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锥齿轮速比计算公式
锥齿轮减速比是指通过锥齿轮传动系统实现的输入轴和输出轴速度之比。
锥齿轮减速比的计算公式可以根据不同的减速机构类型来确定。
1. 对于锥齿轮斜齿轮减速机，其减速比计算公式为：减速比
=Ω2/Ω1=tan(α2)/tan(α1)，其中，Ω1为输入轴转速，Ω2为输出轴转速，α1为输入轴的压力角，α2为输出轴的压力角。
2. 对于锥齿轮直齿轮减速机，其减速比计算公式为：i=主动轮转速/从动轮
转速=从动轮齿数/主动轮齿数。
以上信息仅供参考，建议查阅锥齿轮减速机相关书籍或咨询专业人士获取更准确的信息。
锥齿轮计算公司内部档案编码：[OPPTR-OPPT28-OPPTL98-OPPNN08]3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。
b）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。
从动锥齿轮分度圆直径取dm2=304mm 齿轮端面模数22/304/388m d z===表3-1主、从动锥齿轮参数c）中点螺旋角β弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。
拖拉机主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。
拖拉机选用较小的β值以保证，使运转平稳，噪音低。
取β=35°。
较大的εFd）法向压力角α法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。
对于拖拉机弧齿锥齿轮，α一般选用20°。
e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。
螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。
当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
主减速器锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。
主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
锥齿轮传动设计1。
设计参数1150150********=====d d z z u 式中:u —-锥齿轮齿数比；1z ——锥齿轮齿数;2z ——锥齿轮齿数；1d ——锥齿轮分度圆直径（mm ）;2d -—锥齿轮分度圆直径(mm ）.1.10621115021)2()2(2212221=+=+=+=u d d d R mm 25.125)33.05.01(150)5.01(11=⨯-⨯=-=R m d d φ mm同理 2m d =125。
25 mm式中：1m d 、2m d ——锥齿轮平均分度圆直径（mm ）;R φ-—锥齿轮传动齿宽比,最常用值为R φ=1/3，取R φ=0。
33.530150111===z d m 同理 2m =5式中：1m 、2m -—锥齿轮大端模数.175.4)33.05.01(5)5.01(11=⨯-⨯=-=R m m m φ同理 2m m =4。
175式中：m m 1、m m 2-—锥齿轮平均模数。
2。
锥齿轮受力分析因为锥齿轮1与锥齿轮2的传动比为1，且各项数据相同，则现以锥齿轮1为分析对象得:125015083.932211=⨯==m t d T F N 88.88345cos 45tan 1250cos tan 111=︒⨯︒⨯==δαt r F F N 88.88345cos 45tan 1250sin tan 111=︒⨯︒⨯==δαt a F F N 22.133020cos 1250cos 11=︒==αt n F F N 式中；1t F --锥齿轮圆周力；1r F ——锥齿轮径向力；1a F -—锥齿轮轴向力；1n F -—锥齿轮法向载荷;α——锥齿轮啮合角；δ—-锥齿轮分度角。
3.齿根弯曲疲劳强度计算(1） 确定公式内的各计算数值1） 由《机械设计》图10—20c 查得锥齿轮的弯曲疲劳强度极限=1FE σ580MPa2） 由《机械设计》图10—18取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 13） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S =1。
锥齿轮径向力计算公式
锥齿轮径向力的计算公式如下：
Frad = Ftan + Fper
其中，Frad表示锥齿轮的径向力，Ftan表示锥齿轮的切向力，Fper表示锥齿轮的法向力。
切向力（Ftan）的计算公式如下：
Ftan = T/ρ
其中，T表示传递给锥齿轮的转矩，ρ表示车轮与锥齿轮接触
点的半径。
法向力（Fper）的计算公式如下：
Fper = Fr*sinα/sin(β+α)
其中，Fr表示传递给锥齿轮的轴向力，α表示动压角，β表示
锥齿轮带角。
需要注意的是，以上公式仅适用于理想条件下的计算，实际情况中可能会受到摩擦、弯曲等因素的影响，导致计算结果可能会有一定偏差。
锥齿轮的设计计算一. 锥齿轮尺寸计算根据检测设备的传动的要求，去传动比i=11.选择材料和精度等级1）小锥齿轮选用 45调制处理，HB 1=240 HBS ；大锥齿轮选用 45 正火处理，HB 2=200HBS ；2）精度等级选为7级。
2.按齿面接触强度进行设计2t 3124()[](10.5)E H HR R d Z Z K T1）确定载荷系数tK 参照参考文献[1]得t K =1.30；2）齿轮传递扭矩T由步进电机保持转矩8N/mm 得T=8000Nmm;3）齿宽系数查参考文献[1]表10-7，确定=0.3 4).区域系数Z H 根据参考文献[1] 确定Z H =2.5；5).许用应力由参考文献[1]确定=522.5MPa;6）材料弹性影响系数E Z 由参考文献表10-6查得E Z =189.812a MP 综上计算得，23124 1.38000189.8 2.5()522.50.3(10.50.3)d =59.1mm 3.确定齿数取Z1=40，Z2= Z1i=401=40；4.选大端模数m= d 1/Z 1=59.1/40=1.48圆整取m=2 ;5.计算分度圆锥角锥距11240=arctan arctan 4540Z Z o21=90904545o o oo121mZ 1()56.572Z R mmZ 6.计算大端分度圆直径121d =d =m Z 24080mm7.确定齿宽=0.356.57=16.9R b R b 1= b2=11 mm二. 齿根弯曲疲劳强度校核a222214(10.5)u 1a F F S R R KTYY Z m 1. 查参考文献[1]10-5得a F Y =2.4，a S Y =1.67查阅参考文献[1]得[]=390 MPa;2.计算得22224 1.380002.4 1.570.3(10.50.3)40211F =79.9<[]=390 MPa;故所选齿轮满足齿根弯曲疲劳强度要求。
锥齿轮详细计算计算锥齿轮是一种常见的齿轮传动装置，广泛应用于工程机械、汽车、船舶等领域。
在设计和计算锥齿轮时，需要考虑到齿轮的模数、齿数、齿面、接触强度等参数。
下面是关于锥齿轮的详细计算过程。
一、确定设计参数在开始计算锥齿轮之前，首先需要确定设计参数，包括：1.加载条件：包括齿轮传动的传递功率、传递转速、传动比等参数。
2.齿轮类型：包括直齿锥齿轮、斜齿锥齿轮、螺旋锥齿轮等。
3.齿轮材料：根据实际工作条件选择适当的齿轮材料，如低碳钢、合金钢等。
二、确定基本尺寸1.齿面角：齿面角是指齿轮齿面与垂直于轴线的平面之间的夹角。
根据齿轮的传动比和齿轮类型，可以确定齿面角的大小。
通常，直齿锥齿轮的齿面角为90度，斜齿锥齿轮的齿面角为小于90度的一个数值。
2.顶隙系数：顶隙系数是指齿顶间隙与模数的比值，用于考虑齿轮的材料热膨胀和制造误差。
一般情况下，常用的顶隙系数为0.05到0.10。
3.顶高系数：顶高系数是指齿轮顶高与模数的比值，用来确定齿轮的齿厚和齿高。
4.齿前角和齿后角：齿前角是指齿轮齿面与轴线之间的夹角，齿后角是指齿轮齿面与轴线之间的夹角。
根据实际工作条件和传动效果要求确定齿前角和齿后角的大小。
三、计算齿面参数1.模数和基径：根据传递功率、传递转速和齿轮类型，利用公式计算模数和基径。
2.齿数：根据齿轮传动的传递比和齿轮类型，计算出大齿轮和小齿轮的齿数。
3.齿厚和齿高：根据顶高系数和模数，计算齿厚和齿高。
4.顶隙和齿宽：根据顶隙系数和模数，计算顶隙和齿宽。
四、计算接触强度接触强度是指齿轮传动中两个齿面接触时承受的载荷大小。
计算接触强度需要考虑齿数、模数、基径、齿宽等参数，并根据ISO和AGMA等规范进行计算。
五、确定齿轮尺寸根据计算结果，确定齿轮的准确尺寸。
包括齿轮的外径、内径、齿顶直径、齿根直径等。
在确定齿轮尺寸时，需要考虑齿轮的制造工艺和装配要求。
以上是锥齿轮详细计算的基本过程，根据实际情况，可能还需要考虑齿轮的热处理、表面硬化、润滑与冷却等因素。
锥齿轮的设计计算
.选择齿轮的资料和精度等级
资料选择查表选用大小齿轮资料均为45号钢调质。
小齿轮齿面硬度为250HBS,大齿轮齿面硬度为220HBS。
250HBS-220HBS=30HBS;切合要求；220<250<350;为软齿面。
齿轮为8级精度。
3. 试选小齿轮齿数=20 = = =70。
二．按齿面接触疲惫强度设计
由齿面接触疲惫强度设计公式
1. 试选载荷系数。
计算小齿轮传达的转矩
=
3.由表选用齿宽系数。
4.确立弹性影响系数据表得。
5.确立地区载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动。
6.依据循环次数公式计算应力循环次数
=
查图得接触疲惫寿命系数
查图得排除疲惫极限应力
计算排除疲惫许用应力
取无效概率为1%，安全系数
=540MPa
MPa
由接触强度计算小齿轮的分度圆直径
计算齿轮的圆周速度
计算载荷系数查表得
接触强度载荷系数
按实质的载荷系数校订分度圆直径
取标准m=5.
计算齿轮的有关参数
圆整并确立齿宽三．校核齿根曲折疲惫强度确立曲折强度载荷系数
1.计算当量齿数
查表得
计算曲折疲惫许用应力
由图得弯曲疲劳寿命系数
按脉动循环变应力确立许用应力
校核曲折强度
依据曲折强度条件公式进行校核
知足曲折强度，所选参数适合。
参照资料：
1. 《机械设计手册》第四版化学工业第一版社第3卷成大先主编。
2. 《机械设计同步指导及习题全解》中国矿业大学第一版社
3.。
圆锥齿轮的轮齿是在圆锥面上制出的。
根据轮齿方向，圆锥齿轮分为直齿、斜齿、人字齿等。
齿廓曲线多为渐开线。
下面着重介绍渐开线标准直齿圆锥齿轮的基本参数及画法。
（l ）直齿圆锥齿轮各部分名称及尺寸关系圆锥齿轮一端大、一端小，大、小端的模数和分度圆直径也不相等，通常规定以大端的模数和分度圆直径作为计算其它有关尺寸的依据。
轮齿各部分名称及尺寸关系参看图6及表3。
图6 直齿圆锥齿轮各部分名称和尺寸表3 标准直齿圆锥齿轮基本尺寸的计算公式（2）圆锥齿轮的画法名称 公式计算 名称 公式计算 齿顶高h a齿根高h f齿高h齿顶角θa齿宽b h a =m hf=1.2m h=2.2mtan θa =(2sin δ)/Zb ≤L/3 分度圆直径 d齿顶圆直径 d a齿根圆直径 d f齿根角θfd=mZd a =m(Z+2cos δ)d f = m(Z-2.4cos δ)tan θf =(2.4sin δ)/Z基本参数：模数m 齿数Z 分度圆锥角δl）单个圆锥齿轮的画法如图7a所示，在齿轮外形视图中，分度锥线用点划线表示，顶锥线用粗实钱表示，根锥线省略不画。
在投影为圆的视图上，大端及小端的齿顶圆用粗实线表示，大端的分度圆用点划线表示，如图7c所示。
图7 单个圆齿轮的画法在投影为非圆的视图上，常用剖视图表达，轮齿部分按不剖处理，顶锥线和顶锥线都用粗实线表示。
如图7。
2）两啮合圆锥齿轮的画法两标准圆锥齿轮啮合时，两分度圆锥应相切，啮合部分的画法与圆柱齿轮啮合相同，主视图一般取全剖视，如图8所示。
图8 圆锥齿轮啮合的画法。
锥齿轮设计计算说明书一：初步设计1，已知条件该齿轮组是用于螺纹安装的，使用转速相当低（手拧一字扳手的速度），主要起变向作用。
初定小齿轮Z1=8（材料40Cr ，精度GB8级）、大齿轮Z2=16（材料45#，精度GB8级），齿数比u=i=Z2÷Z1=16÷8=2。
2，初定力矩设定一字槽扳手手柄处直径为￠20mm 、拧扳手所需要的力为50N 。
根据公式M=FL （图1-1）可得：M=10×10-3×50 N ·m=0.5 N ·m3，载荷系数K=K A ·K V ·K α·K β通过查表得：使用系数：K A =1 、动载系数：K V =1齿间载荷分配系数：K α=1 、齿向载荷分配系数：K β=1则K=1×1×1×1.2=1.24，估算齿轮许用接触应力：''lim 'HH HP s σσ=查图得'lim H σ=900N/mm 2 , 初定安全系数'H S =1.1'HPσ=900÷1.1 N/mm 2 =818.18 N/mm 25，估算 3'1'11951HPe u KT d σ≥ =14.925mm二：几何计算1， 分锥角：211arctan Z Z =δ=26.565°， 12arctan 2Z Z =δ=63.435°2， 大端模数：1'1Z d m e e ==1.8656（查表取m e =1.75）3， 大端分度圆直径：d e1=Z 1m e =8×1.75=14mm , d e2=Z 2m e =16×1.75=28mm4， 外锥距：11sin 2/δe e d R ==14÷2sin26.565°=12.516mm5， 齿宽系数：￠R =0.3 (一般取0.25-0.35)6， 齿宽：b=￠R Re=0.3×12.516=3.7548mm ，圆整后取整数4实际齿宽系数￠R =b/Re=4÷12.516=0.327, 中点模数：m m = m e (1-0.5￠R )=1.75(1-0.5×0.32)=1.47mm8, 中点分度圆直径：d m1=d e1(1-0.5￠R )=14(1-0.5×0.32)=11.76mmd m2=d e2(1-0.5￠R )=28(1-0.5×0.32)=23.52mm9, 顶隙：C=C *m e =0.2×1.75=0.35mm (C *查GB12369-1990齿制C *=0.2)10，切向变位系数：x t1=0 , x t2=0图1-111，高变位系数：x 1=0 ,x 2=012，大端齿顶高：h a1=(1+x 1)m e =1.75mm , h a2=(1+x 1) m e =1.75mm13，大端齿根高：h f1=(1+C *- x 1)m e =2.1mm ，h f2=(1+C *- x 2)m e =2.1mm14，全齿高：h=(2+ C *)m e =3.85mm15，齿根高：==e f f R h 11arctan θ9.5°，21f f θθ==9.5°16，齿顶角：θa1=θf2=9.5°, θa2=θf1=9.5°(采用等顶隙收缩齿) 17，顶锥角：δa1=δ1+θa1=36.065°, δa2=δ2+θa2=72.935°18，根锥角：δf1=δ1-θf1=17.065°, δf2=δ2-θf2=53.935°19，大端齿顶圆直径：d ae1=d e1+2h a1cos δ1=17.1304mm , d ae2=d e2+2h a2cos δ2=29.5645mm 20，冠顶距：1121sin 2δa e k h d A -==13.21775mm ，2212sin 2δa e k h d A -==5.4348mm 21，大端分度圆弧齿厚：s 1= m e (π/2+2x 1tan α+x t1)=2.7475mm , s 2=πm e - s 1=2.7475mm22，大端分度圆弦齿厚：=-=)61(212111e d s s s 2.73mm , =-=)61(222222e d s s s 2.743mm 23，大端分度圆弦齿高：=+=1121114cos e a d s h h δ 1.87mm ,=+=2222224cos e a d s h h δ 1.78mm 24，当量齿数：==111cos δz z v 8.9445（小于直齿圆柱齿轮的根切齿数17，但其工作载荷平稳、转速极小、安装空间小，故不做调整。
