TCVN12132:2017

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 b ố . TÍNH TOÁN KHẢ NĂNG TẢI CỦA BÁNH RĂNG TH Ẳ NG 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 chu ẩ n này được dự định sử dụng để thiết lập một phương pháp thống nhất chấp nhận được cho t í nh 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 h ỏ ng 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, g ã y trên các bề mặt l à m việc của răng, sự hư hỏng của vành răng hoặc các hư hỏng của phôi bánh r ă ng xuyên qua thân v à mayơ. Tiêu chuẩn này không áp dụng cho các rằng được gia công t i nh 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 chu ẩ n này không nhằm mục đích bảo đảm t í nh năng của các hệ thống truyền động bánh r ă ng đã lắp ráp cũng như không sử dụng cho những người l à m 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 t à i liệu vi ệ n dẫn không ghi năm công bố thì áp dụng phiên b ả n mới nhất, bao gồm cả các sửa đổi (nếu có). TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997), Đặc tính hình học của s ả n phẩm (GPS) - Nh á m 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 b á nh răng thẳng và bánh răng nghiêng - Phần 3: Tính toán độ b ề n uốn của răng; TCVN 7578-5 (ISO 6336-5), Tính toán khả năng tải của bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng - Ph ầ n 5: Độ bền và chất lượng của vật liệu; TCVN 7584:2006 (ISO 54 :1 996), 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 togeome tr y (Từ vựng của các thuật ngữ bánh răng - Phần 1: Các định nghĩa liên quan đến hình học); IS O 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 x á c ISO - Phần 1: Các định nghĩa và giá trị cho phép có các sai lệch có liên quan đến các prôfin (sườn) r ă ng tương ứng của các răng b á nh răng); ISO 6336-1 :1996 1) 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 r ă ng nghiêng - Ph ầ n 1: Nguyên lý cơ b ả n, 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 - Ứ 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 (T ruyền động b á nh răng kín dùng cho các ứng dụng trong công nghiệp). 3 Thuật ngữ và định nghĩa Tiêu chu ẩ n này áp dụng các thuật ngữ và định nghĩa đ ược cho trong ISO 1122-1. V ề các ký hiệu, xem Bảng 1. Bảng 1 - Các ký hiệu và chữ viết tắt sử dụng trong tiêu chuẩn này K ý hiệu Mô tả hoặc thuật ngữ Đơn vị a Khoảng cách tâm a mm b Chiều rộng răng mm b B Chiều rộng răng của một đường xoắn vít riêng biệt của bánh răng nghiêng chữ V mm b H Chiều rộng răng (tróc rỗ) mm b F Chiều rộng răng ( ở chân răng) mm b red Chiều rộng răng giảm (b - các cạnh vát đầu mút răng) mm b s Chiều dày của thân bánh răng mm b I(II) Chiều dài của cạnh vát đầu mút răng mm c ɣ Giá trị trung bình của độ c ứ ng 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) d a1,2 Đường kính vòng đ ỉ nh răng của bánh răng bé, bánh răng lớn mm d an1,2 Đường kính vòng đỉnh răng của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) của bánh r ă ng trụ răng thẳng quy đổi mm d b1 , 2 Đường kính vòng cơ sở của bánh răng bé, bánh răng lớn mm d b n 1 , 2 Đường kính vòng cơ sở của bánh răng bé (hoặc bánh răng lớn) của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi mm d en 1 , 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 đ ổ i mm d f1 , 2 Đường kính vòng chân răng của bánh răng bé, bánh răng lớn mm d m1,2 Đường k í nh vòng tròn qua điểm giữa chiều cao răng của bánh răng bé, bánh răng lớn mm d n1,2 Đường kính tham chiếu của bánh răng bé, bánh răng lớn của bánh răng trụ răng thẳng quy đổi mm d s h Đường k í nh danh nghĩa của trục cho tính toán về uốn mm d shi Đường kính trong của trục rỗng mm d w1,2 Đường kính vòng lăn của bánh răng bé, bánh răng lớn mm d Nf2 Đường k í nh vòng tròn gần các chân răng chứa các gi ớ i 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 d 1 ,2 Đường k í nh tham chiếu của bánh răng bé, bánh răng lớn mm f f eff Sai lệch dạng prô f in hiệu dụng µm f fα Sai lệch dạng prô f in (giá trị cho sai lệch tổng của prô f in F α có thể được sử dụng thay cho giá tr ị này nếu sử dụng các dung sai tuân theo IS O 1328-1) µm f ma Sai lệch của đường xoắn vít do độ không chính xác trong chế tạo µ m f pb Sai lệch bước cơ sở ngang (các giá trị của f p b , 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) µ m f pb eff Sai lệch bước cơ sở ngang hiệu dụng µ m f sh Sai lệch của đường xoắn vít do các độ lệch đàn hồi µ m f Hβ Sai lệch độ th ẳ ng hàng của r ă ng (không bao gồm sai lệch của dạng đường xoắn vít) µ m g α Chiều dài đường tiếp xúc mm h Chiều cao r ă ng mm h a Chiều cao đầu răng mm h a 0 Chiều cao đầu răng của dao cắt r ă ng mm h f2 Chiều cao chân răng của một bánh răng ă n khớp trong mm h fP Chiều cao chân răng của th a nh răng cơ sở cho các bánh răng trụ mm h Fe Cánh tay đòn của mômen uốn cho tác dụng tải trọng tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng mm h Nf2 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 đ ố i tiếp mm l Khoảng cách (giữa hai) ổ trục mm m n M ô đun pháp mm m red Khối lượng quy gọn của cặp bánh răng trên một đơn vị chiều rộng răng có liên quan tới đường tác dụng kg/mm n E Vận tốc cộng hư ở ng min - 1 n 1,2 Vận tốc quay của bánh răng bé, bánh răng lớn min - 1 p bn Bước cơ sở pháp mm p bt Bước cơ sở ngang mm p r Độ lồi của răng mm q Lượng dư dự trữ cho gia công tinh mm q s Thông số của rãnh S Fn /2ρF - q s Thông số của rãnh của bánh răng kiểm tham chiếu tiêu chuẩn - r b Bán k í nh vòng cơ sở mm s Độ dịch chuy ể n của bánh răng bé so với đường tâm trục mm s Fn Dây cung chân răng tại tiết diện tới hạn mm s R Chiều dày vành r ă ng mm s pr Lượng cắt chân răng ở gốc lượn còn lại mm u T ỷ số truyền |u| = | z 2 /z 1 | ≥ 1 a - 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 x 1 , 2 Hệ số dịch ch ỉ nh prô f in của bánh răng bé, bánh răng lớn - y f Lượng dư chạy rà (sai lệch bước) µm y p Lượng dư chạy rà (sai lệch prô f in) µm y α Lượng dư chạy rà cho một cặp bánh răng µm y β Lượng dư chạy rà (độ không thẳng hàng tương đương) µm z n Số răng quy đổi của một bánh răng nghiêng - z 1 , 2 Số răng của bánh răng bé, bánh răng lớn a - B Chiều rộng răng tổng của một bánh r ă ng nghiêng chữ V bao gồm cả khe hở mm B f Thông số chạy rà để xác định hằng số K - B k Thông số chạy rà để xác định hằng số K - B p Th ô ng s ố chạy rà để xác định hằng số K - B 1, 2 Các h ằ ng số để xác định F βx - B * H ằ ng số đ ể xác đ ị nh độ dịch chuyển của bánh răng bé - C a Cạnh vát đ ỉ nh răng µm C ay Cạnh vát đ ỉ nh răng do chạy rà µm C v 1, 2 , 3 Các hằng số để xác định hằng số K - C B Hệ số thanh răng cơ sở - C R H ệ số phôi bánh r ă ng - C β Chiều cao độ vồng µm C 1 . . .9 Các hằng số để xác định q s - E Môđun đàn hồi, môđun Young N/mm 2 E Giá trị phụ cho t í nh toán Y F - F m Lực ngang trung b ì nh tại mặt trụ tham chiếu (= F t K A K V ) N F t Lực tiếp tuyến ngang (danh nghĩa) tại mặt trụ tham chiếu N F t max Lực tiếp tuyến ngang lớn nhất tại mặt trụ tham chiếu N F tH Lực ngang xác định tại mặt trụ tham chiếu (= F t K A K V K Hβ ) N F β Sai lệch tổng của đường xoắn vít µm F βx Độ không thẳng hàng tương đương ban đầu (trước chạy rà) µm G Giá trị phụ cho tính toán Y F - H Giá t rị phụ cho tính toán Y F - J * 1,2 Mômen quán tính cực trên một đơn vị chiều rộng răng kg/mm K Hằng số để xác định K V - K V Hệ số động lực học - K A Hệ số ứng dụng - K Fα Hệ s ố t ả i trọng ngang (ứng suất ở chân răng) - K Fβ Hệ số t ả i trọng bề mặt (ứng suất ở chân răng) - K Hα Hệ số tải trọng ngang (ứng su ấ t tiếp xúc) - K H β Hệ số tải trọng bề mặt (ứng suất tiếp xúc) - K γ 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) - K 1,2 Hằng số - K ’ Hằng số cho độ dịch chuyển của bánh răng bé c ó 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 ngo à i c ù ng của tiếp xúc một cặp r ư ng - N Hệ số cộng hư ở ng - N F Số mũ - N L Số chu kỳ tải trọng - N S Hệ số cộng hư ở ng trong phạm vi cộng hư ở ng chính - M 1,2 Các giá trị phụ cho xác định Z B, D - P Công suất truyền kW P max Công suất truyền lớn nh ấ t kW R a Giá trị độ nhám trung bình đại số (như quy định trong TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997)) µm R z Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy (như quy định trong TCVN 5120:2007 (ISO 4287:1997)) µm R z10 Độ nhám trung bình từ đỉnh đến đáy cho cặp bánh răng µm S F Hệ số ă n toàn cho đứt gãy răng S F min Hệ số an toàn nhỏ nhất (đứt gãy răng) - S H Hệ số an toàn chống tróc rỗ - S H min Hệ số an toàn nhỏ nhất (tróc rỗ) - T 1 , 2 Mômen xoắn (danh nghĩa) của bánh răng bé; mômen xoắn của bánh răng lớn Nm T m a x Mômen xoắn lớn nhất Nm Y F Hệ số dạng răng - Y N Hệ số tuổi thọ cho ứng suất ở chân răng - Y NT Hệ s ố tuổi thọ cho ứng su ấ t ở chân răng đối với các điều kiện thử tham chiếu - Y R rel T Hệ số bề mặt - Y s Hệ số hiệu chỉnh ứng suất - Y X Hệ số cỡ kích thước (chân răng) - Y β Hệ s ố góc của đường xoắn vít (chân răng) - Y δ rel T Hệ số độ nhạy tương đối của rãnh - Y ɛ Hệ số của tỉ số tiếp xúc (chân răng) - Z v Hệ số vận tốc - Z B,D Các hệ số tiếp xúc của một cặp răng đối với bánh răng bé, bánh răng lớn - Z E Hệ số đàn hồi Z H Hệ số vùng (miền) - Z L Hệ số bôi tr ơn - Z N Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất tiếp xúc - Z NT Hệ số tuổi thọ đối với ứng suất tiếp xúc dùng cho các điều kiện th ử tham chiếu - Z R Hệ số nhám bề mặt ảnh hưởng tới độ bền lâu bề mặt - Z W Hệ số biến cứng khi gia công nguội - Z X Hệ số cỡ kích thước (tróc rỗ) - Z β Hệ số góc của đường xoắn vít (tróc rỗ) - Z ɛ Hệ số của tỉ số tiếp xúc (tróc rỗ) - α en Góc áp lực tại điểm ngoài cùng của tiếp xúc một cặp răng của các bánh răng trụ răng thẳng quy đổi - α n Góc áp lực danh nghĩa ° α t Góc áp lực ngang ° α wt Góc áp lực ngang tại mặt trụ lăn ° α Fen 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 ° α Pn Góc áp lực danh nghĩa của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ ° β Góc đường x o ắn vít tại mặt trụ tham chiếu (chia) ° β b Góc đường xoắn v í t cơ sở ° γ e Góc phụ để xác định α Fen ° δ bth Độ lệch kết hợp của các răng đối tiếp bảo đảm sự phân bố tải trọng đều trên chiều rộng răng µm ɛ α T ỉ số tiếp xúc ngang - ɛ α n Tỉ số tiếp xúc ngang của một bánh răng trụ răng thẳng quy đ ổ i - ɛ β Tỉ số trùng khớp chiều trục (dọc) - ɛ γ T ỉ số tiếp xúc tổng (ɛ γ = ɛ α + ɛ β ) - v Tỉ số tiếp xúc Poisson - θ Giá trị phụ cho tính toán Y F - ρ a0 Bán kính đỉnh răng của dao cắt răng mm ρ fP Bán kính góc lượn chân răng của thanh răng cơ sở cho các bánh răng trụ mm ρ rel Bán kính cong tương đối mm ρ F Bán kính góc lượn chân răng tại mặt cắt tới hạn mm ρ ' Chiều dày của lớp trượt mm σ B Độ bền kéo N/mm 2 σ F Ứ ng suất ở chân răng N/mm 2 σ F lim Trị số ứng suất danh nghĩa (uốn) N/mm 2 σ FE Trị số ứng suất cho phép (uốn) = σ F lim Y ST N/mm 2 σ FG Giới hạn ứng suất ở chân răng N/mm 2 σ FP Ứ ng suất cho phép ở chân răng N/mm 2 σ F0 Ứ ng suất danh nghĩa ở chân răng N/mm 2 σ H Ứ ng suất tiếp xúc tính toán N/mm 2 σ H lim Trị số ứng suất (tiếp xúc) cho phép N/mm 2 σ HG Trị số ứng suất cho phép thay đổi = σ HG S Hmin N/mm 2 σ HP Ứ ng suất tiếp xúc cho phép N/mm 2 σ H0 Ứ ng suất tiếp xúc danh nghĩa N/mm 2 σ S Giới hạn chảy N/mm 2 σ 0,2 Ứ ng suất th ử 0,2 % N/mm 2 c * Gradient ứng suất tương đối ở chân của một rãnh mm - 1 c * P Gradient ứng suất tương đối ở một mẫu th ử được đánh bóng nhẵn mm - 1 c * T Gradient ứng suất tương đối ở chân bánh r ă ng kiểm tham chiếu tiêu chu ẩ n mm - 1 ω 1,2 Vận t ố c góc của bánh răng bé, bánh răng lớn rad/s a Đối với các cặp bánh răng ăn khớp ngoài a, u, z 1 và z 2 là d ương; đối với các cạp bánh răng ăn khớp trong a, u và z 2 là âm, và z 1 dương. CH Ú THÍCH: 1 N/mm 2 = 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: - Ứ ng suất cho phép của vật liệu và số lần lặp lại của tải trọng; - Các hậu qu ả 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 h ỏ ng 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 đ ược đưa vào báo cáo tính toán. a) Nếu cần có một phương pháp tính toán ch í nh xác hơn hoặc nếu tuân theo các hạn chế trong 4.1 đối với bất cứ lý do không thực tế nào th ì có thể đánh giá các hệ số có liên quan theo tiêu chu ẩ n 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. V ề vấn đề này, các tiêu chí cho phương pháp A trong 4.1.8.1 của ISO 6336-1:1996 l à 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 chu ẩ n 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 đ ể giảm công su ấ t 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 đi ể m thiết kế. Tiêu chuẩn n à y 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 v à 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 b ằ ng 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. N ế u S H1 lớn hơn S Hmin . tải trọng được tăng l ê n; 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 H 2 = S Hmin ) và cũng đối với các hệ số an toàn chống lại gẫy răng, S F1 = S F2 = S F mi n 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, gi ả 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 t í nh 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: - n 1 nh ỏ hơn hoặc b ằ ng 3600 min - 1 (vận tốc đồng bộ của động cơ hai cực tại tần số dòng điện 60 Hz) 2) . - Phạm vi dưới mức t ớ i hạn của vận tốc (xem K v trong 5.6): - Ở các vận tốc v < 1 m/s, khả năng t ả i của bánh răng thường được hạn chế b ởi mài mòn. c) Độ ch í nh xác của bánh răng: - Cấp ch í nh 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 c ó lỗ với s R /d 1 ≥ 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 sh i /d s h < 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 tr ụ răng thẳng và răng nghiêng có chiều dày vành răng nhỏ nhất ở dưới ch â n 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 b ỏ qua độ lệch v à 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 H li m , δ FE , K v , K Hβ , K Hα và K Fα ). V ề 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 (σ B < 800 N/mm 2 ) S t Thép đúc, thép hợp kim hoặc thép cacbon (σ B ≥ 800 N/mm 2 ) St (cast) Thép tôi thể tích (tôi thấu), thép hợp kim hoặc thép cacbon được tôi thể tích (σ B ≥ 800 N/mm 2 ) V Gang xám GG Gang cầu (cấu trúc peclit, bainit, ferit) GGG (perl., bai., ferr.) Gang dẻo tâm đen (c ấ u trúc peclit) GTS (perl.) Thép thấm cacbon được tôi bề mặt Eh Thép và gang cầu được tôi ngọn l ử a hoặc tôi c ả m 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 v à 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 l à các hệ số Z L , Z V và Z R ). 4.2 Hệ s ố an toàn Cần thiết phải có sự phân biệt giữa hệ số an toàn có liên quan tới sự h ì nh thành các lỗ tró c rỗ, S H v à 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 ch ứ ng 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 tr ị 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 ch í nh 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 hi ể m lớn hơn so với tróc rỗ. V ì 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) . V ề 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, z 1 , z 2 , m n , d 1 , d a1 , d a2 , b, b H , b F , x 1 , x 2 , 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) Prô fin 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 H min , S Fmin , R a 1 , R a 2 , R z 1 , Rz 2 ; 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 k í ch thước của trục bánh răng bé d s h , 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 , n 1 , v 1 , chi tiết về máy dẫn động và máy được dẫn động. Có thể t í nh toán các dữ liệu cần thiết về hình học theo các tiêu chuẩn quốc gia hoặc quốc tế. Thông tin được trao đ ổ i giữa nhà s ả n xu ấ t 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 t ả i (hệ số áp dụng). 4.4 Chiều rộng răng Phải phân biệt các chiều rộng răng sau: - b: giá trị nh ỏ 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 x ú c. - 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 nh ỏ hơn, b ỏ 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 th ì 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 l iệt 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 l à 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 t K A ; b) K Hβ hoặc K Fβ với tải trọng được t í nh toán lại F t K A K 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 A K γ . Nếu có thể thực hiện được, nên xác định hệ số tải trọng ăn khớp K γ bằng phép đo; theo cách khác, c ó 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 T ả i trọng tiếp tuyến danh nghĩa F t được xác định trong mặt ph ẳ ng 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 th ể 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 đ ỉ nh) 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 c ó thể được biểu thị bằng một phổ t ả i 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 tm ax (hoặc mômen xoắn tương ứng, T max , công suất tương ứng P max ) trong phạm vi chế độ l à m 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 t max , T max và P max khi xác định mức an to à n đối với hư hỏng do tróc rỗ và đối với sự gãy răng bất ngờ do chất t ả i 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 ch ỉ nh 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 đ ã 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 tuy ế n 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 th ì có thể sử dụng phương pháp E của ISO 6336-1:1996 để đánh giá hệ số động lực học. Trong quy tr ì nh này, giả thiết rằng cặp bánh răng gồm có một khối lượng cơ b ả n đơn và hệ lò xo gồm có các khối lượng tương đương của bánh răng bé và b á nh 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 r ă ng bé nhỏ hơn độ cứng vững ăn khớp, về phương pháp xử l ý 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 n ố i 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, c ó 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 ch ỉ có một ă n 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 t K A )/b. Nếu (F t K A )/b > 100 N/mm thì F m / b = (F t K A )/b. Nếu (F t K A )/b ≤ 100 N/mm thì F m /b = 100 N/mm. Khi tải trọng riêng (F t K 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 t ấ t c ả 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 r ed 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 c ấ u ít phổ biến về thông tin cho các trường hợp sau, xem A.1.2: -Trục bánh răng bé có đường k í nh ở giữa chiều cao răng, d m 1 gần b ằ ng đường kính trục; - Hai bánh răng đồng trục được liên kết cứng vững; - Một bánh răng lớn được dẫn động b ở i hai bánh răng b é ; - 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 E 1 của bánh răng bé, tính b ằ ng min - 1 : (7) Với c γ từ Phụ lục B. b) Hệ số cộng hưởng, N T ỷ số giữa vận tốc của bánh răng bé và vận tốc cộng hưởng, hệ số cộng hư ở ng N được xác đ ị nh 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. V ì 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 t K 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 t K­ A )/b ≥ 100 N/mm, thì N s = 0,85 (11) 5.6.2.3 Độ chính xác của bánh răng và các thông s ố 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 đ ổ i sườn răng đến tải trọng động 3) . (12) (13) (14) Với c’ Từ Phụ lục B; C a Giá trị thiết kế cho thay đổi sườn răng (cạnh vát đ ỉ nh 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 Lượ n g dư chạy r à , 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 t ớ i hạn (N ≤ Ns) Trong phạm vi này, cộng hư ở ng 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 h o ặc răng th ẳ ng chính xác, nếu bánh răng trụ răng th ẳ ng 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 s ố tiếp xúc của các bánh răng trụ răng th ẳ ng nhỏ hoặc nếu chất lượng thuộc cấp chính xác thấp, K v có thể được điều ch ỉ nh 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 hư ở ng 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 c ó 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 b 2 c ó 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 v1 B p ) + (C v2 B f ) + (C v3 B k ) (24) Trong đó C v 1 và C v2 là các giá trị cho phép đối với sai lệch bước và sai lệch prô f in, 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 1 < ɛ γ ≤ 2 ɛ γ > 2 C v 1 0,32 0,32 C v2 0,34 C v3 0,23 CHÚ THÍCH: Khi vật liệu của bánh răng bé (1) khác với vật liệu của bánh răng bé (2), C ay 1 và C ay2 được tính toán riêng biệt, sau đó C ay = 0,5( C ay 1 + C ay2 ). Phải thay thế giá trị C ay do chạy rà cho C a trong công thức (14) trong trư ờ ng hợp các bánh răng không có thay đổi sườn răng quy định. Giá trị C ay thu được từ Bảng 3. V ề 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 t ừ độ không thẳng hàng tổng trong ăn khớp sau chạy rà F βy gồm có hai thành phần sau: - Sai s ố hệ thống được tính đến bởi f s h (độ không thẳng hàng trong ăn khớp do độ võng của trục) và gây ra chủ yếu b ở i 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 c ả về giá trị v à 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 v à giá trị thực của độ không thẳng hàng do chế tạo, ch ỉ có phạm vi của sai số này được giới hạn bởi dung sai chế tạo (tham khảo c ấ p chính xác của bánh răng). Ứ ng dụng của hiệu chỉnh đường xoắn vít và độ vồng của răng gồm có: - Hiệu chỉnh đường xoắn vít l à sự thay đổi về bước đường xoắn v í t 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 s h 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 c ó 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 ch í nh 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 k ể 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 (v í dụ, đai truyền, xích, khớp nối trục). - Các biến dạng đàn hồi của bánh r ă ng lớn v à trục bánh răng lớn. - Các biến dạng đàn hồi v à độ không chính xác trong chế tạo hộp bánh răng. - Các khe h ở và độ lệch của ổ trục. - Các bố trí khác so với các bố trí đã chỉ dẫn trên H ì nh 2. - B ấ t 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 t í nh 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 t K A K v )/b. Nếu (F t K A K v )/b > 100 N/mm, th ì F m / b = (F t K A K v )/b. Nếu (F t K A K 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 β y F β y = F β x - y β (26) Trong đó: F β x 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 r à , 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 xúc 5) : F βx = 1 , 33 B 1 f sh + B 2 f 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, b ằ ng điều ch ỉ nh các ổ trục) 5) : F βx = | 1, 33B 1 f sh - f Hβ 5 | (28) Trong đó: f Hβ 5 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 Hβ 5 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 đến 6) vị trí của cặp bánh răng, độ v õ ng của trục, các ổ trục, các t ả i 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 B 1 B 2 1 Không - 1 1 2 Chỉ có độ vồng ở giữa C β = 0,5 f a ma 1 0,5 3 Ch ỉ có độ vồng ở giữa C β = 0,5(f ma + f sh ) a 0,5 0 , 5 4 b Chỉ hiệu chỉnh đường xoắn vít Dạng hiệu ch ỉ nh được tính toán để xứng hợp với mômen xoắn được phân tích 0,1 c 1 , 0 5 Hiệu chỉnh đường xoắn vít cộng với độ vồng ở giữa Trường hợp 2 cộng với trường hợp 4 0,1 c 0,5 6 Cạnh vát đầu mút răng Giá trị thích hợp C I ( II ) , xem Phụ lục D 0,7 0,7 a Độ vồng thích hợp C β , xem Phụ lục D. b Phần lớn áp dụng cho các ứng dụng có các điều kiện tải trọng kh ô ng đ ổ i. c C ó hiệu lực cho quy tr ì nh kỹ thuật chế t ạ o tốt n hấ t, nếu không, th í ch h ợ p với các giá trị cao hơn. Theo cách khác, đối với các cặp bánh răng theo catalog có hiệu ch ỉ nh 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 tr ị 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 c ó 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, t í nh 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 ch ỉ ra các đường xoắn vít của các bánh răng nghiêng chữ V có giá trị f sh , nh ỏ 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 k í nh trục. 5.7.7 Độ không thẳng hàng do độ không chính xác trong chế tạo, f m a Độ không thẳng hàng do độ không ch í nh xác trong chế tạo f m a bằng dung sai của đường xoắn vít f Hβ f m a = f Hβ (32) Nên sử dụng giá trị lớn hơn của bánh răng lớ n và bánh răng bé. V ề lý thuyết, các dung sai chế tạo của bánh răng bé, bánh răng lớn và độ thẳng hàng, của trục c ó thể biểu thị cho trường hợp xấu nhất. N ê n kiểm tra sự phân b ố tải trọng bằng, ví dụ, kiểm tra vết tiếp xúc. Hình Vị trí của vết tiếp xúc Xác định F βx a) Vết tiếp xúc nằm về phía giữa khoảng cách các ổ trục F βx phù hợp với công thức (28) bù b) Vết tiếp xúc nằm cách xa điểm giữa khoảng cách các ổ trục F βx phù hợp với công thức (27) (tăng thêm) c) Vết tiếp xúc nằm về phía giữa khoảng cách các ổ trục F βx phù hơp với công thức (27) ç K’ ç .l.s / (d 1 /d sh ) 4 ≤ B * (tăng thêm) F βx phù hợp với công thức (28) ç K' ç .l.s/ (d 1 /d sh ) 4 > B * (bù) d) Vết tiếp xúc nằm cách xa điểm giữa khoảng cách các ổ trục F βx phù hợp với công thức (27) ç K' ç .l.s/ (d 1 /d sh ) 4 ≥ B * - 0,3 (tăng thêm) F βx ­ phù hợp với công thức (28) ç K' ç .l.s/ (d 1 /d sh ) 4 < B * - 0,3 (bù) e) Vết tiếp xúc nằm về phía ổ trục F βx phù hợp với công thức (27) (tăng thêm) f) Vết tiếp xúc nằm cách xa ổ trục F βx 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 x ô n; T* là đ ầ u mút c ó 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 đ ơ n; 1,5 đối với các bánh răng nghiêng chữ V . Cường độ tải trọng t ố i đa (tải trọng đ ỉ nh) xảy ra trên đường xo ắ n vít gần với đầu mút chịu tác dụng của m ô men xoắn. Cũng xem 7.6.2. Hình 1 - Các quy tắc để xác định F β x đối với vị trí của vết tiếp xúc Hệ số K’ Hình Bố trí có 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 ch ỉ thị đường xoắn v í t í t bị biến dạng của một bánh răng nghiêng chữ V. Xác định f s h từ đường kính ở các khe hở của truyền động bánh r ă ng nghiêng chữ V được lắp ở giữa khoảng cách các ổ trục. a Khi d 1 /d sh ≥ 1,15 , độ cứng vững được giả thiết là tăng lên; khi d 1 /d sh < 1,15, độ cứng vững không tăng; hơn nữa, chắc là kh ô ng hoặc kh ô ng có b ấ t cứ sự tăng cứng vững nào khi một bánh răng bé trượt trên một trục v à then d ẫ n hướng hoặc phụ tùng tương t ự ho ặ c khi c ó lắp ép nóng th ô ng 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, 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 H li m , tương ứng với F βx = 80 µm Khi v > 10 m/s: giới hạn trên là y β = 12800/σ H li m , 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 b é 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 sau 8) : 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: c g 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 thực 9) : 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 t K A K V K 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 g K 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 Ứ ng 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 (10 10 chu kỳ), σ HP 10 Ứng suất tiếp xúc cho phép (10 10 chu kỳ), σ HP 10 phải được xác định phù hợp với công thức (52), với Z N = Z NT đối với 10 10 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 10 10 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 10 10 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 10 10 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 10 7 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 r ă ng trụ răng thẳng Xác định M 1 , [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 M 2 (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 M 1 > 1 thì Z B = M 1 Nếu M 1 ≤ 1 thì Z B = 1,0 Nếu M 2 > 1 thì Z D = M 2 Nếu M 2 ≤ 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 = M 1 - ɛ β (M 1 -1); Z B ≥ 1 Z D = M 2 - ɛ β (M 2 -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 Bánh răng 1 Bánh răng 2 Z E Vật liệu a Môđun đàn hồi Hệ số Poisson Vật liệu a Môđun đàn hồi Hệ số Poisson N/mm 2 v N/mm 2 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 , 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 t πcos 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 Vật liệu a Số chu kỳ tải trọng Hệ số tuổi thọ Z NT St, St (cast), V, GGG (perl., bain.), GTS (perl.), Eh, IF Chỉ cho phép khi có một mức tróc rỗ nhất định N L ≤ 6 x 10 5 (tĩnh) 1,6 N L = 10 7 1,3 N L = 10 9 (tham chiếu) 1,0 N L = 10 10 ME, MX: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 St, St (cast), V, GGG (perl., bain.), GTS (perl.), Eh, IF Không cho phép tróc rỗ N L ≥ 105 (tĩnh) 1 , 6 Nl = 5 x 10 7 (tham chiếu) 1,0 N L = 10 10 ME: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 GG, GGG (perl.), NT (nitr.), NV (nitr.) N L ≤ 10 5 (tĩnh) 1,3 N L = 2 x 10 5 (tham chiếu) 1,0 N L = 10 10 ME: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 NV (nitrocar.) NL ≤ 10 5 (tĩnh) 1,1 N L = 2 x 10 6 (tham chiếu) 1,0 N L = 10 10 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 , 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 L Z 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 L Z V Z 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 Rz 10 : (67) Z L Z V Z 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 Rz 10 ≤ 4 µm: Z L Z V Z R = 0,92 (69) - Đối với răng được mài hoặc cà răng với R z10 ≤ 4 µm: Z L Z V Z R = 1,0 (70) 6.9.3 Tích số Z L Z V Z R đối với độ bền tĩnh Áp dụng Z L Z V Z 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 F0 K A K V K Fβ K 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 g K 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 (10 10 chu kỳ tải trọng), σ FP10 Để đánh giá ứng suất cho phép ở chân răng (10 10 chu kỳ tải trọng), σ FP10 , sử dụng công thức (77) với Y N = Y NT đối với 10 10 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 10 6 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 10 6 và 10 10 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 10 10 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 10 10 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 r ă ng. 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 - d 2 ] 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 n cosα n (97) d bn = d n cosα 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 Vật liệu a Số chu kỳ tải tr ọ ng Hệ số tuổi thọ Y NT V, GGG (perl, bain.), GTS (perl.) N L ≤ 10 4 (tĩnh) 2,5 N­ L = 3 x 10 6 1,0 N L = 10 10 ME, MX: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 Eh, IF (root) N L ≤ 10 3 (tĩnh) 2,5 N L = 3 x 10 6 1,0 N L = 10 10 ME: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 St, St (cast), NT (nitr.), NV (nitr.), GG, GGG (ferr.) N L ≤ 10 3 (tĩnh) 1,6 N L = 3 x 10 6 1,0 N L = 10 10 ME: 1,0 b MQ: 0,92 ML: 0,85 NV (nitrocar.) N L ≤ 10 3 (tĩnh) 1,1 N L = 3 x 10 6 1,0 N L = 10 10 ME: 1 , 0 b 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 t ạ o tối ưu và có kinh nghiệm. 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 chu ẩ n này sử dụng phương pháp B của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996). 7.6.2 Y δ relT đối với ứng suất tham chiếu và ứng suất cho tuổi thọ dài Có thể tính toán Y δ relT 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) c * = c * P (1+2q s ) (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 s T = 2,5 cho q s trong công thức (112). B ả ng 8 - Các giá trị cho chiều d à y lớp trượt ρ ’ Vật liệu a p’ [mm] GG; σ B = 150 N/mm 2 0,3124 GG, GGG ( f err.) ; σ B = 300 N/mm 2 0,3095 NT, NV; cho tất c ả các độ cứng 0,1005 St ; σ s = 300 N/mm 2 0,0833 St ; σ s = 400 N/mm 2 0,0445 V, GTS, GGG (perl., bai.): σ s = 500 N/mm 2 0,0281 V, GTS, GGG (perl., bai.): σ s = 600 N/mm 2 0,0194 V, GTS, GGG (perl., bai.); σ 0,2 = 800 N/mm 2 0,0064 V, GTS, GGG (perl., bai.): σ 0,2 = 1000 N/mm 2 0,0014 Eh, IF (chân răng); cho tất cả các độ cứng 0,0030 a V ề các chữ viết t ắ t đã sử dụng, xem Bảng 2. 7.6.3 Y δ relT đối với ứng suất tĩnh Có thể tính toán Y δ relT theo các công thức (113) đến (117). a) Đối với thép có giới hạn chảy xác định, St 12) : (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.) 12) : (114) c) Đối với thép Eh và IF (chân răng) có ứng suất tối đa là bắt đầu có vết nứt 12) : Y δrelT = 0,44Y­ s + 0,12 (115) d) Đối với thép NT và NV có ứ ng suất tối đa là bắt đầu có vết nứt 12) : Y δrelT = 0,20Y s + 0,60 (116) e) Đối với gang GG và GGG (perr.) có ứng suất tối đa là giới hạn đứt gãy 12) : Y δrelT = 1,0 (117) 7.7 Hệ số bề mặt tương đối Y RrelT 7.7.1 Quy định chung Hệ số bề mặt, Y RrelT 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 hư ở ng của trạng thái bề mặt đến độ bền uốn ở chân răng không ch ỉ 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 ch ỉ có hiệu lực khi kh ô ng có các vết xước hoặc các khuyết tật tương tự có chiều sâu lớn hơn 2 x R Z . CHÚ TH Í CH: 2 x R Z là giá trị được ước lượng sơ bộ. Tiêu chu ẩ n này sử dụng phương pháp C của TCVN 7578-3:2006 (ISO 6336-3:1996). 7.7.2 Y RrelT đối với ứng suất tham chiếu và ứng suất cho tuổi thọ dài Đối với tất cả các vật liệu, - Nếu R Z ≤ 16 µm thì: Y Rre l T = 1,0 (118) - Nếu R Z > 16 µm thì: Y Rre l T = 0,9 (119) 7.7.3 Y Rre l T đối với ứng suất tĩnh Đối với tất cả các loại vật liệu, kh ô ng phụ thuộc vào nhám của góc lượn chân răng: Y Rre l T = 1,0 (120) 7.8 Hệ số cỡ kích thước , Y X Y X được d ù ng 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 k í ch 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). Y X được tính toán phù hợp với Bảng 9. Bảng 9 - Hệ số c ỡ kích thước (chân răng), Y X Vật liệu a Môđun pháp m n Hệ số cỡ kích thước Y X St, St (cast), V Đối với 3x10 6 đến 10 10 chu kỳ m n ≤ 5 Y X = 1,0 GGG (per l ., bai.) 5 < m n < 30 Y X = 1,03 - 0,006m n GTS (perl.) 30 ≤ m n Y X = 0,85 Eh, IF (chân răng) NT (nitr.) NV (nitr.) NV (nitrocar.) m n ≤ 5 5 < m n < 25 25 ≤ m n Y X = 1,0 Y X = 1,05 - 0,001m n Y X = 0,8 GG, GGG (ferr.) m n ≤ 5 Y X = 1,0 5 < m n < 25 Y X = 1,075 - 0,015m n 25 ≤ m n Y X = 0,7 Tất cả các vật liệu tĩnh - Y X = 1,0 a V ề giải thích các ch ữ vi ế t tắt đã sử dụng, xem B ả ng 2. 7.9 Hệ số an toàn tối thiểu (gãy răng) , S F min V ề các khía cạnh chung liên quan đến các hệ số an toàn, xem Điều 4; về t í nh toán hệ số an toàn thực (gãy răng), S F , xem 7.1.4. Nếu không có thoả thuận khác giữa nhà sản xuất và khách hàng, hệ số an toàn tối thi ể u sau (gãy răng), S Fmin được áp dụng trong tiêu chuẩn này. S Fmi n = 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, K v , 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 v à trung tâm, có một vài tần số riêng. Các tần s ố riêng này c ó 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 K v xác định theo các công thức trong tiêu chu ẩ n này phải được xem là không có độ tin cậy, tuy nhiên chúng chỉ c ó ích trong đánh giá sơ bộ, nếu có thể thực hiện được, nên đánh giá lại các giá trị K v 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 tươ n g đương của một cặp bánh răng có các răng ăn khớp ngoài Tham khảo 5.6.2. A.1.3 Xác định vận t ố c cộng hưởng cho các thiết kế bánh răng ít ph ổ 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 k í nh ở giữa chiều cao răng, d m 1 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 ở giữa chiều cao răng, dm 1 , 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 của bánh răng bé (phần có răng) và độ cứng vững ăn khớp thông thường C g . A.1.3.3 Ha i 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 b ở i 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 r ă ng c ó 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 th ể được sử dụng cho đánh giá K v 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. C ũ ng 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 n E 1 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 ph ẳ ng hướng trục của bánh răng trung tâm và một bánh răng hành tinh tương ứng, t í nh bằng kg mm 2 /mm; r b sun = 0,5d b sun ; r b pla = 0,5d b p l a ; p Là số bánh răng hành tinh trong tầng bánh răng đ ư ợc xem xét. Phải sử dụng giá trị m r ed 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 c g và số răng trên bánh răng trung tâm ph ả i được sử dụng cho z 1 . V ề các bánh răng hành tinh, c ầ n lưu ý rằng F t 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 trư ờ ng hợp n à y, 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). Ph ả i 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 th ể 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 c g = 0,5 (c g 1,2 + c g 2,3 ) (A.4) Trong đó: J * 1 , J * 2 , J * 3 Là các mômen quán tính trên một đơn v ị chiều rộng r ă ng của bánh răng bé, bánh răng trung gian và bánh răng lớn, tính bằng kilogam milimét bình phương trên milimét (kgmm 2 /mm); c g 1,2 Là độ cứng vững ăn khớp của cặp bánh răng bé và bánh răng trung gian ; c g 2,3 Là độ cứng vững ăn khớp của cặp bánh răng trung gian và bánh răng lớn (về xác định c g xem 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 b é và bánh răng lớn hoặc, nếu bánh răng bé hoặc bánh răng lớn nhỏ hơn nhiều so với hai bánh răng khác th ì có thể tính toán K v 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 m red tính toán phù hợp với tính toán nêu trên có thể được thay v à o 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 c g 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 13) để cùng với tải trọng tạo ra độ biến dạng lên tới 1 µm của một hoặc nhiều cặp r ă ng 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 n à y xấp xỉ b ằ ng độ cứng vững lớn nhất của một cặp răng trong tiếp xúc một cặp răng 14) . Đối với các bánh r ă ng 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 c g 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 chu ẩ n này áp dụng trong các phạm vi x 1 ≥ x 2 và - 0,5 ≥ ( x 1 + x 2 ) ≤ 2. B.2 Độ cứng vững đơn c' B.2.1 Tính toán c' Đối với tải trọng riêng F t K A /b ≥ 100 N/mm c' = 0,8 c' th C R C B cosβ (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) C 1 C 2 C 3 C 4 C 5 C 6 C 7 C 8 C 9 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, C R C R = 1 cho các bánh răng được chế tạo từ các phôi dạng đĩa đặc. Đối với các bánh r ă ng khác: (B.4) Các điều kiện biên: Khi b s /b < 0,2, thay thế b s /b = 0,2; Khi b s /b > 1,2, thay thế b s /b = 1,2. V ề các ký hiệu, xem Hình B.1. B.2.4 Hệ số thanh răng cơ sở, C B Có thể xác định C B từ công thức (B.5) (B.5) B.2.5 Thông tin bổ sung a) Truyền động bánh răng ăn khớp trong: c ó thể xác định các giá trị gần đúng của các độ cứng vững đơn lý thuyết của các răng bánh r ă ng ăn khớp trong từ các công thức (B.2), (B.3) bằng cách thay thế giá trị vô hạn cho Z n2 b) Tải trọng riêng ( F t K A )/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, c g Đối với các bánh răng trụ răng thẳng có ɛ α ≥ 1,2 và các bánh răng nghiêng có β ≤ 30°, độ cứng vững ăn khớp: c g = c'(0 ,75 ɛ α + 0,25) (B.7) Với c' theo công thức (B.1). Hình B.1 - Các k ý hiệu dùng đ ể xác định C R Phụ lục C (Tham khảo) Các giá trị hướng dẫn cho hệ số ứng dụng , K A 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 m ỉ 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 K A được sử dụng để thay đổi giá trị F t , có tính đến các tải trọng bổ sung cho các tải trọng danh nghĩa tác dụng trên các bánh r ă ng 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 ch í 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 t ỉ m ỉ . 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 ch ỉ áp dụng cho các truyền động mà chúng vận hành nằm ngoài phạm vi vận tốc cộng hư ở ng 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 kh ở i động cao, sự vận hành gián đoạn hoặc tải trọng va đập nặng lặp lại thì phải ki ể m tra an toàn của khả năng tải tĩnh và tu ổ i 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 s ố ứng dụng, K A 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, K A Đồng đều 1 ,0 0 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 b ỏ 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 th ể 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 s a u lần mômen cán phải được tính đến trong các trường hợp này. d) C á c truyền động với các động cơ đồng bộ Có thể xảy ra các mômen đ ổ i dấu trong thời gian ngắn lên tới năm lần mômen danh nghĩa (xấp xỉ 10 biên độ) lúc khởi động; tuy nhi ê n, thường có thể tránh được hoàn toàn các mômen đ ổ i 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 c ầ n phải có sự phân tích c ẩ n thận. Sau đó nên có sự thỏa thuận về các hành động thích hợp. Các hệ số ứng dụng công b ố trong đơn đặt hàng nên được xem xét như các giá trị tối thi ể u được yêu cầu. Cũng xem Điều 4. Ở đây kh ô ng có các khối lượng quán tính bổ sung, các mômen do tác động của bánh đã cần phải quan tâm. Th ỉ nh 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 th ì thiết kế nên quan tâm đến độ bền lâu ở tải trọng đỉnh (cực đại). Giá trị K A đối với va đập vừa phải, trung b ì nh và nặng có thể được giảm đi b ằ ng cách sử dụng các khớp nối thủy lực hoặc khớp nối đàn hồi c ó mômen phù hợp, và đặc biệt là các khớp nối tắt rung khi đặc tính của các khớp n ố i này cho phép. Bảng C.2 - Ví dụ về các máy dẫn động có các đặc tính làm việc khác nhau Đặc tính l à m việc Máy dẫn đ ộng Đồng đều Động cơ điện (ví dụ, động cơ một chiều), tuabin hơi hoặc khi có sự vận hành a đều và r ấ t í t khi xảy ra các mômen khởi động b Va đập nhẹ Tuabin hơi hoặc khí, động cơ thủy lực hoặc điện (thường xảy ra các mômen khởi động lớn b ) 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 bi ể u đồ tuổi thọ làm việc Z NT Y NT đối với vật liệu trong TCVN 7578-2 (ISO 6336-2) và TCVN 7578-3 (ISO 6336-3). V ề tác động của các m ô men quá tải trong thời gian ngắn, xem các v í 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 c ó dòng tải điện ổ n định; băng tải đai hoặc b ă ng tải sàn được chất tải đều; vít tải; các máy nâng nh ẹ ; 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 đ ồng đều; các máy cắt đứt; máy ép, máy dập a ; cơ cấu truyền động thẳng đứng, cơ cấu truyền động b . Va đập nhẹ Băng t ả i đai hoặc băng tải sàn chất tải không đều (nghĩa l à với các thành phần dạng chi tiết hoặc mẻ); truyền động chính của máy cô ng cụ; các máy nâng dạng nặng; cơ cấu quay của cần tr ục; quạt công nghiệp và hầm mỏ; các máy ly tâm hạng nặng; các bơm ly tâm; các máy khuấy và máy trộn cho các ch ấ t l ỏ ng nhớt hoặc các ch ấ t có mật độ kh ô ng 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 c án c (các máy cán liên tục các dải kẽm và nhôm, các máy cán dây v à 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 đ ĩ a, máy tiện); các máy cán phôi c,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 nguội c, e ; các máy ép viên; các máy nghiền đập. a Mômen danh nghĩa = mômen cắt, ép hoặc dập l ớ n nhất. b Mômen danh nghĩa = mômen khởi động lớn nhất. e Mômen danh nghĩa = mômen cán lớn nh ấ t. d Mômen do giới hạn dòng điện. e K A lên đến 2,0 do thường t ạ o thành v ế t nứt của đường d ẫ n 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 đ ị nh chung Độ vồng và cạnh vát đ ầu mút răng được thiết kế hợp lý có ả nh 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 s a i 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 v í t có th ể 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 C β 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 ≤ C β ≤ 40 µm cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm và giá tr ị b ca l /b có thể lớn hơn 1 đối với các bánh răng không có độ vồng, C β ≈ 0,5F βxcv. Để tránh sự quá tải của các đầu mút răng, giá trị độ vồng phải được t í nh toán như sau: C β = 0 ,5 (f sh + f Hβ ) (D.1) Khi các bánh răng có kết cấu cứng vững để trong thực tế có thể bỏ qua f sh , hoặc khi các đường xoắn v í t đ ã được thay đổi để bù cho biến dạng ở giữa chiều rộng răng thì có thể sử dụng giá trị độ vồng như sau: C β = 0 ,5 f Hβ (D.2) Tuân theo hạn chế 10 µm ≤ C β ≤ 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 ị độ vồng C β (b) và chiều rộng b (b) D.3 Giá trị C I(II) và chiều rộng b I ( 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 đ ầ u 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: C I(II) ≈ F βx cv cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm. Như vậy, bằng phép tương tự với F βx cv trong D.2, C I(II) nên được tính toán gần đúng như sau: C I(II) = f sh + 1,5 f βH (D.3) Đối với các bánh răng được tôi b ề mặt và thấm nitơ: C I(II) ≈ 0,5 F βx cv cộng với dung sai chế tạo 5 µm đến 10 µm. Như vậy, bằng phép tương tự với F βx cv trong D.2, C I(II) nên được tính toán gần đúng như sau: C I(II) = 0,5 (f sh + 1,5 f Hβ ) +1,5 f Hβ (D.4) Hình D.2 - Giá trị C I(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 b ỏ qua f s h hoặc khi các đường xoắn vít đ ã được thay đổi để bù cho biến dạng thì có th ể 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 c ó 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: b I ( II ) là giá tr ị nh ỏ 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 b ì nh: b red = (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 đ ề u trên chiều rộng răng: δ bth = F m / (bc g ) (D.6) Trong đó F m = F t K A K V Đối với các bánh răng có độ chính xác cao và tin cậy với các vận tốc tiếp tuyến cao, các giá trị sau là thích hợp: C I(II) = (2 đến 3) δ bth (D.7) b red = (0,8 đến 0,9)b (D.8) Đối với các bánh răng tương tự có độ chính xác thấp hơn: C I(II) = (3 đến 4)δ bt h (D.9) b re d = (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 s ả n ph ẩ m - Cấu trúc bề mặt: Phương pháp prô f in - Các quy tắc và quy trình đánh giá cấu tr úc bề mặt) [3] TCVN 12131:2017 (ISO 9083:2001), T í nh toán khả năng tải của các bánh răng trụ răng thẳng và r ă ng nghiêng - Ứ ng dụng cho các bánh răng dùng trong hàng hải 1) 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. 2) Đối với các vận tốc cao hơn, áp dụng các yêu cầu của bộ TCVN 7578 (ISO 6336) hoặc ISO 9084. 3) Giá trị C a 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. 4) V ề giải thích các chữ vi ế t tắt đ ã sử dụng, xem Bảng 2. 5) Với một vị trí thuận lợi của vết tiếp xúc, các bi ế n dạng đàn hồi và sai lệch chế tạo bù cho nhau (xem Hình 1, vai trò bù). 6) 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 su ấ t thực sẽ được truyền ở vận tốc theo catalog sẽ nhỏ hơn 400 kW. Đối với điều kiện 400 kW, c ó thể tính toán F β x theo 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 F β x và K Hβ sẽ lớn hơn. Nếu các bánh r ă ng trong thiết bị nêu trên cũng được sử dụng trong các thiết bị bánh răng khác th ì c ó 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 t ấ t c ả các vị trí c ó thể có nhưng không ph ả i là độ vồng tối ưu cho mỗi mức công suất và vị tr í . V ề các điều kiện này, có thể sử dụng công thức (29). 7) Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2. 8) 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. 9) Sai lệch bước cơ sở f pb , 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 fα lớn hơn sai lệch bước cơ sở thì phải sử dụng sai lệch dạng prôfin thay cho sai lệch bước cơ sở. 10) Về giải thích các chữ viết tắt đã sử dụng, xem Bảng 2. 11) Áp dụng cho môđun m = 5mm. Ảnh hưởng của cỡ kích thước được bao hàm bởi hệ số Y X (xem 7.8). 12) Về các chữ viết tắt đ ã sử dụng, xem Bảng 2. 13) Có thể xác định gần đúng độ lệch của răng khi sử dụng F t (F­ m F tH ) thay cho F bt , sự chuyển đổi từ F t thành F bt (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). 14) 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 ɛ α > 1,2.