Reductoare

Transcriere

1 1.1. Introducere Dezvoltarea transmisiilor cu roţi dinţate sau a angrenajelor a depins de progresele făcute în domeniul tehnologic, în special pentru maşini-unelte specializate, de danturare. Din motive tehnologice şi funcţionale, profilul evolventic este cel mai des utilizat, deşi mai există şi alte forme pentru profilul dinţilor: cicloidal, arc de cerc etc. Transmisiile cu roţi dinţate au un domeniu foarte larg de utilizare, viteze periferice ale roţilor între 2 m/min şi 90 m/s, puteri între 0,0001 kw pentru mecanică fină şi kw în industria grea. Dacă se respectă condiţiile de proiectare, execuţie, montaj şi exploatare, fiabilitatea lor este mai mare decât a altor tipuri de transmisii la aceiaşi parametri de lucru. Avantajele transmisiilor cu angrenaje sunt: siguranţa în funcţionare, raport de transmitere constant (fără alunecări), randament ridicat (=0,90...0,98), posibi-lităţi de proiectare pentru diferiţi parametri de intrare şi ieşire (viteze unghiulare şi momente de torsiune), gabarit redus, adaptabilitate la integrarea într-un ansamblu. Dezavantaje pot fi considerate: precizia înaltă de prelucrare şi montaj; există firme mari specializate în producerea de transmisii cu roţi dinţate pentru că, în afara maşinilorunelte foarte performante dar scumpe, este nevoie de o dotare specifică pentru tratamente termo-chimice, control dimensional şi de structură, echipament de testare. Transmisiile dinţate sunt zgomotoase şi nu pot realiza orice raport de transmitere deoarece numărul de dinţi pentru orice roată trebuie să fie număr întreg Caracterizarea reductoarelor Reductorul este un sistem tehnic care, pe baza soluției constructive, modifică parametrii de ieșire, comparativ cu parametrii de intrare, după o lege impusă de proiectant. Numele arată doar reducerea turaţiei de intrare, dar, în realitate, reductorul, ca unitate tehnică, reduce turaţia şi creşte momentul de torsiune la ieşire. Studenții de la inginerie mecanică au în anul II de realizat un proiect de reductor. De ce este ales reductorul și nu alt sistem tehnic? Pentru că proiectarea acestui sistem cere cunoștințe din cele mai multe capitole de la cursul de organe de mașini (calculul la oboseală, asamblări, cuplaje, etanșări, lagăre cu rulmenți, arbori și angrenaje). Pentru că studentul va trebui să calculeze sau să selecteze organe de mașini astfel încât sistemul realizat să îndeplinească anumite cerințe.

2 6 energiei: în care Relaţia pentru determinarea parametrilor de ieşire se obţine din ecuaţia conservării P 1 este puterea dată de motorul electric ataşat transmisiei, P 2 este puterea la ieşirea din reductor, P fr este toată puterea pierdută prin frecare în reductor. Dacă se neglijează frecarea, rezultă: P1 P2 PfR (1.1) P1 1 Mt1 P2 2 Mt2, (1.2) obţinându-se o relaţie simplă între momente şi vitezele unghiulare M 1 t2 2 Mt1 în care se recunoaşte expresia raportului de transmisie: şi Dacă se ia în considerare frecarea, i R 2 (1.3) 1 (1.4) P1 1 Mt1 P2 PfR 2 Mt2 PfR (1.5) 2 Mt2 1 Mt1 PfR (1.6) Conform ISO/TR :2001 Angrenaje Capacitatea termică. Partea 1: Evaluarea transmisiilor cu roţi dinţate cu echilibru termic la 95 C temperatură în baie [49], pierderile prin frecare într-un reductor includ: frecarea în angrenaje, frecarea în lagăre şi etanşări, pierderi din cauza frecării interne în lubrifiant şi a mişcării lubrifiantului pe lângă piesele din reductor). Reductoarele de turaţie sunt ansamble sau unităţi de construcţii mecanice independente, cu structura formată din unul sau mai multe angrenaje, cu roţi dinţate cu axe fixe sau axe mobile (planetare şi diferenţiale), montate într-o carcasă închise, având rolul funcţional de a transmite energia mecanică de la motor la maşina de lucru, cu modificarea parametrilor de intrare, de la la,p. raportul de transmitere este constant şi va 1,P1 2 2 depinde de numărul de trepte (angrenaje) şi de tipul angrenajelor componente. Figura 1.1 prezintă sugestiv elementele componente ale unui reductor cu două trepte cu angrenaje cilindrice cu dinţi înclinaţi: a) reprezentare în explozie, care sugerează şi ordinea de montare a elementelor, şi b) secţiune în plan vertical [19, 23. 6

3 7 a) reprezentare în explozie 1 Manșetă de etanșare 2 Carcasă 3 Pană paralelă 4 Arbore de ieșire 5 Pană paralelă 6 Rulment 7 Distanțier 8 Distanțier 9 Șurub 10 Știft cilindric 11 Garnitură 12 Șurub 13 Rulment 14 Inel de fixare 15 Pinion 16 Pană paralelă 17 Arbore de intrare cu caneluri interioare 18 Inel de prindere 19 Rulment 20 Rulment 21 Pignon 22 Pană paralelă 23 Roată dințată 24 Rulment 25 Inel de fixare 26 Rulment 27 Roată dințată 4 28 Inel de siguranță 29 Capac la intrare în reductor 30 Șurub 31 Șaibă Grower 32 Piuliță 33 Arbore pinion cu caneluri interioare 34 Inel de fixare 35 Manșetă de etanșare 7

4 8 b) reprezentare în ordinea montării Fig Elementele componente ale unui reductor cu două trepte (catalog Varvel) 23 În principiu, un reductor are în structură: - roţi dinţate, - arbori, - lagăre (de cele mai multe ori de rostogolire, dar există şi soluţii cu lagăre de alunecare, la reductoare de putere mare, la grupruile energetice), - carcasa, - etanşări, - elemente de asamblare şi monitorizare (şuruburi, piuţiţe, ştifturi, capace, vizoare de lubrifiant, aerisiri,, inele de ridicare etc.), - elemente de asigurare a lubrifiere sau sistem de răcire+recirculare a lubrifiantului (pentru reductoare mari), - lubrifiantul, ca element foarte important în funcţionarea la parametrii proiectaţi; în mecatronică există şi soluţii fără lubrifianţi lichizi sau semi-solizi (unsori) dar roţile sunt executate de obicei din materiale plastice de calitate superioare sau din compozite cu matrice din materiale plastice, dopate cu lubrifianţi solizi). Există mai multe criterii de clasificare a reductoarelor. după numărul de angrenaje din reductor, acestea pot fi cu o treaptă, cu două, până la 6 trepte. Cele mai des utilizate sunt cele cu 1, 2, 3 trepte, dar există şi variante cu 4, 5 şi 6 trepte [42-47]. Figurile prezintă variante de reductor cu 1 și 2 trepte, cu angrenaje cilindrice. 8

5 9 Fig Reductor cu o treptă, cu dantură în V Fig Reductor cu două trepte, cu axe egale 9

6 10 Fig Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan orizontal Fig Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan vertical 10

7 11 Fig Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan vertical după tipul angrenajului utilizat, reductoarele pot avea: - angrenaje cu roţi cilindrice cu dinţi înclinaţi sau drepţi (mai rar utilizate în prezent), - angrenaje conice, - angrenaje elicoidale, - angrenaje melcate, - angrenaje combinate. după poziţia arborilor, care pot fi orizontali, verticali sau înclinaţi (mai rar, dar se obţine un gabarit mai mic catalog Nord. Raportul de transmisie total pe un reductor depinde de numărul de trepte şi de tipul angrenajului sau a combinaţiei de angrenaje: în care i j este raportul de transmisie pe treapta j. i R 11 n i (1.7) j1 Din cauza formei roţilor (cu număr întreg de dinţi), rapoartele de transmisie nu pot lua orice valoare, ca la transmiile cu curele late sau profilate: j1 j n i u (1.8) R j

8 12 în care u j este raportul de transmisie real al treptei j, calculat ra port între numerele de dinţi z ale celor două roţi care formează angrenajul j: u j2 j z j1 z j1 şi z j2 sunt numărul de dinţi pe roata conducătoare, respectiv, condusă a angrenajului j, n fiind numărul de trepte în reductor. De obicei soluţiile constructive au cel mult trepte, cele mai des întâlnite fiind cele cu două trepte Figura 1.6 prezintă, schematic, variante de transmisii cu roţi dinţate: - reductoare cu o treaptă a) reductor cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan orizoantal, b) reductor cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan vertical, c) reductor cu roţi dinţate conice, cu axele în plan orizoantal, d) reductor melcat, cu melcul în partea superioară; - reductoare cu două trepte: e) reductor cu două trepte, ambele cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan orizontal; f) reductor cu două trepte, ambele cu roţi dinţate cilindrice şi cu aceeaşi distanţă între axe (este o soluţie cu gabarit mai mic decât prima); g) şi h) reductoare la care una din trepte este formată din roţi cilindrice cu dantură în V pentru eliminarea forţelor axiale; i) reductor cu o treaptă cu roţi cilindrice şi una cu roţi dinţate conice, cu axele în plan orizontal, j) reductor cu o treaptă melcată şi una cu roţi cilindrice cu dinţi în V. a) b) c) d) Reductoare cu o treapta e) f) i) Reductoare cu două trepte Fig Tipuri de reductoare 12

9 13 Câteva caracteristici generale ale angrenajelor dințate sunt date în Tabelul 1.1 dar proiectantul va alege tipul angrenajului și numărul de trepte, în funcție de cerințele sistemului tehnic în care va funcționa reductorul. Angrenaje cilindrice dinți drepți dinți înclinați Angrenaje conice dinți drepți dinți înclinați dinți curbi Avantaje randament foarte bun tehnologie relativ ieftină angrenajele cu dinți înclinați sunt mai silențioase și au grad de acoperire mare (recomandat 2...2,5, dar poate fi mai mare pentru angrenaje de clasă de precizie mare) axe concurente raport de transmisie mare (5...12) axe neconcurente raport de transmisie mare ( ) Angrenaje melcate raport de transmisie mare ( ) gabarit mai mic axe perpendiculare în spațiu Tabelul 1.1. Criterii de alegere a tipului de angrenaj Dezavantaje raport de transmisie limitat la 5...8a angrenajele cu dinți drepți sunt zgomotoase și au grad de acoperire mic (recomandat 1,2...1,3) zgomotoase tehnologie mai sofisticată, scule scumpe se înlocuiește tot angrenajul, este scump gabaritul transmisiei conice se micșorează dacă se folosesc dinți încinați și se reduce mai mult pentru transmisii cu dinți curbi și axe neconcurente materiale relativ scumpe pentru roata melcată randament mai slab încălzire; se recomandă forme aracteristice pentru răcire (nervuri de răcire, sistem de răcire cu ventilator sau recirculare a lubrifiantului, lubrifiant mai pretențios, deci, mai scump Divizarea raportului de transmitere pe trepte este o problemă de optimizare care ţine seama de următoarele: realizarea unui ansamblu de gabarit minim, asigurarea ungerii corecte a tuturor suprafeţelor în mişcare relativă (prin calitatea şi cantitatea lubrifiantului, forma pieselor), condiţii de răcire şi ordonarea distanţelor între axe astfel încât să se asigure echiportanţa la presiunea de contact. În general, valorile maxime ale raportului de transmisie depind de tipul angrenajului şi de clasa de precizie. Tipul angrenajului 1 ir 2 Tabelul 1.2 Roţi cilindrice cu dinţi drepţi şi înclinaţi (valori mai mari pentru clase de precizie mai bune, puteri mai mici) Angrenaje conice Angrenaje melcate (chiar 100) (au dezavantajul unui randament mai mic decât cele de mai sus) 13

10 14 Literatura de specialitate [14, 16,. 32, 33] recomandă diverse criterii pentru alegerea rapoartelor pe fiecare treaptă. dacă de impune ca lăţimea reductorului să fie minimă, pentru un reductor cilindric cu două trepte se poate utiliza, orientativ, relaţia: în care rezultând i i 0,01...0,02 i a R R a34 a12 este coeficientul de lăţime a roţilor, pentru prima treaptă, a34 este coeficientul de lăţime a roţilor, pentru treapta II-a, i (1.9) ir (1.10) i În cazul în care se impun dimensiuni minime ale lungimii sau înălţimii reductorului, pentru un reductor cu două trepte, cu roţi cilindrice, se poate utiliza, orientativ: sau i 12 a34 R 3 a12 (1.11) a a34 i i i 0,015 i a12 12 R R a34 (1.12) Numărul de trepte pentru un reductor se alege în funcție de raportul total de transmisie al acestuia, de spațiul avut la dispoziție pentru el. Câteva recomandări sunt date în Tabelul 1.2. Tabelul 1.2. Recomandări pentru alegerea rapoartelor de transmisie pe treptele reductorului Poziţia relativă a arborilor de intrare şi Raportul de transmitere total Numărul treptelor ieşire i r (max) o treaptă cu roţi dinţate cilindrice paraleli două trepte cilindrice cu două axe geome-trice, la care intrarea şi ieşirea sunt coaxiale două trepte cilindrice cu trei axe geometrice, la care intrarea şi ieşirea nu sunt coaxiale concurenţi 1...3,55 (max. 6,3) o treaptă cu roţi dinţate conice două trepte din care una cu roţi conice şi una cu roţi cilindrice neparaleli şi 12,5...80(max. 100) o treaptă melcată neconcurenţi două trepte din care prima melcată şi a doua cilindrică 14

11 15 Rapoartele de transmisie pe fiecare treaptă nu sunt impuse, deși în trecut acestea erau standardizate. Astăzi, tehnologia permite realizarea cu mai multă ușurință a oricărui raport de transmisie, evident cu restricția că este un raport de numere întregi. Dispunerea angrenajelor în carcasă. Dacă un reductor are mai multe trepte, cu angrenaje diferite, se recomandă (dar nu se impune) ca treapta de roți cilindrice să fie la intrarea în reductor, angrenajul melcat sau conic urmând după treapta sau treptele cu roți cilindrice. Există și soluții în care treapta cu roți cilindrice este la ieșire din reductor, dar acestea sunt rare. Codificarea reductorului Un reductor, prin codul lui, trebuie să ofere cât mai multe informatii. Codificarea este, de obicei, proprie fiecărei firme producătoare, de aceea este necesară existenţa unui catalog de produs sau a unui site cu aceste informaţii. Codul reductorului ar trebui să cuprindă informații din tabelul de mai jos dar fiecare firmă producătoare are codurile specifice. Un exemplu este dat în Fig Tipul unităţii Tipul Numărul de Tipul de Tipul Numărul Subsiteme angrenajului trepte montaj motorului de poli auxiliare Reductor cu flanşă Frână etc. sau sau motoreductor cu talpă 15

12 16 Fig Exemplu de codificare a unui reductor [44, 50] Parametrii unui reductor Indiferent dacă reductorul este proiectat sau selectat dintr-un catalog, acesta este caracterizat prin mai mulți parametri, daţi în cataloagele firmelor producătoare 19-23]. Deși în tema de proiect de anul II nu se impun toți acești parametri, aceștia vor fi enumerați și definiți în continuare cu scopul de a evidenția complexitatea cunoștințelor necesare proiectării sau selectării unui reductor. Parametrii unui reductor sunt: - raportul total de transmisie i R, 16

13 17 - puterea nominală de intrare P n1, - puterea la ieşire din reductor, P n2 - turaţia la intrare, n 1, - turaţia la ieşire, n 2, P P (1.13) n2 R n1 - momentul nominal la ieşire (cerut de mașina de lucru, în regim nominal), M t2n, - momentul caracteristic aprlicaţiei, M t2a - momentul de torsiune calculat, în care factorul de funcţionare (de lucru) s f ; Mt2c Mt2a sf Mt2n (1.14) - puterea termică evacuată a reductorului, P Q, (valoare limită), corespunzând unei funcţionări continue în sarcină, la o temperatură de o =20 ºC a mediului ambiant, fără folosirea unui sistem suplimentar de răcire şi fără deteriorarea elementelor reductorului şi lubrifiantului. Dacă temperatura mediului diferă de 20ºC, relaţia de calcul pentru funcţionare la altă temepratură am ediului este: P P f (1.15) Q o Q Q în care f Q este un factor termic, dat în cataloagele de produs, în funcţie de timpul de funcţionare a reductorului sub sarcină, în procente faţă de funcţionarea continuă sub sarcină; - randamentul reductorului, R P R n2 P n1 (1.16) În proiectare, pe baza literaturii de specialitate [18], [11] și a cataloagelor de produs 19], se poate estima R 0,95 pentru două trepte cu roţi cilindrice, R 0,93 pentru trei trepte şi R 0,90 pentru patru trepte [50]. - momentul masic de inerţie, la arborele de ieşire, J R - factorul de funcţionare (de lucru) s f ; acesta se referă la funcţionarea reductorului şi ia în considerare condiţiile zilnice de funcţionare, variaţiile sarcinii şi suprasarcinile caracteristice maşinii de lucru. În cataloagele firmelor producătoare [19] sunt date grafice din care se poate selecta factorul de funcţionare, s f în funcţie de timpul de lucru al reductorului într-o zi şi de numărul de porniri/opriri pe oră, lucru: K 1 - uniform, K 2 - mediu, K 3 - sever. Z R. Curbele din graficul din Fig. 1.9 se referă la tipul regimului de 17

14 18 Fig Factorul de funcţionare pentru un reductor K 1 - uniform, K 2 - mediu, K 3 - sever [Nord] - factorul de accelerare a maselor, K, se folseşte pentru stabilirea facorului de funcţionare s f şi se obţine cu relaţia: în care Jc K (1.17) J J c este momentul dinamic de inerţie al maselor conduse în funcţie de viteza 2 unghiulară a motorului, J m este momentul de inerţie al motorului, ambele în kg m. valoarea lui K este dată în tabele în cataloagele firmelor producătoare [45, 42] şi depinde de aplicaţie şi variază între 1,25 (centrifugi etc.) şi 3,50 (pentru laminoare şi instalaţii de transport industrial etc.). Se recomandă [50] utilizarea Fig. 1.5, în funcţie de valoarea lui K astfel: dacă K 0,25, - curba K 1 (sarcină uniformă) dacă 0,25 K 3, curba K 2 (sarcină cu şocuri moderate), dacă 3 K 10, curba K 3 (sarcină cu şoc sever). - clasa de precizie a angrenajului. m 1.3. Selectarea soluţiei constructive În general, o dată stabilită necesitatea unui reductor între mașina motoare și mașina de lucru, parametrii de bază, care stau la baza alegerii soluției constructive pentru un reductor, sunt - puterea la ieșire, - turația la ieșire, - raportul de transmisie necesar, i R, - poziția axelor arborilor de la mașina de lucru și mașina motoare, 18

15 19 - forța axială și forța radială pe arborele de ieșire, - restricții de funcționare, gabarit și de montaj, - restricții de montaj: soluția de montare a arborilor reductorului, cote de montaj pe arborele mașinii de lucru și a mașinii motoare, eventuala existență a cuplajelor etc., - fixarea reductorului; soluțiile cele mai des întâlnite sunt fixarea pe mașina de lucru (de cele mai multe ori se optează pentru un motoreductor) și fixarea pe fundație (de obicei, reductoare mari care deservesc utilaje de tip laminoare, reductorele navale etc.). Cele mai multe soluții de puteri medii se pot rezolva cu un motoreductor. Motoreductorul este un sistem tehnic format dintr-un reductor și un motor electric, într-o construcție unitară, și care poate deservi o anumită mașină de lucru. Soluția avantajează montajul mașinii de lucru și faptul că utilizatorul nu mai este nevoit să verifice informații referitoare la potrivirea motorului pe reductor (în general cote geometrice și restricții de funcționare în diverse medii). 19

16 20 Bibliografie 1. Palade V., Constantin V. Hapenciuc M., Reductoare cu roţi dinţate, 2. Muşat M., Stoica G., Transmisii mecanice cu reductoare într-o treaptă, 3. Crudu I., Stefănescu I., Panţuru D., Palaghian L., Atlas. Reductoare cu roţi dinţate, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, ediţia a II-a, Drăghici I., Bejan C., Moldoveanu Gh., Achiriloaie, Chişu E., Petrescu N., Ciobotă I., Lazăr D., Cernahoschi M., Indrumar de proiectare în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti, Mădăraş L., Organe de maşini, Partea a II-a, vol I, II şi III, Stefănescu I., Organe de maşini, vol. II, Universitatea Dunărea de Jos din Galaţi, Tomescu L., Organe de maşini, vol. I, Editura Evrika, Brăila, Tudor A., Bularda Gh., Transmisii planetare cu roţi dinţate, Editura Tehnică, Bucureşti, Filipoiu I. D., Tudor A., Proiectarea trasnmisiilor mecanice, Petrescu I. F., Petrescu R. V., Angrenaje, ISBN-10: ISBN-13: , DOI: /RG , Ianuș G., Transmisie mecanică cu reductor și curele trapezoidale înguste, Iași, Politehnium, Antal A., Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, Antal A., Indrumar de proiectare pentru reductoare. Universitatea Cluj-Napoca, Buzdugan, Gh., s.a. Rezistenta materialelor. Bucuresti, Editura tehnica, Chișiu A., s.a. Organe de masini. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, Draghici I., s.a. Organe de masini. Culegere de probleme. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, Gafițau M., s.a. Organe de masini, vol. I si II. Bucuresti, Editura Tehnica, 1982, Haragâș S., Reductoare cu o treptă. Calcul și proiectare, Risoprint, 2014, ISBN *** Constant speeds G1000, *** Constant speeds iten.pdf 21. *** Motors M7000, *** Parallel Gear Shaft units, Davall, *** Varvel 20

17 21 Standarde utile în proiectarea angrenajelor 1. ISO/TR :2001 Angrenaje Capacitatea termică. Partea 1: Evaluarea transmisiilor cu roţi dinţate cu echilibru termic la 95 C temperatură în baie 2. ISO/TR 18792:2008 Lubrication of industrial gear drives 3. ISO 9083:2001 Calculation of load capacity of spur and helical gears Application to marine gears 4. ISO 53:1998 Cylindrical gears for general and heavy engineering Standard basic rack tooth profile 5. ISO 54:1996 Cylindrical gears for general engineering and for heavy engineering Modules 6. ISO 677:1976 Straight bevel gears for general engineering and heavy engineering Basic rack 7. ISO 678:1976 Straight bevel gears for general engineering and heavy engineering - Modules and diametral pitches 8. ISO 701:1998 International gear notation Symbols for geometrical data 9. ISO :1998 și ISO :1998/Cor 1:1999 Vocabulary of gear terms - Part 1: Definitions related to geometry 10. ISO :1999 Vocabulary of gear terms Part 2: Definitions related to worm gear geometry 11. ISO :1995 Cylindrical gears ISO system of accuracy Part 1: Definitions and allowable values of deviations relevant to corresponding flanks of gear teeth 12. ISO :1997 Cylindrical gears ISO system of accuracy Part 2: Definitions and allowable values of deviations relevant to radial composite deviations and runout information 13. ISO 1340:1976 Cylindrical gears Information to be given to the manufacturer by the purchaser in order to obtain the gear required 14. ISO 1341:1976 Straight bevel gears Information to be given to the manufacturer by the purchaser in order to obtain the gear required 15. ISO 2490:2007 Solid (mono block) gear hobs with tenon drive or axial keyway, 0,5 to 40 module Nominal dimensions 16. ISO 4468:2009 Gear hobs Accuracy requirements 17. ISO :2006 și ISO :2006/Cor 1:2008 Calculation of load capacity of spur and helical gears Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors 18. ISO :2006 și ISO :2006/Cor 1:2008 Calculation of load capacity of spur and helical gears Part 2: Calculation of surface durability (pitting) 19. ISO :2006 și ISO :2006/Cor1:2008 Calculation of load capacity of spur and helical gears Part 3: Calculation of tooth bending strength 21

18 ISO :2003 Calculation of load capacity of spur and helical gears Part 5: strength and quality of materials 21. ISO :2006 și ISO :2006/Cor 1:2007 Calculation of load capacity of spur and helical gears Part 3: Calculation of service life under variable load 22. ISO :2002 Acceptance code for gears units Part 1: Test code of airborne sound 23. ISO :1993 Acceptance code for gears Part 2: Determination of mechanical vibrations of gear units during acceptance testing 24. ISO 9083:2001 Calculation of load capacity of spur and helical gears Application to marine gears 25. ISO 9085:2002 Calculation of load capacity of spur and helical gears Application for industrial gears 26. ISO :2001 Calculation of load capacity of bevel gears Part 1: Introduction and general influence factors 27. ISO :2001 Calculation of load capacity of bevel gears Part 2: Calculation of surface durability (pitting) 28. ISO :2001 Calculation of load capacity of bevel gears Part 3: Calculation of tooth root strength 29. ISO 10825:1995 Gears Wear and damage to gear teeth Terminology 30. ISO/TR 10828:1997 și ISO/TR 10828:1997/Cor 1:1998 Worm gears Geometry of worm profiles 31. ISO/TR 13593:1999 și ISO/TR 13593:1999/Cor 1:2005 Enclosed gear drives for industrial applications 32. ISO 13691:2001 Petroleum and natural gas industries High-speed special-purpose gear units 33. ISO/TR :2000 Calculation of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and hypoid gears Part 1: Flash temperature method 34. ISO/TR :2000 Calculation of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and hypoid gears Part 2: Integral temperature method 35. ISO 14104:1995 Gears Surface temper etch inspection after grinding 36. ISO/TR :2001 Gears Thermal capacity Part 1: Rating gear drives with thermal equilibrium at 95oC sump temperature 37. ISO/TR :2001 Gears Thermal capacity Part 2: Thermal load-carrying capacity 38. ISO 17485:2006 Bevel gears ISO system of accuracy 39. ISO/TR 18792:2008 Lubrication of industrial gear drives 40. ISO 21771:2007 Gears Cylindrical involute gears and gear pairs Concepts and geometry 41. ISO 23509:2006 Bevel and hypoid gear geometry 22