自动洗衣机行星轮系减速器的设计

摘要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：2K H、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。N 表示内啮合，W 表示外啮合， G 表示内外啮合公用行星轮。本文所设计的行星齿轮 是 2KH 行星传动 NGW 型。关键词：减速器、齿轮强度AbstractDepartment of planetary gear reducer compared with ordinary 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 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 improve, 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 the 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, 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 strength1目录1 绪论 .12 原始数据及系统组成框图 .32.1 有关原始数据 .32.2 系统组成框图 .33 减速器行星轮设计 .44 传动系统的方案设计 .65 行星齿轮传动设计 .75.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算 .75.2 行星齿轮传动的配齿计算 .85.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 .95.4 行星齿轮传动强度计算及校核 .115.5 行星齿轮传动的受力分析 .155.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量 .176 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 .186.1 轮材料及精度等级 .186.2 按齿面接触疲劳强度设计 .196.3 按齿根弯曲疲劳强度计算 .196.4 主要尺寸计算 .206.5 验算齿轮的圆周速度 v.207 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 .207.1 减速器输入轴的设计 .217.2 行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 .2328 结论 .259 设计小结 .2510 致谢 .2611 参考文献 .2731 绪论从 20 世纪 80 年代初期洗衣机逐渐进入中国家庭，并由最开始的单缸洗衣机到双缸洗衣机，再到全自动洗衣机。随着科学技术的发展，人们对机械设备的性能要求越来越高，在齿轮传动装置方面具体表现为提高齿轮的承载能力、传动效率、减小外形尺寸、减 轻质量以及增大传动比等，行星齿轮 在这种背景下应运而生，并且随着齿轮传动的设计与制造技术不断发展完善。我国 对行星齿轮的研究起步较晚，而且在行星齿轮产业发展出现的问题中许多都不容乐观，比如产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家。无锡小天鹅股份有限公司前身始建于 1958年，中国第一台全自动洗衣机于 1978 年在小天鹅诞生，这台全自动洗衣机的问世，彻底改 变了人们的洗衣方式。1995 年以后，洗衣机市场一直是单缸全自动洗衣机称霸天下。然而在洗衣机的功能、品牌都不断发 展的今天，仍有一部分人 对双缸洗衣机情有独钟。作为 第二代改良洗衣机，双缸洗衣机尽管增加了甩干功能，仍然不能节省人力洗涤结束后，必须手动甩干功能，而且甩干常常不彻底、甩干机常出故障等等。此外，双缸洗衣机的洗衣桶空间有限，像秋冬穿着的厚重衣物不好洗涤。世界上一些 发达国家，如日本、德国、英国、俄罗斯以及美国等，对行星齿轮传动的应用，在生 产和研究中都十分重视。由于行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、承载能力大和同轴性等许多优点，行星齿轮减速器在现代的军用和民用工业中具有其广阔的应用前景。据说，欧美几乎 100的家庭使用的都是滚筒洗衣机。与中国消 费者偏爱的波轮式洗衣机相比，滚筒洗衣机洗衣范围广，能够 洗涤羊毛、丝绸之类的高档衣物，洗好的衣物不 缠绕，对衣物磨损小。滚筒洗衣机转速快，最高每分 钟可达 1000 转， 还可将水加热，衣物洗 净度很高；滚筒洗衣机同时利用特有的减震、平衡系统，将噪声降到了最低；因为技术先进、做工精湛，滚筒洗衣机的使用寿命是波轮洗衣机的 2 倍。滚筒洗衣机有两大优点：其一是省水。波轮洗衣机要在桶中注入大量的水来带动衣物；而滚筒洗衣机是使衣物落下与水拍打，需要水量较小。其次 滚筒洗衣机 对衣物的磨损度要低。 滚筒洗衣机洗衣时颇似南方人洗衣用棒槌敲打衣物，而波轮洗衣机是使衣物来回搅动，因此，滚筒洗衣机对衣物的磨损度更低。此外，滚筒洗衣机还是环保先锋，这或许是它们在欧美大受欢迎的另一个重要原因。滚筒洗衣机不仅能节省一半以上的水，还能大量节约洗涤剂 ，减少生活 污水的排放。如今，滚筒洗衣机已经走入中国老百姓的家中，高端滚筒的热销充分说明滚筒洗衣机的普及已经成为趋势。全球市场上洗碗机按结构可分为台式和柜式，按用途可分为商用洗碗机和4家用家则高达 60%-70%。新兴国家如东南亚地区的洗碗机销量也在以每年 20%的幅度增洗碗机。发达国家中家用洗碗机的普及率已达 30%-40%，美国、法国、德国等国长。本文所设计的行星齿轮减速器，其特征在于采用由太阳轮、均匀排在太阳轮外周并与太阳轮外啮合的各行星轮、以及与所述各行星轮内啮合的内齿轮构成的行星轮系。52 原始数据及系统组成框图2.1 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： =5.2pi输入转速:n=2600r/min输入功率：P=150w行星轮个数： =3wn内齿圈齿数 =63bz2.2 系统组成框图图2-1 自动洗衣机的组成简图自动洗衣机的工作原理：见图2-26图 2-2 洗衣机工作原理图洗涤：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。（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 73 减速器行星轮设计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。8图 3-1 太阳轮图 3-2 行星轮94 传动系统的方案设计方案的分析与拟定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，传动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105 行星齿轮传动设计5.1 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固定件、2主动件、 3从23i动件1、齿轮 b 固定时（图 11），2KH（NGW）型传动 的传动比 为baHi=1- =1+ /baHibza可得 =1- =1- =1-5.2=-4.2 pi= / -1=63*5/21=15azbHi输出转速：= / =n/ =2600/5.2=500r/minHnapi2、行星齿轮传动的效率计算：=1-| - /( -1)* |*aHabiHn=*B为 ag 啮合的损失系数， 为 bg 啮合的损失系数， 为轴承的损H HB失系数， 为总的损失系数，一般取 =0.025H按 =2600 r/min、 =500r/min、 =-21/5 可得anHnabi=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%5.2 行星齿轮传动的配齿计算1、传动比的要求传动比条件即 =1+ /baHibza可得 1+ / =63/5=21/5=4.2 = baHi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 与两个中心轮 、 同时正确啮合，要求外啮合齿轮 aggzazb11的中心距等于内啮合齿轮 bg 的中心距，即= w(a)g()w称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有m/2( + )=m/2( - )azgbzg得 = - /2=63-15/2=24gb3、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 =2/Hwn中心轮 a 相应转过 角， 角必须等于中心轮 a 转过 个（整数）齿所对的中1 心角，即= *2/1az式中 2/ 为中心轮 a 转过一个齿（周节）所对的中心角。az=n/ = / =1+ /piHn1bza将 和 代入上式，有 1H2* / /2/ =1+ /azwnbza经整理后 = + =（15+63）/2=24azb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12Re图 5-1 行星齿轮可得 l=2 * wasin(180/)ow(agdl=2*2/m*( + )*sin =39 /2mazg6o3=d+2 =17m()agdh满足邻接条件。5.3 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= 2311lim/AFPadFKTYz式中 算数系数， 对于直齿轮传动 =12.1；mK啮合齿轮 副中小齿轮的名义转矩， N*m ； 1T= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*mawn1Pw使用系数，由参考文献二表 67 查得 =1；AKA综合系数，由参考文献二表 65 查得 =2；F FK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P式 65 得 =1.85；F13小齿轮齿 形系数，1FaY图 622 可得 =3.15；，1Fa齿轮副中小 齿轮齿数， = =15；1z1za试验齿轮弯曲疲劳极限， 按由参考文献二图 6limF2*Nm26630 选取 =120li 2*所以 m= =12.12311lim/mAFPadFKTYz30.2984.50.85=0.658 取 m=0.91）分度圆直径 d=m* =0.915=13.5mm()aaz=m* =0.924=21.6mm()g()g=m* =0.963=56.7mm()bd()bz2) 齿顶圆 直径 a齿顶高 ：外啮合 = *m=m=0.9h1a*h内啮合 =（ - ）*m=(1-7.55/ )*m=0.792 2 2z= +2 =13.5+1.8=15.3mm()ad()a= +2 =21.6+1.8=23.4mm()g()h= -2 =56.7-1.584=55.116mm()ab()a3) 齿根圆直径 fd齿根高 =（ + ）*m=1.25m=1.125fh*ac= -2 =13.5-2.25=11.25mm()f()f= -2 =21.6-2.25=19.35mm()fgd()f= +2 =56.7+2.25=58.95mm()fb()fh144）齿宽 b取 =1d= * =113.5=13.5mm()ad()a= *+5=13.5+5=18.5mm()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=m/2( + )=0.9/2(15+24)=17.55mmazg2、bg 为内啮合齿轮副=m/2( + )=0.9/2(63-24)=17.55mmazb5.4 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 1.6R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 3.2。a（2）转矩 1T= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m=298.4N*mm；awn1Pw（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献三式 824 得出 如 【 】则校核合格。FF（4）齿形系数 FY15由参考文献三表 812 得 =3.15， =2.7， =2.29；FaYFgFbY（5）应力修正系数 s由参考文献三表 813 得 =1.49， =1.58， =1.74；sasgsb（6）许用弯曲应力 F由参考文献三图 824 得 =180MPa， =160 Map ；lim1Flim2F由表 89 得 =1.3 由图 825 得 = =1；s1NY2由参考文献三式 814 可得= * / =180/1.3=138 Map1FNYlim1Fs= * / =160/1.3=123.077 Map2li2=2K /b * =(21.1298.4/13.5 15)3.151.49=18.78 1FTmazFsa 20.9MaplimHSlim16查参考文献二表 611 可得 =1.3limHS所以 1.33、有关系数和接触疲劳极限（1）使用系数 AK查参考文献二表 67 选取 =1AK（2）动载荷系数 V查参考文献二图 66 可得 =1.02V（3）齿向载荷分布系数 H对于接触情况良好的齿轮副可取 =1HK（4）齿间载荷分配系数 、HaF由参考文献二表 69 查得 = =1.1 = =1.21HaF2HaKF（5）行星轮间载荷分配不均匀系数 p由参考文献二式 713 得 =1+0.5（ -1）HKHp由参考文献二图 719 得 =1.5 p所以 =1+0.5（ -1）=1+0.5（1.5-1）=1.251HpKHp仿上 =1.752（6）节点区域系数 HZ由参考文献二图 69 查得 =2.06HZ（7）弹性系数 E由参考文献二表 610 查得 =1.605E（8）重合度系数 Z由参考文献二图 610 查得 =0.82Z（9）螺旋角系数 = =1Zcos（10）试验齿的接触疲劳极限 limH17由参考文献二图 611图 615 查得 =520MpalimH（11）最小安全系数 、limHSliF由参考文献二表 6-11 可得 =1.5、 =2limHSliHF（12）接触强度计算的寿命系数 NTZ由参考文献二图 611 查得 =1.38（13）润滑油膜影响系数 、 、LVR由参考文献二图 617、图 618、图 619 查得 =0.9、 =0.952、LZV=0.82RZ（14）齿面工作硬化系数 wZ由参考文献二图 620 查得 =1.2wZ（15）接触强度计算的尺寸系数 x由参考文献二图 621 查得 =1x所以 = =2.061.6050.8210H1/EtZFdbu=2.95 32.65.= =2.95 =3.51012AVHaPK1.02.15= =2.95 =4.322H 7= *Hplimli/HS=520/1.31.3NTLVRwxZ80.90.950.821.21=464.4所以 齿 面接触校核合格Hp5.5 行星齿轮传动的受力分析18在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于 1，即 1,且均匀对称地wn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 ，且用一条垂直rF线表示一个构件，同时用符号 F 代表切向力 。r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 个行星轮 g 同时施加的作用力 和输入转wngaF矩 的作用。当行星轮数目 2 时，各个行星 轮上的 载荷均匀， （或采用载荷分AT配不均匀系数 进行补偿）因此，只需要分析和 计算其中的一套即可。在此首先pk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= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m1Twn1Pw可得 = * =0.8952 N*ma式中 中心轮所传递的转矩，N*m；输入件所传递的名义功率，KW；1P19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=2000 / =2000 / =20000.2984/13.5=44.2NgaF1Tadawnd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=- =-2000 / =-44.2N gFaaTwnd内齿轮作用于行星轮 g 的切向力为= =-2000 / =-44.2N baaw转臂 H 作用于行星轮 g 的切向力为=-2 =-4000 / =-88.4N FaaTwnd转臂 H 上所的作用力为=-2 =-4000 / =-88.4N gHgaw转臂 H 上所的力矩为 = =-4000 / * =-40000.8952/13.517.55=-4655.0 TwngHFxraTdxrN*m 在内齿轮 b 上所受的切向力为=- =2000 / =44.2N gbaTwnd在内齿轮 b 上所受的力矩为20= /2000= / =0.895221.6/13.5=1.43 N*m bTwngbFdaTbd式中 中心轮 a 的节圆直径，ad内齿轮 b 的节圆直径， b转臂 H 的回转 半径， xr根据参考文献二式（637）得- / =1/ =1/1- =1/1+PaTHbaiHabi转臂 H 的转矩为=- *（1+P）= -0.8952（1+4.2）=-4.655 N*ma仿上- / =1/ =1/1- =p/1+PbTHbaiHabi内齿轮 b 所传递的转矩，=-p/1+p* =-4.2/5.2(-4.655)=3.76 N*mbH5.6 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（ 2）行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮wn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。5.7 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，人们只是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，且使载荷分布不均匀系数 值最小。PK21（）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。 226 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。 6.1 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 3.26.3aR。m6.2 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 值。确定1d有关参数与系数。1、转矩 1T= = / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*mawn1Pw2、载荷系数 K查参考文献四表 1011 取 K=1.13）齿数 和齿宽 系数1zd行星轮架内齿圈齿数 取 11，则齿轮轴外齿面齿数 =11。因单级齿1z 2z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 =1。d4）许用接触应力 H由参考文献四图 1024 查得 =560Mpa, =530 Mpalim1Hlim2H由参考文献四表 1010 查得 =1S=60nj =6016001(105240)=1.9971NhL910= /i=1.9972190由参考文献四图 1027 可得 = =1.05。NTZ2由参考文献四式 1013 可得23= / =1.05560/1=588 Mpa1HNTZlim1HS= / =1.05530/1=556.5 Mpa2li26.3 按齿根弯曲疲劳强度计算由参考文献四式 1024 得出 ，如 则校核合F121admzA格。确定有关系数与参数：1）齿形系数 FY由参考文献四表 1013 查得 = =3.63 1FY22）应力修正系数 S由参考文献四表 1014 查得 = =1.411S23）许用弯曲应力 F由参考文献四图 1025 查得 =210Mpa, =190 Mpalim1Flim2F由参考文献四表 1010 查得 =1.3S由参考文献四图 1026 查得 = =11NTY2由参考文献四式 1014 可得 = / =210/1.3=162 Mpa1FNTYlim1FS= / =190/1.3=146 Mpa2li2故 m 1.26 =1.26 =0.582311/FSdFKTYz3 21.298.4361./46=2K /b = 3.631.41=27.77MPa =162 Mpa1FAS2 1F= / =27.77MPa =146 Mpa22F12F齿根弯曲强度校核合格。由参考文献四表 103 取标准模数 m=16.4 主要尺寸计算= =mz=111mm=11mm1d224= = =111mm=11mm1b2d1a=1/2 m( + )=1/21(11+11)mm=11mmAz26.5 验算齿轮的圆周速度 vv= /601000= 111600/601000=0.921m/s1dn由参考文献四表 1022,可知选用 8 级精度是合适的。257 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计7.1 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 =650MPa,再由表 142 得许用弯曲应力 =60MPaB1b2、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 =(118107) =5.364.863/CPn30.5/6310.5/6Cd取直径 =8.5mm13、确定各轴段的直径轴段 1(外端)直径最少 =8.5mm ，1d7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： =9.7mm, 2d=10mm,3d=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。45d6d7d84、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, =3.3mm, 1L=2mm, =44.2mm, =4mm, =18.5mm, =1.5mm, 2L3 4L56=16.3mm。7按设计结果画出轴的结构草图：图 7-1 输入轴简图265、 校核轴a、受力分析 图图 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： = =2298.4/13.5=44.2N tF12/Td径向力： = =44.2tan =16.1NrantA02法向力： = /cos =44.2/ cos =47.04Ntb、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力 为： = /2=22.1NHFt弯矩为： =22.177.95/2=861.35N mm1HMA=22.129.05/2=321 N mm2c、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力 为： = /2=8.04NvFr弯矩为： =8.0477.95/2=313.5N mm1v A=8.0429.05/2=116.78 N mm2Md、作合成弯矩图（7-2c）： = = =994.45 N mm121HVM22861.35.A= = =370.6 N mm2 27e、作转矩图(7-2d)：27T=9549 /n=95490.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mm1PAf、求当量弯矩= = =1130.23 N mm1eM22()aT2294.5(0.689.)A= =652.566 N mm37 g、校核强度= /W=1130.23/0.1 =1130.23/0.1 =6.54Mpa1e36d312= /W=652.566/0.1 =652.566/0.1 =4.9 Mpa2M4所以 满足 =60Mpa 的条件，故 设计的 轴有足够的强度，并有一e1b定裕量。7.2 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 =600MPa,再由表 142 得许用弯曲应力 =55MPaB1b2、按扭转强度估算轴径=P=0.1597.98%=0.147kwP根据参考文献四表 141 得 C=118107。又由式 142 得 d =(118 107) =5.344.833/Cn30.47/630.147/6Cd取直径 =8.9mm2d3、确定各轴段的直径轴段 1(外端)直径最少 =8.9m6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： =12mm,1d= =11.3mm, = = =12mm。2d43d574、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, =19.2mm, 1L28=1.1mm, =74.5mm, =1.5mm, =15.8mm, =1.2mm, 2L3L4L5L6L=23.2mm。7按设计结果画出轴的结构草图：见图 7-3图 7-3 输出轴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： = =2465.5/11=84.64NtF12/Td径向力： = =846.4tan =308.1NrantA02法向力： = /cos =846.4/ cos =90.72Ntb、作水平面内弯矩图（7-4a）。支点反力 为： = /2=42.32NHFt弯矩为： =42.3268.25/2=1444.17N mm1HMA29=423.233.05/2=699.338N mm2HMAc、作垂直面内的弯矩图（7-4b），支点反力 为： = /2=15.405NvFr弯矩为： =154.0568.25/2=525.7 N mm1v=154.0533.05/2=254.57 N mm2 Ad、作合成弯矩图（7-4c）： = = =1536.87 N mm1M21HV2241.75A= = =744.23 N mm26938e、作转矩图(7-4d)：T= - = *（1+P）= 0.8952（1+4.2）=465.5 N*mmHTaf、求当量弯矩= = =1562.04 N mm1eM22()2215368.7(0.465)A= =794.9N mmaT4 g、校核强度= /W=1562.04/0.1 =1562.04/0.1 =9.1Mpa1e36d312= /W=794.9/0.1 =794.9/0.1 = 4.6Mpa2M4所以 满足 =55Mpa 的条件，故 设计的 轴有足够的强度，并有一e1b定裕量。308 结论本文是关于自动洗衣机减速离合器内部减速装置，这种减速器对于体积和重量方面要求较高，在设计过 程中不仅要注意这些，同时也要在精度上下些力气，因为精度不高，在洗衣机运行中产生的震动和噪音就越大，随着人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展,洗衣机是家用电器中常见的一种，人们对它的要求不仅是质量上的，对它本身的重量、体积、噪音等方面的要求也越来越高，本文设计的减速器就注重在这些