摇臂钻床说明书

摘要

本次毕业设计题目是“Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计”。Z32K型摇臂钻床是许多学校机械加工实习所用的设备，该产品是由前苏联钻床型号改制而成，已有三十多年的历史，但近年来，该型号钻床的生产率降低，经济效益较低，同时伴有工人劳动强度的增大，致使钻床的使用率下降，经调查分析，主要原因是该产品没有自动升降系统所致。为改进其使用效果，此次设计主要是对Z32K型摇臂钻床的升降系统进行分析设计与改进，并对钻床的主要传动零部件进行设计校核。同时针对其在实际使用过程中出现的一些问题，并在理论分析与计算的基础上，将其手动升降变为自动升降，然后制定出合理的传动方案，且选择合适的原动机作为它的动力源，使改进后的升降系统具有手动和自动升降并存的功能。

关键词：变速箱；手动、自动升降系统；摇臂钻床；直齿锥齿轮；强度校核

ABSTRACT

The graduation project entitled "The advanced design of the gearbox of Z32K radial drilling machine". Z32K radial drilling machine as the equipment is used in many schools during the practice of machining. This product has been transformed from the former Soviet Union Drilling models for almost 30 years. However, the use of Z32K radial drilling machine has decreased in recent years because of low productivity of this drilling machine, the lack of economic efficiency on usage of Z32k comparably, and an increase in labors' intensity during the production. By the research analysis, the reduction of Z32K is because this product has shortage on the automatic lifting system. In order to improve the efficiency of Z32K, the lifting systems of Z32k radial drilling machine will be primarily planed to promote in this time of design. Meanwhile, the main transmission parts of the drilling are going to be reunified. To some problems which occur in actual use, and on the basis of theoretical analysis and calculation, there will develop a proposal to change manual lift to automatic lift.then make the transmission scheme reasonable, and choose the appropriate engine as the power source of the gearbox,and the lifting of the improved system has manual and automatic lifting the coexistence of function.

Keyword:transmission；manual operating and automatic fluctuation system；universal radial drilling machine；straight bevel gear；strength cheeks

目录

1 概述 (1)

1.1摇臂钻床的简介 (1)

1.2摇臂钻床的发展趋势 (1)

1.3摇臂钻床的加工原理 (2)

2 原动机的选择 (3)

2.1原动机的运动形式 (3)

2.2原动机的选择 (3)

3 机械传动方案的拟定与比较 (5)

4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图 (8)

5传动部分运动及动力分析 (9)

5.1部分传动连接设计 (9)

5.2传动比、各轴转速、功率及转矩的计算 (9)

5.3齿轮材料的选择 (11)

5.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核 (12)

5.4.1直齿圆锥齿轮各参数的设计计算 (12)

5.4.2圆锥齿轮的受力分析 (13)

5.4.3直齿圆锥齿轮的结构设计 (13)

5.4.4直齿圆锥齿轮强度校核 (14)

5.4.5圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核 (17)

5.4.6直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 (17)

5.5锥齿轮轴机-6的尺寸设计计算及校核 (18)

5.5.1锥齿轮轴机-6轮齿部分主要参数设计计算 (18)

5.5.2直齿圆锥齿轮轴机-6轴端部分设计 (19)

5.5.3锥齿轮轴机-6的固定 (20)

5.5.4锥齿轮轴机-6轴径部分的设计计算 (20)

5.5.5直齿圆锥齿轮轴机-6轴径部分的校核 (21)

5.6机-4齿轮设计计算及校核 (22)

5.6.1机-4齿轮尺寸设计计算 (22)

5.6.2结构分析 (23)

5.6.3受力分析 (24)

5.6.4机-4齿轮齿面接触疲劳强度的校核 (25)

5.6.5机-4直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 (26)

5.7双联齿轮的设计计算与校核 (26)

5.7.1双联齿轮的结构分析 (27)

5.7.2双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核 (28)

5.7.3双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 (29)

5.8四联齿轮的参数计算 (30)

5.9机-2过渡轴的设计计算 (30)

5.9.1轴的材料及热处理 (30)

5.9.2轴的结构设计 (31)

5.9.3过渡轴的强度校核计算 (32)

5.9.4过渡轴的轴向及周向固定 (36)

6 轴承的选择与校核计算 (37)

6.1轴承的分类 (37)

6.2滚动轴承的的结构及主要类型 (37)

6.3滚动轴承主要的失效形式 (37)

6.4滚动轴承的计算与校核 (38)

7 键的选择和键连接强度的校核计算 (39)

参考文献 (41)

致谢 (42)

1 概述

1.1摇臂钻床的简介

摇臂钻床是一种用于加工孔的设备。主要对孔加工的类型有：扩孔、钻孔、铰孔等。在日常生产中，摇臂钻床根据夹紧结构可分为机械式和液压式，其操作简单，适用范围广，可适用于加工单件批量孔零件。

摇臂钻床由以下七部分组成：摇臂、主轴箱、底座、内外立柱、主轴和工作台等组成。摇臂钻床主轴箱的横向调整位置可由摇臂的导轨控制，摇臂可沿外立柱的圆柱面上下调整并变化位置，且摇臂及外立柱又可绕内立柱转动至不同位置，摇臂钻床工作时根据其工作需要可以很方便的调整主轴至工作台的位置。

对于各主要结构：主轴组件（摇臂钻床的主轴在加工时可进行两种运动：旋转运动和轴向进给运动。且主轴的旋转主运动由主轴尾部花键经齿轮传动）夹紧机构（对于在孔加工过程中为保证孔的定位精度因而设定夹紧机构，对于摇臂钻床而言，夹紧机构主要设定在主轴箱与摇臂上，并且同样也在内外立柱上。从结构分析上而言内外立柱利用深沟球轴承以及平板弹簧进行作用可以使摇臂轻松转动）

1.2摇臂钻床的发展趋势

摇臂钻床和大多数机床一样，将向数控自动化、机电一体化和智能化方向发展。摇臂钻床在未来的发展趋向是：应用电子计算机技术并且使机械结构趋于简单化，同时，提高和扩大机械自动化工作的能力，而且使机床适应柔性制造系统的工作环境；一方面要提高功率，使机床主运动和进给运动的速度也相应提高。另一方面，要提高机床的相对结构，使其动、静刚度能用以适应新型刀具的需求同时提高钻床钻削的工作效率；最后还要提高机床的加工精度，为今后发展超精密加工机床作准备工作，以其在电子机械、航天等新型工业有更加突出的地位。

摇臂钻床在经济的发展、国家政策的大力支持和上下游产业振兴等的背景下，我国摇臂钻床的旺盛需求仍将按线性指数保持高速的增长，并且在未来5-8年，我国摇臂钻床的市场增长率将达到15%。这必将使我国国产摇臂钻床系统和相关功能

零部件的市场有很宽广的发展市场，这也无疑为我国国内摇臂钻床生产厂商提高自己的技术水平与工艺水平还有扩大市场提供了极好的发展机遇。

1.3摇臂钻床的加工原理

当电机启动时，机床主轴开始运动通过调整换置器官来改变所需要的合适的主轴转速，利用摇臂将钻头调整到所加工零件的正确位置，通过进给量与主轴在其转动一转时轴向的移动量计算，并且利用换置器官来实现被加工零件的进给量，一般情况下，主轴获得的转速范围是在25~2000r/min内，机床的进给运动变速范围为0.04~3.2mm/r。

2 原动机的选择

原动机对机械的作用毋庸置疑，它就像心脏对人类而言。它是执行机构动力的来源而且在很大程度上决定着机器的工作性能和结构特征。因此选择一个合适的原动机，对摇臂钻床而言，其作用是不可估量的。

机械系统一般由以下五部分组成，包括：原动机、工作机、传动装置、控制操纵部件及其它辅助零部件等。原动机是机械系统的驱动部分（动力来源：把自然界中其它各种形态的能源转变为机械能），工作机是机械系统的执行部分（向外传递动力），传动装置则是把原动机与工作机有机的结合起来，（是它实现能量传递与运动形式转换不可或缺的重要部分）。

2.1原动机的运动形式

原动机的运动形式，主要是依据能量转换性质进行分类的，具体见下表2-1：

表2-1 原动机的分类

转换性质实例

第一类原动机蒸汽机、柴油机、水轮机、燃气轮机

第二类原动机电动机、液压马达、气动马达

2.2原动机的选择

根据Z32K型摇臂钻床的工作环境以及实际工作要求，可以选择电动机作为其动力来源。电动机较其他动力机有较高的驱动效率，与被驱动机的工作机械联接结构简便，且可满足不同类型机械的加工工作要求。

在实际生产过程中由于摇臂钻床工作环境的不同，致使电动机的工作环境也各不相同。在大多数情况下，摇臂钻床所处的工作环境周围大气中含有灰尘和水分，为了保证摇臂钻床可适用于各种环境，因此需要对电动机的外壳进行保护通常电机外壳的类型有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。因为在实际生产中Z32K型摇臂钻床常处于灰尘较多的场合工作，因此在设计中，电机外壳应选用封闭式，为防

止各类杂物进入电动机内部，使电机能正常工作。因此在设计中，电动机型号选择Y系列，其型号为：Y112 M-4，额定功率为4KW，满载转速可达1410r/min，额定转矩为2.2N·m。

3 机械传动方案的拟定与比较

对于“Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计”而言，变速箱的设计最重要的就是机械传动设计，而机械传动设计中最重要的就是确定机械传动的设计方案。根据机械产品的合理性来拟定设计方案，为达到实际生产中所需要求通过选择不同的机械传动方案进行对比，从而选择最优方案。

分析比较Z32K型摇臂钻床的实际工作情况，现对摇臂钻床的手动升降系统进行分析改进，如下所示，现拟出以下三种传动方案可进行逐一分析并选择最优方案：方案一：改进原来的手动升降系统手柄→圆锥齿轮轴→圆锥齿轮1→圆锥齿轮2→升降螺母

方案二：改手动升降系统为自动升降系统新增电动机→齿轮1→齿轮2→圆锥齿轮1→圆锥齿轮2→升降螺母

方案三：利用原电机改进为自动升降系统电机→齿轮-3→四联滑移齿轮-6→双联齿轮-机3→齿轮-机4→锥齿轮轴-机6→锥齿轮-7→升降螺母

表3-1 各改进后传动方案性能的分析比较

性能指标具体项目方案一方案二方案三功能

传动精度高高高

升降速度慢快快

工作性能

可调性好好较好运转速度慢快快承载能力大较大较大

动力性能加速度峰值小较大较大噪声较小小小耐磨性耐磨耐磨耐磨可靠性可靠可靠可靠

经济性制造性易难易

调整方便性方便不方便方便能耗大小一般一般一般制造费用便宜贵便宜

结构紧凑

尺寸小小小重量轻重较轻结构复杂性简单一般一般

方案一：升降系统由于是手动升降所以升降时工作量大，工作效率低；且升降手柄太长，操作时动作大，当托板接近变速箱时，升降手柄易碰到钻床的进给手柄，操作者可能会夹到手，造成安全事故；由于丝杠螺距较大，两圆锥齿轮传动时，传动比虽小，但机床的本体重，升降时费时又费力。

方案二：在丝杠端部新装一个电动机和减速器带动丝杠转动，升降螺母固定实现自动升降，这是一种传动的实现自动升降的方法，很多机床都在用，但对于Z32K 型摇臂钻床来说，虽弥补了自动升降系统带来的缺点但又派生出其他另外的缺陷：新增一个电动机和减速器不但使总体预算成本增加，而且使机床结构变的更为复杂，安装变困难，还派生出一些不必要的麻烦。

方案三：利用原电动机作为其动力源，利用主运动传动系统中，齿轮的啮合，将电机的动力传递至升降螺母上，从而实现升降系统的自动升降。其优点为：通过利用上述方案可使成本降低；对于其内部附加的零部件而言，其结构简单；并充分利用了原变速箱的有限空间，使原机床各部分结构布置合理，而且使机床外观不受影响且操作简便，机床效率高。

根据上述方案进行对比分析，选择第三种方案作为设计方案。

I

II

III

IV

图3-1 变速箱传动示意图

4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图

在绘制传动机构运动简图时，由于实际构件的结构较为复杂，在分析机构运动时，一般不考虑构件的形状，及一些与运动无关的因素，因此，只需要利用简单的线条和符号，通过一定比例及相对位置绘制机构图形。根据运动简图，分析动力与运动时就非常方便了。

在绘制传动机构运动简图时，首先要明确机械的实际构造和运动情况，因为，确定原动件和执行部分是极为重要的，为将机构运动简图表示清楚，视图平面一般会选择机械多数构件所在的运动平面，并且需将机械不同部分的不同视图展开到同一视图面上，以方便观看。且运动简图的最终原则是，以能简单、清楚的把机械结构与运动传递情况正确的表达出来。

如图4-1所示为：Z32K型摇臂钻床改进后变速箱升降系统的传动机构运动简图。

I

II

图4-1 自动升降系统传动机构运动简图

1-电动机；2-轴；3-直齿轮；4-花键轴；5-直齿轮；6-四联滑移齿轮；7-锥齿轮；8-丝杠；机1-滑移齿轮；机2-过渡轴；机3-双联滑移齿轮；机4-直齿轮；机6-锥齿轮轴；

5传动部分运动及动力分析

5.1部分传动连接设计

由Z32K 型摇臂钻床变速箱装配图和升降系统机构运动简图可知，升降系统的传动路线为：电动机→2轴→4轴→机-2过渡轴→机-6锥齿轮轴→锥齿轮7→升降螺母。为设计和加工方便，机-6锥齿轮轴的设计参数与原没改进前的圆锥齿轮轴参数大致相同，只是将齿轮轴末端的弹簧卡环改为平键槽连接，用平键与机-4齿轮连接，使齿轮固定。在改进设计中另将机-3齿轮设计为双联滑移齿轮，因为，这样可提高机床的工作效率。先初定机床的升降速度为1000mm/min ，又可知：原有丝杆螺距P=6，带动螺母及丝杆运动的圆锥齿轮齿数为Z=36，机-6圆锥齿轮齿数Z=20。通过计算得出：要求机-6圆锥齿轮轴的转速N=240r/min 。查表可知电动机的转速N=1410r/min ，与电动机相连的最近的齿轮齿数为Z=20（现将其写成203=Z 方便以后的计算，以下类同），四联滑移齿轮的最小齿轮齿数为64Z =26，现假设机-3过渡齿轮设计为单联齿轮，则机-6齿轮的齿数为Z=52，现为了能使其正常传动，则其模数应该一致，都为m=2，则机-6齿轮的分度圆直径为d=104mm ，现在由于箱体孔内壁限于机-6齿轮的分度圆直径为72mm ，大于设计齿轮的分度圆直径，所以现在为了将所设计齿轮能放于箱体中的，则必须将机-3过渡齿轮设计为双联齿轮，以减少其分度圆直径。由于花键轴、机-2过渡轴与机-6圆锥齿轮轴在径向位置间呈三角形分布，因此机-3双联齿轮的分度圆直径在箱体中可作适当的调整以符合其位置要求。

5.2传动比、各轴转速、功率及转矩的计算

已知假定升降速度为1000mm/min ，又知：

203=Z ，545=Z ，2648665860、、、=Z ，36Z 7=，206=-机Z ，电动机转速N=1410r/min ，电动机功率为4KW ，圆锥齿轮的

传递效率为%951=η，圆柱齿轮传递效率为%982=η，电动机的转速为

min /14100r n =，所以：

min /141002r n n ==轴 =?==995.04·32ηP P 轴 3.98

2054

24=i =2.7 min /2.52254

2014102424r i n n =?==轴

KW P P 9.398.098.3·224=?==η轴轴

为了使4轴转速经过渡轴机-2传到机-6锥齿轮轴上，

min /30020

36

61000676r i n n =?=?=--机机，初步确定各齿轮参数如下表：

表5-1 齿轮参数

名称 齿数 分度圆直径

模数 机-3 Ⅰ 66 132 2 机-3 Ⅱ 46 92 2 机-4

38

76

2

所以有：

13

33

266624==轴机i

min /72.20533

13

2.5222

442r i n n =?

==

轴机轴机 KW P P 82.398.09.3·242=?==η轴机

23

19

463862=

=

机机i min /03.24919

23

72.2056

226r i n n =?

==

机机机机 KW P P 72.398.098.3·226=?==η机机

min /35.13836

20

03.24967r i

n n =?

==

机 KW P P 53.395.072.3·167=?==η机

各参数确定之后，重新计算的升降速度为：138.35?6=830r/min 各轴转矩为：

电动机轴： m N N P T ?=?=?

=09.271410

495509550电 2轴： m N T T ?=?=?=96.26995.009.2732η电轴

4轴： m N i T T ?=??=?=34.7120

54

98.096.2624

242η轴轴 机-2轴： m N i T T ?=??=?=47.1771333

98.034.712

4422轴机轴机η 机-6锥齿轮轴： m N i T T ?=??=?=67.1432319

98.047.1776

2262机机机机η 7锥齿轮： m N i T T ?=??=?=68.2452036

95.067.1431

67η机 各参数值列表如下：

表5-2 各轴参数

轴号 功率KW

转矩m N ? 转速r/min 传动比 效率 电动机 4 27.09 1410 / / 2轴 3.98 26.96 1410 / 0.995 4轴 3.9 71.34 522.2 2.7 0.98 机-2轴 3.82 177.47 205.72 2.54 0.98 机-6

3.72 143.67 249.63 1.21 0.98 7Z

1.335

249.28

249.28

1.8

0.95

5.3齿轮材料的选择

由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗齿轮折断、抗齿面磨损、抗齿面点蚀、抗齿面胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。因此，对齿轮材料的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。

在改进设计中，改进后新增的齿轮中，机-6锥齿轮材料选用40Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC ；锥齿轮7的材料选用40Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC ；直齿轮机-4的材料选用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿

面硬度为56～62HRC ；机-3双联齿轮选用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC 。机-2过渡轴材料选用40Cr ，调质处理及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC 。

5.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核

锥齿轮用于传递两个相交轴之间的运动和动力，其轮齿分布在圆锥面上，齿轮齿形从大端至小端逐渐较小。圆锥齿轮有三种类型：直齿、斜齿和曲齿齿轮。由于直齿圆锥齿轮易于制造，安装简单，且适用于低速轻载传动场合，因此，在改进设计中，锥齿轮7选择直齿圆锥齿轮。 5.4.1直齿圆锥齿轮各参数的设计计算

已知：齿数7Z =36，模数7m =2，配对齿轮齿数6机Z =20，模数6机m =2 分度圆直径：72362777=?=?=z m d

分度圆锥角：?===293620

767arcctg z z arcctg 机δ

齿顶高： 2217=?=?=*

?

?m h h 齿根高： 4.22)2.01()(7=?+=?+=**

?m c h h f

全齿高： 4.44.2277=+=+=?f h h h 顶隙c ： 4.022.0m c c =?=?=*

齿顶圆直径： 50.7529cos 2777=???+=?h d d a 齿根圆直径： 80.6729sin 2777=???-=f f h d d

锥矩： 44.74212

627=+?=机d d R 齿顶角： 54.1R

h arctg ==θ?

? 齿根角： 85.1R

h arctg f

f ==θ 当量齿角： 16.41cos 7

7

7==

δz Z v 根锥角： 15.2777=-=f f θδθ 顶锥角： 54.3077=+=??θδθ

当量齿轮分度圆半径：16.41cos 27

7

7==

δd r v

当量齿轮齿顶圆半径：16.4377=+=??h r r v v 当量齿轮齿顶压力角：48.33cos arccos

7

71=?

?=???v v v r r 不发生根切的最少齿数：15cos )sin /h 2(Z 2min =????=* 5.4.2圆锥齿轮的受力分析

直齿锥齿轮齿面上所受的法向载荷n F ，通常都视为集中作用在平均分度圆上，为方便计算，假定载荷沿齿宽均匀分布，且载荷集中作用在齿宽中点节线处的法向平面内，与圆齿轮一样，将法向载荷n F 分解为切于分度圆锥面的周向分力（圆周力）

t F ，及垂直于分度圆锥母线的分力`F ，再将力`F 分解为径向分力7r F 及轴向分力7a F ，则小锥齿轮轮齿上所受各力的大小分别为：

7

7

7)5.01(2d T F R t ?-=

（5-1）

777cos δ???=tg F F t r =6机a F （5-2） 777sin δ???=tg F F t a =6机r F （5-3）

?=cos /7t n F F （5-4）

计算结果如下所示：

N d R b T d T F R t 87.17881072)44

.7420

5.01(75

.552)5.01(2)5.01(23

7777

7

7=???-?=-=

-=

-? N tg tg F F t r 46.56929cos 2087.1788cos 777=????=???=δ N tg tg F F t a 66.31520sin 2087.1788sin 777=????=???=δ N F F t n 68.190320cos /87.1788cos /7=?=?=

5.4.3直齿圆锥齿轮的结构设计

直齿圆锥齿轮结构设计如下图5-1所示，各参数设计见零件图（YBZC-04）

图5-1 直齿圆锥齿轮

5.4.4直齿圆锥齿轮强度校核

如上所述n F ，t F 和r F 均是作用在圆锥齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还应该考虑原有动力机和工作机的振动和冲击，轮齿啮合过程中产生的动载荷。由于制造安装误差或者受载后轮齿产生的弹性变形以及轴套、轴承箱体的变形，使得载荷沿齿宽方向分布均匀，同时啮合的各轮齿之间载荷分布不均匀等等。为此，应该将名义载荷乘以载荷系数，作为计算载荷，进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算，与圆周力对应的计算载荷为：

t tc F K F ?= （5-5）

式中：Ｋ—载荷系数

Ｋ＝?β???K K K K V A （5-6）

式中：A K —使用系数，是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。常用值可参考下表5-4：

表5-4 使用系数A K

工作机的工作特性 电动机、均速转动的汽轮机、燃气轮机

蒸汽机、燃气轮机液

压装置

多缸内燃机

单缸内燃机

均匀平稳 1.00 1.10 1.25 1.50 轻微冲击 1.25 1.35 1.50 1.75 中等冲击 1.50 1.60 1.75 2.00 严重冲击

1.75

1.85

2.00

2.25 注：表中所列A K 值仅适用于减速传动；若为增速传动，A K 值约为表值的1.1倍。当外部机械与齿轮装置间有挠性连接时，通常A K 值可适当减小。 我在设计时取A K =1。

V K —动载系数，是考虑齿轮啮合过程中因啮合误差所引起的内部附加动载荷

对轮齿受载的影响。常用值可参考下表5-5：

表5-5 使用系数V K

类型

取值范围

直齿圆柱齿轮 1.05～1.4

斜齿圆柱齿轮 1.02～1.2

直齿锥齿轮 1.1～1.4

注：齿轮精度低速度高时，V K 取大值；反之取小值。 我在设计时取V K =1.3。

K —齿向载荷分布系数，是考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起的载荷

沿齿宽方向分布不均匀的影响。常用值可参考下表5-6：

表5-6 使用系数βK

类型

取值范围

直齿圆柱齿轮 两轮之一为软齿面 1～1.2

直齿圆柱齿轮 两轮均为硬齿面 1.1～1.35

直齿圆锥齿轮 1.1～1.35

注：宽径比B/d 1较小、齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，βK 取小值；反之，取大值。我在设计时取βK =1.2。

αK —齿间载荷分配系数，是考虑同时啮合的各对齿轮轮齿间载荷分配不均匀

的影响。常用值可参考下表5-7

表5-7 使用系数αK

类型

取值范围

直齿圆柱齿轮 1～1.2

斜齿圆柱齿轮 齿轮精度高于7级（含7级） 1～1.2

斜齿圆柱齿轮 齿轮精度等级低于7级 1.2～1.4

直齿圆锥齿轮 1.2～1.4

注：齿轮制造精度等级低、齿面为硬齿面时，?K 取大值；精度等级低、齿面为软齿面时，?K 取小值。

我在设计时取?K =1。

因此=K ?β???K K K K V A =1.25?1.3?1.2?1=1.95