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
3 L  j1 b2 ]! R" p7 @* w: a7 f  设计单位 Comp=1
  设计日期 Date=2010-11-3
6 m3 r2 L2 H9 ?3 p7 p2 O: V  设计时间 Time=16:16:56
+ _% c$ g' z! v5 O6 C. U
二、设计参数
  传递功率 P=10.00000  (kW)
$ e# C1 y. y8 n' g% z  传递转矩 T=132.62500  (N.m)
9 p% {1 D1 b; d% h  齿轮1转速 n1=720  (r/min)
  齿轮2转速 n2=200  (r/min)
  传动比 i=3.60000
" \. M: W7 y6 D8 P- u* m  原动机载荷特性 SF=中等振动
5 T" @2 \- u6 B# |  工作机载荷特性 WF=均匀平稳
& O! a$ K- k. O7 H  预定寿命 H=10000  (小时)

三、布置与结构
/ {+ U- @) H7 Y' s- b6 F  结构形式 ConS=闭式
  齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
- M% h" g3 I% W2 u, ^: b! ]  齿轮2布置形式 ConS2=对称布置

$ A$ N. _  {- o$ \四、材料及热处理
' W+ W9 j9 n0 V) I3 q- l2 r  齿面啮合类型 GFace=硬齿面
* W0 L2 G4 O$ P  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
6 s- }9 U6 I0 _" }  齿轮1硬度 HBS1=48
& L% S% j, ^+ E! Q1 J- b) D' ]  齿轮1材料类别 MetN1=0
  齿轮1极限应力类别 MetType1=11
* Y( m$ [* m1 |& L
2 w) X2 K* t9 g- @  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
  齿轮2硬度 HBS2=48
  齿轮2材料类别 MetN2=0
  齿轮2极限应力类别 MetType2=11

五、齿轮精度
  齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
4 f6 J$ K) i4 x# N  齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
/ E7 `" p- W- G. d; i  齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
  齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
$ d9 Z; F' M+ n/ {0 U  齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
) B4 i4 R' e$ f) \9 j+ R
( j& K6 X0 o, {2 t  齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
9 V* w' s  g. b( F  齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
1 u0 Z0 ]3 ?$ D7 m1 \  齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
0 l9 l. u. }! L  齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
; B% a1 p# x- L2 Y  齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L

六、齿轮基本参数
' a5 D9 Z/ C9 H' o# O& g  模数(法面模数) Mn=2.75(2)
0 c1 ~4 q" G, d; H2 Z# L  端面模数 Mt=2.85057
  螺旋角 β=15.2651500  (度)
1 P! X. C" u6 A! [/ |  基圆柱螺旋角 βb=14.3241959  (度)

6 L" D) o4 n4 ]  齿轮1齿数 Z1=19
  齿轮1变位系数 X1=0.00000
' H  ~1 ?1 m& f0 F$ E# V/ j* E  齿轮1齿宽 B1=23.72500  (mm)
  齿轮1齿宽系数 Φd1=0.87719
' {/ U+ r! F. |8 e# I3 J+ O
( I% u. n* q1 e& i  齿轮2齿数 Z2=68
  齿轮2变位系数 X2=0.00000
  齿轮2齿宽 B2=23.72500  (mm)
  齿轮2齿宽系数 Φd2=0.24510

* a) _, t' t! D+ @% d0 i1 j: V& ]  总变位系数 Xsum=0.00000
  标准中心距 A0=124.00000  (mm)
  实际中心距 A=124.00000  (mm)
* C' v1 V' |$ F; e; x1 S) g7 F  齿数比 U=3.57895
  端面重合度 εα=1.59190
4 ]) I: F; U" W2 u7 r  纵向重合度 εβ=0.72302
  总重合度 ε=2.31492
: r! e% R; S. @+ W
  齿轮1分度圆直径 d1=54.16092  (mm)
% C. R. I2 {) L  齿轮1齿顶圆直径 da1=59.66092  (mm)
  齿轮1齿根圆直径 df1=47.28592  (mm)
- z" m3 n; b. V  齿轮1齿顶高 ha1=2.75000  (mm)
2 I; ?$ Z7 I3 d4 V( B7 I: m  齿轮1齿根高 hf1=3.43750  (mm)
5 z3 {% Q1 r" m$ k& ?  齿轮1全齿高 h1=6.18750  (mm)
  齿轮1齿顶压力角 αat1=31.856530  (度)
( O0 v1 H" M: d9 E0 T
  齿轮2分度圆直径 d2=193.83908  (mm)
  齿轮2齿顶圆直径 da2=199.33908  (mm)
, v- h  ~$ D; Z, F# ?" s: L/ d, j- o  齿轮2齿根圆直径 df2=186.96408  (mm)
  齿轮2齿顶高 ha2=2.75000  (mm)
' r% F+ Z7 {9 n! H  齿轮2齿根高 hf2=3.43750  (mm)
  齿轮2全齿高 h2=6.18750  (mm)
9 N# B) {& n; r8 X  齿轮2齿顶压力角 αat2=24.520826  (度)

& e, D9 E% V. _2 {  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)
5 m3 D3 q. x% K" m  齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438  (mm)
* n: r7 v% |: P* X* {: |0 p  齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578  (mm)
  齿轮1公法线跨齿数 K1=2
: ], [- k  m8 o) E4 [: ~  齿轮1公法线长度 Wk1=12.98827  (mm)

  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)
) q" {6 v$ h$ b( W5 p' N  齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438  (mm)
  齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578  (mm)
/ [: b& Q! G& V. h( J, V; M  齿轮2公法线跨齿数 K2=8
( D4 U8 e0 [2 A8 T  齿轮2公法线长度 Wk2=63.78926  (mm)

  齿顶高系数 ha*=1.00
$ n5 a5 o& H$ j4 n6 ?  顶隙系数 c*=0.25
: t' m( P2 |8 B( Y! f! Y. X  压力角 α*=20  (度)
  端面齿顶高系数 ha*t=0.96472
4 g' T3 N4 Y7 \8 y& Z; ^& o  端面顶隙系数 c*t=0.24118
+ {2 F: M( E" L* T% C0 \, Z  端面压力角 α*t=20.6705673  (度)


七、检查项目参数
: Z9 P5 t. d3 [" t6 U4 D  齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04174
% }. r$ S' Y. ]3 h2 f7 Y# z: o  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
  齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01542
  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
0 Q9 Z- B2 g- X1 t  齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02186
- p( _- w3 o" b( y) J9 o$ t' `  齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01239
! x% r; _( p$ a# g$ U- S6 L; I  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
  齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01443
; p- R8 q1 @1 y( O/ q  齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01560
( v: W, P, m1 ^4 x  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
& P  {, }1 {3 Y* d' l  齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00619
" j/ \( B. w5 V2 a  `: z5 m  齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06169
! n: C' @! U$ G7 n& O0 e  齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.24674
7 S1 ?2 I! Y; ?
0 G3 \/ T$ |3 Y  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
/ y; ]0 F3 J  n; N  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
8 L! _$ \  {/ Q: a# s3 m  齿轮2齿形公差 ff2=0.01327
# N* y# E, @7 ^  齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01810
! n" [- d& n' T  齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.02391
  齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
  齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.08422
5 d7 h( b* K' B! N5 p6 y, e% ~  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
  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
& K% g8 l6 w! f; E# m  齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
" Y- V% v7 S/ ]  齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
  @  z$ c9 y/ y3 f) T# x  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
  齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.27037

0 A/ c. J- d+ ~$ l$ h1 }  中心距极限偏差 fa(±)=0.02730
  q- {) C6 l3 Q6 c# M; N

八、强度校核数据
3 c6 T' y6 d/ v' Q8 Y$ `$ j6 b$ ~  齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0  (MPa)
2 t7 I+ v7 \1 K: l2 k4 h  齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0  (MPa)
# Y" \$ ]" g) B5 ?3 C* c  齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=931.2  (MPa)
6 C# C3 p6 `* V; y. N8 f  齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=342.9  (MPa)
3 v# g# J" E' q" a) ]9 ]& ^& X  齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0  (MPa)
# G. ?; q+ z, H' G- C  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)
; H' Q. G/ R, [8 ?. M  齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=342.9  (MPa)
6 c5 j" @6 J. n" F& ~! C/ s  接触强度用安全系数 SHmin=1.00
5 M1 _1 j8 T1 }0 A. Z. `  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
3 n* T+ n5 X+ V* X  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)
9 b& |. V6 j; ~0 k. V8 E  齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
0 T; e/ J* A5 G$ D  齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足


0 v: b: j" A+ G8 s九、强度校核相关系数
  齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
  齿面经表面硬化 Zas=不硬化
5 N% M2 D8 `  o  p% a& H  齿形 Zp=一般
/ Z# [$ A& u" d: h2 A8 H  润滑油粘度 V50=120  (mm^2/s)
  有一定量点馈 Us=不允许
2 ~! L( W6 t  @, r$ ^% T  小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )
2 n" {6 F/ [. I  载荷类型 Wtype=静强度
/ ]9 n: g8 @+ t, c. ?3 n/ ~: n+ y  齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
% B7 \" q( I3 x$ M6 _  刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38
& h# y% t3 D* p% G! c
  圆周力 Ft=4897.44266  (N)
  齿轮线速度 V=2.04182  (m/s)
* f0 f4 x( u* N, {2 S
* Y' E- S5 R( y* y, q  使用系数 Ka=1.25000
  动载系数 Kv=1.03781
  齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000
  综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000
2 b* @4 ^& _# h2 |, v9 S% W% z! Q/ G  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
' E! h' J' u( K1 d& ~9 c  节点区域系数 Zh=2.42227
# `5 p6 D5 L, h. R  B6 y7 P  材料的弹性系数 ZE=189.80000
  接触强度重合度系数 Zε=0.82251
  接触强度螺旋角系数 Zβ=0.98220
  重合、螺旋角系数 Zεβ=0.80787
5 U1 B5 p5 Q  J3 E# \. ?3 j' O* R  接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000
  润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000
  工作硬化系数 Zw=1.00000
  接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

) i7 h1 l$ T# S$ I2 T6 a  齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000
  齿间载荷分布系数 KFα=1.10000
+ i5 a& ]- u7 |! k* M6 ]  抗弯强度重合度系数 Yε=0.72114
  抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.90802
( K6 c5 r0 R% q9 r( N  抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.65481
  寿命系数 Yn=1.00000
  齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
  齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
  尺寸系数 Yx=1.00000
0 x# ^5 d; g- j+ z2 I. L4 [  齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.33428
4 A) u+ I) b& T6 a( ]* H  齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.55568
/ o, l' x" C8 \. V4 v  齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96724
  齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76884