616 自動洗衣機行星齒輪減速器的設計
616 自動洗衣機行星齒輪減速器的設計,自動,洗衣機,行星,齒輪,減速器,設計
無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書1第一章 概述行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點,逐漸獲得廣泛應用。同時它的缺點是:材料優(yōu)質、結構復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設計計算也較一般減速器復雜。但隨著人們對行星傳動技術進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收,從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善,同時生產工藝水平也不斷提高,完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。根據負載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設計計算,然后要進行傳動比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設計計算,由于采用的是多個行星輪傳動,還必須進行均載機構及浮動量的設計計算。行星齒輪傳動根據基本夠件的組成情況可分為:2KH、3K、及 KHV 三種。若按各對齒輪的嚙合方式,又可分為:NGW 型、NN 型、WW 型、WGW 型、NGWN 型和 N 型等。我所設計的行星齒輪是 2KH 行星傳動 NGW 型。無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書2第二章 原始數據及系統(tǒng)組成框圖(一)有關原始數據課題: 一種自動洗衣機行星輪系減速器的設計原始數據及工作條件: 使用地點:自動洗衣機減速離合器內部減速裝置;傳動比: =5.2pi輸入轉速:n=2600r/min輸入功率:P=150w行星輪個數: =3wn內齒圈齒數 =63bz(二)系統(tǒng)組成框圖上蓋控制面板進水口排水管外箱體盛水桶支撐 拉桿脫水桶電動機帶傳動減速器波輪圖2-1 自動洗衣機的組成簡圖 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書3洗滌:A制動,B放開,運動經電機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水:A放開,B制動,運動經電機、帶傳動、內齒圈(脫水桶) 、中心齒輪、行星架、波輪與脫水桶等速旋轉。AB帶傳動脫水桶波輪自動洗衣機的工作原理:見圖2-2圖 2-2 洗衣機工作原理圖(電機輸入轉速)輸入軸中心輪 行星輪輸出軸圖 2-3 減速器系統(tǒng)組成框圖 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書4第三章 減速器簡介減速器是一種動力傳達機構,利用齒輪的速度轉換器,將馬達的回轉數減速到所要的回轉數,并得到較大轉矩的機構。減速器降速同時提高輸出扭矩,扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比,但要注意不能超出減速器額定扭矩。降速同時降低了負載的慣量,慣量的減少為減速比的平方。一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。按傳動級數主要分為:單級、二級、多級;按傳動件類型又可分為:齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。1) 蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能,可以有較大的減速比,輸入軸和輸出軸不在同一軸線上,也不在同一平面上。但是一般體積較大,傳動效率不高,精度不高。2) 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的,體積不大、精度很高,但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊,剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。3) 行星減速器其優(yōu)點是結構比較緊湊,回程間隙小、精度較高,使用壽命很長,額定輸出扭矩可以做的很大。無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書5第四章 傳動系統(tǒng)的方案設計傳動方案的分析與擬定1)對傳動方案的要求合理的傳動方案,首先應滿足工作機的功能要求,還要滿足工作可靠、傳動精度高、體積小、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。2)擬定傳動方案任何一個方案,要滿足上述所有要求是十分困難的,要統(tǒng)籌兼顧,滿足最主要的和最基本的要求。例如圖 1-1 所示為作者擬定的傳動方案,適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。圖 4-1 周轉輪系a-中心輪;g-行星輪;b-內齒圈;H-行星架無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書6第五章 行星齒輪傳動設計(一)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: 1固定件、2主動件、3從動件23i1、齒輪 b 固定時(圖 11) ,2KH(NGW)型傳動的傳動比 為baHi=1- =1+ /baHibza可得 =1- =1- =1-5.2=-4.2 baip= / -1=63*5/21=15azH輸出轉速:= / =n/ =2600/5.2=500r/minnapi2、行星齒輪傳動的效率計算:=1-| - /( -1)* |*aHabiHn=*B為 ag 嚙合的損失系數, 為 bg 嚙合的損失系數, 為軸承的損失系數,HHHB為總的損失系數,一般取 =0.025按 =2600 r/min、 =500r/min、 =-21/5 可得anHnHabi=1-| - /( -1)* |* =1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%abi(二) 行星齒輪傳動的配齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即 =1+ /baHiza可得 1+ / =63/5=21/5=4.2 =b baHi所以中心輪 a 和內齒輪 b 的齒數滿足給定傳動比的要求。2、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 ag 的中心距等gzazb于內嚙合齒輪 bg 的中心距,即無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書7= w(a)g()wbg稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動,有m/2( + )=m/2( - )azgbzg得 = - /2=63-15/2=24b3、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 =2/Hwn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,1 即= *2/1az式中 2/ 為中心輪 a 轉過一個齒(周節(jié))所對的中心角。az=n/ = / =1+ /piHn1ba將 和 代入上式,有 1H2* / /2/ =1+ /azwnbza經整理后 = + =(15+63)/2=24azb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。4、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 12 所示 Re圖 5-1 行星齒輪無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書8可得 l=2 * wasin(180/)ow(agdl=2*2/m*( + )*sin =39 /2mazg60o3=d+2 =17m()agdh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= 2311li/AFPadFKTYz式中 算數系數,對于直齒輪傳動 =12.1;m mK嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩,N*m ; 1T= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*mawn1w使用系數,由參考文獻二表 67 查得 =1;AK A綜合系數,由參考文獻二表 65 查得 =2;F FK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 65P得 =1.85;小齒輪齒形系數,1FaY圖 622 可得 =3.15;,1Fa齒輪副中小齒輪齒數, = =15;1z1za試驗齒輪彎曲疲勞極限, 按由參考文獻二圖 626630 選取limF2*Nm=120li 2*N所以 m= =12.12311lim/mAFPadFKTYz 3 20.29841.531/0.85=0.658 取 m=0.91)分度圓直徑 d=m* =0.915=13.5mm()az=m* =0.924=21.6mm()g()=m* =0.963=56.7mm()bd()z2) 齒頂圓直徑 a無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書9齒頂高 :外嚙合 = *m=m=0.9ah1a*h內嚙合 =( - )*m=(1-7.55/ )*m=0.792 2 2z= +2 =13.5+1.8=15.3mm()ad()a= +2 =21.6+1.8=23.4mm()g()h= -2 =56.7-1.584=55.116mm()abd()a3) 齒根圓直徑 f齒根高 =( + )*m=1.25m=1.125fh*ac= -2 =13.5-2.25=11.25mm()fd()f= -2 =21.6-2.25=19.35mm()fg()f= +2 =56.7+2.25=58.95mm()fbd()fh4)齒寬 b參考三表 819 選取 =1d= * =113.5=13.5mm()ad()a= *+5=13.5+5=18.5mm()b=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm()5) 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: 1、ag 為外嚙合齒輪副=m/2( + )=0.9/2(15+24)=17.55mmazg2、bg 為內嚙合齒輪副=m/2( + )=0.9/2(63-24)=17.55mmab中心輪 a 行星輪 g 內齒圈 b模數 m 0.9 0.9 0.9齒數 z 15 24 63無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書10分度圓直徑 d 13.5 21.6 56.7齒頂圓直徑 a15.3 23.4 54.9齒根圓直徑 fd11.25 19.35 58.95齒寬高 b 18.5 18.5 8.5中心距 a =17.55mm =17.55mm ag bga(四)行星齒輪傳動強度計算及校核1、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 162217HBS,選 8 級精度,要求齒面粗糙度 1.6aR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3.2。aR(2)轉矩 1T= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m=298.4N*mm;awn1Pw(3)按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式 824 得出 如 【 】則校核合格。FF(4)齒形系數 FY由參考文獻三表 812 得 =3.15, =2.7, =2.29;FaYFgFbY(5)應力修正系數 s由參考文獻三表 813 得 =1.49, =1.58, =1.74;sasgsb(6)許用彎曲應力 F由參考文獻三圖 824 得 =180MPa, =160 MPa ;lim1Flim2F由表 89 得 =1.3 由圖 825 得 = =1;s1NY2由參考文獻三式 814 可得= * / =180/1.3=138 MPa1FNYlim1F無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書11= * / =160/1.3=123.077 MPa2FNYlim2Fs=2K /b * =(21.1298.4/13.5 15)3.151.49=18.78 MpalimHSSlim查參考文獻二表 611 可得 =1.3liH所以 1.33、有關系數和接觸疲勞極限(1)使用系數 AK查參考文獻二表 67 選取 =1AK(2)動載荷系數 V查參考文獻二圖 66 可得 =1.02V(3)齒向載荷分布系數 HK對于接觸情況良好的齒輪副可取 =1H無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書12(4)齒間載荷分配系數 、HaKF由參考文獻二表 69 查得 = =1.1 = =1.21HaFK2HaFK(5)行星輪間載荷分配不均勻系數 p由參考文獻二式 713 得 =1+0.5( -1)HHp由參考文獻二圖 719 得 =1.5 pK所以 =1+0.5( -1)=1+0.5(1.5-1)=1.251HpKHp仿上 =1.752(6)節(jié)點區(qū)域系數 HZ由參考文獻二圖 69 查得 =2.06HZ(7)彈性系數 E由參考文獻二表 610 查得 =1.605E(8)重合度系數 Z由參考文獻二圖 610 查得 =0.82Z(9)螺旋角系數 = =1Zcos(10)試驗齒的接觸疲勞極限 limH由參考文獻二圖 611圖 615 查得 =520MpalimH(11)最小安全系數 、limHSliF由參考文獻二表 6-11 可得 =1.5、 =2limHSlimHF(12)接觸強度計算的壽命系數 NTZ由參考文獻二圖 611 查得 =1.38(13)潤滑油膜影響系數 、 、LVR由參考文獻二圖 617、圖 618、圖 619 查得無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書13=0.9、 =0.952、 =0.82LZVRZ(14)齒面工作硬化系數 w由參考文獻二圖 620 查得 =1.2wZ(15)接觸強度計算的尺寸系數 x由參考文獻二圖 621 查得 =1x所以 = =2.061.6050.821 =2.95 0H1/EtZFdbu132.65.= =2.95 =3.51012AVHaPK1.02.= =2.95 =4.322H 175= * =520/Hplimli/HSNTLVRwxZ1.31.380.90.950.821.21=464.4所以 齒面接觸校核合格Hp(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wn輪之間;所以在 2HK 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rF力 。rF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(tài),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 2HK 型行星齒輪傳動中,其受力分析圖是由運動的輸入件開始,然后依次確定各構無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書14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 13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。wngaAT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wn pk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= / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m1Tawn1Pw可得 = * =0.8952 N*m式中 中心輪所傳遞的轉矩,N*m;a輸入件所傳遞的名義功率,kw;1P圖 5-2 傳動簡圖(a)傳動簡圖 (b)構件的受力分析按照上述提示進行受力分析計算,則可得行星輪 g 作用于中心輪 a 的切向力為=2000 / =2000 / =20000.2984/13.5=44.2NgaF1Tadawnd而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪 g 的切向力為=- =-2000 / =-44.2N gaaw內齒輪作用于行星輪 g 的切向力為= =-2000 / =-44.2N bFaaTnd轉臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為輸 出輸 入(a) (b)無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書15=-2 =-4000 / =-88.4N HgFaaTwnd轉臂 H 上所的作用力為=-2 =-4000 / =-88.4N gga轉臂 H 上所的力矩為 = =-4000 / * =-40000.8952/13.517.55=-4655.0 N*m TwngHFxraTdxr在內齒輪 b 上所受的切向力為=- =2000 / =44.2N gbawn在內齒輪 b 上所受的力矩為= /2000= / =0.895221.6/13.5=1.43 N*m TwngbFdaTbd式中 中心輪 a 的節(jié)圓直徑,ad內齒輪 b 的節(jié)圓直徑,b轉臂 H 的回轉半徑,xr根據參考文獻二式(637)得- / =1/ =1/1- =1/1+PaTbaiHabi轉臂 H 的轉矩為=- *(1+P)= -0.8952(1+4.2)=-4.655 N*ma仿上- / =1/ =1/1- =p/1+PbTHbaiHabi內齒輪 b 所傳遞的轉矩,=-p/1+p* =-4.2/5.2(-4.655)=3.76 N*mb(六)行星齒輪傳動的均載機構及浮動量行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結構上采用了多個( 2)行星輪的傳動方式,充分利用了同心軸齒輪之間的空間,使用了wn多個行星輪來分擔載荷,形成功率分流,并合理地采用了內嚙合傳動;從而,才使其具備了上述的許多優(yōu)點。(七)輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻,起初,人們只努力提高齒輪的加工精度,從而使得行星輪傳動的制造和轉配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法,即采用各種機械式的均載機構,以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而,有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉配,無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書16且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞,即可進行功率分流。在選用行星齒輪傳動均載機構時,根據該機構的功用和工作情況,應對其提出如下幾點要求:()載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng),能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形,且使載荷分布不均勻系數 值最小。PK()均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此,應使均載構件上所受力的較大,因為,作用力大才能使其動作靈敏、準確。()在均載過程中,均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。()均載機構應制造容易,結構簡單、緊湊、布置方便,不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構本身的摩擦損失應盡量小,效率要高。()均載機構應具有一定的緩沖和減振性能;至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。為了使行星輪間載荷分布均勻,有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現均載的系統(tǒng),其結構類型可分為兩種:1、靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現均載的。2、靜不定系統(tǒng)均載機構:1、基本構件浮動的均載機構(1) 中心輪 a 浮動 (2)內齒輪 b 浮動 (3)轉臂 H 浮動 (4)中心輪 a 與轉臂 H 同時浮動 (5)中心輪 a 與內齒輪 b 同時浮動 (6)組成靜定結構的浮動2、杠桿聯(lián)動均載機構本次所設計行星齒輪是靜定系統(tǒng),基本構件中心輪 a 浮動的均載機構。 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書17第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知:傳遞功率 P=150w,齒輪軸轉速 n=1600r/min,傳動比 i=5.2,載荷平穩(wěn)。使用壽命 10 年,單班制工作。 (一)輪材料及精度等級行星輪架內齒圈選用 45 鋼調質,硬度為 220250HBS,齒輪軸選用 45 鋼正火,硬度為 170210HBS,選用 8 級精度,要求齒面粗糙度 3.26.3 。aRm(二)按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪,可應用參考文獻四式 1022 求出 值。確定有關參數1d與系數。1)轉矩 1T= = / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m1awn1Pw2)荷系數 K查參考文獻四表 1011 取 K=1.13)齒數 和齒寬系數1zd行星輪架內齒圈齒數 取 11,則齒輪軸外齒面齒數 =11。因單級齒輪傳動為對1z 2z稱布置,而齒輪齒面又為軟齒面,由參考文獻四表 1020 選取 =1。d4)許用接觸應力 H由參考文獻四圖 1024 查得 =560Mpa, =530 Mpalim1Hlim2H由參考文獻四表 1010 查得 =1S=60nj =6016001(105240)=1.9971NhL 910= /i=1.9972910由參考文獻四圖 1027 可得 = =1.05。1NTZ2由參考文獻四式 1013 可得= / =1.05560/1=588 Mpa1HNTZlim1HS無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書18= / =1.05530/1=556.5 Mpa2HNTZlim2HS(三)按齒根彎曲疲勞強度計算由參考文獻四式 1024 得出 ,如 則校核合格。F121admzA確定有關系數與參數:1)齒形系數 FY由參考文獻四表 1013 查得 = =3.63 1FY22)應力修正系數 S由參考文獻四表 1014 查得 = =1.411S23)許用彎曲應力 F由參考文獻四圖 1025 查得 =210Mpa, =190 Mpalim1Flim2F由參考文獻四表 1010 查得 =1.3S由參考文獻四圖 1026 查得 = =11NTY2由參考文獻四式 1014 可得 = / =210/1.3=162 Mpa1FNTYlim1FS= / =190/1.3=146 Mpa2li2故 m 1.26 =1.26 =0.582311FSdFKYz3 21.298.4361./46=2K /b = 3.631.41=27.77MPa =162 Mpa1FT2zA2.98.4 F= / =27.77MPa =146 Mpa22FS1S2F齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表 103 取標準模數 m=1(四)主要尺寸計算= =mz=111mm=11mm1d2= = =111mm=11mmbd1a=1/2 m( + )=1/21(11+11)mm=11mmAz2(五)驗算齒輪的圓周速度 vv= /601000= 111600/601000=0.921m/s1dn無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書19由參考文獻四表 1022,可知選用 8 級精度是合適的。第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計(一)減速器輸入軸的設計1、選擇軸的材料,確定許用應力由已知條件 選用 45 號鋼,并經調質處理,由參考文獻四表 144 查得強度極限=650MPa,再由表 142 得許用彎曲應力 =60MPaB1b2、按扭轉強度估算軸徑根據參考文獻四表 141 得 C=118107。又由式 142 得d =(118107) =5.364.863/CPn30.5/6310.5/6Cd取直徑 =8.5mm13、確定各軸段的直徑軸段 1(外端)直徑最少 =8.5mm ,1d7考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件,初定: =9.7mm, =10mm,2d3d=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm, =18mm。4d567d84、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為 20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件,初定:L=107mm, =3.3mm, =2mm, =44.2mm, 1L2L3=4mm, =18.5mm, =1.5mm, =16.3mm。4L56L7按設計結果畫出軸的結構草圖:無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書20圖 7-1 輸入軸簡圖5、校核軸a、受力分析圖圖 7-2 受力分析(a)水平面彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖圓周力: = =2298.4/13.5=44.2N tF12/Td徑向力: = =44.2tan =16.1NrantA02法向力: = /cos =44.2/ cos =47.04Ntb、作水平面內彎矩圖(7-2a) 。支點反力為: = /2=22.1NHFt彎矩為: =22.177.95/2=861.35N mm1HMA=22.129.05/2=321 N mm2c、作垂直面內的彎矩圖(7-2b) ,支點反力為: = /2=8.04NvFr彎矩為: =8.0477.95/2=313.5N mm1v A=8.0429.05/2=116.78 N mm2Md、作合成彎矩圖(7-2c): = = =994.45 N mm1M21HV22861.35.A= = =370.6 N mm22V37Ae、作轉矩圖(7-2d):無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書21T=9549 /n=95490.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mm1PAf、求當量彎矩= = =1130.23 N mm1eM22()aT2294.5(0.689.)= =652.566 N mm237 5Ag、校核強度= /W=1130.23/0.1 =1130.23/0.1 =6.54Mpa1e36d312= /W=652.566/0.1 =652.566/0.1 =4.9 Mpa2M4所以 滿足 =60Mpa 的條件,故設計的軸有足夠的強度,并有一定裕量。e1b(二)行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計1、選擇軸的材料,確定許用應力由已知條件: 齒輪軸選用 45 鋼正火,由參考文獻四表 144 查得強度極限=600MPa,再由表 142 得許用彎曲應力 =55MPaB1b2、按扭轉強度估算軸徑=P=0.1597.98%=0.147kwP根據參考文獻四表 141 得 C=118107。又由式 142 得 d =(118107) =5.344.833/Cn30.47/630.147/6Cd取直徑 =8.9mm2d3、確定各軸段的直徑軸段 1(外端)直徑最少 =8.9m6考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件,初定: =12mm,1d= =11.3mm, = = =12mm。2d43d574、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為 20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件,初定:L=136.5mm, =19.2mm, =1.1mm, =74.5mm, 1L2L3L=1.5mm, =15.8mm, =1.2mm, =23.2mm。4L56L7按設計結果畫出軸的結構草圖:見圖 7-3無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書225、校核軸:a、受力分析圖 見圖 圖 7-4 受力分析圖(a)水平面內彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖圓周力: = =2465.5/11=84.64NtF12/Td徑向力: = =846.4tan =308.1NrantA02法向力: = /cos =846.4/ cos =90.72Ntb、作水平面內彎矩圖(7-4a) 。支點反力為: = /2=42.32NHFt彎矩為: =42.3268.25/2=1444.17N mm1HMA=423.233.05/2=699.338N mm2c、作垂直面內的彎矩圖(7-4b) ,支點反力為: = /2=15.405NvFr圖 7-3 輸出軸無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書23彎矩為: =154.0568.25/2=525.7 N mm1vMA=154.0533.05/2=254.57 N mm2d、作合成彎矩圖(7-4c): = = =1536.87 N mm121HVM2241.75A= = =744.23 N mm22V2693.8e、作轉矩圖(7-4d):T= - = *(1+P)= 0.8952(1+4.2)=465.5 N*mmHTaf、求當量彎矩= = =1562.04 N mm1eM22()2215368.7(0.465)A= =794.9N mm2aT4 g、校核強度= /W=1562.04/0.1 =1562.04/0.1 =9.1Mpa1e36d312= /W=794.9/0.1 =794.9/0.1 = 4.6Mpa2M4所以 滿足 =55Mpa 的條件,故設計的軸有足夠的強度,并有一定裕量。e1b無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書24第八章 結論本文是關于自動洗衣機減速離合器內部減速裝置,這種減速器對于體積和重量方面要求較高,在設計過程中不僅要注意這些,同時也要在精度上下些力氣,因為精度不高,在洗衣機運行中產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,洗衣機是家用電器中常見的一種,人們對它的要求不僅是質量上的,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,能使洗衣機在運行中做到噪音小,震動小的作用。同時由于本人能力和經驗有限,在設計過程中難免會犯很多錯誤,也可能有許多不切實際的地方,還望讀者在借鑒的同時,能指出當中的不足,把減速器做的更完美。無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書25第九章 參考文獻(1) 機械傳動設計手冊 主編:江耕華 胡來容 陳啟松 煤炭工業(yè)出版社出版(2) 行星齒輪傳動設計 主編:饒振綱 化學工業(yè)出版社出版(3) 機械基礎 主編:王治平(4) 機械設計基礎 主編:陳立德 高等教育出版社出版(5) 機械零件設計手冊 主編:葛志祺 冶金工業(yè)出版社出版(6) 互換性與測量技術 主編:陳于濤 機械工業(yè)出版社(7) 工裝設計 主編:陳立德 上海交通大學出版(8) 畢業(yè)設計指導書 主編:李恒權 青島海洋大學出版社(9) 機械制圖 大連理工大學 高等教育出版社(10) 機床設計 沈陽工業(yè)大學 上??茖W技術出版社無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書26第十章 設計小結此次畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來設計的重要的一步。從最初的選題,開題到計算、繪圖直到完成設計。其間,查找資料,老師指導,與同學交流,反復修改圖紙,每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。通過這次實踐,我了解了減速器的用途及工作原理,熟悉了減速器的設計步驟,鍛煉了機械設計的實踐能力,培養(yǎng)了自己獨立設計能力。此次畢業(yè)設計是對我專業(yè)知識和專業(yè)基礎知識一次實際檢驗和鞏固,同時也是走向工作崗位前的一次熱身。畢業(yè)設計收獲很多,比如學會了查找相關資料相關標準,分析數據,提高了自己的繪圖能力,懂得了許多經驗公式的獲得是前人不懈努力的結果。同時,仍有很多課題需要后輩去努力去完善。 但是畢業(yè)設計也暴露出自己專業(yè)基礎的很多不足之處。比如缺乏綜合應用專業(yè)知識的能力,對材料的不了解,等等。這次實踐是對自己大學三年所學的一次大檢閱,使我明白自己知識還很淺薄,雖然馬上要畢業(yè)了,但是自己的求學之路還很長,以后更應該在工作中學習,努力使自己 成為一個對社會有所貢獻的人。 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書27第十一章 致謝經過幾個月的忙碌和學習,本次畢業(yè)論文設計已經接近尾聲。作為一個大專生的畢業(yè)設計,由于經驗的匱乏,專業(yè)知識薄弱,難免有許多考慮不周全的地方,如果沒有指導教師的的督促指導,想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的論文指導老師俞云強老師。俞老師平日里工作繁多,但在我做畢業(yè)設計的每個階段,從選題到查閱資料,論文提綱的確定,中期論文的修改,后期論文格式調整等各個環(huán)節(jié)中都給予了我悉心的指導。除了敬佩俞老師的專業(yè)水平外,她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣,并將積極影響我今后的學習和工作。最后還要感謝大學三年來所有指導過我們的老師,是在他們的教誨下,我掌握了堅實的專業(yè)知識基礎,為我以后的揚帆遠航注入了動力。無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書28
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自動
洗衣機
行星
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設計
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616 自動洗衣機行星齒輪減速器的設計,自動,洗衣機,行星,齒輪,減速器,設計
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