Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN12132:2017 xin vui lòng liên hệ: 0904.889.859 – 0988.35.9999 
[ad_1]

Nội dung toàn văn Tiêu chuẩn quốc gia TCVN 12132:2017 (ISO 9085:2002) về Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Ứng dụng cho các bánh răng dùng trong công nghiệp


TIÊU CHUẨN QUỐC GIA

TCVN 12132:2017

ISO 9085:2002

TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THẲNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – ỨNG DỤNG CHO CÁC BÁNH RĂNG DÙNG TRONG CÔNG NGHIỆP

Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application for industrial gears

Lời nói đầu

TCVN 12132:2017 hoàn toàn tương đương với ISO 9085:2002.

TCVN 12132:2017 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.

 

TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG THNG VÀ BÁNH RĂNG NGHIÊNG – ỨNG DỤNG CHO CÁC BÁNH RĂNG DÙNG TRONG CÔNG NGHIỆP

Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application for industrial gears

1  Phạm vi áp dụng

Các công thức quy định trong tiêu chuẩn này được dự định sử dụng để thiết lập một phương pháp thống nhất chấp nhận được cho tính toán khả năng chống tróc rỗ và khả năng tải uốn của các bánh răng trụ răng thẳng hoặc răng nghiêng dùng trong công nghiệp.

Các công thức đánh giá trong tiêu chuẩn này không áp dụng được cho các loại hư hỏng khác của răng bánh răng như sự biến dạng dẻo, tróc rỗ tế vi, 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 sườn 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, gãy 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. Tiêu chuẩn này không áp dụng cho các rằng được gia công tinh bằng rèn hoặc thiêu kết và cũng không áp dụng cho các bánh răng có vết tiếp xúc kém.

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.

Lưu ý – Người sử dụng cần lưu ý rằng các kết quả tính toán của tiêu chuẩn này cần được xác nhận bằng kinh nghiệm.

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 sn phẩm (GPS) Nhám bề mặt: Phươngpháp profin – Thuật ngữ, định nghĩa và các thông số nhám);

TCVN 7578-2:2006 (ISO 6336-2:1996), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 2: Tính toán độ bền bề mặt (tiếp xúc);

TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phần 3: Tính toán độ bn uốn của răng;

TCVN 7578-5 (ISO 6336-5), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phn 5: Độ bền và chất lượng của vật liệu;

TCVN 7584:2006 (ISO 54:1996), Bánh răng trụ trong công nghiệp và công nghiệp nặng – Môđun;

TCVN 7585:2006 (ISO 53:1998), Bánh răng trụ trong công nghiệp và công nghiệp nặng – Sườn răng tiêu chuẩn của thanh răng cơ sở;

ISO 1122-1:1998, Vocabulary of gear terms – Part 1: Definitions related togeometry (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 giá trị cho phép có các sai lệch có liên quan đến các prôfin (sườn) răng tương ứng của các răng bánh răng);

ISO 6336-1:1996Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 1: Basic principles,introduction and general influence factors (Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng – Phn 1: Nguyên lý cơ bn, giới thiệu và các hệ số ảnh hưởng chung);

ISO 9084:2000, Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application to high speed gears and gears of similar requirements(Tính toán khả năng tải của bánh răng trụrăng thẳng và răng nghiêng – ng dụng cho các bánh răng có vận tốc cao và các bánh răng có các yêu cầu tương tự);

ISO/TR 10495:1997, Cylindrical gears – Calculation of service life under variable loads – Conditions for cylindrical gears accordance with ISO 6336 (Bánh răng trụ – Tính toán tuổi thọ làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi – Các điều kiện cho bánh răng trụ tuân theo bộ TCVN 7578 (ISO 6336);

ISO/TR 13593:1999, Enclosed gear drives for industrial applications (Truyền động bánh răng kín dùng cho các ứng dụng trong công nghiệp).

3  Thuật ngữ và định nghĩa

Tiêu chuẩn này áp dụng các thuật ngữ và định nghĩa được cho trong ISO 1122-1. Về các ký hiệu, xem Bảng 1.

Bảng 1 – Các ký hiệu và chữ viết tắt sử dụng trong tiêu chuẩn này

Ký hiệu

Mô tả hoặc thuật ngữ

Đơn vị

a

Khoảng cách tâma

mm

b

Chiều rộng răng

mm

bB

Chiều rộng răng của một đường xoắn vít riêng biệt của bánh răng nghiêng chữ V

mm

bH

Chiều rộng răng (tróc rỗ)

mm

bF

Chiều rộng răng (ở chân răng)

mm

bred

Chiều rộng răng giảm (b – các cạnh vát đầu mút răng)

mm

bs

Chiều dày của thân bánh răng

mm

bI(II)

Chiều dài của cạnh vát đầu mút răng

mm

cɣ

Giá trị trung bình của độ cứng vững ăn khớp trên một đơn vị chiều rộng răng

N/(mm.µm)

c

Độ cứng vững lớn nhất của răng trong một cặp răng trên một đơn vị chiều rộng răng (độ cứng vững đơn)

N/(mm.µm)

da1,2

Đường kính vòng đỉnh răng của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

dan1,2

Đường kính vòng đỉnh răng của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

mm

db1,2

Đường kính vòng cơ sở của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

dbn1,2

Đường kính vòng cơ sở của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

mm

den1,2

Đường kính vòng tròn qua điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng của bánh răng bé, bánh răng lớn của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

mm

df1,2

Đường kính vòng chân răng của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

dm1,2

Đường kính vòng tròn qua điểm giữa chiều cao răng của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

dn1,2

Đường kính tham chiếu của bánh răng bé, bánh răng lớn của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

mm

dsh

Đường kính danh nghĩa của trục cho tính toán về uốn

mm

dshi

Đường kính trong của trục rỗng

mm

dw1,2

Đường kính vòng lăn của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

dNf2

Đường kính vòng tròn gần các chân răng chứa các giới hạn của các sườn răng hiệu dụng của một bánh răng ăn khớp trong hoặc bánh răng ăn khớp ngoài lớn hơn của bánh răng đối tiếp

mm

d1,2

Đường kính tham chiếu của bánh răng bé, bánh răng lớn

mm

ff eff

Sai lệch dạng prôfin hiệu dụng

µm

f

Sai lệch dạng prôfin (giá trị cho sai lệch tổng của prôfin Fα có thể được sử dụng thay cho giá trị này nếu sử dụng các dung sai tuân theo ISO 1328-1)

µm

fma

Sai lệch của đường xoắn vít do độ không chính xác trong chế tạo

µm

fpb

Sai lệch bước cơ sở ngang (các giá trị của fpb, có thể được sử dụng cho tính toán phù hợp với bộ TCVN 7578 (ISO 6336) khi sử dụng dung sai tuân theo ISO 1328-1)

µm

fpb eff

Sai lệch bước cơ sở ngang hiệu dụng

µm

fsh

Sai lệch của đường xoắn vít do các độ lệch đàn hồi

µm

f

Sai lệch độ thẳng hàng của răng (không bao gồm sai lệch của dạng đường xoắn vít)

µm

gα

Chiều dài đường tiếp xúc

mm

h

Chiều cao răng

mm

ha

Chiều cao đầu răng

mm

ha0

Chiều cao đầu răng của dao cắt răng

mm

hf2

Chiều cao chân răng của một bánh răng ăn khớp trong

mm

hfP

Chiều cao chân răng của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ

mm

hFe

Cánh tay đòn của mômen uốn cho tác dụng tải trọng tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng

mm

hNf2

Chiều cao chân răng của một bánh răng ăn khớp trong chứa các giới hạn của các sườn răng hiệu dụng của một bánh răng ăn khớp trong hoặc bánh răng ăn khớp ngoài lớn hơn của một bánh răng đối tiếp

mm

l

Khoảng cách (giữa hai) ổ trục

mm

mn

Mô đun pháp

mm

mred

Khối lượng quy gọn của cặp bánh răng trên một đơn vị chiều rộng răng có liên quan tới đường tác dụng

kg/mm

nE

Vận tốc cộng hưởng

min1

n1,2

Vận tốc quay của bánh răng bé, bánh răng lớn

min1

pbn

Bước cơ sở pháp

mm

pbt

Bước cơ sở ngang

mm

pr

Độ lồi của răng

mm

q

Lượng dư dự trữ cho gia công tinh

mm

qs

Thông số của rãnh SFn/2ρF

qs

Thông số của rãnh của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn

rb

Bán kính vòng cơ sở

mm

s

Độ dịch chuyển của bánh răng bé so với đường tâm trục

mm

sFn

Dây cung chân răng tại tiết diện tới hạn

mm

sR

Chiều dày vành răng

mm

spr

Lượng cắt chân răng ở gốc lượn còn lại

mm

u

Tỷ số truyền |u| = |z2/z1| ≥ 1a

v

Vận tốc theo chu vi [không có chỉ số dưới dòng: tại vòng tham chiếu (vòng chia) ≈ vận tốc theo chu vi tại vòng lăn]

m/s

x1,2

Hệ số dịch chỉnh prôfin của bánh răng bé, bánh răng lớn

yf

Lượng dư chạy rà (sai lệch bước)

µm

yp

Lượng dư chạy rà (sai lệch prôfin)

µm

yα

Lượng dư chạy rà cho một cặp bánh răng

µm

yβ

Lượng dư chạy rà (độ không thẳng hàng tương đương)

µm

zn

Số răng quy đổi của một bánh răng nghiêng

z1,2

Số răng của bánh răng bé, bánh răng lớna

B

Chiều rộng răng tổng của một bánh răng nghiêng chữ V bao gồm cả khe hở

mm

Bf

Thông số chạy rà để xác định hằng số K

Bk

Thông số chạy rà để xác định hằng số K

Bp

Thông số chạy rà để xác định hằng số K

B1,2

Các hằng số để xác định Fβx

B*

Hằng số để xác định độ dịch chuyển của bánh răng bé

Ca

Cạnh vát đỉnh răng

µm

Cay

Cạnh vát đỉnh răng do chạy rà

µm

Cv1,2,3

Các hằng số để xác định hằng số K

CB

Hệ số thanh răng cơ sở

CR

Hệ số phôi bánh răng

Cβ

Chiều cao độ vồng

µm

C1...9

Các hằng số để xác định qs

E

Môđun đàn hồi, môđun Young

N/mm2

E

Giá trị phụ cho tính toán YF

Fm

Lực ngang trung bình tại mặt trụ tham chiếu (= FtKAKV)

N

Ft

Lực tiếp tuyến ngang (danh nghĩa) tại mặt trụ tham chiếu

N

Ft max

Lực tiếp tuyến ngang lớn nhất tại mặt trụ tham chiếu

N

FtH

Lực ngang xác định tại mặt trụ tham chiếu (= FtKAKVK)

N

Fβ

Sai lệch tổng của đường xoắn vít

µm

Fβx

Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu (trước chạy rà)

µm

G

Giá trị phụ cho tính toán YF

H

Giá trị phụ cho tính toán YF

J*1,2

Mômen quán tính cực trên một đơn vị chiều rộng răng

kg/mm

K

Hằng số để xác định KV

KV

Hệ số động lực học

KA

Hệ số ứng dụng

K

Hệ số tải trọng ngang (ứng suất ở chân răng)

K

Hệ số tải trọng bề mặt (ứng suất ở chân răng)

K

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 răng đối với nhiều đường truyền động)

K1,2

Hằng số

K

Hằng số cho độ dịch chuyển của bánh răng bé có liên quan đến đầu mút chịu tác động của mômen xoắn

L

Dây cung chân răng tại tiết diện tới hạn có liên quan đến cánh tay đòn của mômen uốn cho tác dụng tải trọng tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp rưng

N

Hệ số cộng hưởng

NF

Số mũ

NL

Số chu kỳ tải trọng

NS

Hệ số cộng hưởng trong phạm vi cộng hưởng chính

M1,2

Các giá trị phụ cho xác định ZB, D

P

Công suất truyền

kW

Pmax

Công suất truyền lớn nhất

kW

Ra

Giá trị độ nhám trung bình đại số (như quy định trong TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997))

µm

Rz

Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy (như quy định trong TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997))

µm

Rz10

Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy cho cặp bánh răng

µm

SF

Hệ số ăn toàn cho đứt gãy răng

 

SF min

Hệ số an toàn nhỏ nhất (đứt gãy răng)

SH

Hệ số an toàn chống tróc rỗ

SHmin

Hệ số an toàn nhỏ nhất (tróc rỗ)

T1,2

Mômen xoắn (danh nghĩa) của bánh răng bé; mômen xoắn của bánh răng lớn

Nm

Tmax

Mômen xoắn lớn nhất

Nm

YF

Hệ số dạng răng

YN

Hệ số tuổi thọ cho ứng suất ở chân răng

YNT

Hệ số tuổi thọ cho ứng suất ở chân răng đối với các điều kiện thử tham chiếu

YR rel T

Hệ số bề mặt

Ys

Hệ số hiệu chỉnh ứng suất

YX

Hệ số cỡ kích thước (chân răng)

Yβ

Hệ số góc của đường xoắn vít (chân răng)

Yδ rel T

Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh

Yɛ

Hệ số của tỉ số tiếp xúc (chân răng)

Zv

Hệ số vận tốc

ZB,D

Các hệ số tiếp xúc của một cặp răng đối với bánh răng bé, 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

ZR

Hệ số nhám bề mặt ảnh hưởng tới độ bền lâu bề mặt

ZW

Hệ số biến cứng khi gia công nguội

ZX

Hệ số cỡ kích thước (tróc rỗ)

Zβ

Hệ số góc của đường xoắn vít (tróc rỗ)

Zɛ

Hệ số của tỉ số tiếp xúc (tróc rỗ)

αen

Góc áp lực tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng của các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

αn

Góc áp lực danh nghĩa

°

αt

Góc áp lực ngang

°

αwt

Góc áp lực ngang tại mặt trụ lăn

°

αFen

Góc của chiều tải trọng có liên quan đến chiều tác dụng của tải trọng tại tiếp xúc ngoài cùng của một cặp răng các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

°

αPn

Góc áp lực danh nghĩa của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ

°

β

Góc đường xoắn vít tại mặt trụ tham chiếu (chia)

°

βb

Góc đường xoắn vít cơ sở

°

γe

Góc phụ để xác định αFen

°

δbth

Độ lệch kết hợp của các răng đối tiếp bảo đảm sự phân bố tải trọng đều trên chiều rộng răng

µm

ɛα

Tỉ số tiếp xúc ngang

ɛαn

Tỉ số tiếp xúc ngang của một bánh răng trụ răng thẳng quy đổi

ɛβ

Tỉ số trùng khớp chiều trục (dọc)

ɛγ

Tỉ số tiếp xúc tổng (ɛγ= ɛα+ ɛβ)

v

Tỉ số tiếp xúc Poisson

θ

Giá trị phụ cho tính toán YF

ρa0

Bán kính đỉnh răng của dao cắt răng

mm

ρfP

Bán kính góc lượn chân răng của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ

mm

ρrel

Bán kính cong tương đối

mm

ρF

Bán kính góc lượn chân răng tại mặt cắt tới hạn

mm

ρ

Chiều dày của lớp trượt

mm

σB

Độ bền kéo

N/mm2

σF

Ứng suất ở chân răng

N/mm2

σF lim

Trị số ứng suất danh nghĩa (uốn)

N/mm2

σFE

Trị số ứng suất cho phép (uốn) = σF limYST

N/mm2

σFG

Giới hạn ứng suất ở chân răng

N/mm2

σFP

Ứng suất cho phép ở chân răng

N/mm2

σF0

Ứng suất danh nghĩa ở chân răng

N/mm2

σH

Ứng suất tiếp xúc tính toán

N/mm2

σH lim

Trị số ứng suất (tiếp xúc) cho phép

N/mm2

σHG

Trị số ứng suất cho phép thay đổi = σHG SHmin

N/mm2

σHP

Ứng suất tiếp xúc cho phép

N/mm2

σH0

Ứng suất tiếp xúc danh nghĩa

N/mm2

σS

Giới hạn chảy

N/mm2

σ0,2

Ứng suất thử 0,2 %

N/mm2

c*

Gradient ứng suất tương đối ở chân của một rãnh

mm1

c*P

Gradient ứng suất tương đối ở một mẫu thử được đánh bóng nhẵn

mm1

c*T

Gradient ứng suất tương đối ở chân bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn

mm1

ω1,2

Vận tốc góc của bánh răng bé, bánh răng lớn

rad/s

a Đối với các cặp bánh răng ăn khớp ngoài a, u, z1và z2 là dương; đối với các cạp bánh răng ăn khớp trong a, u và z2 là âm, và z1dương.

CHÚ THÍCH: 1 N/mm2 = 1 MPa.

4  Ứng dụng

4.1 Thiết kế, các ứng dụng cụ thể

4.1.1 Quy định chung

Những người làm thiết kế bánh răng phải thấy rằng yêu cầu đối với các ứng dụng khác nhau thay đổi rất lớn. Việc sử dụng các quy trình tính toán của tiêu chuẩn này cho các ứng dụng cụ thể đòi hỏi phải có sự đánh giá cẩn thận tất cả các xem xét có thể áp dụng được, đặc biệt là:

– Ứng suất cho phép của vật liệu và số lần lặp lại của tải trọng;

– Các hậu quả của bất cứ tỷ lệ phần trăm hư hỏng nào (mức hư hỏng);

– Hệ số an toàn thích hợp.

Các xem xét về thiết kế để ngăn ngừa các hiện tượng đứt gãy bắt nguồn từ sự tăng ứng suất ở sườn răng, sự sứt mẻ đỉnh răng và các hư hỏng của phôi bánh răng xuyên qua thân hoặc mayơ nên được phân tích bằng các phương pháp thiết kế máy chung.

Bất cứ các thay đổi nào theo các yêu cầu sau cũng phải được đưa vào báo cáo tính toán.

a) Nếu cần có một phương pháp tính toán chính xác hơn hoặc nếu tuân theo các hạn chế trong 4.1 đối với bất cứ lý do không thực tế nào thì có thể đánh giá các hệ số có liên quan theo tiêu chuẩn cơ bản hoặc tiêu chuẩn áp dụng khác.

b) Các hệ số thu được từ kinh nghiệm có thể tin cậy được hoặc các dữ liệu thử nghiệm có thể được sửdụng thay cho các hệ số riêng lẻ theo tiêu chuẩn này. Về vấn đề này, các tiêu chí cho phương pháp A trong 4.1.8.1 của ISO 6336-1:1996 là thích hợp áp dụng.

Mặt khác, các tính toán đánh giá phải rất phù hợp với tiêu chuẩn này nếu các ứng suất, các hệ số an toàn v.v… đã được phân loại là phù hợp với tiêu chuẩn này.

Tiêu chuẩn này công nhận các kiểu thiết kế truyền động sau trong công nghiệp.

– Các truyền động kín theo catalog được thiết kế theo các tải trọng danh nghĩa cho bán hàng từ các danh mục hoặc hàng dự trữ. Các tải trọng thực và điều kiện vận hành không biết được một cách chính xác tại thời điểm thiết kế.

CHÚ THÍCH: Các tải trọng thực cho mỗi ứng dụng được đánh giá để lựa chọn một thiết bị có cỡ kích thước gần đúng từ danh mục. Thường sử dụng một hệ số lựa chọn dựa trên kinh nghiệm với các ứng dụng tương tự để giảm công suất danh định theo danh mục cho tương xứng với các điều kiện áp dụng (xem ISO/TR 13593).

– Các truyền động được thiết kế theo đơn đặt hàng cho một ứng dụng riêng khi đã biết các điều kiện vận hành hoặc các điều kiện vận hành được quy định tại thời điểm thiết kế.

Tiêu chuẩn này áp dụng được khi phôi bánh răng, các mối nối trục/may ơ, các trục, ổ trục, vỏ hộp, các mối ghép ren, nền móng và các khớp nối trục tuân theo các yêu cầu về độ chính xác, khả năng tải và độ cứng vững để tạo thành cơ sở cho tính toán khả năng tải của các bánh răng.

Mặc dù phương pháp mô tả trong tiêu chuẩn này chủ yếu được sử dụng cho mục đích tính toán lại, nhưng bằng phép tính lặp, cũng có thể sử dụng phương pháp này để xác định khả năng tải của các bánh răng. Phép tính lặp được thực hiện bằng lựa chọn một tải trọng và tính toán hệ số an toàn tương ứng chống lại tróc rỗ, SH1, cho bánh răng bé. Nếu SH1 lớn hơn SHmin. tải trọng được tăng lên; nếu SH1 nhỏ hơn SHmin, tải trọng phải được giảm đi. Quá trình này được thực hiện tới khi tải trọng được lựa chọn tương ứng với SH1 = SHmin. Sử dụng phương pháp tương tự đối với bánh răng lớn (SH2 = SHmin) và cũng đối với các hệ số an toàn chống lại gẫy răng, SF1 = SF2= SFmin

4.1.2 Các dữ liệu của bánh răng

Tiêu chuẩn này áp dụng trong phạm vi các yêu cầu bắt buộc sau

a) Kiểu bánh răng:

– Các bánh răng trụ thân khai răng thẳng, răng nghiêng và các bánh răng nghiêng chữ V ăn khớp ngoài và ăn khớp trong;

– Đối với các bánh răng nghiêng chữ V, giả thiết rằng tải trọng tiếp tuyến tổng được phân bố đều giữa hai đường xoắn vít; nếu tải trọng tiếp tuyến tổng phân bố không đều (ví dụ, do tác dụng của các lực chiều trục bên ngoài) thì phải tính đến đặc điểm này; hai đường xoắn vít được xử lý như hai bánh răng nghiêng đơn lắp song song.

b) Phạm vi các vận tốc:

– n1 nhỏ hơn hoặc bằng 3600 min1 (vận tốc đồng bộ của động cơ hai cực tại tần số dòng điện 60 Hz).

– Phạm vi dưới mức tới hạn của vận tốc (xem Kv trong 5.6):

– Ở các vận tốc v < 1 m/s, khả năng tải của bánh răng thường được hạn chế bởi mài mòn.

c) Độ chính xác của bánh răng:

– Cấp chính xác 10 hoặc cao hơn theo ISO 1328-1 (các hệ số ảnh hưởng Kv, K và K).

d) Phạm vi của tỉ số tiếp xúc ngang của cặp bánh răng thẳng quy đổi:

-1,2 < ɛα < 1,9 (các hệ số ảnh hưởng c’, cγ, Kv, K, K. K và K).

e) Phạm vi của các góc xoắn vít:

β nhỏ hơn hoặc bằng 30° (các hệ số ảnh hưởng c’, cγ Kv và K).

4.1.3 Bánh răng bé và trục bánh răng bé

Tiêu chuẩn này áp dụng cho các bánh răng bé liền khối với các trục hoặc các bánh răng bé có lỗ với sR/d1 0,2(điều này ảnh hưởng đến c’, Cγ, Kv và K). Giả thiết rằng các bánh răng bé có lỗ sẽ được lắp trên các trục đặc hoặc các trục rỗng với dshi/dsh < 0,5 (điều này ảnh hưởng đến K).

4.1.4 Phôi bánh răng lớn, vành bánh răng lớn

Các công thức đã cho có hiệu lực đối với các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có chiều dày vành răng nhỏ nhất ở dưới chân răng sR≥ 3,5 mn. Tính toán Kthừa nhận rằng bánh răng lớn và trục bánh răng lớn có đủ độ cứng vững sao cho có thể bỏ qua độ lệch và độ võng của chúng.

4.1.5 Vật liệu

Các vật liệu sử dụng bao gồm thép, gang cầu, gang xám (các vật liệu ảnh hưởng đến ZE, δHlim, δFE, Kv, K, K và K). Về các vật liệu và các chữ viết tắt của chúng trong tiêu chuẩn này, xem Bảng 2.

Bảng 2 – Vật liệu

Vật liệu

Chữ viết tắt

Thép (σB < 800 N/mm2)

St

Thép đúc, thép hợp kim hoặc thép cacbon (σB ≥ 800 N/mm2)

St (cast)

Thép tôi thể tích (tôi thấu), thép hợp kim hoặc thép cacbon được tôi thể tích (σB ≥ 800 N/mm2)

V

Gang xám

GG

Gang cầu (cấu trúc peclit, bainit, ferit)

GGG (perl., bai., ferr.)

Gang dẻo tâm đen (cấu trúc peclit)

GTS (perl.)

Thép thấm cacbon được tôi bề mặt

Eh

Thép và gang cầu được tôi ngọn lửa hoặc tôi cảm ứng

IF

Thép thấm nitơ được thấm nitơ

NT (nitr.)

Thép tôi thể tích và tăng cứng bề mặt, được thấm nitơ

NV (nitr.)

Thép tôi thể tích và tăng cứng bề mặt, được thấm nitơ-cacbon

NV (nitro car.)

4.1.6 Bôi trơn

Các quy trình tính toán có hiệu lực cho các bánh răng được bôi trơn bằng dầu có đủ chất bôi trơn và độ nhớt thích hợp tại vị trí ăn khớp bánh răng và khi nhiệt độ làm việc cũng thích hợp (yêu cầu này ảnh hưởng đến sự tạo thành màng chất bôi trơn, nghĩa là các hệ số ZL, ZV và ZR).

4.2 Hệ s an toàn

Cần thiết phải có sự phân biệt giữa hệ số an toàn có liên quan tới sự hình thành các lỗ tróc rỗ, SH và hệ số an toàn có liên quan đến 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 của SH và SF bằng hoặc lớn hơn các giá trị SHmin và SFmin.

Việc lựa chọn giá trị cho một hệ số an toàn nên dựa trên độ tin cậy của các dữ liệu sẵn có và hậu quả của các hư hỏng có thể xảy ra.

Các hệ số quan trọng được xem xét là:

a) Tính hiệu lực của các giá trị cho vật liệu trong TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) đối với xác suất hư hỏng 1 %,

b) Chất lượng quy định và hiệu quả của kiểm tra chất lượng tại tất cả các giai đoạn của sản xuất,

c) Độ chính xác của các thông số kỹ thuật cho chế độ làm việc và các điều kiện bên ngoài, và

d) Sự gãy răng thường được xem là mối nguy hiểm lớn hơn so với tróc rỗ.

Vì vậy, giá trị được lựa chọn cho SF.minnên lớn hơn giá trị được lựa chọn cho SH.min

Về tính toán hệ số an toàn thực, xem 6.1.5 (SH, tróc rỗ) và 7.1.4 (SF, gãy răng).Về các hệ số an toàn tối thiểu, xem 6.12 (tróc rỗ) và 7.9 (gãy răng). Tuy nhiên, các giá trị nhỏ nhất của các hệ số an toàn nên được thỏa thuận giữa khách hàng và nhà sản xuất.

4.3 Dữ liệu đầu vào

Phải sẵn có các dữ liệu sau cho tính toán:

a) Các dữ liệu về bánh răng:

a, z1, z2, mn, d1, da1, da2, b, bH, bF, x1, x2, αn, β, ɛα, ɛβ (xem TCVN 7585 (ISO 53), TCVN 7584 (ISO 54)) (về định nghĩa của các chiều rộng răng b, bH và bF, xem 4.4).

b) Prôfin răng của thanh răng cơ sở dùng cho dao cắt răng:

ha0, ρa0;

c) Các dữ liệu cho thiết kế và chế tạo:

Ca1, Ca2, fpb, SHmin, SFmin, Ra1, Ra2, Rz1, Rz2;

Các vật liệu, độ cứng của vật liệu và các chi tiết về nhiệt luyện; các cấp chính xác của bánh răng, khoảng cách giữa các ổ trục l, các vị trí của các bánh răng so với các ổ trục; các kích thước của trục bánh răng bé dsh, và khi thích hợp, sự thay đổi đường xoắn vít (độ vồng, cạnh vát ở đầu mút răng);

d) Các dữ liệu về công suất:

P hoặc T hoặc Ft, n1, v1, chi tiết về máy dẫn động và máy được dẫn động.

Có thể tính toán các dữ liệu cần thiết về hình học theo các tiêu chuẩn quốc gia hoặc quốc tế.

Thông tin được trao đổi giữa nhà sản xuất và khách hàng nên bao gồm các dữ liệu quy định các ưu tiên về vật liệu, bôi trơn, hệ số an toàn và các lực tác dụng từ bên ngoài do rung và quá tải (hệ số áp dụng).

4.4 Chiều rộng răng

Phải phân biệt các chiều rộng răng sau:

– b: giá trị nhỏ hơn của các chiều rộng răng của bánh răng bé và bánh răng lớn được đo tại các vòng lăn (đối với bánh răng nghiêng chữ V, bH = 2 bB). Các cạnh vát hoặc góc lượn của các đầu nút răng được bỏ qua. Trường hợp các chiều rộng răng bị lệch, phải sử dụng chiều dài của bề mặt răng tiếp xúc.

– bH: chiều rộng răng tại mặt trụ lăn của bánh răng (đối với bánh răng nghiêng chữ V, bH = 2bB). Khi chiều rộng răng bH lớn hơn chiều rộng răng của bánh răng đối tiếp, bH phải dựa trên chiều rộng răng nhỏ hơn, bỏ qua bất cứ các cạnh vát ngang hoặc góc lượn đầu mút răng nào. Không bao gồm các phần không được tôi của các sườn răng bánh răng được tôi bề mặt hoặc các vùng chuyển tiếp. Trường hợp các chiều rộng răng bị lệch, phải sử dụng chiều dài của bề mặt răng tiếp xúc.

– bF: chiều rộng răng tại mặt trụ chân răng của bánh răng (đối với bánh răng nghiêng chữ V, bF = 2be). Khi chiều rộng răng bF lớn hơn chiều rộng răng của bánh răng đối tiếp, bF phải dựa trên chiều rộng răng nhỏ hơn cộng với một chiều dài không vượt quá một môđun của bất cứ phần kéo dài nào tại mỗi đầu mút. Tuy nhiên, nếu biết trước được rằng do độ vồng hoặc do tiếp xúc của cạnh vát đầu mút răng không kéo dài tới đầu mút của mặt răng thì phải sử dụng chiều rộng răng nhỏ hơn cho cả bánh răng bé và bánh răng lớn. Trường hợp chiều rộng răng bị lệch, phải sử dụng chiều dài của bề mặt răng tiếp xúc.

4.5 Công thức số

Phải sử dụng các đơn vị liệt kê trong Điều 3 cho tất cả các tính toán. Phụ lục Ccủa ISO 6336-1:1996 cung cấp thông tin để tạo điều kiện dễ dàng cho sử dụng tiêu chuẩn này.

5  Hệ số ảnh hưởng

5.1  Quy định chung

Các hệ số ảnh hưởng Kv, K, K, K và K phụ thuộc hoàn toàn vào tải trọng của răng. Lúc ban đầu, đây là tải trọng tác dụng (tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa nhân với hệ số ứng dụng).

Các hệ số cũng là các hệ số độc lập và vì vậy phải được tính toán thứ tự như sau:

a) Kv với tải trọng tiếp tuyến tác dụng FtKA;

b) Khoặc K với tải trọng được tính toán lại FtKAKv;

c) K, hoặcKvới tải trọng tiếp tuyến tác dụng.

Khi một bánh răng truyền động cho hai hoặc nhiều bánh răng đối tiếp, cần phải thay KA bằng KAKγ. Nếu có thể thực hiện được, nên xác định hệ số tải trọng ăn khớp Kγ bằng phép đo; theo cách khác, có thể đánh giá giá trị của Kγ theo tài liệu kỹ thuật.

5.2  Tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa, Ft, mômen xoắn danh nghĩa, T, công suất danh nghĩa, P

Tải trọng tiếp tuyến danh nghĩa Ft được xác định trong mặt phẳng ngang tại mặt trụ tham chiếu (chia). Tải trọng này dựa trên mômen xoắn đầu vào máy được dẫn động. Đây là mômen xoắn tương ứng với điều kiện làm việc thường xuyên nặng nhọc nhất. Theo cách khác, có thể sử dụng mômen xoắn danh nghĩa của động cơ chính làm cơ sở nếu nó tương ứng với yêu cầu về mômen xoắn của máy được dẫnđộng hoặc có thể lựa chọn một cơ sở thích hợp khác.

 (1)

 (2)

 (3)

 (4)

 (5)

5.3  Tải trọng không đều, mômen xoắn không đều, công suất không đều

Khi tải trọng được truyền không đều, nên quan tâm đến không chỉ tải trọng cực đại (tải trọng đỉnh) và số chu kỳ dự tính của nó mà cũng còn phải quan tâm đến các tải trọng trung gian và các số chu kỳ của chúng. Loại tải trọng này được phân loại như một chu kỳ làm việc và có thể được biểu thị bằng một phổ tải trọng. Trong các trường hợp này, phải quan tâm đến ảnh hưởng của mỗi tích lũy của chu kỳ làm việc trong đánh giá bộ truyền bánh răng. Phương pháp tính toán ảnh hưởng của các tải trọng trong điều kiện này được cho trong ISO/TR 10495.

5.4  Tải trọng tiếp tuyến lớn nhất Ftmax, mômen xoắn lớn nhất, Tmax, công suất lớn nhất, Pmax

Đây là tải trọng tiếp tuyến lớn nhất Ftmax (hoặc mômen xoắn tương ứng, Tmax, công suất tương ứng Pmax) trong phạm vi chế độ làm việc thay đổi. Độ lớn của tải trọng này có thể được giới hạn bằng một khớp nối trục có độ nhạy thích hợp. Phải biết được Ftmax, Tmax và Pmax khi xác định mức an toàn đối với hư hỏng do tróc rỗ và đối với sự gãy răng bất ngờ do chất tải tương ứng với giới hạn ứng suất tĩnh (xem 5.5).

5.5  Hệ số ứng dụng, KA

5.5.1 Quy định chung

Hệ số KA điều chỉnh tải trọng danh nghĩa Ft, đề 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 máy dẫn động và máy được dẫn động, cũng như các khối lượng và độ cứng vững của hệ thống, bao gồm cả các trục và khớp nối trục được sử dụng trong vận hành.

Khách hàng và nhà sản xuất nên thỏa thuận về giá trị của hệ số ứng dụng.

5.5.2 Phươmg pháp A – Hệ số KA-A

KA được xác định trong phương pháp này bằng các phép đo kỹ lưỡng và sự phân tích hệ thống một cách toàn diện, hoặc dựa trên cơ sở kinh nghiệm vận hành có thể tin cậy được trong lĩnh vực ứng dụng có liên quan (xem 5.3).

5.5.3 Phương pháp B – Hệ số KA-B

Nếu không sẵn có các dữ liệu tin cậy thu được như đã mô tả trong 5.5.2, hoặc ngay từ trước giai đoạn thiết kế ban đầu, có thể sử dụng các giá trị hướng dẫn cho KA như đã nêu ra trong Phụ lục C.

5.6  Hệ số động lực học trong (nội tại), Kv

5.6.1 Quy định chung

Hệ số động lực học liên kết tải trọng tổng của răng, bao gồm cả các ảnh hưởng động lực học nội tại của một hệ thống “đa cộng hưởng” với tải trọng tiếp tuyến được truyền của răng.

Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của ISO 6336-1:1996 với các thay đổi. Khi có sự thỏa thuận giữa nhà sản xuất và khách hàng hoặc khi xác định các công suất của các truyền động kín theo catalog thì có thể sử dụng phương pháp E của ISO 6336-1:1996 để đánh giá hệ số động lực học.

Trong quy trình này, giả thiết rằng cặp bánh răng gồm có một khối lượng cơ bản đơn và hệ lò xo gồm có các khối lượng tương đương của bánh răng bé và bánh răng lớn, và độ cứng vững của các răng tiếp xúc. Cũng giả thiết rằng mỗi cặp bánh răng vận hành như một cặp bánh răng có một tầng, nghĩa là bỏ qua ảnh hưởng của các tầng khác trong một hệ bánh răng có nhiều tầng. Giả thiết này chỉ có thể bảo vệ được khi độ cứng vững xoắn (đo được tại bán kính vòng cơ sở của các bánh răng) có trục chung với bánh răng lớn và một bánh răng bé nhỏ hơn độ cứng vững ăn khớp, về phương pháp xử lý các trục rất cứng vững, xem 5.6.3 và Phụ lục A.

Các lực gây ra bởi các dao động xoắn của các trục và các khối lượng khớp nối trục không được bao hàm trong Kv. Các lực này nên được bao gồm với các lực tác dụng từ bên ngoài khác (ví dụ, với hệ số ứng dụng).

Trong các truyền động nhiều bánh răng ăn khớp, có một vài tần số riêng. Các tần số riêng này có thể cao hơn hoặc thấp hơn tần số riêng của một cặp bánh răng đơn chỉ có một ăn khớp. Khi các bánh răng này vận hành trong phạm vi quá mức tới hạn, nên có sự phân tích bằng phương pháp A. Xem ISO 6336-1:1996,6.3.1.

Tải trọng riêng dùng cho tính toán Kv là (FtKA)/b.

Nếu (FtKA)/b > 100 N/mm thì Fm/b = (FtKA)/b.

Nếu (FtKA)/b ≤ 100 N/mm thì Fm/b = 100 N/mm.

Khi tải trọng riêng (FtKA)/b < 50 N/mm, một rủi ro riêng biệt vì dao động sẽ xuất hiện (trong một số trường hợp có sự tách ly của các sườn răng làm việc), trên tất cả là đối với các bánh răng trụ răng thẳng hoặc răng nghiêng có cấp chính xác thấp vận hành ở vận tốc cao hơn.

5.6.2 Tính toán các thông số yêu cầu cho đánh giá Kv

5.6.2.1 Tính toán khối lượng tương đương (quy gọn),mred

a) Tính toán khối lượng tương đương (quy gọn) mredcặp bánh răng một tầng

Trong đó:

mred Là khối lượng tương đương của một cặp bánh răng, nghĩa là khối lượng trên một đơn vịchiều rộng răng của mỗi bánh răng có liên quan đến bán kính vòng cơ sở hoặc đường tác dụng;

J*1,2 Là các mômen quán tính cực trên một đơn vị chiều rộng răng;

rb1,2 Là các bán kính vòng cơ sở (= 0,5db1,2).

b) Tính toán khối lượng tương đương (quy gọn), mredcủa một cặp bánh răng nhiều tầng Xem Phụ lục A.

c) Tính toán khối lượng tương đương (quy gọn), mred của các bánh răng có kết cấu ít phổ biến về thông tin cho các trường hợp sau, xem A.1.2:

-Trục bánh răng bé có đường kính ở giữa chiều cao răng, dm1 gần bằng đường kính trục;

– Hai bánh răng đồng trục được liên kết cứng vững;

– Một bánh răng lớn được dẫn động bởi hai bánh răng bé;

– Các bánh răng hành tinh;

– Các bánh răng trung gian.

5.6.2.2 Xác định vận tốc vận hành cộng hưởng (cộng hưởng chính) của một cặp bánh răng

a) Vận tốc vận hành cộng hưởng, nE1 của bánh răng bé, tính bằng min1:

                                (7)

Với cγtừ Phụ lục B.

b) Hệ số cộng hưởng, N

Tỷ số giữa vận tốc của bánh răng bé và vận tốc cộng hưởng, hệ số cộng hưởng N được xác định như sau.

                                    (8)

Vận tốc vận hành cộng hưởng có thể lớn hơn hoặc nhỏ hơn vận tốc vận hành được tính toán từ công thức (8) vì độ cứng vững chưa được bao gồm (ví dụ, các độ cứng vững của các trục, các ổ trục hoặc các thân hộp) và là kết quả của sự giảm chấn. Vì các lý do an toàn, phạm vi cộng hưởng được quy định như sau.

Ns < N ≤ 1,15                                         (9)

Ở các tải trọng sao cho (FtKA)/b nhỏ hơn 100 N/mm, giới hạn dưới của hệ số cộng hưởng Ns được xác định như sau:

– Nếu (Ft/KA)/b < 100 N/mm, thì

                                     (10)

– Nếu (FtA)/b ≥ 100 N/mm, thì

Ns = 0,85 (11)

5.6.2.3 Độ chính xác của bánh răng và các thông s chạy rà BP, Bf, Bk

BP, Bf và Bk là các thông số không có thử nghiệm được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của các sai lệch của răng và các thay đổi sườn răng đến tải trọng động.

                                      (12)

                                      (13)

                                 (14)

Với

c’ Từ Phụ lục B;

CaGiá trị thiết kế cho thay đổi sườn răng (cạnh vát đỉnh răng tại lúc bắt đầu và kết thúc của ăn khớp răng). Phải thay thế giá trị Cay từ chạy rà cho Ca trong công thức (14) trong trường hợp các bánh răng không có thay đổi sườn răng được quy định. Có thể thu được giá trị Cay từ Bảng 3.

Bước cơ sở hiệu dụng và các sai lệch sườn răng là các thông số hiện diện sau chạy rà. Các giá trị fpb eff và ff eff được xác định bằng cách trừ đi các lượng dư chạy rà yp và yf như sau:

fpb eff= fpb1 – yp1 hoặc fpb eff = fpb2 – yp2                      (15)

Lấy giá trị nào lớn hơn;

ff eff = ffα1 – yf1 hoặc ff eff = ffα2 – yf2                                                      (16)

Lấy giá trị nào lớn hơn.

5.6.2.4 Lượng dư chạy rà, yα

a) Đối với St, St (cast), V. GGG (perl, bai.), GTS (perl.)

                                 (17)

                                          (18)

b) Đối với GG, GGG (ferr.)4)

                                 (19)

yf = 0,275f (20)

c) Đối với Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr,), NV (nitrocar.)4)

                                 (21)

yf = 0,075f(22)

5.6.3 Hệ số động lực học trong phạm vi dưới mức ti hạn (N ≤ Ns)

Trong phạm vi này, cộng hưởng có thể xuất hiện nếu tần số ăn khớp răng trùng với N = 1/2 và N = 1/3. Rủi ro của sự xuất hiện cộng hưởng này tương đối nhỏ trong trường hợp các bánh răng trụ răng nghiêng hoặc răng thẳng chính xác, nếu bánh răng trụ răng thẳng có thay đổi sườn răng thích hợp (các bánh răng có cấp chính xác 6 hoặc cao hơn như đã quy định trong ISO 1328-1:1995).

Khi tỉ số tiếp xúc của các bánh răng trụ răng thẳng nhỏ hoặc nếu chất lượng thuộc cấp chính xác thấp, Kv có thể được điều chỉnh lớn như trong phạm vi vận tốc cộng hưởng chính. Nếu xảy ra trường hợp này, nên thay đổi các thông số thiết kế hoặc vận hành.

Các cộng hưởng ở N = 1/4,1/5 v.v… ít gây ra trục trặc vì các biên độ rung kết hợp thường nhỏ.

Đối với các cặp bánh răng có các độ cứng vững của các trục dẫn động và bị dẫn không bằng nhau, trong phạm vi N ≈ 0,2 đến 0,5, tần số kích thích của răng có thể kích thích các tần số riêng khi độ cứng vững xoắn c của trục cứng vững hơn, liên quan đến đường tác dụng, thuộc cùng một cấp độ lớn như độ cứng vững của răng, nghĩa là, nếu c/rb2 có cấp độ lớn cγ. Khi xảy ra trường hợp này, các độ tăng của tải trọng động có thể vượt quá các giá trị được tính toán theo công thức (23).

Kv = (NK) + 1 (23)

K = (Cv1Bp) + (Cv2Bf) + (Cv3Bk) (24)

Trong đó Cv1 và Cv2 là các giá trị cho phép đối với sai lệch bước và sai lệch prôfin, trong khi Cv3 là giá trị cho phép đối với thay đổi có chu kỳ của độ cứng vững ăn khớp.

Xem Bảng 3.

Bảng 3 – Các công thức cho tính toán các hệ số CV1 đến CV3 và Cay

 

1 < ɛγ ≤ 2

ɛγ>2

Cv1

0,32

0,32

Cv2

0,34

Cv3

0,23

CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng bé (2), Cay1 và Cay2 được tính toán riêng biệt, sau đó Cay = 0,5(Cay1 + Cay2).

Phải thay thế giá trị Cay do chạy rà cho Ca trong công thức (14) trong trường hợp các bánh răng không có thay đổi sườn răng quy định. Giá trị Cay thu được từ Bảng 3. Về độ cứng vững đơn của răng c’ xem Phụ lục B.

5.7  Hệ số tải trọng bề mặt, K

5.7.1 Quy định chung

Hệ số tải trọng bề mặt điều chỉnh các ứng suất của răng bánh răng, cho phép đối với các ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng.

Phương pháp C2 của ISO 6336-1:1996 với các thay đổi được sử dụng trong tiêu chuẩn này, được bố trí sao cho có tính đến các ảnh hưởng của độ thẳng hàng trong ăn khớp, các biến dạng đàn hồi của bánh răng bé và độ không chính xác trong chế tạo.

Phải tính toán K từ độ không thẳng hàng tổng trong ăn khớp sau chạy rà Fβy gồm có hai thành phần sau:

– Sai số hệ thống được tính đến bởi fsh (độ không thẳng hàng trong ăn khớp do độ võng của trục) và gây ra chủ yếu bởi độ võng của trục bánh răng bé, nhưng về nguyên tắc có thể bao gồm tất cả các độ lệch cơ khí có thể được đánh giá một cách khá chính xác cả về giá trị và chiều.

– Sai số ngẫu nhiên được biểu thị bởi fma (độ không thẳng hàng trong ăn khớp do dung sai chế tạo). Không thể đánh giá được chiều và giá trị thực của độ không thẳng hàng do chế tạo, chỉ có phạm vi của sai số này được giới hạn bởi dung sai chế tạo (tham khảo cấp chính xác của bánh răng).

Ứng dụng của hiệu chỉnh đường xoắn vít và độ vồng của răng gồm có:

– Hiệu chỉnh đường xoắn vít là sự thay đổi về bước đường xoắn vít được áp dụng để bù cho sai số hệ thống, về lý thuyết, có thể áp dụng sự hiệu chỉnh đường xoắn vít để làm cho độ lệch tính toán xứng hợp với một tải trọng riêng và loại bỏ sự đóng góp của fsh và Kđối với tải trọng riêng biệt này. Tuynhiên, trong thực tế, các tải trọng thay đổi và các sai số trong đánh giá fsh đã để lại ảnh hưởng còn sót lại đến K cần phải được tính đến.

– Độ vồng là sự thay đổi bước đường xoắn vít gồm có sự trù tính để bảo vệ tốt nhất chống lại thành phần ngẫu nhiên của độ không thẳng hàng. Và fma có thể có một chiều cho nên độ vồng cần đối xứng với điểm giữa của chiều rộng răng.

Nên có sự phân tích chính xác và toàn diện hơn phù hợp với ISO 6336-1 nếu thiết kế không tương xứng với các yêu cầu trong 7.2.3.1 của ISO 6336-1:1996 hoặc nếu bất cứ yêu cầu nào trong các yêu cầu sau có ảnh hưởng đáng kể đến độ thẳng hàng trong ăn khớp.

– Các biến dạng đàn hồi không do các lực ăn khớp của bánh răng gây ra nhưng do các lực bên ngoài (ví dụ, đai truyền, xích, khớp nối trục).

– Các biến dạng đàn hồi của bánh răng lớn và trục bánh răng lớn.

– Các biến dạng đàn hồi và độ không chính xác trong chế tạo hộp bánh răng.

– Các khe hở và độ lệch của ổ trục.

– Các bố trí khác so với các bố trí đã chỉ dẫn trên Hình 2.

– Bất cứ biến dạng nào trong chế tạo hoặc các biến dạng khác chỉ ra sự cần thiết phải có phân tích chi tiết hơn.

Theo phương pháp này, khi tính toán một giá trị K lớn hơn 2,0 thì giá trị thực sẽ thường nhỏ hơn giá trị này. Tuy nhiên, nếu giá trị tính toán của K lớn hơn 1,5 thì nên xem xét lại thiết kế (ví dụ, cần tăng độ cứng vững của trục, thay đổi các vị trí của ổ trục, nâng cao độ chính xác của đường xoắn vít).

5.7.2 Tính toán K

Tải trọng riêng cho tính toán K là (FtKAKv)/b.

Nếu (FtKAKv)/b > 100 N/mm, thì Fm/b = (FtKAKv)/b.

Nếu (FtKAKv)/b ≤ 100 N/mm, thì Fm/b = 100 N/mm.

                                                                                    (25)

được áp dụng khi K ≤ 2, với cg, từ Phụ lục B.

Nếu K > 2, không áp dụng được tiêu chuẩn này.

5.7.3 Độ không thẳng hàng ăn khớp sau chạy rà, Fβy

Fβy = Fβx – yβ (26)

Trong đó:

Fβx Là độ không thẳng hàng trong ăn khớp trước chạy rà (xem 5.7.4);

yβ Là lượng dư chạy rà (xem 5.7.8).

5.7.4 Độ không thẳng hàng ăn khớp trước chạy rà, Fβx

5.7.4.1 Quy định chung

Fβx là giá trị tuyệt đối của tổng các sai lệch chế tạo và độ lệch của bánh răng bé và độ võng của trục được đo trong mặt phẳng tác dụng.

5.7.4.2 Bánh răng được thiết kế theo đơn đặt hàng (xem Điều 4)

a) Đối với các cặp bánh răng không kiểm tra vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc:

Fβx = 1,33B1fsh + B2fma (27)

Với B, và B2 được lấy từ Bảng 4.

b) Đối với các cặp bánh răng có kiểm tra vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc (ví dụ, bằng điều chỉnh các ổ trục)5):

Fβx = |1,33B1fsh – f5| (28)

Trong đó:

f5 Là sai lệch lớn nhất của độ dốc đường xoắn vít đối với cấp chính xác 5 của ISO (xem ISO 1328-1:1995).

Bằng cách trừ đi f5 sẽ tạo ra lượng dư để bù cho biến dạng đàn hồi và các sai lệch chế tạo.

5.7.4.3 Truyền động kín theo catalog (xem Điều 4)

Đối với các cặp bánh răng theo catalog có hiệu chỉnh đường xoắn vít và độ vồng thích hợp đối với công suất tương ứng theo catalog hoặc không có thay đổi đường xoắn vít, sử dụng công thức (27). Trong trường hợp này phải tính đếnvị trí của cặp bánh răng, độ võng của trục, các ổ trục, các tải trọng công xôn v.v…

Bảng 4 – Các hằng số cho sử dụng trong công thức (27)

Số

Thay đổi đường xoắn vít

Hằng số công thức

Kiểu

Giá trị

B1

B2

1

Không

1

1

2

Chỉ có độ vồng ở giữa

Cβ = 0,5fama

1

0,5

3

Chỉ có độ vồng ở giữa

Cβ = 0,5(fma + fsh)a

0,5

0,5

4b

Chỉ hiệu chỉnh đường xoắn vít

Dạng hiệu chỉnh được tính toán để xứng hợp với mômen xoắn được phân tích

0,1c

1,0

5

Hiệu 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 đầu mút răng

Giá trị thích hợp CI(II), xem Phụ lục D

0,7

0,7

a Độ vồng thích hợp Cβ, xem Phụ lục D.

b Phần lớn áp dụng cho các ứng dụng có các điều kiện tải trọng không đổi.

c Có hiệu lực cho quy trình kỹ thuật chế tạo tốt nhất, nếu không, thích hợp với các giá trị cao hơn.

Theo cách khác, đối với các cặp bánh răng theo catalog có hiệu chỉnh đường xoắn vít và độ vồng thích hợp:

                                                                             (29)

Khi sử dụng công thức (29), lượng dư chạy rà yβ bằng không.

5.7.5Giá tr nhỏ nhất choK

Đối với cặp bánh răng không hiệu chỉnh đường xoắn vít hoặc không có độ vồng, giá trị nhỏ nhất của K là 1,25 cho các tầng vận tốc thấp nhất (cũng như cho các truyền động bánh răng đơn giảm tốc) và 1,45 cho tất cả các tầng khác.

Đối với các truyền động kín theo catalog có hiệu chỉnh thích hợp đường xoắn vít và có độ vồng, giá trị nhỏ nhất của K là 1,10 cho tầng vận tốc thấp nhất (cũng như cho các truyền động bánh răng đơn giảm tốc) và 1,25 cho tất cả các tầng khác. Đối với các truyền động được thiết kế theo đơn đặt hàng có hiệu chỉnh thích hợp đường xoắn vít và độ vồng, giá trị nhỏ nhất của K là 1,0.

Giá trị nhỏ nhất của K đã định nghĩa ở trên áp dụng cho tất cả các tải trọng, bao gồm cả các tải trọng quá tải.

5.7.6 Độ không thẳng hàng tương đương,fsh

Đối với các bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng nghiêng đơn:

 (30)

Đối với các bánh răng nghiêng chữ V, tính toán fsh có liên quan đến đường xoắn vít ở gần nhất so với đầu mút trục được truyền hoặc truyền tải trọng:

 (31)

Trong đó:

b = 2 bB,

bB là chiều rộng của một đường xoắn vít.

Trong các công thức (30) và (31), K’, s và i theo Hình 2.

Trong Hình 2, các bánh răng bé được biểu thị bằng các đường gạch gạch chỉ ra các đường xoắn vít của các bánh răng nghiêng chữ V có giá trị fsh, nhỏ hơn là lắp ghép ép nóng bình thường (đối với một lắp ghép ép nóng bình thường, ảnh hưởng của gối trục đỡ là không đáng kể). Đường kính chân răng phải lớn hơn một chút so với đường kính trục.

5.7.7 Độ không thẳng hàng do độ không chính xác trong chế tạo, fma

Độ không thẳng hàng do độ không chính xác trong chế tạo fma bằng dung sai của đường xoắn vít f

fma= f(32)

Nên sử dụng giá trị lớn hơn của bánh răng lớn và bánh răng bé. Về lý thuyết, các dung sai chế tạo của bánh răng bé, bánh răng lớn và độ thẳng hàng, của trục có thể biểu thị cho trường hợp xấu nhất. Nên kiểm tra sự phân bố tải trọng bằng, ví dụ, kiểm tra vết tiếp xúc.

Hình

Vị trí của vết tiếp xúc

Xác định Fβx

a)

Vết tiếp xúc nằm về phía giữa khoảng cách các ổ trục

Fβx phù hợp với công thức (28)

b)

Vết tiếp xúc nằm cách xa điểm giữa khoảng cách các ổ trục

Fβx phù hợp với công thức (27)

(tăng thêm)

c)

Vết tiếp xúc nằm về phía giữa khoảng cách các ổ trục

Fβx phù hơp với công thức (27)

çK’ç.l.s / (d1/dsh)4 ≤ B * (tăng thêm)

Fβx phù hợp với công thức (28)

çK’ç.l.s/(d1/dsh)4 > B * (bù)

d)

Vết tiếp xúc nằm cách xa điểm giữa khoảng cách các ổ trục

Fβx phù hợp với công thức (27)

çK’ç.l.s/(d1/dsh)4 ≥ B * – 0,3 (tăng thêm)

Fβx ­phù hợp với công thức (28)

çK’ç.l.s/(d1/dsh)4 < B * – 0,3 (bù)

e)

Vết tiếp xúc nằm về phía ổ trục

Fβx phù hợp với công thức (27)

(tăng thêm)

f)

Vết tiếp xúc nằm cách xa ổ trục

Fβx  phù hợp với công thức (28)

(bù)

a) đến d) là các bố trí lắp ráp phổ biến nhất với bánh răng bé ở giữa các ổ trục; e) và f) có các bánh răng bé công xôn;

T* là đầu mút có mômen xoắn vào hoặc ra, không phụ thuộc vào chiều quay;

B* = 1 đối với các bánh răng trụ răng thẳng và các bánh răng nghiêng đơn; 1,5 đối với các bánh răng nghiêng chữ V. Cường độ tải trọng tối đa (tải trọng đỉnh) xảy ra trên đường xoắn vít gần với đầu mút chịu tác dụng của mômen xoắn. Cũng xem 7.6.2.

Hình 1 – Các quy tắc để xác định Fβx đối với vị trí của vết tiếp xúc

Hệ số K’

Hình

Bố trí

Không

tăng cứng vững a

0,48

0,8

a)

với s/l < 0,3

-0,48

-0,8

b)

với s/l < 0,3

1,33

1,33

c)

với s/l < 0,5

-0,36

-0,6

d)

với s/l < 0,3

-0,6

-1,0

e)

với s/l < 0,3

T* là đầu mút có mômen xoắn vào hoặc ra, không phụ thuộc vào chiều quay.

Đường gạch gạch 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 truyền động bánh răng nghiêng chữ V được lắp ở giữa khoảng cách các ổ trục.

aKhi d1/dsh ≥ 1,15, độ cứng vững được giả thiết là tăng lên; khi d1/dsh < 1,15, độ cứng vững không tăng; hơn nữa, chắc là không hoặc không có bất cứ sự tăng cứng vững nào khi một bánh răng bé trượt trên một trục và then dẫn hướng hoặc phụ tùng tương tự hoặc khi có lắp ép nóng thông thường.

Hình 2 – Hằng số K’ để thay vào các công thức (30) và (31) cho tính toán

5.7.8 Lượng dư chạy rà, yβ

a) Đối với St, St (cast), V, GGG (perl, bai.) và GTS (perl.):

                                                                (33)

Với yβ ≤ Fβx

Khi v ≤ 5 m/s: không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên là yβ = 25600/σHlim, tương ứng với Fβx = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên là yβ = 12800/σHlim, tương ứng với Fβx = 40 µm

b) Đối với GG và GGG (ferr.)7)

yβ = 0,55Fβx(34)

Khi v < 5m/s: không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên là yβ = 45 µm, tương ứng với Fβx = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên là yβ = 22 µm, tương ứng với Fβx = 40 µm

c) Đối với Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.) và NV (nitrocar.)7)

yβ = 0,15Fβx(35)

Đối với tất cả các vận tốc, giới hạn trên là yβ = 6 µm tương ứng với Fβx = 40 µm

Khi vật liệu của bánh răng bé khác vật liệu của bánh răng lớn, yβ1 cho bánh răng bé và yβ2 cho bánh răng lớn được xác định riêng rẽ.

Giá trị trung bình

(36)

được sử dụng cho tính toán.

5.8  Hệ số tải trọng bề mặt, K

(37)

Nếu b/h ≥ 3 thì

(38)

Nếu b/h < 3 thì

NF = 0,6923 (39)

Trong đó:

b Là chiều rộng răng (xem 4.4);

h Là chiều cao răng từ đỉnh tới chân răng: h = (da – df)/2.

5.9  Hệ số tải trọng ngang, K, K

5.9.1  Quy định chung

Các hệ số tải trọng ngang giải thích ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng ngang không đều giữa một vài cặp răng bánh răng tiếp xúc đồng thời như sau:

a) Các giá trị K và Kcho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng ɛg ≤ 2

(40)

b) Các giá trị Kvà K cho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng ɛg ≥ 2

(41)

Trong đó cần xác định các giá trị sau:

cgĐộ cứng vững ăn khớp phù hợp với Phụ lục B;

fpbGiá trị lớn hơn của 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 sườn răng sẽ bù cho độ lệch của các răng ở mức tải trọng thực:

yαLượng dư chạy rà như đã quy định trong 5.9.4;

FtHTải trọng tiếp tuyến xác định trong mặt phẳng ngang, FtH = FtKAKVK.

5.9.2  Điều kiện giới hạn cho K

Khi, phù hợp với công thức (40) hoặc (41)

(42)

Thì  thay thế cho K và khi K  <1,0 thì K được thay thế bằng 1,0 như là giá trị giới hạn.

5.9.3  Điều kiện giới hạn cho K

Nếu, phù hợp với công thức (40) hoặc (41).

 (43)

Thì  thay thế cho K và khi K< 1,0 thì K được thay thế bằng 1,0 như là giá trị giới hạn.

Trong đó:

 (44)

Với ɛαn thu được từ công thức (95).

Với các giá trị giới hạn phù hợp với các công thức (42) và (43), sự phân bố tải trọng ít thuận lợi nhất được giả thiết là toàn bộ tải trọng tiếp tuyến được truyền bởi chỉ một cặp răng đối tiếp. Hơn nữa, độ chính xác của các bánh răng nghiêng nên được lựa chọn sao cho K và K không lớn hơn ɛα. 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.

5.9.4  Lượng dư chạy rà, yα

yα là giá trị dùng để giảm sai lệch ban đầu của bước cơ sở bằng chạy rà từ lúc bắt đầu vận hành; yα không giải thích lượng dư do bất cứ mức độ chạy rà nào được sử dụng như một tiêu chí để kiểm tra trong quá trình sản xuất (ví dụ, sự mài rà). Phải quan tâm đến quá trình điều chỉnh này khi xem xét chất lượng của bánh răng.

Có thể tính toán lượng dư chạy rà yα theo các công thức (45) đến (48).

a) Đối với St, St (cast), V, GGG (perl., bai.) và GTS (perl.)

(45)

Khi v ≤ 5 m/s: không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên của yα là 12800/σHlim tương ứng với fpb = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên của yα là 6400/σHlim tương ứng với fpb = 40 µm

b) Đối với GG và GGG (ferr.)10)

yα = 0,275fpb (46)

Khi v ≤ 5 m/s: không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên của yα là 22 µm tương ứng với fpb = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên của yα là 11 µm tương ứng với fpb = 40 µm

c) Đối với Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.) và NV (nitrocar.)10)

yα = 0,075fpb(47)

Đối với tất cả các vận tốc, nhưng có hạn chế: giới hạn trên của yα là 3 µm tương ứng với fpb = 40 µm

Khi các vật liệu khác nhau, cần xác định yα1 cho vật liệu của bánh răng bé và yα2 cho bánh răng lớn. Giá trị trung bình được sử dụng cho tính toán:

(48)

6  Tính toán độ bền lâu bề mặt (tróc rỗ)

6.1  Công thức cơ bản

6.1.1  Quy định chung

Tính toán độ bền lâu bề mặt dựa trên cơ sở ứng suất tiếp xúc σH tại điểm ăn khớp hoặc tại điểm bên trong (thấp nhất) của tiếp xúc một cặp răng. Sử dụng giá trị lớn hơn trong hai giá trị thu được để xác định khả năng của độ bền lâu bề mặt. Các giá trị của σH và ứng suất tiếp xúc cho phép σHP phải được tính toán riêng rẽ cho bánh răng lớn và bánh răng bé; σH phải nhỏ hơn hoặc bằng σHP.

6.1.2  Xác định ứng suất tiếp xúc σH cho bánh răng bé

Ứng suất tiếp xúc σH cho bánh răng bé được tính toán như sau:

(49)

Với (50)

(sử dụng dấu âm (-) cho các bánh răng ăn khớp trong)

Trong đó:

σH0 Là ứng suất tiếp xúc danh nghĩa tại điểm ăn khớp: đây là ứng suất được tạo trong ăn khớp răng không có vết nứt (không có sai số) bởi tác dụng của mômen xoắn tĩnh danh nghĩa;

bHLà chiều rộng răng (xem 4.4);

ZBLà hệ số tiếp xúc của một cặp răng cho bánh răng bé (xem 6.2).

6.1.3  Xác định ứng suất tiếp xúc, σH cho bánh răng lớn

Ứng suất tiếp xúc σH cho bánh răng lớn được tính toán như sau:

(51)

Trong đó:

ZDLà hệ số tiếp xúc của một cặp răng cho bánh răng lớn (xem 6.2).

Tải trọng tiếp tuyến tổng trong trường hợp các truyền động bánh răng có nhiều đường truyền, các hệ thống bánh răng hành tinh hoặc các đường truyền động bánh răng ghép không được phân bố hoàn toàn đều trên các ăn khớp bánh răng riêng (phụ thuộc vào thiết kế, vận tốc tiếp tuyến và độ chính xác chế tạo). Đặc điểm này phải được tính đến bằng cách thay thế KgKA cho KA trong công thức (49) và công thức (51) để điều chỉnh tải trọng tiếp tuyến trung bình cho mỗi ăn khớp răng khi cần thiết (xem Điều 5).

6.1.4  Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, σHP

6.1.4.1  Phương pháp

Trong tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-2:2006 (ISO 6336-2:1996).

(52)

6.1.4.2  Ứng suất tiếp xúc cho phép (tham chiếu), σHP ref

Ứng suất tiếp xúc cho phép (tham chiếu), σHP ref phải được xác định từ công thức (52) với ZN = 1 và các giá trị thích hợp của σHlim, ZL, ZV, ZR, Zw, Zx, SHmin.

6.1.4.3  Ứng suất tiếp xúc cho phép (tĩnh), σHP stat

Ứng suất tiếp xúc cho phép (tĩnh), σHP stat phải được xác định phù hợp với công thức (52) với ZN = ZNT đối với ứng suất tĩnh theo 6.8 và các giá trị thích hợp của σHlim, ZL, ZV, ZR, Zw, Zx, SHmin

6.1.4.4  Ứng suất tiếp xúc cho phép (1010 chu kỳ), σHP 10

Ứng suất tiếp xúc cho phép (1010 chu kỳ), σHP 10 phải được xác định phù hợp với công thức (52), với ZN = ZNT đối với 1010 chu kỳ tải trọng theo 6.8 và các giá trị thích hợp của σHlim, ZL, ZV, ZR, Zw, Zx, S­Hmin.

6.1.4.5  Ứng suất tiếp xúc cho phép, σHP đối với tuổi thọ giới hạn hoặc dài

Phạm vi tuổi thọ giới hạn là phạm vi trong đó số chu kỳ tải trọng NL nằm giữa giá trị tương ứng với số chu kỳ tải trọng cho phép tĩnh và các giá trị tương ứng với số chu kỳ tải trọng cho phép tham chiếu liệt kê trong Bảng 6 (xem Hình 3).

Phạm vi tuổi thọ dài là phạm vi trong đó số chu kỳ tải trọng NL nằm giữa giá trị tương ứng với số chu kỳ tải trọng cho phép tham chiếu liệt kê trong Bảng 6 và 1010 chu kỳ tải trọng (xem Hình 3).

– σHP đối với số chu kỳ tải trọng đã cho NL trong phạm vi tuổi thọ giới hạn được xác định bằng biểu đồ hoặc phép tính nội suy (theo tỷ xích log-log) giữa giá trị thu được cho độ bền tham chiếu phù hợp với 6.1.4.2 và giá trị thu được cho độ bền tĩnh phù hợp với 6.1.4.3.

– σHP đối với số chu kỳ tải trọng đã cho NL trong phạm vi tuổi thọ dài được xác định bằng biểu đồ hoặc phép tính nội suy (theo tỷ xích log-Iog) giữa giá trị thu được cho độ bền tham chiếu phù hợp với 6.1.4.2 và giá trị thu được đối với 1010 chu kỳ tải trọng phù hợp với 6.1.4.4.

Các giá trị của ứng suất tiếp xúc cho phép σHP cho số chu kỳ tải trọng lớn hơn 1010 chưa được xác lập.

Hình 3 – Xác định bằng biểu đồ ứng suất tiếp xúc cho phép đối với tuổi thọ giới hạn và tuổi thọ dài – Ví dụ: ứng suất tiếp xúc cho phép, σHP cho 107 chu kỳ tải trọng

6.1.5  Hệ số an toàn cho độ bền lâu bề mặt, SH

Phải tính toán SH riêng cho bánh răng bé và bánh răng lớn.

(53)

Với σHG cho các ứng suất tham chiếu và tính theo công thức (52) và 6.1.4, σH phải phù hợp với công thức (49) đối với bánh răng bé và phù hợp với công thức (51) đối với bánh răng lớn (xem 6.1).

CHÚ THÍCH: Đây là hệ số an toàn tính toán đối với ứng suất tiếp xúc (áp suất Hertz). Hệ số tương ứng có liên quan tới khả năng chịu mômen xoắn bằng bình phương của SH.

Về hệ số an toàn tối thiểu cho độ bền lâu bề mặt, SHmin, xem 6.12.

6.2  Các hệ số tiếp xúc một cặp răng, ZB, ZD

Khi ZB > 1 hoặc ZD > 1, các hệ số ZB và ZD được sử dụng để biến đổi ứng suất tiếp xúc tại điểm ăn khớp của các bánh răng trụ răng thẳng hàng ứng suất tiếp xúc tại giới hạn bên trong (thấp nhất) của tiếp xúc một cặp răng của bánh răng bé và bánh răng lớn. Xem lời giới thiệu 6.1.

a) Bánh răng ăn khớp trong

ZD luôn luôn được lấy bằng đơn vị.

b) Bánh răng trụ răng thẳng

Xác định M1, [thương số của ρrelC tại điểm ăn khớp và ρrelB tại giới hạn bên trong (điểm thấp nhất) của tiếp xúc một cặp răng bánh răng bé] và M2 (thương số của ρrel C và ρrel D của bánh răng lớn) từ

(54)

(55)

(Về tính toán tỉ số tiếp xúc prôfin ɛα, xem 6.5.2).

Nếu M1 > 1 thì ZB = M1Nếu M1 ≤ 1 thì ZB = 1,0

Nếu M2 > 1 thì ZD = M2Nếu M2 ≤ 1 thì ZD = 1,0

c) Bánh răng nghiêng có ɛβ ≥ 1

ZB = ZD = 1

d) Bánh răng nghiêng có ɛβ < 1

ZB và ZD được xác định bằng nội suy tuyến tính giữa các giá trị cho truyền động bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng có ɛβ < 1:

ZB = M1 – ɛβ(M1 -1); ZB ≥ 1

ZD = M2 – ɛβ(M2 -1); ZD ≥ 1 (56)

Nếu ZB hoặc ZD được bằng đơn vị, các ứng suất tiếp xúc tính toán theo các công thức (49) hoặc (51) là các giá trị cho ứng suất tiếp xúc tại mặt trụ lăn.

Các phương pháp trong 6.2 áp dụng cho tính toán ứng suất tiếp xúc khi điểm ăn khớp nằm trên đường tiếp xúc. Nếu điểm ăn khớp C là xác định và nằm ngoài đường tiếp xúc thì ZB và/hoặc ZD được xác định đối với tiếp xúc tại vòng đỉnh răng liền kề. Đối với các bánh răng nghiêng khi ɛβ nhỏ hơn 1,0, ZB và ZD được xác định bằng nội suy tuyến tính giữa các giá trị (được xác định tại điểm ăn khớp hoặc tại vòng đỉnh răng liền kề khi thích hợp) cho các bánh răng trụ răng thẳng và các bánh răng trụ răng nghiêng có ɛβ ≥ 1.

6.3  Hệ số vùng, ZH

Hệ số vùng ZH giải thích ảnh hưởng đến áp suất Hertz của độ cong sườn răng tại điểm ăn khớp và sự biến đổi lực tiếp tuyến tại mặt trụ tham chiếu thành lực pháp tuyến tại mặt trụ lăn.

(57)

6.4  Hệ số đàn hồi, ZE

Hệ số đàn hồi ZE tính đến các ảnh hưởng của đặc tính vật liệu E (môđun đàn hồi) và v (hệ số Poisson) đến ứng suất tiếp xúc.

Các giá trị bằng số được cho trong Bảng 5.

Bảng 5 – Hệ số đàn hồi, ZE cho một số tổ hợp vật liệu, các giá trị trung bình

Bánh răng 1

Bánh răng 2

ZE

Vật liệua

Môđun đàn hồi

Hệ số Poisson

Vật liệua

Môđun đàn hồi

Hệ số Poisson

 

N/mm2

v

 

N/mm2

v

 

St, V, Eh, NT (nitr.), NV (nitr.),

NV (nitrocar.)

206 000

0,3

St, V, Eh, NT (nitr.), NV (nitrocar.),

206 000

0,3

189,8

St (cast)

202 000

188,9

GGG (perl, bai., ferr.)

173 000

181,4

GTS (perl.)

170 000

180,5

GG

126 000

165,4

to

đến

118 000

162,0

St (cast)

202 000

St (cast)

202 000

118,0

GGG (perl., bai., ferr.)

173 000

180,5

GTS (perl.)

170 000

179,7

GG

118 000

161,4

GGG (perl., bai., ferr.)

173 000

GGG (perl., bai., ferr.)

173 000

173,9

GTS (perl.)

170 000

173,2

GG

118 000

156,6

GTS (pert.)

170 000

GTS (perl.)

170 000

172,4

GG

118 000

156,1

GG

126 000

GG

118 000

146,0

đến

đến

118 000

143,7

a Về các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

6.5  Hệ số của tỉ số tiếp xúc, Zɛ

6.5.1  Quy định chung

Hệ số của tỉ số tiếp xúc Zɛ giải thích ảnh hưởng của sự tiếp xúc ngang và tỉ số trùng khớp đến khả năng tải bề mặt của các bánh răng trụ.

a) Bánh răng trụ răng thẳng:

(58)

Có thể lựa chọn giá trị bảo toàn cho Zɛ = 1,0 đối với các bánh răng trụ răng thẳng có tỉ số tiếp xúc nhỏ hơn 2,0.

b) Bánh răng nghiêng:

Nếu ɛβ < 1 thì

(59)

Nếu ɛβ ≥ 1 thì

(60)

6.5.2  Tỉ số tiếp xúc ngang, ɛα

ɛα= gα/pbt (61)

Trong đó:

Chiều dài của đường tiếp xúc:

(62)

(Sử dụng dấu dương cho các bánh răng ăn khớp ngoài, dấu âm cho các bánh răng ăn khớp trong)

Bước cơ sở ngang:

pbt = mtπcosαt(63)

Công thức (62) chỉ có hiệu lực nếu đường tiếp xúc được giới hạn có hiệu quả bởi vòng đỉnh răng của bánh răng bé và bánh răng lớn và không có hiệu lực, ví dụ, nếu các sườn răng có cất chân răng.

6.5.3  Tỉ số trùng khớp, ɛβ

(64)

6.6  Hệ số góc của đường xoắn vít, Zβ

Hệ số góc của đường xoắn vít, Zβ tính đến ảnh hưởng của góc đường xoắn vít đến ứng suất bề mặt.

(65)

6.7  Trị số ứng suất cho phép (tiếp xúc), σHlim

TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) cung cấp thông tin về các vật liệu bánh răng được sử dụng phổ biến, các phương pháp nhiệt luyện và ảnh hưởng của chất lượng bánh răng đến các giá trị của trị số ứng suất cho phép σHlim thu được từ các kết quả thử của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn.

Về các yêu cầu liên quan đến vật liệu và nhiệt luyện cho các chất lượng ML, MQ, ME và MX, cũng xem TCVN 7578-5 (ISO 6336-5). Phải lựa chọn chất lượng vật liệu MQ cho các bánh răng trong ngành công nghiệp, trừ khi có sự thoả thuận khác.

6.8  Hệ số tuổi thọ, ZNT

Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996). Các giá trị của ZNT được cho trong Bảng 6.

Bảng 6 – Hệ số tuổi thọ, ZNT

Vật liệu a

Số chu kỳ tải trọng

Hệ số tuổi thọ ZNT

St, St (cast), V, GGG (perl., bain.), GTS (perl.), Eh, IF

Chỉ cho phép khi có một mức tróc rỗ nhất định

NL ≤ 6 x 105 (tĩnh)

1,6

NL = 107

1,3

NL = 109 (tham chiếu)

1,0

NL = 1010

ME, MX: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

St, St (cast), V, GGG (perl., bain.), GTS (perl.), Eh, IF

Không cho phép tróc rỗ

NL ≥ 105 (tĩnh)

1,6

Nl = 5 x 107 (tham chiếu)

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

GG, GGG (perl.),

NT (nitr.),

NV (nitr.)

NL ≤ 105 (tĩnh)

1,3

NL = 2 x 105 (tham chiếu)

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

NV (nitrocar.)

NL ≤ 105 (tĩnh)

1,1

NL = 2 x 106 (tham chiếu)

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

a Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

b Được giả thiết bôi trơn tối ưu, chế tạo và kinh nghiệm.

6.9  Các ảnh hưởng đến sự tạo thành màng chất bôi trơn, ZL, ZV và ZR

6.9.1  Quy định chung

Như đã mô tả trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), ZL giải thích ảnh hưởng của độ nhớt danh nghĩa của chất bôi trơn, ZV giải thích ảnh hưởng của các vận tốc sườn răng và ZR giải thích ảnh hưởng của nhám bề mặt đến sự hình thành màng chất bôi trơn trong vùng tiếp xúc. Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp C của TCVN 7578-2:2006 (ISO 6336-2:1996).

Phải lựa chọn độ nhớt của chất bôi trơn thích hợp với các điều kiện vận hành (vận tốc trên vòng lăn, sự chất tải, cỡ kích thước) sao cho tích số ZLZV sẽ xấp xỉ bằng 1,0.

Tùy thuộc vào nhám bề mặt của sườn răng do quá trình chế tạo đã sử dụng, giả thiết rằng hệ số ZR là giá trị hầu như không thay đổi.

6.9.2  Tích số ZL ZV ZR đối với độ bền tham chiếu và tuổi thọ dài

– Đối với các bánh răng được gia công răng bằng phay lăn răng, gia công chép hình hoặc bào răng, hoặc các bánh răng không đáp ứng ba điều kiện sau:

ZLZVZR = 0,85 (66)

– Đối với các bánh răng có các răng được mài rà, mài hoặc cà răng và độ nhám trung bình tương đối đỉnh – tới – chân prôfin, nhám Rz10:

(67)

ZLZVZR = 0,92 (68)

– Đối với các cặp bánh răng trong đó một bánh răng được gia công răng bằng phay lăn răng, gia công chép hình hoặc vào răng và bánh răng đối tiếp được mài răng hoặc cà răng, với Rz10 ≤ 4 µm:

ZLZVZR = 0,92 (69)

– Đối với răng được mài hoặc cà răng với Rz10 ≤ 4 µm:

ZLZVZR=1,0 (70)

6.9.3  Tích số ZLZVZR đối với độ bền tĩnh

Áp dụng ZLZVZR = 1,0 đối với độ bền tĩnh trong mọi trường hợp.

6.10  Hệ số biến cứng khi gia công, Zw

Như đã mô tả trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), hệ số biến cứng khi gia công, Zw, tính đến độ bền lâu bề mặt gia tăng do ăn khớp một bánh răng lớn bằng thép (thép kết cấu, thép được tôi thể tích) với một bánh răng bé có độ cứng lớn hơn một cách đáng kể (≈ 200 HB hoặc lớn hơn) so với bánh răng lớn và có các sườn răng nhẵn bóng (Rz ≤ 6 µm, nếu không, các ảnh hưởng của mài mòn không được bao phủ bởi tiêu chuẩn này). Áp dụng phương pháp B của TCVN 7578-2:2006 (ISO 6336-2:1996) như sau:

Nếu HB< 130 thì

Zw = 1,2 (71)

Nếu 130 ≤ HB ≤ 470 thì

(72)

Nếu HB > 470 thì

Zw = 1,0 (73)

trong đó HB là độ cứng Brinell của các sườn răng bánh răng mềm hơn trong cặp bánh răng.

6.11  Hệ số cỡ kích thước, ZX

Với ZX, có tính đến bằng chứng về thống kê chỉ ra rằng các mức ứng suất tại đó xảy ra hư hỏng do mỏi sẽ giảm đi cùng với việc tăng cỡ kích thước của chi tiết hoặc bộ phận (số các điểm yếu trong cấu trúc lớn hơn), là kết quả của ảnh hưởng đến các khuyết tật xảy ra bên dưới bề mặt có các gradient ứng suất nhỏ hơn (phân tích ứng suất lý thuyết) và ảnh hưởng của cỡ kích thước đến chất lượng vật liệu (ảnh hưởng đến quá trình rèn, các thay đổi trong cấu trúc v.v…). Các thông số ảnh hưởng quan trọng là:

a) Chất lượng vật liệu (sự nạp liệu vào lò, độ sạch, quá trình rèn);

b) Nhiệt luyện, chiều sâu tôi, sự phân bố của độ cứng;

c) Bán kính cong của sườn răng;

d) Môđun – trong trường hợp tôi bề mặt, chiều sâu của lớp thấm tôi so với cỡ kích thước của răng (ảnh hưởng của sự chống đỡ của lõi).

Đối với các bánh răng được tôi thể tích và các bánh răng sử dụng tôi bề mặt có chiều sâu của lớp thấm tôi thích hợp so với cỡ kích thước của răng và bán kính cong tương đối, hệ số cỡ kích thước ZX được lấy bằng 1,0.

6.12  Hệ số an toàn tối thiểu (tróc rỗ), SHmin

Về các khía cạnh chung liên quan đến các hệ số an toàn, xem Điều 4; về tính toán hệ số an toàn thực (tróc rỗ) SH, xem 6.1.5. Nếu không có thoả thuận nào khác giữa nhà sản xuất và người sử dụng, phải áp dụng hệ số an toàn tối thiểu (tróc rỗ) SHmin sau:

SH min = 1,0 (74)

7  Tính toán độ bền uốn của răng

7.1  Công thức cơ bản

7.1.1  Quy định chung

Như đã mô tả trong TCVN 7578-3 (ISO 6336-3), ứng suất kéo lớn nhất tại chân răng không thể vượt quá ứng suất uốn cho phép của vật liệu. Đây là cơ sở cho đánh giá độ bền uốn của các răng bánh răng.

Ứng suất thực ở chân răng, σF và ứng suất uốn cho phép σFP phải được tính toán riêng rẽ cho bánh răng bé và bánh răng lớn; σF phải nhỏ hơn σFP.

7.1.2  Xác định ứng suất ở chân răng, σF

Trong tiêu chuẩn này đã sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996).

Ứng suất ở chân răng được tính toán như sau:

σF = σF0KAKVKK≤ σFP (75)

Với

(76)

Trong đó:

σF0 Là ứng suất danh nghĩa ở chân răng: đây là ứng suất kéo cục bộ lớn nhất được tạo ra ở chân răng khi một cặp bánh răng không có sai số được chất tải bởi mômen xoắn tĩnh danh nghĩa;

bF Là chiều rộng răng (xem 4.4).

Tải trọng tiếp tuyến tổng trong trường hợp các truyền động bánh răng có nhiều đường truyền, các hệ thống bánh răng hành tinh hoặc các truyền động bánh răng ghép không phân bố đều trên các ăn khớp răng riêng (phụ thuộc vào thiết kế, vận tốc tiếp tuyến và độ chính xác chế tạo. Đặc điểm này cần được tính đủ bằng cách thay thế KgKA cho KA trong công thức (75) để điều chỉnh tải trọng tiếp tuyến trung bình trên mỗi ăn khớp răng khi cần thiết; xem Điều 5.

7.1.3  Xác định ứng suất cho phép ở chân răng, σFP

7.1.3.1  Quy định chung

Phải sử dụng công thức (77) để xác định ứng suất cho phép ở chân răng.

(77)

7.1.3.2  Ứng suất cho phép ở chân răng (tham chiếu), σFP ref

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (tham chiếu), σFP ref, sử dụng công thức (77) với YN = 1 và các giá trị thích hợp của σFE, YδrelT, YRrelT, YX và SFmin.

7.1.3.3  Ứng suất cho phép ở chân răng (tĩnh), σFPstat

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (tĩnh), σFPstat, sử dụng công thức (77) với YN = YNT đối với ứng suất tĩnh theo 7.5 và các giá trị thích hợp của σFE, YδrelT, YRrelT, YX và SFmin.

7.1.3.4  Ứng suất cho phép ở chân răng (1010 chu kỳ tải trọng), σFP10

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (1010 chu kỳ tải trọng), σFP10, sử dụng công thức (77) với YN = YNT đối với 1010 chu kỳ theo 7.5 và các giá trị thích hợp của σFE, Yδrel T, YRrel T, YX và SFmin.

7.1.3.5  Ứng suất cho phép ở chân răng, σFP đối với tuổi thọ giới hạn hoặc tuổi thọ dài

Phạm vi tuổi thọ giới hạn là phạm vi trong đó số chu kỳ tải trọng NL nằm giữa giá trị tương ứng với số chu kỳ tải trọng cho phép tĩnh và 3 x 106 chu kỳ tải trọng.

Phạm vi tuổi thọ dài là phạm vi trong đó số chu kỳ tải trọng NL nằm giữa 3 x 106 và 1010 chu kỳ tải trọng.

– σFP đối với số chu kỳ tải trọng NL đã cho trong tuổi thọ giới hạn được xác định bằng biểu đồ hoặc phép tính nội suy (trên tỷ xích log-log) giữa các giá trị thu được đối với độ bền tham chiếu phù hợp với 7.1.3.2 và giá trị thu được đối với độ bền tĩnh phù hợp với 7.1.3.3.

– σFP đối với số chu kỳ tải trọng NL đã cho trong tuổi thọ dài được xác định bằng biểu đồ hoặc phép tính nội suy (trên tỷ xích log-log) giữa giá trị thu được đối với độ bền tham chiếu phù hợp với 7.1.3.2 và giá trị thu được đối với 1010 chu kỳ tải trọng phù hợp với 7.1.3.4.

Các giá trị của ứng suất cho phép ở chân răng, σFP đối với số chu kỳ tải trọng lớn hơn 1010 chu kỳ chưa được xác lập.

7.1.4  Hệ số an toàn cho độ bền uốn, SF

Phải tính toán hệ số SF từ công thức sau:

(78)

SF được tính toán riêng rẽ cho bánh răng bé và bánh răng lớn với σFG được tính toán phù hợp với công thức (77) và 7.1.3, và σF từ công thức (75).

ISO 6336-1:1996, 4.1.3 có thể cung cấp nhiều thông tin hơn về hệ số an toàn và xác suất xảy ra hư hỏng. Về hệ số an toàn tối thiểu cho độ bền uốn, SFmin, xem 7.9.

7.2  Hệ số dạng răng, YFvà hệ số hiệu chỉnh ứng suất, YS

7.2.1  Quy định chung

Đây là các hệ số tính đến ảnh hưởng của dạng răng đến ứng suất uốn danh nghĩa YF và YS được xác định riêng rẽ cho bánh răng bé và bánh răng lớn. Để có nhiều thông tin hơn, xem TCVN 7578-3 (ISO 6336-3).

Đối với các bánh răng nghiêng. YF được xác định cho bánh răng trụ răng thẳng quy đổi tương đương. Về các thông số của các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi, xem 7.2.2.4.

Các công thức cho dưới đây áp dụng cho tất cả các sườn răng của thanh răng cơ sở có hoặc không có cắt chân răng, nhưng với các hạn chế sau:

a) Điểm tiếp xúc của tiếp tuyến theo góc 30° nằm trên góc lượn chân răng;

b) Sườn răng thanh răng cơ sở của bánh răng có góc lượn chân răng;

c) Các răng được chế tạo bằng các dao cắt răng như dao phay lăn răng hoặc các dao bào răng có các răng dạng thanh răng.

7.2.2  Xác định YF

7.2.2.1  Quy định chung

Hệ số dạng răng YF được xác định từ kích thước của dây cung pháp tuyến SFn của tiết diện tới hạn ở chân răng và cánh tay dòn của mômen uốn hFe, có liên quan đến tác dụng tải trọng tại đỉnh răng bánh răng ăn khớp ngoài theo công thức sau:

(79)

7.2.2.2  Truyền động bánh răng ăn khớp ngoài

Nếu đỉnh răng đã được vê tròn hoặc vát cạnh, cần thay thế đường kính vòng đỉnh răng da trong tính toán bằng dNa “đường kính vòng đỉnh răng hiệu dụng”; dNa, là đường kính của một vòng tròn gần với mặt trụ đỉnh răng chứa các giới hạn của các sườn răng hiệu dụng của bánh răng.

Trước tiên, xác định các giá trị phụ E, G và H:

 (80)

Trong đó

spr = pr – q (xem Hình 4)

spr = 0 khi các bánh răng không có cắt chân răng (xem Hình 4)

(81)

(82)

Tiếp theo, sử dụng G và H cùng với θ = π/6 là một giá trị ban đầu (trên vế bên phải) trong công thức (83)

 (83)

Sử dụng θ được tính toán mới và áp dụng lại công thức (83). Tiếp tục sử dụng công thức (83) tới khi không có sự thay đổi đáng kể trong các giá trị kế tiếp của θ. Thông thường, hàm số sẽ hội tụ sau hai hoặc ba phép lặp. Sử dụng giá trị cuối cùng này của θ trong các công thức (84), (85) và (86).

Dây cung pháp tuyến ở chân răng, SFn:

(84)

Bán kính góc lượn chân răng, ρF:

(85)

Cánh tay đòn của mômen uốn, hFe:

 (86)

Về các thông số của bánh răng quy đổi, xem 7.2.2.4.

7.2.2.3  Truyền động bánh răng ăn khớp trong

Giả thiết rằng giá trị của hệ số dạng răng của một thanh răng đặc biệt có thể được thay thế bằng một giá trị thích hợp của hệ số dạng răng của một bánh răng ăn khớp trong prôfin của thanh răng này nên là một prôfin thay đổi của thanh răng cơ sở sao cho có thể tạo ra prôfin pháp, bao gồm cả các vòng đỉnh răng và chân răng, của một bánh răng đối tiếp chính xác của bánh răng ăn khớp trong. Góc của tải trọng đỉnh răng là αn.

Hình 4 – Prôfin của thanh răng cơ sở có độ lồi

Các giá trị đã sử dụng trong công thức (79) được xác định như sau. Dây cung pháp tuyến ở chân răng, sFn2:

(87)

Trong đó:

ρfP2Là bán kính của răng (xem bên dưới)

Cánh tay đòn của mômen uốn, hFe2:

(88)

Với

den2Thu được từ công thức (100) với các thông số có số 2 được thêm vào các chỉ số dưới dòng

dfn2Thu được theo cách tương tự như dan [công thức (99); lưu ý rằng dfn2 – df2 = dn2 – d2]

Và hfP2 = (89)

Bán kính góc lượn chân răng ρF2:

Khi đã biết bán kính góc lượn chân răng của răng bánh răng ăn khớp trong ρF2 thì phải sử dụng bán kính góc lượn chân răng này cho ρfP2. Khi không biết ρF2, có thể sử dụng phép tính gần đúng sau:

ρF2 = ρfP2 = 0,15mn(90)

Giá trị này phải được xác nhận hiệu lực.

(91)

Trong đó

dNf2 biểu thị đường kính của một vòng tròn gần các chân răng, chứa các giới hạn của các sườn răng hiệu dụng của một bánh răng ăn khớp trong hoặc bánh răng ăn khớp ngoài lớn hơn của một cặp bánh răng đối tiếp. Đối với truyền động bánh răng ăn khớp trong, các đường kính có dấu âm.

7.2.2.4  Các thông số của bánh răng quy đổi

(92)

(93)

Phép tính gần đúng:

(94)

(95)

(96)

pbn = πmncosαn(97)

dbn = dncosαn(98)

dan = dn + da – d (99)

(100)

Số răng z là dương đối với các bánh răng ăn khớp ngoài và âm đối với các bánh răng ăn khớp trong (xem chú thích cuối trang a trong Bảng 1).

(101)

(102)

(103)

7.2.3  Xác định Ys

Hệ số hiệu chỉnh ứng suất Ys được tính toán theo công thức (104) có phạm vi áp dụng 1 ≤ qs < 8.

Ys = (1,2 + 0,13L)qs[1/(1,21+2,3/L)]                                                                               (104)

Trong đó:

(105)

Với

sFn Từ công thức (84) đối với các bánh răng ăn khớp ngoài và công thức (87) đối với các bánh răng ăn khớp trong;

hFe Từ công thức (86) đối với các bánh răng ăn khớp ngoài và công thức (88) đối với các bánh răng ăn khớp trong.

(106)

Với

ρF Từ công thức (85) đối với các bánh răng ăn khớp ngoài và công thức (91) đối với các bánh răng ăn khớp trong.

7.3  Hệ số góc của đường xoắn vít, Yβ

Ứng suất ở chân răng của một bánh răng trụ răng thẳng quy đổi đã tính toán như một giá trị sơ bộ được chuyển đổi bằng hệ số góc của đường xoắn vít thành ứng suất ở chân răng của bánh răng nghiêng tương ứng. Bằng cách này, đã tính đến hướng nghiêng của các đường tiếp xúc trong ăn khớp răng (ứng suất ở chân răng nhỏ hơn).

Nếu ɛβ > 1 và β ≤ 30° thì

(107)

Nếu ɛβ > 1 và β > 30° thì

Yβ = 0,75 (108)

Nếu ɛβ ≤ 1 và β ≤ 30° thì

(109)

Nếu ɛβ ≤ 1 và β > 30° thì

Yβ = 1 – 0,25ɛβ(110)

7.4  Độ bền tham chiếu ở chân răng, σFE

TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) cung cấp thông tin về các giá trị của σFlim và σFE cho các vật liệu bánh răng thông dụng hơn. Tiêu chuẩn đó cũng bao gồm các yêu cầu các yêu cầu cho các quá trình nhiệt luyện và chất lượng vật liệu cho các cấp chất lượng ML, MQ và ME.

Chất lượng MQ được sử dụng cho các bánh răng trong ngành công nghiệp trừ khi có thỏa thuận khác. Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B từ TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996).

7.5  Hệ số tuổi thọ, YNT

Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996). Các giá trị của YNT được cho trong Bảng 7.

Bảng 7 – Hệ số tuổi thọ, YNT

Vật liệua

Số chu kỳ tải trng

Hệ số tuổi thọ YNT

V,

GGG (perl, bain.),

GTS (perl.)

NL ≤ 104 (tĩnh)

2,5

L = 3 x 106

1,0

NL = 1010

ME, MX: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

Eh, IF (root)

NL ≤ 103 (tĩnh)

2,5

NL = 3 x 106

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

St, St (cast),

NT (nitr.),

NV (nitr.),

GG, GGG (ferr.)

NL≤ 103 (tĩnh)

1,6

NL = 3 x 106

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

NV (nitrocar.)

NL≤ 103 (tĩnh)

1,1

NL = 3 x 106

1,0

NL = 1010

ME: 1,0b

MQ: 0,92

ML: 0,85

a Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

b Được giả thiết chế tạo tối ưu và có kinh nghiệm.

7.6  Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh, Yδ rel T

7.6.1 Quy định chung

Yδ rel T chỉ thị gần đúng dung sai của ứng suất dư đối với vật liệu trong vùng góc lượn chân răng. Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996).

7.6.2 YδrelT đối với ứng suất tham chiếu và ứng suất cho tuổi thọ dài

Có thể tính toán YδrelT theo công thức (111)

                                                                                  (111)

Chiều dày của lớp trượt ρ’ được lấy từ Bảng 8 như một hàm số của vật liệu.

Có thể tính toán giadient của ứng suất tương đối theo công thức (112)

c* = c*P(1+2qs)                                                                                                  (112)

Với

Giá trị của c*T cho bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn thu được theo cách tương tự bằng thay thế qsT = 2,5 cho qs trong công thức (112).

Bng 8 – Các giá trị cho chiều dày lớp trượt ρ

Vật liệua

p’ [mm]

GG; σB = 150 N/mm2

0,3124

GG, GGG (ferr.); σB = 300 N/mm2

0,3095

NT, NV; cho tất cả các độ cứng

0,1005

St; σs = 300 N/mm2

0,0833

St; σs = 400 N/mm2

0,0445

V, GTS, GGG (perl., bai.): σs = 500 N/mm2

0,0281

V, GTS, GGG (perl., bai.): σs = 600 N/mm2

0,0194

V, GTS, GGG (perl., bai.); σ0,2 = 800 N/mm2

0,0064

V, GTS, GGG (perl., bai.): σ0,2 = 1000 N/mm2

0,0014

Eh, IF (chân răng); cho tất cả các độ cứng

0,0030

aVề các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

7.6.3  YδrelT đối với ứng suất tĩnh

Có thể tính toán YδrelT theo các công thức (113) đến (117).

a) Đối với thép có giới hạn chảy xác định, St12):

(113)

b) Đối với thép có đường cong độ giãn dài gia tăng một cách ổn định và ứng suất thử 0,2 %, thép V và gang GGG (perl., bai.):

(114)

c) Đối với thép Eh và IF (chân răng) có ứng suất tối đa là bắt đầu có vết nứt12):

YδrelT = 0,44Y­s + 0,12                                                                                          (115)

d) Đối với thép NT và NV có ứng suất tối đa là bắt đầu có vết nứt12):

YδrelT = 0,20Ys + 0,60(116)

e) Đối với gang GG và GGG (perr.) có ứng suất tối đa là giới hạn đứt gãy12):

YδrelT  = 1,0                                                                                                        (117)

7.7  Hệ số bề mặt tương đốiYRrelT

7.7.1 Quy định chung

Hệ số bề mặt, YRrelT giải thích ảnh hưởng đến ứng suất ở chân răng của trạng thái bề mặt ở các chân răng, hệ số này phụ thuộc vào nhám bề mặt ở các góc lượn chân răng.

Ảnh hưởng của trạng thái bề mặt đến độ bền uốn ở chân răng không chỉ phụ thuộc vào nhám bề mặt ở các góc lượn chân răng mà cũng phụ thuộc vào cỡ kích thước và hình dạng (vấn đề “các rãnh trong phạm vi một rãnh”). Đây là vấn đề chưa được nghiên cứu đầy đủ để đưa vào xem xét trong tiêu chuẩn này. Phương pháp được áp dụng ở đây chỉ có hiệu lực khi không có các vết xước hoặc các khuyết tật tương tự có chiều sâu lớn hơn 2 x RZ.

CHÚ THÍCH: 2 x RZ là giá trị được ước lượng sơ bộ.

Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp C của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996).

7.7.2YRrelTđối với ứng suất tham chiếu và ứng suất cho tuổi thọ dài

Đối với tất cả các vật liệu,

– Nếu RZ ≤ 16 µm thì:

YRrelT = 1,0 (118)

– Nếu RZ > 16 µm thì:

YRrelT = 0,9 (119)

7.7.3 YRrelTđối vớiứng suất tĩnh

Đối với tất cả các loại vật liệu, không phụ thuộc vào nhám của góc lượn chân răng:

YRrelT= 1,0 (120)

7.8  Hệ số cỡ kích thước, YX

YX được dùng để kể đến ảnh hưởng của cỡ kích thước đến:

– Sự phân bố có thể xảy ra của các điểm yếu trong cấu trúc vật liệu;

– Các gradient ứng suất trong lý thuyết về vật liệu có thể giảm đi với việc tăng kích thước;

– Chất lượng vật liệu;

– Chất lượng của quá trình rèn, sự xuất hiện các khuyết tật v.v…

Tiêu chuẩn này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996).

YX được tính toán phù hợp với Bảng 9.

Bảng 9 Hệ số c kích thước (chân răng), YX

Vật liệua

Môđun pháp mn

Hệ số cỡ kích thước YX

St, St (cast), V

Đối với 3×106 đến 1010 chu kỳ

mn ≤ 5

YX= 1,0

GGG (perl., bai.)

5 < mn < 30

YX= 1,03-0,006mn

GTS (perl.)

30 ≤ mn

YX = 0,85

Eh, IF (chân răng)

NT (nitr.)

NV (nitr.)

NV (nitrocar.)

mn ≤5

5 < mn < 25

25 ≤ mn

YX = 1,0

YX=1,05-0,001mn

YX = 0,8

GG, GGG (ferr.)

mn ≤5

YX = 1,0

5 < mn < 25

YX= 1,075 – 0,015mn

25 ≤ mn

YX = 0,7

Tất cả các vật liệu

tĩnh

YX = 1,0

a Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

7.9  Hệ số an toàn tối thiểu (gãy răng), SFmin

Về các khía cạnh chung liên quan đến các hệ số an toàn, xem Điều 4; về tính toán hệ số an toàn thực (gãy răng), SF, xem 7.1.4. Nếu không có thoả thuận khác giữa nhà sản xuất và khách hàng, hệ số an toàn tối thiểu sau (gãy răng), SFmin được áp dụng trong tiêu chuẩn này.

SFmin = 1,2 (121)

 

Phụ lục A

(Quy định)

Đặc điểm của các thiết kế bánh răng ít phổ biến

A.1 Hệ số động lực học, Kv, cho các bánh răng hành tinh

A.1.1 Quy định chung

Trong các truyền động bánh răng bao gồm nhiều bánh răng ăn khớp như các bánh răng trung gian và trong truyền động bánh răng epixicloit, các bánh răng hành tinh và trung tâm, có một vài tần số riêng. Các tần số riêng này có thể cao hơn hoặc thấp hơn tần số riêng của một cặp bánh răng đơn chỉ có một răng ăn khớp.

Mặc dù các giá trị của Kv xác định theo các công thức trong tiêu chuẩn này phải được xem là không có độ tin cậy, tuy nhiên chúng chỉ có ích trong đánh giá sơ bộ, nếu có thể thực hiện được, nên đánh giá lại các giá trị Kv này bằng một phương pháp chính xác hơn.

Nên ưu tiên sử dụng phương pháp A của ISO 6336-1:1996 cho phân tích các thiết kế truyền động ít phổ biến. Để có thêm thông tin, tham khảo 6.1.1 của ISO 6336-1:1996.

A.1.2 Tính toán khối lượng tương đương của một cặp bánh răng có các răng ăn khớp ngoài

Tham khảo 5.6.2.

A.1.3 Xác định vận tc cộng hưởng cho các thiết kế bánh răng ít ph biến

A.1.3.1 Quy định chung

Nên tiến hành việc xác định vận tốc cộng hưởng cho các thiết kế bánh răng ít phổ biến theo phương pháp A. Tuy nhiên, có thể sử dụng các phương pháp khác để tính toán gần đúng các ảnh hưởng. Một số ví dụ như sau:

a) Trục bánh răng bé có đường kính ở giữa chiều cao răng, dm1 xấp xỉ bằng đường kính của trục,

b) Hai bánh răng đồng trục được liên kết cứng vững,

c) Một bánh răng lớn lớn được dẫn động bởi hai bánh răng bé,

d) Các bánh răng hành tinh, và

e) Các bánh răng trung gian.

A.1.3.2 Trục bánh răng bé có đường kính giữa chiều cao răng, dm1, xấp xỉ bằng đường kính của trục

Độ cứng vững xoắn cao của trục bánh răng bé được bù đắp ở mức độ lớn bởi khối lượng của trục. Như vậy, có thể tính toán vận tốc cộng hưởng theo cách thông thường, khi sử dụng khối lượng củabánh răng bé (phần có răng) và độ cứng vững ăn khớp thông thường Cg.

A.1.3.3 Hai bánh răng đồng trục được liên kết cứng vững

Phải tính đến khối lượng của bánh răng lớn hơn trong các bánh răng được liên kết với nhau.

A.1.3.4 Một bánh răng lớn được dẫn động bi hai bánh răng bé

Vì khối lượng của bánh răng lớn thường lớn hơn nhiều so với các khối lượng của bánh răng bé, mỗi ăn khớp răng có thể được xem như tách biệt nhau, nghĩa là:

a) Như một cặp gồm có bánh răng bé thứ nhất và bánh răng lớn;

b) Như một cặp gồm có bánh răng bé thứ hai và bánh răng lớn.

A.1.3.5 Bánh răng hành tinh

Vì nhiều đường truyền động bao gồm các độ cứng vững khác với độ cứng vững ăn khớp, cho nên trạng thái dao động của các bánh răng hành tinh rất phức tạp. Tính toán các hệ số tải trọng động bằng các công thức đơn giản như trong phương pháp B thường không hoàn toàn chính xác. Hơn nữa, phương pháp B được thay đổi như sau có thể được sử dụng cho đánh giá Kv lần đầu tiên. Nên kiểm tra sự đánh giá này bằng phân tích lý thuyết hoặc thực nghiệm tiếp sau một cách chi tiết, hoặc dựa trên kinh nghiệm vận hành. Cũng nên xem các bình luận mở đầu về phụ lục này.

a) Bánh răng trung tâm/bánh răng hành tinh

Khối lượng tương đương cho xác định vận tốc cộng hưởng của bánh răng trung tâm nE1 được cho bởi:

                                                                             (A.1)

Trong đó:

J*pla, J*sun Là các mômen quán tính trên một đơn vị chiều dài răng trong mặt phẳng hướng trục của bánh răng trung tâm và một bánh răng hành tinh tương ứng, tính bằng kg mm2/mm;

rb sun = 0,5db sun;

rb pla = 0,5db pla;

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

Phải sử dụng giá trị mred xác định từ công thức (A.1) trong công thức tính toán N (xem 5.6.2.2) trong đó một độ cứng vững ăn khớp tương đương với một bánh răng hành tinh đơn phải được sử dụng cho độ cứng vững ăn khớp cg và số răng trên bánh răng trung tâm phải được sử dụng cho z1.

Về các bánh răng hành tinh, cần lưu ý rằng Ft trong các công thức (12), (13) và (14) (xem 5.6.2.3) đáp ứng được cho tải trọng tiếp tuyến tổng tác dụng vào bánh răng trung tâm chia cho số bánh răng hành tinh.

b) Bánh răng hành tinh/bánh răng dạng vành được liên kết cứng với hộp bánh răng

Trong trường hợp này, khối lượng của bánh răng răng trong có thể được giả thiết là vô hạn. Như vậy khối lượng tương đối có thể đáp ứng được khối lượng tham chiếu của bánh răng hành tinh. Khối lượng này có thể được xác định như sau:

(A.2)

Với ký hiệu như trên.

c) Bánh răng hành tinh/bánh răng răng trong quay

Trong trường hợp này, có thể xác định khối lượng tham chiếu của bánh răng răng trong như đối với một bánh răng lớn ăn khớp ngoài và khối lượng tương đương của bánh răng hành tinh được tính toán phù hợp với công thức (A.2). Phải sử dụng phương pháp đã mô tả trong A.1.3.4 khi bánh răng răng trong ăn khớp với một vài bánh răng hành tinh.

A.1.3.6 Bánh răng trung gian

Có thể thu được các giá trị gần đúng từ các công thức sau khi bánh răng bé và bánh răng lớn đại khái có cùng một cỡ kích thước với bánh răng trung gian cũng có cỡ kích thước gần như vậy hoặc lớn hơn một chút.

– Khối lượng quy gọn

                                                                                    (A.3)

– Độ cứng vững ăn khớp

cg = 0,5 (cg1,2 + cg2,3)                                                                                            (A.4)

Trong đó:

J*1,J*2,J*3Là các mômen quán tính trên một đơn vị chiều rộng răng của bánh răng bé, bánh răng trung gian và bánh răng lớn, tính bằng kilogam milimét bình phương trên milimét (kgmm2/mm);

cg1,2Là độ cứng vững ăn khớp của cặp bánh răng bé và bánh răng trung gian;

cg2,3 Là độ cứng vững ăn khớp của cặp bánh răng trung gian và bánh răng lớn (về xác định cgxem Phụ lục B). Nên có sự phân tích chính xác hơn nếu vận tốc tham chiếu ở trong phạm vi 0,6 < <1,5.

Nếu bánh răng trung gian lớn hơn nhiều so với bánh răng bé và bánh răng lớn hoặc, nếu bánh răng bé hoặc bánh răng lớn nhỏ hơn nhiều so với hai bánh răng khác thì có thể tính toán Kv tách biệt cho mỗi cặp ăn khớp, nghĩa là:

– Đối với tổ hợp bánh răng bé – bánh răng trung gian, và

– Đối với tổ hợp bánh răng trung gian – bánh răng lớn.

Các giá trị của mred tính toán phù hợp với tính toán nêu trên có thể được thay vào công thức (7) để xác định vận tốc cộng hưởng.

Nên có sự phân tích chính xác cho các trường hợp không được nêu ra ở đây.

 

Phụ lục B

(Quy định)

Các thông số độ cứng vững của răng c‘ và cg

B.1 Quy định chung

Thông số độ cứng vững của răng biểu thị tải trọng cần thiết trên 1 mm chiều rộng răng, được định hướng dọc theo đường tác dụng để cùng với tải trọng tạo ra độ biến dạng lên tới 1 µm của một hoặc nhiều cặp răng không có sai lệch trong ăn khớp.

Độ cứng vững đơn c’ là độ cứng vững lớn nhất của chỉ một cặp răng của cặp bánh răng trụ răng thẳng. Độ cứng vững này xấp xỉ bằng độ cứng vững lớn nhất của một cặp răng trong tiếp xúc một cặp răng. Đối với các bánh răng nghiêng, c’ là độ cứng vững lớn nhất theo phương pháp tuyến với đường xoắn vít của một cặp răng.

Độ cứng vững ăn khớp cg là giá trị trung bình của độ cứng vững của tất cả các răng trong một ăn khớp răng.

Phương pháp B từ ISO 6336-1:1996 sử dụng trong tiêu chuẩn này áp dụng trong các phạm vi x1 ≥ x2 và – 0,5 ≥ (x1 + x2) ≤ 2.

B.2 Độ cứng vững đơn c’

B.2.1 Tính toán c’

Đối với tải trọng riêng FtKA/b ≥ 100 N/mm

c’ = 0,8c’thCRCBcosβ(B.1)

B.2.2 Độ cứng vững đơn lý thuyết, c’th

(B.2)

Trong đó:

(B.3)

Bảng B.1 – Các hằng số cho công thức (B.3)

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

B.2.3 Hệ số phôi bánh răng, CR

CR = 1 cho các bánh răng được chế tạo từ các phôi dạng đĩa đặc.

Đối với các bánh răng khác:

(B.4)

Các điều kiện biên:

Khi bs/b < 0,2, thay thế bs/b = 0,2;

Khi bs/b > 1,2, thay thế bs/b = 1,2.

Về các ký hiệu, xem Hình B.1.

B.2.4 Hệ số thanh răng cơ sở, CB

Có thể xác định CB từ công thức (B.5)

(B.5)

B.2.5 Thông tin bổ sung

a) Truyền động bánh răng ăn khớp trong: có thể xác định các giá trị gần đúng của các độ cứng vững đơn lý thuyết của các răng bánh răng ăn khớp trong từ các công thức (B.2), (B.3) bằng cách thay thế giá trị vô hạn cho Zn2

b) Tải trọng riêng (FtKA)/b <100 N/mm:

(B.6)

c) Công thức trên dựa trên cơ sở các cặp bánh răng bằng thép. Đối với các vật liệu khác và các tổ hợp vật liệu, tham khảo ISO 6336-1:1996, Điều 9.

B.2.6 Độ cứng vững ăn khớp, cg

Đối với các bánh răng trụ răng thẳng có ɛα≥ 1,2 và các bánh răng nghiêng có β ≤ 30°, độ cứng vững ăn khớp:

cg = c'(0,75ɛα + 0,25) (B.7)

Với c’ theo công thức (B.1).

Hình B.1 – Các ký hiệu dùng đ xác định CR

 

Phụ lục C

(Tham khảo)

Các giá trị hướng dẫn cho hệ số ứng dụng, KA

C.1 Xác lập các hệ số ứng dụng

Có thể xác lập một cách tốt nhất các hệ số ứng dụng từ sự phân tích tỉ mỉ kinh nghiệm vận hành với một ứng dụng riêng biệt (xem ISO/TR 10495). Khi không có kinh nghiệm vận hành nên có sự nghiên cứu phân tích kỹ lưỡng.

Hệ số KA được sử dụng để thay đổi giá trị Ft, có tính đến các tải trọng bổ sung cho các tải trọng danh nghĩa tác dụng trên các bánh răng từ các nguồn bên ngoài. Nếu không thể xác định được tải trọng tiếp tuyến tương đương (xem 5.2) bằng phân tích hệ thống một cách toàn diện hoặc từ các giá trị đo được khi sử dụng một tiêu chí thích hợp cho hư hỏng tích lũy thì có thể sử dụng các giá trị hướng dẫn theo thực nghiệm trong Bảng C.1.

C.2 Giá trị gần đúng cho các hệ số ứng dụng

Bảng C.1 cung cấp các giá trị điển hình cho các hệ số ứng dụng có thể sử dụng được nếu thiếu kinh nghiệm vận hành hoặc khi không có sự phân tích tỉ mỉ. Bảng này nên được sử dụng với lưu ý do các giá trị cao hơn nhiều đã xuất hiện trong một số ứng dụng. Các giá trị cao bằng 10 đã được sử dụng.

Các giá trị chỉ áp dụng cho các truyền động mà chúng vận hành nằm ngoài phạm vi vận tốc cộng hưởng dưới tải trọng tương đối vững chắc. Nếu các điều kiện vận hành đòi hỏi phải có tải trọng nặng bất thường, các động cơ với các mômen khởi động cao, sự vận hành gián đoạn hoặc tải trọng va đập nặng lặp lại thì phải kiểm tra an toàn của khả năng tải tĩnh và tuổi thọ giới hạn của các bánh răng (xem ISO 6336-1, TCVN 7578-2 (ISO 6336-2) và TCVN 7578-3 (ISO 6336-3)).

Bảng C.1 – Hệ sứng dụng, KA

Đặc tính làm việc của máy dẫn động

Đặc tính làm việc của máy được dẫn động

Đồng đều

Va đập nhẹ

Va đập vừa phải

Va đập nặng

Hệ số ứng dụng, KA

Đồng đều

1,00

1,25

1,50

1,75

Va đập nhẹ

1,10

1,35

1,60

1,85

Va đập vừa phải

1,25

1,50

1,75

2,00

Va đập nặng

1,50

1,75

2,00

2,5 hoặc lớn hơn

Ví dụ

a) Tuabin/máy phát

Trong hệ thống này, có thể xảy ra các mômen ngắn mạch lên tới sáu lần mômen danh nghĩa. Có thể loại bỏ sự quá tải này bằng các khớp nối trục an toàn.

b) Động cơ điện/máy nén khí

Nếu tần số của bơm và tần số xoắn riêng trùng nhau, có thể xảy ra các ứng suất đổi dấu lớn.

c) Các máy cán tấm và máy cán phôi hạng nặng

Mômen va đập của hành trình cán ban đầu lên tới sau lần mômen cán phải được tính đến trong các trường hợp này.

d) Các truyền động với các động cơ đồng bộ

Có thể xảy ra các mômen đổi dấu trong thời gian ngắn lên tới năm lần mômen danh nghĩa (xấp xỉ 10 biên độ) lúc khởi động; tuy nhiên, thường có thể tránh được hoàn toàn các mômen đổi dấu nguy hiểm bằng biện pháp điều chỉnh lệnh tần số một cách thích hợp.

Thường không thể áp dụng được thông tin và các giá trị bằng số ở đây. Độ lớn của mômen xoắn cực đại (đỉnh) phụ thuộc vào hệ thống lò xo khối, giới hạn tăng áp, các đề phòng bảo đảm an toàn (khối nối trục an toàn, bảo vệ đối với chuyển mạch không đồng bộ của các máy điện) v.v…

Như vậy trong các trường hợp tới hạn cần phải có sự phân tích cẩn thận. Sau đó nên có sự thỏa thuận về các hành động thích hợp.

Các hệ số ứng dụng công bố trong đơn đặt hàng nên được xem xét như các giá trị tối thiểu được yêu cầu. Cũng xem Điều 4.

Ở đây không có các khối lượng quán tính bổ sung, các mômen do tác động của bánh đã cần phải quan tâm. Thỉnh thoảng, mômen phanh (hãm) đã tạo ra tải trọng lớn nhất và do đó ảnh hưởng đến tính toán khả năng tải.

Giả thiết rằng các vật liệu bánh răng sử dụng có khả năng chịu quá tải thích hợp. Khi các vật liệu sử dụng chỉ có khả năng chịu quá tải không đáng kể thì thiết kế nên quan tâm đến độ bền lâu ở tải trọng đỉnh (cực đại).

Giá trị KA đối với va đập vừa phải, trung bình và nặng có thể được giảm đi bằng cách sử dụng các khớp nối thủy lực hoặc khớp nối đàn hồi có mômen phù hợp, và đặc biệt là các khớp nối tắt rung khi đặc tính của các khớp nối này cho phép.

Bảng C.2 – Ví dụ về các máy dẫn động có các đặc tính làm việc khác nhau

Đặc tính làm việc

Máy dẫn động

Đồng đều

Động cơ điện (ví dụ, động cơ một chiều), tuabin hơi hoặc khi có sự vận hànha đều và rất ít khi xảy ra các mômen khởi độngb

Va đập nhẹ

Tuabin hơi hoặc khí, động cơ thủy lực hoặc điện (thường xảy ra các mômen khởi động lớnb)

Va đập vừa phải

Các động cơ đốt trong có nhiều xy lanh

Va đập nặng

Các động cơ đốt trong có một xy lanh

a Dựa trên các thử nghiệm về rung hoặc kinh nghiệm thu được từ các thiết bị tương tự.

b Xem biểu đồ tuổi thọ làm việc ZNT YNT đối với vật liệu trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2) và TCVN 7578-3 (ISO 6336-3). Về tác động của các mômen quá tải trong thời gian ngắn, xem các ví dụ theo sau Bảng C.1.

Bảng C.3 – Ví dụ về đặc tính làm việc của các máy được dẫn động

Đặc tính làm việc

Máy dẫn động

Đồng đều

Máy phát có dòng tải điện ổn định; băng tải đai hoặc băng tải sàn được chất tải đều; vít tải; các máy nâng nhẹ; máy bao gói; truyền động chạy dao trong các máy công cụ; các máy quạt; các máy ly tâm có khối lượng nhẹ; các bơm ly tâm; các máy khuấy và máy trộn cho các chất lỏng nhẹ hoặc các vật liệu có mật độ đồng đều; các máy cắt đứt; máy ép, máy dậpa; cơ cấu truyền động thẳng đứng, cơ cấu truyền độngb.

Va đập nhẹ

Băng tải đai hoặc băng tải sàn chất tảikhông đều (nghĩa là với các thành phần dạng chi tiết hoặc mẻ); truyền động chính của máy công cụ; các máy nâng dạng nặng; cơ cấu quay của cần trục; quạt công nghiệp và hầm mỏ; các máy ly tâm hạng nặng; các bơm ly tâm; các máy khuấy và máy trộn cho các chất lỏng nhớt hoặc các chất có mật độ không đều, các bơm pittông có nhiều xylanh, các bơm phân phối nhiều xylanh; các máy đúc ép (thông thường); các máy cán là; các lò xung quanh; các giá cánc (các máy cán liên tục các dải kẽm và nhôm, các máy cán dây và thanh).

Va đập vừa phải

Các máy ép đùn cao su; các máy trộn vận hành liên tục dùng cho cao su và chất dẻo; các máy nghiền bị (hạng nhẹ); máy gia công gỗ (máy của nhiều đĩa, máy tiện); các máy cán phôic,d, cơ cấu nâng; các bơm pittông một xylanh.

Va đập nặng

Các máy xúc (truyền động bánh cánh quạt), các truyền động xích gần; các truyền động của sàng; các truyền động gàu máy xúc, các máy nghiền bi (hạng nặng) các máy trộn cao su; các máy nghiền (đá, quặng); các máy đúc; các bơm phân phối hạng nặng; các máy khoan xoay; các máy ép gạch; các máy phay bóc vỏ; các máy bóc vỏ; máy tháo khuôn nguộic, e; các máy ép viên; các máy nghiền đập.

aMômen danh nghĩa = mômen cắt, ép hoặc dập lớn nhất.

b Mômen danh nghĩa = mômen khởi động lớn nhất.

e Mômen danh nghĩa = mômen cán lớn nhất.

d Mômen do giới hạn dòng điện.

eKA lên đến 2,0 do thường tạo thành vết nứt của đường dẫn trượt.

 

Phụ lục D

(Tham khảo)

Các giá trị hướng dẫn cho độ vồng và cạnh vát đầu mút của các bánh răng trụ

D.1 Quy đnh chung

Độ vồng và cạnh vát đầu mút răng được thiết kế hợp lý có ảnh hưởng có lợi đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng răng của bánh răng (xem 5.7). Các chi tiết về thiết kế nên dựa trên sự đánh giá cẩn thận các biến dạng và sai lệch trong chế tạo 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 độ vồng hoặc cạnh vát đầu mút răng, nhưng thay đổi đường xoắn vít một cách thích hợp nên được ưu tiên.

D.2 Giá trị độ vồng Cβ

Quy tắc không bắt buộc sau được rút ra từ kinh nghiệm; giá trị độ vồng (xem Hình D.1) cần thiết để đạt được sự phân bố tải trọng chấp nhận được có thể được xác định như sau:

Tuân theo các giới hạn 10 µm ≤ Cβ ≤ 40 µm cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm và giá trị bcal/b có thể lớn hơn 1 đối với các bánh răng không có độ vồng, Cβ ≈ 0,5Fβxcv.

Để tránh sự quá tải của các đầu mút răng, giá trị độ vồng phải được tính toán như sau:

Cβ = 0,5 (fsh + f)                                                                                              (D.1)

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 cho biến dạng ở giữa chiều rộng răng thì có thể sử dụng giá trị độ vồng như sau:

Cβ = 0,5 fHβ                                                                                                                                                                                      (D.2)

Tuân theo hạn chế 10 µm ≤ Cβ ≤ 25 µm cộng với dung sai chế tạo khoảng 5 µm, 60 % đến 70 % của các giá trị độ vồng nêu trên là thích hợp cho các bánh răng có độ chính xác rất cao và vận tốc cao.

Xem Hình D.1.

Hình D.1 – Giá tr độ vồngCβ(b) và chiều rộng b(b)

D.3 Giá trị CI(II)và chiều rộng bI(II)của cạnh vát đầu mút răng

D.3.1 Phương pháp C.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 giá trị độ vồng của răng bánh răng.

a) Giá trị của cạnh vát đầu mút răng (xem Hình D.2)

Đối với các bánh răng được tôi thể tích: CI(II)Fβxcv cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm.

Như vậy, bằng phép tương tự với Fβxcv  trong D.2, CI(II)nên được tính toán gần đúng như sau:

CI(II)= fsh + 1,5 fβH(D.3)

Đối với các bánh răng được tôi bề mặt và thấm nitơ: CI(II)0,5Fβxcv cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm.

Như vậy, bằng phép tương tự với Fβxcv trong D.2, CI(II)nên được tính toán gần đúng như sau:

CI(II)= 0,5 (fsh + 1,5f) +1,5 f(D.4)

Hình D.2 – Giá trị CI(II)(b)và chiều rộng b(b) của cạnh vát đầu mút răng

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 cho biến dạng thì có thể sử dụng độ vồng phù hợp với công thức (D.2).

60 % đến 70 % của các giá trị nêu trên là thích hợp cho các bánh răng có độ chính xác cao và tin cậy 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 hơn: bI(II) là giá trị nhỏ hơn trong các giá trị (0,1b) hoặc (1,0m)

Giá trị sau phù hợp cho tải trọng thay đổi, các vận tốc thấp và trung bình:

bred = (0,5 đến 0,7)b (D.5)

D.3.2 Phương pháp C.2

Phương pháp này dựa trên độ lệch của các cặp bánh răng khi giả thiết tải trọng phân bố đều trên chiều rộng răng:

δbth = Fm/(bcg) (D.6)

Trong đó

Fm = FtKAKV

Đối với các bánh răng có độ chính xác cao và tin cậy với các vận tốc tiếp tuyến cao, các giá trị sau làthích hợp:

CI(II) = (2 đến 3) δbth(D.7)

bred = (0,8 đến 0,9)b (D.8)

Đối với các bánh răng tương tự có độ chính xác thấp hơn:

CI(II)= (3 đến 4)δbth(D.9)

bred = (0,7 đến 0,8)b (D.10)

 

Thư mục tài liệu tham khảo

[1] TCVN 7677:2007 (ISO 701:1998), Hệ thống ký hiệu quốc tế dùng cho bánh răng – Các ký hiệu về dữ liệu hình học

[2] ISO 4288:1998, Geometrical Product Specifications (GPS) – Surface texture: Profile method – Rules and procedures for the assessment of surface texture (Đặc tính hình học của sn phm – Cấu trúc bề mặt: Phương pháp prôfin – Các quy tắc và quy trình đánh giá cấu trúc bề mặt)

[3] TCVN 12131:2017 (ISO 9083:2001), Tính toán khả năng tải của các bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng – ng dụng cho các bánh răng dùng trong hàng hải


ISO 6336-1:1996 đã hủy và được thay thế bằng ISO 6336-1:2006. ISO 6336-1:2006 đã được chấp nhận thành 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.

Đối với các vận tốc cao hơn, áp dụng các yêu cầu của bộ TCVN 7578 (ISO 6336) hoặc ISO 9084.

Giá trị Ca của cạnh vát đỉnh răng chỉ cho phép đối với các bánh răng có cấp chính xác trong phạm vi 0 đến 6 như đã quy định trong ISO 1328-1:1995.

Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

Với một vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc, các biến dạng đàn hồi và sai lệch chế tạo bù cho nhau (xem Hình 1, vai trò bù).

Ví dụ, một thiết bị bánh răng được đưa vào danh mục (catalog) với công suất 400 kW khi sử dụng hệ số lựa chọn 1,0. Sự hiệu chỉnh đường xoắn vít và độ vồng được áp dụng cho các bánh răng như trong Bảng 4. Không có sự kiểm tra vết tiếp xúc thuận lợi. Công suất thực sẽ được truyền ở vận tốc theo catalog sẽ nhỏ hơn 400 kW. Đối với điều kiện 400 kW, có thể tính toán Fβxtheo công thức (27). Khi công suất thực được truyền nhỏ hơn 400 kW, các ứng suất hợp thành của răng cũng sẽ nhỏ hơn, mặc dù Fβx và K sẽ lớn hơn. Nếu các bánh răng trong thiết bị nêu trên cũng được sử dụng trong các thiết bị bánh răng khác thì có thể áp dụng một giá trị độ vồng danh nghĩa cho các răng bánh răng. Giá trị độ vòng này được lựa chọn để thích hợp với tất cả các vị trí có thể có nhưng không phải là độ vồng tối ưu cho mỗi mức công suất và vị trí. Về các điều kiện này, có thể sử dụng công thức (29).

Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

Các công thức (40) và (41) dựa trên giả thiết là các sai lệch bước cơ sở thích hợp cho độ chính xác bánh răng quy định được phân bố xung quanh chu vi của bánh răng bé và bánh răng lớn phù hợp với quy trình kỹ thuật chế tạo bình thường. Không áp dụng các công thức này khi các răng của bánh răng có sai lệch nào đó có chủ định.

Sai lệch bước cơ sở fpb, giải thích toàn bộ ảnh hưởng của tất cả các sai lệch răng bánh răng đến hệ số tải trọng ngang. Hơn nữa, nếu sai lệch dạng prôfin f lớn hơn sai lệch bước cơ sở thì phải sử dụng sai lệch dạng prôfin thay cho sai lệch bước cơ sở.

Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

Áp dụng cho môđun m = 5mm. Ảnh hưởng của cỡ kích thước được bao hàm bởi hệ số YX (xem 7.8).

Về các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2.

Có thể xác định gần đúng độ lệch của răng khi sử dụng Ft(F­mFtH) 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 có thể bỏ qua các thay đổi do sự chuyển đổi này khi so sánh với các độ không ổn định khác (ví dụ, các dung sai của các giá trị đo).

Có thể giả thiết là c’ tại giới hạn ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng xấp xỉ bằng giá trị lớn nhất của độ cứng vững hơn khi ɛα > 1,2.

Đã xem:

Đánh giá:  

 

Thuộc tính TCVN TCVN12132:2017

Loại văn bản Tiêu chuẩn Việt Nam
Số hiệu TCVN12132:2017
Cơ quan ban hành
Người ký
Ngày ban hành
Ngày hiệu lực
Ngày công báo
Số công báo Còn hiệu lực
Lĩnh vực Công nghiệp
Tình trạng hiệu lực Không xác định
Cập nhật 8 tháng trước
(05/01/2020)
Yêu cầu cập nhật văn bản này

Download TCVN TCVN12132:2017

PDF
File văn bản gốc (814.4KB)
DOC
File văn bản word (969KB)

[ad_2]
Quý doanh nghiệp có muốn đăng ký Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN12132:2017 xin vui lòng liên hệ:

———————————————————————————————

VIỆN NGHIÊN CỨU PHÁT TRIỂN TIÊU CHUẨN CHẤT LƯỢNG

VPGD: P922 Tòa HH2A Khu đô thị Linh Đàm – Hoàng Mai – Hà Nội

Hotline: 0904.889.859 – 0988.35.9999

Websitehttps://vientieuchuan.vn

Email: vientieuchuan@gmail.com

Chứng Nhận Xuất EU – USA

Tìm Kiếm Tiêu Chuẩn

Liên hệ chúng tôi

Bài viết liên quan

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN322:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN322:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN324:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN324:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN325:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN325:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN328:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN328:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN329:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN329:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm

Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN323:1969

Dịch vụ đăng ký cấp Tiêu chuẩn Việt Nam TCVN323:1969 xin vui lòng liên hệ: …

Xem thêm
0904889859