变位齿轮设计计算
变位齿轮节圆直径计算公式
变位齿轮节圆直径计算公式变位齿轮是一种常见的机械传动装置，广泛应用于各个领域。
在设计变位齿轮时，需要计算节圆直径，以确保齿轮的正确运行。
本文将介绍如何根据变位齿轮的参数来计算节圆直径，并探讨其在机械传动中的重要性。
我们需要了解什么是变位齿轮。
变位齿轮是一种直齿圆柱齿轮，其齿形与普通直齿圆柱齿轮不同。
它的齿形曲线是由一个齿形参数来描述的，该参数通常用来衡量齿轮齿形的变化程度。
在变位齿轮中，齿形参数的变化会导致齿轮齿面的变形，从而实现变速或变位传动。
为了计算变位齿轮的节圆直径，我们需要知道以下参数：齿数、模数、压力角、齿宽等。
其中，齿数是指齿轮上的齿的数量，模数是指齿轮齿形的基本尺寸，压力角是指齿轮齿面与齿轮轴线之间的夹角，齿宽是指齿轮齿面的宽度。
根据变位齿轮的参数，我们可以使用以下公式来计算节圆直径：节圆直径 = 模数× 齿数 / cos(压力角)在这个公式中，模数和齿数是已知的参数，可以从设计要求或齿轮标准中获取。
压力角是变位齿轮设计中的一个重要参数，它的取值范围通常在20度到30度之间。
通过选择适当的压力角，可以平衡齿面接触性能和传动效率。
计算节圆直径的公式中还包含一个cos(压力角)的项，它是为了修正齿面的变形而引入的。
由于变位齿轮的齿面不规则，其受力情况也不同于普通直齿圆柱齿轮，因此需要对其进行修正，以确保齿轮的正常运行。
通过计算得到的节圆直径，可以确定变位齿轮的基本尺寸，并进一步进行设计和加工。
齿轮的基本尺寸包括齿高、齿根高、齿顶高等，这些尺寸对于齿轮的传动性能和寿命有着重要的影响。
在机械传动中，变位齿轮具有广泛的应用。
它可以实现多种传动比，提供灵活的传动方式，适用于各种不同的工况。
例如，在汽车变速器中，变位齿轮可以根据车速和发动机转速的变化，实现不同的传动比，以满足不同速度下的动力需求。
变位齿轮还广泛应用于工程机械、航空航天等领域。
在这些领域中，变位齿轮能够提供高扭矩、高传动效率的传动方式，满足复杂工况下的要求。
变位齿轮参数及计算
x 0.40394
3.计算其他参数的公式 端面模数 mt mn / cos 啮合角 cos '
a cos a'
总变位系数： xt
z1 z2 (invt' invt ) 2 tan t
12t2tantttzzxinvinv???????分度圆直径d齿顶圆直径mz?2aaddh??齿根圆直径2ffddh??基圆直径cosbtdd??齿顶高ananntthmhxym????齿根高nfnannhmhcx???标准中心距1212add??中心距变动系数ttaaym??齿顶高变动系数tttyxy????固定弦齿厚2cos2tan2cnnnnnsmx?????五计算软件界面
* a
② 然后按全齿高计算模数：
m
③从而从标准模数系列中选择 m 4 ，进行下面的试算，然后校核。
2.验算压力角和计算变位系数 依据公法线长度公式可选择压力角，然后计算变位系数。 ① 通过基圆齿距 Pb Wk1 Wk m cos 公式计算模数 m。 ② 将公法线值和压力角值 20°和 15°分别代入上式验算模数 m， 其中压力角为 20°时算得结果接 近模数 4，故取 n 20 。 ③ 求变位系数
ห้องสมุดไป่ตู้
主要缺点
由于我们的齿轮副的两个齿轮的齿数之和小于 17 齿的两倍，所以这对齿轮是采用角度变位中的 正变位加工而成的。 三. 齿轮参数测量结果： 齿数 z ： 10 齿顶圆直径 Da ： 49.94 齿根圆直径 D f
31.81
端面公法线长度 Wk 18.876mm 端面公法线长度 Wk 1 30.055mm 斜齿螺旋角 9.63° 啮合中心距离 a 42mm 其他已知参数： 压力角 n 20°or15° 齿顶高系数 径向间隙系数
变位齿轮的计算方法
变位齿轮的计算方法1 变位齿轮的功用及变位系数变位齿轮具有以下功用：（1）避免根切；(2)提高齿面的接触强度和弯曲强度；(3)提高齿面的抗胶合和耐磨损能力；(4)修复旧齿轮；(5)配凑中心距。
对于齿数z＝8～20的直齿圆柱齿轮，当顶圆直径d a=mz+2m+2xm时，不产生根切的最小变位系数x min，以及齿顶厚S a＝0.4m和S a＝0时的变位系数x sa＝0.4m和x sa＝0如表1所列。
2 变位齿轮的简易计算将变位齿轮无侧隙啮合方程式作如下变换：总变位系数中心距变动系数齿顶高变动系数表 1 齿数z＝8～20圆柱齿轮的变位系数z x min x sa＝0.4m x sa＝08 910111213141516171819 200.53 0.47 0.42 0.36 0.30 0.24 0.18 0.12 0.06 0－0.05 －0.11 －0.170.180.220.270.310.350.390.430.460.500.530.560.590.620.560.630.700.760.820.880.930.981.031.081.131.181.23或Δy＝xΣ－y式中：α——压力角，α＝20°；α′——啮合角；z2、z1——大、小齿轮的齿数。
将上述三式分别除以，则得：由上述公式可以看出，当齿形角α一定时，x z、y z和Δy z均只为啮合角α′的函数。
在设计计算时，只要已知x z、y z、Δy z和α′四个参数中的任一参数，即可由变位齿轮的x z、y z、Δy z和啮合角α′的数值表(表2)中，查出其他三个参数，再进行下列计算。
一般齿轮手册上均列有此数值表。
式中正号用于外啮合，负号用于内啮合。
3 计算实例例1：已知一对外啮合变位直齿轮，齿数z1＝18，z2＝32，压力角α＝20°，啮合角α′＝22°18′，试确定总变位系数xΣ、中心距变动系数y及齿顶高变动系数Δy。
变位齿轮设计计算
变位齿轮设计计算一、引言变位齿轮是一种常见的传动装置，它主要通过齿轮的齿槽形状变化，实现转动方向和速度的改变。
在设计变位齿轮时，需要进行一系列的计算来确定齿轮的参数和齿形。
二、变位齿轮设计参数的确定1.传动比:传动比是指在变位齿轮传动装置中，输入轴的转速与输出轴的转速之间的比值。
传动比的确定需要考虑传动装置的具体要求，如输入轴和输出轴的转速、扭矩等。
2.等分线数:等分线数是指齿轮齿槽等分成的线数。
等分线数的确定需要考虑齿轮的尺寸和使用要求。
通常情况下，等分线数取10~30之间的整数值。
3.基本齿数:基本齿数是指齿轮的齿数，用符号Z表示。
基本齿数的确定需要考虑传动比和等分线数。
4.各轴同轴度：变位齿轮传动的轴线必须准确的同轴。
同轴度是指轴线与同一直线的距离误差。
同轴度误差必须满足传动装置的要求。
三、齿轮齿形参数计算1.齿顶圆直径：齿顶圆直径是指齿轮齿槽顶部的圆的直径，用符号D 表示。
齿顶圆直径的计算需要考虑基本齿数和模数。
2.齿根圆直径：齿根圆直径是指齿轮齿槽底部的圆的直径，用符号Dg表示。
齿根圆直径的计算需要考虑基本齿数和模数。
3.等距角：等距角是指相邻齿的齿槽中心线之间的夹角。
等距角的计算需要考虑基本齿数和齿槽等分线数。
4.工作压力角：工作压力角是指齿轮齿槽中心线与齿轮轴线之间的夹角，用符号α表示。
工作压力角的计算可以根据传动要求和齿轮材料的选择来确定。
5. 齿顶高：齿顶高是指齿轮齿槽顶部到齿轮轴线的距离，用符号ha 表示。
齿顶高的计算可以根据工作压力角和模数来确定。
6. 齿根高：齿根高是指齿轮齿槽底部到齿轮轴线的距离，用符号hf 表示。
齿根高的计算可以根据工作压力角和模数来确定。
7.齿宽：齿宽是指齿轮齿槽的宽度，用符号b表示。
齿宽的计算可以根据传动扭矩和材料强度来确定。
四、变位齿轮齿槽形状计算1.齿槽高度：齿槽高度是指齿轮齿槽的深度，用符号h表示。
齿槽高度的计算需要考虑齿顶高和齿根高。
2.齿槽角：齿槽角是指齿轮齿槽的侧面与齿轮轴线之间的夹角，用符号β表示。
变位齿轮几何参数计算
(invα '−invα )
invα '及invα 可根据 a' 、 a 由
表查得
χ ∑ = x1 + x2
χn∑
=
z1 + z2 2 tanα n
(invα 't −invαt )
invα '及invα 可根据 α 't 、α t 查得
χ n ∑ = xn1 + xn2
Δy 或 Δyn
Δy = χ ∑ − y
Δyn = χ n ∑ − yn
按线 图计
算
齿高变动系数 中心距变动系数
Δy 或 Δyn y 或 yn
根据 z∑ 及 χ ∑ 查得 y = χ ∑ − Δy
中心距
α'
α ' = a + ym
注：1．表内公式中的x、xn（xt）本身应带正负号代入；Δy、Δyt永为正号。 2．计算高度变位圆柱齿轮几何尺寸时，公式中的y或yt，Δy或Δyt均为零。
y 或 yn α或α t
y = a'−a m
α = 20°
yn
=
a'−a mn
α n = 20° ； tanα t = tanα n / cos β
按公 式计
算
பைடு நூலகம்
啮合角
α '或α t '
cosα
'
=
α α'
cosα
t
cosα
t
'
=
α α'
cosα
t
总变位系数 齿高变动系数
χ∑或 χn∑
χ∑
=
z1 + z2 2 tanα
变位齿轮的分度圆计算
变位齿轮的分度圆计算变位齿轮的分度圆计算，听起来好像是一门深奥的学问，但其实就像是做一道简单的家常菜，只要掌握了方法，就能轻松搞定。
想象一下，我们在厨房里，拿着菜刀，切切剁剁，调调味，结果上桌的美食可口又诱人。
变位齿轮也是如此，虽然它在机械中扮演着重要角色，但只要明白分度圆的计算，所有复杂的看似都能变得简单。
分度圆这个概念，就像是一辆车的轮子，轮子转得好，车子才能跑得快。
齿轮的分度圆，顾名思义，就是齿轮齿形的“圆心”，而这个圆心又和齿轮的其他参数密切相关。
换句话说，分度圆就像是齿轮的“灵魂”，没有它，齿轮就像是没了方向感的孩子，四处乱撞，根本无法正常工作。
听起来是不是很有趣？其实齿轮的设计过程就像是给孩子设定目标，一旦确定了方向，后面的路就好走多了。
如何计算这个神奇的分度圆呢？首先要了解一些基本参数。
齿轮的模数、齿数，还有压力角，这些都是我们计算的关键因素。
模数就像是衣服的尺码，合适才行，齿数是指齿轮上的牙齿数量，压力角则是齿轮咬合时的角度。
别小看这几个参数，它们可都是决定分度圆直径的“大老板”。
想象一下，要做一碗好汤，必须得有好食材，才能煮出美味。
齿轮也是这样，参数决定了它的性能。
咱们就要进入到真正的计算阶段。
分度圆的直径D可以用公式D = m * z来计算，其中m是模数，z是齿数。
这就像是用配方来调配一碗汤，模数和齿数就像是盐和水，量得好，汤才会好喝。
比如说，你的模数是2，齿数是20，那你的分度圆直径就是2乘以20，得出40。
这可不是个小数字，表示这块齿轮的“实力”哦。
再说说压力角，这也是个重要角色。
压力角一般是20度或者14.5度，这就好比选择了不同的调料，虽然最后的汤都是汤，但味道却大相径庭。
压力角不仅影响齿轮的承载能力，还影响咬合的顺畅度。
就像你在吃饺子，皮薄馅多，咬上去那叫一个过瘾；要是皮厚馅少，那吃起来就得费劲了。
齿轮的压力角也是如此，角度合适，齿轮才能顺利“对接”，不然就会摩擦生热，甚至损坏。
(完整版)变位齿轮的计算方法
Wk＝Wk*m＋0.684xm
式中：Wk*——某齿数齿轮跨测k齿时，模数m＝1的公法线长度。
表 2 变位齿轮的yz、xz、Δyz和啮合角α′（α＝2ห้องสมุดไป่ตู้°）
α′
（分）
19°
20°
21°
yz
xz
Δyz
yz
xz
Δyz
yz
xz
Δyz
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
－0.00616
606
596
0.00107
118
129
139
150
161
172
183
194
205
0.00001
001
001
001
001
001
001
001
002
002
0.00768
779
790
802
813
825
836
847
859
870
0.00789
801
814
825
837
850
862
874
886
898
0.00022
023
023
024
236
246
257
268
279
290
301
312
0.00216
227
238
249
260
271
282
293
304
315
0.00002
002
002
003
003
变位齿轮齿顶圆齿厚计算公式
变位齿轮齿顶圆齿厚计算公式
在机械工程中，变位齿轮是一种常见的齿轮类型，它具有非常重要的应用价值。
在变位齿轮的设计过程中，其中一个重要参数就是齿顶圆齿厚。
齿顶圆齿厚是指变位齿轮齿顶圆上的齿廓厚度，它需要根据一定的计算公式来确定。
变位齿轮齿顶圆齿厚的计算公式可以通过以下步骤来求解：
1. 首先，根据变位齿轮的模数（m）、齿数（Z）、压力角（α）、齿侧间隙系
数（x）和齿顶高（h_a），计算出分度圆齿厚（s_t）。
分度圆齿厚的计算公式为：s_t = m * π / 2 * (Z + 2 * x) * cos(α)
2. 然后，根据变位齿轮的模数（m）、压力角（α）和齿顶高（h_a），计算出
齿顶圆半径（r_a）。
齿顶圆半径的计算公式为：r_a = m * (Z + 2) / 2 * cos(α) - h_a
3. 最后，根据变位齿轮的模数（m），计算出齿面高度（h_f）。
齿面高度的计算公式为：h_f = 2 * m * cos(α)
综上所述，变位齿轮齿顶圆齿厚的计算公式可以表示为：s_t = m * π / 2 * (Z +
2 * x) * cos(α)
值得注意的是，上述计算公式仅适用于一些特定的变位齿轮设计，实际设计中
可能需要结合具体要求进行修改和优化。
因此，在进行齿顶圆齿厚计算时，建议根据实际情况进行验证和调整。
变位齿轮设计计算
变位齿轮设计计算
变位齿轮是一种特殊形状的齿轮，它的齿槽形状不同于传统的直齿轮
或斜齿轮。
变位齿轮的齿槽是非常规的，它能够实现两个齿轮的相互传动
而不改变轴线的位置。
变位齿轮广泛应用于机械传动系统中，特别适用于
对齿轮传动精度有较高要求的领域，例如航空航天、机械制造等。
变位齿轮的设计计算过程包括以下几个步骤：
1.齿轮的传动比计算：传动比是指齿轮的传动速比，可以根据所需的
速比和主动轴转速计算得出。
2.齿距的计算：齿距是指齿轮上相邻齿槽的中心距离，可以根据齿轮
的传动比、模数和齿数计算得出。
3.齿数的计算：齿数是指齿轮上的齿的数量，可以根据传动比和模数
计算得出。
4.模数的选择：模数是指齿轮的基本参数，是设计中的一个重要参数。
它需要根据所需的传动功率、转速和齿轮材料等因素进行综合考虑。
5.齿轮的几何尺寸计算：根据齿距、模数和齿数等参数，可以计算出
齿轮的几何尺寸，包括齿高、齿顶高、尾迹圆直径等。
除了上述的基本计算步骤外，变位齿轮的设计还需要考虑一系列的工
程问题，如齿面强度的计算、接触疲劳寿命的预估、润滑方式的选择等。
这些计算需要依靠先进的计算软件或专业设备来完成。
此外，变位齿轮的制造也需要注意一些工艺问题，如齿轮的切削方式、热处理工艺等。
这些因素对于齿轮的质量和性能有着重要的影响，需要在
设计过程中充分考虑。
变位齿轮参数及计算
一．带安全阀齿轮泵齿轮零件图所需参数表法面模数nm 4齿数z 10压力角α20°全齿高h 9.1199螺旋角β9.63°螺旋方向右变位系数x 0.40394精度等级8-7-7JL齿圈径向跳动Fr 0.050公法线长度变动公差Fw 0.040基节极限偏差±fpb ±0.016齿形公差ff0.014齿向公差Fb 0.011齿厚上偏差Ess -0.186下偏差Esi -0.288二．齿轮测绘和变位齿轮参数测量和计算一.任务内容：根据齿轮测绘的数据，计算出齿轮的各参数，为齿轮零件图提供正确数据。
二.准备知识1.变位齿轮的定义：通过改变标准刀具对齿轮毛坯的径向位置或改变标准刀具的齿槽宽度切制出的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮。
2.齿轮类型判别：两齿轮为大小相同的一对斜齿轮，齿数为10。
因此，齿轮是变位齿轮。
标准的渐开线齿轮的最小齿数应是17个齿。
本齿轮泵中的齿轮齿数少于17个齿，就一定是变位齿轮。
变位齿轮使齿轮传动结构紧凑，齿轮的强度增加。
3.变位齿轮的类型变位齿轮有两大类：高度变位传动和角度变位传动，如下表所示。
传动类型高度变位传动又称零传动角度变位传动正传动负传动齿数条件z1+z2≥2Zmin z1+z2<2zmin z1+z2>2zmin 变位系数要求x1+x2=0,x1=-x2≠0x1+x2>0 x1+x2<0 传动特点a'=a, α'=α, y=0 a'>a, α'>α, y>0 a'<a, α'<α,y<0主要优点小齿轮取正变位，允许z1<zmin ，减小传动尺寸。
提高了小齿轮齿根强度，减小了小齿轮齿面磨损，可成对替换标准齿轮。
传动机构更加紧凑，提高了抗弯强度和接触强度，提高了耐磨性能，可满足a'>a 的中心距要求。
重合度略有提高，满足a'<a 的中心距要求。
变位斜齿轮变位系数计算公式
变位斜齿轮变位系数计算公式
一、变位斜齿轮的基本概念
二、变位斜齿轮变位系数的定义
三、变位斜齿轮变位系数的计算公式
k = Z2 * tanα / Z1
其中，k为变位系数，Z1为主动轮齿数，Z2为从动轮齿数，α为斜度角。
四、变位斜齿轮变位系数的影响因素
1.齿数比：
2.斜度角：
斜度角表示变位斜齿轮齿廓线与轮毂的夹角，斜度角越大，变位系数越大。
但是斜度角过大会导致齿轮之间的强制滑动增加，从而影响传动效率。
3.齿轮尺寸：
齿轮的尺寸对变位斜齿轮变位系数也有一定影响，尺寸越大，变位系数越小。
4.精度要求：
五、变位斜齿轮变位系数的应用
变位系数较大的变位斜齿轮适用于变位范围大但变速要求不高的传动场合；变位系数较小的变位斜齿轮适用于变位范围小但变速要求较高的传动场合。
六、总结。
齿轮变位系数计算公式
端面基圆齿距pbt=
基圆螺旋角βb=
21.46902352
法向齿厚sn=
2.35619449
端面齿厚st=
2.599772973
端面基圆齿厚sbt= 2.474242055
法向基圆齿厚sbn= 2.3025682
端面齿顶圆压力角α
at=
27.87834641
端面重合度εa=
14.89560191 根据传动要求和齿数和由图2-1a 选得 0.040564012 13.65404495
1.743355127
1.622393438
27.87834641 0.295868875
直齿外齿轮 斜齿外齿轮
公法线长度 跨测齿数 公法线长度 跨测齿厚
公法线长度的计算
Wk= k= Wkn= k=
标准齿轮 9.70116265 5.055555556
直齿外齿轮
公法线长度 跨测齿数
Wk= k=
9.700915
1.570796327 1.616117505 #NUM! 1.299732823
0 0.337197611
0 60 0.582 62.5 28.58 -25 -26.75205269
8.995894626 8 9.396926208 3.141592654 2.952131434 1.570796327 1.336013929 #NUM! 1.217405061
齿顶高hae1= 齿根高hfe1= 全齿高he1= 齿顶圆直径dae1= 分度圆直径de1= 齿根角Øf1= 齿顶角Øa1= 顶锥角δa1= 根锥角δf1= Ak1=
1.503046968 0.856953032 2.36 14.12101251 11.25 2.58546857 2.58546857 19.82692826 14.65599112 17.67949806
变位齿轮参数及计算
x 0.40394
3.计算其他参数的公式 端面模数 mt mn / cos 啮合角 cos '
a cos a'
总变位系数： xt
z1 z2 (invt' invt ) 2 tan t
z α h β
ff
Fb 上偏差 下偏差
二．齿轮测绘和变位齿轮参数测量和计算
一. 任务内容： 根据齿轮测绘的数据，计算出齿轮的各参数，为齿轮零件图提供正确数据。 二. 准备知识 1. 变位齿轮的定义： 通过改变标准刀具对齿轮毛坯的径向位置或改变标准刀具的齿槽宽度切制出的齿形为非标准渐 开线齿形的齿轮。 2. 齿轮类型判别： 两齿轮为大小相同的一对斜齿轮，齿数为 10。因此，齿轮是变位齿轮。标准的渐开线齿轮的最 小齿数应是 17 个齿。本齿轮泵中的齿轮齿数少于 17 个齿，就一定是变位齿轮。变位齿轮使齿轮传 动结构紧凑，齿轮的强度增加。 3. 变位齿轮的类型 变位齿轮有两大类：高度变位传动和角度变位传动，如下表所示。 传动类型 齿数条件 高度变位传动又称零传动 z1+z2≥2Zmin 角度变位传动 正传动 z1+z2<2zmin x1+x2>0 a'>a, α'>α, y>0 负传动 z1+z2>2zmin x1+x2<0 a'<a, α'<α,y<0
变位齿轮的分度圆直径未知，只能从其他参数的计算公式中作出估算，然后从标准系列中查找最接 近的标准值。 ① 首先从测量所得的啮合中心距计算模数：
m 2a 2 42 4.2 z1 z2 20 2a (49.94 31.81) / 2 4.0289 * 2 1 0.25 2h c
齿轮变位系数计算公式
1.743355127
1.622393438
27.87834641
0.295868875
直齿外齿轮
公法线长度
公法线长度的计算 Wk=
标准齿轮 9.70116265
直齿外齿轮 斜齿外齿轮
跨测齿数 公法线长度 跨测齿厚
k= Wkn= k=
5.055555556
直齿外齿轮
公法线长度 跨测齿数
齿顶高hae1= 齿根高hfe1= 全齿高he1= 齿顶圆直径dae1= 分度圆直径de1= 齿根角Øf1= 齿顶角Øa1= 顶锥角δa1= 根锥角δf1= Ak1=
14.212488
齿根圆直径df=
11.14560191
基圆直径db=
12.5630209
法向齿距pn=
端面齿距pt=
5.199545947
法向基圆齿距pbn=
端面基圆齿距pbt=
基圆螺旋角βb=
21.46902352
法向齿厚sn=
2.35619449
端面齿厚st=
2.599772973
端面基圆齿厚sbt= 2.474242055
0.003117051
0.019 要查出，我没查，用时一定要
0.01
查
弧长
αa1
αa2
1.570796327 0.246959646
位直齿圆柱齿轮传动 0.014904
给定x∑求a' 0.320442451
αa1 0.743891086
αa2 0.479274389
inv20= invαa1= invαa2=
变位系数X=
18
6 0.8 20 1 0.25 17.09726434 3 小齿 0.3
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齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.21326
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.15014
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02860
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.04079 0
齿轮1齿数 Z1=16
齿轮1变位系数 X1=0.500
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.130
齿轮2齿数 Z2=117
齿轮2变位系数 X2=1.000
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.014
齿轮1齿根高 hf1=9.00000(mm)
齿轮1全齿高 h1=25.75916(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=36.867216(度)
齿轮2分度圆直径 d2=1404.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=1449.51831(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=1398.00000(mm)
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.10724
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.06511
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.03043
齿轮2齿形公差 ff2=0.03755
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.04079
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.04271
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角 α*t=20.0000000(度)
端面啮合角 αt'=23.0206968(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.07065
齿面经表面硬化 Zas=不硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)
载荷类型 Wtype=静强度
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm)
刀具基本轮廓尺寸
变位齿轮设计计算.txt生活是一张千疮百孔的网，它把所有激情的水都漏光了。寂寞就是你说话时没人在听，有人在听时你却没话说了！ 渐开线圆柱齿轮传动设计报告
一、设计信息
设计者 Name=朱家诚
设计单位 Comp=合肥工业大学
设计日期 Date=2011-7-19
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=17.46012(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=20.50130(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=13.02792(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=95.35725(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=27.58141(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=22.89463(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=24.35803(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=18.32599(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=15
齿轮2公法线长度 Wk2=541.54312(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1144.8(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=659.6(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0(MPa)
齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.12172
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.48689
中心距极限偏差 fa(±)=0.06192
总重合度 ε=1.38958
齿轮1分度圆直径 d1=192.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=225.51831(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=174.00000(mm)
齿轮1基圆直径 db1=180.42098(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=16.75916(mm)
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01255
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.09305
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.08534
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.02360
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.02851
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01255
齿轮2基圆直径 db2=1319.32844(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=22.75916(mm)
齿轮2齿根高 hf2=3.00000(mm)
齿轮2全齿高 h2=25.75916(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=24.469203(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=23.15984(mm)
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=10000(小时)
三、布置与结构
结构形式 ConS=闭式
齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
齿轮2布置形式 ConS2=对称布置
四、材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=硬齿面
热处理质量级别 Q=ML
齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
总变位系数 Xsum=1.500
标准中心距 A0=798.00000(mm)
实际中心距 A=814.75916(mm)
中心距变动系数 yt=1.39660
齿高变动系数 △yt=0.10340
齿数比 U=7.31250
端面重合度 εα=1.38958
纵向重合度 εβ=0.00000
圆周力 Ft=510.938(N)
齿轮线速度 V=14.678(m/s)
使用系数 Ka=1.100
动载系数 Kv=3.265
齿向载荷分布系数 KHβ=1.000
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000
齿间载荷分布系数 KHα=1.200
齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
六、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=12(mm)
端面模数 Mt=12.00000(mm)
螺旋角 β=0.000000(度)
基圆柱螺旋角 βb=0.0000000(度)
接触强度尺寸系数 Zx=0.94565
齿向载荷分布系数 KFβ=1.000
齿间载荷分布系数 KFα=1.266
抗弯强度重合度系数 Yε=0.790
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.790
寿命系数 Yn=2.06859
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1144.8(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=659.6(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=330.1(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=30.1(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=29.9(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.06096
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03630
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02512
齿轮1齿形公差 ff1=0.02240
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02851
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.03533
齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
尺寸系数 Yx=0.93000
齿轮1复合齿形系数 Yfs1=3.94000
齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.76500
齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.91110
齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.98971
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
齿轮1硬度 HBS1=48
齿轮1材料类别 MetN1=0
齿轮1极限应力类别 MetType1=11
齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45～50
齿轮2硬度 HBS2=48
齿轮2材料类别 MetN2=0
齿轮2极限应力类别 MetType2=11
五、齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7