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BS ISO 6336-2:2006
Foreword
ISO (the International Organization for Standardization) is a worldwide federation of national standards bodies (ISO member bodies) . The work of preparing International Standards is normally carried out through ISO technical committees. Each member body interested in a subject for which a technical committee has been established has the right to be represented on that committee. International organizations, governmental and non-governmental, in liaison with ISO, also take part in the work. ISO collaborates closely with the International Electrotechnical Commission (IEC) on all matters of electrotechnical standardization.
International Standards are drafted in accordance with the rules given in the ISO/IEC Directives, Part 2.
The main task of technical committees is to prepare International Standards. Draft International Standards adopted by the technical committees are circulated to the member bodies for voting. Publication as an International Standard requires approval by at least 75 % of the member bodies casting a vote.
Attention is drawn to the possibility that some of the elements of this document may be the subject of patent rights. ISO shall not be held responsible for identifying any or all such patent rights.
ISO 6336-2 was prepared by Technical Committee ISO/TC 60, Gears, Subcommittee SC 2, Gear capacity calculation.
This second edition cancels and replaces the first edition (ISO 6336-2:1996), Clause 13 of which has been technically revised. It also incorporates the Technical Corrigenda ISO 6336-2:1996/Cor.1:1998 and
BSI ISO 6336-2:1996/Cor.2:1999.
(c) ISO 6336 consists of the following parts, under the general title Calculation of load capacity of spur and helical gears:
Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors
Part 2: Calculation of surface durability (pitting)
Part 3: Calculation of tooth bending strength
Part 5: Strength and quality of materials
Part 6: Calculation of service life under variable load
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(c) BSI |
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BS ISO 6336-2:2006
Introduction
Hertzian pressure, which serves as a basis for the calculation of contact stress, is the basic principle used in this part of ISO 6336 for the assessment of the surface durability of cylindrical gears. It is a significant indicator of the stress generated during tooth flank engagement. However, it is not the sole cause of pitting, and nor are the corresponding subsurface shear stresses. There are other contributory influences, for example, coefficient of friction, direction and magnitude of sliding and the influence of lubricant on distribution of pressure. Development has not yet advanced to the stage of directly including these in calculations of load-bearing capacity; however, allowance is made for them to some degree in the derating factors and choice of material property values.
In spite of shortcomings, Hertzian pressure is useful as a working hypothesis. This is attributable to the fact that, for a given material, limiting values of Hertzian pressure are preferably derived from fatigue tests on gear specimens; thus, additional relevant influences are included in the values. Therefore, if the reference datum is located in the application range, Hertzian pressure is acceptable as a design basis for extrapolating from experimental data to values for gears of different dimensions.
Several methods have been approved for the calculation of the permissible contact stress and the determination of a number of factors (see ISO 6336-1).
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Lice
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(c) BSI |
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BS ISO 6336-2:2006
Calculation of load capacity of spur and helical gears —
Part 2:
Calculation of surface durability (pitting)
IMPORTANT — The user of this part of ISO 6336 is cautioned that when the method specified is used for large helix angles and large pressure angles, the calculated results should be confirmed by experience as by Method A. In addition, it is important to note that best correlation has been obtained for helical gears when high accuracy and optimum modifications are employed.
1 Scope
This part of ISO 6336 specifies the fundamental formulaelig; for use in the determination of the surface load capacity of cylindrical gears with involute external or internal teeth. It includes formulaelig; for all influences on surface durability for which quantitative assessments can be made. It applies primarily to oil-lubricated transmissions, but can also be used to obtain approximate values for (slow-running) grease-lubricated transmissions, as long as sufficient lubricant is present in the mesh at all times.
The given formulaelig; are valid for cylindrical gears with tooth profiles in accordance with the basic rack standardized in ISO 53. They may also be used for teeth conjugate to other basic racks where the actual transverse contact ratio is less than εalpha;n = 2,5. The results are in good agreement with other methods for the range, as indicated in the s
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前言
ISO（国际标准化组织）是一个全球性的国家标准机构联盟（ISO成员机构）。准备国际标准的工作通常通过ISO技术委员会进行。每个成员机构对技术委员会所在的主题感兴趣，成立的人有权在该委员会中有代表。与ISO联络的国际组织，政府和非政府组织也参与了这项工作。 ISO在电工技术标准化的所有方面与国际电工委员会（IEC）密切合作。
国际标准是根据ISO / IEC指令第2部分中的规则起草的。
技术委员会的主要任务是制定国际标准。技术委员会通过的国际标准草案已分发给成员机构投票。作为国际标准出版需要至少75％的成员团体投票表决。
需要注意的是，本文件的某些要素可能是专利权的主体。ISO不负责识别任何或所有此类专利权。
ISO 6336-2由技术委员会ISO / TC 60，齿轮，分技术委员会SC 2，齿轮容量计算编制。
第二版取消并取代第一版（ISO 6336-2：1996），其中第13条经过技术修订。它还包括技术勘误ISO 6336-2：1996 / Cor.1：1998和ISO 6336-2：1996 / Cor.2：1999。
ISO 6336由以下部分组成，总标题为直齿圆柱齿轮承载能力的计算：
⎯第1部分：基本原则，介绍和一般影响因素
⎯第2部分：表面耐久性计算（点蚀）
⎯第3部分：齿弯曲强度的计算
⎯第5部分：材料的强度和质量
⎯第6部分：可变负荷下的使用寿命计算
介绍
赫兹压力是计算接触应力的基础，是ISO 6336本部分用于评估圆柱齿轮表面耐久性的基本原理。它是齿侧啮合过程中产生的应力的重要指标。然而，它不是点蚀的唯一原因，也不是相应的表面剪切应力的原因。还有其他的影响因素，例如摩擦系数，滑动方向和大小以及润滑剂对压力分布的影响。目前还没有发展到将这些直接纳入承载能力计算的阶段，但在一定程度上考虑到了这些因素和物质财产价值的选择。
尽管存在缺点，但赫兹压力作为一种工作假设是有用的。这可归因于这样的事实：对于给定的材料，赫兹压力的极限值优选地来自齿轮试样的疲劳试验;因此，数值中还包含其他相关影响。因此，如果参考基准位于应用范围内，则可以接受赫兹压力作为从试验数据到不同尺寸齿轮的数值的设计依据。
已经批准了几种方法来计算允许的接触应力和确定许多因素（见ISO 6336-1）。
直齿圆柱齿轮承载能力的计算 -
第2部分：表面耐久性计算（点蚀）
重要提示 - 请注意ISO 6336本部分的用户，当指定的方法用于大螺旋角和大压力角时，计算结果应通过方法A的经验确认。此外，重要的是要注意当采用高精度和最佳修改时，已经获得了螺旋齿轮的最佳相关性。
1范围
ISO 6336的这一部分规定了用于确定具有渐开线外齿或内齿的圆柱齿轮的表面承载能力的基本公式。它包括对表面耐久性的所有影响的配方，可以进行定量评估。它主要适用于油润滑变速器，但也可用于获得（慢速运行）润滑脂润滑的变速器的近似值，只要在网中始终存在足够的润滑剂。
给定的公式适用于符合ISO 53标准的基本齿条的圆柱齿轮。它们也可用于与实际横向接触比小于εalpha;n= 2.5的其他基础齿条共轭的齿。结果与其他方法很好地吻合范围，如ISO 6336-1的范围所示。
这些公式不能直接用于评估齿轮齿面损坏的类型，如塑性屈服，刮擦，划伤或第4章所述的任何其他形式。
通过允许的接触应力确定的负载能力称为“表面负载能力”或“表面耐久性”。
2规范性参考文献
以下参考文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅引用的版本适用。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本标准。
ISO 53：1998，通用和重型工程用圆柱齿轮 - 标准基本齿条齿廓
ISO 1122-1：1998，齿轮术语词汇 - 第1部分：与几何有关的定义
ISO 6336-1：2006，正齿轮和斜齿轮负荷能力的计算 - 第1部分：基本原理，介绍和一般影响因素
ISO 6336-5：2003，正齿轮和斜齿轮负荷能力的计算 - 第5部分：材料的强度和质量
3术语，定义，符号和缩写术语
出于本文档的目的，适用ISO 1122-1和ISO 6336-1中给出的术语，定义，符号和缩写术语。
4点蚀损坏和安全系数
如果超过啮合侧面的表面耐久性的限制，则颗粒将从侧面破裂，留下凹坑。
这种凹坑的容许程度（尺寸和数量）在很大范围内变化，主要取决于应用领域。在某些领域，可以接受大量的麻点;在其他领域，应避免任何明显的点蚀。
以下评估与平均工作相关条件，将有助于区分初始点蚀和破坏性点蚀。
坑的总面积线性或逐渐增加是不可接受的;然而，有效的牙齿承载面积可以通过初始点蚀扩大，并且凹坑的产生率随后可以减少（递减点蚀）或停止（停止点蚀）。这种点蚀被认为是可以忍受的。在争议的情况下，以下规则是决定性因素。
在不变的使用条件（线性或渐进性点蚀）下随时间线性增加或逐渐增加的凹坑形成的点蚀是不可接受的。损伤评估应包括所有齿面的整个活动区域。新开发矿井的数量和规模应考虑未硬化的齿面。经常发生的是，仅在一个或仅少数表面硬化齿轮齿面上形成凹坑。在这种情况下，评估应以实际进站的侧翼为中心。如果需要进行定量评估，怀疑特别危险的牙齿应标记为严格检查。
在特殊情况下，第一次粗略评估可以基于对整个磨损量的考虑。在危急情况下，侧翼的状况应至少检查三次。但是，第一次检查应仅在至少106次负荷循环后进行。根据先前检查的结果，应在服务一段时间后进行进一步检查。
如果点蚀导致人类生命处于危险之中，或者存在导致某些严重危险的风险
后果，然后点蚀是不能容忍的。由于压力浓度效应，齿轮的经过硬化或表面硬化的齿的圆角附近的直径1毫米的凹坑可能成为可能导致齿断裂的裂纹的起因;因此，这样的坑应被认为是不可容忍的（例如，在航空航天传动）。
涡轮齿轮也有类似的考虑因素。通常，在这些齿轮所需的长寿命（1010至1011循环）期间，不能容忍点蚀或过度严重的磨损。这种损坏可能导致不可接受的振动和过大的动态载荷。应该有适当慷慨的安全因素包括在计算中，即只能容忍低失败概率。
相比之下，对于一些由低硬度钢制成的具有大齿（例如模块25）的慢速工业齿轮，可以容忍100％的工作侧面上的点蚀，其中它们将安全地传递额定功率10至20年。单个凹坑的直径可达20毫米，深度可达8毫米。在服务的头两三年内发生的明显“破坏性”点蚀通常会减慢。齿面变得光滑并且加工硬化到使表面布氏硬度值增加50％或更多的程度。
在这样的条件下，可以选择相对低的安全系数（在一些情况下小于一个），相应地更高的牙齿表面损伤概率。防止牙齿断裂的高安全性是必要的。
关于安全系数SH的选择的评论可以在ISO 6336-1：2006,4.1.7中找到。建议制造商和客户就最小安全系数的值达成一致。
5基本形式
5.1一般
表面耐久性的计算基于单对齿接触的节点或内点处的接触应力sigma;H。获得的两个值中的较高者用于确定负载容量（行列式）。对于车轮和小齿轮，应分别计算sigma;H和允许的接触应力sigma;HP。sigma;H 应小于sigma;HP。这种比较将是以安全系数SH1和SH2表示，应高于约定的最小安全系数SHmin。在sigma;H的计算中识别出四个类别，如下所述。
a）接触比εalpha;≧1的正齿轮：
⎯对于小齿轮，sigma;H通常在单对齿接触的内点计算。在特殊情况下，节点处的sigma;H较大，因此具有决定性;
⎯对于正齿轮，在外齿的情况下，sigma;H通常在节点处计算，但是，在特殊情况下 - 特别是在小传动比的情况下（见6.2）， - sigma;H在内点处较大车轮的单对齿接触因此是决定性的;而对于内齿，sigma;H总是在节点处计算。
b）接触比εalpha;≧1和重叠比εbeta;≧1：sigma;H的斜齿轮总是在小齿轮和车轮的节点处计算。
c）接触比εalpha;≧1和重叠比εbeta;lt;1：sigma;H的斜齿轮由两个极限值之间的线性插值确定，即正齿轮的sigma;H和εbeta;= 1的斜齿轮的sigma;H，其中确定sigma;H为每个都是基于实际齿轮上的齿数。
d)εalpha;lt;1且εgamma;的斜齿轮：ISO6336未涵盖-需要仔细分析沿接触路径的接触应力。
5.2表面耐久性（抗点蚀）的安全系数，SH
分别为小齿轮和车轮计算SH：
SH1= SHmin (1)
SH2= SHmin (2)
对于小齿轮，根据公式（4）取sigma;H1,2，并根据公式（5）确定车轮（见5.1）。根据公式（6）和5.4.2 a）和b）计算长寿命和静态应力极限的sigma;HG。对于有限寿命，根据等式（6）和5.4.3计算sigma;HG。
注：这是关于接触应力（赫兹压力）的计算安全系数。相对于扭矩容量的相应因子等于SH的平方。
有关最小安全系数和失效概率的说明，请参阅第4章和ISO 6336-1：2006,4.1.7。
5.3接触应力，sigma;H
在具有多个传动路径，行星齿轮系统或分离式齿轮系的齿轮系的情况下，总切向载荷在各个网格上不是非常均匀地分布（取决于设计，切向速度和制造精度）。通过在等式（4）和（5）中插入网格载荷因子Kgamma;以跟随KA并且根据需要调整每个网格的平均切向载荷来考虑这一点。
sigma;H0=ZHZEZεZbeta; (3)
sigma;H1=ZBsigma;H0 (4)
sigma;H2=ZDsigma;H0 (5)
此处：
sigma;H0 是节点处的标称接触应力，它是通过施加静态额定扭矩在无缺陷（无误差）传动装置中引起的应力;
ZB 是小齿轮的单对齿接触系数（见6.2和6.3），它将节点处的接触应力转换为小齿轮上单对齿接触内点的接触应力;
ZD 是大齿轮的单对齿接触系数（见6.2），它将节点处的接触应力转换为大齿轮上单对齿接触内点的接触应力;
KA 是应用因素（见ISO 6336-6），它考虑了由于外部影响的输入或输出扭矩变化引起的负载增量;
Kv 是动态因子（见ISO 6336-1），它考虑了内部动态效应引起的负载增量;
KHbeta; 是接触应力的面载荷因子（见ISO 6336-1），它考虑了由于在制造中不精确引起的网格不对准导致的面宽度上的负载分布不均匀，弹性变形等;
KHalpha; 是接触应力的横向载荷系数（见ISO 6336-1），它考虑了横向上不均匀的载荷分布，例如，由于螺距偏差;）
sigma;HP 是允许的接触应力（见5.3）;
ZH 是区域因子（见第6章），它考虑了节点处的侧面曲率，并将参考圆柱处的切向载荷转换为节距处的切向载荷；
ZE 是弹性系数（见第7章），它考虑了材料的特性，弹性模量E1，E2和泊松比nu;1，nu;2;
Zε 是接触比系数（见第8章），它考虑了接触线有效长度的影响;
Zbeta;是螺旋角因子（见第9章），它考虑了螺旋角的影响
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