Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN CƠ KHÍ

CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN CƠ KHÍ

Tải bản đầy đủ - 0trang

Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



Pct =



10,41

= 10,89 ( kW )

0,956



Theo bảng P.1.3 – T237[8] ta chọn động cơ 4A160M6Y3

với công suất Pđc = 11 kW và tốc độ nđc = 970 vg/ph

4.2. Tính tốn động học hệ thống dẫn động cơ khí

4.2.1. Xác định tỷ số truyền của hệ thống dẫn động

ut =



ndc

nt



(Công thức 3.23 –T48[8])



Trong đó :

nđc : Số vòng quay của động cơ; nđc = 970 ( vg/ph ).

nt : Số vòng quay của thùng; nt = 1,98 ( vg/ph ).

ut =



970

= 489,9

1,98



4.2.2. Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động

ut = un.uh

Trong đó :

un : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

uh : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp

Theo bảng 2.4 –T21[8] chọn uh = 20.

59



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



→ un =



u t 489,9

=

= 24,49

uh

20



4.2.3. Số vòng quay của bánh răng chủ động

nbr1 = un.nt

Cơng thức T49 [8]

Trong đó :

un : Tỷ số truyền hệ bộ truyền bánh răng trụ; un = 24,49

nt : Số vòng quay của thùng; nt = 1,98 vg/ph

→ nbr1 = 24,49.1,98 =48,51 ( vg/ph ).

4.2.4. Công suất trên trục bánh răng chủ động

Ph = Pđc.η12.η2

Trong đó :

Pđc : Công suất của động cơ; Pđc = 11 kW

η1 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn; η1 = 0,995

η2 : Hiệu suất của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp; η2 = 0,98

→ Ph = 11.0,9952.0,98 =10,67 ( kW )

4.2.5. Momen quay trên trục của bánh răng chủ động

T1 = 9,55.106.



P1

n1

60



( T49 [8] )



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hố Học



Trong đó :

P1 : Cơng suất trên trục của bánh răng chủ động; P1 = 10,67 ( kW ).

n1 : Số vòng quay của bánh răng chủ động; n1 = 48,95 ( vg/ph ).

→ T1 = 9,55.10 6.



10,67

= 2,092.10 6 ( N.mm )

48,95



4.3. Tính tốn bộ truyền động bánh răng

Lựa chọn bộ truyền động bánh răng trụ 2 cấp răng thẳng.

4.3.1. Chọn vật liệu

Với năng suất thùng là 10050 kg/h,

theo Bảng 6.1 – 92 – TTTKHTDĐCKT1 chọn vật liệu làm bánh răng như

sau :

- Bánh răng nhỏ : Chọn thép 40XH tơi cải thiện có độ rắn HB = 230÷300

Chọn HB=300

- Bánh răng lớn : Chọn thép 40XH tơi cải thiện có độ rắn HB = 230÷300

Chọn HB = 300

4.3.2. Xác định ứng suất cho phép

4.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc



[ σ H ] = σ Ho lim .



K HL

( MPa ) ( 6.1a – 93 – TTTKHTDĐCKT1 )

SH



Trong đó :

- σoHlim : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Theo Bảng 6.2 – 94 – TTTKHTDĐCKT1 ta có σoHlim = 2.HB + 70 ( MPa )

- SH : Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc;

Theo Bảng 6.2 – 94 – TTTKHTDĐCKT1 ta có SH = 1,1.

61



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



- KHL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền; Lấy gần đúng KHL = 1.

Vậy :

Với bánh răng nhỏ : HB = 300

(MPa)

Với bánh răng lớn : HB = 215

→ [σ H 2 ] = ( 2.300 + 70).



1

= 609,091 ( MPa )

1,1



Theo 95 – TTTKHTDĐCKT1, khi tính truyền động bánh răng trụ răng thẳng ta

có :

[σH] = min ( [σH1];[σH2] ) = min ( 609,091; 609,091 ) = 609,091 ( MPa )

4.3.2.2. Ứng suất uốn



[ σ F ] = σ Fo lim .K FC .



K FL

( 6.2a – 93 – TTTKHTDĐCKT1 ).

SF



Trong đó :

- σoFlim :Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở;

σoFlim = 1,8.HB ( MPa )

- SF : Hệ số an toàn về uốn; SF = 1,75

( Theo 6.2 – 94 – TTTKHTDĐCKT1)

- KFC : Hệ số ảnh hưởng đến hướng đặt tải

Theo 93 – TTTKHTDĐCKT1 với bộ truyền quay một chiều ta có KFC = 1.

- KFL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ và chế độ tải

của bộ truyền; Lấy gần đúng KFL = 1.

Vậy :

Với bánh răng nhỏ : HB = 300

62



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



(MPa)

Với bánh răng lớn : HB = 300

→ [σ F 2 ] = 1,8.300.1.



1

= 308,571 ( MPa )

1,75



4.3.2.3. Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc :

[σH]max = 2,8.σch2 ( 6.13 – 95 – TTTKHTDĐCKT1 )

Trong đó :

σch2 : Giới hạn chảy của bánh răng lớn; ta có σch2 = 600 ( MPa )

(Theo bảng 6.1 – 92 – TTTKHTDĐCKT1)

→ [σH]max = 2,8.600 = 1680 ( MPa )

Ứng suất uốn cho phép khi qua tải :

Theo 6.14 – 96 – TTTKHTDĐCKT1 ta có :

[σF1]max = 0,8.σch1

[σF2]max = 0,8.σch2

Trong đó :

σch1 : Giới hạn chảy của bánh răng nhỏ; σch1 = 600 ( MPa ).

→ [σF1]max = 0,8.600 = 480 ( MPa )

[σF2]max = 0,8.600 = 480 ( MPa )

4.3.3. Các thông số cơ bản của bộ truyền

4.3.3.1. Khoảng cách trục

aw = ka .(u n ± 1). 3



T1.K HB



[σH ]



2



.un .ψ ba



( mm ) ( 6.15a–96– TTTKHTDĐCKT1 ).



63



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hố Học



Vì bánh răng ăn khớp ngoài nên:

aw = ka .(u n + 1). 3



T1.K HB



[σH ]



2



.un .ψ ba



( mm ).



Trong đó :

- ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Theo Bảng 6.5 – 96 – TTTKHTDĐCKT1 ta có với vật liệu của cặp bánh

răng là thép – thép và loại răng là răng thẳng thì ka = 49,5.

- un : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ; un = 24,49.

- T1 : Momen xoắn trên trục bánh răng nhỏ;T1 = 2,092.106 ( N.mm ).

- K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về tiếp xúc; Theo Bảng 6.7 – 98 – TTTKHTDĐCKT1 ta có K Hβ = 1,07.

- [σH] : Ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 609,091 ( MPa ).

- ψ ba : Trị số; Theo bảng 6.6 – 97 – TTTKHTDĐCKT1

ta có ψ ba = 0,3÷0,5 khi H1 và H2 <350 HB; chọn ψ ba =0,45

2.092.10 6.1,07

a w = 49,5.( 24,49 + 1).

= 1032 ( mm ).

609,0912.24,49.0,45

3



b. Các thông số ăn khớp

- Xác định modun

m = ( 0,01 ÷ 0,02 ).aw ( mm )

Công thức 6.17 – T97 [8]

= ( 0,01 ÷ 0,02 ). 1032= ( 10,32 ÷ 20,64 ) Chọn m = 15mm

- Số bánh răng

64



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



+Số bánh răng nhỏ :

z1 =



2.aw

[m.(un + 1)]



Công thức 6.19 – T99[8]

z1 =



2.1032

= 5.39

15.( 24,49 + 1)



Chọn z1 = 6



+Số bánh răng lớn :

z2 = un.z1 = 24,49.6 =146,94

Chọn z2 = 148

Tính lại aw :

a w = m.



z1 + z 2

6 + 148

= 15.

= 1155 ( mm ).

2

2



Chọn aw = 1094 mm

c. Đường kính răng

Theo bảng 6.11 – T104[8 ]ta có :

- Đường kính vòng chia :

Bánh răng nhỏ :

d1 =



m.z1

15.6

=

= 90 ( mm ).

cos β cos 0



Bánh răng lớn :

65



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



d2 =



m.z 2 15.148

=

= 2220 ( mm )

cos β

cos 0



- Đường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2.m = 90 + 2.15 = 120 ( mm ).

da2 = d2 + 2.m = 2220 + 2.15 =2250 ( mm ).

Đường kính đáy răng :

df1 = d1 – 2,5.m =90– 2,5.15=52,5( mm ).

df2 = d2 – 2,5.m = 2220 – 2,5.15 = 2182,5 ( mm ).

Ta có đường kính ngồi của thùng là 2080 mm

Vậy, khoảng cách giữa thùng và bánh răng là :

d = df2 – Dn = 2182,5 – 2080 =102,5 ( mm ).

Khoảng cách này có thể chấp nhận được

4.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền :

σ H = Z M .Z H .Zε .



2.T1.(un + 1)

( MPa )

2

bw .un .d w1



Cơng thức 6.33 – 105[8]

Trong đó :

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

66



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



Theo bảng 6.5 – T96 [8] ta có ZM = 274 ( MPa1/3 ).

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =



2.cosβb

( CT6.34 – T105[8] ).

sin(2.α tw )



Với : βb : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở;

tgβb = cosα1.tgβ (CT 6.35 – T105[8]).

α1 = αtw = arctg( tgα/cosβ ) ( T105[8] )

Theo bảng 6.11 – T104 – TTTKHTDĐCKT1 ta có : α = 20o.

Vì răng thẳng nên β = 0.

α1 = αtw = arctg( tg 30/cos0 ) = 20o

→ tgβb = cos20.tg0 = 0

→ βb = 0

→ ZH =



2.cos0

= 1, 76

sin(2.20)



Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

Zε =



(4 − ε α )

3



Công thức 6.36 a – T105[8]

Với εα : Hệ số trùng khớp ngang;

67



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



ε α = [1,88 − 3, 2.(



1 1

+ )].cosβ

z1 z2



Công thức 6.38b – 105[8]





1





1 





 . cos 0 = 1,325

→ 1,88 − 3,2. +

6 148 





Vậy hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

→ Zε =



4 − 1,325

= 0,944

3



- Hệ số tải trọng khi tiếp xúc :

KH = KHβ.KHα.KHv

Công thức 6.39 – T106[8]

Với :

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng

Theo bảng 6.7 –T98[8] ta có K H β = 1,07

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp; Với răng thẳng ta có KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp, phụ thuộc

vào vận tốc vòng răng

68



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



v=



π .d w1.n1

( m/s ).

6000



Trong đó :

dw1 : Đường kính vòng bánh răng nhỏ;

Theo bảng 6.11 – T104[8] ta có :

dw1 =



2.a w

2.1094

=

= 85,83 ( mm )

( u n + 1) ( 24,49 + 1)



n1 : Số vòng quay của bánh răng chủ động; n1 = 48,51 ( vg/ph ).

v=



π .85,83.48,51

= 2,18 ( m/s )

6000



Theo bảng P.2.3 –T 250 [8] với cấp chính xác là 9 ta có KHv = 1,05 .

→ KH = 1,07.1.1,05 =1,12

T1 : Momen xoắn trên trục bánh răng chủ động; T1 = 2,092.106 ( N.mm ).

un : Tỷ số truyền của bộ bánh răng trụ; un = 24,49

bw : Chiều rộng vành răng;

bw = ψ ba .a w = 0,45.1094 = 492,3 ( mm )



Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền :

σH



2.2,092.10 6.( 24,49 + 1)

= 274.1,76.0,944.

= 498,85 ( MPa )

492,3.24,49.85,83 2



= 498,85( MPa ) < [σH] = 509,09 ( MPa ).

69



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN CƠ KHÍ

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×