AGMA6114-A06中文翻译版

圆柱筒体和中空轴支撑设备齿轮功率计算 （公制版本） 1 适用范围 1.1 适用性 本标准提供了一种用于计算圆柱形磨机，回转窑，环冷和干燥机齿轮副的功率。本标准的公式适用于材料为钢和球磨墨铸铁制造的直齿轮，斜齿轮，双斜齿轮和人字齿齿轮。通过计算确定了渐开线外直齿轮和斜齿轮的接触强度和弯曲强度的许用值。 1.2 计算公式 本标准只是提供了一个可用于计算不同齿轮并加以比较的方法，而不是对已装配的齿轮传动系统系能的保证。 本标准的公式适用于平行轴可调整中心距的渐开线外直齿轮和斜齿轮的接触强度和弯曲强度校核。通过计算影响齿面接触疲劳和齿根疲劳断裂的主要系数来评定齿轮的承载能力。 本标准适合于能够合理选用各项数值的有经验者使用，而不是一般工程人员随便使用的。 其他标准中系数所赋的值不适用于本标准，同样本标准中系数所赋的值也不适用于其他标准。其他标准中引入的值与本标准中的值一同使用会导致错误的评定结果。 齿轮的设计者和制造商不对整个系统负责除非中明确指出。 系统的设计者必须满足系统间相互连接的旋转部件是兼容的，无论是如何引起的，在指定的速度范围内不允许出现临界转速，扭矩和振动。 用于计算系数的经验值由曲线给出，曲线拟合方程用于计算机编程。在曲线拟合中使用的常数和系数的有效数字要高于由经验值推理出的数值。在实际齿轮单元测量的实际数据在±10%的范围内很少重复。计算出的齿轮功率值趋于保守，但也由超过实际结果超过20%的离散值。 注意：依照本标准并不保证对齿轮副的校核一定适合现场服务条件。 1.3 限制 1）校核仅适合开式或半开式齿轮，齿轮的反作用力通过大小齿轮的独立轴承支撑结构传出。开式齿轮没有任何的罩子。半开式齿轮的防护装置是具有一定程度的防护灰尘，污垢和保留润滑油的能力。 2）密封的齿轮驱动和减速器不在本标准的范围之内。 3）当使用复联小齿轮，每运行一周接触的次数，q，等于小齿轮数之和。 4）除非特别说明，电机名牌上的功率包括工况系数应被用于决定总体的工况系数，这会在后面的章节中介绍。如果买方没有提供的话，电机的工况系数取1.0. 5) 本标准不适用于已经经过渗氮或火焰淬火的齿轮。本标准适用于调制钢和球墨铸铁的大齿轮和与其相配合的调制钢和渗碳或感应淬火的钢制小齿轮。 6）斜齿轮副的轴向重合度，εβ应该大于或等于1。 7）关于调整和驱动参数的内容参见附录A和B。 8）计算方程不适用于由于电源断路，电源短路和地震导致的外部载荷。 9）在标准中涉及到的球墨铸铁的数据不适用于等温淬火球墨铸铁（ADI）。等温淬火球墨铸铁（ADI）的计算不在本标准的范围之内。将会在附录J中进行讨论。 10) 本齿轮计算适用于节圆线速度小于或等于10.2m/s的齿轮。 1.4 例外 本标准的计算方程不适用于其他形式的轮齿形变，例如塑性屈服，磨损，齿面剥落和冷焊。当振动的条件超过了正常齿轮的操作环境时，本标准的方程也不适用，见ANSI/AGMA6000-B96。 当下列任何情况出现时，不得使用本标准： --轮齿损坏； --直齿轮端面重合度，εα小于1.0; --直齿或斜齿轮端面重合度，εα大于2.0； --齿顶和齿根圆弧相干涉； --根据本准的定义轮齿尖锐，见第七节； --侧隙为0； --在理论有效齿廓以上的区域出现根切。 --齿根圆角轮廓为阶梯状或不的，或者与初始的形状发生了偏移。系数YJ的计算使用到应力集中系数，这个系数是由Dolan和Broghamer发展而来的。这些系数对于齿根曲线为非光滑的无效。对于齿根曲线为阶梯状或不规则的情况，可选择其他的应力修正系数。 --在标准节（分度）圆直径处的螺旋角对于单斜齿轮大于20度，对于双斜齿轮大于35度。 齿廓上应力集中处扩展出的裂纹，齿棱处的碎屑，轮缘和幅板处齿坯的缺陷需要通过综合的手段进行分析。 2 标准化参考文献 3 定义和符号 3.1 定义 符号，术语和定义，遵照ANSI/AGMA 1012-G5,齿轮命名方法，符号术语的定义和AGMA908-B89，直齿，斜齿和人字齿齿轮接触强度和弯曲强度几何系数的确定。 纵观整个标准，传动装置和轮齿的术语可能谈及到的是小齿轮或者大齿轮。使用者应根据上下文的关系，谨慎的确定所谈论的是具体的部分还是相互啮合的整体。 3.2 符号 接触强度和弯曲强度方程中用到的符号参见表1。 注意：本校准中使用的符号和术语可能不同于其他AGMA标准。在没有详细的研究表1的情况下不要随意根据符号的相似而猜测符号代表的意思。 表1—符号和定义 4 应用 4.1 制造质量 系数值的确定取决于加工过程中零件的变化。本标准中的公式仅适用于与制造公差相一致的材料质量及几何精度。 4.1.1 几何精度 只有轮齿和齿轮支撑部分实际加工精度能满足计算公式所要求的精度时，才能采用本标准的计算公式。 通过法兰安装的齿轮要求齿轮的法兰和装配设备的法兰相互平行。对于弹簧安装齿轮至少一个齿轮轮缘端面应当平行于装配法兰表面，或者销毂表面。这中齿轮的轮缘端面必须准确确定，以便定位。 轮齿的精确度包括：渐开线轮廓，齿向（导程），齿距，节线跳动和齿轮精度。 齿轮零件需要考虑的事项包括：已装配齿轮的啮合定位，安装齿轮的法兰和轮缘面的轴向跳动，小齿轮轴轴向和径向跳动，齿轮法兰或者弹簧安装销的径向跳动，见附录A。 4.1.2 冶金因素 许用应力值，σHP和σFP与熔炼浇铸、铸造、锻造和热处理工艺过程有关。在本标准中许用应力值是在107应力循环次数，99%的可靠性和交变载荷下测定的。 许用应力值在符合本标准中列出的材料和条件下有效。 4.1.3 残余应力 各段齿轮的残余应力是一个非常重要的需要考虑的因素。通过检查各段齿轮装配时的接合处来确定残余应力的存在。这个通常是在精加工齿轮之前进行，以便为齿轮变形留足余量。对于可以接受的情况，接合处必须保证在无过多受力下装配和定位准确。如果齿轮接合处不能够达到满意的装配程度，则齿轮段必须拆开重新进行加工。 任何硬面软心的材料都有可能残生残余应力。如果处理得当，这些残余应力将以压应力出现于齿面，这样可以改善齿根弯曲强度。喷丸，表面渗碳和感应淬火都是常用的方法使齿轮的表面产生预压应力。 热处理之后对齿面进行研磨会降低齿轮表面的残余压应力。采用不适当的方法对齿面和齿根过度圆角区域进行研磨会导致拉应力和裂纹的产生。研磨时一定要慎重，要避免对硬度的过度削弱和改变显微组织。 4.2 润滑 仅当齿轮运转过程中有与其负载、齿面精度、工作温度及节线速度相适应的粘度的润滑剂时，本标准中的强度校核公式才有效。见附录D。 4.3 极端温度 4.3.1 低温操作 当周围的温度低于零度时，要谨慎的选择材料，以确保在操作温度下具有足够的冲击性能。应当考虑以下几点： --钢或球墨铸铁的低温摆锤冲击性能。 -低温韧性。 --降低材料的含碳量使其小于0.4% --使用镍合金或钒钢（改性）。 --使用加温器以提高润滑油和齿轮温度。 4.3.2 温度梯度 齿轮的设计应当考虑安装法兰和轮缘之间的温度差异。 4.4 其他需要考虑的因素 除了在本标准中提及的影响接触强度和弯曲强度的因素外，还有许多其他相互关联的能够影响总体传动性能的因素。下面的因素影响较大。 4.4.1 工作中损坏的齿轮 对于损坏的齿轮本标准中的公式无效。损伤范围包括裂纹，塑性变形，点蚀，微点蚀，磨损或划伤则计算出的接触强度和弯曲强度无效。 4.4.2 基础的偏差和变形 很多齿轮系统依靠外部机械支撑来保持齿轮啮合的准确。如果这些支撑装置初始安装的时候就存在偏差或者在运行过程中由于弹性或热变形而导致的对中失准，则整个齿轮系统的性能都会受到影响。 4.4.3 外部载荷引起的形变 由于外部的悬臂，横向载荷和纵向载荷引起的齿轮支撑箱体，轴和轴承的变形会影响相互啮合的轮齿的接触。由于变形随着载荷的变化而变化，想在不同载荷下都获得正确的齿轮接触是非常困难的。 4.4.4 系统的动态特性 由于原动机和工作机械联接物质的相对运动，系统的动态响应会引起附加的轮齿载荷。过载系数是工况系数的一部分，是用来考虑原动机和工作机械的运行特性的。但是，还必须认识到如果原动机或工作机械的频率接近系统的一个主固有频率而引起共振时，将产生严重的，甚至超过名义载荷若干倍的过载。对于重要的使用场合，建议进行振动分析。这种分析须包括原动机、工作机械、联轴器、安装条件和激励源。须对固有频率、振型及动态响应进行计算。对系统的振动分析范围取决于齿轮装置用户。 4.4.5 腐蚀 轮齿齿面的腐蚀对轮齿的弯曲强度和接触强度将产生巨大的不利影响。腐蚀对于轮齿的影响的定量分析已超出了本标准的范围。应当将腐蚀的影响降为最小。 5 轮齿承载能力评定准则 5.1 接触强度与弯曲强度的关系 接触强度和弯曲强度之间有很大的不同。接触强度是两圆柱间的赫兹接触(压)应力的函数，它正比于轮齿上作用载荷的平方根；而弯曲强度是用悬臂板的弯曲（拉）应力度量的，弯曲应力正比于轮齿上的作用载荷。应力的本质不同主要包括齿面和齿根这两部分，而且它们的许用应力对于相同的材料和载荷也是不同的。 接触强度和弯曲强度的载荷及各种应力修正系数的分析方法相似，因此，许多系数具有相同的数值。 5.2 接触强度 轮齿的点蚀是一种疲劳现象。初始点蚀及破坏性点蚀的解释和讨论参见ANSI/AGMA1010-E95。 接触强度计算的目的在于确定合理的额定载荷，在该载荷作用下轮齿在设计寿命内不发生进展（破坏）性的点蚀。接触强度计算公式以两曲面接触的赫兹接触应力公式为基础，并考虑相邻齿间载荷分配的影响加以修正。 在大多数工业实践中，非破坏性的初始点蚀往往不被重视。初始点蚀的特征是产生小麻点，这些小麻点不再向整个齿宽或齿高方向扩展。可接受的初始点蚀的定义在不同的应用领域有很大的差别。初始点蚀只发生在局部的过应力范围内，它通过逐渐地消除高应力接触点而趋于重新分布载荷。一般来说，当载荷降低或重新分布后，初始点蚀即停止。 5.3 本标准未涉及的表面状况 本标准未涉及的几种情况有:微点蚀、电蚀、磨损和胶合。详细的资料参见ANSI/AGMA1010-E95。 5.3.1 微点蚀 微点蚀是轮齿表面疲劳的一种形式。它的特点是在材料表面存有许多凹点，这些凹点的深度通常都小于20微米，从外表看如霜点，轮齿表面呈灰色。这是由于受齿轮载荷、材料及其热处理、润滑剂型号、润滑充分度等不当而引起表面损坏。 5.3.2 电蚀 放电点蚀虽然不是轮齿载荷问，但它损坏轮齿表面状况。用肉眼看很难把它和轮齿表面呈现所谓“霜点”状的微点蚀区别开来。由于电机绝缘不当，在轮齿啮合过程中，由静电或无电感应产生不应有的电磨削。如果忽视了这一点，就会出现齿轮失效。 5.3.3 齿轮的抗磨损能力 对配对齿轮的抗磨损能力有一个规定的性能限制，对低速、重载齿轮尤其如此。齿轮磨损很难预测分析，然而以下情况需要考虑： --在有污染的环境中运行。 --密封和齿轮防护装置设计 --润滑，见附录D 5.3.4 胶合 胶合是在轮齿齿面出现严重的胶黏磨损。胶黏磨损是指在相啮齿轮齿面出现焊合而后撕开的损伤。当齿轮副啮合时，其润滑油膜过薄无法隔开相啮齿面直接接触并相互滑动，见附录D。 胶合不是疲劳现象，它的发生是瞬时的。发生胶合是油粘度及添加剂、齿面工作温度、滑动速度、轮齿表面粗糙度、齿轮材料及热处理和表面压力的函数。 5.4 弯曲强度 轮齿的弯曲强度是一种疲劳现象，它与外齿轮齿根过渡圆弧处抗断裂能力有关。典型的裂纹和破损参见ANSI/AGMA1010E95。本标准中弯曲强度校核基于平板理论；并考虑了以下几点： --轮齿载荷径向分量引起的齿根压应力； --因载荷作用线倾斜角引起的弯矩不均匀分布； --齿根过渡圆角处的应力集中； --啮合中相邻两齿间的载荷分配。 AGMA弯曲强度校核的目的在于确定一个合理的载荷，使齿轮在设计寿命内不发生断齿失效。 这种分析的基本理论假定轮齿刚性地固连在基体上。当轮缘厚度不足以完全支撑轮齿时，弯曲疲劳失效可能发生在轮缘而不是齿根过渡圆角处。轮缘厚度系数KB用于修正薄轮缘齿轮的弯曲应力计算值。 5.5 本标准中未涉及的弯曲强度 齿轮的设计者应当确保齿轮毛坯的结构能够代表本标准中基本的理论。齿轮毛坯的设计超出了本标准的范围，详细参见附录C。 有时候，磨损，齿面疲劳或塑性流动会在齿面的凹凸不平处和磨损的地方产生应力集中从而影响弯曲强度。然而这些因素已经超出了本标准的考虑范围。 5.6 非稳定载荷 当载荷非稳定时，不但要考虑尖峰负荷及其循环次数，而且还要考虑中等载荷及其循环次数。这种载荷常常被视为工作循环负荷，可用载荷谱图表示。在这种情况下，对齿轮装置进行强度校核时必须考虑工作循环的累积疲劳损伤效应。在这些条件下计算载荷影响的方法例如Miner‘s Rule，参见ISO 6336-6。 6 计算公式 6.1 接触强度 6.1.1 接触强度功率计算 接触强度许用传递功率计算公式如下： （1） 其中 是接触强度许用功率，kw； 是小齿轮转速，rpm； b是向啮合齿轮最小的净齿宽，mm； 是接触强度几何系数，见第7章； 是动载系数，见第8章； 是载荷分布系数，见第12章； 是小齿轮节圆直径，mm； （2） a是实际中心距，mm； u是齿数比（不小于1.0）； 是许用接触应力，N/mm2，见第13章； 是接触强度应力循环系数，见第15章； 是接触强度硬度比系数，见第11章； 是材料的弹性系数，（N/mm2）0.5，见第9章。 注：大小齿轮必须分别计算，以评定其材料特性和载荷循环次数的差异所产生的影响。接触强度许用功率应按相啮合轮齿中 EMBED Equation.DSMT4 EMBED Equation.DSMT4 之积的最小值进行计算。 6.2 弯曲强度 6.2.1 弯曲强度功率计算 弯曲强度许用传递功率： （3） 其中 是弯曲强度许用传递功率，kW； ，对于直齿轮是mn； 对于斜齿轮 （4） 是轴向齿距，mm； 是分度圆螺旋角，度。详细内容见ANSI/AGMA1012-G05。 是法面模数，mm； 是弯曲强度几何系数，见第7章； 是许用弯曲应力，N/mm2，见第13章； 是弯曲应力循环系数，见第15章； 是轮缘厚度系数，见6.2.2。 注：大小齿轮由于几何系数、轮齿载荷循环次数和材料性能存在差异，它们的强度应分别计算，弯曲强度许用传递功率应按配对齿轮 的最小值计算。 6.2.2 轮缘厚度系数， 当轮缘厚度不足以完全支撑轮齿时，弯曲疲劳失效可能发生在轮缘而不是齿根过渡圆角处。在这种情况下，按照参考资料[2]推荐使用应力修正系数。 采用轮缘厚度系数， 对于齿轮轮缘内孔具有过盈配合附加应力的齿轮还不充分保险，因为 的数据是基于光滑内孔、没有槽口或键槽的外齿轮得到的。 轮缘厚度系数 用来修正薄缘齿轮的计算弯曲应力，它是轮缘厚与齿高之比（支撑比） 的函数，见图示1。 （5） 其中 是支撑比； 是位于齿根以下的齿轮轮缘厚度，mm； 是全齿高，mm。 支撑比， 图1—轮缘厚度系数， 在图1 计算中忽略了腹板和筋的影响。带锥度的轮缘对 的影响尚未研究。比值小于0.5的需要特殊的分析，这不在本标准的范围之内。若有经验或详细的分析依据，可采用不同的 值。最小的 值为1.0。 7 几何系数 和 7.1 接触强度几何系数， 几何系数 考虑相互接触的两齿面曲率半径的影响。曲率半径用于计算齿面的赫兹接触应力。计算时考虑了轮齿修形和载荷分配的影响。 7.2 弯曲强度几何系数， 几何系数 与齿廓形状、最危险的载荷作用位置以及斜齿轮各接触线上的载荷分配有关。它既考虑了载荷的切向分量（弯曲），又考虑了径向分量（压）的影响。 7.3 计算方法 建议采用AGMA908-B89标准中的几何系数 和 。在该标准中给出了一些常用齿形的几何系数表和用展成法加工的渐开线齿轮齿根过渡圆角的分析方法。 在本标准中尖头齿被定义为顶面厚度， ，小于0.25 。顶面宽小于这个值的需要进一步的校核。 8 动载系数 注：本标准中动载系数 重新定义为以前AGMA标准中使用的动载系数的倒数。在本标准中动载系数大于1.0.，而以前AGMA标准中的动载系数小于1.0。 8.1 动载系数的考虑 动载系数 是考虑轮齿非共轭啮合产生的内部附加载荷而引入的修正系数。即使输入扭矩和转速恒定，由于齿轮质量的振动也会产生动态轮齿载荷。这种载荷由轮齿间的相对运动引起的，而相对运动是由传动误差引起的振动产生的。在理想情况下，齿轮装置在输入和输出间应保持恒定的速比。传动误差为相啮合齿轮相对转角的偏差。它与理想的齿廓和理想齿距相关。动载系数与包括内部附加动载荷的总载荷和切向载荷有关。 8.2 动载系数 的近似计算 可以从图2中选择动载系数值。图2中的曲线和下面的公式都基于经验数据，且未考虑共振。 注：动载系数重新定义后采用 来进行选取，见ANSI/AGMA2015-1-A01。之前的动载系数是通过 来选取的见AGMA2000-A88。使用 计算动载系数的方法参见附录J。 根据传动误差选取曲线 =7~11。当传动误差未知时，可以选用节距和某些齿形精度确定动载系数。 为传动精度等级值。 8.2.1 =7~11的曲线 图2中的经验曲线由下述7≤ ≤11获得，其中 取整数值。能够通过下列公式对大小齿轮的 值进行计算，计算的结果向上圆整。大小齿轮的 值应该分别计算，取较大值用于计算KVm。 当dT≤400mm时 （6） （向上圆整） 节圆线速度， ，m/s 图2-动载系数，KVm 当dT＞400mm时 （7） （向上圆整） 其中 是传动精度； ln是自然对数， ； 是单位齿距变化， ； 法面模数，其中1.25≤ ≤50； 是容限直径，mm； （8） 是小齿轮或大齿轮的齿顶圆直径mm； 根据ANSI/AGMA2015-1-A01， 用来估计预期的齿距和齿形偏差较为准确。 （9） 其中 EMBED Equation.DSMT4 （10） （11） （12） 其中 对于开式齿轮，为 的线性调整系数； 对于开始齿轮，为 的指数调整系数； 是节圆线速度，m/s。 值不允许大于11，当 值小于7时，取 =7 本标准中规定 的最小值取1.02。 9 弹性系数， 弹性系数 由下面公式计算： （13） 其中 是弹性系数， ； v1，v2是分别表示小齿轮和大齿轮的泊松比； E1，E2是小齿轮和大齿轮的弹性模量， . 对于钢制大小齿轮，v=0.3，E=2.05×105N/mm2,则ZE=190[N/mm2]0.5. 当使用球磨铸铁大齿轮与钢制小齿轮配合时，对于钢制小齿轮v=0.3，E=2.05×105N/mm2,对于球磨铸铁大齿轮v=0.27，E=1.850×105N/mm2，则ZE=184[N/mm2]0.5。 10 工况系数 作为一个ＡＧＭＡ传统使用的系数，工况系数是根据每一特定应用场合得出的经验数据而采用的。工况系数是一个考虑了过载、可靠度和其他使用因素的综合影响系数。 齿轮副的许用传递功率，Ｐａ被定义为： 和 中的较小值。　　　　　　　　　　　　　　　 （14） 其中 是接触强度许用传递功率，kW； 是接触强度的工况系数； 是弯曲强度许用传递功率，kW； 是弯曲强度的工况系数。 11 硬度比系数 硬度比系数取决于以下因素： --齿数比； --大小齿轮硬度； --小齿轮的表面完工工艺。 当小齿轮的硬度比大齿轮的硬度值充分大的时候，工作硬化会增加大齿轮的承载能力。典型的 值如图3所示。这些值仅适用于大齿轮。对于小齿轮 =1.0。 可以采用如下的方法计算： （15） 其中 是接触强度的硬度比系数； u是齿数比（大于等于1.0） A的值由硬度比决定的： 对于都经过调制处理的大小齿轮配合，比值范围为： 1.2≤ ≤1.7 对于小齿轮为齿面硬化，表面粗糙度小于3.2Ra与调制处理的大齿轮相配合时，比值范围为： 1.2≤ ≤2.0 A=0.00898[ ]-0.00829 (16) 其中 HB1是小齿轮的布氏硬度值，HB； HB2是大齿轮的布氏硬度值，HB； 对于 ＜1.2，A=0.00 对于调制处理的小齿轮与调制处理的大齿轮相配合时 ＞1.7，A=0.00698 对于齿面硬化的小齿轮，表面粗糙度小于3.2Ra与调制处理的大齿轮相配合时 ＞2.0，A=0.00967 对于齿面硬化的小齿轮，表面粗糙度大于等于3.2Ra与调制处理的大齿轮相配合时 =1.0 图3--典型的硬度比系数ZW 对于采用洛氏硬度测量的表面硬化的小齿轮，硬度在45Rc和62Rc之间的，HB1可以用下列公式计算出来： （17） 其中 HR1是小齿轮的洛氏硬度，HRC。 12 载荷分布系数，KH 载荷分布系数是反映载荷沿接触线的不均匀分布而引入的一个修正系数。产生载荷分布不均匀的原因有很多。详细参见AGMA927-A01和ANSI/AGMA2101-D04。 12.1 载荷分布系数，KH的取值 载荷分布系数定义为:载荷分布中的最大载荷集度与平均或均布载荷集度之比。即载荷峰值与载荷平均值之比。 KH=KHβ （18） 其中 KH是载荷分布系数； KHβ是面载荷分布系数。 12.2 齿向载荷分布系数，KHβ 齿向载荷分布系数反映了齿宽反响载荷分布的不均匀性。其大小定义为整个齿宽方向上最大的载荷集度与平均载荷集度之比。可用经验可分析两种方法确定齿向载荷分布系数。本标准只提供经验计算方法。 经验方法要求已知的的信息最少，对能满足下述较大刚性结构要求的齿轮推荐采用此方法： --净齿宽与小齿轮节圆直径之比b/dw1≤2.0(对于双斜齿轮，齿宽不包括中间的退刀槽)。 --齿宽不大于1270mm； --受载时较窄齿轮全齿宽接触。 注：如果 则由经验公式计算出的KH值不够保险。在这种情况下有必要对轮齿的齿向和齿形进行修正以获得满意的结果。 当齿轮悬臂支撑时，必须考虑轴的挠曲变形和轴承间隙的影响。轴和轴承必须有足够的刚度以支撑由齿轮接触载荷引起的弯曲力矩，使其产生的总变形不至于反过来影响齿轮的接触。轴承间隙影响大齿轮的啮合，犹如偏置跨距安装的轴齿轮也影响轮齿啮合一样。然而，悬臂支撑齿轮在一定程度上可对上述影响有缓解作用。上述影响可用小齿轮比例修正系数KHpm来表示。当双斜齿轮的退刀槽尺寸远大于通常轮齿加工要求的长度时，例如套装定位用的设计，应将每边作为单斜齿轮处理。 将会用得到下述方法： （19） 其中 是齿向修正系数； 是小齿轮比例系数； 是小齿轮比例修正系数； 是啮合齿向系数； 啮合齿向修正系数； 当采用鼓形齿或齿向修正时，齿向修正系数， 修正了最大负荷集度。 无齿向修正时 =1.0； 适量鼓形齿或齿向修正时 =0.95； 小齿轮比例系数 反映了载荷引起变形的影响。当齿轮宽度较大或宽径比 较大时，这种变形一般较大。小齿轮的比例系数由图4选取。 对于双斜齿轮计算小齿轮比例系数时应取净齿宽。 图4中的 值可由下式确定： 当25