想了解下机械设计如何设计一对斜齿轮传动

UG的天空

一、设计信息
  设计者 Name=1
  设计单位 Comp=1
1 K! v) A" T  ~4 w& \. `9 g  设计日期 Date=2010-11-3
  设计时间 Time=16:16:56
5 K3 j! m/ t  w, m$ \% f. m
二、设计参数
  传递功率 P=10.00000  (kW)
  传递转矩 T=132.62500  (N.m)
- v0 k( H; @% K  齿轮1转速 n1=720  (r/min)
' {! @4 @" t4 X  b$ q( Z  齿轮2转速 n2=200  (r/min)
  传动比 i=3.60000
  原动机载荷特性 SF=中等振动
( C; x8 d: h. f$ k- I3 I7 I  工作机载荷特性 WF=均匀平稳
2 N1 o! h' f. C. M/ v- g  预定寿命 H=10000  (小时)
2 i0 ~' D, ?6 `6 V$ w
三、布置与结构
2 ^' C% N- F3 n: v  结构形式 ConS=闭式
5 T  |) l2 m2 `( p  齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
3 F9 f. r% f3 l5 q' h8 x! ?  齿轮2布置形式 ConS2=对称布置
5 w) t8 B' p" k. T9 i2 O' t8 L
四、材料及热处理
  齿面啮合类型 GFace=硬齿面
1 m: R" y* U+ [5 G  热处理质量级别 Q=ML

  齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
  齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45-50
; b8 ?. r5 F0 X  齿轮1硬度 HBS1=48
  b0 [# ]( ~: Z  w  齿轮1材料类别 MetN1=0
, C/ A2 q' Z3 P0 I9 p5 Z1 B& b5 ?$ R  齿轮1极限应力类别 MetType1=11

* N0 L- ]8 z; a- v( Z& ^6 ]1 @  S  齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
  齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45-50
& [4 M, g( }- f2 i' d  齿轮2硬度 HBS2=48
; R) P# f+ S) n, i+ l  齿轮2材料类别 MetN2=0
  齿轮2极限应力类别 MetType2=11

/ [, F# S  v" v3 V3 P7 \( G五、齿轮精度
  齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
9 q( o1 p( x7 h( U" V  d  E  齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
  齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
! ~7 m( }. F" f) V" o! I$ O: a  齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
0 _: F3 K- b& c  齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
! ]- R7 b1 i( z
7 H/ \7 k0 [2 Z+ o1 B" S- d  齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
6 E* ]8 H. V0 D1 w2 K* M* S$ S  齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
5 f& z0 c- {( o' e5 r6 W" @  齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
/ N$ o7 Q) J) V  齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
  齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
2 g5 w9 v* h% K, t/ Z
六、齿轮基本参数
! k& J: N3 m0 u: b8 q3 {" u  模数(法面模数) Mn=2.75(2)
- ]# f  O4 m( R8 E; R) @4 t  端面模数 Mt=2.85057
% f. E! U9 a3 n6 U4 x  螺旋角 β=15.2651500  (度)
  基圆柱螺旋角 βb=14.3241959  (度)
0 {2 b- k5 ]9 Q7 v: ?3 q  q
  齿轮1齿数 Z1=19
  齿轮1变位系数 X1=0.00000
  齿轮1齿宽 B1=23.72500  (mm)
  齿轮1齿宽系数 Φd1=0.87719

6 j; ]# q% |* {  齿轮2齿数 Z2=68
# T( M% V  A3 {" H' `  Z  齿轮2变位系数 X2=0.00000
$ p4 M8 Z2 e+ u/ R# b  齿轮2齿宽 B2=23.72500  (mm)
  齿轮2齿宽系数 Φd2=0.24510

7 Y6 ~$ N# z) I  总变位系数 Xsum=0.00000
  标准中心距 A0=124.00000  (mm)
9 }! y" Q/ W9 j* d! Z. K1 b  实际中心距 A=124.00000  (mm)
  齿数比 U=3.57895
  端面重合度 εα=1.59190
  纵向重合度 εβ=0.72302
- A3 P! Z; [1 N# K* M0 D+ e  总重合度 ε=2.31492
, c9 P/ t# X+ O: Y, w! \
( Q  i  k6 S2 ^: Q7 J) F  齿轮1分度圆直径 d1=54.16092  (mm)
  齿轮1齿顶圆直径 da1=59.66092  (mm)
  N: n3 B% b, v8 }3 O  齿轮1齿根圆直径 df1=47.28592  (mm)
  齿轮1齿顶高 ha1=2.75000  (mm)
* W! v  B! j4 r6 C  齿轮1齿根高 hf1=3.43750  (mm)
8 L+ U9 Z5 s8 e9 Z" h( r! K  齿轮1全齿高 h1=6.18750  (mm)
2 _1 Z5 x3 x* ]8 o3 L+ B  齿轮1齿顶压力角 αat1=31.856530  (度)
# s& G" ~; E$ i2 J& r
  齿轮2分度圆直径 d2=193.83908  (mm)
) F! k3 f  |8 T- ^+ |& D  齿轮2齿顶圆直径 da2=199.33908  (mm)
3 s$ r$ ]( N9 ~  齿轮2齿根圆直径 df2=186.96408  (mm)
* l( }) Q, S; v; |. R; N7 i0 L  齿轮2齿顶高 ha2=2.75000  (mm)
4 k  P" Q5 y" z( Z% b  齿轮2齿根高 hf2=3.43750  (mm)
  齿轮2全齿高 h2=6.18750  (mm)
  齿轮2齿顶压力角 αat2=24.520826  (度)
* ?3 N- R) W0 Q* ^$ |8 Z9 ^  k
  齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.31572  (mm)
  齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.83012  (mm)
$ Q2 B( y2 p7 G5 a% ]  齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438  (mm)
0 m4 O- C7 d0 `- f# X0 F; c+ \  齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578  (mm)
  齿轮1公法线跨齿数 K1=2
  齿轮1公法线长度 Wk1=12.98827  (mm)

2 p. ?/ Z: i' b5 s( |  }4 E! ~" N  齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.31938  (mm)
  齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.77240  (mm)
  齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438  (mm)
0 l* v5 Y/ t$ O: Q7 J7 e  齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578  (mm)
( L: A% o7 `2 }3 ^6 h' z" U: y  齿轮2公法线跨齿数 K2=8
1 f4 Y4 w4 }) b- V  齿轮2公法线长度 Wk2=63.78926  (mm)
, B* R/ X  u; {
! C4 ]- n! m# y! N) d8 w/ W$ e4 p" R  齿顶高系数 ha*=1.00
% G3 z$ x' q- V4 Y7 V  顶隙系数 c*=0.25
8 U9 |% [/ U$ F. m7 L6 E8 q  压力角 α*=20  (度)
" W5 k  ~5 b6 F# J) p- _  端面齿顶高系数 ha*t=0.96472
  端面顶隙系数 c*t=0.24118
6 z3 d0 F% |0 \, o  端面压力角 α*t=20.6705673  (度)
1 r+ t  w& s5 G

6 y' |3 p2 f% E8 k七、检查项目参数
  齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04174
  齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03542
  齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02838
0 r) n  A4 J8 o4 u  齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01542
* H- h4 d/ r3 [8 i1 ^  齿轮1齿形公差 ff1=0.01153
  齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01617
- V1 Q8 c+ y; A  e6 B& ?; o  齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02186
6 c. o( F- a6 H  齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01239
  h. l2 C3 Y: W" S  V' s  齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.05327
  齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.04958
% Q, W7 U  M- R1 t# H0 H  齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01443
' |8 E& o# q' E  O' T% @. K2 l  齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01560
  齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01239
  齿轮1齿向公差 Fb1=0.01239
  齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01239
) H# r( X  I# Q* d! [6 E2 L  齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00619
  齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06169
( g' A1 Y5 R  J9 P3 P% M; z  齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.24674
- L0 \$ c* j. |4 D  h5 V- o
  齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.07095
  齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04828
* L- h. I# b" u$ g5 l' T2 F  齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03639
  齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01690
. G) y% ?. A0 j3 i6 E! E; o2 X' l  齿轮2齿形公差 ff2=0.01327
, C0 o" `$ `9 B" C9 ?# [9 z4 p1 x9 a6 G3 b  齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01810
: Y  a- P. l4 J& r+ ~, |* E  齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.02391
+ \. ]8 M3 n+ n2 t0 ^) B; J; ]- o6 H  齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
  齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.08422
8 c! X6 a' c3 [' r& u  齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.06759
  齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01581
: b5 T8 c- l; R# [' p+ H  齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.01746
  齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630
2 o" |8 q4 X: ?  齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
6 D7 h7 ]. E5 \% y3 ?  齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
8 l. K/ X' v! i# `4 I. k  齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
  齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.06759
: n4 q$ a0 s7 j0 Z; A  齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.27037

  中心距极限偏差 fa(±)=0.02730


八、强度校核数据
  齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0  (MPa)
  齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0  (MPa)
( D! p5 B# A, Z5 ~* ]% \: E9 w  齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=931.2  (MPa)
  齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=342.9  (MPa)
  齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0  (MPa)
  齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0  (MPa)
  齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=931.2  (MPa)
  齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=342.9  (MPa)
1 c: z1 Z6 Y% o  接触强度用安全系数 SHmin=1.00
  @' T# T) p) ~  弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
  接触强度计算应力 σH=979.7  (MPa)
  接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=不满足
  齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=304.0  (MPa)
  齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=278.3  (MPa)
  齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
  齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
- U3 s- l8 O$ h! S4 S! }* v
, F( \0 A5 ~5 u) L/ A
7 A5 Y0 Z6 ?' ^/ |九、强度校核相关系数
  齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
. y% S* a6 c5 Z' C  h  齿面经表面硬化 Zas=不硬化
+ v# S- Z1 h$ s6 C6 L  齿形 Zp=一般
  润滑油粘度 V50=120  (mm^2/s)
. v" x* Z6 G! B  有一定量点馈 Us=不允许
" Z5 p/ m5 M+ ?/ C2 `  小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )
. ^2 C6 i2 l% C  \: |  载荷类型 Wtype=静强度
  J, W. X3 }, i  齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
+ z3 ]9 ?& b5 `; e  刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38

0 k( b" r! e6 F1 u  圆周力 Ft=4897.44266  (N)
4 h  d8 r3 K( G8 P6 S  齿轮线速度 V=2.04182  (m/s)

  使用系数 Ka=1.25000
* u( |  f8 Z9 N: [+ \$ z  动载系数 Kv=1.03781
5 b# g: U3 j8 H9 B  齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000
7 u" N3 [! U; H  \" t  综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000
# X" T8 s& c5 F8 \' m% a  安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.00000
  齿间载荷分布系数 KHα=1.10000
% g; }( Y# [% @4 V5 Z# V  节点区域系数 Zh=2.42227
5 K4 F( Z$ H$ o! B. K  材料的弹性系数 ZE=189.80000
) U% X0 @% J) ?0 c, r" P* l  接触强度重合度系数 Zε=0.82251
# {( y4 A$ e0 A* ^4 H4 m+ y  接触强度螺旋角系数 Zβ=0.98220
  重合、螺旋角系数 Zεβ=0.80787
+ h# E, u) @5 r! g; u  接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000
7 @% P* M% C4 q0 J4 t' }+ p  润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000
6 t" @4 Q, B3 b; S2 I( D  c  x4 [  工作硬化系数 Zw=1.00000
. l* X& |, v- x9 ^  t) c  接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

4 V" N2 L& J2 {  齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000
2 |( Z" W# N, B' `# T  齿间载荷分布系数 KFα=1.10000
: W* L+ }2 L% D5 x  u  抗弯强度重合度系数 Yε=0.72114
  抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.90802
  抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.65481
) l1 s* m: n+ H; l, X  寿命系数 Yn=1.00000
. ?8 B( L8 ~9 T+ U* S1 U/ A* j  齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
" w  L: ^9 O# \5 s$ f/ v( D: Z  齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
+ }) j9 |% o: E5 L- l  尺寸系数 Yx=1.00000
  齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.33428
  齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.55568
* p2 A, Z3 L  ?! i% I; L/ @% N  齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96724
  齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76884