一种曲齿锥齿轮副 本发明涉及一种机械传动领域用的传动副，尤其适用于传递两相交回转轴载荷的曲齿锥齿转副。
目前世界各国用齿条形刀具和展成法来加工工业用曲齿锥齿轮齿形制有近十种，经过竞争而生存下来并占有国际市场的齿形制不过4～5种，这就是：
1、美国格利森工厂的Gleason齿形制；
2、瑞士奥利康工厂的Oerlikon齿形制；
3、德国克林贝格工厂的Klingelnerg齿形制；
4、原苏联Знимс齿形制；
5、俄罗斯萨拉托夫工厂的Captov齿形制。
还有一些国家和设计单位，在参考上述齿形制的基础上，对某些参数稍有改动，但仍属大同小异。
但上述这些齿形制，毫无例外地采用了标准锥距R。的曲齿锥齿轮，即：
R0＝0.5d2/sind′2……(1)
式中d2—大锥齿轮分度圆(等于节圆)直径
d′2—大锥齿轮节圆锥(半)角
标准锥距曲齿锥齿轮副的当量齿轮副具有标准中心距aov，设当量齿轮的分度圆(亦即节圆，因为此时两圆重合)半径为rv1与rv2，则有：
aov＝rv1+rv2 ……(2)
采用标准中心距的当量齿轮副，其优点是轴交角∑不改变(参阅图1)，且在变位设计上采用零传动。设小齿轮与大齿轮的变位系数为X1与X2，则其和为：
X∑＝X1+X2＝0 ……(3)
采用标准中心距的当量齿轮副的缺点是：传动啮合性能受到限制，例如：综合强度较低，体积较大(例格里森制规定齿数和Z1+Z2≥40～50)、噪声较高(受重合度限制，例如β＞30°时，点重合度εr＜3)、齿数比不能过大，U≤10等。这些缺点只有采用变中心距当量齿轮副才能消除。但是变中心距当量齿轮副会引起轴交角的改变(参阅图2)。因此列为禁区，不受用户欢迎，这就是目前世界各国不采用变中心距当量齿轮副的原因。
本发明的目的是设计出高强度、长寿命、体积小、噪声低，且用现有的切齿设备就能制造的一种曲齿锥齿轮副。
本发明的目的由以下技术方案来达到：
一种曲齿锥齿轮副，采用变锥距及径向变位和切向变位原理设计与制造，其特征是在轴交角∑不变条件下，标准节圆锥锥距R0改变为R，R＝R0+ΔR，相应的大端面当量齿轮中心距aov变为av，av＝aov+Δa
式中，R0＝0.5d2/sind′2
aov＝rv1+rv2＝mZvm
Δa＝(tgd′1+tgd′2)·ΔR≠0
此时当量齿轮变成变中距齿轮，当
Δa＞0时，中心距变长，成为长中心距齿轮
Δa＜0时，中心距变短，成为短中心距齿轮。
本发明的目的还可以由以下技术措施来进一步实现：
前述的变锥距曲齿锥齿轮副，节圆锥与分度圆锥(即切齿圆锥)两锥分离，分离后两锥尺寸有所不同，且当量齿轮节锥半径r′与其分度锥半径r成比例K：K=rv1′rv1=rv2′rv2=avaov≠1]]>
前述的齿轮副，齿顶高h由小齿轮与大齿轮的径向变位系数X1与X2来确定：
ha1，2＝(ha*+X1，2)·m
当X1，2＞0、ha1，2＞标准齿顶高ha*m时，为长齿顶高。
当X1，2＜0、ha1，2＜标准齿顶高ha*m时，为短齿顶高，此时相应地有三类四种组合形式：
1)长--长齿顶高，X1＞X2＞0，正传动设计X1+X2≥0，
2)长--短齿顶高，X1＞0＞X2，正传动设计X1+X2＞0，
3)长--短齿顶高，X1＞0＞X2，负传动设计X1+X2＜0，
4)短--短齿顶高，X2＜X1＜0，负传动设计X1+X2＜0。
前述地齿轮副，变中心距端面当量齿轮的节圆压力角α′与分度圆压力角α不相等，其渐开线函数之差为：
Δinvα＝invα′-invα＝Xbtgα/Zvm≠0
前述的齿轮副，其制齿工艺是用直刃齿条形刀具和展成法在现有的加工标准锥距的曲齿锥齿轮机床上加工完成。
本发明的优点是：由于在保持轴交角∑不变条件下，采用变锥距以构成变中心距当量齿轮副，通过四个变位系数优化设计制造的新型锥齿轮副具有高强度，长寿命、体积小、噪声低、大传动比和不增加工设备投资等明显优点。
说明书附图：
图1标准锥距锥齿轮及其端面当量齿轮副示意图。
图2标准锥距锥齿轮在变中心距后引起轴交角∑改变的示意图。
图3变锥距锥齿轮及其端面当量变中心距齿轮副，中心距加大图。
图4变锥距锥齿轮及其端面当量变中心距齿轮副，中心距缩小图。
图5径向变位封闭图。
图6切向变位封闭图。
下面结合说明书附图对本发明的实施方案作进一步的说明：
从图3和图4中可以看出，在轴交角不变的条件下，改变锥距，使曲齿锥齿轮的锥距由标准值R0改变为R，设改变量为ΔR，则有
R＝R0+ΔR ……(4)式中，R0＝0.5d2/sind′2
d2—大锥齿轮分度圆(标准R0分度圆等于节圆)直径
d′2—大锥齿轮节圆锥半角相应的大端面当量齿轮副中心距由标准的aov改变为av，改变为Δa，则有
av＝aov+Δa ……(5)式中，aov＝rv1+rv2＝mZvm
Δa＝(tgδ′+tgδ′2)·ΔR≠0
m—大端面当量齿轮端面模数，或用径节P＝25.4/m表示
Zvm—当量齿轮平均齿数，即Zvm＝0.5(Zv1+Zv2)，
rv1、rv2—为小当量齿轮、大当量齿轮分度圆半径。
Zv1、Zv2—为小当量齿轮、大当量齿轮齿数，
δ′1、δ′2—为小当量齿轮、大当量齿轮节圆锥半角，
此时，当量齿轮已改变成变中心距齿轮。当
Δa＞0时，中心距变长(外扩)，成为长中心距齿轮，如图3所示。
Δa＜0时，中心距变短(内缩)，成为短中心距齿轮，如图4所示。
在图3中，为标准当量齿轮中心距，当沿锥距OP。向外(远离锥顶O)延长一段符后，形成的扩大当量齿轮副的中心距为，过标准当量齿轮大端啮合节点P0向外作两回转轴线 OO01与 OO02的平行线，与扩大后的中心距线分别相交于Q1、与Q2点，则有：
Δa＝Q1Q2＝(tgδ′1+tgδ′2)·ΔR＞0……(6)
连 OQ1与 OQ2，则有∠O1OQ1＝小齿轮分度锥角δ1＜δ′1，∠O2OQ2＝大齿轮分度锥角δ2＜δ′2
同理，对于如图4所示齿轮副，得缩小中心距的当量齿轮副，其中心距改变量(缩小量)为；Δa=Q1Q2‾=(tgδ′1+tgδ′2)·R<0······(7)]]>
对于等高齿(见图3)，过Q1、Q2作与 OP0的平行线，交轴线于O′1、O′2，则∠Q1O′1O1与∠Q2O′2O2为小齿轮与大齿轮分度锥(半)角δ1、δ2，且δ1＝δ′1、δ2＝δ′2
当曲齿锥齿轮的锥距改变(外扩或内缩)后，形成了变中心距齿轮副，此时的节锥与分度锥已分离，分离后两锥尺寸有所不同，构成两套锥齿轮的尺寸，这就区别于不变锥距构成的不变中心距的当量齿轮的特征—节锥与分度锥重合。设两套不同尺寸的当量齿轮半径为节锥半径rv′和分度锥半径rv，它们的比值为K，则有K=rv1′rv1=rv2′rv2=RR-ΔR=avaov≠1······(8)]]>
由av＝aov+Δa，则有
Δa＝(K-1)aov ……(9)设变中心距当量齿轮副的径向变位系数为X1与X2，其和X∑＝X1+X2，当量齿轮副的中心距改变量Y=Δam=XΣ-δ······(10)]]>
式中，δ—齿顶高变动系数，具值＜X∑/10，用于修正齿全高，使配对当量齿轮作理论上的无侧隙啮合。
当X∑＞0时，Δa＞0(长中心距当量齿轮)，称正传动设计，
当X∑＜0时，Δa＜0(短中心距当量齿轮)，称负传动设计。
从这里可以看出，当X∑＝0时，Δa＝0(不变中心距当量齿轮)，ΔR＝0称为零传动设计，所有世界各国工业用曲齿锥齿轮制，均采用这种零传动设计。因此，从这个意义上来说各国现用齿形制，可以看作是本发明的一种特例(边界条件)。
此外由径向变位系数X1与X2，确定了当量齿轮的齿顶高ha1，2，即
ha1，2＝(ha*+X1，2)·m……(11)
齿顶高系数ha*可从设计手册中查表获得。
当X1，2＞0时，ha1，2＞ha*·m(标准齿顶高)称为长齿顶高
当X1，2＜0时，ha1，2＜ha*·m称为短齿顶高
相应地有三类四种组合形式：长—长齿顶高 长—短齿顶高短—短齿预高X1＞X2＞0 X1＞0＞X2X2＜X1＜0 I II III IV正传动X1+X2＞0 负传动X1+X2＜0
径向变位系数X1、X2的选择，首先应保证齿形完好，能连续啮合这个基本条件，它可以用X1与X2为直角坐标的封闭图的边界来表示(参阅图5)，图中包括：1、零传动设计(X∑＝X1+X2＝0)的界线 OG，它与X轴成45°，G为格利森(Gleason)齿制的坐标位置。例如：OG线的右上方为正传动设计(X1+X2＞0)区域， OG的左下方为负传动(X1+X2＜0)区域，两区域可以过G作两条与坐标轴X1，X2平行的直线来划分。
2、由于小齿轮较大齿轮为弱，选取X1＞X2，即过原点作45°用斜直线 AOH来表示。
3、保证沿齿轮齿廓能连续啮合，选取εα≥1，即以曲线BC为界。
4、配合轮齿在齿顶与齿根啮合时无干涉现象，即过齿顶高系数点F(X1＝-X2＝ha*)与L(X1＝-ha*＝-X2)点作两个交叉曲线LM，LI与FJ，FC。
5、保证齿顶不变尖，Sa≥0，即DE曲线。
6、保证齿根无根切，即X1≥X1min，X2≥X2min两条直线。
上述曲线形成两个许用的径向变位许用区，两个区又被坐标轴分为四个小许用区，即图5上的1(ABCD1A1)区，II(A1D1BEG)区，III(O2GKK1)区和IV(HO2K1J)区。正传动设计区用I、II，负传动设计区用III、IV。
图中：εα—为重合度曲线
U—为等滑动率曲线
Y—为等强度曲线
η—为等滑动比曲线
Sa—齿顶高界限
X1，2min—径向变位系数最小值界线
δ2—节点区双齿对啮合区。
在径向变位系数选用的基础上，可采用切向(沿齿厚的切线)变位。其变位系数(Xt1及Xt2)的选择，应首先保证齿顶不变尖，齿根不过薄，齿全高变动不太大的基础上，可以用以Xt1、Xt2为直角坐标的封闭图(见图6)的边界线来表示。它包括：
1、齿顶不变尖：齿顶厚Sa1，2≥0.3·m即曲线AB与CD。
2、齿全高变动不大：-0.5≤Xt2≤0.5，即直线BC与AD。
图中：σ—齿顶高度变动系数曲线。
Xt1及Xt2——分别为当量小齿轮及大齿轮之切向变位系数。
Xt∑＝Xt1+Xt2为切向系数之和
采用变锥距曲齿锥齿轮副后，以四个变位系数X1X2及Xt1、Xt2为变量，在图5及图6所示的D边界条件(即两套封闭图的边界线)下，按设计需要，即可对传动啮合品质(曲线)进行优化设计，以获取高强度、长寿命、体积小、噪声低的曲齿锥齿轮传动副。例如：
1、提高抗点蚀能力：使节点区处于双对齿啮合位置，即
δ2*＝0.15～0.25，例如图5上小C点……(12)
2、提高抗磨损能力：滑动率系数U1与U2平衡，即
U1≈U2 例如图5上b点……(13)
3、提高抗折齿能力：齿形系数Y1与Y2最小且相近，即
Y1≈CY2例如图6上e点……(14)
4、提高抗胶合能力：滑动比系数最低并且相近，即
η1≈η2 例如图5a点……(15)
5、提高重合度，使传动平稳，即
齿廓重合度εa≥1.6，总重合度ε1≥2～3例如图5上d点……(16)
6、保持标准的齿全高，即
齿顶高度变动系数σ＝0，例如图6上e点……(17)
7、提高轮齿的综合强度：即采用上述有关曲线的综合选择，
例如图5上a、b、d点及图6上e点。
8、获得最少齿数和：使径向变位系数
X1+X2≥X1min+X2min＞0(见图5)……(18)
9、获得最大齿数比：U＞10……(19)
此外，变中心距当量齿轮副中两套变位(径向变位系数和X∑与切向变位系数和Xt∑)的综合，进一步使变锥距曲齿锥齿轮副具有最佳的综合啮合品质，这是目前的标准锥距锥齿轮副所不能达到的优点。例如：
1、高综合强度(高抗点蚀、抗断齿、抗胶合、抗磨损能力)和长寿命，本发明可在图上II区由公式(11)～(19)各式交点获得，例b点。
2、低噪声的平稳传动，可在图5上IV区中由式(15)获得，例e点。
3、小体积，可在图5上I区中由式(18)获得。
4、大减速比，可在图5上I、II区中获得。
综合后的变位系数可分解为沿齿高方向的综合径向变位系数Xb和沿齿厚方向的综合切向变位系数Xs。
Xb＝X∑+0.5Xt∑/tgα≠0……(20)
Xs＝2X∑tgα+Xt∑≠0……(21)
由于曲齿锥齿轮副锥距的改变，使相应的大端面当量齿轮中心距也随之改变。因此，变中心距当量齿轮副具有节圆和分度圆两套压力角(即α′和α)，其渐开线函数之差为
Δinvα＝invα′-invα＝Xhtgα/Zvm≠0……(22)
式中，α′—节圆锥压力角
α—分度圆压力角
Zvm—当量齿轮平均齿数Zvm＝(Zv1+Zv2)
本发明的齿轮副，其制齿工艺是用直刃齿条形刀具和展成法，在现有的加工标准锥距曲齿锥齿轮加工机床上加工完成。[按公式(1)～(22)制造出来]，不需另作工装和设备投资、故极易推广。
本发明不局限于实施例，其保护范围由权利要求限定。