第 10 章齿轮传动

新疆大学专用作者：潘存云教授

第 10 章齿轮传动

§10-2 轮齿的失效形式及设计准则 §10-3 齿轮材料及选用原则

§10-6 齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择

§10-4 齿轮传动的计算载荷 §10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算

§10-8 标准圆锥齿轮传动的强度计算 §10-9 齿轮的结构设计 §10-10 齿轮传动的润滑

§10-1 概述

§10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算


作用：不仅用来传递运动、而且还要传递动力。要求：运转平稳、足够的承载能力。

分类

开式传动有简单防护罩，大齿轮浸入油池，润滑得到改善、适于非重要应用；

裸露、灰尘、易磨损，适于低速传动。

§10-1 概述

半开式传动闭式传动全封闭、润滑良好、适于重要应用。

按类型分

按装置型式分

按使用情况分

硬齿面齿轮（齿面硬度≤ 350HBS ）

直齿圆柱齿轮传动斜齿圆柱齿轮传锥齿轮传动人字齿轮传动

动力齿轮传动齿轮

按齿面硬度分软齿面齿轮（齿面硬度＞ 350HBS ）

以动力传输为主，常为高速重载或低速重载传动。

以运动准确为主，一般为轻载高精度传动。


齿轮传动的特点：▲ 传动效率高　 η 可达 99 ％；在常用的机械传动中，齿轮传动的效率为最高；

▲ 结构紧凑 ; 与带传动、链传动相比，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间一般较小；▲ 工作可靠，寿命长；与各类传动相比

▲ 传动比稳定 ; 　无论是平均值还是瞬时值。这也是齿轮传动获得广泛应用的原因之一；▲ 制造及安装精度要求高，价格较贵。与带传动、链传动相比

学习本章的目的本章学习的根本目的是掌握齿轮传动的设计方法，也就是要能够根据齿轮工作条件的要求，能设计出传动可靠的齿轮。设计齿轮 ---- 设计确定齿轮的主要参数以及结构形式。主要参数有：模数 m 、齿数 z 、螺旋角 β 以及压力角、齿高系数 h*

a 、径向间隙系数 c* 。


潘存云教授研制

§10-2 轮齿的失效形式及设计准则

轮齿折断一般发生在齿根处，严重过载突然断裂、疲劳折断。

一、轮齿的失效形式

失效形式



提高轮齿抗折断能力的措施：1 ）增大齿根过渡圆角半径，消除加工刀痕，减小齿根应力集中； 2 ）增大轴及支承的刚度，使轮齿接触线上受载较为均匀； 3 ）采用合适的热处理，使轮齿芯部材料具有足够的韧性；

4 ）采用喷丸、滚压等工艺对，对齿根表层进行强化处理。




齿面接触疲劳

齿面接触应力按脉动循环变化当超过疲劳极限时，表面产生微裂纹、高压油挤压使裂纹扩展、微粒剥落。点蚀首先出现在节线处，齿面越硬，抗点蚀能力越强。软齿面闭式齿轮传动常因点蚀而失效。

齿面点蚀


轮齿折断

失效形式



齿面点蚀齿面胶合

高速重载传动中，常因啮合区温度升高而引起润滑失效，致使齿面金属直接接触而相互粘连。当齿面向对滑动时，较软的齿面沿滑动方向被撕下而形成沟纹。

措施： 1. 提高齿面硬度 2. 减小齿面粗糙度

3. 增加润滑油粘度低速

4. 加抗胶合添加剂高速


轮齿折断

失效形式




齿面胶合齿面磨损

措施： 1. 减小齿面粗糙度2. 改善润滑条件，清洁环境

磨粒磨损跑合磨损

跑合磨损、磨粒磨损。

齿面点蚀


轮齿折断

失效形式


3. 提高齿面硬度



从动齿

主动齿

从动齿

主动齿

从动齿

主动齿

从动齿

主动齿

齿面胶合齿面磨损

齿面点蚀


轮齿折断

失效形式

齿面塑性变形


表面凸出表面凹陷


二、齿轮的设计准则 ▲ 保证足够的齿根弯曲疲劳强度，以免发生齿根折断。▲ 保证足够的齿面接触疲劳强度，以免发生齿面点蚀。

由工程实践得知：▲ 闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触疲劳强度为主。

▲ 对高速重载齿轮传动，除以上两设计准则外，还应按齿面抗胶合能力的准则进行设计。

▲ 闭式硬齿面或开式齿轮传动，以保证齿根弯曲疲劳强度为主。


一、对齿轮材料性能的要求齿轮的齿体应有较高的抗折断能力，齿面应有较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶合能力，即要求：齿面硬、芯部韧。

§10-3 齿轮材料及选用准则

常用齿轮材料

锻钢

铸钢

铸铁常作为低速、轻载、不太重要的场合的齿轮材料；

适用于高速、轻载、且要求降低噪声的场合。

非金属材料

二、常用齿轮材料钢材的韧性好，耐冲击，通过热处理和化学处理可改善材料的机械性能，最适于用来制造齿轮。

耐磨性及强度较好，常用于大尺寸齿轮。

含碳量为 (0.15~0.6)%的碳素钢或合金钢。一般用齿轮用碳素钢，重要齿轮用合金钢。



表 10-1 常用齿轮材料及其机械性能

材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度 (HBS)

σB / MPa σS / Mpa 齿芯部齿面HT250 250 170~241

HT300 300 187~255

HT350 350 197~269

QT500-5 500 147~241

QT600-2 600 229~302

ZG310-570 常化 580 320 156~217

ZG340-640 650 350 169~229

45 580 290 162~217

45 217~255 40~50HRC

40Cr 241~286 48~55HRC 调质后表

面淬火



续表 10-1 常用齿轮材料及其机械性能

材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度 (HBS)

σB / MPa σS / Mpa 齿芯部齿面ZG340~640 700 380 241~269

45 650 360 217~255 30CrMnSi 1100 900 310~360 35SiMn 750 450 217~269

38SiMnMo 700 550 217~269 40Cr 700 500 241~286 20Cr 650 400 300

20CrMnTi 1100 850 300

12Cr2Ni4 1100 850 320

35CrAlA 950 750 255~321 > 85HV

渗碳后淬火

调质

20Cr2Ni4 1200 1100 350

38CrMnAlA 1000 850 255~321 > 85HV 夹布胶木 100 25~35

调质后氮化 ( 氮化层 δ>0.3~0.5)


热处理方法

表面淬火渗碳淬火调质正火渗氮

一般用于中碳钢和中碳合金钢，如 45 、 40Cr 等。表面淬火后轮齿变形小，可不磨齿，硬度可达 52~56HRC ，面硬芯软，能承受一定冲击载荷。

1.表面淬火

---- 高频淬火、火焰淬火三、齿轮材料的热处理和化学处理

2. 渗碳淬火渗碳钢为含碳量 0.15~0.25% 的低碳钢和低碳合金钢，如 20 、 20Cr 等。齿面硬度达 56~62HRC ，齿面接触强度高，耐磨性好，齿芯韧性高。常用于受冲击载荷的重要传动。通常渗碳淬火后要磨齿。


调质一般用于中碳钢和中碳合金钢，如45、 40Cr、35SiMn等。调质处理后齿面硬度为： 220~260HBS 。因为硬度不高，故可在热处理后精切齿形，且在使用中易于跑合。

3. 调质

4. 正火正火能消除内应力、细化晶粒、改善力学性能和切削性能。机械强度要求不高的齿轮可用中碳钢正火处理。大直径的齿轮可用铸钢正火处理。

渗氮是一种化学处理。渗氮后齿面硬度可达 60~62HRC 。氮化处理温度低，轮齿变形小，适用于难以磨齿的场合，如内齿轮。材料为： 38CrMoAlA.

5. 渗氮


特点及应用：调质、正火处理后的硬度低， HBS ≤ 350，属软齿面，工艺简单、用于一般传动。当大小齿轮都是软齿面时，因小轮齿根薄，弯曲强度低，故在选材和热处理时，小轮比大轮硬度高 : 20~50HBS

表面淬火、渗碳淬火、渗氮处理后齿面硬度高，属硬齿面。其承载能力高，但一般需要磨齿。常用于结构紧凑的场合。


四、齿轮材料选用的基本原则 1) 齿轮材料必须满足工作条件的要求，如强度、寿命、可靠性、经济性等； 2)应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺； 3) 正火碳钢，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮；调质碳钢可用于在中等冲击载荷下工作的齿轮；

6)钢制软齿面齿轮，其配对两轮齿面的硬度差应保持在 30~50HBS 或更多。

4)合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮； 5) 航空齿轮要求尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢；


§10-4 齿轮传动的计算载荷　齿轮传动强度计算中所用的载荷，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷，即：

　实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误差的影响，载荷会有所增大，且沿接触线分布不均匀。接触线单位长度上的最大载荷为： L

KFKpp n

ca

K 为载荷系数，其值为： K＝ KA Kv Kα Kβ

L

Fp n

Fn 为轮齿所受的公称法向载荷。

式中： KA ─ 使用系数Kv ─ 动载系数

Kα─ 齿间载荷分配系数Kβ─ 齿向载荷分布系数


发电机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、螺旋输送机、轻型升降机、包装机、通风机、均匀密度材料搅拌机。不均匀传送的带式输送机或板式输送机、机床的主传动机构、重型升降机、工业与矿用风机、重型离心机、变密度材料搅拌机。橡胶挤压机、橡胶和塑料作间断的搅拌机、轻型球磨机、木工机械、钢坯初轧机、提升装置、单缸活塞泵等。挖掘机、重型球磨机、橡胶揉合机、破碎机、重型给水机、旋转式钻探装置、压砖机、带材冷轧机、压坯机等。

载荷状态

发电机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机

蒸汽机、燃气轮机

多缸内燃机

单缸内燃机

1.0 1.1 1.25 1.50

1.25 1.35 1.5 1.75

1.50 1.60 1.75 2.00

1.75 1.85 2.00 2.25 或更大

工作机器

均匀平稳

轻微冲击

中等冲击

严重冲击

原动机

注：表中所列值仅适用于减速传动，若为增速传动，应乘以 1.1 倍当外部的机械与齿轮装置间通过挠性件相连接时， KA 可适当减小。

表 10-2 使用系数 KA




动载系数Kv

1.8

1.6

1.4

1.2

1.0 0 10 20 30 40 50 m/s

Kv

十分精密的齿轮装置

10

8

7

6

9

表 10-3 齿间载荷分配系数 Kα

精度等级 II组 5 6 7 8 5级及更低KAFl/b ≥ 100N/mm <100N/mm

经表面应化的直齿轮 1.0 1.1 1.2

经表面应化的斜齿轮 1.0 1.1 1.2 1.4 ≥ 1.4

未经表面应化的直齿轮 1.0 1.1

未经表面应化的斜齿轮 1.0 1.1 1.2 ≥ 1.4

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

≥ 1.2≥ 1.2

≥ 1.2≥ 1.2


潘存云教授研制受力变形制造误差安装误差附加动载荷

轮齿变形和误差还会引起附加动载荷，且精度越低，圆周速度越高，动载荷越大。

载荷集中

Fn

b( )max Fn

b( )min

齿向载荷分布系数─ K

β

表 10-4 齿向载荷分布系数 K β


续表 10-4 齿向载荷分布系数 K β

K H β=1.05+0.26φ2d+0.10×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+0.6φ2d )φ2

d +0.10×10-3 b

K H β=1.11+0.18(1+6.7φ2d )φ2

d +0.15×10-3 b

K H β=0.99+0.31φ2d+0.12×10-3 b

K H β=0.99+0.31(1+0.6φ2d )φ2

d +0.12×10-3 b

K H β=0.99+0.31(1+6.7φ2d )φ2

d +0.12×10-3 b

K H β=1.05+0.26φ2d+0.16×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+0.6φ2d )φ2

d +0.16×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+6.7φ2d )φ2

d +0.16×10-3 b

精度等级

小齿轮相对支撑的布置

对称非对称悬臂

5

6

硬

齿

面

齿

轮

K Hβ≤ 1.34



K H β=1.0+0.31φ2d+0.19×10-3 b

K H β=1.0+0.31(1+0.6φ2d )φ2

d +0.19×10-3 b

K H β=1.0+0.31(1+6.7φ2d )φ2

d +0.19×10-3 b

K Hβ≤ 1.34

K Hβ> 1.34

K Hβ> 1.34

限制条件 K Hβ



K Hβ K Hβ

1.031.03

1.061.081.10

1.2

1.31.5

2

3456

1.031.03

1.061.081.10

1.2

1.31.5

2

3456

1.03 1.044 1.06 1.1 1.2 1.3 1.5 2 3 4

弯曲疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 K Fβ

b/h=

3

∞1264

K Fβ



改善齿向载荷不均匀的措施： 1 ）增大轴、轴承及支座的刚度；

5 ）轮齿修形（腰鼓齿）。4 ）尽可能避免悬臂布置；3 ）适当限制轮齿宽度；2 ）对称轴承配置；

b

(0.0005~0.001)b


潘存云教授研制潘存云教授研制

T1

1

12

d

TFt

cos/tn FF

tgFFF trr 21

圆周力：

径向力：法向力：小齿轮上的转矩：

mmNn

PPT

1

6

1

61 1055.910

P为传递的功率（KW）ω1---- 小齿轮上的角速度，n1---- 小齿轮上的转速 d1---- 小齿轮上的分度圆直径，α---- 压力角

各作用力的方向如图O2

ω2

（从动）

O1

N1

N2

tt

ω1

（主动）

T1

c

α

α

d12

d22

α Ft

FrFn

Fn

为了计算轮齿强度，设计轴和轴承，有必要分析轮齿上的作用力。§10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算

α

O2

O1

t t

ω1

（主动）

N1

N2

c

α

α

d12

Fn

一、轮齿受力分析



rb

O

30˚ 30˚

二、齿根弯曲疲劳强度计算假定载荷仅由一对轮齿承担，按悬臂梁计算。齿顶啮合时，弯矩达最大值。

h

Fn

F2

F1

S

γ

分量 F2 产生压缩应力可忽略不计，弯曲力矩： M=KFnhcosγ

危险界面的弯曲截面系数：6

2bSW

W

MF 0弯曲应力：

cos

cos62bs

hKFt

2

cos6

bs

hKFn

危险截面：齿根圆角 30˚ 切线两切点连线处。齿顶受力： Fn ，可分解成两个分力：

F1 = Fn cosγ F2 = Fn sinγ

---产生弯曲应力；--- -产生压应力，可忽略

Fn

A B

AB

σF

σF


MPazbm

YYKT

bmd

YKTF

SaFaFF ][

22

12

1

1

1

∵h和 S与模数 m相关，

1

10

2

bmd

YYKTY SaFa

SaFF

轮齿弯曲强度计算公式：

故 YFa 与模数 m无关。

弯曲应力：

cos)(

cos)(6

2

msmh

bm

KFt mbd

YKT Fa

1

12

W

MF 0

cos

cos62bs

hKFt

对于标准齿轮 , YFa 仅取决于齿数 Z ，取值见下页图。

cos)(

cos)(6

2

msmh

YFa – 齿形系数

σF0 ---- 理论弯曲应力，考虑齿根处应力集中的影响：



10-5 齿形系数 YFa 以及应力校正系数 YSa

YFa 2.97 2.91 2.85 2.8 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 2.53

YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 1.62

YFa 2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.2 2.18 2.14 2.12 2.0

YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 1.62

Z(Zv) 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29

Z(Zv) 30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150 200 ∞

注： 1)基准齿形的参数为 α =20˚ 、 h*a=1 、 C*=0.25 、 ρ =0.38m (m- 模数 )

2) 对内齿轮：当 α =20˚ 、 h*a=1 、 C*=0.25 、 ρ =0.15m 时，

齿形系数： YFa =2.053 ;

应力校正系数： YSa =2.65




3.73.63.53.43.33.23.13.02.92.82.72.62.52.42.32.22.12.01.91.81.7

3.73.63.53.43.33.23.13.02.92.82.72.62.52.42.32.22.12.01.91.81.7

11 12 13 14 15 16 18 20 25 30 40 50 100 400

齿形系数– YF

计算根切极限实际

根切极限

标准齿轮


注意：计算时取：较大者，计算结果应圆整 ,

且 m≥ 1.5

一般 YF1 ≠ YF2 ， [σF1 ] ≠ [σF2]

引入齿宽系数： ψd=b/d1

mm][zψ

YYKTm

Fd

SaFa3

21

12

得设计公式：

][ 1

1

F

FY

][ 2

2

F

FY

在满足弯曲强度的条件下可适当选取较多的齿数，以使传动平稳。

MPazbm

YYKTF

SaFaF ][

2

12

1

代入： d1 = m z1



齿轮强度计算是根据齿轮可能出现的失效形式来进行的。在一般闭式齿轮传动中，轮齿的失效主要是齿面接触疲劳点蚀和轮齿弯曲疲劳折断。齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，而齿面的最大接触应力可近似用赫兹公式进行计算。

三、齿面接触疲劳强度计算

2

22

1

21

21

11

11

EEL

FnH

2

sin111

dCN

2

sin222

dCN

赫兹公式：

“+” 用于外啮合，“ -” 用于内啮合实验表明：齿根部分靠近节点处最容易发生点蚀，故取节点处的应力作为计算依据。节圆处齿廓曲率半径：

齿数比 : u= z2 /z1 = d2 /d1 = ρ2 /ρ1 ≥ 1

21

12

21

)(11

sin

)(2

21

12

dd

dd

1

sin

21

1du

u

O2

ω2

（从动）

O1

N1

N2

tt

ω1

（主动）

T1

c

α

α

d12

d22

α

Cρ1

ρ2



2

22

1

21 11

11

EE

ZE 令

----弹性影响系数

cost

n

FF 节点处，载荷由一对轮齿来承担： cos

2

1

1

d

T

将 ZE 和 Fn代入赫兹公式

表 10-6 弹性影响系数 ZE (Mpa)1/2

弹性模量 EMPa

齿轮材料

配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑料

1.18×104 17.3×104 20.2×104 20.6×104 0.785×104

锻钢 162.0 181.4 188.9 189.8 56.4

铸钢 161.4 180.5 188.0 ---- ----

球墨铸铁 156.6 173.9 ---- ---- ----

灰铸铁 143.7 ---- ---- ---- ----

注：表中所列夹布塑料的泊松比 μ 为 0.5 ，其余材料的 μ 均为 0.3


代入赫兹公式得： E11

1H

1

sin

2

cos

2Z

u

u

dbd

KT


sincos

2H Z令 ----区域系

数齿面接触疲劳强度校核公式： ][

125.2 H2

1

1H

u

u

bd

KTZE

得设计公式： 3

2

11 ][

132.2

H

E

d

Z

u

uKTd

标准齿轮： ZE=2.5

模数 m 不能成为衡量齿轮接触强度的依据。

注意：因两个齿轮的 σH1= σH2 ，故按此强度准则设计齿轮传动时，公式中应代入 [σH] 1 和 [σH] 2 中较小者。


用设计公式初步计算齿轮分度圆直径 d1( 或模数 m)

时，因载荷系数中的 KV 、 Kα 、 Kβ 不能预先确定，故可先试选一载荷系数 Kt 。算出 d1t( 或 mnt ）后，用 d1t

再查取 KV 、 Kα 、 Kβ 从而计算 Kt 。若 K 与 Kt 接近，则不必修改原设计。否则，按下式修正原设计。

3

tt11 K

Kdd 3

tntn K

Kmm

3

2

11 ][

132.2

H

E

d

Z

u

uKTd

弯曲强度设计公式： mm][zψ

YYKTm

Fd

SaFa3

21

12

接触强度设计公式：


齿轮传动设计时，按主要失效形式进行强度计算，确定主要尺寸，然后按其它失效形式进行必要的校核。软齿面闭式齿轮传动：按接触强度进行设计，按弯曲强度校核：

硬齿面闭式齿轮传动：按弯曲强度进行设计，按接触强度校核 :

开式齿轮传动：按弯曲强度设计。其失效形式为磨损，点蚀形成之前齿面已磨掉。

mmZ

u

uKTd

H

E

d

3

2

11 ][

132.2

MPa

zbm

YYKTF

SaFaF ][

2

12

1

mm][zψ

YYKTm

Fd

SaFa3

21

12

MPa

u

u

bd

KTZE ][

125.2 H2

1

1H

mm][zψ

YYKTm

Fd

SaFa3

21

12


一、齿轮传动设计参数的选择 1．压力角的选择2．齿数的选择

一般，闭式齿轮传动 : z1=20~40

3．齿宽系数 d 的选择

当 d1已按接触疲劳强度确定时，

z1↑m↓

重合度↑ →传动平稳

抗弯曲疲劳强度降低齿高 h ↓→切削量↓ 、滑动率↓

因此，在保证弯曲疲劳强度的前提下，齿数选得多一些好！

d ↑ → 齿宽 b ↑ → 强度↑ ，但 d 过大将导致 Kβ↑

一般情况下取 =20°

d 的选取可参考齿宽系数表

§10-6 齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择

开式齿轮传动 : z1=17~20 z2=uz1

4．齿宽 b 大齿轮： b= d d1 , 大齿轮： b1=b+(5~10) mm


说明： 1) 大小齿轮皆为硬齿面时， d 应取小值，否则取大值； 2)括号内的数值用于人字齿轮； 3 ）机床中的齿轮，若传递功率不大时， d 可小到 0.2

4)非金属齿轮可取： d =0.5~1.2

表 10-7 圆柱齿轮的齿宽系数表 d =b/d1

装置状况两支撑相对小齿轮对称布置

两支撑相对小齿轮非作对称布置悬臂布置

d 0.9~1.4 (1.2~1.9) 0.7~1.5 (1.1~1.65) 0.4~0.6

二、齿轮传动的许用应力 MPa

S

KN lim][ 许用接触应力：

σlim ---- 接触疲劳极限 , 由实验确定 ,

S ---- 疲劳强度安全系数，查表 10-4 确定。K N---- 寿命系数，可查图求得。


表 10-7 安全系数 SH 和 SF

SH

SF

安全系数软齿面（ HBS≤ 350 ）

硬齿面（ HBS> 350 ）

重要的传动、渗碳淬火齿轮或铸

造齿轮1.0~1.1

1.3~1.4

1.1~1.2

1.4~1.6 1.6~2.2

1.3


弯曲疲劳寿命系数 KN

3.0

2.5

2.01.81.6

1.4

1.2

1.00.80.7 103 104 105 106 107 108 109 1010

N

KFN


调质钢、珠光体、贝氏体球铁、可锻铸铁N0

渗碳淬火钢、表面淬火钢

N0

氮化钢、铁素体球铁、结构钢、灰铸铁N0

氮碳共渗调质钢

N0


600

400

0

200

100 200 300 HBS

σ FE

(MP

a)

球墨铸铁黑色可锻铸铁灰铸铁

ME

MEMQML

MQ=ML

ME

MQ=ML

铸铁材料的 σFE

600

400

0

200σ FE

(MP

a)

100 200 HBS

正火钢的 σFE

ME

ME

ML=MQlML=MQl

正火处理的铸钢正火处理的结构钢

调质钢的 σFE

合金调质钢碳钢调质合金铸钢调质碳素铸钢调质

100 200 300 400 HBS

600

400

200

σ FE

(MP

a) 800

1000

ML

MEMQ

ML

ME

MQ

MQ=ML

MQ=ML σ FE

(MP

a)

渗碳淬火钢及表面硬化钢的 σFE

600

400

200

800

1000

1200

450 500 600 700 800 HVI

50 55 60 65 HRC

ME

MQ

ML

ME

MQ

ML

渗碳淬火钢表面硬化钢


灰铸铁的疲劳极限应力

σ Hli

m (M

Pa)

500

400

200

600

700

100 200 300 HBS

300

ME

MQ=ML

铸铁材料的疲劳极限应力

σ Hli

m (M

Pa)

500

400

600

700

100 200 300 HBS300

ME

MQ=ML

ME

MQ=ML

球墨铸铁黑色可锻铸铁

氮化及氮碳共渗调质钢的

σ FE

(MP

a)600

400

200

800

1000

1200

300 400 500 600 700 800 900 HVI30 35 40 45 50 55 60 65 HRC

调质、气体氮化处理的氮化钢（不含铝）调质、气体氮化处理的调质钢调质或正火、碳氮共渗处理的调质钢

ME

MQ

ML

ME

MQ

ML

ME=MQ

ML


正火处理的结构钢和铸钢的疲劳极限应力

σ Hli

m (M

Pa)

500

400

600

200

100 150 200 250 HBS

300

正火处理的结构刚正火处理的铸刚

ME

ME

ML=MQ

ML=MQ

调质处理钢的疲劳极限应力

合金调质刚碳钢调质

合金铸刚调质碳钢铸钢调质

MEME

MQ=ML

ML=MQ

MX

ME

MQ

ML

MEML

MQ

500

400

600

250300

700

800

900

1000

1100

σ FH

lim

(MP

a)

100 200 300 400 HBS


渗氮及氮碳共渗调质钢的

1200

1300

600

1500

1400

700

800

900

1000

1100

σ FH

lim

(MP

a)


300 400 500 600 700 800 900HVI

35 35 40 45 50 55 60 65 HRC

MQ

调质 -气体渗氮处理的渗氮钢调质或正火 -氮碳共渗处理的调质钢调质 -气体渗氮处理的调质钢

ME=MQ

MQ

ME

ML

ML

ML

ME


400 500 600 700 800 HVI

1200

1300

1600

1500

1400

1700

800

900

1000

1100

σ FH

lim

(MP

a)

MQ

ME

ML

MQ

ME

ML

渗碳合金钢火焰或感应淬火钢

渗碳淬火钢和表面淬火钢的疲劳极限应力


三、齿轮传动的精度等级制造和安装齿轮传动装置时，不可避免会产生齿形误差、齿距误差、齿向误差、两轴线不平行误差等。 .误差的影响：

1.转角与理论不一致，影响运动的不准确性；2.瞬时传动比不恒定，出现速度波动，引起震动、冲击和噪音影响运动平稳性；3.齿向误差导致轮齿上的载荷分布不均匀，使轮齿提前损坏，影响载荷分布的不均匀性。国标 GB10095-88给齿轮副规定了 12个精度等级。其中 1级最高， 12级最低，常用的为 6~9级精度。按照误差的特性及它们对传动性能的主要影响，将齿轮的各项公差分成三组，分别反映传递运动的准确性，传动的平稳性和载荷分布的均匀性。精度选择是以传动的用途，使用条件，传递功率，圆周速度等为依据来确定。




7-6-6-XX

8-7-7-XX

6-5-5-XX

7-6-6-XX

圆柱齿轮传动 0 20 40 60 80 100

400

300

200

100

0

Pca

(N/m

m)

v(m/s)

圆锥齿轮传动 0 20 40 60 80 100

400

300

200

100

0

Pca

(N/m

m)

v(m/s)

机器名称精度等级机器名称精度等级

汽轮机 3~6 拖拉机 6~8

切削机床 3~8 通用减速器 6~8

航空发动机 4~8 锻压机床 6~9

轻型汽车 5~8 起重机 7~10

载重汽车 7~9 农机 8~11

注：主传动齿轮或重要齿轮传动，选靠上限；辅助齿轮传动或一般齿轮传动，居中或靠下限选择。

表 10-8 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围




四、直齿圆柱齿轮设计的步骤

选择齿轮的材料和热处理

选择齿数，选齿宽系数 d

初选载荷系数 (如 Kt=1.2)

按接触强度确定直径 d1

计算得 mH=d1/z1

按弯曲强度确定模数 mF

确定模数 mt=max{mH ,mF}

计算确定载荷系数 K= KAKvKαKβ

修正计算模数 3 / tt KKmm

m 模数标准化计算主要尺寸： d1=mz1

d2=mz2 …计算齿宽： b=d d1

确定齿宽： B2=int(b) B1= B2+(3~5)mm

开始


齿轮传动设计时，按主要失效形式进行强度计算，确定主要尺寸，然后按其它失效形式进行必要的校核。软齿面闭式齿轮传动：按接触强度进行设计，按弯曲强度校核：

硬齿面闭式齿轮传动：按弯曲强度进行设计，按接触强度校核 :

开式齿轮传动：按弯曲强度设计。其失效形式为磨损，点蚀形成之前齿面已磨掉。

MPazbm

YKTF

FF ][

2

121

][)1(

3352

13

HH uba

KTu

mm][)z(uψ

YKTm

Fα

F

21

1

1

4

mmu

KTua

aH

3 1

2

][

335)1(

mm][)z(uψ

YKTm

Fα

F

21

1

1

4





d1

2

β

F’

F’

β

βF’

§10-7 斜齿圆柱齿轮传动的强度计算一、轮齿上的作用力

ω1

T1

1

12

d

TFt tgFF ta

cos

ntr

tgFF 圆周力：径向力：轴向力：

轮齿所受总法向力 Fn 可分解为三个分力 :

圆周力 Ft 的方向在主动轮上与运动方向相反，在从动论上与运动方向相同；径向力指向各自的轴心；轴向力的方向由螺旋方向和轮齿工作面而定。

Fr

Ft

Ft

长方体底面

长方体对角面即轮齿法面

F’=Ft /cosβ

Fr = F’ tgαn

αn

Fr Fn

F’

αn

Fn

cFa

Fa



αt

rb1

ra1

r1

r2 rb2

ra2O2

O1

由于 Fa tan∝ ，为了不使轴承承受的轴向力过大，螺旋角不宜选得过大，常在之间选择。二、计算载荷

εαpbt

εαpbt

L--- 为参与啮合接触线长度之和。

对于直齿轮， L=b。对于斜齿轮，为右图中接触区内几条实线长度之和。不断变化

近似计算公式：bcos

bL

btb

α

tnca

coscoscos

b

KF

L

KFp 代入得：

tα

t

cosbKF

εα ----端面重合度

=8º～ 20º

计算方法与直齿轮相同，

βb

pbt

bp a

载荷系数 K： K＝ KA Kv Kα Kβ

L

KFp n

ca 单位长度上的载荷：


使用系数 KA

载荷系数 K： K＝ KA Kv Kα Kβ


载荷状态



多缸内燃机

单缸内燃机

1.0 1.1 1.25 1.50

1.25 1.35 1.5 1.75

1.50 1.60 1.75 2.00

1.75 1.85 2.00 2.25 或更大

工作机器

均匀平稳

轻微冲击

中等冲击

严重冲击

原动机


表 10-2




1.8

1.6

1.4

1.2

1.0 0 10 20 30 40 50 m/s


10

8

7

6

Kv

9

表 10-3 齿间载荷分配系数 Kα

精度等级 II组 5 6 7 8 5级及更低KAFl/b ≥ 100N/mm <100N/mm

经表面应化的直齿轮 1.0 1.1 1.2

经表面应化的斜齿轮 1.0 1.1 1.2 1.4 ≥ 1.4

未经表面应化的直齿轮 1.0 1.1

未经表面应化的斜齿轮 1.0 1.1 1.2 ≥ 1.4

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

K Hα

K Fα

≥ 1.2≥ 1.2

≥ 1.2≥ 1.2


表 10-4 齿向载荷分配系数 K β

K H β=1.11+0.18φ2d+0.15×10-3 b

K H β=1.11+0.18(1+0.6φ2d )φ2

d +0.15×10-3 b

K H β=1.11+0.18(1+6.7φ2d )φ2

d +0.15×10-3 b

K H β=1.12+0.18φ2d+0.23×10-3 b

K H β=1.12+0.18(1+0.6φ2d )φ2

d +0.23×10-3 b

K H β=1.12+0.18(1+6.7φ2d )φ2

d +0.23×10-3 b

K H β=1.15+0.18φ2d+0.31×10-3 b

K H β=1.15+0.18(1+0.6φ2d )φ2

d +0.31×10-3 b

K H β=1.15+0.18(1+6.7φ2d )φ2

d +0.31×10-3 b

精度等级





6

7

8

调

质

齿

轮

K β


续表 10-4 齿向载荷分配系数 K β

K H β=1.05+0.26φ2d+0.10×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+0.6φ2d )φ2

d +0.10×10-3 b

K H β=1.11+0.18(1+6.7φ2d )φ2

d +0.15×10-3 b

K H β=0.99+0.31φ2d+0.12×10-3 b

K H β=0.99+0.31(1+0.6φ2d )φ2

d +0.12×10-3 b

K H β=0.99+0.31(1+6.7φ2d )φ2

d +0.12×10-3 b

K H β=1.05+0.26φ2d+0.16×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+0.6φ2d )φ2

d +0.16×10-3 b

K H β=1.05+0.26(1+6.7φ2d )φ2

d +0.16×10-3 b

精度等级



5

6

硬

齿

面

齿

轮

K Hβ≤ 1.34



K H β=1.0+0.31φ2d+0.19×10-3 b

K H β=1.0+0.31(1+0.6φ2d )φ2

d +0.19×10-3 b

K H β=1.0+0.31(1+6.7φ2d )φ2

d +0.19×10-3 b

K Hβ≤ 1.34

K Hβ> 1.34

K Hβ> 1.34

限制条件 K Hβ




斜齿圆柱齿轮传动的强度计算是按轮齿的法面进行的，其基本原理与直齿轮相同。但是，斜齿轮的重合度大，同时啮合的轮齿较多，轮齿的接触线是倾斜的，在法面内斜齿轮的当量齿轮的分度圆半径较大，因此斜齿轮的接触强度和弯曲强度较直齿轮低。

三、齿根弯曲疲劳强度计算

Yfa -- 齿形系数；

按当量齿轮计算强度：潘存云教授研制

斜齿轮齿面上的接触线为一斜线。轮齿的失效形式 : 局部折断

Fαn

SaFatF

bm

YYYKF

YSa-- 应力校正系数；

Yβ -- 螺旋角影响系数。



10-5 齿形系数 YFa 以及应力校正系数 YSa

YFa 2.97 2.91 2.85 2.8 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 2.53

YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 1.62

YFa 2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.2 2.18 2.14 2.12 2.0

YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 1.62

Z(Zv) 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29

Z(Zv) 30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150 200 ∞

注： 1)基准齿形的参数为 α =20˚ 、 h*a=1 、 C*=0.25 、 ρ =0.38m (m- 模数 )

2) 对内齿轮：当 α =20˚ 、 h*a=1 、 C*=0.25 、 ρ =0.15m 时，

齿形系数： YFa =2.053 ;

应力校正系数： YSa =2.65



Yβ

1.00

0.90

0.80

0.75

0 10˚ 20˚ 30˚ 40˚ β

螺旋角影响系数 Yβ

0.1

0.3

0.50.60.70.80.9

0.2

0.4

≥1

εβ=0




Yfa -- 齿形系数；YSa –应力校正系数；Yβ -- 螺旋角影响系数。

按当量齿轮计算强度：

斜齿轮齿面上的接触线为一斜线。轮齿的失效形式 : 局部折断

Fαn

SaFatF

bm

YYYKF

设计计算公式：

3

F

SaFa

α21d

21

n

cos2

YY

z

YKTm



基圆柱

u

u

d

1

sin

cos21

t1

b

Σ

齿廓曲面四、齿面接触疲劳强度计算　斜齿轮齿面接触强度仍以节点处的接触应力为代表，将节点处的法面曲率半径 n代入计算。法面曲率半径以及综合曲率半径有以下关系为：

n2n1Σ

111

βb

法面曲率半径 :

啮合平面( 发生面 )

ρnρt

P

综合曲率半径 :

参照直齿轮齿面接触疲劳强度计算公式，并引入根据上述关系后可得：

校核计算公式： HHEα1

tH

1

zzu

u

bd

KF

βb

b

tn cos2

sin

d

b

tn cos

区域系数tt

bZ

sincos

cos2H

其中： ZE----弹性影响系数

选取图在下页




2.5

2.4

2.3

2.2

2.1

2.0

1.90 5 10 15 20 25 30 35 40 45 β˚

ZE

得设计计算公式：

3

2

H

HE

αd

11

12

zz

u

uKTd

斜齿轮的区域系数 ZE 按下图选取：


强调协齿轮的 [σ ]H 与直齿轮不同！



特别注意：斜齿轮的 [σH] 取法与直齿轮不同！原因分析：

e1

P

e2即使大齿轮的齿根部分 e2P段出现点蚀，而导致载荷向齿顶面 e1

P段转移，只要不超出承载能力，大齿轮的齿顶面和小齿轮的齿面也不会出现点蚀而导致的传动失效。

在同一齿面上会出现齿顶面与齿根面同时参与啮合的情形。

因小齿轮材质好，齿面硬度高而不易点蚀

曲率半径大

强度同时取决于大齿轮和小齿轮。

当 [σH] >1.23 [σH] 2 ，应取 [σH] =1.23 [σH] 2 ， [σH] 2 为软齿面的许用接触应力。

3) 齿顶面比齿根面具有较高的接触疲劳强度。

1) 斜齿轮的的接触线是倾斜的；2) 小齿轮比大齿轮的接触疲劳强度要高 ;

近似公式： [σH] =（ [σH] 1 + [σH] 2 ） / 2



dm 是平均分度圆直径

R

b

R

bR5.01

5.0

2

12

1

ud

　强度计算时，是以锥齿轮齿宽中点处的当量齿轮作为计算时的依据。

§11-8 直齿圆锥齿轮传动

对轴交角为 90º 的直齿锥齿轮传动：

一、设计参数大端参数为标准值，

212

1

1

2

1

2 cot tgd

d

d

d

z

zu

m

m

2

2

2

1

22

ddR

R

bR

d

d

d

d 5.0

2

2m

1

1m

锥距：

当量齿轮的锥距： Rm=R-0.5b 两个三角形相似

令 R=b/R 为齿宽系数，设计中常取 :　则有： )5.01( Rm dd

R =0.25~0.35

R

d1

d2

B

B/2

δ1 δ2

R-0.5b

dm2

dm

1



2

2

1

1

2

cos

cosu

z

z

2

1

1

2

cos

cos

z

zuv

cosm

mv m

dz m

vv m

rz

2

R

d1

d2

B

B/2

δ1 δ2

R-0.5b

dm2

dm

1

δ1

δ2

αa

o1

o2

1

11 cos2

mv

dr

2

22 cos2

mv

dr

当量齿轮分度圆直径：

o1

o2

m

vv m

dz

1

2

v

vv z

zu

当量齿轮的齿数：

cos

z

当量齿轮的齿数比：

为了保证不根切，应有： Zv≥17 平均模数： )5.01( Rm mm



δ

dm1

2

c

Ft 的方向在主动轮上与运动方向相反，在从动论上与运动方向相同；1

12

mt d

TF

111 coscos' tgFFF tr

圆周力：

径向力：

轴向力：轴向力 Fa 的方向对两个齿轮都是背着锥顶。

sintgFF ta

轮齿所受总法向力 Fn 可分解为三个分力 :

ω1

T1

Ft

Fa

Fr

F’Fn

Ft

F’Fr

Fa

tgFF t'

sinδ1=cosδ2cosδ1=sinδ2

径向力指向各自的轴心；

当δ1+δ2 = 90˚ 时，有：

Ft1 =Fa2

Fa1 =Ft2

于是有：

Fn

α

α

α

δ δ

二、轮齿受力分析



一对直齿圆锥齿轮传动与其当量齿轮的强度近似相等。可直接套用直齿轮的计算公式，代入当量齿轮参数。

MPabm

YYKFF

m

SaFatF ][

载荷系数 K的计算： K＝ KA Kv Kα Kβ

取： Kα ＝ 1 KA见下页



载荷状态



多缸内燃机

单缸内燃机

1.0 1.1 1.25 1.50

1.25 1.35 1.5 1.75

1.50 1.60 1.75 2.00

1.75 1.85 2.00 2.25 或更大

工作机器

均匀平稳

轻微冲击

中等冲击

严重冲击

原动机


表 10-2 使用系数 KA



-- 轴承系数动载系数 Kv 按比直齿轮低一级精度选取。齿间载荷分配系数： KFβ ＝ KFβ ＝ 1.5 KFβbe

飞机、车辆 1.00 1.10 1.25 工业、船舶 1.00 1.25 1.50

两者都是两端支承一个两端支承一个悬臂都是悬臂应用小轮和大轮的支承

表 10-9 轴承系数 Kfβbe

1.8

1.6

1.4

1.2

1.0 0 10 20 30 40 50 m/s


10

8

7

6

Kv

9 8


1

1t )5.01(

2

zm

TF

R

1

1t

2

zm

TF

m

2

12

1

umzR

MPabm

YYKFF

m

SaFatF ][

代入 )5.01( Rm mm

由 Rb /R

得： RRb

代入得设计公式： 1

1t

2

md

TF 又

3

F

SaFa

221

2RR

1

15.01

4

YY

uz

KTm

MPabm

YYKFF

R

SaFatF ][

)5.01(

得校核公式：

2

12

1

udR


)1

1(sin

cos21

vm

1

1ud

sin

2

sin

21

11 vvv dud

四、齿面接触疲劳强度计算综合曲率为：

21 vv

111

利用赫兹公式，并代入齿宽中点处的当量齿轮相应参数，可得锥齿轮齿面接触疲劳强度计算公式如下：

H3

12

RR

1EH

5.015

ud

KTZ校核计算公式：

3 2

RR

12

H

E1

5.01)(92.2

u

KTZd

设计计算公式：

计算所得模数me ,应圆整为标准值。锥齿轮模数（ GB12368-90 ） mm

… 1 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3

3.25 3.5 3.75 4 4.5 5 6 6.5 7 8 9 10…

直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度，仍按齿宽中点处的当量圆柱齿轮计算。


§10-9 齿轮的结构设计

由强度计算只能确定齿轮的主要参数：如齿数 z、模数 m 、齿宽 B 、螺旋角、分度圆直径 d 等。

方法：经验设计为主即在综合考虑齿轮几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等　各方面因素的基础上，按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，再根据推荐的经验数据进行结构尺寸计算。

齿轮结构设计的内容：主要是确定轮缘，轮辐，轮毂等结构形式及尺寸大小。

其它尺寸由结构设计确定

一、概述






直径较小的钢质齿轮，当齿根圆直径与轴径接近时，可以将齿轮与轴做成一体，称为齿轮轴。否则可能引起轮缘断裂。

1. 齿轮轴二、常见的结构形式

e

圆柱齿轮： e < 2 mt

e

圆锥齿轮： e <1.6 mt


圆锥齿轮轴圆柱齿轮轴

2. 实心齿轮



dh=1.6 ds ; lh=(1.2.~1.5) ds ,并使 lh ≥b c=0.3b ; δ=(2.5.~4) mn ,但不小于 8 mm d0 和 d 按结构取定，当 d 较小时可不开孔

3. 腹板式齿轮


d

d0

b

d s

d hd a

斜度 1:10

lh

δ

c



3. 腹板式齿轮

dh=1.6 ds ; lh=(1.2.~1.5) ds ,并使 lh ≥b c=0.3b ; δ=(2.5.~4) mn ,但不小于 8 mm d0 和 d 按结构取定。


b

d s

d hd a

斜度 1:10

lh

δ

c


适用于中型尺寸的齿轮。




dh= 1.6 ds ; lh= (1.2.~1.5) ds

c= (0.2~0.3)b ; ∆ = (2.5~4) me ; 但不小于 10 mm d0 和 d 按结构取定


d

d0

R

b

d sd h d a

lh

斜度 1:10

∆ 3. 腹板式齿轮



d0

d

∆

R

b

d sd h d a

lh

斜度 1:20

dh=( 1.6~1.8) ds ; lh= (1.2.~1.5) ds

c= (0.2~0.3)b ; s=0.8c;∆ = (2.5~4) me ; 但不小于 10 mm d0 和 d 按结构取定



dh= 1.6 ds ( 铸钢 ) ; dh=1.6 ds ( 铸铁 ) lh= (1.2.~1.5) ds ,并使 lh ≥b c= 0.2b ; 但不小于 10 mm δ= (2.5.~4) mn ,但不小于 8 mm h1 = 0.8 ds ; h2 = 0.8 h1 ; s = 1.5 h1 ; 但不小于 10 mm e = 0.8 ds ; h2 = 0.8 h1


b

d s

d hd a

斜度 1:20

c

δ

lh

h1

e

e

h

2

s

4. 轮辐式齿轮

这种结构适用于大型尺寸的齿轮。


油池润滑采用惰轮的油池润滑喷油润滑

§10-10 齿轮传动的润滑和效率

润滑方式：开式及半闭式或低速齿轮传动常采用人工定期润滑。可用润滑油或润滑脂。闭式齿轮传动的润滑方式由圆周速度 v 确定。当 v≤ 12 m/s时，采用油池润滑。当 v > 12 m/s时，采用油泵喷油润滑。

润滑的目的：齿轮传动时，齿面间产生摩擦和磨损，增加能量消耗。润滑的目的：减少摩擦磨损、散热和防锈蚀。

齿轮传动时，相啮合的齿面间有相对滑动，因此就会产生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率。


高速齿轮传动采用喷油润滑的理由： 1)v过高，油被甩走，不能进入啮合区；2) 搅油过于激烈，使油温升高，降低润滑性能；3) 搅起箱底沉淀的杂质，加剧轮齿的磨损。

润滑剂的选择：　齿轮传动常用的润滑剂为润滑油或润滑脂。选用时，应根据齿轮的工作情况（转速高低、载荷大小、环境温度等），选择润滑剂的粘度、牌号。

表 10-11 齿轮传动润滑油粘度荐用值

塑料、铸铁、青铜

齿轮材料强度极限圆周速度 v (m/s)

运动粘度 v/cSt（ 40℃ ）

渗碳或表面淬火钢

钢

350

5~12.5 12.5 ~25 >252.5~51~2.50.5~1<0.5

220 150 100 80 55

450~1000

1000~1250

1250~1580

500 350 220 150 100 80

500 500 350 220 150 100

900 500 500 350 220 150

55

80

100


表 10-12 齿轮传动常用的润滑剂名称牌号运动粘度 v/cSt(40˚ ) 应用

全损耗系统用油(GB/T443-1989)

工业齿轮用油(SY1172-88)

中负荷工业齿轮油(GB/T5903-86)

普通开式齿轮油(SY1232-85)

L-AN46 41.4~50.6L-AN68 61.2~74.8L-AN100 41.4~110.0

68 61.2~74.8100 90~110150 135~165220 198~242320 288~352460 414~506

68 61.2~74.8100 90~110150 135~165220 198~242320 288~352

68 60~75100 90~110150 135~165

100℃

适用于对润滑油无特殊要求的锭子、轴承、齿轮和其它低负荷机械等部件的润滑。

适用于工业设备的润滑

适用于煤炭、水泥和冶金等工业部门的大型闭式齿轮传动装置的润滑。

主要适用于开式齿轮、链条和钢丝绳的润滑。


续表 10-12 齿轮传动常用的润滑剂名称牌号运动粘度 v/cSt(40˚ ) 应用

120 110~130

150 130~170

200 180~220

250 230~270

300 280~320

350 330~370

硫—磷型极压工业齿轮用油

钙钠基润滑脂(ZBE 86001-88)

石墨钙基润滑脂(ZBE 36002-88)

ZNG-2

ZNG-3

适用于 80~100，有水分或较潮湿的环境中工作的齿轮传动，但不适于低温工作情况。

适用于经常处于边界润滑的重载、高冲击的直、斜齿轮和蜗轮装置及轧钢机齿轮。

适用于起重机底盘的齿轮传动、开式齿轮传动、需耐潮湿处。

ZG-S


齿轮传动的损耗：

表 10-13 齿轮传动的平均效率

圆柱齿轮圆锥齿轮

传动装置 6级或 7级精度的闭式传动

8级精度的闭式传动开式传动

0.98

0.97

0.97

0.96 0.93

0.95

啮合中的摩擦损耗；搅动润滑油的油阻损耗；轴承中的摩擦损耗。

第 10 章 齿轮传动

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第 10 章齿轮传动