【文章內容簡介】 00 mm 時，若d2d1100 mm，采用腹板式；若 d2d1100 mm,采用孔板式。當 dd300 mm 時，應采用橢圓輪輻式。如圖 36 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。 V≥25m/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 36帶輪機構 杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業(yè)設計 14 第四章 行星齒輪傳動設計 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(tài)來進行行星減速器的設計計算。 洗滌狀態(tài)傳動比。 洗滌輸入軸與波輪的傳動比為： iH13=z3/z1 （ 41） 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 （ 42） 初選中心輪齒數為 za=19，由公式（ 628）計算得內齒齒數 zb=57。 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=(zbza)/2 （ 43） =(6321)/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。 行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標含義為 ： 123i 1— 固定件、 2— 主動件、 3—從動件 baHi =1Habi =1+bz /az =4 （ 44） 可得 Habi =1baHi =1pi =3 4?pi 輸出轉速： Hn =an /pi =n/pi =1370/4=(45) 行星齒輪傳動的效率計算 η =1|an Hn /(Habi 1)* Hn |* H? H? = *H H Ha b B? ? ?? 杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業(yè)設計 15 Ha? 為 a— g嚙合的損失系數， Hb? 為 b— g嚙合的損失系數， HB? 為軸承的損失系數， H? 為總的損失系數，一般取 H? = 按 an =1370 r/min、 Hn =、 Habi =4 可得 HHhab ni ?? ?????? )1/nn1 ha （）（ =1|()/(4)*500|*=%(46) 行星齒輪傳動的配齒計算 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 H? =2π /wn 中心輪 a相應轉過 1? 角， 1? 角必須等于中心輪 a 轉過 ? 個（整數）齒所對的中心角， 即 1? =? *2π /az (47) 式中 2π /az 為中心輪 a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 pi =n/ Hn = 1? / H? =1+bz /az (48) 將 1? 和 H? 代入上式，有 2π *? /az /2π /wn =1+bz /az (49) 經整理后 ? =az +bz =（ 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。 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 41 行星齒輪 Re杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業(yè)設計 16 可得 l=2 wa *sin(180 / )o wn ＞ ()agd (410) l=2*2/m*(az +gz )*sin60o =39 3 /2m ()agd =d+2ah =17m 滿足鄰接條件。 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= 23 1 1 1 l i m/m A F F P F a d FK T K K K Y z??? 式中 mK — 算數系數，對于直齒輪傳動 mK =； 1T — 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩， N*m ； 1T =aT / wn =95491P / wn n=9549 1370=*m (411) AK — 使用系數，由《參考文獻二》表 6— 7查得 AK =1； FK? — 綜合系數，由《參考文獻二》表 6— 5查得 FK? =2； FPK — 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 FPK =； 1FaY — 小齒輪齒形系數，圖 6— 22 可得 1FaY =；， 1z — 齒輪副中小齒輪齒數， 1z =az =21； limF? — 試驗齒輪彎曲疲勞極限， 2*N mm 按由《參考文獻二》圖 6— 26～6— 30 選取 limF? =120 2*N mm 所以 ?? ??? ZYKKTK dF3 20 . 2 9 8 4 1 2 1 . 8 5 3 . 1 5 / 0 . 8 1 5 1 2 0? ? ? ? ? ? = (412) 取 m= 分度圓直徑 d ()ad=m*az = 21= (413) ()gd =m* ()gz = 21= (414) ()bd =m* ()bz = 63= (415) 齒頂圓直徑 ad 齒頂高 ah ：外嚙合 1ah = *ah *m=m= 內嚙合 2ah =（ *ah △ *h ） *m=()*m= ()aad =()ad+2ah =+= (416) ()agd = ()gd +2ah =+= (417) ()abd = ()bd 2ah == (418) 杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業(yè)設計 17 齒根圓直徑 fd 齒根高 fh =（ *ah +*c ） *m== ()fad =()ad2 fh == (419) ()fgd = ()gd 2 fh == (420) ()fbd = ()bd +2 fh =+= (421) 齒寬 b 《參考三》表 8— 19 選取 d? =1 ()ab = d? * ()ad =1 = (422) )(gb = )(ab +5=+5= (423) ()bb =+(510)== (424) 中心距 a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)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 aga =m/2(az +gz )= (21+21)= (425) b— g為內嚙合齒輪副 bga =m/2(az +bz )= (6321)= (426) 中心輪 a 行星輪 g 內齒圈 b 模數 m 齒數 z 21 21 63 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd 齒寬高 b 中心距 a aga = bga = 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 杭州電子科技大學信息工程學院本科畢業(yè)設計 18 （ 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，要求齒面粗糙度 aR? 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(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選 8級精度，要求齒面粗糙度 aR? 。 （ 2）轉矩 1T 1T =aT / wn =95491P / wn n=9549 1370=*m=*mm (427) （ 3）按齒根彎曲疲勞強度校核 由《參考文獻三》式 8— 24得出 F? 如 F? ? 【 F? 】則校核合格。 （ 4）齒形系數 FY 由《參考文獻三》表 8— 12得 FaY =， FgY =， FbY =； （ 5）應力修正系數 sY 由《參考文獻三》表 8— 13得 saY =， sgY =， sbY =； （ 6）許用彎曲應力 ? ?F? 由《參考文獻三》圖 8— 24得 lim1F? =180MPa， lim2F? =160MPa ； 由表 8— 9得 Fs = 由圖 8— 25得 1NY = 2NY =