渐开线齿轮设计计算书

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渐开线齿轮设计计算书
渐开线齿轮设计计算书
; A7 x$ E4 |% q  i6 i已知条件：增速齿轮
齿轮传递功率 P=3300 kW
$ r% P* ]% p2 i! ?0 N高速轴转速 n1=11600 r/min
3 y# g# u4 H8 ?; ~3 b, a传动比 i=1.6
2 N  u. {3 a$ ]& Q工作时间：50000小时

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渐开线齿轮设计计算书
1 G; i4 E9 {3 Q! M一、确定齿轮类型
标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。

二、选择材料
小齿轮：50SiMn，调质，HB=207～255
; J; N7 l+ b- x" l2 w大齿轮：42SiMn，调质，HB=196～255
% K0 q1 f: R2 D6 F' m* B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，
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。
$ [1 U' s% ~+ I# D油浴润滑，ν50=20 mm^2/s，胶合承载能力为FZG7级。

/ e+ G; g# J# w3 }5 @! k6 L三、初步确定主要参数
+ U0 i( Q- E2 a# i* B1.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
. Y% ?8 G% l5 @* H载荷系数k：取k=2
- a5 a, J& u5 c+ r6 d+ Q齿宽系数φa：根据表2.5-4，φa=0.5
+ m' ?7 n+ ^& y; r3 F小齿轮的名义转矩：T1=9549*P/n1=2717 N·m
& L* u+ l: t$ b许用接触应力：σHlim=min{σHlim1，σHlim2}=1350 MPa
σHP=0.9*σHlim=1215.00 MPa
8 g+ w5 b3 e8 D计算：a=Aa*(u+1)*[(K*T1)/(Φa*u*бHP^2)]^(1/3)≥205.83 mm
圆整为a=250 mm。
: I+ ?% y! A* U; h* I! U2.初步确定模数、齿数、螺旋角
根据表2.1-1，取模数m=3.5 mm
% G0 |: c  W! ^* M9 W由表2.2-1的公式可导出
初选β=12°
# ~9 [$ g& K7 {3 b. J- w1 PΖ1=2acosβ/[m*(u+1)]=53.74
, B, t, L1 @/ w$ b4 R5 ^取Ζ1=54，Ζ2=u*Ζ1=86.40，取Ζ2=87。
Ζ2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=1.611。
精算β=arccos[m*(Ζ2+Ζ1)/2a]=9°14′55″

) n* d0 a; `0 |四、其他几何参数的计算（根据表2.2-1）
1.分度圆压力角
6 p- N. P5 m/ Z$ A- {; Oαn=20°00′00″
* N! n3 j% Z8 s1 f2.齿顶高系数
hanˇ=1
3.顶隙系数
5 U* n, D& _' }. W; G, B& pcnˇ=0.25
: s7 d' O0 s+ w4.齿宽
" i, s' O" x0 X, k1 J4 \1 m1 p+ jb1=140 mm，b2=140 mm
1 a3 {" E0 I1 D5.齿数比
u=Ζ2/Ζ1=1.611
5 k5 U4 E5 r5 x1 `3 N, A6.分度圆直径
d1=mn*Ζ1/cosβ=191.489 mm
! @4 f2 o! ~; m2 E' P( \: qd2=mn*Ζ2/cosβ=308.511 mm
7.基圆直径
9 T. j7 o. i0 h3 ]1 ?αt=arctan(tanαn/cosβ)=20°14′32″
6 O( o+ g+ B+ ~6 Z0 bdb1=d1*cosαt=179.662 mm
db2=d2*cosαt=289.457 mm
8.齿顶高
7 \$ A" p" a# K' Xha1=ha2=hanˇ*mn=3.500 mm
9.齿根高
hf1=hf2=(hanˇ+cnˇ)*mn=4.375 mm
10.全齿高
+ S' S" f* E: Z- a6 A1 v6 |h1=h2=ha1+hf1=ha2+hf2=7.875 mm
11.齿顶圆直径
5 A+ t5 z$ E4 l* M% _da1=d1+2*ha1=198.489 mm
3 i$ q# O3 ^$ B( ^* Gda2=d2+2*ha2=315.511 mm
12.齿根圆直径
$ v! h: v: X3 w7 U8 T; vdf1=d1-2*hf1=182.739 mm
df2=d2-2*hf2=299.761 mm
13.齿顶压力角
; l; [  L. n, a5 Bαat1=arccos(db1/da1)=25°9′24″
αat2=arccos(db2/da2)=23°26′52″
14.端面重合度
α′t=αt
! [3 E1 S+ D  ^: _$ yεα=[Ζ1(tanαat1-tanα′t)+Ζ2(tanαat2-tanα′t)]/2π=1.767
15.轴向重合度
εβ=b*sinβ/(π*mn)=2.046（b=min{b1，b2}）
16.总重合度
εγ=εα+εβ=3.813
! p0 p( h; [+ C2 l3 w17.当量齿数
0 S$ }0 G* c4 @% L/ hΖv1=Ζ1/(cosβb^2*cosβ)=55.988
7 F; n: k' E, [+ NΖv2=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

4 Z& t1 e5 i: F1 f# F0 O; B/ K& e% C跨齿数：Ζ1′=Ζ1*invαt/invαn=56.06
Ζ2′=Ζ2*invαt/invαn=90.31
k1=αn*Ζ1′/180°+0.5=6.73
k2=αn*Ζ2′/180°+0.5=10.53
2 A6 w& G. c% `! I" n& ?
8 s. o" @4 ?  W3 \取k1=7，k2=11
Wk1=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
2.分度圆弦齿厚、弦齿高

弦齿厚：s1¨=mn*Ζv1*sin(π/2Ζv1)=5.4971 mm
" r' S% A( m4 Ns2¨=mn*Ζv2*sin(π/2Ζv2)=5.4975 mm

3 b1 Q  X4 b, V4 j. S: {5 `弦齿高：h1¨=ha1+0.5*mn*Ζv1*[1-cos(π/2Ζv1)]=3.5386 mm
h2¨=ha2+0.5*mn*Ζv2*[1-cos(π/2Ζv2)]=3.5239 mm
3.固定弦齿厚、弦齿高

弦齿厚：sc1¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
. w. {" i9 ?" h3 Y; T7 Z! Ksc2¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
% r. C9 `: i: f
弦齿高：hc1¨=ha1-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
hc2¨=ha2-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
. u6 E/ g+ d  \. \$ ~/ {: a4.量柱（球）直径、量柱（球）跨距

1 u2 B1 t3 F- l2 ~# ^量柱（球）直径：dp1=1.68*mn=5.8800 mm
dp2=1.68*mn=5.8800 mm

量柱（球）中心的渐开线端面压力角：
7 i2 m8 J$ A8 |invαMt1=invαt+dp1/(mn*Ζ1*cosαn)-π/2Ζ1，αMt1=21°48′1″
invαMt2=invαt+dp2/(mn*Ζ2*cosαn)-π/2Ζ2，αMt2=21°14′19″

+ z# k1 H7 f& u量柱（球）跨距：M1=d1*cosαt/cosαMt1+dp1=155.2486 mm
M2=d2*cosαt*cos(π/2Ζ2)/cosαMt2+dp2=245.5618 mm

六、接触疲劳强度的校核
1.名义切向力
Ft=2000T1/d1=28373 N
2.使用系数（根据表2.5-7）
ΚA=1.25，因为增速传动乘以1.1，得ΚA=1.375
3.动载系数（根据表2.5-11）

9 [: D7 B8 h. E- b! V6 ^; ~6 j计算单对齿刚度和啮合刚度（根据表2.5-32）
0 o) r5 {+ a5 H! o3 X
& X. G* w, p1 g理论修正值：Cm=0.8

4 A9 G# j6 j5 D. F8 K4 H7 B轮坯结构系数：实心齿轮CR=1

基本齿廓系数：CB1=[1+0.5*(1.2-hfp1/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
$ R5 p( {& Q2 p, G. w# r2 R: ^3 MCB2=[1+0.5*(1.2-hfp2/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
9 C) d7 w( O. l/ s  jCB=(CB1+CB2)/2=0.97

' e  d' H) ]/ y1 o! ?% h( i" l齿轮柔度的最小值：
  f9 z, M/ E) h( eq′=0.04723+0.15551/Ζv1+0.25791/Ζv2=0.05287 (mm?μm)/N
* i. U' X! ^9 l' h  G  g8 X! i
单对齿刚度理论值：Cth′=1/q′=18.92 N/(mm?μm)
ξ=2*E1*E2/(E1+E2)=1.00

  I' G. s7 l$ j, Z5 f单对齿刚度：c′=ξ*Cth′*Cm*CR*CB*cosβ=14.5623 N/(mm?μm)
- ^9 Y4 r) ]$ S1 M' e0 a1 H
啮合刚度：cr=(0.75*εα+0.25)*c′=22.9392 N/(mm?μm)

4 c# `/ g! u0 ~# r! x/ S# F' M计算临界转速比（根据表2.5-12）
* J8 y/ _+ K* o2 \$ ~
平均直径：dm1=(da1+df1)/2=190.614 mm
dm2=(da2+df2)/2=307.636 mm

% s8 I1 b& ?( Z  q轮缘内腔直径比：q1=Di1/dm1=0.000
( s" P4 C1 S% e3 K$ dq2=Di2/dm2=0.000

, G) G  b* T( S* F3 Y# V+ C5 L转动惯量：I1=πρ1*b1*(1-q1^4)*dm1^4/32=1415277.860 kg?mm^2
# b# ^/ ~# l0 `/ N# q+ j8 `. DI2=πρ2*b2*(1-q2^4)*dm2^4/32=9602209.037 kg?mm^2
: I0 O3 c* \! z; R' D
当量质量：m1=I1/(b1*rb1^2)=1.253 kg/mm
m2=I2/(b2*rb2^2)=3.274 kg/mm
0 q5 N7 J% h1 E( M( s" v
诱导质量：mred=m1*m2/(m1+m2)=0.9061 kg/mm

- K6 m9 A! J+ f临界转速：nE1=30000/(πΖ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min
# f. V: \' g, ]' A% R
8 N8 S% T* e& Z) Y临界转速比：N=n1/nE1=13.037

计算齿廓跑合量（根据表2.5-30）
  a, l9 ?5 F$ W* x2 G' }! S) Mya1=160/σHlim1*fpb1=0.759 μm
9 W( w" b* Y; h0 R. tya2=160/σHlim2*fpb2=0.853 μm
5 {7 H0 b, b8 d3 bya=(ya1+ya2)/2=0.806 μm
" M# Y% w) X7 Z) w) F1 O% B* d
. ~' }' \. J0 p& k7 W- [7 A计算系数Bp，Bf，Bk（根据表2.5-16）
0 m% |; C, R7 E. h
% h0 I% o6 k6 n* |0 s有效基节偏差：fpbeff=fpb2-yp=fpb2-ya=6.394 μm

有效齿形公差：ffeff=ff2-yf=ff2-ya=7.094 μm
" r" ~/ o) w( t$ G/ T; g& P
8 F. d6 o7 c% s6 o6 C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
8 O5 S1 X! k" [( p+ n/ f. SBk=|1-c′*Ca/(Ft*ΚA/b)|=0.568
( M7 o2 i! i  s" ~6 m) t# }
5 ~1 w: O& o& p% n9 g计算系数Cv（根据表2.5-15）
εγ＞2，取Cv1=0.32
% ?  ?+ @; @8 X! PCv2=0.57/(εγ-0.3)=0.162
Cv3=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
+ z0 V, d0 k. V2 @. V  |7 ]εγ＞2.5，取Cv7=1.0
N≥1.5，属于超临界区
7 Q' k6 f( v% _, E3 YΚv=Cv5*Bp+Cv6*Bf+Cv7=1.1785
! o" t: P: O, d( F: \4.齿向载荷分布系数（根据表2.5-18）
0 \8 J3 W) ], v
3 b; T8 k$ T; w5 y2 s1 e2 D; ?计算加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量

& p& _& c' b7 t; h2 ]装配时进行检验调整，fma=0.5*Fβ1=6.000 μm
& T' I/ O- X# [7 h" G. E2 N# p5 o
  Z8 K7 V( L! ^* f1 h取小齿轮结构系数（根据表2.5-21）

刚性，Κ′=0.48
5 d) f/ H' P9 m9 B1 t, |/ t
6 |+ I+ I( {. a5 P: V计算小齿轮结构尺寸系数（根据表2.5-22）
  P) k4 V0 N. `1 \& ]
通过该对齿轮的功率Κ=100％
B′=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）

: O3 t4 ]* v: L& w1 t: U& R2 X一般齿轮fsh0=0.023*γ=0.013 (μm?mm)/N

- [% G% ^) I/ n) o! V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：
- k% a! s! }& i4 O- a
$ e: g2 z: I& o受载时接触不良Fβx=1.33*fsh+fma=11.529 μm
9 }4 Q' S  p$ p0 T" G6 j
. V+ V# t2 Q" ~+ }9 y计算齿向跑合系数（根据表2.5-23）
xβ1=1-320/σHlim1=0.763 μm
% E8 u" j, n7 ^: }4 Z" mxβ2=1-320/σHlim2=0.763 μm
xβ=(xβ1+xβ2)/2=0.763 μm
! z% G7 L+ X' ]' k3 |0 Q8 J3 h" b, v& N
+ }5 e$ L" S4 o  ~& \跑合后啮合齿向误差Fβy=Fβx*xβ=8.796 μm
7 J0 x* j* Z7 k) f( z$ _& O: mΚHβ=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
% P9 P9 C8 t" s* |- CΚHα=0.9+0.4*[2*(εγ-1)/εγ]^0.5*cr*(fpb-ya)/(ΚtH/b)=1.0660
1 w) T3 D% [; a1 g- G6.节点区域系数
2 Y( L6 Y+ Q$ T3 R; S" X4 P4 z
基圆螺旋角βb=arccos{[1-(sinβ*cosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
ΖH=[2*cosβb*cosα′t/(cosαt^2*sinα′t)]^0.5=2.4641
7.弹性系数
2 [( `$ ^4 D8 O2 q( z* lΖE={1/π[(1-ν1^2)/E1+(1-ν^2)/E2]}^0.5=189.81 MPa^0.5
# B+ H( b( d  q) e8.重合度系数（根据表2.5-35）
% W6 g/ s- F6 X3 e) \! r) ZΖε=(1/εα)^0.5=0.7523

; R$ v$ y  \& d经验算：ΚHα≤εγ/(εα*Ζε^2)
+ C  i9 g& o+ z原文来自:http://bbs.21mould.net/viewthread.php?tid=4141

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9.螺旋角系数
! L; U) c0 x4 gΖβ=(cosβ)^0.5=0.9935
10.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
11.寿命系数（根据表2.5-40）
8 o/ T  v/ F  s8 Z& I1 bNL1=n1*L=34800000000
& C- [: K% ^7 ~; v( [6 l' ENL2=NL1/u=21600000000
ΖNT1=(5*10^7/NL1)^0.0306=0.8185
ΖNT2=(5*10^7/NL2)^0.0306=0.8305
12.润滑剂系数（根据表2.5-36）
9 h" q& _: ?/ M* B3 |% PσHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZL1=σHlim1/4375+0.6357=0.910
ΖL1=CZL1+4*(1.0-CZL1)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZL2=σHlim2/4375+0.6357=0.910
' {" r/ V0 ]8 V2 nΖL2=CZL2+4*(1.0-CZL2)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
/ ^. m  c4 S) `; o  V13.速度系数（根据表2.5-36）
9 ~: t, l) j9 |% J' dσHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZV1=0.85+(σHlim1-850)/350*0.08=0.930
ΖV1=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
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）
; s. u) `) _4 \+ ~, [9 K3 D
% J9 |4 m, n5 p9 ?节点处曲率半径：ρ1=0.5*db1*tanα′t=33.126 mm
4 d3 g1 t: {7 o1 _& u( T" Kρ2=0.5*db2*tanα′t=53.371 mm
) K% X1 R; o7 u/ u$ D
节点处诱导曲率半径：ρred=ρ1*ρ2/(ρ1+ρ2)=20.440 mm

相对平均表面粗糙度：Rz10=(Rz1+Rz2)/2*(10/ρred)^(1/3)=2.521
  y  ]+ k9 F0 i# K. c& HσHlim1＞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
ΖR2=(3/Rz10)^CZR2=1.0140
$ G. V, R( g2 ^! C# f15.齿面工作硬化系数
HB＞470HBW，取HB=470
6 V" t$ z: r9 J6 R% e5 g+ K* nΖW1=ΖW2=1.2-(HB-130)/1700=1
3 D9 T' l9 d1 `5 x% `: m2 o3 a16.尺寸系数（根据表2.5-41）
ΖX1=1.0000
ΖX2=1.0000
3 j: u3 V( R0 n17.最小安全系数

根据表2.5-42，取SHmin=1.60，SFmin=2.00
) p, s6 O+ z% `1 K2 R* T6 h+ Y  p# d18.计算接触应力（表2.5-6）
бH0=ΖHΖEΖεΖβ[Ft/(d1*b)?(u+1)/u]^0.5=457.83 MPa
бH1=ΖB*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=693.96 MPa
бH2=ΖD*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=687.98 MPa
4 P! ?5 G# x* ]( B- D$ V7 }9 E9 B19.许用接触应力（表2.5-6）
4 p4 F$ J: ]7 R; ~0 lбHP1=бHG1/SHmin=бHlim1*ΖNT1ΖL1ΖV1ΖR1ΖW1ΖX1/SHmin=688.59 MPa
- c1 _  H4 V# xбHP2=бHG2/SHmin=бHlim2*ΖNT2ΖL2ΖV2ΖR2ΖW2ΖX2/SHmin=698.69 MPa

! ~. k+ s- m" [$ @由以上计算可知：бH1＞бHP1，小齿轮的接触强度不满足要求
бH2≤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

- J" c% s5 p5 p七、弯曲疲劳强度的校核
$ E5 ^7 l# W- A& j" D1.齿向载荷分布系数
% V( x" s4 h4 U8 W" J# dN=(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）
ΚFα=ΚHα=1.0660
3.齿形系数（根据表2.5-45）
(1).小齿轮
9 `2 h) W7 }, X( A. G! SSpr1=pr1-q1
0 Q( Z" h% ?# O! jE1=πmn/4-hfp1*tanαn+Spr1/cosαn-(1-sinαn)*ρfp1/cosαn=0.2252 mm
G1=ρfp1/mn-hfp1/mn=-0.8700
3 d% V1 b. c  o% ?: `8 f+ t2 Z& cβb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
H1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934
θ1=(2G1/ΖV1)*tanθ1-H1，得θ1=54°25′38″
7 e  T/ e$ r) k  G& X) Z- j. xSFn1/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
5 `3 C2 v) \+ E; j. o& EεαV=εα/cosβb^2=1.8082
dV1=mn*ΖV1=195.9580 mm
4 s' D5 `- o: I0 v' J$ QdbV1=dV1*cosαn=184.1403 mm
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
: v( G# |# X! p4 ^αeV1=arccos(dbV1/deV1)=20°26′42″
γe1=(π/2)/ΖV1+invαn-invαeV1=1°32′50″
3 {) y% ]  ^. V  h. AαFeV1=αeV1-γe1=18°53′52″
hFe1/mn=[(cosγe1-sinγe1*tanαFeV1)*deV1/mn-ΖV1*cos(π/3-θ1)-G1/cosθ1+ρfp1/mn]/2=0.8806
УF1=6*(hFe1/mn)*cosαnFeV1/[(SFn1/mn)*cosαn]=1.1105
' a6 U: U2 V' d3 V+ E2 g(2).大齿轮
Spr2=pr2-q2
E2=πmn/4-hfp2*tanαn+Spr2/cosαn-(1-sinαn)*ρfp2/cosαn=0.2252 mm
G2=ρfp2/mn-hfp2/mn=-0.8700
βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
H2=2/ΖV2*(π/2-E2/mn)-π/3=-1.0138
& g! a) v/ j! @4 W- q/ u: @, z* D8 I6 rθ2=(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
4 |0 f  T/ I9 g& V7 e! [" K1 cρF2/mn=ρfp2/mn+2*G2^2/[cosθ2*(ΖV2*cosθ2^2-2*G2)]=0.4733
: f  q2 p% A$ P; Q, C) C( o; |εαV=εα/cosβb^2=1.8082
dV2=mn*ΖV2=315.7105 mm
# a# L! D  X# b" M$ r' ddbV2=dV2*cosαn=296.6708 mm
daV2=dV2+da2-d2=322.7105 mm
4 T' a7 x& g' c; B0 QdeV2=2*{[((daV2/2)^2-(dbV2/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV2/2)^2}^0.5=316.5102 mm
αeV2=arccos(dbV2/deV2)=20°23′38″
2 B- S5 d# k. u, e3 f  Yγe2=(π/2)/ΖV2+invαn-invαeV2=0°56′40″
αFeV2=αeV2-γe2=19°26′59″
hFe2/mn=[(cosγe2-sinγe2*tanαFeV2)*deV2/mn-ΖV2*cos(π/3-θ2)-G2/cosθ2+ρfp2/mn]/2=0.9094
/ i& P/ i( M# Y# P8 M. ^УF2=6*(hFe2/mn)*cosαnFeV2/[(SFn2/mn)*cosαn]=1.0839
. ]' s2 Q" I6 Y, b8 R2 W$ Q6 }: c4.应力修正系数
; m+ k( x, q' Y+ T% }7 F
齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值
6 t5 t; f7 K& K) I+ E/ s: I: \7 VL1=SFn1/hFe1
) Y! S- r' j6 FL2=SFn2/hFe2
6 q: a7 E! X+ U) P  C9 H
齿根圆角参数
0 \3 M- q" S6 p9 }qs1=SFn1/(2*ρF1)
qs2=SFn2/(2*ρF2)
% w+ }% D' u" H, P3 \7 z% d, lУS1=(1.2+0.13*L1)*qs1^[1/(1.21+2.3*L1)]=2.1862
УS2=(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
1 u# P# X2 p* @; }4 a/ E原文来自:http://bbs.21mould.net/viewthread.php?tid=4141