| 标准编号 | GB/T 3480.2-2021 (GB/T3480.2-2021) | | 中文名称 | | | 英文名称 | Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 2: Calculation of surface durability(pitting) | | 行业 | 国家标准 (推荐) | | 中标分类 | J17 | | 字数估计 | 38,373 | | 发布机构 | 国家市场监督管理总局、中国国家标准化管理委员会 | GB/T 3480.2-2021
Calculation of load capacity of spur and helical gears -- Part 2: Calculation of surface durability(pitting)
J17
中华人民共和国国家标准
部分代替GB/T 3480-1997
直齿轮和斜齿轮承载能力计算
第2部分:齿面接触强度(点蚀)计算
(ISO 6336-2:2019,IDT)
2021-03-09发布
2021-10-01实施
国 家 市 场 监 督 管 理 总 局
国 家 标 准 化 管 理 委 员 会 发 布
目次
前言 Ⅲ
引言 Ⅳ
1 范围 1
2 规范性引用文件 1
3 术语、定义、符号和缩略语 1
3.1 术语和定义 1
3.2 符号和缩略语 2
4 点蚀损伤和安全系数 5
5 基本公式 6
5.1 总述 6
5.2 齿面接触强度(点蚀)的安全系数SH 6
5.3 接触应力的计算值σH 7
5.4 许用接触应力σHP 7
5.4.1 总述 7
5.4.2 许用接触应力σHP的确定---原理、条件假设和应用 8
5.4.3 许用接触应力σHP的确定:方法B 8
5.4.4 有限寿命和高周疲劳寿命的许用接触应力σHP的确定:方法B 9
6 节点区域系数ZH 和单对齿啮合系数ZB 及ZD 10
6.1 总述 10
6.2 节点区域系数ZH 的确定 11
6.2.1 总述 11
6.2.2 图解值 11
6.2.3 解析值 11
6.3 当εα≤2时,啮合系数ZB 和ZD 的确定 11
6.4 当εα >2时,啮合系数ZB 和ZD 的确定 13
7 弹性系数ZE 13
8 重合度系数Zε 14
8.1 总述 14
8.2 重合度系数Zε的确定 14
8.2.1 图解值 14
8.2.2 解析值 15
8.3 端面重合度εα和轴向重合度εβ的确定 15
8.3.1 端面重合度εα 15
8.3.2 轴向重合度εβ 16
9 螺旋角系数Zβ 16
10 试验齿轮的接触疲劳极限 17
10.1 总述 17
10.2 方法B 中接触疲劳极限σHlim 17
10.3 方法BR 中接触疲劳极限值 17
11 寿命系数ZNT(齿面) 18
11.1 总述 18
11.2 寿命系数ZNT:方法A 18
11.3 寿命系数ZNT:方法B 18
12 润滑油膜影响系数ZL、Zv和ZR 20
12.1 总述 20
12.2 润滑油膜的影响:方法A 20
12.3 润滑油膜影响系数ZL、Zv和ZR:方法B 20
12.3.1 总述 20
12.3.2 接触耐久性极限下的ZL、Zv和ZR 21
12.3.3 静强度下的润滑油影响系数ZL、Zv和ZR 25
13 齿面工作硬化系数ZW 25
13.1 总述 25
13.2 齿面工作硬化系数ZW:方法A 25
13.3 齿面工作硬化系数ZW:方法B 25
13.3.1 齿面硬化小齿轮与调质大齿轮配对 25
13.3.2 调质小齿轮和调质大齿轮配对 27
13.3.3 表面硬化小齿轮与球墨铸铁大齿轮配对 28
14 尺寸系数ZX 29
附录NA(资料性附录) 相关国家标准、国际标准对照 30
参考文献 31
直齿轮和斜齿轮承载能力计算
第2部分:齿面接触强度(点蚀)计算
重要提示---使用GB/T 3480本部分的用户应注意,当采用本部分的方法对大螺旋角(β >30°)和
大法向压力角(αn >25°)的齿轮进行计算时,计算结果需要凭经验用方法A进行复核。此外需要注意的
是,对于斜齿轮而言,具有高精度和最佳修形的齿轮与本部分的相关性最好。
1 范围
GB/T 3480的本部分规定了外啮合与内啮合渐开线圆柱齿轮的齿面承载能力的基本计算公式,包
含了齿面接触疲劳强度评估中所有影响系数的计算式。本部分内容主要适用于油润滑传动装置;但只
要啮合过程中始终存在足量的润滑剂,也可近似地用于(低速运转时)脂润滑传动装置。
本部分给出的公式,适用于GB/T 1356中由基本齿条型刀具加工的圆柱齿轮齿廓,也可用于当量
齿轮(计算齿轮)的端面重合度εαn小于2.5并与其他基本齿条共轭的齿廓。采用本部分公式计算的结
果与其他方法(见参考文献[5]、[7]、[10]、[12])非常一致。
除了第4章所述的损伤类型外,本部分不能直接用于评估其他的齿面损伤类型,如塑性屈服、刮擦
或胶合。
通过许用接触应力确定的承载能力称为“齿面承载能力”或“齿面接触强度”。
如果本范围不适用,参考ISO 6336-1:2019的第4章。
2 规范性引用文件
下列文件的内容对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用
于本文件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。
GB/T 1356-2001 通用机械和重型机械用圆柱齿轮 标准基本齿条齿廓(idtISO 53:1998)
GB/T 3374.1-2010 齿轮 术语和定义 第1部分:几何学定义(ISO 1122-1:1998,IDT)
GB/T 3505-2009 产品几何技术规范(GPS) 表面结构 轮廓法 术语、定义及表面结构参数
(ISO 4287:1997,IDT)
GB/T 10610-2009 产品几何技术规范(GPS) 表面结构 轮廓法 评定表面结构的规则和方
法(ISO 4288:1996,IDT)
ISO 6336-1 直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第1部分:基本原理、概述及通用影响系数(Calcula-
encefactors)
3 术语、定义、符号和缩略语
3.1 术语和定义
GB/T 3374.1-2010和ISO 6336-1界定的术语和定义适用于本文件。
力集中的影响,在调质或表面硬化的齿根圆角附近有直径为1mm的点蚀坑会发展成为导致齿轮断裂
的裂纹源,则这样的点蚀坑同样不能接受(如航空航天传动齿轮)。
透平齿轮传动中也有以上类似的情况。通常,在这些齿轮所要求的高周疲劳寿命(1010次~1011次
应力循环)期间,不准许出现点蚀或严重的磨损。这种齿面损伤会导致严重的振动和过大的动态载荷。
接触强度计算时应采用足够大的安全系数,即只能接受较低的失效概率。
相比之下,对于低硬度、大模数(例如模数为25mm)的低速工业齿轮,100%的工作齿面上可以有
点蚀,只要它仍能在额定功率下安全工作10年~20年。单个点蚀坑的直径可达20mm,深度可达
8mm。通常,在工作的前两三年内产生明显“破坏性”点蚀的速率会减慢,齿面会变得光滑,传动中的加
工硬化可以使齿面布氏硬度值增加50%或更多。对此,可以选择相对较低的安全系数,某些情况下可
以小于1。但是,由于齿面发生破坏的概率升高,又需要选择较大的安全系数,防止齿部断裂。
关于安全系数SH 的选择标准,见ISO 6336-1:2019的4.1.11。建议制造商和用户就最小安全系数
值的选择达成一致。
5 基本公式
5.1 总述
齿面接触疲劳强度的计算,是基于齿轮啮合的节点处的接触应力。对于直齿轮和斜齿轮而言,节点
处的接触应力不一定是直接判据,需根据节点处的接触应力值分别计算大齿轮和小齿轮的相关位置的
接触应力σH 和许用接触应力σHP,其中σH 应小于σHP。许用接触应力与接触应力的比值用安全系数
SH1和SH2表示,这两个系数均应高于最小安全系数SHmin。在计算σH 时,有以下四种情况:
a) 对于端面重合度εα≥1的直齿轮:
---小齿轮:通常在单对齿啮合区内界点处计算σH;特殊情况时节点处的σH 会较大,齿轮的
承载能力则由节点处的σH 值决定。
---大齿轮:在外啮合的情况下,通常在节点处计算σH。特殊情况时,特别是在小传动比情况
下(见5.2),σH 在单对齿啮合区内界点处较大,齿轮的承载能力则由内界点处的σH 值决
定。对于内啮合的情况,在节点处计算σH。
b) 对于端面重合度εα≥1和轴向重合度εβ≥1的斜齿轮:
σH 在小齿轮和大齿轮啮合的节点处计算。若在非最佳修形齿面上,最大接触应力不在节点
处,这时σH 由更大接触应力的啮合点位置决定。
c) 对于端面重合度εα≥1和轴向重合度εβ< 1的斜齿轮:
σH 在上下极限值之间通过线性插值获得,该极限值分别为直齿轮和εβ=1斜齿轮的σH,且对
于每个齿轮都是基于实际齿数来确定σH。
d) 对于端面重合度εα< 1和总重合度εγ >1的斜齿轮:
σH 的计算未包含在GB/T 3480的本部分内,故仔细分析沿接触线处的接触应力是必要的。
5.2 齿面接触强度(点蚀)的安全系数SH
根据式(1)和式(2)分别计算小齿轮和大齿轮的SH:
SH1=
σHG1
σH1 >
SHmin (1)
SH2=
σHG2
σH2 >
SHmin (2)
其中:根据式(4)计算小齿轮的接触应力σH1,根据式(5)计算大齿轮的σH2(见5.3);根据式(6)和
5.4.3a)、5.4.3b)分别计算高周疲劳寿命和静强度下的接触应力极限σHG,根据式(6)和5.4.4计算有限寿
命下的σHG。
注:这是有关接触应力(赫兹压力)的计算安全系数。与传递转矩对应的安全系数等于SH 的平方。
有关最小安全系数和失效概率的说明,见第4章和ISO 6336-1:2019的4.1.11。
5.3 接触应力的计算值σH
σH0=ZHZEZεZβ
Ft
d1b
u+1
(3)
σH1=ZBσH0 KAKγKvKHβKHα (4)
σH2=ZDσH0 KAKγKvKHβKHα (5)
式中:
σH0 ---节点处齿面接触应力计算的基本值,它是在无缺陷(无误差)的传动装置中通过施加静态
额定转矩产生的应力;
ZB ---小齿轮的单对齿啮合系数(见6.3和6.4),它将节点处的接触应力折算为小齿轮啮合区接
触应力的判定值;
ZD ---大齿轮的单对齿啮合系数(见6.3),它将节点处的接触应力折算为大齿轮啮合区接触应力
的判定值;
KA ---使用系数(见ISO 6336-1),它考虑了由外部的输入或输出的转矩变化引起的负载增量;
Kγ ---均载系数(见ISO 6336-1),它考虑了多路径传动中各啮合副总的切向载荷分配不均匀影
响的系数;
Kv ---动载系数(见ISO 6336-1),它考虑了内部动态效应引起的负载增量;
KHβ---接触强度计算时的螺旋线载荷分布系数(见ISO 6336-1),它考虑了制造误差、弹性变形等
因素引起螺旋线方向的啮合误差,该误差会导致螺旋线方向的载荷分布不均匀;
KHα---接触强度计算时的齿间载荷分配系数(见ISO 6336-1),它考虑了啮合时各对轮齿间上载
荷分配不均的情况,如其中的一个影响因素为齿距偏差;
注:KA、Kv、KHβ、KHα计算顺序见ISO 6336-1:2019的4.1.18。
σHP ---齿面许用接触应力(见5.4);
ZH ---节点区域系数(见第6章),它考虑了齿面节点处的曲率,并将分度圆上的切向载荷折算为
节圆上的切向载荷;
ZE ---弹性系数(见第7章),它考虑了材料特性的影响,如弹性模量E1、E2 和泊松比ν1、ν2;
Zε ---重合度系数(见第8章),它考虑了有效接触线长的影响;
Zβ ---螺旋角系数(见第9章),它考虑了螺旋角的影响,例如沿着接触线的载荷变化;
Ft ---名义切向力,分度圆上的端面名义切向力(见下文相关要求);
b ---齿宽(对于人字齿轮b=2bB)(见下面的相关要求);
d1 ---小齿轮的分度圆直径;
u ---齿数比,u=z2/z1。对于外啮合,u取正值,而对于内啮合,u取负值。
在任何情况下(即使在端面重合度εαn >2时),都要使用Ft表达每对啮合齿轮总的切向力。有关
Ft的定义和人字齿轮传动特性的相关介绍,见ISO 6336-1:2019的4.2。忽略任何可能产生影响的齿
向倒角或圆角,配对齿轮的b值是小齿轮和大齿轮齿根圆处齿宽中的较小值。当计算齿轮接触应力时,
表面硬化处理的齿面中未硬化部分和过渡区域都不应包括在内。
5.4 许用接触应力σHP
5.4.1 总述
使用一对啮合齿轮作为试件进行加载试验,得到的接触应力极限值(见第10章)更为准确。试验齿
轮和试验条件与工作齿轮及其工况条件越接近,试验结果与计算值的相关性越好。
5.4.2 许用接触应力σHP的确定---原理、条件假设和应用
5.4.2.1 总述
以下几种确定许用接触应力的方法已被认可。这些方法是通过对多种齿轮工作情况进行详细记
录,并据此进行详细比较分析来验证的。
5.4.2.2 方法A
方法A中,S-N曲线或损伤曲线中的耐久性极限、高周疲劳寿命、有限寿命及静强度下的许用接触
应力σHP(或齿面应力极限σHG)由式(4)或式(5)计算得到。S-N曲线或损伤曲线,通过对设定工况条件
下的实际齿轮副样本进行重复加载试验得到。
这种试验方法所需成本过高,通常只适用于某种新产品的开发,因其产品失效会产生严重后果(例
如载人航天飞行)。
类似地,许用接触应力也可以通过被全面监测的参考试验齿轮得到,这时要考虑计算齿轮和参考试
验齿轮在尺寸、工况和使用性能上的不同。计算齿轮的几何参数和工况条件越接近参考试验齿轮,使用
这些许用值进行齿轮设计或计算校核时越有效。
5.4.2.3 方法B
损伤曲线采用试验齿轮的接触疲劳极限σHlim和接触强度计算寿命系数ZNT来表征。对于许多常
见的齿轮材料及热处理特性,损伤曲线的确定需由符合标准测试条件的试验齿轮的加载试验结果得到。
利用润滑剂系数ZL、节线速度系数Zv、齿面粗糙度系数ZR、齿面工作硬化系数ZW 和接触强度计
算用尺寸系数ZX,将试验齿轮测试结果转换为符合计算齿轮副几何参数、工况条件的数据。
当接触疲劳强度值是通过齿轮试验或特定试验获得,或当齿轮材料类似而根据ISO 6336-5(见引
言)中的方法获得时,建议采用方法B,这样可以得到满足一定精度要求的计算结果。
5.4.2.4 方法BR
齿轮材料特性值也可以通过加载对滚试验获得。调整试验中滑动速度的大小和方向,来模拟可能
会产生点蚀的齿面区域上的滑动和滚动工作条件。
当接触应力值不能利用齿轮试验得到时,可以采用方法BR 获取,该方法特别适用于确定不同材料
配对时齿面接触疲劳强度。
5.4.3 许用接触应力σHP的确定:方法B
许用接触应力通过下式确定:
σHP=
σHlimZNT
SHmin
σHG
SHmin
(6)
式中:
σHlim ---试验齿轮的接触疲劳极限(见第10章和ISO 6336-5),其综合考虑了标准试验齿轮
的材料、热处理和表面粗糙度的影响;
ZNT ---试验齿轮的接触强度计算寿命系数(见第11章),其考虑到在有限应力循环次数的
情况下具有更高齿面承载能力;
σHG ---齿轮的接触应力极限(=σHPSHmin);
SHmin ---符合要求的齿面接触疲劳强度的最小安全系数;
12.3.3 静强度下的润滑油影响系数ZL、Zv和ZR
式(57)在静强度范围内(由S-N曲线的上水平线段表征)有效。
ZL=Zv=ZR=1.0 (57)
13 齿面工作硬化系数ZW
13.1 总述
齿面工作硬化系数ZW 是指由于钢制的大齿轮(结构钢、调质钢)与光滑的硬化齿面或齿面硬度较
高小齿轮相啮合而导致齿面接触疲劳强度(承载能力)提高的系数。
较软大齿轮的齿面接触疲劳强度的增加不仅取决于大齿轮的工作硬化,还取决于其他影响,如表面
抛光(润滑剂),合金元素和软质材料中的内应力,硬化小齿轮的表面粗糙度,接触应力和工作硬化过程。
13.2 齿面工作硬化系数ZW:方法A
由于上述影响而导致的齿面承载能力的增加,应根据可靠的工作经验或类似的尺寸、材料、润滑剂
和工作条件的齿轮传动试验来确定。相关规定见ISO 6336-1:2019的4.1.16。
13.3 齿面工作硬化系数ZW:方法B
13.3.1 齿面硬化小齿轮与调质大齿轮配对
13.3.1.1 总述
相关数据是基于标准参考齿轮的试验和产品齿轮的现场使用经验。
虽然图10......
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