锥齿轮设计
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。
锥齿轮的设计说明
（2）传动方案本次设计的山地割草机的传动部分主要是长轴带动锥齿轮转动，锥齿轮带动另一锥齿轮转动并且改变方向，最后传到到割刀转动，将苜蓿的根部草割断。
传动部分的设计主要是对齿轮的设计齿轮传动的类型齿轮传动就装置形式分：1）开式、半开式传动在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。
这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。
齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地浸入油池中，则称为半开式齿轮传动。
它工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。
2）闭式传动而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体(机匣)的，这称为闭式齿轮传动(齿轮箱)。
它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。
本次设计的推移式割草机割草总成部分尺寸比较小，传动齿轮尺寸和质量比较小，转速比较高，且没有防护罩，如果选用开式容易损坏其寿命，因此齿轮传动选用闭式传动。
齿轮的设计准则齿轮传动是靠齿与齿的啮合进行工作的，轮齿是齿轮直接参与工作的部分，所以齿轮的失效主要发生在轮齿上。
主要的失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合以及塑性变形等。
齿轮传动的失效形式不大可能同时发生，但却是互相影响的。
例如齿面的点蚀会加剧齿面的磨损，而严重的磨损又会导致轮齿折断。
在一定条件下，由于上述第一、二种失效形式是主要的，因此设计齿轮传动时，应根据实际工作条件分析其可能发生的主要失效形式，以确定相应的设计准则。
齿轮传动的强度计算是根据齿轮可能出现的失效形式进行的。
对一般齿轮传动，目前广泛采用的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度两种计算方法足以确定其承载能力。
1）、闭式齿轮传动软齿面（HB≤350）闭式齿轮传动：一般失效形式是点面点蚀，故通常先按接触疲劳强度设计几何尺寸，然后用弯曲疲劳强度验算其承载能力。
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
锥齿轮传动设计
锥齿轮传动设计一、引言锥齿轮传动是一种广泛应用于各种机械传动中的一种传动方式。
其主要特点是具有较高的承载能力、传递效率高、工作平稳等优点。
在设计锥齿轮传动时，需要考虑多方面因素，包括输入输出功率、转速比、载荷类型和大小等因素。
本文将从锥齿轮传动的基本原理、设计方法以及常见问题解决方法等方面进行详细介绍。
二、锥齿轮传动的基本原理1. 锥齿轮传动的结构锥齿轮传动由两个相交的圆锥形齿轮组成，分别为主动齿轮和从动齿轮。
主动齿轮通常为小端直径较小的圆锥形，从动齿轮通常为大端直径较大的圆锥形。
2. 锥齿轮传动的工作原理当主动齿轮旋转时，其直径较小的小端将驱使从动齿轮转动。
由于两个圆锥形齿轮之间产生了相对运动，因此在接触线上产生了滚切运动。
这种滚切运动可以保证齿轮之间的接触面积均匀分布，从而使得传动效率提高。
三、锥齿轮传动的设计方法1. 锥齿轮传动的参数计算在进行锥齿轮传动设计时，需要计算出一系列参数，包括模数、压力角、齿数、分度圆直径等。
具体计算方法可以参考国家标准GB/T 10095-2008《锥齿轮》。
2. 锥齿轮传动的选型在进行锥齿轮传动选型时，需要考虑多方面因素，包括输入输出功率、转速比、载荷类型和大小等因素。
通常可以根据输入输出功率和转速比来确定合适的模数和齿数范围，在此基础上进行具体选型。
3. 锥齿轮传动的结构设计在进行锥齿轮传动结构设计时，需要考虑多方面因素，包括主动从动端的位置关系、两个圆锥形齿轮之间的啮合角度等因素。
通常可以采用CAD软件进行三维建模和仿真分析，以确保结构设计合理可靠。
四、常见问题解决方法1. 锥齿轮传动噪声问题锥齿轮传动在运行时会产生一定的噪声，主要原因是由于啮合面的滑动和滚动摩擦所引起的。
为了解决这一问题，可以采用降低齿轮间啮合角度、改善齿形等方法。
2. 锥齿轮传动润滑问题锥齿轮传动在运行时需要进行润滑以减少磨损和摩擦。
通常可以采用油浸式润滑或者油雾润滑等方法。
在选择润滑方式时需要考虑输入输出功率、转速比和工作环境等因素。
锥齿轮设计
锥齿轮设计设计锥齿轮，传递额定转矩T=570N,螺旋角βm =°，传动比u=1,Z1=Z2=13,齿轮材料40Cr,齿面硬度 58—62HRC,齿宽系数φk=,小齿轮轴悬臂支承，大齿轮轴双跨支承。
查表得：Z b ≥, Zϕ=，KA=, Kβ=, σHlim=1500 N/ mm, e=1100, Σ=90°。
DH1≥ e ZbZφ［KAKβT12Hlim)u(simα∑］1/3=1100×××（××572×2150077.3sim⨯∑）1/3 =1.选定齿数Z和模数m:选Z1=Z2=13,m =DH1/ Z1= 13 =2.选变位系数：螺旋角=°接近零度曲齿锥齿轮，取x1=, x2=XΣ=x1+x2=+=切向变位系数：X 1=齿轮齿顶变尖，取xt1=根据保持标准齿全高σ=0 xt2=xtΣ- xt1=几何计算：轴交角ΣΣ=90°齿数比u u=Z2/Z1=13/13=1节锥角δδ1 =δ2=arc tan ⎪⎭⎫⎝⎛∑+∑COSUsin=45°分度圆大端端面模数 m=齿形角α=20°齿顶高系数h*=1顶隙系数 c*= 齿宽b=R/4—R/3=50 径向变位系数 x 1= x 2= 齿高变动系数 σ=0 平均当量齿轮 Z vm = ⎪⎭⎫⎝⎛+'2'1cos cos δδZ Z =节锥与分锥的比值 Ka=(X Σ/ Z vm )+1 = 分度圆直径 d 1= d 2=mz 1= mz 2= 齿全高 h=(2h*+c*-σ)m=分圆齿顶高 ha=( h*+x-σ ) m ha 1=12 分圆齿根高 hf=h-ha hf 1= hf 2= 节圆齿根高 h ’f=( K a -1 ) d/cos δhf 1= hf 2=节圆齿顶高 h ’a=h-h ’f h ’a 1= h ’a 2= 节锥齿根角 θ’f= arc tan(h ’f-R ’)’f 1 =°θ’f 2=°根锥角 δf= δ’ – θ’f 1 δf 1=°δf 2=° 顶锥角 δa=δ+θf δa 1=° δa 2=° 顶圆直径 da=Kd+2h ’a cos δ’da 1= da 2=,冠顶距 Aa=R ’ cos δ’- h ’a sin δ’Aa 1= Aa 2=安装距 A 1=168 A 2=80 轮冠距 Ha=A-AaHa 1 = Ha 2=4.强度设计：按国标GB/ T =10062-1988 公式验算计算接触应力σH = Z H ×Z E ×Z ε×Z β×Z κ×1m beH /)1(ααβuuuu F K K K K tmH H V A +⨯⨯⨯⨯（1）节点区域系数Z HZ H =tb w tan cos cos2cos t t αααββb =arc sin[ sin βm cos α0]=° αt = αw 1= Z H = (2) 查表，弹性系数ZE= N/mm 2 (3) 重合度系数Z εZ ε=3)1)(4(βαεε--+αβεε =(4) 螺旋角系数Z β=m βcos = (5)有效宽度beH== （6）锥齿轮系数 Z k = （7)使用系数K A =(8)齿宽中点分锥的圆周力：d m1= Rm d 1/R=74mm F tm =2000T 1/d m1= (9)动载系数K v =N K +1N=K=K 1beH/ (K A F tm ) + cv3= K v =（10）齿向载荷分布系数K H β= （11）齿间载荷分配系数K H α= （12）轮滑剂系数Z L =(13)速度系数Zv=(14)粗糙度系数ZR= 5.齿根弯曲强度验算σf1。
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。
锥齿轮设计
选取坐 标系
渐开线 方程
r=d23/2 ang=t*90 sc=pi*r*t/2 xc=r*cos(ang) yc=r*sin(ang) x=xc+sc*sin(ang) y=yc-sc*cos(ang) Z=0
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25
锥齿轮创建步骤
4）镜像渐开线
For 培训专用，严禁传播
镜像平 面为TOP
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锥齿轮的创建步骤
For 培训专用，严禁传播
继续添加参数
3
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锥齿轮的创建步骤
3、创建基准 1）创建基准轴
For 培训专用，严禁传播
4
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锥齿轮的创建步骤
2）创建基准平面
3）创建基准点
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创建基准平面
创建基准点
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锥齿轮的创建步骤
4、创建基准曲线 尺寸任意 选择Top面作 为草绘面
For 培训专用，严禁传播
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锥齿轮创建步骤
5、添加关系
For 培训专用，严禁传播 3、再生图 形
1、单击命 令菜单
HA=(HAX+X)*M HF=(HAX+CX-X)*M H=(2*HAX+CX)*M DELTA=ATAN(Z1/Z2) D=M*Z1 DB=D*COS(ALPHA) DA=D+2*HA*COS(DELTA) DF=D-2*HF*COS(DELTA) HB=(D-DB)/(2*COS(DELTA)) RX=D/(2*SIN(DELTA)) THETA_A=ATAN(HA/RX) THETA_B=ATAN(HB/RX) THETA_F=ATAN(HF/RX) DELTA_A=DELTA+THETA_A DELTA_B=DELTA-THETA_B DELTA_F=DELTA-THETA_F BA=B/COS(THETA_A) BB=B/COS(THETA_B) BF=B/COS(THETA_F)
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。
锥齿轮设计参数 可修改参数
cV
12
+ cV 3
查表13-3-43
给定
160fpt /sHLM
εVα+εVβ 13-3-33
查表
Fmt=2000×9550P/(n1d1) KHβ=1.5KHβbe 查表13-3-34
查表13-3-35 精度等级 K A • F mt / 0 .85 b
beH=0.85b
uv = u cosd1 / cosd 2
YFa Ysa
Yε
Yβ YK
σFP
σFlim YST YδrelT YRrelT YX SFlim
Y b = 1 - V b b m / 120
N/mm2 N/mm2
小齿轮结构 1.轴的材料和热处理方式
抗拉强度极限 屈服强度极限 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限 许用弯曲应力 2.轴直径的最小值
最小直径
°
°
mm
mm mm
h a1,2
=
(
h
* a
+
x1,2 )m
mm
mm
mm
h1,2 = ha1,2 + h f 1,2
mm
mm mm
d a 1, 2 = d 1, 2 + 2 h a 1, 2 cos d 1, 2
° °
q f 1,2
=
arctan
h f 1,2 R cos2
b
°
°
°
°
20.根锥角
21.外锥高 22.安装距 23.支撑端距 22.分度圆弧齿厚
6.最小安全系数
C.强度条件 四.弯曲强度校核计算
A.计算齿根应力
1.齿向载荷分布系数 2.齿间载荷分布系数
锥齿轮的设计
锥齿轮的设计
锥齿轮是一种常见的齿轮传动装置，它由锥形齿轮和锥形齿轮轴组成。
锥齿轮的设计过程需要考虑到多个因素，包括轮齿形状、齿轮材料、轮齿数量、载荷和传动比等，以保证其传动效率和可靠性。
首先，选择合适的锥齿轮齿形是设计的关键。
锥齿轮可以采用圆锥齿或直齿锥齿形两种形式，其中圆锥齿比直齿锥齿更常用。
在选择齿形时，需要考虑到传动比、齿面接触、抗疲劳能力、刚度和噪声等因素。
此外，齿轮的齿形应满足经济、生产和安装的需求，不宜过于复杂。
其次，齿轮材料的选择也是设计中的关键因素。
齿轮材料需要具备足够的硬度、强度和韧性，以承受复杂的载荷和多次重复的应力振动。
一般来说，普通钢可用于低速、低载荷的传动，而高强度钢、合金钢、钢铁或铸钢更适用于高速、高载荷的传动。
此外，还应考虑到齿轮材料的加工和成本问题。
第三，齿轮的载荷和传动比也需要在设计中进行精确计算和选择。
载荷包括静载荷和动载荷两种类型，其中动载荷又可分为平均载荷和冲击载荷。
考虑到传动效率、噪声和寿命等因素，合理选择传动比也非常重要。
并且需要注意到，传动比过大过小都会影响齿轮传动的可靠性。
最后，齿轮的制造和装配也需要考虑到多方面的问题。
制造应保证齿轮精度、表面质量和加工技术，以保证其传动效率和寿命。
装配时应保证齿轮配合的精度和轴向间隙，以充分发挥齿轮传动的威力和效率。
在实际的锥齿轮设计中，需要进行大量的计算、分析和测试工作，以保证设计和制造的高质量和稳定性。
同时，还需要密切关注市场需求和技术发展趋势，不断进行创新和改进，以满足不同领域的传动需求。
机械设计课程设计锥齿轮
机械设计课程设计锥齿轮⼀、⽬的与要求1．《机械设计》课程设计是机械原理课程的最后⼀个教学环节，其⽬的是：1．1通过课程设计，培养学⽣综合运⽤所学知识，结合⽣产实际分析解决机械⼯程问题的能⼒，并使所学知识进⼀步巩固、加深；1．2学习机械设计的⼀般⽅法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进⾏⽅式，培养学⽣开发和创新机械产品的能⼒；1．3通过课程设计，进⼀步提⾼学⽣的设计基本技能能⼒，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。
2．机械设计课程设计要求：2．1 能够树⽴正确的设计思想，⼒求所做设计合理、实⽤、经济；2．2提倡独⽴思考，反对盲⽬抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。
2．3 掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使⽤参考资料和标准规范。
2．4要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写⼯整。
⼆、设计内容及要求 1．设计题⽬设计螺旋输送机⽤⼆级齿轮减速器已知条件：1．螺旋筒轴上的功率Kw P 2.32．螺旋筒轴上的转速min /36r n =（允许转速误差为±5% ） 3．⼯作情况三班制连续单向运转，载荷较平稳 4．使⽤折旧期10年5．动⼒来源：电⼒，三相交流，电压380V6．制造条件及⽣产机量⼀般机械⼚制造，单件⽣产螺旋输送机⽤减速器⽅案如下图所⽰：2．设计内容1）传动装置的总体⽅案设计；选择电动机；计算运动和动⼒参数；传动零件的设计。
2）绘制装配图和零件图。
3）设计计算说明书⼀份，包括：确定传动装置的总体⽅案，选择电动机，计算运动和动⼒参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。
三、进度计划四、课程设计成果要求 1）减速器装配图1张（0号）；2）⼤齿轮零件图1张（2号）、低速轴零件图1张（2号）。
3）设计说明书⼀份。
⼆课程设计正⽂第⼀节电动机的选择⼀. 选择电动机,确定传动⽅案及计算传动参数选⽤Y 系列三相异步电动机 1.运输机所需功率w P w k 2.3 2.电动机的容量由电动机到⼯作机的总传动效率为：4321ηηηηη=总式中各部分效率由设计资料查得：⼀对滚动轴承的效率为99.01=η（初选球轴承），闭式齿轮传动效率97.02=η（初定8级精度），开式锥齿轮传动效率95.03=η（初选8级精度），⼗字滑块联轴器效率98.04=η。
圆锥齿轮参数设计
圆锥齿轮参数设计0.概述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0的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。
渐开锥面与以0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丄OA ,交齿轮的轴线于点01。
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。
锥齿轮设计
摘要锥齿换向器广泛应用于现代机械产品之中，如航空、航天和工程机械传动系统，具有传动平稳，承载能力强等优点，有着非常可观的发展前景。
利用锥齿换向器传动机构的特点实现在电渣炉执行机构的换向，通过对电渣炉执行机构的结构设计和对其分析，是本课题主要学习和研究的内容。
该机构的原理主要是由一对轴交角为90°的锥齿轮通过相互啮合，实现传动角度的改变以及进给换向的目的。
为了满足该机构所体现出来的直观性，深入学习UG软件CAD/CAE，实现对锥齿换向器传动部件的三维参数化建模。
本课题的主要研究工作与成果：首先，从建立平面渐开线入手，建模锥齿轮，实现参数化造型。
再将轴、轴承以及箱体等部件依次建模，同时进行结构和强度设计计算；其次，在CAD装配模块中，将换向器各零部件自下而上完成装配；最后，利用CAE模块进行对该机构的分析。
关键词：换向器；锥齿轮；CAD参数化建模；CAE分析目录摘要 (I)目录 (II)第一章绪论 (1)1.1 UG/CAD (1)1.2锥齿轮传动及应用 (2)第二章标准直齿锥齿轮及轴的相关计算 (4)2.1 标准直齿锥齿轮的几何参数相关计算 (4)2.1.1选定齿轮精度等级，材料及齿数 (4)2.1.2 锥齿轮的初步设计 (4)2.2 锥齿轮传动的强度校核 (7)2.2.1 齿面接触疲劳强度校核[6] (7)2.2.2 齿根抗弯疲劳强度校核 (10)第三章直齿锥齿轮数学模型的建立与参数化建模 (12)3.1 齿轮常用的齿形曲线—渐开线 (12)3.1.1 渐开线的形成及其特性 (12)3.2 建模思路 (14)3.3 建模过程 (14)3.3.1 建立渐开线齿廓曲线 (14)3.3.2 直齿锥齿轮的建立 (16)第四章总结 (20)参考文献 (21)第一章绪论UG是一个优秀的机械CAD/CAE/CAM一体化高端软件，它基于完全的三维实体复合造型、特征建模、装配建模技术，能设计出任意复杂的产品模型，再加上技术上处于领先地位的CAM 模块、内嵌的CAE模块，使CAD、CAE和CAM有机集成，可以使产品的设计、分析和制造一次性完成。
锥齿轮设计到制造的过程
锥齿轮设计到制造的过程一、引言锥齿轮作为一种重要的传动部件，在机械工程领域中有着广泛的应用。
其独特的设计和制造技术使得锥齿轮在传递扭矩、改变转速和改变传动方向等方面具有显著的优势。
本文将深入探讨锥齿轮的设计与制造技术。
二、锥齿轮设计锥齿轮的设计主要包括以下步骤：1.明确设计要求：首先，我们需要明确锥齿轮的设计要求，包括传动功率、扭矩、转速、空间限制和环境条件等。
2.选择合适的类型与参数：根据设计要求，选择合适的锥齿轮类型，如直齿锥齿轮、斜齿锥齿轮等。
同时，确定合适的锥度、齿数、模数等参数。
3.设计齿形与参数：根据锥齿轮的工作原理和强度要求，设计出合适的齿形和参数，包括齿面宽度、齿高、齿顶圆弧半径等。
4.进行强度校核：根据设计出的锥齿轮参数，进行强度校核，确保锥齿轮在预期的工作条件下具有足够的强度和寿命。
5.优化设计：根据强度校核的结果，对设计进行优化，以提高锥齿轮的性能和寿命。
6.整理设计图和文件：将整个设计过程整理成完整的设计图和文件，以便后续的制造和应用。
7.三、锥齿轮制造技术锥齿轮的制造主要包括以下工艺：1.材料选择：根据设计要求和使用环境，选择合适的材料，如铸铁、铸钢、锻钢等。
2.毛坯制备：根据设计的锥齿轮参数，制备毛坯。
对于铸造毛坯，需要进行造型、浇注等工序；对于锻造毛坯，需要进行锻造、热处理等工序。
3.切削加工：使用切削机床对毛坯进行切削加工，以形成锥齿轮的基本轮廓。
这一步是制造锥齿轮的关键步骤，需要精确控制机床的加工参数和刀具的选用。
4.热处理：为了提高锥齿轮的力学性能和使用寿命，需要进行热处理工艺，如淬火、回火等。
热处理可以细化锥齿轮的晶粒结构，提高其硬度和耐磨性。
5.齿面加工：对锥齿轮的齿面进行精加工，以获得精确的齿形和参数。
这一步可以采用磨削、研磨等加工方法。
6.检验与装配：对制造完成的锥齿轮进行严格的检验，确保其各项参数符合设计要求。
然后进行装配，将锥齿轮安装到传动系统中，进行试验验证其性能。
圆锥齿轮参数设计
圆锥齿轮参数设计0.概述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0的任一直线OK的轨迹即为渐开锥面。
渐开锥面与以0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丄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。
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。
锥齿轮设计参数111
4.5 0.3 13 41 3.154 0.52 -0.52 0.08 -0.08
17.592
72.408 58.5
184.5 48.750 153.750 96.776 80.647
0.333 32.259
0
0
3.750
6.84 2.16 3.06 7.74
9.9 9.9 71.540 185.806 1.811 4.573 1.811 4.573 19.403 76.980
uv
ZH = 2 cos bm / sin 2vt
vt = arctan(tan / cosbm )
查表13-1-105
Z = Z =
4 - V 3
1 - Vb
+ Vb V
(Vb
< 1时）
1 / V (Vb ? 1时)
vb = 0.85bR tan bm /[m(R - 0.5b)]
v = gv R /[m(R - 0.5b) cosvt ]
μm μm N/mm·μm
N
mm
N/mm2 N/mm2
uv = u cosd1 / cosd 2
s HP
=
s H lim SH lim
ZLZV ZR Z X
σF
KFβ KFα
N/mm2
3.齿形系数 4.应力修正系数
5.重合度系数
6.螺旋角系数 7.锥齿轮系数
B.许用齿根应力
1.弯曲疲劳极限 2.试验齿应力修正系数 3.相对齿根圆角敏感系数 4.齿根表面状况系数 5.尺寸系数 6.最小安全系数 C.强度条件
sin2b 4R
??? ?
? ??s1,2 ?
-
s3
1,2
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摘要锥齿换向器广泛应用于现代机械产品之中，如航空、航天和工程机械传动系统，具有传动平稳，承载能力强等优点，有着非常可观的发展前景。
利用锥齿换向器传动机构的特点实现在电渣炉执行机构的换向，通过对电渣炉执行机构的结构设计和对其分析，是本课题主要学习和研究的内容。
该机构的原理主要是由一对轴交角为90°的锥齿轮通过相互啮合，实现传动角度的改变以及进给换向的目的。
为了满足该机构所体现出来的直观性，深入学习UG软件CAD/CAE，实现对锥齿换向器传动部件的三维参数化建模。
本课题的主要研究工作与成果：首先，从建立平面渐开线入手，建模锥齿轮，实现参数化造型。
再将轴、轴承以及箱体等部件依次建模，同时进行结构和强度设计计算；其次，在CAD装配模块中，将换向器各零部件自下而上完成装配；最后，利用CAE模块进行对该机构的分析。
关键词：换向器；锥齿轮；CAD参数化建模；CAE分析目录摘要 (I)目录 (II)第一章绪论 (1)1.1 UG/CAD (1)1.2锥齿轮传动及应用 (2)第二章标准直齿锥齿轮及轴的相关计算 (3)2.1 标准直齿锥齿轮的几何参数相关计算 (3)2.1.1选定齿轮精度等级，材料及齿数 (3)2.1.2 锥齿轮的初步设计 (3)2.2 锥齿轮传动的强度校核 (6)2.2.1 齿面接触疲劳强度校核[6] (6)2.2.2 齿根抗弯疲劳强度校核 (9)第三章直齿锥齿轮数学模型的建立与参数化建模 (11)3.1 齿轮常用的齿形曲线—渐开线 (11)3.1.1 渐开线的形成及其特性 (11)3.2 建模思路 (13)3.3 建模过程 (13)3.3.1 建立渐开线齿廓曲线 (13)3.3.2 直齿锥齿轮的建立 (15)第四章总结 (19)参考文献 (20)钟山学院第一章绪论UG是一个优秀的机械CAD/CAE/CAM一体化高端软件，它基于完全的三维实体复合造型、特征建模、装配建模技术，能设计出任意复杂的产品模型，再加上技术上处于领先地位的CAM模块、内嵌的CAE模块，使CAD、CAE和CAM有机集成，可以使产品的设计、分析和制造一次性完成。
它是当今最先进的计算机辅助设计、分析、制造软件，广泛应用于航空、航天、汽车、造船、通用机械和电子等工业领域。
1.1 UG/CADCAD模块包括了实体建模、特征建模、自由形状建模、装配建模和制图等基本模块。
1.UG／实体建模(UG／SO1id Modeling)该模块将基于约束的特征建模和显示几何建模方法无缝地结合起来，提供了强有力的“复合建模”工具，使用户可以充分利用传统的实体、面、线框造型优势。
在该模块中，可建立二维和三维线框模型、扫描和旋转实体以及进行布尔运算及参数化编辑。
另外，该模块还提供用于快速概念设计的草图工具和一些通用的建模、编辑工具。
2.UG特征建模(UG/Features Modeling)该模块用工程特征定义设计信息，并提供了多种标准的设计特征，如孔、槽、型腔、凸台、柱体、块体、锥体、球体、管道体、倒圆角和倒直角等，还可控主实体建立薄壁件。
各设计特征可以用参数定义，其尺寸大小和位置均可以被编辑。
用户白定义特征会存储在公共目录下，可以被添加到其他设计模型中。
各特征可相对于其他特征或实体定位，也可被引用来建立相关特征组。
3.UG自由曲面建模(UG/Freeform Modeling)该模块用于建立复杂的曲面形状，如机翼、进气道和其他工业产品的造型设计。
它将实体建模和曲面建模的技术合并，组成一个功能强大的建模工具组。
此建模技术包括沿曲线扫描，用标准二次曲线建立二次曲面体，并能在两个或更多实体间用桥接的方式建立光滑的连接曲面。
它还可以用逆向工程的方法，通过曲线喘网格来定义曲面和通过点集来拟合曲面。
另外，用户还可以通过修改所定义的曲线、改变参数值和用数学规律来编辑修改。
4.UG／用户自定义特征(UG/User-Defined Features)该模块用自定义特征的方式建立零件族，易于用户送行调用和编辑。
它提供了一些常用工具，如允许用存在的参数化实体模型建立特征参数之间的关系，定义特征变量、设置缺省值，以及确定调用特征时所采用的一般形式等工具。
用户自定义特征建立以后，被存放在一个目录中，可供用户访问。
当用户自定义特征被加入到设计模型后，可用常规的特征编辑方法对该模型的参数进行编辑修改。
5.UG／工程制图(UG／Drafting)该模块使设计人员可以方便地获得与三维实体模型完全相关的二维工程图。
UG／Draoing 支持工业上颁布的主要制图标准，如州SI／ASME、ISO、DIN、JSIS和我国的GB标准。
6.UG／装配建模(UG／Assembty Modeling)该模块提供了并行的、自上而下和自下而上的产品开发方法。
在装配过程中，可以进行零部件的设计和编辑。
零部件刘灵活地配对和定位，并保持其关联性。
装配件的参数化建模，还可以描述各部件之间的配对关系。
这种体系结构允许建立非常庞大的产品结构，并在各设计纪之间进行共享，使产品开发组成员能够并行工作。
7.UG/高级装配UG高级装配模块提供了数据装载控制功能，允许用户对装配结构中的部件进行过滤分析，可以管理，以完成—一个复杂产品的全数字化装配过程。
它提供的各种工具可对整个产品、指定的子系统或零件进行装配分析和质量管理。
在进行间隙检测的过程中，其检测结果可保存备用。
在需要的时候，该模块还可对硬干涉进行精确定位。
当要对一个大型产品的部分结构进行修改时，该功能还可以定义区域和组件集，以便于快速修改。
8.UG／WaveUG Wave提供了一个参数化产品开发平台，它将概念设计与详细设计贯穿到整个产品的设计过程。
wave技术可对产品设计进行定义、控制和评估，通过定义几何形体框架和关键设计变量，表达产品的概念设计，通过多数化的编辑控制结构，使不同的设计概念可以被迅速地分析和评估。
控制结构中的关键几何模型，可链接拷贝到经过详细设计的产品装配中。
这样，在后续的产品开发过程中，允许高级概念设计中的变化与整个产品设计改变相关联。
1.2锥齿轮传动及应用圆锥齿轮传动的应用、特点和分类应用：圆锥齿轮传动是用来传递两相交轴之间的运动和动力的。
特点：圆锥齿轮的轮齿分布在一个圆锥体上。
圆锥齿轮大端的参数为标准值。
一对圆锥齿轮两轴之间的交角可根据传动的需要来确定。
在一般机械中多采用∑ =90 ° 的圆锥齿轮。
第二章 标准直齿锥齿轮及轴的相关计算设计齿轮传动时，考虑到锥齿轮传动的可能发生的各种失效形式，如：点蚀、片蚀、胶合、断损、断齿和塑性变形，应使齿面具有较高的抗磨，抗点蚀，抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断的能力。
因此，对齿轮材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。
2.1 标准直齿锥齿轮的几何参数相关计算齿轮传动的参数设计的目的是确定齿轮的最基本的参数值，以便确定齿轮的基本框架，方便齿轮传动的下一步的设计。
2.1.1选定齿轮精度等级，材料及齿数1.按该换向器的速度和承载能力，选用7级精度。
2.材料选择：该装置采用闭式，齿面硬度为中齿面，因此两齿轮材料均选为20Cr ，硬度为60HRC 。
3.初选两齿轮的齿数为：Z 1=35，Z 2=24，2.1.2 锥齿轮的初步设计1.设计公式： 'e d ≥32/1951HP KT σμ' （2-1）载荷系数：5.1=k 查《机械设计手册•齿轮传动》，闭式直齿锥齿轮。
齿数比： 1==i μ 估算时的齿轮许用接触应力：HPσ'=lim H σ'/H S ' （2-2）式中，试验齿轮接触疲劳强度极限lim Hσ'=1300N/mm 2，估算时 安全系数： HS '1.1= 转矩： T 1=9.55×610•11/n p =m N •=⨯⨯5.2578500/1351095506 (2-3)估算结果： 'e d ≥⨯1951mm 97.273)1.1/1300(1/5.25785.132=⨯⨯ 2.几何参数计算取锥齿轮大端的参数为标准值，其压力角α 20=，齿顶高系数*a h 0.1=，顶隙系数*c 2.0=，如图3-1。
图2-1等顶隙锥齿轮齿坯旋转成形示意图齿数： Z 1=Z 2=24(2-5) 分锥角：1δ =2δ=arctan(Z 1/ Z 2) 45=(2-6) 大端模数： e m = /'e d Z 1=273.97/24=mm 415.11 (2-7)取mm m e 11=，大端分度圆直径： e d = Z 1e m •=24mm 26411=⨯(2-8) 外锥距： e R =e d /45sin 2•°mm 6762.18645sin 2/(264)=•= (2-9)齿宽系数：取3.0=R φ 齿宽： =b R φ•e R mm 00286.566762.1863.0=⨯=(2-10)取mm b 56= 实际齿宽系数：R φ=b /e R mm 2984.06762.186/56=(2-11) 中点模数：m m =mm m R e 3588.9)2984.05.01(11)5.01(=⨯-⨯=-φ (2-12)中点分度圆直径:mm d d R e m 6112.224)2984.05.01(264)5.01(=⨯-⨯=-=φ(2-13) 切向变位系数： 1t x =02=t x高变位系数： 1x =02=x顶隙：*=c c •mm m e 2.2112.0=⨯=(2-14) 大端齿顶高： mm m x h e a 1111)01()1(1=⨯+=+= (2-15) 大端齿根高： =f h *+c 1(-1x ）mm m e 2.1311)02.01(=⨯-+= (2-16) 全齿高：+=2(h *c ）mm m e 2.2411)2.02(=⨯+=(2-17)齿根角： 04469.4)6762.186/2.13arctan()/arctan(===e f f R h θ (2-18) 齿顶角： a θ= 04469.4=f θ（采用等顶隙收缩齿） (2-19) 顶锥角： a δ=1δ+ 04469.4904469.445=+=a θ (2-20) 根锥角：f δ=1δ- 95531.4004469.445=-=f θ(2-21)大端齿顶圆直径:ae d =mm h d a e 5563.27945cos 112264cos 21=⨯⨯+=+ δ (2-22) 冠顶距： mm h d A a e K 22.12445sin 112/264sin 2/1121=⨯-=⨯-= δ (2-23)mm A A K K 22.12412==大端分度圆弧齿厚：mm x x m S t e 27.17)020tan 022/14.3(11)tan 22/(111=+⨯⨯+⨯=+⨯+⨯= απ(2-24)mm S m S e 27.1727.171114.312=-⨯=-=π大端分度圆弦齿厚：(2-25)大端分度圆弦齿高：mm d S h h e a a 1997.112644/45cos 27.17114/cos 2112111=⨯⨯+=⨯+=-δ(2-26)mm h h a a 1997.1112==当量齿数: 94.3345cos /2445cos /112==== Z Z Z v v(2-27)当量齿轮分度圆直径：mm d d m v 6482.3171/116112.224/1211=+⨯=+=μμ(2-28)mm d d v v 6482.317122==μ(2-29)当量齿轮顶圆直径：mm h d d a v va 6482.3391126482.317211=⨯+=+=(2-30)mm d d va va 6482.33912==当量齿轮基圆直径：mm d d d v vb vb 4917.29820cos 6482.317cos 121=⨯=== α(2-31)当量齿轮根圆直径：mm h d d d f v vf vf 2482.2912.132648.3172121=⨯-=-==(2-32)当量齿轮传动中心距：mmd S S Se 258.17)2646/27.171(27.17)6/1(22122111=⨯-⨯=-⨯=-mm d d a v v v 6482.317)6482.3176482.317(2/1)(2/121=+⨯=+=(2-33)当量齿轮基圆齿距：mm m P m vb 6284.2720cos 3588.914.3cos =⨯⨯== απ (2-34) 啮合线长度：vt v vb va vb va va a d d d d g αsin )(2/122222121--+-=20sin 6482.317)24917.2986482.339(2/122⨯-⨯-⨯=m 418.53=(2-35)端面重合度： 933.16284.27/418.53/===vb v v P g ααε(2-36)齿中部接触线长度： mm b l va v bm 56933.1/1933.1562/1(2=-⨯⨯=-=εεα(2-37)齿中部接触线的投影长度：mm l l bm bm56==' (2-38)2.2 锥齿轮传动的强度校核在前面的参数选取中，有一些参数是按照经验来选取的，必须进行强度校核。