---

Товщина покриву звичайних маркувальних сумішей перебуває в діапазоні від 2 мкм до 20 мкм. Як середнє значення, сумісне з хорошою робочою практикою, можна використати значення 6 мкм.

Якщо мінімальна довжина плями контакту встановлена в кресленику, то це зручно для виз­начання максимально допустимого зміщення зачеплення:

С

'татах

bs_c
^сОтіп

(85)

ереднє значення, придатне для використання в попередніх конструкторських розрахунках, є:

2

^

(86)

та ~ 2 Шпатах-

Після остаточного монтування передачі в корпус максимальне й мінімальне значення зміщення зачеплення f_{ma max} і f_{ma min} можуть бути визначені з мінімальної або максимальної довжин плями контакту відповідно. Ці значення дають можливість перерозраховування попередньої, проектної навантажувальної здатності:

f

(87)

_ma— O.Sf/mamax ⁺ ^namin)>

^гпа max

ma min

^cOmax ,

S_c.

(88)

(89)

Плями контакту повинні утворюватися при цапфах валів шестерні та колеса в їхніх робочих положеннях.

Пружні деформації шестерні, колеса, валів, передач і вальниць: f_sh, f_sh2, f_ca і fbe (див. 7.6.2.1) мають бути визначені, використовуючи точний розрахунковий метод. Зазвичай метод С2 (7.6.2) для цього не достатньо точний. Як було зазначено, треба уважно розглянути окремі деформації.

Довжина плями контакту Ь_саП- за часткового навантаження F_mT (див. 7.6.2.2.4 Ь)) вимірюють і еквівалентне зміщення F_₽xT за часткового навантаження визначають, використовуючи формулу (90):

Коли обчислюють зміщення зачеплення, то необхідно відрізняти два випадки:

1. Випадок 1: Пружні деформації підсилюють зміщення зачеплення (див., наприклад, рисунок 15):

4па ~ ^”рхТ ^— |(4h ■*" 4h2 ⁺ ^са ⁺ ^Ье )т |> (91)

2. Випадок 2: Пружні деформації компенсують зміщення зачеплення (див., наприклад, рисунок 15):

^па ~ ^"рхТ + |(4h ⁺ 4h2 + ^са + 4ю)т|’ (92)

Коли зубчасті колеса мають бочкуватість або біляторцеву модифікацію зубців, то необхідний точний аналіз.

Коли довжина плями контакту змінюється вздовж периферії колеса, f_maтах треба отримувати з мінімальної довжини, f_{ma min} треба отримувати з максимальної довжини, тоді f_ma повинно бути от­римане з формули (87).

Максимальне зміщення зачеплення охоплює найбільш несприятливу комбінацію окремих відхилів:

Шпатах ⁼ ||^paract ⁺ 4ір 1act ⁺ 4ір 2act||_max • (93)

Мінімальне зміщення зачеплення охоплює найбільш сприятливі комбінації:

^marnin ⁼ ||^paract + 4lp 1act + 4lp 2act||_mjn ’ (94)

де ^нр -fact і ^нр 2act — виміряні значення відхилу нахилу кута лінії зуба шестерні й колеса (згідно з ISO 1328-1). Величини можуть змінюватися за розміром і напрямом навколо периферії.

Комбінований ефект відхилу нахилу кута лінії зуба шестерні й колеса, тобто ^4ір = (4нр iact + ^нр 2act)> може бути визначений таким чином.

Шестерня й колесо, складені на своїх валах, змонтованих на рухомих частинах роликових вальниць, які виставлені співвісно в паралельних парах, і плями контакту отримані. Переміщен­ням однієї з рухомих частин вальниць поверхні зубців встановлюють в контакті по всій ширині зуб­частого вінця. Zf_Hp може тоді бути отримане з непаралельності рухомих частин вальниць.

f_{par ac}t — виміряне значення зміщення вала внаслідок плоских і неплоских відхилів одного з двох валів. У випадку радіального биття однієї або більше цапф, f_paract може мінятися з кутом по­вороту. Обережність повинна бути у разі появ кожного окремого відхилу.

Середнє значення, отримане з формули (87), треба використовувати в розрахунках навантаж- ної здатності зубчастої передачі.

У цій методиці впливом зазорів вальниць знехтувано. Див. 7.6.3.6.

Приклади:

fma max ® 0 інколи вимагає точних високошвидкісних передач; внаслідок високої точності виго­товлення, відхилами можна знехтувати.

Шпатах ® 15 мкм може бути реальним значенням для певних промислових передач.

Середнє значення, отримане з формули (86), треба використовувати в розрахунках навантаж- ної здатності зубчастої передачі.

1. Для складених вузлів зубчастих передач без будь-якої модифікації або регулювання. У цьому випадку рекомендовано перевіряння після складання. Див. також 7.6.3.

Якщо згідно з ISO 1328-1 для обумовленого ступеня точності зубчастої передачі допуски відхилу нахилу лінії зуба ідентичні для шестерні й колеса та якщо допуски співвісності осей узгоджено з ними, то найбільш несприятлива комбінація відхилів (шестерня, колесо, корпус) буде близькою ?та ~ 3,0 /нр-

Статистичні дослідження показують, що є велика ймовірність, що відхили будуть комбінува­тися в приблизні значення 1,0 f_Hp (тобто для одного зубчастого колеса). Прийнятне формулювання таким чином є:

(95)

2. Для зубчастих пар з передбаченим регулюванням (притирання або припрацювання під лег­ким навантаженням, регульовані вальниці або підходжа модифікація кута нахилу зуба) і зубчасті передачі з відповідною бочкуватістю зуба. Зміщення зачеплення без навантаження може, до знач­ного ступеня, бути скомпенсованим за допомогою регульованих заходів, таких як відновлення вальниць, корпусів вальниць тощо. Задовільний контакт на ширині зубчастого колеса може бути часто досягнутий цими методами і за допомогою інших заходів, що згадувалися вище. Див. додаток А з рекомендованими значеннями для бочкуватості.

Якщо дані з досвіду недоступні, то можна припустити, що належним чином здійснені регулю­вання зменшать значення величини f_ma на 50 %, і в цьому разі можна використати формулу (96)²³:

U=0,5f_Hp. (96)

3. Для зубчастих пар з добре спроектованою біляторцевою модифікацією. За відсутності да­них з досвіду та відносно кваліфікованого виконання, треба використовувати таке:

fma=0,7f_Hp. (97)

Для пари зубчастих коліс у формулах (95) — (97) треба використовувати тільки найбільше значення допустимого відхилу нахилу лінії зуба одного із зубчастих коліс (див. ISO 1328-1).

Див. додаток А з орієнтовними значеннями біляторцевої модифікації.

Для широких зубчастих коліс без модифікації нахилу зуба, змонтованих на вальницях ковзання з відносно великими зазорами, може бути використана наступна методика. Цапфи валів підтри­мують у їхніх робочих положеннях. Зубчасте колесо затискають для запобігання обертанню. Підво­дять робочі поверхні до легкого контакту, потім уставляють пластинки-щупи між поверхнями з обох кінців зачеплення. Зміщення зачеплення f_ma дорівнює різниці між товщинами пластинок щупа.

'ma ~ $9| / I’ (98)

де 5g — різниця в показах пластинок щупа;

b — ширина вінця;

/ — відстань між наборами пластинок-щупів.

Коли зубчасті вінця передач модифіковані, то величину 5_д додають до різниці. 5_д може бути також визначена як різниця товщини двох свинцевих дротиків, які мають бути вставлені між поверх­нями зубців, де їх піддають легкому навантаженню.

Деформацією корпуса можна знехтувати, коли зубчасті передачі складені в жорсткі корпуси. Деформації інших корпусів f_ca можуть бути визначені під час випробовування або приблизно, ви­користовуючи метод кінцевих елементів

.

У деяких випадках впливи зазорів вальниць і деформацій вальниць більші від деформацій вала й тіла колеса.

Складові зміщення в площині зачеплення як результат деформацій вальниць і переміщень рухомих частин вальниць в зазорах вальниць можуть бути звичайно пррігноровані, коли шестерня й колесо прямозубої або шевронної зубчастої передачі розташовані посередині між вальницями з однаковими жорсткістю й зазором.

Коли зубчасті колеса не розташовані в цьому положенні, деформації вальниць і переміщення (зазори) можуть впливати на розподіл навантаження по ширині зубчастого вінця. Це також діє для одновінцевих косозубих або консольних передач.

Через те, що тільки відносні зміщення внаслідок деформацій і переміщень вальниць спільної осі вальниць шестерні f_be.i і спільної осі колеса f_be.₂ впливають на еквівалентне зміщення, напря­мам і знакам зміщень вальницевих осей повинна бути приділена належна увага. Така формула застосовна для найпростішого розташування зачеплених пар, з кожним окремим зубчастим коле­сом на валу:

^Ье ~ 4іе1 + 4>е2 або f_be— 4>е 1 ~4>е2- (99)

Для зубчастого колеса, змонтованого між вальницями, див. рисунок 18:

^=7^-82). (100)

Для консольного зубчастого колеса, див. рисунок 19:

L =7(81+82), (101)

де 8₁ і 3₂ — деформації вальниці 1 і вальниці 2, паралельні до площини зачеплення.

Треба враховувати вплив перекидного моменту внаслідок осьової складової навантаження на зуб одновінцевої косозубої передачі.

7.7 Визначання коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній, ви­користовуючи метод D: Кнр-о і ^f₽-d

З

Рисунок 19 — Навантаження та деформації для консольного зубчастого колеса, див. формулу (101)

гідно з умовами та припущеннями, описаними в 7.1.4, метод D підходить для конструкцій пе­редач з жорсткими валами та для попереднього оцінювання.

Рисунок 18 — Навантаження та деформації зубчастого колеса, змонтованого між вальницями, див. формулу (100)

1. центр ширини вінця шестерні розташований у центрі прогону вальниць, у межах ± 10 % від довжини прогону вальниць, тобто st І < 0,1; див. рисунок 16а). Метод D можна також використову­вати, коли sll < 0,3, за умови, що деформація вигину не надто збільшить повну деформацію шес­терні;

2. корпус передачі, колесо й вал жорсткі. Жорсткі вальниці, що мають приблизно ідентичні переміщення рухомих частин в обох вальницях;

3. взагалі немає модифікації нахилу лінії зуба для компенсації деформацій шестерні й колеса. У випадку оптимальної модифікації нахилу лінії зуба (див. 4.1.8 Ь)), значення К_Нр = 1,2 і К_н₽ = 1.18 можна використати для попереднього оцінювання; потім обмеження s/l, які встановлені в а), більше не застосовують;

4. жорсткість зачеплення перебуває в діапазоні 15 Н/(мкммм) < с_у < 25 Н/(мкм-мм);

5. ширина зубчастого вінця перебуває в діапазоні 50 мм < b < 400 мм;

6. відношення b/h перебуває в діапазоні 3 < b/h < 12; див. 7.3.2;

д) відношення плями контакту b_cJb > 1, коли 6/ф <1,7 (тобто контакт поширюється на всю ширину зубчастого вінця), b_catlb > 0,9, коли Ь/ф перебуває в діапазоні 1,7 < Ь/ф < 2;

h) змащення мінеральним мастилом з або без звичайних присадок.

1. ступені точності зубчастих передач є 5, 6, 7 або 8, як зазначено в ISO 1328-1;

2. допустиме напруження (контакт) матеріалів шестерні й колеса перебуває в діапазоні 400 Н/мм² < ст_н ііт 1000 Н/мм²;

3. питоме навантаження перебуває в діапазоні 400 Н/мм < F_mlb < 1000 Н/мм;

4. відношення ширина зубчастого вінця/діаметр шестерні Ь/ф < 2.

1. ступені точності зубчастих передач є 5 або 6, як зазначено в ISO 1328-1;

2. питоме навантаження лежить в діапазоні 800 Н/мм < F_m/b < 1500 Н/мм;

3. відношення ширина зубчастого вінця/діаметр шестерні Ь/ф < 1,5.

Якщо Кнр < 1.2 згідно з формулами (102) — (109), то К_Нр повинен дорівнювати 1,2.

1. Випадок 1: Без регулювання, притирання або припрацювання після складання.

1. Для зубчастої передачі 5 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

2. Кнр-D = 1135 + 0,18(Ь/ф)²+0,23-10-³Ь. (102)

3. Для зубчастої передачі 6 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

K_Hp._D = 1,15 + 0,18(Ь/ф)²+ 0,3-10~³Ь. (103)