汽车卸胎器的设计与仿真说明书

1摘 要 随着市场经济的不断发展，工程机械市场的需求不断增大，从而配套的机器维修产品也急切需要得到创新和改进。许多工程机械像卡车、载重车、各类军车、集装箱卡车、槽车、大客车、矿车、自卸车、拖拉机、各种专用车辆在野外作业是很容易出现故障的，其中一些故障像轮胎破裂和螺母松动这样的情况，就需要马上对此机械进行维修，但是请专门的服务人员来维修又有诸多不便，为了满足市场的需求，本课题研究的是一种能够快速拧松（紧）螺母的增力机构行星式卸胎器。本文在分析比较多种常见的增力机构的优缺点后而改进一种增力机构（行星轮系增力机构）而成的。该机构采用的是行星轮系结构，体形小巧，效率高，携带方便，传递功率范围大等优点，具有很好的实用性，可以很方便为每个用户的车上配备一个，特别是广大农村地区，这些地方的车辆很少会去专门的服务机构进行保养，由于农村路况恶劣，农用车在路上颠簸使得车子螺母很容易松动，从而导致种种故障，卸胎器就能在这些故障当中起到一定的作用，可以说这里的市场是很广阔的。随着人们对行星传动技术进一步完善，这方面的应用前景更加广泛。本文对传动路线的选择及结构设计校核进行了详细的计算说明，并利用 pro/E 完成了虚拟样机的设计。随后通过原理仿真对其合理性与可行性进行了验证，取得了良好的效果。关键词 ：增力机构：行星机构；维修工具2ABSTRACTWith the continuous development of market economy, the demand for construction machinery market is increasing, thus supporting the machine maintenance products also urgently needs to be innovation and improvement. Many construction machinery such as trucks, trucks, all types of military vehicles, container trucks, tankers, buses, harvesters, dump trucks, tractors, all kinds of special vehicles operating in the field is prone to failure, some failures such as tire burst and the nut loose such a situation, you need to quickly repair this machine, but please maintain a dedicated staff to have a lot of inconvenience, in order to meet market demand, the research is a way to quickly loosen (tighten) the nut The increasing power of institutions - Planetary tire unloading device. Based on the analysis and comparison of several common strengths and weaknesses of institutions by force and to improve upon a force increasing mechanism (planetary gear Force organizations) made. The agency uses a planetary gear structure, body size, high efficiency, easy to carry, transmission power range, etc., has good practicability, it is easy for each user equipped with a car, especially in the rural region, where the vehicles rarely go to a special service for maintenance, as poor rural roads, agricultural vehicles on the road bumps make the car very easy to loose nuts, leading to all kinds of failure, tire disposal device which can play in these failures a role, can be said that the market here is very broad. With further improvement of the planetary transmission technology, prospects in this area more widely. In this paper, the choice of transmission line and the structural design of a detailed calculation of check instructions and to use pro / E completed the design of the virtual prototype. Then adopted the principle of rationality and feasibility of their simulation was validated and achieved good results. Key words : Force Agency；Planet institutions；Maintenance tools34目 录1 绪 论 .11.1. 引言 .11.2. 国内发展概况 .11.2.1.研究现状及典型机构 .11.2.2.存在的问题 .22 卸胎器的原理 .32.1 卸胎器的简介 .32.2 卸胎器的传动原理 .32.2.1 机构原理 .32.2.2 机构三维图拆分结构 .43 传动系统的方案设计 .53.1 传动方案的分析与拟定 .53.1.1 对传动方案的要求 .53.1.2 拟定传动方案 .53.2 轮胎拆装增力扳手.53.3 低速级设计计算 .63.3.1 齿数的选择 .63.3.2 初步计算齿轮的主要参数 .63.3.3 几何尺寸的计算 .93.3.4 重合度的设计计算 .103.3.5 啮合效率的计算 .103.3.6 齿面疲劳强度校核 .113.4 第二级设计计算 .153.4.1 力学计算 .153.4.2 齿轮的几何尺寸计算结果如下 .153.4.3 重合度计算 .153.4.4 啮合效率的计算 .163.4.5 齿面疲劳强度校核 .163.5 高速级传功的设计计算 .1954 行星齿轮传动主要构建设计与计算 .204.1 齿轮传动的结构设计计算.204.1.1 太阳轮 .204.1.2 内齿轮 .205 主要零件的技术条件 .245.1 齿轮精度及技术条件 .245.1.1 精度等级 .245.1.2 对行星轮的要求 .245.2 行星架及其他主要零件的精度和技术要求 .245.2.1 中心距的极限偏差 .245.2.2 相邻行星轮轴孔弦距相对误差 .24LF5.2.3 其他主要零件的精度要求及技术要求 .255.3 主要零件的材料和热出炉要求 .255.3.1 齿轮材料和热处理要求 .255.3.2 其他零件的材料和热处理 .256 机构装配与运动仿真.266.1 机构装配与运动仿真概述 .266.2 卸胎器的机构装配.266.2.1 设置工作目录 .266.2.2 新建装配文件 .266.2.3 装配第一，二，三级行星机构 .276.2.4 内齿轮的装配 .296.2.5 总装配体的装配 .316.3 机构运动仿真 .346.3.1 仿真基本流程 .346.3.2 定义齿轮副连接 .346.3.4 定义输入转矩 .356.3.5 定义驱动器 .366.3.6 运动仿真 .366.3.7 测量 .387 使用说明书 .3967.1 简介 .397.2 特点 .397.2 部件组成 .397.3 使用说明 .407.4 主要参数 .407.5 注意事项 .408 总结与展望.42参考文献 .43致 谢 .4471 绪 论1.1. 引言人类文明的发展在进入二十一世纪的短短十年以来，随着各种新型学科如雨后春笋般出现而迅速发展起来。传统的机械制造也在不断创新，国产大型机械也在世界上占有越来越重要的地位，从而衍生出来的维修机械也急需改进和创新来满足市场的需求，随着社会的进步，汽车的产量更是越来越大，从而汽车维修产品的市场需求量也越来越大，在此基础上提出本课题汽车卸胎器，卸胎器能够很好的解决一些大型汽车螺母的拆卸问题，特别是在野外，卸胎器具有质量轻、结构简单、易于携带、适应范围广、制造成本相对低廉等优点，一些像卡车这样的机械在作业时因种种原因碰到种种问题而造成螺母松动或者要拆卸（安装）其轮胎时，卸胎器是一种十分有效的助手，因而倍受操作者青睐。卸胎器功能是省力拆卸大型螺母等紧固件，快速省力地拆卸像大型卡车这样的大型机械的螺母。目前，在国内，同类产品像力矩放大器只有在少数几个公司生产，使用量也很少，也没有实现规模产业化，大部分维修厂都使用像风炮这样的电动产品，这不仅消耗大量的电能，而且设备携带不方便，所以比该类产品质量更轻，输出力矩更大，操作更方便的产品更能能获得市场的认可。本课题研究目标是设计一个实用性能优良的汽车卸胎器的结构设计和仿真。使操作人员在使用本产品时更加便捷。1.2. 国内发展概况卸胎器的同类产品力矩放大器从 2003 年就有公司开始生产，到现在已经有很多公司在生产此类产品，但是成果都不是很理想，而这一块的市场是很广阔的，特别是广大农村（像农用拖拉机，卡车，收割机等） ，这就需要我们设计和改进这些产品，从而更好的满足市场的需求。1.2.1. 研究现状及典型机构现在市场的出售的一些增力帮手虽然较最初的的增力帮手有些改进，但是其结构和性能比都不是很好，下图是两种市场上销售的产品，见参考图 1 和参考图 2。该类力矩放大器的特点是：结构简单，可携带性好，是典型的可携带力矩8放大器的特点。图 1 力矩扳手图 2 力矩放大器1.2.2. 存在的问题目前市面上生产出来的产品都还停留在原来的技术层面，很少出现新材料的应用，这使得放大器本身笨重，这样一样，操作者在进行长时间操作时候就感觉很不方便。92 卸胎器的原理 2.1 卸胎器的简介卸胎器是一种动力传达机构，利用齿轮机构将速度减少，并得到较大转矩的机构。卸胎器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例的增大与角速度的减少比例相同，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。一般的力矩放大机构有里面的行星齿轮机构有采用很多种(包括平行轴斜齿轮、蜗轮、锥齿轮等等)。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。2.2 卸胎器的传动原理2.2.1 机构原理图 3 卸胎器工作原理图a1输入轴.也是第一级太阳轮，a2第二级太阳轮，a3第三级太阳轮c1第一级行星轮，c2第二级行星轮，c3第三级行星轮b1，b2，b3第一，二，三级内齿轮通过输入轴输入一定的转矩，再通过一，二，三级行星齿轮机构减速且同时放大了转矩， 其中太阳轮和行星轮啮合，行星轮和内齿轮啮合，内齿轮 b 是固定不动的（考文献【1】P6-4） 。102.2.2 机构三维图拆分结构图 4 机构拆分图图 5 卸胎器剖视图如图 3.2 所示，整个机构拆分图，经过装配成如图 3.3 所示装配体，就是工件的实际样子，通过上图我们能够很直观地看出该机构的结构，通过运动仿真可以更加直观地了解运动过程。113 传动系统的方案设计3.1 传动方案的分析与拟定3.1.1 对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。3.1.2 拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。本设计实际上是一种增力机构，其中常见的增力机构有杠杆机构，液压机构，丝杆螺母机构，行星齿轮机构等，其中杠杆机构所占空间大；液压机构对零件表面精度要求高，加工成本贵；丝杆螺母机构操作不便捷；只有行星机构能弥补上面几种增力机构的缺陷。例如图 6 所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。图 6 拟定的方案简图a太阳轮，b内齿轮，c行星轮，x行星架3.2 轮胎拆装增力扳手本产品服务对象：卡车、载重车、各类军车、集装箱卡车、槽车、大客车、矿车、自卸车、拖拉机、各种专用车辆。还可适用于各工厂企业，电厂、矿区、油田、码头、大桥、建筑工地等。12图 1， 2 是市面上上常见的两种增力帮手，由于卡车等这一类重型机械在野外作业时，遇到故障不能及时找到专业师傅对轮胎等需要较大转矩才能拧松动的工具，这样车主可以自行对该部件进行装卸，针对这种实际需求，现将力矩放大器的工作过程等表述如下：选用行星齿轮传动路线，NGW 型的派生系列，这样得到的传动比较大，由于轴向尺寸较小，工艺性好，效率高，体积小，重量轻等特点，制造方便，结构简单，传动范围广，可用于各种工作条件，由于其单级传动比较小，但可串联几级使用。3.3 低速级设计计算3.3.1 齿数的选择（1） 总比例的估算其模型选自齿轮手册上册的 NGW 派生系列传动机构，因为每级传动比为 所以其总传动比为：93ibax)1()1(i 32zzabababx +=（1） （2） 齿轮的配齿的计算1） 传动比及装配条件 （c 要为整数） cnzpba（2）2）同心条件 cabz2（3） 对于要变位的齿轮采用 bccbaccazzos)(os)(3）临界条件 ）pabnz180si(4-i+（4）由（1）(2)（3）对齿轮齿数的选择初步选定 1za0b31cz133.3.2 初步计算齿轮的主要参数（1） 力学计算根据力矩的传导方向是又右至左，所以首先设计的是低速级齿轮的传递，第三级齿轮的受力分析图为：图 7 机构受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮 c 作用于中心轮 a 的切向力为 (N) apadnTF201a（5）而行星 c 上所受的三个切向力分别如下中心轮 a 作用于行星轮 c 的切向力为(N) apdnTF20-caa（6） 内齿轮 b 作用于行星轮 c 的切向力为(N） apdnT20acb（7）转臂 x 作用于行星轮 c 的切向力为NdnTFap40-2acxc（8）转臂 x 上所受的作用力为dnTap40-2xcc（9）在转臂 x 上所手的力矩为14mNrdTrFnTxaxcp4x（10）在内齿轮 b 上所受的切向力为dnTapcb20c（11）按卡车螺母承受理论转矩 计算，即 =mN750xmN750TZxba 3.196431（2） 齿轮的材料的选择及其热处理要求表 1 齿轮材料性能及热处理要求齿轮 材料 热处理 加工精度MpaHlimpaFlim太阳轮 ） 20CrNi2Mo 渗碳（57+4）HRC 1400 357 7 级行星轮 20CrNi2Mo 渗碳（57+4）HRC 1400 294 7 级内齿轮 42CrMo 调质（262293）HRC 780 255 8 级（3） 初步设计计算模数和最小直径1）根据齿轮接触强度计算小齿轮直径 321d2.dHEa ZuKT（12）根据（参考文献【2】）确定其主要参数如下：选用载荷系数为： 4.1k计算小齿轮的传递转矩为： =Tm963N由表 10-7 选取齿宽系数为： =0.5 d由表 10-6 查得材料 的弹性系数影响系数 = EZ218.MPa由图 10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限均用 = Hlim，采用调质的方式进行热处理。40MPa1由图 10-19 选取接触疲劳系数 0.1HNK计算接触疲劳许用应力，去失效率为 ，安全系数为 S=1,则15MPaSKLHN140.imm9.13408.1.5.03964132.d.d 23 21 HEa ZuT2)按齿轮弯曲强度初算模数 m（13）32FSaYdzkT根据（参考文献【2】）确定其主要参数如下：由图 10-20c 查的太阳轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPaE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 2.1FNK取弯曲疲劳系数 S=1.5 有式（ 10-12）得 MPaSKFENF 3.85.01计算载荷系数 25.10.21FaVAK查齿形系数，由表 10-5 查得 FaY查取应力校正系数，由表 10-5 查得 48.S计算 FSaY012.3.Fam.012.5.0396422m33 FSadzKT考虑到轮廓的外观及其使用 选用模数 m=2.5 这样能够足够满足要求第三级齿轮太阳轮，若取 m=2.5 则太阳轮的分度圆直径与接触强度初算的结果很接近，故初定 da=27.5mmmz5.271.d进行接触和弯矩疲劳强度计算。3.3.3 几何尺寸的计算分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆计算结果如下表：表 2 齿轮的几何尺寸16齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径太阳轮 ） 27.5 25.84 32.5 21.25行星轮 25 23.49 30 18.75内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.75注：（参考文献【1】表 2.2-8）外啮合计算公式： mzdcosdbhaaa*2mff 内啮合计算公式 aaa-*（仅对直齿而言）zbd1.5chaf *23.3.4 重合度的设计计算（1） 外啮合重合度计算 40.395.271arcosarcosbd.8rraba azzctnttnt21 .63 20t4.39120a4.7a （2） 内啮合重合度计算 adzadz babcac tnrcostntntanros1b2.143 20t576.13rt3520t5.417836tr 重合度瞒足要求3.3.5 啮合效率的计算该级齿轮副为内齿轮固定，太阳轮为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为17xx-1（14）式中 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和：xcbai045. 3101075.321132 bccazz所以 .9.045-1x式中 齿面摩擦因素， =0.050.1则行星传动啮合效率为 967.082.1-1Xabi3abzi3.3.6 齿面疲劳强度校核【1】（1） 外啮合1）齿面接触疲劳强度 计算接触应力 ，计算接触强度安全系数 。HHS其参数和取值如下：接触应力基本值 ； H0 ubdFZtEH10（15）节点区域系数 3.2Z弹性系数 918E重合度系数 89.036.14az螺旋角系数 直齿 0z分度圆上的切向力 NnTFapAt 9.30155.27316d2齿数比 10czu齿宽 取实际齿宽为 25mmm75.3.25adb18接触应力基本值 ；H0ubdFZtE1a1.5.2793089.013.2 MPa.69MP太阳轮单对齿啮合下界点接触应力 HaPa9.48131.0248.10.0HaVABKZ行星轮单对齿啮合下界点接触应力 HcMPa9.4651.0.1703.3810HcPVADZ表 3 齿轮接触强度有关参数和系数代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值） 使用系数 1.10 1.10 1.10AK动载系数 1.02 1.02 1.03v齿向在和分布系数 1.284 1.284 1.17H齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1a行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 P小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1BZ注：1.表中计算均以太阳轮为例 aabaabaczdzdM2121tn21314.26.25.174.384.2530t=0.916所以 取 M=1太阳轮接触强度安全系数 caHS19HaXWRVLNTHaGHZZSlima9.48130.95.314007行星轮接触强度安全系数 cHSHaXWRVLNTaHGZZSlimca9.4651.96.053141根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。表 4 齿面接触强度有关参数和系数代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值） 寿命系数 3.5 3.5 3.5NTZ润滑系数 0.7 0.7 0.7V粗糙度系数 0.95 0.95 0.96L工作硬化系数 1 1 1 W尺寸系数 1.038 1.038 1X2） 齿根弯曲触疲劳强度齿根弯曲疲劳应力用下列式子式进行计算，计算弯曲疲劳安全系数也一样计算，式中参数和取值见表 3，表 4。太阳轮弯曲应力基本值 FoaMPaYbmFSatoa 19.2578.0318.5290行星轮弯曲应力基本值 Foc abSacFtFoc 9.2178.0418.35290太阳轮的弯曲应力 F MPKPaVAFoa 4.385. 行星轮的弯曲应力 c aFaoc .1.83.021.927太阳轮抗弯强度安全系数 aS201.74.328916.05.290lim FaXrlTNSFaGFYS行星轮的抗弯强度安全系数 c 06.1843596.015.297lim FaXrlTNSFcGFYS根据以上计算结果，外啮合的抗弯强度是满足要求的。表 5 齿轮接触强度有关参数和系数代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值） 齿向载荷分布系数 1.183 1.183 1.27FK齿间载荷分布系数 1 1 1.1a行星轮间载荷分配不均匀系数 1.15 1.15 1.15P齿形系数 3.8 3.82 2.63FY应力修正系数 1.38 1.40 4.57Sa重合度系数 0.778 0.778 0.587弯曲寿命系数 1.6 1.6 1.5NT试验齿轮修正系数 2 2 2S齿根圆角敏感系数 1 1 1.03rlY尺寸系数 0.96 0.96 0.96TRe螺旋角度数 1 1 1X小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1（2） 内啮合1） 齿面接触疲劳强度这里计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数取值见表内齿轮的接触应力基本值 HobMPadFZatEHob 06.1375.5.7293014.19.85.2 内齿轮的接触应力 Hb21MPaaKHPVAHob 49.17.17.031.6.1375内齿轮的接触强度安全系数 bS784.249.170.6.153780limPaZZS HbXWRVLNTHbGH 根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的2）齿根抗弯强度这里之计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数见表 5内齿轮的弯曲应力基本值 FobMPaYbmFSato 02.413587.0163.25.79301内齿轮的弯曲应力 FbKPaVAFob .67.4内齿轮的弯曲强度安全系数 FbS 07.14.03.19.025lim XrlTNSFbGFYS根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求3.4 第二级设计计算3.4.1 力学计算 mNTzXba 46.513.1964由于第三级齿轮所以承受的力比第二级齿轮所承受的力要大得多，所以可以直接确定第二级齿轮的模数，考虑到力矩放大器的轮廓和加工过程的方便，就采用和第三级相同的模数相同。1) 取模数 m=2.5 这样第二级太阳轮的直径 mm5.271.daazm与接触强度初算的结果很接近，故定 进行接触强度5.27a和弯曲强度疲劳计算3.4.2 齿轮的几何尺寸计算结果如下表 6 齿轮的几何尺寸22齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径太阳轮 ） 27.5 25.84 32.5 21.25行星轮 25 23.49 30 18.75内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.753.4.3 重合度计算【1】（1）外啮合重合度计算 40.395.271arcosarcosbd.8rraba azzctnttnt21.63. 20tn4.39120a4.7a （2）内啮合重合度计算 adzadz babcac tnrcostntntanros1b2.143. 20t576.13rt3520t5.417836tr 重合度瞒足要求3.4.4 啮合效率的计算该级齿轮副为内齿轮固定，太阳轮为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为xx-1（16）式中 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和：xcbai045. 3101075.321132 bccazz23所以 0.95.4-1x式中 齿面摩擦因素， =0.050.1则行星传动啮合效率为 967.082.1-1Xabi3abzi3.4.5 齿面疲劳强度校核（1） 外啮合1）齿面接触疲劳强度 计算接触应力 ，接触强度安全系数 用下列HHS各式，各式中的参数和取值如下接触应力基本值 ； H0 ubdFZtEH10（17）节点区域系数 3.2Z弹性系数 918E重合度系数 89.036.14az螺旋角系数 直齿 0z分度圆上的切向力 NnTFapAt 76.1245.2736d2齿数比 1.czu齿宽 取实际齿宽为 15.5mmm527.0adb接触应力基本值 ；HubdFZtE10a1.5.276489.013.2 MPa7.86MP太阳轮单对齿啮合下界点接触应力 HaPa53.7 1.0248.10.1210HaPVABKZ24行星轮单对齿啮合下界点接触应力 Hc表 7 齿轮接触强度有关参数和系数代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值） 使用系数 1.10 1.10 1.10AK动载系数 1.02 1.02 1.03v齿向在和分布系数 1.244 1.244 1.17H齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1a行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 P小齿轮单对齿啮合系数 1.086 1.086 1BZ太阳轮接触强度安全系数 caHSHaXWRVLNTHaGZZSlima29.153.708.195.3140行星轮接触强度安全系数 cHSHaXWRVLNTHaGZZSlimca0.3651.9.053144根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力，弯曲疲劳安全系数用下列各式计算，式中各参数和取值见表 3，表 4，表 5。太阳轮弯曲应力基本值 FoaMPaYbmFSatoa 10.378.0318.52.1764行星轮弯曲应力基本值 Foc abSaFctFoc 14.3978.0418.352.1764太阳轮的弯曲应力 MPa0.3651.0.103.17.28610Hc PHVADKZ25MPaKFPaVAFoa 98.165.183.02.13行星轮的弯曲应力 caoc 02.4.49太阳轮抗弯强度安全系数 FaS .198.6.610.278lim FaXrlTNFaGYS行星轮的抗弯强度安全系数 FcS 165.02.4196.0.2760lim aXrlTNSFcGFc YS根据以上计算结果，外啮合的抗弯强度是满足要求的。（2） 内啮合1）齿面接触疲劳强度这里计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数取值见表 8内齿轮的接触应力基本值 HobMPadFZatEHob 32.107.35.716243.49.185.2 内齿轮的接触应力 HbaMPaKVAHob 40.139.17.031.32.107内齿轮的接触强度安全系数 HbS32.40.139.6.152780limaZZS bXWRVLNTHbGH 根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的3） 齿根抗弯强度这里之计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数见表 7内齿轮的弯曲应力基本值 FobMPaYbmFSato 02.15687.05163.25.714内齿轮的弯曲应力 Fb26MPaKFPaVAFob 15.238.183.021.56内齿轮的弯曲强度安全系数