锥齿轮传动设计计算
直齿锥齿轮传动计算例题图文稿
直齿锥齿轮传动计算例题集团文件发布号：（9816-UATWW-MWUB-WUNN-INNUL-DQQTY-例题10-3 试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。
已知输入功率P=10kw ，小齿轮转速n1=960r/min ，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。
[解] 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。
（2）齿轮精度和材料与例题10-1同。
（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.2×24=76.8，取z2=77。
2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d 1d ≥√4d dd d 1d (1−0.5d )2d(d d d d [d d ])231) 确定公式中的各参数值。
① 试选d dd =1.3。
② 计算小齿轮传递的转矩。
d 1=9.55×106×10960d dd =9.948×104d ?dd③ 选取齿宽系数d =0.3。
④ 由图10-20查得区域系数d d =2.5。
⑤ 由表10-5查得材料的弹性影响系数d d =189.8MPa 1/2。
⑥ 计算接触疲劳许用应力[d d ]。
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为d ddddd =600ddd ，d dddd2=550ddd 。
由式（10-15）计算应力循环次数：d 1=60d 1dd d =60×960×1×(2×8×300×15)=4.147×109，N 2=d 1d =4.147×1093.2=1.296×109由图10-23查取接触疲劳寿命系数d HN1=0.90，d dd2=0.95。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得[d d ]1=d dd1d dddd1d =0.90×6001ddd =540ddd[d d ]2=d dd2d dddd2d =0.95×5501ddd =523ddd取[d d ]1和[d d ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[d d ]=[d d ]2=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径d 1d ≥√4d dd d 1d (1−0.5d )2d(d d d d [d d ])23=√4×1.3×9.948×1040.3×(1−0.5×0.3)2×(7724)×(2.5×189.8523)23dd =84.970mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。
锥齿轮的传动比公式
锥齿轮的传动比公式
锥齿轮是一种常见的传动装置，其传动比是通过锥齿轮的齿数和模数来确定的。
在工程应用中，锥齿轮传动比的计算是非常重要的，它直接影响到传动系统的性能和效率。
锥齿轮传动比的计算公式是工程师们在设计传动系统时必须掌握的基础知识之一。
锥齿轮传动比的计算公式可以通过几何关系和齿轮参数来推导得出。
在传动系统中，两个相互啮合的齿轮通过齿面的啮合来传递运动和力量。
锥齿轮由于其特殊的齿轮形状，使得其传动比计算相对复杂，但通过适当的公式和方法，可以准确地计算出传动比。
在实际应用中，锥齿轮的传动比通常通过以下公式进行计算：
传动比 = （Z2 / Z1）* tanα
其中，Z1是从动齿轮的齿数，Z2是主动齿轮的齿数，α是锥角。
这个公式表明，传动比主要取决于齿轮的齿数和锥角，这两个参数是决定传动性能的关键因素。
在实际工程设计中，为了满足不同的传动需求，工程师们需要根据实际情况选择合适的齿轮和参数，以确保传动系统具有良好的性能和效率。
通过合理的传动比计算，可以使传动系统具有更高的传动效率和更可靠的工作性能。
除了传动比计算公式外，还有一些其他因素会影响锥齿轮的传动性能，
如齿轮的齿形设计、材料选择、润滑情况等。
在设计传动系统时，工程师们还需要考虑这些因素，以确保传动系统的可靠性和稳定性。
让我们总结一下本文的重点，我们可以发现，锥齿轮传动比的计算是工程设计中的重要环节，它直接影响到传动系统的性能和效率。
通过深入研究锥齿轮的传动比计算公式和相关因素，可以为工程师们提供更好的设计思路和方法，从而设计出更优秀的传动系统。
希望本文的介绍能对读者有所帮助，谢谢！。
标准直齿锥齿轮计算公式
标准直齿锥齿轮计算公式直齿锥齿轮是一种常见的机械传动装置，它能够实现两轴的平行传动，广泛应用于各种机械设备中。
在设计和制造直齿锥齿轮时，需要准确计算其参数，以确保其性能和传动效率。
本文将介绍标准直齿锥齿轮的计算公式，帮助读者更好地理解和应用这一重要的机械传动元件。
1. 齿轮传动基本参数。
在计算直齿锥齿轮的参数之前，我们首先需要了解一些基本的齿轮传动参数。
这些参数包括模数、齿数、齿宽系数、压力角等。
模数是齿轮齿数与齿轮直径的比值，通常用m表示；齿数表示齿轮上的齿的数量，用z表示；齿宽系数是齿轮齿宽与模数的比值，用b/m表示；压力角是齿轮齿廓曲线与齿轮轴线的夹角，通常用α表示。
这些参数将在后续的计算中起到重要的作用。
2. 直齿锥齿轮计算公式。
（1）齿轮传动比的计算。
齿轮传动比是指齿轮输入轴与输出轴的转速比。
对于直齿锥齿轮，其传动比可以通过以下公式计算：i = z2 / z1。
其中，i表示传动比，z1和z2分别表示从动齿轮和主动齿轮的齿数。
通过计算传动比，可以确定齿轮传动系统的速比关系，为后续的参数计算提供基础。
（2）模数的计算。
模数是齿轮的重要参数之一，它直接影响着齿轮的尺寸和传动性能。
对于直齿锥齿轮，其模数可以通过以下公式计算：m = （z1 + z2）/（2 i）。
其中，m表示模数，z1和z2分别表示从动齿轮和主动齿轮的齿数，i表示传动比。
通过计算模数，可以确定齿轮的尺寸和齿廓参数，为后续的设计提供基础数据。
（3）齿轮齿距的计算。
齿距是指齿轮齿廓曲线上相邻两齿顶点之间的距离，它是齿轮传动中重要的参数之一。
对于直齿锥齿轮，其齿距可以通过以下公式计算：p = π m / sin(α)。
其中，p表示齿距，m表示模数，α表示压力角。
通过计算齿距，可以确定齿轮齿廓曲线的形状和尺寸，为齿轮的加工和装配提供基础数据。
（4）齿轮齿宽的计算。
齿宽是指齿轮齿面上的有效传动宽度，它直接影响着齿轮的传动能力和使用寿命。
锥齿轮设计计算
锥齿轮设计计算说明书一：初步设计1，已知条件该齿轮组是用于螺纹安装的，使用转速相当低（手拧一字扳手的速度），主要起变向作用。
初定小齿轮Z1=8（材料40Cr ，精度GB8级）、大齿轮Z2=16（材料45#，精度GB8级），齿数比u=i=Z2÷Z1=16÷8=2。
2，初定力矩设定一字槽扳手手柄处直径为￠20mm 、拧扳手所需要的力为50N 。
根据公式M=FL （图1-1）可得：M=10×10-3×50 N ·m=0.5 N ·m3，载荷系数K=K A ·K V ·K α·K β通过查表得：使用系数：K A =1 、动载系数：K V =1齿间载荷分配系数：K α=1 、齿向载荷分配系数：K β=1则K=1×1×1×1.2=1.24，估算齿轮许用接触应力：''lim 'HH HP s σσ=查图得'lim H σ=900N/mm 2 , 初定安全系数'H S =1.1'HPσ=900÷1.1 N/mm 2 =818.18 N/mm 25，估算 3'1'11951HPe u KT d σ≥ =14.925mm二：几何计算1， 分锥角：211arctan Z Z =δ=26.565°， 12arctan 2Z Z =δ=63.435°2， 大端模数：1'1Z d m e e ==1.8656（查表取m e =1.75）3， 大端分度圆直径：d e1=Z 1m e =8×1.75=14mm , d e2=Z 2m e =16×1.75=28mm4， 外锥距：11sin 2/δe e d R ==14÷2sin26.565°=12.516mm5， 齿宽系数：￠R =0.3 (一般取0.25-0.35)6， 齿宽：b=￠R Re=0.3×12.516=3.7548mm ，圆整后取整数4实际齿宽系数￠R =b/Re=4÷12.516=0.327, 中点模数：m m = m e (1-0.5￠R )=1.75(1-0.5×0.32)=1.47mm8, 中点分度圆直径：d m1=d e1(1-0.5￠R )=14(1-0.5×0.32)=11.76mmd m2=d e2(1-0.5￠R )=28(1-0.5×0.32)=23.52mm9, 顶隙：C=C *m e =0.2×1.75=0.35mm (C *查GB12369-1990齿制C *=0.2)10，切向变位系数：x t1=0 , x t2=0图1-111，高变位系数：x 1=0 ,x 2=012，大端齿顶高：h a1=(1+x 1)m e =1.75mm , h a2=(1+x 1) m e =1.75mm13，大端齿根高：h f1=(1+C *- x 1)m e =2.1mm ，h f2=(1+C *- x 2)m e =2.1mm14，全齿高：h=(2+ C *)m e =3.85mm15，齿根高：==e f f R h 11arctan θ9.5°，21f f θθ==9.5°16，齿顶角：θa1=θf2=9.5°, θa2=θf1=9.5°(采用等顶隙收缩齿) 17，顶锥角：δa1=δ1+θa1=36.065°, δa2=δ2+θa2=72.935°18，根锥角：δf1=δ1-θf1=17.065°, δf2=δ2-θf2=53.935°19，大端齿顶圆直径：d ae1=d e1+2h a1cos δ1=17.1304mm , d ae2=d e2+2h a2cos δ2=29.5645mm 20，冠顶距：1121sin 2δa e k h d A -==13.21775mm ，2212sin 2δa e k h d A -==5.4348mm 21，大端分度圆弧齿厚：s 1= m e (π/2+2x 1tan α+x t1)=2.7475mm , s 2=πm e - s 1=2.7475mm22，大端分度圆弦齿厚：=-=)61(212111e d s s s 2.73mm , =-=)61(222222e d s s s 2.743mm 23，大端分度圆弦齿高：=+=1121114cos e a d s h h δ 1.87mm ,=+=2222224cos e a d s h h δ 1.78mm 24，当量齿数：==111cos δz z v 8.9445（小于直齿圆柱齿轮的根切齿数17，但其工作载荷平稳、转速极小、安装空间小，故不做调整。
圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程
圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程输入参数：齿轮类型：35。
格里森制大端模数m=6mm齿形角a =20°齿数 Z 1=30,Z 2=90径向变位系数X 1 =.347,x 2=-.347 传动比i=3齿顶高系数 h a*=.85 切向变位系数 x t1 =-.056,x t2=.O56 中点螺旋角3m =35°齿顶间隙系数c *=.188齿宽系数tpR =.211 ,宽度b=60mm小轮螺旋方向：左旋序号 项目公式 结果1 大端分度圆dd 1=Z 1m,d 2=Z 2md 1=180.00mm, d 2=540.00mm2 分锥角S 81 =arctan(Z 1/Z 2), 2=90- 881=18.435 ° ,2=71.565 °3 锥距R R=d 1/2sin 81=d 2/2sin 82R=284.605mm 4 齿距p p= nm p=18.850mm 5 齿高h h=(2h a *+c*)m h=11.328mm6 齿顶高h a h a =(h a *+x)m h a1=7.182,h a2=3.018mm7 齿根高h fh f =(h a *+c*-x)mh f1 =4.146,h f2=8.310mm 8 顶隙c c=c*mc=1.13mm9 齿根角9f Q f1=arctg(h f1/R), Q =arctg(h f2/R) 0f1 =.835 ° ,f2=1.672 ° 10 齿顶角Q a Q a 1= Q f2, Q 2=Q f1（等顶隙收缩齿）0a1=1.672 ° 戶陆.835 ° 11顶锥角8a8a1= 81+ Q f2, 82= 82+Q f181=20.107 °, 82=72.400 ° 12 根锥角8 8f1= 81- Q f1, f2= 82- 028f1=17.600 °, 8(2=69.893 °13顶圆直径d a d a1=d 1+2h a1COS 81,d a2=d 2+2h a2COS82,d a1=193.63,d a2=541.91mm14 分锥顶点至轮冠距离 A k A k1 =d 2/2-h a1Sin 81,=d 1/2-h a2Sin 82A k1=267.73,A k2=87.14mm 15 齿宽中点分度圆直径 d m d m1=d 1-bsin 81,d m2=d 2-bsin 82d m1=161.026mm,d m2=483.079mm 16齿宽中点模数m mm m =d m1/z 1=d m2/z 2m m =5.368mm17 中点分度圆法向齿厚s mn S mn =(0.5 n COS 唱+2xtan a +x»m ms mn1 =7.962mm,s mn2=5.851mm18中点法向齿厚半角书mn, 2^mn =S mn Sin 8 COS 旳/d mipmn1 =1.803 ° 书 mn 2=.14719 中点分圆法向弦齿厚S mn 2_S mn =S mn (1-书mn /6) S mn1 =7.960mm 丄 mn2=5.851mm 20 中点分圆法向弦齿高h am h am =h a -btan 0a /2+S mn ^mn /4h am1 =6.369mm,h am2=2.585mm 21当量齿数Z v3Z v =Z/cos 8 cos (3mZ v1=57.532,Z v2=517.78422端面重合度£a e«=[Z 1(tan a at1 -tan a )/cos 1 +Z 2(tan a at2-tan a )/cos 2]/2 n 其中:tan a =(tan a /cos m j&z =1.317nCOS a vat=[ZCOS l/(Z+2(h a*+X)COSS )]23 齿线重合度邙£B=btan 3m n /m £=2.49124 总重合度 2 2 1/2£ =(a 才£|3 ) £ =2.818。
锥齿轮设计计算
锥齿轮设计计算锥齿轮是一种广泛应用于机械传动的齿轮类型，其具有非常好的传动效率和稳定性。
在进行锥齿轮设计时需要考虑不同的因素，包括齿轮参数、齿轮材料等。
本文将就锥齿轮设计计算相关问题进行阐述。
1.锥齿轮基本参数锥齿轮的基本参数包括啮合角、齿数、齿宽、模数、齿高等。
其中啮合角和齿数是最为重要的两个参数，影响到锥齿轮的传动效率和承载能力。
一般来说，锥齿轮的啮合角应该选择在20度-30度范围之间，同时齿数一般选择在14个到38个之间。
齿宽和模数则分别影响到锥齿轮的承载能力和精度，一般来说应当根据具体的需求进行选择。
2.锥齿轮与传动比传动比指的是锥齿轮的前后轴转速比值，通常使用V表示。
在进行锥齿轮设计时需要根据实际需求计算出锥齿轮的传动比，从而确定前后轴的转速比值。
传动比可以通过公式计算出来，其中大齿轮和小齿轮的齿数分别为Z1和Z2，等效啮合角为αm，传动比可以表示为：V=(cosαm−(Z2/Z1)^2)/(cosαm+(Z2/Z1)^2)在进行计算时需要注意，传动比的取值应当落在实际需求范围之内，并且还需要满足锥齿轮传动效率、承载能力、噪声等方面的要求。
3.锥齿轮材料选取锥齿轮材料的选取非常重要，直接关系到锥齿轮的强度、耐磨性、疲劳寿命等方面。
一般来说，锥齿轮的材料应当具有良好的强度和硬度，例如钢、铸铁等材料。
同时锥齿轮的表面硬化处理可以进一步提高其耐磨性和疲劳寿命。
在进行材料选取时需要考虑实际应用条件，例如负荷、转速、温度等因素，选择适当的材料可以有效地提高锥齿轮的寿命和传动效率。
4.锥齿轮精度计算锥齿轮的精度包括整体精度、齿面精度、啮合误差等方面。
其中啮合误差对锥齿轮的传动效率影响较大，需要进行精确的计算和控制。
啮合误差包括径向误差、轴向误差、齿距误差、齿形误差等方面，需要根据具体的设计要求进行计算和控制。
一般来说，锥齿轮的啮合误差应当控制在10微米以下，以确保其传动效率和稳定性。
综上所述，锥齿轮设计计算是一个相对复杂的过程，需要考虑多个因素综合影响。
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
标准锥齿轮传动的强度计算
在综合考虑齿轮几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用 要求及经济性等各方面因素的基础上，按齿轮的直径大小，选 定合适的结构形式，再根据推荐的经验数据进行结构尺寸计算 。
常见齿轮结构形式
⑴ 齿轮轴 ⑵ 实心式结构 ⑶ 腹板式结构 ⑷ 轮辐式结构
标准锥齿轮传动的强度计算
1 设计参数
直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值，强度计算时，是 以锥齿轮齿宽中点处的当量齿轮作为计算时的依据。
轴交角∑，齿数比u，齿 数z1、z2，锥距R，分 度圆锥角δ1、 δ2，分度 圆直径d1、d2，齿宽中点 处即平均分度圆的直径为
dm1、dm2，当量齿轮 齿数zv1、zv2，当量齿轮 的分度圆直径dv1、dv2，
很显然，当两齿轮平均齿宽处两当量齿轮在节点上的啮 合曲率半径为：
从而可得到 ：
若将上式（综合曲率表达式）及uv=u2、 等式代入赫兹公式，并令接触线长度L=b，得到：
若α=20°，则得到： 校核式 设计式
§10-10 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b、分度圆直径d 等主要尺寸。
常见齿轮结构形式
⑴齿轮轴
直径较小的钢质齿轮，当齿根圆直径与轴径 接近时，可以将齿轮与轴做成一体，称为齿轮轴
圆柱齿轮轴
圆锥齿轮轴
圆柱齿轮轴
圆柱齿轮e<2mt
圆锥齿轮轴
＜ （对锥齿轮指小端）
圆锥齿轮轴பைடு நூலகம்
e
⑵实心式结构
＜ 160mm
实心式圆柱齿轮
但航空齿轮为减轻重量， 腹板式结构。
实心式圆锥齿轮 ＜ 160mm 时，有时也设计为
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中点分度圆弧长之半
Dc0
152.4 毫米
K11
1
K12
0
K13
0.25
Ki
1
5.48650737 3.9382706 1.8671673 3.37400407 0.85689165 2.07110329 2.11250329 0.21810139 0.03913885 5.44301014 3.93726512
0
Zvn2
dvn2
dvan2
dvbn2
刀具齿顶高 名义切向力 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数
齿间载荷分布系数
ha0 Fmt
KA m1 N cv4 KV KHβ
KHα0
2.49505638
刀尖圆角半径
13867.4221 N
（工作条件 原动机均匀
平稳，从动
机中等振
1.5 动）
0.00454422 m2
许用齿根应力 计算齿根应力
弯曲强度计算安全系数
E
SFn/mmn
αFan Yfa YK
σFmin
SFmin σFP σF
SF
小齿轮：
0.76139217 G
-0.568193201
0.40932318 ρf/mmn 0.60055177 hFa/mmn
0.26766168 1.767694416
55.5784585 Ysa
渗碳淬火钢软氮化
说明：1—大小轮都
是两端支承， 2—
一个是两端支承，
另一个是悬臂， 3
—两者都是悬臂
小轮名义功率
P1
T1
单变量求解 计算：
可变格
目标格
目标值 单变量求解 计算：
可变格
目标格
目标值
d1 d2 Ra p ha1 ha2 hf1 hf2 δ1 δ2 δa1 δa2 δf1 δf2 γ1 γ2
1.200830137
1
YδrelT 0.980146971
460
1.25 767.1
N/mm2 N/mm2
注：按合理的制造 成本和中等质量考 虑。 注：按失效概率低 于 1/1000 考虑。
34209.56 N/mm2
安全系数过
0.02 小！
H αan X* Yε YRrelT
σF0
以下是输出数据，请打 印： ************************ ************************ ***************
0 0 L1L 50.3115295 L2L 50.3115295 1 1 0.14957686 0.01926742 Sxn1 5.44301014 Sxn2 3.93726512 Hn1 4.18457686 Hn2 1.98426742
mmn dm1 Lm1/2 FP1
2.40371521 36.0557281 56.6362052
订 货 号：
②
计算日期：
齿
型
直齿
右旋
左旋
小轮齿数
Z1
大轮齿数
Z2
大端端面模数
m
法向压力角
αn
齿宽参考值
b0
齿宽实际值
b
第Ⅰ公差组精度等级 第Ⅱ公差组精度等级 第Ⅲ公差组精度等级
最小法向侧隙种类 法向侧隙公差种类
小轮基准端面直径极限值
小轮基准端面直径
大轮基准端面直径极限值
大轮基准端面直径 最小法向侧隙
SH
2.49457317 ZB
1.01507014
0.85
ZL
0.922403034
注：按合理的制造
1500
成本和中等质量考 N/mm2 虑。
1.25
注：按失效概率低 于 1/1000 考虑。
1240.3
N/mm2
3195.32
N/mm2
0.49
安全系数过 小！
ZE ZV
σH0
齿形系数（展成法）
试验齿轮弯曲疲劳极限 弯曲强度最小安全系数
0.345
0.0069
45
毫米
26.3354 31.4943 23.3847 4.035 2.565
度.分秒 度.分秒 度.分秒 毫米 毫米
5.487 52.218 43.195 5.443 4.185 4.1114 1.57
毫米 毫米 毫米 毫米 毫米 度.分秒
ε纵向
②
3
毫米
90
度
20
度
20
毫米
2.2
支承形式代码 小轮名义转矩
小轮转速 许用接触应力 计算接触应力
接触强度计算安全系数
许用齿根应力 计算齿根应力
弯曲强度计算安全系数
几何参数计算： 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 外 锥距 大端端面齿距 小轮齿顶高 大轮齿顶高 小轮齿根高 大轮齿根高 小轮分度圆锥角 大轮分度圆锥角 小轮顶锥角 大轮顶锥角 小轮根锥角 大轮根锥角 小轮齿根角 大轮齿根角
0.01817688
0.02117774 ya
1.05
0.9
cv5
0.47
1.00694189 亚临界 1.006941894
C1419./625*(.9 KFβ
1.65
+.4*20*(G9
2-
C149/2*(.9+.4*
E162)/(C16
20*(G92-
0*C164*C16
E162)/(C160*C1jnmin来自最大法向侧隙 外 锥距
jnmax Ra
1 R L 15 30 3
15
30 3 20 0 29 20 20 7 7 7 c C 37 25 83 320 0.062
取消！
毫米
度 毫米 毫米
毫米 毫米 毫米 毫米 毫米
0.277 毫米 50.3115 毫米
注：直齿输入 1， 弧齿输入 0 或不输 入。
4.187256148 度 4.163682572 度
γ1 + γ2
中点锥距 内 锥距
490.9 分 0.14310835
0 Rm 40.3115295 Ri 30.3115295
测量小轮齿厚处的锥距 测量大轮齿厚处的锥距
小轮大端法向弦齿厚 大轮大端法向弦齿厚 小轮大端法向弦齿高 大轮大端法向弦齿高
基圆直径
重合度
*
*
±EΣ
30
小轮
Zv1 16.7705098
uv
4
dv1 40.3115295
av 100.778824
dva1 46.7775234
ham1 3.23299695
xhm1
0.345
xsm1
0.00345
dvb1 37.8804468 αvt
εvα 1.56986588 gvα
εvβ
说明：本程序适用于直齿 锥齿轮及 GLEASON 齿 制、小齿轮齿数大于或等 于 12 的弧齿锥齿轮（包 括零度锥齿轮）。
公差数值是按照中 点法向模数 1 至 10 毫 米，中点分度圆直径 400 毫米以下，精度等级 5、6 、7、8 级设定的。
弧齿锥齿轮的刀盘 直径设定为3.5、6、7.5、9 、12、18 英寸。可进行几 何参数计算和承载能力验 算（工作条件原
宽
全齿高系数
工作齿高系数
顶隙 系数
高度变位系数
切向变位系数
分度圆直径
外锥距
分度圆锥角
顶锥角 （等顶隙） 根锥角
齿顶高
齿根高
全齿高
工作齿高
大端分度圆理论弧齿厚
大端顶圆直径
分锥顶点至轮冠距离
大端法向弦齿厚
大端法向弦齿高
齿
角
重合度
b xt xw c x xs d Ra δ δa δf ha hf ht h Sa da Ak Sn Hn δt ε总
小轮分度圆理论弧齿厚 大轮分度圆理论弧齿厚
小轮齿角 大轮齿角
T1
n1 σHP σH
SH σFP σF SF
2 250
250 1000
N·m
r / min N/mm2 N/mm2
N/mm2 N/mm2
3—合金钢调
质，
4—碳钢
调质或正火， 5—
氮化钢气体氮化，
6—调质钢与
渗碳淬火钢气体氮
化， 7—调质钢与
xe
62
*
*
*
Ess20
Ess2 Esi2 EsΔ2
30
30
30
30
30
*
轴交角极限偏差 承载能力验算：
当量圆柱齿轮端面参
数：
齿
数
齿数比
分度圆直径
当量圆柱齿轮中心距
齿顶圆直径
齿宽中点齿顶高
半齿宽高度变位系数
半齿宽切向变位系数
基圆直径
端面重合度 纵向重合度
总重合度
当量圆柱齿轮法向参 数：
齿
数
分度圆直径 齿顶圆直径
5*C159/(.8
64*C165*C159/(
5*C17))
KFα0
.85*C17))
ρa0
med cv1 cv6
主共振
KHα0
KHα 1.56986588 KFα
1.374102368
CZL
试验齿轮接触疲劳极限
接触强度最小安全系数
许用接触应力 计算接触应力
接触强度计算安全系数
ZH ZK
σHmin SHmin σHP σH
1
轴交 角
Σ
切向变位系数 xs1
高度变位系数 xh1
全齿高系数