附錄C
（資料性附錄）
使用系數KA的推薦值
C.1使用系數的確定
使用系數最好通過具體應用場合的實際使用經驗的分析來確定（見ISO/TR10495：1997），當無實踐經驗可用時，通過仔細的分析研究確定。
使用系數KA用以修正Ft。KA是考慮齒輪嚙合外部因素引起的附加到名義載荷上的載荷的影響系數。當不可能全面的系統(tǒng)分析或用合適的累積損傷準則的測量值來確定當量切向載荷時（見5.2），可使用表C.1中的經驗性指導值。
C.1使用系數的近似值
當缺乏使用經驗或無詳細的分析資料可用時，可使用表C.1中的值。使用表C.1時注意，在某些使用場合KA的值會比表（C.1）中的值高得多，已使用過的值高達10。
表C.1中的值僅用于在非共振區(qū)運行的、載荷相對穩(wěn)定的傳動。如果運行中有非共振區(qū)運行的、載荷相對穩(wěn)定的傳動。如果運行中有非正常重載、電機的起動轉矩大、間歇使用或嚴重的反復沖擊負荷，應當核算其靜強度和有限壽命下的承載能力（見ISO6336-1：1996、ISO-6336-2：1996、ISO6336-3：1996）。
例子：
a)透平機械和發(fā)電機
若系統(tǒng)中的電流矩路，轉矩可高達名義轉矩的6倍。這樣的過載可通過安全聯軸器保護。
b)電動機和壓縮機
若泵的頻率和扭轉振動的固有頻率相同，會產生相當大的交變應力。
c)厚板軋機和鋼坯軋機
要考慮到入軋轉矩可高達軋制轉矩的6倍。
d)用同步電動機驅動
啟動瞬時（大約10個波幅變化的時間），產生的交變轉矩可高達名義轉矩的5倍。但，這個危險的交變轉矩通�？梢酝ㄟ^合適的調節(jié)予以完全避免。
由于尖峰轉矩的大小取決于質量彈性系統(tǒng)，力的作用時間和安全保護（安全聯軸器、電器的非同步轉換保護），這里給出的資料和數值通常不能使用。
因此，在重要的場合要認真進行分析。建議達成合適的協議。
在用戶的訂單中說明的使用系數應考慮作為最小要求值。
要考慮附加的轉動慣量（如飛輪效應產生的轉矩）。有時，制動轉矩是最大載荷，半影響承載能力計算。
假定使用的材料應有合適的過載能力。當使用的材料的過載能力很小時，應對尖峰載荷進的強度進行校核。
當使用的聯軸器有如下特性時——液力偶合器、彈性聯軸器和特殊的減振聯軸器——KA在中等和嚴重沖擊時的取值可以減小。
表C1使用系數KA
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原動機工作特性 |
工作機工作特性 |
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均勻平穩(wěn) |
輕微沖擊 |
中等沖擊 |
嚴重沖擊 |
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均勻平穩(wěn) |
1.00 |
1.25 |
1.50 |
1.75 |
|
輕微沖擊 |
1.10 |
1.35 |
1.60 |
1.85 |
|
中等沖擊 |
1.25 |
1.50 |
1.75 |
2.00 |
|
嚴重沖擊 |
1.50 |
1.75 |
2.00 |
2.25或更大 |
表C2原動機工作特性
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工作特性 |
原動機 |
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均勻平穩(wěn) |
電動機（如直流電動機）、平穩(wěn)運行的1）蒸汽輪機或燃汽輪機（起動力矩很小，起動不頻繁） |
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輕微沖擊 |
蒸汽輪機、燃汽輪機、液壓馬達或電動機（具有大的、頻繁的起動轉矩）2） |
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中等沖擊 |
多缸內燃機 |
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嚴重沖擊 |
單缸內燃機 |
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a可根據振動試驗或類似設備確定。
b見GB/T 3480中壽命系數ZNT、YNT的圖�？紤]瞬間過載的影響，見C2中的例子。 |
表C3工業(yè)齒輪工作機的工作特性示例
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工作特性 |
工作機 |
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均勻平穩(wěn) |
載荷平穩(wěn)的發(fā)電機，載荷平穩(wěn)的帶式或板式輸送機，螺桿輸送機，輕型升降機，包裝機械，機床進給機械，通風機，輕型離心機，離心泵，用于輕質液體或均勻密度物料的攪拌機、混料機，剪切機，壓力機，沖壓機1）；立式傳動裝置和往復移動齒輪裝置2） |
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輕微沖擊 |
載荷非均勻平穩(wěn)的帶式或板式輸送機，機床主傳動裝置，重型升降機，起重機回轉齒輪裝置，工業(yè)或礦山用風機，重型離心機，離心泵，粘性介質和非均勻密度物料的攪拌機、混料機，多缸活塞泵、給水泵，通用擠壓機，壓延機，回轉窯，軋機連續(xù)的鋅帶、鉛帶軋機，線材和棒材軋機3） |
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中等沖擊 |
橡膠擠壓機，連續(xù)工作的橡膠和塑料混料機，輕型球磨機，木工機械（鋸片和車床），鋼坯軋機3），4） |
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嚴重沖擊 |
挖掘機（斗輪驅動、斗鏈驅動、篩分驅動），挖土機，重型球磨機，橡膠壓軋機，破碎機（石料、礦石），鑄造機械，重型給水泵，鉆機，壓磚機，卸載機，落砂機，帶材冷軋機3），5），壓坯機，軋碎機。 |
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a額定載荷為最大轉矩。
b額定載荷為最大啟動轉矩。
c額定載荷為最大軋制轉矩。
d轉矩受限流器限制。
e帶鋼的頻繁開裂會導致KA上升到2.0。 |
附錄D
（資料性附錄）
圓柱齒輪輪齒鼓形修形與齒端修緣量的指導值
D.1概述
良好設計的鼓形修形和齒端修緣對齒輪齒寬上載荷分布具有益的影響。設計的零件圖應該基于對齒輪的變形與制造偏差的認真考慮。如果變形較大，應將螺旋修正疊加地鼓形與齒端修緣上，但首先應將螺旋線修形設計好。
D.2鼓形量Cβ
從經驗中得出以下非強制性的規(guī)則，達到可接受的載荷分布所必需的鼓形量（見圖D.1）按如下確定。
在10μm≤Cβ≤40μm，加上制造公差5～10μm的條件下，如果齒輪不修鼓形，bcai/b值會大于1，Cβ≈0.5Fβxcv.
為避免齒端過載，取鼓形量為：
Cβ=0.5(fsh+fHβ)……………………（D.1）
實際應用中當齒輪的結構剛度使得fsh可以忽略，或當螺旋線修形使齒寬中部的變形得到補償時，可按下列計算：
Cβ=0.5fHβ……………………（D.2）
在10μm≤Cβ≤25μm，加上大約5～10μm的條件下，對于高精度可靠度的高速齒輪來說，以上數值的60%～70%已經足夠。見圖D.1。
D.3齒端修緣量CⅠ（Ⅱ）和寬度bⅠ（Ⅱ）
D.3.1 C1法
本方法是基于對沒有齒端修緣的齒輪副，當量嚙合向誤差的設定值與齒輪鼓形量的推薦值。
a)齒端修緣量（見圖D.2）
對調質齒輪：CⅠ（Ⅱ）≈Fβxcv加上制造公差5～10μm。
那么，用D.2中對Fβxcv的分析，CⅠ（Ⅱ）應近似地為：
CⅠ（Ⅱ）= fsh+1.5fHβ………………（D.3）
對表面硬化與氮化齒輪：CⅠ（Ⅱ）≈0.5Fβxcv加上制造公差5～10μm。
那么，用D.2中對Fβxcv的分析，CⅠ（Ⅱ）應近似地為：
CⅠ（Ⅱ）=0.5（ fsh+1.5fHβ）+1.5fH………………（D.4）
當齒輪結構剛度使得fsh可以忽略不計，或當螺旋線修形補償時，按式（D.2）計算。
對于高精度高可靠度的切線速度齒輪，CⅠ（Ⅱ）取上述計算值的60%～70%。
b)齒端修緣的寬度
當載荷 近似恒定和線速度較高時；取bⅠ（Ⅱ）和（0.1b）或（1.0m）兩者中的較小者。
對于變載荷，線速度為低、中速時：
brel=(0.5～0.7)b……………………（D.5）
D.3.2 C2法
本方法基于假一沿齒寬的載荷均勻分布時的齒輪副的變形：
δbth=Fm/(bcγ)……………………（D.6）
式中：
Fm=FtKAKV
對于高精度高可靠度的高切線速度齒輪，用下列公式計算：
CⅠ（Ⅱ）=（2～3）δbth……………………（D.7）
brel=(0.8～0.9)b……………………（D.8）
對于較差精度的類似齒輪：
CⅠ（Ⅱ）=（3～4）δbth……………………（D.9）
brel=(0.7～0.8)b……………………（D.10）
