73kg自动洗衣机行星齿轮减速器设计

、人—刖百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：NGVW1、NN型、WVW1、WG涯、NGWN1和N型等。关键词：行星齿轮；减速器；电磁铁；永磁铁TOC\o"1-5"\h\z.概述4.自动洗衣机行星齿轮减速器设计2工作原理2传动方案的拟定23行星齿轮减速器设计4行星齿轮传动的传动比和效率计算4行星齿轮传动的效率计算：4.行星齿轮传动的配齿计算5传动比条件5同轴条件5、装配条件5邻接条件6行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算7按齿根弯曲强度初算齿轮模数7分度圆直径7齿顶圆直径7齿根圆直径7齿宽8中心距8行星齿轮传动强度计算及校核9行星齿轮弯曲强度计算及校核9齿轮齿面强度的计算及校核9.行星齿轮传动的受力分析12受力分析12行星齿轮传动的均载机构及浮动量13行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计14减速器输入轴的设计14减速器输出轴的设计15.离合制动装置设计19离合制动装置原理19外形设计19.箱体20减速器总装图21总装三维图21总二维图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。.概述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彳T星齿轮减速器是2K—H行星传动NGW1轮减速器，该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7.3kg自动洗衣机行星齿轮减速器。.自动洗衣机行星齿轮减速器设计原始数据洗涤功率：P2=400W脱水功率：p1=400W脱水转速:n1=600r/min洗衣车t速：n2=270r/min输入转速：n=1350r/min选用斜齿轮作为减速器齿轮小齿轮齿数选：z1=15工作原理自动洗衣机的工作原理：图2-1洗衣机工作原理脱水：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。传动方案的拟定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）拟定传动方案满足最主要的和最基本的要任何一个方案，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。求。图2-2图2-2行星齿轮系传动a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架3行星齿轮减速器设计行星齿轮传动的传动比和效率计算传动比的计算n1350匚i1=—==5n1300i21350~600=3行星齿轮减速器设计行星齿轮传动的传动比和效率计算传动比的计算n1350匚i1=—==5n1300i21350~600=2.25齿轮b固定时(图2—2),2K-H(NGW)型传动的传动比ibH为:bzbiaH=1'"i1=5Za其中za=z=i5可得：ibH=1包=5ZaZb=Za(ibaH-1)=15(5-1)=60取zb=59行星齿轮传动的效率计算:刈=1一1nHzn_Mn?刈“

(iqHb-1)H中；为a—g啮合的损失系数,总的损失系数。一般取-H=0.025中；为b—g啮合的损失系数,中二为轴承的损失系数,wH为按na=1350r/min、n1=300r/min、ibH=5可得"=1-na-nH/(iabT)nH”=1-(1350-300)/(5-1〉300父0.025=98%4.行星齿轮传动的配齿计算传动比条件ibHibH-1Zb/Za可得1Zb/Za=59/15=14.93所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。同轴条件为保证行星轮Zg与两个中心轮Za、Zb为保证行星轮Zg与两个中心轮合齿轮b—g的中心距，即称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有得4.3、装配条件合齿轮b—g的中心距，即称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有得4.3、装配条件想邻两个行星轮所夹的中心角(aw)a_g_(aw)b_g(ZaZg)m_⑵-Zg)mZa+Z4=2b=61-=22

2nw中心轮a相应转过中1角，中1角必须等于中心轮a转过，个（整数）齿所对的中心角,Za式中2n/Za为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。ip二ip二n

nH11.4二厂1苕将和邛H代入上式，有；:(ZaZb)/2=(1559)/2=37

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。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4-1所示图4-1行星齿轮可得180/、l=2awMcos(—)>(djg2o37、3l=(zgza)sin60o=

mm(da)g=d2h=17m满足邻接条件。5行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算5.1按齿根弯曲强度初算齿轮模数齿轮模数m的公式为m=Km3Tim=Km3TiKaKf三Kfp%iCOS2一：dZl2-Flim式中Km―算数系数，取Km=12.1；Ti—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，NgmmTi—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Ngmm;9.55106P9.551060.4T1==N-mm=2829.6N-mm;n1350KFt一使用系数，由［2］表6—7查彳#Ka=1;Y＞一综合系数，由［3］表6—5查彳导&夕=2；Kfp一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Kfp=1.85；YFa1一小齿轮齿形系数,YFa1=3.15.Z1一齿轮副中小齿轮齿数，Z1=Za=15.20Vlim—试验齿轮弯曲疲方极限，Nmm；按由图6—26〜6—30［3］选取ffFlim=120Nam2所以m=Km3TRaKfm=Km3TRaKf三KFpYFa1COs”：=12.13dz1、Flim2.358121.853.15

0.8152120=1.319取m=1.55.2取m=1.55.2分度圆直径d⑶=mza/cos：=1.515/cos14=23.2mmd⑼=mza/cos：=1.522/cos14=34mmd(a)d(a)d(b)=-+d(g)M2=91.2mm齿顶圆直径da⑻=da2m?26.2mmda(g)=d(g)2m=37mm

da(b)=d(b)-2m=88.2齿根圆直径df(a)=d⑻-2.5m=23.2-2.5*1.5=19.45mmdf(g)=d(g)-2.5m=34-2.5*1.5=30.5mmdf(b)=d(b)2.m=91.22.5=1.5mm4.95齿宽表8—19[3]选取中d=1b/da-l23.2u23.2mm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:a—g为外啮合齿轮副aag=mZaZg=1.5/2(1522)=27.75mmb—g为内啮合齿轮副abg=mZb-Zg=15：2(59-22)=27.75mm表格5-1齿轮数据汇总中心轮a行星轮g内齿圈b模数m1.51.51.5齿数z152259分度圆直径d(mm)23.23491.2齿顶圆直径da(mm)26.23788.2齿根圆直径df(mm)19.4530.594.95齿根圆直径df(mm)19.4530.594.95中心距a(mm)aag=27.75abg=27.75

6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(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162-217HBS,选8级精度，要求齿面粗糙度Ra<1.6oa行星轮a选用40CR选8级精度，要求齿面粗糙度Ra<3.2O(2)转矩T1T1=Tan，L9549P1nn=95500.431350=298.4N*m(3)按齿根弯曲强度校核由式8-24［3］得出oF如CTF<kF］则校核合格。(4)齿形系数YF由表8-12[3]得YFa=3.15,YFg=2.7,YFb=2.29；(5)应力修正系数Ys由表8-13[3]得Y5a=1.49,Ysg=1.58,Ysb=1.74;(6)许用弯曲应力kF]由图8-24[3]得仃.1=180MPa,。门而2=160MPa；由表8-9[3]得sF=1.3；由图8-25[3]得Yn1=Yn2-1；由式8-14[3]可得l<F1=丫1sF=18Q1.3=138MPal<F2=YN2二Flim2sF=16Q1.3=123.077MPa二F1=2KT1；'bm2Za•YFaYsaYaYsa=(21.1298.413.50.9215)3.151.49=18.78MPa；k-F1=138MPa齿根弯曲疲劳强度校核合格。6.2齿轮齿面强度的计算及校核(1)齿面接触应力crH二H1二H2H0-.KAKVKH|：：K二H1二H2、H0\KAKVKHr，KHa1KHp2二H0mZhZeZZ："d1bu-1u⑵许用接触应力为％p⑵许用接触应力为％p许用接触应力可按下式计算，即Hp=Hlim：SHlimZNTZLZVZRZWZX(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0H值均应不大于其相应的许用接触应力ffHp,即仃H〈仃力，或者校核齿轮的安全系数：大小齿轮接触安全系数SH值应分别大于其对应的最小安全系数ShHm,即Sh>SHHm查表6-11[3]得SHlim=1.3,所以SH>1.3。(4)有关系数和接触疲劳强度使用系数KA查表6-7[3]选取Ka=1A动载荷系数KV对于接触情况良好白齿轮副可选取KV=1.02齿向载荷分布系数KH.对于接触情况良好的齿轮副可取KH口=1齿间载荷分布系数KHa、KFa由表6-9[3]查得KHa1=KFa1=表1,KHa2=KFa2=「2行星轮间载荷分布不均匀系数KHdp由式7-13[2]得)Khp=10.5(Khp-1)由图7-19[2]得一'Khp=1.5所以Khp1=10.5(Khp-1)=10.5(1.5-1)=1.25同上KHp2=1.75节点区域系数ZhH由图6-9[2]查彳导Zh=2.06H弹性系数ZE由图6-10[2]查得ZE=1.605重合度系数Z由图6-10[2]查得Zz=0.82螺旋角系数z_z=cos-0.98试验齿的解除疲劳极限c-Hlim由图6-11〜6-15[2]查得0Hlim=520MPa最小安全系数SHlim,Fhlim由表6-11[2]可得SHlm=1.5,FHlim=2接触强度计算的寿命系数ZNT由图6-11[2]可得ZNT=1.38润滑油膜影响系数ZL,ZV,ZR由图6-17[2]图6-18,图6-19查得Zl=0.9,Zv=0.952,ZR=0.82齿面工作硬化系数ZW由图6-20[2]查得Z^=1.2接触强度计算的齿数系数Zx由图6-21[2]查得Zx=1所以C32.6252.6=2.93———一，一13.513.51.60H1=；H0KAKVKH：KHa1KHp1=2.93J1.0211.11.25=3.412H0...KAKVKH^KHa2KHp2=2.9311.0211.21.75=4.23二HP=；「HimSHim*ZntZlZvZrZwZx=5201.31.380.90.950.821.21=464.4所以有二H一二Hp故齿面接触强度校核合格。7.行星齿轮传动的受力分析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n>1,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F,，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力F-为了分析各构件所受的切向力Ft,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R。由于在输入件中心轮a上受有n个行星轮g同时施加的作用力Fga和输入转矩Ta的作用。当行星轮数目n八至2时，各行g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T1=Ta..n=95500.4一一1350=2.8296N*m可得Ta=T1n,=3819.96N*m式中Ta一中心轮所传递的转矩，N,m输入所传递的名义功率，KW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Fga=200CTida=200CTand'=20000.298413.5=44.2N中心轮a作用于彳T星轮g的切向力为Faa=-Faa=-2000Tand'=-44.2N

aggaa1内齿轮作用于行星轮g的切向力为Fbg=Fag=-44.2N转臂H作用于行星轮g的切向力为FHg=-2Fag=-4000Ta..nda'=-88.4N转臂H上所受的力为FgH=-2FHg=-4000Tanda=-88.4N转臂H上的力矩为TnwFaHr--4000Tada'rx=40000.8952/13.517.55=-4655.0N，mhwgHxaax在内齿轮b上所受的切向力为一一..',,一一・Fgb-Eg=2000Tanwda=44.2N在内齿轮b上所受的力矩为Tb=nwFgbda2000=Tadbda=0.895221.6/13.5=1.43N,m式中da一中心轮a的节圆直径，mm.，db—内齿轮b的下圆直径，mmrx一转臂H的回转半径，mm根据式6-37[3]得-TaTh=1ibH=1,1<=11p转臂H的转矩为TH=—Ta1p=-0.895214.2=-4.655N，m仿上F.Th=1心=11-iHb=1TP内齿轮b所传递的转矩Tb=-p1p'=-4.2/5.2-4.655,-3.76N*m7.2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。

8行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计8.1减速器输入轴的设计1）选择轴的材料，确定许用应力2）按扭转强度估算轴径P9550000-门TOC\o"1-5"\h\z_T.n।id-T=--3-TJWr0.2dP9550000得d.3,n0.2I.T1查表15-3[1]得ITl-45MPad.39550000d.39550000P0.2ITT0.4

9550000-

1350=6.8mm0.245轴段1直径最少d1=6.8mm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：d2=10mm,d3=12mm3）确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为23.2mm,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：L1=18mmL2=25mmL3=53mm按设计结果画出的结构3草图，图8-1输入齿轮轴简图F4-YMi图8-2受力分析图Fi是V带在自然状态下的紧缩力F4轴承对它的支反力且Fl=F4F3自然状态下减速器的紧固力在运动状态下受到的斜齿轮轴向力f在运动状态下受到的斜齿轮轴向力f3是支反力且f2=f33)轴的强度校核计算(1)按钮转强度计算-T=TWrP9550000—工3-^Wr0.2d3110.49550000--300=63.67N.mm0.2108.2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,1)行星架输出轴直径计算由式15-2[1]查表15-3[1]得I.T.1-45MPa查表15-3[1]得I.T.1-45MPa9550000PdN0.2"95500000.43270=9.6mm0.245轴段1直径最少d=9.6mm取轴段1直径最少d=9.6mm取d1=10mm2）内齿圈空心输出轴直径计算查式15-3[1]其中d，39;:。。。?:A9550000"0.2J]di一：通常取0.5-0.6di是内径d是外径所以3n(1--4)=11mm3955000033n(1--4)=11mm'0.245\337.5(1-0.54)轴段1直径最少d=11mm考虑到空心轴里面还有输出轴所以取d=20mm,d1=10mm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，初定行星架输出轴个轴段长:L=70,Ll6.内齿圈输出轴个轴段长：L1=48,L1=9,L=10,按设计结果画出州的结构草图，见8-3,8-4:

图8-3行星架输出轴图8-5受力分析图3）两输出轴受力相同圆周力：，受到轴向力，转矩。Ft=21/d1=2465.5/=93.1N径向力：_一,’0Fr=Fttana=846.4xtan20=308.1N法向力：__'0Fn=Ft/cosa=846.4/cos20=90.72N支点反力为:Fh=Ft/2=42.32N弯矩为:MMhi=42.3268.25/2=1444.17Nmm=423.233.05/2=699.338Nmm支点反力为:Fv=Fr/2=15.405NMvi=154.0568.25/2=525.7NmmMv2=154.0533.05/2=254.57NmmM1=.Mi—M：1=..14441.7252572=1536.87NmmM2=加；2+M；2=J6993.382+2545.72=744.23Ngmm=465.5NmmT=-Th=Ta乂(1+P)=0.8952M=465.5NmmMe1=M1(aT)=..15368.7(0.64655)=1562.04NmmMe2=M；(aT)2=,7442.3-2—(0.6—4655)2=794.9N二mm校核强度一一一33□e1=Me1/W=1562.04/0.1d6=1562.04/0.1X12=9.1MpaOe2=Me2/W=794.9/0.1d：=794.9/0.1X123=4.6Mpa所以满足仃eW[仃4]=55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。9.离合制动装置设计离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。外形设计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；座卡脚是用来将整个装置固定在减速器外壳上；、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；小环上的永磁体分布在环的底部且高度相同。图9-1制动装置设计简图材料选择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

10.1箱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10-1;10-2所示。10-1.外壳10-2.端盖总装三维图用solidworks软件建立三维模型，其爆炸图如图11-1图11-1行星减速器爆炸图1—减速器外壳；2—电磁制动底座；3—滚动轴承7004c4;4—滚动轴承7000G5一轴套；6一行星齿轮；7一行星架右端；；8—螺母M89一电磁制动大环；10—轴端垫片；11—弹簧垫片；12—螺母M8;13一螺钉M8;14一带轮；1一.减速器端盖；16—滚动轴承7001C;17一电磁制动小环；18一中心齿轮；19一行星齿轮轴；20—滚动轴承7000C;21一行星架输出轴一体；22—内齿圈输出轴一体；23—密封圈；24—密封圈。总二维图用AutoCAD做出二维图如图所示图11-2行星减速器主视图剖视图1一螺母M82—弹簧垫圈8;3—垫片；4一螺柱M8*22;5—电磁力底座；6—电磁力制动小环;7—内齿圈；8—滚动轴承7000G9一行星齿轮；10—减速器外壳；11—滚动轴承70040;12—滚动轴承7000C;13—减速器输出轴密封圈；14—内齿圈密封；15一行星架输出轴；16—滚动轴承S719-4;17一行星架；18一轴套筒；19—螺母M820一行星齿轮轴；21—滚动轴承70010;22—电磁力制动大环；23一带轮；24—螺母M10;25一减速器输出轴密封环；26—减速器端盖。11-3行星齿轮减速器侧视图半剖视图11-4行星齿轮减速器俯视图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