3概述

3.1可靠性与安全系数

不同的使用场合对齿轮有不同的可靠度要求。齿轮工作的可靠性要求是根据其重要程度、工作要求和维修易等方面的因素综合考虑决定的。一般可分为下述几类情况：

a) 低可靠度要求   齿轮设计寿命不长，对可靠度要求不高的易于更换的不重要齿轮，或齿轮设计寿命虽不短，但对可靠性要求不高。这类齿轮可靠度可取为90%。

b) 一般可靠度要求   通用齿轮和多数的工业应用齿轮，其设计寿命和可靠性均有一定要求。这类齿轮工作可靠度一般不大于99%。

c) 较高可靠度要求   要求长期连续运转和较长的维修间隔，或设计寿命虽不很长时间但可靠性要求较高的高参数齿轮，一旦失效可能造成较严重的经济损失或安全事故，其可靠要求甚至高达99.9%。

d) 高可靠度要求   特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮，其可靠度要求甚至高达99.99%以上。

目前，可靠性理论虽已开始用于一些机械设计，且已表明只用强度安全系数并不能完全反映可靠性水平，但是在齿轮设计中将各参数作为随机变量处理尚缺乏足够数据。所以，本标准仍将设计参数作为确定值处理，仍然用强度安全系数或许用应力作为判据，而通过选取适当的安全系数来近似控制传动装置的工作可靠度要求。考虑到计算结果和实际情况有一定偏差，为保证所要求的可靠性，必须使计算允许的承载能力有必要的安全裕量。显然，所取的原始数据越准确，计算方法越精确，计算结果与实际情况偏差就越小，所需的安全裕量就可以越小，经济性和可靠性就更加统一。

具体选择安全系数时，需注意以下几点：

a) 本标准所推荐的齿轮材料疲劳极限（见8.1）是在失效概率为1%时得到的。可靠度要求高时，安全系数应取大些；反之，则可取小些。

b) 一般情况下弯曲安全系数应大于接触安全系数，同时断齿比点蚀的后果更为严重，也要求弯曲强度的安全裕量应大于接触强度安全裕量。

c) 不同的设计方法推荐的最小安全系数不尽相同，设计者应根据实际使用经验或适合的数据选定。无可用数据时，可参考附录A（标准的附录）选取。

d) 对特定工作条件下可靠度要求较高的齿轮安全系数取值，设计者应作详细分析，并且通常应由设计制造部门与用户商定。

3.2主要代号

本标准的主要代号及其意义和单位见表1。

表1  主要代号

代   号	意                义	单    位
a a′	中心距，标准齿轮及高度变位齿轮的中心距 角度变位齿轮的中心距	mm mm
b bcal	齿宽 计算齿宽	mm mm
C Ca Cay cγ c′	节点：系数 齿顶修缘量 由跑合产生的齿顶修缘量 轮齿单位齿宽总刚度平均值（啮合刚度） 一对轮齿的单位齿宽的最大刚度（单对齿刚度）	μm μm N/(mm·μm) N/(mm·μm)
d d1,d2 da1,da2 db1,db2 df1,df2	直径 小轮、大轮的分度圆直径 小轮、大轮的齿顶圆直径 小轮、大轮的基圆直径 小轮、大轮的齿根直径	mm mm mm mm mm
E e	弹性模量（杨氏模量） 辅助量	N/mm2
Fbn Fbt Ft Fβ Fβx Fβy ff fpb	法面内基圆周上的名义切向力 端面内基圆周上的名义切向力 端面内分度圆周上的名义切向力 齿向公差 初始啮合齿向误差 跑合后的啮合齿向误差 齿形公差 基节极限偏差	N N N μm μm μm μm μm
G	切变模量	N/mm2
HB HRC HV1 HV10 h hFa hFe ha haP,hfP	布氏硬度 洛氏硬度 F=9.8N时的维氏硬度 F=98.1N时的维氏硬度 齿高 载荷作用于齿顶时的弯曲力臂 载荷作用于单对齿啮合区外界点时的弯曲力臂 齿顶高 刀具基本齿廓齿顶高和齿根高	mm mm mm mm mm
KA KFα KFβ KHα KHβ KV	使用系数 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数 接触强度计算的齿间载荷分配系数 接触强度计算的齿间载荷分配系数 动载系数
L	长度	mm
M m mn mred mt	弯矩 模数；当量品质 法向模数 诱导品质 端面模数	N·m mm； kg/mm mm kg/mm mm
K NL n1,n2 nE1	临界转速比；指数 应力循环次数 小轮、大轮的转速 小轮的临界转速	r/min r/min
P Pbn Pbt	功率 法向基节 端面基节	kW mm mm
q   qs	辅助系数 单位齿宽柔度 齿根圆角参数	μm·mm/N
Ra Rz r	轮廓表面算术平均偏差 表面微观不平度10点高度 半径，分度圆半径	μm μm mm
SF SF min SH SH min s sFn	弯曲强度的计算安全系数 弯曲强度的最小安全系数 接触强度的计算安全系数 接触强度的最小安全系数 齿厚；尺寸 危险截面上的齿厚	mm mm
T1,T2	小轮、大轮的名义转矩	N·m
u	齿数比u=z2/z1>1
v wm wmax x1,x2	线速度，分度圆圆周速度 单位齿宽平均载荷 单位齿宽最大载荷 小轮、大轮的法向变位系数	m/s N/mm N/mm
YF YFa YNT YR rel T YS YSa YST YX Yβ Yδ rel T Yε yα yβ	载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数 载荷作用于齿顶时齿表系数 弯曲强度计算的寿命系数 相对齿根表面状况系数 载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数 载荷作用于齿顶时的应力修正系数 试验齿轮的应力修正系数 弯曲强度计算的尺寸系数 弯曲强度计算的螺旋角系数 相对齿根圆角敏感系数 弯曲强度计算的重合度系数 齿廓跑合量 齿向跑合量	μm μm
ZB,ZD ZE ZR ZL ZNT ZR ZV ZW ZX Zβ Zε z1,z2 zn	小轮，大轮单对齿啮合系数 弹性系数 节点区域系数 润滑剂系数 接触强度计算的寿命系数 粗糙度系数 速度系数 齿面工作硬化系数 接触强度计算的尺寸系数 接触强度计算的螺旋角系数 接触强度计算的重合度系数 小轮、大轮的齿数 斜齿轮的当量齿数
αFan αFat αFen αFet αan αat αen αet αn αt αt′	齿顶法向载荷作用角 齿顶端面载荷作用角 单对齿啮合区外界点处法向载荷作用角 单对齿啮合区外界点处端面载荷作用角 齿顶法向压力角 齿顶端面压力角 单对齿啮合外界点处的法向压力角 单对齿啮合外界点处的端面压力角 法向分度圆压力角 端面分度圆压力角 端面分度圆啮合角	°,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad °,rad
β βb βe	分度圆螺旋角 基圆螺旋角 单对齿啮合区外界点处螺旋角	°,rad °,rad °,rad
γ	辅助角	°,rad
εα εβ εγ	端面重合度 纵向重合度 总重合度
1,2	小轮、大轮的转动惯量	kg·mm2
υ	润滑油运动粘度 泊桑比	mm2/s(eSt)
ρ ρfP ρF	密度 基本齿条齿根过渡圆角半径 危险截面处齿根圆角半径	kg/mm2 mm mm
σb σF σFo σFP σF lim σH σHo σHP σH lim	抗拉伸强度 计算齿根应力 计算齿根应力基本值 许用齿根应力 试验齿轮的弯曲疲劳极限 计算接触应力 计算接触应力基本负 许用接触应力 试验齿轮的接触疲劳极限	N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2 N/mm2

3.3系数的分类和计算顺序

本标准中涉及的影响系数就其对象来说有修正载荷、修正计算应力和修正许用应力三大部分。这些系数可分为两类：

a)由几何关系或常规方法确定的系数，如修正计算应力的系数。这些系数按标准提供的公式计算确定。

b)受多种因素影响但被独立处理的系数。这些因素虽然在一定程度上是相关的，但目前尚难作精确的定量计算。例如，修正载荷的系数K_A,K_V,K_Hβ(K_Fβ),K_Hα,(K_Fα)以及修正许用应力的诸系数。

对于修正载荷的诸系数，最理想的方法是通过精密实测或对传动系统作全面的力学分析得到，也可从大量的现场经验确定。这时，应对所采用方法的精确度和可靠性加以认证，并要明确其前提条件。

当由于技术或经济上的原因使上述方法难以实现时，可选取本标准提供的两种方法（即一般方法和简化方法）之一来确定K_V,K_Hβ(K_Fβ)和K_Hα,(K_Fα)。简化方法主要用于总体方案设计和非重要齿轮的核算。在对计算结果有争议时，以一般方法为准。对于要求计算精确度较高的齿轮，各系数应优先采用一般方法或更精确的其它方法计算。

各修正载荷的系数与其相应的端面内分度圆上切向力有关，需按以下顺序计算：

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)；

对于修正许用应力的诸系数，本标准对每个系数的诸影响因素均按独立变量处理；在取值上除个别某些系数（如三个润滑油膜影响系数Z_L,Z_V,Z_R）外，均只提供一个公式或经验数据。