机械设计专业毕业论文 - 自动洗衣机行星齿轮减速器的设计

自动洗衣机行星齿轮减速器的设计

摘要：本论文主要设计的是一种自动洗衣机内部的减速装置，该装置采用的是NGW型行星

齿轮传动结构。它具有体积小、结果紧凑、传动效率高、抗冲击性好和噪声低等许多优点，满足了人们对洗衣机的性能要求。该设计中先拟定总体传动结构简图，然后通过计算选出合适的齿轮并对其进行校核，再选出合理的均载机构及行星架，然后设计出输入、输出轴，最后以行星轮、内齿轮、中心轮和轴为主要对象用AutoCAD软件绘制出主要的零件图和整体装配图。

关键词：自动洗衣机；行星齿轮传动；均载机构;行星轮

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The design of the automatic washing machine of planetary

gear reducer

Abstract: This paper is mainly about the design of internal gear of a kind of automatic washing

machine with the device adopts NGW modeled planetary gear transmission structure. It meets with the performance requirements of washing machine to people with many advantages of small volume, compact results, high transmission efficiency, good impact resistance and low noise and so on. The first the design of overall transmission structure diagram was proposed in, and then chose the proper gear by calculating and checking, secondly chose the reasonable planet carrier are then designed input and output shaft. Finally in the center of the planetary wheel, internal gear, wheel and shaft as the main objects I use AutoCAD software drawing the main detail drawings and assembly drawing as a whole.

Key words: The automatic washing machines; The planetary gear transmission; The balancing

mechanism; The Planetary wheel

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目录

1 绪论.............................................................. 1 1.1 洗衣机产品介绍.................................................. 1 1.1.1 洗衣机产品分类................................................ 1 1.1.2 洗衣机的整体结构.............................................. 1 1.1.3自动洗衣机的工作原理 .......................................... 2 1.2行星齿轮传动的发展 .............................................. 2 2传动系统方案的设计及计算 .......................................... 4 2.1行星齿轮传动方案的设计 .......................................... 4 2.2传动方案的计算 .................................................. 5 2.2.1 行星齿轮传动比和效率的计算.................................... 5 2.2.2 行星齿轮传动的配齿计算....................................... 6 2.2.3 齿轮强度校核及几何尺寸计算................................... 8 2.3 行星齿轮传动的受力分析......................................... 14 2.4行星齿轮传动的均载机构的设计 ................................... 15 3行星轮、内齿圈和行星架的结构设计 ................................. 17 3.1行星轮、中心轮和内齿圈的结构设计 ............................... 17 3.2行星架的结构设计 ............................................... 17 4 行星齿轮减速器输入、输出轴的设计................................. 20 4.1减速器输入轴的设计 ............................................. 20 4.2 减速器输出轴设计............................................... 21 5结论 ............................................................. 23 参考文献........................................................... 24 附录............................................................... 25

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1 绪论

当前，洗衣机家电已进入我国千家万户中。它从最早的单筒桶洗衣机发展到双桶洗衣机，过渡到到全自动洗衣机，再发展到现在模糊技术控制的全自动洗衣机。伴随着现代新科技的发展发展，洗衣机工业正努力朝着智能化、两极化种类多样化、环保化、小型化等方向迈进。

洗衣机中用来降速并传递扭矩的减速离合 ，洗涤时的传动路线是电动机先经过皮带轮一级减速传动，再经过行星系统的二级传动将由电机输入的功率及扭矩降到适合洗衣机运行的过程。行星齿轮减速器相较于普通齿轮减速器具有许多优点，如体积小、传动效率高、震动小及功率传动范围广等因而机械传动被广泛地应用。以此同时它也有不足，即装置材料要求较高、传动结构较复杂、不易装配，与其它普通减速器相比设计计算也比较复杂，但随着科技的发展，行星传动的结构不断完善，制造工艺水平的逐步提高及对国外相关技术的学习、引进和消化吸收，使得行星传动的方式和均载装置都逐渐得以改善，我们有信心能够设计出结构更合理、性能更好的行星减速器。 1.1 洗衣机产品介绍 1.1.1 洗衣机产品分类

洗衣机是帮助我们完成洗涤衣物过程的一种便捷的家用电器，在现代繁忙快速地生活中帮助减轻洗衣物的家庭劳动，迅速地得到了消费者的青睐。随着世界电子科技的飞速发展，洗衣机经过了快速的更新换代并将迈入更新的发展行列中。目前，国内外洗衣机的种类很多并且有不同的分类方法。根据控制方式的不同洗衣机有普通、半自动型和全自动型三种洗衣机；根据洗涤方式的不同分为搅拌式洗衣机、滚筒式洗衣机及波轮式洗衣机。根据洗衣机内部构造方式的不同洗衣机还可分为单筒、双桶和套筒三种。现在市场上出售的洗衣机还有我国生产的LG熊猫、海尔、小天鹅、荣事达等以及国外的惠而浦水仙、西门子和日立好等洗衣机[1]。 1.1.2 洗衣机的整体结构

取常见的波轮式全自动洗衣机为例来介绍洗衣机的整体结构。位于同一中中心线安装的洗衣桶和脱水桶，洗衣桶是固定的，用来盛放衣物和水，而脱水

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1 绪论

桶在轴的带动下旋转将水甩出去。有很多小孔分布在脱水桶周围，使得洗衣桶和脱水桶的水流相连通。进水和排水电磁阀控制着进水和排水程序。洗涤衣物时将进水阀打开并将进水管放到洗衣桶中。当甩干衣物时，将排水阀打开，水被排到洗衣机外。洗涤衣物时，波盘被电动机驱动使其正、反转，此时脱水桶是固定的。将衣物甩干时关上离合器，脱水桶就会在电动机的带动下转动将衣物甩干。高、低水位是通过水位开关来控制的；当使用时按洗衣机启动按钮；排水时安排水按钮将水排出去。 1.1.3自动洗衣机的工作原理

洗衣机洗涤衣物时动力是由电动机提供的。衣物上的污垢在水的摩擦和洗涤液的作用下被祛除。其工作过程是，首先将波轮间的充满洗涤液，波轮转动时，洗涤液由于受到离心离的作用会被甩向洗衣桶壁。波轮被甩出处压力减小，波轮附近的洗涤液就会流回原位，这样，以波轮轴线为中心的涡轮就会在波轮周围形成。当涡流作螺旋转动时衣物就随其旋转，在涡流中心和桶壁之间不断运动，而且位于波轮中心的衣物会不断地摩擦波轮，就像人工洗衣物的过程，使衣物干净。还有，被洗涤液浸泡的衣物运动缓慢，由于衣物和水流的速度会发生相对运动水流便会摩擦衣物，使衣服上的污垢被带走。再者因为洗衣涌不是规则的形状，水流在离心力的作用下被甩向桶壁，它的运转方向和速度都会改变，水流的不断旋转形成湍流。在湍流的带动下，衣物不断地旋转、翻滚、摩擦，使得衣物的作用面积变大，能更有效地洗净衣物。 1.2行星齿轮传动的发展

行星齿轮传动是用来传递运动和动力齿轮机构，它不仅可以作匀速运动或按预定规律变化的运动，还可以改变运动的形式。在周转轮系中，绕着固定轴线回转的齿轮叫太阳轮，在太阳轮边上有轴线变动的齿轮，既做自传又做公转的齿轮叫行星轮，行星轮的支持构件叫行星架，通过行星架将动力传到轴上，再传给其它齿轮。这种由多个齿轮所组成且只有一个中心轮是固定的系统称为行星轮系。这种轮系包含三个基本构件，即行星架、中心轮和内齿轮。它们均能与其他构件连结承受外加力矩，并且绕共同的固定轴线回转。当三个构件均转动时，确定其中两个构件的转动速度则机构的运动形式就可以确定，这种结构称为差动轮系；当中心轮和内齿轮中有一个固定时成为行星轮系。一般称这

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两种轮系为行星齿轮传动[2]。

行星齿轮传动的原理不仅应用于洗衣机中，还用在一些需要大功率和高低速传动机械装置中。它不仅可以增速、减速和变速传动中，更能够使用在其他一些特殊场合中，如运动的合成和分解，对我国现代机械的发展起着重要的作用，被广泛应用在矿山机械、工业纺织、医疗设备、仪表仪器、化工机械及航空航天等各工业部门中甚至渗透到我们的日常生活中。

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2传动系统方案的设计及计算

2传动系统方案的设计及计算

2.1行星齿轮传动方案的设计

本课题设计的是自动洗衣机中用来减速的装置。在设计传动方案时，传动系统必须满足体积小、运行平稳、结构紧凑、传动效率高、抗冲击性能好、重量轻、工艺性好、便于使用和维护等要求；还有传动系统的扭矩和转速、输入输出功率必须满足需要。但是要设计出满足上述所有的要求的传动结构是十分困难的，必须综合考虑，选出最合理的传动结构。通过查阅相关的文献资料我选择了NGW型行星齿轮传动系统来设计洗衣机的减速装置。

行星齿轮传动根据基本构件的情况可分为三种：2K—H、3K及 K—H—V。按其啮合方式的不同可分为：NGW型、NW 型、，NN 型、WW 型、NGWN 型。 上面字母所代表的含义为：K是中心轮，H是行星架，V是输出构件，N是内啮合齿轮副，W是外啮合齿轮副，G是同时与两个中心轮相啮合的公共齿轮[2]。

经查阅参考文献[2]表13-5-1选择行星齿轮数目np=3。我设计的行星齿轮传动方式是NGW型2K—H行星传动中的单排内外啮合。如下图2-1所示是拟定的传动方案简图，包括有中心论a,内齿圈b和装有3个行星轮g的星架H三个构件。

g H a b

a-中心轮；b-内齿轮；g-行星轮；H-行星架

图2-1 2K-H行星传动NGW型

为了方便设计的进行，假设减速器工作寿命为20年（设每年有300天），每天工作2小时。根据参考文献[1]得到行星齿轮减速器设计的一些数据如下:

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表2-1有关固定数据

传动比（ip） 输入转速np（r/min） 输入功率Pt（w） 行星轮数目np 5 3000 300 3 2.2传动方案的计算

2.2.1 行星齿轮传动比和效率的计算

b行星齿轮传动比符号及角标含义为：iaH ，其中b为固定件、a为主动件、

H为从动件。 1.行星齿轮传动比

b=ip=5.0 当内齿圈b固定时，2K-H传动的传动比iaH为： iaHb输出转速： n=na3000600r/min （2-1） Hip5.02.行星齿轮转动的效率计算

由参考文献[3]中式12-13可知行星齿轮传动效率的计算公式为： ??1?na?nH?H （2-2） Hiab?1nH??bHH 由 : iaH 得 : iab?1?iab?1??5

HHH 其中 : ?H??a ??b??BH式中?aH为a-g啮合的损失系数；?bH为b-g啮合的损失系数；?B为轴承的

损失系数；?H为总的损失系数；一般取?bH=0.025。

Hr/min，nH?600r/min，iab根据np?3000?1??5可得：

??1?na?nH3000?6000H??1??0.025?98% H?5?600?iab?1?nH由计算结果可知，2K-H型行星轮系负号机构的啮合效率比较高，故在传动中多用负号机构。

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2传动系统方案的设计及计算

2.2.2 行星齿轮传动的配齿计算

1.在行星齿轮传动中要确定各齿轮齿数，不仅要满足齿轮齿数的选取原则，同时还要保证传动比条件、装配条件、同心条件和邻接条件得到满足。

（1）传动比条件——进行配齿计算时必须保证满足给定的传动比，此行星齿轮传动为内齿圈b固定的NGW型行星齿轮传动，主动轮为中心轮a，从动轮为行星架H，所以中心轮a和内齿轮b的齿数必须满足以下计算：

iH?1?zb （2-3） abza 式中 za为中心轮a的齿数； zb 为内齿轮b的齿数

（2）同心条件——为了保证正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即行星轮g和中心轮a间的中心距aag等于内齿圈b和行星轮g的中心距

abg,即为同心条件：aag?abg。 （2-4）

由上式可以导出m(za+zg)=m(zb-zg)，即za+zg=zb-zg

（3）装配条件——保证各行星轮能够均匀地安装于两个中心齿轮之间并且与两个中心齿轮啮合良好，没有错齿现象。本设计中的NGW型传动，为了简化计算和装配，应使内齿轮和中心轮齿数和是行星轮数目的整数倍，即：

za?zb为整数或ib?za为整数 （2-5） aHnpnp（4）邻接条件——机构中两相邻行星轮的齿顶互不相碰，并且它们间的间隙大于0.5被模数，即行星齿轮间的中心距大于其齿顶圆半径之和，如下图所示：

图2-2 邻接条件

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即 Lg>2(ra)g或

2asin?np>(da)g （2-6）

上式中： np表示行星轮数目；

A表示a、g啮合时两齿轮间中心距；

(ra)g、(da)g分别表示行星轮c的齿顶圆半径和直径

Lg表示两相邻行星轮间的中心距。 2.配齿的计算

根据装配条件可得：

biaH?za5.0Za为整数。 ?np3 因传动为闭式齿轮传动，为了使系统的冲击振动小及传动的平稳，一般选取小齿轮的齿数可取为za=20～30。由上式可知，za只要取3的倍数即可使上式成立，故取za=24。

根据传动比公式可得：

bHiaH?1?iab?1?Zb?5 Zab即： zb?(iaH?1)Za?(5?1)?24?96

若不变位，根据同心条件即， za+zg=zb-zg

96-24?可得zg?(zb?za)=?=36 22由邻接条件可知：即：2asin2asin?np>(da)g

?np?m(za?zg)sin?3?m(24?36)sin??3?m303?51.96m

?根据GB1356-88可知齿顶高系数ha标准值为ha?1。

?(da)g?m(zg?2ha)?m(36?2?1)?38m

所以

2asin?np>(da)g，所以各齿轮齿数满足连接条件。故齿轮齿数分别

为：za?24，zg?36，zb?96。

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2传动系统方案的设计及计算

2.2.3 齿轮强度校核及几何尺寸计算

本设计中选用的是渐开线直齿圆柱齿轮作传动构件。 （一） 齿轮传动的主要参数

轮廓基本参数：齿形角??20?，齿顶高ha?m，工作齿高h'?2m，顶隙c=0.25m,齿根圆角半径?f?0.38m，模数m，中心距a，中心轮和行星轮间的中

b心距aag，行星轮和内齿轮间的中心距abg，传动比i,iaH?5，齿数比u。

行星轮与内齿轮间的齿数比u中心轮与行星轮间的齿数比u（二）精度等级的选择

gb?zb?2.67 （2-7） zgag?zgza?1.5 （2-8） 由于全自动洗衣机传动装置的速度不是很高，故可以选择齿轮精度为7级。行星轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS，中心轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。两种材料硬度相差20HBS。内齿轮所选材料也是45钢（调质），硬度为240HBS，与行星轮材料的硬度相差20HBS。

（三）齿轮强度计算及校核

在行星齿轮传动中，均可将传动系统分解为相互啮合的几对齿轮副，但要考虑行星传动的结构特点（可能有多个行星轮）和运动特点（有自转和公转）。在一般条件下，NGW型行星传动，主要是外啮合决定其承载能力。因此主要对中心轮与行星轮间的传动进行强度计算即可。

1.接触疲劳强度计算及校核

由参考文献[3]中10-21式可得按齿面接触疲劳强度设计的计算公式 即：

2KT1u?1?ZEZHZ?3da????du????H?（1）确定上述公式中各数值 1）初选载荷系数K=1.8 2）计算中心轮传递的转矩

??? （2-9） ?2 T1?9549Pt?9549?300?954.9N?mm （2-10） n30008

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3）由于中心轮相对于轴承的位置为悬臂布置，由参考文献[3]中表10-7选

?d?0.4。

4）由于大小齿轮均为钢制，由表10-6可得到弹性影响系数ZE为：

ZE?189.8MPa； 5）当齿轮传动未变位时，可由图10-30得到节点区域系数

ZH为：ZH?2.5；

6）由式10-18可得：

?a??1.88?3.2?????11?????cos? （2-11） ??zazb??式中??0?，经计算得?a?1.69

再由式12-10可得：

Z??4??a?0.88 37) 由图10-21d可查得：

中心轮的接触疲劳强度为: ?Hmin1?700MP 行星轮的接触疲劳强度为: ?Hmin2?600MP

8) 由式10-13计算应力循环次数：

总工作时间th为: th?20?300?2?12000h 应力循环次数NL:

NL1?60?nth?60?1?3000?12000?2.16?109 （2-12） NL2NL12.16?109???4.32?108 ip59）由图10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1?1.1，KHN2?1.22.

10）由于中心轮与行星轮是外齿轮啮合，所以其齿数比u?zgza?36=1.5 2411）由参考文献[2]表13-5-7查得接触最小安全系数SHmin为SHmin=1.05；12）由式10-12得到初步计算许用接触应力??H?： 中心轮的许用接触应力为：

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2传动系统方案的设计及计算

??H1?=?Hmin1KHN1SHmin?600?1.1?628.57MP （2-13） 1.05太阳轮的许用接触应力为：

??H2?=?Hmin2KHN2SHmin?650?1.22?580.95MP 1.05齿轮校核时取上述较小值，即??H?=??H2?。 （2）计算

1）计算中心轮的分度圆直径da，带入上式中较小的值：

2?1.8?954.91.5?1?189.8?2.5?0.88?da?3????29.97mm 0.41.5?580.95?2取da?30mm 2）计算圆周速度va:

va??dana60?1000=??29.97?300060?1000?4.71m/s （2-14） 初步计算齿宽ba:

ba??dda?0.4?30?12mm （2-15）

3）计算齿宽与齿高之比b h 模数：

mt=dat30=mm=1.25 （2-16） Za24 根据参考文献[4]可取m=1.5。

4)计算载荷系数

根据va?4.71m/s，取7级精度。由参考文献[3]中表10-2查得使用系数

KA?1.5；由图10-8查得动载系数KV?0.85；由表10-14查得小齿轮相对支承

非对称布置时KH??1.169；由表10-3查得齿间载荷系数KH??1.26。 故载荷系数K为：

K?KAKVKH?KH??1.5?0.85?1.26?1.169?1.92 （2-17）

进行齿轮接触强度的校核

?H?ZEZHZ?2KT1u?1 （2-18） ?2bd1u10

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=189.8?2.5?0.88?2?1.92?954.9?1.5?1 12.6?31.521.5 =293.13MP?[?H]

由计算结果可知，所选齿轮接触疲劳强度合格。 2.按齿根弯曲疲劳强度计算及校核 由参考文献[3]式10-15，即:

m?32KT1YFaYSaY?2?dz1??F? （2-19） 进行齿根弯曲疲劳强度验算 （1）确定上述公式内的各数值 重合度系数Y?为：

Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.69 （2-20） 1.69齿间载荷分配系数KF?为：齿向载荷分布系数KF?：

KF??11??1.45 Y?0.69（2-21）

系数K为：K?KAKVKF?KF??1.5?0.85?1.41?1.12?2.01 （2-22） 由图12-14查得: KF??1.12 （2-23） 载荷修正系数YSa由图12-22可取：

YSa1?1.55，YSa2?1.66；

齿形系数YFa可由图12-21取得 ：

YFa1?2.75，YFa2?2.45；

弯曲疲劳极限?Flim由图12-23 c可取：

?Flim1?550MP，?Flim2?430MP

弯曲最小安全系数SFmin根据表12-14可取：SFmin?1.25 应力循环次数NL为：

NL1?60?nth?60?1?3000?12000?2.16?109 （2-24）

NL2NL12.16?109???4.32?108 ip5根据上式所计算值及查参考文献[3]可知弯曲寿命系数YN为：

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2传动系统方案的设计及计算

YN1?0.91，YN2?0.98；

尺寸系数YX为：YX?1.0； （2)查图10-2得弯曲疲劳寿命系数：

KFN1=0.91 ， KFN2=0.98

许用弯曲应力??[?F1]?F?：

550?0.91??400.4MP1.25?Flim1KFN1SFmin（2-25）

[?F2]??Flim2KFN2SFmin?430?0.98?1.0?337.12MP 1.25（3）检验m的取值是否合格

对于中心轮: YFa2YSa2?1.55?2.75?0.0106 ??F1?400.4 对于行星轮: YFa2YSa2?1.66?2.45?0.0121 ??F2?337.12 对上述两者中较大的值进行计算，即按行星轮进行模数计算：

m?32KT1YYY?dz12??F?FaSa? =32?2.01?954.9?2.45?1.66?0.69?1.42mm 0.4?212?337.12所以之前所取得的模数m=1.5合格。 验算：?F1?2KT1YFa1YSa1Y? （2-26） bdam =2?2.01?954.9?2.75?1.55?0.69?18.97MP?[?F1]

12.6?31.5?1.5?F2??F1YFa2YSa2?18.10MP?[?F2]

YFa1YSa1故所选齿轮弯曲疲劳强度校核合格。 3.确定传动主要的尺寸

?由参考文献[2]取齿轮齿顶高系数ha?1;分度圆的压力角??20?;顶隙系数

c??0.25；

中心距a为：

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aag?m(za?zg)1.5?(24+36)=?45mm （2-27） 22m(zb?zg)1.5?(96-36)abg?==45mm

22分度圆直径d为：

da?mZa?1.5?24?36mm （2-28）

dg?mZg?1.5?36?54mm db?mZb?1.5?96?144mm

齿顶圆直径为：

?当ha?1,??20?时，?h??7.557.55??0.21； （2-29） Zg36?齿顶高ha为：外啮合：ha1?ham?1.5

? 内啮合：ha2?(ha??h?)m?(1.5?0.21)?1.5?1.935mm

da(a)?da?2ha1?36?2?1.5?39mm

da(g)?dg?2ha1?54?2?1.5?57mm

da(b)?db?2ha2?144?2?1.935?140.13mm

齿根圆直径df为：

?齿根高： hf?(ha?c?)m?(1?0.25)?1.5?1.875mm （2-30）

df(a)?da?2hf?36?2?1.875?32.25mm df(g)?dg?2hf?54?2?1.875?50.25mm

df(b)?db?2hf?144?2?1.875?147.75mm

基圆直径为db：

dba=dacos20=33.83mm （2-31）

dbg=dgcos20=50.74mm

dbb=dbcos20=135.32mm

齿宽b：由表10-7选齿宽系数?d?0.4。则：

ba??dda?0.4?36?14.4mm （2-32） 进行圆整后取ba?15mm；故：bg?17mm，bb?15mm。

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2传动系统方案的设计及计算

2.3 行星齿轮传动的受力分析

对行星齿轮传动进行受力分析时，要假定各中心轮与行星架是静止或等速转动，且摩擦损失不计，而且构件在转矩输入过程中均位于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力[5]。下面将对行星传动的受力情况进行分析。

图2-3 行星传动的受力分析

上图中中心轮a为主动件，设a轮的螺旋方向为为右旋，在行星齿轮传动中，各对齿轮啮合计算可借鉴普通定轴齿轮啮合计算。从中心轮开始，依次确定各构件上的力和力矩。

由参考文献[3]中式13-5-14得：

Ta??THTb??TH1b （2-33） iaHzb （2-34） za?zb由式（2-10）知Ta?954.9N?mm带入上式可得到：

.6N?mm TH??4774.5N?mm，Tb?3819中心轮a上的啮合作用力为：

Ftga2TaKHpa (2-35) ?'danp2T12?954.9??60.63N (2-36) d136?Ftgatan?n （2-37）

cos?Ft? Frga Fxga?Ftgatan? （2-38）

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上式中啮合角?n?20?，螺旋角??0?。

根据参考文献[2]中表13-5-8可以取：

KHpa?1.10 KHpH?1.25 KHpb?1.15

可以计算得：

Ftga? F2TaKHpa'danp?2?954.9?1.10?22.23N 36?5rga?Ftgatan?ntan20??22.23??8.09N cos?cos0? Fxga?Ftgatan??22.23?tan0??0

行星轮g上的啮合作用力为：

Ftbg=Ftag??22.23N Ftag=-Ftga??22.23N Fxag??Fxga?0 Fxbg=-Fxgb?Fxga=0 Frbg=-Frgb?Frga?8.09N Frag=-Frga??8.09N FHg=-Ftag-Ftbg=4T'aKP?44.46N danp行星架H上的啮合力矩和作用力为：

FgH??FHg??44.46N

TH?npFgHrH?5?(?44.46)?45??4774.5N?mm

内齿轮b上的啮合作用力为：

Ftgb??Ftbg?Ftga?22.23N Fxgb??Fxbg?0 Frgb??Frbg??8.09N

2.4行星齿轮传动的均载机构的设计

采用多个行星轮来分担载荷是行星轮系的主要特点，且均匀分布的行星轮平衡了离心力和径向力，从而使系杆、中心轮近似实现无径向负荷地传递转矩，消除振动。理论上讲，在相同转速条件和功率下，行星轮的数目越多，与每个行星轮啮合的中心轮轮齿受力就越小，能使重量轻，结构紧凑。但实际上由于制造过程中产生的误差及构件的变形等，通常会造成行星轮受力不均现象。为了实现运动一个行星轮即可，因为增加行星轮个数实际上就是增加了多余的约束条件，导致对制造和安装精度的要求就越苛刻。安装过多的行星齿轮不仅使行星轮负载不均，而且因为制造和安装不可避免的误差，还会加大各接触件之间的预应，产生振动和噪声，降低效率，影响机构运转甚至还会出现卡

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2传动系统方案的设计及计算

死现象使构件难以运动。因此随着行星齿轮功率和系传动速度的增大，均载问题的研究变得越来越重要。

为使行星轮系传动的承载能力增强，我们要尽可能避免载荷分配不均匀的现象，我采用了浮动构件均载机构。浮动构件是指行星轮戏中有一个或两个基本构件的径向位置没有固定，而是靠工作时各行星齿轮给他的作用力自由浮动。由于各行星轮是对称、均匀分布的，因而当浮动元件平衡时，各行星轮的载荷也基本达到平衡[6]。

本设计中采用的是通过齿轮联轴器将输入轴与中心轮作浮动联接，使中心轮作为浮动构件。这是因为使用多个行星轮传动，不仅能够使同心轴齿轮之间的空间得到合理运用，还能形成功率分流使载荷得到均匀分配，而且这种均载机构结构比较紧凑、制造简单、装配方便[7]。

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3行星轮、内齿圈和行星架的结构设计

3.1行星轮、中心轮和内齿圈的结构设计

在选取行星轮结构时，应根据轴承类型、传动类型及安装形式来选取。一般速度不是很高的行星齿轮传动，常用滚动轴承来支承[7]。该设计中由于行星轮结构比较小故设计成齿轮与轴一体的形式。

由于中心轮尺寸较小，所以设计成实体结构。中心轮一端通过齿轮联轴器与输入轴连接。

不浮动也不旋转的内齿圈常用圆销、平键或螺栓与箱体连接起开，并且与机体有精确的定位配合。有时为了保证制造精度，常直接把内齿轮加工在机体上，此时机体的材料就按齿轮的要求确定。该设计中的内齿圈如图3-1。

图3-1内齿轮

3.2行星架的结构设计

由于行星轮的心轴安装在行星架中，所以心轴位置的精确度在很大程度上会影响行星轮间载荷分配情况，而行星轮轴线的偏斜是由行星架的变形引起的，并且会使齿宽上载荷受力不均，降低减速器的承载能力，引起震动及噪声。所以，行星架设计时，要选择合理的结构形式及工艺性能。选择行星架时候我们要优先考虑便于加工、结构刚性好、工艺性能好的结构。常见的行星架结构形式有三种：双壁剖分式、双壁整体式和单壁式。

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3行星轮、内齿圈和行星架的结构设计

图3-2 双壁剖分式行星架

双壁剖分式行星架的刚性较好，结构复杂。在传动比较小情况下，为使装配比较方便，其行星轮轴承需要安装在行星架上。

图3-3 双壁整体式行星架

a) 轴与行星架一体 b)轴与行星架为法兰式链接

双壁整体式行星架的刚性比较好，一般在行星轮内安装轴承。

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图3-4单臂式行星架

单臂式行星架的刚性较差、结构简单、轴向尺寸比较小，装配方便，一般用于中小功率传动，而且由于行星轮轴呈悬臂状态，受力不均匀，必须在行星轮孔内安装轴承，特别是行星轮直径较小时安装更困难。结合情况综合考虑故该设计中采用的是双壁剖分式行星架结构。

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4 行星齿轮减速器输入、输出轴的设计

4 行星齿轮减速器输入、输出轴的设计

轴的结构不仅受轴上零件的位置、数量、载荷的影响，还受轴上零件安装和固定方法及轴的加工、装配工艺等因素的影响，所以设计轴时应考虑好轴的结构，使轴上装配合理、拆装方便、工艺性能好，同时还应避免轴的应力集中理，所以将输入、输出轴均设计成阶梯轴的形式[8]。 4.1减速器输入轴的设计

（1）材料的选择和确定许用应力

通过查阅参考文献可选45号钢作为输入轴的材料，并经过调质处理，强度极限为??H?=600MPa，许用弯曲应力??e?=60MPa。 （2）估算轴径

已知输入轴的转矩T1=954.9N?mm，功率为Pt=300W，转速n=3000r/min，中心轮的直径da=36mm。根据参考文献[6]表14-1的C=112.

又由参考文献[6]中公式：

d?c3Pt0.3?112?3?8.73mm (4-1) na3000考虑到轴上零件的定位、拆装、位置调整等情况，输入、输出轴均设计成阶梯轴形式。所以估算轴径,确定各个轴段的直径。

为了使轴在整个减速离合器中的合理安装，初定：轴段1直径最小取

dmin?24mm，即d1?24mm ，d2?30mm，d3?28mm ，d4?30mm，

d5?28mm，d6?30mm，d7?38mm，d8?36mm为了使轴上的零件能合理定位及装配，现确定各轴段的长度。初定：L?127mm, L1?31mm，

L2?21mm，L3?1mm，L4?13mm，L5?31mm，L6?13mm，L7?4mm，

L8?13mm下图4-1中依次从轴的左端向右安装中轴上零件，即轴承、套筒、轴承、箍环、轴承端盖。

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图4-1 输入轴

（3）输入轴的校核计算

因为输入轴为传动轴，故可以按扭转强度条件校核。 由参考文献[3]中式 15-1可知：

T?WT9.55?1060.2d3Pn????T?T? （4-2）

?T?

954.9?0.35MPa

0.2?243查表得??T??25MPa，所以?T???T?。 所以输入轴强度校核合格。

4.2 减速器输出轴设计 （1）材料选择和许用应力

选用45号钢，并经过调质处理，强度极限??H?=600MPa,许用弯曲应力

??e?=60MPa。输出功率：Pt'=?Pt=0.98?3000=294W，输出转速n?600r/min。

（2）估算轴径

d?c3P0.294 （4-3） ?112?3?8.96mmn600考虑到轴上零件的定位、拆装、位置调整等，输入、输出轴均设计成阶梯轴形式。所以估算轴径,确定各个轴段的直径。为了使轴在能整个减速离合器中合理安装，初定：轴段1直径最小取dmin?30mm，即d1?30mm ，

d2?40mm，d3?50mm ，d4?48mm，d5?50mm，d6?48mm，

d7?50mm，d8?58mm，d9?90mm，d10?33mm。为了保证轴及其上的零件的合理装配及零件固定的可靠性，现确定各段轴的长度。初定：L?195mm,

L1?55mm，L2?32.5mm，L3?2.5mm，L4?2mm，L5?1.5mm，

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4 行星齿轮减速器输入、输出轴的设计

L6?45mm，L7?15mm，L8?7mm，L9?8mm，L10?15mm。如下图为设计的输出轴且轴上各零件依次从右向左安装。

图4-2输出轴

（3）输出轴的校核计算

因为输出轴为传动轴，故可以按扭转强度条件校核。 由参考文献[3]中式 15-1可知：

T?WT9.55?1060.2d3Pn????T?T? （4-4）

?T?

查表得??T??25MPa，所以?T???T?。 所以输出轴满足强度要求。

4774.5?0.89MPa 30.2?30

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5结论

本文是设计的是一种自动洗衣机内部用来减速装置，这种要求比较高，因此在设计过程中不仅要考虑其体积和重量，还应该注意其精度，如果传动精度比较低，洗衣机工作时会产生很大的噪声及震动同时还会影响洗衣机的使用寿命。随着现代科学技术的不断发展，人们对生活质量的要求也越来越高，洗衣机作为一种人们生活中常用的家电，不仅要求其在外观形式上好，更重要的是在使用性能上要优良。这就需要它体积小、重量轻、噪音低等满足人们的需求。本文设计的减速器就考虑这方面的要求，尽量地缩小它的体积和减轻它的重量，以此同时还注意传动精度的要求，尽量减小洗衣机在工作中的震动和噪声。但同时也有许多的不足之处，如在传动过程中行星轮受到双向载荷，齿轮容易疲劳折断，会对传动过程产生很大的影响。如果某个齿被折断，在齿轮啮合过程中落在齿轮上的碎块就会使啮合卡死，使电机过载而被烧坏。因此必须适当提高齿轮的齿根弯曲强度。所以在这方面还有待改进，以便能够设计出能更好的减速器。

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参考文献

参考文献

[1]黄省三，黄忠伟.家庭洗衣机维修[M].福州：福建科学技术出版社，2005 [2]成大先.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004

[3]濮良贵，纪名刚.机械设计[M].第八版.北京：高等教育出版社，2011 [4]孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理[M].第七版.北京：高等教育出版社，2010 [5]刘鸿文.材料力学[M].北京：高等教育出版社，2007

[6]饶振刚.行星齿轮传动设计[M].北京：化学工业出版社出版，2005 [7]吕莉.行星齿轮减速器优化设计方法研究[J].焦作大学学报，2005 [8]葛志祺.机械零件设计手册[M].北京：冶金工业出版社出版，1994

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附录

图纸清单

图纸名称 中心轮 行星轮 内齿轮 输入轴 输出轴 装配图 数量 1 1 1 1 1 1 大小 A3 A3 A3 A3 A3 A1 A1画A3打印 备注 25

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/pctg.html