---

Коли зубчасті передачі такої жорсткої конструкції, що f_sh можна знехтувати для всіх практич­них результатів, або коли зроблена модифікація нахилу лінії зуба, щоб компенсувати деформацію всередині ширини зубчастого вінця, то може бути підставлене таке значення:

Ср = f_Hp . (А.2)

З урахуванням обмеження 10 мкм < Ср < 25 мкм плюс допуск виготовлення приблизно 5 мкм від 60 % до 70 % наведених значень адекватні для надточних і відносно високошвидкісних зуб­частих передач.

А.2 Висота Сщц і ширина Ь|_(||)біляторцевої модифікації

Метод А.2.1: Цей метод базовано на прийнятному значенні еквівалентного зміщення зубчастої пари без біляторцевої модифікації й за рекомендаціями для значення бочкуватості зуба.

Рисунок А.2 — Висота Сцп) _(Ь) і ширина Ь_(Ь) біляторцевої модифікації (див. 7.6.2.2)

1. Висота біляторцевої модифікації

Для наскрізнопрогартованих зубчастих коліс: С_і(ц)» F_Pxcv плюс допуск виготовлення від 5 мкм до 10 мкм.

Таким чином, за аналогією з F_pxcv в А.1, Сцп) приблизно буде:

Q(ii) ⁼⁺t5 f_Hp. (А.З)

Для поверхневопрогартованих і азотованих зубчастих коліс: С|₍ц) ® 0,5 F_{px cv} плюс допуск ви­готовлення від 5 мкм до 10 мкм.

Таким чином, за аналогією з F_pxcv в А.1, Сцп} приблизно буде:

C_l(ll)=0,5(4_h+1,5f_H₽). (А.4)

Коли зубчасті колеса такої жорсткої конструкції, що f_sb можна знехтувати для всіх практичних результатів, або коли зроблена модифікація нахилу лінії зуба, щоб компенсувати деформацію, то продовжуйте згідно з формулою (А.2).

Від 60 % до 70 % наведених значень прийнятні для дуже точних і надійних зубчастих пере­дач з високими тангенційними швидкостями.

2. Ширина біляторцевої модифікації

Для приблизно постійного навантаження й високих тангенційних швидкостей:

Ьі(ц) є меншим зі значень (0,1 Ь) або (1,0 т).

Наступне є прийнятним для перемінного навантаження, низьких і середніх швидкостей:

6_red = (0,54-0,7)6. (А.5)

Метод А.2.2: Цей метод базовано на деформації зубчастих пар, припускаючи рівномірний роз­поділ навантаження по ширині зубчастого вінця:

8_bth = ^Fm/{bc_y), де F_m = F_t К_А K_v. (А.6)

Для високоточних і надійних зубчастих передач з високими тангенційними швидкостями придатне таке:

C_l(ll)=(2 + 3)S_bth, (А.7)

6_red =(0,84-0,9)6. (А.8)

Для подібних передач меншої точності:

С|(іі) = (3 4-4)5_bth, (А.9)

Ь_Геа =(0,7-0,8) 6. (А.Ю)

ДОДАТОК В

(довідковий)

ОРІЄНТОВНІ ЗНАЧЕННЯ КОЕФІЦІЄНТА ЗОВНІШНЬОГО
ДИНАМІЧНОГО НАВАНТАЖЕННЯ Я_А

Коефіцієнт зовнішнього динамічного навантаження використовують для модифікації зна­чення величини F_t, щоб урахувати додаткові навантаження до номінальних, що виникають у пе­редачах від зовнішніх джерел. Емпіричні орієнтовні значення з таблиці В.1 можна використати (для промислових і високошвидкісних передач).

Таблиця В.1 — Коефіцієнт зовнішнього динамічного навантаження К_А

Значення застосовують до номінального крутного моменту машини, що розглядають, або аль­тернативно до номінального крутного моменту двигуна, поки це відповідає потрібному крутному моменту веденої машини (див. 4.2.1).

Значення застосовують тільки до передач, що працюють поза діапазоном резонансної швид­кості за відносно постійного навантаження. Якщо режими роботи охоплюють незвично важке на­вантаження, двигуни з високими пусковими моментами, переривисту експлуатацію, або важке пов­торюване ударне навантаження, чи експлуатацію гальм з крутним моментом більшим ніж у при­водного двигуна, треба перевірити безпеку статичної й обмеженої довговічності навантажної здат­ності передач (див. також ISO 6336, частини 2 і 3).

Приклади:

1. Турбіна/генератор. У цій системі може статися короткий циркулюючий крутний момент вище шеститикратного номінального крутного моменту. Таких перевантажень можна уникнути застосуванням муфти безпеки.

2. Електричний двигун/компресор. Якщо частота помпи й крутильна частота збігатимуться, то можуть статися значні альтернативні напруження.

3. Важкі листопрокатні й заготівельні прокатні стани. Первинні прохідні ударні моменти вище шеститикратного прокатного моменту повинні бути взяті до уваги в цих випадках.

4. Приводи із синхронними двигунами. Під час пуску можуть статися короткочасні (приблизно 10 амплітуд) альтернативні крутні моменти, п’ятитикратні номінальному крутному мо­менту, проте небезпечних альтернативних крутних моментів часто можна повністю уник­нути за відповідних запобіжних заходів.

Інформація і значення величин, наведені тут, не можуть бути взагалі застосовані. Зна­чення пікового крутного моменту залежить від пружності маси системи, періоду форсу­вання, запобіжних заходів (муфти безпеки, захист від несинхронізованого включення електричних машин) тощо.

Таким чином, у критичних випадках вимагається уважний аналіз. Рекомендовано дося­гати узгодження у відповідних заходах.

Якщо спеціальні коефіцієнти зовнішнього динамічного навантаження потрібні для певних цілей, то їх треба застосовувати (наприклад через змінну схему режиму роботи, зазначеної в за­мовленні на постачання, для морських передач згідно з правилами повноважних служб).

Де є додаткові інерційні маси, треба брати до уваги крутні моменти, що виникають з ефекту махового колеса. Інколи гальмівний момент спричиняє максимальне навантаження й таким чином впливає на розраховування навантажувальної здатності.

Припускають, що застосовані матеріали зубчастих коліс повинні мати адекватну здатність до перевантаження. Коли застосовані матеріали мають обмежений запас міцності перевантаження, то конструкції повинні бути розраховані на витривалість за пікового навантаження.

Значення /С_А для помірних, середніх і важких поштовхів може бути зменшене у разі застосу­вання гідравлічних муфт або підібраних за крутним моментом пружних муфт і спеціальних погли- нальних вібрацію муфт, коли характеристики муфт таке допускають.

Таблиця В.2 — Приклади двигунів з різними режимами експлуатації

Таблиця В.З — Промислові передачі: приклади режимів експлуатації веденої машини

ДОДАТОК С
(довідковий)

ВИВЕДЕННЯ ФОРМУЛ І ПОЯСНЮВАЛЬНІ ПРИМІТКИ

Примітка 15. Примітки в цьому додатку призначені, щоб допомогти користувачу зрозуміти формули, що використовують в цій частині стандарту.

С.1 Виведення формули (56) з деформацій крутіння та вигину шестерні

Рисунок С.1 показує деформацію шестерні внаслідок вигину й крутіння, коли навантаження розподілене рівномірно. Деформація крутіння за рівномірного розподілу навантаження:

п0,39 E[dJ

Максимальне значення f_t буває, коли S, = 1, і тоді

^tmax

4 FJb рГ л 0,39 Е J

(С.1)

(С.2)

Середнє значення

(С.З)

Деформація вигину, коли навантаження рівномірно розподілене вздовж ширини зубчастого вінця:

Зл Е [dj / • V bj [2b J

(С.4)

F_m/b за рівномірного розподілу навантаження

складова крутіння і вигину

f_tm — середнє значення деформації крутіння

4>_т — середнє значення деформації вигину

ft max — максимальна деформація крутіння шестерні

4) max — максимальна деформація вигину шестерні

Рисунок С.1 — Деформація вала шестерні й зубців шестерні

Максимальне значення f_b буває, коли £, = 1/2 і дорівнює

2

(С.5)

F_m/bm⁴p 7^