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
  s8 t6 j6 L0 e# }: y  设计日期 Date=2010-11-3
- _& k  Z8 W- m# i% D  设计时间 Time=16:16:56
& c& p/ U5 Q$ g2 d1 t* N
二、设计参数
  传递功率 P=10.00000  (kW)
  传递转矩 T=132.62500  (N.m)
2 O! E3 G& l& M  齿轮1转速 n1=720  (r/min)
  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
+ s: f" J9 k. N5 J  工作机载荷特性 WF=均匀平稳
  预定寿命 H=10000  (小时)
, q  h8 U! R% l6 j% F' j. ?
) W. w4 F& w5 n; E三、布置与结构
) ^( ?( q8 X. O1 [  a- r  结构形式 ConS=闭式
  齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
  齿轮2布置形式 ConS2=对称布置

四、材料及热处理
  齿面啮合类型 GFace=硬齿面
1 p7 S- w1 _2 a9 H5 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>
. g: T' C3 H7 b& i  齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45-50
  齿轮1硬度 HBS1=48
. q5 B* k- |  D. X) U: G  齿轮1材料类别 MetN1=0
  齿轮1极限应力类别 MetType1=11
; L' q1 U) t' Q3 Z  |# ~; m1 K
  齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
8 `$ l  L9 M0 y  齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45-50
6 h' {% A$ P3 u  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

7 X/ w  i" R9 M0 f1 M& r五、齿轮精度
  齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
8 z! s7 Q( s5 V6 J  齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
( a! \% [' s( l: x/ p; R. a  齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
; B# _( X$ }- {7 H4 E  齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
  齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
# ~# G" J& Q8 X0 u- ^. P
! u+ p) }% r9 n# I8 A" H1 y! f  齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
* b$ y4 B+ F7 ^8 L  齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
+ s" ?; P" h$ D+ t: ~0 c  齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
  齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
  齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L

. m5 k2 c6 K3 S* q# O六、齿轮基本参数
  模数(法面模数) Mn=2.75(2)
6 @# k3 P9 S$ J* [; I  端面模数 Mt=2.85057
  螺旋角 β=15.2651500  (度)
  基圆柱螺旋角 βb=14.3241959  (度)

  齿轮1齿数 Z1=19
  齿轮1变位系数 X1=0.00000
+ P5 i) f! Q: o( Y9 B3 v" \; ]  齿轮1齿宽 B1=23.72500  (mm)
  齿轮1齿宽系数 Φd1=0.87719
1 N6 J2 }0 h, e7 p; d& G& l
  齿轮2齿数 Z2=68
  齿轮2变位系数 X2=0.00000
; ^4 |% c! s+ N6 R! M  齿轮2齿宽 B2=23.72500  (mm)
" C# J3 o5 D  i/ R# j. U  齿轮2齿宽系数 Φd2=0.24510

1 y$ f# |9 k8 |  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)
  齿数比 U=3.57895
- u: x% u. {2 Y- _" s0 X+ D6 ]+ ^  端面重合度 εα=1.59190
7 X% o9 i0 y+ }: ^7 E9 z- h* }7 c  纵向重合度 εβ=0.72302
  总重合度 ε=2.31492
, ?$ D7 @, Q( k1 ^# c) \5 J
  齿轮1分度圆直径 d1=54.16092  (mm)
  齿轮1齿顶圆直径 da1=59.66092  (mm)
' Q6 |( T! _9 v9 w1 z* v' f. h2 e  齿轮1齿根圆直径 df1=47.28592  (mm)
  齿轮1齿顶高 ha1=2.75000  (mm)
4 e6 D. J: K5 ]' u' D2 @  齿轮1齿根高 hf1=3.43750  (mm)
+ R4 @6 Z% x8 K0 O# ~; A% A  齿轮1全齿高 h1=6.18750  (mm)
  齿轮1齿顶压力角 αat1=31.856530  (度)

  齿轮2分度圆直径 d2=193.83908  (mm)
; d( r* l7 W. S' k% z  齿轮2齿顶圆直径 da2=199.33908  (mm)
  齿轮2齿根圆直径 df2=186.96408  (mm)
  齿轮2齿顶高 ha2=2.75000  (mm)
  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)

  齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.31572  (mm)
0 ]! I: J3 Q- O: a; w( c; [+ i  齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.83012  (mm)
/ B9 m/ }3 F: `4 g5 B  齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438  (mm)
  齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578  (mm)
; K( D, g& V( V3 r7 d8 L% [' s  齿轮1公法线跨齿数 K1=2
8 `) L/ y! b& D! z+ x# J- o$ _  齿轮1公法线长度 Wk1=12.98827  (mm)
2 A/ z: Y! L- g1 x* K" f
0 c3 Z. K* C# v4 N8 g  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)
; ?0 [: \, u2 u8 p2 d$ E  齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438  (mm)
  齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578  (mm)
  齿轮2公法线跨齿数 K2=8
# N1 z7 o/ P. i  齿轮2公法线长度 Wk2=63.78926  (mm)
: X* |# F* Z) a6 j) ^5 Q
  齿顶高系数 ha*=1.00
6 T" b& `) D# u* ~7 w" q  顶隙系数 c*=0.25
  压力角 α*=20  (度)
- ^- i5 ]! n5 }, r7 x( e; w$ g  端面齿顶高系数 ha*t=0.96472
9 X5 P  L) c, r1 l4 S* O  端面顶隙系数 c*t=0.24118
  端面压力角 α*t=20.6705673  (度)
7 W, w9 K2 Y# L6 d

, t, n& D; n) f8 B七、检查项目参数
! s% ~. S- {+ d, H+ R2 k  齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04174
3 L! {* Q8 x! k( U9 K3 m8 w  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
1 z; J+ F6 b1 q; F0 d" j7 ?  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
  齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02186
  齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01239
  齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.05327
0 i: n; _' c% E: _: A- K* W  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
- z" l3 y) s4 V! i, D& U  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
  齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00619
1 q. w" E7 w% V8 p, R, e7 d6 S  齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06169
4 Z& g% T) J3 j) m  齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.24674
. X1 B, p3 Y0 n" }5 w- A; r8 S9 \
6 M$ O: d& s( r% f  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
- s! V/ @5 N! s3 ^0 D  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
2 p3 ^( A+ E' W; M, X( v2 l- d  齿轮2齿形公差 ff2=0.01327
  齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01810
  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
" M% t+ D' x9 ]- q" F1 M" z  齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.06759
! V2 O. @$ `* U- H$ N( ~  齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01581
9 U, Z, j) ~: F3 u$ M5 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 M+ y, @" Z- ~! U  齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
  齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
  齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
: P4 d$ A& v! q  M! l  齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.06759
3 f2 P" x1 z9 @  齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.27037

  中心距极限偏差 fa(±)=0.02730
' R' G. s6 M/ Y

% W+ U) X2 Y: {八、强度校核数据
  b8 g' P* m8 c* ^+ P  v  齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0  (MPa)
9 w: a& ]6 D" }. H: c$ n* d  齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0  (MPa)
  齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=931.2  (MPa)
2 j  H3 c% N4 X7 m2 T0 C8 V  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)
  接触强度用安全系数 SHmin=1.00
  弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
) B  H! n0 w/ W- H0 L4 |  O  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
" q2 l4 S, A9 d* j, X4 i  齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=304.0  (MPa)
7 `% J4 G8 v) q# C5 t  齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=278.3  (MPa)
( n: j1 x9 g3 W. u) C/ r! @' w  齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
: V5 T: O! Z% a; s* t+ f  L) B  齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
+ m. e( e# x1 Z; ^9 z9 x
$ w' r5 M: X/ t! F0 `
九、强度校核相关系数
  齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
( F' H% W; f6 v2 ^/ b% e  齿面经表面硬化 Zas=不硬化
  齿形 Zp=一般
3 X, C( ~6 _( `  润滑油粘度 V50=120  (mm^2/s)
1 [/ }1 H; k: G& t5 {7 l. }/ N  有一定量点馈 Us=不允许
  小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )
  载荷类型 Wtype=静强度
  齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
  刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38

  圆周力 Ft=4897.44266  (N)
6 |: p1 a. s; m  齿轮线速度 V=2.04182  (m/s)
( w$ ]' q! i  Z* Y" a( o
0 ^" j* c; H; m  使用系数 Ka=1.25000
9 ]* U7 w% \8 d9 b  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
& a5 ?/ T- U: _0 U  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
1 K9 `  i: I- U( z1 i, V+ u  节点区域系数 Zh=2.42227
1 Z: p$ q/ `) z  材料的弹性系数 ZE=189.80000
  接触强度重合度系数 Zε=0.82251
& J7 e& O8 S' [  接触强度螺旋角系数 Zβ=0.98220
- r% D" s, H- w% |. h+ H9 T$ f7 Z7 Q  重合、螺旋角系数 Zεβ=0.80787
: M- q( @4 e- s  接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000
  润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000
$ s2 G+ _1 z, Z  工作硬化系数 Zw=1.00000
  接触强度尺寸系数 Zx=1.00000
9 E, [6 J* K( _  \
9 U. Q4 }" S4 n  P) F4 t  齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000
  齿间载荷分布系数 KFα=1.10000
1 H- I" W1 W  G- D5 p, H; `8 G  抗弯强度重合度系数 Yε=0.72114
& g) i4 Q* o) k) F3 @% U: E  抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.90802
7 j3 E! \  z# y3 H9 D  抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.65481
  寿命系数 Yn=1.00000
% V1 s; L! a  d9 @: w: C$ e7 T  齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
; F, F: s% R3 y* ^+ O  齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
  a1 B, i* }; h! a0 `+ u  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
0 x  S0 o3 O4 |6 b, e  齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96724
: f" _" I1 `+ ?) |! A1 Y6 k' L  齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76884