GB／T 3480.1-2019标准规范下载简介：

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GB／T 3480.1-2019 直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第1部分：基本原理、概述及通用影响系数

3480.12019/IS0633

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GA/T 2000.117-2015 公安信息代码 第117部分：吸毒人员不予处罚原因代码3480.12019/IS0633

ISO6336不包括圆柱齿轮的抗胶合计算。目前，圆柱齿轮抗胶合失效的设计方法，还未形成充 致的意见。

微点蚀是可能发生于齿面的另一种形式的损伤，ISO6336也未涵盖

ISO6336不适用于103及以下循环次数时的高应力水平，因为该范围的应力水平可能会超过齿根 弯曲或齿面压应力的弹性极限。根据材质及施加的载荷，高于103及以下循环次数的应力极限的单个 应力循环，可能会导致轮齿塑性屈服。

具体的圆柱齿轮传动齿面接触强度和齿根弯曲强度计算可通过对通用公式中系数选取适当的值来 进行。

4.1.6特定应用场合

设计时，认识到不同应用场合对齿轮要求的差异很大是非常重要的。对特定应用场合，使用ISO

到不同应用场合对齿轮要求的差异很大是非常重要的。对特定应用场合，使用ISC

6336时需对所有因素进行实际和经验性评估，特别是： 材料的许用应力和载荷循环次数； 一失效概率的重要性； 一适当的安全系数。 为说明上述要求，用以下三种情况来举例。

4.1.6.1车辆末端传动齿轮

这种齿轮的转速相对较低，为保证足够的齿根弯曲强度，一般选较大的模数，因此，小齿轮的齿数少 （2：大约为14）；而相同尺寸、较高转速下，小齿轮齿数约应选为28，故前者的弯曲强度大约是后者的 两倍。 车辆齿轮计算的可靠度可低至80%～90%，而高速工业齿轮的至少应为99%。 通常，大批量生产的车辆齿轮所用材料的一致性要高于少量生产的。 对已应用齿轮的对比表明：在相同的材料、质量、尺寸及设计条件下，当应力循环次数大约为10 时，车辆末端传动齿轮所能传递的载荷大约超过航空航天齿轮的4倍。 对低转速车辆齿轮，由于其预期寿命短（<10°应力循环次数），少量的塑性变形、点蚀及磨粒磨损 通常可被容忍。因此，其容许的齿面应力水平要比长寿命、高转速齿轮的高得多。

4.1.6.2航空航天器主驱动齿轮

在直升机旋翼和宇宙飞船推进器主泵的驱动中可见采用最高质量材料、最高精度制成的齿轮。这 些齿轮均经过大量的试验，例如，相同系列中要用10套～20套产品在全设计寿命下做实际工况试验。 基于试验结果确定可容忍的磨损量，喷油量、喷油点位置及喷油方向等的优化亦如此。 基于上述原因，对于设计寿命超过100倍（轮齿载荷循环次数）、转速约超过10倍的这类齿轮，可取 比典型车辆齿轮更高的许用载荷。但这种齿轮的损伤概率不得超过0.1%～1%，既不允许齿面磨损又 不允许有任何轻微损伤，故其最高负载不能比车辆齿轮高。

4.1.6.3工业高速齿轮

对于节圆线速度超过50m/s的工业高速齿轮，为使齿面胶合及磨损的危险性最低，常取小齿轮齿 数为30或更多。典型的，如小齿轮齿数45、大齿轮齿数248。 对于正常工作寿命超过101°应力循环次数的工业高速齿轮，其可靠度应当超过99%。基于成本原 因，一般不做大量的样机试验。因此，高速齿轮传动承载能力计算时宜相对保守，而取较高的安全系数。

接触强度安全系数SH与弯曲强度安全系数SF应分别考愿。 对确定的应用场合，足够的齿轮承载能力是使计算安全系数S与Sr分别大于或等于SHmin 和SFmin 应确定安全系数的最小值。ISO6336给出了确定时应考虑的因素，但未给出具体数值。 为以合理的成本满足所要求的可靠性，应仔细选取合适的失效概率及安全系数。如果通过试验可 以对真实装置在真实载荷下的性能作精确评价，则允许采用较小的安全系数和较经济的加工方法制造 齿轮： 修正的许用应力 安全系数 计算应力 允许使用基于载荷的安全系数，此时，安全系数等于特定计算的许用载荷除以实际传递的载荷。若

允许使用基于载荷的安全系数，此时，安全系数等于特定计算的许用载荷除以实际传递的载荷。 全系数是基于载荷的，应明确指出

已知对新设计齿轮装置性能评价最可靠的方法是对其进行试验。当有足够的经验或试验数据 没计中对其外推可获得满意的结果。 当没有合适的试验结果或现场数据时，承载能力计算中的系数取值保守为宜

4.1.10隐含的精度

只有提供有与其载荷、速度及齿面粗糙度相适应的合理黏度及添加剂的润滑剂，并有足以润滑齿 油承使其保持一个可接受的工作温度时，齿轮强度计算公式才有效

4.1.11.2不对中与基础变形

许多传动依赖外部支承例如机座 些支承设计不良，有初始不对 运转中因弹性、热变形及其他因素产生 ，将对齿轮传动系统的整体性能产生不利影响

轮齿、轮体、齿轮轴、轴承及箱体的变形会影响整机性能和总载荷在齿廓上的分布。由于变形量 荷大小而变，在有不同载荷的变载荷传动中，不可能都获得最佳的接触区。当轮齿没有修形时，变 曾加将使螺旋线载荷分布系数增大，从而使额定承载能力降低

4.1.11.4系统动力学

4.1.11.5接触β

大多数圆柱齿轮的轮齿在加工时都进行了齿廊和螺旋线修形以适应受载变形及热变形，所以在轻 载时进行对啮检查只有局部接触。在设计载荷下，接触应扩展至全齿面，而不能在边缘集中接触。该影 响宜由相应的载荷分布系数来考虑

齿面腐蚀将显著降低轮齿的弯曲强度和接触强度 降低程度的定量计算超出了ISO6336的范

4.1.12 影响系数

ISO6336给出的影响系数源于研究结果和 a）由齿轮参数或按惯例确定的系数。它们应按ISO6336中的公式计算。

4. 1.12.1A 法

A法的系数由满教试验、精确测量或根 二述方法的任何组合确定。齿轮及载荷的所有数据应齐全。这种情况下，所用方法应证实其精确度及 丁靠性，且应明确指出其假设条件。 通常，由于以下原因很少使用A法： 与B法或C法相比，A法中各影响因素的相关关系研究得不够； 运行状况的详细资料不全； 没有合适的测量装置； 分析和测量成本超出了其价值

B法所确定的系数对大 形式示出 情况下，应确定这些假定是否适用于所研究的对

C法的一些系数由简化的近似法确定，确定的假设条件以列表形式示出。这些假设是否适用具 况，每次都要确定。必要时，应插人补充下标C.如K。

用ISO6336中的数值公式时应按其指定的数值单位进行计算，任何例外都应特别指出。

4.1.14各系数的计算顺序

系数K、K或Kβ及KHa或KF与名义切向力有关，它们在一定程度上相互影响，因此，应按

顶序依次计算： 用载荷FKA计算K； b) 用载荷F.KAK计算KH或K； C 用载荷F,KAKKH(F)计算KHa或Ka"。 当一个齿轮驱动两个或多个配对齿轮时，应用KK，代替KA，见4.2。

4.1.15齿轮偏差允许值的确定

4.2切向载荷、转矩和功率

当评定作用于轮齿上的载荷时，影响齿轮传动的所有载荷都应考虑到。 对人字齿轮，假定全部切向载荷等分作用于两个单斜齿轮上。如果不是这样，例如有外部施加的 力时，就应考虑其影响。此时人字齿轮应按两个并联布置的单斜齿轮来处理。 对多路径传动，总切向载荷并不完全平均分布到每一分支上（不考虑设计、切向速度或加工精度 比，用载荷系数K，予以考虑（见4.1.14）。如有可能，K，宜由测量确定，也可根据相关文献估算， 若工作转速接近某一共振转速，则需要对 仔细研究，见第5章和第6章

4.2.1名义切向载荷、名义转矩和名义功率

名义切向载荷F，作用于端面内并切于分度圆，并由齿轮副传递的名义转矩或名义功率确定。 齿轮的承载能力计算实际上基于对工作机的输人转矩。该转矩指最重载荷正常工作状况下的转 矩。当原动机的名义转矩与工作机要求的转矩一致时，也可采用原动机的名义转矩，或者选取其他合适 的值。 F,被定义为所计算啮合副的名义切向力,T和P也被相应地定义。下式中,n1.2的单位为r/min。

4.2.2当量切向载荷、当量转矩和当量功率

4.2.3最大切向载荷、最大转矩和最大功率

在由于沿齿宽方向F.的不均匀分布导致的齿根弯曲强度计算中，K代表了决定性的载荷，故K邮也被 对K。的计算(见7.2.1)。

有适当灵敏度的安全离合器限定。Fmax、Tmx和Pmax需要确定其安全性，考虑到载荷达到静强度极限 引起齿面损伤和突然断齿

使用系数K^通过对名义载荷F，的调整以表征由于外因引起的增大了的齿轮载荷。这些附加载 荷主要取决于原动机和从动机的特性，也取决于包括轴和联轴器在内的系统的质量和刚度， 对船用齿轮及其他承受周期性尖峰转矩（扭转振动)并按无限寿命设计的状况，使用系数可定义为 周期性尖峰转矩与名义额定转矩之比。名义额定转矩由额定功率和额定转速确定，是承载能力计算时 使用的转矩。 如果齿轮承受有限循环次数的、超过周期性尖峰转矩的已知载荷，其影响可直接按累积疲劳损伤计 算或用一个增大的使用系数加以考虑。 使用系数的大小推荐由用户与制造商/设计者协商确定

5.1用A法确定使用系数K..

动载系数考虑了与转速及载荷相关的齿轮精度的影响，高精度齿轮比低精度齿轮承载能力高。 一般认为轮齿上的内部动载荷既受设计又受制造的影响。 动载系数考虑了齿轮精度和与速度和载荷有关的修形的影响： 工作速度时总啮合转矩 K= “完美”齿轮的啮合转矩 KAK.= 工作速度时总啮合转矩 名义传递（设计）啮合转矩

“完美”齿轮定义为在名义传递（设计）啮合转矩下准静态传动误差为零。它们仅存在于有适当修形 的有零动态效应的仅承受单一载荷的齿轮中[如零传动误差（理想共轭）、零激励、轮齿啮合频率及齿轮 旋转频率无波动]。在任何转速下齿轮都是零激励，系统零响应。

6.1影响内部动载荷的因素和计算

设计参数包括： 节线速度； 轮齿载荷； 回转件的惯量和刚度； 轮齿刚度的变化； 润滑剂性能； 轴承和箱体的刚度； 20

一临界转速和齿轮自身的振动。

应考虑以下因素： 一齿距偏差； 基准面相对于旋转轴线的跳动； 齿廓偏差； 啮合轮齿的匹配度； 零件的平衡； 轴承的配合及预紧

应考虑以下因素： 一齿距偏差； 基准面相对于旋转轴线的跳动； 一齿廓偏差； 啮合轮齿的匹配度； 零件的平衡； 轴承的配合及预紧

即使输人转矩与转速但定，也会存在明显的质量振动及其产生的轮齿动载荷。当配对轮齿由于激 动产生振动引起相对位移时，这些载荷被认为是由传动误差引起。在理想运动学中要求齿轮副的输人 与输出转速的比值为定值。传动误差定义为啮合齿轮副均匀相对角运动的偏离量。由设计和加工产生 的与理想齿廓和齿距的所有偏差及齿轮的使用状况都对传动误差有影响，后者包括： a）节线速度：激励的频率取决于节线速度和模数。 6） 啮合循环中啮合刚度的变化：这种激励在直齿轮副中尤其明显，而总重合度大于2.0的直齿轮 副和斜齿轮副的刚度变化较小。 轮齿传递的载荷：由于变形取决于载荷，所以只有针对某一大小载荷的轮齿修形才能得到均匀 的速比。当载荷与设计载荷不同时传动误差将加大。 d 齿轮和轴的动不平衡， e） 使用环境：轮齿齿廓的过度磨损和塑性变形将增大传动误差。齿轮传动应有合理设计的润滑 系统、封闭的运行空间和可靠的密封以保持一个安全的工作温度及无污染环境。 f） 轴的对中性：轮齿啮合的对中性受齿轮、轴、轴承和箱体的载荷及热变形的影响。 齿间摩擦引起的激励

轮齿的动载荷与以下因素有关： 齿轮、轴及其他主要内部零件的质量； 轮齿、轮体、轴、轴承及箱体的刚度； 阻尼：阻尼源主要是轴承和密封。其他阻尼源包括齿轮轴的阻滞效应、滑动面的黏滞阻尼和联 轴器。

当激励频率（如轮齿的啮合频率及其谐频）等于或接近于齿轮系统的某个固有频率时，就会出现共 振。共振将产生高的轮齿动载荷。当某一转速产生共振引起内部动载荷大增时，应避免设备在该转速 下运行。 a）车 轮体共振 对高速、轻量齿轮传动，轮体的固有频率可能处在工作转速的范围内。如果轮体受接近其某个 固有频率的激励，谐振变形将引起高的轮齿动载荷，而且板型或壳型共振可能导致轮体破坏。 下述B法及C法中动载系数K、的计算不考虑轮体共振。 b）系统共振

齿轮箱只是由原动机、齿轮箱、被驱动设备及相互连接的轴及联轴器组成的系统中的一个组 件。该系统的动态响应取决于其系统的配置。在某些情况下，系统可能有一个与由工作转速 确定的激励频率接近的固有频率，此时应按如前所述仔细计算出这个固有频率。对关键性的 传动装置.推荐对整个系统进行详细分析。当确定使用系数时也应考虑这些因素

6.3动载系数的确定方法

6.3.1A法系数K.A

A法是根据测量或对整个系统进行全面的动力学分析确定轮齿的最大载荷，它包括内部产生的附 加动载荷和如第8章描述的不均匀分布载荷。在这种情况下，KHG/T 3086-2011 橡塑凉、拖鞋，（就像KH和KF。一样）的值可认为等 于1.0。 K，也可以通过比较工作转速及更低转速下传递载荷时测得的齿根应力大小得出。 K，还可以通过对相似设计的经验进行全面分析确定。分析过程可参阅有关文献。 可靠的动载系数K，值，最好通过数学模型的分析预算得出。这个模型经测试被证实是可信的

本法的简化假设是：齿轮副可用一个基本的单一质量（小齿轮和天齿轮的综合质量）和弹黄组成的 单性系统来表示，其刚度为接触轮齿的啮合刚度。同时假设每对齿轮副都作为一个单级传动运转，即忽 略多级传动中其他各级对所考察的齿轮副的影响。如果联接本级大齿轮及下级小齿轮的轴的扭转刚度 较低，这种假设是允许的。刚度很高的轴的处理方法见6.4.2。 按照上述假设，由轴及耦合质量扭转振动所产生的载荷不包含在K，中，这类载荷应包括在其他外 部载荷中（如在使用系数中考虑）。 在B法的动载系数计算中，进一步假设轮齿啮合的阻尼有一个平均值（不考虑其他阻尼源，如零件 表面摩擦、阻滞效应、轴承、联轴器等）。由于这些另外的阻尼，实际轮齿动载荷一般要比用本法计算的 数值小一些。该法不能用于主共振区（见6.4.4）。 当（uz1/100）Vu/(1十u²）<3m/s时，用B法计算K，没有意义。在此范围，用C法计算的K对 所有情况都有足够的精度。

6.3.3C 法系数 K.

通过引入以下额外的简化假设，可以由B法导出C法

K.计算时有效基圆齿距偏差f的假定平均

6.4用B法确定动载系数Kl

按照6.3.2给出的前提和假定条件，B法适用于所有形式的传动（任何基本齿条齿廓和任何齿轮精 度等级的直齿轮和斜齿轮传动），并且原则上也适合任何工况条件。但是JR/T 0025.1-2018 中国金融集成电路（IC）卡规范 第1部分：总则，对某些使用场合和运转工况 也有一些限制，对每种情况都应予以注意并给予相应考虑。 临界转速比N（工作转速与共振转速之比）的计算见6.4.22）。整个运行转速范围可分为三个区 间一一业临界区、主共振区和超临界区。对每个区间都给出了相应的K，计算公式。 注：由6.4.3～6.4.6中的公式计算得出的动载系数值相当于由实验确定的平均轮齿动载荷值。在亚临界区及主共 振区测得的K，值通常比计算的大到十10%。当齿轮和轴系统有其他固有频率时，甚至可能会出现更大的偏 差,见 6.4.1 a)、6.4.3 和 6.4.4