直(斜)齿锥齿轮设计
机械设计基础——直齿锥齿轮传动的设计特点
z1 zv1 cos1
zv 2
z2 cos 2
三、标准直齿锥齿轮的几何尺寸
四、直齿锥齿轮的受力分析和强度计算
锥齿轮的轮齿截面从大端到小端 逐渐缩小，各部位的受力分布也 是从大端到小端逐渐缩小，通常 假设载荷集中在齿宽中点节线 处 的法平面内，并近似认为锥齿轮 的强度相当于当量直齿圆柱齿轮 的强度。
四、直齿锥齿轮的受力分析和强度计算
在齿宽中点节线处的法向 平面内，法向力Ｆn可分解为 三个分力：圆周力Ｆt、径向 力Ｆr和轴向力Ｆa 。
圆周力：
2000T1 2000T1 Ft1 d m1 (1 0.5 R )d1
dm1 (1 0.5 R )d1 (1 0.5b / R)d1
四、直齿锥齿轮的受力分析和强度计算
3.参数选择
直齿圆柱齿轮强度计算时参数选择的原则基本上适应于锥齿轮传
动，其特点如下： （1）单级直齿锥齿轮传动，一般取u=1-5；
z z （2） YFS 按当量齿数 v cos 由图5-26查取；
（3）许用应力的确定与圆柱齿轮相同； 通常 Ψ R 0.25 ~ 0.3 。
直齿锥齿轮
∑=δ1+δ2=90°的直齿锥齿轮传动的
强度条件。
一、直齿锥齿轮的传动比
二、直齿锥齿轮的当量齿数
1、背锥 背锥：过A点做该圆弧的切线与轴线交于O’，以O’A为母线 绕轴线OO’旋转所得的与球面齿廓相切的圆锥体称为背锥。
二、直齿锥齿轮的当量齿数
2、当量齿轮 当量齿轮：将背锥展成一平面扇形齿轮，并将该扇形齿轮 补充为整圆齿轮。这样所得的直齿圆柱为原直齿锥齿轮的当量 齿轮。
（4）齿宽系数 Ψ 大时，齿宽就大，推荐Ψ R 0.2(u 6) ~ 0.35(u 1) R
第十章_锥齿轮传动
Fa2 Fr1
各个分力方向的确定： ➢ 对于主动齿轮，切向力方向与节点运动方向 相反；对于从动齿轮，切向力方向与节点运动方向 相同； ➢ 径向力方向均由节点垂直指向各自的轴线； ➢ 轴向力方向均平行于各自轴线且由节点背离 锥顶指向大端。
受力分析简图
各个分力方向的确定：
➢切向力：Ft1 = - Ft2 ， Ft1与n1反向, Ft2与n2同向 ➢径向力：Fr1 = - Fa2 ， 指向圆心 ➢轴向力：Fa1 = - Fr2 ， 指向大端
Ft1
2000T1 d m1
Fr1 Ft1 tan cos1
Fa1 Ft1 tan sin 1
Fbn
Ft1
c os
各分力之间的关系：
Ft2
2000T2 dm2
Fr2 Ft2 tan cos 2
Fa2 Ft2 tan sin 2
Fbn
Ft2
c os
Ft2 Ft1
Fr2 Fa1
受力分析简图
1. 校核公式
1.18 KFt1 bmm
YFa YSa Yε
[ F ]
2. 设计公式： 对于一般钢制标准直齿圆柱齿轮，可得钢制标准直 齿锥齿轮齿根弯曲疲劳强度简化设计公式：
m 16.8 3
KT1YFaYSa
R (1 0.5R )2 z12[ ]F u2 1
第四节 结构设计
锥齿轮的结构可分为齿轮轴、整体式、腹板 式、组合式几种。齿轮直径较小时，应该选择整
1. 校核公式：
H ZEZHZεZK
1.18 KFt1 (u2 1) bd m 1u
[ H ]
2. 设计公式： 对一般钢制标准锥齿轮传动，可得钢制标准直齿锥 齿轮齿面接触疲劳强度简化设计公式：
基于UG二次开发的直齿、斜齿圆柱齿轮及锥齿轮的参数化建模
基于UG二次开发的直齿、斜齿圆柱齿轮及锥齿轮的参数化建模摘要在机械加工中,孔加工占机械加工的比例在30%以上,特别是在汽车与航空等行业中麻花钻的应用极为广泛。
由于长期以来,麻花钻的设计大多是靠工程师的经验来进行,在设计过程中,难免会出现重复性的工作,从而降低了设计效率。
同时通常的设计都是在二维图纸上进行设计,不能得到可视化的麻花钻三维造型,这就阻碍了麻花钻的数控刃磨加工及利用一些分析软件对麻花钻的钻削过程进行分析。
在UG中利用麻花钻参数表达式绘制麻花钻实体模型，实现麻花钻在UG的参数化设计。
从而实现产品的快速设计。
UGOpen二次开发模块是UG软件的二次开发工具集，利用该模块可对UG系统进行用户化开发，可满足用户进行各种二次开发的需求。
学习了UG二次开发的各种工具，了解了各种工具的特点和适用范围。
选择 UGOpen API编程语言，结合使用UGOpen Menu Script 和UGOpen UI Styler开发工具，实现了基于UG二次开发工具的直齿圆柱齿轮、斜齿轮、直齿锥齿轮的参数化设计。
关键词：麻花钻，二次开发，参数化，APIAbstractKey Words：parameter, gear, UGOpen, API目录第 1 章绪论 (1)1.1课题的研究背景 (1)1.2课题的研究内容和解决方法 (2)第 2 章 UG二次开发的研究 (4)2．1 UG软件概述 (4)2.1.1U G软件的功能介绍 (4)2.1.2 UG功能模块 (5)2.2 U G二次开发相关工具概述 (5)2.2.1 UGOPEN GRIP (6)2.2.2U G O P E N A P I (7)2.2.3U G O P E N M e n u S c r i p t (7)2.2.4 UGOPEN UI Styler (9)2.2.5 User Tools工具 (9)第3章二次开发方案的选择 (11)3．1列举可行的方案 (11)3．2 方案的选择 (13)3．3利用二次开发工具制作系统菜单 (14)3.3.1设置系统环境变量 (14)3.3.2制作菜单 (15)目录第4章齿轮常用的齿形曲线——渐开线 (18)4．1渐开线的形成原理 (18)4．2渐开线的数学模型 (19)4．3渐开线齿廓的绘制 (20)第 5 章直齿圆柱齿轮的参数化设计 (22)5．1 数学模型 (22)5．2 齿轮三维建模 (23)第 6章斜齿轮的参数化设计 (26)6．1 数学模型 (26)6．2 齿轮三维建模 (27)第 7 章直齿锥齿轮的参数化设计 (28)7．1 数学模型 (28)7．2 齿轮三维建模 (29)第 8 章程序设计 (30)8.1 总体方案设计 (30)8.2 对话框设计 (31)8.3 程序设计 (36)第 9 章结论 (48)致谢 (50)参考文献 (51)附录 (52)目录第1章绪论1．1课题的研究背景齿轮机构用于传递空间任意两轴之间的运动和动力，具有质量小、体积小、传动比大和效率高等优点，已广泛应用于汽车、船舶、机床、矿山冶金等领域，它几乎适用于一切功率和转速范围，是现代机械中应用最广泛的一种传动机构。
机械设计-锥齿轮
一、设计参数
直齿圆锥齿轮传动设计
锥齿传动
几何参数标准： 大端分度圆处 m、α为大端参数 强度计算推导思路： 锥齿轮→当量直齿轮 强度计算： 平均分度圆处 当量齿轮。
DUT-MYL
DUT-MYL
锥齿轮 齿数比： 锥距：
d1 d 2 R = + = d1 2 2
DUT-MYL
五、锥齿轮接触强度计算 按平均分度圆处的当量直齿圆柱齿轮计算，m代入mm 1、基本公式 赫兹公式：
Fnca σ H = ZE ⋅ ≤ [σ]H L ρΣ
DUT-MYL
强度校核公式：
σH
4 KT1 ≤ [σ H ] 2 3 φR (1 − 0.5φR ) d1 u
Z H Z E Zε
动载系数Kν ——按Vm 并降低一级精度查图7-9 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数
Khβbe —— 轴承系数，查表7-11
3、YFa、Ysa 按当量齿数查表7－9
DUT-MYL
锥齿受力分析
Fr1= F’ cos δ1= Ft tgα cos δ1 = - Fa2 Fa1 = F’sinδ1 = Ft tg δ1 = -Fr2 主动轮 —— 与其转向n1相反 从动轮 —— 与其转向n2相同
Ft Fr Fa
Ft1= -Ft2 Fr1= -Fa2 Fa1= -Fr2
82
各力方向
分别指向各自轮心 指向各齿轮大端
DUT-MYL
例：受力分析
n1
Fr1 Fr2 Ft1 Fa1 Fa2 Ft2
n2
Fr1= －Fa2 Fr2= －Fa1
DUT-MYL
三、锥齿轮特点 1、锥齿轮齿廓大小沿齿宽方向变化，与其距锥顶距离 成正比； 2、轮齿大、小端刚度不同，沿齿宽的载荷分布不均； 3、锥齿轮较直齿轮精度低， 振动噪声大，速度不宜过高； 4、参数计算——大端为标准—— m ； 强度计算——齿宽中点的当量圆柱齿轮为准，— mm
机械设计课程设计：二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计
N =60n j =60×960×1×（3×8×300×10=4.1472×10 h
N =0.471×10 h
7)查教材10-19图得：K =0.89 K =0.9
8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:
[ ] = =0.89×650=578.5
2、按齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式：
≥
（1）、确定公式内的各计算值
1）试选载荷系数 =1.8
2）小齿轮传递的转矩 =95.5×10 × =49.24KN.Mm
3）取齿宽系数
4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 650Mpa大齿轮的接触疲劳极限 550Mpa
5）查表10-6选取弹性影响系数 =189.8
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
（3）计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =62
d = =248
（4）计算齿轮宽度
B=
（5）结构设计
小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm采用实心结构
大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm采用腹板式结构其零件图如下
图二、斜齿圆柱齿轮
设计计算及说明
=1.32
=61.4mm
=2.7 mm
=24.08
结果
=96.33
4）查取齿形系数查教材图表（表10-5） =2.6476， =2.18734
5）查取应力校正系数查教材图表（表10-5） =1.5808， =1.78633
6）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 =520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 =400MPa。
直(斜)齿锥齿轮设计
e va = g va R /[pm( R - 0.5b) cos a vt ]
mm mm mm mm mm mm mm mm
g va = 0.5 d
(
2 va1
-d
2 vb1
+ d
2 va 2
-d
2 vb2
)- a sina
v
vt
d vb1,2 = d v1,2 cos a vt d va1,2 = d v1,2 + 2(ha1,2 - 0.5b tan q a1,2 )
s cos d1,2 ö æ s sin2b ö æ ÷ · cosb sn1,2 = ç1 - 1,2 s1,2 ÷·ç ç 4R ø è 6d12,2 ÷ è ø
____ 3 1,2 2
ö s æ s1,2 sin 2 b ö æ h1,2 = ç ·ç ha1,2 + cos d 1,2 ÷ ÷ ç1 ÷ ç ÷ 4R ø è 4d1, 2 è ø
ea =
1 2p
1.43262
27.轴向重合度 28.法向重合度 三.接触强度校核计算 A.计算接触应力 1.节点区域系数 当量齿轮端面齿形角 2.弹性系数 3.重合度系数 当量齿轮纵向重合度 当量齿轮端面重合度 当量齿轮啮合线长度 当量齿轮基圆直径 当量齿轮齿顶圆直径 当量齿轮中心距 当量齿轮分度园直径 4.螺旋角系数 5.锥齿轮系数 6.使用系数 7.动载系数 临界转速比 中点圆周速度 系数 齿距极限偏差 跑合量 单对齿刚度 系数 系数 齿宽中点切向力 8.齿向载荷分布系数 轴承系数
520.741 2.25108 22.2727 189.8 0.89761 1.01957 1.24116 27.6704 97.0031 918.373 130.047 995.651 548.62 104.824 992.416 0.94269 0.85 1.25 1.24472 0.05421 5.21982 4.51428 45 12.0782 14 0.61071 0.137
10直齿锥齿轮传动设计
10直齿锥齿轮传动设计直齿锥齿轮传动是一种常见的传动装置，它可以实现两轴之间的传动，适用于很多机械设备。
接下来，我将为您详细介绍10直齿锥齿轮传动的设计。
设计步骤如下：1.确定传动比：根据传动需求，确定主动轴和从动轴的转速比，以及所需的输出转矩。
传动比的选择需要考虑设备的工作条件和运行要求。
2.确定齿轮参数：根据传动比和齿轮的模数选择主轴齿轮的齿数。
一般来说，齿数较大的齿轮可以承受更高的负载和转矩，但也会增加尺寸和重量。
3.计算齿轮尺寸：根据齿轮的齿数和齿轮模数，计算齿轮的基本尺寸参数。
其中包括齿轮的分度圆直径、齿根圆直径、齿顶圆直径等。
4.计算齿轮参数：根据齿轮的基本尺寸参数，计算齿轮的其它重要参数，如齿廓曲线的勾股角、模数系数、齿根向分度圆的加减量等。
5.齿轮加工和热处理：根据计算得到的齿轮参数，进行齿轮的加工和热处理。
齿轮加工一般采用数控机床或齿轮刨床进行，而齿轮的热处理可以提高齿轮的硬度和强度。
6.齿轮装配和测试：将加工好的齿轮进行装配，并进行传动测试。
传动测试可以通过测量传动装置的工作转矩、转速等参数来进行。
7.齿轮润滑和维护：在使用过程中，需要对齿轮进行润滑和定期维护。
合适的润滑剂可以减少齿轮的磨损和噪音，延长齿轮的使用寿命。
8.选择合适的材料：根据传动装置的工作条件和要求，选择合适的齿轮材料，如合金钢、渗碳钢等。
齿轮材料的选择需要考虑齿轮的强度、耐磨性和稳定性。
9.考虑齿轮的噪音和振动：齿轮传动在工作过程中会产生一定的噪音和振动，为了减少噪音和振动，可以采取一些措施，如改进齿廓曲线、采用减振器等。
10.参考其他设计规范和标准：为了保证传动装置的可靠性和安全性，设计过程中需要参考相关的设计规范和标准，如国家标准、行业标准等。
通过以上十个步骤，我们可以完成10直齿锥齿轮传动的设计。
设计过程中需要考虑多个因素，如传动比、齿轮参数、材料选择等等。
只有综合考虑这些因素，才能设计出合适的传动装置，满足设备的传动需求。
直齿、锥齿轮计算[整理]
![直齿、锥齿轮计算[整理]](https://img.taocdn.com/s3/m/c829a6c481eb6294dd88d0d233d4b14e85243e02.png)
直齿圆柱齿轮传动设计计算工作环境：工作可靠，传动平稳，工作寿命为20年（按每年365天计算），每日4小时， n r =60r/s 。
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1） 选用直齿圆柱齿轮（2） 工作速度较低，故选精度等级为8级（3） 材料选择，均选用45号钢，主动齿轮与从动齿轮调制HB 1=240，换挡齿轮为正火HB 2=200。
HB 1 -HB 2=40，合适。
（4） 齿数选择 Z 1=Z 2=30 传动比i=1（5） 齿宽系数 Ψd =1.0（轴承相对齿轮做非对称布置）2、 按齿面接触疲劳强度进行设计公式：()[]32HHE d 11σZ Z u 1u ψ2KT d ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥（1） 确定载荷系数K经查表，取使用系数K A =1.00估计圆周速度V=4m/s ，∴rZ 1/100=1.2m/s ，查表得动载系数K v =1.121.67cos03013013.21.88cos βZ 1Z 13.21.88εo21α=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-= 0tg βπZ ψm πbsin βε1d n β===，∴67.1εεεβαγ=+=齿间载荷分配系数K α=1.02 ，齿向载荷分配系数K β=1.14∴K ＝1×1.12×1.02×1.14=1.30（2）齿轮传递转矩 T1=3500N ·mm（3）区域系数Z H =2.5（4）弹性影响系数Z E =189.8 MPa（5）接触疲劳极限应力σHlim1＝590Mpa ，σHlim2＝470MPa（6）应力循环次数N 1= N 2=60n r L h =60×60×20×365×4＝1.05×108（7）寿命系数K HN1 ＝K HN2＝1（不允许有点蚀）（8）计算接触疲劳需用应力，去失效概率为1%，安全系数S=1[σ]H1＝ σHlim 1 K HN1＝590MPa[σ]H2＝ σHlim 2 K HN2＝470MPa∴取[σ]H ＝470MPa（9）计算齿轮分度圆直径d1()）（＝mm 41.264702.5189.81111.03.135002d 321⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯≥ （10）计算圆周速度v=πn 1d 1/（60×1000）=3.14×26.47×60/（60×1000）=0.0832m/s ≠4m/s所以需要修正20.130.112.1035.1K K K K'v 'v ＝⨯==(mm)78.521.301.2047.26KK d d 33'1'1=⨯==（11）计算模数 m=11z d '=3078.25=0.86 取m=1（12）计算中心距 a=m （ Z 1 + Z 2 ）/ 2 =30mm（13）计算分度圆直径d 1=mz 1=30mm d 2=mz 2=30mm（14）计算齿轮宽度 b=Ψd d 1 =30mm3、校核齿根弯曲疲劳强度⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧≤==≤=F2Sa1Fa1Sa2Fa2F1εSa2Fa2n 11F2F1εSa1Fa1n 11F1]σ[Y Y Y Y σY Y Y m bd 2KT σ]σ[Y Y Y m bd 2KT σ（1） 重合度系数 εY =0.25+aε75.0=0.7（2） 齿形系数 Fa1Y =Fa2Y =2.5（3） 应力修正系数 Sa1Y =Sa2Y =1.63（4） 弯曲疲劳极限应力及寿命系数σFlim1＝450MPaσFlim2＝390MPaK FN1＝K FN2＝1（5） 计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1[σ]H1＝ σHlim 1 K HN1＝450MPa[σ]H2＝ σHlim 2 K HN2＝390MPa（6） 计算⎪⎩⎪⎨⎧=<=<⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=MPa390]σ[MPa 84.28σσMPa 450]σ[MPa 84.2863.17.05.21303035001.32σF2F1F2F1F1＝＝＝ ∴满足强度需要锥齿轮的设计计算一.锥齿轮尺寸计算 1.选择材料和精度等级1）小锥齿轮选用 45调制处理，HB 1=240 HBS ； 大锥齿轮选用 45 正火处理，HB 2=200HBS ；HB 1-HB 2=40 HBS 合适2）.精度等级选为8级。
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)- a sina
v
vt
d vb1,2 = d v1,2 cos a vt
d va1,2 = d v1,2 + 2(ha1,2 - 0.5b tan q a1,2 )
av=(dv1+dv2)/2
d v1, 2 = R - 0.5b d 1, 2 R cos d 1, 2
Z b = cos b m
配对齿轮的齿顶和齿根进行修形 表：14-1-64 KV=N· K+1
e b = b sin b m /(mnmp ) ε α n e an = e a / cos(arcsin(sin b m × cos a ))
ε
β
1.19949 1.58758
ζ
H
N/mm2 s H = Z H Z E Z e Z b Z K
ZH
α vt ZE N / mm 2 表：14-1-66 Zε ε ε
p ( R - b) m
mmn ha１ ha２ hf１ hf２ h１ h２ da1 da2 θf1 θf2 θa1 θa2 δa1 δa2 δf1 δf2 Ak1 Ak2 s1
sn1 s n2 ___ hn1
___ ___
Rb b m = arcsin( R sin b / Rm ) mnm = m(1 - 0.5f R ) cos b m
m R
Ä ° ¦ mm
mm mm mm mm mm
2
= å -¦ Ä
1
71.9958 117 360 99.6912 306.742 189.268 161.268 56 0.29588 23 27.295 6.81472 13.68 4.32 6.12 15.48 19.8 19.8 143.02 362.671 2.18542 5.51343 2.18542
0.89761 1.01957 1.24116 27.6704 97.0031 918.373 130.047 995.651 548.62 104.824 992.416 0.94269 0.85 1.25 1.24472
Z e = 1 / e Va (e Vb ³ 1Ê ±)
e vb = 0.85bR tan b m /[pm( R - 0.5b)] e va = g va R /[pm( R - 0.5b) cos a vt ]
a t = arctan (tan a / cos b ), a vat1,2 = arccos
1.43262
27.轴向重合度 28.法向重合度 三.接触强度校核计算 A.计算接触应力 1.节点区域系数 当量齿轮端面齿形角 2.弹性系数 3.重合度系数 当量齿轮纵向重合度 当量齿轮端面重合度 当量齿轮啮合线长度 当量齿轮基圆直径 当量齿轮齿顶圆直径 当量齿轮中心距 当量齿轮分度园直径 4.螺旋角系数 5.锥齿轮系数 6.使用系数 7.动载系数 临界转速比 中点圆周速度 系数 齿距极限偏差 跑合量 单对齿刚度 系数 系数 齿宽中点切向力 8.齿向载荷分布系数 轴承系数
mm mm mm mm mm mm mm mm
g va = 0.5 d
gVα dvb1 dvb2 dva1 dva2 av dv1 dv2 Zβ ZK KA KV N vmt K fpt ya c' cV12 cV3 Fmt KHβ
KHβ be
(
2 va1
-d
2 vb1
+ d
2 va 2
-d
2 vb2
Vβ Vα
K A KV K Hb K Ha Fmt uv + 1 × d v1beH uv Z H = 2 cos b m / sin 2a vt a vt = arctan(tana / cos b m )
Ze = 4 - e Va 3
520.741 2.25108 22.2727 189.8
(1 - eVb ) + eVb ¡ ¡ (e Vb < 1Ê ±£ § e Va
N/mm2 图：14-1-29 图：14-1-30 图：14-1-74 图：14-1-31 表：14-1-69 ζ F≤ζ FP
YST
Yδ relT
YRrelT
YX SFlim
Fr1 Fr2 N Fx1 Fx2 苏州.官波. 2018/1/4 10:15 表：14-3-21
563.257 1511.72 1511.72 563.257
s cos d1,2 ö æ s sin2b ö æ ÷ · cosb sn1,2 = ç1 - 1,2 s1,2 ÷·ç ç 4 R 6d12,2 ÷ è ø è ø
____ 3 1,2 2
hn 2
zv1 zv2
___
ö s æ s1,2 sin 2 b ö æ ÷ h1,2 = ç ç1 - 4 R ÷ ÷·ç ç ha1,2 + 4d cos d 1,2 ÷ è ø è 1, 2 ø
____ 2 1, 2
z v1, 2 =
z1, 2 cos d 1, 2 cos3 b
ea =
26.端面重合度
ε
α
ù 1 é z1 (tan a vat1 - tan a t ) + z2 (tan a vat2 - tan a t )ú ê 2p ë cos d 1 cos d 2 û z1,2 + 2(ha* + x1,2 )cos d 1,2 z1,2 cos a t
Ye = 0.25 +
o.75 cos (arcsin(sin b m cos a n )) eVa Yb = 1 - eVb b m / 120
2
0.78493 0.77254 1
N/mm2 s FP =
s F limYST
S F lim
YdrelT YRrelT Y X
353.68 292.75 2 0.95 0.9 0.98911 1.4 满足
N/mm· μ m
N
Fmt=2000× 9550P/(n1d1) KHβ =1.5KHβ be 表：14-3-30
2448.72 1.875 1.25
9.齿间载荷分布系数 10.有效齿宽 11.当量圆柱齿轮齿数比 B许用接触应力 1.接触疲劳极限 2.润滑剂系数 3.速度系数 4.粗糙度系数 5.尺寸系数 6.最小安全系数 C.强度条件 四.弯曲强度校核计算 A.计算齿根应力 1.齿向载荷分布系数 2.齿间载荷分布系数 3.齿形系数 4.应力修正系数 5.重合度系数 6.螺旋角系数 7.锥齿轮系数 B.许用齿根应力 1.弯曲疲劳极限 2.应力修正系数 3.齿根圆角敏感系数 4.齿根表面状况系数 5.尺寸系数 6.最小安全系数 C.强度条件 五.弯曲强度校核计算 1.主动小齿轮齿宽中点处的 径向力 2.从动大齿轮齿宽中点处的 径向力 3.主动小齿轮齿宽中点处的 轴向力 4.从动大齿轮齿宽中点处的 轴向力
6.分锥角
δ
1
°
sin å u + cos å sin(180 - å ) ± µ å > 90°Ê ±£ ¬ ¦ Ä 1 = arctan u - cos(180 - å ) ± µ å < 90°Ê ±£ ¬ ¦ Ä 1 = arctan
18.0042
6.分锥角
δ
2
d1 7.分度圆直径 d2 dm1 dm2 8.锥距 9.齿宽 齿宽系数 10.螺旋角 11.齿宽中点的螺旋角 12.齿宽中点法向模数 13.齿顶高 14.齿根高 15.齿高 16.齿顶圆直径 17.齿根角 18.齿顶角 19.顶锥角 20.根锥角 21.外锥高 22.分度圆弧齿厚 23.分度圆弦齿厚 24.分度圆弦齿高 25.当量齿数 R Rm b φ β β
N = 0.084 ´
m/s
z1vmt 100
u
2
2
u +1
0.05421 5.21982 4.51428 45 12.0782 14 0.61071 0.137
vmt=π dm1n1/60000
K=
(f
pt
- y a )c'
K A Fmt / 0.85b
cV 12 + cV 3
μ m 表；14-3-39 μ m
Ra1/Ra2
mm /s μ m
2
220 6.3 失效概率低于1/100 一轮两端支撑，一轮悬臂支撑
d1
'
120 小齿轮 左转 左旋 GB12369-90 ° GB12369-90 GB12369-90 GB12369-90 mm
u = z 2 / z1
20 1 0.2 9 3.07692 13 40 0.52 -0.52 0.08 -0.08
± µ å = 90°Ê ±£ ¬ ¦ Ä 1 = arctan z1 z2
符号 单位 公式及数据来源 P n1 i ∑ ° 正交传动 圆周速度>5m kw rpm
结果 15 1000 3 90 斜齿 42SiMn 调质至： HB242 45 调质至： HB229 MQ 均匀平稳 轻微振动 9
ν
50
KHα beH uv ζ
ζ
HP
mm
表4-3-31 beH=0.85b uv = u cos d 1 / cos d 2
1.81411 47.6 9.46746 670.525 563 1.554 0.958 0.8 1 1 满足
Z L ZV Z R Z X N/mm2 s HP = S H lim
N/mm2 图：14-1-21 图：14-1-22 图：14-1-23 图：14-1-24 表：14-3-32 表：14-1-69 ζ H≤ζ HP N/mm2 s F =
* h a 1, 2 = ( h a + x 1, 2 ) m
h