GBT10062.1-2003

10062. 10300001 10062齿轮承载能力计算方法分为三部分:第1部分:概述和通用影响系数;第2部分:齿面接触疲劳(点蚀)强度计算;第3部分:齿根弯曲强度计算。本部分为 10062应于0300001(锥齿轮承载能力计算方法第1部分:概述和通用影响系数)(英文版)。本部分代替 10062部分等同采用0300001。为方便使用本部分作了下列编辑性修改:按照汉语习惯对一些编排格式进行修改;用小数点代替作为小数点的逗号，;删除了0300部分的附录录B、附录部分由中国机械工业联合会提出。本部分由全国齿轮标准化技术委员会归口。本部分起草单位:郑州机械研究所。本部分主要起草人:张元国、王琦、杨星原、陈爱闽、王长路。本部分所代替标准的历次版本发布情况为: 10062 10062. 10300001锥齿轮承载能力计算方法第1部分:概述和通用影响系数范围 10062中的计算公式为直齿、斜齿、零度齿和弧齿锥齿轮(除准双曲面齿轮外)的接触和弯曲强度的计算提供了一个统一的适用方法。适用于等高齿、收缩齿计算公式考虑了已知的影响轮齿点蚀与在齿根圆角处断裂的各主要系数。计算公式不适用于轮齿的下述损坏形式:塑性变形、微点蚀、表层压碎、焊合、磨损等。弯曲强度的计算公式适用于齿根圆角的断裂强度计算，但不适用于轮齿工作表面的弯曲强度计算，也不适用于轮缘或辐板、轮毅失效的强度计算。对于特种类型的锥齿轮的抗点蚀与弯曲强度承载能力可用恰当选择通用计算式中的各系数的数值来进行计算。 10062不适用于接触不良的锥齿轮。 10062适用于当量圆柱齿轮端面重合度。,. 10m.。时， 10062的计算结果应经过验证确定。2规范性引用文件下列文件中的条款通过 10062的本部分的引用而成为本部分的条款，凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本部分，然而，鼓励根据本部分达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本部分。 13563:1998) 282101:1998,B/T 3374 1122983) 3480336996) 8539336996)面接触疲劳(点蚀)强度计算(0300 2001, 10062. 3根弯曲强度计算(0300001,B/T 10095. 1齿同侧齿面偏差的定义和允许值(术语与定义 10062的本部分使用 1356和 3374中给出的名词术语和定义4代号与缩写词 10062的本部分的代号是基于 2821的代号基础之上的，同时也包括了 10095. 1 10062. 10300001给出的代号。 10062中的第1,2,3部分的代号与缩写词代号意义单位算有效齿宽效齿宽n】n】端齿宽的增加量大端有效齿宽的增加量们】端齿宽的增加量,m)四平均啮合刚度N/(户单对齿刚度(见 3480)N/(mmtm)对齿刚度N/(mmp.)点节圆直径了盯n】4当量圆柱齿轮在法截面上的分圆度直径e当量圆柱齿轮在法截面上的啮各线长度刀具的分度面测量)之间的距离 0300001表1(续)代号意义单位直干节面方向测量)的距离g,计算接触强度系数的中间变量接触椭圆内啮合线长度刀们飞具)齿槽中心线至刀具顶刃圆弧半径中心的距离(在中点法截面内测量)中点截面至压力中心的距离(沿齿长方向测量)n】大端齿顶高mn:基本齿条齿廓的齿顶高具齿顶高端齿根高基本齿条齿廓的齿根高刀、根应力的弯矩力臂(载荷作用于齿顶m:荷距危险截面的高度】飞位常数n.中点接触线的投影长度化到动态等效圆柱齿轮啮合线上每毫米齿宽的质量)kg/速r/(续)代号意义单位当量圆往齿轮端面基圆齿距点截面的齿根圆角半径4中点的法截面内节圆至载荷作用点的距离n】具凸台量点端面弧齿厚n)算截面的齿根弦长量圆柱齿轮齿数比从民分锥大端的切向速度m/s勺“相对于光滑抛光试验件的齿距误差的跑合量11111、啮合线上载荷作用点的位置B/T 10062. 10300001表1(续)代号意义单位A;载荷分配系数的辅助值动载系数的辅助系数顶修缘量胖平均条件下的轮齿刚度的修正系数 氏模量)N/,G,齿载荷系数曲强度计算的纵向曲率系数荷循环次数 0300001表1(续)代号意义单位0 触强度的安全系数性系数Y,应力集中与应力修正系数Y惯性系数齿轮几何系数(方法弯曲强度计算的载荷分担系数际齿轮的动态敏感系数 10062. 10300001表1(续)代号意义单位Z区域系数荷分担系数)庄)口、，当量圆往齿轮的法向压力角(一.)量圆柱齿轮的端面压力角C)口)荡中点螺旋角(。)尽)S,根锥角(。)6,齿根角(.)夸确定薄弱截面的设定角(。)弥载荷作用点处法向弧齿厚所对应圆心角的一半(。)mm 0300001表1(续)代号意义单位尸,圆柱齿轮基本齿条齿根圆角半径线切点的圆角半径m口印齿根应力基本值N/日接触应力N/mmox 02残余变形。的应力N/)0齿形和轮齿修正系数的辅助系数50时油的名义动态猫度轴交角(。)其他角标0,1,2刀具、小齿轮、大齿轮,2,2和),(2)插值尝试法与从，外) 10062主要用于计算从图纸或测量(重新计算)中获得必要数据的锥齿轮。在初步设计阶 0300001段，所获得的数据是有限的，对于某些系数可采用近似或经验的数值。此外，在某些应用场合或粗略计算中，某些系数可设定为“1”或某个常数。但此时应选用保守的安全系数(见5,2)。无论何种情况，如果A,B,优先选择实际尺寸、全负荷试验。如果样. 负荷试验齿轮传动设计实际尺寸、全负荷的试验是预测整个齿轮系统性能(齿轮承载能力)的最有效的方法。试验方法不需要用A,B,而，对于锥齿轮，习惯上用后用试验方法来改进，以达到最佳的轮齿接触、工作的平衡性以及可调节性。5. 1. 3 试验结果或现场数据的推论中获得满意的指导资料。包括在上述推论中的系数要用精确测试和传动系统的深人的数学分析或运行现场的经验等来评价。为使用知道齿轮载荷的全部数据，这些数据要清楚被描述并提供全部数学分析与试验的前提条件、边界条件、影响到结果的各种特征等。例如，这种方法的精确度要通过公认的齿轮测试来证实。对于这种方法，用户和供应者协商一致。试验结果与现场数据的推论中获得满意的指导资料。推荐本计算方法用于设计方案的比较。此外，对某些系数给出了近似的方法及其评价的相关假定。对于给定工作条件下的相关假定的有效性要予以检验。不能获得适当的试验结果或类似设计的现场经验，则要采用进一步简化的计算方法。上述简化计算方法对于特定的使用条件或某些特定的前提(例如，与验收试验相关的前提条件)许的齿轮失效概率应小心地权衡，以平衡可靠度与成本之间的关系。如果在实际载荷条件下用试验齿轮箱的方法能精确鉴别齿轮的性能，则可采用较低的安全系数。安全系数由计算强度除以工作应力来确定。除上述总的要求以及与表面接触疲劳强度(点蚀)和齿根弯曲强度( 10062. 2, 10062. 3)有关的特殊的要求以外，只有当仔细考虑了材料数据的可靠度、计算所用载荷值的可靠度后才能确定安全系数。在给定的失效概率条件下，用于计算的材料的疲劳极限才是有效的(8539材料的疲劳极限在失效概率为1%的情况下有效)。当安全系数增加时，则失效的危险降低，反之亦然。如果载荷或系统对振动的响应是估算的而不是测试所得的，则应采用较大的安全系数。在确定安全系数时，要考虑下述的变化:由于制造公差引起的齿轮几何参数变化;一一对中度的变化;由于化学成分、纯净度与微观结构的变化(材料质量与热处理)引起的材料变化;润滑与齿轮使用寿命期间维护的变化。安全系数取值的合理性取决于计算中的假定的可靠性(例如:计算的载荷假定)以及齿轮本身所要求的可靠性(可能发生的齿轮失效)。i 1. 3对弧齿锥齿轮) 5(对于直锥齿轮或汤镇5。的斜齿锥齿轮)。对于点蚀损坏与断齿的最小安全系数，供应者与用户应协商一致。有效的方法是实际尺寸、全负荷的试验然而，这个方法受到高成本的9 10062. 103000么可从上述经验与数据中通过推断分析获得满意结果。另一方面，当不能获得适用的测试数据与现场运行数据时，应保守地选取强度系数值。度等级应按 10095. 1齿距偏差确定。B/T 10062提供了曲线拟合方程，以便编程。注:拟合曲线的常数和系数明显地比经验数据高一些。1综述除影响接触强度和弯曲强度的各系数外，其他相关系统因素对整个传动性能也有重要影响。上述的影响在计算时必须考虑。度和齿面粗糙度相适应的润滑油(有合适的戮度和添加剂)，并有足够润滑油供给齿轮与轴承，而且保持合适的运行温度时， 10062计算公式所确定的承载能力才有效。5. 4. 3不对中误差许多齿轮传动系统需外部支承基础(例如机器的底座)以保证齿轮啮合的正确性。如果这些支承基础设计不良、存在初始的不对中误差，或由于弹性变形或热变形或其他影响因素，使这些支承基础在运行中变成不对中的状态，对整个齿轮传动系统的性能将产生不利的影响。向和轴向载荷造成的齿轮的支承箱体、轴与轴承的变形影响到轮齿啮合过程的接触。因变形是随载荷而变化的，要在不同载荷下都获得好的轮齿接触是很难的。一般来说，原动机与工作机械的外载荷所引起的变形会降低齿轮的承载能力。外力与内力引起的变形在确定轮齿实际接触时都应充分考虑。种材料和其他材料的疲劳极限应在锥齿轮试验基础之上来确定。材料疲劳极限(基于钢的冶金制造与热处理的不同状态来确定)从 8539中查取。为选取材料的疲劳极限，应规范材料的硬度、拉伸强度以及质量等级。注高质量等级的钢具有高的疲劳极限，果处理恰当，齿面表层将是压应力，因此提高了轮齿弯曲疲劳强度。喷丸、表面渗碳、感应硬化(如果处理得当)是造成轮齿表面压应力的通用方法。热处理后的不恰当的磨齿工艺可能降低残余压应力导致轮齿齿根圆角处的残余拉应力，从而降低了材料的疲劳极限。，由于轮齿制造误差产生了附加载荷，从而降低了齿轮的承载能力。一般来说，本分析计算方法提供了简化值，以便于应用。由于原动机与工作机械联结的质量的相对运动，并因此而引起的系统的动力响应产生了附加的轮齿载荷。使用系数K*仅考虑原动机与工作机械的运行特征。但应认识到齿轮传动副、齿轮箱体的误差和工作机械等诸多因素在接近系统的固有频率处诱发激振，共振能产生比正常载荷大几倍的载荷。因此，涉及到临界使用情况时，推荐进行整个系统的分析。这种分析包括原动机、工作机、联轴器、安装10 0300001条件、激振的根源等整个系统。必须计算自振频率、振型、制造过程中绝大多数锥齿轮的轮齿在齿高与齿长方向是鼓形的。这样造成了滚动检查时，在轻载荷下为局部接触斑点除另有规定外，在设计载荷下轮齿接触斑点应分布整个齿面，不能有集中于大小齿轮边缘的斑点。对于未按鼓形齿加工的并且接触斑点不良的锥齿轮，使用强度计算公式时需要对 10062的系数修正，这些锥齿轮没有包括在本标准内。齿腐蚀影响的定量分析超出了 10062的范围。 10062基本计算公式包括了由几何参数确定的系数或常规方法确定的系数，上述系数都要根据它们的计算式计算。 10062的计算公式也包括了反映制造偏差和齿轮箱工作周期的系数考虑到众多的影响，这些系数通称为影响系数。虽然这些系数按相互独立来处理，但在一定程度上是相互影响的(难作定量分析)。这些系数包括影响载荷的系数-Kp,影响许用应力的诸系数。还包括反映应力与寿命关系的系数。各影响系数可用不同的方法来确定。如果需要，系数代号可加下标A,B,如应用标准中有规定)，对重要的传动优先选用更精确的方法。当计算影响系数的方法不能简明识别时，建议使用补充下标。对于某些应用情况，必须采用不同的方法选择各系数(例如:确定动载系数、齿间载荷系数的不同的方法)。书写计算报告时，所采用的方法用扩展的下标注明。例如:义转矩、名义功率 10062中，把小齿轮转矩用于基本的应力计算公式中为确定轮齿的弯矩或齿面上的力，在分锥中点齿宽处计算切向力。F，=2 , (1)., d, 2 0001 000尸9 549尸(2)mm, v., T,21 00095连9(3)212 00019 098 (4)工作机械的名义转矩是决定性的。该工作转矩是在最苛刻或常规的条件下长期运转时的转矩例如:最大的恒定的轧制转矩，最大的起重转矩。如果原动机的名义转矩相当于工作机械的转矩，也可用原动机的转矩。必须仔细分析，其中要考虑外部动载系数与内部动载系数。要确定齿轮预期寿命内的各种载荷及其运行时间。按基于 3480)的方法，根据转矩图谱确定齿轮的当量寿命。11 10062. 1030000163使用系数不能获得由实际测试或综合的系统分析确定的载荷谱时，进行计算。该使用系数允许任何外部施加的动载荷超过名义工作转矩T,. 1影响外部动载荷的系数在确定使用系数时，应考虑到下述事实:许多原动机会产生瞬时尖峰转矩，该尖峰转矩比按额定功率和工作机械所确定的转矩要大许多。有许多可能的动态过载源应予以考虑:系统振动;临界速度;加速转矩;超速;系统运行中的突然变化;制动刹车;反向转矩(如车辆的减速制动的转矩)，它导致轮齿反向齿面受载。在齿轮传动工作范围内进行临界速度的分析是必要的。如果临界速度存在，为了消除共振或对系统提供阻尼以尽量降低齿轮和轴的振动，应对整个齿轮传动系统的设计进行修改。6. 3. 2使用系数的确定对一个特定的应用场合的使用经验进行全面分析，是确定使用系数最好的方法例如船用齿轮，它承受周期性的尖峰转矩(扭振)，并且设为无限寿命，使用系数可定义为周期性尖峰转矩与名义额定转矩之比。名义额定转矩由额定功率与速度确定。如果齿轮承受有限次数的并超过周期尖峰转矩的变载荷，其影响可直接按增大使用系数(表示载荷图谱的影响)的方法表示。如果不能获得使用经验数据，则应进行全面的分析研究。如果确定使用系数的这两种方法都不能实现则可用附录动载系数K是考虑轮齿制造质量对速度、载荷的影响以及下列(各种因素的影响。动载系数表示轮齿总载荷(包括内部动态影响)与所传递切向载荷的比例关系，并用载荷总量(内部有效动载荷加所传递的切向载荷之和)除以传递的切向载荷表示。轮齿内部动载荷的因素分为两种种类:设计与制造。节线速度;轮齿载荷:旋转元件的惯量与刚度;轮齿刚度变化量;润滑剂的性能;一一轴承刚度与箱体结构;临界速度和齿轮箱的内部振动。齿距偏差; 0300001节圆面对旋转轴心的径跳;齿面偏差;啮合轮齿副的相配性;元件的平衡;轴承的配合与预载荷。7. 4传动误差即使输人的转矩与速度恒定，也存在齿轮质量的明显振动及其产生的轮齿动载荷。这些动载荷由啮合轮齿的相对运动产生，振动是由传动误差导致的激振引起的。一对齿轮副理想的运动要求输人与输出之间速比恒定传动误差定义为对啮合齿轮副均匀角运动的偏差。传动误差受许多偏差的影响，这些偏差是:理想齿轮与设计齿轮的齿形偏差、制造加工方法的偏差以及运行条件等。运行条件包括下列各项:a)节线速度。激振的频率取决于节线速度与模数。b)轮齿一个啮合周期的齿轮啮合刚度的变化。这是一种激振源，对直锥齿轮与零度锥齿轮而言特别明显。轮传递的载荷。由于变形取决于载荷、设计的轮齿齿廓修形只能保证一种载荷下均匀的速比。载荷与设计载荷不同时传动误差将增加。d)齿轮和轴的动态不平衡。e)使用环境。轮齿齿廓的过多磨损与塑性变形将使传动误差增大。齿轮传动应有合适的润滑系统、封闭的运行空间、密封条件以维持一个安全的运行温度和无污染的环境。轮载荷和齿轮、轴、轴承、箱体的热变形影响到轮齿啮合的对中度。9)轮齿摩擦引发的激振。齿轮、轴和其他主要内部零件的质量;轮齿、轮体、轴承与箱体的刚度;阻尼、阻尼源主要是轴承与密封，其他的阻尼源包括齿轮轴的滞阻、滑动面与联轴器的砧性阻尼。齿啮合频率、轮齿啮合倍频)等于或接近齿轮传动系统的固有频率时，共振会引起高的轮齿动载荷。当某一转速产生共振引起内部动载荷变大时，果轮体受到接近其固有频率激振时，则共振产生的变形要引起轮齿高的动载荷。薄板形或薄筒形振动能引起轮体的破坏。当轮体共振时，确定动载系数系统共振原动机、齿轮箱、工作机械、联结轴与联轴器组成一个系统，齿轮箱是该系统中的组成部分。该系统的动态响应取决于系统的组成。在一定的情况下，系统的某一固有频率可能接近与工作转速相关的激振频率。在这样的共振条件下，齿轮箱的运行必须进行仔细分析评价。对于临界状态的齿轮传动，推荐对整个系统进行详尽的分析。当确定使用系数时，同样也要详尽分析。能仅考虑一对锥齿轮来确定动态系统与固有振动频率(引起动载荷)。小齿轮轴的对中度可调整改变，主要取决于装配调整操作人员的水平、间隙、齿轮13 10062. 10300001轴、轴承、箱体等的弹性变形。对中度的轻微的调整变化将改变锥齿轮副的相对旋转角度，也改变轮齿上的动载荷。齿长和齿廓的鼓形妨碍了真正的共扼啮合并使轮齿精度难于确定。在上述情况下，动载系数的可靠数值可由测试方法充分验证过的数字模型来确定。如果已知的动载荷已加到名义的传递载荷上，供了确定精确度顺序为一综合的分析法来确定，由类似的设计经验所证实，并在确定过程中采用下述步骤:a)建立包括齿轮箱在内的整个动力传动振动系统的数学模型。b)测试或用可靠的模拟程序计算受载下的锥齿轮副的传动误差c)用系统模型a)和传动误差b)引起的激励来分析小齿轮轴和大齿轮的动态响应。定:包括大齿轮与小齿轮为综合质量在内的一对锥齿轮副构成一种基本单质量簧刚度是接触轮齿的啮合刚度。根据上述假定，果除锥齿轮副外的其他质量是由相对低的扭转刚度的轴联结时，这是符合实际的。对于带有很大横向柔性的轴的锥齿轮副，真实的固有频率低于计算的频率。动载荷的大小取决于齿轮的精度，即齿廓形状和齿距精度。对锥齿轮而言，确定齿廓形状偏差是困难的(不是渐开线型)。另一方面，齿距偏差能相对容易地测出。因此，本方法在确定动载系数时，用齿距偏差代表传动误差的数值。在计算要下述数据:a)齿轮副的精度(齿距偏差);b)小齿轮与大齿轮的质量惯性矩(尺寸与材料密度);c)轮齿的刚度;d)切向载荷。.，(5)7. 3. 2确定的共振转速。借助于基准速度N，全部速度范围可分为4个区段:亚临界区、主共振区、超临界区与过渡区(主共振区与超临界区之间)。由于某些零件(如轴、轴承、箱体)的刚度没有包括阻尼的影响，所以共振速度要高于或低于按公式(6)算得的速度。为安全起见，共振区定义为。. 75 1. 5，用于速度范围的更详细的资料见 ，月30 x 10c,F (6)一_，m; m红m, + 0300001对于圆柱直齿轮，用c,=20N/( 圆柱斜齿轮的研究表明，螺旋角增加时，刚度降低。另一方面，锥齿轮的轮齿在锥体上的螺旋形布置加强了斜齿、弧齿锥齿轮的刚度。由于缺乏更深人的了解，在平均的条件下(F.,KA/b,100N/be/b0. 85)，圆柱直齿轮的刚度对锥齿轮是适用的。因此，c，能按下式确定:，=c,(8)式中:c,o平均条件下的轮齿啮合刚度，可采用20N/( 。若经验表明有另外的数值对锥齿更适用，则要用该数值替换20N/(mm;非平均条件下的修正系数:对于F.,KA/b,100N/ I，.(9)对于F.,KA/b,000N/ A/b,)/(10)对于b,/b ，(11)对于b,/b 100N/b,/b0. 85)，圆柱直齿轮的刚度对锥齿轮是适用的。因此，。，可按下式确定:c=,C,C,， (19)式中:均条件下的单齿刚度;注:可采用14N/( 数值。如果经验表明对锥齿轮有更适用的数值，则上述值可被取代G、吼非平均条件下的修正系数(见式(9)式(12). 速齿轮与类似要求的齿轮在此区域中运行:A:.。+ c,7，(21)。与几、见7. 7. 3. 3 ; c, ,。与2式18)式(21)中的影响系数c, 影响系数1大端节圆直径的最大节线速度(图形中单位为米每秒(m/s)p,KF。修正强度计算式，反映载荷沿齿宽分布的均匀性。8. 1. 2 K.,定义为每单位齿宽的最大载荷与单位齿宽的平均载荷之比。 K,定义为最大齿根应力与平均齿根应力之比。轮齿制造精度、轮齿接触斑点、齿距精度;一一在安装中齿轮的对中度;由轮齿内部载荷或外部载荷引起的轮齿、轴、轴承、箱体、支承箱体的基础的弹性变形;一轴承公差;齿面赫兹接触变形;一一由于运行温度产生的热膨胀与热变形(特别对于箱体与齿轮轴、轴承的材料不同的齿轮装置特别重要);由于运行速度产生的离心变形。向载荷的轴向分量与径向分量是随轮齿接触位置而变化的。同样，齿轮箱的安装基础变形与轮齿变形也要改变，进而影响到轮齿接触的位置、大小与形状。对于运行转矩变化的情况，在满载下应期望有“理想”的接触，在中间载荷下，可接受满意的接触。0062不适用于接触斑点不良的锥齿轮(有影响系数(例如:在使用中齿根应力的测量)都要全面的分析。然而由于其成本高，在实践中这种分析方法受到限制。19 10062. 10300001在锥齿轮中，齿向载荷分布主要受到鼓形齿与使用中变形的影响。为考虑鼓形效果(点接触)用一椭圆代替矩形接触区，椭圆的长轴等于齿宽b，其短轴等于相应的当量圆柱齿轮端面啮合线的长度。在载荷分布的计算中，这个系数取5(这个值仅适应用于附录变形的影响与轴承布置的影响，用装配系数K,-、来考虑。K.,接触斑点检验小齿轮与大齿轮的装配条件检查接触斑点没有任何齿轮是 悬臂装配一个齿轮是悬臂 装配两个齿轮件都是 最大的工作载荷下并在良好的接触斑点条件下检查，最大的工作载荷由装配条件下齿轮的变形试验证实。注意:观察到的接触斑点是各个位置轮齿啮合接触的累积图形。仅当在齿轮一整转中接触斑点的偏移是小的(偏向小端或偏向大端)，上述计算式才有效。特别对于用研磨法精加工的齿轮，单对齿接触斑点的偏移是很明显的。为补偿在满载下有效齿宽齿向载荷系数要修正，则齿向载荷系数于b,-0. 85l. 5的锥齿轮0，9+042(:。一1)人一少。) ，只】。 (36)一西式中:，、几t、y。和F。边界条件如果K，。与K、。，。2乏5。双。(37)2比见式(35)与式(36)中，如果K、玖8)玖见。上述边界条件，已假定了最不利的载荷分布状况，即仅一对轮齿传递总的切向力，因而计算是安全的。推荐对于斜齿与弧齿锥齿轮的精度要进行选择，以使超过气n。法对工业齿轮是足够精确的。为确定系数C，必须知道齿轮精度等级、单位载荷、锥齿轮的类型和跑合特性等。跑合特性由材料与热处理来表达。从图5或图6中选取。下列各式，代表图中各曲线，供计算时使用(式中252010m /一门 ，石4/ / 产 ， /彭产 / 尸/20t+ 50结构钥与询质钢灰铸铁渗碳淬火钢与氮化钢图5切线速度。m,10 m/ 10062. 10300厂门v。(10 一/尹，睡/尹尹/全笋与日/，尸/了少/./0/ /了且 日门门刚门卜厂口口!曰口r、日1日次/ 10 15 20 30 40 50 60 80 100 150 250n/m: 400/6 0300001对灰铸铁y，(40)当l Om/对于( b ,。奋, b 。+ b 。(A. 40)(A. 41)(A. 40)和式(A. 41)按表A. 3计算:a)齿顶接触线按f=f.:b)齿中部接触线按f=根接触线按f= f,薰一D 单对齿啮合外界点图A. 3接触线长度的一般定义表A. 3啮合区的齿顶、齿中部、齿根接触线的距离蚀)0f几、f.一(5 p., E,. ) b +p, (5 (5p,二),b(5 p, b +p p，一0. 5 p, E.,) (pe,1f,几f,一(P.,a)1一。p)+p一(5p e,一,p)一(1一P.l (5p。)e (1一。P=, 5pn (1一B)(P5pe,a) n (1一:p,l 甲妻1P, 于C112一。j (一。v。)2于4m SE,中部接触线的投影长度A.(A.(A. 44) 0300001A. 7当量圆柱齿轮法截面的几何参数(下标数z,=z,.(A. 45)e u, z, ,(A. 46)分度圆直径d.,一A. 47)d-=u, d,=o(A. 48)中心距a,(d, + z(A. 49)顶圆直径,.，一d,., + d,.:一d:+ 2h,.,。(A. 50)基圆直径4 z z., , A. 51)啮合线长度9二%合、(、:一d b., )+(d;二一一a, (A. 52)重合度:。Ev，n(A. 53)A. 8切向变位切向变位系数3的基齿条齿廓比较，齿厚的变位量等于2(a)从给出的中点法向齿顶厚度图A. 4 )计算。 10062. 31,2形m.2+s;2 + .,(点法向弧齿厚、。ft 2， d=)一一”a800 J 1，”、- 11，齿厚变位系数图A. 1)= z . z (A. 56) 0300001s, =d 一给出的齿厚计算(考虑到齿厚一部分用大端表示，一部分用中点表示)中点端面弧齿厚S.,m，、一丽一 R,“”“”“”“，、“，中点法向弧齿厚:、m一(厚变位系数z,计算。 0