自動洗衣機行星齒輪減速器的設計畢業(yè)論文

1、自動洗衣機行星齒輪減速器的設計摘要本文闡述一種自動洗衣機內(nèi)部的行星輪系減速器。在洗衣機中使用行星輪系減速器正是利用了行星齒輪傳動：體積小、質(zhì)量輕、結構緊湊、承載能力大、傳動效率高、傳動比較大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點。行星輪減速器利用齒輪減速器的原理，用于低轉(zhuǎn)速大扭矩的傳動設備，把電動機高速運轉(zhuǎn)的動力，通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪，嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。由于行星輪系減速也存在很多缺點，它不僅要材料優(yōu)質(zhì)、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。本文主要就對這些缺點加以改進，使洗衣機的工作性能更加的平穩(wěn)。隨著對行星傳動技術進

2、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(chǎn)工藝水平也不斷提高，完全可以制造出更好的行星齒輪傳動減速器。關鍵詞：行星輪系減速器；行星輪；太陽輪；行星架 目錄摘要i第1章 緒論11.1 課題背景11.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢11.3 主要研究內(nèi)容1第2章 傳動原理及特點32.1 行星齒輪傳動原理32.2 有關固定參數(shù)和工作原理32.3 行星輪系減速器特點52.4 本章小結5第3章 傳動系統(tǒng)方案的設計63.1 傳動方案的分析與擬定63.1.1 對傳動方案的要求63.1.2 擬定傳動方案63.2 行星齒輪傳動設計63.2.1 傳

3、動比和效率計算63.3 傳動的配齒計算73.4 幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算83.5 傳動強度計算及校核113.6 行星齒輪傳動的受力分析123.7 本章小結15第4章 輪架與輸入輸出軸的設計174.1 齒輪材料及精度等級174.2 減速器齒輪輸入輸出軸的設計174.2.1 減速器輸入軸的設計174.2.2 減速器輸出軸的設計194.3 本章小結21結論22參考文獻23致謝24第1章 緒論1.1 課題背景本課題研究的是一種自動洗衣機的行星齒輪減速器，其特征在于采用由太陽輪、均勻排布在太陽輪外周并與太陽輪外嚙合的各行星輪、以及與所述各行星輪內(nèi)嚙合的內(nèi)齒輪構成的行星輪系。各行星輪的軸端都是支承在端蓋上的

4、，以太陽輪的軸為主動軸，即減速器的輸入軸，與該軸位于同一軸線上的端蓋中心軸為輸出軸。本課題由于采用輸入輸出軸線重合的結構方式，而且提高減速器中各齒輪間的傳動精度，能使洗衣機在運行中做到震動小,從根本上削弱了噪音、延長設備使用壽命。1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢隨著科學技術的發(fā)展，人們對機械設備的性能要求越來越高，在齒輪傳動裝置方面具體表現(xiàn)為提高齒輪的承載能力、傳動效率、減小外形尺寸、減輕質(zhì)量以及增大傳動比等，行星齒輪傳動便是在這種背景下產(chǎn)生，并隨著齒輪傳動的設計與制造技術不斷發(fā)展而逐漸完善。行星齒輪傳動以其使用功率、速度范圍和工作條件寬而受到了世界各國的廣泛關注，成為世界各國在機械同行的重

5、點研究課題之一。我國對行星齒輪傳動的研究起步較晚，而且在行星齒輪產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家，由于行星齒輪減速器具有結構緊湊、體積小、質(zhì)量小、承載能力大和同軸性好等許多優(yōu)點，它可以廣泛地應用于航空航天、兵器、石油化工、紡織、輕工食品、精密機械、醫(yī)療器械、儀器儀表、機器人和工業(yè)機械手以及高級電動玩具等各個領域和部門中。行星齒輪減速器在現(xiàn)代的軍用和民用工業(yè)中具有極廣闊的應用前景。1.3 主要研究內(nèi)容本文主要設計的是一種自動洗衣機的行星齒輪減速器。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

6、其體積和質(zhì)量的控制，同時也要保證其精度，如果精度達不到一定的要求，洗衣機運行中產(chǎn)生的震動和噪音就很大，隨著人們對家電的要求逐漸提高和科技的日益發(fā)展，洗衣機已經(jīng)成為每個家庭的必備家電之一，人們對它的性能要求也就越來越高，對它的重量、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，盡量減輕減速器的重量并縮小其體積，同時提高減速器中各齒輪間的傳動精度，能使洗衣機在運行中做到噪音小，震動小。第2章 傳動原理及特點2.1 行星齒輪傳動原理行星齒輪傳動裝置由輸入軸、行星輪及銷軸式輸出機構組成。行星輪中的輸入軸1、外圍設有偏心套2、轉(zhuǎn)臂軸承3、星齒4、針齒5和固定的內(nèi)齒圈7；輸出機構

7、包括帶銷盤8即將輸出軸9及銷軸和銷孔，銷軸由針齒5的圓柱滾子代替，其圓柱滾子的一端插入銷軸孔內(nèi)，即將輸出機構中的銷軸與針齒合而為一，增大了容納轉(zhuǎn)臂軸承的空間，若銷軸的另一端與均載環(huán)6相配合，則可增加其強度。當輸入軸旋轉(zhuǎn)時。其上的偏心套帶動轉(zhuǎn)臂軸承旋轉(zhuǎn)，使轉(zhuǎn)臂軸承外圈上空套的星齒和針齒做偏心運動和錯齒運動，這時針齒既做高速公轉(zhuǎn)，又做低速自轉(zhuǎn)的行星運動。針齒的自轉(zhuǎn)通過其圓柱滾子的另一端作為銷軸，與輸出軸銷盤上的銷孔始終相互接觸而轉(zhuǎn)動，將針齒的行星運動變成輸出軸的低速、定軸轉(zhuǎn)動，以實現(xiàn)減速。此外，各主要受力處又多為凹凸接觸，不僅具有較高的接觸強度而且容易形成油膜，有利于潤滑，因此傳動效率高；二是針齒

8、與輸出機構合二為一，使得容納轉(zhuǎn)臂軸承的空間增大，可以選擇較大的、具有較高承載能力的轉(zhuǎn)臂軸承，使轉(zhuǎn)臂軸承不再是傳動中的的薄弱環(huán)節(jié)，同時，銷軸的分布圓直徑也增大，進而加大銷軸的直徑，使其強度增大。因此，行星齒輪傳動可有效解決轉(zhuǎn)臂軸承壽命較短、銷軸強度不夠的難題，具有巨大的優(yōu)勢和發(fā)展?jié)摿Α?.2 有關固定參數(shù)和工作原理本課題是關于一種自動洗衣機行星輪系減速器的設計，有關固定參數(shù)如下表所示：表2-1有關固定參數(shù)數(shù)據(jù)傳動比（）5.2輸入轉(zhuǎn)速n（r/min）2600輸入功率p（w）150行星輪個數(shù)3內(nèi)齒圈齒數(shù)63使用地點：自動洗衣機減速離合器內(nèi)部減速裝置；自動洗衣機的工作原理：見圖2-1洗滌過程具體工作內(nèi)

9、容如下：在a制動同時b放開，運動經(jīng)電機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪。脫水過程具體工作內(nèi)容如下：在a放開同時b制動，運動經(jīng)電機、帶傳動、內(nèi)齒圈（脫水桶）、中心齒輪、行星架、波輪與行星架等速旋轉(zhuǎn)。圖2-1 洗衣機工作原理圖減速器系統(tǒng)主要由電動機輸出軸、中心輪、行星輪、輸出軸等組成。具體減速器系統(tǒng)組成框圖如圖2-2（電機輸入轉(zhuǎn)速）輸出軸 中心輪 行星輪 輸出軸圖2-2 減速器系統(tǒng)組成框圖2.3 行星輪系減速器特點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(zhì)、結構復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設計計算也較

10、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(chǎn)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。2.4 本章小結本章對行星齒輪減速器進行了分析具體內(nèi)容如下：（1）論述了行星齒輪傳動裝置的組成。（2）闡述了行星輪系減速器的各種特點。（3）確定原始數(shù)據(jù)以及一些數(shù)據(jù)參數(shù)。第3章 傳動系統(tǒng)方案的設計3.1 傳動方案的分析與擬定3.1.1 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

11、方便等要求。3.1.2 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3-1所示是擬定的傳動方案，適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。a-中心輪；b-內(nèi)齒圈；g-行星輪；h-行星架圖3-1周轉(zhuǎn)輪系3.2 行星齒輪傳動設計3.2.1 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，1、齒輪2固定時（圖31），2kh（ngw）型傳動的傳動比為： =1-=1+/ (3-1)輸出轉(zhuǎn)速：=/=n/=2600/5.2=500r/min2、行星齒輪傳動的效率計算： =1-|-/(-1)| (3-2) =式中 ag嚙合的損失系

12、數(shù)bg嚙合的損失系數(shù)軸承的損失系數(shù)總的損失系數(shù)，一般取=0.025按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得=1-|-/(-1)|=97.98%3.3 傳動的配齒計算傳動比的要求傳動比條件 =1+/=4.2 (3-3) 所以中心輪a和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。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的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪bg的中心距，即稱為同軸條件。 = (3-4)對于非變位或高度變位傳動，保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件 m/2(+)=m/2(-) (3-5)得=-/2=63-15/2=2

13、4相鄰兩個行星輪所夾的中心角=2/中心輪a相應轉(zhuǎn)過角，角必須等于中心輪a轉(zhuǎn)過個（整數(shù)）齒所對的中心角，即 =2/ (3-6)式中2/為中心輪a轉(zhuǎn)過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 =n/=/=1+/ (3-7) 經(jīng)整理后=+=（15+63）/2=24 (3-8)滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)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3-2所示圖3-2 行星齒輪 可得 2 (3-9)22/m(+)sin=39/2m=d+2=17m滿足鄰接條件。3.4 幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲

14、強度初算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初算公式為 m= (3-10)式中 算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動=12.1； 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，nm ； =/=9549/n=95490.15/31600=0.2984nm; 使用系數(shù)，由參考文獻2表67查得=1； 綜合系數(shù)，由參考文獻2表65查得=2； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻2公式65得=1.85； 小齒輪齒形系數(shù)，由參考文獻2圖622可得=3.15；， 齒輪副中小齒輪齒數(shù)，=15； 試驗齒輪彎曲疲勞極限，n按由參考文獻2圖626630選取=120n所以 m=0.658 (3-11)取m=0.9(1）分度圓直徑d (3-12

15、)=m=0.915=13.5mm=m=0.924=21.6mm=m=0.963=56.7mm(2) 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=m=m=0.9 (3-13)內(nèi)嚙合=（-）m=0.792=+2=13.5+1.8=15.3mm=+2=21.6+1.8=23.4mm=-2=56.7-1.584=55.116mm(3) 齒根圓直徑齒根高=（+）m=1.25m (3-14)=-2=13.5-2.25=11.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95mm (4）齒寬b由參考文獻3表819選取=1 (3-15)=113.5=13.5mm=+5=13.5+5=18

16、.5mm=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ag為外嚙合齒輪副，bg為內(nèi)嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2(15+24)=17.55mm (3-16) =m/2(+)=0.9/2(63-24)=17.55mm (3-17)表3-1 幾何尺寸和嚙合參數(shù)中心輪a行星輪g內(nèi)齒圈b模數(shù)m（mm）0.90.90.9齒數(shù)z152463分度圓直徑d（mm）13.521.656.7齒頂圓直徑（mm）15.323.454.9齒根圓直徑（mm）11.2519.3558.95齒寬高b（mm）18.518.5

17、8.5中心距a（mm）=17.55mm =17.55mm3.5 傳動強度計算及校核（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1.6行星輪g、內(nèi)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。轉(zhuǎn)矩=298.4nmm。按齒根彎曲疲勞強度校核。由參考文獻3式824得出，如【】則校核合格。齒形系數(shù) 由參考文獻3表812得=3.15，=2.7，=2.29；應力修正系數(shù) 由參考文獻3表813得=1.49，=1.58，=1.74；許用彎曲

18、應力 由參考文獻3圖824=180mpa，=160 mpa ；表89得=1.3；圖825得=1；式814可得=138 mpa；=123.077 mpa； =2k/b =138 mpa (3-18) =/；查參考文獻2表611可得=1.3，所以1.3。（4） 有關系數(shù)和接觸疲勞極限。通過查閱參考文獻2 可得出各個參數(shù)的如下數(shù)據(jù)：表3-2參考數(shù)據(jù)使用系數(shù)=1動載荷系數(shù)=1.02齒向載荷分布系數(shù)=1齒間載荷分配系數(shù)、=1.1 =1.2行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)=1.5節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.06彈性系數(shù)=1.605重合度系數(shù)=0.82螺旋角系數(shù)=1試驗齒的接觸疲勞極限=520mpa最小安全系數(shù)、=1.5、

19、=2接觸強度計算的壽命系數(shù)=1.38潤滑油膜影響系數(shù)、=0.9、=0.952、=0.82齒面工作硬化系數(shù)=1.2接觸強度計算的尺寸系數(shù)=1=2.95 (3-22)=3.5=4.32=464.4所以 齒面接觸校核合格3.6 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(shù)目通常大于1，即1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在2hk型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉(zhuǎn)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代表切向力。為了分析各構件所受力的切向力f，提出如下三

20、點：（1）在轉(zhuǎn)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，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉(zhuǎn)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33所示。 （a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析圖3-3 傳動簡圖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(zhuǎn)矩的作用。當行星輪數(shù)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

21、數(shù)進行補償）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(zhuǎn)矩為=/=9549/n=0.2984nm （3-23）可得 =0.8952 nm （3-24）式中 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩，nm；輸入件所傳遞的名義功率，kw；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=44.2n (3-25)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 (3-26)內(nèi)齒輪作用于行星輪g的切向力為=-2000/=-44.2n

22、(3-27)轉(zhuǎn)臂h作用于行星輪g的切向力為=-2=-4000/=-88.4n (3-28)轉(zhuǎn)臂h上所的作用力為=-2=-4000/=-88.4n (3-29)轉(zhuǎn)臂h上所的力矩為 =-4000/=4655.0nm (3-30) 在內(nèi)齒輪b上所受的切向力為式 =-=2000/=44.2n (3-31)在內(nèi)齒輪b上所受的力矩為=/2000=/=1.43nm (3-32) 式中 中心輪a的節(jié)圓直徑， 內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑， 轉(zhuǎn)臂h的回轉(zhuǎn)半徑，根據(jù)參考文獻2式（637）得-/=1/=1/1-=1/1+p (3-33)轉(zhuǎn)臂h的轉(zhuǎn)矩為 =-（1+p）=-4.655 nm (3-34) /=1/=1/1-=p/

23、1+p 內(nèi)齒輪b所傳遞的轉(zhuǎn)矩 =-p/1+p=-4.2/5.2(-4.655)=3.76 nm (3-35)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(zhì)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，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。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(zhuǎn)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

24、調(diào)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(zhuǎn)配，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。為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。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。 3.7 本章小結在本章中規(guī)定了自動洗衣機行星齒輪減速器的傳動要求并且擬定了傳動方案。對行星齒輪進行了相關的計算及強度校核，有大量的數(shù)據(jù)計算，具體歸納為以下幾點：（1） 首先確定了滿足工作機工作的各種要求。（2） 對行星齒輪傳動比和效率進行了計算，闡述了傳動比符號及角標的含義。（3） 確

25、保了行星輪都滿足同軸條件、裝配條件、鄰接條件。（4） 算出各個齒輪的幾何尺寸和嚙合參數(shù)。（5） 確定了輪間載荷分布均勻的幾種措施。第4章 輪架與輸入輸出軸的設計4.1 齒輪材料及精度等級已知：傳遞功率p=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)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。行星輪架內(nèi)齒圈選用45鋼調(diào)質(zhì)，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。4.2 減速器齒輪輸入輸出軸的設計4.2.1 減速器輸入軸的設計（1）選材，確定許用應力由已知條件 選用45號鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由參考文獻4表144查

26、得強度極限=650mpa,再由表142得許用彎曲應力=60mpa（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)參考文獻4表141 得c=118107。又由式142得d (4-1)取直徑=8.5mm（3）確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.5mm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,=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。（4）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， =4

27、mm， =18.5mm， =1.5mm， =16.3mm。按設計結果畫出軸的結構草圖： 圖4-1 輸入軸簡圖（5）校核軸a、受力分析圖 （a）水平面彎矩圖 (b)垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉(zhuǎn)矩圖圖4-2 受力分析圓周力： =2298.4/13.5=44.2n (4-2)徑向力：=44.2tan=16.1n (4-3)法向力：=/cos=44.2/ cos=47.04n (4-4)b、作水平面內(nèi)彎矩圖（4-2a）：支點反力為： =/2=22.1n 彎矩為：=22.177.95/2=861.35nmm (4-5)=22.129.05/2=321 nmmc、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（4-2

28、b）：支點反力為：=/2=8.04n彎矩為: =8.0477.95/2=313.5nmm (4-6)=8.0429.05/2=116.78 nmmd作合成彎矩圖（4-2c）：=994.45 nmm (4-7)=370.6 nmme、作轉(zhuǎn)矩圖(4-2d)：t=9549/n=0.8952nm=895.2 nmm (4-8)f、校核強度：=/w=1130.23/0.1=6.54mpa (4-9)=/w=652.566/0.1=4.9 mpa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。4.2.2 減速器輸出軸的設計（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

29、火,由參考文獻4表144查得強度極限=600mpa,再由表142得許用彎曲應力=55mpa（2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑 =p=0.1597.98%=0.147kw (4-10)根據(jù)參考文獻4表141 得c=118107。又由式142得 d (4-11)取直徑=8.9mm（3）確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.9m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， =11.3mm，=12mm。（4）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.

30、1mm， =74.5mm， =1.5mm， =15.8mm， =1.2mm， =23.2mm。按設計結果畫出軸的結構草圖：見圖4-3 圖4-3 輸出軸（5）校核軸a、受力分析圖 見圖(a)水平面內(nèi)彎矩圖 (b)垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉(zhuǎn)矩圖圖4-4 受力分析圖圓周力： =2465.5/11=84.64n (4-12)徑向力: =846.4tan=308.1n (4-13)法向力: =/cos=846.4/ cos=90.72n (4-14)b、作水平面內(nèi)彎矩圖（4-4a）：支點反力為： =/2=42.32n 彎矩為：=42.3268.25/2=1444.17nmm (4-15)=423.233.05/2=699.338nmmc、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（4-4b）：支點反力為： =/2=15.405n彎矩為： =154.0568.25/2=525.7 nmm (4-16)=154.0533.05/2=254.57 nmmd、作合成彎矩圖（4-4c）：=1536.87 nmm (4-17)=744.23 nmm e、作轉(zhuǎn)矩圖(4-4d)： t= -=（1+p）=465.5 nmm (4-18)f、校核強度： =/w=1562