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一齿径向综合公差f i″值m m
齿坯尺寸和形状公差
注：① 当三个公差组的精度等级不同时，按最高的精度等级确定公差值。
② 若顶圆不作测量齿厚的基准，尺寸公差按1T11给定，但不大于0.1m n。
标准公差数值μm
齿坯基准面径向跳动*和端面圆跳动公差m m
注：*当以顶圆作基准面时，本栏就指顶圆的径向跳动。
齿轮的表面粗糙度(R a)推荐值m m
注：本表不属GB10095-88，供参考。
非变位直齿圆柱齿轮分度圆上弦齿厚及弦齿高
（a0=20°,h a*=1）
注：1. 用成形铣刀加工齿轮时，标注和测量分度圆弦齿厚和弦齿高；
用范成法加工时，可以标注或测量固定弦厚和弦齿高。
2. 对于斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮，使用本表时，应以当量齿数z d代替z(斜齿轮：z d=z/cos3b b；
锥齿轮：z d=z/cosd)。
z d非整数时，可用插值法求出。
3. 本表不属GB10095-88，供参考。
向导设计向导 - 模数变位系数向导 - 用户载荷计算类型 - 根据指定的功率和速度计算转矩强度计算类型 - 校验计算强度计算方法 - ISO 6336:1996常见参数传动比i 1.0000 ul传动比i in 1.0000 ul模数m 6.000 mm螺旋角β0.0000 deg压力角α20.0000 deg中心距a w250.000 mm产品中心距 a 240.000 mm总变位系数Σx 1.8976 ul周节p 18.850 mm基圆周节p tb17.713 mm工作压力角αw 25.5639 deg啮合系数ε 1.1963 ul轴平行度极限偏差f x0.0130 mm轴平行度极限偏差f y0.0065 mm齿轮齿轮 1 齿轮 2 模型类型无模型零部件齿数z 40 ul40 ul变位系数x 0.0000 ul 1.8976 ul 节径 d 240.000 mm 240.000 mm外径d a249.229 mm 272.000 mm 齿根直径d f225.000 mm 247.771 mm 基圆直径d b225.526 mm 225.526 mm 工作节径d w250.000 mm 250.000 mm 面宽 b 25.000 mm12.000 mm面宽比b r0.0500 ul 0.0500 ul 齿顶高a* 1.0000 ul 1.0000 ul 间隙c* 0.2500 ul0.2500 ul 齿根圆角r f* 0.3500 ul0.3500 ul 齿厚s 9.425 mm 17.713 mm 切向齿厚s t9.425 mm 17.713 mm 弦厚度t c8.322 mm 15.641 mm 弦齿顶高a c 3.100 mm 13.154 mm 弦尺寸W 83.069 mm 90.857 mm 弦尺寸齿z w 5.000 ul 5.000 ul 钢丝之间的尺寸M 256.781 mm 273.726 mm 钢丝直径d M11.000 mm 11.000 mm 螺旋角极限偏差Fβ0.0130 mm 0.0110 mm 极限圆周径向跳动F r0.0290 mm 0.0290 mm 轴向螺距极限偏差f pt0.0100 mm 0.0100 mm 基本螺距极限偏差f pb0.0095 mm 0.0095 mm 虚齿数z v40.000 ul 40.000 ul 虚节径d n240.000 mm 240.000 mm 虚外径d an249.229 mm 272.000 mm 虚基圆直径d bn225.526 mm 225.526 mm 无锥形变位系数x z-0.1588 ul -0.1588 ul 无底切变位系数x p-1.3198 ul -1.3198 ul 变位系数许用底切x d-1.4898 ul -1.4898 ul 齿顶高截断k 0.2309 ul 0.2309 ul 啮合外齿厚度s a0.9748 ul 0.3488 ul 提示压力角αa 25.1909 deg 33.9894 deg载荷齿轮 1 齿轮 2功率P 1.000 kW0.980 kW速度n 1000.00 rpm 1000.00 rpm转矩T 9.549 N m 9.358 N m效率η0.980 ul径向力F r36.543 N切向力F t76.394 N轴向力F a0.000 N法向力F n84.685 N圆周速度v 12.566 mps共振转速n E13013.753 rpm材料齿轮 1 齿轮 2用户材料用户材料极限拉伸强度S u700 MPa700 MPa屈服强度S y340 MPa340 MPa弹性模量 E 206000 MPa206000 MPa 泊松比μ0.300 ul0.300 ul 弯曲疲劳极限ζFlim352.0 MPa352.0 MPa 接触疲劳极限ζHlim1140.0 MPa1140.0 MPa 齿型心硬度JHV 210 ul210 ul齿侧面硬度VHV 600 ul600 ul弯曲时的基本载荷循环次数N Flim3000000 ul3000000 ul 接触时的基本载荷循环次数N Hlim100000000 ul100000000 ul 弯曲的 W?hler 曲线指数q F 6.0 ul 6.0 ul接触的 W?hler 曲线指数q H10.0 ul10.0 ul处理类型类型 2 ul 2 ul 强度计算附加载荷系数应用系数K A 1.200 ul动态系数K Hv 1.598 ul 1.598 ul面载荷系数K Hβ2.443 ul 1.856 ul横向载荷系数K Hα1.070 ul 1.140 ul一次过载系数K AS 1.000 ul接触系数弹性系数Z E189.812 ul区域系数Z H 2.176 ul啮合系数Zε0.967 ul单对齿接触系数Z B 1.065 ul 1.003 ul使用寿命系数Z N 1.000 ul 1.000 ul润滑系数Z L0.962 ul粗糙度系数Z R 1.000 ul速度系数Z v 1.008 ul螺旋角系数Zβ 1.000 ul尺寸系数Z X1.000 ul1.000 ul加工硬化系数Z W 1.000 ul弯曲系数形状系数Y Fa 2.103 ul 1.663 ul 应力校正系数Y Sa 1.755 ul 1.510 ul 带有磨削切口的齿的系数Y Sag1.000 ul1.000 ul 螺旋角系数Yβ 1.000 ul啮合系数Yε0.877 ul交变载荷系数Y A 1.000 ul1.000 ul 生产技术系数Y T 1.000 ul1.000 ul 使用寿命系数Y N 1.000 ul 1.000 ul 开槽敏感系数Yδ 1.118 ul 1.087 ul 尺寸系数Y X 1.000 ul1.000 ul 齿根表面系数Y R 1.000 ul结果免受点蚀安全系数S H 5.036 ul 5.348 ul免受断齿安全系数S F56.469 ul 40.338 ul静态接触安全S Hst 4.339 ul 4.608 ul静态弯曲安全S Fst126.218 ul 92.792 ul校验计算正消息摘要17:13:27 设计: 啮合系数接近限制值17:13:27 设计: 齿数是成比例的 - 相同齿的形状相对规则17:13:27 计算: 计算结果表示设计正确！。
一齿径向综合公差【1】f i″值m m
齿坯尺寸和形状公差
②若顶圆不作测量齿厚的基准，尺寸公差按1T11给定，但不大于0.1m n。
标准公差数值μm
齿坯基准面径向跳动*和端面圆跳动公差m m
注：*当以顶圆作基准面时，本栏就指顶圆的径向跳动。
齿轮的表面粗糙度(R a)推荐值m m
注：本表不属GB10095-88，供参考。
非变位直齿圆柱齿轮分度圆上弦齿厚及弦齿高
*
注：1. 用成形铣刀加工齿轮时，标注和测量分度圆弦齿厚和弦齿高；
用范成法加工时，可以标注或测量固定弦厚和弦齿高。
2.
对于斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮，使用本表时，应以当量齿数z d代替z(斜齿轮：z d=z/cos3b b；
锥齿轮：z d=z/cosd)。
z d非整数时，可用插值法求出。
3. 本表不属GB10095-88，供参考。
变位系数x是径向变位系数，加工标准齿轮时，齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切。
加工变位齿轮时齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切位置偏移距离xm，外移x为正，内移x为负。
除了圆锥齿轮有时采用切向变位xt外，圆柱齿轮一般只采用径向变位。
变位系数x的选择不仅仅是为了凑中心距，而主要是为了提高强度和改善传动质量。
变位齿轮的主要功用如下：(1)减小齿轮传动的结构尺寸，减轻重量在传动比一定的条件下，可使小齿轮齿数zl＜zmin，从而使传动的结构尺寸减小，减轻机构重量。
(2)避免根切，提高齿根的弯曲强度当小齿轮齿数z1＜zmin时，可以利用正变位避免根切，提高齿根的弯曲强度。
x≥xmin=(Z-Zmin)/Zmin，对α=20o时，Zmin=17。
(3)提高齿面的接触强度采用啮合角α’＞α的正传动时，由于齿廓曲率半径增大，故可以提高齿面的接触强度。
(4)提高齿面的抗胶合耐磨损能力采用啮合角α’＞α的正传动，并适当分配变位系数xl、x2，使两齿轮的最大滑动率相等时，既可降低齿面接触应力，又可降低齿面间的滑动率以提高齿轮的抗胶合和耐磨损能力。
(5)配凑中心距当齿数z1、z2不变的情况下，啮合角α’不同，可以得到不同的中心距，以达到配凑中心距的目的。
(6)修复被磨损的旧齿轮齿轮传动中，小齿轮磨损较重，大齿轮磨损较轻，可以利用负变位把大齿轮齿面磨损部分切去再使用，重配一个正变位小齿轮，这就节约了修配时需要的材料与加工费用。
选择变位系数的基本原则(1)润滑条件良好的闭式齿轮传动当齿轮表面的硬度不高时(HBS＜350)，即对于齿面未经渗碳、渗氮、表面淬火等硬化处理的齿轮，齿面疲劳点蚀或剥伤为其主要的失效形式，这时应选择尽可能大的总变位系数x，即尽量增大啮合角，以便增大啮合节点处齿廓的综合曲率半径，减少接触应力，提高接触强度与疲劳寿命。
当轮齿表面硬度较高时(HBS＞350)，常因齿根疲劳裂纹的扩展造成轮齿折断而使传动失效，这时，选择变位系数应使齿轮的齿根弯曲强度尽量增大，并尽量使相啮合的两齿轮具有相近的弯曲强度(2)开式齿轮传动齿面研磨磨损或轮齿折断为其主要的失效形式。
齿轮传动的参数选择(一)齿轮传动设计参数的选择压力角α的选择由机械原理可知，增大压力角α,轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。
我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为α=20°。
为增强航空用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25°的标准压力角。
但增大压力角并不一定都对传动有利。
对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2 ，压力角为16°～18°的齿轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。
小齿轮齿数z1的选择若保持齿轮传动的中心距 a 不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。
另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。
但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。
不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。
闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。
小齿轮的齿数可取为z1=20～40。
开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z1=17～20。
为使轮齿免于根切，对于α=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取z1≥17。
齿宽系数φd的选择由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力愈高；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布趋不均匀，故齿宽系数应取得适当。
圆柱齿轮齿宽系数的荐用值见下表。
对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为，所以对于外啮合齿轮传动：。
φa的值规定为0.2,0.25,0.30,0.40,0.50,0.60,0.80,1.0,1.2。
运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定φa后再用上式计算出相应的φd值。
装置状况两支承相对小齿轮作对称布置两支承相对小齿轮作不对称布置小齿轮作悬臂布置φd0.9～1.4(1.2～1.9)0.7～1.15(1.1～1.65)0.4～0.6注: 1)大、小齿轮皆为硬齿面时，φd取偏下限的数值；若皆为软齿面或仅大齿轮为软齿面时，φd取偏上限的数值；2）括号内的数值用于人字齿轮，此时b为人字齿轮的总宽度；3）金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，φd可小到0.2；4）非金属齿轮可取φd≈0.5～1.2。
齿轮对基本参数****************************法面模数：3齿数：小齿轮=16；大齿轮=69压力角：0.3491螺旋角：0.2619变位系数：小齿轮=0.1；大齿轮=-0.1齿宽：小齿轮=50；大齿轮=36端面分度圆压力角：0.3604端面节圆压力角（即啮合角）：0.3604基圆螺旋角：0.2457齿顶圆直径：小齿轮=56.2942；大齿轮=219.7061基圆直径：小齿轮=46.5023；大齿轮=200.5410中心矩：132.000113960836齿数比：4.3125当量齿数：小齿轮=17.6067；大齿轮=75.9289****************************设计参数****************************机构工作级别：M5机构类型：起升机构或非平衡变幅机构机构载荷状态：L2-中（机构经常承受中等载荷，较少承受最大载荷）齿轮啮合类型：外啮合齿轮精度等级：6级允许齿厚的磨损量占原齿厚的百分比：10%试验齿轮齿面接触疲劳极限应力：小齿轮=1350N/mm2；大齿轮=895N/mm2 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力：小齿轮=325N/mm2；大齿轮=330N/mm2 ****************************计算载荷****************************电动机额定力矩传到计算零件的力矩：303.8980N.m小齿轮转速：155转/min----------------------------小齿轮疲劳计算基本载荷：347.0515N.m小齿轮工作最大扭矩：390.2050N.m----------------------------分度圆上基本切向力：13967.4969N----------------------------循环次数系数：小齿轮=1.0000;大齿轮=0.8208载荷系数：小齿轮=0.8100;大齿轮=0.8100等效切向力：小齿轮=11313.6725N;大齿轮=9286.7739N----------------------------齿轮的动载系数：1.0021齿向载荷分布系数：小齿轮=1.3555;大齿轮=1.4322齿面接触强度用的齿间载荷分配系数：1.0500对于齿面接触疲劳强度计算的计算切向力：小齿轮=16135.7975；大齿轮=13995.1343N----------------------------轮齿弯曲强度用的齿间载荷分配系数：1.0500对于轮齿弯曲疲劳强度计算的计算切向力：小齿轮=16135.7975；大齿轮=13995.1343N ----------------------------分度圆上最大切向力：15704.2609N对于齿面接触静强度计算的最大计算切向力：小齿轮=22351.1439；大齿轮=23617.0211N对于轮齿弯曲静强度计算的最大计算切向力：小齿轮=22351.1439；大齿轮=23617.0211N ****************************齿面接触强度计算参数****************************节点区域系数：2.4246弹性系数：189.8000重合度系数：0.8035螺旋角系数：0.9828节圆处的计算接触应力：小齿轮=1211.2739N/mm2；大齿轮=1128.0691N/mm2----------------------------工作硬化系数：1.0000许用接触耐久性应力：小齿轮=1350.0000N/mm2；大齿轮=895.0000N/mm2齿面接触耐久性安全系数：小齿轮=1.1145；大齿轮=0.7934----------------------------节圆处的最大计算接触应力：小齿轮=1425.5978N/mm2；大齿轮=1465.4119N/mm2齿面接触静强度安全系数：小齿轮=1.5152；大齿轮=0.9772****************************齿根弯曲强度计算参数****************************齿形系数：小齿轮=2.8251；大齿轮=2.2819应力修正系数：小齿轮=1.5634；大齿轮=1.7126重合度系数：0.7327螺旋角系数：0.8764磨损系数：1.2500计算的齿根弯曲应力：小齿轮=529.6723N/mm2；大齿轮=406.4848N/mm2----------------------------试验齿轮的应力修正系数：2.0000尺寸系数：小齿轮=1.0000；大齿轮=1.0000许用弯曲疲劳应力：小齿轮=650.0000N/mm2；大齿轮=660.0000N/mm2轮齿弯曲疲劳强度的安全系数：小齿轮=1.2272；大齿轮=1.6237----------------------------齿根弯曲最大计算应力：小齿轮=733.6968N/mm2；大齿轮=685.9498N/mm2轮齿弯曲静强度的安全系数：小齿轮=2.2148；大齿轮=2.4054********************************************************************************总体评价********************************************************************************-------齿面接触计算（疲劳强度安全系数应该大于等于1.0~1.25，静强度安全系数应该大于等于1。
