斜齿轮设计计算过程
四、硬齿面斜齿轮传动设计步骤
四、硬齿面斜齿轮传动设计步骤已知：传递功率P ，转速1n 、2n （或传动比i ，齿数比u ）；齿轮的布置情况，载荷的变动情况，每天工作小时数，使用年限等。
设计：齿轮的材料，热处理，主要尺寸等 步骤：1．选择齿轮材料：包括大小齿轮的材料，热处理，硬度，查表7-5选择精度等级（一般为6~9级）；初选螺旋角()815β选12040Z = （闭式）；117~20Z =（开式） 但1HBS 、2HBS ＞3502．确定许用应力1）许用接触应力的确定 式（7-24）[]lim H bH HL HK S σσ=① 由表7-8 ，查lim 1H b σ 、lim 2H b σ，并取二者的小值计算[]H σ② 取安全系数 H S (课本：P145) ③ 计算应力循环次数60nt H N =, n 是与[]H σ对应齿轮的转速。
④ 由图7-35 查循环基数 HO N⑤ 计算HL K = 当H HO N >N 时，取1HL K = ⑥ 计算[]H σ2) 许用弯曲应力 式（7-30）[]l i m F bF FC FL FK K S σσ=①由表7-9，查lim 1F b σ ，lim 2F b σ ②取安全系数F S （课本：P148） ③取K FC （课本：P148）④计算K FL 一般FV H N =N ，6FO N =410⨯当HBS ＞350时，FL K =1 ≥，但≤1.6⑤计算[]1F σ、[]2F σ3.计算工作转矩6PT=9.5510n⨯ (如果已知，就不必计算) 4．根据齿根弯曲强度公式，求模数式（7-29）n mm k ≥初步计算时，取 1.4m k = ；由表7-7查d ψ ；图7-32查K βY F1 、Y F2 由 Z 1 、 Z 2 查图7-38得到 计算[]11F F Y σ 、[]22F F Y σ 并代入二者中的大值求出n m ,并取标准值，则12()2cos n m Z Z a β+=，圆整后，重新计算β：12()arccos 2n m Z Z aβ+=精确到秒则11cos n m Z d β=，1d b d ψ= 圆整后作为b 2 ，12(5~10)b b =+ 实际的21d b d ψ=5. 精确验算齿根弯曲应力式（7-28））[]1212F F Fd nT K K Y Y Y d m βνεβσσψ=≤式中：1Y K εβαε= ， 0.9 1.0K ε= 12111.88 3.2cos Z Z αεβ⎡⎤⎛⎫=-+⎢⎥⎪⎝⎭⎣⎦1140Y ββ=-， 11601000d n πν=⨯ m/s由图7-33查K ν，并计算：[]1111212F F F d n T K K Y Y Y d m βνεβσσψ=≤ ；[]1222212F F F d nT K K Y Y Y d m βνεβσσψ=≤如不满足，可增加模数重新验算，并将该模数作为该对齿轮的模数。
斜齿圆柱齿轮设计和校核计算
分度圆圆周力 材料接触应力 材料弯曲应力
承载能力计算
Ft σHlim σFE
93015.538 1300 18Cr2Ni4W 900
弧度
角度
传动比
t
1
端面模数 mt
6.0205
0.34906585
端面压力 角
αt
0.379139 21.72308008
0.41887902
βb 0.392184 22.47048266
161.50138 160.48751
136.762 135.749
分度圆直径 基圆直径 节圆直径 齿顶压力角 分度圆弧齿厚 重合度
滑动率
当量齿数 理论跨齿数 实际跨齿数 公法线长度
计算量棒直径 实际量棒直径
量棒中心所在圆上 的压力角
跨棒距
d=mt*cosβ db
ααt
ε=εα+εβ εα εβ η
630
计算中心距
244.493
分度圆直径
241.628 247.3578
计算法向模数
mn 5.93721
SIN（） COS()
TAN（）
ASIN （）
ACOS （）
ATAN() inv （）
0.3420201 0.9396926 0.36397023 0.35657 1.2142 0.3358 0.014904
0.4067366 0.9135455 0.44522869 0.43221 1.1386 0.3967 0.02635
0.370121 0.9289836 0.39841502 0.38887 1.1819 0.3624 0.019276
0.362053 0.9321575 0.38840325 0.37951 1.1913 0.3548 0.017934
新斜齿轮参数设计
法向公法线长 度：
Wkn=mncosan[(k-0.5)π +z'invan]+2xnmnsinan
20.07013868
此公式未考虑齿顶 降低的特例
实际基圆压力角就 是0
因有装配误差，公 法线一般选取负公 差
da=mt(z+2hat*+2xt)
假想齿数： 当量齿数：
z'=z*invat/invan zv=z/cos3β
齿根圆直径： df=mt(z-2hat*-2ct*+2xt)
59.01074228 3.252416043 55.22055551 3.043517395 1.626208021 1.626208021
hat* 端面顶隙系数：ct*
hat*=han*cosβ ct*=cn*cosβ
端面最少齿数：ztmin ztmin=2hat*/sin2at
端面变位系数：xt xt=xn*cosβ
1.03527618
20.64689649
0.965925826
0.241481457
15.5378243
（不产 生根
法向(刀具)模数：mn 1
齿数：z
57
法向压力角：αn
20
齿顶高系数：han* 1
顶隙系数：cn*
0.25
变位系数：xn
0
螺旋角：β
15
新斜齿轮设计
标准值：20 标准值：1或0.8 标准值：0.25或0.3
端面模数：mt
mt=mn/cosβ
端面压力角：at
tgat=tgan/cosβ
端面齿顶高系数：
1 1.25 2.25
61.01074228
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
12
相对齿根表面状况系数 根据齿面粗糙度
?? ：查式 16.2-21 ， ??????????
Ra1= R a2=1.6, ?? ?????????? 1 = ?? ?????????? 2 = 1 Yx: 查图 16.2-28 ， Yx1 = Y x2 =1
弯曲强度计算的尺寸系数
将各参数代入公式计算安全系数
=
= 2.46
?? ?? 2 =
=
= 2.37
根据表 16.2-46 ，高可靠度 SFin =2,S H＞ SFmin, 故安全。
26) 斜齿轮主要几何参数 m n =4mm, β =9° 22 ′， Z1 =36， Z2 =112 4 × 36 = = 145.946 ???? ????????0.98667 ???? ?? 1 ???? ?? 2 = = 454.053 ???? ????????0.98667 4 ×112
=36,Z 2=112 实际传动比 i
=Z2/Z 1 =112/36=3.111
4
cos β =
?? ?? ?? 1 + ?? 2 2??
=
4× 36+112 2× 300
= 0.98667 , 所以 β =9° 22’
11）计算分度圆直径： ???? ?? 4 × 36 1 ?? = = = 145.946 ???? 1 0.98667 cos β ???? ?? 4 × 112 2 ?? = = 454.053 ???? 2 = 0.98667 cos β 12）确定齿宽： b= Ф α × ??=0.4 × 300=120mm 13）计算齿轮圆周速度： ??= = = 5.58 ??/ ?? 60 × 1000 60 × 100 根据齿轮圆周速度，参考表 16.2-73 ，选择齿轮精度等级为 ???? 1 ?? 1 ??× 145.946 ×730
斜齿轮
式中：YFa、YSa应按当量齿数zv=z/cos3查表确定 斜齿轮螺旋角影响系数Yβ的数值可查图确定
标准斜齿圆柱齿轮强度计算
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
标准斜齿圆柱齿轮强度计算4
力为代表，将节点处的法面曲率半径rn代入计 算。法面曲率半径以及综合曲率半径有以下关 系为： rt d sin t
L
L
因此，
b cos b
KFt KFt KFn pca bα L cos t cos b bα cos t cos b
载荷系数的计算与直齿轮相同，即：K＝KA Kv Kα Kβ
标准斜齿圆柱齿轮强度计算
三、齿根弯曲疲劳强度计算 斜齿轮齿面上的接触线为一斜线。受载时，
标准斜齿圆柱齿轮强度计算3
轮齿的失效形式为局部折断（如右图）。
强度计算时，通常以斜齿轮的当量齿轮为对
象，借助直齿轮齿根弯曲疲劳计算公式，并引入
斜齿轮螺旋角影响系数Yβ，得： 校核计算公式： F
斜齿圆柱齿轮轮齿受载及折断KFtYFaYSa Y bmnα
F
2 KT1Y cos 2 YFaYSa 设计计算公式：m n 3 2 F d z1 α
KT1 H 2 3 R 1 0.5R d1 u
设计计算公式： d1 2.923 (
H
ZE
)2
KT1 R 1 0.5R 2 u
齿轮的结构设计
齿轮的结构设计 通过强度计算确定出了齿轮的齿数z、模数m、齿宽B、螺旋角、分度圆直 径d 等主要尺寸。
2
dα
u H
斜齿轮的[H]
标准锥齿轮传动的强度计算
斜齿轮轮计算程序
d=zm
d=zmt=zmn/cosβ
ha=ha*m=m,(ha*=1)
ha=han*mn=mn,(han*=1)
hf=(ha*+c*)m=1.25m,(ha*=1,c hf=(ha*+c*)m=1.25m,(ha*=1,c
*=0.25
*=0.25)
h=ha+hf=2.25m
h=ha+hf=2.25mn
名或an
分度圆直 径
d
齿顶高 ha
齿根高 hf
齿全高 h
齿顶圆直 径
da
齿根圆直 径
df
中心距 a
齿数比 u
模数 压力角 Z1分度圆 直径
Z2分度圆 直径 齿顶高 齿根高 齿全高 z1齿顶圆 直径
z2齿顶圆 直径
z1齿根圆 直径
z2齿根圆 直径 中心距 齿数比 Z1齿数
da=d+2ha=(z+2)m
da=d+2ha
df=d-2hf=(z-2.5)m a=d1+d2/2=(z1+z2)m/2
直齿轮计算
df=d-2hf
a=d1+d2/2=(z1+z2)m/2cosβ
u=z2/z1
土镗床50机头齿比与转速
斜齿轮（人字齿）轮计算
4 齿比 转速
20/48
50
95.24541
Z2齿数 螺旋角β
斜齿轮（人字齿）轮计算程序
直齿轮
斜齿轮（人字齿）轮
m由强度计算或结构设计确 m由强度计算或结构设计确
定，并按表23.2-3取为标准值 定，并按表23.2-3取为标准值
GB1357-87
。mt=mn/cosβ GB1357-87
斜齿轮设计计算过程
斜齿轮设计计算过程斜齿轮是一种常见的传动装置，具有传递大转矩、平稳运转、精度高等优点，在各种机械设备中广泛应用。
斜齿轮的设计计算涉及到齿轮的基本几何参数、载荷计算、传动比选择等方面。
下面将详细介绍斜齿轮设计计算的过程。
一、齿轮的基本几何参数设计1.模数的选择：模数是斜齿轮设计的重要参数，它是齿轮齿数与分度圆直径之比。
根据所要传递的功率、速度和转矩大小，选择合适的模数。
通常，模数的选择与齿数有关，齿数多则模数小，齿数少则模数大。
2.齿数的确定：齿数与模数有关，一般模数越大，齿数越少。
齿数的确定是通过传动比和传动效率来选择的。
传动比是输入轴的转速与输出轴的转速之比，传动效率是指输入功率与输出功率之比。
3.齿轮齿宽的确定：齿轮齿宽的确定主要与所要传递的功率及轴向载荷有关。
齿宽一般比轴向载荷要大一些，通常为2-3倍。
4.齿轮齿数的选择：齿数的选择要注意齿轮尺寸、密度与传动比之间的关系，并根据啮合角、齿侧力系数等因素进行计算。
5.齿轮齿形修正：齿形修正是为了解决齿轮啮合中的啮合误差，提高传动效率和齿轮的寿命。
齿形修正一般采用弯曲齿形法。
二、载荷计算1.受力分析：首先需要确定齿轮在工作过程中所受的载荷类型和方向。
常见的载荷有径向力、轴向力和弯矩。
2.力的计算：根据齿轮传动的理论公式，计算齿轮所受的各个力的大小，并确定其作用点位置。
3.强度计算：根据齿轮所受载荷的大小和方向，采用材料的抗弯强度、接触强度等指标进行强度计算，判断齿轮的强度是否满足要求。
三、传动比选择根据所要传递的转速和转矩大小，选择合适的传动比。
一般情况下，传动比应选择为整数或近似值，以便于加工制造和传动装置的调整。
四、传动系统的优化设计在完成基本的几何参数设计和载荷计算后，可以对传动系统进行优化设计。
包括选取合适的传动方式、齿轮材料的选择、齿轮的热处理等。
五、齿轮加工制造根据已完成的设计计算结果，制定相应的加工工艺和技术要求，进行齿轮的加工制造。
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：a≥476（u+1）√KT1φa σHP2u3 1)小齿轮传递扭矩T1：T1=9550×Pn1=9549×95730=1243N.m2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σHP =σHlimS Hmin查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σHP2=σHlim2S Hmin2=7601.1MPa=691MPa6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×12430.4×6912×3.113=292.67mm取圆整为标准中心距a =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：z1=2acosβm n(u+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=m n(Z1+Z2)2a =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：d1=m n Z1cosβ=4×360.98667=145.946mmd2=m n Z2cosβ=4×1120.98667=454.053mm12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：V=πd1n160×1000=π×145.946×73060×100=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1bd1u+1uK A×K V×K Hβ×K Ha1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1d1=2×1243×103145.946=17034N2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.5 3）动载荷系数K V：K V=1+(K1K A F1b+K2)Z1V100√u21+u2查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√ 3.1121+3.112 =1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：K Hβ=1.15+0.18×(b d 1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：K A F t b=1.5×17034120=213 N/mm 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：当量齿数：Z V1=Z1COS3β=360.986673=37.5Z V2=Z2COS3β=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εav:εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav:εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74按 φm=bm =1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.76 9）将以上数据代入公式计算接触应力σH=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MPa10）计算安全系数S H根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z XσH寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109N2=N1i=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1 将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=σHlim1Z NT1Z LVRσH Z w Z X=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=σHlim2Z NT2Z LVRσH Z w Z X=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
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参考表8.2-90(各类钢材和热处理的特点及使用条件)、表8.2-91（调质及表面淬火齿轮用钢的选择）、表8.2-95（齿轮常用钢材的力学性能）、表8.2-96（齿轮工作齿面硬度及其组合应用举例），选择齿轮的材料为小齿轮:40Cr，调质+高级感应加热淬火，表面硬度320-340HBW大齿轮:40Cr，调质+高级感应加热淬火，表面硬度由图8.2-16和图8.2-29，按.MQ级质量要求取值，查得σHlim1=1020MPa，σHlim2=1020MPaσFE1=800MPa，σFE2=800MPa(2)按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数按表8. 2-351）小齿轮传递转矩T1：T 1=9549*P/n1=9549*80/730=1046N.m2)载荷系数K:考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.6 3）齿宽系数：取4）齿数比u：赞取u=i=3.115）许用接触应力σHP 按表8.2-35, σHP=σHlim/σHmin，取最小安全系数SHmin =1.1，按大齿轮计算，σHP2=σHlim2/σHmin=461MPa6)将以上数据代人计算中心距的公式a≥476*（3.11+1）*……=276.67mm 圆整为标准中心距a=300mm。
7）确定模数:按经验公式mn=（0.007~0.02）*a=2.1~6mm取标准模数mn=4mm8)初取螺旋角β=9°，cos9° = 0. 988009)确定齿数:z1=2*a*cosβ/mn(u+1)=36.06Z2=z1*u=112.15取z1=36，z2=112实际传动比：i实=z2/z1=3.11110)精求螺旋角β:cosβ=mn (z1+z2)/2a=0.98667所以β=9°22″11)计算分度圆直径:D 1=mn*z1/cosβ=145.946mmD 2= mn*z2/cosβ=454.053mm12)确定齿宽:b=Φd*a=0.4x300=120mm 13)计算齿轮圆周速度:V=π*d1*n1/60/1000=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表8.2-100和表8.2-102，选择齿轮精度等级为7级(3)校核齿面接触疲劳强度根据表8. 2-371)分度圆上圆周力Ft::F t =2T1/d1=14334N2)使用系数KA :参考表8.2-40、表8.2-41，查表8.2-39，KA=1.53)动载荷系数Kv:根据表8. 2-49计算传动精度系数CCL=-0. 50481n(z1)-1. 1441n(mn)+2. 8521n(fpt1)+3.32=-0.50481n(36)-1.1441n (4)+2. 8521n(14)+3 .32=7 .45cz=-0. 50481n (z1)-1 .1441n(mn))+2. 8521n(fpt1)+3·32 =7.26C=int(max {C，C2})=8B=0 .25(C-5)0.667=0.520A=50+56(1.0-B)=76.8684)接触强度计算的齿向载荷分布系数KHβ:根据表8. 2-58，装配时检验调整KHβ=1.12+0.18*(b/d1)+2.3*10-4*b=1.2695)齿间载荷分配系数KHα:查表8.2-62，因为KA F1/b=1.5*14334/120=179.175N/mm,KHα=1.16)节点仄域系数ZH查图8.2-13，ZH=2.477)弹性系数ZE查表8.2-64，ZE=189.88)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zeβ当量齿数:z v1=z1/cos3β=36/0.986673=37.5z v2=z2/cos3β=112/0.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εvα:εvα=εαⅠ+εαⅡ查图8. 2-7，分别得到εαⅠ=0.83, εαⅡ=0.91,εvα=0.83+0 .91=1.74查图8.2-9, εβ=1.55查图8.2-14 , Zεβ= 0.769)将以上数据代人公式计算接触应力σH=2.47 *189.8 *0.76 *=588.79MPa10)计算安全系数SH根据表8. 2-37 ,S H =σHlimZNTZLZVZRZWZX/σH寿命系数ZNT:按式8.2-7,N 1=60n1kh=60*730*1*35000=1.533*109，N2=N1/i=1.533*109/3.11=4.93*108。
对调质钢(允许有一定的点蚀)，查图8.2-17 ,Z NT1=0.98，ZNT2=1 .04滑油膜影响系数ZL 、ZV、 ZR：查图8.2-68，因为N1>N(表8.2-66),齿轮经滚齿加工，Ra10>0.4μm,滑油膜影响系数ZL、ZV、Z R 之积(ZLZVZR)=0.85工作硬化系数ZW:因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故ZW=l.尺寸系数ZX :查图8. 2-22 , ZX1=ZX2=1.0将各参数代人公式计算安全系数SHS H1=σHlim1ZNT1ZLZVZRZX1/σH=1.13S H2=σHlim2ZNT2ZLZVZRZX2/σH=1.14根据表8. 2-71，一般可靠度SHmin =1.00~1.10,SH>SHmin,故安全。
(4)校核齿根弯曲疲劳强度根据表8.2-37σf =Ft/b/mn*KA*KV*KFβ*YFS*Yεβ1)抗弯强度计算的齿向载荷分布系数KFβ根据式(8. 2-2)取KFβ=KRβ=1.2692)抗弯强度计算的齿间载荷分配系数KFα:查表8.2-62. KFα=1.13)复合齿形系数KFS查图8. 2-26，KFS1= 4.03，KFS2= 3.964)抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数Yεβ查图8. 2-28, Yεβ=0. 635)将以上数据代入公式计算弯曲应力σF1=191.45MPaσF2=191.45MPa6)计算安全系数SF根据表8.2-37，SF =σFEYNTYδREItYREItYX/σF寿命系数人YNT :对调质钢，查图8.2-30,YNT1=0.89,YNT2=0.9相对齿根圆角敏感系数YδREIt :根据式(8.2.-18)，YδREIt1=YδREIt2=1.0相对齿根表面状况系数YREIt:查表8. 2-79，根据齿面粗糙度Ra1=Ra2=1.6, YREIt1=YREIt2= 1.0,抗弯强度计算的尺寸系数YX :查图8. 2-31，YX1=YX2=1.0将各参数代入公式计算安全系数SFS F1=σFE1YNT1YδREIt1YREIt1YX1/σF1=2.97S F =σFE2YNT2YδREIt2YREIt2YX2/σF2=3.08根据表8. 2-71，高可靠度SHmin=2.0,SR>SHmin，故安全。
5）齿轮主要几何尺寸mn=4mm,β=9°22′z 1=36,z2=112d 1=mnz1/cosβ=145.946mmd 2=mnz2/cosβ=454.053mmd a1=d1+2ha=145.946+2*4=153.946mmd a1=d1+2ha=145.946+2*4=153.946mmb 2=b=Φa*a=120mmb1=125mm(6)齿轮的结构和零件工作图(略)。