以CAD对文本文件的计算功能进行圆柱齿轮副的设计及强度校核
圆柱齿轮副设计和强度校核(设计依据:机械设计手册.化工第五版)
初始条件:
额定功率:P=250 ;kW
小齿轮转速:n1=750 ;r/min
名义传动比:i=3.15
单向运转,满载工作时间50000 ;h.
解:
(1)选择齿轮材料
小齿轮:37SiMnMoV,调质,硬度320~340HB.
大齿轮:37SiMn,调质,硬度280~300HB.
由图14-1-83和图14-1-112按MQ级质量要求取值.
σHlim1=800 ;N/mm^2
σHlim2=760 ;N/mm^2
σFlim1=320 ;N/mm^2
σFlim2=300 ;N/mm^2
(2)初步确定主要参数
[1].按接触强度初步确定中心距
Aa=476 ;表14-1-65
载荷系数:K=2.0 ;齿轮对称布置,速度中等,冲击载荷较大
yd=0.8 ;按表14-1-69
ya=0.35 ;ya=0.38 按表14-1-61圆整.
齿数比:u=i ;=3.15
许用接触应力σHp: σHp=0.9*σHlim2
小齿轮传递的转矩T1: T1=9549*P/n1
;中心距a>= Aa*(u+1)*((K*T1)/(ya*u*σHp*σHp))^(1/3)
a1= Aa*(u+1)*((K*T1)/(ya*u*σHp*σHp))^(1/3)
a=503
[2].初步确定模数,齿数,螺旋角,齿宽,变位系数等几何参数.
标准法向模数优先采用第一系列,括号内的模数尽量不用
第一系列:
1,1.25,1.5,2,2.5,3,4,5,6,8,10,12,16,20,25,32,40,50
第二系列:
1.75,2.25,2.75,(3.25),3.5,(3.75),4.5,5.5,(6.5),7,9,(11),14,18,22,28,36,45
;mn=(0.0007~0.02)*a
人工取值:mn=7 ;[注1]
z11=(2*a)/mn/(1+u) ;z1/cos(β)
z1=trunc(z11)
z22=i*z1
z2=trunc(z22)
实际传动比:i=z2/z1
实际齿数比:u=i
β=acos(mn*(z1+z2)/2/a)
人工取值:β=9.5
齿宽:b=ya*a
小齿轮分度圆直径:d1=mn*z1/cos(β)
大齿轮分度圆直径:d2=mn*z2/cos(β)
变位系数由外啮合齿轮软件确定:[注2]
χn1=0.283999
χn2=0.1
齿轮精度等级为7级.
[3]齿面接触强度核算
(1).分度圆上名义切向力Ft
Ft=2000*T1/d1
(2).使用系数Ka
Ka=1.5 ;原动机为电动机,均匀平稳;工作机为水泥磨,中等冲击,表14-1-71.
(3).动载系数Kv
齿轮线速度:v=pai*d1*n1/60/1000
由表14-1-80公式计算传动精度系数C
;C=-0.5048ln(z)-1.144ln(mn)+2.825ln(fpt)+3.32
;z=z1=30 fpt=25μm(大轮)
C=-0.5048*ln(z1)-1.144*ln(mn)+2.825*ln(25)+3.32
圆整取: C=8
Kv=1.25 ;查表14-1-74
(4)螺旋线载荷分布系数Khβ
由表14-1-88,齿轮装配时对研跑合
Khβ=1.12+0.18*(b/d1)^2+0.23*0.001*b
(5)齿间载呵分配系数Kha
;Ka*Ft/b=1.5*26400/180=220N/mm
查表14-1-92得:Kha=1.1
(6)节点区域系数Zh
Zh=2.47 ;χΣ=0,β=9°14'55".查图14-1-76
(7)弹性系数Ze
Ze=189.8 ;sqrt(N/mm^2),由表14-1-95
(8)重合度系数Zε
纵向重合度: εβ=b*sin(β)/pai/mn
端面重合度:
z1a=34/(1+0.38) ;z1/(1+χn1)
z2a=107/(1-0.38) ;z2/(1+χn2)
;由图14-1-72,
εa1=0.79
εa2=0.93
εa=(1+χn1)*εa1+(1+χn2)*εa2
由图14-1-79查得:Zε=0.775
(9)螺旋角系数Zβ
Zβ=sqrt(cos(β))
(10)小齿轮,大齿轮的单对啮合系数Zb,Zd
;按表14-1-94的判定条件,由于εβ=1.315>1.0, 取:
Zb=1
Zd=1
(11)计算接触应力σh
σh1=Zb*sqrt(Ka*Kv*Khβ*Kha)*Zh*Ze*Zε*Zβ*sqrt(Ft*(u+1)/(d1*b*u)) ;N/mm^2
;Zb*sqrt(Ka*Kv*Khβ*Kha)*Zh*Ze*Zε*Zβ*sqrt(Ft*(u+1)/(d1*b*u))
由于Zd=Zh=1,所以:σh2=σh1 ;N/mm^2
(12)寿命系数Znt
应力循环次数:
NL1=60*750*50000.0 ;=60*n1*t
NL2=NL1/3.133 ;=60*n2*t
由表14-1-96公式计算
Znt1=(10^9/NL1)^0.0706
Znt2=(10^9/NL2)^0.057
(13)润滑油膜影响系数ZlZvZr
由表14-1-98,经展成法滚插的齿轮副Rz10>4μm
ZlZvZr=0.85
(14)齿面工作硬化系数Zw
由图14-1-90:
Zw1=1.08
Zw2=1.11
(15)尺寸系数Zx
由表14-1-99:Zx=1.0
(16)安全系数Sh
Sh1=σHlim1*Znt1*ZlZvZr*Zw1*Zx/σH1
Sh2=σHlim2*Znt2*ZlZvZr*Zw2*Zx/σH2
(4)轮齿弯曲强度核算
(1)螺旋线载荷分布系数Kfβ
b=180 ;mm
h=2.25*mn ;mm
;a=(b/h)^2.0
;b=1+(b/h)+(b/h)^2.0
;nn=a/b
Nn=(b/h)^2/(1+b/h+(b/h)^2)
Kfβ=(1.262)^0.913
(2)螺旋线载荷分布系数Kfa
Kfa=Kha
(3)齿廓系数YFa
当量齿数
Zv1=z1/(cos(β))^3
Zv2=z2/(cos(β))^3
由图14-1-98:
YFa1=2.17
YFa2=2.30
(4)应力修正系数YSa
由图14-1-103
YSa1=1.81
YSa2=1.69
(5)重合度系数Yε
由表白4-1-104
;βb=acos(sqrt(1-(sin(β)*cos(αn))^2)) ;
αn=20
cosβb=sqrt(1-(sin(β)*cos(αn))^2)
εαn=εa/(cosβb*cosβb)
Yε=0.25+0.75/εαn
(6)螺旋角系数Yβ
由图14-1-109根据β,εβ查得:Yβ=0.92
(7)计算齿根应力σF
;因εα=1.667<2,用表白14-1-101中方法二.
;σF=Ft*YFa*YSa*Yε*Yβ*Ka*Kv*Kfα*Kfβ/b/mn
σF1=Ft*YFa1*YSa1*Yε*Yβ*Ka*Kv*Kfa*Kfβ/b/mn
σF2=Ft*YFa2*YSa2*Yε*Yβ*Ka*Kv*Kfa*Kfβ/b/mn
(8)试验齿轮的应力修正系数Yst
建表14-1-101
YST=2.0
(9)寿命系数Ynt
;Ynt=(3.0*10^6/NL)^0.02
Ynt1=(3.0*10^6/NL1)^0.02
Ynt2=(3.0*10^6/NL2)^0.02
(10)相对齿根角敏感系统YδrelT
;：由8.4.25)(1)齿根圆角系数qn=Sfn/2/ρF,用表14-1-102所列公式进行计算.
由图14-1-98知:
hfpmn=1.25 ;hfp/mn
ρFpmn=0.38 ;ρFp/mn
hfp=1.25*mn
ρFp=0.38*mn
Spr=0 ;Spr=Pr-q 挖根量;图14-1-94
G1=ρFp/mn-hfp/mn+χn1 ;G1=ρFp/mn-hfp/mn+χn1
Ee=pai*mn/4-hfp*tang(αn)+Spr/cos(αn)-(1-sin(αn))*ρFp/cos(αn)
H1=2/zv1*(pai/2.0-Ee/mn)-pai/3.0
θ1=-H1/(1-2*G1/Zv1) ;rad
θ1=θ1*180/pai
Sfn1=mn*Zv1*sin(60-θ1)+mn*3^0.5*(G1/cos(θ1)-ρFp/mn) ;mm
;Sfn1=mn*Zv1*sin(pai/3-θ1)+mn*3^0.5*(G1/cos(θ1)-ρFp/mn) ;mm
ρF1=mn*(ρFp/mn+2*G1*G1/cos(θ1)/(Zv1*cos(θ1)*cos(θ1)-2*G1)) ;mm
;ρF1=mn*(ρFp/mn+2*G1*G1/cos(θ1)/(Zv1*cos(θ1)*cos(θ1)-2*G1)) ;mm
qa1=Sfn1/ρF1/2
;；-----------------------------------------
G2=ρFp/mn-hfp/mn+χn2 ;G2=ρFp/mn-hfp/mn+χn2
Ee=pai*mn/4-hfp*tang(αn)+Spr/cos(αn)-(1-sin(αn))*ρFp/cos(αn)
H2=2/zv2*(pai/2.0-Ee/mn)-pai/3.0
θ2=-H2/(1-2*G2/Zv2) ;rad
θ2=θ2*180/pai
Sfn2=mn*Zv2*sin(60-θ2)+mn*3^0.5*(G2/cos(θ2)-ρFp/mn) ;mm
;Sfn2=mn*Zv2*sin(pai/3-θ2)+mn*3^0.5*(G2/cos(θ2)-ρFp/mn) ;mm
ρF2=mn*(ρFp/mn+2*G2*G2/cos(θ2)/(Zv2*cos(θ2)*cos(θ2)-2*G2)) ;mm
;ρF2=mn*(ρFp/mn+2*G2*G2/cos(θ2)/(Zv2*cos(θ2)*cos(θ2)-2*G2)) ;mm
qa2=Sfn2/ρF2/2
(11)相对齿根表面状况系数YRrelT.
;由图14-1-118,齿根表面微观不平度10点高度为Rz10=12.5μm时,
YRrelT=1.0
(12)尺寸系数Yz
由表14-1-109的公式:Yz=1.03-0.006*mn
(13)弯曲强度的安全系数Sf
;Sf=σFlim*Yst*Ynt*YδrelT*YRrelT*Yz/σF
Sf1=σFlim1*Yst*Ynt1*YδrelT1*YRrelT*Yz/σF1
Sf2=σFlim2*Yst*Ynt2*YδrelT2*YRrelT*Yz/σF2
;Sfmin=1.6
计算结果:
D:\圆柱齿轮副设计和强度校核.txt
圆柱齿轮副设计和强度校核(14-180)
初始条件:
额定功率:P=250 = [ 250 ] ;KW
小齿轮转速:N1=750 = [ 750 ] ;R/MIN
名义传动比:I=3.15 = [ 3.15 ]
单向运转,满载工作时间50000 ;h.
解:
(1)选择齿轮材料
小齿轮:37SiMnMoV,调质,硬度320~340HB.
大齿轮:37SiMn,调质,硬度280~300HB.
由图14-1-83和图14-1-112按MQ级质量要求取值.
σHLIM1=800 = [ 800 ] ;N/MM^2
σHLIM2=760 = [ 760 ] ;N/MM^2
σFLIM1=320 = [ 320 ] ;N/MM^2
σFLIM2=300 = [ 300 ] ;N/MM^2
(2)初步确定主要参数
[1].按接触强度初步确定中心距
AA=476 = [ 476 ] ;表14-1-65
载荷系数:K=2.0 = [ 2.0 ] ;齿轮对称布置,速度中等,冲击载荷较大
YD=0.8 = [ 0.8 ] ;按表14-1-69
YA=0.35 = [ 0.35 ] ;YA=0.38 按表14-1-61圆整.
齿数比:U=I = [ 3.15 ] ;=3.15
许用接触应力σHP:σHP=0.9*σHLIM2 = [ 684.0 ]
小齿轮传递的转矩T1: T1=9549*P/N1 = [ 3183.0 ]
;中心距a>= Aa*(u+1)*((K*T1)/(ya*u*σHp*σHp))^(1/3)
A1= AA*(U+1)*((K*T1)/(YA*U*σHP*σHP))^(1/3) = [ 456.507 ]
A=503 = [ 503 ]
[2].初步确定模数,齿数,螺旋角,齿宽,变位系数等几何参数.
标准法向模数优先采用第一系列,括号内的模数尽量不用
第一系列:
1,1.25,1.5,2,2.5,3,4,5,6,8,10,12,16,20,25,32,40,50
第二系列:
1.75,2.25,2.75,(3.25),3.5,(3.75),4.5,5.5,(6.5),7,9,(11),14,18,22,28,36,45
;mn=(0.0007~0.02)*a
人工取值: MN=7 = [ 7 ] ;[注1]
Z11=(2*A)/MN/(1+U) = [ 34.6299 ] ;Z1/COS(β)
Z1=TRUNC(Z11) = [ 34 ]
Z22=I*Z1 = [ 107.1 ]
Z2=TRUNC(Z22) = [ 107 ]
实际传动比:I=Z2/Z1 = [ 3.14706 ]
实际齿数比:U=I = [ 3.14706 ]
β=ACOS(MN*(Z1+Z2)/2/A) = [ 11.1532 ]
β=9.5 = [ 9.5 ]
齿宽:B=YA*A = [ 176.05 ]
小齿轮分度圆直径:D1=MN*Z1/COS(β) = [ 241.309 ]
大齿轮分度圆直径:D2=MN*Z2/COS(β) = [ 759.415 ]
变位系数由外啮合齿轮软件确定 ;[注2]
χN1=0.283999 = [ 0.283999 ]
χN2=0.1 = [ 0.1 ]
齿轮精度等级为7级.
[3]齿面接触强度核算
(1).分度圆上名义切向力Ft
FT=2000*T1/D1 = [ 26381.1 ]
(2).使用系数Ka
KA=1.5 = [ 1.5 ] ;原动机为电动机,均匀平稳;工作机为水泥磨,中等冲击,表14-1-71.
(3).动载系数Kv
齿轮线速度:V=PAI*D1*N1/60/1000 = [ 9.4762 ]
由表14-1-80公式计算传动精度系数C
;C=-0.5048ln(z)-1.144ln(mn)+2.825ln(fpt)+3.32
;z=z1=30 fpt=25μm(大轮)
C=-0.5048*LN(Z1)-1.144*LN(MN)+2.825*LN(25)+3.32 = [ 8.4071 ]
圆整取: C=8 = [ 8 ]
KV=1.25 = [ 1.25 ] ;查表14-1-74
(4)螺旋线载荷分布系数Khβ
由表14-1-88,齿轮装配时对研跑合
KHβ=1.12+0.18*(B/D1)^2+0.23*0.001*B = [ 1.2563 ]
(5)齿间载呵分配系数Kha
;Ka*Ft/b=1.5*26400/180=220N/mm
查表14-1-92得:KHA=1.1 = [ 1.1 ]
(6)节点区域系数Zh
ZH=2.47 = [ 2.47 ] ;χσ=0,β=9°14'55".查图14-1-76
(7)弹性系数Ze
ZE=189.8 = [ 189.8 ] ;SQRT(N/MM^2),由表14-1-95
(8)重合度系数Zε
纵向重合度: εβ=B*SIN(β)/PAI/MN = [ 1.32129 ]
端面重合度:
Z1A=34/(1+0.38) = [ 24.6377 ] ;Z1/(1+χN1)
Z2A=107/(1-0.38) = [ 172.581 ] ;Z2/(1+χN2)
;由图14-1-72,
εA1=0.79 = [ 0.79 ]
εA2=0.93 = [ 0.93 ]
εA=(1+χN1)*εA1+(1+χN2)*εA2 = [ 2.03736 ]
由图14-1-79查得:Zε=0.775 = [ 0.775 ]
(9)螺旋角系数Zβ
Zβ=SQRT(COS(β)) = [ 0.993119 ]
(10)小齿轮,大齿轮的单对啮合系数Zb,Zd
;按表14-1-94的判定条件,由于εβ=1.315>1.0, 取:
ZB=1 = [ 1 ]
ZD=1 = [ 1 ]
(11)计算接触应力σh
σH1=ZB*SQRT(KA*KV*KHβ*KHA)*ZH*ZE*Zε*Zβ*SQRT(FT*(U+1)/(D1*B*U)) = [ 525.41 ]
;N/MM^2
;Zb*sqrt(Ka*Kv*Khβ*Kha)*Zh*Ze*Zε*Zβ*sqrt(Ft*(u+1)/(d1*b*u))
由于ZD=ZH=1,所以:σH2=σH1 = [ 525.41 ] ;N/MM^2
(12)寿命系数Znt
应力循环次数:
NL1=60*750*50000.0 = [ 2.25e+009 ] ;=60*N1*T
NL2=NL1/3.133 = [ 7.18162e+008 ] ;=60*N2*T
由表14-1-96公式计算
ZNT1=(10^9/NL1)^0.0706 = [ 0.944356 ]
ZNT2=(10^9/NL2)^0.057 = [ 1.01905 ]
(13)润滑油膜影响系数ZlZvZr
由表14-1-98,经展成法滚插的齿轮副Rz10>4μm
ZLZVZR=0.85 = [ 0.85 ]
(14)齿面工作硬化系数Zw
由图14-1-90:
ZW1=1.08 = [ 1.08 ]
ZW2=1.11 = [ 1.11 ]
(15)尺寸系数Zx
由表14-1-99:ZX=1.0 = [ 1.0 ]
(16)安全系数Sh
SH1=σHLIM1*ZNT1*ZLZVZR*ZW1*ZX/σH1 = [ 3.66664 ]
SH2=σHLIM2*ZNT2*ZLZVZR*ZW2*ZX/σH2 = [ 1.39076 ]
;Sh1,Sh2均达到表14-1-100规定的较高可靠度时,最小安全系数Shmin=1.25~1.3的要求.齿面接触强度核算通过.
(4)轮齿弯曲强度核算
(1)螺旋线载荷分布系数Kfβ
B=180 = [ 180 ] ;MM
H=2.25*MN = [ 15.75 ] ;MM
;a=(b/h)^2.0
;b=1+(b/h)+(b/h)^2.0
;nn=a/b
NN=(B/H)^2/(1+B/H+(B/H)^2) = [ 0.913112 ]
KFβ=(1.262)^0.913 = [ 1.23671 ]
(2)螺旋线载荷分布系数Kfa
KFA=KHA = [ 1.1 ]
(3)齿廓系数YFa
当量齿数
ZV1=Z1/(COS(β))^3 = [ 35.4381 ]
ZV2=Z2/(COS(β))^3 = [ 111.526 ]
由图14-1-98:
YFA1=2.17 = [ 2.17 ]
YFA2=2.30 = [ 2.3 ]
(4)应力修正系数YSa
由图14-1-103
YSA1=1.81 = [ 1.81 ]
YSA2=1.69 = [ 1.69 ]
(5)重合度系数Yε
由表白4-1-104
;βb=acos(sqrt(1-(sin(β)*cos(αn))^2)) ;
αN=20 = [ 20 ]
COSβB=SQRT(1-(SIN(β)*COS(αN))^2) = [ 0.9879 ]
εαN=εA/(COSβB*COSβB) = [ 2.08757 ]
Yε=0.25+0.75/εαN = [ 0.609269 ]
(6)螺旋角系数Yβ
由图14-1-109根据β,εβ查得:Yβ=0.92 = [ 0.92 ]
(7)计算齿根应力σF
;因εα=1.667<2,用表白14-1-101中方法二.
;σF=Ft*YFa*YSa*Yε*Yβ*Ka*Kv*Kfα*Kfβ/b/mn
σF1=FT*YFA1*YSA1*Yε*Yβ*KA*KV*KFA*KFβ/B/MN = [ 117.576 ]
σF2=FT*YFA2*YSA2*Yε*Yβ*KA*KV*KFA*KFβ/B/MN = [ 116.357 ]
(8)试验齿轮的应力修正系数Yst
建表14-1-101
YST=2.0 = [ 2.0 ]
(9)寿命系数Ynt
;Ynt=(3.0*10^6/NL)^0.02
YNT1=(3.0*10^6/NL1)^0.02 = [ 0.875989 ]
YNT2=(3.0*10^6/NL2)^0.02 = [ 0.896227 ]
(10)相对齿根角敏感系统YδrelT
;：由8.4.25)(1)齿根圆角系数qn=Sfn/2/ρF,用表14-1-102所列公式进行计算.
由图14-1-98知:
HFPMN=1.25 = [ 1.25 ] ;HFP/MN
ρFPMN=0.38 = [ 0.38 ] ;ρFP/MN
HFP=1.25*MN = [ 8.75 ]
ρFP=0.38*MN = [ 2.66 ]
SPR=0 = [ 0 ] ;SPR=PR-Q 挖根量;图14-1-94
G1=ρFP/MN-HFP/MN+χN1 = [ -0.586001 ] ;G1=ρFP/MN-HFP/MN+χN1
EE=PAI*MN/4-HFP*TANG(αN)+SPR/COS(αN)-(1-SIN(αN))*ρFP/COS(αN) = [ 0.450496 ]
H1=2/ZV1*(PAI/2.0-EE/MN)-PAI/3.0 = [ -0.96218 ]
θ1=-H1/(1-2*G1/ZV1) = [ 0.931377 ] ;RAD
θ1=θ1*180/PAI = [ 53.364 ]
SFN1=MN*ZV1*SIN(60-θ1)+MN*3^0.5*(G1/COS(θ1)-ρFP/MN) = [ 12.1534 ] ;MM
;Sfn1=mn*Zv1*sin(pai/3-θ1)+mn*3^0.5*(G1/cos(θ1)-ρFp/mn) ;mm
ρF1=MN*(ρFP/MN+2*G1*G1/COS(θ1)/(ZV1*COS(θ1)*COS(θ1)-2*G1)) = [ 3.24419 ] ;MM
;ρF1=mn*(ρFp/mn+2*G1*G1/cos(θ1)/(Zv1*cos(θ1)*cos(θ1)-2*G1)) ;mm
QA1=SFN1/ρF1/2 = [ 1.8731 ]
YδRELT1=1.0 = [ 1.0 ] ;1.5<QA1<4
;；-----------------------------------------
G2=ρFP/MN-HFP/MN+χN2 = [ -0.77 ] ;G2=ρFP/MN-HFP/MN+χN2
EE=PAI*MN/4-HFP*TANG(αN)+SPR/COS(αN)-(1-SIN(αN))*ρFP/COS(αN) = [ 0.450496 ]
H2=2/ZV2*(PAI/2.0-EE/MN)-PAI/3.0 = [ -1.02018 ]
θ2=-H2/(1-2*G2/ZV2) = [ 1.00629 ] ;RAD
θ2=θ2*180/PAI = [ 57.656 ]
SFN2=MN*ZV2*SIN(60-θ2)+MN*3^0.5*(G2/COS(θ2)-ρFP/MN) = [ 9.8718 ] ;MM
;Sfn2=mn*Zv2*sin(pai/3-θ2)+mn*3^0.5*(G2/cos(θ2)-ρFp/mn) ;mm
ρF2=MN*(ρFP/MN+2*G2*G2/COS(θ2)/(ZV2*COS(θ2)*COS(θ2)-2*G2)) = [ 3.12367 ] ;MM
;ρF2=mn*(ρFp/mn+2*G2*G2/cos(θ2)/(Zv2*cos(θ2)*cos(θ2)-2*G2)) ;mm
QA2=SFN2/ρF2/2 = [ 1.58016 ]
;1.5<qa2<4
YδRELT2=1.0 = [ 1.0 ]
(11)相对齿根表面状况系数YRrelT.
;由图14-1-118,齿根表面微观不平度10点高度为Rz10=12.5μm时,
YRRELT=1.0 = [ 1.0 ]
(12)尺寸系数Yz
由表14-1-109的公式:YZ=1.03-0.006*MN = [ 0.988 ]
(13)弯曲强度的安全系数Sf
;Sf=σFlim*Yst*Ynt*YδrelT*YRrelT*Yz/σF
SF1=σFLIM1*YST*YNT1*YδRELT1*YRRELT*YZ/σF1 = [ 4.71105 ]
SF2=σFLIM2*YST*YNT2*YδRELT2*YRRELT*YZ/σF2 = [ 4.56596 ]
;Sfmin=1.6
Sf1,Sf2均达到表14-1-100规定的较高可靠度时最小安全系数的要求.
轮齿弯曲强度核算通过.
~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~
[注1]
标准法向模数优先采用第一系列,括号内的模数尽量不用
第一系列:
1,1.25,1.5,2,2.5,3,4,5,6,8,10,12,16,20,25,32,40,50
第二系列:
1.75,2.25,2.75,(3.25),3.5,(3.75),4.5,5.5,(6.5),7,9,(11),14,18,22,28,36,45
模数mn=6,中心距a<456.507.mn=8,中心距太大.(6.5)的模数基本不用.故,mn=7.
[注2]
输入参数:
法面模数Mn=7
端面模数Mt=7.09734
齿数z1=34
齿数z2=107
法面分度圆压力角αn=20.0°
端面分度圆压力角αt=20.2556°
齿顶高系数han=1.0
顶隙系数cn=0.25
螺旋角β=9.5°
齿根曲线圆角系数kc=0.38
齿宽B=159.889
计算结果:
实际中心距a'=503.0
标准中心距a=500.362
中心距变动因素У=0.371665
啮合角α'=21.0548°
齿高变位因数ΔУ=0.00706689
法面总变位因素Σχn=0.383999
外啮合齿轮副z1,z2 齿数比u12=3.14706
齿轮z1的法面变位因数χn1=0.283999
齿轮z2的法面变位因数χn2=0.1
端面总变位因数Σχt=0.378732
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.280104
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.0986286
齿轮z1齿顶圆直径da=259.185 齿轮z1齿根圆直径df=227.785
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=10.9872
齿轮z1的固定弦齿高hf1=6.93833
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿厚sv1=12.4375
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=9.09383
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=4
齿轮z1的公法线长度w1=77.1544
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=4.81595
对于硬齿面,必须sa1>0.25*mn=1.75
对于软齿面,必须sa1>0.40*mn=2.8
齿轮z2齿顶圆直径da=774.715 齿轮z2齿根圆直径df=743.315
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=10.1593
齿轮z2的固定弦齿高hf2=5.801
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿厚sv2=11.501
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=8.06958
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=13
齿轮z2的公法线长度w2=269.702
齿轮z2的法面齿顶厚sa2=5.659
对于硬齿面,必须sa2>0.25*mn=1.75
对于软齿面,必须sa2>0.40*mn=2.8
端面重合度εα=1.65122 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
z1的滑动率η12_1=0.692838
z2的滑动率η12_2=0.688467(滑动率η12_1,η12_2应该接近,相等最为理想,一般要求,η<4.0)
轴向重合度εβ=1.2 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
z1不根切的最小变位系数为: -1.07274 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
z2不根切的最小变位系数为: -5.52303 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~
设计过程需要不断地修改数据,反复地计算,才能得到合理的设计结果.巨大的工作量,没软件的计算,要得到高质量的,合理的设计结果是不可能的.
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