渐开线齿轮设计计算书

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渐开线齿轮设计计算书

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渐开线齿轮设计计算书
/ Q4 y: c& p9 @3 [渐开线齿轮设计计算书
已知条件：增速齿轮
齿轮传递功率 P=3300 kW
高速轴转速 n1=11600 r/min
传动比 i=1.6
工作时间：50000小时
: Z& D  ]) a! v& L; l3 b! Y

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渐开线齿轮设计计算书
一、确定齿轮类型
7 d9 \0 C" Y4 W  D" B( b标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。
2 c& L! Z" ~: A5 l# c+ c
二、选择材料
  R6 M8 Q$ A. d. a! [2 M# e0 n小齿轮：50SiMn，调质，HB=207～255
大齿轮：42SiMn，调质，HB=196～255
根据图2.5-14(a)和图2.5-43(a)，取σHlim1=1350 MPa，σHlim2=1350 MPa，σFlim1=360 MPa，σFlim2=360 MPa。
齿面粗糙度Rz1=3.2 μm，Rz2=3.2 μm，
+ S  U$ ]* ^7 F. w& z/ K* {齿根表面粗糙度Rz1=10 μm，Rz2=10 μm。
大、小齿轮设计修缘量Ca1=30 μm，Ca2=30 μm。
油浴润滑，ν50=20 mm^2/s，胶合承载能力为FZG7级。
/ s) [! J% y/ u% p% [$ ^6 L
7 k" b0 K; k1 c3 ]( H三、初步确定主要参数
$ U0 U4 i- m0 v- S5 E+ R8 o1.按接触强度初步确定中心距a（根据表2.5-1）
系数Aa：螺旋角β=8～12°，根据表2.5-2，对于钢对钢的齿轮副Aa=476
. A! ^( m; J* z  l0 c/ `0 @4 \7 L载荷系数k：取k=2
7 v6 Q4 j/ X9 \3 o$ x( I7 g* _齿宽系数φa：根据表2.5-4，φa=0.5
小齿轮的名义转矩：T1=9549*P/n1=2717 N·m
许用接触应力：σHlim=min{σHlim1，σHlim2}=1350 MPa
8 }* s2 q- t/ V9 ]. ^9 b* qσHP=0.9*σHlim=1215.00 MPa
计算：a=Aa*(u+1)*[(K*T1)/(Φa*u*бHP^2)]^(1/3)≥205.83 mm
圆整为a=250 mm。
2.初步确定模数、齿数、螺旋角
根据表2.1-1，取模数m=3.5 mm
由表2.2-1的公式可导出
! x+ {9 Y' R( Q初选β=12°
0 G+ i3 F. O+ l( v7 Y/ S3 VΖ1=2acosβ/[m*(u+1)]=53.74
取Ζ1=54，Ζ2=u*Ζ1=86.40，取Ζ2=87。
2 W  B, J$ n+ k* SΖ2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=1.611。
. V! n8 h4 X. ]精算β=arccos[m*(Ζ2+Ζ1)/2a]=9°14′55″

( s1 e9 Q& d! _$ m6 K1 K% Y四、其他几何参数的计算（根据表2.2-1）
+ Y9 l# W5 k+ @: \* f9 X1.分度圆压力角
αn=20°00′00″
2.齿顶高系数
- N5 C, F7 n) B6 c; Q" P" f4 Ghanˇ=1
3.顶隙系数
cnˇ=0.25
4.齿宽
- K. a/ m- `+ A! Z3 [b1=140 mm，b2=140 mm
8 k5 `/ Z6 r% p' {3 _& P5.齿数比
u=Ζ2/Ζ1=1.611
% r$ B1 A- c& \8 B' t/ `: V6.分度圆直径
d1=mn*Ζ1/cosβ=191.489 mm
' c3 g0 \5 l. nd2=mn*Ζ2/cosβ=308.511 mm
7.基圆直径
αt=arctan(tanαn/cosβ)=20°14′32″
1 v& y6 o7 J$ e. tdb1=d1*cosαt=179.662 mm
* N# ]* e, j) U; F0 g9 Q* Qdb2=d2*cosαt=289.457 mm
5 ?+ j6 M: o+ T" H2 U8.齿顶高
ha1=ha2=hanˇ*mn=3.500 mm
9.齿根高
0 Y% Y. Z% f* H7 Uhf1=hf2=(hanˇ+cnˇ)*mn=4.375 mm
- e5 e: \& L, w4 c/ L7 G10.全齿高
h1=h2=ha1+hf1=ha2+hf2=7.875 mm
11.齿顶圆直径
da1=d1+2*ha1=198.489 mm
  o! q* ?8 f/ c  tda2=d2+2*ha2=315.511 mm
; c% R6 d' W" s. t. U% Z12.齿根圆直径
9 p/ h7 |4 `# T; i/ ddf1=d1-2*hf1=182.739 mm
- j2 T% q5 e, qdf2=d2-2*hf2=299.761 mm
13.齿顶压力角
αat1=arccos(db1/da1)=25°9′24″
αat2=arccos(db2/da2)=23°26′52″
14.端面重合度
α′t=αt
" V2 L* o1 C) q2 U1 C. _εα=[Ζ1(tanαat1-tanα′t)+Ζ2(tanαat2-tanα′t)]/2π=1.767
7 M5 u; ^; c% h0 Y; w/ K2 s/ E/ p8 o15.轴向重合度
εβ=b*sinβ/(π*mn)=2.046（b=min{b1，b2}）
" o! n& L% w* L16.总重合度
/ |3 Z7 p1 U5 P2 Oεγ=εα+εβ=3.813
" y# K4 C5 z; I8 L$ l/ u17.当量齿数
Ζv1=Ζ1/(cosβb^2*cosβ)=55.988
Ζv2=Ζ2/(cosβb^2*cosβ)=90.203

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五、齿厚测量尺寸的计算
1.公法线长度

跨齿数：Ζ1′=Ζ1*invαt/invαn=56.06
: a. S9 k" Y* bΖ2′=Ζ2*invαt/invαn=90.31
! K% m8 y+ `( U! H+ Ck1=αn*Ζ1′/180°+0.5=6.73
k2=αn*Ζ2′/180°+0.5=10.53

取k1=7，k2=11
# C. [: U$ W: m0 VWk1=Wk1ˇ*mn=cosαn*[π(k1-0.5)+Ζ1′*invαn]*mn=69.9088 mm
Wk2=Wk2ˇ*mn=cosαn*[π(k2-0.5)+Ζ2′*invαn]*mn=112.9178 mm
' ]1 _$ L0 D6 T4 r: d9 Y6 o7 G2.分度圆弦齿厚、弦齿高

弦齿厚：s1¨=mn*Ζv1*sin(π/2Ζv1)=5.4971 mm
1 D8 T3 |2 {1 v/ F4 ps2¨=mn*Ζv2*sin(π/2Ζv2)=5.4975 mm
. z. Y  P& o6 U6 t# b; ]
弦齿高：h1¨=ha1+0.5*mn*Ζv1*[1-cos(π/2Ζv1)]=3.5386 mm
" r! l6 }( Q- E! E( F; fh2¨=ha2+0.5*mn*Ζv2*[1-cos(π/2Ζv2)]=3.5239 mm
3.固定弦齿厚、弦齿高
8 L+ K- X+ Z8 f' l$ {/ K4 _- j  Z
弦齿厚：sc1¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
sc2¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
# f/ q( a% Y1 e' \: \
弦齿高：hc1¨=ha1-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
' P$ O0 o* L( N" Qhc2¨=ha2-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
% R! d' u+ B0 t& y1 ]4.量柱（球）直径、量柱（球）跨距
" X: x3 _! s. w2 ^% l! R
7 ~& E% x3 t- p" b. X3 D2 H量柱（球）直径：dp1=1.68*mn=5.8800 mm
3 G$ i( v! A: `- s( N' }# [& Jdp2=1.68*mn=5.8800 mm

- v9 _* m( d+ l( ^: J3 h; \量柱（球）中心的渐开线端面压力角：
invαMt1=invαt+dp1/(mn*Ζ1*cosαn)-π/2Ζ1，αMt1=21°48′1″
invαMt2=invαt+dp2/(mn*Ζ2*cosαn)-π/2Ζ2，αMt2=21°14′19″
, r0 v' F% s7 o. B
) l& \# m0 j: ^量柱（球）跨距：M1=d1*cosαt/cosαMt1+dp1=155.2486 mm
" x9 u$ J; s9 hM2=d2*cosαt*cos(π/2Ζ2)/cosαMt2+dp2=245.5618 mm
- n1 J; ^, ?7 ~+ t/ ]3 f2 \7 p2 M
六、接触疲劳强度的校核
/ b  s/ O9 B; X$ l# C* y1.名义切向力
! `1 L: a; J3 y5 uFt=2000T1/d1=28373 N
2.使用系数（根据表2.5-7）
! P: m7 k, }2 `! LΚA=1.25，因为增速传动乘以1.1，得ΚA=1.375
/ I0 |0 `; y  R3 @" ^8 p* |3.动载系数（根据表2.5-11）
! B( u4 l' h# P* D& _' q) B
计算单对齿刚度和啮合刚度（根据表2.5-32）

理论修正值：Cm=0.8

轮坯结构系数：实心齿轮CR=1

" ?! E* X2 p0 t; G! o1 r: B基本齿廓系数：CB1=[1+0.5*(1.2-hfp1/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
1 A5 z/ q! {0 r! w. s) L% S0 \' uCB2=[1+0.5*(1.2-hfp2/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
9 u1 K0 @% ~5 ^CB=(CB1+CB2)/2=0.97

齿轮柔度的最小值：
q′=0.04723+0.15551/Ζv1+0.25791/Ζv2=0.05287 (mm?μm)/N
1 m  O1 _5 }6 C" B+ f" [
单对齿刚度理论值：Cth′=1/q′=18.92 N/(mm?μm)
0 y  t; M: {" X( _* t* Jξ=2*E1*E2/(E1+E2)=1.00
+ ~  `0 t4 k) l- @3 Q
5 B( l1 t- i) L# v: Q单对齿刚度：c′=ξ*Cth′*Cm*CR*CB*cosβ=14.5623 N/(mm?μm)
; I& J2 J* K4 K, j. t
3 f, \  L6 b% ?5 Q/ a啮合刚度：cr=(0.75*εα+0.25)*c′=22.9392 N/(mm?μm)

计算临界转速比（根据表2.5-12）

平均直径：dm1=(da1+df1)/2=190.614 mm
% X* o, L& q9 V' M/ fdm2=(da2+df2)/2=307.636 mm
! n9 |) H; S' g& p+ h$ Z5 W
轮缘内腔直径比：q1=Di1/dm1=0.000
7 Z. E3 ^  n) N, l. Pq2=Di2/dm2=0.000

4 L/ Y4 T- d# z) a. {' z转动惯量：I1=πρ1*b1*(1-q1^4)*dm1^4/32=1415277.860 kg?mm^2
4 [. f: a3 L$ t9 z* WI2=πρ2*b2*(1-q2^4)*dm2^4/32=9602209.037 kg?mm^2

4 M( e; u0 H/ U5 v, I  E; d当量质量：m1=I1/(b1*rb1^2)=1.253 kg/mm
m2=I2/(b2*rb2^2)=3.274 kg/mm

! A! f% U* T4 b$ n% V- `+ T诱导质量：mred=m1*m2/(m1+m2)=0.9061 kg/mm
9 s9 J# P; g2 E
临界转速：nE1=30000/(πΖ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min

4 J( x0 E. Q5 f, L# H, R7 X, n1 d临界转速比：N=n1/nE1=13.037

- N" s+ i0 f8 A4 S; R. g8 ^0 e计算齿廓跑合量（根据表2.5-30）
4 ~( E# ^/ [1 F2 g; }4 dya1=160/σHlim1*fpb1=0.759 μm
ya2=160/σHlim2*fpb2=0.853 μm
ya=(ya1+ya2)/2=0.806 μm

& U0 _# U4 B; O计算系数Bp，Bf，Bk（根据表2.5-16）

  l! Y& w4 d9 w" F7 S0 f* T! ^; k; S有效基节偏差：fpbeff=fpb2-yp=fpb2-ya=6.394 μm
' x  g; F) s! p0 @# ?
有效齿形公差：ffeff=ff2-yf=ff2-ya=7.094 μm

设计修缘量：Ca=(Ca1+Ca2)/2=30.000 μm
Bp=c′*fpbeff/(Ft*ΚA/b)=0.334
Bf=c′*ffeff/(Ft*ΚA/b)=0.371
$ q# z! U& }$ w' MBk=|1-c′*Ca/(Ft*ΚA/b)|=0.568

. n; \! w. r' N+ O/ F计算系数Cv（根据表2.5-15）
' Q' Z, f6 w# F% }" ~εγ＞2，取Cv1=0.32
Cv2=0.57/(εγ-0.3)=0.162
1 A  m$ k) z4 t) u: HCv3=0.096/(εγ-1.56)=0.043
Cv4=(0.57-0.05*εγ)/(εγ-1.44)=0.160
Cv5=0.47
Cv6=0.12/(εγ-1.74)=0.058
εγ＞2.5，取Cv7=1.0
/ P+ Y8 e$ C! V3 U6 a. ^" c3 e6 ZN≥1.5，属于超临界区
Κv=Cv5*Bp+Cv6*Bf+Cv7=1.1785
4.齿向载荷分布系数（根据表2.5-18）
0 n  K0 c5 ~/ [
; v! h# h: [* M8 f) j) v计算加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量
0 T+ m% V6 L$ N( M* l
# s& K2 v4 G  x1 ~( S" C装配时进行检验调整，fma=0.5*Fβ1=6.000 μm

取小齿轮结构系数（根据表2.5-21）
; c2 v0 j3 X* E7 M) a; z
* Q% Q# T% {8 J刚性，Κ′=0.48
- B5 B8 o* P9 Z1 g6 M. r1 H; s
计算小齿轮结构尺寸系数（根据表2.5-22）
' h. k5 M( [$ D6 y, m# b3 x. A
通过该对齿轮的功率Κ=100％
! w3 q0 W, s8 w9 f) z- gB′=1+2*(100-Κ)/Κ=1.000
γ=[|B′+Κ′*l*s/d1^2*(d1/dsh)^4-0.3|+0.3]*(b/d1)^2=0.550 (μm?mm)/N

计算单位载荷作用下的啮合齿向误差（根据表2.5-20）
/ q$ x" z8 ~, w7 ?
一般齿轮fsh0=0.023*γ=0.013 (μm?mm)/N
6 Q- D( V9 k# p' T7 I$ P4 N" D# J
综合变形产生的啮合齿向误差分量fsh=(Ft*ΚA*ΚV/b)*fsh0=4.157 μm

初始啮合齿向误差：

受载时接触不良Fβx=1.33*fsh+fma=11.529 μm

计算齿向跑合系数（根据表2.5-23）
) N2 @; t' m8 G' Qxβ1=1-320/σHlim1=0.763 μm
' t* x3 {! V. i  z9 G: _$ ixβ2=1-320/σHlim2=0.763 μm
xβ=(xβ1+xβ2)/2=0.763 μm

( ]1 Z5 t5 L6 }& ~* T跑合后啮合齿向误差Fβy=Fβx*xβ=8.796 μm
4 z" F+ s( R+ A" f, x( l3 YΚHβ=1+0.5*Fβy*cr/(Ft*ΚA*ΚV/b)=1.3072
5.齿间载荷分配系数（根据表2.5-29）
ΚtH/b=Ft*ΚA*ΚV*ΚHβ/b=429.291 N
# m" [! a1 W" u( {; S5 b. eΚHα=0.9+0.4*[2*(εγ-1)/εγ]^0.5*cr*(fpb-ya)/(ΚtH/b)=1.0660
: }' \1 W- [+ d$ e8 |1 d) {/ _, G6.节点区域系数

: l0 U0 i  `0 \# T) ^8 L) ^+ O基圆螺旋角βb=arccos{[1-(sinβ*cosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
. Q+ W; J8 s  }) m: aΖH=[2*cosβb*cosα′t/(cosαt^2*sinα′t)]^0.5=2.4641
7.弹性系数
ΖE={1/π[(1-ν1^2)/E1+(1-ν^2)/E2]}^0.5=189.81 MPa^0.5
8.重合度系数（根据表2.5-35）
& r& }* D8 j& P+ FΖε=(1/εα)^0.5=0.7523
# J% f) y8 K/ M: b1 u5 b
* m( |- t' y4 c9 v+ [8 R$ B  V经验算：ΚHα≤εγ/(εα*Ζε^2)
原文来自:http://bbs.21mould.net/viewthread.php?tid=4141

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9.螺旋角系数
Ζβ=(cosβ)^0.5=0.9935
, V2 Z1 k) Z, W8 y! l6 X5 J10.单对齿啮合系数（根据表2.5-33）
ΖB=tanα′t/{[(da1^2/db1^2-1)^0.5-2π/Ζ1]*[(da2^2/db2^2-1)^0.5-(εα-1)*2π/Ζ2]}^0.5=1.0087
ΖD=1
: V# m% A  _. w. r: R9 O7 U1 |11.寿命系数（根据表2.5-40）
NL1=n1*L=34800000000
NL2=NL1/u=21600000000
2 U4 L" E( X! l: E: a0 J2 KΖNT1=(5*10^7/NL1)^0.0306=0.8185
ΖNT2=(5*10^7/NL2)^0.0306=0.8305
/ g7 E8 V) G1 J3 g0 B5 b3 c8 `12.润滑剂系数（根据表2.5-36）
) W  y2 ?" N/ PσHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZL1=σHlim1/4375+0.6357=0.910
  Y! y2 Z0 U. mΖL1=CZL1+4*(1.0-CZL1)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
2 b' {0 L0 v+ U0 E! b& w5 qσHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZL2=σHlim2/4375+0.6357=0.910
/ W" c% @3 S- W# }* z/ fΖL2=CZL2+4*(1.0-CZL2)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
13.速度系数（根据表2.5-36）
σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZV1=0.85+(σHlim1-850)/350*0.08=0.930
  k7 e! D! B' z) k* mΖV1=CZV1+2*(1.0-CZV1)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZV2=0.85+(σHlim2-850)/350*0.08=0.930
# ^% Q+ `! L( f5 h- E7 N: x% \ΖV2=CZV2+2*(1.0-CZV2)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650
14.粗糙度系数（根据表2.5-37）

节点处曲率半径：ρ1=0.5*db1*tanα′t=33.126 mm
% {) C3 h0 W$ E8 oρ2=0.5*db2*tanα′t=53.371 mm

节点处诱导曲率半径：ρred=ρ1*ρ2/(ρ1+ρ2)=20.440 mm
" w; n2 o7 S' S1 v6 o! E2 ]
相对平均表面粗糙度：Rz10=(Rz1+Rz2)/2*(10/ρred)^(1/3)=2.521
% V/ o) F: N7 i+ X7 M' S* S+ ^σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZR1=0.32-0.0002*σHlim1=0.080
ΖR1=(3/Rz10)^CZR1=1.0140
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZR2=0.32-0.0002*σHlim2=0.080
  R$ J: n; v8 a' ?, V* u0 _0 SΖR2=(3/Rz10)^CZR2=1.0140
15.齿面工作硬化系数
1 P0 B1 m5 _  {% Z2 V2 yHB＞470HBW，取HB=470
+ l: Q% b* J# rΖW1=ΖW2=1.2-(HB-130)/1700=1
16.尺寸系数（根据表2.5-41）
1 {9 A: q+ k# E  D' g1 `ΖX1=1.0000
ΖX2=1.0000
2 a: Z. Z* c$ [7 f! V17.最小安全系数
; I, w! r) g3 Y0 w
: F. V( y$ Q" M; r根据表2.5-42，取SHmin=1.60，SFmin=2.00
5 D' i+ v: T. R/ c18.计算接触应力（表2.5-6）
+ \$ j$ X( x) P" G+ U! P. s' lбH0=ΖHΖEΖεΖβ[Ft/(d1*b)?(u+1)/u]^0.5=457.83 MPa
+ d0 P3 u3 H( g* U) h0 i& @бH1=ΖB*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=693.96 MPa
бH2=ΖD*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=687.98 MPa
19.许用接触应力（表2.5-6）
бHP1=бHG1/SHmin=бHlim1*ΖNT1ΖL1ΖV1ΖR1ΖW1ΖX1/SHmin=688.59 MPa
бHP2=бHG2/SHmin=бHlim2*ΖNT2ΖL2ΖV2ΖR2ΖW2ΖX2/SHmin=698.69 MPa
# \) ~+ @/ k3 S5 F0 M8 C  {: y
由以上计算可知：бH1＞бHP1，小齿轮的接触强度不满足要求
: P* q: U, n3 vбH2≤бHP2，大齿轮的接触强度满足要求。
20.接触强度计算安全系数（表2.5-6）
SH1=бHG1/бH1=1.59
SH2=бHG2/бH2=1.62

: x$ ?1 N+ H% d七、弯曲疲劳强度的校核
0 |5 H3 u7 M$ t, a: @1.齿向载荷分布系数
& C2 y. x2 t7 z6 H( qN=(b/h)^2/[1+(b/h)+(b/h)^2]，b/h取大小齿轮中的小值。
ΚFβ=ΚHβ^N=1.2877
2.齿间载荷分配系数（根据表2.5-44）
0 S3 \1 w/ v& N1 S) d! OΚFα=ΚHα=1.0660
3.齿形系数（根据表2.5-45）
(1).小齿轮
6 g% m/ i5 k5 }0 ^Spr1=pr1-q1
# }/ i( o4 z, V; U7 g* x; c7 d, HE1=πmn/4-hfp1*tanαn+Spr1/cosαn-(1-sinαn)*ρfp1/cosαn=0.2252 mm
G1=ρfp1/mn-hfp1/mn=-0.8700
# X5 Z3 y  e6 u3 p$ }2 T% Kβb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
H1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934
/ G9 F( s4 Z( r1 a9 l1 Eθ1=(2G1/ΖV1)*tanθ1-H1，得θ1=54°25′38″
SFn1/mn=ΖV1*sin(π/3-θ1)+3^(1/3)*(G1/cosθ1-ρfp1/mn)=2.1886
ρF1/mn=ρfp1/mn+2*G1^2/[cosθ1*(ΖV1*cosθ1^2-2*G1)]=0.5058
* k2 r+ D* k1 M; K3 c( cεαV=εα/cosβb^2=1.8082
- L7 H( r4 d3 t  @3 H8 ndV1=mn*ΖV1=195.9580 mm
dbV1=dV1*cosαn=184.1403 mm
2 F$ Y) D( f: {1 g1 }daV1=dV1+da1-d1=202.9580 mm
deV1=2*{[((daV1/2)^2-(dbV1/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV1/2)^2}^0.5=196.5194 mm
, `. R- N0 Y& LαeV1=arccos(dbV1/deV1)=20°26′42″
γe1=(π/2)/ΖV1+invαn-invαeV1=1°32′50″
αFeV1=αeV1-γe1=18°53′52″
hFe1/mn=[(cosγe1-sinγe1*tanαFeV1)*deV1/mn-ΖV1*cos(π/3-θ1)-G1/cosθ1+ρfp1/mn]/2=0.8806
* ]" v$ s/ G, F$ V, T2 z, ]УF1=6*(hFe1/mn)*cosαnFeV1/[(SFn1/mn)*cosαn]=1.1105
" D( ?7 w" y# w/ O(2).大齿轮
Spr2=pr2-q2
E2=πmn/4-hfp2*tanαn+Spr2/cosαn-(1-sinαn)*ρfp2/cosαn=0.2252 mm
7 i2 X  O! N8 M' F& f: k/ Q' OG2=ρfp2/mn-hfp2/mn=-0.8700
βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
, a( H6 v( o3 JH2=2/ΖV2*(π/2-E2/mn)-π/3=-1.0138
6 c9 q( Y: B2 Q5 hθ2=(2G2/ΖV2)*tanθ2-H2，得θ2=56°25′17″
SFn2/mn=ΖV2*sin(π/3-θ2)+3^(1/3)*(G2/cosθ2-ρfp2/mn)=2.2475
ρF2/mn=ρfp2/mn+2*G2^2/[cosθ2*(ΖV2*cosθ2^2-2*G2)]=0.4733
εαV=εα/cosβb^2=1.8082
dV2=mn*ΖV2=315.7105 mm
dbV2=dV2*cosαn=296.6708 mm
daV2=dV2+da2-d2=322.7105 mm
deV2=2*{[((daV2/2)^2-(dbV2/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV2/2)^2}^0.5=316.5102 mm
0 Q2 X7 X6 w& e1 P( c1 T2 gαeV2=arccos(dbV2/deV2)=20°23′38″
% Y# V% j8 u9 F: jγe2=(π/2)/ΖV2+invαn-invαeV2=0°56′40″
1 d+ L/ J. R: w+ C. s$ C" NαFeV2=αeV2-γe2=19°26′59″
hFe2/mn=[(cosγe2-sinγe2*tanαFeV2)*deV2/mn-ΖV2*cos(π/3-θ2)-G2/cosθ2+ρfp2/mn]/2=0.9094
. t5 D4 M& u5 cУF2=6*(hFe2/mn)*cosαnFeV2/[(SFn2/mn)*cosαn]=1.0839
4.应力修正系数

) A3 v$ n- q9 k$ m8 V齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值
L1=SFn1/hFe1
4 C+ {) w, G5 E' D/ R% h8 KL2=SFn2/hFe2

, x8 N5 A- o% @) }  @- G齿根圆角参数
qs1=SFn1/(2*ρF1)
" U$ V& Y. u: e. C8 Lqs2=SFn2/(2*ρF2)
УS1=(1.2+0.13*L1)*qs1^[1/(1.21+2.3*L1)]=2.1862
! d- H& [5 I6 Y1 Q$ n/ p0 WУS2=(1.2+0.13*L2)*qs2^[1/(1.21+2.3*L2)]=2.2785
5.重合度系数
Уε=0.25+0.75/εαV=0.6648
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