锥齿轮传动计算
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！。
锥齿轮传动计算2013C
弧齿锥齿轮传动初步计算
初步计算（按接触强度计算分度圆直径）：
齿 轮 1齿 轮 2
齿轮1转矩T m 136.4500.1788
或
功率P 10136.4 N·m 齿轮1最低转速n min 初 定 速 比u 01 3.667齿轮材质代码说明：1—结构钢正火，2—碳钢调质或正火，3—合金钢调质，4—调质钢表面淬火，5—合金钢
7—调质钢、渗碳钢长时间气体氮化， 8—调质钢、渗碳钢短时间气体氮化或液体氮化，
1114—铸钢。
不输入默认 5
5
5
5齿轮材质等次—低等，中等不输入。
2许用接触应力σHP 1181.8法向压力角αn 20 度
初定螺旋角
β
10
0按接触强度计算分度圆直径
228.8初定齿轮1齿数
Z 109Z 20
33
相应的大端端面模数
m 07毫米
速 比
u 3.67方案二：
初定大端端面模数
m 0 4.75取消！
相应的齿数Z 101348
速 比u 3.69初步计算结果：
齿轮1转矩：136.4 N·m 功 率：10 kW
齿轮1最低转速：700 r/min 齿轮1齿数：9齿轮2齿数：33
大端端面模数：7 mm 法向压力角：20º中点螺旋角：10º0'0"速 比：3.67
*
TRUE 质钢表面淬火，5—合金钢渗碳淬火，6—氮化钢气体氮化，
时间气体氮化或液体氮化， 9—碳素铸钢， 10—合金铸钢，
TRUE TRUE
注：不输入则与齿轮 1 相同
N/mm2
20TRUE
10
TRUE
毫米毫米
TRUE
TRUE。
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。
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
锥齿轮传动设计计算
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
锥齿轮传动设计计算
锥齿轮传动设计计算
一、传动参数的确定
在进行锥齿轮传动设计计算之前，需要确定一些传动参数，包括传动比、输入轴转速和输出轴转速等。
传动比是锥齿轮传动中一个重要的参数，一般由减速比或增速比来确定。
输入轴转速是指输入轴每单位时间旋转的
圈数，输出轴转速则是指输出轴每单位时间旋转的圈数。
二、几何尺寸的计算
锥齿轮传动的几何尺寸包括啮合点齿高、啮合点模数、齿轮齿数等，
这些参数对于锥齿轮传动的工作性能和传动效率有重要影响。
在进行几何
尺寸计算时，需要考虑齿轮的传动比、模数和齿数等因素，并确保齿轮的
啮合平稳和传动效率高。
三、强度计算
锥齿轮传动的传动强度是传动设计中一个重要的指标，其计算包括齿
轮弯曲强度和齿轮接触强度两个方面。
齿轮弯曲强度计算是通过计算齿轮
受力情况，进而确定齿轮的弯曲强度是否满足要求。
齿轮接触强度则是通
过计算尖接触法计算齿轮的接触应力，进而确定齿轮的接触强度是否满足
要求。
四、疲劳寿命计算
锥齿轮传动在长时间使用过程中，需要考虑其疲劳寿命。
疲劳寿命是
指锥齿轮传动在特定工况下能够承受的循环载荷次数，这对于锥齿轮传动
的可靠性和使用寿命有重要影响。
疲劳寿命计算需要考虑齿轮的载荷、工
作表面、材料强度以及齿轮的表面处理等因素。
五、稳定性分析
综上所述，锥齿轮传动设计计算需要考虑多个方面的因素，包括传动
参数的确定、几何尺寸的计算、强度计算、疲劳寿命计算和稳定性分析等。
只有在全面考虑传动要求的前提下，才能设计出安全可靠、经济高效的锥
齿轮传动。
锥齿轮
塑料、 塑料、铸 铁、青铜
<0.5
齿轮传动润滑油粘度荐用值 圆周速度 v (m/s)
0.5~1 1~2.5 2.5~5 5~12.5 12.5 ~25 >25
运动粘度 v/cSt（40℃ ） （
350 220 350 500 500 150 220 350 500 100 150 220 350 80 100 150 220 55 80 100 150 55 80 100 500 500
钢
渗碳或表 面淬火钢
450~1000 1000~1250
1250~1580 900
表6-12 齿轮传动常用的润滑剂
续表6 续表6-12 齿轮传动常用的润滑剂
啮合中的摩擦损耗； 啮合中的摩擦损耗； 齿轮传动的损耗： 搅动润滑油的油阻损耗； 齿轮传动的损耗： 搅动润滑油的油阻损耗； 轴承中的摩擦损耗。 轴承中的摩擦损耗。 表6-13 齿轮传动的平均效率 8级精度的 级精度的 闭式传动 0.97 0.96 开式传动 0.95 0.93
Y Sa
1 2
3 3
50 45
17 60
2.97 2.28
1.52 1.73
[σ ]H 500 450
[σ ]F 420 390
因为相啮合齿轮接触应力相等，所以[σ 大的接触 解：因为相啮合齿轮接触应力相等，所以[σH]大的接触 强度高 接触强度高。 强度高，所以齿轮 1 接触强度高。 因为相啮合齿轮的 [σ ]F 曲强度高， 曲强度高，求： [σ F 1 ] 420
其它尺寸由结构设计确定
二、常见的结构形式 1. 齿轮轴 直径较小的钢质齿轮， 直径较小的钢质齿轮，当齿根圆 直径与轴径接近时， 直径与轴径接近时，可以将齿轮与 轴做成一体，称为齿轮轴 齿轮轴。 轴做成一体，称为齿轮轴。否则可 能引起轮缘断裂 轮缘断裂。 能引起轮缘断裂。
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！。
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。
锥齿轮径向力计算公式(二)
锥齿轮径向力计算公式(二)锥齿轮径向力计算公式1. 锥齿轮径向力的计算方法锥齿轮是一种常见的传动装置，在工程设计中需要计算锥齿轮的径向力，以确保传动的可靠性和安全性。
锥齿轮的径向力计算公式如下：F=F t⋅sinθt+F n⋅cosθt其中， - F表示锥齿轮的径向力； - F t表示切向力； - F n表示法向力； - θt表示齿轮轴线与法向力之间的角度。
2. 切向力的计算公式切向力指的是垂直于齿轮轴线的力，常用于计算锥齿轮的径向力。
切向力的计算公式如下：F t=K t⋅T⋅tanα其中， - F t表示切向力； - K t表示切向力系数，与齿轮的参数有关； - T表示齿轮的扭矩； - α表示齿轮的压力角。
3. 法向力的计算公式法向力指的是与齿轮轴线平行的力，也是计算锥齿轮径向力的重要参数。
法向力的计算公式如下：F n=K n⋅T其中， - F n表示法向力； - K n表示法向力系数，与齿轮的参数有关； - T表示齿轮的扭矩。
4. 计算公式的举例说明假设有一个直径为200mm的锥齿轮，压力角为20°，扭矩为500 Nm。
根据上述公式，可以计算锥齿轮的径向力。
首先，计算切向力：F t=K t⋅T⋅tanα假设切向力系数K t为，代入数值进行计算：$F_t = ^$然后，计算法向力：F n=K n⋅T假设法向力系数K n为，代入数值进行计算：F n=⋅500≈400N最后，根据公式F=F t⋅sinθt+F n⋅cosθt，可以计算径向力F：F=F t⋅sinθt+F n⋅cosθt假设齿轮轴线与法向力的夹角θt为30°，代入数值进行计算：F=⋅sin30∘+400⋅cos30∘≈505N因此，根据给定的参数，该锥齿轮的径向力约为505N。
以上是针对”锥齿轮径向力计算公式”的相关计算公式的列举和举例解释。
锥齿轮的设计与计算需要根据具体的参数进行，以上公式仅供参考。
锥齿轮详细计算计算
锥齿轮详细计算计算锥齿轮是一种常见的齿轮传动装置，广泛应用于工程机械、汽车、船舶等领域。
在设计和计算锥齿轮时，需要考虑到齿轮的模数、齿数、齿面、接触强度等参数。
下面是关于锥齿轮的详细计算过程。
一、确定设计参数在开始计算锥齿轮之前，首先需要确定设计参数，包括：1.加载条件：包括齿轮传动的传递功率、传递转速、传动比等参数。
2.齿轮类型：包括直齿锥齿轮、斜齿锥齿轮、螺旋锥齿轮等。
3.齿轮材料：根据实际工作条件选择适当的齿轮材料，如低碳钢、合金钢等。
二、确定基本尺寸1.齿面角：齿面角是指齿轮齿面与垂直于轴线的平面之间的夹角。
根据齿轮的传动比和齿轮类型，可以确定齿面角的大小。
通常，直齿锥齿轮的齿面角为90度，斜齿锥齿轮的齿面角为小于90度的一个数值。
2.顶隙系数：顶隙系数是指齿顶间隙与模数的比值，用于考虑齿轮的材料热膨胀和制造误差。
一般情况下，常用的顶隙系数为0.05到0.10。
3.顶高系数：顶高系数是指齿轮顶高与模数的比值，用来确定齿轮的齿厚和齿高。
4.齿前角和齿后角：齿前角是指齿轮齿面与轴线之间的夹角，齿后角是指齿轮齿面与轴线之间的夹角。
根据实际工作条件和传动效果要求确定齿前角和齿后角的大小。
三、计算齿面参数1.模数和基径：根据传递功率、传递转速和齿轮类型，利用公式计算模数和基径。
2.齿数：根据齿轮传动的传递比和齿轮类型，计算出大齿轮和小齿轮的齿数。
3.齿厚和齿高：根据顶高系数和模数，计算齿厚和齿高。
4.顶隙和齿宽：根据顶隙系数和模数，计算顶隙和齿宽。
四、计算接触强度接触强度是指齿轮传动中两个齿面接触时承受的载荷大小。
计算接触强度需要考虑齿数、模数、基径、齿宽等参数，并根据ISO和AGMA等规范进行计算。
五、确定齿轮尺寸根据计算结果，确定齿轮的准确尺寸。
包括齿轮的外径、内径、齿顶直径、齿根直径等。
在确定齿轮尺寸时，需要考虑齿轮的制造工艺和装配要求。
以上是锥齿轮详细计算的基本过程，根据实际情况，可能还需要考虑齿轮的热处理、表面硬化、润滑与冷却等因素。
锥齿轮的传动比公式
锥齿轮的传动比公式The gear ratio of a bevel gear transmission is determined by the number of teeth on the gears. The gear ratio can be calculated using a simple formula: gear ratio = number of teeth on driven gear / number of teeth on driver gear. This formula allows engineers to design gear systems with specific speed and torque requirements.圆锥齿轮传动的传动比取决于齿轮上的齿数。
传动比可以通过简单的公式计算得出：传动比=从动齿轮上的齿数/主动齿轮上的齿数。
这个公式使工程师可以设计具有特定速度和扭矩要求的齿轮系统。
When designing a bevel gear system, engineers must consider factors such as the desired gear ratio, the size of the gears, and the efficiency of the transmission. By adjusting the number of teeth on the gears, engineers can achieve the desired gear ratio to meet the performance requirements of the system.在设计圆锥齿轮系统时，工程师必须考虑诸如所需的齿轮比、齿轮的尺寸以及传动的效率等因素。
通过调整齿轮上的齿数，工程师可以实现所需的齿轮比，以满足系统的性能要求。
In a bevel gear system, the gear ratio affects the speed and torque output of the system. A higher gear ratio results in lower speed and higher torque, while a lower gear ratio leads to higher speed and lower torque. Engineers must carefully calculate the gear ratio to ensure that the system performs optimally for its intended application.在圆锥齿轮系统中，齿轮比影响系统的速度和扭矩输出。
(完整版)锥齿轮的计算校核
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=11.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 ；2）精度等级选为7级。
2.按齿面接触强度进行设计 2t 3124()[](10.5)E H HR R d Z Z K T σψψ≥⨯- 1） 确定载荷系数t K参照参考文献[1]得t K =1.30；2） 齿轮传递扭矩T由步进电机保持转矩8N/mm 得T=8000N mm;3） 齿宽系数查参考文献[1]表10-7，确定=0.3 4).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E Z由参考文献表10-6查得E Z =189.812a MP 综上计算得， 23124 1.38000189.8 2.5()522.50.3(10.50.3)d ⨯⨯⨯≥⨯⨯-⨯=59.1mm 3.确定齿数取Z 1=40，Z2= Z 1i=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 11240=arctan arctan 4540Z Z δ==o21=90904545δδ-=-=o o o o121mZ 1()56.572Z R mm Z =+=6.计算大端分度圆直径121d =d =m Z 24080mm ⨯=⨯= 7.确定齿宽=0.356.57=16.9R b R ψ=⋅⨯ b 1= b2=11 mm二. 齿根弯曲疲劳强度校核a 222214(10.5)u 1a F F S R R KT Y Y Z m σψψ=⋅⋅-+1. 查参考文献[1]10-5得 a F Y =2.4，a S Y =1.67 查阅参考文献[1]得[]=390 MPa;2.计算得 22224 1.38000 2.4 1.570.3(10.50.3)40211F σ⨯⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯+ =79.9<[]=390 MPa;故所选齿轮满足齿根弯曲疲劳强度要求。
准双曲面锥齿轮传动计算
准双曲面锥齿轮传动计算1 小轮齿数Z1：6.000000002 大轮齿数Z2：38.000000003 齿数比的倒数Z1/Z2：0.157894744 大轮齿面宽b2：62.000000005 偏置距E：35.000000006 大轮节圆直径de2：384.940000007 刀盘名义半径rb：152.400000008 初选小轮螺旋角βm1c：35.000000009 βm1c正切值tanβm1c：0.7002075410 初选大轮节锥角之余切值cotδ2c：0.1894736811 δ2c之正弦值sinδ2c：0.9825191512 初定大轮中点分圆半径rm2c：162.0119062413 大、小轮螺旋角差角正弦值sinΔβc：0.2122570614 Δβc之余弦值cosΔβc：0.9772138715 初定小轮扩大系数Kc：1.1258378616 小轮中点分度圆半径换算值rm1H：25.5808273017 初定小轮中点分圆半径rm1c：28.7998638218 轮齿收缩系数H：1.1800000019 近似计算公法线K1K2在大轮轴线上的投影(截距)Q：883.8627023120 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切tan纾?0.0394250721 偏置角余割sec纾?1.0007768722 偏置角正弦sin纾?0.0393944723 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角纾?2.2577210824 初算大轮回转平面内偏置角正弦sin錭：0.2090305925 an錭：0.2137525826 初算小轮节锥角正切tan?1c：0.1842993927 ?1c角余弦cos?1c：0.9834376128 第一次校正螺旋角差值拟'的正弦sin拟'：0.2125509429 拟'角余弦cos拟'：0.9771499930 第一次校正小轮螺旋角正切tan?'m1：0.6995399331 扩大系数的修正量腒：0.0001419032 大轮扩大系数修正量的换算值腒H：0.0000224133 校正后大轮偏置角的正弦值sin澹?0.2090297134 an澹?0.2137516335 校正后小轮节锥角正切tan洌?0.1843002036 小轮节锥角?1：10.4424447837 ?1角的余弦cos?1：0.9834374738 第二次校正后的螺旋角差值的正弦sin拟：0.2125500839 拟值拟：12.2718352040 拟余弦cos拟：0.9771501841 第二次校正后小轮螺旋角的正切值tan鈓1：0.7002095142 小轮中点螺旋角鈓1：35.0000756743 鈓1余弦cos鈓1：0.8191512944 大轮中点螺旋角鈓2：22.7282404745 鈓2余弦cos鈓2：0.9223477746 鈓2正切tan鈓2：0.4188883247 大轮节锥角余切cot?2：0.1886099148 大轮节锥角?2：79.3189238749 ?2正弦sin?2：0.9826740750 ?2余弦cos?2：0.1853420651 B1c：29.2885867952 B2c：874.1237827653 两背锥之和B12：903.4123695554 大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T2：152.0660058355 小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T1：130.1777375856 极限齿形角正切负值-tana0：0.0303881357 极限齿形角负值-a0：1.7405761858 腶0的余弦cos腶0：0.9995386059 B59：0.0007265060 B60：0.0000145661 B61：19,795.6086006262 B62：0.0011057163 B63：0.0018467764 B64：152.3312839065 齿线中点曲率半径r'0：152.4016019766 比较r'0与rb比值V：0.9999894967 A67：0.0292645468 A68：158.4336173069 A69：1.0120333270 rm2圆心至轴线交叉点距离Am2：28.7811346671 大轮节锥顶点至小轮轴线的距离A02，正数表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，负值表示节锥顶点在大轮与轴线之间：1.7759159272 大轮节锥上中点锥距Rm2：164.8684054173 大轮节锥上外锥距(节锥距)R2：195.8635184774 大轮节锥上齿宽之半0.5bm：30.9951130575 大轮在平均锥距上工作齿高h'm：13.7634110776 A76：0.4453077177 A77：0.6200974478 两侧压力角总和ac：20.0000000079 ac角正弦值sinac：0.3420201480 平均压力角a：10.0000000081 a角余弦cosa：0.9848077582 a角正弦tana：0.1763269883 A83：3.5167473784 齿顶角与齿根角总和栌：16.2880930685 大轮齿顶高系数ha*2：0.1100000086 大轮齿根高系数hf*2：1.0400000087 大轮中点齿顶高ham2：1.5139752288 大轮中点齿根高hfm2：14.3639475189 大轮齿顶角鑑2：0.5261284190 鑑2角正弦sin鑑2：0.0091825491 大轮齿根角鑖2：4.9792480192 鑖2角正弦sin鑖2：0.0867949293 大轮大端齿顶高hae2：1.7985892194 大轮大端齿根高hfe2：17.0541660295 径向间隙c：2.1145116696 大轮大端齿全高he2：18.8527552397 大轮大端工作齿高h'e2：16.7382435698 大轮顶锥角(面锥角)鋋2：79.8450522899 鋋2角正弦sin鋋2：0.98433455100 鋋2角余弦cos鋋2：0.17631080101 大轮根锥角鋐2：74.33967586102 鋐2角正弦sin鋐2：0.96287890103 鋐2角余弦cos鋐2：0.26993374104 鋐2角余切cot鋐2：0.28034028105 大轮大端齿顶圆直径dae2：385.60670847106 大端节圆中心至轴线交叉点距离Akm2：34.52583289107 大轮轮冠至轴线交叉点距离Ake2：32.75840593108 大端顶圆齿顶与节圆处齿高之差膆am：-0.00006485109 大端节圆处与根圆处齿高之差膆mf：-0.05629646110 大轮面锥顶点到小轮轴线的距离Aoa2(参考71）：1.77598076111 大轮根锥顶点到小轮轴线的距离Aof2(参考71）：1.71961946112 A112：170.08041764113 修正后小轮轴线在大轮回转平面内的偏置角正弦sin澹?0.20578501 114 偏置角余弦cos澹?0.97859723115 偏置角正切tan澹?0.21028570116 小轮顶锥角正弦sin鋋1：0.26415641117 小轮顶锥角(面锥角)鋋1：15.31683263118 顶锥角余弦cos鋋1：0.96447985119 顶锥角正切tan鋋1：0.27388484120 A120：13.96749042121 小轮顶锥顶点到轴线交叉点的距离Aoa1(参考71）：-6.91297194 122 A122：0.00614622123 A123：0.35214803124 A124：11.91968716125 A125：4.87438786126 A126：-0.00795509127 A127：1.02201778128 A128：158.70802187129 A129：0.96798067130 A130：31.67755676131 小轮轮冠到轴线交叉点的距离Ake1：189.26179545132 ：31.68754585133 小轮前轮冠到轴线交叉点的距离Aki1：123.15540512134 ：182.34882351135 小轮大端齿顶圆直径dae1：99.88515678136 ：167.16708946137 在大轮回转平面内偏置角正弦sin澹?0.20937135138 偏置角澹?12.08551458139 偏置角余弦cos澹?0.97783620140 ：21.90830528141 小轮根锥顶点到轴线交叉点的距离Aof1(参考71）：-14.91078756 142 ：0.17240309143 小轮根锥角鋐1：9.92756899144 cos鋐1：0.98502649145 tan鋐1：0.17502381146 允许的最小侧隙jnmin：0.20320000147 允许的最大侧隙jnmax：0.27940000148 ：0.09597747149 ：12.90215216150 大轮内锥距Ri：133.86351847。
直齿锥齿轮传动的几何计算
式中α
va1=arccos[zv1cosα
/(zv1+2ha*+2x1)],α va2=arccos[zv2cosα /(zv2+2ha*+2x2)] ε α可由图14-3-9查出
a1=θ f2 1
变位系数x,xt 节锥角δ 分度圆直径d 锥距R 齿宽系数φ 齿宽b 齿顶高ha 齿高h 齿根高hf 齿顶圆直径da 齿根角θ f 齿 不等顶隙 顶 收缩齿 角 等顶隙收 θ a 缩齿 顶锥角δ a 根锥角δ f 安装距A 外锥高Ak
R
ha2=(ha*+x2)m hf2=h-ha2 da2=d2+2ha1cosδ tanθ f2=hf2/R tanθ a2=ha2/R θ δ δ
a2=θ f1 a2=δ 2+θ a2 f2=δ 2-θ f2 2
δ a1=δ 1+θ a1 δ f1=δ 1-θ f1 按结构确定 Ak1=d2/2-ha1sinδ 1 H1=A1-Ak1 支承端距H 周节p p=π m 分度圆弧齿厚s s1=m(π /2+2x1tanα +xt1) 分度圆弦齿厚s s1=d1sinΔ 1/cosδ 1≈s1-s1 cos δ 1/6d1 式中Δ 1=s1cosδ 1/d1(rad)
3 2 2
Ak2=d1/2-ha2sinδ H2=A2-Ak2 s2=p-s1
2
s2=d2sinΔ 2/cosδ 2≈s2-s23cos2δ 2/6d22 式中Δ 2=s2cosδ 2/d2(rad)
分度圆弦齿高h h1=(da1-d1cosΔ 1)/2cosδ 1≈ha1+s12cosδ 1/4d1 h2=(da2-d2cosΔ 2)/2cosδ 2≈ha2+s22cosδ 2/4d2 当量齿数zv zv1=z1/cosδ 1 zv2=z2/cosδ 2 ε α=[zv1(tanα va1-tanα )+zv2(tanα va2-tanα )]/2π 端面重合度ε
锥齿轮计算模版(知识学习)
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 N 88.88345cos 45tan 1250sin tan 111=︒⨯︒⨯==δαt a F F N 22.133020cos 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。
锥齿轮传动设计计算240
锥齿轮传动设计计算2401.确定传动比传动比是锥齿轮传动的重要参数，通常表示为i=N2/N1，其中N1和N2分别为驱动轮和从动轮的转速。
根据实际需求确定传动比的大小。
2.计算模数模数是齿轮的重要参数，表示齿轮齿距与齿数之比。
根据传动比和轮的齿数，可以计算得到驱动轮和从动轮的模数m1和m2、公式为m=d/N，其中m为模数，d为齿距，N为齿数。
3.计算齿数根据传动比和模数，可以计算得到驱动轮和从动轮的齿数N1和N2、公式为N=d/m，其中N为齿数，d为齿距，m为模数。
4.确定锥角锥齿轮的齿轮面与轴线的夹角称为锥角，常用的锥角有20°、30°和45°。
根据实际需要和齿轮的材料强度，确定驱动轮和从动轮的锥角大小。
5.计算齿面宽度齿轮的齿面宽度是指齿轮齿顶到齿底的距离，它决定了齿轮的承载能力。
根据传动功率和材料强度，可以计算得到齿轮的齿面宽度。
6.计算分度圆直径分度圆直径是齿轮设计中的重要参数，用于计算齿面几何形状。
根据模数和齿数，可以计算得到驱动轮和从动轮的分度圆直径。
7.计算齿顶高和齿根高齿顶高和齿根高是齿轮设计中的重要参数，用于计算齿面几何形状。
根据模数和齿高系数，可以计算得到齿顶高和齿根高。
8.计算齿轮的模型尺寸根据齿面几何形状参数，可以计算得到齿轮的模型尺寸，包括齿顶圆直径、齿根圆直径、齿高、压力角等。
9.检查齿轮的接触强度和弯曲强度根据齿面几何形状和材料强度，可以计算得到齿轮的接触强度和弯曲强度。
检查传动系统是否满足强度要求。
10.优化设计根据实际需求和计算结果，进行齿轮传动的优化设计，以提高传动效率和可靠性。
以上是锥齿轮传动设计计算的基本步骤和流程。
在实际设计中，还需要考虑齿轮的轴向位置、油脂润滑、轮齿的加工精度等因素，以确保传动的正常运行。
同时，也需要结合实际情况和实验验证进行设计验证，以确保传动系统的可靠性和性能。
锥齿轮传动比范围
锥齿轮传动比范围
锥齿轮传动是一种机械传动方式，通过齿轮的啮合传递动力。
而传动比范围则是指在这种传动方式中，驱动齿轮与被驱动齿轮的转速比。
下面，让我们来分步骤阐述一下锥齿轮传动比范围：
第一步：了解锥齿轮传动的结构
在锥齿轮传动中，由于齿轮的结构特殊，使得其传动方式与普通齿轮传动方式有所不同。
它通常由两个相交的齿轮组成，即一对主动齿轮与被动齿轮。
当主动齿轮旋转时，驱动被动齿轮一同转动。
第二步：了解锥齿轮传动的传动比公式
在锥齿轮传动中，其传动比的计算公式是：
传动比 = 被驱动齿轮的齿数÷ 主动齿轮的齿数
这意味着，锥齿轮传动的传动比与齿轮的齿数有关。
第三步：掌握锥齿轮传动比的范围
通常情况下，不同规格的锥齿轮传动会有不同的传动比范围。
因此，在选择锥齿轮传动时，需要根据具体要求来选择适当的传动比范围。
一般来说，锥齿轮传动比的最小值为1:1，即主动齿轮与被动齿轮具有相同的齿数，此时传动比为1。
而最大的传动比则取决于齿轮的尺寸和材质。
第四步：注意锥齿轮传动比的误差
在进行锥齿轮传动时，由于齿轮的制造精度和装配精度的限制，传动比可能会存在一定的误差。
因此，在选择锥齿轮传动时，需要对传动比的误差范围有所了解并进行相应的控制。
总体来说，锥齿轮传动比范围是可以通过齿轮的齿数、尺寸和材质来控制的。
在实际应用中，需要根据实际需求进行选择，并注意控制传动比的误差范围，以确保传动的稳定性和可靠性。
差速器锥齿轮转速及扭矩计算
差速器锥齿轮转速及扭矩计算差速器是一种常见的传动装置，它能够将输入的转速和扭矩分配到不同的输出轴上。
差速器的核心部件之一就是锥齿轮。
本文将从差速器锥齿轮的转速及扭矩计算方面进行探讨。
差速器锥齿轮的转速计算是非常重要的，它能够帮助我们了解差速器在不同工况下的工作状态。
转速的计算涉及到输入轴和输出轴之间的转速关系。
在差速器中，输入轴通常由发动机提供动力，而输出轴则连接到车轮或驱动轴上，用于驱动车辆前进。
假设差速器输入轴的转速为n1，输出轴的转速为n2，输入轴与输出轴之间的传动比为i。
根据传动关系，可以得到以下公式：n2 = n1 / i通过这个公式，我们可以根据输入轴的转速和传动比来计算差速器输出轴的转速。
在实际应用中，传动比可以根据需要进行调整，以满足不同的工作要求。
除了转速计算，差速器锥齿轮的扭矩计算也是非常重要的。
扭矩是指作用在物体上的转动力矩，它与力的大小和作用点的距离有关。
在差速器中，扭矩的传递是通过齿轮的啮合来实现的。
假设差速器输入轴的扭矩为T1，输出轴的扭矩为T2，输入轴与输出轴之间的传动比为i。
根据力的平衡原理，可以得到以下公式：T2 = T1 * i通过这个公式，我们可以根据输入轴的扭矩和传动比来计算差速器输出轴的扭矩。
在实际应用中，扭矩的传递需要考虑到差速器的传动效率和负载情况，以确保系统的正常工作。
总结起来，差速器锥齿轮的转速及扭矩计算是非常重要的，它们能够帮助我们了解差速器在不同工况下的工作状态。
转速的计算可以根据输入轴的转速和传动比来得到输出轴的转速，而扭矩的计算则可以根据输入轴的扭矩和传动比来得到输出轴的扭矩。
这些计算结果对于差速器的设计和应用具有重要的指导意义，能够提高系统的性能和可靠性。
通过以上内容的描述，我们希望读者能够理解差速器锥齿轮转速及扭矩计算的基本原理，并能够应用于实际工程中。
差速器作为一种重要的传动装置，在汽车、机械设备等领域有着广泛的应用。
只有深入理解其工作原理和计算方法，才能更好地进行设计和应用，提高产品的性能和可靠性。