《机械设计》讲义濮良贵(第10章).docx

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1、10 1概述：本章主要介绍最常用的渐开线齿轮传动。1.特点：优：1）2）3）4）缺：第十章齿轮传动效率高（可达99%以上，这在大功率传动时意义很大）结构紧凑工作可靠，寿命长（可达几十年，如：机械表）传动比稳定制造、安装精度要求高，价高，不宜远距离传动。2 .传动型式：开式半开式闭式齿轮完全暴露在外的齿轮传动。有简单防护罩的齿轮传动。由箱体密封的齿轮传动。10-2齿轮传动的失效形式及设计准则：硬齿面齿轮：齿面硬度大于350HBS或38HRC的齿轮。软齿面齿轮：齿面硬度不大于350HBS或38HRC的齿轮。一. 失效形式：齿轮传动的失效主要是轮齿失效，齿圈、轮辐、轮毂等其它部分很少失效，所以， 以

2、下仅介绍常见的轮齿失效形式：1. 轮齿折断：1）折断形式：疲劳折断：齿根受弯曲变应力作用一疲劳一折断。过载折断：过载或偏载一应力超过静强度一折断。2） 折断位置：常发生在轮齿根部。根部弯曲应力最大，且截面变化大，P加式刀痕深，应力集中严重i /!3）抗折断措施：加大齿根圆角，消除刀痕一应力集中I。增大轴及支承刚性一偏载I。图10-1轮齿的疲劳折断增加齿芯韧性，强化齿根表层（喷丸，滚压等）2. 齿面磨损：传动时，啮合齿面间的相对滑动一磨损（是开式传动的主要失效形式）3. 齿面点蚀：1）点蚀：在接触变应力的反复作用下，齿面材料因疲劳而小片脱落的现象。2）位置：点蚀常先发生于节线附近的齿根一侧。3）

3、原因：在节线附近啮合时，相对滑动速度低，润滑差，摩擦大。啮合齿对少，受力大，接触应力大。注： 点蚀是闭式传动的主要失效形式。4）抗点蚀措施： 提高齿面硬度。 改善润滑条件：a、低速传动，采用粘度较大的润滑油。b高速传动，采用喷油润滑。4. 齿面胶合：1）胶合：两因瞬时温升过高而粘连的啮合齿面，在相对运动时被撕破，形成沿滑动方向沟痕的现象。2）机理：高速重载一啮合区瞬时温升1一两啮合面粘连一相对运动时被撕破一形成沿滑动方向的沟痕。注：低速重载时，也会因接触应力过大而粘连一冷胶合。3）抗胶合措施：采用抗胶合的润滑油。5. 塑性变形：1）塑变： 轮齿材料发生塑性流动的现象。2）类型: 滚压塑变：两啮

4、合轮齿既滚又滑致使材料沿滑动方向 流动，而在从动轮节线处形成凸棱、主动 从动轮轮节线处形成凹沟。图10-5轮齿的滚压塑变 锤击塑变：冲击过大引起的塑变（沿接触线的沟槽3）抗塑变措施： 提高齿面硬度。采用较高粘度的润滑油。二. 设计准则：针对各种失效形式，应建立相应的设计准则，以保证传动有足够的工作能力。 但对磨损和塑变，至今尚无公认、有效的计算方法，故目前的设计准则是： 保证齿根弯曲疲强及齿面接触疲强足够，兼顾抗胶合能力。1 .闭式传动：1）软齿面：以接触疲强设计，弯曲疲强校核。2）硬齿面：同时以接强、弯强设计，取其中较大者作为设计结果。3）高速大功率（75kw）：需作热平衡计算，以防胶合。2

5、. 开式（半开式）传动：以齿根弯强设计，将模数适当放大以兼顾磨损。 10-3齿轮的材料及其选择原则：轮齿材料的基本要求：齿面硬度高，齿芯韧性好。一. 常用的齿轮材料：1. 钢：韧性好，耐冲击，可通过热处理改善性能，最适用于制造齿轮。1）锻钢除尺寸太大或结构太复杂者，一般齿轮都用锻钢制造，C% = 0.150.6% 热处理后切齿的齿轮所用的锻钢：a. 常用者：中碳钢，如45、35SiMnb. 热处理方法：调质，常化。c. 制造过程：毛坯一热处理一切齿一成品。d. 精度，齿面硬度：分别达78级及 V350HBS （软齿面）。e. 适用：强度、速度和精度都要求不高的齿轮 需精加工的齿轮所用的锻钢：a

6、. 常用者：低、中碳钢，如20Cr、40Cr、45b. 热处理：表面淬火，渗碳，氮化等。机械设计（第八版）濮良贵主编第十章齿轮传动c.制造过程：毛坯一切齿一表面硬化处理一精加工一成品。d.精度：可达34级。e.齿面硬度：350HBS (如 5865HRC)。f.适用：高速、重载及精密齿轮合金钢：价高，用于既高速载重、又要体小质轻的高要求处，如航空齿轮。2）铸钢： 耐磨性及强度均较高，适用于尺寸较大的齿轮。2 .铸铁：性脆，抗冲击及耐磨性较差，适用于低速轻载无冲击处。3. 非金属材料：1） 适用：高速轻载及精度不高的齿轮传动。2）用法： 小轮：非金属材料。大轮：钢，铸铁。3）常用材料：塑料，尼龙

7、。常用齿轮材料及其机械性能P.191.表10-1.二. 齿轮材料的选择原则：1. 满足工作条件的要求：如： 航空齿轮要质轻体小，工件可靠一合金钢。2. 齿轮尺寸、毛坯成型方法、热处理及制造工艺的要求：如：大尺寸齿轮一铸造毛坯一铸铁或铸钢中等及中等偏小的齿轮一锻造毛坯一锻钢3 .载荷影响：1） 正火碳钢：只能用于载荷平稳或有轻度冲击处2） 调质碳钢：可用于有中等冲击处3） 合金钢：一般用于高速、重载有冲击处4. 齿面硬度：1）要求体小质轻处： 齿面应表面硬化处理一硬齿面2） 金属制软齿面：小轮的齿面硬度应比大轮高3050HBS或更多.小轮易损，且较硬的小轮齿面对大轮齿面有冷作硬化效果， 从而可提

8、高大轮接强。 104齿轮传动的计算载荷:为方便计算，通常取齿面接触线单位长度上的载荷作为计算载荷ca。考虑原动机及工作机特性、齿轮的制造和安装等情况后，p可表示为：caKFp = Kp = N/mm式中：Fn 作用于齿面接触上的法向载荷，NL齿面间接触线的总长，mmK载荷系数，包括以下四部分：K = KA Kv K K（10-2）1. 使用系数K : A考虑齿轮传动的外部因素（如原动机及工作机的特性等）的影响。参考值见：P.193.表10-2.图10-6从动轮齿修缘2. 动载系数K :V主要考虑齿轮的制造精度和圆周速度对动载荷的影响1）成因：各种误差、受载弹变、单双齿啮合过渡中啮合齿对的刚度变

9、化一Pb1Pb2 一 i波动一角加速度 一动载2）措施：制造精度L小轮d1!,d1 ! 一周速v ! 一 i波动引起的角加速度I 一动载I 齿顶修缘。P.202.图10-6.图10-7.）3） Kv值：齿轮精度，小轮周速vP.194.图10-?%3. 齿间载荷分配系数K :a考虑齿距误差及弹变等引起的载荷在齿对接触线间非均匀分布的影响。1） 成因： 齿间误差、弹变一总载荷在不同齿对（二对及二对齿以上同时啮合时）接触线上的分布不均匀一某对齿接触线上载荷平均p=K/L n2） Ka值： 分、，P.195. 表 10-3.4. 齿向载荷分布系数K :p考虑支承非对称布置，轴和支承的受载变形及其制造、

10、装配误差引起的齿面上载荷分布不均的影响。（见下图）图10-10轴承作不对称布置图10-11轮齿所受的载荷分布不均1） % 值：K中P.196. 表 10-4.%按 KHp，b/hP.198.图 10-13 匕其中： b 齿宽h齿高2）改善措施： 对称地布置支承。 增大轴及支承的刚性。 齿端修缘一鼓形齿。P.196.图10-12.图10-14直齿轮轮齿的受力分析10 5标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 一受力分析：齿轮传动一般均予润滑，摩擦力很小，可不计，程得：f Ft = 2T1/d1与分圆d相切，矩与T反向11 F = F tga指向轮心。- / 七一F - F/cosa垂直指向齿面。式中：

11、T小齿轮传递的转矩，Nmm1这样，沿啮合线作用的法向载荷在节点P处 可分解成径向力和圆周力Ft，其值按平衡方d 小轮的节圆直径，对标准轮即为分圆直径，mm 1a 啮合角，对标准轮，a =20二. 齿根弯曲疲劳强度计算：1. 载荷计算：1）高精度（6级以上）齿轮传动：齿顶啮合时，弯矩力臂最大，但齿顶啮合 总处于双齿啮合区，力不是最大，故弯矩 并非最大，最大弯矩出现于单对齿啮合区 最高点一算法较复杂，不讲。图10-16齿根应力图 以下仅讲此法。2）中等精度（7、8、9级）齿轮传动：制造误差大，通常按总载荷作用于齿顶来计算弯强，2. 危险截面AB：3.危险截面上的应力:p siny : p cosy

12、 :pca3.由于Z c和T都远小于。F PcaC0SY对AB面的弯矩M：在AB面上产生压应力。c弯矩M在AB面上产生弯曲应力？F剪力PcaCosY 在AB面上产生剪应力！所以强度计算均可忽略不计，而仅考屈f的影响。KM = p - cos y - h = (KF / L) cos y - h =caFf - cos y - h = KF cos y - h / b cos 以4.单位齿宽危险截面的抗弯截面系数叩：作与轮齿对称中线成30。的斜线与齿根过渡圆弧相切TA、B两点，则AB面 即为齿根危险截面。W = 1xS2 /6 = S2 /65. 理论弯曲应力。:F0MKF6h cos yKF6

13、(h / m) cos yKF表 10-5.Fo W bS 2 cos abm(S / m) 2 cos abmFaY = 6( )cos y/( -)2 cos a齿形系数。P. 200.Fa mm注：丫屈无量纲，只与齿形有关，与轮齿大小（艮Pm）无关。6. 弯曲应力Z f校核公式：Z F0只考虑了 M对AB面的影响，实际中，AB面还受到以下应力的作用:1）齿根处有应力集中2）AB面还受p siny引起的压应力3）AB面还受PcaCosY简化得到的水平力引起的剪应力所以应对Z进行修正如下：F0(10 -4)b = b - y =- Y Y 1齿数比。212121“土，处 一 “+”用于外啮合

14、，“-”用于内啮合。2. 校核公式：由赫兹公式得：3.Z h = 2 /sin a cos a 设计公式：将 F=2T /d ,甲=b/dt 11 d 1u 1 Z Zu a H 2KT1 r ：:dI KF 2 u + 1 z I KF1 b - cos a d sin a u E bd对a =20的标准齿轮u +1Z Z a 区域系数代入上式，mm(10-9)(10 -8)Zh2.51)2)3)中：四. 齿轮传动的强度计算说明:1. 弯强计算说明：应力公式 a = （KF /bm）Y Y = （2KT /。m3z2）Y Y I 2 KTY Y 一时十。z： af应将YFa1YSa1/z f

15、1与YFa2YSa2/z F2中的较大者代入计算。2. 接强计算说明:1）两配对齿轮的接触应力相同，艮z h1 = z田（.是作用力和反作用力）2） 按： 2KTu 1 z zd 3r. . （）21 。 u a 设计时，应用z h 1和z h 2中的较小者代入计算。3.设计准则：H H 21）硬齿面传动应：两轮材料、热处理方法、齿面硬度均可取成一样。 应按接、弯强同时设计，取较大者作为结果。 推荐使用硬齿面，.可显著减小传动尺寸。2）软齿面传动： 应 HBS1 = HBS2 + （3050） HBS应 接强设计，弯强校核。4.设计说明：一 ，Ka，匕无法确定，.应:K = 1.2 1.4 t

16、（下标“t” 一试选或试算值）一求出 K = KA Kv Ka%.设计时，d1? 周速v?齿宽b?1）试选Kt.2）按设计公式试算出dt和m3）由 dit 一 v 和 b 一 查出 ，Ka，%4）修正： d = d Jk/km = m 邳K/K10-6齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择一.齿轮传动的设计参数的选择1 .压力角a :1）a t： 一齿厚、节点处齿廓曲率半径1 一弯强、接强1我国规定：一般齿轮a =20航空齿轮a =25（为提高弯强、接强）2）a !： 一齿厚I 一齿柔性t 一噪音、动载I故对高速齿轮，推荐a =16。18。，齿顶高系数ha* = 11.22. 小轮齿数z :1

17、中心距a不变，使z1t，有以下优缺点：优：重合度t 一传动平稳性t 齿高h I 金属切削量I 一制造费用I hI 啮合齿廓间的相对滑动速度I 一磨损、胶合可能性I缺：齿厚I 一弯强、耐磨性I1） 闭式传动：以接强为主，z1可多些，推荐：七二20402） 开式传动：以磨损为主，z1宜少些，推荐：七二17203. 齿宽系数中d:3 d t b t 承载能力t，但齿面上载荷分布不均t1）对标准减速器： 先选定 ：=b/a = b/0.5cj（1+u） = d/0.5（1+u）推荐：0.2, 0.25, 0.30, 0.40, 0.50, 0.60, 0.80, 1.0, 1.2 再求出 d：d =

18、0.5（1+u） a2）对圆柱齿轮： d的荐用值参见P.205.表10-7. 计算齿宽b= d d1 一圆整成整数齿宽B2 （取作大轮齿宽） 小轮齿宽B1 = B2 + （510）mm,以避免大小齿轮因装配误差而轴向错位二.齿轮传动的许用应力：F = k fAH= Kh/田/%1. 安全系数S：1） SF：.断齿会引起严重事故，.荐用：SF = 1.251.52） Sh：点蚀只会使噪音、振动1,.荐用：Sh = 12. 寿命系数、，Khn:疲劳寿命与齿轮传动的应力循环次数有关。1）齿轮工作应力循环次数N：设：n 齿轮转速，rpm.j 齿轮每转一周，轮上同一齿面的啮合次数（对轮2, j=2）3.

19、L -h则：N =2）寿命系数：极限应力fe，1 ）FE，Hlim：齿轮的工作寿命（小时）60njNP.206. 图 10-18KFNNP.207.图 10-19KHN：Hlim弯曲、接触疲劳强度极限。以m=35mm,a =20 , b=1050mm, v=10m/s,粗糙度约为Ra0.8,失效概率 1%的实验条件下，经持久疲劳试验确定，用线图列出:P.207208. 图 10-20 a)e)FEP.209210. 图 10-21 a)f)Hlim2) fe， Hlim 的查取：（1）同一种材料，疲极由ME、MQ、ML三根线给出取值区间：|MEMQML齿面硬度 一般在MQ、ML限定的中偏下区域

20、中取值。 材料性能很有把握时，才可在ME、MQ界定的中偏上区域取值。 做习题时，在MQ线上取值。（2）齿面硬度超出范围时，可】MQ向两侧延长（外插）。4. 类布塑胶的许用应力：P.206.弯曲疲劳许用应力：f = 50MPa接触疲劳许用应力：h = 110MPa三. 齿轮精度的选择：1. 精度等级：按GB10095-88,精度分12级，且1 一 12精度渐低。2. 精度组成：由以下三种精度组成：1） 运动精度： 指传递运动的准确程度。（限制每转中传动比的最大变动昼iz）2） 平稳性精度：指传动的平稳程度。（限制瞬时传动比的最大变动昼i）3） 接触精度：指两啮合齿面的接触程度。（保证实际接触面积

21、与理论接触面积有一定的百分比）3. 荐用精度等级：1） 按机器类型的荐用精度：P.210.表10-8.2）按载荷、速度的荐用精度：P.210.图10-22.4. 说明:精度有三种，同一齿轮传动的三种精度可不同。荐用精度指其中的主要精度。 如：仪表齿轮，应以运动精度为主。例题： 图如 P.211.图 10-23. 已知：P1=10kW, n960rpm, u=3.2,两班制工作，每班8小时，寿命15年（每年工作300天），工作平稳，转向不变。解.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数:1） 类型：直齿轮传动2）材料： 小轮，40Cr，调质 P.191.表 10-1 取：HBS =2801大轮，4

22、5钢，调质同上取：HBS =24023） 精度：一般机械，软齿面一 7级。4） 齿数：取 z1=24，则 Z2=uZ产76.8，取 z2=772、按接强设计：d2 23 Ik t u +1 z 2“ 一 , 3。 ub 1）确定各计算数值：Kt:推荐Kt = 1.21.4取 = 1.3 T :1dHlim，T1 = 9.55X 106P1/n1 99480 N- mm.非对称布置P.205.表10-d= 0.71.15，取 d= 1两轮都是锻钢P.201.表 10-6 ze=189.8mMP小轮、调质P.209.图10-21 d）合金钢 =600MPakHlim1大轮、调质P.209.图10-

23、21 d）碳钢=550MPa.Hlinfi 应力循环次数N： 寿命系数K :HN :H2）计算：N1=60n1jLh=60X960X1X （2X8X300X15）=4.147X109N=N /u=1.296X10921N、N P. 207.图 10-19.线 1 K =0.90, K =0.9512 HN1HN2取 S=1， : =K /S =540 MPaHH1 HN1 Hlim1 H田二、2 田im2/SH=522.5 MPa d1t:d1t =（数据代公式，h 取田）=65.396 mm 周速 v:v =n d1t - n/60000 = 3.29 m/s 齿宽 b:b = d-d1t=

24、 65.396 mm 宽高比b/h: h=2.25d1t/z1=6.13mmb/h=65.396/6.13=10.67 K： a.b.c.d.V、7 级精度P.194.图 10-8带式输送机、载荷平稳 P.193 .表10-2直齿轮氏d等% b/hP.195.表 10-3P.196.表 10-4 插值*P.198.图 10-13K= 1.12 vkA = 1.0Kfa=K =1K=甲K=FPFa1.4231.35K = Kv KHa K中=1.594 分圆直径 di： d = d &：K / K = 69.995 mm 模数 m：m = d/z = 2.92 mm3.按弯强设计：.m 3：.

25、Y*mm z 21）确定计算数据：d 1Fz :FE小轮：40Cr、调质P.208.图 10-20c）z 响=500 MPa大轮：45、调质 P.208.图 10-20c）外插 z =380 MPaFE2 K：FN z :FN、N P.206.图 10-18 K =0.85, K =0.8812FN1FN2安全系数SF推荐：SF = 1.251.5,取SF = 1.4z F 1= KFN1z FE1/SF = 303.57 MPaz f 2= Kfn2z fe2/Sf = 238.86 MPa K： YFa，YSa:K = KA Kv KFa KFp = 1.512小轮，Z1 = 24P. 2

26、00.表 10-52.65,、= 1.58大轮，Z2 = 77同上，插值卜 YFa2= 2.226, 丫家二 1.764 YY/z ： 小轮：Y Y /z =0.01379Fa SaFFa1 Sa1F 1大轮：YFa2YSa2/ z F2 =0.016442）计算：m=（数据代公式）=2.05 mm3）取定齿轮的参数：由于模数m的大小决定轮齿的弯曲强度、分度圆直徇】的大小决定齿面 的接触强度，所以，可取按弯曲强度确定的模麴、同时取按接触强度确定 的分度圆直径，并适当调整齿轮的齿数如下： 按弯强：m=2.176mm 按接强：d =69.995mm1Z = d /m2811Z = uZ=89.6

27、214.几何尺寸计算：1） 分度圆直径：d1 = mZ1 =d2 = mZ2 =2） 中心距：a = （d +13） 齿轮宽度B：b p d- d1就近圆整成标准值为：m=2.5mm保持分度圆直径不变，齿数调整如下:取：Z2 = 9070 mm225 mmd）/2 =147.5mm2= 70 mm取：B2 = 70 mmB = B2+(5 10) = 75 mm5. 验算：略图10-24斜齿轮的轮齿受力分析Ft/cosa tcosp b10 7标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算： 一.轮齿的受力分析：垂直于齿面、作用点位于节圆柱面上齿宽中点的法向载荷F可分解成法向 n面内的FjPF，F又可在切面内

28、 分解成F和Fa，见图10-24。于是：1、力的大小：圆周力：廿=2Ti/diF = F/cosp径向力： F = F tga = F tga /cosp 轴向力：Fa = Ft tgpF = F /cosa = F/cosa cosp =法面与端面间有如下关系：p = p cosp , p = p cosp ntbn bt1基圆与分圆间有如下关系：pb = pcosapbt = ptcosa tcosp = p /p = p cosa /p cosa = cosp cosa /cosa b bn bt nn ttnt式中：p 节圆柱螺旋角，对标准斜传动即为分度圆柱螺旋角。 Fatgp.p不宜

29、过大，一般取：p = 820 p b基圆柱螺旋角。tgp b = tgp cosa ta n法面压力角。对标准齿轮，a n=20a t端面压力角。tga t = tga /cosp2、 力的方向：对主动轮1） 圆周力F与节点P处的节圆柱圆周速度共线反向2） 径向力F；：通过节点P、垂直指向轮轴3） 轴向力F；通过节点P、平行齿轮轴线、指向用左右手法则确定二.1.2.3.三.左/右手法则：主动轮左/右旋时，用左/右手四指环绕主动轮转向，此时的拇 指指向就是轴向力Fa的方向。说明：1）左右手法则仅适用于主动轮2）从动轮上各力与主动轮上的相应力大小相同、方向相反。计算载荷P : ca接触线总长L：b

30、载荷系数K：KA、计算载荷p:ca指所有啮合齿对间的接触线长度之和。（在传动中是变化的，据研究可用下式表示）L = b /cosp 斜传动的端面重合度或：由zz2，p P.215.图 10-26, a =z （tgaa 2兀 1齿轮宽度。（b/cosp b为每一条全齿宽的接触线长度）K = KA Kv Ka KpKp意义与查法同直齿轮，可分别查：P.193.表10-2、 P.194.图 10-8、P.195.表 10-3、P.196.表 10-4.、PcaKFLat-tga ) + z (tga - tga )KF1b a - cos a cos pbat 2KFtb -cos a(10 -1

31、5)齿根弯曲疲劳强度计算：斜齿轮传动的接触线为齿面上的一条斜线，失效一般为局部折断，这与直齿轮不同，但为方便计，仍沿用直齿轮的相应公式并作相应修正:1. 校核:2. 设计:式中：a =fFaSa广 扩r -(-h)2 mm11 e U b KFt - 1 - Z Z 1.23z h2时式中，h】2 较软（即大轮）齿面的许用应力。例题10-2.P.216.自学。10-8标准锥齿轮传动的强度计算：锥传动有多种型式，以下仅介绍最常用的一.设计参数；直齿锥传动的大端参数为标准值，而强度计算以齿宽中点的当量齿轮为依据，故应适当换算如下：齿数比u,锥距R：u = z2/z1 = d2/d1 = ctg6

32、1 = tgb 2d .d .R = p r 2 + r 2 =r*，（d / d ） 2 + 1 =驻2 + 11.2.3.齿宽系枷R： 3 r = b/R通常取：3 R = 0.250.35 齿宽中点处的平均分圆直径匕、d他和平均模数mm：轴交值=90的标准直齿锥传动。，4.5.,1 dm2 m 顾 R 0.5bdd m R.d皿=di（1-0.53 r）d = d2（1-0.53 r）m = m（1-0.53 ）齿宽中点的当量直齿轮的分圆半径成 vr = O K = d /2cos 8r = O K = d /2cos 8z = 2r /m = z/cos6 v1v1 m11z = 2r

33、 /m = z/cos6v2v2 m22当量齿数比uv： zz cos 8R cos 8v zz cos 8R cos 8=1 - 0.5 = 1 - 0.5。R当齿数Z : vd=u -di/2=U 2/2二.轮齿的受力分析：P.235.法向载荷F通常都视为作用在齿宽 n中点平均分圆上的P点处的法截面中，于是：2T /d1FFFrlFalF =nmltgacos6sin6F/cosaFtga cos6 1Ftga sin。1Fa2Fr2图10-34直 齿轮锥齿轮的轮齿受力分析三. 齿根弯曲疲劳强度计算：沿用直齿轮的公式近似地按平均分圆处的当量直齿圆柱齿轮计算:1. 校核:2. 设计:m 2

34、.34 KTrY Y11e (10.5。)2z2 v:Fa Sammu 2 + 1 b F =心上 。MPaF bm bm (1 -0.5。) F(10 -23)(10-24)注：1)2)式中丫寥YSa按当量齿数Zv查P.200.表10-5.K = KA Kv KA %，其中： KA 使用系数， P.193.表10-2. Kv 动载系数，按七从P.194.图10-8中低一级精度线上查取。 齿间载荷分配系数Ka:可取 齿向载荷分布系数K；： 取%足轴承系数，查:KHa = KFa = 1、= K5、be P.226.表 10-9.四. 齿面接触疲劳强度计算:仍按平均分圆处的当量圆柱齿轮计算，其工

35、作齿宽即为锥轮的齿宽.1.综合曲率半径p z: p 1 = r 1sina =p 2 = rsina =二 上1P 插 P v1 P V2dsina /2cos。 1ur sina = ud sina /2cos。(Vr /r =v v1v m11v2 v12 cos 5 .12Ju 2 +1d sin a u d (1 0.5。 ) sin a uuv)u = u 2 cos 8 = 2 /R = u/：U2 +1)v122.校核:3.设计: =M Z =(化简整理,P.235 ) = Z Z 41 H Ip EEH、。(1 - 0.5。)2d3UH式中，ZE、ZH和K的意义同直齿轮，a =20时，zH =2/sina cos a = 2.5KT一一一所以 = 5z0-nd MPa(10-25)RR 1d = 2.923：(Y)2 KTi mm(10 -26)1， 。(1 -0.5。)2 u10-9