附錄A
（標準的附錄）
輪齒剛度c′和cr
輪齒剛度定義為使一對或幾對同時嚙合的無偏差輪齒在1mm齒寬上產生1μm撓度所需的嚙合線上17）（17）可近似使用Ft、（Fm、Fth……）代替Fbt來確定輪齒變形，用有關系數或修形將Ft轉換為Fbt（載荷與基圓柱相切），與其他不定因素（如測量值的公差）相比，這種轉換所需要的修形可忽略不計。）的載荷。
直齒輪的單對齒嚙合鋼度c′是指一對輪齒的最大剛度，大致等于單齒嚙合狀態下一對輪齒的剛度18）（18）當εα＞1.2時，單對齒嚙合區外界點處的c′近似等于單對齒嚙合剛度的最大值。）斜齒輪的c′是指一對輪齒在法截面內的最大剛度。
嚙合剛度cr是所有嚙合輪齒的剛度的平均值。
本標準適用范圍為：±x2≤x1≤x2(+號用于外嚙合，-號用于內嚙合)。
A1單對嚙剛度c′
單位載荷FtKA≥100N/mm:
c′=0.8cth′CRCBcosβ……………………（A1）
A1.1單對齒剛度的理論值cth′
cth′=1/q′……………………（A2）
式中：
式中：符號“+”：“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合；系數C1～C2的值見表A1。
表A1系數C1～C2的值
|
C1 |
C2 |
C3 |
C4 |
C5 |
C6 |
C7 |
C8 |
C9 |
|
0.04723 |
0.1551 |
0.25791 |
0.00635 |
0.11654 |
0.00193 |
0.24188 |
0.00529 |
0.00182 |
A1.2輪坯結構系數CR
對實心盤形齒輪，取CR=1。
對其他齒輪：
邊界條件：若bs/b＜0.2，取bs/b=0.2；若bs/b＞1.2；若SR/mn＜1,取SR/mn=1，
代號的意義見圖A1。
A1.3基本齒條系數CB
對于標準基本齒廓19）（19）基本齒條齒廓的參數：αp=20°、hap=mn、hfp=1.2mn、ρfp=0.2mn，式（A2）和式（A3）的適用范圍為：x1≥±x2，-0.5≤x1±x2(符號“±”：“+”用于外 外合，“-”用于內嚙合)。在100≤Fbt/b≤1600N/m范圍內計算值和實際值的誤差在+5%和-8%之間。），CBS=1（標準值）；
對于其他基本齒廓，CBD（差別值）由式（A5）計算：
CBD-[1+0.5(1.2-hfp/mn)][1-0.02(20°-αn)]………………（A5）
A1.4附加說明
a)內齒輪傳動
內齒輪輪齒單對齒嚙合剛度的近似值可由式（A2）、式（A3）計算，此時，式中的zn2取為無窮在。
b)單位齒寬載荷FtKA/b＜100N/mm
c)上述計算適用于剛制齒輪副，對其他材料組合的情況，參見GB/T 3480-1997中6.5。
A2嚙合剛度cγ
εα≥1.2的直齒輪和β≤30°的斜齒輪，嚙合剛度由式（A7）計算：
cγ=c′(0.75εα+0.25)……………………（A7）
式中：c′由式（A1）確定。
附錄B
（標準的附錄）
非常規設計齒輪的特性
B1行星齒輪系數的動載系數
在有惰輪（中間輪）以及行星輪系（行星輪和太陽輪組成）的多嚙合齒輪傳動系中，有幾個固有頻率。這些固有頻率比單嚙合的單個齒輪副的固有頻率或高或低。
盡管用本標準中的方法確的KV是不可靠的，但對初步評價或多或少還是有用的。建議：如果有可能，應使用更精確的方法重新確定KV。
對于非常規的齒輪設計，應優先使用對系統進行全面的分析來確定KV。
B1.1不均載系數Kγ（多載荷分支）
在多分支傳動齒輪系中（如行星齒輪），總載荷不完全平均分布在每個嚙合處，此時引入不均載系數來考慮。
適當時，可用KAKγ來代替式（52）、式（53）和式（89）中的KA。
B1.2外齒輪副的誘導質量
參見4.5.1.1。
B1.3臨界轉速
非常規設計齒輪的臨界轉速來實測或對整個系統進行全面分析來確定。然面，其他方法也可以近似使用。下面是一些例子。
a)軸齒傳輸線的軸徑近似等于輪齒中部的直徑dm1
由于軸齒輪的較高的扭轉剛度在很大程度上由軸的質量來補償，因此，可用常規方法，即用小齒傳輸線的質量（輪齒部分）和名義嚙合剛度Cγ來計算臨界轉速。
b)兩個剛性連接的同軸齒輪
計入較大齒輪的質量。
c)兩個小齒輪驅動一個大齒輪
通常大齒輪的質量比小齒輪質量大得多，各對嚙合的齒輪可分別考慮，即：
——通常大齒輪的質量比小齒輪質量大得多，各對嚙合的齒輪可分別考慮，即：
——第一個小齒輪和大齒輪構成的齒輪副；
——第二個小齒輪和大齒輪構成的齒輪副。
d)行星齒輪傳動
由于多分支傳動包括多個嚙合剛度而不是一個嚙合處的剛度，因此，行星齒輪傳動的振動特性非常復雜。用簡單的公式計算的KV值，應進行仔細的理論或實驗分析，或在使用經驗的基礎上加以驗證。
1)太陽輪和行星輪
確定太陽輪臨界轉速nE1的誘導質量：
式中：Jsun，Jpla——分別為太陽輪和一個行星輪單位齒寬的轉動慣量，kg·mm2/mm；
rbsun，rbpla——分別為太陽輪和行星輪的基圓半徑，mm；
p——計算輪系中行星輪的個數。
由式（B1）得出的mred值在計算N時要用到（見4.5.1.2），在該式中，計算嚙合剛度Cγ要用近似等于單個行星齒輪的嚙合剛度，計算z1時要用太陽輪的齒數。
對行星齒傳輸線，應注意Bp、Bf、Bk(見4.5.1.3)計片段公式中的Ft等于作用到太陽輪上的總切向載荷除以行星輪的個數。
2)行星輪和與齒輪箱體剛性連接的內齒圈
此時，假定內齒圈的質量為無窮大，因此，誘導質量等于行星齒傳輸線的當量質量，mred由式（B2）確定：
式中代號的意義同式（B1）。
3)行星齒輪和轉動內齒圈
此時，內齒圈的當量質量按外齒輪處理，行星齒輪的誘導質量按式（B2）計算。當內齒圈與幾個行星齒輪嚙合時，按B1.3c）處理。
B1.4惰輪（中間輪）
當主動齒輪和從動齒輪大致相同，惰輪的尺寸也大致相同或稍大一點時，可按下列公式近似計算。
1)誘導質量
式中：J1、J2、J3——分別為小齒輪，中間輪和大齒輪單位齒寬的轉動慣量，kg·mm2/mm。
2)嚙合剛度
cγ=0.5(cγ1,2+cγ2,3)……………………（B4）
式中：cr1,2——主動輪和中間輪齒輪副的嚙合剛度；
cr2,3——中間輪和從動輪齒輪副的嚙合剛度（cr的確定見附錄A），如果臨界轉速比的范圍為0.6＜N＜1.5時，建議進行更精度的分析。
如果中間輪遠大于主動輪和從動輪，或者主動輪或從動輪遠小于另外兩輪時，KV可按單個嚙合副分別計算，即：
主動輪-中間輪副；
中間輪-從動輪副。
上述mred的計算值可代替式（6）中的mred，用以下計算臨界轉速。
對未提及的情況，建議進行精確分析。
B2簡單行星齒輪的齒向載荷分布系數KHβ、KFβ
齒向載荷分布系數KHβ、KFβ是分別用以考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸和輪齒彎曲強度影響的系數。
適用于單級行星齒輪副，其特點如下20）（20）未考慮齒形聯軸器的反作用力，當傳動件為剛性和柔性聯軸器的摩擦特性不滿足要求時，反作用力將引起沿齒寬的載荷分布不均勻。）：
太陽輪或行星架及有時連內齒圈都是浮動件，否則各行星齒輪的均載應通過加工的高精度和（或柔性來達到。有必要時，可參考上述條文的詳細內容。）
需確定下列數據：
——根據4.6.1.1，確定加工偏差fma；
——根據4.6.1.2，確定跑合系數xβ；
——根據附錄A確定嚙合剛度。
考慮到行星輪之間的切向載荷分配的不均勻性，引入了系數Kγ（見B1.1），因此，每個行星輪的平均切向力為Fm=FtKAKγKV,Ft為每個嚙合副所傳遞的名義切向力，對雙斜齒輪Ft為兩個單邊斜齒輪的載荷之和。
a)直齒傳輸線和單斜齒輪21）（21）同角注6）。）
1)無螺旋線修形的太陽輪（Z）和行星輪（P）副，行星輪裝于固定的剛性行星架銷軸上
2)部分螺旋線修形的太陽輪（Z）和行星輪（P）副，其他條件同1）（修形僅補償扭轉變形），KHβ按式（44）確定。
3)無螺旋線修形的太陽輪（Z）和行星輪（P）副，行星輪帶軸頸，該軸頸裝于行星架的軸承內
4)完全螺旋線修形的太陽輪（Z）和行星輪（P）副，其他條件同3），彎曲變形和扭轉變形完全補償，KHβ按式（45）確定。
5)無螺旋線修形的內齒圈（H）和行星輪（P）副，行星輪帶軸頸，該軸頸裝于行星架的軸承內
6)部分螺旋線修形的內齒圈（H）和行星輪（P）副，其他條件同5），修形僅補償彎曲變形，KHβ按式（45）確定。
7)有或無螺旋線修形的內齒圈（H）和行星輪（P）副，行星輪裝于固定的剛性行星架銷軸上，KHβ按式（45）確定。
b)雙斜齒輪22）（22）見角注6）和7）。）
1)無螺旋線修形的太陽輪（Z）和行星輪（P）副，行星輪裝于固定的剛性行星架銷軸上
2)部分螺旋線修形（僅補償扭轉變形）23）（23）見角注9）。）的與1）相同的齒輪副，KHβ按式（44）確定。
3)無修形的太陽輪（Z）行星傳輸線（P）副，行星輪帶輪頸，該軸頸裝于行星架的軸承內
4)完全螺旋線修形（補償彎曲和扭轉變形）的與3）相同的齒輪副，KHβ按式（46）確定。
5)無螺旋線修形的仙齒圈（H）和行星輪（p）副，行星輪帶軸頸，該軸頸裝于行星架的軸承內
6)部分螺旋線修形（僅補償彎曲變形）的與5）相同的齒輪副，KHβ按式（46）確定。
7)有或無螺旋線修形的內齒圈（H）和行星齒輪（P），行星輪裝于固定的剛性行星架銷軸上，KHβ按式（46）確定。
