GB T 19406-2003 渐开线直齿和斜齿圆柱齿轮承载能力 计算方法 工业齿轮应用.pdf

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1、GB/T 19406-2003/180 9085:2002 前言本标准是首次制定。本标准等同采用ISO9085 :2002dJ.2 小轮、大轮分度圆直径mm ffd 有效齿廓的形状偏差m J 齿廓形状偏差(若公差符合GB/T10095.1-2001规定.也可用齿廓总偏差值F.替代)Im 因制造不精确引起的螺旋线偏差m f 端面摹节偏差(根据ISO6336，1996采用GB/T10095. 1-2001规定的公差，计算时可使用.fpL值)盯1!rh.1f 有效端面基节偏差m 由弹性变形引起的螺旋线偏差m r Hll 螺旋线倾斜偏差(不包括螺旋线形状偏差m 区暗含线长度付1町lh 齿高m盯1h.

2、齿顶高mm h,o 刀具齿顶高m口12 GB/T 19406-2003/ISO 9085:2002 表1(续)代号意义单位ho 内齿轮轮齿的齿根高mm h作圆柱齿轮基本齿条齿顶高mm h 载荷作用于单对齿晴告区外界点时的弯曲力臂1m hlH2 内齿轮齿根高，包含内齿轮或相啃的较大外齿轮的可用齿面极限尺寸mm 轴承跨距1m m钮法向模数mm m. 齿轮回j折合到啃合线上单位齿宽的质量kg/mm n, 临界转速min-1 n .2 小轮、大轮转速r/min p,100N/mm. Ii!O .Fm/b=(F,KA)/b, 若(F，KA)/b2 CI 0.32 0.32 c., 0.34 0.57 e

3、:Y O.3 Cv.l 0.23 0.096 1. 56 y C. y =-A非川5十1.5注:当小轮(1)的材料和大轮(2)的材料不同时，C，刚与C.y2要分别计算，且C.y=O.5(C.Y1十C时。由跑合丽产生的C.y值在齿轮不规定齿廓修形的情况下，代替公式中的C. Cay可由表3查取。单对齿同IJ度Cr见附录B。5. 7 接触强度计算的齿向载荷分布系数KH，5. 7. 1 概述齿向载荷分布系数是考虑沿齿宽上载荷分布不均匀的影响，用以修正轮齿应力。本标准采用了修正的JSO6336-1, 1996的C2法，目的是为了考虑由于小轮弹性变形与创造误差而引起的喝合齿向误差的影响。K Iljl应根据

4、跑合后总的啃合齿向误差计算，它包含以下两部分2系统误差是由1.h来考虑的(因轴的变形引起的啃合齿向误差)，而且主要是由小齿轮轴变形引起的，但基本上可包括在数量和方向上能足够精确计算的所有机械变形。一一随机误差是由1m，表示的(因制造公差引起的啃合齿向误差。由制造引起的实际暗合齿向误差的方向和数量是不能计算的，只是用制造公差限制其范围(这与齿轮精度等级有关)。螺旋线修形与鼓形修形的应用包括以下内容:螺旋线修形是导程修形，它用于调正系统误差。理论上应用螺旋线修形是可行的，对特定的载荷可与计算的变形精确一致。所以可消除f必对KH的影响，但在计算1.h时变载荷与误差对K IJ留下残余的影响，这必须要考

5、虑。一一鼓形是导程修形，它是针对啃合齿向误差的随机成分的最好防御策略。因1m.可以在任一方向上，鼓形修形应对称于齿宽中部。当设计与ISO6336-1 , 1996的7.2.31要求不一致或当以下任何一项对啃合齿向误差有重要影响时，建议使用JSO6336-1，1996的更精确方法与综合分析法。一-弹性变形不是由齿轮啃合力而是由外部载荷引起的例如带、链、联轴器); 一齿轮与齿轮轴的弹性变形;齿轮箱的弹性变形与制造误差;轴承游隙与变形;一一布置与图2中表示的型式不同;指明需作更详细分析的任何制造变形或其他变形。当采用本法计算的K即值大于2.0时，通常真实的数值将小于此值。然而，若KH的计算值大于1.

6、5时，应重新号虑设计(例如增加轴的刚度，改变轴承的位置，改善螺旋线的精度。13 GB/T 19406-2003/150 9085: 2002 5. 7. 2 KH，的计算汁算KH的单位载荷是(F，KAKy)/bo若(F，KAKy)/bIOON/mm.则Fm/b=(F,KAKy )/b, 若(F，KAKy)/b;100N/mm.则Fm/b=100N/mm, 适用于KH2，且c由附录B取得。本标准不适用于KH，2的情况。5.7.3 跑合后的瞄合齿向误差F勘式中-KH = 1十主C，叩2Fm/bF = F,. - y, F，.一跑合前的啃合齿向误差(见5.7.的py, 跑合量(见5.7.8)。5.7

7、.4 跑合前的瞄合齿向误差F5.7.4.1 概述F，.是在啃合平面内测量的制造偏差与小轮和轴的变形量总和的绝对值。5.7.4.2 用户设计的齿轮传动装置(见第4章)a) 对于没有检验接触斑点位置的齿轮副( 25 ) ( 26 ) F,. = 1. 33B, f血十Bd国 u . . . .( 27 ) 其中Bl与B2可由表4获得。表4式(27)中使用的常鼓螺旋线修形公式常数序号类型数量B, B, 1 元1 I 2 仅作中央鼓形修形C,=0.5/= 1 O. 5 3 仅作中央鼓形修形C，=0.5(f阳+1.山)0.5 0.5 4 仅作螺旋线修形计算的修正形状符合分析的转矩O. JC 1. 0 5

8、 螺旋线修正加中央鼓形修形方案2+方案4O. l O. 5 6 齿端倒坡C1叮)合适的量，见附录DO. 7 O. 7 a 适当的鼓形修形量C，.见附录Dob 主要应用在不变载荷条件的场合。c 适用于有充分制造经验的齿轮，否则用较高的值。b) 对于检验有良好接触斑点的齿轮副(例如采用调整轴承方法)F,. = I 1. 33Brf由fH筒I . . ., ( 28 ) 14 式中fH5一5级精度齿轮的最大螺旋线倾斜偏差(见GB/T10095.1-2001)。对于fH阳作减法计算是考虑到弹性变形与制造偏差的补偿作用而留的余量。的弹性变形与制造偏差可以相互补偿时.具有良好的接触斑点(见图1的补偿作用G

9、B/T 19406-2003/ISO 9085: 2002 图接触斑点位置F 接触斑点接近轴承跨距的中点T a) 按式(28)确定F(补偿, 接触斑点偏离轴承跨距的中点T b) 按式(27)确定F，(迭加接触斑点接近轴承跨距的中点按式(27)确定FT jKj ./. (s/df)(d，/d，)B (迭加)c) 按式(28)确定F, j K j /. (s/dD(d,/d, )B (补偿)接触斑点偏离轴承跨距的中点按式(27)确定FT jKj ./. (s/dj)(d，/d，)注B-0. 3(迭加)d) 按式(28)确定FKj./. (s/d1J(d，/d川410m/s，上限为y，= 12 80

10、0/Hlim ，相当于F二40m。b) 对于GG与GGG(ferr. ) : y, = O. 55F 当v，5m/s没有限制g当5m/slOm/s，上限为y，=22m，相当于F=40m。c) 对于Eh，!F, NTCnitr. ) ，NV(ni甘.)与NV(nitrocar.户:( 33 ) ( 34 ) y , = O. 15F,. ( 35 ) 对所有的速度，上限为片二6m，相当于F=40m， 当大、小轮材料不同时，小轮的知与大轮的血应分别确定。取两者的平均值，用于计算z( .Vm十且，) y, = 2 . ( 36 ) 5.8 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K. KF = K运. ( 3

11、7 ) 若b/h二主3，则( b/h)2 1 二=2HH-. . . .( 38 ) 1 + b/h + (b/h) 1 + h/b十(h/b)若b/h2的齿轮的KH与KF值12 (1) c，(J川、K H = KF = O. 9 + O. 4 . I 一一?( 41 ) 的所用缩略语的说明见表2。7)式(40)和式(41)基于这样假定，即符合规定的齿轮精度的基节偏差，且是沿小轮与大轮的圆周正常分布。当轮齿具有某种故意的偏差时，它们是不适用的。GB/T 19406-2003/180 9085,2002 式中2c，-啃合刚度，按附录B确定g/，b一-取大、小轮基节偏差中的较大值;当齿廓修形补偿实

12、际载荷级下的轮齿变形时，可以用其公差的50%8) ; y 跑合留量，见5.9.4;F.H 在端平面内确定的切向载荷，FtH=F!KAKvKHo5.9.2 K.甸的限制条件按照式(40)或式(41), 当KHo茬，当KHo言，当KFo10m/s，上限为YO=6400/Hlim ，相当于/，b=40mo b) j才于GG与GGG(ferr.) , yo = O. 275/,b ( 46 ) 当v5m/s，没有限制;当5m/s10 m/s，上限为y=11m，相当于/，b=40mo c) 对于Eh.IF，NT(血口.). NV(nitr. )与NV(nitroc盯.) g) : 的基节偏差J考虑了影响

13、齿间载荷系数的所有轮齿偏差的总影响。然而，如果齿廓形状偏差J，大于基节偏差时.用齿廓形状偏差代替基节偏差的缩略语的说明见表2019 GB/T 19406-2003/ISO 9085: 2002 YO = O. 075J,b . . . . . . . . ( 47 ) 对所有的速度没有限制的情况下，上限为YO二3m，相当于J，b=40mo 当材料不同时Yal应由小轮材料确定，如由大轮材料确定。计算时使用平均值。( 48 ) 6 齿面接触强度(点蚀)计算6. 1 基本公式6. 1. 1 概述接触强度计算基于节点或单对齿啃合区内界点(下界点)处的接触应力日，用两者中的较大值计算承载能力。H值与许用

14、接触应力HP对于大小齿轮应分别计算归H应小于或等于HP0 6. 1. 2 小轮接触应力町的确定小轮接触应力H汁算如下=H = ZBOHO jK吊在二。KHHP. ( 49 ) 士-uu i仇lluv qL Z E 71U H Z 一H . ( 50 ) 式中zH 节点处计算接触应力的基本值，即无缺陷(无误差)齿轮传动在静态名义转矩作用下引起的应力pbH一一-齿宽(见4.4) ; Z 小轮的单对齿啃合系数(见6.2) ; 对于内齿轮取负号。6. 1. 3 大轮接触应力町的确定大轮接触应力H计算如下:H = ZDOHO /KAKvKH，KHoHP . . . . ( 51 ) 式中gZD 大轮的单

15、对齿啃合系数(见6.2)。在多分支传动的齿轮系、行星齿轮系或分流式齿轮系的情况下，总切向载荷在各单个啃合处上并不完全均匀分布(取决于设计、切线速度与制造精度)。因此，在式(49)和式(51)中用K，KA替代KA以调整每个啃合处的平均切向载荷(见第5章)是必要的。6. 1. 4 许用接触应力HP的确定6. 1. 4.1 方法本标准采用IS06336-2: 1996中的B法。HP =丐豆豆旦ZLZVZRZWZX=乒生o.JH!im OHmin . ( 52 ) 6.1.4.2 许用接触应力(参考)aHPref许用接触应力(参考)HPrel是由式(52)在ZN=1及适当的Hlim、ZL、Zv、ZR、

16、Zw、Zx、SHmin值下得出的。6. 1. 4. 3 许用接触应力(静态)aH Pstat 许用接触应力(静态)0HP，民s山t20 GB/T 19406-2003/180 9085,2002 Zw、Zx、SHm;u的相应值下确定。6. 1. 4.4 许用接触应力(10循环次鼓)aHP10许用接触应力(10循环次数)HPIO是根据式(52)按照6.8关于载荷循环次数为1010时的ZN二Z盯及内11m.Z、Zv、ZRZW、Zx、SHmin的相应值下确定。6. 1. 4. 5 有限寿命或长寿命许用接触应力e酣有限寿命的范围是载荷循环次数NL处于表6所列相应参考许用应力值和载荷循环次数为1010之

17、间(见表3)。在有限寿命范围内，对于个给定的载荷循环次数NL的HP在按6.1.4.2得到的参考强度值与根据6.1.4.3得到的静态强度之间用图解或计算插值法(按log-log双对数坐标)确定。在长寿命范围内，对于一个给定的载荷循环次数川的HP在按6.1.4.2得到的参考强度值与根据6.1.4.4取得载荷循环次数为1010的值之间用图解或计算插值法(按log-log双对数坐标)确定。对于载荷循环次数多于1010的许用接触应力值HP尚未建立。6. 1. 5 接触强度的安全系数SH大小轮的安全系数SH应分别计算。( 53 ) 5乱H=旦SHm击1m;且H 式中zHG 是根据式(52)和6.14确定的

18、参考应力与静态应力;OH对于小轮按照式(49)确定，对于大轮按式(51)确定(见6.1)。注，这是接触应力(赫兹应力)的计算安全系数。相应的转矩安全系数为SH0 接触强度的最小安全系数SHmin见6.120 ME. MX 长寿命有限寿命静牵Ebnm型疆斟臣结10 载荷循环改盘Nl(log) 21 例:载荷循环次数为10的许用接触应力HP关于有限寿命与长寿命许用接触应力的图形确定图3GB/T 19406-2003/ISO 9085 :2002 6.2 小轮、大轮单对齿瞄合系敢Z.、ZD当ZBl或ZDl时，系数ZB与ZD用以将直齿轮节点上接触应力分别转换为小轮和大轮单对齿啃合区下界点处的接触应力，

19、见6.1. 1。a) 内齿轮ZD取为1.0 , b) 直齿轮M，(用小轮单对齿内界点(下界点)处PtelB除以节点处PrelC的商)与M，(用大轮的prelD除以PrelC的商)可由下述式子确定。tanw， ( 54 ) FIT在-1-(呼Mz = tanw， ) 5 民( J2 ()_ I 与王一1-(， -1)巳|ab Zl .J 齿廓重合度的计算，见6.5. 2。若M，l.取ZB=M1;若Mll，取ZB1.0; 若M，l.取ZoM川若M24的齿轮zRz10 = Rz，十Rz，3j20Cdbl + db2) 一一=.1一一一一一一一4m(67 ) 代Vtanw1db1db2. _. ,-Z

20、LZv ZR = O. 92 -. ( 68 ) 对于一个齿轮是滚削、插削或刨削加工相啃齿轮为磨削或剃削，且RZlO:s二4mZLZVZR = 0.92 对于RZld4m的磨削或剃削齿轮传动ZLZVZR = 1. 0 . ( 69 ) . ( 70 ) 6.9.3 静强度时的ZLZVZR乘积在所有情况下，静强度时:ZLZVZR=1.0 , 6. 10 齿面工作硬化系鼓Zw如1506336-2: 1996所述，齿画工作硬化系数ZL是考虑自钢制大齿轮(结构钢，调质钢与比大轮更硬(200HB或更多)并具有光滑齿面(Rz6m，本标准不包括磨损的影响)的小齿轮相崎合，而使大齿轮齿面接触强度提高的系数。本

21、标准采用506336-2，1996的B法:当HB47时Zw = 1. 0 . ( 73 ) 式中gHB一一齿轮副中较软齿轮齿面的布氏硬度。6. 11 接触强度计算的尺寸系数ZxZx是考虑由统计表明因尺寸的增大使疲劳损伤的应力水平降低的尺寸效应因素(在结构中有大量的薄弱点儿尺寸效应的后果是次表面的缺陷使应力梯度降低(理论应力分析尺寸影响材料质量(锻造、结构变化等的影响)。重要影响因素有za) 材料质量(炉料、纯净度、锻压); b) 热处理、硬化深度、硬度分布;c) 齿廓曲率半径gd) 模数=在齿面硬化的情况下，相对于轮齿厚度的硬化层深度(芯部支承影响)。对于调质齿轮和相对于轮齿尺寸、相对曲率半径

22、有足够渗层深度的表面硬化齿轮，尺寸系数Zx取为1.0。6. 12 接触强度计算的最小安全系数S，_关于安全系数的)般叙述见第4章;接触强度计算的安全系数SH见6.1. 5。除非供需双方另有协议，应采用以下最小安全系数SHrnin: SHmin = 1. 0 ( 74 ) 7 齿根弯曲强度计算7. 1 基本公式7. 1. 1 概述如ISO6336-3，1996所述，齿根的拉伸应力不应超过材料的许用齿根应力。这是汁算轮齿弯曲强度的基础。实际齿根应力F与许用齿根应力pp，大小轮应分别计算，叶应小于PPo7. 1. 2 齿根应力町的确定本标准采用IS06336-3，1996的B法。齿根应力传计算P=F

23、oKAKvKFKFa pp( 75 ) 刊=FtYj品Y . . . . . ( 76 ) F川，式中2P 齿根应力的基本值，即一对无误差齿纶在静态名义转短作用下，齿根处产生的最大局部拉应力;bp一一一齿宽(见4.4)。对于多传动分支的齿轮系(行星齿轮系或分流式齿轮系的情况下，总切向载荷不能很均匀地分布在每个啃合副上(取决于设计、切向速度与制造精度)。需用KKA替代式(75)中的KA以调整单个啃合国l上的平均切向载荷，见第5章。7. 1. 3 许用齿根应力FP的确定7. 1. 3.1 概述用武(77)确定许用齿根应力。m叫-a 一-X Y T d y m Y V川-mhE ( 77 ) 26

24、GB/T 19406-2003/ISO 9085: 2002 7. 1. 3.2 许用齿根应力(基准)aFP时用式(77)计算许用齿根应力(基准)OFP时，此时取YN= 1，并选取适当的FE YreIT、YRre1T.YX与SFmin值。7. 1. 3. 3 许用齿根应力(静强度)a，阳则用式(77)计算许用齿根应力(静态)FP.ta笆，此时，根据7.5的静态应力，取YNY盯，并选取适当的陀、YBrelT、YRreJT、YX与SFmin值。7. 1. 3.4 许用齿根应力(载荷循环次数101O)aFPIO用式(77)计算许用齿根应力(载荷循环次数1QHl ) OFP10 ，此时，根据7.5的循

25、环次数1010，取YNYNT，并选取适当的FE.Y，町、yRrelT、YX与SFmin值。7. 1. 3. 5 许用齿银应力(有限寿命或长寿命)a，怦有限寿命的范围是载荷循环次数Nc处在相当于静态齿根许用应力时的载荷循环次数与3X 106 载荷循环数之间。对于有限寿命范围内一个给寇的载荷循环次数Nu确定FP是用图解或在根据7.1.3.2由基准强度得到的值与根据7.1.3.4由载荷循环次数1010得到的值之间播值计算p一一对于长寿命范围内一个给定的载荷循环次数Nc确定w是用图解或在根据7.1.3.2由基准强度得到的值与根据7.1.3.4由载荷循环次数10吨导到的值之间插值计算对于大于循环次数10

26、10的许用齿根应力FP的值尚未建立。7. 1. 4 弯曲强度计算的安全系戴SFSF = (J旦二三SFminF 大小轮的S，应分别计算，阳按式(77)与7.1.3确定，F根据式(75)确定a. ( 78 ) 有关安全系数与失效概率的详细资料见IS06336-1: 1996的4.1. 30弯曲强度的最小安全系数见7.90 7.2 齿形系擞YF与应力修正系数民7. 2. 1 概述这两个系数用于考虑齿形对名义弯曲应力的影响，大小轮的YF与几分别确定。详细资料可见ISO 6336-30 对于斜齿轮，按当量直齿轮确定Y，。当量直齿轮的参数见7.2.2.40以下给出的公式适用于具有或没有挖根的所有基本齿条

27、齿廓。但需满足下列条件za) 300切线的切点应位于齿根圆角处;b) 齿轮的基本齿条齿廓具有齿根圆角gC) 轮齿是用齿条刀具(如滚刀或梳齿刀)展成加工的。7.2.2 Y，的确定7.2.2.1 概述齿形系数Y，由齿根危险截面的法向弦齿厚So与载荷作用在外齿轮齿顶的弯曲力臂hF确定。7.2.2.2 外齿轮传动6h阮-C050 y , = mn n二. (:) 一)卜COz ( 79 ) 当齿顶有倒圆或倒棱时，需用有效顶圆直径dNa来代替计算中的顶圆直径da;dNa是靠近顶圆柱面包容可用齿廓极限的圆的直径。27 GB/T 19406-2003/180 9085 ,2002 首先，确定辅助值E、G与H

28、z E丰m.-hfDtann十二L一(1-sin.)主E._. . . ( 80 ) 4 COSn COSn 式中2$ p，-q(见图4)。当齿轮不挖根时(见图4).s，0Gp豆豆十Zm. H三(;三)-; 用G与H以0=?作为式(剧中右边的初始值计算。2G 8一O=tan8-H Z. . ( 81 ) . ( 82 ) ( 83 ) 用计算得出的。再代人式(83)计算。，并连续用式(83)计算直到0的值没有明显的改变为止。经过二或三次迭代后函数收敛。在式(84)式(86)中，使用。的最终值。28 齿根法向弦齿厚5Fu: 街根圆角处的困弧半径(F，弯曲力臂hFe:5Fn = znsin(王-8

29、+J3(Gn-P . . . . .,. ( 84 ) m.飞/飞cosl7mn I (F _ p , 2G a;二瓦ICOsO(znc二8_2G) . ( 85 ) hF 0.51 (C05)，-slD7tanFe，)生-ZOCOS主-的Gn+ P，叮.( 86 ) m. - v. V L ,-. e U.， H-len / 1罗马。飞3 -, cos8 m.J 当量齿轮的参数见7.2.2.40E 圄4刀具的基本齿条齿廓GB/T 19406-2003/ISO 9085: 2002 7.2.2.3 内齿轮传动假定用一个特殊齿条的齿形系数值近似地替代内齿轮的齿形系数。该齿条的齿廓是基本齿条齿廓的

30、一种改型，它能展成内齿轮的精确配对齿轮的法向齿廓(包括齿顶圆与齿根圆)，齿顶载荷角为吨。式(79)中所用参数的值确定如下齿根法向弦齿厚SFn2F旦旦=21丰+坠且tann十缸二生E缸cosl. . . .( 87 ) tn 1 4 mn mnCOS1 b I 式中=P阳刀具圆角半径。弯曲力臂hFe2hFe2 den2 - dfn2 ， I hfp2 den2 - dfn2 L _ _ _ lf02 / 1L 二一一一一-一一1-, + 1 - .0 . 1 tan问Itan吼一1- Slll 1 mn 2mn L 4 I mn 2mn J -II J _u_n m飞/. ( 88 ) 式中2d

31、en2一一由式(100)确定，参数加下标2, dfn2一一与d，.的确定方法相同(见式(99)，注意d，-df2 =dn2 -d2) h.n? = dn2 - d, fM -一一-一一( 89 ) 齿根圆角半径陆2当内齿轮齿根圆角半径阳为已知时，取PF2=向川当PF2为未知时，可按下列近似方法确定。PF2 = Pp2 = O. 15m. ( 90 ) 下式也是有效的Eh12 - hNf2 dNf -d (-Jfp2 =-sina -2(1sinan) . ( 91 ) 式中-dNf2一一接近齿根圆的一个圆的直径，包含啃合副的内齿轮或较大外齿轮可用齿廓极限。对内齿轮直径用负号。7.2.2.4 当

32、量齿轮的参敛b = ar四osv 1 -(sincosan)2 = arcsin(sincosan) ( 92 ) a o z-A 一O-c 一z ( 93 ) 近似值Z Z 么也n -cos3卢 ( 94 ) -cos2 b ( 95 ) dn d -，;-= mnz cosh ( 96 ) 户bn= 1tmnCOSn . ( 97 ) dbn = dcosn . ( 98 ) dan = dn十d，-d ( 99 ) d=. = 2-1乞Jf(轩一(守)一些曾旦旦旦旦(.-1)+(守)( 100 ) 对外齿轮z取正值，对内齿轮z取负值(见表1的脚注)。29 GB/T 19406-2003/

33、ISO 9085: 2002 7.2.3凡的确定冉atI=产=盯肌C囚cco叫oy几e0.5+2tan，X -寸-mvn- lnVaen Z , 0.5+ 2tanJ Fen=屯。-e = tan，-tnVUn -Z , 应力修正系数Ys用式(104)计算，该公式在b三q.8范围内是有效的。. ( 101 ) .( 102 ) ( 103 ) Ys= (1. 2 + O. 13L)qI/(1.2忡2.3/L)J. . . ( 104 ) L= S挚E主主. . . uu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 叫105饲5) F. 式中2SF

34、，一一对外齿轮用式(84)，对内齿轮用式(87); hF.-对外齿轮用式(86)，对内齿轮用式(88)。式中2SF, q, =在向一一对外齿轮用式(8日，对内齿轮用式(91)。7.3 弯曲强度计算的螺旋角系戴Y，. ( 106 ) 将当量直齿轮的齿根应力计算的原始值)通过螺旋角系数巧转换为相应斜齿轮的齿根应力，用此方法考虑斜齿轮倾斜线的影响(齿根应力偏小。当句1与卢30。时当句1与卢30。时当马运二1与卢三二30。时当300时7.4 材料的弯曲疲劳极限FEY户1-I会Y, = 0.75 y , = 1句, -1200 Y, = 1 -0.25马( 107 ) . . ( 108 ) ( 109

35、 ) . ( 110 ) GB/T 8539-2000提供了常用齿轮材料的dF!;m与6目的资料，也包含ML、MQ与ME质量等级对热处理与材料质量的要求。除非另有协议，工业齿轮采用MQ质量等级。本标准选用ISO6336-3: 1996的B法。7.5 弯曲强度计算的寿命系数Y盯本标准采用ISO6336-3: 1996的B法。YNT值由表7给出。表7寿命系鼓Y用材料a载荷循环数寿命革数Y盯NL104 (静态2. 5 V NL=3XI0 1. 0 GGG( perl. b.i. ) ME,MX:l.0b GTS(perl. ) Nl. = 1010 MQ,O.n ML ,O.85 30 材料aEh.

36、IF(root) St,St(cast) , NT(nitr. ), NV(nitr. ), GG.GGG(lerr. ) NV(ntrocar. ) a 所有缩略语说明见表2.b 建议最佳制造与试验。7.6 相对齿根囚角敏感系敏y.T7.6. 1 概述GB/T 19406-2003/150 9085: 2002 表7(续)载荷循环数寿命歪数Y盯NL103 (静态)2.5 NL =3X 106 1. 0 ME ,1. 0 NL = 1010 MQ ,0.92 ML ,0.85 NL .!:;)Oa (静态1. 6 NL=3XI06 1. 0 ME ,1. 0 NL = 1010 MQ:0.92

37、 ML ,0.85 Nc10 (静态)1. 1 NL=3X 106 1. 0 ME ,1. 0 NL = lOJO MQ ,0.92 ML:0.85 Y!T近似地表示齿根圆角区域的应力集中程度。本标准采用的是1S06336-3: 1996的B法，7.6.2 关于参考与长寿命应力的y. T YIln:IT可用式(111)计算y Y81土./rfxT y - 1+ JP古.( 111 ) 滑移层厚度p是材料的函数，可由表8查得。表8滑移层厚度pfi直材料ap/mm GG，冉一150N/mmz 0.3124 GG ,GGG(ferr.) :OB=300 N/mm2 0.3095 NT.NV，全部硬化

38、O. 1005 8t:UB=300 N/mm2 0.0833 St t电=400N/mm2 0.0445 V,GTS,GGG(perL .bai. );08=500 N/mm2 0.0281 V.GTS.GGG(perl. .b.i.);电=600N/mm2 0.0194 V ,GTS. GGG( perl. bai. ) ;电=800N/mm2 0.0064 V.GTS.GGG(perL ,bai. ) ;s = 1 000 N/mm2 0.0014 Eh.IF16m时7.7.3 静强度的YRrdlYRcdT = 1.0 YR,elT = 0.9 对于所有材料的YRn:1T ，与齿根圆角粗糙

39、度元关。32 YRr盯=1. 0 10)应用于模数m=5mm，尺寸的影响包含在尺寸孟数Y，中(见7.8节)。11)所用缩略语说明见表2.( 118 ) . ( 119 ) . ( 120 ) GB/T 19406-2003/180 9085: 2002 7.8 弯曲强度计算的尺寸系数Y，Y，用以考虑尺寸大小对下列因素的影响:材料组织薄弱点的概率分布;应力梯度，根据材料理论，应力梯度随着尺寸的增加而减小;材料质量，一一锻造质量，缺陷的存在等。本标准采用ISO6336-3: 1996的B法。按表9计算汇。表9弯曲强度计算的尺寸系数几材料a循环次数法向模数St.St(cast). V , m，5 G

40、GG( per1. ,bai. ) , 51. 2时，取b，/b二1.2. 有关代号见图B.L ln(b,/b) CR=1+EF百古.( B.4 ) 12)轮齿变形可以用F，FmFH)代替F.，近似地确定。即采用相关系数将F，转换成Fbt(切于基圆柱的载荷)，当存在不确定因素(如测量误差)时也可不转换。13)当.1.2时，单对齿晴舍区外界点处的cF可以假定近似于单对齿刚度的最大值。B. 2. 4 基本齿条系数C.CB可按式(B.5)计算.b 同图B.1 确定CR时的代号GB/T 19406-2003/1809085:2002 CB 11 + O. 5 r 1. 2一坠)11-0.02(20。

41、. . . . .( B.5 ) L飞mnJ J B. 2. 5 附加的资料a) 内齿轮z内齿轮的单对齿刚度理论值的近似值可由公式(B.2)，公式(B.3)确定，这时取Z为元穷大。b) 单位载荷(F，KA)/b应近似地为2C!(llJ = fsh+1.5fH . ( D. 3 ) 对表面硬化与氮化齿轮:CI O. 5(f + 1. 5!H,) + 1. 51, 当齿轮结构刚度使得f由可以忽略不计，或当螺旋线修形补偿时，按式D.2)计算。对于高精度高可靠度的高切线速度齿轮，C!(D)取上述计算值的60%70%。b) 齿端修缘的宽度当载荷近似恒定和线速度较高时z取bI巾和(O.lb)或(1.0m)

42、两者中的较小者。对于变载荷，线速度为低、中速时b时(0. 5 O. 7)b D.3.2 C2法本方法基于假定沿齿宽的载荷均匀分布时的齿轮副的变形z8b Fm/(lx;) 式中2Fm F ,KAKv 对于高精度高可靠度的高切线速度齿轮，用下列公式计算zC I ll) (2 3)8b b,. (0. 8 O. 9)b 对于较差精度的类似齿轮. ( D. 4 ) ( D.5 ) ( D.6 ) . ( D. 7 ) . ( D. 8 ) C1(ll) (3 4)8b ( D.9 ) b (0. 7 O. 8)b ( D. 10 ) GB/T 19406-2003/180 9085,2002 文献目录

43、1. ISO 701 ,1 998 , International gear notation-Symbols for geometdcal data. 2. ISO 4288 ,1998, Geometrical Product Specifications( GPS)-Surface texture, Profile method Rules and procedures for the assessment of surface texture. 3. ISO 9083 ,2001, Calculation of load capacity of spur and helical gears-Application to marine gears.