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3牵引部系统各轴组件设计 3.1齿轮设计 3.1.1 Ⅰ级直齿圆柱齿轮的设计计算 1.选择材料及确定许用应力 1）. 选择齿轮材料 初选 材料 调质后 齿部硬度 齿芯部硬度 2）. 确定极限应力 由表 64【2】得 接触疲劳极限σHlim1σHlim21150～1210MPa； 弯曲疲劳极限σFlim1σFlim2700～740 MPa 。 3）.确定安全系数 由表 69【2】得SH1.15；SF1.5。 4）.确定许用应力 [σH1] [σH2] σHlim1/ SH1180/1.151026.09 MPa； [σF1] [σF2] σFlim1/ SF720/1.5480 MPa。 5）.确定齿轮精度 齿轮按 7 级精度制造。 2.因为齿面为硬齿面故按齿根弯曲疲劳强度设计 1）选择齿数 取 z123, z2i12 z12.5x2357.5 取 z258。 2）齿宽系数 由表 68【2】取 Φd0.5。 3小齿轮转矩 T1120.19N.m。 4确定载荷系数及材料的弹性系数 小齿轮大齿轮 40C r 表面淬火 48～55HRC 241～286HBS 40C r 表面淬火 48～55HRC 241～286HBS 由表 66【2】，取 K1.7； 由表 610【2】，取 ZE189.8，ZH2.5。 5）YFa12.69,YSa11.575, YFa22.288, YSa21.724。 6）计算法面模数 YFa1 YSa1/[σF1] 2.69x1.575/4800.0088； YFa2YSa2/[σF2] 2.288x1.724/4800.0082。 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 。 m n  3 2KTY21.7120.190.00881000 1 Fa1YSa1 3  2.39mm 22Z 1 [ F1] 0.523 由表 61【2】取 mn3mm。 7确定有关参数 齿轮分度圆直径 d1mn z13x2369mm， d2 mn z23x58174mm； 标准中心矩ad1d2/269174/2121.5mm； 齿顶高ha1ha2mnh*anmn3mm； 齿根高hf1hf2h*anc*1.25mn3.75mm； 全齿高hhahf6.75mm； 齿顶圆直径da1d12haz12ha*mn232x375mm， da2d22haz22ha*mn582x3180mm； 齿根圆直径df1d1-2hf169-2x3.7561.5mm， df2d2-2hf2174-2x3.75166.5mm； 基圆直径db1dcosa69xcos2064.84mm， db2dcosa174xcos20163.51mm； 齿距p1p2n9.425mm； 齿厚s1s2p/24.71mm； 齿槽宽ep/24.71mm； 取 b245,b150mm； 齿宽 bΦdd10.5x6934.5mm； 式中 --ha*1； --c*0.25 查表 6-2【2】。 3.校核齿面接触疲劳强度  H  ZEZH 2KT 1 i121.7120.1910002.51 189.82.5775.387MPa bd 1 2i456922.5 [ H1]1026.09MPa 故满足齿面接触疲劳强度。 4.验算齿轮圆周速度 v  d 1n1 601000  3.14691470  5.31m/s 601000 由表 65[2]知，选 7 级精度是合适的。 3.1.2 Ⅱ级直齿圆柱齿轮的设计计算 1.选择材料及确定许用应力 1）.选择齿轮材料 初选 材料 调质后 齿部硬度 齿芯部硬度 2）.确定极限应力 由表 64【2】得 接触疲劳极限σHlim3σHlim41150～1210MPa ， 弯曲疲劳极限σFlim3σFlim4700～740 MPa 。 3）.确定安全系数 由表 69【2】得SH1.15；SF1.5。 4）.确定许用应力 [σH3] [σH4] σHlim3/ SH1180/1.151026.09 MPa， [σF3] [σF4] σFlim3/ SF720/1.5480 MPa。 小齿轮大齿轮 40C r 表面淬火 48～55HRC 40C r 表面淬火 48～55HRC 241～286HBS241～286HBS 5）.确定齿轮精度 齿轮按 8 级精度制造。 2.因为齿面为硬齿面故按齿根弯曲疲劳强度设计 1）选择齿数 取 z321, z4i23 z13x2163 。 2）齿宽系数 由表 68【2】取 Φd0.5。 3小齿轮转矩 T2288.55N.m。 4确定载荷系数及材料的弹性系数 由表 66【2】，取 K1.6； 由表 610【2】，取 ZE189.8，ZH2.5。 5）由表 67【2】查得 YFa32.76,YSa31.56, YFa42.3,2 YSa41.70。 6）计算法面模数 YFa3 YSa3/[σF3] 2.76x1.56/4800.00897， YFa4YSa4/[σF4] 2.32x1.70/4800.00823。 故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 m n  3 2KTY21.6288.550.008971000 1 Fa3YSa3 3 3.35mm Z 3 2[ F1] 0.5212 由表 61【2】取 mn4mm。 7确定有关参数 齿轮分度圆直径 d3mn z14x2184mm， d4 mn z24x63252mm； 齿宽 bΦdd30.5x8442mm； 取 b445,b350mm。 3.校核齿面接触疲劳强度  H  ZEZH 2KT 2 i121.6288.55100031 189.82.5993.434MPa 2bd 2 i458423 [ H1]1026.09MPa 。 故满足齿面接触疲劳强度。 4.验算齿轮圆周速度 v  d 3n2 601000  84580 601000  2.55m / s 选 8 级精度合适。 3.1.3 一级行星齿轮的初步设计及强度校核 行星齿轮结构见图 2-1 C A B A 太阳轮B 内齿圈C 行星轮 图 3-1一级行星减速器结构图 1． 配齿计算 取 is13.4 查表选择行星轮数目，取 np3 由于 iBAx3.4 据可能达到的传动比 极限值较远。所以可不检验邻接条件。确定各轮齿数,由于 iBAxZA/npC（整数） 其中 C34即 3.4xZA/334 Z A 30 Z B  Cn p Z A  34330  72 Z C  11 Z B  Z A 72 30  21 22 根据邻接条件 2aACsin180