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。
锥齿轮的设计计算
一.选择齿轮的材料和精度等级1.材料选择查表选取大小齿轮材料均为45号钢调质。
小齿轮齿面硬度为250HBS,大齿轮齿面硬度为220HBS。
250HBS-220HBS=30HBS;符合要求；220<250<350;为软齿面。
2.齿轮为8级精度。
3.试选小齿轮齿数=20 ===70。
二．按齿面接触疲劳强度设计由齿面接触疲劳强度设计公式1.试选载荷系数。
2.计算小齿轮传递的转矩=3.由表选取齿宽系数。
4.确定弹性影响系数据表得。
5.确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动。
6.根据循环次数公式计算应力循环次数=7.查图得接触疲劳寿命系数8.查图得解除疲劳极限应力9.计算解除疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数=540MPaMPa10.由接触强度计算小齿轮的分度圆直径11.计算齿轮的圆周速度12.计算载荷系数查表得接触强度载荷系数13.按实际的载荷系数校正分度圆直径取标准m=5.14.计算齿轮的相关参数15.圆整并确定齿宽三．校核齿根弯曲疲劳强度1.确定弯曲强度载荷系数2.计算当量齿数3.查表得4.计算弯曲疲劳许用应力由图得弯曲疲劳寿命系数按脉动循环变应力确定许用应力4.校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。
参考资料：1.《机械设计手册》第四版化学工业出版社第3卷成大先主编。
2.《机械设计同步辅导及习题全解》中国矿业大学出版社3.百度文库。
锥齿轮传动设计计算
锥齿轮传动计算卡编号：16（弧齿锥齿轮）产品型号：订货号：10026零件件号：①30201②30202计算人 ：计算日期：注：“度.分秒”标注示例 — 56.0638 表示56度6分38秒；35.596 表示35度59分60秒（即36度）。
项目①小轮②大轮几何参数：旋 向右 旋左 旋齿数Z1324大端端面模数m7.5毫米轴交角Σ90度法向压力角αn20度中 点 螺 旋 角βm39度齿宽b30毫米全齿高系数x t 1.888工作齿高系数x w 1.7顶隙 系 数c0.188高度变位系数x0.2756-0.2756切向变位系数x s0.0069-0.0069分度圆直径d97.5毫米180毫米外锥距Ra102.3551毫米毫米分度圆锥角δ28.2635度.分秒61.3325度.分秒顶锥角（等顶隙）δa33.5627度.分秒64.4516度.分秒根锥角δf25.1444度.分秒56.0333度.分秒齿顶高h a8.442毫米 4.308毫米齿根高h f 5.718毫米9.852毫米全齿高h t14.16毫米毫米工作齿高h12.75毫米毫米大端分度圆理论弧齿厚Sa13.893毫米9.669毫米大端顶圆直径d a112.346毫米184.104毫米分锥顶点至轮冠距离A k85.979毫米44.962毫米大端法向弦齿厚S n9.701毫米（单号单面切削法） 6.893毫米大端法向弦齿高H n8.276毫米 4.224毫米重合度ε总 1.714ε纵向 1.221ε端面 1.203较小！大 端 螺 旋 角βa43.0453度.分秒小 端 螺 旋 角βi35.522度.分秒刀盘名义直径选定值Dc190.5毫米公差值：（按 GB11365--89 锥齿轮和准双曲面齿轮精度）精度等级Ⅰ:7Ⅱ:6Ⅲ:6最小法向侧隙种类c法向侧隙公差种类C图样标 注7-6-6c GB 11365--89齿厚上偏差Ess-0.053毫米-0.072毫米齿厚下偏差Esi-0.123毫米-0.167毫米齿厚公差Ts0.07毫米0.095毫米最小法向侧隙jn min0.074毫米最大法向侧隙jn max0.318毫米切向综合公差F'i0.052毫米0.072毫米一齿切向综合公差f'i0.016毫米0.019毫米齿距累积公差F P0.045毫米0.063毫米齿距极限偏差±f pt0.013毫米0.014毫米齿形相对误差的公差f c0.006毫米0.008毫米接触斑（沿齿长）50% 至70%（沿齿高）55% 至75%轴交角极限偏差±EΣ（齿宽中点处的线值）0.032毫米齿坯顶锥母线跳动公差0.025毫米0.03毫米基准端面直径25毫米320毫米齿坯基准端面跳动公差0.025毫米0.015毫米齿坯轮冠距极限偏差-0.075毫米-0.075毫米齿坯顶锥角极限偏差8分8分齿坯尺寸公差轴径IT5GB 1800--79孔径IT6GB 1800--79外径尺寸极限偏差上偏差0下偏差-IT8GB 1800--79承载能力：名义转矩T 250N·m461.54N·m 名义功率P 26.18kW48.33kW 小 轮转速n1000r / min541.67r / min 材质合金钢渗碳淬火支 承 形 式一个是两端支承，另一个是悬臂许用接触应力ζHP1249.99N/mm21249.99N/mm2计算接触应力ζH765.75N/mm2765.75N/mm2接触强度安全系数S H 2.04 2.04许用齿根应力ζFP795.79N/mm2787.75N/mm2计算齿根应力ζF180.16N/mm2175.11N/mm2弯曲强度安全系数S F 3.35 3.41结论意见： ·安全系数过大，造成浪费！·重合度过小！·大端螺旋角大于小端螺旋角，无反向收缩。
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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)UG/CAD (1)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)?标准直齿锥齿轮的几何参数相关计算 (4)选定齿轮精度等级，材料及齿数 (4)锥齿轮的初步设计 (4)锥齿轮传动的强度校核 (7)齿面接触疲劳强度校核[6] (7)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)齿轮常用的齿形曲线—渐开线 (12)，渐开线的形成及其特性 (12)建模思路 (14)建模过程 (15)建立渐开线齿廓曲线 (15)直齿锥齿轮的建立 (17)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。
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。
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。
／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。
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。
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。
／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。
／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。
／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。
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。
／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。
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。
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。
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，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=×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=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)mmd S S Se 258.17)2646/27.171(27.17)6/1(22122111=⨯-⨯=-⨯=-当量齿轮传动中心距：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)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。