PHẦN II: THIẾT KẾ KĨ THUẬT
Chương 1: TÍNH TOÁN CƠ CẤU NÂNG CHÍNH
1.1. Giới thiệu về cơ cấu nâng
Trong ngành máy trục người ta đònh nghóa,cơ cấu nâng là một phận máy dùng
để nâng hạ vật heo phương thẳng đứng .mà ngoại lực tác dụng vào cơ cấu là trọng lực
và lực quán tính
Đối với cổng trục consol bánh ray sức nâng 42,5 tấn cơ cấu nâng là một bộ
phận của máy trục,sử dụng tang cuốn cáp thông qua hệ palăng để nâng hạ vật nó được
bố trí trên xe con di chuyển
1.2 .Sơ đồ cơ cấu:
1.2.1.Cấu tạo:
1
2
3
4
5
7
6
HìnhIII. 1.1 Sơ đồ truyền động cơ cấu nâng cổng trục
Sơ đồ truyền động của cơ cấu nâng cổng trục bao gồm: Động cơ – khớp nối – Phanh
– hộp giảm tốc - Khớp nối – tang.
1.Động cơ điện.
2.Khớp nối
3. Phanh
4.Hộp giảm tốc
5.Khớp nối
6.Tang
7.Ổ đỡ
15
Động cơ điện (1) được nối với hộp giảm tốc (4) qua khớp nối vòng đàn
hồi (2), trong đó nửa khớp phía bên hộp giảm tốc được sử dụng làm bánh phanh, khớp

Q = 42,5(T) : sức nâng đònh mức
a = 4 : số palăng đơn trong hệ thống
i
p
= 2 : bội suất palăng.
η
0
: Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướng.

hPO
ηηη
.=
( 2.2)[2]
η
0
: Hiệu suất chung của palăng và puli chuyển hướng
Với:
η
p
: hiệu suất của palăng
η
h
: hiệu suất của puli chuyển hướng
(2.3)[2]
η
r
: Hiệu suất của một puli
η
r
= 0,98 (tra bảng 2.2[2])

−
−
⋅=
1
1
1
99,0
98,01
98,01
2
1
2
=
−
−
⋅=
p
n
)(17,5824
91,0.2.4
42500
kGS
t
==
0
..
η
p
t
ia

Chiều dài của cáp nâng:Chiều dài cáp từ 1 palăng cuộn vào tang :
L
c
= H.ip + π.D (z
1
+ z
2
) (2.10)[2]
Trong đó:
+ H = 14,65 (m) : chiều cao nâng
+ i
p
= 2 : bội suất palăng
+ D = 800 (mm) = 0,8 (m) : đường kính tang.
+ z
1
= 2 : số vòng dự trữ trên tang
+ z
2
= 3 : Số vòng kẹp cáp.
⇒ L
c
= 14,65.2 + 3,14. 0,8 (1,5 +3) = 40,604 (m)
Chiều dài của tang phải sao cho khi hạ vật xuống vò trí thấp nhất trên tang vẫn
còn lại ít nhất là 1,5 vòng dây (theo qui đònh về an toàn). Ta lựa chọn tang kép cuộn
một lớp cáp, có xẻ rãnh
Ta có tang cuốn cáp từ 4 palăng .Chiều dài toàn bộ của tang:
18
5,571,5
17,5824

.
.
=+=+
ππ
, với 1,5 vòng cáp để
giảm tải trọng trên đầu kẹp cáp
- L
4
phần tang không tiện rãnh đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng
dưới giá trò cho phép trong điều kiện khi móc treo ở vò trí cao nhất( cách trục tang
một khoảng bằng h
min
. theo tài liệu: tính toán máy nâng chuyển thì góc lệch lớn
nhất của dây cáp đi vào tang so với mặt phẳng đi qua puly mà cáp đi ra lấy bằng:
0
6=
γ
đối với tang có rãnh.
L
4
lấy bằng khoảng cách giữa rãnh puly trong khung treo móc khi chọn ứng với sức
nâng là 42,5(T) là b=640mm (theo máy mẫu)
Chọn L
4
=225mm
- L
3
phần tang không tiện đảm bảo cho góc lệch cáp với puly trong palăng. đây
khi tang cuốn cáp từ 4 palăng ta chọn L
3

+ Bề dày của tang: δ = 26 (mm)
+ Chiều dài toàn bộ cáp: L
c
= 60(m)
1.6.2.Kiểm tra độ bền tang:
Ta thấy
t
t
D
L
=
219,3
7765,0
5,2
=
>3, vì vậy phải tính thành tang chòu ứng suất phức
tạp: nén, uốn, xoắn. Trước tiên ta kiểm tra sơ bộ thành tang theo ứng suất nén, sau đó
có thể dùng thưyết bền Mo để kiểm tra.

σ
n
= (1.23)[1]
Trong đó:
19
][
.)1(
max
n
t
t

)
và:
σ
n
=
74,827
8,2.6,2).
825,78
6,2
1(
17,5824
=
−
(kG/cm
2
)
⇒ σ
n
≤ [σ
n
]thỏa điều kiện bền . Vậy tang đủ bền
Tách một phân tố trên thành tang, phân tố này có những ứng suất như sau: các ứng
suất pháp
u
σ
và
n
σ
trong đó ứng suất uốn
u

++−−=
Ta có
u
σ
: ứng suất uốn trong tang
u
u
u
W
M
=
σ
Kết cấu tang như hình vẽ. Ta có:
M
u
=
max32
14max
)2(
2
)2(
SLL
LLLS
+=
−−
=(2.0,368+0,11)5824,17=4927,24(kG.m)
W
u
=0,1
2

Sơ đồ tính tang:
20
1300
5
6500
=
n
bn
σ
Hình II.1.4 Sơ đồ tính tang
+
x
τ
:ứng suất xoắn trong tang :
x
x
x
W
M
=
τ
M
x
:momen xoắn lớn nhất trên tang
M
x
=2D.S
max
=2.0,8.5824,17=931867,2(kG/cm
2

σ
ng suất tương đương kiểm tra theo thuyết bền Mo
σ
td
=σ
1
-ασ
3
(1-25[2])
Vậy σ
td
=σ
1
-ασ
3
=(41,27+828,51)=869,78N/mm
2
<[σ]=1300 kG/cm
2
1.7. Tính chọn cặp đầu cáp trên tang:
Phương pháp cặp đầu cáp trên tang đơn giản và phổ biến nhất hiện nay là dùng
tấm cặp và vít vít chặt lên trên số tấm cặp phải dùng ít nhất là 2 tấm kẹp do ở trên
tang luôn có số vòng dự trữ không sử dụng đến, lực tác dụng trực tiếp lên cặp sẽ
không phải là lực căng cáp S
t
= S
max
mà lực tác dụng là S
0
nhỏ hơn. Do đó có ma sát

⇒ S
0
=
Ta chọn cách kẹp cáp trên tang bằng 2 tấm kẹp có 2 một bulong.
⇒ Lực kéo một bulong:
N = (2.20)[2]
Trong đó:
+Z: số bu lông ở tấm kẹp (Z = 4)
+
µ
1
: Hệ số ma sát qui đổi giữa dây cáp và tấm kẹp có tiết diện rãnh hình thang:
µ
1
=

β = 40
0
: góc nghiêng mặt bên của rãnh.
+
1
α
: góc ôm tang bằng vòng kẹp cáp
1
α
=2
π
⇒ N =
)1).(23.015,0.(4
32,884

1
= 12(mm): đường kính chân ren.
l = 6(mm): tay đòn đặt lực T vào bulong
k:hệ số an toàn kẹp cáp k=2
Ứùng suất cho phép [σ]
d
= 7,5 ÷ 8,5 (kG/mm
2
) đối với bulong chế tạo từ thép CT3. ta
chọn bulong đầu tinh 6 cạnh theo TCVN 95-63 (Tra bảng 6.39 sổ tay thiết kế cơ khí)
22
)(32,884
17,5824
4.15,0
kG
e
=
π
µα
e
S
max
)1)((
1
0
++
µα
µµ
eZ
S

+Công suất tónh khi nâng với tải đầy được xác đònh:
c
CT
vGG
P
η
.102
).(
10
+
=
(kW) [4]
Trong đó:
+v
1
= 16 (m/p)=0,267(m/s): vận tốc nâng hàng
+η
c
: hiệu suất truyền của máy tời khi nâng với tải đầy
c
η
=0,9
+G: sức nâng tải G= 30( T)
+G
0
:trọng lượng củaspearder G
0
=12,5(T)
Vậy
)(36,129

Hình II.1.6Động cơ điện
Các thông số hình học như sau:
+Tốc độ quay của tang:
L(mm) L
1
(mm)
l(mm) d(mm) B(mm) B
1
(mm) b(mm) H(mm) h(mm)
610 400
560 110 740 610 360 840 355
23
(2.35)[2]
Trong đó:
+v
n
= 16

(m/p): tốc độ nâng hàng
+ip = 2: bội suất palăng
+D = 0,7 (m): đường kính tang
⇒ n
t
=
74,12
8.0.
2.16
=
π
(vòng/phút)

i
n
n
t
94,15
2
8,0.14,3.69,12
===
i
Dn
V
t
n
π
%625,99%100.
16
94,15
==
ndn
ntt
V
V
Như vậy
Như vậy k<3% thỏa mãn
1.9. Chọn khớp nối – phanh:
1.9.1.Chọn khớp nối: Chọn khớp nối là khớp đàn hồi có khả năng cho phép phần lệch
trục vậy tức là không đồng trục tuyệt đối, ngoài ra loại khớp này còn giảm được chấn
động và va đập khi mở máy và phanh đột ngột. Phía nửa khớp bên hộp giảm tốc kết
hợp làm bánh phanh .
Moment đònh mức trên trục động cơ:

Tra bảng III.33[2] chọn khớp nối răng M3Π3 có M
x
cho phép là 800(kG.m), momen
đà : (GD)
2
=1,8 (kG.m
2
)
- Các thông số hình học:
D
T
(mm) d
1
(mm) d
2
(mm) D(mm) B
T
(mm)
250 110 110 170 215
d
1
d
2
B
T
D
D
T
Hình II.1.8 Khớp nối
+Moment đà tương đương của hệ thống

V
V
k
(GD)
2
: Moment đà của roto – động cơ và khớp nối
(GD
2
)
qđ
= 1,1 (38,8+1,8) = 44,66(kG.m
2
)
1.9.2.Chọn phanh:
Phanh được đặt tại khớp nối của trục ra thứ nhất động cơ và trục vào hộp giảm tốc.
Moment cản tónh trên trục phanh khi hãm
(2.37)[2]
⇒ M
h
t
=
19,77.2
85,0.8,0.17,5824.4
=102,61 (kG.m)
Trong đó :
a: số nhánh cáp kẹp trên tang a=4
85,0=
c
η
hiệu suất cơ cấu nâng. Tra bảng 1.9 [2]

+Moment cản tónh trên trục động cơ khi nâng hàng
(2.32)[2]
Trong đó:
S = 5824,17 (kG) : lực trong dây cáp vào trong
a = 4: số nhánh kẹp, cáp trên tang
D = 0,8 (m): đường kính tính toán của tang
i = 77,19: tỉ số truyền chung
η
c
= 0,85: hiệu suất chung cho bộ truyền cơ cấu
26
i
DSa
M
ctk
h
t
2
...
η
c
t
c
i
DaS
M
η
..2
..
=

(1.59)[2]
Với:
ϕ
max
= 1,8 ÷ 2,25 : hiệu số moment mở máy lớn nhất của động cơ chọn
25,2
max
=
ϕ
ϕ
min
= 1,1 : hiệu số moment mở máy nhỏ nhất của động cơ
M
đm
: moment đònh mức của động cơ

⇒ Moment dư của động cơ:
M
d
= 219,98 – 142,02 = 77,96 (kG.m).
Thời gian mở máy khi khởi động:
Thời gian mở máy khi nâng
t
n
m
= δ.t
kđ
+ (1.41)[2]
Với:
δ = 1,1 ÷ 1,2: hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các chi tiết máy quay trên trục

kd
M
nGD
t
.375
.)(
2
=
đmkdtb
MM .
2
minmax
ψψ
+
=
)(49,1
96,77.375
980.66,44
= t
kd
s=
η
)..(
..975,0
2
cTBkddc
MMn
VQ
−
).(98,21933,131.

2
)
Khi nâng máy hoạt động ổn đònh.
•Khi hạ vật:
Thời gian nâng hãm cơ cấu nâng khi hạ hàng
(1.42)[2]
Thay số:
46,2
)02,142200.(980.60
85,0.16.42500.975,0
)02,142200(375
980.66,44.2,1
2
2
=
−
+
−
=hh
t
(s)
vậy khi hãm cơ cấu động cơ thỏa mãn điều kiện 1,5
)(5 st
h
≤≤
Như vậy ta thấy động cơ thỏa điều kiện khởi động
Kiểm tra động cơ về điều kiện phát nóng
Để tránh quá nóng động cơ thì công suất bình phương trung bình của động cơ:
N
tb

sm
t
V
a
n
m
n
tt
===
)(
...975,0
)(375
..
2
2
chđcch
đc
hh
MMn
VQ
MM
nGD
t
−
+
−
=
η
δ
)(16,0

===
Như vậy trò số gia tốc gần thích ứng với giá trò số giảm tốc cho phép ở bảng
1.15[2].
•Diện tích mặt làm việc của 1 má phanh:
F =
β
π
..
360
.
B
D
n
(1.70)[2]
Trong đó:
D
h
= 0,5 (m) : đường kính bánh phanh.
β = 90
0
: góc bao của 1 má phanh với đóa.
B = 0,2 (m): chiều rộng má phanh.

•p lực giữa bánh và má phanh:
(1.70)[2]
µ = 0,35: hệ số ma sát của amiăng và kim loại, tra bảng 1.23[2]
M
h
= 200 (kG.m) : moment hãm của phanh.


p
..
=
)(785
360
90.2,0.5,0.14,3
2
cmF ==
)/(46,1
785.50.35,0
20000
2
cmkGP
p
==
µα
e
S
max
+α: góc ôm của các vòng dự trữ trên tang
ππα
43 ÷=
Chọn α = 4π.
⇒
397945kG.mm
243187,5 kG.mm
R
A
25
242550

B
=
+
=
R
A
=1768,64-972,75=795,89(kG)
M
maxu
=R
A
.0,5=795,89.0,5=397,945(kG.m)
a.Tính gần đúng:
Tính gần đúng có xét tác dụng đồng thời cả momen uốn lẫn momen xoắn đến
sức bền của trục, trong trường hợp này trục không chòu momen xoắn. Đường kính trục
tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:
3
4
])[1(1,0
σβ
−
≥
td
M
d
(7.3)[5]
Moment tương đương
(7.4)[5]
Trong đó M
x

≥
−
)(32,884
17,5824
4.15,0
0
kG
e
S ==
π
22
.75,0
xtd
MMM +=
⇒
Chọn đường kính trục : d=110(mm)
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: trục tang không chòu momen xoắn nên ta
chỉ kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp n
][n≥

trong đó:
n
σ
: hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp
`n
σ
=
ma
k
σψσ


a
σ
và : biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện trục. Ta có ứng suất uốn
thay đổi theo chu kì đối xứng nên
W
M
u
a
=−==
minmax
σσσ
=
)/(54,304
67,130
5,39794
2
cmkG=

m
σ
và trò số trung bình của ứng suất pháp, là thành phần không đổi trong chu kì
ứng suất. ng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

0=
m
σ
W và là momen cản uốn của tiết diện trục
W =
32

εβ
=1hệ số tăng bền bề mặt trục, bảng 7.5[5]
k
σ
và : hệ số tập trung ứng suất thực tế. Tra bảng 7.6[5] ta có k
σ
=1,84,
[n] hệ số an toàn cho phép [n]=3. khi cần tăng độ cứng và không cần kiểm tra độ
cứng trục do quá tải đột ngột.
Thay số ta có:
31
n
σ
=
77,4
54,304.
1.66,0
84,1
9000.45,0
=
vậy n=4,77
≥
[n]=3
Như vậy trục thỏa điều kiện về hệ số an toàn
1.12. Tính chọn ổ đỡ trục tang
Các thông số cơ bản để tính toán chọn ổ đỡ tang :
C : hệ số tính đến khả năng làm việc của ổ

2
Với S
1
=1,3.R
A
tg
β
=1,3.849,07.tg12
0
=234,62(daN)
S
2
=1,3.R
B
.tg
β
=1,3.1029,73.tg12
0
=284,54(daN)
⇒
A=S
1
-S
2
=234,62-284,54=-49,92(daN) vậy ổ I chòu lực dọc trục
m =1,5 : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm
K
v
= 1,1 : hệ số xét đến vòng ngoài của ổ là vòng quay
K

Các thông số hình học như sau:
D(mm) d(mm) B(mm)
215 100 73
Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC.
2.1. Giới thiệu về cơ cấu di chuyển.
Cơ cấu di chuyển là một bộ phận quan trọng và không thể thiếu đối với phần
lớn các máy trục, nó giúp cho máy trục có thể linh hoạt hơn trong quá trình làm việc
góp phần làm tăng năng suất của máy trục. Cơ cấu di chuyển dùng để dòch chuyển
máy hoặc một bộ phận của máy trong mặt phẳng ngang hay nghiêng. Theo đặc điểm
33