Tiêu chuẩn TCVN 12132:2017 Tính toán khả năng tải của bánh răng 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 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

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 sản phẩm (GPS) - Nhám bề mặt: Phương pháp 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 bền uốn của răng;

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

TCVN 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 6336-1:19961) Calculation 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 - Phần 1: Nguyên lý cơ bản, 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 trụ răng thẳng và răng nghiêng - Ứng 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

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 may ơ 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 sử dụng 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, S_H1, cho bánh răng bé. Nếu S_H1 lớn hơn S_Hmin. tải trọng được tăng lên; nếu S_H1 nhỏ hơn S_Hmin, tải trọng phải được giảm đi. Quá trình này được thực hiện tới khi tải trọng được lựa chọn tương ứng với S_H1 = S_Hmin. Sử dụng phương pháp tương tự đối với bánh răng lớn (S_H2 = S_Hmin) và cũng đối với các hệ số an toàn chống lại gẫy răng, S_F1 = S_F2 = S_Fmin

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 min^-1 (vận tốc đồng bộ của động cơ hai cực tại tần số dòng điện 60 Hz)2).

- Phạm vi dưới mức tới hạn của vận tốc (xem K_v 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 K_v, K_Hα và K_Hβ).

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

-1,2 < ɛ_α < 1,9 (các hệ số ảnh hưởng c’, c_γ, K_v, K_Hβ, K_Fα. K_Hα và K_Fβ).

e) Phạm vi của các góc xoắn vít:

- β nhỏ hơn hoặc bằng 30° (các hệ số ảnh hưởng c’, c_γ K_v và K_Hβ).

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 s_R/d₁ ≥ 0,2 (điều này ảnh hưởng đến c’, C_γ, K_v và K_Hβ). Giả thiết rằng các bánh răng bé có lỗ sẽ được lắp trên các trục đặc hoặc các trục rỗng với d_shi/d_sh < 0,5 (điều này ảnh hưởng đến K_Hβ).

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 s_R ≥ 3,5 m_n. Tính toán K_Hβ thừa 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 Z_E, δ_Hlim, δ_FE, K_v, K_Hβ, K_Hα và K_Fα). Về các vật liệu và các chữ viết tắt của chúng trong tiêu chuẩn này, xem Bảng 2.

Bảng 2 - Vật liệu

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 Z_L, Z_V và Z_R).

4.2  Hệ số 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, S_H và hệ số an toàn có liên quan đến gãy răng, S_F.

Đối với một ứng dụng đã cho, khả năng tải thích hợp của bánh răng được chứng minh bằng các giá trị tính toán của S_H và S_F bằng hoặc lớn hơn các giá trị S_Hmin và S_Fmin.

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 S_F.min nên lớn hơn giá trị được lựa chọn cho S_H.min

Về tính toán hệ số an toàn thực, xem 6.1.5 (S_H, tróc rỗ) và 7.1.4 (S_F, 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, m_n, d₁, d_a1, d_a2, b, b_H, b_F, x₁, x₂, α_n, β, ɛ_α, ɛ_β (xem TCVN 7585 (ISO 53), TCVN 7584 (ISO 54)) (về định nghĩa của các chiều rộng răng b, b_H và b_F, xem 4.4).

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

h_a0, ρ_a0;

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

C_a1, C_a2, f_pb, S_Hmin, S_Fmin, 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 d_sh, 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 F_t, 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, b_H = 2 b_B). 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.

- b_H: chiều rộng răng tại mặt trụ lăn của bánh răng (đối với bánh răng nghiêng chữ V, b_H = 2b_B). Khi chiều rộng răng b_H lớn hơn chiều rộng răng của bánh răng đối tiếp, b_H 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.

- b_F: chiều rộng răng tại mặt trụ chân răng của bánh răng (đối với bánh răng nghiêng chữ V, b_F = 2be). Khi chiều rộng răng b_F lớn hơn chiều rộng răng của bánh răng đối tiếp, b_F 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 C của 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 K_v, K_Hα, K_Hβ, K_Fα và K_Fβ 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) K_v với tải trọng tiếp tuyến tác dụng F_tK_A;

b) K_Hβ hoặc K_Fβ với tải trọng được tính toán lại F_tK_AK_v;

c) K_Hα , hoặc K_Fα với tải trọng tiếp tuyến tác dụng.

Khi một bánh răng truyền động cho hai hoặc nhiều bánh răng đối tiếp, cần phải thay K_A bằng K_AK_γ. Nếu có thể thực hiện được, nên xác định hệ số tải trọng ăn khớp K_γ bằng phép đo; theo cách khác, có thể đánh giá giá trị của K_γ 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 F_t 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 dẫn động 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 F_tmax (hoặc mômen xoắn tương ứng, T_max, công suất tương ứng P_max) 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 F_tmax, T_max và P_max 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 K_A điều chỉnh tải trọng danh nghĩa F_t, 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 K_A-A

K_A 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 K_A-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 K_A như đã nêu ra trong Phụ lục C.

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

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 K_v. 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 K_v là (F_tK_A)/b.

Nếu (F_tK_A)/b > 100 N/mm thì F_m/b = (F_tK_A)/b.

Nếu (F_tK_A)/b ≤ 100 N/mm thì F_m/b = 100 N/mm.

Khi tải trọng riêng (F_tK_A)/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 K_v

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

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

Trong đó:

m_red Là khối lượng tương đương của một cặp bánh răng, nghĩa là khối lượng trên một đơn vị chiều 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;

r_b1,2 Là các bán kính vòng cơ sở (= 0,5d_b1,2).

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

c) Tính toán khối lượng tương đương (quy gọn), m_red 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, d_m1 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, n_E1 của bánh răng bé, tính bằng min^-1:

                                (7)

Với c_γ từ 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.

N_s < N ≤ 1,15                                         (9)

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

- Nếu (F_t/K_A)/b < 100 N/mm, thì

                                     (10)

- Nếu (F_tK­_A)/b ≥ 100 N/mm, thì

N_s = 0,85 (11)

5.6.2.3  Độ chính xác của bánh răng và các thông số chạy rà B_P, B_f, B_k

B_P, B_f và B_k 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 động3).

                                      (12)

                                       (13)

                                 (14)

Với

c’  Từ Phụ lục B;

C_a  Giá 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 C_ay từ chạy rà cho C_a 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 C_ay 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 f_{pb eff} và f_{f eff} được xác định bằng cách trừ đi các lượng dư chạy rà y_p và y_f như sau:

f_{pb eff} = f_pb1 - y_p1 hoặc f_{pb eff} = f_pb2 - y_p2                      (15)

Lấy giá trị nào lớn hơn;

f_{f eff} = f_fα1 - y_f1 hoặc f_{f eff} = f_fα2 - y_f2                                                      (16)

Lấy giá trị nào lớn hơn.

5.6.2.4  Lượng dư chạy rà, y_α

a) Đối với St, St (cast), V. GGG (perl, bai.), GTS (perl.)4)

                                 (17)

                                          (18)

b) Đối với GG, GGG (ferr.)⁴⁾

                                 (19)

y_f = 0,275f_fα (20)

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

                                 (21)

y_f = 0,075f_fα (22)

5.6.3  Hệ số động lực học trong phạm vi dưới mức tới 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, K_v 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/r_b² có cấp độ lớn c_γ. 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 = (C_v1B_p) + (C_v2B_f) + (C_v3B_k)                                                                  (24)

Trong đó C_v1 và C_v2 là các giá trị cho phép đối với sai lệch bước và sai lệch prôfin, trong khi C_v3 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 C_V1 đến C_V3 và C_ay

Phải thay thế giá trị C_ay do chạy rà cho C_a trong công thức (14) trong trường hợp các bánh răng không có thay đổi sườn răng quy định. Giá trị C_ay 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_Hβ

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_Hβ từ độ không thẳng hàng tổng trong ăn khớp sau chạy rà F_βy gồm có hai thành phần sau:

- Sai số hệ thống được tính đến bởi f_sh (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 f_ma (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 f_sh và K_Hβ đối với tải trọng riêng biệt này. Tuy nhiên, trong thực tế, các tải trọng thay đổi và các sai số trong đánh giá f_sh đã để lại ảnh hưởng còn sót lại đến K_Hβ 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 f_ma 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_Hβ lớn hơn 2,0 thì giá trị thực sẽ thường nhỏ hơn giá trị này. Tuy nhiên, nếu giá trị tính toán của K_Hβ 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_Hβ

Tải trọng riêng cho tính toán K_Hβ là (F_tK_AK_v)/b.

Nếu (F_tK_AK_v)/b > 100 N/mm, thì F_m/b = (F_tK_AK_v)/b.

Nếu (F_tK_AK_v)/b ≤ 100 N/mm, thì F_m/b = 100 N/mm.

                                                                                    (25)

được áp dụng khi K_Hβ ≤ 2, với c_g, từ Phụ lục B.

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

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

F_βy = F_βx - y_β (26)

Trong đó:

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

y_β Là lượng dư chạy rà (xem 5.7.8).

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

5.7.4.1  Quy định chung

F_βx 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 xúc5):

F_βx = 1,33B₁f_sh + B₂f_ma (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⁾:

F_βx = |1,33B₁f_sh - f_Hβ5|                                                      (28)

Trong đó:

f_Hβ5 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 f_Hβ5 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 đến6) vị 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)

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 y_β bằng không.

5.7.5  Giá trị nhỏ nhất cho K_Hβ

Đối với cặp bánh răng không hiệu chỉnh đường xoắn vít hoặc không có độ vồng, giá trị nhỏ nhất của K_Hβ 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_Hβ 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_Hβ là 1,0.

Giá trị nhỏ nhất của K_Hβ 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, f_sh

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

 (30)

Đối với các bánh răng nghiêng chữ V, tính toán f_sh 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 b_B,

b_B 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 f_sh, 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, f_ma

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

f_ma = f_Hβ                                                                         (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 1 - Các quy tắc để xác định F_βx đối với vị trí của vết tiếp xúc

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

5.7.8  Lượng dư chạy rà, y_β

a) Đối với St, St (cast), V, GGG (perl, bai.) và GTS (perl.)7):

                                                                (33)

Với y_β ≤ F_βx

Khi v ≤ 5 m/s:                không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên là y_β = 25600/σ_Hlim, tương ứng với F_βx = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên là y_β = 12800/σ_Hlim, tương ứng với F_βx = 40 µm

b) Đối với GG và GGG (ferr.)⁷⁾

y_β = 0,55F_βx                                                                   (34)

Khi v < 5m/s: không có sự hạn chế

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

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

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

y_β = 0,15F_βx                                                                   (35)

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

Khi vật liệu của bánh răng bé khác vật liệu của bánh răng lớn, y_β1 cho bánh răng bé và y_β2 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_Fβ

                                                                     (37)

Nếu b/h ≥ 3 thì

                           (38)

Nếu b/h < 3 thì

N_F = 0,6923                                                                   (39)

Trong đó:

b  Là chiều rộng răng (xem 4.4);

h  Là chiều cao răng từ đỉnh tới chân răng: h = (d_a - d_f)/2.

5.9  Hệ số tải trọng ngang, K_Hα, K_Fα

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 sau8):

a) Các giá trị K_Hα và K_Fα cho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng ɛ_g ≤ 2

                                         (40)

b) Các giá trị K_Hα và K_Fα cho các bánh răng có tỉ số tiếp xúc tổng ɛ_g ≥ 2

                                 (41)

Trong đó cần xác định các giá trị sau:

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

f_pb  Giá 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 thực9):

y_α  Lượng dư chạy rà như đã quy định trong 5.9.4;

F_tH  Tải trọng tiếp tuyến xác định trong mặt phẳng ngang, F_tH = F_tK_AK_VK_Hβ.

5.9.2  Điều kiện giới hạn cho K_Hα

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

                                                                  (42)

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

5.9.3  Điều kiện giới hạn cho K_Fα

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

 (43)

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

Trong đó:

 (44)

Với ɛ_αn 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_Hα và K_Fα không lớn hơn ɛ_α. 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, y_α

y_α là giá trị dùng để giảm sai lệch ban đầu của bước cơ sở bằng chạy rà từ lúc bắt đầu vận hành; y_α 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 y_α theo các công thức (45) đến (48).

a) Đối với St, St (cast), V, GGG (perl., bai.) và GTS (perl.)10)

                                                                (45)

Khi v ≤ 5 m/s: không có sự hạn chế

Khi 5 m/s < v ≤ 10 m/s: giới hạn trên của y_α là 12800/σ_Hlim tương ứng với f_pb = 80 µm

Khi v > 10 m/s: giới hạn trên của y_α là 6400/σ_Hlim tương ứng với f_pb = 40 µm

b) Đối với GG và GGG (ferr.)¹⁰⁾

y_α = 0,275f_pb (46)

Khi v ≤ 5 m/s: không có sự hạn chế

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

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

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

y_α = 0,075f_pb                                                                  (47)

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

Khi các vật liệu khác nhau, cần xác định y_α1 cho vật liệu của bánh răng bé và y_α2 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 σ_H 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 σ_H và ứng suất tiếp xúc cho phép σ_HP phải được tính toán riêng rẽ cho bánh răng lớn và bánh răng bé; σ_H phải nhỏ hơn hoặc bằng σ_HP.

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

Ứng suất tiếp xúc σ_H 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:

σ_H0 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;

b_H  Là chiều rộng răng (xem 4.4);

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

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

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

                                    (51)

Trong đó:

Z_D  Là 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 K_gK_A cho K_A 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, σ_HP

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), σ_{HP ref}

Ứng suất tiếp xúc cho phép (tham chiếu), σ_{HP ref} phải được xác định từ công thức (52) với Z_N = 1 và các giá trị thích hợp của σ_Hlim, Z_L, Z_V, Z_R, Z_w, Z_x, S_Hmin.

6.1.4.3  Ứng suất tiếp xúc cho phép (tĩnh), σ_{HP stat}

Ứng suất tiếp xúc cho phép (tĩnh), σ_{HP stat} phải được xác định phù hợp với công thức (52) với Z_N = Z_NT đối với ứng suất tĩnh theo 6.8 và các giá trị thích hợp của σ_Hlim, Z_L, Z_V, Z_R, Z_w, Z_x, S_Hmin

6.1.4.4  Ứng suất tiếp xúc cho phép (10¹⁰ chu kỳ), σ_{HP 10}

Ứng suất tiếp xúc cho phép (10¹⁰ chu kỳ), σ_{HP 10} phải được xác định phù hợp với công thức (52), với Z_N = Z_NT đối với 10¹⁰ chu kỳ tải trọng theo 6.8 và các giá trị thích hợp của σ_Hlim, Z_L, Z_V, Z_R, Z_w, Z_x, S­_Hmin.

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

Phạm vi tuổi thọ giới hạn là phạm vi trong đó số chu kỳ tải trọng N_L 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 N_L 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).

- σ_HP đối với số chu kỳ tải trọng đã cho N_L 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.

- σ_HP đối với số chu kỳ tải trọng đã cho N_L 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 σ_HP 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, σ_HP cho 10⁷ chu kỳ tải trọng

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

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

                                                          (53)

Với σ_HG cho các ứng suất tham chiếu và tính theo công thức (52) và 6.1.4, σ_H 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 S_H.

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

6.2  Các hệ số tiếp xúc một cặp răng, Z_B, Z_D

Khi Z_B > 1 hoặc Z_D > 1, các hệ số ZB và Z_D 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

Z_D luôn luôn được lấy bằng đơn vị.

b) Bánh răng trụ răng thẳng

Xác định M₁, [thương số của ρ_relC tại điểm ăn khớp và ρ_relB tại giới hạn bên trong (điểm thấp nhất) của tiếp xúc một cặp răng bánh răng bé] và M₂ (thương số của ρ_{rel C} và ρ_{rel D} của bánh răng lớn) từ

                  (54)

                 (55)

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

Nếu M₁ > 1 thì Z_B = M₁   Nếu M₁ ≤ 1 thì Z_B = 1,0

Nếu M₂ > 1 thì Z_D = M₂   Nếu M₂ ≤ 1 thì Z_D = 1,0

c) Bánh răng nghiêng có ɛ_β ≥ 1

Z_B = Z_D = 1

d) Bánh răng nghiêng có ɛ_β < 1

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

Z_B = M₁ - ɛ_β(M₁ -1); Z_B ≥ 1

Z_D = M₂ - ɛ_β(M₂ -1); Z_D ≥ 1                                               (56)

Nếu Z_B hoặc Z_D 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 Z_B và/hoặc Z_D được xác định đối với tiếp xúc tại vòng đỉnh răng liền kề. Đối với các bánh răng nghiêng khi ɛ_β nhỏ hơn 1,0, Z_B và Z_D 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 ɛ_β ≥ 1.

6.3  Hệ số vùng, Z_H

Hệ số vùng Z_H 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, Z_E

Hệ số đàn hồi Z_E 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, Z_E cho một số tổ hợp vật liệu, các giá trị trung bình

6.5  Hệ số của tỉ số tiếp xúc, Z_ɛ

6.5.1  Quy định chung

Hệ số của tỉ số tiếp xúc Z_ɛ 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 Z_ɛ = 1,0 đối với các bánh răng trụ răng thẳng có tỉ số tiếp xúc nhỏ hơn 2,0.

b) Bánh răng nghiêng:

Nếu ɛ_β < 1 thì

                                              (59)

Nếu ɛ_β ≥ 1 thì

                                                                     (60)

6.5.2  Tỉ số tiếp xúc ngang, ɛ_α

ɛ_α= g_α/p_bt                                                                                                                                             (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:

p_bt = m_tπcos_αt                                                                (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, ɛ_β

                                                                 (64)

6.6  Hệ số góc của đường xoắn vít, Z_β

Hệ số góc của đường xoắn vít, Z_β 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), σ_Hlim

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 σ_Hlim 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, Z_NT

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

Bảng 6 - Hệ số tuổi thọ, Z_NT

6.9  Các ảnh hưởng đến sự tạo thành màng chất bôi trơn, Z_L, Z_V và Z_R

6.9.1  Quy định chung

Như đã mô tả trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), Z_L giải thích ảnh hưởng của độ nhớt danh nghĩa của chất bôi trơn, Z_V giải thích ảnh hưởng của các vận tốc sườn răng và Z_R 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 Z_LZ_V 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 Z_R là giá trị hầu như không thay đổi.

6.9.2  Tích số Z_L Z_V Z_R 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:

Z_LZ_VZ_R = 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)

Z_LZ_VZ_R = 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:

Z_LZ_VZ_R = 0,92                                                                (69)

- Đối với răng được mài hoặc cà răng với R_z10 ≤ 4 µm:

Z_LZ_VZ_R = 1,0                                                                  (70)

6.9.3  Tích số Z_LZ_VZ_R đối với độ bền tĩnh

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

6.10  Hệ số biến cứng khi gia công, Z_w

Như đã mô tả trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2), hệ số biến cứng khi gia công, Z_w, 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 (R_z ≤ 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

Z_w = 1,2                                                                        (71)

Nếu 130 ≤ HB ≤ 470 thì

                                                       (72)

Nếu HB > 470 thì

Z_w = 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, Z_X

Với Z_X, 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 Z_X được lấy bằng 1,0.

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

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) S_H, 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) S_Hmin sau:

S_{H 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, σ_F và ứng suất uốn cho phép σ_FP phải được tính toán riêng rẽ cho bánh răng bé và bánh răng lớn; σ_F phải nhỏ hơn σ_FP.

7.1.2  Xác định ứng suất ở chân răng, σ_F

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:

σ_F = σ_F0K_AK_VK_FβK_Fα ≤ σ_FP                                                                                                 (75)

Với

                                                       (76)

Trong đó:

σ_F0 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;

b_F 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 K_gK_A cho K_A 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, σ_FP

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), σ_{FP ref}

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (tham chiếu), σ_{FP ref}, sử dụng công thức (77) với Y_N = 1 và các giá trị thích hợp của σ_FE, Y_δrelT, Y_RrelT, Y_X và S_Fmin.

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

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (tĩnh), σ_FPstat, sử dụng công thức (77) với Y_N = Y_NT đối với ứng suất tĩnh theo 7.5 và các giá trị thích hợp của σ_FE, Y_δrelT, Y_RrelT, Y_X và S_Fmin.

7.1.3.4  Ứng suất cho phép ở chân răng (10¹⁰ chu kỳ tải trọng), σ_FP10

Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (10¹⁰ chu kỳ tải trọng), σ_FP10, sử dụng công thức (77) với Y_N = Y_NT đối với 10¹⁰ chu kỳ theo 7.5 và các giá trị thích hợp của σ_FE, Y_{δrel T}, Y_{Rrel T}, Y_X và S_Fmin.

7.1.3.5  Ứng suất cho phép ở chân răng, σ_FP 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 N_L 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 N_L nằm giữa 3 x 10⁶ và 10¹⁰ chu kỳ tải trọng.

- σ_FP đối với số chu kỳ tải trọng N_L 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.

- σ_FP đối với số chu kỳ tải trọng N_L 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, σ_FP 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, S_F

Phải tính toán hệ số S_F từ công thức sau:

                                                          (78)

S_F được tính toán riêng rẽ cho bánh răng bé và bánh răng lớn với σ_FG được tính toán phù hợp với công thức (77) và 7.1.3, và σ_F 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, S_Fmin, xem 7.9.

7.2  Hệ số dạng răng, Y_F và hệ số hiệu chỉnh ứng suất, Y_S

7.2.1  Quy định chung

Đây là các hệ số tính đến ảnh hưởng của dạng răng đến ứng suất uốn danh nghĩa Y_F và Y_S 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. Y_F 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 Y_F

7.2.2.1  Quy định chung

Hệ số dạng răng Y_F được xác định từ kích thước của dây cung pháp tuyến S_Fn của tiết diện tới hạn ở chân răng và cánh tay dòn của mômen uốn h_Fe, 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 d_a trong tính toán bằng d_Na "đường kính vòng đỉnh răng hiệu dụng"; d_Na, 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

s_pr = pr - q (xem Hình 4)

s_pr = 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, S_Fn:

                                         (84)

Bán kính góc lượn chân răng, ρ_F:

                                    (85)

Cánh tay đòn của mômen uốn, h_Fe:

 (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 α_n.

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, s_Fn2:

                (87)

Trong đó:

ρ_fP2  Là bán kính của răng (xem bên dưới)

Cánh tay đòn của mômen uốn, h_Fe2:

                            (88)

Với

d_en2  Thu được từ công thức (100) với các thông số có số 2 được thêm vào các chỉ số dưới dòng

d_fn2  Thu được theo cách tương tự như d_an [công thức (99); lưu ý rằng d_fn2 - d_f2 = d_n2 - d₂]

Và  h_fP2 =                                                                                                       (89)

Bán kính góc lượn chân răng ρ_F2:

Khi đã biết bán kính góc lượn chân răng của răng bánh răng ăn khớp trong ρ_F2 thì phải sử dụng bán kính góc lượn chân răng này cho ρ_fP2. Khi không biết ρ_F2, có thể sử dụng phép tính gần đúng sau:

ρ_F2 = ρ_fP2 = 0,15m_n                                                                                               (90)

Giá trị này phải được xác nhận hiệu lực.

                                                                          (91)

Trong đó

d_Nf2 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)

p_bn = πm_ncosα_n                                                                                                  (97)

d_bn = d_ncosα_n                                                                                                     (98)

d_an = d_n + d_a - 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 Y_s

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

Y_s = (1,2 + 0,13L)q_s^{[1/(1,21+2,3/L)]}                                                                               (104)

Trong đó:

                                                                                                            (105)

Với

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

h_Fe 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

ρ_F 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, Y_β

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 ɛ_β > 1 và β ≤ 30° thì

                                                                                                    (107)

Nếu ɛ_β > 1 và β > 30° thì

Y_β = 0,75                                                                                                          (108)

Nếu ɛ_β ≤ 1 và β ≤ 30° thì

                                                                                                (109)

Nếu ɛ_β ≤ 1 và β > 30° thì

Y_β = 1 - 0,25_ɛβ                                                                                                   (110)

7.4  Độ bền tham chiếu ở chân răng, σ_FE

TCVN 7578-5 (ISO 6336-5) cung cấp thông tin về các giá trị của σ_Flim và σ_FE 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, Y_NT

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

Bảng 7 - Hệ số tuổi thọ, Y_NT

7.6  Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh, Y_{δ rel T}

7.6.1  Quy định chung

Y_{δ 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  Y_δrelT đối với ứng suất tham chiếu và ứng suất cho tuổi thọ dài

Có thể tính toán Y_δrelT 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)11)

                                                                                              (112)

Với

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

Bảng 8 - Các giá trị cho chiều dày lớp trượt ρ’

7.6.3  Y_δrelT đối với ứng suất tĩnh

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

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

                                                                                                                                                         (113)