斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
斜齿轮传动设计步骤
斜齿轮传动设计步骤已知：传递功率p ，转速1n 、2n （或传动比i ，齿数比u ）；齿轮的布置情况，载荷的变动情况，每天工作小时数，使用年限等。
设计：齿轮的材料，热处理，主要尺寸等步骤：1．选择齿轮材料：大小齿轮材料、热处理、硬度（查表7—5或7—8）、选择精度等级（一般6~9级），初选螺旋角()815β 。
根据设计要求，可以取软齿面，也可以取硬齿面。
软齿面是指：HBW1，HBW2≤350，或HBW1＞350，HBW2＜350注意：HBW1=HBW2+（30～50） （1为小齿轮、2为大齿轮）硬齿面是指：HRC 1可以等于HRC 2，也可以HRC 1＞HRC 2，即HBW 1，HBW 2>350HBW选择小齿轮的齿数：Z 1=20~40（闭式传动） Z 1=17~20（开式传动） 2．确定许用应力1）许用接触应力的确定 式（7-24） []lim H bH HL HK S σσ=① 由表7-8 ，查lim 1H b σ 、lim 2H b σ，并取二者的小值计算[]H σ② 取安全系数 H S (课本：P145)③ 计算应力循环次数60nt H N =, n 是与[]H σ对应齿轮的转速。
④由图7-35 查循环基数 0H N⑤ 计算 HL K = 当H H0N >N 时，取1HL K =⑥ 计算[]H σ2) 许用弯曲应力 式(7-30) []lim F bF FC FL FK K S σσ=①由表7-9，查lim 1F b σ ，lim 2F b σ②取安全系数F S （课本：P148）③取K FC （课本：P148）④计算FL K 0F N =4×610。
一般FV N =H N （当一侧齿面一周啮合2次时，FV N =2H N ）。
计算 当≤350HBW 时， FL K = ≥1但≤2 （课本：P148）当>350HBW 时， FL K = ≥1但≤1.6 ⑤计算[]1F σ 、[]2F σ3. 6111T =9.5510 P n ⨯ (单位：P 1:KW ；n 1:rpm ；T 1：Nmm 。
齿轮传动斜齿轮PPT课件
z cos3
！斜齿轮不产生根切的最小齿数是17么？
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图8-29
四、正确啮合条件和重叠系数 ㈠正确啮合条件
mn1 mn2
㈡重叠系数
n1 n2
L b tan b
pbt
pbt
b tan cost b tan
pt cost
pt
t
t为端面尺寸相同的直
齿轮重叠系数。
Fa Ft tan
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2T
Fn d cosn cos
六、优缺点
第八节 斜齿圆柱齿轮传动
⑴ 啮合性能好、传动平稳，噪音小。
⑵ 重合度大，承载能力高。
⑶ zmin< zvmin ,机构更紧凑。
⑷ 缺点是产生轴向力，且随β增大而增大，
一般取β＝8°～15°。 采用人字齿轮，可使β＝25°～40°。 常用于高速大功率传动中(如船用齿轮箱)。
图7-52
mt2 mx1 m
t2 x1
在主平面内，就相当于 齿条齿轮传动，主平面 内蜗杆的轴向齿距与蜗 轮的端面齿距应相等。
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三、主要参数和几何尺寸
第十二节 蜗杆传动
㈠主要参数（表7-12） ：
1. 模数m和压力角：主平面内为标准值。
2. 蜗杆分度圆直径d1、直径系数 q=d1/m 3. 螺杆导程角
二、理论齿廓、背锥和当量齿数
㈠ 理论齿廓
1. 球面渐开线：一个圆平面在一圆锥上作纯滚动时， 平面上任一点的轨迹，到锥顶距离相等，形成一条球 面渐开线。AK弧：圆锥大端的球面渐开线
2. 齿廓曲面：发生圆平面上某一条半径上所有点的
空间轨迹，即以锥顶为中心而半径不同的球面上的球面渐开
斜齿轮设计(史上最详细地计算过程,有图有表有计算)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim 及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：M≥476（u+1）√MM1φM M MM2M3 1)小齿轮传递扭矩T1：M1=9550×MM1=9549×95730=1243M.M2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σMM =σMMMMM MMMM查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σMM2=σMMMM2M MMMM2=7601.1MMM=691MMM6)将以上数据代入计算中心距公式：M≥476(3.11+1)√1.6×12430.4×6912×3.113=292.67MM取圆整为标准中心距M=300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：M1=2M cosβM M(M+1)=2×300×0.98843111=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=M M(M1+M2)2M =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：M1=M M M1cosβ=4×360.98667=145.946MMM2=M M M2cosβ=4×1120.98667=454.053MM12）确定齿宽：b=Фα×M=0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：M=MM1M160×1000=M×145.946×73060×100=5.58M/M根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据M M=M M M M M MM√M1MM1M+1MM M×M M×M MM×M MM1）分度圆上的圆周F1：M1=2M1M1=2×1243×103145.946=17034M2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.53）动载荷系数K V：M M=1+(M1M M M1M+M2)M1M100√M21+M2查表16.2-39得M1=23.9,M2=0.0087代入上式得M M=1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√3.1121+3.112=1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K Hβ，根据表16.2-40，装配时候检验调整：M MM=1.15+0.18×(M M 1)2+0.31×10−3×M=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：M M M M M=1.5×17034120=213 M /MM 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，M M =189.8√MMM8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数M MM：当量齿数：MM1=M1MMM3M=360.986673=37.5M M2=M2MMM3M=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度M av: M av=M aI+M aII ,查图16.2-10，分别得到M aI=0.83，M aII=0.91，M av: M av=M aI+M aII=0.83+0.91=1.74按φm =bm=1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得Mβ=1.55按M av= 1.74，Mβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Z Mβ=0.769）将以上数据代入公式计算接触应力M M=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11 × √1.5×1.23×1.27×1.1=649MMM10）计算安全系数S H根据表16.2-34，M M=M MMMMM MM M MMM M M M MM M寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109M2=M1M=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19，Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1 尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=M MMMM1M MM1M MMMM M M M M M=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=M MMMM2M MM2M MMMM M M M M M=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
一级斜齿圆柱齿轮减速器过程及计算说明
题目：设计一级斜齿圆柱齿轮减速器设计过程及计算说明•传动方案工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。
16×300×3=14400小时<2）原始数据：输入功率P入=7.5kw；输入转速n入=950 r/min；传动比i=4.04，允许偏差5%。
二、电动机选择(1> 电机所需的工作功率：P d=7.5KW(2> 确定电动机转速：n电动机转速950 r/min根据容量和转速，其技术参数及传动比的比较情况见下表1：(4> 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比, 因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为P ed =11KW，满载转速n电动=970r/min。
三、计算总传动比1、总传动比：i总=i传动=4.04四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速<r/min）n电动= 970 r/minn I=950 r/minn II=n I/ i齿轮=950/4.04=235.15r/min2、计算各轴的功率<KW）P I=7.5kwP II=P I×η2轴承×η2齿轮=7.5×0.992×0.972=6.916kw3、计算各轴扭矩<N·mm）T d = 9550×P d / n电动=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mmT I=9550×P I/n I=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mmT II=9550×P II/n II=9550×6.916×1000/235.15=280875.19 N·mm五．传动零件的设计计算---- 斜齿圆柱齿轮传动设计计算由项目实际可知，在闭式齿轮传动中，对于软尺面齿轮，按接触疲劳强度进行设计，弯曲疲劳强度校核。
斜齿轮公式计算公式表
斜齿轮公式计算公式表
斜齿轮是一种常见的机械传动元件，其公式计算可以涉及到多
个方面。
首先，我们可以从几何参数入手，斜齿轮的齿数、模数、
压力角等参数可以通过一定的公式计算得出。
其次，斜齿轮的传动
比和传动效率也是重要的计算指标，可以通过相关的公式进行计算。
另外，斜齿轮的强度和耐磨性等参数也需要通过相应的公式来计算。
最后，斜齿轮的啮合角、齿顶间隙、齿根间隙等几何参数也需要通
过公式计算来确定。
在实际应用中，斜齿轮的计算公式涉及到几何学、力学、材料
力学等多个学科的知识。
例如，斜齿轮的啮合角可以通过以下公式
计算，tan(啮合角)=（tan(压力角)-（（cos(齿轮螺旋角)+cos(齿
轮螺旋角））tan(齿顶圆压力角))）/（1+sin(齿轮螺旋角)sin(齿
轮螺旋角)）。
传动比可以通过齿数的比值来计算，传动效率可以通
过齿轮副的设计参数和工作条件来计算。
而斜齿轮的强度计算则需
要考虑齿面载荷、齿根载荷等因素，可以通过相关的公式进行计算。
总之，斜齿轮的公式计算涉及到多个方面的参数和指标，需要
综合运用几何学、力学、材料力学等知识来进行计算。
在实际应用
中，需要根据具体的设计要求和工作条件来选择合适的公式进行计算，以确保斜齿轮传动的可靠性和稳定性。
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
12
相对齿根表面状况系数 根据齿面粗糙度
?? ：查式 16.2-21 ， ??????????
Ra1= R a2=1.6, ?? ?????????? 1 = ?? ?????????? 2 = 1 Yx: 查图 16.2-28 ， Yx1 = Y x2 =1
弯曲强度计算的尺寸系数
将各参数代入公式计算安全系数
=
= 2.46
?? ?? 2 =
=
= 2.37
根据表 16.2-46 ，高可靠度 SFin =2,S H＞ SFmin, 故安全。
26) 斜齿轮主要几何参数 m n =4mm, β =9° 22 ′， Z1 =36， Z2 =112 4 × 36 = = 145.946 ???? ????????0.98667 ???? ?? 1 ???? ?? 2 = = 454.053 ???? ????????0.98667 4 ×112
=36,Z 2=112 实际传动比 i
=Z2/Z 1 =112/36=3.111
4
cos β =
?? ?? ?? 1 + ?? 2 2??
=
4× 36+112 2× 300
= 0.98667 , 所以 β =9° 22’
11）计算分度圆直径： ???? ?? 4 × 36 1 ?? = = = 145.946 ???? 1 0.98667 cos β ???? ?? 4 × 112 2 ?? = = 454.053 ???? 2 = 0.98667 cos β 12）确定齿宽： b= Ф α × ??=0.4 × 300=120mm 13）计算齿轮圆周速度： ??= = = 5.58 ??/ ?? 60 × 1000 60 × 100 根据齿轮圆周速度，参考表 16.2-73 ，选择齿轮精度等级为 ???? 1 ?? 1 ??× 145.946 ×730
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS ；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
（4）选小齿轮齿数120Z =，大齿轮齿数2 4.2432085Z =⨯=，取285Z = （5）选取螺旋角，初选螺旋角14β=2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即1t d ≥（1）确定公式内的各计算数值①试选 1.6t k =，由图10-2610.740αε=，20.820αε=则有12 1.560αααεεε=+= ②小齿轮传递转矩187.542T N m=③查图10-30可选取区域系数 2.433H Z = 查表10-7可选取齿宽系数1d Φ= ④查表10-6可得材料的弹性影响系数12189.8E Z MP =。
⑤查图10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H a MP σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H a MP σ=。
⑥按计算式计算应力循环次数()811606057612830058.29410h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯8828.29410 1.95104.243N ⨯==⨯⑦查图可选取接触疲劳寿命系数1 1.02HN k =，2 1.12HN k =。
⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1S =，按计算式(10-12)得[]1lim11 1.02600612HN H H a k MP Sσσ==⨯= []2lim22 1.12550616HN H H ak MP Sσσ==⨯=（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得150.07t d mm ≥=②计算圆周速度1150.075761.509601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯③计算齿宽b 及模数nt m1150.0750.07d t b d mm =Φ=⨯=11cos 50.07cos14 2.42920t nt d m mm Z β⨯=== 2.25 2.25 2.429 5.466nt h m mm mm ==⨯=50.079.165.466b h == ④计算总相重合度βε10.318tan 0.318120tan14 1.586d Z βεβ=Φ=⨯⨯⨯=⑤计算载荷系数k查表可得使用系数1A k =，根据 1.509v m s =，7级精度，查表10-8可得动载系数 1.07V k =，由表10-4查得H K β的值与直齿轮的相同，为 1.4191.350F k β=， 1.4H F k k αα==故载荷系数1 1.07 1.4 1.419 2.126A V H H k k k k k αβ==⨯⨯⨯= ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得[][][]1261261661422H H H a MP σσσ++===1145.81455.046td d mm ==⨯= ⑦计算模数n m11cos 55.046cos142.67120n d m mm Z β⨯=== 3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即San m ≥（1）确定公式内的各计算数值 ①、计算载荷系数1 1.07 1.4 1.35 2.022A V F F k k k k k αβ==⨯⨯⨯=②根据纵向重合度 1.586βε=，查图10-28可得螺旋角影响系数0.88Y β=。
斜齿轮齿轮设计公式
斜齿轮齿轮设计公式
斜齿轮是一种常见的传动元件，其齿轮的设计需要满足一系列的要求，包括传动比、传动效率、齿轮强度、齿形等方面。
因此，斜齿轮的设计需要考虑多个因素，并结合实际应用情况进行综合评估。
斜齿轮的设计公式主要包括以下几个方面：
1. 齿数计算公式
齿数是斜齿轮设计的基础参数之一，其计算公式如下：
z = (mπcosα)/(2sinβ)
其中，z为齿数，m为模数，α为压力角，β为斜齿角。
2. 齿距计算公式
齿距是指相邻两齿轮齿顶之间的距离，其计算公式如下：
p = πm/(2sinβ)
其中，p为齿距。
3. 齿宽计算公式
齿宽是指齿轮的轴向长度，其计算公式如下：
b = d*cosβ/(tanα+ tanβ)
其中，d为齿轮的分度圆直径。
4. 模数计算公式
模数是指齿轮的公称尺寸，其计算公式如下：
m = d/z
其中，d为齿轮的分度圆直径，z为齿数。
5. 压力角计算公式
压力角是指齿轮齿面上法线与轴线间的夹角，其计算公式如下：
tanα= (tanβ+ βcosβ)/(cosβ- βsinβ)
其中，β为斜齿角。
6. 斜齿角计算公式
斜齿角是指齿轮齿面上的切线与轴线间的夹角，其计算公式如下：
tanβ= (cotα- λ)/(1 - λcotα)
其中，λ为齿顶高与模数的比值。
以上是斜齿轮齿轮设计中常用的公式，通过这些公式可以对斜齿轮的设计进行计算和优化，从而得到满足要求的齿轮结构。
斜齿轮设计(详细计算过程有图有表全套)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：a≥476（u+1）√KT1φa σHP2u3 1)小齿轮传递扭矩T1：T1=9550×Pn1=9549×95730=1243N.m2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σHP =σHlimS Hmin查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σHP2=σHlim2S Hmin2=7601.1MPa=691MPa6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×12430.4×6912×3.113=292.67mm取圆整为标准中心距a =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：z1=2acosβm n(u+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=m n(Z1+Z2)2a =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：d1=m n Z1cosβ=4×360.98667=145.946mmd2=m n Z2cosβ=4×1120.98667=454.053mm12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：V=πd1n160×1000=π×145.946×73060×100=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1bd1u+1uK A×K V×K Hβ×K Ha1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1d1=2×1243×103145.946=17034N2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.53）动载荷系数K V：K V=1+(K1K A F1b+K2)Z1V100√u21+u2查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√ 3.1121+3.112 =1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：K Hβ=1.15+0.18×(b d 1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：K A F t b=1.5×17034120=213 N/mm 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：当量齿数：Z V1=Z1COS3β=360.986673=37.5Z V2=Z2COS3β=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εav:εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav:εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74按 φm=bm =1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.769）将以上数据代入公式计算接触应力σH=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MPa10）计算安全系数S H根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z XσH寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109N2=N1i=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=σHlim1Z NT1Z LVRσH Z w Z X=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=σHlim2Z NT2Z LVRσH Z w Z X=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
斜齿轮传动设计示例
例10—2 设计一用于带式输送机的两级斜齿轮减速器的高速级齿轮传动。
已知减速器输入功率1P ＝15kW ，小齿轮转速1n ＝1500r ／min ，齿数比u ＝2.5，已知带式输送机单向运转，原动机为电动机，减速器使用期限为10年（每年工作300天，单班制工作）。
解 设计计算步骤列于表如下。
斜齿轮传动的设计计算步骤4）弯曲疲劳强度极限1lim F σ、2lim F σ由图10—2查得1lim F σ＝220MPa ，2lim F σ＝150MPa1lim F σ＝220MPa2lim F σ＝150MPa5）弯曲应力循环次数1N 、2Nh jL n N 1160=6015001(830010)=⨯⨯⨯⨯⨯92.1610=⨯9821 2.1610/2.58.6410N N u ==⨯=⨯1N 91.410=⨯82 5.610N =⨯6）弯曲疲劳强度寿命系数1N Y 、2N Y由图10—4查得 1N Y =0.85、2N Y = 0.901N Y = 0.852N Y = 0.907）弯曲疲劳强度安全系数F S取弯曲疲劳强度最小安全系数 F S ＝1.5F S ＝1.58）计算许用弯曲应力由式（8—3） lim11122020.85[]249.31.5F ST N F FY Y S σσ⨯⨯===MPalim22215020.90[]1801.5F ST N F FY Y S σσ⨯⨯===MPa1[]249.3F σ= MPa 2[]180F σ= MPa9）校核弯曲疲劳强度1111214211.6cos 1.6 1.19.5510cos1415 2.59 1.617532441.93MPa ]F Fa Sa n F KT Y Y bm z βσσ='⨯⨯⨯⨯︒=⨯⨯⨯⨯=＜[ 满足齿根弯曲疲劳强度要求1222214221.6cos 1.6 1.19.5510cos1415 2.26 1.767532440.00MPa ]F Fa Sa n F KT Y Y bm z βσσ='⨯⨯⨯⨯︒=⨯⨯⨯⨯=＜[满足齿根弯曲疲劳强度要求5.齿轮的结构设计 （略）。
最详细的斜齿轮参数化画法
运行环境：CATIA P3 V5 R20 一齿轮参数与公式表格表1（在定义计算参数中舔加公式时，可以直接复制公式：注意单位一致）图1二、参数与公式的设置1、点击中的工具，选择“选项”，出现如下界面，操作如图选上蓝色圈内的选项，然后同样选上蓝色圈内的选项3、新建零件图1、点击“文件”——“新建”——“part”——命名为“参数齿轮”2、点击“开始”——“形状”——“创成式外形设计”——“参数齿轮”零件树如下：4、定义原始参数点击f(x)，出现界面输入参数，首先确定参数的类型，与表1中的参数类型相同，如a=20deg表示角度，m=4mm表示长度，z=30表示整数，如图五、定义计算参数第一步确定参数类型，在此，全是长度，然后输入相关字母，如：ha 、hf ，然后点击“添加公式”，开始编辑公式在1中可以直接输入参数，也可以双击2中的参数这时零件树如下图，检查参数是否正确6、定义渐开线法则曲线渐开线x和y的规则公式：x= rb * ( cos(t * PI*1rad) +sin(t * PI*1rad) * t * PI ) y= rb * (sin (t * PI*1rad)-cos(t * PI*1rad) * t * PI ) 点击找出点击fog，出现在名称中输入x，确定同理，y的输入也一样的，输入完成后，在零件树上的关系式7、制作单个齿的轮廓1、点击选择“轴系”——确定2、在xy平面上任意创建5个点，点击代入x与y规则，令t=0 , 0.1 , 0.2 ,0.3 ,0.4 编辑H、V 点击“点1”再点击出现界面图中的“实数”是相应t 的值“点1”对应t=0，“点2”对应t=0.1，H 对应x 规则，V 对应y 规则，对V 进行同样的操作，其余4点的操作是一样的4、做一条样条线，包含上面所做的5个点5、向齿轮中心外插延伸点击得到说明：因为渐开线的终点在基圆上，基圆半径rb=r*cos(a)当z<42时，齿根圆小于基圆，齿根圆半径rf=rp-1.25*m 因此，由经念公式得外伸长度=2*m输入参数公式点击左边零件树上的再点击出现界面6、定义接触点 point contact方法和之前创建的“点1”到“点5”的方法是一样的变量参数t=a/180deg如下图7、在接触点上创建一个接触平面 plane contact点击8、定义一个中值平面 plane median（在下面做对称时用到）输入参数：步骤与本节第5步中红色部分一样,在零件树上的选择应为“plane median”添加的公式：360deg/4/z9、定义齿初始平面 plane start输入参数：步骤与本节第5步中红色部分相同在零件树上的选择应为“plane start”添加的公式为：-360deg/4/z10、画齿根圆circle roof（1）在plane start平面上定义点point start输入参数：步骤与本节第5步红色部分一样，在零件树上的选择应为“point start”，添加公式：V=0H= -rf（2）定义中心点point central（3）定义齿根圆circle roof点击11、导圆角，齿根圆与样条线之间的圆角点击要注意圆角的位置12、创建齿的另一边（对称于中值平面）点击出现13、画齿顶圆circle outer输入参数，步骤和本节第5步中红色部分一样，在零件树上的选择应为“circle outer”添加公式：ra14、修剪点击注意鼠标点击的位置到此，大部分工作已经完成了，不过还不能大意，因为在上面的过程中很可能出现问题，所以要认真的检查一遍。
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程-有图有表有计算)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：a≥476（u+1）√KT1φa σHP2u3 1)小齿轮传递扭矩T1：T1=9550×Pn1=9549×95730=1243N.m2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σHP =σHlimS Hmin查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σHP2=σHlim2S Hmin2=7601.1MPa=691MPa6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×12430.4×6912×3.113=292.67mm取圆整为标准中心距a =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：z1=2acosβm n(u+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=m n(Z1+Z2)2a =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：d1=m n Z1cosβ=4×360.98667=145.946mmd2=m n Z2cosβ=4×1120.98667=454.053mm12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：V=πd1n160×1000=π×145.946×73060×100=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1bd1u+1uK A×K V×K Hβ×K Ha1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1d1=2×1243×103145.946=17034N2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.53）动载荷系数K V：K V=1+(K1K A F1b+K2)Z1V100√u21+u2查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√ 3.1121+3.112 =1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：K Hβ=1.15+0.18×(b d 1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：K A F t b=1.5×17034120=213 N/mm 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：当量齿数：Z V1=Z1COS3β=360.986673=37.5Z V2=Z2COS3β=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εav: εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav: εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74按 φm=bm =1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.769）将以上数据代入公式计算接触应力σH=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MPa10）计算安全系数S H根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z XσH寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109N2=N1i=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=σHlim1Z NT1Z LVRσH Z w Z X=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=σHlim2Z NT2Z LVRσH Z w Z X=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
机械设计第11章斜齿与圆锥齿轮传动
2a
2 135
d1
mn z1
cos
2 27 cos15.642
mm 56.08mm 47
d2
mn z1
cos
2 1.3 mm 213.92mm cos15.642 47
b d d1 1.1 56.08mm 61.69mm
圆整取b2=65 mm，b1=70mm。
(3) 用式（8-43）校核
[
]F1
F2
F2
YFS 2 YFS1
51.37
3.95 4.1
M
Pa
49.49Mpa
[
]F
2
6. 确定齿轮的传动精度 齿轮的圆周速度
v d1n1 56.081450 4.25m / s
601000 601000
由表8-11综合评价，确定齿轮为8级精度。
8.12
1.
图8-49(a)所示为直齿圆锥齿轮传动的受力情况。设法向力
2. 实心式齿轮 图8-51 实心结构的齿轮
图8-52 齿轮轴
图8-53 腹板式齿轮
3.
当齿顶圆直径da≤500 mm时，为了减少质量和节约材料， 通常要用腹板式结构。应用最广泛的是锻造腹板式齿轮，对以 铸铁或铸钢为材料的不重要齿轮，则采用铸造腹板式齿轮。
4. 轮辐式齿轮
当齿轮直径较大，如da=400～1000 mm，多采用轮辐式的 铸造结构(如图8-54)。 轮辐剖面形状可以是椭圆形(轻载)、T字 形(中载)及工字形(重载)等，圆锥齿轮的轮辐剖面形状只用T字 形。
T1
9.55 106
P1 n1
9.55 106 7.5 1450
N
mm
4.94 104 N
mm
斜齿轮设计(史上最详细的计算过程,有图有表有计算)
例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：M≥476（u+1）√MM1φM M MM 2M3 1)小齿轮传递扭矩T1：M1=9550×MM1=9549×95730=1243M.M2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σMM =σMMMMM MMMM查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σMM2=σMMMM2M MMMM2=7601.1MMM=691MMM6)将以上数据代入计算中心距公式：M≥476(3.11+1)√1.6×12430.4×6912×3.113=292.67MM取圆整为标准中心距M =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：M1=2M cosβM M(M+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=M M(M1+M2)2M =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：M1=M M M1cosβ=4×360.98667=145.946MMM2=M M M2cosβ=4×1120.98667=454.053MM12）确定齿宽：b=Фα×M =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：M=MM1M160×1000=M×145.946×73060×100=5.58M/M根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据M M=M M M M M MM√M1MM1M+1MM M×M M×M MM×M MM1）分度圆上的圆周F1：M1=2M1M1=2×1243×103145.946=17034M2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.5 3）动载荷系数K V：M M=1+(M1M MM1M+M2)M1M100√M21+M2查表16.2-39得M1=23.9,M2=0.0087代入上式得M M=1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√3.1121+3.112=1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K Hβ，根据表16.2-40，装配时候检验调整：M MM=1.15+0.18×(MM1)2+0.31×10−3×M=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K Hα:查表16.2-42，得：M M M MM =1.5×17034120=213M/MM2,K Hα=1.16)节点区域系数Z H，查图16.2-15，Z H=2.477)弹性系数Z E，查表16.2-43，M M=189.8√MMM8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数M MM：当量齿数：MM1=M1MMM3M=360.986673=37.5M M2=M2MMM3M=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度M av: M av=M aI+M aII,查图16.2-10，分别得到M aI=0.83，M aII=0.91，M av: M av=M aI+M aII=0.83+0.91=1.74按φm =bm=1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得Mβ=1.55按M av= 1.74，Mβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Z Mβ=0.76 9）将以上数据代入公式计算接触应力M M=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MMM10）计算安全系数S H根据表16.2-34，M M=M MMMMM MM M MMM M M M MM M寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109M2=M1M=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1 将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=M MMMM1M MM1M MMMM M M M M M=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=M MMMM2M MM2M MMMM M M M M M=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
斜齿轮计算
五、斜齿轮传动的重合度
斜齿轮传动的实际啮合区比直齿轮增大了
L B tg bb
斜齿轮传动的重合度较直齿轮传动增加了
b
---轴向/纵向重合度
b
L
pbt
B tg bb
pbt
B tg b cost B sin b / cos b B sin b
pt cos
r
端面重合度
r b
1
2
z1(tg at1 tgt) z2 (tg at2 tgt)
六、斜齿圆柱齿轮的当量齿数
1. 当量齿轮 是指与斜齿轮法面齿形相当的直齿轮。
2. 当量齿数zv ：指当量齿轮的齿数。
2．特点 (1)近代中国交通业逐渐开始近代化的进程，铁路、水运和 航空都获得了一定程度的发展。 (2)近代中国交通业受到西方列强的控制和操纵。 (3)地域之间的发展不平衡。 3．影响 (1)积极影响：促进了经济发展，改变了人们的出行方式， 一定程度上转变了人们的思想观念；加强了中国与世界各地的 联系，丰富了人们的生活。 (2)消极影响：有利于西方列强的政治侵略和经济掠夺。
C．通过互联网 D．乘坐火车赴各地了解
解析：本题考查中国近代物质生活的变迁。注意题干信
息“20世纪初”“最快捷的方式”，因此应选B，火车速度 远不及电报快。20世纪30年代民航飞机才在中国出现， 互联网出现在20世纪90年代。 答案：B
4．下列不属于通讯工具变迁和电讯事业发展影响的是( ) A．信息传递快捷简便 B．改变着人们的思想观念 C．阻碍了人们的感情交流 D．影响着人们的社会生活 解析：新式通讯工具方便快捷，便于人们感情的沟通和交流。 答案：C
标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算（一）轮齿的受力分析在斜齿轮（斜齿轮结构虚拟现实）传动中，作用于齿面上的法向载荷 Fn。
仍垂直于齿面。
如图<斜齿轮的轮齿受力分析>所示，Fn 位于法面Pabc内，与节圆柱的切面Pa'ae倾斜一法向啮合角αn。
力Fn可沿齿轮的周向、径向及轴向分解成三个相互垂直的分力。
图<斜齿轮受力分析>首先，将力Fn在法面内分解成沿径向的分力(径向力)Fr和在Pa'ae面内的分力，然后再将力F'在Pa'ae面内分解成沿周向的分力(圆周力)Ft及沿轴向的分力(轴向力)Fa。
各力的方如图所示；各力的大小为：式中：β—节圆螺旋角，对标准斜齿轮即分度圆螺旋角；βb—啮合平面的螺旋角，亦即基圆螺旋角；αn—法面压力角，对标准斜齿轮，αn=20°；αt—端面压力角。
由上式可知轴向力Fa与tgβ成正比。
为不使轴承承受过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角β不宜选得过大，常在β=8°～20°之间选择。
在人字齿轮传动中，同一个人字齿上按力学分析所得的两个轴向分力大小相等，方向相反，和力为零。
因而人字齿轮的螺旋角β可取较大数值（15°～40°），传递功率也很大。
人字齿轮传动的受力分析及强度分析都可沿用斜齿轮的传动公式。
（二）计算载荷齿轮上的计算载荷与啮合轮齿齿面上接触线长度有关。
对于斜齿轮，如右图所示，啮合区中的实线为实际接触线，每一条全齿宽的接触线长为b/cosβb，接触线总长为所有啮合齿上接触线长度之和。
在啮合过程中，啮合线总长一般是变动的，据研究，可用作为总长度的代表值。
因此式中为斜齿轮传动的端面重合度,可按《机械原理》所述公式计算，或由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查取。
图<标准圆柱齿轮传动的端面重合度>斜齿轮的纵向重合度可按以下公式计算:斜齿轮计算中的载荷系数，其中使用系数与齿向载荷分布系数的查取与直齿轮相同；动载系数可由图<动载系数值>中查取；齿间载荷分配系数与可根据斜齿轮的精度等级、齿面硬化情况和载荷大小由表<齿间载荷分配系数>中查取。
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例题：已知小齿轮传递的额定功率P=95 KW，小斜齿轮转速n1=730 r/min,传动比i=3.11,单向运转，满载工作时间35000h。
1.确定齿轮材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力参考齿轮材料表，选择齿轮的材料为：小斜齿轮：38S i M n M o,调质处理，表面硬度320～340HBS（取中间值为330HBS）大斜齿轮：35S i M n, 调质处理, 表面硬度280～300HBS（取中间值为290HBS）注：合金钢可提高320～340HBS由图16.2-17和图16.2-26，按MQ级质量要求选取值，查得齿轮接触疲劳强度极限σHlim及基本值σFE：σHlim1=800Mpa, σHlim2=760MpaσFE1=640Mpa, σFE2=600Mpa2.按齿面接触强度初步确定中心距，并初选主要参数：按公式表查得：a≥476（u+1）√KT1φa σHP2u3 1)小齿轮传递扭矩T1：T1=9550×Pn1=9549×95730=1243N.m2)载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较低，冲击负荷较大，取K=1.63)查表16.2-01齿宽系数φα：取φα=0.44)齿数比u=Z2/Z1=3.115)许用接触应力σHP：σHP =σHlimS Hmin查表16.2-46，取最小安全系数s Hmin=1.1，按大齿轮计算σHP2=σHlim2S Hmin2=7601.1MPa=691MPa6)将以上数据代入计算中心距公式：a≥476(3.11+1)√ 1.6×12430.4×6912×3.113=292.67mm取圆整为标准中心距a =300mm7）确定模数：按经验公式m n=(0.007～0.02)α=(0.007～0.02)x300mm=2.1～6mm 取标准模数m n=4mm8）初选螺旋角β=9°，cosβ= cos9°=0.9889）确定齿数：z1=2acosβm n(u+1)=2×300×0.9884×(3.11+1)=36.06Z2=Z1i=36.03×3.11=112.15 Z1=36,Z2=112 实际传动比i实=Z2/Z1=112/36=3.111 10）求螺旋角β：cosβ=m n(Z1+Z2)2a =4×(36+112)2×300=0.98667,所以β=9°22’11）计算分度圆直径：d1=m n Z1cosβ=4×360.98667=145.946mmd2=m n Z2cosβ=4×1120.98667=454.053mm12）确定齿宽：b=Фα×a =0.4×300=120mm 13）计算齿轮圆周速度：V=πd1n160×1000=π×145.946×73060×100=5.58m/s根据齿轮圆周速度，参考表16.2-73，选择齿轮精度等级为8-7-7 (GB10095-2002)3.校核齿面接触疲劳强度根据σH=Z H Z E Zεβ√F1bd1u+1uK A×K V×K Hβ×K Ha1）分度圆上的圆周F1：F1=2T1d1=2×1243×103145.946=17034N2）使用系数K A：查表16.2-36，K A=1.5 3）动载荷系数K V：K V=1+(K1K A F1b+K2)Z1V100√u21+u2查表16.2-39得K1=23.9,K2=0.0087代入上式得K V =1+(23.91.5×17034120+0.0087)36×5.58100√ 3.1121+3.112 =1.234）接触强度计算的齿向载荷分布系数K H β，根据表16.2-40，装配时候检验调整：K Hβ=1.15+0.18×(b d 1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.2695）齿间载荷分配系数K H α:查表16.2-42，得：K A F t b=1.5×17034120=213 N/mm 2,K H α=1.16)节点区域系数Z H ，查图16.2-15，Z H =2.477)弹性系数Z E ，查表16.2-43，Z E =189.8√MPa8)接触强度计算的重合度与螺旋角系数Zεβ：当量齿数：Z V1=Z1COS3β=360.986673=37.5Z V2=Z2COS3β=1120.986673=116.6当量齿轮的端面重合度εav:εav=εaI+εaII ,查图16.2-10，分别得到εaI=0.83，εaII=0.91，εav:εav=εaI+εaII=0.83+0.91=1.74按 φm=bm =1204=30, β=9°22’，查图16.2-11，得εβ=1.55按εav= 1.74，εβ=1.55，β=9°22｀，查图16.2-16，得Zεβ=0.76 9）将以上数据代入公式计算接触应力σH=2.47×189.8×0.76×√17034120×145.946×3.11+13.11× √1.5×1.23×1.27×1.1=649MPa10）计算安全系数S H根据表16.2-34，S H=σHlimZ HT Z LVR Z W Z XσH寿命系数Z NT：按式16.2-10N1=60n1K h=60×730×1×35000=1.533×109N2=N1i=1.533×1093.11=4.93×108对调质钢（允许有一点的点蚀），查图16.2-18，Z NT1=0.98,Z NT2=1.04滑油膜影响系数Z LVR ,:按v=5.58m/s选用220号齿轮油，其运动粘度V40=220mm2/s查图16.2-19， Z得LVR =0.95工作硬化系数Z W，：因小齿轮未硬化处理，齿面未光整，故Z W=1尺寸系数Z X：查图16.2-22，Z X =1 将各参数代入公式计算安全系数S HS H1=σHlim1Z NT1Z LVRσH Z w Z X=800×0.98×0.95×1649=1.13S H2=σHlim2Z NT2Z LVRσH Z w Z X=760×1.04×0.95×1649=1.16根据表16.2-46，一般可靠度S Hmin=1～1.1,S H＞S Hmin,故安全。
4.校核齿根弯曲疲劳强度：根据表16.2-34σF=F tbm nK A k v k FβK Fa Y FS Yεβ弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K Fβ：根据表（16.2-40）K Hβ=1.15+0.18×(bd1)2+0.31×10−3×b=1.15+0.18×(120145.946)2+0.31×10−3×120=1.269取K Fβ=K Hβ=1.27弯曲强度计算的齿间载荷分配系数K Fa:查表16.2-42，K Fa= K Ha=1.1复合齿形系数Y FS，查图16.2-23，Y FS1=4.03，Y FS2=3.96弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Yεβ, 按εav= 1.74，β=9°22’，查图16.2-25，得Yεβ=0.63将以上数据代入公式计算弯曲应力σF1=17034120×4×1.5×1.23×1.27×1.1×4.03×0.63=232 MPaσF2=17034120×4×1.5×1.23×1.27×1.1×3.96×0.63=228 MPa计算安全系数S F,根据S F=σFE Y NT Yδrlt Y XσF寿命系数Y NT：对调质钢，查图16.2-27，Y NT1=0.89，Y NT2=0.9 相对齿根圆角敏感系数查表16.2-48 得Yδrelt1=Yδrelt2=1相对齿根表面状况系数Y RrelT：查式16.2-21，根据齿面粗糙度R a1= R a2=1.6, Y RrelT1=Y RrelT2=1弯曲强度计算的尺寸系数Y x:查图16.2-28，Y x1= Y x2=1 将各参数代入公式计算安全系数S FS F1=σFE1Y NT1Yδrlt1Y X1σF1=640×0.89×1×1×1191232.45=2.46S F2=σFE2Y NT2Yδrlt2Y X1σF2=600×0.9×1×1×1228=2.37根据表16.2-46，高可靠度S Fin=2,S H＞S Fmin,故安全。
26)斜齿轮主要几何参数m n=4mm,β=9°22′，Z1=36，Z2=112d1=m n Z1COSβ=4×360.98667=145.946 mmd2=m n Z2COSβ=4×1120.98667=454.053 mm斜齿轮厚度：b=φa×a=0.4×300=120mm。