ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẦU TRỤC 10 TẤN

Mã đồ án	CKTN00000047
Đánh giá:	5.0
Mô tả đồ án	Đồ án có dung lượng 330MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ tổng thể cầu trục 10 tấn, bản vẽ sơ đồ động, bản vẽ phương án thiết kế, bản vẽ hộp giảm tốc, bản vẽ dầm cuối, bản vẽ dầm chính, bản vẽ cụm chi tiết…); file word (Bản thuyết minh…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, thư viện chi tiết tiêu chuẩn........... TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẦU TRỤC 10 TẤN.
Giá:	850,000 VND

Nội dung tóm tắt

MỞ ĐẦU

Hiện nay, cùng với sự phát triển của ngành cơ khí, đồ án tốt nghiệp chuyên nghành công nghệ chế tạo máy thực sự là hành trang mỗi kĩ sư trước khi ra trường, người kỹ sư có thể dựa vào làm cơ sở thiết kế. Đối với mỗi sinh viên cơ khí, đồ án Tốt nghiệp giúp sinh viên làm quen với việc giải quyết các vấn đề tổng hợp của công nghệ chế tạo máy đã được học ở trường qua các giáo trình cơ bản về công nghệ chế tạo máy. Chính vì vậy em được giao đề tài “ Tính toán thiết kế cẩu trục 10 tấn” làm đề tài tốt nghiệp. Khi làm đồ án này ta phải làm quen với cách sử dụng tài liệu, cách tra sổ tay cũng như so sánh lý thuyết đã học với thực tiễn sản xuất cụ thể. Để hoàn thành được đồ án này, em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn của thầy:…………… cùng các thầy cô giáo thuộc khoa Cơ khí. Do làm kiến thức, kinh nghiệm còn hạn chế nên không thể tránh khỏi có sai sót. Em rất mong có được sự chỉ bảo giúp đỡ của các thầy và các bạn để đồ án tốt nghiệp của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!.

…..,ngày….tháng….năm 20…

Sinh viên thực hiện

……………….

PHẦN I

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ MÁY NÂNG CHUYỂN

1. Giới thiệu về máy nâng chuyển.

Máy nâng chuyển là thiết bị dùng để thay đổi vị trí của đồi tượngnhờ thiết bị mang vật trực tiêp như móc treo, hoặc thiết bị gian tiếp như gầu ngoạm, nam châm điện, băng tải,…

Như vậy máy nâng chuyển đóng vai trò rất quan trọng trong quá trình sản xuất: giảm nhẹ sức lao động cho công nhân và nâng cao năng suất lao động

1.1. Phân loại máy nâng chuyển.

1.1.1. Căn cứ vào chuyển động chính:

Chia làm hai loại

- Máy nâng

- Máy vận chuyển liên tục

1.1.2. Căn cứ vào cấu tạo và nguyên tắc làm việc:

-Cầu trục

-Cổng trục

-Cần trục tháp

-Cần trục quay di động (cần trục ô tô, bánh lốp, bánh xích)

-Cần trục cột buồm và cần trục cột quay

-Cần trục chân đế và cần trục nối

-Cần trục cáp

1.2.1. Điều kiện an toàn của máy trục:

Trong thực tế tần suất xảy ra tay nạn trong sử dụng máy nâng là lớn hơn rất nhiều so với các loại máy khác . Do vậy vấn đề an toàn trong sử dụng máy nâng là vấn đề quan trọng được đặt lên hàng đầu.

Với cầu trục lăn do có nhiều bộ phận máy lắp với nhau và được đặt trên cao do vậy cần phải thường xuyên kiểm tra để kịp thời phát hiện những hư hỏng như lỏng các mối ghép ,rạn nứt tại các mối hàn do thời gian sử dụng lâu …..

Đối với các chi tiết máy chuyển động như bánh xe ,trục quay phải có vỏ bọc an toàn nhằm ngăn những mảnh vỡ văng ra nếu có sự cố khi chi tiết máy hoạt động

Toàn bộ hệ thống điện trong máy phải được nối đất

Với các động cơ đều có phanh hãm tuy nhiên phải kiểm tra phanh thường xuyên không để xảy ra hiện tượng kẹt phanh gây nguy hiểm khi sử dụng .

Tất cả những người điều khiển máy làm việc hay phục vụ máy trong phạm vi làm việc của máy đều phải học tập các quy định về an toàn lao động có làm bài kiểm tra và phải đạt kết quả .

Trong khi máy làm việc công nhân không được đứng trên vật nâng hoặc bộ phận mang để di chuyển cùng với vật cùng như không được dùng dưới vật nâng đang di chuyển .

Đối với máy không không hoạt động thường xuyên (nhiều ngày không sử dụng )khi đưa vào sử dụng phải kiểm tra toàn bộ kết cấu máy .Để kiểm tra tiến hành thử máy với hai bước là thử tĩnh và thử động .

Bước thữ tĩnh :treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,25 lần trọng lượng nâng danh nghĩa của cầu trục thiết kế và để trong thời gian từ 10 đến 20 phút .

Theo dõi biến dạng của toàn bộ các cơ cấu máy .Nếu không có sự cố gì xảy ra thì tiếp tục tiến hành thử động .

Bước thử động :Treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,1 trọng lượng nâng danh nghĩa sau đó tiến hành mở máy nâng, di chuyển, hạ vật ,mở máy đột ngột , phanh đột ngột .Nếu không có sự cố xảy ra thì đưa máy vào hoạt động .

Trong công tác an toàn sử dụng cầu trục người quản lý có thể cho lắp thêm các thiết bị an toàn nhằm hạn chế tối đa tai nạn xảy ra cho công nhân khi làm việc .

Một số thiết bị an toàn có thể sử dụng đó là : Sử dụng các công tắc đặt trên những vị trí cuối hành trình của xe lăn hay cơ cấu di chuyển cổng trục .Các công tắc này được nối với các thiết bị đèn hoặc âm thanh báo hiệu nhằm báo cho người sử dụng biết để dừng máy .Đồng thời củng có thể nối trực tiếp với hệ thống điều khiển để tự động ngắt thiết bị khi có sự cố xảy ra .

Như vậy để hạn chế tối đa tai nạn xảy ra đòi hỏi người công nhân sử dụng máy phải có ý thức chấp hành nghiêm túc những yêu cầu đã nêu trên.

2. Giới thiệu về cẩu trục.

2.1.Phân loại cầu trục.

a.Theo công dụng:

-Cầu trục có công dụng dùng chung

-Cầu trục chuyên dụng

b.Theo kết cấu dầm cầu:

-cầu trục một dầm

-Cầu trục hai dầm

c.Theo cách tựa của dầm:

-Cầu trục tựa

-Cầu trục treo

d.Theo cách bố trí cơ cấu cơ cấu di chuyển cầu trục:

-Cầu trục dẫn động chung

-Cầu trục dẫn động riêng

2.2.Tải trọng.

2.1.1. Tải trọng nâng dang nghĩa Q,N.

-Là trọng lượng lớn nhất mà máy có thể nâng được.

Q = Q_m +Q_h

Qm :Trọng lượng thiết bị mang

Qh:trọng lượng danh nghĩa của vật nâng ma máy có thể nâng được

2.2.2. Tải trọng do trọng lượng bản thân:

-Trong khi tính toán, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng các chi tiết (trừ một số chi tiết có trọng lượng lớn)

2.3. Tải trọng của gió.

-Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực gió không đáng kể có thể bỏ qua

2.4.Tải trọng phát sinh khi vận chuyển.

-Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vận chuyển:

+Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tải trọng do trọng lượng bản thân

+Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượng của bản thân.

2.5. Tải trọng khi dựng lắp.

-Khi này tải trọng do trọng lượng bản thân lấy tăng 15% ÷ 20%. Và phải kể đến tải trọng gió cũng như các lực phát sinh trong quá trình lắp.

2.6. Tải trọng động.

-Để khảo sát động lực học máy cần xây dựng mô hình bài toán về động lực học của máy. Các cơ cấu máy nên tìm cách qui về sơ đồ đơn giản nhất .

3. Đặc điểm tính toán của cầu trục:

3.1. Trình tự tính toán của cầu trục.

-Xác định các thông số cơ bản.

-Xác định các các kích thước hình học của các bộ phận trên cầu trục và tải trọng tính toán

-Xác dịnh các vị trí tính toán

Thiết kế các cơ cấu: cơ cấu nâng thiết bị mang, cơ cấu di chuyển xe,…

-Thiết kế, tính toán kết cấu thép

-Thiết kế các hệ thống điều khiển

-Thiết kế thiết bị an toàn

3.2. Xác định khoảng cách giữa các bánh xe di chuyển cầu trục trên dầm cuối.

- Khi bị xô lệch thì bị sinh ra lực cản phụ W nên sinh ra môn men xô lệch

M = mô men này sinh ra phản lực N giữa thành bánh xe và cạnh ray : N = =

Để đảm bảo cho bánh xe vẫn quay thì:

f : Hệ số giữa thành bánh xe và cạnh ray

f = ÷

Hình 1.1. Sơ đồ lực tác dụng giữa bánh xe và ray

3.3. Đặc điểm tính toán của dầm chính cầu trục.

-Độ võng lớn nhất của dưới tác dụng của trọng lượng xe và tải trọng danh nghĩa, cùng thiết bị mang vật đặt ở giữa dầm không được vượt quá :

+ với cầu trục dẫn động bằng tay

+ với cầu trục một dầm dẫn động bằng máy

+ với cầu trục hai dầm dẫn động bằng máy

- Đối với có dầm hộp phải kiểm tra thời gian dao đọng tắt dần ủa kết cấu thép

3.4. Tính trục truyền của cơ cấu di chuyển.

-Tính trục phải thực hiện đầy đủ các phép tính trụcthông thường tính sơ bộ, tính độ bền mỏi, có thể kiểm tra độ cứng xoắn và dao động Cơ

PHẦN 2

PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN

1. Lựa chọn kết cấu dầm.

a.Phương án 1: Hai dầm kết cấu dạng hộp

-Trên dầm chính có hai thanh ray để xe lăn di chuyển

-Kết cấu dầm dạng hộp nên việc tính toán đơn giản,thời gian chế tạo và lăp ghép nhanh,việc bảo dưỡng cũng đơn giản. Do đó giá thành giảm

c. Phưong án 3: Kết cấu loại một dầm

-Kết cấu dầm có dạng chữ I

-Dạng kết cấu này đơn giản , dễ tính toán, chế tạo, lắp ghép đơn giản, bảo dưõng kiểm tra dễ dàng, nhưng chịu tải ít. Phù hợp với những cầu trục có tải trọng nhỏ dưới 5 tấn và khẩu đọ nhỏ

Kết luận: Từ yêu cầu về số liệu ban đầu về cầu trục , như vậy ta chọn kết cấu dầm dạng: hai dầm dạng hộp, thì đủ khả năng chịu tải và kết cấu đơn giản

2. Chọn phương án truyền động cơ cấu nâng .

Trường hợp này giống phương án 2 nhưng có thêm khớp nối, nên cố thể khắc phục được một số nhược điểm của phương án trên như: Dễ chế tạo, lắp ghép, bảo dưỡng

Kết luận: Với các ưu điểm trên nên ta chọn phương án 3 là phù hợp

3. Phương án truyền động và di chuyển xe lăn.

a.Phương án 1.

-Phương án nhỏ gọn gồm một hộp giảm tốc, một động cơ, bốn khớp nối. Truyền động đơn giản, chiếm ít trên xe lăn thuận tiện cho việc bố trí trên các xe lăn

b. Phương án 2:

- Phương án này kết cấu gọn nhẹ, đơn giản, truyền động chắc chắn có sự đồng bộ giữa hai bánh xe cao, nhưng khoảng cách giữa hai bánh xe bị hạn chế

c. Phương án 3:

-Phương án này dẫn động cho hai động cơ riêng biệt, phương án này tốn nhiều động cơ, phanh ,việc giả quyết đồng vận tốc giữa hai bánh xe khó khăn

Kết luận: Như phân tích trên ta chọn phương án 1, do nhỏ gọn dễ chế tạo, ít tốn kém, chiến ít không gian

4. Lựa chọn phương án truyền động di chuyển cầu.

a. Phương án 1:

1. Động cơ điện

2. Khớp nối kết hợp với phanh

3. Hộp giảm tốc

4. Khớp nối

5. Bánh xe

-Phương án này dùng hai hộp giảm tốc, và nhiều khớp nối, nhưng hộp giảm tốc ở gần bánh xe nên quá trình truyền mômen từ động cơ đến hộp giảm tốc nhỏ nên có thể giảm đường kính trục

b. Phương án 2: Dùng hai động cơ

1. Động cơ điện

2. Phanh kết hợp với khớp nối

3. Hộp giảm tốc

4. Khớp nối

5. Bánh xe

-Phương án này phải dùng nhiều động cơ và hộp giảm tốc, khó giải quyết vấn đề đồng vận tốc ở hai bánh xe, chỉ phù hợp với những cầu trục tải trọng lớn.

c. Phương án 3: Dùng một động cơ một hộp giảm tốc

1. Động cơ điện

2. Phanh kết hợp với nối trục

3. Hộp giảm tốc

4. Nối trục

5. Bánh xe

-Phương án này dùng hộp giảm tốc gần với động cơ nên khoảng cách từ hộp giảm tốc đến bánh xe lớn nên phải dùng trục lớn

Kết luận: Như đã phân tích trên thì ta chọn phương án một phù hợp với các số liệu theo yêu cầu

PHẦN 3

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CƠ CẤU NÂNG

3.1. Phân tích chung.

3.1.1.yêu cầu khi tính toán và thiết kế cơ cấu nâng.

Cơ cấu nâng dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng. Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng.có hai loại cơ cấu nâng :cơ cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Do cơ cấu dẫn động bằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây không đi vào phân tích.

Còn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu phải đảm độ an toàn, độ tin cậy,độ ổn định cao khi làm việc. Do đó,cơ cấu nâng phải được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với cơ cấu bằng tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, có cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp.Bộ truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi trơn tốt, các ổ trục thường dùng ổ lăn.Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đóng.

3.1.2. cơ cấu nâng.

Các số liệu ban đầu:

-trọng tải : Q = 10T = 100000N

-Trọng lượng bộ phận mang: Q_m= 2100N

-Khaåu ñoä: L = 8 (meùt).

- Ñoä cao naâng: H = 6(meùt).

-Vaän toác naâng: V_n= 14,7 (m/phuùt);

chế độ làm việc của các cơ cấu là chế độ trung bình.

3.1.3 Sơ đồ động học cơ cấu nân.

Hình 3.1. Cơ cấu nâng

1.Động cơ điện

2. Khớp nối kết hợp với phanh

3. Hộp giảm tốc

4. Tang

5. Khớp nối

Dùng sơ đồ này với kiểu nối tang của trục ra hộp giảm tốc bằng nối trục, ta sẻ được kích thước chiều dài nhỏ gọn, đồng thời đảm bảo việc chế tạo từng cụm riêng, tháo lắp dễ dàng.

3.2. Tính toán cơ cấu nâng.

3.2.1. Chọn loại dây cáp.

Vì cơ cấu làm việc với động cơ điện, vận tốc cao, ta chọn cáp để làm dây cho cơ cấu là loại dây có nhiều ưu điểm hơn các loại dây khác như xích hàn, xích tấm và loại dây thông dụng nhất trong ngành máy trục hiện nay.

Ta không chọn dây xích vì xích nặng hơn khoảng 10 lần so với cáp, xích có thể đứt đột ngột do chất lượng mối hàn kém (nếu là xích hàn).

Trong các kiểu kết cấu dây cáp thì kết cấu kiểu ЛK -P theo ГOCT 2588-55 có tiếp xúc đường giữa với các sợi thép các lớp kề nhau, làm việc lâu hỏng và được sử dụng rộng rãi. Vật liệu chế tạo là các sợi thép có dưới hạn bền 1200÷2100(N/mm²). chọn cáp LK-O- 6x19+7x7 (theo trang II)

Loại cáp này LK, với 6 dánh, mỗi dánh 19 sợi có lớp sợ thép ngoài cùng như nhau, lỏi thép của dánh được bện từ 7 dánh, mỗi dánh 7 sợi thép

Với giới hạn bền các sợi thép trong khoảng 1600÷1800N/mm²,

3.2.2. palăng giảm lực.

Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải trọng lớn ta dùng một palăng.

Trên cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. Do cầu lăn thực hiện việc nâng hạ vật nâng theo chiều thẳng đứng nên để tiện lợi trong khi làm việc ta chọn palăng kép có hai nhánh dây chạy trên tang. tương ứng với trọng tải cầu lăn theo Bảng 2-6[I] chọn bội suất palăng a=2. Palăng gồm hai ròng rọc di động và một ròng rọc không di chuyển làm nhiệm vụ cân bằng.

Hình 3.2 . Sơ đồ nguyên lý palăng.

Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật.

bảng 2. 19[I].

Trong đó:Q₀= Q+Q_m= 100000+2100 = 102100(N).

λ = 0,98:hiệu suất một ròng rọc với điều kiện ròng rọc đặt trên ổ lăn.

bôi trơn tốt bằng mỡ. Bảng 2-5(I)

a = 2 : bội suất của palăng

m = 2 : số nhánh cáp cuốn lên tang.

t = 0 : vì số dây cáp trực tiếp cuốn lên tang không qua ròng rọc chuyển hướng.

vậy :

Hiệu suất của palăng xác định theo công thức 2-21[I].

Trong đó : S_o =

3.2.3 Tính kích thước dây cáp.

Kích thước dây cáp được chọn dựa vào công thức 2-10 –[I].

S_d ≥ S_max.n

S_đ : Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn ,N

S_max : Lực căng lớn nhất trong dây , N

n = 5,5 :Hệ số an toàn bền của cáp Bảng 2-2-[I]

S_đ= 25800.5,5 = 142000 (N)

xuất phát từ điều kiên theo công thức (2-10) với loại dây đã chọn trên, với dưới hạn bền của sợi σ_b= 1600 N/mm².chọn đường kính dây cáp d_c= 16,5 mm có lực kéo đứt là S_đ= 141500 (phụ lục 12 của TCVN 4244-86)

Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu.

3.2.4. Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc.

a. Đường kính tang :

Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc phải thích hợp với cáp để tránh cáp bị uốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bên lâu cho cáp.

Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức 2-12[I].

D_t≥ d_c.(e-1).

e = 25 hệ số đường kính tang, theo Bảng 2. 4-[I].

D_t≥ 16,5.(25-1) = 396(mm).

Ở đây ta chọn đường kính tang và ròng rọc giống nhau : D_t= D_r= 400(mm)

Ròng rọc cân bằng không phải là rọc làm việc nên có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20%, so ròng rọc làm việc.

D_c= 0,8. D_r= 0,8.400 = 320(mm).

b. chiều dài tang :

Chiều dài tang phải được tính toán sao cho khi hạ vật xuống vị trí thấp nhất trên vẫn còn ít nhất 1,5 vòng cáp dữ trữ, không kể những vòng cáp nằm trong kẹp (quy định về an toàn ).

chiều dài toàn bộ của tang xác định theo công thức 2-14-[I] đối với trường hợp Palăng kép.

L’= L₀’+2L₁+2L₂+L₃

Hình 3.3. sơ đồ xác định chiều dài tang

Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 6mm.

và bội suất Palăng a = 2.

l = H.a = 6.2 = 12 m.

số vòng cáp phải cuốn ở một nhánh: Theo công thức trang174 [I]

Trong đó : Z’₀= 2 số vòng dữ trữ không dùng đến :

(vòng)

L’₀= 2.Z.t

Với bước rãnh cáp :t = d_c+(2÷3) hoặc t ≥ 1,1d_c,

trong đó d_c đường kính cáp.

t = 20 mm

L’₀= 2.Z.t = 2.11.20 = 440 (mm).

chiều dài L₁ là phần tang để cặp đầu cáp, chọn phương pháp chọn thông thường nên ta nên phải cắt thêm 3 vòng rãnh nữa trên tang, Do đó :

L₁= 3.t = 3.20 = 60 (mm)

Vì tang được cắt rãnh, cáp cuốn một lớp, nên không phải làm thành bên, tuy nhiên ở hai đầu tang trước khi vào phần cắt rãnh ta để trữ lại một khoảng L₂=20mm.

khoảng cách L₃ :ngăn cách giữa hai nữa cắt rãnh :

L₃= L₄-2.h_min.tgα Theo trang 21[I]

trong đó :L₄ khoảng cách giữa hai ròng rọc ngoài cùng giữa hai ổ móc treo.

h_min :khoảng cách nhỏ nhất giữa trục tang với trục các ròng rọc treo móc

dựa vào kết cấu đã có, có thể lấy sơ bộ:

L₄= 300(mm).

h_min= 800(mm).

tgα = 0,07:góc cho phép dây cáp chạy trên tang bị lệch so với phương thẳng đứng.

L₃= 300-2.800.0,07 = 200(mm)

Vậy chiều dài toàn bộ của tang sẽ bằng :

L’= L₀’+2L₁+2L₂+L₃= 440+2.60+2.20+200 = 800 mm.

Bề dày thành tang xác định theo công thức : Trang 22- [I]

σ = 0,02.D_t+(6÷10) mm,

σ = 0,02. 400 + (6÷ 10) =15 mm

Tang được đúc bằng vật liệu Gang (CH15-32) loại vật liệu thông dụng phổ biến nhất có:

kiểm tra sức bền của tang theo công thức: 2-15-[I]

S_max: Lực căng cáp lớn nhất ở nhánh cáp cuốn lên tang

σ: Chiều dầy thành tang ; t bước rãnh

k = 1: Hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. Theo trang 22- [I]

φ = 0,8: Hệ số tính đến sự sắp xếp không đều của dây cáp trên tang.

= (N/mm²).

Tang được đúc bằng gang xám (CH15-32) có giới hạn bền nén là σ_bn=565N/mm². Ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn k=5.

Vậy : σ_n< [σ] : tang đạt yêu cầu về nén:

3.2.5 chọn động cơ điện.

Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải đựơc xác định:

Theo công thức 2-78 [I]

[kW]

Với :η hiệu suất của cơ cấu bao gồm :

η = η_p.η_t.η₀= 0,87.

η_p= 0,97 hiệu suất pa lăng. Tra mục 2- chương I – [I]

η_t= 0,96 hiệu suất tang, tra bảng1-9- [I]

η₀= 0,94 hiệu suất của bộ truyền có kể cả khớp nối, xuất phát từ bảng số liệu bảng 1-9 –[I],với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.

Vậy : (kW).

Tương ứng với chế độ trung bình, sơ bộ chọn động cơ điện MT 51 -8 có các đặc tính sau đây.

Công suất danh nghĩa : N_dc= 22( kW).

Số vòng quay danh nghĩa: n_dc = 723 (vòng/phút).

hệ số quá tải:

Mô men vô lăng: (G_i.D_i²)_rôto = 44 Nm²

Cosφ = 0,69

khối lượng động cơ: m_dc= 435 kg.

3.2.6 Tỷ số truyền chung.

tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức 3-15[I].

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước.

vòng/phút

a =2: bội suất palăng

Vậy tỷ số truyền cần có : .

3.2.7. kiểm tra động cơ điện về nhiệt.

0,5Q

0,3Q

0,2t

0,6t

Hình 3.4. sơ đồ gia tải của cơ cấu nâng

Sơ đồ thực tế sử dụng cầu lăn theo trọng tải cho trên hình 2.4

Q₁= Q; Q₂= 0,5Q; Q₃= 0,3Q Và tỷ lệ thời gian làm việc với các trọng lượng này là 3:1:1.

Động cơ điện đã chọn các công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tĩnh yêu cầu

khi làm việc, do đó phải được kiểm tra về nhiệt.

Để kiểm tra đựơc nhiệt động cơ, ta lần lượt xác định các thông số tính toán trong các thời kỳ làm việc khác nhau của cơ cấu.

Các thông số cần xác định :

a. hiệu suất của cơ cấu không tính hiệu suất palăng khi làm việc với vật nâng trọng lượng bằng trọng tải : η = η_t.η₀= 0,96.0,92 = 0,88.

b. Momen trục động cơ khi nâng vật, theo công thức 2-79- [I].

Nm.

c. Lực căng dây trên tang khi hạ vật, theo công thức 2-22 [I].

= 25400 N

d. momen trục động cơ khi hạ vật, theo công thức 2-80 [I].

e. Thời gian mở máy khi nâng vật, theo công thức 3-3 [I].

≈(G_iD_i²)_rôto+G_iD_i²)_khớp=44 +52,8 = 96,8 Nm²

Với Momen vô lăng :(G_iD_i²)_rôto= 44 Nm²

( G_iD_i²)_khớp= 52,8 Nm².

(với d đường kính ngoài cùng của khớp nối và G trọng lượng của khớp nối.

chọn sơ bộ d=300mm, trọng lượng của khớp nối là G=500N.

( G_iD_i²)_khớp= 0,45.G.d²= 52,8 Nm²

Ta có :β=1,1 ÷ 1,2 , Hệ số ảnh hưởng quán tính các chi tiết trên các trục sau trục I

M_m momen mở máy của động cơ, đối với động cơ đã chọn là động cơ điện xoay chiều kiểu dây cuốn, M_m xác định theo công thức 2-75[I].

M_dn: momen danh nghĩa động cơ :

M_m= 1,8.287 = 517 Nm.

Do đó : khi Q₁= Q

Gia tốc mở máy là:Q₁= Q

Thời gian mở máy khi hạ vật: theo công thức 3-9-[I]

. Trên đây trình bày cách tính toán các thông số cho trường hợp Q₁=Q.

các trường hợp Q₂; Q₃ cũng tương tự, kết quả phép tính các thông số cho các trường hợp tải trọng khác nhau được ghi theo bảng dưới đây:

Các thông số cần tính	Đơn vị	Q₁=Q	Q₂=0, 5Q	Q₃=0, 3Q	Ghi chú
η		0, 87	0, 84	0, 75
Sn	N	25800	13200	8230
Sh	N	25400	13000	8070
Qo	N	102100	52100	32100
Mn	Nm	382	203	141
Mh	Nm	284	140	78
	S	0,823	0,456	0,376
	S	0,14	0,218	0,238

Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định :

Momen trung bình bình phương có thể xác định theo công thức gần đúng (Nm), theo công thức 2-37-[I] :

: Tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau, s

M_t: Momen cản tỉnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đó, Nm.

t_v: Thời gian chuyển động với vận tốc ổn định khi làm việc với từng tải trọng .

: Toàn bộ thời gian đông cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời gian làm việc trong các thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s.

M_m momen mở máy của động cơ điện, Nm.

= 283 (Nm).

Công suất trung bình của động cơ phát ra là: theo công thức 2-76 [I].

kết quả phép tính kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ điện được chọn là MT42-8

Có công suất danh nghĩa là N_dn= 22Kw. hoàn toàn thoả mãn yêu cầu khi làm việc.

3.2.8. tính và chọn phanh.

Phanh dùng để hãm hoặc điều chỉnh tốc độ cơ cấu, triệt tiêu được động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay. Tất cả các cơ cấu máy trục đều phải dùng thiết bị phanh hãm, nhất là các cơ cấu làm việc vận tốc cao. mà trong đó sự an toàn trong quá trình nâng hạ đều phụ thuộc vào hệ thống phanh, do đó cơ cấu nâng của cầu trục phải trang bị thiết bị phanh hãm để đảm bảo độ an toàn. Quá trình phanh được thực hiện bằng cách đưa vào cơ cấu lực cản phụ dưới dạng ma sát nảy sinh ra momen phanh.

Phanh được dùng có thể có nhiều loại: phanh đai, phanh một má, phanh hai má, phanh áp trục, phanh ly tâm …. vvv…. có thể phanh thường đóng hoặc thường mở, ở đây ta chọn phanh hai má loại phanh thường đóng và được bố trí trên trục động cơ. vì những lý do sau :

loại phanh này có kích thước nhỏ ngọn hơn các loại phanh khác.

lực phanh tác dụng đối xứng lên trục đặt phanh.

đảm bảo đóng mở nhịp nhàng giữa các má phanh với bánh phanh nên độ an toàn sẽ cao hơn cho cơ cấu nâng khi làm việc với tải trọng lớn.

phanh thường đóng làm việc an toàn hơn phanh thường mở, khi có sự cố xảy ra thì phanh vẫn đóng vật nâng ở tư thế treo, không bị rơi đột ngột.

đặt phanh trên trục đông cơ thì mômen phanh nhỏ hơn ở các vị trí khác, do đó kích thước, trọng lượng của phanh sẽ nhỏ hơn và tính an toàn cũng cao hơn. để chọn phanh làm việc có hiệu quả và an toàn ta dựa vào giá trị momen phanh yêu cầu M_ph. omen phanh của cơ cấu nâng được xác định từ điều kiện giữ vật nâng treo ở trạng thái tĩnh với hệ số an toàn n.

M_ph= n. M_t≤ [M_ph] . 2-2-[2]

Trong đó : n hệ số an toàn của phanh, phụ thuộc vào chế độ làm việc đối với chế độ làm việc nhẹ : n = 1,5 ; trung bình n = 1,75; nặng n = 2 ; rất nặng n = 2,5.

Phanh được đặt trên trục động cơ nên:

Momen phanh được tính :

= 498 Nm

Trong đó η hiệu suất cơ cấu nâng

n =1,75 hệ số an toàn, theo bảng 3- 2 -[1].

D_0: Đường kính tang tính đến tâm cáp.

Q_{0 :} Trọng tải và trọng lượng bộ phận.

Dựa vào điềư kiện (2.2) ta chọn loại phanh, tuy nhiên không nên chọn loại phanh có momen phanh danh nghĩa lớn hơn moen phanh yêu cầu nhiều quá vì như vậy sẽ tải trọng động lên cơ cấu khi phanh.

Qua Việc phân tích tính toán ở trên,ta chọn loại phanh má điện xoay chiều, ký hiệu TKT-300 đảm bảo mômen phanh danh nghĩa vừa đúng M_ph=500Nm

Lực đóng phanh được xác định theo công thức 2-34-[I].

1 . bánh phanh; 2, 4. má phanh; 3, 5. Tay đòn phanh; 6. Nam điện;7 Tay đòn của cơ cấu tạo lực mở phanh; 8. lò xo tạo phanh; 9 Lò xo phụ; 10. đai ốc nén lò xo

11. dai ốc dùng khi bảo dưỡng hoặc thay mới má phanh; 12. Đai ốc điều chỉnh hành trình phanh;13. ống bao; 14 thanh đẩy; 15.Vít hạn chế hành trình phanh .

trong đó :

D: Đường kính bánh phanh D = 300mm.

f : Hệ số ma sát giữa vật kiệu bánh phanh thép các bon C45 và vật liệu lót phanh ; theo bảng 2-8[T1].

h = 0,9: Hiệu suất hệ thống bản lề

l₁= 200mm

l = 420mm.

Khi mỡ phanh lò xo chính bị ép thêm một khoảng dẫn đến lực sẽ tăng lên.

giả thiết tăng 10% so với ban đầu, nghĩa cần có lực đẩy

P = 1,1.P = 1053,9.1, 1 = 1159,29 N

để đạt đực lấy W = 1159,29 N phải xác định momen nam châm hút M_n và khoảng tay đòn đặt lực a.

chọn khoảng cách tay đòn a=60 mm.

M_n= P.a = 1159,29.0,06 = 69,56 Nm.

vậy có thể chọn nam châm điện có các thông số đây:

momen nam châm hút: M_n= 69,56 Nm

Tay đòn đặt lực: a = 60mm.

Momen trọng lượng ngàm nam châm: M_ng= 4,2Nm.

lực lò xo chính khi đóng phanh :

Trong đó : P_p= 2÷8. Lấy P_p= 5kg

lực lò xo chính lớn nhất khi mở phanh có thể giả thiết lớn hơn 10% so với thường tức là P_cmax= 1,1.1279,29 = 1407,2 N.

lấy bước dịch chuyển lớn nhất của thanh lõi ngang với phanh là Δx = 4mm.

định luật húc cho biến dạng lò xo : F = k.Δx

Với k : Là độ cứng của lò xo

Δx : Độ biến dạng lò xo. 1407,2 = k.0,004

Ø k =N/m.

áp lực má phanh lên bánh phanh.

Áp lực trung bình :

Trong đó: B Chiều rộng bánh phanh, lấy B=80mm.

β₀ Góc ôm của má phanh lên bánh phanh

lấy :β₀=70⁰.

vậy: N/mm²

Theo bảng: 2-10-[I].Áp suất cho phép [p] = 0,4 N/mm²

khe hở lớn nhất giữa má phanh và bánh phanh xác định theo công thức 2-35-[I].

với h₁và h₂ là khe hở lớn nhất và bình thường của thanh lõi ngang phanh h₁= 4mm; h₂ =2,5mm

Khe hở lớn nhất : mm

Khe hở bình thường : mm

3.2.9 bộ truyền.

bộ truyền sẽ được thiết kế dưới dạng hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ, trục ra và trục vào quay về một phía.

các thông số cần thiết :

số vòng quay trục vào: n₁= 723 vòng/phút.

Động cơ dẫn động : N = 22 Kw.

tỉ số truyền chung của hộp là: i = 32,5

a. phân phối tỷ số truyền:

trong trường hợp này động cơ nối trực tiếp với trục vào của hộp nên không thông qua bộ truyền ngoài.

gọi : i_cn Tỷ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh.

i_cc Là tỷ số truyền cặp bánh răng cấp chập.

để đảm bảo điều kiện bôi trơn :

i_cn = (1,2÷1,3).i_cc

chọn i_cn= 1,2.i_cc

vậy tỷ số truyền được phân phối lại như sau:

i_cn= 6,2 ; i_cc= 5,2

xác định số vòng quay, công suât và momen xoắn trên các trục I; II; III . Của hộp giảm tốc.

số vòng quay : n₁= n = 723 (v/ph).

n₂= = 116,6 (v/ph).

n₃= (v/ph).

Công suất : N_I= N.η_{cặp ổ}= 22.0,955 = 21,01 Kw.

N_II= N_I.η_{bánh răng}.η_{cặp ổ}= 21,01.0,97.0,955 = 19,46 Kw.

N_III= N_II.η_{bánh răng}.η_{cặp ổ}= 19,46.0,97.0,955 =18,02 Kw.

Tra bảng 2-1-[6] ta có: η_{cặp ổ}=0,955

η_{bánh răng} = 0,97

Momen xoắn :

( N. mm)

b. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh:

chọn vật liệu:

vật liệu làm bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện phôi rèn. như vậy có các số liệu sau :

σ_b= 800 N/mm².

σ _chảy= 450 N/mm²

HB = 240.

vật liệu bánh răng lớn :thép 40 thường hoá, phôi rèn. các số liệu sau :

σ_b= 540 N/mm².

σ _chảy= 270 N/mm²

HB = 200

định. ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép

ứng suất tiếp xúc cho phép:

số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[6]

Trong đó : u = 1 : Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

n_{i :}Số vòng quay trong một phút

T_i: Tổng số giờ làm việc

n_II= 116,6(v/ph).

T = 10.310.2.4.1/4 = 6200

(số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ).

(1³+0, 109³) = 1, 0013

N_tđ2= 60.1.116,6.1,003.6200 = 4,35.10⁷

=> N_tđ2> N₀= 10⁷

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :

N_tđ1= N_tđ2. i_cn= 4,35.10⁷.6,2 = 26,97.10⁷.

N_tđ1> N₀

hệ số chu kỳ ứng xuất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ.

Theo công thức 3-1-[6]

[σ]_tx = [σ]_notxk_N

k_N= 2,6 : Hệ số ưng suất tra bảng 3-9-[6]

[σ]_tx2= 2,6.200 = 520 N/mm²

[σ]_tx1= 2,6.240 = 624 N/mm²

để tính sức bền sử dụng trị số nhỏ [σ]_tx=520 N/mm²

Ứng suất uốn cho phép :

số chu kỳ tương đương của bánh lớn.

Trong đó : Lấy m = 6: Bậc đường cong mỏi uốn (thép chế tạo là thép thường hoá và tôi cải thiện ).

u = 1

n_II= 166,6 v/ph (n của bánh dẫn )

T = 10. 310. 2. 4. ¼ = 6200

N_tđ2= 60.1.6200.116,6 = 4,34. 10⁷

N_tđ2>N₀= 10⁷

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :

N_tđ1= N_tđ2.i_cn= 4,34. 10⁷.6,2 = 26,9.10⁷. Nmm²

N_tđ1> N₀= 10⁷

vậy hệ số chu kỳ ứng suất uốn K_n của hai bánh đều bằng 1

giới hạn mỏi uốn của thép 45:

[σ]_-1= 0,43.800 = 344 N/mm²

giới hạn mỏi uốn của thép 40:

[σ]_-2= 0,43.540 = 232,2 N/mm²

hệ số tập trung chân răng :

k_σ= 1,8

hệ số an toàn :

n =1,5(thép rèn)

ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động và được xác định theo công thức

3-5[6]

Ta có :

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng : k = 1,3

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : ψ_A= b/A = 0,4.

Tính khoảng cách trục theo công thức 3-9[6]:

A ≥ (i_cn+1). = (6,2+1) = 285mm

Chọn khoảng cách sơ bộ : A = 300mm.

Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo :

Theo bảng 3-11-[6] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

Xác định chính xác hệ số tải trọng :

chiều rộng bánh răng :

b = ψ. A = 0,4.370 = 148mm. Lấy b =150mm

đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

=> .

với: ψ_d1= 2,2 tra bảng 3-12[6] tìm được k_{tt bảng}= 1,35 (ổ trục không đối xứng bánh răng)

hệ số tải trọng tập trung thực tế :

Theo bảng 3-13[6] chọn hệ số tải trọng động k_d= 1,45

hệ số tải trọng thực tế : k = k_d. k_tt= 1,45. 1,175 = 1,7

so với k_chọn=1,3 sai lệch

(khoảng sai lệch lớn)

chọn lại khoảng cách trục :

chọn: A = 330(mm).

xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng:

modun m = (0,01÷0,02).330 = 3,3 ÷ 6,6.

Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[4]. lấy m = 4mm

số răng bánh răng nhỏ : Theo công thức 3-24[6]:

lấy Z = 22 răng.

số răng bánh lớn : Z₂= i_cn. Z₁= 6,2.22 = 136 mm.

chiều rộng bánh răng :

b = ψ_A. A = 0,4.330 = 132mm .

lấy chiều rộng bánh răng :

b₁= 132.

b₂= 150.

kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo công thức 3-33[6].

Hệ số dạng răng : Bảng 3-18[6].

y₁=0,392 ; y₂=0,517

N/mm².

ta có :[σ]_u1=191 N/mm².

=> σ_u1<[σ]_u1 thoả mãn điều kiện.

σ_u2= σ₁. 44,3. .

ta có : [σ]_u2=129 N/mm².

=> σ_u2>[σ]_u2 => thoả mãn điều kiện.

Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

bánh 1 :[σ]_Txqt= 2,5.[σ]_Notx1= 2,5.624 = 1560 N/mm².

Bánh 2 :[σ]_Txqt = 2,5. [σ]_Notx2= 2,5.520 = 1300 N/mm²

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

bánh 1 : [σ]_uq= 0,8.σ_ch= 0,8.450 = 360N/mm²

Bánh 2: [σ]_uqt = 0,8.σ_ch = 0,8.270 = 216 N/mm²

kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra :

Trong đó σ_tx được xác định từ công thức 3-14[6].

và k_qt=1,3

Ta có :

vậy ứng suất tiếp xúc quá tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là : (1300;1560) thoả mãn điều kiện.

kiểm nghiệm sức bền uốn :

bánh 1 :[σ]_uqt1= k_qt. σ_u= 1,3. 40,3 = 52,39N/mm²

Bánh 2:[σ]_uqt1 = k_qt. σ_u = 1,3. 30,6 = 39,78 N/mm²

So sánh thấy : σ_uqt1< [σ]_uqt1 = 360 N/mm²

σ_uqt2< [σ]_uqt2 = 216 N/mm² .

thoả mãn điều kiện

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

modun : m = 4

số răng : Z₁= 22

Z₂= 136

Góc ăn khớp :.

Đường kính vòng lăn :

d₁= m.Z₁= 4.22 = 88mm.

d₂= m.Z₂= 4.136 = 544 mm

khoảng cách trục :

chiều rộng bánh răng là :

b₁= 132 mm

b₂= 150 mm

Đường kính vòng đỉnh :

D_c1= d₁+2.m = 88+2.4 = 96mm.

D_c2= d₂+2.m = 544+2.4 = 552mm.

Đường kính vòng tròn chân răng :

D_i1= d₁- 2.m - 2..m = 88 - 2. 4 - 2.0,25.4 = 78mm.

D_i2= d2 - 2.m - 2..m = 544 - 2.4 -2. 0,25.4 = 534mm.

Tính lực tác dụng lên trục :

lực vòng :

P =

Lực hướng tâm : P_r= P. tgα = 6307,2. tg20⁰= 2295,6 N.

c. thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm:

chọn vật liệu :

vật liệu làm bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn.

σ_b= 800 N/mm².

σ _chảy= 450 N/mm²

HB = 240.

vật liệu bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn :

σ_b= 700 N/mm².

σ _chảy= 350 N/mm²

HB = 200.

định ứng suất tiếp xúc và ứng uốn cho phép:

ứng suất tiếp xúc cho phép :

số chu kỳ tương đương của bánh lớn xác định theo công thức 3-4[6]

Trong đó : u = 1

n₃= 22,4(v/ph).

T = 10. 310.2.4.1/4 = 6200

(số giờ làm việc với giả thiết thời gian làm việc của cơ cấu là 10 năm, mỗi ngày làm việc 2 ca mỗi ca 4 giờ. )

(1³+0, 109³) = 1, 0013

N_tđ2= 60.1.22,4.1,003.6200 = 0,84.10⁷

K_N xác định theo công thức : 3-2[6].

vậy số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :

N_tđ1= N_tđ2. i_cc= 5,2. 0,84.10⁷= 4,35.10⁷

ð N_tđ1> N₀= 10⁷.

Vậy hệ số chu kỳ bánh nhỏ bằng 1 và bánh lớn bằng 1, 2.

[σ]_tx2= 2,6.200 = 520 N/mm²

[σ]_tx1= 2,6.240 = 624 N/mm².

để tính sức bền chọn trị số nhỏ :[σ]_tx= 520N/mm².

Ứng suất uốn cho phép :

σ_-1= 0,43.800 = 344 N/mm².

Giới hạn mỏi uốn của thép 40:

σ_-1= 0,43.700 = 301N/mm².

Hệ số tập trung ứng suất chân răng:

k_σ= 1,8

Hệ số an toàn :n = 1, 5(thép rèn).

Ứng suất uốn chảy thay đổi theo chu kỳ mạch động :

Ta có:

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = k_u. k_d= 1,3

Chọn hệ số chiều rộng của bánh răng :

Ψ_A= b/A = 0,4

Tính khoảng cách trục : theo công thức 3-10[6].

A ≥ (i_cn-1)

Chọn:θ=1,25

A ≥ (5,2-1)386 mm

chọn A = 400(mm).

Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo :

0,59 (m/s).

Theo bảng 3-11[6]. chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

Định chính xác hệ số tải trọng

chiều rộng bánh răng : b = ψ.A = 0,4.400 = 160 mm. chọn b=160mm

đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

d₁=

ψ_d1=

Với : ψ_d1= 1,75 tra bảng 3-12[6] tìm được k_ttbảng= 1,35 (ổ trục không đối xứng bánh răng)

hệ số tải trọng tập trung thực tế :

Theo bảng : 3-14[6] chọn hệ số tải trọng động k_d= 1,2.

hệ số tải trọng thực tế :k = k_d. k_tt= 1,2. 1,135 = 1,36.

So với k_chọn= 1,3 sai lệch

( khoảng sai lệch không lớn )

chọn lại khoảng cách trục :

chọn A = 400 (mm).

Xác định modun, số răng và ngóc nghiêng của răng :

Modun pháp : m_n= (0,01÷0,02).400 = 3 ÷ 6

Theo tiêu chuẩn bảng 3-1[6].lấy :m_n= 4

Sơ bộ chọn góc nghiêng răng : β=10⁰ => cosβ=0,985.

Tổng số răng của cả hai bánh :

Z_t= Z₁+Z₂= .

số răng bánh nhỏ:

23,8 Lấy Z₁= 24

Z₂= i. Z₁= 5,2. 24 =124,8 Lấy Z₂= 124

Tính chính xác góc nghiêng β:

=> β=13⁰.34’

Chiều rộng bánh răng:

b = ψ_A. A = 0,4.400 = 160 mm. lấy b = 160mm

lấy chiều rộng bánh răng : b₁= 160mm.

b₂=140mm.

điều kiện b >

=> Thoả mãn.

kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Hệ số dạng răng : Bảng 3-18[6]

y₁=0,492; y₂=0,517.

lấy :θ=1,5

Ta có :[σ]_u1= 191 N/mm².

=> σ_u1<[σ]_u1 thoả mãn điều kiện.

σ_u2= σ₁. 85,6. =71 N/mm²

ta có: :[σ]_u2=172 N/mm²

=> σ_u2<:[σ]_u2 thoả mãn điều kiện.

kiểm nghiệp sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Bánh 1 :[σ]_txqt= 2,5.[σ]_Notx= 2,5.624 = 1560N/mm²

Bánh 2 :[σ]_txqt= 2,5.[σ]_Notx= 2,5.520 = 1300N/mm²

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

bánh 1 :[σ]_uq1=0,8.σ_ch=0,8.450=360N/mm²

Bánh 2:[σ]_uqt = 0,8.σ_ch =0,8.350=280N/mm²

kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra :

Trong đó σ_tx được xác định từ công thức 3-14[6].

Và k_qt= 1,3

Ta có:

Vậy ứng suất tiếp xúc qúa tải sinh ra nhỏ thua ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn (1300;1560) =>thoả mản điều kiện

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

bánh nhỏ :[σ]_uqt1= k_qt. σ _u= 1,3.85,6 = 111,28N/mm²

Bánh 2 : [σ]_uqt1 = k_qt. σ_u =1,3.71 = 92,3 N/mm²

So sánh thấy : σ_uqt1<[σ]_uqt1 = 360 N/mm²

σ_uqt2<[σ]_uqt2 = 280 N/mm²

thoả mãn điều kiện

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :

modun : m = 4

số răng : Z₁= 24

Z₂= 124

Góc ăn khớp :.

Đường kính vòng lăn :

d₁= = 98,5 mm ; d₁=100mm

d₂= = 509 mm ; d₂= 500mm

khoảng cách trục :

chiều rộng bánh răng là :

b₁= 120 mm

b₂=100 mm

Đường kính vòng đỉnh :

D_c1= d₁+2.m = 100+2.4 = 108 mm.

D_c2= d₂+2.m = 500+2.4 = 508 mm.

Đường kính vòng tròn chân răng :

D_i1= d₁- 2.m - 2.c = 100 - 2.4 - 2.0,25.4 = 90 mm.

D_i2= d2 - 2. m - 2. c = 500 - 2.4 - 2. 0,25. 4 = 490 mm.

Tính lực tác dụng lên trục :theo công thức: 3-50[6]

lực vòng :

Lực hướng tâm: P_r= P.tgα/cosβ = 31877. tg20⁰/cos13⁰.34’ = 11907 N.

lực dọc trục : P_a= P. tgα = 31877.tg20⁰ = 87581 N.

d. xác định kích thước của trục:

chọn vật liệu :

trục được làm bằng thép 40 thường hoá có :

σ_bk= 600N/mm²

σ_chảy= 300N/mm²

tính đường kính trục được tính theo công thức 7-2[6].

Trong đó : N : Công suất trên trục

n : Số vòng quay của trục

C : Hệ số tính toán phụ thuộc [τ]_x. chọn C=110

Trục I: N = 21,01 Kw.

n = 723 v/ph

=> .

Trục II: N =19,46 Kw.

n = 116,6 v/ph

=> .

Trục III: N = 18,02 Kw.

n = 22,4 v/ph

=> .

Trong ba trị số d₁; d₂; d₃.lấy trị số d₂= 35mm để chọn loại bi đỡ.

chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung.

tra bảng 18P[6] chọn chiều rộng của ổ là :

B = 17 mm.

=> Tính gần đúng trục:

Dựa vào bảng 7-1[6] ta chọn các kích thước của hộp giảm tốc như sau :

- khoảng cách tù nắp ổ đến mặt cạnh chi tiết quay ngoài hộp

l₁=20 mm

- chiều cao nắp và đầu bu lông :

l₂=20 mm

- khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp.

l₃=20 mm.

- khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp :

l₄=15 mm.

- khe hở giữa hai chi tiết quay.

l₅=40 mm.

- khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp :

l₆=15 mm.

- chiều rộng bánh răng:

Bánh răng cấp nhanh : b = 120 mm.cấp chập : b = 100 mm.

chiều rộng ổ : 17 mm.

tổng hợp các kích thước ta có :

a = 80+l₆+l₃+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm.

b = 80+l₅+80 = 80+40+80 = 200mm.

c = 80+l₆+l₃+18,5 = 80+15+20+18,5 = 133,5mm.

ð a+b=333,5mm.

ð b+c=333,5mm.

Sau khi chọn sơ bộ được các kích thước, tiến hành vẽ hình vẽ sơ bộ giảm tốc:

Sơ đồ phân tích lực tác dụng dụng trên các cặp bánh răng :

Hình 3.7. Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục

* trục I:

Các số liệu đã tính :

P_r1= 2295,6 N

P₁= 6307,2 N.

d₁= 35 mm

a+b=333,5mm.

c=133,5.

Xác định phản lực tại các gối ( theo sơ đồ 2.7).

∑mA_y=R_By(a+b+c)-P_rc.c=o.

=> R_Ay= P_r1-R_By= 2295,6 -656,2 = 1639,36 N.

∑mA_y= R_Bx(a+b+c)-P₁.c = 0.

=> R_Ax= P₁- R_By= 6307,2 – 656,2 = 5651 N.

* Tính mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm :

tại tiết diện m-m.

Trong đó : M_Ux= R_Bx(a+b) = 1803.333,5 = 601300 Nmm

M_Uy= R_By(a+b) = 656,2 .333,5 = 218842,7 Nmm.

Vậy:

đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức.

Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90

đường kính trục tại tiết diện m-m.

Ta có:

biểu đồ mômen trục I :

* trục II:

Các số liệu đã có:

lực vòng : P₂= 6307,2 N. P₃= 87581 N. .

Lực hướng tâm : P_r2= 2295,6 N. P_r3= 11907 N.

d₂= 60mm. d₃=100 mm.

Sơ đồ tính cho trục II. (hình 2.9)

Tính phản lực tại các gối :

∑mC_y= P_r2. c-P_r3(b+c) + R_Dy(a+b+c).

Ta có:

∑mC_x=-P₂. c-P₃(b+c)+R_Dx(a+b+c).

=> R_Cy= P_r2-P_r3+R_Dy= 2295,6 -11907 +137,78 = 2313 N

=> R_Cx= P₂+P₃-R_Dx = 6307,2 + 87581 – 137,78 =93750,4 N

Tổng mômen tổng cộng :

tại tiết diện e-e:

M_Ux= R_Cx. c = 93750,4. 133,5 = 12515681 Nmm.

M_Uy= R_Cy. C = 2313.133,5 = 308785 Nmm.

tại tiết diện i-i:

M_Ux= R_Dx. a = 137,87. 133, 5 = 18405,6 Nmm.

M_Uy= -R_Dy. a = 167,8. 133, 5 = 22401 Nmm.

Tính đường kính trục tại các vị trí mặt cắt (e-e) và (i-i).

Đường kính trục tại tiết diện e-e

M_td == = 2026597 Nmm

Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90.

Đường kính trục tại tiết diện i-i

M_td == = 1594123 Nm

Theo bảng 7-2[6] ta có [σ] = 90.

từ kết quả tính ở trên chọn : d_e-e= 65 mm. d_i-i= 55 mm

*Trục III:

Các số liệu đã có :

P_r4= 11907 N.

a = 133,5

P₄= 87581 N. b+c = 333,5mm

Tính phản lực tại các gối đỡ :

∑mEy=P_r4(b+c)-R_Fy(a+b+c)

∑mEx=-P₄(b+c)+R_Fx(a+b+c)

=> R_Ey= P_r4-R_Fy= 62545 - 8503 = 54042 N

=> R_Ex= P₄-R_Fx= 87581 - 8503 = 79078 N

Xác định mômen uốn tại tiết diện nguy hiểm (k-k).

Trong đó:

M_Ux= R_Fx. a = 8503. 133,5 = 1135150 Nmm.

M_Uy= R_Fy. a = 8503. 133, 5 = 1135150 Nmm.

đường kính trục tại tiết diện (k-k) được tính theo công thức :

đường kính trục tại tiết diện k-k:

Theo bảng 7-26]. Ta có [σ] = 90.

từ kết quả tính trên chọn :d = 65 mm.

*Sơ đồ tính cho trục III:

d. tính chính xác trục:

kiểm nghiệp tại tiết diện e-e của trục trung gian. tính chính xác trục theo công thức 7-5[6]

Vì trục quay đều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng.

Vậy :

Bộ truyền làm việc hai chiều nên :

Vậy :

giới hạn mỏi uốn và xoắn:

σ₁= 0,45.σ_b= 0, 45.600 = 270 N/mm²

τ₁= 0,25.σ_b = 0, 25.600 = 150 N/mm²

Trong đó : W = 24300 mm³ bảng (7-3b[6] )

M = 12519489 N.mm.

Trong đó : W₀=51200 mm³ bảng (7-3b[6] )

M = 12519489 N.mm.

chọn hệ số ψ_ovà ψ_r theo vật liệu thép các bon trung bình

hệ số tăng bền β₁=1.

Theo bảng 7-4[6] chọn các hệ số :

ε₀= 0, 76

ε_t= 0, 65

Theo bảng 7-8[6] chọn các hệ số

k₀= 1,63

k_t= 1,5

tỉ số :

;

tập trung ứng suất, áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép ≥30 mm².

tra bảng 7-10[6].

Thay các giá trị số tìm được vào công thức ta có :

;

vậy: .

hệ số an toàn cho phép thường lấy [n] =1,5÷2,5;vậy n=1,7 thoả mãn

* Tính then :

Sau khi tính toán trục được các kết quả sau đây:

trục I: d_m-m= 45mm.

Trục II : d_e-e= 65mm, d_i-i=55mm

Trục III: d_k-k= 65mm.

Ta sử dụng then bằng :

* trục I:

do sử dụng bánh răng liền trục nên không dùng then.

* trục II:

tại vị trí lắp bánh răng đường kính lắp then là d=55mm. tra bảng

7-23[6] chọn theo có các kích thước sau đây:

b = 16 mm

h =10 mm.

t = 5 mm

t₁= 5,1 mm

k =6,2

* kiểm nghiệp sức bền dập theo công thức :7-11[6]

σ_d = [σ]

với M_x= 593850N.

l =125mm (chọn theo dãy dài then tiêu chuẩn )

[σ]_d=150N/mm².

=> σ_d=

vậy thoả mãn: σ_d<[σ]_d

* Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức :7-12[6]

[τ]_c=120N/mm²

vậy thoả mãn τ_c<[τ]_c

* trục III :

Đường kính lắp then là d_k-k =65 mm. tra bảng 7-23[6] chọn then các kích thước. b = 20 mm

h = 12 mm.

t = 6 mm

t₁=6,1 mm

k=5,6

* Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức :

σ_d = [σ]

với : M_x= 7682634 Nmm

l =130mm.

[σ]_d= 150N/mm².

=> .

vậy thoả mãn: σ_d<[σ]_d

kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức :

[τ]_c=120N/mm²

vậy thoả mãn τ_c<[τ]_c

3.3. các bộ phận khác của cơ cấu nâng.

3.3.1 khớp nối trục:

sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy, khi phanh đột ngột, phía nữa bên hộp giảm tốc hộp giảm tốc kết hợp với bánh phanh. với phanh thiết kế bánh phanh có đường kính phanh là 300mm, có bảng 9-11[6]. không chọn được nối trục có đường kính trục vào là 40mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp them bạc cho nối trục.

chọn nối trục có D = 220mm. momen xoắn chịu được là M_max=1100Nmm.

Momen vô lăng của khớp là (G_i. D_i²)=20,5Nm².

Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng.

Khi mở máy nâng vật :

M_{m max}=1,8.M_dn=1,8.386=695Nm.

phần dư để thắng quá tính của hệ thống :M_d=271Nm.

M_{m max} = 695Nm. M_n= 291,3Nmm.Trong đó M_n momen tĩnh khi nâng vật.

một phần momen M_d tiêu hao trong việc thăng quán tính của các chi tiết mở máy bên phía trục động cơ (roto động cơ và nửa khớp )còn lại mới truyền qua khớp.

Mômen vô lăng nữa khớp bên phía động cơ lấy bằng 40% mômen của cả khớp

(G_i. D_i²)_khớp=0,4. 20,5=8,1Nm².

Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ.

∑(G_i. D_i²)_i=(G_i. D_i²)_roto+(G_i. D_i²)_khớp=36+8,1=44,1Nm².

Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc v_n) chuyển về trục động cơ.

(G_i. D_i²)_tđ=0, 1. Q₀.

tổng mômen vô lăng của cả hệ thống :

∑(G_i.D_i²) =β.∑(G_i.D_i²)_t+(G_i.D_i²)_tđ =1,2(36+20,5)+0,8=68,6Nm². Trong đó :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục.

tổng mômen của phần cơ cấu từ nữa khớp phía bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng.

∑(G_i.D_i²)’ = ∑(G_i.D_i²)- ∑(G_i.D_i²)_t=68,8-44,1=24,7Nm².

phần mômen truyền qua khớp :

M’_d= M_d=_151,8Nm.

tổng mômen truyền qua khớp :

M_qt=M_n+M’_d=291,3+151,8=443,1Nm.

Khi phanh hãm vật đang nâng :

Mômen đặt trên phanh là M_ph=378,7Nm. tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là :

M_qt=M_ph+M_h=378,7+212,3=591Nm.

thời gian phanh khi nâng vật :

0, 17.

Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính :

Vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của mômen trong hai trường hợp trên.

lấy : M = 591Nmm.

điều kiện an toàn của khớp nối :

M.k₁.k₂= 591. 1,3.1,2 = 922Nmm < M_max= 1100Nm.

vậy k_1,k₂ là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo công bảng 9-2[6].

3.3.2. móc và ổ móc treo:

Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tinh toán và kiểm tra

Sử dụng loại móc rèn đơn : vật liệu chế tạo móc là thép 35 thường hoá có

σ_b= 520N/mm².và σ_ch=270N/mm².

Các kích thước của móc thể hiện như hình 3.1

- đường kính miệng móc a=180mm

- l₁=615mm.

- l₂=155mm.

- Tiết diện tại vị trí A-A và B-B là giống nhau.

b =100mm

b₁= 40mm.

h =140mm

đường kính phần cắt ren

d_r= 75mm.

d₀= 90mm

t = 6mm(bước ren)

Chiều dài phần ren l_r=100mm

tại tiết diện ngang A-A chịu đồng thời uốn

và kéo ứng suất lớn nhất xuất hiện ở phía

trong (vị trí số 1 trên hình vẽ ).

3.3.3. Bộ phận tang.

+ cặp đầu cắp trên tang :

sử dụng cách kẹp cáp thông thường tức là ở mỗi đầu cáp dung ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là d_c=21mm, bước cắt rãnh t =20mm,sử dụng vít cấy M20.

do trên tang luôn có số vòng dữ trữ không sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây S_maxmà là lực S₀ có giá trị nhỏ hơn

Do có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn

lực tính toán đối với cặp xác định theo công thức 2-16[1]

trong đó : S_max= 25800

f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp ( f=0,12÷0,16)

α = 4П là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α≥3 П)

lực kéo các vít cấy :

Lực uốn các vít cấy :

P₀=P.f= 247049,3. 0,14=3366,9N

Ứng suất tổng xuất hiện trong than vít cấy xác định theo công thức 2-17[1].

Trong đó : d₁=18,75mm. Là đường kính trong của vít cấy

l₁= 28,5 mm. là tay đòn đặt lực P₀.

Vậy có thể chọn vật liệu làm vít là thép.

+ Trục tang:

Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc.

Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng)

Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang.

trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính toán các kích thước trục hợp lý :

trị số của hợp lực này bằng :

R = 2.S_max= 2. 25800 = 51600 N

Sơ đồ tính trục tang trên hình 3.3.

tải trọng lên mayơ bên trái(điểm D).

R_D=.

Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C)

R_C= R-R_D= 51600 - 24854 = 26746 N.

Phản lực tại ổ A:

Phản lực tại ổ B:

R_B= R - R_A= 51600 – 23361,8 = 28238 N.

Mômen tại D:

M_D= 23361,8.200 = 4672360 Nmm.

Mômen uốn tại C :

M_C= 23361,8.115 = 2686607 Nm.

Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng.

vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45

như đối thanh ngang trong ổ treo móc

σ_b= 610N/mm² ; σ_ch= 430N/mm²

σ’_-1= 0, 4.610 = 275N/mm²_.

Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác

định theo công thức:(1-12)

với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8.

tại điểm D trục phải có đường kính :

trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất.do kết cấu trục tại vị trí D và C có lắp mayơ do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là d_D= d_C= 85mm. các đoạn khác lấy như trên hình.

Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất).

Tại tiết diện A-A có đường kính 85 mm.

Ứng suất uốn lớn nhất :

Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là A=15năm (chế độ làm việc trung bình). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.

T = 24.365.A. k_n. k_ng= 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ.

Trong đó : k_n=0,5 ; k_ng=0,67 (bảng 1-1).

Số chu kỳ tổng cộng :

Z_O= 60. T. n₁= 60. 44019. 22,4. 0,25 = 1,47. 10⁷

Trong đó : n₁=22,4 là số vòng quay của tang trên một phút.

0,25 là cường độ làm việc CD=25% .

số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q₁;Q₂;Q₃

số chu kỳ làm việc tương đương

Z_tđ=8,8.10⁶.1⁸+2,9.10⁶.0,5⁸+2,9.10⁶.0,3⁸=8,81.10⁶.

hệ số chế độ làm việc :

=1, 014

giới hạn mỏi tính toán :

σ₁= σ’₁.k_c= 275.1,02 = 280,5. N/mm².

hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β=0,9 -bề mặt gia công tinh

hệ số kích thước lấy ε_σ=0,7(bảng tính “chi tiết máy”)

hệ số tập trung ứng suất k_σ=1

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

tại tiết diện B-B có đường kính 60mm.

Momen uốn tại vị B

M_B+R_D. 60=R_A260

=> M_B= 23361,8.260 - 60.24854 = 4582828 N. mm

Ứng suất uốn lớn nhất :

Theo bảng 1-1[1] (chế độ làm việc của các cơ cấu máy) ta có tuổi bền tính toán là A = 15năm (chế độ làm việc trung bình). Số giờ làm việc tổng cộng được xác định.

T = 24.365.A k_n.k_ng= 24.365.15.0,5.0,67 = 44019giờ.

Trong đó : k_n= 0,5; k_ng= 0,67 (bảng 1-1).

Số chu kỳ tổng cộng :

Z_O= 60.T.n₁= 60.44019.22,4.0,25 = 1,47.10⁷

Tng đó : n₁= 22,4 là số vòng quay của tang trên một phút.

0,25 là cường độ làm việc CD=25%

số chu kỳ làm việc tương ứng với các tải trọng Q₁;Q₂;Q₃

số chu kỳ làm việc tương đương

Z_tđ= 8,8.10⁶.1⁸+2,9.10⁶.0,5⁸+2,9.10⁶.0,3⁸= 8,81.10⁶.

hệ số chế độ làm việc :

=1, 014

giới hạn mỏi tính toán :

σ₁= σ’₁.k_c= 275.1,02 = 280,5. N/mm².

hệ số chất lượng bề mặt ở đáy lấy β = 1 -bề mặt gia công tinh

hệ số kích thước lấy ε_σ=0,72

hệ số tập trung ứng suất k_σ=1,8

Trong đó σ_m là ứng suất trung bình trong chi tiết coi σ_m= 0

vậy tại vị trí mặt cắt A-A; n > [n] do vậy tại đây trục làm việc an toàn.

Ổ trục :

Ổ đỡ bên trái ổ trục.

Ổ bên trái trục tang chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cho phép độ không đồng tâm giữa hai ổ và có hệ số khả năng làm việc cao.đường kính trục lắp ổ tại đây là d = 85mm.Tải trọng lớn nhất tác dụng lên ổ là tải trọng hướng tâm,bằng phản lực

R_A=23361,8 N.

Tải trọng lớn nhất lên ổ trong trường hợp không có lực chiều trục.

R_t1= R₁. k_v. k_t. k_n= 35365,7.1.1,2.1 = 42438,8N

Trong đó : k_v= 1 là hệ số xét đến vòng nào của ổ quay (bảng 8-5[6]).

k_n= 1 là hệ số nhiệt độ (bảng 8-4[6]).

k_t= 1,2 là hệ số tải trọng (bảng 9-3[6]).

tải trọng tính với các vật nâng có trọng lượng Q₂= 0,5.Q ; Q₃= 0,3Q được:

Trong đó : S₂= 13200 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q₂=0,5Q.

S₃= 8230 N là lực căng cáp với tải trọng nâng Q₂=0,3Q.

tỷ lệ thời gian tác dụng của ba tải trọng này theo sơ đồ gia tải là 3:3:1. tải trọng tương đương tác dụng lên ổ xác định theo công thức 8-8[6]).

Trong đó : .

(số vòng quay của tang xem như không đổi khi làm việc với các tải trọng khác nhau)

Theo bảng 1-1[6]) ta có thời gian phục vụ của ổ là 5 năm (chế độ trung bình) ta có tổng số giờ T = 5. 365. 24 k_n. k_ng= 5.365.24.0,67.0,5 =14673 giờ

thời gian làm việc thực tế của ổ

h = T. (CD) = 14673.0,25 = 3668 giờ.

sô vòng quay của ổ bằng số vòng quay của tang n = n₁= 22,4(v/ph).

hệ số khả năng làm việc của ổ yêu cầu xác định theo công thức 8-1[6].

C_yc= 0,1.R_tđ.(nh)^{0, 3}= 0,1.24700.(22,4. 3688)^0,3= 650103

(trong công thức trên R_tđ có thứ nguyên là daN) Theo bảng 15P[6].Chọn ổ bi đỡ long cầu hai dãy ký hiệu 7125 với C=175000.

Vậy ổ đạt yêu cầu.

3.4. tính cơ cấu di chuyển xe lăn.

3.4.1.Sơ đồ dẫn động cơ cấu.

Các số liệu ban đầu:

trọng tải: Q = 100000 N.

trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang vật: G₀= 40000N.

vận tốc di chuyển xe : v_x= 15m/ph ;5m/ph.

chế độ làm việc trung bình.

3.4.2. Chọn bánh xe và ray.

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

3.4.3. Tải trọng lên bánh xe.

tải trọng lên bánh xe. tải trọng lên bánh xe gồm trọng lượng bản thân xe lăn G₀= 40000N và trọng lượng vật nâng Q = 100000N. trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh. khi không có vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất P_min bằng.

P_min=.

Khi nâng vật nâng tải trọng lên bánh xe sẽ không dều

tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tácdụng lên bánh dẫn.

Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D

Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D)

P_max= 10000 + 32300 = 42300 N.

Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo công thức 3-65[1]

P_bx= γ. k_bx. P_max= 42300.0,8.1,2 = 40600 N.

Trong đó : γ = 0,8 hệ số tính toán đến sự thya đổi tải trọng -bảng 3-13[1]

k_bx= 1,2 hệ số tính toán đến chế độ làm việc của cơ cấu- bảng 3-12[1].

L1=480

Text Box: L4=840,Text Box: L5=1600,Text Box: L3=760

tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh xe A.

Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C.

P_bd= 100000 -29210 -32300 =38490 N.

tải trọng tác dụng lên bánh xe C.

Tải trọng tác dụng B:

P_B= P_bd- P_C= 38490 -18282 = 20208N

Sơ đồ để tính sức bền bánh xe :

Sức bền dập bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ, Hình 3.2 bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55л ; để đảm bảo lâu mòn vành bánh được tôi đạt độ rắn HB=300÷320

Ứng suất dập theo công thức 2-67[1]

250

Trong đó:

P_bx là tải trọng tương đương tác dụng lên

bánh xe.

b: là chiều rộng chiều rộng mặt ray tiếp

xúc với bánh xe

r: là bán kính xe

Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có

Hình 3.17. sơ đồ tính bánh xe

[σ_d]=750N/mm².

Vậy kích thước bánh xe đã chọn đãm bảo hoạt

động an toàn.

3.5. Động Cơ Điện.

lực cản tính chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray.

Lực cản do ma sát tính theo công thức :3-40[1].

trong đó :

μ=0,3 ;f=0,02 hệ số ma sát lăn và trượt. bảng 3-7,3-8[1]

d = 70 đường kính ngỗng trục.

lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu theo công thức 3-41[1]

W₂= α(Q+G₀)

Trong đó:

α = 0,002 độ dốc đường ray, tra bảng3-9[1]

W₂= 0,002(100000+40000) = 280 N.

Lực cản gió bỏ qua do cầu trục làm việc trong nhà thì vận tốc gió không đáng kể

Tổng lực cản tĩnh:

W_t= k_t.W₁+ W₂ + W₃= 2,05.1120 + 280 +0 = 2580 N.

k_t = 2,05 : hệ số tính đến ma sát thành bánh , theo bảng 3-6[1].

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1].

Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện.

Ký hiệu MT11-6

Công suất danh nghĩa : N_dn= 2,2Kw.

số vòng quay danh nghĩa : n_dc= 885v/ph

hệ số quá tải :.

Mô men vô lăng :(G_iD_i²) = 2,7N/mm².

khối lượng vô lăng : m_dc= 90kg.

3.5.1.tỷ số truyền chung.

số vòng quay của bánh xe:

tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền.

3.5.2. kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy.

gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám K_b= 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật).

Trong đó

-φ = 0,2 : Hệ số bám

-G_d= 2P_min= 2.10000 = 20000 N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật.

-W⁰_t: Tổng lực cản tỉnh khi không có vật.

Vậy :

Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt; theo 3-54[1]

Với : ∑(G_iD_i²)=( G_iD_i²)_rôto+(G_iD_i²)_khơp = 1,7 + 0,225 = 1,955Nm²

Ở đây ta chọn khớp nôi vòng đàn hồi có dường kính D=100mm cho phanh TKT-160.

Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là

Vậy .

đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa :

Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức :

1,2. M_dn= 1,2.23,7 = 28,4Nm

=>M_mm⁰.

Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn.

3.6. phanh.

Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%. Hệ số bám φ = 0,2 . ta chọn j_ph⁰= 0,75m/s²

thời gian khi không có vật :

với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo 3-58[1]

với .

căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-160 có M_ph= 50Nm.

3.7. Bộ Truyền.

Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe lăn ta dung hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. Hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau :

với CĐ25%, số vòng quay trục vào n_v=885v/ph.truyền được công suất1,6kw

tỷ số truyền i = 22.

hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện trên là hộp giảm tốc ký hiệu BK-350 có các đặc tính sau :

tổng khoảng cách trục A = 350mm.

tỷ số truyền i = 30,56

công suất truyền được với CĐ25% .Tương ứng với số vòng quay trục vào

n=1000v/ph; N=2,5kw.

3.7.1. Các bộ phận của cơ cấu di chuyển xe lăn.

kết cấu bộ phận trùng cùng bánh dẫn và hộp trục. bánh xe lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, do đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn. Ưng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu nên cũng xem như thay đổi theo chu kỳ đối xứng.

tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe (xe bánh D. hình 4.21c ) đã được xác định. P_max= 107020N

Tải trọng tĩnh có kể đến ảnh hưởng tải trọng động :

P_t= P_max. k = 32300.1,2 = 38760 N

Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe.

Ngoài lực P_t, trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (~1/2 lực cản chuyển động xe lăn) song trị số lực nay nhỏ, nên bỏ qua.

mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tôc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện phải ra mômen lớn nhất trong thời kỳ mở máy máy lớn nhất trên trục Isẽ là :

với hệ số quá tải lớn nhát khi mở máy mômen mở

M_nmax=1,8.M_dn= 1,8.23,8 = 42,84Nm.

Mômen để thắng các lực cản tĩnh chuyển động :

Mômen dư để thắng quán tính của hệ thống :

M_d=4 2,84-26,9 = 15,94Nm

Mômen để thắng lực quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng :

Trong đó :

(G_iD_i²)_tđ : mômen vô lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ.

∑(G_iD_i²) : Tổng mômen vô lăng của hệ thống thu về trục của động cơ.

∑(G_iD_i²)_q=[(G_iD_i²)_roto+(G_iD_i²)_khớp)]≈ 1,2(2,7+0,6)=3,96Nm².

∑(G_iD_i²)_q=[(G_iD_i²)_td+(G_iD_i²)_q)]≈ 9,7+3,96=13,66Nm².

Mômen để thắng quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng:

vậy mômen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn :

M₁= M_t+M’_d= 26,9+11,4 = 38,3Nm.

Mômen tính toán có kể đến ảnh hưởng tải trọng động :

M₁’ = M₁.k_d= 38,3.1,2 = 45,96Nm.

Mômen xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn :

M_bd= M₁’.i.η_dc= 45,96.22. 0,85 = 859,5Nm.

Ổ trục ra hộp giảm tốc, mômen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng lên bánh dẫn Dvà A.

Bánh D chịu tải nặng nhất, trục của nó sẽ chịu mômen xoắn lớn nhất :

Mômen tương đương tác dụng lên trục :

8027584,7Nmm.

trong đó :α=1do ứng suất xoắn thay đổi.

Ta dùng thép 45 chế tạo có :

-Giới hạn bền δ_b= 600N/mm².

-τ_-1=155N/mm² ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng.

vậy đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe là:

Vậy chọn d=110mm.

Sau đây kiểm tra lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục.

tại tiết diện nguy hiểm với d =110mm. có khoét rãnh then bxh=32x18 nên

W_u= 117400mm³. Bảng 7-3b[6]

W_x= 248000mm³. Bảng 7-3b[6]

Các ứng suất uốn lớn nhất :

-Hệ số chất luợng bề mặt : β = 1

- hệ số kích thước : ε_δ= 0,74; k_τ= 0,62.

- hệ số tập trung ứng suất : k_δ=1,8 và k_τ= 1,65.

xuất phát từ tuổi bền A = 15 năm với chế độ làm việc trung bình và số chu kỳ làm việc :

T = 24.365.A.k_n.k_ng= 24.365.15.0,5.0,33 = 21680giờ.

số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn :

Z₀= 60.n.b. T(CD) = 60.29,8.21680.0,25 = 9,52. 10²

Tải trọng lên trục :

-Khi Q = Q₁

P = P_max= 107020N

- Khi Q₂=0,5Q

P_{0, 5}=46018,6N;

-Khi Q₃=0,3Q

P_{0, 3}= 27825,2N ; .

-Khi không nâng vật Q₄=0

P₀= P_min= 10000N;

Số chu kỳ làm việc tương ứng với tải trọng Q₁;Q₂;Q₃; phân phối theo tỷ

3:1:1 (với giả thiết cứ mỗi chuyến đi có tải thì một chuyến về không tải, hay ngược lại). vậy

Z₁=.

Z₂=Z₃=

Z₃=.

Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn :

Z_tđ= 2,58.10⁶.1⁸+0,95.10⁶.0,43⁸+0,95.10⁶.0,26⁸+4,76.10⁶.0,05⁸= 2,85.10⁶

giới hạn mỏi tính toán theo uốn :

số chu kỳ tính toán của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong một giờ Z_m= 120

Z _t= Z_tđ.Z_m= 21680.120 = 2,6. 10⁶

-Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ước tính bằng 10% tải trọng bánh xe :

A_t= 0,1.P_D= 0,1.29210 = 2921N

-Tải trọng chiều trục do lực hướng kính và góc ghiêng của β của ổ

S ≈ 1,3.R₁.tgβ = 1,3.14605.tg12⁰= 13404,5N

Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triêt tiêu nhau. ngoài ra còn có thể tải trọng ngang (hướng kính ) do lực di chuyền xe lăn, xong tải trọng này rất nhỏ nên không tính đến.

-Tải trọng tĩnh lớn nhất trên ổ là :

Q_tl= (R₁.k_v+mA_t).k_t.k_n= (48510.1+1,5.9702).1,4.1 = 63063N.

-Ổ trục làm với tải trọng thay đổi tương ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe trong từng thời gian làm việc của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích như trên trục bánh xe.

-Với : Q₁= Q → Q_tl= 63063N.

Q₂= O,5Q → Q_t2= 0,43.Q_tl.

Q_φ = 0,3Q →Q_t2= 0,26.Q_tφ

Q₄= 0 → Q_t4= 0,05Q_tl

thời gian làm việc của tải trọng này như đã phân tích ở trên phân bố theo tỷ lệ 3:1:1:5, do vậy có thể tính được tải trọng tương ứng.

=63063.

=44240,9N.

Trong đó :

tỷ lệ làm việc với tải trọng Q_i so với tổng thời gian làm việc.

Tỷ số vòng quay tương ứng với Q_ti so với vòng quay của ổ làm việc trong thời gian dài nhất: ở đây xem n_i= n_m = 29,28(v/ph).

thời gian phục vụ ổ lăn A = 5năm tương ứng với tổng số giờ T = 14460giờ. và thời gian làm việc thực tế của ổ h = 3615 giờ

Vậy hệ số khả năng cần thiết của ổ :

C = 0,1.Q_td.(nh)^{0, 3}= 0,1.63063(29,28.3615)^{0, 3}= 202851,6.

Theo bảng 15P[6].

Kết hợp với đường kính lắp ổ lăn d=75t ta chọn ổ lăn côn cở nhẹ ký hiệu 7215

Hệ số kả năng làm việc là C =158000.

Vậy trục được an toàn.

PHẦN 4

TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC

Các số liệu ban đầu :

-Trọng tải Q = 10T = 100000N.

-Trọng lượng xe con kể cả bộ phận mang vật nâng :G₀= 40000N.

-Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển cầu:G_c = 132000N

-Vận tôc di chuyển cầu trục V_c=70m/ph.

-Chế độ làm việc của cơ cấu trung bình.

-Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu trục . theo hình 3.1

Hình 4.1 sơ đồ di chuyển cầu trục

4.1 Bánh Xe Ray.

chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước D_bx=710mm.

Đường kính ngỗng trục lắp ổ d=90mm. Tra theo bảng 9-4[1] chiều rộng bánh xe là 130mm, chọn ray có chiều rộng mặt tiếp xúc là KP-80mm làm ray

tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe là P_bx=102739,2N.

Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л và bề mặt được tôi đạt độ cứng

HB = 300÷320

Kiểm tra bánh xe theo sức bền dập.

Tải trọng lên bánh xe bố trí với khoảng cách bánh L = 8000mm

Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm có: Trọng lượng bản thân cầu Gc, tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe A khi xe lăn có vật nâng tại một bên cầu

Hình 4.2. Sơ đồ tính tải trọng

Pmax = P_A = P_D = G_x+Q.

Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe A(và D) khi không có vật nâng tại đầu cầu bên phải

P_min(A,D) =

Tải trọng tương đương lên bánh xe theo công thức 3-65[1].

P_bx = .K_bx.Pmax

Trong đó: K_bx =1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3-12[1]

= hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng, theo công thức 3-65a[1]

Như vậy bánh xe được làm bằng thép đúc có HB=300 ÷ 320

Kiểm tra ứng suất dập xác định theo công thức 2-67[1].

Trong đó:

P_bx:Tải trọng tương đương tác dụng lên

bánh xe.

b: Là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với

bánh xe.

r : Là bán kính bánh xe.

Vậy :

Ứng suất dập cho phép theo

bảng 2-19[1] có [δ_d] = 750N/mm²

vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn.

4.2 chọn động cơ.

-Xác định lực cản chuyển động

W_t=k_t.W₁+W₂+W_3.

Trong đó : k_t là hệ cản do ma sát thành bánh vào ray theo bảng 3-6[1] k_t= 2, 2.

-Lực cản do ma sát tính theo công thức 3-40[1].

Trong đó: μ=0,8 là hệ số ma sát lăn bảng 3-7[1] và f=0,015 là hệ số ma sát trượt bảng 3-8[1]

-Lực cản do độ dốc đường ray xác định theo công thức 3-41[1].

W₂= α(G₀+Q) = 0,001(163000+100000) = 263 N

Trong đó :α = 0,001 là độ dốc đường ray xác định theo bảng 3-9[1].

-Tổng lực cản tỉnh chuyển động theo công thức 3-39[1]

W_t= k_t.W₁+W₂+W₃= 2,4.1260+263 = 3290N.

Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1].

Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện.

Ký hiệu MT21-6

Công suất danh nghĩa: N_dn= 5Kw.

số vòng quay danh nghĩa: n_dc= 940v/ph

hệ số quá tải: .

Mô men vô lăng: (G_iD_i²) = 4,1 N/mm².

khối lượng: m_dc=140kg.

4.3. Tỷ sô truyền chung.

số vòng quay của bánh xe:

tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền.

4.4. Kiểm tra động cơ điện.

-gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám K_b=1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật). theo công thức 3-51[1]

Trong đó

φ = 0,2 : Hệ số bám.

F = 0,02: Hệ số ma sát trượt

G_d= 40000N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật.

W⁰_t: tổng lực cản tỉnh khi không có vật.

Vậy:

-Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt :

Với :∑(G_iD_i²) = ( G_iD_i²)_rôto+ (G_iD_i²)_khơp = 2,7+0,6 = 3,3Nm²

Ở đây ta chọn khớp nôi vòng đàn hồi có dường kính D=160mm cho phanh TKT-160.

-Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là

Vậy .

đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa :

Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức :

1,8.M_dn=1,8.36,7 = 66,12Nm

=> M_m< M_m⁰.

Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn.

4.4.1 Phanh.

Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%.Hệ số bám φ=0,2 ta chọn j_ph⁰=0,75m/s²,theo 3-10

thời gian khi không có vật :

với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo công thức3-58[1] :

Căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200 có M_ph=160Nm

4.4.2. Bộ truyền.

Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau:

Cường độ làm việc trung bình: CĐ = 25%.

Tỉ số truyền: i_c = 30

Số vòng quay trục vào: n_v=940v/ph

Công suất phải truyền lớn nhấtkhi có vật nâng ở đầu cầu

N_max =

Như vậy chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn: BK-475 có đặc tính:

+ Ba cấp bắnh răng trụ thẳng đứng.

+Tổng khoảng cách trục A = 475mm

PHẦN 5

TÍNH KẾT CẤU KIM LOẠI CỦA CẦU TRỤC

số liệu ban đầu :

-Trọng tải: Q = 10T =100000N

-Trọng lượng xe lăn kể cả bộ phận mang: G_x= 40000N

-Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: G_c= 168200N.

-Khổ độ cầu: L=8m

-Khoảng cách trục các bánh xe của xe lăn: b = 1,25m

-Khoảng cách vết các bánh xe lăn: 1,6m.

-Chế độ trung bình.

5.1. tính tải trọng.

kết cấu kim loại cầu được tính theo hai trường hợp phối hợp tải trọng :

-Trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất: dưới tác dụng của các tải trọng chính do trọng lượng vật nâng, trọng lượng xe lăn và trọng lượng bản thân cầu gây ra.

-trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai: Dưới tác dụng của tải trọng chính đã kể trên và của các tải trọng phụ do lực quán tính lớn nhất có thể xảy ra khi phanh hay mở cầu trục và xe lăn. Tải trọng của xe lăn với vật nâng là tải trọng tập trung và tiếp xúc của bánh xe với đường ray. Trị số của các tải trọng này bằng

Ở bánh xe D:

P’_D= k₂.P_D+=1,2.32300 + 10000 = 48760 N.

Ở bánh xe C:

P’_C= k₂. P_C+=1,2. 18282 +10000=31938N.

trong đó: k₂=1,2 hệ số điều chỉnh đối với chế độ làm viểc trung bình lấy ở §2, chương 5.

Sơ bộ lấy trọng lượng của dầm chính G₁=32000N ,Trọng lượng của cơ cấu di chuyển (không kể gối tựa) G₂=23000N.

Tính dầm bên cơ cấu di chuyển, tức là dầm chịu tải lớn. tải trọng phân bố đều theo chiều dài dầm đặt bên phía dầm cơ cấu di chuyển.

Trong đó: k₁ =1,0 -hệ số điều chỉnh. lấy theo §2, chương 5

Dầm đồng thời chịu mômen do trọng lượng cơ cấu di chuyển gây ra

M_x= G_2.e = 23000.0,42 = 9660Nm.

Trong đó :e = 0,42m -khoảng cách từ trọng tâm của cơ cấu di chuyển đến trọng tâm của tiết diện dầm.

Tải trọng trên các bánh xe C và D khi không kể đến hệ số điều chỉnh :

Ở bánh xe C:
P”_C= P_C+ = 18282 +10000 = 28282N.

Ở bánh xe D:

P”_D= P_D+= 32300 +10000 = 42300N.

trị số lực quán tính lớn nhất khi phanh xe lăn và cầu trục:

-khi phanh xe lăn với vật nâng chuyển động dọc cầu :

P_qt”=.

-Do trọng lượng dầm chính khi phanh cầu :

P_qt= .

-Trọng lượng xe lăn với vật nâng khi phanh cầu :

P_qt’=.

Trong đó:

-lực P_qt đặt tập trung ở giữa dầm.

-Hệ số ½ tính khi nữa số bánh xe của cẩu là bánh dẫn.

-Lực P_qt” đặt ở đầu ray của xe lăn

-Lực P_qt và P_qt hướng thẳng với góc dầm.

5.2. Xác Định Kích Thước tiết diện của dầm chính.

Chiều cao của dầm chính ở tiến diện giữa phụ thuộc vào tầm rộng của cầu và lấy bằng :

H =

Vậy lấy H = 500mm.

chiều rộng của thanh biên trên và dưới :

B₀= (0,33÷0,5)H = (0,33÷0,5).500 = 165÷250mm.

Vậy chọn: B₀= 250mm.

Để đảm bảo độ cứng của dầm khi xoắn, bề rộng B giữa các thanh đứng lấy bằng:

Và B = Vậy lấy : B = 200mm.

vật liệu của dầm chính : Thép CT35. thanh biên trên của dầm dung thép tấm dày δ₁= 8mm, thanh biên dưới δ₂= 6mm, chiều dày thành đứng δ₃= 6mm.

Từ các kích thước trên ta có thể xác định các đặc tính cơ bản của tiết diện ngang. Diện tích tiết diện :

Thanh biên trên : F₁= B₀.δ₁= 250.8 = 2000mm².

Thanh biên dưới : F₂= B₀.δ₂=250.6 = 1500mm².

Thanh đứng: F₃= 2. H₁.δ₃= 2.486.6 = 5832mm².

Tổng diện tích: F= 9332mm².

Trong đó :H₁ chiều cao thanh đứng.

H₁= H-(δ₁+δ₂) = 500-14 =486mm.

Mômen tĩnh của tiết diện đối với trục x₁-x₁

Thanh biên trên: S₁= F₁(H- = 2000(500-4) = 992000mm³.

Thanh biên dưới: S₂= F₂= 1500.3 = 4500mm³.

Thanh đứng: S₃= F₃() = 5832(243 +6) = 1452168mm³.

tổng mômen tĩnh : S = 2448668mm³.

Toạ độ trọng tâm của tiết diện đối trục x₁-x₁:

Mômen quán tính của tiết diện đối với trục x-x:

Thanh biên trên :

Thanh biên dưới :

Thanh đứng :

Vậy tổng diện tích quán tính: J_x= 309,6.10⁷mm⁴.

Đối với lớp kim loại ngoài cùng của thanh biên dưới :

Mômen quán tính trục y-y:

Thanh biên trên:

Thanh biên dưới :

J_y2= 7,8.10⁷mm⁴.

Thanh đứng :

Vậy tổng diện tích quán tính :J_y= 17,36.10⁷mm⁴.

Mômen chống uốn đối với trục y-y:

5.2.1.Ứng suất ở tiết diện giữa của dầm chính.

xác định ứng suất ở tiết diện dầm chính do trọng lượng của xe lăn cách tiết diện giữa của dầm một đoạn a/2

trong đó a là khoảng cách từ hợp lực đến bánh xe chịu tải lớn nằm bên trái.

Ta có trị số ứng suất lớn nhất.

R'_A=27500

R_A=58100

P'_D=48760

P'_C=31938

p_qt=344

P'_qt=3529

q=6875

R'_B

R_B

Hình 5.2. Sơ đồ xác định ứng suất ở giữa của dầm chính

phản lực A dưới tác dụng của trọng lượng xe lăn và vật nâng. (hình a)

Mômen uốn :

phản lực tựa A dưới tác dụng của trọng lượng dầm và các cơ cấu (Hình.4.2)

Mômen uốn :

Mômen uốn tổng :

M_1u= M’_1u+M”_1u= 218456 + 54802 =1273258Nm =127,3.10⁷ Nmm

Ứng suất dưới tác dụng của các tải trọng:

Ứng suất uốn cho phép đối với chế độ làm việc trung bình lấy theo bảng 5-2[1] [δ]₁= 160N/mm².

Mômen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng :

lực quán tính này đặt ở đầu ray và tạo thành mômen xoắn phụ, do Momen này nhỏ nên trong thực tế có thể bỏ qua.

Mômen uốn do lực quán tính của trọng lượng bản thân dầm gây ra :

Mômen uốn tổng cộng: M_2u= M’_2u+M”_2u= 7058 + 2752 = 9810Nm.

Ứng suất uốn phụ :

Mômen uốn do lực quán tính dọc khi phanh xe lăn :

M_3u= P_qt’. h₁= 3529. 0,552 = 1948Nm.

Ứng suất phụ do mômen gây ra :

Ứng suất tổng ở tiết diện đang xét dưới tác dụng

của tải trọng chính và phụ.

δ_u= δ_1u+δ_2u+δ_3u= 106+1,22+1,62 = 108,88/mm².

Ứng suất uốn cho phép theo bảng 5-2[1]

[δ]₂= 180N/mm²> δ_u

độ võng của dầm dưới tác dụng của xe lăn và vật nâng :

Trong đó : E=2, 1. 10⁵N/mm² modun đàn hồi của thép CT3

Độ võng cho phép :

[f]=>1,15mm.

Hình 5.3. Phân bố thanh dầm trên dầm chính

Hình 5.4. sơ đồ kiểm tra ổn định của thành dầm chính

Để bảo đảm độ ổn định cục bộ của thanh đứng dầm ta hàn những tấm thép theo chiều cao dầm. khoảng cách giữa các dầm thép đó lấy bằng l =1000mm.

Ứng suất tới hạn của tấm :

Hệ số an toàn ổn định của tấm chính:

Đối với phối hợp tải trọng thứ 1:

Đối với phối hợp tải trọng thứ 2 :

hệ số an toàn nhỏ nhất cho phép :[k₁]=1, 3 và [k₂]=1, 1

Vậy tiết diện giữa của dầm chính đạt yêu cầu.

5.2.3.Tính tiết diện gối tựa của dầm dầm chính.

Tiết diện này được tính theo lực cắt lớn nhất khi xe lăn ở sát gối tựa và mômen uốn do trọng lượng của cơ cấu di động cầu trục gây ra.

Lực lớn nhất

Ta có :

Mômen tĩnh của tiết diện trên đối với trục x-x (hình 4.1) :

Ứng suất cắt khi J = J_x.

Mômen xoắn do cơ cấu di chuyển gây ra:

Ứng suất tiếp :

Trong đó : F = 256.224 = 9332mm². Diện tích hình chữ nhật được giới hạn bằng các trục đi qua đường tâm của các thanh và thanh đứng.

tổng ứng suất cắt :

t = τ’+τ” = 8,6+31,6 = 40,2N/mm².

Ứng suất cắt cho phép trong trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất :

[τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm²> τ.

độ ổn định của thành dầm chính ở đoạn cuối được kiểm tra theo ứng suất tiếp.

Khoảng cách giữa hai thanh giằng a = 500mm.

trị số ứng suất tiếp được xác định theo công thức :

Hệ số an toàn ổn định :

hệ số an toàn ổn định cho phép theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ nhất độ ổn định của thanh theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai.

[k₁]=1,31=3,6

Vì trị số của các tải trọng phụ nhỏ nên ở đây không cần

5.2.4. Tính độ bền của ray dưới xe lăn.

Dưới xe lăn ta đặt ray loại KP-70 theo ЃOCT 4121-62 Ray được kẹp chặt trên của dầm nhờ các tấm kẹp, do đó ta có thể thay ray dễ dàng khi sữa chữa.

Để giảm ứng suất trong ray và trong thanh biên trên của dầm chính người ta hàn thêm các thanh thép phụ (4.3) chiều cao các thanh thép phụ bằng :

Trong đó: H = 500mm. chiều cao dầm.

khoảng cách lớn nhất giữa hai thanh giằng a = 500mm. Mômen uốn khi bánh xe lăn nằm giữa hai thanh giằng có kể đến độ cứng của ray và thanh biên trên.

Mômen chống uốn của ray đối với trục x-x: W_x = 1,2.10⁷ mm³

Ứng suất uốn trong ray : .

Ứng suất uốn trong ray :[δ]_u= 160N/mm²,lấy theo bảng 5-2[1].

vậy ray đạt yêu cầu.

5.2.5. tính mối ghép hàn.

Các thanh biên và thanh đứng được ghép lại bằng các mối hàn chồng. chiều cao miệng hàn lấy bằng h = 10mm. Tính mối hàn giữa thanh biên trên và thành đứng.

Lực tác dụng lên đơn vị chiều dài mối hàn xác định như sau :

Trong đó:

Q_n= 98366 N - Lực cắt lớn nhất.

J_x= 309,6.10⁷mm⁴ – mômen quán tính của cả tiết diện đối với trục.

S_x – Mômen tĩnh của thanh biên trên đối với trục x-x

vậy : .

Để đảm bảo độ bền của mối hàn không kém hơn độ bền của các chi tiết hàn bằng thép CT3 có σ_b= 380N/mm² ta dung loại que hàn Э-42 có độ bền σ_b= 420N/mm².

Ứng suất cho phép của mối hàn dưới tác dụng của tải trọng chính :

[τ] = 0,6[σ] = 0,6.160 = 96N/mm².

chiều dài của các mối hàn cần thiết trên một mét chiều dài dầm gối tựa hàn.

Cách hàn: Vì hộpcó tính đối xứng và dài nên khi hàn cần chú ý hàn đối xứng và hàn phân đoạn. chiều dài của mối hàn là 50mm, khoảng cách giữa các mối hàn 60mm

Phản lực ở gối tựa A do trọng lượng xe lăn và vật nâng gây ra :

Mômen uốn do tải trọng này gây ra ở tiết diện đang xét :

M’_u= R’_A.l₂= 55533.2000 = 111066000Nmm.

Mômen uốn do tải trọng phân bố đều gây ra ở tiết diện đang xét :

Tổng mômen uốn ở tiết diện đang xét :

M_u= M’_u + M''_u = 111066000 + 41250000 = 152316000Nmm.

Mômen chống uốn của tiết diện :

Ưng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính :

Ứng suất cho phép lớn nhất trong trường hợp này là:

[σ]₁= 0,9.[σ] = 0,9.160 = 144N/mm².

phản lực tựa A dưới tác dụng của các lực quán tính ngang của xe lăn với vật nâng.

trong đó: a = 0,48m - khoảng cách từ trục bánh xe D đến trọng tâm xe lăn.

Mômen uốn do lực quán tính ngang gây ra :

M’_u = R’_A.l₂= 2435.2000 = 4870000Nm.

phản lực tựa A do lực quán tính dầm :

Mômen uốn do p_qt gây ra :

Tổng mômen uốn:

M_u= 4870000 + 20688000 = 25558000Nm.

Mômen chống uốn của tiết diện đối với lớp ngoài cùng của mối hàn:

Trong đó :

B = 250 -Khoảng cách giữa hai thanh đứng.

δ = 6mm -Chiều dày thành đứng.

Ứng suất uốn trong thành đứng :

Mômen uốn do lực quán tính của xe lăn và vật nâng tác dụng theo dầm :

M”_u= P”_qt.h₁= 6043.200 = 1208600Nmm.

Ứng suất do mômen uốn sinh ra :

Ứng suất trong mối hàn dưới tác dụng của các tải trọng chính và tải trọng phụ :

δ_t= δ+δ’_u+δ”_u= 6+10,9+1 = 17,9N/mm².

Ứng suất cho phép lớn nhất theo trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai :

[δ]_u=0,9.[δ]₂=0,9.180=162N/mm²>δ_t thỏa mãn điều kiện.

5.3.Tính dầm cuối.

Dầm cuối chế tạo bằng thép CT3 và có dạng hình hộp.

Dầm cuối dưới tác dụng của tải trọng chính khi xe lăn có vật nâng nằm ở sát nó nhất. Áp lực dầm chính:

-Về phía cơ cấu di động:

P₁= Q_n = 98366 N

-Về phía dàm cấp điện:

P₂ = 86700N

Phản lực tác dụng lên gối tựa phải của dầm cuối

R_C =

Phản lực tác dụng lên gối tựa tái

R_D = P₁ + P₂ - R_C = 98366 +86700 – 98422 = 86644N

Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện I-I

M_U = R_C.l₁= 98422.700 = 68895400Nmm

Mômen chống uốn tại tiêt diện

W_x = 1510000mm²

Ứng suất dưới tác dụng của tải trọng chính

Ứng suất cho phép [] = 160N/mm² tra bảng 5-2[1]

Để đảm bảo cho dầm cuối đủ đụ cứng, ứng suất uốn cho phép ở đây nên lấy không lớn hơn 80 ÷ 100 N/mm²

Khi tính dầm cuối theo trường hợp phối hợp tải trọng ta tính ứng suất theo lực quán tính lớn nhất có thể

Lực quán tính ở bánh xe dẫn bên phải của cầu khi phanh xe lăn ở sát gối tựa

Trong đó: R_B- tải trọng tác dụng lên bánh xe B

R_B = =

Trong đó:

q’= 2900N/mm- trong lương phân bố theo chiều dài dầm chính phía bên dàm cấp điện

P_d = Q.

P_bd =

Tải trọng phụ trên dầm do lực P gây ra

Trong đó: A = 3000mm - khoảng cách trục các bánh xe cầu

Mômen uốn do tải trọng này tác dụng:

Mômen chống uốn của tiết diện đối với trục thẳng đứng

W_y = 945000mm³

Ứng suất uốn

Tải trọng ngang trên dầm khi phanh xe lăn

Phản luạc gối tựa D do các tải trọng này gây ra

Mổen uốn ở tiết diện I-I

M_u =

Ứng suất uốn

Ứng suất uốn phụ do mômen quán tính gây ra:

Ứng suất uốn tổng tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng thứ hai

Ứng suất cho phép tương ứng với trường hợp phối hợp tải trọng tải trọng

Như vậy dầm đủ bền

5.4.Tính dầm đặt ray di chuyển cầu.

Tải trọng: Q = 100000 N

Trọng lượng xe lăn kể cả cơ cấu nâng: G_o = 40000 N

Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển: G_c = 123000 N

Tra bảng phụ lục trang 155 ta có:

Chọn thép chữ I có số hiệu mặt cắt 45 vớ các thông số sau:

h = 450 mm ; b = 160 mm;

d = 8,6 mm ; t = 14,2 mm;

R = 16 mm ; r = 7 mm ;

PHẦN 6

HƯỚNG DẪN AN TOÀN VÀ SỬ DỤNG MÁY

6.1. An toàn trong sử dụng máy.

Trong thực tế tần suất xảy ra tay nạn trong sử dụng máy nâng là lớn hơn rất nhiều so với các loại máy khác .Do vậy vấn đề an toàn trong sử dụng máy nâng là vấn đề quan trọng được đặt lên hàng đầu.

Với cổng trục lăn do có nhiều bộ phận máy lắp với nhau và được đặt trên cao do vậy cần phải thường xuyên kiểm tra để kịp thời phát hiện những hư hỏng như lỏng các mối ghép ,rạn nứt tại các mối hàn do thời gian sử dụng lâu …..

Toàn bộ hệ thống điện trong máy phải được nối đất

Với các động cơ đều có phanh hãm tuy nhiên phải kiểm tra phanh thường xuyên không để xảy ra hiện tượng kẹt phanh gây nguy hiểm khi sử dụng .

Bước thữ tĩnh : Treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,25 lần trọng lượng nâng danh nghĩa của cầu trục thiết kế và để trong thời gian từ 10 đến 20 phút .

Theo dõi biến dạng của toàn bộ các cơ cấu máy. Nếu không có sự cố gì xảy ra thì tiếp tục tiến hành thử động .

Bước thử động : Treo vật nâng có trọng lượng bằng 1,1 trọng lượng nâng danh nghĩa sau đó tiến hành mở máy nâng ,di chuyển ,hạ vật ,mở máy đột ngột , phanh đột ngột .Nếu không có sự cố xảy ra thì đưa máy vào hoạt động .

Trong công tác an toàn sử dụng cổng trục người quản lý có thể cho lắp thêm các thiết bị an toàn nhằm hạn chế tối đa tai nạn xảy ra cho công nhân khi làm việc .

Như vậy để hạn chế tối đa tai nạn xảy ra đòi hỏi người công nhân sử dụng máy phải có ý thức chấp hành nghiêm túc những yêu cầu đã nêu trên.

6.2 Hướng dẫn sử dụng máy .

Như đã nêu ở phần trên vấn đề an toàn trong sử dụng cổng trục lăn là hết sức quan trọng .Để đảm bảo an toàn trong việc vận hành cổng trục yêu cầu đối với người sử dụng ngoài việc chấp hành đầy đủ các quy định về an toàn lao động còn phải nắm vững được nguyên tắc hoạt động và cách điều khiển máy .Trong mục này sẽ trình bày một cách cụ thể về hệ thống điều khiển .

Các cơ cấu của máy trục hoạt động trong điều kiện chịu tải rất lớn .Chế độ quá độ xảy ra nhanh khi mở máy và tần số đóng ngắt lớn .

Để đảm bảo an toàn trong sử dụng máy yêu cầu hệ thống điều khiển phải đáp ứng được yêu cầu :

-Sơ đồ của hệ thống điều khiển đơn giản .

-Các phân tử chấp hành trong hệ và có độ tin cậy cao và thuận lợi trong việc thay thế và sữa chữa .

-Sơ đồ điều khiển đơn giản .

-Trong sơ đồ điều khiển phải có mạch bảo vệ quá tải và ngắn mạch .

-Có các công tắc hành trình hạn chế hành trình tiến ,lui cho các cơ cấu di chuyển xe lăn ,cổng lăn .Hạn chế hành trình lên của cơ cấu nâng hạ vật

Sơ đồ hệ thống điều khiển cổng trục được trình bày ở sơ đồ dưới đây:

Ký hiệu :

-A :Aptomat dùng để bảo vệ ngắn mạch

-1cc,2cc : Cầu chì.

-D₁: Động cơ nâng ,hạ vật .

-D₂:Động cơ di chuyển cổng trục .

-D₃:Động cơ di chuyển xe lăn .

-P₁:Phanh hãm cơ cấu nâng hạ vật .

-P₂: Phanh hãm cơ cấu di chuyển cổng trục lăn .

-P₃: Phanh hãm cơ cấu di chuyển xe lăn.

-A_i: Các nút ấn .

-B_i: Các công tắc hành trình.

-K_i: Các công tắc tơ .

Để vận hành cổng trục đóng aptomatA . Lúc này chưa có động cơ nào hoạt động .Muốn các cơ cấu hoạt động tiến hành ấn các nút ấn .

-Ấn nút A₁: Cơ cấu nâng hoạt động nâng vật lên.

Điều khiển xe lăn hoạt động .

Khi ấn nút A₅ ,nếu lúc này xe lăn đang ở cuối hành trình tới (B₅ bị tác động)

Hoàng ấn nút A₆ đang đóng (xe lăn đang lùi) khi đó công tắc tơ K₅ không có điện.Do vậy tiếp điểm K₅ trên mạch chính không đóng.Điều này lằm khống chế hành trình của xe lăn và tránh trường hợp động cơ xe lăn được cấp điện để quay hai chiều ngược nhau .

giả sử xe lăn không ở cuối hành trình và nút ấn A₆ không bị tác động thì khi ta ấn nút A₅ công tắc tơ K₅ có điện ,tiếp điểm K₅ trên mạch chính đóng. Động cơ D₃ và phanh P₃ được cấp điện .Lúc này phanh đã mở (do phanh sử dụng là phanh thường đóng) và xe lăn chuyển động tới .Nếu thôi không ấn A₅ xe lăn sẽ ngừng lại.

Ngược lại xe lăn sẽ chuyển động đến khi nào chạm công tắc hành trình hạn chế hành trình tới B₅ của xe thì dừng lại .

Khi xe lăn đang chuyển động nếu ấn nút A₆ động cơ vẫn không bị ngắn mạch do tiếp điểm thường kín K₅ bị tác động đã ngắt điện vào công tắc tơ K₆

Do vậy xe lăn làm việc an toàn .

Các động cơ còn lại của hệ thống cũng điều kiển như động cơ D₃ ở trên

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]- Tính toán máy trục - Huỳnh Văn Hoàng. NXB khoa học kỷ thuật - 1975

[2]- Máy và thiết bị nâng chuyển - TS.Trương Quốc Thành. NXB khoa học kỷ thuật-2000

[3]- Máy nâng chuyển - Phạm Phủ Lý. NXB Đà Nẵng -1991

[4]- Máy Nâng Chuyển và Thiết Và Thiết Bị Cửa Van - TS.Nguyễn Đăng Cường. NXB Xây Dựng - 2003

[5]- Chi Tiết Máy T1,2 - GS.TS.Nguyễn Trọng Hiệp. NXBGD -1999

[6]- Thiết Kế Chi Tiết Máy - GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp. NXBGD - 1998

[7]- Sức Bền Vật Liệu - Bùi Trọng Lưu. NXBGD-2001

[8]- Dung sai Và Lắp Ghép - PGS.TS. Ninh Đức Tốn. NXBGD - 2001

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

Các đồ án/ tài liệu liên quan

	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG THÂN BƠM
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO BÀN REN TRÒN
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT THÂN ĐỒ GÁ
	LUẬN VĂN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRIẾT NHỚT TỰ ĐỘNG
	LUẬN VĂN THIẾT KẾ DÂY TRUYỀN SẢN XUẤT ĐIỀU RANG MUỐI NĂNG SUẤT 1000 KG/GIỜ
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ VÀ CHẾ TẠO MÔ HÌNH MÁY LỐC
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT MÁY NÉN KHÍ PISTON TA80
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG MÔ TƠ (PHẦN HỘP GIẢM TỐC HÀNH TINH)
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT HỆ THỐNG BÔI TRƠN TRÊN ĐỘNG CƠ MAZDA WL TURBO
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG BẦU CẶP MŨI KHOAN (MĂNG JANH) CC13

Ngân hàng Techcombank	Ngân hàng Vietcombank
Số tài khoản: 190.2999.4998.012 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Hoàng Quốc Việt - Hà Nôi	Số tài khoản: 0491.0000.93308 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Thăng Long - Hà Nôi

ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CẦU TRỤC 10 TẤN

Hoàn cảnh ra đời

Tầm nhìn phát triển

Đội ngũ thành viên

Tuyển dụng

Đồ án cơ khí

Đồ án ô tô

Đồ án điện & tự động hóa

Đồ án xây dựng

Báo cáo thực tập

Tài liệu

Thiết kế 2d, 3d

Bóc tách bản vẽ

Làm đồ án, luận văn

Hướng dẫn bảo vệ đồ án, luận văn