1、錐齒輪承載能力計算方法載荷及一般影響系數（GB10062-88）詳細介紹：7載荷及一般影響系數7.1 名義切向力Fmt錐齒輪的名義切向力Fmt作用于齒寬中點端面分度圓上，由其所傳遞的名義功率P確定。名義切向力Fmt按式（1）計算：Fmt=2000T/dm（N）（1）式中：dm齒寬中點分度圓直徑，mm；T名義轉矩，N-m；其中：T=9549P/n（N-m）（2）式中：P名義功率，kW;n轉速，r/min。通常，名義轉矩（或名義功率）是指工作機的額定轉矩（或額定功率）。如果原動機的額定轉矩（或額定功率）與從動的工作機相匹配的話，亦可作為確定名義轉矩（或名義功率）的根據。7.2 使用系數Ka使用系數

2、Ka是考慮由于齒輪嚙合外部因素引起的動力過載影響的系數。這種過載取決于原動機與工作機的工作特性、質量比、聯軸器類型以及運行特態。使用系數Ka應通過精密測量或對傳動系統進行全面分析來確定。當精確分析不能實現時，可參考表2查取。表2使用系數Ka原動機工作特性工作機工作特性均勻平穩輕微振動中等振動強烈振動均勻平穩1.001.251.501.75輕微振動1.101.351.601.85中等振動1.251.501.752.0強烈振動1.501.752.02.25注：表中數值僅適用于在非共振速度區運轉的齒輪裝置。對于在重載運轉，起動力矩大,間歇運行以及有反復振動載荷等情況，就需要校核靜強度和有限壽命強度。

3、對于增速傳動，根據經驗建議取上表值的1.1倍。當外部機械與齒輪裝置之間有撓性連接時，通常Ka值可適當減小。表2中原動機的工作特性可參考表3。工作機的工作特性可參考表4。表3原動機工作特性示例工作特性均勻平穩輕微振動中等振動強烈振動原機動電前I（例如直流電動機）、均勻一運轉的蒸汽輪正、坂汽輪疝（小的，0動力矩彳S小）蒸汽輪機、燃汽輪機、液壓裝置、電動機（經常啟動、啟動扭矩較大）多缸內燃機單缸內燃機表4工作機工作特性示例工作特性工作機均勻平穩發電機、均勻傳送的帶式運輸機或板式運輸機、螺旋輸送機、輕型升降機、包裝機、機床進刀傳動裝置、通風機、輕型離心機、離心泵、輕質液體拌和機或均勻密度材料拌和機、剪

4、切機、沖壓機1）、回轉齒輪傳動裝置、往復移動齒輪裝置2）輕微振動不均勻傳動（例如包裝件）的帶式運輸機或板式運輸機、機床的主驅動裝置、重型升降機、起重機中回轉齒輪裝置、工業與礦用風機、重型離心機、離心泵、稠粘液體或變密度材料的拌和機、多缸活塞泵、給水泵、擠壓機（普通型）、壓延機、轉爐、軋機3）（連續鋅條、鋁條以及線材和棒料軋機）橡膠擠壓機、橡膠和塑料作間斷工作的拌和機、球磨機（輕型）、木工機械（鋸片、木車床）、鋼坯初軋機3'4）、提升裝置、單缸活塞泵挖掘機（鏟斗傳動裝置、多斗傳動裝置、篩分傳動裝置、動力鏟）、球墨機（重型）、橡膠揉合機、破碎機（石料、礦石）、重型給水泵、旋轉式鉆探裝置、壓

5、磚機、剝皮滾筒、落砂機、帶材冷軋機3）-5）壓坯機、輪輾機注；1）額定轉矩=最大切削、壓制、沖擊轉矩。2）額定轉矩=最大啟動轉矩。3）額定轉矩=長時工作的最大軋制轉矩。4）用電流控制力矩限制器。5）由于軋制帶材經常斷裂，可提高Ka至2.0。7.3 動載系數Ka動載系數Kv是考慮大、小齒輪嚙合振動而產生的內部附加動載荷影響的系數。動載系數Kv定義為齒輪副嚙合中最大作用力與純由外加載荷所產生的相應作用力的比值。影響動載系數的因素有：a.齒輪精度（周節極限偏差）；b.大、小齒輪的回轉質量（轉動慣量）；c.輪齒剛度；d.考慮使用系數Ka后的切向力；e.齒面接觸狀誤解；f.軸及軸承的剛度；g.潤滑情誤解

6、；h.系統阻尼特性。如能通過實測或對所有影響因素作全面的動力學分析來確定包括內部動載荷在內的最大切向載荷時，可取Kv=1。上述方法不能實現時，可按本標準所提供的方法來確定動載系數Kv.由于錐齒輪齒面是非漸開線齒廓，齒形誤差難以測定；在確定動載系數Kv時，僅以周節極限偏差fpt反映齒輪精度對Kv的影響。本標準所提供的方法將嚙合中阻尼取為一名義平均值，同時，忽略了軸承和聯軸器等阻尼因素，并且略去了軸承和箱體變形的影響。故所求得的Kv值（除在共振區外），通常比實際的略大一些。7.3.1 臨界轉速比N按本標準所提供的方法確定動載系數Kv時，應首先確定臨界轉速比No(3)臨界轉速比N定義為小輪轉速n1與

7、臨界轉速nE1的比值，即：N=n1/nE1臨界轉速nE1由公式（4）計算，或由圖1查取:3。x10,(r/min)*(4)式中：Zi小齒輪齒數；Cr嚙合剛度，N/（mm-（im）,見7.6條；mred誘導質量，kg/mm;按下式計算：red*（5）式中：mrm2小輪、大輪轉化到嚙合線上的單位齒寬當量質量，kg/mm。在設計階級，精確確定小、大錐齒輪的當量質量mi及m2是困難的。對常見的錐齒輪結構。可近似地以動力當量圓柱齒輪（見圖2）質量來代替。于是，mi和m2可按公式（6）、（7）計算。1ir2=1：（Q）COSFncnfdmJH。=V/)*312一,二8*COS2ffn1式中；p材料密度，k

8、g/mm3;an齒形角，（°）;齒數比。»,(r/nin)圖1噗心曲輪副的梏界轉速刑ei對于方=20°的鋼制齒輪，材料密度p=7.86x6kg/mm3,則：圖2”裳Kp的近似動力當量圓柱齒輪以臨界轉速比N可將整個轉速劃分為四個區段：a.亞臨界區：NW0.84b.主共振區：0.85vNv1.15;c.過渡區：1.15VNV1.5;d.超臨界區：N>1.57.3.2 動載系數Kv的計算公式動載系數Kv的計算公式見表5。在表5各式中：c-單對齒岡【J度，N/(mm-pm),見7.6條；fpt周節極限偏差，通常按大輪查取；y-跑合量，jim,見7.3.3條；KaFm

9、t/beH單位齒寬載荷，限用條件為：KaFmt/beHR100N/mmCviCv7系數，按表6確定。其中Cvi2=CV1+Cv2,Cv56=Cv5+Cv6。表5動載系數Kv的計算公式轉速區就使用要求1tli公式衛啕界區（WCO.站）工今博劫及車輛由於=?V*K+1U)*Si8當可力主共援區應避開此區段運行尤其快精度西輪）卜r國b+1*(13)4大結過渡區jnrrKm-1”*"土小，F一0.35(1.5-N)(u)K核K搔加幅驊XCV>1.5)鮑夫夢戳透中歸輪段箕他嘉浜齒輪K:-ciC+T(i&)Aa.i”tHffi*近It羞表6CviCv7的計算公式，叱，*«

10、”“*”.*”*”*i»0.570,5T-O,O5f.y二1M0.470.12二5*0.125*11f(r-7-L96)J*0.875(J3>1«注i對于帚度6級成另媒以匕修影歸.以£3代胃（»以CJ$代看7.3.3 跑合量ya跑合量y0定義為通過跑合使運轉之初的嚙合齒距誤差減小的量。如無實測數據時，可由表7各式計算或由圖3、圖4查取。表7跑合量ya齒輪材料5m"勺時*Vtir<£eT附才魂彈火制成鼠化都V”0.0T5it>10e與時r廿0>lOn/s時！5e，$<czai<10mr5時*t<

11、E，5時工LWe)710m"的鐵一,胃肉火快及道化鋼（運用于各界回用速度）圖3跑合量的-16*im"2L£02M25。2040M)6070SO100V*、Qm/iWtta.,mitt.y1a=3Zpmmax.muJ"kIQ.Sum圖4跑合量的ya?y2來計算九當小輪與大輪材料不同時，用小、大齒輪材料分別確定的(2817.4 齒向載荷分布系數Khb、Kfb齒向載荷分布系數是考慮齒向載荷分布不均勻對接觸應力（以Khb計）和齒根應力（以Kfb計）產生影響的系數。若不能對齒向載荷分布系數的影響因素，如嚙合齒距誤差、跑合量、輪齒剛度和軸系變形等作出精確估計時，可按

12、本標準所提供的計算方法確定Khb和Kfb。7.4.1 接觸強度計算的齒向載荷分布系數KhbKhb可按下式計算：(29)KHB=1.5KHBbe，上式中的常數1.5,是鼓形齒嚙合（點接觸）時局部齒面接觸壓強相對于非鼓形齒增大的倍o考慮齒面接觸區長短對齒面應力的影響，在設計中通常取有效齒寬beH等于0.85b（b為兩輪中較小齒寬）。對具有不同的偏移敏感性的齒傳輸線，也可以取較大或較小的齒面接觸區長度作為有效齒寬時行計算（如取beH=0.6b）。例如，對某些已生產的錐齒輪進行驗算時，經檢測滿載時齒面接觸區不在齒寬中點而是偏向輪齒的一端；這時，應取beH等于接觸區的實際長度。而且，應以實際接觸區中點處

13、的當量圓柱齒輪和切向力進行驗算。式（29）中軸承系數Khbbe定義為考慮軸承布局和軸變形對齒向載荷分布產生影響的系數，按表8選取。表8軸承系數Khbbe應用小輪和大輪的支承兩者都是兩端支承一個兩端支承一個懸臂兩者都是懸臂飛機1.001.101.25車輛1.001.101.25工業用，船舶用1.101.251.50注：在動轉條件下有最佳接觸印痕時方可取用表值。對于非鼓形直齒錐齒輪，應將由式（29）求得的Khb值適用增大。7.4.2 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數KfbKfb按下式計算：KFB=Kh3=1.5Khbbe（30）此時，有效齒寬為：beF=beH7.5 齒間載荷分配系數KhqKf0齒間

14、載荷分配系數是考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻對接觸應力（以Kh°計）和彎曲應力（以Kf°計）產生影響的系數。影響齒間載荷分配系數的因素有：a.輪齒嚙合剛度；b.齒輪精度；c.考慮Ka、Kv和Khb后的切向力；d.輪齒修形及齒廓跑合狀誤解；e.輪齒尺寸與嚙合參數（齒寬、重合度等）。應優選采用精密實測或對所有影響因素作全面精確分析來確定齒間載荷分配系數。一般情誤解下，本標準所提供的方法對Kh°（KfJ的確定E7.5.1齒間載荷分配系數KHa（KfJ的確定當息重合度，為2時,當總簟合度，冷2時工3經具有足夠的精確度。K、永M目rFmJF1）.5（介Ljfa）上述

15、兩式中:Y總重合度，見附錄A;Cr嚙俁剛度，N/（mm-m）,見7.6條；fpt周節極限偏差，取兩輪中較大值，對跑合后的齒輪應按設計精度提高一級確定;ya跑合量，jim,見7.3.3條；KaKvKhbFmt/beH單位齒寬切向力，限用條件為：KaFmt/beH>100N/mm,7.3.2KHa、KFa的極限值按式（31）及式（32）計算時：若降口>則取心二=盧1V皿穌EvaZE若KhhVLO,則取1（口/1.。.若Kfh£.、；，則取Kp宜三一.;若KfSlOi則取Kflu上述式中:Z接觸強度計算的重合度系數，見8.5條；Ye彎曲強度計算的重合度系數，見9.5條。對于斜齒和弧齒錐齒輪，如計算Kh0過大