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 [...]... kích thớc nhỏ là cặp bánh răng 1213 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/mm2 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,... 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,... 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... di chuyển, số chu kỳ làm việc tơng đơng của bánh răng trung tâm 12 đợc tính: 15 Ntd = 60.U.n12.T trong đó U số lần ăn khớp của bánh răng khi quay một vòng, U = 2; n12 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 n12: tốc độ quay bánh răng trung tâm 12 bằng với tốc độ quay trục... đơng lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bánh răng 13 càng lớn hơn): Ntd = 32.107 > N0 = 15.107 do đó các giá trị ứng suất cho phép lấy nh bộ bánh răng di chuyển + ứng suất tiếp xúc cho phép của răng: []tx = 816 N/mm2; + ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 12 tơng tự bánh răng 18 răng làm việc một mặt: []u = 186 N/mm2 + ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 13 tơng tự bánh răng 19, răng làm việc hai mặt:... 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): 1050000 (i 1) 3 K H K.N tx = []tx A.i b n 2 x trong đó A khoảng cách trục của hai bánh răng 1 1 A = m.( Z12 + Z13 ) = 5.(26 + 25) = 127,5 mm; 2 2 i tỷ số truyền của cặp bánh răng 12 và 13, ở đây tỷ số Z12 25 = = 0,96 truyền này tính nh hệ thờng i = Z13 26 b chiều rộng bánh răng,... 288 N/mm2 Bánh vệ tinh 13 có: uqt = 71,9.2,5 = 179,8 N/mm2 18 Nh vậy uqt = 179,8 < []uqt = 288 N/mm2 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... quay của bánh răng, v/ph 17 b chiều rộng bánh răng, b = 63 mm; KH hệ số phân bố tải không đều giữa các bánh vệ tinh, KH = 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: 19,1.10 6.1,1.1,526.11,72 u = = 71 N/mm2; 0,4334.5 2.26.148,7.63.2 Nh vậy bánh trung... 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... cặp bánh răng làm việc có tx = 747 < []tx = 816 N/mm2 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 = trong đó 19,1.10 6.K H K.N [] u y.m 2 Z.n.b.x 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 . 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. 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. 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