4概述
4.1確定載荷和應力譜
工作過程、啟動過程或臨界轉速或接近臨界轉速運行產生的可變載荷將在驅動系統的輪齒處產生不同的應力。這些負載的大小和頻率取決於被驅動機器、驅動器或電機以及系統的動態質量彈性特性。
這些可變載荷（應力）可通過以下程序確定：
-相關機器工作載荷的實驗測量
-具有類似工作模式的類似機器的頻譜估計（如果已知）
-計算，使用已知的外部激勵和驅動系統的質量彈性模擬，然后最好進行實驗測試以驗證計算。
為了獲得疲勞損傷計算的載荷譜，將測量（或計算）載荷的范圍划分為箱或類別。每個箱包含在其裝載范圍內記錄的裝載次數。廣泛使用的箱數量為64個。這些箱的尺寸可以相同，但通常最好在該范圍內較低負載時使用較大的箱尺寸，在較高負載時使用較小的箱尺寸。通過這種方式，最具破壞性的荷載可能會被限制在較少的計算應力循環內，並且結果設計對於有效荷載更為准確。建議包括一個零負載箱，以便用於齒輪額定的總時間與設計工作壽命相匹配。為了保持一致性，通常的表示方法是將與編號最低的箱子相關聯的最大扭矩設置為最大扭矩，以使最具破壞性的情況出現在任何表格的頂部。
與最高負載齒的負載值對應的負載等級的循環計數在每次負載重復時遞增。表3顯示了表4中定義的扭矩等級如何應用於特定扭矩水平和相關循環次數的示例。
用於評估齒載荷的扭矩應包括不同轉速下的動態效應。
該頻譜僅對測量或評估的時間段有效。如果頻譜被外推以表示所需的壽命，則應考慮可能存在該測量頻譜中不經常出現的扭矩峰值的可能性。這些瞬態峰值會對齒輪壽命產生影響。因此，必須延長評估的時間段，以捕獲極端負載峰值。
有關彎曲和點蝕的應力譜可從載荷（扭矩）中獲得。
齒根應力也可通過圓角中的應變計進行測量。可根據測量值計算相關接觸應力。
4.2使用壽命的一般計算
計算的使用壽命基於每個負載循環（每轉）都會損壞齒輪的理論。損傷量取決於應力水平，對於較低的應力水平，可將其視為零。
齒輪的計算彎曲或點蝕疲勞壽命是衡量其累積離散損傷直至發生故障的能力。
疲勞壽命計算需要：
a） 應力譜，
b）材料疲勞性能，以及
c）損傷累積方法
5.1中討論了應力譜。
基於材料疲勞特性的強度值從適用的S-N曲線中選擇。許多試樣應在一個應力水平上反復施加應力，直至發生失效。在對特定概率進行統計解釋后，給出了該應力水平的失效循環次數特征。在不同應力水平下重復該程序會導致S-N曲線。
累積應力譜的示例如圖1所示。圖2顯示了具有特定材料疲勞特性的S-N曲線的累積接觸應力譜。
采用線性、非線性和相關方法。更多信息可在文獻中找到（參考文獻[4]、[9]、[10]和[17]）
4.3Palmgren-miner規則
Palmgren-Miner規則以及其他規則或修改是一種廣泛使用的線性損傷累積方法。假設在給定應力水平下，每個應力重復的損傷效應相等，這意味着在給定應力水平下的第一個應力循環與最后一個應力循環具有相同的損傷。
Palmgren-Miner規則的假設是，根據為材料建立的S-N曲線，在特定應力下，多次重復應力循環使用的有效疲勞壽命部分等於在特定應力水平下疲勞壽命期間循環總數的比率。例如，如果零件在應力水平下承受3000次循環的應力，這將導致100000次循環中的失效，則疲勞壽命將延長3%。另一個應力水平的重復應力將消耗總疲勞壽命的另一個類似計算部分。
所用材料疲勞特性和耐久性數據應與特定和要求的失效概率相關，例如1%、5%或10%。
當以這種方式消耗100%的疲勞壽命時，零件可能會失效。在Palmgren-Miner分析中，應用這些單獨應力循環的順序並不重要。
失效會發生當
ni, 是箱i的載荷循環數
N, 是箱i失效的荷載循環次數（取自適當的S-N曲線）
如果存在耐久極限（圖2中膝蓋外的水平線上限），則僅對超過該耐久極限的應力進行計算。如果適當的S-N曲線沒有顯示耐久極限（圖3中膝蓋（扭結點）以外的遞減線），則應針對所有應力水平進行計算。對於每個應力水平，i，失效循環次數N，應從S-N曲線的相應應力水平中選取。其他損傷累積經買方和齒輪箱制造商同意，除本文所述方法外，還可使用（包括非線性）假設和允許的損壞金額（一個除外）。
5根據ISO 6336系列，基於單級強度計算使用強度
5.1基本原則
此方法僅對重新計算有效。它描述了根據Palmgren-Miner規則（見4.3）線性累積損傷計算的應用，之所以選擇它是因為它廣為人知且易於應用；這種選擇並不意味着該方法優於文獻中描述的其他方法。
從各個扭矩等級中，應列出每個扭矩等級上限處的扭矩和相關循環次數（示例見表5）
根據載荷譜（Ti，Ni），通過ISO 6336-2和ISO 6336-3中描述的小齒輪或車輪的方法確定有效應力水平Si，以獲得應力譜（Si，Ni），如圖2所示。
應力譜（Si，Ni）與S-N曲線相結合，可以確定每個應力水平Si的允許循環次數Ni（見圖3）
注：對於循環次數為Ni的各應力等級Si，可通過小齒輪或車輪的IS0 6336-2和IS0 6336-3中所述方法確定允許循環次數Ni。
圖3-應力譜和S-N曲線
注1：完全低於S-N曲線的累積應力譜表示並不意味着零件將在總累積應力循環數下存活。該信息可以從圖7所示的演示中獲得。
注3：垂直軸上的對數刻度因圖2中的應力和扭矩而不同。
為了以圖形方式評估累積損傷，有必要將每個應力箱的損傷載荷循環從應力水平Si轉移到應力水平Si+1，以保持累積損傷連續不斷。從圖形上看，這相當於從應力箱Si的末端（分別參見圖4和圖5，在有和無耐久極限的情況下）到應力水平Si+1繪制一條與S-N曲線斜率相同的線。
給定載荷譜的等效累積損傷如圖4所示，應力水平S3的比率為Neq3/N3（圖5中的應力水平S4分別為Neq4/N4）。
圖4—存在耐久極限時的累積應力譜和疲勞曲線極限
圖5—長壽命范圍內壽命因子<1的累積應力譜和S-N曲線
齒根（）和齒側（）的應力譜以及所有相關因素均基於該扭矩譜形成。計算每個新扭矩等級的負載相關K系數（程序見5.2）。
通過這種方式獲得的應力譜，將計算值與根據5.3使用Palmgren-Miner規則確定的強度值（S-N曲線、損傷線）進行比較，見4.3。
有關圖形表示，請參見圖3。
對於所有Si值，單個損壞零件的定義如下：
單個損壞部件的總和Ui導致累積損壞條件U，其應小於或等於1。
注4：如4.3所述，可使用除1,0以外的容許損傷總和。
注5：速度相關參數的計算基於每個負載水平的平均轉速。這也涉及S-N曲線的確定。
該計算過程應適用於每個小齒輪和車輪的彎曲應力和接觸應力。
圖6顯示了一個演示文稿，從中可以得出零件是否能經受住總應力循環次數的結論。
此外，應用於靜載荷強度的安全系數應針對設計壽命的最高應力進行計算。本文件不適用於大於靜態應力極限的應力水平，因為在彎曲或表面接觸壓力下，該范圍內的應力可能超過輪齒的彈性極限。此外，應用於靜載荷強度的安全系數應針對設計壽命的最高應力進行計算。最高應力可以是載荷譜中的最大應力，也可以是疲勞分析中未考慮的極端瞬態載荷。取決於材料和施加的載荷，超過有限壽命范圍的單個應力循環可能導致輪齒的塑性屈服。對於點蝕，可根據IS0 6336-2確定靜載荷強度；對於彎曲，可根據IS0 6336-3確定靜載荷強度。
5.2應力譜的計算
對於扭矩譜的每個級i，應根據以下公式分別確定接觸應力和彎曲應力的實際應力Si。
接觸應力（ISO 6336-2:，方法B）
彎曲應力（ISO 6336-3:，方法B）
對於該計算，定義為應用系數的KA值設置為單位（1，0），因為計算方法中包含的應力水平應考慮所有應用荷載影響。
5.3點蝕和彎曲強度值的測定
點蝕和彎曲強度的S-N曲線可通過實驗或根據ISO 6336-2和ISO 6336-3的規則確定。
如果齒在兩個方向上都有載荷（如惰輪），則應根據IS0 6336-3減小齒根強度的確定值。
對於接觸應力，如果兩個側面的載荷不同，則應分別計算每個側面的損傷累積。
5.4安全系數的確定
5.4安全系數的確定
在一般情況下，安全系數不能直接從損傷和U中推導出來。應通過迭代的方式確定。該過程如圖7所示。
應分別計算小齒輪和車輪的安全系數S，分別用於彎曲和點蝕。安全系數僅在每次計算所需的使用壽命內有效。附錄C顯示了計算S的示例。
注：根據IS0 6336-2的接觸應力或根據IS0 6336-3的彎曲應力乘以安全系數S，在迭代過程中計算的應力可高於靜載荷強度（例如，見圖C.1）。這並不意味着這些應力將在實際操作中發生。