机电毕业设计范例资料

毕业设计评审表

题目             自动洗衣机行星齿轮减速器的设计                                

姓    名                        教育层次    专科        

学    号                    联系方式              

专    业         机电一体化       指导教师            

学    院                    

毕业设计任务书

随着科学技术的发展，人们对机械设备的性能要求越来越高，在齿轮传动装置方面具体表现为提高齿轮的承载能力、传动效率、减小外形尺寸、减轻质量以及增大传动比等，行星齿轮传动便是在这种背景下产生，并随着齿轮传动的设计与制造技术不断发展而逐渐完善。行星齿轮传动以其使用功率、速度范围和工作条件宽而受到了世界各国的广泛关注，成为世界各国在机械同行的重点研究课题之一。随着机械工业日益向高速、重载、高精度、高效率、低噪声等方面发展，很多新概念、新理论、新方法、新工艺不断出现，因而行星齿轮传动也就随之应运而生了。

关键词：洗衣机；行星齿轮传动；设计

一、绪论

（一）概述

行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛的应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难，设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星齿轮传动技术进一步的深入了解和掌握以及对国外行星齿轮传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。

根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。

行星齿轮传动根据基本构件的组成情况可分为：2K—H、3K、及K—H—V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。我所设计的行星齿轮是2K—H行星传动NGW型。

（二）行星齿轮传动原理

行星齿轮传动装置由输入轴、行星轮及销轴式输出机构组成。行星轮中的输入轴1外围设有偏心套2、转臂轴承3、星齿4、针齿5和固定的内齿圈7；输出机构包括带销盘8即将输出轴9及销轴和销孔，销轴由针齿5的圆柱滚子代替，其圆柱滚子的一端插入销轴孔内，即将输出机构中的销轴与针齿合而为一，增大了容纳转臂轴承的空间，若销轴的另一端与均载环6相配合，则可增加其强度。当输入轴旋转时。其上的偏心套带动转臂轴承旋转，使转臂轴承外圈上空套的星齿和针齿做偏心运动和错齿运动，这时针齿既做高速公转，又做低速自转的行星运动。针齿的自转通过其圆柱滚子的另一端作为销轴，与输出轴销盘上的销孔始终相互接触而转动，将针齿的行星运动变成输出轴的低速、定轴转动，以实现减速。行星齿轮传动是两个圆的啮合，且同时参与啮合的齿数较多，理论上为1/2，均衡各啮合齿对的受力，减小动载及承受冲击载荷；同时各受力接触点处，通过活齿的弹性变形还可以扩大接触面积，降低接触压力而提高承载能力。行星齿轮传动的结构简单、紧凑，零部件加工工艺性较好，与其它活齿传动相比有两个很重要的优点：一是这种传动采用的齿形最简单，采用标准的圆柱，基本实现了受载零件全部做纯滚动。此外，各主要受力处又多为凹凸接触，不仅具有较高的接触强度而且容易形成油膜，有利于润滑，因此传动效率高；二是针齿与输出机构合而为一，使得容纳转臂轴承的空间增大，可以选择较大的、具有较高承载能力的转臂轴承，使转臂轴承不再是传动中的薄弱环节，同时，销轴的分布圆直径也增大，进而加大销轴的直径，使其强度增大。因此，行星齿轮传动可有效解决转臂轴承寿命较短、销轴强度不够的难题，具有巨大的优势和发展潜力。

二、原始数据及系统组成框图

（一）有关原始数据

课题: 一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计

原始数据及工作条件：

使用地点：自动洗衣机减速离合器内部减速装置；

传动比：i=5.2

输入转速:n=2600r/min

输入功率：P=150w

行星轮个数：=3

内齿圈齿数：=63

（二）系统组成框图

自动洗衣机的工作原理：见图1

洗涤：A制动，B放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮。

脱水：A放开，B制动，运动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶）、中心齿轮、行星架、波轮与行星架等速旋转。

图1 洗衣机工作原理图

图2 减速器系统组成框图

三、减速器简介

减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。

减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。

一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。

1）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。

2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。

3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。

图示为一种行星齿轮传动的原理图：

图3 减速器齿轮传动结构图

四、传动系统的方案设计

 传动方案的分析与拟定

（一）对传动方案的要求

 合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。

（二）拟定传动方案

任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图4所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。

图4 周转轮系

a-中心轮，b-内齿圈，g-行星轮，H-行星架

五、行星齿轮传动设计

（一）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： 1-固定件，2-主动件，3-从动件

1.齿轮b固定时（图1-1），2K-H（NGW）型传动的传动比为

可得        

传出速度：   

2.行星齿轮传动的效率计算：

为a-g啮合的损失系数，为b-g啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取。

按，，可得：

（二）行星轮传动的配齿

即     

可得   

所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。

2.保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件

为保证行星轮与两个中心轮同时正确啮合，要求外啮合齿轮a-g的中心距等于内啮合齿轮b-g的中心距，即     

称为同轴条件。

对于非变位或高变位传动，有

得         

3.保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件

相邻两个行星轮所夹的中心角

中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，即

式中为中心轮a转过一个齿所对的中心角。

将和代入上式，有

经整理后

满足两中心轮的齿数和应为行星齿轮数目的整数倍的装配条件。

4.保证两行星齿轮的齿顶不相碰——邻接条件

在行星齿轮传动中，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。

可得            

满足邻接条件。

（三）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

式中  —算术系数，对于直齿轮传动；

      —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；

      —使用系数，由《参考文献二》表6-7查得；

      —综合系数，由《参考文献二》表6-5查得；

      —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；

—小齿轮齿形系数，由图6-22可得；

—齿轮副中小齿轮齿数，；

      —试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6-26至6-30选取，所以

取m=0.9

1）分度圆直径

2）齿顶圆直径

齿顶高：外啮合

内啮合

3）齿根圆直径

齿根高

4）齿宽

由《参考文献三》表8-19选取

5）中心距

 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：

1.a-g为外啮合齿轮副

2.b-g为内啮合齿轮副

表1 齿轮数据表

1.行星齿轮弯曲强度计算及校核

（1）选择齿轮材料及精度等级

中心轮a选用45钢正火，硬度为162-217HBS,选8级精度，要求齿面粗糙度。

行星轮a、内齿圈b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、刚度、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。

（2）转矩

（3）按齿根弯曲强度校核

由《参考文献三》式8-24得出   如则校核合格。

（4）齿形系数

由《参考文献三》表8-12得，，；

（5）应力修正系数

由《参考文献三》表8-13得，，；

（6）许用弯曲应力

由《参考文献三》图8-24得，；由表8-9得；由图8-25得；

由《参考文献三》式8-14可得

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

2.齿轮齿面强度的计算及校核

（1）齿面接触应力

（2）许用接触应力为

许用接触应力可按下式计算，即

（3）强度条件

校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即，或者校核齿轮的安全系数：大小齿轮接触安全系数值应分别大于其对应的最小安全系数，即

查《参考文献二》表6-11得 ，所以。

3.有关系数和接触疲劳强度

（1）使用系数

查《参考文献二》表6-7选取

（2）动载荷系数

对于接触情况良好的齿轮副可选取

（3）齿向载荷分布系数

对于接触情况良好的齿轮副可取

（4）齿间载荷分布系数、

由《参考文献二》表6-9查得,

（5）行星轮间载荷分布不均匀系数

由《参考文献二》式7-13得

由《参考文献二》图7-19得=1.5

所以

同上

（6）节点区域系数

由《参考文献二》图6-9查得

（7）弹性系数

由《参考文献二》图6-10查得

（8）重合度系数

由《参考文献二》图6-10查得

（9）螺旋角系数

（10）试验齿的解除疲劳极限

由《参考文献二》图6-11~6-15查得

(11)最小安全系数，

由《参考文献二》表6-11可得，

（12）接触强度计算的寿命系数

由《参考文献二》图6-11可得

（13）润滑油膜影响系数，，

由《参考文献二》图6-17，图6-18，图6-19查得，，

（14）齿面工作硬化系数

由《参考文献二》图6-20查得

（15）接触强度计算的齿数系数

由《参考文献二》图6-21查得

所以

所以有          故齿面接触强度校核合格。

（五）行星齿轮传动的受力分析

在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即，且均匀对称的分布于中心轮之间；所以在2K-H型行星传动中，各基本构件（中心轮a，b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。

为了分析各构件所受的切向力，提出如下三点：

(1)在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力等于反作用力。

(2)如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向用哪个反向。

(3)为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。

在2K-H型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后以此确定各构件上所受的作用力和转矩。对于支持圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力。

由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目时，各行星轮上的载荷均匀，因此只需要计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中所受的输入转矩为

可得

式中—中心轮所传递的转矩，

    —输入所传递的名义功率，

按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力

而行星轮g上所受的三个切向力为

中心轮a作用于行星轮g的切向力为

内齿轮作用于行星轮g的切向力为

转臂H作用于行星轮g的切向力为

转臂H上所受的力为

转臂H上的力矩为

在内齿轮b上所受的切向力为

在内齿轮b上所受的力矩为

式中  —中心轮a的节圆直径，mm

—内齿轮b的节圆直径，mm

—转臂H的回转半径，mm

根据《参考文献三》式6-37得

转臂H的转矩为

仿上

内齿轮b所传递的转矩

（六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量

行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理的采用了内啮合传动；从而才使其具备了上述的许多优点。

六、行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计

 已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min，传动比i=5.2，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。  

（一）齿轮材料及精度等级

行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220～250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170～210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度。

（二）按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用《参考文献四》式10-22求出值。确定有关参数与系数。

1）转矩 

2）荷系数K

查《参考文献四》表10-11  取K=1.1

3）齿数和齿宽系数

行星轮架内齿圈齿数取11，则齿轮轴外齿面齿数。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由《参考文献四》表10-20选取。

4）许用接触应力                       

由《参考文献四》图10-24查得    ,

由《参考文献四》表10-10查得    

由《参考文献四》图10-27可得。

由《参考文献四》式10-13可得

（三）按齿根弯曲疲劳强度计算

由《参考文献四》式10-24得出，如则校核合格。

确定有关系数与参数：

1）齿形系数

由《参考文献四》表10-13查得  

2）应力修正系数

由《参考文献四》表10-14查得  

3）许用弯曲应力

由《参考文献四》图10-25查得  ,

由《参考文献四》表10-10查得  

由《参考文献四》图10-26查得  

由《参考文献四》式10-14可得

故  

齿根弯曲强度校核合格。

由《参考文献四》表10-3取标准模数

（四）主要尺寸计算

（五）验算齿轮的圆周速度

由《参考文献四》表10-22,可知选用8级精度是合适的。

七、行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计

（一）减速器输入轴的设计

1.选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件选用45号钢，并经调质处理，由《参考文献四》表14-4查得强度极限，再由表14-2得许用弯曲应力。

2.按扭转强度估算轴径

根据《参考文献四》表14-1得。又有式14-2得

取直径

3.确定各段轴的直径

轴段1直径最少

考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必需的满足条件，初定：，，，，，，

4.确定各轴段的长度

齿轮轮廓宽度为20.5mm，为保证达到轴与行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：

按设计结果画出轴的结构草图，见图5

图5 输入轴简图

5.校核轴

a．受力分析，见图6

图6 受力分析图

圆周力：

径向力：

法向力：

b．作水平面内的弯矩图（8a），支点反力为：

弯矩为：

c．作垂直面内的弯矩图（8b），支点反力为：

弯矩为：

d．作合成弯矩图（8c）

弯矩为：

e．作弯矩图（8d）

f．求当量弯矩

g．校核强度

（二）减速器输出轴的设计

1.选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件选用45号钢正火，并经调质处理，由《参考文献四》表14-4查得强度极限，再由表14-2得许用弯曲应力。

2.按扭转强度估算轴径

根据《参考文献四》表14-1得。又由式14-2得

取直径

3.确定各段轴的直径

轴段1直径最少

考虑到轴段在整个减速离合器中的安装所必需的满足条件，初定： 

4.确定各轴段的长度

齿轮轮廓宽度为20.5mm，为保证达到轴与行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：

按设计结果画出轴的结构草图，见图7：

图7 输出轴简图

5.校核轴

a．受力分析，见图8

图8 受力分析图

圆周力：

径向力：

法向力：

b．作水平面内的弯矩图（10a），支点反力为：

弯矩为：

c．作垂直面内的弯矩图（8b），支点反力为：

弯矩为：

d．作合成弯矩图（8c）

弯矩为：

e．作弯矩图（8d）

f．求当量弯矩

g．校核强度

所以满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定余量。

八、结束语

本文是关于自动洗衣机减速离合内部减速装置，这种减速器对于体积和重量方面要求较高，在设计过程中不仅要注意其体积和质量的控制，同时也要保证其精度，如果精度达不到一定的要求，洗衣机运行中产生的震动和噪音就很大，随着人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展，洗衣机已经成为每个家庭的必备家电之一，人们对它的性能要求也就越来越高，对它的重量、体积、噪音等方面的要求也越来越高，本文设计的减速器就注重在这些方面下手，尽量减轻减速器的重量并缩小其体积，同时提高减速器中各齿轮间的传动精度，能使洗衣机在运行中做到噪音小，震动小。

同时由于本人能力和经验有限，在设计过程中难免会犯很多错误，也有可能有些不切实际的地方，还望读者在借鉴的同时，能指出当中的不足，把减速器做的更完美。

参考文献：

[1]王治平.机械基础[M].杭州:浙江大学出版社,2000.43~51.

[2]饶振刚.行星齿轮传动设计[M].北京:化学工业出版社,2005.55~58.

[3]陈启松.机械传动设计手册[M].北京:煤炭工业出版社,2005.32~37.

[4]葛志祺.机械零件设计手册[M].北京:冶金工业出版社,1985.195.

[5]陈立德.机械化设计基础[M].北京:高等教育出版社,1991.43~51.

[6]陈于涛.互换性与测量技术[M].北京:机械工业出版社,1984.21~27.

[7]陈立德.工装设计[M].北京:上海交通大学出版社,1984.66~71.

[8]李恒权.毕业设计指导书[J].青岛海洋大学出版社,2002.26(2):39~41.

[9]沈阳工业大学.机械设计[M].上海:上海科学技术出版社,1990.

[10]大连理工大学.机械制图 [M].高等教育出版社,1994.21(1):43~45.

[11]葛中风.机械设计基础[M].北京:广播电视大学出版社,1991.

[12]葛安林.变速器的自动控制系统[J].汽车技术,2002.(2):21~24.

[13]高智.计算机辅助机械设计[M].北京:清华大学出版社,1994.

[14]张春宜.机械设计C语言程序设计[M].北京:高等教育出版社,2001.112~117.

[15]俞长高,.机械制造中的计算机辅助设计[M].北京:机械工业出版社,1983.217.

谢  辞

值此论文完成之际，首先衷心的感谢孙丽萍老师。本论文是在孙丽萍老师的悉心指导下完成的。在课题的研究过程中，孙丽萍老师提出了许多宝贵的指导性意见，才使得论文顺利进行。孙丽萍老师求真务实的治学态度、诲人不倦的工作作风、平易近人的态度给我留下了深刻的印象。在孙老师身上我学到很多做学问和做人的方法，使我受益匪浅，得益终生。

此外，在论文设计过程中还有幸和许多同学对相关问题进行了探讨和研究，并从中得到了很多有益的启发。在此对我的同学们表示由衷的感谢。

另外，感谢学校给予我这样一次机会，能够地完成一个课题，并在这个过程当中，给予我们各种方便，使我们在即将离校的最后一段时间里，能够更多学习一些实践应用知识，增强了我们实践操作和动手应用能力，提高了思考的能力。再一次对我的母校表示感谢。