Bài giảng Máy nâng chuyển

vật liệu, thiết bị, hàng hóaTrên Tàu thủy, Ô tô. Trong các phân xƣởng chế tạo máy, đóng tàu và trên các công trình xây dựng, Cảng biển... Ðộ tin cậy của thiết bị ảnh hƣởng trực tiếp đến an toàn của con ngƣời khi vận hành. Vì vậy việc tìm hiểu, nghiên cứu máy nâng là không thể thiếu đối với tất cả các kỹ sƣ. Và điều này đã giải thích Máy nâng là một trong những học phần cơ sở bắt buộc trong khung chƣơng trình đào tạo bậc Đại học ngành Cơ khí nói chung và các chuyên ngành Cơ khí: Động lực Tàu thuyền, Động lực Ô tô, Chế tạo Máy, Đóng tàu thủy Bài giảng “Máy nâng chuyển” cung cấp một số kiến thức cơ bản về đặc điểm cấu tạo, nguyên lý hoạt động, phạm vi sử dụng và phƣơng pháp tính toán thiết kế các cụm chi tiết máy thƣờng gặp trong máy nâng cũng nhƣ các máy nâng thông dụng hiện nay. Đồng thời bài giảng “Máy nâng chuyển” là tài liệu giảng dạy, học tập, nghiên cứu cho các chuyên ngành cơ khí đang đƣợc đào tạo tại trƣờng Đại học Sƣ phạm kỹ thuật Nam Định bao gồm: Công nghệ Ô tô, Công nghệ Chế tạo Máy, Công nghệ Hàn. Tuy nhiên những vấn đề trình bày trong tập bài giảng này còn có thể có nhiều hạn chế và sai sót. Chúng tôi mong rằng sẽ nhận đƣợc sự góp ý chân thành của các thầy cô trong trƣờng và các bạn để giúp chúng tôi hoàn thiện hơn nữa tập bài giảng này. NHÓM TÁC GIẢ 1 CHƢƠNG 1: CÁC CHI TIẾT VÀ THIẾT BỊ MÁY NÂNG ......................................... 4 1.1. Các đặc tính cơ bản của máy nâng ....................................................................... 4 1.1.1. Trọng tải Q .................................................................................................... 4 1.1.2. Vùng phục vụ ................................................................................................ 4 1.1.3. Các vận tốc chuyển động .............................................................................. 5 1.1.4. Chế độ làm việc...5 1.2. Cấu tạo và các bộ phận cơ cấu nâng .................................................................... 8 1.2.1. Sơ đồ cơ cấu nâng ......................................................................................... 8 1.2.2. Những quan hệ tĩnh học và động học ......................................................... 10 1.3. Bộ phận mang tải ............................................................................................... 12 1.3.1. Móc ............................................................................................................. 13 1.3.2. Cặp giữ ........................................................................................................ 20 1.4. Dây trong cơ cấu nâng ....................................................................................... 25 1.4.1. Cáp thép bện ............................................................................................... 26 1.4.2. Xích hàn ...................................................................................................... 31 1.4.3. Xích tấm ...................................................................................................... 33 * So sánh cáp và xích ................................................................................................ 34 1.5. Bộ phận cuốn và hƣớng dẫn dây ........................................................................ 35 1.5.1. Tang ............................................................................................................ 35 1.5.2. Ròng rọc và đĩa xích ................................................................................... 39 1.5.3. Palăng .......................................................................................................... 43 1.6. Thiết bị hãm ....................................................................................................... 45 1.6.1. Cơ cấu bánh cóc .......................................................................................... 46 1.6.2. Mô men phanh trong cơ cấu nâng............................................................... 50 1.6.3. Phanh má ..................................................................................................... 54 1.6.4. Phanh đai ..................................................................................................... 64 1.6.5. Phanh áp trục .............................................................................................. 71 1.6.6. Phanh tự động ............................................................................................. 74 1.6.7. Tay quay an toàn ......................................................................................... 77 1.7. Cơ cấu nâng ........................................................................................................ 78 1.7.1. Cơ cấu dẫn động bằng tay ........................................................................... 79 1.7.2. Cơ cấu dẫn động bằng điện ......................................................................... 81 1.7.3. Quá trình mở máy trong cơ cấu nâng ......................................................... 82 1.7.4. Quá trình phanh cơ cấu nâng ...................................................................... 86 1.7.5. Đặc điểm cấu tạo cơ cấu nâng .................................................................... 87 CHƢƠNG 2: CÁC MÁY TRỤC THÔNG DỤNG ....................................................... 90 2.1. Thiết bị nâng đơn giản ....................................................................................... 90 2.1.1. Kích ............................................................................................................. 90 2.1.2. Tời ............................................................................................................... 94 2 2.2. Palăng ................................................................................................................. 98 2.3. Cầu trục và cần trục quay ................................................................................. 103 2.3.1. Cầu trục ..................................................................................................... 103 2.3.2. Cần trục quay ............................................................................................ 116 2.3.3. Tính toán kết cấu kim loại trong cần trục thông dụng .............................. 126 CHƢƠNG 3: MÁY CHUYỂN LIÊN TỤC ................................................................ 127 3.1. Máy chuyển có bộ phận kéo ............................................................................. 128 3.1.1. Khái niệm chung ....................................................................................... 128 3.1.2. Phép tính về lực kéo .................................................................................. 131 3.1.3. Bộ phận dẫn động và bộ phận kéo căng ................................................... 134 3.1.4. Băng tải ..................................................................................................... 136 3.1.5. Xích tải ...................................................................................................... 137 3.1.6. Guồng tải đứng ......................................................................................... 140 3.2. Máy chuyển không có bộ phận kéo.................................................................. 141 3.2.1. Băng chuyền con lăn ................................................................................. 141 3.2.2. Máy chuyển quán tính ............................................................................... 142 3.2.3. Máy chuyển kiểu vít ................................................................................. 143 3 CHƢƠNG 1: CÁC CHI TIẾT VÀ THIẾT BỊ MÁY NÂNG 1.1. Các đặc tính cơ bản của máy nâng 1.1.1. Trọng tải Q Trọng tải của máy trục là trọng lƣợng danh nghĩa lớn nhất của tải (vật nâng) mà máy có thể nâng đƣợc theo tính toán thiết kế. Dãy tải trọng (tính bằng Tấn) đƣợc tiêu chuẩn hóa trong dãy tải trọng sau: - - - - - - - 0,05 - - 0,1 - - 0,2 0,25 0,32 0,4 0,5 0,63 0,8 1 1,25 1,6 2 2,5 3,2 4 5 6,3 8 10 12,5 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 140 180 225 280 360 450 550 710 900 1000 1.1.2. Vùng phục vụ a. Chiều cao nâng H Chiều cao nâng H là khoảng cách từ mặt bằng máy đứng đến tâm thiết bị mang vật ở vị trí cao nhất. Với các cần trục có tay cần thì chiều cao nâng thay đổi phụ thuộc vào tầm với. b. Khẩu độ L Khẩu độ L là khoảng cách theo phƣơng nang giữa đƣờng trục của hai đƣờng ray mà trên đó máy di chuyển. c. Hành trình S Hành trình là quãng đƣờng cần di chuyển theo phƣơng dọc ray (với cần trục là góc xoay) H L S Hình 1.1: Sơ đồ cầu trục Hình 1.2: Sơ đồ cần trục 4 1.1.3. Các vận tốc chuyển động Vận tốc làm việc của từng cơ cấu ở mỗi máy trục tùy thuộc tính chất công việc, công dụng của máy và chế độ làm việc của máy. Ở các cầu trục công dụng chung hiện nay có các vận tốc nhƣ: + Vận tốc nâng không vƣợt quá 25 ÷ 30 m/ph + Vận tốc di chuyển của xe con trên cầu 35 ÷ 50 m/ph + Vận tốc di chuyển của cầu 100 ÷ 120 m/ph + Vận tốc quay(đối với cần trục): nq = 0,5 ÷ 3,0 v/ph 1.1.4. Chế độ làm việc Đặc điểm của máy trục là làm việc theo chế độ ngắt đoạn, lặp đi lặp lại, có tính chất chu kỳ. Ngoài ra mỗi máy sử dụng với nhiều tải trọng khác nhau, tỷ lệ thời gian sử dụng và cƣờng độ làm việc khác nhau Do vậy chúng đƣợc phân loại theo nhóm chế độ làm việc khác nhau. Chế độ làm việc là đặc tính rất quan trọng của máy trục. Nó phản ánh trong từng bƣớc tính toán thiết kế các cơ cấu cũng nhƣ kết cấu kim loại. Máy trục đƣợc thiết kế chế tạo và sử dụng đúng chế độ làm việc sẽ đảm bảo an toàn và hiệu quả kinh tế. Từng cơ cấu của một máy trục có thể đƣợc sử dụng với chế độ khác nhau. Chế độ chung cho máy trục lấy theo chế độ sử dụng của cơ cấu nâng. a. Phân loại chế độ làm việc theo chỉ tiêu Các cơ cấu máy trục đƣợc phân thành hai nhóm: Nhóm 1: dẫn động bằng tay quay có chế độ sử dụng quay tay Nhóm 2: dẫn động bằng động cơ có 4 chế độ: nhẹ, trung bình, nặng và rất nặng. Để phân loại chế độ làm việc dùng các chỉ tiêu sau: 1. Hệ số sử dụng theo trọng tải Q K  tb Q Q Trong đó: Qtb _ trọng lƣợng trung bình của vật nâng trong 1 ca làm việc. Q _ trọng tải danh nghĩa của máy. 2. Hệ số sử dụng trong năm Số ngày làm việc trong năm kn = = 365 3. Hệ số sử dụng trong ngày 5 Số giờ làm việc trong ngày kng= = 24 Ngoài ra có các chỉ tiêu để đánh giá chế độ sử dụng của động cơ điện 4. Thời gian đóng động cơ T TD% 0 100% T T0 _ thời gian đóng động cơ trong một chu kỳ hoạt động của máy T0 = Σtm + Σtv T _ thời gian hoạt động của chu kỳ T = Σtm + Σtv + Σtp + Σtd Trong đó: Σtm _ tổng thời gian mở máy Σtv _ tổng thời gian chuyển động với vận tốc ổn định Σtp _ tổng thời gian phanh Σtd _ tổng thời gian dừng máy 5. Số lần mở máy trong 1 giờ (m) 6. Số chu kỳ trong 1 giờ (ack) 7. Nhiệt độ môi trƣờng xung quanh (t0) Số liệu chỉ tiêu đặc trƣng chế độ làm việc cho ở bảng 2 Cách phân loại này phức tạp, dựa trên quá nhiều chỉ tiêu và khó phản ánh hết tính đa dạng về sử dụng máy trục. Bảng 2: Các chỉ tiêu đặc trưng chế độ sử dụng Chế độ sử dụng Các chỉ tiêu Nhẹ Trung bình Nặng Rất nặng KQ 0,25-1,0 0,75 0,75-1,0 1,0 Kn ~ 0,25 0,5 0,75 1,0 Kng ~ 0,33 0,67 0,67 1,0 TĐ % 15 25 40 40-60 m lần/h 60 120 240 360 ack/h 10-15 20-25 30-35 40 t0C 25 25 25 45 b. Phân loại cơ cấu theo tiêu chuẩn quốc tế (ISO) Căn cứ 2 chỉ tiêu sau đây: 1. Cấp sử dụng: đặc trƣng bằng tổng số giờ sử dụng cơ cấu. Trong cả đời máy. Có 10 cấp sử dụng (bảng 3) từ T0 đến T9. 6 Bảng 3. Cấp sử dụng cơ cấu Cấp sử dụng Tổng thời gian sử dụng (h) Ghi chú T0 200 T1 400 Sử dụng ít, bất thƣờng T2 800 T3 1600 T4 3200 Sử dụng nhẹ, đều đặn T5 6300 Sử dụng gián đoạn, đều đặn T6 12500 Sử dụng căng, bất thƣờng T7 25000 T8 50000 Sử dụng căng T9 100000 2. Trạng thái tải của cơ cấu: đặc trƣng bằng hệ số gia tải tPii Km    tPi max Trong đó: Pi _ các mức tải trọng, ti _ thời gian chịu tải (bảng 3) ký hiệu từ L1 đến L4 Bảng 4: Hệ số gia tải danh nghĩa đối với cơ cấu Trạng thái tải Km Ghi chú Cơ cấu ít khi chịu tải tối đa, thong L – nhẹ 0,125 1 thƣờng chịu tải nhẹ Cơ cấu chịu tải tối đa tƣơng đối L – vừa 0,25 2 nhiều, thông thƣờng chịu tải vừa Cơ cấu nhiều khi chịu tải tối đa, L – nặng 0,5 3 thông thƣờng chịu tải nặng L4 – rất nặng 1,0 Cơ cấu thƣờng xuyên chịu tải tối đa Nhóm chế độ sử dụng đƣợc phân loại trên cơ sở phối hợp 2 chỉ tiêu trên – có 8 chế độ làm việc của cơ cấu (bảng 4) ký hiệu từ M1 đến M8 7 Bảng 5: Nhóm chế độ làm việc của cơ cấu Trạng thái Cấp sử dụng tải T0 T1 T2 T3 T4 T5 T6 T7 T8 T9 L1 M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 L2 M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 L3 M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 L4 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 Sự tƣơng ứng gần đúng giữa 2 cách phân loại nhóm chế độ làm việc: M1 – quay tay; M2, M3 – nhẹ; M4, M5 – trung bình; M6, M7 – nặng và M8 – rất nặng. 1.2. Cấu tạo và các bộ phận cơ cấu nâng 1.2.1. Sơ đồ cơ cấu nâng Cơ cấu nâng của tất cả các loại máy trục hiện có đều cấu tạo theo cùng một sơ đồ nguyên tắc (hình 1.3a). Theo sơ đồ này, cơ cấu nâng gồm có tang quay hình trụ trên có cuốn dây (cáp hoặc xích), vật treo ở đầu dây, một trục có tay quay ở đầu. Lực căng dây T0 ở dây bằng trọng lƣợng Q của vật, gây ra trên trục tang mô men MP Do Do R P Mv Mo io P To To M R P Q Q a) b) Mv Mv Do Do io io P T'o MP T"o M R R P P Q Q c) d) Hình 1.3: Sơ đồ cơ cấu nâng 8 DD MTQ00 v 0 22 Mv do vật gây ra phải đƣợc cân bằng bởi mô men tay quay Mp. Mv = Mp (chƣa tính đến lực cản trong cơ cấu). D QPR0  . 2 Do đó: R QP D0 2 Trong đó: P_ Lực của ngƣời đặt trên tay quay, là một trị số có hạn, trong điều kiện làm việc trong thời gian ngắn tối đa Pmax = 300N. R_ Bán kính tay quay, cũng giới hạn bởi chiều dài cánh tay con ngƣời. D0_ Đƣờng kính tang, không thể làm nhỏ quá vì dây cuống trên nó có độ cứng nhất định. Xem thế, ta thấy trọng lƣợng Q của vật do hệ thống này nâng đƣợc cũng là trị số có hạn, không lớn lắm. Trên thực tế cần nâng những vật rất nặng, không thể nối trực tiếp tay quay với trục tang vì Mp « Mv, do đó cần đƣa vào một bộ phận nữa là bộ truyền trung gian để tăng Mp đến Mv. Tỷ số truyền cần thiết sẽ là (hình 1.3b). M v i0  M p Nếu tính cả mất mát trong bộ truyền, ở trục tang, mất mát do độ cứng của dây thì: M v i0  M p . Với η _ hiệu suất chung của cơ cấu. Bộ phận trung gian là phần phức tạp và đắt tiền. Cần tìm cách giảm bớt i0. Để đạt mục đích này ta đƣa vào một hệ thống ròng rọc, gọi là Pa lăng . Nếu đƣa vào 1 ròng rọc di động hình 1.3c thì lực căng nhánh dây cuốn lên tang sẽ bằng: Q T '  0 2 Mô men do vật nâng: DDQ MT'  00  0 2 2 2 9 Tức là giảm đi khoảng hai lần, nếu cùng Mp thì tỉ số truyền i’0 cũng giảm khoảng hai lần. Nếu treo vật trên nhán 4 dây (hình 1.3d), lực căng dây Q T "  4 Do đó M”v và i"0 sẽ giảm đi khoảng 4 lần. Không thể dùng quá nhiều ròng rọc, vì sẽ làm phức tạp và cồng kềnh cho cơ cấu, sẽ tăng lực cản phụ, dây cũng chóng hỏng hơn. Trong quá trình thiết kế cần kết hợp dùng bộ truyền trung gian và Pa lăng cho hợp lý. Ngoài ra cơ cấu nâng cần có bộ phận bảo đảm giữ vật ở trạng thái treo, điều chỉnh vận tốc hạ nếu cần, đó là các thiết bị phanh hãm. Nhƣ vậy trong cơ cấu nâng có các bộ phận sau đây: 1. Bộ phận mang tải 5. Bộ truyền trung gian 2. Dây 6. Phần dẫn động 3. Pa lăng 7. Thiết bị phanh hãm. 4. Tang 1.2.2. Những quan hệ tĩnh học và động học Muốn tính các bộ phận và các tiết máy trong cơ cấu nâng, cần biết trị số các lực mô men tác dụng lên chúng cũng nhƣ các thông số động học (vận tốc, số vòng quay). Hãy xét một cơ cấu nâng (hình 1.4) có Pa lăng với bội suất là a, hiệu suất ηp bộ truyền trung gian có tỷ số truyền là i0 và hiệu suất là η0. Mv III 3 Do n II i2,n2 To i1,n1 I MP Q Hình 1.4: Sơ đồ cơ cấu nâng Khi động cơ quay theo chiều tƣơng ứng, vật đƣợc nâng lên với vận tốc vn. Lực căng các nhánh dây nếu bỏ qua ma sát: Q TTT' '  '  ...  0 1 2 a Thực tế, do có các lực cản phụ, lực căng trong nhánh dây cuốn lên tang lúc nâng vật sẽ lớn hơn: 10 TQ' T0  ppa. Mô men do vật nâng gây ra trên tang: DQD00. MTv 0 2 2a . p Mô men trên trục cuối cùng của bộ truyền trung gian (trục III). MQDv . 0 MM3 tg   t2.a  p  t ηt _ hiệu suất của tang. Muốn nâng đƣợc vật lên, ta phải đặt vào trục III (trục tang) mô men lớn hơn mô men Mv trên tang (vì còn phải thắng lực cản trên tang do độ cứng của dây, do ma sát ổ trục); vì thế ta chia cho ηt . Tƣơng tự nhƣ vậy mô men trên trục II: MQD30. M 2  i2 22 a . i 2 . pt  2 Mô men trên trục I: M 2 QDQD..00 M1    i1 12 a . i 1 . i 2 . pt  2  1 2 a . i 0 .  Trong đó: i0 = i1.i2 _ tỷ số truyền chung của bộ truyền. η0 = η1.η2 _ hiệu suất chung của bộ truyền. η = η0 η1.η2 _ hiệu suất chung của cơ cấu. Vậy muốn nâng đƣợc vật lên động cơ phải phát ra một mô men Mp bằng mô men trên trục I: QD. 0 MMp 1 2ai .0 . Vận tốc: giả thiết trong thời gian t phút vật đƣợc nâng lên chiều cao h (m), ta sẽ có vận tốc nâng là: h v  m/ph n t Cũng trong thời gian t ấy ta phải cuốn lên tang một đoạn dây dài hơn h gấp a lần (a_ bội suất của Pa lăng ) do đó vận tốc cuốn dây lên tang là: ha. v v. a m/ph 0 t n Số vòng quay của tang: v0 vn. a nt  v/ph DD00 D0 _ đƣờng kính tang, đo bằng m. 11 Số vòng quay của trục trung gian: van. nn3 t D0 vn.. a i2 n2 n 3. i 2 D0 vnn..... a i2 i 1 v a i 0 n1 n 2. i 1    ndc DD00 nđc _ số vòng quay của động cơ. Tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền trung gian: M tg i0  M p0 Hoặc là: ndc i0  nt Thời gian hạ vật là lúc nó sản ra một công dƣơng, năng lƣợng sẽ từ điểm treo vật chuyển tới trục dẫn động, công của vật hạ sẽ thắng các lực cản của cơ cấu; mô men trên các trục vẫn có hƣớng nhƣ khi nâng, nhƣng trị số nhỏ hơn. QD.. M '  0 p v 2a QD.. MM' 0 pt 3 tg 2a QD..02pt  M 2  2.ai2 QD..0pt  2  1 QD. 0 M1  2a . i2 . i 1 2 a . i 0 Công suất động cơ: công suất cần thiết để nâng vật nặng Q(N) lên với vận tốc vn (m/ph) nếu không kể lực cản: Qv. N n () kw 0 60.1000 Nếu kể cả lực cản, động cơ cần có công suất: N Q.. v Q v N0 nn  () kw 60.1000.  60000.  1.3. Bộ phận mang tải Bộ phận mang tải dùng để treo vật vận chuyển trên dây của cơ cấu nâng. Tùy theo vật vận chuyển mà dung các loại bộ phận mang khác nhau: móc, vòng treo, kìm, cặp chuyên dung, gầu, thùng, nam châm điện, 12 Sơ đồ quan hệ giữa dây và thiết bị treo Yêu cầu chung: - Phải mắc đƣợc vật nâng trong bất kỳ điều kiện nào, an toàn khi làm việc - Có khả năng sử dụng triệt để tải trọng của máy nâng. Muốn vậy thiết bị mắc vật phải có trọng lƣợng bản thân nhỏ, treo đƣợc số lƣợng vật tƣơng ứng. - Có khả năng cơ khí hoá quá trình mắc và đỡ vật để làm giảm thời gian và sức lao động cho khâu công việc đó. - Có cấu tạo đơn giản, chi phí kim loại ít, giá thành không cao. Phân loại: Nhóm 1: Thiết bị mắc vật thông dụng. Là những thiết bị dùng để treo các vật nâng khác nhau, có khả năng mắc đƣợc những vật nâng hay gặp nhất. Bao gồm: móc câu, vòng treo, dây móc, lƣới treo hàng. Nhóm 2: Thiết bị mắc vật đặc biệt. Là những thiết bị chuyên mắc các vật nâng có những đặc thù riêng nhƣ cùng hình dáng, cùng kích thƣớc, cùng tính chất và có các đặc thù khác. Bao gồm : túi lƣới, gầu ngoạm, thùng, các loại kìm mắc vật, gầu xúc, bộ điện từ, 1.3.1. Móc Móc cẩu là thiết bị mắc vật thông dụng nhất. Móc cẩu đƣợc phân ra móc đơn khi tải trọng Q dƣới 20 tấn và móc kép dùng để treo vật dài chịu lực đối xứng với các tải trọng từ 5 ÷ 75 tấn. Với tải trọng nhỏ còn có loại móc đuôi ren (đuôi dài, đuôi ngắn), loại móc đuôi vòng. Móc cẩu thƣờng đƣợc rèn hoặc dập bằng thép ít cacbon nhƣ CT4, CT5, C20. Khi tải trọng lớn thƣờng dùng móc tấm (Cắt thép tấm thành hình móc rồi ghép lại bằng bulon hoặc đinh tán). Loại móc này dễ chế tạo, nhƣng nặng do tiết diện móc hình chữ nhật và phải bù bền ở lỗ đinh. Các móc treo đã tiêu chuẩn hoá, việc tính chọn móc sẽ đơn giản, căn cứ vào tải trọng mà chọn móc có kích thƣớc phù hợp. 13 Hình 1.5: Các loại móc cẩu a. Tính toán móc đơn. Móc nâng đã đƣợc tiêu chuẩn hoá, việc tính chọn móc căn cứ vào tải trọng, sau đó tiến hành kiểm tra đuôi móc theo điều kiện chịu kéo và ứng suất uốn tại các tiết diện nguy hiểm. Khi tính gần đúng, xem móc là một dầm thẳng không xét đến độ cong móc và để bù lại độ cong phải hạ thấp ứng suất cho phép. Sau khi đã xác định đƣợc các kích thƣớc chủ yếu sẽ tiến hành tính chính xác lại và xét đến độ cong. Công việc đầu tiên khi tính móc là xác định hình dạng tiết diện móc cho phù hợp với điều kiện chịu tải trọng thực tế của móc, sau đó tính đến quan hệ của các kích thƣớc tiết diện. Bước 1: Xác định hình dạng tiết diện móc Không xét đến độ cong móc: Tại tiết diện 1-2 (mặt cắt A-A) hình 1.6. Ta có: Hình 1.6: Tính toán móc đơn 14 Và ứng suất lớn nhất sẽ phát sinh ở lớp ngoài cùng: Bước 2: Tìm quan hệ các cạnh của tiết diện: Để ứng suất ζ ≈ ζ . thì tiết diện phải không đối xứng. Nếu chọn tiết diện hình thang: 1 2 (1.1) Các giá trị trong quan hệ hình học của hình thang có chiều cao h, đáy lớn B, đáy nhỏ b là: Thay vào (1.1) ta có: Với móc câu tiêu chuẩn thì: h = a Lúc này, quan hệ tỷ lệ giữa các cạnh hình thang là: B = 3b. Nhƣ vậy: Khi tính chính xác móc có kể đến độ cong móc, ứng suất ở phần cong có thể xác định theo công thức: 15 (1.2) Trong đó: - r là bán kính cong trục trung hòa của móc ở tiết diện đang xét. Đối với các móc tiêu chuẩn r = Ro = a/2 + c 1 - y là khoảng cách từ lớp vật liệu đang xét của tiết diện đến trục trung hòa. Tọa độ y lấy dƣơng cho các lớp đặt ngoài đối với tâm cong của trục trung hòa và trọng tâm tiết diện, lấy âm cho các lớp đặt giữa chúng. Phƣơng trình gần đúng để tính ứng suất ở tiết diện 1-2 của các móc tiêu chuẩn có xét đến độ cong của chúng nhƣ sau: Những ứng suất lớn nhất ở các điểm ngoài cùng của tiết diện khi : y = – c = – (5/12).h và y = + c = h – c = (7/12).h sẽ là : max1 1 max2 2 1 Đến đây có thể nhận xét khi tính chính xác móc có kể đến độ cong móc thì ứng suất ở điểm 1 tăng hơn 40% khi tính không kể đến độ cong móc. Nhƣ vậy ngay cả khi tiết diện là hình thang và có quan hệ B = 3b thì ứng suất ở điểm 1 và 2 cũng không bằng nhau. Kích thƣớc miệng móc a = h có thể tính gần đúng theo Q tính bằng tấn: Tóm lại: Kiểm tra móc đơn tại các tiết diện sau: Tại tiết diện 1-2 kiểm tra theo công thức: Khi tính móc không kể đến độ cong thì [ζ] = (100 ÷ 110)N/mm2 (Thép C20) k Tiết diện đuôi móc kiểm tra theo kéo khi có ren: Nếu đuôi móc làm vòng thì xét tại tiết diện nhỏ nhất. Xét khả năng xuất hiện 2 thêm ứng suất uốn khi vật bị lắc ta nhận [ζ] = (50 ÷ 60)N/mm (Thép C20). k 16 Chiều cao của đai ốc lắp vào đuôi móc H đƣợc tính theo ứng suất dập hoặc áp lực riêng cho phép trên ren. H phải lớn hơn 0,8 đƣờng kính trung bình của ren Tại tiết diện 3-4 khi treo vật trên một dây kiểm tra theo cắt: Nguy hiểm hơn cả đối với tiết diện 3-4 là khi treo vật trên hai nhánh dây o nghiêng một góc γ so với đƣờng thẳng đứng, thông thƣờng nhận γ = 45 , trong trƣờng hợp này trọng lực của vật truyền vào móc hai lực, mỗi lực bằng: Phân lực Q thành hai thành phần nằm ngang Q và thẳng đứng Q , ta có: 1 2 3 Tác dụng của lực Q đến tiết diện 3-4 giống nhƣ tác dụng của Q ở tiết diện 1-2. 2 Vì vậy ứng suất ở các điểm 3 và 4 khi tính gần đúng không xét đến độ cong móc có thể xác định: Khi xét đến độ cong móc, ứng suất ở điểm bất kỳ của tiết diện 3-4 có thể xác định theo công thức (1.2) Khi bán kính độ cong r = a/2 + c , a = h và những giới hạn khác nhƣ trên đối 3 với tiết diện móc tiêu chuẩn, ta có: Ứng suất lớn nhất ở điểm 3 khi y = – (5/12).h đƣợc xác định theo công thức: max1 Phân lực thứ hai Q gây ra ứng suất cắt: 3 Cuối cùng ứng suất quy đổi ở điểm 3: 17 b. Tính toán móc kép Tính toán móc câu đôi cũng theo các công thức móc câu đơn. Các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra là : 1-2 ; 3-4 ; 5-6 Hình 1.7: Móc kép khi chịu tải đều Hình 1.8: Móc kép khi chịu tải không đều Trị số tính toán trên mỗi ngạnh là: Xét đến khả năng treo lệch dây tải trọng không đều ta có thể nhận lực tính toán là: Để tính tiết diện 1-2, ta phân lực Q thành hai phân lực Q và Q : 1 2 3 Q = Q sinγ. Lực Q gây ra uốn và kéo 2 1 2 Q = Q cosγ. Lực Q gây ra cắt 3 1 3 Còn để tính tiết diện 3-4, ta phân lực Q thành hai phân lực Q và Q : 1 4 5 Q = Q sin(γ +α). Lực Q gây ra uốn và kéo 4 1 4 Q = Q cos(γ +α). Lực Q gây ra cắt. 5 1 5 Nguy hiểm nhất là khi chỉ treo vật trên một ngạnh, lực Q chia thành hai thành 2 phần Q và Q . Các lực này gây nên ứng suất kéo và cắt cho tiết diện 5-6 6 7 18 Ngoài ra tại tiết diện 5-6 còn chịu ứng suất uốn: Ứng suất tổng tại tiết diện này là: c. Vòng treo Vòng treo là thiết bị chủ yếu dùng để treo vật nâng có trọng lƣợng lớn hơn 100 tấn. Vòng treo đƣợc chế tạo bằng phƣơng pháp rèn dập từ thép CT3. Vòng treo nhẹ hơn móc có cùng tải trọng. Tuy nhiên sử dụng không tiện lợi bằng móc vì phải luồn dây vào vòng Có hai loại vòng treo: vòng treo liền và vòng treo chắp. Vòng treo liền là một hệ thống tĩnh không xác định, tải trọng đến 200 tấn. Khi tải trọng lớn hơn nữa (đến 500 tấn) thì dùng vòng treo chắp. Hình 1.9: Vòng treo liền và vòng treo chắp Các thanh bên đƣợc tính theo kéo với lực kéo: Thanh ngang chịu nén do lực: Và chịu uốn do mômen 19 Ở tiết diện giữa thanh ngang: Chốt giữa các thanh đƣợc tính theo cắt: Ứng suất lớn nhất ở tiết diện giữa thanh ngang của dầm khi có kể đến độ cong: 1.3.2. Cặp giữ Thiết bị mắc vật đặc biệt nói chung và kẹp mắc vật nói riêng chuyên dùng để mắc những vật có cùng kích thƣớc và trọng lƣợng. Ƣu điểm chính của việc sử dụng thiết bị mắc vật đặc biệt là việc mắc và dỡ vật nhanh chóng (Giảm thời gian bƣớc dừng). Chính vì vậy khi thiết kế những thiết bị mắc vật đặc biệt cần xét đến hình dạng, kích thƣớc và những tính chất khác của vật. Phần lớn các kẹp mắc vật làm việc dựa vào nguyên lý ma sát. a. Kẹp mắc vật đối xứng. Với kẹp mắc vật kiểu đối xứng vật đƣợc giữ là do lực ma sát. Điều kiện giữ vật là: 2Fms = 2Nf ≥ Q Hình 1.10: Kẹp đối xứng 20 Nhƣ vậy tối thiểu lực nén cần thiết của chân kẹp (Phản lực) phải là: Trong đó f là hệ số ma sát phụ thuộc vào vật liệu của vật, của chân kẹp và trạng thái mặt tiếp xúc của chúng. k là hệ số an toàn giữ vật. Khả năng làm việc của kẹp đƣợc xác định bằng phƣơng trình cân bằng lực của một má kẹp bất kỳ. Trong tính toán sơ bộ bỏ qua trọng lƣợng bản thân của má kẹp (Hình 1.10). Khi đó nếu xét má kẹp 1: Tất cả các lực tác dụng lên má kẹp 1 gồm: T, R 1 , R , N và Q/2. 2 Phƣơng trình mômen của tất cả các lực tác dụng lên má kẹp 1 đối với tâm khớp nối: Ta có: (1.3) Kẹp chỉ có thể làm việc đƣợc (Giữ đƣợc vật) khi điều kiện trên (1.3) đƣợc thích ứng . Nhƣ vậy khi cho trƣớc kích thƣớc vật a, và f ≤ fmin (Việc giữ đƣợc vật không phụ thuộc vào trọng lƣợng vật). Phƣơng trình (1.3) là cơ sở để lựa chọn các kích thƣớc cơ bản của kẹp: m, c, α. Hình 1.11: Sơ đồ phân tích lực T Hình 1.12: Sơ đồ lực 21 Để đánh giá ảnh hƣởng của trọng lƣợng các cánh tay đòn và thanh kéo đến khả năng kẹp vật, sử dụng nguyên tắc tác dụng độc lập của các lực. Trƣờng hợp không kể đến G2, lực căng cáp treo đặt tại điểm A bằng Q + G1 . Do thanh kéo chỉ chịu lực kéo nên lực T tác dụng dọc thanh kéo. Phân lực T thành hai thành phần thẳng đứng V và nằm ngang N1 (hình 1.11) ta có: Thiết bị kẹp ở hình 1.12 không tính đến tác dụng của trọng lƣợng vật nâng Q và trọng lƣợng tay đòn G1 mà chỉ có lực căng cáp G2 và trọng lƣợng mỗi thanh kéo G2/2. Nhƣ vậy khi phân tích trọng lƣợng thanh kéo AB là G2/2 theo hai phƣơng đã xác định sẽ tìm đƣợc các phản lực tại A và B là S2 và N2. Ta có: Theo nguyên tắc tác dụng độc lập, tổng phân lực theo phƣơng ngang tại khớp B của kẹp là: Xét cân bằng lực một má kẹp bằng cách lấy mômen của tất cả các lực đối với tâm khớp C: Nhƣ vậy: Thông thƣờng khi tính toán thiết bị kẹp phải xác định góc α để đảm bảo độ tin cậy khi giữ vật của thiết bị Nếu trong tính toán không kể đến ảnh hƣởng của trọng lƣợng thiết bị kẹp: 22 b. Kẹp mắc vật không đối xứng Kẹp không đối xứng khác với kẹp đối xứng ở chỗ các thanh kéo phía trên không đối xứng qua trục AC. Trong việc tính toán loại kẹp này không kể trọng lƣợng các thanh mà chỉ có trọng lƣợng vật nâng Q và trọng lƣợng các đòn G .(hình 1.13) 1 Hình 1.13: Kẹp không đối xứng Để xác định các lực tác dụng lên cánh tay đòn XB và XE tại các điểm B và E, xét thanh AA’E nhƣ một dầm tĩnh định chịu lực Q + G1 ở A theo phƣơng thẳng đứng và hai gối khớp ở A’ và E. Phản lực tại E chƣa biết cả phƣơng và giá trị XE còn tại A’ phản lực có phƣơng dọc theo thanh kéo A’B vì tại A’ thanh AA’E nối khớp với A’B. Do tất cả các lực tác dụng lên AA’E phải cắt nhau tại một điểm nên kéo dài lực Q + G theo phƣơng thẳng đứng cắt A’B tại S và nhƣ vậy phản lực tại E phải có 1 phƣơng đi qua S và E. Bằng cách phân tích lực Q+G1 theo các phƣơng ta có: Do các lực tác ... Với bánh răng đúc bằng thép hoặc gang hệ số c = 1,5 ÷ 4 ; với các bánh răng rèn dập c = 1,2. Trị số c lấy lớn khi chế độ làm việc nặng có va đập lớn. Cần phải lắp ráp chính xác để răng tiếp xúc nhiều hơn theo suốt chiều dài. Chiều dày của chốt cóc B thƣờng lấy lớn hơn chiều dày răng từ (2 ÷ 4) mm. B = b + (2 ÷ 4) mm Răng của bánh răng cũng tính theo sức bền uốn, xét lúc nguy hiểm nhất khi bắt đầu vào ăn khớp và giả thiết rằng tiết diện nguy hiểm cách đầu răng một đoạn h = m. Mômen uốn ở tiết diện đó: Và ứng suất uốn: Hình 1.49 Con cóc Trong đó: a = ψ.m – Chiều dày răng tại tiết diện bị gãy. 48 Để ăn khớp ngoài (ψ = 1,5), ta có: Để ăn khớp trong: Ứng suất uốn cho phép: Trong đó: - ζ – Giới hạn chảy của vật liệu làm bánh răng. c 2 - Với thép đúc n = 5; Với thép dập và cán n = 4; Với gang [ζ] = 30 N/mm . u Trị số môđun tính toán nhận theo tiêu chuẩn, thông thƣờng m = 6 ÷ 60. Khi thay đổi chiều quay về phía hạ vật, chốt cóc tỳ vào đỉnh biên răng của bánh răng, trƣợt vào rãnh chân răng và ăn khớp phải chắc chắn. Muốn vậy phía làm việc của răng tựa vào chốt cóc và lệch đi so với bán kính bánh răng vẽ từ tâm đến đỉnh răng một góc α (Hình 1.50). Hình 1.50 Bánh cóc Phân lực vòng làm hai thành phần : phân lực thẳng góc với mặt răng P.cosα và phân lực tiếp tuyến P.sinα, dƣới tác dụng của lực này chốt cóc chuyển dịch về đáy răng. Trong đó, ở những mặt tiếp xúc phát sinh lực ma sát: F = f.N = f.Pcosα Từ đó: tgα > f = tgρ với ρ là góc ma sát thay thế. 49 o Trị số trung bình f = 0,20 ứng với α = 11 . Nếu tính đến khả năng bề mặt làm o việc bị hƣ hỏng, có bụi bẩn và cả lực ma sát ở trục chốt cóc nên thƣờng nhận α = 20 . Thân chốt cóc đƣợc tính theo sức bền nén và uốn. Ứng suất lớn nhất phát sinh khi chốt bắt đầu vào ăn khớp ở tiết diện nguy hiểm: Trong đó: - B: Chiều dày chốt cóc. - δ: Chiều cao của tiết diện đang xét. - e: Khoảng cách từ trọng tâm tiết diện đang xét tới đƣờng tác dụng của lực vòng P qua tâm trục chốt. e = (0.4 ÷ 0,5)h 2 - [ζ] = (60 ÷ 65) N/mm : ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt cóc. u Đƣờng kính trục chốt cóc d tính theo điều kiện bền uốn: Trong đó: - [ζ ]: ứng xuất uốn cho phép của trục chốt cóc u - c: khoảng cách từ tâm tiết diện chốt cóc đến bệ đỡ chốt Hình 1.51: Chốt trong cơ cấu bánh cóc – con cóc 1.6.2. Mô men phanh trong cơ cấu nâng Tất cả các cơ cấu máy nâng đều có trang bị phanh. Phanh ở đây thƣờng dùng loại điện từ hoặc loại điện thuỷ lực và là phanh thƣờng đóng. Nghĩa là khi trục cơ cấu không quay, phanh đóng lại, chỉ khi nào trục cơ cấu quay phanh sẽ tự động mở ra. 50 Nhờ có phanh, cơ cấu có khả năng dừng chính xác. Ở cơ cấu nâng, phanh còn có thể giúp điều chỉnh tốc độ nâng hạ vật một cách chủ động. Tính toán mômen phanh. Để có thể tính toán hoặc chọn phanh phù hợp, trƣớc hết phải tính toán giá trị của mômen phanh cần thiết tác động vào cơ cấu để cơ cấu dừng lại. Đơn giản nhất là mômen do phanh sinh ra ít nhất phải lớn hơn mômen xoắn trên trục của cơ cấu cần phanh, nghĩa là : Mp ≥ Mx Trong đó: - Mp: Mômen phanh cần thiết để dừng cơ cấu. - Mx: Mômen xoắn trên trục cần phanh. Tuy nhiên trong thực tế cần phải tính toán mômen phanh cần thiết, lớn nhất khi cơ cấu nâng hạ vật vì trƣờng hợp này nguy hiểm nhất. Để xác đinh mômen phanh, xét quá trình hạ vật ở cơ cấu nâng, trên hình dƣới Hình 1.52: Sơ đồ tính toán mômen phanh Đầu ra của hộp giảm tốc lắp tang quấn cáp có đƣờng kính D . Cáp treo vật đƣợc o treo qua puly di động, kết cấu này là một palăng thuận có bội suất η . p Khi hạ vật, mômen phanh gồm có hai thành phần: - Mômen tĩnh Mt do trọng lƣợng của vật gây nên. Mômen tĩnh tác động trong suốt thời gian khi hạ vật với vận tốc không đổi, trong thời gian phanh khi hạ vật. - Mômen động Mđ do động năng của vật và các bộ phận quay của cơ cấu, do vận tốc giảm dần đến không gây ra. Mômen động chỉ xuất hiện khi phanh (xem phần tải trọng động). Nhƣ vậy: Mp = Mt + Mđ Xác định mômen tĩnh Mt. Lực căng trên phần tử mềm: 51 Mômen cần để nâng vật tác dụng lên tang: Khi đặt phanh trên trục dẫn 1 của cơ cấu, mômen do trọng lƣợng vật tác dụng lên trục này là: i = i .i .i : Tỷ số truyền chung của hộp số. 0 1 2 3 Lực cản có hại của palăng, tang và bộ phận truyền động có tác dụng nhƣ phanh và làm giảm mômen tĩnh Mt’. Do đó: Trong đó: η = η .η .η .η .η – Hiệu suất chung của cơ cấu. P tg 1 2 3 Xác định mômen động Mđ Mômen động Mđ có hai thành phần: Mđ = Mđ’ + Mđ’’ Trong đó: - Mđ’: Mômen tạo nên do động năng của vật khi dừng. - Mđ’’: Mômen do động năng của các bộ phận quay của cơ cấu gây ra. Để xác định Mđ’ , coi quá trình phanh là quá trình chuyển động chậm dần đều. Theo nguyên lý Đalămbe, khi đó tải trọng phụ sinh ra trên móc câu có trị số: Sp tạo ra mômen phụ trên tang: Và Sp gây ra mômen động trên trục động cơ 1 (Trục đặt phanh): Thay Gp và vp vào công thức trên: 52 ta có: Mđ’’ do động năng của các chi tiết máy quay của cơ cấu gây nên trên trục phanh, cũng là do mômen động của tất cả các trục của cơ cấu quy đổi về trục phanh 1. Mđ’’ = M + M + M + 1 2/1 3/1 Mômen M là mômen động do khối lƣợng trục 1 và của các chi tiết lắp trên trục 1 1 do quay chậm dần gây nên : M = J .ε Tổng quát: Mi = J .ε 1 1 1 i i Trong đó: - Mômen quán tính của tất cả các khối lƣợng quay trên trục 1 - Gia tốc góc của trục thứ 1 trong quá trình phanh. Nhƣ vậy: Mômen M là mômen động do khối lƣợng trục 2 và của các chi tiết lắp trên trục 2 2 do quay chậm dần gây nên xác định tƣơng tự nhƣ trên: Đƣa về trục 1 (trục phanh), ta đƣợc: Tƣơng tự nhƣ trên ta xác định đƣợc: So sánh các giá trị M , M , M , có nhận xét: càng về sau giá trị mômen 1 2/1 3/1 càng nhỏ so với M . Tổng số các mômen về sau thƣờng không quá 15% M , nên để 1 1 53 đơn giản khi tính toán Mđ’’ thƣờng chỉ tính M , ảnh hƣởng của các mômen còn lại 1 thay bằng trị số c = (1,10 ÷ 1,15). Khi xác định giá trị mômen bánh đà tổng cộng của khối lƣợng trục 1 (trục quay nhanh) cần chú ý là thành phần chính của nó là mômen bánh đà của các chi tiết máy có trọng lƣợng lớn G và đƣờng kính D lớn đó là : rôto động cơ điện, khớp nối và bánh phanh, còn mômen bánh đà của bản thân trục thì có trị số nhỏ không đáng kể, có thể bỏ qua. Do đó: Nhƣ vậy biểu thức tổng quát để tính mômen phanh có dạng: Mp = Mt + Mđ’ + Mđ’’ Hệ số β gọi là hệ số an toàn của phanh Trong tính toán sơ bộ β đƣợc chọn dựa vào chế độ làm việc: Đối với chế độ làm việc nhẹ NH thì β ≥ 1,50; chế độ làm việc trung bình TB thì β ≥ 1,75; chế độ làm việc nặng N thì β ≥ 2,00. 1.6.3. Phanh má Phanh má do có nhiều ƣu điểm nên đƣợc sử dụng rất rộng rãi trong ngành máy nâng. Có thể phân phanh má ra hai loại: phanh một má và phanh hai má. Áp lực tác dụng lên trục cơ cấu của phanh hai má đều hơn phanh một má, nên trong các cơ cấu máy nâng truyền động máy chỉ sử dụng phanh hai má. a. Phanh một má Hình 1.53 cho thấy sơ đồ loại phanh một má đơn giản nhất. Đĩa phanh 1 gắn trên trục cơ cấu cần phanh, má phanh 2 gắn trên đòn phanh 3, đòn 3 quay quanh khớp O. Đĩa 1 có thể quay hai chiều. Khi ấn đầu đòn 3, má 2 ép vào đĩa 1, nhờ lực ma sát F cơ cấu dừng lại. 54 Hình 1.53: Sơ đồ tính toán phanh 1 má Đĩa có đƣờng kính D, lực vòng do mômen xoắn trên trục cơ cấu gây ra P. Điều kiện để cơ cấu dừng lại khi phanh: Lực nén cần thiết N lên đĩa phanh để tạo nên lực ma sát F là : Trong đó: f là hệ số ma sát giữa má và đĩa phanh. Muốn lực nén nhỏ thì phải tăng hệ số ma sát f, thông thƣờng sử dụng vật liệu có hệ số ma sát cao nhƣ pherađô, abectô, để tán hoặc dán vào má phanh 2. Trong máy nâng, phanh thƣờng đặt ở trục 1, tận dụng đĩa khớp nối làm đĩa phanh 1. Để phanh làm việc đƣợc, không gây nóng quá giới hạn cho phép và lâu mòn, cần phải có điều kiện: (1.5) Trong đó: - F = b.S: Diện tích bề mặt làm việc của má phanh. má - b = θ.D: Bề rộng má phanh, hệ số θ = 0,3 ÷ 0,4. - S = ψ.D: Chiều dài má phanh, hệ số ψ = 0,5 ÷ 0,7. 2 - [p]: Áp lực riêng cho phép, với pherađô nhận giá trị 2 ÷ 2,2 N/mm . Thay các giá trị của N và Fmas vào (1.5) và biến đổi, ta đƣợc công thức xác định đƣờng kính đĩa phanh: 55 Xác định chiều dài của má phanh S Chiều dài của má phanh xác định từ điều kiện đốt nóng: p.f.v ≤ [A] Trong đó: - p.v: Công riêng của lực ma sát. 2 - [A] = 150 ÷ 200 (N.mm/mm ): Công cho phép. Giá trị áp lực riêng: Tốc độ dài của đĩa phanh, ứng với số vòng quay n (vòng/phút): Đƣa các giá trị của p, v, f và [A] vào (1.5) và biến đổi, ta đƣợc: Xác định chiều rộng của má phanh b Chiều rộng b của má phanh tính theo áp lực riêng cho phép: Từ các công thức: Trong đó α là góc bao giữa má và đĩa phanh. Ta đƣợc: Hoặc chiều rộng b đƣợc xác định từ điều kiện đốt nóng: p.v ≤ [p.v] Thay các giá trị p và v vào, biến đổi ta đƣợc: Xác định lực đóng phanh K Từ điều kiện dừng ta có: f.N = P 56 Để xác định lực đóng phanh K, lập phƣơng trình cân bằng của tất cả các lực tác dụng vào đòn 3 đối với tâm quay O. Khi đĩa phanh quay ngƣợc chiều kim đồng hồ (chiều I), phƣơng trình có dạng : (1.6) Khi đĩa phanh quay theo chiều kim đồng hồ (chiều II), ta có: (1.7) So sánh (1.6) và (1.7) ta thấy: K < K . I II Khi thiết kế phanh phải chú ý đến chiều quay của phanh, đặt tâm quay của đòn về phía nào để cho trị số K nhỏ nhất. Tổng quát Dấu (-): khi quay chiều I Dấu (+): khi quay chiều II a. Quay ngược chiều kim đồng hồ b.Quay cùng chiều kim đồng hồ Hình 1.54: Phanh má có lắp khớp ở má phanh Khi mômen phanh thƣờng xuyên đổi chiều (trong trƣờng hợp cơ cấu quay và cơ cấu di chuyển) cần có K = K . Muốn vậy cho cánh tay đòn c = 0 bằng cách uốn cong I II đầu đòn (vị trí chấm chấm trên hình), khi đó mômen ± P.c = 0. Ta có: Nhƣng nếu a/f ≤ c suy ra K ≤ 0 Đây là trƣờng hợp tự hãm cần tránh. 57 Trị số và phƣơng phản lực S tại tâm quay O của đòn phanh xác định bằng phƣơng pháp đồ thị. Để tránh mòn không đều má phanh, thƣờng lắp khớp má phanh với đòn phanh bằng chốt, không lắp cứng. Trong trƣờng hợp này, hợp lực của lực N và f.N là N’ ở trạng thái cân bằng của má phanh phải đi qua tâm chốt A (Hình 1.54). Điểm đặt N’ là điểm B bị lệch sang phải hoặc trái so với điểm C (tuỳ theo chiều quay của đĩa phanh) một đoạn là CB và gây nên sự phân bố áp suất không đều trên má phanh. Để hạn chế nhƣợc điểm này, khi thiết kế phanh cần chọn c nhỏ để giảm độ lệch áp lực phân bố p và p . Bởi e = BC ≈ c.tgγ và để e có giá trị nhỏ nhất. max min Khi cần tính lực K trong trƣờng hợp này, trƣớc tiên xác định lực N’ theo công thức : Sau đó viết phƣơng trình cân bằng mômen đối với đòn phanh 3 cho hai hƣớng quay: Khi đĩa quay ngƣợc chiều kim đồng hồ: Khi đĩa phanh quay theo chiều kim đồng hồ: Trong hai công thức trên : h = h = h = a.cosγ I II Nhƣ vậy khi má phanh lắp chốt với đòn phanh và không cần uốn cong đòn phanh, thì lực đóng phanh K không phụ thuộc vào chiều quay của đĩa phanh. Góc γ có giá trị không đổi trong cả hai hƣớng quay trên: K = K = K . I II Trong thực tế tính toán, kết cấu phanh má có giá trị γ rất nhỏ, lực N’ xấp xỉ bằng N, do vậy: Khi điều khiển bằng tay, lực K không vƣợt quá 120 ÷ 150N. Phanh một má có nhƣợc điểm lớn là gây áp lực một phía lên đĩa phanh, có khả năng cong trục phá ổ đỡ của cơ cấu. b. Phanh 2 má Phanh hai má có thể xem nhƣ hai phanh một má ghép với nhau bằng các đòn liên kết, đảm bảo hai má đóng mở đồng thời. 58 Phanh hai má bƣớc ngắn kiểu trọng vật là loại phanh thƣờng đóng. Đóng phanh nhờ trọng vật và mở phanh nhờ lực hút của bộ điện từ. Bộ điện từ (BĐT) có phần ứng đặt trên đòn phanh 4. Hình 1.54: Phanh hai má bước ngắn kiểu trọng vật Điều kiện dừng vật: Trong đó: Để xác định lực đóng phanh K ta xét điều kiện cân bằng các lực tác dụng lên các đòn phanh: Xét đòn 1: N.a = L2.b (1) Xét tấm cứng 3: Z.e = L2.c (2) Xét đòn 4: K.n + G.m – Z.h = 0 (3) Từ (1), (2) và (3) ta có: Hoặc: 59 Đƣờng kính dĩa phanh, má phanh đƣợc tính tƣơng tự nhƣ phanh một má. Các đòn phanh đƣợc tính theo uốn hoặc kéo tùy trƣờng hợp chịu lực. Các khớp bản lề đƣợc tính dựa vào các phản lực tại khớp. c. Phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT Trong máy nâng chủ yếu sử dụng phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT. Kết cấu của phanh chắc chắn, làm việc ổn định, ít hỏng hóc. Khi má phanh bị mòn dễ thay thế má phanh mới. Phanh hai má bƣớc ngắn TKT đƣợc tiêu chuẩn hoá căn cứ vào đƣờng kính bánh phanh D. Đây là loại phanh thƣờng đóng. Đóng phanh nhờ lò xo nén và mở phanh nhờ lực hút của bộ điện từ. Hình 1.55: Phanh hai má bước ngắn kiểu TKT Nguyên lý làm việc và kết cấu phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT: Lực đóng phanh do lò xo chính 8 gây ra. Lò xo 8 đang bị nén tác động vào đòn đứng 5 bên trái thông qua các đai ốc 10 và đòn ngang số 14 (Các đai ốc 10, 11 còn dùng để điều chỉnh lực căng lò xo chính 8). Lúc này Lò xo 8 cũng tác động vào đòn đứng phải 3 thông qua đòn ống 13. Khi đó hai má phanh 2,4 đƣợc ép chặt vào đĩa phanh 1 (hình 1.55). Mở phanh nhờ lực hút của bộ điện từ (BĐT). Bộ điện từ có phần cảm 6 đặt trên đòn phải 3, phần ứng 7 nối khớp với đầu của đòn phải 3 đồng thời tựa trên đầu phải của đòn ngang số 14. Khi động cơ điện của cơ cấu đƣợc đóng điện phần cảm BĐT cũng có điện (có thể dùng dòng một chiều hoặc dòng xoay chiều). Phần cảm 6 sẽ hút 60 phần ứng 7 đẩy đòn ngang 14 sang trái lúc này lò xo 8 sẽ bị nén thêm một đoạn. Đòn đứng trái 5 kéo má phanh trái 4 mở ra khỏi đĩa phanh trị số 2ε (ε là khe hở giữa má và đĩa phanh, ε = ε = ε). Đồng thời lúc này. Lò xo phụ 9 tác động vào đáy ngoài đòn 1 2 ống, đẩy đòn ống 13 sang phải, đòn đứng phải 3 mở ra, kéo má phanh phải 2 ra khỏi đĩa phanh trị số ε. Khi đó khe hở ở má trái chỉ còn lại trị số ε. Đầu trái đòn ngang 14 có ốc điều chỉnh 12 để điều chỉnh lực căng lò xo phụ 9. Vít 15 dùng để điều chỉnh hành trình của dòn ngang đồng thời điều chỉnh khe ε hở điều giữa hai má phanh. d. Tính toán phanh hai má bƣớc ngắn kiểu TKT Phanh cho các cơ cấu máy nâng thƣờng lắp ở trục thứ nhất (trục I), trƣớc khi đi vào hộp giảm tốc bao giờ trục động cơ điện cũng đƣợc lắp khớp nối, tận dụng mặt ngoài của phần bị động của khớp nối tiêu chuẩn để làm đĩa phanh. Khi tính toán và chọn phanh phải để ý kết hợp với việc chọn kiểu khớp nối cho phù hợp. Điều kiện dứng Lực đóng phanh xác định theo công thức: Hoặc Trong đó: Hoặc Lực của lò xo chính khi đóng phanh phải thỏa mãn: Trong đó: - K là lực do lò xo phụ tác động (Khi đóng phanh lò xo này bị nén thêm): P 61 K = (20 ÷ 80)N P - M là mômen trọng lực của phần ứng đối với trục quay của nó. N Lực của lò xo chính K có thể tính gần đúng : K = (1,10 ÷ 1,15).K O O Khi mở phanh đòn ngang 14 di chuyển một bƣớc h: Trong đó: - ε = (1,5 ÷ 2,0) mm: Khe hở giữa má và đĩa phanh. - 1,1 : Hệ số tính đến độ đàn hồi của các cánh tay đòn phanh. Hình 1.56 Sơ đồ tính toán phanh TKT Khi đó lực nén thêm lò xo chính sẽ là: Kt = h.c (c là độ cứng của lò xo). Lực lớn nhất trong lò xo chính (khi mở phanh): o Có thể tính góc quay α của phần ứng BĐT thay cho tính hành trình h: Mômen tính toán do BĐT tác động vào đầu phải đòn ngang: M = K .a nc max Một cách gần đúng: Từ kết quả tính M , h hoặc α ta chọn BĐT theo tiêu chuẩn cho phù hợp. nc Lò xo đƣợc tính theo ứng suất xoắn: 62 Trong đó: - D (mm): Đƣờng kính trung bình của lò xo. lx - d (mm): Đƣờng kính thép lò xo. - c: Hệ số độ cứng lò xo, phụ thuộc tỷ số D /d. 0 2 - [η] (N/mm ): Ứng suất cho phép của vật liệu lò xo. x e. Phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực TKTΓ Phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực TKTΓ là loại phanh hai má thƣờng đóng nhờ lò xo nén và mở phanh kết hợp giữa điện và thuỷ lực. • Nguyên lý làm việc và kết cấu phanh hai má bƣớc ngắn điện – thuỷ lực TKTΓ: Hình 1.57: Sơ đồ Phanh hai má điện – thuỷ lực TKTΓ Khi cơ cấu chƣa làm việc, phanh ở trạng thái đóng, lò xo 6 bị nén, do đầu dƣới của lò xo cố định bởi đai ốc 9 nên nó kéo đầu trái của thanh truyền 5 đi xuống, làm ép hai má phanh vào bánh phanh. Có thể điều chỉnh mômen phanh bằng cách vặn đai ốc 9 để thay đổi lực nén lò xo 6. Khi cơ cấu làm việc, con đẩy điện thuỷ lực 7 hoạt động đẩy đầu trái của tay truyền lực 5 đi lên, lò xo bị ép lại. Khi thanh truyền 5 đi lên thông qua thanh 4 và đòn phanh 3 má phanh bên phải 2 mở ra cho đến khi cái hạn chế hành trình 8 chạm đế phanh thì tay đòn phanh và má phanh bên trái đƣợc mở ra. Tăng đơ 4 và cái hạn chế hành trình 8 dùng để điều chỉnh khe hở є giữa má phanh và bánh phanh, và để các má phanh mở đều ra hai bên. Kết cấu tham khảo hình 1.58 63 Hình 1.58: Kết cấu Phanh hai má điện – thuỷ lực Ở phanh hai má kiểu điện- thuỷ lực, con đẩy thuỷ lực có thể điều chỉnh đƣợc tốc độ đẩy, vì vậy quá trình phanh xảy ra êm dịu, không bị giật. • Ưu điểm: Đây là loại phanh thuờng đóng và có nhiều ƣu điểm hơn so với phanh điện từ. Nó khắc phục đƣợc sự va đập, khi mở phanh êm dịu hơn, không bị đột ngột. Từ những ƣu điểm trên mà ngày nay, trong máy nâng ngƣời ta sử dụng phanh điện thuỷ lực là chủ yếu. • Nhược điểm: Giá thành cao. Chế tạo khó khăn phức tạp hơn phanh điện từ do kết cấu của bình điện thuỷ lực có động cơ điện, bơm thủy lực và pittông thủy lực đòi hỏi độ chính xác cao. 1.6.4. Phanh đai Trong máy nâng, phanh đai ít dùng hơn phanh má, vì tuy mômen phanh lớn nhƣng cồng kềnh, chiếm nhiều chỗ. Có nhiều loại phanh đai: Phanh đai đơn giản, vi sai, hỗn hợp, phanh đai tác dụng hai chiều. Điều khiển phanh đai có thể bằng BĐT, bằng thuỷ lực, có khi điều khiển tự động. a. Cơ sở tính toán phanh đai Mômen phát sinh trong đai là nhờ ma sát giữa đai phanh và đĩa phanh hình trụ. Từ điều kiện dừng: Mômen ma sát phát sinh khi phanh phải lớn hơn hoặc bằng Mômen phanh và quan hệ giữa lực căng ở nhánh đai đi vào đĩa (S ) và lực căng ở max nhánh ra khỏi đĩa phanh (S ) tuân theo công thức Ơle . min Ta có hệ phƣơng trình: 64 Giải hệ ta có: Trong đó: - f: Hệ số ma sát giữa đai và đĩa. - α (rad): Góc ôm giữa đai và đĩa phanh. - Lực vòng. Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép: Trong đó: - N là tổng hợp lực của áp lực p. - F là diện tích tiếp xúc giữa đai phanh và bánh phanh. Để xác định N ta xem xét điều kiện cân bằng lực tác dụng lên đoạn đai vi phân giới hạn bởi góc ở tâm dβ (Hình 1.59). Chiếu tất cả các lực tác dụng lên đoạn đai vi phân theo hƣớng dN ta có: Một cách gần đúng xem: và. Biến đổi và rút gọn ta có: Mặc khác: Thay N và F vào (6.70) Ta có: 65 Trong tính toán lấy: Hình 1.59: Sơ đồ tính toán phanh đai b. Phanh đai đơn giản Đây là loại phanh thƣờng đóng nhờ đối trọng G kéo đòn phanh xuống dƣới, muốn mở phanh phải tác dụng vào đòn bằng lực mở phanh Pn do BĐT gây ra. Đầu đai có nhiều kết cấu khác nhau để có thể điều chỉnh khe hở giữa đai và đĩa phanh. Tính toán Sơ bộ: Trƣớc tiên từ điều kiện hãm ta đã có: Trọng lƣợng cần thiết của đối trọng G (để tạo ra lực đóng phanh) xét theo chiều hạ vật đƣợc xác định thông qua điều kiện cân bằng lực trên đòn phanh: Trong đó: - Gt – Trọng lƣợng đòn phanh. - Gn – Trọng lƣợng phần ứng BĐT. - η = 0,9 ÷ 0,95 – Hiệu suất đòn phanh. 66 - a, b, c, d là các cánh tay đòn phanh, thông thƣờng tỷ lệ d/a = 10 ÷ 15. Khi quay theo chiều ngƣợc lại (Nâng vật) Lực đóng phanh G sẽ lớn hơn lần (Cùng Mα .f e ). P Để triệt tiêu khe hở ε, đòn phanh phải thực hiện hành trình tại diểm gắn nhánh đai Δ : 1 Δ = (R + ε).α - R.α = ε.α ; ε = (0,8 ÷ 1,5) mm 1 Hình 1.60: Sơ đồ phanh đai đơn giản Khi đó bƣớc của đòn phanh tại điểm gắn đối trọng G: Lực kéo cần thiết của BĐT: Tính toán kết cấu: Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép: Chiều dày δ của đai thép xác định theo điều kiện chịu kéo có trừ các lỗ tán đinh tán: Trong đó: i là số đinh tán trong một dãy và d là đƣờng kính của đinh tán thông thƣờng chọn d = (4 ÷ 10)mm. Hoặc có thể tính chọn theo điều kiện chịu cắt: 67 Ngày nay có nhiều loại keo dán có độ bền cao, có thể dán phần ma sát vào đai thép. c. Phanh đai vi sai Đặc điểm của phanh này là cả hai đầu đai đều nối vào hai đầu đòn. Khi phanh, đầu đòn trái nâng lên làm giảm lực căng nhánh vào. Lực căng nhánh vào và nhánh ra tự điều chỉnh. Gọi là vi sai vì mômen phanh của phanh bằng hiệu của các mômen do các lực căng nhánh vào S và nhánh ra S gây nên đối với khớp quay của đòn phanh. 1 2 Tính toán Sơ bộ: Tƣơng tự nhƣ tính toán phanh đai đơn giản. trọng lƣợng cần thiết của đối trọng G (để tạo ra lực đóng phanh K) xét theo chiều hạ vật đƣợc xác định thông qua điều kiện cân bằng lực trên đòn phanh: Hình 1.61: Sơ đồ phanh đai vi sai Từ ΣM0 = 0 ta có: Phân tích biểu thức trên, nhận thấy ứng với cách chọn cánh tay đòn a và a ta 1 2 có thể có lực đóng phanh G nhỏ khi M là bất kỳ và đây chính là ƣu điểm của phanh P băng vi sai. f.α Và nếu: a1 – a2.e ≤ 0 Đây là hiện tƣợng tự hãm cần tránh fα Do vậy phải chọn: a1 > a2.e Thông thƣờng a = (2,5 ÷ 4) a . 1 2 68 Khi đổi hƣớng quay của đĩa phanh, Lực đóng phanh G sẽ lớn hơn Tính bƣớc của đòn phanh h (tại điểm gắn đối trọng G): k Một cách gần đúng ta có: Mặc khác: Khi đó: Tính toán kết cấu: Việc tính toán bề rộng đai phanh B; Chiều dày δ của đai thép; số đinh tán trong một dãy i và đƣờng kính của đinh tán d đƣợc tính toán tƣơng tự nhƣ phanh đai đơn giản. d. Phanh đai hỗn hợp Phanh đai hỗn hợp là phanh có kết cấu sao cho các lực căng ở nhánh vào và nhánh ra cùng chiều, đồng thời lựa chọn thích ứng sao cho a1 = a2 = a. Với kết cấu nhƣ vậy mômen phanh không phụ thuộc chiều quay của đĩa phanh. Nhƣ vậy, loại phanh này có thể dùng cho các cơ cấu có thay đổi chiều quay nhƣ cơ cấu di chuyển, cơ cấu quay. Hình 1.62: Sơ đồ phanh đai hỗn hợp 69 Tƣơng tự nhƣ tính toán 2 phanh BĐT. Trọng lƣợng cần thiết của đối trọng G (để tạo ra lực đóng phanh) xét theo bất cứ chiều nào đƣợc xác định thông qua điều kiện cân bằng lực trên đòn phanh: Bƣớc của đai phanh: Khi đó: Tính toán chung cho 3 loại phanh: Chọn bánh đai trên xuất phát từ công của BĐT Trong đó: - P – Lực hút của BĐT. n - h – Bƣớc của BĐT. P - η - Hiệu suất của các đòn phanh. - k – Hệ số sử dụng bƣớc BĐT (0,75). 1 Với Phanh đai đơn giản: Với Phanh đai vi sai: Với Phanh đai tổng hợp: Bề rộng đai phanh B đƣợc tính toán dựa vào áp lực riêng cho phép: Chiều dày δ của đai thép xác định theo điều kiện chịu kéo có trừ các lỗ tán đinh tán 70 Trong đó: i là số đinh tán trong một dãy và d là đƣờng kính của đinh tán có thể tính chọn theo điều kiện chịu cắt: Thƣờng chọn d = (4 ÷ 10) mm 1.6.5. Phanh áp trục Phanh chịu áp lực dọc trục là phanh có lực đóng phanh dọc theo trục cần phanh. Các loại phanh chịu áp lực dọc trục bao gồm: Phanh nón, phanh đĩa, các phanh tự động giữ vật nâng. a. Phanh nón Phanh nón gồm đĩa mặt nón ngoài 2 lắp then hoa với trục 1 của cơ cấu. Nón trong 3 lắp lỏng trên trục và đƣợc cố định chỉ cho quay theo một chiều bằng thiết bị bánh răng cóc – chốt cóc. Đóng mở phanh nhờ tay gạt kẹp 4 vào moayơ nón 3. Tính toán phanh nón dựa vào mômen phanh M và đƣờng kính đĩa phanh cho p trƣớc D. Áp lực dọc trục K để đóng phanh xuất phát từ điều kiện ma sát của hai mặt nón. Để phanh đƣợc, lực ma sát F ít nhất phải bằng lực vòng P: F = P Hình 1.63: Sơ đồ phanh nón Trong đó: - F = N.f – Lực ma sát. - Lực vòng 71 - f – Hệ số ma sát giữa hai mặt nón, muốn có hệ số ma sát cao thì lót bề mặt các nón bằng vật liệu ma sát nhƣ abectô, pherađô. Áp lực N đƣợc tạo ra do lực K tác động vào nón di động 2 khi đóng phanh. Từ tam giác lực trên hình 6.17 ta có : Trong đó: - α - Góc kết cấu của nón. Muốn K có trị số nhỏ, cần α nhỏ, nhƣng không nên nhỏ hơn 150 để tránh hiện tƣợng kẹt phanh. - D là Đƣờng kính trung bình của nón: thƣờng thì D = (1,2 ÷ 1,6) D 1 2 Để tính toán các kích thƣớc phanh côn, căn cứ vào áp lực riêng giữa các bề mặt làm việc của nón: Trong đó: 2 - Sc (cm ) – Diện tích vành nón tiếp xúc. - Sh = Sc.sinα - Hình chiếu Sc lên bề mặt thẳng góc với trục nón. 2 Tuỳ từng loại vật liệu, áp lực riêng cho phép trong khoảng (10 ÷ 25) N/mm . b. Phanh dĩa 0 Phanh đĩa là trƣờng hợp đặc biệt của phanh nón khi góc nón α = 90 . Do vậy, có thể dùng các công thức tính áp lực dọc trục K và áp lực riêng p trong trƣờng hợp phanh nón để tính. Trong đó diện tích bề mặt làm việc của phanh: Khi mômen phanh lớn, để giảm lực đóng phanh ngƣời ta kết cấu phanh nhiều đĩa: Phanh nhiều đĩa kiểu dùng lò xo để đóng và dùng BĐT để mở phanh có kích thƣớc nhỏ gọn nên đƣợc sử dụng rộng rãi trong các palăng điện. Phanh đƣợc lắp ngay 72 trên động cơ điện. Phanh gồm hai đĩa cố định 6 một hình vành khăn có mặt làm việc lót pherađô 7 và đƣợc lắp lỏng trên các thanh tròn 5 có hai đầu ghép bulông để các đĩa này có thể dịch chuyển theo chiều dọc trục, nhƣng không quay. Hai đĩa ma sát 8 lắp then hoa với trục 9 và quay cùng trục. Hình 1.64: Phanh nhiều đĩa Phanh luôn luôn đóng nhờ lực ép lò xo 4. Mở phanh nhờ nam châm điện 2, nam châm hút phần ứng 1 đồng thời ép lò xo 4 thêm một đoạn nữa. Các đĩa 6,8 dịch về bên trái khi đó các bề mặt tiếp xúc của các đĩa sẽ rời xa nhau và phanh đƣợc mở nhờ các đĩa trƣợc trơn với nhau. Vít 3 dùng để điều chỉnh lực căng lò xo 4. Tính toán phanh nhiều đĩa: Các đĩa quay và không quay bị ép vào nhau là nhờ lực của lò xo K (Đây cũng chính là lực đóng phanh cần tính). ΣF ms = f.Z.K Trong đó: Z là số đôi bề mặt ma sát. Mỗi đôi mặt tiếp xúc của các đĩa tạo ra mômen ma sát Mms : Từ đây ta xác định đƣợc lực K cần thiết để đóng phanh nhiều đĩa : Thƣờng thì D = (1,2 ÷ 2,5) D và D – D < 120 mm 1 2 1 2 73 Căn cứ vào lực K để tính toán lò xo ép 4 và chọn BĐT cho phanh nhiều đĩa. Tính toán các kích thƣớc phanh đĩa, căn cứ vào áp lực riêng giữa các bề mặt làm việc của nón: 1.6.6. Phanh tự động a. Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát không tách rời Các loại phanh tự động kiểu này đều làm việc trên nguyên lý của phanh nón và phanh đĩa. Trên hình vẽ trình bày sơ đồ nguyên lý làm việc của loại phanh này. Loại này có thể đặt trên trục cơ cấu nâng thông qua truyền động bánh răng vít – trục vít. Phanh gồm nón phanh 1 lắp cố định trên trục (thƣờng là trục vít). Bánh răng cóc 2 ăn khớp với cóc 3 (Chỉ cho phép nón 2 quay theo chiều nâng vật). Bánh răng cóc 2 có mặt nón trong luôn luôn ma sát với mặt nón ngoài của nón phanh 1. Dƣới tác dụng của trọng lƣợng Q của vật nâng, trong bộ truyền bánh vít – trục vít luôn sinh ra lực dọc chiều trục K = P ép nón 1 vào nón 2. Hƣớng của K luôn từ v phải sang trái, do vậy các mặt nón luôn tiếp xúc với nhau (mặt ma sát không tách rời). Hình 1.65: Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát không tách rời Khi quay tay quay theo chiều hạ vật, chốt cóc 3 giữ nón trong 2 không cho quay, vì vậy muốn hạ đƣợc vật mômen do tay quay sinh ra phải thắng đƣợc mômen ma sát trong phanh, làm cho nón ngoài trƣợt với nón trong. Không tiếp tục quay, vật lại dừng lại 74 Sở dĩ gọi là tự động vì chính bản thân trọng lƣợng Q của vật gây nên mômen phanh: Trong đó: Nhƣ vậy, ta có: Trong đó: - β = (1,2 ÷ 1,3) – Hệ số an toàn của phanh. - M (N.mm) – Mômen trên trục vít. tv - M (N.mm) – Mômen trên tang nâng vật. tg - η , η – Hiệu suất bộ truyền trục vít khi hạ vật và hiệu suất palăng. tv p - η = η .η .η – Hiệu suất chung. p tg tv - i , i – Tỷ số truyền trục vít và bội suất palăng. tv p Lực cần thiết để đóng phanh K chính bằng lực vòng của bánh vít do trọng lƣợng vật Q gây nên: b. Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát tách rời Phanh gồm đĩa 2 lắp cố định trên trục 1. Bánh răng cóc 3 đồng thời là đĩa ép trung gian quay tự do trên trục và làm việc với chốt cóc. Bánh răng 5 có đĩa ép 4. Bánh răng này có ren trong ăn khớp ren vít với trục 1. (Xem hình 1.66) Hình 1.66: Phanh tự động giữ vật có mặt ma sát tách rời 75 Nguyên lý làm việc của phanh: Phanh làm việc trên nguyên lý phanh đĩa. dƣới tác động của trọng lƣợng Q của vật nâng, bánh răng 5 cùng đĩa 4 di chuyển từ phải qua trái. Ép đĩa trung gian 3 vào đĩa 2, chốt cóc luôn giữ không cho bánh răng cóc 3 quay theo chiều hạ vật. Muốn hạ vật, quay tay quay 8. Do hƣớng của ren trên trục sẽ kéo đĩa răng 4 ra khỏi đĩa ép 3. Do không còn ma sát, đĩa răng 5 quay tự do và vật đƣợc hạ xuống. Khi đĩa 5 lùi sang phải tới lúc chạm vào tấm cữ 7, do trọng lƣợng vật tác dụng sẽ làm quay đĩa 4 theo chiều kim đồng hồ và lại ép nó vào đĩa trung gian 2. Quá trình đƣợc lặp lại. Chỉnh khe hở x giữa tấm cữ 7 và mặt mút của đĩa răng 5 (Nhờ vít điều chỉnh 6) để có đƣợc sự hạ vật điều hoà liên tục: Tay quay phải quay đều đặn, vật mới hạ với vận tốc đều. Mấu chốt ở đây là hƣớng xoắn và góc nâng của ren trên trục phải chọn phù hợp. Mômen do trọng lƣợng vật Q gây ra trên bánh răng 5 là M sẽ gây ra lực đóng b phanh K dọc theo chiều trục. Ta có: Trong đó: - ip – Bội suất palăng. - i , η - Tỷ số truyền và hiệu suất chung của cơ cấu. 0 Khi phanh đƣợc đóng, bánh răng 5 sẽ đƣợc cân bằng bởi 3 mômen: Mômen ngoại lực M , mômen do ren vít tác dụng lên bánh răng M và mômen ma sát giữa đĩa b r ép 3 và đĩa 4 M . ms Ta có: Mb = Mr + Mms. Mặc khác với: R1 = R2 = D/2 ta có: Trong đó: - d (cm) – Đƣờng kính trung bình của ren trục vít. - D (cm) – Đƣờng kính trung bình của các bề mặt ma sát. - α (độ) - Góc dạng ren, với ren hình thang α = 300 - Góc ma sát tƣơng đƣơng của ren. ( 2 ÷ 30) 76 - f’ – Hệ số ma sát trong ...t nguy hiểm đối với dầm ngang là ứng suất kéo (có giá trị lớn hơn). Tổng ứng suất kéo ở điểm 1 là ζk = ζkn + ζkd ≤ [ζ]. Do gối tựa dƣới chỉ chịu phản lực ngang nên nó đƣợc thực hiện dƣới dạng bánh tựa tỳ lên cột và quay quanh chốt cố định trên các vành thép (hình 2.35, a, b) hoặc dƣới dạng nhiều con lăn chạy trong các vòng ray (hình 2.35, c). Loại gối tựa dƣới với 123 hai bánh tựa (hinh 2.35, a) chỉ dùng cho cần trục cố định không có đối trọng vì loại này có phản lực ngang ở gối tựa dƣới luôn tác dụng theo một chiều không phụ thuộc vào trạng thái có tải hay không có tải của cần trục. Gối tựa dƣới với bốn bánh tựa (hình 2.35, b) đƣợc dùng cho cần trục cột cố định có đối trọng vì phản lực ngang của gối tựa dƣới có thể thay đổi chiều tác dụng khi trọng lƣợng vật nặng thay đổi. Gối tựa dƣới với nhiều con lăn chạy trong các vòng ray phía ngoài và trong (hình 2.35, c) đƣợc dùng cho chần trục cột cố định có tải trọng nâng lớn. Đôi khi trục các con lăn đƣợc liên kết với nhau bằng vòng kẹp để giữ khoảng cách không đổi giữa chúng. Hình 2.35: Gối tựa dưới của cần trục cột cố định a) Loại hai bánh tựa; b) Loại bốn bánh tựa; c) Loại nhiều con lăn. Tải trọng tính toán tác dụng lên một bánh tựa với phản lực ngang tại gối tặ dƣới HB (hình 2.35, b) là: H N  B 2cos Bánh tựa và phần cột tiếp xúc với nó đƣợc tính theo ứng suất tiếp xúc. Để xác định tải trọng tác dụng lên con lăn của gối tựa dƣới với nhiều con lăn ta phải giải hệ siêu tĩnh nhiều bậc. Để đơn giản ta giả thiết tải trọng tác dụng lên các con lăn phân bố theo quy luật: NNxx 1 cos Trong đó: Nx - tải trọng tác dụng lên con lăn thứ x; N1 – tải trọng tác dụng lên con lăn nằm ở trục đối xứng của mặt căt (xem hình 2.25, c); αx – góc giữa Nx và N1. Chiếu tất cả các lực lên phƣơng tác dụng của HB: 124 2 HB N1 2 N x c os x  N 1  2 N 1 c os x Vậy: H B N1  2 1 2c os  x Tải trọng tính toán tác dụng lên con lăn N’1 = N1.k với k = 1,25 là hệ số kể đến khả năng xô lệch của các con lăn và độ không chính xác của quy luật phân bố tải trọng mà ta giả thiết ở trên. Theo N’1 ta tính ứng suất tiếp xúc cho con lăn và cột. Cột của cần trục thƣờng đƣợc chế tạo bằng phƣơng pháp rèn từ thép CT4 hoặc bằng thép ống dày, ở trên có hàn ngõng trục rèn. Trị số xuất phát để tính cột là Hmax, Vmax và chiều cao cột h. Các tiết diện của cột chịu ứng suất nén và uốn. Tiết diện nguy hiểm I – I của cột có mômen uốn lớn nhất Mmax = Hmax.h. Ngoài tiết diện I – I cần phải kiểm tra tại các tiết diện x - x và tiết diện tại ngõng trục trên II- II (hình 2.36). Hình 2.36: Cột cố định Vì mômen uốn của cột giảm dần theo hƣớng lên đỉnh cột nên để cột nhẹ hơn ta thƣờng làm cột có dạng hình nón cụt. Phần chân cột lắp với đế cột cũng là có dạng 1 hình nón cụt với độ nghiên thƣờng lấy là . Để giảm bớt bề mặt gia công ổ lắp chân 10 cột, trong lỗ ở bệ cần khoét vành rỗng có chiều cao h2 = (0,3 ÷ 0,4)h1 (hình 2.36). Chân cột đƣợc kiểm tra theo ứng suất dập do mô men lật Mo = Hmax.h và phản lực Vmax gây ra. Đế cột (hình 2.37) là kết cấu đúc hoặc hàn có các chân đế bắt với bulông nền. Tải trọng tính toán tác dụng lên cột là Mo và Hmax. 125 Hình 2.37: Đế cột 2.3.3. Tính toán kết cấu kim loại trong cần trục thông dụng Kết cấu kim loại là phần dàn tựa chủ yếu của cần trục mà trên đó ta đặt các kết cấu để thực hiện những chuyển động theo ý muốn. Bản thân nó là môn học có nhiều nội dung, phần quan trọng của nó là môn cơ kết cấu. Ở đây ta chỉ xét trình tự tính toán: - Xác đinh tải trọng lên kết cấu (tính chất, vị trí, chiều hƣớng, trị số) và vẽ sơ đồ tính. - Xác định phản lực các điểm tựa. - Xác định các nhân tố lực tác dụng trong các phần tử của kết cấu (mômen uốn, lực cắt ngang, lực dọc) (trong phần này cần sử dụng kiến thức các môn cơ lý thuyết, sức bền vật liệu, cơ kết cấu). - Xác định tiết diện và độ cứng (nếu cần) yêu cầu của thanh và từ đó chọn loại thép hình hoặc tự thiết kế lấy loại tiết diện cho thích hợp. - Kiểm nghiệm các phần tử kết cấu kim loại theo sức bền, độ cứng và độ ổn định. Có thể gặp một số trƣờng hợp siêu tĩnh. Trong những trƣờng hợp có thể, cần giải các siêu tĩnh ấy. 126 CÂU HỎI ÔN TẬP CHƢƠNG 2 Câu 1: Kể tên các loại kích thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt động của một trong số các loại kích đó. Câu 2: Kể tên các loại tời thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt động của một trong số các loại tời đó. Câu 3: Kể tên các loại palăng thƣờng dùng. Vẽ sơ đồ cấu tạo và nêu nguyên lý hoạt động của một trong số các loại palăng đó. Câu 4: Nêu công dụng chung của các loại cần trục quay và cầu trục. Câu 5: Trong cầu lăn, động cơ của cơ cấu di chuyển phải thỏa mãn điều kiện về mô men mở máy đƣợc xác định theo công thức: Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên. Câu 6: Trong cầu lăn, mômen phanh hãm cần thiết đƣợc xác định theo công thức: Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên. Câu 7: Trong thời kỳ mở máy động cơ của cần trục quay với cột cố định phải thắng mômen cản quay đƣợc xác định theo công thức: Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên. Câu 8: Mô men phanh trong quá trình phanh của cần trục quay đƣợc xác định theo công thức. Hãy giải thích các ký hiệu của công thức trên. Câu 9: Kết cấu kim loại của cần trục là gì? Nêu trình tự tính toán kết cấu kim loại của cần trục. 127 CHƢƠNG 3: MÁY CHUYỂN LIÊN TỤC Máy chuyển liên tục dùng để vận chuyển vật liệu vụn hoặc rời với số lƣợng lớn. Khảo sát với cần trục, ở đây vật đƣợc di chuyển thành một dòng liên tục, các quá trình chuyển, xếp dỡ để đƣợc tự động hóa, năng suất chuyển cao. Máy chuyển đƣợc dùng rộng rãi trong các ngành công nghiệp xây dựng, khai thác mỏ, hóa chất Máy chuyển liên tục đóng vai trò quan trọng trong nền sản xuất cơ khí tự động hóa. Tất cả các thiết bị chuyển liên tục có thể chia làm hai nhóm: nhóm có bộ phận kéo (gồm các băng tải, xích tải, guồng tải, ) và nhóm không có bộ phận kéo (gồm các loại máng trƣợt, băng chuyền con lăn, vít chuyển ). 3.1. Máy chuyển có bộ phận kéo 3.1.1. Khái niệm chung Máy chuyển liên tục có bộ phận kéo bao gồm những bộ phận sau đây (hình 3.1): - Bộ phận kéo cùng các yếu tố làm việc trực tiếp mang vật. - Trạm dẫn động, truyền động cho bộ phận kéo. - Bộ phận căng, tạo và giữ lực căng cần thiết cho bộ phận kéo. - Hệ thống đỡ (con lăn, giá đỡ ) làm phần trƣợt cho bộ phận kéo và các yếu tố làm việc. - Bộ phận đổi hƣớng cho bộ phận kéo. Hình 3.2: Sơ đồ Hình 3.1: Các sơ đồ máy chuyển guồng tải Các sơ đồ máy chuyển có nhiều loại khác nhau, nhƣ trên hình 3.1, tùy theo công dụng cụ thể của máy mà dùng sơ đồ này hay sơ đồ khác. Các máy đặt đứng hay gần thẳng đứng gọi là guồng tải, bộ phận kéo của nó có gầu kẹp dùng để chứa vật liệu chuyển (hình 3.2). 128 Các thông số chủ yếu của máy chuyển là. - Năng suất. - Vận tốc di chuyển. - Chiều dài và chiều cao vận chuyển. * Năng suất máy chuyển: Phân biệt năng suất thể tích, năng suất trọng lƣợng và năng suất tính theo cái/giờ. - Năng suất thể tích – V (m3/h) thể tích vật liệu đƣợc di chuyển đi trong một đơn vị thời gian. - Năng suất trọng lƣợng – Q (t/h): trọng lƣợng vật liệu đƣợc di chuyển đi trong một đơn vị thời gian. Quan hệ giữa hai năng suất biểu diễn qua công thức: Q = γV γ – trọng lƣợng 1 đơn vị thể tích chứa vật liệu (không phải là trọng lƣợng riêng của vật liệu) – t/m3. Năng suất vận chuyển vật liệu vụn (rời) hình 3.3, a. V = 3600.S.v (m3) Q = 3600.S.v.γ (t/h) Trong đó: S – diện tích tiết diện dòng vật liệu, m2. v – Vận tốc di chuyển, m/s. v(m/s) v(m/s)  t t a) b) Hình 3.3: Tính năng suất máy chuyển Tiết diện vật liệu tự nhiên lên mặt phẳng đứng yên phụ thuộc vào tính chất của vật liệu đó và xác định bởi góc xoải tự nhiên α, là góc giữa mặt xoải tự nhiên với mặt phẳng ngang. Khi chuyển động bị rung, số vật liệu chuyển cho trong bảng 3.1. Do rung vật liệu sẽ đƣợc sắp xếp theo dạng parabol có chiều rộng đáy bằng 0,8B (B là chiều rộng bằng hoặc tấm mang vật liệu di chuyển). Để tính toán đơn giản, ta xem nó nhƣ hình tam giác có góc ở đáy θ = 0,35α ÷ 0,7α (hình 3.4, a). Diện tích tiết diện dòng vật liệu trên bằng b.h 0,8B.0,4Btgφ S = = = 0,16B22 tgφ (m ) 22 và năng suất: Q = 3600.v.0,16B2tgθ = 576.v.B.tgθ (t/h) 129 Bảng 3.1. Đặc tính một số vật liệu vận chuyển Góc xoải tự nhiên (độ) Hệ số ma sát Trọng lƣợng Vật liệu Khi chuyển Trên Trên Khi tĩnh thể tích t/m3 động thép gỗ Ang –tra – xit, nhỏ, khô 45 27 0,84 0,84 0,8 ÷ 0,95 Than cốc 50 35 1,00 1,00 0,4 ÷ 0,5 Than bùn khô 45 40 0,75 0,80 0,33 ÷ 0,41 Cát 45 50 0,80 0,80 1,4 ÷ 1,9 Sỏi 45 30 1,00 1,00 1,5 ÷ 1,9 Đá 45 35 0,53 - 1,8 ÷ 2,0 Đất quặng 45 30 1,00 - 1,2 ÷ 1,7 Quặng sắt 50 30 1,2 - 2,1 ÷ 2,4  b 2 h= tg  b b) B a) Hình 3.4 : Tiết diện dòng vật liệu trên băng tải a) Với băng phẳng; b) Với băng hình máng Để đƣợc năng suất có thể dùng loại giá đỡ tạo cho băng tải có đƣợc dạng hình máng (hình 3.4, b) diện tích tiết diện dòng vật liệu ở đây tăng khoảng hai lần so với băng phẳng và năng suất Q cũng sẽ tăng hai lần : Q = 1150.v.B.tgθ (t/h) Nếu chuyển vật liệu thể khối có trọng lƣợng mỗi cái G(N), cũng nhƣ khi vật liệu vụn đựng trong các gầu, thùng, đặt cách nhau 1 bƣớc t(m) (hình 3.3, b), ta tính trọng lƣợng phân bố đều trên đơn vị dài: G q = (N/m) t Năng suất trọng lƣợng: 3600 G G Q = v = 0,36 v (t/h) 10000 t t 130 Trong trƣờng hợp máy đặt nghiêng, vật liệu có thể rơi bớt trên đoạn nghiêng, khi tính năng suất cần thêm hệ số k điều chỉnh : Q = 3600kSvθ (t/h) Hệ số k phụ thuộc góc nghiêng của máy với mặt phẳng ngang, lấy nhƣ sau: Góc nghiêng máy Hệ số k 10 ÷ 150 0,95 16 ÷ 200 0,90 20 ÷ 220 0,85 Góc nghiêng cho phép đặt máy phải nhỏ hơn góc ma sát vật liệu với băng khoảng 7 ÷ 100. Vận tốc di chuyển vật liệu vụn phụ thuộc vào tính chất của vật liệu. Các vận tốc nên dùng cho các vật liệu. Vật liệu nhẹ (than củi nhỏ, mùn cƣa) v = 0,5 ÷ 1 m/s Sỏi, đá, quặng, cốc, than đá v = 1,0 ÷ 1,5 m/s Các loại hạt nặng v = 1,5 ÷ 2,5 m/s 3.1.2. Phép tính về lực kéo a. Tính gần đúng Khi cần nâng vật liệu lên cao H (m) với năng suất Q (t/g) yêu cầu công suất động cơ phải có: 10000QH 10000QH N = (Nm/s) = (kw) H 3600 3600 Khi cần di chuyển vật liệu trên đoạn ngang dài L (m) với năng suất Q t/g yêu cầu công suất động cơ phải có: Q.10000 C QL N = C L = o (kw) Lo3600.10000 360 Co – hệ số cản riêng, phụ thuộc vào loại máy, loại băng, chất lƣợng chế tạo, Trị số Co thƣờng phải xá định bằng thí nghiệm. Công suất yêu cầu của trạm dẫn trên trục tang QH C QL N = N + N = + o (kw) HL360 360 Từ đây có thể tính đƣợc lực kéo trên tang: 1000N P = (N) v Lực kéo dùng để tính lực căng lớn nhất và nhỏ nhất, Cách tính trên đây là gần đúng vì tất cả các loại lực cản chuyển động của máy đƣợc tính gộp chung thể hiện qua hệ số Co. 131 b. Tính chính xác Phƣơng pháp tính chính xác dựa trên phân tích lực căng tại từng điểm đặc trƣng của sơ đồ máy phụ thuộc vào các lực cản chuyển động của máy. Theo nguyên tắc này thì: lực căng tại một điểm i bằng lực căng tại điểm (i - 1) trƣớc nó cộng với lực cản chuyển động của máy trên đoạn (i - 1) đến i. Si = Si-1 + Wi-1/i Ta áp dụng cho sơ đồ băng tải nhƣ ở hình 3.5. S6 v S 7 = S S5 S1 S2 So H q o sin S4  q o cos qo S3 L2 L1 Hình 3.5: Sơ đồ băng tải để tính lực kéo Ký hiệu: qo – trọng lƣợng 1m băng q – trọng lƣợng 1m vật liệu đƣợc chuyển trên băng c - hệ số cản chuyển động của băng θ – góc nghiêng So – lực căng tại nhánh nhả ở trạng thái dẫn S1, S2, , S7 – lực căng băng tại các điểm đặc trƣng. Vật liệu đƣợc di chuyển từ trạm căng lên dốc (góc nghiêng β), qua đoạn ngang đến tang dẫn; nhánh trên có tải, nhánh dƣới không tải. Các đoạn băng đặc trƣng bởi các kích thƣớc H – độ cao nâng; L1, L2 – độ dài chuyển theo phƣơng ngang. Áp dụng công thức tính lực căng tại các điểm ở trên, ta có: S1 = S0 + W0/1 S2 = S1 + W1/2 S3 = S2 + W2/3 S4 = S3 + W3/4 S5 = S4 + W4/5 S6 = S5 + W5/6 S7 = S6 + W6/7 = S Sau đây ta phân tích các dạng lực cản chuyển động của băng W0/1 – Lực cản trên đoạn từ điểm O đến điểm 1 là lực cản chuyển động băng trên đoạn ngang. Với W – hệ số cản riêng của hệ thống đỡ, tính đƣợc: W0/1 = qoL1W Giá trị W xác định từ thực nghiệm: 132 - đối với băng tải: W = 0,02 ÷ 0,04 - đối với xích tải dùng ở lăn W = 0,06 ÷ 0,1 dùng ổ trƣợt W = 0,1 ÷ 0,3 W1/2 – Lực cản trên đoạn uốn cong qua tang đổi hƣớng: W1/2 = θS1 Trong đó θ – hệ số cản trên tang đổi hƣớng, phụ thuộc góc đổi hƣớng. θ = 0,03 – tang lắp ổ lăn θ = 0,06 – tang lắp ổ trƣợt W2/3 – Lực cản ở nhánh băng không tải trên đoạn xuống dốc, gồm 2 thành phần: 1) do qocosα vuông góc với phƣơng chuyển động, tính với hệ số W; 2) do qocosα song song với phƣơng chuyển động, hƣớng cùng chiều chuyển động, có tác dụng làm giảm lực căng băng. LL W = q cosβ.22 W - q sinβ. = q L W - q H 2/3 ocosβ o cosβ o 2 o W3/4 tƣơng tự W1/2: W3/4 = θS3 W4/5 – Lực cản ở nhánh có tải trên đoạn lên dốc, cũng gồm 2 thành phần nhƣ đã phân tích trên, ở đây thành phần (qo + q)cosβ hƣớng ngƣợc chiều chuyển động sẽ làm tăng lực căng băng. Tƣơng tự W2/3 ta có thể viết: W4/5 = (q o + q)L 2 W - (q o + q)H W5/6 – Lực cản trên đoạn uốn cong qua dãy con lăn, với γ – góc đổi hƣớng (ở đây γ = β) ta có: γ W = 2S sin  5/6 3 2 W6/7 – Lực cản trên đoạn ngang ở nhánh có tải W6/7 = (qo + q)L1W Lực kéo băng là lực đƣợc truyền từ tang dẫn sang băng: P = S - So =  W i-1/i tức là bằng tổng lực cản chuyển động trên tất cả các đoạn băng. Công suất yêu cầu trên trục tang: Pv N = (KW) y/c 1000 Để thực hiện đƣợc phép tính lực kéo ta cần có số liệu ban đầu về lực So ở nhánh ra tang dẫn. Lực So có thể xác định xuất phát từ những điều kiện sau: 133 * S3 > 0 – đảm bảo băng ở mọi điểm đều căng, không bị chùng. Vì ở đây (hình 3.5) có đoạn dốc. * Đủ ma sát để truyền lực ở tang dẫn: fα S ≤ So.e fα P = (S - So) ≤ So(e - 1) P S  o efα - 1 c Ở đây: α – góc ôm của băng trên tang. f – hệ số ma sát giữa băng với tang, theo bảng 3.2 Bảng 3.2. Hệ số ma sát giữa băng với tang Trạng thái môi trƣờng làm việc Vật liệu mặt tang Khô Ẩm Ƣớt Gang 0,30 0,2 0,1 Gỗ 0,35 - 0,15 Bọc lớp vải cao su 0,40 0,15 0,15 * Đối với xích tải truyền lực kéo bằng ăn khớp Smax = 1,25P Smin = 0,25P Thông thƣơng ta lấy 1 giá trị So theo kinh nghiệm, tính qua 1 vòng và kiểm tra lại, nếu các điều kiện nêu trên chƣa đạt thì điều chỉnh lại giá trị So và tính lại vòng 2 3.1.3. Bộ phận dẫn động và bộ phận kéo căng Thƣờng các máy chuyển trục đƣợc trang bị động cơ điện. Phần truyền động cơ khí dùng đai truyền, biến tốc, bánh răng, trục vít Trạm dẫn động thƣờng đặt ở cuối (theo hƣớng truyền động). Sơ đồ trạm dẫn động thông dụng cho trên hình 3.6. Các bộ phận của nó là : - Động cơ điện - Hộp giảm tốc (bánh răng hay trục vít) - Tang dẫn (hay đĩa xích dẫn) - Nối trục Ở băng tải có thể dùng vật liệu ma sát (gỗ, cao su ) bọc ngoài tang để tăng ma sát. Công suất yêu cầu của động cơ điện: W.v N= dc 1000η 134 Trong đó: W = P – lực cản chuyển động bộ phận kéo, N v – vận tốc di chuyển vật liêu, m/s η – hiệu suất trạm dẫn, kể cả mất mát khi băng vòng qua tang (hay xích vòng qua đĩa xích). η = 0,6 ÷ 0,8 Ở các máy chuyển có các đoạn nghiêng, khi tắt động cơ, có thể bộ phận kéo cùng với yếu tố làm việc bị trƣợt ngƣợc lại dƣới sức nặng của vật liệu trên nó, do đó trong trạm dẫn phải đặt cơ cấu bánh xe cóc chặn lại, rất ít khi dùng phanh. Ở các xích tải còn đặt ly hợp an toàn có mô men truyền giới hạn để tránh gây hỏng trong trƣờng hợp xích bị kẹt hoặc quá tải. Hình 3.6: Trạm dẫn Hình 3.7: Sơ đồ trạm kéo căng kiểu vít S So So S2 G a) G b) Hình 3.8 : Sơ đồ trạm kéo căng kiểu đối trọng a) Đặt ở đầu tang; b) Đặt gần tang dẫn 135 Bộ phận kéo căng ở các máy vận chuyển dùng để tạo ra và giữ lực căng cần thiết cho các nhánh căng hoặc xích. Ngƣời ta dùng bộ phận kéo căng kiểu vít (hình 3.7) và kiểu đối trọng (hình 3.8), đặt ở đầu máy, chỗ cho vật liệu lên tang hay đĩa xích ở đầu cuối, lắp trên các ổ di chuyển đƣợc trên các sống trƣợt nhờ vít hay đối trọng. Tính toán vít hay trọng lƣợng đối trọng theo lực 2S2 (hình 3.6 và hình 3.7, a) hoặc tính theo lực 2So (hình 3.7, b). Đoạn dịch chuyển bộ phận kéo căng chọn tùy theo chiều dài vận chuyển của máy, thƣờng lấy trong khoảng 0,4 ÷ 0,8m. 3.1.4. Băng tải Băng tải dùng để chuyển vật liệu vụn hoặc vật liệu cục nhỏ. Bộ phận kéo đồng thời là bộ phận làm việc của nó là một vòng bằng vòng qua 2 tang ở hai đầu, một tang dẫn và một tang kéo căng (hình 3.8). Băng đƣợc đỡ bởi các con lăn đặt trên trục tâm qua ổ bi, kẹp chặt trên hệ thống giá đỡ băng tải. Nhánh làm việc băng có thể phẳng hoặc có hình dáng nhƣ trên hình 3.8 (mặt cắt A -A). Hình 3.8: Sơ đồ băng tải Vật liệu băng thƣờng dùng nhất là vải sợi bông tẩm cao su. Nếu vật liệu vận chuyển có dạng cục, có cạnh sắc và nhiệt độ 1200 thì dùng bằng thép. Bề dày băng đƣợc xác định từ phép tính theo kéo và uốn, theo lực căng lớn nhât. S – chiều rộng băng chọn tùy theo năng suất (B = 300 ÷ 600 mm). Đƣờng kính tang: D = (125 ÷ 150)Z mm Z – số lớp vải trong băng vải cao su δ – bề dày băng thép, mm. Để định tâm băng trên tang, làm độ côn ở hai đầu tang (hình 3.9). Các tang dùng cho băng thép làm hẹp hơn băng. 136 B c  L Hình 3.9: Tang băng tải cao su Đƣờng kính con lăn đỡ: d = 50 ÷ 200 mm Lấy vật liệu trên băng tải xuống đơn giản nhất bằng cách cho rơi ở đầu cuối (hình 3.10, a). Khi cần lấy ở đoạn giữa máy dùng tấm gạt (hình 3.10, b) đặt dƣới góc 0 α = 35 ÷ 40 . Khi có đặt tấm gạt lực cản chuyển động sẽ tăng thêm một lƣợng Wt. Với hệ số ma sát trung bình của vật liệu vận chuyển và băng có thể lấy theo công thức kinh nghiệm. Wt = 2,7qB (N) q – trọng lƣợng 1m vật liệu, N/m B – Chiều rộng băng, m. Băng tải đƣợc chế tạo lắp cố định một chỗ hoặc di động đƣợc bằng các bánh xe, hoặc chế tạo thành từng phần riêng rồi lắp lại tại chỗ làm việc.  a)  b) Hình 3.10: Lấy vật liêu khỏ băng a) Qua tang dẫn; b) Bằng tâm gạt 1 bên và 2 bên 3.1.5. Xích tải Trong xích tải có xích là bộ phận kéo, thƣờng dùng nhất là xích ống con lăn (hình 3.11). Chọn kích thƣớc theo các tiêu chuẩn dựa vào tải trọng và hệ số an toàn. Smax.Kx ≤ Sd.SCT Trong đó: 137 Smax – lực căng lớn nhất Kx – Hệ số an toàn Kx = 5 ÷ 6 – xích đặt ngang Kx = 7 ÷ 10 – xích đặt nghiêng hoặc đứng SCT – tải trọng kéo đứt theo tiêu chuẩn quy định Hình 3.11: Xích ống con lăn 1, 2 – má xích; 3- chốt; 4 – ống lót; 5 - con lăn Đĩa xích làm bằng gang hoặc thép; nếu bƣớc xích là t, đƣờng kính vòng lăn của đĩa xích. t D = 180o sin Z Z = 6 ÷ 12 – số răng đĩa xích. So với băng, xích cho phép kẹp chặt các yếu tố mang vật liệu vận chuyển và các phần khác đảm bảo chắc chắn và tiện lợi; nó đảm bảo truyền đƣợc lực kéo chắc chắn ít dãn khi chịu tải. Nhƣợc điểm của xích là có rất nhiều bản lề, phải chăm sóc bôi trơn thƣờng xuyên. Vận tốc xích tải không quá 0,6 ÷ 1,0 m/s. a. Xích tải tấm cào (hình 3.12) Máng cào gồm có xích, trên đó kẹp chặt các tấm cào máng cố định trên bệ, giá đỡ, trạm dẫn và kéo căng. §Đổ æ vậtvËt liệu liÖu vào vµo v LấyLÊy ra ra Hình 3.12: Sơ đồ máng cào 138 Vì xích chế tạo bằng kim loại, có thể làm việc với vậ liệu cục sắc cạnh, không sợ mòn nhƣ băng vải cao su, do đó nó đƣợc dùng nhiều trong ngành công nghiệp khai thác mỏ để vận chuyển quặng, đá, than, chiều dài vận chuyển có thể đến 300m, năng suất có thể đạt đến 100 ÷ 150 t/h. Khi nắng suất lớn dùng hai xích hai bên. Cũng có thể cho xích ngập sâu vào vật liệu cùng với tấm cào, và có thể cho chạy ở trên bằng con lăn. Có thể đặt nghiêng 20 ÷ 250. Chiều cao tấm cào trong khoảng 150 ÷ 320 mm, chiều rộng thƣờng lấy gấm 2 ÷ 4 lần chiều cao: b = (2 ÷ 4)h. Về hình dạng tấm có thể là hình thang hay chữ nhật. Khoảng cách giữa các tấm, phụ thuộc vào năng suất, nhƣng không nhỏ hơn chiều rộng của tấm. Tốc độ xích tải tấm cào giới hạn từ 0,2 đến 0,75 m/s với vật liệu cụ càng nhỏ có thể lấy tốc độ càng cao. Trong phép tính lực kéo, hệ số cản chuyển động của xích lấy không dƣới 0,3 (c ≥ 0,3), vì ở đây còn có thêm lực cản do ma sát vật liệu và tấm cào lên thành máng. Công suất của máng cào: V = 3600Svk (m3/h) Q = 3600Svkγ (t/h) Với k = 0,5 ÷ 1,0 – hệ số đầy máng Hệ số an toàn khi tính xích lấy 10 ÷ 50. b. Xích tải tấm đỡ Bộ phận mang vật ở đay là các tấm nối giữa hai xích nhờ kết cấu có nhiều dạng khác nhau nên có thể vận chuyển đƣợc vật liệu vụn rời cũng nhƣ vật liệu khối. Khi vận chuyển vật liệu vụn dùng thêm thành bên đặt cố định hoặc di động cùng với tấm. Chiều rộng tấm B = 400 ÷ 1600 mm; vận tốc v = 0,2 ÷ 1,0 m/s, chiều dài vận chuyển L đến 300m, nhƣợc điểm nặng. c. Xích tải treo Xích tải treo dùng để vận chuyển vật liệu thể khối hay vật liệu vụn rời dựng trong các thùng ngăn Đƣợc dùng rộng rãi trong sản xuất dây chuyền để vận chuyển vật phẩm giữa các nguyên công trong phân xƣởng và cả giữa các phân xƣởng. Vật liệu đƣợc vận chuyển nhờ có bộ phận kéo là xích, xe chạy trên ray chữ I để đỡ xích, đồng thời để kẹp giá đặt vật (hình 3.13). Ƣu điểm của xích tải treo là có thể thực hiện đƣợc đƣờng vận chuyển rất phức tạp trong không gian, toàn bộ máy lại đƣợc treo trên cao, không chiếm diện tích trong phân xƣởng, quá trình xếp dỡ vật lên máy dễ đƣợc tự động hóa. Tốc độ vận chuyển phụ thuộc vào nhịp độ của quá trình công nghệ. Nếu chỉ dùng để vận chuyển thì tốc độ phụ thuộc vào năng suất, phƣơng pháp đặt vật lên và lấy xuống. Thƣờng tốc độ của nó trong khoảng 0,05 ÷ 0,5 m/s. 139 Hình 3.13: Bộ phận kéo và mang vật của xích tải treo a) Giá để vận chuyển vật tròn dai b) và c) Giá với mặt bằng 3.1.6. Guồng tải đứng Guồng tải các loại dùng để vận chuyển vật liệu theo hƣớng thẳng đứng hay nghiêng (góc nghiêng > 600). Phân biệt tùy theo bộ phận mang vật: gầu, giá đỡ, nôi treo (hình 3.14). Hình 3.14: Sơ đồ các loại guồng tải đứng a) Kiểu gầu; b) Kiểu giá đỡ; c) Kiểu nối treo Guồng tải gầu phổ biến nhất, có hai loại: loại dùng băng và loại dùng xích làm bộ phận kéo. Ổ guồng tải giá đỡ và giá treo chỉ dùng xích làm bộ phận kéo. 140 Guồng băng chỉ làm việc với chiều cao không lớn lắm (dƣới 40 ÷ 50 m) và dùng để vận chuyển chủ yếu là vật liệu và vật thể khối nhỏ. Chạy êm, điều hòa, vận tốc có thể lên đến 3 m/s. Guồng xích có thể làm với chiều cao nâng đến 100m nhờ xích chịu đƣợc tải trọng lớn, dễ kẹp chật bộ phận mang vật vào xích, chủ yếu dùng cho vật thể khối; vận tốc v < 2 m/s. Hình dạng và kích thƣớc gầu đƣợc quy định trong tiêu chuẩn. Gầu kẹp vào đai bằng các bulông đặc biệt. Đổ vật liệu vào gầu bằng hai cách: - Đổ trực tiếp vào gầu (nếu vật liệu có cục to, sơ nghiền vụn). - Do gầu tự xúc trong quá trình chuyển động, đồng thời có thể kết hợp để đƣợc đầy gầu (vật liệu vụn, không sợ nghiền nát). Vật liệu đƣợc đổ ra ở tang hay đĩa xích dẫn phía trên, dƣới tác dụng trọng lƣợng bản thân nó, hoặc dƣới tác dụng của lực ly tâm (thƣờng với v > 1 m/s). 3.2. Máy chuyển không có bộ phận kéo Trong nhóm máy này có các loại băng truyền con lăn, vít vận chuyển, máng lắc, Một số thiết bị lớn trong đó sử dụng trọng lƣợng bản thân vật để chuyển, không cần dẫn động từ ngoài. 3.2.1. Băng chuyền con lăn Băng chuyền con lăn cũng là loại thiết bị, trong đó sử dụng trọng lƣợng bản thân vật để vận chuyển. Trong các thiết bị này dùng dãy con lăn, qua ổ bi đặt trên khung tạo thành mặt phẳng nghiêng (hình 3.15). Thƣờng góc nghiêng cần làm trong khoảng 3 ÷ 70, nếu vật vận chuyển có đáy không cứng và không bằng phẳng có thể phải làm góc nghiêng đến 12 ÷ 140. Hình 3.15: Băng chuyền con lăn Có thể vận chuyển trên băng chuyền con lăn các vật thể khối, hoặc vật liệu vụn rời dựng trong các thùng ngăn có đáy bằng. Để vật chuyển động đƣợc ổn định, chọn bƣớc đặt con lăn nhỏ hơn nửa chiều dài đáy vật vận chuyển, để nó luôn ít nhất nằm trên hai con lăn. Để vận chuyển trên khoảng cách xa ngƣời ta dùng hệ thống nhiều băng chuyền con lăn và những băng tải ngắn. Vật di chuyển ở đây trên mặt ngang. 141 3.2.2. Máy chuyển quán tính Đƣợc dùng rộng rãi trong công nghiệp để vận chuyển các loại vật liệu, kể cả vật liệu có nhiệt độ cao. Theo nguyên tắc làm việc chia ra hai loại. Máy với áp suất của vật lên máng không đổi và máy áp suất thay đổi. a. Máy quán tính áp suất không đổi (hình 3.16) v B C A O Hình 3.16: Máy chuyển áp suất không đổi Gồm có máng 1 đặt trên các con lăn hoặc bi, chuyển động qua lại nhờ cơ cấu 2 tay quay. Đó là cơ cấu 4 thanh OABC trong đó tay quay OA quay đều, còn tay quay BC quay không đều và truyền chuyển động cho máng qua thanh truyền. Máng chuyển động với gia tốc của nó sẽ thay đổi. Điều kiện di chuyển vật liệu: - Khi máng dịch chuyển lên phía trƣớc: mgfo > mj1 - Khi máng dịch chuyển về phía sau: mgf < mj2 Trong đó: fo và f – hệ số ma sát tĩnh và động của vật liệu lên máng. j1 và j2 – gia tốc của máng khi chuyển động lên trƣớc và về sau. Máng chuyển quán tính với áp suất không đổi có biên độ giao động 150 ÷ 300mm và số chu kỳ trong một phút 50 ÷ 100. b. Máy quán tính áp suất thay đổi (hình 3.17) Máy gồm có máng 1 bằng thép chuyển động qua lại trên các thanh tựa 2 nhờ cơ cấu tay quay 3. Vì các thanh tựa đặt nghiêng, nên khi chuyển động lên phía trƣớc máng cùng vật liệu trên đó đƣợc nâng lên một ít, khi lùi về sau thì hạ xuống một ít, do đó mà áp suất khi tăng khi giảm. Khi chuyển động lên trƣớc áp suất tăng, lực ma sát cũng tăng, các hạt vật liệu di chuyển cùng với máng. Khi chuyển động lùi về sau, áp suất giảm, lực ma sát cũng giảm, máng sẽ chuyển dộng tách rời khỏi vật liệu. V Hình 3.17: Sơ đồ máy quán tính áp suất thay đổi 142 Ở các máy này có thể có hai trƣờng hợp chuyển động của vật liệu: các hạt vật liệu chuyển động không bay khỏi máng và có bay khỏi máng. Thƣờng biên độ giao động của các máy này là 30 ÷ 40 mm và số chu kỳ trong một phút là 300 ÷ 400. Năng suất các máy quán tính theo công thức chung Q = 3600Svγ (t/h) Trong đó: S = B.h – diện tích tiết diện dòng vật liệu trong máng, m2, chiều cao lớp vật liệu trong máng h lấy bằng 20 ÷ 30 mm đối với vật liệu bột và h = 40 ÷ 60 mm với vật liệu cục. v – vận tốc trung bình của vật liệu m/s tùy chọn theo f – hệ số ma sát giữa vật liệu và máng: f 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 v 0,13÷0,14 0,2÷0,25 0,27÷0,32 0,33÷0,38 0,35÷0,4 0,38÷0,42 0,42÷0,45 (m/s) Công suất trạm dẫn máy quán tính có thể tính gần đúng theo hệ số kinh nghiệm về lực cản chuyển động C Q.L N = C kW 360 C = 1,5 Ngoài ra cũng có thể xác định gần đúng công suất theo công thức kinh nghiệm N = 0,000133Go kW với Go – trọng lƣợng vật liệu và máng, N. Các máy quán tính thƣờng chỉ dùng để vận chuyển ngang không đặt nghiêng. 3.2.3. Máy chuyển kiểu vít a. Vít chuyển Ở đây vật liệu vụn rời đƣợc chuyển trong ống bằng vít đặt ở trung tâm. Các vòng ren của vít chế tạo bằng thép tấm dày 4 ÷ 8mm, hàn vào trục. Dùng cho vật liệu bụi nóng, bốc hơi có hại, vì đƣợc che kín trong ống. Trong quá trình vận chuyển, vật liệu bị nghiền nát. t v Hình 3.18 143 Bƣớc vít t = (0,5 ÷ 1,0)D πD2 S = φ 4 trong đó: S – diện tích tiết diện dòng vật liệu trong ống. 11 φ = ÷ 35 Năng suất vít chuyển Q = 3600Svγ (t/h) tn v = (m/s) 60 với: n – số vòng quay của vít, v/ph t – bƣơc vít, m D2 tn Q = 3600φ γ = 47φD2 tnγ (t/h) 4 60 Công suất yêu cầu trên vít tính theo công thức chung: Q.H Q.L N = + C kW 360o 360 trong đó: Co – hệ số cản chuyển động xác định bằng thí nghiệm, Co = 2,5 đối với ăng- tra-xit, than đá,; Co = 4 đối với thạch cao, đất sét khô cục và vụn, đất làm khuôn đúc, xi măng, vôi, cát. Hệ số cản lớn nhƣn vậy vì ở đây có ma sát vật liệu vào ống, vào mặt ren vít, làm nát vụn và chà xát vật liệu. b. Ống chuyển (hình 3.19) Dùng để chuyển vật liệu nóng và vật liệu bốc hơi có hại. Cấu tạo gồm 1 ống lớn có mặt ren vít trong. Khi quay ống (ống đặt trên các con lăn) đƣợc một vòng, vật liệu đƣợc di chuyển về phía trƣớc một đoạn bằng bƣớc ren vít. Trong quá trình vận chuyển, vật liệu ở đây bị trộn lẫn và vỡ vụn, cũng tƣơng tự nhƣ ở vít chuyển. Hình 3.19: Sơ đồ ống chuyển Máy chuyển kiểu vít đƣợc dùng rộng rãi trong ngành công nghiệp hóa chất và công nghiệp vật liệu xây dựng: ở đó các máy này vừa làm việc vận chuyển vừa làm nhiệm vụ công nghệ (trộn lẫn, nghiền vụn ). 144 CÂU HỎI ÔN TẬP CHƢƠNG 3 Câu 1: T rình bày khái niệm chung về máy chuyển có bộ phận kéo. Câu 2: Trình bày các bộ phận chính và các thông số chủ yếu của máy chuyển có bộ phận kéo. Cho ví dụ một số loại máy này. Câu 3: Hãy vẽ sơ đồ các loại máy chuyển không có bộ phận kéo. 145 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Đào Trọng Thƣờng: Máy nâng chuyển, ĐH Bách Khoa Hà Nội, 1993. [2]. Huỳnh Văn Hoàng, Đào Trọng Thƣờng: Tính toán máy trục, NXB KHKT, 1975. [3]. Trƣơng Quốc Thành, Phạm Quang Dũng: Máy và thiết bị nâng. NXB KHKT, 2002. [4]. Đỗ Xanh: Cơ học tập 1. NXB Giáo dục, 2007. [5]. Lê Ngọc Hồng: Sức bền vật liệu. NXB KHKT, 2002. [6]. Trần Đình Quý, Trƣơng Nguyễn Trung: Kỹ thuật chế tạo máy. NXB GTVT, 2005. [7]. Nguyễn Trọng Hiệp: Chi tiết máy, tập 1, 2. NXB Giáo dục, 2003. [8]. Hoàng Tùng, Nguyễn Tiến Đào, Nguyễn Thúc Hà: Cơ khí đại cƣơng. NXB KHKT, 2001 146