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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 6—4【2】得 接触疲劳极限σHlim1=σHlim2=1150～1210MPa； 弯曲疲劳极限σFlim1=σFlim2=700～740 MPa 。 3）.确定安全系数 由表 6—9【2】得：SH=1.15；SF=1.5。 4）.确定许用应力 [σH1]= [σH2] =σHlim1/ SH=1180/1.15=1026.09 MPa； [σF1]= [σF2]= σFlim1/ SF=720/1.5=480 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 z1=23, z2=i12 z1=2.5x23=57.5 取 z2=58。 2）齿宽系数 由表 6—8【2】取 Φd=0.5。 3)小齿轮转矩 T1=120.19N.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 6—6【2】，取 K=1.7； 由表 6—10【2】，取 ZE=189.8，ZH=2.5。 5）YFa1=2.69,YSa1=1.575, YFa2=2.288, YSa2=1.724。 6）计算法面模数 YFa1 YSa1/[σF1]= 2.69x1.575/480=0.0088； YFa2YSa2/[σF2]= 2.288x1.724/480=0.0082。 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 6—1【2】取 mn=3mm。 7)确定有关参数 齿轮分度圆直径 d1=mn z1=3x23=69mm， d2= mn z2=3x58=174mm； 标准中心矩：a=(d1+d2)/2=(69+174)/2=121.5mm； 齿顶高：ha1=ha2=mnh*an=mn=3mm； 齿根高：hf1=hf2=(h*an+c*)=1.25mn=3.75mm； 全齿高：h=ha+hf=6.75mm； 齿顶圆直径：da1=d1+2ha=(z1+2ha*)mn=(23+2)x3=75mm， da2=d2+2ha=(z2+2ha*)mn=(58+2)x3=180mm； 齿根圆直径：df1=d1-2hf1=69-2x3.75=61.5mm， df2=d2-2hf2=174-2x3.75=166.5mm； 基圆直径：db1=dcosa=69xcos20=64.84mm， db2=dcosa=174xcos20=163.51mm； 齿距：p1=p2=n=9.425mm； 齿厚：s1=s2=p/2=4.71mm； 齿槽宽：e=p/2=4.71mm； 取 b2=45,b1=50mm； 齿宽 b=Φdd1=0.5x69=34.5mm； 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 6—5[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 6—4【2】得 接触疲劳极限σHlim3=σHlim4=1150～1210MPa ， 弯曲疲劳极限σFlim3=σFlim4=700～740 MPa 。 3）.确定安全系数 由表 6—9【2】得：SH=1.15；SF=1.5。 4）.确定许用应力 [σH3]= [σH4] =σHlim3/ SH=1180/1.15=1026.09 MPa， [σF3]= [σF4]= σFlim3/ SF=720/1.5=480 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 z3=21, z4=i23 z1=3x21=63 。 2）齿宽系数 由表 6—8【2】取 Φd=0.5。 3)小齿轮转矩 T2=288.55N.m。 4)确定载荷系数及材料的弹性系数 由表 6—6【2】，取 K=1.6； 由表 6—10【2】，取 ZE=189.8，ZH=2.5。 5）由表 6—7【2】查得 YFa3=2.76,YSa3=1.56, YFa4=2.3,2 YSa4=1.70。 6）计算法面模数 YFa3 YSa3/[σF3]= 2.76x1.56/480=0.00897， YFa4YSa4/[σF4]= 2.32x1.70/480=0.00823。 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 6—1【2】取 mn=4mm。 7)确定有关参数 齿轮分度圆直径 d3=mn z1=4x21=84mm， d4= mn z2=4x63=252mm； 齿宽 b=Φdd3=0.5x84=42mm； 取 b4=45,b3=50mm。 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 is1=3.4 查表选择行星轮数目，取 np=3 由于 iBAx=3.4 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/np=C（整数） 其中 C=34即 3.4xZA/3=34 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 2aACsin(180