機械畢業(yè)設計（論文）-全自動洗衣機減速離合器設計【全套圖紙】

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1、畢業(yè)設計畢業(yè)設計(論論文文) 題 目：全自動洗衣機減速離合器設計全自動洗衣機減速離合器設計 學生姓名學生姓名 學學 號號 專業(yè)班級專業(yè)班級機自機自 703 分院（系）分院（系）機電工程分院機電工程分院 指導教師（職稱）指導教師（職稱） 2011 年 6 月 誠信承諾書 本人謹此承諾，本人所寫畢業(yè)設計（論文）均由本人獨立撰 寫，無任何抄襲行為。凡涉及他人的觀點材料，均作了注釋。如 出現(xiàn)抄襲或侵犯他人知識產(chǎn)權的情況，愿承擔由此引起的任何 責任，并接受相應的處分。 學生簽名： 2011 年 6 月 12 日 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 中文摘要 I 全自動洗衣機減速離合器設計全自動洗衣機減

2、速離合器設計 【摘要】 隨著洗衣機技術的不斷提高，洗衣機行業(yè)迎來了新一輪熱潮。本課題是 有關一種全自動洗衣機減速離合器整體結構簡化和各個部件選用、布局的設計。在 洗衣機中使用行星輪系減速器正是利用了行星齒輪傳動：體積小、質(zhì)量輕、結構緊 湊、承載能力大、傳動效率高、傳動比較大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、 噪聲低的特點。離合器采用了摩擦盤式減速離合器，取代了傳統(tǒng)的減速離合器，取 消了離合操作桿裝置，一定程度上簡化了結構，此機構高效的實現(xiàn)了洗衣機的洗滌 與脫水。此外，對減速離合器與電機之間進行了改進即取消了皮帶輪傳動裝置將動 力驅(qū)動裝置直接由電機驅(qū)動洗衣機波輪和脫水桶，變成“空芯”電動機，從

3、而避免 了皮帶輪所出現(xiàn)的故障，減小了噪聲的振動。 【關鍵詞】 洗衣機；減速離合器；行星輪；摩擦盤式 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 英文摘 要 II Design of Decelerating Clutch for Fully-automatic Washing Machine 【Abstract】 With the continuously improve of the washing machine technology, washing machine industry ushered in a new round of boomTh

4、is subject is related to the simplification of the overall structure for the reducer in fully-automatic washing machine, and the design for various parts of the selection and layoutThe use of the planetary gear reducer in washing machine just take the advantage of the planetary gear drive: small siz

5、e, light weight, compact structure, bearing capacity, transmission efficiency, transmission relatively large, smooth motion, shock and vibration resistant and, and low noise characteristicsThe clutch with the form of friction tray gear clutch, replacing the traditional gear clutch, canceled the clut

6、ch operating plot device, simplified the structure to some extent, this institutions efficiently to achieve the washing and dehydration of the washing machineIn addition, it has some improvement between the gear clutch and the motor that cancel the pulley driving device and change the power driving

7、device which is driven by the motor-driven washing machine pulsator and dehydration barrel to the “hollow” motor, so as to avoid the failure of the pulley, reducing the noise of vibration 【Key Words】 Washing Machine, Decelerating Clutch, Planetary Gear, The Form of Friction Tray 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 目

8、錄 III 目 錄 1 緒 論1 1.1 概述1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1 1.3 洗衣機減速器的簡介2 2 減速離合器的設計方案4 2.1 有關首選參數(shù)4 2.2 系統(tǒng)組成框圖4 2.3 減速器系統(tǒng)方案5 2.3.1 對減速傳動方案的要求5 2.3.2 擬定減速器方案5 2.4 離合器系統(tǒng)方案5 2.4.1 對傳統(tǒng)離合器的分析5 2.4.2 擬定離合器方案7 3 行星齒輪傳動設計8 3.1 行星齒輪傳動的傳動比和效率計算8 3.2 行星輪傳動的配齒8 3.3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算9 3.4 行星齒輪傳動強度計算及校核12 3.4.1 行星齒輪彎曲強度計算及校核12

9、3.4.2 齒輪齒面強度的計算及校核13 3.4.3 有關系數(shù)和接觸疲勞強度13 3.5 行星齒輪傳動的受力分析15 3.6 行星齒輪傳動的均載機構及浮動量17 4 減速器齒輪輸入輸出軸的設計18 4.1 減速器輸入軸的設計18 4.2 減速器輸出軸的設計20 5 減速離合器與電機總體結構布局設計23 5.1 離合器的設計23 5.2 減速離合器動力驅(qū)動裝置改進25 6 減速離合器的裝配26 6.1 總裝配圖26 6.2 總裝配圖設計說明26 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 目錄 IV 結 論27 參考文獻28 附 錄29 致 謝33 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 圖目 錄 V

10、圖目錄 圖 2.1 洗衣機工作原理圖4 圖 2.2 減速器系統(tǒng)組成框圖4 圖 2.3 行星輪系圖5 圖 2.4 帶制動式減速離合器的結構示意圖6 圖 2.5 離合器的結構示意圖7 圖 3.1 行星輪均勻分擔載荷圖17 圖 4.1 輸入軸結構簡圖18 圖 4.2 受力分析和彎矩圖19 圖 4.3 輸出軸結構簡圖21 圖 4.4 受力分析和彎矩圖21 圖 5.1 端面摩擦盤式減速離合器結構圖23 圖 5.2 改進裝置圖25 圖 6.1 總裝配圖26 附圖 A 內(nèi)齒圈29 附圖 B 輸入軸29 附圖 C 輸出軸30 附圖 D 行星輪30 附圖 E 行星輪架 31 附圖 F 行星輪架蓋31 附圖 G

11、行星輪系圖32 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 表目錄 VI 表目錄 表 3.1 齒輪數(shù)據(jù)表11 表 5.1 減速離合器工作表24 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 1 1 緒 論 1.1 概述 隨著洗衣機質(zhì)量不斷提高和居民購買能力的增強，洗衣機行業(yè)迎來了成熟期之 后市場需求的提升。目前，國內(nèi)大部分洗衣機還有中外合資企業(yè) LG、三星、松下、 惠而浦、東芝、夏普等的洗衣機減速離合器技術也趨于成熟。近年來，許多新技術 和新工藝開始應用于洗衣機上，新型減速離合器也在進一步研究，使其工作更平穩(wěn)， 噪聲更小。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 在世界，第一臺自動洗衣機于 1937 年問世。這是

12、一種“前置”式自動洗衣機。 到了 40 年代便出現(xiàn)了現(xiàn)代的“上置”式自動洗衣機。隨著工業(yè)化的加速，世界各國 也加快了洗衣機研制的步伐。首先由英國研制并推出了一種噴流式洗衣機，1955 年， 在引進英國噴流式洗衣機的基礎之上，日本研制出獨具風格、并流行至今的波輪式 洗衣機。至此，波輪式、滾筒式、攪拌式在洗衣機生產(chǎn)領域三分天下的局面初步形 成。60 年代的日本出現(xiàn)了帶干桶的雙桶洗衣機，人們稱之為“半自動型洗衣機” 。 70 年代，生產(chǎn)出波輪式套桶全自動洗衣機。70 年代后期，以電腦（實際上微處理器） 控制的全自動洗衣機在日本問世，開創(chuàng)了洗衣機發(fā)展史的新階段。80 年代， “模糊 控制”的應用使得洗

13、衣機操作更簡便，功能更完備，洗衣程序更隨人意，外觀造型 更為時尚。90 年代，由于電機調(diào)速技術的提高，洗衣機實現(xiàn)了寬范圍的轉速變換與 調(diào)節(jié)，誕生了許多新水流洗衣機。此后，隨著電機驅(qū)動技術的發(fā)展與提高，日本生 產(chǎn)出了電機直接驅(qū)動式洗衣機，省去了齒輪傳動和變速機構，引發(fā)了洗衣機驅(qū)動方 式的巨大革命。之后，隨著科技的進一步發(fā)展，滾筒洗衣機已經(jīng)成了大家耳濡目染 的產(chǎn)品。伴隨著科技的進一步發(fā)展，相信新型更適合人們使用的洗衣機會給我們的 生活帶來新的方式。 在我國，80 年代全自動洗衣機所使用的減速離合器為扭簧式。在其制動鼓上端 采用止逆扭簧，其目的是波輪洗滌時，內(nèi)桶不會受到水流跟轉而影響洗滌效果（另 一

14、方向有制動帶阻滯） 。但隨著洗衣機工業(yè)的發(fā)展，洗衣機洗滌容量的不斷加大，發(fā) 現(xiàn)止逆扭簧在大容量洗滌時（洗滌量 4.5kg 以上）或長期使用后，扭簧磨損等原因 造成內(nèi)桶跟轉嚴重，且易發(fā)生摩擦噪聲。到 80 年代減速離合器采用了滾珠軸承與單 向滾針軸承所組成的聯(lián)合軸承即單向超越軸承克服了內(nèi)桶跟轉現(xiàn)象。 我國目前減速離合器絕大部分沿用以日本松下電器公司為原型的帶制動式減速 離合器。運用于全自動洗衣機的減速洗滌軸和以螺旋扭簧離合機構偶合脫水軸并具 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 2 有機械制動和阻動功能的減速離合器。而且還存在許多不足：體積大，不利于產(chǎn)品 小型化；同軸旋轉系統(tǒng)由軸多個零件組成離合

15、器，是以 NGW 型行星齒輪系機構減 速傳動，同軸度加工要求高；二個螺旋扭簧零件可靠性偏低。2005 年陳水東設計了 一種新型減速離合器，它有兩種改進方案，一是在脫水軸的上方的外面，托盤的上 面安裝原剎車鼓內(nèi)設的 NGW 型行星齒輪系，二是取消止回彈簧。目前國外尚未見 到有關新型減速離合器的相關報道，國內(nèi)的一些學者雖在這方面做了些工作，但現(xiàn) 在還是處于試驗階段1。 隨著科學技術的高速發(fā)展和人們生活水平的不斷提高，對于決定全自動洗衣機 性能的減速離合器的要求也越來越高。而目前的減速離合器還是存在著體積大、結 構復雜、有噪音、部件易損、耗能等缺點。為適應經(jīng)濟建設的發(fā)展，更多的為人們 所接受，減速離

16、合器需從結構簡化、性能優(yōu)越、效率愈高、能量低損，甚至智能化 方向發(fā)展。 1.3 洗衣機減速器的簡介 減速器是用于電動機和波輪之間的獨立傳動裝置，其主要功能是減速增力，帶 動波輪工作。減速器可分為三部分減速部分、離合部分、制動部分。減速部分主要 整機對轉速包括脫水和洗滌的要求不同，其周轉輪系的減速比的設計不同，現(xiàn)有 i=4，5，5.2， 5.6 等系列減速比，基本滿足主機廠的要求，為了得到較大的減速比 和較小的結構空間，減速器采用二級減速傳動，第一級為皮帶減速，第二級為行星 輪系減速；離合部分主要考慮到整機容量的不同，軸類設計也相應有所變化，其與 “空杯”轉子挖空間有關，從而也決定電機整機設計的

17、優(yōu)先，電機設計體積最小化， 有利提高材料的利用率和進一步降低生產(chǎn)成本由于離合部件旋轉中心的變化，制動 部分也相應變化，不過與傳統(tǒng)減速器基本相同，采用帶彈性制動機構。用于波輪式 雙桶洗衣機的減速器按結構分為兩種，一種是行星齒輪減速器（又稱同心齒輪箱） ， 另一種是偏心齒輪減速器（又稱偏心齒輪箱） 。偏心齒輪減速器由于結構大、傳動比 小、穩(wěn)定性差、噪音高等缺點將漸漸被淘汰。行星齒輪減速器以其結構緊湊、傳動 比大、穩(wěn)定性好、噪音低等特點越來越廣泛地應用在洗衣機上。 除了以上的還有一些其他的減速器，如少齒差行星減速器2和多軸擺動減速器3。 漸開線少齒差行星齒輪減速器具有結構緊湊、體積小、重量輕傳動比范

18、圍大運轉平 穩(wěn)、制造容易、運轉可靠的特點，已在輕工、化工、食品、紡織、冶金、建筑、軍 事裝備等方面得到廣泛應用。但由于其結構上的原因，也還存在承載能力不高及傳 動效率偏低的缺點，一般只宜用于輕載及短時工作的場合4-6。多軸擺動減速器是為 了達到機械傳動技術提出的新要求而改進的一種新型傳動裝置，結構簡單、緊湊。 對現(xiàn)有的三環(huán)減速器結構進行了分析和討論，充分利用了少齒差傳動的原理，采用 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 3 了多軸旋轉帶動內(nèi)齒輪高速平動以便輸入動力、外齒輪軸低速自轉直接將轉矩輸出 的結構方式。通過相對角速度法和虛位移原理分別計算出傳動比和外齒輪的輸出轉 矩，得出該減少器可以實現(xiàn)

19、降低轉速，增加轉矩的功能，是符合現(xiàn)代機械對傳動技 術的新要求的一種新型傳動裝置。但它也存在缺陷：在某些部件裝工藝難度增加， 傳動機構振動大、噪聲高，還有外形尺寸也過大，難以縮小7-9。 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 4 2 減速離合器的設計方案 2.1 有關首選參數(shù) 使用地點：自動洗衣機減速離合器內(nèi)部減速裝置； 初步確定的參數(shù)： 傳動比：i=5.2 輸入轉速：n=1600r/min 輸入功率：P=150w 內(nèi)齒圈齒數(shù)：Z=63 2.2 系統(tǒng)組成框圖 自動洗衣機的工作原理見圖 2.1。 洗滌：剎車 A 制動，抱簧 B 放開，運動經(jīng)電機、傳動軸、中心齒輪、行星輪、 行星架、波輪。 脫水：剎

20、車 A 放開，抱簧 B 制動，運動經(jīng)電機、傳動軸、內(nèi)齒圈（脫水桶） 、中 心齒輪、行星架、波輪與行星架等速旋轉。 圖 2.1 洗衣機工作原理圖 圖 2.2 減速器系統(tǒng)組成框圖 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 5 2.3 減速器系統(tǒng)方案 2.3.1 對減速傳動方案的要求 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。 2.3.2 擬定減速器方案 任何一個方案，要滿足上述工作可靠、傳動精度高、體積小、結構簡單、尺寸 緊湊等要求都必須統(tǒng)籌兼顧，至少要滿足最主要的結構簡化和最基本的工作機功

21、能 的要求。如圖 2.3 所示的行星輪傳動方案。 圖 2.3 行星輪系圖 a-中心輪，b-內(nèi)齒圈，g-行星輪，H-行星架 2.4 離合器系統(tǒng)方案 2.4.1 對傳統(tǒng)離合器的分析 目前市場上所見到的減速離合器基本上的結構類型為帶制動式，如圖 2.4 所示。 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 6 圖 2.4 帶制動式減速離合器的結構示意圖 這種離合器目前使用的比較普遍，但是它有一個致命的弱點，即其帶式制動器 (剎車帶)不能提供足夠的剎車力矩來防止洗滌過程中的內(nèi)桶跟轉。在洗滌過程中， 波輪作用在水和洗滌物上的最大轉矩可達 1112Nm(在 4 公斤左右的洗衣機上)， 而剎車帶所能提供的制動力矩，

22、從理論計算上看在 9Nm 左右，實際上由于摩擦表 面接觸不理想，往往只有 56Nm，有的甚至不足 3Nm。由此而產(chǎn)生的跟轉會造 成洗滌物的纏繞，使得洗滌性能下降。 為了解決此問題必須要提高剎車力矩，此處有三條途徑：增大剎車帶摩擦系數(shù)， 增大包角，增大松邊預緊拉力。但是它們都有一些缺陷： ( 1 ) 摩擦系數(shù)值的提高往往受剎車帶(石棉橡膠板中含有其他填料)材料磨耗的 限制，因值增大后磨耗也將增大，壽命無法保證。 ( 2 )從改變結構入手，包角可從 240增大至 310左右，這時理論計算剎車力 矩可達 1517Nm(當預緊拉力為 6ON 時)，比原來可提高 60%。按此結構制做的剎 車帶的實際剎車

23、力矩可達 l1Wm，一般來說已基本上可以保證內(nèi)桶不跟轉了。但是 在脫水時又產(chǎn)生了新問題：剎車帶往往很難完全從剎車盤(減速器殼)上脫開，造成 阻力矩的增大，致使脫水起動更加困難。 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 7 ( 3 ) 增大松邊預緊拉力雖可提高剎車力矩，但它要求增大扭轉制動彈簧剛度， 因而要求增大電磁鐵拉力。這除了要增大能耗以外，還會增加機構動作的沖擊力和 噪聲。 由于存在以上缺陷，會出現(xiàn)剎車帶不易保證完全脫離，特別在洗衣機總裝中若 沒調(diào)整好制動器拉桿的位置，則可能造成脫水阻力過大甚至無法使用（電機燒壞） 。 另外，帶制動式減速離合器有一套離合桿機構，有些復雜，對減速器外表面有較高

24、 的加工要求。 2.4.2 擬定離合器方案 為了完全解決帶制動式減速離合器所帶來的問題，在此本設計不采用帶制動式， 而是設計了一種稱為端面摩擦盤式的減速離合器。 端面摩擦式減速離合器的剎車機構是放置在減速離合器外殼的下端而不是在減 速器外殼的中部，并取消了離合操作桿機構，在下端設計了剎車電磁鐵，兩個方絲 螺旋彈簧和離合套來實現(xiàn)洗衣機的工作。 此離合器優(yōu)越性在于取消了離合桿機構在一定程度上簡化了結構，剎車裝置高 效的實現(xiàn)了洗滌與脫水之間的轉換，同時噪聲和振動也得到了減少。 離合器結構示意圖如下圖所示： 圖 2.5 離合器的結構示意圖 1.螺栓；2.端面剎車盤；3.壓力彈簧；4.制動板；5.剎車彈

25、簧；6.離合彈簧；7.離合軸套；8. 剎車電磁鐵 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 8 3 行星齒輪傳動設計 3.1 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 23 i ( 1 ) 齒輪 b 固定時（圖 2.3） ，2K-H（NGW）型傳動的傳動比為 b aH i 11 bH aHabba iizz （3.1） 可得 111 5.24.2 bH aHabp iii 傳出速度： 1600 5.2307.7min Happ nnin ir ( 2 ) 行星齒輪傳動的效率計算： 1(1) HH aHabH nnin （3.2） HH

26、HH abB （3.3） 為 a-g 嚙合的損失系數(shù)，為 b-g 嚙合的損失系數(shù)，為軸承的損失系 H a H b H B 數(shù)，為總的損失系數(shù)，一般取。 H 0.025 H 按，可得：1600min a nr307.7min H nr21 5 H ab i 1()11(1600307.7)4.2 1307.70.025 97.98% HH aHabH nnin 3.2 行星輪傳動的配齒 ( 1 ) 傳動比的要求傳動比條件 即 1 b aHba izz （3.4） 可得 b aH a b i z z 2 . 5 15 63 11 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 9 所以中心輪 a 和內(nèi)齒輪

27、b 的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。 ( 2 ) 保證中心輪、內(nèi)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 a-g 的中心距等于 內(nèi)嚙合齒輪 b-g 的中心距，即 稱為同軸條件。 a gb g aa 對于非變位或高度位傳動，有 22 agbg mzzmzz （3.5） 得 263 15224 gba zzz ( 3 ) 保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件 相鄰兩個行星輪所夾的中心角 2n 中心輪 a 相應轉過角，角必須等于中心輪 a 轉過 個（整數(shù)）齒所對的中心角， 即 1 2 a z 式中為中心輪 a 轉過一個齒所對的中心角。2 a z 1 1

28、 pHba in nzz （3.6） 將和代入上式，有 1 221 awba znzz 經(jīng)整理后1563326 abw zzn 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星齒輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 ( 4 ) 保證兩行星齒輪的齒頂不相碰鄰接條件 在行星齒輪傳動中，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。 可得 （3.7） 2sin 180o a g and 3 2sin 1802sin 180 339 22 ag oo m ZZ anm 217 aa g ddhm 滿足鄰接條件。 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 10 3.3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)

29、計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù) m。 齒輪模數(shù) m 的初算公式為 2 3 111limmAFFPFadF mKT K KK Yz （3.8） 式中 算術系數(shù)，對于直齒輪傳動； m K12.1 m K 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，； 1 TNm 使用系數(shù)，由參考文獻10表 6-7 查得； A K1 A K 綜合系數(shù)，由參考文獻10表 6-5 查得； F K 2 F K 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻10公 FP K 式 6-5 得；1.85 FP K 小齒輪齒形系數(shù)，由參考文獻10圖 6-22 可得； 1Fa Y 1 3.15 Fa Y 齒輪副中小齒輪齒數(shù)，； 1 Z

30、1 15 a ZZ 試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻10圖 6-26 至 6-30 選 limF 取， lim 120 F MPa 所以 2 3 111lim 0.658 mAFFPFadF mKT K KK Yz 取 m=0.9 ( 1 ) 分度圓直徑d 0.9 1513.5 aa dmzm 0.9 2421.6 gg dmzm 0.9 6356.7 bb dmzm ( 2 ) 齒頂圓直徑 a d 齒頂高：外嚙合 a h * 1 0.9 aa hhmm 內(nèi)嚙合 * 22 ()(1 7.55)0.792 aa hhhmzm 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 11 ( )( ) 213.5

31、 1.815.3 a aaa ddhmm ( )( ) 221.6 1.823.4 a gga ddhmm ( )( ) 256.7 1.854.9 a bba ddhmm ( 3 ) 齒根圓直徑 f d 齒根高 * ()1.251.125 f hhcmm ( )( ) 213.52.2511.25 f aaf ddhmm ( )( ) 221.62.2519.35 f ggf ddhmm ( )( ) 256.72.2558.95 f bbf ddhmm ( 4 ) 齒寬b 由參考文獻11表 8-19 選取1 d ( )( ) 1 13.513.5 ada bdmm ( ) 513.5518

32、.5 gd bmm ( ) 13.5(5 10)13.558.5 b bmm ( 5 ) 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）a-g 為外嚙合齒輪副 2()0.9 2 (1524)17.55 agag amzzmm 2）b-g 為內(nèi)嚙合齒輪副 2()0.9 2 (6324)17.55 bgab amzzmm 表 3.1 齒輪數(shù)據(jù)表 中心輪 a行星輪 g內(nèi)齒圈 b 模數(shù) m0.90.90.9 齒數(shù) z152463 分度圓直徑 d13.521.656.7 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 12 齒頂圓直徑 da15.323.454.9

33、 齒根圓直徑 df11.2519.3558.95 齒寬 b13.518.58.5 中心距 a =17.55mm ag a=17.55mm bg a 3.4 行星齒輪傳動強度計算及校核 3.4.1 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 選用 45 鋼正火，硬度為 162-217HBS，選 8 級精度，要求齒面粗糙度 。1.6 a R 行星輪 a、內(nèi)齒圈 b 選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、剛度、韌 性等性能突出，吸水性小，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。3.2 a R ( 2 ) 轉矩 1 T 11 954

34、99549 0.15 3 16000.2984 a TTnp n nNm ( 3 ) 按齒根彎曲強度校核 由參考文獻11得出 F如則校核合格。 FF ( 4 ) 齒形系數(shù) F Y 由參考文獻11得，；3.15 Fa Y2.7 Fg Y2.29 Fb Y ( 5 ) 應力修正系數(shù) s Y 由參考文獻11得，；1.49 sa Y1.58 sg Y1.74 sb Y ( 6 ) 許用彎曲應力 F 由參考文獻11得，；由得；由得 lim1 180 F MPa lim2 160 F MPa1.3 F s ； 12 1 NN YY 由參考文獻11可得 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 13 1lim1

35、 1 180 1.3138 FNFF YsMPa （3.9） 2lim2 2 160 1.3123.077 FNFF YsMPa （3.10） 22 11 1 2(2 1.1 298.4 13.5 0.915) 3.15 1.49 18.78138 FaFasaFasa F KT bm zY YY Y MPaMPa 得齒根彎曲疲勞強度校核合格。 3.4.2 齒輪齒面強度的計算及校核 ( 1 ) 齒面接觸應力 H 1012HHAVHHaHp K K KKK （3.11） 2012HHAVHHaHp K K KKK （3.12） 01 1 HHEt Z Z Z ZF d b uu （3.13） (

36、 2 ) 許用接觸應力為 Hp 許用接觸應力可按下式計算，即 limlimHpHHNTLVRWX SZZ Z Z Z Z （3.14） ( 3 ) 強度條件 校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大 H值均應 不大于其相應的許用接觸應力 HP，即 HHP，或者校核齒輪的安全系數(shù)：大 小齒輪接觸安全系數(shù) SH值應分別大于其對應的最小安全系數(shù) SHlim，即 limHH SS 查參考文獻10表 6-11 得 ，所以。 lim 1.3 H S1.3 H S 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 14 3.4.3 有關系數(shù)和接觸疲勞強度 ( 1 ) 使用系數(shù) A K 查參考文獻10表

37、 6-7 選取1 A K ( 2 ) 動載荷系數(shù) V K 對于接觸情況良好的齒輪副可選取1.02 V K ( 3 ) 齒向載荷分布系數(shù) H K 對于接觸情況良好的齒輪副可取1 H K ( 4 ) 齒間載荷分布系數(shù)、 Ha K Fa K 由參考文獻10表 6-9 查得， 11 1.1 HaFa KK 22 1.2 HaFa KK ( 5 ) 行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) Hp K 由參考文獻10式 7-13 得 1 0.5(1) HpHP KK （3.15） 由參考文獻10圖 7-19 得=1.5 HP K 所以 1 1 0.5(1)1 0.5 (1.5 1)1.25 HpHP KK 同上 2 1

38、.75 Hp K ( 6 ) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) H Z 由參考文獻10圖 6-9 查得2.06 H Z ( 7 ) 彈性系數(shù) E Z 由參考文獻10圖 6-10 查得1.605 E Z ( 8 ) 重合度系數(shù)Z 由參考文獻10圖 6-10 查得0.82Z ( 9 ) 螺旋角系數(shù)z 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 15 cos1z ( 10 ) 試驗齒的解除疲勞極限 limH 由參考文獻10圖 6-116-15 查得 lim 520 H MPa ( 11 ) 最小安全系數(shù)， limH S limH F 由參考文獻10表 6-11 可得， lim 1.5 H S lim 2 H F ( 12 )

39、 接觸強度計算的壽命系數(shù) NT Z 由參考文獻10圖 6-11 可得1.38 NT Z ( 13 ) 潤滑油膜影響系數(shù)， L Z V Z R Z 由參考文獻10圖 6-17，圖 6-18，圖 6-19 查得，0.9 L Z 0.952 V Z 0.82 R Z ( 14 ) 齒面工作硬化系數(shù)Z 由參考文獻10圖 6-20 查得1.2Z ( 15 ) 接觸強度計算的齒數(shù)系數(shù) x Z 由參考文獻10圖 6-21 查得1 x Z 所以 01 1 132.625 2.6 12.06 1.605 0.82 12.95 13.5 13.5 1.6 HHE Z Z Z ZF d buu 1011 2.951

40、 1.02 1 1.1 1.253.5 HHAVHHaHp K K KKK 2022 2.951 1.02 1 1.2 1.754.32 HHAVHHaHp K K KKK limlim 520 1.3 1.38 0.9 0.95 0.82 1.2 1464.4 HpHHNTLVRwx SZZ Z Z Z Z 所以有 故齒面接觸強度校核合格。 HHp 3.5 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(shù)目通常大于 1，即 nw1，且均勻?qū)ΨQ的分 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 16 布于中心輪之間；所以在 2K-H 型行星傳動中，各基本構件（中心輪 a，內(nèi)齒圈 b 和 轉臂

41、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 F，且用一條垂直線 表示一個構件，同時用符號 F 代表切向力 Ft。 為了分析各構件所受的切向力 Ft，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用哪 個反向。 ( 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 2K-H 型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后以此確

42、定各構件上所受的作用力和轉矩。對于支持圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 。 t F 由于在輸入件中心輪 a 上受有 nw個行星輪 g 同時施加的作用力 Fga和輸入轉矩 Ta的作用。當行星輪數(shù)目 nw 2 時，各行星輪上的載荷均勻，因此只需要計算其中 的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪 a 在每一套中所受的輸入轉矩為 11 95490.15 3 16000.2984 a TTnPNm 可得 1 0.8952 a TTnNm 式中中心輪所傳遞的轉矩， a TNm 輸入所傳遞的名義功率， 1 PKW 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 1 2000200

43、02000 0.2984 13.544.2 gaaa FT dTn dN 而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用于行星輪 g 的切向力為 200044.2 aggaa FFTn dN 內(nèi)齒輪作用于行星輪 g 的切向力為 44.2 bgag FFN 轉臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為 2400088.4 Hgagaa FFTn dN 轉臂 H 上所受的力為 2400088.4 gHHgaa FFTn dN 浙江工業(yè)大學之江學院畢業(yè)設計（論文） 17 轉臂 H 上的力矩為 40004000 0.8952/13.5 17.554655.0 HwgH xaax Tn F rTd rNm

44、 在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為 200044.2 gbbgawa FFTn dN 在內(nèi)齒輪 b 上所受的力矩為 20000.8952 21.6/13.51.43 bwgbaaba Tn F dT ddNm 式中 中心輪 a 的節(jié)圓直徑，mm a d 內(nèi)齒輪 b 的節(jié)圓直徑，mm b d 轉臂 H 的回轉半徑，mm x r 根據(jù)參考文獻11式 6-37 得 11 11 1 bH aHaHab T Tiip （3.16） 轉臂 H 的轉矩為 10.895214.24.655 Ha TTpNm 仿上 11 11 1 bH bHaHab T Tiip （3.17） 內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉矩 14.2/5.24.6553.76 bH TppTNm 3.6 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(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。行星輪的 基本構件主要有中心輪、齒圈或行星架組成。在受力不平衡的條件下能夠做徑向浮 動，以使各行星輪均勻分擔載荷，如圖 3.1 所示，使各構件的受力都能夠形成一個 封閉的等邊三角形。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 理的采用了內(nèi)嚙合傳動，在此還可以利用油膜，在齒輪的各嚙合面上加入高粘度油 脂達到均載，