毕业设计（论文）-NGW行星齿轮减速器设计及输入轴的工艺设计.doc

全套图纸加扣 3012250582 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院 毕毕 业业 论论 文文 毕业生姓名 ： 专业： 10 机制本 学号 ： 指导教师 所属系（部） ： 机电系 二二一四年五月一四年五月 全套图纸加扣 3012250582 I 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院 毕业论文评阅毕业论文评阅 题目：题目： NGW 行星齿轮减速器设计及输入轴的工艺设计行星齿轮减速器设计及输入轴的工艺设计 机电机电系系 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化专业专业 姓名姓名 设计时间：设计时间：2014 年年 3 月月 18 日日2014 年年 5 月月 12 日日 评阅意见：评阅意见： 成绩：成绩： 全套图纸加扣 3012250582 II 指导教师：指导教师： （签（签 字）字） 职职 务：务： 200 年年 月月 日日 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院 毕业论文答辩记录卡毕业论文答辩记录卡 机电系系 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 专业专业 姓名姓名 答答 辩辩 内内 容容 问问 题题 摘摘 要要评评 议议 情情 况况 记录员：记录员： （签（签 全套图纸加扣 3012250582 III 名）名） 成成 绩绩 评评 定定 指导教师评定成绩指导教师评定成绩答辩组评定成绩答辩组评定成绩综合成绩综合成绩 注：评定成绩为注：评定成绩为 100 分制，指导教师为分制，指导教师为 30%，答辩组为，答辩组为 70%。 专业答辩组组长：专业答辩组组长： （签名）（签名） 200 年年 月月 日日 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 前前 言言 通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构性能， 拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来满足生产上 的要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的资源浪费现象， 尤其是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是更高的效率和更合理 的运转方式。齿轮减速器是各种机器中广泛采用的重要部件，其主要功能是减速增力 （降低转速度，增大扭矩） 。现有的行星减速器具有结构紧凑、重量轻、体积小、传动 比大及效率高等特点。目前，高速渐开线行星齿轮传动机构所传递的功率已经达到 11000KW，输出转矩已达。本设计目的在于熟悉并掌握组合式行星齿轮减MKN 2400 速器的设计方法。 因此，减速器的发展前景还是十分光明的，由于本课题所研究的减速器在生活生 产中应用范围极其广泛，因此，能够顺利的解决本类型机械在生产设计上的种种设计 问题，优化在使用和配合上的不利因素，必将能够为生产力的发展起到极大的推动作 用，为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进步和巨大的发展动力提供先进的技术 先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意义的。 目前对 NGW 型行星减速器的研究已经十分的完善，达到了一个非常合理和完备的 高度，研究体系和研究结论都十分值得我们借鉴和学习。本课题就是在目前研究的基 础上，对 NGW 行星减速器的使用方案进行一次设计，使其在工作生产中得到更广泛的 应用，也是对目前研究现状的一次检验和发展，更是对现有知识的一次生动的应用和 鉴定。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 1 目目 录录 总体设计方案设计.7 1. 总体方案的选择和确定.7 2. 设计计算.7 2.1 行星轮的结构设计与计算.7 2.1.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图.7 2.1.2 行星轮传动的配齿计算.8 2.1.3 初步计算齿轮的主要参数.8 2.1.4 装配条件的验算.10 2.1.5 传动效率的计算.11 2.1.6 减速器的润滑和密封.15 2.1.7 齿轮强度验算.15 2.2 行星架的结构设计与计算.22 2.2.1 行星架的结构设计.22 2.2.2 行星架的结构计算 .23 2.3 齿轮联轴器的结构设计和计算.23 2.4 轴的结构设计与计算.25 2.4.1 输入轴的结构设计与计算.25 2.4.2 输出轴的设计计算.26 2.5 铸造箱体的结构设计计算.28 3. 使用说明书.29 3.1 安装使用.29 3.2 维修保养.29 4.输入轴的工艺设计.30 4.1 零件的分析.30 4.1.1 零件的图样分析.30 4.1.2 零件的工艺分析.30 4.2 工艺规程设计.31 4.2.1 确定毛坯的制造形式.31 4.2.2 基面的选择.31 4.3 制定工艺路线.31 4.3.1 工艺路线方案一.31 4.3.2 工艺路线方案二.32 4.3.3 工艺路线方案三.33 4.4 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定.33 4.4.1 机械加工余量的确定.33 4.4.2 毛皮尺寸的确定.34 全套图纸加扣 3012250582 2 4.5 确定切削用量及基本工时.35 结论.44 致 谢.45 参考文献.46 中文翻译.47 英文原文.53 全套图纸加扣 3012250582 3 摘摘 要要 本设计是 NGW 行星减速器的结构设计，用来传递两轴之间的运动和动力，并实现较 大的传动比。对齿轮与中心轮组合的受力状况分析时，应引入不均载系数根据传动，工 作扭矩，载荷，根据转速要求计算出齿轮的齿数，模数，分度圆直径，计算出传动齿的 齿厚，齿面硬度，选择齿形，根据上述要求选定达到此要求的材料，并且做出经济效益 最好的选择，再根据此材料的弹性影响系数，各传动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料 的选择正确与否做出校核，并且要满足减速器的使用寿命要求，计算中心距，确定行星 轮系的周转圆半径及方向，得到各项数据后，依据设计要求结构大小，确定各部件相对 位置，进入外箱体的设计，秉承体积最小，拆装方便的原则，定好主轴位置，窥视孔， 润滑口在箱体上的位置，便于维修判断。 关键词关键词 行星齿轮；行星机构；传动轴；强度校核 全套图纸加扣 3012250582 4 Abstract This design is a bevel gear transmission with NGW planetary bodies in series, forming a combination of institutions, to transfer the two-axis intersection between the movement and momentum and to achieve greater transmission ratio. Gear and center round the composition of the force analysis of the situation, should be introduced under the uneven transmission coefficient, the torque, load, in accordance with the requirements in order to speed the gear teeth, module, the circle diameter, calculated Drive Tooth tooth thick, tooth surface hardness, select profile, in accordance with the requirements of the selected material to this request, and make the best choice for cost-effective, then this material under the impact of the flexibility factor, the transmission gear contact fatigue limit , And the choice of materials to check whether or not correct, and to meet the requirements of the life of reducer, according to load and transmission torque spindle drive calculated the diameter and location, from the ICC to identify planets revolving round the circle of radius And direction, and specify the round of the direction of rotation, get the data, based on the design requirements of size, determine the relative position of components into the box, the design is home to the smallest, to facilitate entry to the principle of the spindle good location, Peep hole, I lubrication in the box on the location, ease of main In addition to gear, the work load of other bear parts such as the axis, keys, the bearings, also had a design Reducer a flange-box structure to meet the conditions for the installation of the working environment.for high-speed cone gear trans mission in order to achieve commutation. As power, drive more, on this bevel gear designed to ramp bevel gear. Low level used to further increase NGW planetary transmission ratio, NGW planetary bodies can convey more power and the realization of the larger transmission ratio, used in the design of the spur gear. 全套图纸加扣 3012250582 5 选题背景选题背景 在日常生产和生活中，减速器的应用十分的广泛，大至各种大型生产机械，例如， 各种机床，车床，矿山机械等，小至生活中常见的汽车，轮船等，都要应用到减速器。 由于减速器对我们生活和生产有着巨大的影响，因此如何提升他的性能，改良他的构造， 发展他的用途有着十分积极和有利的意义。生产开创研究的意义，研究推动生产的发展。 任何研究和发明都是基于人们生产和生活中的需求，本课题也不例外，也是来自于生产 和生活实践中的需求。 本课题解决关键在于减速器内部结构及各主要零件的设计，要明确本减速器的使用 范围和工作要求，如何合理合适的分配传动比。对行星齿轮与中心轮组合的受力状况分 析，引入不均载系数根据传动，工作扭矩，载荷，根据级数转速要求计算出齿轮的齿数， 模数，分度圆直径，计算出传动齿的齿厚，齿面硬度，选择齿形，根据上述要求选定达 到此要求的材料，并且做出经济效益最好的选择，再根据此材料的弹性影响系数，各传 动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料的选择正确与否做出校核，并且要满足减速器的使 用寿命要求，根据载荷和传动扭矩计算传动主轴的直径及定位，计算中心距，确定行星 轮系的周转圆半径及方向，并指定轮系的旋转方向，设计要求结构大小，确定各部件相 对位置，进入外箱体的设计，如何要求体积最小，拆装方便，定好主轴位置，窥视孔， 润滑口在箱体上的位置，便于维修判断，并选择密封方式，并且要考虑到运输和装吊便 捷，吊耳位置要设计合理，要能承受机构本身重量，减速器固定问题可由实际情况来决 定如何选择，如此则大致即可完成，也是本设计中应解决的各项问题 通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构性能， 拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来满足生产上的 要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的资源浪费现象，尤其 是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是更高的效率和更合理的运转 方式。由于本课题所研究的减速器在生活生产中应用范围极其广泛，因此，能够顺利的 全套图纸加扣 3012250582 6 解决本类型机械在生产设计上的种种设计问题，优化在使用和配合上的不利因素，必将 能够为生产力的发展起到极大的推动作用，为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进 步和巨大的发展动力提供先进的技术先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意 义的。 国内外减速器及各类型及型号的齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一 种不可缺少的机械传动装置。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已 生产多种结构形式和多种功率型号的产品。在航空航天事业，医疗事业、生物工程事业、 机器人研究制造等领域中，微型发动减速联体机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制 的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国 外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势， 减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量 问题，也未解决好，并且目前超小型的减速器的研究成果也尚不明显。 全套图纸加扣 3012250582 7 总体设计方案设计总体设计方案设计 1. 总体方案的选择和确定总体方案的选择和确定 根据本减速器的设计要求，减速是将原动机的输入转矩传递放大，并且将转速降低 的装置，电动机的初始转矩经由输入轴输入该行星减速器，经 NGW 行星轮系达到减速 要求的转矩输出。了解此系统的工作原理后，确定出以下设计方案步骤： 行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星齿轮、行星轮轴及轴承、行星架等。为 了进行齿轮、输入轴、输出轴、行星轮轴及强度计算，需分析行星齿轮传动中各构件受 力状况。在分析中先假定行星齿轮受载均匀并略有摩擦力和自重的影响，因此，各构件 在输入转矩作用下处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力。但是，实际上由于各 种误差的存在使各行星轮受载不均匀，因而在对其中任意一对行星齿轮与中心轮组合的 受力状况分析时，需引入载荷不均匀系数。 2. 设计计算设计计算 2.1 行星轮的结构设计与计算行星轮的结构设计与计算 2.1.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图选取行星轮传动的传动类型和传动简图 根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比 和工作特点可知 2K-H 型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图 2-1 所示。 、 图中太阳轮 a 输入，行星架 H 输出，内齿圈 b 固定。 图 2-1 行星传动的传动简图 全套图纸加扣 3012250582 8 2.1.2 行星轮传动的配齿计算行星轮传动的配齿计算 在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有 关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的 其他条件。 在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种：（一） 、计算法； （二） 、查表法。下面采用计算法来确定各轮齿数： 由公式 3-28（见参考文献2）得 =-1=5.4-1=4.4 （2-1） a b z z p p i （一般取 38，在满足的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮 a 和行星轮p p i c 的尺寸应尽可能地小。 ） 由公式 3-29（见参考文献2）得 （2-2） apab zizpz4 . 4) 1( 取=20 则。 a z88204 . 4 b z 根据同心条件可以求得行星轮的齿数： 由公式 3-30（见参考文献2）得=34，圆整后取。 2 ab c zz z 34 c z 所以，行星轮传动的各轮齿数分别为20，88，34。 a z b z c z 2.1.3 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系 数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。 已知：，模数25 . 0 , 1,20,34,88,20 chzzz acba 5 . 2m 齿轮的几何尺寸计算如下：（见参考文献2） 全套图纸加扣 3012250582 9 分度圆直径： （2-3）50205 . 2 aa mzd 220885 . 2 bb mzd 85345 . 2 cc mzd 齿顶高：外啮合副 （2-4）ca5 . 2 aacaa mhhh 内啮合副: 5 . 2mhbc ac 285 . 2 mhhh aab 2 * Z 55 . 7 h 齿根高： （2-5）125 . 3 5 . 225. 1 mchh af 全齿高： （2-6） fa hhh 轮 a625. 5h 轮 b5h 轮 c625. 5h 齿顶圆直径：轮 （2-7）a552 aaaaa hdd 轮 c902 accac hdd 轮 b25.2162 abbab hdd 齿根圆直径： 轮 （ 2-8）a75.432 faf hdd 轮 b25.2262 fbf hdd 轮 c75.782 fcf hdd 基圆直径： 轮 （2-9）a98.4620cos aba dd 轮 b bb d73.206 轮 c88.79 bc d 全套图纸加扣 3012250582 10 中心距：副 （2-10）ca mzza ca )(2/15 .67 副 bc 5 . 67)(2/1mzza cb 齿顶圆压力角：a 轮 （2-11）33.31arccos aa ba a d d c 轮 46.22arccos ab bb a d d b 轮 43.27arccos ac bc a d d 2.1.4 装配条件的验算装配条件的验算 在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配 有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关 的其他条件。 （1）邻接条件 由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计 中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞，这个约束称之为邻接条件。 按公式（3-7） （见参考文献2）验算其邻接条件，即 （2-12） p acac n ad sin2 , 式中 行星轮个数； p n a-c 啮合副的中心距； ac a 行星轮的齿顶圆直径。 ac d 已知代入上式可得 5 . 67,90 acac ad （2-13）91.116 3 180 sin 5 . 67290 即满足邻接条件。 （2）同心条件 对于 2K-H 型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线， 即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等，称之为同心条件。 全套图纸加扣 3012250582 11 按公式（3-8a） （见参考文献2）验算同心条件，即 （2-14） cbac aa 已知 5 . 67, 5 .67 cbac aa 即满足同心条件。 （3）安装条件 在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心轮正确啮合应具备的 齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。 按公式（3-20） （见参考文献2）验算安装条件，即 c n zz p ba （整数） （2-15） 已知3,88,20 pba nzz 36 3 8820 p ba n zz 即满足安装条件。 2.1.5 传动效率的计算传动效率的计算 按照表 5-1（见参考文献2）中所对应的效率计算公式计算： 按公式(5-36) （见参考文献2）计算如下： m 对于啮合副（a-c）: 齿顶圆压力角 （2-16） 33.31arccos aa ba aa d d 43.27arccos ac bc ac d d （2-17）62. 1tantantantan 2 1 1 accaaa zz 对于啮合副（c-b）: 齿顶压力角： 43.27 ac 46.22 ab 全套图纸加扣 3012250582 12 53 . 1 tantantantan 2 1 2 abbacc zz 根据公式（5-37） （见参考文献2） 得 取1 . 0 m f （2-18）02 . 0 11 2 21 1- zz fm x cma 0097 . 0 11 2 21 2- zz fm x cmb 为小齿轮齿数，为大齿轮齿数 1 z 2 z (行星齿轮传动中大都采用滚动轴承，摩擦损失很小故可忽略) （2-19）976 . 0 1 1 x mb x ma b xa p p 4 . 4 z z p a b 可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。 行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差，零件变 形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷 Fbtamax与平均载荷 Fbta之比 值 Kp来表示载荷不均匀系数，即 Kp=Fbtamax/Fbta Kp值在的范围内变化，为了减小载荷不均匀系数，便产生了所谓的均载机构。 pp nK1 均载机构的合理设计，对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义。 均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均 载机构。 在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如 下几点要求。 （1）均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形， 且使载荷分布不均匀系数 K 值最小。 （2）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较 全套图纸加扣 3012250582 13 大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。 （3）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的 制造误差。 （4）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的 传动性能。 （5）均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。 （6）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪 声。 在本设计中采用了中心轮浮动的结构。太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相 联实现浮动（如图 2-2 所示） ，前者既能使行星轮间载荷分布均衡，又能使啮合齿面沿 齿寛方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线 偏斜，从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀，降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为 太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装，应用广泛。 根据 2K-H（A）型行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进 行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮 a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以轮 a 应 该采用轴齿轮的结构。因为在该设计中采用了中心轮浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮 联轴器的外齿半联轴套制成一体或连接，且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直 径 da，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯形。总之在 满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造(详见结构设计计 算)。 内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。 行星轮通过两个轴承来支撑，行星轮与行星轴作为一体，轴承选圆柱滚子轴承。 图 2-2 齿轮联轴器 全套图纸加扣 3012250582 14 行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板装配式结构，与输出轴法兰联接，为保证 行星架与输出轴的同轴度，行星架时应与输出轴配做，并且用两个对称布置得销定位。 行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。 转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 fa 可按公式（9-1） （见参考文献 2）计算。现已知啮合中心距 a=67.5mm，则 mm a fa0368 . 0 1000 83 （2-20） 取 mfa 5 . 32 相对偏差m a 24 1000 5 . 4-3 各行星轮轴孔的孔距相对偏差的 1/2,即转臂的偏心误差 1 mex122/ 1 全套图纸加扣 3012250582 15 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件， 且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图） ，如上。 2.1.62.1.6 减速器的润滑和密封减速器的润滑和密封 （1）齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表 7-2-81 选用（见参考文献8） 。 （2）轴承采用飞溅润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的（约占轴承空间体积 1/3） 钙钠基润滑脂。 （3）减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。 2.1.7 齿轮强度验算齿轮强度验算 （1）校核其齿面接触强度 确定使用系数 KA 1 查表 6-7（见参考文献2）得 KA=1.1(工作机均匀平稳，原动机轻微冲击的情况下)如带式输送机， 全套图纸加扣 3012250582 16 确定动载荷系数 KV 2 取功率 P=11.4KW, n=640min/r （2-21） min/51.118 4 . 41 640 1 r p n n a x min/49.521rnn xa 为转臂转速 x n 已知 d1=50mm,有公式（6-57） （见参考文献2）得 （2-22） smsm nnd v x x /36 . 1 / 19100 11 为小齿轮转速 1 n 计算动载荷系数 kv由公式（6-58） （见参考文献2）得 （2-23） B X v VA A k 200 取传动精度系数为 7 即 c=7， B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248 所以 kv=1.218. 齿向载荷分布系数 3 FH KK , 因为该 2K-H 行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于 1，所以 。1 fh kk 齿间载荷分配系数 4 FH KK, 查表 6-9（见参考文献2）得 1 . 1 FH KK 行星轮间载荷分配不均匀系数 5 FPHP KK, 查图 7-19（见参考文献2）取 精度等级 7，硬齿面 全套图纸加扣 3012250582 17 3 . 1 HP K 由公式 7-12 得（见参考文献2）取 45. 1) 13 . 1 (5 . 11 FP k 节点区域系数 6 H Z 查图 6-9（见参考文献2）得 05 . 2 H Z 弹性系数 7 E Z 查表 6-10（见参考文献2）钢-钢 得 2 / 8 . 189mmNZE 重合度系数 8 Z 已知 a-c 副 ,b-c 副62 . 1 1 53 . 1 2 89 . 0 3 4 )( 1 Zca 91 . 0 3 4 )( 2 Zbc 螺旋角系数 9 Z 1cos Z （1）试验齿轮的接触疲劳极限 10 limH 查图 6-14（a） （见参考文献2）得 2 lim 1300Nmm H （2）最小安全系数 minmin,FH SS 查表 6-11（见参考文献2）得 6 . 1,25 . 1 minFmin SSH 全套图纸加扣 3012250582 18 （3）接触强度计算的寿命系数 NT Z a-c：用表 6-13（见参考文献2）得 （2-24） 9 1 10096 . 1 )(60tnnnN pxaL 查表 6-12（见参考文献2）得 （2-25）89 . 0 ) 102 ( 0191 . 0 1 6 1 L NTI N Z 8 12 1015. 2/ pLL unNN 91 . 0 102 0191 . 0 2 6 2 L NT N Z c-b：77 . 2 c b z z u 8 2 1049 . 2 )(60 ptxbL nnnN 8 2 1 1024 . 2 p L L n uN N 由表 6-12（见参考文献2）得 91 . 0 102 0191 . 0 1 6 1 L NT N Z 91 . 0 102 0191 . 0 2 6 2 L NT N Z 润滑油膜影响系数 11 RVL ZZZ, 查图 6-17（见参考文献2）取; 1 L Z 查图 6-18（见参考文献2）取;94 . 0 V Z 查图 6-19（见参考文献2）取;95 . 0 R Z 齿面硬化系数 12 W Z 全套图纸加扣 3012250582 19 给定硬度为 45-56HRC,取=1.0； W Z 尺寸系数 13 X Z 查表 6-15（见参考文献2）得=1.05 X Z a-c 副：许用接触应力 HP 由公式（6-54）见参考文献2 （2-26） 6 . 849 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 齿面接触应力由公式（6-53）见参考文献2 H （2-27） 4 . 536 1 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 齿宽 b 为 30mm 由公式（6-51）见参考文献2 2 . 743 1101 HPHHUAHH KKKKK ,a-c 副满足齿面接触强度的要求。 HPH c-b 副：许用接触应力 HP 07.859 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 齿面接触应力 H （u 为传动比）18.508 1 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 4 . 703 1101 HPHHUAHH KKKKK ,c-b 副满足齿面接触强度的要求。 HPH （2）校核其齿跟弯曲强度 弯曲强度计算中的切向力 Ft，使用系数 KA和动载荷系数 KV与接触强度计算相同， 1 全套图纸加扣 3012250582 20 即;218 . 1 , 1 . 1 VA KK 齿向载荷分布系数 2 F K =1; F K 齿间载荷分配系数 3 F K 查表 6-9（见参考文献2）得 1 . 1 F K 齿形系数 4 Fa Y 查图 6-22（见参考文献2）得 053 . 2 Fa