直齿锥齿轮传动计算例题

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直齿圆锥齿轮传动

线齿形的直齿圆柱齿轮。
一对锥齿轮的啮合,相当于它们
对应当量直齿轮的啮合。
3. 当量齿数:
ZV=
—2r—V
m
=
—m—c2ors—d
=
—coZ—sd
●
rd rV
22 3
五、正确啮合条件大端的 m 和 a 分别相等;
(锥齿轮的标准参数在大端)
d1+d2=S
六、传动比
i12= ZZ—21 = —rr21
§9 直齿圆锥齿轮传动
一、传递相交轴的运动
二、齿廓的形成
平面渐开线
O
平面渐开面
球面渐开线球面渐开面
●
1
三、六锥
(节圆)
圆柱齿轮
基圆齿根圆分度圆齿顶圆
齿顶锥
分
度锥齿
基圆
(节圆锥)
根锥
锥
背锥
●
2
四、背锥、当量齿轮、当量齿数
1. 背锥
rV=
—r—
cosd
2. 当量齿轮
齿形相当于锥齿轮大端球ຫໍສະໝຸດ Baidu渐开
= —RRss—iinndd—21 = —ssii—nndd—21 当 S=900 tgd2 七、几何参数和尺寸计算（图10-49、表10-9）
●
4
八、产形齿轮 (冠轮)
d2

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 1

d (1−0.5d )2d

(

d d d d [d d ])2

1) 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=9.55×106×10

960d dd =9.948×104d ?dd

③ 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，

锥齿轮传动计算

图
示
大端端面模数： 1.25 轴交角： 90°0′0″ 法向压力角： 20°0′0″ 螺旋角： 35°0′0″ 左旋 / 右旋齿轮1齿数：11 齿轮1变位系数：高度 0.359 切向 0 齿轮2齿数：39 齿轮2变位系数：高度 -0.359 切向 0
输出
说明：长度单位毫米说明：弦齿厚参数系按单号单面法，刀盘直径 1.5 英寸（38.1 毫米）。
1.11 0.602
1.522
7.6
0.611
74°14′56″ 76°9′34″
齿轮2大端
齿轮2大端法向弧齿厚
齿轮2（右旋） 2.353 1.742 Φ 48.75 Φ 49.082
法向弦齿厚
Ak1 = wk.baidu.com3.966 1.508 2.353 1.706 2.405 1.502
齿轮1大端齿轮1大端法向弧齿厚
6 .32 5 2
19°41′12″
0.845
齿轮1（左旋）
13°50′26″
70°18′48″
Φ 13.75
90°0′0″
Φ 16.653
Ak2 = 6.287
15°45′4″
法向弦齿厚

【精品】直齿锥齿轮传动设计

锥齿轮是圆锥齿轮的简称，它用来实现两相交轴之间的传动,两轴交角S称为轴角，其值可根据传动需要确定，一般多采用90°。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小，如下图所示。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关"圆柱"在锥齿轮中就变成了"圆锥"，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（＜5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点，用于高速重载的场合。本节只讨论S=90°的标准直齿锥齿轮传动。

1.齿廓曲面的形成直齿锥齿轮齿廓曲面的形成与圆柱齿轮类似。如下图所示，发生平面1

与基锥2相切并作纯滚动，该平面上过锥顶点O的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。渐开锥面与以O为球心，以锥长R为半径的球面的交线AK为球面渐开线，它应是锥齿轮的大端齿廓曲线。但球面无法展开成平面，这就给锥齿轮的设计制造带来很多困难。为此产生一种代替球面渐开线的近似方法。

2.锥齿轮大端背锥、当量齿轮及当量齿数

(1)背锥和当量齿轮下图为一锥齿轮的轴向半剖面，其中DOAA为分度锥的轴剖面，锥长OA称锥距，用R表示；以锥顶O为圆心，以R为半径的圆应为球面的投影。若以球面渐开线作锥齿轮的齿廓，则园弧bAc为轮齿球面大端与轴剖面的交线，该球面齿形是不能展开成平面的。为此，再过A作O1A⊥OA，交齿轮的轴线于点O1。设想以OO1为轴线，以O1A为母线作圆锥面O1AA，该圆锥称为锥齿轮的大端背锥。显然，该背锥与球面切于锥齿轮大端的分度圆。由于大端背锥母线1A与锥齿轮的分度锥母线相互垂直，将球面齿形的圆弧bAc投影到背锥上得到线段b'Ac'，圆弧bAc与线段b'Ac'非常接近，且锥距R与锥齿轮大端模数m 之比值愈大（一般R/m>30），两者就更接近。这说明：可用大端背锥上的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形。由于背锥可展开成平面并得到一扇形齿轮，扇形齿轮的模数m、压力角a和齿高系数ha*等参数分别与锥齿轮大端参数相同。再将扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，这个虚拟的圆柱齿轮称为该锥齿轮的大端当量齿轮。这样就可用大端当量齿轮的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形，即锥齿轮大端轮齿尺寸（ha、hf等）等于当量齿轮的轮齿尺寸。

齿轮传动的受力分析例题

§10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
图示平行轴斜齿轮传动，轮1主动，转动方向如图所示。试在图中标出
Ft1 Ft2 Fr1 Fr2 Fa1 Fa2的方向。
1
直齿圆柱齿轮强度计算1
Fr1 Ft1
n1 Fa2 Fa2
Fa1 Ft2
ω1
⊙ Fr2
ω2
×
F Ft1 × r1 Fa1 ⊙ Ft2 Fr2
Fn
Fr －径向力， ★指向各自的轮心 Fr1 Fa 2 Ft tan cos1 Fa －轴向力 ★ 指向锥齿的大端 Fa1 Fr 2 Ft tan sin 1
2T1 Ft d m1
§10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
课堂练习：
图示同轴式二级齿轮减速器，轮1主动，转动方向如图所示。试在图中：①标出轴Ⅱ上两齿轮的螺旋角旋向，使轴Ⅱ上的轴向力相互抵消。②标出各齿轮上的轴向力Fa1、Fa2、Fa3、Fa4。
§10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算
一、轮齿的受力分析
§10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算
圆周力
Ft
2T1 d1
O2
α d2 2 t N1 Fn c ω2 （从动） N2 αt t N1
O2 α Fn N2 Fr α t c Ft d1 2 ω1 O1 （主动） α
2T1 tan 径向力 Fr Ft tan d1

直齿锥齿轮传动计算例题

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=，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==，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

1)确定公式中的各参数值。

①试选=。

②计算小齿轮传递的转矩。

③选取齿宽系数=。

④由图10-20查得区域系数

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数。

⑥计算接触疲劳许用应力[]。

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

由式（10-15）计算应力循环次数：

，

由图10-23查取接触疲劳寿命系数

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得

取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径

(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。

①圆周速度

②当量齿轮的齿宽系数

计算实际载荷系数。

①由表10-2查得使用系数

②根据Vm=s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=。

③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数

④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数

由此，得到实际载荷系数

3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为

齿轮传动的设计计算

齿轮传动的设计计算,直齿锥齿轮设计步骤

轮传动的计算载荷Fnc 载荷状况工作机举例原动机

电动机多缸热机单缸热机

平稳轻微冲击匀称加料的运输机和喂料机、发电机、透平鼓风机和压缩机、机床辅助传动等1~1.2 1.2~1.6 1.6~1.8

中等冲击不匀称加料的运输机和喂料机、重型卷扬机、球磨机、多缸往复式压缩机等1.2~1.6 1.6~1.8 1.8~2.0

较大冲击冲床、剪床、钻探机、轧机、挖掘机、重型给抽水机、破碎机、单缸往复式压缩机1.6~1.8 1.9~2.1 2.2~2.4

齿面的接触疲劳强度计算

齿面接触应力的计算是以两圆柱体接触时的最大接触应力推导出来的。接触区的最大接触应力可根据弹性力学的中的计算:

（9-17-2）

公式中的参数含义：为两圆柱体的宽度，、为两圆柱体接触处的曲率半径，"±"号分别表示外接触或者内接触，、为两圆柱体质料的泊桑比，为综合曲率半径，，为配对齿轮的质料系数，，

其值见表9-17-2: 配对齿轮的质料系数( ) 齿轮相对于轴承位置齿面硬度

≤350HBS ＞350HBS

对称布置0.8~1.4 0.4~0.9

非对称布置0.6~1.2 0.3~0.6

悬臂布置0.3~0.4 0.2~0.25

根据渐开线的性子，一对齿轮啮应时轮齿外貌啮合位置是不同的，可以看作是两个曲率半径任何时间变化的平行圆柱体的接触过程，所以各个啮合位置的接触应力也不相同。思量到轮齿在节点处啮应时凡是有一对轮齿承担载荷，而且点蚀多发生在节线附近的齿根区域，因此，在工程上，常计算节点处的接触应力。如图所示，一对尺度直齿圆柱齿轮在节点C 接触，节点处的曲率半径为：

机械设计-直齿圆锥齿轮传动1

直齿圆锥齿轮传动
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。
当量齿数：
直齿圆锥齿轮传动
力的方向：
圆周力Ｆt ：主动轮上的与转向相反，从动轮上的与转向相同
径向力Ｆr：分别指向各自轮心；
轴向力Ｆa：分别由各轮的小端指向大端。
传动比：
锥距：
ห้องสมุดไป่ตู้
C
t
锥齿轮的轮齿是沿圆锥面分布的，其轮齿尺寸朝锥顶方向逐渐缩小。
直齿圆锥齿轮传动
圆锥齿轮的主要参数和几何尺寸计算如下表所示
正确啮合的条件：
m1= m2
1= 2
直齿圆锥齿轮传动
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’旋转所得的轮廓与球面齿廓相切的圆锥体称为背锥。
直齿圆锥齿轮传动
1
直齿圆锥齿轮概述
CONTENTS
目录
2
直齿圆锥齿轮的基本参数和几何尺寸
直齿圆锥齿轮传动
锥齿轮传动传递的是相交轴的运动和动力。其传动可以看成两个锥顶共点的圆锥体互作纯滚动。两轴交角Σ=δ1+δ2由传动要求确定，可为任意值。常用的为Σ=90°。
第一节概述
分类：直齿（常用）、斜齿（被曲线齿代替）、曲线齿。特点：直齿锥齿轮：制造精度较低，工作时振动和噪声较大，适用于低速轻载传动；曲线齿锥齿轮：传动平稳，承载能力强，长用于高速重载场合，但设计制造复杂。

锥齿轮的传动设计计算

1 .分锥角

,1mz

)()()2

,12,1*2,12,12,1222cos 2cos arccos

tan tan cos tan d a a a d a x h z z z a t

t vat t ++=ú

ù-+)

p ))

cos (sin a b ×m

)

180cos()

180sin(arctan

90cos sin arctan

9011å--å-=°>åå

+å=°<åu u Ê±£¬¦Äµ±Ê±£¬¦Äµ±

arctan 901

=°=åz Ê±£¬¦Äµ±2,1d =

(()111

,cos /tan n tan cos b a a d z vat /(sin b m b /a

(完整版)直齿锥齿轮传动设计

直齿锥齿轮传动设计

锥齿轮是圆锥齿轮的简称,它用来实现两相交轴之间的传动,两轴交角S称为轴角,其值可根据传动需要确定，一般多采用90°。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小，如下图所示。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关”圆柱”在锥齿轮中就变成了"圆锥”，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（＜5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点,用于高速重载的场合。本节只讨论S=90°的标准直齿锥齿轮传动。

1。齿廓曲面的形成

直齿锥齿轮齿廓曲面的形成与圆柱齿轮类似。如下图所示，发生平面1与基锥2相切并作纯滚动，该平面上过锥顶点O的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面.渐开锥面与以O为球心,以锥长R为半径的球面的交线AK为球面渐开线，它应是锥齿轮的大端齿廓曲线.但球面无法展开成平面，这就给锥齿轮的设计制造带来很多困难。为此产生一种代替球面渐开线的近似方法。

2。锥齿轮大端背锥、当量齿轮及当量齿数

(1) 背锥和当量齿轮

下图为一锥齿轮的轴向半剖面，其中DOAA为分度锥的轴剖面，锥长OA称锥距,用R表示;以锥顶O为圆心，以R为半径的圆应为球面的投影。若以球面渐开线作锥齿轮的齿廓,则园弧bAc为轮齿球面大端与轴剖面的交线，该球面齿形是不能展开成平面的。为此，再过A作O1A⊥OA，交齿轮的轴线于点O1.设想以OO1为轴线，以O1A为母线作圆锥面O1AA，该圆锥称为锥齿轮的大端背锥。显然，该背锥与球面切于锥齿轮大端的分度圆。由于大端背锥母线1A与锥齿轮的分度锥母线相互垂直,将球面齿形的圆弧bAc投影到背锥上得到线段b’Ac',圆弧bAc与线段b’Ac'非常接近，且锥距R与锥齿轮大端模数m之比值愈大(一般R/m>30），两者就更接近。这说明：可用大端背锥上的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形。由于背锥可展开成平面并得到一扇形齿轮，扇形齿轮的模数m、压力角a和齿高系数ha＊等参数分别与锥齿轮大端参数相同。再将扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，这个虚拟的圆柱齿轮称为该锥齿轮的大端当量齿轮。这样就可用大端当量齿轮的齿形近似地作为锥齿轮的大端齿形，即锥齿轮大端轮齿尺寸（ha、hf等）等于当量齿轮的轮齿尺寸。

直齿锥齿轮计算一些公式

小齿轮大端分度圆的直径估算

查《机械设计手册.单行本.机械传动》表13324--知锥齿轮强度计算公式如下：接触强度计算公式：

1b d eZ Z φ=

式中代号说明如下：

1d : 小齿轮大端分度圆直径,mm

e : 锥齿轮类型几何系数

b Z ：变位后强度影响系数

Z φ: 齿宽比系数

1T : 小齿轮转矩,N m ⋅

A K : 使用系数

H K β: 齿向载荷分布系数

lim H σ: 试验齿轮的接触疲劳极限

查《机械设计手册.单行本.机械传动》

表13325-- 取锥齿轮类型几何系数 1200e = 表13326-- 取变位后强度影响系数 1b Z = 表13327-- 取齿宽比系数 1.683Z φ= 功率： 11231.5 1.50.950.970.98 1.36P KW ηηη=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= 小齿轮转矩： 33111 1.369.55109.551054.12()n 240P T N m =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 表13181-- 取使用系数 1A K =

表13328-- 取试验齿轮的接触疲劳极限 2lim 850H N mm σ=⋅ 表13334-- 取齿向载荷分布系数 be 1.5 1.5 1.1 1.65H H K K ββ==⨯= 故小齿轮大端分度圆直径

112001 1.68379.85b d eZ Z mm ϕ≥=⨯⨯= 取 1d 80mm =

选定齿数z 和模数m

初选齿数1z 20=，则 21z 22040iz ==⨯= 1180420

d m mm mm z === 按弯曲强度校核：

直齿圆锥齿轮传动

1.锥齿轮的齿廓直齿锥齿轮齿廓曲面的形成如图1-37所示。以半球截面的圆平面
S为发生面，S与基圆锥相切于ON。ON既是圆平面S的半径R，又是基圆锥的锥距R，且圆平面S的圆心O（球心）又是基圆锥的锥顶。当发生面S绕基圆锥作纯滚动时，该平面上任一点B的空间轨迹是位于以锥距R为半径的球面上的曲线，曲线称为球面渐开线。它是一条空间曲线，理论上应在以锥顶O为球心、锥距R为半径的球面上。
直齿圆锥齿轮传动
由图1-38可以看出：
rV
r cos
Hale Waihona Puke Baidu
mz 2 c os
又因所以
m
z
V1
rV1
2
z 1 zV1 cos
1
z 2 zV 2 cos
2
（1-35）（1-36）
其不根切的最少齿数为：
Zmin＝Z vmincosδ＝17cosδ
图1-38 直齿圆锥齿轮的背锥与当量齿数
直齿圆锥齿轮传动
• 1.3 直齿圆锥齿轮几何尺寸的计算
进行直齿锥齿轮的几何尺寸计算时一般以大端参数为标准值，这是因为大端尺寸计算和测量的相对误差较小。
直齿圆锥齿轮按其顶隙沿齿宽方向是否变化，可分为不等顶隙收缩齿和等顶隙收缩齿两种。等顶隙收缩齿有很多优点，轮齿小端齿顶高减小，不仅可使齿顶变尖的可能性减小，而且可使齿根圆角半径增大，以减少应力集中，提高抗弯强度，并增大刀尖圆角半径，提高刀具寿命。另外其顶隙有利于储存润滑油。国家标准规定，多采用等顶隙收缩圆锥齿轮传动。

机械设计-蜗轮蜗杆斜齿锥齿轮传动受力分析例题

机械设计---蜗轮蜗杆、斜齿轮、锥齿轮传动机构受力分析例题【例题1】如图所示为一蜗杆—圆柱斜齿轮—直齿圆锥齿轮三级传动。已知蜗杆1为主动件，且按图示方向转动。试在图中绘出：

（1）各轴转向。

（2）使II、III轴轴承所受轴向力较小时的斜齿轮轮齿的旋向。

（3）各轮所受诸轴向分力的方向。

【解】

（1）各轴转向如图所示（4分）。

（2）斜齿轮轮齿的旋向如图（2分）。

（3）各轮所受诸轴向分力的方向如图。（8分）

【解析】

蜗轮蜗杆传动受力分析:

径向力F r:由啮合点指向各自的回转中心。

圆周力F t:主动轮所受圆周力与啮合点切向速度

方向相反(阻力);

从动轮所受圆周力与啮合点切向速度方向相同(动力)。

轴向力F a:主动轮(蜗杆)受力方向用左右手螺旋法则。

从动轮受力方向与F t1相反。

斜齿圆柱齿轮传动受力分析

径向力F r:由啮合点指向各自齿轮的回转中心。

圆周力F t:主动轮所受圆周力与啮合点切向速度方向相反(阻力)。从动轮所受圆周力与啮合点切向速度方向相同(动力)。

轴向力F a:主动轮受力方向用左右手螺旋法则判定，从动轮受力方向与主动轮相反。

锥齿轮受力分析

径向力F r:由啮合点指向各自的回转中心。

轴向力F a:由啮合点指向各自齿轮的大端(与齿轮转向无关，方常作为隐含条件)。

圆周力F t:主动轮所受圆周力与啮合点切向速度方向相反(阻力)。

从动轮所受圆周力与啮合点切向速度方向相同(动力)。

齿轮传动典型例题解(设计)

齿轮传动典型例题（设计）

一、应熟记的公式：

n πω=

；;1055.91161n P T ⨯= η⋅⋅=1212i T T

1）直齿：112d T F t =； αtan ⋅=t r F F ； α

cos t

n F F = 。21t t F F -=；21r r F F -=。 2）斜齿：

21t t F F -=； 21r r F F -=； 21a a F F -=。 1212d T F t =；β

s c Z

m d n 011=。 βαcos /tan 11n t r F F ⋅=； βtan 11⋅=t a F F 。 3）圆锥：

21t t F F -=；21a r F F -=；21r a F F -=。 1

12m t d T F =

, )5.01(sin 1111R m d b d d φδ-=-=； 111cos tan δα⋅=t r F F ； 111sin tan δα⋅⋅=t a F F 。

R b R =φ，2

212

221d d Z Z m R +

+=；121221tan tan δδc Z Z n n i ==== 4）蜗轮蜗杆：21a t F F -=；21r r F F -=； 21t a F F -=。 1112d T F t =

，mq d =1； 2

2212d T

F F t a ==； αtan 221t r r F F F == 二、习题

1．判断下列圆锥齿轮受力，设驱动功率为P ，主动轮转速为1n （方向如图示）。各齿轮几何参数均已知。求：（1）两轮各力的方向；（2）各力计算表达式。

直齿、锥齿轮计算[整理]

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：()[]3

E 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 =1.12

1.67cos03013013.21.88cos βZ 1Z 13.21.88εo

21α=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣

⎡⎪

⎪⎭⎫ ⎝⎛+-= 0tg βπ

Z ψm πbsin βε1

d 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

Hlim1＝590Mpa ，

Hlim2＝470MPa

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z

1和z

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z

=6,

从动齿轮齿数z

=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

。51mm 取d m2=304mm

齿轮端面模数22

/304/388

m d z

===

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ε

，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：