Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT CƠ CẤU CHÍNH.

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT CƠ CẤU CHÍNH.

Tải bản đầy đủ - 0trang

Trong q trình gia cơng thì q trình phay nghịch tạo ra l ực c ắt l ớn

nhất,vì vậy ta tính cơng suất cắt theo q trình phay nghịch.



Hình 3.1: Sơ đồ phay nghịch.



3.1 Hộp tốc độ

1. Công suất động cơ chính:

Được tính theo cơng thức:



N dc =NC +N O +N P



Trong đó:

- NC : là cơng suất cắt

- NO : là công suất chạy không.

- NP : là công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu

nhiên.

 Cơng suất cắt:



PZ .v

NC =

( kW )

60.102.9,81



Trong đó:

+ Pz : lực cắt

+ v: tốc độ cắt



PZ =( 0,5 �0, 6) .PO



( D)



PO =C.B.Z.S zy . t



k



S

Trong đó Sz= n.Z



(TTTKMCKL-tr90)

 Với chế độ cắt mạnh: C = 682 ; y = 0,72 ; k = 0,86

S

Ta có Sz = n.Z = ;



( D)



PO =C.B.Z.S zy . t



k



=682.100.8.0,32780,72.( 12 : 90)



0,86



=43207,6( N )



Pz = 0,5.682.100.8.0,32780,72.(12:90)0,86 = 21602,74 ( N )

Nc = =4,86(KW)

Nc

Nđc =  = = 6,48 KW



Trong đó:







là hiệu suất của bộ truyền.



 Với chế độ cắt nhanh:

C = 682 , y= 0,72, k = 0,82; B = 50;

S = 750 mm/ph; t = 3 mm; D = 100 , Z = 4

3

Pz = 0,5.682.50.4.(750:900:4)0,72.( 100 )0,82=1243,17 (N)



Nc = =4,86 KW

Do công suất cắt chiếm 7080% công suất động cơ nên ta tính gần đúng

cơng suất động cơ theo công suất cắt :





N dc 



Nc

 (kW)



Nc

Nđc =  = = 6,48 KW



 Chọn Nđc = 7 KW, n = 1440 v/ph

Từ hai chế độ trên ta chọn động cơ DK.52 – 4.

Có cơng suất N = 7 (kW) và số vòng quay trục ra n = 1440 (vg / ph)

Để lập bảng tính tốn động lực ta cần biết:

+ Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ

trục tính tốn theo cơng thức:

Ntinh= .(v/ph)

+ Cơng suất trên từng trục: Ntrục = Nđc. (kW)

Với  là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục.  = i với i

là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn... ta có:

đai = 0,98; br = 0,995; ổ = 0,97; tc = 0,88.

- Công suất.

Nđc =7 kW ; nđc =1440vg/ph

Trục I

NI = Nđc . br . ol = 7 . 0,995 . 0,97  6,756 KW

Trục II

NII = NI. ol . br = 6,756.0,995.0,97 5,81KW

Trục III

NIII = NII . br . ol = 5,81.0,97.0,995 5,6KW

Trục IV

NIV = NIII . br . ol = 5,6. 0,97 .0,995  5,409KW

Trục V

NV = NIV . br . ol = 5,409 . 0,97 .0,995  5,22 kW

- Số vòng quay.

Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n min đến nmax cho nên khi

máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm vi ệc đến mômen xoắn gi ới

hạn, không làm việc hết cơng suất N. Để tính tốn hợp lý thì ng ười ta dùng ch ế



độ cắt gọt tính tốn, lấy số vòng quay tính tốn trên từng trục là



n max

n min



ntinh nmin .4



Trục II

nII = nđc.i0 =1440. = 710,14 vg/ph = nII

Trục III

nIIImin = nII .i 1= 710,14. = 280,75 vg/ph

nIIImax = nII .i 3= 710,14. = 441,44 vg/ph

 ntính3 = nmin . = 280,75 . = 314,38 vg/ph = nIII.

Trục IV

nIVmin = nIIImin .i 4= 280,75. = 112,3 vg/ph

nIVmax = nIIImax .i 6= 441,44 . = 703,03 vg/ph.

 ntính4 = nmin . = 112,3 . = 177,31 vg/ph = nIV.

Trục V

nVmin =28 vg/ph

nVmax = 1400vg/ph.

= .



= 28 . = 74,46 vg/ ph = nv



Xác định mô men xoắn trên động cơ lớn nhất :

NI

6, 756

 9,55.106.

 44805, 4

1440

6 nI

TI = 9,55. 10 .

N.mm

Mô men xoắn trên các trục

TII = 9,55. 106. = 9,55.106. = 78133,19 N.mm

TIII = 9,55. 106. =9,55.106. = 170112,6 N.mm

TIV = 9,55. 106. = 9,55.106. = 291331,28 N.mm

TV = 9,55. 106. = 9,55.106 .= 669500,4 N.mm

Bảng 3.1 Bảng thơng số

Trục



I



N(kw)

n (vg/ph)



7

1440



T(N.mm)



44805,4



II



III



5,81

5,6

710,14

314,38

78133,1

170112,6

9

Bảng 3.1



IV



V



5,409

177,31

291331,2

8



5,22

74,46



Đường kính của trục được tính sơ bộ theo cơng thức

Trong đó T là mơ men xoắn lớn nhất trên trục

Từ đó ta có :



d1  3



TI

44805, 4

3

 22,37

0, 2.[ ]

0, 2.20

mm.



669500,4



d 3 T / 0,2.[ ]



Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 1 sơ bộ là : d1 = 25 mm .

- d2 = = = 26,93 mm.



Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 2 sơ bộ là : d2 = 30mm .

- d3 = = = 34,9 mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 3 sơ bộ là : d3 = 40mm .

- d4 = = = 41,85 mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 4 sơ bộ là : d4 = 45 mm .

-



d4 =



= = 55,11 mm.



Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 5 sơ bộ là : d5 = 60 mm.



4. Tính cơng suất, mơ men xoắn lớn nhất, số vòng quay nh ỏ nh ất

trên các trục của hộp chạy dao.

- Công suất trên các trục của hộp chạy dao ta có N= 1,7 (kW); n dc =

1420 ( vg/ph).



br = 1,7 . 0,995 ≈ 1,69 (kW).

 .

Trục II: NII = NI . br ol = 1,69 . 0,995 . 0,97 ≈ 1,63 (kW).

 .

Trục III: N = N . br ol = 1,63 . 0,995 . 0,97 ≈ 1,57 (kW).

Trục I : NI = Nđc.



III



II



 .

Trục IV: NIV = NIII . br ol = 1,57 . 0,995 . 0,97 ≈ 1,52 (kW).

Trục V: (giả sử chỉ có đường truyền trực tiếp)

 .

NV1 = NIV . br ol = 1,52 . 0,995 . 0,97 ≈ 1,47 (kW).

Trục V: (tính cả đường truyền phản hồi)

 .

NV2 = NV1 . br br = 1,47 . 0,995 . 0,995 ≈ 1,46 (kW).

- Số vòng quay: Do các trục có số vòng quay thay đ ổi t ừ n max đến nmin

nên khi làm việc ở tốc độ thấp máy được làm việc đến momen xoắn gi ới

hạn, không làm việc hết công suất N. Thực tế cho thấy do u cầu cơng

nghệ, chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và các yếu tố khác mà ta

không sử dụng hết được cơng suất của máy. Để tính tốn h ợp lý thì ng ười

ta dùng chế độ cắt gọt tính tốn lấy số vòng quay tính tốn trên t ừng tr ục

là:

nmax

4

nmin

n tính = nmin.

.

Từ đó ta có số vòng quay của từng trục là:

+) nI = nđc = 1420 (vg/ph).

+)



13

nII = nI . i01 = 1420. 36



+)



13 20

.

nIII = nI . i01 . i02 = 1420. 36 40



= 512,78 (vg/ph).

= 256,39 (vg/ph).



18

+) nIV min = nIII . i1= 256,39. 36 = 128,20 (vg/ph).



36

nIV max = nIII . i3 = 256,39. 18 = 512,78(vg/ph).

→ ntính IV =



n IVmin . 4



n IVmax

512, 78

= 128, 20. 4

= 181,30

n IVmin

128, 20



(vg/ph).



18

+) nV min = nIV min . i4 = 128,20. 36 = 64,1 (vg/ph).

24

nV max = nIV max . i6 = 512,78. 30 = 410,22(vg/ph).

n

410, 22

n Vmin . 4 Vmax = 64,1. 4

= 101,95

n Vmin

64,1

→ ntính V =

(vg/ph).

- Mơ men lớn nhất trên các trục của hộp chạy dao:

NI

1, 69

 9,55.106.

 11365,85( N .mm).

nI

1420

N

1, 63

TII  9,55.106. II  9,55.106.

 30357, 07( N .mm).

nII

512, 78

N

1, 57

TIII  9,55.106. III  9,55.106.

 58479, 27( N .mm).

nIII

256,39

N

1,52

TIV  9,55.106. IV  9,55.106.

 80066,19( N .mm).

nIV

181,3

N

1, 47

TV  9,55.106. V  9,55.106.

 137699,85( N .mm).

nV

101,95

TI  9, 55.106.



- Tính đường kính sơ bộ:

Từ mơmen trên các trục đã tính ở trên ta tính được đ ường kính s ơ b ộ

T

d �3

0, 2.  

của các trục theo cơng thức :

.

Trong đó: T – là mơmen xoắn trên trục cần tính.

[τ] – là ứng suất cho phép ph ụ thu ộc vào lo ại v ật li ệu làm

trục.

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 , ứng suất cho phép là [ τ] =

15. Vậy đường kính các trục lần lượt là:

TI

11365,85

d1 �3

3

 14,16(mm).

0, 2.  

0, 2.20

d 2 �3



TII



0, 2.  



3



30357, 07

 19, 65(mm).

0, 2.20



d 3 �3



TIII



0, 2.  



3



58479, 27

 24, 45( mm).

0, 2.20



d 4 �3



TIV

80066,19

3

 27,15( mm).

0, 2.  

0, 2.20



d5 �3



TV

137699,85

3

 32,53( mm).

0, 2.  

0, 2.20



Từ đó ta có bảng các thơng số động lực học như sau:

Trục

I

II

III

IV

N (kW)

1,69

1,63

1,57

1,52

n (vg/ph)

1420

512,78

256,39

181,3

T (N.mm) 11365,85

30357,07 58479,27 80066,19

d (mm)

20

20

25

30



V

1,47

101,95

137699,85

35



4. Tính truyền dẫn dây đai:

Với cơng suất P = 7(kW) n = 1440 vg/ph ta chọn loại đai thang theo hình 4.1

TKHTDDCK tập 1 trang 59 chọn loại có bt = 14, b=17, h=10,5 ; d1 = 140-280, L =

800-6300

5. Tính bánh răng

Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực bánh răng khơng cần

phải xác định động lực bánh răng Z vì đã biết ở phần tính tốn động học của

máy. Cho nên chủ yếu xác định modul của nó. Modul của nó được tính theo sức

bền uốn và sức bền tiếp xúc. Tính theo sức bền tiếp xúc là chủ yếu. Modul

trong trường hợp chạy dao người ta thường dùng một loại modul trong một

cặp bánh răng còn các bánh răng khác có cặp tương tự.

Để thuận tiện cho q trình tính tốn tiếp theo của trục chính có liên quan

tới các chi tiết trên trục ta chọn tính tốn cặp bánh răng 18/72. V ới bánh răng

72 ở trên trục chính, đây cũng là cặp bánh răng có sự chênh lệch số răng l ớn

nhất, các điều trên cho thấy nó sẽ chịu tải lớn nhất, ta ti ến hành tính tốn cặp

bánh răng 18/72.

5.1Tính tốn cặp bánh răng cuối cùng i7 =



18

72 .



a. Chọn vật liệu làm bánh răng:

Bánh nhỏ : thép 40X độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC.

Bánh răng lớn : thép 45 sau tôi, thấm nito đạt độ cứng 450HB (Nhóm II)

b. Tính tốn bánh răng.

 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: do bộ truyền được làm vi ệc trong

điều kiện được che kín, bơi trơn đầy đủ nên dạng hỏng chủ yếu là tróc do

mỏi vì vậy ta đi xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Giới hạn bền mỏi của bánh răng lớn được tính theo công thức :



σHlim1 = 2. HB + 70 = 2.450 + 70 = 970 MPa.

σHlim2 = 17. HRC = 17 . 60 = 1020 MPa.

ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:



[σH] = (σHlim/ SH) . ZR . ZV . KL . KXH

Sơ bộ lấy ZR . ZV . KL . KXH = 1.

Lấy hệ số an toàn là SH = 1,1.

�   H1  



970

1020

.1  882 MPa. �   H 2  

.1  927 MPa.

1,1

1,1



 Xác định ứng suất uốn cho phép: giới hạn mỏi uốn của cặp bánh

răng được tính theo cơng thức (10 – 74) và bảng 10.6 sách chi ti ết

máy như sau:

σFlim = σ°Flim = 1,8 . 450 = 810 MPa.



  F    F lim .K FL .



K FC

SF



Trong đó: KFC – là hệ số ảnh hưởng đặt tải. Do bộ truyền làm việc m ột

chiều nên lấy KFC = 1.

SF – là hệ số an tồn. Theo bảng 6.2 sách tính tốn thiết kế chi tiết

máy ta tra được SF = 1,75.

Lấy KFL = 1.

�   F   540.1.



1

 463MPa.

1, 75



Mơđun của bánh răng được tính theo cơng thức:

100

mtx 

.3

Z



2



�6800 � i �1

N



�   �

�. i. .K . n

� H � 0



Trong đó:

Z – là số răng bánh chủ động.



0 



b

d



i – là tỷ số truy ền của cặp bánh răng đ ược tính.

u0 được chọn trong khoảng ( 0,7 tới 1,6). Chọn u 0 = 1,5.

K – là hệ số tải được xác đ ịnh theo công th ức:

K = Kđ . Ktt . KN

Kđ - là hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi bánh răng ăn

khớp. Trong tính tốn sơ bộ lấy Kđ = 1,2 - 1,4. Lấy Kđ = 1,3.

Ktt – là hệ số tập trung tải trọng, chọn Ktt = 1,2.

KN – là hệ số tải trọng theo chu kì. Lấy KN = 1.

K = 1,3.1,2.1=1,56

n – là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng ch ủ động.



N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính.

Z17 18

1



i 6



Giả sử ta đi tính cho một cặp bánh răng cụ thể là cặp Z 27 72

2



100 3 �6800 � 1, 266  1

5, 409

� mtx 

.1,56.

 0,343(cm)  3, 43(mm)



�.

6

18

88200

1,

26

.1,5

177,31





Z=Z17=18

.



Chọn m theo tiêu chuẩn ta được mtx = 4.

Sau khi chọn được m theo độ bền tiếp xúc ta kiểm tra lại theo độ bền uốn

như sau:



mu  10. 3



1950

5, 409

.1,56.

 0,387(cm)  3,87( mm)

18.8.0, 24.46300

177,31



Theo tiêu chuẩn môđun ta chọn mu = 4.

Dựa trên môđun vừa chọn được ta có các thơng số cơ bản của bánh răng

như sau:

- Đường kính vòng chia: dc = m.z = 4.18 = 72 (mm).

- Đường kính vòng tròn cơ sở: d0 = dc . cos(20°) =108 . cos (20°) =

67,66(mm).

- Đường kính vòng tròn đỉnh : de = dc + 2m = 72 + 2.4 = 80 (mm).

- Đường kính vòng tròn chân răng : df = dc – 2m = 72 – 2.4 = 64(mm).

- Chiều rộng bánh răng b: b = m . u

u = ( 6 - 10) → b = 4. ( 6 - 10) = (24 - 40).

- Khoảng cách trục a: a = 0,5.m.( Z17 + Z27) = 0,5 . 4. ( 18 + 72 ) = 180 (mm).



5.2. Xác định thông số hình học của các bánh răng còn lại.



Từ các cơng thức trên ta đi tính cho từng cặp bánh răng có trong h ộp t ốc

độ, ta được bảng thống kê như sau:

Cặ

Số

Bánh Răng

m

dc(mm) de(mm) df(mm) B (mm)

p

răng

Z1

17

4

68

76

60

30

1



Z1

43

4

172

180

164

30

Z2

20

4

80

88

72

30

2



Z2

40

4

160

168

152

30

Z3

23

4

92

100

84

30

3



Z3

37

4

148

156

140

30

Z4

20

4

80

88

72

30

4



Z4

50

4

200

208

192

30

Z5

31

4

124

132

116

30

5



Z5

39

4

156

164

148

30

Z6

43

4

172

180

164

30

6



Z6

27

4

108

116

100

30

Z7

18

4

72

80

64

35

7

Z7’

72

4

288

296

280

35

Z8

60

4

240

248

232

30

8



Z8

30

4

120

128

112

30

Z0

36

2

72

80

64

30

0



Z0

73

2

146

154

138

30

Bảng 3.2 Thông số các cặp bánh răng.



5.3 Tính trục chính.

Sơ đồ tính tốn trục chính.



Hình 3.2 Sơ đồ tính tốn trục chính.

a) Các lực tác dụng lên trục chính:

- Lực vòng bánh răng: (N)

- Lực hướng tâm : Pr1 = Pt1 . tg20o = 4649.31 . tg20o = 1692,21 N.

- Lực vòng do dụng cụ cắt tác dụng lên:



Ft2  P0  43207, 6 N



- Lực dọc trục của dao: Pa2 = 0,3. Ft2. tg15° = 0,3. 43207,6. tg15° = 3473,23

N

- Lực hướng tâm của dao: Pr2 = 0,6 . Ft2 = 0,6 . 43207,6 = 25924,56 N.

b) Tính tốn sức bền:

 Xét nhịp BC:

Thay gối tựa cho các ổ B và C ta chọn được hệ cơ bản bằng

cách đặt vào B và C các quay. Dầm liên tục trở thành dầm đ ơn mà t ải

trọng trên các dầm đơn không ảnh hưởng đến dầm bên c ạnh.

Viết PT 3 mô men cho nút B:

a0

b1

MAl0 + 2(l0 + l1)Mn + l1Mc = -6(0 l0 + 1 l1 )(1)



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT CƠ CẤU CHÍNH.

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×