Наступні три галузі застосування є прикладами вимог до згаданих вище характеристик.
Для приводних зубчастих передач наземних транспортних засобів, що мають відносно низьку швидкість, вибирають великий модуль зачеплення, адекватний міцності. Як наслідок, шестерні мають малу кількість зубців (zA близько 14), тоді як значення близько 28 треба вибирати для порівняно вищої швидкості зубчастої передачі подібного розміру. Таким чином міцність зубців при вигині першої передачі буде вдвічі більша, ніж другої.Обчислена надійність зубчастих передач наземних транспортних засобів може бути низькою, від 80 % до 90 %, тоді як високошвидкісних промислових зубчастих передач повинна бути принаймні 99 %.
Взагалі матеріал, що використовують у зубчастих передачах у разі великих об’ємів виготовляння, може бути більш однорідної якості, ніж той, що використовують для зубчастих передач, що виробляють у малих кількостях.
Порівняння застосованих конструкцій зубчастих передач показало, що у разі напрацювання близько 10 000 циклів навантаження, що передається зубчастими приводами, є приблизно у чотири рази більше ніж те, що передається зубчастими приводами літака або космічного корабля, де матеріал, якість, розмір і конструкція подібні.
Для низькошвидкісних зубчастих передач наземних транспортних засобів, які призначені для нетривалої діяльності (менше ніж 100 000 циклів) можна звичайно допустити незначну кількість пластичної деформації, поверхневого викришування й абразивного зносу. Отже, допустимі рівні поверхневого напруження є значно вищі від тих, що допускають для довговічних високошвидкісних зубчастих передач.
Головний привід літаків і космічних кораблів, який застосовують у приводах ротора гелікоптера й головних помпових приводах розгінних блоків космічного корабля, де використовують зубчасті передачі з найвищою якістю матеріалу й точністю. Такі зубчасті передачі інтенсивно випробовують. Наприклад від 10 до 20 приводів однієї серії продукції можуть бути випробувані в експлуатаційних умовах на повну проектовану довговічність. Допустиму норму зносу встановлюють на основі результатів випробовування. Норма змащувальної струмини, місце розташування точок упорскування й напрям струмини оптимізовані.
З цих причин максимальне навантаження, допустиме для запроектованої довговічності, у 100 разів більше (в циклах навантаження зубців), і швидкості близько 10 раз більше ніж у типовій транспортній передачі. Імовірність пошкодження в таких випадках не буде перевищувати від 0,1 % до 1 %. Повне навантаження не може бути таким високим, як для транспортних зубчастих передач, тому що ні поверхневий знос, ні незначне пошкодження не можуть бути допустимі.
Промислові турбінні зубчасті передачі, де швидкості на початковому колі перевищують 50 м/с, у яких звичайно проектують шестерні з ЗО і більше зубцями для мінімізації ризику заїдання та зносу. Типову зубчасту пару складатимуть із шестерні з 45 зубцями й колеса — з 248.
Промислові турбінні зубчасті передачі повинні мати вищу ніж 99 % надійність для нормальної довговічності більше ніж 1010 циклів. Як наслідок, норми навантажувальної здатності турбінних зубчастих передач мають тенденцію бути помірними з відносно високими коефіцієнтами безпеки.
4.1.3 Коефіцієнти безпеки
Необхідно розрізняти коефіцієнт безпеки, що стосується пітингу SH, і коефіцієнт безпеки, що стосується злому зуба SF.
Для наведеного застосування достатня навантажувальна здатність зубчастої передачі показана обчисленими величинами SH і SF, що рівні або більші від величин SHmin і SFmjn відповідно.
Треба визначити певні мінімальні значення для коефіцієнтів безпеки. Рекомендації, що стосуються цих мінімальних значень, наведено в цьому стандарті, але значення не запропоновано.
Треба ретельно вибирати ймовірність руйнування й коефіцієнт безпеки в кожному випадку, щоб забезпечити потрібну надійність і виправдані витрати. Якщо експлуатаційні якості зубчастих передач можна точно оцінити випробовуванням фактичного зразка за фактичних експлуатаційних умов, то можна допустити нижчий коефіцієнт безпеки й економніші методи виготовляння.
Модифіковане допустиме напруження
Коефіцієнт безпеки = .
Розрахункове напруження
Є допустимими коефіцієнти безпеки, що ґрунтуються на навантаженні. Якщо вони ґрунтуються на навантаженні, то коефіцієнт безпеки дорівнює приведеній розрахованій навантажувальній здатності, поділеній на приведене передане робоче навантаження. Коли коефіцієнт ґрунтується на навантаженні, то це повинно бути однозначно підтверджено.
Примітка 1. Коефіцієнти безпеки, які ґрунтуються на навантаженні (потужності) і стосуються вигину зуба, пропорційні Sr. Коефіцієнти безпеки, які грунтуються на навантаженні (потужності) і стосуються контактної втоми, пропорційні sj;
.Крім згаданих загальних вимог і спеціальних вимог до поверхневої зносостійкості, контактної втоми (ISO 6336-2) і напруження вигину зуба (ISO 6336-3), коефіцієнти безпеки треба вибирати після ретельного розгляду таких чинників:
надійність характеристик матеріалу (значення допустимих напружень, що використовують під час розраховування, чинні для заданої ймовірності руйнування, параметри матеріалів у ISO 6336-5, чинні для 1 % ймовірності пошкодження. Цей ризик пошкодження зменшується із збільшенням коефіцієнта безпеки й навпаки);
надійність значень навантаження, що використовують під час розраховування (якщо навантаження або чутливість системи до вібрації ймовірніше оцінюють ніж вимірюють, то потрібно використовувати більший коефіцієнт безпеки);
відхилення в геометрії зубчастої передачі внаслідок допусків під час виготовляння;
відхилення суміщення;
відхилення в матеріалі внаслідок процесних відхилень у хімічному складі, чистоті й мікроструктурі (якість матеріалу й термообробка);
відхилення в змащуванні й технічному обслуговуванні під час експлуатування зубчастих передач.
Залежно від надійності припущень, на яких ґрунтуються розрахунки (наприклад щодо навантаження), і згідно з вимогами до надійності (наслідки випадку пошкодження) має бути вибраний відповідний коефіцієнт безпеки.
Коли зубчасті передачі виготовляють за технічною характеристикою або за заявкою на замовлення, в яких постачальник зубчастої передачі повинен забезпечити зубчасті передачі або складені зубчасті приводи, що мають приведені розраховані потужності (здатності) згідно з ISO 6336, значення коефіцієнта безпеки для кожного виду руйнування (контактна втома, злом зуба) має бути узгоджене між сторонами.
Випробування
Найбільш надійний відомий підхід до оцінювання всієї системи експлуатаційних показників є випробовування запропонованої нової конструкції. Коли наявний достатній галузевий або випробо- вувальний досвід, то задовільні результати можна отримати екстраполяцією результатів попередніх випробувань або галузевих даних.
Коли придатні результати випробування або галузеві дані недоступні, тоді значення визначальних коефіцієнтів треба вибирати обережно.
Допуски під час виготовляння
Оцінювання визначальних коефіцієнтів повинне ґрунтуватися на мінімальних ступенях точності, встановлених для складових частин під час виготовляння.
Значуща точність
Коли емпіричні значення для нормативних коефіцієнтів подані кривими графіків, то підбір формул до кривих забезпечує полегшення комп’ютерного програмування. Сталі і коефіцієнти, що використовують у кривих, мають більше значущих цифр, ніж ті, що властиві надійності емпіричних даних.
Інші обставини
Крім чинників, розглянутих у цьому стандарті, які впливають на опір контактній утомі, й напруження вигину, інші взаємопов’язані системні чинники можуть мати значний вплив на всі експлуатаційні показники передачі. Такі чинникии особливо значущі.
Змащення. Норми, визначені цими формулами, дійсні тільки, якщо зубці передачі працюють із мастилом належної в’язкості та присадками, відповідними навантаженню, швидкості, шорсткості поверхні, і якщо достатня кількість мастила, що подається до зубців передачі й валь- ниць, щоб змащувати й підтримувати прийнятну робочу температуру.
Зміщення та прогин фундаментів. Багато приводних систем залежать від зовнішніх опор, таких як фундаментні плити, що забезпечують незмінність зубчастого зачеплення. Якщо ці опори невдало сконструйовані, спочатку зміщені або зміщуються під час роботи внаслідок пружного або термічного прогину чи інших впливів, то всі експлуатаційні показники зубчастої системи будуть значно погіршені.
Деформації зубців передачі, заготовок коліс, валів, вальниць і корпусів впливають на функціювання й розподіл повного навантаження на зуб по поверхні профілю. Через те, що ці де-формації змінюються з навантаженням, то неможливо отримати оптимальний контакт зубців за різних навантажень у тих передачах, що сприймають змінне навантаження. Коли поверхні зуба передачі немодифіковані, то коефіцієнт розподілу навантаження по поверхні зуба збільшується зі збільшенням прогину, від чого знижується навантажувальна здатність.
Динаміка системи. Метод досліджування в цьому стандарті передбачає динамічний коефіцієнт у формулах для зменшення навантажувальної здатності зубчастих передач у разі збільшення навантажень, спричинених неточністю зубчастого зачеплення й у разі резонансних явищ. Взагалі, спрощені значення подані для легшого застосування. Динамічні характеристики системи результують у додатковому навантаженні на зуб зачеплення через відносний рух поєднаних мас привода й веденого обладнання. Коефіцієнт зовнішнього динамічного навантаження КА уведений для врахування робочих характеристик приводного й веденого обладнання. Треба зазначити, що коли робоча жорсткість приводу, редуктора або веденого обладнання спричинить вібрацію з частотою, що близька до однієї із системних головних власних частот, резонансні вібрації можуть спричинити значні перенавантаження, які можуть бути в декілька разів вищі від номінального навантаження.
Рекомендовано аналізувати вібрацію під час роботи в критичних умовах. Цей аналіз буде стосуватися всієї системи: двигуна, редуктора, веденого обладнання, муфт, умов монтажу та джерел вібрації. Потрібно обчислити власні частоти, форми режиму й амплітуди динамічної характеристики. За потреби або обов’язковості розраховування сукупного пошкодження спектра навантажень наведено в ISO/TR 10495.
Пляма контакту. Зуб більшості циліндричних зубчастих передач модифікований в обох напрямах, як по профілю, так і по довжині під час операції виготовляння, щоб компенсувати відхили складання. Це виявляється в розташуванні плями контакту під час випробовування обкатуванням за легких навантажень. Від запроектованого навантаження контакт повинен поширюватися по всій поверхні зуба без будь-якої концентрації плями контакту на краях. Цей вплив треба враховувати, узгоджуючи коефіцієнт розподіляння навантаги.
Корозія поверхні зуба зубчастої передачі може суттєво зменшити опір зубців напруженню вигину й контактній утомі. Визначання цих зменшень не належить до сфери застосування цього стандарту.
Коефіцієнти впливу
Коефіцієнти впливу, представлені в цьому стандарті, встановлені з результатів дослідних і галузевих робіт. Справедливо вирізнити такі:
коефіцієнти, визначені геометрією зубчастої передачі або які були встановлені угодою. їх треба обчислювати згідно з формулами, які наведено в цьому стандарті;
коефіцієнти, що враховують декілька впливів, які діють незалежно один від одного, але можуть, проте, впливати один на одного в тій мірі, в якій не можна визначити числове значення. Це коефіцієнти КА, Kv, КНа, Кнр або KFa і коефіцієнти, що впливають на допустиме напруження.
Коефіцієнти Kv, КНр і КНа також залежать від розміру профільної й поздовжньої модифікацій. Профільна й поздовжня модифікації ефективні тільки тоді, коли вони значно більші від відхилів під час виготовляння. З цієї причини вплив профільної й поздовжньої модифікацій можна взяти до розгляду тільки, якщо відхили виготовляння зубчастої передачі не перевищують характерних граничних значень. Для кожного коефіцієнта встановлено мінімальну обов’язкову точність виготовлення зубчастої передачі відповідно до ISO 1328-1.
Коефіцієнти впливу можна визначати різними методами. їх розрізняють, за потреби, додаванням індексів від А до Е до познак. Якщо іншого не встановлено, наприклад у прикладному стандарті, більша точність методів має бути переважною для важливих передач. У випадку сумніву, коли встановлюють перевірку точності й надійності, тоді метод А переважає метод В, а метод В — метод С тощо.
Примітка 2. Рекомендовано додаткові індекси вживати кожного разу, коли метод, який використовують під час оцінювання коефіцієнта, не може бути легко встановлений.
У деяких застосбваннях треба вибирати між коефіцієнтами, які були визначені за альтернативними методами (наприклад альтернативи для визначення еквівалентного зміщення). За потреби, доречний метод може бути вказаний розширенням індексу, наприклад Кнр-ві-
Цей стандарт спочатку було призначено для підтвердження навантажувальної здатності зубчастих передач, для яких суттєві розрахункові дані доступні через детальні кресленики або в подібній формі.
