齿轮校核强度验算

查得ZH=2.5
H ZE ZH Zε
ZE=189.8 Zε =0.86
2 KT1 (u 1) bd12u
2 1.89 457876 （4.4 1） 2.5 189.8 0.86 2 42 (2.5 29) 4.4 1260 MPa [ H ] 1500 MPa
③ i=z2/z1=129/29=4.4 ④计算应力循环次数
N1 60n1ta 60 730 16 300 5 1 10.5 10
8
n2 8 1 N 2 60n2 ta N1 10.5 10 n1 i 10.5 108 / 4.4 2.38 108
(1) 确定许用应力
已知条件：
大、小齿轮材料皆为20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬 度为58~62HRC。
分析：硬齿面齿轮传动
齿轮材料为合金钢，热处理方法为渗碳淬火。
① 取硬度为60HRC 查图,取: H lim1 H lim2 1500MPa
② 查图,取: F lim1 F lim2 460MPa
F2
YFa 2YSa 2 F1 YFa1YSa1
2.2 1.82 643.68 2.57 1.62 619 MPa [ F ]2 613.3MPa
齿根弯曲强度不满足要求!
⑥计算许用接触应力和许用弯曲应力 H lim Z N [ H ]1 [ H ]2 1363.6MPa SH
[ F ]1 [ F ]2
FEYST YN
SF
460 2 1 613.3MPa 1.5
(2) 验算齿面接触疲劳强度
① 工作转矩
P 35 3 1 T1 9550 10 T1 9550 10 =457876 N .mm n1 730

β

2 cos(β b ) ， cos ( t ) tan( t ）
2
表16.2-43，大小齿轮均为钢件

4 a (1 ) 3 a
试验齿轮疲劳极限 ζ 齿轮设计寿命
按图16.2-17，齿轮滲碳淬火能保证有效层深 Hlim
参考表16.2-47选定 (循环次数)N L
输入齿轮分度圆直径 d1
A't Kw
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿 功率 齿轮上圆周力 节点线速度 序号 1 2 动载系数 K1 K2 3 4 5 6 7 8 9 输入系数 使用系数 N m/s Ft v 代号 Ka Kv

d
1
n
d
1
1.70 齿轮1 1 1.008 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 ####### 0.8499 1550 齿轮2 1 1.012 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 189.800 0.9050 1550
齿轮强度校核计算（已验证）
输入扭矩 N·M T Mn α Z1 X1 b1 db1 da1 η 1 ε a u XnΣ 输 法向模数 入 压力角 数 输入齿轮齿数 据 输入齿轮变位系数 输入齿轮宽度 输入齿轮基圆直径 输入齿轮顶圆直径 滑动率 端面重合度 传动比（Z2/Z1） 总变位系数 2700.00 输入转速 4.50 螺旋角 20.00 中心距 19.00 输出齿轮齿数 0.2222 输出齿轮变位系数 32.00 输出齿轮宽度 92.3922 输出齿轮分度圆直径 85.9809 输出齿轮基圆直径 103.3922 输出齿轮顶圆直径 1.6137 滑动率 1.4285 轴向重合度 1.6842 分度圆端面压力角 0.0000 端面啮合角

标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算一、轮齿的受力分析图6-6所示为齿轮啮合传动时主动齿轮的受力情况，不考虑摩擦力时，轮齿所受总作用力f n将沿着啮合线方向，f n称为法向力。

f n在分度圆上可分解为切于分度圆的切向力f t和沿半径方向并指向轮心的径向力f r 。

圆周力f t=n径向力 f r= f t tg n (6-1)法向力 f n=n式中:d1为主动轮分度圆直径,mm；为分度圆压力角，标准齿轮=20°。

设计时可根据主动轮传递的功率p1（kw）及转速n1(r/min)，由下式求主动轮力矩t1=9.55×106×（n mm）（6-2）根据作用力与反作用力原理，f t1=-f t2，f t1是主动轮上的工作阻力，故其方向与主动轮的转向相反，f t2是从动轮上的驱动力，其方向与从动轮的转向相同。

同理，f r1=-f r2，其方向指向各自的轮心。

二、载荷与载荷系数由上述求得的法向力f n 为理想状况下的名义载荷。

由于各种因素的影响，齿轮工作时实际所承受的载荷通常大于名义载荷，因此，在强度计算中，用载荷系数k 考虑各种影响载荷的因素，以计算载荷f nc 代替名义载荷f n 。

其计算公式为(6-3)式中：k 为载荷系数，见表6-3。

表6-3 载荷系数k二、齿根弯曲疲劳强度计算齿根处的弯曲强度最弱。

计算时设全部载荷由一对齿承担，且载荷作用于齿顶，将轮齿看作悬臂梁，其危险截面可用30o 切线法确定，即作与轮齿对称中心线成30o 夹角并与齿根过渡曲线相切的两条直线，连接两切点的截面即为齿根的危险截面，如图6-7所示。

运用材料力学的方法，可得轮齿弯曲强度校核的公式为= ≤或σf =≤（6-4）或由上式得计算模数m的设计公式m≥ (6-5)式中:=b/d1称齿宽系数（b为大齿轮宽度），由表6-4查取；称为齿形系数，由图6-8查取；[]为弯曲许用应力，由式6-8计算。

表6-4齿宽系数=b/d1三、齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算是为了防止齿间发生疲劳点蚀的一种计算方法，它的实质是使齿面节线处所产生的最大接触应力小于齿轮的许用接触应力，齿面接触应力的计算公式是以弹性力学中的赫兹公式为依据的，对于渐开线标准直齿圆柱齿轮传动，其齿面接触疲劳强度的校核公式为≤或≤ (6-6)将上式变换得齿面接触疲劳强度的设计公式d1≥ (6-7)式中：“±”分别用于外啮合、内啮合齿轮；z e为齿轮材料弹性系数，见表6-5；z h为节点区域系数，标准直齿轮正确安装时z h =2.5；[σh]为两齿轮中较小的许用接触应力，由式6-9计算；u为齿数比，即大齿轮齿数与小齿轮齿数之比。

KHβ K、HaK、F KFa
参照表16.2-41说明按修形齿轮选取 表16.2-42按7级精度经表面硬化直齿轮
5 节点区域系数
ZH
2 cos(βb )
cos
2
(
t
)
tan(
，）
t
1.008
34.800 0.0087
1 1.1
2.3419
1.012
34.800 0.0087
1 1.1
2.3419
6 材料弹性系数
输入齿轮顶圆直径 da1
滑动率
η1
32.00 输出齿轮宽度
92.3922 输出齿轮分度圆直径
85.9809 输出齿轮基圆直径
103.3922
输出齿 轮顶圆
1.6137 滑动率
端面重合度
εa
1.4285 轴向重合度
传动比（Z2/Z1） u
1.6842 分度圆端面压力角
总变位系数
XnΣ
0.0000 端面啮合角
输入扭矩 N·M
输 法向模数 入 压力角 数 输入齿轮齿数 据 输入齿轮变位系数
齿轮强度校核计算（已验证）
T
2700.00
输入转速 分
转/
Mn
4.50 螺旋角
α
20.00 中心距
Z1
19.00 输出齿轮齿数
X1
0.2222 输出齿轮变位系数
输入齿轮宽度
b1
输入齿轮分度圆直 径
d1
输入齿轮基圆直径 db1
Y
0.25
0.75 a
Yβ=1-εβ*β/120
0.631
20 弯曲疲劳强度基本值 σFE 图16.2-26渗碳淬火钢，心部硬度>30HRc

深
参考表16.2-47选定
2
10 NL
6
0 .0191
参考GB/T3480-1997表14-1-98，按剃齿齿轮副选取
0.942 1550
15000000 0.962
1
12 工作硬化系数
ZW 图14-1-90或计算，大齿轮齿面硬度HBS>470
1
13 尺寸系数 14 最小安全系数
ZX 表14-1-99,按mn<7选取/
1.65105 大齿轮轴向重合度
εβ
传动比
u
3.929 节圆端面压力角
αt
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿
齿轮上圆周力 N
节点线速度
mm/s
序号
输入系数
Ft v 代号
2T
d1
n d1
说明
16951 2.06 齿轮1
1 使用系数
Ka
参照表14-1-71说明
1
2 动载系数
Kv
1
K
K1 A
d
mtΒιβλιοθήκη z1mn z1 cos
径da
a
mn 2 cos
(z1 z2 )
角
αt
d a d 2ha
db d b d cos t
ha (ha*n x)mn
t arctan(tan n / cos )
28.5
3.43
28.5
3.43
48.02 188.65
4.5 3.2277
57.02
118.34 195.11
Ft b
K2
Z V 100
u2 1 u2
K1 K1、K2按表16.2-39查取，7级精度斜齿轮 K2 3 齿向载荷分布系数 KHβ、KF 参照表14-1-88/89说明按修形齿轮选取

1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。

齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。

用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。

分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。

齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。

实际使用和实验也证明了这一规律的正确。

因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。

强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即：⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。

两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。

两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。

计算公式为：接触面半宽:最大接触应力:•F——接触面所受到的载荷•ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触）•E1、E2——两接触体材料的弹性模量•μ1、μ2——两接触体材料的泊松比2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。

在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。

节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。

参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮节点处的载荷为综合曲率半径为接触线的长度为，3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为：•KA——使用系数•KV——动载荷系数•KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数•KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数•Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N；•T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm；•d1——小齿轮分度圆直径，mm；•b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽；•u ——齿数比；•ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。

0.962
1
1
1
1
1
1
14 最小安全系数
SHmin 参考表16.2-46较高可靠度低档选取
1.25
1.25
15 计算接触应力
σH
ZH ZE Z
Ft bd1
u 1 u
KA
KV
KH
KH
1362
789
16 许用应力 17 安全系数
σHP SH
HLim Z NT Z LVR ZW Z X S H min
转/分
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿
齿轮上圆周力 N
节点线速度
mm/s
序号
输入系数
Ft v 代号
2T
d1
n d1
说明
1 使用系数
Ka
参照表16.2-36说明
2
动载系数
Kv
1
K
K1 A
Ft b
K2
Z V 100
u2 1 u2
K1 K1、K2按表16.2-39查取，7级精度斜齿轮 K2
齿根表面粗糙度Ra≤2.6μm
1
1
24 抗弯尺寸系数
Yx
图16.2-28，模数mn<5
1
1
25 计算弯曲应力
σF
F t
b
KA KV KF KF YFs Y
mn
653
704
26 最小安全系数
SFmin
1.40
1.4
27 许用弯曲应力
σFP
FE YNT Yrect Z Rrect YX S F min
4.09
3.95
0.818
20 弯曲疲劳强度基本值

点。它的纵坐标就 是YFa的数值。查表 求得YFa=2.66。
齿数z
24齿
σFE齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，见8.4.2节中的（8）。在（8）中，给出五 个图表：14-1-110、111、112、113、114。根据所选齿轮的实际情况选择表14-1113中的（b）。查询数值方法按照公式①中的方法查询。求得σFP=σFlim=230N/mm2 则
K：载荷系数。在新版机械设计手册第三册的14-133中可以找到关于载荷系数 K的选取方法：载荷系数K，常用值K=1.2～2，当载荷平稳，齿宽系数较小，轴承 对称布置，轴的刚性较大，齿轮精度较高（6级以上），以及齿轮的螺旋角较大时 取较小值；反之取较大值。从以上六个条件中来对应所要核算的齿轮的条件。根 据对比后的结果在K的常用范围内选取。此次我选择K=1.8（载荷平稳，齿宽系数 较小，轴为非对称分布，轴的刚性不大，齿轮精度不高，螺旋角0°） T1电机减速机输 出扭矩。这个不用具 体说了。此次所选伺 服电机输出扭矩为31 N· m，减速比为15.84。 则 T1=31×15.84=491.04 N· m ψd齿宽系数，可 根据表14-1-69去选取。 这个表比较容易查询， 因为各项条件给的都 很明确。此次我选择 ψd=0.4 1.先选择配置形式
≈5.2
理论上，m ≥ 5.2取最小且最接近整数则为m = 6。此次切换机构选择的齿轮模 数为m = 5。当齿轮厚度b，齿轮齿数z，减速机输出扭矩T1相同时。模数为6的标准 齿轮比模数为5的标准齿轮承载能力更强。而分度圆直径越大，齿轮的齿受力越小。 所以，当分度圆理论值约为100mm，模数理论值为5.2时。可以用分度圆直径 120mm，模数为5的标准齿轮代替。由于我公司所用的齿轮主要模数均为5，所以 考虑到各方面因素。则可认定切换机构所选择模数m = 5，齿数： z1=24的齿轮在合 理范围内。 关于齿宽b，在表14-1-6中最后一项齿宽的选择原则中，推荐在表14-1-69下面的注 释中有说明。 ψd=b/d1 ,当d1=120mm，ψd=0.4时，b=120×0.4=48mm。

弹性模量 E(MPa)
齿轮材料
灰铸铁 11.8x104
锻钢
铸钢
球墨铸铁
灰表铸中铁夹布塑胶泊 松比0.5，其余均
配对齿轮材料
球墨铸铁 17.3x104
铸钢 20.2x104
锻钢 20.4x104
162
181.4
188.9
161.4
180.5
188
156.6
173.9
143.7
189.8
Ysa 1.625 1.65 1.67 1.68 1.7 1.73
转速n（r/min）
应力循环次数N 寿命系数KN
齿面硬度（HBS） 疲劳极限σFE 许用应力[σF] Yfa*Ysa/[σF]
960 4.15E+09
0.9
300 400 240 0.0170
300 1.30E+09
0.95
250 380 240.67 0.0162
N=60njL 表6
表8中ML与MQ
手附动录分1割各线 类机器所 用齿轮传动的精度
机器名称
精度等级
汽轮机
3~6
金属切削机床 3~8
航空发动机
4~8
轻型汽车
5~8
载重汽车
7~9
机器名称 拖拉机 通用减速器 锻压机床 起重机 农业机器
精度等级 6~8 6~8 6~9 7~10 8~11
附录2 齿形系数YFa
Z
YFa
Ysa
Z
YFa
17
2.97
小齿轮传递功率与 若已知P(kw)
转矩2选1输入
若已知T(N.mm)
数值 1 1.2 1.2
1.347 1
3.2 20 14 1.90 0.88 1.64

45 45 40Cr
常化
调质后表 面淬火
250 300 350 500 600
580 650 580
.
170~241
187~255
197~269
147~241
229~302
320
156~217
350
169~229
290
162~217
217~255 40~50HRC
241~286 48~554HRC
3.调质 调质一般用于中碳钢和中碳合金钢，如45、40Cr、
d2 2
Cc ρ1
α
ρ2 N2 αt
d1 T1 2
ω1
齿数比: u= z2 /z1 = d2 /d1 = ρ2 /ρ1 ≥ 1
O（1主动）
11
1 2
(21) 12
2(d2 d1)
d1d2 sin
u1 2 1
u d1sin
.
10
钢制标准齿轮传动的齿面接触疲劳强度校核公式：
H335bKa21T(uu1)3 [H]
齿形系数. –YF
50
100 4002.1 2.0
17
对于闭式传动，当齿面硬度不太高
时，轮齿的弯曲强度通常是足够的，故 齿 数 可 取 多 些 ， 例 如 常 取 z1=24~40 。 当 齿面硬度很高时，轮齿的弯曲强度常感 不足，故齿数不宜过多。
许用弯曲应力[F]按下式计算
F
F Lim
弯曲力矩： M=KFnhcosγ
分量F2产生压缩应力可忽略不计，
危险界面的弯曲截面系数：W
bS 2
6
rb
B
A
σF
弯曲应力：
F0
M W

直齿圆柱齿轮的强度计算受力分析：圆周力F t =112d T 径向力αtan ∙=t r F F 法向载荷αcos t n F F = 1T ：小齿轮传递的转矩，mm N ∙ 1d ：小齿轮的节圆直径，mm α：啮合角，对标准齿轮， 20=α齿根弯曲疲劳强度的计算： 校核公式：[]F d Sa Fa Sa Fa F z m Y Y KT bmd Y Y KT σφσ≤==21311122 计算公式：[]32112F d Sa Fa z Y Y KT m σφ≥d φ：齿宽系数，1d b d =φ Fa Y ：齿形系数 Sa Y ：应力校正系数齿面接触疲劳强度的计算： 校核公式：[]H E H uu bd KT Z σσ≤±∙=125.2211 设计公式：[]3211132.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙±∙=H E d Z u u KT d σφ标准斜齿圆柱齿轮的强度计算 受力分析： 圆周力：112d T F T = 径向力：βαcos tan n t r F F ∙= 轴向力：βtan ∙=t a F F齿根弯曲疲劳强度计算： 校核公式：[]F n Sa Fa t F bm Y Y Y KF σεσαβ≤=设计计算：[]32121cos 2F Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ∙=齿面接触疲劳强度计算： 校核计算：H E H Z Z uu bd KT ∙±∙=111αεσ 设计计算：[]321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙±∙≥H Sa Fa d Y Y u u KT d σεφαu ：齿数比标准锥齿轮的强度计算 受力分析：11212m t t d T F F == 121cos tan δαt a r F F F == 121cos tan δαt r a F F F == αcos 1t n F F =齿根弯曲疲劳强度计算： 校核公式：()[]F R Sa Fa t F bm Y Y KF σφσ≤-=5.01 设计公式：()[]32212115.014F Sa Fa R R Y Y u z KT m σφφ∙+-≥齿面接触疲劳强度计算： 校核公式：()[]H R R E H u d KT Z σφφσ≤-=31215.015设计公式：[]()321215.0192.2u KT Z d R R H E φφσ-∙⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥。

选材料、精度、Z、φd lim FE
Ｚ1 ≥17 (ha*=1,C*=0.
取中间偏下值，即在MQ与ML中间选值 计算点：节点→单齿对啮合
→由接触、弯曲设计出模数，依强度特点取其中一个套标准。
u=z2／z1（=d2／d1=i ）——齿数比
⑶寿命系数K ——考虑应力循环次数影响 →设计取 比值YFa1YSa1 ／ [σF1]与YFa2YSa2 ／ [σF2]
分别按两种强度设计，取较大者为计算结果
弯曲强度公式：
F
2KT1YFaYSa
d m3 z12
F
m 3
2KT1
d z12
YFaYSa
F
3. 因Z1≠Z2→YFa1YSa1与YFa2YSa2不同→σF1 与σF2
不同即两轮弯曲应力不同，而[σF1]与[σF2]不同
→设计取 比值YFa1YSa1 ／ [σF1]与YFa2YSa2 ／ [σF2]
的较大者代入
4. 设计时，初选K=Kt=1.2~1.4→计算出d1t(mnt)→
计算KvKαKβ→计算K→修正
d1 d1t 3 K Kt 或 mn mnt 3 K Kt
§10—6 齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择
㈠齿轮传动的设计参数选择
⒈ 压力角α的选择: 一般齿轮 α=20°； 航空用齿轮α=25°
接触：σ =σ 依材料、热处理、硬度查图10—21 设计时，初选K=Kt=1.
→4→设计计算取出比d1值t(mYnFta)1→YSlai1m／ [σF1]H与YliFma2Y_Sa2 ／ [σF2]
弯曲: σ =σ 依材料、热处理、硬度查图10—20 为单齿对啮合，轮齿为悬臂梁
有曲率的齿廓接触点→接触应力→赫兹公式
计算点：节点→单齿对啮合→综合曲率半径为

MASTA齿轮强度校核设置说明MASTA软件齿轮强度校核设置说明⼀、关于齿轮校核设置说明在MASTA⾥，选择View->Settings->Gears->Cylindrical Gear Rating，按ISO标准对齿轮强度进⾏校核，有如下设置：从上到下的5个设置分别说明为1.动态系数Kv，可以选⽤⽅法B和⽅法CISO推荐⽤⽅法B，计算更准确。

ROMAX只可以⽤⽅法C。

2.名义齿根应⼒计算，可以选⽤⽅法B和⽅法CISO推荐⽤⽅法B，计算更准确。

3.齿向载荷分布系数计算，分为⽅法A和⽅法B⽅法A只有在考虑由于系统受载变形引起的齿轮错位时使⽤，该⽅法根据实际齿轮齿⾯载荷分布情况计算载荷分布系数。

如果齿轮不修形，则根据没修形的理论齿⾯接触情况计算齿向载荷分布系数。

在此情况下，该系数往往偏⼤。

如果齿轮经过修形，则根据齿轮修形后的齿⾯接触情况计算齿向载荷分布系数。

如果修形质量⾼，齿向载荷分布会⽐较均匀，齿向载荷分布系数就会较接近于1。

⽅法B也可以包括齿轮错位，但是假设齿轮经过了合理的修形。

所以，⼀般情况下，⽤⽅法B得到的齿向载荷分布系数，要⽐在相同的载荷条件下不修形⽤⽅法A得到的齿向载荷分布系数要⼩。

MASTA推荐，在齿轮修形设计之前⽤⽅法B。

进⾏齿轮修形设计时，⽤⽅法A。

4.包含系统变形对齿轮初始等效错位量Fβx的影响，即根据输⼊或计算得到的系统变形，修正齿轮初始等效错位量Fβx。

MASTA推荐使⽤该功能。

5.加上由于制造误差导致的齿轮错位，即Fβx要加上制造误差导致的错位。

但考虑到变速箱在装配后要进⾏齿⾯接触斑点开发和优化，会改善由于制造误差导致的错位，⼀般情况下，可不选该设置。

如果选择了该设置，计算结果偏于保守，安全系数较低。

⼆、MASTA软件的默认设置如下：因为齿向载荷分布系数选⽤⽅法A，进⾏系统变形计算时，是在齿轮没修形时得到的系数，⽽且还包含了制造误差的影响，所以计算得到的齿轮安全系数较低，偏于保守。

直齿圆柱齿轮强度计算一、轮齿的失效齿轮传动就装置形式来讲，有开式、半开式及闭式之分；就利用情形来讲有低速、高速及轻载、重载之别；就齿轮材料的性能及热处置工艺的不同，轮齿有较脆（如经整体淬火、齿面硬度较高的钢齿轮或铸铁齿轮）或较韧（如经调质、常化的优质钢材及合金钢齿轮），齿面有较硬（轮齿工作面的硬度大于350HBS或38HRC，并称为硬齿面齿轮）或较软（轮齿工作面的硬度小于或等于350HBS或38HRC，并称为软齿面齿轮）的不一样。

由于上述条件的不同，齿轮传动也就显现了不同的失效形式。

一样地说，齿轮传动的失效主若是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，那个地址只就较为常见的轮齿折断和工作面磨损、点蚀,胶合及塑性变形等略作介绍，其余的轮齿失效形式请参看有关标准。

至于齿轮的其它部份（如齿圈、轮辐、轮毂等），除对齿轮的质量大小需加严格限制外，通常只需按体会设计，所定的尺寸对强度及刚度均较富裕，实践中也极少失效。

轮齿折断轮齿折断有多种形式，在正常情况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断（见）。

此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿受到严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。

在斜齿圆柱齿轮（简称斜齿轮）传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线（参看），轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。

若制造或安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿圆柱齿轮（简称直齿轮），也会发生局部折断。

为了提高齿轮的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增加齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支承的刚性，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。

塑料齿轮强度校核计算公式塑料齿轮强度校核计算公式是确定齿轮可靠性、性能以及使用寿命的一个重要指标。

塑料齿轮具有重量轻、耐磨、密封性好、低噪音等特点，被广泛应用于各种工业领域。

塑料齿轮强度计算公式的关键是齿轮的模数和齿轮宽度。

齿轮模数M的选择需要满足齿面强度、齿根强度和齿轮弹性变形等多重需求。

在选择齿轮模数时，应考虑齿轮的负载、使用环境和传动预期寿命等因素，合理选择模数可有效提高齿轮的强度和使用寿命。

齿轮宽度b的选择需要考虑到载荷和转速的影响。

在确定齿轮宽度时，应保证齿轮齿面与齿根处的应力在允许范围内，并能有效防止齿轮断裂和损坏。

针对塑料齿轮强度校核计算公式，以下是一个详细的计算步骤：第一步：确定齿轮模数和齿轮宽度根据实际应用需求选择合适的齿轮模数和齿轮宽度，需确保齿轮荷载和转速在安全范围内。

第二步：计算材料弹性模量和抗拉强度根据塑料材料相关数据，计算出材料的弹性模量和抗拉强度。

第三步：计算齿顶和齿根处的齿面应力使用公式计算齿顶和齿根处的齿面应力，考虑到载荷和转速等相关因素，确保齿面应力不超过允许范围。

第四步：计算齿根处的齿根应力使用公式计算齿根处的齿根应力，考虑到载荷和转速等相关因素，确保齿根应力不超过允许范围。

第五步：计算齿宽处的弯曲应力使用公式计算齿宽处的弯曲应力，考虑到载荷和转速等相关因素，确保弯曲应力不超过允许范围。

第六步：计算齿轮使用寿命根据齿轮的应力与材料强度、疲劳寿命关系等因素，计算出齿轮的使用寿命。

可根据需求选择不同的寿命要求，来评估齿轮的可靠性和性能。

在进行塑料齿轮强度校核计算时，应注意各项参数的正确性和精度，确保计算的可靠性和准确性。

在实际应用中，还需对齿轮材料、工艺等方面做好相关控制和检测，来从根本上保证齿轮的强度和使用寿命。

总之，塑料齿轮强度校核计算是一个重要的工作，正确的计算公式和步骤对于确保齿轮的可靠性和性能至关重要。

希望以上介绍能为广大读者提供一定的指导和帮助。

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作者简介
褚 霭秋 ， 大专学历 ， 现在天津钢 铁有限公 司动力厂从 事电气技 术管理工作 。
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空气流量 ：０ ３ ｎ （ ２ ０ｍ／ ｍｉ ０℃， 个大气压条件下 ） １ 驱动大齿轮 ：
备安全可靠。因此 ， 各个电气设备除了要满足正常运
行 条 件下的额定 电压 、 额定 电流 ， 了保 证 电气 设备 为
的可靠运行 ， 满足在通过最 大可能的短路 电流时 还要
求。 ３ 组织 检修 人 员处理 了变压 器一 、 ． ３ 二次母 排 ， 并且
不 致 受到损坏 ． 必须 具备 承受热 效应 的能力 ， 能保 才
＝
３５ ３
＝ ０３５ Ｍ ａ ７ ． ，
螺旋角＝ 。 ８ 螺旋方 向 左 精度 ６ 级
节径＝ ６ ｍ １ ０ｍ ０ 中心距 ａ ＝ ８ ｍ ａ ＝ １ ｍ ￣ ５ ０ｍ ￣ ６ ８ｍ
［Ｈ ｒ ／Ｈ ＭＰ ６】 ａ ８ ａ ＝８ ｍ
齿轮的接触疲劳极 限 ， 查表计算＝ ５ ａ １３０ＭＰ
最后 ，整改采用 了型 号为 Ｌ Ｚ Ｊ — ０ Ｚ Ｂ ９ １Ａ型 、 热 １ｓ
稳 定电流为 ３ ． Ａ的电流互感器 ， 足了热稳定的要 １ｋ ５ 满
４１ 要切实做好 电站及一切 电气设施的封堵工作 ， ． 防 止 因小动物进入造成 电气设 备短路事故 。 ４２ 要保证供 电系统安全供 电 ， 须要求 各个 电气设 ． 必
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２ ⑨ 年第 ⑨ ⑤ 期 总 晷 第 固期
８ Ｄ３ 压 增 箱 轮 度 核 算 １ Ａ空 机 速 齿 强 校 验 ０
８０ Ａ 空压机增速箱齿轮强度校核验算 １Ｄ ３