毕业设计（论文）-橡胶履带牵引车辆改进设计（机械双功率流转向装置）全套图纸.pdf

1 橡胶履带牵引车辆改进设计橡胶履带牵引车辆改进设计 （机械双功率流转向装置）（机械双功率流转向装置） 摘 要 随着科学技术发展的日新月异，农业技术也在不断进步。为了满足农业 生产的需要，农业机械功率逐渐增大，于是，功率大、功能强且可以适应现 代发达的公路交通的橡胶履带式逐渐产生并投入使用。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 履带式车辆的转向机构同一般车辆有着很大区别，其技术的发展也经历 了一个很长的过程。双功率流转向装置是相对于单功率流而言的。它除由发 动机到侧传动的直驶变速功率流外，还可以分出另一路转向功率流，专门用 于造成两侧输出转向速度差。这种分直驶转向两流传递功率的履带车辆传动 系，称为双功率传动。同传统单功率流传动机构相比，双功率流传动是一个 新的发展趋势。机械双功率流转向装置能够实现低挡转向半径小，高挡转向 半径大的车辆行驶需求；并且可以减少单功率流中过多使用的滑摩工况，减 小转向时能耗；最后，双流传动空挡是可以实现一侧履带向前、另一侧履带 向后运动的原位中心转向。 双功率流传动已经在现代履带式车辆上普遍采用，并且随着液压技术的 发展，液压机械双功率流传动成为一个新的发展方向。但机械双功率流传动 2 在履带车辆的发展过程中仍是不可或缺的，它是双功率流传动发展过程的基 础阶段，其地位是无法取代的。 关键词：履带，双功率流，转向，液压 rubber track tractor improve design (mechanical double power transfer device) abstract along with the development of science and technology changing, agricultural technology has been steadily progressing. to meet the needs of agricultural production, agricultural machinery power is gradually increasing, therefore, power, strong function and can adapt to the modern developed highway traffic rubber crawler gradually produced and put into use. crawler vehicles steering bodies and vehicles have great differences, the development of technology has also gone through a very long process. power- flow device is for single- phase power flow speaking. apart from its engine to the drive side of the straight ahead speed power flow, we can also set aside another road to power flow, both devoted to the cause output to the speed difference. this appeared to 2 pm flow transfer power transmission system tracked vehicle, known as the dual- power transmission. with the traditional single- power spread mechanism, the two- power dynamic is a popular new trend 3 of development. double transfer power to the device to achieve low- block radius to small, high- block radius to large traffic demand; and can reduce the power flow single excessive use of the sliding friction conditions, to reduce energy consumption when; finally, shuangliu transmission in neutral gear can be achieved side track forward, the other side of the track backward movement to the center in situ. double power has already spread in the modern crawler vehicles generally used, and with the development of hydraulic technology, hydraulic machinery- power spread to become a dynamic new direction of development. but mechanical power spread- tracked vehicles move in the development process is essential. it is a two- power process of the development and spread of the foundation stage, the status is irreplaceable. key word：crawler, double power ，steering, hydraulic 4 符符 号号 说说 明明 p 功率, kw n 转速，nmin -1 t 扭矩，nm v 线速度，m/s ft 齿轮所受切向力，n fr 齿轮所受径向力，n fa 齿轮所受轴向力，n c 齿轮传动效率 x 行星轮系传动效率 l 离合器效率 d 齿轮分度圆直径，mm a 齿轮中心矩，mm m 齿轮模数，mm z 齿轮齿数 mn 端面模数，mm 齿轮螺旋角， o 齿轮压力角，o b 齿宽，mm r 车辆转弯半径，m m 弯矩，nm 5 目目 录录 第一章第一章 绪论 （或引言或前言）绪论 （或引言或前言） 1 第二章第二章 方案分析方案分析1 2.1 机械双功率流传动基本原理2 2.2 机械双功率流传动分类2 2.3 确定方案3 第三章第三章 圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计4 3.1 设计前预定参数值.4 3.2 确定传动比.4 3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限5 3.4 按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数.5 3.5 校核齿面接触强度.6 3.6 校核齿根弯曲强度8 3.7 主要几何尺寸.9 第四章第四章 锥齿轮的设计锥齿轮的设计10 4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等.10 4.2 按齿面接触强度设计.10 4.3 接触强度校核.12 4.4 弯曲强度校核.13 第五章第五章 圆柱直齿轮圆柱直齿轮15 5.1 选择材料确定试验齿轮的极限应力.15 5.2 按接触强度计算小齿轮直径.15 5.3 校核齿面接触强度16 5.4 计算安全系数.17 5.5 修正中心距.17 第六章第六章 行星轮系设计行星轮系设计19 6.1 初定主要参数.19 6.2 按接触强度初算 a-c 传动的中心距和模数19 6.3 计算 a-c 传动的实际中心距变动系数.20 6 6.4 计算 a-c 传动变位系数.20 6.5 计算 c-b 传动的中心变位系数 cb y和啮合角.21 6.6 计算 c-b 传动变位系数.21 6.7 几何尺寸计算.21 第七章第七章 轴的设计轴的设计22 7.1 选择材料.22 7.2 初步确定轴端直径.22 7.3 键的强度校核.22 7.4 计算支撑反力.22 7.5 校核轴的疲劳强度.23 7.6 轴的静强度校核.26 第八章第八章 结结 论论.27 参考文献参考文献.28 致谢致谢.29 第一章第一章 绪绪 论论 7 随着公路设施的日渐完备，可以在公路上方便行驶的履带式车辆也越来 越多地进入人们的视野，马力大、性能强劲的履带式拖拉机也越来越多地被 投入使用。 履带车辆的转向装置不同于一般车辆，它比普通车辆的结构复杂且要求 要高得多。履带车辆的转向机构是其重要的总成之一，其性能的优劣直接影 响着车辆的转向机动性和生产效率。履带作为车辆的行走机构加强了车辆离 开道路的越野能力。车辆的转向机构是车辆的重要组成部分，转向机构性能 的优劣直接影响着车辆的整体性能。因此，为提高整车的性能，对转向装置 进行改进是极为重要的一部分。 由于履带车辆的转向原理与轮式车辆根本不同，使履带车辆很难在任何 速度下按驾驶员意愿使车辆按一定半径转向。随着农业履带车辆功率的增大 和速度的提高，对转向机动性的要求也越来越高，对新型转向机构的研究也 越来越迫切。 机械双功率流转向系统是履带车辆转向装置发展过程中的一个飞跃，它 彻底改变了履带式车辆的原始转向理论，将转向传动同变速传动并列起来， 不但提高了履带车辆的转向性能，而且提高了发动机功率的有效利用率。这 是一个极为重要的进步。国外从 20 世纪 20 年代开始出现最初形式的机械双 功率流传动装置。20 世纪 30- 40 年代，现代形式的机械双功率流转向已经成 形。到现在，机械双功率流传动已经相当成熟，并开始向机械液压相结合的 方向发展。 机电液新技术的发展，使机动性能高、能耗低、性能优良的新型转向机 构的开发成为可能。机械双功率流转向机构就是能够实现这种可能的途径， 并且技术已经相当成熟，有向液压机械双功率流转向技术发展的新趋势。 第二章第二章 方案分析方案分析 8 2.1 机械双功率流传动基本原理 机械双功率流传动装置主要是利用一机械的分流装置将发动机功率分为 变速和转向两部分，然后在左右末端传动前分别利用一行星轮系汇流。变速 和转向两路功率分别在行星机构的齿圈和太阳轮上产生一个转速，由于转向 一路在左右太阳轮上产生的转速不同，从而使左右驱动轮产生一个速度差， 进而实现履带车的转向。 2.2 机械双功率流传动分类 因为目前几乎所有的双流传动采取的都是两侧差速双汇流传动，因此我 们在此仅对这种形式的分类进行分析。从其转向运动学原理角度可分为以下 两大类： 一、独立式转向的双流转向系 传动系由直驶工况进入转向工况时，只改变一侧的输出速度，另一侧保持原 来直驶速度不变，车辆几何中心的平均速度因而改变。在示意图 2-1（a）中， 直驶时汇流太阳轮被制动，由齿圈提供前进速度。转向时松释一侧制动器和 结合离合器，该侧汇流太阳轮就可具有与齿圈相反的一定转度，降低该侧履 带速度。 二、差速式转向的双流传动系 由直驶工况变为转向工况时，一侧降低速度的大小，等于另一侧升高的 速度大小，车辆几何中心的平均速度因而不变。如图 4-5（b）的转向机构 z 可在直驶时不转，iz=。转向时转向机构则以iz作正转或反转，使两侧汇 流排太阳轮以相等相反方向回转，从而使一侧履带增速而另一侧减速，或相 反地使此侧减速而另册增速。 9 图 2-1 两类双流传动系示意图 （a）独立式双流传动系 （b）差速式双流传动系 2.3 确定方案 由于独立式双流传动系在转向时会使几何中心速度产生变化，速度的波 动会使人身体感觉不适，从舒适性的角度考虑，决定采用差速式传动方案。 经对比选择最终方案原理如下： 图 2-2 方案原理图 10 第三章第三章 圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计 3.1 设计前预定参数值 齿轮传动效率：0.98 c =； 行星轮系传动效率：0.98 x =； 离合器效率：0.95 l = 三挡转向角速度的计算： 三挡转向半径： 3 3 0 3 10.192 1.4353.92 22 2.05 2.73 z b ki rbm i i = 三挡时几何中心速度： 3 3 0 22 23000.346 2.707/ 60 10002.05 2.73 5.5 60 1000 k bm nr vm s i i i = ； 转向角速度： 3 3 3 2.707 0.6906/ 1.435 3.92 22 v rad s b r = ； 转向消耗功率： 3 49.7 0.690634.323 z pmkw =； 那么，发动机输入到转向一路的功率 ()() 33 34.323 0.980.98 0.9539.17 zzcxl ppkw =； 3.2 确定传动比 一、 确定最小转弯半径 由式 5-19：最小转弯半径 min 1.32.0rb=: b 为履带轨距。 已知 b=1435mm，取 min 1.62296rbmm=； 二、分配传动比 由式（3-21）参考书 1转弯半径 2 z b kib r i =，其中 b i 、 z i 分别为变速流 11 与转向流传递到行星机构的传动比。初选 k=3，则 min1 22 2296 3.5 2.73 10.192 3 1435 b z ri i kb = 初定 689,10 3.16ii=，则 1245 68 10.192 3.225 3.16 z i ii i = 再取 45 1.848i=，则： 12 1.745i=。 3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 小齿轮选用 40c r,调质，hb=241286; 大齿轮选用 45 钢，调质，hb=217255; 由图 23 218， 按 mq 级质量要求查得： lim1h =750n/mm 2 ; lim2h =580 n/mm 2 。 由 图 23 2-29, 按 mq 级 质 量 要 求 查 得 ： 1fe =620 n/mm 2 ； 2fe =430n/mm 2 。 3.4 按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 按表 232-21：a476(+1) 1 3 2 ahp kt t1=9550 1 p n =9550 39.17 2300 =162.64 nm 载荷系数：由表 232-21, 取 k=1.8 齿宽系数： a =0.3 齿数比：=i12=1.745 许用接触应力：按表 232-21, hp = lim lim h h s 取： limh s=1.1 则 1 75 618.8 1.1 hp = 2 /n mm 12 2 2 570 518.2/ 1.1 hp n mm= 将以上数据代入中心距计算公式： a 2 3 2 1.8 162.64 476166.875 0.3 518.21.745 mm = 取标准中心距：170amm= 按经验公式：()()0.007 0.020.007 0.02166.8751.168 3.34 n mamm= 取5 n mmm= 初取12 = o 则 cos =cos120.978148= o 则 ()() 1 2cos2 170 0.978148 24.23 151.745 1 n a z mu = + 取 1 24;z = 21 42;zuz= 精求螺旋角： ()() 12 52442 cos0.970588; 22 170 n mzz a + = 所以 13 5550“; = o 11 5 5.151515; cos0.970588 5.151515 24123.64; 0.3 123.6437.091 n t t a m mmm dm zmm bamm = = =g 3.5 校核齿面接触强度 按表 232-22： 1 1 t hheavhh fu z z zk k kk bdu + =g； 一、确定式中参数： 分度圆上圆周力： 1 1 22 162.4 10002631 ; 123.64 t t fn d = 13 使用系数： 2 11 2 2 1 1 1 100 123.64 2300 14.890/ ; 60 100060 1000 a t a kz vu kk f u k b d n vm s = + = 根齿轮圆周速度，参考表 232-46，选择精度等级为 6 级 按表 23227， 12 13.30;0.0087;kk= 计算得： 2 2 13.3024 14.8901.745 10.0087 2631 1001 1.745 1.25 37.091 1.492; v k = + + = 齿向载荷分布系数 h k ，按式 232-13，hhshm kkk =+ 按 1 37.091 0.300; 123.64 d b d = 查图 232-14c 得：1.05 s k=； 查图 232-15，0.10; m k= 则1.050.101.15; h k =+= 齿向载荷分配系数 h k ：按 1.25 2631 88.667/ 37.091 at k f n mm b = 查表 232-28，1.0; h k = 节点区域系数 h z ：按 “ 13 5550 ,0,x = o 查图 232-16，2.42. h z= 查表 232-29， 2 189.8/; e zn mm= 接触强度计算重合度及螺旋角系数 z： 计算当量齿数： 1 1 33 24 26.249; cos0.970588 v z z = 2 3 42 45.935 0.970588 v z=。 求当量齿数的端面重合度:; vavvv +=按 “ 12 13 5550 ,26.249,45.935, vv zz = o 查图 23210，得： 12 0.77,0.82 vv =， 所以0.770.821.59 v =+=； 按37.091 57.42;13 5550“, m b m= o 查 图23 2-11的 纵 向 重 合 度 0.60 =； 14 按1.59,0.60,13 5550“, v = o 查图 232-17，0.87z=。 二、将以上各数值代入公式计算 2 26311.745 1 2.42 189.8 0.851.25 1.492 1.15 1.0543.173 37.091 123.641.745 h mm + = 三、计算安全系数： 按表 232-22 limhnlvrwx h h z zz z s = 式中，寿命系数 n z ：先计算应力循环次数（按工作 15 年） 9 11 9 22 6060 1 2300 360 8 155.9616 10 2300 6060 1360 8 153.4164 10 1.745 nrnt nrn t = = = = 由图 232-19 查得： 9 10n=， 1212 ,1,1 nn nnnnzz =q 润滑油膜影响系数 lvr z：按照14.899/vm s=，选用 90 号中极压型工业齿 轮油，其运动粘度 2 50 90/vmms=。查图 232-20，0.96 lvr z= 工作硬化系数 w z ：小齿轮未硬化，齿面未光整，故取 w z =1。 接触强度计算的尺寸系数 x y ：查图 232-23， x y =1。 将以上数值代入安全系数的计算公式得： 、 1 2 750 1 0.96 1 1 1.326; 543.173 580 1 0.96 1 1 1.025 543.173 h h s s = = 按式 232-19， lim 1 h s= ， lim,hh ss故安全。 3.6 校核齿根弯曲强度 按表 232-22： t avfffs n f k k kky y bm g 式中，弯曲强度计算的载荷分布系数 f k ： 1.050.101.15 fh kk =+= 15 弯曲强度计算的载荷分配系数:1.0 ffh kkk = 复 合 齿 形 系 数: fs y按 12 26.249,45.935 vv zz=， 查 图23 2-24得 12 4.20,4.02 ff yy= 弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数y：按 1.59,13 5550“ v = o ，由 图 232-28 查得：0.64y=。 将以上数值代入公式得： 2 1 2 2 2631 1.25 1.492 1.15 1.0 4.20 0.6483.540/; 37.091 5 2631 1.25 1.492 1.15 1.0 4.02 0.6478.283/ 37.091 5 f f n mm n mm = = 计算安全系数 按表 232-22 refeneltx f f y y yy s 式中，寿命系数 n y ：对调质钢，由图 232-30 查得弯曲强度疲劳应力循环 系数 6 3 10n= 。因为 99 12 5.9616 10 ,3.4164 10nn=，均大于 n，所以 12 1 nn yy= 。 相对齿根圆敏感系数 et y：由图 232-24 知： 12 1.5,1.5 ss qq，查表 232-30 得： 12 1 etet yy = 。 尺寸系数 x y ：查图 232-31， x y =1。 将以上数值代入安全系数 f s 的公式得： 1 2 620 1 1 1 1 7.42; 83.540 430 1 1 1 1 5.493 78.283 f f s s = = 由式 232-20， min 1.4; f s= 1f s和 2f s都大于，故均安全。 3.7 主要几何尺寸 16 ()() “ 12 122 11 22 12 5;5.151515; 24,42,13 5550 ; 123.64,536; 2123.6425133.64; 2226.36; 11 123.64216.36170; 22 0.3 17051 nt t aa aa a mmm mmm zz dmm dm zmm ddhmm ddhmm addmm bamm = = = =+=+= =+= =+=+= = o 取 12 60,55bmm bmm=. 第四章第四章 锥齿轮的设计锥齿轮的设计 4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等 小齿轮材料选用调质 20cr， 并进行渗碳淬火， hrc=60;大齿轮选用 40cr， +调质+表面感应淬火。 初选齿数：小齿轮齿数： 435 23,23 1.84842.504;zzz=取 56 43zz=； 初选分锥角为：20 = o ； 齿宽系数：0.3 r =； 4.2 按齿面接触强度设计 计算公式： () 4 3 1 2 2 45 1172 1 0.5 e rrhp kt d i （3- 1） 一、确定公式中各参数 由表 234-22参考文献 1，取 k=1.8; 输入转矩： 4 12 56.63 0.98 95509550402 /2300/1.745 ec e n tn m ni =； 由表 234-22，取估算时安全系数 1.1 h s=； 17 查图 232-18，得试验齿轮接触疲劳强度： 2 lim 1500/ h n mm=，则 22 lim 1500 1.11363.6/ hphh sn mm=。 二、计算 () 3 4min 2 2 1.6 402 1172111.61 1 0.5 0.30.3 1.848 1363.6 e dmm = 计算圆周速度： 44 4 111.61 2300/1.745 7.70/ 60 100060 1000 e d n vm s = ； 计算齿宽和大端模数：111.61 234.85 e mmm=，取5 e mmm=； “ 1 45 2 23 arctanarctan28 830 ;615130 43 z z = oo ； 4 4 “ 4 111.61 108.84 2sin2 sin28 830 e e d rmm = o ； 4 0.3 108.8432.65 re brmm=； 大端分度圆直径： 444 23 5115 ee dz mmm=； 平均分度圆直径： () ()() 44 55 (1 0.5)1151 0.5 0.397.75; 1 0.52151 0.5 0.3182.75; mer mer ddmm ddmm = = 平均模数： ()()1 0.551 0.5 0.34.25 mer mmmm= =； 大端齿顶高：()() 44 11055 ae hxmmm=+=+=； 5 5 a hmm=。 齿顶角： 4545 ,; affa = 齿根角： 4“ 4 6 arctanarctan3 438 111.61 fe f e h r = o ； 5“ 5 arctan3 438 fe f e h r = o ； 根锥角： “ 444 28 8303 43825 352 ff = ooo ； “ 555 6151303 43858 4652 ff = ooo ； 大端齿顶圆直径： “ 4444 2cos1152 5 cos28 830123.82 aeea ddhmm=+=+ = o ； “ 5555 2cos2152 5 cos615130219.72 aeea ddhmm=+=+ = o 大 端 分 度 圆 齿 厚 ： 441 2tan57.854 22 ei smxxmm =+= = ； 54 7.854 e smsmm=； 18 当量齿数： 4 4 “ 4 5 5 “ 5 23 26.083 coscos28 830 43 91.169 coscos615130 v v z z z z = = o o 端面重合度： 4 4 * 44 cos26.083 cos20 arccosarccos29.218 2226.0832 v va va z zhx = + o o ； 5 91.169 cos20 arccos23.144 91.1692 va = + o o ； ()() ()() 1526 1 tantantantan 2 1 26.083tan29.218tan2091.169tan23.144tan20 2 1.732 vavvavva zz =+ =+ = oooo 4.3 接触强度校核 2 1 1 0.85 tavhh hehkhp m fk k kku z z z z bd u + =； （3- 2） 分度圆切向力： 4 4 20002000 402 8225 97.75 t m t fn d =； 使用系数：由表 232-24，232-25，232-26 得1.25 a k =； 动载荷系数：由表 234-23， 1 10.11k =（选用 6 级精度） ； 44 1 97075 2300/1.745 6.746/ 60 100060 1000 m m dn vm s = ； 2 111 2 2 2 2 1 1001 0.85 10.1125 6.7461.848 0.019311.080 1.25 8225 1001.8481 0.85 32.65 m v at z vku kk k f u b =+ + =+ = + 载荷分布系数： 19 1.51.5 1.251.9 hh be kk = （式 23 4-4） ； 载荷分配系数：由表 234-25，1 h k = （6 级精度） ； 节点区域系数：由图 23421 查得，2.5 e z =； 弹性系数：查表 232-29 得 2 189.8/ e zn mm=； 重合度、螺旋角系数： 44 1.732 0.869 33 v z = 螺旋角系数 1z= ； 锥齿轮系数：1 k z= ； 计算结果： 2 2 8225 1.25 1.080 1.9 11.8481 189.8 2.5 0.869 11226/ 0.85 32.65 97.751.848 h n mm + = = 许用接触应力： lim lim h hpnlrxw h z z v z z s = （式 23 411） ； 试验齿轮接触疲劳极限： 2 lim 1500/ h n mm=； 寿命系数：1 n z= （长期工作） ； 润滑油膜影响系数：由图 23221，0.985 lvr z=； 最小安全系数： lim 1.1 h s=； 尺寸系数：1 x z= ； 工作硬化系数：1 w z = ； 许用接触应力值： 2 1500 1 0.985 11343/ 1.1 hp n mm= =； hhp q，所以取 6 1 n z= 。按 8 9 4.875 10n =，从图 23219 查得： 9 1.05 n z=； 润滑油膜影响系数 lvr z：按 v=3.92m/s 选用 90 号中级极压型工业齿轮 油：其运动粘度 2 50 90/vmms=，查图 23220， lvr z=0.94； 工作硬化系数：小齿轮未做硬化，吃面未光整，故取 w z =1； 接触强度计算尺寸系数：查图 232-23，1 x y = ； 二、将以上数值代入安全系数计算公式得 68 750 1 0.94 1 1620 1.05 0.94 1 1 1.160;1.01 608608 hh ss = 按式 232-19， lim 1 h s= ； 6h s limh s, 8h s limh s,故均安全。 5.5 修正中心距 为了凑中心距，以满足转向装置结构的要求，避免中央传动锥齿轮与离 合器等产生干涉，将 6 z 增加至 25，则 8 25 3.1679z =，取 76 25zz=；齿数 增加不会降低齿轮强度，因此无需再进行强度校核。此时 24 () 68 687 52579() 5 25385 22 m zz amzmm + =+=+ =； 另外一侧，需同时满足条件： 9,1068 9,1068 aa ii = = ，取齿轮 9、10 模数与齿轮 6、 7、8 相同，为 5 mm。材料选择齿轮 9 与齿轮 6 相同，为 40cr；齿轮 10 与齿 轮 8 相同，为 45 钢。 由于 () 68 68 22 340 1.480769 ()452579 a m zz = + 。 则 96108 1.48076937;10480769117zzzz=； 此时 ()() 910 9,1068 537 117 385 22 m zz amma + =；因此无需变位即可满 足条件。 由于齿轮 9、10 比齿轮 6、8 齿数大，且材料和模数均与之相等，因此， 齿轮 9、10 强度一定满足条件，无需校核。 凑中心距之后，齿轮 6、7、8、9、10 的分度圆直径为： 676 88 99 1010 5 25125; 5 79395; 5 37185; 5 117585 ddmzmm dmzmm dmzmm dmzmm = = = = = = = = 25 第六章第六章 行星轮系设计：行星轮系设计： 6.1 初定主要参数 1、传动结构形式：ngw 型传动； 2、齿轮材料： 主动中心轮和行星轮用 20crmnti，渗碳淬火，齿面硬度 hrc5862， 试验齿轮齿面接触应力极限： lim 1350 h mpa=；试验齿轮齿根弯曲应力极限： lim 350 f mpa=；行星轮齿根弯曲应力极限： lim 0.7 350245 f mpa=；齿圈 材料采用 40cr，调质硬度 hb=250280，由图 9-4，9-5参考书 2查得： limlim 650,220 hf mpampa= 3、行星齿轮数：3 w n =； 4、齿宽系数：0.5 d =； 5、载荷不均匀系数：大齿轮采用浮动均载机构，1.1,1.15 hpfp kk=； 6、采用直齿轮，精度等级 8-7-7； 7、 确定齿数： 查表 24 2-4参考书 2， 取23,22,67;3.9130; b acbah zzzi= 8、由于 6722 1 2322 bc ac zz j zz = + ，由图 242- 3 查出适用的预计啮合角在 20 ,2010 accb = oo ，到 24 ,24 accb = oo 之间；故取 22 ac = o。 6.2 按接触强度初算 a-c 传动的中心距和模数 输入转矩： ()() 33 4 13 45 79 56.63 0.980.95 955095502186 2300 1.745 1.848 3.225 ecl e