齿轮接触疲劳强度试验方法
轮齿弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度-(机械设计齿轮传动章节课件2)-2020329
（10-8），同时引入载荷系数
KH（见下一页），可得：
=
4 −
3
（公式10-9）
1 ± 1
2
=
1
1 ± 1
1
齿轮传动的计算
上式中：
-接触疲劳强度计算的载荷系数， = ，即PPT一开始提到的4个载荷系数；
载荷分布系数Kβ。
= α
（公式10-2）
齿轮传动的计算
1，使用载荷系数KA
是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。这种附加载荷取决
于原动机和从动机械的特性、联轴器类型以及运动状态等。KA的实用值应针
对设计对象，通过实践确定。
1），原动机包括：电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机；蒸汽机、燃气轮机液压装置；
当接触位置连续改变时，显然对于零件上任一点处的接触应力只能在材料许用接触应力的范围内改变，因此接触变应
力是一个脉动循环变应力。在做接触疲劳计算时，极限应力也应是一个脉动循环的极限接触应力。
接触应力也称为赫兹应力，是为了纪念首先解决接触应力计算问题的科学家赫兹（H.Hertz）。
齿轮传动的计算
+用于外啮合
多缸内燃机；单缸内燃机。
2），载荷状态分为：均匀平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击。
工作状态外在因素越恶劣， KA的取值越大。
齿轮传动的计算
使用载荷系数KA
原动机
载荷状态
工作机器
电动机、均匀运转的
蒸汽机、燃气轮机
蒸汽机、燃气
轮机液压装置
多缸内燃机
单缸内燃机
均匀平稳
发动机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、
① 按齿面接触的疲劳强度设计
① 按齿面接触的疲劳强度设计齿轮是一种常见的传动装置，不仅广泛应用于机床、汽车、船舶、飞机等工业领域，也被用于农业机械和家用电器等领域。
齿轮的设计需要综合考虑多种因素，其中疲劳强度是一项重要的考虑因素。
本文主要讨论按齿面接触的疲劳强度设计。
1. 齿轮疲劳破坏的原因齿轮在长时间使用过程中，可能会发生疲劳破坏，主要原因有以下三点。
1.1 循环载荷作用循环载荷是齿轮疲劳破坏的主要原因之一。
齿轮在运行过程中，由于受到循环载荷的作用，导致齿表表面和内部产生裂纹，最终导致齿轮疲劳破坏。
1.2 齿面接触疲劳齿轮在运行过程中，齿面之间不断摩擦接触，产生接触疲劳。
长时间的齿面摩擦作用会导致齿面磨损和裂纹，从而加速齿轮的疲劳破坏。
1.3 齿轮微小杂质齿轮制造过程中，可能会留下一些微小的杂质，这些杂质会影响齿轮的强度和寿命。
在齿轮运转过程中，这些杂质可能被挤入齿轮表面和内部，从而导致齿轮疲劳破坏。
2. 按齿面接触的疲劳强度指标2.1 等效应力法等效应力法基于最大主应力和平均应力在作用方向上的不同，通过等效应力来判断齿轮的疲劳寿命。
等效应力法是一种基于静态强度计算经验公式修正的方法，适用于齿轮低速、半精度、低载荷情况下的疲劳寿命预测。
等效应力法无法同时考虑多种载荷作用下的疲劳寿命，无法准确反映实际疲劳寿命。
2.2 AGMA方法AGMA方法是由美国齿轮制造商协会（AGMA）提出的一种疲劳分析方法。
通过综合考虑齿轮中各种载荷的作用，将其合成为一个等效载荷，然后根据这个等效载荷计算齿轮的疲劳寿命。
AGMA方法具有比等效应力法更高的精度和适用范围，适用于不同载荷作用下的齿轮疲劳分析。
3. 基于齿面接触的疲劳强度设计3.1 齿轮材料的选择齿轮材料的选择与齿轮的设计和使用相关联。
通常情况下，齿轮材料需要具有高强度、高韧性和高疲劳强度等特性。
传统的齿轮材料有合金钢、碳素钢和铸铁等，而现代材料则有硬质合金、陶瓷和高分子材料等。
同时需要考虑的是，齿轮材料的选择还应考虑到齿轮生产成本、机械加工性能和耐热性能等方面。
标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
三、标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度
1.齿轮齿面接触疲劳强度条件
H ZH ZE Z
2KT1 bd12
u u
1
[ H
]
2.按齿面接触疲劳强度的设计式
a
u 1
3
KT1
2 a u
ZH ZE Z
H
2
mm
d1
3
2KT1
d
u 1
u
ZH ZE Z
H
2
mm
a
b a
;
d
ห้องสมุดไป่ตู้
b d1
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 三、标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 一、圆柱体的接触应力
H
Fn 2 E2
σH =
Fn
1
LρΣ
π
1
- μ12 E1
+ 1 - μ22 E2
Fn — 法向总压力
H
1 E1
L — 接触线长度 E1、E2 — 弹性模量
L
μ1、μ2 — 泊松比
ρΣ — 两圆柱体综合曲率半径
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 二、标准直齿圆柱齿轮齿面接触应力 4.齿轮齿面接触应力
弹性系数：ZE
1
[(1 12 ) (1 22 )]
E1
E2
表5 5
节点区域系数：ZH
2
sin cos
齿轮齿面接触应力
H ZH ZE Z
2KT1 u 1 bd12 u
N/mm2
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
减速器试验规范以及实验方法
减速器试验规范目录一、试验目的 (3)二、试验标准 (3)三、试验要求： (3)1. 试验所用仪器 (3)2. 试验润滑要求 (3)3. 试验标准 (4)四、试验前准备 (4)五、空载试验 (4)1．试验装置 (4)2．安装调试 (5)3．负载与转速测试仪器 (5)4．试验方法 (5)5．基本要求 (6)六、超载试验 (6)1．试验装置 (6)2．安装调试 (6)3．负载与转速测试仪器 (7)4．加载步骤 (7)5．超载试验 (7)6．基本要求 (8)七、齿轮接触疲劳寿命试验 (8)八、试验的温度、噪声、振动测试仪器要求 (8)九、测试数据与数据处理 (9)1．数据采集 (9)2．计算转矩（功率）、转速的平均值 (9)3．减速器传动效率 (10)4．减速器热功率曲线 (11)5．负荷性能试验、疲劳寿命试验高速齿轮每齿应为循环数的计算 (11)6．温升计算与温度限额 (12)十、试验合格指标 (12)1．疲劳寿命试验或工业应用试验合格指标 (12)2．产品质量鉴定、认证及出厂验收试验的合格指标 (13)一、试验目的通过试验验证变桨减速器各性能参数达到设计要求，连接稳固，密封可靠。
二、试验标准减速器空载试验参照《JB/T 9050.3－1999圆柱齿轮减速器加载试验方法》中相关要求进行。
三、试验要求：1. 试验所用仪器① 动力源：按齿轮箱的功率选用适当电机② 试验台：按要求搭建③ 测量仪表：a. 温度计、Pt100仪表：用于测量被试齿轮箱润滑油温度，轴承温度。
b. 测振仪：测量振动。
要求测量高速轴，内齿圈外部等处振动量。
c. 声级仪：测量试车噪音。
d. 转速表：测量齿轮箱轴及电机轴转速。
e. 必要时应配有一台1/3倍频程频率分析仪，并进行FFT分析。
2. 试验润滑要求试验用油必须采用与齿轮箱工作时完全一致的油品，润滑油路必须是齿轮箱正常工作时的油路，试验后应更换过滤器。
涂装时，为保证齿轮箱油路的完好性，不应拆卸各元件。
齿轮齿面接触强度及齿根弯曲强度核算
齿面接触强度及齿根弯曲强度核算在设计产品过程中，经常会选用齿轮作为传动力及扭矩的原件。
在大部分成型产品改造或调整过程中，关于齿轮的强度校核这一步骤就可以用类比法代替，从而节省设计人员的精力，缩短了设计周期。
但得出的结果没有书面依据以及理论方面的支持。
所以当进行多次类比之后，所设计出来的齿轮与理论计算得出的齿轮偏差会较大。
其原理类似于累计偏差。
所以应该进行强度校核方面的计算。
齿轮强度校核计算，在实际应用中，主要是两方面的核算：1、齿面接触强度的核算。
2、齿根弯曲强度的核算。
1.齿面接触强度核算-分度圆直径计算参考文献：在初步设计齿轮时，根据齿面接触强度，可按照下列公式估算齿轮传动的尺寸。
(机械设计手册P14-133)a≥A a(μ±1)·√KT1ψaσHP23①d1≥A d·√KT1ψdσHP2·μ±1μ3②公式①为两齿轮中心距的计算；公式②为齿轮分度圆直径的计算。
由于本次计算的是齿轮齿条传动。
所以，中心距a= d1/2其中：d1为齿轮分度圆直径，只需要核算齿轮分度圆直径d1首先，要确定公式②中各个符号代表的含义及数值选取。
d1—齿轮分度圆直径；A d—常系数；K—载荷系数；μ—齿数比；σHP—许用接触应力；ψd—齿宽系数；T1—电机减速机输出扭矩；d1：齿轮分度圆直径，待求；A d：常系数值；A d值在表14-1-65中，通过螺旋角角度β的数值求得。
齿轮的螺旋角β=11.655°,则A d = 756。
载荷系数K，常用值K=1.2～2（机械设计手册P14-133），当载荷平稳，齿宽系数较小，轴承对称布置，轴的刚性较大，齿轮精度较高（6级以上），以及齿轮的螺旋角较大时取较小值；反之取较大值。
根据对比后的结果在K的常用范围内选取。
此次选择K=1.8（载荷平稳，齿宽系数较小，轴为非对称分布，轴的刚性不大，齿轮精度不高）u：传动比。
当齿轮之间为外啮合的时候，选取“+”；当齿轮之间为内啮合的时候，选取“-”，本次计算为齿轮齿条，不影响计算结果。
解决设计齿轮传动时齿面接触疲劳强度不够的问题
理论研究
深入研究齿面接触疲劳的机理，建立更为精确的理论模型，为设 计提供更为准确的指导。
新材料与新工艺
探索和开发具有更高强度、耐磨性和耐热性的新材料和加工工艺。
智能化设计
利用人工智能和数值模拟技术，实现齿轮传动的智能化设计和优化。
对实际应用的建议
优化设计
01
在设计阶段充分考虑齿面接触疲劳强度，通过优化几何参数和
03
解决策略与方案
材料选择与处理
选用高强度材料
选择具有高强度和耐磨性的材料， 如合金钢、不锈钢等，以提高齿 面的抗疲劳性能。
材料热处理
通过适当的热处理工艺，如淬火、 回火等，改善材料的硬度和韧性， 增强齿面的耐磨性和抗疲劳性能。
表面强化处理
采用喷丸、碾压、渗碳淬火等表面 强化处理技术，提高齿面的硬度和 抗疲劳性能。
解决设计齿轮传动时齿面 接触疲劳强度不够的问
• 问题概述 • 问题原因分析 • 解决策略与方案 • 案例分析 • 结论与建议
01
问题概述
齿面接触疲劳强度的定义
01
齿面接触疲劳强度是指齿轮在接 触应力作用下抵抗疲劳破坏的能 力。
02
齿面接触疲劳强度取决于齿轮材 料的机械性能、热处理方式、表 面处理、齿轮参数以及工作条件 等因素。
优化设计
改进齿形设计
优化齿形参数，减小应力 集中，改善齿面接触状况， 降低接触疲劳应力。
增加润滑设计
合理设计润滑系统，确保 齿轮在传动过程中得到充 分润滑，减少摩擦和磨损。
优化装配设计
确保齿轮装配精度，减小 装配误差，提高齿轮传动 的平稳性和可靠性。
制造工艺改进
精密加工
质量检测与控制
采用先进的加工设备和工艺，提高齿 轮的加工精度和表面光洁度，减小齿 轮的制造误差。
船用齿轮齿面接触疲劳强度的研究
为 ∃ , 将 (2) 式代入 (1) 式可得:
∃=
0.
75m
ΡYD
ED
Z3 H
-
0. 45 (N 1 + N 2)
(3)
2 轴承支座中心距缩减及轴承间隙对 齿轮间附加径向压力的影响
通常认为齿轮机构运行时, 齿轮处于单面啮合状 态, 齿间存在着足够的齿侧间隙。实际上, 由于齿轮轮 齿产生的热变形及弹性变形会占据齿侧间隙的相当 部分, 而剩余的齿侧间隙除了为储存润滑油提供空隙
当船体发生中拱 (或中垂) 弯曲变形时, 船体中和 轴以下 (或以上) 的纵向结构件均会产生附加压缩变 形。设型深为 H , 船体舯剖面中和轴N 2N 离船底基线 Y 轴的距离为 eH , 离船底 XO Y 平面距离为 Z 的纵 向结构件产生的附加压缩应变为 Ε(Z ) , 船舯上甲板
Ξ 本项研究得到上海市科学技术委员会资助, 资助项目编号 02ZF14064 [ 收稿日期 ]2004- 6- 13 [ 作者简介 ]徐辅仁 (194412- ) , 男, 汉族, 上海人, 教授, 从事机械制造及自动化方面教育和科研工作。 范小钢 (197818- ) , 男, 汉族, 江苏人, 硕士研究生, 从事精密机械制造研究工作。 王新华 (197313- ) , 男, 汉族, 上海人, 讲师, 硕士, 从事机械制造及自动化方面教育和科研工作。 全世欣 (197116- ) , 男, 汉族, 河南人, 硕士研究生, 从事精密机械制造研究工作。 隋 鹏 (198112- ) , 男, 汉族, 山东人, 硕士研究生, 从事精密机械制造研究工作。
外, 还必须为补偿齿轮制造误差和安装误差等而留出 空隙, 因此可认为齿轮机构正常运行过程中齿侧间隙 被消除。 针对船用齿轮机构而言, 当船体总弯曲变形 时, 齿轮机构的轴承支座中心距将发生缩减。 由于齿 侧间隙几乎被消除, 因此, 齿轮极易进入双面啮合状 态 (如图 2 所示)。 显然, 这必将导致齿轮轴发生弯曲 (如图 3)。 设齿轮轴材料的弹性模量为 E , 主动齿轮 轴及从动齿轮轴的刚度分别为 EJ 1 及 EJ 2, 齿轮轴的 有效跨度为L 。令由轴承支座中心距缩减而导致齿轮 间的附加径向压力为 F。 对照图 3, 利用弹性力学可 导出:
齿轮疲劳寿命与传动性能测试技术与装备
2.传递误差/综合质量试验台
（3）主减综合质量试验台
接触斑点，识别分析 振动、噪声，频谱分析 传递误差、综合分析 加载试验
进口：加载，自动检测 综合分析
国产：空载，看斑点、听噪声
3.变速器换挡性能试验台
AMT自动变速器换挡性能试验台
反向驱动 整车惯量 TCU模拟 快速上下料 自动测试
23
4. 倾斜润滑试验台
变速器倾斜润滑试验台
两轴倾斜 正/反驱动 各轴承润滑 空载功率
24
七、总 结
齿轮及齿轮传动系统测试关键：
测试技术 测试装备 测试人才
机械科学研究总院
中机生产力促进中心 制造工程研究所
贴近de技术服务 高端de试验装备 深入de合作研究
地址：北京市 海淀区 首体南路2号，100044 电话：010-88301762/1718/1732 传真：010-68321835
试验要求：载荷大小精确、加载点准确、齿长载 荷分布均匀，装卡方便可靠。
加载工装：技巧，特别是斜齿轮试验。
试验机为通用高频试验机
三、齿轮试验装备
国产高频试验机
德国高频试验机
6
三、齿轮疲劳寿命测试装备
工装夹具是关 键，需要在专 业公司定制 工装要求
1.齿轮装夹方便可靠 2.齿宽方向载荷均布 3.齿顶加载点准确
四、齿轮传动性能测试技术
齿轮传动性能测试包括： 1. 齿轮接触斑点测试 2. 齿轮传递误差测试
12
四、齿轮传动性能测试技术
1. 接触斑点、传递误差、振动噪音的关系
四、齿轮传动性能测试技术
2、传递误差是齿轮啸叫的激励源
扭转振动：φ(t)= φ{ [i (t)-i 0] φ 1(t)}（动态） (1)稳态情况下， φ(t)反映传递误差TE =φ(t) ； (2) 动态情况下，齿轮受迫振动， φ(t)反映
机械设计基础第五版直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强计算
近威得节克点提处出最，容一易直沿发用生至点
蚀今），：故取节点处的应力
作为计算依据。
节点C处：
1
N1C
d1 2
sin
2
N2C
d2 2
sin
u z2 d2 d2 2
C
z1 d1 d1 1
1 1 1 2 1
1 2
1 2
2(d2 d1)
d1d2 sin
2 (u 1)
d1 sin u
法向计算载荷：
Fnc
2 KT1
d1 cos
重合度系数：
Z
4
3
计入以上参数后, 得：
接触线长度：
b
L
Z
2
端面重合度：
1.88
3.2
1 z1
1 z2
cos
H
1
1
12
E1
1 22
E22Leabharlann sincos Z2KT1 u 1 bd12 u
ZE
1
(1 12 1 22 )
d1
Ad 3
T1
d H
2
u 1 u
Ad值见表4-8
H
2
几点说明：
① H1 H 2
② 设计式中代入的是min{[σH]1，[σH]2}， 计算偏于安全。
③齿轮传动的接触疲劳强度取决于中心距或齿轮分度 圆直径。 ④ Φd 。 当Φd过大时，会使轮齿受力不均。为便于装 配和调整，b1＝b2＋5～10mm。
若设计新的齿轮传动时，尺寸均未知，分度圆直径 的初步计算公式：
E1
E2
ZH
2
sin cos
齿轮接触疲劳强度计算方法的探讨
齿轮接触疲劳强度计算方法的探讨齿轮是机械传动中常用的元件之一，广泛应用于各种机械设备中。
在机械传动中，齿轮接触疲劳是一种常见的失效模式，它会导致齿轮表面的损伤、裂纹和断裂等问题，严重影响机械传动的可靠性和安全性。
因此，研究齿轮接触疲劳强度计算方法具有重要的理论和实际意义。
一、齿轮接触疲劳的基本原理齿轮接触疲劳是由于齿轮在传动过程中，受到来自传动力的交替载荷作用，导致齿轮表面的应力和应变不断变化，从而引起齿轮表面的微小损伤和裂纹。
随着载荷的不断作用，这些微小损伤和裂纹逐渐扩展，最终导致齿轮表面的断裂。
因此，齿轮接触疲劳的失效过程包括：微小损伤的形成、裂纹的扩展和断裂的发生。
齿轮接触疲劳的失效机理主要与齿轮表面的应力分布和材料的疲劳性能有关。
在接触区域，齿轮表面的应力集中现象比较明显，应力集中会导致齿轮表面的应力超过材料的疲劳极限，从而引起微小损伤和裂纹的形成。
此外，齿轮表面的材料疲劳性能也会影响接触疲劳的失效过程。
材料的疲劳性能主要包括疲劳极限、疲劳寿命和疲劳裂纹扩展速率等指标，这些指标反映了材料在循环载荷作用下的抗裂性能和耐久性能。
二、齿轮接触疲劳强度计算方法的分类齿轮接触疲劳强度计算方法主要分为两类：基于应力法和基于变形法。
基于应力法是根据齿轮表面的应力分布来计算接触疲劳强度的，该方法一般采用极限应力理论或弹性应力集中理论来计算齿轮表面的应力分布。
基于变形法是根据齿轮表面的变形分布来计算接触疲劳强度的，该方法一般采用极限变形理论或弹性变形集中理论来计算齿轮表面的变形分布。
基于应力法的齿轮接触疲劳强度计算方法主要包括极限应力法、应力集中法和有限元法等。
其中，极限应力法是一种经典的计算方法，它基于极限应力理论，将齿轮表面的应力与材料的疲劳极限进行比较，从而确定齿轮的疲劳寿命。
应力集中法是一种基于弹性应力集中理论的计算方法，它通过计算齿轮表面的应力集中系数，来确定齿轮表面的应力分布和疲劳寿命。
有限元法是一种基于数值模拟的计算方法，它通过建立齿轮的有限元模型，计算齿轮表面的应力分布和疲劳寿命。
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等齿轮啮合传动是工业中常见的一种传动方式，它通过啮合传递动力和扭矩。
齿轮的设计需要考虑到接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，以保证传动系统的可靠性和寿命。
接触疲劳强度和弯曲疲劳强度是影响齿轮寿命的两个关键因素，它们之间存在差异。
接触疲劳是由于齿轮轮齿间的啮合力导致的应力集中，引起齿面的疲劳断裂。
而弯曲疲劳是由于齿轮在运转过程中承受弯曲应力而导致的疲劳断裂。
接触疲劳和弯曲疲劳的影响因素和计算方法略有不同。
首先，接触疲劳强度是指齿轮齿面在啮合过程中的耐疲劳能力。
它受到齿面质量、材料硬度、润滑状态和工作载荷等因素的影响。
接触疲劳强度可以通过计算齿面疲劳韧度来评估。
疲劳韧度是材料在受到冲击载荷作用下的能量吸收能力，它与材料的强度和韧性有关。
常用的计算方法包括古氏公式和疲劳极限弯曲应力法。
其次，弯曲疲劳强度是指齿轮轴承齿面弯曲应力的耐疲劳能力。
它受到齿轮的几何形状、材料硬度和工作载荷等因素的影响。
弯曲疲劳强度可以通过计算齿根弯曲应力来评估。
齿根弯曲应力是指齿轮齿根受到的弯曲应力，它取决于齿轮的几何形状和工作载荷。
常用的计算方法包括薄弯曲理论和偏心载荷法。
接触疲劳强度和弯曲疲劳强度之间的差异主要体现在以下几个方面：1. 齿面质量：接触疲劳强度受到齿面质量的影响较大，而弯曲疲劳强度对齿面质量的要求较低。
2. 材料硬度：对接触疲劳强度而言，较硬的材料可以提高疲劳寿命；而对弯曲疲劳强度而言，过硬的材料会导致齿轮齿根产生应力集中，从而降低疲劳寿命。
3. 润滑状态：接触疲劳强度对润滑状态的要求较高，良好的润滑能够减少齿面摩擦和磨损，延长疲劳寿命；而弯曲疲劳强度对润滑状态的影响较小。
4. 工作载荷：接触疲劳强度受到动力载荷和冲击载荷的影响较大，而弯曲疲劳强度受到静力载荷和弯曲载荷的影响较大。
综上所述，齿轮啮合传动时接触疲劳强度和弯曲疲劳强度不相等。
在实际工程设计中，需要综合考虑接触疲劳和弯曲疲劳的因素，选择合适的材料、几何形状、齿面质量和工作载荷，以确保齿轮传动系统的可靠性和寿命。
齿轮接触强度与弯曲强度
1. 齿轮接触强度计算1.1齿轮接触的计算应力βανεννπσK K K K uu bd F Z Z Z MPa E E R L FH A t E H red H1)(1111222121±⋅=-+-= 式中：A K —工况系数； νK —动载系数；αH K —接触强度的端面载荷分配系数；βK —齿向载荷分布系数；H Z —节点域系数；E Z —弹性系数； εZ 一重合度系数；1.1.1工况系数A K由于齿轮的载荷特性为工作稳定状况下，故取工况系数为A K =1.0. 1.1.2动载系数νK由于=15.96m/s齿轮重合度再根据《机械设计手册》图8-32与8.33得；)=1.48-0.44(1.48-1.22)=1.361.1.3端面载荷分配系数αH K查表8-120得21εαZ C K H H ∙=其中H C 查图8-34为0.865. 1.1.4齿向载荷分布系数βK查图8.35可得βK =1.13. 1.1.5节点域系数H Z式中：错误！未找到引用源。
为端面分度圆压力角；错误！未找到引用源。
为基圆螺旋角；错误！未找到引用源。
为端面啮合角；经计算最后得到H Z =2.254 1.1.6弹性系数E Z带入各值后，得E Z =189.87错误！未找到引用源。
1.1.7重合度系数εZ与1.13的分母约去，不需考虑。
最后得到理论接触应力为：MPaZ mm mm N Z MPa H 67.124413.11865.036.11208.2208.3776.1572.7627.5265287.189254.2=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=εεσ1.2 接触疲劳极限lim Hσ' W R V L N H HZ Z Z Z Z lim lim σσ=' 式中： 'H l i m σ表示计算齿轮的接触疲劳极限；H l i m σ表示试验齿轮的接触疲劳极限；N Z 表示接触强度的寿命系数；L Z 表示润滑剂系数；V Z 表示速度系数；R Z 表示光洁度系数；W Z 表示工作硬化系数。
齿轮接触疲劳强度计算方法的探讨
１（ 见文献 ） ［１］、［４］ 选定。
对照标准正态分布函数表， 查得齿轮接触疲劳强度的计算
表 １ 可靠度及最小安全系数 ＳＨｍｉｎ Ｔａ ｂ．１ Ｒｅ ｌｉａ ｂｌｉｔｙ ａ ｎｄ ｍｉｎｉｍｕｍ ｓ ａ ｆｅ ｔｙ ｆａ ｃｔｏｒ ＳＨｍｉｎ
可靠性要求
可靠度
ＳＨｍｉｎ
≥０．９９９９
１．５０
高可靠性
247b10133mm32齿轮的可靠性计算安全系数shc等有关数据代入5式得齿轮可靠性计算安全系数的值即33齿轮可靠度计算等数据代入6式得齿轮可靠度系数的数值即对照标准正态分布函数表查得齿轮接触疲劳强度的计算可靠度998634计算评估341计算安全系数与可靠度的许用值根据使用要求该齿轮传动无特殊要求为一般可靠性要求故对照表1选取r9986shmin10342可靠度及安全系数的验算由计算值与许用值进行比较则上述计算结果偏于安全
（ ６）
式中： $ｒ、$ｓ — ——分别为齿轮接触疲劳强度和应力的均值 !ｒ、!ｓ — ——分别为齿轮接触疲劳强度和应力的标准差 齿轮接触疲劳强度的均值 $ｒ 用下式计算， 即
（ ２）
齿轮接触疲劳强度计算式， 即小齿轮分度圆直径 ｄ１ 的计算 式， 由条件式 !Ｈｍａｘ!［!］Ｈ 推导求得。将（ ２） 式等号右侧计算式代 入不等式， 并经整理得
（ ３） 通 过 常 规 计 算 ， 分 别 求 出 齿 轮 中 心 距 "， 齿 数 Ｚ１、Ｚ２， 模 数 ｍｎ， 螺旋角 #， 齿宽 ｂ１、ｂ２ 及分度圆直径 ｄ１、ｄ２ 等。在此基础上， 再
上式中的齿轮接触疲劳强度变异系数一般取 Ｃｒ ＝０．０６。 齿轮接触疲劳强度标准差按 !ｒ ＝ Ｃｒ $ｒ 公式计算之。齿轮接 触疲劳应力的标准差 !ｓ 的计算见文献［２］。 齿 轮 接 触 疲 劳 强 度 可 靠 度 ＲＨ 数 值 由（ ６） 式 求 得 的 可 靠 度 系数 Ｚ 值， 在文献［３］的标准正态分布函数表中查得。 按可靠性设计准则， 齿轮接触疲劳强度的计算可靠度应大 于或等于许用可靠度， 即 ＲＨ ＝［Ｒ］Ｈ
齿轮用8822H钢接触疲劳特性试验研究
Ｌ １＝Ｖ （ ． １ ０ ） ／ ｓ０００ ５ １ｂ Ｌ （ ．５ ２ ） ／ ５＝ ００ １９ １ｂ Ｌ ０＝Ｖ （ ． ０ ３ １ ｂ １ ｓ ０ １ ５ ６） ／ Ｌ ０＝Ｖ （ ． ９ １ １ ｂ ５ ｓ ０ ６ ３ ５） ／ （ ４） （ ５） （） ６ （ ７）
数据 ， 为齿轮 设计 和该 材 料 的应 用 提供可 靠 性资料 。
艺 ， 渗碳 温 度 ９ ０Ｃ， ２ ￣ 淬火 温度 ８ ０Ｃ， ４ ￣ 渗碳层 深为 ２３ ．０～２ ７ ｍ（ ５ ３ ， 面 硬 度 控 制 范 围 为 ． ０ ｍ ＨＶ １ ） 表
ＨＲＣ ８ ～６ ５ ２。
研 究 开 发
文 章 编 号 ：０ ７ ３ （ ０ ２） ５ ０ １０ １ ０ ４０ ４ ２ １ ０ － ０ － ０ ３
齿 轮 用 ８ ２ 钢 接 疲 劳 特 性 试 验 研 究 ２ ８ Ｈ 触
刘 聪敏 ， 佳 顺 ， 魏 杨 晟
（ 南车戚 墅堰 机 车车辆 工 艺研 究所有 限公 司， 苏 常 州 ２ ３ １ ） 江 １ ０ １
而 随着工 业发展 ， 产 品 的各 种 低 成 本 、 量化 、 对 轻 长 寿命 、 免维 护等 要求 迫 使 设计 者 的选择 变 得 越来 越 窘 迫 。系统集 成设计 方法 充分考 虑 了系统 内各主要 零 部件 的物理 特性 ， 模拟零 部件 之间 的相互作 用 ， 从 而 使关键 零部 件 的边界条 件最 大程度 上接近 真实情 况 。通 过这样 的 系统 集 成设 计 ， 保关 键 零 部 件 的 确 校 核结 果真 实可信 ， 使齿 轮 箱 在全 寿 命使 用 过 程 中
Ｌ ｕ Ｃｏ ｇ ｒ ｉ ｉ ｎ － ｎ，Ｗｅ ｉ －ｈ ｎ，Ｙ ｎ ｈ ｎ ａ ｉ ａｓｕ Ｊ ａ ｇＳ ｅ ｇ
17CrNiMo6渗碳淬火齿轮接触疲劳特性试验研究
式 中： Ｎ） Ｆ（ 为第 ｉ 个试验 寿命 值所对 应 的失效 概率 ； ｉ 为试 验寿命 序号 ；ｎ为子样数 。 按公 式所计 算失 效概 率有 如下关 系 ：
Ｆ Ⅳ１ （ ）≤ Ｆ（ ２ Ｎ ）≤ ， ，≤ Ｆ Ⅳ ）≤ ， … （
…
这是 １ 直线 方程 。 条 在 寿命 １ 。 ０ ＜Ｎ ＜５×１ 之 间 取 几个 应 力 水 平 ０ （ 最低 ４～ ８个 ） 在 每个应 力水 平 做 １ 齿 轮试 样 的 ， 组
标 准差
０１６９３ ．２２４ ０１１８１ ０１８１３ ０９１１ ．７ １１ １１１９１ ．３７９ ．７９８ ．９１３
ｓ 讹 ｓ 。 ． 盯ｚ 。 ９ ８ ．７ 一 ｓ ｏ ９３ ｚ ．９６
式 进行 拟合 即可得到 不 同的 Ｒ ５Ⅳ 曲线 ， 一一 这种方 法被
２ ）定 应力 寿命 分布 齿面 接触疲 劳试 验 寿 命试 验数 据 分 布 大多 服从 正态 对数 分布 。按对 数正态 分 布试验 数据进 行处 理 ，
可按下 面公 式进行 ：
Ｉ Ｎ ＝ ＋ ｕ ｒ。 ｎ ｐ・ｏ （ ５）
对 数 正 态
均值 “ １ ． ４ ９ １ ． ５ ３ １ ． ０ ４ １ ． ４ ９ １ ． ９ ０ ５ ９ １ ９ ５ ３７ ４ ４ ３ ５ ４ ６ １５ ３５ ０ ４
试 验数 据定理 如表 １所示 。
表 １ 定 应 力 下 试 验 寿 命数 据
Ｔａ １ Ｅｘ ｅ ｉ ｅ ａ ｉｅ ｄ ｔ ｆｃ ｒａｎ ｓｒ ｓ ｂ． ｐ ｒｍ ｎｔｌｌ ａａ ｏ ｅｔ ｉ ｔｅ ｓ ｆ
称 为成组 试验 法 。成 组 试 验应 力 水 平 选取 使 试 验 寿 命 值避 开 １。与 ５×１ 处 ， ０ ０ 以免 给 数 据 分 析带 来 不 便 ； 由于试验 有许 多因素 不可 预见 ， 时不 可避免 。 但 有
齿轮接触疲劳试验
齿轮接触疲劳试验一、引言齿轮是机械传动中常用的元件之一，其工作时常会受到各种载荷的作用，而这些载荷会导致齿轮出现疲劳损伤。
为了保证齿轮的可靠性和寿命，有必要进行接触疲劳试验，以评估齿轮在实际工作中的耐久性能。
二、接触疲劳试验的目的接触疲劳试验旨在确定齿轮在设计工作寿命下的可靠性和耐久性。
通过在实验室条件下模拟实际工作时的载荷和工况，可以评估齿轮的接触强度、疲劳寿命以及齿轮材料的疲劳特性，为齿轮的设计和选材提供依据。
三、试验方法通常，齿轮接触疲劳试验可以采用以下方法进行：1. 单齿接触疲劳试验单齿接触疲劳试验是最基本的试验方法之一。
通过加载循环载荷，观察齿轮单齿接触区域的疲劳裂纹扩展情况，来评估齿轮的疲劳寿命和疲劳强度。
2. 齿轮对接触疲劳试验齿轮对接触疲劳试验是在较大载荷下进行的试验，以更真实地模拟实际工作条件。
通过加载循环载荷，观察齿轮对接触区域的疲劳裂纹扩展情况，来评估齿轮对的疲劳寿命和疲劳强度。
3. 单元齿轮接触疲劳试验单元齿轮接触疲劳试验是在实验室条件下，利用齿轮机构来模拟齿轮传动系统的工作情况，以评估传动系统的疲劳性能。
通过加载循环载荷，观察齿轮接触区域的疲劳裂纹扩展情况，来评估传动系统的疲劳寿命和疲劳强度。
4. 实际工况下的齿轮接触疲劳试验实际工况下的齿轮接触疲劳试验是在实际使用条件下进行的试验。
通过在现场实测齿轮传动系统的负载和工况，并采集相关数据，来评估齿轮的实际疲劳寿命和疲劳强度。
四、试验评估指标在齿轮接触疲劳试验中，通常会评估以下指标：1. 疲劳寿命疲劳寿命指的是齿轮传动系统在特定工作条件下，能够承受多少个循环载荷，而不发生疲劳裂纹和失效。
通过试验数据的统计和分析，可以获得齿轮的疲劳寿命。
2. 疲劳强度疲劳强度是指齿轮传动系统在疲劳载荷下能够承受的最大应力水平。
通过试验中观察到的齿轮裂纹扩展情况，可以评估齿轮的疲劳强度。
3. 裂纹扩展速率裂纹扩展速率是评估齿轮疲劳性能的重要指标之一。
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齿轮接触疲劳强度试验方法（GB/T14229-93）
1主题内容与适用范围
本标准规定了测定渐开线圆柱齿轮接触疲劳强度的试验方法，以确定齿轮接触承载能力所需的基础数据。
本标准适用于钢、铸铁制造的渐开线圆柱齿轮由齿面点蚀损伤而失效的试验。
其它金属齿轮的接触疲劳强度试验可参照使用。
4试验方法
确定齿轮接触疲劳强度应在齿轮试验机上进行试验齿轮的负荷运转试验。
当齿面出现接触疲劳失效或齿面应力循环次数达到规定的循环基数N。
而未失效时（以下简称“越出”），试验终止并获得齿面在试验应力下的一个寿命数据。
当试验齿轮及试验过程均无异常时，通常将该数据称为“试验点”。
根据不同的试验目的，选择小列不同的试验点的组合，经试验数据的统计处理，确定试验齿轮的接触疲劳特性曲线及接触疲劳极限应力。
4.1常规成组法
常规成组法用于测定试验齿轮的可靠度-应力-寿命曲线（即R-S-N曲线），求出试验齿轮的接触疲劳极限应力。
试验时取4～5个应力级，每个应力级不少于5个试验点（不包括越出点）。
最高应力有中的各试验点的齿面应力循环次数不少于1×106。
最高应力级与次高应力级的应力间隔为总试验应力范围的40%～50%，随着应力的降低，应力间隔逐渐减少。
最低应力级至少有一个试验点越出。
4.2少试验点组合法
少试验点组合法通常用于测定S-N曲线或仅测定极限应力。
试验时试验点总数为7～16个。
测定S-N曲线时，应力级为4～10个，每个应力级取1～4个试验点。
测定极限应力时可采用升降法。
采用正交法进行对比试验时，每个对比因素至少有3个试验点。
5试验条件及试验齿轮
5.1齿轮接触疲劳强度试验按下述规定的试验条件和试验齿轮进行（对比试验的研究对象除外），上此可确定试验齿轮的接触疲劳极限应力σHlim。
5.1.1试验条件
5.1.1.1试验机
试验应使用功率流封闭式结构的齿轮试验机，试验机的性能校核见表A（补充件）。
试验机的中心距一般为90～150mm，试验齿轮线速度为8～16m/s。
试验机的精度应不低于试验齿轮所要求的精度，试验机应具有以下基本功能：
a.齿轮断齿时自动停机；
b.有保证齿轮良好润滑的循环喷油润滑系统；
c.有润滑油油墨度控制装置，回油温度控制在60℃以下；
d.有循环次数记录装置，其记录误差不大于±0.1%。
5.1.1.2润滑油
按ZB J17 003进行润滑油的选择的保养。
一般情况下试验机连续运转三个月应进行润滑油的取样检查。
5.1.2试验齿轮
试验齿轮模数的选择应保证在试验中不出现弯曲疲劳断齿，通常取m=3～8mm。
螺旋角β=0°,齿数比u=1.2～1.5(小齿轮为主动轮)，试验齿轮副材料相同，工作齿宽b＞0.05a（中心距，mm），表面粗糙度RZ=2～5μm，精度为GB10095的4～6级，基本齿廓应符合GB1356的规定。
试验齿轮的材料、热处理及加工检测见附录B（补充件）。
5.2齿轮接触疲劳强度试验也可在试验条件和试验齿轮参数与产品齿轮工况和参数一致或相近的条件下进行。
6接触疲劳失效判据
6.1失效判别方法
齿轮接触疲劳强度试验是以齿面点蚀损伤程度作为接触疲劳失效的判据。
判别方法有以下两种：
a.单齿点蚀面积率
RS=AS/ASW (1)
式中：RS——单齿点蚀面积率，%；
AS——试验齿轮单个齿面上点蚀面积之和，mm2；
ASW——试验齿轮单个齿面的工作表面积，mm2。
b.齿轮副点蚀面积率
RT=A1T/A1TW+A2T/A2TW (2)
式中：RT——齿轮副点蚀面积率，%；
A1T——试验齿轮副主动轮全部点蚀面积之和，mm2；
A2T——试验齿轮副被动轮全部点蚀面积之和，mm2；
A1TW——试验齿轮副主动轮各齿工作表面积之和，mm2；
A2TW——试验齿轮副被动轮各齿工作表面积之和，mm2.
6.2失效判别准则
6.2.1非表面硬化齿轮，点蚀一般总是在所有齿面上出现。
当试验齿轮副的硬度相等或相近时，它们的点蚀损伤极限为：
RT=2% (3)
当试验齿轮齿轮副点蚀面积率达到式（3）的点蚀损伤极限时，即判定该齿面失效。
6.2.2表面硬化齿轮，包括渗碳、渗氮、碳氮共渗、火焰或感应淬火的齿轮，点蚀一般在少数齿上出现。
它们的点蚀损伤极限为：
RS=4% (4)
或
RT=0.5% (5)
当试验齿轮点蚀面积率达到式（4）或式（5）的点蚀损伤极限时，即判定该齿面失效。
6.2.3非表面硬化的试验齿轮循环基数N0=5×107。
表面硬化的试验齿轮循环基数N0≥5×107。
当齿面应力循环次数达到循环基数N0，而齿面点蚀损伤速度未达到点蚀损伤极限时，试验停止，判定该试验点越出。