---

4. Для зубчастої передачі 7 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

K_Hp-D = 1,17 + 0,18(Ь/ф)²+0,47-10^-3 d. (104)

5. Для зубчастої передачі 8 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

K_Hp._D = 1,23 + 0,18(фф)² + 0,61 • 10~³Ь. (105)

2. Випадок 2: Зубчасті передачі відрегульовані після монтування в корпусі передачі, притерті або припрацьовані, як специфічний процес виготовлення:

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

K_Hp-D = 1,10 + 0,18(£>/ф)²+0.115-10^-3/). (106)

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

K_Hp-_D = 1,11 + 0,18(Ь/ф)²+0,15-10~³Ь. (107)

3. Для зубчастої передачі 7 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

= 1,12 + 0,18(Ъ/ф)² +0,23-10^-3Ь. (108)

4. Для зубчастої передачі 8 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

/%О = 1,15 + 0,18(Ь/ф)² +0,31-10~³Ь. (109)

Якщо Кнр-D < ¹.2, тоді підставляють 1,2 для К_нр-

Якщо 1,2 < K_Hp-D 1 -34, тоді К_нр = Кнр-о-

Якщо K_Hp._D > 1,34, значення повторно обчислюють, використовуючи формулу для К_нр > 1,34, і підставляють для К_нр.

Ця методика обчислювання узгоджена з 7.2.4с).

а) Випадок 1: Без регулювання, притирання або припрацювання.

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

Для К_Нр £ 1-34:

K_Hp-D = 1.09 + 0,26 (Ш)²+1,99-10"⁴Ь. (110)

Для К_Нр > 1-34:

К_нр.0 = 1,05 + 0,31(Ь/ф)² + 2,34-10^-4/). (111)

а) без додаткових заходів

Ь) припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

с) перехідна зона для К_нр = 1,2 для зубчастих передач
з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 20 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній К_Нр-о S 1,2

Нр-D

ширина зубчастого вінця b

‘Fp-D

і K_Fp._D >1,18 для циліндричних зубчастих коліс 5 ступеня точності згідно з ISO 1328-1

а) без додаткових заходів

Ь) припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

‘ ^с) ^пеР^ехіД^{на 30на} Для К_Нр = 1,2 для зубчастих передач

* з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 21 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній Х_Нр-о > ^Fp-D ДЛЯ непрогартованих циліндричних зубчастих коліс 6 ступеня точності згідно з ISO 1328-1

■HJJ-D

50 100 150 200 250 300 350 400 мм 450

ширина зубчастого вінця b — •

Fp-D

а) без додаткових заходів

Ь) припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

с) перехідна зона для Х_нр = 1,2 для зубчастих передач
з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 22 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній K_Hp._D

і K_Fp._D для непрогартованих циліндричних зубчастих передач 7 ступеня точності згідно з ISO 1328-1

(114)

(115)

(116)

(117)

2) Для зубчастої передачі 6 ступеня точності згідно з ISO 1328-1:

Для К_Нр 1.34:

К_Нр-о = 1,09 + 0,26 (£>/ф)² + 3,3- 10~⁴d. (112)

Для КН_р >1,34:

K_Hp-D = 1,05 + 0,31(Ь/ф)²+3,8Ю~⁴Ь. (113)

Для К_Нр 1,34, ур пропорційне F_₽x; для К_нр > 1,34, у_р стале.

Ь) Випадок 2: Зубчасті передачі відрегульовані після монтування в корпусі передачі, притерті або припрацьовані, як специфічний процес виготовляння.

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

Для К_Нр < 1,34:

K_Hp-D = 1,05 + 0,26 (Ь/ф )² +1,0 • 10^-4Ь.

Для К_Нр > 1,34:

K_Hp._D= 0,99 + 0,31(д/ф)²+1,2Ю“⁴Ь.

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

Для К_нр < 1,34:

K_Hp-D = 1,05 + 0,26 (Ь/ф )² +1,6 10^-4Ь.

Для Кнр > 1,34:

Кнр-D = 1-0 + 0,31 (Ь/ф )² +1,9 • 10^⁴ Ь.

О-0Н-

а) без додаткових заходів

F0-D

2. припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

3. перехідна зона для К_Нр = 1.2 для зубчастих передач

з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 23 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній K_H(i._D

>Hp-D

а) без додаткових заходів

тр-о

і K_Fp._D для непрогартованих циліндричних зубчастих передач 8 ступеня точності згідно з ISO 1328-1

b) припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

■■■иммі с) перехідна зона для К_Нр = 1,2 для зубчастих передач
з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 24 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній K_Hp._D

і Крр-о для поверхневопрогартованих циліндричних зубчастих коліс 5 ступеня точності згідно з ISO 1328-1

2

‘Нр

-D ,0

1,9

1,8

1,7

1,6

1,5

* 1,4

1,3

1.2

1.1

1,0

O-tfd'

b_ca,/b > 1

0 50 100 150 200 250 300 350 мм 400

ширина зубчастого вінця b ►

а) без додаткових заходів

b) припрацьовані, притерті, відрегульовані зубчасті передачі

^с) перехідна зона для К_Н(5 = 1,2 для зубчастих передач

з оптимальною модифікацією нахилу лінії зуба

Рисунок 25 — Криві коефіцієнтів розподілу навантаження по довжині контактних ліній К_Нр-о і K_Fp._D для поверхневопрогартованих циліндричних зубчастих передач 6 ступеня точності згідно з ISO 1328-18 КОЕФІЦІЄНТИ РОЗПОДІЛУ НАВАНТАЖЕННЯ МІЖ ЗУБЦЯМИ К_На I *Fa

Коефіцієнти розподілу навантаження між зубцями К_На для напруження контакту і K_Faдля на­пруження вигину враховують вплив нерівномірного розподілу навантаження між декількома парами зубців передач, що контактують одночасно, як описано далі.

Коефіцієнти розподілу навантаження між зубцями визначені як відношення максимального навантаження зуба в зачепленні зубчастої пари приблизно близько нуля об/хв до відповідного максимального навантаження зуба подібної зубчастої пари, яка позбавлена від неточностей. Голов­ними впливами є:

1. деформації під навантаженням;

2. профільні модифікації;

3. точність виготовлення зубців;

4. впливи припрацювання.

Декілька методів визначання коефіцієнтів розподілу навантаження між зубцями згідно з ха­рактеристиками, наведеними в 4.1.8, викладені нижче.

З оптимальною профільною модифікацією, що відповідає навантаженню, високою точністю виготовлення, рівномірним розподілом навантаження по ширині зубчастого вінця й високим рівнем питомого навантаження, коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями наближається до одиниці.

Як встановлено в 6.4.1, максимальні навантаження на зуб (у тому числі внутрішні динамічні навантаження на зуб та вплив нерівномірного розподілу навантаження) можуть бути визначені прямо вимірюванням або вичерпним математичним аналізом. Тоді припускають, що Х_На і ^_Fa будуть до­рівнювати одиниці (як і K_v).

Розподіл навантаження тільки в тангенційному напрямі також може бути визначений вичерп­ним аналізом усіх коефіцієнтів впливу. Ділення повного тангенційного навантаження між одночасно зачепленими зубчастими парами може бути отримане з тензометричних вимірювань, зроблених при ніжках зубців зубчастих передач, що передають навантаження у разі малих швидкостей.

Інформацію треба встановлювати в креслениках або технічних умовах таким чином;

1. максимальне (допустиме) повне навантаження на зуб, або

2. максимальний (допустимий) коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, або

3. усі дані (зокрема, інформація) щодо ефективної різниці кроку на основному колі), необхідні для виконання точного аналізу.

За цим методом роблять припущення, що середня різниця між кроками на основному колі шестерні й колеса є головним параметром у визначанні розподілу навантаження між декількома парами зубців у зоні зачеплення. Див. 7.6.2.1b) і виноски 13 і 14.

Цей спрощений розрахунковий метод базовано на методі В. Розраховування за методом В коефіцієнта розподілу навантаження між зубцями для зубчастих передач з нормально або важко- навантаженими зубцями, використовуючи формулу (118) або (119), вказує, що зі збільшенням точ­ності виготовлення його значення наближається до 1. Таким чином для є_у < 2,0, ступеня точності 6 або вищого за ISO (згідно з ISO 1328-1), подібно для є., > 2,0, ступеня точності 5 або більш точного, для К_На і K_Fa можна підставляти значення 1. Через їхні кращі характеристики припрацювання, таку саму підстановку можна також зробити для наскрізнопрогартованих зубчастих коліс, які менш точні на один ступінь точності.

Припущено, що для прямозубих передач грубого ступеня точності розподіл навантаження між зубцями менш сприятливий. Припущення, що інколи повне тангенційне навантаження діє на одну пару зачеплених зубців, тобто b_eff = b для прямозубих передач і b_eff = b/cos² р_ь для косозубих пе­редач, взяте за основу для ширини, що тримає навантаження, тобто найменша кількість одночасно завантажених пар зачеплених зубців.

Фіксовані числові значення для коефіцієнтів розподілу навантаження між зубцями можуть бути розміщені за ступенем точності зубчастої передачі в діапазоні між граничними значеннями, описаними вище. Через те, що це приблизна апроксимація, зручно зробити К_На = K_Fa.

Згідно з наведеними міркуваннями методу С подано такі спрощувальні припущення:

1. торцевий кут профілю a_t = 20°, відхил основного кроку f_pb = f_pcos 20°;

2. кут нахилу лінії зуба р = 20° для косозубої передачі (впливає на с_у);

3. коефіцієнт торцевого перекриття: прямозубі передачі, є_а = 1,6; для косозубих передач, є_о = 1,4 і є_у = 2,5;

4. жорсткість зачеплення: с_у = 20 Н/(мммкм) для прямозубих передач і с_у = 18,7 Н/(мммкм) для косозубих передач з кутом нахилу лінії зуба р = 20°, як зазначено в 9.3.1 і 9.4;

5. ^є fpb eff ^{як в} таблиці 3 і у_а згідно з 8.3.5 зі ступенями точності зубчастої передачі за ISO для z₂ = 100;

6. визначальне питоме навантаження: F_tH/b = 350 Н/мм;

д) стосовно зубчастих передач низького ступеня точності припущено, що визначальне питоме навантаження F_tH відповідно велике.

Ці граничні величини також допускають для питомого навантаження [(F_t К_А)/Ь] < 100 Н/мм, через те що деформації під цим навантаженням є зазвичай малі в порівнянні з відхилами кроку по основному колу;

h) припускають, що К_На, K_Fa сталі для ((F_tК_Л)ІЬ) >100 Н/мм, через те що с' і с_у в цьому діа­пазоні можуть бути розглянуті як пропорційні до питомого навантаження (див. розділ 9).

8.3 Визначання коефіцієнтів розподілу навантаження між зубцями, використовуючи метод В: Кна-В < ^KF_a-B

Згідно з умовами й припущеннями, описаними в 8.2.2 і виносками 18 і 19, метод В підходить для всіх типів передач (прямозубих або косозубих з будь-яким профілем вихідного контуру й будь-якої точності). Коефіцієнти розподілу навантаження між зубцями можуть бути визначені обчислюванням або графічно. Обидва методи дають ідентичні результати.