GBZ 22559.2-2008 齒輪 熱功率 第2部分：熱承載能力計算

齒輪熱功率第2部分：熱承載能力計算中華人民共和國國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局發(fā)布I前言 1范圍 12符號、單位和角標 3原理 44等效傳遞功率 55功率損耗 6 7計算結果 8樣品計算 參考文獻 Ⅲ 本部分為GB/Z22559的第2部分?！凑諠h語習慣對一些編排格式進行了修改；本部分由全國齒輪標準化技術委員會(SAC/TC52)提出并歸口。1齒輪熱功率第2部分：熱承載能力計算a中心距殼體外表面總面積殼體內表面總面積殼體外伸散熱片面積殼體外部散熱片總面積A殼體通風面積bb齒寬參考值，b?=10mmNmdme自然對數的底，e=2.718NF作用在節(jié)圓上的力N輪齒端截面上的法向力N輪齒法截面上的法向力N2表1(續(xù))ghkmnQQ5tT格拉肖夫數(Grashoffnumber)油沒齒輪最低點以上的嚙合點高度液流長度(沿亮壁的流線行程)自由軸端的長度努塞爾數(Nasseltnumber)普朗特數(Prandtlnumber)小齒輪和大齒輪的算術平均粗糙度蝸桿裝置的參考粗糙度深度，Rz?=3μm持續(xù)時間總的軸承損耗轉矩空載軸承損耗轉矩負載軸承損耗轉矩NmWmmmmWWWWWWWNNWWWWKK表1(續(xù))TuUVU工YZCβRE自然對流的傳熱系數端面壓力角工作壓力角螺旋角基圓上的螺旋角殼壁的平均厚度小齒輪、大齒輪的重合度KKmmm34表1(續(xù))44下P7?空氣的運動黏度嚙合節(jié)點處的等效曲率半徑℃C012CnnVP節(jié)點錐齒輪和準雙曲面齒輪的中陽法向3.1總則當齒輪裝置傳遞功率時，損耗產生于各個零部件而轉換成熱。這些損耗與傳動功率一同確定了齒則可通過潤滑油流動和潤滑油冷卻器來散熱。該計算對準穩(wěn)態(tài)工況是有效的，而對考慮熱功率的非穩(wěn)態(tài)工況卻是不適系數小于100%)的齒輪裝置和變負載或轉速的情況，引進準穩(wěn)態(tài)等效輸入功率則能進行計算。系統(tǒng)的范圍使用者可作如此規(guī)定，即熱輸人的所有部分都以同樣的方式表示(見圖1)。尤其是對不管熱流是在聯(lián)軸節(jié)點外的齒輪裝置上消散，還是從與齒輪裝置相聯(lián)的機器上消散，都應當將驅動機和從動機的聯(lián)接點考慮在內。圖1齒輪裝置上的各熱流功率損耗和散熱的計算需要潤滑油溫度。這就必須已知這個溫度或者設定該點；另外，通過迭代法將散熱考慮在內也能確定。由試驗臺架確定的運行條件范圍已分述在計算的各節(jié)中。如果超出了所述范圍，則不確定性因素增加，但已經證明在很大的范圍內具有足夠的近似性。4等效傳遞功率對連續(xù)工作使用不變名義負載的齒輪裝置，根據額定功率P?來確定為熱計算所限定的平均等效傳遞功率P。因為短時的外部或內部超載對熱平衡不起作用，兩者都不把內部的熱分布考慮在內，所以在每種情況下，所有的降低系數(例如對齒輪計算中的KA、Kv、K、Km)都應假定為1.0。當隨著負載增加、轉速降低時，摩擦因數增加。在具有等效傳遞功率的工況下，其最不利的情況是出現(xiàn)在低轉速區(qū)。56GB/Z22559.2—2008/IS (1) Pv=Pvo+Pv+Pmo+Pr+Pvo+Pw (5)GB/Z22559.2—2008/IS圖2按照Mauz的濺油系數))78 (9)參考噴油量V。=2L/minTH=8.33×10-?PoVoudw(vi+v;)…………(10)所列公式不是無量綱的。其中常系數均已選定，而單一的變量損耗轉矩Tn的單位在上兩公式中則均以N·m表示。損耗轉矩的這種計算應用于配對齒輪副。一對齒輪的功率損耗通過該級齒輪角速度w與損耗轉矩T的乘積而得到。所有齒輪副的總功率損耗則是按照公式(8)通過總和各級損耗兩個公式的應用被Mauz限于表2所列出的運行和設計參數上。此外，齒輪與箱體壁之間的距離變化范圍從到2齒寬b5m36圓周速度v5.2.3與負載有關的齒輪損耗 (11)由于摩擦因數在嚙合線上隨著運行條件的變化只有輕微的變化，因此可假定一個平均的摩擦因數及按照Schlenk?]給定的潤滑油系數X:X?=0.8,用于聚丙烯(Polyal ——F/b≥150N/mm。F=F=F,/cosa=Fmt=Fm/cosa=Fcosβ?b=b=b?H=0.85b=0.85b? (13) (14) (15) (16) (17) (18)Vzh=2vucosβisina, (19)Pz=Pvm+P-PvoPvzp=FV (22)9摩擦因數。GB/Z22559.2—2008/ISO/TR14179-2摩擦因數。圖4在雙盤試驗臺上試驗獲得的摩擦因數表3材料系數的指導值YwGZ-CuSn12,GZ-CuSn10Zn,GZ-G-CuSn12,G-CuSn10Zn,G-CuZn25A15,G-CuAl11Ni注：表中的材料牌號為德國材料牌號。 (25)Tvuo=1.6×10-*foda (26) Tvm=f?F,dm·10-3系數fo*單列雙列3122448單列雙列24四點接觸軸承6269陽柱滾子軸承(帶保持架):系列22系列23134四柱滾子軸承(完全布滿):單列雙列 5一 6系列231系列24146723467789單列雙列6366397535569a表列值對于穩(wěn)態(tài)工況是適用的。對于脂潤滑軸承(2～4),在計b低值用于輕型軸承，高值用于孔系列的重型軸承。C適用于噴油潤滑。對于油浴潤滑與立式軸，列值要加倍。d適用于達到20%參考轉速(見軸承參數表)的低轉速。在高轉速下計算時，f表5系數f?和等效軸承負荷P?單列雙列四點接觸軸承圓柱滾子軸承(帶保持架):圓柱滾子軸承(完全布滿)系列230、241系列231(適用于所有系列)圓錐滾子軸承；單列單、雙列(適用于所有系列)a如果P?<F,,應取P?=F,。b低值適用于輕型軸承，高值則適用于同一孔徑系列的重型軸承。對于附加止推載荷的滾子軸承，必須引進Twum。GB/Z22559.2—2008/IS表6ab一0.1對于其他軸承：a=b=1.0。潤滑油EC設計單列雙列5.4軸封 (31)Q=Qm+Qm+Qw+△Hoa (34) (35) (36)輻射率ε灰鑄鐵GG車削或滾削鋼車削或滾削噴砂噴砂和油覆蓋鋁車削或滾削GB/Z22559.2—20式中： (41) (42) 對于具有可按圖5所示帶散熱片的箱體，用下列公式計算：TT圖5具有散熱片的箱體散熱片的效率η: (45)式中：自由對流和風冷的散熱片表面(Akm=Am):自由對流和強迫對流(Au>Am):GB/Z22559.2—2008/ISO/TR6.3基座的散熱基座傳導的熱計算是建立在將齒輪箱基座分割成幾個部分：每一部分被看作為一個單獨的散熱片，使用從熱力學得出的已知散熱片計算公式。沿各部分表面的熱流A相加得到整個基礎的傳熱量(見圖6)。1——散熱片1;2——散熱片2;3——散熱片3;4——散熱片4;圖6基座的散熱 (49) (50)△Trm=0.62(T (51) (52)在基座僅僅是向上方散熱(向下是絕熱)的情況下，應該設定m’=0.75m;;底下方都散熱的情況下，應設定m;=m;。在基座同時向上方和向變量mu和mμ由下列式子計算：變量mu和mμ由下列式子計算：熱導率λ/(W/m·K)鋁鋼1空氣6.4軸和聯(lián)軸器的散熱軸和聯(lián)軸器散熱的計算也使用散熱片公式。軸和聯(lián)軸器表面有效的熱導系數α.按照參考文獻[12]作為軸轉速的函數進行迭代計算(見圖7)。圖7軸端和聯(lián)軸器法蘭的等效系統(tǒng) (54) (55)橫截面積Ag和Agn根據當量直徑da和dn分別計算(見圖7)。相當于從軸到聯(lián)軸器的熱流的傳熱 GB/Z22559.2—2008/ISO/TDropkin敘述了從三個不同的范圍將轉動軸的傳熱系數作為雷諾數函數來計算：對于Re≤2500; (59)對于2500<Re≤15000: (60) (62) (63) (64)軸和聯(lián)軸器的平均溫度T和Ta是從沿著軸和聯(lián)軸器長度和ln的溫度變化的積分得到，對于溫度變化的計算可以應用來自熱力學關于有限長度桿的已知關系式來進行。 (65)在實際的齒輪箱試驗中，軸的始端過熱溫度大約在油過熱溫度的20%以下。 (66)則 (67)如果不用迭代法，對由軸與聯(lián)軸器的始端與終端過熱溫度的平均溫度差(Tm,n—T)取數學平均值，可使計算簡化。因為經過軸與聯(lián)軸器的散熱量大致僅為全部散熱量的10%,這種簡化一般在實際 (68) (69)6.5外部冷卻器的散熱經過潤滑劑到外部冷卻器的熱焓流△Ho按下式計算：△Hu=1.67×10-2VolPalol△0st…………(式中，con=(1.7～2.1)×103差的近似值△0m,可作以下假定：(a)沒有冷卻器(僅在箱體外有管路和泵):3K～5K;GB/Z22559.2—2008/ISO/TR1417Pv(θ)=Q(0)………………Pv(0?μx≤Q(0m)…………(圖8試驗用齒輪裝置示意圖—-高662mm;-——長925mm;b)潤滑油液面高：軸線以下75mm。d)環(huán)境溫度：0=25℃。GB/Z22559.2—2008/ISO/TRj)潤滑油在40℃下的黏度：v=320mm2/s。k)潤滑油在100℃下的黏度：oo=22mm2/s。作黏度。計算開始要用一個估定的潤滑油溫度：—-估定的潤滑油溫度；9=60℃;8.2.3齒輪參數見表10。表10各級齒輪的參數bFN000u一xβEP8.2.4軸承參數見表11。8.3功率損耗8.3.1齒輪損耗表11軸承參數Y圓錐滾子軸承I2圓錐滾子軸承I3圓錐滾子軸承Ⅱ4圓錐滾子軸承Ⅱ表11(續(xù))Y5圓錐滾子軸承Ⅲ6陽錐滾子軸承Ⅲ7圓錐滾子軸承空載齒輪損耗ln=4A?/U=4×(662×925)/[2×(662+925)]=772mmC?=[(4×25)/3×(75+25)]1?×2×(75+25)C?1=0.063×(25+0)/10+0.0128×(34/C?.?=(25+0)/(80×10)Ta.?=0.0499×0.946e0.231×2.23/1=0.0347N·mPh.1=0.0347π×224.5/C?=…=0.23C,a=…=C?,z=…=0.301C??=…=0.381TH,z=…=1.69N·mTH,?=…=10.9N·mPH,2=…=9.79WP,?=總的空載齒輪損耗：PH=P,+Pa?+Pa=0.81+9.79+15.7=26.3W與負載有關的齒輪損耗z=zicos[arctan(1/u)]=11cos[arctan(1/4.45um=0.048[(12133/34.1)/(1.79×9.83)]2×103.6-0.05×0.4°25×1.0=0.H=π(19.80+1)/[11.27×19.80cos(31Pvzp,?=20944×0.0552×0umg=…=0.0638uuP?a=…=165WPvzP?=…=235WW總的與負載有關的齒輪損耗：W8.3.2軸承損耗圓錐滾子軸承由圖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)由參考文獻[2]由參考文獻[2]由參考文獻[2]由式(12)由式(14)由式(13)由式(12)由式(14)由式(13)由式(21)P?=2YF,=2×1.1×1.577=3470Tma.=10-1?×6×(103.6×1000)2×87Tmn.=0.0004×3470×87.5×10Tvrz.=0N·mTu.?=0.886+0.121+0=1.007N·mP?=2×1.1×8710=19160GB/Z22559.2—2008N·mN·m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(28)Turz.z=0N·mTv.?=…=1.554N·m軸VVoln=103.6×13.7=1420<Tma.=1.6×10?×6×1803=0.56N·m見表12.總的軸承損耗：Pw=105.6+163.1+45.8+29.4+22.4+13.4+6.6+軸封損耗非接觸式軸封≥Pm=0W8.3.4總的齒輪箱損耗W由式(25)由式(30)由式(26)由式(30)WW與負載有關和空載下的軸承損耗之和由式(3)1234567888.4散熱a=0.23×10-?×0.9{[(25+273)+(60+273