自动洗衣机行星齿轮减速器的设计【毕业论文+CAD图纸通过答辩】
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山东大学毕业论文（设计）中期检查表 院 (系 )： 专业： 2010 年 3月 20 日 毕业论文（设计）题目： 自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 学生姓名 学 号 指导教师 职 称 计划完成时间： 2010年 5月 3日 毕业论文（设计）的进度计划： 教师对设计的思路及资料收集等相关问题进行第一轮指导。 查阅相关资料，理清论文设计的思路、内容、方法、步骤及 相关问题，完成开题报告书，并提交指导教师评阅。 构建论文整体框架，开始论文撰写，期间遇到问题及时与指导教师进行交流。 据课题进展情况完成中期检查表，并口头汇报工作。 基本完成设计工作，交由老师审阅。 根据老师提出的意见，进行论文修改，并提交答辩小组审阅。 进一步完善论文，准备论文答辩。 完成情况： 经查阅大量书籍和报刊，获取了很多信息与知识，基本完成了论文的设计工作，准备交与老师以备审阅。 指导教师评议 评议人： 年 月 日 备注： 目 录 摘 要 . 1 1 绪论 . 1 述 . 1 星齿轮传动原理 . 1 2 原始数据及系统组成框图 . 2 关原始数据 . 2 统组成框图 . 2 3 减速器简介 . 3 4 传动系统的方案设计 . 4 传动方案的要求 . 4 定传动方案 . 4 5 行星齿轮传动设计 . 5 星齿轮传动的传动比和效率计算 . 5 星轮传动的配齿 . 6 星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 . 7 星齿轮传动强度计算及校核 . 9 星齿轮传动的受力分析 . 12 星齿轮传动的均载机构及浮动量 . 14 6 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 . 14 材料及精度等级 . 14 齿面接触疲劳强度设计 . 14 齿根弯曲疲劳强度计算 . 15 要尺寸计算 . 16 算齿轮的圆周速度 . 16 7 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 . 16 速器输入轴的设计 . 16 速器输出轴的设计 . 18 8 结束语 . 21 参考文献： . 22 谢 辞 . 24 自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 苏会 摘 要 ： 本课题是有关一种自动洗衣机减速离合器内部减速装置行星轮系减速器的设计。在洗衣机中使用行星轮系减速器正是利用了星星齿轮传动：体积小、质量轻、结构紧凑、承载能力大、传动效率高、传动比较大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。行星轮减速器其实就是齿轮减速器的原理，它有一个轴线位置固定的齿轮叫太阳轮，在太阳轮边上有轴线变动的齿轮，既做自传又做公转的齿轮叫行星轮 ，行星轮有支持构件叫行星架，通过行星架将动力传到轴上，再传给其它齿轮。它们由一组若干个齿轮组成一个轮系，只有一个原动件，这种周转轮系称为行星轮系。 关键词：行星轮系 减速器；行星轮； 太阳轮；行星架。 1 绪论 述 行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛的应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些，设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入低了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使 其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。 根据负载情况进行一般的齿轮强度、集合尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。 行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为： 2K H、 3K、及 K H 按各对齿轮的啮合方式，又可分为： 型等。我所设计的行星齿轮是 2K H 行星传动 星齿轮 传动原理 行星齿轮传动装置由输入轴、行星轮及销轴式输出机构组成。行星轮中的输入轴 1 外围设有偏心套 2、转臂轴承 3、星齿 4、针齿 5 和固定的内齿圈 7；输出机构包括带销盘 8即将输出轴 9及销轴和销孔，销轴由针齿 5的圆柱滚子代替，其圆柱滚子的一端插入销轴孔内，即将输出机构中的销轴与针齿合而为一，增大了容纳转臂轴承的空间，若销轴的另一端与均载环 6相配合，则可增加其强度。当输入轴旋转时。其上的偏心套带动转臂轴承旋转，使转臂轴承外圈上空套的星齿和针齿做偏心运动和错齿运动，这时针齿既做高速公转，又做低速自转的行星运动。针齿的自 转通过其圆柱滚子的另一端作为销轴，与输出轴销盘上的销孔始终相互接触而转动，将针齿的行星运动变成输出轴的低速、定轴转动，以实现减速。行星齿轮传动是两个圆的啮合，且同时参与啮合的齿数较多，理论上为 1/2，均衡各啮合齿对的受力，减小动载及承受冲击载荷；同时各受力接触点处，通过活齿的弹性变形还可以扩大接触面积，降低接触压力而提高承载能力。行星齿轮传动的结构简单、紧凑，零部件加工工艺性较好，与其它活齿传动相比有两个很重要的优点：一是这种传动采用的齿形最简单，采用标准的圆柱，基本实现了受载零件全部做纯滚动。此外，各主要受力处又多为凹凸接触，不仅具有较高的接触强度而且容易形成油膜，有利于润滑，因此传动效率高；二是针齿与输出机构合而为一，使得容纳转臂轴承的空间增大，可以选择较大的、具有较高承载能力的转臂轴承，使转臂轴承不再是传动中的的薄弱环节，同时，销轴的分布圆直径也增大，进而加大销轴的直径，使其强大增大。因此，行星齿轮传动可有效解决转臂轴承寿命较短、销轴强度不够的难题，具有巨大的优势和发展潜力。 2 原始数据及系统组成框图 关原始数据 课题 : 一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：自动洗 衣机减速离合器内部减速装置； 传动比： i=入转速 :n=2600r/入功率： P=150w 行星轮个数： =3 内齿圈齿数： =63 统组成框图 自动洗衣机的工作原理：见图 1 洗涤： 动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮。 脱水： 动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶）、中心齿轮、行星架、波轮与行星架等速旋转。 图 1 洗衣机工作原理图 图 2 减速器系统组成框图 3 减速器简介 减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减 速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。 减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。 一般的减速器有斜齿轮减速器 (包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等 )、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮 杆 1）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减 速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。 2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。 图示为一种行星齿轮传动的原理图： 图 3 减速器齿轮传动结构图 4 传动系统的方案设计 传动方案的分析与拟定 传动方案的要求 合理的传 动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。 定传动方案 任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图 4 所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。 图 4 周转轮系 5 行星齿轮传动设计 星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： 12323 1 2传动的传动比 11 a b b ai i z z 可得 1 1 1 5 . 2 4 . 2 a b pi i i 1 6 3 5 2 1 1 5ba b a Hz z i 传出速度： 2 6 0 0 5 . 2 5 0 0 m i nH a p pn n i n i r 1 ( 1 ) a b Hn n i n H H H Ha b B 为 为 为轴承的损失系数， H 为总的损失系数，一般取 。 按 2 6 0 0 m i 5 0 0 m 21 5可 得： 1 1 1 2 6 0 0 5 0 0 4 . 2 1 5 0 0 0 . 0 2 5 9 7 . 9 8 % a b Hn n i n 星轮传动的配齿 传动比条件 即 1b ai z z可得 1 2 1 5 4 . 2 bb a a Hz z i 所以中心轮 齿轮和行星架轴线重合 同轴条件 为保证行星轮与两个中心轮同时正确啮合，要求外啮合齿轮 中心距等于内啮合齿轮 a g b 称为同轴条件。 对于非变位或高度位传动，有 22a b b gm z z m z z 得 2 1 5 2 2 4g b az z z 装配条件 相邻两个行星轮所夹的中心角 2 n中心轮 必须等于中心轮 个（整数）齿所对的中心角，即 1 2 式中 2中心轮 a 转过一个齿所对的中心角。 12 1p H b ai n n z z 将1和H代入上式，有 2 2 1a w b ar z n z z 经整理后 5 4 6 3 2 2 4z z 满足两中心轮的齿数和应为行星齿轮数目的整数倍的装配条件。 邻接条件 在行星齿轮传动中，为保证两相邻行 星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。 可得 1 2 s i n 1 8 0 oa ga n d 2 1 7d h m 满足邻接条件。 星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m 齿轮模数 23 1 1 1 l i F F P F a d T K K K Y z 式中 算术系数，对于直齿轮传动 ； 1T 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， ； 使用系数， 由参考文献二表 6； 综合系数， 由参考文献二表 6 ； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式 6； 1小齿轮齿形系数，由图 6； 1z 齿轮副中小齿轮齿数，1 15； 试验齿轮弯曲疲劳极 限， 2N 按由参考文献二图 6i m 120F N m m ，所以 23 1 1 1 l i m 0 . 6 5 8m A F F P F a d T K K K Y z 取 m=）分度圆直径 d 0 . 9 1 5 1 3 . 5m z m 0 . 9 2 4 2 1 . 6m z m 0 . 9 6 3 5 6 . 7m z m 2）齿顶圆直径啮合 *1 0 . 9h m m 内啮合 *22( ) (1 7 . 5 5 ) 0 . 7 9 2h h m z m ( ) ( ) 2 1 3 . 5 1 . 8 1 5 . 3a a a ad d h m m ( ) ( ) 2 2 1 . 6 1 . 8 2 3 . 4a g g ad d h m m ( ) ( ) 2 5 6 . 7 1 . 5 8 4 5 5 . 1 1 6a b b ad d h m m 3）齿根圆直径*( ) 1 . 2 5 1 . 1 2 5fh h c m m ( ) ( ) 2 1 3 . 5 2 . 2 5 1 1 . 2 5f a a fd d h m m ( ) ( ) 2 2 1 . 6 2 . 2 5 1 9 . 3 5f g g fd d h m m ( ) ( ) 2 5 6 . 7 2 . 2 5 5 8 . 9 5f b b fd d h m m 4）齿宽 b 由参考文献三表 8d ( ) ( ) 1 1 3 . 5 1 3 . 5a d ab d m m () 5 1 3 . 5 5 1 8 . 5m m () 1 3 . 5 ( 5 1 0 ) 1 3 . 5 5 8 . 5bb m m 5）中心距 a 对于不 变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为： 2 ( ) 0 . 9 2 (1 5 2 4 ) 1 7 . 5 5a g a ga m z z m m 2 ( ) 0 . 9 2 ( 6 3 2 4 ) 1 7 . 5 5b g a ba m z z m m 表 1 齿轮数据表 中心轮 a 行星轮 g 内齿圈 b 模数 数 z 15 24 63 分度圆直径 d 宽高 b 心距 a 1 7 m m1 7 m m星齿轮传动强度计算及校核 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 中心轮 5钢正火，硬度为 162 8级精度，要求齿面粗糙度 。 行星轮 a、内齿圈 b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、刚度、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选 8 级精度，要求齿面粗糙度 。 （ 2）转矩1 5 4 9 9 5 4 9 0 . 1 5 3 1 6 0 0 2 9 8 . 4 n p n n N m （ 3）按齿根弯曲强度校核 由参考文献三式 8 则校核合格。 （ 4）齿形系数考文献三表 8， ， ； （ 5）应力修正系数参考文献三表 8， ， ； （ 6）许用弯曲应力 F由参考文献三图 8m 1 180F M P a ，li m 2 160F M P a ；由表 8；由图 8； 由参考文献三式 8 1 l i m 11 1 8 0 1 . 3 1 3 8F N F FY s M P a 2 l i m 22 1 6 0 1 . 3 1 2 3 . 0 7 7F N F FY s M P a 221112 ( 2 1 . 1 2 9 8 . 4 1 3 . 5 0 . 9 1 5 ) 3 . 1 5 1 . 4 91 8 . 7 8 1 3 8F a F a s a F a b m z Y Y Y a M P a 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 （ 1）齿面接触应力H1 0 1 2H H A V H H a H K K K2 0 1 2H H A V H H a H K K K01 1H H E Z Z F d b u u （ 2）许用接触应力为用接触应力可按下式计算，即 l i m l i mH p H H N T L V R W Z Z Z Z Z（ 3）强度条件 校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大H值均应不大于其相应的许用接触应力即H ，或者校核齿轮的安全系数：大小齿轮接触安全系数参考文献二表 6，所以 。 （ 1）使用系数考文献二表 6（ 2）动载荷系数（ 3）齿向载荷分布系数于接触情况良好的齿轮副可取 1 （ 4）齿间载荷分布系数考文献二表 61H a F ,221 a F （ 5）行星轮间载荷分布不均匀系数考文献二式 71 0 . 5 ( 1 )H p H 由参考文献二图 7以 1 1 0 . 5 ( 1 ) 1 0 . 5 ( 1 . 5 1 ) 1 . 2 5H p H 同上2 （ 6）节点区域系数考文献二图 6（ 7）弹性系数考文献二图 6（ 8）重合度系数 Z由参考文献二图 6（ 9）螺旋角系数 zc o s 1z （ 10）试验齿的解除疲劳极限参考文献二图 620H M P a (11)最小安全系数考文献二表 6，（ 12）接触强度计算的寿命系数考文献二图 6 （ 13）润滑油膜影响系数Z，考文献二图 6 6 6， ， （ 14）齿面工作硬化系数 Z由参考文献二图 6（ 15）接触强度计算的齿数系数考文献二图 6所以 0 1 11 3 2 . 6 2 5 2 . 61 2 . 0 6 1 . 6 0 5 0 . 8 2 1 2 . 9 51 3 . 5 1 3 . 5 1 . 6H H Z Z F d b u u 1 0 1 1 2 . 9 5 1 1 . 0 2 1 1 . 1 1 . 2 5 3 . 5H H A V H H a H K K K 2 0 2 2 2 . 9 5 1 1 . 0 2 1 1 . 2 1 . 7 5 4 . 3 2H H A V H H a H K K K l i m l i m 5 2 0 1 . 3 1 . 3 8 0 . 9 0 . 9 5 0 . 8 2 1 . 2 1 4 6 4 . 4H p H H N T L V R w Z Z Z Z Z 所以有 H 故齿面接触强度校核合格。 星齿轮传动的受力分析 在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于 1，即 1n ，且均匀对称的分布于中心轮之间；所以在 2行星传动中，各基本构件（中心轮 a， b 和转臂 H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力用一条垂直线表示一个构 件，同时用符号 为了分析各构件所受的切向力出如下三点： (1)在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力等于反作用力。 (2)如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向用哪个反向。 (3)为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。 在 2受力分析图是由运动的输入件开始，然后以此确定各构件上 所受的作用力和转矩。对于支持圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力 由于在输入件中心轮 a 上受有 n个行星轮 g 同时施加的作用力行星轮数目 2n时，各行星轮上的载荷均匀，因此只需要计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮 为 11 9 5 4 9 0 . 1 5 3 1 6 0 0 0 . 2 9 8 4 n P N m 可得1 0 . 8 9 5 2 n N m 式中中心轮所传递的转矩， 1P 输入所传递的名义功率， 按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮 a 的切向力 12 0 0 0 2 0 0 0 2 0 0 0 0 . 2 9 8 4 1 3 . 5 4 4 . 2g a a d T n d N 而 行星轮 中心轮 2 0 0 0 4 4 . 2a g g a T n d N 内齿轮作用于行星轮 4 4 . 2b g a N 转臂 2 4 0 0 0 8 8 . 4H g a g a T n d N 转臂 2 4 0 0 0 8 8 . 4g H H g a T n d N 转臂 4 0 0 0 4 0 0 0 0 . 8 9 5 2 / 1 3 . 5 1 7 . 5 5 4 6 5 5 . 0H w g H x a a xT n F r T d r N m 在内齿轮 2 0 0 0 4 4 . 2g b b g a w T n d N 在内齿轮 2 0 0 0 0 . 8 9 5 2 2 1 . 6 / 1 3 . 5 1 . 4 3b w g b a a b aT n F d T d d N m 式中 中心轮 内齿轮 mm 转臂 H 的回转半径， 据参考文献三式 61 1 1 1 1 a H a i i p 转臂 1 0 . 8 9 5 2 1 4 . 2 4 . 6 5 5 p N m 仿上 1 1 1 1 1 a H a i i p 内齿轮 1 4 . 2 / 5 . 2 4 . 6 5 5 3 . 7 6p p T N m 星齿轮传动的均载机构及浮动量 行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理的采用了内啮合传动；从而才使其具备了上述的许多优点。 6 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 已知：传递功率 P=150w,齿轮轴转速 n=1600r/动比 i=荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 材料及精度等级 行星轮架内齿圈选用 45 钢调质，硬度为 220 250轮轴选用 45 钢正火，硬度为 170 210用 8级精度，要求齿面粗糙度 3 6 。 齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用参考文献四式 10出1定有关参数与系数。 1）转矩 11 9 5 4 9 9 5 4 9 0 . 1 5 / 3 1 6 0 0 0 . 2 9 8 4a w n p n n N m 2）荷系数 K 查参考文献四表 10取 K=）齿数1星轮架内齿圈齿数11，则齿轮轴外齿面齿数2 11z 。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由参考文献四表 10d 。 4）许用接 触应力 H由参考文献四图 10 li m 1 560H M P a ,li m 2 530H M P a 由参考文献四表 10 1 91 6 0 6 0 1 6 0 0 1 1 0 5 2 4 0 1 . 9 9 7 1 0hN n j L 由参考文献四图 10 0 5N T N 。 由 参考文献四式 10 1 l i m 11 1 . 0 5 5 6 0 / 1 5 8 8H N T H M P a 2 l i m 22 1 . 0 5 5 3 0 / 1 5 5 6 . 5H N T H M P a 齿根弯曲疲劳强度计算 由参考文献四式 10如 则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数考文献四表 10 123 2）应力修正系数考文献四表 10 121 3）许用弯曲应力 F由参考文献四图 10 li m 1 210F M P a ,li m 2 190F M P a 由参考文献四表 10 由参考文献四图 10 121N T N 由参考文献四式 10 1 l i m 11 / 2 1 0 / 1 . 3 1 6 2F N T F M P a 2 l i m 22 / 1 9 0 / 1 . 3 1 4 6F N T F M P a 3223 111 . 2 6 1 . 2 6 / 1 . 1 2 9 8 . 4 3 . 6 3 1 . 4 1 / 1 1 1 1 4 6 0 . 5 8F S d T Y Y z 故 21 1 1 2 12 1 . 1 2 9 8 . 42 3 . 6 3 1 . 4 1 2 7 . 7 7 1 6 21 1 1 1 1F F b m z Y Y M P a M P a 2 1 2 2 1 1 22 7 . 7 7 1 4 6F F F S F F Y Y M P a M P a 齿根弯曲强度校核合格。 由参考文献四表 10m 要尺寸计算 12 1 1 1 1 1d d m z m m m m 1 2 1 1 1 1 1 1db b d m m m m 121 2 1 2 1 1 1 1 1 1 1a m z z m m m m 算齿轮的圆周速度 11 6 0 1 0 0 0 1 1 1 6 0 0 / 6 0 1 0 0 0 0 . 9 2 1v d n m s 由参考文献四表 10知选用 8级精度是合适的。 7 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 速器输入轴的设计 定许用应力 由已知条件选用 45 号钢，并经调质处理，由参考文献四表 14得强度极限650B M ，再由表 14 1 60b M 。 根据参考文献四表 1418 107C 。又有式 14 33 3 11 1 8 1 0 7 0 . 1 5 1 6 0 0 5 . 3 6 4 . 8 6 0 . 1 5 1 6 0 0d C p n C d 取直径1 轴段 1直径最少1 虑到轴在整个减速离合器中的安装所必需的满足条件，初定：2 3 10d 4 11d 5 6 12d 7 1 5 d 8 18d 齿轮轮廓宽度为 保证达到轴与行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定： 1 2 3 4 5 6 71 0 7 , 3 . 3 , 2 , 4 4 . 2 , 4 , 1 8 . 5 , 1 . 5 , 1 6 . 3L m m L m m L m m L m m L m m L m m L m m L m m 按设计结果画出州的结构草图，见图 5 图 5 输入轴简图 a受力分析，见图 6 图 6 受力分析图 圆周力：112 2 2 9 8 . 4 1 3 . 5 4 4 . 4 d N 径向力： t a n 4 4 . 2 t a n 2 0 1 6 . 1 N 法向力： c o s 4 4 . 2 c o s 2 0 4 7 . 0 4 N b作水平面内的弯矩图（ 8a），支点反力为： 2 2 2 . 1 N弯矩为：1 2 2 . 1 7 7 . 9 5 2 8 6 1 . 3 5 m m 2 2 2 . 1 2 9 . 0 5 2 3 2 1 m m c作垂直面内的弯矩图（ 8b），支点反力为： 2 8 . 0 4 N弯矩为：1 8 . 0 4 7 7 . 9 5 2 3 1 3 . 5 m m 2 8 . 0 4 2 9 . 0 5 2 1 1 6 . 7 8 m m d作合成弯矩图（ 8c） 弯矩为： 2 2 2 21 1 1 8 6 1 . 3 5 3 1 3 . 5 9 9 4 . 4 5 M N m m 2 2 2 22 2 2 3 2 1 1 1 6 . 7 8 3 7 0 . 6 M N m m e作弯矩图（ 8d） 19 5 4 9 9 5 4 9 0 . 1 5 1 6 0 0 0 . 8 9 5 2 8 9 5 . 2T p n N m N m m f求当量弯矩 222211 9 9 4 . 4 5 0 . 6 8 9 5 . 2 1 1 3 0 . 2 3 a T N m m 2222 3 7 0 . 6 0 . 6 8 9 5 . 2 6 5 2 . 5 6 6 a T N m m g校核强度 331 1 61 1 3 0 . 2 3 0 . 1 1 1 3 0 . 2 3 0 . 1 1 2 6 . 5 4 W d M P a 2 2 46 5 2 . 5 6 6 0 . 1 6 5 2 . 5 6 6 0 . 1 1 1 4 . 9 W d M P a 速器输出轴的设计 定许用应力 由已知条件选用 45 号钢正火，并经调质处理，由参考文献四表 14得强度极限
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