自動洗衣機行星齒輪減速器的設計

1、 揚州職業(yè)大學畢業(yè)設計說明書設計（論文）題目：自動洗衣機行星齒輪減速器的設計 姓 名： 楊 妙 學 號： 0901010235 院 （系）： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械制造與自動化班 級： 09機械(2)班 指導教師： 陳國同 二一二年四月目 錄第一章 緒 論2第二章 原始數據及系統組成框圖3（一）有關原始數據3（二）系統組成框圖3第三章 減速器簡介5第四章 傳動系統的方案設計6傳動方案的分析與擬定61）對傳動方案的要求62）擬定傳動方案6第五章 行星齒輪傳動設計7（一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算7(二) 行星齒輪傳動的配齒計算71、傳動比的要求傳動比條件72、保證中心輪、內齒輪和行星架

2、軸線重合同軸條件83、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件84、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件8(三)行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算91.選定齒輪類型、精度等級92.選擇材料及熱處理方法，確定許用應力93.按齒根彎曲疲勞強度進行設計10（四）驗算齒面接觸強度12（五）行星齒輪傳動的受力分析13（六）行星齒輪傳動的均載機構及浮動量15（七）輪間載荷分布均勻的措施161、靜定系統162、靜不定系統16第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計18（一）齒輪材料及精度等級18（二）按齒面接觸疲勞強度設計18（三）按齒根彎曲疲勞強度計算19（四）驗算齒輪的圓周速度v20第七章 行星

3、輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計21（一）減速器輸入軸的設計211、選擇軸的材料，確定許用應力212、按扭轉強度估算軸徑213、確定各軸段的直徑214、確定各軸段的長度215、校核軸22（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計231、選擇軸的材料，確定許用應力232、按扭轉強度估算軸徑233、確定各軸段的直徑234、確定各軸段的長度245、校核軸：24第八章 設計小結26第九章 致謝27第十章 參考文獻28摘 要本課題是有關一種自動洗衣機減速離合器內部減速裝置行星輪系減速器的設計。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，質量小，結構緊湊，承載能力大；傳動效率高；傳動比較大；運動平

4、穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點。行星輪減速其實就是齒輪減速的原理,它有一個軸線位置固定的齒輪叫中心輪或太陽輪,在太陽輪邊上有軸線變動的齒輪,即既作自轉又作公轉的齒輪叫行星輪,行星輪有支持構件叫行星架,通過行星架將動力傳到軸上,再傳給其它齒輪.它們由一組若干個齒輪組成一個輪系.只有一個原動件,這種周轉輪系稱為行星輪系.關鍵詞：行星輪系減速器、行星輪、中心輪、行星架。第一章 緒 論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

5、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構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。具有內外嚙合的2k-h型單級傳動優(yōu)點較

6、多，主要是傳動效率高，承載能力大，傳動功率不受限制、結構簡單、工藝性好。2k-h型行星齒輪傳動由兩個中心輪2k和行星架h三個基本構件組成。n表示內嚙合，w表示外嚙合，g表示內外嚙合公用行星輪。第二章 原始數據及系統組成框圖（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：=5.2輸入轉速:n=2600r/min輸入功率：p=200w行星輪個數：=3內齒圈齒數=63（二）系統組成框圖控制面板上蓋外箱體進水口盛水桶排水管拉桿脫水桶波輪電動機帶傳動減速器圖2-1 自動洗衣機的組成簡圖 脫水：a放開，b制動，運動經電

7、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。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 洗衣機工作原理圖圖2-3 減速器系統組成框圖 （電機輸入轉速）輸入軸中心輪行星輪輸出軸 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

8、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

9、高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。第四章 傳動系統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坐標含義為： 1固

10、定件、2主動件、3從動件 1、齒輪b固定時，2kh（ngw）型傳動的傳動比為 =1-=1+/可得 =1-=1-=1-5.2=-4.2 =-/ =-/=/ -1= -63/（1-5.2）=15 輸出轉速： =/=n/=2600/5.2=500r/min2、行星齒輪傳動的效率計算： =1-|-/(-1)* |*=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， 為總的損失系數，一般取=0.025按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得=1-|-/(-1)* |*=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%(二) 行星齒輪傳動的配

11、齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5=4.2 = 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的中心距等于內嚙合齒輪bg的中心距，即 = 稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2(-)得 =-/2=63-15/2=243、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件相鄰兩個行星輪所夾的中心角=2/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，即 =*2/式中2/為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心

12、角。 =n/=/=1+/將和代入上式，有 2*/2/=1+/經整理后=+=（15+63）/2=24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所示圖5-1 行星齒輪可得 l=2* l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m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1.選定齒輪類型、精度等級按圖1-1所示的傳動方案，選用行星齒輪。自動洗衣機減速離合器內部減速裝置為一般工作機器，初選8級精度。2.選擇材料及熱處理方法

13、，確定許用應力 材料及熱處理方法的選擇中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162217hbs，要求齒面粗糙度1.6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。 確定許用應力由參考文獻三圖824得=180mpa，=160 mpa ；由表89得=1.3由參考文獻三式814可得=/=180/1.3=138 mpa =/=160/1.3=123.077 mpa這里按硬齒面進行設計(適于高速、承載能力高、尺寸緊湊)，硬齒面齒輪傳動抗點蝕能力較強，但常因齒根的折斷而失效，故通常先按齒根彎曲

14、疲勞強度設計公式確定模數等參數，然后校核齒面接觸疲勞強度。 3.按齒根彎曲疲勞強度進行設計 有中等沖擊，由參考文獻四查表9-3，去載荷系數k=1，由表8-19取=1 轉矩=/=9549/n=95490.2/31600=0.3979n*m=397.9n*mm； 由參考文獻三表812得=3.15，=2.7，=2.29； 由參考文獻三表813得=1.49，=1.58，=1.74； =3.151.49138=0.0340=2.291.74123.077=0.0342 故應對小齒輪進行彎曲疲勞強度計算，即將齒輪模數m的初算公式為=0.0340代入公式m =0.49 取m=0.9式中 ： k 載荷系數 嚙

15、合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，n*m ； 小齒輪齒形系數， 應力集中系數 齒輪副中小齒輪齒數，=15；試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻二圖626630選取=1201）分度圓直徑d=m*=0.915=13.5mm =m*=0.924=21.6mm =m*=0.963=56.7mm2) 齒頂圓直徑齒頂高：外嚙合=*m=m=0.9內嚙合=（-）*m=(1-7.55/)*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=1.125 =-2=13.5-2.25=11

16、.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95mm 4）齒寬b參考三表819選取=1=*=113.5=13.5mm=*+5=13.5+5=18.5mm=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5) 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)=17.55mm 2、bg為內嚙合齒輪副=m/2(-)=0.9/2(63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內齒圈b模數m0.90.90.9齒數z152463分度圓直徑d13.521.656.7

17、齒頂圓直徑15.323.454.9齒根圓直徑11.2519.3558.95齒寬高b18.518.58.5中心距a=17.55mm =17.55mm（四）驗算齒面接觸強度（1）、齒面接觸應力許用接觸應力可按下式計算，即校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均應不大于其相應的許用接觸應力為，即 或者校核齒輪的安全系數：大、小齒輪接觸安全系數值應分別大于其對應的最小安全系數，即 查參考文獻二表611可得 =1.3所以 1.3由參考文獻二圖69查得=2.06（2）彈性系數由參考文獻二表610查得=1.605（3）螺旋角系數 =1（4）試驗齒的接觸疲勞極限由參考文獻二圖611圖61

18、5查得 =520mpa（5）最小安全系數、由參考文獻二表6-11可得=1.5、=2/=520/1.5=346.7 mpa =1.88 mpa 故安全（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代表切向力。為了分析各構件所受力的切向力f，提出如下三點： 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

19、間的作用力應等于反作用力。 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。 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。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 =/=9

20、549/n=95490.2/31600=0.3979n*m可得 =*=1.1937 n*m式中 中心輪所傳遞的轉矩，n*m； 輸入件所傳遞的名義功率，kw； (a) (b) 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/=20000.3979/13.5=58.9n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/=-58.9n 內齒輪作用于行星輪g的切向力為=-2000/=-58.9n 轉臂h作用于行星輪g的切向力為=-2=-4000/=-117.8n 轉臂h上所

21、的作用力為=-2=-4000/=-117.8n 轉臂h上所的力矩為 =-4000/*=-40001.1937/13.517.55=-6207.24 n*m 在內齒輪b上所受的切向力為 =-=2000/=58.9n 在內齒輪b上所受的力矩為=/2000=/=1.193721.6/13.5=1.91 n*m 式中 中心輪a的節(jié)圓直徑， 內齒輪b的節(jié)圓直徑， 轉臂h的回轉半徑，根據參考文獻二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+p轉臂h的轉矩為 =-*（1+p）= -1.1937（1+4.2）=-6.207 n*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+p內齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p

22、*=-4.2/5.2(-6.027)=5.01 n*m（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

23、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裝配，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。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：（1）均載機構在結構上應組成靜定系統，能較好地補償制造和裝配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數值最小。（2）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。（3）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。（4）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，

24、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。（5）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，其結構類型可分為兩種：1、靜定系統該系統的均載原理是通過系統中附加的自由度來實現均載的。采用基本構件自動調位的均載裝置是屬于靜定系統。當行星輪間的載荷不均衡是，構件按照作用力的不同情況，可在其自由度的范圍內相應地進行自動調位，從而使行星輪間載荷分布均勻。2、靜不定系統常見的靜不定系統有以下兩種方案：(1) 完全剛性構件的均載系統。該系統完全依靠構件的高精度，即

25、使其零件的制造和裝配誤差很小來保證均載的效果，但會使行星齒輪機構的制造和裝配變得困難復雜，且成本較高。（2）采用彈性件的均載系統。該系統是采用具有彈性的齒輪和彈性支承，在不均衡載荷的作用下，使彈性件產生相應地彈性變形，以實現均在的機械系統。常見的均載機構：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杠桿聯動均載機構(1)兩行星輪聯動機構 （2）三行星輪聯動機構 （3）四行星輪聯動機構采用彈性件的均載機構(1)靠齒輪本身彈性變形的均載機構 （2）采用彈性銷的方法 （3）

26、用彈性件支承行星輪浮動用齒輪聯軸器本次所設計行星齒輪是靜定系統，基本構件中心輪a浮動的均載機構。 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=200w,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）齒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。（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。確定有關參數與系數。1） 轉矩 = =/=9549/n=95490.2/31600=0.

27、3979n*m2） 載荷系數k查參考文獻四表1011 取k=1.13）齒數和齒寬系數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稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻四表1020選取=1。4）許用接觸應力 由參考文獻四圖1024查得 =560mpa, =530 mpa由參考文獻四表1010查得 =1由參考文獻四式1013可得=/=560/1=560 mpa=/=530/1=530 mpa許用彎曲應力由參考文獻四圖1025查得 =210mpa, =190 mpa由參考文獻四表1010查得 =1.3由參考文獻四式1014可得 =/=210/1.3=161.5 map =

28、/=190/1.3=146.2 map軟齒面齒輪傳動，常因齒面點蝕而失效，故通常先按齒面接觸疲勞強度設計公式確定齒輪的直徑，然后分別校核大、小齒輪的齒根彎曲疲勞強度查表取彈性系數=189.8；=2.5，所以=530 map=9.54mm取齒數=11，m=9.5411=0.9齒輪的模數取標準值m=1=mz=111mm=11mm =111mm=11mm a=1/2m(+)=1/21(11+11)mm=11mm（三）按齒根彎曲疲勞強度計算確定有關系數與參數：1）齒形系數由參考文獻四表1013查得 =3.63 2）應力修正系數由參考文獻四表1014查得 =1.413）許用彎曲應力由參考文獻四圖1025

29、查得 =210mpa, =190 mpa由參考文獻四表1010查得 故 m1.26=1.26=0.58=2k/b=37.0mpa=162 mpa=37.0=37.0 故安全齒根彎曲強度校核合格。（四）驗算齒輪的圓周速度v v=/601000=111600/601000=0.921m/s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=60mpa2、按扭轉強度估算軸徑根據參考文獻四表14

30、1 得c=118107。又由式142得 d=(118107) =5.364.86取直徑=8.5mm3、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, =4mm, =18.5mm, =1.5mm, =13mm。按設計結果畫出軸的結構草圖：

31、 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=58.9n 徑向力：=44.2tan=21.4n法向力：=/cos=44.2/ cos=62.7nb、作水平面內彎矩圖（7-2a）。支點反力為： =/2=29.45n 彎矩為：=29.4577.95/2=417.0n*mm =29.4529.05/2=155.42n*mmc、作垂直面內的彎矩圖（7-2b），支點反力為：=/2=10.7n彎矩為：=10.777.95/2=417.0n*mm =10.729.05/2=15

32、5.42 n*mm d、作合成彎矩圖（7-2c）：=1221.21 n*mm=455.2 n*mme、作轉矩圖(7-2d)：t=9549/n=95490.2/1600=1.1936n*m=1193.6 n*mmf、求當量彎矩 =1415.71 n*mm=848.58 n*mmg、校核強度 =/w=1130.23/0.1=1415.71/0.1=8.19mpa=/w=652.566/0.1=848.58/0.1=6.38 mpa所以 滿足=60mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定余量。（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,

33、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=55mpa2、按扭轉強度估算軸徑=p=0.297.98%=0.19596kw根據參考文獻四表141 得c=118107。又由式142得 d=(118107) =5.344.83取直徑=8.9mm3、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, =

34、1.1mm, =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7-3 圖7-3 輸出軸5、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=84.64n徑向力：=846.4tan=308.1n法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72nb、作水平面內彎矩圖（7-4a）。支點反力為： =/2=42.32n彎矩為：=42.3268.25/2=1444.17n*mm =423.233.05/2=699.338*nmmc

35、、作垂直面內的彎矩圖（7-4b），支點反力為：=/2=15.405n彎矩為：=154.0568.25/2=525.7 n*mm =154.0533.05/2=254.57 n*mmd、作合成彎矩圖（7-4c）：=1536.87 n*mm=744.23 n*mme、作轉矩圖(7-4d)：t= -=*（1+p）= 0.8952（1+4.2）=465.5 n*mmf、求當量彎矩 =1562.04 n*mm=794.9n*mmg、校核強度 =/w=1562.04/0.1=1562.04/0.1=9.1mpa=/w=794.9/0.1=794.9/0.1= 4.6mpa所以 滿足=55mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定余量。第八章 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。在做設計的同時，也發(fā)現了很多自己以前學習是沒發(fā)現的不足點，并且有很多不懂得地方需要去查