3概述

3.1可靠性與安全系數

不同的使用場合對齒輪有不同的可靠度要求。齒輪工作的可靠性要求是根據其重要程度、工作要求和維修易等方面的因素綜合考慮決定的。一般可分為下述幾類情況：

a) 低可靠度要求   齒輪設計壽命不長，對可靠度要求不高的易于更換的不重要齒輪，或齒輪設計壽命雖不短，但對可靠性要求不高。這類齒輪可靠度可取為90%。

b) 一般可靠度要求   通用齒輪和多數的工業應用齒輪，其設計壽命和可靠性均有一定要求。這類齒輪工作可靠度一般不大于99%。

c) 較高可靠度要求   要求長期連續運轉和較長的維修間隔，或設計壽命雖不很長時間但可靠性要求較高的高參數齒輪，一旦失效可能造成較嚴重的經濟損失或安全事故，其可靠要求甚至高達99.9%。

d) 高可靠度要求   特殊工作條件下要求可靠度很高的齒輪，其可靠度要求甚至高達99.99%以上。

目前，可靠性理論雖已開始用于一些機械設計，且已表明只用強度安全系數并不能完全反映可靠性水平，但是在齒輪設計中將各參數作為隨機變量處理尚缺乏足夠數據。所以，本標準仍將設計參數作為確定值處理，仍然用強度安全系數或許用應力作為判據，而通過選取適當的安全系數來近似控制傳動裝置的工作可靠度要求。考慮到計算結果和實際情況有一定偏差，為保證所要求的可靠性，必須使計算允許的承載能力有必要的安全裕量。顯然，所取的原始數據越準確，計算方法越精確，計算結果與實際情況偏差就越小，所需的安全裕量就可以越小，經濟性和可靠性就更加統一。

具體選擇安全系數時，需注意以下幾點：

a) 本標準所推薦的齒輪材料疲勞極限（見8.1）是在失效概率為1%時得到的。可靠度要求高時，安全系數應取大些；反之，則可取小些。

b) 一般情況下彎曲安全系數應大于接觸安全系數，同時斷齒比點蝕的后果更為嚴重，也要求彎曲強度的安全裕量應大于接觸強度安全裕量。

c) 不同的設計方法推薦的最小安全系數不盡相同，設計者應根據實際使用經驗或適合的數據選定。無可用數據時，可參考附錄A（標準的附錄）選取。

d) 對特定工作條件下可靠度要求較高的齒輪安全系數取值，設計者應作詳細分析，并且通常應由設計制造部門與用戶商定。

3.2主要代號

本標準的主要代號及其意義和單位見表1。

表1  主要代號

代   號	意                義	單    位
a a′	中心距，標準齒輪及高度變位齒輪的中心距 角度變位齒輪的中心距	mm mm
b bcal	齒寬 計算齒寬	mm mm
C Ca Cay cγ c′	節點：系數 齒頂修緣量 由跑合產生的齒頂修緣量 輪齒單位齒寬總剛度平均值（嚙合剛度） 一對輪齒的單位齒寬的最大剛度（單對齒剛度）	μm μm N/(mm·μm) N/(mm·μm)
d d1,d2 da1,da2 db1,db2 df1,df2	直徑 小輪、大輪的分度圓直徑 小輪、大輪的齒頂圓直徑 小輪、大輪的基圓直徑 小輪、大輪的齒根直徑	mm mm mm mm mm
E e	彈性模量（楊氏模量） 輔助量	N/mm2
Fbn Fbt Ft Fβ Fβx Fβy ff fpb	法面內基圓周上的名義切向力 端面內基圓周上的名義切向力 端面內分度圓周上的名義切向力 齒向公差 初始嚙合齒向誤差 跑合后的嚙合齒向誤差 齒形公差 基節極限偏差	N N N μm μm μm μm μm
G	切變模量	N/mm2
HB HRC HV1 HV10 h hFa hFe ha haP,hfP	布氏硬度 洛氏硬度 F=9.8N時的維氏硬度 F=98.1N時的維氏硬度 齒高 載荷作用于齒頂時的彎曲力臂 載荷作用于單對齒嚙合區外界點時的彎曲力臂 齒頂高 刀具基本齒廓齒頂高和齒根高	mm mm mm mm mm
KA KFα KFβ KHα KHβ KV	使用系數 彎曲強度計算的齒間載荷分配系數 彎曲強度計算的齒間載荷分配系數 接觸強度計算的齒間載荷分配系數 接觸強度計算的齒間載荷分配系數 動載系數
L	長度	mm
M m mn mred mt	彎矩 模數；當量品質 法向模數 誘導品質 端面模數	N·m mm； kg/mm mm kg/mm mm
K NL n1,n2 nE1	臨界轉速比；指數 應力循環次數 小輪、大輪的轉速 小輪的臨界轉速	r/min r/min
P Pbn Pbt	功率 法向基節 端面基節	kW mm mm
q   qs	輔助系數 單位齒寬柔度 齒根圓角參數	μm·mm/N
Ra Rz r	輪廓表面算術平均偏差 表面微觀不平度10點高度 半徑，分度圓半徑	μm μm mm
SF SF min SH SH min s sFn	彎曲強度的計算安全系數 彎曲強度的最小安全系數 接觸強度的計算安全系數 接觸強度的最小安全系數 齒厚；尺寸 危險截面上的齒厚	mm mm
T1,T2	小輪、大輪的名義轉矩	N·m
u	齒數比u=z2/z1>1
v wm wmax x1,x2	線速度，分度圓圓周速度 單位齒寬平均載荷 單位齒寬最大載荷 小輪、大輪的法向變位系數	m/s N/mm N/mm
YF YFa YNT YR rel T YS YSa YST YX Yβ Yδ rel T Yε yα yβ	載荷作用于單對齒嚙合區外界點時的齒形系數 載荷作用于齒頂時齒表系數 彎曲強度計算的壽命系數 相對齒根表面狀況系數 載荷作用于單對齒嚙合區外界點時的應力修正系數 載荷作用于齒頂時的應力修正系數 試驗齒輪的應力修正系數 彎曲強度計算的尺寸系數 彎曲強度計算的螺旋角系數 相對齒根圓角敏感系數 彎曲強度計算的重合度系數 齒廓跑合量 齒向跑合量	μm μm
ZB,ZD ZE ZR ZL ZNT ZR ZV ZW ZX Zβ Zε z1,z2 zn	小輪，大輪單對齒嚙合系數 彈性系數 節點區域系數 潤滑劑系數 接觸強度計算的壽命系數 粗糙度系數 速度系數 齒面工作硬化系數 接觸強度計算的尺寸系數 接觸強度計算的螺旋角系數 接觸強度計算的重合度系數 小輪、大輪的齒數 斜齒輪的當量齒數
αFan αFat αFen αFet αan αat αen αet αn αt αt′	齒頂法向載荷作用角 齒頂端面載荷作用角 單對齒嚙合區外界點處法向載荷作用角 單對齒嚙合區外界點處端面載荷作用角 齒頂法向壓力角 齒頂端面壓力角 單對齒嚙合外界點處的法向壓力角 單對齒嚙合外界點處的端面壓力角 法向分度圓壓力角 端面分度圓壓力角 端面分度圓嚙合角	°,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad
β βb βe	分度圓螺旋角 基圓螺旋角 單對齒嚙合區外界點處螺旋角	°,rad °,rad °,rad
γ	輔助角	°,rad
εα εβ εγ	端面重合度 縱向重合度 總重合度
1,2	小輪、大輪的轉動慣量	kg·mm2
υ	潤滑油運動粘度 泊桑比	mm2/s(eSt)
ρ ρfP ρF	密度 基本齒條齒根過渡圓角半徑 危險截面處齒根圓角半徑	kg/mm2 mm mm
σb σF σFo σFP σF lim σH σHo σHP σH lim	抗拉伸強度 計算齒根應力 計算齒根應力基本值 許用齒根應力 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 計算接觸應力 計算接觸應力基本負 許用接觸應力 試驗齒輪的接觸疲勞極限	N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2

3.3系數的分類和計算順序

本標準中涉及的影響系數就其對象來說有修正載荷、修正計算應力和修正許用應力三大部分。這些系數可分為兩類：

a)由幾何關系或常規方法確定的系數，如修正計算應力的系數。這些系數按標準提供的公式計算確定。

b)受多種因素影響但被獨立處理的系數。這些因素雖然在一定程度上是相關的，但目前尚難作精確的定量計算。例如，修正載荷的系數K_A,K_V,K_Hβ(K_Fβ),K_Hα,(K_Fα)以及修正許用應力的諸系數。

對于修正載荷的諸系數，最理想的方法是通過精密實測或對傳動系統作全面的力學分析得到，也可從大量的現場經驗確定。這時，應對所采用方法的精確度和可靠性加以認證，并要明確其前提條件。

當由于技術或經濟上的原因使上述方法難以實現時，可選取本標準提供的兩種方法（即一般方法和簡化方法）之一來確定K_V,K_Hβ(K_Fβ)和K_Hα,(K_Fα)。簡化方法主要用于總體方案設計和非重要齒輪的核算。在對計算結果有爭議時，以一般方法為準。對于要求計算精確度較高的齒輪，各系數應優先采用一般方法或更精確的其它方法計算。

各修正載荷的系數與其相應的端面內分度圓上切向力有關，需按以下順序計算：

a)用F_tK_A求K_V；

b)用F_tK_AK_V求K_Hβ(K_Fβ)；

c)用F_tK_AK_VK_Hβ求K_Hα(K_Fα)；

對于修正許用應力的諸系數，本標準對每個系數的諸影響因素均按獨立變量處理；在取值上除個別某些系數（如三個潤滑油膜影響系數Z_L,Z_V,Z_R）外，均只提供一個公式或經驗數據。