đồ án tốt NGHIỆP NGÀNH KHAI THÁC mỏ MÁY xúc hầm lò 1ппн5

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

hệ bánh răng thờng. Bánh răng trung tâm 18 đồng thời ăn khớp với hai bánh
răng 19, hai bánh răng 19 này lại ăn khớp trong với vành răng 20. Do vậy khi
bánh răng 18 quay, vành răng 20 quay theo. Vành răng 20 có may ơ lắp chặt
với may ơ của hai đĩa xích 21 và 21', cho nên khi vành răng đợc dẫn động
quay thì qua bộ truyền xích 21-22 và 21'-22' chuyển động đợc truyền tới hai
trục di chuyển (có lắp bánh xe di chuyển), làm hai trục này quay cùng chiều
và cùng tốc độ đẩy máy chạy tiến về phía trớc.
Lúc này bộ vi sai
1
ở trạng thái tự do. Trục VI của các bánh răng vệ
tinh 16 gắn với may ơ của đĩa xích 21 nên quay theo đĩa xích này. Đồng thời
1
các bánh răng 16 ăn khớp với vành răng trong 17 nên kéo theo vành răng 17
quay theo tự do không tải.
Máy chạy lùi:
Để điều khiển máy chạy lùi, vành răng 17 ở cụm bánh răng vi sai
1
đợc phanh giữ. Lúc này các bánh răng 16 vừa quay do ăn khớp với bánh
răng 15 vừa lăn trong vành răng 17 do ăn khớp với vành răng 17. Kết quả là
trục VI có chuyển động quay (tốc độ bằng với tốc độ quay của trục bánh răng
16) và kéo theo chuyển động quay của hai đĩa xích 21 và 21', nhng ngợc
chiều quay với khi tiến. Qua bộ truyền xích làm hai trục bánh xe quay ngợc
lại nên đẩy máy chạy lùi.
Lúc này vành răng 20 quay theo đĩa xích. Cụm bánh răng vi sai
quay tự do không tải.
Nh vậy, động cơ không đổi chiều quay, máy tiến hay lùi tuỳ vào điều
khiển phanh các bộ truyền bánh răng vi sai hay
1
. Khi không phanh các
bộ truyền bánh răng vi sai và

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

n
dc
18
=

với n
dc
tốc độ động cơ n
dc
= 990 v/ph;
i tỷ số truyền của hộp giảm tốc từ trục I đến trục IV, theo sơ đồ
động của máy thì:
765,9
16
50
.
16
50
Z
Z
.
Z
Z
Z
Z
.
Z
Z
.
Z

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

dc
Công suất động cơ N
dc
= 14 kW,
hiệu suất phần dẫn động đến bánh răng 18, có thể tính:

4
o
2
br
.=
ở đây
br
hiệu suất của một cặp bánh răng
br
= 0,97

o
hiệu suất của một cặp ổ lăn
o
= 0,99
nên tính đợc:
9,099,0.97,0
42
==

Vậy N = N
dc
. = 14.0,9 = 12,6 kW.
Vật liệu chế tạo bánh răng: các bánh răng 18, 19 và 20 của cụm bánh

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 []

Notx
ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu
dài phụ thuộc vào độ cứng Rocven, theo bảng 3-9 [1]:
[]
Notx
=17.HRC;
ở đây: HRC độ cứng đạt đợc khi nhiệt luyện,
HRC = 48 ữ 50; lấy HRC = 48
nên: []
Notx
=17.48 = 816 N/mm
2

3
K'
N
hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, theo bảng (3-9) [1] số chu
kỳ cơ sở N
0
= 15.10
7
, ở đây số chu kỳ tơng đơng
N
td
= 21,9.10
7
> N
0
= 15.10
7

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.

bk
;
K"
N
hệ số chu kỳ ứng suất, khi máy làm việc đủ lâu dài
N
td
= 21,9.10
7
> N
0
= 15.10
7
nên lấy K"
N
=1
n hệ số an toàn, khi tôi cải thiện lấy n 1,5;
K


hệ số tập trung ứng suất chân răng, lấy K

1,8.
Thay số vào công thức trên ta có:
1861.
8,1.5,1
800.45,0.4,1
K.
K.n
.4,1

][
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

800.45,0
][
u
==
N/mm
2
.
Nghiệm bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: điều kiện bền tiếp
xúc các răng bánh răng đợc tính theo [2]:
tx
2
H
3
tx
][
x.n
N.K.K
.
b
)1i(
.
i.A
1050000


=
(6)
trong đó A khoảng cách trục của hai bánh răng:
)ZZ.(m.
2

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

18
19
===
b chiều rộng bánh răng, b = 63 mm;
N công suất truyền, N = 12,6 kW;
n
2
vận tốc vòng bánh bị dẫn, tính nh trong hệ thờng

5,105
96,0
4,101
i
n
nn
18
19
2
====
x số bánh vệ tinh, x =2;
K
H
hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các bánh vệ
tinh, K
H
= 1,1
K hệ số tải trọng.
Hệ số tải trọng K đợc tính theo [1]:
K = K
tt

.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
18
vận tốc vòng bánh răng 18, n
18
= 101,4 v/ph;
do đó:
7,0
1000.60
4,101.5.26.14159,3
v ==
m/s;
từ v = 0,7m/s và cấp chính xác chế tạo là cấp 8, theo bảng
3-13 [1] tra đợc K
d
= 1.
Nh vậy tính đợc: K = 1,13. 1 = 1,13.
Thay các giá trị vào công thức (6) ta đợc:

808
2.5,105
6,12.13,1.1,1
.
63
)196,0(
.
96,0.5,127
1050000
3
tx
=

+
=
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

H
= 1,1
N công suất truyền, N = 12,6 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
b chiều rộng bánh răng, b = 63 mm;
x số bánh răng hành tinh, x = 2.
+ Bánh trung tâm 18 có các thông số: Z = 26; n
18
= 101,4 v/ph; hệ số
dạng răng y tra theo bảng 3-18 [1] đợc y 0,4334. Thay vào công thức (9)
tính đợc:

83
2.63.4,101.26.5.4334,0
6,12.13,1.1,1.10.1,19
2
6
u
==
N/mm
2
;
Nh vậy bánh trung tâm 18 có
u
= 83 < []
u
= 186 N/mm

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]):

[]
txqt
= 2.[]
tx
= 2.816 =1632 N/mm
2
;
6
+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải đợc tính (theo [1]):
[]
uqt
= 0,36.
bk
= 0,36.800 = 288 N/mm
2
;
+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc khi quá
tải
txqt
đợc tính:
qttxtxqt
K.
=
(10)
trong đó
tx
ứng suất tiếp xúc đã tính ở trên,
tx
= 808 N/mm
2

;
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)

với
u
ứng suất uốn đã tính ở trên.
Bánh trung tâm 18 có:

uqt
= 83.2,5 = 207,3 N/mm
2
.
Nh vậy
uqt
= 207,5 < []
uqt
= 288 N/mm
2
.
Bánh vệ tinh 19 có:

uqt
= 84.2,5 = 210 N/mm
2
.
Nh vậy
uqt
= 210 < []
uqt
= 288 N/mm
2
.
Vậy bánh răng đảm bảo bền khi bị quá tải trong thời gian ngắn.

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:

2
.N
N

=

, kW;
ở đây N công suất truyền của trục V, N = 12,6 kW;
hiệu suất từ bánh răng 18 tới đĩa xích 21:
92,099,0.97,0.
323
o
2
br
===
;
nên tính đợc:
8,5
2
92,0.6,12
N ==

kW.
K
1
hệ số xét tới tác dụng của trọng lợng xích lên trục, với bộ
truyền nằm ngang K
1
= 1,15;
Z số răng của đĩa xích, Z = 18;

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

Z
Z
.
Z
Z
i
18
20
18
19
19
20
====
;
do vậy:
7,34
92,2
4,101
92,2
n
n
v
===
v/ph.
Hình 2. Sơ đồ lực tác dụng lên trục.
Thay các trị số vào công thức (12) ở trên ta có:
12613
7,34.8,50.18
8,5.15,1.10.6
FF

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

1
.(355 + 79 + 334) - F'.(355 + 79) + F.355 = 0
768.R
1
- 79.F = 0
Do đó:
1298
768
12613.79
768
F.79
R
1
===
N.
9
R
1
R
2
P
P
F
F'
O
x
z
y
O
1

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

6,12.9550
M
V
==
, Nm.
Từ biểu đồ mô men uốn và xoắn trên trục nhận thấy rằng điểm A trên
trục chịu mô men cực đại là điểm làm việc nặng nhất. Đờng kính trục tại A
có thể xác định gần đúng (theo [1]):
3
td
].[1,0
M
d


, mm; (14)
trong đó M
td
mô men tơng đơng đợc tính:
2
x
2
utd
M.75,0MM +=
với M
u
mô men uốn, ở đây:
10
R
1

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.

[] ứng suất cho phép của vật liệu trục.
Vật liệu làm trục là thép C45, sau khi chế tạo có nhiệt luyện. Theo
bảng 7-2 [1] tra đợc [] = 65 N/mm
2
.
Thay số vào (14) tính đợc:
56
65.1,0
1126523
d
3
=
mm.
Tại tiết diện này trục đợc chế tạo với đờng kính d = 90 > 50 mm.
Tính chính xác trục.
Tính chính xác trục tại tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm hệ số an
toàn của trục tại tiết diện này:
]n[
nn
n.n
n
22
>
+
=


(15)
trong đó [n] hệ số an toàn cho phép, lấy [n] = 1,5;
n

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
+

=





(17)
trong đó
-1
,
-1
giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Vật
liệu chế tạo trục là thép 45 tôi nên có
b
= 850 N/mm
2
và:

-1
= 0,4.
b
= 0,4.850 = 340 N/mm
2
,

-1
= 0,2.
b
= 0,2.850 = 170 N/mm

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

M
==
;
với W
u
mô men cản uốn của tiết diện,
71569
32
90.14,3
32
d.
W
33
u
==

=
mm
3
;
W
u
mô men cản xoắn của tiết diện,
143139
16
90.14,3
16
d.
W
33

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

2
;


,


hệ số xét đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình
đến sức bền mỏi đợc chọn theo vật liệu, với thép các bon
trung bình lấy

= 0,1;

= 0,05;
hệ số tăng bền bề mặt trục, trục không áp dụng các biện
pháp tăng bền nên = 1;


,

hệ số kích thớc xét đến ảnh hởng của kích thớc tiết
diện trục đến giới hạn mỏi;
k

, k

hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn;
Tiết diện trục tại vị trí nguy hiểm này có tập trung ứng
suất do lắp ghép ổ lăn nên theo bảng 7-10 [1] tra đợc tỷ
số

67,3
k
=



; tỷ số



k
đợc tính theo công thức:











+=





1

k
.6,01
k
;
do đó:
( )
6,2167,3.6,01
k
=+=



.
12
Thay các giá trị vào công thức (1-16) và (1-17) tính đợc:
3,14
0.1,07.67,3
340
n =
+
=

;
7,7
3,8.05,03,8.6,2
170
n =
+
=

;
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

21
22
x
===
Trong bộ truyền xích, dây xích và các răng đĩa đợc chế tạo theo tiêu
chuẩn vì vậy theo [2] chỉ cần tính kiểm tra bền với dây xích.
Tính kiểm tra bền dây xích theo áp suất cho phép: Để xích có thể làm
việc trong thời gian tơng đối dài thì áp suất sinh ra trong bản lề xích khi làm
việc phải nhỏ hơn áp suất cho phép:
]p[
F
P.k
p
0
=
(18)
trong đó P lực vòng khi làm việc, N;
F diện tích hình chiếu bề mặt tiếp xúc giữa chốt và ống
của dây xích lên mặt phẳng thẳng góc với phơng lực
tác dụng, mm
2
;
k hệ số điều kiện sử dụng;
[p
0
] áp suất cho phép, N/mm
2
.
Tính lực vòng: lực vòng của bộ truyền xích đợc tính theo [2]:
13

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

.k
o
.k
đc
.k
b
.k
c
(20)
trong đó k
đ
hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài, máy di chuyển trên
đờng ray tải trọng êm nên k
đ
= 1;
k
A
hệ số xét đến chiều dài xích, ở dây A 30.t nên k
A
= 1;
k
o
hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, với bộ truyền nằm
ngang k
o
= 1;
k
đc
hệ số xét khả năng điều chỉnh lực căng xích, ở đây trục đĩa
xích không điều chỉnh đợc nên k

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.

Từ n
22
= 36,8 < 50 v/ph, tra bảng 6-6 [1] đợc [p
0
] = 35 N/mm
2
;
Thay các giá trị vào công thức 18 tính đợc:
32
646
10968.875,1
p ==
N/mm
2
.
14
Vậy với áp suất p = 32 < [p
0
] = 35 N/mm
2
bộ truyền đủ bền để có thể
làm việc trong thời gian dài.
Với bộ truyền xích này, vận tốc vòng của đĩa xích nhỏ nên không cần
kiểm tra số lần va đập của xích trong một đơn vị thời gian.

2. Bộ tang nâng hạ gầu.
2.1 Nguyên lý làm việc.
Nguyên lý làm việc của bộ tang nâng hạ gầu đợc thuyết minh theo sơ
đồ động chung của máy. Bộ truyền xích 5-11 truyền chuyển động quay từ
trục IV đến trục XI. Hai bánh răng trung tâm 12 của hai cụm vi sai A và A

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

2
.
Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của bánh răng:
Tơng tự nh bộ bánh răng vi sai di chuyển, số chu kỳ làm việc tơng đ-
ơng của bánh răng trung tâm 12 đợc tính:
15
N
td
= 60.U.n
12
.T
trong đó U số lần ăn khớp của bánh răng khi quay một vòng, U = 2;
n
12
vận tốc vòng của bánh răng 12, v/ph;
T tổng số giờ làm việc của bánh răng, lấy tơng tự bánh
răng di chuyển: T = 18000 giờ;
Tính vận tốc vòng của bánh răng trung tâm n
12
: tốc độ quay
bánh răng trung tâm 12 bằng với tốc độ quay trục XI, đợc tính:
X
IV
XI12
i
n
nn ==
, v/ph;
với n
IV

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

7
> N
0
= 15.10
7
do đó các giá trị ứng suất cho phép lấy nh bộ
bánh răng di chuyển.
+ ứng suất tiếp xúc cho phép của răng:
816][
tx
=
N/mm
2
;
+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 12 tơng tự bánh răng 18
răng làm việc một mặt: []
u
= 186 N/mm
2
.
+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 13 tơng tự bánh răng 19,
răng làm việc hai mặt: []
u
= 133 N/mm
2
.
Nghiệm bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: điều kiện bền tiếp
xúc các răng bánh răng cũng đợc tính theo công thức (6):
tx
2

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

25
Z
Z
i
13
12
===
b chiều rộng bánh răng, b = 63 mm;
16
N công suất truyền của trục XI, đợc tính từ công suất
truyền của trục IV với hiệu suất của bộ truyền xích:
N = 12,6.
x
= 12,6.0,93 = 11,72 kW;
n
2
vận tốc vòng bánh bị dẫn, tính nh hệ thờng

155
96,0
7,148
i
n
nn
12
13
2
====
v/ph;
x số bánh vệ tinh, x =2;

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
==

=

m/s;
từ v = 1,01 m/s và cấp chính xác 8 tra đợc K
d
= 1,35.
Nh vậy tính đợc: K = 1,13. 1,35 = 1,526.
Thay các giá trị vào công thức (6) tính đợc:

747
2.155
72,11.526,1.1,1
.
63
)196,0(
.
96,0.5,127
1050000
3
tx
=
+
=
N/mm
2
.
Nh vậy cặp bánh răng làm việc có
tx
= 747 < []
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 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

= 148,7 v/ph; hệ số
dạng răng y tra theo bảng 3-18 [1] đợc y 0,4334. Thay vào công thức trên
tính đợc:

71
2.63.7,148.26.5.4334,0
72,11.526,1.1,1.10.1,19
2
6
u
==
N/mm
2
;
Nh vậy bánh trung tâm 12 có
u
= 71 < []
u
= 186 nên bánh răng đảm
bảo đủ bền uốn.
+ Bánh vệ tinh 13 có các thông số: Z = 25; n
13
= 155 v/ph; hệ số dạng
răng y tra theo bảng 3-18 [1] đợc y 0,429. Thay vào công thức trên tính đ-
ợc:
9,71
2.63.155.25.5.429,0
72,11.526,1.1,1.10.1,19
2
6

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

txqt
đợc tính theo công thức (10):
11815,2.747K.
qttxtxqt
===
N/mm
2
;
Nh vậy
txqt
= 1181 < []
txqt
= 1632
+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất uốn: ứng suất uốn khi quá tải
uqt
đợc tính theo công thức (11):
Bánh trung tâm 12 có:

uqt
= 71.2,5 = 177,5 N/mm
2
.
Nh vậy
uqt
= 177,5 < []
uqt
= 288 N/mm
2
.
Bánh vệ tinh 13 có:

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:

n.t.Z
N.K.10.6
F
1
7
=
, N;
ở đây N công suất truyền, N = 12,6 kW;
K
1
hệ số xét đến tác dụng của trọng lợng xích lên trục, K
1
= 1,15;
Z số răng đĩa xích, Z = 15;
T bớc răng, t = 50,8 mm;
n tốc độ vòng bánh xích, n = 148,7 v/ph.
Thay số vào trên ta có:
19
Tang xích
Tang xích
T T
R
1
R
2
F
11
M
XI
M

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

XII
, Nm; (21)
ở đây M
XI
mô men trên trục XI,
i tỷ số truyền từ trục XI đến trục XII.
hiệu suất của truyền động từ trục XI đến trục XII
Mô men trên trục XI (M
XI
) đợc tính:
XI
XI
n
N.9550
M =
; Nm. (22)
trong đó N công suất truyền trên trục XI, N = 11,72 kW;
n
XII
vận tốc vòng trục XI, n
XI
= 148,7 v/ph;
Do đó:
7,752
7,148
72,11.9550
n
N.9550
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.

Vậy
10719
128
1372000
r
M
T
XII
===
N;
20
Phản lực của ổ R
1
và R
2
cũng theo phơng ngang. Nh vậy, trục chỉ chịu
tác dụng hệ lực phẳng nằm ngang. Từ đó xác định phản lực R
1
và R
2
bằng
cách lập phơng trình cân bằng mô men tại O
1
:
M
O1
= T.(200 + 187 + 273 + 187) - R
2
.(200 + 187 + 273 + 187 + 200) -
- F.(200 + 187 + 273 + 187 + 200 + 117) + T.200 = 0;

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:

Từ giá trị các lực tác dụng lên trục, vẽ đợc biểu đồ mô men của trục
nh hình 5. Biểu đồ mô men của trục cho thấy điểm A trên trục chịu mô men
lớn nhất. Do đó xác định đờng kính trục tại tiết diện này theo công thức (14):
Hình 5. Biểu đồ mô men trục tang xích nâng gầu.
3
td
].[1,0
M
d

=
, mm;
21
376350
752700
2315400
2475846
2709495
2869941
897741
Tang Tang
11
M
XI

M
XI
/2 M
XI
/2

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

2
utd
M.75,0MM +=
, Nmm;
ở đây M
u
mô men uốn, M
u
= M
ux
= 2869941 Nmm;
M
X
mô men xoắn, M
X
= 752700 Nmm;
nên tính đợc:

2943451752700.75,02869941M
22
td
=+=
Nmm
[] ứng suất cho phép của vật liệu trục, [] = 65 N/mm
2
;
Thay vào trên đợc:
77
65.1,0
2943451

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

85.14,3
32
d.
W
33
u
==

=
mm
3
;
Mô men cản xoắn của tiết diện W
0
đợc tính:
120583
16
85.14,3
16
d.
W
33
0
==

=
mm
3
;
Biên độ ứng suất pháp:

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 =

+
=

;
22
28,10
3,8.05,02,6.6,2
170
n =
+
=
τ
;
Tõ c«ng thøc (15) ta tÝnh ®îc:
92,1
28,1095,1
28,10.95,1
n
22
=
+
=
.
VËy hÖ sè an toµn cña trôc n = 1,92 > [n] = 1,5; trôc lµm viÖc ®¶m b¶o
an toµn.
− 23 −
Tài liệu tham khảo
1. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm
Thiết kế chi tiết máy
Nhà xuất bản Giáo dục Hà nội 1998

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