发布时间 : 星期六 文章雨辰自动洗衣机行星齿轮减速器的设计【全套毕业设计更新完毕开始阅读cd063e91ac51f01dc281e53a580216fc700a53f9
所以 齿面接触校核合格 （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>1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H—K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，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。
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2H—K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1—3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
==9549n=9549×0.153×1600=0.2984N*m 可得 =*=0.8952 N*m
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； 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=2000×0.298413.5=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 =-=-2000=-44.2N 内齿轮作用于行星轮g的切向力为
==-2000=-44.2N
转臂H作用于行星轮g的切向力为
=-2=-4000=-88.4N
转臂H上所的作用力为
=-2=-4000=--88.4N
转臂H上所的力矩为
==-4000*=-4000×0.895213.5×17.55=-4655.0 N*m
在内齿轮b上所受的切向力为 =-=2000=44.2N 在内齿轮b上所受的力矩为
=2000==0.8952×21.613.5=1.43 N*m
式中 —中心轮a的节圆直径，㎜ —内齿轮b的节圆直径，㎜ —转臂H的回转半径，㎜ 根据《参考文献二》式（6—37）得 -=1=11-=11+P 转臂H的转矩为
=-*（1+P）= -0.8952×（1+4.2）=-4.655 N*m 仿上
-=1=11-=p1+P 内齿轮b所传递的转矩，
=-p1+p*=-4.25.2×(-4.655)=3.76 N*m
（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（2）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
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：
（１）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。
（２）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。
（３）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。
（４）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。
（５）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。
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=1600rmin，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
行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220～250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170～210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度3.2～6.3。
（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10—22求出值。确定有关参数与系数。
1） 转矩
= ==9549n=9549×0.153×1600=0.2984N*m
2） 荷系数K
查《参考文献四》表10—11 取K=1.1 3）齿数和齿宽系数
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10—20选取=1。 4）许用接触应力
由《参考文献四》图10—24查得 =560Mpa, =530 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 =1
=60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1.997× =i=1.997×
由《参考文献四》图10—27可得==1.05。 由《参考文献四》式10—13可得
==1.05×5601=588 Mpa ==1.05×5301=556.5 Mpa
（三）按齿根弯曲疲劳强度计算
由《参考文献四》式10—24得出，如则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数
由《参考文献四》表10—13查得 ==3.63 2）应力修正系数
由《参考文献四》表10—14查得 ==1.41 3）许用弯曲应力
由《参考文献四》图10—25查得 =210Mpa, =190 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 =1.3 由《参考文献四》图10—26查得 ==1 由《参考文献四》式10—14可得 ==2101.3=162 Mpa ==1901.3=146 Mpa
故 m1.26=1.26×31.1?298.4?3.63?1.41/1?112?146=0.58 =2Kb=×3.63×1.41=27.77MPa<=162 Mpa ==27.77MPa<=146 Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
由《参考文献四》表10—3取标准模数m=1
（四）主要尺寸计算
==mz=1×11mm=11mm
===1×11mm=11mm
a=12m(+)=12×1×(11+11)mm=11mm
（五）验算齿轮的圆周速度v
v=60×1000=×11×160060×1000=0.921ms
由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。
第七章 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
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14—4查得强度极限=650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=60MPa
2、按扭转强度估算轴径
根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107) =5.36～4.86