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

Máy xúc hầm lò 1ППН5Tính toán kiểm tra bền một số bộ phận chính thuộc phần dẫn dộngmáy xúc hầm lò 1ППН5 Máy xúc hầm lò tay gầu quay 1ППН5 đợc trang bị hai động cơ điện.Một động cơ dẫn độ

Máy xúc hầm lò 1ППН5Tính toán kiểm tra bền một số bộ phận chính thuộc phần dẫn dộngmáy xúc hầm lò 1ППН5

Máy xúc hầm lò tay gầu quay 1ППН5 đợc trang bị hai động cơ điện.Một động cơ dẫn động cho băng tải; một động cơ chính của máy làm haichức năng vừa dẫn động di chuyển máy vừa dẫn động nâng gầu Hai chứcnăng 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 thìkhông nâng và khi nâng gầu thì không di chuyển Nh vậy công suất của độngcơ đợc tiêu hao toàn bộ cho cho di chuyển hay cho nâng gầu

1 Tính toán kiểm tra bền bộ tang di chuyển.

Bộ phận di chuyển có hai cụm bánh răng vi sai Á và Á 1 Mỗi cụm cómột bánh răng trung tâm (15 và 18), hai bánh răng vệ tinh (16 và 19) và mộtbánh 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 vàmô đun) Trục của các bánh răng vệ tinh và vành răng trong có thể ở trạngthái tự do hay đợc phanh giữ cố định tuỳ vào yêu cầu điều khiển máy tiến haylùi

 Máy tiến (để đẩy gầu vào đất đá):

Điều khiển phanh giữ trục các bánh răng vệ tinh ở cụm bánh răng visai Á (xem sơ đồ động) Do đó các bánh răng của cụm vi sai Á hoạt động nh

hệ bánh răng thờng Bánh răng trung tâm 18 đồng thời ăn khớp với hai bánhrăng 19, hai bánh răng 19 này lại ăn khớp trong với vành răng 20 Do vậy khibánh răng 18 quay, vành răng 20 quay theo Vành răng 20 có may ơ lắp chặtvới may ơ của hai đĩa xích 21 và 21', cho nên khi vành răng đợc dẫn độngquay thì qua bộ truyền xích 21-22 và 21'-22' chuyển động đợc truyền tới haitrục 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 Á 1 ở trạng thái tự do Trục VI của các bánh răng vệtinh 16 gắn với may ơ của đĩa xích 21 nên quay theo đĩa xích này Đồng thờicác bánh răng 16 ăn khớp với vành răng trong 17 nên kéo theo vành răng 17quay theo tự do không tải

 Máy chạy lùi:

Để điều khiển máy chạy lùi, vành răng 17 ở cụm bánh răng vi sai Á 1

đ-ợc 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 chiềuquay 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 Á 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 khimáy tiến, còn khi máy lùi lực cản nhỏ do không có lực cản đẩy gầu nênkhông cần kiểm tra

Hai cụm bánh răng vi sai đợc chế tạo giống nhau, các bánh răng cócùng mô đun Khi bộ truyền vi sai Á 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 làvành răng trong có kích thớc lớn, răng của bánh răng này luôn có độ bền lớnhơn Do vậy trong ba bánh răng này chỉ cần tính kiểm tra bền cho một cặp ănkhớp 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 n18 là tốc độ quay của bánh răng 18, nV làtốc độ quay của trục V, ta có:

50 16

50 Z

Z Z

Z Z

Z Z

Z Z

Z i

3 5 1 2 4 5 3 4 1



765 , 9

990 i

Vậy N = Ndc. = 14.0,9 = 12,6 kW.

 Vật liệu chế tạo bánh răng: các bánh răng 18, 19 và 20 của cụm bánhrăng hành tinh Á đợc chế tạo bằng thép 40X tôi đạt độ cứng 5052 HRC,theo bảng 3-8 [1] có giới hạn bền kéo bk  800 N/mm2

 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 củabánh răng trung tâm 18 đợc tính theo [1]:

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: Ntd = 60.2.101,4.18000 = 21,9.107+ ứng suất tiếp xúc cho phép của răng đợc xác định theo [1]:

N Notx

]

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  50; lấy HRC = 48nên: []Notx =17.48 = 816 N/mm2K'N  hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, theo bảng (3-9) [1] số chu

K n

).

6 , 1 4 , 1 ( ]





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

Ntd = 21,9.107 > N0 = 15.107 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:

186 1 8 , 1 5 , 1

800 45 , 0 4 , 1 K K n

4 , 1 ]

+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 19 (răng làm việc haimặt) đợc xác định theo [1]:

N 1

K n ]

800 45 , 0 ]

 Nghiệm bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: điều kiện bền tiếpxúc các răng bánh răng đợc tính theo [2]:

tx 2

H 3

x n

N K K b

) 1 i ( i.

m 2

i  tỷ số truyền của cặp bánh răng 18 và 19, ở đây tỷ số

truyền này tính nh hệ thờng 0 , 96

26

25 Z

Z i

4 , 101 i

n n

n d

v  18 18

do đó: 0 , 7

1000 60

4 , 101 5 26 14159 , 3

6 , 12 13 , 1 1 , 1 63

) 1 96 , 0 ( 96 , 0 5 , 127

Nh vậy bánh răng làm việc có tx = 808 < []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 uốncủa răng bánh răng đợc tính (theo [2]):

u 2

H 6

x b n Z m y

N K K 10 1 , 19

83 2 63 4 , 101 26 5 4334 , 0

6 , 12 13 , 1 1 , 1 10 1 , 19

2 6

Nh vậy bánh trung tâm 18 có u = 83 < []u = 186 N/mm2 nên bánhrăng đảm bảo đủ bền uốn

+ Bánh vệ tinh 19 có các thông số: Z = 25; n19 = 105,5 v/ph; hệ số dạngrăng 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

[]txqt = 2.[]tx = 2.816 =1632 N/mm2;+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải đợc tính (theo [1]):

[]uqt = 0,36.bk = 0,36.800 = 288 N/mm2;+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc khi quátải txqt đợc tính:

qt tx txqt   K

đợc tính:

uqt = u.Kqt (11) với u  ứng suất uốn đã tính ở trên

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 theobản vẽ sơ đồ động chung Chú ý ở đây hai đĩa xích lắp cứng trên cùng mộtmay ơ lồng không trên trục V

Bánh răng trung tâm 18 ăn khớp với hai bánh răng 19 ở hai phía đốidiện Vì vậy lực vòng P mà hai bánh răng hành tinh 19 tác dụng lên bánhrăng 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 MV) cân bằng với MIV 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

chỉ tác dụng lên trục hai lực F và F' Một cách gần đúng có thể coi tải trọnglên bốn bánh xe di chuyển là nh nhau, nh vậy mỗi bộ truyền xích sẽ truyềnmột 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

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 , 0 99 , 0 97 , 0

o 2

trong đó nV  vận tốc vòng của trục V, nV = 101,4 v/ph;

i  tỷ số truyền của cụm vi sai Á, lúc này nh hệ thờng:

92 , 2 26

76 Z

Z Z

Z Z

Z i

18 20 18 19 19

do vậy: 34 , 7

92 , 2

4 , 101 92 , 2

, 34 8 , 50 18

8 , 5 15 , 1 10 6 F F

Xác định các phản lực tại các gối đỡ R1, R2 theo sơ đồ lực tác dụng nhhình 1-2 Ta có phơng trình cân bằng mô men với điểm O2 (với chú ý F

F 79

z y

Hình 3 Biểu đồ mô men uốn và mô men xoắn.

Mô men xoắn của trục đợc tính:

V V

n

N 9550

6 , 12 9550

1 , 0

M d



trong đó Mtd  mô men tơng đơng đợc tính:

2 x 2

75 , 0 460790

[]  ứng suất cho phép của vật liệu trục

Vật liệu làm trục là thép C45, sau khi chế tạo có nhiệt luyện Theobảng 7-2 [1] tra đợc [] = 65 N/mm2

56 65 1 , 0

n n n

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:

m a

1

.

k

1

.

k

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/mm2 và:

-1 = 0,4.b = 0,4.850 = 340 N/mm2,

-1 = 0,2.b = 0,2.850 = 170 N/mm2;

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 theochu kỳ đối xứng:

u

u min max

90 14 , 3 32

d W

3 3

Wu  mô men cản xoắn của tiết diện,

nh vậy: 6 , 5

71569

460790 W

M

u

u max

3 , 8 143139

1187000 W

M

0

x m

,   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 bontrung 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 ứngsuất do lắp ghép ổ lăn nên theo bảng 7-10 [1] tra đợc tỷ

3 , 14 0 1 , 0 7 67 , 3

7 , 7 3 , 14

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 ốngcon lăn một dãy có bớc xích t = 50,8 mm; số răng đĩa xích chủ động Z21 = 18

và đĩa xích bị động Z22 = 17 theo tiêu chuẩn OOCT 10947-64 của Liên xôcũ

Tỷ số truyền của bộ truyền xích này là (theo [2]):

944 , 0 18

17 Z

Z i

21 22

Trong bộ truyền xích, dây xích và các răng đĩa đợc chế tạo theo tiêuchuẩn 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 làmviệc trong thời gian tơng đối dài thì áp suất sinh ra trong bản lề xích khi làmviệc phải nhỏ hơn áp suất cho phép:

] p [ F

P k

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, mm2;

k  hệ số điều kiện sử dụng;

[p0]  áp suất cho phép, N/mm2

 Tính lực vòng: lực vòng của bộ truyền xích đợc tính theo [2]:

n t Z

N 10 6 F

, 34 8 , 50 18

8 , 5 10 6 F

đờng ray tải trọng êm nên kđ = 1;

kA  hệ số xét đến chiều dài xích, ở dây A  30.t nên kA = 1;

ko  hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, với bộ truyền nằm

8 , 36 944 , 0

7 , 34 i

n n

10968 875 , 1

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 từtrục IV đến trục XI Hai bánh răng trung tâm 12 của hai cụm vi sai A và A1quay theo trục XI

 Nâng gầu: Để nâng gầu, hai vành răng 14 đợc phanh giữ, hệ bánhrăng vi sai trở thành hệ hành tinh cấp một: hai bánh răng vệ tinh 13 do ănkhớp với bánh trung tâm 12 và vành 14 nên vừa quay vừa lăn theo bánh 12làm 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 quayxuống, tang quay để nhả xích, xích tở ra khỏi tang Lúc này bánh răng trungtâm không đổi chiều quay, vành răng 14 và trục các bánh răng vệ tinh cùngtang quay ngợc chiều với khi cuốn xích

Khi gầu nằm ở vị trí thấp nhất, tang xích cùng trục các bánh răng vệtinh (trục XII) đứng yên Các bánh răng vệ tinh 13 quay tại chỗ vì vẫn ănkhớp 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 vẫnquay mà không nâng gầu

2.2 Kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai nâng gầu.

Hai cụm bánh răng vi sai A và A1 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 cặp13-14 Tơng tự nh kiểm tra bền bộ bánh răng vi sai di chuyển, ở đây cũngchỉ 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 dichuyển, các bánh răng 12, 13 và 14 cũng đợc chế tạo bằng thép 40X tôi đạt

độ cứng 4850 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, số chu kỳ làm việc tơng đ-

ơng của bánh răng trung tâm 12 đợc tính:

Ntd = 60.U.n12.Ttrong đó U  số lần ăn khớp của bánh răng khi quay một vòng, U = 2;

i

n n

n   , v/ph;

với nIV  tốc độ quay của trục IV, nIV = 101,4 v/ph;

i  tỷ số truyền của bộ truyền xích, 0 , 682

22

15 Z

Z i

5

7 , 148 682 , 0

4 , 101 n

n12  XI   , v/ph

Nh vậy: Ntd = 60.2.148,7.18000 = 32.107

Số chu kỳ tơng đơng lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bánh răng 13 càng lớnhơn): Ntd = 32.107 > N0 = 15.107 do đó các giá trị ứng suất cho phép lấy nh bộbánh răng di chuyển

+ ứng suất tiếp xúc cho phép của răng: [  ]tx  816N/mm2;

+ ứng suất uốn cho phép của răng bánh răng 12 tơng tự bánh răng 18răng 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: []u = 133 N/mm2

 Nghiệm bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: điều kiện bền tiếpxúc các răng bánh răng cũng đợc tính theo công thức (6):

tx 2

H 3

x n

N K K b

) 1 i ( i.

5 , 127 ) 25 26 (

5 2

1 ) Z Z (

m 2

1

i  tỷ số truyền của cặp bánh răng 12 và 13, ở đây tỷ số

truyền này tính nh hệ thờng 0 , 96

26

25 Z

Z i

n

n   12   v/ph;

KH  hệ số phân bố tải không đều giữa các bánh vệ tinh,

60

7 , 148 5 26 14 , 3 1000 60

n d

72 , 11 526 , 1 1 , 1 63

) 1 96 , 0 ( 96 , 0 5 , 127

Nh vậy cặp bánh răng làm việc có tx = 747 < []tx = 816 N/mm2 đảmbảo đủ bền theo điều kiện ứng suất tiếp xúc

 Nghiệm bền cặp bánh răng theo điều kiện bền uốn: điều kiện bền uốncủa răng bánh răng đợc tính theo công thức (9):

u 2

H 6

x b n Z m y

N K K 10 1 , 19

71 2 63 7 , 148 26 5 4334 , 0

72 , 11 526 , 1 1 , 1 10 1 , 19

2 6

Nh vậy bánh trung tâm 12 có u = 71 < []u = 186 nên bánh răng đảmbảo đủ bền uốn

+ Bánh vệ tinh 13 có các thông số: Z = 25; n13 = 155 v/ph; hệ số dạngrăng 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

Nh vậy bánh vệ tinh 19 có u = 71,9 < []u = 133 N/mm2 nên bánhrăng đảm bảo đủ sức bền uốn

 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thờigian ngắn: Hệ số quá tải lấy Kqt = 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/mm2;

+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt = 288 N/mm2;

+ Nghiệm bền quá tải theo ứng suất tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc khi quátải txqt đợc tính theo công thức (10):

1181 5

, 2 747 K

và lực hớng tâm tổng hợp về tâm của bánh răng trung tâm triệt tiêu nhau Tạimỗi vị trí bánh răng chỉ còn tác dụng mô men xoắn lên trục: Mx = MXI/2;

Hai tang xích lắp lồng không trên trục nên tại đó trục không chịu mômen xoắn Mx mà chỉ có lực kéo xích T tác dụng Một cách gần đúng có thểcoi lực kéo xích T nằm ngang Cũng tơng tự nh vậy, lực F của bánh xích 11tác 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

7