---

Пітінг, що спричинює утворення раковинок, які збільшуються лінійно або прогресивно з часом за незмінних умов експлуатації (лінійний або прогресивний пітінг) повинен бути недопустимим. Оцінення пошкодження буде охоплювати повну активну ділянку всіх бічних поверхонь зубців. Повинні бути вра­ховані кількість і розміри нещодавно утворених раковинок на непрогартованих бічних поверхнях зубців. Раковинки часто формуються тільки на одній або тільки на декількох поверхнево прогартованих бічних поверхнях зубців. За таких обставин, оцінення повинно бути зконцентроване на бічних поверхнях із фактичним пітінгом.

Зубці, які можуть бути особливо ризиковані, повинні бути позначені для критичної експертизи, якщо вимагається кількісне оцінення.

У окремих випадках перше приблизне оцінення може базуватися на розглядах усієї кількості про­дуктів зношення. Але в критичних випадках стан бічних поверхонь зубців повинен бути досліджений принаймні тричі. Проте, спочатку експертиза повинна мати місце принаймні після 10⁶ циклів наванта­ження. Залежно від результатів попередніх експертиз наступні повинні бути зроблені після періоду експлуатації.

Коли зношення через пітінг є таке, що загрожує життю людини або спричинює ризик інших серйоз­них наслідків, то пітінг повинен бути неприпустимий. Внаслідок впливів концентрації напруження, ра­ковинка діаметром 1 мм близько перехідної кривої наскрізно прогартованого або поверхнево прогарто- ваного зуба передачі, може стати початком тріщини, яка може призвести до поломки зуба, з цієї причини така раковинка буде вважатися неприйнятною (наприклад, у космічних передачах).

Розгляди, подібні тим, що вище, повинні бути взяті до уваги відносно турбінних зубчастих пере­дач. Взагалі, протягом тривалої довговічності (від Ю¹⁰до 10¹¹ циклів), що вимагається для цих зуб­частих передач, пітінг, або надмірне серйозне зношення не можуть вважатися допустимими як таке пошкодження, що може спричинити недопустимі вібрації і надмірні динамічні навантаження. Відповід­но значні коефіцієнти безпеки повинні бути охоплені в розрахунку: тільки низька ймовірність відмови буде допустимою.

Навпаки, пітінг на 100 % робочої поверхні зубців може бути допустимий для деяких низькошвид- кісних промислових зубчастих передач із великими зубцями (наприклад, модуль 25), виготовлених зі сталі низької твердості, якими можна передавати безпечно номінальну потужність від 10 до 20 років. Тут окремі раковинки можуть бути діаметром до 20 мм і глибиною 0,8 мм. Очевидно «деструктивний» пітінг, який виникає протягом перших двох або трьох років експлуатації, нормально уповільнюється. Бічні поверхні зубців стають гладкими і загартовані роботою майже до збільшення величини твердості поверхні за Брінелем на 50 % і більше. Для таких умов відносно низькі коефіцієнти безпеки (в деяких випадках менші від одиниці) можуть бути вибрані з відповідно вищою ймовірністю пошкодження по­верхні зуба. Проте, повинен бути вибраний високий коефіцієнт безпеки проти поломки зуба.

Величина мінімального коефіцієнта безпеки для контактного напруження S_{H min} повинна бути 1,0 (щодо подальших рекомендацій відносно вибору коефіцієнта безпеки контактного напруження S_H та інших мінімальних величин див. ISO 10300-1).

Рекомендовано, щоб виробник і замовник узгодили величину мінімального коефіцієнта безпеки.

S ФОРМУЛИ ПОКАЗНИКІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧ?

Здатність зуба передачі протистояти пітінгу повинна бути визначена порівнянням наступних ве­личин напруження:

• контактне напруження, базоване на геометрії зуба, точності його виготовлення, жорсткості тіла колеса, вальниць і корпуса та робочого крутильного момента, виражене формулою контактного напруження (див. 6.2.1);

• допустиме напруження, і вплив умов експлуатації, за яких зубчасті передачі працюють, ви­ражене формулою допустимого контактного напруження (див. 6.2.2).

Розраховування опору пітінгу базується на контактному (Герца) напруженні, в якому напруження розподілено за лініями контакту (див. додаток A ISO 10300-1:2001). Визначником місцеположення при­кладення навантаження є:

1. внутрішня межа однопарного контакту зуба (e_v₽ = 0);

2. середня точка зони контакту (s_v₽ >1);

3. інтерполяція між а) і Ь), (0 < s_vp < 1).

6.2 Контактне напруження

Обчислення повинні бути зроблені разом для шестерні та колеса:

Он = ОнОл/Кд/АКнрКна ПНР. (1)

Тут номінальна величина контактного напруження:

оно = ^Z_m._bZhZ_eZ_lsZ_₽Zk. (2)

Для міжосьового кута Е = 8₁ + б₂ - 90° застосовується наступне:

^L_.i£_±lz_M._Bz_Hz_Ez_LSz_₽z_K. (3)

ФтгнЬт W

Щодо /<_А, Ку, К_Нр> Emt, і dyja u_v, l_bm див. ISO 10300-1:2001, зокрема додаток А для dy і u_vTa l_bm для формул (A.42) і (A.43).

Допустиме контактне напруження має бути обчислено окремо для шестерні і колеса:

OHlim Znt

OHP =— ^x^l^r^-vEw- (4)

Sh lim

Щодо <j_h |_im межі витривалості для контактного напруження див. ISO 6336-5.

S ^{gH lim} ^^NT ZxZ_lZrZ_vZw
оно ^К^КуКн(,Кн_а

Примітка. Це залежність розрахованого коефіцієнта безпеки відносно контактного напруження. Безпека, пов’язана з переда­ваним крутильним моментом, дорівнює квадрату S_H. Див. ISO 10300-1 щодо цифрових величин для мінімального коефіцієнта безпеки або ризику відмови (ймовірність пошкодження).

1 КОЕФІЦІЄНТ ФОРМИ СПОЛУЧЕНИХ ПОВЕРХОНЬ ЗУБЦЮ, Z_H

Коефіцієнт форми сполучених поверхонь зубців Z_H враховує вплив кривизни бічної поверхні зуба в профільному напрямку в полюсі зачеплення на напруження Герца.Коли прийнятий евольвентний профіль зуба, то наступне застосовується для конічних передач без зміщення, де Хт + х₂ = 0 і a_t = а,._л.

7. —

   (6)

   9 / GOSPvb

^H 'ysin(2a_vt)'

Для деяких загальних нормальних кутів зачеплення Z_H можна взяти із рисунка 1.

Рисунок 1 — Коефіцієнт форми сполучених поверхонь зубців Z_H для конічних передач без зміщення

7. ПОПРАВКОВИЙ КОЕФІЦІЄНТ ФОРШ СПОЛУЧЕНИХ

ПОВЕРХОНЬ ЗУБЦІВ, £_М-в

Поправковий коефіцієнт форми сполучених поверхонь зубців Z_M-B трансформує Z_H і таким чином контактне напруження в полюсі зачеплення до такого у розрахунковій точці прикладення наванта­ження.

Zm-b

tanocyt

(77 Гг

( Оуа2 І _ р _Е_

^zv2

(7)

-1-Еі

Допоміжні коефіцієнта Е) і F₂ для поправкового коефіцієнта форми сполучених поверхонь зубців наведені в таблиці 2.

Таблиця 2 — Коефіцієнти для розрахунку поправкового коефіцієнта форми

сполучених поверхонь зубців, Z_M._B

Рисунок 2 — Радіуси кривизни в середній точці М і точці В однопарного зачеплення шестерні для визначання поправкового коефіцієнта форми сполучених поверхонь зубців Z_U._B (див. формулу (7))

7. КОЕФІЦІЄНТ ПРУЖНОСТІ, Z_E

К оефіцієнт пружності Z_E враховує вплив властивостей матеріалу Е (модуль пружності) і v (кое­фіцієнт Пуасона) на контактне напруження:

(8)

Я

(9)

(Ю)

кщо Е_г= Е₂- Е і v-j = v₂ = v, застосовується наступне:

Для сталі і легкого металу v = 0,3, таким чином: Z_e= ^75E.

Коли пара зубчастих коліс виготовлена із матеріалів, що мають модулі пружності Щ і Е₂, Е можна визначити:

2

(11)

ЕіЕ₂

4 + 4

Для зубчастої пари сталь по сталі: Z_H = 189,8.

Щодо Z_£ для деяких інших матеріалів зубчастих пар, див. розділ 5, ISO 5336-2:1996.

7. КОЕФІЦІЄНТ РОЗПОДІЛУ НАВАНТАЖЕННЯ Z_LS

Коефіцієнт розподілу навантаження Z_Ls враховує розподіл навантаження між двома або більше парами зубців:

Z_LS-1

ДЛЯ Єуу > 2 і E_vp > 1.

(12)

(13)

4s =1 + 2

Для інших випадків, таких як s_vy > 2 та s_vp < 1 і пояснень див. додаток А.

7. КОЕФІЦІЄНТ КУТА СПІРАЛІ Z_p

Незалежний від впливу кута спіралі на довжину контактної лінії, коефіцієнт кута спіралі Zp вра­ховує вплив кута спіралі на поверхневу довговічність відносно пітінгу, де взято до розгляду впливи, такі як розподіл навантаження вздовж контактних ліній.

Z_p — функція тільки кута спіралі р_т. Наступне емпіричне відношення достатньо добре відпові­дає випробовуванням і практичним досвідам для всіх практичних застосувань:

Zp -7cosp_m. (14)

7. КОЕФІЦІЄНТ КОНІЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ Z_K

Коефіцієнт Z_K — емпіричний коефіцієнт, який враховує різницю між навантаженням конічних і ци­ліндричних передач таким чином, щоб узгодити з практичним досвідом. Це постійна врегулювання напруження, яка дозволяє нормування конічних, прямозубих і косозубих передач такими самими допус­тимими величинами контактного напруження для будь-якого матеріалу. Наступне можна використати за відсутності більш специфічних відомостей:

Z_K=0,8. (15)

7. РОЗіШРНИЙ КОЕФІЦІЄНТ Z_x

За допомогою Z_x враховуються статистичні докази, які вказують, що рівні напружень, за яких ви­никають пошкодження утоми, зменшуються зі збільшенням розміру деталі (більша величина слабких точок у структурі), як наслідок впливу на підповерхневі дефекти виникаючих менших градієнтів напру­ження (теоретичний аналіз напруження) і розміру на якість матеріалу (вплив процесу ковки, зміни в структурі тощо). Головні параметри впливу, що пов’язані з розмірним коефіцієнтом, є:

1. якість матеріалу (завантаження печі, чистота, ковка);

2. термооброблення, глибина загартування, розподіл загартування;

3. радіус кривизни бічної поверхні зуба;

4. модуль у випадку поверхневого прогартування; глибина прогартованого шару, віднесеного до розміру зубців (підтримувальний ефект серцевини).

Розмірний коефіцієнт Z_x повинен бути визначений окремо для шестерні та колеса.

У цьому стандарті розмірний коефіцієнт дорівнює одиниці (Z_x = 1).

14 КОЕФІЦІЄНТИ ВПЛИВУ ПЛІВКИ ЗМАЩЕННЯ Z_t, Z_v, Z_R

Впливи на плівку зміщення між бічними поверхнями зубців приблизно відображені коефіцієнтами Z_L (в’язкість мастила), Z_v (окружна швидкість) і Z_R (шорсткість бічної поверхні зубців). Рисунки 3—5 показують діапазон цих трьох впливових коефіцієнтів. На додаток, розсіяння (поширення величин) показує, що там є інші коефіцієнти крім трьох, не враховані в припущеннях.

Примітка. Щодо подальших загальних ремарок щодо цих трьох коефіцієнтів, див. розділ 10 ISO 6336-2:1996.

Коли відсутній всебічний досвід або результати випробувань (метод А), то Z_L, Z_v і Z_R повинні визначитися окремо згідно з методом В (14.3). Проте, у багатьох випадках, фактично для більшості промислових зубчастих передач, може бути використаний найкоротший метод С (14.4). Коли зубчаста пара містить один елемент з твердого матеріалу, а інший з м’якого, то Z_L, Z_v і Z_R повинні визначитися для м’якішого із матеріалів.

^а он ііт 850 Н/мм²;

^ь а_н ііт = 900 Н/мм²;

° сн Ііт = ЮОО Н/мм²;

^d с_нйт = 1100 Н/мм²;

⁶ Сн Ііт & 1200 Н/мм².

Рисунок 3 — Коефіцієнт змащення Z_L

^а ст_н ц_т < 850 Н/мм²;

^ь с_Нііт ~ 900 Н/мм²;

^с а_Н|_іт = 1000 Н/мм²;

^d с_НІІт= 1100Н/ММ²;

^е анііт^ 1200 Н/мм².

Рисунок 4 — Коефіцієнт швидкості Z_v

RZn, MKM

^a c_H|_im> 1200 Н/мм²;

^b c_HBm= 1100 Н/мм²;

^c_lim= 1000 Н/мм²;

^d c_H |_im = 900 Н/мм²;

^e a_{H Bm} < 850 Н/мм².

Рисунок 5 — Коефіцієнт шорсткості Z_R

Враховуючи обмеження, що наведені в 14.2, вказаний коефіцієнт змащення Z_L враховує вплив типу змащення і його в’язкості на поверхневу довговічність (пітінг). На рисунку 3 криві коефіцієнта змащення Z_L нанесені для мінеральних мастил (з або без добавок ЕР), як функція номінальної в’яз­кості і величини g_hNm м’якішого колеса зачепленої пари. У випадку деяких синтетичних мастил з ниж-чим коефіцієнтом тертя можна використовувати більші величини від тих, що розраховані для міне­ральних мастил.

Примітка. Цей стандарт не містить рекомендацію відносно вибору в’язкості мастила, який буде необхідно зробити з посилан­ням на випробовування, досвід, або публікації про змащення зубчастих передач.

Z_ можна обчислити, використовуючи формули (16) і (17), які представляють напрямок кривих на рисунку 3: