7載荷及一般影響系數
7.1名義切向力Fmt
錐齒輪的名義切向力Fmt作用于齒寬中點端面分度圓上，由其所傳遞的名義功率P確定。
名義切向力Fmt按式（1）計算：
Fmt=2000·T/dm(N)…………………………（1）
式中：dm——齒寬中點分度圓直徑，mm；
T——名義轉矩，N·m；
其中：
T=9549P/n(N·m)………………………………（2）
式中：P——名義功率，kW；
n——轉速，r/min。
通常，名義轉矩（或名義功率）是指工作機的額定轉矩（或額定功率）。如果原動機的額定轉矩（或額定功率）與從動的工作機相匹配的話，亦可作為確定名義轉矩（或名義功率）的根據。
7.2使用系數KA
使用系數KA是考慮由于齒輪嚙合外部因素引起的動力過載影響的系數。這種過載取決于原動機與工作機的工作特性、質量比、聯(lián)軸器類型以及運行特態(tài)。
使用系數KA應通過精密測量或對傳動系統(tǒng)進行全面分析來確定。當精確分析不能實現(xiàn)時，可參考表2查取。
表2使用系數KA
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原動機工作特性 |
工作機工作特性 |
|
均勻平穩(wěn) |
輕微振動 |
中等振動 |
強烈振動 |
|
均勻平穩(wěn)
輕微振動
中等振動
強烈振動 |
1.00
1.10
1.25
1.50 |
1.25
1.35
1.50
1.75 |
1.50
1.60
1.75
2.0 |
1.75
1.85
2.0
2.25 |
注：①表中數值僅適用于在非共振速度區(qū)運轉的齒輪裝置。對于在重載運轉，起動力矩大，間歇運行以及有反復振動載荷等情況，就需要校核靜強度和有限壽命強度。
②對于增速傳動，根據經驗建議取上表值的1.1倍。
③當外部機械與齒輪裝置之間有撓性連接時，通常KA值可適當減小。
表2中原動機的工作特性可參考表3。工作機的工作特性可參考表4。
表3原動機工作特性示例
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工作特性 |
原機動 |
|
均勻平穩(wěn)
輕微振動
中等振動
強烈振動 |
電動機（例如直流電動機）、均勻運轉的蒸汽輪機、燃汽輪機（小的，啟動力矩很�。�
蒸汽輪機、燃汽輪機、液壓裝置、電動機（經常啟動、啟動扭矩較大）
多缸內燃機
單缸內燃機 |
表4工作機工作特性示例
|
工作特性 |
工作機 |
|
均勻平穩(wěn) |
發(fā)電機、均勻傳送的帶式運輸機或板式運輸機、螺旋輸送機、輕型升降機、包裝機、機床
進刀傳動裝置、通風機、輕型離心機、離心泵、輕質液體拌和機或均勻密度材料拌和機、剪
切機、沖壓機1）、回轉齒輪傳動裝置、往復移動齒輪裝置2） |
|
輕微振動 |
不均勻傳動（例如包裝件）的帶式運輸機或板式運輸機、機床的主驅動裝置、重型升降機、起
重機中回轉齒輪裝置、工業(yè)與礦用風機、重型離心機、離心泵、稠粘液體或變密度材料的拌和
機、多缸活塞泵、給水泵、擠壓機（普通型）、壓延機、轉爐、軋機3）（連續(xù)鋅條、鋁條以及
線材和棒料軋機） |
|
|
橡膠擠壓機、橡膠和塑料作間斷工作的拌和機、球磨機（輕型）、木工機械（鋸片、木車床）、
鋼坯初軋機3）、4）、提升裝置、單缸活塞泵 |
|
|
挖掘機（鏟斗傳動裝置、多斗傳動裝置、篩分傳動裝置、動力鏟）、球墨機（重型）、橡膠揉合
機、破碎機（石料、礦石）、重型給水泵、旋轉式鉆探裝置、壓磚機、剝皮滾筒、落砂機、帶
材冷軋機3）、5）、壓坯機、輪輾機 |
注；1）額定轉矩=最大切削、壓制、沖擊轉矩。
2）額定轉矩=最大啟動轉矩。
3）額定轉矩=長時工作的最大軋制轉矩。
4）用電流控制力矩限制器。
5）由于軋制帶材經常斷裂，可提高KA至2.0。
7.3動載系數KA
動載系數KV是考慮大、小齒輪嚙合振動而產生的內部附加動載荷影響的系數。
動載系數KV定義為齒輪副嚙合中最大作用力與純由外加載荷所產生的相應作用力的比值。影響動載系數的因素有：
a.齒輪精度（周節(jié)極限偏差）；
b.大、小齒輪的回轉質量（轉動慣量）；
c.輪齒剛度；
d.考慮使用系數KA后的切向力；
e.齒面接觸狀誤解；
f.軸及軸承的剛度；
g.潤滑情誤解；
h.系統(tǒng)阻尼特性。
如能通過實測或對所有影響因素作全面的動力學分析來確定包括內部動載荷在內的最大切向載荷時，可取KV=1。
上述方法不能實現(xiàn)時，可按本標準所提供的方法來確定動載系數KV.
由于錐齒輪齒面是非漸開線齒廓，齒形誤差難以測定；在確定動載系數KV時，僅以周節(jié)極限偏差fpt反映齒輪精度對KV的影響。
本標準所提供的方法將嚙合中阻尼取為一名義平均值，同時，忽略了軸承和聯(lián)軸器等阻尼因素，并且略去了軸承和箱體變形的影響。故所求得的KV值（除在共振區(qū)外），通常比實際的略大一些。
7.3.1臨界轉速比N
按本標準所提供的方法確定動載系數KV時，應首先確定臨界轉速比N。
臨界轉速比N定義為小輪轉速n1與臨界轉速nE1的比值，即：
N=n1/ nE1…………………………（3）
臨界轉速nE1由公式（4）計算，或由圖1查�。�
式中：z1——小齒輪齒數；
cr——嚙合剛度，N/（mm·μm），見7.6條；
mred——誘導質量，kg/mm；按下式計算：
式中：m1、m2——小輪、大輪轉化到嚙合線上的單位齒寬當量質量，kg/mm。
在設計階級，精確確定小、大錐齒輪的當量質量m1及m2是困難的。對常見的錐齒輪結構�？山频匾詣恿Ξ斄繄A柱齒輪（見圖2）質量來代替。于是，m1和m2可按公式（6）、（7）計算。
式中；ρ——材料密度，kg/mm3；
αn——齒形角，（°）；
u——齒數比。
對于αn=20°的鋼制齒輪，材料密度ρ=7.86×10-6kg/mm3，則：
以臨界轉速比N可將整個轉速劃分為四個區(qū)段：
a.亞臨界區(qū)：N≤0.85；
b.主共振區(qū):0.85＜N＜1.15；
c.過渡區(qū)：1.15＜N＜1.5；
d.超臨界區(qū)：N≥1.5。
7.3.2動載系數KV的計算公式
動載系數KV的計算公式見表5。
在表5各式中：
c′——單對齒剛度，N/（mm·μm），見7.6條；
fpt——周節(jié)極限偏差，μm，通常按大輪查�。�
yα——跑合量，μm，見7.3.3條；
KA·Fmt/beH——單位齒寬載荷，限用條件為：KA·Fmt/beH≥100N/mm；
CV1～CV7——系數，按表6確定。其中CV12=CV1+CV2,CV56=CV5+CV6。
表5動載系數KV的計算公式
7.3.3跑合量yα
跑合量yα定義為通過跑合使運轉之初的嚙合齒距誤差減小的量。如無實測數據時，可由表7各式計算或由圖3、圖4查取。
表7跑合量yα
當小輪與大輪材料不同時，用小、大齒輪材料分別確定的yα1、yα2來計算yα:
7.4齒向載荷分布系數KHβ、KFβ
齒向載荷分布系數是考慮齒向載荷分布不均勻對接觸應力（以KHβ計）和齒根應力（以KFβ計）產生影響的系數。
若不能對齒向載荷分布系數的影響因素，如嚙合齒距誤差、跑合量、輪齒剛度和軸系變形等作出精確估計時，可按本標準所提供的計算方法確定KHβ和KFβ。
7.4.1接觸強度計算的齒向載荷分布系數KHβ
KHβ可按下式計算：
KHβ=1.5KHβbe…………………………（29）
上式中的常數1.5，是鼓形齒嚙合（點接觸）時局部齒面接觸壓強相對于非鼓形齒增大的倍數。
考慮齒面接觸區(qū)長短對齒面應力的影響，在設計中通常取有效齒寬beH等于0.85b(b為兩輪中較小齒寬)。對具有不同的偏移敏感性的齒傳輸線，也可以取較大或較小的齒面接觸區(qū)長度作為有效齒寬時行計算（如取beH=0.6b）。例如，對某些已生產的錐齒輪進行驗算時，經檢測滿載時齒面接觸區(qū)不在齒寬中點而是偏向輪齒的一端；這時，應取beH等于接觸區(qū)的實際長度。而且，應以實際接觸區(qū)中點處的當量圓柱齒輪和切向力進行驗算。
式（29）中軸承系數KHβbe定義為考慮軸承布局和軸變形對齒向載荷分布產生影響的系數，按表8選取。
表8軸承系數KHβbe
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應用 |
小輪和大輪的支承 |
|
兩者都是兩端支承 |
一個兩端支承一個懸臂 |
兩者都是懸臂 |
|
飛機
車輛
工業(yè)用，船舶用 |
1.00
1.00
1.10 |
1.10
1.10
1.25 |
1.25
1.25
1.50 |
注：在動轉條件下有最佳接觸印痕時方可取用表值。
對于非鼓形直齒錐齒輪，應將由式（29）求得的KHβ值適用增大。
7.4.2彎曲強度計算的齒向載荷分布系數KFβ
KFβ按下式計算：
KFβ= KHβ=1.5 KHβbe…………………………（30）
此時，有效齒寬為：
beF=beH
7.5齒間載荷分配系數KHα、KFα
齒間載荷分配系數是考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻對接觸應力（以KHα計）和彎曲應力（以KFα計）產生影響的系數。
影響齒間載荷分配系數的因素有：
a.輪齒嚙合剛度；
b.齒輪精度；
c.考慮KA、KV和KHβ后的切向力；
d.輪齒修形及齒廓跑合狀誤解；
e.輪齒尺寸與嚙合參數（齒寬、重合度等）。
應優(yōu)選采用精密實測或對所有影響因素作全面精確分析來確定齒間載荷分配系數。一般情誤解下，本標準所提供的方法對KHα（KFα）的確定已經具有足夠的精確度。
7.5.1齒間載荷分配系數KHα（KFα）的確定
上述兩式中：
εvγ——總重合度，見附錄A；
cr——嚙俁剛度，N/（mm·μm），見7.6條；
fpt——周節(jié)極限偏差，μm；取兩輪中較大值，對跑合后的齒輪應按設計精度提高一級確定；
yα——跑合量，μm，見7.3.3條；
KA·KV·KHβ·Fmt/beH——單位齒寬切向力，限用條件為：KA·Fmt/beH≥100N/mm。
7.3.2KHα、KFα的極限值
按式（31）及式（32）計算時：
上述式中：
Zε——接觸強度計算的重合度系數，見8.5條；
Yε——彎曲強度計算的重合度系數，見9.5條。
對于斜齒和弧齒錐齒輪，如計算KHα過大時，應調整設計參數及精度，使KHα及KFα不大于其當量圓柱齒輪法截面上的端面重合度εvαn。
7.6輪齒剛性系數c′、cr
輪齒剛性系數（或剛度）定義為使一對或幾對同時嚙合的輪齒在1mm齒寬上產生1μm撓度所需的載荷。
單對齒剛度c′為單齒嚙合狀態(tài)下一對輪齒的剛度。
嚙合鋼度cr為端截面內輪齒總剛度的平均值。
由于錐齒輪的幾何及嚙合特性，在無法實測或精確計算輪齒剛度時，對于齒圈及輪輻剛性較大的錐齒輪的c′及cr可取下值：
c′=14N/（mm·μm）
cr=20 N/（mm·μm）
