毕业设计（论文）-家用全自动洗衣机传动系统的分析与设计

PAGE\*ROMANPAGE\*ROMANIII家用全自动洗衣机传动系统分析与设计摘 要随着社会经济的发展和科学技术水平的提高，洗衣机已经是人们日常生活中不可缺少的家用电器，它的发明和应用使人们的洗衣工作变得省时又省力，很好地缓解了人们在家务劳动方面的压力。而随着人们对生活质量的不断追求，普通的洗衣机已经不能满足部分人的需求，家用电器逐渐走向全自动化和智能化。所以研究多功能的全自动洗衣机具有重大的意义。由于我国洗衣机起步晚，在技术方面存在问题，不可避免的在现有洗衣机型中存在噪声大，漏电和漏水等弊病，在质量方面与国外存在一定的差距。所以现在内资品牌正立足技术升级，也开始重视高端产品研发，洗衣机的技术革命正在国内愈演愈烈。全自动波轮式洗衣机在我国洗衣机市场上占据着主要地位，拥有着水位智能控制，洗涤、脱水一体化。全自动洗衣机主要由洗涤、脱水系统，进排水系统、5合器组成。一台洗衣机通过电动机要进行洗涤和脱水两种不同的工作状态，这主要是由洗衣机的传动系统来完成的。全自动波轮式洗衣机的传动系统的设计计算内容较多，但大多数零部件选用无需进行设计，设计内容主要有：方案设计、电动机选用、带传动设计、行星减速器设计等。其中，行星减速器设计为此次设计的重点部分，针对它进行了详细的计算和校核。关键词:全自动洗衣机；行星减速器；传动系统；离合器ABSTRACTWiththedevelopmentofsocialeconomyandtheimprovementofscienceandtechnology,thewashingmachineisinPeople'sDailylifeindispensablehouseholdelectricalappliances,theinventionandapplicationofitmakespeople'slaundryworktosavetimeandeffort,torelievethepeopleinthedomesticworkpressures.Andaspeoplethepursuitofbetterqualityoflife,ordinarywashingmachinealreadycannotsatisfytheneedsofsomepeople,tofullyautomatedandintelligenthouseholdappliances.Sothemultifunctionalautomaticwashingmachineisofgreatsignificance.BecausethewashingmachineinChinastartslate,technicalproblems,inevitablyexistintheexistingwashingmachinenoise,leakageandleakageandotherills,intermsofqualityandabroadthereisacertaingap.Sonow,domesticbrandsarebasedontechnologyupgrading,isduetomorehigh-endproductresearchanddevelopment,thetechnologicalrevolutionofthewashingmachineisgrowinginChina.Automaticpulsatorwashingmachineoccupiesthemainpositioninthemarketofwashingmachineinourcountry,withthewaterlevelofintelligentcontrol,washing,dehydration,integration.Fullyautomaticwashingmachineismainlycomposedofwashing,dehydrationsystem,intothedrainagesystem,mechanicaldrivesystem,electriccontrolsystem,suchassupportinginstitutionsfivemajorcomponents.Thisdesignismainlymechanicaltransmissionsystemofautomaticpulsatorwashingmachinedesign,thetransmissionsystemismainlycomposedofmotor,decelerationclutch.Awashingmachinethroughthemotortowashinganddehydrationtwodifferentworkingcondition,thisismainlydonebywashingmachinedrivesystem.,designcontentmainlyinclude:design,selectionofmotorandbeltdrivedesign,designofplanetarygearreducer,etc.Planetarygearreducerdesignforthedesignofkeyparts,forithascarriedonthedetailedcalculationandchecking.Keywords:automaticwashingmachine;planetaryreducer;transmissionsystem;clutchPAGE\*ROMANPAGE\*ROMANIV目录摘 要 IABSTRACT II第1章绪论 1概述 1国内外相关技术与产品的应用现状和发展趋势 1全自动波轮式洗衣机传动系统设计的目的和意义 2第2章全自动波轮式洗衣机设计方案总体分析 4全自动波轮式洗衣机的组成 4全自动波轮式洗衣机工作原理 4第3章传动系统的工作原理及其结构 6传动系统的工作原理 6电动机的选择及技术参数 6减速离合器的结构和工作原理 7减速离合器的基本结构 7减速离合器的结构和工作原理 12内桶跟转现象的解决 15第4章机械传动系统设计 17传动方案拟定 17基本参数的选择 18V带轮传动设计 18带轮动设计计算 18带轮的结构设计 25行星减速器设计 25行星齿轮传动设计 25行星齿轮传动的传动比和效率计算 25行星齿轮传动的配齿计算 26行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 28行星齿轮传动强度计算及校核 31行星齿轮传动的受力分析 35行星齿轮传动的均载机构及浮动量 38轮间载荷分布均匀的措施 38行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 39轮材料及精度等级 39按齿面接触疲劳强度设计 39按齿根弯曲疲劳强度计算 40主要尺寸计算 41验算齿轮的圆周速度v 41行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 41减速器输入轴的设计 41行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 44总结 47致谢 50参考文献 51PAGEPAGE49第1章绪论概述主导地位，并且逐渐的向着智能化洗衣机的目标改进。遍；而在亚洲，在我国，波轮式洗衣机占有绝对的市场。计。国内外相关技术与产品的应用现状和发展趋势191910年世界上第一台洗衣机问世，标志着人类家务劳动自动化的开始。192219371957天下的局面。20世纪607070809020世纪末到21真正意义上的智能化控制，成为目前人们研究的主要方向。技术升级，也开始重视高端产品研发，洗衣机的技术革命正在国内愈演愈烈。全自动波轮式洗衣机传动系统设计的目的和意义本次的毕业设计课题—自动波轮式洗衣机传动系统设计是在陈富强老师的指导下自的全自动洗衣机。由于中国的国民收入的持续增长以及政府家电下乡等优惠政策的提出，使得波轮式洗第2章全自动波轮式洗衣机设计方案总体分析全自动波轮式洗衣机的组成现全自动洗衣机的功能为传动部分服务的。图2.1全自动洗衣机的组成简图全自动波轮式洗衣机工作原理V图2.2全自动洗衣机的工作原理图洗涤状态：D1制动，D2松开，工作经过电动机、经V轮、行星架、最后传至波轮。脱水状态：D1松开，D2制动，电动机转动、经V器、行星架、洗涤和脱水桶同速转动。第3章 传动系统的工作原理及其结构传动系统的工作原理成洗涤和脱水工作。洗涤时，波轮转速较低(140～200r/min)；800r／min)1370r／min项工作的不同要求，这主要由洗衣机的传动系统来完成，传动系统的工作示意如图3.1所示。3.1套桶式全自动洗衣机传动系统示意图电动机的选择及技术参数JB／T3758-1996《家用洗衣3.1。表3.1 XD型洗衣机电动机技术参数根据设计任务要求结合表3.1，选用电动机功率为180W，电动机满载时转速为1370r/min。减速离合器的结构和工作原理早期设计的小波轮全自动洗衣机的离合器没有减速功能，故洗涤和脱水转速相同。本设计中，选用单向轴承式减速离合器。其主要由离合器和行星减速器两部分组成。减速离合器的基本结构3.2ll8132032131201l18。在衣服洗涤（1）(2)3.2全自动洗衣机传动结构图3完成脱水功能。41820丝离合弹簧的内径略大，在自由状态时，方丝离合弹簧就抱紧在离合套201832020涤状态。3.42353簧向旋松方向转动。图3.3离合棘轮结构图3.2818轴承座过盈配合成一体，齿轮轴承座嵌在支撑架19148l83.473655槽的小端处，这时脱水轴将无法转动。图3.4单向滚针离合器结构图3.29lO151617181718161716189181010921181516，999109151618991615183.58101212213810121021l1441166104574797联接，上端与波轮相联，从而使波轮以低速旋转洗涤衣物。图3.5减速器结构图减速离合器的结构和工作原理脱水状态3.613mm，使排水阀开启。拉杆在带动阀门开启的同时，一方面拨动旋5184，32l35215775912109512旋转，保证了脱水桶内的衣物不会发生拉伤。脱水状态传动路线是：电动机→小带轮→大带轮l→输入轴6→离合套2→方丝3→5→9→12670～810r／min。3.6脱水工作状态示意图洗涤状态3.7168184，321611计算公式为：i=1+内齿圈齿数／中心轮齿数。图3.7洗涤工作状态示意图洗涤状态传动路线是：电动机→小带轮→大带轮l→输入轴6→中心轮→行星轮→行星架→波轮轴11→波轮。其间，电动机输出转速经带轮一级减速后，再经减速比约为4的行星减速器减速，所以转速约为140～200r／min。对于洗衣机传动系统三种工作情况，各零部件工作状态如表3.2所示。表3.2表3.2 三种工况下零部件工作状内桶跟转现象的解决水轴可靠固定，就可使内桶不跟转。为此．除了刹车装置外，在脱水轴上还安装有单向滚针轴承，其工作原理如图3.4所示。图3.8刹车装置结构图单向滚针轴承允许转动的方向与之致，所以对脱水桶没有制动作用。3.8装置起作用，刹车带将使内桶迅速制动。第4章 机械传动系统设计传动方案拟定设计、行星减速离合器器分析设计与计算等。轻、成本便宜、质量工艺性能好、使用和维护便捷等条件要求。拟定传动方案劣，思考设计到周全，达到最重要的和最基本的要求。4.1长久的正常工作。4.1周转轮系a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架基本参数的选择4.1经常使用的家用波轮式全自动洗衣机的一些基本参数概况，可以为设计时提供参考。表4.1波轮式全自动洗衣机基本参数4.1选取电动机功率为180W，电动机满载的时候转速为1370r/min4.1410mm480mm，电动机的旋转轴与洗涤轴之间的中心距只能为155mm选取适合的减速传动结构。VVV动。带轮动设计计算（参考《机械设计》课本），初步设定电动机功率为P180W180r/min速为720r/min，于是算的传动比是：in2

13701.9720

（4.1）计算功率由于载荷变动小，因此取工作情况系数KA1.0=KAP=0.18kW （4.2）选取带型号 依据传动系统中小带轮的转速为1370r/min，和小带轮安装尺寸的概范围要求，选用普通V带型（见图4.2）带轮的基准直径d1和d2 初选小带轮的基准直径dd1，查表4.2和表4.3，选择dd155mmVdd

=50mm的条件。4.2V槽型ZSPZASPABSPBCSPCddmin/mm50637590125140200224大带轮的基准直径dd2为：dd2

=idd

1.955mm104.5mm

（4.3）4.3dd

=106mm。vvdd11601000

551370m/s3.95m/s601000

（4.4）图4.2普通V带选型图计算功率Pca/kW根据图4.2可以看出普通V带的最大带速是vmax25~30m/s，所以符合条件。表4.3V带轮的基准直径系列基准直径dd带 型YZSPZASPABSPBCSPCDEda5053.2546366.2677174.27575—7980.58083.28485.585——90.59093.29495.595——100.5100103.2104105.5106——111.5112115.2116117.5118——123.5125128.2129130.5132132136137.6139140144145.5147150154155.5157Ld0.7dd1dd2a0dd1dd2112.7a0322根据洗衣机桶体的安装尺寸，初取α0=140mm，基准长度：

（4.5）' dd1dd22'Ld2a0

dd1dd2

4a0 10655221402538mm

55106

4140 mm

（4.6）4.4选择与538mm560mm，得到实际的中心距为：L

560538aa0

d 2

140

mm151mm2

（4.7）安装时,保持V带不规则结构有一定的张力,安装会稍微改变中心距。表4.4 V定的准度列长系数L基准长度Ld/mmKL普通V带窄V带YZAB C D ESPZSPASPBSPC4501.000.895001.020.915600.946300.960.810.827100.990.820.848001.000.850.860.819001.030.870.810.880.83主动轮上的包角α1180dd2dd157.5160.6120

（4.8）1 a带的根数z 长度系数KL、包角系数Kα、单根V带基本额定功率P0、单根V带额定功率增量∆P0查表4.4、表4.5、表4.6a和表4.6b，所以取KL、K、0.16KW、0.02KW。表4.5包角系数K小带轮包角／(°)K小带轮包角／(°)K18011450.911750.991400.891700.981350.881650.961300.861600.951250.841550.931200.821500.924.5V

（单位：kW）带型小带轮节圆直dp1/mmn/(rmin1)1400730800980120014602800500.060.040.160.26630.01Z型710.030.270.310.508020.260.300.360.564.6V

（单位：kW）带型小带轮转速n/(rmin1)1传动比i1.01.01.01.00~2~5~9~3~9~5~5~2~1.01.01.0148284419Z型4000.00.00.00.00.00.00.00.00.00.017300000000010.028000.00.00.00.00.00.00.00.00.00.029800000001110.0212000.00.00.00.00.00.00.00.00.00.0314600000111120.0328000.00.00.00.00.00.00.00.00.00.040001111220.00.00.00.00.00.00.00.00.00011112220.00.00.00.00.00.00.00.00.00011122220.00.00.00.00.00.00.00.00.0012233344z (P0P0)KKL

0.18(0.160.02)0.95

1.11

（4.9）取z=1。V带的预紧力

V带单位长度的资料q查表4.7得q=0.06kg/m，计算出一条V带所要的预紧力为：F500Pca(2.51)qv2

（4.10）0 zv K=[500

0.181

(2.50.95

1)0.063.952]N38.1N表4.7V带单位长度的质量带型ZPZSAASPBSPBCCSPq/(kgm1)0.0000.307127（9）带传动作用在轴上的力FL：F2F 1)238.11in(160.6)N75.N

（4.11）L 0zsan(2 2对于带轮的结构的分析设计以及选择，可以根据查阅《机械设计》教材以及《机械课程设计简明手册》第二版来确定。行星减速器设计行星齿轮减速器比普通齿轮减速器体积小、重量轻、效率高和宽的发射功率,因此慢慢的获得了广泛的使用。与此相比较它的不足之处是:材料质量、结构复杂、制造精度要求较高、安装更加困难,设计计算更比一般的减速器也繁琐困难。然而随着人们对行星传动技术进一步的深入理解和掌握外国行星传动技术的引进和消化吸收,因此其发射方式结构和均匀加载不断改善,同时也不断提高生产技术水平,可以生产更好的行星齿轮减速器。依据负载状况来做一般的齿轮强度、几何尺寸的分析设计计算，接着还要进行传动比制，浮动量的设计计算。根据基本足够的行星齿轮传动的组成可分为:2K-H、3-KK-H-VNNWWWGWNGWNN2K-HNGW行星齿轮传动设计行星齿轮传动的传动比和效率计算（1）行星齿轮传动比符号及角标含义为：i21 1—固定件、2—主动件、3—i2aH① b，2K—H（NGW）型传动的传动比ib为aHib=1-iH=1+z/z=ip=4aH ab b a可得 iH=1-ib=1-ip=1-4=-3ab aH则 ρ=zb/za=3输出转速：nH=/ip=n/ip=760/4=190r/min② 行星传动的效率计算：η=1-|n-n/n(iH-1)|H

（4.13）a H H aba b H=HHa b a—a、g啮合的损失系数，ab—b、g啮合的损失系数，bBH—轴承的损失系数，B=0.025按n=760r/min，n=190r/min，iH=-3a H abη=1-|n-n/n(iH-1)|H=1-|760-190/190×(-3-1)|0.025=98.13%（4.14）a H H ab行星齿轮传动的配齿计算190r/min,760r/minl齿轮减速器。①传动比的要求——传动比条件即aHpib11zbnaiaHpza

（4.15）初步选取中心轮的齿数za18，根据上式可求得内齿圈的齿数zb=54。可得ib1547604iiaH 18 190 p因此，中心轮a和内齿轮b的齿数符合给出的传动比的要求。② 保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件zgzazbag距和内啮合齿轮bg的中心距相等，则(aw)ag=(aw)bg=m(za+zg)/2=m(18+18)/2=18m （4.16）因此，符合了在同一轴的要求。③ H=2π/wa11a（取整数齿所对的中心角相等，则 1=·2π/za

（4.17）上面式子中的/zaa（）所对的中心角。ip=n/H1H=1+b/za

（4.18）1H代入上式，有2π·/za/2π/nw=1+zb/za经整理后 za+zb=（18+54）/4=18所以，满足两中心齿轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。④ 保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件两个相邻行星轮行星齿轮传动中,为了确保齿轮的齿顶不发生碰撞,两个行星轮之间的中心距应大于两齿顶圆半径之和。w w a即 2asin180o/n)＞w w a

（4.19）3a 可得 2×m(z+z)/2·sin60o3a

m=31.18m(da)g=d+2=18m+2m=20m所以，满足邻接条件。行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算初算：①按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d1:小齿轮分度圆直径d1的初算公式为:d1minKd

33AKHKHp2dHlimu1u上式中的T1—是啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，根据公式算出(行星轮星np=4)：T954995490.180.970.5583Nm1 n nn 4760p p2Kd—算式系数，则对于直齿轮传动Kd=768；K—使用系数，查表得K=1.0；K

—综合系数，查表得K2.5；K—接触强度载荷分布不均匀系数，算得K1.1；Φd—小齿齿轮齿宽系数，查表得Φd=0.75u—齿数比，算得u=zg/za=1；σHlim—齿轮的接触疲劳极限，查图选取σHlim=530N/mm²代入得：

0.5581.02.51.111d1min7683

0.75

17.49mm1则模数为m=d1/za=17.49/18=0.97② 按齿齿根弯曲强度初算轮模数m：齿轮模数m的初算公式为：mminKm3

AKFKFpYFa12zdAFz

（4.21）式中T1—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，根据公式推算出：T954995490.180.970.5583Nm1 n nn 4760p p2Km算数系数，对于直齿轮传动Km12.1；KAKA1.0；KF—综合系数，查表得KF2.0；KFP—计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，KFP1.15；YFa1—小齿齿轮齿形系数，插图选取YFa1=3.15；Φd—小齿齿轮齿宽系数，查表得Φd=0.75Z1—齿轮副中小齿轮齿数，z1za18； —试验齿轮弯曲疲劳极限，选 =190Nmm2Flim Flim代入得:

mmin12.13

0.5581.02.01.150.75182190

0.5262mm结合1、2，再根据GB/T1357-87圆整后，取模数m=1mm分度圆直径d：齿顶圆直径da：齿顶高ha：

damza11818mmdgmzg11818mmdbmzb15454mm外啮合:aha1a

hm11

（4.22）内啮合:

h (hh)m(17.55)10.86mmza2 az2则:

（4.23）daada2ha182120mmdagdg2ha182120mmdabdb2ha5420.8652.28mm

（4.24）（4.25）（4.26）齿根圆直径df：齿根高hf:f h(hc)m(10.25)1f

（4.27）则:dfada2hfdfgdg2hfdfbdb2hf

1821.2515.5mm1821.2515.5mm5421.2556.5mmd=0.75

adda0.751813.5mgddg0.751813.5m5/213.55/216mm

（4.28）（4.29）中心距a相同或着高位移的啮合传动,节圆分度圆和并置,那么齿轮副的啮合中心距为：a—gaag=(za+zg)m/2=18)1/218mm

（4.30）b—gabg=(za+zb)m/2=(54-18)×1/2=18mm （4.31）所以，行星齿轮参数列为：（单位：mm）表4.8行星齿轮参数中心轮a行星轮g内齿圈b模数m111齿数z181854分度圆直径d181854齿顶圆直径da202052.28齿根圆直径df15.515.556.5齿宽高b13.513.516中心距aaag=18 abg=18行星齿轮传动强度计算及校核KAKVKHKHa1KAKVKHKHa1KHP2H1H0

（4.32）KAKVKHKHa2KKAKVKHKHa2KHP2

（4.33）/u1/uH/u1/u

（4.34）p许用接触应力可按下式计算，即pHim/SHimZNTZLVZRZwZx

（4.35）强度条件H值都应p。即

Hp或者校核齿轮的安全系数：计算得到的大齿轮与小齿轮的接触安全系数SH的大小分别大于其对应的最小安全系数SHlim的值。 查参考文献[2]表6—11可得SHlim=1.3

SH>SHlim所以 SH>1.3a.KA查参考文献[2]6—7KAb.KV查参考文献[2]6—6KVc.KHKH=1d.KHaKFa由参考文献[2]6—9

KHa1=KFa1=1.1，KHa2=KFa2=1.2KHp由参考文献[2]7—13KHp

10.5(K'Hp

1)由参考文献[2]7—19K'Hp

=1.5所以

Hp1

10.5(K'Hp

1)10.5(1.51)1.25仿上 KHp2=1.75节点区域系数ZH由参考文献[2]图6—9查得ZH=2.06g.弹性系数ZE由参考文献[2]6—10ZEh.重合度系数Z由参考文献[2]6—10Zi.螺旋角系数ZZ=cos=1 （4.36）j.Him由参考文献[2]6—11～6—15k.最小安全系数SHlimlim

Him=520MPa由参考文献[2]6-11SHlim=1.5，lim=2L.接触强度计算的寿命系数ZNT由参考文献[2]6—11

ZNT=1.38润滑油膜影响系数ZL、ZVZR由参考文献[2]6—176—186—19ZL=0.9，ZV=0.952，ZR=0.82齿面工作硬化系数Zw由参考文献[2]6—20

Zw=1.2接触强度计算的尺寸系数Zx由参考文献[2]6—21

Zx=1 ZZZ

2.061.6050.821

2.96u1u1u1813.5 1132.62511KAKVKHKHa1KHPKAKVKHKHa1KHP2

2.96

3.511.01.0211.11.25KA1.01.0211.11.25KAKVKHKHa2KHP2

2.96

4.3411.0211.21.75pHim/SHimZNTZLVZRZwZx520/1.31.380.90.950.8211.0211.21.75则 Hp所以，齿面接触疲劳强度校核合格。② 1)选择齿轮材料及精度等级中心轮a45162～217HBS8a1.6gb83.2g。转矩T954995490.180.97558.3Nmm1 n nn 4760p p2按齿根弯曲疲劳强度校核

（4.37）由参考文献[3]8—24FFF]则校核合格。齿形系数由参考文献[3]8—12=3.15，=2.7，=2.29应力修正系数由参考文献[3]8—13=1.49，=1.58，=1.74许用弯曲应力F由参考文献[3]8—24Fim1=180MPaFim2=160MPa8—9sF=1.38—25YN12=1由参考文献[3]式8—14可得1F1

N1Fim1/sF1180/1.3138a

（4.37）2FN2Fim2/sF1160/1.3123a2

（4.38）YY2KT/bm2z3.151.4921.0558.3/13.5121821.53MPa<F1 Fasa A1 a F12F2F1gg/aa21.532.71.58/3.151.4919.57a<F2因此，本次齿根弯曲疲劳强度校核是合格。m1za18,zb54,zg18，实际传动比ip4,l90r/760r/min。既满足了齿面接触疲劳强度,会见了齿根弯曲疲劳强度。行星齿轮传动的受力分析1,行星轮的数量np>1,并且在中心轮之间的2HKa,bH)F。对装置结构受的切向力F的受力分析,提出以下三个点：1转矩的作用下,每个结构组件在行星齿轮传动保持平衡,因此,结构组件的作用力与反作用力平衡。12如果有一个结构组件三个平行力,那么中间的力和其两边的力方向应该是相反的。为了有结构组件的比值两条平行的力量,应该研究的第三个力作用点的力矩。22HKF。因为在输入构件中心轮anw个行星轮g和输入转矩TA作用。当行星轮的数量nw2系数采用提高补偿结果a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为T954995490.180.970.5583Nm1 n nn 4760p p2

（4.39）可得 np0.558342.232Nm式中Ta—中心轮所传递的转矩，N·mP1—输入件所传递的名义功率，kW入 出传动简图 (b)构件的受力分析4.2传动简图按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为F=2000T/d'=2000T/npd'=2000×0.5583/18=62Nga 1 a a agag=-=-62N内齿轮作用于行星轮g的切向力为==-62N转臂H作用于行星轮g的切向力为=2=-124N转臂H上所受的作用力为F =-F =4000T/nd'=124NgH Hg a wa转臂H上所受的力矩为TH=npFgHrx=4×124×18=8.928N·m计算出内齿轮b上承受的切向力为：=-=62NbT=npF d'/2000=Td'/d'=2.232×18/18=2.232N·m （4.40）b gb b a b aab式中d'ad'bHab根据参考文献[2]式（6—37）得T/T1/ib1/(1iH)1/(1)a H aH ab

（4.41）H

(1（4.42）仿上T/T1/ib/(1iH)/(1)b H aH ab计算出内齿轮b上的转矩为：TbTH/(1)=-3/4×(-8.928)=6.696N·m行星齿轮传动的均载机构及浮动量np2)轮间载荷分布均匀的措施传动的基本构建块径向无限制的特别措施,和另一个可以自动调优方法,用在各种机械机装配和行星齿轮传动输入功率可以通过所有的行星轮传递,可以实现功率分流。当选择的行星齿轮传动时,根据这个装置的功能和工作条件,对此应具备的要求如下几点：加载机构应形成一个静定系统的结构,可以弥补制造业和装配误差和变形的部分,并Kp的值。更加敏感和准确。均载的过程中,均匀组件应该能够用更小的自动调整位移补偿是行星齿轮传动制造细微差错。均载结构应该是简单,简单,结构紧凑,布局方便,不影响行星齿轮传动的性能的装置。机构装置本身摩擦损失应该较小,效率较高。机构装置应该有一定的缓冲和阻尼性能,至少不应该增加行星齿轮传动的振动和噪声。为了使行星齿轮载荷均匀的分布和有各种各样的均载方法。主要是通过机械的方法来实现均载系统,结构类型可分为两种:1静定系统1本次均载系统的原理是通过系统额外的自由度,以达到均载。2静不定系统均载机构：2基本构件浮动的均载机构中心轮a浮动 内齿轮b浮动 转臂H浮动 中心轮a与转臂H同时浮中心轮a与内齿轮b同时浮动 组成静定结构的浮动杠杆联动均载机构这次设计中涉及静定系统是行星齿轮，均载机构是基本构件中心轮a浮动。行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计轮材料及精度等级45220-250HBS,45170-210HBS,8或更少。按齿面接触疲劳强度设计由上计算选取可知来两个齿轮为钢齿轮，对齿轮钢齿轮,可以用于参考[4]公式10-22计算得到d1，然后再确定参数和系数。⑴ 转矩T954995490.180.970.5583Nm1 n nn 4760p p2⑵ KA查参考文献[4]表10—11，选取KA=1.0⑶ 1d11z211称的布局,和软齿面齿轮齿面,通过参考[4]10-20d=1⑷ 许用接触应力H由参考文献[4]10—24由参考文献[4]10—10

Him1=560MPaHim2=530MPaSH=1N160njLh

=60×760×1×(10×52×40)=0.9485×109

（4.43）2 NN/i=0.2371×2 由参考文献[4]10—27ZNT1ZNT2=1.05由参考文献[4]式10—13可得1H=ZNT1Him1/SH=1.05×560/1=588MPa （4.44）12H=ZNT2Him2/SH=1.05×530/1=556.5MPa （4.45）2按齿根弯曲疲劳强度计算根据参考文献[4]10—24F，如果计算的F≤[F]，则该次校核符合要求。确定有关系数与参数：⑴ 齿形系数由参考文献[4]10—13⑵ 应力修正系数由参考文献[4]10—14⑶ 许用弯曲应力F由参考文献[4]10—25由参考文献[4]10—10由参考文献[4]10—26

YF1=2=3.63YS1=2=1.41Fim1=210MPa,SF=1.31=2=1

Fim2=190MPa由参考文献[4]式10—14可得1F=NT1Fim1/SF=210/1.3=162MPa （4.46）1故 m

F=NT2Fim2/SF=190/1.3=146MPa （4.47）3KTYY/z2A1FS d1F2=1.26×3KTYY/z2A1FS d1F22YYKT/bm2z=2×3.63×1.41×1.0558.3

=21.52MPa﹤=162MPaF1 FS A1 1

13.512

18 F12F2F1·F2S2/F1S1=21.52MPa﹤F=146MPa2因此，该齿根弯曲强度满足要求。由参考文献[4]表10—3，选取标准模数m=1主要尺寸计算=d2=m·z=18×1=18mm1=2d1=13.5×1=13.5mma=1/2·m(+z2)=1/2×1×(18+18)mm=18mmvv

187600.72m/s601000 601000查阅参考文献[4]10—22,8行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计减速器输入轴的设计⑴ 选择轴的材料，确定许用应力

（4.49）45#[4]14—4B=650Mpa,14—2b=60Mpa⑵ 按扭转强度估算轴径根据参考文献[4]14—1C=118～10714—21d≥C3P/n=(118～107)×30.180.97/760=7.23～6.55 （4.50）1取直径d1=8.5mm⑶ 确定各轴段的直径118.5mm则8.5mm,d2=9.7mmd3=10mmd4=11mm,d8=18mm。⑷ 确定各轴段的长度

d5=11.5mm,

d6=12mm,

d7=15.42mm，根据前面计算取齿轮轮廓宽度为20.5mm，要确保输出轴满足行星齿轮安装的技术要求及必须满足输出轴在减速离合器中的安装条件，初步设定：L=107mm,

L1=3.3mm,

L3=44.2mm,

L7=16.3mm。根据设计计算绘制输入轴的结构简图：4.3输入轴简图⑸ 校核轴①受力分析图/=2×298.4/13.5=44.2NFFtana'=44.2×tan200=16.1Nr tFF/cosa'=44.2/cos200=47.04Nn t图4.4受力分析水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图②作水平面内弯矩图(4.4a)支点反力为：弯矩为：

=/2=22.1NMH1=22.1×77.95/2=861.35NmmMH2=22.1×29.05/2=321Nmm③作垂直面内的弯矩图（4.4b）支点反力为：弯矩为：

=/2=8.04NMv1=8.04×77.95/2=313.5NmmMv2=8.04×29.05/2=116.78Nmm④画出受力分析图，计算合成弯矩（4.4c）：M2H1 M2H1 V1M2861.352313.52

=994.45Nmm M2H2 VM2H2 V2M23212116.782

=370.6Nmm ⑤作转矩图(4.4d)：T=9549/n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2Nmm ⑥求当量弯矩M2(aT)21M2(aT)21994.452(0.6895.2)2

=1130.23Nmm （4.53）M2(aT)22370.62M2(aT)22370.62(0.6895.2)2

=652.566Nmm ⑦校核强度=M/W=1130.23/0.1d3=1130.23/0.1×123=6.54Mpa （4.55）e1 e1 6=M/W=652.566/0.1d3=652.566/0.1×113=4.9Mpa （4.56）e2 e2 4e≤b=60Mpa行星轮系减速器齿轮输出轴的设计⑴ 选择轴的材料，确定许用应力45#钢正火,查参考文献[4]14—4B=600Mpa,14—2b=55Mpa⑵ 按扭转强度估算轴径P'=Pη=0.18×0.97×98.13%=0.1709kW （4.57）根据参考文献[4]表14—1得C=118～107。又由式14—2得30.1709/7605d≥C3P'/n=(118～107) =7.15～6.39 （4.58）30.1709/7605则取直径d5=8.9mm⑶ 确定各轴段的直径1d58.9mm则12mm,d2d4=11.3mm,d3d5d7=12mm。⑷ 确定各轴段的长度根据前面计算取齿轮轮廓宽度为20.5mm，要确保输出轴满足行星齿轮安装的技术要求及必须满足输出轴在减速离合器中的安装条件，初步设定：L=136.5mm,

L1=19.2mm,

L7=23.2mm。4.5输出轴根据计算设计作出输出轴的简图：⑸ 校核轴：①受力分析图图16 受力分析图 图4.6受力分析图水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图圆周力