橡胶履带牵引车辆机械双功率流转向装置改进设计【优秀机械毕业设计论文】
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橡胶
履带
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功率
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装置
改进
改良
设计
优秀
优良
毕业设计
论文
- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份。35页，8000字。
任务书一份。
开题报告一份。
图纸共2张，如下所示
A0-装配图.dwg
A1-离合器.dwg
- 内容简介：
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1 橡胶履带牵引车辆改进设计 （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。 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 2 of To of is to s of a is to of we to to to pm as is a of to to to to of to in be of to in in of to a of in 3 is It is a of of is 4 符 号 说 明 P 功率 , kW n 转速 ， n 扭矩， N m v 线速度， m/s 齿轮所受切向力， N 齿轮所受径向力， N 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 端面模数， 齿轮螺旋角，o 齿轮压力角， o b 齿宽 ， 车辆转弯半径， m M 弯矩， N m 5 目 录 第一章 绪论（或引言或前言） . 二 章 方案分析 . 械双功率流传动基本原理 . 械双功率流传动分类 . 定方案 . 三 章 圆柱斜齿轮设计 . 计前预定参数值 . 定传动比 . 择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 . 接触强度初步确定 中心距，并初选主要参数 . 校核齿面接触强度 . 核齿根弯曲强度 . 主要几何尺寸 .四章 锥齿轮的设计 . 择齿轮的材料、齿数、分锥角等 . 齿面接触强度设计 . 触强度校核 . 曲强度校核 .五章 圆柱直齿轮 . 择材料确定试验齿轮的极限应力 . 接触强度计算 小齿轮直径 . 核齿面接触强度 . 算安全系数 . 正中心距 .六章 行星轮系设计 . 定主要参数 . . 算 动的实际中心距变动系数 .6 算 动变位系数 . 算 动的中心变位系数. 算 动变位系数 . 何尺寸计算 .七章 轴的设计 . 择材料 . 步确定轴端直径 . 的强度校核 . 算支撑反力 . 核轴的疲劳强度 . 的静强度校核 .八 章 结 论 .考文献 .谢 .一章 绪 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 方案分析 8 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。 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 2a）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 4b）的转向机构 。转向时转向机构则以 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 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案原理图 10 第 三 章 圆柱斜齿轮设计 计前预定参数值 齿轮传动效率： ； 行星轮系传动效率： ； 离合器效率： 三挡转向角速度的计算： 三挡转向半径：3 303 1 0 . 1 9 21 . 4 3 5 3 . 9 22 2 2 . 0 5 2 . 7 3 三挡时几何中心速度：3 302 2 2 3 0 0 0 . 3 4 6 2 . 7 0 7 /6 0 1 0 0 0 2 . 0 5 2 . 7 3 5 . 5 6 0 1 0 0 0m si i i ； 转向角速度：3332 . 7 0 7 0 . 6 9 0 6 /1 . 4 3 53 . 9 222v r a d ； 转向消耗功率： 3 4 9 . 7 0 . 6 9 0 6 3 4 . 3 2 3 k w ； 那 么 ， 发 动 机 输 入 到 转 向 一 路 的 功 率 3 33 4 . 3 2 3 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 5 3 9 . 1 7z z c x k w ； 定传动比 一、 确定最小转弯半径 由式 5小转弯半径 m i n 1 为履带轨距。 已知 B=1435m i n 1 . 6 2 2 9 6R B m m； 二、分配传动比 由式（ 3参考书 1转弯半径2 i， 其中1 与转向流传递到行星机构的传动比。 初选 k=3，则 m i n 12 2 2 2 9 6 3 . 5 2 . 7 3 1 0 . 1 9 23 1 4 3 5ii 初定6 8 9 ,1 0 3 ，则 1 2 4 5 68 1 0 . 1 9 2 3 . 2 2 53 . 1 6i 再取45 ，则：12 。 择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 小齿轮选用 40质， 41286; 大齿轮选用 45 钢，调质， 17255; 由图 23 2 18，按 质量要求查得：50N/80 N/ 由图 23 2按 质量要求查得：120 N/ ；230N/ 接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 按表 23 2a 476( +1)13 2a 55019550 N m 载荷系数：由表 23 2取 K=宽系数：a=数比： =用接触应力：按表 23 2P= 取：则1 75 6 1 8 12/N 12 22 570 5 1 8 . 2 /1 . 1 m m 将以上数据代入中心距计算公式： a 23 21 . 8 1 6 2 . 6 44 7 6 1 6 6 . 8 7 50 . 3 5 1 8 . 2 1 . 7 4 5 取标准中心距： 170a 按经验公式： 0 . 0 0 7 0 . 0 2 0 . 0 0 7 0 . 0 2 1 6 6 . 8 7 5 1 . 1 6 8 3 . 3 4nm a m m 取 5nm 取 12 则 = 则 1 2 c o s 2 1 7 0 0 . 9 7 8 1 4 8 2 4 . 2 31 5 1 . 7 4 5 1n az 取1 24;z 214 2;z 精求螺旋角： 12 5 2 4 4 2c o s 0 . 9 7 0 5 8 8 ;2 2 1 7 0nm z 所以 1 3 5 5 5 0 ; 115 5 . 1 5 1 5 1 5 ;c o s 0 . 9 7 0 5 8 85 . 1 5 1 5 1 5 2 4 1 2 3 . 6 4 ;0 . 3 1 2 3 . 6 4 3 7 . 0 9 1m md m z m mb a m m 校核齿面接触强度 按表 23 21 E A V H HF Z K K K Kb d u ； 一、确定式中参数 ： 分度圆上圆周力：112 2 1 6 2 . 4 1 0 0 0 2 6 3 1 ;1 2 3 . 6 4 13 使用系数：2112 21111001 2 3 . 6 4 2 3 0 01 4 . 8 9 0 / ;6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0z v m s 根齿轮圆周速度，参考表 23 2择精度等级为 6 级 按表 23 2 27，121 3 . 3 0 ; 0 . 0 0 8 7 ;计算得：221 3 . 3 0 2 4 1 4 . 8 9 0 1 . 7 4 51 0 . 0 0 8 72631 1 0 0 1 1 . 7 4 51 . 2 53 7 . 0 9 11 . 4 9 2 ; 齿向载荷分布系数按式 23 2 H S H K 按13 7 . 0 9 1 0 . 3 0 0 ;1 2 3 . 6 4 查图 23 2： ； 查图 23 2K 则 1 . 0 5 0 . 1 0 1 . 1 5 ; 齿向载荷分配系数按 1 . 2 5 2 6 3 1 8 8 . 6 6 7 /3 7 . 0 9 1 m 查表 23 2K 节点区域系数 1 3 5 5 5 0 , 0 ,x 查图 23 2查表 23 221 8 9 . 8 / ; m m接触强度计算重合度及螺旋角系数 Z： 计算当量齿数：11 3324 2 6 . 2 4 9 ;c o s 0 . 9 7 0 5 8 8v 2 342 4 5 . 9 3 50 . 9 7 0 5 8 8。 求 当 量 齿 数 的 端 面 重 合 度 :;v a v v v 按 121 3 5 5 5 0 , 2 6 . 2 4 9 , 4 5 . 9 3 5 , 查图 23 2 10，得： 120 . 7 7 , 0 . 8 2，所以 0 . 7 7 0 . 8 2 1 . 5 9v ； 按 3 7 . 0 9 1 5 7 . 4 2 ; 1 3 5 5 5 0 ,m 查图 23 2 ； 14 按 1 . 5 9 , 0 . 6 0 , 1 3 5 5 5 0 ,v 查图 23 2 。 二、将以上各数值代入公式计算 22 6 3 1 1 . 7 4 5 12 . 4 2 1 8 9 . 8 0 . 8 5 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 5 4 3 . 1 7 33 7 . 0 9 1 1 2 3 . 6 4 1 . 7 4 5H 三、计算安全系数 ： 按表 23 2l i L V R w z z 式中，寿命系数计算应力循环次数（按工作 15 年） 9119226 0 6 0 1 2 3 0 0 3 6 0 8 1 5 5 . 9 6 1 6 1 023006 0 6 0 1 3 6 0 8 1 5 3 . 4 1 6 4 1 01 . 7 4 5N r n tN r n t 由图 23 2得： 910N ，1 2 1 2, 1 , 1 N N z z 润滑油膜影响系数照 1 4 9 /v m s ，选用 90 号中极压型工业齿轮油，其运动粘度 250 9 0 /v m m s。查图 23 2工作硬化系数齿轮未硬化，齿面未光整，故取。 接触强度计算的尺寸 系数图 23 2。 将以上数值代入安全系数的计算公式得：、 127 5 0 1 0 . 9 6 1 1 1 . 3 2 6 ;5 4 3 . 1 7 35 8 0 1 0 . 9 6 1 1 1 . 0 2 55 4 3 . 1 7 3 按式 23 2，安全。 核齿根弯曲强度 按表 23 2 t A V F F F K K K Y 式中，弯曲强度计算的载荷分布 系数 1 . 0 5 0 . 1 0 1 . 1 5 15 弯曲强度计算的载荷分配系数 : 1 . 0F F K 复 合 齿 形 系 数 : . 2 4 9 , 4 5 . 9 3 5，查图 23 2124 . 2 0 , 4 . 0 2弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 Y：按 1 . 5 9 , 1 3 5 5 5 0 v，由图 23 2得： 。 将以上数值代入公式得： 21222631 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 4 . 2 0 0 . 6 4 8 3 . 5 4 0 / ;3 7 . 0 9 1 52631 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 4 . 0 2 0 . 6 4 7 8 . 2 8 3 /3 7 . 0 9 1 5m mN m m 计算安全系数 按表 23 2 N e l t Y 式中，寿命系数调质钢，由图 23 2得弯曲强度疲劳应力循环系数 63 10N。因为 99125 . 9 6 1 6 1 0 , 3 . 4 1 6 4 1 0 ，均大于 N，所以121。 相对齿根圆敏感系数由图 23 2：121 1 ，查表23 2：121eT 。 尺寸系数图 23 2Y=1。 将以上数值代入安全系数126 2 0 1 1 1 1 7 . 4 2 ;8 3 . 5 4 04 3 0 1 1 1 1 5 . 4 9 37 8 . 2 8 3由式 23 2S 1均安全。 主要几何尺寸 16 121 2 21122125 ; 5 . 1 5 1 5 1 5 ;2 4 , 4 2 , 1 3 5 5 5 0 ;1 2 3 . 6 4 , 5 . 1 5 1 5 1 5 4 2 2 1 6 . 3 6 ;2 1 2 3 . 6 4 2 5 1 3 3 . 6 4 ;2 2 2 6 . 3 6 ;111 2 3 . 6 4 2 1 6 . 3 6 1 7 0 ;220 . 3 1 7 0 5 1m m m m m m d m z m md d h m md d h m ma d d m mb a m m 取126 0 , 5 5b m m b m m. 第 四 章 锥齿轮 的设计 择齿轮的材料、齿数、分锥角等 小齿轮材料选用调质 20进行渗碳淬火， 0;大齿轮选用 40调质 +表面感应淬火。 初选齿数：小齿轮齿数：4 3 52 3 , 2 3 1 . 8 4 8 4 2 . 5 0 4 ;z z z 取5643； 初选分锥角为： 20 ； 齿宽系数： ； 齿面接触强度设计 计算公式： 431 2 2451172 1 0 . 5e R R H （ 3 一、 确定公式中各参数 由表 23 4考文献 1，取 K=输入转矩：4 125 6 . 6 3 0 . 9 89 5 5 0 9 5 5 0 4 0 2/ 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 ； 由表 23 4估算时安全系数 ； 17 查图 23 2试验齿轮接触疲劳强度： 2l i m 1 5 0 0 /H N m m ，则 2 2l i m 1 5 0 0 1 . 1 1 3 6 3 . 6 /H P H m m 。 二、 计算 34 m i n 2 21 . 6 4 0 21 1 7 2 1 1 1 . 6 11 0 . 5 0 . 3 0 . 3 1 . 8 4 8 1 3 6 3 . 6ed m m 计算圆周速度： 444 1 1 1 . 6 1 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 7 . 7 0 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ； 计算齿宽和大端模数： 1 1 1 . 6 1 2 3 4 . 8 5em m m，取 5em 145223a r c t a n a r c t a n 2 8 8 3 0 ; 6 1 5 1 3 043 ； 44 41 1 1 . 6 1 1 0 8 . 8 42 s i n 2 s i n 2 8 8 3 0m m ； 4 0 . 3 1 0 8 . 8 4 3 2 . 6 5 m m ； 大端分度圆直径：4 4 4 2 3 5 1 1 5z m m m ； 平均分度圆直径： 4455( 1 0 . 5 ) 1 1 5 1 0 . 5 0 . 3 9 7 . 7 5 ;1 0 . 5 2 1 5 1 0 . 5 0 . 3 1 8 2 . 7 5 ;m e Rm e Rd d m md d m m 平均模数： 1 0 . 5 5 1 0 . 5 0 . 3 4 . 2 5m e Rm m m m ； 大端齿顶高 ： 441 1 0 5 5x m m m ；5 5ah 齿顶角：4 5 4 5,;a f f a 齿根角： 4 46a r c t a n a r c t a n 3 4 3 81 1 1 . 6 1 ； 5 5 a r c t a n 3 4 3 8； 根锥角： 4 4 4 2 8 8 3 0 3 4 3 8 2 5 3 5 2 ； 5 5 5 6 1 5 1 3 0 3 4 3 8 5 8 4 6 5 2 ； 大端齿顶圆直径： 4 4 4 42 c o s 1 1 5 2 5 c o s 2 8 8 3 0 1 2 3 . 8 2a e e ad d h m m ； 5 5 5 52 c o s 2 1 5 2 5 c o s 6 1 5 1 3 0 2 1 9 . 7 2a e e ad d h m m 大 端 分 度 圆 齿 厚 ： 4 4 12 t a n 5 7 . 8 5 422m x x m m ； 54 7 . 8 5 4es m s m m ； 18 当量齿数：44 455 523 2 6 . 0 8 3c o s c o s 2 8 8 3 043 9 1 . 1 6 9c o s c o s 6 1 5 1 3 0 端面重合度： 44 *44c o s 2 6 . 0 8 3 c o s 2 0a r c c o s a r c c o s 2 9 . 2 1 82 2 2 6 . 0 8 3 2h x ； 59 1 . 1 6 9 c o s 2 0a r c c o s 2 3 . 1 4 49 1 . 1 6 9 2； 1 5 2 61t a n t a n t a n t a . 0 8 3 t a n 2 9 . 2 1 8 t a n 2 0 9 1 . 1 6 9 t a n 2 3 . 1 4 4 t a n 2 021 . 7 3 2v a v v a v v 触强度校核 2110 . 8 5t A V H H k H K K K u Z Z Z Zb d u ； （ 3 分度圆切向力：442000 2 0 0 0 4 0 2 82259 7 . 7 5t ； 使用系数：由表 23 223 223 2 ； 动载荷系数：由表 23 4 （选用 6 级精度）； 441 9 7 0 7 5 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 6 . 7 4 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0mm m s ； 21112 22211 0 0 10 . 8 51 0 . 1 1 2 5 6 . 7 4 6 1 . 8 4 80 . 0 1 9 3 1 1 . 0 8 01 . 2 5 8 2 2 5 1 0 0 1 . 8 4 8 10 . 8 5 3 2 . 6 5 载荷分布系数： 19 1 . 5 1 . 5 1 . 2 5 1 . 9H H b （式 23 4 载荷分配系数：由表 23 41 （ 6 级精度）； 节点区域系数：由图 23 4 21 查得， ； 弹性系数：查表 23 2 21 8 9 . 8 / m m； 重合度、螺旋角系数： 4 4 1 . 7 3 2 0 . 8 6 933 螺旋角系数 1Z； 锥齿轮系数： 1； 计算结果： 2 28 2 2 5 1 . 2 5 1 . 0 8 0 1 . 9 1 1 . 8 4 8 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 6 9 1 1 2 2 6 /0 . 8 5 3 2 . 6 5 9 7 . 7 5 1 . 8 4 8H N m m 许用接触应力： l i ml i N L R X v Z （式 23 4 11）； 试验齿轮接触疲劳极限： 2l i m 1 5 0 0 /H N m m ； 寿命系数： 1（长期工作）； 润滑油膜影响系数：由图 23 2 21， ； 最小安全系数：； 尺寸系数： 1； 工作硬化系数： 1； 许用接触应力值： 21500 1 0 . 9 8 5 1 1 3 4 3 /1 . 1 m m ； H ，通过。 曲强度校核 440 . 8 5t A F K K （ 3 复合齿形系数：由图 23 4 19 查得，454 . 5 9 ; 4 . 4 8F S F ； 重合度和螺旋角系数： 1 . 9 ; 1 ;F H F K K 由图 23 2 29 ； 20 计算结果： 24 8 2 2 5 1 . 2 5 1 . 0 8 9 1 . 9 1 4 . 5 9 0 . 5 6 4 6 3 . 6 /0 . 8 5 3 2 . 6 5 4 . 2 5F N m m ； 显然，54。 许用弯曲应力计算公式：m i N e T R c T Y （式 23 4 齿根基本强度：由图 23 2 29 查得， 29 2 0 / m m 寿命系数： 1； 相对齿根圆角敏感系数： 1； 相对齿根表面状况系数： 1； 尺寸系数： 1 最小安全系数：； 许用弯曲应力值： 2920 1 1 1 6 5 7 /1 . 4 m m ； 结论：54F F F P ，故校核通过。 21 第 五 章 圆柱直齿轮 择材料确定试验齿轮的极限应力 参考表 23 223 2择材料： 小齿轮选择 40质处理， 42 286;大齿 轮选用 45 钢，调质处理， 29 286。 由图 23 2图 23 2 质量要求取值，查得：22l i m 6 l i m 87 5 0 / , 6 1 0 /m m N m m； 22686 2 0 / , 4 2 0 /F E F EN m m N m m 接触强度计算小齿轮直径 736 2 1766d H 确定参数： 由表 23 2 K=2 2 26 5 6 . 6 3 5 6 . 6 3 0 . 9 8 0 . 9 5 2 5 . 8 322k W ; 66 1 2 4 5 2 5 . 8 39 5 5 0 9 5 5 0 3 4 5/ 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 1 . 8 4 8e mn i i ; 68 ; 由 4 2 条取 ； 由表 23 2li m li H ，取则27 5 0 / 1 . 1 6 8 1 . 8 / m m 。 计算 :36 21 . 4 4 3 4 5 3 . 1 6 17 6 6 9 6 . 0 80 . 6 6 8 1 . 8 3 . 1 6d m m ； 模数：679 6 . 0 5 8 4 . 3 6 622dm m ；取 m=5 则6 5 2 1 1 0 5d m z m m ；6 0 . 6 1 0 5 6 3db d m m 。 22 核齿面接触强度 按表 23 21 E A V H HF Z K K K Kb d u ； 式中：分度圆上的圆周力：662 2 3 4 5 1 0 0 0 6571105 ； 使用系数表 23 2； 动载荷系数：按式（ 23 3 2612 21 / 1000 1 b u 66 1 0 5 2 3 0 0 / ( 1 . 7 4 5 1 . 8 4 8 ) 3 . 9 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ； 根据齿轮的圆周速度：参考 23 2择精度等级为： 8表23 223 9 . 0 7 , 0 . 0 1 9 3； 将各参数值代入公式得： 223 9 . 0 7 2 1 3 . 9 2 3 . 1 61 0 . 0 1 9 3 1 . 3 5 56571 1 0 0 1 3 . 1 61 . 2 563 ； 齿向载荷分布系数按式（ 23 2H s K ； 按 ，查图 23 2；查图 23 2。 1 . 1 4 0 . 1 2 1 . 2 6H s K ； 齿 向 载 荷 分 配 系 数 ： 按 / 1 . 2 5 6 5 7 1 / 6 3 1 3 0 . 4 / B N m ；查表23 2 ； 节点区域系数：按 0, 0x ，查图 23 2； 查表 23 221 8 9 . 8 / m m； 球端面重合度： ； 查图 23 20 . 7 8 , 0 . 9 0 , 0 . 7 8 0 . 9 0 1 . 6 8 ； 按 / 6 3 / 5 1 2 . 6 , 0 查图 23 2 11，得纵向重合度 0 ； 按 0 , 1 ， 按 式 23 2 16 ， 4 4 1 . 6 8 01 1 0 0 . 8 7 93 3 1 . 6 8Z ； 0 . 8 7 9 1 0 . 8 7 9Z Z Z ； 23 将以上各数值
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