杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業設計第一章 緒 論1.1全自動洗衣機的現狀及發展方向 19世紀90時代脫穎而出的第一個新興家用電器產品是洗衣機。70年代初年全國產量僅百臺，70年代末年達到萬臺，到80年代年全國產量百萬臺，產量居世界之冠。這一時期以我國以自主研發洗衣機為主，生產企業也以國營和集體企業為主體，產品品種和質量水平與國際水平相差甚遠。隨著我國改革開放的力度進一步加大，從而推動了家用全自動洗衣機發展行業的快速發展。到19851986年，已經達到空前未有的規模，幾乎所有的專業廠都引進了國外的技術。當時日本技術是我國引進的主要對象，其中松下、東芝、三洋、夏普、日立技術都是引進的主要廠家。通過技術及生產設備的引進，大大加快了行業發展步伐，產品品種和質量大幅度提高。1988年全國總產量突破了一千萬臺大關，1989年達到最高峰的1046.7萬臺。此時，我國家用電動洗衣機產品仍以雙桶洗衣機為主，同時套桶全自動洗衣機開始嶄露頭角，但全自動滾筒式洗衣機只有一家企業生產。到1990年全國共有59個家用電動洗衣機專業生產廠，除西藏以外的各省均有生產企業，家用電動洗衣機生產達到了空前的規模，生產企業數量和產量在世界上都是第一，產品質量也達到國外八十年代初期水平。而現在的洗衣機真的是多種多樣，在上海這樣的大城市，雙缸洗衣機購買的人已經是越來越少了，滾筒洗衣機和波輪洗衣機將成為市場的主流，使用洗衣機就是圖個方便省力，現在的全自動洗衣機都符合人們的要求。那么洗衣機還會怎樣進步或發展呢？歸納起來，有如下幾個趨勢。高度自動化：現在洗衣機越來越高度自動化，只要衣服放入洗衣機，簡單的按兩個鍵，就會自動注水，一些先進的電腦控制洗衣機，還能自動的感覺衣物的重量，自動的添加適合的水量和洗滌劑，自動的設置洗滌的時間和洗滌的力度，洗滌完以后自動的漂洗甩干，更有些滾筒洗衣機還會將衣物烘干，整個洗衣的過程完成以后還會用動聽的音樂聲提醒用戶，用戶可以在洗衣的過程做其它的事，節省了不少的時間?？傊?，每一項技術的進步部極大地推動了洗衣過程自動化程度的提高。 健康化：現代人對健康格外的重視，對洗衣機也提出了更高的要求，有的洗衣機廠家采用納米內桶，減少污垢附著，有的洗衣機設置有改進型漂洗程序，徹底漂凈衣物上殘留的洗滌劑，防止對人體的侵害。還有一些洗衣機采用臭氧進行殺菌，達到徹底滅菌的目的。節能：節能也是用戶選擇洗衣機時考慮的問題，有些洗衣機具有洗滌劑循環利用系統，可以將在外桶到排水泵之間濃度較高的洗滌劑通過循環水流帶回外桶內，循環使用可以節約20%的洗滌劑。有的洗衣機采用專利的無孔內桶省水，普通的波輪洗衣機在注水的時候，內桶與外桶之間也有大量的水，洗滌的時候內桶外的水就浪費了，而無孔內桶只有內桶有水，這樣可以充分的利用洗衣機內的水，注水的時候比其它洗衣機少使用40%的水量，同時也可以節省洗滌劑和省電。大容量和微型化：現代人居家總希望有寬敞的空間，因此各廠家都推出了超小型或超薄型的 洗衣機，比較有代表性的有小鴨的迷你滾筒洗衣機，海爾的小小神童波輪洗衣機，惠爾浦的維納斯系列上開門立式滾筒洗衣機，西門子的40厘米超薄滾筒洗衣機滿足了人們對占地空間的要求。品種多樣化：從洗滌形式上分波輪式、滾筒式洗衣機，從洗滌容量上自2公斤到7公斤有很多等級，高中低檔洗衣機在功能上，還有很多不同，品種多樣化的洗衣機滿足了不同偏好的消費者的需求?，F在已經有廠家開發出了不需要使用洗滌劑的洗衣機，還有的廠家開發出了更迷你的旅行洗衣機，小到可以在出外旅行的時候隨身攜帶，為了更方便的操作有的廠家還開發出了可以遠程控制的洗衣機，有的國家還正在研究新的洗滌機理的洗衣機，例如超聲波式、電磁式、高溫泡沫式、真空式、噴射式等，并取得了一些成功，但距離實現定型批量生產還得努力。1.2 波輪式全自動洗衣機的總體結構目前在我國生產的洗衣機中，波輪洗衣機占80%以上。早期生產的波輪式洗衣機波輪較小，直徑都在165185mm之間，轉速為320500r/min?，F在基本都是大波輪洗衣機，其中又以蝶形波輪應用最廣，波輪直徑約為300mm，轉速約為120300r/min。 一般來說，波輪式全自動洗衣機具有洗滌、脫水、水位自動控制，以及根據不同衣物選擇洗滌方式和洗滌時間等基本功能，其結構主要由洗滌和脫水系統、進排水系統、電動機和傳動系統、電氣控制系統、支承機構等5大部分組成，如下圖所示。波輪全自動洗衣機多采用套筒式結構，波輪裝在內桶的底部，內桶為帶有加強筋和均布小孔的網狀結構，并可繞軸旋轉。外桶彈性懸掛于機箱外殼上，主要用于盛水，并配有一套進水和排水系統，用兩個電磁閥控制洗衣機的進、排水動作。外桶的底部裝有電動機、減速離合器，以及傳動機構、排水電磁閥等部件。動力和傳動系統能提供兩種轉速，低速用于洗滌和漂洗，高速用于脫水，通過減速離合器來實現兩種轉速的切換。1.3 本課題解決的主要問題設計波輪式全自動洗衣機傳動系統的結構、傳動系統的組成、電機參數的選擇、減速離合器的設計及工作原理；并掌握機械傳動系統設計計算、傳動方案的設計、基本參數的選擇、V帶傳動的設計計算、帶輪的結構設計、行星減速器的設計。 第二章 波輪式全自動洗衣機傳動系統的結構2.1 傳動系統的組成 傳動系統主要由電動機、減速離合器組成。全自動洗衣機使用一臺電動機來完成洗滌和脫水工作。洗滌時，波輪轉速較低（120300 r/min）。而脫水時，脫水桶轉速較高（約800r/min）。因此，要對電動機1370r/min的輸出轉速進行減速處理，以適應兩項工作的不同要求這主要由洗衣機的傳動系統來完成，傳動系統的工作見圖2-1。圖2-1全自動洗衣機傳動系統示意圖2.2電機參數的選擇電動機是整個洗衣機工作的動力來源。我國現階段生產的套桶式洗衣機大多采用的是電容運轉式電動機，產品遵循中華人民共和國機械行業標準JB/T37581996家用洗衣機用電動機 通用技術條件。目前常用的電容運轉式電動機技術參數如表2-1所示。 表2-1 電機參數XDL-90XDS-90XDL-120XDS120XDL-120XDS-180XDL-250XDS-250額定功率/W90120180250額定電壓/V220額定頻率/Hz50電流/A0.881.11.542.0轉速/（r/min）1370效率（）49525659堵轉電流/A2.02.54.05.5堵轉轉矩/Nm額定轉矩/Nm0.950.90.80.7最大轉矩/Nm額定轉矩/Nm1.71.71.71.72.3 減速離合器的設計及工作原理早期設計的小波輪全手動洗衣機的離合器沒有減速功能，故洗滌和脫水轉速相同。新型大波輪式全自動洗衣機的離合器都具有洗滌減速功能，稱為減速離合器，其種類很多，但主要結構和工作原理基本相同。目前應用最為廣泛的有兩種：單向軸承式減速離合器與帶制動式減速離合器。2.3.1.單向軸式減速離合器其具體結構如下。如圖2-2所示。 圖2-2為全自動洗衣機離合器結構圖1輸入軸 2螺母 3帶輪 4方絲離合器 5棘輪 6棘爪 7撥叉 8單向滾針軸承 9剎車裝置外罩 10剎車扭簧 11、12密封圈 13支架 14離合器外罩 15剎車帶 16剎車盤 17十字軸套 18脫水軸 19支撐架 20離合套 21拉桿離合器中部有兩根軸：輸入軸1和脫水軸18。輸入軸1的下端加工成四方形，與之相配的帶輪3和離合套20的內孔也是方形。離合套20和離合套20聯成了一體。輸入軸1的上端加工成齒形花鍵，和行星減速器的中心輪內孔配合聯接（如圖2-3）。2.3.2 工作原理(1)脫水狀態 脫水狀態下,排水電磁鐵通電吸合，牽引拉桿移動約13mm，使排水閥開啟，拉桿在帶動閥門開啟的同時，一方面波動旋松剎車彈簧，使其松開剎車裝置外罩，這時剎車盤隨脫水軸一起轉動，剎車不起作用；另一方面又推動撥叉旋轉致使棘爪脫開棘輪，棘輪被松開，方絲離合彈簧在自身作用下回到自由旋緊狀態，這時也就抱緊了離合套。大帶輪在脫水時是順時針旋轉的，由于摩擦力的作用，方絲離合彈簧將會越抱越緊。這樣脫水軸就和離合套聯在一起，跟隨大帶輪一起做高速運轉。 圖2-3 減速器機構圖1-輸入軸 2-脫水軸 3-密封圈 4-行星輪 5-行星輪軸 6-齒輪圈 7-行星架 8-減速器外罩9-波輪軸 10-減速器底蓋 11-中心輪 12-法蘭盤 13-鎖緊塊由于此時脫水軸做順指針運動，和單向滾針軸承的運動方向一致，因此單向滾針軸承對它的運動無限制。由于脫水軸通過鎖緊塊與法蘭盤聯接，而內桶與行星減速器均固定在法蘭盤上，所以脫水軸帶動內桶以及減速器內齒圈的轉速，與輸入軸帶動減速器中心輪的轉速相同，這樣致使行星輪無法自轉而只能公轉，從而行星架的轉速與脫水軸是一樣的，即波輪與脫水桶以等速旋轉，保證了脫水桶內的衣物不會發生拉傷。脫水狀態傳動路線是：電動機小帶輪 大帶輪 輸入軸 離合套 方絲離合彈簧 脫水軸 法蘭盤 內桶。由于電動機輸出轉速只經帶輪一級減速，所以內桶轉速較高，約680800r/min。(2)洗滌狀態 洗滌狀態下，排水電磁鐵斷電，排水閥關閉，拉桿復位。這時剎車彈簧被恢復到自然旋緊狀態扭簧抱緊剎車裝置外罩，剎車裝置其作用；同時撥叉回轉復位，棘爪伸入棘輪，將棘輪撥過一個角度，方絲離合彈簧被松開，其下端與離合套脫離，這時離合套只是隨輸入軸空轉。大帶輪帶動輸入軸轉動，經過行星輪減速器減速后，帶動波輪軸轉動，實現洗滌功能。輸入軸波輪軸的傳動稱為二級減速，其工作過程為：輸入軸通過中心輪驅動行星輪，行星輪既繞自己的軸自轉又沿著內齒圈繞輸入軸公轉。因為行星輪固定在行星架上，所以行星輪的公轉也將帶動行星架轉動；行星架以花鍵孔與波輪軸下端的花鍵相聯接，帶動波輪軸和波輪轉動。行星減速器的減速比i計算公式為i=1+內齒圈齒數/中心輪齒數。洗滌狀態轉動路線是：電動機小帶輪大帶輪輸入軸中心輪行星輪行星架波輪軸波輪。其間，電動機輸出轉速經帶輪一級減速后，又經減速比約為的行星減速器減速，所以轉速約為120300 r/min。 第三章 機械傳動系統設計計算3.1傳動方案的設計 波輪式洗衣機常用布局為輸入軸布置在內桶的中心處，整個傳動系統基本上同軸布置，電動機只能偏置一邊，為了保持平衡，可將排水電磁閥和排水管與電動機對稱布置，必要時可加平衡塊。根據設計任務給出的內桶直徑為500mm，則外桶直徑約為570mm，電動機軸與洗滌輸入軸之間中心距只能為150mm左右，在此范圍內選擇合適的一級降速傳動比和采用帶輪傳動。3.2帶傳動的結構和特點3.2.1帶傳動由主動帶輪1、從動帶輪2和撓性帶3組成，借助帶與帶輪之間的摩擦或嚙合，將主動輪1的運動傳給從動輪2，如圖3-1所示。圖3-1 帶傳動示意圖3.2.2帶傳動的特點 a.結構簡單，適宜用于兩軸中心距較大的場合。 b.膠帶富有彈性，能緩沖吸振，傳動平穩無噪聲。 c.過載時可產生打滑、能防止薄弱零件的損壞，起安全保護作用。但不能保持準確的傳動比。 d.傳動帶需張緊在帶輪上，對軸和軸承的壓力較大。 f.外廓尺寸大,傳動效率低(一般0.940.96)。3.3洗衣機的基本參數 根據上述特點，帶傳動多用于中、小功率傳動（通常不大于100KW）；原動機輸出軸的第一級傳動（工作速度一般為525m/s）；傳動比要求不十分準確的機械。因為V帶傳動允許的傳動比較大，結構較緊湊，在同樣的張力下，V帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力，所以這里選用了最常用的V帶作為第一級降速。參照表3-1。表3-1 波輪式全自動洗衣機基本參數洗衣量/kg電動機功率/W內桶直徑/mm脫水轉速/（r/min）洗衣轉速/（r/min）3.51804005207008001203004.52504005207008001203005.02504005207008001203005.53704005207008001203006.0370400520700800120300初步選定電動機功率P為250W，洗衣轉速180r/min，脫水轉速為720r/min,則傳動比為：i = n1/n2 (3-1) = 1370/720 =1.9計算功率Pca 由于載荷變動小，因此取工作情況系數KA = 1.0= KAP (3-2)= 0.25kW選擇帶型 根據小帶輪轉速為1370r/min，以及小帶輪的基準直徑dd1 ，查表3-2和表3-3，選取dd1 = 55mm,大于V帶輪的最小基準直徑dmin的要求50mm。表3-2 V帶輪的最小基準直徑槽型Z SPZA SPAB SPBC SPCddmin/mm50 6375 90125 140200 224大帶輪的基準直徑dd2為：dd2 = idd1 (3-3)= 1.9 55mm = 104.5mm圓整為dd2 = 106mm。驗算帶的速度vv =dd1n1/601000 (3-4) =551370/601000 m/s =3.95m/s 普通V帶vmax = 2530m/s 故滿足要求。(見表3-4)。表3-4 V帶輪的基準直徑系列（單位：mm）基準直徑d d帶型YZ SPZA SPAB SPBC SPCDE外徑da506371758085909510010611211812513214015053.266.274.2-83.2-93.2-103.2-115.2-128.25467757984-94-104-116-12913614415480.585.590.595.5100.5105.5111.5117.5123.5130.5137.5145.5155.51321391471573.3.1中心距a和帶的基準長度La0.7(d d1+d d2)a0 2(d d1+d d2) (3-5) 112.7a0 120 o 3.3.3帶的基本參數：帶的根數z長度系數KL、包角系數Ka、單根V帶基本額定功率P0、單根V帶額定功率增量P0 查表3-5、表3-6、表3-7a和表3-7b。表3-5 V帶的基準長度系列及長度系數KL基準長度 L d/mmKL450500560630710800900普通V帶小V帶YZABCDESPZSPASPBSPC1.00 0.89 1.02 0.91 0.94 0.96 0.81 0.99 0.82 1.00 0.85 1.03 0.87 0.810.820.840.86 0.810.88 0.83表3-6 包角系數Ka帶輪包角/（o）Ka小帶輪包角/（o）18017517016516015515010.990.980.960.950.930.921451401351301251200.910.890.880.860.840.82 表3-7a 單根普通V帶的基本額定功率P0 （單位： kW）帶型小帶輪節圓直徑dp1小帶輪轉速n1（r/min）730800950Z帶506371800.060.080.090.140.090.130.170.200.100.150.200.220.120.180.230.260.270.300.310.360.260.41表3-7b 單根普通V帶的基本額定功率增量P0 （單位： kW）帶型小帶輪轉n1（r/min）傳動比i1.001.011.021.041.051.081.091.121.131.181.191.241.251.341.351.511.521.992.0Z型4007308009801200146028000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.010.000.000.000.000.010.010.020.000.000.000.010.010.010.020.000.000.010.010.010.010.030.000.000.010.010.010.020.030.000.010.010.010.020.020.030.000.010.010.020.020.020.040.010.010.020.020.020.020.040.010.020.030.030.030.04取KL=0.94、=0.95、P0=0.16kW、P0=0.02kW。 (3-9) =0.25/(0.16+0.02)0.950.94=1.55 取z = 2。3.3.4帶的預緊力Fa 的計算V帶單位長度的質量查表3-8得q = 0.06kg/m，單根V帶需要的預緊力為： (3-10) =5000.25(2.5/0.95-1)/23.95+0.063.952N =26.75N 表3-8 V帶單位長度質量帶型Z SPZA SPAB SPBC SPCq/(kg/m)0.05 0.070.10 0.120.17 0.200.30 0.373.3.5帶傳動作用在軸上的力FLFL=2Fazsin(1/2) (3-11)=226.752sin(160.6/2)N=101.7N 3.4帶輪的結構設計帶輪由三部分組成：輪緣、輪轂、輪輻或腹板（聯接輪緣與輪轂）。輪緣結構尺寸、帶輪溝槽尺寸取定。V帶帶輪按輪輻結構不同劃分為實心、腹板、孔板和橢圓輪輻四種結構型式。當帶輪直徑dd(5-6)r 時（r為軸半徑），可采用實心式。當dd300 mm時，若d2-d1100 mm,采用孔板式。當dd300 mm時，應采用橢圓輪輻式。如圖3-6各種型號V帶輪的輪緣寬B、輪轂孔徑d和輪轂長L的尺寸。帶輪應具有足夠的剛度，無過大的鑄造內應力；質量小且分布均勻，結構工藝性好；帶輪表面應光滑，以減少帶的磨損。V25m/s時帶輪應進行動平衡。帶輪的材料采用球墨鑄鐵，帶輪的結構形式及腹板厚度的確定可參考有關手冊。圖3-6帶輪機構第四章 行星齒輪傳動設計4.1行星減速器的設計 已知洗衣轉速為180r/min，脫水轉速為720r/min。由于脫水時行星減速器中心輪與內齒圈順時針等速旋轉，故中心輪與行星架的傳動比為1，波輪與內桶順時針等速旋轉，因此由洗滌狀態來進行行星減速器的設計計算。4.1.1洗滌狀態傳動比。洗滌輸入軸與波輪的傳動比為： iH13=z3/z1 （4-1）4.1.2初選中心輪和內齒圈齒數。洗滌時中心輪旋轉，內齒靜止，中心輪與行星架的傳動比i按以下公式計算：iAXB=1+zB/zA （4-2）初選中心輪齒數為za=19，由公式（6-28）計算得內齒齒數zb=57。4.1.3計算行星輪齒數。由于洗衣機工作扭矩不大，選擇齒輪模數為1mm，如選3個行星輪對稱布置，則可計算出行星齒輪齒數zx為：zx=(zb-za)/2 （4-3） =(63-21)/2 =21 最終確定中心輪齒數za=21，內齒圈齒數zb=63，行星齒輪齒數zx為21，實際傳動比i為3，洗衣機轉速為180r/min。4.2行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 4.2.1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-=1+/=4 （4-4）可得 =1-=1-=-3 輸出轉速： =/=n/=1370/4=342.5r/min (4-5)4.2.2行星齒輪傳動的效率計算 =1-|-/(-1)* |*=為ag嚙合的損失系數，為bg嚙合的損失系數，為軸承的損失系數， 為總的損失系數，一般取=0.025按=1370 r/min、=342.5r/min、=-4可得=1-|(1370-342.5)/(-4)*500|*0.025=98.125%(4-6)4.3行星齒輪傳動的配齒計算4.3.1保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件想鄰兩個行星輪所夾的中心角=2/中心輪a相應轉過角，角必須等于中心輪a轉過個（整數）齒所對的中心角，即 =*2/ (4-7)式中2/為中心輪a轉過一個齒（周節）所對的中心角。 =n/=/=1+/ (4-8)將和代入上式，有 2*/2/=1+/ (4-9)經整理后=+=（21+63）/2=42滿足兩中心輪的齒數和應為行星輪數目的整數倍的裝配條件。4.3.2保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動中，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，如圖12所示 圖4-1 行星齒輪可得 l=2* (4-10) l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件。4.4行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數m齒輪模數m的初算公式為 m=式中 算數系數，對于直齒輪傳動=12.1； 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=95490.25/31370=0.5808N*m (4-11) 使用系數，由參考文獻二表67查得=1； 綜合系數，由參考文獻二表65查得=2； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數，由參考文獻二公式65得=1.85； 小齒輪齒形系數，圖622可得=3.15；， 齒輪副中小齒輪齒數，=21； 試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻二圖626630選取=120所以 =0.821 (4-12) 取m=0.94.4.1分度圓直徑d=m*=0.921=18.9mm (4-13) =m*=0.921=18.9mm (4-14) =m*=0.963=56.7mm (4-15)4.4.2 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=*m=m=0.9內嚙合=（-）*m=(1-7.55/)*m=0.792 =+2=18.9+1.8=20.7mm (4-16)=+2=218.9+1.8=20.7mm (4-17)=-2=56.7-1.584=55.116mm (4-18) 4.4.3齒根圓直徑 齒根高=（+）*m=1.25m=1.125 =-2=18.9-2.25=16.65mm (4-19)=-2=18.9-2.25=16.65mm (4-20)=+2=56.7+2.25=58.95m (4-21)4.4.4齒寬b參考三表819選取=1=*=118.9=18.9mm (4-22)=+5=18.9+5=23.9mm (4-23)=18.9+(5-10)=13.5-5=13.9mm (4-24)4.4.5中心距a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、ag為外嚙合齒輪副=m/2(+)=0.9/2(21+21)=18.9mm (4-25) 2、bg為內嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2(63-21)=18.9mm (4-26)中心輪a行星輪g內齒圈b模數m0.90.90.9齒數z212163分度圓直徑d18.918.956.7齒頂圓直徑20.920.954.9齒根圓直徑16.6516.6558.95齒寬高b18.918.913.9中心距a=18.9mm =18.9mm 4.5行星齒輪傳動強度計算及校核4.5.1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選選用45鋼正火，硬度為162217HBS，選8級精度，要求齒面粗糙度1.6行星輪g、內齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩定，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。（2）轉矩=/=9549/n=95490.25/31370=0.5808N*m=580.8N*mm (4-27)（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式824得出 如【】則校核合格。（4）齒形系數由參考文獻三表812得=3.15，=2.7，=2.29；（5）應力修正系數由參考文獻三表813得=1.49，=1.58，=1.74；（6）許用彎曲應力由參考文獻三圖824得=180MPa，=160MPa ； 由表89得=1.3 由圖825得=1；由參考文獻三式814可得 =*/=180/1.3=138MPa =*/=160/1.3=123.077MPa=2K/b*=(21.1298.4/13.515)3.151.49=16.34Mpa =138MPa (4-28)=*/=18.782.71.587/3.151.74=162.72查參考文獻二表611可得 =1.3所以 1.34.5.3有關系數和接觸疲勞極限（1）使用系數查參考文獻二表67 選取=1（2）動載荷系數查參考文獻二圖66可得=1.02（3）齒向載荷分布系數對于接觸情況良好的齒輪副可取=1（4）齒間載荷分配系數、由參考文獻二表69查得 =1.1 =1.2（5）行星輪間載荷分配不均勻系數由參考文獻二式713 得=1+0.5（-1）由參考文獻二圖719 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6）節點區域系數由參考文獻二圖69查得=2.06（7）彈性系數由參考文獻二表610查得=1.605（8）重合度系數由參考文獻二圖610查得=0.82（9）螺旋角系數 =1（10）試驗齒的接觸疲勞極限由參考文獻二圖611圖615查得 =520Mpa（11）最小安全系數、由參考文獻二表6-11可得=1.5、=2（12）接觸強度計算的壽命系數由參考文獻二圖611查得 =1.38（13）潤滑油膜影響系數、由參考文獻二圖617、圖618、圖619查得=0.9、=0.952、=0.82 （14）齒面工作硬化系數由參考文獻二圖620查得 =1.2（15）接觸強度計算的尺寸系數由參考文獻二圖621查得 =1所以 =2.95 (4-29)=2.95=3.5 =2.95=4.32 (4-30)=*=520/1.31.380.90.950.821.2=464.4 (4-31)所以 齒面接觸校核合格4.6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目通常大于1，即1,且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以在2HK型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂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，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力。 =/=9549/n=95490.25/31370=0.5808N*m (4-32)可得 =*=1.7424 N*m式中 中心輪所傳遞的轉矩，N*m； 輸入件所傳遞的名義功率，kw； (a) (b) 圖5-2傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析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的切向力為 =2000/=2000/=20000.5808/18.9=61.5N (4-33)而行星輪g上所受的三個切向力為中心輪a作用與行星輪g的切向力為 =-=-2000/=-61.5N 內齒輪作用于行星輪g的切向力為=-2000/=-61.5N 轉臂H作用于行星輪g的切向力為=-2=-4000/=-123N 轉臂H上所的作用力為=-2=-4000/=-123N 轉臂H上所的力矩為 =-4000/*=-40001.7424/18.918.9=-6969.0 N*m (4-34)在內齒輪b上所受的切向力為=-=2000/=61.5N (4-35)在內齒輪b上所受的力矩為=/2000=/=1.742418.9/18.9=1.7424 N*m (4-36)式中 中心輪a的節圓直徑， 內齒輪b的節圓直徑， 轉臂H的回轉半徑，根據參考文獻二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+P轉臂H的轉矩為 =-*（1+P）= -1.7424（1+3）=-6.889 N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P內齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p*=-3/4(-6.889)=5.167 N*m第五章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉速n=1600r/min，傳動比i=5.2，載荷平穩。使用壽命10年，單班制工作。 5.1輪材料及精度等級行星輪架內齒圈選用45鋼調質，硬度為220250HBS，齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度3.26.3。5.2按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用參考文獻四式1022求出值。確定有關參數與系數。5.2.1轉矩 = =/=9549/n=95490.25/31370=0.5808N*m (5-1)5.2.2荷系數K查參考文獻四表1011 取K=1.15.2.3齒數和齒寬系數行星輪架內齒圈齒數取11，則齒輪軸外齒面齒數=11。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻四表1020選取=1。5.2.4許用接觸應力 由參考文獻四圖1024查得 =560Mpa, =530 Mpa由參考文獻四表1010查得 =1 由參考文獻四圖1027可得=1.05。由參考文獻四式1013可得=/=1.05560/1=588Mpa=/=1.05530/1=556.5Mpa5.3按齒根彎曲疲勞強度計算由參考文獻四式1024得出，如則校核合格。確定有關系數與參數：5.3.1齒形系數由參考文獻四表1013查得 =3.63 5.3.2應力修正系數由參考文獻四表1014查得 =1.415.3.3許用彎曲應力由參考文獻四圖1025查得 =210Mpa, =190Mpa由參考文獻四表1010查得 =1.3由參考文獻四圖1026查得 =1由參考文獻四式1014可得 =/=210/1.3=162Mpa =/=190/1.3=146Mpa故 =0.58 (5-2)=2K/b=3.631.41=27.77MPa=162Mpa (5-3)=/=27.77MPa=146Mpa (5-4)齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表103取標準模數m=15.4主要尺寸計算=mz=111mm=11mm =111mm=11mm a=1/2m(+)=1/21(11+11)mm=11mm5.5驗算齒輪的圓周速度v v=/601000=111370/601000=0.788m/s (5-5)由參考文獻四表1022,可知選用8級精度是合適的。第六章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計6.1減速器輸入軸的設計6.1.1選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件 選用45號鋼,并經調質處理,由參考文獻四表144查得強度極限=650MPa,再由表142得許用彎曲應力=60MPa6.1.2按扭轉強度估算軸徑根據參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=6.696.07取直徑=8.5mm6.1.3確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.5mm，考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=9.7mm, =10mm,=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。6.1.4確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=107mm, =3.3mm, =2mm, =44.2mm, =4mm, =18.5mm, =1.5mm, =16.3mm。按設計結果畫出軸的結構草圖：圖6-1 輸入軸簡圖5.校核軸a、受