内啮合转子膨胀机齿轮强度分析
齿轮疲劳强度计算公式
齿轮疲劳强度计算公式齿轮疲劳强度是评估齿轮在长期使用条件下承受载荷的能力。
齿轮在传递动力时经常会受到不断的变负载，存在疲劳断裂的风险。
为了确保齿轮的可靠性和安全性，需要进行疲劳强度的计算。
本文将介绍齿轮疲劳强度的计算公式以及相关参数和注意事项。
齿轮疲劳强度计算公式可以通过公式如下表示：\[S = Y \cdot Z \cdot F \cdot Y_N \cdot K_H \cdot K_X \cdot K_V \cdot K_A\]其中，S表示齿轮的疲劳强度，单位为MPa。
下面依次介绍每个参数的含义：Y：齿轮基本强度系数，是齿轮的材料和硬度的函数。
齿轮的基本强度系数可以通过查询相关的标准进行获取。
Z：齿数。
齿数是指齿轮上的齿的数量。
通常情况下，大齿数齿轮的疲劳强度较高。
F：载荷系数。
是描述齿轮所承受载荷大小的参数。
载荷系数可以根据载荷的类型和工况条件进行计算。
Y_N：安全系数。
是为了确保齿轮具有足够的安全边际而引入的。
通常情况下，安全系数会根据齿轮的质量等级和使用条件进行选择。
K_H：应力循环系数。
考虑齿轮在使用过程中遇到高低温、湿润和杂质等因素引起的不同的应力循环。
K_X：位错系数。
表示齿轮的制造精度和装配精度对疲劳强度的影响。
通常情况下，制造工艺的精度越高，位错系数越小。
K_V：动载系数。
描述齿轮承受动载的影响。
K_A：危险系数。
考虑齿轮在特定工况下的工作环境和振动等因素对疲劳强度的影响。
上述的公式中，各个参数的计算方法一般可以参考相关标准、手册和理论知识。
同时，在实际应用中，还需要根据具体情况进行修正和调整。
当计算得到齿轮的疲劳强度之后，通常需要将其与应力计算强度进行比较，以确定齿轮的可靠性。
如果疲劳强度大于应力计算强度，则齿轮在设计工作条件下是可靠的。
然而，如果疲劳强度小于应力计算强度，则需要重新考虑齿轮的材料、设计和制造等方面，以提高其可靠性。
总而言之，齿轮疲劳强度的计算公式是评估齿轮承受载荷能力的一个重要工具。
齿轮传动机构设计及强度校核
齿轮传动机构设计及强度校核一、概述1.优点：传动效率高；工作可靠、寿命长；传动比准确；结构紧凑；功率和速度适用范围很广。
2.缺点：制造成本高；精度低时振动和噪声较大；不宜用于轴间距离较大的传动。
3.设计齿轮——设计确定齿轮的主要参数以及结构形式主要参数有：模数m、齿数z、螺旋角β以及齿宽b、中心距a、直径（分度圆、齿顶圆、齿根圆）、变位系数、力的大小。
齿轮类型：—外形及轴线：—根据装置形式：开式齿轮：齿轮完全外露，润滑条件差，易磨损，用于低速简易设备的传动中闭式齿轮：齿轮完全封闭，润滑条件好半开式齿轮有简单的防护罩—根据齿面硬度(hardness)：硬度：金属抵抗其它更硬物体压入其表面的能力；硬度越高，耐磨性越好硬度检测方法：布氏硬度法（HBS）洛氏硬度法（HRC）软齿面齿面硬度≤350HBS 或≤38HRC硬齿面齿面硬度＞350HBS或＞38HRC二．齿轮传动的失效形式和设计准则齿轮传动的失效形式1）轮齿折断(Tooth breakage)疲劳折断齿根受弯曲应力-初始疲劳裂纹-裂纹不断扩展-轮齿折断2）过载折断短时过载或严重冲击，静强度不够全齿折断—齿宽较小的齿轮局部折断—斜齿轮或齿宽较大的直齿轮措施：增大模数（主要方法）、增大齿根过渡圆角半径、增加刚度（使载荷分布均匀）、采用合适的热处理（增加芯部的韧性）、提高齿面精度、正变位等。
备注：疲劳折断是闭式硬齿面的主要失效形式！疲劳折断产生机理：齿面受交变的接触应力-齿面受交变的接触应力-润滑油进入裂纹并产生挤压-表层金属剥落-麻点状凹坑注意：凹坑先出现在节线附近的齿根表面上，再向其它部位扩展；其形成与润滑油的存在密切相关；常发生于闭式软齿面(HBS≤350)传动中；开式传动中一般不会出现点蚀现象（磨损较快）；措施：提高齿面硬度和质量、增大直径（主要方法）等。
3、齿面胶合产生机理：高速重载-摩擦热使油膜破裂-齿面金属直接接触并粘接-齿面相对滑动-较软齿面金属沿滑动方向被撕落。
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程解读
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程（吕浚潮）目录1.建立流程目的2.用romax软件建模过程3.强度分析过程4.齿轮优化过程4.1 齿向优化4.2 齿廓优化5.结论1.建立流程目的用romax软件对齿轮及轴进行建模，首先进行强度分析。
由于轴、轴承、齿轮的变形及受载，必然导致轮齿变形及及错位，减小单位啮合长度的最大载荷及传递误差（减小啮合噪声），对轮齿进行齿向及齿形修形，这样可以有效减小啮合线单位长度上的载荷，减小载荷突变，可减小啮合噪声。
2.用romax软件建模过程本部分简要地阐述了用romax软件建立换挡机构的过程，按先后顺序建立轴、轴承、齿轮，然后装配到一起，最后设置边界条件，建立分析工况。
具体过程如下：(1) 通过菜单栏的components按钮增加一个组（add Newassemble/component），弹出图2所示对话框。
图2.1 为模型增加一个部件(2) 首先增加一个轴组件，如图2.2，单击ok按钮。
图2.2 增加一个轴组件(3) 建立轴各段的截面形式、直径和长度，如图2.3。
图2.3 建立轴各段的直径、长度及截面形式(4)当建完轴后，点击增加轴承按钮，打开轴承增加页面，选择符合要求的轴承。
设置轴各段的长度、截面直径、圆锥方向增加轴承按钮图2.4 增加轴承界面(5) 指定轴承安装在轴上的位置，如图2.5。
设定轴承在轴上位置图2.5 设置轴承位置截面(6) 按上述方法，把换挡机构的主轴、副轴全部建完。
然后按图2.1，增加一个齿轮部件，如图2.6。
增加一个齿轮部件图2.6(7) 继第6步，出现齿轮参数选择界面，如图2.7，选择齿轮类型（直齿或斜齿），螺旋角，螺旋方向，模数，主动齿轮或被动齿轮，压力角等参数。
设置齿轮的模数、压力角、直(斜)齿、主被动形式图2.7 齿轮参数选择界面(8) 单击next，进入齿轮参数设置页面，设定齿轮的齿宽、变位系数、齿顶高系数、齿根高系数、齿顶倒角、齿根倒角、跨齿数等参数。
透平膨胀机转子系统在耦合应力下的强度分析
摘要 ： 关于透平膨胀机转子系统优化设计 问题 ， 针对 强度分析 ， 了解应力 的分 布状态 ， 可 以准 确地处理膨胀 机中高速气流和 极大温差下的多场耦合环境 ， 为强度设计和优 化提供 条件。为此提 出采用流体 一温度 一结 构三场顺序耦 合原理 ， 在Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ Ｗｏ ｒ ｋ ｂ ｅ ｎ ｃ ｈ 平 台上 ， 用 Ｎ—Ｓ方程计算 膨胀轮和增压 轮在高速气流作用下 的表面压强和表面温度分布 ， 用导 热微分方程得 到
ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｉ ｍｉ ｎ ｇ ａ ｔ ｔ ｈ ａ ｔ ｓ ｔ ｒ ｅ ｎ ｇ ｔ ｈ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｗｉ ｌ ｌ ｈｅ ｌ ｐ ｔ ｏ ｔ ｒ ｅ ａ ｔ ａ ｃ ｃ ｕ ｒ ａ ｔ ｅ ｌ ｙ ｔ ｈｅ ｍｕ ｌ ｔ ｉ— — ｉｅ ｆ ｌ ｄ ｓ Байду номын сангаасｃ ｏ ｕｐ ｌ ｉ ｎ ｇ ｅ ｎ ｖ ｉ ｒ ｏ ｎｍｅ ｎ ｔ ｉ ｎ ｃ ｌ ｕ — －
ＡＢＳ ＴＲＡＣＴ ： Ｗｉ ｔ ｈ ｒ ｅ ｇ ａ ｒ ｄ ｔ ｏ ｔ ｈ ｅ ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｔ ｕ ｒ ｂ ｏ～ｅ ｘ ｐ ａ ｎ ｄ ｅ ｒ ＇ ｓ ｒ ｏ ｔ ｏ ｒ ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ，ｔ ｈ ｅ ａ ｃ ｑ ｕ ａ ｉ ｎ ｔ ａ ｎ ｃ ｅ ｏ ｆ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ
Ｍ ＥＮＧ Ｚａ ｉ— ｑ ｉ ａ ｎ ｇ， Ｌ Ｉ Ｕ Ｘｉ ｎ ｇ— ｘ ｉ ｎ ｇ， ＬＩ Ｈｏ ｎ ｇ—ｇ ｕ ａ ｎ ｇ， Ｍ ＥＮＧ Ｇｕ ａ ｎ ｇ （ Ｓ ｔ ａ ｔ ｅ Ｋ ｅ ｙ Ｌ ａ ｂ ｏ ｒ ａ ｔ ｏ ｒ ｙ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ Ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ ａ ｎ ｄ Ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ，Ｓ ｈ ａ ｎ ｇ ｈ ａ ｉ Ｊ ｉ ａ ｏ Ｔ ｏ ｎ ｇ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｓ ｈ ａ ｎ ｇ ｈ ａ ｉ ２ ０ ０ ２ ４ ０ ，Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
齿轮强度设计PPT课件
2 齿根弯曲疲劳强度计算
1. 计算公式
30度切线法确定齿根处的危险截面：如右图所示，作与轮齿对称中线 成30度并与齿根过渡曲线相切的切线，通过两切点 平行于齿轮轴线的截面，即齿根危险截面。
图12.20 齿根危险截面应力
以受拉侧为计算依据，齿根的最大弯曲力矩为
计入K、Ysa、Yε 后，得齿根弯曲强度校核公式
调质钢和铸钢
渗碳淬火及表面淬火钢
附 齿轮弯曲疲劳可靠性试验
对称双向弯曲（如惰轮、行星轮）时，应将查表得到的σFlim 乘以0.7。双向运转时，所乘系数可稍大于0.7。
闭式传动常先按接触疲劳强度求出齿轮直径和齿宽，再校核其弯曲疲劳强度。齿面硬度很高的闭式传动，也可按弯曲疲劳强度确定齿轮模数，再校核其接触疲劳强度。开式传动只需进行弯曲疲劳强度计算求取模数。
试验齿轮的接触疲劳极限sHlim查表
铸铁
正火结构钢和铸钢
调质钢和铸钢
渗碳淬火及表面淬火钢
接触疲劳寿命系数ZN
最小安全系数SN
12.7 直齿圆柱齿轮传动的强度计算
4、分度圆直径的初步计算
式中，Ad 见表12.16，若为其他材料配对时，应将Ad 乘以修正系数 （表12.16）。同时，
3 静强度校核计算----略讲
当齿轮工作可能出现短时间、少次数（小于表12.15中N0值）的超过额定工况的大载荷（异常重载或重复性中等甚至严重冲击）时，则进行静强度校核： 102<NL<N0时，进行少循环次数强度校核； NL<102时，进行瞬时过载强度校核计算。 各计算公式见表12.18。
1 齿面接触疲劳强度计算
二、 直齿圆柱齿轮传动的强度计算
1、原始计算公式
取节点处ρ1、ρ2 ，将式12.7中的变量ρ换为定值，同时计算偏于安全。
第三章 内啮合齿轮泵关键零部件的分析与设计
第三章 电机泵用内啮合齿轮泵的分析与设计电机泵很大的一个优点是噪音低，内啮合齿轮泵自身噪音很低，成为电机泵的理想动力源。
国内目前内啮合齿轮泵还没有完整的设计理论和体系，本章内容结合目前国内的现状，参考国外先进产品的结构，力图在内啮合齿轮泵的设计理论方面做一些深入探讨，以提高国内内啮合齿轮泵的设计制造水平。
本章内容根据前述基本理论，参考外啮合齿轮泵的设计理论，主要分析内啮合齿轮泵关键零部件的受力分析，并给出基本设计依据。
内啮合齿轮泵的关键部件主要有内外齿轮、补偿侧板等零部件，主要的结构受力分析主是确定在工作过程中内外齿轮的受力大小和方向，为齿轮泵的结构设计和材料选择提供基本的理论依据。
3.1工作过程中齿轮所受径向力分析内啮合齿轮泵工作过程中，齿轮主要受到液压径向力、啮合力、支承反力和驱动力矩。
其中径向力对齿轮泵的性能影响最大，针对内啮合齿轮泵，外齿轮上的径向力会引起齿轮轴的弯曲变形，很大程度上决定了轴承的寿命；内齿轮上的径向力决定了内齿轮外圈的磨损；啮合力是齿轮泵工作过程中主从动齿轮啮合过程中产生，不仅影响齿轮表面的强度，并附加到径向力上，也影响到了泵的寿命；由于上述力合力的影响，对齿轮泵的寿命和性能影响很大，必须进行详细的分析，并采取合理的措施予以平衡解决。
作用在外齿轮轴承上的径向力R1F ，由沿齿轮圆周液体压力产生的径向力1P F 和由齿轮啮合产生的径向力1T F 所组成。
对外齿轮而言，沿圆周分布着三个压力区域，如图3-1所示，即对应吸油口的低压区域、对应排油口的高压区域，其包角为1α；两者之间的压力过渡区域，其包角为1β。
这三个区域的大小随着齿轮啮合角度的变化而变化，因此形成的径向合力方向也在变化。
从现在高压内啮合齿轮泵常采用的结构分析，考虑到齿顶的泄漏，过渡区一般由3个齿槽构成，压力排油区包含3到4个齿，其余范围对应着吸油低压区。
这三个区域随着齿轮啮合部位的变化在变化，计算比较复杂。
为了计算简化，设：（1）过渡区所有液压力作用在齿顶圆上；（2）泵在工作过程中两个齿轮及中间填充月牙块中严格保持图示的几何位置，不发生机械变形；（3）径向方向各处间隙均匀；（4）在压力过渡区域压力成线性降低。
齿轮强度计算
机械设计基础 ——齿轮传动
相关参数选择
1 压力角a的选择： ? 一般齿轮 α=20°； 航空用齿轮α=25° 2 齿数z的选择 ? d1一定，齿数z1↑→重合度↑平稳性好 →m小→加工量↓，但齿
轮弯曲强度差 ? 闭式软齿面 ：z1宜取多→提高平稳性， z1=20~40 ? 开式或闭式硬齿面：z1宜取少→保证轮齿弯曲强度, z1 ≥17 3 齿宽系数的选择 ? ? d ↑→ b↑ →承载能力↑(p196) 但载荷分布不 均匀↑→应取得
二轮齿的接触疲劳强度计算mpa由式可知当齿轮的材料传动比及齿宽系数一定时由轮齿表面接触强度所决定的承载能力仅与中心距有关即中心距越大承载能力越强相应实际应力越小一般齿轮20
机械设计基础 ——齿轮传动
5-7 轮齿的失效形式及计算准则
一、失效形式 1、轮齿折断 2、齿面磨料磨损 3、齿面疲劳点蚀 4、齿面胶合
m
YF为齿形系数，只与齿形有关， 即与压力角、齿顶高系数、齿数有
?
2 KT1YF bd1m
?
2 KT1YF bz1 m 2
? [? F ]
? 注意：
m?
3
4 KT 1Y F
?
a
z
2 1
(i
?
1 )[ ?
F
]
MPa
mm
1 齿宽系数、齿数z1 2 许用弯曲应力[? F] 3 [? F]的取值: min([? F]1/YF1, [? F]2/YF2)
设计公式：
a?
3
48(i ? 1)
i?
KT1
a [? H ]2
mm
? 由式可知，当齿轮的材料、传动比及齿宽系数一定时，由
轮齿表面接触强度所决定的承载能力，仅与中心距有关，
齿轮的强度计算
直齿圆柱齿轮的强度计算受力分析：圆周力F t =112d T 径向力αtan ∙=t r F F 法向载荷αcos t n F F = 1T ：小齿轮传递的转矩，mm N ∙ 1d ：小齿轮的节圆直径，mm α：啮合角，对标准齿轮， 20=α齿根弯曲疲劳强度的计算： 校核公式：[]F d Sa Fa Sa Fa F z m Y Y KT bmd Y Y KT σφσ≤==21311122 计算公式：[]32112F d Sa Fa z Y Y KT m σφ≥d φ：齿宽系数，1d b d =φ Fa Y ：齿形系数 Sa Y ：应力校正系数齿面接触疲劳强度的计算： 校核公式：[]H E H uu bd KT Z σσ≤±∙=125.2211 设计公式：[]3211132.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙±∙=H E d Z u u KT d σφ标准斜齿圆柱齿轮的强度计算 受力分析： 圆周力：112d T F T = 径向力：βαcos tan n t r F F ∙= 轴向力：βtan ∙=t a F F齿根弯曲疲劳强度计算： 校核公式：[]F n Sa Fa t F bm Y Y Y KF σεσαβ≤=设计计算：[]32121cos 2F Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ∙=齿面接触疲劳强度计算： 校核计算：H E H Z Z uu bd KT ∙±∙=111αεσ 设计计算：[]321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙±∙≥H Sa Fa d Y Y u u KT d σεφαu ：齿数比标准锥齿轮的强度计算 受力分析：11212m t t d T F F == 121cos tan δαt a r F F F == 121cos tan δαt r a F F F == αcos 1t n F F =齿根弯曲疲劳强度计算： 校核公式：()[]F R Sa Fa t F bm Y Y KF σφσ≤-=5.01 设计公式：()[]32212115.014F Sa Fa R R Y Y u z KT m σφφ∙+-≥齿面接触疲劳强度计算： 校核公式：()[]H R R E H u d KT Z σφφσ≤-=31215.015设计公式：[]()321215.0192.2u KT Z d R R H E φφσ-∙⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥。
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表 １ 内啮 合 齿 轮 基 本 参 数
Ｔ ａ ｂ ．１ Ｉ ｎ ｔ ｅ ｎａ ｒ ｌ ｇ ｅ ａ ｒ ｂ ａ ｓ ｉ ｃ ｐ ａ ｒ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｓ
圈 １ 内 外 转 子 装 配 示 意 图
Ｆ ｉ ｇ ． １ Ｉ ｎ ｔ ｅ ｎａ ｒ ｌ ａ ｎ ｄ ｅ ｘ ｔ ｅ ｒ ｎ ａ ｌ ｒ ｏ ｔ ｏ ｒ ａ ｓ ｓ ｅ ｍｂ ｌ ｙ ｄ ｉ ａ ｇ ｒ ａ ｍ
项目
内转子齿数 Ｚ ｌ
外转子齿数 Ｚ ２ 偏 心距 ｅ 创成 系数 ｋ 弧径 系数 ｈ
参数 ｆ ｍｍ ）
６
７
１ ． ２ ＡＮ Ｓ Ｙ Ｓ 网 格 划 分
１ ２ １ ． ５ ０． ３
因 为 该膨 胀 机 的 最 高温 度 可 达 到 ６ ０ ０ ℃以 上 ．所
内啮合转 子膨 胀 机齿 轮设 计参 考齿 轮 式油 泵相 关 型线 的设 计 过程 与方 法 ．采用 完 整 的连续 封 闭 的短 幅
外 摆 线 的等距 曲线作 为 内转 子齿 廓 ．外转 子采 用 与其
共 轭 的均 布 圆弧作 为 齿形 。经实 验讨 论 拟用 基本
参 数 如表 １ 。经 计 算得 到其 几何 尺 寸参 数如 表 ２ 。
内 转 子 齿 顶 圆半 径 ｒ 力
内转 子 齿 根 圆 半 径 ｒ ０ ， 外 转 子 齿 顶 圆 半 径
析 模 型 ．准确 掌握 齿 轮接 触应 力分 布特 点 ．得 到 的研 究 结果 对 内啮合转 子 膨胀 机 中齿 轮 的设 计 和提 高设 计
效 率 具有 重要 意 义 【 １ ］
０ 引言
Ｓ ｔ ａ ｒ Ｒ ｏ ｔ ｏ ｒ 发 动机 将 内啮合齿 轮应 用 于膨胀 机 但 目前对 内啮合 转子 膨胀 机 的结 构设 计 和工作 特性 研 究
上 比较 薄 弱 ．从膨 胀 机 的失效 情况 来看 ． 内啮合 齿 轮
Ｔａ ｂ ． ２ Ｉ ｎ ｔ ｅ ｎａ ｒ ｌ ｇ ｅ ａ ｒ ｇ ｅ ｏ ｍｅ ｔ ｒ ｙ ｐ ａ ｒ ｔ
中 图分 类 号 ：Ｔ Ｂ ６ ５ ３ 文献 标 识 码 ：Ａ 文 章 编 号 ：２ ０ ９ ５ — ５ ５ ５ ３ ｆ ２ ０ １ ４ １ ０ ２ — ０ ２ ０ ７ — ０ ４
索若淇 ， 苏铁熊 ， 王艳华 ， 牛鸿彬 ， 张 明贺 ． 内 啮合 转 子 膨 胀 机 齿 轮 强 度 分 析 ［ Ｊ ］ ． 中 国 农 机 化 学 报， ２ ０ １ ４ ， ３ ５ （ ２ ） ： ２ ０ ７ － ２ ０ ９ ， ２ １ ２
Ｄ Ｏ Ｉ ： １ ０ ． １ ３ ７ ３ ３ Ｏ ｊ ｃ ａ ｍ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． ２ ０ ９ ５ － ５ ５ ５ ３ ． ２ ０ １ ４ ． ０ ２ ． ０ ５ ０
内啮合转 子膨胀机 齿轮强度分析
索若 淇 ， 苏铁 熊 ，王 艳 华 ，牛 鸿彬 ，张 明 贺
ｆ 中北 大学 机 电工程 学 院 ，山西 太原 ，０ ３ ０ ０ ５ １ １
外 转 子 齿 根 圆 半 径 齿全高 ｈ 。
利用 Ｐ ｒ ｏ ／ Ｅ软件建立齿轮的几何模型，将建好的 ２
辨 配好 ８ ８ ８ 个齿 轮进行 装 配 嘲 ，装 的齿 轮模型 如图 １ 所示。
；
１ 三维 有 限 元 模 型 建 立
１ ． １ Ｐ ｒ ｏ ／ Ｅ 模 型
以选择 耐 高温 的材 料 。本 文选择 是 高温合 金 Ｇ Ｈ ４ １ ６ ９ ，
弹性模 量 ２ ０ ６ Ｇ Ｐ ａ ．泊 松 比为 ０ ． ３ 。
项目
内转子节圆半径 ｒ １ 外转子节圆半径 ｒ ，
参数 （ ｍｍ １
是 最容 易 出故 障 的零件 之一 ．因而 有必 要对 齿 轮工 作
接 触状 态下 的强度 性 能进 行合 理 的评估 利用 有 限元 分 析 软件 Ａ Ｎ Ｓ ＹＳ ．对 内啮合 齿 轮建 立 比较精 确 的分
Ｓ ｕ ｏ Ｒ ｕ ｏ ｑ ｉ ， Ｓ ｕ Ｔ ｉ ｅ ｘ ｉ ｏ ｎ ｇ ， Ｗａ ｎ ｇ Ｙ ａ ｎ ｈ ｕ ａ ， Ｎ ｉ ｕ Ｈ ｏ ｎ ｇ ｂ ｉ ｎ ， Ｚ ｈ ａ ｎ ｇ Ｍｉ ｎ ｇ ｈ ｅ ． Ｉ ｎ ｔ ｅ ｎａ ｒ ｌ ｍｅ ｓ ｈ ｉ ｎ ｇ ｒ ｏ ｔ ｏ ｒ ｅ ｘ ｐ ａ ｎ ｄ ｅ ｒ ｇ ｅ ａ ｒ ｓ ｔ ｒ ｅ ｎ ｇ ｔ ｈ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ［ Ｊ 】 ．
第 ３ ５卷 第 ２期 ２ ０１ ４年 ３月
中国农机化学报
Ｊ ｏ ｕ ｎａ ｒ ｌ ｏ ｆ Ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｓ ｅ Ａｇ ｉｃ ｒ ｕ ｌ ｔ ｕ ｒ ａ ｌ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ＶｏＩ ． ３５ Ｎｏ ． ２
Ｍａ ｒ ． ２ ０ １ ４
Ｊ ｏ ｕ ｒ ｎ ａ ｌ ｏ ｆ Ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｓ ｅ Ａ ｇ ｒ ｉ ｃ ｕ ｌ ｔ ｕ ｒ ａ ｌ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ， ２ ０ １ ４ ， ３ ５ （ ２ ） ： ２ ０ ７ － ２ ０ ９ ， ２ １ ２
表 ２ 内 啮合 齿轮 几何 参 数