机械毕业设计（论文）-全自动洗衣机减速离合器设计【全套图纸】

毕业设计毕业设计(论论文文) 题 目：全自动洗衣机减速离合器设计全自动洗衣机减速离合器设计 学生姓名学生姓名 学学 号号 专业班级专业班级机自机自 703 分院（系）分院（系）机电工程分院机电工程分院 指导教师（职称）指导教师（职称） 2011 年 6 月 诚信承诺书 本人谨此承诺，本人所写毕业设计（论文）均由本人独立撰 写，无任何抄袭行为。凡涉及他人的观点材料，均作了注释。如 出现抄袭或侵犯他人知识产权的情况，愿承担由此引起的任何 责任，并接受相应的处分。 学生签名： 2011 年 6 月 12 日 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 中文摘要 I 全自动洗衣机减速离合器设计全自动洗衣机减速离合器设计 【摘要】 随着洗衣机技术的不断提高，洗衣机行业迎来了新一轮热潮。本课题是 有关一种全自动洗衣机减速离合器整体结构简化和各个部件选用、布局的设计。在 洗衣机中使用行星轮系减速器正是利用了行星齿轮传动：体积小、质量轻、结构紧 凑、承载能力大、传动效率高、传动比较大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、 噪声低的特点。离合器采用了摩擦盘式减速离合器，取代了传统的减速离合器，取 消了离合操作杆装置，一定程度上简化了结构，此机构高效的实现了洗衣机的洗涤 与脱水。此外，对减速离合器与电机之间进行了改进即取消了皮带轮传动装置将动 力驱动装置直接由电机驱动洗衣机波轮和脱水桶，变成“空芯”电动机，从而避免 了皮带轮所出现的故障，减小了噪声的振动。 【关键词】 洗衣机；减速离合器；行星轮；摩擦盘式 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 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 boomThis 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 size, 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 clutch 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 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 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 目录 III 目 录 1 绪 论1 1.1 概述1 1.2 国内外研究现状及发展趋势1 1.3 洗衣机减速器的简介2 2 减速离合器的设计方案4 2.1 有关首选参数4 2.2 系统组成框图4 2.3 减速器系统方案5 2.3.1 对减速传动方案的要求5 2.3.2 拟定减速器方案5 2.4 离合器系统方案5 2.4.1 对传统离合器的分析5 2.4.2 拟定离合器方案7 3 行星齿轮传动设计8 3.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算8 3.2 行星轮传动的配齿8 3.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算9 3.4 行星齿轮传动强度计算及校核12 3.4.1 行星齿轮弯曲强度计算及校核12 3.4.2 齿轮齿面强度的计算及校核13 3.4.3 有关系数和接触疲劳强度13 3.5 行星齿轮传动的受力分析15 3.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量17 4 减速器齿轮输入输出轴的设计18 4.1 减速器输入轴的设计18 4.2 减速器输出轴的设计20 5 减速离合器与电机总体结构布局设计23 5.1 离合器的设计23 5.2 减速离合器动力驱动装置改进25 6 减速离合器的装配26 6.1 总装配图26 6.2 总装配图设计说明26 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 目录 IV 结 论27 参考文献28 附 录29 致 谢33 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 图目 录 V 图目录 图 2.1 洗衣机工作原理图4 图 2.2 减速器系统组成框图4 图 2.3 行星轮系图5 图 2.4 带制动式减速离合器的结构示意图6 图 2.5 离合器的结构示意图7 图 3.1 行星轮均匀分担载荷图17 图 4.1 输入轴结构简图18 图 4.2 受力分析和弯矩图19 图 4.3 输出轴结构简图21 图 4.4 受力分析和弯矩图21 图 5.1 端面摩擦盘式减速离合器结构图23 图 5.2 改进装置图25 图 6.1 总装配图26 附图 A 内齿圈29 附图 B 输入轴29 附图 C 输出轴30 附图 D 行星轮30 附图 E 行星轮架 31 附图 F 行星轮架盖31 附图 G 行星轮系图32 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 表目录 VI 表目录 表 3.1 齿轮数据表11 表 5.1 减速离合器工作表24 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 1 1 绪 论 1.1 概述 随着洗衣机质量不断提高和居民购买能力的增强，洗衣机行业迎来了成熟期之 后市场需求的提升。目前，国内大部分洗衣机还有中外合资企业 LG、三星、松下、 惠而浦、东芝、夏普等的洗衣机减速离合器技术也趋于成熟。近年来，许多新技术 和新工艺开始应用于洗衣机上，新型减速离合器也在进一步研究，使其工作更平稳， 噪声更小。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 在世界，第一台自动洗衣机于 1937 年问世。这是一种“前置”式自动洗衣机。 到了 40 年代便出现了现代的“上置”式自动洗衣机。随着工业化的加速，世界各国 也加快了洗衣机研制的步伐。首先由英国研制并推出了一种喷流式洗衣机，1955 年， 在引进英国喷流式洗衣机的基础之上，日本研制出独具风格、并流行至今的波轮式 洗衣机。至此，波轮式、滚筒式、搅拌式在洗衣机生产领域三分天下的局面初步形 成。60 年代的日本出现了带干桶的双桶洗衣机，人们称之为“半自动型洗衣机” 。 70 年代，生产出波轮式套桶全自动洗衣机。70 年代后期，以电脑（实际上微处理器） 控制的全自动洗衣机在日本问世，开创了洗衣机发展史的新阶段。80 年代， “模糊 控制”的应用使得洗衣机操作更简便，功能更完备，洗衣程序更随人意，外观造型 更为时尚。90 年代，由于电机调速技术的提高，洗衣机实现了宽范围的转速变换与 调节，诞生了许多新水流洗衣机。此后，随着电机驱动技术的发展与提高，日本生 产出了电机直接驱动式洗衣机，省去了齿轮传动和变速机构，引发了洗衣机驱动方 式的巨大革命。之后，随着科技的进一步发展，滚筒洗衣机已经成了大家耳濡目染 的产品。伴随着科技的进一步发展，相信新型更适合人们使用的洗衣机会给我们的 生活带来新的方式。 在我国，80 年代全自动洗衣机所使用的减速离合器为扭簧式。在其制动鼓上端 采用止逆扭簧，其目的是波轮洗涤时，内桶不会受到水流跟转而影响洗涤效果（另 一方向有制动带阻滞） 。但随着洗衣机工业的发展，洗衣机洗涤容量的不断加大，发 现止逆扭簧在大容量洗涤时（洗涤量 4.5kg 以上）或长期使用后，扭簧磨损等原因 造成内桶跟转严重，且易发生摩擦噪声。到 80 年代减速离合器采用了滚珠轴承与单 向滚针轴承所组成的联合轴承即单向超越轴承克服了内桶跟转现象。 我国目前减速离合器绝大部分沿用以日本松下电器公司为原型的带制动式减速 离合器。运用于全自动洗衣机的减速洗涤轴和以螺旋扭簧离合机构偶合脱水轴并具 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 2 有机械制动和阻动功能的减速离合器。而且还存在许多不足：体积大，不利于产品 小型化；同轴旋转系统由轴多个零件组成离合器，是以 NGW 型行星齿轮系机构减 速传动，同轴度加工要求高；二个螺旋扭簧零件可靠性偏低。2005 年陈水东设计了 一种新型减速离合器，它有两种改进方案，一是在脱水轴的上方的外面，托盘的上 面安装原刹车鼓内设的 NGW 型行星齿轮系，二是取消止回弹簧。目前国外尚未见 到有关新型减速离合器的相关报道，国内的一些学者虽在这方面做了些工作，但现 在还是处于试验阶段1。 随着科学技术的高速发展和人们生活水平的不断提高，对于决定全自动洗衣机 性能的减速离合器的要求也越来越高。而目前的减速离合器还是存在着体积大、结 构复杂、有噪音、部件易损、耗能等缺点。为适应经济建设的发展，更多的为人们 所接受，减速离合器需从结构简化、性能优越、效率愈高、能量低损，甚至智能化 方向发展。 1.3 洗衣机减速器的简介 减速器是用于电动机和波轮之间的独立传动装置，其主要功能是减速增力，带 动波轮工作。减速器可分为三部分减速部分、离合部分、制动部分。减速部分主要 整机对转速包括脱水和洗涤的要求不同，其周转轮系的减速比的设计不同，现有 i=4，5，5.2， 5.6 等系列减速比，基本满足主机厂的要求，为了得到较大的减速比 和较小的结构空间，减速器采用二级减速传动，第一级为皮带减速，第二级为行星 轮系减速；离合部分主要考虑到整机容量的不同，轴类设计也相应有所变化，其与 “空杯”转子挖空间有关，从而也决定电机整机设计的优先，电机设计体积最小化， 有利提高材料的利用率和进一步降低生产成本由于离合部件旋转中心的变化，制动 部分也相应变化，不过与传统减速器基本相同，采用带弹性制动机构。用于波轮式 双桶洗衣机的减速器按结构分为两种，一种是行星齿轮减速器（又称同心齿轮箱） ， 另一种是偏心齿轮减速器（又称偏心齿轮箱） 。偏心齿轮减速器由于结构大、传动比 小、稳定性差、噪音高等缺点将渐渐被淘汰。行星齿轮减速器以其结构紧凑、传动 比大、稳定性好、噪音低等特点越来越广泛地应用在洗衣机上。 除了以上的还有一些其他的减速器，如少齿差行星减速器2和多轴摆动减速器3。 渐开线少齿差行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、重量轻传动比范围大运转平 稳、制造容易、运转可靠的特点，已在轻工、化工、食品、纺织、冶金、建筑、军 事装备等方面得到广泛应用。但由于其结构上的原因，也还存在承载能力不高及传 动效率偏低的缺点，一般只宜用于轻载及短时工作的场合4-6。多轴摆动减速器是为 了达到机械传动技术提出的新要求而改进的一种新型传动装置，结构简单、紧凑。 对现有的三环减速器结构进行了分析和讨论，充分利用了少齿差传动的原理，采用 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 3 了多轴旋转带动内齿轮高速平动以便输入动力、外齿轮轴低速自转直接将转矩输出 的结构方式。通过相对角速度法和虚位移原理分别计算出传动比和外齿轮的输出转 矩，得出该减少器可以实现降低转速，增加转矩的功能，是符合现代机械对传动技 术的新要求的一种新型传动装置。但它也存在缺陷：在某些部件装工艺难度增加， 传动机构振动大、噪声高，还有外形尺寸也过大，难以缩小7-9。 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 4 2 减速离合器的设计方案 2.1 有关首选参数 使用地点：自动洗衣机减速离合器内部减速装置； 初步确定的参数： 传动比：i=5.2 输入转速：n=1600r/min 输入功率：P=150w 内齿圈齿数：Z=63 2.2 系统组成框图 自动洗衣机的工作原理见图 2.1。 洗涤：刹车 A 制动，抱簧 B 放开，运动经电机、传动轴、中心齿轮、行星轮、 行星架、波轮。 脱水：刹车 A 放开，抱簧 B 制动，运动经电机、传动轴、内齿圈（脱水桶） 、中 心齿轮、行星架、波轮与行星架等速旋转。 图 2.1 洗衣机工作原理图 图 2.2 减速器系统组成框图 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 5 2.3 减速器系统方案 2.3.1 对减速传动方案的要求 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。 2.3.2 拟定减速器方案 任何一个方案，要满足上述工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸 紧凑等要求都必须统筹兼顾，至少要满足最主要的结构简化和最基本的工作机功能 的要求。如图 2.3 所示的行星轮传动方案。 图 2.3 行星轮系图 a-中心轮，b-内齿圈，g-行星轮，H-行星架 2.4 离合器系统方案 2.4.1 对传统离合器的分析 目前市场上所见到的减速离合器基本上的结构类型为带制动式，如图 2.4 所示。 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 6 图 2.4 带制动式减速离合器的结构示意图 这种离合器目前使用的比较普遍，但是它有一个致命的弱点，即其带式制动器 (刹车带)不能提供足够的刹车力矩来防止洗涤过程中的内桶跟转。在洗涤过程中， 波轮作用在水和洗涤物上的最大转矩可达 1112Nm(在 4 公斤左右的洗衣机上)， 而刹车带所能提供的制动力矩，从理论计算上看在 9Nm 左右，实际上由于摩擦表 面接触不理想，往往只有 56Nm，有的甚至不足 3Nm。由此而产生的跟转会造 成洗涤物的缠绕，使得洗涤性能下降。 为了解决此问题必须要提高刹车力矩，此处有三条途径：增大刹车带摩擦系数， 增大包角，增大松边预紧拉力。但是它们都有一些缺陷： ( 1 ) 摩擦系数值的提高往往受刹车带(石棉橡胶板中含有其他填料)材料磨耗的 限制，因值增大后磨耗也将增大，寿命无法保证。 ( 2 )从改变结构入手，包角可从 240增大至 310左右，这时理论计算刹车力 矩可达 1517Nm(当预紧拉力为 6ON 时)，比原来可提高 60%。按此结构制做的刹 车带的实际刹车力矩可达 l1Wm，一般来说已基本上可以保证内桶不跟转了。但是 在脱水时又产生了新问题：刹车带往往很难完全从刹车盘(减速器壳)上脱开，造成 阻力矩的增大，致使脱水起动更加困难。 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 7 ( 3 ) 增大松边预紧拉力虽可提高刹车力矩，但它要求增大扭转制动弹簧刚度， 因而要求增大电磁铁拉力。这除了要增大能耗以外，还会增加机构动作的冲击力和 噪声。 由于存在以上缺陷，会出现刹车带不易保证完全脱离，特别在洗衣机总装中若 没调整好制动器拉杆的位置，则可能造成脱水阻力过大甚至无法使用（电机烧坏） 。 另外，带制动式减速离合器有一套离合杆机构，有些复杂，对减速器外表面有较高 的加工要求。 2.4.2 拟定离合器方案 为了完全解决带制动式减速离合器所带来的问题，在此本设计不采用带制动式， 而是设计了一种称为端面摩擦盘式的减速离合器。 端面摩擦式减速离合器的刹车机构是放置在减速离合器外壳的下端而不是在减 速器外壳的中部，并取消了离合操作杆机构，在下端设计了刹车电磁铁，两个方丝 螺旋弹簧和离合套来实现洗衣机的工作。 此离合器优越性在于取消了离合杆机构在一定程度上简化了结构，刹车装置高 效的实现了洗涤与脱水之间的转换，同时噪声和振动也得到了减少。 离合器结构示意图如下图所示： 图 2.5 离合器的结构示意图 1.螺栓；2.端面刹车盘；3.压力弹簧；4.制动板；5.刹车弹簧；6.离合弹簧；7.离合轴套；8. 刹车电磁铁 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 8 3 行星齿轮传动设计 3.1 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-从动件 1 23 i ( 1 ) 齿轮 b 固定时（图 2.3） ，2K-H（NGW）型传动的传动比为 b aH i 11 bH aHabba iizz （3.1） 可得 111 5.24.2 bH aHabp iii 传出速度： 1600 5.2307.7min Happ nnin ir ( 2 ) 行星齿轮传动的效率计算： 1(1) HH aHabH nnin （3.2） HHHH abB （3.3） 为 a-g 啮合的损失系数，为 b-g 啮合的损失系数，为轴承的损失系 H a H b H B 数，为总的损失系数，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 行星轮传动的配齿 ( 1 ) 传动比的要求传动比条件 即 1 b aHba izz （3.4） 可得 b aH a b i z z 2 . 5 15 63 11 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 9 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 a-g 的中心距等于 内啮合齿轮 b-g 的中心距，即 称为同轴条件。 a gb g aa 对于非变位或高度位传动，有 22 agbg mzzmzz （3.5） 得 263 15224 gba zzz ( 3 ) 保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件 相邻两个行星轮所夹的中心角 2n 中心轮 a 相应转过角，角必须等于中心轮 a 转过 个（整数）齿所对的中心角， 即 1 2 a z 式中为中心轮 a 转过一个齿所对的中心角。2 a z 1 1 pHba in nzz （3.6） 将和代入上式，有 1 221 awba znzz 经整理后1563326 abw zzn 满足两中心轮的齿数和应为行星齿轮数目的整数倍的装配条件。 ( 4 ) 保证两行星齿轮的齿顶不相碰邻接条件 在行星齿轮传动中，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。 可得 （3.7） 2sin 180o a g and 3 2sin 1802sin 180 339 22 ag oo m ZZ anm 217 aa g ddhm 满足邻接条件。 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 10 3.3 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 2 3 111limmAFFPFadF mKT K KK Yz （3.8） 式中 算术系数，对于直齿轮传动； m K12.1 m K 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，； 1 TNm 使用系数，由参考文献10表 6-7 查得； A K1 A K 综合系数，由参考文献10表 6-5 查得； F K 2 F K 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10公 FP K 式 6-5 得；1.85 FP K 小齿轮齿形系数，由参考文献10图 6-22 可得； 1Fa Y 1 3.15 Fa Y 齿轮副中小齿轮齿数，； 1 Z 1 15 a ZZ 试验齿轮弯曲疲劳极限，按由参考文献10图 6-26 至 6-30 选 limF 取， lim 120 F MPa 所以 2 3 111lim 0.658 mAFFPFadF mKT K KK Yz 取 m=0.9 ( 1 ) 分度圆直径d 0.9 1513.5 aa dmzm 0.9 2421.6 gg dmzm 0.9 6356.7 bb dmzm ( 2 ) 齿顶圆直径 a d 齿顶高：外啮合 a h * 1 0.9 aa hhmm 内啮合 * 22 ()(1 7.55)0.792 aa hhhmzm 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 11 ( )( ) 213.5 1.815.3 a aaa ddhmm ( )( ) 221.6 1.823.4 a gga ddhmm ( )( ) 256.7 1.854.9 a bba ddhmm ( 3 ) 齿根圆直径 f d 齿根高 * ()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 ) 齿宽b 由参考文献11表 8-19 选取1 d ( )( ) 1 13.513.5 ada bdmm ( ) 513.5518.5 gd bmm ( ) 13.5(5 10)13.558.5 b bmm ( 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）a-g 为外啮合齿轮副 2()0.9 2 (1524)17.55 agag amzzmm 2）b-g 为内啮合齿轮副 2()0.9 2 (6324)17.55 bgab amzzmm 表 3.1 齿轮数据表 中心轮 a行星轮 g内齿圈 b 模数 m0.90.90.9 齿数 z152463 分度圆直径 d13.521.656.7 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 12 齿顶圆直径 da15.323.454.9 齿根圆直径 df11.2519.3558.95 齿宽 b13.518.58.5 中心距 a =17.55mm ag a=17.55mm bg a 3.4 行星齿轮传动强度计算及校核 3.4.1 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 选用 45 钢正火，硬度为 162-217HBS，选 8 级精度，要求齿面粗糙度 。1.6 a R 行星轮 a、内齿圈 b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、刚度、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 R ( 2 ) 转矩 1 T 11 95499549 0.15 3 16000.2984 a TTnp n nNm ( 3 ) 按齿根弯曲强度校核 由参考文献11得出 F如则校核合格。 FF ( 4 ) 齿形系数 F Y 由参考文献11得，；3.15 Fa Y2.7 Fg Y2.29 Fb Y ( 5 ) 应力修正系数 s Y 由参考文献11得，；1.49 sa Y1.58 sg Y1.74 sb Y ( 6 ) 许用弯曲应力 F 由参考文献11得，；由得；由得 lim1 180 F MPa lim2 160 F MPa1.3 F s ； 12 1 NN YY 由参考文献11可得 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 13 1lim1 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 得齿根弯曲疲劳强度校核合格。 3.4.2 齿轮齿面强度的计算及校核 ( 1 ) 齿面接触应力 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） ( 2 ) 许用接触应力为 Hp 许用接触应力可按下式计算，即 limlimHpHHNTLVRWX SZZ Z Z Z Z （3.14） ( 3 ) 强度条件 校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大 H值均应 不大于其相应的许用接触应力 HP，即 HHP，或者校核齿轮的安全系数：大 小齿轮接触安全系数 SH值应分别大于其对应的最小安全系数 SHlim，即 limHH SS 查参考文献10表 6-11 得 ，所以。 lim 1.3 H S1.3 H S 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 14 3.4.3 有关系数和接触疲劳强度 ( 1 ) 使用系数 A K 查参考文献10表 6-7 选取1 A K ( 2 ) 动载荷系数 V K 对于接触情况良好的齿轮副可选取1.02 V K ( 3 ) 齿向载荷分布系数 H K 对于接触情况良好的齿轮副可取1 H K ( 4 ) 齿间载荷分布系数、 Ha K Fa K 由参考文献10表 6-9 查得， 11 1.1 HaFa KK 22 1.2 HaFa KK ( 5 ) 行星轮间载荷分布不均匀系数 Hp K 由参考文献10式 7-13 得 1 0.5(1) HpHP KK （3.15） 由参考文献10图 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 1.75 Hp K ( 6 ) 节点区域系数 H Z 由参考文献10图 6-9 查得2.06 H Z ( 7 ) 弹性系数 E Z 由参考文献10图 6-10 查得1.605 E Z ( 8 ) 重合度系数Z 由参考文献10图 6-10 查得0.82Z ( 9 ) 螺旋角系数z 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 15 cos1z ( 10 ) 试验齿的解除疲劳极限 limH 由参考文献10图 6-116-15 查得 lim 520 H MPa ( 11 ) 最小安全系数， limH S limH F 由参考文献10表 6-11 可得， lim 1.5 H S lim 2 H F ( 12 ) 接触强度计算的寿命系数 NT Z 由参考文献10图 6-11 可得1.38 NT Z ( 13 ) 润滑油膜影响系数， L Z V Z R Z 由参考文献10图 6-17，图 6-18，图 6-19 查得，0.9 L Z 0.952 V Z 0.82 R Z ( 14 ) 齿面工作硬化系数Z 由参考文献10图 6-20 查得1.2Z ( 15 ) 接触强度计算的齿数系数 x Z 由参考文献10图 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 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 故齿面接触强度校核合格。 HHp 3.5 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 nw1，且均匀对称的分 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 16 布于中心轮之间；所以在 2K-H 型行星传动中，各基本构件（中心轮 a，内齿圈 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 F，且用一条垂直线 表示一个构件，同时用符号 F 代表切向力 Ft。 为了分析各构件所受的切向力 Ft，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用哪 个反向。 ( 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 2K-H 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后以此确 定各构件上所受的作用力和转矩。对于支持圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力 。 t F 由于在输入件中心轮 a 上受有 nw个行星轮 g 同时施加的作用力 Fga和输入转矩 Ta的作用。当行星轮数目 nw 2 时，各行星轮上的载荷均匀，因此只需要计算其中 的一套即可。在此首先确定输入件中心轮 a 在每一套中所受的输入转矩为 11 95490.15 3 16000.2984 a TTnPNm 可得 1 0.8952 a TTnNm 式中中心轮所传递的转矩， a TNm 输入所传递的名义功率， 1 PKW 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 1 200020002000 0.2984 13.544.2 gaaa FT dTn dN 而行星轮 g 上所受的三个切向力为中心轮 a 作用于行星轮 g 的切向力为 200044.2 aggaa FFTn dN 内齿轮作用于行星轮 g 的切向力为 44.2 bgag FFN 转臂 H 作用于行星轮 g 的切向力为 2400088.4 Hgagaa FFTn dN 转臂 H 上所受的力为 2400088.4 gHHgaa FFTn dN 浙江工业大学之江学院毕业设计（论文） 17 转臂 H 上的力矩为 40004000 0.8952/13.5 17.554655.0 HwgH xaax Tn F rTd rNm 在内齿轮 b 上所受的切向力为 200044.2 gbbgawa FFTn dN 在内齿轮 b 上所受的力矩为 20000.8952 21.6/13.51.43 bwgbaaba Tn F dT ddNm 式中 中心轮 a 的节圆直径，mm a d 内齿轮 b 的节圆直径，mm b d 转臂 H 的回转半径，mm x r 根据参考文献11式 6-37 得 11 11 1 bH aHaHab T Tiip （3.16） 转臂 H 的转矩为 10.895214.24.655 Ha TTpNm 仿上 11 11 1 bH bHaHab T Tiip （3.17） 内齿轮 b 所传递的转矩 14.2/5.24.6553.76 bH TppTNm 3.6 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。行星轮的 基本构件主要有中心轮、齿圈或行星架组成。在受力不平衡的条件下能够做径向浮 动，以使各行星轮均匀分担载荷，如图 3.1 所示，使各构件的受力都能够形成一个 封闭的等边三角形。这些是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，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 理的采用了内啮合传动，在此还可以利用油膜，在齿轮的各啮合面上加入高粘度油 脂达到均载，