Máy xúc hầm lò 15
Tính toán kiểm tra bền một số bộ phận chính thuộc phần dẫn dộng
máy xúc hầm lò 15
Máy xúc hầm lò tay gầu quay 15 đợc trang bị hai động cơ điện.
Một động cơ dẫn động cho băng tải; một động cơ chính của máy làm hai
chức năng vừa dẫn động di chuyển máy vừa dẫn động nâng gầu. Hai chức
năng này có thể hoạt động đồng thời hay độc lập nhau.
Để tăng an toàn khi tính kiểm nghiệm ta coi hai chức năng di chuyển
và nâng gầu hoạt động độc lập nhau, nghĩa là khi di chuyển đẩy gầu thì
không nâng và khi nâng gầu thì không di chuyển. Nh vậy công suất của động
cơ đợc tiêu hao toàn bộ cho cho di chuyển hay cho nâng gầu.
1. Tính toán kiểm tra bền bộ tang di chuyển.
1.1 Nguyên lý hoạt động.
Nguyên lý hoạt động của bộ phận dẫn động di chuyển đợc thuyết minh
theo sơ đồ động chung của máy.
Chuyển động quay từ trục động cơ (K32-6MK có công suất 14kW,
n=990 v/ph) qua các bánh răng 1, 2, 3, 4, 6 trong hộp giảm tốc đợc truyền tới
trục IV, qua khớp nối tới trục V. Hai bánh răng trung tâm 15 và 18 lắp chặt
trên trục V nên quay cùng với trục này.
Bộ phận di chuyển có hai cụm bánh răng vi sai và
1
. Mỗi cụm có
một bánh răng trung tâm (15 và 18), hai bánh răng vệ tinh (16 và 19) và một
bánh răng ăn khớp trong (17 và 20). Các bánh răng trung tâm, các bánh răng
vệ tinh và vành răng trong, từng cặp có kết cấu giống nhau (cùng số răng và
mô đun). Trục của các bánh răng vệ tinh và vành răng trong có thể ở trạng
thái tự do hay đợc phanh giữ cố định tuỳ vào yêu cầu điều khiển máy tiến hay
lùi.
Máy tiến (để đẩy gầu vào đất đá):
Điều khiển phanh giữ trục các bánh răng vệ tinh ở cụm bánh răng vi
sai (xem sơ đồ động). Do đó các bánh răng của cụm vi sai hoạt động nh

1
thì các bánh răng của các cụm vi sai này
chạy không tải, máy đứng yên trong lúc động cơ vẫn quay.
1.2 Tính toán kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai di chuyển.
Tính toán kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai di chuyển chỉ thực hiện khi
máy tiến, còn khi máy lùi lực cản nhỏ do không có lực cản đẩy gầu nên
không cần kiểm tra.
Hai cụm bánh răng vi sai đợc chế tạo giống nhau, các bánh răng có
cùng mô đun. Khi bộ truyền vi sai làm việc có hai cặp bánh răng ăn khớp
đó là: cặp bánh răng 18-19 và cặp bánh răng 19-20. Trong đó bánh răng 20 là
vành răng trong có kích thớc lớn, răng của bánh răng này luôn có độ bền lớn
hơn. Do vậy trong ba bánh răng này chỉ cần tính kiểm tra bền cho một cặp ăn
khớp có kích thớc nhỏ là cặp bánh răng 18-19.
Tính kiểm tra bền cho cặp bánh răng 18 và 19:
Xác định tốc độ quay: Gọi n
18
là tốc độ quay của bánh răng 18, n
V
là
tốc độ quay của trục V, ta có:
n
18
= n
V
= n
IV

Từ đó có thể tính đợc:
i
n

Z
i
3
5
1
2
4
5
3
4
1
2
====
2
Vậy:
4,101
765,9
990
i
n
n
dc
18
===
v/ph.
Công suất truyền của bánh răng 18 có thể tính:
N = N
dc
. (1)
với N

răng hành tinh đợc chế tạo bằng thép 40X tôi đạt độ cứng 50ữ52 HRC, theo
bảng 3-8 [1] có giới hạn bền kéo
bk
800 N/mm
2
.
Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của bánh răng:
Giả thiết bộ truyền làm việc lâu dài, số chu kỳ làm việc tơng đơng của
bánh răng trung tâm 18 đợc tính theo [1]:
N
td
= 60.U.n.T (2)
trong đó U số lần ăn khớp của bánh răng khi quay một vòng, U = 2;
n vận tốc vòng của bánh răng, n = 101,4 v/ph;
T tổng số giờ làm việc của bánh răng, với giả thiết bộ
truyền bánh răng làm việc lâu dài, tính cho thời gian tối
thiểu là 10 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày làm việc
6 giờ, ta có: T = 10.300.6 = 18000 giờ
Nh vậy: N
td
= 60.2.101,4.18000 = 21,9.10
7
+ ứng suất tiếp xúc cho phép của răng đợc xác định theo [1]:

NNotxtx
K.][][

=
(3)
với []

do đó lấy K'
N
= 1;
Nh vậy:
8161.][][
Notxtx
==
N/mm
2
;
+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 18 (răng làm việc một
mặt) đợc xác định theo [1]:
N
1
u
K.
K.n
).6,14,1(
][

ữ
=


; (4)
với
-1
giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động,
-1
= 0,45.

][
N
1
u
==


=


N/mm
2
.
+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 19 (răng làm việc hai
mặt) đợc xác định theo [1]:
N
1
u
K.
K.n
][


=


; (5)
với các đại lợng tính nh trên, ta có:
1331.
8,1.5,1

1
A
1918
+=
ở đây m mô đun của bánh răng, m = 5 mm;
Z
18
, Z
19
số răng hai bánh răng, Z
18
= 26,
Z
19
= 25;
4
nên:
5,127)2526.(5.
2
1
A =+=
mm;
i tỷ số truyền của cặp bánh răng 18 và 19, ở đây tỷ số
truyền này tính nh hệ thờng
96,0
26
25
Z
Z
i

.K
d
(7)
trong đó K
tt
hệ số tập trung tải trọng, theo bảng 3-12 [1] với

d
= b/d = 0,5 lấy K
tt
= 1,13;
K
d
hệ số tải trọng động, đợc xác định theo độ chính
xác chế tạo và vận tốc dài của răng bánh răng:
1000.60
n.d.
v
1818

=
, m/s; (8)
ở đây d
18
đờng kính vòng chia bánh răng 18,
d
18
= Z
18
.m;

+
=
N/mm
2
5
Nh vậy bánh răng làm việc có
tx
= 808 < []
tx
= 816 N/mm
2
đảm bảo
đủ bền theo điều kiện ứng suất tiếp xúc.
Nghiệm bền cặp bánh răng theo điều kiện bền uốn: điều kiện bền
uốn của răng bánh răng đợc tính (theo [2]):
u
2
H
6
u
][
x.b.n.Z.m.y
N.K.K.10.1,19
=
(9)
trong đó K hệ số tải trọng, K = 1,13;
K
H
hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các bánh vệ
tinh, K

2
nên bánh
răng đảm bảo đủ bền uốn.
+ Bánh vệ tinh 19 có các thông số: Z = 25; n
19
= 105,5 v/ph; hệ số dạng
răng y tra theo bảng 3-18 [1] đợc y 0,429. Thay vào công thức (9) tính đợc:
84
2.63.5,105.25.5.429,0
6,12.13,1.1,1.10.1,19
2
6
u
==
N/mm
2
.
Nh vậy bánh vệ tinh 19 có
u
= 84 < []
u
= 133 N/mm
2
nên bánh răng
đảm bảo đủ sức bền uốn.
Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời
gian ngắn: Hệ số quá tải lấy K
qt
= 2,5.
+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đợc tính (theo [1]):

;
K
qt
hệ số quá tải, K
qt
= 2,5;
do đó đợc
12785,2.808K.
qttxtxqt
===
N/mm
2
;
Nh vậy
txqt
= 1278 < []
txqt
= 1632 N/mm
2
.
+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất uốn: ứng suất uốn khi quá tải
uqt
đợc tính:

uqt
=
u
.K
qt
(11)

1.3 Tính kiểm tra bền trục dẫn động di chuyển.
Để tiện theo dõi, các số thứ tự trục và các chi tiết lắp trên đó ghi theo
bản vẽ sơ đồ động chung. Chú ý ở đây hai đĩa xích lắp cứng trên cùng một
may ơ lồng không trên trục V.
Bánh răng trung tâm 18 ăn khớp với hai bánh răng 19 ở hai phía đối
diện. Vì vậy lực vòng P mà hai bánh răng hành tinh 19 tác dụng lên bánh
răng 18 có chiều ngợc nhau (hình 1). Lực hớng kính cũng trực đối. Do vậy,
hợp lực về tâm trục sẽ triệt tiêu nhau. Tại đây, trục chỉ còn chịu mô men xoắn
(ký hiệu M
V
) cân bằng với M
IV
là mô men xoắn tại khớp nối trục bên trái.
Tính lực tác dụng từ đĩa xích lên trục.
Hai đĩa xích lắp trên may ơ nên không gây mô men xoắn cho trục mà
7
chỉ tác dụng lên trục hai lực F và F'. Một cách gần đúng có thể coi tải trọng
lên bốn bánh xe di chuyển là nh nhau, nh vậy mỗi bộ truyền xích sẽ truyền
một nửa công suất. Do đó mà có: F F'.
Trị số lực tác dụng từ đĩa xích lên trục F đợc tính nh sau ( theo[1]):
n.t.Z
N.K.10.6
F
1
7

=
, N; (12)
với N' công suất truyền của đĩa xích, coi mỗi đĩa xích truyền một
nửa công suất:

t bớc răng, t = 50,8 mm;
n tốc độ quay, v/ph.
Đĩa xích quay cùng tốc độ với vành răng 20 nên ta có:
i
n
n
v
=
8
19
19
18
20
P
P
Hình 1. Sơ đồ làm việc
của bộ truyền bánh răng
hành tinh .
trong đó n
V
vận tốc vòng của trục V, n
V
= 101,4 v/ph;
i tỷ số truyền của cụm vi sai , lúc này nh hệ thờng:

92,2
26
76
Z
Z

7
==

=
N.
Tính lực tác dụng từ ổ đỡ lên trục.
Phản lực tác dụng của hai ổ ký hiệu R
1
và R
2
. Một cách gần đúng coi
rằng hai bộ truyền xích đặt nằm ngang nên toàn bộ lực tác dụng của bộ
truyền xích F, F' và do đó lực tác dụng của hai ổ lên trục R
1
, R
2
đều nằm
trong mặt phẳng ngang (theo phơng Ox hình 2).
Xác định các phản lực tại các gối đỡ R
1
, R
2
theo sơ đồ lực tác dụng nh
hình 1-2. Ta có phơng trình cân bằng mô men với điểm O
2
(với chú ý F
= F'):
M
O2
= R

O
2
Có thể thấy ngay là R
2
= R
1
và ngợc chiều, tức là: R
2
= R
1
= 1298 N.
Tính gần đúng trục.
Biểu đồ mô men trên trục nh sau:
Hình 3. Biểu đồ mô men uốn và mô men xoắn.
Mô men xoắn của trục đợc tính:
V
V
n
N.9550
M =
, Nm; (13)
với N Công suất truyền, N = 12,6 kW;
n
V
vận tốc vòng của trục, n
V
= 101,4 v/ph.
Nên tính đợc:
1187
4,101

R
2
P
F'P
F
460790 Nmm
433532 Nmm
M
ux
M
x
= M
V
1187000 Nmm
A
M
u
= M
ux
= 460790 Nmm;
M
x
mô men xoắn, M
x
= 1187000 Nmm;
11265231187000.75,0460790M
22
td
=+=
Nmm.


hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp;
n

hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.
Các hệ số này đợc tính:
ma
1

.
k
n
+


=





(16)
ma
1

.
k
n
+


2
;

a
,
a
biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục;

m
,
m
trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp;
ở đây, trục quay một chiều nên ứng suất uốn thay đổi theo
11
chu kỳ đối xứng:
u
u
minmaxa
W
M
===
,

m
= 0;
và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
0
x
ma
W

0
==

=
mm
3
;
nh vậy:
5,6
71569
460790
W
M
u
u
maxa
====
N/mm
2
;
3,8
143139
1187000
W
M
0
x
ma
====
N/mm

67,3
k
=



; tỷ số



k
đợc tính theo công thức:











+=





1

;
Từ công thức (1-15) ta tính đợc:
8,6
7,73,14
7,7.3,14
n
22
=
+
=
.
Vậy hệ số an toàn của trục n = 6,8 > [n] = 1,5; trục làm việc đảm bảo
an toàn.

1.4 Tính kiểm tra bền bộ truyền xích di chuyển.
Bộ truyền xích di chuyển gồm hai bộ truyền nh nhau là loại xích ống
con lăn một dãy có bớc xích t = 50,8 mm; số răng đĩa xích chủ động Z
21
= 18
và đĩa xích bị động Z
22
= 17 theo tiêu chuẩn OOCT 10947-64 của Liên xô
cũ.
Tỷ số truyền của bộ truyền xích này là (theo [2]):
944,0
18
17
Z
Z
i

n.t.Z
N.10.6
F
7
=
, N; (19)
trong đó N công suất truyền, nh đã tính trên N = 5,8 kW;
Z số răng đĩa xích, Z = Z
21
= 18;
t bớc xích, t = 50,8 mm;
n vận tốc vòng của đĩa xích, n = 34,7 v/ph;
thay vào công thức (19) đợc:
10968
7,34.8,50.18
8,5.10.6
F
7
==
, N;
Diện tích hình chiếu bề mặt tiếp xúc giữa chốt và ống F đợc tra theo
bảng 6-1 [1], với loại xích ống con lăn có bớc xích t = 50,8 mm là F
= 646 mm
2
.
Tính hệ số điều kiện sử dụng k:
k = k
đ
.k
A

đc
= 1,25;
k
b
hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, ở đây bôi trơn định kỳ nên
k
b
= 1,5;
k
c
hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, bộ truyền làm
việc một ca nên k
c
= 1.
Nh vậy: k = 1.1.1.1,25.1,5.1 = 1,875.
Xác định áp lực cho phép: áp lực giới hạn cho phép đợc tra theo tốc
độ quay của đĩa xích nhỏ n
22
, ở đây có:
8,36
944,0
7,34
i
n
n
x
21
22
===
v/ph.

1
quay theo trục XI.
Nâng gầu: Để nâng gầu, hai vành răng 14 đợc phanh giữ, hệ bánh
răng vi sai trở thành hệ hành tinh cấp một: hai bánh răng vệ tinh 13 do ăn
khớp với bánh trung tâm 12 và vành 14 nên vừa quay vừa lăn theo bánh 12
làm hai trục XII gắn với hai tang cuốn xích quay theo chiều cuốn xích, gầu đ-
ợc nâng lên.
Hạ gầu: Hai bộ bánh răng vi sai đều không bị phanh giữ, gầu quay
xuống, tang quay để nhả xích, xích tở ra khỏi tang. Lúc này bánh răng trung
tâm không đổi chiều quay, vành răng 14 và trục các bánh răng vệ tinh cùng
tang quay ngợc chiều với khi cuốn xích.
Khi gầu nằm ở vị trí thấp nhất, tang xích cùng trục các bánh răng vệ
tinh (trục XII) đứng yên. Các bánh răng vệ tinh 13 quay tại chỗ vì vẫn ăn
khớp với hai bánh trung tâm 12 làm hai vành răng 14 (không bị phanh giữ)
quay tự do. Lúc này hệ làm việc nh hệ bánh răng thờng. Nh vậy động cơ vẫn
quay mà không nâng gầu.
2.2 Kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai nâng gầu.
Hai cụm bánh răng vi sai A và A
1
có kết cấu hoàn toàn giống nhau,
mỗi cụm có một bánh trung tâm 12, hai bánh vệ tinh 13 và một vành răng 14
có răng trong. Khi làm việc có hai cặp bánh răng ăn khớp là cặp 12-13 và cặp
13-14. Tơng tự nh kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai di chuyển, ở đây cũng
chỉ kiểm tra bền cho một cặp ăn khớp có kích thớc nhỏ là cặp bánh răng 12-
13. Khi cặp bánh răng này đủ bền thì đơng nhiên vành răng 14 cũng đủ bền.
Vật liệu chế tạo bánh răng: tơng tự nh bộ bánh răng hành tinh di
chuyển, các bánh răng 12, 13 và 14 cũng đợc chế tạo bằng thép 40X tôi đạt
độ cứng 48ữ50 HRC và có giới hạn bền kéo
bk
800 N/mm

tốc độ quay của trục IV, n
IV
= 101,4 v/ph;
i tỷ số truyền của bộ truyền xích,
682,0
22
15
Z
Z
i
5
11
===
;
7,148
682,0
4,101
nn
XI12
===
, v/ph.
Nh vậy: N
td
= 60.2.148,7.18000 = 32.10
7
.
Số chu kỳ tơng đơng lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bánh răng 13 càng lớn
hơn): N
td
= 32.10

H
3
tx
][
x.n
N.K.K
.
b
)1i(
.
i.A
1050000


=
trong đó A khoảng cách trục của hai bánh răng
5,127)2526.(5.
2
1
)ZZ.(m.
2
1
A
1312
=+=+=
mm;
i tỷ số truyền của cặp bánh răng 12 và 13, ở đây tỷ số
truyền này tính nh hệ thờng
96,0
26

K
H
hệ số phân bố tải không đều giữa các bánh vệ tinh,
K
H
= 1,1;
K hệ số tải trọng.
Hệ số tải trọng K đợc tính tơng tự: K = K
tt
.K
d
trong đó K
tt
hệ số tập trung tải trọng, K
tt
= 1,13;
K
d
hệ số tải trọng động, đợc xác định theo độ chính
xác chế tạo và vận tốc dài của răng bánh răng:
01,1
1000.60
7,148.5.26.14,3
1000.60
n.d.
v
1212
==

=

đảm
bảo đủ bền theo điều kiện ứng suất tiếp xúc.
Nghiệm bền cặp bánh răng theo điều kiện bền uốn: điều kiện bền
uốn của răng bánh răng đợc tính theo công thức (9):
u
2
H
6
u
][
x.b.n.Z.m.y
N.K.K.10.1,19
=
trong đó K hệ số tải trọng, K = 1,526;
N công suất truyền, N = 11,72 kW;
y hệ số dạng răng,
m mô đun của răng, m = 5;
Z số răng của bánh răng,
n tốc độ quay của bánh răng, v/ph
17
b chiều rộng bánh răng, b = 63 mm;
K
H
hệ số phân bố tải không đều giữa các bánh vệ tinh,
K
H
= 1,1;
x số bánh răng hành tinh, x = 2.
+ Bánh trung tâm 12 có các thông số: Z = 26; n
12

u
==
N/mm
2
.
Nh vậy bánh vệ tinh 19 có
u
= 71,9 < []
u
= 133 N/mm
2
nên bánh
răng đảm bảo đủ sức bền uốn.
Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời
gian ngắn: Hệ số quá tải lấy K
qt
= 2,5.
Các giá trị ứng suất cho phép lấy tơng tự nh bộ hành tinh di chuyển:
+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []
txqt
=1632 N/mm
2
;
+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải: []
uqt
= 288 N/mm
2
;
+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc khi quá
tải


uqt
= 71,9.2,5 = 179,8 N/mm
2
.
18
Nh vậy
uqt
= 179,8 < []
uqt
= 288 N/mm
2
.
Vậy bánh răng đảm bảo bền khi bị quá tải trong thời gian ngắn.
2.3 Kiểm tra bền trục dẫn động tang xích (trục XI).
Nh hình vẽ trên sơ đồ động, các bánh răng trung tâm ăn khớp đồng
thời với hai bánh răng vệ tinh ở hai phía đối xứng nên các lực vòng ăn khớp
và lực hớng tâm tổng hợp về tâm của bánh răng trung tâm triệt tiêu nhau. Tại
mỗi vị trí bánh răng chỉ còn tác dụng mô men xoắn lên trục: M
x
= M
XI
/2;
Hai tang xích lắp lồng không trên trục nên tại đó trục không chịu mô
men xoắn M
x
mà chỉ có lực kéo xích T tác dụng. Một cách gần đúng có thể
coi lực kéo xích T nằm ngang. Cũng tơng tự nh vậy, lực F của bánh xích 11
tác dụng lên trục cũng coi nằm ngang. Lực F tính theo công thức (12) đã dẫn
ở trên:

XI
/2
M
XI
/2
12
12
O
2
O
1
Hình 4. Sơ đồ lực tác dụng lên trục

7673
7,148.8,50.15
6,12.15,1.10.6
F
7
==
, N.
Lực kéo xích T tính nh sau: coi khi nâng gầu toàn bộ công suất động
cơ tiêu hao cho kéo xích. Mô men quay tang xích (đợc chia đều cho hai tang)
là mô men quay trục XII (ký hiệu M
XII
) đợc xác định từ mô men của trục XI:
= .i.
2
M
M
XI

XI
===
; Nm.
Tỷ số truyền từ trục XI đến trục XII đợc tính theo [3]:
12
14
Z
Z
1i +=
(23)
92,3
26
76
1i =+=
;
Hiệu suất truyền động từ trục XI đến trục XII lấy = 0,93.
Nh vậy
137293,0.92,3.
2
7,752
M
XII
==
Nm = 1372000 Nmm;
Lực kéo xích T xác định từ quan hệ:
T.r = M
XII
; (24)
với r bán kính cuốn xích của tang. Lấy bằng bán kính cuốn ban đầu,
theo kết cấu máy r = 128 mm.

Hay: T.(847 + 200) - R
2
.1047 - F.1164 = 0
Từ đó tính ra đợc:

2188
1047
1164.76731047.10719
1047
1164.F)200847(T
R
2
=

=
+
=
, N;
Chiếu các lực lên phơng của lực T có phơng trình cân bằng lực:
2.T - F - R
1
- R
2
=0
Do đó R
1
= 2.T - R
2
- F = 2.10719 - 2188 - 7673 = 11577, N;
Tính gần đúng trục:

R
1

R
1

O
1
O
2

A
12 12
T
T
O
z
x
y
M
x
; Nmm
M
ux
; Nmm
với M
td
mô men tơng đơng,
2
X

d
3
==
, mm.
Tại tiết diện này trục đợc chế tạo với d = 85 mm > giá trị tính;
Tính chính xác trục.
Tơng tự nh tính kiểm tra bền trục dẫn động di chuyển, tính kiểm
nghiệm hệ số an toàn của trục tại tiết diện này theo công thức (15):
]n[
nn
n.n
n
22
>
+
=



trong đó các hệ số an toàn n

, n

đợc tính theo công thức (16) và (17).
Các thành phần trong hai công thức này lấy tơng tự nh trên, chỉ khác:
Mô men cản uốn của tiết diện W
u
đợc tính:
60292
32

6,47
60292
2869941
W
M
u
u
maxa
====
N/mm
2
;
Biên độ ứng suất tiếp:
2,6
120583
752700
W
M
0
x
ma
====
N/mm
2
;
Thay các giá trị vào công thức (16) và (17) tính đợc:
95,1
0.1,06,47.67,3
340
n =

2. Nguyễn Trọng Hiệp
Chi tiết máy tập 1, tập 2
Nhà xuất bản ĐH và THCN Hà nội 1970
3. Đinh Gia Tờng và nhiều ngời khác
Nguyên lý máy
Nhà xuất bản ĐH và THCN Hà nội 1970

24