---

яка є більша.

1. Для V⁶⁾

160 ,

Ур=~ ^fPb< (17)

^СН Іігп

2. Для Eh, IF, NT(nitr.) і NV(nitrocar.)⁶⁾

Ур = 0,075 fp_b: (19)

y_f = 0,075 /f_a. (20)

3. Коли матеріали різні, повинні бути визначені y_p1f1 для матеріалу шестерні та y_p2,f2 Д^ля ма­теріалу колеса. Для розрахунку використовують середню величину:

УрТ ⁼ 0.5 (Уріл “ Ур2дг)- (21)

5.6.3 Динамічний коефіцієнт у підкритичному діапазоні (N < N_s)

У цьому секторі резонанси можуть існувати, якщо частота зачеплення зуба збігається з N = 1/2 і N = 1/3. Ризик цього є незначним у випадку точних косозубих або прямозубих зубчастих передач, якщо останні мають відповідну профільну модифікацію (зубчасті передачі зі ступенем точності 6 або кращим згідно з ISO 1328-1:1995).

Коли коефіцієнт торцевого перекриття прямозубих передач малий або якість є низького сту­пеня, K_v може бути настільки великим, як в основному резонансному діапазоні швидкості. Якщо це відбувається, повинні бути змінені конструктивні або експлуатаційні параметри.

Резонанси за N = 1/4, 1/5, ... рідко спричиняють проблеми, тому що пов’язані амплітуди вібрації звичайно малі.

Для зубчастих пар, де жорсткість привідного і веденого валів не рівні, в діапазоні N « 0,2 ... 0,5 частота контакту зуба може збудити власні частоти, коли крутильна жорсткість о жорсткішого вала стосовно до лінії зачеплення є такого самого порядку величини, як жорсткість зуба, тобто якщо с/г_ь² має порядок величини с_у. Коли це так, тоді прирости динамічного навантаження можуть перевищити величини, розраховані за формулою (22):

K_V = (A/K) + 1; (22)

K=(C_v1fi_p) + (C_v2Bf) + (C_v3S_k), (23)

де C_vi і C_v2 враховують відхили кроку і профілю, у той час C_v3 враховує циклічну зміну жорсткості зачеплення. Див. таблицю 3.

⁶¹ Див таблицю 2 для пояснення використаних скорочень.

5.6.4 Динамічний коефіцієнт в основному резонансному діапазоні (N_s< N < 1,15)

Косозубі зубчасті передачі високої якості з високим коефіцієнтом перекриття можуть функ­ціонувати задовільно в цьому секторі. Це також стосується прямозубих зубчастих передач ступе­ня 6 або кращого згідно з ISO 1328-1:1995, які мають відповідну профільну модифікацію.

За вищезгаданої умови цей коефіцієнт дорівнює:

K_v = (C_v1S_p) + (C_v2B_f) + (C_v4S_k) + 1. (24)

Щодо параметрів С, див. таблицю 3.

5.6.5 Динамічний коефіцієнт у надкритичному діапазоні (N > 1,5)

У цьому діапазоні за N = 2, 3, ... можуть виникати резонансні піки. Проте у більшості випадків амплітуди вібрації є малі, оскільки сили збудження з частотами нижче від частоти зачеплення зви­чайно малі.

Для зубчастих передач у надкритичному діапазоні також необхідно розглянути динамічні на­вантаження внаслідок поперечної вібрації складових частин зубчастого колеса і вала. Коли кри­тична частота є близька до частоти обертання і якщо цього стану не можна уникнути, такі наван­таження треба враховувати:

К_у =(C_v5a_p) + (C_v6S_f) + C_y7. (25)

Щодо параметрів С, див. таблицю 3, і щодо с', див. додаток А.

Таблиця 3 — Формули для розрахунку коефіцієнтів C_v1 — C_v7 та С_ау

5.6.6 Динамічний коефіцієнт у проміжному діапазоні (1,15 < N < 1,5)

У цьому діапазоні динамічний коефіцієнт визначають лінійною інтерполяцією між K_v за N = 1,15 і за N = 1,5, як установлено в 5.6.4 і 5.6.5.

(1.5-Л/). (26)

U; 00

Див. додаток А щодо одиничної жорсткості зуба С.

5.7 Коефіцієнт розподілу навантаження по довжині контактних ліній, К_Нр

Коефіцієнт розподілу навантаження по довжині контактних ліній регулює напруження зуба зубчастого колеса, щоб врахувати впливи нерівного розподілу навантаження по ширині зубчасто­го вінця.

У цьому стандарті використовують метод С1 із ISO 6336-1:1996.

-Використання методу С1 є прийнятним для зубчастих передач, що мають такі характеристики: а) шестерня на суцільному або порожнистому валі d_shi/d_sh< 0,5 розташована симетрично між підшипниками (асиметрично розташована шестерня веде до додаткової деформації вигину, яка повинна бути оцінена і додана до f_ma або додатково компенсована в повній модифікації лінії на­хилу зуба);

2. діаметр шестерні майже дорівнює діаметру вала;

3. жорстке колесо і корпус, жорсткий вал колеса, жорсткі підшипники;

4. пляма контакту, яка під час навантаження поширюється по всій ширині зубчастого вінця;

5. немає додаткових зовнішніх навантажень, що діють на вал шестерні (наприклад від муфт вала);

6. припуск припрацювання у_р < у_{р тах}, як установлено в 5.7.2.2. Обчислене F_px може бути пе­ревірено за формулою:

с ^нр ~ 1 .

^F* ’ " fF,72Y <²⁷>

^Х₽F / Ь)
J m ' ^мJ

д) рекомендовано, щоб величини, використані для f_ma, були перевірені інспекційними пере­вірками, такими як пляма контакту зуба в робочому русі.

Див. додаток В щодо застосування для планетарних зубчастих передач.

f_ma— максимальне відокремлення між бічними поверхнями зачеплених зубців спряжених зуб­частих коліс. У формули (28)—(ЗО) повинна бути підставлена більша з величин 7_нр для зубчастих коліс зубчастої пари.

1. Комплект зубчастих коліс без будь-якої модифікації або регулювання:

2. ^ma ⁼ tO/^r_Hp- (23)

3. Зубчасті пари з забезпеченням регулювання (притирка або припрацювання під час легкого навантаження, регульовані підшипники або відповідна модифікація кута нахилу лінії зуба) і зубчасті пари з відповідною бочкоподібною модифікацією:

^=0,5^- (29)

4. Зубчасті пари з добре запроектованою біляторцевою модифікацією:

/^rma=0,7f_Hp- <³⁰>

у_р — величина, на яку початкове еквівалентне зміщення зменшується припрацюванням після початку роботи. к_р — коефіцієнт, що характеризує еквівалентне зміщення після припрацювання. Використання к_р у розрахунках є чинним доти, доки у_р пропорційний F_px.

1. Для V:

320 _ „ 320

Ур - к_р -1 , (31)

^CTH Іігп ^СТН Іігп

коли V < 5 м/с: немає обмежень для F_px;

коли 5 м/с < V < 10 м/с: F_px < 80 мкм;

коли v> 10 м/с: F_px < 40 мкм.

2. Для Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.) і NV (nitrocar.):

Ур ⁼ 0,15 F_px; кр = 0,85 Fp_x; (32)

^pxmax = 40 MKM.

Коли матеріал шестерні відрізняється від матеріалу колеса, к_₽і і кр₂ треба визначати окремо для кожного матеріалу.

Ур -(Урі ⁺Ург)^/<2; кр - + кр₂)/2. (33)

У наступних формулах і тих, що в 5.7.3.2, треба використовувати:

кр із 5.7.2.2;

с_у із додатка А;

fma ІЗ 5.7.2.1;

1. прямозубі й одновінцеві косозубі зубчасті передачі⁷⁵

2. ш

   ^нр

   
   

   = 1+

   
   

   4 000

   З 71

   
   

   2/%/Ь’

   
   

   (34)

   
   евронні зубчасті передачі^75,85

1. прямозубі й одновінцеві косозубі зубчасті передачі⁷⁵

— З частковою модифікацією нахилу зубців⁹⁵ (компенсована лише деформація кручення):

_К

(36)

1,⁴⁰⁰⁰к Ч ^Ь П ^{1 7}Ур^СЛа

^н₽ Зтг ³ Е^ ф J b 12J 2F_m/b'

— З повною модифікацією нахилу зубців (компенсовані деформації вигину і кручення):

*<^н,=¹+^7^. і Кн»г1°5: (37)

2. шевронні зубчасті передачі^75,85

— З повною модифікацією нахилу зубців¹⁰⁵ (компенсовані деформації вигину і кручення):

^Кнр=1 + ^7^ ' ^нр-1-05. (38)

Обґрунтованість формул (34)—(38) залежить від відповідності з 5.7.1, підпункти від а) до д).

КирУр (39)

1. якщо b/h > 3, тоді:

Л/_р = И, = ] ■ (40)

l+b/h+(b/h}²l+h/b+lh/by

2. якщо b/h < 3, тоді:

N_f= 0,6923, (41)

де b — менша із ширин зубчастого вінця шестерні і колеса, виміряних на початкових колах. Фаски або заокруглення кінців зуба треба проігнорувати; для шевронних зубчастих коліс повинна бути підставлена ширина одного вінця Ь_в;

h — висота зуба від вершини до западини: h = (d_a

Коефіцієнти розподілу навантаження між зубцями враховують вплив нерівномірного розподілу поперечного навантаження між кількома парами одночасно контактувальних зубців передачі так: К_На для напруження контакту і К_Ра для напруження вигину.

Для швидкісних передач:

K_Ha=K_Fa=1,0. (42)

6. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ АКТИВНОЇ ПОВЕРХНІ ЗУБЦІВ

   1. Основні формули

      1. Загальні положення

Розрахунок на міцність активної поверхні базується на контактному напруженні о-_н в полюсі зачеплення або у внутрішній (найнижчій) точці однопарного зубчастого контакту. Використовують найвищу з двох отриманих величин, щоб визначити навантажувальну здатність. <т_н і допустиме контактне напруження сг_Нр треба розраховувати окремо для колеса й шестерні. <т_н повинно дорів­нювати або бути меншим ніж сг_НР.

Контактне напруження, сг_н, на шестерні обчислюють так:

_ _{7 7 7 7 7} /Кд К_нр F_t і/ + 1

сг_н - Z_B Z_H Z_E Z_s Z_p J -j-j- —, (43)

де b — ширина зубчастого вінця (для шевронного зубчастого колеса b = 2 Ь_в); величина b спря­жених зубчастих коліс є менша із ширин зубчастого вінця на початкових колах шестерні і колеса, ігноруючи будь-які навмисні торцеві фаски або заокруглення кінця зуба; не по­винні включатися ні непрогартовані частини поверхнево-прогартованих бічних поверхонь зубців, ні перехідні зони;

Z_B — коефіцієнт однопарного зубчастого контакту шестерні (див. 6.2).

Контактне напруження, ст_н, на колесі обчислюють так:

6. 7 7 7 7 l^KA^Kv ^КНЦ^ U + 1

^СТН - ^Н ^р ~7~Т (44)

У О₁ о и

де Z_D — коефіцієнт однопарного зубчастого контакту колеса (див. 6.2).

Повне окружне навантаження у випадку зубчастих передач багато потокових трансмісій, сис­тем планетарних зубчастих передач або розгалужених зубчастих передач не зовсім рівномірно розподілене за окремими зачепленнями (залежно від конструкції, окружної швидкості й точності виготовлення). Це повинно бути враховано підстановкою K._fК_к замість у формулах (43) і (44), щоб відрегулювати середнє окружне навантаження на зачеплення в міру необхідності; див. розділ 5.

У цьому стандарті використовують метод В ISO 6336-2:1996

.

Д

^gH lim

^снр - с ^{Zl Z}'^z 4r 4_w - '-’H mm

^gHG

$H mm