GB／T 3480.1-2019标准规范下载简介

GB／T 3480.1-2019 直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第1部分：基本原理、概述及通用影响系数简介：

GB/T 3480.1-2019是中国国家标准，全称是《直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第1部分：基本原理、概述及通用影响系数简介》。这个标准主要规定了齿轮承载能力计算的基本原理、方法和通用影响系数的使用，适用于直齿轮和斜齿轮的设计和评估。

1. 基本原理：该标准基于齿轮材料的强度理论，如Hertz接触理论和弯曲强度理论，来计算齿轮在传递动力时所能承受的载荷。主要考虑了齿轮的几何参数、材料性质、工作条件等因素对承载能力的影响。

2. 概述：标准概述了齿轮承载能力计算的主要步骤，包括齿轮尺寸的确定、载荷分布的分析、接触应力的计算、疲劳寿命的预测等。同时，也涉及了齿轮的失效模式，如疲劳断裂、塑性变形等。

3. 通用影响系数：这是一种简化计算的方法，通过引入一些经验系数，可以快速估算出齿轮在实际工况下的承载能力。这些系数考虑了齿轮的制造精度、表面粗糙度、润滑条件等因素对承载能力的影响。

总的来说，GB/T 3480.1-2019为齿轮设计提供了一套科学、实用的承载能力计算方法，有助于提高齿轮的设计质量和使用寿命。

GB／T 3480.1-2019 直齿轮和斜齿轮承载能力计算 第1部分：基本原理、概述及通用影响系数部分内容预览：

本法的简化假设是：齿轮副可用一个基本的单一质量（小齿轮和天齿轮的综合质量）和弹黄组成的 单性系统来表示，其刚度为接触轮齿的啮合刚度。同时假设每对齿轮副都作为一个单级传动运转，即忽 略多级传动中其他各级对所考察的齿轮副的影响。如果联接本级大齿轮及下级小齿轮的轴的扭转刚度 较低，这种假设是允许的。刚度很高的轴的处理方法见6.4.2。 按照上述假设，由轴及耦合质量扭转振动所产生的载荷不包含在K，中，这类载荷应包括在其他外 部载荷中（如在使用系数中考虑）。 在B法的动载系数计算中，进一步假设轮齿啮合的阻尼有一个平均值（不考虑其他阻尼源，如零件 表面摩擦、阻滞效应、轴承、联轴器等）。由于这些另外的阻尼，实际轮齿动载荷一般要比用本法计算的 数值小一些。该法不能用于主共振区（见6.4.4）。 当（uz1/100）Vu/(1十u²）<3m/s时，用B法计算K，没有意义。在此范围，用C法计算的K对 所有情况都有足够的精度。

6.3.3C 法系数 K.

通过引入以下额外的简化假设GB∕T 31956-2015 建筑用玻璃纤维增强酚醛树脂板，可以由B法导出C法

K.计算时有效基圆齿距偏差f的假定平均

6.4用B法确定动载系数Kl

按照6.3.2给出的前提和假定条件，B法适用于所有形式的传动（任何基本齿条齿廓和任何齿轮精 度等级的直齿轮和斜齿轮传动），并且原则上也适合任何工况条件。但是，对某些使用场合和运转工况 也有一些限制，对每种情况都应予以注意并给予相应考虑。 临界转速比N（工作转速与共振转速之比）的计算见6.4.22）。整个运行转速范围可分为三个区 间一一业临界区、主共振区和超临界区。对每个区间都给出了相应的K，计算公式。 注：由6.4.3～6.4.6中的公式计算得出的动载系数值相当于由实验确定的平均轮齿动载荷值。在亚临界区及主共 振区测得的K，值通常比计算的大到十10%。当齿轮和轴系统有其他固有频率时，甚至可能会出现更大的偏 差,见 6.4.1 a)、6.4.3 和 6.4.4

6.4.2确定齿轮副的共振转速3（主共振》

计算mred近似值的方法见6.4.8。刚度cya的计算见第9章。 A法适用于不太常见的传动设计。对于以下情况，确定了计算近似值的方法： a）大直径轴上的小齿轮； b） 两相邻齿轮刚性地联接到一起； c） 两个小齿轮驱动一个大齿轮； d） 简单行星齿轮； e）中间（情）轮。 小齿轮转速与共振转速的比值

30000 C ya 2 E) 元之1 Jm red

mim2 J1J2 M red mi+mz J'rhe+J2rb

mim2 J1J2 m red mi+mz Jire +Jare .++(

V = n m, EI 300001 C yo

由于在计算中未包括轴、轴承、箱体的刚度及其阻尼，实际共振转速nE可能高于或低于由式（6)计 算的转速。为安全起见，主共振区内的临界转速比Ns由式（10)计算的上限确定： N

当载荷为（F./K^）/6<100N/mm时）

因此，各区域内K。的计算结果为： a）亚临界区，N≤Ns（见6.4.3）； b）主共振区，Ns

6.4.3亚临界区的动载系数（N≤N。

特殊特性见6.4.1a)，大多数工业齿轮在此区间内工作。 K,=(NK)+1 K =(CB,) +(CB,) +(CB) 式中： 考虑齿距偏差影响的系数并假定为常数C三0.32（见图2）； C 考虑齿形偏差影响的系数，可按图3或表4确定； C 考虑啮合刚度周期性变化影响的系数。可按图3或表4确定。

关于Cv1、Cv2、B、B，和B的详细说明见6.4.3。 Cu是考虑由啮合刚度周期性变化引起的齿轮副扭转共振的影响系数。可由图2查得或按表4计算。 注：该转速范围内的动载系数受阻尼影响极大，实际值与按式（20)计算的值偏差可高达40%，对于不正确设计的修 形直齿轮尤其如此

6.4.5超临界区的动载系数（N>1.5)

用于透平及其他高速传动的高精度齿轮大多在该区间工作，其特性见6.4.1c）。

在该区间内，Cs和C对K，的影响相当于亚临界区内C和C对K，的影响。这些系数及B。和 B，的值见6.4.3。 Cv考虑因啮合刚度变化，在高的恒定转速运行时轮齿弯曲变形产生的载荷分量的影响系数， C、C和C可由图2查得或按照表3计算

6.4.6过渡区的动载系数（1.15

详情及解释见6.4.4及6.4.5

6.4.7非常见齿轮形态的共振转速确定

K=K(N=1.5) + K v( N=1.15) 0.35

特殊设计的齿轮共振速度的计算应使用A法，但也可用其他方法进行近似计算。以下为几个例子 7.1平均直径 d m 约等干轴径的齿轮轴

6.4.7.1平均直径dml约等于轴径的齿轮轴

由于轴的质量使小齿轮质量增大了，其共振速度趋于变小。 然而，此时仍可按常规方法用小齿轮的质量（轮齿部分）和通常的啮合刚度c计算共振速度

6.4.7.2两个刚性连接的同轴齿轮

计算时相连齿轮中较大齿轮的质量应计入，而较小齿轮的质量常常忽略不计。当相连的两个齿 经显著不同时.这种近似处理是可用的（见6.4.2）。

6.4.7.3两个小齿轮驱动一个大齿轮

参见6.3.2。由于大齿轮的质量通常比小齿轮的大得多，所以可以对每对啮合分别考虑，即： 第一个小齿轮与大齿轮构成一对齿轮副； 一第二个小齿轮与大齿轮构成另一对齿轮副

6.4.7.4行星齿轮

由于多个传动路径的刚度不仅是啮合刚度，因此，行星齿轮传动的振动行为是非常复杂的。用 简单的公式，如B法，来计算动载系数是很不精确的。尽管如此，通过如下修正后，B法仍可用于初 步估算K。如有可能，估算值应通过随后的详细的理论或实验分析，或在使用经验基础上加以验 证。参见6.3.2。 a）行星轮一一与箱体刚性联结的内齿轮 这种情况下，内齿轮质量可假定为无限大，内齿轮与振动系统刚性联结。假设振动系统与其他 传动元件（低抗扭转刚度联结)不耦合，则由太阳轮和行星轮组成的其余系统分别为太阳轮与

这种情况下，内齿轮质量可假定为无限大，内齿轮与振动系统刚性联结。假设振动系统与其 传动元件（低抗扭转刚度联结）不耦合，则由太阳轮和行星轮组成的其余系统分别为太阳轮

3480.1—2019/ISO633

行星轮啮合及行星轮与内齿轮啮合，该系统具有两个共振频率，它们可采用式（6)的类似方法， 用两个诱导质量mred.：和mred.2来确定，此时用行星轮的单齿啮合刚度代替ca，且太阳轮齿数 为21。诱导质量mred.1和mred.2按下式求出

这种情况下，通常需要对振动系统作详细的分析。只有在太阳轮mu和内齿轮mar的诱导 量更大的特殊情况下，才可采用6.4.7.3中所述的计算方法：

式中： m car——内齿轮单位齿宽的惯性矩除以rcarr，这里bcarr=dbcarr/2； dmcar与式(31)类似; g与式(32)类似。

以下计算方法是相接近的两个质量的扩展，属于6.3.2的范围， 情轮共振频率需要用一个多自由度力学才能计算。利用B法或C法的假设5该可减少到

m 1/2/3 与啮合线相关的小齿轮、惰轮及大齿轮单位齿宽的惯性矩； 主动轮加情轮副的啮合刚度 Crai/2

5）这些假设关联了其他传动件的低扭转刚度和齿轮轴的高弯曲强度。

C Ya· 2/3 一惰轮加被动轮组合的啮合刚度。 啮合刚度的计算，见第9章。 用B法确定K，时，将N用最不利的比值代人，即需要考虑最大K，时的N值。

6.4.8外啮合齿轮副诱导质量的计算

足够精度的诱导质量的近似值由式（30)求出

(d m) dm. I ·（30） 3 (du 1/(1 qi)p+1/(1 q2)p2u? dal.n2 + d n1.i? dm!.m2 2 d i diz g1 dml ; 2 dm

见图4。 式（26）～式（32)适用于外啮合双斜齿轮、单斜齿轮和直齿轮。公式忽略了轮辐和车 它们对转动惯量的影响微不足道

对实心结构的小齿轮和大齿轮

6.5用C法确定动载系数K

连同6.3.3中叙述的条件和假设，C法对工业传动和应用于以下场合的有类似要求的传动系统提供 了动载系数的平均值： a） 亚临界工作转速范围，即（vz；/100）/u/（1十u²）<10m/s；并使用6.3.3a）中的限制条件。 b） 内、外直齿轮； C) 基本齿条齿形符合GB/T1356规定； d 直齿轮和螺旋角β≤30°斜齿轮； e） 小齿轮齿数相对较少<50；

f）实体盘形齿轮或厚轮缘钢质齿轮”。 满足下列条件时，一般也可用C法： 多 （uz;/100）u"/（1十u）=3m/s的所有类型的圆柱齿轮； h）薄轮缘齿轮； 1 β>30°的斜齿轮。 K。可由曲线图查得（见6.5.1)或按公式计算（见6.5.2)，二者取得的值基本相同

f）实体盘形齿轮或厚轮缘钢质齿轮。 满足下列条件时，一般也可用C法： g）（u：/100）/u"/（1十u）=3m/s的所有类型的圆柱齿轮； h）薄轮缘齿轮； i）β>30°的斜齿轮。 K，可由曲线图查得（见6.5.1)或按公式计算（见6.5.2)，二者取得的值基本相同

GB 15208.1-2018标准下载Ka用b)求得的直齿轮动载系数 一用a)求得的斜齿轮动载系数。

图5≥1的斜齿轮的K350N值

若轮缘很薄或斜齿轮的轴向重合度很大，图5或图6查得的值会很不恰当，而用计算值则趋于安全。铸铁 也是如此。

6直齿轮的K35nN值

表5斜齿轮的载荷修正系数f

<1的斜齿轮 K，按6.5.1确定的直齿轮的Kv和斜齿轮的K进行线性内插求得。参见式（35）

由式（36）计算Kc的K

时应考虑采用小齿轮与大齿轮中最差的精度等级

DB13／T 2083-2014标准下载7螺旋线载荷分布系数K和K