自動(dòng)洗衣機(jī)行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì).doc

1、摘 要 本課題是有關(guān)一種自動(dòng)洗衣機(jī)減速離合器內(nèi)部減速裝置行星輪系減速器的設(shè)計(jì)。在洗衣機(jī)中使用行星輪系減速器正是利用了行星齒輪傳動(dòng):體積小，質(zhì)量小,結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大；傳動(dòng)效率高;傳動(dòng)比較大；運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng)、噪聲低的特點(diǎn)。行星輪減速其實(shí)就是齒輪減速的原理，它有一個(gè)軸線位置固定的齒輪叫中心輪或太陽(yáng)輪，在太陽(yáng)輪邊上有軸線變動(dòng)的齒輪,即既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)的齒輪叫行星輪，行星輪有支持構(gòu)件叫行星架,通過(guò)行星架將動(dòng)力傳到軸上,再傳給其它齒輪.它們由一組若干個(gè)齒輪組成一個(gè)輪系。只有一個(gè)原動(dòng)件，這種周轉(zhuǎn)輪系稱為行星輪系.關(guān)鍵詞：行星輪系減速器；太陽(yáng)輪；行星架。目 錄第一章 概述 4 第二章 原

2、始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成 5（一）原始數(shù)據(jù)2（二)系統(tǒng)組成框圖2第三章 減速器簡(jiǎn)介 4第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì) 5傳動(dòng)方案的分析與擬定51.對(duì)傳動(dòng)方案的要求52.擬定傳動(dòng)方案5第五章 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 6 （一）行星齒輪傳動(dòng)比和效率計(jì)算 6 （二)行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算 61.傳動(dòng)比條件62。同軸條件63.裝配條件74。鄰接條件7 (三)行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算 8 （四）行星齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核10 1、行星齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核102、齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核113、有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限11(五)行星齒輪傳動(dòng)的受力分析 13(六）行星齒輪傳動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)及浮動(dòng)量 15（七）輪間載荷

3、分布均勻的措施15第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)17（一）選擇齒輪材料及精度等級(jí) 17（二）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè) 17(三）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 18（四）主要尺寸計(jì)算 18（五）驗(yàn)算齒輪的圓周速度v 18第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計(jì)19（一）減速器輸入軸的設(shè)計(jì)191、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力192、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑193、確定各軸段的直徑194、確定各軸段的長(zhǎng)度195、校核軸19(二)行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計(jì)211、選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力212、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑213、確定各軸段的直徑214、確定各軸段的長(zhǎng)度215、校核軸 22第八章 結(jié)論24第九章

4、 參考文獻(xiàn)25第十章 設(shè)計(jì)小結(jié)26第十一章 致謝27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(diǎn),逐漸獲得廣泛應(yīng)用.同時(shí)它的缺點(diǎn)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(jì)計(jì)算也較一般減速器復(fù)雜。但隨著人們對(duì)行星傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步的深入地了解和掌握以及對(duì)國(guó)外行星傳動(dòng)技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收，從而使其傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時(shí)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(dòng)減速器。根據(jù)負(fù)載情況進(jìn)行一般的齒輪強(qiáng)度、幾何尺寸的設(shè)計(jì)計(jì)算，然后要進(jìn)行傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設(shè)計(jì)計(jì)算，由于采用的是多個(gè)行星輪傳動(dòng)，還必須

5、進(jìn)行均載機(jī)構(gòu)及浮動(dòng)量的設(shè)計(jì)計(jì)算。行星齒輪傳動(dòng)根據(jù)基本夠件的組成情況可分為：2KH、3K、及KHV三種。若按各對(duì)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(jì)的行星齒輪是2K-H行星傳動(dòng)NGW型。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(dòng)洗衣機(jī)行星輪系減速器的設(shè)計(jì) 原始數(shù)據(jù)及工作條件： 使用地點(diǎn)：自動(dòng)洗衣機(jī)減速離合器內(nèi)部減速裝置；傳動(dòng)比:=5.2輸入轉(zhuǎn)速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個(gè)數(shù)：=3內(nèi)齒圈齒數(shù)=63（二）系統(tǒng)組成框圖圖2-1 自動(dòng)洗衣機(jī)的組成簡(jiǎn)圖 上蓋控制面板進(jìn)水口排水管外箱體盛水桶支撐拉桿脫水桶電

6、動(dòng)機(jī)帶傳動(dòng)減速器波輪洗滌：A制動(dòng)，B放開，運(yùn)動(dòng)經(jīng)電機(jī)、帶傳動(dòng)、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水：A放開，B制動(dòng)，運(yùn)動(dòng)經(jīng)電機(jī)、帶傳動(dòng)、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(dòng)脫水桶波輪自動(dòng)洗衣機(jī)的工作原理：見圖2-2圖2-2 洗衣機(jī)工作原理圖（電機(jī)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(jiǎn)介減速器是一種動(dòng)力傳達(dá)機(jī)構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將馬達(dá)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(jī)構(gòu).減速器降速同時(shí)提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)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(shí)降低了負(fù)載的慣量，慣量的減少為減速比的

7、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(jī)械無(wú)級(jí)變速機(jī)等等。按傳動(dòng)級(jí)數(shù)主要分為:單級(jí)、二級(jí)、多級(jí)；按傳動(dòng)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(diǎn)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(dòng)效率不高，精度不高。2） 諧波減速器的諧波傳動(dòng)是利用柔性元件可控的彈性變形來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的，體積不大、精度很高，但缺點(diǎn)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

8、速器其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長(zhǎng)，額定輸出扭矩可以做的很大。第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案的分析與擬定1）對(duì)傳動(dòng)方案的要求 合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，還要滿足工作可靠、傳動(dòng)精度高、體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護(hù)方便等要求.2）擬定傳動(dòng)方案任何一個(gè)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(dòng)方案，適于在惡劣環(huán)境下長(zhǎng)期連續(xù)工作。圖41 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(dòng)設(shè)計(jì)（一)行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比和效率計(jì)算 行星齒

9、輪傳動(dòng)比符號(hào)及角標(biāo)含義為： 1-固定件、2-主動(dòng)件、3從動(dòng)件 1、齒輪b固定時(shí)（圖11）,2K-H（NGW)型傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 =1=1+/可得 =1-=1=1-5.2=4。2 =/-1=63*5/21=15輸出轉(zhuǎn)速： =/=n/=2600/5。2=500r/min2、行星齒輪傳動(dòng)的效率計(jì)算： =1-/(-1)* =為ag嚙合的損失系數(shù)，為bg嚙合的損失系數(shù)，為軸承的損失系數(shù), 為總的損失系數(shù),一般取=0。025按=2600 r/min、=500r/min、=21/5可得=1-/（-1) =1|2600500/（-4。21）500|*0.025=97。98%(二) 行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算1、傳動(dòng)

10、比的要求-傳動(dòng)比條件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5=4.2 =所以中心輪a和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動(dòng)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(gè)中心輪、同時(shí)正確嚙合，要求外嚙合齒輪ag的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪b-g的中心距，即 = 稱為同軸條件.對(duì)于非變位或高度變位傳動(dòng)，有 m/2(+）=m/2(）得 =-/2=6315/2=243、保證多個(gè)行星輪均布裝入兩個(gè)中心輪的齒間裝配條件想鄰兩個(gè)行星輪所夾的中心角=2/中心輪a相應(yīng)轉(zhuǎn)過(guò)角，角必須等于中心輪a轉(zhuǎn)過(guò)個(gè)（整數(shù))齒所對(duì)的中心角，即 =*2/式中2/為中心輪a轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒（周節(jié)）所對(duì)的中心角。 =n/=

11、/=1+/將和代入上式，有 2*/2/=1+/經(jīng)整理后=+=（15+63）/2=24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(dòng)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12所示 圖5-1 行星齒輪可得 l=2 l=2*2/m*(+）sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件.(三）行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算按齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初算公式為 m=式中 算數(shù)系數(shù),對(duì)于直齒輪傳動(dòng)=12.1； -嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N*m ； =/=9549/n=95

12、49×0.15/3×1600=0.2984N*m 使用系數(shù)，由參考文獻(xiàn)二表67查得=1； 綜合系數(shù)，由參考文獻(xiàn)二表65查得=2； -計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻(xiàn)二公式65得=1。85； 小齒輪齒形系數(shù)，圖6-22可得=3。15；， 齒輪副中小齒輪齒數(shù)，=15； 試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻(xiàn)二圖626630選取=120所以 m=12.1× =0。658 取m=0.91）分度圓直徑d=m*=0.9×15=13.5mm =m*=0。9×24=21。6mm =m=0。9×63=56。7mm2) 齒頂圓直徑 齒頂高

13、:外嚙合=*m=m=0.9內(nèi)嚙合=(-)*m=(17。55/）*m=0。792 =+2=13.5+1.8=15。3mm=+2=21.6+1。8=23.4mm=2=56。71。584=55.116mm 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）m=1.25m=1.125 =-2=13。5-2。25=11.25mm=2=21。62.25=19.35mm=+2=56。7+2。25=58.95mm 4)齒寬b參考三表819選取=1=*=1×13。5=13。5mm=*+5=13。5+5=18.5mm=13.5+(5-10）=13.5-5=8.5mm5） 中心距a 對(duì)于不變位或高變位的嚙合傳動(dòng)，因其節(jié)圓與

14、分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、ag為外嚙合齒輪副=m/2（+)=0.9/2×（15+24)=17.55mm 2、bg為內(nèi)嚙合齒輪副 =m/2（+)=0。9/2×(63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內(nèi)齒圈b模數(shù)m0。90。90。9齒數(shù)z152463分度圓直徑d13。521.656。7齒頂圓直徑15。323.454。9齒根圓直徑11.2519.3558.95齒寬高b18。518.58。5中心距a=17.55mm =17。55mm （四）行星齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核1、行星齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級(jí)中心輪a選選用45鋼正火，硬度為16

15、2217HBS,選8級(jí)精度，要求齒面粗糙度1。6行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛（一般機(jī)械結(jié)構(gòu)零件,硬度大，強(qiáng)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(jí)精度，要求齒面粗糙度3.2。(2）轉(zhuǎn)矩 =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984Nm=298。4Nmm；（3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由參考文獻(xiàn)三式824得出 如【】則校核合格.(4）齒形系數(shù)由參考文獻(xiàn)三表812得=3。15，=2。7，=2。29;（5）應(yīng)力修正系數(shù)由參考文獻(xiàn)三表8-13得=1.49,=1.58，=1。74；（6）許用彎曲應(yīng)力由參考文獻(xiàn)三圖824得=1

16、80MPa，=160 MPa ; 由表8-9得=1。3 由圖825得=1；由參考文獻(xiàn)三式814可得 =*/=180/1。3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa=2K/b=（2×1.1×298。4/13。5××15）×3。15×1.49=18.78 Mpa< =138 MPa=*/=18。78×2.7×1.587/3。15×1.74=14.62<=123。077 MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。2、齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核（1)、齒面接觸應(yīng)力=（2）、許用接觸應(yīng)力為

17、許用接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算，即 =*（3）、強(qiáng)度條件校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件：大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為,即 或者校核齒輪的安全系數(shù):大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應(yīng)分別大于其對(duì)應(yīng)的最小安全系數(shù)，即 >查參考文獻(xiàn)二表611可得 =1。3所以 >1。33、有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限（1）使用系數(shù)查參考文獻(xiàn)二表6-7 選取=1（2)動(dòng)載荷系數(shù)查參考文獻(xiàn)二圖6-6可得=1.02（3)齒向載荷分布系數(shù)對(duì)于接觸情況良好的齒輪副可取=1（4）齒間載荷分配系數(shù)、由參考文獻(xiàn)二表69查得 =1。1 =1。2（5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)由參考文獻(xiàn)二式713 得=1+0.

18、5（-1)由參考文獻(xiàn)二圖719 得=1。5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)由參考文獻(xiàn)二圖69查得=2。06（7)彈性系數(shù)由參考文獻(xiàn)二表610查得=1.605（8）重合度系數(shù)由參考文獻(xiàn)二圖610查得=0。82(9）螺旋角系數(shù) =1（10）試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限由參考文獻(xiàn)二圖611圖615查得 =520Mpa(11）最小安全系數(shù)、由參考文獻(xiàn)二表611可得=1.5、=2(12）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)由參考文獻(xiàn)二圖611查得 =1。38(13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)、由參考文獻(xiàn)二圖617、圖6-18、圖619查得=0。9、=0。95

19、2、=0。82(14）齒面工作硬化系數(shù)由參考文獻(xiàn)二圖620查得 =1.2（15）接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)由參考文獻(xiàn)二圖621查得 =1所以 =2.06×1.605×0。82×1×=2。95 =2.95×=3.5 =2。95×=4.32 =520/1。3×1.38×0。9×0.95×0.82×1.2×1=464。4所以 齒面接觸校核合格（五）行星齒輪傳動(dòng)的受力分析在行星齒輪傳動(dòng)中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1,即1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間;所以在2H-K型行星傳動(dòng)中，各基本構(gòu)

20、件（中心輪a、b和轉(zhuǎn)臂H）對(duì)傳動(dòng)主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡(jiǎn)便起見,本設(shè)計(jì)在行星齒輪傳動(dòng)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(gè)構(gòu)件，同時(shí)用符號(hào)F代表切向力.為了分析各構(gòu)件所受力的切向力F,提出如下三點(diǎn)：（1） 在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動(dòng)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(gè)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(gè)平行力的比值,則應(yīng)研究它們對(duì)第三個(gè)力的作用點(diǎn)的力矩.在2H-K型行星齒輪傳動(dòng)中,其受力分析圖是由運(yùn)動(dòng)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(duì)于

21、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(gè)行星輪g同時(shí)施加的作用力和輸入轉(zhuǎn)矩的作用。當(dāng)行星輪數(shù)目2時(shí)，各個(gè)行星輪上的載荷均勻,（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進(jìn)行補(bǔ)償）因此，只需要分析和計(jì)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(gè)功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 =/=9549/n=9549×0。15/3×1600=0。2984Nm可得 =0.8952 N*m式中 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm； 輸入件所傳遞的名義功率，kw； (a) （b） 圖52傳動(dòng)簡(jiǎn)圖（a）傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 (b）構(gòu)件的受力分析按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)算

22、,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=44.2N而行星輪g上所受的三個(gè)切向力為中心輪a作用與行星輪g的切向力為 =2000/=44。2N 內(nèi)齒輪作用于行星輪g的切向力為=2000/=44。2N 轉(zhuǎn)臂H作用于行星輪g的切向力為=2=-4000/=-88.4N 轉(zhuǎn)臂H上所的作用力為=-2=4000/=-88.4N 轉(zhuǎn)臂H上所的力矩為 =4000/*=4000×0。8952/13.5×17。55=-4655.0 N*m 在內(nèi)齒輪b上所受的切向力為 =2000/=44.2N 在內(nèi)齒輪b上所受的力矩為=/200

23、0=/=0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m 式中 中心輪a的節(jié)圓直徑， 內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑， 轉(zhuǎn)臂H的回轉(zhuǎn)半徑,根據(jù)參考文獻(xiàn)二式（637）得 /=1/=1/1-=1/1+P轉(zhuǎn)臂H的轉(zhuǎn)矩為 =-*（1+P）= 0。8952×（1+4。2）=-4。655 N*m 仿上 /=1/=1/1-=p/1+P內(nèi)齒輪b所傳遞的轉(zhuǎn)矩， =-p/1+p=-4。2/5.2×(-4.655)=3。76 N*m（六）行星齒輪傳動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)及浮動(dòng)量行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn).這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)（2）行星輪的傳動(dòng)方式，充分利用了同心軸

24、齒輪之間的空間，使用了多個(gè)行星輪來(lái)分擔(dān)載荷，形成功率分流，并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng);從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn)。（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(dòng)的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來(lái)通過(guò)實(shí)踐采取了對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進(jìn)行自動(dòng)調(diào)位的方法，即采用各種機(jī)械式的均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)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(dòng)的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配，且使行星齒輪傳動(dòng)輸入功率能通過(guò)所有的行星輪進(jìn)行傳遞，即可進(jìn)行功率分流.在選用行星齒輪傳動(dòng)均載機(jī)構(gòu)時(shí)，根據(jù)該機(jī)構(gòu)的功用和工作情況,應(yīng)對(duì)其提

25、出如下幾點(diǎn)要求：（）載機(jī)構(gòu)在結(jié)構(gòu)上應(yīng)組成靜定系統(tǒng)，能較好地補(bǔ)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。（)均載機(jī)構(gòu)的補(bǔ)償動(dòng)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?yàn)?，作用力大才能使其?dòng)作靈敏、準(zhǔn)確.（）在均載過(guò)程中，均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動(dòng)調(diào)整位移量補(bǔ)償行星齒輪傳動(dòng)存在的制造誤差。（)均載機(jī)構(gòu)應(yīng)制造容易，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動(dòng)性能.均載機(jī)構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小,效率要高。（）均載機(jī)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(dòng)的振動(dòng)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(duì)于主要靠機(jī)械的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)均載的

26、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(guò)系統(tǒng)中附加的自由度來(lái)實(shí)現(xiàn)均載的。2、靜不定系統(tǒng)均載機(jī)構(gòu)：1、基本構(gòu)件浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)(1） 中心輪a浮動(dòng) （2）內(nèi)齒輪b浮動(dòng) (3）轉(zhuǎn)臂H浮動(dòng) （4)中心輪a與轉(zhuǎn)臂H同時(shí)浮動(dòng) (5）中心輪a與內(nèi)齒輪b同時(shí)浮動(dòng) （6)組成靜定結(jié)構(gòu)的浮動(dòng)2、杠桿聯(lián)動(dòng)均載機(jī)構(gòu)本次所設(shè)計(jì)行星齒輪是靜定系統(tǒng),基本構(gòu)件中心輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)。 第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知：傳遞功率P=150w，齒輪軸轉(zhuǎn)速n=1600r/min，傳動(dòng)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(jí)行星輪架內(nèi)齒圈選用45鋼調(diào)質(zhì),硬度為22

27、0250HBS,齒輪軸選用45鋼正火,硬度為170210HBS，選用8級(jí)精度，要求齒面粗糙度3.26。3。(二）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應(yīng)用參考文獻(xiàn)四式1022求出值。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù).1） 轉(zhuǎn)矩 = =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984Nm2） 荷系數(shù)K查參考文獻(xiàn)四表10-11 取K=1.13）齒數(shù)和齒寬系數(shù)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(jí)齒輪傳動(dòng)為對(duì)稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻(xiàn)四表1020選取=1。4）許用接觸應(yīng)力 由參考文獻(xiàn)四圖1024查得 =560Mpa， =530 Mpa由

28、參考文獻(xiàn)四表10-10查得 =1 =60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1。997× =/i=1。997×由參考文獻(xiàn)四圖1027可得=1.05。由參考文獻(xiàn)四式1013可得=/=1。05×560/1=588 Mpa=/=1.05×530/1=556.5 Mpa(三)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算由參考文獻(xiàn)四式1024得出，如則校核合格.確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)：1）齒形系數(shù)由參考文獻(xiàn)四表1013查得 =3.63 2)應(yīng)力修正系數(shù)由參考文獻(xiàn)四表1014查得 =1.413）許用彎曲應(yīng)力由參考文獻(xiàn)四圖1025查

29、得 =210Mpa， =190 Mpa由參考文獻(xiàn)四表1010查得 =1。3由參考文獻(xiàn)四圖1026查得 =1由參考文獻(xiàn)四式1014可得 =/=210/1。3=162 Mpa =/=190/1。3=146 Mpa故 m1。26=1.26×=0.58=2K/b=×3。63×1。41=27。77MPa<=162 Mpa=/=27.77MPa=146 Mpa齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。由參考文獻(xiàn)四表103取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=1(四）主要尺寸計(jì)算=mz=1×11mm=11mm =1×11mm=11mm a=1/2m(+)=1/2×1×(11+

30、11)mm=11mm（五）驗(yàn)算齒輪的圓周速度v v=/60×1000=×11×1600/60×1000=0。921m/s由參考文獻(xiàn)四表1022,可知選用8級(jí)精度是合適的。第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計(jì)(一）減速器輸入軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力由已知條件 選用45號(hào)鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由參考文獻(xiàn)四表14-4查得強(qiáng)度極限=650MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力=60MPa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑根據(jù)參考文獻(xiàn)四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.364.86取直徑=8.5mm3、確定各軸段的直徑軸段1(

31、外端）直徑最少=8。5mm，考慮到軸在整個(gè)減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=9。7mm, =10mm，=11mm， =11.5mm, =12mm， =15.42mm， =18mm。4、確定各軸段的長(zhǎng)度齒輪輪廓寬度為20.5mm，為保證達(dá)到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個(gè)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, =4mm, =18.5mm， =1.5mm， =16.3mm。按設(shè)計(jì)結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖： 圖7-1 輸入軸簡(jiǎn)圖5、 校核軸a、受力分析圖 圖72 受力分析(a) 水平面彎矩圖 (b）垂直面內(nèi)的彎矩圖 （c）合成

32、彎矩圖 （d)轉(zhuǎn)矩圖圓周力：=2×298。4/13。5=44。2N 徑向力：=44.2×tan=16。1N法向力：=/cos=44。2/ cos=47.04Nb、作水平面內(nèi)彎矩圖（72a）。支點(diǎn)反力為： =/2=22。1N 彎矩為：=22.1×77。95/2=861.35Nmm =22。1×29。05/2=321 Nmmc、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（72b），支點(diǎn)反力為：=/2=8。04N彎矩為:=8.04×77。95/2=313。5Nmm =8.04×29.05/2=116。78 Nmmd、作合成彎矩圖(7-2c）:=994.45 Nmm

33、=370.6 Nmme、作轉(zhuǎn)矩圖（72d）：T=9549/n=9549×0。15/1600=0。8952N*m=895.2 Nmmf、求當(dāng)量彎矩 =1130。23 Nmm=652.566 Nmmg、校核強(qiáng)度 =/W=1130.23/0.1=1130。23/0。1×=6.54Mpa=/W=652。566/0。1=652.566/0.1×=4。9 Mpa所以 滿足=60Mpa的條件，故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定裕量。（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計(jì)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(xiàn)四表144查得強(qiáng)度極限=600MPa，

34、再由表142得許用彎曲應(yīng)力=55MPa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑=P=0.15×97.98%=0。147kw根據(jù)參考文獻(xiàn)四表141 得C=118107.又由式142得 d=(118107）=5.344.83取直徑=8.9mm3、確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.9m考慮到軸在整個(gè)減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=12mm,=11.3mm, = =12mm。4、確定各軸段的長(zhǎng)度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達(dá)到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個(gè)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, =1。5

35、mm， =15。8mm, =1.2mm, =23。2mm。按設(shè)計(jì)結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖：見圖7-3 圖73 輸出軸5、校核軸:a、受力分析圖 見圖 圖74 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=84.64N徑向力：=846。4×tan=308。1N法向力：=/cos=846.4/ cos=90。72Nb、作水平面內(nèi)彎矩圖（74a）.支點(diǎn)反力為： =/2=42.32N 彎矩為：=42.32×68。25/2=1444.17Nmm =423。2×33。05/2=699。338Nmmc

36、、作垂直面內(nèi)的彎矩圖(74b），支點(diǎn)反力為：=/2=15.405N彎矩為：=154.05×68.25/2=525.7 Nmm =154。05×33.05/2=254。57 Nmmd、作合成彎矩圖（7-4c)：=1536。87 Nmm=744.23 Nmme、作轉(zhuǎn)矩圖（74d）：T= -=*（1+P)= 0。8952×(1+4。2）=465。5 N*mmf、求當(dāng)量彎矩 =1562.04 Nmm=794.9Nmmg、校核強(qiáng)度 =/W=1562。04/0.1=1562.04/0.1×=9.1Mpa=/W=794.9/0。1=794。9/0.1×= 4.6Mpa所以 滿足=55Mpa的條件，故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定裕量。第八章 結(jié)論本文是關(guān)于自動(dòng)洗衣機(jī)減速離合器內(nèi)部減速裝置,這種減速器對(duì)于體積和重量方面要求較高，在設(shè)計(jì)過(guò)程中不僅要注意這些，同時(shí)也要在精度上下些力氣，因?yàn)榫炔桓?在洗衣機(jī)運(yùn)行中產(chǎn)生的震動(dòng)和噪音就越大，隨著人們對(duì)家電的要求逐漸提高和科技的日益發(fā)展，洗衣機(jī)是家用電器中常見的一種,人們對(duì)它的