5零件
5.1计算的依据
在设计齿轮传动装置的各零件时，要适当考虑运行中所有可能施加的载荷。这些载荷不仅包括通过齿轮传动作用在零件上的转矩载荷，还要考虑外载荷，即悬臂载荷、外加的推力载荷、动载荷（例如来自悬臂小齿轮）等。这些组件的设计，还要能承受可能超过运行载荷的任何装配作用力。在设计时，应考虑到运行载荷出现在最坏可能的荷组合，包括200%的瞬时尖峰起动载荷。
零件的计算应该在本指导性技术文件所规定的限定范围内。在用户要求或技术规范规定了不同的设计标准时，例如较高的轴承寿命，这要用协议来取得一致。
另一种根据试验数据或现场经验的零件计算方法是允许的。齿轮的制造商应指出并以文件形式表明所作的全部变动。
齿轮箱的功率还可包括许用悬臂载荷值，此值通常被指作用在从箱体或外壳零件的表面至一个轴径的距离处，由这些悬臂载荷所引起的相关零部件中的应力也必须在本指导性技术文件要求的范围内。
根据本指导性技术文件的目的，在确定零件的载荷能力时，其计算与4.5.1和规定的齿轮箱功率密切相关。
注：单独计算要求和齿轮箱功率及应用条件联系起来。
5.2箱体
齿轮箱的结构设计应将齿轮、轴与轴承的综合装配封闭起来，并保证必要的刚度，使齿轮能够正常的啮合。该箱体在规定的内部和外部载荷作用的条件下应保持齿轮齿向的一致性。
对于低速与中心距大于460mm的箱体，为达到使齿轮传动装置找平的目的，至少应有两个基准面加工成与安装面平行。
5.3齿轮
5.3.1计算准则
闭式齿轮传动装置的基本计算公式应依照GB/T19406-2003。每一齿轮的计算系数的计算方法有可能被修改，齿轮设计者必须指明使用GB/T19406-2003时的所有变动。
接触强度是两曲面或齿面间赫兹接触（压）应力来测一的。是与同样的轮齿载荷成正比。在轮齿表面与在齿根上引起的应力性质的不同反映在同样材料与载荷强度上，接触应力极限和弯曲应力极限有相应的区别。
“齿轮失效”术语是其主观上的概念，也是很多意见不一致的来源。一个观察者的“失效”可以是另一个观察者的“磨合”。较完整的叙述见GB/T3481。
5.3.1.1交变加载
对于每次循环都承受交变载荷的齿轮见GB/T8539。
5.3.1.2局部变形
本指导性技术文件不包括应力值大于循环次数为103或更小时的许用应力值的传动。因为在此范围内，不论是弯曲应力还是齿面压应力会超过轮齿的弹性极限。根据材料和施加的载荷不同，当单一应力循环的应力大于循环次数小于103时的极限应力时，会导致轮齿的塑性变形。
5.4轴承
5.4.1 轴承选择
轴可安装在任意尺寸、型式和承载能力的轴承中，轴承应能承受在最严酷的运行条件下引起的径向与轴向载荷。
5.4.2液体油膜轴承
设计液体油膜轴承时，轴承设计型面上的压力不应超过6N/mm2轴径的速度在非压力供油条件下不应超过8m/s，当制造商有经验或有试验数据时，可以使用较高的值。
5.4.3 滚柱与球轴承的选择
5.4.3.1选择依据
滚柱与滚珠轴承选用时，按照轴承制造商的度算，根据齿轮箱功率与齿轮传动选用系数等于1时，应有最小的L10a寿命是90%的外表相同的轴承在次表层发生的疲劳碎片达到一个预定尺寸以前必须达到或超过的运行时间。
在选择轴承时，应考虑下列参数：
——润滑；
——温度：
——载荷区；
——轴向一致性；
——轴承材料。
5.4.3.2其他问题
轴承制造商所用的寿命计算方法是建立在导致碎裂的次表层疲劳损伤上的。其他型式的轴承损伤的存在应包括而不是限于因润滑剂污染所产生的擦伤引起的表面碎裂、保持架的交效、塑性变形，由于极度的瞬时过载导致的剥落，以及由于瞬时失去油膜而引起的严重擦伤或胶合。
5.4.3.3可靠性
除90%以外的其他可靠性等级的轴承寿命是用下式计算的：
Lna=a1L10a………………………………（3）
式中：
Lna——在100-n=R%可靠性时调整后的计算寿命；
L10a——在90%基本可靠性时的计算寿命，包括系数a2与a3；
a1——可靠性的寿命调节系数，如ISO281中所述：
对于可靠性R≥90%
对于可靠性R＞90%
公式（4）与公式（5）是建立在维布尔分布基础上的，并适合于主导的轴承制造商的数据。
5.5轴系
5.5.1设计依据
轴的设计应足够承受得起内部载荷（齿轮啮合产生的）与外部载荷。轴的强度与刚性两者是很重要的。足够的轴强度将避免疲劳或塑性变形，而足够的刚性将保持齿轮与轴承的轴向对中性。
5.5.2轴的应力计算
轴的名义应力按以下公式计算。公式（6）与公式（7）可应用于薄壁轴的设计，这里比值dshi/dshe＜0.9是不允许的。
式中：σs——轴的计算扭转应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
T——轴的转矩，单位为牛米（N·m）；
dshe——轴的外径，单位为毫米（mm）；
dshi——轴的内径，单位为毫米（mm）；
σb——轴的计算弯曲应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
M——弯曲扭矩，单位为牛米（N·m）。
对实心轴，公式（6）与公式（7）简化为：
5.5.3许用应力
由弯曲与扭转产生的计算应力不应超过从公式（10）～公式（15）所确定的许用应力值，这些公式是DIN743的简化形式并受到以下的限制。
（1）公式（10）～公式（15）适用于以下范围的轴径：
在此范围以外的轴径，按下列条件选用：
25mm≤dshe≤150mm
在此范围以外的轴径，按下列条件选用：
如dshe≤25，取dshe=25mm；
如150≤dshe≤500，取dshe=150mm。
（2）公式（14）和公式（15）仅应用于：
dshe0.36×σB＞2600N/mm2。
（3）基于以下条件导出许用应力的计算公式：
a）利用轴的现代设计方法，应使用效应力集中系数保持在每一公式所列的量大值以下；
b)交变扭转应力（0到最大）和交变弯曲应力；
c)公式（11）与公式（13）仅应用于几乎没有应力集中效果的轴的断面
d)采用选用系数Ksf来考虑变载荷的影响；
e)对于应力循环次数不超过10000时，瞬时过载不超过200%Pmc；
f)材料的要求见5.4.3条中的规定。
对于调质材料：
若0.09×(σB)0.4＜βr≤0.113×(σB)0.4
σsa=[2.22-0.35×log(dshe)]×σB0.6…………………………（10）
若βr≤0.09×(σB)0.4
σsa=[2.61-0.35×log(dshe)]×σB0.6…………………………（11）
若0.10×σB0.6＜βσ≤0.175×σB0.6
σba=[1.88-0.30×log(dshe)]×σB0.63…………………………（12）
若βσ≤0.10×(σB)0.4
σba=[2.40-0.31×log(dshe)]×σB0。66…………………………（13）
对于渗碳与表面硬化材料：
若βσ≤0.113×(σB)0.4
σsa=[1.43-0.36×log(dshe)]×σB0.68…………………………（14）
若βσ≤0.175×(σB)0.4
σba=[6.02-1.58×log(dshe)]×σB0.57…………………………（15）
上述式中：
σB——材料的抗拉强度，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
σsa——许用扭转应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
σba——许用弯曲应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
βr——扭转缺口系数；
βσ——弯曲缺口系数。
在此范围以外的应用，须要求更详细的分析。
5.5.4材料的要求
对于调质材料，规定许用应力的基础是临界应力截面处的最小表面硬度。临界截面1/4半径处深度的最小硬度应该是此表面的最小硬度的75%。
对于表面硬化材料，规定许用应务的基础是在临界应力截面内，在表面下三倍有效硬化层深度的距离上的最小心部硬度。
对于调质与表面硬化材料两者来说，用GB/T8539-2000中附录C中的转换表格可将硬度转化为抗拉强度。
轴的材料应符合GB/T8539-2000的ML等级的要求。硬度高于241BHN（255HV）的材料应经磁粉检测，在临界应力表面不允许有长于1mm的显示。
在临界应力表面，磨削过的表面不应发生磨削回火。
给定半径上的硬度可以通过在同样合金，有代表性的试验棒试样的相同半径上的硬度测量来确定。该合金是与产品轴一起经过热处理的，在热处理时试样应与轴具有相同的直径，见GB/T8539-2000的6.3条。
合理的合金等级的选择应根据临界截面上预定的淬火速率，临界截面大小以及Jomin淬透来决定。详见GB/T8539-2000附录B。
当被制造商的经验证实时，可用统计的或其他可检验的过程控制方法替代详细的质量要求。详见GB/T8539-2000的第0章和第4章及5.1和6.1。
5.5.5变形
为保证轮齿以及轴承的良好接触，不管应力水平如何，必须分析轴的变形。
5.6键
5.6.1应用范围
本计算方法可以下范围内应用于键的连接（见图1）：
bk/dsh≤0.36
(hk-tk)/tk≤0.81
(hk-tk)/bk≤0.45
键数，i≤2
此外，还必须满足下列要求：
a)ltr≤1.3dsh(更长长度对配合强度的提高不会有明显效果)
b)不改变转矩的方向。
假如a)和b)不满足时，应用一种更精确的方法，例如DIN6892：1995，方法B。
5.6.2许用转矩
许用转矩Ta取由公式（16）或公式（17）计算得到的转矩中较小值。
式中：
σsc0.9Remin………………………………（18）
ιps=0.379Re………………………………（19）
Tc——基于许用压应力的许用转矩，单位为牛米（N·m）；
Ts——基于键和许用剪切应力的许用转矩，单位为牛米（N·m）；
σsc——许用压应力，单位赤牛每平方毫米（N/mm2）；
ιps——键内的许用剪切应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
dsh——轴径，单位为毫米（mm）；
Tn——被子驱动机械的名义转矩，单位为牛米（N·m）；
Ta——基于Tc与Ts中较小者的许用转矩，单位为牛米（N·m）；
Re——键材料的抗拉强度，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
bk——键宽，单位为毫米（mm）；
hk——键高，单位为毫米（mm）；
tk——轴的键槽深度，单位为毫米（mm）；
ltr——键的支承长度，单位为毫米（mm）；
i——键数；
φ——载荷的分配系数。
对于1个键时，φ-1；对于2个键时，φ=0.75。
5.6.3最大转矩
瞬时尖峰转矩超过用公式（16）或公式（17）计算得到的许用值时，在一限定的循环次数内运行可以允许。其最大转矩值Tmax由下式确定：
Tmax=（fLTa）+0.8TR…………………………（20）
式中：
Tmax——最大转矩，单位为牛米（N·m）；
fL——载荷尖峰频率系数（见表2）；
TR——由于过盈配合引起的传递转矩，单位为牛米（N·m）。
如果采用过盈配合，除非实际值已知外，按照公差范围所许可的最少过盈配合来计算TR。
式中：
AR——配合的载荷，单位为牛（N）。
表2载荷尖峰频率系数
|
转矩尖峰循环次数 |
载荷尖峰频率系数 |
|
韧性材料 |
脆性材料 |
|
≤103 |
1.50 |
1.30 |
|
＞103～104 |
1.40 |
1.15 |
|
＞104～105 |
1.25 |
1.00 |
|
＞105～106 |
1.15 |
1.00 |
|
＞106 |
1.00 |
1.00 |
AR=πPHdsheLμ………………………………（22）
式中：
PH——轴与毂公共配合面上的压应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
L——轮毂的长度，单位为毫米（mm）；
μ——磨擦因数。
式中：
I——实际或最小可能的过盈配合，单位为毫米（mm）；
ρs——轴材料的泊松比；
ρH——毂材料的泊松比；
Es——轴材料的弹性模数，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
EH——毂材料的弹性模数，单位为牛每平方毫米（N/mm2）。
式中：
dbe——轮毂的外径，单位为毫米（mm）；
dhi——轮毂的内径，单位为毫米（mm）。
5.7螺纹紧固件
5.7.1设计依据
螺纹紧固件的用途是将两个或更多的连接件紧固在一起。紧固件应有足够的抗拉强度和数量，以承受最大的内部与外部设计载荷和避免因紧固件的拉伸导致用夹紧力紧固的各连接件之间的位移。紧固件也可能经受剪切载荷，这种情误解要求作进一步分析，但不在本指导性技术文件范围以内。以下计算紧固件应力的简化方法是根据VDI2230-1的标准。
5.7.2紧固件的预紧载荷
预紧载荷 是为保持夹紧力耐施加工于紧固件的最初的载荷。应用于闭式齿轮传动装置的紧固件，推荐的预紧载荷的拉应力σM为紧固件0.2%残余量的屈服强度σρ0.2的70%（见表3）。
σM=0.7σρ0.2…………………………（26）
表3紧固件预紧载荷的拉应力
|
ISO特性等级a |
紧固件的最大名义直径
dmax/mm |
0.2%残余量的屈服强度a
σρ0.2/( N/mm2) |
预紧载荷拉应力
σm/( N/mm2) |
|
8.8 |
29 |
640 |
448 |
|
9.8 |
16 |
720 |
504 |
|
10.9 |
39 |
940 |
658 |
|
12.9 |
39 |
1100 |
770 |
|
a按照ISO898-1的特性等级。 |
70%的数值是用于因扭矩磨擦因数的变化、为获得紧固后的装配精度，以及允许紧固件的重复使用，而提供的一种防止过应力保证的适当的安全系数的数值。
拉力预载荷施加在紧固件的拉伸区，并可由下式计算：
FM=AsσM………………………………（27）
As=0.785(Df-0.938Pf)2…………………………（28）
式中：
As——紧固件的应力横截面，单位为平方毫米（mm2）；
Df——紧固件的名义直径，单位为毫米（mm）；
Pf——紧固件的螺纹节距，单位为毫米（mm）。
一般用对紧固件施加扭矩来获得紧固件的预紧载荷、或用其他的方法，例如液压拉伸与加热的方式。使紧固件产生预紧载荷的紧固扭矩。可由式计算：
MA=KtcFMDf…………………………（29）
式中：
MA——上紧扭矩，单位为牛米（N·m）；
Ktc——扭矩系数，一般取总的磨擦因数为0.12，Ktc=0.16×10-3；
FM——拉力预紧载荷，单位为牛（N）。
5.7.3紧固件的许用应力
许用拉抻应力σfa:
σfa=0.35σMKJ……………………（30）
式中：
σM——预紧载荷的拉伸应力；
KJ——连接的刚度系数，见表4。
表4连接的刚度系数
|
连接的刚度系数 |
连接的材料 |
|
钢 |
铸铁 |
|
KJ |
1.14 |
1.26 |
许用拉伸应力是基于以下条件（在此范围以外的应用场合要求详细的分析）：
（1）金属对金属连接；
（2）拉伸预紧载荷为0.7(σρ0.2)，见表3；
（3）基于在连接的开口外40%的紧固件应力，在200%条件下规定的安全系数为1.25；
（4）lg≥4Df（见图2）。
5.7.4紧固件的拉伸应力
所施加的位伸载荷应建立在齿轮传动装置机械功率产生的力的基础之上。考虑到在可能的最坏方向上起作用的这些力应包括所有内部与外部施加的载荷，即是臂载荷、止推载荷等，但不应包括拉抻预紧载荷。施加的拉伸载荷是考虑在紧固件的拉抻区起作用的。紧固件的拉伸应力可由下式计算：
式中：
σf——计算的拉伸应力，单位为牛每平方毫米（N/mm2）；
FA——施加的拉伸载荷，单位为牛（N）。
5.7.5紧固件的锁紧装置
大多数工业应用场合，箱体与箱盖上的紧固件不要求锁紧装置。安装在轴上的紧固件出于安全原因应该锁紧。曲型的锁紧方法包括：
（1）锁紧垫圈（各种型式的）；
（2）在螺纹咬合区的嵌入件；
（3）自锁型式；
（4）锁紧组件；
（5）锁紧突形薄片；
（6）锁紧金属丝。
5.8其他零件
关于其他应该考虑的零件可见附件B。
