Author: ngoquocvinh

Gear backlash, khe hỡ giữa 2 mặt răng của bánh răng, là khoảng trống giữa các răng của hai bánh răng kết nối, khi chúng không chạm vào nhau. Khi bánh răng thay đổi hướng quay hoặc thay đổi tốc độ, sự lỏng lẻo này cho phép chúng di chuyển một chút mà không gây ra va chạm hoặc chật kín.

Khe hỡ này của bánh răng có thể được kiểm soát trong quá trình thiết kế và sản xuất để đảm bảo chất lượng của hệ thống truyền động và tránh các hiện tượng va chạm không mong muốn. Sự lỏng lẻo quá mức hoặc không đồng đều có thể gây ra tiếng ồn, giảm hiệu suất và gây hao mòn cho các thành phần của hệ thống bánh răng.

Để có sự quay mượt mà của các bánh răng đã kết hợp, việc có khe hỡ là cần thiết. Sự lỏng lẻo (gear backlash) là lượng mà không gian giữa các răng vượt quá độ dày của một răng bánh răng tham gia vào quá trình kẹp nhau. Khe hỡ của bánh răng được phân loại theo các cách sau.

Các loại khe hỡ

(1) Khe hở chu vi ( j t ) Khe hở chu vi là chiều dài của cung trên vòng tròn cơ sở. Chiều dài này là khoảng cách mà bánh răng quay cho đến khi mặt răng của bánh răng kẹp nhau tiếp xúc trong khi bánh răng đối diện được giữ chặt tại một điểm cố định.

(2) Khe hở bình thường ( j n ) Khe hở bình thường là khoảng cách tối thiểu giữa mỗi mặt răng kẹp nhau trong một cặp bánh răng, khi nó được thiết lập sao cho các bề mặt răng tiếp xúc với nhau.

(3) Khe hở góc ( j θ) Khe hở góc là góc tối đa cho phép cho việc di chuyển của bánh răng khi bánh răng đối diện được giữ chặt tại một điểm cố định.

(4) Khe hở theo phương ray ( j r ) Khe hở theo phương ray là sự co lại (di chuyển) trong khoảng cách tâm theo chiều bán kính khi nó được thiết lập sao cho các mặt răng kẹp nhau của các bánh răng cặp tiếp xúc với nhau.

(5) Khe hở theo phương trục ( j x ) Khe hở theo phương trục là sự co lại (di chuyển) trong khoảng cách tâm theo chiều trục khi một cặp bánh răng nón được thiết lập sao cho các mặt răng kẹp nhau của các bánh răng cặp tiếp xúc với nhau.

Hình 6.1: Khe hở chu vi – Khe hở bình thường và Khe hở theo phương ray

Mối quan hệ giữa các khe hỡ

Bảng 6.1: Tiết lộ các mối quan hệ giữa các khe hở và các phương trình cơ bản. Trong khi bánh răng nón có hình dạng hình nón, khe hở theo phương trục được xem xét thay vì khe hở theo phương ray.

Hình 6.2: Khe hở theo phương trục của một bánh răng nón

Khe hở của Bánh Răng Trục Song Song Bảng 6.2 hiển thị ví dụ tính toán cho các khe hở và khoảng cách tâm của các bánh răng trục chính và bánh răng xoắn ốc. Bằng cách điều chỉnh khoảng cách tâm (khe hở theo phương ray), khe hở có thể được kiểm soát.

Bảng 6.2: Kết nối Bánh Răng Trục Chính và Bánh Răng Xoắn Ốc

Khe hở của Kết Nối Bánh Răng Trục Giao Nhau Bảng 6.3 hiển thị ví dụ tính toán cho các khe hở và khoảng cách lắp đặt của các bánh răng nón. Cách phổ biến để kiểm soát khe hở của các kết nối bánh răng nón là điều chỉnh khoảng cách lắp đặt (khe hở theo phương trục) bằng cách thêm các tấm lót. Khi điều chỉnh khoảng cách lắp đặt, quan trọng nhất là phải duy trì sự tiếp xúc đều của các răng và các pinion để đảm bảo cân bằng.

Bảng 6.3: Kết Nối Bánh Răng Nón

Khe hở của Kết Nối Trục Không Song Song và Không Giao Nhau Bảng 6.4 hiển thị ví dụ tính toán cho các khe hở và khoảng cách lắp đặt của các kết nối bánh răng vít. Một cặp bánh răng vít có một khe hở chu vi khác nhau cho mỗi bánh răng động và bánh răng đỡ (vít và bánh răng), và đó là một đặc điểm của một cặp bánh răng vít.

Bảng 6.4: Kết Nối Cặp Bánh Răng Vít

Bảng 6.5: Ví dụ tính toán cho khe hở của kết nối bánh răng vít.

Mối tương quan giữa bề dày răng và khe hỡ

Có hai cách để tạo ra khe hở. Một cách là tăng khoảng cách tâm. Cách khác là giảm độ dày của răng. Cách thứ hai được ưa chuộng hơn nhiều so với cách đầu tiên. Chúng ta sẽ thảo luận thêm về cách giảm độ dày của răng.

Trong quá trình kẹp nhau của một cặp bánh răng, nếu độ dày của pinion và bánh răng được giảm đi Δs1 và Δs2, chúng sẽ tạo ra một khe hở theo hướng vòng tròn cơ sở là Δs1 và Δs2. Giả sử độ lớn của Δs1 và Δs2 là 0.1. Ta biết rằng a = 20 độ, sau đó:

Chúng ta có thể chuyển đổi nó thành khe hở theo hướng bình thường jn:

Giả sử khe hở theo hướng khoảng cách tâm là jr, sau đó:

Những công thức này thể hiện mối quan hệ giữa các loại khe hở khác nhau. Trong quá trình ứng dụng, người ta nên tham khảo các tiêu chuẩn JIS (Japanese Industrial Standards). Có hai tiêu chuẩn JIS về khe hở – một là JIS B 1703-76 (Tiêu chuẩn Tạm dừng) cho bánh răng trụ và bánh răng xoắn ốc, và một là JIS B 1705-73 cho bánh răng nón. Tất cả các tiêu chuẩn này điều chỉnh khe hở tiêu chuẩn theo hướng vòng tròn cơ sở jt hoặc jtt. Các tiêu chuẩn này có thể được áp dụng trực tiếp, nhưng khe hở vượt quá tiêu chuẩn cũng có thể được sử dụng cho các mục đích đặc biệt. Khi ghi độ dày của răng trên bản vẽ kỹ thuật, việc chỉ định độ chấp nhận về độ dày cũng như khe hở là cần thiết.

Ví dụ:

Vì độ dày của răng trực tiếp liên quan đến khe hở, việc chấp nhận độ dày sẽ trở thành một yếu tố rất quan trọng.

Khe hỡ trên toàn hệ thống bánh răng

Cho đến nay, chúng ta đã thảo luận về một cặp bánh răng duy nhất. Bây giờ, chúng ta sẽ thảo luận về các hệ thống bánh răng hai giai đoạn và khe hở của chúng. Trong một hệ thống bánh răng hai giai đoạn, như Hình 6.3 thể hiện, jt1 và jt4 đại diện cho khe hở của hệ thống bánh răng giai đoạn thứ nhất và giai đoạn thứ hai tương ứng.

Hình 6.3: Tổng khe hở tích lũy của hệ thống bánh răng hai giai đoạn

Nếu bánh răng số một được cố định, thì khe hở tích lũy trên bánh răng số bốn jtT4 sẽ như sau:

Khe hở tích lũy này có thể được chuyển đổi thành góc quay theo độ:

Trường hợp ngược lại là cố định bánh răng số bốn và xem xét khe hở tích lũy trên bánh răng số một jtT1.

Khe hở tích lũy này có thể được chuyển đổi thành góc quay theo độ:

Phương pháp giảm khe hỡ

Khe hở thấp hoặc không khe hở là yêu cầu về hiệu suất cho các ứng dụng bánh răng chính xác cao. Để đáp ứng các nhu cầu đặc biệt, bánh răng chính xác được sử dụng ngày càng phổ biến hơn bao giờ hết. Phần này giới thiệu các phương pháp giảm hoặc loại bỏ khe hở.

(1) Sử dụng Bánh răng có độ mỏng răng thấp hơn (Phương pháp thông thường) Bằng cách chế tạo các bánh răng có lượng mỏng răng ít hơn so với bánh răng thông thường và sử dụng chúng với khoảng cách tâm hoặc khoảng cách lắp đặt được giữ ở giá trị bình thường, có thể giảm khe hở. Phương pháp này không thể tạo ra khe hở bằng không, nhưng đây là cách đơn giản nhất và áp dụng được cho nhiều loại bánh răng. Nếu bạn sử dụng bánh răng có độ lệch thấp, bạn có thể giảm biến động của khe hở. Khi nói đến không khe hở, cần cân nhắc kỹ lưỡng vì bánh răng có thể không quay mượt nếu giá trị khe hở tạo ra là không.

(2) Sử dụng bánh răng điều chỉnh cho khe hở nhỏ Phương pháp này sử dụng bánh răng để điều chỉnh khe hở thấp. Không thể tạo ra không khe hở bằng cách này.

(a) Kiểm soát khe hở thông qua việc điều chỉnh khoảng cách tâm Phương pháp này có thể áp dụng cho bánh răng trụ, xoắn ốc, và vít răng. Bằng cách rút ngắn khoảng cách tâm của bánh răng, điều này cho phép điều chỉnh lệch ray và giảm khe hở. Việc điều chỉnh khoảng cách tâm là phức tạp. (b) Kiểm soát khe hở thông qua việc điều chỉnh khoảng cách lắp đặt Đối với bánh răng nón, việc rút ngắn khoảng cách lắp đặt của bánh răng giúp kiểm soát lệch ray và giảm khe hở. Việc điều chỉnh khoảng cách tâm là khá phức tạp. Nếu chỉ điều chỉnh khoảng cách lắp đặt của một trong các bánh răng nón trong cặp bánh răng, điều này tạo ra tiếp xúc răng không tốt. Khoảng cách lắp đặt của từng bánh răng kết hợp phải được điều chỉnh một cách đồng đều, phương pháp này thường được thực hiện bằng cách điều chỉnh các tấm lót. (c) Kiểm soát khe hở thông qua việc phân chia bánh răng thành hai phần Phương pháp này áp dụng được cho hầu hết các loại bánh răng. Bằng cách chia bánh răng thành hai phần, và bằng cách điều chỉnh và cố định mối quan hệ pha giữa vị trí răng của mỗi phần, tạo ra khe hở thấp. Điều này được minh họa trong Hình 6.4.

Hình 6.4: Bánh răng được chia thành hai phần. (Được cố định)

Đối với bánh răng xoắn ốc hoặc vít răng, có một cách để điều chỉnh mối quan hệ pha giữa vị trí răng của từng bánh răng kết hợp bằng cách di chuyển một trong các bánh răng cặp (1) theo hướng trục. Hình 6.5 minh họa cách thức cơ bản này.

Hình 6.5: Điều chỉnh khe hở của bánh răng xoắn ốc

(d) Bánh răng nghiêng (Bánh răng trụ và thanh ray nghiêng) Bánh răng nghiêng còn được gọi là bánh răng hình nón. Vì bánh răng nghiêng là một loại bánh răng hình nón có răng liên tục chuyển động, hình dạng của răng và độ dày của răng được biến đổi liên tục. Hình 6.6 hiển thị hình dạng của răng cho một bánh răng trụ nghiêng. Vì độ dày của răng liên tục biến đổi nếu bánh răng nghiêng di chuyển theo hướng trục, điều này cho phép bạn điều chỉnh khe hở. Việc điều chỉnh bằng tấm lót là một cách di chuyển bánh răng nghiêng theo hướng trục đơn giản và dễ dàng. Khác với bánh răng nón, việc di chuyển bánh răng nghiêng theo hướng trục không liên quan đến tiếp xúc răng và điều này là một ưu điểm của bánh răng nghiêng.

Hình 6.6: Hình dạng răng của bánh răng trụ nghiêng

(e) Bộ truyền bánh răng vít dẫn kép Bộ truyền bánh răng vít dẫn kép khác biệt về đơn vị giữa bề mặt răng bên phải và bên trái. Trong khi đó, bước răng của bề mặt răng bên phải và bên trái cũng khác nhau, độ dày của răng biến đổi liên tục. Bằng cách di chuyển trục của vít, độ dày của răng tại điểm làm việc thay đổi, và có thể được sử dụng để điều chỉnh khe hở của bộ truyền bánh răng vít dẫn kép. Có một số phương pháp để điều chỉnh vít theo hướng trục. Phương pháp đơn giản và an toàn nhất là điều chỉnh bằng tấm lót, cũng giống như bất kỳ loại bánh răng nào khác. Không nên thiết lập không khe hở bằng không, vì truyền bánh răng vít yêu cầu một lượng khe hở nhất định để tránh mất chất bôi trơn trên bề mặt răng.

Hình 6.7 trình bày ý tưởng cơ bản của một cặp bánh răng vít dẫn kép.

Hình 6.7: Khái niệm cơ bản của bộ truyền bánh răng vít dẫn kép

(3) Bánh răng không có khe hở Loại bánh răng này có cấu trúc có thể loại bỏ khe hở bằng lực ngoại vi. Mặc dù cấu trúc này liên quan đến việc truyền động bằng hai mặt tiếp xúc răng, nó cần được bảo quản cẩn thận để tránh việc mất chất bôi trơn. Cấu trúc này không phù hợp cho các loại bánh răng có lượng trượt lớn trên bề mặt răng khi truyền động công suất, như bánh răng vít dẫn hoặc vít răng. Nếu mất chất bôi trơn trên bề mặt răng dẫn đến việc trượt lớn, có nguy cơ bị mài mòn.

Bánh Răng Kéo không có Khe Hồi Quy Quanh Bằng cách áp dụng lực đàn hồi lên các răng của bánh răng đối phương, khi bánh răng được chia thành hai phần và giữ chặt, khe hở được loại bỏ. Hình 6.8 mô tả cấu trúc này.

Hình 6.8: Bánh răng kéo (với lò xo cuộn)

Trong phần này chúng tôi sẽ đề cập đến 3 bộ truyền bánh răng độc đáo

1. Bộ truyền bánh răng hành tinh

2. Bộ truyền hypocycloid

3. Bộ truyền constrained

đây là những hệ thống bánh răng đặc biệt cung cấp các tính năng như kích thước gọn nhẹ, tỉ số truyền cao

Bộ truyền bánh răng hành tinh – Planetary Gear System

Cơ cấu bộ truyền bánh răng hành tinh được sử dụng rộng rãi trong nhiều ứng dụng khác nhau nhờ vào tính linh hoạt, hiệu quả và độ chính xác cao của chúng. Dưới đây là một số ví dụ về các lĩnh vực và ứng dụng mà cơ cấu bộ truyền bánh răng hành tinh thường được sử dụng:

1. Ô tô và Công Nghiệp Ô tô: Bộ truyền bánh răng hành tinh thường được sử dụng trong hộp số ô tô và các ứng dụng truyền động khác trong xe hơi để cải thiện hiệu suất và tăng độ chính xác.
2. Công Nghiệp Máy Móc: Trong các máy công nghiệp như máy tiện CNC, máy gia công, và máy in 3D, cơ cấu bánh răng hành tinh được sử dụng để cung cấp chuyển động chính xác và mạnh mẽ.
3. Năng Lượng Tự Nhiên và Tự Động Hóa: Trong các ứng dụng năng lượng gió và năng lượng mặt trời, cũng như trong các hệ thống tự động hóa và theo dõi mặt trời, cơ cấu bánh răng hành tinh giúp tối ưu hóa chuyển động để tăng hiệu quả năng lượng.
4. Công Nghiệp Hàng Không và Vũ Trụ: Trong các ứng dụng hàng không và vũ trụ, cơ cấu bánh răng hành tinh được sử dụng trong các hộp số động cơ máy bay, vật liệu cấu trúc, và các thiết bị truyền động.
5. Công Nghiệp Đóng Tàu: Trong việc xây dựng và sửa chữa tàu, cơ cấu bánh răng hành tinh được sử dụng trong các hệ thống truyền động để đạt được hiệu quả và độ chính xác cao.
6. Công Nghiệp Đóng Gói và In Ấn: Trong các máy đóng gói tự động và máy in công nghiệp, cơ cấu bánh răng hành tinh được sử dụng để đáp ứng yêu cầu về tốc độ và chính xác.
7. Y Học và Thiết Bị Y Tế: Trong các thiết bị y tế như máy chụp cắt lớp vi tính (CT scan) và máy ultrason, cơ cấu bánh răng hành tinh được sử dụng để cung cấp chuyển động chính xác và ổn định.

Hình thức cơ bản của hệ thống bánh răng hành tinh được hiển thị trong Hình 17.1. Nó bao gồm bánh răng mặt trời A, bánh răng hành tinh B, bánh răng nội dung C và khung đỡ D.

Hình 17.1: Một ví dụ về hệ thống bánh răng hành tinh

Các trục đầu vào và đầu ra của một hệ thống bánh răng hành tinh nằm trên một đường thẳng. Thường, nó sử dụng hai hoặc nhiều bánh răng hành tinh để phân phối tải trọng đều nhau. Nó gọn nhẹ về không gian, nhưng phức tạp về cấu trúc. Hệ thống bánh răng hành tinh yêu cầu một quy trình sản xuất chất lượng cao. Việc phân chia tải trọng giữa các bánh răng hành tinh, sự va chạm của bánh răng nội dung, cân bằng và rung động của khung đỡ quay, và nguy cơ kẹt, v.v. là những vấn đề cơ bản cần giải quyết.

Hình 17.1 là một ví dụ về hệ thống bánh răng hành tinh loại 2K-H. Bánh răng mặt trời, bánh răng nội dung và khung đỡ có một trục chung.

Mối quan hệ giữa các bánh răng trong hệ thống bánh răng hành tinh

Để xác định mối quan hệ giữa số răng của bánh răng mặt trời (za), bánh răng hành tinh B (zb), và bánh răng nội dung C (zc), cũng như số lượng bánh răng hành tinh N trong hệ thống, các tham số này phải thoả mãn ba điều kiện sau:

Điều Kiện Số 1

zc = za + 2 zb (17.1) Đây là điều kiện cần thiết để khoảng cách giữa trung tâm của các bánh răng phù hợp. Vì phương trình chỉ đúng đối với hệ thống bánh răng tiêu chuẩn, nó có thể thay đổi số răng bằng cách sử dụng các thiết kế bánh răng đã được điều chỉnh hình dạng. Để sử dụng các bánh răng đã được điều chỉnh hình dạng, cần phải đảm bảo sự phù hợp giữa khoảng cách trung tâm giữa bánh răng mặt trời A và bánh răng hành tinh B, a1, và khoảng cách trung tâm giữa bánh răng hành tinh B và bánh răng nội dung C, α2. α1 = α2 (17.2)

Điều Kiện Số 2

Đây là điều kiện cần thiết để đặt các bánh răng hành tinh sao cho chúng được phân bố đều xung quanh bánh răng mặt trời. Nếu muốn có sự phân bố không đều của các bánh răng hành tinh, thì phương trình (17.4) phải được thoả mãn.

Trong đó, θ: nửa góc giữa các bánh răng hành tinh liền kề (độ).

Hình 17.2: Các điều kiện để lựa chọn bánh răng

Điều Kiện Số 3

Việc đáp ứng điều kiện này đảm bảo rằng các bánh răng hành tinh liền kề có thể hoạt động mà không gây va chạm với nhau. Đây là điều kiện phải được đáp ứng cho thiết kế bánh răng tiêu chuẩn với việc đặt bánh răng hành tinh một cách đều. Đối với các điều kiện khác, hệ thống phải thoả mãn mối quan hệ sau:

Trong đó: dab: Đường kính đỉnh của các bánh răng hành tinh α1: Khoảng cách giữa trung tâm của bánh răng mặt trời và bánh răng hành tinh Ngoài ba điều kiện cơ bản trên, có thể xuất hiện vấn đề va chạm giữa bánh răng nội dung C và bánh răng hành tinh B

Tỷ lệ truyền động của hệ thống bánh răng hành tinh

Trong một hệ thống bánh răng hành tinh, tỷ lệ truyền động và hướng quay sẽ thay đổi tùy thuộc vào thành viên nào được cố định. Hình 17.3 chứa ba loại cơ chế bánh răng hành tinh điển hình.

Hình 17.3: Cơ chế bánh răng hành tinh

Planetary Type

rong loại này, bánh răng nội dung được cố định. Đầu vào là bánh răng mặt trời và đầu ra là khung đỡ D. Tỷ lệ truyền động được tính như trong Bảng 17.1.

Bảng 17.1: Các Công thức của Tỷ lệ Truyền động cho Loại Hành Tinh

Lưu ý rằng hướng quay của trục đầu vào và đầu ra là giống nhau. Ví dụ: za = 16, zb = 16, zc = 48, sau đó tỷ lệ truyền động = 4.

Solar Type

Trong loại này, bánh răng mặt trời được cố định. Bánh răng nội dung C là đầu vào, và trục khung đỡ D là đầu ra. Tỷ lệ tốc độ được tính như trong Bảng 17.2.

Bảng 17.2: Các Công thức của Tỷ lệ Truyền động cho Loại Mặt Trời

Lưu ý rằng hướng quay của trục đầu vào và đầu ra là giống nhau. Ví dụ: za = 16, zb = 16, zc = 48, sau đó tỷ lệ truyền động = 1.33333.

Star Type

Đây là loại hệ thống trong đó khung đỡ D được cố định. Các bánh răng hành tinh B chỉ quay trên các trục cố định. Trong một định nghĩa chính xác, loại hệ thống này mất đi các đặc điểm của một hệ thống hành tinh và trở thành một hệ thống bánh răng thông thường. Bánh răng mặt trời là một trục đầu vào và bánh răng nội dung là đầu ra. Tỷ lệ truyền động là:

Tham khảo Hình 2.3(c), các bánh răng hành tinh chỉ là bánh răng trung gian. Các trục đầu vào và đầu ra quay ngược chiều. Ví dụ: za = 16, zb = 16, zc = 48, khi đó tỷ lệ truyền động = -3.

Cơ cấu bộ truyền bánh răng Hypocycloid

Cơ cấu bộ truyền bánh răng Hypocycloid thường được sử dụng trong các ứng dụng đòi hỏi kích thước nhỏ gọn và tỷ lệ giảm lớn. Một số ứng dụng phổ biến của cơ cấu này bao gồm:

1. Đồ chơi và Máy giải trí: Trong các mô hình đồ chơi nhỏ gọn, đặc biệt là trong các loại đồ chơi có chuyển động hoặc mô hình xe hơi điều khiển từ xa.
2. Máy móc và Thiết bị Công nghiệp: Trong các ứng dụng công nghiệp, nó được sử dụng trong các thiết bị đòi hỏi chuyển động chính xác và mạnh mẽ trong không gian giới hạn.
3. Robot và Các Thiết bị Tự động hóa: Các robot và thiết bị tự động hóa nhỏ gọn thường sử dụng các cơ cấu bánh răng Hypocycloid để có được hiệu suất cao trong không gian hạn chế.
4. Đồng hồ và Máy đo thời gian: Trong ngành sản xuất đồng hồ và các thiết bị đo thời gian, cơ cấu Hypocycloid thường được sử dụng vì kích thước nhỏ và độ chính xác cao.
5. Ứng dụng Y tế: Trong một số thiết bị y tế nhỏ gọn và đồ dùng y tế di động, cơ cấu Hypocycloid được sử dụng để cung cấp chuyển động chính xác và mạnh mẽ.
6. Ứng dụng Công nghệ Cao: Trong các ứng dụng công nghệ cao như máy quét và máy in công nghiệp, cơ cấu Hypocycloid giúp đạt được hiệu suất tốt trong không gian nhỏ.

Những ứng dụng này đều yêu cầu kích thước nhỏ, hiệu suất cao, và độ chính xác trong quá trình truyền động, điều mà cơ cấu bánh răng Hypocycloid có thể cung cấp.

Trong quá trình kẹp nhau giữa một bánh răng nội dung và một bánh răng ngoại vi, nếu sự chênh lệch về số răng của hai bánh răng là khá nhỏ, việc sử dụng bánh răng đã được điều chỉnh hình dạng có thể ngăn chặn sự va chạm. Bảng 17.3 là một ví dụ về cách ngăn chặn va chạm dưới các điều kiện với z2 = 50 và chênh lệch về số răng của hai bánh răng nằm trong khoảng từ 1 đến 8.

Bảng 17.3: Quá trình kẹp nhau của các bánh răng nội dung và ngoại vi có sự chênh lệch nhỏ về số răng

Tất cả các kết hợp trên không gây ra va chạm hình vòng ngoại hay va chạm hình vòng lõm, nhưng vẫn có sự va chạm cắt xén. Để lắp ráp thành công, bánh răng ngoại vi nên được lắp ráp bằng cách chèn nó theo hướng trục. Một cấu trúc bánh răng nội dung và bánh răng ngoại vi được điều chỉnh hình dạng, trong đó chênh lệch về số răng nhỏ, thuộc lĩnh vực của các cơ chế hành tinh, có thể tạo ra tỷ lệ giảm lớn chỉ trong một bước, ví dụ như 1/100.

Trong Hình 17.4, bộ truyền bánh răng có chênh lệch về số răng chỉ là 1; z1 = 30 và z2 = 31. Điều này dẫn đến một tỷ lệ truyền động là 30.

Hình 17.4: Sự kẹp nhau giữa bánh răng nội dung và bánh răng ngoại vi khi chênh lệch về số răng là 1.

Bộ truyền động bánh răng – Constrained

Bộ truyền động bánh răng có hạn chế (constrained gear mechanisms) thường được sử dụng trong các ứng dụng đòi hỏi chuyển động chính xác, ổn định và đáng tin cậy. Dưới đây là một số lĩnh vực và ứng dụng phổ biến của bộ truyền động bánh răng có hạn chế:

1. Công Nghiệp Máy Móc và Thiết Bị Công Nghiệp: Bộ truyền động bánh răng có hạn chế được sử dụng trong máy tiện CNC, máy gia công, máy in 3D và các thiết bị công nghiệp khác nơi độ chính xác và độ ổn định là yêu cầu cần thiết.
2. Robot và Các Thiết Bị Tự Động Hóa: Trong lĩnh vực robot học và tự động hóa, các bộ truyền động bánh răng có hạn chế giúp robot và các thiết bị tự động hóa di chuyển một cách chính xác và ổn định.
3. Công Nghệ Cao và Công Nghiệp Điện Tử: Trong các ứng dụng công nghệ cao như máy in công nghiệp, máy quét và các thiết bị điện tử, bộ truyền động này đảm bảo chuyển động chính xác để sản xuất các sản phẩm đòi hỏi độ chính xác cao.
4. Y Học và Thiết Bị Y Tế: Trong các thiết bị y tế như máy chụp cắt lớp vi tính (CT scan) và máy siêu âm, bộ truyền động bánh răng có hạn chế giúp cải thiện chuyển động và chính xác của thiết bị.
5. Công Nghiệp Hàng Không và Vũ Trụ: Trong sản xuất và lắp ráp các linh kiện hàng không và vũ trụ, bộ truyền động này đóng vai trò quan trọng trong việc giữ cho các thiết bị và linh kiện di chuyển một cách đồng nhất và chính xác.

Một hệ thống bánh răng hành tinh có bốn bánh răng là một ví dụ về một hệ thống bánh răng có hạn chế. Đó là một hệ thống lưu thông kín, trong đó công suất được truyền từ bánh răng động qua các bánh răng khác và cuối cùng đến bánh răng được động. Một hệ thống bánh răng lưu thông kín sẽ không hoạt động nếu các bánh răng không đáp ứng các điều kiện cụ thể.

Hãy ký hiệu z1, z2 và z3 là số răng của các bánh răng, như trong Hình 17.5. Quá trình kẹp nhau không thể hoạt động nếu độ dài của đường nét đậm (dây đai) không chia đều theo đơn vị độ nhuyễn. Phương trình (17.11) xác định điều kiện này.

Fig.17.5 Constrained gear system

Hình 17.6 thể hiện một hệ thống bánh răng có hạn chế trong đó một thanh ray bánh răng được kẹp nhau. Đường nét đậm trong Hình 17.6 tương ứng với dây đai trong Hình 17.5. Nếu độ dài của dây đai không thể chia đều theo đơn vị độ nhuyễn thì hệ thống không hoạt động được. Điều này được mô tả bằng Phương trình (17.12).

Hình 17.6: Hệ thống bánh răng có hạn chế bao gồm một thanh ray.

Khi các bánh răng hoạt động, đặc biệt là ở tải trọng và tốc độ cao, tiếng ồn và rung động do quay của các bánh răng gây ra được coi là một vấn đề lớn. Tuy nhiên, do vấn đề tiếng ồn thường xuyên xảy ra do nhiều nguyên nhân kết hợp, việc xác định nguyên nhân là rất khó khăn. Dưới đây là cách để giảm tiếng ồn và những điểm này nên được xem xét trong giai đoạn thiết kế của hệ thống bánh răng.

• Sử dụng Bánh răng Cao Độ Chính Xác Giảm lỗi khoảng cách, lỗi hình dạng răng, lỗi độ lệch và lỗi dẫn. Mài răng để cải thiện độ chính xác cũng như bề mặt hoàn thiện.
• Sử dụng Bề Mặt Hoàn Thiện Tốt Hơn trên Bánh Răng Mài, mài bóng và mài nhẵn bề mặt răng, hoặc chạy bánh răng trong dầu trong một khoảng thời gian cũng có thể cải thiện độ mịn màng của bề mặt răng và giảm tiếng ồn.
• Đảm Bảo Sự Liên Hệ Răng Đúng Đắn Viên đỉnh và sự giảm áp có thể ngăn chặn việc liên hệ ở mép. Sửa đổi hình dạng răng đúng cách cũng hiệu quả. Loại bỏ va chạm trên bề mặt răng.
• Giữ Một Lượng Khe Hở Đúng Đắn Khe hở nhỏ hơn sẽ giúp sản xuất truyền động xung. Một khe hở lớn hơn, nói chung, gây ít vấn đề hơn.
• Tăng Tỷ Lệ Liên Hệ Ngang Tỷ lệ liên hệ lớn hơn giảm tiếng ồn. Giảm góc áp lực và/hoặc tăng độ sâu răng có thể tạo ra tỷ lệ liên hệ lớn hơn.
• Tăng Tỷ Lệ Chồng Lấp Tăng tỷ lệ chồng lấp sẽ giảm tiếng ồn. Chính vì mối quan hệ này, bánh răng xoắn là yên lặng hơn bánh răng thẳng và bánh răng nón xoắn là yên lặng hơn bánh răng nón thẳng.
• Loại Bỏ Va Chạm trên Hình Dạng Răng Mai mép đỉnh hoặc sửa đổi hình dạng răng để tránh va chạm. Việc tránh va chạm khi gắn kết tạo ra tiếng ồn thấp.
• Sử Dụng Bánh Răng có Số Răng Nhỏ Chọn bánh răng có đơn vị nhỏ hơn và số lượng răng nhiều hơn.
• Sử Dụng Bánh Răng Cao Cứng Tăng chiều rộng mặt có thể tạo ra độ cứng cao giúp giảm tiếng ồn. Tăng cường vỏ và trục để tăng độ cứng.
• Sử Dụng Vật Liệu Nhựa Bánh răng nhựa sẽ yên lặng ở tải trọng nhẹ và tốc độ thấp. Nên chú ý giảm khe hở, gây ra do việc nở khi hấp thụ ở nhiệt độ cao.
• Sử Dụng Vật Liệu Giảm Chấn Động Cao Bánh răng gang đúc có tiếng ồn thấp hơn so với bánh răng thép. Việc sử dụng bánh răng có nắp làm từ gang đúc cũng hiệu quả.
• Áp Dụng Sự Bôi Trơn Phù Hợp Bôi trơn bánh răng đủ để duy trì lớp màng bôi trơn trên bề mặt, trong điều kiện bôi trơn dưới chế độ thủy động. Dầu bôi trơn có độ nhớt cao sẽ có xu hướng giảm tiếng ồn.
• Giảm Tải Trọng và Tốc Độ Giảm tối đa tốc độ quay và tải trọng sẽ giảm tiếng ồn của bánh răng.
• Sử Dụng Bánh Răng Không Có Lỗi Đục Bánh răng có lỗi đục trên bề mặt răng hoặc đỉnh răng tạo ra âm thanh lặp đi lặp lại và không bình thường.
• Tránh Thụt Lòi Quá Nhiều Ở Phần Chéo Bánh răng nhẹ với độ dày lòi mỏng tạo ra tiếng ồn tần số cao. Nên chú ý đến điều này.

Khi nói đến các bánh răng có công suất và tốc độ cao như những chiếc bánh răng truyền động của động cơ hoặc máy móc, tiếng ồn hoặc rung động từ bánh răng thường trở thành một vấn đề. Tuy nhiên, việc đối phó với tiếng ồn không dễ dàng vì thường xuyên tiếng ồn từ bánh răng xuất hiện do nhiều yếu tố đa dạng. Ở phần này, các ví dụ về tiếng ồn của bánh răng và biện pháp đối phó sẽ được giải thích.

Tiếng ồn từ bánh răng có thể được chia thành hai loại rộng lớn, phụ thuộc vào nơi tiếng ồn xuất hiện. Loại đầu tiên là tiếng ồn xuất hiện từ chính bánh răng, và loại thứ hai là từ các thành phần xung quanh như hộp số truyền động.

Khi tiếng ồn xuất hiện từ chính bánh răng, có thể xuất phát từ sự ma sát khi răng kẹp nhau. Mặc dù điều này phụ thuộc vào các điều kiện như số lần quay, tần số âm thanh thấp đối với hầu hết các trường hợp. Trong trường hợp này, điều đầu tiên cần kiểm tra là độ chính xác của bánh răng. Nếu độ chính xác của hình dạng cơ bản của bánh răng thấp như lỗi khoảng cách và lỗi hình dạng răng, nó có thể gây ra tiếng ồn và rung động vì răng không kẹp nhau theo lý thuyết. Thậm chí, khi độ chính xác của bánh răng cao và hình dạng là đúng lý thuyết, điểm tiếp xúc của răng có thể không đều khi trục bánh răng bị uốn cong do áp lực trên bánh răng. Trong tình huống như vậy, tiếng ồn có thể được giảm bằng cách điều chỉnh tiếp xúc của răng thông qua việc tăng cường độ cứng của trục hoặc các xử lý như việc làm cong đỉnh răng.

Việc kẹp nhau mịn màng của các răng có thể là yếu tố quan trọng để giới hạn tiếng ồn và rung động từ bánh răng. Biện pháp đối phó là sử dụng các bánh răng với dạng hình dạng đã được điều chỉnh để ngăn chặn va chạm và thiết lập một khe hở hợp lý, bôi trơn cho bánh răng và làm cho bề mặt răng mịn màng bằng cách giảm độ xù lông của nó. Đặc biệt đối với độ mịn màng của bề mặt răng, các bánh răng nhựa rất hiệu quả, nhưng cần phải chú ý vì chúng nhạy cảm với độ ẩm và nhiệt độ so với bánh răng kim loại.

Trong số các thành phần xung quanh của bánh răng, hộp số truyền động thường là nguyên nhân gây ra tiếng ồn. Trong nhiều trường hợp, tiếng ồn xuất hiện khi rung động từ bánh răng truyền sang hộp số, khiến cho nó rung động theo cách đồng cảm. Tần số âm thanh có thể cao hơn so với tiếng ồn từ ma sát của răng. Đối với biện pháp đối phó, người ta có thể cải thiện độ cứng của hộp số hoặc sử dụng gang đúc có hệ số giảm chấn rung cao cho bánh răng, nắp bánh răng và hộp số. Phương pháp khác hiệu quả là tăng cường tỷ lệ tiếp xúc của răng trước bằng cách giảm tỷ lệ giảm chấn của bánh răng và cải thiện tỷ lệ chồng lấp với bánh răng xoắn. Những biện pháp đối phó với tiếng ồn từ bánh răng cũng có hiệu quả vì nó xuất hiện do rung động từ bánh răng.

Hình dạng của bánh răng

Thường thì, hình dạng của răng bánh răng được tạo thành bằng các đường cong involute (Hình 4-1). “Đường cong involute” là đường cong được vẽ bởi đỉnh của sợi chỉ đang được giải ra khỏi một trục tròn dưới tác dụng của một lực căng.

Hình 4-1: Đường cong involute

Đặc điểm của các đường cong involute bao gồm:

• Kết nối một cách đều ngay cả khi khoảng cách giữa hai trục có một chút lỗi lầm.
• Dễ dàng tạo hình dạng chính xác cho răng.
• Quay một cách mượt mà vì các răng kết nối khi trượt trên một đường cong.

Các Loại Tham Số Thiết Kế Cần Thiết Cho Thiết Kế Bánh Răng

Các tham số cần thiết cho thiết kế bánh răng được hiển thị dưới đây (Hình 4-2).

Số	Thuật Ngữ
1.	Đường tròn đỉnh (Tip circle)
2.	Đường tròn tham chiếu (Reference circle)
3.	Đường tròn cơ sở (Base circle)
4.	Đường tròn gốc (Root circle)
5.	Đường kính đỉnh (Tip diameter)
6.	Đường kính tham chiếu (Reference diameter)
7.	Đường kính cơ sở (Base diameter)
8.	Đường kính gốc (Root diameter)
9.	Bổ sung (Addendum)
10.	Đơn bổ (Dedendum)
11.	Chiều sâu răng (Tooth depth)
12.	Chiều rộng mặt (Facewidth)
13.	Đường trung tâm (Center line)
14.	Khoảng cách giữa trung tâm (Center distance)
15.	Bước răng tham chiếu (Reference pitch)
16.	Điểm bước răng (Pitch point)
17.	Điểm giao cắt (Interference point)
18.	Lỏng lẻo (Backlash)
19.	Độ dài của đường tiếp xúc (Length of path of contact)

Các Tham Số Cơ Bản Cần Thiết Cho Thiết Kế Bánh Răng:

1. Mô-đun (Module) Mô-đun là kích thước của một răng bánh răng, được đo bằng milimét (mm). Vì mô-đun không thể được đo trực tiếp bằng thước kẹp hoặc thước đo, người thiết kế mới có thể cảm thấy rối bời khi đầu tiên tiếp xúc với mô-đun khi thiết kế bánh răng. Mô-đun là giá trị số được tính bằng cách chia đường kính bước răng cho số răng và được biểu diễn bằng công thức dưới đây:

m=zd​

Trong đó: $m$ là mô-đun, $d$ là đường kính bước răng, $z$ là số răng của bánh răng.

Giá trị của mô-đun được xác định bởi các số tiêu chuẩn. Các số tiêu chuẩn là giá trị số được sử dụng phổ biến khi sản xuất các sản phẩm công nghiệp. Theo tiêu chuẩn JIS B 1701:2017, các giá trị tiêu chuẩn của mô-đun cho bánh răng involute được thiết lập như sau. Việc sử dụng các giá trị trên dãy số I là được ưa chuộng. (Bảng 4-1)

Dãy Số (Series)	Giá Trị Mô-đun (mm)
I	0.25, 0.3, 0.4, 0.5
II	0.6, 0.7, 0.8, 0.9
III	1, 1.25, 1.5, 1.75, 2
IV	2.5, 3, 3.5, 4
V	5, 5.5, 6, 7, 8, 9, 10

Các giá trị mô-đun trong bảng trên thường được sử dụng trong thiết kế và sản xuất bánh răng theo tiêu chuẩn JIS B 1701-2017.

Giá trị mô-đun thay đổi tùy thuộc vào giá trị PV (Pressure-Velocity). Giá trị PV được tính bằng cách nhân áp suất tải trọng $P$ với vận tốc trượt $V$. Vì vậy, giá trị mô-đun cần được thiết lập lớn hơn khi tải trọng được áp dụng lên bánh răng và tốc độ quay của nó tăng lên. Ngược lại, giá trị mô-đun có thể được thiết lập nhỏ hơn khi tải trọng áp dụng lên bánh răng và tốc độ quay của nó giảm đi.

Việc chọn kích thước của mô-đun khi thiết kế bánh răng lần đầu tiên có thể rất khó khăn. Người thiết kế cần tiếp tục công việc thiết kế bằng cách điều chỉnh các giá trị tham số khác nhau bao gồm mô-đun và kiểm tra kích thước và độ bền.

Có hai cách để tạm thời xác định giá trị mô-đun.

1. Xác định giá trị mô-đun tạm thời dựa trên kinh nghiệm Hiểu biết về các mô-đun của các bánh răng được sử dụng trong các sản phẩm khác nhau giúp xác định giá trị mô-đun. VD:

• Đồng hồ đeo tay … khoảng 0.05 – 0.2
• Máy in và máy sao chụp trong văn phòng … khoảng 0.6 – 1.0
• Racks và pinion cho hệ thống lái xe ô tô … khoảng 1.75 – 2.5
• Hộp số cho ô tô … khoảng 1.5 – 3.0

2. Xác định giá trị mô-đun tạm thời từ một catalog của các bánh răng tiêu chuẩn thương mại Các catalog có các giá trị mô-men xoắn cho từng vật liệu hoặc mô-đun. Bạn có thể tham khảo các giá trị này để xác định giá trị mô-đun tạm thời.

Góc Áp Lực (Pressure Angle)

Góc áp lực là góc mà răng của bánh răng nghiêng so với đường pháp tuyến tính đến đường bước răng. (Hình 4-3) Thường thì, góc áp lực 20° được sử dụng. Tuy nhiên, đôi khi cũng có sử dụng góc áp lực 14.5° hoặc 17.5°. Khi góc áp lực lớn hơn, hố ga trở nên rộng hơn và độ bền được cải thiện.

Số Thứ Tự	Thuật Ngữ
1.	Chóp Răng (Addendum)
2.	Bề Mặt Răng (Tooth Surface)
3.	Phần Đuôi Răng (Dedendum)
4.	Đường Pháp Tuyến Tính Đến Đường Bước Răng (Normal Line to the Pitch Line)
5.	Góc Áp Lực (Pressure Angle)
6.	Bước Răng (Pitch)
7.	Đường Bước Răng (Pitch Line)

Số Lượng Răng (Number of Teeth)

Bạn cần xác định số lượng răng của một cặp bánh răng nằm lẫn nhau để tính tỷ lệ tốc độ như được giải thích trong bài viết thứ hai. Hãy chú ý đến số lượng răng tối thiểu (ngoại trừ bánh vít). Số lượng răng của bánh pinion cần được giảm đi càng nhiều càng tốt để tăng tỷ lệ giảm tốc hoặc tăng tỷ lệ. Tuy nhiên, đầu của công cụ loại rack có thể trùng với phần đuôi răng (dedendum) và đầu có thể đo lường phần đuôi răng nếu số lượng răng ít hơn một giá trị nhất định. (Hình 4-4)

“Phần đuôi răng trở nên mong manh và có thể gãy khi số lượng răng là 10…”

Điều này được gọi là “cắt chân răng” và răng hình nón hướng về phần đuôi răng được gọi là “undercut”. (Hình 4-5)

Hình 4-5: cắt chân răng

Giới hạn của số lượng răng để ngăn chặn sự “undercut” được xác định bằng công thức sau. Khi góc áp lực α = 20°, số lượng tối đa là 17.

Z=2/(sinα)^2​

Tuy nhiên, điều này không có nghĩa là bánh răng có “undercut” là không hữu ích. Thông thường, số lượng răng tối thiểu trong thực tế là 14.

Để ngăn chặn “undercut”, bạn có thể sử dụng “shift” (thay đổi khoảng cách giữa công cụ cắt bánh răng và bánh răng).

Do giới hạn về số lượng răng tối thiểu, đường kính của bánh pinion không thể quá nhỏ. Do đó, nếu bạn muốn tăng tỷ lệ giảm tốc, bánh răng nối sẽ trở nên lớn, và bạn cần phải tính đến không gian yêu cầu trong thiết kế của bạn.

Hướng xoắn của răng

Các bánh răng có răng hướng về bên phải khi bạn giữ trục dựng đứng, được gọi là răng hướng về bên phải. Ngược lại, nếu răng hướng về bên trái, chúng được gọi là răng hướng về bên trái. Đối với thanh trượt và răng vít, răng của bánh răng hướng về bên phải sẽ nổi lên về bên phải khi bạn giữ trục đứng, trong khi răng của bánh răng hướng về bên trái sẽ nổi lên về bên trái. Một cặp bánh răng vít xoắn hoặc bánh răng nghiêng xoắn cần phải có cùng module và góc áp lực, nhưng ngoài ra, bạn cũng cần chú ý đến hướng xoắn. Đối với các răng của bánh răng vít xoắn, bánh răng nghiêng xoắn và thanh trượt, hướng xoắn của bánh răng phải trái ngược nhau để khớp. (Hình 4-6) Hai bánh răng vít xoắn có răng hướng về cùng một hướng sẽ không khớp, vì vậy bạn cần chuẩn bị hai bánh răng vít xoắn có hướng xoắn đối diện nhau.

Răng hướng về phải / Răng hướng về trái

Pinion: răng hướng về trái, Thanh trượt: răng hướng về phải

Pinion: răng hướng về phải, Thanh trượt: răng hướng về trái

Răng hướng về phải / Răng hướng về trái

Ngược lại, hướng xoắn của răng của bánh răng vít hoặc bánh răng vít xoắn được sử dụng cho trục xiên cần phải giống nhau để khớp vào nhau. (Hình 4-7)

Góc xoắn

Răng hướng nghiêng so với trục của hình trụ. Lượng nghiêng này được gọi là “góc xoắn”. (Hình 4-8) Các bánh răng vít xoắn hiển thị trong Hình 4-7 có góc xoắn là 45°. Bạn có thể tự do quyết định góc xoắn của hai bánh răng khớp vào nhau, nhưng lưu ý rằng hướng lực đẩy (hướng trục) sẽ trở nên lớn hơn khi góc xoắn tăng lên, và hiệu suất máy sẽ suy giảm kết quả. Dưới 25° là lựa chọn tốt cho các bánh răng vít xoắn thông thường để tránh lực đẩy quá mức.

Hình 4-8 Góc xoắn của bánh răng vít xoắn

Chức năng của Bánh Răng

Dưới đây là danh sách các chức năng của bánh răng trong thiết kế cơ cấu. (Bảng 3-1)
Bảng 3-1: Các Chức Năng của Bánh Răng

Bạn có thể tăng hoặc giảm mô-men xoắn của một bánh răng bằng cách thay đổi số vòng quay.

Định nghĩa về mô-men xoắn (lực xoắn)

Mô-men xoắn là lực xoắn được tạo ra khi tải trọng F (N) được áp dụng ở một khoảng cách L (mm) xa tâm quay. Mô-men xoắn T được biểu diễn theo công thức sau đây trong đơn vị N·mm (Newtown milimét). (Hình 3-1)

Mô-men xoắn T sẽ trở nên lớn hơn khi L (khoảng cách từ trung tâm quay) dài, ngay cả khi tải trọng F nhỏ. Ngược lại, mô-men xoắn T sẽ trở nên lớn hơn khi tải trọng F tăng lên, ngay cả khi L (khoảng cách từ trung tâm quay) ngắn.

Nói cách khác, mô-men xoắn T là yếu tố được xác định bởi L (khoảng cách từ trung tâm quay) và tải trọng F.

Cách xác định truyền mô-men xoắn (không xem xét hiệu suất của máy móc)

Mô-men xoắn truyền qua bánh răng thay đổi khi tốc độ tăng hoặc giảm. Thường thì, bằng cách giảm tốc độ, một mô-men xoắn nhỏ ở phía đầu vào được truyền thành một mô-men xoắn lớn ở phía đầu ra. Việc tính toán mô-men xoắn phụ thuộc vào số răng của các bánh răng. Hãy để tôi giải thích thông qua một sơ đồ sử dụng đường kính của vòng cơ sở.

Mô-men xoắn được tính như sau:

1. Xác định tải trọng F ở điểm tiếp xúc (tại bán kính của vòng cơ sở của Bánh Răng A) của mô-men xoắn đầu vào.
2. Xác định mô-men xoắn ở phía đầu ra từ tải trọng F ở điểm tiếp xúc của răng (bán kính của vòng cơ sở của Bánh Răng B).

Điều kiện
Mô-men xoắn định mức của động cơ: TA = 600 N·mm (0.6 N·m)
Đường kính vòng cơ sở của Bánh Răng A: φ20
Đường kính vòng cơ sở của Bánh Răng B: φ40

Tính toán Truyền mô-men xoắn

Tải trọng ở điểm tiếp xúc của Bánh Răng A: F = TA / LA = 60 (N) Mô-men xoắn ở phía đầu ra: TB = F × LB = 60 (N) × 20 (mm) = 1200 (N·mm)

Hình 3-2: Sơ đồ tính toán truyền mô-men xoắn của các bánh răng

Như bạn có thể thấy từ Hình 3-2, bằng cách giảm tốc độ của trục đầu ra từ trục đầu vào đi 1/2, mô-men xoắn ở đầu ra tăng gấp đôi.

Xem xét về hiệu suất máy móc

Như được thể hiện trong chương trước, bạn có thể tính số vòng quay của một bánh răng dựa trên số răng của nó. Tuy nhiên, bạn không thể tính mô-men xoắn truyền qua một bánh răng chỉ đơn giản như đã được trình bày trước đó vì các lý do sau:

• Nhiệt độ tăng lên do sự tiếp xúc giữa các răng và năng lượng bị mất đi.
• Âm thanh đập nhau được tạo ra do sự tiếp xúc giữa các răng và năng lượng bị mất đi.

Do đó, mô-men xoắn (lực xoắn) giảm đi bằng lượng năng lượng bị mất đi như đã nêu trên. Tỷ lệ giữa lực đầu vào và đầu ra của các bánh răng được gọi là “hiệu suất máy móc” và giá trị xấp xỉ của nó được biết đến tùy thuộc vào loại bánh răng. (Bảng 3-2)

Bảng 3-2: Hiệu suất máy móc của các loại bánh răng

Tính toán mô-men xoắn truyền (bao gồm hiệu suất máy móc) Bây giờ, hãy xem công thức tính toán mô-men xoắn bao gồm hiệu suất máy móc η (Hình 3-3).

Hình 3-3: Công thức tính toán mô-men xoắn truyền

Khi mô-men xoắn đầu vào của bánh răng A là TA và hiệu suất máy móc là η, mô-men xoắn TB được truyền tới bánh răng B tăng khi hiệu suất η tăng.

TB = η(ZB/ZA) × TA

Khi mô-men xoắn đầu vào của bánh răng B là TB, mô-men xoắn TA được truyền tới bánh răng A giảm khi hiệu suất η giảm.

TA = η(ZA/ZB) × TB

VD: Tính toán mô-men xoắn được truyền tới bánh răng động (B). Giả sử loại bánh răng là bánh răng thẳng. Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 3-4 đại diện cho bánh răng động.

Hình 3-4: vấn đề về mô-men xoắn truyền (1)

[Điều Kiện] Số răng của bánh răng: ZA=20, ZB=40 Mô-men xoắn của bánh răng động A: TA=600 (N·mm) Hiệu suất máy móc η: Đặt là 0.99 vì sử dụng bánh răng thẳng.

[Kết Quả] Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng B TB = η(ZB/ZA) × TA = 0.99(40/20) × 600 = 1188 (N·mm)

VD Tính toán mô-men xoắn được truyền tới bánh răng vít B. (Hình 3-5)

[Điều Kiện] Số răng của bánh răng: ZA=1, ZB=30 Mô-men xoắn của bánh răng vít A: TA=600 (N·mm) Hiệu suất máy móc η: Đặt là 0.3 vì sử dụng bánh răng vít.

[Kết Quả] Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng vít B TB = η(ZB/ZA) × TA = 0.3(30/1) × 600 = 5400 (N·mm)

VD Tính toán mô-men xoắn được truyền tới bánh răng động (C). Giả sử loại bánh răng là bánh răng xoắn. Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 3-6 đại diện cho bánh răng động.

[Điều Kiện] Số răng của bánh răng: ZA=20, ZB=30, ZC=20 Mô-men xoắn của bánh răng động A: TA=500 N·mm Hiệu suất máy móc η: Đặt là 0.98 vì sử dụng bánh răng xoắn.

[Kết Quả] Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng B: TB = 0.98 × (30/20) × 500 = 735 N·mm

Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng C: TC = 0.98 × (20/30) × 735 = 480.2 N·mm

“Giống như số lần quay, số răng của bánh răng đầu và cuối cùng xác định mô-men xoắn của một giai đoạn bánh răng, nhưng mô-men xoắn giảm đi khi hiệu suất máy móc bị ảnh hưởng bởi số lượng bánh răng trung gian!”

VD Tính toán mô-men xoắn được truyền tới bánh răng động (D). Giả sử loại bánh răng là bánh răng xoắn. Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 3-7 đại diện cho bánh răng động.

Dựa trên [Điều Kiện]:
Số răng của bánh răng: ZA=20, ZB=40, ZC=20, ZD=30
Mô-men xoắn của bánh răng động A: TA=400 N·mm
Hiệu suất máy móc η: Đặt là 0.98 vì sử dụng bánh răng xoắn.

[Kết Quả]
Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng B: TB = 0.98 × (40/20) × 400 = 784 N·mm
Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng C: TC = TB = 784 N·mm (vì cùng trục với B)
Mô-men xoắn được truyền tới bánh răng D: TD = 0.98 × (30/20) × 784 = 1152.5 N·mm

Khi bắt đầu thiết kế cơ cấu sử dụng bánh răng, việc nhận thức về hiệu suất máy móc là rất quan trọng. Một cơ cấu thiết kế mà không xem xét hiệu suất máy móc có thể không đáp ứng các thông số kỹ thuật do thiếu mô-men xoắn.

Chúng ta đã thảo luận về việc hiệu suất máy móc ảnh hưởng đến mô-men xoắn truyền của bánh răng tùy thuộc vào loại bánh răng và số lượng răng kết nối.

nguồn

Chức Năng của Bánh Răng Dưới đây là danh sách các chức năng của bánh răng cho thiết kế cơ cấu. (Bảng 2-1)

Bảng 2-1: Chức Năng của Bánh Răng

Bạn có thể thay đổi hướng và số vòng quay của các trục đầu vào và đầu ra bằng cách nối nhiều bánh răng với nhau. Hãy để tôi giải thích điều này với các loại bánh răng tròn thường được sử dụng.

Hình 2-1: Định nghĩa về hướng quay của động cơ

Các kỹ sư thiết kế cơ khí cần truyền thông tin về hướng quay của động cơ đến các kỹ sư thiết kế điện và thiết kế phần mềm. Khác với động cơ, hướng quay của bánh răng có thể được định nghĩa khác nhau tùy thuộc vào hướng nhìn. Do đó, hướng nhìn cần phải nhất quán khi hiển thị chuyển động của cơ cấu qua hình ảnh (Hình 2-2).

Hình 2-2: Định nghĩa về hướng quay của bánh răng nhìn từ một hướng nhìn xác định trước

Tỷ lệ Tốc độ (Tỷ lệ tăng tốc độ / giảm tốc độ)

Mục tiêu của việc thiết kế cơ cấu với bánh răng là đạt được số vòng quay cần thiết bằng cách kết hợp nhiều bánh răng. Tốc độ quay của trục đầu ra được giảm, tăng hoặc giữ nguyên so với tốc độ quay của trục đầu vào tùy thuộc vào mục đích của ứng dụng. Mô-men xoắn trở nên nhỏ hơn khi tăng tốc độ và lớn hơn khi giảm tốc độ. (Điểm này sẽ được giải thích trong chương tiếp theo.) Do đó, trong hầu hết các trường hợp, tốc độ của một motor có công suất nhỏ được giảm bằng bánh răng để tạo ra mô-men xoắn lớn hơn. Nhiều motor có bánh răng được sử dụng trong các bộ phận ô tô, thiết bị gia dụng và motor của các máy công nghiệp. Motor có bánh răng là một bộ phận điện bao gồm một motor nhỏ và một hộp số để tạo ra mô-men xoắn lớn thay vì giảm tốc độ quay của motor.

Tính Tỷ lệ Tốc độ của Hệ thống Bánh Răng 

Hình 2-4: Công Thức Tỷ lệ Tốc độ của Hệ thống Bánh Răng

Số vòng quay của các bánh răng hoàn toàn phụ thuộc vào số răng của các bánh răng nối khớp và được truyền tải theo công thức tính toán. Một hệ thống bánh răng mà các bánh răng nối khớp trên cùng một mặt phẳng được gọi là “hệ thống bánh răng một giai đoạn” và các công thức sau đây được áp dụng

Khi số răng của bánh răng A quay với số vòng quay NA, số vòng quay của bánh răng B giảm xuống theo công thức:

NB = (ZA/ZB) × NA

Khi số răng của bánh răng B quay với số vòng quay NB, số vòng quay của bánh răng A tăng lên.

NA = (ZB/ZA) × NB

VD:

Tính toán số vòng quay và hướng quay của bánh răng động (bánh răng A).

Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 2-5 đại diện cho bánh răng động.

• rpm: số vòng quay mỗi phút: số lần quay trong một phút. Theo cách này, số vòng quay mỗi giây là “rps”.

Số răng của bánh răng: [Điều Kiện] Số răng: ZA=20, ZB=40 Số vòng quay của bánh răng động: NB=125rpm Hướng quay của bánh răng động: CCW (theo chiều kim đồng hồ)

[Đáp Án] Số vòng quay của bánh răng A NA=（ZB/ZA）× NB= （40/20）× 125 = 250rpm Hướng quay của bánh răng A: CW (theo chiều kim đồng hồ)

VD:

Tính toán số vòng quay và hướng quay của bánh răng bị động (bánh răng B).

Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 2-6 đại diện cho bánh răng động.

Số răng của bánh răng: [Điều Kiện] Số răng: ZA=17, ZB=51 Số vòng quay của bánh răng động: NA=1800rpm Hướng quay của bánh răng động: CCW (theo chiều kim đồng hồ)

[Đáp Án] Số vòng quay của bánh răng B NB=（ZA/ZB）× NA= （17/51）× 1800 = 600rpm Hướng quay của bánh răng B: CW (theo chiều kim đồng hồ)

VD Tính toán số vòng quay và hướng quay của bánh răng bị động (bánh răng C).

Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 2-7 đại diện cho bánh răng động.

Số răng của bánh răng: [Điều Kiện] Số răng: ZA=20, ZB=30, ZC=20 Số vòng quay của bánh răng động: NA=90rpm Hướng quay của bánh răng động: CCW (theo chiều kim đồng hồ)

[Đáp Án] Số vòng quay của bánh răng B: NB=（ZA/ZB）× NA= （20/30）× 90 ≈ 60rpm Hướng quay của bánh răng B: CW (theo chiều kim đồng hồ) NC=（ZB/ZC）× NB= （30/20）× 60 = 90rpm Hướng quay của bánh răng C: CCW (ngược chiều kim đồng hồ)

Những phép tính này trở nên ngày càng phức tạp khi số lượng bánh răng tăng lên. (Hình 2-8)

Hình 2-8: Tính toán tỷ lệ tốc độ của hệ thống bánh răng

Nếu nhiều bánh răng nối khớp trong một hệ thống bánh răng một giai đoạn, số vòng quay được xác định bởi số răng của bánh răng đầu vào và bánh răng đầu ra, bất kể số lượng bánh răng và số răng của các bánh răng ở giữa.

Do đó, số vòng quay của bánh răng E được tính như sau: NE = (ZA/ZE) × NA
“Việc tính toán cho một hệ thống bánh răng chuyển động trong một giai đoạn dễ dàng ngay cả khi số lượng bánh răng nối khớp tăng lên!”

Tính toán Tỷ lệ Tốc độ của Hệ thống Bánh Răng Nhiều Tầng

Một hệ thống bánh răng nối khớp trên hơn một mặt phẳng được gọi là “hệ thống bánh răng đa tầng”. (Hình 2-9)

Trong trường hợp này ta tính cho từng cặp bánh răng ăn khớp một
VD:

Tính toán số vòng quay và hướng quay của bánh răng bị động (bánh răng D).

Biểu tượng của bánh răng động trong Hình 2-10 đại diện cho bánh răng động.

Số răng của bánh răng: [Điều Kiện] Số răng: ZA=20, ZB=40, ZC=20, ZD=30 Số vòng quay của bánh răng động: NA=120rpm Hướng quay của bánh răng động: CCW (theo chiều kim đồng hồ)

[Đáp Án] Số vòng quay của bánh răng B: NB=（ZA/ZB）× NA= （20/40）× 120 = 60rpm Hướng quay của bánh răng B: CW (theo chiều kim đồng hồ) NC= NB= 60rpm (trên cùng một trục) Hướng quay của bánh răng C: CW (theo chiều kim đồng hồ)

ND=（ZC/ZD）× NC= （20/30）× 60 ≈ 40rpm Hướng quay của bánh răng D: CCW (ngược chiều kim đồng hồ)

Khi tỷ lệ giảm/giảm tốc độ trở nên lớn hơn, một bánh răng cần phải lớn hơn và không còn nhiều không gian nếu bạn chỉ sử dụng một giai đoạn bánh răng. Do đó, việc sử dụng hệ thống bánh răng đa giai đoạn trở nên cần thiết để tận dụng không gian một cách hiệu quả.

Chúng ta đã thảo luận về việc tính toán số vòng quay của bánh răng dựa trên số răng trong phần này.

Giới Thiệu

Gần đây, ít khi có các sản phẩm mới với cấu trúc sáng tạo được phát triển. Thay vào đó, trong hầu hết các trường hợp, chỉ có sự thay đổi về thông số kỹ thuật và thiết kế của các mô hình hiện có được thực hiện. Do đó, mong muốn của các kỹ sư thiết kế là họ có được kỹ năng để thay đổi một số cấu trúc của các mô hình hiện có hoặc các bộ phận để phát triển sản phẩm mới. Các kỹ sư thiết kế nên chịu trách nhiệm trong trường hợp có sự cố do thay đổi lớn về cấu trúc hoặc thiết kế bộ phận do quyết định tùy ý của kỹ sư. Đó chính là tình hình hiện tại khi hầu hết các kỹ sư chỉ sao chép và dán bằng phần mềm CAD mà không học về nguyên tắc của cấu trúc và cơ cấu. Ngẫu nhiên, máy nghe radio-cassette và máy nghe CD, mà trước đây được ưa chuộng rộng rãi cho sở thích hoặc việc sử dụng trong ô tô, có một cấu trúc đáng tin cậy do các liên kết, bánh răng và lò xo được sắp xếp chặt chẽ trong một không gian hẹp. Ngày nay, chúng ta chỉ cần chèn một USB hoặc sử dụng kết nối không dây để nghe nhạc, và do đó, tất cả những gì mà các kỹ sư thiết kế máy cần là thiết kế một khung chứa các bộ phận không di chuyển để đặt một bản mạch điện tử. Những thay đổi như vậy trong thời đại của chúng ta cũng làm giảm cơ hội của các kỹ sư thiết kế máy tiếp xúc với thiết kế cơ cấu, điều này dẫn đến sự thiếu sáng tạo trong việc phát triển cấu trúc và cơ cấu mới. Vậy bây giờ, làm thế nào các kỹ sư thiết kế máy nên đối diện với các nhiệm vụ thiết kế cơ cấu khi việc thay đổi các mô hình và chức năng hiện có bị yếu đi?

Trong chương này, kiến thức cơ bản về bánh răng sẽ được giải thích trước khi chúng ta tiến hành phát minh các cơ cấu sử dụng bánh răng.

Chi Tiết Máy

Các phần chi tiết máy là các đơn vị nhỏ nhất của các bộ phận chức năng (ví dụ như ốc vít, đai ốc, bánh răng, chìa khóa, v.v.) trong các thành phần cấu thành một máy như được thể hiện trong bảng dưới đây (bảng 1-1).

Loại Phần Truyền Động

Trong số các phần máy, các yếu tố truyền động được phân loại thành các nhóm sau. (Bảng 1-2)

Bảng 1-2: Các Loại Phần Truyền Động

Phương Thức Truyền Động	Truyền Động Liên Hợp Rắn	Truyền Động Mạng Lưới
Bánh Răng, vv.
Truyền Động Ma Sát	Trục Lăn Ma Sát, vv.
Truyền Động Liên Kết Không Rắn	Truyền Động Mạng Lưới	Dây Curoa và Xích
Truyền Động Ma Sát	Dây Đai Phẳng, vv.
Truyền Động Không Tiếp Xúc	Truyền Động Từ Trường	Bánh Răng Nam Châm, vv.

Trong số các yếu tố truyền động này, các bánh răng truyền động mạng lưới được sử dụng cho các cơ cấu tổng quát.

Bánh răng được định nghĩa là “các phần máy dùng để truyền chuyển động quay bằng cách liên tục kết hợp bề mặt lõm trên một trục với bề mặt đòn (răng) trên trục khác”.

Các Chức Năng của Bánh Răng

Dưới đây là danh sách các chức năng của bánh răng cho thiết kế cơ cấu. (Bảng 1-3)

Bảng 1-3: Chức Năng của Bánh Răng

Chức Năng Đặc Trưng của Bánh Răng	Giải Thích
Thay Đổi Hướng Trục Quay	Xem chương này
Chuyển Động Quay Thành Chuyển Động Tuyến Tính	Xem chương này
Thay Đổi Hướng Xoay (Theo Chiều Kim Đồng Hồ / Ngược Chiều Kim Đồng Hồ)
Thay Đổi Số Vòng Quay (Tăng Tốc Độ / Giảm Tốc Độ)
Thay Đổi Lực Quay (Tăng / Giảm Momen)

Trong số các đặc điểm như hình dạng, mục đích, vật liệu, một người thiết kế đầu tiên cần xem xét bố trí của hai trục mà trên đó các bánh răng được lắp đặt. Loại bánh răng xác định hướng của hai trục. Bố trí của trục bánh răng có thể được phân loại thành ba loại như được hiển thị dưới đây. (Bảng 1-4)

Table 1-7 Types and characteristics of gears for skewed shafts

Trong quá trình thiết kế, việc quyết định bố trí của hai trục thường được thực hiện trước khi chọn loại bánh răng. Tuy nhiên, người thiết kế nên xem xét rằng chi phí của các bánh răng thay đổi tùy thuộc vào bố trí của trục như sau:

1. Bánh răng cho trục song song (Rẻ)
2. Bánh răng cho trục cắt giao
3. Bánh răng cho trục nghiêng (Đắt)

Chúng tôi đã thảo luận về chức năng của bánh răng như các yếu tố máy móc, và loại và đặc điểm của bánh răng trong phần này.

Nguồn

Các thiết kế bánh răng xoắn kép được tối ưu hóa có thể giúp giảm trọng lượng, tiết kiệm không gian lắp ráp và chi phí của các đơn vị bánh răng turbo, tăng hiệu suất và đảm bảo hoạt động êm dịu và ít tiếng ồn. Bánh răng xoắn kép trở nên ngày càng quan trọng, đặc biệt trong lĩnh vực turbomachinery, hàng không vũ trụ và điện động. Lý do chính là loại bỏ lực lớn theo hướng trục, điều này có nghĩa là có thể thiết kế các ổ bi nhỏ hơn. Khoảng trống nhỏ giữa hai nửa bánh răng là mong muốn để tối ưu hóa mật độ công suất. Hiệu ứng tương tác giữa hai nửa của bánh răng trở nên ngày càng quan trọng. Điểm đỉnh là một tham số quan trọng để xác định trong các ứng dụng này. Nó mô tả sự giao điểm của sự mở rộng của mép răng của nửa trái và nửa phải đối với một mặt phẳng tham chiếu theo trục. Trong các quy trình thiết kế hiện đại, các tương tác giữa từng lớp bánh răng của nửa trái và nửa phải thường được bỏ qua. Do đó, không thể thực hiện việc thiết kế cụ thể cho vị trí điểm đỉnh.

Bài viết này, do đó, trình bày một phương pháp để xem xét hành vi cứng quasi-static của các mặt tiếp xúc liên kết, chẳng hạn như bánh răng xoắn kép trong thiết kế bánh răng. Một phương pháp dựa trên phần tử hữu hạn được sử dụng để rút ra các khuyến nghị về thiết kế và sai số cho các mặt tiếp xúc liên kết. Phương pháp đã được phát triển được xác minh thông qua các nghiên cứu thực nghiệm. Trọng tâm đặt trên việc nghiên cứu điểm đỉnh và ảnh hưởng của các độ lệch sản xuất đối với hành vi kích thích và tiếp xúc. Phương pháp đã được xác minh cho phép rút ra các khuyến nghị về thiết kế và sai số cho các bánh răng xoắn kép để tối ưu hóa hành vi kích thích.

1. Giới Thiệu và Động Lực

Trong lĩnh vực công nghệ hệ truyền động, trong những thập kỷ gần đây, công nghệ đã cho phép tăng đáng kể mật độ công suất của hộp số. Điều này đã giúp giảm đáng kể chiều rộng của bánh răng. Kết quả của việc cải thiện này trong việc làm nhỏ gọn các đơn vị bánh răng, các đặc tính quan trọng như tiếng ồn ngày càng được tập trung nhiều hơn. Do sự gần gũi của các mắc nối riêng lẻ với nhau, tương tác lẫn nhau được tăng cường bởi các cơ chế kích thích như rung động theo chiều trục trong các bánh răng xoắn hai lớp. Rung động theo chiều trục này phát sinh từ những biến động liên quan đến độ cứng giữa các nửa bánh răng kề nhau. Trong thiết kế bánh răng hiện nay sử dụng phân tích tiếp xúc răng, một phương pháp phổ biến trong công nghiệp, các cơ chế kích thích này không được xem xét. Để đạt được tiềm năng đầy đủ của các mắc nối song song trong bánh răng xoắn hai lớp, cần có các phương pháp cho phép biểu diễn đúng về độ cứng của toàn bộ chuỗi bánh răng trong phân tích tiếp xúc răng dựa trên phương pháp phần tử hữu hạn (FE). Như vậy, một thiết kế tối ưu của hình học bánh răng với xem xét về tương tác sẽ được đạt được liên quan đến hành vi vận hành.

Các bánh răng xoắn hai lớp thường được sử dụng nhiều trong các hộp số turbo. Do tốc độ cao, thông thường sử dụng ổ đỡ hydrođộng lực. Để giảm tải trục trên các ổ đỡ hydrođộng lực và do đó giảm mất công suất của ổ đỡ, tính chất bù trừ lực trục của bánh răng xoắn hai lớp được tận dụng. Ngoài ra, do kích thước lớn và sản lượng thấp của các hộp số turbo, việc sản xuất các bánh răng dưới dạng linh kiện duy nhất được thực hiện. Cần có kiến thức chính xác về hành vi kích thích để tránh chi phí bổ sung. Một cách để ảnh hưởng đến hành vi kích thích là thông qua việc đặt sai số tại điểm đỉnh. Hiện tại, một phương pháp là sử dụng một mô hình tính toán đơn giản để tính toán các bánh răng xoắn hai lớp bằng cách giảm bánh răng xoắn hai lớp thành một bánh răng xoắn và tải nó với một nửa mô men xoắn. Những đơn giản hóa này bỏ qua các đặc tính cần thiết của các bánh răng xoắn hai lớp (đàn hồi, mắc nối xoắn hai lớp, ảnh hưởng của quy trình sản xuất). Do đó, hành vi kích thích và các biến số quyết định về khả năng chịu tải như phân phối áp suất và tải không thể được biểu diễn chính xác.

2. Tình Trạng Nghệ Thuật Hiện Đại

Thường thì, việc thiết kế và phân tích các mắc nối lân cận thường được thực hiện riêng lẻ cho từng mắc nối riêng lẻ. Trong thiết kế, thường dựa trên các phương pháp gần tĩnh, hình học macro được xác định trước, sau đó là hình học micro. Việc lựa chọn hình học macro đặc biệt quan trọng đối với các ứng dụng yêu cầu âm thanh nhạy cảm, vì nó quyết định hành vi kích thích [1]. Việc giảm thiểu thể tích bộ bánh răng, khối lượng bánh răng, khoảng cách tâm tổng, chi phí sản xuất, hoặc các moment động lực khối lượng được mô tả trong văn học như các biến số mục tiêu [2]. TENBERGE đã áp dụng các phương pháp toán học và dựa trên kiến thức cho việc thiết kế hình học macro của các bánh răng trụ [3]. RÖMHILD, BANSEMIR và PARLOW cũng tập trung vào việc thiết kế hình học macro [4–6].

Sau khi hình học macro được xác định, thường dựa trên các phương trình gần đúng để bù đắp sự không cân xứng cho việc thiết kế hình học micro của các bánh răng xoắn hai lớp [7]. Một thiết kế của điểm đỉnh với xem xét về các sự sai lệch liên quan đến tải trọng và sản xuất không thể được thực hiện. Thay vào đó, nó được chỉ ra rằng do tương tác giữa các nửa bánh răng, phương pháp phân tích gây ra sai số và nên sử dụng phương pháp dựa trên phần tử hữu hạn (FE) thay thế [8, 9]. Phân tích chi tiết về loại bánh răng này dựa trên phần tử hữu hạn hiện chỉ có thể được thực hiện với các mô hình FE chi tiết hoàn toàn, xem [10]. Tuy nhiên, công sức mô hình hóa và thời gian tính toán rất cao. Trong trường hợp của các bánh răng xoắn hai lớp, các thành phần lực trục trên một thân bánh răng ideally cân bằng lẫn nhau. Tuy nhiên, lực trục có thể xảy ra do lỗi mắc nối gây ra, ví dụ, do các sai lệch sản xuất [11]. Kết quả là, các rung động lực trục nổi lên, mà hiện không được xem xét trong thiết kế. Các rung động lực trục đã được nghiên cứu tính toán và thử nghiệm bởi WANG VÀ CÁC CỘNG SỰ. Dưới điều kiện gần đúng tĩnh, có sự tương quan tốt trong việc so sánh giữa các sự thay đổi trục được đo lường và tính toán, nhưng không tích hợp vào thiết kế [12].

Trong khoa học tính toán, đã mô tả các hệ thống chương trình khác nhau để mô hình hóa hành vi hoạt động gần đúng của các bánh răng. Trong phân tích tiếp xúc răng dựa trên phần tử hữu hạn STIRAK, các điều kiện tiên quyết đã được tạo ra để tính toán nhiều mắc nối bánh răng trong các giai đoạn bánh răng hành tinh [13, 14]. Một cách khác để mô hình hóa nhiều mắc nối bánh răng trong phân tích tiếp xúc răng có thể được thực hiện bằng cách sử dụng phần mềm RIKOR [15]. RIKOR là một phân tích tiếp xúc răng dựa trên một phương pháp lý thuyết phẳng theo WEBER và BANASCHEK để mô hình hóa độ cứng của răng [16]. Với phương pháp này, các bánh răng xoắn hai lớp đã có thể được phân tích dựa trên phân phối tải trọng. Dữ liệu đầu vào được thực hiện riêng lẻ cho từng mắc nối bánh răng. Việc giải quyết vấn đề tiếp xúc và tính toán phân phối tải trọng được thực hiện trong phân tích biến dạng và tải trọng trong hệ thống bánh răng tổng thể, nhưng mỗi mắc nối bánh răng được tính toán riêng lẻ và không kết nối với nhau.

Hơn nữa, KANG sử dụng các nghiên cứu thử nghiệm để nghiên cứu tác động của sự lệch pha giữa hai nửa bánh răng của một bánh răng xoắn hai lớp đối với hành vi hoạt động gần đúng và động. Dữ liệu đo được sử dụng để xác minh phương pháp mô phỏng được phát triển. Phương pháp mô phỏng dựa trên một phương pháp lý thuyết. Không có xem xét về phương pháp dựa trên phần tử hữu hạn (FE). [17]

Kết luận: Hành vi kích thích của các bánh răng xoắn hai lớp được đặc trưng bởi sự quan trọng ngày càng tăng và sự tương tác giữa các mắc nối răng, và cho đến nay chỉ có thể được tính toán hiệu quả dựa trên các phương pháp lý thuyết hoặc mô hình đơn giản. Dự đoán hành vi kích thích, càng chính xác càng tốt ở giai đoạn thiết kế sớm giảm chi phí và công sức trong quá trình phát triển. Thiết kế các bánh răng được chia thành thiết kế hình học macro và micro. Với sự tập trung vào hành vi kích thích, việc tiếp cận dựa trên phần tử hữu hạn (FE) hữu ích để tính toán chính xác. Trong thiết kế của các bánh răng xoắn hai lớp, thiếu nghiên cứu về ảnh hưởng đối với hành vi kích thích của các biến số cụ thể của bánh răng như điểm đỉnh.

3. Giới Thiệu Mô Hình Mô Phỏng Đã Phát Triển

Trong bước đầu tiên, đã phát triển một phương pháp mô phỏng cho phép xem xét tương tác giữa các mắc nối răng lân cận và do đó xác định được ảnh hưởng đối với hành vi vận hành. Trong ngữ cảnh này, một đầu vào tham số hóa, như lệch bước của hai mắc nối răng, được cung cấp và phương pháp tính toán đã được điều chỉnh. Do đó, hành vi vận hành của các bánh răng xoắn hai lớp có thể được tính toán bằng phương pháp tính toán dựa trên phần tử hữu hạn (FE).

3.1. Đầu Vào và Đầu Ra Tham Số Hóa

Đến nay, trong tệp đầu vào dạng văn bản, mỗi mắc nối răng được xác định như một cặp răng động và răng đưa động. Để xem xét các bánh răng xoắn hai lớp, tệp đầu vào đã được mở rộng để các nửa bánh răng được kết nối và do đó hai nửa bánh răng hoạt động như đầu vào và hai nửa bánh răng là đầu ra. Tham số hóa của các nửa bánh răng được thực hiện riêng lẻ trong khu vực định nghĩa của bánh răng. Điều này có nghĩa là các bánh răng xoắn hai lớp có thể được định nghĩa với các thông số hình học macro khác nhau một chút ngoài việc quay ngược dấu của góc xoắn. Hơn nữa, các đầu vào yêu cầu bổ sung liên quan đến lệch bước giữa các nửa bánh răng trên một trục, cũng như việc xác định điểm đỉnh với và không xem xét sự sai lệch góc dẫn của hai nửa bánh răng. Ngoài ra, các hạn chế bổ sung được thực hiện để xem xét sự xoắn động do tải trọng dọc theo chiều rộng răng, cũng có thể được chỉ định trong các tham số đầu vào. Đối với bánh răng xoắn hai lớp, hai mô hình riêng biệt được xây dựng và lưới mắc nối cho mỗi nửa bánh răng. Sau đó, các mô hình được kết hợp thành một mô hình tổng thể và các kết quả tính toán cho toàn bộ bánh răng xoắn hai lớp được xác định trong một mặt hoạt động duy nhất. Một phương pháp tiếp cận dựa trên phần tử hữu hạn được sử dụng để tính toán tiếp xúc giữa các răng. [18]

3.2. Triển Khai Mô Hình Trong Một Mặt Hoạt Động

Khi tính toán và phân tích các bánh răng xoắn hai lớp bằng phương pháp phân tích tiếp xúc răng dựa trên phần tử hữu hạn (FE), trước đó chỉ có thể phân tích riêng lẻ từng nửa bánh răng, xem Hình 1 bên trái. Trước hết, cần phải đưa ra giả định về cách mà tổng mô men xoắn được phân phối giữa hai nửa bánh răng. Thường thì, trong bước đầu tiên, giả sử là phân phối đều, do đó cả hai mắc nối đều tham gia vào việc truyền mô men xoắn. Điều này không phản ánh thực tế. Sau đó, cả hai nửa bánh răng được coi như một mắc nối riêng biệt. Do đó, các mô hình FE được thiết lập như các mắc nối răng đoạn. Ở đây, các ràng buộc được áp dụng tại các giao diện, như được thể hiện trong Hình 1, bên trái. Do đó, không có tương tác giữa các nửa bánh răng có thể được xem xét.

Figure 1: Modeling of the gear halves.

Sửa Đổi Mô Hình Mặt Hoạt Động Được Nhằm Đối Phó Với Các Thiếu Sót Đã Được Đề Cập.

Các mắc nối răng đoạn được hoàn thiện bằng các đoạn không có răng để tạo thành các bánh răng liền. Các mô hình riêng lẻ sau đó được kết hợp để tạo thành một mô hình tổng thể cho mỗi bánh răng xoắn hai lớp. Tất cả các trường hợp tải và điều kiện ràng buộc được chuyển sang mô hình tổng thể. Cả trục đầu vào và đầu ra đều được ràng buộc tại mặt phẳng tách biệt tại trung tâm khe hở. Ràng buộc được áp dụng ở mặt phía đầu vào tại điểm áp lực và ở mặt phía đầu ra tại điểm xảy ra lực liên quan. Ràng buộc một phía như được thể hiện trong Hình 1 bên phải sẽ gây ra sự uốn cong mạnh của trục, điều này không tương ứng với sự chuyển động thực sự xảy ra. Do đó, một yếu tố ổn định được chèn vào để khóa các chuyển động nhưng không có độ cứng theo hướng quay. Điều này cho phép xoắn dọc theo bánh răng, điều mà bị ức chế bởi ràng buộc rất cứng trên các querschnitt của mắc nối răng đoạn trong phương pháp tính toán trước đó.

Chương trình được chia thành bốn module chương trình cơ bản: Đầu tiên, các đầu vào được chỉ định bởi người dùng được đọc vào. Ở đây, ví dụ, thông tin về hình học của bánh răng hoặc các giá trị đặc trưng để điều khiển trình tự chương trình được đọc và xử lý. Module chương trình thứ hai sau đó tạo ra cấu trúc FE của các bánh răng cần tính toán. Việc lưới hóa được thực hiện tự động dựa trên các thông số được thiết lập ban đầu. Module chương trình thứ ba điều khiển trình giải FE. Hạt nhân tính toán xác định các hệ số ảnh hưởng chuyển động để mô tả độ cứng của răng bánh bằng cách giải các hệ phương trình. Module chương trình cuối cùng đánh giá kết quả tính toán dựa trên các thông số được thiết lập ban đầu và tùy chọn xuất ra các giá trị đặc trưng liên quan đến kích thích của bánh răng.

Trước khi mô hình lò xo toán học trong module chương trình số 3 có thể được giải, cần có các hệ số ảnh hưởng, xem Hình 2 bên trái [19]. Để đạt được điều này, các hệ số ảnh hưởng được xác định riêng cho các mô hình FE kết hợp của trục đầu vào và đầu ra. Phương pháp tính toán được điều chỉnh được thể hiện trong Hình 2, trên cùng. Khi một lực được áp dụng vào một nửa (H1), chỉ có sự biến dạng trong H1 được đánh giá. Điều tương tự áp dụng cho nửa bánh răng còn lại (H2). Bằng cách tính toán trên các trục trong mô hình tổng thể, các khu vực H2-H1 và H1-H2 hiện nay cũng được xem xét, phản ánh các tương tác chéo giữa các nửa bánh răng. Một lực trên H1 giờ đây cũng gây ra một biến dạng trong H2 và ngược lại. Ngoài các hệ số ảnh hưởng được xác định theo cách này, tải trọng và khoảng cách tiếp xúc vẫn cần thiết để xây dựng toàn bộ mô hình lò xo để giải hệ thống phương trình dựa trên vị trí cuộn và xác định các biến số kết quả.

4. Thiết Kế và Sản Xuất Các Bánh Răng Thử Nghiệm

Chương này trình bày trước tiên về thiết kế của các biến thể khác nhau cho các bánh răng xoắn hai lớp. Các biến thể bánh răng được sản xuất luôn dựa trên một biến thể tham chiếu, thường có bề mặt dẫn hình chóp Cβ = 4 µm và giảm đỡ đầu răng Cα = 10 µm, nhưng không có các sửa đổi khác. Biến thể tham chiếu này quan trọng cho các nghiên cứu thử nghiệm tiếp theo, vì nó thường được sử dụng như một biến thể so sánh chưa được tối ưu hóa.

4.1 Thiết Kế Bánh Răng và Nghiên Cứu Tham Số

Một lựa chọn của các biến thể bánh răng sẽ được điều tra để phân tích hành vi kích thích của các bánh răng xoắn hai lớp được liệt kê trong Hình 3. Ngoài biến thể tham chiếu, nhóm đầu tiên của các nghiên cứu là biến thể của điểm đỉnh. Ở đây, hai biến thể với hình học micro được điều chỉnh được cung cấp. Do sự thay đổi về hình học micro, mỗi nửa bánh răng chuyển tải một lượng tải trọng cao hơn hoặc thấp hơn tương ứng. Một biến thể khác được sản xuất với sự điều chỉnh về lệch bước giữa hai nửa để chuyển động cứng để đạt được một phản ứng kích thích thấp hơn. Sự thay đổi trong chiều rộng khe giữa hai nửa bánh răng được thiết kế để làm cho ảnh hưởng của tương tác chéo trở nên đánh giá được. Mục tiêu của biến thể cuối cùng là một phân phối tải trọng cân bằng trong cả hai nửa, được tính toán bằng phương pháp kết hợp giữa hai nửa bánh răng. Phương pháp mới phát triển được sử dụng để thiết kế các sửa đổi này. Để đạt được điều này, các nghiên cứu tham số sẽ được tiến hành trong một bước tiếp theo.

Phương Pháp Tính Toán Có Khả Năng Mô Phỏng Hành Vi Hoạt Động Lý Thuyết của Bánh Răng Xoắn Hai Lớp và Cải Thiện Hành Vi Hoạt Động với Các Sửa Đổi Hình Học Micro Mới Thiết Kế.

Tuy nhiên, trong quá trình sản xuất thực tế của các bánh răng, các độ lệch trong quá trình sản xuất liên quan đến quy trình thường xuất hiện, dẫn đến sự chệch lệch so với hình học mẫu. Trên thực tế, hình học của bánh răng được sản xuất chệch lệch xung quanh hình học mẫu và do đó ảnh hưởng đến hành vi sử dụng, có thể dẫn đến sự suy giảm của các giá trị mục tiêu. Sự tập trung trước đây chỉ vào hình học mẫu một cách đơn thuần đã bỏ qua những hiệu ứng này. Ảnh hưởng của độ lệch sản xuất đối với lỗi truyền tải tổng cộng tại một điểm thiết kế cụ thể được thể hiện trong Hình 4

Hình 4: Nghiên cứu mô phỏng: Ảnh hưởng của các độ lệch.

Các thông số giữ nguyên được thể hiện ở phần trái của Hình 4 (Cα, nửa đầu tiên = 0 µm, Cα, nửa thứ hai = 0 µm). Trên trục toàn cầu, các giá trị của đỉnh hình chóp được biến đổi (trục hoành – nửa đầu tiên, trục tung – nửa thứ hai). Ngược lại, trên các trục cục bộ của mỗi ô lập phương, giá trị của sai lệch góc đỉnh được hiển thị (trục hoành – nửa đầu tiên, trục tung – nửa thứ hai). Biến thể tham chiếu chưa được sửa đổi (REFERENCE) được đánh dấu bằng điểm màu xanh. Như một ví dụ, lỗi truyền tải tổng cộng được đánh giá là giá trị mục tiêu. Lỗi truyền tải xoắn được xác định ở đây như một sai biệt đường đi. Trước hết, sự khác biệt giữa các vị trí cuộn thực tế và vị trí cuộn lý tưởng được tính bằng sự chệch góc. Sau đó, sau khi nhân với bán kính đường tròn cơ sở của bánh răng tham chiếu, lỗi truyền tải xoắn kết quả được nhận được. Để tránh các hiệu ứng động, điều này được xem xét trong trường hợp bán tĩnh gần đây. Các khu vực có lỗi truyền tải thấp được hiển thị ở màu trắng. Các biến thể có lỗi truyền tải lớn nhất được đánh dấu bằng màu tím. Tùy thuộc vào hình học micro, các biến thể có thể được xác định đồ họa trong đó các khu vực xung quanh một điểm thiết kế đề xuất cũng thể hiện hành vi kích thích thấp và do đó có vẻ phù hợp như một điểm thiết kế đề xuất có thể.

Ngoài các biến thể hình học micro, phương pháp cũng có thể được sử dụng để nghiên cứu ảnh hưởng lên hành vi kích thích khi hai nửa bánh răng được xoay so với nhau. Nghiên cứu được hiển thị trong Hình 5 minh họa ảnh hưởng này trong điều kiện không tải. Trong chuỗi mô phỏng, nửa thứ hai của bánh răng đã được biến đổi trong một khoảng dp = 0.0 – 1.0 chuỗi trục theo bước kích thước Δdp = 0.1 chuỗi trục.

Hình 5: Nghiên cứu mô phỏng: Sự quay của hai nửa bánh răng so với nhau.

Ở phần trên của Hình 5, lỗi truyền tải xoắn không tải trọng cho các mô phỏng với các lệch bước khác nhau được vẽ trên vị trí cuộn. Đối với các lệch bước gần dp = 0.5 chuỗi trục, giá trị lớn tại điểm cuộn thứ 18 giảm đáng kể và đạt được lỗi truyền tải xoắn không tải trọng tối thiểu. Phạm vi dao động được hiển thị ở phần dưới của hình dưới dạng lỗi truyền tải xoắn đỉnh đến đỉnh không tải trọng xác nhận quan sát này.

4.2. Sản Xuất Các Bánh Răng Thử Nghiệm

Nghiên cứu thực nghiệm được tiến hành để xác nhận phương pháp, trong đó các bánh răng phải được sản xuất. Để đạt được khoảng cách giữa hai nửa bánh răng là nhỏ nhất có thể, quá trình gia công hoàn chỉnh được chỉ định trong quá trình phay 5 trục. Thép đã được tôi quen và nhiệt độ đã được sử dụng làm vật liệu cho các bánh răng. Khác biệt so với chuỗi quy trình công nghệ thông thường, ở đây công sức sản xuất được giảm bớt vì quá trình làm cứng và gia công chính xác của bánh răng bị bỏ qua. Các chênh lệch sản xuất xuất hiện do quá trình kẹp có thể được tránh vì các bánh răng được sản xuất trong một lần kẹp. Dựa trên chuỗi công nghệ này, một bánh răng tham chiếu được thiết kế sao cho, nhờ vào module mn = 5 mm, có thể được sản xuất bằng các dụng cụ phay 5 trục thương mại có sẵn. Đã đảm bảo được tốc độ cắt cần thiết có thể đạt được trên các máy thương mại có sẵn. Khoảng cách giữa hai nửa bánh răng cho biến thể tham chiếu là bGap = 17 mm.

Với quy trình phay 5 trục, tất cả các biến thể bánh răng của bánh răng xoắn hai lớp được thiết kế đã được sản xuất. Chất lượng tốt trong phạm vi lớp chất lượng A = 5 của các bánh răng đã được đạt được, đặc biệt là đối với các bánh răng tham chiếu [20]. Tiếp theo, biến thể tham chiếu và biến thể có sự quay đối tượng giữa hai nửa bánh răng sẽ được thảo luận chi tiết hơn. Vị trí điểm giao của các đường nét của bánh răng xoắn hai lớp (Điểm Đỉnh) được sản xuất với sự chệch lệch ΔxApex,Ref,Pinion = -16.7 µm cho biến tham chiếu của đỉnh pinyon và với sự chệch lệch ΔxApex,Ref,Gear = +88.0 µm cho biến tham chiếu của bánh xe trong giới hạn cho phép ΔxApex,Target = ±100µm. Sự chệch lệch của điểm đỉnh ΔxApex được xác định ở đây là khoảng cách giữa giao điểm tưởng tượng của hai đường nét của hai nửa bánh răng và mặt phẳng tạo thành bởi đường giữa của bánh răng. Đối với biến thể của pinyon với lệch bước trục, cả hai nửa của cả pinyon và bánh răng phải được sản xuất với sự chệch góc Δϕ = -10°. Sự chệch lệch đo được của lệch bước là ΔϕDeviation,Pinion = -0.0247° và sự chệch lệch của điểm đỉnh là ΔxApex,PitchOffset,Pinion = +20.8 µm. Sự chệch lệch đo được của bánh răng là ΔϕDeviation,Gear = -0.0449° và ΔxApex,PitchOffset,Gear = -49.0 µm.

5. Nghiên Cứu Thực Nghiệm về Hành Vi Kích Thích

Phần này trình bày các nghiên cứu thực nghiệm trên các bánh răng xoắn hai lớp đã được sản xuất. Một thiết bị thử nghiệm được điều chỉnh đặc biệt cho ứng dụng này đã được sử dụng. Thiết bị này được thiết kế đặc biệt để đo vị trí góc chính xác cao để có thể rút ra kết luận về hành vi kích thích của các bánh răng dựa trên lỗi truyền tải. Thiết bị thử nghiệm này có thiết kế cứng cáp, giảm thiểu sự di chuyển do tải trọng của các bánh răng. Mô hình thiết kế thiết bị thử nghiệm để lắp đặt các pinion của giai đoạn bánh răng xoắn hai lớp được thể hiện trong Hình 6. Một phần, thiết bị thử nghiệm được hiển thị như một mô hình và, một phần khác, là một hình ảnh của thiết lập thực tế.

Hình 6: Khái Niệm Thử Nghiệm Cho Bánh Răng Xoắn Hai Lớp – Thiết Kế CAD và Thiết Lập Thực Nghiệm.

Các bộ mã hóa quang học ERA 180 được sản xuất bởi Heidenhain GmbH được lắp đặt trên các khối vật lý chính trên các bên đầu vào và đầu ra. Đĩa mã hóa quay chứa 18,000 góc chia trên chu vi của chúng, cho phép đo đạc góc quay rất chính xác. Ở bên đầu vào, một đơn vị ổ lỗ hỗ trợ trục pinion. Thiết kế bánh răng bán mở giúp điều chỉnh khái niệm ổ bi và thay đổi các bánh răng nhanh chóng. Bộ gắn kết bằng lò xo kim loại cho phép di chuyển trục dọc của trục truyền động nếu được cung cấp một khái niệm ổ bi thích hợp. Đồng thời, bộ gắn kết bằng lò xo kim loại giúp truyền động quay cứng cáp.

Ở bên đầu ra, nắp cuối hỗ trợ đầu trục tự do của trục đầu ra. Dầu được sưởi nóng trước từ bên ngoài được cấp liên tục đến các vùng tiếp xúc của bánh răng và ổ bi, đảm bảo kết quả đo lường có thể lặp lại được dưới điều kiện tĩnh.

Một đặc điểm đặc biệt của thiết bị này là khái niệm ổ bi của trục pinion. Trong ứng dụng, pinion của bánh răng xoắn hai lớp thường được gắn trên một ổ bi nổi. Điều này cho phép sự di chuyển bù trừ trục dọc và sự bù trừ tải trọng giữa hai nửa, diễn ra độc lập trong quá trình vận hành. Do đó, có hai loại sắp xếp ổ bi cho trục pinion: sắp xếp ổ bi cố định/nổi và sắp xếp ổ bi nổi. Trong trường hợp sắp xếp ổ bi cố định/nổi, một ổ bi được cố định nên không có sự di chuyển bù trừ trục dọc nào được cho phép, trong khi điều này được cho phép trong trường hợp sắp xếp ổ bi nổi. Vì lý do này, trục pinion được lắp đặt trong một đơn vị ổ bi riêng biệt trong đó các khái niệm ổ bi khác nhau có thể được nghiên cứu. Điều này được đặc trưng bởi sự cứng vững xoắn cao nhất có thể đạt được đồng thời giải phóng tự do trục dọc.

Bánh răng tham chiếu đã được nghiên cứu trong một loạt các thử nghiệm. Hơn nữa, hành vi kích thích của một biến thể đã được nghiên cứu, trong đó hai nửa bánh răng được xoay so với nhau một nửa bước răng cả ở pinion và ở bánh răng đối diện, xem Hình 7. Biên độ của lỗi truyền tải xoắn tổng cộng được vẽ trên mô-men xoắn đầu vào cho hai lệnh bánh răng đầu tiên. Biến thể này đã được chứng minh là rất thấp trong kích thích trong quá trình tính toán không tải trọng và do đó được sử dụng cho các nghiên cứu thực nghiệm.

Hình 7: Đo Lỗi Truyền Tải – Biến Thể Tham Chiếu so với Biến Thể Đổi Bước Răng.

Đầu tiên, có thể thấy rằng giảm biên độ đáng chú ý xảy ra giữa các tần số răng lần thứ nhất và thứ hai. Hơn nữa, điều này có thể được hiểu trong Hình 8, nơi một phổ biến độ tương ứng được hiển thị đối với thứ tự. Ngoài ra, có thể thấy rằng giảm biên độ lỗi truyền tải của lệnh bánh răng đầu tiên, đặc biệt ở tải trọng trung bình đến cao, so với biến thể tham chiếu. Tuy nhiên, vì có lý thuyết là 36 mắt răng trên mỗi vòng quay của pinion thay vì 18, nên có lý để giả định rằng ta có thể mong đợi tăng kích thích của lệnh bánh răng thứ hai hoặc các bên lề.

Hình 8: Đo Lỗi Truyền Tải – Phổ Biên Độ tại Các Tải Trọng Khác Nhau.

Trong trường hợp này, số lần tần số răng gấp đôi kết quả từ số răng. Ở bên đầu lái, pinion có z = 18 răng. Tuy nhiên, vì các mắt răng được lệch một nửa bước răng qua chu vi, nên cũng có một độ lệch thời gian giữa việc bắt đầu mắt răng với bánh răng trùng khớp. Điều này dẫn đến một tần số kích thích gấp đôi: f = 2 x 18 = 36 lần trên mỗi vòng quay. Tuy nhiên, khi xem xét sâu hơn về lệnh bánh răng thứ hai, có thể thấy rằng kích thích ở tải trọng trung bình đến cao chỉ cao hơn một chút hoặc thậm chí thấp hơn so với biến thể tham chiếu. Phổ lệnh cho hai mức lực xoắn lái khác nhau cũng xác nhận điều này, xem Hình 8.

Lệnh bánh răng thứ nhất và thứ hai được đánh dấu tương ứng. Trong phổ, có thể thấy không có bên lề nào xuất hiện. Tóm lại, có thể nói rằng các bánh răng với độ lệch bước răng một nửa trong ứng dụng hiện tại có một kích thích đáng chú ý giảm ở lệnh bánh răng đầu tiên so với biến thể tham chiếu và, thêm vào đó, không ảnh hưởng tiêu cực đến các cơ chế kích thích đã biết nào khác trong thực nghiệm. Hiện tượng này có thể được giải thích bằng sự cân bằng độ cứng truyền động hợp lý hơn trong biến thể có độ lệch bước răng. Thực tế, việc các răng trên các nửa bánh răng lân cận trùng khớp lệch một nửa bước răng giảm thiểu độ biến động tối đa trong độ cứng truyền động. Điều này xác nhận phương pháp thiết kế.

6. Xác nhận Phương Pháp

Kết quả từ các nghiên cứu trên dàn thử nghiệm về bánh răng kép xoắn được sử dụng sau đây để xác nhận phương pháp đã được phát triển. Xác nhận được thực hiện một phần bằng cách so sánh các lỗi truyền tải được đo lường và mô phỏng và một phần khác thông qua các mẫu tiếp xúc được ghi lại và mô phỏng.

Hình 9 cho thấy cả các mẫu tiếp xúc được đo lường và được mô phỏng bằng phương pháp mô phỏng. Các mẫu tiếp xúc được tạo ra trong mô phỏng và trên dàn thử nghiệm ở cùng một lực xoắn. Kết quả cho bộ bánh răng tham chiếu được hiển thị ở giữa hình. Trong thử nghiệm, một mẫu tiếp xúc được xác định có chút lệch ra khỏi trung tâm ở cả hai nửa bánh răng. Sự chuyển động của các mẫu chỗ đỡ về một bên chỉ ra sự chuyển động trong hệ thống. Ngoài ra, cũng có thể thấy một chút lan rộng của mẫu tiếp xúc ở các khu vực đỉnh răng. Điều tương tự cũng rõ ràng đối với các mẫu tiếp xúc được mô phỏng của bộ bánh răng tham chiếu. Dữ liệu topography được đo lường của các bánh răng đã được sử dụng cho các tính toán. Ngoài ra, thiết lập thử nghiệm thực nghiệm đã cho thấy sự chuyển động liên quan đến tải và sự chệch hướng của hệ thống chịu lực. Các chuyển động này đã được tính đến trong phương pháp mô phỏng. Các chuyển động từ hệ thống đã được chuyển thành mặt tiếp xúc như các độ lệch. Tóm lại, có thể nói rằng phương pháp này tái tạo điều kiện tiếp xúc của hệ thống truyền động bánh răng kép xoắn tốt dựa trên các mẫu tiếp xúc.

Hình 9: Xác nhận: phù hợp mẫu tiếp xúc.

Hình 10: So sánh: đường cong lỗi truyền tải đo được và mô phỏng trên lực xoắn.

Mô phỏng đã được thực hiện với các topography mặt răng được đo lường để có thể biểu hiện các ảnh hưởng có thể do quá trình sản xuất. Có thể thấy rằng mô phỏng hơi đánh giá thấp so với dữ liệu đo được cho lệnh bánh răng đầu tiên gần như trên toàn bộ dải lực xoắn. Đường cong dữ liệu đo được hiển thị một độ dốc lớn do chuyển động liên quan đến tải trọng tại bàn thử nghiệm. Hành vi chuyển động này đã được tính đến trong mặt tiếp xúc khi tính các lỗi truyền tải quay. Về mặt lượng tử, amplitudes của lỗi truyền tải quay được mô phỏng của tần số mắt răng đầu tiên tái tạo khá tốt dữ liệu đo được từ các nghiên cứu thực nghiệm.

Hình 10: Bánh răng kép xoắn – Mô phỏng lỗi truyền tải của biến thể tham chiếu

Tần số mắt răng thứ hai cũng được biểu diễn tốt bởi phương pháp mô phỏng. Đường cong đặc điểm của lỗi truyền tải quay qua lực xoắn được mô phỏng tương tự như dữ liệu đo được. Hơn nữa, các giá trị lượng tử của các biên độ cũng đã được ánh xạ tốt bởi mô phỏng. Tuy nhiên, giá trị tại MIn = 400 Nm bị đánh giá cao hơn bởi mô phỏng so với dữ liệu đo được.

Ngoài biến thể tham chiếu, biến thể có sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng cũng đã được mô phỏng. Lỗi truyền tải quay được mô phỏng và đo được cho biến thể có sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng được hiển thị trong Hình 11. Một sự xem xét về tần số mắt răng đầu tiên cho thấy rằng đường cong lỗi truyền tải quay được tái tạo tốt cho đến lực xoắn lái tối thiểu là MIn = 250 Nm. Chỉ khi vượt qua giá trị này, mô phỏng đánh giá cao hơn so với dữ liệu đo được từ các đo lường thực nghiệm.

Hình 11: Bánh răng kép xoắn – Mô phỏng lỗi truyền tải của biến thể có sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng.

Tương tự — như có thể thấy đối với tần số mắt răng đầu tiên — cũng có thể quan sát được cho tần số mắt răng thứ hai. Có sự đánh giá thấp hằn liên tục của đo lường so với mô phỏng. Tuy nhiên, đến mức lực xoắn lái tối thiểu MIn = 250 Nm, có sự tương đồng về mặt hình dạng đường cong giữa dữ liệu đo được và mô phỏng. Cả hai cuộc nghiên cứu về biến thể tham chiếu và biến thể có sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng đã cho thấy rằng phương pháp mô phỏng có thể biểu diễn  kích động gần tĩnh bằng cách tính lỗi truyền tải quay tổng cộng từ gốc đến gốc. Các sự chệch lệch do tải trọng được tính đến.

Tóm tắt và Hướng nhìn về Tương lai:

Trong những thập kỷ gần đây, công nghệ hộp số đã có thể tăng đáng kể mật độ công suất của các hộp số. Điều này đã giúp giảm đáng kể khoảng cách theo hướng trục giữa các giai đoạn bánh răng và chiều rộng của chúng. Với sự tăng cường về sự compact của các giai đoạn bánh răng đạt được, các tính năng quan trọng về thoải mái như hành vi tiếng ồn ngày càng trở nên quan trọng. Do sự gần gũi ngày càng tăng của các mắt răng cá thể với nhau, tương tác lẫn nhau thông qua các cơ chế kích động đang gia tăng. Trong thiết kế bánh răng hiện tại thông qua phân tích tiếp xúc răng, mô phỏng theo cách tĩnh lịch, đại diện cho tình trạng thực tế trong công nghiệp, các cơ chế kích động này vẫn chưa được xem xét.

Do đó, mục tiêu của nghiên cứu là phát triển một phương pháp để xem xét hành vi cứng gần tĩnh, tương tác của bánh răng kép trong thiết kế bánh răng. Do đó, một mô hình mô phỏng đã được thiết lập và sau đó là phương pháp tính toán được trình bày. Bằng việc sử dụng các nghiên cứu tham số, đã có thể xác định các ảnh hưởng có các hiệu ứng khác nhau đối với hành vi kích động của bánh răng kép. Một số biến thể được xác định theo cách này đã được sản xuất bằng quy trình tiện tiến gia công 5 trục và kiểm tra về độ chính xác kích thước. Các nghiên cứu thí nghiệm về các bánh răng được sản xuất đã được thực hiện bằng cách sử dụng một hệ thống thử nghiệm được điều chỉnh để đáp ứng yêu cầu nghiên cứu. Cuối cùng, phương pháp đã phát triển đã được kiểm chứng trên cơ sở dữ liệu từ hệ thống thử nghiệm thu được.

Đầu tiên, các so sánh mẫu tiếp xúc ở tải trọng thấp đã được thực hiện để phân tích hành vi hệ thống. Việc phân tích chi tiết các mẫu tiếp xúc ban đầu chỉ ra một sự chuyển động trong hệ thống thử nghiệm. Những điều này có thể được xem xét và xác nhận bằng cách sử dụng phương pháp mô phỏng. Khi so sánh dữ liệu lỗi truyền tải gần tĩnh cho các bánh răng kép, đã thấy được một sự khớp tốt khi xem xét các đường cong của tần số mắt răng đầu tiên của biến thể tham chiếu và có sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng. Tương tự, tần số mắt răng thứ hai cũng có thể được biểu diễn tốt bằng phương pháp mô phỏng. Tuy nhiên, nói chung, phương pháp thường đánh giá thấp dữ liệu được đo được.

Phương pháp đã phát triển có thể được sử dụng để hỗ trợ trong quá trình thiết kế. Trong tương lai, điều này sẽ giúp xem xét các hiệu ứng kích động được gây ra bởi sự kết hợp của nhiều giao thoa ở giai đoạn sớm. Đến nay, các bánh răng chỉ có thể được xem xét như các bộ bánh răng cá thể không kết nối trong phân tích tiếp xúc răng. Do đó, trước đây không thể xem xét các ảnh hưởng chéo từ các mắt răng lân cận trong quá trình mô phỏng.

Về phía trước, việc nghiên cứu về hành vi kích động động của các bánh răng kép là hữu ích. Điều này có thể đi kèm với việc tạo ra một mô hình mô phỏng đa cơ thể (MBS). Bằng cách sử dụng phân tích modal của các thành phần hệ thống thử nghiệm, điều này có thể được sử dụng để dự đoán chính xác các hiệu ứng kích động động. Dữ liệu đo lường về gia tốc quay có thể được sử dụng để xác nhận mô hình MBS. Ngoài ra, phân tích tâm lý âm thanh dưới điều kiện vận hành động cũng hữu ích. Đặc biệt, các biến thể với sự dịch chuyển khoảng cách giữa răng nên được xem xét trong ngữ cảnh này. Trong ngữ cảnh này, việc xem xét các lực trục là hữu ích, vì chúng cũng có thể dẫn đến các hiệu ứng kích động bổ sung.

References

1. M. Jaster, “Shake, Rattle and Roll: Software Providers Examine the Dynamic Behavior of Gear Noise,” Gear Tech., vol. 35, no. 4, pp. 26–30, 2018.
2. H. Naunheimer, B. Bertsche, G. Lechner, J. Ryborz, and W. Novak, Vehicle Gearboxes: Basics, Selection, Design and Engineering, 2nd ed. Berlin: Springer, 2007.
3. H.-J. Tenberge, “Application of mathematical and knowledge-based methods for cylindrical gear design,” Diss., Laboratory for Machine Tools and Production Engineering (WZL) of RWTH Aachen University, RWTH Aachen University, Aachen, 1996.
4. I. Römhild, “Design of multi-stage spur gears – ratio splitting for minimum mass and choice of profile shift on the basis of new calculation principles,” Diss., Institute of Machine Elements and Machine Design, TU Dresden, Dresden, 1993.
5. G. Bansemir, “Design guidance system for end-to-end computer-based gear design,” Diss., Institute of Automotive Technology, TU München, Munich, 2012.
6. J. C. Parlow, “Development of a method for the design of spur gears according to requirements,” Diss., TU München, Munich, 2016.
7. G. Niemann and H. Winter, Machine Elements: Volume 2: Gear units in general, Gear units – fundamentals, Spur gear units, 2nd ed. Berlin: Springer, 2003.
8. T. Schulze, “Determination of Load Distributions on Double Helical – Geared Planetary Gear Boxes,” in AGMA Fall Technical Meeting, Pittsburgh, 2016.
9. T. Schulze and K. Riedel, “Load distribution calculation on double helical planetary gears,” in SAXSIM, 2016, pp. 1–12.
10. M. Elbs and D. Sterns, “Gear vibrations and Doppler effect,” in SIRM 2015 – 11. International Conference on Vibrations in Rotating Machines, Magdeburg, 2015.
11. D. Liang, B. Chen, and R. Tan, “Tooth profiles design and stress analysis of double helical gear transmissions with geometric elements constructed tooth pairs,” in International Conference on Gears 2017, Garching, 2017.
12. C. Wang, S. R. Wang, B. Yang, and G. Q. Wang, “Dynamic modeling of double helical gears,” J. Vib. Control, vol. 47, no. 5, 1–11, 2017, doi: 10.1177/1077546317717885.
13. M. Weck, H. Schlattmeier, and J. Schäfer, Eds., Contact model multiple gear mesh: Calculation of cylindrical gear pairs with multiple meshes using the finite element method. Frankfurt a.M., 2003.
14. C. Brecher, Ed., FE-Spur Gear Chain v4.2.19. Frankfurt a.M.: Self-printing, 2017.
15. K. Stahl, M. Otto, and B. Neubauer, Eds., User Manual RIKOR K: Calculation of the load distribution in transmission systems with arbitrarily arranged planetary gear stages. Frankfurt a.M., 2016.
16. C. Weber and K. Banaschek, Change of shape and profile relief for spur gears and helical gears, 2nd ed. Braunschweig: Vieweg, 1955.
17. Ma Ru Kang, “A Study of Quasi-Ststic and Dynamic Behavior of Double-Helical Gears,” Diss., Ohio State University, Columbus, Ohio, 2014.
18. C. Brecher, Ed., FE-Stirnradkette v4.2.19. Frankfurt a.M.: Eigendruck, 2017.
19. B. Neupert, “Calculation of gear forces, pressures and stresses of spur and bevel gears,” Diss., Laboratory for Machine Tools and Production Engineering (WZL) of RWTH Aachen University, RWTH Aachen University, Aachen, 1983.
20. Cylindrical gears – ISO tolerance system – Part 1: Definitions and allowable values for deviations on tooth flanks, 1328-1, Norm, Berlin, 2013.

Khi thiết kế và sản xuất các bánh răng, vật liệu sử dụng sẽ phụ thuộc vào loại bánh răng đang được làm và cách nó sẽ được sử dụng và ở đâu.

Khi thiết kế một bánh răng đơn hoặc một hệ thống bánh răng, việc lựa chọn vật liệu sẽ là yếu tố chính dựa trên đó hình học của bánh răng được xây dựng hoặc hiệu suất của bánh răng sẽ quyết định việc chọn lựa vật liệu phù hợp. Có nhiều nguyên liệu nguyên thô thường được sử dụng trong xây dựng bánh răng, và mỗi loại có một “điểm ngọt” nơi các tính chất cơ học của nó nổi bật như lựa chọn vật liệu xuất sắc. Các nhóm chính của vật liệu bao gồm hợp kim đồng, hợp kim sắt, hợp kim nhôm và nhựa dẻo nhiệt.

Khi thiết kế một bánh răng sẽ phải chịu môi trường ăn mòn hoặc cần không từ, hợp kim đồng thường là lựa chọn tốt nhất. (Nhờ sự hỗ trợ của: KHK-USA)

Hợp kim đồng

Khi thiết kế một bánh răng sẽ phải chịu môi trường ăn mòn hoặc cần không từ, hợp kim đồng thường là lựa chọn tốt nhất. Ba hợp kim đồng phổ biến nhất được sử dụng trong công nghệ chế tạo bánh răng là đồng thau, đồng phosphor và đồng nhôm. Đồng thau là một hợp kim của đồng và kẽm. Lượng kẽm thay đổi trong các hợp kim đồng khác nhau và sự hiện diện của nó làm thay đổi tính dẻo dai của hợp kim.

Nồng độ kẽm thấp giữ cho tính dẻo dai ở mức cao trong hợp kim đồng, trong khi hàm lượng kẽm cao giảm đi tính dẻo dai của hợp kim. Phần cơ bản của đồng trong hợp kim đồng đóng góp vào việc dễ gia công và lợi ích chống vi khuẩn của nó. Bánh răng thường được sản xuất từ các hợp kim đồng là bánh răng tròn và thanh ray bánh răng sẽ được sử dụng trong môi trường tải nhẹ như hệ thống truyền động dụng cụ.

Đồng phosphor là một hợp kim đồng khác kết hợp đồng với thiếc và photpho. Sự thêm thiếc vào đồng tăng cường sức mạnh của hợp kim và cải thiện khả năng chống ăn mòn của nó. Việc thêm photpho cải thiện cả khả năng chống mài mòn lẫn độ cứng của hợp kim. Sự tăng cường về khả năng chống ăn mòn và mài mòn khiến cho hợp kim đồng phosphor trở thành lựa chọn xuất sắc cho các bộ phận truyền động có ma sát cao. Bánh răng vít được sản xuất bằng hợp kim này vì nó chống lại mài mòn tạo ra do ma sát khi bánh răng này kết nối với một vít vít và nó có thể chịu đựng sự suy giảm do chất bôi trơn.

Đồng nhôm là một hợp kim đồng thứ ba được sử dụng trong công nghệ chế tạo bánh răng. Hợp kim này kết hợp đồng với nhôm, sắt, nickel và mangan. Hợp kim đồng nhôm có khả năng chống mài mòn cao hơn so với các hợp kim đồng phosphor và cũng có khả năng chống ăn mòn vượt trội. Sự thêm sắt cải thiện khả năng chống mài mòn của hợp kim này. Nickel và mangan đóng góp vào khả năng chống ăn mòn của nó. Hợp kim đồng nhôm có thể chống lại sự ăn mòn do quá trình oxi hóa, tiếp xúc với nước mặn và tiếp xúc với axit hữu cơ. Khả năng chống mài mòn bổ sung này cho phép thiết kế các bánh răng có thể chịu tải trọng đáng kể hơn so với các bánh răng cùng kích thước được làm từ hợp kim đồng phosphor. Các bánh răng thông thường được sản xuất từ các hợp kim đồng nhôm bao gồm bánh răng vít trục chéo (bánh răng vít) và bánh vít

Thép

Khi thiết kế bánh răng đòi hỏi sức mạnh vật liệu vượt trội, thép là sự chọn lựa tốt nhất. Trong dạng nguyên liệu, sắt xám có thể được đúc và gia công thành các bánh răng. Thông thường, sắt đúc được sử dụng trong các ứng dụng mà đồng phosphor là lựa chọn thích hợp, nhưng không bị hạn chế bởi từ tính của vật liệu. Thép là một hợp kim của sắt, carbon và các nguyên tố dấu hiệu khác. Có bốn danh hiệu chính của hợp kim thép. Đó là thép carbon, thép hợp kim, thép không gỉ và thép dụng cụ. Hợp kim thép carbon được sử dụng cho gần như mọi loại bánh răng vì chúng dễ gia công, chống mài mòn tốt, có thể làm cứng, dễ dàng tiếp cận và tương đối giá rẻ. Hợp kim thép carbon có thể được phân loại thành thép nhẹ, thép carbon trung bình và thép carbon cao. Thép nhẹ có nhiều hơn 0.30% carbon. Thép carbon cao có hàm lượng carbon lớn hơn 0.60%, và các loại thép với hàm lượng carbon trung bình nằm giữa hai loại trên. Các loại thép này là sự chọn lựa tốt cho bánh răng tròn, bánh răng xoắn ốc, thanh ray bánh răng, bánh răng nón và vít vít.

Thép carbon có thể được làm cứng bằng phương pháp nhiệt từ hoặc bằng laser với độ cứng tối đa là HRc 55. Thép hợp kim như AISI 4140 chứa các nguyên tố bổ sung như nhôm, crôm, đồng và/hoặc niken. Những nguyên tố khác này, khi hợp kim với sắt và carbon, tạo ra các loại thép mạnh mẽ, dễ gia công hơn và cung cấp khả năng chống ăn mòn cao hơn so với thép carbon thường. Những hợp kim này thường được sử dụng để chế tạo bánh răng tròn, bánh răng xoắn ốc, thanh ray bánh răng, bánh răng nón xoắn và vít vít.

Ngoài phương pháp làm cứng bằng nhiệt từ và laser, những hợp kim này có thể được carburized hoặc làm cứng vỏ. Độ cứng tối đa cho những hợp kim này là HRc 63. Sức mạnh bổ sung cho phép các bánh răng cùng kích thước chịu tải trọng thêm và chống mài mòn được lâu hơn qua nhiều chu kỳ sử dụng. Hợp kim thép không gỉ có hàm lượng crôm tối thiểu là 11% và là một hợp kim của nhiều nguyên tố dấu hiệu bao gồm niken, mangan, silic, photpho, lưu huỳnh và nitơ. Chúng được chia thành thép không gỉ ferritic (có từ tính), thép không gỉ austenitic (không từ tính), martensitic và thép được làm cứng từ quá trình kết tinh. Thép không gỉ austenitic được gọi là loại thép không gỉ dòng 300, trong khi thép không gỉ ferritic được gọi là loại thép không gỉ dòng 400. Loại thép không gỉ phổ biến nhất là hợp kim 304. Nó chứa 18% crôm và 8% niken.

Trong công nghệ chế tạo bánh răng, thường sử dụng hợp kim 303. Trong hợp kim 303, hàm lượng crôm giảm xuống còn 17%, và 1% hợp kim là lưu huỳnh. Do sự thêm lưu huỳnh, hợp kim 303 có khả năng gia công tốt hơn so với hợp kim 304. Khi yêu cầu khả năng chống ăn mòn cải thiện, hợp kim 316 là lựa chọn tốt hơn. Hợp kim này có 16% crôm, 10% niken và 2% molipden; thép không gỉ 316 và hợp kim 303 được sử dụng cho bánh răng tròn, bánh răng xoắn ốc và bánh răng nón. Thanh ray bánh răng thường được chế tạo từ hợp kim 304. 440C là thép không gỉ ferritic phổ biến nhất, và 17-4PH là thép không gỉ được làm cứng từ quá trình kết tinh phổ biến nhất.

Hợp kim thép dụng cụ

Nhóm hợp kim thứ tư là thép dụng cụ. Đây là các hợp kim thép chứa các lượng dấu hiệu của coban, molypden, volfrâm, và/hoặc vanadi. Những nguyên tố này gia tăng khả năng chịu nhiệt và độ bền của thép.

AISI xác định các hợp kim thép bằng một chuỗi bốn chữ số (Bảng 1). Hai chữ số đầu tiên chỉ định họ hợp kim, và hai chữ số cuối cùng chỉ định phần trăm carbon dưới dạng thập phân. Ví dụ, thép carbon 1020 có hàm lượng carbon là 0.20%, trong khi thép carbon 1045 có hàm lượng carbon là 0.45%.

Hợp kim nhôm

Hợp kim nhôm là lựa chọn tốt thay thế cho các hợp kim sắt trong các ứng dụng yêu cầu tỷ lệ sức mạnh trên trọng lượng cao. Hợp kim nhôm thường chỉ nặng khoảng một phần ba so với các hợp kim thép cùng kích thước. Một lớp hoàn thiện bề mặt được gọi là passivation bảo vệ hợp kim nhôm khỏi sự oxi hóa và ăn mòn. Điều này tương tự như sự gỉ sét trên các hợp kim thép; tuy nhiên, nó phủ lên bề mặt, bảo vệ chúng khỏi hỏng hóc tiếp theo. Hợp kim nhôm thường đắt hơn so với thép carbon nhưng rẻ hơn so với thép không gỉ. Tuy nhiên, chúng dễ gia công, giúp cân bằng việc tăng chi phí vật liệu.

Hợp kim nhôm không thể sử dụng ở môi trường nhiệt độ cao vì chúng bắt đầu biến dạng ở nhiệt độ 400°F (khoảng 204°C). Các hợp kim nhôm phổ biến được sử dụng trong làm bánh răng bao gồm 2024, 6061 và 7075. Hợp kim nhôm 2024 là anh em họ của nhôm đồng vì cũng là hợp kim của nhôm và đồng. Tuy nhiên, ở trường hợp này, tỷ lệ giữa chúng bị ngược. Đồng trong hợp kim 2024 mang lại sức mạnh cao cho hợp kim này nhưng giảm đáng kể khả năng chống ăn mòn của nó. Nhôm 7075 kết hợp kẽm và magiê với nhôm để tạo thành một hợp kim sức mạnh cao chống lại tải trọng căng thẳng. Nhôm 6061 là một hợp kim của nhôm, silic và magiê. Đây là một hợp kim nhôm có sức mạnh trung bình có khả năng chống ăn mòn tốt và có thể hàn được. Tất cả ba loại hợp kim nhôm này có thể được xử lý nhiệt để cải thiện độ cứng. Các bánh răng được làm từ các hợp kim nhôm bao gồm bánh răng thẳng, bánh răng xoắn ốc, bánh răng nghiêng và thanh trượt.

Nhựa dẻo nhiệt

Nhựa dẻo nhiệt là lựa chọn tốt nhất cho các bánh răng nơi trọng lượng là yếu tố quan trọng nhất. Bánh răng làm từ nhựa có thể được gia công giống như bánh răng kim loại; tuy nhiên, một số loại nhựa dẻo nhiệt thích hợp hơn cho việc sản xuất thông qua khuôn ép. Một trong những loại nhựa dẻo nhiệt phổ biến nhất được ép khuôn là acetal. Chất liệu này còn được gọi là polyacetal hoặc polyoxymethylene (POM). Polyoxymethylene có sẵn trong hai dạng: nó được sản xuất dưới dạng homopolymer (POM-H), hoặc nó được sản xuất dưới dạng copolymer (POM-C). Các bánh răng có thể được làm từ cả hai loại polymer này. Đây có thể là bánh răng thẳng, bánh răng xoắn ốc, bánh răng nghiêng, bánh răng nghiêng và thanh trượt.

Ưu điểm của POM là sự ổn định về kích thước dưới các phạm vi nhiệt độ lớn, hệ số ma sát thấp và khả năng chống trượt. Đây là một chất liệu xuất sắc cho các bề mặt mài mòn vì nó tự bôi trơn, nhưng POM không phù hợp cho các ứng dụng chịu tải trọng sốc do tính giòn của nó. Đối với những loại ứng dụng này, nylon là lựa chọn tốt hơn. Nylon 6/6 là một polyamid gồm hai monomer với sáu nguyên tử carbon mỗi monomer. Nylon tuyệt vời trong việc hấp thụ rung động, nhưng khi tiếp xúc với ẩm, nó trở nên không ổn định về kích thước. Nylon cũng trải qua thay đổi kích thước khi chịu sự biến đổi nhiệt độ đáng kể. Giống như acetal, nylon có hệ số ma sát thấp. Nylon có cường độ cơ học cao. Nylon có thể được sản xuất với molypden được hòa vào để tạo ra tính năng tự bôi trơn. Nylon cũng có thể được sản xuất với sợi thủy tinh hoặc sợi cacbon được nhúng vào chất liệu để tăng sức mạnh. Nylon là nguyên liệu xuất sắc cho mọi loại bánh răng bao gồm bánh răng xoắn ốc, thanh trượt, bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng thẳng.

Vật liệu không thể có được unobtainium

Có một loại vật liệu cho bánh răng mà vẫn chưa được phát triển. Đó chính là vật liệu lý tưởng cho tất cả các thiết kế bánh răng. Vật liệu này được gọi là unobtainium. Vật liệu này cực kỳ nhẹ, cứng hơn cả kim cương tự nhiên, có hệ số ma sát là 0.001, ổn định về kích thước trong mọi môi trường, không bị ăn mòn hoặc gỉ sét, dễ dàng gia công và giá nguyên liệu chỉ 1 xu mỗi pound. Một khi được phát minh, nó sẽ khiến cho tất cả các vật liệu khác trở nên lỗi thời và cải thiện đáng kể hiệu suất của hệ thống bánh răng.