JB-T 8830-2001 高速渐开线圆柱齿轮和类似要求齿轮 承载能力计算方法.pdf.pdf

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1、ICS 21.200 J17 JB/T 88302001 idt ISO 9084:1998 高速渐开线圆柱齿轮和类似要求齿轮 承 载 能 力 计 算 方 法 Calculation of load capacity for high speed gears and gears of similar requirements 2001-05-23 发布 2001-10-01 实施 中 国 机 械 工 业 联 合 会 发 布 I 前言 ISO前言 ISO引言 1 范围1 2 引用标准3 3 主要代号3 4 载荷影响系数6 5 齿面接触强度（点蚀）计算14 6 轮齿弯曲强度计算22 附录 A（标准

2、的附录） 轮齿刚度c和c30 附录 B（标准的附录） 非常规设计齿轮的特性33 附录 C（提示的附录） 使用系数 KA的推荐值37 附录 D（提示的附录） 参考文献目录39 JB/T 88302001 目 次 III 前 言 本标准是等同采用 ISO 9084：1998直齿轮和斜齿轮承载能力计算高速齿轮和类似要求齿轮 的应用标准 、对 JB/T 88301999高速渐开线圆柱齿轮 承载能力计算方法的修订。 本标准与 JB/T 88301999 相比，主要在下列几个方面作了修改： 1. 在第 1章范围中，强调了应用领域和齿轮的设计； 2. 根据 ISO 9084：1998，对动载系数 KV的计算

3、公式作了修改； 3. 在计算接触应力H的计算公式中增加了小轮及大轮单对齿啮合系数 ZB，ZD； 4. 对于许用接触应力HP和许用齿根应力FP分别增加了NL5107 和NL3106时的计算公式； 5. 在材料接触及弯曲疲劳极限两节中用 MX，ME，MQ，ML 四条取值线代替 JB/T 88301999 中的方框图； 6. 在附录 A（标准的附录）中给出了轮齿刚度 c和 c较为详细的计算方法。 在附录 B（标准的附 录）中给出了非常规设计齿轮 （行星齿轮传动、 分流传动） 的动载系数 KV和齿向载荷分布系数 KH、KF 的计算公式。在附录 C（提示的附录）中给出了使用系数 KA的推荐值。 对一些系

4、数、公式，也根据 ISO 9084：1998作了相应修改。 本标准自实施之日起代替 JB/T 88301999。 本标准的附录 A 和附录 B 是标准的附录；附录 C 和附录 D是提示的附录。 本标准由全国齿轮标准化技术委员会提出并归口。 本标准由郑州机械研究所负责起草。 本标准主要起草人：张元国、张民安、侯东海、杨星原、王琦、陶燕光。 本标准于 1990年 9 月以 ZB/T J17 00690 首次发布，1999年 4月标准号改为 JB/T 88301999， 本次是第一次修订。 JB/T 88302001 IV ISO 前 言 ISO 6336第 1、2、3部分中给出了通用直齿轮和斜齿轮

5、承载能力（接触强度和弯曲强度）计算方 法，在上述标准中，与计算方法相关的假设在本标准中也引用了。 本国际标准中的影响系数来源于 ISO 63361。 本标准使用 ISO 63365 中的疲劳极限值。 本国际标准包括四个附录： 附录 A是标准的附录，它包含了对计算轮齿弯曲强度所需的轮齿刚度系数的资料和公式。 附录 B 是标准的附录，它包含了对非常规设计的齿轮轮齿强度计算所需的动载系数和齿向载荷分 布系数确定的资料和公式。 附录 C 是提示的附录，它包含了使用系数的推荐值。 附录 D包含了在本标准中未直接指明的其它国际标准的目录，这些标准对读者可能是有用的。 本国际标准由 TC60/SC2起草。

6、ISO 引 言 本国际标准来源于 ISO 6336 第 1、2、3 部分，在某些方面作了简化。ISO 6336 第 1、2、3 部分提 出的假设适合于本标准的计算方法。 ISO 63365 中给出的材料强度和质量对本标准是有效的。 如果需要进行更详细的计算或者由于各种原因不能满足 1.2和 1.3的限制条件时，相关的系数可以 根据基础标准或其它的应用标准来计算。 由可靠的经验或试验数据得到的系数可代替按本标准计算的相应系数。关于这一点，可使用 ISO 63361A 法 1.8的准则。 在计算说明中必须把所有的偏差都记录下来， 如果应力、 安全系数等均是按 ISO 9084 计算，强度计算的其它

7、方面必须严格按本标准来进行。 制造者和用户之间相互交流的资料应包括材料的性能、润滑、 安全系数和由于振动及超载 （使用系 数）引起的外部作用力。 在所有的计算中，必须使用第 3 章所列的单位。ISO 63361 附录 A 和 C中给出的资料， 将会方便 本标准的使用。 JB/T 88302001 1 1 范围 1. 1 范围 本标准规定了通过单对齿轮副传递总转矩的高速渐开线圆柱齿轮的齿面接触强度 （点蚀） 和轮齿弯 曲强度的计算方法。 渐开线圆柱齿轮轮齿的胶合承载能力计算不包括在本标准中。齿轮胶合承载能力按 GB/T 6413 计 算。 1. 2 应用领域 本标准适用于： a) 齿轮类型 内、

8、外啮合的渐开线直齿、斜齿和双斜齿轮； 对双斜齿轮， 假定总的切向力平均分配在两边的斜齿上。 如果不是这种情况， 例如有外部轴向 力作用时，就必须把两边的斜齿按两个平行的单个斜齿轮来考虑； 多分支传动的行星和其它齿轮系。 b) 速度范围 小轮转速 n13000 r/min （两极电机在 50 Hz 电流下的同步转速） 。 也适用于特殊要求的低速高 精度齿轮。 当节圆线速度 v3.5 mn的内、外齿轮。 c) 材料 本标准适用于钢质材料 （影响 ZE、 c、c、ZW 、 KV、KH） ， 包括调质、 渗碳硬化和渗氮硬化钢 （影 响 Y、Y、ZL、ZX、Hlim、FE、YE） 。对于其它材料的有关资

9、料见 GB/T 3480 和 GB/T 8539。 d) 润滑 本计算方法在符合下列条件时有效： 在齿轮的整个运转期间采用喷油润滑， 并使用齿轮的设计者和 制造者同意的润滑油。且喷油润滑的油温和喷油流量应确保温度不超过计算目的所要求的温度（影响 ZL、ZV和 ZR） 。 1. 4 安全系数 安全系数值的选择应基于所用数据的可靠度和失效造成的后果。 考虑的重要因素如下： a) 材料疲劳极限是在失效概率为 1%时得到的； b) 在制造的全过程中所规定的质量与质量控制的有效性； c) 工作载荷和外部条件描述的精确度； d) 通常认为断齿比点蚀造成的危害更大， 若确属这种情况，那么，SF值的选取比 S

10、H值的选取更重 要。 建议最小安全系数选取应由用户和制造者协商一致。 1. 5 输入数据 a) 齿轮参数 a1、z1、z2、mn、d1、da1、da22)、b、x1、x2、n、（GB/T 1356，GB/T 1357） ；齿部相对 于轴承的位置。 b) 刀具基本齿条齿廓 hao、ao。 c) 设计和制造参数 材料、 材料硬度、热处理过程，材料的质量等级，齿轮的精度等级、轴承跨距 l， 齿轮的尺寸参数， 大、小轮的转动惯量，当采用修形时的齿向修形（鼓形、齿端修薄） 。 d) 功率参数 P或 T 或 Ft、n1、v1，原动机和工作机的情况。 必要的几何参数可根据有关标准计算。 2) 当齿顶倒棱或倒

11、圆时，用 dN2代替 da2，dN2为可用齿廓上限所在圆的直径。 JB/T 88302001 3 2 引用标准 下列标准中所包含的条文，通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。 本标准出版时， 所示版本 均为有效，所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨使用下列标准最新版本的可能性。 GB/T 13562001 通用机械和重型机械用圆柱齿轮 标准基本齿条齿廓 GB/T 13571988 渐开线圆柱齿轮 模数 GB/T 33741992 齿轮基本术语 GB/T 34801997 渐开线圆柱齿轮 承载能力计算方法 GB/T 85392000 齿轮材料及热处理质量检验的一般规定 GB/T 1009

12、52001 渐开线圆柱齿轮 精度 3 主要代号 本标准中的主要代号及其定义和单位见表 1。 表 1 主要代号 代 号 意 义 单 位 a 中心距 mm b 齿宽 mm bB 双斜齿轮的单边斜齿宽 mm c 单位齿宽啮合刚度的平均值（啮合刚度） N/（mmm） c 一对轮齿单位齿宽的最大刚度（单对齿刚度） N/（mmm） da1，da2 小轮、大轮的齿顶圆直径 mm db1，db2 小轮、大轮的基圆直径 mm df1，df2 小轮、大轮的齿根圆直径 mm di 小齿轮轴孔内径 mm dw1，dw2 小轮、大轮的节圆直径 mm d1，d2 小轮、大轮的分度圆直径 mm ff 齿廓形状偏差（如果使用

13、 GB/T 10095 的公差时，ff和齿廓总偏差 F的值可选择 使用） m fma 制造误差产生的螺旋线偏差 m fsh 弹性变形产生的螺旋线偏差 m fH 螺旋线斜率偏差（不包括螺旋线形状偏差） m h 齿高 mm ha 齿顶高 mm hao 刀具齿顶高 mm hF 载荷作用在齿顶时的弯曲力臂 mm l 轴承跨距 mm m* 单个齿轮转换到啮合线上的单位齿宽当量质量 kg/mm mn 法向模数 mm JB/T 88302001 4 表 1（续） 代 号 意 义 单 位 mred 齿轮副转换到啮合线上的单位齿宽诱导质量 kg/mm n1，n2 小轮、大轮的转速 r/min nE 临界转速 r

14、/min Pr 刀具的凸台量 mm q 精加工余量 mm qs 齿根圆角参数 sFn/2 F s 齿厚 mm spr 残余挖根量 mm sFn 危险截面的弦齿厚 mm sR 轮缘厚度 mm u 齿数比 u=z2/z11 v 节圆线速度（没有下标时，分度圆线速度约等于工作时的节圆线速度） m/s x1，x2 小轮、大轮的变位系数 x 跑合系数 y 齿向跑合量（等效于装配后啮合螺旋线误差） m zn 斜齿轮的当量齿数 z1，z2 小轮、大轮的齿数 CB 基本齿条系数 CR 轮坯结构系数 E 弹性模量，杨氏模量 N/mm2 Fm 分度圆上的平均切向力，Fm=FtKAKV N Ft 端面内分度圆周上的

15、名义切向力 N Fteq 分度圆上的当量切向力 N F 螺旋线总偏差 m Fx 初始啮合螺旋线误差（跑合前） m KV 动载系数 KA 使用系数 KF 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数 KF 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 KH 接触强度计算的齿间载荷分配系数 KH 接触强度计算的齿向载荷分布系数 K 不均载系数（考虑多分支传动时，载荷分配不均匀的系数） K1，K2 常数 N 临界转速比 JB/T 88302001 5 表 1（续） 代 号 意 义 单 位 NL 应力循环次数 M1，M2 确定 ZB，ZD的辅助值 P 传递功率 k W Ra 算术平均粗糙度 m Rz 平均峰谷粗糙度 m SF 弯

16、曲强度的计算安全系数 SF min 弯曲强度的最小安全系数 SH 接触强度的计算安全系数 SHmin 接触强度的最小安全系数 T1，T2 小轮转矩（名义），大轮转矩 Nm YF 载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数 YN 齿根弯曲强度计算的寿命系数 YRrelT 相对齿根表面状况系数 YS 应力集中系数 YX 弯曲强度计算的尺寸系数 Y 弯曲强度计算的螺旋角系数 YrelT 相对齿根圆角敏感系数 Y 弯曲强度计算的重合度系数 ZV 速度系数 ZB，ZD 小轮、大轮的单对齿啮合系数 ZE 弹性系数 2 mm/N ZH 节点区域系数 ZL 润滑剂系数 ZN 接触强度计算的寿命系数 ZR 接触强

17、度计算的粗糙度系数 ZW 齿面工作硬化系数 ZX 接触强度计算的尺寸系数 Z 接触强度计算的螺旋角系数 Z 接触强度计算的重合度系数 n 法向压力角 （） t 端面压力角 （） wt 端面节圆压力角 （） p 圆柱齿轮基本齿条的压力角 （） 螺旋角 （） JB/T 88302001 6 表 1（完） 代 号 意 义 单 位 b 基圆螺旋角 （） e 单对齿啮合区外界点半角 （） 端面重合度 n 当量直齿轮副的端面重合度 纵向重合度 总重合度（=+） ao 刀具齿顶圆角半径 mm fp 圆柱齿轮基本齿条的齿根过渡圆角半径 mm rel 相对曲率半径 mm C 节面相对曲率半径 mm F 危险截面

18、处齿根圆角半径 mm b 抗拉强度 N/mm2 F 计算齿根应力 N/mm2 Flim 试验齿轮的弯曲疲劳极限 N/mm2 FG 计算齿轮的弯曲极限应力 N/mm2 FP 许用弯曲应力 N/mm2 FO 计算齿根应力基本值 N/mm2 H 计算接触应力 N/mm2 Hlim 试验齿轮的接触疲劳极限 N/mm2 HG 计算齿轮的接触极限应力 N/mm2 HP 许用接触应力 N/mm2 HO 计算接触应力基本值 N/mm2 s 屈服强度 N/mm2 0.2 发生残余变形0.2%时的条件屈服强度 N/mm2 1，2 小轮、大轮的角速度 rad/s 4 载荷影响系数 影响系数 KV、 KH、KF均按

19、GB/T 3480 的一般方法（ISO 63361的 B 法） 确定， KH、KF 按 GB/T 3480 的典型结构的计算方法（ISO 63361的 C1法）确定。 影响系数 KV、KH、KF均取决于轮齿载荷等因素，用作用载荷（名义切向力乘以使用系数）作为 最初的计算值。这些系数相互影响，因此必须按下列顺序计算： JB/T 88302001 7 a) 用切向载荷 FtKA（当量载荷，对多分支传动用 FtKA K3）计算 KV； b) 用载荷 FtKA KV计算 KH或 KF。 4. 1 名义切向力、名义转矩、名义功率 名义切向力 Ft作用于端面内分度圆上，它由工作机的输入转矩确定，该转矩为正

20、常工作条件下的 最大值。当原动机的名义转矩与工作机的转矩一致时， 可采用原动机的名义转矩， 或者选取其它合适的 值。 v P dn P d T F 100010190982000 3 t = = （1） 式中： t F名义切向力，N； T名义转矩，Nm； d齿轮分度圆直径，mm； P名义功率，kW； n齿轮转速，r/min； v节圆线速度，m/s。 n PPdF T 95491000 2000 t = （2） 式中：齿轮角速度，rad/s。 954910001000 t TnT vF P= （3） 190982000 dnd v= （4） 549. 930 2000nn d v = （5） 4

21、. 2 当量切向力、当量转矩、当量功率 当传递的载荷非恒定时， 既要考虑尖峰载荷及其循环次数， 又要考虑中间载荷及其循环次数。 这类 载荷按工作循环次数划分， 并可用载荷图谱表示。 此时， 应按工作循环次数下的累积疲劳效应计算齿轮 的强度。变载荷下的齿轮强度计算方法见GB/T 34801997的附录B。 4. 3 最大切向力、最大转矩、最大功率 在变载荷下，最大切向力Ftmax（或对应的最大转矩Tmax，最大功率Pmax）的大小可由合适的安全 离合器来限定。 当相应于静应力极限的抗点蚀与抗折断的安全系数确定后（见第5章、 第6章） ，Fmax、 Tmax、Pmax应是已知的。 4. 4 使用系

22、数KA 为了补偿由于外部因素引起的齿轮载荷的增加，用使用系数KA来调节名义载荷Ft。这种附加载荷 主要取决于原动机和从动机的特性以及包括轴和联轴器在内的系统的质量和刚度。 3）在多分支齿轮传动系中（如行星传动、分流传动）中，总切向载荷不是完全平均分配在每对啮合齿轮上（取决 于设计节圆线速度和制造精度）。此时，要考虑在KA的后面插入不均载系数 K，以调节每对啮合齿轮上的平 均切向载荷。 JB/T 88302001 8 使用系数的大小建议由用户和制造商或设计者协商确定。 KA可通过精密测量和对传动系统的全面分析，或根据可靠的现场经验来确定（见4.2） 。 如果没有可靠的数据，即使在初步设计阶段，也

23、可采用附录C中推荐的KA值，这些KA值是在最 小安全系数为1.25时得出的。 4. 5 动载系数KV 动载系数是包含内部附加动载荷在内的轮齿上的总载荷与轮齿传递的切向载荷之比。 本标准的计算方法假定：齿轮副由一个基本单质量弹簧系统组成， 这个系统包括小齿轮和大齿轮的 综合质量和轮齿的啮合刚度。该方法还假定每个齿轮副象单级齿轮副一样， 即不考虑多级传动中其它各 级的相互影响。 这个假定仅适用于大齿轮和小齿轮的当量轴的扭转刚度 （在齿轮的基圆半径处测量）小 于啮合刚度时的情况。刚性轴的处理方法见4.5.2和附录B中B1。 由轴及其连结的质量的扭转振动所产生的力不包括在KV中，这些力应包括在其它外部

24、力中（如在 使用系数中考虑） 。 在多分支齿轮传动中，有多个固有频率，这些固有频率与单对齿轮啮合时齿轮副的固有频率相比， 或高或低。当这些齿轮在超临界区运转时，建议用测量或对整个系统作全面的动力学分析确定（参见 GB/T 34801997中6.2或ISO 63361中6.2中的A法） 。 计算KV时的单位载荷用Fteq/b或Ft KA/b。当Ft KA/b或Fteq/b小于100 N/mm时，用100 N/mm。 当Ft KA/b2 1v C 0.32 0.32 2v C 0.34 3 . 0 57.0 3v C 0.23 56. 1 096. 0 4v C 0.90 44. 1 05.057

25、. 0 5v C 0.47 0.47 6v C 0.47 74. 1 12.0 总 重 合 度 系数代号 1 2.5 7v C 0.75 875. 0)2(sin125. 0 + 1.0 4. 5. 3 主共振区（Ns10 m/s时， x F40 m limH 320 1 =x （37） b) 对渗碳淬火钢、表面硬化钢、渗氮钢和氮碳共渗钢 x 15. 0Fy = （38） 式中： x F=40 m。 85. 0 = x （39） c) 当大、小齿轮的材料不同时，大、小齿轮的 y和 x应分别计算，然后计算平均值 )( 5. 0 21 yyy+= （40） )(5. 0 21 xxx+= （41）

26、 4. 6. 2 齿向载荷分布系数KH的计算 4. 6. 2. 1 未经螺旋线修形的齿轮副 a) 直齿轮副和单斜齿轮副 6） bF fcx b l d b d b E c xK /2 ) 12 7 ()(12. 5)( 3 4000 1 m ma 2 1 2 1 H + += （42） b) 双斜齿轮副 6） ，7） Bm ma4 1 2 1 B H / ) 12 7 ()() 2 (2 . 3 3 4000 1 bF fcx B l d B d b E c xK+ += （43） 4. 6. 2. 2 经螺旋线修形的齿轮副 a) 直齿轮副和单斜齿轮副 6） 部分螺旋线修形 8）（仅补偿扭转变

27、形） bF fcx b l d b E c xK /2 ) 12 7 ()( 3 4000 1 m ma 4 1 H += （44） 完全螺旋线修形（补偿扭转变形和弯曲变形） bF fcx K /2 1 m ma H += （45） 当 H K1或 D Z1时， B Z是把节点处的接触应力折算到小轮单对齿啮合区内界点B处的接触应力 的系数； D Z则是把节点处的接触应力折算到大轮单对齿啮合区内界点D处的接触应力的系数。 a) 内齿轮 1 DB = ZZ b) 1 的斜齿轮 1 DB = ZZ c) 直齿轮 先计算参数M1和M2： JB/T 88302001 16 = 2 2 2b 2 2a 1

28、 2 1b 2 1a wt 1 2 )1(1 2 1 tan z d d z d d M （57） = 1 2 1b 2 1a 2 2 2b 2 2a wt 2 2 ) 1(1 2 1 tan z d d z d d M （58） 式中： 1a d（ a2 d） ， 1b d（ b2 d） ， 1 z（ 2 z）分别为小轮（大轮）的齿顶圆、基圆直径和齿数； wt 为端 面节圆啮合角； 为端面重合度，见5.5.1。 当M11时，取 1B MZ=；当M11 时，取0. 1 B =Z。 当M21时，取 2D MZ=；当M21时，取0 . 1 D =Z。 d) 1200 N/mm2时： 91. 0 Z

29、L =C （73） 5. 8. 2 速度系数 )12 V Z v C CZ 32 8 . 0 )0 . 1(2 ZV ZVV + += （74） 式中： 02. 0 ZLZV +=CC （75） 5. 8. 3 粗糙度系数 R Z ZR ) 3 ( 10z R C R Z= （76） 或 ZR 3/1 2z1z R )( 293. 1 C aRR Z + = （77） 上述两式中：Rz10相对峰谷平均粗糙度，m，见式（79） ； Rz1，Rz2小轮及大轮齿面微观不平度10点高度，m。 11）可选用 fZLZLL )1 (4ZCZ+= ， 2 50f )/802 . 1/(1+= ，常用黏度参数

30、见下表： ISO黏度等级 VG32* VG46 * VG68* VG100 VG150 VG220 VG320 名义黏度 40 50 mm2/s mm2/s 32 21 46 30 68 43 100 61 150 89 220 125 320 180 黏度参数 f 0.040 0.067 0.107 0.158 0.227 0.295 0.370 *仅用于高速齿轮。 12）可选择： PZVZVV )1 (2vCCZ+= ，速度参数 5 . 0 P )/328 .0/(1vv+= 。 JB/T 88302001 21 5. 8. 3. 1 粗糙度值 2 2zz1 z RR R + = （78）

31、 21,zz RR在几个齿面上测量 13） ，14） ，取其平均值。 3 red z10z 10 RR= （79） 21 21 red + = （80） 式中： red 节点处诱导曲率半径，mm； 21, 分别为小轮及大轮节点处的曲率半径，mm； wt1b1 tan5. 0d= （81） wt2b2 tan5 . 0d= （82） 对内齿轮， b d取负号。 5. 8. 3. 2 指数CZR a) 当850 N/mm2 Hlim 1200 N/mm2时： limHZR 0002. 032. 0=C （83） b) 当 Hlim 1200 N/mm2时： 08. 0 ZR =C （85） 5.

32、9 齿面工作硬化系数ZW 工作硬化系数ZW是考虑钢制大齿轮（结构钢、调质钢）与光整齿面（ z R6 m）的硬化小齿轮 相啮合，从而使大齿轮齿面承载能力得以提高的系数。 1700 130HB 2. 1 W =Z （86） 式中：HB齿轮副中较软齿轮齿面的布氏硬度；当HB470时，ZW=1.0。 5. 10 接触强度计算的尺寸系数ZX ZX是考虑因尺寸的增大使材料接触强度降低的尺寸效应系数。统计数据表明，尺寸大小影响到应 力梯度较小的次表层的缺陷（如果缺陷存在）与材料品质（影响锻造过程与金属结构的变化等） 。 对于调质齿轮及相对于轮齿尺寸和相对曲率半径有合适渗层深度的表面硬化齿轮，ZX=1，当渗层

33、 较浅时，ZX应选择较小的值。 13）平均粗糙度RZ1（小轮齿廓）和RZ2（大轮齿廓）由制造后的齿面状况确定。制造包括任何形式的跑合，如作 为制造工序的一部分而专门进行的跑合，如有可能也包括使用状态下的跑合。 14）若粗糙度以Ra值（=CLA值）（=AA值）给出时，则可近似地取Ra=CLA=AA= RZ/6。 JB/T 88302001 22 6 轮齿弯曲强度计算 6. 1 基本准则 齿根的最大弯曲应力不应超过材料的许用弯曲应力，这是齿轮轮齿弯曲强度计算的基础。 6. 1. 1 强度条件 计算齿根应力 F 应不大于许用齿根应力 FP ，即 F FP （87） 或者，弯曲强度的计算安全系数SF应

34、不小于弯曲强度的最小安全系数SF min，即 F S Fmin S （88） 上述两式中： F 齿轮的计算齿根应力，N/mm2，见6.1.2，大、小轮分别计算； FP 齿轮的许用齿根应力，N/mm2，见6.1.3，大、小轮分别计算； F S弯曲强度的计算安全系数，见6.1.4，大、小轮分别计算； Fmin S弯曲强度的最小安全系数，见1.4。 6. 1. 2 计算齿根应力 )15 F 计算齿根应力 F 由下式确定： FFVA0FF KKKK= （89） 式中： 0F 齿根应力的基本值，N/mm2，对于大、小齿轮应分别确定。 SF n t F0 YYY bm F = （90） 式中： n m法向

35、模数，mm； YF载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数，见6.2.1； YS载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数，见 6.3； Y螺旋角系数，见6.4； b齿根圆柱上的齿宽（对双斜齿轮 B 2bb =） ，mm，当大、小齿轮的齿宽不相等时，最多把 窄齿轮的齿宽加上不超过两倍模数的长度作为宽齿轮的计算齿宽。当有鼓形修整或齿端修 薄而使齿端不接触时，取大、小齿轮中的较小齿宽。 6. 1. 3 许用齿根应力 FP 根据GB/T 3480（或ISO 63365） ， Flim 是在循环次数 6 L 103=N时得出的，高速齿轮的循环次 数可能超过这个值。当 L N3106时，可按式（91）计算 FP ；当 6 L 103N时，在给出合适的条件 （材料、制造）和有使用经验时，仍可按式（91）计算 FP ，否则，由式（92）计算 FP 。 Fmin FG XRrelTrelTST Fmin limF FP S YYYY S = （91） 或 Fmin FG 02.0 L 10 FprefFP ) 10 (92. 0 SN = （92） 15）对于多分支传动轮系（行星轮系、分流传动轮系），总的切向载荷不是完全均匀地分布在各个啮合副上（取 决于设计、圆周速度和制造精度），需在式（89）中的KA后面插入不均载系数K，以调整每个啮合副上的 平均载荷。