1、ICS 21200J 17 a萤中华人民共和国国家标准化指导性技术文件GBZ 225591-2008ISOTR 141791：2001齿轮热功率第1部分：油池温度在95时齿轮装置的热平衡计算Gears-Thermal capacity-Part 1：Rating gear drives with thermal equilibriumat 95sump temperature2008-12-04发布(ISOTR 141791：2001，IDT)20090601实施牢瞀鹘鬻瓣警糌臀星发布中国国家标准化管理委员会仪1”GBZ 225591-2008ISOTR 14179-1：2001目 次前言1范
2、围2符号和单位，术语和定义-3额定热功率的判据-4使用条件5确定额定热功率的方法6方法A试验法7方法B额定热功率Pt的计算8对非标准工作条件的修正附录A(资料性附录) 锥齿轮啮合功率损耗和风阻功率损耗附录B(资料性附录)蜗杆副啮合功率损耗参考文献工，44455Mn孙GBZ 225591-2008ISOTR 14179-1：2001刖 置GBZ 22559齿轮热功率包括下列2部分：第1部分：油池温度在95时齿轮装置的热平衡计算；一第2部分：热承载能力计算。本部分为GBZ 22559的第1部分。本部分等同采用IsOTR 141791：20014齿轮热功率第1部分：油池温度在95时齿轮装置的热平衡计
3、算(英文版)。本部分等同翻译ISOTR 141791：2001。为方便使用，本部分作了下列编辑性修改：按照汉语习惯对一些编排格式进行了修改；用小数点“”代替作为小数点的“，”；删除了IsOTR 141791：2001的前言和引言。本部分的附录A和附录B为资料性附录。本部分由全国齿轮标准化技术委员会(SACTC 52)提出并归口。本部分起草单位：郑州机械研究所。本部分主要起草人：张元国、王琦、杨星原、王长明、王长路、陈爱闽、牛长根。本部分为首次发布。1范围GBZ 225591-2008ISOTR 141791：2001齿轮热功率第1部分：油池温度在95时齿轮装置的热平衡计算GBZ 22559的本
4、部分利用分析热平衡的模型，为用矿物油润滑的单级或多级齿轮装置提供了一种计算热功率的方法。计算是根据以下标准条件进行的，最高的环境温度不高于25，在大的房间内，油池的最高温度不高于95；对于其他条件，要进行修正。2符号和单位，术语和定义GBZ 22559的本部分所用的符号和单位列于表1中，并使用下列的术语和定义。表1符号和单位符号 意 义 单位 首次用于 参考内容Ac 齿轮箱暴露在空气中的表面积 m2 公式(35) 7】2Ai 齿轮排列常数 公式(24) 79口 载荷修正指数 _。 公式(9) 表3BA 海拔高度修正因数 公式(36) 表10BD 工作时间修正因数 公式(36) 表12B。r 环
5、境温度修正因数 公式(36) 表8BT 油池温度修正因数 公式(36) 表11Bv 周围空气速度修正因数 公式(36) 表9b 直径修正指数 公式(9) 表36。 配对齿轮的接触宽度 mm 公式(21) 7 4c。 基本静载荷 N 表2Cl 啮合摩擦因数常量 公式(20) 74D 齿轮装置中风阻和搅油零件的外径 inm 公式(24) 79DoR 包容滚动体的轴承直径 mm 公式(29) 图3Ds 轴的直径 mm 图2d， 轴承内径 Iilln 公式(1 o) 7 31d。 轴承中径 mm 公式(9) 7 3 1以 轴承外径 rntll 公式(10) 731P 消耗的电功率 kW 公式(34)
6、711e 轴承因数 一 公式(13) 733e“ 电动机效率 公式(34) 7 11ep 油泵效率 公式(33) 711F 大齿轮或小齿轮总的齿宽 rnm 公式(26) 79F。 轴承的轴向载荷分量 N 表2 732GBZ 225591-2008ISOTR 14179-1：2001表1(续)符号 意 义 单位 首次用于 参考内容F。 轴承的径向载荷分量 N 表2 7 3 3 齿轮浸油因数 公式(24) 79。 啮合摩擦因数 公式(15) 公式(20)，0 轴承授油因数 公式(27) 表5，1 轴承摩擦因数 公式(9) 表2z 圆柱滚子轴承因数 公式(1z) 表4fa 轴承密封因数 公式(30)
7、 表6ft 轴承密封因数 公式(30) 表6g- 载荷强度修正指数 公式(20) 74l 轴承滚动体浸在油中的深度 公式(29) 图3H。 啮入处的滑动比 公式(16) 公式(17)H。 啮出处的滑动比 公式(1 6) 公式(18)A 节线速度修正指数 公式(20) 74J 速度修正指数 公式(20) 7 4K 载荷强度 Nmm2 公式(20) 公式(21)K。 外部的轴向力 N 733 传热系数 kW(m2) 公式(35)L 齿轮装置中风阻和搅油零件的长度 公式(24) 79J 啮合的机械效率 公式(15) 公式(】6)Mn 轴承的空载转矩 Nm 公式(27) 710Ml 取决于轴承载荷的转
8、矩 Nm 公式(9) 731M2 取决于圆柱滚子轴承轴向载荷的转矩 Nm 公式(11) 7 32Mj 轴承密封的摩擦转矩 Nm 公式(30) 7 10仇t 端面模数 公式(23) 79 轴的转速 公式(11) 731月l 小齿轮转速 公式(1 5) 74P 轴承载荷 N 公式(1 3) 7 33PA 传递的功率 kw 公式(3) 71PB 总的轴承损耗(所有的轴承) kW 公式(7) 7 2P Bl 单个轴承加载功率损耗 kW 公式(11) 731Pcw 单个齿轮的风阻和搅油功率损耗 kW 公式(24) 79PL 加载的损耗 kW 公式e时：P一04F,+yF。轴承因数e和轴承因数y可在各种轴
9、承的轴承表中查得。(13)(14)因滚道相对轴承的轴线有一个角度，当圆锥滚子轴承承受径向载荷时，在轴承内派生一个轴向载荷，当计算当量动载荷时，必须考虑进去。对于不同的轴承排列和载荷情况所要用的公式在图1中给出，这些公式只有把轴承调整在零间隙状态运转而没有预紧时才有效。在轴承的排列中指出，一般轴承A承受径向载荷F，。和Fm认为是正的，甚至两个载荷作用的方向与图中相反也可认为是正的。径向载荷作用在轴承的压力中心(见轴承制造商的表中尺寸。)。此外，外部的轴向力K，作用在轴尝 匕=Fm+K。2b) Fn一訾E孤s等一瓦F,B鸶警拗缫j j 如 j 2c)瓦F,A 7耳FrB F“一肾I l 噩o5i4
10、 i ooI436 1 4037 i90随着海拔增高空气密度降低，使因数B。降低，见表10。表10海拔高度修正因数取海拔高度m BA0 100750 o95l 500 o902 250 0853 000 0813 750 0774 500 0725 250 068标准的允许最高油池温度是95，较低的油池温度需要用Bt调整额定热功率(见表11)。在某些应用场合，允许最高的油池温度超过95，但应降低额定热功率，并要提供可接受的齿轮装置性能。无论如何，应认可当工作温度高于95时，将引起润滑剂和接触密封的寿命降低、齿轮和轴承的表面磨损增大，从而增加维修的频率。当考虑允许的最高油池温度超过95时，制造商
11、应当考虑上面的因素。表1 1允许的最高油池温度修正因数BT最高的油池温度 BT85 08195 100105 113当齿轮装置不连续工作，产生“关闭一冷却”的时间，允许额定热功率增加，用系数B。考虑，见表12。表12工作时间修正因数最高的油池温度C BD100 1 0080 1 0570 1 1540 1 3520 1 80GBZ 225591-2008ISOTR 141791：2001附录A(资料性附录)锥齿轮啮合功率损耗和风阻功率损耗A1 目的这个附录的目的是提供锥齿轮装置的啮合功率损耗、大小齿轮的风阻和搅油功率损耗的计算方法，以便确定额定热功率。附录中提出的方法，由于发表时有些数据没有得
12、到有效的证明，实际的额定热功率会与用下面方法计算的值明显不一致。A2啮合功率损耗P。下式用于估算锥齿装置的啮合功率损耗Pm(见图A1和图A2)。P。一号镒 c M，式中：，m摩擦因数(见公式20)；L小齿轮的转矩，单位为牛米(Nm)；n。一小齿轮的转速，单位为转每分(rmin)；凡一齿宽中点分度圆螺旋角，单位为度(。)；M啮合机械效率(见公式16)。图A1等高齿GBZ 225591-2008SOTR 141791：2001图A2收缩齿如果节线速度u是2 msv25 ms和载荷强度K是14 Nmm2K14 Nram2，则fm可用公式(20)计算；超出这些界限，m的值必须用试验确定。对于锥齿轮，节
13、线速度是按轮齿的大端计算的。载荷强度K用下式计算： K一巡掣(A2)式中：z。小齿轮的齿数5z。大齿轮的齿数，6。相啮合轮齿的接触宽度，单位为毫米(ram)；齿宽中点分度圆半径，单位为毫米(ram)。平均机械效率的计算公式为：M一塑蒹麓型 (A3)式中：a。齿宽中点的端面压力角，单位为度(。)；H，啮入处的滑动比；H，啮出处的滑动比。一一arctan器 (A4)式中：a。节面上的法向压力角，单位为度(。)。H。和H。的值用以下公式计算：风一c“，(急-cosZa。)。5-sina。1c As，H。一譬(鲁cos2a。)“5-sina。1c As，式中：”，当量齿轮的齿数比，r。，小齿轮齿宽中点
14、当量齿轮分度圆半径，单位为毫米(ram)；r。大齿轮齿宽中点当量齿轮分度圆半径，单位为毫米(ram)；GBZ 225591-2008ISOTR 14t791：2001r。-小齿轮齿宽中点当量齿轮齿顶圆半径，单位为毫米(ram)r一大齿轮齿宽中点当量齿轮齿顶圆半径，单位为毫米(ram)a。齿宽中点的端面压力角，单位为度(。)。齿宽中点当量齿轮分度圆半径的公式为：R。r“Rcos8式中：r一节圆半径，单位为毫米(ram)；R。中点锥距，单位为毫米(mm)；R。外锥距，单位为毫米(ram)；8分锥角，单位为度(。)。当量齿轮齿数比可用下式计算：r啦“u一r仉1齿宽中点当量齿轮齿顶圆半径可用下式计算：
15、r一r。+。式中：。齿宽中点齿顶高，单位为毫米(ram)。(A7)(A9)如果已知锥齿轮大端上的齿顶高和顶锥角，在齿宽中点的齿顶高可用下式计算： 。：h。一红攀(A10)L式中：6。齿宽，单位为毫米(ram)；。大端的齿顶高，单位为毫米(ram)；鼠顶锥角，单位为度(。)；6分锥角，单位为度(。)。A3齿轮的风阻和搅油功率损耗P。79和公式(23)公式(26)可用于计算锥齿轮的风阻和搅油功率损耗，因用轮齿大端的几何尺寸计算，得到的值偏于保守。B1 目的GBZ 225591-2008ISOTR 14179-1：2001附录B(资料性附录)蜗杆副啮合功率损耗这个附录的目的是提供一个计算蜗杆副啮合功
16、率损耗的方法，用于确定额定热功率。附录中提出的方法，由于发表时有些数据没有得到有效的证明，实际的额定热功率会与用以下的方法计算的值明显不一致。蜗杆啮合功率损耗通常是蜗杆装置总损耗中唯一最大的组成部分，并且和工作的摩擦因数有关。AGMA提供了一个通用的摩擦因数值，这个因数仅和节线速度有关。但是工作中的摩擦因数也会受以下因素影响，例如：载荷、材料、接触(装配组件之间)、表面粗糙度、表面精度、硬度、几何尺寸、润滑和温度等。采用具有不同速比的较小中心距(35 mm75 ram)装置在不同速度下进行试验，结果指出工作中的摩擦因数显著的扩散。若利用参考文献9中表5和表7中的摩擦因数按下面的方法计算，结果和
17、实际的啮合功率损耗、额定的热功率明显不同；但是，采用能较好地代表工作条件的摩擦因数，则计算出的啮合功率损耗与实际值十分吻合。B，2 圆柱蜗杆副的啮合功率损耗Pm圆柱蜗杆副的啮合功率损耗P。与以下因素有关：蜗杆的切向载荷w。，滑动速度轧和摩擦因数P等，其中切向载荷是传递功率Pn的函数。由输入功率可计算切向载荷，见式(B1)：， n，D。191i07“ 一I-l uuucV。3。li面n。d。饥一两百丽i面(B1)(B2)式中：w。蜗杆上的切向载荷，单位为牛(N)；P。 传递的功率，单位为千瓦(kW)；P。空载的功率损耗，单位为千瓦(kW)；n。蜗秆转速，单位势转每分(rrain)；D。蜗轮分度圆
18、直径，单位为毫米(ram)；d。蜗杆分度圆直径，单位为毫米(ram)；饥一一在蜗杆分度圆上的滑动速度，单位为米每秒(ms)；A蜗杆升角，单位为度(。)；a。蜗杆分度圆上的法向压力角，单位为度(。)；“齿数比；F一一摩擦因数。注：当用合成的润滑剂时。根据ANSIAGMA 6034一B92，摩擦因数值可减少30用于确定啮合功率损耗。工作时的啮合功率损耗可用式(B3)计算： P”一而丽vd面zW,GBZ 225591-2008ISOTR 141791：2001B3环面蜗杆副的啮合功率损耗P“AGMA标准(ANSIAGMA 6017一E86 E”1)没有直接给出确定环面蜗杆副的啮合功率损耗的计算方法，
19、但用试验建立了典型的效率曲线，根据这些数据，计算圆柱蜗杆副的方法能用于计算环面蜗杆副的啮合功率损耗，只要把P减小30，这样就提供了一个合理的近似的计算环面蜗杆副啮合功率损耗的公式。蜗杆的分度圆直径可用下式计算：d。一2CD。 (B4)式中：c中心距，单位为毫米(ram)。22GBZ 225591-2008ISOTR 141791：2001参考文献1 AGMA 96FTM9，The Development of a Practical Thermal Rating Method for EnclosedGear DrivesE2SKF General Catalogue 4000，USA，199
20、13 Bail and Roller Bearings，Theory，Design and Application，Eschmann Hasbargen andWeigand，Second Edition revised by LHasbargen and JBrandlein，John Wiley and Sons Ltd，19854Roller Bearing Analysis，Third Edition，Tedric AHarris，John Wiley and Sons Inc，19915ANSIAGMA 6023 A88(R2000)：1988，Design Manual for E
21、nclosed Epicyclic Gear Drives6Dudlefs Gear Handbook，Second Edition，Dennis PTownsend，McGraw-Hill，Ine，19927OS 15，1986，Measuring Radial Lip Seal Torque and Power Consumption，Rubber Manufacturers AssociationE8McADAMS，W，H，Heat Transmission，Third Edition，Chapter 99ANSIAGMA 6034一B92，Practice for Enclosed Cylindrical Wormgear Speed Reducers andGearmotorsElOANSIAGMA 6017一E86(R1995)，Rating and Application of Single and Multiple ReductionDouble-Enveloping Worm and Helical Worm Speed Reducers
