---

Методики розрахунку чинні за умови, що зубчасті передачі змащуються розбризкуванням за весь час роботи з мастилом, схваленим виробником/конструктором зубчастих передач, і мастило розбризкується за температури і витрати, які гарантують, що температури, прийняті для розра­хунків, не перевищені (впливають на формування плівки мастила, тобто коефіцієнти Z_L, Z_v і Z_R).

Необхідно розрізняти коефіцієнт безпеки відносно пітингу S_H і коефіцієнт безпеки відносно поломки зуба S_F.

Для даного застосування адекватна навантажувальна здатність зубчастої передачі демонст­рується обчисленими величинами S_H і S_F , що дорівнюють або вищі від величин S_Hт|_П і S_{F min} від­повідно.

Вибір величини коефіцієнта безпеки повинен базуватися на довірі до надійності доступних даних і наслідків можливих відмов.

Важливими чинниками, що повинні бути враховані, є:

• допустимі величини напруження, використані в розрахунку, чинні для даної ймовірності відмови (величини для матеріалів в ISO 6336-5 чинні для 1 %-ймовірності пошкодження);

• установлена якість і ефективність контролю якості на всіх стадіях виготовлення;

• точність технічних вимог до обслуговування і зовнішніх умов;

• поломка зуба, як часто вважають, є більшою небезпекою, ніж пітинг.

Отже, вибрана величина S_Fmin повинна бути більшою від величини, вибраної для S_Hrrnn. Реко­мендовано, щоб мінімальні величини коефіцієнтів безпеки були узгоджені між покупцем і ви­робником.

Щодо розрахунку фактичного коефіцієнта безпеки, див. 6.1.5 (S_H, пітинг) і 7.1.4 (S_F, поломка зуба).

Наступні дані повинні бути відомі для розрахунків:

1. дані зубчастої передачі:

a, z-i, z₂, т_п, Щ, d_a1, d_a2^3>, b, x_1tx₂, a_n, P, є_а, є_р, профіль вихідного контуру;

2. конструктивні дані і дані виготовлення:

С_а1, С_а2, Ra-i, Ra₂, Rz_bRz₂;

3. Коли вершини зубців мають фаски або заокруглення, треба підставити d_{N1 2} замість d₃1₂

матеріали, твердість матеріалу і термообробка деталей, ступені якості матеріалу, ступені точ­ності зубчастої передачі, проліт між підшипниками, розміри зубчастих коліс, полярні або масові моменти інерції шестерні й колеса, та коли застосовують профільну модифікацію і модифікацію лінії нахилу зуба;

3. робочі дані:

Р або Т або F_t, л_ь робочі характеристики привідної і веденої машин.

Необхідні геометричні дані можуть бути розраховані згідно з національними стандартами.

Інформація, якою будуть обмінюватися виробник і покупець, повинна містити дані з перева- жальних специфікованих матеріалів, змащення, коефіцієнта безпеки і зовнішніх прикладених сил, спричинених вібраціями і перенавантаженнями (коефіцієнт зовнішнього динамічного навантаження).

У всіх розрахунках треба використовувати одиниці виміру, перелічені в розділі 3. Інформацію, що полегшує використання цього стандарту, наведено в додатку С ISO 6336-1:1996.

5 КОЕФІЦІЄНТИ ВПЛИВІВ

Коефіцієнти впливів K_v, К_На- К_нр, К_?а і K_Fp усі залежать від навантаження на зуб. Початково це є прикладене навантаження (номінальне окружне навантаження, помножене на коефіцієнт зов­нішнього динамічного навантаження).

Ці коефіцієнти є також взаємозалежними і тому повинні бути розраховані послідовно так:

1. К_у з прикладеним окружним навантаженням F_tК_А (еквівалентне навантаження, багатопо- токові передачі з F_tK_AK^4});

2. К_нр або /<рр з перерахованим навантаженням Р^К^Ку.

Номінальне окружне навантаження F_t визначають у площині торцевого перерізу на ділильному циліндрі. Воно базується на вхідному крутному моменті на веденій машині. Це крутний момент, що відповідає найважчому регулярному робочому стану. Альтернативно як основу можна використо­вувати номінальний крутний момент первинного двигуна, якщо це відповідає вимозі крутного мо­менту веденої машини, можна вибрати деяку іншу відповідну основу.

_ 2000 Т₁₂ _ 19 098-1000 Р _ 1000 Р

“1,2 °1,2 ^Л1,2 ^У

_ F_td_X2 _ 10ОО Р _ 9 549 Р.

^1,2 “ 2 ООО “ со_г2 ~ л₁₂ ’

_ ^і,2 ⁿi,2.

1000 1000 9 549 ’ ^W

_v _ ^1,2 ^1,2 _ ^1,2 ^л1,2 .

2 000 19 098’ ^k ’

л ₂ 2 000 v n₁₂

“¹'² " 30 " cf_u⁼ 9 549'

Коли передаване навантаження нерівномірне, треба звернути увагу не тільки на максимальне навантаження і його очікуване число циклів, але також на проміжні навантаження і на їх числа циклів. Цей тип навантаження класифікують як робочий цикл, і він може бути представлений спект­ром навантаження. У таких випадках накопичений вплив утоми робочого циклу повинен бути взятий

Це є максимальне окружне навантаження F_tmax (або відповідний крутний момент Т_тах, відпо­відна потужність Р_тах) У змінному робочому діапазоні. їх величина може бути обмежена відповід­ною чутливою запобіжною муфтою. F_{t max}, Г_тах і P_max повинні бути відомі, коли треба визначити безпеку від пошкодження пітингом і від раптової поломки зуба внаслідок навантаження, що відпо­відає граничному статичному напруженню (див. 5.5).

Коефіцієнт К_А пристосовує номінальне навантаження F_t для того, щоб компенсувати приріст навантажень на зубчасту передачу від зовнішніх джерел. Ці додаткові сили в більшості залежні від характеристик привідної і веденої машин, а також мас і жорсткості системи, зокрема валів і муфт, використовуваних під час роботи.

Рекомендовано, щоб покупець і виробник/конструктор узгодили величину коефіцієнта зовніш­нього динамічного навантаження.

К_А визначають у цьому методі за допомогою ретельних вимірів і всебічного аналізу системи або на основі достовірного досвіду роботи у відповідній галузі застосування (див. 5.3).

Якщо не доступні достовірні дані, отримані, як описано в 5.5.2 або навіть на першій стадії конструювання, можна використовувати орієнтовні величини К_А, що описані в додатку С з мінімаль­ним коефіцієнтом безпеки 1,25.

Динамічний коефіцієнт є відношенням повного навантаження на зуб, охоплюючи внутрішні динамічні впливи «мультирезонансної» системи, до передаваного окружного навантаження на зуб.

У цьому стандарті використано метод В ISO 6336-1:1996.

У цій методиці припущено, що зубчаста пара складається з елементарної одиничної маси і пружної системи об’єднаних мас шестерні і колеса та жорсткості зачеплення контактувальних зубців. Також припущено, що кожна пара функціонує як одноступінчаста пара, тобто вплив інших ступенів у багатоступінчастій системі зубастої передачі проігнорований. Це припущення логічне лише тоді, коли крутильна жорсткість (виміряна на основному радіусі зубчастих коліс) вала спільно з колесом і шестернею є менша, ніж жорсткість зачеплення. Див. 5.6.3 і В.1 відносно методики для дуже жорстких валів.

Сили, спричинені крутильними коливаннями валів і приєднаних мас, не охоплені К_у. Ці сили повинні бути долучені з іншими зовнішніми прикладеними силами (наприклад з коефіцієнтом зов­нішнього динамічного навантаження).

У багатопотокових зубчастих передачах є кілька власних частот. Вони можуть бути вищими або нижчими від власної частоти однопарної зубчастої передачі з лише одним зачепленням. Коли такі зубчасті передачі експлуатуються в надкритичному діапазоні, рекомендовано аналіз за мето­дом А. Див. ISO 6336-1:1996, 6.3.1.

Питоме навантаження для розрахунку K_v є (F_t К_А/Ь) або альтернативно F_tsq/b.

Якщо (F_t К_А) / 6 > 100 Н/мм, тоді F_m / Ь = (F_tК.Л / Ь.

Якщо (F_t К_А)/b < 100 Н/мм,*тоді F_m7b = 100 Н/мм.

Подібно для F_{t eq} / b.

Коли питоме навантаження (F_t /<_А) / b < 50 Н/мм, існує особливий ризик вібрації (за деяких обставин, з роз’єднанням робочих бічних поверхонь зубців), передусім для прямозубих або косо- зубих зубчастих передач низького ступеня точності, що експлуатуються на високих швидкостях.

1. Обчислення приведеної маси, m_red, одноступінчастої зубчастої пари:

д

ті ті

т^=— г

т_у+т₂

А А

А ^ГЬ2 ⁺ А ^ГЬ²1

„ А,2

^{3 т}2 —~ - ^ГЫ,2

(6)

е m_red — приведена маса зубчастої пари, тобто маса на одиницю ширини зубчастого вінця кож­ного зубчастого колеса стосовно його основного радіуса або лінії зачеплення;

J(₂— полярні моменти інерції на одиницю ширини зубчастого вінця;

^гы,2 — основні радіуси (= 0,5 с/_ь1і2).

2. Обчислення приведеної маси, m_red, багатоступінчастої зубчастої пари

Див. В.1.

3. Розрахунки приведеної маси, m_red, зубчастих передач менш типових конструкцій

Щодо інформації про наступні випадки, див. В.1:

• вал-шестерня з діаметром на висоті середини зуба cf_m1 майже рівним діаметру вала;

• два жорстко з’єднані співвісні зубчасті колеса;

• одне велике колесо, ведене двома шестернями;

• планетарні зубчасті передачі;

• проміжні зубчасті колеса.

1. резонансна частота обертання, п_Е1, шестерні, у хвилинах у мінус першому степені:

з

л_Е1 -

ЗО-1О³Гс^~

^71Z1 V ^mred

ХВ~¹

(7)

с_у із додатка А.

2. резонансне відношення, N

Відношення частоти обертання шестерні до резонансної частоти обертання, резонансне відношення, N, визначають так:

д

(8)

/ _ А _ ^Л1 ^71Z1 l^red
л_Е^ ЗО 000 Су

Резонансна частота обертання може бути вище або нижче частоти обертання, розрахованої з формули (8) через жорсткості, які не були долучені, наприклад жорсткість валів, підшипників, корпусів тощо, і в результаті демпфірування. Стосовно безпеки, резонансний діапазон визначають так: /V_S<A/<1,15. (9)

Під час навантажень, таких, що (FiK^I b менше ніж 100 Н/мм, нижню границю резонансного відношення N_s визначають:

3. якщо (F_tК_А)І b <100 Н/мм, тоді:

4. Л/= =0,5 + 0,35. Р-^; (10)

^s Vb-100 ^k '

5. якщо (F_tК_А) I b> 100 Н/мм, тоді:

Л/g = 0,85. (11)

Bp, B_f і B_k — безрозмірні параметри, використовувані для врахування впливу відхилів зуба і профільних модифікацій на динамічне навантаження²)

;

Р,К_д/6'

з

(13)

с' із додатка A.

C_a = C_ay із таблиці 3 для зубчастих коліс без установленої профільної модифікації.

Після припрацювання наявні ефективні основний крок і відхил профілю. Величини /рь eff і eft визначають відніманням оцінених припусків припрацювання у_р і у_гтак:

(pb eff ⁼ ^pb 1 ^— Ур 1 або /р_Ьeff = f_pb г - Ур 2, (13)

яка є більша;

ff eff⁼ fa і ~ У( 1 або/f _eff =/f_a 2 - Уї 2, 16)