Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
b. Các thông số ăn khớp

b. Các thông số ăn khớp

Tải bản đầy đủ - 0trang

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 Hố 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



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



Vậy độ bền uốn được đảm bảo.

4.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

σ F1 =



2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

bw .d w1.m



Công thức T 6.43 – T108[8]

σF2 =



σ F 1.YF 2

YF 1



Công thức 6.44 –T108[8]

Trong đó :

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

m : Modun pháp; m = 15 mm

bw : Chiều rộng vành răng; bw = 492,3 mm

dw1 : Đường kính vòng lăn bánh răng chủ động; dw1 = 85,83 mm

Yε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Yε =



1

εα



Với εα : Hệ số trùng khớp ngang; εα = 1,325

yε =



1

= 0,75

1,325

70



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Với răng thẳng Yβ = 1.

YF1 : Hệ số răng của bánh răng nhỏ

YF2 : Hệ số răng của bánh răng lớn

YF1 , YF2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Theo bảng 6.18 –T109 [8] ta có : YF1 = 4,26; YF2 = 3,6.

KF : Hệ số tải trọng khi tính vể uốn

KF = KFβ.KFα.KFv

Cơng thức 6.45 – T109 [8]

Với:

KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn; Theo bảng 6.7 – T98[8] ta có KFβ = 1,284.

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng KFα = 1.

KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn.

K Fv = 1 +



ν F .bw .d w1

2.T1.K F β .K Fα



Công thứcT 6.46 – T109[8]



71



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



aw

un



ν F = δ F .go .v.



Với :



Công thức 6.47 – T109[8]

Theo bảng 6.15 – T107[8] δF = 0,016.

Theo bảng 6.16 – T107[8] go = 100.

v : Vận tốc vòng răng; v = 2,18 ( m/s ).

→ v F = 0,016.100.2,18.



→ K Fv = 1 +



1094

= 23,31

24,49



23,31.492,3.85,83

= 0.82

2.2,092.10 6.1,284.1



Hệ số tải trọng :

→ K F = 1,284.1.0,82 = 1,05



Vậy ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

σ F1 =



2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

bw .d w1.m



2.2,092.10 6.1,05.0,63.1.4,26

= 18,6( MPa ) < [σ F 1 ] = 308,571( MPa )

492,3.85,83.15

3,6

= 18,6.

= 15,72( MPa ) < [σ F 2 ] = 308,571( MPa )

4,26



→ σ F1 =

→ σ F2



Vậy độ bền tiếp xúc đảm bảo.



72



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hoá Học



4.3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải là K qt = Tmax/T,

Trong đó:

T



: Momen xoắn danh nghĩa.



Tmax : Momen xoắn quá tải.

Chọn Kqt = 2.

a. Ứng suất tiếp xúc cực đại

σ H max = σ H . K qt = 609,091. 2 = 861,385( MPa ) < [σ H max ] = 1680( MPa )



b. Ứng suất uốn cực đại

σF1max = σF1.Kqt = 18,6.2 = 37,2( MPa ) < [σF1max] = 480 MPa

σF2max = σF2.Kqt = 15,72 .2 = 31,44 ( MPa ) < [σF2max] = 480( MPa ).

Vậy độ bền đảm bảo.

4.3.7. Các thơng số kích thước của bộ truyền bánh răng trụ

Khoảng cách trục : aw =1094 mm.

Modun pháp : m = 15mm.

Chiều rộng vành răng : bw = 492,3 mm.

Tỷ số truyền : un = 24,49

Số răng : z1 =6, z2 = 148

73



Trường : ĐHCN Hà Nội



Khoa : CN Hố Học



Đường kính đỉnh răng : da1 = 120 mm; da2 = 2250 mm.

Đường kính đáy răng : df1 = 52,5 mm; df2 = 2182,5 mm.

Vật liệu làm bánh răng :

- Bánh nhỏ : Thép 40XH tôi cải thiện.

- Bánh lớn : Thép 40XH tôi cải thiện.

4.4. Kiểm tra độ bền thân thùng

4.4.1. Trọng lượng của vật liệu trong thùng

Gvl =



G1.g .τ

(N)

60



Cơng thức 89[9 ]

Trong đó :

G1 : Năng suất của thùng; G1 = 5000 ( kg/h )

g : Gia tốc trọng trường; g = 9,81 ( m/s2 ).

τ : Thời gian lưu của vật liệu trong thùng; τ =57,7 ( ph ).

→ Gvl =



10050.9,81.57,7

= 94811,2 ( N ).

60



4.4.2. Trọng lượng thùng rỗng

Gt =



π

.g.Lt.{[( Dt + 2.δ3 )2 – Dt2 + Dn2 – ( Dn – 2.δ1 )2].ρ1

4



+ [( Dn – 2.δ1 )2 – ( Dt + 2δ3 )2].ρ2} ( N ).

74



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

b. Các thông số ăn khớp

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×