Výpočet únosnosti ozubených kol s přímými
a šikmými zuby – Aplikace pro průmyslová ozubená kola

ČSN
ISO 9085

01 4693

Obsah

Contents

Strana

Page

Předmluva 6

Úvod 7

1 Předmět normy 8

2 Citované dokumenty 8

3 Termíny a definice 9

4 Aplikace 17

4.1 Návrh, specifické aplikace 17

4.2 Faktory bezpečnosti 19

4.3 Vstupní údaje 20

4.4 Šířky ozubení 21

4.5 Numerické rovnice 21

5 Ovlivňující faktory 21

5.1 Obecně 21

5.2 Jmenovité obvodové zatížení, F_t, jmenovitý
točivý moment, T, jmenovitý výkon, P 22

5.3 Nerovnoměrné zatížení, nerovnoměrný točivý moment, nerovnoměrný výkon 22

5.4 Maximální obvodové zatížení, F_{t max},
maximální točivý moment, T_max, maximální
výkon P_max 22

5.5 Aplikační faktor, K_A 22

5.6 Vnitřní dynamický faktror K_V 23

5.7 Faktor podélného zatížení, K_Hb 27

5.8 Faktor podélného zatížení, K_Fb 35

5.9 Faktor čelního zatížení, K_Ha, K_Fa 35

6 Výpočet povrchové životnosti (pitting) 37

6.1 Základní vztahy 37

6.2 Faktor dotyku jednoho páru zubů, Z_B, Z_D 41

6.3 Faktor zóny, Z_H 42

6.4 Faktor pružnosti (elasticity), Z_E 42

6.5 Faktor poměrného dotyku, Z_e 43

6.6 Faktor sklonu boku zubu, Z_b 43

6.7 Přípustný počet zátěžových cyklů
(kontaktních), s_H lim 44

Foreword 6

Introduction 7

1 Scope 8

2 Normative references 8

3 Terms and definitions 9

4 Application 17

4.1 Design, specific applications 17

4.2 Safety factors 19

4.3 Input data 20

4.4 Face widths 21

4.5 Numerical equations 21

5 Influence factors 21

5.1 General 21

5.2 Nominal tangential load, F_t, nominal torque, T, nominal power, P 22

5.3 Non-uniform load, non-uniform torque,
non-uniform power 22

5.4 Maximum tangential load, F_{t max}, maximum
torque, T_max, maximum power, P_max 22

5.5 Application factor, K_A 22

5.6 Internal Dynamic Factor, K_V 23

5.7 Face load factor, K_Hb 27

5.8 Face load factor, K_Fb 35

5.9 Transverse load factors, K_Ha, K_Fa 35

6 Calculation of surface durability (pitting) 37

6.1 Basic formulae 37

6.2 Single pair tooth contact factors, Z_B, Z_D 41

6.3 Zone factor, Z_H 42

6.4 Elasticity factor, Z_E 42

6.5 Contact ratio factor, Z_e 43

6.6 Helix angle factor, Z_b 43

6.7 Allowable stress numbers (contact), s_{H lim} 44

Strana

Page

6.8 Faktor životnosti, Z_NT 44

6.9 Vlivy na vznik mazacího filmu (vrstvy), Z_L,
Z_v a Z_R 45

6.10 Faktor pracovní tvrdosti, Z_W 45

6.11 Faktor rozměru, Z_X 46

6.12 Minimální hodnota faktoru bezpečnosti (pitting), S_H min 46

7 Výpočet pevnosti v ohybu zubu 46

7.1 Základní formulace 46

7.2 Faktor tvaru, Y_F, a faktor korekce napětí, Y_S 48

7.3 Faktor úhlu sklonu zubu, Y_b 52

7.4 Referenční pevnost paty zubu, s_FE 53

7.5 Faktor životnosti, Y_NT 53

7.6 Relativní faktor vrubové citlivosti, Y_{d rel T} 53

7.7 Relativní faktor povrchu, Y_{R rel T} 55

7.8 Faktor rozměru, Y_X 56

7.9 Faktor minimální bezpečnosti (lom zubu),
S_{F min} 56

Příloha A (normativní) Zvláštní prvky konstrukce
méně obvyklého ozubeného kola 57

Příloha B (normativní) Parametry zubové tuhosti c'
a c_g 60

Příloha C (informativní) Pokyny pro hodnoty
aplikačního faktoru, K_A 63

Příloha D (informativní) Pokyn pro hodnoty podélné vypouklosti a odlehčení konců zubu čelních ozubených kol 67

Bibliografie 70

6.8 Life factor, Z_NT 44

6.9 Influences on lubrication film formation Z_L,
Z_v and Z_R 45

6.10 Work hardening factor, Z_W 45

6.11 Size factor, Z_X 46

6.12 Minimum safety factor (pitting), S_{H min} 46

7 Calculation of tooth bending strength 46

7.1 Basic formulae 46

7.2 Form factor, Y_F, and stress correction factor, Y_S 48

7.3 Helix angle factor, Y_b 52

7.4 Tooth-root reference strength, s_FE 53

7.5 Life Factor, Y_NT 53

7.6 Relative notch sensitivity factor, Y_{d rel T} 53

7.7 Relative surface factor, Y_{R rel T} 55

7.8 Size factor, Y_X 56

7.9 Minimum safety factor (tooth breakage),
S_{F min} 56

Annex A (normative) Special features of less
common gear designs 57

Annex B (normative) Tooth stiffness parameters c'
and c_g 60

Annex C (informative) Guide values for application
factor, K_A 63

Annex D (informative) Guide values for crowning
and end relief of teeth of cylindrical gears 67

Bibliography 70

Odmítnutí odpovědnosti za manipulaci s PDF souborem

Tento soubor PDF může obsahovat vložené typy písma. V souladu s licenční politikou Adobe lze tento soubor tisknout nebo prohlížet, ale nesmí být editován, pokud nejsou typy písma, které jsou vloženy, používány na základě licence a instalovány v počítači, na němž se editace provádí. Při stažení tohoto souboru přejímají jeho uživatelé odpovědnost za to, že nebude porušena licenční politika Adobe. Ústřední sekretariát ISO nepřejímá za její porušení žádnou odpovědnost.

Adobe je obchodní značka „Adobe Systems Incorporated“.

Podrobnosti o softwarových produktech použitých k vytvoření tohoto souboru PDF lze najít ve Všeobecných informacích, které se vztahují k souboru; parametry, na jejichž základě byl PDF soubor vytvořen, byly optimalizovány pro tisk. Soubor byl zpracován s maximální péčí tak, aby ho členské organizace ISO mohly používat. V málo pravděpodobném případu, že vznikne problém, který se týká souboru,
informujte o tom Ústřední sekretariát ISO na níže uvedené adrese.

[image]

DOKUMENT CHRÁNĚNÝ COPYRIGHTEM

Předmluva

Foreword 

ISO (Mezinárodní organizace pro normalizaci) je celo-
světová federace národních normalizačních orgánů (členů ISO). Mezinárodní normy obvyklevypracovávají technické komise ISO. Každý člen ISO, který se zajímá o předmět, pro který byla vytvořena technická komise, má právo být v této technické komisi zastoupen. Práce se zúčastňují také vládní i nevládní mezinárodní orga-
nizace, s nimiž ISO navázala pracovní styk. ISO úzce spolupracuje s Mezinárodní elektrotechnickou komisí (IEC) ve všech záležitostech normalizace v elektro-
technice.

ISO (the International Organization for Standardization) is a worldwide federation of national standards bodies (ISO member bodies). The work of preparing Interna-
tional Standards is normally carried out through ISO technical committees. Each member body interested in a subject for which a technical committee has been established has the right to be represented on that committee. International organizations, governmental and non-governmental, in liaison with ISO, also take part in the work. ISO collaborates closely with the International Electrotechnical Commission (IEC) on all matters of electrotechnical standardization.

Návrhy mezinárodních norem jsou vypracovávány v sou-
ladu s pravidly danými směrnicemi ISO/IEC, část 3.

International Standards are drafted in accordance with the rules given in the ISO/IEC Directives, Part 3.

Hlavním úkolem technických komisí je vypracování mezinárodních norem. Návrhy mezinárodních norem přijaté technickými komisemi se rozesílají členům ISO k hlasování. Vydání mezinárodní normy vyžaduje souhlas alespoň 75 % hlasujících členů.

Draft International Standards adopted by the technical committees are circulated to the member bodies for voting. Publication as an International Standard requires approval by at least 75 % of the member bodies casting a vote.

Upozorňuje se na možnost, že některé prvky tohoto dokumentu mohou být předmětem patentových práv. ISO nelze činit odpovědnou za identifikaci jakéhokoliv nebo všech patentových práv.

Attention is drawn to the possibility that some of the elements of this International Standard may be the subject of patent rights. ISO shall not be held respon-
sible for identifying any or all such patent rights.

Norma ISO/TR 9083 vypracovala technická komise ISO/TC 60 Ozubené převody, Subkomise SC 2 Výpočty zatížení ozubení.

International Standard ISO 9085 was prepared by Technical Committee ISO/TC 60, Gears, Subcom-
mittee SC 2, Gear capacity calculation.

Dodatky A a B tvoří normativní část ISO 9083. Do-
datky C až E jsou jen pro informační účely.

Annexes A and B form a normative part of this Interna-
tional Standard. Annexes C and D are for information only.

Úvod

Introduction

Postupy pro výpočet dovoleného zatížení obecných čelních kol s přímými a šikmými zuby s ohledem na pitting a pevnost v ohybu jsou obsaženy v ISO 6336-1, ISO 6336-2, ISO 6336-3 a ISO 6336-5. Tato meziná-
rodní norma je odvozena z ISO 6336-1, ISO 6336-2 a ISO 6336-3 za použití specifických metod a předpo-
kladů aplikovatelných na lodní průmyslová ozubená kola. Tato aplikace vyžaduje použití dovolených na-máhání a materiálových požadavků obsažených v ISO 6336-5.

Procedures for the calculation of the load capacity of general spur and helical gears with respect to pitting and bending strength appear in ISO 6336-1, ISO 6336-2, ISO 6336-3 and ISO 6336-5. This International Standard is derived from ISO 6336-1, ISO 6336-2 and ISO 6336-3 by the use of specific methods and assumptions which are considered to be applicable to industrial gears. Its application requires the use of allowable stresses and material requirements which are to be found in ISO 6336-5.

1 Předmět normy

1 Scope

Vztahy popsané v této Mezinárodní normě jsou určeny pro vytvoření jednotně přijatelných metod pro výpočet odolnosti povrchu a ohybové pevnosti průmyslových ozubených kol s přímým a šikmým zuby.

The formulae specified in this International Standard are intended to establish a uniformly acceptable method for calculating the pitting resistance and bending strength capacity of industrial gears with spur or helical teeth.

Vztahy pro dimenzování v této Mezinárodní normě nejsou použitelné pro jiné typy poškozování zubů jako plastická podajnost, mikropiting, odírání, praskání, sva-
řování a opotřebení, a nejsou použitelné za podmínek vibrací, kde může nastat nepredikovatelné zhroucení profilu. Vztahy pro ohybovou pevnost jsou použitelné na lomy boků zubů, ale nejsou použitelné na lomy pracovních povrchů profilů zubů, poškození věnců ozubených kol, nebo na poškození zubové mezery lamelou nebo nábojem kola. Tato Mezinárodní norma není použitelná pro zuby dokončené kováním nebo slinováním. Není použitelná pro ozubená kola se špatným pásmem dotyku.

The rating formulae in this International Standard are not applicable to other types of gear tooth deterioration such as plastic yielding, micropitting, scuffing, case crushing, welding and wear, and are not applicable under vibratory conditions where there may be an un-
predictable profile breakdown. The bending strength formulae are applicable to fractures at the tooth fillet, but are not applicable to fractures on the tooth working profile surfaces, failure of the gear rim, or failures of the gear blank through web and hub. This International Standard does not apply to teeth finished by forging or sintering. It is not applicable to gears which have a poor contact pattern.

Tato Mezinárodní norma uvádí metodu, kterou mohou být různé návrhy ozubených kol porovnány. Není určena pro zaručení výkonu smontovaných hnacích ozubených soustav. Také není určena pro použití obecnou inže-
nýrskou veřejností. Místo toho je určena pro použití zkušenými konstruktéry ozubení, kteří jsou schopni vybrat smysluplné hodnoty faktorů v těchto vzorcích založené na znalosti podobných návrhů a vědomosti o efektech diskutovaných položek.

This International Standard provides a method by which different gear designs can be compared. It is not intended to assure the performance of assembled drive gear systems. Neither is it intended for use by the general engineering public. Instead, it is intended for use by the experienced gear designer who is capable of selecting reasonable values for the factors in these formulae based on knowledge of similar designs and awareness of the effects of the items discussed.

UPOZORNĚNÍ Uživatel je upozorněn, že vypočtené výsledky této Mezinárodní normy by měly být potvrzeny zkušeností.

CAUTION The user is cautioned that the calculated results of this International Standard should be confirmed by experience.

2 Citované dokumenty

2 Normative references

Následující normativní dokumenty obsahují ustanovení, která skrze odkazy v tomto textu představují ustanovení této Mezinárodní normy. Pro datované odkazy násle-
dující doplňky nebo opravy jakékoli z těchto publikací neplatí. Avšak, smluvní strany pro shodu založenou na této Mezinárodní normě jsou podporovány pro zkoumání možnosti použití posledních vydání norma-
tivních dokumentů uvedených níže. Pro nedatované odkazy platí poslední vydání odkazovaných normativních dokumentů. Členové ISO a IEC udržují registry sou-
časných platných Mezinárodních norem.

The following normative documents contain provisions which, through reference in this text, constitute provisions of this International Standard. For dated references, subsequent amendments to, or revisions of, any of these publications do not apply. However, parties to agreements based on this International Standard are encouraged to investigate the possibility of applying the most recent editions of the normative documents indicated below. For undated references, the latest edition of the normative document referred to applies. Members of ISO and IEC maintain registers of currently valid International Standards.

ISO 53:1998 Čelní ozubená kola pro běžné a těžké strojírenství – Standardní zubový profil

ISO 53:1998 Cylindrical gears for general and heavy engineering – Standard basic rack tooth profile

ISO 54:1996 Čelní ozubená kola pro běžné a těžké strojírenství – Moduly

ISO 54:1996 Cylindrical gears for general and heavy engineering – Modules

ISO 1122-1:1998 Slovník termínů k ozubeným pře-
vodům – Část 1: Definice související s geometrií

ISO 1122-1:1998 Vocabulary of gear terms – Part 1: Definitions related to geometry

ISO 1328-1:1995 Čelní ozubená kola – Systém ISO pro přesnost – Část 1: Definice a přípustné hodnoty odchylek týkajících se odpovídajících zubových profilů¹⁾

ISO 1328-1:1995 Cylindrical gears – ISO system of accuracy – Part 1: Definitions and allowable values of deviations relevant to corresponding flanks of gear teeth¹⁾

ISO 4287:1997 Geometrické výrobní specifikace (GPS) – Povrchové textury: Metoda profilu – Pojmy, definice a parametry povrchových textur

ISO 4287:1997 Geometrical Product Specifications (GPS) – Surface texture: Profile method – Terms, de-
finitions and surface texture parameters

ISO 6336-1:1996 Výpočet dovoleného zatížení kol s přímým a šikmým ozubením – Část 1: Základní principy, úvod a obecné ovlivňující faktory

ISO 6336-1:1996 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors

ISO 6336-2:1996 Výpočet dovoleného zatížení kol s přímým a šikmým ozubením – Část 2: Výpočet povrchové životnosti (pitting)

ISO 6336-2:1996 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 2: Calculation of surface durability (pitting)

ISO 6336-3:1996 Výpočet dovoleného zatížení kol s přímým a šikmým ozubením – Část 3: Výpočet ohybové pevnosti ozubení

ISO 6336-3:1996 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 3: Calculation of tooth bending strength

ISO 6336-5:1996 Výpočet dovoleného zatížení kol s přímým a šikmým ozubením – Část 5: Pevnost a kvalita materiálů

ISO 6336-5:1996 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 5: Strength and quality of materials

ISO 9084:2000 Výpočet dovoleného zatížení kol s pří-
mým a šikmým ozubením – Užití pro vysokorychlostní ozubení a ozubení s podobnými požadavky

ISO 9084:2000 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application to high speed gears and gears of similar requirements

ISO/TR 10495:1997 Čelní ozubená kola – Výpočet životnosti za proměnného zatížení – Podmínky pro čelní ozubená kola v souladu s ISO 6336

ISO/TR 10495:1997 Cylindrical gears – Calculation of service life under variable loads – Conditions for cylindrical gears accordance with ISO 6336

ISO/TR 13593:1999 Přiloženy ozubené pohony pro průmyslové aplikace

ISO/TR 13593:1999 Enclosed gear drives for industrial applications

3 Termíny a definice

3 Terms and definitions

Pro účely této Mezinárodní normy platí pojmy a definice uvedené v ISO 1122-1. Pro symboly, viz. tabulka 1.

For the purposes of this International Standard, the terms and definitions given in ISO 1122-1 apply. For the symbols, see Table 1.

Tabulka 1 – Symboly a zkratky užité
v této Mezinárodní normě

Table 1 – Symbols and abbreviations used
in this International Standard

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

a

osová vzdálenost ^a
(centre distance ^a)

mm

b

šířka ozubení
(facewidth)

mm

b_B

šířka poloviny ozubení čelního kola s dvojitě šikmými (šípovými) zuby
(facewidth of an individual helix of a double helical gear)

mm

b_H

šířka ozubení (pitting)
(facewidth (pitting))

mm

b_F

šířka ozubení (v patě zubu)
(facewidth (tooth root))

mm

b_red

redukovaná šířka ozubení (šířka ozubení mínus odlehčení konců)
(reduced facewidth (facewidth minus end reliefs))

mm

b_s

tloušťka stojiny
(web thickness)

mm

b_I(II)

šířka odlehčení konce
(length of end relief)

mm

c_g

střední hodnota tuhosti v záběru na jednotkovou šířku ozubení
(mean value of mesh stiffness per unit facewidth)

N/(mm mm)

c¢

maximální tuhost jedné dvojice zubů na jednotkové šířce ozubení (jednopárová tuhost)
(maximum tooth stiffness of one pair of teeth per unit facewidth (single stiffness))

N/(mm mm)

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

d_a1,2

průměr hlavové kružnice pastorku, kola
(tip diameter of pinion (or wheel))

mm

d_an1,2

průměr hlavové kružnice pastorku (nebo kola) virtuálního čelního ozubeného kola
(tip diameter of pinion (or wheel) of virtual spur gear)

mm

d_b1,2

průměr základní kružníce pastorku, kola
(base diameter of pinion (or wheel))

mm

d_bn1,2

základní průměr pastorku (nebo kola) virtuálního čelního ozubeného kola
(base diameter of pinion (or wheel) of virtual spur gear)

mm

d_en1,2

průměr kružnice vnějšího bodu dotyku spoluzabírající dvojice zubů pastorku, kola virtuálního čelního ozubeného kola
(diameter of circle through outer point of single pair tooth contact of pinion, wheel of virtual spur gear)

mm

d_f1,2

patní průměr pastorku, kola
(root diameter of pinion, wheel)

mm

d_m1,2

průměr střední výšky zubu pastorku, kola
(diameter at mid-tooth depth of pinion, wheel)

mm

d_n1,2

referenční průměr pastorku, kola virtuálního čelního ozubeného kola
(reference diameter of pinion, wheel of virtual spur gear)

mm

d_sh

jmenovitý průměr hřídele pro ohyb
(nominal shaft diameter for bending)

mm

d_shi

vnitřní průměr dutého hřídele
(internal diameter of hollow shaft)

mm

d_w1,2

pracovní roztečný průměr pastorku, kola
(working pitch diameter of pinion, wheel)

mm

d_Nf2

průměr kružnice blízko paty zubu, obsahující meze využitelných částí boků zubů vnitřního ozubením nebo vnějšího ozubením spoluzabírajícího ozubeného kola
(diameter of a circle near the tooth-roots, containing the limits of the usable flanks of an internal gear or the larger external gear of a mating gear)

mm

d_1,2

referenční průměr pastorku, kola
(reference diameter of pinion, wheel)

mm

f_{f eff}

efektivní úchylky profilu
(effective profile form deviation)

mm

f_fa

úchylka od tvaru profilu (při použití tolerancí podle ISO 1328-1 smí být nahrazena hodnotou celkové úchylky profilu F_a))
(profile form deviation (the value for the total profile deviation F_a may be used alternatively for this, if tolerances complying with ISO 1328-1 are used))

mm

f_ma

úchylka sklonu boku vzhledem k výrobním nepřesnostem
(helix deviation due to manufacturing inaccuracies)

mm

f_pb

úchylka základní čelní rozteče (hodnota f_pt může být použita pro výpočet podle ISO 6336:1996, s využitím tolerance podle ISO 1328-1)
(transverse base pitch deviation (the values of f_pt may be used for calculations in accordance with ISO 6336:1996, using tolerances complying with ISO 1328-1))

mm

f_{pb eff}

efektivní úchylka základní čelní rozteče
(effective transverse base pitch deviation)

mm

f_sh

úchylka sklonu zubu způsobená průžnými vychýlením
(helix deviation due to elastic deflections)

mm

f_Hb

úchylka rovnoběžnosti zubů (neobsahuje úchylku tvaru sklonu)
(tooth alignment deviation (not including helix form deviation))

mm

g_a

délka dráhy dotyku
(path length of contact)

mm

h

výška zubu
(tooth depth)

mm

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

h_a

výška hlavy zubu)
(addendum)

mm

h_a0

výška hlavy zuby nástroje
(tool addendum)

mm

h_f2

výška paty zuby nástroje na kola s vnitřním ozubením
(dedendum of tooth of an internal gear)

mm

h_fP

výška paty základního profilu válcových ozubených kol
(dedendum of basic rack of cylindrical gears)

mm

h_Fe

rameno ohybového momentu pro zatížení vnějšího bodu jedné dvojice dotýkajích se zubů
(bending moment arm for load application at the outer point of single pair tooth contact)

mm

h_Nf2

výška paty zubu vnitřního ozubení, obsahující meze využitelných částí boků zubů vnitřního ozubením nebo vnějšího ozubením spoluzabírajícího ozubeného kola
(dedendum of tooth of an internal gear, containing the limits of the usable flanks
of an internal gear or the larger external gear of a mating gear)

mm

l

vzdálenost mezi ložisky
(bearing span)

mm

m_n

normálný modul
(normal module)

mm

m_red

redukovaná hmotnost ozubeného soukolí jednotkové šířky ozubení na záběrové přímce
(reduced gear pair mass per unit facewidth referenced to the line of action)

kg/mm

n_E

kritické otáčky
(resonance speed)

min^–1

n_1,2

frekvence otáčení pastorku, kola
(rotation speed of pinion, wheel)

min^–1

p_bn

základní normalná rozteč
(normal base pitch)

mm

p_bt

základní čelní rozteč
(transverse base pitch)

mm

p_r

protuberance nástrřoje
(protuberance of the tool)

mm

q

dokončovací přídavek na obrábění
(finishing stock allowance)

mm

q_s

parametr vrubu s_Fn/2r_F
(notch parameter s_Fn/2r_F)

–

q_sT

parametr vrubu normalizovaného referenčního zkušebního ozubeného kola
(notch parameter of standard reference test gear)

–

r_b

základní poloměr
(base radius)

mm

s

vystředění pastorku od osy hřídele
(pinion offset from shaft centre line)

mm

s_Fn

kritický řez na tětivě v patě zubu
(tooth-root chord at the critical section)

mm

s_R

tloušťka věnce
(rim thickness)

mm

s_pr

zbytkové podříznutí patního přechodu
(residual fillet undercut)

mm

u

poměr zubů (převodový poměr) u | = | z₂/z₁ | ≥ 1^a
(gear ratio u | = | z₂/z₁ | ≥ 1^a)

–

υ

obvodová rychlost (bez indexu: na referenční kružnici _[image] obvodová rychlost na pracovní roztečné kružnici)
(circumferential speed (without subscript: at reference circle _[image] circumferential speed at working pitch circle))

m/s

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

x_1,2

činitel posunutí profilu pastorek, kolo
(profile shift coefficient of pinion, wheel)

–

y_f

přídavek na záběh (úchylky rozteče)
(running-in allowance (pitch deviation))

mm

y_v

přídavek na záběh (úchylky profilu)
(running-in allowance (profile deviation))

mm

y_a

přídavek na záběh pro ozubené soukolí
(running-in allowance for a gear pair)

mm

y_b

přídavek na záběh (ekvivalentní nesouosost)
(running-in allowance (equivalent misalignment))

mm

z_n

virtuální počet zubů ozubeného kola se šikmými zuby
(virtual number of teeth of a helical gear)

–

z_1,2

počet zubů pastorku, kola
(number of teeth of pinion, wheel)

–

B

celková šířka ozubení čelního kola s dvojitě šikmými (šípovými) zuby kola včetně mezery
(total facewidth of a double helical gear including the gap)

mm

B_f

parametr záběhu pro stanovení konstanty K 
(running-in parameter for determination of constant K)

–

B_k

parametr záběhu pro stanoveníkonstanty K 
(running-in parameter for determination of constant K)

–

B_v

parametr pro určení konstanty K pro zaběhané ozubení
(running-in parameter for determination of constant K)

–

B_1,2

konstanty pro stanovení F_βx
(constants for determination of F_βx)

–

B*

konstanta pro stanovení vystředění pastorku
(constant for determination of the pinion offset)

–

C_a

reliéf hlavy zubu
(tip relief)

mm

C_ay

výsledný reliéf hlavy zubu po záběhu
(tip relief resulting from running-in)

mm

C_v1,2,3

konstanty pro stanovení konstanty K
(constants for determination of constant K)

–

C_B

faktor základního
(profilubasic rack factor)

–

C_R

faktor polotovaru ozubeného kola
(gear blank factor)

–

C_b

výška podélné vypouklosti
(crowning height)

mm

C_1…9

konstanty pro stanovení q_s
(constants for determination of q_s)

–

E

modul pružnosti v tahu, Youngův modul
(modulus of elasticity, Young's modulus)

N/mm²

F

pomocná hodnota pro výpočet Y_F
(auxiliary value for calculation of Y_F)

–

F_m

střední čelní síla na referenčním válci (= F_t K_A K_v)
(mean transverse force at the reference cylinder (= F_t K_A K_v))

N

F_t

(jmenovitá) tečná čelní síla na referenčním válci
((nominal) transverse tangential force at reference cylinder)

N

F_{t max}

maximální čelní tečná síla na referenčním válci
(maximum transverse tangential force at reference cylinder)

N

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

F_tH

čelní síla na referenčním válci určující (= F_t, K_A, K_v K_Hb))
(determinant transverse force at the reference cylinder (= F_t, K_A, K_v K_Hb))

N

F_b

celková úchylka sklonu
(total helix deviation)

mm

F_bx

výchozí ekvivalentní nesouosost (před záběhem)
(initial equivalent misalignment (before running-in))

mm

G

pomocná hodnota pro výpočet Y_F
(auxiliary value for calculation of Y_F)

–

H

pomocná hodnota pro výpočet Y_F
(auxiliary value for calculation of Y_F)

–

J*_1,2

polární moment setrvačnosti pro jednotkovou šířku zubu
(polar moment of inertia per unit face width)

kg/mm

K

konstanta pro stanoveníí Kv
(constant for determination of Kv)

–

K_v

dynamický faktor
(dynamic factor)

–

K_A

aplikační faktor
(application factor)

–

K_Fa

faktor čelního zatížení (napětí v patě zubu)
(transverse load factor (root stress))

–

K_Fb

faktor podélného zatížení (napětí v patě)
(face load factor (root stress))

–

K_Ha

faktor čelního zatížení (kontaktní napětí)
(transverse load factor (contact stress))

–

K_Hb

faktor podélného zatížení (kontaktní napětí)
(face load factor (contact stress))

–

K_g

faktor zatížení záběru (bere v úvahu nerovnoměrné rozdělení celkového zatížení mezi záběry v rozsahu cesty převodu)
(mesh load factor (takes into account the uneven distribution of the load between meshes for multiple transmission paths))

–

K_1,2

konstanty
(constant)

–

K¢

konstanta pro vystředění pastorku koncovým točivým momentem
(constant for the pinion offset in relation to the torqued end)

–

L

kritický řez na tětivě paty zubu pro zatížení ramenem ohybového momentu ve vnějším bodu dotyku jedné dvojice boků zubů
(tooth root chord at the critical section, related to the bending moment arm relevant to load application at the outer point of single pair tooth contact)

–

N

poměr naladění
(resonance ratio)

–

N_F

exponent
(exponent)

–

N_L

počet zátěžných cyklů
(number of load cycles)

–

N_S

poměr naladění v hlavním rezonančním pásmu
(resonance ratio in the main resonance range)

–

M_1,2

pomocná hodnota pro stanovení Z_B,_D
(auxiliary values for the determination of Z_B,D)

–

P

přenášený výkon
(transmitted power)

kW

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

P_max

maximální přenášený výkon
(maximum transmitted power)

kW

R_a

střední aritmetická hodnota drsnosti jak je specifikováno v 4287:1997)
(arithmetic mean roughness value (as specified in ISO 4287:1997))

mm

R_Z

střední hodnota drsnosti od piku do prohlubně (jak je specifikována v ISO 4287)
(mean peak-to-valley roughness (as specified in ISO 4287:1997))

mm

R_Z10

průměrná drsnost od píku do prohlubně pro i ozubené soukolí
(mean peak-to-valley roughness for the gear pair)

mm

S_F

faktor bezpečnosti proti lomu zubu
(safety factor from tooth breakage)

–

S_{F min}

faktor minimální bezpečnosti (lom zubu)
(minimum safety factor (tooth breakage)

–

S_H

faktor bezpečnosti proti vznikupittingu
(safety factor from pitting)

–

S_{H min}

faktor minimální bezpečnosti (pitting)
(minimum safety factor (pitting))

–

T_1,2

(jmenovitý) točivý moment; točivý moment kola
(pinion torque (nominal); wheel torque)

Nm

T_max

maximální točivý moment
(maximum torque)

Nm

Y_F

faktor tvaru zubu
(tooth form factor)

–

Y_N

faktor životnosti pro napětí v patě zubu
(life factor for tooth-root stress)

–

Y_NT

faktor životnosti pro napětí v patě zubu pro referenční podmínky zkopušení
(life factor for tooth-root stress for reference test conditions)

–

Y_{R rel T}

faktor povrchu
(surface factor)

–

Y_S

faktor korekce napětí
(stress correction factor)

–

Y_X

faktor rozměru (pata zubu)
(size factor (tooth root))

–

Y_b

faktor úhlu sklonu (pata zubu)
(helix angle factor (tooth root))

–

Y_{d rel T}

relativní faktor vrubové citlivosti
(relative notch sensitivity factor)

–

Y_e

faktor poměrného dotyku (pata zubu)
(contact ratio factor (tooth root))

–

Z_v

faktor rychlosti
(speed factor)

–

Z_B,D

faktory dotyku jedné dvojice zubů pastorek, kolo
(single pair tooth contact factors for the pinion, wheel)

–

Z_E

faktor pružnosti (elasticity)
(elasticity factor)

_[image]

Z_H

faktor zóny
(zone factor)

–

Z_L

faktor maziva
(lubricant factor)

–

Z_N

faktor životnosti pro kontaktní napětí
(life factor for contact stress)

–

Tabulka 1 (pokračování)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

Z_NT

faktor životnosti pro kontaktní napětí při referenčních zkušebních podmínkách
(life factor for contact stress for reference test conditions)

–

Z_R

faktor drsnosti ovlivňující trvanlivost povrchu
(roughness factor affecting surface durability)

–

Z_W

faktor provozní tvrdosti
(work-hardening factor)

–

Z_X

faktor rozměru (pitting)
(size factor (pitting))

–

Z_b

faktor úhlu sklonu zubu (pitting)
(helix angle factor (pitting))

–

Z_e

faktor poměrného dotyku (pitting)
(contact ratio factor (pitting))

–

a_en

úhel záběru ve vnějšího bodu dotyku spoluzabírající dvojice zubů virtuálních čelních ozubených kol
(pressure angle at the outer point of single pair tooth contact of virtual spur gears)

°

a_n

normálný úhel záběru
(normal pressure angle)

°

a_t

čelní úhel záběru
(transverse pressure angle)

°

a_wt

čelní úhel záběru na roztečném válci
(transverse pressure angle at the pitch cylinder)

°

a_Fen

zatěžovací úhel, odpovídá směru působení zatížení ve vnějším bodě dotyku jedné dvojice boků zubů virtuálního čelního ozubeného kola
(load direction angle, relevant to direction of application of load at the outer single pair tooth contact of virtual spur gears)

°

a_Pn

normálný úhel záběru základního profilu válcových ozubených kol
(normal pressure angle of the basic rack for cylindrical gears)

°

b

úhel skolnu zubu na referenčním válci
(helix angle at the reference cylinder)

°

b_b

základní úhel sklonu zubu
(base helix angle)

°

g_e

pomocný úhel pro stanovení a_Fen
(auxiliary angle for determination of a_Fen)

°

d_bth

kombinované vychýlení spoluzabírajících zubů za předpokladu rovnoměrného rozložení zatížení podél šířky ozubení
(combined deflection of mating teeth assuming even load distribution over the facewidth)

mm

e_a

poměrný čelní dotyk
transverse contact ratio

–

e_an

poměrný čelní dotyk viruálního čelního ozubeného kola
(transverse contact ratio of a virtual spur gear)

–

e_b

poměrný osový záběr
(axial overlap ratio)

–

e_g

celkový poměrný dotyk (e_g = e_a + e_b)
(total contact ratio (e_g = e_a + e_b))

–

n

poměrná Poissonova konstanta
(Poisson's contact ratio)

–

q

pomocná hodnota pro výpočet Y_F
(auxiliary value for calculation of Y_F)

–

r_a0

poloměr vrcholu nástroje
(tip radius of the tool)

mm

Tabulka 1 (dokončení)

Table 1 (continued)

Značky
(Symbol)

Popis nebo termín
(Description or term)

Jednotka
(Unit)

r_fP

poloměr zaoblení přechodové křivky v patě základního profilu pro válcová ozubená kola
(root fillet radius of the basic rack for cylindrical gears)

mm

r_rel

poloměr relativní křivosti
(radius of relative curvature)

mm

r_F

poloměr přechodové patní křivky v kritickém řezu
(tooth-root fillet radius at the critical section)

mm

r¢

tloušťka kluzné vrstvy
(slip-layer thickness)

mm

s_B

pevnosti v tahu
(tensile strength)

N/mm²

s_F

napětí v patě zubu
(tooth-root stress)

N/mm²

s_{F lim}

hodnota jmenovitého napětí (ohyb)
(nominal stress number (bending))

N/mm²

s_FE

hodnota dovoleného napětí (ohyb) s_FE = s_{F lim} Y_ST
(allowable stress number (bending) s_{F lim} Y_ST)

N/mm²

s_FG

mezní napětí v patě zubu
(tooth-root stress limit)

N/mm²

s_FP

přípustné napětí v patě zubu
(permissible tooth-root stress)

N/mm²

s_F0

jmenovité napětí v patě zubu
(nominal tooth-root stress)

N/mm²

s_H

výpočtové kontaktní napětí
(calculated contact stress)

N/mm²

s_{H lim}

hodnota dovoleného napětí (dotyk)
(allowable stress number (contact))

N/mm²

s_HG

počet dovolených modifikovaných napětí = s_HP S_Hmin
(modified allowable stress number = s_HP S_Hmin)

N/mm²

s_HP

přípustné napětí v dotyku
(permissible contact stress)

N/mm²

s_H0

jmenovité napětí v dotyku
(nominal contact stress)

N/mm²

s_S

mez v kluzu
(yield point)

N/mm²

s_0,2

smluvní mez kluzu 0,2 %
(0,2 % proof stress)

N/mm²

c*

relativní gradient napětí vv patě vrubu
(relative stress gradient in the root of a notch)

mm^–1

c*_P

relativní gradient napjatosti pro hladký vyleštěný vzorek
(relative stress gradient in a smooth polished test piece)

mm^–1

c*_T

relativní gradient napjatosti v patě normalizovaného zkoušeného referenčního ozubeného kola
(relative stress gradient in the root of the standard reference test gear)

mm^–1

w_1,2

úhlová rychlost pastorku, kola
(angular velocity of pinion, wheel)

rad/s

^a Pro vnější ozubená soukolí, a, u , z₁ a z₂ jsou kladné; pro vnitřní ozubená soukolí , a, u a z₂ jsou záporné a z₁ je kladný.
^a For external gear pairs, a, u , z₁ and z₂ are positive; for internal gear pairs, a, u and z₂ are negative, and z₁ positive.

4 Aplikace

4 Application

4.1 Návrh, specifické aplikace

4.1 Design, specific applications

4.1.1 Obecně

4.1.1 General

Konstruktéři ozubeného kola vědí, že požadavky různých aplikací se značně liší. Použití postupů podle této mezinárodní normy pro specifické aplikace vyžaduje pečlivé posouzení všech kriterii, především těchto:

Gear designers must recognize that requirements for different applications vary considerably. Use of the procedures of this International Standard for specific applications demands a careful appraisal of all appli-
cable considerations, in particular:

• dovolené napětíí materiálu a počet opakovaných zatížení;

the allowable stress of the material and the number of load repetitions;

důsledky jakéhokoli procenta poruchy (intenzity poruch);

the consequences of any percentage of failure (failure rate);

vhodný faktor bezpečnosti.

the appropriate factor of safety.

Konstrukční opatření k zabránění vzniku lomů (prasklin), které mají původ v koncentrátorech napětí na bocích zubů, ve vylamování v hlavové oblasti a v poruchách polotovaru kola v oblasti stěny nebo náboje, by měla být analyzována obecnými metodami návrhu strojů.

Design considerations to prevent fractures emanating from stress raisers in the tooth flank, tip chipping and failures of the gear blank through the web or hub should be analysed by general machine design methods.

Jakákoliv následující variace musí být uvedena v pro-
hlášení o výpočtu.

Any variances according to the following shall be reported in the calculation statement.

1. Pokud je vyžadována zlepšená metoda výpočtu nebo pokud je dodržení omezení z článku 4.1 z nějakého důvodu nepraktické, relevantní faktory mohou být vyhodnoceny podle základní normy nebo normy pro jinou aplikaci.

1. If a more refined method of calculation is desired or if compliance with the restrictions given in 4.1 is for any reason impractical, relevant factors may be evaluated according to the basic standard or another application standard.

2. Místo hodnot jednotlivých faktorů uváděných v této mezinárodní normě mohou být použity hodnoty získané na základě zkušeností, a nebo údaje ze zkoušek. V této souvislosti lze aplikovat kritéria pro metodu A z ISO 6336-1:1996, 4.1.8.

2. Factors derived from reliable experience or test data may be used instead of individual factors ac-
   cording to this International Standard. Concerning this, the criteria for Method A in 4.1.8.1 of ISO 6336-1:1996 are applicable.

V jiných případech musí být rozměrové výpočty v přísné shodě s touto mezinárodní normou, potud napětí, faktory bezpečnosti, apod. jsou klasifikovány v souladu s touoto mezinárodní normou.

In other respects, rating calculations shall be strictly in accordance with this International Standard wherever stresses, safety factors etc. are to be classified as being in accordance with this International Standard.

Tato mezinárodní norma rozeznává následující typy konstrukcí průmyslových pohonů.

This International Standard recognizes the following types of industrial drive design.

V katalogu uvedené pohony, které jsou navrženy na nominální namáhání dimenzované pro prodej z katalogu nebo ze skladu. V době návrhu nejsou přesně známy aktuální zaížení a provozní podmínky.

Catalogue enclosed drives are designed to nominal load ratings for sale from catalogues or from stock. The actual loads and operation conditions are not exactly known at the time of design.

POZNÁMKA Aktuální zatížení pro každou aplikaci je vy-
hodnoceno pro výběr vhodně dimenzované jednotky z katalogu. Vybraný faktor založený na zkušenosti s podobnými aplikacemi je často použit pro redukci katalogového dimenzování, aby byly splněny aplikační podmínky (viz ISO TR 13593).

NOTE The actual loads for each application are evaluated to select an appropriately sized unit from the catalogue. A selection factor, based on experience with similar appli-
cations, is often used to reduce the catalogue rating to match the application conditions (see ISO TR 13593).

Uživatelem navržené pohony jsou určeny pro zvláštní použití, kde provozní podmínky jsou známy nebo specifikovány v době návrhu.

Custom designed drives are aimed at a specific application where the operating conditions are known or specified at the time of design.

Tato Mezinárodní norma je použitelná, pokud těleso kola, spojení hřídel/náboj, hřídele, ložiska, ložiskové domky, spojení perem, základy a spojky odpovídají požadavkům ohledně přesnosti, dovoleného zatížení a tuhosti, které tvoří základ pro výpočet únosnosti ozubených kol.

This International Standard is applicable when the wheel blank, shaft/hub connections, shafts, bearings, housings, threaded connections, foundations and coup-
lings conform to the requirements regarding accuracy, load capacity and stiffness which form the basis for the calculation of the load capacity of gears.

Ačkoliv je metoda popsaná v této mezinárodní normě určena především pro účely přepočítání (kontroly), lze ji iteračním způsobem využít také k určení únosnosti ozubených kol. Iterace sestává z volby zatížení a z vý-
počtu korespondujícího faktoru bezpečnosti z hlediska pittingu S_H1 pro pastorek. Pokud je S_H1 větší než S_{H min}, zatížení se zvýší, pokud je menší, zatížení se sníží. To se opakuje až do okamžiku, kdy zvolené zatížení S_H1 = S_{H min}. Stejná metoda se používá pro kolo
(S_H2 = S_{H min}) a také pro faktory bezpečnosti z hlediska zlomení zubu S_F1 = S_F2 = S_{F min}.

Although the method described in this International Standard is mainly intended for recalculation purposes, by means of iteration it can also be used to determine the load capacities of gears. The iteration is accompli-
shed by selecting a load and calculating the corres-
ponding safety factor against pitting, S_H1 for the pinion. If S_H1 is greater than S_Hmin, the load is increased; if it is smaller than S_Hmin, the load is reduced. This is done until the chosen load corresponds to S_H1 = S_Hmin. The same method is used for the wheel (S_H2 = S_Hmin), and also for the safety factors against tooth breakage,
S_F1 = S_F2 = S_Fmin.

4.1.2 Údaje o ozubeném kole

4.1.2 Gear data

Tato mezinárodní norma je použitelná při dodržení následujících vymezujících podmínek:

This International Standard is applicable within the following constraints.

1. Typy ozubených kol:

1. Types of gear:

kola s vnějším a nebo vnitřním přímými, šikmými nebo dvojitě šikmými zuby;

external and internal, involute spur, helical and double helical gears;

• kola s dvojitě šikmými zuby v jejichž případu se předpokládá, že celkové obvodové zatížení je rovnoměrně rozděleno mezi každé s dvojice šikmých zubů (s rozdílným sklonem); pokud tomu tak není (např. při aplikaci externích axiálních sil), musí to být vzato v úvahu; obě poloviny kola jsou pak brány jako dvě paralelní kola se šikmými zuby;

for double helical gears, it is assumed that the total tangential load is evenly distributed between the two helices; if this is not the case (e.g. due to externally applied axial forces), this shall be taken into account; the two helices are treated as two single helical gears in parallel.

2. Rozsah frekvence otáčení:

2. Range of speeds:

n₁ menší nebo rovno 3 600 min^–1 (synchronní rychlost dvoupólového motoru na 60 Hz proudové frekvence)²⁾;

n₁ less than or equal to 3 600 min^–1 (synchronous speed of two-pole motor at 60 Hz current frequency)²⁾;

subkritický rozsah frekvence otáčení (viz K_v v 5.6);

subcritical range of speed (see K_v in 5.6);

pro frekvenci otáčení n < 1 m/s, dovolené namá-
hání ozubení je často omezeno opotřebením.

at speeds of n < 1 m/s, gear load capacity is often limited by wear.

3. Přesnost ozubení:

3. Gear accuracy:

stupeň přesnosti 10 nebo lepší podel ISO 1328-1 (ovlivňuje K_v, K_Ha a K_Hb).

accuracy grade 10 or better according to ISO 1328-1 (affects K_v, K_Ha and K_Hb).

4. Rozsah čelního kontaktního poměru virtuální dvojice přímých zubů:

4. Range of the transverse contact ratios of virtual spur gear pairs:

1,2 < e_a < 1,9 (ovlivňuje c¢, c_g, K_v, K_Hb, K_Fa, K_Ha a K_Fb).

1,2 < e_a < 1,9 (affects c¢, c_g, K_v, K_Hb, K_Fa, K_Ha and K_Fb).

5. Rozsah úhlů sklonu boku:

5. Range of helix angles:

b menší nebo rovno 30° (ovlivňuje c¢, c_g, K_v a K_Hb).

b less than or equal to 30° (affects c¢, c_g, K_v and K_Hb).

4.1.3 Pastorek a hřídel pastorku

4.1.3 Pinion and pinion shaft

Tato Mezinárodní norma je použitelná pro pastorky integrované s hřídely nebo duté pastorky s s_R/d₁ ³ 0,2 (toto ovlivňuje c¢, c_g, K_v, K_Hb). Je předpokládáno, že duté pastorky budou montovány na pevné hřídele nebo na duté hřídele s d_shi/d_sh < 0,5 (toto ovlivňuje K_Hb).

This International Standard is applicable to pinions integral with shafts or bored pinions with s_R/d₁ ³ 0,2 (this affects c¢, c_g, K_v, K_Hb). It is assumed that the bored pinions will be mounted on solid shafts or on hollow shafts with d_shi/d_sh < 0,5 (this affects K_Hb).

4.1.4 Těleso kola, věnec kola

4.1.4 Wheel blank, wheel rim

Dané vztahy jsou platné pro přímé a šikmé ozubení s minimální tloušťkou věnce pod patou s_R ³ 3,5 m_n. Výpočet K_Hb předpokládá, že kola a hřídele kol jsou dostatečně tuhá tsk, že jejich deforamce může být zanedbána.

The given formulae are valid for spur and helical gears with a minimum rim thickness under the root of s_R ³ 3,5 m_n. The calculation of K_Hb assumes that wheel and wheel shaft are sufficiently stiff such that their deflections can be ignored.

4.1.5 Materiály

4.1.5 Materials

Mezi používané materiály patří ocele, tvárná litina a šedá litina (které ovlivňují Z_E, s_{H lim}, s_FE, K_v, K_Hb, K_Fb, K_Ha a K_Fa). Pro materiály a jejich zkratky užité v této mezinárodní normě, viz tabulka 2.

These include steels, nodular cast iron and grey cast iron (this affects Z_E, s_H lim, s_FE, K_v, K_Hb, K_Fb, K_Ha and K_Fa). For materials and their abbreviations used in this International Standard, see Table 2.

Tabulka 2 – Materiály

Table 2 – Materials

Materiál
(Material)

Zkratka
(Abbreviation)

Ocel (s_B < 800 N/mm²)
(Steel (s_B < 800 N/mm²))

St

Litina, slitina nebo uhlík, (s_B ³ 800 N/mm²)
(Cast steel, alloy or carbon, (s_B ³ 800 N/mm²))

St (litina)

Kalená ocel, slitina nebo uhlík, kalení (s_B ³ 800 N/mm²)
(Through-hardening steel, alloy or carbon, through hardened (s_B ³ 800 N/mm²))

V

Šedá litina
(Grey cast iron)

GG

Tvárná litina (perlitická, bainitická, ferritická struktura)
(Nodular cast iron (pearlitic, bainitic, ferritic structure))

GGG (perl., bai., ferr.)

Očkovaná litina (perlitická struktura)
(Black malleable cast iron (pearlitic structure))

GTS (perl.)

Kalená ocel, kalení
(Case-hardened steel, case hardened)

Eh

Ocel a GGG, plamenem nebo indukcí
(Steel and GGG, flame or induction hardened)

IF

Nitridovaná ocel, nitridace
(Nitriding steel, nitrided)

NT (nitr.)

Kalená ocel, nitridace
(Through-hardening and case-hardening steel, nitrided)

NV (nitr.)

Kalená ocel, nitrocarburized
(Through-hardening and case-hardening steel, nitrocarburized)

NV (nitrocar.)

4.1.6 Mazání

4.1.6 Lubrication

Výpočtové postupy jsou platné pro olejem mazaná ozubená kola mající dostatek mazivavhodné viskozity v zubové mezeře, pokud je vhodná také pracovní teplota (toto ovlivňuje vznik mazacího filmu, tj. faktory Z_L, Z_v a Z_R).

The calculation procedures are valid for oil lubricated gears having sufficient lubricant of suitable viscosity at the gear mesh and when the working temperature is also suitable (this affects lubricant film formation, i.e. the factors Z_L, Z_v and Z_R).

4.2 Faktory bezpečnosti

4.2 Safety factors

Je nutné rozlišit mezi faktorem bezpečnosti vzhledem k pittingu, S_H, a faktorem bezpečnosti vzhledem k lomu zubu, S_F.

It is necessary to distinguish between the safety factor relative to pitting, S_H, and the safety factor relative to tooth breakage, S_F.

Pro danou aplikaci jsou postačující únosnosti ozube-
ného kola dána výpočtenými hodnotami S_H a S_F, které jsou v pořadí rovny nebo větší než hodnoty S_H min a S_F min.

For a given application, adequate gear load capacity is demonstrated by the computed values of S_H and S_F being equal to or greater than the values S_H min and S_{F min}, respectively.

Výběr hodnot faktorů bezpečnosti by měl být založen na stupni důvěry ve spolehlivost dostupných údajů
a důsledcích možných selhání.

Choice of the value of a safety factor should be based on the degree of confidence in the reliability of the available data and the consequences of possible failures.

Důležité faktroy pro uvážení jsou

Important factors to be considered are

1. validita materiálových hodnot v ISO 6336-5, která je pro 1 % pravděpodobnosti poškození,

1. that the validity of the material values in
   ISO 6336-5 is for 1 % probability of damage,

2. specifikovaná kvalita a efektivnost řízení kvality ve všech fázích výroby,

2. the specified quality and the effectiveness of quality control at all stages of manufacture,

3. přesnost specifikace doby servisu a vnějších pod-
   mínek, a

3. the accuracy of specification of the service duty and external conditions, and

4. lom zubu je často považován z větší nebezpečí než pitting.

4. that tooth breakage is often considered to be a greater hazard than pitting.

Proto vybrané hodnoty pro S_F min by měly být větší než hodnoty vybrané pro S_H min.

Therefore, the chosen value for S_F min should be greater than the value chosen for S_H min.

Pro výpočty aktuálního faktoru bezpečnosti, viz 6.1.5 (S_H, pitting) a 7.1.4 (S_F, lom zubu). Pro minimální faktor bezpečnosti viz 6.12 (pitting) a 7.9 (lom zubu). Avšak, je doporučováno, že minimální hodnoty faktorů bez-
pečnosti by měly být odsouhlaseny mezi zákazníkem a výrobcem.

For calculation of the actual safety factor, see 6.1.5 (S_H, pitting) and 7.1.4 (S_F, tooth breakage). For minimum safety factors see 6.12 (pitting) and 7.9 (tooth break-
age). However, it is recommended that the minimum values of the safety factors should be agreed upon between the purchaser and the manufacturer.

4.3 Vstupní údaje

4.3 Input data

Pro výpočty je třeba znát následující údaje:

The following data shall be available for the calculations:

1. údaje o ozubeném kole:

1. gear data:

a, z₁, z₂, m_n, d₁, d_a1, d_a2, b, b_H, b_F, x₁, x₂, a_n, b, e_a, e_b
(viz ISO 53, ISO 54) (pro stanovení šířky ozubení b, b_H a b_F viz 4.4);

a, z₁, z₂, m_n, d₁, d_a1, d_a2, b, b_H, b_F, x₁, x₂, a_n, b, e_a, e_b
(see ISO 53, ISO 54) (see 4.4 for definition of b, b_H and b_F face widths);

2. základní profil zubu výrobního nástroje:

2. cutter basic rack tooth profile:

h_a0, r_a0;

h_a0, r_a0;

3. konstrukční a výrobní údaje:

3. design and manufacturing data:

C_a1, C_a2, f_pb, S_{H min}, S_{F min}, R_a1, R_a2, R_z1, R_z2;

C_a1, C_a2, f_pb, S_{H min}, S_{F min}, R_a1, R_a2, R_z1, R_z2;

materiály, údaje o tvrdosti a tepelném zpracování materiálů, stupně přesnosti ozubení, vzdálenost ložisek l, poloha ozubených kol vzhledem k ložiskům, průměr hřídele pastorku d_sh a případná modifikace šikmého ozubení (podélná vypouklost, odlehčení okrajů zubu);

materials, material hardnesses and heat treatment details; gear accuracy grades, bearing span l, positions of gears relative to bearings; dimensions of pinion shaft d_sh and, when applicable, helix modification (crowning, end relief);

4. údaje o výkonu:

4. power data:

P nebo T nebo F_t, n₁, n₁, detaily hnacího a hnaném stroji.

P or T or F_t, n₁, n₁, details of driving and driven machines.

Potřebná geometrické údaje mohou být vypočteny podle národních technických norem.

Requisite geometrical data can be calculated according to national standards.

Mezi informacemi, které si předává výrobce se zákaz-
níkem, by měly být údaje o materiálových preferencích, mazání, faktorech bezpečnosti a vnějších působících silách způsobených vibracemi a přetížením (aplikační faktor).

Information to be exchanged between manufacturer and purchaser should include data specifying material preferences, lubrication, safety factor and externally applied forces due to vibrations and overloads (application factor).

4.4 Šířky ozubení

4.4 Face widths

Mají být vyznačné následující šířky ozubení.

The following face widths have to be distinguished.

• b: menši z šířek zubu pastorku a kola měřené na roztečné kružnici (pro dvojitě šikmé oyubené kolo b_H = 2 b_B). Zkosení nebo zaoblení konců zubů jsou ignorovány. Pokud jsou šířky zubů vyrovnány, musí být použit rozměr šířky v dotyku.

b: the smaller of the facewidths of pinion and wheel measured at the pitch circles (for a double helical gear b_H = 2 b_B). Chamfers or rounding of tooth ends are to be ignored. Where the facewidths are offset, the length of the face in contact shall be used.

b_H: šířka zubu na roztečném válci ozubeného kola (pro dvojitě šikmé ozubené kolo b_H = 2 b_B). Pokud je šířka zubu b_H větší než její spoluzabírající kolo, b_H bude založena na menší šířce zubu zaned-
báním všech zamýšlených přechodových zkosení nebo zaoblení konců zubů. Nebudou také zahrnuty nekalené části kalených povrchů boků zubů a pře-
chodové oblasti. Šířka boku zubu v dotyku bude použita tam, kde jsou šířky zubů vyrovnány.

b_H: the facewidth at the pitch cylinder of the gear (for a double helical gear b_H = 2 b_B). When the facewidth b_H is larger than that of its mating gear, b_H shall be based on the smaller facewidth, ignoring any intentional transverse chamfers or tooth-end rounding. Neither unhardened portions of surface-hardened gear tooth flanks nor the transition zones shall be included. Where the facewidths are offset, the length of the face in contact shall be used.

• b_F: šířka zubu na patním válci ozubeného kola (pro dvojitě šikmé ozubené kolo b_F = 2 b_B). Pokud je šířka zubu b_F větší než u spoluzabírajícího ozubeného kola, bude pro b_F použita menší šířka zubu plus libovolná délka prodloužení na každém konci, nepře-
  sahující jeden modul. Avšak pokud je předpokládáno, že vzhledm k tomu, že podélná vypouklost nebo odlehčení konce zubu nepřekročí konec šířky boku zubu, je pro pastorek i kolo použita menší šířka ozubeného kola. Šířka dotyku zubů musí být použita tam kde jsou šířky zubu vyrovnány.

b_F: the facewidth at the root cylinder of the gear (for a double helical gear b_F = 2 b_B). When the facewidth b_F is larger than that of its mating gear, b_F shall be based on the smaller facewidth plus a length, not exceeding one module of any extension at each end. However, if it is foreseen that because of crowning or because end relief contact does not extend to the end of face, then the smaller facewidth shall be used for both pinion and wheel. Where the facewidths are offset, the length of the face in contact shall be used.

4.5 Numerické rovnice

4.5 Numerical equations

Jednotky uvedené v kapitole 3 budou použity ve všech výpočtech. Informace která zjednoduší použití této mezinárodní normy je uvedena v dodatku C normy ISO 6336-1:1996.

The units listed in clause 3 shall be used in all cal-
culations. Information which will facilitate the use of this International Standard is provided in annex C of ISO 6336-1:1996.

5 Ovlivňující faktory

5 Influence factors

5.1 Obecně

5.1 General

Všechny ovlivňující faktory K_v, K_Ha, K_Hb, K_Fa a K_Fb jsou závislé na zatížení zubu. Ve výchozím stavu je to apli-
kované zatížení (jmenovité obvodové zatížení vynásobené aplikačním faktorem).

The influence factors K_v, K_Ha, K_Hb, K_Fa a K_Fb are all dependent on the tooth load. Initially this is the applied load (nominal tangential load multiplied by the application factor).

Faktory jsou vzájemně závislé a budou tak postupně vypočteny následovně:

The factors are also interdependent and shall therefore be calculated successively as follows:

1. K_v s aplikovaným obvodovým zatížením F_t K_A;

1. K_v with the applied tangential load F_t K_A;

2. K_Hb nebo K_Fb s přepočítaným zatížením F_t K_A K_v;

2. K_Hbor K_Fb with the recalculated load F_t K_A K_v;

3. K_Ha nebo K_Fa s působícím obvodovým zatížením F_tK_A;

3. K_Ha or K_Fa with the applied tangential load F_tK_A.

Pokud ozubené kolo pohání dvě nebo více spoluza-
bíracích ozubených kol, nebo je dvojitě šikmé, je nutné K_A nahradit součinem K_A K_g. Pokud je to možné, měl by být faktor zatížení záběru K_g stanoven na základě měření. Eventuálně může být jeho hodnota zjištěna s použitím dostupné literatury.

When a gear drives two or more mating gears, it is necessary to substitute K_A by K_A K_g. If possible, the mesh load factor, K_g, should be determined by measu-
rement; alternatively, its value may be estimated from the literature.

5.2 Jmenovité obvodové zatížení, F_t, jmenovitý točivý moment, T, jmenovitý výkon, P

5.2 Nominal tangential load, F_t, nominal torque, T, nominal power, P

Jmenovité obvodové zatížení F_t působí v čelní rovině na referenčním válci. Lze jej spočítat z točivého obvo-
dovéu na vstupu poháněného zařízení. To je točivý moment odpovídající nejtěžším přijatelným pracovním podmínkám. Alternativně může být jako základ použit jemnovitý točivý moment hnacího stroje, pokud od-
povídá požadavkům poháněného stroje, nebo případně i jiná vhodná základní hodnota.

The nominal tangential load, F_t, is determined in the transverse plane at the reference cylinder. It is based on the input torque to the driven machine. This is the torque corresponding to the heaviest regular working condition. Alternatively, the nominal torque of the prime mover can be used as a basis if it corresponds to the torque requirement of the driven machine, or some other suitable basis can be chosen.

5.3 Nerovnoměrné zatížení, nerovnoměrný točivý moment, nerovnoměrný výkon

5.3 Non-uniform load, non-uniform torque,
non-uniform power

Pokud není přenášené zatížení rovnoměrné, měl by brát zřetel nejen na špičkové zatížení a příslušný oče-
kávaný počet cyklů, ale také na přechodná zatížení a jejich počet cyklů. Tento typ zatížení je klasifikován jako zatěžovací cyklus a může být reprezentován spektrem zatížení. V takových případech by měl být kumulativní únavový účinek cyklu zatížení zvážen při dimenzování ozubeného soukolí. Metoda výpočtu účinku zatížení za těchto podmínek je uvedena v ISO/TR 10495.

When the transmitted load is not uniform, consideration should be given not only to the peak load and its anticipated number of cycles, but also to intermediate loads and their numbers of cycles. This type of load is classed as a duty cycle and may be represented by a load spectrum. In such cases, the cumulative fatigue effect of the duty cycle is considered in rating the gear set. A method of calculating the effect of the loads under this condition is given in ISO TR 10495.

5.4 Maximální obvodové zatížení, F_{t max}, maximální točivý moment, T_max, maximální výkon P_max

5.4 Maximum tangential load, F_{t max}, maximum torque, T_max, maximum power, P_max

Jedná se o maximální obvodové zatížení F_tmax (nebo odpovídající točivý moment, T_max, odpovídající výkon P_max) v rozsahu proměnného provozu. Jejich amplituda může být omezena dobře reagující bezpečnostní spojkou. Hodnoty F_tmax, T_max, and P_max je třeba znát, pokud se určuje bezpečnost s ohledem na poškození pittingem a na náhlé zlomení zubu způsobené zatížením odpo-
vídajícím mezní hodnotě statického napětí (viz 5.5).

This is the maximum tangential load F_{t max}, (or cor-
responding torque, T_max, corresponding power, P_max) in the variable duty range. Its magnitude can be limited by a suitably responsive safety clutch. F_{t max}, T_max and P_max shall be known when safety from pitting damage and from sudden tooth breakage due to loading corresponding to the static stress limit is determined (see 5.5).

5.5 Aplikační faktor, K_A

5.5 Application factor, K_A

5.5.1 Obecně

5.5.1 General

Pomocí faktoru K_A je upraveno jemnovité zatížení F_t, aby byla kompenzována přírůstková zatížení z vnějších zdrojů. Tyto dodatečné síly značně závisí na charak-
teristikách hnacího a hnaného stroje, jakož i na hmotách a tuhostech systému, včetně hřídelů a spojek použí-
vaných v provozu.

The factor K_A adjusts the nominal load F_t, in order to compensate for incremental gear loads from external sources. These additional forces are largely dependent on the characteristics of the driving and driven machines, as well as the masses and stiffness of the system, including shafts and couplings used in service.

Doporučuje se, aby byl aplikační faktor předmětem dohody zákazníka a výrobce/konstruktéra,.

It is recommended that the purchaser and manufacturer/
designer agree on the value of the application factor.

5.5.2 Metoda A – Faktor K_A-A

5.5.2 Method A – Factor K_A-A

Faktor K_A se v této metodě určuje na základě pečlivých měření a vyčerpávající analýzy systému, nebo s využitím spolehlivých provozních zkušeností z oblasti dané aplikace (viz 5.3).

K_A is determined in this method by means of careful measurements and a comprehensive analysis of the system, or on the basis of reliable operational expe-
rience in the field of application concerned (see 5.3).

5.5.3 Metoda B – Faktor K_A-B

5.5.3 Method B – Factor K_A-B

Pokud nejsou k dispozici žádné spolehlivé údaje, získané způsobem popsaným v 5.5.2, nebo pokud se jedná o první fázi návrhu, je pro K_A možné použít směrných hodnot popsaných v příloze C.

If no reliable data, obtained as described in 5.5.2, is available, or even as early as the first design phase, it is possible to use the guideline values for K_A as described in annex C.

5.6 Vnitřní dynamický faktror K_V

5.6 Internal Dynamic Factor, K_V

5.6.1 Obecně

5.6.1 General

Dynamický faktor upravuje vztah mezi celkovým zatí-
žením zubu, zahrnujícím vnitřní dynamické účinky „multi-
rezonančního“ systému, a přenášené obvodové zatížení zubu.

The dynamic factor relates the total tooth load, including internal dynamic effects of a “multi-resonance” system, to the transmitted tangential tooth load.

V této mezinárodní normě je použita modifikovaná metoda B podle ISO 6336-1:1996. V případu dohody mezi odběratelem a výrobcem nebo v případu stanovení schopností v katalogové prezentaci zahrnutých pohonů, může být pro odhad dynamického faktoru použita metoda E podle ISO 6336-1:1996.

Method B of ISO 6336-1:1996 with modifications is used in this International Standard. When agreed between manufacturer and purchaser, or when determining the catalogue presentation of the capacities of catalogue enclosed drives, Method E of ISO 6336-1:1996 may be used to estimate the dynamic factor.

Při tomto postupu se předpokládá, že ozubené soukolí lze modelovat základním systémem „hmota na pružině“ zahrnujícím vázané hmoty pastorku a kola a tuhost záběru zubů při styku. Dále se předpokládá, že se každé ozubené soukolí chová jako jednostupňový pár, tj. vliv dalších stupňů v několikstupňové ozubené soustavě je ignorován. Tento předpoklad je obhajitelný pouze tehdy, pokud je torzní tuhost (měřená na zá-
kladním poloměru ozubených kol) společného hřídele kola a pastorku nižší než tuhost záběru. Postup výpočtu při velmi tuhých hřídelích, viz 5.6.3 a příloha B.1.

In this procedure it is assumed that the gear pair consists of an elementary single mass and spring system comprising the equivalent masses of pinion and wheel, and the mesh stiffness of the contacting teeth. It is also assumed that each gear pair functions as a single stage pair, i.e. the influence of other stages in a multiple-stage gear system is ignored. This assumption is only tenable when the torsional stiffness (measured at the base radius of the gears) of the shaft common to a wheel and a pinion is less than the mesh stiffness. See 5.6.3 and annex A for the procedure dealing with very stiff shafts.

Síly způsobené torzními vibracemi hřídelů a vázaných hmot nejsou faktorem K_V zohledněny. Tyto síly by měly být uvažovány s externě působícími silami (např. pomocí aplikačního faktoru).

Forces caused by torsional vibrations of the shafts and coupled masses are not covered by K_v. These forces should be included with other externally applied forces (e.g. with the application factor).

Převodová ozubená soukolí s několika spoluzabírajícími páry mají několik vlastních frekvencí. Ty mohou být vyšší nebo nižší než vlastních frekvence samotného páru ozubených kol s jedním záběrem. Pokud taková ozubená kola pracují v nadkritickém rozsahu, doporučuje se analýza pomocí metody A. Viz ISO 6336-1:1996, 6.3.1.

In multiple mesh gear trains, there are several natural frequencies. These can be higher or lower than the natural frequency of a single gear pair which has only one mesh. When such gears run in the supercritical range, analysis by Method A is recommended. See ISO 6336-1:1996, 6.3.1.

Specifické zatížení pro výpočet K_v je (F_t K_A)/b.

The specific load for the calculation of K_v is (F_t K_A)/b.

Pokud (F_t K_A)/b > 100 N/mm, potom F_m/b = (F_t K_A)/b,

If (F_t K_A)/b > 100 N/mm, then F_m/b = (F_t K_A)/b,

Pokud (F_tK_A)/b £ 100 N/mm, potom F_m/b = 100 N/mm.

if (F_tK_A)/b £ 100 N/mm, then F_m/b = 100 N/mm.

Pokud specifické zatížení (F_t K_A)/b < 50 N/mm, pak hrozí nebezpečí vzniku vibrací (za jistých podmínek, při oddělování boků zabírajících zubů) především u kol s přímými a šikmými zuby, vyššího stupně přesnosti, provozovaných při vysokých rychlostech.

When the specific loading (F_t K_A)/b < 50 N/mm, a parti-
cular risk of vibration exists (under some circumstances, with separation of working tooth flanks), above all for spur or helical gears of coarse accuracy grade running at higher speed.

5.6.2 Výpočet parametrů potřebných k vyhodnocení K_V

5.6.2 Calculation of the parameters required for evaluation of K_V

5.6.2.1 Výpočet redukované hmotnosti, m_red

5.6.2.1 Calculation of the equivalent mass, m_red

1. Výpočet redukované hmotnosti m_red jednostupňo-
   vého ozubeného soukolí

1. Calculation of the equivalent mass m_red of a single-stage gear pair

kde

where

m_red je redukovaná hmotnost ozubeného soukolí, tj. hmotnost na jednotkovou šířku ozubení každého ozubeného kola, vztaženou na patní poloměr nebo na přímku záběru;

m_red is the equivalent mass of a gear pair, i.e. of the mass per unit facewidth of each gear, referred to its base radius or to the line of action;

J*_1,2 jsou polární momenty setrvačnosti na jed-
notkovou šířku ozubení;

J*_1,2 are the polar moments of inertia per unit facewidth;

r_b1,2 jsou poloměry základních kružnic (= 0,5 d_b1,2).

r_b1,2 are the base radii (= 0,5 d_b1,2).

2. Výpočet redukované hmotnosti m_red vícestupňového ozubeného soukolí:

2. Calculation of equivalent mass, m_red, of a multi-stage gear pair

Viz příloha A.

See annex A.

3. Výpočet ekvivalentní hmotnosti, m_red, ozubených kol méně běžných typů:

3. Calculation of equivalent mass, m_red, of gears of less common designs

Informace o následujících případech viz A.1.2:

For information on the following cases, see A.1.2:

průměr hřídel pastorku přibližně se rovnající prů-
měru středů výšky zubů d_m1;

• dvě pevně spojená souosá ozubená kola;

• jedno velké kolo poháněné dvěma pastorky;

• planetová ozubená kola;

• vložená kola.

pinion shaft with diameter at mid-tooth depth, d_m1, about equal to the shaft diameter;

• two rigidly connected, coaxial gears;

• one large wheel driven by two pinions;

• planetary gears;

• idler gears.

5.6.2.2 Určení kritická frekvence otáčení (hlavní rezonance) ozubeného soukolí

5.6.2.2 Determination of the resonance running speed (main resonance) of a gear pair

1. Kritická frekvence otáčení pastorku, n_E1, reciproké minuty:

1. Resonance running speed, n_E1, of the pinion, in reciprocal minutes:

kde c_g z přílohy B.

with c_g from annex B.

2. Rezonanční poměr, N

2. Resonance ratio, N

Poměr frekvence otáčení pastorku ke kritické frekvenci otáčení, rezonanční poměr N se určí následovně:

The ratio of pinion speed to resonance speed, the resonance ratio, N, is determined as follows.

Kritická frekvence otáčení může být vyšší nebo nižší než frekvence otáčení vypočítaná z rovnice (8) v důsledku tuhostí, které nemusí být zahrnuty (tj. tuhostí hřídelí, ložisek nebo ložiskových domků) a vlivu tlumení. Z důvodů bezpečnosti je rezonanční rozsah stanoven následovně.

The resonance running speed may be above or below the running speed calculated from equation (8) because of stiffnesses which have not been included (e.g. the stiffnesses of shafts, bearings or housings) and as a result of damping. For reasons of safety, the resonance range is defined by the following.

Dolní mez rezonančního poměru se určuje při takových zatíženích, kdy je (F_t K_A)/b je menší než 100 N/mm, N_S:

At loads such that (F_tK_A)/b is less than 100 N/mm, the lower limit of resonance ratio N_S is determined as follows:

pokud je (FtK_A)/b < 100 N/mm, potom

if (F_tK_A)/b < 100 N/mm, then

pokud je (F_tK_A)/b ³ 100 N/mm, potom

if (F_tK_A)/b ³ 100 N/mm, then

5.6.2.3 Přesnost ozubeného kola a parametry záběhu B_p, B_f, B_k

5.6.2.3 Gear accuracy and running-in parameters B_p, B_f, B_k

B_p, B_f a B_k jsou bezrozměrné parametry, které se po-
žívají pro zohlednění vlivu úchylek zubů a modifikací profilu na dynamické zátížení.³⁾

B_p, B_f and B_k are non-dimensional parameters used to take into account the effect of tooth deviations and profile modifications on the dynamic load.³⁾

kde

with

c¢ uvedeno v příloze B;

c¢ from annex B;

C_a je navržená velikost modifikace profilu (odlehčení hlavy na začátku a konci záběru). U ozubených kol bez předepsané modifikace profilu musí být hodnota C_a ve vzorci (14) nahrazena hodnotou C_ay při záběhu. C_ay je možné odečíst z tabulky 3.

C_a design amount for profile modification (tip relief at the beginning and end of tooth engagement). A value C_ay from running-in shall be substituted for C_a in equation (14) in the case of gears without a specified profile modification. The value of C_ay can be obtained from Table 3.

Efektivní úchylka základní rozteče a odchylka profilu jsou uváděny po záběhu. Hodnoty f_{pb eff} a f_{f eff} jsou určeny dedukcí odhadnutých přídavků na záběh y_p a y_f následovně:

The effective base pitch and profile deviations are those which are present after running-in. The values of f_{pb eff} and f_{f eff} are determined by deducting esti-
mated running-in allowances y_p and y_f as follows:

vybere se větší z těchto dvou hodnot;

whichever is the greater;

vybere se větší z těchto dvou hodnot.

whichever is the greater.

5.6.2.4 Přídavek na záběh, y_a

5.6.2.4 Running-in allowance, y_a

1. Pro St, St (cast), V, GGG (perl., bai.), GTS (perl.)⁴⁾

1. For St, St (cast), V, GGG (perl., bai.), GTS (perl.)⁴⁾

2. Pro GG, GGG (ferr.)⁴⁾

2. For GG, GGG (ferr.)⁴⁾

3. Pro Eh, IF, NT, (nitr.), NV (nitrocar.)⁴⁾

3. For Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.), NV (nitrocar.)⁴⁾

5.6.3 Dynamický faktor v podkritickém pásmu
(N £ N_S)

5.6.3 Dynamic factor in the subcritical range
(N £ N_S)

V tomto sektoru se mohou vyskytnout rezonance, pokud se frekvence záběru zubů shoduje s N = 1/2 a N = 1/3. Jejich riziko je v případu přesných čelních kol s přímými nebo se šikmými zuby nízké; pokud je ozubení vhodně modifikováno (platí pro ozubená kola se stupněm přesnosti 6 nebo lepším podle ISO 1328-1:1995).

In this sector, resonances may exist if the tooth mesh frequency coincides with N = 1/2 and N = 1/3. The risk of this is slight in the case of precision helical or spur gears, if the latter have suitable profile modifi-
cation (gears as specified in ISO 1328-1:1995, accuracy grade 6 or better).

Jestliže je malý poměr doyku čelních kol s přímými zuby nebo pokud je nízký stupeň kvality, může K_v nabývat podobně vysokých hodnot jako v hlavním rezonančním pásmu. Pokud k tomu dojde, měly by být změněny návrhové nebo provozní parametry.

When the contact ratio of straight spur gears is small or if the quality is of low grade, K_v can be just as great as in the main resonance-speed range. If this occurs, the design or operating parameters should be altered.

Rezonance při N = 1/4, 1/5, atd., jsou zřídka pro-
blémové, protože příslušné amplitudy vibrací bývají obvykle malé.

Resonances at N = 1/4, 1/5, etc. are seldom trouble-
some because the associated vibration amplitudes are usually small.

U ozubené soukolí, kde nejsou tuhosti hacího a hnaného hřídele stejné, může frekvence záběru zubů v rozsahu N » 0,2 až 0,5 vyvolat vlastní frekvence, a to pokud je torzní tuhost c tužšího hřídele (vztažená k přímce záběru) je srovnatelného řádu s tuhostí zubů, tj. pokud je hodnota c/r_b² stejného řádu jako hodnota c_g. Jestliže tomu tak je, mohou přírůstky dynamického zatížení překonat hodnoty spočítané pomocí rovnice (23).

For gear pairs where the stiffnesses of the driving and driven shafts are not equal, in the range N » 0,2 to 0,5, the tooth contact frequency can excite natural frequencies when the torsional stiffness c of the stiffer shaft, referred to the line of action, is of the same order of magnitude as the tooth stiffness, i.e. if c/rb² is of the order of magnitude of c_g. When this is so, dynamic load increments can exceed values calculated using equation (23).

pokud C_v1 a C_v2 jsou určeny pro úchylky rozteče a profilu, potom C_v3 určuje cyklickou proměnu tuhosti záběru. Viz tabulka 3.

where C_v1 and C_v2 allow for pitch and profile deviations, while C_v3 allows for the cyclic variation of mesh stiffness. See Table 3.

Tabulka 3 – Rovnice pro výpočet faktorů
C_v1 až C_v3 a C_ay

Table 3 – Equations for the calculation of factors C_v1 to C_v3 and C_ay

1 < e_g £ 2

e_g > 2

C_v1

C_v2



C_v3

0,32

0,34



0,23

0,32

_[image]

_[image]

_[image]
POZNÁMKA Pokud pastorek (1) je z jiného materiálu než kolo (2), C_ay1 a C_ay2 jsou počítány odděleně: pak
NOTE When the material of the pinion (1) is different from that of the wheel (2), C_ay1 and C_ay2 are calculated separately: then
_[image]

Hodnota C_ay vycházející ze záběhu bude nahrazovat C_a v rovnici (14) v případu převodů bez specifikované změny profilu. Hodnota C_ay je získána z tabulky 3. Viz dodatek B pro tuhost jednoho zubu c¢.

A value C_ay resulting from running-in shall be sub-
stituted for C_a in equation (14) in the case of gears without a specified profile modification. The value of C_ay is obtained from Table 3. See annex B for single tooth stiffness c¢.

5.7 Faktor podélného zatížení, K_Hb

5.7 Face load factor, K_Hb

5.7.1 Obecně

5.7.1 General

Faktor podélného zatížení upravuje napětí mezi zuby s ohledem na účinky nerovnoměrného rozložení zatížení boků zubů podél jejich šířky.

The face load factor adjusts gear tooth stresses, to allow for the effects of uneven load distribution over the facewidth.

Metoda C2 z ISO 6336-1:1996 je s modifikovaným použitím této mezinárodní normy, upravená tak, že jsou uvažovány vlivy nesouososti záběru, vlivy od elas-
tických deformací pastorku a vlivy výrobních nepřesností.

Method C2 of ISO 6336-1:1996 with modifications is used in this International Standard, arranged so that account is taken of the influences on mesh alignment, of elastic deformations of the pinion and of manu-
facturing inaccuracies.

K_Hb bude počítáno z celkové nesouososti záběru po záběhu, F_by, který obsahuje následující dvě složky.

K_Hb shall be calculated from the total mesh misalignment after running-in, F_by, which comprises the following two components.

• Systematickou chybu, která bere v úvahu f_sh (ne-
  souosost záběru způsobená vychýlením hřídelů) a je primárně způsobená vychýlením hřídele pastorku, ale v principu může obsahovat všechna mechanická vychýlení, která mohou být vyčísleny s dostatečnou přesností z hlediska velikosti a směru.

Systematic error is taken into account by f_sh (mesh misalignment due to shaft deflection) and is primarily caused by pinion shaft deflection, but in principle may include all mechanical deflections which can be evaluated accurately enough in both amount and direction.

Náhodnou chyba je představena parametrem f_ma (nesouosost záběru umožněná výrobními toleran-
cemi). Skutečný směr a velikost nesouososti záběru v důsledku výroby nemohou být vyčísleny, pouze rozsah je omezen výrobní tolerancí (s odkazem na stupeň přesnosti ozubeného kola).

Random error is represented by f_ma (mesh misali-
gnment due to manufacturing tolerance). The actual direction and amount of misalignment due to manu-
facturing cannot be evaluated, only the range is limited by manufacturing tolerance (referring to gear accuracy grade).

Použití korekce sklonu a podélná vypouklost spočívá v následujícím.

Application of helix correction and crowning consists of the following.

Korekce sklonu je základní modifikace, která je použita pro kompenzaci systematické chyby. Teoreticky je možné použít korekci sklonu, která přesně přiz-
působí vypočtené vychýlení pro specifické zatížení a tak eliminuje příspěvek f_sh pro K_Hb pro konkrétní zatížení. V praxi však změny zatížení a chyby v hod-
nocení f_sh zanechávají zbytkový vliv na K_Hb, který musí být uvažován.

Helix correction is a lead modification which is applied to compensate for the systematic error. Theoretically, it is possible to apply a helix correction which exactly matches the calculated deflection for a specific load and so eliminates the f_sh contri-
bution to K_Hb for that particular load. In practice, however, varying loads and errors in the evaluation of f_sh leave a remaining influence on K_Hb which has to be taken into account.

• Podélná vypouklost je základní modifikace, která tvoří nejlepší obrannou strategii proti náhodným složkám nesouososti. Vypouklost má být symetricky rozložena podle středu šířky zubu, protože f_ma může být i v jiném směru.

Crowning is a lead modification which comprises the best defensive strategy against the random component of misalignment. Since f_ma can be in either direction, crowning should be symmetric to the middle of the face width.

Pokud se návrh neshoduje s požadavky 7.2.3.1
ISO 6336-1:1996 nebo pokud některé z následujících bodů mají významný vliv na uspořádání nesouososti záběru, je doporučena přesnější a úplná analýza v souladu s ISO 6336-1 s ohledm na:

A more exact and comprehensive analysis in accordance with ISO 6336-1 is recommended if the design does not match the requirements of 7.2.3.1 of ISO 6336-1:1996, or if any of the following items have significant influence on mesh alignment:

elastická (pružné) vychýlení, která nejsou způsobena záběrem ozubeného kola ale vnějším zatížením (např. řemeny, řetězy, spojkami);

elastic deformations not caused by gear mesh forces but by external loads (e.g. belts, chains, couplings);

elastická vychýlení kola a hřídele kola;

elastic deformations of wheel and wheel shaft;

elastická vychýlení a výrobní nepřesnosti převodové skříně;

elastic deformations and manufacturing inaccuracies of the gear case;

ložiskové vůle a vychlýlení;

bearing clearances and deflections;

odlišná uspořádání od uvedených na obrázku 2;

• arrangements different from those shown inFigure 2;

různé výrobní nebo jiná vychýlení, která naznačují potřebu podrobnější analýzy.

any manufacturing or other deformations which indicate a need for a more detailed analysis.

Pokud je touto metodou vypočtena hodnota K_Hb větší než 2,0, skutečná hodnota bude obvykle menší než tato. Avšak pokud je vypočtena hodnota K_Hb větší než 1,5, pak by návrh měl být přehodnocen (např. zvýšení tuhostí hřídelí, změna poloh ložisek, zlepšení přesnosti šroubovice).

When, by this method, a value of K_Hb greater than 2,0 is calculated, the true value will usually be less than this. However, if the calculated value of K_Hb is greater than 1,5, the design should be reconsidered (e.g. shaft stiffness increased, bearing positions changed, helix accuracy improved).

5.7.2 Výpočet K_Hβ

5.7.2 Calculation of K_Hβ

Charakteristické zatížení pro výpočet K_Hβ je (F_tK_AK_v)/b.

The specific load for the calculation of K_Hβ is (F_tK_AK_v)/b.

Jestliže (F_tK_AK_v)/b > 100 N/mm, potom F_m/b = (F_tK_AK_v)/b,

If (F_tK_AK_v)/b > 100 N/mm, then F_m/b = (F_tK_AK_v)/b,

Jestliže (F_tK_AK_v)/b £ 100 N/mm, potom F_m/b = 100 N/mm.

if (F_tK_AK_v)/b £ 100 N/mm, then F_m/b = 100 N/mm.

pokud je K_Hb £ 2, kde c_g je určeno z přílohy B.

applies when K_Hb £ 2, with c_g from annex B.

Pro K_Hb > 2 je tato mezinárodní norma nepoužitelná.

If K_Hb > 2, this International Standard is not applicable.

5.7.3 Nesouosost záběru po záběhu F_by

5.7.3 Mesh misalignment after running-in, F_by

kde je

where

F_bx nesouosost záběru před záběhem (viz 5.7.4);

F_βx is the mesh misalignment before running-in (see 5.7.4);

y_β přídavek na záběh (viz 5.7.8).

y_β is the running-in allowance (see 5.7.8).

5.7.4 Nesouosost záběru před zaběhem, F_bx

5.7.4 Mesh misalignment before running-in, F_bx

5.7.4.1 Obecně

5.7.4.1 General

F_βx je absolutní hodnota součtu výrobních úchylek a vychýlení pastorku a hřídele, měřených v rovině záběru.

F_βx is the absolute value of the sum of manufacturing deviations and pinion and shaft deflections, measured in the plane of action.

5.7.4.2 Ozubená kola konstruovaná na zakázku (viz odstavec 4)

5.7.4.2 Custom designed gears (see clause 4)

1. Pro ozubené soukolí bez ověření vhodné polohy vzájemného pásma dotyku⁵⁾:

1. For gear pairs without verification of the favourable position of the contact pattern⁵⁾:

s B₁ a B₂ podle tabulky 4.

with B₁ and B₂ taken from Table 4.

2. Pro soukolí s ověřením vhodné polohy pásma dotyku (např. nastavením ložisek)⁶⁾:

2. For gear pairs with verification of the favourable position of the contact pattern (e.g. by adjustment of bearings)⁶⁾:

kde je

where

f_Hb5 maximální úchylka sklonu zubu pro přesnost ISO stupně 5 (viz ISO 1328-1:1995).

f_Hb5 is the maximum helix slope deviation for ISO accuracy grade 5 (see ISO 1328-1:1995).

Odečtením f_Hb5 je umožněno vyrovnání elastických deformací a výrobních úchylek.

By subtracting f_Hb5, allowance is made for the com-
pensatory roles of elastic deformation and manu-
facturing deviations.

5.7.4.3 Katalog přiložených pohonů (viz kapitola 4)

5.7.4.3 Catalogue enclosed drives (see clause 4)

Pro ozubené soukolí s korekcí sklonu boku z katalogu a vhodnou podélnou vypouklost pro příslušné katalo-
gové hodnocení nebo bez modifikace sklonu zubu lze použít rovnici (27). V tomto případu, se musí uvažovat poloha ozubeného soukolí, vychýlení hřídele, radiální zatížení, atd⁶⁾.

For catalogue gear pairs with helix corrections and crowning appropriate for the corresponding catalogue rating or without helix modification, use equation (27). In this case, the location of the gear pair, shaft deflec-
tions, bearings, overhung loads, etc. shall be taken into account.⁶⁾

Tabulka 4 – Konstanty pro rovnici (27)

Table 4 – Constants for use in equation (27)

Čís.
(No.)

1

Žádná
(None)

–

1

1

2

Pouze vystředěná podélná vypouklost
(Central crowning only)

_[image]

1

0,5

3

Pouze vystředěná podélná vypouklost
(Central crowning only)

_[image]

0,5

0,5

4^b

Pouze korekce sklonu boku
(Helix correction only)

Korigovaný tvar je vypočten pro analyzovanou dvojici točivého momentu
(Corrected shape calculated to match torque being analysed)

0,1^c

1,0

5

Korekce sklonu boku a vystředěná podélná vypouklost
(Helix correction plus central crowning)

Případ 2 plus případ 4
(Case 2 plus case 4)

0,1^c

0,5

6

Konečný profil ozubení
(End relief)

Vhodný rozměr C_I(II) viz příloha D
(appropriate amount C_I(II) see annex D)

0,7

0,7

^a Vhodná podélná vypouklostí C_b, viz příloha D
^a Appropriate crowning, C_b, see annex D.

^b Ppřevážně používaný pro aplikace s konstantním zatížením
^b Predominantly applied for applications with constant load conditions.

^c Validovaný pro nejpřesnější výrobní postupy, jinak jsou vhodné vyšší hodnoty
^c Valid for very best practice of manufacturing, otherwise higher values appropriate.

Pro soukolí z katalogu s vhodnou korekcí skonu boku a vypouklostí platí:

Otherwise, for catalogue gear pairs with appropriate helix correction and crowning:

Používá-li se rovnice (29), přídavek na záběh y_b je roven nule.

When using equation (29), the running-in allowance y_b equals zero.

5.7.5 Minimální hodnoty K_Hb

5.7.5 Minimum values for K_Hb

Pro soukolí bez korekce sklonu boku nebo vypouklostí je minimální hodnota K_Hb 1,25 pro nejnižší rychlostní stupně (také pro jednoduchá ozubená kola pohonů s převodem do pomala) a 1,45 pro ostatní stupně.

For gear pairs without helix correction or crowning, the minimum value for K_Hb is 1,25 for lowest speed stages (also for single reduction gear drives) and 1,45 for all other stages.

Pro pohony z přiloženého katalogu s vhodnou korekcí sklonu boku nebo vypouklostí je minimální hodnota K_Hb 1,10 pro nejnižší rychlostní stupeň (také pro jednoduchá ozubená kola pohonů s převodem do pomala) a 1,25 pro ostatní stupně. Pro ozubená kola konstruovaná na zakázku s vhodnou korekcí šroubo-
vice a korunováním je minimální hodnota K_Hb 1,0.

For catalogue enclosed drives with appropriate helix correction and crowning, the minimum value for K_Hb is 1,10 for the lowest speed stage (also for single reduction drives) and 1,25 for all other stages. For custom designed drives with appropriate helix correction and crowning, the minimum value for K_Hb is 1,0.

Výše stanovená minimální hodnota K_Hb platí pro všechna zatížení včetně přetížení.

The minimum value of K_Hb defined above applies at all loads, including overloads.

5.7.6 Ekvivalentní nesouosost, f_sh

5.7.6 Equivalent misalignment, f_sh

Pro čelní ozubená kola s přímými a jednoduše šikmými zuby:

For spur and single helical gears:

Výpočet f_sh pro čelní ozubená kola s dvojitě šikmými zuby je výpočet vztažen ke sklonu boku nejbližšímu
k volnému konci hřídele, který je poháněn nebo který pohání zatížení:

For double helical gears, the calculation of f_sh is relative to the helix nearest to the shaft end which is driven or which drives the load:

kde je

where

_[image]

b_B šířka jednoho sklonu boku.

b_B is the width of one helix.

V rovnicích (30) a (31), K¢, s a l jsou v souladu s ob-
rázkem 2.

In equations (30) and (31), K', s and l are according to Figure 2.

Pastorky, které jsou na obrázku 2 nakresleny přerušo-
vanými čarami, označují ty sklony boku zubu ozubených kol s dvojitě šikmými zuby, které mají menší hodnotu f_sh a jsou nasazeny za tepla obvyklým způsobem (při nasazení za tepla obvyklým způsobem je podpůrný účinek zanedbatelný). Původní průměr bude poněkud větší než průměr hřídele.

In Figure 2, the pinions shown in dashed lines indicate those helices of double helical gears which have the lower value of f_sh and normal shrink fit (for a normal shrink fit, the supporting effect is negligible). The root diameter shall be somewhat greater than the shaft diameter.

5.7.7 Úchylka způsobená výrobními nepřesnostmi, f_ma

5.7.7 Misalignment due to manufacturing inaccuracies, f_ma

Úchylka způsobená výrobními nepřesnostmi f_ma se rovná toleranci sklonu boku zubu f_Hβ:

The misalignment due to manufacturing inaccuracies f_ma equals the helix tolerance f_Hβ:

Měly by být použity nejvyšší hodnoty pro kolo a pas-
torek. Teoreticky je možné, že se výrobní tolerance sestavy pastorku, kola a hřídele sečtou a nastane nejhorší případ. Rozložení zatížení by se mělo ověřit například kontrolou pásma dotyku.

The greater wheel and pinion value should be used. Theoretically, it is possible that manufacturing tole-
rances of pinion, wheel and shaft alignment may sum up to the worst case. Load distribution should be verified by, for example, contact pattern control.

Případ
(Figure)

Poloha pásma dotyku
(Position of contact pattern)

Určení F_bx
(Determination of F_bx)

a)

Pásmo dotyku leží směrem ke střední rovině mezi ložisky
(Contact pattem lies towars mid bearing span)

[image]

F_bx podle rovnice (28)
(F_bx in accordance with equation (28) (compensative))

b)

Pásmo dotyku leží směrem (pryč) od střední roviny mezi ložisky
(Contact pattern lies away from mid bearing span)

[image]

F_bx podle rovnice (27) (zvětšující efekt)
(F_bx in accordance with equation (27) (additive))

c)

Pásmo dotyku leží směrem ke střední rovině mezi ložisky
(Contact pattern lies towards mid bearing span)

[image]

F_bx podle rovnice (27)
(F_bx in accordance with equation (27))
| K¢ | ´ l ´ s/d₁² (d₁/d_sh)⁴ £ B*
součtový efekt
(augmentative)

F_bx podle rovnice (28)
(F_bx in accordance with equation (28))
| K¢ | ´ l ´ s/d₁² (d₁/d_sh)4 > B*
součtový efekt
(compensative)

d)

Pásmo dotyku leží směrem (pryč) od střední roviny mezi ložisky
(Contact pattern lies away from mid bearing span)

[image]

F_bx podle rovnice (27)
(F_bx in accordance with equation (27))
| K¢ | ´ l ´ s/d₁² (d₁/d_sh)⁴ ³ B*–0,3
součtový efekt
(additive)

F_bx podle rovnice (28)
(F_bx in accordance with equation (28))
| K¢ | ´ l ´ s/d₁² (d₁/d_sh)⁴ < B*–0,3
součtový efekt
(compensative)

e)

Pásmo dotyku leží vně rozpětí ložisek, směrem k jednomu z nich
(Contact pattern lies towards the bearing)

[image]

F_bx podle rovnice (27)
(součtový efekt)
(F_bx in accordance with equation (27)
(additive))

f)

Pásmo dotyku leží vně rozpětí ložisek, směrem pryč od něj
(Contact pattern lies away from the bearing)

[image]

F_bx podle rovnice (28)
(součtový efekt)
(F_bx in accordance with equation (28) (compensative))

Obrázek 1 – Pravidla pro určení F_bx s ohledem
na polohu pásma dotyku

Figure 1 – Rules for determination of F_bx
with regard to contact pattern position

Případ
(Figure)

Poloha pásma dotyku
(Position of contact pattern)

Určení Fbx
(Determination of Fbx)

a) až d) reprezentují nejběžnější montážní uspořádání s pastorkem mezi ložisky. Případy e) až f) ukazují uspořádání s pastorkem vně rozpětí ložisek;
a) to d) are the most common mounting arrangement with pinion between bearings. Figures e) to f) show the overhung pinion;

T* strana hřídele s působícím vstupním nebo výstupním točivým momentem, nezávisle na smyslu rotace;
T* is the Input or output torqued end, not dependent on direction of rotation;

B* = 1 pro přímé nebo šikmé ozubení; B* = 1,5 pro šípovité ozubení, špička poměrného zatížení je na té polovině ozubení, která je blíže k místu působícího momentu.
B* = 1 for spur and single helical gears; B* = 1,5 for double helical gears, the peak load intensity occurs on the helix near to the torqued end. See also 7.6.2.

Obrázek 1 – Pravidla pro určení F_bx s ohledem na polohu pásma dotyku (dokončení)

Figure 1 – Rules for determination of F_bx with regard to contact pattern position (continued)

Případ
(Figure)

Uspořádání
(Arrangement)

0,48

0,8

a)

kde s/l < 0,3
(with s/l < 0,3)

[image]

–0,48

–0,8

b)

kde s/l < 0,3
(with s/l < 0,3)

[image]

1,33

1,33

c)

kde s/l < 0,5
(with s/l < 0,5)

[image]

Obrázek 2 – Konstanta K¢ pro dosazení do rovnic (30) a (31) pro výpočet f_sh

Figure 2 – Constant K¢ to be substituted in equations (30) and (31) for the calculation of f_sh

Případ
(Figure)

Uspořádání
(Arrangement)

–0,36

–0,6

d)

kde s/l < 0,3
(with s/l < 0,3)

[image]

–0,6

–1,0

e)

kde s/l < 0,3
(with s/l < 0,3)

[image]

T* strana hřídele s působícím vstupním nebo výstupním točivým momentem, nezávisle na smyslu rotace.
T* is the Input or output torqued end, not dependent on direction of rotation.

Přerušovaná čára vyznačuje méně deformovanou polovinu šípovitého ozubení.
The dashed line indicates the less deformed helix of a double helical gear.

U kol s šípovitým ozubením, uložených centrálně mezi ložisky, se fsh určí z průměru v mezeře obou polovin ozubení.
Determine fsh from the diameter in the gaps of double helical gearing mounted centrally between bearings.

^a Jestliže d₁/d_sh ³ 1,15, předpokládá se vyztužení; jestliže d₁/d_sh < 1,15, vyztužení není. Kromě toho nelze téměř žádné vyztužení očekávat, když je pastorek k hřídeli fixován pomocí lícovaného pera nebo podobným způsobem, ani v případu nalisování pastorku na hřídel za tepla.
^a When d₁/d_sh ³ 1,15, stiffening is assumed; when d₁/d_sh < 1,15, there is no stiffening; furthermore, scarcely any or no stiffening at all is to be expected when a pinion slides on a shaft and feather key or similar fitting, nor when normally shrink fitted.

Obrázek 2 – Konstanta K¢ pro dosazení do rovnic (30) a (31) pro výpočet f_sh (dokončení)

Figure 2 – Constant K¢ to be substituted in equations (30) and (31) for the calculation of f_sh (continued)

5.7.8 Přídavek na záběh, y_b

5.7.8 Running-in allowance, y_b

1. Pro St, St (cast), V, GGG (perl., bai.) a GTS (perl.)⁷⁾:

1. For St, St (cast), V, GGG (perl., bai.) and GTS (perl.)⁷⁾:

s y_b £ F_bx

with y_b £ F_bx

když n £ 5 m/s: bez omezení

when n £ 5 m/s: no restriction

když 5 m/s < n £ 10 m/s: horní mez je
y_b = 25 600/s _H lim, odpovídající F_bx = 80 mm

when 5 m/s < n £ 10 m/s: the upper limit is
y_b = 25 600/s _H lim, corresponding to F_bx = 80 mm

když n > 10 m/s: horní mez je y_b = 12 800/s _H lim, odpovídající F_bx = 40 mm

when n > 10 m/s: the upper limit is y_b = 12 800/s _H lim, corresponding to F_bx = 40 mm

2. Pro GG a GGG (ferr.)⁷⁾:

2. For GG and GGG (ferr.)⁷⁾:

když n £ 5 m/s: bez omezení

when n £ 5 m/s: no restriction

když 5 m/s < n £ 10 m/s: horní mez je y_b = 45 mm, odpovídající F_bx = 80 mm

when 5 m/s < n £ 10 m/s: the upper limit is y_b = 45 mm, corresponding to F_bx = 80 mm

když n > 10 m/s: horní mez je y_b = 22 mm, odpo-
vídající F_bx = 40 mm

when n > 10 m/s: the upper limit is y_b = 22 mm, cor-
responding to F_bx = 40 mm

3. Pro Eh, IF, NT (nitr.), NV (nitr.) and NV (nitrocar.)⁷⁾: