齿轮传动时，若工作应力超过啮合面的接触疲劳强度极限，则齿面将会出现表层材料剥离，进而产 生点蚀坑。 不同应用场合所容许的点蚀程度（尺寸和数量）差异很大。某些情况可以接受大面积的点蚀，而某 些情况应避免出现任何明显的点蚀。 对于常规工况，下面的点蚀损伤评估方法有助于区分初始点蚀和破坏性点蚀。 点蚀坑的总面积不准许出现呈线性增加或连续增加的情况（尤其针对硬齿面齿轮）。然而，当初始 点蚀使得齿轮的有效承载面积增加，并且随后点蚀坑的产生率在减少（点蚀减少）甚至终止（点蚀停止）， 这种点蚀可以接受。如有争议，需遵循下述规定。 当工况稳定时，不准许出现随时间线性增加或连续增加的点蚀坑（即线性点蚀或连续点蚀），评估应 针对所有齿面的整个啮合区域。未硬化齿面应注意新产生的点蚀坑的数量和尺寸，硬化齿面上有一个 或少量点蚀坑是常见现象。在这些情况下，我们应该重点评估实际发生点蚀的齿面。如果需要定量评 估，被认为特别危险的轮齿应做上标记，严格检查。 在特殊情况下，点蚀状况可以基于所有的磨损颗粒进行第一次粗略评估。有严格要求时，齿面的状 况应至少进行三次检查。在齿面经过至少10°次载荷循环后进行第一次检查；根据先前检查的结果，再 于工作一段时间后进一步检查。 若点蚀程度恶化，危及工作人员或者存在可能导致严重后果的风险，则这种点蚀不能容忍。由于应

齿面接触疲劳强度的计算，是基于齿轮啮合的节点处的接触应力。对于直齿轮和斜齿轮而言，节点 接触应力不一定是直接判据，需根据节点处的接触应力值分别计算大齿轮和小齿轮的相关位置的 应力H和许用接触应力HP，其中H应小于HP。许用接触应力与接触应力的比值用安全系数 和SH2表示，这两个系数均应高于最小安全系数SHmin。在计算。H时，有以下四种情况： a）对于端面重合度e。≥1的直齿轮： 小齿轮：通常在单对齿啮合区内界点处计算H；特殊情况时节点处的H会较大，齿轮的 承载能力则由节点处的。H值决定。 大齿轮：在外啮合的情况下，通常在节点处计算。H。特殊情况时，特别是在小传动比情况 下（见5.2），H在单对齿啮合区内界点处较大，齿轮的承载能力则由内界点处的H值决 定。对于内啮合的情况，在节点处计算H b）对于端面重合度。≥1和轴向重合度εβ≥1的斜齿轮： 在小齿轮和大齿轮啮合的节点处计算。若在非最佳修形齿面上，最大接触应力不在节点 处，这时H由更大接触应力的啮合点位置决定。 对于端面重合度。≥1和轴向重合度e<1的斜齿轮： H在上下极限值之间通过线性插值获得，该极限值分别为直齿轮和ε=1斜齿轮的H，且对 于每个齿轮都是基于实际齿数来确定H。 d 对于端面重合度。<1和总重合度1的斜齿轮： 0H的计算未包含在GB/T3480的本部分内，故仔细分析沿接触线处的接触应力是必要的，

土壤标准5.2齿面接触强度（点蚀）的安全系数Sm

根据式(1)和式(2)分别计算小齿轮和大齿轮的S

OHGI≥SHmin SHI HI O HG2 H OH2

..........

其中：根据式（4)计算小齿轮的接触应力H，根据式（5）计算大齿轮的H2（见5.3）；根据式（6） .3a）、5.4.3b)分别计算高周疲劳寿命和静强度下的接触应力极限HG，根据式（6)和5.4.4计算有限

5.3接触应力的计算值g

5.4许用接触应力Gm

使用一对啮合齿轮作为试件进行加载试验，得到的接触应力极限值（见第10章）更为准确

轮和试验条件与工作齿轮及其工况条件越接近，试验结果与计算值的相关性越好。

以下几种确定许用接触应力的方法已被认可。这些方法是通过对多种齿轮工作情况进行详细记 录，并据此进行详细比较分析来验证的

5.4.2.3方法 B

齿轮材料特性值也可以通过加载对滚试验获得。调整试验中滑动速度的大小和方向，来模拟可 产生点蚀的齿面区域上的滑动和滚动工作条件。 当接触应力值不能利用齿轮试验得到时，可以采用方法Br获取，该方法特别适用于确定不同材 对时齿面接触疲劳强度

5.4.3许用接触应力6m的确定：方法B

许用接触应力通过下式确定

SHmZNTZ.Z.ZRZwZx= HP

法B确定有限寿命的如下应力循环数NL对应的许用接触应力HP。 a）如果允许一定数量的点蚀坑，对于St、V、GGG(perl.，bain.）、GTS(perl.）、Eh和IF 当6×105

HP =OHP refZN=OHP ref 3×10° N.

exp=0.3705log O HP sta

+.+++++.+..+++(8

..........8

10°时，根据图6确定其有限寿命下的许用接触应

OHP=OHP retZOHP rer(N

+......................

）如果不容许有点蚀坑，对于St、V、GGG(perl.， ，bain.)、GTS(perl.)、Eh和IF 接触应力为

中，exp通过公式（8)求得

d）对于NV(nitrocar.)

5×10* OHP=OHP rerZN=OHP ref

HP=OHPreZN=OHP rer( 2×10°

exp=0.768 6log O HP.n

当105

节点区域系数Z.和单对齿啮合系数Z.及Z

节点区域系数Z.和单对齿啮合系数Z及Z

这些系数考虑了齿面曲率对接触应力的影响。 10

CHP=HP refZN=OHP ref 2 X 10° N

exp=0.7686log O HP rf

...................

如果ZB或Z等于1.0，则使用式（4)或式（5)计算的是节圆上的接触应力值。 d） 对于端面重合度ε。≤1和总重合度ε>1的斜齿轮：αH的计算未包含在GB/T3480系列标 内，必须仔细分析沿啮合线处的最大接触应力， 方法a）、b)和c)适用于节点位于啮合线内的接触应力计算。如果节点C已确定且位于啮合线 则根据相邻齿顶圆上的接触情况来确定ZB和ZD。对于e：<1的斜齿轮传动，ZB和ZD是在直齿 1的斜齿轮的啮合系数值之间（在节点处或在相邻的齿顶圆处确定）通过线性插值法确定

6.4当8。>2时，啮合系数Z，和Z、的确定

2<。<2.5情元下， 轮齿连续且共同承载。对于这些轮齿对，接触应力的计算是基于两对齿啮合时小齿轮上的单齿啮合区 内界点上的值

对于具有不同弹性模量E，和E。的一对啮合齿轮，等效弹性模量

过于一些材料组合，Z，可以从表4中获得

6al.为从啮合节点到齿顶的渐开线展开角

T1.2为大齿轮或小齿轮的角齿距

8.3.2轴向重合度g

Nawl=（tanarccos d Na2 2 1 d bl tana w) 2

该值的计算不考虑螺旋角对啮合线长度的影响，而是考虑了螺旋角对齿面承载能力的影响，考虑 荷分布沿啮合线的变化。 Z仅取决于螺旋角β。大多数情况下，仅在采用高精度和最齿面修形时，下述经验公式与试验 和现场经验才非常吻合：

式中： 分度圆螺旋角。 Z。也可以通过图5获得，

11寿命系数Z（齿面）

11.2寿命系数Zr:方法A

11.3寿命系数ZsT：方法B

5.4)。 对于静强度和耐久性极限下的许用接触应力寿命系数ZN可以通过图6或表5获得

齿面间的润滑油膜影响齿面的接触疲劳强度，以下因素有重大影响： 润滑剂黏度； b) 两齿面的瞬时速度之和（卷吸速度）； c) 载荷； 相对曲率半径； e 齿面粗糙度的综合均方根值与的最小油膜厚度之间的关系（油膜比厚）。 根据EHD（关于弹性滑动/滚动接触区域中润滑油膜特性的弹性流体动压理论），上述因素a)～d） 影响油膜的厚度与分布以及油膜压力。 此外，润滑剂（矿物油，合成油）的性质、成分、使用寿命等也会对齿面接触疲劳强度产生影响。 注：有关润滑剂类型和黏度选择的信息和建议可在其他出版物中找到（参考文献[4]、[6]、[8]和[9])

12.2润滑油膜的影响：方法A

12.3润滑油膜影响系数ZZ、和Zr:方法E

B计算的三个系数的变化趋势： 一Z是考虑名义润滑剂黏度（作为润滑剂的特征值）对润滑油膜的影响； 一乙，考虑节线速度对润滑油膜的影响； 一乙R考虑磨合（作为加工工艺）后齿面粗糙度对润滑油膜的影响， 较大的分散度（阴影区域的宽度）显示，除了上述因素外还应考虑其他影响润滑油膜的因素，而这些 影响因素在本计算方法中没有计人。 在绘制图7～图9曲线时，这些遗漏因素已被考虑。显然，他们不能作为物理定律，但仍具有经验 指导意义。 影响因素间相互独立，但实际上并不能完全单独区分。为此，通过改变单个变量（其他变量保持恒 定）得到的测试结果，再根据齿轮的工况结合经验进行调整。因此，一些记录值与试验结果不直接相关，

12.3.2.1.3解析值

使用式（42)式（46)计算Z1，其值分布与图7中

当850N/mm≤gm≤1200N/mm时，

3这些值尚未通过测试结果验证，如果将这些值用于计算，则结果应根据经验确认

12.3.2.2速度系数Z

12.3.2.2速度系数Z

12.3.2.2.1总迷

速度系数Z，是关于节线速度和齿轮副中较软的齿轮材料的接触疲劳极限Hlim的相关 根据12.3.2.2.2或12.3.2.2.3确定

12.3.2.2.2图解值

Z、是关于节线速度和。H的相关函数，可以根

12.3.2.2.3解析值

可以根据式（47）和式（48)确定，再根据这些等式

13齿面工作硬化系数Z

齿面工作硬化系数Zw是指由于钢制的大齿轮（结构钢、调质钢）与光滑的硬化齿面或齿面硬度较 高小齿轮相啮合而导致齿面接触疲劳强度（承载能力）提高的系数。 较软大齿轮的齿面接触疲劳强度的增加不仅取决于大齿轮的工作硬化，还取决于其他影响，如表面 边光（润滑剂），合金元素和软质材料中的内应力，硬化小齿轮的表面粗糙度，接触应力和工作硬化过程

13.2齿面工作硬化系数Zw.方法A

13.3齿面工作硬化系数Zw：方法B

13.3.1齿面硬化小齿轮与调质大齿轮配对

相关数据是基于标准参考齿轮的试验和产品齿轮的现场使用经验。 虽然图10中的曲线经过精心设计，但由于曲线数据获得的方法不同，他们不能被解释为物理定律。 式（58）一样，曲线只是经验性的。 当量粗糙度R之为

R（10/prd）0.33（Rz//R2）0.6 RZH= ·(58 (vnU/1 500)0.3

当RzH>16时，取R=16μm。 当RH<3时，取R=3μm。 式中： Rz1一—跑合前较硬的小齿轮的表面粗糙度，单位为微米（um）； R22 一磨跑合前较软的大齿轮的表面粗糙度，单位为微米（um）； βred一—节点处的相对曲率半径，单位为毫米（mm），见式(51)； V40 40℃时的名义运动黏度，单位为平方毫米每秒（mm/s）； VW 节线速度，单位为米每秒（m/s）。 Zw的值对于静强度、有限寿命和耐久性极限下的接触应力各有不同（应力范围，见图6）。 特别是对于粗糙的小齿轮齿面，可以评估Zw<1。若磨损影响限制了齿面接触疲劳强度，在此范围 则使Zw=1。在这种情况下建议额外进行磨损分析。GB/T3480系列标准不包含表面磨损内容。

3.3.1.2耐久性极限和高周疲劳下接触应力的2

对于12.2中列出的条件，耐久性极限和高周疲劳寿命下的接触应力对应的Zw可以作为较软 齿面硬度的相关函数在图10中获得

玻璃标准规范范本13.3.2.4静强度下的Z

在静强度范围下，Zw=1.0

在静强度范围下，Zw=1.0

其中HB是大齿轮齿面的布氏硬度值

13.3.3.4静强度下的Z

在静强度范围下供水标准规范范本，Zw=1.0

B/T3480本部分涉及的国家标准、国际标准对照