中华人民共和国国家标准
锥齿轮承载能力计算方法
Methods for the calculatlon
of load capaclty for bevel gesrsUDC 621.883
.001.2
GB 10062—88
本标准整照采用[SO/TC 60/WG 6-286（1984）《非偏置轴锥齿轮承载能力计算方法》。1主题内容与适用范围
本标准规定了锥齿轮齿面接触强度和轮齿弯曲强度两种校核计算方法。本标准适用于钢、铸铁制造的直齿、斜齿和弧齿锥齿轮（包括零度锥齿轮）传动。2·引用标准
GB3480渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法GB11365锥齿轮和准双曲面齿轮精度GB8539齿轮材料及热处理质量检验的一般规定3安全系数
在设计齿轮时，使用场合（或条件）不同，对齿轮可性要求也不同，而只使用安全系数并不能反映可靠性水平。齿轮运转的可靠性要求是根据其重要程度，工作要求和维修难易等多方因素综合考患而决定的。
为保证可靠性要求，并注意到计算结果和实际情况存在一定误差，必须使计算所允许的承载能力有一定的安全裕最。如考虑的影响因素越精确，计算误差就越小，所需的安全裕量也就越低，经济性和可靠性就更加统一。
但在设计阶段，很难对各类影响因素作出精确估计，将各设计参数作为随机参盘处理是不容易的。本标准仍将设计参数作为确定值，并用安全系数或许用应力作为强度判据。在选取安全系数时，应注意以下几点：
a。本标准所荐用的疲劳极限是在可靠度为99%时取得的，可靠度要求高时，安全系数应取大些反之，则可取小些。如可靠度要求远低于99%时，安全系数允许选用小于1.的数值。b。计算时所用的原始数据和附加变盟（如载荷状况、制造偏差、材料及其表面处理质量和性能以及润滑条件等）越接近实际状况，安全系数就可取得小一些，反之，则应取大些。心。断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的不良后果。一般情况下，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系统。
d．安全,系数的确定应根据用户要求，或由设计制造部门与用户协商确定。如无可用资料时，可参考附录B（参考件）选取。
4计算基础
本标准提供的强度计算方法是以锥齿轮齿宽中点处当量圆柱齿轮为计算基础的。当量圆柱齿轮的几何参数计算见附录A（补充件）。国家技术监督局198-12-10批准
1889 -07 -01实施
系数的分类与计算顺序
GB10062—88
本标准中的影响系数分为两大类：由几何关系或带规确定的系数和受多种因素影响但被独立处理的系数。考患锥齿轮啮合及加工特点的系数，也分别包括在这两类系数中。对于影响载荷的诸系数，应优先通过精密实测或对传动系统作全面的力学分析得出，也可根据大量的现场经验来确定。
鉴于技术上或经济上的原因，上述确定方法准以实现时，可按本标准所提供的方法来确定系数KA、K、、KHB (KE) 和KH (KF)。各载荷系数与齿宽中点端面分度圆上切向力F有关，其计算顺序如下：a.用FmK.求K.
b.用Fmt-KA·K,求KHB (KFB)
C.用Fmt+KA-K·KHe (KFB）求KHa(KFa)。主要代号
本标准中的主要代号及意义见表1。表1主要代号、意义及单位
det+ dea
dai da?
dvan)+dranz
dvbl、dvb2
dvhait dhnz
当量圆柱齿轮中心距
接触强度计算的有效齿觉
弯曲强度计算的有效齿宽
单对齿刚度
啮合度
小轮、大轮大端分度圆直径
小轮、大轮齿宽中点分度圆直径小轮、大轮的当盘圆柱齿轮分度圆直径小轮、大轮的当量圆柱齿轮齿顶圆直径小轮、大轮的当量圆柱齿轮祛向齿顶圆直径小轮、大轮的当最圆柱齿轮基圆直径小轮、大轮的当量柱齿轮祛向基圆直径小艳，大轮的当盘圆柱齿轮祛向分度圆直径齿宽中点分度圆上的名义切向力周节极限偏差
当量圆柱齿轮端面啮合线长度
N/（mm-m）
heel+ hee2
ham1、 hamz
htel、 heo?
hta,hfa2
GB10062--88
续表1
小轮、大轮大喘齿顶高
小轮、大轮齿宽中点齿顶高
刀具基本齿齿顶高
小轮、大轮大瓣齿根高
小轮、大轮齿宽中点齿根高
载荷作用于齿顶时的弯曲力膏
齿宽中点端面齿侧间隙
使用系数
夸曲强度计算的齿间载荷分配系数弯曲强度计算的齿向载荷分布系数接敏强度计算的齿闻载荷分配系数接敏强度计算的齿向载荷分布系数轴承系数
动载系数
大端端面榄数
齿宽中点法向模数
齿宽中点端面换数
当量圆柱齿轮沿啮合线单位齿宽上的诱导质量临界转速比
小轮、大轮转速
小轮临界转速
名义功率
齿根圆角参数
轮痴算术平均偏差
外锥矩
中点锥矩
微观不平度十点高度
YR ttit
Yg r+IT
GB 10062—88
续表1
夸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
接触强度的量小安全系数
齿根危险裁面弦齿事
齿宽中点踏面齿厚
无侧隙时齿宽中点端面齿厚
大端端面齿厚
小轮、大轮名义转矩
齿数比 μ= 2- /2,> 1
当量因柱齿轮齿数比
齿克中点分度圆圆周速度
高度变位系数
切向变位系数（半齿宽》
载荷作用于齿顶时的齿形系数
弯曲强度计算的锥齿轮系数
相对齿根表面状况系数
裁荷作用于齿顶时的应力修正系数试验齿轮的效力终正系数
套曲强度计算的尺寸系数
弯曲强度计算的螺旋角系数
弯曲强度计算的重合度系数
相对齿根圆角收感系数
跑合量
单对齿啮合区下界点系数
弹性系数
节点区域系数
接触强度计算的罐齿轮系数
润滑剂系数
髓度系数
速度系数
接触强度计算的尺寸系数
接触强度计算的螺族角系数
21、 22
241+ 242
Zval、Z12
GB10062-88
续表1
按触强度计算的重合度系数
小轮、大轮齿数
小轮、大轮当量圆柱齿艳齿数
小轮、大轮当最面柱齿轮法面上的齿数当量围柱齿轮齿顶法向裁荷作用角齿形角
当量显柱齿轮面压力角
齿宽中点分度显螺族角
当量画柱齿轮基圆螺旋角
小轮，大轮分锥角
轴交角
当量圆柱齿轮端面重合度
当量愿柱齿轮法截面上的端面重合度当量圆柱齿轮纵向童合度
当量园柱齿轮总重合度
40℃时润滑油的名义运动粘度
50℃时润滑油的名义运动粘度
刀具齿顶园角半径
危险截面处齿根圆角半径
材料滑移层厚度
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
计算接触应力基本值
许用接触应力
试验齿轮的接触痣劳极限
的m2/s
kg/mm2
载荷及一般影响系数
7.1名义切向力Fmt
GB 10062—B8
锥齿轮的名义切问力Fm1作用丁齿宽中点端面分度圆上，由其所传递的名义功率P确定。名义切向力Fmt按式（1）计算：Fm+ = 2 000-T/dm (N)
齿宽t点分度圆直径，mm
其中：
式中：P-—
名义转矩，N·m:
T=9549P/n (N-m)
名义功率，kwl
-转速，r/min
通常，名义转矩（或名义功率）是指工作机的额定转矩（或额定功率）。如果原动机的额定转矩（或额定功率）与从动的工作机相匹配的话，亦可作为确定名义转矩（或名义功率）的根据。7.2使用系数 A
使用系数K是考患由于齿轮啮合外部因素引起的动力过载影响的系数。这种过裁取决于原动机与工作机的工作特性、质量比、联轴器类型以及运行特态。使用系数KA应通过精密测量或对传动系统进行全面分析来确定。当精确分析不能实现时，可参考表2杏取。
使用系数KA
作机下
作特性
原动机工作特性
均勾稳
均约平稳
轻微振动
中等搬动
强烈振动
轻微报动
等振动
强烈振动
注：①衣中数值仅适用于在非共摄速度区运转的齿轮装置：对于在重载运转，起动力矩大，间欧运行以及有反复振动载荷等情况，就需要校核静强度和有限寿命强度。2对于增速传动，根据经验建议取上表值的1.1倍。3当外部机械与齿轮装置之间有挑性连接时，通带K^值可适当减小。表2中原动机的工作特性可参考表3。工作机的工作特性可参考表4。表3原动机1.作特性示例
工作特性
轻微报动
中等振动
强烈振动
电动机（例如直流电动机）、均匀运转的蒸汽轮机，燃汽轮机（小的，启动力矩很小）蒸汽轮机、燃汽轮机、液压装貿、电动机（经带启动，启动扭矩较大）多缸内燃机
单内燃机
工作特性
均匀平稳
轻微振动
中等振动
强烈振动
GB 10062--88
表 4工作机I作特性示例
发电机、均匀传送的带式运输机或板式运输机、爆旋输送机、轻型升降机、包装机、机床进刀传动装置、通风机、轻型离心机、离心泵、轻质液体拌和机或均匀密度材料拌和机，剪切机、冲压机！、回转齿轮传动装置、往复移动齿轮装置2）不均匀传动《例如包装件）的带式运输机或板式运输机、机床的主驱动装置、重型升降机，起重机中回转齿轮装置、工业与矿用风机、重型离心机、离心泵、稠粘液体或变密度材料的拌和机、多缸活塞泵、给水泵、挤压机（普通型）、压延机、转炉、轧机3（连续锌条、钥条以及线材和棒料轧机）
橡胶挤亚机、橡胶和塑料作间断工作的拌和机、球磨机（轻型），木工栏械（锯片，木车床）、钢坏初轧机3.4、提升装置、单T.活塞泵挖掘机（铲斗传动装置、多斗传动装置、筛分传动装置、动力铲）、球磨机（重型）、橡胶揉合机、破碎机（石料，矿石）、重型给水泵、旋转式钻探装置、压砖机、剥皮滚筒、落砂机、带材冷轧机31.5、压坏机、轮据机，
注：1）额定转矩=最大切削、压制、冲击转矩。2）额定转矩=最大启动转矩。
3）额定转矩=长时T作的最大轧制转矩。4）用电流控制力矩限制器。
）出干轧制带材经常断裂，可提高KA至2.0。7.3动载系数K
动载系数K是考虑大，小齿轮啮合振动而产生的内部附加动载荷影响的系数。动载系数K定义为齿轮副啮合巾最大作用力与纯由外加载荷所产生的相应作用小的比值。影响动载系数的因素有：
齿轮精度（周节极限偏差）
大、小齿轮的回转质量（转动惯量）b.
轮齿刚度：
考虑使用系数K后的切向力
齿面接触状况：
轴及轴承的刚度：
润滑情况
系统阻尼特性。
如能通过实测或对所有影响因素作全面的动力学分析来确定包括内部动载荷在内的最人切向载荷时，可取K=1。
上述方法不能实现时，可按本标准所提供的方法米确定动载系数K，。由于锥齿轮齿面是非渐开线齿腕，齿形误差难以测定，在确定动载系数K时，仪以周节极限偏差fPt反映齿轮精度对K的影响。本标准所提供的方法将啮合中阻尼取为，·名义平均值，同时，翘略轴承和联轴器等阻尼因素，并且略去了轴承和箱体变形的影响。故所求得的K值（除在共搬区外），通常比实际的略大一些。7.3.1临界转速比N
GB10062-88
按本标准所提供的方法确定动载系数K时，应首先确定临界转速比N。临界转速比N定义为小轮转速n,与临界转速ng1的比值，即：N=n,/n
临界转速nel由公式（4）计算，或由图1查取：nm1
式中：21-
小齿轮齿数；
30 ×103
啮合刚度，N/（mmμm），见7.6条mred——诱导质量，kg /mm，按下式计算：m red =
(r/min)
式中，mlm
一小轮，大轮转化到啮合线上的单位齿宽当量质量，kg/mm。在设计阶级，精确确定小、大锥齿轮的当量质量m及m，是困雌的。对常见的锥齿轮结构，可近似地以动力当圆柱齿轮（见图2）质量来代替。于是，m,和m2可按公式（6）、（7）计算。1
于是：
式中：o—材料密度，kg/mm\，αs——齿形角，(°);
一齿数比。
cos\an
cos\an
cos2an
GB10062-88
图1实心齿轮副的临界转速#E1
对于αz=20°的钢制齿轮，材料密度0=7.86×10-6kg/mm3，则：m red = 3,5 × 10 -6 .dm,2
再以c=20N（mmum）代入式（3）、（4），临界转速比为N= 4.38×10-8-nr*z1-dm
2,'Vmh
= 0. 084 *-
GB10062-88
图2计算K、的近似动力当最圆柱齿轮以临界转速比N可将整个转速划分为四个区段：亚临界区：N0.85
b．±共振区：0,85≤N1.15,
c：过渡区，1.15<.N<1.5
d，超临界区：N1.5.
7.3.2动载系数K，的计算公式
动载系数K的计算公式见表5。
在表5各式中
单对齿刚度，N/（mmμm），见7.6条，for——周节极限偏差，μm，通常按大轮查取：Ha~—跑合量，μm，见7.3.3条；KA-Fmt/bel-
一单位齿宽载荷，限用条件为：K，·Fmt/beH≥100N/mmCv, -C?-
转速区段
业临界区
上共振区
(n.85- N.1.15)
系数，按表 6确定。其中Cv12=C+C2，C=C+Cv表5动载系数K的计算公式
使用要求
工业传动及车辆齿轮
应避开此区段运行
（尤其低精度齿轮）
Ku=NK+
(ff +- a)+c
Ka-Fmt?beh
(fp +- a ) -
Ka·Fmt/beH
（12）)
Cu2+Cva
一时，K
可能大大超过计算值
K受阴尼影响很
大，实际动载与计算
结果差异较明显
转速区段
过渡区
(1.15N<1.5)
超临界区
(N≥1.5)
总重合度
系数代号
使用要求
GB 10062—88
续表5Vv99.net
K、-Ktih
绝大多数透平齿轮及其他
高齿轮
(fpr\ a)+
KA-Fm/bt
Cvs+ +'-*. (15)
表6C～C的计算公式
1 0.75-** (22)
evy - n.3
0.57 - 0.05*vY
2vr - 1.44
.125sin0
K+IN-1
按式（13）计算，
按（15）让算
应避免轴-齿轮系
统的横向拔动固有频
率与运行啮合频率接
近或相等，否则K、
计算值与实际动载相
差很大
1.5<.ev2.5
(eyy -1.96))+0.875 ...
注：对于梢度6级或6级以上修形齿，以C/3代替C，以C73代替Cv4。7.惠.3跑合量yc
（23）
1.0 -....(24)
跑合盘定义为通过跑合使运转之初的啮合齿距误差减小的量。如无实测数据时，可由表7各式计算或由图3、图4查取。
齿轮材料
调骚钢
潮碳许火钢或氨化钢
调版钢
GB 10062—88
表 跑合量
跑合量a
ya =0.275fpt
a-0.075fpt -*.
.........
umt210m/g
Umt>10m/s时
5m/sOKlimun
Uml<5m/s时.
Uml>10m/s时，
a无限制
5m/sV1≤5m/s时:
max,a=ieum
，H=10.5m
J. =llμm
mux, y+ = aμm
3。=6.5um
max，y.=5.5μm
max, ,= 3μm
a无限制
ya<3μm
一淞碳泽火钢及氨化钢（适用于各种圆周遮）图3跑合量
小提示：此标准内容仅展示完整标准里的部分截取内容，若需要完整标准请到上方自行免费下载完整标准文档。