附录C

（资料性附录）

使用系数K_A的推荐值

C.1使用系数的确定

使用系数最好通过具体应用场合的实际使用经验的分析来确定（见ISO/TR10495：1997），当无实践经验可用时，通过仔细的分析研究确定。

使用系数K_A用以修正F_t。K_A是考虑齿轮啮合外部因素引起的附加到名义载荷上的载荷的影响系数。当不可能全面的系统分析或用合适的累积损伤准则的测量值来确定当量切向载荷时（见5.2），可使用表C.1中的经验性指导值。

C.1使用系数的近似值

当缺乏使用经验或无详细的分析资料可用时，可使用表C.1中的值。使用表C.1时注意，在某些使用场合K_A的值会比表（C.1）中的值高得多，已使用过的值高达10。

表C.1中的值仅用于在非共振区运行的、载荷相对稳定的传动。如果运行中有非共振区运行的、载荷相对稳定的传动。如果运行中有非正常重载、电机的起动转矩大、间歇使用或严重的反复冲击负荷，应当核算其静强度和有限寿命下的承载能力（见ISO6336-1：1996、ISO-6336-2：1996、ISO6336-3：1996）。

例子：

a)透平机械和发电机

若系统中的电流矩路，转矩可高达名义转矩的6倍。这样的过载可通过安全联轴器保护。

b)电动机和压缩机

若泵的频率和扭转振动的固有频率相同，会产生相当大的交变应力。

c)厚板轧机和钢坯轧机

要考虑到入轧转矩可高达轧制转矩的6倍。

d)用同步电动机驱动

启动瞬时（大约10个波幅变化的时间），产生的交变转矩可高达名义转矩的5倍。但，这个危险的交变转矩通常可以通过合适的调节予以完全避免。

由于尖峰转矩的大小取决于质量弹性系统，力的作用时间和安全保护（安全联轴器、电器的非同步转换保护），这里给出的资料和数值通常不能使用。

因此，在重要的场合要认真进行分析。建议达成合适的协议。

在用户的订单中说明的使用系数应考虑作为最小要求值。

要考虑附加的转动惯量（如飞轮效应产生的转矩）。有时，制动转矩是最大载荷，半影响承载能力计算。

假定使用的材料应有合适的过载能力。当使用的材料的过载能力很小时，应对尖峰载荷进的强度进行校核。

当使用的联轴器有如下特性时——液力偶合器、弹性联轴器和特殊的减振联轴器——K_A在中等和严重冲击时的取值可以减小。

表C1使用系数K_A

原动机工作特性	工作机工作特性
	均匀平稳	轻微冲击	中等冲击	严重冲击
均匀平稳	1.00	1.25	1.50	1.75
轻微冲击	1.10	1.35	1.60	1.85
中等冲击	1.25	1.50	1.75	2.00
严重冲击	1.50	1.75	2.00	2.25或更大

表C2原动机工作特性

工作特性	原动机
均匀平稳	电动机（如直流电动机）、平稳运行的1）蒸汽轮机或燃汽轮机（起动力矩很小，起动不频繁）
轻微冲击	蒸汽轮机、燃汽轮机、液压马达或电动机（具有大的、频繁的起动转矩）2）
中等冲击	多缸内燃机
严重冲击	单缸内燃机
a可根据振动试验或类似设备确定。 b见GB/T 3480中寿命系数ZNT、YNT的图。考虑瞬间过载的影响，见C2中的例子。

表C3工业齿轮工作机的工作特性示例

工作特性	工作机
均匀平稳	载荷平稳的发电机，载荷平稳的带式或板式输送机，螺杆输送机，轻型升降机，包装机械，机床进给机械，通风机，轻型离心机，离心泵，用于轻质液体或均匀密度物料的搅拌机、混料机，剪切机，压力机，冲压机1）；立式传动装置和往复移动齿轮装置2）
轻微冲击	载荷非均匀平稳的带式或板式输送机，机床主传动装置，重型升降机，起重机回转齿轮装置，工业或矿山用风机，重型离心机，离心泵，粘性介质和非均匀密度物料的搅拌机、混料机，多缸活塞泵、给水泵，通用挤压机，压延机，回转窑，轧机连续的锌带、铅带轧机，线材和棒材轧机3）
中等冲击	橡胶挤压机，连续工作的橡胶和塑料混料机，轻型球磨机，木工机械（锯片和车床），钢坯轧机3），4）
严重冲击	挖掘机（斗轮驱动、斗链驱动、筛分驱动），挖土机，重型球磨机，橡胶压轧机，破碎机（石料、矿石），铸造机械，重型给水泵，钻机，压砖机，卸载机，落砂机，带材冷轧机3），5），压坯机，轧碎机。
a额定载荷为最大转矩。 b额定载荷为最大启动转矩。 c额定载荷为最大轧制转矩。 d转矩受限流器限制。 e带钢的频繁开裂会导致KA上升到2.0。

附录D

（资料性附录）

圆柱齿轮轮齿鼓形修形与齿端修缘量的指导值

D.1概述

良好设计的鼓形修形和齿端修缘对齿轮齿宽上载荷分布具有益的影响。设计的零件图应该基于对齿轮的变形与制造偏差的认真考虑。如果变形较大，应将螺旋修正叠加地鼓形与齿端修缘上，但首先应将螺旋线修形设计好。

D.2鼓形量C_β

从经验中得出以下非强制性的规则，达到可接受的载荷分布所必需的鼓形量（见图D.1）按如下确定。

在10μm≤C_β≤40μm，加上制造公差5～10μm的条件下，如果齿轮不修鼓形，b_cai/b值会大于1，C_β≈0.5F_βxcv.

为避免齿端过载，取鼓形量为：

C_β=0.5(f_sh+f_Hβ)……………………（D.1）

实际应用中当齿轮的结构刚度使得f_sh可以忽略，或当螺旋线修形使齿宽中部的变形得到补偿时，可按下列计算：

C_β=0.5f_Hβ……………………（D.2）

在10μm≤C_β≤25μm，加上大约5～10μm的条件下，对于高精度可靠度的高速齿轮来说，以上数值的60%～70%已经足够。见图D.1。

D.3齿端修缘量C_Ⅰ（Ⅱ）和宽度b_Ⅰ（Ⅱ）

D.3.1 C1法

本方法是基于对没有齿端修缘的齿轮副，当量啮合向误差的设定值与齿轮鼓形量的推荐值。

a)齿端修缘量（见图D.2）

对调质齿轮：C_Ⅰ（Ⅱ）≈F_βxcv加上制造公差5～10μm。

那么，用D.2中对F_βxcv的分析，C_Ⅰ（Ⅱ）应近似地为：

C_Ⅰ（Ⅱ）= f_sh+1.5f_Hβ………………（D.3）

对表面硬化与氮化齿轮：C_Ⅰ（Ⅱ）≈0.5F_βxcv加上制造公差5～10μm。

那么，用D.2中对F_βxcv的分析，C_Ⅰ（Ⅱ）应近似地为：

C_Ⅰ（Ⅱ）=0.5（ f_sh+1.5f_Hβ）+1.5f_H………………（D.4）

当齿轮结构刚度使得f_sh可以忽略不计，或当螺旋线修形补偿时，按式（D.2）计算。

对于高精度高可靠度的切线速度齿轮，C_Ⅰ（Ⅱ）取上述计算值的60%～70%。

b)齿端修缘的宽度

当载荷 近似恒定和线速度较高时；取b_Ⅰ（Ⅱ）和（0.1b）或（1.0m）两者中的较小者。

对于变载荷，线速度为低、中速时：

b_rel=(0.5～0.7)b……………………（D.5）

D.3.2 C2法

本方法基于假一沿齿宽的载荷均匀分布时的齿轮副的变形：

δ_bth=F_m/(bc_γ)……………………（D.6）

式中：

F_m=F_tK_AK_V

对于高精度高可靠度的高切线速度齿轮，用下列公式计算：

C_Ⅰ（Ⅱ）=（2～3）δ_bth……………………（D.7）

b_rel=(0.8～0.9)b……………………（D.8）

对于较差精度的类似齿轮：

C_Ⅰ（Ⅱ）=（3～4）δ_bth……………………（D.9）

b_rel=(0.7～0.8)b……………………（D.10）