车辆工程毕业设计26车用轮边减速器设计

摘要

本论文是结合当今汽车行业发展的形势，对微型电动汽车的车用轮边减速器进行设计，设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为微型电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。以大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。

近年来随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现“零排放”，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车(包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车)，即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。

本论文所设计的微型电动汽车用的轮边减速器在电动汽车上的应用提供了一种可以借鉴的减速装置形式，有助于电动汽车的设计和研发。

关键词：电动；轮边；减速器；设计；驱动

ABSTRACT

This thesis is to combine current situation of the development of automobile industry of miniature electric cars, car wheel edges reducer design, design a kind of mini-bev wheel edge speed reducer, miniature electric cars for driving wheel edges system USES, work torque smaller, but because there is no main reducer and need more than the slowdown. The wheel edges with large vehicles for the structural type gear reducer electric car wheel edges provide reference, narrow gear reducer while increasing structure size than, satisfy wheel edges slowing the use requirement driving system.

In recent years, with the rapid development of auto industry, global car total quantities increases unceasingly, car brings the environment pollution, energy shortage, resource exhaustion issues such as more and more outstanding. The increasingly serious oil crisis and the people environmental protection consciousness, the strengthening of the development of automobile industry forward very serious challenges. Using electricity for driving equipment electric car true "is a result of zero emission and become the focus of the world automobile research. In order to protect the human living environment and safeguard energy supply, governments invest a lot of manpower and material resources at the way to seek solutions to these problems. But electric cars (including pure electric cars, hybrid electric cars and fuel cell cars), namely all or part of the electricity can drive motor cars, as power system with high efficiency, energy saving, low noise, zero emissions and other significant advantages in environmental protection and energy saving, has incomparable advantage, therefore it solve the above problem is the most effective way.

This thesis miniature electric vehicle designed by the wheel edges with the electric car on the speed reducer can be used provided a reference of the deceleration device form, help electric vehicle design and development.

Key words: Power-driven；Welting rolling；Reducer；Devise；Drive

目录

摘要 (Ⅰ)

Abstract (Ⅱ)

第1章绪论 (1)

1.1 选题的依据和意义 (1)

1.2国内外研究概况及发展趋势 (3)

第2章行星齿轮的初步计算与选取 (5)

2.1已知条件 (5)

2.2 设计计算 (5)

2.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图 (5)

2.2.2 行星轮传动的配齿计算 (6)

2.2.3初步计算齿轮的主要参数 (7)

2.3本章小结 (8)

第3章装配条件及传动效率的计算 (9)

3.1装配条件的验算 (9)

3.2传动效率的计算 (9)

3.3减速器的润滑和密封 (14)

3.4本章小结 (14)

第4章齿轮强度验算 (15)

4.1 齿轮强度验算 (15)

4.2校核其齿面接触强度 (15)

4.3校核其齿跟弯曲强度 (17)

4.4本章小结 (20)

第5章减速器结构设计计算 (22)

5.1行星架的结构设计与计算 (22)

5.1.1行星架的结构设计 (22)

5.1.2行星架结构计算 (22)

5.2齿轮联轴器的结构设计与计算 (22)

5.3轴的结构设计与计算 (22)

5.3.1输入轴的结构设计与计算 (23)

5.3.2输出轴的设计计算 (24)

5.4铸造箱体的结构设计计算 (25)

5.5本章小结 (26)

结论 (28)

参考文献 (30)

致谢 (31)

附录 (32)

第1章绪论

1.1 选题的依据及意义

汽车是人类生活中不可缺少的重要工具，随着近年来汽车工业的发展，中国政府已将汽车工业确定为国民经济的支柱产业。随着《汽车工业产业政策》的颁布实施，中国汽车工业步入了新的历史发展阶段，2010年中国汽车产销分别为1826.47万辆和1806.19万辆，居全球第一。但是汽车工业要成为真正的支柱产业，则必须具备自我发展能力。尽快建立中国汽车工业的技术开发体系，形成自主开发产品的能力，这将关系到汽车工业发展的全局和长远规划。

近年来随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以开发和推广电动车，多种代用燃料汽车为主要内容的绿色汽车工程已在世界范围内展开。世界各大汽车公司争相研制各种1新型的无污染环保车，力图使自己生产的汽车达到或接近零污染标准。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现零排放，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车(包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车)，即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。

在20世纪50年代，荚国科学家罗伯特发明了电动汽车轮毂。其设计是将电动机、减速器、传动系统和制动系统融为一体。1968年，通用电气公司将这种电动轮毂装置运用到大型矿用自卸车上，并取名为“电动轮”，这是第一次在汽车上采用电动轮结构，近年来，随着电动汽车的兴起．轮毂电机驱动又得到重视。轮彀电机驱动系统的布置非常灵活．直接将电动机安装在车轮轮毅中，省略了传统的离合器、变速箱、主减速器及差速器等部件t因而简化整车结构、提高了传动效率、同时能借助现代计算机控制技术直接控制各电动轮实现电子差速．无论从体积、质量，还是从功率、载重能力看，电动轮相较于传统汽车动力传动系统．其结构更加简单、囊凑，占用空间更小，更容易实现全轮驱动。这些突出优点，使电动轮驱动成为电动汽车发展的一个独特方

向。

电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由于其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。

电动机本身具有调速的功能，如果在电动汽车上继续保留内燃机汽车必须使用的变速箱就显得累赘了。而轮边减速器，作为轮边驱动的一个选择装置，在传统动力汽车上已获得了较多的应用。一些矿山、水利等大型工程所用的重型车、大型公交车等，常要求具有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其低档传动比就会很大，为了避免变速器、分动器、传动轴等总成因需承受过大的转矩而使尺寸及质量过大，则应将传动系的传动比尽可能多地分配给驱动桥，这就导致了这些重型车辆驱动桥的主减速比很大，当其值大于12时，则需要采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地问隙，并可得到大的驱动桥减速比，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。对于新兴的电动汽车，由于电动轮的应用，轮边减速器也得到越来越多的应用。

采用轮边减速器是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统驱动力的匹配。目前采用的轮边减速器，就是为满足整个传动系统匹配的需要，而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置。安装在车辆动力输出终端，减轻变速箱负载。发动机点火经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。在这一过程中，轮边减速器的工作原理就是把主减速器传递的转速和扭矩经过其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。

微型电动汽车的轮边减速器将动力从原动机(此研究中即为轮毂驱动电机)直接传递给车轮，其主要功能是降低转速、增加转矩，从而使原动机的输出动力能够满足电动车的行车动力需求。在对电动汽车轮边减速器的设计与研究中，将紧密结合整车性能的要求，并考虑与轮边减速器相匹配的制动系统、悬架、轮毂电机等装置的布局与设计问题，借鉴不同型式的轮边减速器结构上的优点及参数选择的合理性，利用先进的计算机虚拟技术，对微型电动汽车的轮边减速器进行设计与研究。

行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点；这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特

的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。

1.2 国内外研究概况及发展趋势

世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应用。

行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自二十世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。

近20年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化，与时俱进、开拓创新地努力奋进，使得我国的行星传动技术有了迅速发展。目前，我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的新型行星齿轮传动技术，并期待着能有更大的突破。

据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下：

（1）标准化、多品种目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计，而且还演化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多种产品。

（2）硬齿面、高精度行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。

（3）高转速、大功率行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮传动中已获得广泛的应用，其传动功率也越来越大。

（4）大规格、大转矩，在中低速、重载传动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。

减速器的代号包括：型号、级别、联接型式、规格代号、规格、传动比、装配型式、标准号。

其标记符号如下：

N－NGW（N－内啮合、G－公用齿轮、W－外啮合）型；

A－单级行星齿轮减速器，B－两级行星齿轮减速器，C－三级行星齿轮减速器；

Z－定轴圆柱齿轮，S－螺旋锥齿轮，D－底座联接，F－法兰联接，L－立式行星减速器。

第2章行星齿轮的初步计算与选取

2.1 已知条件

毕业设计（论文）使用的原始资料（数据）及设计技术要求：

设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。

额定功率：3kw；额定转速：3500rpm；最大转矩：25NM；减速比：1：9；车轮半径：260mm；载重量：1000kg；最高时速：50km／h；每天工作12h，使用寿命8年要求：1、设计说明书一份，1.5万字以上；

2、轮边减速器装配图一张、齿轮、箱体等零件图若干张，折合3张AO图纸。

2.2设计计算

2.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图

根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比和工作特点可知2K-H型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图2-1所示。、图中太阳轮a输入，行星架x输出，内齿圈b固定。

输入

输出

b a

c

x

图2.1行星传动的传动简图

2.2.2 行星轮传动的配齿计算

在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的其他条件。

在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种：（一）、计算法；（二）、查表法。下面采用计算法来确定各轮齿数：

由公式3-28得a

b

z z p =

=p i -1=4.46-1=3.46（见参考文献[2]） （一般p 取3—8，在满足p i 的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮a 和行星轮c 的尺寸应尽可能地小。）

由公式3-29（见参考文献[2]）得a p a b z i z p z 64.3)1(=-=?= 取a z =17则b z =3.64X17=61.88，圆整后取b z =61。 根据同心条件可以求得行星轮的齿数： 由公式3-30（见参考文献[2]）得2

a

b c z z z -=

=22.44，圆整后取22=c z 。 所以，行星轮传动的各轮齿数分别为=a z 17，=b z 61，=c z 22。

2.2.3初步计算齿轮的主要参数

标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。

已知：25.0,1,20,22,61,17======**

c h z z z a c b a α

齿轮的几何尺寸计算如下：（见参考文献[2]） 分度圆直径：85175=?==a a mz d 305615=?==b b mz d 110225=?==c c mz d

齿顶高：外啮合副?-?c a 5===*a ac aa mh h h

内啮合副5==?-?m h b c ac

38.4=??-?=**m h h h a ab

齿根高：25.6=?+?=**m c h h a f

全齿高：f a h h h += a 轮 25.11=h b 轮25.11=h c 轮 38.9=h

齿顶圆直径：a 轮952=+=a a h d d c 轮 1202=+=a a h d d b 轮 24.2962=+=a a h d d 齿根圆直径：a 轮5.722=-=f a f h d d b 轮5.3172=+=f b f h d d c 轮5.972=-=f c f h d d 基圆直径：a 轮9.7920cos =?= a b d d

b 轮b d 7.286=

c 轮4.103=b d

中心距：c a -副 )(2/1c a z z a +=5.97= b c -副 5.97)(2/1=-=c b z z a 齿顶圆压力角：a 轮 75.32arccos

==a

b

a d d α

b 轮 5.30arccos

==a

b

a d d α c 轮 58.14arccos ==a

b

a d d α

2.3本章小结

这一章主要对本论文中的一些常规数据进行进了计算，选取了行星轮传动的传动

类型和传动简图，初步计算了齿轮的主要参数。

第3章 装配条件及传动效率的计算

3.1装配条件的验算

在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。

（1）邻接条件 由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞，这个约束称之为邻接条件。 按公式（3-7）（见参考文献[2]）验算其邻接条件，即

p

ac ac n a d π

sin

2,

≤

式中 n p — 行星轮个数；

a ac — a-c 啮合副的中心距； d ac — 行星轮的齿顶圆直径。

已知5.97,120`

==ac ac a d 代入上式可得

87.1683

180

sin

5.972120=??< 即满足邻接条件。

（2）同心条件 对于2K-H 型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等，称之为同心条件。 按公式（3-8a ）（见参考文献[2]）验算同心条件，即

`

`cb

ac a a = 已知5.97,5.97`

`==cb ac a a

即满足同心条件。

（3）安装条件 在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备的齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。 按公式（3-20）（见参考文献[2]）验算安装条件，即

c n

z z p

b a =+（整数）

已知3,61,17===p b a n z z

26361

17=+=+p b a n z z 即满足安装条件。 3.2传动效率的计算

按照表5-1（见参考文献[2]）或5-2（见参考文献[2]）中所对应的效率计算公式计算：

按公式(5-36) （见参考文献[2]）计算m ?如下： 对于啮合副（a-c ）:

齿顶圆压力角： 75.32959.79arccos arccos 1===a

b a d d

α

5.301204.103arccos arccos 2===a

b a d d

α

()()[]56.1tan tan tan tan 21

2211='-+'-=

ααααπ

εαa a z z 对于啮合副（c-b ）: 齿顶压力角： 5.301=α

58.142=α ()()[]78.1tan tan tan tan 21

2211='-+'-=

ααααπ

εαa a z z 根据公式（5-37）（见参考文献[2]） 得 取1.0=m f

025.011221

=???? ??+?=z z f m x

ma

επ

?

008.011221=???

?

??+?=

z z f m x

mb επ

? (行星齿轮传动中大都采用滚动轴承，摩擦损失很小故可忽略)

()

974.011=+--

=x

mb x ma b

xa p

p ??η 可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。

行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差，零件变形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷F btamax 与平均载荷F bta

之比值K

p

来表示载荷不均匀系数，即

K p =F

btamax

/F

bta

K p 值在

p

p

n

K≤

≤

1的范围内变化，为了减小载荷不均匀系数，便产生了所谓的均载机

构。均载机构的合理设计，对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义。

均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均载机构。

在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求。

（1）均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数K值最小。

（2）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。

（3）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。

（4）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。

（5）均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。

（6）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。

在本设计中采用了中心轮浮动的结构。太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相联实现浮动（如图 2-2 所示），前者既能使行星轮间载荷分布均衡，又能使啮合齿面沿齿寛方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线偏斜，从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀，降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装，应用广泛。

根据行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮a的结构，因为它的直径d较小，所以轮a应该采用轴齿轮的结构。因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮联轴器的外齿半联轴套Ⅱ制成一体或连接(如图2-3)。且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直径d

a，

同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯形。总之在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造(详见结构设计计算)。

a ）

b ）

图3.1齿轮联轴器

内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。 行星轮通过两个轴承来支撑，由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。（但是只有在使用一个浮动基本构件的行星轮传动中，行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑。）行星轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上实现的。

行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰联接，为保证行星架与输出轴的同轴度，行星架时应与输出轴配做，并且用两个对称布置得销定位。行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。

转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差fa 可按公式（9-1）（见参考文献[2]）计算。现已知啮合中心距a=97.5mm ，则

mm a

f a 0368.01000

83±=±≤

取m f a μ8.36=

图 3.2太阳轮

各行星轮轴孔的孔距相对偏差1δ的1/2,即

m e x μδ182/1==

在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其转配条件，且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图），如下图2-4

图3.3行星减速箱结构图

3.3减速器的润滑和密封

（1）齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表7-2-81选用（见参考文献[11]）。

（2）轴承采用飞溅润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的（约占轴承空间体积1/3）钙钠基润滑脂。

（3）减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。

3.4本章小结

这一章主要对减速器的装配条件和传动效率进行了计算，确定了减速器的润滑和密封。

第4章 齿轮强度验算

4.1 齿轮强度验算 4.2校核其齿面接触强度 （1）确定使用系数K A

查表6-7（见参考文献[2]）得

K A =1.1(工作机中等冲击，原动机轻微冲击的情况下) （2）确定动载荷系数K V 取功率P=45KW,n a =377.1r/min

min /1.8259

.311

.3771r p n n a x =+=+=

min /295r n n x a =-

已知d 1=85mm,有公式（6-57）（见参考文献[2]）得

()

s m s m n n d v x x /31.1/19100

11=-≈

计算动载荷系数k v 由公式（6-58）（见参考文献[2]）得

B

X v V A A

k -???

?

??

??+=200

取传动精度系数为7即c=6，

B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248 所以k v =1.17.

（3）齿向载荷分布系数ββF H K K ,

因为该2K-H 行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于1，所以

1==ββf h k k 。

（4）齿间载荷分配系数ααF H K K , 查表6-9（见参考文献[2]）得

1.1==ααF H K K

（5）行星轮间载荷分配不均匀系数FP HP K K , 查图7-19（见参考文献[2]）取

2.1=HP K

由公式7-12得（见参考文献[2]）取

3.1)12.1(5.11=-?+=FP k （6）节点区域系数H Z 查图6-9（见参考文献[2]）得

05.2=H Z （7）弹性系数E Z

查表6-10（见参考文献[2]）得

2/8.189mm N Z E = （8）重合度系数ε

Z

已知a-c 副56.1=αε ,b-c 副78.1=αε

所以9.03

4)(=-=-α

εεZ c a

86.03

4)(=-=

-α

εεZ b c （9）螺旋角系数βZ

1cos ==ββZ

（10）试验齿轮的接触疲劳极限lim H σ 查图6-14（a ）（见参考文献[2]）得

2lim 1300Nmm H =σ

（11）最小安全系数min min,,F H S S 查表6-11（见参考文献[2]）得