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

...

...

...

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

...

...

...

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.

...

...

...

4.1.7  Hệ số an toàn

Cần phải phân biệt giữa hệ số an toàn có liên quan tới tróc rỗ, S_H và hệ số an toàn có liên quan tới đứt gãy răng, S_F.

Đối với một ứng dụng đã cho, khả năng tải thích hợp của bánh răng được chứng minh bằng các giá trị tính toán S_H và S_F lớn hơn hoặc bằng các giá trị S_{H min} và S_{F 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

...

...

...

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 S_F. 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.

...

...

...

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)

...

...

...

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 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

...

...

...

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.

...

...

...

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.

...

...

...

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 K_A 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

...

...

...

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 K_A, K_V, K_Hα, K_Hβ hoặc K_fα và các hệ số ảnh hưởng đến ứng suất cho phép.

Các hệ số K_V, K_Hβ và K_Fα 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. K_Hβ-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.

...

...

...

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

...

...

...

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, K_v-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 K_v, K_Hβ hoặc K_Fβ và K_Hα, hoặc K_Fα 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) K_v với tải trọng F_tK_A;

b) K_Hβ hoặc K_Fβ với tải trọng F_tK_AK_v;

c) K_Hα hoặc K_Fα với tải trọng F_rK_AK_VK_Hβ(Fβ)1).

...

...

...

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 K_γ (cũng xem 4.1.14). Nếu có thể thực hiện được, nên ưu tiên xác định K_γ 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 F_t 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.

...

...

...

F_t 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, n_1,2 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 F_tmax (hoặc mômen xoắn tương ứng T_max, công suất tương ứng P_max) 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. F_tmax, T_max và P_max 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 K_A điều chỉnh tải trọng danh nghĩa F_t 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.

...

...

...

5.1  Phương pháp A - Hệ số K_A-A

K_A 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 K_A-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 K_A như đã mô tả trong TCVN 7578-6 (ISO 6336-6).

6  Hệ số động lực học trong (nội tại), K_v

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.

K_v

...

...

...

Mômen xoắn ăn khớp tổng ở vận tốc vận hành

Mômen xoăn ăn khớp với các bánh răng "hoàn hảo"

K_v. K_v

=

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

...

...

...

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

...

...

...

- 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.

...

...

...

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;

...

...

...

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 K_v (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 K_v được cho trong 6.3, từ phương pháp A (K_v-A) đến phương pháp C (K_v-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.

...

...

...

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 K_v.

Trong trường hợp tải trọng riêng cao, các giá trị (K_AF_t)/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 K_v-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 K_v (đúng bằng K_Hα và K_Fα) được giả thiết là có một giá trị là 1,0.

Cũng có thể đánh giá K_v 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 K_v 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 K_v 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 K_v-B

...

...

...

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 K_v. 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 K_v 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 K_v-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 α_t = 20^o: f_pb = f_pt cos 20^o theo ISO/TR10064-1.

d) Góc nghiêng β = 20^o đối với ăn khớp răng nghiêng (có liên quan tới c', c_γα).

...

...

...

f) Độ cứng vững của răng (xem 9.3):

- Đối với các bánh răng trụ răng thẳng, c' = 14 N/(mm.µm), c_γα = 20 N/(mm.µm);

- Đối với các bánh răng nghiêng, c' = 13,1 N/(mm.µm), c_γα = 18,7 N/(mm.µm).

g) Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng C_a = 0 µm và cạnh vát prôfin răng ở đầu răng sau khi chạy rà C_ay = 0 µm.

h) Sai lệch hiệu dụng f_{pb eff} = f_{fα eff}.

i) Về các giá trị được giả thiết f_pb, y_p và f_{pb 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, f_{pb eff} đối với hệ số K_v-C

...

...

...

3

4

5

6

7

8

9

10

...

...

...

12

f_{pb eff}

2,8

5,1

9,8

19,5

35

51

69

...

...

...

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 K_v 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 K_v 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).

...

...

...

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 (F_tK_A)/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 K_v 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:

m_red 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 r_b là bán kính vòng cơ sở.

...

...

...

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)

...

...

...

N_S < N ≤ 1,15

(10)

Giới hạn dưới của hệ số cộng hưởng N_S được xác định:

a) Ở các tải trọng (F_tK_A)/b nhỏ hơn 100 N/mm, là

(11)

b) Ở các tải trọng khi (F_tK_A/b) ≥ 100 N/mm, là

Ns = 0,85

(12)

...

...

...

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

...

...

...

a) Phạm vi dưới mức tới hạn, N ≤ N_S (xem 6.4.3).

b) Phạm vi cộng hưởng chính, N_S < N ≤ 1,15 (xem 6.4.4). Nên tránh phạm vi này. Nên phân tích cẩn thận bằng phương pháp A đối với K_v.

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 ≤ N_S)

Về các đặc điểm, xem 6.4.1 a); phần lớn các bánh răng trong công nghiệp vận hành trong phạm vi này

K_v = (N K) + 1

(13)

K = (C_v1 B_P) + (C_v2 B_f) + (C_v3B_k)

...

...

...

trong đó:

C_v1 Cho phép đối với các ảnh hưởng của sai lệch bước răng và được giả thiết là không đổi ở C_v1 = 0,32 (xem Hình 2);

C_v2 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;

C_v3 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 C_v1 đến C_v7 và C_ay và xác định K_v-B, phương pháp B (các công thức liên quan đến các đường cong trong các Hình 2 và 3)

1 < ε_γ ≤ 2

ε_γ > 2

...

...

...

0,32

0,32

C_v2

0,34

C_v3

0,23

...

...

...

C_v4

0,90

C_v5

0,47

...

...

...

C_v6

0,47

1 < ε_γ ≤ 1,5

1,5 < ε_γ ≤ 2,5

ε_γ > 2,5

...

...

...

0,75

0,125 sin[π(ε_γ - 2)] + 0,875

1,0

CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng lớn (2), C_ay1 và C_ay2 được tính toán riêng biệt thì C_ay = 0,5(C_ay1 + C_ay2).

CHÚ DẪN:

X  Tỉ số tiếp xúc, ε_γ,

Y  Hệ số C_v

...

...

...

Hình 2 - Các giá trị C_v1 đến C_v7 cho xác định K_v-B (phương pháp B)

CHÚ DẪN:

X  Trị số ứng suất cho phép, σ_Hlim, N/mm²

Y  Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng do chạy rà, C_ay, µm

CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng lớn (2) thì C_ay = 0,5 (C_ay1 + C_ay2).

Hình 3 - Cạnh vát prôfin răng ở đầu răng được tạo ra bởi chạy rà, C_ay (về tính toán, xem Bảng 3)

B_p, B_f và B_k 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).

...

...

...

(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 f_{pb eff} và f_{fα eff} được xác định bằng cách trừ đi các lượng dư chạy rà (y_p và y_f) được đánh giá như sau:

f_{pb eff} = f_pb - y_p

(18)

f_{σ eff} = f_fα - y_f

(19)

...

...

...

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 y_p = y_α với y_α từ Hình 17 hoặc 18 hoặc 8.3.5.1 thì có thể xác định được y_f theo cùng một cách như y_α khi sử dụng sai lệch prôfin răng f_fα thay cho sai lệch bước cơ sở f_pb.

C_a 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 C_ay do chạy rà được thay thế cho C_a 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 C_ay 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 (N_S < N ≤ 1,15)

Tùy thuộc vào sự hạn chế (xem 6.4.1 b), hệ số này bằng

K_v = (C_v1 B_p) + (C_v2 B_f) + (C_v4 B_k) + 1

(20)

Về các chi tiết của C_v1, C_v2, B_p, B_f và B_k, xem 6.4.3.

...

...

...

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).

K_v = (C_v5 B_p) + (C_v6B_f) + C_v7

(21)

Trong phạm vi này, các ảnh hưởng đến K_v của C_v5 và C_v6 tương ứng với các ảnh hưởng của C_v1 và C_v2 đến K_v trong phạm vi dưới mức tới hạn. Về các dữ liệu cho các hệ số này và B_p, B_f, xem 6.4.3.

C_v7 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 C_v5, C_v6 và C_v7 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 K_v ở N = 1,15 và K_v = 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, d_m1, 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 C_γα.

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).

...

...

...

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 K_V. 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 m_red.1, m_red.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 C_γα. Có thể xác định các khối lượng thu gọn m_red.1 và m_red.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 r_bsun = d_bsun/2;

 Là mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng trung tâm chia cho , trong đó r_bpla = d_bpla/2;

p Là số bánh răng hành tinh trong tầng bánh răng được xem xét;

...

...

...