AGMA 2001-D04.en.es.pdf

ANSI/AGMA 2001-D04
(Revisión de
ANSI/AGMA 2001--C95)
ESTÁNDAR NACIONAL AMERICANO
Factores de clasificación fundamentales y métodos de
cálculo para dientes de engranajes helicoidales y rectos
involutos
Copyright American Gear Manufacturers Association
Proporcionado por IHS bajo licencia con AGMA
No se permite la reproducción ni la creación de redes sin licencia de IHS
Licenciatario=Barco eléctrico/9993263100 No
apto para reventa, 07/06/2005 06:58:52 MDT
ANSI/AGMA
2001-D04
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Americano
Nacional
Estándar
Factores fundamentales de calificación y métodos de cálculo para dientes de engranaje
helicoidal y espolón involuto
ANSI/AGMA 2001--D04
[Revisión de ANSI/AGMA 2001--C95]
La aprobación de una Norma Nacional Estadounidense requiere la verificación por parte de ANSI de que el
desarrollador de normas ha cumplido con los requisitos de debido proceso, consenso y otros criterios para la
aprobación.
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intereses afectados directa y materialmente han llegado a un acuerdo sustancial. Acuerdo
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consenso requiere que se consideren todos los puntos de vista y objeciones, y que se haga un
esfuerzo concertado para su resolución.
El uso de los Estándares Nacionales Estadounidenses es completamente voluntario; su
existencia no impide en modo alguno que nadie, haya aprobado o no las normas,
fabrique, comercialice, compre o utilice productos, procesos o procedimientos que no
se ajusten a las normas.
El Instituto Nacional Estadounidense de Estándares no desarrolla estándares y bajo ninguna
circunstancia dará una interpretación de ningún Estándar Nacional Estadounidense. Además, ninguna
persona tendrá el derecho o la autoridad para emitir una interpretación de una Norma Nacional
Estadounidense en nombre del Instituto Nacional Estadounidense de Normas. Las solicitudes de
interpretación de esta norma deben dirigirse a la Asociación Estadounidense de Fabricantes de
Engranajes.
AVISO DE PRECAUCIÓN: Las publicaciones técnicas de AGMA están sujetas a constante mejora,
revisión o retiro según lo dicte la experiencia. Cualquier persona que haga referencia a cualquier
publicación técnica de AGMA debe asegurarse de que la publicación sea la última disponible de
la Asociación sobre el tema.
[Se pueden hacer referencia a tablas u otras secciones autoportantes. Las citas deben decir: Ver ANSI/
AGMA 2001--D04,Factores de clasificación fundamentales y métodos de cálculo para dientes de
engranajes helicoidales y rectos involutos,publicado por la Asociación Estadounidense de
Fabricantes de Engranajes, 500 Montgomery Street, Suite 350, Alexandria, Virginia 22314, http://
www.agma.org.]
Aprobado el 28 de diciembre de 2004
RESUMEN
Esta norma especifica un método para clasificar la resistencia a las picaduras y la resistencia a la flexión de los pares de engranajes helicoidales y
rectos. Se proporciona una discusión detallada de los factores que influyen en la supervivencia del equipo y los métodos de cálculo.
Publicado por
Asociación Estadounidense de Fabricantes de Engranajes
500 Montgomery Street, Suite 350, Alexandria, Virginia 22314
Copyright - 2004 de la Asociación Estadounidense de Fabricantes de Engranajes Todos los
derechos reservados.
Ninguna parte de esta publicación puede reproducirse de ninguna forma, en un sistema de
recuperación electrónica o de otro modo, sin el permiso previo por escrito del editor.
Impreso en los Estados Unidos de América
ISBN: 1--55589--839--4
yo
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ESTÁNDAR NACIONAL AMERICANO ANSI/AGMA 2001-D04
Contenido
Página
Prólogo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . v1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
dieciséis
17
18
19
20
Alcance . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1
Referencias normativas, definiciones y símbolos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2
Solicitud . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 Criterios de
capacidad dentaria. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 Fórmulas
fundamentales de calificación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 factores
de geometría,yoyj. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .11 Carga tangencial
transmitida,Wt. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 Factor dinámico,kv
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 Factor de sobrecarga,ko
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15 Factor de
servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15 factores de
seguridad,SHySF. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16 Coeficiente
elástico,Cpag. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16 Factor de
condición de la superficie,CF. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17 Factor de
relación de dureza,CH. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17 Factor de
distribución de carga,kmetro. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17 Números
de tensión admisibles,sC.Aysa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 factores del ciclo
de estrés,ZnorteyYnorte. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36 Factor de
confiabilidad,kR. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38 Factor de
temperatura,kT. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38 Factor de
tamaño,ks. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38
Bibliografía . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56
Anexos
A
B
C
D
mi
F
Método para la determinación del factor dinámico con AGMA 2000--A88. . . . . . . . 39 Factor de
espesor de la llanta,kB. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41 Análisis de
aplicaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43 Discusión de la cara
analítica o factor de distribución de carga longitudinal . . . . . 46 Vida de fatiga del material del
engranaje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49 Consideraciones sobre el
tamaño de la sección de control para engranajes templados. . . . . . 54
Cifras
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
factor dinámico,kv. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14 Factor de
relación de dureza,CH(totalmente endurecido) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18 Factor de
relación de dureza,CH(piñones endurecidos superficialmente) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18
Líneas de contacto instantáneo en el plano de acción. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 Factor de
proporción del piñón,Cpor favor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 Evaluación de
SyS1. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 Factor de alineación de malla,C
mamá. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 Número de tensión de contacto
admisible para engranajes de acero endurecido,sC.A. . . . 24 Número de tensión de flexión
admisible para engranajes de acero endurecido,sa. . . . 25
Números de tensión de flexión admisibles para engranajes de acero nitrurado a través de
templado (es decir, AISI 4140, AISI 4340),sa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25
11
12
Números de tensión de flexión admisibles para engranajes de acero de nitruración,sa. . . . . . . . . . . . 26
Variaciones en el patrón de endurecimiento que se pueden obtener en dientes de engranajes con llama o
endurecimiento por inducción. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32
13
14
15
dieciséis
Profundidad mínima efectiva de la caja para engranajes cementados,he min. . . . . . . . . . . . . . . 33
Coeficiente de dureza del núcleo,tuC. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34 Profundidad
mínima total de la caja para engranajes nitrurados,hc min. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34 Número de
límite elástico permitido para engranajes de acero,ssí. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados iii
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ANSI/AGMA 2001-D04 ESTÁNDAR NACIONAL AMERICANO
17
18
Factor de ciclo de tensión de resistencia a las picaduras,Znorte. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37 Factor
de ciclo de esfuerzo de resistencia a la flexión,Ynorte. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
Mesas
1
2
3
4
5
6
7
Símbolos utilizados en las ecuaciones de clasificación de engranajes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3
constantes empíricas; A, B y C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 Número de tensión de contacto
admisible,sC.A, para engranajes de acero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 Número de tensión de flexión
admisible,sa, para engranajes de acero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 Número de estrés de contacto permitido,
sC.A, para engranajes de hierro y bronce Número de tensión de flexión admisible,sa, para engranajes de
hierro y bronce
. . . . . . . . . . 26
. . . . . . . . . . 27
Principales factores metalúrgicos que afectan el número de tensión de contacto permisible, s
C.A, y número de tensión de flexión admisible,sa, de engranajes pasantes de acero
templado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
8 Principales factores metalúrgicos que afectan el número de tensión de contacto permisible, sC.A, y
número de tensión de flexión admisible,sa, de engranajes de acero templado por llama o por
inducción . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28
9 Principales factores metalúrgicos que afectan el número de tensión de contacto permisible, s
C.A, y número de tensión de flexión admisible,sa, de engranajes de acero cementado y
templado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29
10 Principales factores metalúrgicos que afectan el número de tensión de contacto permisible,
sC.A, y número de tensión de flexión admisible,sa, de engranajes de acero nitrurado . . . . . . 31
11 factores de confiabilidad,kR. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38
IV -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
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Prefacio
[El prólogo, las notas al pie y los anexos, si los hay, en este documento se proporcionan solo con
fines informativos y no deben interpretarse como parte de ANSI/AGMA 2001--D04,Factores de
clasificación fundamentales y métodos de cálculo para dientes de engranajes helicoidales y
rectos involutos.]
Esta norma presenta fórmulas generales para clasificar la resistencia a las picaduras y la resistencia a la flexión
de los dientes de engranajes rectos y helicoidales helicoidales, y reemplaza a ANSI/AGMA 2001--C95.
El propósito de esta norma es establecer una base común para calificar varios tipos de engranajes para
diferentes aplicaciones y fomentar el máximo grado práctico de uniformidad y consistencia entre las
prácticas de calificación dentro de la industria de engranajes. Proporciona la base a partir de la cual se
desarrollan estándares de aplicación AGMA más detallados y proporciona una base para el cálculo de
clasificaciones aproximadas en ausencia de dichos estándares.
Las fórmulas presentadas en esta norma contienen factores cuyos valores varían significativamente según la
aplicación, los efectos del sistema, la precisión del engranaje, la práctica de fabricación y la definición de falla del
engranaje. La evaluación adecuada de estos factores es esencial para obtener calificaciones realistas. Este estándar
está diseñado para que lo use el diseñador de engranajes experimentado capaz de seleccionar valores razonables para
los factores de calificación y consciente del desempeño de diseños similares a través de los resultados de las pruebas o
la experiencia operativa.
En AGMA 218.01 los valores para Life Factor,CLykL, factor dinámico,Cvykvy factor de distribución de
carga,Cmetroykmetro, fueron revisados. Los valores de los factores asignados en las normas
anteriores no eran aplicables a la 218.01 ni los valores asignados en la 218.01 eran aplicables a las
normas anteriores.
La información detallada sobre los Factores Geométricos,yoyj, fueron eliminados de ANSI/AGMA 2001--
B88, la revisión de AGMA 218.01. Este material fue ampliado y trasladado a AGMA 908--B89,Factores
geométricos para determinar la resistencia a las picaduras y la resistencia a la flexión de dientes
rectos, helicoidales y de espiga.los valores deyoyjno se han modificado con respecto a las Normas
anteriores.
En ANSI/AGMA 2001--B88, se amplió la sección Número de esfuerzo permisible. Se definieron factores de
calidad metalúrgica para materiales de acero, estableciendo requisitos mínimos de control de calidad y
números de tensión permisibles para varios grados de calidad de acero. Se agregaron números de tensión
permisibles más altos adicionales para engranajes carburizados cuando se fabrican con acero de alta calidad.
Un nuevo factor de grosor de la llanta,kB, se introdujo para reducir las cargas de flexión permitidas en
engranajes con bordes delgados. Se agregó como anexo material sobre la resistencia al rayado (marcado).
ANSI/AGMA 2001--B88 fue redactado por primera vez en enero de 1986, aprobado por los miembros de AGMA
en mayo de 1988 y aprobado como estándar nacional estadounidense el 30 de septiembre de 1988.
ANSI/AGMA 2001--C95 fue una revisión del método de calificación descrito en sus publicaciones
reemplazadas. Los cambios incluyeron: se eliminó el anexo de la regla de Miner; el método analítico
para factores de distribución de carga,Cmetroykmetro, fue revisado y colocado en un anexo; los números
de tensión admisible de nitruración se ampliaron para cubrir tres grados; se introdujeron los factores
del ciclo de estrés nitrurado; mediante endurecimiento se revisaron las tensiones admisibles; el factor
de aplicación fue reemplazado por el factor de sobrecarga; factores de seguridadSHySFfueron
introducidos; el factor de vida fue reemplazado por el factor de ciclo de estrés y se redefinió su uso con
el factor de servicio; y el factor dinámico se redefinió como el recíproco del utilizado en los estándares
AGMA anteriores y se reubicó en el denominador de la ecuación de potencia.
Esta norma, ANSI/AGMA 2001--D04, es una revisión de su versión reemplazada. Se modificó la
cláusula 8 para incorporar ANSI/AGMA 2015--1--A01 y la KvEl método que utiliza AGMA 2000--A88
se movió al Anexo A. Las referencias al antiguo Anexo A, “Método para evaluar la
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
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v

Riesgo de raspaduras y desgaste” se cambiaron a AGMA 925--A03. También refleja un cambio en la
cláusula 10, que trata de la relación entre el factor de servicio y el factor de ciclo de estrés. Se
implementaron correcciones editoriales en la tabla 8, la figura 14 y la tabla E--1, y se actualizó el estilo a
los estándares más recientes.
Esta norma AGMA y las publicaciones relacionadas se basan en datos, condiciones o aplicaciones
típicos o promedio. La Asociación tiene la intención de continuar trabajando para actualizar este
Estándar e incorporar en futuras revisiones la última tecnología aceptable de fuentes nacionales e
internacionales.
El primer borrador de ANSI/AGMA 2001--D04 se completó en febrero de 2002. Fue aprobado por
los miembros de AGMA el 23 de octubre de 2004. Fue aprobado como norma nacional
estadounidense el 28 de diciembre de 2004.
Las sugerencias para mejorar este estándar serán bienvenidas. Deben enviarse a
AmericanGear Manufacturers Association, 500Montgomery Street, Suite 350,
Alexandria, Virginia 22314.
vi -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
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PERSONAL del Comité de Calificación de Engranajes Helicoidales de AGMA
Presidente: John V. Lisiecki. . . . . . . . . . . . . . . Vicepresidente de Falk
Corporation: Michael B. Antosiewicz. . . . corporación falk
MIEMBROS ACTIVOS
KE Acheson. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trabajos de engranajes -- Seattle, Inc.
JB Améndola. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . MAAG Gear AG
TA Beveridge. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . oruga, inc.
M. Broglie. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Grupo técnico de Dudley
GA DeLange. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Transmisiones Hansen
G. Elliott. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . industrias lufkin, inc.
RL Errichello. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . GEARTECH
RW Holzman. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Soluciones innovadoras de engranajes LLC
OA LaBath. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Servicios de consultoría de engranajes de Cincinnati, LLC
G. Lian. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Amarillo Gear Company
L. Lloyd. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . industrias lufkin, inc.
D. McCarthy. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . productos de engranajes, inc.
DR McVettie. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ingenieros de engranajes, inc.
AG Milburn. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ingeniería Milburn, Inc.
GW Nagorno. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Nagorna y Asociados
FC Uherek. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . corporación falk
MIEMBROS ASOCIADOS
M. Bartolomeo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rolls--Royce Corporation
EJ Bodensieck. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Empresa de ingeniería Bodensieck
DL Borden. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . DL Borden, Inc.
KJ Buzdygon. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Investigación e ingeniería de ExxonMobil
AB Cardis. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
Señor Chaplin. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . endurecimiento del contorno, inc.
J. Chen. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación General Motors
E. Chermet. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CETIM
RJ Ciszak. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . GE -- Ferrocarril
AS Cohen. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Engranes y Maquinaria Arco, SA
S. Copeland. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . productos de engranajes, inc.
rl cragg
TJ Dansdill
F. Eberle. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Hola, Lex Controls, Inc.
JM Escanaverino. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Instituto Superior Politécnico
L. Faure. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compagnie Engrenages et Reducteurs
Funk T. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . productos de engranajes, inc.
MJ Gardner. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Grupo de aviones comerciales Boeing
C. Gay. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Charles E. Gay & Company, Ltd.
TC Glasener. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xtek, inc.
GG Rey. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Instituto Superior Politécnico
H. Hagan. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación de engranajes de Filadelfia
H. Hagiwara. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Nippon Gear Company, Ltd.
CE Hahlbeck
RW Hankes
MA Hartmann. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ITW
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Steward Machine Company, Inc.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Motores marinos AE de General Electric Company
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ingenieros del tren motriz, Inc.
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación de servicios de equipos AC
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados viii
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JM Hawkins. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rolls--Royce Corporation
G. Henriot. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
M. Hirt. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Renk AG
Sr. Hoeprich. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía Timken
RS Hyde. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía Timken
KT Jones. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Grupo de aviones comerciales Boeing
JR Keough. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proceso aplicado, Inc.
HJ Kim. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación General Motors
JG Kish. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . División de aviones Sikorsky
RH Klundt. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía Timken
I. Laskin. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
DA Lauer. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lubricación Kluber América del Norte LP
S. Luchetta. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación de engranajes de Filadelfia
W. Luo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Equipo de Chicago -- DO James Corporation
JJ Luz. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Motores marinos AE de General Electric Company
J. Maddock. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
K. Miller. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Productos fuera de carretera de Dana Spicer
S. Molinero. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . David Brown Ingeniería, Ltd.
H. Minasian. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
Cortacéspedes GP. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gary P. Cortacéspedes, Inc.
RA No. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . hamilton sundstrand
A. Noll. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía Horsburgh & Scott
B. O'Connor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La Corporación Lubrizol
M. Octrue. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CETIM
JA Pennell. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Universidad de Newcastle--Upon--Tyne, Unidad de Diseño
AE Phillips. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rockwell Automation/Dodge (retirado)
A. Plaza. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centro Ricerche Fiat SpA
WP Pizzichil. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Automatización de Rockwell/Dodge
JW Polder. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Universidad Tecnológica de Delft
S.Rao. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación de engranajes de Filadelfia
E. Sandberg. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Det Norske Veritas
H. Sanderow. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tecnologías de gestión e ingeniería
CD Schultz. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía de engranajes de Pittsburgh
ES Scott. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
Y. Sharma. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Automatización de Rockwell/Dodge
BW Shirley. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Transmisión de potencia de Emerson, instalación de engranajes
DF Smith. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Solar Turbines, Inc. Sistemas de engranajes
LJ Smith. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultor
GL Snelling. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación General Motors
L. Agujas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corporación de transmisión de energía de Emerison
WT Sumi. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cognis Corporation -- Tecnologías de lubricantes
AA Swiglo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alión Ciencia y Tecnología
K. Taliaferro. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Automatización de Rockwell/Dodge
FA Tomás. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . FA Thomas, Inc.
D. Townsend. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ingeniería Townsend
A. von Graefe. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . MAAG Gear AG
HW Wallis. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cognis Corporation -- Tecnologías de lubricantes
CCWang. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consultoría de ingeniería y software 3E
B. Barrio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de recuperación, LLC
RF Wasilewski. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compañía de engranajes de flecha
viii -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

Estándar Nacional Estadounidense -- 1.2 Excepciones
Las fórmulas de esta norma no se aplican a otros tipos de
deterioro de los dientes de engranajes, como la fluencia
plástica, el desgaste, el aplastamiento de la caja y la soldadura.
Tampoco son aplicables cuando las condiciones vibratorias
superan los límites especificados para el funcionamiento normal
de los engranajes (ver ANSI/AGMA 6000--A88,Especificación
para la medición de vibraciones laterales en unidades de
engranajes).
Calificación Fundamental
Factores y Métodos de
Cálculo para Involute
Dientes de engranaje recto y
helicoidal
Las fórmulas de esta norma no son aplicables cuando
concurra alguna de las siguientes condiciones:
- - Dientes de engranaje dañados.
Engranajes rectos con relación de contacto transversal,metropag,
- -
menos de 1.0.
- - Engranajes rectos o helicoidales con relación de contacto
transversal,metropag,mayor que 2.0.
1 Alcance
- - Existe interferencia entre las puntas de los dientes y los filetes
radiculares.
1.1 Fórmulas de calificación
- -
- -
Los dientes son puntiagudos.
La reacción es cero.
El socavado existe en un área por encima de la teoría.
Esta norma proporciona un método mediante el cual se pueden
clasificar y comparar teóricamente diferentes diseños de
engranajes. No pretende garantizar el rendimiento de los
sistemas de transmisión por engranajes ensamblados.
- -
inicio cal del perfil activo. El efecto de este socavado es
mover el punto más alto de contacto de un solo diente,
anulando la suposición de este método de cálculo. Sin
embargo, la reducción del grosor de la raíz del diente
debido a la protuberancia por debajo del perfil activo se
maneja correctamente con este método.
Estas fórmulas fundamentales de clasificación son aplicables para
clasificar la resistencia a las picaduras y la resistencia a la flexión de los
dientes de engranajes helicoidales helicoidales y rectos internos y
externos que operan en ejes paralelos. Las fórmulas evalúan la capacidad
de los dientes de los engranajes según la influencia de los principales
factores que afectan las picaduras de los dientes de los engranajes y la
fractura de los dientes de los engranajes en el radio del filete.
- - Los perfiles de raíz son escalonados o irregulares. Él j
El cálculo del factor utiliza los factores de corrección de
tensión desarrollados por Dolan y Broghamer [19]. Estos
factores pueden no ser válidos para formas de raíz que
no son curvas suaves. Para perfiles de raíz escalonados o
irregulares, otros factores de corrección de tensión
pueden ser más apropiados.
El conocimiento y el juicio necesarios para evaluar los
diversos factores de calificación provienen de años de
experiencia acumulada en el diseño, fabricación y operación
de unidades de engranajes. Los factores empíricos dados en
este estándar son de naturaleza general. Los estándares de
aplicación de AGMA pueden usar otros factores empíricos
que se adapten mejor al campo particular de aplicación.
Este estándar está diseñado para que lo use el diseñador de
engranajes experimentado, capaz de seleccionar valores
razonables para los factores. No está diseñado para ser
utilizado por el público de ingeniería en general.
- - Cuando los filetes de raíz de los dientes del engranaje se
producen mediante un proceso distinto de la generación.
- - El ángulo de la hélice en el diámetro estándar
(referencia)* es superior a 50 grados.
Los criterios de rayado no están incluidos en esta norma. En
AGMA 925--A03 se puede encontrar un método para evaluar el
riesgo de raspaduras. Esta información se proporciona para
_________________
[ ] Los números entre paréntesis se refieren al número de referencia que figura en la Bibliografía.
* Consulte ANSI/AGMA 1012--F90 para obtener más información sobre los diámetros estándar (de referencia).
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados 1
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

evaluación por parte de los usuarios de este estándar, con la
intención de incluir un método de evaluación de rayado en una
versión futura de este estándar.
ASTM A48--93a,Especificación para fundiciones de hierro
gris.
ASTM A388--91,Práctica para el examen ultrasónico de
piezas forjadas de acero pesado.
Las consideraciones de diseño para evitar fracturas que emanen de
los elevadores de tensión en el perfil del diente, el astillado de la
punta y las fallas del blanco del engranaje a través del alma o el cubo
deben analizarse mediante métodos generales de diseño de
máquinas.
ASTM A534--90,Especificación para aceros cementados
para rodamientos antifricción.
ASTM A535--85 (1992),Especificación para rodamientos de
rodillos y bolas de acero de calidad especial.
ASTM A536--84 (1993),Especificación para fundiciones de
hierro dúctil.
2 Referencias normativas, definiciones y
símbolos ASTM A609--91,Práctica para fundición, carbono, baja
aleación y acero inoxidable martensítico, examen
ultrasónico de los mismos.
2.1 Referencias normativas
ASTM A866--92,Especificación para acero para cojinetes
antifricción de carbono medio.
Los siguientes documentos contienen disposiciones que,
por referencia en este texto, constituyen disposiciones
de esta norma. En el momento del desarrollo, las
ediciones eran válidas. Todas las publicaciones están
sujetas a revisión, y se anima a los usuarios de esta
norma a investigar la posibilidad de aplicar las ediciones
más recientes de las publicaciones enumeradas.
ASTM B148--93,Especificación para fundición de arena
de aluminio -- bronce.
ASTM E112--88,Métodos de prueba para determinar el tamaño
promedio de grano.
ASTM E428--92,Práctica para Fabricación y Control de
Bloques de Referencia de Acero Utilizados en Inspección
Ultrasónica.
AGMA 246.02A,Procedimiento recomendado para
engranajes aeroespaciales carburados.
AGMA 908--B89,Hoja de información -- Factores geométricos
para determinar la resistencia a las picaduras y la resistencia a
la flexión para dientes de engranajes rectos, helicoidales y en
espiga.
ASTM E709--91,Guía para el examen de partículas
magnéticas.
2.2 Definiciones
AMS 2300G,Limpieza del Acero, Aeronaves Premium-- Calidad,
Procedimiento de Inspección de Partículas Magnéticas.
Los términos utilizados, cuando corresponda, se ajustan
a ANSI/AGMA 1012--F90 y la referencia [2].
AMS 2301G,Limpieza del acero, aeronaves: procedimiento de
inspección de partículas magnéticas de calidad.
2.3 Símbolos
Los símbolos utilizados en esta norma se muestran en la tabla 1.
ANSI/AGMA 1012--F90,Nomenclatura de engranajes,
definiciones de términos con símbolos.
NOTA:Los símbolos y términos contenidos en este
documento pueden variar de aquellos usados en otros
estándares AGMA. Los usuarios de este estándar deben
asegurarse de que están utilizando estos símbolos y
términos de la manera indicada en este documento.
ANSI/AGMA 2004--B89,Manual de materiales de engranajes y
tratamiento térmico.
ANSI/AGMA 2007--B92,Inspección de grabado del temple de la
superficie después del rectificado.
ANSI/AGMA 2015--1--A01,Sistema de clasificación de
precisión: medidas tangenciales para engranajes
cilíndricos. 3 Aplicación
ANSI/AGMA 6000--A88,Especificación para la Medición de
Vibraciones Laterales en Reductores. 3.1 Prácticas de calificación
ANSI/AGMA 6033--A88,Estándar para Unidades de Engranajes de
Propulsión Marina, Parte 1, Materiales.
Las prácticas de clasificación de la resistencia a las picaduras y la
resistencia a la flexión para un campo particular de engranajes pueden
establecerse seleccionando los valores adecuados para los factores
utilizados en las fórmulas generales de la cláusula 5.
ANSI/AGMA 9005--D94,Lubricación de engranajes
industriales.
- - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---
2 -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados

Tabla 1 - Símbolos utilizados en las ecuaciones de clasificación de engranajes
Primero
Usó
Árbitro.
Cláusula
Símbolo Descripción Unidades
Av
C
Número de nivel de precisión de transmisión
Distancia del centro de operación
Factor de corrección de alineación de malla Factor de condición
superficial para resistencia a picaduras Factor de relación de
transmisión
Factor de relación de dureza para la resistencia a las picaduras
Factor de alineación de la malla
Factor de corrección de plomo
Factor de distribución de carga frontal Factor
de distribución de carga transversal
Coeficiente elástico
Factor de proporción del piñón Modificador de la
proporción del piñón Factor de servicio para la
resistencia a las picaduras Diámetro de paso
operativo del piñón Diámetro exterior del piñón o
engranaje Diámetro de tolerancia
Módulo de elasticidad del engranaje Módulo de
elasticidad del piñón Ancho neto de la cara del
miembro más estrecho Acabado de la superficie del
piñón
- - - -
en
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
[lb/in2]0.5
- - - -
- - - -
- - - -
en
en
en
lb/in2
lb/in2
en
ecuación 22
ecuación 2
ecuación 38
ecuación 1
ecuación 6
ecuación 4
ecuación 38
ecuación 38
ecuación 36
ecuación 36
ecuación 1
ecuación 38
ecuación 38
ecuación 30
ecuación 1
ecuación 27
ecuación 25
ecuación 31
ecuación 31
ecuación 1
ecuación 35
8.3
5.1.1
15.3
13
5.1.4
14
15.3
15.3
15.3
15.2
12
15.3
15.3
10
5.1.1
8.3.3
8.3.3
12
12
5.1.1
14.2
Cmi
CF
CGRAMO
CH
Cmamá
Cmc
Cm.f.
Cmonte
Cpag
Cpor favor
Cpm
CSF
d
dmi
dT
miGRAMO
miPAG
F
Fpag micro-pulgadas,
Ra
HBG
HPA
hCmetroen
Dureza Brinell del engranaje
Dureza Brinell del piñón
media pensión
media pensión
en
ecuación 33
ecuación 33
ecuación 45
14.1
14.1
16.1
Profundidad mínima total de la caja para dientes de engranajes nitrurados
externos
hmimamáX Profundidad máxima efectiva de la caja para dientes de engranaje
externos carburizados y endurecidos por inducción
en ecuación 44 16.1
hmimetroen
Profundidad mínima efectiva de la caja para dientes de
engranajes externos cementados y endurecidos por inducción
en ecuación 43 16.1
ht
yo
j
k
Profundidad total del diente del engranaje Factor de
geometría para la resistencia a las picaduras Factor de
geometría para la resistencia a la flexión Factor de carga de
contacto para la resistencia a las picaduras Factor de carga de
contacto admisible
Factor de espesor de la llanta
Factor de corrección de tensión
Factor de distribución de carga
Factor de distribución de carga en condiciones de sobrecarga
Factor de sobrecarga
factor de confiabilidad
factor de tamaño
en
- - - -
- - - -
lb/in2
lb/in2
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
ecuación 17
ecuación 1
ecuación 10
ecuación 6
ecuación 9
ecuación 10
ecuación 46
ecuación 1
ecuación 46
ecuación 1
ecuación 4
ecuación 1
5.2.5
6.1
6.2
5.1.4
5.1.4
5.2.5
16.4
15
16.4
9
18
20
kC.A
kB
kF
kmetro
kmi
ko
kR
ks
(continuado)
- - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

tabla 1(continuado)
Primero
Usó
Árbitro.
Cláusula
kSF Factor de servicio para resistencia a la flexión
Factor de temperatura
Factor dinámico
Factor de límite elástico
La vida
Relación de respaldo
Relación de transmisión (nunca inferior a 1,0)
Número de ciclos de esfuerzo
Número de dientes en el engranaje
Número de dientes en el piñón
Velocidad
Velocidad del piñón
potencia transmitida
Potencia transmitida admisible para juego de engranajes Potencia
transmitida admisible para resistencia a la picadura
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
horas
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
rpm
rpm
caballos de fuerza
caballos de fuerza
caballos de fuerza
caballos de fuerza
ecuación 30
ecuación 4
ecuación 1
ecuación 46
ecuación 48
ecuación 17
ecuación 2
ecuación 48
ecuación 7
ecuación 7
ecuación 48
ecuación 5
ecuación 18
ecuación 30
ecuación 5
ecuación 28
10
19
8
16.4
17.1
5.2.5
5.1.1
17.1
5.1.4
5.1.4
17.1
5.1.3
7.1
10
5.1.3
10
kT
kv
ky
L
metroB
metroGRAMO
norte
norteGRAMO
nortePAG
norte
nortepag
PAG
PAGa
PAGC.A
PAGAcu Potencia transmitida admisible para la resistencia a las picaduras en el
factor de servicio unitario
PAGa
PAGatu
Potencia transmitida admisible para la resistencia a la flexión caballos de fuerza
caballos de fuerza
ecuación 14
ecuación 29
5.2.3
10
Potencia transmitida admisible para resistencia a la flexión con factor
de servicio unitario
PAGd Paso diametral transversal
Paso diametral normal
Paso axial
Número de contactos por revolución Distancia
entre rodamientos
Desplazamiento de piñón
Factor de seguridad -- flexión Factor de
seguridad -- picaduras Número de tensión de
contacto admisible Número de tensión de
flexión admisible Número de tensión de fluencia
admisible Número de tensión de contacto
Número de tensión de flexión
Par de piñón transmitido
Espesor normal del diente en la parte superior del engranaje Espesor
del borde del engranaje
Carga unitaria admisible para resistencia a la flexión
Coeficiente de dureza del núcleo
Factor de proceso de endurecimiento Unidad
de carga para resistencia a la flexión
Velocidad de la línea de paso en el diámetro de paso operativo
en--1
en--1
ecuación 10
ecuación 11
ecuación 11
ecuación 48
higo 6
higo 6
ecuación 13
ecuación 4
ecuación 4
ecuación 13
ecuación 46
ecuación 1
ecuación 10
ecuación 18
ecuación 44
ecuación 17
ecuación 16
ecuación 45
ecuación 43
ecuación 15
ecuación 18
ecuación 24
5.2.1
5.2.1
5.2.1
17.1
15.3
15.3
11
11
dieciséis
dieciséis
16.4
5.1.1
5.2.1
7.1
16.1
5.2.5
5.2.4
16.1
16.1
5.2.4
7.1
8.3.2
PAGDakota del Norte
pagX
q
S
en
- - - -
en
en
- - - -
- - - -
lb/in2
lb/in2
lb/in2
lb/in2
lb/in2
libras en
en
en
lb/in2
- - - -
- - - -
lb/in2
pies/min
pies/min
S1
SF
SH
sC.A
sa
ssí
sC
st
T
to
tR
tua
tuC
tuH
tuL
vt
vtmamáX Velocidad máxima de la línea de paso en el diámetro de paso
operativo
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

(continuado)
tabla 1(continuado)
Primero
Usó
Árbitro.
Cláusula
Wd Carga dinámica incremental del
diente Carga tangencial pico máxima
Carga tangencial transmitida
Factor del ciclo de tensión para la resistencia a la flexión
Factor del ciclo de tensión para la resistencia a las picaduras
Relación de Poisson para el engranaje
Relación de Poisson para el piñón Ángulo de presión
transversal de funcionamiento Ángulo de hélice base
Ángulo de hélice con diámetro de paso estándar
libras
libras
libras
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
- - - -
ecuación 20
ecuación 46
ecuación 1
ecuación 13
ecuación 4
ecuación 31
ecuación 31
ecuación 43
ecuación 43
ecuación 11
8.1
16.4
7.1
17
17
12
12
16.1
16.1
5.2.1
WmamáX
Wt
Ynorte
Znorte
metroGRAMO
metroPAG
Ôt
ψb
ψs
Cuando existan estándares de aplicación AGMA aplicables,
se deben usar con preferencia a este estándar. Consulte la
sede de AGMA para obtener una lista actualizada de las
normas aplicables. Donde no exista un estándar de
aplicación AGMA aplicable, se pueden estimar valores
numéricos para los factores en las fórmulas generales y se
pueden calcular las clasificaciones aproximadas de
resistencia a las picaduras y resistencia a la flexión.
Ejecución en producción. Las fórmulas de esta norma solo
son válidas para la calidad adecuada del material y la
calidad geométrica que se ajuste a las tolerancias de
fabricación. Defectos tales como grietas en la superficie,
desbaste o escalones de la raíz del diente pueden invalidar
los cálculos de la resistencia a las picaduras y la resistencia a
la flexión.
3.4.1 Calidad geométrica
3.2 Exactitud implícita
Las fórmulas de clasificación de esta norma solo son válidas si las
precisiones de soporte del diente del engranaje y del elemento del
engranaje asumidas en los cálculos se logran realmente en la
fabricación (consulte la cláusula 8).
Cuando los valores empíricos para los factores de clasificación se
dan mediante curvas, se proporcionan ecuaciones de ajuste de
curvas para facilitar la programación informática. Las constantes y
coeficientes usados en el ajuste de curvas a menudo tienen dígitos
significativos que superan los inferidos por la confiabilidad de los
datos empíricos. Los datos experimentales de las mediciones reales
de la unidad de engranajes rara vez son repetibles dentro de una
banda de más o menos 10 por ciento. Las clasificaciones de
engranajes calculadas tienen la intención de ser conservadoras, pero
la dispersión en los resultados reales puede exceder el 20 por ciento.
Las consideraciones sobre la precisión de los dientes de los engranajes incluyen: perfil
de la espiral, alineación de los dientes (paso), espaciado de los dientes y acabado de los
dientes.
Las consideraciones de soporte del elemento de engranaje incluyen: alineación
del orificio de la caja de engranajes, excentricidades de los cojinetes y
descentramiento del eje.
3.4.2 Metalurgia
3.3 Pruebas
Los números de tensión admisibles,sC.Aysa, incluidos en este
documento son una función de la práctica de fusión, fundición,
forja y tratamiento térmico. La dureza, la resistencia a la
tracción, la microestructura y la limpieza son algunos criterios
para determinar los números de tensión admisibles. Los
números de tensión admisibles en esta norma se basan en 107
ciclos, 99 por ciento de confiabilidad y carga
unidireccional.
El método preferido para predecir el rendimiento general del
sistema es probar un nuevo diseño propuesto. Cuando se
disponga de suficiente experiencia con diseños similares, se
pueden obtener resultados satisfactorios mediante la
extrapolación de pruebas anteriores o datos de campo.
NOTA:Cuando los resultados de las pruebas o los datos de campo adecuados no
están disponibles, los valores para los factores de calificación deben elegirse de
manera conservadora.
Las tensiones admisibles solo son válidas para los materiales y
condiciones enumerados en esta norma (ver cláusula 16). Por
ejemplo, materiales como el aluminio o el acero inoxidable
pueden tener problemas de lubricación que
3.4 Calidad de fabricación
Los factores de calificación deben evaluarse sobre la
base de la variación esperada de los componentes en el
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

invalidar los cálculos de la resistencia a las picaduras y la
resistencia a la flexión.
en engranajes marinos.
temperaturas, paquete de aditivos inadecuado en el aceite,
tamaño del piñón, viscosidad del aceite inadecuada o
características de acabado del diente.
Esto puede deberse a la alta
Las variaciones en la microestructura explican alguna variación en la
capacidad del engranaje. Los niveles más altos de limpieza y un
mejor control metalúrgico permiten el uso de números de tensión
admisibles más altos. Por el contrario, los niveles de calidad
metalúrgica más bajos requieren el uso de números de tensión
permisibles más bajos.
Las clasificaciones son válidas solo para aquellas condiciones de
lubricación que permiten que los engranajes funcionen sin
experimentar un desgaste apreciable.
3.5.2 Bajas velocidades de funcionamiento
3.4.3 Tensión residual El diseño de engranajes más lentos, desde el punto de vista de la
lubricación, debe basarse en los requisitos de la aplicación, como las
horas de vida, el grado de confiabilidad necesario y el aumento
aceptable del ruido y la vibración a medida que los dientes del
engranaje se desgastan o deforman. La experiencia de campo y la
experiencia en el banco de pruebas se pueden utilizar para
seleccionar los parámetros de diseño y los criterios de lubricante
para cumplir con la aplicación.
Es probable que cualquier material que tenga una relación caja-
núcleo tenga tensiones residuales. Si se gestionan
adecuadamente, estas tensiones deberían ser compresivas en la
superficie y deberían mejorar el rendimiento de resistencia a la
flexión de los dientes del engranaje. El granallado, la
cementación, la nitruración y el endurecimiento por inducción
son métodos comunes para inducir el preesfuerzo de
compresión en la superficie de los dientes del engranaje. Los engranajes de menor velocidad, con velocidades de línea de paso
inferiores a 100 pies/min, requieren una consideración de diseño especial
para evitar fallas prematuras debido a una lubricación inadecuada.
Esmerilar la superficie del diente después del tratamiento
térmico puede reducir las tensiones de compresión residuales.
Esmerilar la superficie del diente y el área del filete de la raíz
puede introducir tensiones de tracción y posiblemente grietas
en estas áreas si no se realiza correctamente. Se debe tener
cuidado para evitar una reducción excesiva de la dureza y
cambios en la microestructura durante el proceso de molienda.
A velocidades de superficie bajas [por debajo de 100 pies/min de
velocidad de línea de paso o de 20 rpm de velocidad de entrada], el
diseñador de engranajes puede esperar que se produzcan algunas
picaduras y desgaste durante la vida útil del engranaje cuando se utilizan
estas prácticas nominales para engranajes que no sean de superficie
endurecida. Los métodos y límites para determinar el desgaste aceptable
a bajas velocidades deben basarse en la experiencia de campo o prueba
del fabricante. La clasificación de los dientes del engranaje debido al
desgaste no está cubierta por esta norma.
3.5 Lubricación
Las clasificaciones determinadas por estas fórmulas solo son válidas
cuando los dientes del engranaje funcionan con un lubricante de
viscosidad adecuada para la carga, el acabado de la superficie del diente
del engranaje, la temperatura y la velocidad de la línea de paso.
Los engranajes de baja velocidad, con velocidades de línea de
paso superiores a 100 pies/min pero inferiores a 1000 pies/min,
con frecuencia requieren consideraciones de diseño especiales,
incluso cuando los lubricantes utilizados cumplen con las
recomendaciones ANSI/AGMA 9005--D94. (ANSI/AGMA)
9005--D94 no cubre, en la actualidad, las complejidades del espesor
de la película de aceite elastohidrodinámico y su relación con la
clasificación de carga).
Las recomendaciones de lubricantes se dan en ANSI/AGMA
9005--D94,Lubricación de engranajes industriales.
3.5.1 Espesor de la película de aceite
Los resultados de campo y las pruebas de laboratorio han
demostrado que la resistencia a las picaduras de los dientes de los
engranajes también puede verse afectada por el espesor de la
película de aceite elastohidrodinámica (EHD), consulte [9] y [18]. Esta
parece ser una relación no lineal donde un pequeño cambio en el
espesor de la película en el rango crítico produce un gran cambio en
la resistencia a las picaduras. El espesor de la película de aceite
depende de la viscosidad, la carga, la temperatura y la velocidad de
la línea de paso. AGMA 925--A03 proporciona un método para
estimar el espesor de la película EHD. Esta norma no proporciona un
método para estimar el espesor de película mínimo requerido.
3.6 Temperaturas extremas
3.6.1 Funcionamiento a baja temperatura
Cuando las temperaturas de operación dan como resultado
temperaturas de los engranajes por debajo de 32°F, se debe prestar
especial atención a la selección de materiales que tengan
propiedades de impacto adecuadas a la temperatura de
funcionamiento. Se debe tener en cuenta:
Los problemas de lubricación no son comunes en engranajes
industriales en el rango de velocidad de 1000 a 10 000 pies/min,
pero aparecen de vez en cuando en engranajes aeroespaciales y
- - Especificación Charpy de baja temperatura. Transición
de apariencia de fractura o ductilidad nula
- -
Especificación de temperatura.
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

- - Reducir el contenido de carbono a menos del 0,4 por
ciento.
Dado que la deflexión varía con la carga, es difícil obtener un
buen contacto de los dientes con diferentes cargas.
Generalmente, la deflexión debida a cargas externas reduce la
capacidad.
- - Uso de aceros con mayor aleación de níquel.
Uso de elementos calefactores para aumentar el lubricante
- -
y temperaturas de los engranajes. 3.9.4 Dinámica del sistema
3.6.2 Altas temperaturas La respuesta dinámica del sistema da como resultado
cargas adicionales en los dientes de los engranajes debido a
las aceleraciones relativas de las masas conectadas del
conductor y el equipo accionado. El factor de sobrecarga,ko,
tiene por objeto dar cuenta de las características de
funcionamiento del equipo de conducción y accionado. Sin
embargo, debe reconocerse que si la rudeza de
funcionamiento del impulsor, la caja de cambios o el equipo
accionado provoca una excitación con una frecuencia
cercana a una de las principales frecuencias naturales del
sistema, las vibraciones resonantes pueden causar
sobrecargas severas que pueden ser varias veces superior a
la carga nominal. Para aplicaciones de servicio crítico, se
recomienda realizar un análisis de vibraciones. Este análisis
debe incluir el sistema total de impulsor, caja de cambios,
equipo accionado, acoplamientos, condiciones de montaje y
fuentes de excitación. Deben calcularse las frecuencias
naturales, las formas de los modos y las amplitudes de la
respuesta dinámica. La responsabilidad del análisis de
vibraciones del sistema recae en el comprador del
engranaje. Para más información,Especificación para
unidades de engranajes helicoidales de alta velocidad,
Anexo D.
Se debe tener en cuenta la pérdida de dureza y resistencia de
algunos materiales debido al efecto de templado de las
temperaturas del blanco del engranaje por encima de los 300 _F.
3.7 Movimiento oscilatorio
Las fórmulas de esta norma solo son válidas para engranajes
que giran en una dirección, o engranajes que invierten la
dirección con varias rotaciones entre inversiones, siempre que
se preste la debida consideración a las cargas dinámicas que se
desarrollan durante las inversiones. Las fórmulas no son válidas
para aplicaciones como robótica o accionamientos de guiñada
donde los engranajes están sujetos a un pequeño movimiento
oscilatorio.
3.8 Carga no uniforme
La carga no uniforme puede requerir el uso de la Regla de
Miner para el análisis (ver 7.2).
3.9 Otras consideraciones
Además de los factores considerados en esta norma que
influyen en la resistencia a las picaduras y la resistencia a la
flexión, otros factores interrelacionados pueden afectar el
rendimiento general de la transmisión. Los siguientes factores
son particularmente significativos.
3.9.5 Corrosión
La corrosión de la superficie del diente del engranaje puede tener un
efecto perjudicial significativo sobre la resistencia a la flexión y la
resistencia a las picaduras de los dientes. La cuantificación del efecto
de la corrosión en los dientes de los engranajes está más allá del
alcance de esta norma.
3.9.1 Servicio de dientes dañados
Las fórmulas de esta norma solo son válidas para dientes de
engranajes no dañados. El deterioro como la deformación
plástica, las picaduras, las micropicaduras, el desgaste o las
raspaduras invalidan los cálculos de la resistencia a las
picaduras y la resistencia a la flexión.
4 Criterios para la capacidad del diente
3.9.2 Desalineaciónmetroent y deflectionorteofoundations
4.1 Relación de las clasificaciones de resistencia a las
picaduras y resistencia a la flexión
Muchos sistemas de engranajes dependen de soportes
externos, como cimientos de maquinaria, para mantener la
alineación del engrane. Si estos soportes están
desalineados inicialmente, o se permite que se desalineen
durante la operación debido a la deflexión térmica o
elástica, el rendimiento general del sistema de engranajes
se verá afectado negativamente.
Hay dos diferencias principales entre la resistencia a las
picaduras y las clasificaciones de resistencia a la flexión. Las
picaduras son una función de las tensiones hertzianas de
contacto (compresión) entre dos cilindros y son proporcionales
a la raíz cuadrada de la carga de dientes aplicada. La resistencia
a la flexión se mide en términos del esfuerzo de flexión
(tracción) en una placa en voladizo y es directamente
proporcional a esta misma carga. La diferencia en la naturaleza
de las tensiones inducidas en las áreas de la superficie del
diente y en la raíz del diente se refleja en un
3.9.3 Flecha por cargas externas
La deflexión de las carcasas, los ejes y los cojinetes de soporte de los
engranajes debido a las cargas salientes, transversales y de empuje
externas afecta el contacto de los dientes a través de la malla.
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

diferencia correspondiente en los límites permisibles de los
números de tensión de contacto y de flexión para materiales e
intensidades de carga idénticos.
carga de engranajes, material y su tratamiento térmico,
tipo de lubricante y grado de lubricación.
Las micropicaduras se observan con mayor frecuencia en dientes de
engranajes endurecidos en la superficie, aunque también pueden
desarrollarse a través de dientes de engranajes endurecidos. Los juegos
de engranajes que operan a velocidades de línea de paso moderadas, de
800 a 2000 pies/min, se ven comúnmente afectados, pero también se han
observado micropicaduras en juegos de engranajes que funcionan a otras
velocidades. Las micropicaduras generalmente ocurren en la base de un
piñón reductor de velocidad, pero pueden desarrollarse en cualquier
lugar a lo largo del perfil activo de un diente.
El análisis de los factores modificadores de carga y esfuerzo
es similar en cada caso, muchos de estos factores tienen
valores numéricos idénticos.
El término “fallo del engranaje” es en sí mismo subjetivo y
una fuente de desacuerdo considerable. El fracaso de un
observador puede ser el desgaste de otro observador. Para
una discusión más completa, consulte ANSI/AGMA 1010--
E95 [3].
4.3.2 Picaduras por descarga eléctrica
4.2 Resistencia a las picaduras
Las picaduras por descarga eléctrica no son un problema de
clasificación del diente del engranaje, sin embargo, es una condición
deteriorada de la superficie del diente. A simple vista, es posible que
la superficie del diente no se distinga de las micropicaduras, ya que
los dientes del engranaje exhiben el mismo aspecto denominado
"escarchado". Es causado por electricidad estática o parásita
conducida a través de la malla del engranaje debido a una conexión
a tierra eléctrica inadecuada o un aislamiento inadecuado del motor
de engranajes. Si se descuida, puede ocurrir una falla en el
engranaje.
El picado de los dientes de los engranajes se
considera un fenómeno de fatiga. Las picaduras
iniciales y progresivas se ilustran y analizan en ANSI/
AGMA 1010--E95.
En la mayoría de las prácticas industriales, las picaduras iniciales
no progresivas no se consideran graves. Las picaduras iniciales
se caracterizan por pequeñas picaduras que no se extienden
por todo el ancho de la cara o la altura del perfil de los dientes
afectados. La definición de picaduras iniciales aceptables varía
ampliamente con la aplicación del engranaje. Las picaduras
iniciales ocurren en áreas localizadas y sobrecargadas. Tiende a
redistribuir la carga eliminando progresivamente los puntos de
alto contacto. Generalmente, cuando la carga se ha reducido o
redistribuido, la picadura se detiene.
4.3.3 Capacidad de desgaste de los engranajes
La resistencia al desgaste de los engranajes acoplados puede ser una
limitación de rendimiento dictada, particularmente en engranajes de baja
velocidad y muy cargados. El desgaste de los engranajes es un fenómeno
difícil de predecir analíticamente.
El objetivo de la fórmula de resistencia a las picaduras es
determinar una capacidad de carga en la que no se produzcan
picaduras progresivas de los dientes durante su vida útil de
diseño. Los índices de resistencia a las picaduras se basan en las
fórmulas desarrolladas por Hertz para la presión de contacto
entre dos superficies curvas, modificadas por el efecto de
compartir la carga entre dientes adyacentes.
El desgaste puede ocurrir cuando la película de aceite que separa las
superficies de contacto de los dientes del engranaje de acoplamiento
no es adecuada (ver AGMA 925--A03).
El desgaste en aplicaciones de baja velocidad puede ser
tolerable. El desgaste en aplicaciones de alta velocidad podría
ser catastrófico donde la magnitud de la carga dinámica que
puede ocurrir por la acción de los dientes de engranajes no
conjugados es excesiva.
4.3 Condiciones de la superficie no cubiertas por esta
norma 4.3.4 Raspaduras
Condiciones tales como micropicaduras, picaduras por descarga
eléctrica, desgaste y raspaduras no están clasificadas por esta
norma, pero podrían ser un problema. Consulte ANSI/AGMA 1010--
E95 para obtener más información.
El rayado es un desgaste adhesivo severo en los flancos de los dientes del
engranaje. El desgaste adhesivo es una soldadura y desgarro de la
superficie metálica por el flanco del engranaje temático. Ocurre cuando el
espesor de la película de aceite es lo suficientemente pequeño como para
permitir que los flancos de los dientes del engranaje entren en contacto y
se deslicen entre sí.
4.3.1 Micropicado
El micropitting es un tipo de fatiga de la superficie de los dientes de
los engranajes. Se caracteriza por hoyos muy pequeños en la
superficie del material, por lo general de menos de 0,0008 pulgadas
de profundidad, que le dan al diente del engranaje la apariencia de
estar escarchado o de color gris. Generalmente se cree que este
deterioro de la superficie del material ocurre debido a tensiones
hertzianas excesivas debido a las influencias de
El rayado no es un fenómeno de fatiga y puede ocurrir instantáneamente.
AGMA 925--A03 proporciona un método para evaluar el riesgo de rayado
de un juego de engranajes. Este riesgo es una función de la viscosidad del
aceite y los aditivos, la temperatura de funcionamiento general de los
espacios en blanco del engranaje, la velocidad de deslizamiento, la
rugosidad de la superficie de los dientes, los materiales del engranaje y
los tratamientos térmicos, y la presión superficial.
8 - - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`--- -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados

4.4 Resistencia a la flexión 5 fórmulas de calificación fundamentales
La resistencia a la flexión de los dientes de los engranajes es un
fenómeno de fatiga relacionado con la resistencia al
agrietamiento en el filete de la raíz del diente en los engranajes
externos y en la sección crítica de los engranajes internos. Las
grietas y fracturas típicas se ilustran en ANSI/AGMA 1010--E95.
5.1 Resistencia a las picaduras
5.1.1 Fórmula fundamental
La fórmula del número de tensión de contacto para dientes de engranaje es:
kmetroC
WKK F
tkovsdFI
sC=C- (1)
pag
La teoría básica empleada en este análisis supone que el diente del
engranaje está rígidamente fijado en su base. Si la llanta que soporta
el diente del engranaje es delgada en relación con el tamaño del
diente y el diámetro de paso del engranaje, puede ocurrir otra
tensión crítica no en el filete sino en el área de la raíz.
donde
sC
Cpag
es el número de tensión de contacto, lb/in2;
es coeficiente elástico, [lb/in2]0.5(ver cláusula
12);
Wt se transmite la carga tangencial, lb (ver cláusula 7);
El factor de espesor de la llanta,kB, ajusta el número de tensión de
flexión calculado para engranajes de borde delgado.
ko
kv
ks
kmetro
CF
es el factor de sobrecarga (ver cláusula 9);
es factor dinámico (ver cláusula 8);
es factor de tamaño (ver cláusula 20);
es el factor de distribución de carga (ver cláusula 15);
El usuario debe asegurarse de que la construcción de la pieza en
bruto del engranaje sea representativa de la teoría básica contenida
en esta norma. El diseño de piezas en bruto de engranajes está más
allá del alcance de esta norma (ver 5.2.5).
es el factor de condición de la superficie para la resistencia a
las picaduras (ver cláusula 13);
Las clasificaciones de resistencia a la flexión determinadas por
esta norma se basan en la teoría de placas modificada para
considerar:
F
yo
es el ancho de cara neto del miembro más angosto, pulg;
es el factor de geometría para la resistencia a las picaduras
(ver cláusula 6);
- - La tensión de compresión en las raíces de los dientes causada
por el componente radial de la carga del diente.
d es el diámetro de paso operativo del piñón, pulg.
d= 2C
metroGRAMO +1
para engranajes externos (2)
- - Distribución de momentos no uniforme resultante del
ángulo de inclinación de las líneas de carga sobre los
dientes.
d= 2C
metroGRAMO −1
para engranajes internos (3)
donde
C
- - Concentraciones de tensión en los filetes de la raíz del diente. es la distancia del centro de operación, en;
es la relación de transmisión (nunca inferior a 1,0).
metroGRAMO
5.1.2 Número de estrés de contacto permitido
- -
contacto.
La carga compartida entre dientes adyacentes en
La relación entre el número de tensión de contacto calculado y el
número de tensión de contacto permisible es:
La intención de la fórmula de clasificación de resistencia AGMA es
determinar la carga que se puede transmitir durante la vida útil de
diseño de la transmisión por engranajes sin causar grietas en el
filete de la raíz.
sC.AZnorteCH
sC≤
donde
(4)
SHkTkR
Ocasionalmente, el desgaste, la fatiga de la superficie o el flujo plástico pueden
limitar la resistencia a la flexión debido a las concentraciones de tensión
alrededor de las picaduras grandes con esquinas afiladas o los pasos de
desgaste en la superficie del diente.
sC.A es el número de tensión de contacto permisible, lb/in2
(ver cláusula 16);
Znorte
es el factor de ciclo de tensión para la resistencia a las
picaduras (ver cláusula 17);
- - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

CH es el factor de relación de dureza para la resistencia a las picaduras
(ver cláusula 14);
En términos de esta norma, la permisiblekfactor se
define como:
SH
kT
kR
5.1.3 Potencia nominal de resistencia a las picaduras
es el factor de seguridad para picaduras (ver cláusula 11);
es el factor de temperatura (ver cláusula 19);
es el factor de confiabilidad (ver cláusula 18).
kC.A=
yo
kokvkskmetroCFCGRAMO
-
2
sC.A ZnorteCH-
CpagSHkTkR(9)
donde
kC.Aes el factor de carga de contacto permitido, lb/in2.
La potencia nominal de la resistencia a las picaduras es: El factor de carga de contacto permisible,kC.A, es la más baja de
las calificaciones calculadas usando los diferentes valores de s
C.A,CHyZnortepara piñón y engranaje.
2
πnortepagF
396 000kokvkskmetroCFCpagSHkTkR
PAG yo ZnorteCH-
ca = -dsC.A
5.2 Resistencia a la flexión
5.2.1 Fórmula fundamental
(5)
donde
La fórmula fundamental para el número de tensión de flexión en un
diente de engranaje es:
PAGC.A
es la potencia transmitida admisible para la resistencia a las
picaduras, hp;
PAQUETEmetrok
s=W k B
t tkokcontraF.J.
nortepag es la velocidad del piñón, rpm.
d
(10)
PRECAUCIÓN:Las clasificaciones de los dientes del piñón y del
engranaje deben calcularse para evaluar las diferencias en las
propiedades del material y el número de ciclos de contacto de los
dientes bajo carga. La potencia nominal de resistencia a las picaduras
se basa en el valor más bajo del productosC.AZnorteCHpara cada uno de
los engranajes correspondientes.
donde
st
kB
j
es el número de esfuerzo de flexión, lb/in2; es el
factor de espesor de la llanta (ver 5.2.5);
es el factor de geometría para la resistencia a la flexión (ver
cláusula 6);
5.1.4 Factor de carga de contacto,k
PAGd
PAGd
es el paso diametral transversal, en--1*;
En algunas industrias, la resistencia a las picaduras se clasifica en
términos dekfactor. esPAGDakota del Nortepara engranajes rectos.
PAGd=
π =PAGdcosψspara engranajes helicoidales pagX
bronceado ψs
Wt1
d FCGRAMO
k= (6)
norte
(11)
donde
k
donde
es el factor de carga de contacto para la resistencia a las picaduras,
lb/in2;
PAGDakota del Norte
es el paso diametral normal, en--1; es
el paso axial, pulg;
es el ángulo de hélice en el diámetro de paso estándar.
pagX
ψs
CGRAMO
C
es el factor de relación de transmisión.
metroGRAMO
GRAMO +1
norteGRAMO
+ norte
para engranajes externos
(7)
ψs= arcosen- π-
GRAMO= o (12)
metro norte pagXPAGDakota del Norte
GRAMO PAG
5.2.2 Número de tensión de flexión admisible
y
La relación entre el número de tensión de flexión calculado y el
número de tensión de flexión permisible es:
metroGRAMO
GRAMO −1
norteGRAMO
− nortePAG
CGRAMO= o para engranajes internos
(8)
metro norteGRAMO
sY
SFkTkR
st≤
donde
en N (13)
donde
norteGRAMO
nortePAG
es el número de dientes en el engranaje;
es el número de dientes en el piñón.
sa es el número de tensión de flexión admisible, lb/in2
(ver cláusula 16);
___________________
*Este cálculo se basa en la práctica estándar de tallado de engranajes, conPAGDakota del NorteypagXdado. Para un texto detallado sobre geometría, ver
AGMA 933--B03,Hoja de Información -- Geometría Básica de Engranajes.
10 - - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`--- -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados

Ynorte
es el factor de ciclo de tensión para la resistencia a la flexión
(ver cláusula 17);
El factor de espesor de la llanta,kB, no es lo suficientemente
conservador para componentes con tensiones
circunferenciales, muescas o chaveteros. Estos datos se
basan en engranajes externos con orificios lisos y sin
muescas ni chaveteros.
SF es el factor de seguridad para la resistencia a la flexión (ver
cláusula 11).
5.2.3 Potencia nominal de resistencia a la flexión
La potencia nominal de resistencia a la flexión es:
El factor de espesor de la llanta,kB, ajusta el número de tensión
de flexión calculado para engranajes de borde delgado. Es una
función de la relación de respaldo,metroB, (ver anexo B).
πnortepagd
396 000kokvPAGdkskmetrokBSFkTkR
(14)
saYnorte
PAGa=
F j
tR
ht
metro (17)
B=
donde
donde
tR
ht
es el espesor de la llanta dentada por debajo de la raíz del diente, pulg; es la
profundidad total del diente del engranaje, pulg.
PAGaes la potencia transmitida admisible para doblar
fuerza, hp.
Los efectos de las almas y los refuerzos pueden ser una
mejora, pero no se tienen en cuenta en el anexo B. No se
ha investigado el efecto de los bordes cónicos. Cuando
la experiencia previa o el análisis detallado lo justifique,
valores más bajos dekBpuede ser usado.
PRECAUCIÓN:Las clasificaciones de los dientes del piñón y del
engranaje deben calcularse para evaluar las diferencias en los
factores geométricos, el número de ciclos de carga y las propiedades
del material. La potencia nominal de resistencia a la flexión se basa en
el valor más bajo del término
saYnortej
para cada uno de los engranajes correspondientes.
kBse aplica además del factor de carga inversa de
0,70 donde sea aplicable (ver 16.2).
kB
5.2.4 Unidad de carga,tuL
En algunas industrias, la resistencia a la flexión se clasifica en términos de
carga unitaria.
6 factores de geometría,yoyj
W
tuL=tPAGDakota del Norte (15) 6.1 Factor de geometría de resistencia a las picaduras,yo
F
El factor geométrico,yo, evalúa los radios de curvatura de los
perfiles de los dientes en contacto en función de la geometría
del diente. Estos radios se utilizan para evaluar la tensión de
contacto hertziana en el flanco del diente. Se consideran los
efectos de las proporciones modificadas de los dientes y el
reparto de la carga.
donde
tuL es la unidad de carga para la resistencia a la flexión, lb/in2.
En términos de esta norma, la carga unitaria admisible se
define como:
j
cosψskokvkskmetroKKKS
saYnorte
tua= (dieciséis)
6.2 Factor de geometría de resistencia a la flexión,j
El factor geométrico,j, evalúa la forma del diente,
la posición en la que se aplica la carga más dañina
y el reparto de la carga entre líneas oblicuas de
contacto en engranajes helicoidales. Se incluyen
los componentes tangencial (flexión) y radial
(compresión) de la carga del diente.
donde
tuaes la carga unitaria admisible para la resistencia a la flexión,
lb/in2.
La carga unitaria admisible,tua, es la más baja de las
calificaciones calculadas usando los diferentes valores desa,
kB,Ynorteyjpara piñón y engranaje. 6.3 Método de cálculo
Se recomienda que los factores de geometría,yoyj, ser
determinado por AGMA 908--B89,Hoja de información,
Factores geométricos para determinar la resistencia a las
picaduras y la resistencia a la flexión para dientes de
engranajes rectos, helicoidales y de espiga. Incluye tablas
para algunas formas de dientes comunes y el método analítico
para engranajes de involuta con filetes de raíz generados.
5.2.5 Factor de espesor de la llanta,kB
Cuando el espesor de la llanta no es suficiente para proporcionar un
soporte completo para la raíz del diente, la ubicación de la falla por
fatiga por flexión puede ser a través de la llanta del engranaje, en
lugar de en el filete de la raíz. Los datos publicados [5] sugieren el
uso de un factor modificador de estrés,kB, en este caso.
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

7 Carga tangencial transmitida,Wt el par y la velocidad de entrada son constantes, pueden existir
vibraciones significativas de las masas de los engranajes y, por lo
tanto, fuerzas dinámicas de los dientes. Estas fuerzas son el
resultado de las aceleraciones relativas entre los engranajes a
medida que vibran en respuesta a una excitación conocida como
"error de transmisión". Idealmente, un conjunto de engranajes
tendría una relación de velocidad uniforme entre la rotación de
entrada y la de salida. El error de transmisión se define como la
desviación del movimiento angular relativo uniforme del par de
engranajes engranados. Está influenciado por todas las desviaciones
de la forma ideal de los dientes del engranaje y el espaciado ideal.
En la mayoría de las aplicaciones de engranajes, el par no es
constante. Por lo tanto, la carga tangencial transmitida variará.
Para obtener valores de la carga tangencial de operación, el
diseñador debe usar los valores de potencia y velocidad a los
que funcionará el dispositivo accionado.Wtrepresenta la carga
del diente debida al aparato accionado.
factor de sobrecarga,ko(ver cláusula 9), y Factor dinámico,kv
(consulte la cláusula 8), se incluyen en las fórmulas de
clasificación (consulte la cláusula 5) para tener en cuenta las
cargas superiores aWt.
El factor dinámico relaciona la carga total del diente,
incluidos los efectos dinámicos internos, con la carga
tangencial del diente transmitida.
7.1 Carga uniforme
Si la clasificación se calcula sobre la base de una carga
uniforme, la carga tangencial transmitida es: Fd + Ft
F
kv= (20)
Wt= 33 000PAG
vt = 2T
d
=396 000
πnortepagd
PAG
(18)
donde
Fd
donde
PAG
T
vt
es la carga dinámica incremental del diente debido
a la respuesta dinámica del par de engranajes a la
excitación del error de transmisión, sin incluir la
carga tangencial transmitida, lbs.
es potencia transmitida, hp;
se transmite el par de torsión del piñón, lb pulg;
es la velocidad de la línea de paso en el diámetro de paso
operativo, pies/min. 8.1.1 Excitación
El error de transmisión está influenciado por:
πnortepagd
12
vt= (19)
- - Variaciones de fabricación, incluido el espaciado, el perfil,
el paso y el descentramiento.
7.2 Carga no uniforme
Cuando la carga transmitida no es uniforme, se debe
considerar no solo la carga máxima y su número
anticipado de ciclos, sino también las cargas intermedias
y su número de ciclos. Este tipo de carga a menudo se
considera un ciclo de trabajo y puede representarse
mediante un espectro de carga. En tales casos, el efecto
de fatiga acumulada del ciclo de trabajo se considera al
clasificar el juego de engranajes. En ISO/TR 10495 se
proporciona un método para calcular el efecto de las
cargas en estas condiciones, como la regla de Miner.[1]
- - Variación de la rigidez del engrane a medida que los dientes
del engrane pasan por el ciclo de engrane. Esta fuente de
excitación es especialmente pronunciada en engranajes rectos
sin modificación de perfil. Los engranajes rectos con una
modificación de perfil diseñada correctamente y los engranajes
helicoidales con relaciones de contacto axial superiores a 1,0
tienen una variación de rigidez menor.
- - Carga transmitida. Dado que las deflexiones elásticas
dependen de la carga, las modificaciones del perfil del diente del
engranaje se pueden diseñar para dar una relación de velocidad
uniforme solo para una magnitud de carga. Las cargas diferentes
a la carga de diseño darán un mayor error de transmisión.
8 Factor dinámico,kv
- - Desequilibrio dinámico de los engranajes y ejes.
Desgaste excesivo y deformación plástica de
PRECAUCIÓN:factor dinámico,kv, ha sido redefinido como el
recíproco del utilizado en los estándares AGMA anteriores.
Ahora es mayor que 1.0. En los estándares anteriores de
AGMA era inferior a 1,0.
- -
los perfiles de dientes de engranaje que aumentan la cantidad de
error de transmisión.
- - Alineación de ejes. La alineación de los dientes de los
engranajes está influenciada por la carga y las deformaciones
térmicas de los engranajes, ejes, cojinetes y alojamientos, y por
las variaciones de fabricación.
8.1 Consideraciones sobre factores dinámicos
factor dinámico,kv, tiene en cuenta las cargas generadas internamente en
los dientes del engranaje que son inducidas por la acción de engrane no
conjugada de los dientes del engranaje. Incluso si los - - Excitación inducida por fricción dental.
-
-
`,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---

8.1.2 Respuesta dinámica ment, y la interconexión de ejes y acoplamientos. La
respuesta dinámica de este sistema depende de la
distribución de las masas, la rigidez y el amortiguamiento.
En ciertos casos, un sistema puede poseer una frecuencia
natural de torsión cercana a una frecuencia de excitación
asociada con una velocidad de operación. Bajo estas
condiciones resonantes, las cargas dinámicas de los dientes
de los engranajes pueden ser muy altas y se debe evitar la
operación cerca de una resonancia del sistema. El factor
dinámico,kv, no incluye consideraciones de las cargas
dinámicas de los dientes debido a la vibración torsional del
sistema de engranajes. Estas cargas deben incluirse con
otras fuerzas aplicadas externamente en el factor de
sobrecarga, ko. Para unidades críticas, se recomienda un
análisis dinámico separado de todo el sistema.
Las fuerzas dinámicas de los dientes están influenciadas por:
- - Masa de los engranajes, ejes y otros componentes
internos importantes.
- - Rigidez de los dientes de los engranajes, las piezas brutas de los
engranajes, los ejes, los cojinetes y la carcasa de los engranajes.
- - Amortiguación. La principal fuente de coulomb o amortiguamiento
viscoso son los cojinetes del eje. Generalmente, los cojinetes de
película de aceite proporcionan una mayor amortiguación que los
cojinetes de elementos rodantes. Otras fuentes de amortiguamiento
incluyen la histéresis de los ejes de los engranajes y el
amortiguamiento viscoso en las interfaces deslizantes y los
acoplamientos de los ejes.
8.2 Resonancia
8.2.4 Velocidades críticas del eje
Cuando una frecuencia de excitación coincide con una
frecuencia natural, la respuesta resonante está limitada
solo por el amortiguamiento y pueden resultar altas
cargas dinámicas. El factor dinámico,kv, no se aplica a la
resonancia.
Debido a la alta rigidez a la flexión de los ejes de
engranajes, las frecuencias naturales de vibración lateral de
los ejes de engranajes suelen ser mucho más altas que las
velocidades de operación. Sin embargo, para engranajes de
alta velocidad, se recomienda analizar las velocidades
críticas del eje para garantizar que estén bien alejadas del
rango de velocidad de operación. El factor dinámico,kv, no
tiene en cuenta las cargas dinámicas de los dientes debidas
a este modo de vibración.
8.2.1 Resonancia del par de engranajes
Si una frecuencia particular de la excitación del error de
transmisión está cerca de la frecuencia natural del sistema
de masa-resorte del engranaje, o algún múltiplo de la
frecuencia natural, como 2 o 3, una vibración resonante
puede causar fuerzas dentadas dinámicas altas debido a los
grandes desplazamientos relativos de las masas de
engranajes. El factor dinámico,kv, no tiene en cuenta la
resonancia del par de engranajes, y se debe evitar la
operación en este régimen.
8.2.5 Resonancia no lineal
La gran variación cíclica en la rigidez de la malla del engranaje y las
cargas de impacto pueden generar regiones adicionales de
resonancia e inestabilidad. Esto es principalmente un problema con
engranajes rectos ligeramente cargados y ligeramente
amortiguados que no tienen modificaciones de perfil.
8.2.2 Resonancia en blanco del engranaje
Los espacios en blanco de engranajes pueden tener frecuencias
naturales dentro del rango de velocidad de operación. Si la pieza
bruta del engranaje es excitada por una frecuencia que está cerca de
una de sus frecuencias naturales, las desviaciones resonantes
pueden causar altas cargas dinámicas en los dientes. Esto ocurre con
mayor frecuencia en espacios en blanco para engranajes livianos y
de alta velocidad, pero también puede ocurrir en otros espacios en
blanco con bordes delgados o mallas delgadas. El factor dinámico,kv,
no tiene en cuenta la resonancia del blanco del engranaje. Se
recomienda una investigación separada cuando ocurren estas
condiciones.
8.3 Factor dinámico aproximado,kv
La figura 1 muestra los factores dinámicos que se pueden
utilizar en ausencia de un conocimiento específico de las
cargas dinámicas. Las curvas de la figura 1 y las ecuaciones
proporcionadas se basan en datos empíricos y no tienen en
cuenta la resonancia.
Debido a la naturaleza aproximada de las curvas
empíricas y la falta de valores de tolerancia medidos en
la etapa de diseño, la curva del factor dinámico debe
seleccionarse en función de la experiencia con los
métodos de fabricación y las consideraciones operativas
del diseño.
8.2.3 Sistema de resonancia
La caja de cambios es un componente de un sistema compuesto por
una fuente de energía, una caja de cambios, un equipo accionado
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados - - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`--- 13

2.0
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
1.4
1.3
1.2
1.1
1.0
Av=12
Av= 11
Av= 10
Av= 9
Av= 8
Av= 7
Av= 6
“Engranaje muy preciso”
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000
Velocidad de línea de paso,vt, pies/min
Figura 1 - Factor dinámico,kv
Elección de curvasAv= 6 hastaAv= 12 y el "engranaje
muy preciso" debe basarse en el error de
transmisión.
valores enteros deAv, tal que 6±Av±12Avestá relacionado
con el número de grado de precisión de transmisión.
-
− B
kv=- C (21)
El número del nivel de precisión de la transmisión,Av, se
puede estimar como el grado de precisión apropiado,A,
para las desviaciones esperadas de paso y perfil de acuerdo
con ANSI/AGMA 2015--1--A01. Consulte el Anexo A para usar
con AGMA 2000--A88.
C +-vt
donde
C=50+56 (1,0− B) por 6≤Av≤12 (22)
B=0,25 (Av−5,0)0.667 (23)
8.3.1 Engranaje muy preciso La máxima velocidad de línea de paso recomendada para un
determinadoAvestá determinado:
Cuando los engranajes se fabriquen utilizando controles
de proceso que proporcionen precisiones de dientes que
correspondan a "engranajes muy precisos", o cuando las
técnicas de diseño y fabricación aseguren un error de
transmisión bajo que sea equivalente a esta precisión,
los valores dekvse puede usar entre 1.02 y 1.11,
dependiendo de la experiencia del especificador con
aplicaciones similares y el grado de precisión realmente
logrado.
v
donde
= [C + (14− Av)]2 (24)
vt máx.es la velocidad máxima de la línea de paso en funcionamiento
diámetro de paso (punto final dekvcurvas en la
figura 1), ft/min.
Las curvas pueden extrapolarse más allá de los puntos
finales que se muestran en la figura 1 según la experiencia y
la consideración cuidadosa de los factores que influyen en la
carga dinámica. A efectos de cálculo, la ecuación 24 define
los puntos finales de las curvas de la figura 1.
Para usar estos valores, el engranaje debe mantenerse
en alineación precisa y lubricado adecuadamente para
que su precisión se mantenga bajo las condiciones de
operación.
8.3.3 EstimaciónAv
CuándoAvoAno están disponibles, es razonable referirse a la
precisión del tono y, hasta cierto punto, a la precisión del perfil,
como un valor representativo para determinar el factor
dinámico. Una ligera variación del seleccionado “Av”El valor no
se considera significativo para la clasificación del juego de
engranajes.
8.3.2 Cálculokv
Curvas empíricas etiquetadasAv= 6 hastaAv= 12 en la figura
1 se generan mediante las siguientes ecuaciones para
14
- - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`---
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
factor
dinámico,
k
v

Avse puede aproximar utilizando la variación de paso del piñón
y el engranaje con las siguientes fórmulas, redondeadas al
siguiente número entero más alto. Valores deAv
debe calcularse tanto para el engranaje como para el
piñón, y el valor más alto debe usarse para calcular el
factor dinámico,kv.
ción Los factores de sobrecarga solo se pueden establecer
después de obtener una experiencia de campo considerable en
una aplicación particular.
Para un factor de sobrecarga de la unidad, este método de
clasificación incluye la capacidad de sostener un número
limitado de hasta un 200 % de ciclos de sobrecarga
momentánea (normalmente menos de cuatro arranques en 8
horas, con un pico que no excede un segundo de duración). Las
sobrecargas momentáneas mayores o más frecuentes se
considerarán por separado.
Por 0.20 <dT≤15,75 pulgadas
en-0.0254-F--
punto −ln- 7.62+0.0762d + 5.2-
PAG
Dakota del Norte
T
Av = + 5
0.3466
(25) Al determinar el factor de sobrecarga, se debe considerar el
hecho de que muchos motores primarios y equipos
impulsados, individualmente o en combinación, desarrollan
pares de torsión pico momentáneos apreciablemente
mayores que los determinados por las capacidades
nominales del motor primario o del equipo impulsado. Hay
muchas posibles fuentes de sobrecarga que deben tenerse
en cuenta. Algunos de estos son: vibraciones del sistema,
pares de aceleración, sobrevelocidades, variaciones en la
operación del sistema, reparto de carga de trayectoria
dividida entre múltiples motores primarios y cambios en las
condiciones de carga del proceso.
(redondeado al siguiente entero más alto)
Por 15,75 <dT≤39,37 pulgadas
en-0.0254-F--
punto −ln- 7.62+0.6048d0.5 +4-
PAG
Dakota del Norte
T
Av = + 5
0.3466
(26)
(redondeado al siguiente entero más alto)
donde
en es logaritmo natural, logaritmomi;
es desviación de paso simple, micropulgadas;
Fpunto
NOTA:1 micropulgada = 10--6pulgadas. 10 factor de servicio
PAGDakota del Norte
es el paso diametral normal (en--1), donde 0.5≤PAG
Dakota del Norte≤20; El factor de servicio se ha utilizado en estándares AGMA
anteriores para incluir los efectos combinados de sobrecarga,
confiabilidad, vida útil y otros factores relacionados con la
aplicación. Este estándar proporciona un medio para tener en
cuenta: variaciones en la carga (con factor de sobrecarga),
variaciones estadísticas en datos S--N (con factor de
confiabilidad) y el número de ciclos de tensión de diseño (con
factor de ciclo de tensión).
dT es el diámetro de tolerancia, en;
dT=dmi− 2
PAG
(27)
dmi
8.4 Otros valores
es el diámetro exterior del piñón o engranaje, pulg.
Con un conocimiento específico de los factores de influencia
enumerados en 8.1 y 8.2, y mediante el uso de un análisis
dinámico completo, se pueden usar otros factores
dinámicos para aplicaciones específicas.
El factor de servicio AGMA como se usa tradicionalmente en
aplicaciones de engranajes depende de la experiencia adquirida
en cada aplicación específica. Los estándares de aplicación de
productos pueden ser una buena fuente para el valor apropiado
del factor de servicio (ver el anexo C para una discusión más
detallada del análisis de aplicación).
8.5 Factor dinámico unitario
Cuando las cargas dinámicas conocidas (a partir del análisis
o la experiencia) se suman a la carga nominal transmitida, el
factor dinámico puede ser la unidad.
Las ecuaciones 28 y 29 se utilizan para establecer valores
nominales de potencia para el factor de servicio unitario al que
se pueden aplicar los factores de servicio establecidos mediante
la ecuación 30. Cuando se hace esto, el factor de ciclo de
esfuerzo se calcula utilizando el número de ciclos equivalente a
un número específico de horas en un velocidad específica, para
establecer la clasificación de potencia para el factor de servicio
unitario. Cuando la experiencia específica y el desempeño
satisfactorio han sido demostrados mediante el uso exitoso de
9 Factor de sobrecarga,ko
El factor de sobrecarga tiene por objeto tener en cuenta
todas las cargas aplicadas externamente que excedan la
carga tangencial nominal,Wt, para una aplicación particular
-AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados - - `,```,,,``,``,`,`,`,``,````,,-`-`,,`,,`,`,,`--- 15

factores de servicio establecidos, valores deZnorteyYnortede
1.0 puede ser apropiado.
- -
- -
- -
Análisis de diseño
Características materiales
Tolerancias de fabricación
De la ecuación 5:
-
2
πnorte F
396 000kvkskmetroCF
dsC.AZnorteCH-
Cpag kT
El factor de seguridad también debe considerar el riesgo de
seguridad humana y las consecuencias económicas de la falla.
Cuanto mayores sean las incertidumbres o las consecuencias de
estas consideraciones, mayor deberá ser el factor de seguridad.
A medida que el alcance de estos factores se conoce con mayor
certeza, el valor del factor de seguridad puede
determinarse con mayor precisión. Por ejemplo, un producto
como una transmisión de automóvil que se somete a pruebas
de prototipos de tamaño completo y carga completa y a un
riguroso control de calidad de dimensiones, materiales y
procesos durante la fabricación, podría tener un factor de
seguridad menos conservador que un polipasto fabricado en
pequeñas cantidades para uso comercial normal. practicas
PAGAcu=
PAG yo
(28)
y de la ecuación 14:
πDakota del Norte
396 000kvPAQUETEskmetrok
PAGatu=
PAG F j saYnorte
(29)
k
donde
PAG
Acues la potencia transmitida admisible para picaduras
resistencia al factor de servicio unitario (C
SF= 1,0);
PAGatu
es la potencia transmitida admisible para la resistencia a
la flexión en el factor de servicio unitario (kSF= 1,0); A medida que las prácticas de diseño se vuelven más integrales,
se han eliminado algunos factores de influencia del área
desconocida del "factor de seguridad" y se han introducido
como partes predecibles del método de diseño.
PRECAUCIÓN:Tanto el piñón como los dientes del engranaje deben
revisarse para tener en cuenta las diferencias en las propiedades del
material, los factores geométricos y el número de ciclos bajo carga.
Por lo tanto, la potencia nominal para el factor de servicio unitario
debe basarse en los valores más bajos de las expresiones para cada
uno de los engranajes acoplados.
Los factores de seguridad deben establecerse a partir de un
análisis exhaustivo de la experiencia de servicio con una
aplicación en particular. Normalmente se establece un factor
mínimo de seguridad para el diseñador mediante un acuerdo
específico entre el fabricante y el comprador. Cuando no se
dispone de experiencia en un servicio específico, se debe
realizar una investigación analítica exhaustiva.
sC.AZnorteCHpara la resistencia a las picaduras
saYnortej
para la resistencia a la flexión
kB
La potencia transmitida admisible para el conjunto de engranajes,PAGa,
está determinado:
PAG PAGtu
k
PAGa= el menor deAcu
C
y a
(30) 12 Coeficiente elástico,Cpag
donde El coeficiente elástico,Cpag, se define mediante la siguiente
ecuación:
CSF es el factor de servicio para la resistencia a las picaduras;
es el factor de servicio para la resistencia a la flexión.
kSF
Cpag=- 1
-1−metro2
π-
-- 1
+ -- metro2
miGRAMO
PAG- GRAMO--(31)
11 factores de seguridad,SHySF miPAG
-
-
CuándokoykRse utilizan para aplicar clasificaciones, se
debe considerar un factor de seguridad adicional para
permitir consideraciones de riesgo económico y de
seguridad junto con otros aspectos no cuantificables del
diseño y la aplicación específicos (variaciones en la
fabricación, análisis, etc.).
donde
Cpag es coeficiente elástico, [lb/in2]0.5;
metroPAGymetroGRAMOes la relación de Poisson para piñón y engranaje,
respectivamente;
miPAGymiGRAMOes el módulo de elasticidad para el piñón y
engranaje, respectivamente, lb/in2.
Históricamente, el término "factor de seguridad" se ha utilizado
en el diseño mecánico para describir un factor de reducción
general para limitar la tensión de diseño en proporción a la
resistencia del material. Un factor de seguridad tiene por objeto
dar cuenta de las incertidumbres o variaciones estadísticas en:
Por ejemplo,Cpages igual a 2300 [lb/in2]0.5, para un piñón y
engranaje de acero conm=0,3 y E=3¢107lb/in2para ambos
miembros.
dieciséis -AGMA 2004 ---- Todos los derechos reservados
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