差速器锥齿轮几何尺寸计算用表
锥齿轮参数计算(等顶隙收缩齿)
12 4.97 22.5 0 0 0.2368 -0.05 0.05
36.8 228.6
22.5 0.021514481 36.42347393 13.6295528 0.021514481 22.5 0 0 79.52 -21.52 -4.329979879 -4.329979879 1.266670697 #NUM! #NUM! #NUM! 0 4.329979879 4.558878217 5.706390967 36.42347393 26.12146413 0.86056847 30.96375653 59.03624347 59.64 99.4 5.152896 2.799104 8.946 3.793104 6.146896 57.95966183 25 55.10017532 91.83362553 68.47714373 102.2802543
标准锥齿轮参数表尺寸
标准锥齿轮参数表尺寸
标准锥齿轮参数表尺寸是制造和设计锥齿轮时必不可少的参考工具。
锥齿轮是一种常见的传动装置，常用于机械设备中，特别是需要传递
大扭矩和变速的场合。
为了确保锥齿轮的正常运转和传动效率，制定
了一系列标准锥齿轮参数表尺寸。
标准锥齿轮参数表尺寸包括齿轮的模数、齿数、齿宽、齿顶高、齿
根高等重要参数。
这些参数的选择和设计直接影响到锥齿轮的传动效
果和使用寿命。
根据不同的应用需求和工作环境，可以选择不同的标
准锥齿轮参数表尺寸。
在制造锥齿轮时，首先需要根据所需的传动比和工作条件选择合适
的标准锥齿轮参数表尺寸。
然后，根据这些参数进行齿轮的设计和加工。
制造锥齿轮的过程中，需要严格控制尺寸和公差，以确保齿轮的
精度和质量。
标准锥齿轮参数表尺寸的制定是为了保证不同厂家生产的锥齿轮可
以互换使用。
这样，用户可以根据自己的需求选择合适的锥齿轮，并
且可以方便地更换和维修锥齿轮。
标准化的尺寸还有助于提高生产效
率和降低成本。
总之，标准锥齿轮参数表尺寸是锥齿轮制造和设计中的重要参考工具。
通过选择合适的参数，可以确保锥齿轮的传动效果和使用寿命。
标准化的尺寸还有助于提高生产效率和降低成本。
在使用锥齿轮时，
我们应该遵循标准锥齿轮参数表尺寸的要求，以确保设备的正常运转
和传动效率。
锥齿轮计算
3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。
b）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。
从动锥齿轮分度圆直径d m2取d m2=304mm齿轮端面模数22===m d z/304/388表3-1主、从动锥齿轮参数c）中点螺旋角β弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。
拖拉机主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。
拖拉机选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。
取β=35°。
d）法向压力角α法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。
对于拖拉机弧齿锥齿轮，α一般选用20°。
e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。
螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。
当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
3.4 主减速器锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。
主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
机械制图齿轮(直齿锥齿轮)计算公式
3.75 4
算公式
α=20° )
齿数z2
48
齿轮2
26.56507 240.00000 248.94427
0 b≤R/3 268.32795 1.06752 1.28096 27.63260 25.28411 2.23607 17.72187
237.76393
角度单位为：度°
osδ）
2.75 3 3.25 3.5 16 18 20
2 齿轮 分度圆直径： d=mz
分度圆直径 d=模数m 乘以 齿数z 3 齿轮 压力角 ：标准 齿轮的压力角为20度
压力角 标准 为20度 其他还有 14.5 度17.5度15度25度和28 度 4 齿轮 变位系数 ：
用范成法加工 齿轮时，刀具中心线不 与齿轮的分度圆相切， 刀具中心与齿轮的分度 圆的距离除以模数所得 的商就是齿轮的变位系 数。刀具中心线在齿轮 的分度圆之外，为正变 位，变位系数为正，反 之为负。
6.00000
11.00000
20.00
b≤R/3
锥距R2
齿顶角θa2
齿根角θf2
顶锥角δa2
根锥角δf2
齿顶高的投影n2
齿面宽的投影l2
从锥顶到大端顶圆的
距离H2
注： 以上白色区域内为手动输入数值，黄色区域内为自动计算数值 。 角度单位为：度°
大端模数计算
m=da/(z+2cosδ）
标准模数
1 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50
普通锥齿轮式汽车差速器的设计 车辆工程 带CAD图纸
设计题目：差速器设计及驱动半轴设计目录1 基本数据 (3)2 普通圆锥齿轮差速器设计 (3)2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (3)2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (4)2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 (4)2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 (4)2.3.2 差速器齿轮的几何计算 (7)2.3.3 差速器齿轮的强度计算 (9)2.3.4差速器齿轮的材料 (10)3 驱动半轴的设计 (10)3.1 结构形式分析 (10)3.2 半浮式半轴杆部半径的确定 (10)3.3 半轴花键的强度计算 (12)3.4 半轴其他主要参数的选择 (12)3.5 半轴的结构设计及材料与热处理 (13)4.参考文献 (13)差速器设计及驱动半轴设计1.所设计车辆基本参数参数名称数值单位车辆前后轴距2620 mm前轮距1455 mm后轮距1430 mm总质量2100 Kg最大功率76.0 Kw最大扭矩158 Nm最高车速140 Km/h2.普通圆锥齿轮差速器设计汽车在行驶过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。
例如，在转弯时内外两侧车轮行程显然不同，即外侧的车轮滚过的路程大于内侧车轮；汽车在不平的路面上行驶，由于轮胎气压，轮胎负荷，胎面磨损程度不同以及制造误差等影响，也会引起左右车轮因滚动半径的不同而使左右车轮行程不等。
如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则行驶时不可避免的会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。
这不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致操纵性能恶化。
为防止这类现象发生，汽车在左右驱动轮间装有轮间差速器，从而保证驱动桥两侧车轮在行程不等的情况下具有不同角速度，满足了汽车行驶时的运动要求。
差速器用来在两轴之间分配转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。
差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。
2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图2-1 差速器差速原理如图2-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。
锥齿轮计算
由表5-67查得
0.0194
0.0064
20
x*
x*=(1+2qs)/5
0.971
1.418
21
相对齿根圆角敏感系数
=(1+ )/(1+ )
1.046
1.007
相对齿根表面状况系数
22
调质钢与渗碳淬火钢
1.002
尺寸系数
23
调质钢
Yx
Yx=1.05 0.01 Yx 1
1
24
试验齿轮应力
YST
74.213
22.269
24
大端分度圆弧齿厚
si/mm
si=m( )
3.297
25
大端分度圆弦齿厚
mm
=si /(6di2)
3.923
3.927
26
大端分度圆
mm
=hai /(4di)
2.603
2.505
表A2直齿锥齿轮的当量齿轮几何计算
序号
名称
代号/单位
计算公式和说明
结果
小轮
大轮
1
参考点锥距
Rm/mm
6.260
15
当量齿轮端面重合度
vα
vα=gvα/pvb
1.747
16
刀具齿顶高
ha0/mm
ha0=mm(ha*+c*)
2.545
17
刀尖圆角半径
a0/mm
按表选取
0.6
表A3直齿锥齿轮强度校核的原始参数
序号
名称
代号/单位
结果
1
传递功率
p/kw
4.224
2
小轮转矩
齿轮计算表(包含直齿轮和斜齿轮)
齿轮计算表(包含直齿轮和斜齿轮)对于直齿轮：1. 基本参数- 模数m：指定齿轮齿面宽度上，每个齿的轴向长度与齿数之比，以毫米为单位。
- 齿数z：齿轮上的齿数。
- 分度圆直径d：齿轮上齿距圆的直径，以毫米为单位。
- 压力角α：齿轮上齿面与分度圆切线间的夹角，以度数表示。
- 顶高系数h：反映齿轮齿峰高度与分度圆直径之比的关系，通常为0.25，0.3，0.35，0.4四者之一。
- 底隙系数c：反映齿轮齿谷高度与分度圆直径之比的关系，通常为0.2，0.25，0.3三者之一。
2. 计算公式- 分度圆直径d = m × z- 基圆直径db = d × cosα- 安全齿顶高度h1 = m × (1 + h) / 2- 实际齿顶高度h2 = h1 + c × m- 安全齿根高度h3 = m × (1 - h) / 2- 实际齿根高度h4 = h3 + c × m- 齿顶间隙C1 = 0.25 × m- 齿根间隙C2 = 0.3 × m- 齿顶圆直径da = d + 2h2- 齿根圆直径df = d - 2h4- 对啮合线上的齿距p'求法：p' = π / m- 一个齿的圆弧长度L（计算齿轮外径）：L = mπ = πd / z- 第二齿轮的基本参数公式与计算方法同第一齿轮，只需根据需要调整其齿数即可。
同时，可以根据需要定义两个齿轮的齿数比，即z1 / z2 = i。
3. 示例- 假设需要计算模数为2mm，齿数为30的直齿轮参数：分度圆直径d = m × z = 2 × 30 = 60mm基圆直径db = d × cosα = 60 × cos20° = 56.985mm安全齿顶高度h1 = m × (1 + h) / 2 = 2 × (1 + 0.25) / 2 = 2.5mm 实际齿顶高度h2 = h1 + c × m = 2.5 + 0.2 × 2 = 2.9mm安全齿根高度h3 = m × (1 - h) / 2 = 2 × (1 - 0.25) / 2 = 1.5mm实际齿根高度h4 = h3 + c × m = 1.5 + 0.2 × 2 = 1.9mm齿顶间隙C1 = 0.25 × m = 0.5mm齿根间隙C2 = 0.3 × m = 0.6mm齿顶圆直径da = d + 2h2 = 60 + 2 × 2.9 = 65.8mm齿根圆直径df = d - 2h4 = 60 - 2 × 1.9 = 56.2mm一个齿的圆弧长度L = mπ = πd / z = π × 60 / 30 = 6.28mm对于斜齿轮：1. 基本参数- 模数m：同直齿轮。
锥齿轮理论计算
锥齿轮理论计算四驱变速箱锥齿轮计算基本参数：整车满载重量6.5吨，前轮直径0.86米；后轮直径0.745米。
马达排量：56ml/r1.四驱啮合状态下，因为是四轮驱动，整车质量6.5T。
前后桥计算均摊6.5吨/2=3.25吨。
后桥所需驱动力计算如下:T=3250*9.8*(0.745/2)*1*0.94=11152.28 N.m（机械传动效率0.94，摩擦系数选择1最大值）T1(马达分配动力)=11152.28/119.57=93.26 N.mP1=93.26*2π/56=10.45 KW以后桥分配11 KW计算，见以下公式功率（千瓦）P = 11小齿轮转速（转/分）n1 = 309大端端面模数（mm）m = 5.5工作齿宽（mm） b = 26使用系数KA=1.50轴承系数KHβbe=1.10润滑油粘度（mm2/s）ν40= 67设计寿命: 1000 小时类型: 动载直齿锥齿轮和零度锥齿轮类型为非鼓形直齿锥齿轮齿面点蚀: 允许少量点蚀第Ⅱ组公差等级: 8轴交角（°）Σ= 90齿形角（°）α= 20齿宽中点螺旋角（°）βm= 0最小接触强度安全系数SHmin= 1最小弯曲强度安全系数SFmin= 1.25小齿轮大齿轮齿数Z = 18 26高变位系数x1 =0.0000 x2=0.0000切向变位系数xt1 =0.0000 xt2=0.0000齿轮材料: 渗碳淬火的渗碳钢渗碳淬火的渗碳钢齿面粗糙度（μm）Ra = 1.6 1.6接触强度极限（MPa）ζHlim= 1500 1500弯曲强度极限（MPa）ζFlim= 400 400----------------------几何及精度参数-------------------------------小齿轮大齿轮当量圆柱齿轮分度圆直径（mm）dv =102.410 213.670 当量圆柱齿轮顶圆直径（mm）dva =111.765 223.025 当量圆柱齿轮基圆直径（mm）db =96.234 200.784 齿宽中点分度圆直径（mm）dm =84.201 121.623 参考点分度锥距(mm) Rm =73.963大轮齿距极限偏差（μm）fpt =25当量中心距（mm）av =158.040当量端面齿形角（°）αvt=20.000有效工作齿宽（mm）be =22.100当量端面重合度εvα=1.659当量纵向重合度εvβ=0.000当量总重合度εvγ=1.659齿宽中点分度圆上的名义切向力(N) Fmt=8074.343齿数比u=1.444当量圆柱齿轮齿数比uv=2.086当量啮合线长度(mm) gva=22.910无量纲的基准速度N=0.017共振转速(r/min) nE1 =18330.33两齿轮诱导质量(kg/mm) mredx=0.017中点圆周速度(m/s) vmt=1.362跑合量(μm) yα=1.875cv1=0.320cv2=0.340cv3=0.230cv4=0.900cv5=0.470cv6=0.470cv7=0.765名义转矩(Nm) T1=339.932齿宽中点法向模数(mm) mnm=4.678当量圆柱齿轮的齿数zvn=45.677βvb=0.000------------------------接触强度系数-------------------------------动载系数Kv =1.012轮齿中点接触线长度(mm) lbm =25.445齿向载荷分布系数KHβ=1.898齿间载荷分配系数KHα=1.000节点区域系数ZH =2.495弹性系数ZE =189.812螺旋角系数Zβ=1.000锥齿轮系数ZK =0.800润滑剂系数ZL =0.945速度系数ZV =0.958粗糙度系数ZR =0.915尺寸系数ZX =1.000中点区域系数ZM =1.054工作硬化系数ZW =1.000载荷分配系数ZLS =1.000小齿轮大齿轮寿命系数ZNT =1.255 1.282------------------------弯曲强度系数-------------------------------齿向载荷分布系数KFβ=1.898齿间载荷分配系数KFα=1.000重合度系数Yε=0.702螺旋角系数Yβ=1.000锥齿轮系数YK =1.000试验齿轮的应力修正系数YST =2.000载荷分配系数YLS =1.000小齿轮大齿轮尺寸系数YX =1.000 1.000齿形系数YFa =2.824 2.402应力修正系数YSa =1.624 1.782相对齿根圆角敏感系数YδrelT=0.995 1.000相对齿根表面状况系数YRrelT=1.004 1.004弯曲疲劳寿命系数YNT =0.964 0.971--------------------接触疲劳强度计算结果------------------------------接触强度极限（MPa）ζHlim=1500.000 1500.000计算齿轮接触极限应力（MPa）ζHP=1561.008 1594.072计算接触应力（MPa）ζH=1450.173 1450.173接触安全系数Sh =1.076 1.099小轮接触强度足够！大轮接触强度足够！--------------------弯曲疲劳强度计算结果------------------------------弯曲强度极限（MPa）ζFlim=400.000 400.000计算齿轮弯曲极限应力（MPa）ζFP=770.735 780.390计算弯曲应力（MPa）ζF=615.356 574.515弯曲安全系数Sf =1.253 1.358小轮弯曲强度足够！大轮弯曲强度足够！。
弧齿锥齿轮的几何尺寸计算表
13.09189306 76.90810694 33.11061008 33.11061008 4.71238898 0.16 0.37 4.71238898 -0.16 -0.37
xt1查表23.4-9 x1=0.39(1-1/u²)或查表23.4-10
xt2=-xt1 x2=-x1
hf=h-ha c=h-h′ θ f=arctan(பைடு நூலகம்f/Re) δ δ
s2=p/2-(ha1-ha2)tanα /cosβ m-xt1m
Smn1=(0.5πcosβm+2x1tanα+xt1)mm ψmn=Smn*cosδ*cos²βm/(mmZ) Kψ mn=1-ψ mn²/6 S′mn=SmnKψmn h′am1=ha1-0.5b*tanθf2+0.25Smn1ψmn1 查表23.4-11 N0=（θ
f1+θf2）sinβm/20
Smn2=πmmcosβm-Smn1
h′am2=ha2-0.5b*tanθf1+0.25Smn2ψmn2
1.472078944 0.525395815 9.262878463 9.262878463
设定值 传动比 4.3 齿顶高系数 顶隙系数 0.85 0.188
da1=d1+2ha1*cosδ
da2=d2+2ha2*cosδ
21 锥点至轮冠距离 22 理论弧齿厚 23 侧隙 24 中点螺旋角 25 齿宽系数 26 中点模数 27 中点法向模数 28 中点法向齿厚 29 中点法向齿厚半角 30 中点齿厚角系数 31 中点分度圆弦齿厚 32 中点分度圆弦齿高 33 刀盘直径 34 刀号
表5.4-1 序号 1 齿数 2 大端模数 3 齿宽 4 工作齿高 5 齿高 6 压力角 7 轴交角 8 分度圆直径 9 分锥角 10 锥距 11 周节 12 切向变位系数 13 径向变位系数 14 齿顶高 15 齿根高 16 顶隙 17 齿根角 18 顶锥角 19 根锥角 20 顶圆直径 δ δ
差速器计算说明书.
学号06091618 成绩课程设计说明书系别机电工程系专业汽车服务工程学号 06091618姓名王硕指导教师杨卓题目名称汽车差速器设计设计时间 2012年 4月2012年 5 月 4 日目录1、任务说明书 (1)2、主减速器基本参数的选择计算 (2)2.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (2)2.2差速器中的转矩分配计算 (3)2.3差速器的齿轮主要参数选择 (3)3、差速器齿轮强度计算 (7)3.1主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 (8)3.2校核齿面接触疲劳强度 (11)3.3 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表1-3-1 (13)4、半轴设计计算 (14)4.1结构形式分析 (14)4.2半轴计算 (16)4.3半轴花键计算 (17)5、差速器壳体 (19)6、变速箱壳体设计 (20)7、设计总结 (21)8、参考文献 (22)配图 (23)1、任务说明书车型 发动机Nmax 发动机MmaxI 档变比主传动比 驱动方案 发动机 19、I280kw/6000rmp140N.m/4500rmp 4.643.5≤i ≤4.2FF横置已知条件：(1)假设地面的附着系数足够大； (2)发动机到主传动主动齿轮的传动系数0.96wη=；(3)车速度允许误差为±3%；(4)工作情况：每天工作16小时，连续运转，载荷较平稳;(5)工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状况，环境最高温度为30度； (6)要求齿轮使用寿命为17年（每年按300天计）； (7)生产批量：中等；(8)半轴齿轮，行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设计； (9)差速器转矩比4.1~15.1S =之间选取； (10)安全系数为35.1~2.1n =之间选取； (11)其余参数查相关手册；2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩m N M.140max=，rmp n 4500=，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96η=，安全系数n=1.3一档变比64.41=i ，本次设计选用主减速器传动比9.30=i 因此总传动比096.189.364.4012=⨯=⨯=i i i 因此输出转矩316296.0140096.183.1max20≈⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηMi n T N.m差速器转矩比S=1.1~1.4之间选取，这里取S=1.2轴最大转矩为b T ，半轴最小转矩为s T得到方程⎪⎩⎪⎨⎧=+=0TT T T T S s bs b解得：mN T mN T s b .1437.1725==2.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按题目已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。
锥齿轮计算模版资料
锥齿轮计算模版锥齿轮传动设计1.设计参数1150150********=====d d z z u 式中：u ——锥齿轮齿数比；1z ——锥齿轮齿数；2z ——锥齿轮齿数；1d ——锥齿轮分度圆直径（mm ）；2d ——锥齿轮分度圆直径（mm ）。
1.10621115021)2()2(2212221=+=+=+=u d d d R mm 25.125)33.05.01(150)5.01(11=⨯-⨯=-=R m d d φ mm同理 2m d =125.25 mm式中：1m d 、2m d ——锥齿轮平均分度圆直径（mm ）；R φ——锥齿轮传动齿宽比，最常用值为R φ=1/3，取R φ=0.33。
530150111===z d m 同理 2m =5式中：1m 、2m ——锥齿轮大端模数。
175.4)33.05.01(5)5.01(11=⨯-⨯=-=R m m m φ同理 2m m =4.175式中：m m 1、m m 2——锥齿轮平均模数。
2.锥齿轮受力分析因为锥齿轮1与锥齿轮2的传动比为1，且各项数据相同，则现以锥齿轮1为分析对象得：125015083.932211=⨯==m t d T F N 88.88345cos 45tan 1250cos tan 111=︒⨯︒⨯==δαt r F F N88.88345cos 45tan 1250sin tan 111=︒⨯︒⨯==δαt a F F N22.133020cos 1250cos 11=︒==αt n F F N 式中；1t F ——锥齿轮圆周力；1r F ——锥齿轮径向力；1a F ——锥齿轮轴向力；1n F ——锥齿轮法向载荷；α——锥齿轮啮合角；δ——锥齿轮分度角。
3.齿根弯曲疲劳强度计算(1) 确定公式内的各计算数值1) 由《机械设计》图10-20c 查得锥齿轮的弯曲疲劳强度极限=1FE σ580MPa2) 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 13) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S =1.4，由《机械设计》式（10-12）得=⨯==4.15801][111S K FE FN F σσ414.29 MPa 4) 计算载荷系数K23.235.111.15.1=⨯⨯⨯==βαF F v A K K K K K5) 查取齿形系数由《机械设计》表10-5查得8.21=Fa Y6) 查取应力校正系数由《机械设计》表10-5查得55.11=Sa Y7) 计算大、小齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ并加以比较 []01048.029.41455.18.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ 由《机械设计》式（10-24）得弯曲强度的设计公式为 []27.029.4141130)33.05.01(33.055.18.283.9323.241)5.01(43222111221231=⨯+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯=⨯+-≥F Sa Fa R R Y Y u z KT m σφφ 由m=5>0.27，则弯曲疲劳强度符合要求。
锥齿轮参数计算(等顶隙收缩齿)
12 4.97 22.5 0 0 .2368 -0.05 0.8 0.2 58 228.6
20
-0.2368 0.05
36.8 228.6
22.5 0.021514481 36.42347393 13.6295528 0.021514481 22.5 0 0 79.52 -21.52 -4.329979879 -4.329979879 1.266670697 #NUM! #NUM! #NUM! 0 4.329979879 4.558878217 5.706390967 36.42347393 26.12146413 0.86056847 30.96375653 59.03624347 59.64 99.4 5.152896 2.799104 8.946 3.793104 6.146896 57.95966183 25 55.10017532 91.83362553 68.47714373 102.2802543
齿根圆直径(df) 齿根角（θ f） 齿顶角（θ a） 顶锥角（δ a） 根锥角（δ f） 外锥高（Ak） 支承端距（H） 齿厚（Sn） 弦齿厚（Sn） 弦齿高（hn） 当量齿数（Zv） 端面重合度（ε α ） 齿线重合度（ε β ） 齿线重合度（ε γ ） 滑动率(η ) 提醒
53.13488031 93.0748962 3.744317559 6.053858685 6.053858685 3.744317559 37.01761522 62.78056103 27.21943897 52.98238478 47.04885688 27.41978812 10.95114312 9.380211878 8.533330314 7.080385175 8.511937724 7.078800351 5.414307795 2.86396753 13.99428455 38.87301263 -0.341614061 0 0.341614061 #NUM! #NUM! 重合度过小！ 重合度过小！
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。
锥齿轮数据
不完全蜗轮和蜗杆：中心距a=50m=1.6α=20°蜗杆分度圆直径d1=20z1=2蜗杆直径系数：q=d1/m=12.50分度圆导程角γ=9°05′25″蜗轮分度圆直径d2=81.6齿数z2=51 变位系数= -0.500（提高承载能力及传动效率）通常规定z2大于28，一般不大于80。
当涡轮直径不变时，z2越大，模数就越小，将使轮齿的弯曲强度削弱；当模数不变时，涡轮尺寸将要增大，使相啮合的蜗杆支承间距加长，这将降低蜗杆的弯曲刚度，容易产生挠曲而影响正常的啮合。
i=z2/z1的比值最好在14到30之间（在z1=2时），z2的范围在29到61之间。
蜗杆传动的标准中心距:a=(d1+d2)/2=m*(q+z2)/2,若是有变位系数的话a=(d1+d2+2*x2*m)/2(GB/T10088-88规定圆柱蜗杆模数和分度圆直径、GB/T19935-2005推荐中心距、动力传动中推荐蜗轮齿数29-70)轴面尺寸：（GB/T10087-1988 圆柱蜗杆基本齿廓）蜗杆：蜗杆轴向齿距：pa=mπ=5.024蜗杆导程：pz=z1*pa=2*5.024=10.048蜗杆分度圆直径：d1=m*q=1.6*12.50=20顶隙：c=c*m=0.2*1.6=0.32蜗杆齿顶高：ha1=ha*m=1.6蜗杆齿根高：hf1=(ha*+c*)*m=(1+0.2)*1.6=1.92蜗杆齿高：h1=ha1+hf1=1.6+1.92=3.52蜗杆齿顶圆直径：da1=d1+2*ha1=20+2*1.6=23.2蜗杆齿根圆直径：df1=d1-2*hf1=20-2*1.92=16.16蜗杆导程角：tanγ=z1/q=2/12.50=0.16涡轮：涡轮分度圆直径d2=m*z2=1.6*51=81.6涡轮齿顶高：ha2=m*(ha*+x2)=1.6*(1-0.500)=0.8涡轮齿根高：hf2=m*(ha*-x2+c*)=1.6*(1+0.500+0.25)=2.8 涡轮齿高：h2=ha2+hf2=0.8+2.8=3.6涡轮喉圆直径：da2=d2+2*ha2=81.6+2*0.8=83.2涡轮齿根圆直径：df2=d2-2*hf2=81.6-2*2.8=76齿根圆角半径0.3m=0.48咽喉面半径R=d1/2-m=20/2-1.6=8.4蜗轮外径D≤da2+1.5m=83.2+1.5*1.6=85.6取值85蜗轮宽度b≤0.75da1=0.75*23.2=17.4 取值17基圆半径rb=r2cosα=40.8*cos20=38.3390≤αk≤arccos（2rb/(z+2)m）=0.9042锥齿轮啮合：i12=z2/z1=15/20=3/4z1=20,z2=15分锥角：α1=arctan(4/3)=53.1°α2=90°-53.1°=36.9°齿顶高：ha=ha*m=2*1=2齿根高：hf=(ha*+c*)m=1.2m=2.4分度圆直径：d1=m*z1=2*20=40d2=m*z2=2*15=30齿顶圆直径：da1=d1+2ha*cosα1=40+2*2*cos53.1°=42.4 da2=d2+2ha*cosα2=30+2*2*cos36.9°=42.4 齿根圆直径：df1=d1-2hfcosα1=40-2*2.4*cos53.1°=37.1df2=d2-2hfcosα2=30-2*2.4*cos36.9°=26.2 当量齿数：zv1=z1/cos a1=20/cos53.1°=33.3>17zv2=z2/cos a2=15/cos36.9°=18.76>171号蜗杆轴（摇头*2）：2号蜗杆轴（横移和伸缩*4）：。
(完整版)锥齿轮的计算校核.doc
锥齿轮的设计计算一. 锥齿轮尺寸计算根据检测设备的传动的要求，去传动比 i=1 1.选择材料和精度等级1）小锥齿轮选用45 调制处理， HB1=240 HBS；大锥齿轮选用 45 正火处理， HB 2=200HBS；2 ）精度等级选为7 级。
2. 按齿面接触强度进行设计d1 3 4K t T (ZEZH )2R(1 0.5 R)2 [ ]H1）确定载荷系数K t参照参考文献 [1] 得K t =1.30 ；2）齿轮传递扭矩 T由步进电机保持转矩8N/mm得 T=8000Nmm; 3）齿宽系数查参考文献 [1] 表 10-7 ，确定=0.34). 区域系数 Z H根据参考文献 [1] 确定 Z H =2.5 ；5). 许用应力由参考文献 [1] 确定=522.5MPa;6）材料弹性影响系数Z E1 由参考文献表 10-6 查得 Z E=189.8MP a2 综上计算得，d1 3 4 1.3 8000 (189.8 2.5)2=59.1mm0.3 (1 0.5 0.3)2 522.53.确定齿数取 Z1=40，Z2= Z1 i=401=40；4. 选大端模数m= d 1/Z 1=59.1/40=1.48 圆整取 m=2 ;5. 计算分度圆锥角锥距1 = arctanZ 1arctan4045oZ 2402 =90o190o45o45oR mZ11 (Z 2) 56.57mm2Z 16. 计算大端分度圆直径d 1 =d 2 =m Z 1 2 4080mm7. 确定齿宽bRR =0.3 56.57=16.9b 1= b2=11 mm二 . 齿根弯曲疲劳强度校核4 KTY F aYS aF2Z1 2m 2u2R (1 0.5 R )11. 查参考文献 [1]10-5得 Y F a =2.4 ， Y S a =1.67查阅参考文献 [1] 得[]=390 MPa;2. 计算得F4 1.3 80002.4 1.570.5 0.3)240222120.3(1 1=79.9<[ ]=390 MPa; 故所选齿轮满足 齿根弯曲疲劳强度要求。
标准锥齿轮有关参数计算公式及示例
Z
大端模数
m
齿宽
b
齿顶高系数 ha*
顶隙系数
c*
压力角
α
轴交角
∑
高变位系数 X
切向变位系数 Xt
标准锥齿轮有关参数计算公式及
mm mm
° °
大端分度圆直径 d mm
分度锥角
δ°
大端锥距
R mm
大端齿距
p mm
大端齿顶高 ha mm
大端齿根高 hf mm
大端全齿高 h mm
大端齿顶圆直径 da mm
冠顶距
Aa mm
齿根高
θf °
无根切许用最大 θ
齿根角
fmax °
齿顶角 顶锥角 根锥角
θa ° δa ° δf °
大端分度圆弧齿
厚
S mm
大端分度圆弦齿
厚
S平均 mm
大端分度圆弦齿 ha平
高
均 mm
刨齿机用的齿角 λ °
标准锥齿轮有关参数计算公式及示例
X2=-X1 Xt2=-Xt1
19 3 28 1 0.2 20 90
59 3 28 1 0.2 20 90
-0.41 -0.015
177
72.149682 92.975803 9.424778
1.77 4.83 6.6 178.08512 26.815207 2.973785
12.876983
1.460182 73.609864 69.175896
3.772022
2.37
h=ha+hf
6.6
da=d+2hacosδ
65.05274
Aa=Rcosδ-hasinδ
87.203372