GB Z 22559.2-2008 齿轮.热功率.第2部分 热承载能力计算.pdf

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1、ICS 21200J 17 园亘中华人民共和国国家标准化指导性技术文件GBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001齿轮热功率第2部分：热承载能力计算2008-12-04发布Gears-Thermal capacity-Part 2：Thermal loadcarrying capacity(IS0TR 141792：2001，IDT)2009-06-0 1实施宰瞀髅鬻瓣警矬瞥星发布中国国家标准化管理委员会及111前言。1范围2符号、单位和焦标3原理-4等效传递功率5功率损耗6散热7计算结果-8样品计算参考文献-GBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001

2、目 次，400H加加撕GBZ 225592-20081S01141792：2001刖 昌GBZ 22559齿轮热功率包括下列两部分：第l部分：油池温度在95时齿轮装置的热平衡计算；第2部分：热承载能力计算。本部分为GBZ 22559的第2部分。本部分等同采用ISOTR 141792：2001齿轮热功率第2部分：热承载能力计算(英文版)。本部分等同翻译Is0TR 141792：2001。为方便使用，本部分作了下列编辑性修改：一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Is0TR 141792：2001的前言和引言。本部分由全国齿轮标准化技术委员会(SACTC

3、 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：陈爱闽、张元国、王琦、王长明、王长路、牛长根。本部分为首次发布。GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：200I齿轮热功率第2部分：热承载能力计算范围GBZ 22559的本部分提出了一种确定齿轮热承载能力的方法，包括实际工况下的齿轮装置的测定。采取的方法有测量功率损耗、测量散热，或是两者都进行测量，或是在溅油润滑齿轮箱中确定油池的准稳定温度。GBZ 22559的本部分中叙述的功率损耗和散热量的所有各分量的计算方法被认为是一种可供选择的方法。2符号、单位和角标GBZ 22559的本部分中使用的符号、单位和角标

4、在表1中列出。表1符号、单位和角标符号 意 义 单位 中心距 nUmAbt 齿轮装置底部面积 m2A。 壳体外表面总面积 mzA， 齿轮装置基座着地面积 m2A。1 壳体内表面总面积 m2A。 壳体外伸散热片面积 rn2Aq 横截面面积 rfl2A6。 壳体外部散热片总面积 m2A。 壳体通风面积 n3zb 齿宽；轴承宽度 mmbm 接触齿宽度 mm 齿宽参考值，b。一10 mm mmG。b 润滑系数 C。 溅油系数 Co 滚动轴承的静负荷率 NCl，t 系数 d。 顶圆直径 l口irll巩 等效法兰盘直径 tndw 节圆直径 mmd。 轴承中径 mmd。 等效交错轴斜齿轮的节圃直径 m11d

5、“ 轴径 me 自然对数的底，瓯2 718 12 轴承损耗系数 -ED 利用系数 Fi 轴承止推负荷 NFt 作用在节圆上的力 NFbt 轮齿端截面上的法向力 NF。 轮齿法截面上的法向力 NGBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001表1(续)符号 意 义 单位F。 径向轴承负荷 Ng g一9，81 ms2 msGr 格拉肖夫数(Grashoff number)h。 油授齿轮最低点以上的啮合点高度。 齿轮装置外壳的总高度H。 轮齿损耗系数出。2 顶圆浸没在润滑油静态液面中的深度k 浸没深度参考值，h一10 12Etll3。 顶圆浸没在润滑油静态液面中的最大深度Hd 润滑油

6、的焙流 WoI 漓滑间隙高度 传热系数 W(m2K)“ 联接法兰的等效长度h 液压系统长度一4A。u“Zn。 单个散热片高度l。 液流长度(沿壳壁的流线行程)Z“ 自由轴端的长度板片系数优 模数n 转速Nu 努塞尔数(Nasselt number)PA 输入功率 W尸。 等效输入功率 WPr 普朗特数(Prandtl number)P。 功率损耗 WPvD 密封装置功率损耗 WPvL 轴承功率损耗 WPvx 辅助装置功率损耗 WPvz 齿轮功率损耗 WPo 等效轴承静负荷 NPl 等效轴承负荷 NQ 总热流 WQc。 通过箱体表面的热流 WQf。 通过基座的热流 WQ。t 通过轴和联轴器的热流

7、 WRe 雷诺数Ral，2 小齿轮和大齿轮的算术平均租糙度Rz 平均粗糙度深度Rzn 蜗杆装置的参考粗糙度深度，Rz。一3 txms 轴承的尺寸系数r 持续时间n 液压损耗转矩 Nmh 总的轴承损耗转矩 Nm11m 空载轴承损耗转矩 NmTn2 负载轴承损耗转矩 NmT，dI 箱体壁温度 KL。 玲却空气温度 K2GBZ 225592-20081S0TR 14179-2：2001符号 意 义 单位L 齿轮装置的最大允许温度 KL 环境温度 Kn 齿数比U 基座的周长。 平均圆周速度仇 切线速度u 参考切线速度 润滑油喷射速度 LrainU 参考润滑袖喷射速度，V-02 Lmin Lrain口一

8、 平均滑动速度t 螺旋速度q1 2 齿顶总表面速度仉 润滑油喷射瘫度n 节圆处的圆周速度 参考速度，如=10 msn-r 冲击速度ok 节点处总速度口!h 齿高方向的总速度。：h 平均台成总莲度醍 齿长方向的总速度Z 齿顶高修正系数XL 润滑油系数XR 粗糙度系数y 支承台的轴向系数，F。FrPyw 材料系数2 齿数afu“ 齿轮装置基座的传热系数 W(mK)口n 空气侧的传热系数 W(1112K)dn 对流的传热系数 W(rft2K)鲰-he 自然对流的传热系数 W(m2-K)口Kfo”ed 强迫对流的传热系数 W(in2K)吼d 润滑油侧的传热系数 W(m2K)。“d 辐射的传热系数 w(

9、1112K)口mt 旋转轴上的传热系数 V7(m2K) W(rflK)口hf* 轴表面的传热系数口t 端面压力角 (。)口m 工作压力角 (。)卢 螺旋角 (。)盘 基圆上的螺旋角 (o)瓦 单个散热片的厚度以m 壳壁的平均厚度e 齿轮装置壳体的辐射率e 端面重合度El2 小齿轮、大齿轮的重合度h 基座的热导率 w(mK)。dI 箱体的热导率 W(mK)A。h 轴的热导率 W(mK)3GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：2001表1(续)符号 意 义 单位F 摩擦因数 齿轮啮合的平均摩擦因数h0100 在40、100下润滑油的运动黏度 mm2su 在工作温度下润滑油的运动

10、黏度r 空气的运动黏度 rn2s 啮合节点处的等效曲率半径Pn 法截面的等效曲率半径P1 5 15下的润滑油密度 kgm3 工作温度下的润滑油密度 kgm3 角速度 rads_ 效率研 散热片效率砧l 润滑油工作温度下的动力黏度 mPas以 润精油温度屯 环境温度。 温度因数z 蜗杆装置的摩擦因数Fm 蜗扦装置的摩擦因数基本值角标 意 义O 与负载无关1 小齿轮2 大齿轮C 节点m 锥齿轮和准双曲面齿轮的中圆n 法向v 锥齿轮和准双曲面齿轮的等效直齿圆柱齿轮p 与负载有关3原理3，1 总则当齿轮装置传递功率时，损耗产生于各个零部件而转换成热。这些损耗与传动功率一同确定了齿轮装置的效率。热的消散

11、与以下情况有关：通过润滑油传至壳体再由壳体传到周围环境，或者通过润滑油冷却器传给冷却剂。在准稳定状态下，当齿轮装置温度变高时，会引起润滑油的快速老化，使接触表面的油膜厚度变小，并降低了轮齿系统和轴承的抗点蚀、抗磨损与抗胶合的承载能力，同时也缩短了密封件的使用寿命。根据热平衡计算，对溅油润滑的齿轮装置可以确定预期的稳态温度；而对喷油润滑的齿轮装置来说则可通过润滑油流动和润滑油冷却器来散热。32用途和适用范围用GBZ 22559的本部分所提供的计算就可以确定：齿轮系统的功率损耗；外啮合圆柱齿轮、内啮合圆柱齿轮、锥齿轮、准双曲面齿轮和蜗杆系统的空载损耗以及负载损耗；滚动轴承和滑动轴承以及轴的径向密封

12、件的空载损耗和负载损耗。该计算可应用于单速和多速齿轮箱的转矩分流齿轮机构和行星式齿轮装置上。散热的计算包括下列情况：自然对流或强迫对流或两者都存在的情况，来自壳体、轴和联轴器的辐射与强迫对流，热传导到基座，当使用喷油润滑时通过润滑油和外部冷却器进行散热的情况。该计算对准稳态工况是有效的，而对考虑热功率的非稳态工况却是不适用的。对间歇式工作(利用GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：2001系数小于100)的齿轮装置和变负载或转速的情况，引进准稳态等效输入功率则能进行计算。系统的范围使用者可作如此规定，即热输入的所有部分都以同样的方式表示(见图I)。尤其是对不管热流是在联轴节

13、点外的齿轮装置上消散，还是从与齿轮装置相联的机器上消散，都应当将驱动机和从动机的联接点考虑在内。1齿轮装置；2-环境；3输入功率，P4输出功率；5对流，Q。；6辐射；7传导；8一系统边界；9润滑油人口；10润滑油出口。图1齿轮装置上的各热流功率损耗和散热的计算需要润滑油温度。这就必须已知这个温度或者设定该点；另外，通过迭代法将散热考虑在内也能确定。由试验台架确定的运行条件范围已分述在计算的各节中。如果超出了所述范围，则不确定性因素增加，但已经证明在很大的范围内具有足够的近似性。4等效传递功率对连续工作使用不变名义负载的齿轮装置，根据额定功率P。来确定为热计算所限定的平均等效传递功率Pm。因为短

14、时的外部或内部超载对热平衡不起作用，两者都不把内部的热分布考虑在内，所以在每种情况下，所有的降低系数(例如对齿轮计算中的K。、Kv、Kq、Kw。)都应假定为10。当随着负载增加、转速降低时，摩擦因数增加。在具有等效传递功率的工况下，其最不利的情况是出现在低转速区。5GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：2001在作为时间的函数的变负载工况或在齿轮装置具有少于100的利用系数的情况下，其等效传递功率应基于准稳态下设定的确认周期内平均功率的最大值。在溅油润滑齿轮装置的情况下，根据齿轮装置的设计，有关润滑油温度的准稳态的获得要在1 h3 h之后，作为指南，可以设定达到基本准稳态温

15、度的时间为1 h。因此，作为一种近似，在该时间内最大可能的平均功率可以用热等效传递功率来代替，将采用下式：=等孥竿掣警 在齿轮装置采用的利用系数小于100的情况下，热等效功率P“。的确定根据：P一EDPA (Z)用利用系数ED表示工作时间与总时间的关系。这里假定工作状态为稳态并且在整个工作期间内的工作次数是均布的。在规定电动机的乖j用系数对通常参考时闯定为t一10 rain。注：在滑动轴承的热等效功率计算中，为有助于确定方程(z)，假定在标准中该方程的利用系数是线性的。对电动机而言，是以利用系数平方根所取代。而对齿轮装置来说，在制造商的产品样本中则采用了利用系数的立方根。对这些情况的输入功率P

16、在随后的章节中应以P一。代替。5功率损耗51 总则发生在齿轮装置上的总功率损耗Pv由以下几部分组成：轮齿系统的负载损耗和空载损耗Pvz、轴承损耗P。L，以及密封件的负载损耗P，n和其他齿轮装置零部件的损耗P。x：PvPvz。-FPv肪+PvLo+PvLP+P】+P v】( (3)效率口可用传递功率P。由下式确定：，=导 (4)52齿轮损耗521概述总齿轮损耗由与空载有关的分量Pvz。和与负载有关的分量P。”组成。对圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮的这些损耗可分别按照Niemann和Winter121的方法来确定，对蜗杆传动也同样适用。锥齿轮的损耗按照等效圆柱齿轮系统计算，而准双曲面齿轮的损耗计算

17、则按照等效交错轴斜齿轮系统计算。522 圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面的空载齿轮损耗5221梗概空载齿轮系统损耗按照Mauz”3的方法来确定。在Mauz推导计算公式的过程中，溅油和喷油损耗两者之间是无区别的，因为按照他的研究，喷油分量是可忽略的。5222溅油润滑单级齿轮总的液压损耗转矩Tn用下式确定：TH=C，。C，毋右 (5)溅油系数C。考虑了溅油润滑供给的影响，它取决于浸油的深度(图2和图3)。系数C，和C：说明齿宽和浸油深度的影响。在小的浸油深度下，可以测出黏度无影响。对于大的浸油深度，黏度的影响结果是矛盾的：在一些情况下，随着黏度的增加，功率损耗增加；而在另一些情况下，功率损耗却是减少的。

18、因此，在计算公式中对黏度不予考虑。SGBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：200 火，I尢一_了50 ms的情况，在计算。时，取。=50 ms。F6150 Nram。对于F6150 Nram的情况，在计算阳时，取Fb=150 Nmm。下列参数应代人公式(12)中：直齿轮、斜齿轮 锥齿轮(当量直齿轮) 准双曲面齿轮F FbtFtcos。 一Fh。一F。tcos口。 一F。cos风2b 一6 一b。H一085b 一085b：U， 一2口tsina叭 一2tsinan 一E。p Pc刊cos卢b Pc。co啦b 一“对于蜗杆装置，摩擦因数段单独进行计算，见526。524圆柱齿轮和

19、锥齿轮与负载有关的齿轮损耗按照Mauz的方法来计算与负载有关的齿轮功率损耗Pvz，：PvzPPAP。H。 (13)式中平均摩擦因数卢。按公式(12)确定，轮齿损耗系数H，按下式确定：H，一三堕i掣(1一屯+；) (14)ucospb对于锥齿轮，公式(14)必须按照参考文献2(“一“，一；风一风；e。一8“EI一“ze，z)用当量直齿轮来计算。525准双曲面齿轮与负载有关的齿轮损耗对等效交错轴斜齿轮系统的准双曲面齿轮来说其与负载有关的齿轮功率损耗Pvz，可按下式”计算：PvzPF。口。，。 (15)式中的平均滑动速度。按下式计算： 孙一+意等芸铲，同时用平均总速度也。来计算p。：一以iF五一(s

20、i哦，+si吼；c丽OS风1)口zh一2vtl COS忍1 sinan526蜗杆装置的齿轮损耗蜗杆装置的齿轮损耗按照参考文献E2来计算：PvzPvzP+PvDPm (20)式中总的空载损耗P。和轴承空载损耗P。按522确定。而与负载有关的齿轮损耗Pv”由下式确定：PvzPF。P，。 (21)式中摩擦因数儿为：一舻，(可5(蛊)“ c 22，摩擦因数的基值能在任何材料和润滑剂组合及在双盘试验台上的标准条件Rzo(o3 pm)、吒及口。地下所确定。提供的指导值，见图4。材料系数Y0考虑了其他的材料组合，提供的指导值见表3。所给出的这些值对于表面渗碳淬火并磨削的蜗杆是有效的。而对于调质处理未磨削的蜗

21、杆则应将这些值乘以12。；vvvGBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：2001o l望o08巅圈糍 o 06魁0 oi0 008。 、 ， 、 、 、 m)：_ 1 5 S0008 6(Re 7)。64咋，一一一一(38)(39)(40)15曼耳孙算|计d式q数乳系表热见传。的率分射部辐射中辐式GBZ 225592-2008ISOTR 141792：200116式中Re 7 如2+是融一生V蚶口一趟铲(41)(42)(43)v。，一15610 6 mm2s对于具有可按图5所示带散热片的箱体，用下列公式计算：自由对流(A。一0)：a。一舞(，。+a。a会詈)磕+(t一等)c，

22、。+a。a，c tt，1周围环境2油膜；3一一油池。散热片的效率琅式中图5具有散热片的箱体一tanh(rrgf,o) “(m)。帆a惫“一2瓦产(45)-(46 1自由对流和风冷的散热片表面(Aa。=A。)：a。一筹(。矿+a，nA万p=ro)珥+(1一筹)(，。+a。a)(47)自由对流和强迫对流(A。A r。)：a。一(1一筹)(。+“)+警(aK,forced7。+a“)+惫(。K,forced，+a，一舞)聃(48)GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：200163基座的散热基座传导的热计算是建立在将齿轮箱基座分割成几个部分：每一部分被看作为一个单独的散热片，使用从

23、热力学得出的已知散热片计算公式。沿各部分表面的热流A。相加得到整个基础的传热量(见图6)。1散热片2散热片3馓热片4散热片5齿轮箱6基座。图6基座的散热瓯n邓m盯fun黔m 0釜a面n L1。_竺坐了t h(m?1)I一1 L_二!一k，一-r、hn仇t，d as(瓮)“Th。一062(TollL)墨j瓢“一瓢Am见表9。在基座仅仅是向上方散热(向下是绝热)的情况下，应该设定m?底下方都散热的情况下，应设定m?一。(49)(50)(51)(52)075m。；在基座同时向上方和向GBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001表9热导率A材 料 热导率(WmK)铅 180钢 50

24、灰铸铁 4Z混凝土 1空气 002764轴和联轴器的散热轴和联轴器散热的计算也使用散热片公式。轴和联轴器表面有效的热导系数a。，：按照参考文献E123作为轴转速的函数进行迭代计算(见图7)。幽=毪挚l齿轮箱；2轴端；3联轴器的半边。图7轴端和联轴器法兰的等效系统按照图7，将轴和联轴器系统分成两个等效的系统，用下列公式计算Q，。一Q。+Q。n式中：(53)_“sh,face+tanh(m。h Z。h)Q州一A,hm,hAqsh(T。一T0)I；：。生兰专 (54)1+#!坚tanh(m5h1。h)女5hQ。口一J+tmnA。fI(TflT。)I x-l f1) ( )+htanh(mn55横截面

25、积Am和A根据当量直径d。“和d“分别计算(见图7)。相当于从轴到联轴器的热流的传热传系数aj一，由以下关系式计算：变量m。“和m“由下列式子计算“。一边等掣 (56)(57)GBZ 225592-20081SOTR 14179-2：2001m日见表9。式中，与当量直径有关的轴和联轴器的传热系数可按照Dropkin参考文献12的方法来计算。Dropkin叙述了从三个不同的范围将转动轴的传热系数作为雷诺数函数来计算：对于Re2 500：Nu一040Gr。“ (59)对于2 50015 000：Nu一0073Re。7 -(61)式中：Re=甓N“一!窖生坐盟山(63)Org(25d“f1)3擘岩亏

26、生 ”(64)。y日Ir轴和联轴器的平均温度ts和L，是从沿着轴和联轴器长度和z。的温度变化的积分得到，对于温度变化的计算可以应用来自热力学关于有限长度杆的已知关系式来进行。对于轴在z一0点的过高温度，下式可以作为一种近似计算：(TnT。)l。一(7j1一T二) (65)在实际的齿轮箱试验中，轴的始端过热温度大约在油过热温度的20以下。联轴器当量圆柱体始端的过热温度须通过迭代法确定，假定：(TflL)b。一(LhL)b。一(66)则1_ 一r(thT。)I：。f，一堕!一(67)COS h(mnz。h)+#!垄旦sinh(m。hzsh)7Hd如果不用迭代法，对由轴与联轴器的始端与终端过热温度的

27、平均温度差(T。r-一T二)取数学平均值，可使计算简化。因为经过轴与联轴器的散热量大致仅为全部散热量的10，这种简化一般在实际计算时是允许的，所以下式是适用的：1 r1牟 1 1(T“一T)一言T叫T二)1 c。sh(mshz吐)+旱生堕sinh(m。z，h) (68)L “shm sh J(L，一L)一专Ts“一T一)l一，n11+磊五葫J(69)6 5外部冷却器的散热经过润滑剂到外部冷却器的热焓流H“按下式计算：H训一167 X 10 zV。1 p0IcollAS0I (70)式中C-一(1721)103可作为与油的类型无关的油的热载荷能力的近似值。至于冷却器中温差的近似值乱”可作以下假定

28、：(a) 没有冷却器(仅在箱体外有管路和泵)：3 K5 K；(b)较大齿轮箱带冷却器，通常在额定功率下连续运行：lO K1 5 K；(c) 较小齿轮箱带冷却器，通常在低于70额定功率下周期运行：15 K20 K。】9GBZ 225592-2008ISOTR 141792：20017计算结果71溅油润滑对于溅油润滑齿轮箱的油温可按所产生的功率损耗与散热量的热平衡，用迭代法计算：Pv(：1)一Q(eo，1) (71)如果公式(68)不是真值，那么就要进一步迭代。必须用一个优化的工作温度来修改计算，这个温度可从下式得出：。一(戋坐兰 。，2 72。一垫二上二 一()当规定最高许用油温时，应校核这些情

29、况下产生的热量是否被耗散：Pv(晓；-Q(氏7。) (73)如果不是这种情况，为降低功率损耗所作的任何修改(例如油的黏度、油的类型)，或提高散热量(例如散热片、通风风扇等)的有效性可以估算出来。假如这种修改不合适，应提供外部冷却，转换为喷油润滑。72喷油润滑对于具有规定的要求喷油温度的喷油润滑齿轮箱，经过油液与外部冷却器耗散的热焓流可以计算出来，对于冷却器中可能的温差，可计算出由各个摩擦点热耗散所需的喷油流量。8样品计算81总则一个三级锥齿轮和直齿轮装置被选作样品计算。8。2结构和环境状况821概述图8所示为一个齿轮装置的示意图。它由轴(I)、(1I)、(II)、()、A级(锥齿轮)、B级、C

30、级(直齿轮)和轴承18组成，该齿轮装置是用矿物油溅油润滑。图8试验用齿轮装置示意图822齿轮装置的参数a)齿轮装置的尺寸：高662 mm；长925 rril,Tl；一宽370 mm。b)润滑油液面高：轴线以下75 mm。c)空气速度：U。一1 ms。d)环境温度：如一25。e)输入转速：n。一1 000 rrain。20GBZ 225592-2008ISOTR 14179-2：2001f)输入转矩：T。一200 Nm。g)输入功率：P。一20 944 W。h) 滑油牌号：矿物油，IS0 VG 320。i)润滑油润滑剂系数：x一10。j)润滑油在40下的黏度：v。=320 mm2s。k)润滑油在

31、i00下的黏度幽。一22 mill2s。1)壁厚：a。1110 IElm。在开始计算时，必须首先设定润滑油温度，对于计算损耗和确定散热需要使用该温度下的润滑油工作黏度。计算开始要用一个估定的润滑油温度：估定的润滑油温度：见，一60；根据Ubbleohde-Walter参考文献1，工作黏度n一1 036 Film2s。823齿轮参数见表10。表10各级齿轮的参数A级 B级 c级参数 单位小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮6 34 80 120F。 N 12133 27178 77 051h。 0 25 O 81 0 145Rd pm 0 4 04 0 4 04 0 4 04445 4

32、05 405ms 2 23 0844 0298口 ms 1 79 0684 024411 49 20 81 20 81口n (。) 20 ZO 20卢 (。) 341 13 130810 03260831 0570 0914 0430(e，1) (E，2)R 983 1190 17 3824轴承参数见表11。83功率损耗831齿轮损耗表11轴承参数轴承序号 轴承型式 轴号 (rrain) d。ram F。N F。N y1 圆锥滚子轴承 I 1 000 875 3 470 1 577 1 12 圆锥滚子轴承 I 1 000 875 13110 8 710 1 13 圆锥滚子轴承 2245 95

33、12 530 18 310 114 圆锥滚子轴承 2245 95 21 870 9 940 1121GBZ 225592-20081S0TR 141792：2001表11(续)轴承序号 轴承型式 轴号 n(train) d。mm F。N F。N y5 圆锥滚子轴承 5543 1325 55 870 22 960 146 圆锥滚子轴承 55 43 1325 42 350 12 560 1 47 圆锥滚子轴承 1369 180 46 070 16 450 178311空载齿轮损耗lh一4AGuM一4(662925)2 X(662+925)一772 mmA级：C，D1一(425)3 X(75+25)

34、1 52(75+25)7720049 9C。一0063(25+o)10+0012 8(3410)30661Cz】一(25+0)(80lO)+020231TH10049 90946e。231。2 23”o一0034 7 NmP H_】一0034 72245800815 WB级： C级：C。，2一一023 C，。一=0470C1，2一一706 C1 3一=230Cz；z一一0301 C23一一0381TH，2一一169 Nm TH3一=109 NmPH2一一979 W PH3一一157 W总的空载齿轮损耗：PHPH1+PH，2+PH3081+979+157263 W8312与负载有关的齿轮损耗A级

35、：注：这是一个锥齿轮级，按照参考文献2将采用当量直齿轮来进行计算。sin且bsinfl=coso。一sin341cos20且b一3179。M一“2445 2一1980z“一z1 cosarctan(1u)一1lcosarctan(1445)一1127“。一0048(12 133341)(179983)“21036“”04“25100H，一(1980+1)11271980cos(3179)1一(o810+0326)+08102+0。3,26。一0216PvZP120 944X 0055 2X 0215250 WB级： C级：“。一一0063 8 “。一一0082 7H。一一0124 H。一-一0

36、136PvzP2一一165 W Pv口。3一一235 W总的与负载有关的齿轮损耗：PvzP一250+165+235650 W832轴承损耗8321轴1Poiln一1036X1 000=103 6002 0008322轴承1圆锥滚子轴承22由图3由式(6)由式(7)由式(7)由式(5)由式(8)由式(6)由式(7)由式(7)由式(5)由式(8)由式(8)由参考文献E2由参考文献2由参考文献E2055 2由式(12)由式(14)由式(13)由式(12)由式(14)由式(13)由式(21)GBZ 225592-20081I$OITR 14179-2：2001fq一6，10000 4P12YF。一21

37、115773 470TvLo1=10 1。6(10361 ooo)23 x 87530886 NmTmI1=0000 43 47087510一一0121 NmrvL=0NmTvL10886+0121+01007 NmP。一10071 000=30105 W8323轴承2P，一2118 7】019 160TvL一一0886 NmTwPl2一一0668 N111TJ22=0 NmTvL。一一1554 NmPvL 2一一163 W8324轴”“n一036137=1 4202 0008325轴承7TvL。7=1610861803056 Nm见表12。总的轴承损耗：P。一1056+1631+458+29

38、4+224+134+66+123=3986 W833轴封损耗非接触式轴封P。一0 W834总的齿轮箱损耗P。一263+650+399=1 075 W注：实测总的功率损耗为Pv一1 1 65 W表12与负载有关和空载下的轴承损耗之和由表4由表5由表5由式(27)由式(28)由式(25)由式(30)由表5由式(27)由式(z8)由式(25)由式(30)由式(26)由式(30)由式(3)轴承 Tm Tml TvL PvL】 103 600 089 0，12 】01 105，6Z 103 600 089 067 156 163 13 23 260 042 153 195 45844 23 260 04

39、2 083 l 25 29395 5 740 045 341 385 22386 5 740 045 186 23l 13427 1 420 0S6 403 459 6588 1 420 O56 8 856 12 2884散热一09(钢，轧制) 由表8a，d一02310砌09“(25+273)+(60+273)2)365 w(m2K) 由式(36)吆k一18X 0662“1(60+273)(25+273)(25+273)o 3=99 W(m2K)由式(39)23GBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001。Kfd一0a。一65+99+0164 W(m2K)A。一A。1由式(

40、40)由式(35)、式(37)。ll一50 W(m2K)口。“一200W(m2-K)1k一1200+00150+11641151 m2KWA。一2(06620925+06620370)+092503702061332(不包括底面)Q。一151206(6025)一1 085 W85比较P、，(60。)Q(60。)其结果近似相等，因此设定的温度是正确的。如果要求精确比较，那么就必须进行第二步迭代计算。开始计算。以“一1 075(151206)+25+602598进一步迭代计算，得出的平衡温度为597。注：该齿轮装置实测得到的温度是一70。24由表9由第6章由式(34)由式(33)由式(71)必需用

41、一个优化的润滑油温度同样的程序由式(72)GBZ 225592-2008ISOTR 141792：2001参考文献r1NIEMANN，G，WINTER，HMaschinenelemente，Band Z，Berlin：Springer 1983r21 NIEMANN，G，WINTER，HMasehinenelemente，BaNd 3，Berlin：Springer 1983r3MAUZ，WZahnradschmierung LeerlaufverlusteFVAForschungsheh Nr185(1985)r4 WILKESMANN，HBerechnung yon Schneckenge

42、trieben mit unterschiedlichen ZahnprofilenDissTU Mfinchen 1974r5ESCHMANN，PUaDie WalzlagerpraxisOldenbourg MfinchenWien，19786DIN 31652：Hydrodynamische RadialGleitlager im stationfiren Betrieb，Berechnung yonKreiszylinder-lagern7DIN 31657：Hydrodynamische RadialGleitlager im stationaren Betrieb，Berechnu

43、ng yonMehrflichen-und Kippsegmentlagern8DIN 31653：Hydrodynamische Axial Gleitlager im stationiiren Betrieb，Berechnung yonAxialseqmentlagern9DIN 31654：Hydrodynamische Axial Gleitlager im station；iren Betrieb，Bereehnung yonAxialkippsegmentlagernrlOSimrit：Radialwel endichtringe，Katalog Nr100(1976)r11 F

44、UNCK，GWarmeabffihrung bei Getrieben unter quasistation；iren BetriebsbedlngungenDissTu Mfinchen 1985 und FVAForschu“gsheft Nr197r12DROPKIN，DNatural Convection Heat Transfer from a Horizontal Cylinder Rotation inAirASME(1957)r13SKF Katalog 4000IV T(1994)r14SCHLENK，LUntersuchungen ZUE Fre口tragfghigkeit yon Gro p zahnradernDissTUM11nehen，1995