xoắn của nó có thể rất lớn, đặc biệt là đối với trục truyền

chậm có mômen xoắn lớn. Để tránh hiện tƣợng giảm tải do biến dạng khi truyền mô men xoắn Mx và tránh gây xô lệch cầu trục, góc xoắn của trục truyền không đƣợc vƣợt

quá độ trên 1 m chiều dài. Góc xoắn tổng của trục truyền có chiều dài l, m, và

đƣờng kính không đổi đƣợc xác định theo công thức:

4).

4 – dt

Trong đó: G - mô đun chống xoắn;

Jp – mô men quán tính độc cực, đối với trục đặc có đƣờng kính d thì Jp ≈ 0,1d4, đối với trục rỗng có đƣờng kính ngoài là dn và đƣờng kính trong là dt thì Jp ≈ 0,1(dn - Kiểm tra ổn định khi dao động: khi trục truyền quay nhanh, dễ có khả năng

mất ổn định do dao động, tức dễ sinh ra hiện tƣợng cộng hƣởng. Nguyên nhân cộng hƣởng là tần số góc cƣỡng bức từ dộng cơ truyền tới xấp xỉ bằng tần số dao động tự do

của trục truyền. Tần số dao động riêng của trục truyền là , s-1. Từ ω ta có

thể xác định đƣợc số vòng quay tới hạn đối với trục truyền quay nhanh;

114

Trong đó: λ – thông số dao động riêng của trục, phụ thuộc vào kết cấu nối

đầu trục, lấy theo bảng 2.1;

l – chiều dài của đoạn trục truyền, cm; E – mô đun đàn hồi, kG/cm2; J – mô men quán tính tiết diện trục, cm4; m = G/ g.l, kG.s2/cm2 – khối lƣợng phân bố của trục truyền với G

là trọng lƣợng trục truyền, kG; g = 9,81cm/s2.

Bảng 2.1. Thông số dao động riêng của trục λ

Kết cấu nối đầu trục λ

3,28

3,18

3,14

Trục truyền sẽ làm việc ổn định, an toàn khi thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:

n – số vòng quay tính toán của trục nhận từ động cơ dẫn động; ntt – số vòng quay thực tế của trục.

Để tính toán sơ bộ có thể dùng công thức:

Trong đó: d- đƣờng kính trục, cm; l – chiều dài đoạn trục, m.

115

2.3.2. Cần trục quay Cần trục quay là loại cần trục kiểu cần, đặt ở một chỗ cố định. Các chuyển động

chính của cần trục gồm nâng hạ vật và quay. Cần trục có thể có tầm với không đổi

hoặc thay đổi. Trong trƣờng hợp cần trục có tầm với thay đổi thì có thêm cơ cấu thay

đổi tầm với.

Cần trục quay đƣợc sử dụng phổ biến để xếp dỡ trên ô tô tải, các toa tầy hỏa,

trong các xƣởng cơ khí chế tạo và sửa chữa, trên công trƣờng xây dựng…

Theo kết cấu có hai loại: cần trục cột quay và cần trục cột cố định.

a. Cần trục cột quay Đặc điểm của loại cần trục này là kết cấu thép của cần trục quay trong các gối tựa cố định trên nền và vào kết cấu của tòa nhà. Để tiết kiệm diện tích làm việc, các

gối tựa thƣờng đặt sát tƣờng hoặc sát các cột cố định của nhà xƣởng. Cần trục cột quay

có tầm với không đổi (hình 2.26) phục vụ việc nâng hà và vận chuyển hàng trên một

cung tròn có bán kính bằng tầm với của cần trục. Diện tích phục vụ của cần trục cột

quay có tầm với thay đổi (hình 2.25) là một hình vành khăn giới hạn bởi góc quay của

cần trục, các bán kính quay là tầm với lớn nhất và nhỏ nhất của cần trục. Loại cần trục

này thƣờng dùng phƣơng pháp thay đổi tầm với bằng xe con di chuyển trên cần nằm

ngang. Cần trục cột quay có tầm với thay đổi thƣờng dùng palăng điện có cơ cấu di

chuyển chạy trên ray treo chữ I gắn trên cần để thực hiện chuyển động nâng hạ vật và thay đổi tầm với.

Hình 2.25: Cần trục cột quay có tầm với thay đổi

Cần trục cột quay loại nhỏ thƣờng dùng pa lăng xích kéo tay và cơ cấu quay cũng dẫn động bằng tay hoặc không có cơ cấu quay. Trong trƣờng hợp không có cơ

cấu quay, cần trục quay đƣợc nhờ công nhân tác động trực tiếp lên vật nâng hoặc dây kéo buộc ở đầu cần. Cơ cấu quay dẫn động máy của cần trục quay thƣờng đƣợc đặt bên ngoài cần trục và truyền lực bằng các bộ truyền bánh răng (hình 2.26) hoặc bằng ma sát giữa cáp và vòng quay gắn trên cột (hình 2.27).

116

Hình 2.26: Cần trục cột quay có tầm với không đổi

1- gối tựa trên và dưới; 2- cơ cấu nâng; 3- thanh giằng cứng; 4- palăng nâng vật; 5- cần; 6- cơ cấu quay

Cơ cấu nâng của cần trục cột quay là một tời điện đảo chiều và có thể đặt trên

kết cấu thép của cần trục hoặc đặt ngoài cần trục.

Hình 2.27: Cơ cấu quay dẫn động bằng dây cáp

1- động cơ điện; 2- hộp giảm tốc; 3- vòng quay trên cột;

4- tang; 5- cáp

Các gối tựa của cần trục cột quay phải đƣợc đặt đồng tâm theo phƣơng thẳng

đứng vì nếu có độ lệch lớn thì mô men cản quay sẽ rất lớn. Gối tựa trên thƣờng là ổ đỡ

còn gối tựa dƣới là ổ đỡ chặn. Kết cấu này cho phép xác định các phản lực tại các gối

tựa một cách dễ dàng theo sơ đồ tĩnh định. Các phản lực này có thể xác định bằng

phƣơng pháp giải tích hoặc phƣơng pháp đồ thị.

Nếu cơ cấu nâng đƣợc đặt trên kết cấu thép của cần trục (hình 2.28, a) thì các

lực bên ngoài tác dụng lên kết cấu gây ra phản lực ở gối tựa là trọng lƣợng vật nâng Q và trọng lƣợng kết cấu thép cùng các cơ cấu G, mà tổng hợp lực của chúng là R. Vì R và các phản lực gối tựa A và B phải giao nhau tại một điểm nên phản lực ở gối tựa tại

gối B phải nằm trên đƣờng thẳng BO với O là điểm giao nhau giữa phƣơng tác dụng của R và HA. Phân tích lực R theo các phƣơng trên ta nhận đƣợc HA và B. Tiếp tục phân tích lực B theo phƣơng ngang và phƣơng thẳng đứng ta nhận đƣợc VB và HB (xem hình 2.28, a). Ta dễ dàng nhận thấy các phản lực ngang HA và HB bằng nhau và ngƣợc chiều nhau khi tổng hợp lực R tác dụng theo phƣơng thẳng đứng.

117

Hình 2.28: Sơ đồ cần trục cột quay

a) Cơ cấu nâng đặt trên cần trục; b) Cơ cấu nâng đặt ngoài cần trục

Trong trƣờng hợp cơ cầu nâng đặt ngoài cần trục mà cụ thể là cáp nâng đƣợc

vắt qua puly đổi hƣớng cáp đặt phía trên cần trục (puly này cũng quay đƣợc theo cần

trục) thì lực bên ngoài tạo nên các phản lực tại các gối là G, Q, S với S là lực căng của

cáp nâng vật (hình 2.28, b). Trong trƣờng hợp này tổng hợp lực tác

dụng theo một góc nghiêng so với phƣơng thẳng đứng. Phân tích R thành HA và B với HA tác dụng theo phƣơng ngang và B tác dụng theo phƣơng BO và tiếp tục phân tích B thành HB và VB nhƣ ở hình 2.28, b. Ở đây các phản lực ngang HA và HB ngƣợc chiều nhƣng không bằng nhau.

Bằng phƣơng pháp giải tích ta cũng dễ dàng xác định đƣợc các phản lực. Trên

sơ đồ hình 2.28, a ta có:

Vậy: và VB = R = Q + G

Gối tựa trên chịu phản lực nằm ngang nên thƣờng là ổ đỡ. Ổ này có thể dùng

ma sát trƣợt (hình 2.29, a) hoặc ma sát lăn (hình 2.29, b). Vỏ ngoài của ổ đƣợc gắn cứng vào tƣờng hoặc kết cấu chịu lực của nhà xƣởng.

Để bù trừ độ sai lệch do lắp đặt vỏ ngoài, ổ lăn thƣờng dùng loại lòng cầu tự

Ổ trên đƣợc tính toán với phản lực HA. Phần đầu cột chịu uốn và đƣợc tính cho

lựa. các mặt cắt a-a và b-b với các mô men uốn Ma-a = HA.m và Mb-b = HA.n (hình 2.29).

118

Hình 2.29: Gối tựa trên của cần trục cột quay

a) Ổ trượt; b) Ổ lăn

Vỏ ngoài của ổ trên là một kết cấu đúc hàn. Kết cấu hàn của vỏ ổ (hình 2.30)

gồm 2 đế liên kết với phần chịu lực của nhà xƣởng bằng bulông 3, các thanh thép góc

1 và 5 có một đầu hàn với đế 2, còn đầu kia hàn với vỏ ổ trên 4. Nội lực trong các

thanh thép góc 1, 5 và phản lực tại các bu lông 3 phụ thuộc vào vị trí của cần tức góc

quay θ của cần trục.

Hình 2.30: Kết cấu gối đỡ trên

Thực tế các thanh thép góc 1, 5 nối cứng với đế 2 và vỏ 4 tạo thành hệ siêu tĩnh song ta có thể coi chúng nối khớp với nhau, các thanh 1, 5 chỉ chịu lực kéo nén và dễ dàng tính đƣợc nội lực của các thanh 1, 5 dƣới tác dụng của phản lực HA tại một vị trí của cần. Phản lực lớn nhất dùng để tính bulông tại B đƣợc xác định bằng cách lấy mômen tại A và phản lực H’A ở vị trí vuông góc với OA (hình 2.30). Vậy lực để tính

bu lông là

Gối tựa dƣới của cần trục chịu phản lực ngang HB và phản lực thẳng đứng V nên nó gồm các ổ chặn (hình 2.31). Loại ổ lăn (hình 2.31, b) đƣợc sử dụng phổ biến

119

hơn. Ổ đỡ thƣờng dùng loại lòng cầu tự lựa và phần tựa của ổ chặn cũng có hình cầu để không ảnh hƣởng đến quá trình làm việc của ổ chặn. Ngoài ra phần đỡ hình cầu của

ổ chặn có bán kính sao cho tâm của nó trùng với tâm của lòng cầu tự lựa trên ổ đỡ

(hình 2.31, b). Vì tốc độ quay của cần trục rất chậm nên ổ đỡ và ổ chặn đƣợc tính với tải trọng tĩnh bằng các phản lực HB và VB. Phần đuôi của cột chịu uốn và nén và đƣợc tính toán cho các mặt cắt a-a và b-b.

Hình 2.31: Gối tựa dưới của cần trục cột quay:

a) Ổ trượt; b) Ổ lăn

Tính toán cơ cấu nâng vật, cơ cấu quay, cơ cấu thay đổi tầm với bằng di chuyển

xe con trên cần nằm ngang và kết cấu thép của cần trục không có gì đặc biệt.

b. Cần trục cột cố định

Hình 2.32: Cần trục cột cố định có tầm với thay đổi

120

Cần trục quay có cột cố định cũng đƣợc chế tạo với tầm với không đổi hoặc

thay đổi. Cần trục cột cố định có tầm với thay đổi (hình 2.32) thƣờng dùng phƣơng

pháp thay đổi tầm với bằng cách nâng hạ cần và các cơ cấu của cần trục thƣờng đặt

trên phần quay. Các cơ cấu của cần trục cột cố định cũng tƣơng tự nhƣ của cần trục cột

quay và có thể dẫn động bằng tay hoặc bằng máy. Phần kết cấu chịu lực của cần trục cột cố định (hình 2.33, a) gồm cột 5 đặt cố

định trên đế cột 3. Đế cột 3 đƣợt đặt trên nền móng bê tông 1 và liên kết với nền bằng

các bu lông 2. Phần kết cấu thép 7 của cần trục tựa trên cột 5 bằng các gối tựa 4 và 6.

Gối tựa trên 6 chịu các phản lực ngang và thẳng đứng nên là ổ đỡ chặn. Gối tựa dƣới chỉ chịu phản lực ngang nên kết cấu của nó là một ổ đỡ.

Hình 2.23. Sơ đồ cần trục cột cố định:

a) Không có đối trọng; b) Có đối trọng

121

Các phản lực ngang HA, HB và phản lực thẳng đứng V đƣợc xác định bằng

phƣơng pháp giải tích hoặc đồ thị giống nhƣ đối với cần trục cột quay

V = Q + G

Trong đó: Q, G – trọng lƣợng vật nâng và trọng lƣợng phần quay của cần

trục cùng các cơ cấu trên nó;

h – khoảng cách giữa hai gối tựa;

a, b - các cánh tay đòn của lực Q và G.

Hình 2.34: Gối tựa trên cần trục cột cố định:

a) Ổ trượt; b) Ổ lăn

Nhƣ vậy phần không quay của cần trục là cột 5, đế 3 cùng các bulông 2 liên kết với móng 1. Móng của cần trục đƣợc tính toán với tải trọng thẳng đứng V và mô men do trọng lƣợng vật nâng và cần trục M = Q.a + G.b.

122

Để giảm mômen tác dụng lên phần không quay của cần trục ngƣời ta dùng đối trọng cân bằng với trọng lƣợng kết cấu và một phần trọng lƣợng vật nâng (hình 2.33,

b). Trọng lƣợng đối trọng đƣợc chọn sao cho khi có tải trọng nâng danh nghĩa Q thì mô men tải M1 bằng mô men M2 về phía đối trọng không tải (hình 2.33, b): M1 = Qa + Gb - Gdc; M2 = Gdc – Gb.

Với M1 = M2 thì

Gối tựa trên của cần trục cột cố định (chịu phản lực ngang và phản lực thẳng

đứng) là ổ đỡ - chặn nên nó có kết cấu tƣơng tự nhƣ gối tựa dƣới của cần trục cột

quay. Gối tựa này có thể dùng ma sát trƣợt (hình 2.34, a) hoặc ma sát lăn (hình 2.34,

b). Phần vỏ ngoài của gối tựa trên có liên kết cứng với kết cấu thép cần trục và đƣợc

thực hiện dƣới dạng một dầm ngang. Có hai phƣơng án liên kết (hình 2.34, a).

Phƣơng án 1 dùng đai ốc ép chặt thành bên của kết cấu thép vào đầu dầm ngang có ngõng trục đƣợc tiện ren. Phƣơng án II dùng bu lông để giữ. Gối tựa trên với các ổ

lăn đƣợc dùng phổ biến hơn.

Do gối tựa trên chịu phản lực ngang h và phản lực thẳng V mà vỏ (dầm ngang)

chịu uốn trong cả hai mặt phẳng. Do đó phải kiểm tra dầm ngang tiết kiệm giữa dầm

với mômen uốn trong mặt phẳng ngang và mômen uốn trong mặt phẳng

thẳng đứng (xem hình 2.34a). Ứng suất lớn nhất ở tiết diện giữa dầm

ngang là ở điểm 1 và 2 (tại điểm 1- ứng suất kéo ζkd và tại điểm 2 - ứng suất nén ζnn). Giá trị tuyệt đối của ζkd và ζnn tại điểm 1 và 2 không bằng nhau vì tiết diện không đối xứng qua trục nằm ngang của nó.

- Điểm 1: ;

- Điểm 2: ;

Thông thƣờng, ứng suất nguy hiểm đối với dầm ngang là ứng suất kéo (có giá

trị lớn hơn). Tổng ứng suất kéo ở điểm 1 là ζk = ζkn + ζkd ≤ [ζ]. Do gối tựa dƣới chỉ chịu phản lực ngang nên nó đƣợc thực hiện dƣới dạng bánh tựa tỳ lên cột và quay quanh chốt cố định trên các vành thép (hình 2.35, a, b) hoặc

dƣới dạng nhiều con lăn chạy trong các vòng ray (hình 2.35, c). Loại gối tựa dƣới với

123

hai bánh tựa (hinh 2.35, a) chỉ dùng cho cần trục cố định không có đối trọng vì loại này có phản lực ngang ở gối tựa dƣới luôn tác dụng theo một chiều không phụ thuộc

vào trạng thái có tải hay không có tải của cần trục. Gối tựa dƣới với bốn bánh tựa

(hình 2.35, b) đƣợc dùng cho cần trục cột cố định có đối trọng vì phản lực ngang của

gối tựa dƣới có thể thay đổi chiều tác dụng khi trọng lƣợng vật nặng thay đổi. Gối tựa

dƣới với nhiều con lăn chạy trong các vòng ray phía ngoài và trong (hình 2.35, c) đƣợc dùng cho chần trục cột cố định có tải trọng nâng lớn. Đôi khi trục các con lăn đƣợc

liên kết với nhau bằng vòng kẹp để giữ khoảng cách không đổi giữa chúng.

Hình 2.35: Gối tựa dưới của cần trục cột cố định

a) Loại hai bánh tựa; b) Loại bốn bánh tựa; c) Loại nhiều con lăn.

Tải trọng tính toán tác dụng lên một bánh tựa với phản lực ngang tại gối tặ dƣới

HB (hình 2.35, b) là:

Bánh tựa và phần cột tiếp xúc với nó đƣợc tính theo ứng suất tiếp xúc. Để xác định tải trọng tác dụng lên con lăn của gối tựa dƣới với nhiều con lăn ta phải giải hệ siêu tĩnh nhiều bậc. Để đơn giản ta giả thiết tải trọng tác dụng lên các con lăn phân bố theo quy luật:

Trong đó: Nx - tải trọng tác dụng lên con lăn thứ x; N1 – tải trọng tác dụng lên con lăn nằm ở trục đối xứng của mặt

căt (xem hình 2.25, c);

αx – góc giữa Nx và N1. Chiếu tất cả các lực lên phƣơng tác dụng của HB:

124

Vậy:

Tải trọng tính toán tác dụng lên con lăn N’1 = N1.k với k = 1,25 là hệ số kể đến khả năng xô lệch của các con lăn và độ không chính xác của quy luật phân bố tải trọng mà ta giả thiết ở trên. Theo N’1 ta tính ứng suất tiếp xúc cho con lăn và cột. Cột của cần trục thƣờng đƣợc chế tạo bằng phƣơng pháp rèn từ thép CT4 hoặc bằng thép ống dày, ở trên có hàn ngõng trục rèn. Trị số xuất phát để tính cột là Hmax, Vmax và chiều cao cột h. Các tiết diện của cột chịu ứng suất nén và uốn. Tiết diện nguy hiểm I – I của cột có mômen uốn lớn nhất Mmax = Hmax.h. Ngoài tiết diện I – I cần phải kiểm tra tại các tiết diện x - x và tiết diện tại ngõng trục trên II- II (hình 2.36).

Hình 2.36: Cột cố định

Vì mômen uốn của cột giảm dần theo hƣớng lên đỉnh cột nên để cột nhẹ hơn ta thƣờng làm cột có dạng hình nón cụt. Phần chân cột lắp với đế cột cũng là có dạng

hình nón cụt với độ nghiên thƣờng lấy là . Để giảm bớt bề mặt gia công ổ lắp chân

Đế cột (hình 2.37) là kết cấu đúc hoặc hàn có các chân đế bắt với bulông nền.

cột, trong lỗ ở bệ cần khoét vành rỗng có chiều cao h2 = (0,3 ÷ 0,4)h1 (hình 2.36). Chân cột đƣợc kiểm tra theo ứng suất dập do mô men lật Mo = Hmax.h và phản lực Vmax gây ra. Tải trọng tính toán tác dụng lên cột là Mo và Hmax.

125

Hình 2.37: Đế cột

2.3.3. Tính toán kết cấu kim loại trong cần trục thông dụng Kết cấu kim loại là phần dàn tựa chủ yếu của cần trục mà trên đó ta đặt các kết

cấu để thực hiện những chuyển động theo ý muốn. Bản thân nó là môn học có nhiều

nội dung, phần quan trọng của nó là môn cơ kết cấu.

Ở đây ta chỉ xét trình tự tính toán:

- Xác đinh tải trọng lên kết cấu (tính chất, vị trí, chiều hƣớng, trị số) và vẽ sơ đồ

tính.

- Xác định phản lực các điểm tựa.

- Xác định các nhân tố lực tác dụng trong các phần tử của kết cấu (mômen uốn,

lực cắt ngang, lực dọc) (trong phần này cần sử dụng kiến thức các môn cơ lý thuyết,

sức bền vật liệu, cơ kết cấu).

- Xác định tiết diện và độ cứng (nếu cần) yêu cầu của thanh và từ đó chọn loại

thép hình hoặc tự thiết kế lấy loại tiết diện cho thích hợp.

- Kiểm nghiệm các phần tử kết cấu kim loại theo sức bền, độ cứng và độ ổn

định.

Có thể gặp một số trƣờng hợp siêu tĩnh. Trong những trƣờng hợp có thể, cần

giải các siêu tĩnh ấy.

126

CÂU HỎI ÔN TẬP CHƢƠNG 2 Câu 1: Kể tên các loại kích thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt động

của một trong số các loại kích đó. Câu 2: Kể tên các loại tời thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt động

của một trong số các loại tời đó.

Câu 3: Kể tên các loại palăng thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt

động của một trong số các loại palăng đó. Câu 4: Nêu công dụng chung của các loại cần trục quay và cầu trục.

Câu 5: Trong cầu lăn, động cơ của cơ cấu di chuyển phải thỏa mãn điều kiện về mô

men mở máy đƣợc xác định theo công thức:

Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên. Câu 6: Trong cầu lăn, mômen phanh hãm cần thiết đƣợc xác định theo công thức:

Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên.

Câu 7: Trong thời kỳ mở máy động cơ của cần trục quay với cột cố định phải thắng

mômen cản quay đƣợc xác định theo công thức:

Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên.

Câu 8: Mô men phanh trong quá trình phanh của cần trục quay đƣợc xác định theo

công thức.

Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên.

Câu 9: Kết cấu kim loại của cần trục là gì? Nêu trình tự tính toán kết cấu kim loại của cần trục.

127

CHƢƠNG 3: MÁY CHUYỂN LIÊN TỤC

Máy chuyển liên tục dùng để vận chuyển vật liệu vụn hoặc rời với số lƣợng lớn.

Khảo sát với cần trục, ở đây vật đƣợc di chuyển thành một dòng liên tục, các quá trình chuyển, xếp dỡ để đƣợc tự động hóa, năng suất chuyển cao. Máy chuyển đƣợc dùng

rộng rãi trong các ngành công nghiệp xây dựng, khai thác mỏ, hóa chất… Máy chuyển

liên tục đóng vai trò quan trọng trong nền sản xuất cơ khí tự động hóa.

Tất cả các thiết bị chuyển liên tục có thể chia làm hai nhóm: nhóm có bộ phận kéo (gồm các băng tải, xích tải, guồng tải, …) và nhóm không có bộ phận kéo (gồm

các loại máng trƣợt, băng chuyền con lăn, vít chuyển …).

3.1. Máy chuyển có bộ phận kéo

3.1.1. Khái niệm chung Máy chuyển liên tục có bộ phận kéo bao gồm những bộ phận sau đây (hình 3.1): - Bộ phận kéo cùng các yếu tố làm việc trực tiếp mang vật.

- Trạm dẫn động, truyền động cho bộ phận kéo.

- Bộ phận căng, tạo và giữ lực căng cần thiết cho bộ phận kéo.

- Hệ thống đỡ (con lăn, giá đỡ …) làm phần trƣợt cho bộ phận kéo và các yếu tố

làm việc.

- Bộ phận đổi hƣớng cho bộ phận kéo.

Hình 3.1: Các sơ đồ máy chuyển Hình 3.2: Sơ đồ guồng tải

Các sơ đồ máy chuyển có nhiều loại khác nhau, nhƣ trên hình 3.1, tùy theo

công dụng cụ thể của máy mà dùng sơ đồ này hay sơ đồ khác. Các máy đặt đứng hay gần thẳng đứng gọi là guồng tải, bộ phận kéo của nó có gầu kẹp dùng để chứa vật liệu

chuyển (hình 3.2).

128

Các thông số chủ yếu của máy chuyển là. - Năng suất.

- Vận tốc di chuyển.

- Chiều dài và chiều cao vận chuyển.

* Năng suất máy chuyển:

Phân biệt năng suất thể tích, năng suất trọng lƣợng và năng suất tính theo

cái/giờ.

- Năng suất thể tích – V (m3/h) thể tích vật liệu đƣợc di chuyển đi trong một

đơn vị thời gian.

- Năng suất trọng lƣợng – Q (t/h): trọng lƣợng vật liệu đƣợc di chuyển đi trong

một đơn vị thời gian.

Quan hệ giữa hai năng suất biểu diễn qua công thức:

Q = γV

γ – trọng lƣợng 1 đơn vị thể tích chứa vật liệu (không phải là trọng lƣợng riêng

của vật liệu) – t/m3. Năng suất vận chuyển vật liệu vụn (rời) hình 3.3, a. V = 3600.S.v (m3) Q = 3600.S.v.γ (t/h)

Trong đó:

S – diện tích tiết diện dòng vật liệu, m2. v – Vận tốc di chuyển, m/s.

Hình 3.3: Tính năng suất máy chuyển

Tiết diện vật liệu tự nhiên lên mặt phẳng đứng yên phụ thuộc vào tính chất của

vật liệu đó và xác định bởi góc xoải tự nhiên α, là góc giữa mặt xoải tự nhiên với mặt phẳng ngang. Khi chuyển động bị rung, số vật liệu chuyển cho trong bảng 3.1.

Do rung vật liệu sẽ đƣợc sắp xếp theo dạng parabol có chiều rộng đáy bằng

0,8B (B là chiều rộng bằng hoặc tấm mang vật liệu di chuyển). Để tính toán đơn giản,

ta xem nó nhƣ hình tam giác có góc ở đáy θ = 0,35α ÷ 0,7α (hình 3.4, a). Diện tích tiết diện dòng vật liệu trên bằng

và năng suất:

Q = 3600.v.0,16B2tgθ = 576.v.B.tgθ (t/h)

129

Bảng 3.1. Đặc tính một số vật liệu vận chuyển

Góc xoải tự nhiên (độ) Hệ số ma sát

Vật liệu Trọng lƣợng thể tích t/m3 Khi tĩnh Khi chuyển động Trên thép Trên gỗ

0,8 ÷ 0,95 0,84 0,84 Ang –tra – xit, nhỏ, khô 45 27

0,4 ÷ 0,5 1,00 1,00 Than cốc 50 35

0,33 ÷ 0,41 0,75 0,80 Than bùn khô 45 40

1,4 ÷ 1,9 0,80 0,80 Cát 45 50

1,5 ÷ 1,9 1,00 1,00 Sỏi 45 30

1,8 ÷ 2,0 0,53 - Đá 45 35

1,2 ÷ 1,7 1,00 - Đất quặng 45 30

2,1 ÷ 2,4 1,2 - Quặng sắt 50 30

Hình 3.4 : Tiết diện dòng vật liệu trên băng tải

a) Với băng phẳng; b) Với băng hình máng

Để đƣợc năng suất có thể dùng loại giá đỡ tạo cho băng tải có đƣợc dạng hình

Q = 1150.v.B.tgθ (t/h)

máng (hình 3.4, b) diện tích tiết diện dòng vật liệu ở đây tăng khoảng hai lần so với băng phẳng và năng suất Q cũng sẽ tăng hai lần : Nếu chuyển vật liệu thể khối có trọng lƣợng mỗi cái G(N), cũng nhƣ khi vật liệu vụn đựng trong các gầu, thùng, đặt cách nhau 1 bƣớc t(m) (hình 3.3, b), ta tính

trọng lƣợng phân bố đều trên đơn vị dài:

Năng suất trọng lƣợng:

130

Trong trƣờng hợp máy đặt nghiêng, vật liệu có thể rơi bớt trên đoạn nghiêng,

khi tính năng suất cần thêm hệ số k điều chỉnh :

Q = 3600kSvθ (t/h)

Hệ số k phụ thuộc góc nghiêng của máy với mặt phẳng ngang, lấy nhƣ sau:

Góc nghiêng máy Hệ số k

0,95

0,90

0,85 10 ÷ 150 16 ÷ 200 20 ÷ 220

Góc nghiêng cho phép đặt máy phải nhỏ hơn góc ma sát vật liệu với băng

khoảng 7 ÷ 100. Vận tốc di chuyển vật liệu vụn phụ thuộc vào tính chất của vật liệu. Các vận tốc

nên dùng cho các vật liệu.

Vật liệu nhẹ (than củi nhỏ, mùn cƣa) v = 0,5 ÷ 1 m/s

Sỏi, đá, quặng, cốc, than đá v = 1,0 ÷ 1,5 m/s

Các loại hạt nặng v = 1,5 ÷ 2,5 m/s

3.1.2. Phép tính về lực kéo a. Tính gần đúng Khi cần nâng vật liệu lên cao H (m) với năng suất Q (t/g) yêu cầu công suất

động cơ phải có:

Khi cần di chuyển vật liệu trên đoạn ngang dài L (m) với năng suất Q t/g yêu

cầu công suất động cơ phải có:

Co – hệ số cản riêng, phụ thuộc vào loại máy, loại băng, chất lƣợng chế tạo, …

Trị số Co thƣờng phải xá định bằng thí nghiệm. Công suất yêu cầu của trạm dẫn trên trục tang

Từ đây có thể tính đƣợc lực kéo trên tang:

Lực kéo dùng để tính lực căng lớn nhất và nhỏ nhất, … Cách tính trên đây là gần đúng vì tất cả các loại lực cản chuyển động của máy

đƣợc tính gộp chung thể hiện qua hệ số Co.

131

b. Tính chính xác Phƣơng pháp tính chính xác dựa trên phân tích lực căng tại từng điểm đặc trƣng

của sơ đồ máy phụ thuộc vào các lực cản chuyển động của máy. Theo nguyên tắc này

thì: lực căng tại một điểm i bằng lực căng tại điểm (i - 1) trƣớc nó cộng với lực cản

chuyển động của máy trên đoạn (i - 1) đến i.

Si = Si-1 + Wi-1/i

Ta áp dụng cho sơ đồ băng tải nhƣ ở hình 3.5.

Hình 3.5: Sơ đồ băng tải để tính lực kéo

Ký hiệu:

qo – trọng lƣợng 1m băng q – trọng lƣợng 1m vật liệu đƣợc chuyển trên băng

c - hệ số cản chuyển động của băng

θ – góc nghiêng So – lực căng tại nhánh nhả ở trạng thái dẫn S1, S2, …, S7 – lực căng băng tại các điểm đặc trƣng. Vật liệu đƣợc di chuyển từ trạm căng lên dốc (góc nghiêng β), qua đoạn ngang

đến tang dẫn; nhánh trên có tải, nhánh dƣới không tải. Các đoạn băng đặc trƣng bởi các kích thƣớc H – độ cao nâng; L1, L2 – độ dài chuyển theo phƣơng ngang. Áp dụng công thức tính lực căng tại các điểm ở trên, ta có:

S2 = S1 + W1/2 S4 = S3 + W3/4 S6 = S5 + W5/6

S1 = S0 + W0/1 S3 = S2 + W2/3 S5 = S4 + W4/5 S7 = S6 + W6/7 = S

Sau đây ta phân tích các dạng lực cản chuyển động của băng W0/1 – Lực cản trên đoạn từ điểm O đến điểm 1 là lực cản chuyển động băng

trên đoạn ngang. Với W – hệ số cản riêng của hệ thống đỡ, tính đƣợc: W0/1 = qoL1W

Giá trị W xác định từ thực nghiệm:

132

- đối với băng tải: W = 0,02 ÷ 0,04 - đối với xích tải dùng ở lăn W = 0,06 ÷ 0,1

dùng ổ trƣợt W = 0,1 ÷ 0,3 W1/2 – Lực cản trên đoạn uốn cong qua tang đổi hƣớng: W1/2 = θS1

Trong đó θ – hệ số cản trên tang đổi hƣớng, phụ thuộc góc đổi hƣớng. θ = 0,03 – tang lắp ổ lăn

θ = 0,06 – tang lắp ổ trƣợt

W2/3 – Lực cản ở nhánh băng không tải trên đoạn xuống dốc, gồm 2 thành phần: 1) do qocosα vuông góc với phƣơng chuyển động, tính với hệ số W; 2) do qocosα song song với phƣơng chuyển động, hƣớng cùng chiều chuyển động, có tác dụng làm giảm

lực căng băng.

W3/4 = θS3

W3/4 tƣơng tự W1/2: W4/5 – Lực cản ở nhánh có tải trên đoạn lên dốc, cũng gồm 2 thành phần nhƣ đã phân tích trên, ở đây thành phần (qo + q)cosβ hƣớng ngƣợc chiều chuyển động sẽ làm tăng lực căng băng.

Tƣơng tự W2/3 ta có thể viết:

W5/6 – Lực cản trên đoạn uốn cong qua dãy con lăn, với γ – góc đổi hƣớng (ở

đây γ = β) ta có:

W6/7 – Lực cản trên đoạn ngang ở nhánh có tải W6/7 = (qo + q)L1W

Lực kéo băng là lực đƣợc truyền từ tang dẫn sang băng:

tức là bằng tổng lực cản chuyển động trên tất cả các đoạn băng.

Công suất yêu cầu trên trục tang:

Để thực hiện đƣợc phép tính lực kéo ta cần có số liệu ban đầu về lực So ở nhánh

ra tang dẫn. Lực So có thể xác định xuất phát từ những điều kiện sau:

133

* S3 > 0 – đảm bảo băng ở mọi điểm đều căng, không bị chùng. Vì ở đây (hình

3.5) có đoạn dốc.

* Đủ ma sát để truyền lực ở tang dẫn: S ≤ So.efα P = (S - So) ≤ So(efα - 1)

Ở đây: c α – góc ôm của băng trên tang.

f – hệ số ma sát giữa băng với tang, theo bảng 3.2

Bảng 3.2. Hệ số ma sát giữa băng với tang

Trạng thái môi trƣờng làm việc Vật liệu mặt tang Khô Ẩm Ƣớt

Gang 0,30 0,2 0,1

Gỗ 0,35 - 0,15

Bọc lớp vải cao su 0,40 0,15 0,15

* Đối với xích tải truyền lực kéo bằng ăn khớp

Smax = 1,25P Smin = 0,25P

Thông thƣơng ta lấy 1 giá trị So theo kinh nghiệm, tính qua 1 vòng và kiểm tra lại, nếu các điều kiện nêu trên chƣa đạt thì điều chỉnh lại giá trị So và tính lại vòng 2… 3.1.3. Bộ phận dẫn động và bộ phận kéo căng Thƣờng các máy chuyển trục đƣợc trang bị động cơ điện. Phần truyền động cơ

khí dùng đai truyền, biến tốc, bánh răng, trục vít… Trạm dẫn động thƣờng đặt ở cuối

(theo hƣớng truyền động). Sơ đồ trạm dẫn động thông dụng cho trên hình 3.6. Các bộ phận của nó là : - Động cơ điện

- Hộp giảm tốc (bánh răng hay trục vít) - Tang dẫn (hay đĩa xích dẫn)

- Nối trục Ở băng tải có thể dùng vật liệu ma sát (gỗ, cao su …) bọc ngoài tang để tăng ma

Công suất yêu cầu của động cơ điện: sát.

134

Trong đó: W = P – lực cản chuyển động bộ phận kéo, N

v – vận tốc di chuyển vật liêu, m/s

η – hiệu suất trạm dẫn, kể cả mất mát khi băng vòng qua tang (hay xích

vòng qua đĩa xích).

η = 0,6 ÷ 0,8

Ở các máy chuyển có các đoạn nghiêng, khi tắt động cơ, có thể bộ phận kéo

cùng với yếu tố làm việc bị trƣợt ngƣợc lại dƣới sức nặng của vật liệu trên nó, do đó

trong trạm dẫn phải đặt cơ cấu bánh xe cóc chặn lại, rất ít khi dùng phanh.

Ở các xích tải còn đặt ly hợp an toàn có mô men truyền giới hạn để tránh gây

hỏng trong trƣờng hợp xích bị kẹt hoặc quá tải.

Hình 3.7: Sơ đồ trạm kéo căng kiểu vít Hình 3.6: Trạm dẫn

Hình 3.8 : Sơ đồ trạm kéo căng kiểu đối trọng a) Đặt ở đầu tang; b) Đặt gần tang dẫn

135

Bộ phận kéo căng ở các máy vận chuyển dùng để tạo ra và giữ lực căng cần

thiết cho các nhánh căng hoặc xích.

Ngƣời ta dùng bộ phận kéo căng kiểu vít (hình 3.7) và kiểu đối trọng (hình

3.8), đặt ở đầu máy, chỗ cho vật liệu lên tang hay đĩa xích ở đầu cuối, lắp trên các ổ di

chuyển đƣợc trên các sống trƣợt nhờ vít hay đối trọng. Tính toán vít hay trọng lƣợng đối trọng theo lực 2S2 (hình 3.6 và hình 3.7, a) hoặc tính theo lực 2So (hình 3.7, b). Đoạn dịch chuyển bộ phận kéo căng chọn tùy theo chiều dài vận chuyển của máy,

thƣờng lấy trong khoảng 0,4 ÷ 0,8m.

3.1.4. Băng tải Băng tải dùng để chuyển vật liệu vụn hoặc vật liệu cục nhỏ. Bộ phận kéo đồng thời là bộ phận làm việc của nó là một vòng bằng vòng qua 2 tang ở hai đầu, một tang

dẫn và một tang kéo căng (hình 3.8). Băng đƣợc đỡ bởi các con lăn đặt trên trục tâm

qua ổ bi, kẹp chặt trên hệ thống giá đỡ băng tải. Nhánh làm việc băng có thể phẳng

hoặc có hình dáng nhƣ trên hình 3.8 (mặt cắt A -A).

Hình 3.8: Sơ đồ băng tải

Vật liệu băng thƣờng dùng nhất là vải sợi bông tẩm cao su. Nếu vật liệu vận chuyển có dạng cục, có cạnh sắc và nhiệt độ 1200 thì dùng bằng thép. Bề dày băng đƣợc xác định từ phép tính theo kéo và uốn, theo lực căng lớn nhât.

S – chiều rộng băng chọn tùy theo năng suất (B = 300 ÷ 600 mm). Đƣờng kính tang:

D = (125 ÷ 150)Z mm

Z – số lớp vải trong băng vải cao su δ – bề dày băng thép, mm. Để định tâm băng trên tang, làm độ côn ở hai đầu tang (hình 3.9). Các tang

dùng cho băng thép làm hẹp hơn băng.

136

Hình 3.9: Tang băng tải cao su

Đƣờng kính con lăn đỡ:

d = 50 ÷ 200 mm

Lấy vật liệu trên băng tải xuống đơn giản nhất bằng cách cho rơi ở đầu cuối

(hình 3.10, a). Khi cần lấy ở đoạn giữa máy dùng tấm gạt (hình 3.10, b) đặt dƣới góc α = 35 ÷ 400. Khi có đặt tấm gạt lực cản chuyển động sẽ tăng thêm một lƣợng Wt. Với hệ số ma sát trung bình của vật liệu vận chuyển và băng có thể lấy theo công thức kinh

nghiệm.

Wt = 2,7qB (N)

q – trọng lƣợng 1m vật liệu, N/m

B – Chiều rộng băng, m.

Băng tải đƣợc chế tạo lắp cố định một chỗ hoặc di động đƣợc bằng các bánh xe,

hoặc chế tạo thành từng phần riêng rồi lắp lại tại chỗ làm việc.

Hình 3.10: Lấy vật liêu khỏ băng

a) Qua tang dẫn; b) Bằng tâm gạt 1 bên và 2 bên

Trong xích tải có xích là bộ phận kéo, thƣờng dùng nhất là xích ống con lăn

Smax.Kx ≤ Sd.SCT

3.1.5. Xích tải (hình 3.11). Chọn kích thƣớc theo các tiêu chuẩn dựa vào tải trọng và hệ số an toàn. Trong đó:

137

Smax – lực căng lớn nhất Kx – Hệ số an toàn

Kx = 5 ÷ 6 – xích đặt ngang Kx = 7 ÷ 10 – xích đặt nghiêng hoặc đứng SCT – tải trọng kéo đứt theo tiêu chuẩn quy định

Hình 3.11: Xích ống con lăn

1, 2 – má xích; 3- chốt; 4 – ống lót; 5 - con lăn

Đĩa xích làm bằng gang hoặc thép; nếu bƣớc xích là t, đƣờng kính vòng lăn của

đĩa xích.

Z = 6 ÷ 12 – số răng đĩa xích.

So với băng, xích cho phép kẹp chặt các yếu tố mang vật liệu vận chuyển và

các phần khác đảm bảo chắc chắn và tiện lợi; nó đảm bảo truyền đƣợc lực kéo chắc

chắn ít dãn khi chịu tải. Nhƣợc điểm của xích là có rất nhiều bản lề, phải chăm sóc bôi

trơn thƣờng xuyên. Vận tốc xích tải không quá 0,6 ÷ 1,0 m/s.

Máng cào gồm có xích, trên đó kẹp chặt các tấm cào máng cố định trên bệ, giá

a. Xích tải tấm cào (hình 3.12) đỡ, trạm dẫn và kéo căng.

Đổ vật liệu vào

Lấy ra

Hình 3.12: Sơ đồ máng cào

138

Vì xích chế tạo bằng kim loại, có thể làm việc với vậ liệu cục sắc cạnh, không sợ mòn nhƣ băng vải cao su, do đó nó đƣợc dùng nhiều trong ngành công nghiệp khai

thác mỏ để vận chuyển quặng, đá, than, … chiều dài vận chuyển có thể đến 300m,

năng suất có thể đạt đến 100 ÷ 150 t/h. Khi nắng suất lớn dùng hai xích hai bên. Cũng

có thể cho xích ngập sâu vào vật liệu cùng với tấm cào, và có thể cho chạy ở trên bằng con lăn. Có thể đặt nghiêng 20 ÷ 250. Chiều cao tấm cào trong khoảng 150 ÷ 320 mm, chiều rộng thƣờng lấy gấm 2 ÷

4 lần chiều cao: b = (2 ÷ 4)h. Về hình dạng tấm có thể là hình thang hay chữ nhật.

Khoảng cách giữa các tấm, phụ thuộc vào năng suất, nhƣng không nhỏ hơn chiều rộng

của tấm. Tốc độ xích tải tấm cào giới hạn từ 0,2 đến 0,75 m/s với vật liệu cụ càng nhỏ có

thể lấy tốc độ càng cao.

Trong phép tính lực kéo, hệ số cản chuyển động của xích lấy không dƣới 0,3 (c

≥ 0,3), vì ở đây còn có thêm lực cản do ma sát vật liệu và tấm cào lên thành máng.

Công suất của máng cào:

V = 3600Svk

Q = 3600Svkγ (m3/h) (t/h)

Với k = 0,5 ÷ 1,0 – hệ số đầy máng

Hệ số an toàn khi tính xích lấy 10 ÷ 50.

b. Xích tải tấm đỡ Bộ phận mang vật ở đay là các tấm nối giữa hai xích nhờ kết cấu có nhiều dạng

khác nhau nên có thể vận chuyển đƣợc vật liệu vụn rời cũng nhƣ vật liệu khối. Khi vận

chuyển vật liệu vụn dùng thêm thành bên đặt cố định hoặc di động cùng với tấm.

Chiều rộng tấm B = 400 ÷ 1600 mm; vận tốc v = 0,2 ÷ 1,0 m/s, chiều dài vận chuyển L

đến 300m, nhƣợc điểm nặng.

c. Xích tải treo Xích tải treo dùng để vận chuyển vật liệu thể khối hay vật liệu vụn rời dựng

Vật liệu đƣợc vận chuyển nhờ có bộ phận kéo là xích, xe chạy trên ray chữ I để

trong các thùng ngăn … Đƣợc dùng rộng rãi trong sản xuất dây chuyền để vận chuyển vật phẩm giữa các nguyên công trong phân xƣởng và cả giữa các phân xƣởng. đỡ xích, đồng thời để kẹp giá đặt vật (hình 3.13).

Ƣu điểm của xích tải treo là có thể thực hiện đƣợc đƣờng vận chuyển rất phức tạp trong không gian, toàn bộ máy lại đƣợc treo trên cao, không chiếm diện tích trong

phân xƣởng, quá trình xếp dỡ vật lên máy dễ đƣợc tự động hóa. Tốc độ vận chuyển phụ thuộc vào nhịp độ của quá trình công nghệ. Nếu chỉ dùng để vận chuyển thì tốc độ phụ thuộc vào năng suất, phƣơng pháp đặt vật lên và lấy

xuống. Thƣờng tốc độ của nó trong khoảng 0,05 ÷ 0,5 m/s.

139

Hình 3.13: Bộ phận kéo và mang vật của xích tải treo

a) Giá để vận chuyển vật tròn dai b) và c) Giá với mặt bằng

3.1.6. Guồng tải đứng Guồng tải các loại dùng để vận chuyển vật liệu theo hƣớng thẳng đứng hay nghiêng (góc nghiêng > 600). Phân biệt tùy theo bộ phận mang vật: gầu, giá đỡ, nôi treo (hình 3.14).

Hình 3.14: Sơ đồ các loại guồng tải đứng

a) Kiểu gầu; b) Kiểu giá đỡ;

c) Kiểu nối treo

Guồng tải gầu phổ biến nhất, có hai loại: loại dùng băng và loại dùng xích làm

bộ phận kéo. Ổ guồng tải giá đỡ và giá treo chỉ dùng xích làm bộ phận kéo.

140

Guồng băng chỉ làm việc với chiều cao không lớn lắm (dƣới 40 ÷ 50 m) và dùng để vận chuyển chủ yếu là vật liệu và vật thể khối nhỏ. Chạy êm, điều hòa, vận

tốc có thể lên đến 3 m/s.

Guồng xích có thể làm với chiều cao nâng đến 100m nhờ xích chịu đƣợc tải

trọng lớn, dễ kẹp chật bộ phận mang vật vào xích, chủ yếu dùng cho vật thể khối; vận

tốc v < 2 m/s. Hình dạng và kích thƣớc gầu đƣợc quy định trong tiêu chuẩn. Gầu kẹp vào đai

bằng các bulông đặc biệt.

Đổ vật liệu vào gầu bằng hai cách:

- Đổ trực tiếp vào gầu (nếu vật liệu có cục to, sơ nghiền vụn). - Do gầu tự xúc trong quá trình chuyển động, đồng thời có thể kết hợp để đƣợc

đầy gầu (vật liệu vụn, không sợ nghiền nát).

Vật liệu đƣợc đổ ra ở tang hay đĩa xích dẫn phía trên, dƣới tác dụng trọng lƣợng

bản thân nó, hoặc dƣới tác dụng của lực ly tâm (thƣờng với v > 1 m/s).

3.2. Máy chuyển không có bộ phận kéo Trong nhóm máy này có các loại băng truyền con lăn, vít vận chuyển, máng

lắc,… Một số thiết bị lớn trong đó sử dụng trọng lƣợng bản thân vật để chuyển, không

cần dẫn động từ ngoài.

3.2.1. Băng chuyền con lăn Băng chuyền con lăn cũng là loại thiết bị, trong đó sử dụng trọng lƣợng bản

thân vật để vận chuyển. Trong các thiết bị này dùng dãy con lăn, qua ổ bi đặt trên

khung tạo thành mặt phẳng nghiêng (hình 3.15). Thƣờng góc nghiêng cần làm trong khoảng 3 ÷ 70, nếu vật vận chuyển có đáy không cứng và không bằng phẳng có thể phải làm góc nghiêng đến 12 ÷ 140.

Hình 3.15: Băng chuyền con lăn

Có thể vận chuyển trên băng chuyền con lăn các vật thể khối, hoặc vật liệu vụn

Để vận chuyển trên khoảng cách xa ngƣời ta dùng hệ thống nhiều băng chuyền

rời dựng trong các thùng ngăn … có đáy bằng. Để vật chuyển động đƣợc ổn định, chọn bƣớc đặt con lăn nhỏ hơn nửa chiều dài đáy vật vận chuyển, để nó luôn ít nhất nằm trên hai con lăn. con lăn và những băng tải ngắn. Vật di chuyển ở đây trên mặt ngang.

141

3.2.2. Máy chuyển quán tính Đƣợc dùng rộng rãi trong công nghiệp để vận chuyển các loại vật liệu, kể cả vật

liệu có nhiệt độ cao. Theo nguyên tắc làm việc chia ra hai loại. Máy với áp suất của vật

lên máng không đổi và máy áp suất thay đổi.

a. Máy quán tính áp suất không đổi (hình 3.16)

Hình 3.16: Máy chuyển áp suất không đổi

Gồm có máng 1 đặt trên các con lăn hoặc bi, chuyển động qua lại nhờ cơ cấu 2 tay quay. Đó là cơ cấu 4 thanh OABC trong đó tay quay OA quay đều, còn tay quay BC quay không đều và truyền chuyển động cho máng qua thanh truyền.

Máng chuyển động với gia tốc của nó sẽ thay đổi.

Điều kiện di chuyển vật liệu: - Khi máng dịch chuyển lên phía trƣớc: mgfo > mj1 - Khi máng dịch chuyển về phía sau: mgf < mj2

Trong đó:

fo và f – hệ số ma sát tĩnh và động của vật liệu lên máng. j1 và j2 – gia tốc của máng khi chuyển động lên trƣớc và về sau.

Máng chuyển quán tính với áp suất không đổi có biên độ giao động 150 ÷

300mm và số chu kỳ trong một phút 50 ÷ 100.

b. Máy quán tính áp suất thay đổi (hình 3.17)

Máy gồm có máng 1 bằng thép chuyển động qua lại trên các thanh tựa 2 nhờ cơ

cấu tay quay 3. Vì các thanh tựa đặt nghiêng, nên khi chuyển động lên phía trƣớc

máng cùng vật liệu trên đó đƣợc nâng lên một ít, khi lùi về sau thì hạ xuống một ít, do

đó mà áp suất khi tăng khi giảm. Khi chuyển động lên trƣớc áp suất tăng, lực ma sát cũng tăng, các hạt vật liệu di chuyển cùng với máng. Khi chuyển động lùi về sau, áp

suất giảm, lực ma sát cũng giảm, máng sẽ chuyển dộng tách rời khỏi vật liệu.

Hình 3.17: Sơ đồ máy quán tính áp suất thay đổi

142

Ở các máy này có thể có hai trƣờng hợp chuyển động của vật liệu: các hạt vật

liệu chuyển động không bay khỏi máng và có bay khỏi máng.

Thƣờng biên độ giao động của các máy này là 30 ÷ 40 mm và số chu kỳ trong

một phút là 300 ÷ 400.

Năng suất các máy quán tính theo công thức chung

Q = 3600Svγ (t/h)

Trong đó:

S = B.h – diện tích tiết diện dòng vật liệu trong máng, m2, chiều cao lớp vật liệu trong máng h lấy bằng 20 ÷ 30 mm đối với vật liệu bột và h = 40 ÷ 60 mm với

vật liệu cục. v – vận tốc trung bình của vật liệu m/s tùy chọn theo f – hệ số ma sát

giữa vật liệu và máng:

f 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8

v 0,13÷0,14 0,2÷0,25 0,27÷0,32 0,33÷0,38 0,35÷0,4 0,38÷0,42 0,42÷0,45 (m/s)

Công suất trạm dẫn máy quán tính có thể tính gần đúng theo hệ số kinh nghiệm

về lực cản chuyển động C

C = 1,5

Ngoài ra cũng có thể xác định gần đúng công suất theo công thức kinh nghiệm

N = 0,000133Go kW với Go – trọng lƣợng vật liệu và máng, N. Các máy quán tính thƣờng chỉ dùng để vận chuyển ngang không đặt nghiêng.

3.2.3. Máy chuyển kiểu vít

a. Vít chuyển

Ở đây vật liệu vụn rời đƣợc chuyển trong ống bằng vít đặt ở trung tâm. Các

vòng ren của vít chế tạo bằng thép tấm dày 4 ÷ 8mm, hàn vào trục. Dùng cho vật liệu bụi nóng, bốc hơi có hại, … vì đƣợc che kín trong ống. Trong quá trình vận chuyển, vật liệu bị nghiền nát.

Hình 3.18

143

Bƣớc vít t = (0,5 ÷ 1,0)D

trong đó: S – diện tích tiết diện dòng vật liệu trong ống.

Năng suất vít chuyển

Q = 3600Svγ (t/h)

với: n – số vòng quay của vít, v/ph

t – bƣơc vít, m

Công suất yêu cầu trên vít tính theo công thức chung:

trong đó: Co – hệ số cản chuyển động xác định bằng thí nghiệm, Co = 2,5 đối với ăng- tra-xit, than đá,…; Co = 4 đối với thạch cao, đất sét khô cục và vụn, đất làm khuôn đúc, xi măng, vôi, cát.

Hệ số cản lớn nhƣn vậy vì ở đây có ma sát vật liệu vào ống, vào mặt ren vít,

làm nát vụn và chà xát vật liệu.

b. Ống chuyển (hình 3.19)

Dùng để chuyển vật liệu nóng và vật liệu bốc hơi có hại. Cấu tạo gồm 1 ống lớn

có mặt ren vít trong. Khi quay ống (ống đặt trên các con lăn) đƣợc một vòng, vật liệu

đƣợc di chuyển về phía trƣớc một đoạn bằng bƣớc ren vít. Trong quá trình vận chuyển, vật liệu ở đây bị trộn lẫn và vỡ vụn, cũng tƣơng tự nhƣ ở vít chuyển.

Hình 3.19: Sơ đồ ống chuyển

Máy chuyển kiểu vít đƣợc dùng rộng rãi trong ngành công nghiệp hóa chất và công nghiệp vật liệu xây dựng: ở đó các máy này vừa làm việc vận chuyển vừa làm nhiệm vụ công nghệ (trộn lẫn, nghiền vụn …).

144

CÂU HỎI ÔN TẬP CHƢƠNG 3

Câu 1: T rình bày khái niệm chung về máy chuyển có bộ phận kéo.

Câu 2: Trình bày các bộ phận chính và các thông số chủ yếu của máy chuyển có bộ

phận kéo. Cho ví dụ một số loại máy này.

Câu 3: Hãy vẽ sơ đồ các loại máy chuyển không có bộ phận kéo.

145