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1、河南科技學院新科學院2013屆本科畢業(yè)論文（設計）自動洗衣機行星輪系減速器的設計學生姓名：洪 海 波 所在系別： 機械工程系 所學專業(yè)：機械設計制造及其自動化 導師姓名：逄 明 華 完成時間： 2013-4-20 摘要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，逐漸獲得廣泛應用。同時它的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設計計算也較一般減速器復雜。但隨著人們對行星傳動技術進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產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
2、速器。根據負載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設計計算，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及浮動量的設計計算。行星齒輪傳動根據基本夠件的組成情況可分為：2KH、3K、及KHV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。N表示內嚙合，W表示外嚙合，G表示內外嚙合公用行星輪。本文所設計的行星齒輪是2KH行星傳動NGW型。關鍵詞：減速器、齒輪強度AbstractDepartment of planetary gear reducer compared with ordina
3、ry gear reducer has the advantages of small size, light weight, high efficiency and transmission power range, and gradually widely available. While its disadvantages are: high-quality materials, complex structure, high precision manufacturing, installation more difficult, complex design calculations
4、 than the average reducer. But with the planetary transmission technology for further in-depth understanding and mastery , as well as the introduction and digestion and absorption of foreign planetary transmission technology , transmission structure and are contained way so that it continues to impr
5、ove, the level of production technology is also rising , can create a better planetary gear reducer .According to the load gear strength, the geometry of the design calculations, and then the transmission ratio conditions, concentric conditions, assembly conditions, adjacent design are set, due to t
6、he use of a plurality of planetary gear drive; you must also institutions and floating amount of design calculations.The planetary gear transmission according enough basic member of the composition can be divided into: 2K-H, 3K, and the three K-H - V. The gear meshing, can be divided into: NGW type,
7、 NN, WW, the WGW type, NGWN -type and N-type. N represents the internal meshing , W the outer meshing , G represents the inner and outer engagement common planet wheel .This article is designed planetary gear 2K-H planetary transmission NGW type .Key words：Gear reducer，Gear strength目錄摘要3Abstract41 緒
8、論52 原始數據及系統組成框圖72.1有關原始數據72.2系統組成框圖73 減速器行星輪設計94 傳動系統的方案設計105 行星齒輪傳動設計115.1行星齒輪傳動的傳動比和效率計算115.2 行星齒輪傳動的配齒計算125.3行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算135.4行星齒輪傳動強度計算及校核161、行星齒輪彎曲強度計算及校核165.5行星齒輪傳動的受力分析195.6行星齒輪傳動的均載機構及浮動量215.7輪間載荷分布均勻的措施226 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計236.1輪材料及精度等級236.2按齒面接觸疲勞強度設計236.3按齒根彎曲疲勞強度計算246.4主要尺寸計算256.5驗算
9、齒輪的圓周速度v257 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計257.1減速器輸入軸的設計257.2行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計278 結論309 設計小結3010 謝辭3111 參考文獻32緒論從20世紀80年代初期洗衣機逐漸進入中國家庭，并由最開始的單缸洗衣機到雙缸洗衣機，再到全自動洗衣機。隨著科學技術的發(fā)展，人們對機械設備的性能要求越來越高，在齒輪傳動裝置方面具體表現為提高齒輪的承載能力、傳動效率、減小外形尺寸、減輕質量以及增大傳動比等，行星齒輪在這種背景下應運而生，并且隨著齒輪傳動的設計與制造技術不斷發(fā)展完善。我國對行星齒輪的研究起步較晚，而且在行星齒輪產業(yè)發(fā)展出現的問題中許多都不容樂觀
10、，比如產業(yè)集中于勞動力密集型產品；技術密集型產品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家。無錫小天鵝股份有限公司前身始建于1958年，中國第一臺全自動洗衣機于1978年在小天鵝誕生，這臺全自動洗衣機的問世，徹底改變了人們的洗衣方式。1995年以后，洗衣機市場一直是單缸全自動洗衣機稱霸天下。然而在洗衣機的功能、品牌都不斷發(fā)展的今天，仍有一部分人對雙缸洗衣機情有獨鐘。作為第二代改良洗衣機，雙缸洗衣機盡管增加了甩干功能，仍然不能節(jié)省人力洗滌結束后，必須手動甩干功能，而且甩干常常不徹底、甩干機常出故障等等。此外，雙缸洗衣機的洗衣桶空間有限，像秋冬穿著的厚重衣物不好洗滌。世界上一些發(fā)達國家，如日本、德國、英國、俄羅斯以及
11、美國等，對行星齒輪傳動的應用，在生產和研究中都十分重視。由于行星齒輪減速器具有結構緊湊、體積小、承載能力大和同軸性等許多優(yōu)點，行星齒輪減速器在現代的軍用和民用工業(yè)中具有其廣闊的應用前景。據說，歐美幾乎100的家庭使用的都是滾筒洗衣機。與中國消費者偏愛的波輪式洗衣機相比，滾筒洗衣機洗衣范圍廣，能夠洗滌羊毛、絲綢之類的高檔衣物，洗好的衣物不纏繞，對衣物磨損小。滾筒洗衣機轉速快，最高每分鐘可達1000轉，還可將水加熱，衣物洗凈度很高；滾筒洗衣機同時利用特有的減震、平衡系統，將噪聲降到了最低；因為技術先進、做工精湛，滾筒洗衣機的使用壽命是波輪洗衣機的2倍。滾筒洗衣機有兩大優(yōu)點：其一是省水。波輪洗衣機要
12、在桶中注入大量的水來帶動衣物；而滾筒洗衣機是使衣物落下與水拍打，需要水量較小。其次滾筒洗衣機對衣物的磨損度要低。滾筒洗衣機洗衣時頗似南方人洗衣用棒槌敲打衣物，而波輪洗衣機是使衣物來回攪動，因此，滾筒洗衣機對衣物的磨損度更低。此外，滾筒洗衣機還是環(huán)保先鋒，這或許是它們在歐美大受歡迎的另一個重要原因。滾筒洗衣機不僅能節(jié)省一半以上的水，還能大量節(jié)約洗滌劑，減少生活污水的排放。如今，滾筒洗衣機已經走入中國老百姓的家中，高端滾筒的熱銷充分說明滾筒洗衣機的普及已經成為趨勢。全球市場上洗碗機按結構可分為臺式和柜式，按用途可分為商用洗碗機和家用家則高達60%-70%。新興國家如東南亞地區(qū)的洗碗機銷量也在以每年
13、20%的幅度增洗碗機。發(fā)達國家中家用洗碗機的普及率已達30%-40%，美國、法國、德國等國長。本文所設計的行星齒輪減速器，其特征在于采用由太陽輪、均勻排在太陽輪外周并與太陽輪外嚙合的各行星輪、以及與所述各行星輪內嚙合的內齒輪構成的行星輪系。1 原始數據及系統組成框圖11有關原始數據課題: 一種自動洗衣機行星輪系減速器的設計 原始數據及工作條件： 使用地點：自動洗衣機減速離合器內部減速裝置；傳動比：=5.2輸入轉速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個數：=3內齒圈齒數=631.2系統組成框圖圖1-1 自動洗衣機的組成簡圖自動洗衣機的工作原理：見圖1-2圖1-2 洗衣機工作原理圖
14、洗滌：A制動，B放開，運動經電機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水：A放開，B制動，運動經電機、帶傳動、內齒圈（脫水桶）、中心齒輪、行星架、波輪與脫水桶等速旋轉。（電機輸入轉速）輸入軸中心輪行星輪輸出軸圖1-3 減速器系統組成框圖 2 減速器行星輪設計減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將馬達的回轉數減速到所要的回轉數，并得到較大轉矩的機構。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
15、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。輸入轉速不能太高。3） 行星減速器其優(yōu)點是結構比較緊湊，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。圖2
16、-1太陽輪圖2-2行星輪3 傳動系統的方案設計方案的分析與擬定（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、結構簡單、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，傳動要滿足上述所有要求是十分困難的，要統籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。例如圖3-1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3-1 周轉輪系a-中心輪；g-行星輪；b-內齒圈；H-行星架4 行星齒輪傳動設計4.1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含義為： 1固定件、2主動件、3從動件（1
17、）、齒輪b固定時（圖11），2KH（NGW）型傳動的傳動比為 =1-=1+/可得 =1-=1-=1-5.2=-4.2 =/-1=63*5/21=15輸出轉速： =/=n/=2600/5.2=500r/min（2）、行星齒輪傳動的效率計算： =1-|-/(-1)* |*=為ag嚙合的損失系數，為bg嚙合的損失系數，為軸承的損失系數， 為總的損失系數，一般取=0.025按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%4.2 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+/可得 1+/=63/
18、5=21/5=4.2 =所以中心輪a和內齒輪b的齒數滿足給定傳動比的要求。（2）、保證中心輪、內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ag的中心距等于內嚙合齒輪bg的中心距，即 = 稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2(-)得 =-/2=63-15/2=24（3）、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=2/中心輪a相應轉過角，角必須等于中心輪a轉過個（整數）齒所對的中心角，即 =*2/式中2/為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 =n/=/=1+/將和代入上式，有 2*/2/=1+
19、/經整理后=+=（15+63）/2=24滿足兩中心輪的齒數和應為行星輪數目的整數倍的裝配條件。（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大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖42所示圖4-1 行星齒輪可得:l=2* l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件。4.3行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數m齒輪模數m的初算公式為 m=式中 算數系數，對于直齒輪傳動=12.1； 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=95490.15/31600=0.2984N
20、*m 使用系數，由參考文獻二表67查得=1； 綜合系數，由參考文獻二表65查得=2； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數，由參考文獻二公式65得=1.85； 小齒輪齒形系數，圖622可得=3.15；， 齒輪副中小齒輪齒數，=15； 試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻二圖626630選取=120所以 m=12.1 =0.658 取m=0.91）分度圓直徑d=m*=0.915=13.5mm =m*=0.924=21.6mm =m*=0.963=56.7mm2) 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=*m=m=0.9內嚙合=（-）*m=(1-7.55/)*m=0.792 =+2=13.5+1.8=15.
21、3mm=+2=21.6+1.8=23.4mm=-2=56.7-1.584=55.116mm 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）*m=1.25m=1.125 =-2=13.5-2.25=11.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95mm 4）齒寬b參考三表819選取=1=*=113.5=13.5mm=*+5=13.5+5=18.5mm=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5) 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、ag為外嚙合齒輪副=m/2(+)=0.9/2(15+24)=17.55
22、mm 2、bg為內嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2(63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內齒圈b模數m0.90.90.9齒數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 =17.55mm4.4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162217HBS，選8級精度，要求齒面粗糙度1.6行星輪g、內齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小
23、，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 =/=9549/n=95490.15/31600=0.2984N*m=298.4N*mm；（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式824得出 3.2。（2）轉矩如【】則校核合格。（4）齒形系數由參考文獻三表812得=3.15，=2.7，=2.29；（5）應力修正系數由參考文獻三表813得=1.49，=1.58，=1.74；（6）許用彎曲應力由參考文獻三圖824得=180MPa，=160 Map ； 由表89得=1.3 由圖825得=1；由參考文獻三式814可得=*/=180/1.3=138 Map =*/=160/1.3=1
24、23.077 Map=2K/b*=(21.1298.4/13.515)3.151.49=18.78 Map =138 Map=*/=18.782.71.587/3.151.74=14.62查參考文獻二表611可得 =1.3所以 1.33、有關系數和接觸疲勞極限（1）使用系數查參考文獻二表67 選取=1（2）動載荷系數查參考文獻二圖66可得=1.02（3）齒向載荷分布系數對于接觸情況良好的齒輪副可取=1（4）齒間載荷分配系數、由參考文獻二表69查得 =1.1 =1.2（5）行星輪間載荷分配不均勻系數由參考文獻二式713 得=1+0.5（-1）由參考文獻二圖719 得=1.5 所以 =1+0.5（
25、-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6）節(jié)點區(qū)域系數由參考文獻二圖69查得=2.06（7）彈性系數由參考文獻二表610查得=1.605（8）重合度系數由參考文獻二圖610查得=0.82（9）螺旋角系數 =1（10）試驗齒的接觸疲勞極限由參考文獻二圖611圖615查得 =520Mpa（11）最小安全系數、由參考文獻二表6-11可得=1.5、=2（12）接觸強度計算的壽命系數由參考文獻二圖611查得 =1.38（13）潤滑油膜影響系數、由參考文獻二圖617、圖618、圖619查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齒面工作硬化系數由參考文獻二圖620查得 =1.2（1
26、5）接觸強度計算的尺寸系數由參考文獻二圖621查得 =1所以 =2.061.6050.821=2.95 =2.95=3.5 =2.95=4.32 =*=520/1.31.380.90.950.821.21=464.4所以 齒面接觸校核合格4.5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目通常大于1，即1,且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以在2HK型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂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，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力。為了分析各構件所受力
27、的切向力F，提出如下三點：（1） 在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。（2） 如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。（3） 為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在2HK型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖13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矩的作用。當行星輪數目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進行補償）因此，只需要分析
28、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）所承受的輸入轉矩為 =/=9549/n=95490.15/31600=0.2984N*m可得 =*=0.8952 N*m式中 中心輪所傳遞的轉矩，N*m； 輸入件所傳遞的名義功率，KW；圖5-2傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構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/=20000.2984/13.5=44.2N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 內齒輪作用于行星輪g的切向力為=-2000/=
29、-44.2N 轉臂H作用于行星輪g的切向力為=-2=-4000/=-88.4N 轉臂H上所的作用力為=-2=-4000/=-88.4N 轉臂H上所的力矩為 =-4000/*=-40000.8952/13.517.55=-4655.0 N*m 在內齒輪b上所受的切向力為 =-=2000/=44.2N 在內齒輪b上所受的力矩為=/2000=/=0.895221.6/13.5=1.43 N*m 式中 中心輪a的節(jié)圓直徑， 內齒輪b的節(jié)圓直徑， 轉臂H的回轉半徑，根據參考文獻二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+P轉臂H的轉矩為 =-*（1+P）= -0.8952（1+4.2）=-4.655
30、 N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P內齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p*=-4.2/5.2(-4.655)=3.76 N*m4.6行星齒輪傳動的均載機構及浮動量行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。4.7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，人們只是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件徑
31、向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，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時，根據該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求：（）載機構在結構上應組成靜定系統，能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數值最小。（）均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。（）在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒
32、輪傳動存在的制造誤差。（）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。（）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應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均載的系統，其結構類型可分為兩種：1、靜定系統該系統的均載原理是通過系統中附加的自由度來實現均載的。2、靜不定系統均載機構：a、基本構件浮動的均載機構(1) 中心輪a浮動 （2）內齒輪b浮動 （3）轉臂H浮動 （4）中心輪a與轉臂H同時浮動 （5）中心輪a與內齒輪b同時浮動轉臂H同時浮動 （6）組成靜定
33、結構的浮動b、杠桿聯動均載機構本次所設計行星齒輪是靜定系統，基本構件中心輪a浮動的均載機構。5行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉速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。 6.1輪材料及精度等級行星輪架內齒圈選用45鋼調質，硬度為220250HBS，齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度3.26.3。6.2按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用參考文獻四式1022求出值。確定有關參數與系數。1） 轉矩 = =/=9549/n=95490.15/31600=0.2984N*
34、m2） 載荷系數K查參考文獻四表1011 取K=1.13）齒數和齒寬系數行星輪架內齒圈齒數取11，則齒輪軸外齒面齒數=11。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻四表1020選取=1。4）許用接觸應力 由參考文獻四圖1024查得 =560Mpa, =530 Mpa由參考文獻四表1010查得 =1 =60nj=6016001(105240)=1.997 =/i=1.997由參考文獻四圖1027可得=1.05。由參考文獻四式1013可得=/=1.05560/1=588 Mpa=/=1.05530/1=556.5 Mpa6.3按齒根彎曲疲勞強度計算由參考文獻四式1024得出，如則
35、校核合格。確定有關系數與參數：1）齒形系數由參考文獻四表1013查得 =3.63 2）應力修正系數由參考文獻四表1014查得 =1.413）許用彎曲應力由參考文獻四圖1025查得 =210Mpa, =190 Mpa由參考文獻四表1010查得 =1.3由參考文獻四圖1026查得 =1由參考文獻四式1014可得 =/=210/1.3=162 Mpa =/=190/1.3=146 Mpa故 m1.26=1.26=0.58=2K/b=3.631.41=27.77MPa=162 Mpa=/=27.77MPa=146 Mpa齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表103取標準模數m=16.4主要尺寸計算=mz
36、=111mm=11mm=111mm=11mma=1/2m(+)=1/21(11+11)mm=11mm6.5驗算齒輪的圓周速度v v=/601000=111600/601000=0.921m/s由參考文獻四表1022,可知選用8級精度是合適的。7 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計7.1減速器輸入軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件 選用45號鋼,并經調質處理,由參考文獻四表144查得強度極限=650MPa,再由表142得許用彎曲應力=60MPa2、按扭轉強度估算軸徑根據參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.364.86取直徑=8.5mm3
37、、確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.5mm，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,=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。4、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, =4mm, =18.5mm, =1.5mm, =16.3mm。按設計結果畫出軸的結構草圖：圖7-1 輸入軸簡圖5、 校核軸a、受力分析圖圖7-2 受力分析(a) 水平面彎矩圖 (b)垂直
38、面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖圓周力：=2298.4/13.5=44.2N 徑向力：=44.2tan=16.1N法向力：=/cos=44.2/ cos=47.04Nb、作水平面內彎矩圖（7-2a）。支點反力為： =/2=22.1N 彎矩為：=22.177.95/2=861.35Nmm =22.129.05/2=321 Nmmc、作垂直面內的彎矩圖（7-2b），支點反力為：=/2=8.04N彎矩為：=8.0477.95/2=313.5Nmm =8.0429.05/2=116.78 Nmmd、作合成彎矩圖（7-2c）：=994.45 Nmm=370.6 Nmme、作轉矩圖(7-2d)
39、：e、作轉矩圖(7-2d)：T=9549/n=95490.15/1600=0.8952N*m=895.2 Nmmf、求當量彎矩 =1130.23 Nmm=652.566 Nmmg、校核強度 =/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，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。7.2行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件： 齒輪軸選用45鋼正火,由參考文獻四表144查得強度極限=600MPa,再由表142得許用彎曲應力=55MPa2、按扭轉強度
40、估算軸徑=P=0.1597.98%=0.147kw根據參考文獻四表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, =1.5mm, =15.8mm, =1.2mm, =23.2mm。按設計
41、結果畫出軸的結構草圖：見圖7-3圖7-3 輸出軸5、校核軸：a、受力分析圖 見圖圖7-4 受力分析圖(a)水平面內彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖圓周力：=2465.5/11=84.64N徑向力：=846.4tan=308.1N法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72Nb、作水平面內彎矩圖（7-4a）。支點反力為： =/2=42.32N 彎矩為：=42.3268.25/2=1444.17Nmm =423.233.05/2=699.338Nmmc、作垂直面內的彎矩圖（7-4b），支點反力為：=/2=15.405N彎矩為：=154.0568.25/2=52
42、5.7 Nmm =154.0533.05/2=254.57 Nmmd、作合成彎矩圖（7-4c）：=1536.87 Nmm=744.23 Nmme、作轉矩圖(7-4d)：T= -=*（1+P）= 0.8952（1+4.2）=465.5 N*mmf、求當量彎矩 =1562.04 Nmm=794.9Nmmg、校核強度 =/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，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。8 結論本文是關于自動洗衣機減速離合器內部減速裝置，這種減速器對于體積和重量方面要求較高
43、，在設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驗有限，在設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，還望各位老師在借鑒的同時，能指出當中的不足，把減速器做的更完美。9 設計小結畢業(yè)設計經過這次
44、畢業(yè)設計，我覺得自己學到了不少東西。歸納起來，主要有以下幾點： 1） 大學三年多的時間都是在學習通信理論基礎知識，并未真正地去應用和實踐。由于我是校學生科協的成員，平時已經掌握了一定的基礎，動手能力也還可以。但是經過這次畢業(yè)設計，我接觸到了更多平時沒有接觸到的儀器設備、元器件以及相關的使用調試經驗，發(fā)現了自己很多不足之處。我還體會到了所學理論知識的重要性：知識掌握得越多，設計得就更全面、更順利、更好。2）了解進行一項相對比較大型的科技設計所必不可少的幾個階段。畢業(yè)設計能夠從理論設計和工程實踐相結合、鞏固基礎知識與培養(yǎng)創(chuàng)新意識相結合、個人作用和集體協作相結合等方面全面的培養(yǎng)學生的全面素質。我經過
45、這次系統的畢業(yè)設計，熟悉了對一項課題進行研究、設計和實驗的詳細過程。這些在我們在將來的工作和學習當中都會有很大的幫助。3） 學會了怎樣查閱資料和利用工具書。平時課堂上所學習的知識大多比較陳舊，作為通信工程的學生，由于專業(yè)特點自己更要積極查閱當前的最新通信資料。一個人不可能什么都學過，什么都懂，因此，當你在設計過程中需要用一些不曾學過的東西時，就要去有針對性地查找資料，然后加以吸收利用，以提高自己的應用能力，而且還能增長自己見識，補充最新的專業(yè)知識。4）實踐能力得到了進一步提高，在調試過程中積累了一些經驗。5）畢業(yè)設計對以前學過的理論知識起到了回顧作用，并對其加以進一步的消化和鞏固。6）畢業(yè)設計
46、培養(yǎng)了嚴肅認真和實事求是的科學態(tài)度。而且培養(yǎng)了吃苦耐勞的精神以及相對應的工程意識，同學之間的友誼互助也充分的在畢業(yè)設計當中體現出來了。10 謝辭經過近幾個月的艱苦奮戰(zhàn)，我的畢業(yè)設計已接近尾聲。在這幾個月的時間里，我衷心感謝我的指導老師逄教授，在課題選定、理論指導和方案的論證上，逄老師對我精心的指導和耐心的鼓勵，使我能夠堅持到底，畢業(yè)設計有了圓滿的結果。他淵博的知識，深邃的思想，嚴謹的治學風格、平易近人的處事態(tài)度和幽默風趣的話語，讓我在學習知識和解決問題時感到無比的輕松和愉快。至此論文定稿之際，對田老師表示衷心的感謝!在做畢業(yè)設計期間，我還有幸得到其它老師的熱心指導和同學們的大力幫助，正因為有了
47、他們，我才能克服各種困難，順利完成畢業(yè)設計和論文。在這里一并向他們表示感謝！最后，再次向各位領導、各位老師致以崇高的敬意和最衷心的感謝！鑒于作者的水平有限，難免存在一些錯誤和漏洞，望各位老師、學者不吝賜教，在此向大家表示衷心的感謝。11 參考文獻1袁敏.行星齒輪減速器系列化設計的精益方法J.礦山機械. 2010年, 第8期.2胡來容、 陳啟松.機械傳動設計手冊M.煤炭工業(yè)出版社出版.2010年3饒振綱.行星齒輪傳動設計M.化學工業(yè)出版社出版.2011年.4陳立德.機械設計基礎M 高等教育出版社出版.2012年.5 趙麗娟、 張雙 、伍正軍.基于MFC 和Pro/TOOLKIT 的NGW 型行星
48、減速器參數化設計J.遼寧工程技術大學機械工程學院院報.2012年，第四期.6任宗義. 畫法幾何及機械制圖M . 北京: 機械工業(yè)出版社, 2001:18-50.7濮良貴,紀名杠.機械設計M.北京: 高等教育教育出版社, 1995:112-130.8朱鳳琴, 張淳. NGW 行星齒輪減速器的參數化程序設計 J . 機械傳動, 2005, 第五期 : 36- 38.9尤瑞琳. 行星減速器行星架的改造設計 J . 起重運輸機械, 2002年，第七期：32- 33.10沈世德. 機械原理 M . 北京: 機械工業(yè)出版社, 2005: 38- 123.11 楊龍. 大功率行星減速器行星架特性分析及結構優(yōu)化 D. 中國艦船研究院. 2011年12 紀明剛.機床設計M.上?？茖W技術出版社. 2010年13 饒振剛.行星齒輪傳動設計M.化學工業(yè)出版社.2005年14 朱冬梅.畫法幾何及機械制圖M.高等教育出版社 2011年15賈鐵鋼.洗衣機行星減速器太陽輪注射模設計J模具工業(yè).2011年,第37卷,第7期.27
畢業(yè)論文自動洗衣機行星輪系減速器的設計.doc
