自动洗衣机行星齿轮减速器的设计-毕业论文

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自动洗衣机行星齿轮减速器的设计-毕业论文 哈尔滨理工大学专科生毕业论文 自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 摘要 本文阐述一种自动洗衣机内部的行星轮系减速器。 在洗衣机中使用行星轮系减速器正是利用了行星齿轮传动：

体积小、质量轻、结构紧凑、承载能力大、传动效率高、传动比较大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。

行星轮减速器利用齿轮减速器的原理，用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机高速运转的动力，通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮，啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的。

由于行星轮系减速也存在很多缺点，它不仅要材料优质、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。

本文主要就对这些缺点加以改进，使洗衣机的工作性能更加的平稳。

随着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

可以制造出更好的行星齿轮传动减速器。 关键词：

行星轮系减速器；行星轮；太阳轮；行星架 IV 目录 摘要I 第1章 绪论1 1.1 课题背景1 1.2 国内外的研究现状和发展趋势1 1.3 主要研究内容1 第2章 传动原理及特点3 2.1 行星齿轮传动原理3 2.2 有关固定参数和工作原理3 2.3 行星轮系减速器特点5 2.4 本章小结5 第3章 传动系统方案的设计6 3.1 传动方案的分析与拟定6 3.1.1 对传动方案的要求6 3.1.2 拟定传动方案6 3.2 行星齿轮传动设计6 3.2.1 传动比和效率计算6 3.3 传动的配齿计算7 3.4 几何尺寸和啮合参数计算8 3.5 传动强度计算及校核11 3.6 行星齿轮传动的受力分析12 3.7 本章小结15 第4章 轮架与输入输出轴的设计17 4.1 齿轮材料及精度等级17 4.2 减速器齿轮输入输出轴的设计17 4.2.1 减速器输入轴的设计17 4.2.2 减速器输出轴的设计19 4.3 本章小结21 结论22 参考文献23 致谢24 哈尔滨理工大学专科生毕业论文 第1章 绪论 1.1 课题背景 本课题研究的是一种自动洗衣机的行星齿轮减速器，其特征在于采用由太阳轮、均匀排布在太阳轮外周并与太阳轮外啮合的各行星轮、以及与所述各行星轮内啮合的内齿轮构成的行星轮系。

各行星轮的轴端都是支承在端盖上的，以太阳轮的轴为主动轴，即减速器的输入轴，与该轴位于同一轴线上的端盖中

心轴为输出轴。

本课题由于采用输入输出轴线重合的结构方式，而且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震动小,从根本上削弱了噪音、延长设备使用寿命。

1.2 国内外的研究现状和发展趋势 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。

我国对行星齿轮传动的研究起步较晚，而且在行星齿轮产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家，由于行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、质量小、承载能力大和同轴性好等许多优点，它可以广泛地应用于航空航天、兵器、石油化工、纺织、轻工食品、精密机械、医疗器械、仪器仪表、机器人和工业机械手以及高级电动玩具等各个领域和部门中。

行星齿轮减速器在现代的军用和民用工业中具有极广阔

的应用前景。

1.3 主要研究内容 本文主要设计的是一种自动洗衣机的行星齿轮减速器。

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。

第2章 传动原理及特点 2.1 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。

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二为一，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。

2.2 有关固定参数和工作原理 本课题是关于一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计，有关固定参数如下表所示： 表2-1有关固定参数数据 传动比（） 5.2 输入转速n（r/min） 2600 输入功率p（w） 150 行星轮个数 3 内齿圈齿数 63 使用地点：

自动洗衣机减速离合器内部减速装置；自动洗衣机的工作原理：

见图2-1洗涤过程具体工作内容如下：

在A制动同时B放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮。

脱水过程具体工作内容如下：

在A放开同时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2-1 洗衣机工作原理图 减速器系统主要由电动机输出轴、中心轮、行星轮、输出轴等组成。

具体减速器系统组成框图如图2-2 （电机输入转速）输出轴 中心轮 行星轮 输出轴 图2-2 减速器系统组成框图 2.3 行星轮系减速器特点 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。 2.4 本章小结 本章对行星齿轮减速器进行了分析具体内容如下：

（1）论述了行星齿轮传动装置的组成。

（2）阐述了行星轮系减速器的各种特点。 （3）确定原始数据以及一些数据参数。

第3章 传动系统方案的设计 3.1 传动方案的分析与拟定 3.1.1 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。

3.1.2 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3-1所示是拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。

a-中心轮；b-内齿圈；g-行星轮；H-行星架 图3-1周转轮系 3.2 行星齿轮传动设计 3.2.1 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2固定时（图3—1），2K—H（NGW）型传动的传动比为： =1-=1+/ (3-1) 输出转速：

=/=n/=2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算： η=1-|-/(-1)·|· (3-2) = 式中 —a—g啮合的损失系数 —b—g啮合的损失系数 —轴承的损失系数 —总的损失系数，一般取=0.025 按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得

η=1-|-/(-1)·|·=97.98% 3.3 传动的配齿计算 传动比的要求——传动比条件 =1+/=4.2 (3-3) 所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。

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。

= (3-4) 对于非变位或高度变位传动，保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 m/2(+)=m/2(-) (3-5) 得=-/2=63-15/2=24 相邻两个行星轮所夹的中心角=2π/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 =·2π/ (3-6) 式中2π/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。

=n/=/=1+/ (3-7) 经整理后=+=（15+63）/2=24 (3-8) 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3-2所示 图3-2 行星齿轮 可得 2＞ (3-9) 2·2/m·(+)sin=39/2m =d+2=17m 满足邻接条件。

3.4 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= (3-10) 式中 —算数

系数，对于直齿轮传动=12.1； —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N·m ； =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N·m; —使用系数，由参考文献[2]表6—7查得=1； —综合系数，由参考文献[2]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，由参考文献[2]公式6—5得=1.85； —小齿轮齿形系数， 由参考文献[2]图6—22可得=3.15；， —齿轮副中小齿轮齿数，==15； —试验齿轮弯曲疲劳极限，N·按由参考文献[2]图6—26～6—30选取=120N· 所以 m==0.658 (3-11) 取m=0.9 (1）分度圆直径d (3-12) =m·=0.9×15=13.5mm

=m·=0.9×24=21.6mm

=m·=0.9×63=56.7mm (2) 齿顶圆直径 齿顶高：

外啮合=·m=m=0.9 (3-13) 内啮合=（-△）·m=0.792 =+2=13.5+1.8=15.3mm

=+2=21.6+1.8=23.4mm

=-2=56.7-1.584=55.116mm (3) 齿根圆直径 齿根高=（

+

）

·m=1.25m

(3-14)

=-2=13.5-2.25=11.25mm

=-2=21.6-2.25=19.35mm =+2=56.7+2.25=58.95mm (4）齿宽b 由参考文献[3]表8—19选取=1 (3-15) =·=1×13.5=13.5mm =+5=13.5+5=18.5mm =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm (5) 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，b—g为内啮合齿轮副 =m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm (3-16) =m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm (3-17) 表3-1 几何尺寸和

啮合参数 中心轮a 行星轮g 内齿圈b 模数m（mm） 0.9 0.9 0.9 齿数z 15 24 63 分度圆直径d（mm） 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径（mm） 15.3 23.4 54.9 齿根圆直径（mm） 11.25 19.35 58.95 齿宽高b（mm） 18.5 18.5 8.5 中心距a（mm） =17.55mm =17.55mm 3.5 传动强度计算及校核 （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1.6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3.2。 转矩=298.4N·mm。 按齿根弯曲疲劳强度校核。

由参考文献[3]式8—24得出，如【】则校核合格。 齿形系数 由参考文献[3]表8—12得=3.15，=2.7，=2.29；应力修正系数 由参考文献[3]表8—13得=1.49，=1.58，=1.74；许用弯曲应力 由参考文献[3]图8—24=180MPa，=160 MPa ；表8—9得=1.3；图8—25得==1；式8—14可得=138 MPa；=123.077 MPa； =2K/b；查参考文献[2]表6—11可得=1.3，所以>1.3。

（4） 有关系数和接触疲劳极限。

通过查阅参考文献[2] 可得出各个参数的如下数据： 表3-2参考数据 使用系数 =1 动载荷系数 =1.02 齿向载

荷分布系数 =1 齿间载荷分配系数、 ==1.1 ==1.2 行星轮间载荷分配不均匀系数 =1.5 节点区域系数 =2.06 弹性系数 =1.605 重合度系数 =0.82 螺旋角系数 =1 试验齿的接触疲劳极限 =520Mpa 最小安全系数、 =1.5、=2 接触强度计算的寿命系数 =1.38 润滑油膜影响系数、、 =0.9、=0.952、=0.82 齿面工作硬化系数 =1.2 接触强度计算的尺寸系数 =1 ==2.95 (3-22) ==3.5 ==4.32 =·=464.4 所以 齿面接触校核合格 3.6 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>1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H—K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力的切向力F，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，构件间的作用力应等于反作用力。

（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应相反。

（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2H—K型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的

输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。 对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图3—3所示。

（a）传动简图 (b)构件的受力分析 图3-3 传动简图 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2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析和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（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 =/=9549/n=0.2984N·m （3-23） 可得 =·=0.8952 N·m （3-24） 式中 —中心轮所传递的转矩，N·m； —输入件所传递的名义功率，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的切向力为 =2000/=2000/=2000×0.2984/13.5=44.2N (3-25) 而行星轮g上所受的三个切向力为 中心轮a作用与行星轮g的切向力为 =-=-2000/=-44.2N (3-26) 内齿轮作用于行星轮g的切向力为 ==-2000/=-44.2N (3-27) 转臂H作用于行星轮g的切向力为 =-2=-4000/=-88.4N (3-28) 转臂H上所的作用力为 =-2=-4000/=-88.4N (3-29) 转臂H上所的力矩为 ==-4000/·=4655.0N·m (3-30) 在内齿轮b上所受的切向力为式 =-=2000/=44.2N (3-31) 在内齿轮b上所受的力矩为

=/2000=/=1.43N·m (3-32) 式中 —中心轮a的节圆直径，㎜ —内齿轮b的节圆直径，㎜ —转臂H的回转半径，㎜ 根据参考文献[2]式（6—37）得 -/=1/=1/1-=1/1+P (3-33) 转臂H的转矩为 =-·（1+P）=-4.655 N·m (3-34) /=1/=1/1-=p/1+P 内齿轮b所传递的转矩 =-p/1+p·=-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N·m (3-35) 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（2）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，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。

轮间载荷分布均匀的措施 为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星轮传动的制造和转配变得比较困难。

后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。

从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配，且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。

为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。

本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮a浮动的均载机构。

3.7 本章小结 在本章中规定了自动洗衣机行星齿轮减速器的传动要求并且拟定了传动方案。

对行星齿轮进行了相关的计算及强度校核，有大量的数据计算，具体归纳为以下几点：

（1） 首先确定了满足工作机工作的各种要求。

（2） 对行星齿轮传动比和效率进行了计算，阐述了传动比符号及角标的含义。

（3） 确保了行星轮都满足同轴条件、装配条件、邻接条件。

（4） 算出各个齿轮的几何尺寸和啮合参数。 （5） 确定了轮间载荷分布均匀的几种措施。

第4章 轮架与输入输出轴的设计 4.1 齿轮材料及精度等级 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。

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3.2～6.3。

4.2 减速器齿轮输入输出轴的设计 4.2.1 减速器输入轴

的设计 （1）选材，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[4]表14—4查得强度极限=650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=60MPa （2）按扭转强度估算轴径 根据参考文献[4]表14—1 得C=118～107。 又由式14—2得 d (4-1) 取直径=8.5mm （3）确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少=8.5mm 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：

=9.7mm, =10mm,=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。

（4）确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为20.5mm，为保证达到轴于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：

L=107mm， =3.3mm， =2mm， =44.2mm， =4mm， =18.5mm， =1.5mm， =16.3mm。 按设计结果画出轴的结构草图：

图4-1 输入轴简图 （5）校核轴 a、受力分析图 （a）水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 图4-2 受力分析 圆周力：

==2×298.4/13.5=44.2N (4-2) 径向力： ==44.2×tan=16.1N (4-3) 法向力：

=/cos=44.2/ cos=47.04N (4-4) b、作水平面内弯矩图（4-2a）： 支点反力为：

=/2=22.1N 弯矩为：

=22.1×77.95/2=861.35N·mm (4-5) =22.1×29.05/2=321 N·mm c、作垂直面内的弯矩图（4-2b）： 支点反力为：

=/2=8.04N 弯矩为: =8.04×77.95/2=313.5N·mm (4-6) =8.04×29.05/2=116.78 N·mm d作合成弯矩图（4-2c）： ==994.45 N·mm (4-7) ==370.6 N·mm e、作转矩图(4-2d)： T=9549/n=0.8952N·m=895.2 N·mm (4-8) f、校核强度： =/W=1130.23/0.1=6.54Mpa (4-9) =/W=652.566/0.1=4.9 Mpa 所以 满足=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。

4.2.2 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：

齿轮轴选用45钢正火,由参考文献[4]表14—4查得强度极限=600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=55MPa （2）按扭转强度估算轴径 =Pη=0.15×97.98%=0.147kw (4-10) 根据参考文献[4]表14—1 得C=118～107。

又由式14—2得 d (4-11) 取直径=8.9mm （3）确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少=8.9m 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定： =12mm， ==11.3mm，===12mm。

（4）确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证

达到轴于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：

L=136.5mm， =19.2mm， =1.1mm， =74.5mm， =1.5mm， =15.8mm， =1.2mm， =23.2mm。 按设计结果画出轴的结构草图：

见图4-3 图4-3 输出轴 （5）校核轴 a、受力分析图 见图 (a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 图4-4 受力分析图 圆周力：

==2×465.5/11=84.64N (4-12) 径向力: ==846.4×tan=308.1N (4-13) 法向力: =/cos=846.4/ cos=90.72N (4-14) b、作水平面内弯矩图（4-4a）： 支点反力为： =/2=42.32N 弯矩为： =42.32×68.25/2=1444.17N·mm

(4-15)

=423.2×33.05/2=699.338N·mm c、作垂直面内的弯矩图（4-4b）： 支点反力为： =/2=15.405N 弯矩为： =154.05×68.25/2=525.7

N·mm

(4-16)

=154.05×33.05/2=254.57 N·mm d、作合成弯矩图（4-4c）： ==1536.87 N·mm (4-17) ==744.23 N·mm e、作转矩图(4-4d)： T= -=·（1+P）=465.5 N·mm (4-18) f、校核强度：

=/W=1562.04/0.1=9.1Mpa (4-19) =/W=794.9/0.1= 4.6Mpa (4-20) 所以 满足=55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。

4.3 本章小结 本章对行星齿轮进行了材料的选择，以及输入输出轴的参数设计，探讨了各轴之间所能承受的最大许用应力，具体归纳如下：

（1）主要针对行星轮架内齿圈的材质进行了选择，并对齿轮轴进行了热处理。

（2）进行了行星齿轮的输入输出轴强度的校核。 （3）确定出了输入输出轴各轴段之间的参数。 结论 本文是关于自动洗衣机减速离合器内部减速装置，这种减速器对于体积和重量方面要求较高，抗冲击和震动的能力要求也比较强。

因为精度不高，在洗衣机运行中产生的震动和噪音就越大，随着人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展,洗衣机是家用电器中常见的一种，人们对它的要求不仅是质量上的，对它本身的重量、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： （1） 尽量减轻他的重量和缩小他的体积。 （2） 提高齿轮间的精度和传动的精度。

（3） 使洗衣机在运行中做到噪音和震动尽量小。 参考文献 [1] 江耕华 胡来容.《机械传动设计手册》北京

煤炭工业出版社出 1995 [2] 饶振纲.《行星齿轮传动设计》北京 化学工业出版社出版 2005 [3] 王治平.《机械基础》杭州 浙江大学出版社 2000 [4] 胡家秀.《机械设计基础》北京 机械工业出版社出版 2008 [5] 葛志祺.《机械零件设计手册》北京 冶金工业出版社出版 1994 [6] 陈于涛.《互换性与测量技术》北京 机械工业出版社 1984 致谢 自从3月中旬开始触及毕业设计的写作，我严格认真的完成了三年学业的最后一项工作--毕业设计，从题目的选择到结构内容的搜集，我都以严谨求是的作风来要求自己，遵循实事求是的态度。 作为一个大专生的毕业设计，由于经验的匮乏，专业知识薄弱，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有指导教师的的督促指导，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的论文指导老师杨东宇老师。 杨老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从选题到查阅资料，论文提纲的确定，中期论文的修改，后期论文格式调整等各个环节中都给予了我悉心的指导。 除了敬佩杨老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

最后还要感谢大学三年来所有指导过我们的老师，是在他们的教诲下，我掌握了坚实的专业知识基础，为我以后的扬帆远航注入了动力。

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