Mô hình hoá gá đặt của phôi trên máy
3.7 Tính bền cho bánh răng chịu tải trọng tại vị trí gấp ngoài cùng:
ngoài cùng:
• Phân tích quá trình làm việc và các hiện tợng có thể xảy ra trong quá trình là việc:
Sử dụng bánh răng nhằm mục đích truyền mômen xoắn giữa bánh răng và bắnh răng hoặc giứa bắnh răng với thanh răng trong trờng hợp này ta dùng bộ truyền bánh răng thanh răng.
Khi bánh răng chịu mômen xoắn thì tại chỗ tiếp xúc sinh ra lực pháp tuyến vuông góc với bề mặt răng, ngoài ra trong qúa trình ăn khớp các răng trớt trên nhau. Nh vậy dới tác dụng của các lực này thì răng chụi tác dụng của trạng thái ứng suất phức tạp ( ứng suất tiếp và ứng suất uốn là chủ yếu có ảnh hởng quyết định đến khả năng làm việc của răng). Đối với mỏi răng các ứng suất này thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn
ứng suất thay đổi là nguyên nhân làm cho răng hỏng vì mỏi răng bị gẫy do ứng suất uốn, bị tróc rỗ bề mặt do ứng suất tiếp.
Trong trờng hợp thiết kế mày thì bánh răng không đợc ngâm trong dầu cho nên bị hang chủ yếu xảy ra là bị gẫy răng do quá tải… Vì vậy trong quá trình thiết kế phải tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của bề mặt răng làm việc và độ bền uốn của chân răng sau đó kiểm nghiệm răng về độ quá tải
Gẫy răng là là dạng hỏng rất nghiêm trọng, nó không chi là máy ngừng hoạt động mà nó còn là hỏng các chi tiết khác có liên quan.
Trong máy đang thiết kế thì bánh răng đợc bố trí tại bốn vị trí nó có vai trò nh nhau là truyền mômen xoắn, nhng có sự khác biệt duy nhất giữa hai cặp bánh răng đó là giá trị mômen lực đặt lên bánh răng. Trong quá tình tính lực ở phía trên thì ta đõ xác định đợc lực đặt lên cặp bánh răng phía trong lớn hơn lực đặt lên cặp bánh răng phía ngoài. Hơn nữa trong quá trình chế tạo thì ngời ta chế tạo 4 bánh răng hoàn toàn giống nhau. Vì vậy khi tính toán bền ta chỉ cần tính toán cho một bánh răng tại vị trí gấp phía trong.
• Các thông số về hình học và chọn sơ bộ đặc tính của bánh răng:
Để đơn giản trong thiết kế và lại trong trờng hợp thiết kế này đây là truyện giải quyết mục đích truyền mômen giữa bánh răng và thanh răng cho nên ta chọn trớc các thông số hình học và vật liệu sau đó dữa trên những thông số đó kiểm nghiệm bền cho bánh răng.
Chọn vật liệu
Theo bảng [6-1] và bảng [6-2] HDĐ-T1
Nhãn thép Nhiệt luyện Kích thớc S
không quá Độ cứng Giới hạnBền σb
Giới hạn chảy σCh
20X Thấn
cácbon 60mm HRC 45 ữ53 650(Mpa) 400(Mpa)
Bảng thông số hình học Môdun chọn theo bảng [6-8] HDĐ-T1 2,5 (mm) Đờng kính chia d d = m.z ( bánh răng thẳng) chọn d = 90(mm)⇒ z = 36 Đờng kính vòng đỉnh da = d + 2m = 90 + 2.2,5 =95 (mm) Đờng kính chân răng df = d –2,5.m =90 –2,52 =88,75(mm)
Số răng của bánh răng z Z =36
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt qua một giá trị cho phép và đợc xác định theo công thức sau đây.
σF = 2.T.KF.Yε.Yβ.YF.bw.dw.m 1
≤ [σ]
Trong đó ta có : T là mômem xoắn trên bánh răng chủ động (Nmm); m là môđun, bW chiều rộng vành răng (mm), dW1 là đờng kính vòng lăn, Yε là hệ số kể đến trùng khớp ngang của răng, Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, YF là hệ số dạng răng, KF hệ số kể tải trọng khi tính về uốn:
Công thức của đối tợng Giá trị Chú thích các đại lợng T = a.P 367.103(Nmm) a =0,062 (m) P = 5907
(N)
Yε = 1/εα 1,5 εα hệ số trùng khớp ngang Yβ = 1- β/1400 1 β góc nghiêng của răng = 0
dw = m.Z 90(mm)
bW 30(mm) Bề rộng của răng ăn khớp
YF 3,70 Tra theo bảng [6-18] HDĐ- T1 KF= KFβKFα.KFV 1,1 KFα =1; KFV=1,1 với cấp chính xác 8 vận tốc nhỏ theo PL2.3-HDĐ-T1 KFβ = 1 tra bảng [6-7] HDĐ Thay các số liệu trên và công thức tính ứng suất tiếp ta có:
σF = 2.367.103.1,1.1,5.1.3,50.85.30.90.2.5 1
= 737 (MPa)
và uốn suất cho phép xác định theo công thức gần đúng: [σ] = 0,85 σCh = 340(MPa).
Nh vậy ta có σ≤ [σ] cho nên bánh răng chế tạo nh trên hoàn toàn đủ bền
0,63 3 0, 63 0, 63 0,6 3 các cạnh A A