7.3kg自动洗衣机行星齿轮减速器设计【含CAD图纸优秀毕业课程设计论文】

购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 自动洗衣机行星齿轮减速器设计 学生姓名 吴志明 学 号 8011212235 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 16 指导老师 王龙 日 期 塔里木大学机械电气化工程学院制 16 届毕业设计 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 前 言 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、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星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够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： 、 型等。 关键词： 行星齿轮；减速器；电磁铁；永磁铁 目 录 1. 概述 . 5 . 2 作原理 . 2 动方案的 拟定 . 2 3 行星齿 轮减速器设计 . 4 星齿轮传动的传动比和效率计算 . 4 . 4 . 5 动比条件 . 5 . 5 配条件 . 5 接条件 . 6 5行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 . 7 . 7 度圆直径 . 7 顶圆直径 . 7 根圆直径 . 7 宽 . 8 心距 . 8 6 行星齿轮传动强度计算及校核 . 9 星齿轮弯曲强度计算及校核 . 9 轮齿面强度的计算及校核 . 9 . 12 力分析 . 12 星齿轮传动的均载机构及浮动量 . 13 8 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 . 14 速器输入轴的设计 . 14 速器输出轴的设计 . 15 . 19 合制动装置原理 . 19 形设计 . 19 . 20 11减速器总装图 . 21 装三维图 . 21 二维图 . 21 总 结 . 23 致 谢 . 24 参考文献 . 25 工程概况 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、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星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。 塔里木大学毕业设计 1 行星齿轮传动与 普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：这些功用对于现代机械传动发展具有重要的意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶 金矿山、建筑机械、轻工纺织、医疗机械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。由齿轮、轴、轴承和箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，其匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。 在我看来市场上的自动洗衣机行星齿轮减速器制动换向时声音太大，而且占用空间过大，而且不便于数字化控制。所以这次 设计的行星齿轮减速器是要减少其占用空间，并且减低其制动声音，也便于数字化控制。这次设计的自动洗衣机行星齿轮减速器是 2K 种类减速器具有两个 输出轴即通过行星架输出轴和内齿圈输出轴。我在市场上现有的自动洗衣机星星齿轮减速器上加入了一下自己的想法和一些新的技术组合运用电磁铁和磁铁的结合。设计出了一款实理论实用型优化 动洗衣机行星齿轮减速器。 塔里木大学毕业设计 2 原始数据 洗涤功率 :2 400水功率 :1 400水转速 :1 600 /n r 衣转速 :2 2 7 0 /n r 入转速 : 1350 /n r 选用斜齿轮作为减速器齿轮 小齿轮齿数选：1z 15作原理 自动洗衣机的工作原理： 图 2衣机工作原理 脱水： A 放开， B 制动，运动依次经电机、带传动、带轮、中心轮、行星轮、内齿圈、输出轴、脱水桶。 洗涤： A 制动， B 放开，运动依次经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、输出轴、波 轮。 动方案的 拟定 1）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。 2）拟定传动方案 塔里木大学毕业设计 3 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。 图 2星齿轮系传动 塔里木大学毕业设计 4 3 行星齿轮减速器设计 星齿轮传动的传动比和效率计算 传动比的计算 1 11350 5300ni n 2 21350 2 . 2 5600ni n 齿轮 b 固定时 （图 2 2）， 2K H（ 传动的传动比 115b a 1z =z =15其 中 可得： b z=1 5z ( 1 ) 1 5 ( 5 1 ) 6 0bb a a Hz z i 取 59星齿轮传动的效率计算： 1 |1?| () a n H H H Ha b B 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， H 为总的损失系数 。 一般取 按 1 3 5 0 / m 1 3 0 0 / m 5可得 1 1 1 ( 1 3 5 0 3 0 0 ) 5 1 3 0 0 0 . 0 2 5 9 8 % a b Hn n i n 塔里木大学毕业设计 5 动比条件 即 1/b ai z z 可得 1 / 5 9 / 1 5 1 4 . 9 3 5 所以中心轮 a 和内齿轮 b 的齿数满足给定传动比的要求。 轴条件 为保证行星轮确啮合，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 w( a ) ( )a g w b 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 ( ( z ) ( z )22a g b gz m z m 得 z= 2 61 222 配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 2H 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 12 式中 2/中心轮 a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 1 z1 z 将和H代入上式，有 ( ) / 2 (1 5 5 9 ) / 2 3 7 塔里木大学毕业设计 6 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。 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 4示 图 4星齿轮 可得 c o s ( ) dw wa （ ）2 3 7 3( ) s i n 6 0 = z ( ) = d 2 1 7a g ad h m 满足邻接条件。塔里木大学毕业设计 7 5 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 齿轮模数 m 的公式为 2113 21 l i mc o A F F P F K K 式中算数系数，取 1T 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， N 6169 . 5 5 1 0 0 . 4 5 5 1 6500 13 N m m N ; 使用系 数，由2表 6 7 查得 ； Y 综合系数，由3表 6 5 查得2 ； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数， 由 2公式 6 5 得 ； 1 齿 轮 齿 形 系 数 ，1 ；1z 齿轮副中小齿轮齿数，1a=z 15z ； 试验齿轮弯曲疲劳极限， 2 按由图 6 26 6 303选取 2l i m 120F N m m ； 所以 2113 21 l i mc o A F F P F K K 3 22 . 3 5 8 1 2 1 . 8 5 3 . 1 50 . 8 1 5 1 2 01 2 . 1 1 . 3 1 9 取 度圆直径 () / 1 . 5 1 5 / 2 3 . 2c o s c o s 1 4aa m z m () / 1 . 5 2 2 /c o s c o s 1 4 34g am m md z ()( b ) ( g )= + 2 = 9 1 . 2 m 顶圆直径 () 2?2= 6 . 2aa a ( ) ( g )= d 2 3 7m m m( ) ( ) 2 8 8 . 2a b bd d m 根圆直径 ( ) ( ) 2 . 5 2 3 . 2 2 . 5 * 1 . 5 1 9 . 4 5f a m m m 塔里木大学毕业设计 8 ( ) ( ) 2 . 5 3 4 2 . 5 * 1 . 5 3 0 . 5f g gd m ( ) ( ) 2 . 5 9 1 . 2 2 . 5 1 . 5 9 4 . 9 5f b b md 宽 表 8 193选取 1d 1 2 3 . 2 2 3 . 2d 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 1 . 5 / 2 1 5 2 2 2 7 . 7 52= ( )a z m （ 2） b g 为内啮合齿轮副 1 . 5 2 ( 5 9 2 2 2 7 . 7 52 )bg b gm m 表格 5轮数据汇总 中心轮 a 行星轮 g 内齿圈 b 模数 m 数 z 15 22 59 分度圆直径d（ 4 顶圆直径()ad 7 根圆直径()fd 根圆直径()fd 心距 a ( 里木大学毕业设计 9 6 行星齿轮传动强度计算及校核 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、内齿圈 b 选用 45 钢正火，硬度为 162 8 级精度，要求齿面粗糙度 。 行星轮 a 选用 40 8 级精度，要求齿面粗糙度 。 （ 2）转矩1 5 4 9 9 5 5 0 0 . 4 3 1 3 5 0 2 9 8 . 4 n p n n N m （ 3）按齿根弯曲强度校核 由 式 8得出F如 则校核合格。 （ 4）齿形系数 由表 8得 ， ， ； （ 5）应力修正系数得 ， ， ； （ 6）许用弯曲应力 F由图 8得 li m 1 180F M P a ，li m 2 160F M P a ； 由表 8得 ； 由图 8得 121； 由式 8可得 1 l i m 11 1 8 0 1 . 3 1 3 8F N F FY s M P a 2 l i m 22 1 6 0 1 . 3 1 2 3 . 0 7 7F N F FY s M P a 221112 ( 2 1 . 1 2 9 8 . 4 1 3 . 5 0 . 9 1 5 ) 3 . 1 5 1 . 4 91 8 . 7 8 1 3 8F a F a s a F a b m z Y Y Y a M P a 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 轮齿面强度的计算及校核 （ 1）齿面接触应力H1 0 1 2H H A V H H a H K K K 2 0 1 2H H A V H H a H K K K 01 1H H E Z Z F d b u u （ 2）许用接触应力为用接触应力可按下式计算，即 l i m l i mH p H H N T L V R W Z Z Z Z Z （ 3）强度条件 塔里木大学毕业设计 10 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 H 值均应不大于其相应 的许用接触应力即H ，或者校核齿轮的安全系数：大小齿轮接触安全系数 应分别大于其对应的最小安全系数表 6得 ，所以 。 （ 4）有关系数 和接触疲劳强度 使用系数选取 1动载荷系数齿向载荷分布系数于接触情况良好的齿轮副可取 1 齿间载荷分布系数查得 111 a F ,221 a F 行星轮间载荷分布不均匀系数得 1 0 . 5 ( 1 )H p H 由图 7得 以 1 1 0 . 5 ( 1 ) 1 0 . 5 ( 1 . 5 1 ) 1 . 2 5H p H 同上2 节点区域系数查得 弹性系数查得 重合度系数 Z由图 6查得 螺旋角系数 zc o s 0 z 试验齿的解除疲劳极限图 6查得20H M P a 最小安全系数可得，接触强度计算的寿命系数可得 润滑油膜影响系数Z，图 6 6得 ， ， 塔里木大学毕业设计 11 齿面工作硬化系 数 Z由图 6查得 接触强度计算的齿数系数查得 1所以 0 1 11 3 2 . 6 2 5 2 . 61 2 . 0 6 1 . 6 0 5 0 . 8 2 0 . 9 8 2 . 9 31 3 . 5 1 3 . 5 1 . 6H H Z Z F d b u u 1 0 1 1 2 . 9 3 1 1 . 0 2 1 1 . 1 1 . 2 5 3 . 4H H A V H H a H K K K 2 0 2 2 2 . 9 3 1 1 . 0 2 1 1 . 2 1 . 7 5 4 . 2 3H H A V H H a H K K K l i m l i m 5 2 0 1 . 3 1 . 3 8 0 . 9 0 . 9 5 0 . 8 2 1 . 2 1 4 6 4 . 4H p H H N T L V R w Z Z Z Z Z 所以有 H 故齿面接触强度校核合格。 塔里木大学毕业设计 12 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 1n，且均匀对称的分布于中心轮之间；所以在 2基本构件（中心轮 a， ）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用 一条垂直线表示一个构件，同时用符号 为了分析各构件所受的切向力出如下三点： (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 2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于在输入件中心轮 n个行星轮 g 同时施加的作用力行星轮数目 2n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 1 9 5 5 0 0 . 4 1 3 5 0 2 . 8 2 9 6 n N m 可得 1 3 8 1 9 . 9 6 n N m 式中中心轮所传递的转矩， 1P 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 12 0 0 0 2 0 0 0 2 0 0 0 0 . 2 9 8 4 1 3 . 5 4 4 . 2g a a d T n d N 中心轮 a 作用于行星轮 2 0 0 0 4 4 . 2a g g a T n d N 内齿轮作用于行星轮 g 的切向力为 4 4 g a N 转臂 g 的切向力为 2 4 0 0 0 8 8 . 4H g a g a T n d N 塔里木大学毕业设计 13 转臂 2 4 0 0 0 8 8 . 4g H H g a T n d N 转臂 4 0 0 0 4 0 0 0 0 . 8 9 5 2 / 1 3 . 5 1 7 . 5 5 4 6 5 5 . 0H w g H x a a xT n F r T d r N m 在内齿轮 2 0 0 0 4 4 . 2g b b g a w T n d N 在内齿轮 2 0 0 0 0 . 8 9 5 2 2 1 . 6 / 1 3 . 5 1 . 4 3b w g b a a b aT n F d T d d N m 式中 中心轮 a 的节圆直径， 内齿轮 mm 转臂 据式 6得 1 1 1 1 1 a H a i i p 转臂 1 0 . 8 9 5 2 1 4 . 2 4 . 6 5 5 p N m 仿上 1 1 1 1 1 a H a i i p 内齿轮 b 所传递的转矩 1 4 . 2 / 5 . 2 4 . 6 5 5 3 . 7 6p p T N m 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。 塔里木大学毕业设计 14 8 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 速器输入轴的设计 1)选择轴的材料，确定 许用应力 2)按扭转强度估算轴径 130 . 2得 395500000 查表 15得 45T 330 . 49 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 01350 6 . 80 . 2 0 . 2 4 5m m 轴段 1 直径最少1 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：2 10d 3 12d ） 确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为 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：1 18L ， 2 25L ， 3 53L 。按设计结果画出的结构草图， 图 8入齿轮轴简图 塔里木大学毕业设计 15 图 8力分析图 1 带在自然状态下的紧缩力4对它的支反力且 14=在运动状态下受到的斜齿轮轴向力3轴的强度校核计算 （ 1）按钮转强度计算 130 . 23 49550000300= = 6 3 . 6 7 N . m 2 1 0 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， 1）行星架输出轴直径计算 由式 15 395500000 查表 15得 45T 330 . 49 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0270 9 . 60 . 2 0 . 2 4 5m m 塔里木大学毕业设计 16 轴段 1 直径最少 取 1 10d 2） 内齿圈空心输出轴直径计算 查式 15 30 49550000(1 )n 其中 30 95500000 A 1 0 通 常 取 1d 是 内 径 径 所以 3330 449 5 5 0 0 0 0 0 . 4= = 1 1 m m( 1 ) 0 . 2 4 5 3 3 7 . 5 ( 1 0 . 5 )n 轴段 1 直径最少 11d 考虑到空心轴里面还有输出轴所以取 d=20mm,0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 行星架输出轴个轴段长： 1 70,L 1 6L ； 内齿圈输出轴个轴段长： 1 48,L 1 9,L 1 10,L 按设计结果画出州的结构草图，见 8 塔里木大学毕业设计 17 图 8星架输出轴 图 8齿圈输出轴 图 8力分析图 3)两输出轴受力相同 ,受到轴向力，转矩。 圆周力： 11 2 4 6 5 .= 2 / 5 / 9 3 . 1t d 径向力： 20 =向力： nF=tF/a =20 =点反力为： HF=里木大学毕业设计 18 弯矩为： 1 4 2 . 3 2 6 8 . 2 5 / 2 1 4 4 4 . 1 7H NM 2 4 2 3 . 2 3 3 . 0 5 / 2 6 9 9 . 3 3 8H NM 支点反力为： / 2 5 . 4 5= 10F 弯矩为： 1 1 5 4 . 0 5 6 8 . 2 5 / 2 5 2 5 . 7 v m 2 1 5 4 . 0 5 3 3 . 0 5 / 2 2 5 4 . 5 7 v NM 1M= 2211 221 4 4 4 1 . 7 5 2 5 7 1 5 3 6 . 8 7 N m m 2M= 22 226 9 9 3 . 3 8 2 5 4 5 . 7 = T T = 1 0 . 8 9 5 2 1 4 . 2 4 6 5 . 5 a P N mT m （ ） （ ） 求当量弯矩 1=21 ( ) =M 221 5 3 6 8 . 7 ( 0 . 6 4 6 5 1 5 6 2 . 0 4 5 ) = N m m2222() a T= 227 4 4 2 . 3 ( 0 . 6 4 6 5 5 )=核强度 1e=1=6d=312 =e=2=4d=312 = 以 满足e 1b=55设计的轴有足够的强度，并 有一定裕量。 塔里木大学毕业设计 19 合制动装置原理 整体设计思路是运用永磁体与电磁铁同极相斥，异极相吸原理来实现磁力的运用。其部件分为底座并线圈绕在上面作为电磁铁、大环（对内齿圈进行制动）、小环（对行星架进行制动）。 电磁离合 制动 原理 是 将内环和外环的底部放置并固定永磁体，并使其两极相反，构成相互排斥的力，这个力因大于其重力。这样能保证内环或外环必有一个制动。其底座要承受整的制动装置和轴向力和转矩并提供电磁铁换向。当底座电磁铁通电时产生 磁极，与其中一个制动环上的磁极相同与另一个的磁极相反。并且电磁 铁产生的磁力要选大于永磁体的磁力加上外环的重力之和，这样才能保证其正常工作。在内外制动环设计上其在与内齿圈和行星架啮合部位应设计成一定弧度以便能卡入内齿圈或行星架中锁死达到正常制动的目的。 形设计 1） 总体外形设计根据其制动原理进行设计 ,首先要分大小环并且保证同轴度具体设计； 2） 底座卡脚是用来将整个装置固定在减速器外壳上； 3） 大、小环上的卡脚是用来卡在底座的卡槽里支撑大小环在制动时承受的转矩，且大环的卡脚与小环的卡脚 要成垂直分布以解决其径向滑动； 4） 大小环上的永磁体分布在环的底部且高度相同。 图 9动装置设计简图 料选择 1）由于要在底座上加电磁铁且电磁铁作用时间不会太长所以只会产生及少量的热量决定所以采用整体硅钢作为为底座的材料。 2） 大、小环有与要发生相对轴向滑动且要承受较大的扭矩，另外在要避免其被电磁铁吸引，所以才用非磁性材料。根据上面要求选择 铝合金 作为大小环的材料 塔里木大学毕业设计 20 体设计 箱体采用铸钢根据行星架的输出轴及电磁制动装置的尺寸设计箱体图 1010示。 塔里木大学毕业设计 21 11 减速器总装图 装三维图 用 件建立三维模型，其爆炸图如图 11 11星减速器爆炸图 1 减速器外壳； 2 电磁制动底座； 3 滚动轴承 7004 滚动轴承 7000C;5 轴套； 6 行星齿轮； 7 行星架右端； 8 螺母 9 电磁制动大环； 10 轴端垫片； 11 弹簧垫片； 12 螺母 13 螺钉 14 带轮； 1 16 滚动轴承 7001C；17 电磁制动小环； 18 中心齿轮； 19 行星齿轮轴； 20 滚动轴承 7000C； 21 行星架输出轴一体； 22 内齿圈输出轴一体； 23 密封圈 ;24 密封圈 。 二维图 用 出二维图如图所示 图 11星减速器主视图剖视图 塔里木大学毕业设计 22 1 螺母 2 弹簧垫圈 8； 3 垫片 ;4 螺柱 2;5 电磁力底座； 6 电磁力制动小环；7 内齿圈； 8 滚动轴承 7000C； 9 行星齿轮； 10 减速器外壳； 11 滚动轴承 7004C； 12 滚动轴承 7000C； 13 减速器输出轴密封圈； 14 内齿圈密封； 15 行星架输出轴；