Можуть бути вжиті спеціальні заходи, щоб забезпечити рівномірний розподіл навантаження по ширині зубчастого вінця. Вони охоплюють регулювання вальниць, притирання зубчастих коліс, або припрацювання зубчастих коліс як процес, відповідний технічним умовам в експлуатації. Як ще один приклад, прямозубе зубчасте колесо або шевронне зубчасте колесо може бути змонтоване прямо на сферичній роликовій вальниці й таким чином буде вільне, щоб зцентруватися в середньому, збалансованому положенні.
Нерівномірний розподіл температури тіла великого високошвидкісного зубчастого колеса може спричинити деформацію біля середини ширини вінця, що результують у важкому місцевому навантаженні. Або припуск для цієї деформації повинен бути внесений в Кнр, або повинно бути компенсовано підхожою модифікацією нахилу зубців.
) Робочі зазори в роликових вальницях повинні бути дуже малими в експлуатаційних умовах. Великі зазори можуть сприяти значному еквівалентному зміщенню У цьому разі для точнішого обчислювання використовують формулу (71), або рекомендовано перевіряти пляму контакта під навантаженням.
Із сприятливим розташуванням плями контакту, пружні деформації й відхили виготовлення компенсують один одного. Див. рисунок 15 «Компенсаційні правила».
Треба здійснювати подібні заходи, коли деформація спричиняється великою відцентровою силою.
Крім того, температура тіла високошвидкісної косозубої шестерні є звичайно вищою від температури зачепленого колеса. Це створює додаткове зміщення, яке треба враховувати в обчислюваннях.
с) Для зубчастих передач, що мають ідеальну пляму контакту, повну модифікацію нахилу зубців, під навантаженням (для обох вінців шевронних зубчастих передач):
~ ^"pxmini (72)
Де бзХ тіл — більше з двох значень:
^рхтіл = (0,005мм-мкм/Н)^- або F₽xmin = 0,5fHp. (73)
Модифікація нахилу зубців призначена компенсувати деформації крутіння і вигину шестерні й колеса, також деформації або переміщення інших компонентів під робочим навантаженням і, як відомо, відхил напряму зуба колеса в зачепленні18.
FPy має дорівнювати нулю у разі запроектованого навантаження зубчастих пар, що мають оптимальну модифікацію нахилу зубців, тобто коефіцієнт розподілу навантаження по довжині контактних ліній Кн₽ має дорівнювати 1. Проте задля безпеки мінімальне значення згідно з формулами (72) і (73) має бути використане як еквівалентне зміщення.
Подібно, формула (70) може бути використана в проектуванні підхожої бочкуватості.
Див. 7.6.2.2 щодо визначання еквівалентного зміщення внаслідок деформацій шестерні і вала шестерні fsh. Див. 7.6.3 щодо визначання зміщення зачеплення внаслідок відхилів виготовлення fma. Див. 7.4.2 щодо визначання припуску припрацювання ур, тобто величини, на який зменшують еквівалентне зміщення.
Для деяких загальних розташувань зубчастих коліс вказівки з розраховування Fpx містяться на рисунку 16 а) — е), в яких особливу увагу звернено на розташування плями контакту. Для інших, більш складних розташувань рекомендовано всебічний аналіз.
7.6.2.2 Еквівалентне зміщення fsh. Величина 4h враховує складові еквівалентного зміщення, що виникають із вигину й крутіння шестерні та вала шестерні, і його значення може бути визначене, як зазначено нижче:
Приблизне розраховування 4и- Таке обчислення є достатньо точне для більшості звичайних конструкцій:
4h=/shoy- (74)
Див. 7.3.1 щодо Fm/b. Відхил 4ьо представляє результівні відхили, спричинені одиницею навантаження. Він враховує деформації вала й тіла та, за наявності, модифікацію нахилу зубців. fsh0 залежить від розмірів шестерні й розташування шестерні відносно вальниць. Це враховують параметром перекосу шестерні у.
Для прямозубих і косозубих передач без бочкуватості або біляторцевої модифікації зуба19
4ьо=О,О23у (75)
з параметром перекосу шестерні у, як визначено у формулі (76) або (77)
.
І для прямозубих, і для одновінцевих косозубих передач8^
у
(76)
= В' + -0,3 +0,3з В* = 1, якщо сумарна потужність передається через одновінцеве зачеплення.
Д
0,3 +0,3
ля шевронних зубчастих передач (див. 7.4 а) і виноски 6 і 7):(77)
з S* = 1,5, якщо сумарна потужність передається через одновінцеве зачеплення.
Якщо є більше ніж один потік передачі потужності, тоді тільки к% вхідної потужності передають через одне зубчасте зачеплення (тобто як у випадку зубчастих передач струмкового вальцьового млина) і застосовують таке:
В* = 1 + 2(100- k)/k — для прямозубих і одновінцевих косозубих передач;
В’ = 0,5 + (200 -к)/к — для шевронних зубчастих передач.
Див. 7.6.1 щодо Кнр для симетрично змонтованого струмкового вальцьового млина й планетарних зубчастих механізмів.
Стала К дає припуски для положення шестерні відносно кінця, де прикладений крутний момент. Його можна взяти з рисунка 16.
Усебічний аналіз рекомендовано для інших розташувань, або де значення sll перевищують ті, що вказані на рисунку 16, і також де є додаткові навантаження вала, наприклад від пасових шківів або ланцюгових коліс.
Треба підставтити абсолютну величину fsh у формули (69) і (70). Див. рисунок 15 і 7.6.2.1 щодо інформації про компенсування fsh через fma.
Краще розраховувати згідно з 7.6.1, коли шестерня розташована посередині між вальницями (s = 0).
Для прямозубих і косозубих передач з бочкуватістю зубців
Цей тип модифікації нахилу зубців застосовують для того, щоб компенсувати відхили виготовлення й деформації, спричинені навантаженням зубчастих передач, та, зокрема, зменшити навантаження кінця зуба. Зубчасті перадачі є звичайно з бочкуватістю зубців, симетричною відносно середини ширини зубчастого вінця. Див. додаток А щодо рекомендацій про бочкувату модифікацію зуба.
fsh0 = 0,012 у, (78)
з у, як визначено в формулах (76) і (77).
Якщо висота бочкуватості більша від указаної в додатку А, то зменшена ширина Ь(Ь) має замінити ширину зубчастого вінця b у формулах, що використовують для розраховування навантажувальної здатності (див. додаток А, рисунок А.1). Це визначено зі значення Ср(ь), що розраховане з формули (А.1) або (А.2) в додатку А. Припускають, що кінці зуба поза Ь(ь) не несуть ніякого навантаження.
Примітка 7. На рисунку 11 Ьсаі/ь не стосується зубчастих передач з бочкуватістю.
Для прямозубих і косозубих передач з біляторцевою модифікацією зуба
Цей тип модифікації нахилу зубців застосовують для захисту кінців зуба від перенавантаження, спричиненого еквівалентним зміщенням. Звичайно модифікацію виконують однакову з обох кінців зубців. Див. додаток А щодо рекомендацій для величини біляторцевої модифікації.
fsho=O,O16y, (79)
з у, як визначено в формулах (76) або (77).
Якщо значення біляторцевої модифікації більше від указаного в додатку А, то зменшена ширина 6(Ь) замінить ширину зубчастого вінця b у формулах, що використовують для розраховування навантажувальної здатності (див. рисунок А.2). Це визначено зі значень Сцц)(Ь), що розраховані згідно з формулами (А.З) або (А.4). Припускають, що кінці зуба поза Ь(Ь) не несуть ніякого навантаження.
Примітка 8. На рисунку 11 jbca,/b не стосується зубчастих передач з біляторцевою модифікацією.
|
Рисунок |
Розташування плями контакту |
Визначення F&x |
|
а) |
Пляма контакту лежить біля середини прогону вальниць т*. 1 Т і 1 Т 1 1 т —І——**-!— |
F(!x згідно з формулою (70) (компенсаційне) |
|
Ь) |
Пляма контакту лежить на віддалі від середини прогону вальниць т 1 Т 1 1 Т м т |
Fpx згідно з формулою (69) (додаткове) |
|
с) |
Пляма контакту лежить біля середини прогону вальниць 1т 1 т* Т 1 і т |
Fpx згідно з формулою (69) K-l■s/d^td-Jd^)20<В‘ (додаткове) Fpx згідно з формулою (70) Kd-s/d*(dMA>B‘ (компенсаційне) |
|
d) |
Пляма контакту лежить на віддалі від середини прогону вальниць JL т і 1 т* Т 1 і т |
F|jx згідно з формулою (69) K.l-s/d*(d,/dsh)4>B'-0,3 (додаткове) Fpx згідно з формулою (70) |K|-/.S/d12(d1/dsh)4<B,-0,3 (компенсаційне) |
|
е) |
Пляма контакту лежить біля вальниці 1 1 т т т і —j-^»—j- |
F₽x згідно з формулою (69) (додаткове) |
|
f) |
Пляма контакту лежить на віддалі від вальниці 1 1 т т т J- -4— |
Fpx згідно з формулою (70) (компенсаційне) |
a) — d) — найбільш звичне складання з розташуванням шестерні між вальницями.
е) — f) — консольне розташування шестерні.
Т — вхідний або вихідний кінець прикладання крутного моменту, незалежний від напряму обертання.
В’ — S’ = 1 для прямозубих і одновінцевих косозубих зубчастих коліс;
— В' = 1,5 для шевронних зубчастих коліс. Пік навантаження інтенсивніше трапляється на вінці, що ближче до кінця прикладання крутного моменту. Див. також 7.6.2.2.
|
Коефіцієнт К' з І без жорстке кріплення* |
Рисунок |
|
|
0,48 |
0,8 |
а) |
|
-0,48 |
-0,8 |
Ь) |
|
1,33 |
1,33 |
с) |
Розташування
З s//< 0,3
З s//< 0,3
з s/l< 0,3
з s// < 0,3
з s// < 0,3
Величина fsh, що відповідає якості зубчастої передачі. Для певних зубчастих передач значення величини fsh точно визначається як відсоток допустимого відхилу кута нахилу лінії зуба. Зубчасті передачі повинні бути відповідно сконструйовані.
4
(80)
h - 10 7Н₽Як і в 7.6.2.2.2, припущення повинні бути підтверджені розрахунками або вимірюваннями.
Визначання fsh із плями контакту. Коли передача складена, то еквівалентне зміщення fsh можна обчислити для зубчастих коліс з або без модифікації нахилу зубців із ширини плями контакту без навантаження або з частковим навантаженням. Повинно бути доступне оснащення, підхоже для застосування часткового навантаження.
Через те, що жорсткість зачеплення різко падає за низького питомого навантаження, питоме навантаження за часткового навантаження повинне бути принаймні 100 Н/мм.
Треба вжити заходів, щоб гарантувати, що шестерня й цапфи вала колеса перебувають у їх робочих положеннях протягом проявляння плями контакту (відповідні зазорам вальниць).
Методика є така:
1-ий крок: визначити зміщення зачеплення fma, як описано в 7.6.3.1;
2-ий крок: виміряти довжину плями контакту Ьсаі т під частковим навантаженням FmT і розрахувати Ьса| Т/Ь.
Треба часткове навантаження вибрати таким, щоб розмір плями контакту Ьса| був менший від ширини зубчастого вінця (ЬсаІ/Ь < 1); проте найменше навантаження не повинно бути меншим від 10 % повного навантаження. Максимальна довжина плями контакту не повинна перевищувати 85 % ширини зубчастого вінця (bca[lb < 0,85), для того, щоб гарантувати, що ширина плями контакту менша від ширини зубчастого вінця (тип розподілу навантаження при bcai = b нечітко визначений, див. рисунки 7 і 8);
3-ій крок: визначити еквівалентне зміщення FpxT під частковим навантаженням (див. розділ 9 для жорсткості зуба су):
^ЗхТ -
(81)
4-ий крок: обчислити fshT під частковим навантаженням:
4hT - і^рхТ — ^гпа|> (82)
5-ий крок: обчислити fsh під повним навантаженням (лінійна екстраполяція):
( Fm
4h = 4hT с— ■ (83)
V тт7
Примітка 9. Залежно від кострукції точність методу може серйозно погіршитися, коли нелінійні складові деформації виникнуть за більших часткових навантажень.
Зміщення зачеплення fma
fma є максимальний боковий зазор між боковими поверхнями зачеплених зубців зубчастої пари, коли зубці залишаються в контакті без значного навантаження, цапфи вала перебувають у їх робочих положеннях.
fma залежить від способу, яким комбінуються відхили індивідуальних складових у площині зачеплення, тобто чи відхил нахилу кута лінії зуба 7нр кожного колеса й відхил центрування валів додаються або компенсуються, або чи центрування валів регульоване (наприклад за допомогою регульованих вальниць).
Для цілей розраховувань навантажувальної здатності згідно з цією частиною стандарту методи, наведені в 7.6.3.1 — 7.6.3.6, можна використати для визначання fma.
В
Sc.
^та
изначання fmaна основі плями контакту без навантаження. За ідеальних умов fma можна отримати з(84)
де bc0— довжина плями контакту за низького навантаження складених зубчастих передач і sc_ товщина покриву маркувальної суміші (див. рисунок 17)21. Якщо зубчасті колеса мають бочкуватість або біляторцеву модифікацію зубців, то необхідний точний аналіз.
Рисунок 17 — Довжина плями контакту Ьс0 і ширини вінця b
