3944 自動洗衣機行星齒輪減速器的設(shè)計

3944 自動洗衣機行星齒輪減速器的設(shè)計,自動,洗衣機,行星,齒輪,減速器,設(shè)計 1自動洗衣機行星齒輪減速器的設(shè)計第一章 概述行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點，逐漸獲得廣泛應(yīng)用。同時它的缺點是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計計算也較一般減速器復(fù)雜。但隨著人們對行星傳動技術(shù)進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術(shù)的引進和消化吸收，從而使其傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高，完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。根據(jù)負(fù)載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設(shè)計計算，然后要進行傳動比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設(shè)計計算，由于采用的是多個行星輪傳動，還必須進行均載機構(gòu)及浮動量的設(shè)計計算。行星齒輪傳動根據(jù)基本夠件的組成情況可分為：2K—H、3K、及 K—H—V 三種。若按各對齒輪的嚙合方式，又可分為：NGW 型、NN 型、WW 型、WGW 型、NGWN 型和 N 型等。我所設(shè)計的行星齒輪是 2K—H 行星傳動 NGW 型。2第二章 原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖（一）有關(guān)原始數(shù)據(jù)課題: 一種自動洗衣機行星輪系減速器的設(shè)計原始數(shù)據(jù)及工作條件： 使用地點：自動洗衣機減速離合器內(nèi)部減速裝置；傳動比： =5.2pi輸入轉(zhuǎn)速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個數(shù)： =3wn內(nèi)齒圈齒數(shù) =63bz（二）系統(tǒng)組成框圖3上蓋控制面板進水口排水管外箱體盛水桶支撐 拉桿脫水桶電動機帶傳動減速器波輪圖2-1 自動洗衣機的組成簡圖 4洗滌：A制動，B放開，運動經(jīng)電機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水：A放開，B制動，運動經(jīng)電機、帶傳動、內(nèi)齒圈（脫水桶） 、中心齒輪、行星架、波輪與脫水桶等速旋轉(zhuǎn)。AB帶傳動脫水桶波輪自動洗衣機的工作原理：見圖2-2圖 2-2 洗衣機工作原理圖（電機輸入轉(zhuǎn)速）輸入軸中心輪 行星輪輸出軸圖 2-3 減速器系統(tǒng)組成框圖 第三章 減速器簡介5減速器是一種動力傳達機構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將馬達的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。減速器降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。降速同時降低了負(fù)載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。1） 蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。2） 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。3） 行星減速器其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。第四章 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計6傳動方案的分析與擬定1）對傳動方案的要求合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的功能要求，還要滿足工作可靠、傳動精度高、體積小、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。2）擬定傳動方案任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。例如圖 1-1 所示為作者擬定的傳動方案，適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。圖 4-1 周轉(zhuǎn)輪系a-中心輪；g-行星輪；b-內(nèi)齒圈；H-行星架第五章 行星齒輪傳動設(shè)計7（一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標(biāo)含義為： 1—固定件、2—主動件、3—從動件　　　　　　　　　23i1、齒輪 b 固定時（圖 1—1） ，2K—H（NGW）型傳動的傳動比 為baHi=1- =1+ /baHibza可得 =1- =1- =1-5.2=-4.2 baip= / -1=63*5/21=15azH輸出轉(zhuǎn)速：= / =n/ =2600/5.2=500r/minnapi2、行星齒輪傳動的效率計算：η=1-| - /( -1)* |*aHabiHn?=?*B?為 a—g 嚙合的損失系數(shù)， 為 b—g 嚙合的損失系數(shù)， 為軸承的損失系數(shù)，HHHB?為總的損失系數(shù)，一般取 =0.025?按 =2600 r/min、 =500r/min、 =-21/5 可得anHnHabiη=1-| - /( -1)* |* =1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%abi(二) 行星齒輪傳動的配齒計算1、傳動比的要求——傳動比條件即 =1+ /baHiza可得 1+ / =63/5=21/5=4.2 =b baHi所以中心輪 a 和內(nèi)齒輪 b 的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合——同軸條件為保證行星輪 與兩個中心輪 、 同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪 a—g 的中心距等gzazb于內(nèi)嚙合齒輪 b—g 的中心距，即= w(a)?()wbg?稱為同軸條件。8對于非變位或高度變位傳動，有m/2( + )=m/2( - )azgbzg得 = - /2=63-15/2=24b3、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間——裝配條件想鄰兩個行星輪所夾的中心角 =2π/H?wn中心輪 a 相應(yīng)轉(zhuǎn)過 角， 角必須等于中心輪 a 轉(zhuǎn)過 個（整數(shù)）齒所對的中心角，1 ?即= *2π/1?az式中 2π/ 為中心輪 a 轉(zhuǎn)過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。az=n/ = / =1+ /piHn1?ba將 和 代入上式，有 1?H2π* / /2π/ =1+ /?azwnbza經(jīng)整理后 = + =（15+63）/2=24?azb滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰——鄰接條件在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1—2 所示 Re圖 5-1 行星齒輪可得 l=2 * ＞wasin(10/)ow(agdl=2*2/m*( + )*sin =39 /2mazg60o39=d+2 =17m()agdah滿足鄰接條件。(三)行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù) m齒輪模數(shù) m 的初算公式為m= 2311li/AFPadFKTYz???式中 —算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動 =12.1；m mK—嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N*m ； 1T= / =9549 / n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*mawn1w—使用系數(shù)，由《參考文獻二》表 6—7 查得 =1；AK A—綜合系數(shù)，由《參考文獻二》表 6—5 查得 =2；F? FK?—計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻二》公式 6—5P得 =1.85；—小齒輪齒形系數(shù)，1FaY圖 6—22 可得 =3.15；，1Fa—齒輪副中小齒輪齒數(shù)， = =15；1z1za—試驗齒輪彎曲疲勞極限， 按由《參考文獻二》圖 6—26～6—30 選取limF?2*Nm=120li 2*N所以 m= =12.1×2311lim/mAFPadFKTYz??? 3 20.29841.531/0.85??=0.658 取 m=0.91）分度圓直徑 d=m* =0.9×15=13.5mm()az=m* =0.9×24=21.6mm()g()=m* =0.9×63=56.7mm()bd()z2) 齒頂圓直徑 a齒頂高 ：外嚙合 = *m=m=0.9h1a*h內(nèi)嚙合 =（ -△ ）*m=(1-7.55/ )*m=0.792 2 2z10= +2 =13.5+1.8=15.3mm()ad()ah= +2 =21.6+1.8=23.4mm()g()= -2 =56.7-1.584=55.116mm()abd()ah3) 齒根圓直徑 f齒根高 =（ + ）*m=1.25m=1.125f*ac= -2 =13.5-2.25=11.25mm()fd()fh= -2 =21.6-2.25=19.35mm()fg()f= +2 =56.7+2.25=58.95mm()fbd()fh4）齒寬 b《參考三》表 8—19 選取 =1d?= * =1×13.5=13.5mm()ad?()a= *+5=13.5+5=18.5mm()b=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm()5) 中心距 a對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、a—g 為外嚙合齒輪副=m/2( + )=0.9/2×(15+24)=17.55mmazg2、b—g 為內(nèi)嚙合齒輪副=m/2( + )=0.9/2×(63-24)=17.55mmab中心輪 a 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b模數(shù) m 0.9 0.9 0.9齒數(shù) z 15 24 63分度圓直徑 d 13.5 21.6 56.7齒頂圓直徑 a15.3 23.4 54.911齒根圓直徑 fd11.25 19.35 58.95齒寬高 b 18.5 18.5 8.5中心距 a =17.55mm =17.55mm ag bga（四）行星齒輪傳動強度計算及校核1、行星齒輪彎曲強度計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級中心輪 a 選選用 45 鋼正火，硬度為 162～217HBS，選 8 級精度，要求齒面粗糙度 1.6aR?行星輪 g、內(nèi)齒圈 b 選用聚甲醛（一般機械結(jié)構(gòu)零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選 8 級精度，要求齒面粗糙度3.2。aR?（2）轉(zhuǎn)矩 1T= / =9549 / n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；awn1Pw（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由《參考文獻三》式 8—24 得出 如 【 】則校核合格。F?F??（4）齒形系數(shù) FY由《參考文獻三》表 8—12 得 =3.15， =2.7， =2.29；FaYFgFbY（5）應(yīng)力修正系數(shù) s由《參考文獻三》表 8—13 得 =1.49， =1.58， =1.74；sasgsb（6）許用彎曲應(yīng)力 ??F?由《參考文獻三》圖 8—24 得 =180MPa， =160 MPa ；lim1Flim2F?由表 8—9 得 =1.3 由圖 8—25 得 = =1；s1NY2由《參考文獻三》式 8—14 可得= * / =180/1.3=138 MPa??1F?NYlim1F= * / =160/1.3=123.077 MPa2li2s=2K /b * =(2×1.1×298.4/13.5× ×15)×3.15×1.49=18.78 MpalimHSSlim查《參考文獻二》表 6—11 可得 =1.3liH所以 >1.33、有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限（1）使用系數(shù) AK查《參考文獻二》表 6—7 選取 =1AK（2）動載荷系數(shù) V查《參考文獻二》圖 6—6 可得 =1.02V（3）齒向載荷分布系數(shù) HK?對于接觸情況良好的齒輪副可取 =1H?（4）齒間載荷分配系數(shù) 、HaF由《參考文獻二》表 6—9 查得 = =1.1 = =1.21HaKF2HaKF13（5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) HpK由《參考文獻二》式 7—13 得 =1+0.5（ -1）'Hp由《參考文獻二》圖 7—19 得 =1.5 'Hp所以 =1+0.5（ -1）=1+0.5×（1.5-1）=1.251HpK'Hp仿上 =1.752（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由《參考文獻二》圖 6—9 查得 =2.06HZ（7）彈性系數(shù) E由《參考文獻二》表 6—10 查得 =1.605E（8）重合度系數(shù) Z?由《參考文獻二》圖 6—10 查得 =0.82Z?（9）螺旋角系數(shù) ?= =1Zcos（10）試驗齒的接觸疲勞極限 limH?由《參考文獻二》圖 6—11～圖 6—15 查得 =520MpalimH?（11）最小安全系數(shù) 、limHSliF由《參考文獻二》表 6-11 可得 =1.5、 =2limHSlimHF（12）接觸強度計算的壽命系數(shù) NTZ由《參考文獻二》圖 6—11 查得 =1.38（13）潤滑油膜影響系數(shù) 、 、LVR由《參考文獻二》圖 6—17、圖 6—18、圖 6—19 查得=0.9、 =0.952、 =0.82LZVRZ（14）齒面工作硬化系數(shù) w14由《參考文獻二》圖 6—20 查得 =1.2wZ（15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) x由《參考文獻二》圖 6—21 查得 =1x所以 = =2.06×1.605×0.82×1× =2.95 0H?1//EtZFdbu????132.65.?= =2.95× =3.51012AVHaPK?1.02.?= =2.95× =4.322H 175= * =520/Hp?limli/HSNTLVRwxZ1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4所以 齒面接觸校核合格H??p（五）行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即 >1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心wn輪之間；所以在 2H—K 型行星傳動中，各基本構(gòu)件（中心輪 a、b 和轉(zhuǎn)臂 H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設(shè)計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力 ，且用一條垂直線表示一個構(gòu)件，同時用符號 F 代表切向rF力 。rF為了分析各構(gòu)件所受力的切向力 F，提出如下三點：（1） 在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài)，因此，構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。（2） 如果在某一構(gòu)件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。（3） 為了求得構(gòu)件上兩個平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。在 2H—K 型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 1—3所示。由于在輸入件中心輪 a 上受有 個行星輪 g 同時施加的作用力 和輸入轉(zhuǎn)矩 的作用。wngaAT15當(dāng)行星輪數(shù)目 2 時，各個行星輪上的載荷均勻， （或采用載荷分配不均勻系數(shù) 進行補wn? pk償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪 a 在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為= / =9549 / n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m1Tawn1Pw可得 = * =0.8952 N*m式中 —中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N*m；a—輸入件所傳遞的名義功率，kw；1P圖 5-2 傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構(gòu)件的受力分析按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 g 作用于中心輪 a 的切向力為=2000 / =2000 / =2000×0.2984/13.5=44.2NgaF1T'adawn'd而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪 g 的切向力為=- =-2000 / =-44.2N gaaw'內(nèi)齒輪作用于行星輪 g 的切向力為= =-2000 / =-44.2N bFaaTn'd轉(zhuǎn)臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為=-2 =-4000 / =-88.4N aaw'轉(zhuǎn)臂 H 上所的作用力為=-2 =-4000 / =--88.4N gFHgaTn'd輸 出輸 入(a) (b)16轉(zhuǎn)臂 H 上所的力矩為 = =-4000 / * =-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0 N*m TwngHFxraT'dxr在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為=- =2000 / =44.2N gbawn'在內(nèi)齒輪 b 上所受的力矩為= /2000= / =0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m TwngbF'daT'b'd式中 —中心輪 a 的節(jié)圓直徑，㎜'ad—內(nèi)齒輪 b 的節(jié)圓直徑，㎜'b—轉(zhuǎn)臂 H 的回轉(zhuǎn)半徑，㎜xr根據(jù)《參考文獻二》式（6—37）得- / =1/ =1/1- =1/1+PaTbaiHabi轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)矩為=- *（1+P）= -0.8952×（1+4.2）=-4.655 N*ma仿上- / =1/ =1/1- =p/1+PbTHbaiHabi內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩，=-p/1+p* =-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N*mb（六）行星齒輪傳動的均載機構(gòu)及浮動量行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個（ 2）行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了wn?多個行星輪來分擔(dān)載荷，形成功率分流，并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。（七）輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻，起初，人們只努力提高齒輪的加工精度，從而使得行星輪傳動的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調(diào)位的方法，即采用各種機械式的均載機構(gòu)，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而，有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配，且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。在選用行星齒輪傳動均載機構(gòu)時，根據(jù)該機構(gòu)的功用和工作情況，應(yīng)對其提出如下幾點要求：17（１）載機構(gòu)在結(jié)構(gòu)上應(yīng)組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉(zhuǎn)配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數(shù) 值最小。PK（２）均載機構(gòu)的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應(yīng)使均載構(gòu)件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準(zhǔn)確。（３）在均載過程中，均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動調(diào)整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。（４）均載機構(gòu)應(yīng)制造容易，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。（５）均載機構(gòu)應(yīng)具有一定的緩沖和減振性能；至少不應(yīng)增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)類型可分為兩種：1、靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的。2、靜不定系統(tǒng)均載機構(gòu)：1、基本構(gòu)件浮動的均載機構(gòu)(1) 中心輪 a 浮動 （2）內(nèi)齒輪 b 浮動 （3）轉(zhuǎn)臂 H 浮動 （4）中心輪 a 與轉(zhuǎn)臂 H 同時浮動 （5）中心輪 a 與內(nèi)齒輪 b 同時浮動 （6）組成靜定結(jié)構(gòu)的浮動2、杠桿聯(lián)動均載機構(gòu)本次所設(shè)計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構(gòu)件中心輪 a 浮動的均載機構(gòu)。 18第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設(shè)計已知：傳遞功率 P=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)速 n=1600r/min，傳動比 i=5.2，載荷平穩(wěn)。使用壽命 10 年，單班制工作。 （一）輪材料及精度等級行星輪架內(nèi)齒圈選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 220～250HBS，齒輪軸選用 45 鋼正火，硬度為 170～210HBS，選用 8 級精度，要求齒面粗糙度 3.2～6.3 。aR?m?（二）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應(yīng)用《參考文獻四》式 10—22 求出 值。確定有關(guān)參數(shù)1d與系數(shù)。1）轉(zhuǎn)矩 1T= = / =9549 / n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m1awn1Pw2）荷系數(shù) K查《參考文獻四》表 10—11 取 K=1.13）齒數(shù) 和齒寬系數(shù)1zd?行星輪架內(nèi)齒圈齒數(shù) 取 11，則齒輪軸外齒面齒數(shù) =11。因單級齒輪傳動為對1z 2z稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由《參考文獻四》表 10—20 選取 =1。d?4）許用接觸應(yīng)力 ??H?由《參考文獻四》圖 10—24 查得 =560Mpa, =530 Mpalim1H?lim2H?由《參考文獻四》表 10—10 查得 =1S=60nj =60×1600×1×(10×52×40)=1.997×1NhL 910= /i=1.997×2910由《參考文獻四》圖 10—27 可得 = =1.05。1NTZ2由《參考文獻四》式 10—13 可得= / =1.05×560/1=588 Mpa??1H?NTZlim1HS= / =1.05×530/1=556.5 Mpa2li2（三）按齒根彎曲疲勞強度計算19由《參考文獻四》式 10—24 得出 ，如 則校核合格。F?121admz????A確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)：1）齒形系數(shù) FY由《參考文獻四》表 10—13 查得 = =3.63 1FY22）應(yīng)力修正系數(shù) S由《參考文獻四》表 10—14 查得 = =1.411S23）許用彎曲應(yīng)力 ??F?由《參考文獻四》圖 10—25 查得 =210Mpa, =190 Mpalim1F?lim2F?由《參考文獻四》表 10—10 查得 =1.3S由《參考文獻四》圖 10—26 查得 = =11NTY2由《參考文獻四》式 10—14 可得 = / =210/1.3=162 Mpa??1F?NTYlim1FS= / =190/1.3=146 Mpa2li2故 m 1.26 =1.26× =0.58???2311FSdFKYz??3 21.298.4361./46??=2K /b = ×3.63×1.41=27.77MPa< =162 Mpa1F?T2zA2.98.4 ???F?= / =27.77MPa< =146 Mpa22FS1S??2F齒根彎曲強度校核合格。由《參考文獻四》表 10—3 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=1（四）主要尺寸計算= =mz=1×11mm=11mm1d2= = =1×11mm=11mmbd?1a=1/2 m( + )=1/2×1×(11+11)mm=11mmAz2（五）驗算齒輪的圓周速度 vv= /60×1000= ×11×1600/60×1000=0.921m/s?1dn?由《參考文獻四》表 10—22,可知選用 8 級精度是合適的。20第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計（一）減速器輸入軸的設(shè)計1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件 選用 45 號鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由《參考文獻四》表 14—4 查得強度極限=650MPa,再由表 14—2 得許用彎曲應(yīng)力 =60MPaB???1b??2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)《參考文獻四》表 14—1 得 C=118～107。又由式 14—2 得d =(118～107) =5.36～4.863/CPn?30.5/6310.5/6Cd?取直徑 =8.5mm13、確定各軸段的直徑軸段 1(外端)直徑最少 =8.5mm ，1d7考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定： =9.7mm, =10mm,2d3d=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。4d567d84、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為 20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=107mm, =3.3mm, =2mm, =44.2mm, 1L2L3=4mm, =18.5mm, =1.5mm, =16.3mm。4L56L7按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖：圖 7-1 輸入軸簡圖5、校核軸a、受力分析圖21圖 7-2 受力分析(a)水平面彎矩圖 (b)垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉(zhuǎn)矩圖圓周力： = =2×298.4/13.5=44.2N tF12/Td徑向力： = =44.2×tan =16.1Nr'antA02法向力： = /cos =44.2/ cos =47.04Nt'b、作水平面內(nèi)彎矩圖（7-2a） 。支點反力為： = /2=22.1NHFt彎矩為： =22.1×77.95/2=861.35N mm1HMA=22.1×29.05/2=321 N mm2c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（7-2b） ，支點反力為： = /2=8.04NvFr彎矩為： =8.04×77.95/2=313.5N mm1v A=8.04×29.05/2=116.78 N mm2Md、作合成彎矩圖（7-2c）： = = =994.45 N mm1M21HV?22861.35.?A= = =370.6 N mm22V37Ae、作轉(zhuǎn)矩圖(7-2d)：T=9549 /n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mm1P22f、求當(dāng)量彎矩= = =1130.23 N mm1eM22()aT?2294.5(0.689.)??A= =652.566 N mm2?37 5g、校核強度= /W=1130.23/0.1 =1130.23/0.1× =6.54Mpa1e?36d312= /W=652.566/0.1 =652.566/0.1× =4.9 Mpa2M4所以 滿足 =60Mpa 的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。e???1b??（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件： 齒輪軸選用 45 鋼正火,由《參考文獻四》表 14—4 查得強度極限=600MPa,再由表 14—2 得許用彎曲應(yīng)力 =55MPaB???1b??2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑=Pη=0.15×97.98%=0.147kw'P根據(jù)《參考文獻四》表 14—1 得 C=118～107。又由式 14—2 得 d =(118～107) =5.34～4.833'/Cn?30.47/630.147/6Cd?取直徑 =8.9mm2d?3、確定各軸段的直徑軸段 1(外端)直徑最少 =8.9m6考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定： =12mm,1d= =11.3mm, = = =12mm。2d43d574、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為 20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=136.5mm, =19.2mm, =1.1mm, =74.5mm, 1L2L3L=1.5mm, =15.8mm, =1.2mm, =23.2mm。4L56L7按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖：見圖 7-3235、校核軸：a、受力分析圖 見圖 圖 7-4 受力分析圖(a)水平面內(nèi)彎矩圖 (b)垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉(zhuǎn)矩圖圓周力： = =2×465.5/11=84.64NtF12/Td徑向力： = =846.4×tan =308.1Nr'antA02法向力： = /cos =846.4/ cos =90.72Nt'b、作水平面內(nèi)彎矩圖（7-4a） 。支點反力為： = /2=42.32NHFt彎矩為： =42.32×68.25/2=1444.17N mm1HMA=423.2×33.05/2=699.338N mm2c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（7-4b） ，支點反力為： = /2=15.405NvFr圖 7-3 輸出軸24彎矩為： =154.05×68.25/2=525.7 N mm1vMA=154.05×33.05/2=254.57 N mm2d、作合成彎矩圖（7-4c）： = = =1536.87 N mm121HVM?2241.75?A= = =744.23 N mm22V2693.8e、作轉(zhuǎn)矩圖(7-4d)：T= - = *（1+P）= 0.8952×（1+4.2）=465.5 N*mmHTaf、求當(dāng)量彎矩= = =1562.04 N mm1eM22()?2215368.7(0.465)??A= =794.9N mm2aT?4 g、校核強度= /W=1562.04/0.1 =1562.04/0.1× =9.1Mpa1e?36d312= /W=794.9/0.1 =794.9/0.1× = 4.6Mpa2M4所以 滿足 =55Mpa 的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。e???1b??25第八章 結(jié)論本文是關(guān)于自動洗衣機減速離合器內(nèi)部減速裝置，這種減速器對于體積和重量方面要求較高，在設(shè)計過程中不僅要注意這些，同時也要在精度上下些力氣，因為精度不高，在洗衣機運行中產(chǎn)生的震動和噪音就越大，隨著人們對家電的要求逐漸提高和科技的日益發(fā)展,洗衣機是家用電器中常見的一種，人們對它的要求不僅是質(zhì)量上的，對它本身的重量、體積、噪音等方面的要求也越來越高，本文設(shè)計的減速器就注重在這些方面下手，盡量減輕他的重量和縮小他的體積，同時也不忘提高齒輪間的傳動精度和傳動的精度，能使洗衣機在運行中做到噪音小，震動小的作用。同時由于本人能力和經(jīng)驗有限，在設(shè)計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，還望讀者在借鑒的同時，能指出當(dāng)中的不足，把減速器做的更完美。26第九章 參考文獻（1） 《機械傳動設(shè)計手冊》 主編：江耕華 胡來容 陳啟松 煤炭工業(yè)出版社出版（2） 《行星齒輪傳動設(shè)計》 主編：饒振綱 化學(xué)工業(yè)出版社出版（3） 《機械基礎(chǔ)》 主編：王治平（4） 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 主編：陳立德 高等教育出版社出版（5） 《機械零件設(shè)計手冊》 主編：葛志祺 冶金工業(yè)出版社出版（6） 《互換性與測量技術(shù)》 主編：陳于濤 機械工業(yè)出版社（7） 《工裝設(shè)計》 主編：陳立德 上海交通大學(xué)出版（8） 《畢業(yè)設(shè)計指導(dǎo)書》 主編：李恒權(quán) 青島海洋大學(xué)出版社（9） 《機械制圖》 大連理工大學(xué) 高等教育出版社（10） 《機床設(shè)計》 沈陽工業(yè)大學(xué) 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社27第十章 設(shè)計小結(jié)此次畢業(yè)設(shè)計是我們從大學(xué)畢業(yè)生走向未來設(shè)計的重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設(shè)計。其間，查找資料，老師指導(dǎo)，與同學(xué)交流，反復(fù)修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。通過這次實踐，我了解了減速器的用途及工作原理，熟悉了減速器的設(shè)計步驟，鍛煉了機械設(shè)計的實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設(shè)計能力。此次畢業(yè)設(shè)計是對我專業(yè)知識和專業(yè)基礎(chǔ)知識一次實際檢驗和鞏固，同時也是走向工作崗位前的一次熱身。畢業(yè)設(shè)計收獲很多，比如學(xué)會了查找相關(guān)資料相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，分析數(shù)據(jù)，提高了自己的繪圖能力，懂得了許多經(jīng)驗公式的獲得是前人不懈努力的結(jié)果。同時，仍有很多課題需要后輩去努力去完善。 但是畢業(yè)設(shè)計也暴露出自己專業(yè)基礎(chǔ)的很多不足之處。比如缺乏綜合應(yīng)用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解，等等。這次實踐是對自己大學(xué)三年所學(xué)的一次大檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但是自己的求學(xué)之路還很長，以后更應(yīng)該在工作中學(xué)習(xí)，努力使自己 成為一個對社會有所貢獻的人。 28第十一章 致謝經(jīng)過幾個月的忙碌和學(xué)習(xí)，本次畢業(yè)論文設(shè)計已經(jīng)接近尾聲。作為一個大專生的畢業(yè)設(shè)計，由于經(jīng)驗的匱乏，專業(yè)知識薄弱，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有指導(dǎo)教師的的督促指導(dǎo)，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。在這里首先要感謝我的論文指導(dǎo)老師俞云強老師。俞老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從選題到查閱資料，論文提綱的確定，中期論文的修改，后期論文格式調(diào)整等各個環(huán)節(jié)中都給予了我悉心的指導(dǎo)。除了敬佩俞老師的專業(yè)水平外，她的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。最后還要感謝大學(xué)三年來所有指導(dǎo)過我們的老師，是在他們的教誨下，我掌握了堅實的專業(yè)知識基礎(chǔ)，為我以后的揚帆遠航注入了動力。29