【正文】 20 = 法向力： nF = tF /cos 39。又由式 14— 2 得 d 3 39。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)。后來通過實(shí)踐采取了對行星齒輪傳動的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進(jìn)行自動調(diào)位的方法，即采用各種機(jī)械式的均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。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(zhuǎn)矩為 1T =aT / wn =95491P /wn n=9549 1600=*m 可得 aT =1T *wn = N*m 式中 aT — 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩， N*m； 1P — 輸入件所傳遞的名義功率， kw； 圖 52傳動簡圖 （ a）傳動簡圖 (b)構(gòu)件的受力分析 按照上述提示進(jìn)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 gaF =20211T / 39。 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(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1— 2所示 Re 圖 51 行星齒輪 可得 l=2 wa *sin(180 / )o wn ＞ ()agd l=2*2/m*(az +gz )*sin60o =39 3 /2m ()agd =d+2ah =17m 滿足鄰接條件。 減速器降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。我所設(shè)計的行星齒輪是 2K— H行星傳動 NGW 型。 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gz與兩個中心輪 az 、 bz 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 w(a)ag? =()wbga ? 稱為同軸條件。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。bd — 內(nèi)齒輪 b 的節(jié)圓直徑，㎜ xr — 轉(zhuǎn)臂 H的回轉(zhuǎn)半徑，㎜ 根 據(jù)《參考文獻(xiàn)二》式（ 6— 37）得 aT / HT =1/baHi =1/1Habi =1/1+P 轉(zhuǎn)臂 H的轉(zhuǎn)矩為 HT =aT *（ 1+P） = （ 1+） = N*m 仿上 bT / HT =1/baHi =1/1Habi =p/1+P 內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩， bT =p/1+p* HT = ()= N*m （六）行星齒輪傳動的均載機(jī)構(gòu)及浮動量 行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn)。使用壽命 10年，單班制工作。支點(diǎn)反力為： HF =tF /2= 彎矩為： 1HM = 2HM = c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（ 72b） ，支點(diǎn)反力為： vF = rF /2= 彎矩為： 1vM = 2vM = d、作合成彎矩圖（ 72c）： 1M = 2211HVMM? = 2286 1. 35 31 3. 5? = N mm 2M = 22HVMM? = 22321 ? = N mm e、作轉(zhuǎn)矩圖 (72d)： T=95491P /n=9549 *m= N mm f、求當(dāng)量彎矩 1eM = 221 ()M aT? = 229 9 4 .4 5 ( 0 .6 8 9 5 .2 )??= N mm 2222()eM M aT??= 223 7 0 .6 ( 0 .6 8 9 5 .2 )??= N mm g、校核強(qiáng)度 1e? = 1eM /W= 312 = 2e? = 2eM /W= 311 = Mpa 所以 滿足 e?? ? ?1b?? =60Mpa 的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定裕量。 第八章 結(jié)論 本文是關(guān)于 自動洗衣機(jī)減速離合器內(nèi)部減速裝置，這種減速器對于體積和重量方面要求較高，在設(shè)計過程中不僅要注意這些，同時也要在精度上下些力氣，因?yàn)榫炔桓?，在洗衣機(jī)運(yùn)行中產(chǎn)生的震動和噪音就越大， 隨著 人們對家電的要求逐漸提高和科技的日益發(fā)展 ,洗衣機(jī)是家用電器中常見的一種，人們對它的要求不僅是質(zhì)量上的，對它本身的重量、體積、噪音等方面的要求也越來越高，本文設(shè)計的減速器就注重在這些方面下手，盡量減輕他的重量和縮小他的體積，同時也不忘提高齒輪間的傳動精度和傳動的精度，能使洗衣機(jī)在運(yùn) 行中做到噪音小，震動小的作用。 第七 章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計 （一）減速器輸入軸的設(shè)計 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 由已知條件 選用 45號鋼 ,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 ,由《參考文獻(xiàn)四》表 14— 4查得強(qiáng)度極限 B? =650MPa,再由表 14— 2 得許用彎曲應(yīng)力 ? ?1b??=60MPa 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑 根據(jù)《參考文獻(xiàn)四》表 14— 1 得 C=118～ 107。均載機(jī)構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。ad * xr =4000 = N*m 在內(nèi)齒輪 b上所受的切向力為 輸出輸入 (a) (b) gbF=bgF=2021aT /wn 39。HpK1） =1+（ ） = 仿上 2HpK = （ 6）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) HZ 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 9查得 HZ = （ 7）彈性系數(shù) EZ 由《參考文獻(xiàn)二》表 6— 10 查得 EZ = （ 8） 重合度系數(shù) Z? 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 10 查得 Z? = （ 9）螺旋角系數(shù) Z? Z? = cos? =1 （ 10）試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限 limH? 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 11～圖 6— 15 查得 limH? =520Mpa （ 11）最小安全系數(shù) limHS 、 limHF 由《參考文獻(xiàn)二》表 611可得 limHS =、 limHF =2 （ 12）接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù) NTZ 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 11 查得 NTZ = （ 13）潤滑油膜影響系數(shù) LZ 、 VZ 、 RZ 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 1圖 6— 1圖 6— 19 查得 LZ =、 VZ =、RZ = （ 14）齒面工作硬化系數(shù) wZ 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 20 查得 wZ = （ 15）接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù) xZ 由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 21 查得 xZ =1 所以 0H? = 1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u