自動洗衣機行星齒輪減速器的設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 r/min、=500r/min、=21/5可得η=1|/(1)* |*=1|2600500/()*500|*=%(二) 行星齒輪傳動的配齒計算傳動比的要求——傳動比條件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5= =所以中心輪a和內齒輪b的齒數滿足給定傳動比的要求。保證中心輪、內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的中心距等于內嚙合齒輪b—g的中心距，即 = 稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2()得 =/2=6315/2=24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=2π/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 =*2π/式中2π/為中心輪a轉過一個齒（周節）所對的中心角。 =n/=/=1+/將和代入上式，有 2π*//2π/=1+/經整理后=+=（15+63）/2=24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。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1—2所示 圖51 行星齒輪可得 l=2*＞ l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件。(三)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=； —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=95491600=*m —使用系數，由《參考文獻二》表6—7查得=1； —綜合系數，由《參考文獻二》表6—5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6—5得=； —小齒輪齒形系數，圖6—22可得=；， —齒輪副中小齒輪齒數，==15； —試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由《參考文獻二》圖6—26～6—30選取=120所以 m== = 取m=1）分度圓直徑d=m*=15= =m*=24= =m*=63=2) 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=*m=m=內嚙合=（△）*m=()*m= =+2=+==+2=+==2== 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）*m== =2===2===+2=+= 4）齒寬b《參考三》表8—19選取=1=*=1==*+5=+5==+(510)==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： a—g為外嚙合齒輪副=m/2(+)=(15+24)= b—g為內嚙合齒輪副 =m/2(+)=(6324)=中心輪a行星輪g內齒圈b模數m齒數z152463分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬高b中心距a= = （四）行星齒輪傳動強度計算及校核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162～217HBS，選8級精度，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。（2）轉矩 =/=9549/n=95491600=*m=*mm；（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由《參考文獻二》式8—24得出 如【】則校核合格。（4）齒形系數由《參考文獻二》表8—12得=，=，=；（5）應力修正系數由《參考文獻二》表8—13得=，=，=；（6）許用彎曲應力由《參考文獻二》圖8—24得=180MPa，=160 MPa ； 由表8—9得= 由圖8—25得==1；由《參考文獻二》式8—14可得 =*/=180/=138 MPa =*/=160/= MPa=2K/b*=(215)= Mpa =138 MPa=*/=== MPa 齒根彎曲疲勞強度校核合格。齒輪齒面強度的計算及校核（1）、齒面接觸應力===（2）、許用接觸應力為許用接觸應力可按下式計算，即 =*（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值均應不大于其相應的許用接觸應力為，即 或者校核齒輪的安全系數：大、小齒輪接觸安全系數值應分別大于其對應的最小安全系數，即 查《參考文獻三》表6—11可得 =所以 有關系數和接觸疲勞極限（1）使用系數查《參考文獻三》表6—7 選取=1（2）動載荷系數查《參考文獻三》圖6—6可得=（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《參考文獻三》表6—9查得 == ==（5）行星輪間載荷分配不均勻系數由《參考文獻三》式7—13 得=1+（1）由《參考文獻三》圖7—19 得= 所以 =1+（1）=1+（）=仿上 =（6）節點區域系數由《參考文獻三》圖6—9查得=（7）彈性系數由《參考文獻三》表6—10查得=（8）重合度系數由《參考文獻三》圖6—10查得=（9）螺旋角系數 ==1（10）試驗齒的接觸疲勞極限由《參考文獻三》圖6—11～圖6—15查得 =520Mpa（11）最小安全系數、由《參考文獻三》表611可得=、=2（12）接觸強度計算的壽命系數由《參考文獻三》圖6—11查得 =（13）潤滑油膜影響系數、由《參考文獻三》圖6—1圖6—1圖6—19查得=、=、=（14）齒面工作硬化系數由《參考文獻三》圖6—20查得 =（15）接觸強度計算的尺寸系數由《參考文獻三》圖6—21查得 =1所以 ==1= === === =*=520/1=所以 齒面接觸校核合格（五）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2H—K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。為了分析各構件所受力的切向力F，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，因此，構件間的作用力應等于反作用力。（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應相反。（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2H—K型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖1—3所示。由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪g同時施加的作用力和輸入轉矩的作用。當行星輪數目2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數進行補償）因此，只需要分析和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（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為