TIÊU CHUẨN QUỐC GIA TCVN 7578-1:2017 (ISO 6336-1:2006) VỀ TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THẲNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – PHẦN 1: NGUYÊN LÝ CƠ BẢN, GIỚI THIỆU VÀ CÁC HỆ SỐ ẢNH HƯỞNG CHUNG
TCVN 7578-1:2017
ISO 6336-1:2006
TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THẲNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – PHẦN 1: NGUYÊN LÝ CƠ BẢN, GIỚI THIỆU VÀ CÁC HỆ SỐ ẢNH HƯỞNG CHUNG
Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors
Lời nói đầu
TCVN 7578-1:2017 hoàn toàn tương đương với ISO 6336-1:2006 và Đính chính kỹ thuật 1:2008.
TCVN 7578-1:2017 do Ban kỹ thuật tiêu chuẩn quốc gia TCVN/TC 60 Bánh răng biên soạn, Tổng cục Tiêu chuẩn Đo lường Chất lượng đề nghị, Bộ Khoa học và Công nghệ công bố.
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bao gồm các phần sau:
– TCVN 7578-1:2017 (ISO 6336-1:2006), Phần 1: Nguyên lý cơ bản, giới thiệu và các hệ số ảnh hưởng chung;
– TCVN 7578-2:2006 (ISO 6336-2:1996), Phần 2: Tính toán độ bền bề mặt (tiếp xúc);
– TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996), Phần 3: Tính toán độ bền uốn của răng;
– TCVN 7578-5:2017 (ISO 6336-5:2016), Phần 5: Độ bền và chất lượng của vật liệu;
– TCVN 7578-6:2007 (ISO 6336-6:2006), Phần 6: Tính toán tuổi thọ dưới tác dụng của tải trọng biến thiên.
TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THẲNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – PHẦN 1: NGUYÊN LÝ CƠ BẢN, GIỚI THIỆU VÀ CÁC HỆ SỐ ẢNH HƯỞNG CHUNG
Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors
1 Phạm vi áp dụng
Tiêu chuẩn này trình bày các nguyên lý cơ bản, giới thiệu và các hệ số ảnh hưởng chung cho tính toán khả năng tải của các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng. Cùng với các tiêu chuẩn TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), TCVN 7578-3 (ISO 6336-3), TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) và TCVN 7578-6 (ISO 6336-6), tiêu chuẩn này đưa ra phương pháp nhờ đó có thể so sánh được các thiết kế bánh răng khác nhau. Tiêu chuẩn này không nhằm mục đích bảo đảm tính năng của các hệ thống truyền động bánh răng đã lắp ráp cũng như không sử dụng cho những người làm công việc kỹ thuật phổ thông, mà dự định dành cho sử dụng của người thiết kế bánh răng có kinh nghiệm, có khả năng lựa chọn các giá trị hợp lý cho các hệ số trong các công thức tính toán này dựa trên sự hiểu biết các thiết kế tương tự và sự nhận biết các ảnh hưởng của các hạng mục được thảo luận.
Các công thức trong bộ tiêu chuẩn TCVN 7578 (ISO 6336) được dự định sử dụng để thiết lập một phương pháp thống nhất có thể chấp nhận được dùng cho tính toán độ bền chống tróc rỗ và độ bền uốn của các bánh răng trụ thân khai răng thẳng và răng nghiêng.
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) bao gồm các quy trình dựa trên thử nghiệm và các nghiên cứu lý thuyết như các thử nghiệm và nghiên cứu lý thuyết của Hirt [1], Strasser [2] và Brossmann [3]. Kết quả của các tính toán đánh giá theo các phương pháp này rất phù hợp với các phương pháp tính toán bánh răng đã được chấp nhận trước đây (xem các tài liệu tham khảo [4] đến [8] cho các góc áp lực làm việc bình thường lên đến 25o và các góc nghiêng chuẩn đến 25o).
Đối với các góc áp lực lớn hơn và các góc nghiêng lớn hơn, xu hướng của các tích số YFYSYβ và ZHZεZβ không giống như các tích số trong một số phương pháp trước đây. Cần lưu ý người sử dụng bộ TCVN 7578 (ISO 6336) rằng khi sử dụng các phương pháp trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) cho các góc nghiêng khác và các góc áp lực khác, các kết quả tính toán cần được xác nhận bằng thực nghiệm.
Các công thức trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không áp dụng được khi có bất cứ điều kiện nào tồn tại dưới đây:
– Các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có tỉ số tiếp xúc ngang nhỏ hơn 1,0;
– Các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có tỉ số tiếp xúc ngang lớn hơn 2,5;
– Sự chèn răng giữa các đỉnh răng và góc lượn chân răng;
– Các răng bị nhọn;
– Khe hở cạnh răng bằng không (0).
Các công thức đánh giá trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không áp dụng được cho các loại hư hỏng khác của răng bánh răng như sự biến dạng dẻo, cà mòn, sự nghiền lớp tôi bề mặt, dính răng và mài mòn, và không áp dụng được trong các điều kiện có rung động ở đó có thể có sự phá hủy prôfin răng không dự đoán trước được. Các công thức tính toán độ bền uốn áp dụng cho nứt gãy tại góc lượn của răng nhưng không áp dụng cho nứt, gậy trên các bề mặt làm việc của răng, sự hư hỏng của vành răng hoặc các hư hỏng của phôi bánh răng xuyên qua thân và mayơ. Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không áp dụng cho các răng được gia công tinh bằng rèn hoặc thiêu kết và cũng không áp dụng cho các bánh răng có vết tiếp xúc kém.
Các quy trình trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) cung cấp các công thức đánh giá cho tính toán khả năng tải dựa trên các tróc rỗ và hư hỏng ở chân răng. Ở các tốc độ trên vòng chia nhỏ hơn 1 m/s, khả năng tải của bánh răng thường bị hạn chế bởi sự mài mòn (về thông tin cho tính toán, xem tài liệu khác).
2 Tài liệu viện dẫn
Các tài liệu viện dẫn sau là cần thiết cho việc áp dụng tiêu chuẩn này. Đối với các tài liệu viện dẫn ghi năm công bố thì áp dụng bản được nêu. Đối với các tài liệu viện dẫn không ghi năm công bố thì áp dụng phiên bản mới nhất, bao gồm cả các sửa đổi (nếu có).
TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997), Đặc tính hình học của sản phẩm (GPS) – Nhám bề mặt: Phương pháp profin – Thuật ngữ, định nghĩa và các thông số nhám);
TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 2: Tính toán độ bền bề mặt (tiếp xúc);
TCVN 7578-3 (ISO 6336-3), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 3: Tính toán độ bền uốn của răng;
TCVN 7578-5 (ISO 6336-5), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 5: Độ bền và chất lượng của vật liệu;
TCVN 7578-6 (ISO 6336-6), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 6: Tính toán tuổi thọ dưới tác dụng của tải trọng biến thiên;
TCVN 7585:2006 (ISO 53:1998), Bánh răng trụ trong công nghiệp và công nghiệp nặng – Prôfin răng tiêu chuẩn của thanh răng cơ sở;
ISO 1122-1:1998, Vocabulary of gear terms – Part 1: Definitions related to geometry (Từ vựng của các thuật ngữ bánh răng – Phần 1: Các định nghĩa liên quan đến hình học);
ISO 1328-1:1995, Cylindrical gears – ISO system of accuracy – Part 1: Definitions and allowable values of deviations relevant to corresponding flanks of gear teeth (Bánh răng trụ – Hệ thống độ chính xác ISO – Phần 1: Các định nghĩa và các giá trị cho phép của sai lệch có liên quan tới các sườn răng tương ứng của các răng bánh răng);
ISO 4288:1996, Geometrical Product Specifications (GPS) – Surface texture: Profile method – Rules and procedures for the assessment of surface texture (Đặc tính hình học của sản phẩm – Cấu trúc bề mặt: Phương pháp prôfin – Các quy tắc và quy trình để đánh giá cấu trúc bề mặt).
3 Thuật ngữ, định nghĩa, ký hiệu và thuật ngữ viết tắt
Tiêu chuẩn này áp dụng các thuật ngữ, định nghĩa, các ký hiệu và thuật ngữ viết tắt được cho trong ISO 1122-1 và các ký hiệu sau:
CHÚ THÍCH: Các ký hiệu dựa trên cơ sở và là các ký hiệu mở rộng của các ký hiệu đã cho trong TCVN 7677 (ISO 701) và ISO 1328-1. Tiêu chuẩn chỉ đưa ra các ký hiệu về các đại lượng dùng trong tính toán các hệ số riêng biệt được xử lý trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) cùng với các đơn vị ưu tiên.
Bảng 1 – Các ký hiệu được sử dụng trong TCVN 7578-1 (ISO 6336-1) TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), TCVN 7578-3 (ISO 6336-3) và TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)
|
Ký hiệu |
Mô tả |
Đơn vị |
|
Các ký hiệu chính và chữ viết tắt |
||
|
A, B, C, D, E |
Các điểm trên đường tiếp xúc (chân răng bánh răng tới đỉnh răng bánh răng, bất kể là bánh răng bé hoặc truyền động bánh răng, chỉ dùng cho các xem xét về hình học) |
– |
|
a |
Khoảng cách tâm a |
mm |
|
α |
Góc áp lực [không có chỉ số dưới dòng, ở hình trụ tham chiếu (chia)] |
o |
|
B |
Chiều rộng răng tổng của bánh răng nghiêng chữ V bao gồm cả chiều rộng khe hở |
mm |
|
b |
Chiều rộng răng |
mm |
|
β |
Góc nghiêng (góc nâng của đường xoắn vít) không có chỉ số dưới dòng, ở hình trụ tham chiếu (chia)] |
o |
|
C |
Hằng số, hệ số |
– |
| Cạnh vát prôfin răng |
µm |
|
|
c |
Hằng số |
– |
|
γ |
Góc phụ |
o |
|
D |
Đường kính (thiết kế) |
mm |
|
d |
Đường kính (không có chỉ số dưới dòng, đường kính tham chiếu (vòng chia)) |
mm |
|
δ |
Độ lệch, độ võng |
µm |
|
E |
Môđun đàn hồi |
N/mm2 |
|
Eh |
Ký hiệu vật liệu cho thép gia công áp lực biến cứng bề mặt |
– |
|
Eht |
Chiều sâu lớp tôi (tăng cứng) bề mặt, xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) |
mm |
|
e |
Đại lượng phụ |
– |
|
ε |
Tỉ số tiếp xúc, tỉ số trùng khớp, độ lệch tâm tương đối (xem Điều 7) |
– |
|
ξ |
Góc khai triển |
o |
|
F |
Sai lệch phức hợp và sai lệch tích lũy |
µm |
| Lực hoặc tải trọng |
N |
|
|
f |
Độ lệch, độ biến dạng của răng |
µm |
|
G |
Môđun cắt, môđun trượt |
N/mm2 |
|
GG |
Ký hiệu vật liệu cho gang xám |
– |
|
GGG |
Ký hiệu vật liệu cho gang cầu (cấu trúc peclit, bainit, ferit) |
– |
|
GTS |
Ký hiệu vật liệu cho gang dẻo tâm đen (cấu trúc peclit) |
– |
|
g |
Đường tiếp xúc |
mm |
|
J |
Nhiệt độ |
oC |
|
HB |
Độ cứng Brinell |
– |
|
HRC |
Độ cứng Rockwell (thang C) |
– |
|
HR 30N |
Độ cứng Rockwell (thang 30 N) (xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)) |
– |
|
HV |
Độ cứng Vickers |
– |
|
HV1 |
Độ cứng Vickers ở tải trọng F = 9,81 N (xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)) |
– |
|
HV10 |
Độ cứng Vickers ở tải trọng F = 98,10 N (xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)) |
– |
|
h |
Chiều cao răng (không có chỉ số dưới dòng, từ vòng chân răng tới vòng đỉnh răng) |
mm |
|
η |
Độ nhớt động lực hiệu dụng của chêm dầu ở nhiệt độ trung bình của chêm dầu |
mPa s |
|
IF |
Ký hiệu vật liệu cho thép đặc biệt gia công áp lực được tôi ngọn lửa hoặc tôi cảm ứng |
– |
|
i |
Tỷ số truyền |
– |
| Bin (hộp nhớ) |
– |
|
|
J |
Khả năng tôi cứng Jominy (xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)) |
– |
|
K |
Hằng số, các hệ số liên quan đến tải trọng của răng |
– |
|
L |
Chiều dài (thiết kế) |
mm |
|
l |
Khoảng cách (giữa hai) ổ trục |
mm |
|
Г |
Thông số trên đường tác dụng |
– |
|
M |
Mômen lực |
Nm |
| Tỉ số ứng suất trung bình |
– |
|
|
ME |
Các ký hiệu nhận biết vật liệu và các yêu cầu về nhiệt luyện (xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5)) |
– |
|
MQ |
– |
|
|
ML |
– |
|
|
m |
môđun |
mm |
| Khối lượng |
kg |
|
|
µ |
Hệ số ma sát |
– |
|
N |
Số, số mũ, hệ số cộng hưởng |
– |
|
NT |
Ký hiệu vật liệu cho thép gia công áp lực thấm nitơ, thép thấm nitơ |
– |
|
NV |
Ký hiệu vật liệu cho thép gia công áp lực tôi thể tích, thấm nitơ, thấm nitơ-cacbon |
– |
|
n |
Vận tốc quay |
s–1 hoặc min–1 |
| Số chu kỳ tải |
– |
|
|
v |
Hệ số poisson |
– |
| Độ nhớt động của dầu |
mm2/s |
|
|
P |
Công suất truyền động |
kW |
|
p |
Bước răng |
mm |
| Số bánh răng hành tinh |
– |
|
| Độ dốc của đường hư hỏng Woehler |
– |
|
|
q |
Hệ số phụ |
– |
| Khả năng thích ứng của các răng ăn khớp (xem Điều 9) |
(mm.µm)/N |
|
| Lượng dư vật liệu cho gia công tinh (xem TCVN 7578-3 (ISO 6336-3)) |
mm |
|
|
r |
Bán kính (không có chỉ số dưới dòng, bán kính vòng tham chiếu chia) |
mm |
|
ρ |
Bán kính cong |
mm |
| Khối lượng riêng (đối với thép, ρ = 7,83 x 10-6) |
kg/mm3 |
|
|
S |
Hệ số an toàn |
– |
|
St |
Ký hiệu vật liệu cho thép nền được thường hóa (σB < 800 N/mm2) |
– |
|
s |
Chiều dày răng, khoảng cách giữa mặt phẳng trung bình của bánh răng và điểm giữa của khoảng cách ổ trục |
mm |
|
σ |
Ứng suất pháp |
N/mm2 |
|
T |
Mômen xoắn |
Nm |
| Dung sai |
µm |
|
|
t |
Ứng suất cắt |
N/mm2 |
| Bước góc (vòng chia) |
mm |
|
|
u |
Tỷ số truyền (z2/z1) ≥ 1a |
– |
|
U |
Tổng Miner |
– |
|
V |
Ký hiệu vật liệu cho thép đặc biệt gia công áp lực tôi thể tích, thép hợp kim hoặc thép cacbon (σB ≥ 800 N/mm2) |
– |
|
n |
Vận tốc tiếp tuyến (không có chỉ số dưới dòng, tại vòng tham chiếu = vận tốc tiếp tuyến ở vòng chia) |
m/s |
|
W |
Tải trọng riêng (trên một đơn vị chiều rộng răng, Ft/b) |
N/mm |
|
Ψ |
Góc phụ |
0 |
|
X |
Hệ số dịch chuyển prôfin |
– |
|
c |
Hệ số chạy rà |
– |
|
Y |
Hệ số liên quan đến ứng suất chân răng |
– |
|
y |
Lượng dư cho chạy và (chỉ có chỉ số dưới dòng α hoặc β) |
µm |
|
Z |
Hệ số liên quan đến ứng suất tiếp xúc |
– |
|
z |
Số răng a |
– |
|
ω |
Vận tốc góc |
rad/s |
| Chỉ số dưới dòng cho các ký hiệu | ||
|
– |
Các giá trị tham chiếu (tại vòng chia) (không có chỉ số dưới dòng) | |
|
A |
Áp dụng | |
| Các tải trọng va đập bên ngoài | ||
|
a |
Chiều cao đầu răng | |
| Đỉnh răng | ||
|
ann |
Bánh răng dạng vành | |
|
α |
Tiếp xúc ngang | |
| Prôfin | ||
|
b |
Vòng tròn cơ sở | |
| Chiều rộng răng | ||
|
be |
Ổ trục | |
|
β |
Đường xoắn vít | |
| Chiều rộng răng | ||
| Độ vồng của răng | ||
|
C |
Điểm ăn khớp | |
| Thay đổi prôfin và đường xoắn vít | ||
|
ca |
Tôi (tăng cứng) bề mặt, hộp | |
|
cal |
Tính toán | |
|
co |
Vết tiếp xúc, vết ăn khớp | |
|
γ |
Tổng (giá trị tổng) | |
|
D |
Biến đổi vận tốc | |
| Giảm hoặc tăng | ||
|
dyn |
Động lực học | |
|
Δ |
Mẫu thô (không gia công) | |
|
E |
Độ đàn hồi của vật liệu | |
| Cộng hưởng | ||
|
e |
Giới hạn ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng | |
|
eff |
Giá trị hiệu dụng, ứng suất thực | |
|
ε |
Tỉ số tiếp xúc | |
|
F |
Ứng suất chân răng | |
|
f |
Chân răng, chiều cao chân răng | |
|
G |
Hình học | |
|
H |
Ứng suất Hertz (ứng suất tiếp xúc) | |
|
i |
Bên trong | |
| Số bin (hộp nhớ) | ||
|
k |
Các giá trị liên quan đến mẫu thử có khắc rãnh | |
|
L |
Bôi trơn | |
|
lim |
Giá trị của độ bền tham chiếu | |
|
M |
Ảnh hưởng của ứng suất trung bình | |
|
m |
Trung bình hoặc giá trị trung bình (tiết diện trung bình) | |
|
ma |
Chế tạo | |
|
max |
Giá trị lớn nhất | |
|
min |
Giá trị nhỏ nhất | |
|
N |
Số (một số riêng có thể được đưa vào sau N chỉ số dưới dòng trong hệ số tuổi thọ) | |
|
n |
Mặt phẳng pháp tuyến | |
| Bánh răng trụ răng thẳng quy đổi của một bánh răng nghiêng | ||
| Số vòng quay | ||
|
oil |
Dầu | |
|
P |
Giá trị cho phép | |
| Prôfin của thanh răng | ||
|
p |
Bước răng | |
| Các giá trị liên quan đến mẫu thử được đánh bóng nhẵn | ||
|
par |
Song song | |
|
pla |
Bánh răng hành tinh | |
|
R |
Độ nhám | |
|
r |
Hướng tâm | |
|
red |
Giảm nhỏ, thu nhỏ, rút gọn | |
|
rel |
Tương đối | |
|
s |
Chiều dày răng | |
| Hiệu ứng rãnh | ||
|
sh |
Trục | |
|
stat |
Tĩnh (tải trọng) | |
|
sun |
Bánh răng trung tâm | |
|
T |
Bánh răng kiểm tra thử | |
| Các giá trị liên quan đến bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn | ||
|
t |
Mặt phẳng ngang | |
|
th |
Lý thuyết | |
|
v |
Vận tốc | |
| Tổn thất | ||
|
W |
Cặp đôi vật liệu | |
|
w |
Làm việc, vận hành (chỉ số dưới dòng này có thể thay cho “prime” = chủ yếu) | |
|
X |
Kích thước (tuyệt đối) | |
|
y |
Chạy rà | |
| Bất cứ điểm nào trên sườn (prôfin) răng | ||
|
z |
Trung tâm | |
|
0 |
Giá trị cơ sở | |
| Dụng cụ | ||
|
1 |
Bánh răng bé | |
|
2 |
Bánh răng lớn | |
|
1…9 |
Sự đánh số thông dụng | |
|
l (ll) |
Cạnh vát prôfin răng ở đầu mút răng | |
| Mặt răng chuẩn (không chuẩn) | ||
|
‘ |
Tiếp xúc một sườn răng (có thể có chỉ số dưới dòng w) của một cặp răng | |
|
“ |
Tiếp xúc hai sườn răng (tiếp xúc đồng thời giữa sườn răng làm việc và sườn răng không làm việc) | |
| Các ký hiệu tổng hợp |
Đơn vị |
|
|
αen |
Góc áp lực dạng răng, góc áp lực ở điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi |
o |
|
αn |
Góc áp lực pháp tuyến |
o |
|
αt |
Góc áp lực ngang |
o |
|
dt hoặc αwt |
Góc áp lực ở mặt trụ chia |
o |
|
αFen |
Góc của chiều tải trọng, có liên quan đến chiều tác dụng của tải trọng ở điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi |
o |
|
αPn |
Góc áp lực pháp tuyến của thanh răng cơ sở đối với bánh răng trụ |
o |
|
B* |
Hằng số (xem các công thức trong Điều 7) |
– |
|
bcal |
Chiều rộng răng tính toán |
mm |
|
bc0 |
Chiều dài vết tiếp xúc mặt răng khi không tải (vết tiếp xúc) |
mm |
|
bred |
Chiều rộng răng giảm (chiều rộng răng trừ đi các cạnh vát prôfin răng ở đầu nút răng) |
mm |
|
bs |
Chiều dày thân bánh răng |
mm |
|
bB |
Chiều rộng răng của một bánh răng nghiêng trên một bánh răng nghiêng chữ V |
mm |
|
bI(II) |
Chiều dài của cạnh vát prôfin răng ở đầu mút răng |
mm |
|
βb |
Góc nghiêng trên vòng cơ sở |
o |
|
βe |
Góc nghiêng dạng răng, góc nghiêng ở điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng |
o |
|
Ca |
Cạnh vát prôfin răng ở đỉnh răng |
µm |
|
Cay |
Cạnh vát prôfin răng ở đỉnh răng do chạy rà |
µm |
|
CB |
Hệ số thanh răng cơ sở (cùng một thanh răng cho bánh răng bé và bánh răng lớn) |
– |
|
CB1 |
Hệ số thanh răng cơ sở (bánh răng bé) |
– |
|
CB2 |
Hệ số thanh răng cơ sở (bánh răng lớn) |
– |
|
CM |
Hệ số hiệu chỉnh (xem Điều 9) |
– |
|
CR |
Hệ số phôi bánh răng (xem Điều 9) |
– |
|
CZL,ZR,Zv |
Các hệ số để xác định các hệ số của màng chất bôi trơn (xem TCVN 7578-2 (ISO 6336-2)) |
– |
|
Cβ |
Chiều cao độ vồng (lồi) |
µm |
|
CI(II) |
Cạnh vát prôfin răng ở đầu mút răng |
µm |
|
Cγ |
Giá trị trung bình của độ cứng vững ăn khớp trên một đơn vị chiều rộng răng |
N/(mm.µm) |
|
Cγα |
Giá trị trung bình của độ cứng vững ăn khớp trên một đơn vị chiều rộng răng (dùng cho Kv, KH∞, KFα) |
N/(mm.µm) |
|
Cγβ |
Giá trị trung bình của độ cứng vững ăn khớp trên một đơn vị chiều rộng răng (dùng cho KHβ, KFβ) |
N/(mm.µm) |
|
c’ |
Độ cứng vững lớn nhất của răng trên một đơn vị chiều rộng răng (độ cứng vững đơn) của một cặp răng |
N/(mm.µm) |
|
c‘th |
Độ cứng vững đơn lý thuyết |
N/(mm.µm) |
|
Dbe |
Đường kính lỗ ổ trục (ổ trượt) |
mm |
|
Dsh |
Đường kính ngõng trục (ổ trượt) |
mm |
|
da |
Đường kính vòng đỉnh răng |
mm |
|
db |
Đường kính vòng cơ sở |
mm |
|
de |
Đường kính vòng tròn qua điểm ngoài cùng của một cặp tiếp xúc răng |
mm |
|
df |
Đường kính vòng chân răng |
mm |
|
df2 |
Đường kính vòng chân răng của bánh răng trong |
mm |
|
dNf |
Đường kính giới hạn prôfin răng ở chân răng |
mm |
|
dsh |
Đường kính ngoài của trục, đường kính danh nghĩa cho xác định độ võng do uốn |
mm |
|
dshi |
Đường kính trong của trục rỗng |
mm |
|
dsoi |
Đường kính tại điểm bắt đầu của đường thân khai |
mm |
|
dw |
Đường kính vòng lăn |
mm |
|
d1,2 |
Đường kính vòng chia (đường kính tham chiếu) của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) |
mm |
|
δ1,2 |
Biến dạng của ổ trục (1, 2) theo chiều tải trọng |
µm, mm |
|
δbth |
Biến dạng uốn tổ hợp của các răng đối tiếp bảo đảm sự phân bố tải trọng đều trên chiều rộng răng |
µm |
|
δg |
Độ chênh lệch trong phép đo chiều dày bằng căn lá đối với độ lệch ăn khớp fma |
µm |
|
δS |
Độ giãn dài khi đứt |
% |
|
εα |
Tỉ số tiếp xúc ngang |
– |
|
εαn |
Tỉ số tiếp xúc quy đổi, tỉ số tiếp xúc ngang của một bánh răng trụ răng thẳng quy đổi |
– |
|
εβ |
Tỉ số trùng khớp |
– |
|
εγ |
Tỉ số tiếp xúc tổng, εγ = εα + εβ |
– |
|
ε1 |
Tỉ số tiếp xúc ở chân răng của bánh răng bé, ε1 = CE/Pbt |
– |
|
ε2 |
Tỉ số tiếp xúc ở đầu răng của bánh răng lớn, ε2 = AC/Pbt |
– |
|
ζaw |
Góc khai triển từ điểm ăn khớp trong gia công tới đường kính đỉnh răng |
o |
|
ζfw |
Góc khai triển từ đường kính giới hạn prôfin răng ở chân răng tới điểm ăn khớp trong gia công |
o |
|
Fbe r |
Lực hướng tâm trên ổ trục |
N |
|
Fbn |
Tải trọng (danh nghĩa), vuông góc với đường tiếp xúc |
N |
|
Fbt |
Tải trọng ngang danh nghĩa trong mặt phẳng tác dụng (mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở) |
N |
|
Fm |
Tải trọng tiếp tuyến ngang trung bình tại vòng trên tham chiếu (vòng chia) có liên quan tới các tính toán về ăn khớp Fm = (F1KAKV) |
N |
|
Fm T |
Tải trọng tiếp tuyến ngang riêng phần trung bình tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia) |
N |
|
Fmax |
Tải trọng tiếp tuyến lớn nhất của răng đối với ăn khớp tính toán |
N |
|
Ft |
Tải trọng tiếp tuyến ngang (danh nghĩa) tại mặt trụ tham chiếu (mặt trụ chia) cho mỗi ăn khớp |
N |
|
FtH |
Tải trọng tiếp tuyến xác định trong mặt phẳng ngang đối với KHα và KFα
FtH = FtKAKvKHβ |
N |
|
Fα |
Sai lệch tổng của prôfin |
µm |
|
Fβ |
Sai lệch tổng của đường xoắn vít |
µm |
|
Fβ6 |
Dung sai cho sai lệch tổng của đường xoắn vít đối với cấp chính xác 6 của ISO |
µm |
|
Fβx |
Độ không thẳng hàng, tương đương ban đầu (trước khi chạy rà) |
µm |
|
Fβx cv |
Độ không thẳng hàng, tương đương ban đầu cho xác định chiều cao độ vồng (tính toán) |
µm |
|
Fβx T |
Độ không thẳng hàng, tương đương đo được dưới tác dụng của một tải trọng riêng phần |
µm |
|
Fβy |
Độ không thẳng hàng, tương đương hiệu dụng (sau chạy rà) |
µm |
|
fbe |
Thành phần của độ không thẳng hàng tương đương b do biến dạng của ổ trục |
µm |
|
fca |
Thành phần của độ không thẳng hàng tương đương b do biến dạng của hộp |
µm |
|
ffα |
Sai lệch hình dạng của prôfin (giá trị cho sai lệch tổng của prôfin Fα có thể được sử dụng cho sai lệch này nếu sử dụng các dung sai tuân theo ISO 1328-1) |
µm |
|
fma |
Độ không thẳng hàng trong ăn khớpb do các sai lệch trong chế tạo |
µm |
|
fpt |
Sai lệch bước đơn ngang |
µm |
|
fpar |
Độ không song song của các trục bánh răng bé và bánh răng lớn (sai lệch chế tạo)b |
µm |
|
fpb |
Sai lệch bước cơ sở ngang (các giá trị của fpt có thể được sử dụng cho các tính toán phù hợp với bộ TCVN 7578 (ISO 6336) khi sử dụng các dung sai tuân theo ISO 1328-1) |
µm |
|
fsh |
Thành phần của độ không thẳng hàng tương đương b do biến dạng của các trục bánh răng bé và bánh răng lớn |
µm |
|
fshT |
Thành phần của độ không thẳng hàng do biến dạng của trục và bánh răng bé đo được ở một tải trọng phần |
µm |
|
fsh0 |
Biên dạng của trục dưới tác dụng của tải trọng riêng b |
µm-mm/N |
|
fHβ |
Sai lệch độ dốc (góc nghiêng) của đường xoắn vít (giá trị dùng cho sai lệch tổng của đường xoắn vít Fβ có thể được sử dụng cho sai lệch này nếu sử dụng các dung sai tuân theo ISO 1328-1) |
µm |
|
fHβ5 |
Dung sai của sai lệch độ dốc (góc nghiêng) của đường xoắn vít đối với cấp chính xác 5 của ISO |
µm |
|
gα |
Chiều dài của đường tiếp xúc |
mm |
|
haP |
Chiều cao đầu răng của thanh răng cơ sở của các bánh răng trụ |
mm |
|
hfP |
Chiều cao chân răng của thanh răng cơ sở của các bánh răng trụ |
mm |
|
hf2 |
Chiều cao chân răng của răng một bánh răng trong |
mm |
|
hmin |
Chiều dày nhỏ nhất của màng chất bôi trơn |
mm |
|
hFe |
Cánh tay đòn của mômen uốn đối với ứng suất của chân răng có liên quan đến tác dụng tải trọng tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng |
mm |
|
ht |
Chiều cao răng |
mm |
|
J* |
Mômen quán tính trên mỗi đơn vị chiều rộng răng |
kg.mm2/mm |
|
K‘ |
Hằng số độ dịch chuyển của bánh răng bé |
– |
|
Kv |
Hệ số động lực học |
– |
|
KA |
Hệ số ứng dụng, hệ số đặt |
– |
|
KFα |
Hệ số tải trọng ngang (ứng suất chân răng) |
– |
|
KFβ |
Hệ số tải trọng bề mặt (ứng suất chân răng) |
– |
|
KHα |
Hệ số tải trọng ngang (ứng suất tiếp xúc) |
– |
|
KHβ |
Hệ số tải trọng bề mặt (ứng suất tiếp xúc) |
– |
|
Kγ |
Hệ số tải trọng ăn khớp (tính đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các ăn khớp đối với nhiều đường truyền) |
– |
|
Ia |
Chiều dài hiệu dụng của con lăn đũa (ổ lăn đũa) |
mm |
|
m* |
Khối lượng tương đối của bánh răng trên một đơn vị chiều rộng răng tham chiếu theo đường tác dụng |
kg/mm |
|
mn |
Môđun pháp |
mm |
|
mred |
Khối lượng thu gọn của cặp bánh răng trên một đơn vị chiều rộng răng có liên quan đến đường tác dụng |
kg/mm |
|
mt |
Môđun ngang |
mm |
|
NF |
Số mũ |
– |
|
Ni |
Số chu kỳ phá hủy đối với bin i |
– |
|
NL |
Số chu kỳ tải trọng |
– |
|
NS |
Hệ số cộng hưởng trong phạm vi cộng hưởng chính |
– |
|
n1,2 |
Vận tốc quay của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) |
min–1 hoặc s–1 |
|
ni |
Số chu kỳ đối với bin i |
– |
|
nE |
Vận tốc cộng hưởng |
min–1 |
|
pbn |
Bước cơ sở pháp |
mm |
|
pbt |
Bước cơ sở ngang |
mm |
|
q‘ |
Giá trị nhỏ nhất của khả năng thích ứng cho một cặp răng ăn khớp |
(mm.µm)/N |
|
qpr |
Độ lồi của răng (xem TCVN 7578-3 (ISO 6336-3)) |
mm |
|
qs |
Thông số của rãnh, qs = sFn/2ρF |
– |
|
qsk |
Thông số của rãnh của mẫu thử được khắc rãnh |
– |
|
qsT |
Thông số của rãnh của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn qsT = 2,5 |
– |
|
qα |
Hệ số phụ |
– |
|
Ra |
Giá trị độ nhám trung bình đại số, Ra = 1/6Rz |
µm |
|
Rz |
Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy (như quy định trong TCVN 5120 (ISO 4287) và ISO 4288) |
µm |
|
Rzk |
Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy của mẫu thử thô có rãnh |
µm |
|
RzT |
Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn, RzT =10 |
µm |
|
rb |
Bán kính vòng cơ sở |
mm |
|
ρTP |
Bán kính góc lượn chân răng của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ |
mm |
|
ρg |
Bán kính của rãnh mài |
mm |
|
ρred |
Bán kính của độ cong có liên quan |
mm |
|
ρC |
Bán kính của độ cong có liên quan tại mặt chia |
mm |
|
ρF |
Bán kính chân răng tại tiết diện tới hạn |
mm |
|
ρ‘ |
Chiều dày của lớp trượt |
mm |
|
SF |
Hệ số an toàn đối với đứt gãy (phá hủy) răng |
– |
|
SH |
Hệ số an toàn đối với đứt gãy (phá hủy) răng |
– |
|
sc |
Chiều dày màng hợp chất ghi nhãn (đánh dấu) dùng trong xác định vết tiếp xúc |
µm |
|
spr |
Lượng cắt góc lượn chân răng còn dư, spr = qqr – q |
mm |
|
sFn |
dây cung chân răng tại tiết diện tới hạn |
mm |
|
sR |
Chiều dày vành răng |
mm |
|
σk lim |
Trị số ứng suất (uốn) danh nghĩa của thanh có rãnh |
N/mm2 |
|
σp lim |
Trị số ứng suất (uốn) danh nghĩa của thanh trơn (không có rãnh) |
N/mm2 |
|
σB |
Độ bền kéo |
N/mm2 |
|
σF |
Ứng suất chân răng |
N/mm2 |
|
σFi |
Ứng suất chân răng đối với bin i |
N/mm2 |
|
σF lim |
Trị số ứng suất (uốn) danh nghĩa |
N/mm2 |
|
σFE |
Trị số ứng suất (uốn) cho phép, σFE = σFlim YST |
N/mm2 |
|
σFG |
Giới hạn ứng suất chân răng |
N/mm2 |
|
σFP |
Ứng suất cho phép ở chân răng |
N/mm2 |
|
σF0 |
Ứng suất cho phép ở chân răng |
N/mm2 |
|
σH |
Ứng suất tiếp xúc |
N/mm2 |
|
σHi |
Ứng suất tiếp xúc đối với bin i |
N/mm2 |
|
σH lim |
Trị số ứng suất (tiếp xúc) cho phép |
N/mm2 |
|
σHG |
Giới hạn ứng suất cho tróc rỗ |
N/mm2 |
|
σHP |
Ứng suất tiếp xúc cho phép |
N/mm2 |
|
σH0 |
Ứng suất tiếp xúc danh nghĩa |
N/mm2 |
|
σS |
Ứng suất chảy, giới hạn chảy |
N/mm2 |
|
σi |
Ứng suất đối với bin i |
N/mm2 |
|
σ0,2 |
Ứng suất thử (biến dạng dư 0,2 %) |
N/mm2 |
|
T1,2 |
Mômen xoắn danh nghĩa ở bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) |
Nm |
|
Teq |
Mômen xoắn tương đương |
Nm |
|
Ti |
Mômen xoắn đối với bin i |
Nm |
|
Tn |
Mômen xoắn danh nghĩa |
Nm |
|
tg |
Chiều sâu lớn nhất của rãnh mài |
mm |
|
U |
Tổng số các phần hư hỏng riêng biệt |
– |
|
wm |
Tải trọng riêng trung bình (trên một đơn vị chiều rộng răng) |
N/mm |
|
wt |
Tải trọng tiếp tuyến trên một đơn vị chiều rộng răng, bao gồm cả các hệ số quá tải |
N/mm |
|
x1,2 |
Hệ số dịch chỉnh prôfin răng của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) |
– |
|
c* |
Gradient ứng suất tương đối ở chân của một rãnh |
mm–1 |
|
cβ |
Hệ số đặc trưng cho độ không thẳng hàng tương đương sau chạy rà |
– |
|
c*p |
Gradient ứng suất tương đối ở một mẫu thử được đánh bóng nhẵn |
mm–1 |
|
YDT |
Hệ số dạng răng có rãnh răng sâu |
– |
|
YF |
Hệ số dạng răng dùng cho ảnh hưởng đến ứng suất danh nghĩa ở chân răng đối với tải trọng tác dụng tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng |
– |
|
YM |
Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình |
– |
|
YNk |
Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất chân răng, có liên quan đến mẫu thử có rãnh |
– |
|
YNp |
Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất chân răng có liên quan đến mẫu thử được đánh bóng trơn nhẵn |
– |
|
YNT |
Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất chân răng cho các điều kiện thử chuẩn (tham chiếu) |
– |
|
YR |
Hệ số bề mặt chân răng (có liên quan đến mẫu thử được đánh bóng trơn nhẵn) |
– |
|
YR rel k |
Hệ số nhám bề mặt tương đối, thương số của hệ số bề mặt chân răng bánh răng tang xun xít chia cho hệ số mẫu thử khắc rãnh YR rel k = YR/YRk |
– |
|
YR rel T |
Hệ số bề mặt tương đối, thương số của hệ số bề mặt chân răng bánh răng chia cho hệ số bề mặt chân răng của bánh răng kiểu tham chiếu, YR rel T = YR/YRT |
– |
|
YS |
Hệ số hiệu chỉnh ứng suất, để chuyển đổi ứng suất danh nghĩa ở chân răng được xác định đối với tác dụng tải trọng ở điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng theo ứng suất cục hở ở chân răng |
– |
|
YSg |
Các hệ số hiệu chỉnh ứng suất cho các răng có các rãnh được mài |
– |
|
YSk |
Hệ số hiệu chỉnh ứng suất có liên quan đến mẫu thử có rãnh khắc |
– |
|
YST |
Hệ số hiệu chỉnh ứng suất có liên quan đến các kích thước của các bánh răng kiểm tham chiếu |
– |
|
YX |
Hệ số cỡ kích thước (chân răng) |
– |
|
Yβ |
Hệ số góc nghiêng (chân răng) |
– |
|
Yδ |
Hệ số độ nhạy của rãnh bánh răng thực (có liên quan đến mẫu thử được đánh bóng) |
– |
|
Yδk |
Hệ số độ nhạy của mẫu thử có rãnh có liên quan đến mẫu thử được đánh bóng nhẵn |
– |
|
YδT |
Hệ số độ nhạy của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn có liên quan đến mẫu thử được đánh bóng nhẵn |
– |
|
Yδ rel k |
Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh khi thử, thương số của độ nhạy của rãnh bánh răng đang xem xét chia cho hệ số của mẫu thử có rãnh, Yσ rel k = Yσ/YσK |
– |
|
Yδ rel T |
Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh khi thử, thương số của độ nhạy của rãnh bánh răng đang xem xét chia cho hệ số của bánh răng kiểm tiêu chuẩn, Yσ rel T = Yσ/YσT |
– |
|
yα |
Lượng dư chạy rà đối với một cặp bánh răng |
µm |
|
yβ |
Lượng dư chạy rà (độ lệch tương đương) |
µm |
|
Zv |
Hệ số vận tốc |
– |
|
ZB, ZD |
Các hệ số tiếp xúc của một cặp răng cho bánh răng bé, cho bánh răng lớn |
– |
|
ZE |
Hệ số đàn hồi |
|
|
ZH |
Hệ số vùng (miền) |
– |
|
ZL |
Hệ số bôi trơn |
– |
|
ZN |
Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất tiếp xúc |
– |
|
ZNT |
Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất tiếp xúc dùng cho các điều kiện thử tham chiếu (chuẩn) |
– |
|
ZR |
Hệ số nhám có ảnh hưởng đến độ bền lâu của bề mặt |
– |
|
ZW |
Hệ số biến cứng khi gia công nguội |
– |
|
ZX |
Hệ số cỡ kích thước (tróc rỗ) |
– |
|
Zβ |
Hệ số góc nghiêng (góc đường xoắn vít) (tróc rỗ) |
– |
|
Zε |
Hệ số của tỉ số tiếp xúc (tróc rỗ) |
– |
|
Zn |
Số răng quy đổi của một bánh răng nghiêng |
– |
|
Z1,2 |
Số răng của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn)a |
– |
|
ω1,2 |
Vận tốc góc của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) |
rad/s |
| a Đối với các bánh răng ăn khớp ngoài a, z1 và z2 là dương; đối với ăn khớp răng ăn khớp trong, a và z2 có dấu âm, z1 có dấu dương.
b Các thành phần trong mặt phẳng tác dụng là yếu tố quyết định. CHÚ THÍCH: 1 N/mm2 = 1 MPa. |
||
4 Nguyên lý cơ bản
4.1 Ứng dụng
4.1.1 Cà mòn
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không bao gồm các công thức về độ bền chống cà mòn trên các răng của bánh răng trụ. Hiện nay chưa có sự thỏa thuận đầy đủ về phương pháp thiết kế các bánh răng trụ chống lại hư hỏng do cà mòn.
4.1.2 Mài mòn
Việc nghiên cứu về mài mòn của răng bánh răng chưa được chú ý và quan tâm đầy đủ. Vấn đề này chủ yếu liên quan đến các răng bánh răng có độ cứng bề mặt thấp hoặc các bánh răng được bôi trơn không thích hợp. Bộ tiêu chuẩn TCVN 7578 (ISO 6336) không có ý định đi sâu vào đề tài mài mòn của răng bánh răng.
4.1.3 Tróc rỗ tế vi
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không đề cập đến tróc rỗ tế vi, đây là một sự cố phụ thêm có thể xảy ra trên các răng bánh răng.
4.1.4 Tính dễ biến dạng dẻo
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) không mở rộng các mức ứng suất cho phép ở 103 chu kỳ hoặc nhỏ hơn vì các ứng suất trong phạm vi này có thể vượt quá giới hạn đàn hồi của răng bánh răng đối với ứng suất uốn hoặc ứng suất nén của bề mặt. Tùy thuộc vật liệu và tải trọng tác dụng, chỉ một chu kỳ ứng suất lớn hơn mức giới hạn < 103 chu kỳ cũng có thể dẫn đến tính dễ biến dạng dẻo của răng bánh răng.
4.1.5 Loại riêng biệt
Có thể thiết lập các hệ thống đánh giá độ bền chống tróc rỗ và độ bền uốn cho một loại bánh răng trụ riêng biệt bằng cách lựa chọn các giá trị thích hợp cho các hệ số được sử dụng trong các công thức chung này.
4.1.6 Ứng dụng riêng
Để thiết kế các bánh răng, vấn đề quan trọng là phải biết rằng các yêu cầu đối với các lĩnh vực ứng dụng khác nhau thay đổi một cách đáng kể. Sử dụng các phương pháp của bộ TCVN 7578 (ISO 6336) cho các ứng dụng riêng đòi hỏi phải có sự đánh giá thực sự thỏa đáng và có hiểu biết về tất cả các xem xét, cân nhắc có thể áp dụng được, đặc biệt là:
– Ứng suất cho phép của vật liệu và số lần lặp lại của tải trọng,
– Hậu quả của bất cứ tỷ lệ phần trăm hư hỏng nào (mức hư hỏng), và
– Hệ số an toàn thích hợp.
Ba lĩnh vực ứng dụng sau minh họa bằng ví dụ cho các yêu cầu của các đặc tính đã nêu trên.
4.1.6.1 Các bánh răng bé (dẫn động) cuối cùng của phương tiện cơ giới
Đối với các bánh răng bé cuối cùng của phương tiện cơ giới có vận tốc tương đối thấp, răng có bước răng lớn được lựa chọn để có đủ độ bền. Hậu quả là các bánh răng bé có số răng nhỏ (z1 có khoảng 14 răng), trong khi giá trị z1 có khoảng 28 răng có thể được lựa chọn cho bánh răng có vận tốc tương đối cao thuộc cùng một cỡ kích thước. Như vậy, độ bền uốn của răng bánh răng có số răng khoảng 14 có thể xấp xỉ gấp đôi độ bền uốn của răng bánh răng có số răng khoảng 28.
Độ tin cậy tính toán của các bánh răng trong phương tiện cơ giới có thể thấp bằng 80 % đến 90 %, trong khi độ tin cậy tính toán của các bánh răng dùng trong công nghiệp có vận tốc cao tối thiểu nên là 99 %.
Nói chung, vật liệu dùng cho chế tạo bánh răng trong phương tiện cơ giới có số lượng lớn có thể có chất lượng đồng đều hơn so với vật liệu dùng cho chế tạo bánh răng với số lượng nhỏ.
So sánh các thiết kế bánh răng cho sử dụng đã chỉ ra rằng đối với khoảng 10 000 chu kỳ, tải trọng được truyền bởi các bánh răng bé cuối cùng của ô tô tải lớn hơn khoảng bốn lần tải trọng được truyền bởi các bánh răng bé cuối cùng của ô tô tải lớn hơn khoảng bốn lần tải trọng được truyền bởi các bánh răng trong máy bay hoặc tàu vũ trụ khi vật liệu, chất lượng, cỡ kích thước và kết cấu của các bánh răng đều giống nhau.
Đối với các bánh răng của phương tiện cơ giới có vận tốc thấp được dự định sử dụng với tuổi thọ ngắn (nhỏ hơn 100 000 chu kỳ), các bánh răng này có thể thường phải chịu các biến dạng dẻo nhỏ, các tróc rỗ và mài mòn. Hệ quả là các mức ứng suất bề mặt cho phép cao hơn rất nhiều so với các mức ứng suất bề mặt có thể cho phép đối với các bánh răng có vận tốc cao và tuổi thọ lâu dài.
4.1.6.2 Hệ dẫn động chính dùng cho máy bay và tàu vũ trụ
Đối với hệ dẫn động chính của máy bay và tàu vũ trụ như các dẫn động của rôto máy bay trực thăng và các dẫn động bơm chính của máy tăng áp (trợ lực) tàu vũ trụ, thường sử dụng các bánh răng bằng vật liệu có chất lượng và độ chính xác cao nhất. Các bánh răng này được thử nghiệm với số lượng lớn. Ví dụ, có thể thử nghiệm 10 đến 20 bộ truyền thuộc cùng một loạt sản xuất trong các điều kiện vận hành cho toàn bộ tuổi thọ thiết kế. Tốc độ mài mòn chấp nhận được được xác lập trên cơ sở các kết quả thử. Tốc độ phun chất bôi trơn, vị trí của các điểm phun và hướng phun được tối ưu hóa.
Vì các lý do này, cho phép có sự chất tải cao hơn đối với tuổi thọ thiết kế đến 100 lần dài hơn (tính bằng số chu kỳ chịu tải của răng) và các vận tốc khoảng 10 lần lớn hơn so với các vận tốc của dẫn động trong một phương tiện cơ giới điển hình. Xác suất hư hỏng trong các trường hợp này không được vượt quá 0,1 % đến 1 %. Tải trọng toàn bộ không thể cao như tải trọng của các bánh răng trong phương tiện cơ giới vì không thể chịu được sự mài mòn bề mặt cũng như sự hư hỏng nhỏ.
4.1.6.3 Các bánh răng có vận tốc cao trong công nghiệp
Đối với các bánh răng có vận tốc cao trong công nghiệp với vận tốc trên vòng chia vượt quá 50 m/s, các bánh răng bé thường được thiết kế có số răng 30 hoặc lớn hơn với mục tiêu là giảm tới mức tối thiểu rủi ro dẫn đến cà mòn và mài mòn. Một cặp bánh răng điển hình gồm có một bánh răng bé 45 răng và một bánh răng lớn 248 răng.
Các bánh răng có vận tốc cao trong công nghiệp nên có độ tin cậy cao hơn 99 % đối với tuổi thọ danh nghĩa lớn hơn 1010 chu kỳ. Việc kiểm kiểu ban đầu với quy mô lớn thường được loại trừ vì chi phí tốn kém. Hệ quả là các đánh giá về khả năng tải của các bánh răng vận tốc cao có xu hướng bảo thủ với các hệ số an toàn tương đối cao.
4.1.7 Hệ số an toàn
Cần phải phân biệt giữa hệ số an toàn có liên quan tới tróc rỗ, SH và hệ số an toàn có liên quan tới đứt gãy răng, SF.
Đối với một ứng dụng đã cho, khả năng tải thích hợp của bánh răng được chứng minh bằng các giá trị tính toán SH và SF lớn hơn hoặc bằng các giá trị SH min và SF min.
Phải xác định một số giá trị nhỏ nhất cho các hệ số an toàn. Các khuyến nghị về các hệ số an toàn này được cho trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) nhưng không đề cập đến các giá trị của chúng.
Phải lựa chọn một cách cẩn thận xác suất hư hỏng thích hợp và hệ số an toàn để đáp ứng độ tin cậy yêu cầu với chi phí hợp lý. Nếu hiệu suất của các bánh răng có thể được đánh giá một cách chính xác thông qua thử nghiệm của một thiết bị thực tế trong các điều kiện tải trọng thực tế thì có thể cho phép lựa chọn một hệ số an toàn thấp hơn và các quy trình chế tạo kinh tế hơn.
|
Hệ số an toàn |
= |
Trị số ứng suất cho phép sau khi thay đổi |
|
Ứng suất tính toán |
Cho phép các hệ số an toàn dựa trên cơ sở tải trọng. Khi dựa vào tải trọng, hệ số an toàn bằng khả năng tải tính toán riêng chia cho tải trọng vận hành riêng được truyền. Khi dựa vào tải trọng, hệ số an toàn phải được công bố rõ ràng.
CHÚ THÍCH: Các hệ số an toàn dựa trên cơ sở tải trọng (công suất) có liên quan đến sức bền uốn của răng tỷ lệ với SF. Các hệ số an toàn dựa trên cơ sở tải trọng (công suất) có liên quan đến tróc rỗ tỷ lệ với 
.
Ngoài các yêu cầu chung đã nêu và các yêu cầu đặc biệt về độ bền lâu bề mặt, tróc rỗ (xem TCVN 7578-2 (ISO 6336-2)) và độ bền uốn của răng (xem TCVN 7578-3 (ISO 6336-3)), các hệ số an toàn phải được lựa chọn sau khi xem xét cẩn thận các ảnh hưởng sau:
– Độ tin cậy của các dữ liệu vật liệu: bộ TCVN 7578 (ISO 6336), các vật liệu áp dụng được mà các dữ liệu của chúng đã cho trong TCVN 7578-5 (ISO 6336-5), và các chữ viết tắt của vật liệu đã liệt kê trong Bảng 2. Các trị số ứng suất cho phép sử dụng trong tính toán có hiệu lực đối với xác suất hư hỏng đã cho; các giá trị của vật liệu trong TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) có hiệu lực đối với xác suất hư hỏng 1 %. Rủi ro của hư hỏng này sẽ giảm đi với sự tăng lên của hệ số an toàn và ngược lại.
– Độ tin cậy của các giá trị tải trọng sử dụng trong tính toán: nếu các tải trọng hoặc độ nhạy của hệ thống đối với rung được đánh giá thay vì được đo thì nên sử dụng hệ số an toàn lớn hơn.
– Các thay đổi về hình học của bánh răng do dung sai chế tạo.
– Các thay đổi về độ thẳng hàng.
– Các thay đổi về vật liệu do các thay đổi trong quá trình xử lý hóa học, độ sạch và cấu trúc tế vi (chất lượng vật liệu và nhiệt luyện).
– Các thay đổi trong bôi trơn và sự bảo dưỡng trong quá trình tuổi thọ làm việc của các bánh răng.
Tùy thuộc vào độ tin cậy của các giả thiết mà tính toán đã sử dụng làm cơ sở (ví dụ, các giả thiết về tải trọng) và theo các yêu cầu của độ tin cậy (hậu quả của sự cố hư hỏng) mà lựa chọn hệ số an toàn tương ứng.
Khi các bánh răng được chế tạo theo một điều kiện kỹ thuật hoặc một yêu cầu (đã dẫn ra) trong đó nhà cung cấp bánh răng sẽ cung cấp các bánh răng hoặc các truyền động bánh răng đã lắp ráp có công suất tính toán quy định (đặc tính thiết kế) phù hợp với bộ TCVN 7578 (ISO 6336) thì giá trị của hệ số an toàn cho mỗi dạng hư hỏng (tróc rỗ, đứt gãy răng) sẽ được thỏa thuận giữa các bên có liên quan.
Bảng 2 – Vật liệu
|
Vật liệu |
Loại |
Chữ viết tắt |
| Thép cacbon thấp thường hóa/thép đúc | Thép cacbon thấp thường hóa gia công áp lực |
St |
| Thép đúc |
St (cast) |
|
| Các vật liệu gang | Gang dẻo tâm đen (cấu trúc peclit) |
GTS (perl.) |
| Gang cầu (cấu trúc peclit, bainit, ferit) |
GGG (perl.,bai.,ferr.) |
|
| Gang xám |
GG |
|
| Thép gia công áp lực tôi thể tích | Thép cacbon, thép hợp kim |
V |
| Thép đúc tôi thể tích (tôi thấu) | Thép cacbon, thép hợp kim |
V (cast) |
| Thép gia công áp lực tôi cứng bề mặt |
Eh |
|
| Thép gia công áp lực hoặc thép đúc tôi bằng ngọn lửa hoặc tôi cảm ứng |
IF |
|
| Thép gia công áp lực thấm nitơ/thép thấm nitơ/thép tôi thể tích, thấm nitơ | Thép thấm nitơ |
NT (nitr.) |
| Thép tôi thể tích |
NV (nitr) |
|
| Thép gia công áp lực thấm cacbon nitơ | Thép tôi thể tích |
NV (nitrocar.) |
4.1.8 Thử nghiệm
Cách tiếp cận tin cậy nhất đã biết để đánh giá hiệu suất của toàn bộ hệ thống là thử nghiệm một thiết kế mới được đề xuất. Khi có sẵn trường dữ liệu đầy đủ hoặc kinh nghiệm thử nghiệm thì có thể thu được các kết quả thỏa đáng bằng phép ngoại suy các thử nghiệm trước đây hoặc dữ liệu từ hiện trường.
Khi không có sẵn các kết quả thử thích hợp hoặc dữ liệu từ hiện trường, nên chọn các hệ số đánh giá một cách truyền thống.
4.1.9 Dung sai chế tạo
Việc ước lượng các hệ số đánh giá nên dựa trên các giới hạn của cấp chính xác nhỏ nhất quy định cho các chi tiết của bộ phận trong quá trình chế tạo.
4.1.10 Độ chính xác
Khi các giá trị thực nghiệm cho các hệ số đánh giá được cho theo các đường cong, cần cung cấp các công thức hiệu chỉnh đường cong để dễ dàng cho lập trình trên máy tính. Các hằng số và hệ số sử dụng trong hiệu chỉnh đường cong thường có các chữ số vượt quá các chữ số thích hợp cho độ tin cậy của các dữ liệu thực nghiệm.
4.1.11 Các xem xét khác
Ngoài các yếu tố được xem xét trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) có ảnh hưởng đến độ bền chống tróc rỗ và độ bền uốn, các yếu tố khác có quan hệ qua lại mật thiết với nhau của hệ thống có thể có ảnh hưởng đáng kể đến hiệu suất của toàn bộ truyền động. Các yếu tố sau rất quan trọng.
4.1.11.1 Bôi trơn
Các đặc tính thiết kế được xác định bởi các công thức này chỉ có hiệu lực nếu các răng bánh răng vận hành với chất bôi trơn có độ nhớt và các chất phụ gia thích hợp đối với tải trọng, vận tốc và sự gia công tinh bề mặt và nếu có lượng chất bôi trơn đầy đủ cung cấp cho các răng bánh răng và ổ trục để bôi trơn và duy trì nhiệt độ làm việc chấp nhận được.
4.1.11.2 Độ không thẳng hàng và độ lệch của nền móng
Nhiều hệ thống bánh răng phụ thuộc vào các giá hoặc bệ đỡ bên ngoài như các nền móng của máy để duy trì độ thẳng hàng của ăn khớp bánh răng. Nếu các bệ đỡ này được thiết kế không tốt, có độ lệch ban đầu hoặc bị lệch trong quá trình vận hành do độ võng đàn hồi hoặc độ võng do nhiệt hoặc các ảnh hưởng khác thì toàn bộ tính năng của hệ thống bánh răng sẽ chịu ảnh hưởng xấu.
4.1.11.3 Độ lệch
Độ lệch của các răng bánh răng, các phôi bánh răng, các trục bánh răng, các ổ trục và thân hộp có ảnh hưởng đến tính năng và sự phân bố của tải trọng toàn phần của răng trên các prôfin răng ăn khớp. Vì các độ lệch này thay đổi theo tải trọng cho nên không thể đạt được sự tiếp xúc tối ưu của răng ở các tải trọng khác nhau trong các truyền động có tải trọng thay đổi. Khi các prôfin răng không được thay đổi, hệ số tải trọng trên mặt răng tăng lên theo sự tăng lên của độ lệch, và vì vậy công suất tính toán sẽ giảm đi.
4.1.11.4 Động lực học của hệ thống
Phương pháp phân tích sử dụng trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) cung cấp một hệ số động lực học trong các công thức bằng cách giảm đánh giá cho các bánh răng đối với các tải trọng gia tăng do độ không chính xác của răng bánh răng và đối với các ảnh hưởng của sự hài hòa. Nói chung, đối với các ứng dụng dễ có thể đưa ra các giá trị đơn giản hóa. Đáp ứng động lực học của hệ thống dẫn đến các tải trọng bổ sung của răng bánh răng do các chuyển động tương đối của các khối lượng liên kết của bánh dẫn và thiết bị được dẫn động. Hệ số ứng dụng KA được dự định sử dụng cho tính toán các đặc tính vận hành của thiết bị dẫn động và bị dẫn. Tuy nhiên, phải thừa nhận rằng độ nhám khi vận hành của bánh dẫn, hộp số hoặc thiết bị được dẫn động gây ra sự kích thích với tần số gần với một trong các tần số riêng chính của hệ thống, rung do cộng hưởng có thể gây ra sự quá tải nghiêm trọng có thể cao hơn một vài lần so với tải trọng danh nghĩa.
Đối với các ứng dụng làm việc ở trạng thái tới hạn, nên thực hiện việc phân tích rung. Sự phân tích này phải bao gồm toàn bộ hệ thống gồm bộ truyền động, hộp số, thiết bị được dẫn động, các khớp nối trục, các điều kiện lắp đặt và các nguồn kích thích. Nên tính toán các tần số riêng, các dạng và biên độ của đáp ứng động lực học. Nếu cần thiết hoặc có yêu cầu, tính toán ảnh hưởng của phổ tải trọng hợp thành đến nơi tích lũy được cho trong TCVN 7578-6 (ISO 6336-6).
4.1.11.5 Vết ăn khớp
Các răng của hầu hết các bánh răng trụ được thay đổi ở cả hai prôfin răng và các hướng của đường xoắn vít trong quá trình chế tạo để điều chỉnh cho phù hợp với độ lệch của các giá hoặc bệ đỡ và các biến dạng do nhiệt. Quá trình này dẫn đến vết ăn khớp cục bộ trong quá trình thử lăn dưới tác dụng của các tải trọng nhẹ. Dưới tác dụng của tải trọng thiết kế, sự tiếp xúc sẽ trải rộng ra trên prôfin răng mà không có bất cứ sự tập trung nào của vết ăn khớp tại các cạnh (mép). Phải tính đến ảnh hưởng này bằng hệ số phân bố tải trọng tương ứng.
4.1.11.6 Ăn mòn
Ăn mòn của các bề mặt răng bánh răng có thể làm giảm đi một cách đáng kể độ bền uốn và độ bền chống tróc rỗ của các răng. Định lượng mức độ của sự giảm đi này nằm ngoài phạm vi của bộ TCVN 7578 (ISO 6336).
4.1.12 Hệ số ảnh hưởng
Các hệ số ảnh hưởng đã nêu ra trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) thu được từ các kết quả của nghiên cứu và làm việc tài liệu trường. Cần có sự phân biệt giữa các hệ số sau.
a) Các hệ số được xác định bằng hình học của bánh răng hoặc đã được xác lập theo quy ước hoặc thỏa thuận. Phải tính toán các hệ số này phù hợp với các công thức cho trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336).
b) Các hệ số giải thích một vài ảnh hưởng và được xử lý độc lập đối với nhau, tuy nhiên chúng có thể ảnh hưởng lẫn nhau tới một mức độ không thể xác định được bằng trị số. Đó là các hệ số KA, KV, KHα, KHβ hoặc Kfα và các hệ số ảnh hưởng đến ứng suất cho phép.
Các hệ số KV, KHβ và KFα cũng phụ thuộc vào các độ lớn của các thay đổi về prôfin răng và đường xoắn vít. Các thay đổi prôfin răng và đường xoắn vít chỉ có hiệu quả nếu các thay đổi này lớn hơn một cách đáng kể so với các sai lệch chế tạo. Vì lý do đó ảnh hưởng của các thay đổi prôfin răng và đường xoắn vít chỉ có thể được tính đến nếu các sai lệch chế tạo của bánh răng không vượt quá các giá trị giới hạn riêng. Độ chính xác chế tạo nhỏ nhất yêu cầu của bánh răng được công bố cùng với tham chiếu ISO 1328-1 cho từng hệ số.
Có thể xác định các hệ số ảnh hưởng bằng các phương pháp khác nhau. Các hệ số này được chứng nhận, khi cần thiết, bằng cách thêm vào các ký hiệu các chỉ số dưới dòng A đến C. Trừ khi có quy định khác, ví dụ như trong một tiêu chuẩn áp dụng, các phương pháp có độ chính xác cao hơn sẽ được ưu tiên sử dụng cho các truyền động quan trọng. Trong các trường hợp có tranh cãi, khi được cung cấp bằng chứng về độ chính xác và độ tin cậy thì phương pháp A sẽ tốt hơn phương pháp B và phương pháp B sẽ tốt hơn phương pháp C.
Nên sử dụng các chỉ số dưới dòng bổ sung mỗi khi phương pháp dùng cho đánh giá một hệ số không thể nhận diện được một cách dễ dàng.
Trong một số ứng dụng, có thể cần thiết phải lựa chọn giữa các hệ số đã được xác định bằng các phương pháp khác nhau. (Ví dụ, các lựa chọn khác nhau cho xác định độ không thẳng hàng tương đương). Khi cần thiết, có thể chỉ thị phương pháp có liên quan bằng cách kéo dài chỉ số dưới dòng, vi dụ. KHβ–B1.
Bộ TCVN 7578 (ISO 6336) chủ yếu được dự định sử dụng cho kiểm tra xác minh khả năng tải của các bánh răng sẵn có các dữ liệu thiết yếu cho tính toán bằng các bản vẽ chi tiết hoặc dạng tài liệu tương tự.
Các dữ liệu sẵn có ở giai đoạn thiết kế ban đầu thường bị hạn chế. Vì vậy, ở giai đoạn này cần thiết phải sử dụng các phép tính gần đúng hoặc các giá trị thực nghiệm cho một số hệ số.
Đối với các phạm vi ứng dụng đã cho hoặc đối với các tính toán chưa chính xác, thường cho phép thay thế một phần tử đơn vị hoặc một vài hằng số cho một số hệ số. Trong trường hợp này cần kiểm tra xác minh để bảo đảm một giới hạn tin cậy về an toàn. Nếu không, hệ số an toàn phải được tăng lên một cách thích hợp.
Có thể thực hiện việc đánh giá chính xác hơn khi hoàn thành việc chế tạo và kiểm tra, khi đó có thể thu được các dữ liệu bằng phép đo trực tiếp.
Các điều khoản của hợp đồng có liên quan đến bản chất của sự chứng minh bằng tính toán phải được thỏa thuận trước giữa nhà sản xuất và khách hàng.
4.1.12.1 Phương pháp A
Các hệ số của phương pháp A thu được từ các kết quả của các phép thử toàn tải, các phép đo chính xác hoặc phân tích toán học toàn diện của hệ truyền động trên cơ sở kinh nghiệm vận hành đã được chứng minh, hoặc bất cứ sự kết hợp nào của các biện pháp này. Phải sẵn có tất cả các dữ liệu về bánh răng và sự chất tải. Trong các trường hợp này, độ chính xác và độ tin cậy của phương pháp được sử dụng phải được chứng minh và phải công bố rõ ràng về các giả thiết đã sử dụng.
Nói chung, và vì các lý do sau mà phương pháp A ít khi được sử dụng:
– Các mối quan hệ có liên quan chưa được nghiên cứu sâu rộng hơn so với các phương pháp B và C;
– Các chi tiết về các điều kiện vận hành không đầy đủ;
– Không sẵn có các thiết bị đo thích hợp;
– Chi phí cho phân tích và đo vượt quá giá trị của chúng.
4.1.12.2 Phương pháp B
Các hệ số của phương pháp B thu được có đủ độ chính xác cho hầu hết các ứng dụng. Các giả thiết phức tạp về xác định đã được liệt kê. Trong mỗi trường hợp cần đánh giá các giả thiết này về mặt có áp dụng được hay không áp dụng được cho các điều kiện cần quan tâm. Nên đưa vào các chỉ số dưới dòng bổ sung khi cần thiết, ví dụ, Kv-B.
4.1.12.3 Phương pháp C
Phương pháp C là phương pháp sử dụng các phép tính gần đúng được đơn giản hóa cho một số hệ số. Các giả thiết dùng cho xác định các hệ số đã được liệt kê. Đối với mỗi trường hợp nên đánh giá xem các giả thiết có áp dụng được hay không áp dụng được cho các điều kiện hiện có. Phải sử dụng các chỉ số dưới dòng bổ sung khi cần thiết, ví dụ, Kv-C.
4.1.13 Công thức số
Cần áp dụng các công thức số quy định trong bộ TCVN 7578 (ISO 6336) có các đơn vị đã công bố. Đặc biệt, cần ghi lại bất cứ sự ngoại lệ nào.
4.1.14 Trình tự của các hệ số trong quá trình tính toán
Các hệ số Kv, KHβ hoặc KFβ và KHα, hoặc KFα phụ thuộc vào một tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa. Các hệ số này cũng phụ thuộc lẫn nhau ở một mức độ nào đó và vì vậy phải được tính toán có trình tự như sau:
a) Kv với tải trọng FtKA;
b) KHβ hoặc KFβ với tải trọng FtKAKv;
c) KHα hoặc KFα với tải trọng FrKAKVKHβ(Fβ)1).
Khi một hệ truyền động bánh răng có hai hoặc nhiều bánh răng đối tiếp, cần phải nhân với (KAKγ) thay vì KA; cũng xem 4.2.
4.1.15 Xác định các giá trị cho phép của sai lệch bánh răng
Phải xác định các giá trị cho phép của sai lệch bánh răng phù hợp với ISO 1328-1.
4.2 Tải trọng tiếp tuyến, mômen xoắn và công suất
Khi đánh giá tải trọng tác dụng trên các răng bánh răng, phải xem xét đến tất cả các tải trọng ảnh hưởng đến truyền động bánh răng.
Trong trường hợp các bánh răng nghiêng chữ V, giả thiết rằng toàn bộ tải trọng tiếp tuyến được chia đều nhau giữa hai đường xoắn vít. Nếu không đáp ứng yêu cầu này, ví dụ như do hậu quả tác dụng của các tải trọng chiều trục thì phải tính đến tình huống này. Hai nửa của đường xoắn vít nên được xử lý như hai bánh răng nghiêng được bố trí song song.
Về các truyền động có nhiều đường truyền, toàn bộ tải trọng tiếp tuyến không phân bố hoàn toàn đều cho các đường truyền khác nhau (bất kể kết cấu, vận tốc tiếp tuyến hoặc độ chính xác chế tạo). Cần có sự cho phép đối với trường hợp này bằng cách đưa vào hệ số tải trọng ăn khớp Kγ (cũng xem 4.1.14). Nếu có thể thực hiện được, nên ưu tiên xác định Kγ bằng phép đo; theo cách khác, có thể xác định giá trị của hệ số này theo tài liệu.
Nếu vận tốc vận hành gần với một vận tốc cộng hưởng, cần có sự nghiên cứu cẩn thận. Xem các Điều 5 và 6.
4.2.1 Tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa, mômen xoắn danh nghĩa và công suất danh nghĩa
Tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa Ft được xác định trong mặt phẳng ngang tại hình trụ chia (chuẩn). Tải trọng này thu được từ mômen xoắn danh nghĩa hoặc công suất danh nghĩa được truyền bởi cặp bánh răng.
Tính toán công suất của tải trọng dựa trên mômen xoắn truyền vào máy được dẫn động. Đó là công suất tương ứng với điều kiện làm việc thường xuyên nặng nhất. Theo cách khác, mômen xoắn danh nghĩa của động cơ chính cũng có thể được sử dụng làm cơ sở nếu tương đương với yêu cầu về mômen xoắn của máy được dẫn động hoặc có thể lựa chọn một vài cơ sở thích hợp khác.
Ft được chỉ định là tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa cho mỗi ăn khớp, nghĩa là cho ăn khớp đang được xem xét. T và P được chỉ định một cách tương ứng. Trong các công thức sau, n1,2 được tính bằng vòng trên phút.
 |
(1) |
 |
(2) |
 |
(3) |
 |
(4) |
 |
(5) |
4.2.2 Tải trọng tiếp tuyến tương đương, mômen xoắn tương đương và công suất tương đương
Khi tải trọng được truyền không đồng đều, nên quan tâm đến không chỉ tải trọng lớn nhất (đỉnh) và số chu kỳ biết trước của nó mà cả các tải trọng trung gian và số chu kỳ của chúng. Loại tải trọng này được xếp loại như một chu kỳ làm việc và có thể được biểu thị bằng một phổ tải trọng. Trong các trường hợp này, cần quan tâm đến hiệu ứng mỏi tích lũy của chu kỳ làm việc trong đánh giá bộ truyền bánh răng. TCVN 7578-6 (ISO 6336-6) đưa ra phương pháp tính toán ảnh hưởng của các tải trọng trong điều kiện này.
4.2.3 Tải trọng tiếp tuyến lớn nhất, mômen xoắn lớn nhất và công suất lớn nhất
Đây là tải trọng tiếp tuyến lớn nhất Ftmax (hoặc mômen xoắn tương ứng Tmax, công suất tương ứng Pmax) trong phạm vi hoạt động thay đổi. Độ lớn của tải trọng có thể bị hạn chế bởi khớp nối trụ an toàn có độ nhạy thích hợp. Ftmax, Tmax và Pmax được sử dụng để xác định độ an toàn đối với hư hỏng do tróc rỗ và sự gãy hỏng răng bất ngờ do tải trọng tương đương với giới hạn của ứng suất tĩnh.
5 Hệ số ứng dụng, KA
Hệ số KA điều chỉnh tải trọng danh nghĩa Ft để bù cho các tải trọng gia tăng của bánh răng từ các nguồn bên ngoài. Các tải trọng bổ sung này phụ thuộc rất lớn vào các đặc tính của các máy dẫn động và được dẫn động cũng như các khối lượng và độ cứng vững của hệ thống, bao gồm cả các trục và các khớp nối trục trong sử dụng.
Đối với các ứng dụng như các bánh răng trong ngành hàng hải và các ứng dụng khác chịu tác dụng của mômen xoắn lớn nhất (đỉnh) có chu kỳ (các dao động xoắn) và được thiết kế với tuổi thọ vô hạn, hệ số ứng dụng có thể được xác định là tỷ số giữa các mômen xoắn đỉnh có chu kỳ và mômen xoắn định mức danh nghĩa. Mômen xoắn định mức danh nghĩa được xác định bằng công suất định mức và vận tốc danh nghĩa. Đó là mômen xoắn được sử dụng trong các tính toán khả năng tải.
Nếu bánh răng chịu tác dụng của một số hạn chế các tải trọng đã biết vượt quá tổng số các mômen xoắn đỉnh có chu kỳ thì ảnh hưởng này có thể được bao hàm một cách trực tiếp bởi mỗi tích lũy hoặc bởi một hệ số ứng dụng tăng lên, biểu thị ảnh hưởng của phổ tải trọng.
Khách hàng và nhà sản xuất/nhà thiết kế nên thỏa thuận về giá trị của hệ số ứng dụng.
5.1 Phương pháp A – Hệ số KA–A
KA được xác định trong phương pháp này bằng các phép đo cẩn thận và sự phân tích toàn diện đối với hệ thống hoặc trên cơ sở kinh nghiệm vận hành có thể tin cậy được trong lĩnh vực ứng dụng có liên quan. Xem 4.2.2.
5.2 Phương pháp B – Hệ số KA-B
Nếu không có các dữ liệu đáng tin cậy thu được như đã mô tả trong 5.1 ngay từ giai đoạn thiết kế đầu tiên thì có thể sử dụng các giá trị hướng dẫn đối với KA như đã mô tả trong TCVN 7578-6 (ISO 6336-6).
6 Hệ số động lực học trong (nội tại), Kv
Hệ số động lực học nội tại xem xét các ảnh hưởng của cấp chính xác của răng bánh răng có liên quan đến vận tốc và tải trọng. Ăn khớp bánh răng có độ chính xác cao giảm công suất ít hơn so với ăn khớp răng có độ chính xác thấp.
Thường có thể chấp nhận rằng tải trọng động lực học nội tại trên các răng bánh răng chịu ảnh hưởng của thiết kế và chế tạo.
Hệ số động lực học nội tại xem xét các ảnh hưởng của độ chính xác của răng bánh răng và các thay đổi có liên quan đến vận tốc và tải trọng.
|
Kv |
= |
Mômen xoắn ăn khớp tổng ở vận tốc vận hành |
|
Mômen xoăn ăn khớp với các bánh răng “hoàn hảo” |
|
Kv. Kv |
= |
Mômen xoắn ăn khớp tổng ở vận tốc vận hành |
|
Mômen xoắn ăn khớp (thiết kế) danh nghĩa được truyền |
Các bánh răng “hoàn hảo” được định nghĩa là có sai số truyền động gần như tĩnh bằng không (0) ở mômen xoắn ăn khớp (thiết kế) danh nghĩa được truyền. Các bánh răng này chỉ tồn tại đối với chỉ một tải trọng, với các thay đổi thích hợp, có các ảnh hưởng động lực học bằng không [ví dụ, sai số truyền động bằng không (vận hành hoàn hảo), kích thích bằng không (0), không có thay đổi bất thường ở tần số ăn khớp và không có dao động ở các tần số quay]. Với kích thích bằng không (zero) từ các bánh răng sẽ có độ nhạy bằng không (0) ở bất cứ vận tốc nào.
6.1 Các thông số ảnh hưởng đến tải trọng động nội tại và các tính toán
6.1.1 Thiết kế
Các thông số thiết kế bao gồm:
– Vận tốc trên vòng chia;
– Tải trọng của răng;
– Quán tính và độ cứng vững của các phần tử quay;
– Sự thay đổi độ cứng vững của răng;
– Các tính chất của chất bôi trơn;
– Độ cứng vững của các ổ trục và kết cấu thân hộp;
– Các vận tốc tới hạn và rung nội tại trong phạm vi bánh răng.
6.1.2 Chế tạo
Các xem xét về chế tạo bao gồm:
– Sai lệch của bước răng;
– Độ đảo của các bề mặt chuẩn so với trục quay;
– Sai lệch của prôfin răng;
– Tính tương thích của các bộ phận răng bánh răng đối tiếp;
– Cân bằng của các bộ phận, chi tiết;
– Lắp ghép của ổ trục và sự đặt tải trước.
6.1.3 Nhiễu loạn của truyền động
Ngay cả khi mômen xoắn đầu vào và vận tốc không đổi có thể có dao động đáng kể của các khối lượng bánh răng và các tải trọng động hợp thành của răng. Các tải trọng này do các chuyển vị tương đối giữa các bánh răng đối tiếp khi chúng dao động để đáp ứng sự kích thích được biết đến dưới dạng sai số truyền động. Động học lý tưởng của một cặp bánh răng đòi hỏi phải có một tỷ số không đổi giữa các chuyển động quay ở đầu vào và đầu ra. Sai số truyền động được dnx là sai lệch so với chuyển động góc tương đối đồng đều của một cặp bánh răng ăn khớp. Sai lệch này chịu ảnh hưởng của tất cả các sai lệch so với dạng răng lý tưởng và sự gián cách giữa các răng do thiết kế và chế tạo các bánh răng, và do các điều kiện vận hành mà các bánh răng phải thực hiện. Các điều kiện vận hành bao gồm:
a) Vận tốc trên vòng chia: Các tần số kích thước phụ thuộc vào vận tốc trên vòng chia và môđun.
b) Các thay đổi về độ cứng vững của ăn khớp răng khi các răng bánh răng đi qua chu kỳ ăn khớp: nguồn kích thích này đặc biệt mạnh trong các bánh răng trụ răng thẳng. Các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có tỉ số tiếp xúc tổng lớn hơn 2,0 có sự thay đổi về độ cứng vững nhỏ hơn.
c) Tải trọng được truyền của răng: vì các độ lệch phụ thuộc vào tải trọng, các thay đổi của prôfin răng bánh răng có thể được thiết kế để đạt được tỷ số vận tốc đồng đều chỉ với một độ lớn của tải trọng. Các tải trọng khác biệt so với tải trọng thiết kế sẽ cho sai số truyền động tăng lên.
d) Sự mất cân bằng động của các bánh răng và trục.
e) Môi trường ứng dụng: Mòn quá mức và biến dạng dẻo của các prôfin răng, bánh răng làm tăng sai số của truyền động. Các bánh răng phải có hệ thống bôi trơn được thiết kế đúng, có vỏ bao che và các đệm kín để duy trì nhiệt độ vận hành an toàn và môi trường không bị nhiễm bẩn.
f) Độ thẳng hàng của trục: độ thẳng hàng của răng bánh răng chịu ảnh hưởng của tải trọng và các biến dạng nhiệt của các bánh răng các trục, ổ trục và thân hộp.
g) Sự kích thích gây ra bởi ma sát của răng.
6.1.4 Đáp ứng động lực học
Ảnh hưởng của các tải trọng động của răng chịu tác động của:
– Khối lượng của các bánh răng, các trục và các bộ phận chính khác bên trong;
– Độ cứng vững của các răng bánh răng, các phôi bánh răng, các trục, ổ trục và thân hộp;
– Sự giảm chấn, các nguồn giảm chấn chính là các ổ trục và vòng bít, trong khi các nguồn khác bao gồm tính trễ của các trục bánh răng và giảm chấn do đó nhớt tại các mặt phân cách trượt và các khớp nối trục.
6.1.5 Cộng hưởng
Khi các tần số kích thích (như tần số ăn khớp răng và các sóng hài của nó) trùng nhau hoặc gần trùng nhau với tần số riêng của rung trong hệ thống ăn khớp răng thì rung tạo ra lực do cộng hưởng có thể gây ra tải trọng động cao của răng. Khi độ lớn của tải trọng động nội tại ở một vận tốc dẫn đến cộng hưởng trở nên rất lớn, nên tránh vận hành ở gần vận tốc này.
a) Cộng hưởng của phôi bánh răng
Các phôi bánh răng có vận tốc cao, truyền động bánh răng có khối lượng nhẹ có thể có các tần số riêng ở trong phạm vi vận tốc vận hành. Nếu phôi bánh răng bị kích thích bởi một tần số gần với một trong các tần số riêng của nó, các sự sai lệch do cộng hưởng có thể gây ra các tải trọng động cao của răng. Cũng có khả năng rung của tấm hoặc vỏ che có thể gây ra hư hỏng cho phôi bánh răng. Các hệ số động lực học Kv (từ các phương pháp B và C dưới đây) không tính đến cộng hưởng của phôi bánh răng.
b) Cộng hưởng của hệ thống
Hộp số chỉ là một bộ phận của hệ thống gồm có một nguồn năng lượng, hộp số thiết bị được dẫn động và các trục liên kết với nhau và các khớp nối trục. Đáp ứng động lực học của hệ thống này phụ thuộc vào cấu hình của hệ thống. Trong một số trường hợp, một hệ thống có thể có một tần số riêng gần với tần số kích thích gắn liền với một vận tốc vận hành. Trong các điều kiện cộng hưởng này, sự vận hành phải được tính toán một cách cẩn thận như đã nêu ở trên. Đối với các truyền động tới hạn, nên có sự phân tích chi tiết đối với toàn bộ hệ thống. Yêu cầu này cũng được tính đến khi xác định các ảnh hưởng đến hệ số ứng dụng.
6.2 Nguyên lý và giả thiết
Phù hợp với điều kiện kỹ thuật trong 4.1.12, các phương pháp để xác định Kv được cho trong 6.3, từ phương pháp A (Kv–A) đến phương pháp C (Kv-C).
Sự thay đổi tối ưu đã cho đối với prôfin răng thích hợp với tải trọng, một tỉ số trùng khớp lớn sự phân bố đều của tải trọng trên chiều rộng răng, các răng có độ chính xác cao và tải trọng riêng trên răng cao giá trị của hệ số động lực học tiến gần tới 1,0.
Trong các truyền động bánh răng gồm có nhiều bánh răng ăn khớp như các bánh răng trung gian và sự ăn khớp răng có tính chu kỳ, bánh răng hành tinh và bánh răng trung tâm, có một vài tần số riêng. Các tần số này có thể cao hơn hoặc thấp hơn tần số riêng của chỉ một cặp bánh răng chỉ có một ăn khớp. Khi các bánh răng này vận hành trong phạm vi vượt quá mức tới hạn thì cộng hưởng của các tần số riêng cao hơn sẽ xảy ra và có thể dẫn đến hệ số động lực học cao hơn.
Rung động ngang của các hệ thống bánh răng – trục cũng sẽ ảnh hưởng đến tại trạng động. Tính mềm theo phương pháp của một hệ thống bánh răng – trục có thể dẫn đến các rung ghép đôi khi bánh răng bé và/hoặc bánh răng lớn kết hợp các rung xoắn và rung ngang. Tình trạng này dẫn đến nhiều hơn một tần số riêng được tạo thành bởi chỉ một bánh răng bé và bánh răng lớn và có thể dẫn đến một hệ số động lực học cao hơn Kv.
Trong trường hợp tải trọng riêng cao, các giá trị (KAFt)/b cao, các giá trị 
cao và có độ chính xác tương ứng của gia công bánh răng thì các đỉnh răng và/hoặc các chân răng nên được giảm tải một cách thích hợp.
6.3 Các phương pháp xác định hệ số động lực học
6.3.1 Phương pháp A – Hệ số Kv–A
Các tải trọng lớn nhất của răng, bao gồm cả các tải trọng động bổ sung được tạo ra bên trong ăn khớp và sự phân bố tải trọng không đều như đã mô tả trong Điều 8 được xác định theo phương pháp A bằng cách đo hoặc bằng sự phân tích động lực học toàn diện đối với hệ thống chung. Trong các trường hợp này Kv (đúng bằng KHα và KFα) được giả thiết là có một giá trị là 1,0.
Cũng có thể đánh giá Kv bằng cách đo các ứng suất chân răng của các bánh răng khi truyền tải trọng ở vận tốc làm việc và ở một vận tốc thấp hơn khi so sánh các kết quả.
Cũng có thể xác định hệ số Kv bằng quy trình phân tích toàn diện có sự trợ giúp bởi kinh nghiệm của các thiết kế tương tự. Có thể tham khảo hướng dẫn về các quy trình trong tài liệu.
Các giá trị tin cậy được của hệ số động lực học Kv có thể được dự đoán một cách tốt nhất bằng một mô hình toán học đã qua kiểm tra xác minh thỏa đáng bằng phép đo.
6.3.2 Phương pháp B – Hệ số Kv-B
Về phương pháp này, giả thiết đơn giản hóa cho rằng cặp bánh răng gồm có một khối lượng cơ bản duy nhất và hệ lò xo gồm có các khối lượng kết hợp của bánh răng bé và bánh răng lớn, độ cứng vững là độ cứng vững ăn khớp của các răng tiếp xúc. Cũng có thể giả thiết rằng mỗi cặp bánh răng vận hành như một cặp bánh răng chỉ có một bậc, nghĩa là bỏ qua ảnh hưởng của các bậc khác trong một hệ bánh răng nhiều bậc. Giả thiết này cho phép nếu độ cứng vững xoắn của các trục liên kết bánh răng lớn có một bậc với bánh răng bé của cặp bánh răng tiếp sau là tương đối thấp. Về quy trình xử lý các trục rất cứng vững, xem 6.4.2.
Phù hợp với giả thiết này, các tải trọng do rung xoắn của các trục và các khối lượng ghép đôi không được bao hàm bởi Kv. Các tải trọng của các khối lượng ghép đôi này nên được bao gồm vào các tải trọng tác dụng bên ngoài khác (ví dụ, với hệ số ứng dụng).
Có thể giả thiết thêm rằng, trong đánh giá các hệ số động lực học bằng phương pháp B, sự giảm chấn ở ăn khớp bánh răng có giá trị trung bình (không tính đến các nguồn giảm chấn khác như ma sát ở các mặt phân cách của các bộ phận, tính trễ, các ổ trục, các khớp nối trục v.v…). Vì các nguồn giảm chấn bổ sung này, các tải trọng động thực tế của răng đôi khi nhỏ hơn các tải trọng động tính toán bằng phương pháp này. Vấn đề này không áp dụng trong phạm vi cộng hưởng chính (xem 6.4.4).
Tính toán Kv bằng phương pháp này không đáp ứng được cho yêu cầu sử dụng khi giá trị nhỏ hơn 3 m/s. Phương pháp C có đủ độ chính xác cho tất cả các trường hợp trong phạm vi này.
6.3.3 Phương pháp C – Hệ số Kv-C
Phương pháp C thu được từ phương pháp B bằng cách đưa thêm vào các giả thiết đơn giản hóa dưới đây.
a) Phạm vi vận tốc vận hành ở dưới mức tới hạn.
b) Các bánh răng lớn bằng thép có thân dạng đĩa đặc.
c) Góc áp lực αt = 20o: fpb = fpt cos 20o theo ISO/TR10064-1.
d) Góc nghiêng β = 20o đối với ăn khớp răng nghiêng (có liên quan tới c‘, cγα).
e) Tỉ số tiếp xúc tổng εγ = 2,5 đối với ăn khớp răng nghiêng.
f) Độ cứng vững của răng (xem 9.3):
– Đối với các bánh răng trụ răng thẳng, c‘ = 14 N/(mm.µm), cγα = 20 N/(mm.µm);
– Đối với các bánh răng nghiêng, c’ = 13,1 N/(mm.µm), cγα = 18,7 N/(mm.µm).
g) Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng Ca = 0 µm và cạnh vát prôfin răng ở đầu răng sau khi chạy rà Cay = 0 µm.
h) Sai lệch hiệu dụng fpb eff = ffα eff.
i) Về các giá trị được giả thiết fpb, yp và fpb eff, xem các công thức (18) và (19) và Bảng 3.
Các yếu tố đặc trưng đã mô tả trong 6.4.1 a) chưa được tính đến trong ứng dụng của phương pháp C. Có tính đến ảnh hưởng của tải trọng riêng.
Bảng 3 – Giá trị trung bình của sai lệch hiệu dụng bước cơ sở, fpb eff đối với hệ số Kv-C
|
|
Cấp chính xác theo quy định trong ISO 1328-1 |
|||||||||
|
|
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
|
fpb eff |
2,8 |
5,1 |
9,8 |
19,5 |
35 |
51 |
69 |
100 |
134 |
191 |
6.4 Xác định hệ số động lực học bằng phương pháp B:
Kv-BTheo các điều kiện ban đầu và các giả thiết cho trong 6.3.2, phương pháp B thích hợp cho tất cả các loại truyền động (ăn khớp bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng với bất cứ tỉ số tiếp xúc và cấp chính xác nào của bánh răng) và, về mặt nguyên tắc, cho tất cả các điều kiện vận hành. Tuy nhiên, có các hạn chế đối với một số lĩnh vực ứng dụng và vận hành nên được quan tâm và chú ý đối với mỗi trường hợp.
Hệ số cộng hưởng N (tỷ số giữa vận tốc vận hành và vận tốc cộng hưởng) được xác định như đã mô tả trong 6.4.22). Toàn bộ phạm vi vận tốc vận hành có thể được chia thành ba vùng: dưới mức tới hạn, cộng hưởng chính và quá mức tới hạn. Các công thức được cung cấp cho tính toán Kv trong mỗi vùng.
CHÚ THÍCH: Các hệ số động lực học được tính toán từ các công thức trong 6.4.3 đến 6.4.6 tương đương với các giá trị tải trọng động trung bình của răng được xác định bằng thực nghiệm. Trong các phạm vi dưới mức tới hạn và cộng hưởng chính, các giá trị Kv thu được từ các dữ liệu đo thường sai lệch so với các giá trị tính toán tới +10 %. Ngay cả các sai lệch lớn hơn cũng có thể xảy ra khi có các tần số riêng khác trong hệ thống bánh răng và trục. Xem 6.4.1 a), 6.4.3 và 6.4.4.
6.4.1 Phạm vi vận tốc vận hành
a) Phạm vi dưới mức tới hạn (N < 1)3)
Trong vùng này, cộng hưởng có thể tồn tại nếu tần số ăn khớp răng trùng với N = 1/2 và N = 1/3. Trong các trường hợp này, các tải trọng động có thể vượt quá các giá trị được tính toán theo công thức (13). Rủi ro là tương đối nhẹ đối với các bánh răng trụ răng thẳng hoặc răng nghiêng chính xác, nếu bánh răng trụ răng thẳng có thay đổi prôfin răng thích hợp (các bánh răng chính xác đến cấp 5 của ISO 1328-1 hoặc chính xác hơn).
Khi tỉ số tiếp xúc của các bánh răng trụ răng thẳng nhỏ hoặc nếu độ chính xác thấp, Kv có thể vừa đủ lớn như trong phạm vi vận tốc cộng hưởng lớn. Nếu điều kiện này xảy ra thì nên thay đổi các thông số thiết kế hoặc vận hành.
Các cộng hưởng ở N = 1/4, 1/5 ít khi gây ra trục trặc vì các biên độ rung có liên quan thường nhỏ.
Khi tải trọng riêng (FtKA)/b < 50 N/mm, rủi ro riêng biệt của rung xuất hiện (trong một số trường hợp có sự chia tách của các prôfin răng làm việc) – cao hơn tất cả đối với các bánh răng trụ răng thẳng hoặc răng nghiêng có cấp chính xác thô vận hành ở vận tốc cao hơn.
b) Phạm vi cộng hưởng chính (N = 1)
Nên tránh vận hành ở phạm vi này, đặc biệt là đối với các bánh răng trụ răng thẳng có các prôfin răng không được thay đổi, hoặc các bánh răng trụ răng nghiêng có cấp chính xác 6 hoặc thô hơn như đã quy định trong ISO 1328-1. Các bánh răng trụ răng nghiêng có cấp chính xác cao với tỉ số tiếp xúc tổng cao có thể vận hành tốt trong vùng này. Các bánh răng trụ răng thẳng có cấp chính xác 5 hoặc cao hơn như đã quy định trong ISO 1328-1 phải được thay đổi prôfin răng một cách thích hợp.
c) Phạm vi quá mức tới hạn (N > 1)
Áp dụng các giới hạn như nhau về cấp chính xác của bánh răng như trong b) cho các bánh răng vận hành trong phạm vi vận tốc này. Các điểm cực đại của cộng hưởng có thể xảy ra ở N = 2, 3… trong phạm vi này. Tuy nhiên, trong đa số các trường hợp, các biên độ rung đều nhỏ vì các tải trọng kích thích với các tần số thấp hơn tần số ăn khớp thường nhỏ.
Đối với một số bánh răng trong phạm vi vận tốc này, cũng cần thiết phải quan tâm đến các tải trọng động do các rung ngang của bánh răng và các bộ phận trục (xem 6.3.2). Nếu tần số tới hạn gần với tần số quay, giá trị hiệu dụng có liên quan của Kv có thể vượt quá giá trị tính toán theo công thức (21) đến 100 %. Nên tránh điều kiện này.
6.4.2 Xác định vận tốc vận hành cộng hưởng (cộng hưởng chính) của một cặp bánh răng3)
Vận tốc vận hành có cộng hưởng như sau:
 |
(6) |
trong đó:
mred là khối lượng tương đối của một cặp bánh răng, nghĩa là, khối lượng trên một đơn vị chiều rộng răng, có liên quan tới bán kính vòng cơ sở hoặc đường tác dụng.
 |
(7) |
trong đó:
 |
(8) |
và rb là bán kính vòng cơ sở.
Về phương pháp tính toán giá trị gần đúng của mred, xem 6.4.8. Về độ cứng vững cγα, xem Điều 9.
Phương pháp A được ưu tiên sử dụng cho các thiết kế truyền động ít thông dụng. Phương pháp A để xác định các giá trị gần dụng được quy định cho các trường hợp sau:
a) Bánh răng bé trên trục có đường kính lớn;
b) Hai bánh răng bên cạnh nhau được liên kết cứng vững với nhau;
c) Một bánh răng lớn được dẫn động bởi hai bánh răng bé;
d) Các bánh răng hành tinh đơn giản;
e) Các bánh răng trung gian.
Tỷ số giữa vận tốc của bánh răng bé và vận tốc cộng hưởng được gọi là “hệ số cộng hưởng”, N (n1 là số vòng quay trên phút):
 |
(9) |
Vận tốc vận hành có cộng hưởng nE1 có thể cao hơn hoặc thấp hơn vận tốc vận hành được tính toán theo công thức (6) vì độ cứng vững chưa được đưa vào (độ cứng vững của các trục, các ổ trục, thân hộp v.v…) và do sự giảm chấn. Vì lý do an toàn, hệ số cộng hưởng trong phạm vi cộng hưởng chính, NS được quy định bởi giới hạn trên sau:
| NS < N ≤ 1,15 |
(10) |
Giới hạn dưới của hệ số cộng hưởng NS được xác định:
a) Ở các tải trọng (FtKA)/b nhỏ hơn 100 N/mm, là
 |
(11) |
b) Ở các tải trọng khi (FtKA/b) ≥ 100 N/mm, là
| Ns = 0,85 |
(12) |
Về hệ số cộng hưởng N, trong phạm vi cộng hưởng chính, xem Hình 1.
CHÚ DẪN:
X Tải trọng riêng, 
,N/mm
Y Hệ số cộng hưởng, N
1 Phạm vi quá mức tới hạn
2 Phạm vi trung gian
3 Phạm vi cộng hưởng chính
4 Phạm vi dưới mức tới hạn
Hình 1 – Phạm vi cộng hưởng
Như vậy, các phạm vi sau dẫn đến tính toán Kv.
a) Phạm vi dưới mức tới hạn, N ≤ NS (xem 6.4.3).
b) Phạm vi cộng hưởng chính, NS < N ≤ 1,15 (xem 6.4.4). Nên tránh phạm vi này. Nên phân tích cẩn thận bằng phương pháp A đối với Kv.
c) Phạm vi trung gian, 1,15 < N ≤ 1,5 (xem 6.4.6). Nên phân tích cẩn thận bằng phương pháp A.
d) Phạm vi dưới mức tới hạn, N ≥ 1,5 (xem 6.4.5).
6.4.3 Hệ số động lực học trong phạm vi dưới mức tới hạn (N ≤ NS)
Về các đặc điểm, xem 6.4.1 a); phần lớn các bánh răng trong công nghiệp vận hành trong phạm vi này
| Kv = (N K) + 1 |
(13) |
| K = (Cv1 BP) + (Cv2 Bf) + (Cv3Bk) |
(14) |
trong đó:
Cv1 Cho phép đối với các ảnh hưởng của sai lệch bước răng và được giả thiết là không đổi ở Cv1 = 0,32 (xem Hình 2);
Cv2 Cho phép đối với ảnh hưởng của sai lệch prôfin răng và có thể xác định được từ Hình 3 hoặc phù hợp với Bảng 4;
Cv3 Cho phép đối với ảnh hưởng của sự thay đổi có chu kỳ trong độ cứng vững ăn khớp có thể xác định được từ Hình 3 hoặc phù hợp với Bảng 4.
Bảng 4 – Các phương pháp cho tính toán các hệ số Cv1 đến Cv7 và Cay và xác định Kv-B, phương pháp B (các công thức liên quan đến các đường cong trong các Hình 2 và 3)
|
|
1 < εγ ≤ 2 |
εγ > 2 |
|
|
Cv1 |
0,32 |
0,32 |
|
|
Cv2 |
0,34 |
|
|
|
Cv3 |
0,23 |
|
|
|
|
|||
|
Cv4 |
0,90 |
|
|
|
|
|||
|
Cv5 |
0,47 |
0,47 |
|
|
Cv6 |
0,47 |
|
|
|
|
1 < εγ ≤ 1,5 |
1,5 < εγ ≤ 2,5 |
εγ > 2,5 |
|
Cv7 |
0,75 |
0,125 sin[π(εγ – 2)] + 0,875 |
1,0 |
CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng lớn (2), Cay1 và Cay2 được tính toán riêng biệt thì Cay = 0,5(Cay1 + Cay2). |
|||
CHÚ DẪN:
X Tỉ số tiếp xúc, εγ,
Y Hệ số Cv
CHÚ THÍCH: Về các công thức dùng cho tính toán, xem Bảng 4.
Hình 2 – Các giá trị Cv1 đến Cv7 cho xác định Kv-B (phương pháp B)
CHÚ DẪN:
X Trị số ứng suất cho phép, σHlim, N/mm2
Y Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng do chạy rà, Cay, µm
CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng lớn (2) thì Cay = 0,5 (Cay1 + Cay2).
Hình 3 – Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng được tạo ra bởi chạy rà, Cay (về tính toán, xem Bảng 3)
Bp, Bf và Bk là các thông số không có thứ nguyên để tính đến ảnh hưởng các sai lệch của răng và các thay đổi của prôfin răng đến tải trọng động4).
 |
(15) |
 |
(16) |
 |
(17) |
Các sai lệch hiệu dụng của bước răng đơn và prôfin răng là các sai lệch của bánh răng bé và bánh răng lớn “trong vận hành”. Các sai lệch ban dầu thường thay đổi trong quá trình chạy trước đây (chạy rà). Các giá trị của fpb eff và ffα eff được xác định bằng cách trừ đi các lượng dư chạy rà (yp và yf) được đánh giá như sau:
| fpb eff = fpb – yp |
(18) |
| fσ eff = ffα – yf |
(19) |
Xem xét về mặt xác suất có thể thấy rằng, nói chung, độ lớn của sai lệch truyền động sẽ không lớn hơn các giá trị cho phép của fpb và ffα đối với bánh răng lớn, lấy giá trị lớn hơn. Vì vậy chúng được sử dụng trong các công thức (18) và (19); đây thường là các giá trị dùng cho bánh răng lớn lớn nhất.
Trong trường hợp không có các dữ liệu thực nghiệm hoặc các dữ liệu vận hành về các đặc tính có liên quan của vật liệu trong chạy rà (phương pháp A), có thể giả thiết rằng yp = yα với yα từ Hình 17 hoặc 18 hoặc 8.3.5.1 thì có thể xác định được yf theo cùng một cách như yα khi sử dụng sai lệch prôfin răng ffα thay cho sai lệch bước cơ sở fpb.
Ca là lượng thiết kế cho thay đổi prôfin răng (cạnh vát prôfin răng ở đầu răng tại lúc bắt đầu và kết thúc của ăn khớp răng).
Giá trị Cay do chạy rà được thay thế cho Ca trong công thức (17) trong trường hợp các bánh răng không có thay đổi prôfin răng đã quy định. Có thể thu được giá trị Cay từ Hình 3 hoặc tính toán theo Bảng 4.
Về độ cứng vững của một răng c‘, xem Điều 9.
6.4.4 Hệ số động lực học trong phạm vi cộng hưởng chính (NS < N ≤ 1,15)
Tùy thuộc vào sự hạn chế (xem 6.4.1 b), hệ số này bằng
| Kv = (Cv1 Bp) + (Cv2 Bf) + (Cv4 Bk) + 1 |
(20) |
Về các chi tiết của Cv1, Cv2, Bp, Bf và Bk, xem 6.4.3.
Cv4 tính đến các dao động xoắn cộng hưởng của cặp bánh răng được kích thích bởi thay đổi có chu kỳ của độ cứng vững ăn khớp. Có thể xác định giá trị của Cv4 từ Hình 2 hoặc tính toán như đã chỉ ra trong Bảng 4.
CHÚ THÍCH: Hệ số động lực học ở vận tốc này chịu ảnh hưởng lớn của giảm chấn. Giá trị thực của hệ số động lực học có thể sai lệch so với giá trị tính toán [xem công thức (20)] đến 40 %. Điều này rất đúng đối với các bánh răng trụ răng thẳng có thay đổi prôfin răng được thiết kế không thích hợp.
6.4.5 Hệ số động lực học trong phạm vi quá mức tới hạn (N ≥ 1,5)
Hầu hết các bánh răng có độ chính xác cao sử dụng trong tuabin và các truyền động cao tốc khác vận hành trong vùng này. Về các đặc điểm, xem 6.4.1 c).
| Kv = (Cv5 Bp) + (Cv6Bf) + Cv7 |
(21) |
Trong phạm vi này, các ảnh hưởng đến Kv của Cv5 và Cv6 tương ứng với các ảnh hưởng của Cv1 và Cv2 đến Kv trong phạm vi dưới mức tới hạn. Về các dữ liệu cho các hệ số này và Bp, Bf, xem 6.4.3.
Cv7 tính đến thành phần của tải trọng do thay đổi của độ cứng ăn khớp, thu được từ các độ lệch do uốn của răng trong quá trình vận tốc hầu như không thay đổi có thể thu được Cv5, Cv6 và Cv7 từ Hình 2 hoặc tính toán theo Bảng 3.
6.4.6 Hệ số động lực học trong phạm vi trung gian (1,15 < N < 1,5)
Trong phạm vi này, hệ số động lực học được xác định bảng nội suy tuyến tính giữa Kv ở N = 1,15 và Kv = 1,5 như đã quy định trong 6.4.5.
 |
(22) |
Về các chi tiết và chú thích giải thích, xem 6.4.4 và 6.4.5.
6.4.7 Xác định vận tốc cộng hưởng cho các thiết kế bánh răng ít phổ biến
Nên xác định vận tốc cộng hưởng cho các thiết kế bánh răng ít phổ biến bằng cách sử dụng phương pháp A. Tuy nhiên, có thể sử dụng các phương pháp khác để tính gần đúng các ảnh hưởng. Một số ví dụ như sau.
6.4.7.1 Trục bánh răng bé có đường kính ở giữa chiều sâu răng, dm1, gần bằng đường kính của trục
Vận tốc cộng hưởng có xu hướng giảm vì khối lượng của bánh răng bé được bổ sung bởi khối lượng của trục.
Hơn nữa, vận tốc cộng hưởng có thể được tính toán theo cách thông thường khi sử dụng khối lượng của bánh răng bé (phần có răng) và độ cứng vững ăn khớp thông thường Cγα.
6.4.7.2 Hai bánh răng đồng trục liên kết cứng vững
Khối lượng của bánh răng lớn hơn trong hai bánh răng liên kết cứng được bao gồm trong tính toán. Khối lượng của bánh răng nhỏ hơn thường được bỏ qua. Điều kiện này đưa ra một phương pháp tính gần đúng có thể dùng được khi các đường kính của các bánh răng liên kết khác nhau một cách rõ rệt (cũng xem 6.4.2).
6.4.7.3 Một bánh răng lớn được dẫn động bởi hai bánh răng bé
Cũng xem 6.3.2. Vì khối lượng của bánh răng lớn thường lớn hơn nhiều so với các khối lượng của các bánh răng bé, mỗi ăn khớp răng có thể được xem xét một cách tách biệt, nghĩa là:
– Như một cặp gồm bánh răng bé thứ nhất và bánh răng lớn, và
– Như một cặp gồm bánh răng bé thứ hai và bánh răng lớn.
6.4.7.4 Bánh răng hành tinh
Vì nhiều đường truyền động bao gồm các độ cứng vững khác so với độ cứng vững ăn khớp, trạng thái rung của các bánh răng hành tinh rất phức tạp. Tính toán các hệ số tải trọng động khi sử dụng các công thức đơn giản như phương pháp B thường không hoàn toàn chính xác. Hơn nữa, phương pháp B đã thay đổi như sau có thể được sử dụng cho đánh giá đầu tiên đối với KV. Nếu có thể thực hiện được, nên kiểm tra xác minh sự đánh giá này bằng sự phân tích chi tiết về lý thuyết hoặc thực nghiệm, hoặc trên cơ sở kinh nghiệm vận hành. Cũng xem các bình luận trong 6.3.2.
a) Bánh răng hành tinh – Bánh răng có răng trong liên kết cứng với hộp bánh răng
Trong trường hợp này, khối lượng của bánh răng có răng trong có thể được giả thiết là vô hạn, bánh răng có răng trong làm việc như một liên kết cứng của hệ thống rung. Trong điều kiện giả định trước rằng hệ thống rung được tách ra khỏi các phần tử dẫn động khác (liên kết có độ cứng vững chống xoắn thấp), hệ thống còn lại gồm có bánh răng trung tâm và các bánh răng hành tinh bao gồm cả tiếp xúc răng giữa bánh răng trung tâm và các bánh răng hành tinh và theo trình tự tương ứng, giữa bánh răng hành tinh và bánh răng có răng trong, có hai tần số cộng hưởng. Có thể xác định các tần số cộng hưởng này theo cách tương tự của công thức (6) khi sử dụng hai khối lượng thu gọn mred.1, mred.2, trong đó sử dụng độ cứng vững tiếp xúc một răng của một bánh răng hành tinh và số răng của bánh răng trung tâm đối với z1 thay cho Cγα. Có thể xác định các khối lượng thu gọn mred.1 và mred.2 như sau:
 |
(23) |
 |
(24) |
| với |
|
 |
(25) |
trong đó
Là mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng trung tâm chia cho 
, trong đó rbsun = dbsun/2;
Là mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng trung tâm chia cho 
, trong đó rbpla = dbpla/2;
p Là số bánh răng hành tinh trong tầng bánh răng được xem xét;
dmpla Xem công thức (31);
qpla Xem công thức (32);
ρpla Là khối lượng riêng.
Phải nhận xét là Ft trong công thức (15) đến (17) bằng toàn bộ tải trọng theo chu vi của bánh răng trung tâm chia cho số lượng bánh răng hành tinh p. Có thể đánh giá hệ số động lực học Kv,1/2 khi sử dụng vận tốc cộng hưởng nE,1/2 được tính toán với mred,1/2; để tính toán thêm, cần sử dụng giá trị lớn hơn của hai hệ số Kv, ½.
b) Bánh răng có răng trong quay
Trong trường hợp này rất cần phải thực hiện việc phân tích chi tiết đối với hệ thống rung. Chỉ trong trường hợp đặc biệt có nhiều khối lượng thu gọn lớn hơn của bánh răng trong tâm và bánh răng có răng trong 
có thể thừa nhận tính toán đã mô tả trong 6.4.7.3:
 |
(26) |
trong đó
Là mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng có răng trong chia cho
trong đó rb carr = db carr/2;
dmcarr Giống như công thức (31);
qpla Giống như công thức (32).
6.4.7.5 Bánh răng trung gian
Quy trình tính toán sau là sự mở rộng của mô hình tính toán gần đúng hai khối lượng và nằm trong các giới hạn của 6.3.2.
Để tính toán các tần số cộng hưởng của một bánh răng trung gian cần sử dụng một mô hình cơ học có một vài bậc tự do. Khi sử dụng các điều giả định trước được cho trong phương pháp B hoặc C5), mô hình này có thể được thu gọn tới ba bậc tự do. Với hệ thống các công thức thuộc mô hình thay thế này, có thể tính toán hai tần số cộng hưởng (các vận tốc cộng hưởng nE.1/2):
 |
(27) |
với
 |
(28) |
 |
(29) |
Là các mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng bé, bánh răng trung gian và bánh răng lớn, có liên quan tới đường tiếp xúc;
cγα,1/2 Là độ cứng vững ăn khớp của tổ hợp bánh răng trung gian – bánh răng lớn.
cγα,2/3 Là độ cứng vững ăn khớp của tổ hợp bánh răng bé – bánh răng trung gian.
Về tính toán độ cứng vững, xem Điều 9.
Có thể xác định Kv bằng phương pháp B khi sử dụng N như một hệ số ít thuận lợi nhất, nghĩa là hệ số N dẫn đến Kv cao nhất phải được xem xét.
6.4.8 Tính toán khối lượng thu gọn của cặp bánh răng có răng ngoài
Có thể thu được các giá trị gần đúng của khối lượng thu gọn có đủ độ chính xác từ các công thức sau:
 |
(30) |
trong đó
db1 Là đường kính vòng cơ sở;
 |
(31) |
 |
(32) |
Xem Hình 4.
Các công thức (30) đến (32) áp dụng cho các bánh răng trụ răng nghiêng kép ăn khớp ngoài, bánh răng trụ răng nghiêng đơn ăn khớp ngoài và bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài. Các công thức này bỏ qua các khối lượng của thân và mayơ bánh răng vì có ảnh hưởng không đáng kể đến mômen quán tính.
Hình 4 – Xác định các đường kính khác nhau
Đối với các bánh răng bé và bánh răng lớn có kết cấu đặc:
  |
(33) |
Tính toán 
hoặc 
cho một bánh răng có vành răng khác với chiều rộng răng chỉ có hiệu lực khi các khối lượng của vành răng được liên kết trực tiếp với vành răng. Bỏ qua các khối lượng ở khoảng cách xa hơn trên cùng một trục vì độ cứng vững của trục liên kết với bánh răng thường ít quan trọng hơn so với độ cứng vững của răng.
6.5 Xác định hệ số động lực học khi sử dụng phương pháp C: Kv-C
Cùng với các điều kiện và giả thiết mô tả trong 6.3.3, phương pháp C cung cấp các giá trị trung bình có thể sử dụng được cho các truyền động và hệ thống bánh răng trong công nghiệp có các yêu cầu tương đương trong các lĩnh vực ứng dụng sau:
a) Phạm vi vận tốc vận hành dưới mức tới hạn, nghĩa là 
< 10 m/s, khi áp dụng các hạn chế trong 6.3.3 a) một cách tương ứng;
b) Các bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài và ăn khớp trong;
c) Tỉ số tiếp xúc như đã quy định trong TCVN 7585 (ISO 53);
d) Bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có β ≤ 30o;
e) Bánh răng bé có số răng tương đối nhỏ, z1 < 50;
f) Các bánh răng lớn có thân dạng đĩa đặc hoặc các vành bánh răng hạng nặng bằng thép6).
Phương pháp C cũng có thể thường được sử dụng, với các hạn chế cho các lĩnh vực áp dụng sau:
g) Tất cả các loại bánh răng trụ, nếu 
< 3 m/s;
h) Các vành bánh răng có khối lượng nhẹ6);
i) Các bánh răng nghiêng có β > 30o 6).
Có thể xác định Kv từ các biểu đồ (xem 6.5.1) hoặc tính toán (xem 6.5.2). Phương pháp này cho các giá trị giống nhau.
6.5.1 Các giá trị theo biểu đồ của hệ số động lực học khi sử dụng phương pháp C
| KV = (fF K350 N) + 1 |
(34) |
fF tính đến ảnh hưởng của tải trọng đến hệ số động lực học K350, ảnh hưởng của cấp chính xác bánh răng ở tải trọng riêng 350 N/mm và N là hệ số cộng hưởng [xem công thức (9)].
Các đường cong cho cấp chính xác bánh răng trên các Hình 5 và 6 chỉ mở rộng đến giá trị = 3 m/s, không được vượt quá giá trị đã nêu đối với cấp chính xác này.
a) Đối với các bánh răng nghiêng có tỉ số trùng khớp εβ ≥ 1 (cũng gần đúng đối với εβ > 0,9), hệ số hiệu chỉnh fF phải phù hợp với Bảng 5 và (K350 N) phải phù hợp với Hình 5.
b) Đối với các bánh răng thẳng, hệ số hiệu chỉnh fF phải phù hợp với Bảng 6 và (K350N) phải phù hợp với Hình 6.
c) Đối với các bánh răng nghiêng có tỉ số trùng khớp εβ < 1, xác định giá trị Kv bằng nội suy tuyến tính giữa các giá trị phù hợp với a) và b):
| Kv = Kvα – εβ(Kvα – Kvβ) |
(35) |
trong đó:
Kvα Là hệ số động lực học cho các bánh răng thẳng khi sử dụng b);
Kvβ Là hệ số động lực học cho các bánh răng nghiêng khi sử dụng a).
CHÚ DẪN:
X
Y K350 N
a Độ chính xác của bánh răng phù hợp với ISO 1328-1, bánh răng nghiêng
Hình 5 – Các giá trị K350 N cho các bánh răng nghiêng có εβ ≥ 1
CHÚ DẪN:
X
Y K350 N
a Độ chính xác của bánh răng phù hợp với ISO 1328-1, bánh răng thẳng
Hình 6 – Giá trị của K350 N cho các bánh răng thẳng
Bảng 5 – Hệ số hiệu chỉnh tải trọng fF cho các bánh răng nghiêng
|
Cấp chính xác bánh rănga |
Hệ số hiệu chỉnh tải trọng fF |
|||||||
|
(FtKA)/b N/mm |
||||||||
|
≤ 100 |
200 |
350 |
500 |
800 |
1200 |
1500 |
2000 |
|
|
3 |
1,96 |
1,29 |
1 |
0,88 |
0,78 |
0,73 |
0,70 |
0,68 |
|
4 |
2,21 |
1,36 |
1 |
0,85 |
0,73 |
0,66 |
0,62 |
0,60 |
|
5 |
2,56 |
1,47 |
1 |
0,81 |
0,65 |
0,56 |
0,52 |
0,48 |
|
6 |
2,82 |
1,55 |
1 |
0,78 |
0,59 |
0,48 |
0,44 |
0,39 |
|
7 |
3,03 |
1,61 |
1 |
0,76 |
0,54 |
0,42 |
0,37 |
0,33 |
|
8 |
3,19 |
1,66 |
1 |
0,74 |
0,51 |
0,38 |
0,33 |
0,28 |
|
9 |
3,27 |
1,68 |
1 |
0,73 |
0,49 |
0,36 |
0,30 |
0,25 |
|
10 |
3,35 |
1,70 |
1 |
0,72 |
0,47 |
0,33 |
0,28 |
0,22 |
|
11 |
3,39 |
1,72 |
1 |
0,71 |
0,46 |
0,32 |
0,27 |
0,21 |
|
12 |
3,43 |
1,73 |
1 |
0,71 |
0,45 |
0,31 |
0,25 |
0,20 |
| CHÚ THÍCH: Nội suy cho các giá trị trung gian. | ||||||||
| a Cấp chính xác bánh răng phù hợp với ISO 1328-1. | ||||||||
Bảng 6 – Hệ số hiệu chỉnh tải trọng fF cho các bánh răng thẳng
|
Cấp chính xác bánh rănga |
Hệ số hiệu chỉnh tải trọng, fF |
|||||||
|
(FtKA)/b N/mm |
||||||||
|
≤ 100 |
200 |
350 |
500 |
800 |
1200 |
1500 |
2000 |
|
|
3 |
1,61 |
1,18 |
1 |
0,93 |
0,86 |
0,83 |
0,81 |
0,80 |
|
4 |
1,81 |
1,24 |
1 |
0,90 |
0,82 |
0,77 |
0,75 |
0,73 |
|
5 |
2,15 |
1,34 |
1 |
0,86 |
0,74 |
0,67 |
0,65 |
0,62 |
|
6 |
2,45 |
1,43 |
1 |
0,83 |
0,67 |
0,59 |
0,55 |
0,51 |
|
7 |
2,73 |
1,52 |
1 |
0,79 |
0,61 |
0,51 |
0,47 |
0,43 |
|
8 |
2,95 |
1,59 |
1 |
0,77 |
0,56 |
0,45 |
0,40 |
0,35 |
|
9 |
3,09 |
1,63 |
1 |
0,75 |
0,53 |
0,41 |
0,36 |
0,31 |
|
10 |
3,22 |
1,67 |
1 |
0,73 |
0,50 |
0,37 |
0,32 |
0,27 |
|
11 |
3,30 |
1,69 |
1 |
0,72 |
0,48 |
0,35 |
0,30 |
0,24 |
|
12 |
3,37 |
1,71 |
1 |
0,72 |
0,47 |
0,33 |
0,27 |
0,22 |
| CHÚ THÍCH: Nội suy cho các giá trị trung gian. | ||||||||
| a Cấp chính xác bánh răng phù hợp với ISO 1328-1. | ||||||||
6.5.2 Xác định bằng tính toán hệ số động lực học khi sử dụng phương pháp C
a) Đối với các bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng có tỉ số trùng khớp εβ ≥ 1 (cũng gần đúng đối với εβ > 0,9)
 |
(36) |
trong đó các giá trị bằng số của K1 và K2 phải theo quy định trong Bảng 7, và K3 phải phù hợp với công thức (37). Nếu (FtKA)/b nhỏ hơn 100 N/mm, giá trị này được giả thiết là bằng 100 N/mm. Xem 6.4.1 a).
nếu 
K3 = 2,0
nếu 
b) Đối với các bánh răng nghiêng có tỉ số trùng khớp εβ < 1:
Xác định giá trị Kv bằng nội suy tuyến tính giữa các giá trị được xác định cho các bánh răng thẳng (Kvα) và các bánh răng nghiêng (Kvβ) phù hợp với 6.5.1 c). Xem công thức (35).
Bảng 7 – Giá trí của các hệ số K1 và K2 cho tính toán Kv-C bằng công thức (36)
|
K1 |
K2 Tất cả các cấp chính xác |
||||||||||
|
Các cấp chính xác như đã quy định trong ISO 1328-1 |
|||||||||||
|
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
||
| Bánh răng thẳng |
2,1 |
3,9 |
7,5 |
14,9 |
26,8 |
39,1 |
52,8 |
76,6 |
102,6 |
146,3 |
0,0193 |
| Bánh răng nghiêng |
1,9 |
3,5 |
6,7 |
13,3 |
23,9 |
34,8 |
47,0 |
68,2 |
91,4 |
130,3 |
0,0087 |
Để sử dụng Bảng 7 cần quan tâm đến cấp chính xác thấp nhất giữa bánh răng bé và bánh răng lớn.
7 Các hệ số tải trọng bề mặt KHβ và KFβ
7.1 Phân bố tải trọng trên rằng bánh răng
Hệ số tải trọng bề mặt tính đến các ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng của bánh răng đối với ứng suất bề mặt (KHβ) và đối với ứng suất ở chân răng (KFβ).
Về xác định các hệ số tải trọng bề mặt, xem 7.2.1 và 7.2.2.
Mức độ phân bố tải trọng không đều phụ thuộc vào các ảnh hưởng sau:
a) Độ chính xác chế tạo răng bánh răng – bước răng, prôfin răng, khoảng cách giữa các răng;
b) Độ thẳng hàng của các trục quay của các phần tử bánh răng đối tiếp;
c) Độ lệnh đàn hồi của các phần tử bộ phận bánh răng – các trục, ổ trục, thân hộp và nền móng đỡ các phần tử của bánh răng;
d) Khe hở ổ trục;
e) Tiếp xúc Hertz và các biến dạng uốn tại bề mặt răng bao gồm cả độ cứng vững thay đổi của răng;
f) Biến dạng nhiệt do nhiệt độ vận hành (đặc biệt quan trọng đối với các bánh răng có chiều rộng răng lớn);
g) Độ lệch ly tâm do vận tốc vận hành;
h) Các thay đổi của đường xoắn vít bao gồm cả độ vồng của răng và cạnh vát prôfin răng ở mặt mút;
i) Các ảnh hưởng của chạy rà;
j) Tải trọng tiếp tuyến toàn phần của răng (bao gồm cả các độ tăng do hệ số ứng dụng KA và hệ số tải trọng động Kv);
k) Các tải trọng bổ sung của trục (ví dụ, từ các truyền động đai hoặc truyền động xích);
l) Hình học của bánh răng.
7.2 Nguyên lý chung cho xác định các hệ số tải trọng bề mặt KHβ và KFβ
Sự phân bố tải trọng không đều dọc theo chiều rộng răng gây ra bởi độ không thẳng hàng tương đương của ăn khớp răng trong mặt phẳng tác dụng, gồm có biến dạng đàn hồi do tải trọng tạo ra của các bánh răng và thân hộp, và các chuyển vị của ngõng trục; sự phân bố tải trọng không đều này cũng do các sai lệch trong chế tạo và các độ cong vênh do nhiệt (biến dạng do nhiệt).
Khi được kết hợp lại, các sai lệch trong chế tạo thân hộp và bánh răng, độ lệch của thân hộp và chuyển vị của các ổ đỡ luôn dẫn đến sai lệch đường thẳng trong phạm vi mặt phẳng tác dụng. Biến dạng đàn hồi của các trục và thân bánh răng luôn dẫn đến các sai lệch phi tuyến, cũng như các biến dạng được tạo ra bởi độ cong vênh do nhiệt do sự phân bố nhiệt độ không đều trên chiều rộng răng. Độ gợn sóng và sai lệch dạng prôfin răng được đặt lên trên độ thẳng hàng trong ăn khớp đã tạo ra. Sự phân bố không đều của tải trọng được giảm đi bởi chạy rà phù hợp với đặc tính của các hiệu ứng chạy rà của tổ hợp vật liệu.
7.2.1 Hệ số tải trọng bề mặt đối với ứng suất tiếp xúc KHβ
KHβ tính đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng đến ứng suất tiếp xúc và được xác định như sau:
|
KHβ = |
Tải trọng lớn nhất trên một đơn vị chiều rộng răng |
= |
(F/b)max |
|
Tải trọng trung bình trên một đơn vị chiều rộng răng |
Fm/b |
Các tải trọng tiếp tuyến ở mặt trụ tham chiếu (chuẩn) được sử dụng cho tính toán gần đúng, nghĩa là sử dụng tải trọng riêng ngang [Fm/b = (FtKAKv)/b] ở mặt trụ tham chiếu và tải trọng cục bộ lớn nhất tương ứng.
7.2.2 Hệ số tải trọng bề mặt đối với ứng suất ở chân răng KFβ
KFβ tính đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng đến ứng suất ở chân răng. Hệ số này phụ thuộc vào các biến đổi được xác định đối với KHβ và cũng phụ thuộc vào tỉ số chiều rộng răng trên chiều cao răng, b/h.
7.3 Phương pháp xác định hệ số tải trọng bề mặt – Nguyên lý, giả thiết
Một vài phương pháp phù hợp với điều kiện kỹ thuật của 4.1.12 được cho trong 7.3.1 đến 7.3.3 để xác định các hệ số tải trọng bề mặt.
Nên có sự phân tích cẩn thận khi tỷ số bề mặt/đường kính, b/d, của bánh răng bé lớn hơn 1,5 đối với các bánh răng được tôi thể tích và lớn hơn 1,2 đối với các bánh răng được tôi cứng bề mặt.
Khi các độ không thẳng hàng tương đương do các biến dạng cơ và nhiệt được bù trừ bằng thay đổi đường xoắn vít (có thể thay đổi trên chiều rộng răng) thì có thể đạt được sự phân bố tải trọng gần như đồng đều trên chiều rộng răng đối với một điều kiện vận hành đã cho, nếu có độ chính xác chế tạo cao. Trong trường hợp này, giá trị của hệ số tải trọng tiến gần tới đơn vị. Các dữ liệu hướng dẫn về độ vồng bề mặt và cạnh vát đầu răng được cho trong Phụ lục B. Về các giới hạn của cấp chính xác, xem 4.1.12.
7.3.1 Phương pháp A – Các hệ số KHβ-A và KFβ-A
Theo phương pháp này, sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng được xác định bằng sự phân tích toàn diện tất cả các hệ số ảnh hưởng. Sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng của các bánh răng khi chịu tải có thể được đánh giá từ các giá trị đo được của biến dạng ở chân răng trong quá trình vận hành ở nhiệt độ làm việc hoặc, với các hạn chế, bằng kiểm tra tình trạng tới hạn của mô hình chịu tải của răng.
Các dữ liệu được cho trong điều kiện kỹ thuật cung cấp hoặc bản vẽ bao gồm
a) Hệ số tải trọng bề mặt lớn nhất (cho phép), hoặc
b) Độ không thẳng hàng tổng lớn nhất cho phép của ăn khớp răng ở tải trọng và nhiệt độ vận hành để có thể thu được hệ số tải trọng bề mặt khi sử dụng một phương pháp tính toán chính xác trong đó cũng cần thiết phải biết tất cả các ảnh hưởng có liên quan khác.
7.3.2 Phương pháp B – Các hệ số KHβ-B và KFβ-B
Theo phương pháp này, sự phân bố tải trọng dọc theo chiều rộng răng được xác định bằng các tính toán có sự trợ giúp của máy tính. Phương pháp này phụ thuộc vào các độ lệch đàn hồi khi chịu tải, các chuyển vị tĩnh và độ cứng vững của toàn bộ hệ đàn hồi (xem 7.4). Sự phân bố tải trọng trong ăn khớp răng bánh răng và các biến dạng của hệ đàn hồi ảnh hưởng lẫn nhau. Vì vậy, phải sử dụng một trong các phương pháp sau:
– Phương pháp lặp (Dudley/Winter);
– Các hệ số ảnh hưởng.
7.3.3 Phương pháp C – Các hệ số KHβ-C và KFβ-C
Theo phương pháp này cần tính đến các bộ phận có độ không thẳng hàng tương đương do các biến dạng của bánh răng bé và bánh răng bé – trục và cũng do các sai lệch chế tạo. Các biện pháp đánh giá các giá trị gần đúng của các biến đổi bao gồm tính toán, đo lường và kinh nghiệm một cách riêng biệt hoặc kết hợp với nhau (xem 7.6). Như đã giải thích trong 7.2.1, phương pháp C đòi hỏi phải có giả thiết rằng các độ lệch đàn hồi tạo ra trong ăn khớp răng sự tách ly tăng lên một cách tuyến tính trên chiều rộng răng của các profin răng làm việc (để có thêm thông tin, xem Phụ lục D). Độ không thẳng hàng tương đương, bao gồm cả các sai lệch trong chế tạo đòi hỏi phải có sự tách ly tương tự của các prôfin răng làm việc, và yêu cầu đã nêu được bao hàm trong giả thiết này.
Các Hình 7 và 8 minh họa các ảnh hưởng của độ không thẳng hàng tương đương, theo các giả thiết này và tải trọng của răng, đến sự phân bố tải trọng.
7.4 Xác định hệ số tải trọng bề mặt khi sử dụng phương pháp B: KHβ-B
7.4.1 Số lượng các điểm tính toán
Sự phân bố tải trọng được tính toán một cách chính xác cho 10 độ gia tăng tải trọng dọc theo chiều rộng răng.
7.4.2 Định nghĩa KHβ
KHβ được định nghĩa là cường độ tải trọng lớn nhất (tải trọng cục bộ trên một đơn vị độ tăng chiều dài của chiều rộng răng) so với tải trọng trung bình (Fm/b). Mô hình cơ sở của ăn khớp răng là một cặp răng thẳng có cùng một số răng, mô đun ngang và chiều rộng răng của cặp bánh răng được phân tích.
 |
(38) |
7.4.3 Độ cứng vững và biến dạng đàn hồi
Độ cứng vững hiệu dụng dùng cho tính toán sự phân bố tải trọng là độ cứng vững của toàn thể hệ đàn hồi. Các ví dụ được cho trong Phụ lục E. Đây là sự bổ sung của các phần tử đàn hồi sau:
– Ăn khớp bánh răng:
– Thân bánh răng:
– Độ cứng vững của các liên kết trục/may ơ, bánh răng bé và trục bánh răng;
– Độ cứng vững của các ổ trục;
– Độ cứng vững của thân hộp;
– Độ cứng vững của nền móng.
|
|
|
|
a) Không có tải trọng |
a) Tải trọng nhỏ và/hoặc giá trị lớn của Fβy, bcal/b ≤ 1
|
|
|
|
|
b) Tải trọng nhỏ và/hoặc giá trị lớn của độ không thẳng hàng tương đương (giá trị lớn của Fβy) |
b) Tải trọng lớn và/hoặc giá trị nhỏ Fβy, bcal/b > 1
|
 |
|
| c) Tải trọng lớn và/hoặc giá trị nhỏ của độ không thẳng hàng tương đương (giá trị nhỏ của Fβy) | |
|
Hình 7 – Phân bố tải trọng dọc theo chiều rộng răng với độ không thẳng hàng tuyến tính tương đương (minh họa nguyên lý) |
Hình 8 – Tính toán tải trọng trên một đơn vị chiều dài răng trong mặt phẳng hướng trục (F/b)max với sự phân bố tuyến tính của tải trọng trên chiều rộng Fm = (FtKaKv) |
7.4.3.1 Ăn khớp bánh răng
Độ cứng vững của mỗi độ gia tăng do phương pháp tính toán các biến dạng. Độ cứng vững của mỗi lò xo là giá trị trung bình của độ cứng vững ăn khớp cγβ theo Điều 9. Tải trọng được giả thiết là ở trong vùng tiếp xúc của một răng mà không có sự chia sẻ tải trọng. Không xem xét đến sự chia sẻ tải trọng giữa các răng nghiêng. Trong một số bánh răng như các bánh răng có vành răng mỏng, độ cứng vững có thể thay đổi. Một cách tương tự, tại các đầu mút của chiều rộng răng, các giá trị độ cứng vững, có thể nhỏ hơn so với bề mặt ở giữa. Các ảnh hưởng này được bỏ qua trong phương pháp B.
7.4.3.2 Thân bánh răng
Biến dạng của thân bánh răng do uốn và xoắn có thể được xem xét bằng cách coi thân bánh răng như một phần của trục. Các đường kính khác nhau được sử dụng cho tính toán biến dạng uốn và biến dạng xoắn trong vùng ăn khớp bánh răng nên ở giữa đường kính chân răng và đường kính đỉnh răng của bánh răng bé/bánh răng lớn. Giá trị dùng cho uốn là (đường kính đỉnh răng – đường kính chân răng)/2 cộng với đường kính chân răng. Đối với xoắn là đường kính chân răng cộng với 0,4 môđun. Tải trọng dùng cho uốn nằm trong mặt phẳng tiếp xúc với vòng cơ sở.
7.4.3.3 Liên kết trục/may ơ
Đối với các bánh răng hoặc mối liên kết thường được lắp ép nóng, trục được tăng cứng vững tới đường kính ở giữa (dmid) đường kính may ơ và đường kính lỗ (dbore), xem Hình 9.
Hình 9 – Định nghĩa của các đường kính khác nhau
7.4.3.4 Trục bánh răng bé và trục bánh răng
Độ lệch do uốn của trục bánh răng bé và trục bánh răng (với đường kính trong và ngoài thay đổi) phải được tính toán theo lý thuyết uốn tuyến tính. Độ lệch do uốn có thể gây ra bởi tất cả các ăn khớp bánh răng và tất cả các tải trọng bên ngoài khác (đai truyền, xích, khớp nối trục). Đường kính ở bề mặt răng được sử dụng cho uốn là (đường kính đỉnh răng – đường kính chân răng)/2 cộng với đường kính chân răng. Tải trọng ở trong mặt phẳng tiếp tuyến với vòng cơ sở dùng cho uốn. Biến dạng xoắn, của bánh răng bé và bánh răng lớn chỉ được tính toán trong vùng ăn khớp bánh răng. Cần lưu ý rằng mômen xoắn giảm đi dọc theo chiều rộng răng. Nên sử dụng đường kính chân răng cộng với 0,4 môđun.
7.4.3.5 Ổ trục
Có thể tính toán các biến dạng đàn hồi của ổ trục bằng cách đưa vào các giá trị độ cứng vững đối với tải trọng tác dụng. Nếu không biết các giá trị chính xác của độ cứng vững thì phải lựa chọn các giá trị nhỏ nhất và lớn nhất để kiểm tra xác minh ảnh hưởng của các biến dạng ổ trục.
7.4.3.6 Thân hộp
Có thể xác định các biến dạng đàn hồi của thân hộp bằng tính toán hoặc thực nghiệm. Trong trường hợp các ổ có ống lót côn, phải quan tâm đến độ lệch chiều trục của thân hợp do các tải trọng của bánh răng và các lực đẩy bên ngoài khi xác định khe hở ổ trục và các vị trí của trục ở các ổ trục.
7.4.3.7 Nền móng
Có thể xác định các biến dạng đàn hồi của nền móng bằng tính toán hoặc thực nghiệm.
7.4.4 Chuyển vị tĩnh
7.4.4.1 Vị trí làm việc của trục trong các ổ trục
Phải quan tâm đến các khe hở vận hành của ổ trục, bao gồm cả ảnh hưởng của các biến đổi trong chế tạo, giãn nở nhiệt, lắp ghép có độ đôi, khe hở chiều trục trong các ổ trục có ống lót côn và chiều dày màng dầu trong các ổ trượt.
7.4.4.2 Sai số chế tạo
Các biến đổi trong chế tạo (các biến đổi cho phép trong các bánh răng, thân hộp v.v…) có thể được đánh giá từ các dung sai trên bản vẽ hoặc các tiêu chuẩn đã được xác lập cho chế tạo. Cho phép sử dụng ISO 1328 đối với độ thẳng hàng của răng fHβ để đánh giá toàn bộ biến đổi trong chế tạo với điều kiện là sử dụng việc kiểm tra tiếp xúc khi lắp ráp để xác minh rằng việc sử dụng tiêu chuẩn là thích hợp.
7.4.5 Các giả thiết
Phải công bố các phương pháp sử dụng để xác định các giá trị của biến dạng ổ trục, khe hở ổ trục, biến dạng của thân hộp và các giá trị của sai số chế tạo. Nếu các yếu tố ảnh hưởng là không đáng kể thì phải chứng minh rằng chúng có giá trị khá nhỏ.
7.4.6 Đầu ra của chương trình máy tính
Để kiểm tra xác minh các tính toán trên máy tính, đầu ra của chương trình phải bao gồm toàn bộ danh sách các giá trị đầu vào và tất cả các kết quả trung gian có liên quan. Để hiểu được các giả thiết đầu vào và giá trị tín hiệu ra của KHβ đòi hỏi phải có các dữ liệu sau ở dạng biểu đồ bảng:
– Độ lệch của các trục (uốn và xoắn);
– Các lực ổ trục:
– Các dữ liệu của bánh răng;
– Phân bố tải trọng;
– Hệ số phân bố tải trọng.
7.5 Xác định hệ số tải trọng bề mặt khi sử dụng phương pháp C: KHβ-C
Các công thức để tính toán, các độ lệch đàn hồi của bánh răng bé và bánh răng bé – trục (fsh) được đơn giản hóa và dựa trên các giả thiết sau:
a) Các độ lệch của bánh răng lớn và trục bánh răng lớn không được bao gồm trong các tính toán cơ bản; thông thường các bộ phận này đủ cứng vững để có thể bỏ qua các độ lệch của chúng, nhưng nếu có yêu cầu tính đến các độ lệch này thì chúng phải được đánh giá một cách độc lập và có các lượng tương ứng được bổ sung cho fma với dấu thích hợp.
b) Các biến dạng của hộp bánh răng và các ổ trục không được bao gồm trong các tính toán cơ bản, thông thường các bộ phận này có đủ độ cứng vững để có thể bỏ qua các độ lệch của chúng (lưu ý rằng đây là các khác biệt về độ lệch và chúng rất quan trọng), nhưng nếu có yêu cầu tính đến các độ lệch này thì chúng phải được đánh giá một cách độc lập và có các lượng tương ứng được bổ sung cho fma với dấu thích hợp.
c) Không bao gồm ảnh hưởng của các khe hở ổ trục. Nếu kết cấu có các khe hở có thể dẫn đến độ nghiêng đáng kể của trục thì phải đánh giá độ nghiêng này một cách độc lập và có các lượng tương ứng được bổ sung cho fma với dấu thích hợp.
d) Độ lệch do xoắn và uốn của bánh răng bé với sự phân bố tải trọng thực được giả thiết là khác nhau một cách không đáng kể so với các độ lệch được xác định với tải trọng được phân bố đều trên chiều dài răng trong mặt phẳng hướng trục. Giả thiết này có hiệu lực đối với các giá trị tính toán nhỏ của KHβ và ít có hiệu lực đối với các giá trị lớn hơn.
e) Các ổ trục không hấp thu bất cứ các mômen uốn nào.
f) Kết cấu của bánh răng bé phù hợp với Hình 13. Lưu ý rằng không áp dụng sự hạn chế bánh răng bé hướng về tâm của nhịp trục (0 ≤ s/l ≤ 0,3) nên sử dụng sự hiệu chỉnh đường xoắn vít một cách thích hợp. Cũng lưu ý rằng hệ số K‘ tính đến ảnh hưởng độ cứng vững của thân bánh răng.
g) Trục bánh răng bé có đường kính không đổi (dsh) là trục đặc (hoặc trục rỗng có dshi/dsh < 0,5) hoặc tối thiểu có thể là gần đúng với trục đặc.
h) Vật liệu chế tạo trục là thép.
i) Bất cứ các tải trọng bên ngoài bổ sung nào tác động trên trục bánh răng bé (ví dụ từ các khớp nối trục) đều có ảnh hưởng không đáng kể đến độ lệch do uốn của trục ngang qua chiều rộng răng.
Có ba điều kiện thường xuất hiện không được bao hàm trong các công thức của 7.5.2.4 nhưng có thể được xử lý một cách dễ dàng bằng các biến đổi nhỏ trong các công thức này.
– Khi hệ số bằng đơn vị hoặc gần bảng đơn vị và các đầu mút trục chịu xoắn ở các phía đối diện của hộp (ví dụ, bánh răng bé của máy cán dây), độ lệch xoắn của mỗi bánh răng đều như nhau và ở phía đối diện, như vậy sẽ bù trừ cho nhau nhưng có cộng thêm các độ lệch uốn.
– Truyền động bánh răng hành tinh đơn giản: ăn khớp bánh răng hành tinh/vành răng. Vì đối với tất cả các bánh răng trung gian, không có độ lệch xoắn trên bánh răng bé (bánh răng hành tinh) và độ lệch uốn chính thường là độ lệch của chốt trong giá đỡ (gây ra bởi các tải trọng của ăn khớp với cả hai bánh răng trung tâm và bánh răng dạng vành).
– Truyền động bánh răng hành tinh đơn giản: ăn khớp bánh răng trung tâm/bánh răng hành tinh. Độ lệch xoắn của bánh răng trung tâm do nhiều vị trí ăn khớp nhưng độ lệch uốn của nó bằng không. Tuy nhiên, độ lệch của giá đỡ cũng có thể quan trọng ở ăn khớp này.
Để có thêm thông tin về nguồn gốc của các công thức fsh, xem Phụ lục D. Cần đặc biệt lưu ý rằng để đơn giản hóa các quy trình đánh giá KHβ bằng phương pháp C, độ không thẳng hàng tương đương của ăn khớp do độ lệch đàn hồi được giả thiết là tuân theo một đường thẳng và một hằng số hiệu chỉnh (1,33) được đưa vào để bù trừ. Với độ cong gia tăng của đường biến dạng đàn hồi xảy ra khi các cặp bánh răng chịu tải nặng hoặc các tỷ số giữa chiều rộng răng và đường kính của bánh răng bé là lớn, hoặc cả hai, các giả thiết có thể dẫn đến các độ chênh lệch gia tăng giữa phân bố tải trọng tính toán và phân bố tải trọng thực tế; như vậy độ chính xác của KHβ-C tính toán kém đi vì độ lớn của nó tăng lên.
Hệ số tải trọng bề mặt KHβ-C; được tính toán từ cường độ tải trọng trung bình ngang qua bề mặt (Fm/b), độ cứng vững ăn khớp (cγβ) và độ không thẳng hàng tổng hiệu dụng của ăn khớp (Fβy). Sử dụng một trong hai công thức (39) hoặc (41) tùy thuộc vào sự tiếp xúc được tính toán có kéo dài ngang qua toàn bộ chiều rộng răng hay không (xem các Hình 7 và 8).
Xuyên suốt điều này, trong trường hợp các bánh răng nghiêng chữ V (b = 2bB) và giá trị nhỏ hơn trong các giá trị đối với bánh răng bé, phải được thay thế cho b hoặc bB – đây là chiều rộng ở các chân răng trừ sự vát cạnh hoặc vê tròn ở đầu mút của răng.
a) bcal/b ≤ 1 tương ứng với 
:
 |
(39) |
 |
(40) |
b) bcal/b > 1 tương ứng với :
 |
(41) |
 |
(42) |
Giá trị của độ không thẳng hàng hiệu dụng được sử dụng thu được bằng kết hợp của hai thành phần:
a) Ảnh hưởng của sai số chế tạo (của tất cả các bộ phận có liên quan) được bao gồm trong fma phù hợp với 7.5.3.
b) Ảnh hưởng của các độ lệch đàn hồi của bánh răng bé và trục bánh răng bé được bao gồm trong fsh như trong 7.5.2.4 để tạo thành một độ không thẳng hàng tương đương ban đầu Fβx được giảm đi sau đó bởi lượng dư chạy rà để tạo thành Fβy.
Các kết hợp hai thành phần phụ thuộc vào sự thay đổi đường xoắn vít (độ lồi dịch chỉnh đường xoắn vít, cạnh vát đầu mút, hoặc không) áp dụng cho ăn khớp răng (xem 7.5.2.3).
7.5.1 Độ không thẳng hàng tương đương hiệu dụng Fβy
Có thể sử dụng công thức sau cho thiết kế truyền động chung:
|
Fβy = Fβx – yβ = Fβxcβ |
(43) |
trong đó:
Fβx Là độ không thẳng hàng tương đương ban đầu, nghĩa là giá trị tuyệt đối của tổng các biến dạng, chuyển vị và sai lệch chế tạo của bánh răng bé và bánh răng lớn được đo trong mặt phẳng tác dụng và có thể được xác định phù hợp với phương pháp C (xem 7.5.2.3).
7.5.2 Lượng dư chạy rà yβ và hệ số chạy rà cβ
yβ là lượng do độ không thẳng hàng tương đương ban đầu giảm đi do chạy rà từ khi bắt đầu sự vận hành. cβ là hệ số đặc trưng cho độ không thẳng hàng tương đương sau chạy rà. cβ thuận tiện cho sử dụng trong tính toán, nhưng chỉ với điều kiện là yβ tỷ lệ với Fβx. Các ảnh hưởng quan trọng bao gồm
– Vật liệu của bánh răng bé và bánh răng lớn,
– Độ cứng bề mặt,
– Vận tốc quay tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia),
– Loại chất bôi trơn,
– Nhiệt luyện bề mặt,
– Vật liệu mài trong dầu, và
– Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu Fβx (do sự biến dạng, các chuyển vị và sai lệch chế tạo).
yβ và cβ không tính đến các ảnh hưởng của hoạt động chạy rà trong các quá trình chế tạo như sự mài rà. Phải tính đến sự lấy đi vật liệu bằng biện pháp này trong giá trị fma.
Trong trường hợp không có hướng dẫn, các dữ liệu được đảm bảo từ thực nghiệm hoặc kinh nghiệm vận hành (phương pháp A), có thể xác định yβ phù hợp với phương pháp B cho trong 7.5.2.1 hoặc 7.5.2.2.
7.5.2.1 Xác định yβ và cβ bằng tính toán
Các giá trị từ các công thức (44) đến (51) thể hiện lại các đường cong trên các Hình 10 và 11 (xem Bảng 2 đối với các chữ viết tắt sử dụng).
a) Đối với St, St (cast), V, V(cast), GGG (perl, bai), GTS (pert):
 |
(44) |
 |
(45) |
trong đó yβ ≤ Fβx và cβ ≥ 0 và
| Đối với v ≤ 5 m/s | không có sự hạn chế; |
| Đối với 5 m/s < v ≤ 10 m/s | giới hạn trên của yβ là 25600/σHlim, tương ứng với Fβx = 80 µm; |
| Đối với v > 10 m/s | giới hạn trên của yβ là 12800/σHlim, tương ứng với Fβx = 40 µm; |
| σHlim | như quy định trong TCVN 7578-5 (ISO 6336-5). |
b) Đối với GG, GGG (ferr):
| yβ = 0,55 Fβx |
(46) |
| cβ = 0,45 |
(47) |
trong đó:
| Đối với v ≤ 5 m/s | không có sự hạn chế; |
| Đối với 5 m/s < v ≤ 10 m/s | giới hạn trên của yβ là 45 µm, tương ứng với Fβx = 80 µm; |
| Đối với v > 10 m/s | giới hạn trên của yβ là 22 µm, tương ứng với Fβx = 40 µm; |
Đối với Eh, IF, NT (nitr), NV (nitr), NV (nitrocar)
| yβ = 0,15Fβx |
(48) |
| cβ = 0,85 |
(49) |
Trong đó đối với tất cả các vận tốc, giới hạn trên của yβ là 6 µm, tương ứng với Fβx = 40 µm.
Khi vật liệu của bánh răng bé khác với vật liệu của bánh răng lớn, các giá trị dùng cho bánh răng bé (yβ1 và cβ1) và các giá trị dùng cho bánh răng lớn (yβ2 và cβ2) được xác định riêng biệt. Sau đó sử dụng các giá trị trung bình của mỗi (yβ và cβ) từ các công thức (50) và (51) cho tính toán:
 |
(50) |
 |
(51) |
7.5.2.2 Các giá trị theo biểu đồ của yβ
Có thể xác định giá trị yβ từ các Hình 10 và 11 từ công thức của độ không thẳng hàng tương đương ban đầu Fβx và giá trị của σHlim cho vật liệu (xem Bảng 2 đối với các chữ viết tắt đã sử dụng).
CHÚ DẪN:
| X | Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu Fβx, µm | |
| Y | Lượng dư chạy rà, yβ, µm | |
 |
St, St (cast), V, GGG (perl.bai), GTS (perl) |
vận tốc quay v > 10 m/s |
 |
GG, GGG (ferr) | |
 |
Eh, IF. NT (nitr.), NV (nitr.), NV (nitrocar) | tất cả các vận tốc |
Nếu các vật liệu của bánh răng bé và bánh răng lớn khác nhau, phải xác định yβ phù hợp với công thức (50).
Hình 10 – Lượng dư chạy rà cho cặp bánh răng (cũng xem Hình 11)
CHÚ DẪN:
| X | Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu Fβx, µm | |
| Y | Lượng dư chạy rà, yβ, µm | |
| 1 | Vận tốc theo chu vi tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia) n ≤ 5 m/s | |
| 2 | Vận tốc theo chu vi tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia) 5 m/s < n ≤ 10 m/s | |
|
St, St (cast), V, GGG (perl.bai), GTS (perl) | vận tốc quay n ≤ 10 m/s |
|
GG, GGG (ferr) | |
Nếu các vật liệu của bánh răng bé và bánh răng lớn khác nhau, phải xác định yβ phù hợp với công thức (50).
Hình 11 – Lượng dư chạy rà cho cặp bánh răng (cũng xem Hình 10)
7.5.2.3 Xác định độ không thẳng hàng tương đương ban đầu, Fβx (xem Phụ lục D)
Giá trị Fβx là giá trị tuyệt đối của tổng số các sai lệch chế tạo và các độ lệch của bánh răng bé và trục đo được trong mặt phẳng tác dụng [xem lưu ý trong b)].
Trong số các bộ phận có biến dạng, chuyển vị và sai lệch, chỉ có các thành phần trong mặt phẳng tác dụng là yếu tố quyết định cho tính toán Fβx.
a) Các cặp bánh răng có cỡ kích thước và sự thích hợp của vết tiếp xúc chưa được chứng minh và mô hình ổ trục chịu tải chưa hoàn thiện7):
Xem Phụ lục D đối với sự giải thích về hệ số 1,33 trong công thức (52).
| Fβx = 1,33 B1fsh + B2fma; Fβx ≥ Fβxmin |
(52) |
Với B1 và B2 được lấy từ Bảng 8.
Nên ước lượng lượng dư trong fma đối với các ảnh hưởng của các biện pháp điều chỉnh (mài rà, chạy rà ở tải trọng riêng phần), độ vồng hoặc cạnh vát ở đầu mút hoặc điều chỉnh tương tự do vị trí của vết tiếp xúc.
b) Các cặp bánh răng có kiểm tra xác nhận vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc (ví dụ bằng thay đổi các răng hoặc điều chỉnh các ổ trục)7), 8)
| Fβx = |1,33 B1 fsh – fHβ5|; Fβx ≥ Fβx min |
(53) |
Với B1 được lấy từ Bảng 8.
Bảng 8 – Các hằng số sử dụng trong các công thức (52) và (53)
|
Số TT |
Thay đổi đường xoắn vít |
Hằng số của công thức |
||
|
Loại |
Lượng |
B1 |
B2 |
|
|
1 |
Không | – |
1 |
1 |
|
2 |
Độ lồi chỉ ở giữa | Cβ = 0,5fma a |
1 |
0,5 |
|
3 |
Độ lồi chỉ ở giữa | Cβ = 0,5(fma + fsh)a |
0,5 |
0,5 |
|
4b |
Chỉ dịch chỉnh đường xoắn vít | Dạng dịch chỉnh được tính toán để hợp với mômen xoắn được phân tích |
0,1c |
1,0 |
|
5 |
Dịch chỉnh đường xoắn vít cộng với độ vồng ở giữa | Trường hợp 2 cộng với trường hợp 4 |
0,1c |
0,5 |
|
6 |
Cạnh vát ở đầu mút | Lượng thích hợp CI(II)d |
0,7 |
0,7 |
| a Độ lồi thích hợp, Cβ xem Phụ lục D.
b Phần lớn được áp dụng cho các ứng dụng có các điều kiện tải trọng không đổi. c Có hiệu lực đối với quy trình kỹ thuật chế tạo tốt nhất, các giá trị lớn hơn khác thích hợp. d Xem Phụ lục E. |
||||
Phải thực hiện phép kiểm để xác minh đường xoắn vít nào trong các đường xoắn vít của các bánh răng nghiêng chữ V có độ không thẳng hàng tương đương lớn hơn và do đó cần xác định KHβ.
Bằng cách trừ đi fHβ5, đây là dung sai của sai lệch độ dốc của đường xoắn vít đối với cấp chính xác 5 của ISO (xem ISO 1328-1:1995), lượng dư được tạo ra để đóng vai trò bù trừ cho biến dạng đàn hồi và các sai lệch chế tạo. Về các chú thích giải thích cho công thức (53), xem Phụ lục D.
Tùy thuộc vào việc đạt được các vết tiếp xúc cần thiết, có thể tính toán Fβx theo công thức (53) cho các bánh răng đã được xử lý bằng mài rà, chạy rà ở tải trọng riêng phần hoặc các biện pháp điều chỉnh khác cũng như cho các bánh răng có độ vồng hoặc cạnh vát ở đầu mút được thiết kế cẩn thận. Đối với các bánh răng có độ vồng, trung tâm của vết tiếp xúc phải dịch chuyển thích hợp so với vị trí giữa mặt răng. Về các bánh răng nghiêng chữ V cần xác minh xem đường xoắn vít bị biến dạng ít hơn của bánh răng bé có giá trị Fβx lớn nhất hay không.
Lưu ý – Ngoài các biến dạng của thân bánh răng bé và trục bánh răng bé fshi cần quan tâm đến các biến dạng của bánh răng lớn/trục bánh răng lớn fsh2 và hộp bánh răng fca, cũng như các chuyển vị của ổ trục fbe, các công thức (52) và (53) được mở rộng để trở thành công thức (54) (cũng xem 7.5.4 và 7.5.5):
|
Fβx – 1,33 B1fsh + fsh2 + fma + fca + fbe; fm ≥ FHβ5 |
(54) |
Các dấu của fsh2, fca và fbe phải được lưu ý một cách cẩn thận; nếu không có thông tin chính xác, điều thiết yếu là cần lựa chọn các dấu dương (để các giá trị tính toán có xu hướng an toàn). Chỉ có độ lệch uốn, nếu có, của trục bánh răng lớn có thể là do hiệu quả của fsh2; giá trị này trước đây đã được lấy như là thành phần độ không thẳng hàng của trục bánh răng lớn fbe. Hơn nữa, nói chung các phép tính gần đúng theo các công thức (52) và (53) đáp ứng được yêu cầu.
Phải lưu ý đến các ảnh hưởng sau, theo thường lệ, các biến dạng đàn hồi của các bánh răng trụ răng thẳng “tương đối mềm dẻo” có xu hướng bù trừ cho độ không thẳng hàng trong chế tạo. Mặt khác, do thành phần chiều trục của Fm trong các bánh răng nghiêng đơn cho nên có thể tạo ra độ không thẳng hàng bổ sung.
Phải có các biện pháp đặc biệt để bảo đảm sự phân bố đều của tải trọng trên chiều rộng răng. Các biện pháp này bao gồm lắp đặt các ổ trục, mài rà các bánh răng hoặc chạy rà các bánh răng theo quá trình đã quy định trong vận hành. Bằng một ví dụ khác nữa, có thể lắp một bánh răng trụ răng thẳng hoặc một bánh răng nghiêng chữ V trực tiếp trên một ổ đũa cầu và như vậy không cần phải đưa ra phương tiện để duy trì độ thẳng hàng.
Sự phân bố không đều của nhiệt độ ở thân một bánh rằng lớn có vận tốc cao có thể gây ra biến dạng ở gần giữa chiều rộng mặt răng dẫn đến tải trọng cục bộ lớn. Lượng dư cho biến dạng này phải được bao gồm trong KHβ hoặc phải có sự bù trừ cho biến dạng bằng thay đổi đường xoắn vít một cách thích hợp.
Phải có các biện pháp tương tự khi biến dạng được tạo ra bởi lực ly tâm lớn.
Hơn nữa, nhiệt độ ở thân của một bánh răng nghiêng dẫn động có vận tốc cao thường cao hơn so với nhiệt độ ở thân của bánh răng lớn đối tiếp. Độ chênh lệch này tạo ra độ không thẳng hàng bổ sung phải được tính đến trong các tính toán.
c) Đối với các bánh răng có vết tiếp xúc lý tưởng, có sự thay đổi toàn bộ đường xoắn vít trong điều kiện chịu tải (đối với cả hai đường xoắn vít của các bánh răng nghiêng chữ V):
| Fβx = Fβx min |
(55) |
Trong đó: Fβxmin là giá trị lớn hơn trong hai giá trị:
 , hoặc FHβx min = 0,5fHβ |
(56) |
Sự thay đổi đường xoắn vít được dùng để bù trừ cho các độ lệch xoắn và uốn của bánh răng bé và bánh răng lớn, cũng như các biến dạng hoặc chuyển vị của các bộ phận khác dưới tác dụng của các tải trọng vận hành và nếu biết được sai lệch độ thẳng hàng của răng bánh răng lớn đối tiếp9).
Fβy có thể bằng 0 ở tải trọng thiết kế của các cặp bánh răng có sự thay đổi tối ưu đối với đường xoắn vít, nghĩa là hệ số tải trọng bề mặt KHβ có thể bằng 1. Tuy nhiên, vì lợi ích của an toàn, giá trị nhỏ nhất phù hợp với công thức (55) và (56) sẽ được sử dụng như độ không thẳng hàng tương đương.
Công thức (53) có thể được sử dụng theo cách tương tự trong thiết kế độ vồng thích hợp của răng.
Về xác định fsh, độ không thẳng hàng tương đương do độ lệch của bánh răng bé và trục bánh răng bé, xem 7.5.2.4. Về xác định độ không thẳng hàng của ăn khớp do các sai lệch chế tạo fma, xem 7.5.3. Về xác định lượng dư chạy rà yβ, nghĩa là lượng dư để giảm độ không thẳng hàng tương đương, xem 7.5.2.
Đối với một số bố trí chung của các cặp bánh răng, hướng dẫn về tính toán Fβx được bao gồm trong Hình 13 a) đến e), trong đó cần đặc biệt lưu ý đến vị trí của vết tiếp xúc. Nên có sự phân tích toàn diện đối với các bố trí khác phức tạp hơn.
7.5.2.4 Độ không thẳng hàng tương đương, fsh
Giá trị fsh tính đến các bộ phận có độ không thẳng hàng đối tượng do uốn và xoắn của bánh răng bé và trục bánh răng bé và giá trị của fsh có thể được xác định như sau.
7.5.2.4.1 Tính toán gần đúng đối với fsh
Tính toán sau đây có đủ độ chính xác cho nhiều thiết kế thông dụng. Các công thức (57) và (58) dựa trên các quy ước sau. Thành phần do uốn là độ võng tại điểm giữa của trục, điểm b tại đó được giả thiết là chịu tác dụng của tải trọng Fm. Thành phần do xoắn được tính toán cho một hình trụ đặc có đường kính d1 với tải trọng được phân bố đều trên chiều rộng răng. Trong thực tế, đường kính nhỏ hơn là yếu tố quyết định, cũng như tải trọng không được phân bố đều; tuy nhiên, sự không chính xác trong các giả thiết có xu hướng cân bằng với nhau. Công thức có hiệu lực khi môđun đàn hồi và hệ số Poison của thép. Dựa trên kinh nghiệm thực tế, các công thức (57) và (58) cũng bao gồm một số hạng thực nghiệm không đổi. Về các trục rỗng, thành phần độ lệch fsh thu được từ mỗi một trong các công thức này có đủ độ chính xác với điều kiện là đường kính lỗ không vượt quá 0,5dsh.
Đối với bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng nghiêng đơn:
 |
(57) |
Với B* bằng 1 nếu tổng công suất được truyền qua một cặp ăn khớp đơn.
Về Fm/b, xem 7.2.1.
Đối với các bánh răng nghiêng chữ V:
 |
(58) |
Với B* bằng 1,5 nếu tổng công suất được truyền bởi một cặp ăn khớp đơn.
Về Fm/b, xem 7.2.1.
Nếu có nhiều hơn một đường truyền công suất thì chỉ có k % công suất vào được truyền qua một ăn khớp bánh răng (ví dụ như trong trường hợp các bánh răng máy cán có con lăn khía nhám) và áp dụng B* như sau:
| B* = 1 + 2(100 – k)/k | Cho bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng nghiêng đơn; |
| B* = 0,5 + (200 – k)/k | Cho các bánh răng nghiêng chữ V. |
Hằng số K’ bảo đảm cho các lượng dư về vị trí của bánh răng bé có liên quan đến đầu mút chịu xoắn của trục. Có thể lấy K’ từ Hình 13.
Nên có sự phân tích toàn diện cho các bố trí khác hoặc khi các giá trị của s/l vượt quá các giá trị quy định trên Hình 13 và khi có các tải trọng bổ sung trên trục, ví dụ từ các bánh đai hoặc bánh xích.
Thay thế giá trị tuyệt đối của fsh vào các công thức (52) và (53). Thông tin về sự bù đắp cho fsh bằng fma được cho trên Hình 12 và 7.5.2.3.
7.5.2.4.2 Chiều rộng răng sử dụng trong các công thức (57) và (58) cho các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có độ vồng
Loại thay đổi đường xoắn vít này được sử dụng để bù trừ cho các sai lệch trong chế tạo và các biến dạng do tải trọng của các bánh răng và đặc biệt là để giảm nhẹ tải trọng ở đầu mút răng. Các bánh răng thường có độ vồng ở khoảng giữa chiều rộng răng. Phụ lục D đưa ra các khuyến nghị về mức độ độ vồng.
Nếu chiều cao của độ vồng (độ lồi) lớn hơn chiều cao quy định trong Phụ lục B thì chiều rộng răng b trong các công thức dùng cho tính toán khả năng tải (xem Phụ lục B, Hình B.1). Chiều cao này được xác định từ các giá trị của Cβ(b) được tính toán phù hợp với công thức (B.1) hoặc (B.2). Giả thiết rằng các đầu mút răng ở bên ngoài b(b) không chịu tác dụng của bất cứ tải trọng nào.
7.5.2.4.3 Chiều rộng răng sử dụng trong các công thức (57) và (58) cho các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có cạnh vát đầu mút răng
Loại thay đổi đường xoắn vít này được sử dụng để bảo vệ các đầu mút răng tránh sự quá tải do độ không thẳng hàng tương đương gây ra. Thông thường cạnh vát được áp dụng như nhau tại cả hai đầu mút của răng. Phụ lục B giới thiệu về kích thước cạnh vát đầu mút răng.
Nếu kích thước cạnh vát đầu mút răng lớn hơn kích thước quy định trong Phụ lục B thì chiều rộng thu nhỏ b(b) phải được thay thế bằng chiều rộng răng b trong các công thức dùng cho tính toán khả năng tải (xem Hình B.2). Kích thước này được xác định từ các giá trị của CI(II)(b) được tính toán phù hợp với các công thức (B.3) hoặc (B.4). Giả thiết rằng các đầu mút răng ở bên ngoài b(b) không chịu tác dụng của bất cứ tải trọng nào.
Hình 12 – Các quy tắc xác định Fβx đối với vị trí của vết tiếp xúc
a) đến d) là các bố trí lắp đặt phổ biến nhất với bánh răng bé ở giữa các ổ trục.
e) đến f) có các bánh răng bé công xôn.
Đầu mút chịu xoắn ở đầu vào hoặc đầu ra T không phụ thuộc vào chiều quay.
B* bằng 1 đối với bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng nghiêng đơn và bằng 1,5 đối với các bánh răng nghiêng chữ V. Cường độ tải trọng lớn nhất (đỉnh) xuất hiện trên đường xoắn vít gần đầu mút chịu xoắn. Cũng xem 7.5.2.4.
Hình 13 – Hằng số K‘ dùng cho tính toán hệ số dịch chuyển của bánh răng bé γ
a Khi d1/dsh ≥ 1,15, sự tăng cứng vững được thừa nhận; khi d1/dsh < 1,15 sẽ không có sự tăng cứng; hơn nữa, sẽ gần như không có hoặc không có bất cứ sự tăng cứng vững nào khi một bánh răng bé trượt trên trục và then dẫn hướng hoặc một phụ tùng tương tự, hoặc khi được lắp ép nóng.
Đầu mút chịu xoắn ở đầu vào hoặc đầu ra T* không phụ thuộc vào chiều quay.
Đường nét gạch ngang (-) chỉ thị đường xoắn vít ít bị biến dạng của một bánh răng nghiêng chữ V.
Xác định fsh từ đường kính ở các khe hở của bánh răng nghiêng chữ V được lắp đặt ở trung tâm giữa các ổ trục.
7.5.2.4.4 Giá trị lớn nhất quy định cho fsh
Đôi khi kinh nghiệm đối với các thiết bị bánh răng tương tự có thể giúp cho việc lựa chọn giá trị thích hợp của fsh.
VÍ DỤ 1: fsh ≈ 0 µm trong trường hợp một kết cấu rất cứng vững; các biến dạng là không đáng kể.
VÍ DỤ 2: fsh = 6 µm đôi khi được quy định như giá trị lớn nhất đối với một số truyền động của tuabin; các bánh răng được thiết kế sao cho phù hợp.
Khi các tính toán dựa trên các giả thiết này, các giả thiết phải được đánh giá về tính hiệu lực bằng tính toán hoặc các phép đo.
7.5.2.4.5 Giá trị fsh tương ứng với chất lượng bánh răng
Đối với một số bánh răng, giá trị fsh được quy định như một tỷ lệ phần trăm của sai lệch độ dốc cho phép của đường xoắn vít. Các bánh răng được thiết kế sao cho phù hợp.
| fsh =1,0 fHβ |
(59) |
Cũng như đối với 7.5.2.4.4, các giả thiết phải được đánh giá về tính hiệu lực bằng tính toán hoặc các phép đo.
7.5.3 Độ không thẳng hàng của ăn khớp, fma
fma là khoảng tách ly lớn nhất giữa các prôfin (sườn) răng của các răng ăn khớp trong các bánh răng đối tiếp, khi các răng được giữ tiếp xúc mà không có tải trọng đáng kể, các ngõng trục ở tư thế làm việc của chúng.
fma phụ thuộc vào cách phối hợp các sai lệch của các bộ phận riêng biệt trong mặt phẳng tác dụng, nghĩa là sai lệch độ dốc của đường xoắn vít fHβ của mỗi bánh răng và sai lệch độ thẳng hàng của các trục là bổ sung thêm hoặc bù trừ hoặc độ thẳng hàng của các trục có thể điều chỉnh được (ví dụ, bằng các ổ trục điều chỉnh được).
Về các tính toán khả năng tải phù hợp với tiêu chuẩn này, có thể sử dụng các phương pháp cho trong 7.5.3.1 đến 7.5.3.6 để xác định fma.
Nên kiểm tra xác minh các giá trị được sử dụng cho fma bằng kiểm tra vết tiếp xúc ở tư thế làm việc.
7.5.3.1 Xác định nguồn gốc của fma từ các sai lệch của các bộ phận riêng biệt
Việc xác định nguồn gốc này được thực hiện sau kiểm tra và đo các bánh răng, các ổ trục và hộp bánh răng.
Độ không thẳng hàng lớn nhất trong ăn khớp đòi hỏi phải có sự phối hợp bất lợi nhất của các sai lệch riêng biệt:
| fma max = (|fpar act + fHβ1 act + fHβ2 act|)max |
(60) |
Độ không thẳng hàng nhỏ nhất trong ăn khớp từ sự phối hợp thuận lợi nhất:
| fma max = (|fpar act + fHβ1 act + fHβ2 act|)min |
(61) |
Trong đó fHβ1 act và fHβ2 act là các giá trị đo được của sai lệch độ dốc đường xoắn vít của bánh răng lớn (phù hợp với ISO 1328-1). Các giá trị có thể thay đổi về độ lớn và chiều xung quanh chu vi.
Có thể xác định ảnh hưởng phối hợp sai lệch độ dốc đường xoắn vít của bánh răng bé và bánh răng lớn, nghĩa là ΣfHβ = (fHβ1 act + fHβ2 act) như sau:
Bánh răng bé và bánh răng lớn đã lắp trên các trục của chúng, được lắp đặt trên các khối con lăn đã xếp hàng thành các cặp song song và tạo ra các vết tiếp xúc. Bằng cách di chuyển một trong các khối con lăn, các prôfin (sườn) răng tiếp xúc với nhau trên toàn bộ chiều rộng răng. ΣfHβ có thể thu được sau đó từ độ không song song của các khối con lăn.
fpar act là giá trị đo được của độ không thẳng hàng của trục do các sai lệch trong mặt phẳng và ngoài mặt phẳng của mỗi một trong các trục. Trong trường hợp độ đảo hướng tâm của một hoặc nhiều ngõng trục, fpar act có thể thay đổi cùng với góc quay. Phải chú ý tới dấu của mỗi sai lệch riêng biệt.
Sử dụng một giá trị trung bình thu được từ công thức (A.7) trong các tính toán khả năng tải của bánh răng.
Trong phương pháp này, ảnh hưởng của các khe hở ở trục là không đáng kể.
7.5.3.2 Giá trị lớn nhất quy định của fma
Đôi khi cần quy định các giới hạn cho phép của sai lệch tổng trong chế tạo fma 10).
Ví dụ 1: fma max = 0 µm đôi khi được yêu cầu đối với các truyền động chính xác có vận tốc cao; do độ chính xác cao của quá trình chế tạo, có thể bỏ qua các sai lệch.
Ví dụ 2: fma max = 15 µm có thể là một giá trị thực sự thỏa đáng đối với các truyền động trong công nghiệp.
Sử dụng một giá trị trung bình thu được từ công thức (A.6) trong các tính toán khả năng tài của bánh răng.
7.5.3.3 fma đối với độ chính xác đã cho
Đối với lắp bộ các bánh răng không có bất cứ sự thay đổi hoặc điều chỉnh nào, trong trường hợp này nên kiểm tra sau khi lắp. Cũng xem 7.5.3.
Nếu, theo ISO 1328-1, đối với một cấp chất lượng đã cho của bánh răng, dung sai của sai lệch độ dốc đường xoắn vít đã cho là fHβ1 và fHβ2 đối với bánh răng bé và bánh răng lớn, và nếu dung sai độ thẳng hàng của các trục đã cho là fσβ thì sự phối hợp không thuận lợi nhất của các sai lệch (của bánh răng bé, bánh răng lớn, hộp bánh răng) sẽ là:
 |
(62) |
Kinh nghiệm đã chỉ ra rằng, trong phạm vi của nhiều môi trường chế tạo, các độ không thẳng hàng tổ hợp gần với giá trị này với tần suất thích hợp nên được sử dụng trong tính toán. Tuy nhiên, sự phân bố của một kích thước trong phạm vi dải dung sai của nó chịu ảnh hưởng rất nhiều của chế độ kiểm tra chất lượng, và trong các trường hợp khác là các ảnh hưởng của thống kê, nghĩa là một giá trị tổ hợp thấp hơn sẽ là thích hợp. Ví dụ, nếu các phép kiểm tra được đặt ra để bảo đảm rằng hầu hết các bánh răng đều có chất lượng tốt trong phạm vi dung sai với chỉ một tỷ lệ phần trăm nhỏ thực sự gần tới giới hạn, và bảo đảm rằng sai lệch của đường xoắn vít trong phạm vi bất cứ bánh răng đơn nào đều không đáng kể, thì các nghiên cứu thống kê chỉ ra rằng chỉ có khoảng 10 % các trường hợp trong đó tổ hợp của các sai lệch sẽ vượt quá một giá trị tổng 1,0 fHβ2.
| fma = 1,0 fHβ2 |
(63) |
Trong hầu hết các trường hợp, giá trị thích hợp được sử dụng nằm giữa hai giá trị cực hạn này, và công thức sử dụng trong các trường hợp có chế độ kiểm tra chất lượng trung bình là:
 |
(64) |
Việc lựa chọn một giá trị thích hợp là trách nhiệm của người sử dụng bộ TCVN 7578 (ISO 6336), nhưng nếu giá trị được lựa chọn nhỏ hơn giá trị được cho bởi công thức (64) thì người sử dụng phải có khả năng cân nhắc về sự lựa chọn này.
a) Đối với các cặp bánh răng có điều kiện để điều chỉnh (mài rà hoặc chạy rà dưới tác dụng của tải trọng nhẹ, các ổ trục đâu chỉnh được hoặc sự thay đổi thích hợp góc của đường xoắn vít) và các cặp bánh răng có độ vồng thích hợp, độ không thẳng hàng trong ăn khớp không tải có thể được bù trừ tới mức thích hợp bằng các biện pháp điều chỉnh như gia công lại các ổ trục, thân ổ trục v.v… Sự tiếp xúc tốt trên chiều rộng răng của các bánh răng có thể đạt được bằng các phương pháp này và bằng các biện pháp khác đã nêu ở trên. Phụ lục B giới thiệu các giá trị hướng dẫn cho độ vồng (độ lồi).
Nếu không sẵn có các dữ liệu từ kinh nghiệm thì có thể giả thiết rằng các biện pháp điều chỉnh được thực hiện đúng sẽ giảm giá trị của fma đi 50 %; giá trị này có tính đến hệ số B2 trong công thức (52).
b) Đối với các cặp bánh răng có cạnh vát đầu mút răng được thiết kế có chất lượng tốt, trong trường hợp không có các dữ liệu từ kinh nghiệm và được gia công với kỹ xảo tốt thì giá trị này có tính đến hệ số B2 trong công thức (52). Phụ lục B giới thiệu các giá trị hướng dẫn cho cạnh vát đầu mút răng.
7.5.3.4 Xác định fma với các bánh răng đã lắp trong hộp bánh răng
Sau khi lắp trong hộp bánh răng, phải có khả năng đo được một cách chính xác độ không thẳng hàng trong ăn khớp với nắp hộp được tháo ra. Xác định các giá trị fma max và fma min từ các phép đo theo chu vi khi sử dụng các căn lá; sau đó xác định fma từ công thức (A.7).
Đối với các bánh răng có chiều dày (rộng) lớn không thay đổi đường xoắn vít được lắp trên các ổ đỡ có khe hở lớn, có thể sử dụng phương pháp sau. Các ngõng trục được đỗ ở các tư thế làm việc của chúng. Bánh răng đối tiếp được kẹp chặt để ngăn ngừa chuyển động quay. Cho các mặt răng làm việc tiếp xúc nhẹ với nhau, sau đó đưa các căn lá vào giữa các mặt răng tại cả hai đầu mút của các răng ăn khớp. Độ không thẳng hàng trong ăn khớp fma bằng hiệu số giữa các chiều dày của các căn lá:
 |
(65) |
trong đó δg là độ chênh lệch chỉ thị của các căn lá, b là chiều rộng răng và l là khoảng cách giữa các căn lá. Khi đường xoắn vít của các bánh răng được thay đổi, giá trị được bao gồm trong độ chênh lệch δg cũng có thể được xác định là hiệu số chiều dày của hai dây chì đã được đưa vào giữa các prôfin (sườn) răng khi các bánh răng chịu tải nhẹ.
7.5.4 Thành phần của độ không thẳng hàng ăn khớp do biến dạng của hộp gây ra, fca
Có thể bỏ qua biến dạng của thân hộp khi các bánh răng được lắp trong các hộp cứng vững. Có thể xác định độ lệch của các hộp khác nhau fca bằng thử nghiệm hoặc bằng phép tính gần đúng với phương pháp phần tử hữu hạn.
7.5.5 Thành phần của độ không thẳng hàng ăn khớp do chuyển vị của trục gây ra, fbe
Trong một số trường hợp các ảnh hưởng của khe hở ổ trục và độ lệch của ổ trục lớn hơn các ảnh hưởng của độ lệch của trục và phôi bánh răng.
Các thành phần của độ không thẳng hàng trong mặt phẳng tác dụng là do độ lệch của ổ trục và chuyển vị của ngõng trục trong khe hở ổ trục thường có thể được bỏ qua khi bánh răng bé và bánh răng lớn của truyền động bánh răng trụ răng thẳng hoặc bánh răng trụ răng nghiêng kép được bố trí ở giữa các ổ trục có độ cứng vững và khe hở bằng nhau.
Khi các bánh răng không được bố trí theo cách nêu trên, độ lệch ổ trục và chuyển vị (khe hở) có thể ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng. Ảnh hưởng này cũng xảy ra đối với các bánh răng nghiêng đơn hoặc được bố trí công xôn.
Vì chỉ có độ không thẳng hàng tương đối do độ lệch của ổ trục và chuyển vị của đường trục chung của các ổ trục bánh răng bé fbe-1 và chuyển vị của đường trục chung của các ổ trục bánh răng lớn fbe-2 ảnh hưởng đến độ không thẳng hàng tương đương cho nên phải rất lưu ý đến chiều và dấu của các độ không thẳng hàng của các đường trục của ổ trục. Công thức sau có hiệu lực đối với sự bố trí đơn giản nhất của một cặp bánh răng đối tiếp với chỉ một bánh răng trên một trục có hai ổ trục:
| fbe = fbe1 + fbe2 hoặc fbe = fbe1 – fbe2 |
(66) |
Về một bánh răng được lắp giữa hai ổ trục, xem Hình 14:
 |
(67) |
Về một bánh răng được lắp công xôn, xem Hình 15:
 |
(68) |
Trong đó δ1 và δ2 là các độ lệch của ổ trục 1 và ổ trục 2 song song với mặt phẳng tác dụng.
Phải tính đến ảnh hưởng của mômen lật do thành phần chiều trục của các bánh răng nghiêng đơn.
|
|
|
|
Hình 14 – Sự chất tải và các độ lệch đối với bánh răng được lắp giữa hai ổ trục [xem công thức (67)] |
Hình 15 – Sự chất tải và các độ lệch đối với bánh răng được lắp công xôn [xem công thức (68)] |
7.6 Xác định hệ số tải trọng bề mặt đối với ứng suất ở chân răng khi sử dụng phương pháp B hoặc C: KFβ
KFβ tính đến ảnh hưởng của phân bố tải trọng trên chiều rộng răng, đến các ứng suất ở chân răng. Hệ số này phụ thuộc vào các biến đổi được xác định cho nó (KFβ) và cũng phụ thuộc vào tỷ số giữa chiều rộng răng và chiều sâu răng, b/h.
Xác định bằng tính toán:
 |
(69) |
 |
(70) |
Giá trị nhỏ hơn trong các giá trị b1/h1, b2/h2, được sử dụng làm b/h. Điều kiện biên: khi b/h < 3, thay thế 3 cho b/h. Đối với các bánh răng nghiêng chữ V, bB được sử dụng thay cho b.
8 Hệ số tải trọng ngang KHα và KFα
8.1 Sự phân bố của tải trọng ngang
Các hệ số tải trọng ngang, KHα đối với ứng suất bề mặt và KFα đối với ứng suất ở chân răng tính đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều của tải trọng ngang giữa một vài cặp bánh răng có các răng bánh răng đồng thời tiếp xúc với nhau như sau:
Các hệ số tải trọng ngang được định nghĩa là tỷ số giữa tải trọng lớn nhất của răng trong ăn khớp của một cặp bánh răng ở gần 0 (zero) min–1 và tải trọng lớn nhất của răng tương ứng của một cặp bánh răng tương tự không có độ không chính xác. Các ảnh hưởng chính là:
a) Các độ lệch dưới tác dụng của tải trọng,
b) Các thay đổi prôfin răng,
c) Độ chính xác chế tạo răng, và
d) Các ảnh hưởng của chạy rà.
8.2 Phương pháp xác định các hệ số tải trọng ngang – Nguyên lý và giả thiết
Một vài phương pháp xác định các hệ số tải trọng ngang phù hợp với các đặc tính kỹ thuật cho trong 4.1.12 được liệt kê dưới đây.
Với sự thay đổi tối ưu đối với prôfin răng thích hợp với tải trọng, độ chính xác chế tạo cao, sự phân bố đều tải trọng trên chiều rộng răng và mức tải trọng riêng cao, hệ số tải trọng ngang tiến gần tới đơn vị.
8.2.1 Phương pháp A – Các hệ số KHα-A và KFα-A
Như đã trình bày trong 6.4.1, các tải trọng lớn nhất của răng (bao gồm cả các tải trọng động bên trong của răng và ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều) có thể được xác định trực tiếp bằng đo lường hoặc phân tích toán học một cách toàn diện. Sau đó KHα và KFα được giả thiết là bằng đơn vị (như là Kv).
Cũng có thể xác định sự phân bố tải trọng, chỉ theo phương tiếp tuyến, bằng sự phân tích toàn diện tất cả các yếu tố ảnh hưởng. Sự phân chia tải trọng tiếp tuyến toàn phần giữa các cặp răng ăn khớp đồng thời có thể thu được từ các phép đo tenxơnet được thực hiện ở các chân răng của các bánh răng truyền tải trọng ở các vận tốc thấp.
Thông tin được công bố trên bản vẽ hoặc các tài liệu về điều kiện kỹ thuật như sau:
– Tải trọng toàn phần lớn nhất của răng, hoặc
– Hệ số tải trọng ngang lớn nhất (cho phép), hoặc
– Tất cả các dữ liệu (đặc biệt là thông tin liên quan đến độ chênh lệch hiệu dụng của bước cơ sở) cần thiết cho phân tích độ chính xác.
8.2.2 Phương pháp B – Các hệ số KHα-B và KFα-B
Phương pháp này đòi hỏi phải giả thiết rằng độ chênh lệch trung bình giữa các bước cơ sở của bánh răng bé và bánh răng lớn là thông số chính trong xác định sự phân bố tải trọng giữa một vài cặp răng trong vùng ăn khớp. Xem 7.5.2.3 b) và Chú thích cuối trang số 7).
8.3 Xác định các hệ số tải trọng ngang khi sử dụng phương pháp B – KHα-B và KFα-B
Theo các điều kiện và giả thiết mô tả trong 8.2.2 và các chú thích cuối trang 10 và 11, phương pháp B thích hợp cho tất cả các loại truyền động bánh răng (bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng với bất cứ tỉ số tiếp xúc nào và bất cứ độ chính xác nào). Có thể xác định các hệ số tải trọng ngang bằng tính toán hoặc bằng biểu đồ. Hai phương pháp đều cho các kết quả giống nhau.
8.3.1 Xác định hệ số tải trọng ngang bằng tính toán11)
Các tính toán được thực hiện như sau:
a) Các giá trị KHα và KFα cho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng εγ ≤ 2
 |
(71) |
b) Các giá trị KHα và KFα cho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng εγ > 2
 |
(72) |
Trong đó các thông số sau được xác định:
cγα Độ cứng vững của ăn khớp phù hợp với Điều 9;
fpb Sai lệch lớn hơn trong các sai lệch bước cơ sở của bánh răng bé hoặc bánh răng lớn nên được sử dụng; có thể sử dụng 50 % của dung sai này khi các thay đổi prôfin răng bù trừ cho các độ lệch của các răng ở mức tải trọng thực tế12);
yα Lượng dư chạy rà như đã quy định trong 8.3.5;
FtH Tải trọng tiếp tuyến định thức trong một mặt phẳng ngang, FtH = FtKAKVKHβ.
CHÚ DẪN:
X 
Y1 KFα, KHα
Y2 εγ
Hình 16 – Xác định các hệ số tải trọng ngang KHα và KFα bằng phương pháp B
(Về các điều kiện giới hạn, xem 8.3.3 và 8.3.4)
8.3.2 Hệ số tải trọng ngang từ biểu đồ
Có thể xác định KHα và KFα từ Hình 16; các đường cong phù hợp với các công thức (71) và (72).
8.3.3 Điều kiện giới hạn cho KHα
Khi, phù hợp với công thức (71) hoặc (72)
 |
(73) |
Thì thay thế 
cho KHα, và khi KHα < 1,0 thì thay thế giá tri giới hạn 1,0 cho KHα.
Xem 8.3.4.
8.3.4 Điều kiện giới hạn cho KFα
Khi, phù hợp với công thức (71) hoặc (72)
 |
(73) |
Thì thay thế 
cho KFα và khi KFα < 1,0 thì thay thế giá trị giới hạn 1,0 cho KFα.
Với các giá trị giới hạn phù hợp với các công thức (71) và (72), sự phân bố tải trọng được giả thiết là ít thuận lợi nhất thì điều này có hàm ý rằng toàn bộ tải trọng tiếp tuyến chỉ được truyền bởi một cặp răng đối tiếp. Hơn nữa, nên lựa chọn độ chính xác của các bánh răng nghiêng sao cho KHα và KFα không lớn hơn εα. Hậu quả là có thể cần thiết phải giới hạn các dung sai của sai lệch bước cơ sở của các bánh răng có cấp chính xác thấp.
8.3.5 Lượng dư chạy rà yα
Giá trị yα là giá trị nhờ đó sai lệch bước cơ sở ban đầu được giảm đi bằng chạy rà từ lúc bắt đầu vận hành. Về các ảnh hưởng chính, xem 7.5.2. yα không tính đến lượng dư do bất cứ mức độ chạy rà nào có kiểm soát và là một phần của quá trình sản xuất, ví dụ, mài rà. Cần quan tâm đến sự điều chỉnh này khi xem xét độ chính xác của bánh răng.
Có thể xác định yα phù hợp với 8.3.5.1 hoặc 8.3.5.2 (phương pháp B) khi không có các giá trị được kiểm tra xác minh trực tiếp từ thực nghiệm hoặc kinh nghiệm (phương pháp A).
Nên sử dụng giá trị của sai lệnh bước cơ sở fpb được xác định phù hợp với 8.3.1 hoặc 6.4.3 trong cả hai phương pháp. Các phương pháp và biểu đồ cũng nên được áp dụng một cách tương tự cho sai lệch dạng prôfin ffα.
8.3.5.1 Xác định bằng tính toán
Có thể tính toán lượng dư chạy rà yα theo các công thức (75) đến (78). Các công thức này phù hợp với các đường cong trên các Hình 17 và 18 (về chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2).
a) Đối với St, St (cast), V, V (cast), GGG (pert, bai) và GTS (perl):
 |
(75) |
Trong đó
| Đối với n ≤ 5 m/s | không có sự hạn chế; |
| Đối với 5 m/s < n ≤ 10 m/s | giới hạn trên của yα là 12800/σHlim tương ứng với fpb = 80 µm; |
| Đối với n > 10 m/s | giới hạn trên của yα là 6400/σHlim tương ứng với fpb = 40 µm; |
b) Đối với GG và GGG (ferr):
| yα = 0,275fpb |
(76) |
Trong đó:
| Đối với n < 5 m/s | không có sự hạn chế; |
| Đối với 5 m/s < n ≤ 10 m/s | giới hạn trên của yα là 22 µm tương ứng với fpb = 80 µm; |
| Đối với n > 10 m/s | giới hạn trên của yα là 11 µm tương ứng với fpb = 40 µm; |
c) Đối với Eh, 1F, NT (nitr.). NV (nitr.) và NV (nitrocar.): cho tất cả các vận tốc nhưng với hạn chế là giới hạn trên của yα là 3 µm tương ứng với fpb = 40 µm
| yα = 0,075fpb |
(77) |
Khi các vật liệu khác nhau, nên xác định yα1 cho vật liệu của bánh răng bé và yα2 cho bánh răng lớn. Giá trị trung bình được dùng cho tính toán:
 |
(78) |
8.3.5.2 Các giá trị theo biểu đồ
Có thể xác định yα từ các Hình 17 và 18 như một hàm số của sai lệch bước cơ sở fpb và giá trị của vật liệu σHlim (về các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2).
CHÚ DẪN:
| X | Sai lệch bước cơ sở, fpb, µm | |
| Y | Lượng dư chạy rà, yα, µm | |
|
St, St (cast), V, GGG (perl.bai), GTS (perl) | vận tốc tiếp tuyến n > 10 m/s |
|
GG, GGG (ferr) | |
|
Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.), NV (nitrocar) | tất cả các vận tốc tiếp tuyến |
Biểu đồ này thu được từ Hình 10. Nếu các vật liệu của bánh răng bé và bánh răng lớn khác nhau, yα phải được xác định phù hợp với công thức (78).
Hình 17 – Xác định lượng dư chạy rà của cặp bánh răng (cũng xem Hình 18)
CHÚ DẪN:
| X | Sai lệch bước cơ sở, fpb, µm | |
| Y | Lượng dư chạy rà, yβ, µm | |
| 1 | Vận tốc theo chu vi tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia) n ≤ 5 m/s | |
| 2 | Vận tốc theo chu vi tại vòng tròn tham chiếu (vòng chia) 5 < n ≤ 10 m/s | |
|
St, St (cast), V, GGG (perl.bai), GTS (perl) | vận tốc tiếp tuyến n ≤ 10 m/s |
|
GG, GGG (ferr) | |
Biểu đồ này thu được từ Hình 11. Nếu các vật liệu của bánh răng bé và bánh răng lớn khác nhau, yα phải được xác định phù hợp với công thức (78).
Hình 18 – Xác định lượng dư chạy rà yα của cặp bánh răng (cũng xem Hình 17)
9 Thông số độ cứng vững của răng c’ và cγ
9.1 Ảnh hưởng của độ cứng vững
Thông số độ cứng vững của răng biểu thị tải trọng cần thiết trên 1 mm chiều rộng răng hướng trục dọc theo đường tác dụng13) để tạo ra, cùng với tải trọng, sự biến dạng lên tới 1 µm của một hoặc nhiều cặp răng không có sai lệch tiếp xúc với nhau. Sự biến dạng này bằng chiều dài cung vòng cơ sở, tương đương với góc quay do tải trọng tạo ra của một bánh răng trong cặp bánh răng khi bánh răng đối tiếp được giữ chặt.
Độ cứng vững đơn c‘ là độ cứng vững lớn nhất của chỉ một cặp răng của bánh răng trụ răng thẳng. Độ cứng vững này xấp xỉ bằng độ cứng vững lớn nhất của một cặp răng trong tiếp xúc đơn của cặp răng14). Đối với các bánh răng nghiêng, giá trị c’ là độ cứng vững lớn nhất theo phương pháp tuyến với đường xoắn vít của một cặp răng; c’ cần thiết cho tính toán hệ số động lực học Kv.
Độ cứng vững ăn khớp cγ là giá trị trung bình của độ cứng vững của tất cả các răng trong ăn khớp. Để xác định hệ số động lực học Kv và các hệ số tải trọng ngang KHα và KFα , tiếp tuyến của đường cong tải trọng – độ lệch ở tải trọng thích hợp được sử dụng cho đánh giá cγ (xem 9.3.2.1). Để xác định các hệ số tải trọng bề mặt KHβ và KFβ, độ dốc của một đường được vẽ trong biểu đồ tải trọng – độ lệch giữa điểm tải trọng ban đầu và điểm tải trọng thích hợp được sử dụng cho đánh giá cγ (xem 9.3.2.2).
Các ảnh hưởng chính đến độ cứng vững của răng là
a) Các dữ liệu về răng (số răng, tỉ số tiếp xúc, thay đổi chiều cao đầu răng, góc đường xoắn vít, tỉ số tiếp xúc ngang),
b) Kết cấu phôi bánh răng (chiều dày vành, chiều dày thân dạng đĩa),
c) Tải trọng riêng theo phương pháp tuyến với prôfin (sườn) răng,
d) Mối nối liên kết trục – may ơ (vành trong),
e) Độ nhám và độ gợn sóng của bề mặt răng,
f) Độ không thẳng hàng trong ăn khớp của cặp bánh răng, và
g) Môđun đàn hồi của các vật liệu.
9.2 Phương pháp xác định các thông số độ cứng vững của răng – Nguyên lý và giả thiết
Một vài phương pháp xác định các thông số độ cứng vững của răng phù hợp với các quy tắc cho trong 4.1.12 được mô tả trong 9.2.1 đến 9.2.2. Đối với phương pháp B, các giá trị độ cứng vững này áp dụng cho các bánh răng chính xác; có thể sử dụng các giá trị độ cứng vững thấp hơn cho các bánh răng có độ cứng chính xác thấp.
9.2.1 Phương pháp A – Các thông số độ cứng vững c‘A và cγ-A
Trong phương pháp này, độ cứng vững của răng được xác định bằng phân tích toàn diện tất cả các ảnh hưởng. Yêu cầu này có thể thực hiện được bằng các phép đo trực tiếp trên cặp bánh răng cần xem xét. Cũng có thể tính toán các giá trị dựa trên cơ sở lý thuyết đàn hồi hoặc xác định các giá trị bằng các phương pháp phần tử hữu hạn.
9.2.2 Phương pháp B – Các thông số độ cứng vững của răng c’B và cγ-B
Phương pháp này dựa trên các nghiên cứu về trạng thái đàn hồi của các bánh răng trụ răng thẳng dạng đĩa đặc.
Với sự trợ giúp của một phép khai triển chuỗi đã thu được một biểu thức mẫu cho các bánh răng trụ liên hợp với một prôfin thanh răng cơ sở tiêu chuẩn theo TCVN 7585 (ISO 53); Xem Chú thích trong 9.3.1.1. Quá trình này đã dựa trên tải trọng riêng được giả thiết Ft/b = 300 N/mm. Khi sử dụng phương pháp này đã thu được độ cứng vững đơn lý thuyết c’th.
Độ chênh lệch giữa các kết quả theo lý thuyết này và các kết quả của các phép đo được điều chỉnh bằng một hệ số hiệu chỉnh, CM và đoạn kéo dài để điều chỉnh cho tải trọng riêng thấp.
Các hệ số hiệu chỉnh bổ sung được xác định bằng phép đo và phương pháp lý thuyết cho phép áp dụng phương pháp này cho các bánh răng gồm có vành răng và thân dạng đĩa (hệ số Cr), tương tự như các bánh răng liên hợp với các prôfin thanh răng cơ sở khác (hệ số CB) và các bánh răng nghiêng (hệ số cos β).
Bằng cách xếp chồng độ cứng vững đơn của tất cả các cặp răng đồng thời tiếp xúc với nhau đã khai triển được một biểu thức dùng cho tính toán cγ. Độ chính xác của tính toán đã được kiểm tra xác minh bằng các kết quả đo.
9.3 Xác định các thông số độ cứng vững của răng c’ và cγ theo phương pháp B
Tùy thuộc vào các điều kiện và giả thiết mô tả trong 9.2.2, c’ và cγ như đã xác định bằng phương pháp B, nói chung, có đủ độ chính xác cho tính toán hệ số động lực học và các hệ số tải trọng bề mặt cũng như cho xác định các thay đổi về prôfin và đường xoắn vít của các bánh răng phù hợp với các điều kiện sau:
a) Các bánh răng ăn khớp ngoài;
b) Bất cứ prôfin thanh răng cơ sở nào;
c) Các bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng nghiêng có β ≤ 45o;
d) Các cặp bánh răng thép/thép;
e) Phôi bánh răng có kết cấu bất kỳ;
f) Lắp ghép trục – may ơ (vành trong) trải rộng sự truyền mômen xoắn đều xung quanh chu vi (bánh răng bé gắn liền với trục, lắp ghép có độ dôi hoặc lắp ghép tức);
g) Tải trọng riêng (FtKA)/b ≥ 100 N/mm.
CHÚ THÍCH: Số răng của các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi trong mặt cắt pháp có thể được tính toán gần đúng bằng:
 và  |
(79) |
Cũng có thể sử dụng phương pháp B một cách gần đúng hoặc với các hệ số phụ bổ sung thêm cho các bánh răng phù hợp với các điều kiện sau:
– Các bánh răng ăn khớp trong;
– Sự phối hợp của các vật liệu khác với thép/thép;
– Lắp ghép trục – may ơ khác với quy định trong f), ví dụ có chốt hoặc chêm lắp ghép;
– Tải trọng riêng (FtKA)/b <100 N/mm.
9.3.1 Độ cứng vững đơn, c’
Đối với các bánh răng có các đặc điểm như đã liệt kê trong 9.3 a) đến g), công thức sau cung cấp các giá trị trung bình có thể chấp nhận được:
| c’ = c’th CM CR CB cosβ |
(80) |
9.3.1.1 Độ cứng vững đơn lý thuyết, c’th
c’th thích hợp với các bánh răng dạng đĩa đặc và prôfin thanh răng cơ sở tiêu chuẩn quy định, c‘th, đối với bánh răng nghiêng là độ cứng vững đơn lý thuyết có liên quan đến bánh răng trụ răng thẳng quy đổi thích hợp (xem Chú thích trong 9.3 ở trên).
Có thể tính toán c’th cho các răng bánh răng có prôfin thanh răng cơ sở được quy định trong chú thích sau khi sử dụng các công thức (81) và (82).
 |
(81) |
Trong đó:
q’ Là giá trị nhỏ nhất cho độ mềm dẻo của một cặp răng (so với định nghĩa của c’ trong 9.1);
 |
(82) |
Về các hệ số C1 đến C9, xem Bảng 9.
CHÚ THÍCH: Cấp số phù hợp với 9.2.2 dùng cho các bánh răng có prôfin thanh răng cơ sở: αp = 20o, haP = mn, hfp = 1,2mn và ρtp = 0,2mn. Các công thức (81) và (82) áp dụng cho phạm vi x1 ≥ x2; -0,5 ≤ x1 + x2 ≤ 2,0. Các sai lệch giữa các giá trị thực và các giá trị tính toán trong phạm vi 100 ≤ Fbt ≤ 1600 N/mm ở giữa +5 % và -8 %.
Bảng 9 – Các hệ số cho công thức (82)
|
C1 |
C2 |
C3 |
C4 |
C5 |
C6 |
C7 |
C8 |
C9 |
|
0,04723 |
0,15551 |
0,25791 |
-0,00635 |
-0,11654 |
-0,00193 |
-0,24188 |
0,00529 |
0,00182 |
9.3.1.2 Hệ số hiệu chỉnh, CM
CM tính đến độ chênh lệch giữa các giá trị đo được và các giá trị tính toán lý thuyết cho các bánh răng dạng đĩa đặc:
| CM = 0,8 |
(83) |
9.3.1.3 Hệ số phôi bánh răng, CR
CR tính đến độ mềm dẻo của vành bánh răng và may ơ bánh răng. Các công thức sau cung cấp các giá trị trung bình của CR thích hợp cho sử dụng khi thân của bánh răng đối tiếp có độ cứng vững tương tự hoặc cứng vững hơn.
Đối với các bánh răng dạng đĩa đặc:
| CR = 1,0 |
(84) |
CHÚ THÍCH: Việc chấp nhận các giá trị trung bình này cho phép xem xét đến các độ không ổn định khác. Như vậy, ví dụ như độ cứng vững của răng một bánh răng có kết cấu may ơ là không đổi trên chiều rộng răng.
a) Xác định bằng tính toán: CR có thể được tính toán theo công thức (85). Công thức này phù hợp với các đường cong trên Hình 16, trong phạm vi -1 % đến +7 %.
 |
(85) |
Các điều kiện biên:
Khi bs/b < 0,1 thay bs/b = 0,2
Khi bs/b > 1,2 thay bs/b = 1,2
Khi sR/mn < 1 thay sR/mn = 1
b) Các giá trị theo biểu đồ: có thể xác định CR từ Hình 19 như là một hàm số của chiều dày vành răng sR và chiều dày ở giữa may ơ bs.
9.3.1.4 Hệ số thanh răng cơ sở, CB
CB tính đến các sai lệch của prôfin thanh răng cơ sở thực tế của bánh răng, từ prôfin thanh răng cơ sở tiêu chuẩn (xem TCVN 7585 (ISO 53)).
| CB = [1,0 + 0,5 (1,2 – hfP/mn)][1,0–0,02 (20o-αPn)] |
(86) |
Khi chiều cao chân răng của thanh răng cơ sở bánh răng bé khác chiều cao chân răng của bánh răng lớn thì sử dụng giá trị trung bình cộng CB1 cho một cặp bánh răng liên hợp với thanh răng cơ sở của bánh răng bé và CB2 cho một cặp bánh răng liên hợp với thanh răng cơ sở của bánh răng lớn:
| CB = 0,5 (CB1 + CB2) |
(87) |
9.3.1.5 Thông tin bổ sung
Thông tin bổ sung sau cũng có liên quan:
a) Ăn khớp răng nghiêng
Độ cứng vững đơn lý thuyết của các răng của các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi của một cặp bánh răng nghiêng được biến đổi bởi số hạng cosβ trong công thức (80) từ độ cứng vững đơn lý thuyết pháp tuyến thành độ cứng vững đơn lý thuyết ngang c‘th của các răng bánh răng nghiêng.
b) Ăn khớp răng trong
Cũng có thể xác định các giá trị thích hợp của độ cứng vững đơn lý thuyết của các răng bánh răng ăn khớp trong từ các công thức (81) và (82) bằng cách thay thế tính vô hạn bằng zn2.
c) Sự phối hợp của vật liệu
Đối với các phối hợp vật liệu khác với thép với thép, có thể xác định c’ từ công thức sau:
 |
(88) |
Trong đó
 |
(89) |
(E/ESt) bằng 0,74 đối với thép/gang xám và bằng 0,59 gang xám/gang xám.
d) Lắp ghép trục và bánh răng
Nếu bánh răng bé hoặc bánh răng lớn hoặc cả hai được lắp trên trục với lắp ghép then thì độ cứng vững đơn trong điều kiện tải trọng không đổi, thay đổi giữa các giá trị lớn nhất và nhỏ nhất hai lần trên một vòng quay.
Giá trị nhỏ nhất xấp xỉ bằng độ cứng vững đơn với lắp ghép có độ dôi hoặc lắp ghép then.
Khi một bánh răng của một cặp bánh răng được lắp ép trên trục bằng then lắp, và bánh răng đối tiếp được lắp trên trục của nó bằng lắp ghép có độ dôi hoặc lắp ghép then, giá trị trung bình của độ cứng vững đơn lớn hơn khoảng 5 % so với giá trị nhỏ nhất. Khi cả hai bánh răng trong một cặp bánh răng được lắp khít trên các trục với các lắp ghép tức thì độ cứng vững đơn trung bình lớn hơn khoảng 10 % so với giá trị nhỏ nhất.
e) Tải trọng riêng (FtKA/b) < 100 N/mm
Ở tải trọng riêng thấp, độ cứng vững đơn giảm đi cùng với giảm tải trọng 15). Bằng phép tính gần đúng khi (FtKA)/b < 100 N/mm:
 |
(90) |
9.3.2 Độ cứng vững ăn khớp, cγ
9.3.2.1 Độ cứng vững ăn khớp cγα
cγα được sử dụng cho tính toán hệ số động lực trong Kv, xem Điều 6, và các hệ số tải trọng ngang KHα và KFα, xem Điều 8.
Theo các phương pháp được trích dẫn trong 9.2.2 đối với các bánh răng thẳng có εα ≥ 1,2 và các bánh răng nghiêng có β ≤ 30o, độ cứng vững ăn khớp:
| cγα = c'(0,75εα + 0,25) |
(91) |
Với c’ theo công thức (80). Giá trị cγα có thể nhỏ hơn các giá trị từ công thức (91) tới 10 % khi đối với các bánh răng trụ răng thẳng εα < 1,2.
9.3.2.2 Độ cứng vững ăn khớp, cγβ
cγβ được sử dụng cho tính toán các hệ số tải trọng bề mặt KHβ và KFβ, xem Điều 7.
Sử dụng giá trị sau cho cγβ:
| cγβ = 0,85cγα |
(92) |
Với cγα theo công thức (91).
Hình 19 – Hệ số phôi bánh răng CR – Các giá trị trung bình cho các bánh răng đối tiếp có kết cấu phôi bánh răng với độ cứng vững tương tự hoặc cứng vững hơn
Phụ lục A
(Quy định)
Phương pháp bổ sung cho xác định fsh và fma
A.1 Xác định fsh từ vết tiếp xúc
Khi truyền động đã được lắp ráp, có thể tính toán độ không thẳng hàng tương đương fsh cho các bánh răng có hoặc không có thay đổi đường xoắn vít từ chiều rộng của vết tiếp xúc khi không có tải và có tải riêng phần. Phải có thiết bị thích hợp cho tác dụng tải trọng riêng phần.
Vì độ cứng vững ăn khớp giảm một cách đột ngột ở tải trọng riêng thấp, tải trọng riêng tại tải trọng riêng phần tối thiểu nên là 100 N/mm.
Phải chú ý bảo đảm cho bánh răng bé và các ngõng trục bánh răng lớn ở các tư thế làm việc của chúng trong quá trình triển khai vết tiếp xúc (các khe hở ổ trục thích hợp).
Quy trình được thực hiện như sau:
a) Xác định độ không thẳng hàng ăn khớp fma phù hợp với 7.5.3.1.
b) Đo chiều dài vết tiếp xúc bcal T dưới tác dụng của tải trọng riêng phần FmT và tính toán bcal T/b.
Cần phải lựa chọn tải trọng riêng phần sao cho kích thước vết tiếp xúc bcal nhỏ hơn chiều rộng răng (bcal T/b < 1): tuy nhiên, tải trọng nhỏ nhất không nên nhỏ hơn 10 % tải trọng toàn phần. Chiều dài lớn nhất của vết tiếp xúc không nên vượt quá 85 % chiều rộng răng (bcal/b < 0,85) để bảo đảm cho chiều rộng vết tiếp xúc nhỏ hơn chiều rộng răng (loại phân bố tải trọng đối với bcal = b không được quy định rõ ràng, xem các Hình 7 và 8).
c) Xác định độ không thẳng hàng tương đương FβxT dưới tác dụng của tải trọng riêng phần (về độ cứng vững của răng cγβ, xem Điều 9):
 |
(A.1) |
d) Tính toán fshT dưới tác dụng của tải trọng riêng phần:
| fshT = |FβxT – fma| |
(A.2) |
e) Tính toán fsh dưới tác dụng của tải trọng toàn phần (ngoại suy tuyến tính):
 |
(A.3) |
CHÚ THÍCH: Tùy theo thiết kế, độ chính xác của phương pháp có thể bị suy giảm đi một cách nghiêm trọng khi các thành phần phi tuyến của độ lệch được tạo ra ở các tải trọng riêng phần lớn hơn.
A.2 Xác định fma
A.2.1 Xác định fma trên cơ sở vết tiếp xúc không tải
Trong các điều kiện lý tưởng, có thể thu được fma từ
 |
(A.4) |
Trong đó bc0 là chiều dài ở tải trọng thấp của vết tiếp xúc của các bánh răng là lắp ráp và sc là chiều dày lớp phủ của hợp chất ghi nhãn (xem Hình A.1)16). Nếu các bánh răng có độ vồng hoặc cạnh vát ở đầu mút, cần có sự phân tích chính xác.
Hình A.1 – Chiều dài vết tiếp xúc bc0 và chiều rộng răng b
Chiều dày lớp phủ của các hợp chất ghi nhãn thông thường ở trong phạm vi 2 µm đến 20 µm: có thể sử dụng 6 µm là giá trị trung bình phù hợp với quy trình kỹ thuật gia công có chất lượng tốt.
Nếu chiều dài nhỏ nhất của vết tiếp xúc được công bố trên bản vẽ thì kích thước này sẽ thuận tiện cho xác định độ không thẳng hàng trong ăn khớp lớn nhất cho phép
 |
(A.5) |
Giá trị trung bình thích hợp cho sử dụng trong các tính toán thiết kế sơ bộ là
 |
(A.6) |
Sau khi lắp ráp lần cuối trong hộp bánh răng, có thể xác định các giá trị lớn nhất và nhỏ nhất của độ không thẳng hàng ăn khớp fma max và fma min từ các chiều dài lớn nhất và nhỏ nhất của vết tiếp xúc.
Các giá trị này có thể dùng để tính toán lại khả năng tải sơ bộ danh nghĩa:
| fma = 0,5 (fma max + fma min) |
(A.7) |
 |
(A.8) |
 |
(A.9) |
Các vết tiếp xúc phải được tạo ra với bánh răng bé và các ngõng trục bánh răng lớn ở tư thế làm việc của chúng.
A.2.2 Xác định fma từ chiều dài vết tiếp xúc dưới tác dụng của tải trọng riêng phần và các biến dạng được xác định bằng lý thuyết
Các điều kiện sau đây cần thiết cho ứng dụng:
Các độ lệch đàn hồi của bánh răng bé, bánh răng lớn, các trục, các bánh răng và ổ trục fsh, fsh2, fca và fbe (xem 7.5.2.3) được xác định khi sử dụng phương pháp tính toán chính xác. Theo thường lệ, phương pháp C không đủ chính xác cho tính toán các độ lệch này. Như đã hướng dẫn, các độ lệch riêng phải được xem xét một cách cẩn thận.
Đo chiều dài vết tiếp xúc bcalT ở tải trọng riêng phần FmT (xem A.1) và xác định độ không thẳng hàng tương đương FβxT ở tải trọng riêng phần theo công thức (A.10):
|
(A.10) |
Khi tính toán độ không thẳng hàng tương đương cần có sự phân biệt giữa hai trường hợp
Trường hợp 1: Các độ lệch đàn hồi làm tăng độ không thẳng hàng ăn khớp (ví dụ, xem Hình 12):
| fma = FβxT – |(fsh + fsh2 + fca + fbe)T| |
(A.11) |
Trường hợp 2: Các độ lệch đàn hồi có xu hướng bù trừ cho độ không thẳng hàng ăn khớp (ví dụ, xem Hình 12):
| fma = FβxT + |(fsh + fsh2 + fca + fbe)T| |
(A.12) |
Khi các bánh răng có độ vồng hoặc cạnh vát ở đầu mút răng, cần có sự phân tích chính xác.
Khi chiều dài của vết tiếp xúc thay đổi xung quanh chu vi, fma max phải thu được từ chiều dài lớn nhất và sau đó phải thu được fma từ công thức (A.7).
Phụ lục B
(Tham khảo)
Giá trị hướng dẫn về độ vồng và cạnh vát đầu mút răng của các bánh răng trụ
B.1 Hướng dẫn chung
Độ vồng và cạnh vát đầu mút răng được thiết kế tốt sẽ ảnh hưởng có lợi cho sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng của một bánh răng (xem Điều 7). Các chi tiết cho thiết kế nên dựa trên sự đánh giá cẩn thận các biến dạng và sai lệch trong chế tạo của truyền động bánh răng được xem xét. Nếu các biến dạng là đáng kể thì thay đổi góc của đường xoắn vít có thể được chồng lên trên bởi độ vồng hoặc cạnh vát đầu mút răng, nhưng thay đổi hợp lý đường xoắn vít cần được ưu tiên.
B.2 Độ vồng Cβ
Quy tắc không bắt buộc sau được rút ra từ kinh nghiệm: có thể xác định kich thước độ vồng cần thiết để đạt được sự phân bố tải trọng chấp nhận được như sau:
Tùy theo các giới hạn 10 µm ≤ Cβ ≤ 40 µm cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm, và nếu giá trị bcal/b có thể lớn hơn 1 thì các bánh răng không có độ vồng, Cβ = 0,5 Fβx cv (xem Hình 8).
Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu, Fβxcv, nên được tính toán mặc dù các bánh răng không có độ vồng, khi sử dụng thế hệ đã thay đổi của công thức (52) trong đó 1,0fsh được thay cho 1,33fsh – xem công thức (B.1).
Hơn nữa, phải xác định fsh mặc dù các bánh răng không có độ vồng phù hợp với 7.5.2.4.
Hình B.1 – Kích thước độ vồng Cβ(b) và chiều rộng b(b) (xem 7.5.2.4)
Để tránh quá tải của các đầu mút răng, thay vì thu được fma từ 7.5.3, giá trị phải được tính toán như sau:
| fma c = 1,5fHβ |
(B.1) |
Như vậy kích thước độ vồng:
| Cβ = 0,5fsh + 1,5fHβ |
(B.2) |
Khi các bánh răng có kết cấu cứng vững, trong thực tế có thể bỏ qua fsh, hoặc khi các đường xoắn vít đã được thay đổi để bù trừ cho biến dạng ở giữa chiều rộng răng, có thể thay thế giá trị sau:
| Cβ = fHβ |
(B.3) |
Tùy theo sự hạn chế 10 µm ≤ Cβ ≤ 25 µm cộng với dung sai chế tạo khoảng 5 µm, 60 % đến 70 % các giá trị trên là thích hợp cho các bánh răng có vận tốc cao và cực kỳ chính xác.
B.3 Kích thước CI(II) và chiều rộng bI(II) của cạnh vát đầu mút răng
Phương pháp B.3.1
Phương pháp này dựa trên một giá trị được giả thiết cho độ không thẳng hàng tương đương của cặp bánh răng không có cạnh vát đầu mút răng và dựa trên các khuyến nghị về độ bồng của bánh răng. Kích thước và chiều rộng của cạnh vát đầu mút răng sau là không bắt buộc.
a) Kích thước của cạnh vát đầu mút răng
Đối với các bánh răng được tôi thể tích, CI(II) – Fβx cv cộng với dung sai chế tạo từ 5 µm đến 10 µm.
Như vậy, tương tự với Fβx cv trong B.1, CI(II) nên được xác định gần đúng như sau:
| CI(II) = fsh + 1,5fHβ |
(B.4) |
Đối với các bánh răng được tôi bề mặt và thấm nitơ: CI(II) = 0,5Fβx cv cộng với dung sai chế tạo từ 5 µm đến 10 µm.
Hình B.2 – Kích thước CI(II)(b) và chiều rộng b(b) của cạnh vát đầu mút răng (xem 7.5.2.4)
Như vậy, tương tự với Fβx cv trong A.1, CI(II) nên được xác định gần đúng như sau:
| CI(II) = 0,5 (fsh + 1,5fHβ) |
(B.5) |
Khi các bánh răng có kết cấu cứng vững để trong thực tế có thể bỏ qua fsh hoặc khi các đường xoắn vít đã được thay đổi để bù trừ cho biến dạng, cần tiến hành phù hợp với công thức (B.2).
60 % đến 70 % các giá trị trên thích hợp cho các bánh răng có độ tin cậy và chính xác cao với các vận tốc tiếp tuyến cao.
b) Chiều rộng của cạnh vát đầu mút răng
Đối với tải trọng gần như không đổi và các vận tốc tiếp tuyến cao, bI(II) nhỏ hơn các giá trị (0,1 b) hoặc (1,0 m).
Công thức sau thích hợp cho tải trọng thay đổi, các vận tốc thấp và trung bình:
| bred = (0,5 đến 0,7)b |
(B.6) |
Phương pháp B.3.2
Phương pháp này dựa trên độ lệch của các cặp bánh răng khi giả thiết sự phân bố tải trọng đồng đều trên chiều rộng răng:
| δdth = Fm/(bcγβ), trong đó Fm = FtKAKV |
(B.7) |
Đối với các bánh răng có độ tin cậy và chính xác cao với các vận tốc tiếp tuyến cao, các công thức sau là thích hợp
| CI(II) = (2 đến 3)δbth |
(B.8) |
| bred = (0,8 đến 0,9)b |
(B.9) |
Đối với các bánh răng tương tự có độ chính xác thấp hơn:
| CI(II) = (3 đến 4)δbth |
(B.10) |
| bred = (0,7 đến 0,8)b |
(B.11) |
Phụ lục C
(Tham khảo)
Giá trị hướng dẫn cho KHβ-C đối với các răng có độ vồng của các bánh răng trụ
C.1 Quy định chung
Mục đích của phụ lục này là cho phép phân tích điều kiện tổng quát hơn (không tối ưu) về độ rỗng.
C.2 KHβ-C cho các bánh răng có độ vồng
Điều 7 bao hàm tính toán KHβ cho các bánh răng có độ vồng khi chiều cao độ vồng Cβ là một trong hai giá trị chính xác. Phụ lục này bao hàm điều kiện tổng quát hơn về độ vồng.
C.2.1 Chiều cao không thứ nguyên của độ vồng, 
Chiều cao này được tính toán như sau:
 |
(C.1) |
C.2.2 Độ không thẳng hàng không thứ nguyên của ăn khớp răng, 
Độ không thẳng hàng này được tính toán như sau:
 |
(C.2) |
Trong đó:
B3 Bằng 0,1 nếu sự thay đổi đường xoắn vít được tính toán cẩn thận để xứng hợp với mômen xoắn đã phân tích được áp dụng,
B3 Nếu không, bằng 1,0.
C.2.3 Các giá trị theo biểu đồ
Có thể xác định giá trị KHβ từ Hình C.1.
CHÚ DẪN:
X Chiều cao độ vồng,
Y Hệ số tải trọng bề mặt, KHβ
Hình C.1 – Hệ số tải trọng bề mặt KHβ cho các bánh răng có độ vồng
C.2.4 Xác định bằng tính toán
Nếu = 0 thì:
nếu < 2 thì  |
(C.3) |
nếu ≥ 2 thì 
Nếu > 1,5 và 
, thì
 |
(C.4) |
Nếu 
và 
thì:
 |
(C.5) |
Nếu không áp dụng công thức trên, và thì sử dụng phép tính lặp như sau:
Đặt q = 1,0 là giá trị giới hạt (hạt giống)
 |
(C.6) |
 |
(C.7) |
 |
(C.8) |
 |
(C.9) |
 |
(C.10) |
Tiếp tục tới khi A gần tới vô cực, thì KHβ = q.
Nếu không áp dụng phép tính trên thì thu được giá trị trên bằng nội suy tuyến tính.
Phụ lục D
(Tham khảo)
Nguồn gốc và chú giải
D.1 Tổng quan
Chú giải trong phụ lục này được dự định sử dụng để hỗ trợ cho hiểu biết của người sử dụng đối với các công thức đã cho trong tiêu chuẩn này.
D.2 Nguồn gốc của KHβ từ các độ lệch xoắn và uốn của bánh răng bé
Hình D.1 chỉ ra sự biến dạng của một bánh răng bé do uốn và xoắn khi tải trọng được phân bố đều
Dưới dây là công thức của độ lệch xoắn chịu ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng đều:
 |
(D.1) |
Giá trị lớn nhất của ft xảy ra tại ξ = 1 và là
 |
(D.2) |
Giá trị trung bình
 |
(D.3) |
Dưới dây là công thức của độ lệch uốn, khi tải trọng được phân bố đều ngang qua chiều rộng răng:
 |
(D.4) |
Giá trị lớn nhất của fb xảy ra tại ξ = 1/2 và là
 |
(D.5) |
Giá trị trung bình
 |
(D.6) |
CHÚ DẪN:
ftm Giá trị trung bình của độ lệch xoắn
fbm Giá trị trung bình của độ lệch uốn
ftmax Độ lệch xoắn lớn nhất của bánh răng bé
fbmax Độ lệch uốn lớn nhất của bánh răng bé
a Fm/b chịu ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng đều
b Chỉ riêng thành phần uốn
c Chỉ riêng thành phần xoắn
d Giá trị trung bình của độ lệch của răng
e Thành phần xoắn và uốn
Hình D.1 – Độ lệch của trục bánh răng bé và của các răng bánh răng bé
Từ công thức tuân theo phép tính gần đúng:
 |
(D.7) |
Thành phần biến dạng tổng của độ không thẳng hàng tương đương là tổng của các giá trị trung bình của các độ lệch xoắn và uốn.
 |
(D.8) |
Để thu được thành phần biến dạng Fβy kể cả một lượng tỷ lệ của lượng dư chạy rà, cần phải nhân thành phần biến dạng của độ không thẳng hàng tương đương với hệ số cβ.
Hệ số tải trọng bề mặt KHβ như đã quy định trong 7.3.1:
 |
(D.9) |
Nếu các độ lệch đã tính toán ở trên được đưa vào công thức (C.9) thì có thể thu được KHβ theo công thức sau:
 |
|
 |
(D.10) |
 |
|
D.3 Chú giải cho các công thức (52) và (53)
Hệ số 1,33 trong các công thức (52), (53) và (54) hiệu chỉnh sai số phát sinh từ giả thiết rằng biến dạng đàn hồi fsh là tuyến tính. Khi sử dụng tính toán biến dạng tuyến tính theo công thức với 1,33fsh, giá trị tương tự của KHβ được tính toán như đối với biến dạng thực parabôn và 1,0fsh (xem Hình D.2).
Các điều kiện sau áp dụng cho công thức (53):
Khi thu được các mô hình hiệu chỉnh thích hợp cả về kích thước và vị trí thì áp dụng một hoặc nhiều điều kiện sau:
a) Các bộ phận đã được chế tạo và lắp ráp đúng phù hợp với đặc tính thiết kế thích hợp;
b) Các sai lệch chế tạo của các bộ phận đã lắp ráp loại bỏ nhau một phần và các sai lệch có thể nhỏ hơn các giá trị cho phép theo ISO 1328-1;
c) Thành phần chế tạo fma và thành phần biến dạng fsb của độ thẳng hàng ăn khớp bù trừ lẫn nhau.
|
|
|
|
a) Xuất hiện độ lệch thực |
b) Độ lệch giả thiết |
Trong đó f(f = w/cγ) là độ lệch của răng.
a Độ lệch parabon
b Độ lệch tuyến tính
Hình D.2 – Độ lệch đàn hồi của bánh răng bé fsh (nguyên lý) – So sánh giữa cấp số thực và cấp số được giả thiết
Phụ lục E
(Tham khảo)
Xác định bằng phân tích sự phân bố tải trọng
E.1 Quy định chung
Trong phụ lục này mô tả phương pháp đánh giá sự phân bố tải trọng ngang qua các răng của các bánh răng có trục song song. Phương pháp này bao hàm các độ lệch quan trọng nhất như độ lệch uốn và xoăn của trục và độ lệch của răng. Các độ lệch khác có thể được tính đến bằng phương pháp tương tự. Hình E1 giới thiệu ví dụ giải thích về xác định các độ lệch.
+BT Đường trục dọc theo mặt phẳng tiếp tuyến của ăn khớp được xem xét
+BTN Đường trục dọc theo mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở của ăn khớp được xem xét
Hình E.1 – Ví dụ về bố trí tổng quát các bánh răng trong hộp (hệ tọa độ tiếp tuyến cơ sở)
E.2 Độ lệch uốn của trục
Các bánh răng truyền công suất sẽ chịu tác dụng của các tải trọng và mômen đặt trên các trục của chúng, các tải trọng và mômen này sẽ gây ra các độ lệch đàn hồi. Các độ lệch này có thể ảnh hưởng đến độ thẳng hàng của các răng bánh răng và do đó ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng ngang qua chiều rộng răng của bánh răng.
Phương pháp tích hợp chương trình máy tính đơn giản hóa dùng cho tính toán độ lệch uốn (độ võng) của một trục bậc chịu tác dụng của các tải trọng hướng tâm và có hai gối đỡ ổ trục được trình bày như dưới đây. Các quy tắc cho tính toán độ võng khi tính toán hệ số phân bố tải trọng cũng được thể hiện.
E.2.1 Trình tự các bước tính toán đơn giản hóa về uốn
Như đã giải thích trong Điều 7, khi tính toán độ võng của trục, diện tích răng của bánh răng được phân ra thành 10 đoạn riêng biệt chịu tác dụng của tải trọng. Tuy nhiên để đơn giản hóa cho giải thích phương pháp tính toán độ võng, mô hình và sự giải thích sau sẽ là một trục bậc có hai gối đỡ, ba mức thay đổi đường kính và hai tải trọng điểm như đã chỉ ra trên Hình E.2 và Bảng E.1.
Hình E.2 – Ví dụ về trục
Bảng E.1 – Các dữ liệu tính toán và kết quả
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
|
|
Số vị trí từ bên trái |
Đường kính ngoài cùng của trục |
Đường kính bên trong của trục |
Lực hoặc phản lực |
Lực cắt ở vị trí trước |
Khoảng cách giữa các vị trí |
Mômen uốn |
Mômen quán tính |
El, EIu, Ell |
|
|
i |
dsh |
din |
F hoặc R |
V |
x |
M |
I |
El/103 |
|
|
– |
mm |
mm |
N |
N |
mm |
N.mm |
mm4 |
N.mm2 |
|
|
1 |
35 |
0 |
6 180 |
0 |
– |
0 |
73 662 |
15 174 322 |
|
|
2 |
35 50 |
0 |
0 |
6 180 |
22 |
135 960 |
73 662 306 796 |
15 174 322 63 200 008 |
|
|
3 |
50 |
0 |
-13 500 |
6 180 |
28 |
309 000 |
306 796 |
63 200 008 |
|
|
4 |
50 44 |
0 |
0 |
-7 320 |
28 |
104 040 |
306 796 183 984 |
63 200 008 37 900 752 |
|
|
5 |
44 |
0 |
9 000 |
-7 320 |
25 |
-78 960 |
183 984 |
37 900 752 |
|
|
6 |
44 38 |
0 |
0 |
1 680 |
25 |
-36 960 |
183 984 102 354 |
37 900 752 21 084 898 |
|
|
7 |
38 |
0 |
-1 680 |
1 680 |
22 |
0 |
102 354 |
21 084 898 |
|
|
i |
El/103 |
MEI |
AMEI |
SL |
ASL |
DI |
ICS |
y |
|
|
– |
N.mm2 |
µm–1 |
µm–1 |
µrad |
µrad |
µm |
µm |
µm |
|
|
1 |
15 174 322 |
0 |
0,004 48 |
0 |
0,492 79 |
1,084 14 |
-4,659 02 |
0 |
|
|
2 |
15 174 322 |
0,008 96 |
0,098 56 |
-3,574 9 |
|||||
|
63 200 008 |
0,002 151 |
0,003 52 |
0,147 84 |
4,139 58 |
-5,929 66 |
||||
|
3 |
63 200 008 |
0,004 889 |
0,197 13 |
-5,365 |
|||||
|
0,003 27 |
0,242 87 |
6,800 47 |
-5,929 66 |
||||||
|
4 |
63 200 008 |
0,001 646 |
0,288 62 |
-4,494 2 |
|||||
|
37 900 752 |
0,002 745 |
0,000 33 |
0,292 76 |
7,318 94 |
-5,294 34 |
||||
|
5 |
37 900 752 |
-0,002 083 |
0,296 89 |
-2,469 6 |
|||||
|
-0,001 53 |
0,277 78 |
6,944 44 |
-5,294 34 |
||||||
|
6 |
37 900 752 |
-0,000 975 |
0,258 66 |
-0,819 4 |
|||||
|
21 084 898 |
-0,001 753 |
-0,000 88 |
0,249 02 |
5,478 46 |
-4,659 02 |
||||
|
7 |
21 084 898 |
0,0 |
0,239 38 |
0 |
|||||
|
|
Sy = 31,766 IC =-0,211 8 |
||||||||
Toàn bộ mô hình sẽ từ gối đỡ bên trái di chuyển về phía gối đỡ bên phải. Độ võng tại gối đỡ bằng không (zero). Sử dụng các tải trọng của ăn khớp răng và bất cứ các tải trọng bên ngoài nào khác để thu được biểu đồ tải trọng do khối lượng tự do. Trong biểu đồ tải trọng đã quy định các tải trọng Fi và các khoảng cách Xfi từ gối đỡ bên trái tới vị trí tải trọng.
Khi sử dụng các phân tích tải trọng tĩnh tiêu chuẩn, tính toán, phản lực RR ở gối đỡ phía bên phải bằng cách tính tổng số các mômen đối với gối đỡ bên trái:
 |
(E.1) |
Trong đó:
F Là tải trọng tác dụng, tính bằng Newton (N);
LS Là khoảng cách giữa hai gối đỡ, tính bằng milimét (mm);
Xfi Là khoảng cách từ gối đỡ bên trái tới vị trí của tải trọng, Fi, tính bằng milimét (mm)
| Xfi = xi + Xf(i1)… i = 1, 2, 3… n |
(E.2) |
Sau đó tính toán phản lực ở bên trái khi sử dụng tổng số của toàn bộ các tải trọng:
| RL = ΣFi – RR |
(E.3) |
Có thể bình luận rằng quy ước về dấu được duy trì trong quá trình tính toán với các công thức trước đây. Công thức cơ bản cho các độ võng nhỏ của một trục bậc là:
 |
(E.4) |
Trong đó:
x Là khoảng cách giữa các vị trí, tính bằng milimét (mm);
M Là mômen uốn, tính bằng Newton met (N.m);
I Là mômen quán tính, tính bằng milimét lũy thừa bốn (mm4);
E Là mô đun đàn hồi, tính bằng Newton trên milimét vuông (N/mm2);
Y Là độ võng, tính bằng micrômet (µm).
Tích phân hai lớp công thức (E.4) sẽ cho độ võng. Quy trình từng bước sau áp dụng cho trục bậc như đã chỉ ra trên Hình E.2 sẽ minh họa quy trình đánh giá độ võng của trục. Sự lập thành bảng như đã chỉ ra trong Bảng E1 thích hợp với quá trình này.
Bước 1: Phân chia trục thành các đoạn có các khoảng cách bắt đầu tại mỗi lực và tại mỗi thay đổi của tiết diện (xem Hình E.2).
Bước 2: Gán cho các mặt mút của các đoạn với các số vị trí bắt đầu tại gối đỡ bên trái có vị trí I = 1 và kết thúc tại gối đỡ bên phải có vị trí i = n.
Bước 3: Lập danh sách các số vị trí i trên các hàng xen kẽ trong cột 1 của tờ biểu đồ tính toán (xem Bảng E.1).
Bước 4: Lập danh sách các lực do khối lượng tự do trong cột 4 trên cùng các hàng như các số vị trí tại đó xuất hiện các lực. Nên chú ý ấn định các dấu chính xác cho các lực (các lực hướng lên trên được xem là có dấu dương trong ví dụ này).
Bước 5: Tính toán lực cắt, Vi tại mỗi vị trí bằng cách tính tổng số của các giá trị trong cột 4. Lập thành bảng cho mỗi giá trị lực cắt trong cột 5, một vị trí dưới vị trí được tính toán. Giá trị cuối cùng của lực cắt nên có trị số bằng lực cuối cùng được liệt kê trong cột 4 nhưng có dấu ngược lại.
| Vi+1 = Vi + Fi… i = 1, 2, 3…, n – 1 |
(E.5) |
Trong đó:
V Là lực cắt, tính bằng Newton (N);
i Là số vị trí;
n Là số vị trí tại gối đỡ bên phải.
Bước 6: Trong cột 6, trên cùng một hàng như số vị trí, liệt kê khoảng cách đến vị trí trước.
Bước 7: Tính toán mômen uốn Mi tại mỗi vị trí và liệt kê giá trị trong cột 7. Giá trị tại vị trí thứ nhất bằng không (zero). Các giá trị tại các vị trí tiếp theo thu được bằng cách tính tổng số các tích số của lực cắt Vi (cột 5) và khoảng cách giữa các vị trí xi (cột 6). Mômen tại vị trí thứ nhất và cuối cùng, i = 1 và i = n nên bằng không (zero) (nghĩa là M1 = 0,0 và Mn = 0,0).
| Mi+1 = Mi + (Vi+1)(xi+1)… i = 1, 2, 3…, n |
(E.6) |
Bước 8: Tính toán mômen quán tính, Ii ở trạng thái uốn cho mỗi khoảng cách và đường kính. Đặt giá trị của I trong cột 8.
 …. i= 1, 2, 3,…., n |
(E.7) |
Trong đó:
dsh Là đường kính ngoài cùng của trục – khi uốn, tính bằng milimét (mm);
din Là đường kính bên trong của trục – khi uốn, tính bằng milimét (mm).
Bước 9: Nhân mỗi giá trị Ii với môđun đàn hồi E và đưa giá trị EIi vào cột 9 trên cùng các hàng như các giá trị Ii tương ứng. Khi chia các giá trị EIi cho 103 trước khi lập thành bảng cho các giá trị này trong cột 9 sẽ dẫn tới các đơn vị µm cho các giá trị đã lập thành bảng.
| EIi = (E)(Ii)… i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.8) |
Bước 10: Chia mỗi giá trị mômen uốn Mi trong cột 7 có giá trị EIi trong cột 9. Liệt kê các giá trị này, MEIui và MEIli trong cột 10
 …. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.9) |
 …. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.10) |
Bước 11: Nhận được các giá trị trung bình của MEI là AMEIi cho mỗi khoảng cách bằng cách tính trung bình các giá trị trên các hàng trên đó đã liệt kê vị trí và hàng theo sau. Liệt kê các giá trị trung bình trên các hàng giữa các vị trí trong cột 11.
 …. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.11) |
Bước 12: Tính toán giá trị độ đốc, SLi trong cột 12 bắt đầu với số không (zero) ở vị trí 1 (nghĩa là SL1 = 0). Các giá trị tiếp sau thu được bằng tính tổng số các tích số của AMEI; từ cột 11 và giá trị xi trên hàng thấp hơn tiếp sau của cột 6. Các giá trị này được liệt kê trên cùng các hàng như đối với các vị trí:
| SLi + 1 = SLi + (AMEIi)(xi+1)… i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.12) |
Bước 13: Tính toán giá trị trung bình của các giá trị độ đốc trong cột 12 tại điểm bắt đầu và kết thúc của mỗi khoảng cách. Các giá trị này, ASLi được liệt kê trên các hàng giữa các vị trí trong cột 13.
 …. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.13) |
Bước 14: Nhận được các giá trị gia tăng của độ võng, Dli trong cột 14 bằng cách nhân giá trị trung bình của độ dốc trong cột 13 với giá trị xi từ hàng thấp hơn tiếp sau trong cột 6.
| Dli = (ASLi)(xi + 1)…. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.14) |
Bước 15: Đánh giá hằng số tích phân, hằng số này phụ thuộc vào kiểu trục. Đối với các trục được đỡ một cách đơn giản, không có tải trọng ở bên ngoài các gối đỡ như đã chỉ ra trên Hình E.2, hằng số tích phân thu được bằng cách tính tổng số của các giá trị gia tăng độ võng trong cột 14 để thu được Sy. Dấu của Sy được thay đổi và tổng số được chia cho khoảng cách giữa các phản lực Ls để thu được hằng số tích phân trên milimét chiều dài.
 |
(E.15) |
 |
(E.16) |
 |
(E.17) |
Các kết cấu khác của trục sẽ làm thay đổi hằng số tích phân.
Bước 16: Tính toán hằng số tích phân cho mỗi tiết diện ICSi. Nhân hằng số tích phân IC tính toán được trong bước 15 với giá trị xi trên hàng thấp hơn tiếp sau từ cột 6 để thu được hằng số cho mỗi tiết diện. Liệt kê các giá trị này trong cột 15 trên cùng một hàng như đối với độ dốc trung bình và các độ tăng của độ võng.
| ICSi = (IC)(xi+1)……. i = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.18) |
Bước 17: Cột 16 là độ võng tính toán. Đặt số không (zero) ở vị trí gối đỡ bên trái, nghĩa là y1 = 0,0, vì các vị trí gối đỡ phải có độ võng bằng không. Đối với tất cả các vị trí khác, các giá trị độ võng thu được bằng cách tính tổng số đồng thời của các giá trị gia tăng độ võng và các giá trị hằng số tích phân từ các cột 14 và 15. Các giá trị độ võng này được đưa vào trên cùng một hàng như đối với vị trí. Bằng phép kiểm tra toán học khi tính tổng số các giá trị yi, giá trị tính toán ở vị trí gối đỡ bên phải, yn sẽ rất gần với số không (zero).
| yi+1 = yi + DIi + ICSi …. I = 1, 2, 3,…., n–1 |
(E.19) |
E.2.2 Các giả thiết
Khi sử dụng chương trình máy tính cho độ võng của trục đã giải thích trong E.2.1, để tính toán sự phân bố tải trọng cần áp dụng các giả thiết sau:
– Đây là sự phân tích độ võng theo hai chiều.
– Các độ võng do lực cắt không được bao gồm trong tính toán.
– Chiều dài giữa bất cứ hai vị trí nào là chiều dài tới hạn đối với độ chính xác của tính toán này. Các quy tắc cho chiều dài vị trí là: không dài hơn 1/2 đường kính của vị trí; không dài hơn 3 lần đoạn ngắn nhất của phần không có răng bánh răng của trục; không dài hơn 30 mm.
Khi có nghi ngờ về số các vị trí, nếu bổ sung thêm nữa không làm thay đổi đáng kể các kết quả tính toán trừ số của các vị trí ban đầu là thích hợp.
Khi tính toán độ võng uốn cho hệ số phân bố tải trọng, cũng áp dụng các quy tắc sau:
– Chỉ quan tâm đến các lực tác dụng trong mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở của ăn khớp có liên quan.
– Khi tính toán các độ võng của trục, vùng các răng của bánh răng được phân chia thành mười đoạn bằng nhau.
– Đường kính ngoài chịu uốn hiệu dụng của các răng là (đường kính đỉnh răng trừ đi đường kính chân răng)/2 cộng với đường kính chân răng.
– Mômen ngẫu lực tác dụng vào các bánh răng nghiêng đơn do thành phần lực đẩy của tải trọng răng có thể được mô hình hóa như các lực dương và âm bằng nhau tại một vị trí ngay ở bên trái và bên phải vùng răng bánh răng.
a) Biểu đồ lực cắt, V
b) Biểu đồ mômen M
c) Biểu đồ M/EI
d) Đường cong độ dốc
e) Đường cong độ võng
Hình E.3 – Các biểu đồ của trục tính toán
E.3 Độ lệch xoắn của trục
Các bộ bánh răng ăn khớp truyền mômen xoắn cũng sẽ gây ra xoắn cho các trục lắp các bánh răng. Tải trọng xoắn sẽ gây ra độ lệch (võng) tại các răng và ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng ngang qua chiều rộng răng.
E.3.1 Độ lệch xoắn
Đầu mút vào của răng chịu tác dụng của toàn bộ mômen xoắn. Giá trị mômen xoắn giảm đi dọc theo bề mặt răng tới khi bằng không (zero) ở đầu mút kia. Vì vậy chiều của quỹ đạo mômen xoắn có tầm quan trọng.
Hãy xem xét một trục hình trụ có mặt cắt ngang tròn với đường kính ngoài chịu xoắn hiệu dụng d, đường kính trong din và chiều dài gia tăng Xj như đã chỉ ra trên Hình E.4.
Công thức xác định độ lệch xoắn có thể được giới thiệu trong tài liệu thiết kế này. Có thể tính toán độ lệch xoắn trên chiều dài của mặt răng. Độ xoắn phải được chuyển đổi từ rađian sang độ lệch trong mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở. Công thức (E.20) là một dạng công thức cho phép tính toán tổng số với các vị trí rời rạc được sử dụng trong tiêu chuẩn này. Tính toán này dẫn đến công thức:
 |
(E.20) |
Trong đó:
tδi Là độ lệch xoắn tại một vị trí, tính bằng micromet (µm);
Lj Là tải trọng tại một vị trí, tính bằng Newton (N);
Xj Là khoảng cách giữa các vị trí liền kề, tính bằng miliet (mm);
d Là đường kính chịu xoắn hiệu dụng (xem E.2.2), tính bằng milimét (mm);
din Là đường kính trong, tính bằng milimét (mm);
i Là số vị trí;
G Là môdun cắt (83000 N/mm2 đối với thép).
Tại điểm đầu tiên được xem xét trên răng tại đó j = 1, tổng số của Xj sẽ bằng không (zero) và độ lệch xoắn bằng không (zero). Tính toán liên tục độ xoắn về phía đầu mút của mặt răng ở đó sự tác dụng của mômen xoắn dẫn đến độ lệch xoắn lớn nhất, xem Hình E.4.
Công thức (20) là công thức tính toán gần đúng dẫn đến các kết quả hợp lý về ăn khớp răng. Công thức tính toán đúng về lý thuyết sẽ là một phép lấy tích phân.
Phép tính gần đúng có độ chính xác cao hơn một chút là phép tính theo công thức (E.21).
 |
(E.21) |
CHÚ DẪN:
Li Tải trọng trên các răng
a Vị trí không bị biến dạng
b Chiều rộng răng
c Độ lệch xoắn
d Mômen xoắn đầu vào
Hình E.4 – Các số gia của độ xoắn
E.3.2 Quy tắc
Vì góc có giá trị nhỏ, giả thiết rằng độ lệch trong mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở tỷ lệ với góc xoắn
Các quy tắc áp dụng cho độ lệch xoắn của trục này là
– Đường kính ngoài chịu xoắn hiệu dụng của đoạn răng là đường kính chân răng cộng với 0,4 lần mô đun pháp, và
– Bỏ qua độ xoắn của tất cả các phần từ (chi tiết) khác trừ ăn khớp răng được xem xét phân tích.
Lưu ý – Các công thức (E.20) và (E.21) chỉ bao hàm các mômen xoắn trong ăn khớp răng cần xem xét do tải trọng của răng bánh răng gây ra. Các mômen xoắn khác có thể đòi hỏi phải có sự lập mô hình bổ sung.
E.4 Phân tích khe hở
Độ võng và độ lệch xoắn đàn hồi, các thay đổi prôfin răng, sự thay đổi của bước răng và độ không thẳng hàng của trục làm cho các răng bánh răng không tiếp xúc ngang qua toàn bộ chiều rộng răng. Khoảng cách giữa các điểm không tiếp xúc dọc theo chiều rộng răng của các răng đối tiếp được định nghĩa là khe hở. Khe hở này khép kín tới một mức độ nào đó khi bộ bánh răng chịu tải có biến dạng đàn hồi của các răng bánh răng dọc theo chiều rộng răng của ăn khớp răng được xem xét.
Độ võng
Sử dụng các giá trị thu được từ phân tích về vốn cho mỗi số gia của trục trong ăn khớp răng được xem xét. Giữ lại dấu dương hoặc dấu âm của độ võng.
Độ lệch xoắn
Sử dụng các giá trị từ phân tích về xoắn cho mỗi số gia của trục trong ăn khớp răng được xem xét. Giữ lại dấu dương hoặc dấu âm của độ lệch xoắn.
Sự thay đổi răng
Sự thay đổi răng giải thích cho sự thay đổi bước răng và độ vồng của răng. Quy ước về dấu cho thay đổi prôfin răng như đã minh họa trong Bảng E.2 như sau: nếu chiều tải trọng trên các răng là dương thì sự lấy đi kim loại tại một vị trí riêng lẻ được đưa vào như một giá trị dương; nếu chiều của tải trọng trên các răng là âm thì sự lấy đi kim loại tại một vị trí riêng lẻ được đưa vào như một giá trị âm.
Sự thay đổi bước răng
Sự thay đổi bước răng thực của bộ bánh răng không xảy ra ở giai đoạn thiết kế. Ở giai đoạn này có thể sử dụng sự thay đổi bước răng dựa trên cơ sở dung sai của bộ bánh răng đã cho trong ISO 1328-1. Sự thay đổi bước răng phải được gắn liền với việc tăng khe hở ăn khớp tổng (kiểm tra cả hai chiều).
Ở giai đoạn kiểm tra lần cuối, cần sử dụng sự thay đổi bước răng thực đo được đối với bộ bánh răng. Sự thay đổi bước răng tương đương với lấy đi vật liệu từ prôfin (sườn) răng có cùng một dấu như dấu của tải trọng trên prôfin răng khi được đưa vào Bảng E.2.
Độ không thẳng hàng của trục
Độ không thẳng hàng của trục giải thích lý do của sai số về độ đồng tâm của các đường kinh ổ trục lắp trên trục, khe hở ổ trục, độ không song song của lỗ thân hộp v.v… Ở giai đoạn thiết kế, các giá trị này nên dựa trên cơ sở độ chính xác chế tạo. Độ không thẳng hàng kết hợp của trục sẽ làm cho khe hở ăn khớp tăng lên (kiểm tra cả hai chiều).
Trừ khi có quy định khác, có thể sử dụng các giá trị của fma cho trong 7.5.3.
Ở giai đoạn kiểm tra lần cuối cần sử dụng độ không thẳng hàng thực tế của trục. Độ không thẳng hàng của trục tương ứng với sự lấy đi vật liệu trên profin (sườn) răng có cùng một dấu như dấu của tải trọng trên prôfin răng khi được đưa vào Bảng E.2.
Sử dụng các độ võng, các thay đổi răng, các thay đổi về bước răng và các giá trị độ không thẳng hàng có các dấu dương và âm thích hợp cho mỗi trục của ăn khớp răng được xem xét để lập ra Bảng E.2. Trong Bảng E.2, khe hở của trục là một tổng đại số của tất cả các độ võng, độ lệch xoắn, các thay đổi prôfin răng, thay đổi về bước răng và độ không thẳng hàng. Độ chênh lệch giữa các vị trí có khe hở riêng biệt của trục là khe hở ăn khớp tổng. Để đánh giá sự phân bố tải trọng bằng phương pháp lặp, cần sử dụng khe hở tương đối. Khe hở tương đối trong ăn khớp tại mỗi vị trí được xem xét thu được bằng cách lấy khe hở tổng trong ăn khớp tại vị trí trừ đi khe hở tổng nhỏ nhất trong ăn khớp. Cột cuối cùng trong Bảng E.2 biểu thị khe hở tương đối trong ăn khớp.
Bảng E.2 là một ví dụ của khe hở ăn khớp được đánh giá cho ăn khớp số 3 của bố trí tổng quát đã chỉ ra trên Hình E.1.
Bảng E.2 – Đánh giá khe hở cho ăn khớp răng số 3, tính bằng micrômét (µm)
|
Số vị trí |
Trục số 3 |
Trục số 4 |
Khe hở ăn khớp tổng |
Khe hở ăn khớp tương đối |
||||||||||
|
Độ võng |
Độ lệch xoắn |
Thay đổi prôfin răng |
Thay đổi bước răng |
Độ không thẳng hàng của trục |
Khe hở trục 3 |
Độ võng |
Độ lệch xoắn |
Thay đổi prôfin răng |
Thay đổi bước răng |
Độ không thẳng hàng của trục |
Khe hở trục 4 |
|||
|
8 |
11,8 |
-9,1 |
5,0 |
0,0 |
0,0 |
7,7 |
-12,8 |
8,6 |
0,0 |
0,0 |
0,0 |
-4,2 |
11,9 |
0,0 |
|
9 |
11,7 |
-8,9 |
3,5 |
0,3 |
0,8 |
7,4 |
-12,7 |
8,4 |
0,0 |
-0,3 |
-0,8 |
-5,4 |
12,8 |
0,9 |
|
10 |
11,5 |
-8,5 |
2,7 |
0,6 |
1,3 |
7,6 |
-12,6 |
8,0 |
0,0 |
-0,6 |
-1,3 |
-6,5 |
14,1 |
2,2 |
|
11 |
11,3 |
-7,9 |
2,0 |
0,8 |
1,8 |
8,0 |
-12,4 |
7,4 |
0,0 |
-0,8 |
-1,8 |
-7,6 |
15,6 |
3,7 |
|
12 |
11,0 |
-7,1 |
1,3 |
1,0 |
2,3 |
8,5 |
-12,1 |
6,6 |
0,0 |
-1,0 |
-2,3 |
-8,8 |
17,3 |
5,4 |
|
13 |
10,7 |
-6,1 |
0,7 |
1,3 |
2,8 |
9,4 |
-11,8 |
5,6 |
0,0 |
-1,3 |
-2,8 |
-10,3 |
19,7 |
7,8 |
|
14 |
10,3 |
-4,9 |
0,0 |
1,5 |
3,3 |
10,2 |
-11,4 |
4,4 |
0,0 |
-1,5 |
-3,3 |
-11,8 |
22,0 |
10,1 |
|
15 |
9,9 |
-3,5 |
0,0 |
1,7 |
3,8 |
11,9 |
-11,0 |
3,0 |
0,0 |
-1,7 |
-3,8 |
-13,5 |
25,4 |
13,5 |
|
16 |
9,5 |
-2,1 |
1,0 |
2,0 |
4,3 |
14,7 |
-10,5 |
1,6 |
0,0 |
-2,0 |
-4,3 |
-15,2 |
29,9 |
18,0 |
|
17 |
9,1 |
-0,8 |
3,5 |
2,2 |
4,8 |
18,8 |
-9,9 |
0,8 |
0,0 |
-2,2 |
-4,8 |
-16,1 |
34,9 |
23,0 |
CHÚ DẪN:
X Số vị trí
Y Khe hở ăn khớp, µm
a Trục số 3
Hình E.5 – Khe hở của trục số 3
CHÚ DẪN:
X Số vị trí
Y Khe hở ăn khớp, µm
a Trục số 4
Hình E.6 – Khe hở của trục số 4
CHÚ DẪN:
X Số vị trí
Y Khe hở ăn khớp, µm
a Trục số 3
b Trục số 4
Hình E.7 – Khe hở ăn khớp tổng
E.5 Sự phân bố tải trọng
E.5.1 Độ lệch của răng
Phương pháp này sử dụng khái niệm hằng số độ cứng vững ăn khớp răng Cγm để so sánh cường độ tải trọng của răng và độ lệch của răng với tải trọng tổng và khe hở ăn khớp toàn bộ. Để đơn giản hóa, sử dụng mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở dọc theo đường tác dụng và bỏ qua nhiều răng tiếp xúc. Trên thực tế, quá trình ăn khớp được phân tích như đối với một bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. Để minh họa khái niệm này, điều này sẽ chỉ sử dụng 6 đoạn chiều dài răng trong vùng ăn khớp. Sự tiếp xúc Hertz và các độ lệch uốn của răng được kết hợp để tạo ra hằng số độ cứng vững ăn khớp răng đơn Cγm và ăn khớp răng được giả thiết như một bộ các lò xo độc lập (như đã chỉ ra trên Hình E.8).
Độ lệch uốn của răng tại một điểm đã cho là một hàm tuyến tính của cường độ tải trọng tại điểm này và độ cứng vững ăn khớp răng như đã chỉ ra trong công thức (E.22) dưới đây.
| Lδi = δti Cγm |
(E.22) |
Trong đó:
Lδi Là cường độ tải trọng, tính bằng Newton trên milimét (N/mm);
δti Là độ lệch uốn của răng tại một điểm chất tải “i”, tính bằng micromet (µm);
cγm Là hằng số độ cứng vững, tính bằng Newton milimét trên micrômet, (N.mm/µm).
E.3 giải thích các phương pháp dùng cho tính toán khe hở ăn khớp. Khe hở này phải được chứa bởi độ lệch của các răng δt như đã chỉ ra trên Hình E.8 và công thức (E.22).
a Khe hở ăn khớp, δi
b Chiều rộng răng
Hình E.8 – Đoạn chiều dài răng với hằng số lò xo Cγm, tải trọng L và độ lệch δ
E.5.2 Phân tích khe hở ăn khớp
Phân tích khe hở ăn khớp chia ăn khớp răng thành các đoạn chiều dài răng bằng nhau rời rạc Xi với các tải trọng điểm Li tác dụng ở giữa mỗi đoạn trong các đoạn chiều dài răng này (xem Hình 9). Đối với bánh răng nghiêng chữ V, phân tích mỗi đường xoắn vít một cách tách biệt. Vì phương pháp dùng cho tính toán khe hở ăn khớp sử dụng các tải trọng điểm, trong khi các độ lệch uốn của răng trong công thức (E.22) dựa trên cường độ tải trọng cho nên các tải trọng điểm phải được chuyển đổi thành cường độ tải trọng. Việc chuyển đổi này được cho trong công thức (E.23).
 |
(E.23) |
Trong đó:
Xi Là đoạn chiều dài răng tại đó chịu tác dụng của tải trọng điểm;
Li Là tải trọng tại một điểm riêng “i”, tính bằng Newton (N):
Lδi Là cường độ tải trọng, tính bằng Newton trên milimét (N/mm).
a Ổ trục
b Chiều rộng răng
Hình E.9 – Các đoạn chiều dài răng có độ lệch uốn
Lưu ý rằng tải trọng không tác dụng trực tiếp trên các đầu mút của răng. Đặc điểm này sẽ cải thiện độ chính xác vì độ cứng vững ăn khớp thường thấp hơn tại các đầu mút của răng nhưng được giả thiết là không đổi trong phân tích này. Cũng lưu ý rằng răng được phân chia thành các đoạn có chiều dài răng bằng nhau sao cho tất cả các giá trị của Xi là bằng nhau. Ngoài ra tổng của các tải trong riêng biệt phải bằng tải trọng tổng trên bộ truyền bánh răng như đã chỉ ra trong công thức (E.24).
| L1 + L2 + L3 +… + Ln = Fg |
(E.24) |
Trong đó:
Fg Là tải trọng tổng trong mặt phẳng tác dụng, BTP, tính bằng Newton (N);
n Là tổng số của các đoạn chiều rộng răng rời rạc.
Chênh lệch cường độ tải trọng giữa bất kỳ hai điểm nào, i và j, tỷ lệ với hiệu số khe hở ăn khớp giữa hai điểm này nhân với hằng số độ cứng vững của răng. Chú ý tới sự chuyển đổi của các giá trị. Không sử dụng độ lệch uốn tuyệt đối của răng mà sử dụng sự thay đổi của khe hở ăn khớp bằng sự thay đổi của độ lệch uốn của răng. Vì vậy, công thức (E.25) dưới đây có thể thu được từ công thức (E.22) (xem Hình E.10):
| Lδi – Lδj = (δi – δj) Cγm |
(E.25) |
Dưới dạng các tải trọng điểm được sử dụng trong phân tích khe hở ăn khớp, công thức (E.25) có thể được viết lại như sau:
 |
(E.26) |
a Chiều rộng răng
b Độ lệch uốn tổng của bánh răng bé
c Độ lệch uốn tổng của bánh răng
d Khe hở ăn khớp δi
Hình E.10 – Lưới phân đoạn khe hở ăn khớp
E.5.3 Phép tính tổng số và nghiệm số của tải trọng
Các vùng có khe hở ăn khớp lớn hơn sẽ có tải trọng của răng nhỏ hơn và các vùng có khe hở ăn khớp nhỏ hơn sẽ có tải trọng của răng lớn hơn. Khi sử dụng Hình E.10 để hướng dẫn, cần lưu ý rằng trong công thức (E.26) vl khe hở ăn khớp δi lớn, cho nên tải trọng Li phải nhỏ.
Chọn một vị trí làm vị trí tham chiếu (chuẩn), trong ví dụ này đó là vị trí “1” (xem Hình E.10). Sau đó có thể tạo ra một tổng số các giá trị đối với tất cả các vị trí có liên quan tới vị trí “1”. Yêu cầu này được thực hiện bằng cách đặt số hạng “j” trong công thức (E.26) cho vị trí “1” và bố trí lại công thức như sau:
 |
(E.27) |
hoặc:
 |
(E.28) |
Và:
 |
(E.29) |
Tính toán tổng các giá trị cho tất cả các vị trí khi sử dụng công thức (E.27) và thu được công thức (E.30) dưới đây. Cần nhớ rằng chỉ sử dụng một giá trị độ cứng vững của răng Cγm, và chiều rộng răng được phân chia thành các đoạn bằng nhau:
 |
(E.30) |
Đơn giản hóa công thức (E.30) thu được
 |
(E.31) |
Tổng số của tất cả các tải trọng luôn bằng tải trọng trong mặt phẳng tiếp tuyến cơ sở, Fg và tất cả các giá trị Xi là bằng nhau, cho nên:
 |
(E.32) |
Giải các công thức đối với giá trị L1 thu được:
 |
(E.33) |
Khi sử dụng công thức (E.29), có thể tính toán được các giá trị còn lại cho các tải trọng.
E.5.4 Đánh giá KH từ các tải trọng
Đối với phép tính lặp đầu tiên đã giả thiết tải trọng phân bố đều trong ăn khớp và tính toán được các khe hở. Từ các khe hở ban đầu này đã tính toán sự phân bố tải trọng không đều. Sau đó, sự phân bố tải trọng mới này được sử dụng để tính toán một tập hợp các khe hở mới. Quá trình lặp này được tiếp tục tới khi các khe hở được tính toán mới khác với các khe hở trước đây chỉ với một lượng nhỏ. Thường chỉ cần một ít, 2 hoặc 3 phép tính lặp để đạt được một sai số chấp nhận được (thay đổi nhỏ hơn 3,0 µm trong các khe hở tính toán).
Các tải trọng tương ứng với tải trọng trong phép tính lặp cuối cùng dẫn đến thay đổi không đáng kể trong các khe hở tính toán được sử dụng sau đó để tính toán hệ số phân bố tải trọng KHβ. Hệ số này được định nghĩa là tỷ số giữa tải trọng lớn nhất hoặc tải trọng đỉnh và tải trọng trung bình.
 |
(E.34) |
Trong đó:
 |
(E.35) |
E.5.5 Tiếp xúc riêng phần của mặt răng
Lúc ban đầu, tất cả các tải trọng trên chiều rộng răng được giả thiết là có cùng một chiều, nghĩa là có cùng một dấu. Nếu có sự tiếp xúc không hoàn toàn theo chiều rộng răng thì ở một số vị trí sẽ có tải trọng thay đổi về dấu. Sự thay đổi dấu này chỉ thị sự chia tách răng và không có sự tiếp xúc của răng tại vị trí này và vì vậy tại vị trí này tải trọng phải bằng không. Phương pháp sử dụng để hiệu chỉnh trạng thái này dựa trên hiệu số tải trọng giữa các vị trí là một hàm của thay đổi về độ lệch uốn giữa các vị trí. Vì thế, cho dù sự thay đổi về dấu đã tính toán, độ chênh lệch về tải trọng giữa các vị trí có tiếp xúc răng sẽ được hiệu chỉnh.
Để xác định các tải trọng thực tại các vị trí này cần tiến hành như sau. Tính toán tổng số tất cả các tải trọng có sự thay đổi về dấu và chia cho tổng số các tải trọng có sự thay đổi về dấu. Lấy mỗi tải trọng không có sự thay đổi về dấu trừ đi giá trị này. Đặt giá trị của tải trọng bằng không (zero) tại tất cả các vị tri có sự thay đổi về dấu. Tổng số của các tải trọng tại tất cả các vị trí có sự tiếp xúc bây giờ sẽ bằng tải trọng tổng trên chiều rộng răng và độ chênh lệch tải trọng giữa các vị trí này sẽ không thay đổi.
E.5.6 Công bố lại các quy tắc
Các quy tắc điều chỉnh các tải trọng trên chiều rộng răng như sau:
– Tổng số của các tải trọng riêng biệt trên chiều rộng răng Li phải bằng tải trọng tổng trên bộ truyền bánh răng Fg.
– Độ đổi của cường độ tải trọng, Li – Lj, giữa bất cứ hai vị trí nào trên chiều rộng răng phải bằng độ thay đổi trong độ lệch uốn của răng, δti – δtj, hoặc độ thay đổi trong khe hở ăn khớp, δi – δj giữa các vị trí này.
– Các vùng trên chiều rộng răng có khe hở ăn khớp lớn hơn (độ không thẳng hàng của ăn khớp răng) sẽ có tải trọng của răng nhỏ hơn và các vùng có khe hở ăn khớp nhỏ hơn (độ không thẳng hàng của ăn khớp răng) sẽ có tải trọng của răng lớn hơn.
– Các vùng ở đó tải trọng thay đổi dấu biểu thị cho các vùng ở đó các răng không tiếp xúc và tổng số các tải trọng phải bao gồm các tải trọng không thay đổi dấu, nghĩa là σLi = Fg.
– Chiều rộng răng phải được chia thành 18 đoạn răng dùng cho phân tích khe hở thực và các tính toán hệ số phân bố tải trọng.
Thư mục tài liệu tham khảo
[1] HIRT M. Einfluβ der Zahnfuβausrundung auf Spannung und Festigkeit von Geradstirnrädern, Doctoral dissertation, Technische Universität München, 1976
[2] Strasser, H. Einflüsse von Verzahnungsgeometrie, Werkstoff und Wärmebehandlung auf die Zahnfulβtragfähigkeit, Doctoral dissertation, Technische Universität München, 1984.
[3] Brossmann, U. Über den Elnfluβ der Zahnfuβausrundung und des Schrägungswinkels auf Beanspruchung und Festigkeit schrägverzahnter stirnräder, Doctoral dissertation, Technische Universität München, 1979
[4] ANSI/AGMA 2001-C95, Fundamental Rating Factors and Calculation Methods for Involute Spur and Helical Gear Teeth, January 1995 (Các hệ số đánh giá cơ bản và các phương pháp tính toán cho các răng của bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng thân khai, Tháng 1.1995)
[5] DIN 3990, Grundlagen für die Tragfähigkeitsberechnung von Gerad- und Schrägstirnrädern, Beuth Veriag GmbH, Berlin, Köin, 31, Dezember 1987
[6] JGMA 6101-01, Calculation of Bending strength for Spur and Helical Gears, March 1988 (only in Japanese) [Tính toán độ bền uốn cho các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng – Tháng 4- 1968 (chỉ ở Nhật Bản)]
[7] JGMA 6102-01, Calculation of Surface Durability (Pitting Resistance) for Spur and Helical Gears, March 1989 (only in Japanese) [Tính toán độ bền lâu bề mặt (độ bền chống tróc rỗ) cho các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng, Tháng 4-1989 (chỉ ở Nhật Bản)]
[8] TGL 10545, Tragfähigkeitsberechnung von auβenverzahnten Stirnrädern, November 1988
[9] TCVN 7584:2006 (ISO 54:1996), Bánh răng trụ trong công nghiệp và công nghiệp nặng – Môđun
[10] TCVN 7677:2007 (ISO 701:1998), Hệ thống ký hiệu quốc tế dùng cho bánh răng – Các ký hiệu về dữ liệu hình học
[11] ISO/TR 10064-1, Cylindrical gears – Code of inspection practice – Part 1: Inspection of corresponding flanks of gear teeth (Bánh răng trụ – Quy tắc của quy trình kỹ thuật kiểm tra – Phần 1: Kiểm tra các sườn (prôfin) răng tương ứng của các răng bánh răng)
1) KHβ Cũng được sử dụng trong đánh giá KFα vì đối với quá trình uốn của răng, KHβ biểu thị tải trọng có tính quyết định do sự phân bố không đều của Ft trên chiều rộng răng (xem 7.2.1).
2) Như đã biết trước rằng khi các bánh răng sẽ vận hành trong vùng quá mức tới hạn thi không cần thiết phải đánh giá vận tốc cộng hưởng. Hậu quả lả có thể trực tiếp xác định hệ số động lực học phù hợp với 6.4.5.
3) Về định nghĩa của N, xem công thức (9). Trong thực tế, vùng cộng hưởng theo tính toán được mở rộng để bảo đảm giới hạn an toàn. Xem các công thức (10) và (11) và lời mở đầu của chúng.
4) Công thức (17) không thích hợp cho xác định một cạnh vát prôfin răng ở đầu răng Ca “tối ưu. Lượng Ca của cạnh vát prôfin răng ở đầu răng chỉ có thể được sử dụng trong công thức (17) cho các bánh răng có các cấp chất lượng trong phạm vi 0 đến 5 như đã quy định trong ISO 1328.1. Đối với các bánh răng trong phạm vi 6 đến 12, Bk = 1,0. Cũng xem 4.1.1.2.
5) Các điều giả định trước này là một liên kết có độ cứng vững xoắn thấp với các phần tử dẫn động khác và một độ bền uốn cao của các trục bánh răng.
6) Nếu vành vành răng rất nhẹ hoặc nếu các bánh răng nghiêng có tỉ số trùng khớp rất lớn, các giá trị thu được từ Hình 5 và 6 cũng rất không thuận lợi. Vì vậy các giá trị tính toán sẽ có xu hướng an toàn. Áp dụng các giá trị tính toán này cho các bánh răng được chế tạo bằng gang.
7) Khe hở vận hành trong các ổ lăn nên rất nhỏ trong các điều kiện làm việc. Các khe hở lớn có thể đóng góp đáng kể vào độ không thẳng hàng tương đương Fβx. Khi xảy ra trường hợp này, nên sử dụng tính toán chính xác hơn với công thức (54) hoặc kiểm tra vết tiếp xúc khi chịu tải.
8) Với một vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc, các biến dạng đàn hồi và sai lệch chế tạo sẽ bù đắp lẫn nhau. Xem Hình 12 (bù trừ).
9) Sự thay đổi góc của đường xoắn vít là một biến đổi góc của đường xoắn vít dẫn đến hậu quả là bước chiều trục cũng được thay đổi. Khái niệm về thay đổi bước chiều trục có ích cho xử lý các bánh răng có tỉ số trùng khớp lớn và việc xem xét đến bước chiều trục thường rất cần thiết.
10) Nếu chấp nhận các biện pháp kiểm tra thích hợp để bảo đảm rằng giá trị này dược duy trì.
11) Các công thức (71) và (72) dựa trên giả thiết rằng các sai lệch bước cơ sở thích hợp với độ chính xác của bánh răng được quy định và phân bố quanh chu vi của bánh răng bé và bánh răng lớn vì phù hợp với công nghệ chế tạo bình thường. Không áp dụng các công thức này khi các răng bánh răng có sai lệch cố ý nào đó.
12) Sai lệch bước cơ sở fpb tính đến toàn bộ ảnh hưởng của tất cả các sai lệch của răng bánh răng có ảnh hưởng đến hệ số tải trọng ngang. Hơn nữa, nếu sai lệch dạng prôfin răng ffα. Lớn hơn sai lệch bước cơ sở thì sai lệch dạng prôfin răng cũng được sử dụng thay cho sai lệch bước cơ sở.
13) Có thể xác định độ lệch của răng một cách gần đúng khi sử dụng Ft(Fm, FtH…) thay cho Fbt. Sự chuyển đổi từ Ft thành Fbt (tải trọng tiếp tuyến với mặt trụ cơ sở) được bao hàm bởi các hệ số có liên quan hoặc các thay đổi do sự chuyển đổi này có thể được bỏ qua khi so sánh với các độ không ổn định khác (ví dụ các dung sai cho các giá trị đo được).
14) c’ tại giới hạn ngoài cùng của tiếp xúc đơn của răng trong cặp răng có thể được giả thiết là gần bằng giá trị lớn nhất của độ cứng vững đơn khi εα > 1,2.
15) Khi (FtKA)/b > 100 N/mm, c’ có thể được giả thiết là không đổi.
16) Sự hiểu biết chính xác chiều dày lớp phủ có tầm quan trọng rất lớn. Trong trường hợp có nghi ngờ, nên xác định chiều dày thực của lớp phủ.
| TIÊU CHUẨN QUỐC GIA TCVN 7578-1:2017 (ISO 6336-1:2006) VỀ TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THẲNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – PHẦN 1: NGUYÊN LÝ CƠ BẢN, GIỚI THIỆU VÀ CÁC HỆ SỐ ẢNH HƯỞNG CHUNG | |||
| Số, ký hiệu văn bản | TCVN7578-1:2017 | Ngày hiệu lực | |
| Loại văn bản | Tiêu chuẩn Việt Nam | Ngày đăng công báo | |
| Lĩnh vực |
Công nghiệp nặng |
Ngày ban hành | 01/01/2017 |
| Cơ quan ban hành | Tình trạng | Còn hiệu lực | |
Các văn bản liên kết
| Văn bản được hướng dẫn | Văn bản hướng dẫn | ||
| Văn bản được hợp nhất | Văn bản hợp nhất | ||
| Văn bản bị sửa đổi, bổ sung | Văn bản sửa đổi, bổ sung | ||
| Văn bản bị đính chính | Văn bản đính chính | ||
| Văn bản bị thay thế | Văn bản thay thế | ||
| Văn bản được dẫn chiếu | Văn bản căn cứ |
