GB Z 19414-2003 工业用闭式齿轮传动装置.pdf

《GB Z 19414-2003 工业用闭式齿轮传动装置.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《GB Z 19414-2003 工业用闭式齿轮传动装置.pdf（72页珍藏版）》请在麦多课文档分享上搜索。

1、ICS 21. 200 J 17 中华人民共和国国家标准GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593: 1999 工业用闭式齿轮传动装Enclosed gear drives for industrial applications 2003-11-25发布中华国家质CISO/TR 13593: 1999 , IDT) 人民共和国监督检验检疫总局2004-06-01实施发布GB/Z 19414一2003/ISO/TR13593: 1999 前言本指导性技术文件为首次制定。本指导性技术文件等同采用JSO/TR3593 :1999(工业用闭式齿轮传动装置X英文版。为便于使用，本指导性技术

2、文件做了下列编辑性修改。一一按照汉语习惯对一些编排格式进行了修改;一一用小数点44.代替作为小数的逗号，;一一删除了JSO/TR13593: 1999的前言。本指导性技术文件的附录A附录F为资料性附录。本指导性技术文件由中国机械工业联合会提出.本指导性技术文件由全国齿轮标准化技术委员会归口。本指导性技术文件由郑州机械研究所负责起草。本指导性技术文件主要起草人.王琦、张元国、杨星原、陈爱闽、王长路。I GB/Z 19414-2003/IS0/TR 13593: 1999 工业用闭式齿轮传动装置1 范围本指导性技术文件适用于工业用闭式减速装置与增速装置，包括单级或多级传动装置的直齿轮、斜齿轮、人字

3、齿或双斜齿齿轮及它们的组合。本指导性技术文件提供一种比较与选择齿轮传动装置设计的方法。并不意味着保证被组装后的齿轮传动系统的性能.目的是供为有经验的齿轮设计人员在了解类似设计的性能及了解润滑、变形、制造公差、冶金学、残余应力及系统动力学等这些项目影响的基础上能够选择合理的系数值。并非供一般工程人员使用。在闭式轮传动装置的油箱中保持一种可接受的温度对齿轮传动装置的寿命是很关键的。所以，本指导性技术文件不仅考虑了闭式齿轮传动装置的机械功率，而且也考虑了热功率。本指导性技术文件中的计算方法与影响因素限于单级与多级设计的闭式传动，其节线速度不超过35 m/s，小齿轮的转速不超过4500 r/min。在

4、本指导性技术文件中所包含的轮齿计算仅限于齿根弯曲强度和齿面接触强度。本指导性技术文件不包括行星传动设计与应用。效率的详细分析也不在本指导性技术文件范围内。附录A-附录F可用以对某些计算系数作出更详细的分析。2 规范性引用文件下列文件中的条款通过在本指导性技术文件的引用而构成为本指导性技术文件的条款，凡是注目期的引用文件，其随后所有的修改单(不包括勘误的内容或修订版均不适用于本指导性技术文件，然而，鼓励根据本指导性技术文件达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于指导性技术文件。GB/T 3481一1997齿轮轮齿磨损和损伤术语(汕I5010825:

5、 1995) GB/T 8539-2000 齿轮材料及热处理质量检验的一般规定(eqvI50 6336-5: 1996) GB/T 19406-2003 渐开线直齿和斜齿圆柱齿轮承载能力计算方法工业齿轮应用(l509085: 2002 , IDTl J5076:1987滚动轴承额定静载荷150 281: 1990 滚动轴承额定动载荷和额定寿命15 3448: 1992 工业液体润滑剂150蒜皮分级J50 6743-6: 1990 润滑剂、工业润滑油及相关产品(L级)分类第6部分:C组(齿轮)1508579-1 齿轮箱验收规则第1部分z齿轮装置噪声声功率级测定1508579-2 齿轮箱验收规则第

6、2部分验收试验中齿轮装置机械振动测定J50 12925-1 :1 996 润滑剂、工业润滑油与相关产品(L级)C组(齿轮)第1部分:闭式齿轮系统润滑剂规格3代号、术语与定义3. 1 总则在此文中所包含的代号、术语与定义可与其他标准使用的不同。本指导性技术文件的使用者们应该用本文表示的方式查对一下正在使用的这些代号和术语。l GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593: 1999 3.2 代号根据本指导性技术文件的用途，表l中给出了所使用的代号。表1公式中使用的代号代号意义单位首次应用处条目Ac 齿轮传动装置的表面积m 式性的7.4.3 A, 配合施加的载荷N 式(21)5. 6.

7、 3 As 紧固件的应力横截面mm 式(27)5.7.2 a, 用于可靠性的寿命调节系数式(3)5.4.3.3 B, 高度罩数式(41)7.5 Bo 运行时间系数式(41)7. 5 B埠周围温度罩数式(41)7.5 B, 非标准油箱温度1数式(41)7.5 B可周围空气速度系数式(41)7.5 b, 键的宽度mm 式(17)5.6.2 D, 螺纹紧固件的名义直径m町1式(28)5.7.2 d, 轮载的外径mm 式(24)5.6.3 dhi 轮慧的内径mm 式(24)5. 6. 3 d=足最大名义紧固件直径mm 式(3)5.7.2 d,h 轴径m口1式(16)5.6.2 d由轴的外径口1町、式(

8、6)5.5.2 d.hi 轴的内径口1口1式(6)5.5.2 EH 轮章E材料的弹性模量N/mm2 式(23)5.6.3 Es 轴材料的弹性模量N/mm2 式(23)5.6.3 F, 施加的拉伸载荷N 式(31)5.7.4 FM 紧固件的拉伸预加载荷N 式(27)5.7.2 fL 载荷尖峰频率系数式(20)5. 6. 3 h, 键的高度mm 式(16)5. 6. 2 t 实际或最小可能的过盈配合mm 式(23)5.6.3 2 键的数量式(16)5.6.2 KA 使用系数9. 5. 1 9.5.1 K, 连接的刚度系数式(30)5. 7_ 3 K.r 选用l数式(1)4. 5. 3 K., 转矩

9、l数式(29)5. 7. 2 是热传导系数kW/(m K) 式(40)7.4.3 L 轮载的长度m1 式(22)5. 6. 3 L, 在100-nR%可靠性时的修正计算寿命h 式(3)5.4.3.3 L 10 在基丰(90%)可靠性时的计算寿命h 式(3)5.4.3.3 2 GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593: 1999 表1(续代号意Jl. 单位首次应用处条目1, 紧固件的夹紧长度宵1m5. 7. 3 5.7.3 1 键的支承长度R立在1式(16)5. 6. 2 M 弯曲力矩Nm 式(7)5.5.2 MA 紧固件夹紧扭矩Nm 式(29)5. 7. 2 PA 齿轮传动装置

10、的输入功率kW 式(34)7. 4. 1 PB 轴承功率损失kW 式(38)7. 4. 2 PH 铀-载公共接合面的压力N/mm2 式(22)5. 6. 3 p , 与载荷有关的功率损失kW 式(33)7.4.1 PM 齿轮啃合功率损失kW 式(38)7.4.2 P., 最小计算零件功率kW 式(1)4.5.1 PN 与载荷无关的功率损失kW 式(33)7.4.1 P 从动机械或驱动机械的名义功率kW 式(1)4.5.3 P, 汹泵功率损失kW 式(39)7.4.2 PQ 由轮传动装置的热耗散kW 式(32)7. 4. 1 P, 泊密的功率损失kW 式(39)7.4.2 PT 热功率kW 式(

11、37)7.4.1 PThm 修正的应用热功率kW 式(41)7.5 Pv 总的功率损失kW 式(32)7. 4. 1 PWB 轴承的风阻与搅泊的功率损失kW 式(39)7. 4. 2 Pwc 齿轮的风阻与搅泊的功率损失kW 式(39)7.4.2 P, 紧回件的螺纹节距mm 式(28)5. 7. 2 R 可靠性等级% 式(4) 5.4.3.3 R. 键材料的抗拉强度N/mm2 式(18)5.6.2 SFmin 弯曲强度的最小安全矗数9. 5. 1 9. 5. 1 SH.肌接触强度的最小安全系数9.5.1 9.5.1 T 轴的转矩Nm 式(6) 5.5.2 T, 基于T，与T，之间取较小值的许用转

12、矩Nm 5.6.2 5.6.2 Tc 基于许用压应力的许用转矩Nm 式(16)5.6.2 T_. 最大扭矩Nm 式(20)5.6.3 T 最小的计算零件转矩Nm 式(2) 4.5.3 T, 从动机械或驱动机械的名义转矩Nm 式(2) 4. 5. 3 TR 轴载结合面的摩擦扭矩Nm 式(21)5. 6. 3 T, 基于键的许用应力的许用转矩Nm 式(17)5. 6. 2 轴的键槽深度Nm 式(6)5. 6. 2 Y 弯曲强度的寿命系数9. 5. 1 9. 5. 1 3 GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593 ,1999 表1(续代号意义单位首次应用处条目ZNT 接触强度的寿命系

13、数9. 5. 1 9. 5. 1 扭转缺口系数式(10)5. 5. 3 民弯曲缺口系数式(1Z)5. 5. 3 l!. T 温差K 式(40)7. 4. 3 p 载荷分配系数式(16)5. 6. 2 q 传动装置的总效率% 式(36)7. 4. 1 摩擦因数式(22)5.6.3 PH 毅材料的泊松比式(23)5.6.3 (k; 轴材料的泊松比式(23)5.5.3 B 材料抗拉强度N/mm2 式(10)5. 5. 3 a. 轴的计算弯曲应力N/mm2 式(7)5.5.2 M 许用弯曲应力N/mm2 式(12)5.5.3 f 紧固件的计算拉伸应力N/mm2 式。1)5.7.4 ;. 紧固件的许用拉

14、伸应为N/mm2 式(30)5. 7. 3 M 推荐的预加拉伸应力N/mm2 式(2日5.7.2 紧固件0.2%残余量的屈服强度N/mm2 式(26)5.7.2 ， 轴的计算扭转应力N/mm2 式(6) 5.5.2 许用扭转应力N/mm2 式(10)5.5.3 许用压应力N/mm2 式(16)5. 6. 2 许用剪切应力N/mm 式(17)5. 6. 2 3.3 术语和定义根据本指导性技术文件的用途应用以下的术语和定义。3. 3. 1 齿轮箱的功率闭式传动装置内，所有静止与旋转零件的总机械功率的额定值由最小的计算零件功率P配确定(最弱的部分.可以由轮齿、轴、螺栓连接、箱体等确定)。3.3.2

15、热功率在不超过规定的油箱温度条件下，闭式齿轮传动装置所能连续传递的最大功率。注该热功率相等于或超过实际运行下的传动功率。当确定热的条件时，不使用选用系数。4 应用和设计依据4. 1 应用限制在本指导性技术文件中所规定的齿轮箱功率是齿轮传动零件的机械承载能力(选用系数，Kl.O)。在某些应用场合.为了适应环境条件的不利影响、传动装置的热承载能力、外加载荷或这些因素的任意组合，必须选择一种具有更大机械功率的齿轮传动装置。4.2 计算系擞本指导性技术文件中的许用应力值是最大许用值。基于经验，在选择本指导性技术文件中的特定系数时容许有一定的活动余地。对于本指导性技术文件中的其他参量系数少数保守的值不应

16、采用。4 GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593: 1999 4.3 冶金方面齿轮受材料条件和质量影响的一些系数规定在GB/T8539中自4.4 系统的分析相连接的旋转零部件系统应该是协调一致的，在规定的运行速度范围内不受临界速度、无论何种原因引起的组振或其他类型的振动的影响。除非在购货协议中协商一致外，闭式齿轮传动装置的设计者或制造商对此分析不负责任。4.5 齿轮箱功率4. 5. 1 齿轮箱功率的应用齿轮箱功率是闭式传动装置中所有静止与旋转零件的总机械功率的额定值。闭式传动装置的最小的计算零件功率PmJ最弱的部分可以启事在齿、轴、螺栓、箱体等确定决定了齿轮籍的功率。在200

17、%载荷下循环10000次，加上在100%载荷下运转10000 h条件下确定齿轮箱功率。齿轮箱功率还应包括在从齿轮箱受悬臂载荷作用端起始的规定距离上所容许的悬臂载荷的影响。注e规定尖峰载荷的条件是用户的责任，传动装置可选择其尖峰转矩不超过4.6条的规定.在确定齿轮箱的功率时，使用单位选用系数K，=l.O.可参考讨论选用系数K.的第9章内容。4.5.2 齿轮箱的功率要求齿轮箱的功率意味着齿轮箱内的所有项目的设计满足或超过齿轮箱的功率。大齿轮与小齿轮的功率应该与5.3条中规定的弯曲强度与接触强度的额定值相适应。4.5.3 齿轮箱功率的应用闭式传动装置所需齿轮箱的功率是所使用与评定变量因素的函数，它影

18、响总功率。这些因素包括环境条件、运行的严酷程度与寿命。进-步说明可参见第9章。闭式传动装置的应用要求它的齿轮箱功率满足实际运行条件的需要。这可以根据现场的数据或经验合理选择选用系数K.，来完成。附件A给出的数值可作为一种指导值。对符合所考虑的应用场合要求的齿轮箱功率可用比较满意的方法得到U: p配PnKf( 1 ) 式中Po是被驱动机械或驱动机械的名义功率。参见第9章和附录A。同理，当用转矩来计算时gTm, 二三Tor毛1. .( 2 ) 假如用被驱动机械的名义功率或名义转矩计算齿轮箱的功率，则Po主要大于P咕。应该校核一下整个系统中出现的最大转矩。在加速期间或其他时间，最大转矩不应超过被驱动

19、机械名义转矩的200%.见4.6。4.6 麟时过载当闭式传动装置经受瞬时过载，电机直接在线起动、刹车制动、失速条件以及低周疲劳时，计算的条件应确保不要超过任一零件的强度极限。至于瞬时过载的齿轮弯曲强度，由材料的许用疲劳极限来确定最大许用应力。轴、轴承与箱体的变形在睬时过我期间对齿轮齿向啃合有重要的影响。闭式传动装置在计算时要保证对瞬时过载的反应不导致因过度的齿向失配而产生局部的离应力集中或者同时引起永久变形q此外，必须计算外载荷诸如悬臂、横向弯曲与轴向推力载荷的影响。本指导性技术文件计算的齿轮传动装置适用于应力循环次数不超过10000次的情况，尖峰载荷不超过Pm，的200%，最小齿向载荷系数.

20、在100%载荷-200%载荷的情况下分析确寇.4.7 效率计算在计算闭式传动装置的效率时，应该根据传递功率与给定的运行条件来确定。计算方法应包括闭式传动装置内各零件和由制造商与用户商定的轴传动附件的影响。除非在用户与制造商之间特别商定5 GB/Z 19414-23/ISO/TR 13593 , 1999 外，原动机、联轴器、外部被传动载荷、电机传动附件等在闭式传动装置效率计算时是不包括的。效率计算见第7章.4.8 交变载荷交变转矩对闭式传动装置的影响可针对应用场合(例如行程传动)采用选择适当的选用系数来考虑。在具体的计算分析时，可将交变载荷的影响用当量载荷来考虑。5 字件5. 1 计算的依据在

21、设计齿轮传动装置的各零件时，要适当考虑运行中所有可能施加的载荷。这些载荷不仅包括通过齿轮传动作用在零件上的转矩载荷，还要考虑外载街，即悬臂载荷、外加的推力载荷、动载荷例如来自悬臂小齿轮)等。这些组件的设计，还要能承受可能超过运行载荷的任何装配作用力。在设计时，应考虑到运行载荷出现在最坏可能的方向和最坏可能的载荷组合，包括200%的瞬时尖峰起动载荷。零件的计算应该在本指导性技术文件所规定的限定范围内。在用户要求或技术规范规定了不同的设计标准时，例如较高的轴承寿命，这要用协议来取得致E另种根据试验数据或现场经验的零件计算方法是允许的。齿轮的制造商应指出并以文件形式表明所作的全部变动。齿轮箱的功率还

22、可包括许用悬臂载荷值，此值通常被指作用在从箱体或外壳零件的表面至一个轴径的距离处，由这些悬臂载荷所引起的相关零部件中的应力也必须在本指导性技术文件要求的范围内。根据本指导性技术文件的目的，在确定零件的载荷能力时，其计算与4.5. 1条规定的齿轮箱功率密切相关。注单独计算要求和齿轮箱功率及应用条件联辈起来。5.2 箱体齿轮箱的结构设计应将窗轮、轴与轴承的综合装配封闭起来，并保证必要的刚度，使齿轮能够正常的啃合。该箱体在规定的内部和外部载荷作用的条件下应保持齿轮齿向的一致性。对于低速与中心距大于460mm的箱体，为达到使齿轮传动装置找平的目的，至少应有两个基准面加工成与安装丽平行。5.3 齿轮5.

23、 3. 1 计算准则闭式齿轮传动装置的基本计算公式应依照GB/T19406-2003。每一齿轮的计算系数的计算方法有可能被修改，齿轮设计者必须指明使用GB/T19406-2003时的所有变动。接触强度是两曲面或齿丽间赫兹接触(压)应力的函数。是与作用在轮齿上的载荷的平方根成正比。弯曲强度是根据悬臂平板中的弯曲(拉伸)应力来测定的。是与同样的轮齿载荷成正比。在轮齿表面与在齿根上引起的应力性质的不同反映在同样材料与载荷强度上，接触应力极限和弯曲应力极限有相应的区别。齿轮失效术语是其主观上的概念，也是很多意见不一致的来源。一个观察者的失效可以是另一个观察者的磨合。较完整的叙述见GB/T3481。5.

24、 3. 1. 1 交变加载对于每次循环都承受交变载荷的齿轮见GB/T8539. 5. 3. 1. 2 局部变形本指导性技术文件不包括应力值大于循环次数为10或更小时的许用应力值的传动。因为在此范围内，不论是弯曲应力还是齿面压应力会超过轮齿的弹性极限。根据材料和施加的载街不同，当单应力循环的应力大于循环次数小于10时的极限应力时，会导致轮齿的塑性变形。5.4轴承GB/Z 19414-2003/1饭TR13593,1999 5.4. 1 轴承选择轴可安装在任意尺寸、型式和承载能力的轴承中，轴承应能承受在最严酷的运行条件下引起的径向与轴向载荷。5.4.2 液体油膜轴承设计液体汹膜轴承时，轴承设计型面

25、上的压力不应超过6N/mm 0轴径的速度在非压力供油条件下不应超过8m/s.当制造商有经验或有试验数据时，可以使用较高的值。5.4.3 滚柱与球轴承的选择5.4.3.1 选择依据滚柱与滚珠轴承选用时，按照轴承制造商的计算，根据齿轮箱功率与齿轮传动选用系数等于1时，应有最小的LlQ.寿命，应为5000 h. LIO.寿命是90.%的外表相同的轴承在次表层发生的疲劳碎片达到一个预定尺寸以前必须达到或超过的运行时间。在选择轴承时，应考虑下列参数2一一润滑，一一温度s载荷区;一一轴向一致性;轴承材料。5.4.3.2 其他问题轴承制造商所用的寿命计算方法是建立在导致碎裂的次表层疲劳损伤上的。其他型式的轴

26、承损伤的存在应包括而不是限于因润滑剂污染所产生的擦伤引起的表面碎裂、保持架的失效、塑性变形，由于极度的瞬时过载导致的剥落，以及由于瞬时失去汹膜而引起的严重擦伤或胶合。5.4.3.3 可靠性除90.%以外的其他可靠性等级的轴承寿命是用下式计算的2Lna = aj L10凰式中zLna一-在100-n=R.%可靠性时调整后的计算寿命;LlOa一-在90.%基本可靠性时的计算寿命，包括系数向与向Pa，可靠性的寿命调节系数，如lSO281中所述=对于可靠性R)o90.%0-，二4.48JlneO) 对于可靠性R260ON/mm20 (3) 基于以下条件导出许用应力的计算公式:a) 利用轴的现代设计方法

27、，应使有效应力集中系数保持在每公式所列的最大值以下gb) 交变扭转应力(0到最大)和交变弯曲应力;c) 公式(1)与公式(13)仅应用于几乎没有应力集中效果的轴的断面;d) 采用适当的选用系数K来考虑变载荷的影响;e) 对于应力循环次数不超过10000时，瞬时过载不超过200% P_d f) 材料的要求见5.4.3条中的规运a对于调质材料=若0.09X (吨) 103 -10 1. 40 1. 15 104.105 1. 25 1. 00 105.106 1. 15 1. 00 106 1. 00 1. 00 AR =PHd，h，410-20 见表668 150 20-35 32 68 6.6

28、.2 极压润滑剂极压(EP)齿轮润滑剂是包含特种化学添加剂的石油基润滑剂。推荐用于闭式齿轮传动装置的EP齿轮润滑剂含有硫、磷或相似类型的添加剂，仅在齿轮传动装置制造商指定时，应选用EP齿轮润滑剂，(见表白。注意=与更新的润滑剂类型相比，铅部统类型润滑剂由于其有限利用度与稳定性差不再推荐。除非齿轮制造商或棘爪制造商同意，在配备内部棘爪防倒转)的齿轮传动装置中，不使用极压润滑剂与包含硫、氯、铅及磷衍生物配制的润滑剂，也不使用含有石噩与二硫化锢配制的润滑剂。6.6.3 合成的齿轮润滑剂双脂、聚二醇、合成:怪类已经在特定运行条件下的闭式齿轮传动装置中应用e合成润滑剂一般比较稳定，寿命长。在一个较宽的温

29、度范围内运行，它比矿物油有利。然而，合成油不总是合适的，每种类型有不同的特性，其中很多种具有明显的不利因素，诸如与其他润滑系统元件的兼容性、潮湿情况下的性能、润滑质量、综合的经济性、以及与内部涂层的相容性等问题。对每种待考虑的合成润滑剂都应当仔细分析。在相似应用条件下缺乏现场经验时，合成润滑剂的使用应该在用户和齿轮制造以及润滑剂供应商之间充分协调一致。注意z在配备内部棘爪的传动装置中使用合成润滑剂以前，要得到齿轮制造商的特别认可。6.6.4 合成润滑剂的选择表6直齿与斜齿齿轮合成经类(SHC)润滑剂的推荐值项目不同环撞温度范围推荐的SHC40 C -IOC 30C -IOC 20 C -30C

30、 一10C-50C ISO等级32 68 150 220 猫皮指标(最小值)130 135 135 145 在表6中这些润滑剂的推荐是基于齿轮传动装置的制造商使用聚烯娃塑合成润滑剂的经验。也可以使用其他类型的合成润滑剂，由于缺乏经验就不推荐它们了。表6中的秸度推荐值可用为在按照6. 6. 3原则选择其他各种类型合成润滑剂时的指南。6. 7 润滑剂的维护6. 7. 1 初期的润滑剂维护一台新的齿轮传动装置在有效运行500h以后，应将内部的润滑剂排干。齿轮箱应该用一种与密封和运行时的润滑剂能相容的商品级的冲洗油彻底清洗。原来的润滑剂在经过30m或更细的过滤器过滤后可重新使用，否则要用新的润滑剂。不

31、应使用会去除润滑剂中添加剂的硅藻土或其他类型的过滤器来过滤润滑剂。15 GB/Z 1941 4-2003/ISO/TR 13593 ,1999 6.7.2 更换闹闹期在正常条件下，润滑剂应按如下方式更换=a) 石油基润滑剂第一次是运行在5000h或一年时pb) 合成润滑剂第一次是运行在7500h或一年时。考虑到润滑剂的类型、系统的停机时间、运行载荷及温度、或所用油品的环境影响，允许延长推荐的更换周期。这可以通过适当的仪器对润滑剂进行综合性试验后确定。这个程序至少应包括以下试验za) 外观与颜色的变化Fb) 润滑剂的教度(氧化hc) 水浓度;d) 污染物浓度se) 沉积物与淤泥pf) 添加剂的浓

32、度与状况。在缺少更具体的界限时，换泊可使用以下的准则zd 含水量大于0.05% (500/10勺，b) 含铁量超过0.015% (1 50/10) , c) 硅(金属粉末和污渣)超过0.0025%(25/10)，d) 数度变化15%以上。这些试验应在齿轮传动装置初次加润滑剂的条件下进行，以建立一个比较的基准。后来的试验间隔期应根据传动装置制造商与润滑翔j供应商的建议来确定。6.7.3 异常情况下的更换周期温度的快速上升与下降可引起凝结而导致污泥的形成。金属粉末、污渣、化学微粒或化学气体也与润滑剂起反应。油箱持续温度超过95C能导致润滑剂的加速分解，在此条件下，润滑剂应根据其严重程度每13个月更

33、换一次。6.7.4 清理与冲洗润滑剂应在窗轮传动装置处于运行温度时排干，传动装置应用冲洗袖来清理。除非齿轮传动装置有氧化的或污染的润滑剂的沉积，且不能用冲洗油去除时，应避免使用溶剂。当顽固性的沉积物必须使用溶剂时，应使用冲洗油去除系统内残余的溶剂。6.7.5 使用过的润滑剂使用过的润滑剂与冲洗油应从系统内完全清除，以免污染新加的润滑剂。6.7.6 检验应尽可能检查箱体内表面，去除所有异物。再添加新换的润滑剂，并使其循环起来，以涂盖全部零件。7 热功率7. 1 热功率的应用热功率是闭式齿轮传动在不超过规定的油箱温度时所能连续传递的最大功率。热功率应等于或超过实际运行传递的功率。当确定热温的技术要

34、求时不使用选用系数。热功率的大小取决于闭式传动的特性、运行条件、最大许用油箱温度以及采用冷却的类型。热功率的主要判断标准是最大允许的油箱温度。难以接受的高油箱温度，由于增加了池的氧化率、降低了泊的称度，因而影响齿轮传动装置的运行。和度的降低导致轮齿与轴承接触表面上油膜厚度的降低，因而降低了这些零件的抗点蚀的寿命。为达到齿轮传动装置的要求寿命与性能，运行时油箱温度必须估算与限制。用本指导性技术文件计算的闭式齿轮传动装置的热功率限制最大允许的油箱温度为95(:，但根据齿轮制造商的经验或应用要求，泊箱温度可选择在9SC上下，见7.5。GB;Z 19414-2003;ISO;TR 13593,1999

35、 具有给定冷却类型的特定齿轮传动装置，在确定其热功率时会用到的附加标准这与传动装置的运行条件有关。基本热功率PT是在下列条件下通过试验(A法)或计算CB法)确定的。a) 油箱温度为95C;b) 周围空气温度为25C;c) 在大的室内空间条件下周围空气流动速度;:;1.4 m/s; d) 海平面上的空气密度;e) 连续运行(100%的热功率，PT)。对于与此标准有偏差时的修正系数在7.5中给出。7. 1. 1 热运行的条件7. 1. 1.1 间断运行对于间断运行，输入功率可以超过制造商的热功率，而油箱温度不超过95(:。7.1. 1. 2 不利条件当存在不利条件时，运行在其热功率以内的齿轮传动装

36、置的能力应该降低。一些不利环境条件的例子为a) 封闭空间;b) 堆积物盖住了齿轮传动装置，降低了热扩散号c) 高环境温度，诸如锅炉或涡轮机房或热加工设备;山海拔很高的地方;c) 存在太阳能或辐射热。7. 1.1. 3 有利条件当在增加空气流动或环境温度低的条件下运行时，热功率可以提高。7. 1. 2 辅助冷却当热功率对某些运行条件不满足时，应使用辅助冷却。可用一些方法使油冷却.比如-a) 通风风扇冷却z该风扇须维持风扇冷却的热功率;b) 热交换器z所用热交换器必须能够吸收因不能被齿轮传动装置以对流与辐射方式扩散而产生的热量。7.2 确定热功率的方法热功率可用两种方法中的一种来确定zA法，试验，

37、或B法，计算。1) A法，成验法:各种规格的齿轮传动装置在运行条件下的试验是确定齿轮传动装置热功率的最佳方法，见7.3条。2) B法，热平衡计算法:齿轮传动装置的热功率，可以用热平衡方程计算，该方程等于产生的热Pv和稳散的热PQO7.4给出了热功率的计算法。7.4. 2讨论了计算生成热的方法。7.4. 3 讨论了热耗散的方法。热功率计算应包含两个旋转方向，齿轮传动装置的热功率是两个方向汁算得到的最小值。或者如果知道，就用工作方向的数值。7.3 A法一一试验法特定齿轮传动装置在其设计运行条件下的试验是确定热功率最可靠的方法。温度的试验涉及到要测量空载与至少一、三个载荷增量时额定速度下运行的齿轮传

38、动装置的稳态油箱温度。最好-次试验的油箱温度为9SC。温度试验的某些可接受的指导性意见如下a) 在试验期间，必须稳定与测量周围空气温度与速度;h) 齿轮传动装置要求达到稳态油箱温度的时间决定于传动装置的尺寸与冷却类型;c) 当油箱温度的变化处在每小时1C或以下时，可以大致认为属稳态条件。17 GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593 ,1999 油箱里的汹温在不同位置可有15C的变化。外表面他温度与汹箱温度显然是不同的。反向运转会引起不同的油箱温度。当温度试验期间，假如详细分析热传导系数与有效箱体表面积，应测定箱体外表面温度，如带通风风扇冷却，则箱体表面的空气速度分布也应测量。

39、空载试验不能确定出热功率，如果空载时使传动装置运转所需要的功率测量出来，可以用它来确定热传导系数。7.4 B法一一确定热功率Pt-的计算方法7. 4. 1 热平衡计算由于载荷与轮齿啃合和轴承功率损失有关的摩擦因数的相关性，热功率计算法是一个反复迭代过程。热功率计算基础是在齿轮传动装置输入功率PA时的功率损失Pv等于齿轮传动装置的热耗散PQ，PQ = Pv ( 32 ) 此式满足7.1的条件时，PT-B=PAo齿轮传动装置热的产生来源于与载荷有关的PL与载荷无关的功率损失PN，Pv = PL十PN. ( 33 ) 只是输入功率PA的函数，PL = !(PA) ( 34 ) 根据公式(32)公式(

40、34)，可以得出如下基本热平衡方程zPQ-PN-!. T ( 40 ) 热耗散PQ应该用如附录C与附录D中给出的可接受方法来计算。7.5 非标准运行条件的修正当对于具体的实际运行条件不同于7.1规定的标准的条件，而热功率按照7.1的条件计算时，应作如下修正sPThm = PTB时BvBABTBO( 41 ) Bre与BA可用于自然的或通风风扇冷却。Bv仅能用于自然冷却。当环境条件超过附录C中表c.5表C.9中给出的范围时，或当采用不同于自然或通风风扇的其他类型冷却需要修正系数时，应与齿轮传动装置制造商协商。当周围空气温度低于2SC时.B时允许提高热功率。相反地，如周围空气温度超过25(:时，热

41、功率要降低，见附录C的表C.5，与周围空气由于自然的或施加的风场而形成的空气流动速度稳定地超过1.4 m/s时，增加了的对流热转换允许用Bv来增加热功率，相反，周围空气速度o.50 m/s时，热功率要降低，见附录C的表C.6，在较高的高处，空气密度的降低引起下降系数BA见附录C的表C.7。标准的最大允许油箱温度为95(:，较低的汹箱温度需要用鸟来降低热功率，见附录C的表C.8。最大许用油箱温度超过95(:时将增加热功率，在某些应用场合能保证的齿轮传动的性能，然而必须承认95(:以上的温度下运行会减少润滑剂和接触密封的寿命，以及加速齿轮与轴承表面损坏，同时增加保养的频率。在考虑最大许用油箱温度超

42、过95(:时，应与齿轮制造商协商。当齿轮传动装置碰到传动速度为零期间的不连续运行时，由此引起的问歇时间允许自Bo来增加热功率，见附件C的表C.9，8 噪声与振动的测定噪声或振动的某个频率和级别可能是不会造成破坏性的。噪声和振动的可允许级别常常是根据制造商或由国家或地方条例来规定的。齿轮传动装置仅仅是整个声响系统的-部分。除齿轮传动外，还包括原动机、被驱动设备、齿轮传动附件、基础与环境等。其中每一项都会影响由齿轮传动装置发射出的噪声或振动的测最级别，除另有协议外，齿轮制造商的责任是确保在其工厂试验环撞下由齿轮传动装置发射的级别在合同规定或商定的范围以内。由于系统的频率特性和环境的关系，要从制造厂

43、记录的试验数据预示在其安装环境下取得的齿轮传动装置的级别是困难的。除另有规定外，这通常不是齿轮传动装置制造商的责任。为在制造厂进行验收试验，确定齿轮传动噪声或振动的级别，必须按照IS08579-1C噪声)或IS08579-2(振动规定测量方法和试验程序。9 选用系量K9. 1 选用系数的定义选用系数是说明具体的应用场合对齿轮传动装置性能的影响。此系数包含以下应用情况的特有影响=a) 在正常运行条件下，外部动载荷的影响，包括正常地起动和转换方向gb) 表明典型应用特征的寿命影响;。要求的可靠性的影响，并包含为所考虑应用情况允许的失效百分率。d) 作为无法预测并在正常运行情况下发生的随机超负荷的安

44、全性。在为某种应用情况选择闭式齿轮传动装置以前，应确定这种传动装置的修正功率的计算值，其方19 GB;Z 19414-2003;ISO;TR 13593 ,1999 法就是用选用系数乘以规定的传递功率。因为选用系数表示了齿轮传动设计功率与最大内在传递功率之间的关系，建议将选用系数应用于从动机械或原动机的铭牌功率作为适用功率。制造商与用户必须商定按哪-种功率一一原动机功率还是从动机械需用功率，对齿轮传动装置作出选择。所选齿轮传动装置必须有一个等于或超过修正功率的计算负载能力。9.2 影晌外部动载荷的系鼓为确定选用系数，应考虑这样的事实，即许多原动机会产生的瞬时尖峰转矩明显大于由原动机或从动设备的

45、名义功率确定的转矩。还有许多其他可能的超负荷原因应当考虑:a) 系统振动;b) I陷界速度gc) 加速转矩gd) 超速ge) 系统运行的突然变化;f) 制动;自)反向转矩(例如由车辆延时器引起的反向转矩)导致轮齿的非工作面受载。传动装置运行范围以内的分析是必要的。如果出现临界速度，总的传动系统设计要作改变，以消除或预防系统的损坏，所以要消除齿轮与轴的振动。除非在购货协议中商定外，闭式齿轮传动的设计者或制造商都不负责对该系统的分析。9. 2. 1 运行特征影响选用系数增减的一些运行特征是2a) 原动机的类型z电动机、液压马达、蒸汽或燃气透平、具有单缸或多缸内燃发动机;起动条件:尖峰载荷超过额定载

46、荷200%时起动或频繁起动与停止时，要求进行具体的载荷分析。额定载荷定义为选用系数为1时的齿轮装置功率。当在原动机与齿轮传动装置之间采用软起动联轴器，选用系数可根据齿轮传动装置制造商对应用情况的分析作出选择。b) 超载:超过额定载荷的载荷被认为超载。超载可以是瞬时的、周期性的、半稳态或性质上是振动的。应力的大小和循环次数值要求作具体分析，以避免低周疲劳或屈服应力失效。有些情况，例如高转矩马达、极度反复冲击、或较高的冲击载荷，还如当失速状态时都需要具体研究。d 超速2对有助于外部传递载荷与动载荷的超速状态要求进行具体的分析。d) 配备制动装置的应用:当齿轮传动装置配备一种使系统运动减速的运行和l

47、动装置时.应根据制动功率或传动功率(无论哪个更大)来选择传动装置。假如i1JIJ动装置仅用于夹紧且在系统运动停止后应用，其功率应小于齿轮箱功率的200%。如制动装置功率大于200%.或制动装置位于齿轮传动装置的输出轴上，则需要具体的分析。时可靠性与寿命要求:对于要求高级别的叮靠性或非普通的长寿命应用场合，用户与齿轮制造商在一:确定选用系数前应给以仔细的考虑。9.2.2 系统的条件旋转机械系统设计中一个重要方面是系统对激振力的动态(振动)响应的分析。9.2.2.1 振动分析任何振动分析必须考虑整个系统，包括原动机、齿轮传动装置、从动设备、联铀器及地基等。施加在齿轮传动装置上的动载荷是整个系统的动

48、力特性而不是齿轮传动装置单独影响的结果。9.2.2.2 动态晌应系统的动态响应导致产生系统的附加载荷和系统中相邻零件间的相对运动。叠加到系统中的平均运行载荷上的振动载荷取决于系统的动态特性，振动载荷可导致系统零部件20 GB/Z 19414-2003/ISO/TR 13593: 1999 的失效。9.2.2.3 系统诱发的失效齿轮传动装置中系统诱发的失效可产生如断齿轮、齿轮件的严重表面损坏、断轴、轴承失效或其他零部件的失效。9. 2. 2. 4 特别系统考虑应该指出.同步电机、-些类型的大转矩感应电机以及发电机传动装置在系统设计时要求特别当心。同步电机在起动时和当瞬时切断又重新起动时具有高的瞬

49、态转矩。特高转差率设计的感应电机可以产生很高的起动转矩，而且电机在很短时间内断开与又重新闭合时，或当电机用星形、三角形(Y-.)接线法起动时要产生大的转矩。当发电机与主系统异相时，会有极高的载荷。而且并联连接的短路引起的转矩载荷可高达正常运行转矩的20倍。在决定选用系数时，所有特定转矩条件均应考虑到。9.2.3 特殊考虑的问题当出现以下一个或多个情况时，必须对齿轮传动装置的选择作出调整:a) 外界条件2极端的温度与环境条件pb) 润滑z不符合制造商推荐的任何润滑剂zc) 轴向误差与变形;d) 换向应用pe) 涉及人身安全的高危险性应用。9. 3 K的确定对任何应用情况.可在附录A提供的表(袤A.1与表A.2)中选取K的相应值。立还考虑了由于选用电机的冲击程度