毕业设计论文洗衣机行星齿轮减速器设计（含全套CAD图纸） .pdf

分类号密级 毕业设计说明书毕业设计说明书 题目：自动洗衣机行星齿轮减速器的设计自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 英文并列题目: : automaticautomatic washingwashing machinemachine designdesign planetaryplanetary geargear reducerreducer 学 生 姓 名： 专业： 指 导 教 师： 职称： 毕业设计说明书提交日期地址： 毕毕 业业 设设 计计 任任 务务 书书 20*年 3 月 1 日 毕业设计题目自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 指导教师职称 专业名称班级 学生姓名学号 设计要求 1.完成资料翻译一份（3000 字以上） 2.完成毕业设计调研报告一份； 3.完成行星齿轮减速器的设计 4.完成相关结构设计； 5.完成毕业设计说明书一份； 6.完成相关图纸。 完成毕业课题 的计划安排 序号内容时间安排 1外文资料翻译 20*.2.1 至 20*.3.5 2搜集相关资料并调研，完 成调研报告 20*.3.6 至 20*.3.14 3进行减速器结构的选择， 以及行星齿轮减速器基本 参数和主要尺寸的选择。 编写说明书，绘制相关图 纸。 20*.3.15 至 20*.4.5 4整理毕业设计说明书并定 稿，准备答辩 20*.4.6 至 20*.4.19 5答辩20*.4.20 答辩提交资料 外文资料翻译，毕业设计调研报告， 毕业设计说明书，相关图纸。 计划答辩时间20*.4.20 无锡职业技术学院机电技术学院无锡职业技术学院机电技术学院 20*年年3 3 3 3月月1 1 1 1 日日 摘要摘要： 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行星齿轮传动：体积小， 质量小，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。行星轮减速其实就是齿轮减速的原理,它有 一个轴线位置固定的齿轮叫中心轮或太阳轮,在太阳轮边上有轴线变动的齿轮,即 既作自转又作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. 关键词关键词：行星轮系减速器、行星轮、中心轮、行星架。 目目录录 第一章概述 1 第二章原始数据及系统组成 2 （一）原始数据2 （二）系统组成框图2 第三章减速器简介 4 第四章传动系统的方案设计 5 传动方案的分析与拟定5 1.对传动方案的要求5 2.拟定传动方案5 第五章行星齿轮传动设计 6 (一)行星齿轮传动比和效率计算 6 (二)行星齿轮传动的配齿计算 6 1.传动比条件6 2.同轴条件6 3.装配条件7 4.邻接条件7 (三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 8 （四） 行星齿轮传动强度计算及校核10 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核10 2、齿轮齿面强度的计算及校核11 3、有关系数和接触疲劳极限11 （五）行星齿轮传动的受力分析 13 （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量 15 （七） 轮间载荷分布均匀的措施15 第六章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计17 （一） 选择齿轮材料及精度等级 17 （二） 按齿面接触疲劳强度设 17 （三） 按齿根弯曲疲劳强度计算 18 （四） 主要尺寸计算 18 （五）验算齿轮的圆周速度 v 18 第七章行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计19 （一） 减速器输入轴的设计19 1、选择轴的材料，确定许用应力19 2、按扭转强度估算轴径19 3、确定各轴段的直径19 4、确定各轴段的长度19 5、校核轴19 （二） 行星轮系减速器齿轮输出轴的设计21 1、选择轴的材料，确定许用应力21 2、按扭转强度估算轴径21 3、确定各轴段的直径21 4、确定各轴段的长度21 5、 校核轴 22 第八章结论24 第九章参考文献25 第十章设计小结26 第十一章 致谢27 6 第一章概述 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地了解 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、几何尺寸的设计计算，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：2kh、3k、及 khv 三种。若按各对 齿轮的啮合方式，又可分为：ngw 型、nn 型、ww 型、wgw 型、ngwn 型和 n 型等。我所设计的 行星齿轮是 2kh 行星传动 ngw 型。 7 第二章 原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据（一）有关原始数据 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：pi=5.2 输入转速:n=2600r/min 输入功率：p=150w 行星轮个数： w n=3 内齿圈齿数 b z=63 （二）系统组成框图（二）系统组成框图 上盖上盖 控制面板控制面板 进水口进水口 排水管排水管 外箱体外箱体 盛水桶盛水桶 支撑支撑拉杆拉杆 脱脱水桶水桶 电动机电动机 带传动带传动 减速器减速器 波轮波轮 图2-1 自动洗衣机的组成简图 8 洗涤：a制动，b放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮 脱水：a放开，b制动，运动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶） 、中心齿轮、行星架、 波轮与脱水桶等速旋转。 a b 带传动带传动 脱水桶脱水桶 波轮波轮 自动洗衣机的工作原理：见图2-2 图 2-2洗衣机工作原理图 （电机输入 转速）输入 轴 中心轮行星轮 输出轴 图 2-3 减速器系统组成框图 9 第三章 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-蜗杆、 蜗杆-齿轮等。 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。 10 第四章 传动系统的方案设计 传动方案的分析与拟定 1）对传动方案的要求 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。 2）拟定传动方案 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 1-1 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 4-1 周转轮系 a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；h-行星架 11 第五章 行星齿轮传动设计 （一）行星齿轮传动的传动比和效率计算（一）行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： 1 23 i 1固定件、2主动件、3从动件 1、齿轮 b 固定时（图 11） ，2kh（ngw）型传动的传动比 b ah i为 b ah i=1- h ab i=1+ b z/ a z 可得 h ab i=1- b ah i=1-pi=1-5.2=-4.2 a z= b z/ b ah i-1=63*5/21=15 输出转速： h n= a n/pi=n/pi=2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算： =1-| a n- h n/( h ab i-1)* h n|* h h =* hhh abb + h a 为 ag 啮合的损失系数， h b 为 bg 啮合的损失系数， h b 为轴承的损失系数， h 为总的损失系数，一般取 h =0.025 按 a n=2600 r/min、 h n=500r/min、 h ab i=-21/5 可得 =1-| a n- h n/( h ab i-1)* h n|* h =1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% ( (二二) ) 行星齿轮传动的配齿计算行星齿轮传动的配齿计算 1、传动比的要求传动比条件 即 b ah i=1+ b z/ a z 可得1+ b z/ a z=63/5=21/5=4.2 = b ah i 所以中心轮 a 和内齿轮 b 的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件 为保证行星轮 g z与两个中心轮 a z、 b z同时正确啮合，要求外啮合齿轮 ag 的中心距等 于内啮合齿轮 bg 的中心距，即 12 w (a )a g =() w b g a 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 m/2( a z+ g z)=m/2( b z- g z) 得 g z= b z- a z/2=63-15/2=24 3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 h =2/ w n 中心轮 a 相应转过 1 角， 1 角必须等于中心轮 a 转过个（整数）齿所对的中心角， 即 1 =*2/ a z 式中 2/ a z为中心轮 a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 pi=n/ h n= 1 / h =1+ b z/ a z 将 1 和 h 代入上式，有 2*/ a z/2/ w n=1+ b z/ a z 经整理后= a z+ b z=（15+63）/2=24 满足两中心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 在行星传动中，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，如图 12 所示 re 图 5-1 行星齿轮 13 可得l=2 w a*sin(180 /) o w n() ag d l=2*2/m*( a z+ g z)*sin60o=393/2m () ag d=d+2 a h=17m 满足邻接条件。 (三三) )行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算行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 m 的初算公式为 m= 2 3 111lim / maffpfadf kt k kk yz 式中 m k算数系数，对于直齿轮传动 m k=12.1； 1 t啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，n*m ； 1 t= a t/ w n=9549 1 p/ w nn=95490.15/31600=0.2984n*m a k使用系数，由参考文献二表 67 查得 a k=1； f k 综合系数，由参考文献二表 65 查得f k =2； fp k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 65 得 fp k=1.85； 1fa y小齿轮齿形系数， 图 622 可得 1fa y=3.15； ， 1 z齿轮副中小齿轮齿数， 1 z= a z=15； limf 试验齿轮弯曲疲劳极限， 2 *nmm按由参考文献二图 626630 选取 limf =120 2 *nmm 所以 m= 2 3 111lim / maffpfadf kt k kk yz =12.1 32 0.2984 1 2 1.85 3.15/0.8 15120 =0.658 取 m=0.9 1）分度圆直径 d ( )a d=m* a z=0.915=13.5mm ( )g d=m* ( )g z=0.924=21.6mm ( )b d=m* ( )b z=0.963=56.7mm 2) 齿顶圆直径 a d 14 齿顶高 a h：外啮合 1a h= * a h*m=m=0.9 内啮合 2a h=（ * a h- * h）*m=(1-7.55/ 2 z)*m=0.792 ( )a a d= ( )a d+2 a h=13.5+1.8=15.3mm ( )a g d= ( )g d+2 a h=21.6+1.8=23.4mm ( )a b d= ( )b d-2 a h=56.7-1.584=55.116mm 3) 齿根圆直径 f d 齿根高 f h=（ * a h+ * c）*m=1.25m=1.125 ( )f a d= ( )a d-2 f h=13.5-2.25=11.25mm ( )f g d= ( )g d-2 f h=21.6-2.25=19.35mm ( )f b d= ( )b d+2 f h=56.7+2.25=58.95mm 4）齿宽 b 参考三表 819 选取 d =1 ( )a b= d * ( )a d=113.5=13.5mm ( )a b= d *+5=13.5+5=18.5mm ( )b b=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm 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： 1、ag 为外啮合齿轮副 ag a=m/2( a z+ g z)=0.9/2(15+24)=17.55mm 2、bg 为内啮合齿轮副 bg a=m/2( a z+ b z)=0.9/2(63-24)=17.55mm 中心轮 a行星轮 g内齿圈 b 模数 m0.90.90.9 齿数 z152463 15 分度圆直径 d13.521.656.7 齿顶圆直径 a d 15.323.454.9 齿根圆直径 f d 11.2519.3558.95 齿宽高 b18.518.58.5 中心距 a ag a=17.55mm bg a=17.55mm （四）行星齿轮传动强度计算及校核（四）行星齿轮传动强度计算及校核 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级 中心轮 a 选选用 45 钢正火， 硬度为 162217hbs， 选 8 级精度， 要求齿面粗糙度 a r1.6 行星轮 g、内齿圈 b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、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 a r3.2。 （2）转矩 1 t 1 t= a t/ w n=9549 1 p/ w nn=95490.15/31600=0.2984n*m=298.4n*mm； （3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由参考文献三式 824 得出 f 如 f 【 f 】则校核合格。 （4）齿形系数 f y 由参考文献三表 812 得 fa y=3.15， fg y=2.7， fb y=2.29； （5）应力修正系数 s y 由参考文献三表 813 得 sa y=1.49， sg y=1.58， sb y=1.74； （6）许用弯曲应力 f 由参考文献三图 824 得 lim1f =180mpa， lim2f =160 mpa ； 由表 89 得 f s=1.3由图 825 得 1n y= 2n y=1； 由参考文献三式 814 可得 1 f = 1n y* lim1f / f s=180/1.3=138 mpa 2 f = 2n y* lim2f / f s=160/1.3=123.077 mpa 16 1f =2k 1 t/b 2 m a z* fa y sa y=(21.1298.4/13.5 2 0.9 15)3.151.49=18.78 mpa1.3 3、有关系数和接触疲劳极限 （1）使用系数 a k 查参考文献二表 67 选取 a k=1 （2）动载荷系数 v k 查参考文献二图 66 可得 v k=1.02 （3）齿向载荷分布系数 h k 对于接触情况良好的齿轮副可取 h k =1 （4）齿间载荷分配系数 ha k、 fa k 17 由参考文献二表 69 查得 1ha k= 1fa k=1.1 2ha k= 2fa k=1.2 （5）行星轮间载荷分配不均匀系数 hp k 由参考文献二式 713 得 hp k=1+0.5（ hp k-1） 由参考文献二图 719 得 hp k=1.5 所以 1hp k=1+0.5（ hp k-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25 仿上 2hp k=1.75 （6）节点区域系数 h z 由参考文献二图 69 查得 h z=2.06 （7）弹性系数 e z 由参考文献二表 610 查得 e z=1.605 （8）重合度系数z 由参考文献二图 610 查得z=0.82 （9）螺旋角系数z z=cos=1 （10）试验齿的接触疲劳极限 limh 由参考文献二图 611图 615 查得 limh =520mpa （11）最小安全系数 limh s、 limh f 由参考文献二表 6-11 可得 limh s=1.5、 limh f=2 （12）接触强度计算的寿命系数 nt z 由参考文献二图 611 查得 nt z=1.38 （13）润滑油膜影响系数 l z、 v z、 r z 由参考文献二图 617、图 618、图 619 查得 l z=0.9、 v z=0.952、 r z=0.82 （14）齿面工作硬化系数 w z 18 由参考文献二图 620 查得 w z=1.2 （15）接触强度计算的尺寸系数 x z 由参考文献二图 621 查得 x z=1 所以 0h = 1 /1/ het z z z zfd b uu =2.061.6050.821 132.6252.6 13.5 13.51.6 =2.95 1h = 0h 12avhhahp k k kkk =2.95 1 1.02 1 1.1 1.25 =3.5 2h = 0h 22avhhahp k k kkk =2.95 1 1.02 1 1.2 1.75 =4.32 hp = limlim / hh s* ntlvrwx zz z z z z=520/1.31.380.90.950.821.2 1=464.4 所以 h hp 齿面接触校核合格 （五）行星齿轮传动的受力分析（五）行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 w n1,且均匀对称地分布于中心轮 之间；所以在 2hk 型行星传动中，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 r f，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号 f 代表切向力 r f。 为了分析各构件所受力的切向力 f，提出如下三点： （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 间的作用力应等于反作用力。 （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应 相反。 （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 2hk 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构 件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力 f，如图 13 所 示。 由于在输入件中心轮a 上受有 w n个行星轮 g 同时施加的作用力 ga f和输入转矩 a t的作用。 当行星轮数目 w n2 时， 各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数 p k进行补偿） 19 因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮 a 在每一套中（即在 每个功率分流上）所承受的输入转矩为 1 t= a t/ w n=9549 1 p/ w nn=95490.15/31600=0.2984n*m 可得 a t= 1 t* w n=0.8952 n*m 式中 a t中心轮所传递的转矩，n*m； 1 p输入件所传递的名义功率，kw； 图 5-2 传动简图 （a）传动简图(b)构件的受力分析 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 ga f=2000 1 t/ a d=2000 a t/ w n a d=20000.2984/13.5=44.2n 而行星轮 g 上所受的三个切向力为 中心轮 a 作用与行星轮 g 的切向力为 ag f=- ga f=-2000 a t/ w n a d=-44.2n 内齿轮作用于行星轮 g 的切向力为 bg f= ag f=-2000 a t/ w n a d=-44.2n 转臂 h 作用于行星轮 g 的切向力为 hg f=-2 ag f=-4000 a t/ w n a d=-88.4n 转臂 h 上所的作用力为 gh f=-2 hg f=-4000 a t/ w n a d=-88.4n 转臂 h 上所的力矩为 输出 输入 (a)(b) 20 h t= w n gh f x r=-4000 a t/ a d* x r=-40000.8952/13.517.55=-4655.0 n*m 在内齿轮 b 上所受的切向力为 gb f=- bg f=2000 a t/ w n a d=44.2n 在内齿轮 b 上所受的力矩为 b t= w n gb f b d/2000= a t b d/ a d=0.895221.6/13.5=1.43 n*m 式中 a d中心轮 a 的节圆直径， b d内齿轮 b 的节圆直径， x r转臂 h 的回转半径， 根据参考文献二式（637）得 - a t/ h t=1/ b ah i=1/1- h ab i=1/1+p 转臂 h 的转矩为 h t=- a t*（1+p）= -0.8952（1+4.2）=-4.655 n*m 仿上 - b t/ h t=1/ b ah i=1/1- h ab i=p/1+p 内齿轮 b 所传递的转矩， b t=-p/1+p* h t=-4.2/5.2(-4.655)=3.76 n*m （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量（六）行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（ w n2）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，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上 述的许多优点。 （七）轮间载荷分布均匀的措施（七）轮间载荷分布均匀的措施 为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星 轮传动的制造和转配变得比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不 加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各 行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配， 且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。 在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点 要求： （）载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形， 21 且使载荷分布不均匀系数 p k值最小。 （）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较 大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。 （）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的 制造误差。 （）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性 能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。 （）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪 声。 为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载 的系统，其结构类型可分为两种： 1、静定系统 该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。 2、静不定系统 均载机构： 1、基本构件浮动的均载机构 (1) 中心轮 a 浮动（2）内齿轮 b 浮动（3）转臂 h 浮动（4）中心轮 a 与转 臂 h 同时浮动 （5）中心轮 a 与内齿轮 b 同时浮动（6）组成静定结构的浮动 2、杠杆联动均载机构 本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮 a 浮动的均载机构。 22 第六章 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/min，传动比 i=5.2，载荷平稳。使用寿命 10 年，单班制工作。 （一）轮材料及精度等级（一）轮材料及精度等级 行星轮架内齿圈选用 45 钢调质，硬度为 220250hbs，齿轮轴选用 45 钢正火，硬度 为 170210hbs，选用 8 级精度，要求齿面粗糙度 a r3.26.3m。 （二）按齿面接触疲劳强度设计（二）按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 1022 求出 1 d值。确定有关参数 与系数。 1）转矩 1 t 1 t= 1 t= a t/ w n=9549 1 p/ w nn=95490.15/31600=0.2984n*m 2）荷系数 k 查参考文献四表 1011取 k=1.1 3）齿数 1 z和齿宽系数 d 行星轮架内齿圈齿数 1 z取 11，则齿轮轴外齿面齿数 2 z=11。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 1020 选取 d =1。 4）许用接触应力 h 由参考文献四图 1024 查得 lim1h =560mpa, lim2h =530 mpa 由参考文献四表 1010 查得 h s=1 1 n=60nj h l=6016001(105240)=1.997 9 10 2 n= 1 n/i=1.997 9 10 由参考文献四图 1027 可得 1nt z= 2nt z=1.05。 由参考文献四式 1013 可得 1 h = 1nt z lim1h / h s=1.05560/1=588 mpa 2 h = 2nt z lim2h / h s=1.05530/1=556.5 mpa （三）按齿根弯曲疲劳强度计算（三）按齿根弯曲疲劳强度计算 由参考文献四式 1024 得出 f ，如 12 1 1111 aa ddm z=+ = = 则校核合格。 23 确定有关系数与参数： 1）齿形系数 f y 由参考文献四表 1013 查得 1f y= 2f y=3.63 2）应力修正系数 s y 由参考文献四表 1014 查得 1s y= 2s y=1.41 3）许用弯曲应力 f 由参考文献四图 1025 查得 lim1f =210mpa, lim2f =190 mpa 由参考文献四表 1010 查得 f s=1.3 由参考文献四图 1026 查得 1nt y= 2nt y=1 由参考文献四式 1014 可得 1 f = 1nt y lim1f / f s=210/1.3=162 mpa 2 f = 2nt y lim2f / f s=190/1.3=146 mpa 故m1.26 2 3 11 / fsdf kty yz=1.26 32 1.1 298.4 3.63 1.41/1 11146=0.58 1f =2k 1 t/b 2 m 1 z f y s y= 2 2 1.1 298.4 11 1 11 3.631.41=27.77mpa1 f =162 mpa 2f = 1f 2f y 2s y/ 1f y 1s y=27.77mpa2 f =146 mpa 齿根弯曲强度校核合格。 由参考文献四表 103 取标准模数 m=1 （四）主要尺寸计算（四）主要尺寸计算 1 d= 2 d=mz=111mm=11mm 1 b= 2 b= d 1 d=111mm=11mm a=1/2 m( 1 z+ 2 z)=1/21(11+11)mm=11mm （五）验算齿轮的圆周速度（五）验算齿轮的圆周速度 v v v= 1 d 1 n/601000=111600/601000=0.921m/s 由参考文献四表 1022,可知选用 8 级精度是合适的。 24 第七章章章章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 （一）减速器输入轴的设计（一）减速器输入轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件 选用 45 号钢,并经调质处理,由参考文献四表 144 查得强度极限 b =650mpa,再由表 142 得许用弯曲应力 1b =60mpa 2、按扭转强度估算轴径 根据参考文献四表 141 得 c=118107。又由式 142 得 d 3 /c p n=(118107) 3 0.15/1600 =5.364.86 3 1 0.15/1600cd 取直径 1 d=8.5mm 3、确定各轴段的直径 轴段 1(外端)直径最少 1 d=8.5mm 7 d， 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定： 2 d=9.7mm, 3 d=10mm, 4 d=11mm, 5 d=11.5mm, 6 d=12mm, 7 d=15.42mm， 8 d=18mm。 4、确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为 20.5mm,为保证达到轴于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：l=107mm, 1 l=3.3mm, 2 l=2mm, 3 l=44.2mm, 4 l=4mm, 5 l=18.5mm, 6 l=1.5mm, 7 l=16.3mm。 按设计结果画出轴的结构草图： 图 7-1 输入轴简图 5、校核轴 a、受力分析图 25 图 7-2受力分析 (a)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 圆周力： t f= 11 2/td=2298.4/13.5=44.2n 径向力： r f= tan t fa =44.2tan 0 20 =16.1n 法向力： n f= t f/cos a=44.2/ cos 0 20 =47.04n b、作水平面内弯矩图（7-2a） 。支点反力为： h f= t f/2=22.1n 弯矩为： 1h m=22.177.95/2=861.35n mm 2h m=22.129.05/2=321 n mm c、作垂直面内的弯矩图（7-2b） ，支点反力为： v f= r f/2=8.04n 弯矩为： 1v m=8.0477.95/2=313.5n mm 2v m=8.0429.05/2=116.78 n mm d、作合成弯矩图（7-2c） ： 1 m= 22 11hv mm+= 22 861.35313.5+=994.45 n mm 2 m= 22 22hv mm+= 22 321116.78+=370.6 n mm e、作转矩图(7-2d)： t=9549 1 p/n=95490.15/1600=0.8952n*m=895.2 n mm 26 f、求当量弯矩 1e m= 22 1 ()mat+= 22 994.45(0.6 895.2)+=1130.23 n mm 22 22 () e mmat=+= 22 370.6 (0.6 895.2)+=652.566 n mm g、校核强度 1e = 1e m/w=1130.23/0.1 3 6 d=1130.23/0.1 3 12 =6.54mpa 2e = 2e m/w=652.566/0.1 3 4 d=652.566/0.1 3 11 =4.9 mpa 所以满足 e 1b =60mpa 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。 （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计（二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件：齿轮轴选用 45 钢正火,由 参考文献四 表 144 查得强度极限 b =600mpa, 再由表 142 得许用弯曲应力 1b =55mpa 2、按扭转强度估算轴径 p=p=0.1597.98%=0.147kw 根据参考文献四表 141 得 c=118107。又由式 142 得 d 3 /c pn=(118107) 3 0.147/1600 =5.344.83 3 0.147/1600cd 取直径 2 dd=8.9mm 3、确定各轴段的直径 轴段 1(外端)直径最少 6 d=8.9m 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定： 1 d=12mm, 2 d= 4 d=11.3mm, 3 d= 5 d= 7 d=12mm。 4、确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为 20.5mm,为保证达到轴于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：l=136.5mm, 1 l=19.2mm, 2 l=1.1mm, 3 l=74.5mm, 4 l=1.5mm, 5 l=15.8mm, 6 l=1.2mm, 7 l=23.2mm。 按设计结果画出轴的结构草图：见图 7-3 27 5、校核轴： a、受力分析图 见图 图 7-4受力分析图 (a)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： t f= 11 2/td=2465.5/11=84.64n 径向力： r f= tan t fa =846.4tan 0 20 =308.1n 法向力： n f= t f/cos a=846.4/ cos 0 20 =90.72n b、作水平面内弯矩图（7-4a） 。支点反力为： h f= t f/2=42.32n 弯矩为： 1h m=42.3268.25/2=1444.17n mm 2h m=423.233.05/2=699.338n mm c、作垂直面内的弯矩图（7-4b） ，支点反力为： v f= r f/2=15.405n 图 7-3输出轴 28 弯矩为： 1v m=154.0568.25/2=525.7 n mm 2v m=154.0533.05/2=254.57 n mm d、作合成弯矩图（7-4c） ： 1 m= 22 11hv mm+= 22 14441.75257+=1536.87 n mm 2 m= 22 22hv mm+= 22 6993.382545.7+=744.23 n mm e、作转矩图(7-4d)： t= - h t= a t*（1+p）= 0.8952（1+4.2）=465.5 n*mm f、求当量弯矩 1e m= 22 1 ()mat+= 22 15368.7(0.6 4655)+=1562.04 n mm 2