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※一部、英文及び仏文を自動翻訳した日本語訳を使用しています。
導入
ISO 6336 シリーズは、「平歯車およびはすば歯車の負荷容量の計算」という一般タイトルの下に、国際規格、技術仕様 (TS) および技術報告書 (TR) で構成されています (表 1 を参照)
- 国際規格には、広く受け入れられている慣行に基づいており、検証済みの計算方法が含まれています。
- TS には、まだ開発の余地がある計算方法が含まれています。
- TR には、計算例などの有益なデータが含まれています。
ISO 6336-1 から ISO 6336-19 で指定されている手順は、歯車定格の疲労解析を対象としています。 ISO 6336-20 から ISO 6336-29 に記載されている手順は、主に潤滑された逃げ面接触の摩擦学的挙動に関連しています。 ISO 6336-30 から ISO 6336-39 には計算例が含まれています。 ISO 6336 シリーズでは、将来得られる知識を反映するために、適切な番号で新しい部品を追加できます。
特定の部品を参照せずに ISO 6336 に従って標準化された計算を要求するには、現在国際標準として指定されている部品のみを使用する必要があります (リストについては表 1 を参照)さらなる計算を要求する場合は、ISO 6336 の関連部分を指定する必要があります。特定の設計の合格基準として技術仕様を使用する場合は、製造業者と購入者の間で事前に合意する必要があります。
表 1 — ISO 6336 の概要
| 平歯車、はすば歯車の負荷容量の計算 | 国際的 標準 | テクニカル 仕様 | テクニカル 報告 |
|---|---|---|---|
| Part 1:基本原則、導入、および一般的な影響要因 | X | ||
| Part 2：表面耐久性（ピッチング）の計算 | X | ||
| Part 3:歯の曲げ強度の計算 | X | ||
| Part 4:歯面破壊耐荷重の計算 | X | ||
| Part ：材質の強度と品質 | X | ||
| Part 6:変動負荷での寿命の計算 | X | ||
| Part 20:スカッフィング耐量の計算 — フラッシュ温度法 | X | ||
| Part:スカッフィング耐荷重の計算 — 積分温度法 | X | ||
| Part 22: マイクロピッチング耐荷重の計算 (ISO/TR 15144-1 を置き換えます) | X | ||
| Part 30: ISO 6336Part 1, 2, 3, 5を適用するための計算例 | X | ||
| Part 31：マイクロピッチング耐荷重の計算例 (ISO/TR 15144-2 を置き換えます) | X |
1990 年以来、フラッシュ温度法は、短い露光時間の研究、遷移図の考慮、摩擦係数の新しい近似値、および完全に更新された負荷分散係数によって強化されてきました。
ISO/TS 6336-21 で示されている積分温度は、フラッシュ温度を平均し、隠れた負荷分散係数に対する経験的な影響係数を補足します。結果として得られる値は最大接触温度に近似しているため、本書のフラッシュ温度法とほぼ同じスカッフィングのリスク評価が得られます。積分温度法は、局所的な温度ピークが存在するwhere 、通常は低い接触率または基礎円付近の接触またはその他の敏感なジオメトリのギアセットでは感度が低くなります。
スカッフィング損傷のリスクは、歯車の材質、使用する潤滑剤、歯面の表面粗さ、滑り速度、荷重などによって異なります。比較的長期間にわたって疲労損傷が進行するのとは対照的に、単一の瞬間的な過負荷によって、影響を受けたギアが使用できなくなるほどの深刻なスカッフィング損傷が発生する可能性があります。 Blok [ 8][9][10][11][12][13] によれば、瞬間的な接触位置における潤滑剤と歯の表面の接触温度が高いと、接触界面での潤滑剤膜の破壊に影響を与える可能性があります。
界面接触温度は 2 つの成分の合計として考えられます。
- 移動する界面の界面バルク温度。変化するとしても比較的ゆっくりとしか変化しません。バルク温度θM は、歯が接触領域に入る前の歯の表面の平衡温度です。この成分を評価するには、2 つの摩擦歯の 2 つの全体的なバルク温度から適切に平均化することができます。後の 2 つのバルク温度は、熱ネットワーク理論から導き出されます[ 17] 。
- 接触している移動面の急速に変動するフラッシュ温度。フラッシュ温度は、動作中の歯の形状、荷重、摩擦、速度、および材料特性の複合効果から生じる、接触経路に沿った特定の点での歯の表面温度の計算された上昇です。摩擦係数は結果に大きな影響を与える可能性があるため、その計算には細心の注意を払うことをお勧めします。一般的な方法は、通常の作業条件に有効な摩擦係数を使用することですが、初期のスカッフィングでは、摩擦係数はかなり高い値になると言えます。
機械的、流体力学的、熱力学的、化学的現象の間の複雑な関係は、広範な研究と実験の対象となってきました。実験的調査は、経験的な影響要因を誘発する可能性があります。経験的な影響因子を直接置き換えることにより、主式内の関連する関数因子を平均値に固定することができます。ただし、実験と実践で確認されているように、機能的要因 (摩擦係数、荷重共有係数、熱接触係数など) を正しく処理すると、主要な式はそのまま維持されます。
最大接触温度の次に、接触経路に沿った接触温度の進行は、歯車の設計に必要な情報を提供します。
Introduction
The ISO 6336 series consists of International Standards, Technical Specifications (TS) and Technical Reports (TR) under the general title Calculation of load capacity of spur and helical gears (see Table 1).
- International Standards contain calculation methods that are based on widely accepted practices and have been validated.
- TS contain calculation methods that are still subject to further development.
- TR contain data that is informative, such as example calculations.
The procedures specified in ISO 6336-1 to ISO 6336-19 cover fatigue analyses for gear rating. The procedures described in ISO 6336-20 to ISO 6336-29 are predominantly related to the tribological behaviour of the lubricated flank surface contact. ISO 6336-30 to ISO 6336-39 include example calculations. The ISO 6336 series allows the addition of new parts under appropriate numbers to reflect knowledge gained in the future.
Requesting standardized calculations according to ISO 6336 without referring to specific parts requires the use of only those parts that are currently designated as International Standards (see Table 1 for listing). When requesting further calculations, the relevant part or parts of ISO 6336 need to be specified. The use of a technical specification as acceptance criteria for a specific design needs to be agreed in advance between the manufacturer and the purchaser.
Table 1 — Overview of ISO 6336
| Calculation of load capacity of spur and helical gears | International Standard | Technical Specification | Technical Report |
|---|---|---|---|
| Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors | X | ||
| Part 2: Calculation of surface durability (pitting) | X | ||
| Part 3: Calculation of tooth bending strength | X | ||
| Part 4: Calculation of tooth flank fracture load capacity | X | ||
| Part 5: Strength and quality of materials | X | ||
| Part 6: Calculation of service life under variable load | X | ||
| Part 20: Calculation of scuffing load capacity — Flash temperature method | X | ||
| Part 21: Calculation of scuffing load capacity — Integral temperature method | X | ||
| Part 22: Calculation of micropitting load capacity (replaces ISO/TR 15144-1) | X | ||
| Part 30: Calculation examples for the application of ISO 6336parts 1,2,3,5 | X | ||
| Part 31: Calculation examples of micropitting load capacity (replaces ISO/TR 15144-2) | X |
Since 1990, the flash temperature method has been enriched with research for short exposure times, consideration of transition diagrams, new approximations for the coefficient of friction, and completely renewed load sharing factors.
The integral temperature, presented in ISO/TS 6336-21, averages the flash temperature and supplements empirical influence factors to the hidden load sharing factor. The resulting value approximates the maximum contact temperature, thus yielding about the same assessment of scuffing risk as the flash temperature method of this document. The integral temperature method is less sensitive for those cases where there are local temperature peaks, usually in gearsets that have low contact ratio or contact near the base circle or other sensitive geometries.
The risk of scuffing damage varies with the properties of gear materials, the lubricant used, the surface roughness of tooth flanks, the sliding velocities and the load. In contrast to the relatively long time of development of fatigue damage, one single momentary overload can initiate scuffing damage of such severity that affected gears may no longer be used. According to Blok[8][9][10][11][12][13], high contact temperatures of lubricant and tooth surfaces at the instantaneous contact position can effect a breakdown of the lubricant film at the contact interface.
The interfacial contact temperature is conceived as the sum of two components.
- The interfacial bulk temperature of the moving interface, which, if varying, does so only comparatively slowly. The bulk temperature, θM, is the equilibrium temperature of the surface of the gear teeth before they enter the contact zone. For evaluating this component, it can be suitably averaged from the two overall bulk temperatures of the two rubbing teeth. The latter two bulk temperatures follow from the thermal network theory[17].
- The rapidly fluctuating flash temperature of the moving faces in contact. The flash temperature is the calculated increase in gear tooth surface temperature at a given point along the path of contact resulting from the combined effects of gear tooth geometry, load, friction, velocity and material properties during operation. The coefficient of friction can significantly influence the result and it is recommended to closely pay attention to its calculation. A common practice is the use of a coefficient of friction valid for regular working conditions, although it can be stated that at incipient scuffing, the coefficient of friction has significantly higher values.
The complex relationship between mechanical, hydrodynamical, thermodynamical and chemical phenomena has been the object of extensive research and experiment. Experimental investigations can induce empirical influence factors. A direct substitution of empirical influence factors can enforce the related functional factors in the main formula to be fixated to average values. However, correct treatment of functional factors (e.g. coefficient of friction, load sharing factor, thermal contact coefficient) keeps the main formula intact, in confirmation with the experiments and practice.
Next to the maximum contact temperature, the progress of the contact temperature along the path of contact provides necessary information to the gear design.