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 輕微振動 中等振動 強烈振動	1.00 1.10 1.25 1.50	1.25 1.35 1.50 1.75	1.50 1.60 1.75 2.0	1.75 1.85 2.0 2.25

注：①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。

    ②對于增速傳動，根據經驗建議取上表值的1.1倍。

    ③當外部機械與齒輪裝置之間有撓性連接時，通常K_A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	原機動
均勻平穩 輕微振動 中等振動 強烈振動	電動機（例如直流電動機）、均勻運轉的蒸汽輪機、燃汽輪機（小的，啟動力矩很小） 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 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K_A至2.0。

7.3動載系數K_A

動載系數K_V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K_V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K_A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；

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K_V=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K_V.

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K_V時，僅以周節極限偏差f_pt反映齒輪精度對K_V­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K_V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K_V時，應首先確定臨界轉速比N。

臨界轉速比N定義為小輪轉速n₁與臨界轉速n_E1的比值，即：

N=n₁/ n_E1…………………………（3）

臨界轉速n_E1由公式（4）計算，或由圖1查取：

式中：z₁——小齒輪齒數；

      c_r——嚙合剛度，N/（mm·μm），見7.6條；

     m_red——誘導質量，kg/mm；按下式計算：

式中：m₁、m₂——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m₁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，m₁和m₂可按公式（6）、（7）計算。

于是：

式中；ρ——材料密度，kg/mm³；

     α_n——齒形角，（°）；

      u——齒數比。

對于α_n=20°的鋼制齒輪，材料密度ρ=7.86×10^-6kg/mm³，則：

表6 C_V1～C_V7的計算公式

當小輪與大輪材料不同時，用小、大齒輪材料分別確定的y_α1、y_α2來計算y_α:

7.4齒向載荷分布系數K_Hβ、K_Fβ

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K_Hβ計）和齒根應力（以K_Fβ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，可按本標準所提供的計算方法確定K_Hβ和K_Fβ。

7.4.1接觸強度計算的齒向載荷分布系數K_Hβ

K_Hβ可按下式計算：

K_Hβ=1.5K_Hβbe…………………………（29）

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數。

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b_eH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b_eH=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b_eH等于接觸區的實際長度。而且，應以實際接觸區中點處的當量圓柱齒輪和切向力進行驗算。

式（29）中軸承系數K_Hβbe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K_Hβbe

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 車輛 工業用，船舶用	1.00 1.00 1.10	1.10 1.10 1.25	1.25 1.25 1.50

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K_Hβ值適用增大。

7.4.2彎曲強度計算的齒向載荷分布系數K_Fβ

K_Fβ按下式計算：

K_Fβ= K_Hβ=1.5 K_Hβbe…………………………（30）

此時，有效齒寬為：

b_eF=b_eH

7.5齒間載荷分配系數K_Hα、K_Fα

齒間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K_Hα計）和彎曲應力（以K_Fα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K_A、K_V和K_Hβ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K_Hα（K_Fα）的確定已經具有足夠的精確度。

7.5.1齒間載荷分配系數K_Hα（K_Fα）的確定

上述兩式中：

ε_vγ——總重合度，見附錄A；

c_r——嚙俁剛度，N/（mm·μm），見7.6條；

f_pt——周節極限偏差，μm；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；

y_α——跑合量，μm，見7.3.3條；

K_A·K_V·K_Hβ­·F_mt/b_eH­——單位齒寬切向力，限用條件為：K_A·F_mt/b_eH≥100N/mm。

7.3.2K_Hα、K_Fα的極限值

按式（31）及式（32）計算時：

上述式中：

Z_ε——接觸強度計算的重合度系數，見8.5條；

Y_ε——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K_Hα過大時，應調整設計參數及精度，使K_Hα及K_Fα不大于其當量圓柱齒輪法截面上的端面重合度ε_vαn。

7.6輪齒剛性系數c′、c_r

輪齒剛性系數（或剛度）定義為使一對或幾對同時嚙合的輪齒在1mm齒寬上產生1μm撓度所需的載荷。

單對齒剛度c′為單齒嚙合狀態下一對輪齒的剛度。

嚙合鋼度c_r為端截面內輪齒總剛度的平均值。

由于錐齒輪的幾何及嚙合特性，在無法實測或精確計算輪齒剛度時，對于齒圈及輪輻剛性較大的錐齒輪的c′及c_r可取下值：

c′=14N/（mm·μm）

c_r=20 N/（mm·μm）