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GB/T 3480.2—XXXX直齿轮和斜齿轮承载能力计算第2部分：齿面接触（点蚀）强度计算（征求意见稿）编制说明课题工作组2020年3月《直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第2部分：齿面接触(点蚀)强度计算》（征求意见稿）编制说明一、 工作简况1 任务来源本项目是根据国家标准化管理委员会制、修订国家标准项目计划（国标委综合[2010]年87号文），计划编号：20101311-T-469，项目名称“直齿轮和斜齿轮承载能力计算方法 第2部分：齿面接触（点蚀）强度计算”进行修订，等同采用ISO 6336-2:2019，部分代替GB/T 3480—1997。
主要起草单位：郑州机械研究所有限公司、湖南大学、中机轨道交通装备科技有限公司、西安法士特汽车传动有限公司、山东华成中德传动设备有限公司、中机生产力促进中心、河南中豫远大重工科技有限公司、苏州绿控传动科技股份有限公司、郑州高端装备与信息产业技术研究院有限公司、江苏中工高端装备研究院有限公司。
计划完成时间：2020年6月。
GB/T 3480系列标准引进自ISO 6336系列。
ISO 6336在“直齿轮和斜齿轮承载能力计算”的总标题下包括以下5个部分：——第1部分：基本原理、概述和通用影响因素；——第2部分：齿面接触（点蚀）强度计算；——第3部分：轮齿弯曲强度计算——第5部分：材料的强度和质量——第6部分：变载荷条件下的使用寿命计算其中，GB/T 3480.1—2019（ISO 6336-1:2006,IDT ）、GB/T 3480.5—2008（ISO 6336-5:2006,IDT ）和GB/T 3480.6—2018（ISO 6336-6:2006,IDT ）已经先后发布，GB/T 3480.2—XXXX （ISO 6336-2:2019,IDT ）和GB/T 3480.3—XXXX （ISO 6336-3:2019,IDT ）已完成征求意见稿，现在开始向全社会征集修改意见。
【齿轮精度】如何确定圆柱直齿轮的具体精度等级及具体偏差值-Rev1如何确定圆柱直齿轮的具体精度等级及具体偏差值一、齿轮精度等级基础概念介绍齿轮共有13个精度等级，用数字0-12由低到高的顺序排列，0级最高，12级最低。
齿轮精度等级的选择，应根据传动的用途、使用条件、传动效率、圆周速度、性能指标或其他技术要求来确定。
表1给出了不同机械传动中齿轮采用的精度等级。
齿轮副中两个齿轮的精度等级一般取成相同，也允许取成不相同。
齿轮的各项公差和极限偏差分成三个组。
具体的意义见：GB/T 10095.1 《圆柱齿轮精度制第1部分：轮齿同侧齿面偏差的定义和允许值》GB/T 10095.2 《圆柱齿轮精度制第2部分：径向综合偏差与径向跳动的定义和允许值》GB-T 10095.1-2008 圆柱齿GB-T10095.2-2008 圆柱齿1，齿距偏差（单个齿距偏差±fpt、k个齿距累积偏差Fpk、齿距累积总偏差Fp）2，齿廓偏差（齿廓总偏差Fα、齿廓形状偏差ffα、齿廓斜率偏差±fHα）3，螺旋线偏差（螺旋线总偏差Fβ、螺旋线形状偏差ffβ、螺旋线斜率偏差±fHβ）4，切向综合偏差（切向综合总偏差Fi‘、一齿切向综合偏差fi’）5，径向综合偏差（径向综合总偏差Fi"、一齿径向综合偏差fi"）6，径向跳动总偏差Fr接触线公差Fb轴向齿距极限偏差Fpx分度偏差Fx-相对于基准齿面，任意齿面与理论位置的偏移量公法线长度变动公差Fw基节极限偏差fpb二、关于齿轮精度具体数值确定的问题1，齿轮精度主要是控制齿轮在传动时齿轮之间传递的精度，比如：传动的平稳性、瞬时速度的波动性，若有交变的反向运行，其齿隙是否达到最小，如果有冲击载荷，应该稍微提高精度，从而减小冲击载荷带给齿轮的破坏。
2，如果以上这些设计要求比较高，则齿轮精度也就要定的稍高一些；反之，可以定的低一些。
但是，齿轮精度定的过高，会提高加工成本，需要综合平衡。
第5章 思考题5-1 齿轮传动要匀速、连续、平稳地进行必须满足哪些条件?答 齿轮传动要均匀、平稳地进行，必须满足齿廓啮合基本定律．即i 12=ω1/ω2=O 2P ／O 1P ，其中P 为连心线O 1P 2与公法线的交点。
齿轮传动要连续、平稳地进行，必须满足重合度ε≥l ，同时满足一对齿轮的正确啮合条件。
5-2渐开线具有哪些重要的性质?渐开线齿轮传动具有哪些优点? 答：参考教材。
5-3具有标准中心距的标准齿轮传动具有哪些特点?答 若两齿轮传动的中心距刚好等于两齿轮节圆半径之和，则称此中心距为标准中心距．按此中心距安装齿轮传动称为标准安装。
（1)两齿轮的分度圆将分别与各自的节圆重合。
(2)轮齿的齿侧间隙为零。
(3)顶隙刚好为标准顶隙，即c=c*m=O.25m 。
5-4何谓重合度?重合度的大小与齿数z 、模数m 、压力角α、齿顶高系数h a *、顶隙系数c*及中心距a 之间有何关系?答 通常把一对齿轮的实际啮合线长度与齿轮的法向齿距p b 的比值εα。
称为齿轮传动的重合度。
重合度的表达式为：εα=[z 1(tan αal —tan α’)±z 2(tan αa2-tan α’)/2π由重合度的计算公式可见，重合度εα与模数m 无关．随着齿数z 的增多而加大，对于按标准中心距安装的标准齿轮传动，当两轮的齿数趋于无穷大时的极限重合度εα=1.981 此外重合度还随啮合角α’的减小和齿顶高系数h a *的增大而增大。
重合度与中心距a 有关(涉及啮合角α’)，与压力角α、顶隙系数c*无关。
5-5 齿轮齿条啮合传动有何特点?为什么说无论齿条是否为标准安装，啮合线的位置都不会改变?答 由于不论齿条在任何位置，其齿廓总与原始位置的齿廓平行．而啮合线垂直于齿廓，因此，不论齿轮与齿条是否按标准安装，其啮合线的位置总是不变的，节点位置确定，齿轮的节圆确定；当齿轮与齿条按标准安装时，齿轮的分度圆应与齿条的分度线相切。
减速机标准公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]各类型减速机标准双圆弧圆柱齿轮基本齿廓（GB/T12759-1991）??ZSY、ZSZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）??LZ型弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）??LZZ型带制动轮弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）??LZJ型接中间轴弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）??LZD型锥形轴孔弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）??LX型弹性柱销联轴器（GB5014-2003）??LXZ型带制动轮弹性柱销联轴器（GB5014-2003）??YK系列圆锥—圆柱齿轮减速机（YB/T050-93）??QJ－D型起重机底座式减速机（JB/T8905.2-1999）??QJ型起重机减速机（JB/T89051-1999）??QJ－T型起重机套装式减速机（JB/T8905.4-1999）??QJ－L型起重机立式减速机（JB/T8905.3-1999）??JPT型渐开线圆柱齿轮减速器（JB/T10244-2001）??KPTH型渐开线圆柱齿轮减速器（JB/T10243-2001）??GS系列高速渐开线圆柱齿轮箱（JB/T7514-94）??S系列斜齿-蜗杆减速器（Q/ZTB04-2000）??PGB型立式行星齿轮减速器（GB/T11870-1989）??谐波齿轮减速器（SJ2604-85）??滚柱活齿减速器（JB/T6137-92）??ZY、ZZ系列圆柱齿轮减速器（JB/T8853-1999）??ZQ、ZQH型圆柱齿轮减速器（JB1585-75）??TP型平面包络环面蜗轮减速器（JB/T9051-1999）??圆柱齿轮减速器标准中心距（GB/T10090-1988）??ZLY、ZLZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）?? ZDY、ZDZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）?? CW系列圆弧圆柱蜗杆减速器（JB/T7935-1999）??ZC1型双级蜗杆及齿轮-蜗杆减速器（JB/T7008-1993）??SCW轴装式圆弧圆柱蜗杆减速机（JB/T6387-1992）??WD型圆柱蜗杆减速机（JB/ZQ4390-79）??CW系列圆弧圆柱蜗杆减速器（GB9147-88）??WH系列圆弧圆柱蜗杆减速机（JB2318-79）??SB系列双摆线针轮减速机（JB/T5561-1991）??Z系列行星摆线针轮减速机（JB/T2982-1994）??带轮的材质、表面粗糙度及平衡（GB11357-89）??普通V带（GB1171-89）??V带传动额定功率的计算（GB11355-89）??锥齿轮胶合承载能力计算方法（GB11367-89）??船用立式行星减速器（GB11870-89）??NGW型行星齿轮减速器（JB1799-76）??平面包络环面蜗杆减速器（ZBJ19021-89）??齿轮加工工艺守则（JB/Z307.9-88）??圆柱齿轮减速器通用技术条件（ZBJ19009-88）??ZK行星齿轮减速器（ZBJ19018-89）??圆弧圆柱蜗杆减速器（GB9147-88）??圆柱蜗杆减速器（JB/ZQ4390-86）??圆柱齿轮减速器（ZBJ19004-88）??圆锥齿轮减速器箱体形位公差（JB/ZQ4283-86）??圆柱齿轮减速器箱体形位公差（JB/ZQ4282-86）??渐开线行星齿轮减速器产品质量分等（JB/ZQ8067-89）??平面二次包络环面蜗杆传动的精度（ZBJ19021-89）??圆弧圆柱齿轮精度（JB4021-85）??齿轮孔与轴的轻热压配合（带键）（JB/ZQ4285-86）??插齿、滚齿退刀槽（JB/ZQ4239-86）??齿轮的画法（GB4459.2-84）??圆柱形与圆锥形轴伸（GB1569-90、GB1570-90）??锥齿轮承载能力计算方法（GB10062-88）??小模数圆柱齿轮减速器通用技术条件（GB/T12473-90）??小模数渐开线圆柱齿轮精度（GB2363-90）??平面二次包络环面蜗杆减速器系列、润滑和承载能力（GB/T16444-1996）平面二次包络环面蜗杆传动术语（GB/T16442-1996）??平面二次包络环面蜗杆传动精度（GB/T16445-1996）??平面二次包络环面蜗杆传动几何要素代号（GB/T16443-1996）??渐开线圆柱齿轮精度（GB10095-88）??渐开线圆柱齿轮胶合承载能力计算方法（GB6413-86）??渐开线圆柱齿轮基本齿廓（GB1358-88）??渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB3480-83）??齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因（GB3481-83）??齿轮几何要素代号（GB/T2821-92）??工业闭式齿轮的润滑油选用方法（JB/T8831-2001）??齿轮传动装置清洁度（JB/T77929-19999）??高速渐开线圆柱齿轮箱（JB/T7514-94）??齿轮装置质量检验总则（JB/T6078-92）??通用齿轮装置型式试验方法（JB/T5077—91）??齿轮装置噪声评价（JB/T507-91）??工业用闭式齿轮传动装置（GB/Z19414-2003）??齿轮磨削后表面回火的浸蚀检验（GB/T17879-1999）??齿轮装置效率测定方法（GB/T14231-93）??齿轮弯曲疲劳强度试验方法（GB/T14230-93）??齿轮接触疲劳强度试验方法（GB/T14229-93）??齿轮胶合承载能力试验方法（GB/T13672-92）??透平齿轮传动装置技术条件（GB8542-87）??齿轮装置噪声及功率级测定方法（GB6404-86）??齿轮碳氮共渗工艺及质量控制（JB/T9173-1999）??齿轮渗氮、氮碳共渗工艺及质量控制（JB/T9172-1999）??齿轮火焰及感应淬火工艺及其质量控制（JB/T9171-1999）??齿轮气体渗碳热处理工艺及其质量控制（JB/T7516-94）??齿轮调质工艺及其质量控制（JB/T6077-92）??重载齿轮失效判据（JB/T5664-91）??高速齿轮材料选择及热处理质量控制的一般规定（JB/T5078-91）??齿轮材料及热处理质量检验的一般规定（GB/T8539-2000）??行星传动基本术语（GB11366-89）??摆线针轮行星传动几何要素代号（GB10107.3-88）??摆线针轮行星传动图示方法（GB10107.2-88）??摆线针轮行星传动基本术语（GB10107.1-88）??SWL蜗轮螺杆升降机型式、参数与尺寸（JB/T8809-1998）??直廓环面蜗杆、蜗轮精度（GB/T16848-1997）??圆柱蜗杆、蜗轮图样上应注明的尺寸数据（GB/T12760-91）??小模数圆柱蜗杆、蜗轮精度（GB10227-88）??小模数圆柱蜗杆基本齿廓（GB10226-88）??圆柱蜗杆、蜗轮精度（GB10089-88）??圆柱蜗杆模数和直径（GB10088-88）??圆柱蜗杆基本齿廓（GB10087-88）??圆柱蜗杆、蜗轮术语及代号（GB100086-88）??圆柱蜗杆传动基本参数（GB10085-88）??锥齿轮图样上应注明的尺寸数据（GB12371-90）??锥齿轮和准双曲面齿轮术语（GB12370-90）??直齿及斜齿锥齿轮基本齿廓（GB12369-90）??锥齿轮模数（GB12368-90）??锥齿轮和准双曲面齿轮精度（GB11365-89）??小模数锥齿轮精度（GB10225-88）??小模数锥齿轮基本齿廓（GB10024-88）??锥齿轮承载能力计算方法齿根弯曲强度计算（GB/T10062.3-2003）??。
齿轮强度校核的基本原则齿轮强度校核的基本原则主要包括以下几点：1.遵循国家标准和行业规范：在开展齿轮强度校核工作时，应严格遵循我国相关的国家标准和行业规范，确保校核结果的准确性和可靠性。
目前，我国有关齿轮设计及强度校核的主要标准有GB/T3478.1-1995《齿轮设计手册》和GB/T10095.1-2001《圆柱齿轮精度等级》等。
2.采用合理的计算方法：在进行齿轮强度校核时，应采用合理的计算方法，如有限元分析法、传统设计方法等。
其中，有限元分析法具有较高的计算精度，可有效模拟齿轮在工作过程中的受力情况，为强度校核提供可靠依据。
而传统设计方法则主要依据经验公式和图表进行计算，虽然过程较为简便，但精度相对较低。
3.考虑齿轮组合的强度平衡：在齿轮强度校核过程中，应充分考虑齿轮组合的强度平衡，确保各齿轮的强度足够且匹配合理。
此外，还需注意齿轮材料的选用，使其具有较高的强度和耐磨性。
4.遵循简化原则：为了便于计算和分析，可以在强度校核过程中对齿轮结构进行简化。
例如，将直齿锥齿轮传动中的齿数比、锥距等参数进行合理简化，以便于进行强度计算。
5.考虑齿轮传动的稳定性：在强度校核过程中，还需考虑齿轮传动的稳定性，避免因传动比过大或过小导致的齿轮失效。
此外，还需注意齿轮传动机构的润滑和防尘设计，以降低齿轮磨损和故障风险。
6.结合实际工况进行校核：齿轮强度校核应结合实际工况进行，充分考虑齿轮在工作过程中承受的载荷、转速、振动等因素。
此外，还需注意齿轮在安装和维护过程中的强度损失，确保校核结果的可靠性。
7.留有一定的安全系数：为了保证齿轮在使用过程中的安全性能，在校核强度时，应适当留有一定的安全系数。
安全系数的选取应根据实际工况和设计要求进行，一般取2~3较为合适。
综上所述，齿轮强度校核的基本原则包括遵循国家标准和行业规范、采用合理的计算方法、考虑齿轮组合的强度平衡、遵循简化原则、考虑齿轮传动的稳定性、结合实际工况进行校核以及留有一定的安全系数。
一、齿轮的基本参数 P1二、齿轮参数英文 P4三、齿轮参数解释 P8一、齿轮的基本参数10.1.2直齿圆柱齿轮的基本参数、各部分的名称和尺寸关系当圆柱齿轮的轮齿方向与圆柱的素线方向一致时，称为直齿圆柱齿轮。
表10.1.2-1列出了直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数。
表10.1.2-1 直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数模数m是设计和制造齿轮的重要参数。
不同模数的齿轮要用不同的刀具来加工制造。
为了便于设计和加工，模数数值已标准化，其数值如表10.1.2-2所示。
表10.1.2-2 齿轮模数标准系列（摘录GB/T1357-1987）注：选用模数时，应优先选用第一系列；其次选用第二系列；括号内的模数尽可能不用。
标准直齿圆柱齿轮各部分的尺寸与模数有一定的关系，计算公式如表10.1.2-3。
表10.1.2-3 标准直齿圆柱齿轮轮齿各部分的尺寸计算一对相互啮合的齿轮，模数、压力角必须相等。
标准齿轮的压力角（对单个齿轮而言即为齿形角）为20°二、齿轮参数英文EXTERNAL SPUR GEAR DATA（外圆柱齿轮参数）manufacturing data（制造参数）part number（零件号）tooth form（齿面）gear type（齿轮类型）number of teeth（齿数）normal module（法向模数）normal pressure angle (at ref circle)法向压力角（在分度圆上）helix angle (at ref circle)螺旋角（在分度圆上）helical lead（螺旋导程）hand of helix（旋向）reference face width（参考齿宽）outside diameter（齿顶圆直径）chamfer diameter（倒圆直径）reference(pitch)circle diameter（分度圆直径）或节圆start of active profile diameter有效渐开线起始圆直径form diameter 展成直径root diameter齿根圆直径base circle diameter基圆直径whole depth全齿高normal circular tooth thickness (at reference circle)法向弧齿厚（在分度圆上）root type齿根形式root fillet radius 齿根圆角半径lead crown齿向鼓形HOB DATA滚刀参数pressure angle压力角tooth thickness at reference line分圆齿厚protuberance凸角tip radius齿顶圆半径reference part number 零件号INSPECTION DATA检验数据profile tolerance and modifications齿形公差和修形profile hollow齿形中凹refernce pitch circle runout节圆跳动pitch variation齿距偏差lead variation齿向偏差lead hollow齿向中凹profile surface finish渐开线齿面精加工ball diameter量球直径dimension over two balls in same plane跨棒距REFERENCE DATA-MATING GEAR对啮齿的参考参数normal center distance 中心距mating gear part number对啮齿轮零件号mumber of teeth on mating gear对啮轮齿数backlash (nominal CD ,ROOM TEMP)侧隙(法线方向，室温)general notes(通用技术要求)1.DO not scale drawing(不要在图上量取尺寸)2.all surfaces corners and edges must be free from burrsand sharp edges-break 0.075 MM MAX(所有面,角和边不能有毛刺,锐边倒钝不超过0.075mm)3.unless otherwise stated(除非特别注明,否则)A.all dimensions and toleranceing are in millimeters perchinese standard(所有以毫米为单位的尺寸和公差均按中国标准)B.all surface finishes to be 3.2 micrometer or better(所有表面粗糙度不应低于3.2)C.all dimension are finished dimensions;no allowance has beenmade for any change in maximum or leastmaterial conditiondue to heat treatment(所有尺寸均为最终尺寸;热处理导致的最大或最小实体条件的变化不应超出允差)D linear dimensions to be +/- 0.25 MM(线性尺寸偏差为+/- 0.25 MM)E angular dimensions to be +/- 0.5º(角度尺寸偏差为+/- 0.5º)4.mark part number as shown(如图作零件号)5.mark serial number as shown(如图作系列号)6.heat treatment to be applied to all surfaces(整体热处理)gear notes(齿轮技术要求)1.do not grind roots and fillets after heat treatment(热后不得磨及齿根和圆角)2.no steps or grooves permissible in root and fillet region afterhoning or grinding(珩磨后,齿根和圆角区域不允许有台阶或凹痕)3.profile tolerance based upon floating band fit(齿形误差应以公差带为计)4.gear must be free from grind burns and tempering(齿面不得烧伤)5.pitch line runout and other tooth tolerances are with respect todatum A(节圆跳动和其它齿轮公差均以基准A为测量基准)6.profile tolerance to be measured between form and chamfer(齿形误差应由渐开线起始(或终止)圆测量至齿顶倒角)7.min hardness must be achieved in tooth root and fillet region(齿根和圆角处的硬度不得低于硬度下差)8.root radius tangent to profile not to extend above form diameter(齿根圆角要与齿面相切,而且不能超过渐开线起始(或终止)圆)9.do not thru harden tooth tips(齿尖不得淬透)三、齿轮参数解释1) 什么是「模数」？★模数表示轮齿的大小。
第四章齿轮传动4-2解:选择齿轮材料及热处理方法时应考虑:①轮齿表面要有足够的硬度以提高齿面抗点蚀和抗磨损的能力;②轮齿芯部要有足够的强度和韧性,以保证有足够的抗冲击能力和抗折断能力;③对软齿面,大小轮面要有一定的硬度差HBS1HBS2+(20~50),以提高其抗胶合能力。
同时还应考虑材料加工的工艺性和经济性等。
常用材料:45钢,40Cr等各种钢材,其次是铸铁和铸钢,塑料齿轮的采用也增多。
热处理方式:以调质,正火、表面淬火及低碳合金钢的渗碳淬火最常见。
软硬齿面是以齿面硬度来分,当HBS≤350时为软齿面传动,当HBS350时为硬齿面传动。
4-3解:设计齿轮时,齿数z,齿宽b应圆整为整数;中心距a应通过调整齿数,使其为整数(斜齿传动中要求为0或5的整数);模数应取标准值(直齿中端面模数为标准模数,斜齿中法面模数为标准模数),d,da,df为啮合尺寸应精确到小数点后二位;,1,2须精确到“秒”。
4-9解:在齿轮强度计算中,齿数z1(小齿轮齿数)应大于最小齿数,以免发生根切现象;一般闭式软齿面z1取得多一些(z125~40),闭式硬齿面少一些(z120~25),开式传动更少(z117~20)。
因为d1mz1,当d1不变时,z1↑,m↓,弯曲强度↓,但重合度?↑,传动平稳性↑,同时由于齿高降低,齿顶圆直径减小,滑动速度减小,有利于减小轮齿磨损,提高抗胶合能力,同时使加工工时减少,加工精度提高,故在满足弯曲强度的条件下,取较多的齿数和较小的模数为好。
闭式软齿面传动按接触强度设计,其弯曲强度很富裕,故可取较多的齿数;闭式硬齿面及开式传动,应保证足够的弯曲强度,模数m是主要因素,故z1取得少一些,m取得大一些。
齿宽系数db/d1,d↑(假设d1不变)则b↑,轮齿承载能力↑,但载荷沿齿宽分布的不均匀性↑,故d应按表9-10推荐的值选取。
螺旋角?8°~25°,螺旋角取得过小(?8°)不能发挥斜齿轮传动平稳、承载能力高的优越性。
齿数(小/大) Z 2838法向模数 Mn 法向压力角α安装中心距a 螺旋角β齿顶高系数hap 顶隙系数cp 理论中心距a 0分度圆直径 d84114分度圆端面压力角αt 20.0000001720.00000017节圆端面啮合角αt'24.2091556924.20915569inv αｔ0.0149043840.014904384inv αt'0.027080430.02708043Arfat 0.3490658530.349065853Arfatp 0.4225294760.422529476总变位系数Xz 变位系数 X 0.5380.565962512齿轮宽度 b 1616法向中心距变动系数Yn 11法向齿顶缩短系数cigmn 0.1039625120.103962512齿顶高ha 4.302112465 4.386齿全高h 6.438112465 6.438112465齿顶圆直径Da 92.60422493122.772齿根圆直径Df 79.728109.8957751基圆直径Db 78.93418006107.1249587顶圆压力角arfaDa 31.5282918429.24342953端面重合度εａ轴向重合度εβ传动比 u端面啮合角弧度值0.4225294760.422529476共轭齿轮顶圆压力角弧度值0.510394130.5502725齿根滑动率Et 0.8664863890.865456205理论接触线长N1-N241.8270154941.82701549齿顶圆曲率半径Pa 24.2122783629.98836115渐开线起始圆曲率半径P011.8386543517.61473714输入扭矩（N ·M ）T195264.6428571输入转速 (r/min)n 21001547.368421圆周速度 （mm/s ）v 分度圆上的圆周力（N ）F t 使用系数K A K 139.07K 20.01931.357142857399K v动载系数20010.2510201.39714066324642.8571431.1803443319.236282244齿轮基本参数计算齿轮接触强度校核1.103963。
齿轮承载能力计算时使用系数K_A和极限应力的选择
明安福;项子澄
【期刊名称】《南昌大学学报：工科版》
【年(卷),期】1989(000)002
【摘要】本文通过丰收180型拖拉机最终传动齿轮的强度校核计算,介绍了国家标准GB3480—83在拖拉机传动齿轮承载能力计算中的应用,并重点探讨了使用系数K_A和极限应力的选择。
【总页数】5页(P40-44)
【作者】明安福;项子澄
【作者单位】[1]江西工业大学;[2]江西拖拉机制造厂
【正文语种】中文
【中图分类】T-55
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第18卷标 准 化 报 道Vol.18第6期REPOR TING OF STANDARDIZATION No.6 1997对GB3480—83中直齿轮重合度系数Zε的商榷李建功 黄永强(河北理工学院 唐山 063009) 摘 要 对渐开线直齿圆柱齿轮的重合度系数Zε进行了探讨,指出GB3480—83中直齿轮的Zε公式与直齿轮的实际工作情况不甚相符。
关键词 直齿轮 重合度系数Zε 单位齿宽 载荷 接触应力1 引言渐开线圆柱齿轮齿面接触强度计算的目的是防止齿面点蚀,相应的强度条件为:σH≤σH P(1)式中σH—齿面的计算接触应力σH P—齿轮的许用接触应力对于渐开线圆柱齿轮传动,一对轮齿在不同位置啮合时,齿面上产生的接触应力是不同的。
基于疲劳点蚀大多首先出现在轮齿上节线附近的基本事实,目前大多数学派选择节点作为危险点计算σH。
国家标准GB3480—83《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》中就是基于两个圆柱体接触的力学模型,以齿轮在节点处啮合时的Hertz应力为基础计算齿面接触应力σH的。
在计算σH的公式中用重合度系数Zε考虑重合度对单位齿宽载荷的影响[1],其中直齿轮的Zε按下式计算Zε=4-εα3[1](2)式中εα—直齿轮的重合度Zε的大小直接影响计算接触应力σH的大小,其取值是否与齿轮的实际工作情况相符,则会直接影响齿面接触强度计算的准确性。
笔者认为,GB3480—83中直齿轮Zε收稿日期5的公式(即本文(2)式)与直齿轮的实际啮合情况有不相符之处,本文对此进行了探讨。
2 重合度对直齿轮齿面接触强度的影响我们知道,任何机械零件的强度都应按工作中产生的最大应力进行计算。
齿轮的齿面接触强度也是如此,因此(1)式中的σH实际上是齿面上节圆处的最大计算接触应力。
从轮齿受载的角度考虑,当作用在轮齿上的单位齿宽载荷最大时,在其他条件相同时,齿面上产生的接触应力必然达到最大。
由于齿轮传动在啮合过程中,齿轮上的总承载齿宽b是变化的,当总承载齿宽b达最小时,作用在轮齿上的单位齿宽载荷将达到最大。
所以齿面接触强度理应按最小总承载齿宽计算。
对于直齿圆柱齿轮传动,由于每对轮齿都是沿整个齿宽突然进入和退出啮合的,所以在啮合中,每个齿轮上的总承载齿宽b随同时啮合的齿数不同而跳跃变化,且必为齿轮实际齿宽的整数倍。
如图1所示,当1<εα<2时,在有效啮合线(AE)的两端区域(A B 段和D E段)为双齿对啮合,此时齿轮上的总承载齿宽为2b。
而在节点所处的中间区域(BD段),则为单齿对啮合,此时齿轮上的总承载齿宽为。
在单齿对啮合时,齿轮上的总承载齿宽达到最小。
我们知道,<εα<的直:1997-10-0b12齿轮传动,不论εα数值中的小数部分大小如何,在啮合中都必然会出现单齿对啮合,所以,啮合中齿轮的最小总承载齿宽皆为单个轮齿的齿宽b 。
这意味着,在其他条件相同时,即使εα数值中小数部分的大小不同,而轮齿在啮合中受到的最大单位齿宽载荷和最小接触应力σH 也是相同的。
实际中,之所以大多首先在轮齿上节线附近出现疲劳点蚀,除了节点处的综合曲率半径较小等原因以外,其中一个主要原因就是节点往往位于单齿对啮合区。
由上述分析可见,对于1<εα<2的所有直齿轮传动皆应按单齿啮合计算其接触强度。
此时全部载荷完全由一个齿承担。
图1 啮合区域图 同样,对于2<εα<3的直齿轮传动,不论εα数值中小数部分大小如何,在啮合中两齿轮之间,时而两对齿啮合,时而三对齿啮合,且同时啮合的最少齿数总为2。
因此,对于2<εα<3的所有直齿轮传动,不论εα的小数部分大小如何,齿轮的最小总承载齿宽b 皆为2b,则其齿面接触强度皆应按两对齿同时啮合计算。
此时全部载荷由两个齿共同承担,在理想情况下,每个轮齿上的最大单位齿宽载荷为单齿对啮合时的1/2。
至于载荷在两齿对之间的分配不均问题,则由齿间载荷分配系数K 2H 去考虑。
综上所述,渐开线直齿圆柱齿轮传动,只是重合度εσ数值中整数部分的大小对啮合中齿轮的最小总承载齿宽有影响,而小数部分的大小则对其无影响。
因此,在其他条件相同时,只要εσ的整数部分相同,则啮合中轮齿上的最大单位齿宽载荷以及最大接触应力就相同。
由此推论:用于计入重合度影响的重合度系数Z ε也应具有同样的规律,即只要εσ的数值中整数部分相同,则Z ε的值就应相同。
3 对GB 3480—83中直齿轮Z ε公式的分析由GB 3480—83中直齿轮重合度系数Z ε的公式(即本文(2)式)可见,按该式确定的直齿轮的Z ε值,随εα的不同而连续变化,且εα越大,则Z ε就越小。
其含义是,只要εα的大小(包括小数部分)不同,则齿轮的计算接触应力αH 就不同,且αH 随εα的增大而减小。
例如εα= 1.2和εα= 1.6的两个直齿轮传动,按(2)式计算的Z ε值分别等于0.97和0.89。
这就是说,由于εα>1,使两个齿轮传动中齿轮的计算接触应力αH 分别减小为单齿对啮合时0.97倍和0.89倍。
但事实上,由于两种情况下齿轮在运转中都会出现单齿对啮合,所以齿轮的最小总承载齿宽皆等于齿轮的齿宽b。
如其他条件相同,且“危险点(节点)”都位于单齿对啮合区时,轮齿在节点处啮合时产生的最大接触应力应该是相等的,且都等于单齿对啮合时的应力,并不会因εσ>1而有所减小,也不会因εσ的小数部分不同而不同。
另外,由于“我们还可以把应力计算公式中引入重合度系数Z ε的作用理解为以总承载齿宽b 代替b 用于计算齿面接触应力[2]”,且“b /b =Zε2”[2],εα==1.6时,Z X =0.89,这相当是按总承载齿宽b=b /0.892=1.26b 计算σH 的。
但是,在“危险点(节点)”处,通常只有一对齿啮合,实际总承载宽b 就等于b 。
既然如此,那么为什么要将b 人为加大后按b =1.26b 进行计算呢?而对于2<εα<2.5的直齿轮传动,如按(2)式计算Z ε,则仅当εα= 2.5时,才有Z ε=1/2;而当εα<2.5时,Z ε>1/2。
这相当是说,只有当εσ= 2.5时,才按b=2b 计算σH ;而当εα<2.5时,则按<计算σ。
(下转第页) b 2b H 412,3,……从下往上依次填写非标准件的内容,把非标准件填完后,空出3～5个格,再按标准件的序号B1,B2,B3,……从下往上依次填写标准件的内容。
按这种方法填写的明细栏见表1。
3 标准化后的优点零件序号的标注和明细栏的填写标准化后的最大优点就是在装配图上和明细栏中把全部零件清清楚楚地分成两大类:标准件和非标准件。
这是非常必要的,因为标准件和非标准件是两类不同性质的零件。
标准件是需要采购部门购买的,采购部门需要全部的标准件汇总表。
而非标准件是需要自己制造的,技术和生产计划部门需要全部的非标准件汇总表。
因此,这两类零件是一定要分开的。
如果设计者不按上述标准化的零件序号和明细栏的标填方法,而是全部用阿拉伯数字1,2, 3,……标填所有的零件,把标准件和非标准件混在一起,汇总、统计时,再让其他人员把两者分开不是一件易事。
例如有一机械有20个部分,也就至少有20个部装图和20个明细栏,每一部分又有200个零件,总共有4000个零件,仅从20个明细栏中把混在一起的4000个标准件和非标准件分开就是一项艰苦繁杂的工作,况且不是设计者本人所分,很容易多记或漏记某一零件。
零件序号的标注和明细栏的填写标准化后,由设计者本人把标准件和非标准件分开,不易出错,以后的汇总和统计就容易多了,为技术管理和生产管理打下了良好的基础。
Standardization of the Writing Methods of Order Numbers and List of Workpieces in M achiner y Assembing Dr awingLuo Yunqiang a nd Lu Ximin(Hebei University of Science and Technology) Abstr a ct: The new methods for writing order numbers and list of workpieces in machinery a ssembling drawing a re discussed.So the sta ndard wor kpieces a nd the unstanda rd ones can be distinguished.These meth-ods a re also to colle t a nd classify wor kpieces.The a uthor s pr oposal to sta ndardize this methods. Key Wor ds: Order number of workpieces,list of workpiece,standa rdiza tion.(上接39页)例如εα=2时,Zε=2/3,这等于是按b= 1.5b进行计算的。
但实际上,如忽略制造和安装误差,那么只要εα≥2,就至少有两对齿同时啮合,b最小等于2b。
既然这样,又为什么人为将b减小而按b=1.5b进行计算呢?对于计算中这种人为地将b加大或减小的物理意义是难以理解的。
由上述分析可见,GB3480—83中直齿轮的重合度系数Zε的公式确有不符合齿轮实际工作情况之处。
4 结论 ()GB3—3中直齿轮的重合度系数Zε的公式与齿轮实际工作情况不甚相符,问题在于不是按最小总承载齿宽计算σH,而是在计算中对总承载齿宽作了人为的改变,而这种改变的目的和物理意义是不明确的。
表1 直齿轮的Zε取值εα<22≤εα<3Zε=1Zε=1/2(2)对于直齿圆柱齿轮传动,重合度εα数值中,只是其整数部分的大小对轮齿上的最大单位齿宽载荷有影响,而小数部分的大小对其无影响。
由此本文建议,直齿轮的Zε宜按表1取值。
当然,与之对应的齿间载荷分配系数KαH的取值也须作相应的调整。
显然,当εα<2时,应取Kα=,致于当≤εα≤5时,Kε应如何取值,有待进一步研究。
14808H12 2.H。
