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
已知条件：增速齿轮
齿轮传递功率 P=3300 kW
% P% F0 a2 E$ X" `0 r& t高速轴转速 n1=11600 r/min
  j( h. O0 M4 n$ k% T4 r) i- V/ P传动比 i=1.6
工作时间：50000小时
* h- M* \: l/ c/ k% t7 {$ A
2 l% S4 S) S. a% h  g. k7 ?

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渐开线齿轮设计计算书
4 h! P. I* _1 k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
大齿轮：42SiMn，调质，HB=196～255
7 t1 F5 ^7 h! N  }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。
油浴润滑，ν50=20 mm^2/s，胶合承载能力为FZG7级。
$ e7 u3 M4 g( F2 W" }/ r/ p4 F$ m+ Q
7 ^: L( Q% N. J2 U三、初步确定主要参数
1.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! H4 R8 m0 p9 a+ S6 @载荷系数k：取k=2
# [* U: E3 t4 ^+ \- p, Y) I齿宽系数φa：根据表2.5-4，φa=0.5
6 Z" ]8 X6 U$ ~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
σHP=0.9*σHlim=1215.00 MPa
7 a3 y$ W3 p: g计算：a=Aa*(u+1)*[(K*T1)/(Φa*u*бHP^2)]^(1/3)≥205.83 mm
圆整为a=250 mm。
6 V& z4 A$ E3 J$ f* T8 W1 ?8 o+ ]2.初步确定模数、齿数、螺旋角
- y2 P" w, K4 n3 X& J7 V8 V根据表2.1-1，取模数m=3.5 mm
& h( Y" e5 v% o  R% s% q, t由表2.2-1的公式可导出
( Q1 {: y: M, e. s* ]9 s: F初选β=12°
Ζ1=2acosβ/[m*(u+1)]=53.74
7 g  G% R; }$ c" ]; c! Y* Q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。
+ V4 C  I% T  i5 \7 G精算β=arccos[m*(Ζ2+Ζ1)/2a]=9°14′55″

! U+ p3 C. q3 M. L- V& r/ R( D6 u四、其他几何参数的计算（根据表2.2-1）
3 a# E) t- }* a1.分度圆压力角
2 E1 C. j0 Q8 \" ?( yαn=20°00′00″
+ H: T& o. E7 W9 K: a3 J2.齿顶高系数
hanˇ=1
3.顶隙系数
( D3 l) a: l; f8 m3 z  `) rcnˇ=0.25
& p( o# n! u* e% l6 k4.齿宽
b1=140 mm，b2=140 mm
5.齿数比
u=Ζ2/Ζ1=1.611
6.分度圆直径
d1=mn*Ζ1/cosβ=191.489 mm
d2=mn*Ζ2/cosβ=308.511 mm
9 n( z5 \0 @, ^  O6 J7.基圆直径
+ d' G3 M9 n3 @9 z& B) Vαt=arctan(tanαn/cosβ)=20°14′32″
db1=d1*cosαt=179.662 mm
9 m' I" M) j$ }  s7 @db2=d2*cosαt=289.457 mm
8.齿顶高
ha1=ha2=hanˇ*mn=3.500 mm
9.齿根高
+ Z2 G2 ^1 f5 {hf1=hf2=(hanˇ+cnˇ)*mn=4.375 mm
10.全齿高
, D" }) z  L6 H% _7 Z' W3 {h1=h2=ha1+hf1=ha2+hf2=7.875 mm
* F2 t0 w7 M) o4 A1 z$ ^1 F11.齿顶圆直径
* C( Z! M" Q0 X2 I4 |# {da1=d1+2*ha1=198.489 mm
8 U6 d. R* a% d$ r% E+ yda2=d2+2*ha2=315.511 mm
, F0 l7 l' K; L( m# t12.齿根圆直径
df1=d1-2*hf1=182.739 mm
df2=d2-2*hf2=299.761 mm
13.齿顶压力角
& F/ F4 s0 S! V, k# x0 |αat1=arccos(db1/da1)=25°9′24″
αat2=arccos(db2/da2)=23°26′52″
7 S; n/ Y9 l8 F5 T) @! _# N5 f2 v14.端面重合度
3 ~# d' V8 ^2 L* i  k3 h+ r: uα′t=αt
εα=[Ζ1(tanαat1-tanα′t)+Ζ2(tanαat2-tanα′t)]/2π=1.767
15.轴向重合度
/ r2 O, ~1 d0 l- q: q7 Gεβ=b*sinβ/(π*mn)=2.046（b=min{b1，b2}）
16.总重合度
εγ=εα+εβ=3.813
17.当量齿数
Ζv1=Ζ1/(cosβb^2*cosβ)=55.988
1 _! A$ W! c2 a5 _/ ]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

; m5 ?6 Y. D8 v, X0 Y跨齿数：Ζ1′=Ζ1*invαt/invαn=56.06
8 y/ _, k9 \, }, [' E2 MΖ2′=Ζ2*invαt/invαn=90.31
k1=αn*Ζ1′/180°+0.5=6.73
k2=αn*Ζ2′/180°+0.5=10.53
4 s. O! G; z5 ]7 }# x* ]% c
7 R! S5 b) {. r" O$ z( J' \% D取k1=7，k2=11
0 l/ u. p/ \5 n- A6 E$ _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
! z8 c  e! _4 W2.分度圆弦齿厚、弦齿高

弦齿厚：s1¨=mn*Ζv1*sin(π/2Ζv1)=5.4971 mm
s2¨=mn*Ζv2*sin(π/2Ζv2)=5.4975 mm

弦齿高：h1¨=ha1+0.5*mn*Ζv1*[1-cos(π/2Ζv1)]=3.5386 mm
' x- }5 O* j. x& ]* ]/ Nh2¨=ha2+0.5*mn*Ζv2*[1-cos(π/2Ζv2)]=3.5239 mm
' s' S4 f& N' H& O$ @! L9 W% D3.固定弦齿厚、弦齿高

弦齿厚：sc1¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
sc2¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm

弦齿高：hc1¨=ha1-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
' ?+ ?- [. P' p# {hc2¨=ha2-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
4 X( [8 l9 P! y: n- d4.量柱（球）直径、量柱（球）跨距

量柱（球）直径：dp1=1.68*mn=5.8800 mm
7 b0 \8 [6 p9 Vdp2=1.68*mn=5.8800 mm

量柱（球）中心的渐开线端面压力角：
! o: r- L3 c$ L( K/ p4 Z6 XinvαMt1=invαt+dp1/(mn*Ζ1*cosαn)-π/2Ζ1，αMt1=21°48′1″
$ N+ @+ `' `) X4 \* AinvαMt2=invαt+dp2/(mn*Ζ2*cosαn)-π/2Ζ2，αMt2=21°14′19″

  j! L- ~9 W# b' w  H8 B/ W" T量柱（球）跨距：M1=d1*cosαt/cosαMt1+dp1=155.2486 mm
" V8 x& B6 k8 r3 L& }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
' S, h  P) G" R: I* w2 Y2.使用系数（根据表2.5-7）
6 H; H, G# l/ c/ k* nΚA=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）
" ?7 |' X; I) H! v0 u
计算单对齿刚度和啮合刚度（根据表2.5-32）
/ T: m1 P4 a3 P5 ]/ O
理论修正值：Cm=0.8
; Y7 F: ^6 m0 h
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
/ R+ [/ x$ ]- ]6 jCB2=[1+0.5*(1.2-hfp2/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
CB=(CB1+CB2)/2=0.97

1 V$ P6 z8 k3 I/ C6 }1 u2 P齿轮柔度的最小值：
  B, f  Y' g( r; o, i' D! fq′=0.04723+0.15551/Ζv1+0.25791/Ζv2=0.05287 (mm?μm)/N
+ D0 A; u5 Y! K4 |( D6 u
单对齿刚度理论值：Cth′=1/q′=18.92 N/(mm?μm)
ξ=2*E1*E2/(E1+E2)=1.00

( O! R. q' n$ f& Y' s; a0 c单对齿刚度：c′=ξ*Cth′*Cm*CR*CB*cosβ=14.5623 N/(mm?μm)

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）
/ [% ^1 o  s- o( \/ I3 Q+ G
7 I8 k6 {6 ^/ V: x- }8 i. i平均直径：dm1=(da1+df1)/2=190.614 mm
dm2=(da2+df2)/2=307.636 mm

+ r: M( n: L# u/ K" }轮缘内腔直径比：q1=Di1/dm1=0.000
q2=Di2/dm2=0.000

转动惯量：I1=πρ1*b1*(1-q1^4)*dm1^4/32=1415277.860 kg?mm^2
$ k2 C( D5 U2 p6 H& W+ T+ E" ?4 zI2=πρ2*b2*(1-q2^4)*dm2^4/32=9602209.037 kg?mm^2
( }, l* x" T2 I! S# O
+ @; c9 r* b3 T, j+ ^) \7 ~/ V! r当量质量：m1=I1/(b1*rb1^2)=1.253 kg/mm
m2=I2/(b2*rb2^2)=3.274 kg/mm
0 k: e1 a$ p4 K1 |  m7 D) V* @) W
诱导质量：mred=m1*m2/(m1+m2)=0.9061 kg/mm
" D4 i& e/ |" |+ ]
临界转速：nE1=30000/(πΖ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min
& x. j5 z- D$ K5 }4 g5 s  H
临界转速比：N=n1/nE1=13.037

计算齿廓跑合量（根据表2.5-30）
ya1=160/σHlim1*fpb1=0.759 μm
) [7 D9 O8 O4 a2 }4 U5 b# {3 Oya2=160/σHlim2*fpb2=0.853 μm
3 }3 u9 U0 I7 [. `  |; [. R7 Qya=(ya1+ya2)/2=0.806 μm
+ f4 y( c) b* z8 k+ j
计算系数Bp，Bf，Bk（根据表2.5-16）
( w+ a# A, h& S3 l  B! g
9 v* o5 \; }% G9 Q* I( Q有效基节偏差：fpbeff=fpb2-yp=fpb2-ya=6.394 μm
7 `% l7 b! |4 E9 m8 a, ?' G" U
有效齿形公差：ffeff=ff2-yf=ff2-ya=7.094 μm

. `5 j+ w8 V3 O3 i9 A设计修缘量：Ca=(Ca1+Ca2)/2=30.000 μm
7 E( ?1 P4 M' G% e8 E0 ^+ zBp=c′*fpbeff/(Ft*ΚA/b)=0.334
Bf=c′*ffeff/(Ft*ΚA/b)=0.371
Bk=|1-c′*Ca/(Ft*ΚA/b)|=0.568

计算系数Cv（根据表2.5-15）
2 S; o& o: u8 n8 D" bεγ＞2，取Cv1=0.32
Cv2=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
! h# q, L9 s1 ~) G% G3 ACv5=0.47
Cv6=0.12/(εγ-1.74)=0.058
εγ＞2.5，取Cv7=1.0
: W% [: S" _3 s! h4 C) D; f- q. cN≥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）

计算加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量
) o5 [' |& P0 j( p. V
! z" L0 [) ?: q) ~  P1 _, v( Z装配时进行检验调整，fma=0.5*Fβ1=6.000 μm
/ Q- j; P7 b9 C5 D& K# T' d
取小齿轮结构系数（根据表2.5-21）

刚性，Κ′=0.48

) w0 V2 J7 M$ }9 X计算小齿轮结构尺寸系数（根据表2.5-22）
# p6 G) j1 u: c+ T9 U
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
" G5 G5 E! Y. }% R% I
计算单位载荷作用下的啮合齿向误差（根据表2.5-20）
; k& @7 m) W# X
一般齿轮fsh0=0.023*γ=0.013 (μm?mm)/N

5 V  c/ e% n9 `( q, S. E综合变形产生的啮合齿向误差分量fsh=(Ft*ΚA*ΚV/b)*fsh0=4.157 μm
$ R8 _: |/ w. V8 P; V) Y) i
- p# Y3 _1 F! A初始啮合齿向误差：

受载时接触不良Fβx=1.33*fsh+fma=11.529 μm

2 M$ l/ z0 I0 c: d6 A计算齿向跑合系数（根据表2.5-23）
xβ1=1-320/σHlim1=0.763 μm
xβ2=1-320/σHlim2=0.763 μm
xβ=(xβ1+xβ2)/2=0.763 μm

* c1 a# ~2 C' r# R- |, V跑合后啮合齿向误差Fβy=Fβx*xβ=8.796 μm
ΚHβ=1+0.5*Fβy*cr/(Ft*ΚA*ΚV/b)=1.3072
4 j1 L- l; P: L2 h' i5.齿间载荷分配系数（根据表2.5-29）
ΚtH/b=Ft*ΚA*ΚV*ΚHβ/b=429.291 N
1 G0 `, E/ ~$ c# J% a+ f8 g3 v& yΚHα=0.9+0.4*[2*(εγ-1)/εγ]^0.5*cr*(fpb-ya)/(ΚtH/b)=1.0660
6.节点区域系数

, C# x- z0 e: Y: l, C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 E, \0 J+ J( ?4 N7.弹性系数
2 N( s: h! ?+ ~; C' I# s" t. Y1 YΖE={1/π[(1-ν1^2)/E1+(1-ν^2)/E2]}^0.5=189.81 MPa^0.5
5 e- d; g0 p- r4 E7 K% d+ _6 L% U8.重合度系数（根据表2.5-35）
Ζε=(1/εα)^0.5=0.7523
* W' c5 c0 e3 ~9 t( k2 q
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
$ V! n- n* ^/ C& j. TΖβ=(cosβ)^0.5=0.9935
10.单对齿啮合系数（根据表2.5-33）
2 m! _3 u( H5 u! l; {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
( [; U5 }: ]% O& `11.寿命系数（根据表2.5-40）
NL1=n1*L=34800000000
NL2=NL1/u=21600000000
. U" S* H- ^6 d3 s9 |+ s5 xΖNT1=(5*10^7/NL1)^0.0306=0.8185
ΖNT2=(5*10^7/NL2)^0.0306=0.8305
2 B# a+ Z0 D- E/ o12.润滑剂系数（根据表2.5-36）
; s! f0 ]+ C) c) X$ n5 CσHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZL1=σHlim1/4375+0.6357=0.910
  o' Z4 o" R# |( ~4 wΖL1=CZL1+4*(1.0-CZL1)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
9 L& \, n" Y& H( i; ?+ Z  l3 YσHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZL2=σHlim2/4375+0.6357=0.910
ΖL2=CZL2+4*(1.0-CZL2)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
13.速度系数（根据表2.5-36）
1 k# A& z/ N# i# [σHlim1＞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
  o8 K- m/ M. n! iσHlim2＞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
$ Z( W# O* d. Y* u14.粗糙度系数（根据表2.5-37）
- ~; l! \% I. m2 D! K6 }5 P( G  g
8 u+ J3 x) x% Y6 p& J节点处曲率半径：ρ1=0.5*db1*tanα′t=33.126 mm
3 d' ]& {% ~  q3 Vρ2=0.5*db2*tanα′t=53.371 mm
' r+ E* p! J% F3 h
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
: L) V" d1 e2 ?σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZR1=0.32-0.0002*σHlim1=0.080
3 D! o, [" V1 \- V  D/ xΖR1=(3/Rz10)^CZR1=1.0140
# [1 R8 C2 m8 b1 p! F' {σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZR2=0.32-0.0002*σHlim2=0.080
ΖR2=(3/Rz10)^CZR2=1.0140
% }' V7 d! A# @, y15.齿面工作硬化系数
/ u8 [8 Q1 H- y4 f& @8 UHB＞470HBW，取HB=470
ΖW1=ΖW2=1.2-(HB-130)/1700=1
16.尺寸系数（根据表2.5-41）
ΖX1=1.0000
ΖX2=1.0000
17.最小安全系数

根据表2.5-42，取SHmin=1.60，SFmin=2.00
18.计算接触应力（表2.5-6）
* ~$ ?, v1 K+ x5 y8 G; _5 dбH0=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
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

3 e1 q: V9 S* U; N5 i3 g  x由以上计算可知：бH1＞бHP1，小齿轮的接触强度不满足要求
* m( [, k. R) ?* eбH2≤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
: W1 [- a6 M* c+ Z6 |( ^) eSH2=бHG2/бH2=1.62

9 H4 \) J& u- `- M5 Y; v) r七、弯曲疲劳强度的校核
0 e+ E" v; w! r1.齿向载荷分布系数
N=(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
  F& d% d: B0 ?/ ^: \9 D2.齿间载荷分配系数（根据表2.5-44）
ΚFα=ΚHα=1.0660
3 g% w7 ~  P. c; C  E3.齿形系数（根据表2.5-45）
(1).小齿轮
Spr1=pr1-q1
E1=πmn/4-hfp1*tanαn+Spr1/cosαn-(1-sinαn)*ρfp1/cosαn=0.2252 mm
9 i# C! _, B8 p1 S, J$ VG1=ρfp1/mn-hfp1/mn=-0.8700
& P6 ?; n0 M! z4 M) G' N% q# kβb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
1 Q1 Z# P4 x7 ?8 C& H0 i$ w- OH1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934
θ1=(2G1/ΖV1)*tanθ1-H1，得θ1=54°25′38″
* }* Z  h2 t' c# B4 Z9 J# E  d2 aSFn1/mn=ΖV1*sin(π/3-θ1)+3^(1/3)*(G1/cosθ1-ρfp1/mn)=2.1886
' B! X- l8 a6 N( g2 PρF1/mn=ρfp1/mn+2*G1^2/[cosθ1*(ΖV1*cosθ1^2-2*G1)]=0.5058
εαV=εα/cosβb^2=1.8082
% e7 v" @) r: |: A+ G% ZdV1=mn*ΖV1=195.9580 mm
dbV1=dV1*cosαn=184.1403 mm
% x/ a% L) e4 r& r( L5 adaV1=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
0 O$ Z  ~& ]6 H7 \1 K' gαeV1=arccos(dbV1/deV1)=20°26′42″
3 I8 w! L- z" E% q+ n0 j) `γe1=(π/2)/ΖV1+invαn-invαeV1=1°32′50″
* h+ i3 i0 _) ~# _0 Z( S& ]αFeV1=αeV1-γe1=18°53′52″
: S2 v; ~( H  }2 d, ^, Q! t( khFe1/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
(2).大齿轮
% Q+ m* P7 L' T7 Y$ M+ G6 bSpr2=pr2-q2
& I; l) B  q$ H6 j/ X$ f. M% TE2=πmn/4-hfp2*tanαn+Spr2/cosαn-(1-sinαn)*ρfp2/cosαn=0.2252 mm
G2=ρfp2/mn-hfp2/mn=-0.8700
* U5 }+ h; W% I3 u- ]# M, C5 N0 e9 Q2 ]βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
/ Q8 U- D% F4 z* U; J4 O# GH2=2/ΖV2*(π/2-E2/mn)-π/3=-1.0138
θ2=(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
# B- i. Z4 Z8 E6 k- T! P. H/ A/ LρF2/mn=ρfp2/mn+2*G2^2/[cosθ2*(ΖV2*cosθ2^2-2*G2)]=0.4733
εαV=εα/cosβb^2=1.8082
3 j8 z8 _3 H* g/ }; a5 s! K2 ~dV2=mn*ΖV2=315.7105 mm
9 n% F# W1 v6 h- I( @6 pdbV2=dV2*cosαn=296.6708 mm
daV2=dV2+da2-d2=322.7105 mm
$ s9 G4 U6 q* I  kdeV2=2*{[((daV2/2)^2-(dbV2/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV2/2)^2}^0.5=316.5102 mm
+ E' D5 j8 I. K# d4 D/ x5 DαeV2=arccos(dbV2/deV2)=20°23′38″
- r5 E4 j& P1 u* _4 Q6 Q- Vγe2=(π/2)/ΖV2+invαn-invαeV2=0°56′40″
αFeV2=αeV2-γe2=19°26′59″
: u0 }9 b* b8 j$ _' RhFe2/mn=[(cosγe2-sinγe2*tanαFeV2)*deV2/mn-ΖV2*cos(π/3-θ2)-G2/cosθ2+ρfp2/mn]/2=0.9094
УF2=6*(hFe2/mn)*cosαnFeV2/[(SFn2/mn)*cosαn]=1.0839
9 s6 n6 z; w  R! [+ p; a4 w4.应力修正系数

" x- i6 U$ a. U$ X$ e齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值
L1=SFn1/hFe1
# ^2 [8 |( k4 D/ I9 Y  z4 pL2=SFn2/hFe2

齿根圆角参数
qs1=SFn1/(2*ρF1)
qs2=SFn2/(2*ρF2)
УS1=(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
! i! p2 ]3 o, b9 `9 q4 [+ v, u5.重合度系数
Уε=0.25+0.75/εαV=0.6648
原文来自:http://bbs.21mould.net/viewthread.php?tid=4141