BÃI ĐỖ XE TỰ ĐỘNG XOAY VÒNG TẦNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP.HCM
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
MỤC LỤC BÃI ĐỖ XE TỰ ĐỘNG XOAY VÒNG TẦNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP.HCM
Chương 3: THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN
3.1. Sơ đồ dẫn động cơ cấu di chuyển.
a, Sơ đồ dẫn động:
Hình 3.1. Sơ đồ dẫn động
1 – Động cơ điện; 2 – Hộp giảm tốc; 3 – Bánh răng; 4 – Khớp nối; 5 – Gối đỡ
b, Nguyên lý hoạt động cơ cấu:
Khi tải trọng được đặt lên pallet của thang nâng chính thì cơ cấu di chuyển của thang nâng chính đưa xe xuống đến đúng vị trí tầng, sau đó cơ cấu di chuyển di chuyển di chuyển pallet rat hang nâng phụ được nâng lên tầng trên. Tại tầng này cơ cấu di chuyển tiếp tục di chuyển ngang để đưa pallet từ thang nâng phụ vào trong tầng, cứ như vậy cơ cấu di chuyển và cơ cấu nâng hạ của thang nâng chính và thang nâng phụ phối hợp nhịp nhàng di chuyển theo một chu tình khép kín ngược chiều kim đồng hồ cho tới khi xe đến đúng vị trí cò trống của tầng hầm.
Tải trọng được đặt trên các pallet di chuyển ngang trên 4 bánh xe ở 2 đầu khung của pallet, động cơ điện 1 truyền momen qua hộp giảm tốc 2 đến bánh răng guồng. Bánh răng guồng truyền chuyển động cho các bánh xe di chuyển thông qua các mấu của pallet, nhờ đó mà pallet di chuyển được theo phương ngang.
Các thao tác nâng và di chuyển được phối hợp nhịp nhàng nhờ vào các cảm biến hành trình, khi xe đến đúng vị trí các cảm biến sẽ bao tín hiệu về bộ lập trình PLC ngắt điện nguồn động cơ. Điều khiển bằng bọ lập trình PLC nên hệ thống đạt độ chính xác rất cao.
3.2. Các thông số cơ bản của cơ cấu.
3.2.1. Thông số cơ bản:
- Trọng lượng pallet: Go = 600 kg = 6000 N;
- Trọng lượng vật nâng: Q = 2600 kg = 26000 N;
- Tốc độ di chuyển: vn = 20 m/phút;
- Chế độ làm việc của cơ cấu M6 (trung bình);
3.2.2. Tính toán chọn bánh xe:
Hình 3.2. Sơ đồ kết cấu của pallet
1 – ổ lăn liên kết giữa các pallet; 2 – ổ lăn dẫn hướng thanh đỡ pallet; 3 – bánh xe di chuyển pallet.
a, Chọn loại bánh xe:
Dựa vào trọng lượng của pallet và trọng lượng vật nâng, ta chọn lọai bánh xe hình trụ với các kích thước theo OCT 3569-60 [12]:
+ Đường kính bánh xe: D = 150 mm.
+ Đường kính ngỗng trục: dt = 50 mm.
Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm:
+ Trọng lượng toàn pallet: G0 = 6000 N
+ Trọng lượng vật nâng: Q = 26000 N
Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe:
N
Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe (công thức 3-65), [01]:
Pbx=.kbx.Pmax
Trong đó:
: hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng trong quá trình làm việc công thức (3-65,a), [01];
kbx=1,2 : hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, (theo bảng 3-12), [01];
Pmax: Tải trọng lớn nhất có thể xuất hiện đối với bánh xe, xác định trong trường hợp bất lợi nhất đối với bánh xe;
Vậy: Pbx = 0.7*1.2*8000 = 6720 N
Hình 3.3: Mô phỏng Bánh Xe-Ray
Bánh xe vành bọc cao su và vải kiểm tra theo ứng suất dập quy ước (công thức 2-70), [01].
Trong đó:
+ b = 65 mm: Bề rộng làm việc của vành bánh;
+ d = 150 mm: Đường kính vành bánh.
+ n: Số vòng quay của bánh xe trong một phút;
vg/ph
Sức bền dập cho phép theo bảng (2-20), [01] là []d = 0.6 N/mm2.
Thay vào:
Vậy bánh xe của pallet đã chọn đảm bảo điều kiện làm việc do d []d.
b, Tính toán thiết kế trục bánh xe:
- Kết cấu cụ thể của các bộ phận trong cơ cấu di chuyển được trình bày trong bản vẽ cơ cấu di chuyển. Trục bánh xe được nối cứng với pallet bằng phương pháp hàn.
- Trong quá trình làm việc bánh xe chạy trên ray do tải trọng tác dụng lên pallet nên trục chịu uốn. Ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng.
- Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe, đã xác định trong phần tính toán ở trên là:
Pmax = 8000 N
- Tải trọng tính có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động:
Pt = Pmax * Kđ = 8000 * 1.25 = 10000 N
Trong đó:
+ Kđ=1,2-1,5 : hệ số tải trọng động chọn Kđ=1.25;
Hình 3.4. Biểu đồ nội lực trục bánh xe
Ngoài lực Pt, trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (0,5 lực cản chuyển động bánh xe) xong trị số này nhỏ nên ta bỏ qua.
Trước tiên bỏ qua lực cắt và sơ bộ chọn kích thước mặt cắt theo (công thức 6-2), [04];
Trong đó:
Mx = - mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm;
Wx = - momen chống uốn của mặt cắt (công thức 6-9), [04];
[] = 450 N/mm2 – trục chế tạo bằng thép 40x, tôi cải thiện;
Chọn d = 40 mm. Kiểm tra điều kiện bền theo (công thức 6-2), [04];.
Trong đó:
Wx = - momen chống uốn của mặt cắt (công thức 6-9), [04];
Vậy trục đã trọn không thảo mãn điều kiện bền .
Chọn d = 50 mm. kiểm tra bền theo (công thức 6-2), [04];
Trong đó:
Wx = - momen chống uốn của mặt cắt (công thức 6-9), [04];
Thỏa mãn điều kiện bền. Vậy chọn trục bánh xe có đường kính d = 50 mm.
3.3. Tính toán chọn ổ lăn tại vị trí 1 (hình 3.2).
Chọn ổ bi đỡ một dãy là rẻ nhất, được dùng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy. O chịu lực hướng tâm, chịu đồng thời lực dọc trục hay chỉ chịu lực dọc trục. Không tháo được đảm bảo cố định theo hai chiều.
3.3.1. Chọn kích thước ổ lăn theo hệ số khả năng làm việc và thải trọng tĩnh.
Hệ số C tính theo (công thức 8-1), [02].
C = Q(nh)0.3
Trong đó:
Q – tải trọng tương đương, daN;
n = – số vòng quay của ổ;
h = 20000 giờ – thời gian phục vụ;
a, Tải trọng tương đương tính theo (công thức8-2), [02].
Q = Kv*R*Kn*Kt
Trong đó:
R = * Wt = * 107 = 160.5, daN – tải trọng hướng tâm;
Kt = 1.3– hệ số tải trọng động (bảng 8-3), [02];
Kn = 1.25 – hệ số nhiệt độ (bảng 8-4), [02];
Kv = 1.1 – hệ số xét đến vòng nào là vòng quay (bảng 8-5), [02];
Vậy: Q = 160.5 * 1.3 * 1.25 * 1.1 = 211.8 daN;
b, Trị số (nh)0.3 = 63, tra theo (bảng 8-7), [02];
Vậy: C = 286 * 72.5 = 20735
Với C = 20735 tra (bảng 14P), [02]. O lăn có các thông số sau:
Ký hiệu d D B d2 D2 Đường kính bi Qt; daN Số vòng quay/1 phút Chỗ vát mm
304 20 52 15 30.3 41.7 9.52 750 13000 2
3.4 Tính chọn và kiểm tra điều kiện làm việc của động cơ dẫn động.
3.4.1 Xác định lực cản di chuyển pallet:
Lực cản tĩnh chuyển động gồm có:
Wt = ktW1 ± W2 ± W3 ± W4, N.
Trong đó:
W1 - lực cản do ma sát lăn và ma sát ổ trục, N
kt`- hệ số kể đến lực cản do ma sát thành bánh và mặt đầu moay ơ bánh xe (bảng 3-6), [01].
W2 – lực cản do độ dốc của đường ray, N.
W3 – lực cản do gió, N.
a, Lực cản do ma sát: theo công thức (3-40), [01].
W1= (Go + Q)
Trong đó:
Go =6000 N - trọng lượng pallet;
Q = 26000 N – trọng lượng của vật nâng;
d = 150 mm – đường kính bánh xe;
dt = 50 mm – đường kính ngỗng trục;
= 0.3: Hệ số ma sát lăn (bảng 3-7), [01];
f = 0.015: Hệ số ma sát trượt (bảng 3-8), [01];
Thay vào:
N
b, Lực cản do độ dốc đường ray:
W2 = (G0+Q) = 0,001*(6000+26000) = 32 N
Trong đó:
+=0,001: Độ dốc đường ray cần trục (bảng 3-9), [01];
c,Lực cản do gió: do hệ thống làm việc dưới ham kín nên coi lực cản của gió là không có
W3 = 0
d, Lực cản do ma sát thành bánh vào ray: (công thức3-44), [01]:
Trong đó:
f1 = 0.17 – hệ số ma sát khi bánh trượt trên ray;
;
N.
Lực cản tĩnh tổng cộng: Wt = kt * W1+W2+W3 ± W4 = 2 * 288 + 32 + 0 + 462 = 1070 N
Trong đó:
+ kt=2 – hệ số tính đến ma sát thành bánh (bảng 3-6), [01] tương ứng với tỉ lệ giữa khỏang cách cách bánh và khoảng cách trục bánh xe;
3.4.2 Chọn động cơ điện:
Hình 3.5. Biểu đồ nội lực trục bánh xe
Lực cản tĩnh trên toàn cơ cấu di chuyển là:
kW.
Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện:
= 1.5 kW.
Trong đó:
Wt = 1070 N – lực cản tĩnh;
vn = 20 m/ph – tốc độ di chuyển;
dc =0,88 - hiệu suất cơ cấu di chuyển;
Tương ứng chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình có CĐ 40%. Sơ bộ chọn động cơ giảm tốc loại MU-110, có các thông số sau:
Kiểm tra tốc độ quay ở đầu ra hộp giảm tốc với vận tốc di chuyển ngang của cơ cấu theo công thức sau:
Tốc độ quay của đĩa răng để đảm bảo vận tốc di chuyển ngang của cơ cấu đã đề ra:
Trong đó: Dbx = 0.34 m – đường kính lăn của đĩa răng.
Vậy động cơ hộp giảm tốc phù hợp với vận tốc của cơ cấu di chuyển, không phải thông qua bộ truyền.
3.5. Xác định kích thước đĩa răng guồng:
* Định số răng của đĩa xích, chọn đĩa răng guồng có số răng Z = 7.
* Tính đường kính vòng chia của đĩa răng guồng.
mm
Trong đó:
t = 150 mm – khoảng cách giữa hai mấu tì của pallet;
Z = 7 – số răng của đĩa răng;
Hình 3.6. Đĩa răng guồng.
3.6. Thiết kế trục truyền động từ hộp giảm tốc đến trục trung gian.
Trục đĩa răng là trục mà trên đó được lắp hai bánh răng có nhiệm vụ truyền chuyển động lên các mấu của pallet, để đẩy pallet di chuyển theo chiều ngang. Từ chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến, do trục truyền momen xoắn từ trục ra hộp giảm tốc đến các đĩa răng nên thiết kế trục cần giản hóa và coi truc như một thanh chịu xoắn thuần túy.
3.6.1. Chọn vật liệu làm trục.
Vật liệu làm trục là thép 45
3.6.2. Xây dựng sơ đồ tính trục đĩa răng:
Xác định các phản lực tác dụng lên trục:
Lực vòng tác dụng lên đĩa xích chính là lực cản tĩnh của cơ cấu tác dụng lên
P = * Wt = * 1070 = 2675 N.
Trong đó :
Pr lực hướng tâm;
= 200 - góc ăn khớp;
Pr = 2675 * tg200 = 973 N
Hình 3.7. Sơ đồ tính
Xác định các phản lực tại các gối đỡ.
Phương trình cân bằng tại 1 theo y :
Phương trình cân bằng tại A theo x :
M2 = M5 = * p = 454750 Nmm.
Biểu đồ nội lực:
Hình 3.8. Biểu đồ nội lực
3.6.3. Tính toán sơ bộ đường kính trục.
a, Tính đường kính đoạn trục từ khớp nối đầu ra của hộp giảm tốc đến vị trí số 3 đánh dấu trên sơ đồ tính:
Dựa vào biểu đồ nội lực ta thấy tiết diện tại mặt cắt số 2 là nguy hiểm nhất. Tính toán tại vị trí này ta có.
Momen uốn tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
Nmm
Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
Nmm
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức
-ứng suất cho phép .Với thép 45, N/mm2,(theo bảng 7-2), [02];
Chọn đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm, tại vị trí số 2 là: d2 = d5= 62 mm, đường kính tại ổ đỡ d1 = d6= 60 mm, đường kính tại khớp nối d = 57 mm.
Chọn then: ta chọn then bằng theo TCVN 150 – 64 (bảng 7 – 23), [02].
Ta chon then theo tiêu chuẩn, then cùng loại có các thông số sau: b = 18; h = 11; t = 5.5; k = 6.8; r = 0,5.
b, Đường kính từ vị trí số 3 đến vị trí số 4 trên sơ đồ tính:
Do đoạn trục 3-4 chịu momen xoắn có chiều dài 4.8 m nên để giảm tải trọng bản thân của thanh và tăng độ chịu xoắn ta chọn thanh rỗng trên đoạn trục này.
Momen uốn tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
Nmm
Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm:
Nmm
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức
Chọn đường kính trục rỗng truyền động đoạn 3-4 biểu đồ nội lực. D = 72 mm
Hệ số rỗng:
-ứng suất cho phép .Với thép 45, N/mm2,(theo bảng 7-2), [02];
3.6.4. Kiểm tra độ bền của trục:
Kiểm nghiệm an toàn trục tại tiết diện nguy hiểm tại vị trí ghép đĩa răng có momen lớn nhất theo công thức 7-5[5].
Trong đó:
Hệ số tập trung ứng suất thực tế ở chỗ có rãnh then: k = 1.63, k = 1.5 (Bảng 7-8) [02];
Hệ số kích thước lấy: = 0.74, T = 0.62 (Bảng 7-4), [02];
k - ứng suất tập trung ở chỗ cung lượn của trục, k = 2.5, k = 1.52 (theo bảng 7-6), [02];
Hệ số chất lượng bề mặt: = 1.5 (theo bảng 7-5), [02];
Giới hạn bền của vật liệu: b = 600 N/mm2 (bảng 7-6), [02];
Ứng suất trung bình: m = 0 theo (công thức 7-6), [02];
a Ứng suất uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm theo (công thức7-6), [02];
Trong đó:
W là momen cản uốn (theo bảng 7-3) [02] ta có:
mm3;
mm3;
-1 – gới hạn mỏi : Nmm2;
-1 – gới hạn mỏi : Nmm2;
Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1.5 ÷ 2.5.
Vậy trục đủ bền.
3.7. Tính chọn khớp nối.
Khớp nối từ trục ra của hộp giảm tốc đến trục của đĩa răng, khớp nối này được chọn là khớp nối trục đĩa, khớp nối này được tính theo momen truyền qua khớp.
a. Tính toán:
Momen xoắn truyền qua nối trục:
Momen tính :
Mt = Mx*k = 1.25 * 35.114 = 43.930 Nm
k= 1,25 Hệ số tải trọng động, (bảng 9-1), [02];
Hình 3.9. Khớp nối
Theo trị số đường kính trục d = 58 mm chọn kích thước nối trục (bảng 9-2), [02].
d = 58 mm; D = 230 mm; Do = 185 mm; l = 190 mm; c = 4mm; D2 = 130 mm,S = 48. Bu lông M16 số lượng 6
b. Kiểm tra khớp:
Kiểm nghiệm bu lông về sức bền cắt theo (công thức 9-5), [02];
Trong đó:
Z: số chốt;
D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt;
d0: đường kính thân bu lông;
: ứng suất cắt cho phép, lấy = 0.25;
Vậy khớp nối đã chọn đủ điều kiện làm việc.
3.8. Tính chọn ổ đỡ.
a, Vị trí lắp ổ:
Hình 3.10.Vị trí lắp ổ đỡ
b, Chọn loại ổ:
Dựa vào đường kính d = 60 mm tại vị trí lắp ổ đỡ ta chọn ổ đỡ loại UPFL 212 có các thông số sau:
Ký hiệu a e i g l s b z Bi n ren
UPFL 212 220 202 29 18 48 23 140 68.7 65.1 25.4 M20
Hình 3.11. Ổ đỡ một dãy
........................................
61
Chương 5: THIẾT KẾ KẾT CẤU THÉP
Phần một: TÍNH TOÁN KẾT CẤU THÉP KHUNG NÂNG
5.1. Chọn hình thức kết cấu.
Hình thức kết cấu : Khung là nơi chịu toàn bộ tải trọng của cơ cấu nâng , sàn đỡ và trọng lượng của ô tô. Khung phải có kết cấu phù hợp với yêu cầu không gian cho phép . Khung là một tổ hợp của các thép hình liên kết với nhau. Khung gồm 4 thanh biên lên kết với các thanh giằng ngang.
5.2. Vật liệu chế tạo khung.
Chọn vật liệu chế tạo các thanh biên là thép hình chữ H 150x150x7.
Chọn vật liệu chế tạo các thanh giăng là thép ống tròn Þ 73x8 .
Kích thước danh nghĩa Kích thước mặt cắt ngang KL1 m Chiều di Mơmen
qun tính Bn kính xoay Modul tiết diện
H B t1 t2 r W Ix Iy ix iy Zx Zy
mm mm mm mm mm mm Kg/m cm4 cm4 cm cm cm3 cm3
150x150 150 150 7 10 11 31.5 1,640 563 6.39 3.75 219 75.1
5.3.Xác định vị trí tính toán - Các tải trọng và tổ hợp tải trọng tính toán
a, Các tải trọng và tổ hợp tải trọng tính toán
- Nguyên tắc chung về tính bền thang máy:
- Các chi tiết thang máy chia làm 2 nhóm:
Nhóm các chi tiết luôn luôn làm việc trong thời gian thang máy hoạt động.
Nhóm các chi tiết chỉ làm việc khi thang máy xảy ra sự cố.
* Khi tính toán các chi tiết ở nhóm thứ nhất thì phải tính đến khả năng làm việc của chúng trong các trường hợp sau:
+Trường hợp 1: Tải danh nghĩa
+Trường hợp 2: Thử tải thang máy để đưa vào sử dụng khi khám nghiệm kỹ thuật (vượt tải 150÷200%)
+Trường hợp 3: Cabin kẹt trên ray dẫn hướng.
* Nguyên tắc chung tính bền thang máy dựa vào ứng suất cho phép
Trong đó:
- ứng suất lớn nhất tác dụng lên chi tiết
- ứng suất cho phép.
- ứng suất nguy hiểm của vật liệu lấy theo giới hạn bền, giới hạn mỏi hoặc giới hạn chảy trong từng trường hợp tính toán.
n- hệ số an toàn nhỏ nhất cho phép.
b, Các trường hợp tính toán:
Trường hợp 1: Khi có tải trọng danh nghĩa tác dụng khi thang máy việc.
Qt= Q * kđ
Gt= Gb * kđ
Trong đó:
Qt - Tải trọng định mức Qt=2200 kg;
Gb – khối lượng cabin Gcab =6000 kg;
a - gia tốc chuyển động của cabin a=1,5 m/s2;
g - gia tốc trọng trường g=9,81 m/s2;
- hệ số động, được xác định theo công thức;
Qt = 22000 *1,15=25300 N
Gt = 6000 * 1,15=6900 N
Trường hợp 2: Khi sàn đỡ chịu tải trọng lúc khám nghiệm thang nâng để xin cấp phép sử dụng
Qt= Q * kqt
Gt= Gb * Kqt
Trong đó:
kqt –hệ số quá tải.
Kqt = 1,5 - đối với thang máy dùng xích làm dây kéo.
Qt=33000 N
Gt=9000 N
5.4.Tính toán kiểm tra bền khung đỡ.
a, Sơ đồ lực tác dụng
Tính thanh biên, khung đỡ được tính toán theo phương pháp tính cột.
Hình 4.1: Sơ đồ tính cột.
Trong đó:
Px - lực tác dụng của xích lên kết cấu thép.
Pgt - trọng lực của hộp giảm tốc
Pđc - trọng lực của động cơ điện
Px - được tính theo các trường hợp tải trọng của thang máy.
+ Trường hợp thứ nhất :
+ Trường hợp thứ hai :
Pđc = 1600 N
Pgt = 2000N
Trên sơ đồ lực nhận thấy đây là cột chịu nén uốn lệch tâm . Nhưng các lực Px khi dơi về tâm thì chúng bị triệt tiêu các momen uốn.Các lực Px chỉ gây nén dúng tâm xuống cột . Chỉ còn thành phần Pđc và Pgt gây ra uốn và nén lệch tâm cột.
Tiết diện chịu nén lệch tâm.
Hình 4.2: Cột chịu nén lệch tâm.
b, Tính bền các thanh biên :
Thanh biên được tính bền theo công thức, (7-51), [05]:
Trong đo:
- ứng suất cho phép;
- giới hạn chảy =240N/mm2;
n- hệ số an toàn n =2÷3;
N – lực nén;
Fth – diện tích thực chịu nén;
Mx – momen uốn theo trục x-x; Wx momen chống uốn theo trục x-x;
My – momen uốn theo trục y-y; Wy momen chống uốn theo trục y-y;
Lực nén tác dụng lên kết cấu :
N = 4Px + Pđc +Pgt = 4 * 8050 + 2000 + 1600 = 35800 N
Diện tích thực chịu nén :
Fth = 4 * F = 4 * 39.1 = 156.4 cm2
F = 39.1 cm2 - diện tích mặt cắt thép chữ H;
Momen uốn theo trục y-y:
Trong đó:
e = 137cm - khoảng cách lệch tâm của Pdc và Pgt so với tâm;
Momen chống uốn theo trục y-y:
Xác định đặc trưng hình học của tiết diện: Tiết diện có 2 trục x-x và y-y là trục đối xứng nên x, y đồng thời là trục quán tính trung tâm.
Tính Jy:
Ta có: F1 = F2 = F3 = F4 = 39.1 cm2 .
( vì )
( vì )
So sánh : . Vậy thép chọn đủ điều kiện bền.
b, Tính thanh biên theo điều kiện ổn định:
Ngoài việc kiểm tra bền của khung cần phải kiểm tra về độ ổn định của khung . Khi chiều dài của thanh lớn yếu tố quyết định an toàn của nó là độ ổn định .
Công thức tính độ ổn định của cột có tiết diện không đổi theo công thức (7.55), [05].
Trong đó :
- hệ số khi uốn dọc của các cấu kiện chịu nén .
N – lực nén
Fng – diện tích nguyên của mặt cắt không kể các giảm yếu.
Mx – momen uốn theo trục x-x; Wx momen chống uốn theo trục x-x.
My – momen uốn theo trục y-y; Wy momen chống uốn theo trục y-y.
Xác định hệ số : Hệ số phụ thuộc vào độ mảnh (7-1), [05]
Trong đó :
ltt – chiều dài tính toán của thanh, l - chiều dài hình học của thanh.
r - bán kính quán tính của tiết diện, (7.3), [05]
- hệ số chiều dài tính toán , = 2
Độ mảnh của thanh biên ứng với trục x-x :
Độ mảnh của thanh biên ứng với trục y-y :
Cột gồm có 4 thanh biên và dùng bản giằng , độ mảnh tương đương (7.13), [05] :
Trong đó:
max - độ mảnh lớn nhất của các thanh tương ứng với một trong các trục chính, max ( x , y );
Từ độ mảnh tra bảng (7.1), [sbvl] có = 0,95.
Kiểm tra độ bền ổn định của khung.
So sánh : . Vậy thép chọn đủ điều kiện bền
5.5. Tính toán và kết cấu thanh giằng ngang.
Khi tính toán thanh giằng thì thanh giằng được tính dưới tác dụng của lực ngang quy ước. Đối với thanh làm bằng thép các bon thấp (7-19), [05] :
Q = 20 F = 20 * 41.8 = 836 N
Trong đó :
F – diện tích tiết diện của thanh biên cm2 ;
Q – lực ngang quy ước kG;
Các thanh ngang trong khung tính như các thanh chịu kéo và nén với các lực tác dụng (7-26), [05]:
N
Trong đó :
m – số mắt lưới trong hai mặt phẳng song song.
Kiểm tra thanh biên theo điều kiện bền:
Trong đó :
;
- giới hạn chảy =240N/mm2;
n- hệ số an toàn n =2÷3;
So sánh : . Vậy thép chọn đủ điều kiện bền.
5.6. Tính toán kết cấu dầm đỡ động cơ, hộp giảm tốc.
Dầm đỡ động cơ và hộp giảm tốc được chọn là dầm chữ U-125x65 .
Sơ đồ tính dầm đỡ .
Hình 4.3: Sơ đồ tính dầm đỡ hộp giảm tốc và động cơ.
Lực tác dụng lên dầm:
Trong lượng của hộp giảm tốc Pgt = 2000 N;
Trọng lượng của động cơ điện Pdc = 1600 N;
Momen uốn tại tiết diện nguy hiểm : Mu = 4552000 Nmm;
Kiểm tra bền dầm:
Trong đo:
- giới hạn chảy =240N/mm2;
n- hệ số an toàn n =2÷3;
Momen chống uốn cm3 = 67800mm3
N/mm2
Vậy kết cấu thỏa mãn điều kiện bền.
5.7.Tính toán liên kết chân cột.
Xác định kích thước bản chân đế.
a, Chiều rộng bản đế: Chọn từ điều kiện cấu tạo.
Trong đó:
b – bề rộng tiết diện cột, b = 15 cm;
- Chiều dày tấm đế , = 1.2 cm;
C – đoạn đưa ra congxon của bản đế, C = 3 cm;
Chọn B = 28 cm .
b, Chiều dài bản đế: Chiều dài bản đế xác định theo công thức
Trong đó:
N – lực nén trong cột, N =895 daN;
M – momen uốn trong cột, M = 19180 daNcm ;
B – chiều rộng bản đe;
Rn – Cường độ chịu nén tính toán của be tông móng . Rn = 90;
mcb – hệ số tăng Rn khi nén cục bộ , mcb = 1,5;
Chọn L = 30 cm
c, Chiều dày bản đế:
Hình 4.4: Liên kết chân cột.
Chiều dày bản đế xác định theo công thức :
(cm)
Trong đó:
Mmax – momen uốn lớn nhất trong các momen , Mi;
R – cường độ chịu kéo của thép;
- hệ số điều kiện làm việc của cột;
Ứng suất lớn nhất của bê tông móng dưới bản đế.
daN.cm
Momen Mmax chọn từ momen của các phần:
a. Momen (1):
b. Momen (3):
c. Momen (4):
Vậy chọn chiều dày bản chân đế bằng 2 cm.
54
Chương 4: THIẾT KẾ KẾT CẤU PALLET
4.1.Chọn hình thức kết cấu.
Hình thức kết cấu: sàn đỡ là nơi tập trung tải trọng từ ô tô, là nơi trực tiếp nhận ô tô từ mặt sàn và đưa xuống tầng hầm. Do tính chất của hệ thống vừa chở người và chở ô tô nên kết cấu đòi hỏi tính bền và độ ổn định cao theo tiêu chuẩn Việt Nam. Kết cấu của sàn đỡ bao gồm các thanh thép hình lên kết với nhau và có kích thước phù hợp về độ an toàn, khoảng không gian cho phép.
4.2.Chọn vật liệu chế tạo
Do kết cấu thang đòi hỏi gọn nhẹ, đảm bảo độ bền, độ ổn định, và có tính kinh tế nên thép được chọn là thép hình CCT38Mn theo TCVN 1654-75 làm kết cấu khung chính cho sàn đỡ. Ngoài ra để phủ mặt sàn pallet chọn thép tấm SS400 theo tiêu chuẩn JIS.
4.3.Xác định vị trí tính toán - Các tải trọng và tổ hợp tải trọng tính toán
Hình 4.1: Kết cấu khung pallet
4.3.1 Các tải trọng và tổ hợp tải trọng tính toán:
a, Trường hợp 1: Tải danh nghĩa;
b, Trường hợp 2: Thử tải thang nâng để đưa vào sử dụng khi khám nghiệm kỹ thuật, vượt tải 150%;
Nguyên tắc chung tính bền thang nâng dựa vào ứng suất cho phép
Trong đó:
- ứng suất lớn nhất tác dụng lên chi tiết
- ứng suất cho phép.
- ứng suất nguy hiểm của vật liệu lấy theo giới hạn bền, giới hạn mỏi hoặc giới hạn chảy trong từng trường hợp tính toán.
n- hệ số an toàn nhỏ nhất cho phép.
4.3.2.Các trường hợp tính toán:
a, Trường hợp 1: Khi có tải trọng danh nghĩa tác dụng khi thang nâng làm việc.
Theo bảng tổ hợp tải trọng (bảng 2-1), [05];
Qt= Q.kđ
Gt= Gp. kđ
Trong đó:
Q - Tải trọng định mức Q = 2200 kg;
Gp – khối lượng cabin Gp = 600 kg;
a: gia tốc chuyển động của pallet a = 1,5 m/s2;
g: gia tốc trọng trường g = 9,81 m/s2;
kđ: hệ số động;
Vậy: Qt = 22000 * 1.15 = 26000 N
Gt = 6000 * 1.15 = 6900 N
b, Trường hợp 2: Khi sàn đỡ chịu tải trọng lúc kiểm nghiệm thang nâng để xin cấp phép sử dụng:
Qt= Q.kqt
Gt= Gp. Kqt
Với : kqt –hệ số quá tải. Kqt=1,5 đối với thang máy dùng xích làm dây kéo.
Vậy : Qt = 33000 N
Gt = 9000 N
4.4. Tính toán kiểm tra bền khung ngang pallet.
4.4.1. Tính sàn ở trường hợp tải thứ I:
Sơ đồ tính bền sàn đỡ theo điều kiện chịu uốn.
Hình 4.2: Biểu đồ nội lực sàn trường hợp tải thứ I
4.4.2. Tính sàn ở trường hợp tải thứ II :
Sơ đồ tính bền sàn đỡ theo điều kiện chịu uốn.
Hình 4.3: Biểu đồ nội lực sàn trường hợp tải thứ II
+ Xác định đặc trưng hình học vật liệu làm khung:
Thép được chọn sơ bộ làm là thép CCT3 đặc trưng hình học giới hạn chảy 2400 daN/cm2, giới hạn bền 3400 daN/cm2.
Tổ hợp mặt cắt ngang vơi các thông số thép chữ U như sau :
Kích thước
danh nghĩa Kích thước
mặt cắt ngang Diện tích mặt cắt ngang KL 1m Chiều di Khoảng cách từ trọng tâm đến mép cạnh Mơmen
qun tính Bn kính xoay Modul tiết diện
H X B t1 t2 r1 r2 A W Cy Ix Iy ix iy Zx Zy
mm mm mm mm mm cm2 kg/m cm cm4 cm4 cm cm cm3 cm3
125x65 6 8 8 4 17.11 13.4 1.90 424 61.8 4.98 1.90 67.8 13.4
Hình 4.4: Mặt cắt dầm của sàn pallet.
Mặt cắt có 2 trục x và y đối xứng nên x và y đồng thời là trục quán tính chính trung tâm .
+ Tính Jx : vì F1 = F2 và F3 = F4 nên :
,
cm4
cm4
+ Tính Jx : vì F1 = F2 và F3 = F4 nên :
,
cm4
cm4
Vậy Jy = 2*(453.35 + 337.5) = 1581.7 cm4
4.4.3. Kiểm tra bền:
Thang nâng được tính theo phương pháp ứng suất cho phép. Theo phương pháp này thì điều kiện an toàn về bền của kết cấu phải đảm bảo ứng suất do tải trọng sinh ra trong kết cấu không vượt quá trị số ứng suất cho phép.
Ứng suất lớn nhất sinh ra trong dầm được tính như sau:
Trong đó:
= 240N/mm2 - giới hạn chảy;
n = 2÷3 - hệ số an toàn;
;
= 33.87 cm3 - momen chống uốn;
N/mm2
Vậy kết cấu thỏa mãn điều kiện bền.
4.4.4 Tính toán sàn theo điều kiện chịu cắt.
Ứng suất tiếp xác định theo công thức (1.35), [04]:
N/mm2
Trong đó :
Jx = 2541.53 cm4 – momen quán tính của tiết diện đối với trục trung hòa;
Sx – momen tĩnh của nữa tiết diện,cm3;
Qy = 2295 N – lực cắt lực cắt lớn nhất;
bc - chiều dày của thành dầm;
Xác định momen tĩnh của nửa tiết diện.
Hình 4.5: Mặt cắt ngang của sàn.
Vậy :
So sánh thấy sàn thỏa điều kiện bền khi chịu tác dụng của lực cắt.
4.5. Bảng tính kiểm tra sàn pallet:
4.5.1. Đặc trưng hình học của mặt cắt ngang:
Sàn pallet được sử dụng là thép tấm SS400 theo tiêu chuẩn JIS G3101 – 1987, tương đương với thép CCT38 theo TCVN 1765 – 75. Có N/mm2, N/mm2
Hình 4.6: Mặt cắt ngang pallet
Chọn mặt phẳng sàn đáy là mặt phẳng chuẩn để tính toán của tấm thép. Xét một nửa mặt cắt ngang, mặt cắt ngang được chia làm 6 thành phần các thông số hình học được tính toán như sau:
Stt b x h (cm) F (cm2) Wx (cm3) Jx (cm4) yc (cm)
1 0.4 x 3 1.2 0.6 0.9 8.5
2 12.2 x 0.4 4.88 0.325 0.065 9.8
3 0.4 x 10 4 6.666 33.333 5
4 51 x 0.4 20.40 1.36 0.272 0.2
5 0.4 x 7.3 2.92 3.552 12.967 3.65
6 40.6 x 0.4 16.24 1.08 0.216 7.10
Các thông số của phần tử thứ nhất được tính toán.
Momen tĩnh mặt cắt ngang đối với trục tọa độ x tính theo cơng thức (4-5), [04]:
Trong đó:
Fi – diện tích mặt phẳng nhỏ thứ i, cm2;
yci – tọa độ trọng tâm ci của diện tích Fi, cm;
Sx = 208.066 cm2
Vị trí trục x-x trục qun tính chính trung tm theo cơng thức (4-5), [04]:
Momen quán tính của mặt cắt ngang:
Momen chống uốn nhỏ nhất mặt cắt ngang pallet:
4.5.2. Kiểm tra bền, tính cho ½ pallet:
Momen uốn do tải trọng tập trung của xe lên pallet.
Hình 4.7: Sơ đồ tính pallet với tải tập trung.
Sơ đồ tính như trên và khoảng cách giữa hai gối l = 5299 mm chính là khoảng cách hai bánh xe di chuyển pallet
Tải trọng tập chung do khối lượng xe gay lên:
Trong đó:
mkh – khối lượng khác;
0.6 – hệ số không đều của sự phân phối khối lượng không dều lên 4 bánh xe;
Momen uốn lớn nhất do tải trọng tập trung gay ra:
Mc = = = 87433.5 kG.cm
Momen uốn do tải trọng phân bố do khối lượng bản thân pallet gay lên:
Hình 4.8: Sơ đồ tính pallet với tải trọng phân bố
Tải trọng đơn vị do khối lượng bản thân pallet phân bố đều ½ pallet là:
Momen uốn lớn nhất do tải trọng phân bố gay lên là:
Momen uốn tổng cộng tác dụng lên ½ pallet là:
Mmax = Mc + Mp = 87433.5 + 21550.94 = 108984.44 kG.cm
Ưng suất lớn nhất sinh ra do momen uốn gay ra là:
Hệ số an toàn được tính như sau:
Vậy chọ mặt cắt ngang của pallet thỏa mãn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÃI ĐỖ XE TỰ ĐỘNG XOAY VÒNG TẦNG LẬP QUY TRNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO CHI TIẾT TIÊU BIỂU
