平動式大傳動比減速器的設(shè)計

I 摘 要 分析內(nèi)平動齒輪傳動的原理 ,提出由 3 根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構(gòu)一分流型內(nèi)平動齒輪傳動 ,并推導(dǎo)其傳動比的計算公式 .主要零件部件的計算設(shè)計 .裝置的裝配設(shè)計和主要零件的設(shè)計 。 分析內(nèi)平動齒輪傳動的原理，提出由 3 根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構(gòu)一分流型內(nèi)平動齒輪傳動，并推導(dǎo)其傳動比的計算公式 .分析發(fā)現(xiàn)，為平衡機構(gòu)的慣性力，采用 2(或 3)片平動齒輪時，設(shè)計嚙合點相位差應(yīng)取 180 (120)；輸入齒輪的齒數(shù)為 3 的倍數(shù)時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內(nèi)外齒 輪齒數(shù)差為偶數(shù)時，平動齒輪具有互換性；采用 3 片平動齒輪且內(nèi)齒輪齒數(shù)為 3 的倍數(shù)時，平動齒輪具有互換性 .給出了嚙合參數(shù)的編程計算方法 .該新型傳動具有承載能力強、傳動比大 (17 300)、體積小、質(zhì)量輕、輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優(yōu)點，是一種節(jié)能型的機械傳動裝置，也是減速器的換代產(chǎn)品 .有廣泛的應(yīng)用前景 。 關(guān)鍵詞 ：內(nèi)平動齒輪傳動；少齒差齒輪副；傳動比 II Abstract Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. The main components of the calculation of design components . Device design and assembly of major parts of the design. Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. Analysis, to balance the inertia force, using 2 (or 3) pieces of translation gear, the meshing point of the design phase should take 180 (120 )； input gear teeth as a multiple of 3, the shunt gear with interchangeability； with two translation gear and the internal and external gear tooth number difference is even, Ping gear has interchange ability； with three flat gear and internal gear teeth as a multiple of 3, the flat gear has interchangeability. Meshing parameters given programming account Calculation method. The new drive has a carrying capacity, transmission ratio (17-300), small size, light weight, input and output coaxial line, and simple installation process is an energy-efficient mechanical transmission device, is also a new generation product reducer . Have broad application prospects. Keywords: Internal translation gear transmission；differential gears with small teeth； transmission ratio III 目錄 摘 要 . I Abstract . II 目錄 . III 1 緒論 . 1 1.1 平動減速器的發(fā)展概況 . 1 1.2 市場需求分析 . 1 1.3 本課題研究目的及意義以及國內(nèi)外現(xiàn)狀分析及展望 . 1 1.4 課題的主要內(nèi)容及要求 . 1 2 傳動方案及擬定 . 3 2.1 平動嚙合的定義和分類 . 3 2.2 內(nèi)平動齒輪傳動工作原理 . 3 2.4 分流式內(nèi)平動齒輪傳動機構(gòu) . 4 2.5 傳動比分析 . 5 3 各主要部件選擇及選擇電動機 . 7 3.1 各部件的選擇 . 7 3.2 電動機的選擇 . 7 4 減速器的整體設(shè)計 . 8 4.1 傳動比的分配 . 8 4.2 傳動的運動及動力參數(shù)計算 . 8 4.3 齒輪的設(shè)計計算 . 8 4.3.1 分流齒輪的設(shè)計計算 . 8 4.3.2 平動齒輪的設(shè)計計算 . 12 4.4 軸的設(shè)計計算 . 15 4.4.1 輸入軸的設(shè)計計算 . 15 4.4.2 曲軸的設(shè)計計算 . 19 4.4.3 輸出軸的設(shè)計計算 . 24 5 潤滑與密封 . 28 5.1 潤滑方式的選擇 . 28 5.2 密封方式的選擇 . 28 5.3 潤滑油的選擇 . 28 6 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 . 29 6.1 箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 . 29 7 設(shè)計總結(jié) . 30 致 謝 . 32 參 考 文 獻 . 33 平動式大傳動比減速器 1 1 緒論 1.1 平動減速器的發(fā)展概況 隨著科技技術(shù)的進步和發(fā)展，現(xiàn)代工業(yè)設(shè)備特別需要功率大 體積小 傳動比范圍大 效率高 承載能力強和使用壽命長的傳動裝置。因此，除了不斷改 進材料品質(zhì) 提高工藝水平外，還要在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，內(nèi)平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。它由北京理工大學(xué)張春林教授等人最先提出，并設(shè)計出了內(nèi)平動齒輪減速器試驗樣機。該減速器屬于節(jié)能型傳動裝置，除具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外還有著大的功率與重量比值 輸入軸和輸出軸在同一軸線上 既可以減速還可以增速以及震動小等優(yōu)點，處于國內(nèi)領(lǐng)先地位。 最先提出平動齒輪這一概念的是德國人，他們提出了擺線針輪行星齒輪傳動原理。由于工藝和精度的限制，這種機構(gòu)并沒有快速發(fā)展起來，直到擺線磨床的出現(xiàn)。近些年國外在平動齒 輪傳動領(lǐng)域進行了一些新的研究，如日本住友重工研制的 FA 型高精度減速器和美國 Alan-Newton 公司研制的 X Y 減速器，就利用了平動齒輪傳動的運動機理。 對平動齒輪傳動研究，我國處于相對領(lǐng)先的地位。目前，平動齒輪的理論研究 機構(gòu)設(shè)計和實驗研究都取得了一些成果。例如：北京理工大學(xué)張春林教授 黃祖德教授等首次根據(jù)該傳動的特點將其命名為平動齒輪傳動機構(gòu)。并通過對平動齒輪傳動機構(gòu)的運行機理進行分析研究，闡述了該機構(gòu)的組成及機構(gòu)變異方法，探討了平動齒輪機構(gòu)傳動比和機械效率的計算方法，導(dǎo)出了計算公式，得出了平 動齒輪機構(gòu)效率與齒輪齒條傳動機構(gòu) 效率相當(dāng)?shù)慕Y(jié)論。此后又根據(jù)機構(gòu)的組合原理 演繹原理和同性異性變異原理對內(nèi)平動齒輪機構(gòu)的基本型進行演化變異，設(shè)計出一種傳動比大，機械效率高 尺寸和重量小 結(jié)構(gòu)緊湊 均載性好的新型平動此輪機構(gòu)，并對平動齒輪傳動機構(gòu)連續(xù)運動條件及重合度方面進行了深入研究。 1.2 市場需求分析 用于冶金、礦山、機械、機器人、航海、輕工、航空、軍工、紡織、化工、建筑等部門，亦可與各類電機直接聯(lián)接，作成伺服電機 。 1.3 本課題研究目的及意義以及國內(nèi)外現(xiàn)狀分析及展望 內(nèi)平動齒輪減速器 是一種新型的機械傳動裝置，它傳動比大，機械效率高，結(jié)構(gòu)簡單，體積小，重量輕，能方便地與電機配套使用，避免了減速器體積比電機體積大的現(xiàn)象。該減速器是一種節(jié)能型的機械傳動裝置，具有國際先進水平。傳動比可達到幾千；機械效率大于 90%；運轉(zhuǎn)平衡性好，承載能力大，使用壽命長，體積小，重量輕，約為相似產(chǎn)品的1/3 左右。 1.4 課題的主要內(nèi)容及要求 主要研究內(nèi)容：提出由 3 根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構(gòu)一分流型內(nèi)平動齒輪傳動，并推導(dǎo)其傳動比的計算公式。分析發(fā)現(xiàn)，為平衡機構(gòu)的慣性力，采用 2(或3)片平動 齒輪時，設(shè)計嚙合點相位差應(yīng)取 180。 (120。 )；輸入齒輪的齒數(shù)為 3 的倍數(shù)時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內(nèi)外齒輪齒數(shù)差為偶數(shù)時，平動齒輪具有互換性；采用 3 片平動齒輪且內(nèi)齒輪齒數(shù)為 3 的倍數(shù)時，平動齒輪具有互換性。給出了嚙合參數(shù)的編程計算方法。該新型傳動具有承載能力強、傳動比大 (17 300)、體積小、質(zhì)量輕、無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2 輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優(yōu)點，有廣泛的應(yīng)用前景。 平動式大傳動比減速器 3 2 傳動方案及擬定 2.1 平動嚙合的定義和分類 在齒輪傳動中 ,一對相互嚙合的齒輪 ,其中一個定軸轉(zhuǎn)動 ,另一個做平動 , 稱之為平 動嚙合 ,平動嚙合主要分為兩類 :內(nèi)平動和外平動 。 2.2 內(nèi)平動齒輪傳動工作原理 內(nèi)平動齒輪傳動機構(gòu)中 ,外齒輪在平動發(fā)生器的驅(qū)動下作平面運動 ,通過外齒輪與內(nèi)齒輪齒廓間的嚙合 ,驅(qū)動內(nèi)齒輪作定軸減速轉(zhuǎn)動 ,起到減速傳動的作用 。 如圖所示 ,圖 2-1 所示為內(nèi)平動齒輪機構(gòu)工作原理圖 該機構(gòu)的平動發(fā)生器為平行四邊形機構(gòu) ABCD,外齒輪 l 固接在平行四邊形機構(gòu)的連桿 BC的中心線上 ,當(dāng)曲柄 AB轉(zhuǎn)動時 ,它隨同連桿作平面運動 ,并驅(qū)動內(nèi)齒輪 2 作減速轉(zhuǎn)動輸出 。 圖 2.1 內(nèi)平動原理示意圖 2.3 平動發(fā)生機構(gòu) 3 點確定唯 一的一個平面，為能夠平穩(wěn)地為平動齒輪提供動力，采用 3 個曲柄 O1A，O2B， O3C 驅(qū)動平動齒輪作平動，如圖 2-2 所示 .圖 2-2 中，曲柄長度 e 與內(nèi)齒輪副的中心距相等， O1A O2B O3C， O1O2 AB， 0203 BC， O3O4 CA，構(gòu)成 3 個平行四邊形機構(gòu)： O1ABO2， O2BCO3， O3CAOl.若采用單個平行四邊形機構(gòu)作為平動發(fā)生器，單軸輸入時，另一軸會出現(xiàn)運動不確定現(xiàn)象 .而采用這種結(jié)構(gòu)不僅能優(yōu)化各曲柄的受力，同時也能夠有效地避免出現(xiàn)曲柄的運動不確定 。 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 圖 2.2 平動發(fā)生機構(gòu)原理圖 設(shè)曲柄 02B 作為主動件，另兩個曲柄為從動件，可當(dāng)運動到圖 2.2 所示位置時，如果去掉曲柄 01A，由機構(gòu)學(xué)常識可知，此時曲柄 03C 處于運動不確定位置，但由于曲柄 01A的存在，使得此時曲柄 03C 的運動十分明確：因平行四邊形機構(gòu)口 O1ABO2 不共線，曲柄 01A 作為從動件隨曲柄 02B 逆時針運動，在平行四邊形機構(gòu)口 O3CAO1 中，曲柄 01A作為主動件帶動曲柄 03C 作逆時針運動 。 所以，此結(jié)構(gòu)可避免出現(xiàn)曲柄運動方向的不確定現(xiàn)象 。 在由原理機構(gòu)向?qū)嵱脵C構(gòu)轉(zhuǎn)化時，可以用 偏心軸實現(xiàn)曲柄的功能，因此，在實用的內(nèi)平動齒輪傳動機構(gòu)中，可以采用 3 根偏心軸共同驅(qū)動平動外齒輪 。 2.4 分流式內(nèi)平動齒輪傳動機構(gòu) 圖 2.3 中給出了分流型內(nèi)平動齒輪傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡圖，運動和轉(zhuǎn)矩由輸入軸輸入，輸入軸上固結(jié)輸入齒輪 Z.， Zl 帶動 3 個分流齒輪 Z2， Z2 通過鍵與偏心軸固連， 3 根偏心軸共同驅(qū)動 2 片或 3 片外齒輪 Z3 作平面平行運動，平動外齒輪 Z3 驅(qū)動與它相嚙合的內(nèi)齒輪 Z4，輸出軸與 z4 固結(jié)在一起，輸出運動和轉(zhuǎn)矩 。 圖 2.3 分流型內(nèi)平動齒 輪傳動結(jié)構(gòu) 由以上分析可知，在該傳動結(jié)構(gòu)中，功率流的傳遞路徑為：輸入功率經(jīng)分流齒輪被分到 3 根偏心軸上， 3 根偏心軸共同驅(qū)動 2 片 (或 3 片 )平動齒輪做平動，平動齒輪共同驅(qū)動內(nèi)齒輪輸出功率 .采用 2 片平動齒輪時功率流路徑如圖 4 所示 。 平動式大傳動比減速器 5 圖 2.4 采用 2片平動齒輪時功率流傳遞路徑 為優(yōu)化各構(gòu)件的受力狀況，使 3 根偏心軸的回轉(zhuǎn)中心位于一個正三角形的頂點 (輸入齒輪上 3 個嚙合點的相位角為 120).為有效平衡機構(gòu)的慣性力和慣性力矩，保證傳動的靜平衡，減小振動，采用 2 片平動 齒輪時，使 2 片平動齒輪的嚙合相位差為 180，采用 3 片平動齒輪時，使 3 片平動齒輪的嚙合相位差為 120。 2.5 傳動比分析 圖 2.5 內(nèi)平動傳動比示意圖 輸入齒輪 Z3與分流齒輪 Z4間的傳動比為： I12=z2 z1 (1) 式中 z1 z2 分別為齒輪 Z3 和 Z4 的齒數(shù) 。 作平動的構(gòu)件上各點絕對速度處處相等 ,所以平動構(gòu)件上的 P點和 B點的絕對速度相等P 點是兩嚙合齒輪的速度瞬心 ,也是兩嚙合齒輪的絕對速度相等的重合點 在 齒輪 1 上的 P點的絕對速度為 Vp,由于齒輪 1 隨同連桿 BC 一起作平動 )(* 3433b1 RRWLWVV ABP 齒輪 2 繞圓心口轉(zhuǎn)動 ,故齒輪 2 上 P 點的速度為 442 * RWVP P 點為兩齒輪的速度瞬心 ,故有 ： 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 6 12 PP VV 即 44343 *)(* RWRRW 得 )/()/(/ 3443444334 ZZZRRRWWI 由上可知，增大 Z2，能夠提高平動齒輪傳動的傳動比 .推薦單級平動齒輪傳動比為 17， 100。 整個系統(tǒng)的總傳動比為 : i=i12i34 平動式大傳動比減速器 7 3 各主要部件選擇及選擇電動機 3.1 各部件的選擇 齒輪： 分流齒輪選擇圓柱斜齒輪 平動部分齒輪選擇內(nèi)平動直圓柱齒輪 軸承： 支撐部分選擇深溝球軸承 內(nèi)平動部分選擇圓柱滾子軸承 聯(lián)軸器：彈性聯(lián)軸器 3.2 電動機的選擇 通用的電動機為 JZ 及 JZR 型等三相交洗異步電動機，各類電動機的性能、使用說 Dj、型號及技術(shù)數(shù)據(jù)等見參考資料，選擇電動機類型時，應(yīng)使共性能與機器的工作狀況大休相適應(yīng) .由于三相異步電動機和其它型式的電動機比較，有下列優(yōu)點：構(gòu)造簡單、價格低廉、維護方便、可直接接于三相交流電，因此，在工業(yè)上應(yīng)用最為廣泛，設(shè)計時應(yīng)考慮優(yōu)先選用 。 工作機所需有效功率為 Pw 8kw 圓柱齒輪傳動 (7 級精度 )效率 (兩對 )為 1 0.962 球軸承傳動效率 (四對 )為 2 0.998 彈性聯(lián)軸器傳動效率 (兩個 )取 3 0.9932 帶傳動效率 4=0.97 電動機輸出有效功率： KWPP wr 84.997.0993.099.096.0 8 2824321 查得型號 Y160M-4 封閉式三相異步電動機參數(shù)如下： 額定功率 kW=11kw 滿載轉(zhuǎn)速 r/min=1460r/min 滿載時效率 %=88% 滿載時輸出功率為 WPPer 968088.011000 選用型號 Y160M-4 封閉式三相異步電動機 。 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 8 4 減速器的整體設(shè)計 4.1 傳動比的分配 由傳動方案設(shè)計，擬定以下數(shù)據(jù)：內(nèi)齒輪齒數(shù) Z=80， 外齒輪為齒數(shù) Z=78， 分流齒輪傳動比為 i=2， 總傳動比 i=80. 4.2傳動的運動及動力參數(shù)計算 設(shè)：從電動機到輸出軸分別為 0 軸、 1 軸、 2 軸、 3 軸、 4 軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于 0 軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于 0 軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入 轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 . 表 4-1 軸號 電動機 分流式內(nèi)平動減速器 工作機 O 軸 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) n0=1460 n1=1460 n2=730 n3=16.22 n4=16.22 功率P(kw) P0=8.81 P1=8.75 P2=8.40 P3=8.06 P4=8 轉(zhuǎn)矩T(Nm) T0=57.6 T1=57.2 T2=109.9 T3=4745.6 T4=4710.2 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 i i01=1 i12=2 i23=45 i34=1 傳動效率 01=0.993 12=0.96 23=0.96 34=0.993 4.3 齒輪的設(shè)計計算 4.3.1 分流齒輪的設(shè)計計算 （ 1） 選用圓柱斜齒輪傳動 。 （ 2）選用級精度 。 （ 3）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 HBS，二者材料硬度差為 HBS。 （ 4）選小齒輪齒數(shù) 1 30，大齒 輪齒數(shù) 2 12 1 230=60,取 Z2=60.選取螺旋角 ，初選螺旋角 14 按式（ 10-21）試算，即 3 21 )(12HEHdttt ZZuuTkd （ 10-21） （ 5）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選 6.1tK 平動式大傳動比減速器 9 由圖 10-30 ，選取區(qū)域系數(shù) 433.2HZ 由圖 10-26 查得 78.01 88.02 66.121 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mmNmNT 41 1072.52.57 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) 1d 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/18.189 MP aZ E 由圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5502lim 由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 91 101.2)103008(114606060 hn jLN 992 1005.12/101.2 N 由圖 10-19 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 88.01 HNK 9.02 HNK 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由 式 10-12 得 MP aMP aSK HHNH 52860088.0 1l i m11 MP aMP aSK HHNH 4955509.0 2l i m22 M P aM P aHHH 5.5112/)495528(2/)( 21 （ 6）計算 試算小齒輪分度圓直徑 td1 ，由計算公式得 mmdt 27.515.5118.189433.22366.111072.56.123 241 計算圓周速度 smndv t /92.3100060 1 0 0 060 1 4 6 05 1 . 2 73 . 1 411 計算齒寬及模數(shù) ntm mmdb td 27.5127.5111 mmZdm tnt 66.13014c o s27.51c o s11 73.13735.3/27.51/ 735.366.125.225.2 hb mmmh nt 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 10 計算縱向重合度 379.214t a n301318.0t a n318.01 Zd 計算載荷系數(shù) K 且已知使用系數(shù) 1AK 根據(jù) smv /92.3 ，級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 15.1VK. 由表 10-4 查得 31.156.451023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.1322322 bK ddH 由圖 10-13 查得 3.1FK 假定 mmNdFK tA /1001 ，由表 10-3 查得 4.1 FH KK 故載荷系數(shù) 11.231.14.115.11 HHVA KKKKK 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10 得 mmKKdd tt 22.566.1/11.227.51/ 3311 計算模數(shù) nm mmZdmn 82.13014c o s22.56c o s11 由式 10-17 32121c o s2FSFdnYYZYKTm 7）確定計算參數(shù) 計算載荷系 數(shù) 09.23.14.115.11 FFVA KKKKK 根據(jù)縱向重合度 379.2，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) 88.0Y 計算當(dāng)量齒數(shù) 68.6514c o s60c o s84.3214c o s30c o s33223311ZZZZVV 查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 592.21 FaY 194.22 FaY 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 596.11 SaY 783.12 SaY 由圖 10-20 查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 大齒輪的彎曲平動式大傳動比減速器 11 疲勞強度極限 MPaFE 3802 由圖 10-18 查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 85.01 FNK 88.02 FNK 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1.4，由式 10-12 得 M PaSK FEFNF 57.3034.1 50085.0 111 M PaSK FEFNF 86.2384.1 38088.0 222 計算大小齒輪的 FSaFaYY 01638.086.238783.1194.201363.057.303596.1592.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齒輪的數(shù)據(jù)大 . （ 8）設(shè)計計算 mmm n 28.101638.066.1301 14c o s88.01072.509.223 2 24 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) nm 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 nm 2.0mm，已可滿足彎曲強度 .但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 mmd 22.561 來計算應(yīng)有的齒數(shù) .于是由 3.272 14c o s22.56c o s11 nmdZ 取 281 Z ，則 5656282 2112 zZiZ 取 計算中心距 mmmZZan 6.8614c o s2 2)5628(c o s2 )( 21 將中心距圓整為 87mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 09.15872 2)5628(a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a mZZ n 因 值改變不多，故參數(shù) 、 K 、 HZ 等不必修正 . 計算大、小齒輪的分度圓直徑 mmmZdmmmZd n11609.15c o s256c o s5809.15c o s228c o s22211 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 12 計算大、小齒輪的齒根圓直徑 mmmddmmmddnfnf11125.21165.25325.2585.22211 計算齒輪寬度 mmdb d 585811 圓整后取 mmB 582 ； mmB 561 NdTF t 4.1972585 7 2 0 02211 mmNmmNb FK tA /100/3458 4.19721 合適 . 4.3.2 平動齒輪的設(shè)計計算 （ 1）選用級精度 . （ 2）由表 10-1 選擇齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 HBS. 選 外齒輪齒數(shù) 781 Z ，內(nèi)齒輪齒數(shù) 802 Z . 由設(shè)計計算公式 10-9 進行試算，即 3 211 )(132.2HEdtt ZuuTkd （ 3）確定公式各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 3.1tK 計算內(nèi)齒輪傳遞的 轉(zhuǎn)矩 mmNnPT 6.474