---

Застосовується наступне зі спрощеними припущеннями методу В:

,, bfpetic' .

Ку-В—~———Cv1,2+Cv4+1- (20)

rmtrA

Для с' і /peff див. 7.7.3.3; для c_v12 і c_v4 див. таблицю 2.

Високошвидкісні зубчасті передачі та передачі з подібними вимогами діють у цьому секторі:

F_mtKA ' ' ¹

Для с' і /peff Див- 7.7.3.3; для c_{v5 6} і c_v7 див. таблицю 2.

У цьому секторі динамічний коефіцієнт визначається лінійною інтерполяцією між K_V._B, якщо N = 1,25 і K_v._e, якщо N = 1,5. K_v__s обчислюють згідно з 7.7.3.4 і 7.7.3.5 відповідно.

К.-в » (1.5 - W). (22)

□,2о

Рисунок 3 показує динамічні коефіцієнти, які можна використовувати за відсутності специфічних відомостей про динамічні навантаження. Криві на рисунку 3 і рівняння, наведені нижче, базуються на емпіричних даних і не враховують резонанс (див. 7.6).

Рисунок 3 — Динамічні коефіцієнти K_v__c

Через приблизний характер емпіричних кривих і відсутність виміряних величин допусків на стадії проекту, криву динамічного коефіцієнта потрібно вибирати, базуючись на досвіді методів виготовлен­ня і враховуючи експлуатаційні умови, що діють у проекті (див. 7.7.1). У більшості випадків пляма контакту на бічній поверхні зуба корисна для порівняння з попереднім досвідом.

Вибір кривих 6—9 і «дуже точного зачеплення» (7.7.4.2) повинен базуватися на кінематичній по­милці (див.7.4). Якщо кінематична помилка недоступна, то варто звернутися до плями контакту на бічній поверхні зуба. Якщо пляма контакту на кожній бічній поверхні зуба неоднорідна, то точність кроку (відхил одного кроку) можна прийняти за представницьку величину, щоб визначити динамічний коефіцієнт. С — ступінь точності, розрахований згідно з формулами, наведеними в ISO 1328-1.

Там, де передачі виготовляють, використовуючи керування процесом до дуже точних ступеней точності передач (або коли С< 5 відповідно до ISO 1328-1, або де конструкція, досвід виготовлення і застосування гарантують низьку кінематичну помилку), величини К_уміж 1,0 і 1,1 можна використо­вувати залежно від досвіду розробника з подібними застосуваннями і фактично досягнутим ступе­нем точності. Для того, щоб кваліфіковано використати ці величини, зубчаста передача повинна обслуговуватися з точним суміщенням і адекватним змащенням так, щоб її загальна точність підтри­мувалась за експлуатаційних умов.

Емпіричні криві від С = 6 до С = 9, показані на рисунку 3, виведені за наступними формулами для величин С, такими як:

6<С<9

6 < z < 1 200 або 10 000/rn_mn, що менше

1,25 < m_mn < 50

Криві можна екстраполювати поза кінцевими точками, як показано на рисунку 3, базуючись на досвіді та ретельному розгляді коефіцієнтів, що впливають на динамічне навантаження. Для комп’ю­терних обчислень, рівняння (28) визначає кінцеві точки кривих на рисунку 3.f д > ^B

Xv-c= r== , (23)

de'i.2

Vet -Vmt— , (24)

dm1,2

де

A = 50+ 56(1,0-В); (25)

B = 0,25(C-5)°'⁶⁶⁷; (26)

C — ступінь точності ISO згідно з ISO 1328-1 (використовуючи m_mn і d_m). Він може також бути розрахований з відомим відхилом одиничного кроку, округленням розрахованої величини С:

C = -0,5048ln(z)-1,144ln(m_mn) +2,852ln(f_pt) +3,32, (27)

де In — натуральна логарифмічна функція, тобто Іод_е();

z — число зубців шестерні або колеса, яке дає найбільшу величину С;

ГП_тп— середній нормальний модуль;

fpt — відхил одного кроку (в середній точці) в мікрометрах.

Максимум рекомендованої колової швидкості на початковому колі и_еітах для даного ступеня точ­ності С визначається так:

J/U(14-C)]²
Het max - — ,

Д^е v_et max — максимальна колова швидкість на зовнішньому початковому діаметрі (кінцева точка кривих

K_v на рисунку 3), у метрах за секунду.

8. КОЕФІЦІЄНТИ РОЗПОДІЛУ НАВАНТАЖЕННЯ

ЗА ДОВЖИНОЮ КОНТАКТНИХ ЛІНІЙ К_н?,

• точність виготовлення зубчастого колеса і пляма контакту та крок зубців;

• суміщення зубчастих коліс під час монтування;

• пружні деформації зубців колеса, валів, вальниць, корпусів і фундаментів, які підтримують редуктор, що є результатом дії внутрішніх або зовнішніх навантажень на зубці;

• зазори у вальницях;

• контактні деформації Герца поверхонь зубців;

• теплове розширення і викривлення редуктора внаслідок робочих температур (особливо важли­во для редукторів, де корпус виготовлений із інших матеріалів, ніж зубчасті колеса, вали і вальниці);

• відцентрові відхили внаслідок робочих швидкостей.

Геометричні характеристики зуба конічної передачі змінюються вздовж його ширини зубчас­того вінця. Відповідно величини основної та радіальної складових окружного навантаження зміню­ються з місцеперебуванням контакту зубців. Подібно відхили складання і самого зуба будуть міняти­ся, щоб в свою чергу впливати на місцеперебування контакту зубців і його розмір та форму.Для застосувань, в яких робочий крутильний момент змінюється, бажаний контакт буде вважа­тися «ідеальним» тільки у разі повного навантаження. Для проміжних навантажень повинен бути прий­нятий задовільний компроміс.

ISO 10300 не застосовується до конічних передач, які мають неповну пляму контакту (див. 5.4.8 і додаток С).

Всебічне аналізування всіх коефіцієнтів впливу, наприклад вимірювання напруження вигину під час експлуатації, є необхідним для точного визначання розподілу навантаження вздовж ширини зуб­частого вінця згідно з методом А. Проте внаслідок його високої вартості цей тип аналізування буде на практиці обмежений.

Підхід для конічних передач, відповідний методу В, повинен бути оцінений.

У випадку конічних передач на розподіл навантаження за довжиною контактних ліній суттєво впливає бочкоподібність зубців передач і деформації, що виникають під час експлуатації. Щоб вра­хувати цей вплив бочкоподібності (точковий контакт), прямокутну ділянку контакту заміняють вписа­ним еліпсом, велика вісь якого дорівнює загальній ширині зубчастого вінця b і мала вісь дорівнює довжині поперечної доріжки контакту відповідної еквівалентної циліндричної передачі. Це розгляда­ють під час розраховування розподілу навантаження з коефіцієнтом 1,5, який застосовують проте тільки для редукторів із задовільними плямами контакту, як визначено в додатку С.

Вплив деформацій і встановлення вальниць, враховується коефіцієнтом складання /<_нр__Ье, згідно з таблицею 3.

Для того, щоб компенсувати ефективну ширину зубчастого вінця під повним навантаженням Ь_е, меншу від 85 % ширини зубчастого вінця Ь, коефіцієнти розподілу навантаження по довжині кон­тактних ліній повинні бути скориговані. Таким чином, вирішальний коефіцієнт розподілу навантаження Кнр-С ^є:

Кнр-с = 1,5Кцр-ье Для Ь_е> 0,856 (29)

/z 0,85

Кнр-с = 1,5Кнр-ье'^-^ для Ь_е< 0,856 (ЗО)

Це рівняння не буде чинне для передач без бочкоподібності зубців.

Таблиця 3 — Коефіцієнт складання /<_Нр-ье

Примітка. Базується на оптимальній плямі контакту зубців за максимального робочого навантаження, як засвідчено резуль­татами випробування на деформацію зубчастих передач в їх складаннях.

K_Fp враховує вплив розподілу навантаження вздовж ширини зубчастого вінця на напруження вигину.

Kf₽-c = Khp/Kfo • (31)

Де для

К_Нр див. 8.4.1;

K_FC див. 8.4.3.

Коефіцієнт поздовжньої кривизни К_Р0 залежить від:

1. кута нахилу;

2. поздовжньої кривизни зуба.

Формула для коефіцієнта поздовжньої кривизни представлена як:

Сг V

Kfo = 0,211 +0,789, (32)

• для конічних передач з криволінійними зубцями

K_F0=1.0. (33)

• для прямозубих або з нульовим кутом нахилу кругових зубців конічних передач Д^е 7_с0 — радіус фрези, мм;

R_m—середня конусна відстань, мм;

0,279
^q logw(sinp_m)’

Pm — середній кут спіралі.

Якщо розрахована величина K_F0 більша ніж 1,15, тоді приймаємо K_F0 = 1,15; атам, де розрахова­на величина K_Fo менша ніж 1,0, приймаємо K_F0 = 1,0.

8. КОЕФІЦІЄНТИ РОЗПОДІЛУ НАВАНТАЖЕННЯ

МІЖ ЗУБЦЯМИ К_На, K_Fa

Розподіл повної окружної сили на декількох парах зачеплених зубців, у випадку заданих розмірів передачі, залежить від точності передачі та величини повної окружної сили. Коефіцієнт К_На враховує вплив розподілу навантаження на контактне напруження, a K_Fa враховує вплив розподілу навантажен­ня на напруження вигину (див. ISO 6336-1 щодо подальшої інформації). Використання методу А ви­магає всебічного аналізування (див. 9.2), тоді як методи наближення В і С (див. 9.3 і 9.4) є достатньо точними.

Розподіл навантаження, взятий як основа для розраховування навантажувальної здатності, мож­на визначити вимірюванням або точним аналізуванням усіх коефіцієнтів впливу. Проте, коли викорис­товується останнє, точність методу і надійність повинні бути доведені і його передумови чітко пред­ставлені.

Су (fpt ~Уа)
PmtH/Ь

д

ХН_И=КГ«=~^

0,9 + 0,4

(35)

е с_у — жорсткість зачеплення, як наближення, с_у = 20 Н/(мм-мкм) (див. 7.7.3.2);

/p_t — відхил одного кроку, максимальна величина для шестерні або колеса;

Примітка. Для проектних розрахунків можна використовувати допуск колеса згідно з ISO 1328-1.

у_а — допуск припрацювання (див. 9.5);

/дпін — вирішальна окружна сила, в середині ширини зубчастого вінця на ділильному конусі, FmtH ~ ^~mt *v ^Нр-

/<_На, можна також взяти із рисунка 4.

Рисунок 4 — Коефіцієнти розподілу навантаження К_Ноі-в і

5m tH ч b ,

К

(36)

н« = K_Fa = 0,9 + .|^2(evy~¹⁾ ■ ^-У-ї,
у Sv? FmtH/Ь

дедляс_у див. 9.3.1;

f_pt див. 9.3.1;

у„ див. 9.3.1;

F_mtH див. 9.3.1.

Якщо K_Ha, K_Fa< 1, тоді К_На, K_Fa приймаються рівними одиниці. Якщо відповідно до формул (35) і (36)

тоді має бути прийнято

Щ

(37)

Svy я 7² c-va^Ls

Кн«

одо Z_LS див. ISO 10300-2.

Якщо відповідно до рівнянь (35) і (36) тоді має бути прийнято

K_Fa=---^-. (38)

ova f с

Щодо У_єдив. ISO 10300-3.

За цих граничних умов прийнятий найнесприятливіший розподіл навантаження, тобто тільки одна пара зубців передає повну окружну силу, і тому розрахунок є безпечнішим. Рекомендовано, щоб точність косозубих і прямозубих конічних передач вибиралася так, щоб ні К_На, ні K_Fa не перевищу­вали s_vo,_n.