波轮式全自动洗衣机设计(编辑修改稿)

波轮式全自动洗衣机设计(编辑修改稿)内容摘要：

00 mm 时，若d2d1100 mm，采用腹板式；若 d2d1100 mm,采用孔板式。 当 dd300 mm 时，应采用椭圆轮辐式。 如图 36 各种型号 V带轮的轮缘宽 B、轮毂孔径 d和轮毂长L的尺寸。 带轮应具有足够的刚度，无过大的铸造内应力；质量小且分布均匀，结构工艺性好；带轮表面应光滑，以减少带的磨损。 V≥25m/s 时带轮应 进行动平衡。 带轮 的材料采用球墨铸铁，带轮的结构形式及腹板厚度的确定可参考有关手册。 图 36带轮机构 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 14 第四章 行星齿轮传动设计 行星减速器的设计 已知洗衣转速为 180r/min，脱水转速为 720r/min。 由于脱水时行星减速器中心轮与内齿圈顺时针等速旋转，故中心轮与行星架的传动比为 1，波轮与内桶顺时针等速旋转，因此由洗涤状态来进行行星减速器的设计计算。 洗涤状态传动比。 洗涤输入轴与波轮的传动比为： iH13=z3/z1 （ 41） 初选中心轮和内齿圈齿数。 洗涤时中心轮旋转，内齿静止，中心轮与 行星架的传动比 i按以下公式计算： iAXB=1+zB/zA （ 42） 初选中心轮齿数为 za=19，由公式（ 628）计算得内齿齿数 zb=57。 计算行星轮齿数。 由于洗衣机工作扭矩不大，选择齿轮模数为 1mm，如选3个行星轮对称布置，则可计算出行星齿轮齿数 zx为： zx=(zbza)/2 （ 43） =(6321)/2 =21 最终确定中心轮齿数 za=21，内齿圈齿数 zb=63，行星齿轮齿数 zx为 21，实际传动比 i为 3，洗衣机转速为 180r/min。 行星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为 ： 123i 1— 固定件、 2— 主动件、 3—从动件 baHi =1Habi =1+bz /az =4 （ 44） 可得 Habi =1baHi =1pi =3 4pi 输出转速： Hn =an /pi =n/pi =1370/4=(45) 行星齿轮传动的效率计算 η =1|an Hn /(Habi 1)* Hn |* H H = *H H Ha b B   杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 15 Ha 为 a— g啮合的损失系数， Hb 为 b— g啮合的损失系数， HB 为轴承的损失系数， H 为总的损失系数，一般取 H = 按 an =1370 r/min、 Hn =、 Habi =4 可得 HHhab ni   )1/nn1 ha （）（ =1|()/(4)*500|*=%(46) 行星齿轮传动的配齿计算 保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间 —— 装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 H =2π /wn 中心轮 a相应转过 1 角， 1 角必须等于中心轮 a 转过  个（整数）齿所对的中心角， 即 1 = *2π /az (47) 式中 2π /az 为中心轮 a转过一个齿（周节）所对的中心角。 pi =n/ Hn = 1 / H =1+bz /az (48) 将 1 和 H 代入上式，有 2π * /az /2π /wn =1+bz /az (49) 经整理后  =az +bz =（ 21+63） /2=42 满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 保证相邻两行星轮的齿顶不相碰 —— 邻接条件 在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之 和，如图 1— 2所示 图 41 行星齿轮 Re杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 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 满足邻接条件。 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m 齿轮模数 m的初算公式为 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 — 算数系数，对于直齿轮传动 mK =； 1T — 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， N*m ； 1T =aT / wn =95491P / wn n=9549 1370=*m (411) AK — 使用系数，由《参考文献二》表 6— 7查得 AK =1； FK — 综合系数，由《参考文献二》表 6— 5查得 FK =2； FPK — 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》公式 6— 5 得 FPK =； 1FaY — 小齿轮齿形系数，图 6— 22 可得 1FaY =；， 1z — 齿轮副中小齿轮齿数， 1z =az =21； limF — 试验齿轮弯曲疲劳极限， 2*N mm 按由《参考文献二》图 6— 26～6— 30 选取 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= 分度圆直径 d ()ad=m*az = 21= (413) ()gd =m* ()gz = 21= (414) ()bd =m* ()bz = 63= (415) 齿顶圆直径 ad 齿顶高 ah ：外啮合 1ah = *ah *m=m= 内啮合 2ah =（ *ah △ *h ） *m=()*m= ()aad =()ad+2ah =+= (416) ()agd = ()gd +2ah =+= (417) ()abd = ()bd 2ah == (418) 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 17 齿根圆直径 fd 齿根高 fh =（ *ah +*c ） *m== ()fad =()ad2 fh == (419) ()fgd = ()gd 2 fh == (420) ()fbd = ()bd +2 fh =+= (421) 齿宽 b 《参考三》表 8— 19 选取 d =1 ()ab = d * ()ad =1 = (422) )(gb = )(ab +5=+5= (423) ()bb =+(510)== (424) 中心距 a 对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的 中心距为： a— g为外啮合齿轮副 aga =m/2(az +gz )= (21+21)= (425) b— g为内啮合齿轮副 bga =m/2(az +bz )= (6321)= (426) 中心轮 a 行星轮 g 内齿圈 b 模数 m 齿数 z 21 21 63 分度圆直径 d 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd 齿宽高 b 中心距 a aga = bga = 行星齿轮传动强度计算及校核 行星齿轮弯曲强度计算及校核 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 18 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 中心轮 a 选选用 45 钢正火，硬度为 162～ 217HBS，选 8 级精度，要求齿面粗糙度 aR 行星轮 g、内齿圈 b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选 8级精度，要求齿面粗糙度 aR。 （ 2）转矩 1T 1T =aT / wn =95491P / wn n=9549 1370=*m=*mm (427) （ 3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由《参考文献三》式 8— 24得出 F 如 F  【 F 】则校核合格。 （ 4）齿形系数 FY 由《参考文献三》表 8— 12得 FaY =， FgY =， FbY =； （ 5）应力修正系数 sY 由《参考文献三》表 8— 13得 saY =， sgY =， sbY =； （ 6）许用弯曲应力  F 由《参考文献三》图 8— 24得 lim1F =180MPa， lim2F =160MPa ； 由表 8— 9得 Fs = 由图 8— 25得 1NY = 2NY =。