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1、圆锥齿轮的画法单个圆锥齿轮结构画法文本 圆锥齿轮通常用于交角90的两轴之间的传动，其各部分结构如图所示。齿顶圆所在的锥面称为顶锥面、大端端面所在的锥面称为背锥，小端端面所在的锥面称为前锥，分度圆所在的锥面称为分度圆锥，该锥顶角的半角称为分锥角，用表示。 圆锥齿轮的轮齿是在圆锥面上加工出来的，在齿的长度方向上模数、齿数、齿厚均不相同，大端尺寸最大，其它部分向锥顶方向缩小。为了计算、制造方便，规定以大端的模数为准计算圆锥齿轮各部分的尺寸，计算公式见下表。 其实与圆柱齿轮区别也不大，只是圆锥齿轮的计算参数都是打断的参数，齿根高是1.2倍的模数，比同模数的标准圆柱齿轮的齿顶高要小，另外尺高的方向垂直于
2、分度圆圆锥的母线，不是州县的平行方向。 单个圆锥齿轮的画法规则同标准圆柱齿轮一样，在投影为非圆的视图中常用剖视图表示，轮齿按不剖处理，用粗实线画出齿顶线、齿根线，用点画线画出分度线。在投影为非圆的视图中，只用粗实线画出大端和小端的齿顶圆，用点画线画出大端的分度圆，齿根圆不画。文本 注意：圆锥齿轮计算的模数为大端的模数，所有计算的数据都是大端的参数，根据大端的分度圆直径，分锥角画出分度线细点画线，量出齿顶高、齿根高，即可画出齿顶和齿根线，根据齿宽，画出齿形部分，其余部分根据有必要进行设计。 单个齿轮的画法同圆柱齿轮的规定完全相同。应该依据分锥角，画出分度圆锥的分度线，根据分度圆半径量出大端的位置，
3、根据齿顶高、齿根高找出大端齿顶和齿根的位置，向分度锥顶连线，就是顶锥（齿顶圆锥）和根锥（齿根圆锥），根据齿宽量出分度圆上小端的位置，做分度圆线的垂直线，其他的次要结构根据自身的需求设计即可。啮合画法文本 锥齿轮的啮合画法同圆柱齿轮相同，如图所示。弧齿锥齿轮的传动设计（弧齿锥齿轮的传动设计14 弧齿锥齿轮的基本概念14.1。1 锥齿轮的节锥对于相交轴之间的齿轮传动，一般都会采用锥齿轮。锥齿轮有直齿锥齿轮和弧齿锥齿轮。弧齿锥齿轮副的形式如图141所示，与直齿锥齿轮相比,轮齿倾斜呈弧线形。但弧齿锥齿轮的节锥同直齿锥齿轮的节锥一样,相当于一对相切圆锥面作纯滚动,它是齿轮副相对运动的瞬时轴线)。两个相切圆锥的公切面成为齿轮副的节平面。齿轮轴线与节平面的夹角，即节锥的半锥角称为锥齿轮的节锥角1或d2。两齿轮轴线之间的夹角称为锥齿轮副的轴交角。节锥任意一点到节锥顶点O的距离称为该点的锥距Ri，节点P的锥距为R。因锥齿轮副两个节锥的顶点重合，则大小轮的齿数之比称为锥齿轮的传动比（4)小轮和大轮的节点半径r1、2分别为 (1-2）它们与锥齿轮的齿数成正比，即 （14-）传动比与轴交角已知,则节锥可惟一的确定，大、小轮节锥角计算公式为(14）.当时，即正交锥齿轮副,14.2弧齿锥齿轮的旋向与螺旋角旋向弧齿锥齿轮的轮齿对母线的倾斜方向称为旋向，有左旋和右旋两种(图14-3).面对轮齿
5、观察,由小端到大端顺时针倾斜者为右旋齿轮(图143b），逆时针倾斜者则为左旋齿（图14).大小轮的旋向相反时，才能啮合.正常的情况下，工作面为顺时针旋转的(从主动轮背后看，或正对被动轮观察）,主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，被动轮为右旋（图14-1）；工作面为逆时针旋转的，情况相反。这样可保证大小轮在传动时具有相互推开的轴向力，从而使主被动轮互相推开以避免齿轮承载过热而咬合.2。螺旋角.弧齿锥齿轮轮齿的倾斜程度由螺旋角i来衡量。弧齿锥齿轮纵向齿形为节平面与轮齿面相交的弧线，该弧线称为节线,平面齿轮的节线称为齿线。节线上任意一点的切线与节锥母线的夹角称为该点的螺旋角bi。通常把节线中点的螺旋角定义为弧
6、齿锥齿轮的名义螺旋角b。弧齿锥齿轮副在正确啮合时,大小轮在节线上除了有相同的压力角之外,还要具有相同的螺旋角.由图14中的OO，利用余弦定理可知 (14a)同理，在0P中 （45b)两式相减，则得节线上任意一点的螺旋角的计算公式为 (15c）式中，0为刀盘半径.14。1。3弧齿锥齿轮的压力角弧齿锥齿轮副在节点啮合时，齿面上节点的法矢与节平面的夹角称为齿轮的压力角.弧齿锥齿轮的压力角通常指的是法面压力角n,其中0压力角最常见。它与端面压力角t的关系为（146）1.1.4弧齿锥齿轮的当量齿轮直齿锥齿轮的当量齿轮为节圆半径为Rtg、Rt2,齿数为 、的圆柱齿轮副.则弧齿锥齿轮的当量齿轮为节圆半径为
7、Rgd1、Rtgd2，齿数为 、，螺旋角为b的斜齿圆柱齿轮副。因此，弧齿锥齿轮在法截面内的啮合,也可以用当量圆柱齿轮副来近似,即它们为一对节圆半径 （147）齿数为 （14)的圆柱齿轮副。2 弧齿锥齿轮的重合度（Cota rtio)重合度e又称重迭系数，反映了同时啮合齿数的多寡（图45）,其值愈大则传动愈平稳,每一齿所受的力亦愈小，因此它是衡量齿轮传动的质量的重要指标之一。简单地来讲,一个齿啮合转过的弧长与其周节的比值即为该齿轮副的重合度。或者更通俗地讲，一个齿从进入啮合到退出啮合的时间与其啮合周期的比值为齿轮副的重合度e。只有重合度才可能正真的保证齿轮副连续传动。弧齿锥齿轮的重合度包括两部分,端面重
8、合度与轴面重合。14.1 端面重合度(Traverecotat ti)端面重合度又称横向重合度，弧齿锥齿轮的端面重合度可利用当量齿轮进行计算。计算过程如下中点锥距,mm (19）小齿轮齿顶角，度 （141）大齿轮齿顶角，度(14-1）小齿轮中点齿顶高，m （1412）大轮中点齿顶高,mm (1413)中点端面模数，m （141）大端端面周节，mm （1-15)中点法向基节，m (4-6）中点法向周节，mm （1417） (4-18）小齿轮中点端面节圆半径，mm（1419)大齿轮中点端面节圆半径，mm（40）小齿轮中点法向节圆半径,mm (1421)大齿轮中点法向节圆半径， (122)小齿轮中点
9、法向基圆半径，mm （1-23)大齿轮中点法向基圆半径，m（1424)小齿轮中点法向顶圆半径，mm（425）大齿轮中点法向顶圆半径, (14-26）小齿轮中点法向齿顶部分啮合线)大齿轮中点法向齿顶部分啮合线）中点法向截面内啮合线）端面重合度。对直齿锥齿轮和零度锥齿轮,该数值必须大于1.。 （1430）4.23 轴面重合度（Face cotat ti)轴面重合度又称纵向重合度。轴面重合度为齿面扭转弧与周节的比值，即. （14-3)（-32）对于弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮轴面重合度e应不小于1。25,最佳范围在1。517之间。总重合度（33）14。
10、弧齿锥齿轮几何参数设计计算.弧齿锥齿轮各参数的名称如图4-6所示.弧齿锥齿轮的轮坯设计，就是要确定这些参数的计算公式和处理方法。1.3.1弧齿锥齿轮基本信息参数的确定在进行弧齿锥齿轮几何参数设计计算之前,首先要确定弧齿锥齿轮副的轴交角、齿数、模数、旋向、螺旋角,压力角等基本信息参数:弧齿锥齿轮副的轴交角和传动比i12,根据齿轮副的传动要求确定。根据齿轮副所要传动的功率或扭矩确定小轮外端的节圆直径d1和小轮齿数z1格里森二文集,z一般不小于5。弧齿锥齿轮的外端模数m可直接按公式m = （134）确定，不一定要圆整。弧齿轮齿轮没有标准模数的概念。大轮齿数可按公式Z2=12Z(143)计算后圆整,大轮齿数
11、与小轮齿数之和不可以少于0，本章后面介绍的非零变位设计可突破这一限制。根据大轮和小轮的工作时的旋转方向确定齿轮的旋向。齿轮的旋向根据传动要求确定，它的选择应保证齿轮副在啮合中具有相互推开的轴向力。这样做才能够增大齿侧间隙,避免因无间隙而使齿轮楔合在一起，造成齿轮损坏。齿轮旋向通常选择的原则是小轮的凹面和大轮的凸面为工作面。为了能够更好的保证齿轮副传动时有足够的重合度，设计弧齿锥齿轮副应选择正真适合的螺旋角.螺旋角越大，重合度越大，齿轮副的运转将越平稳,但螺旋角太大会增大齿轮的轴向推力，加剧轴向振动，同时会使箱体壁厚增加，反倒引起一些坏因。因此，通常将螺旋角选择在300之间，保证轴面重合度不小于1。25。）弧齿
12、锥齿轮的标准压力角有16、20、2.，通常选。压力角太小会降低轮齿强度，并易发生根切；压力角太大容易使齿轮的齿顶变尖,降低重合度.）锥齿轮的齿面宽一般选择大于或等于10m或0。3 Re。将齿面设计得过宽并不能增加齿轮的强度和重合度。当负荷集中于齿轮内端时，反而会增加齿轮磨损和折断的危险。14。32弧齿锥齿轮几何参数的计算基本信息参数确定之后可进行轮坯几何参数的计算,其过程和步骤如下：小轮、大轮的节圆直径1、d2d1m1 d2m2（143）外锥距R （14-37）为了尽最大可能避免弧齿锥齿轮副在传动时发生轮齿干涉，弧齿锥齿轮一般都采用短齿。格里森公司推荐当小轮齿数112时，其工作齿高系数为,全齿高系数为1.
13、888。这时,弧齿锥齿轮的工作齿高h和全齿高t的计算公式为h170 m （138)ht=1.88 m (439）当z12时齿轮的齿高必须有特殊的比例,否则将会发生根切。工作齿高系数、全齿高系数的选取按表41进行。表4-1 z1 12的轮坯参数（压力角20,螺旋角35)小 轮齿数67891大轮最少齿数3433331309工作齿高系数fk。51.5601。101.6506801.9全齿高系数ft1.6617731。7881。321.651.88大轮齿顶高系数f215。2725380.435049.在弧齿锥齿轮的背锥上，外端齿顶圆到节圆之间的距离称为齿顶高,节圆到根圆之间的距离称为齿根高,由图14-
14、能够正常的看到，全齿高是齿顶高和齿根高之和。为了能够更好的保证弧齿锥齿轮副在工作时小轮和大轮具有相同的强度，除传动比i12=1的弧齿锥齿轮副之外,所有弧齿锥齿轮副都采用高度变位和切向变位。根据美国格里森的标准，高度变位系数取为x1x2 0.3 （ 1 ） (1440）大轮的变位系数x2为负,小轮的变位系数1为正,它们大小相等,符号相反。因此,小轮的齿顶高hae1和大轮的齿顶高he2为he1= （1441）e(1-)用全齿高减去齿顶高，就得到弧齿锥齿轮的齿根高hfe=hthe hhh2 （1443）当112时，齿顶高、齿根高的计算，按表41选取大轮齿顶高系数进行。弧齿锥齿轮副在工作时，小轮(大轮）的齿顶和大轮(
15、小轮）的齿根之间必须留有一定的顶隙,用以储油润滑油与避免干涉。由图146可知,顶隙c是全齿高和工作齿高之差cthk （14-44）弧齿锥齿轮一般都采用收缩齿，即轮齿的高度从外端到内端是逐渐减小的，其中最基本的形式如图1-6所示,齿轮的节锥顶点和根锥顶点是重合的。这时小轮的齿根角f1和大轮的齿根角f可按下面的公式确定（144）这样,小轮的根锥角f1和大轮的根锥角2的计算公式是f1 1-f1 f22f2 （146）为了能够更好的保证弧齿锥齿轮副在工作时从外端到内端都具有相同的顶隙，小轮(大轮）的面锥应该和大轮（小轮)的根锥平行。小轮的齿顶角a1与大轮的齿顶角a2应该由公式a f2 =f1 (1447）选取。
16、因此，小轮的面锥角1和大轮的面锥角a的计算公式是a1 1+ a2 + (1448)图-6上的A点称为轮冠,齿轮在轮冠处的直径1、de2称为小轮和大轮的外径。由图146可以直接推得外径的计算公式de =1 +hae1 os de2 = d22e2 o2 （14-49）轮冠沿齿轮轴线到齿轮节锥顶点的距离称为冠顶距，由图14-6可知小轮冠顶距Xe1和大轮冠顶距X2的计算公式为e1 Re cos-hae sin1 e2 R cohae sn2 （50）弧齿锥齿轮理论弧齿厚的确定。如果齿厚不修正,小轮和大轮在轮齿中部应该有相同的弧齿厚,都等于p。但除传动比i12=1的弧齿锥齿轮副之外，所有弧齿锥齿轮副都
17、采用高度变位和切向变位。使小轮的齿厚增加=m，大轮的齿厚减少,这样修正以后,可使大小轮的轮齿强度接近相等。xt1是切向变位系数，对于=20，3的弧齿锥齿轮，切向变位系数选取如图147所示.z1 12切向变位系数按表12选取,格里森公司称切向变位系数为齿厚修正系数。表142 z1 12大轮弧齿厚系数xt1（压力角，螺旋角5） z1z70.9750.97。31.05300.8030。887。00。7570。77。280.8840.94600.7770.820。883.5.选定径向变位系数和切向变位系数后,可按下式计算大小齿轮的理论弧齿厚 （14-
19、。5 7.260.18 0.23 .32 25。40.50.614双重收缩和齿根倾斜上节讨论的弧齿锥齿轮,节锥顶点与根锥顶点重合,齿根高与锥距成正比，齿根的这种收缩情况称为标准收缩。标准收缩的齿厚与锥距成正比，齿线相互倾斜。但在实际加工中，为了更好的提高生产效率，弧齿锥齿轮的大轮都用双面法加工.即用安装有内切刀片和外切刀片的双面刀盘在一次安装中同时节出齿槽和两侧齿面。因为刀盘轴线在加工时是与齿轮的根锥垂直的，外端要比内端切得深一些，这样就引起轮齿不正常的收缩。因为齿轮的周节总是与锥距成正比的，齿厚与锥距不成比例地收缩不仅会给加工带来困难,而且还会影响轮齿的强度和刀具的寿命。因此一定要通过双重收缩或齿根
20、倾斜加以修正。1。4.1双重收缩和齿根倾斜的计算当大轮采用双面法加工时，理想的大轮齿根角为f2 tgf (453）当小轮也用双面法加工时,以上公式对小轮也是适合的。将上式中的1改为大轮中点弧齿厚s2就能够获得理想的小轮齿根角1 = （144)大轮和小轮的齿根角之和D=f+= （155)其中s1 s2是齿轮中点的周节，应满足公式zo (s s2) =2，代入之后就得到公式D= (45)式中，zo为冠轮齿数z0=z/sin2.由式（1457)算得的角度单位是弧度,欲得角度单位是度,上式应改为（1457）弧齿锥齿轮大轮和小轮都用双面刀盘同时加工两侧齿面的方法称为双重双面法，两齿轮齿根角之和满足（14
21、-57）式的齿高收缩方式称为双重收缩。令标准收缩的齿根角之和s =1 +f2 （158）取Ds得到理想刀盘半径rD为D= (45)式（1-0）可当作齿轮刀盘半径选择的理论基础。实际的轮坯修正能这样来进行：先按(145）、(40）算出刀盘的理论半径r,如果实际选用的刀盘半径ro与相差不大,则轮坯可以按标准收缩设计；如果实际选用的刀盘半径r0与r相差太大，使得小轮两端的槽宽相差太悬殊，那么轮坯就必须修正。修正时可将选定的刀盘ro代入（148）式求得双重收缩的齿根角之和D。弧齿锥齿轮除小模数齿轮用双重双面法加工之外,在正常的情况下都是大轮用双面法加工，小轮用单面法加工，有时用D来作为齿根角之和就显
22、得过大。为此,格里森公司提出了最大齿根角之和的概念，规定弧齿锥齿轮副的齿根角之和小于m = (146）实际选用的齿根角之和,取和m中的最小值，即t = min (D,m ）(14-)按（462)式确定的齿根角之和可能比大，也可能比s小,这就需要用改变齿轮根锥角的办法来实现,也就是将齿轮的齿根线绕某一点倾斜,这种办法称为齿根倾斜（图1-8所示）.齿根倾斜，通常有绕中点倾斜（图14-8所示）和绕大端倾斜两种方式。齿根倾斜之后,轮坯的根锥顶点不再与节锥顶点重合。当t 时，根锥顶点落在节锥顶点之外如图14 9（）所示;当s时,根锥顶点落在节锥顶点之内(图49）。这时,面锥顶点、根锥顶点三者都不重合
23、,通常把这种设计方式称为“三点式。.14.。2 轮坯修正后的参数计算实际选用的齿根角之和t确定之后,关键是如何分配大轮和小轮的齿根角并确定齿根绕哪一点倾斜.格里森公司提出两种分配齿根角的方法，最早提出的方法是将差值ts平均分配。即令f = （ )（14)然后将齿根角qf1和qf2修正为ff1 f f2f2 + f （14-63）齿根绕大端倾斜时,齿轮的齿顶高、齿根高、工作齿高、全齿高都不改变。但齿轮绕中点倾斜时，齿轮的齿顶高和齿根高都要改变 h tgf(4-4）这时齿轮的齿顶高和齿根高都要修正为hae1=ha1 +hhae2=hae2+h (16）hfe1 hfe1 h he2 =fe2 +h
24、（14-66）同时，齿轮的工作齿高和全齿高也要修正为hk=h +h(1-67a）ht = h h （14-67)上面这种计算方式最简单，但有时大轮和小轮的齿根角修正后悬殊太大,不够理想,因此,格里森公司于1971年又提出一种新的分配方法，按倾斜点的齿高比例进行分配。齿根绕大端倾斜时齿根角的计算公式是f2 t= t (470）这时齿轮的齿顶高和齿根高不变,常用于理论刀盘半径小于实际刀盘半径的情形。齿根绕中点倾斜时先要算出中点齿顶高和齿根高的值：hahae1 tga1 ha2 h2 - a2 （71）hf1 he1 tgf1f2 = hf2 t2(1-)然后按下列公式确定齿根角f1 = f2 t
25、 （1473)这样修正后弧齿锥齿轮的齿顶高、齿根高都要跟着改变、常用于理论刀盘半径比实际刀盘半径大的情形。修正后的齿高参数为hae1 = ha1 +ga1 ae2 =a2 + ga（144)he1= hf1 tf1 he2 h2+ tf2 (4-75）hk= hae +hae2（14-76）h = hae+hfe1（177）c = ht hK (147)这几种修正方法都能起到修正轮坯的作用.要注意的是根锥绕大端倾斜时，齿轮的外径和冠顶距都不改变,但齿根绕中点倾斜时,由于齿顶高变了,所以外径和冠顶距也会跟着改变。在式（1-4)和（14-0)中将ha1和hae2的值应改为hae1 、hae 重新计
26、算就得到了修正后的值。齿根绕大端倾斜,外端的几何参数不变，内端的几何参数变化较大.齿根绕中点倾斜，外端和内端的参数都有变化,比绕大端倾斜的变化要均匀一些。设计时可根据真实的情况选用。与标准收缩相比，齿根倾斜是一种先进的设计方法,国外应用得很普遍,在设计中应尽量采用这种方法。最后，把上述轮坯计算公式加以总结，列于表和145中。表14 弧齿锥齿轮标准参数计算表格序号齿轮参数和计算公式举例备注1S轴夹角2传动比d1节圆直径4z1小轮齿数5z2i1z1大轮齿数（圆整后）m=d1/z1模数d2=z2大轮节圆直径8b螺旋角(左旋/右旋）9压力角10 , 节锥角1x1=-x2 = 0.39 （1)径向变位系数
27、1x1-x2切向变位系数按表1-2和图17选取13Re0.5d2/snd2外锥距14b齿宽5r0刀盘半径16hk=1。70hkz112z1时,大轮和小轮的变位系数和为零，即(1X2=0;X1Xt2=0)。若采用“非零变位”（X1X20；Xt20）,传统的概念认为锥齿轮当量中心距就要发生改变，致使锥齿轮的轴交角也发生改变。而轴交角是在设计之前就已确定的,不能改变。梁桂明教授发明的分锥综合变位原理克服了这一弱点，能够在保持轴交角不变的条件下实现“非零变位”。这种新型的非零变位齿轮具有更为优良的传动啮合性能，更高的承载能力和更广泛的工作适应性。可获得如等弯强、抗胶合、耐磨损、增加接触强度和弯曲强度
28、的目的。又能轻松实现少齿数和的小型传动，低噪声的柔性传动等.14.51非零变位原理在弧齿锥齿轮的“非零变位设计中,以端面的当量齿轮副作为分析基准.非零变位设计:保持节锥不变而使分锥变位，变位后使分锥和节锥分离，从而使轴交角保持不变，节圆和分圆分离，达到变位的目的。即变位后节锥角不变而分锥角变化,保持了轴交角不变. 分锥变位就是分锥母线绕自身一点C相对于节锥母线所示）,使分锥母线和节锥母线分离,则在当量齿轮上分圆和节圆分离，在锥顶处,分锥顶与节锥顶分离。 非零变位中，当量齿轮节圆半径r 和分圆半径r 之间产生差值。节圆啮合角t和分圆压力角之间也不同，但满足r vcost rv
29、ot(1479）设当量节圆对分圆半径的变动比为Ka，则有 (4-8)对于正变位a1;负变位Ka1;零变位Ka=1。.4。5。2 分锥变位的几种形式(1) R式：改变锥距式 在节锥角不变的条件下，将节锥距外延或内缩一小量R，从而使节圆半径增大或减小,相应地分圆半径也按比例增大或减小，使节锥和分锥分离。 对于正变位X0采用延长节锥距R的方法，使当量中心矩av。增大,设移出齿形前的用下标“表示,移出后的节锥距用加“”表示，变位前的锥距为O P0，变位后锥距为O.过P做P0 1O O ，0P2O O2交新齿形截面于1，P, P为前后锥距之差R。 合理地选择能变位后的分圆模数恰好等于零传动时的分度圆模数
30、,所以如图14-7的情况时，分度圆模数不变。由图14-6可知有以下关系存在 (1） (14-2) （1483) (14-84） (15)（2)r式:改变分度圆式 此时采用在节锥距不变条件下，增大（负变位）或缩小（正变位)分锥角，也即增大或缩小分圆半径,以保持变位时节圆大于分圆（正变位)节圆小于分圆(负变位）的特性,这种变位形式变位后，节圆模数m不变，而分圆模数m改变。= ka.变位形式如图14-所示.i=1,2（14-8） 这两种变位形式,在具体应用中,若是在原设计基础上加以改进，以增强强度,箱体内空间合适，则采用R式，一般应用于正变位，节锥距略有增加.若对于原设计参数有较大改动，设计对于箱体
31、尺寸要求严格，或进行不同参数的全新设计，则采用r式，通常用于负变位。14.5.3切向变位的特点圆锥齿轮可采用切向变位来调节齿厚。传统的零变位设计，切向变位系数之和为txt1xt。对于非零传动设计，xt可以为任意值。通过改变齿厚，能轻松实现: 配对齿轮副的弯曲强度相等F1F2。 保持齿全高不变，即齿顶高变动量. 缓解齿顶变尖S10。 缓解齿根部变瘦，增厚齿根。 非零变位能够完全满足上述四种特性中的两项，而零变位则只能够完全满足其中一顶。例如，在X、X2比较大时，易出现齿顶变尖,则可以用切向变位来修正，弥补径向变位之不足.即使在齿顶无变尖的情况下，也可使小轮齿厚增加,以实现等弯强、等寿命。有时在选择径向变位
32、系数时，若其它条件均满足而出现齿顶变尖时，则可以用切向变位来调节. 将切向变位沿径向的增量与径向变位结合起来,构成分锥综合变位，综合变位系数x为 (4）切向变位引起的当量齿轮分度圆周节t方向的变量t为 (14)故分圆上的周节不等于定值，将径向变位沿切向的增量与切向变位结合起来,则当量齿轮分圆弧齿厚为 =, （14-9）分圆周节为s1s2(+2 Xtgt+X t）mm （-)式中，t是端面分圆压力角.m是端面分圆模数. 端面节圆啮合角与分圆压力角t的渐开线 ）而节圆上的周节为一定值=m=ka m （1492)小轮节圆弧齿厚 （14-93)大轮节圆弧齿厚(1494)弧齿锥齿轮的切
33、向变位可以使径向也发生明显的变化，使当量中心距改变，从而啮合角也发生改变.当量中心距分离系数按下式计算 （145)齿顶高变动量=y，不仅能大于零，也可以小于零。还能够最终靠公式(49）来改变X使啮合角发生改变。因此总能够找到一个合适的X 可以使0。14非零变位径向与切向变位系数的选择14.61径向变位齿轮变位系数的选择是一个很复杂的过程，它和许多因素诸如齿数、齿顶高系数、螺旋角等有关。前苏联学者B。A。加夫里连科提出“利用封闭图的方法选择变位齿轮的变位系数。即将各质量指标曲线,等的函数)与变位系数x1，x2的曲面图与x1Ox2平面的交线平面上,制成了适用于圆柱齿轮的变位系
34、数的综合线解图封闭图.对于直齿锥齿轮，可大致参照圆柱齿轮的封闭图做出合理的选择，而对于曲齿锥齿轮则不太合适。本文在梁桂明教授提出的分锥综合变位原理的基础上，用计算机编程的方法，用弦位法原理进行求解,绘制出适用于曲齿锥齿轮选择变位系数的封闭图,以配合其变位系数的选取.封闭图其实就是优化设计的图形化,具有简明和直观的优点.封闭图的边界曲线即为优化设计的约束条件，质量指标曲线即为所确定的目标函数。与圆柱齿轮的封闭图不同,锥齿轮的封闭图用当量齿数zv1、zv2、取代圆柱齿轮中的齿数z、2；端面压力角以取代压力角0做为基本信息参数。如图14-8所示是一张典型的曲齿锥齿轮的封闭图116，z2=2,ha*0.9，=3
35、5，0=0条件下画出的。当量齿数zv=19,zv240,2.958。图中绘出了边界限制曲线lim；齿顶厚限制曲线；质量指标曲线如等滑动比曲线=;双齿对啮合区曲线;变位系数的选择范围应在图中阴影区域中。该封闭图比圆柱齿轮的封闭图多了一条等滑动系数曲线切向变位切向变位封闭图如图1-9所示.但由于每一幅径向变位封闭图都有无数幅切向变位封闭图与之对应,每一对径向变位系数都有对应的一幅切向变位封闭图,所以不可能全部绘出。在实际应用中，刚好符合条件
36、的切向变位封闭图很少，往往没有现成的可利用,所以可用近似算法来确定切向变位系数。.图19 切向变位封闭图按等弯强寿命计算 （14-96a) （496b)按正常齿高计算 （1497a) 2 t-x t1 (4-97b）其中等弯强寿命系数 （1497c)Flim1，2为小大轮弯曲疲劳极限应力，N1,为对应于lim1,2的试验寿命。m为寿命指数.当材料为调质钢时，m=6.2，当材料为渗碳表面淬硬钢时,m=8。7。N1，2为小大轮的设计寿命,若大于无限寿命则用01,2取代，此时 （1） YFs1、F2为齿顶综合系数(19） （4100）、B值如下表14-n=20 ha*=0.9C=0.5=20230=
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