Розраховування навантажувальної здатності циліндричних прямозубих і косозубих зубчастих передач. Застосування для швидкісних зубчастих передач та зубчастих передач з подібними вимогами

(номінальне) окружне навантаження на ділильному циліндрі в торцевому перерізі

н

Ft aq

еквівалентне окружне навантаження на ділильному циліндрі

н

сумарний відхил напряму зуба

мкм

Fp*

початкове еквівалентне зміщення (перед припрацюванням)

мкм

J'

момент інерції на одиницю ширини зубчастого колеса

кг ■ мм²/мм

K_v

динамічний коефіцієнт

—

коефіцієнт зовнішнього динамічного навантаження

—

K_Fa

коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями (напруження вигину)

—

.коефіцієнт розподілу навантаження по довжині контактних ліній (напруження вигину)

—

^Ha

коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями (контактне напруження)

—

^нр

коефіцієнт розподілу навантаження по довжині контактних ліній (контактне напруження)

—

Ky

коефіцієнт розподілу навантаження між зачепленнями (враховує нерівномірний розподіл навантаження між зачепленнями для багатопотокових передач)

—

M',2

допоміжні величини для визначення Z_{B D}

—

N

резонансне відношення

—

Nl

число циклів

P

передавана потужність

кВт

Ra

середньоарифметична величина шорсткості (згідно з ISO 4287)

мкм

Rz

середня шорсткість від вершини до западини (згідно з ISO 4287)

мкм

S_F

коефіцієнт безпеки (поломка зуба)

—

$F mm

мінімальний коефіцієнт безпеки (поломка зуба)

—

S_H

коефіцієнт безпеки (контакт)

—

mm

мінімальний коефіцієнт безпеки (контакт)

—

T-l.2

номінальний крутний момент на шестерні або на колесі

Н ■ м

Y?

коефіцієнт форми зуба для номінального напруження вигину від навантаження, прикладеного на зовнішній точці однопарного зубчастого контакту

—

Yr rel T

відносний коефіцієнт поверхні

—

Ys

поправковий коефіцієнт напруження

—

Ух

розмірний коефіцієнт (вигин)

—

Ур

- коефіцієнт кута нахилу лінії зуба (вигин)

—

Ур rel T

відносний коефіцієнт чутливості до підрізання

—

z_v

коефіцієнт ШВИДКОСТІ

—

Zb d

коефіцієнти однопарного зачеплення для шестерні або колеса

—

Zb

коефіцієнт пружності

д/н/мм²

Кінець таблиці 1

Позначення

Поняття або термін

Одиниця виміру

Z_H

коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубців

—

Zl

коефіцієнт змащення

—

Zr

коефіцієнт шорсткості (контакт)

—

Z_w

коефіцієнт термообробки

—

Zx

розмірний коефіцієнт (контакт)

—

%

коефіцієнт кута нахилу лінії зуба (контакт)

—

z,

коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній (контакт)

—

a_n

нормальний кут профілю зуба

0

at

кут профілю зуба в торцевому перерізі

0

®wt

кут профілю зуба в торцевому перерізі на початковому циліндрі

0

a_P

кут профілю зуба вихідного контуру циліндричних зубчастих передач

0

P

кут нахилу лінії зуба (без індексу — на ділильному циліндрі)

0

Pb

основний кут нахилу лінії зуба

0

Sa

коефіцієнт торцевого перекриття

—

San

коефіцієнт торцевого перекриття еквівалентних прямозубих зубчастих пар

—

^E0

коефіцієнт осьового перекриття

—

Є,

коефіцієнт перекриття (Єу = є_а + Єр)

—

K(3

коефіцієнт припрацювання (еквівалентне зміщення)

—

PfP

радіус перехідної кривої вихідного контуру циліндричних зубчастих передач

мм

PF

радіус перехідної кривої ніжки зуба в критичному перерізі

мм

Of

напруження вигину в зубі

Н/мм²

°F lim

базове напруження (вигин)

Н/мм²

ape

допустиме напруження (вигин)

Н/мм²

CFG

граничне напруження вигину

Н/мм²

Cfp

допустиме напруження вигину

Н/мм²

Cfo

базове напруження вигину

Н/мм²

ан

розрахункове контактне напруження

Н/мм²

hm

допустиме напруження (контакт)

Н/мм²

^CTHG

модифіковане допустиме напруження (= O_HPS_Hmln)

Н/мм²

^CTHP

допустиме контактне напруження

Н/мм²

CO1 2

кутова швидкість шестерні або колеса

рад/с

^а Для зубчастих пар зовнішнього зачеплення а и z_y\ z₂— додатні для зубчастих пар внутрішнього зачеплення а и і z₂ — від ємні з Zi додатним

4 ЗАСТОСУВАННЯ

Проектування, специфічні застосування

Загальні положення

Конструктори зубчастих передач повинні усвідомити, що вимоги до різних застосувань значно змінюються Використання методик цього стандарту для специфічних застосувань потребує ре­тельного оцінення всіх обставин застосування, особливо

допустиме напруження матеріалу і число повторів навантаження,

відсоток результатів усяких пошкоджень (масштаб пошкоджень);

відповідний коефіцієнт безпеки.

Повинні бути проаналізовані загальними машинними методами проектування конструктивні заходи, щоб запобігти руйнуванню, що виникає від концентраторів напруження на бічній поверхні зуба, викришенню вершини зуба і відмов на дисках або маточинах зубчастих коліс.

Будь-які розбіжності згідно з описаним нижче треба подавати у звіті розрахунку.

Якщо бажаний більш точний метод розрахунку або якщо узгодження з обмеженнями в 4.1 є з будь-якої причини непрактичним, тоді відповідні коефіцієнти можуть бути оцінені згідно з ос­новним стандартом або іншим стандартом застосування.

Коефіцієнти, отримані з вірогідного досвіду, або дані випробувань можна використовувати замість окремих коефіцієнтів згідно з цим стандартом. Стосовно цього застосовують критерії для методу А в ISO 6336-1:1996, 4.1.8.1.

В інших відношеннях кваліфікаційні розрахунки повинні точно відповідати цьому стандарту, якщо напруження, коефіцієнти безпеки тощо треба кваліфікувати відповідно до цього стандарту.

Цей стандарт розглядає всі швидкісні зубчасті передачі й зубчасті передачі з подібними ви­могами, крім швидкісних редукторів і редукторів спеціального призначення, які використовують у нафтовій, хімічній та газовій промисловості. Для них можна застосовувати ISO 13691.

Цей стандарт застосовують, коли заготівка колеса, з’єднання вал/втулка, вали, підшипники, корпуси, нарізеві з’єднання, фундаменти й муфти відповідають вимогам стосовно точності, наван­тажувальної здатності й жорсткості, що формує базис для розраховування навантажувальної здат­ності зубчастих передач.

Хоча метод, описаний у цьому стандарті, головним чином призначений для цілей перерахунку, за допомогою ітерації його можна також використовувати, щоб визначати навантажувальну здатність зубчастих передач. Ітерацію виконують вибором навантаження й обчисленням відповід­ного коефіцієнта безпеки проти пітингу S_H1 Для шестерні. Якщо S_H1 є більшим від S_H min- ^т° на­вантаження збільшують, якщо він менший від S_H min, то навантаження зменшують. Це продовжують доти, доки вибране навантаження не відповідатиме S_H1 = S_{H min}. Подібний метод використовують для колеса (S_H2 = S_Hmin), а також для коефіцієнтів безпеки проти поломки зуба S_F1 = S_F2 = S_Fmin.

Дані зубчастої передачі

Цей стандарт застосовують з такими обмеженнями.

Типи зубчастої передачі:

евольвентні прямозубі, косозубі і шевронні зубчасті передачі зовнішнього і внутрішнього зачеплення;

для шевронних зубчастих передач припущено, що повне окружне навантаження рівномірно розподілене'між двома зубчастими вінцями, якщо це не так (наприклад унаслідок зовнішніх прикладених осьових сил), це повинно бути враховано; два зубчасті вінця вважають як дві окремі косозубі зубчасті передачі паралельно;

планетарні та інші ряди зубчастих передач з багатьма передавальними потоками.

Діапазон швидкостей

щ більше або дорівнює 3 600 хв^-1 (синхронна частота обертання двополюсного двигуна за частоти струму 60 Гц). Це також застосовують для зубчастих передач високої точності, необ­хідної за спеціальних вимог для низьких швидкостей.

Точність зубчастої передачі

Ступінь точності 6 або кращий згідно з ISO 1328-1 (впливає на X_v, К_На, К_нр, і K_F(3).

Діапазон коефіцієнтів торцевого перекриття еквівалентних прямозубих зубчастих пар

1,2 < є_а < 2,5 (впливає на с', c_Y, К_На і K_Fp).

Діапазон кутів нахилу лінії зуба:

Р менше або дорівнює 30° (впливає на с', с_у, K_v, К_нр і K_Fp).

Вихідні контури:

без обмежень¹), але див. d).

Шестерня і вал-шестерня

Цей стандарт застосовується для шестерень, суцільних з валами, або шестерень з отворами, змонтованих симетрично між їхніми підшипниками. Припускають, що шестерні з отворами будуть змонтовані на масивних валах або на порожнистих валах з d/d_shl < 0,5 (це впливає на К_Нр і K_Fp).

Заготівка колеса, обід колеса

Цей стандарт застосовується, коли s_R, товщина обода колеса під ніжками зубців зубчастих передач зовнішнього і внутрішнього зачеплення є > 3,5 т_п

Матеріали

Вони охоплюють стальні матеріали (впливають на Z_Ei а_н н_т, ofe. K_v, ^нр, K_Fp, ^на і K?a)- Щодо матеріалів і їх абревіатур, які використовують у цьому стандарті, див. таблицю 2. Щодо інших ма­теріалів, див. ISO 6336-1, ISO 6336-2, ISO 6336-3 та ISO 6336-5.