Chi tieát maùy Chương V
CHƯƠNG 5
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
5.1. ĐẠI CƯƠNG VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
5.1.1. Định nghĩa
- Bộ truyền bánh răng thực hiện truyền chuyển động giữa hai trục với tỷ số
truyền xác định nhờ vào sự ăn khớp của các răng trên bánh răng.
- Có thể truyền chuyển động giữa các trục song song, cắt nhau, chéo nhau
hay biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến.
5.1.2. Phân loại
+ Theo sự phân bố giữa các trục
Truyền động giữa các trục song song: bánh răng trụ.
- Truyền động giữa các trục cắt nhau: bánh răng côn.
- Truyền động giữa hai trục chéo nhau: bánh răng côn xoắn, trụ xoắn.
+ Theo sự phân bố giữa các răng trên bánh răng.
- Bộ truyền ăn khớp ngoài.
- Bộ truyền ăn khớp trong.
50
Chi tieát maùy Chương V
+ Theo phương của răng so với đường sinh.
- Răng thẳng.
- Răng nghiêng.
- Răng cong.
- Răng chữ V.
- Răng xoắn.
+ Theo biên dạng răng.
- Truyền động bánh răng thân khai.
- Truyền động bánh răng Xicloit.
- Truyền động bánh răng Nôvicov.
VD: hình ảnh về việc sử dụng bánh răng trong hộp giảm tốc
Trong chương trình, chúng ta chỉ khảo sát bánh răng thân khai

5.1.3. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng.
Ưu điểm
- Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn.
- Tỉ số truyền không đổi do không có hiện tượng trượt trơn.
- Hiệu suất cao (0.97-0.99).
- Làm việc với vận tốc lớn, công suất cao.
- Tuổi thọ cao.
Nhược điểm
- Chế tạo phức tạp.
- Đòi hỏi độ chính xác cao.
- Ồn khi vận tốc lớn.
51
Chi tieát maùy Chương V
5.1.4. Các phương pháp chế tạo bánh răng thân khai.
+ Chép hình: biên dạng thân khai được tạo ra nhờ chép đúng hình dạng
lưỡi cắt. Kiểu dao có thể là dao phay ngón hoặc dao phay đĩa.
+ Bao hình: biên dạng thân khai hình thành bởi một họ đường cong bao
hình. Khi đường bị bao là đường thân khai, người ta dung một bánh ra thứ 2
gọi là bánh răng sinh. Khi đường bị bao là đường thẳng, người ta dùng một
thanh răng hình thang gọi là thanh răng sinh.
Thiết bị gia công bánh răng thường là máy xọc răng và máy phay lăn răng:
5.2. THÔNG SỐ HÌNH HỌC VÀ ĐẶC ĐIỂM ĂN KHỚP
5.2.1 Thông số hình học của bành răng thẳng:
+ Hình trụ d trong chuyển động tương đối của thanh răng với bánh răng gọi
là hình trụ chia, vòng tròn d gọi là vòng tròn chia.
+ Đại lượng
π
=
p
m

gọi là mođun, trong đó p được gọi là bước răng trên mặt
trụ chia. Giá trị m được tiêu chuẩn hoá .
52
Chi tieát maùy Chương V
o
1
d
a1
d
1
α
1w
h
f
h
a
h
P1
d
f1
d
b1
P2
d
f2
α
2w
d
b2
d

a2
a
w
+ Đường thẳng tiếp xúc chung giữa hai vòng cơ sở P
1
P
2
gọi là đường ăn
khớp.
+ Góc α
w
tạo bởi đường P
1
P
2
và đường vuông góc O
1
O
2
gọi là góc ăn khớp
và được tiêu chuẩn hoá: 14,5
0
, 20
0
, 25
0
, 30
0
. thông thường bánh răng sử dụng
α

w
= 20
0.
+ Đường kính d
1
, d
2
được gọi là đường kính vòng chia.
11
mzd
=
;
22
mzd
=
+ Hình trụ có đường kính d
w1
, d
w2
được gọi là hình trụ lăn. d
w1
, d
w2
được gọi
là đường kính vòng lăn. Điểm tiếp xúc giữa hai vòng tròn này gọi là điểm ăn
khớp (bánh răng không dịch chỉnh thì vòng lăn trung vòng chia).
+ Đường kính vòng đỉnh:
m2dh2dd
1a11a
+=+=

m2dh2dd
2a22a
+=+=
+ Đường kính vòng đáy.
m5,2dh2dd
1f11f
−=−=
m5,2dh2dd
2f22f
−=−=
+ Đường kính vòng cơ sở: (là đường kính vòng tròn tạo nên đường thân
khia biên dạng răng).
w1w1b
cosdd
α=
;
w2w2b
cosdd
α=
+ Tỉ số truyền:
1
2
2
1
z
z
n
n
u ==
(5.1)

Tỉ số truyền đựơc cho theo dãy tiêu chuẩn sau:
Dã
y 1
1
1.2
5
1.
6
2
2.
5
3.1
5
4 5
6.
3
8
Dã
y 2
1.1
2
1.4
1.
8
2.2
4
2.
8
3.5
5

4.
5
5.
6
7.
1
9
53
Chi tieát maùy Chương V
5.2.2. Thông số hình học của bánh răng nghiêng
+ Góc nghiêng của răng so với đường sinh mặt trụ: gọi là góc nghiêng của
bánh răng β.
+ Bước ngang p
t
và modun ngang m
t
là bước và modun trong tiết diện
vuông góc với trục.
+ Bước pháp p
n
vào

modun pháp m
n
là bước và modun đo trong tiết diện
vuông góc với mặt răng.
β=
cospp
tn
(5.2)

β=
cosmm
tn
(5.3)
đối với bánh răng trụ răng nghiêng thì giá trị mn được tiêu chuẩn hoá.
+ Góc biên dạng răng α
t
đo trong mặt mút:
β
α
=α
cos
tg
tg
n
t
(5.4)
α
n
: góc biên dạng răng của thanh răng sinh
5.2.3. Thông số hình học của bánh răng nghiêng
a. Dịch chỉnh đều.
Tổng hệ số dịch chỉnh trong bánh răng 1 và 2 bằng không.
0xx;0x,0x
2121
=+<>
khi đó bánh răng nhỏ dịch dao dương và bành răng lớn dịch dao âm nên chiều
dày răng bánh nhỏ tăng và chiều dày răng bánh lớn giảm nhưng tổng chiều
dày không đổi và bằng p. Do đó khoảng cách trục và góc ăn khớp khong đổi.
α=α+=+=

w2w1w21
;2/)dd(2/)dd(a
b. Dịch chỉnh góc
Tổng hệ số dịch chỉnh ≠0 và thông thường x
1
, x
2
đều > 0. Khi đó bề dày răng
bánh răng nhỏ và lớn trên vòng chia > p/2 và rãnh <p/2. Như vậy, các vòng
chia không tiếp xúc nhau và bánh răng ăn khớp theo vòng lăn.
α>α+>+=
w212w1w
;2/)dd(2/)dd(a
dịch chỉnh làm tăng độ bền uốn của răng, tăng góc ăn khớp nên tăng độ bền
tiếp xúc. Tuy nhiên, làm nhọn răng và giảm hệ số trùng khớp.
54
Chi tieát maùy Chương V
5.3. PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG
Khi tính toán có thể xem như lực ma sát sinh ra trên bề mặt răng không
đáng kể.
5.3.1. Bánh răng trụ răng thẳng
+ Lực vòng:
2t1w11t
Fd/T2F
==
(5.7)
+ Lực hướng tâm:
2rw2t1r
FtgFF
=α=

(5.8)
+ Lực pháp tuyến:
w1t2n1n
cos/FFF
α==
(5.9)
5.3.2. Bánh răng trụ răng nghiêng:
+ Lực vòng:
2t1w11t
Fd/T2F
==

+ Lực hướng tâm:
2rww1t1r
Fcos/tgFF
=βα=
(5.10)
+ Lực dọc trục:
2aw1t1a
FtgFF
=β=
(5.11)
+ Lực pháp tuyến:
wnw1t2n1n
coscos/FFF
βα==
(5.12)
α
nw
: góc ăn khớp trong mặt phẳng pháp

1
2
1
F
a1
Ft
F
a1
2
F
a2
Fr
2
Ft
1
Ft
F
a1
2
F
a2
1
Ft
2
Fr
2
F
a1
55
Chi tieát maùy Chương V

Lưu ý
• Chiều lực vòng F
t
trên bánh dẫn luôn ngược chiều quay, trên bánh bị dẫn
cùng chiều quay.
• Phương lực dọc trục phụ thuộc vào chiều nghiêng răng và chiều quay:
F
t
F
a
ω
F
t
F
a
ω
F
t
F
a
ω
F
t
F
a
ω
Lực tác dụng lên bánh răng dẫn răng trụ
• Chiều F
r
luôn hướng vào tâm.

5.4.TẢI TRONG TÍNH
Việc tính toán bánh răng bắt đầu từ việc xác định tải trọng tính, giá trị
này xác định theo cônbg thức.
KFF
dntt
=
(5.13)
Fdn – Tải trọng danh nghĩa:
1
1
3
1tdn
d
T10.2
FF ==
K – Hệ số tải trọng tính.
+ Nếu tính theo độ bền tiếp xúc:
βα
=
HHHvH
KKKK
(5.14)
KHv, KH
α
, KH
β
lần lượt là hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải
trọng giữa các răng, hệ số tập trung tải trọng khi tính độ bền tiếp xúc.
+ Nếu tính theo độ bền uốn:
βα

=
FFFvF
KKKK
(5.15)
KFv, KF
α
, KF
β
lần lượt là hệ số tải trọng động, hệ số phân bố tải trọng giữa
các răng, hệ số tập trung tải trọng khi tính độ bền uốn.
* Khi tính toán bánh răng thẳng
1KK
FF
==
βα
5.4.1. Hệ số tập trung tải trọng K
β
:
5.4.2. Hệ số tải trong động KV
5.4.3.Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng K
α
Các hệ số này có thể tra bảng khi tiến hành tính toán. SV tự đọc thêm trong tài
liệu tham khảo.
56
Chi tieát maùy Chương V
5.5. HIỆU SUẤT BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng:
1
r
1

2
P
P
1
P
P
−==η
(5.16)
P
1
,P
2
– Công suất trên trục dẫn và bị dẫn.
Pr – công suất mát mát trong bộ truyền.
dosr
PPPP
++=
(5.17)
Ps – công suất mát mát do ma sát trong mối ăn khớp.
P
0
– công suất mất mát trong ổ.
Pd – công suất mất mát do khuấy dầu.
Gọi ψ
s
= Ps / P
1
: hệ số mất mát công suất do ăn khớp.
ψ
o

= Po / P
1
: hệ số mất mát công suất trong ổ.
ψ
d
= Pd / P
1
: hệ số mất mát công suất do khuấy dầu.
)(1
dos
ψ+ψ+ψ−=η
(5.18)
Mất mát công suất do ma sát trong mối ăn khớp là mất mát chủ yếu.
Đối với các bộ truyền không dịch chỉnh:
)
z
1
z
1
(f3,2
21
s
±=ψ
(5.19)
f – hệ số ma sát = 0.06 ÷ 0.1; dấu (+) cho bộ truyền ăn khớp ngoài và ngược
lại.
Do mất mát công suất từng phần khá phức tạp, do đó trong thực tế ta chỉ đo
mất mát tổng trong bộ truyền. Có thể lấy giá trị hiệu suất theo bảng (5.6)[1]
Mất mát công suất sinh ra nhiệt làm giảm khả năng làm việc của dầu bôi
trơn, trong một số trường hợp gây dính răng, giảm độ bền mỏi cặp bánh răng.

Do đó, trong một số bộ truyền hiệu suất thấp ta phải tính toán nhiệt, trong hộp
giảm tốc phải làm nút thông hơi để giảm áp suất do nhiệt.
5.6. CÁC DẠNG HỎNG VÀ CHỈ TIÊU TÍNH
Như đã giới thiệu trên, tại vị trí ăn khớp ngoài lực pháp tuyến F
n
còn lực ma
sát F
s
= f.F
n
do bề mặt răng trượt lên nhau → răng chịu trạng thái ứng suất
phức tạp: ứng suất tiếp xúc σ
H
, ứng suất uốn σ
F.
Ứng suất tiếp và uốn không cố định mà thay đổi theo chu kỳ mạch động gián
đoạn và đó cũng chính là nguyên nhân gây nên hỏng răng do mỏi: gãy răng do
uốn, tróc rỗ, mòn, dính do tiếp xúc.
57