2024年5月21日发(作者：余晴波)
洗衣机毕业论文
第一章 绪 论
1.1全自动洗衣机的现状及发展方向
19世纪90时代脱颖而出的第一个新兴家用电器产品是洗衣机。70年代初
年全国产量仅百台，70年代末年达到万台，到80年代年全国产量百万台，产量
居世界之冠。这一时期以我国以自主研发洗衣机为主，生产企业也以国营和集
体企业为主体，产品品种和质量水平与国际水平相差甚远。
随着我国改革开放的力度进一步加大，从而推动了家用全自动洗衣机发展
行业的快速发展。到1985～1986年，已经达到空前未有的规模，几乎所有的专
业厂都引进了国外的技术。当时日本技术是我国引进的主要对象，其中松下、
东芝、三洋、夏普、日立技术都是引进的主要厂家。通过技术及生产设备的引
进，大大加快了行业发展步伐，产品品种和质量大幅度提高。1988年全国总产
量突破了一千万台大关，1989年达到最高峰的1046.7万台。此时，我国家用电
动洗衣机产品仍以双桶洗衣机为主，同时套桶全自动洗衣机开始崭露头角，但
全自动滚筒式洗衣机只有一家企业生产。到1990年全国共有59个家用电动洗
衣机专业生产厂，除西藏以外的各省均有生产企业，家用电动洗衣机生产达到
了空前的规模，生产企业数量和产量在世界上都是第一，产品质量也达到国外
八十年代初期水平。
而现在的洗衣机真的是多种多样，在上海这样的大城市，双缸洗衣机购买
的人已经是越来越少了，滚筒洗衣机和波轮洗衣机将成为市场的主流，使用洗
衣机就是图个方便省力，现在的全自动洗衣机都符合人们的要求。那么洗衣机
还会怎样进步或发展呢？归纳起来，有如下几个趋势。
高度自动化：现在洗衣机越来越高度自动化，只要衣服放入洗衣机，简单
的按两个键，就会自动注水，一些先进的电脑控制洗衣机，还能自动的感觉衣
物的重量，自动的添加适合的水量和洗涤剂，自动的设置洗涤的时间和洗涤的
力度，洗涤完以后自动的漂洗甩干，更有些滚筒洗衣机还会将衣物烘干，整个
洗衣的过程完成以后还会用动听的音乐声提醒用户，用户可以在洗衣的过程做
其它的事，节省了不少的时间。总之，每一项技术的进步部极大地推动了洗衣
过程自动化程度的提高。
健康化：现代人对健康格外的重视，对洗衣机也提出了更高的要求，有的
洗衣机厂家采用纳米内桶，减少污垢附着，有的洗衣机设置有改进型漂洗程序，
彻底漂净衣物上残留的洗涤剂，防止对人体的侵害。还有一些洗衣机采用臭氧
进行杀菌，达到彻底灭菌的目的。
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节能：节能也是用户选择洗衣机时考虑的问题，有些洗衣机具有洗涤剂循
环利用系统，可以将在外桶到排水泵之间浓度较高的洗涤剂通过循环水流带回
外桶内，循环使用可以节约20%的洗涤剂。有的洗衣机采用专利的无孔内桶省水，
普通的波轮洗衣机在注水的时候，内桶与外桶之间也有大量的水，洗涤的时候
内桶外的水就浪费了，而无孔内桶只有内桶有水，这样可以充分的利用洗衣机
内的水，注水的时候比其它洗衣机少使用40%的水量，同时也可以节省洗涤剂和
省电。
大容量和微型化：现代人居家总希望有宽敞的空间，因此各厂家都推出了超小
型或超薄型的 洗衣机，比较有代表性的有小鸭的迷你滚筒洗衣机，海尔的小小
神童波轮洗衣机，惠尔浦的维纳斯系列上开门立式滚筒洗衣机，西门子的40厘
米超薄滚筒洗衣机满足了人们对占地空间的要求。
品种多样化：从洗涤形式上分波轮式、滚筒式洗衣机，从洗涤容量上自2
公斤到7公斤有很多等级，高中低档洗衣机在功能上，还有很多不同，品种多
样化的洗衣机满足了不同偏好的消费者的需求。
现在已经有厂家开发出了不需要使用洗涤剂的洗衣机，还有的厂家开发出了更
迷你的旅行洗衣机，小到可以在出外旅行的时候随身携带，为了更方便的操作
有的厂家还开发出了可以远程控制的洗衣机，有的国家还正在研究新的洗涤机
理的洗衣机，例如超声波式、电磁式、高温泡沫式、真空式、喷射式等，并取
得了一些成功，但距离实现定型批量生产还得努力。
1.2 波轮式全自动洗衣机的总体结构
目前在我国生产的洗衣机中，波轮洗衣机占80%以上。早期生产的波轮式
洗衣机波轮较小，直径都在165~185mm之间，转速为320~500r/min。现在基本
都是大波轮洗衣机，其中又以蝶形波轮应用最广，波轮直径约为300mm，转速
约为120~300r/min。
一般来说，波轮式全自动洗衣机具有洗涤、脱水、水位自动控制，以及根
据不同衣物选择洗涤方式和洗涤时间等基本功能，其结构主要由洗涤和脱水系
统、进排水系统、电动机和传动系统、电气控制系统、支承机构等5大部分组
成，如下图所示。波轮全自动洗衣机多采用套筒式结构，波轮装在内桶的底部，
内桶为带有加强筋和均布小孔的网状结构，并可绕轴旋转。外桶弹性悬挂于机
箱外壳上，主要用于盛水，并配有一套进水和排水系统，用两个电磁阀控制洗
衣机的进、排水动作。外桶的底部装有电动机、减速离合器，以及传动机构、
排水电磁阀等部件。动力和传动系统能提供两种转速，低速用于洗涤和漂洗，
高速用于脱水，通过减速离合器来实现两种转速的切换。
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1.3 本课题解决的主要问题
设计波轮式全自动洗衣机传动系统的结构、传动系统的组成、电机参数的
选择、减速离合器的设计及工作原理；并掌握机械传动系统设计计算、传动方
案的设计、基本参数的选择、V带传动的设计计算、带轮的结构设计、行星减速
器的设计。
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第二章 波轮式全自动洗衣机传动系统的结构
2.1 传动系统的组成
传动系统主要由电动机、减速离合器组成。全自动洗衣机使用一台电动机来
完成洗涤和脱水工作。洗涤时，波轮转速较低（120~300 r/min）。而脱水时，
脱水桶转速较高（约800r/min）。因此，要对电动机1370r/min的输出转速进行
减速处理，以适应两项工作的不同要求这主要由洗衣机的传动系统来完成，传
动系统的工作见图2-1。
图2-1全自动洗衣机传动系统示意图
2.2电机参数的选择
电动机是整个洗衣机工作的动力来源。我国现阶段生产的套桶式洗衣机大
多采用的是电容运转式电动机，产品遵循中华人民共和国机械行业标准
JB/T3758——1996《家用洗衣机用电动机 通用技术条件》。目前常用的电容运
转式电动机技术参数如表2-1所示。
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表2-1 电机
参数
额定功率/W
额定电压/V
额定频率/Hz
电流/A
XDL-90
XDS-90
90
220
50
0.88 1.1 1.54 2.0
XDL-120
XDS120
120
XDL-120
XDS-180
180
XDL-250
XDS-250
250
转速/（r/min） 1370
效率（％）
堵转电流/A
额定转矩/N·m
最大转矩/N·m1.7
额定转矩/N·m
1.7 1.7 1.7
49
2.0
52
2.5
0.9
56
4.0
0.8
59
5.5
0.7 堵转转矩/N·m 0.95
2.3 减速离合器的设计及工作原理
早期设计的小波轮全手动洗衣机的离合器没有减速功能，故洗涤和脱水转
速相同。新型大波轮式全自动洗衣机的离合器都具有洗涤减速功能，称为减速
离合器，其种类很多，但主要结构和工作原理基本相同。目前应用最为广泛的
有两种：单向轴承式减速离合器与带制动式减速离合器。
2.3.1.单向轴式减速离合器其具体结构如下。如图2-2所示。
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图2-2为全自动洗衣
机离合器结构图
1—输入轴 2—螺母 3—带轮 4—方丝离合
器 5—棘轮 6—棘爪 7—拨叉 8—单向滚
针轴承 9—刹车装置外罩 10—刹车扭簧
11、12—密封圈 13—支架 14—离合器外罩
15—刹车带 16—刹车盘 17—十字轴套 18
—脱水轴 19—支撑架 20—离合套 21—拉
杆
离合器中部有两根轴：输入轴1和脱水轴18。输入轴1的下端加工成四方
形，与之相配的带轮3和离合套20的内孔也是方形。离合套20和离合套20联
成了一体。输入轴1的上端加工成齿形花键，和行星减速器的中心轮内孔配合
联接（如图2-3）。
2.3.2 工作原理
(1)脱水状态 脱水状态下,排水电磁铁通电吸合，牵引拉杆移动约13mm，使排
水阀开启，拉杆在带动阀门开启的同时，一方面波动旋松刹车弹簧，使其松开
刹车装置外罩，这时刹车盘随脱水轴一起转动，刹车不起作用；另一方面又推
动拨叉旋转致使棘爪脱开棘轮，棘轮被松开，方丝离合弹簧在自身作用下回到
自由旋紧状态，这时也就抱紧了离合套。大带轮在脱水时是顺时针旋转的，由
于摩擦力的作用，方丝离合弹簧将会越抱越紧。这样脱水轴就和离合套联在一
起，跟随大带轮一起做高速运转。
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图2-3 减速
器机构图
1-输入轴 2-脱水轴 3-密封圈 4-行星轮 5-行星
轮轴 6-齿轮圈 7-行星架 8-减速器外罩
9-波轮轴 10-减速器底盖 11-中心轮 12-法兰盘
13-锁紧块
由于此时脱水轴做顺指针运动，和单向滚针轴承的运动方向一致，因此单
向滚针轴承对它的运动无限制。由于脱水轴通过锁紧块与法兰盘联接，而内桶
与行星减速器均固定在法兰盘上，所以脱水轴带动内桶以及减速器内齿圈的转
速，与输入轴带动减速器中心轮的转速相同，这样致使行星轮无法自转而只能
公转，从而行星架的转速与脱水轴是一样的，即波轮与脱水桶以等速旋转，保
证了脱水桶内的衣物不会发生拉伤。
脱水状态传动路线是：电动机→小带轮→ 大带轮→ 输入轴→ 离合套→
方丝离合弹簧→ 脱水轴→ 法兰盘→ 内桶。由于电动机输出转速只经带轮一级
减速，所以内桶转速较高，约680～800r/min。
(2)洗涤状态 洗涤状态下，排水电磁铁断电，排水阀关闭，拉杆复位。这时
刹车弹簧被恢复到自然旋紧状态扭簧抱紧刹车装置外罩，刹车装置其作用；同
时拨叉回转复位，棘爪伸入棘轮，将棘轮拨过一个角度，方丝离合弹簧被松开，
其下端与离合套脱离，这时离合套只是随输入轴空转。大带轮带动输入轴转动，
经过行星轮减速器减速后，带动波轮轴转动，实现洗涤功能。输入轴波轮轴的
传动称为二级减速，其工作过程为：输入轴通过中心轮驱动行星轮，行星轮既
绕自己的轴自转又沿着内齿圈绕输入轴公转。因为行星轮固定在行星架上，所
以行星轮的公转也将带动行星架转动；行星架以花键孔与波轮轴下端的花键相
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联接，带动波轮轴和波轮转动。行星减速器的减速比i计算公式为i=1+内齿圈
齿数/中心轮齿数。
洗涤状态转动路线是：电动机→小带轮→大带轮→输入轴→中心轮→行星
轮→行星架→波轮轴→波轮。其间，电动机输出转速经带轮一级减速后，又经
减速比约为的行星减速器减速，所以转速约为120~300 r/min。
第三章 机械传动系统设计计算
3.1传动方案的设计
波轮式洗衣机常用布局为输入轴布置在内桶的中心处，整个传动系统基本
上同轴布置，电动机只能偏置一边，为了保持平衡，可将排水电磁阀和排水管
与电动机对称布置，必要时可加平衡块。根据设计任务给出的内桶直径为500mm，
则外桶直径约为570mm，电动机轴与洗涤输入轴之间中心距只能为150mm左右，
在此范围内选择合适的一级降速传动比和采用带轮传动。
3.2带传动的结构和特点
3.2.1带传动由主动带轮1、从动带轮2和挠性带3组成，借助带与带轮之间的
摩擦或啮合，将主动轮1的运动传给从动轮2，如图3-1所示。
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3.2.2带传动的特点
图3-1 带传动示意图
a.结构简单，适宜用于两轴中心距较大的场合。
b.胶带富有弹性，能缓冲吸振，传动平稳无噪声。
c.过载时可产生打滑、能防止薄弱零件的损坏，起安全保护作用。但不能保
持准确的传动比。
d.传动带需张紧在带轮上，对轴和轴承的压力较大。
f.外廓尺寸大,传动效率低(一般0.94～0.96)。
3.3洗衣机的基本参数
根据上述特点，带传动多用于中、小功率传动（通常不大于100KW）；原动
机输出轴的第一级传动（工作速度一般为5～25m/s）；传动比要求不十分准确的
机械。因为V带传动允许的传动比较大，结构较紧凑，在同样的张力下，V带传
动较平带传动能产生更大的摩擦力，所以这里选用了最常用的V带作为第一级
降速。参照表3-1。
表3-1 波轮式全自动洗衣机基本参数
洗衣电动机内桶直脱水转速洗衣转速/
量功率/W 径/mm /（r/min） （r/min）
/kg
3.5 180 Φ700～800 120～300
400～
520
4.5 250 Φ700～800 120～300
400～
520
5.0 250 Φ700～800 120～300
400～
520
5.5 370 Φ700～800 120～300
400～
8
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6.0 370
520
Φ
400～
520
i
700～800 120～300
初步选定电动机功率P为250W，洗衣转速180r/min，脱水转速为720r/min,
则传动比为：
=
(3-1)
= 1370/720 =1.9
计算功率P
ca
由于载荷变动小，因此取工作情况系数K
A
= 1.0
n
1
/n
2
P
ca
(3-2)
= 0.25kW
= K
A
P
选择带型 根据小带轮转速为1370r/min，以及小带轮的基准直径dd1 ，查
表3-2和表3-3，选取dd1 = 55mm,大于V带轮的最小基准直径dmin的要求50mm。
表3-2 V带轮的最小基准直径
槽型
d
dmin/mm
Z
SPZ
50
63
A
SPA
75
90
125
140
B
SPB
200
224
C
SPC
大带轮的基准直径d
d2
为：
d
d2
(3-3)
= 1.9 × 55mm = 104.5mm
圆整为d
d2
= 106mm。
验算带的速度v
v
(3-4)
=П×55×1370/60×1000 m/s
=3.95m/s
普通V带v
max
= 25～30m/s 故满足要求。(见表3-4)。
=П
= id
d1
d
d1
n
1
/60×1000
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表3-4 V带轮的基准直径系列（单位：mm）
基准带型
直径
Y Z A B C D
d
d
SPZ SPA SPB SPC
外径
d
a
50 53.2 54
63 66.2 67
71 74.2 75
75 - 79 80.5
80 83.2 84 85.5
85 - - 90.5
90 93.2 94 95.5
95 - - 100.
100 103.104 5
106 2 - 105.
112 - 116 5
115. 111.
118 2 - 5
125 129 117.132
132 - 136 5 139
140 128.144 147
150 2 154 123.157
5
130.
5
137.
5
145.
5
155.
5
3.3.1中心距a和带的基准长度La
E
10
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0.7(d
d1
+d
d2
) 0 <2(d d1 +d d2 ) (3-5) 112.7 0 <322 根据洗衣机箱体安装尺寸，初取a 0 =140mm，基准长度： L (3-6) =2×140+П（55+106）/2+（106-55） 2 /4×140 mm =538mm 选取和538mm相近的标准带的长度L d 为560mm，则实际中心距： a≈a 0 +(L a -L a ＇)/2 (3-7) =140+(560-538)/2 =151mm 在安装时，在结构上要保持V带有一定的张紧力，安装中心距会略有所变化。 3.3.2主动轮上的包角ａ 1 ａ 1 =180 o -（d d1 -d d2 ）/ａ×57.5 o (3-8) =160.6 o >120 o 3.3.3带的基本参数：带的根数z长度系数K L 、包角系数K a 、单根V带基本额定 功率P 0 、单根V带额定功率增量△P 0 查表3-5、表3-6、表3-7 a 和表3-7 b 。 ＇ a = 2a 0 +П(d d1 +d d2 )/2 +(d d1 -d d2 ) 2 /4a 0 表3-5 V带的基准长 度系列及长度系数K L 基准长度 L d K L /mm 普通V带 Y Z A B C D E 小V带 SPZ SPA SPB SPC 0.82 0.84 0.86 0.81 0.88 0.83 450 500 560 630 710 800 900 1.00 0.89 1.02 0.91 0.94 0.96 0.81 0.99 0.82 1.00 0.85 1.03 0.87 0.81 K a 1 0.99 表3-6 包角系数K a 带轮包角/（ o ） 180 175 小带轮包角/（ o ） 145 140 K a 0.91 0.89 11 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 170 165 160 155 150 0.98 0.96 0.95 0.93 0.92 135 130 125 120 0.88 0.86 0.84 0.82 表3-7 a 单根普通V带的基本额 定功率P 0 （单位： kW） 带型 小带轮节圆小带轮转速n 1 （r/min） 直径dp 1 Z带 50 63 71 80 730 800 950 0.26 0.41 0.06 0.09 0.10 0.12 0.08 0.13 0.15 0.18 0.09 0.17 0.20 0.23 0.27 0.31 0.14 0.20 0.22 0.26 0.30 0.36 表3-7 b 单根普通V 带的基本额定功率增量△P 0 （单位： kW） 带小带传动比i 型 轮转 1.00 n 1 ~ 1.02 ~ 1.05 ~ 1.09 ~ 1.13 ~ 1.19 ~ 1.25 ~ 1.35 ~ 1.52 ~ ≥ 2.0 （r/ 1.01 1.04 1.08 1.12 1.18 1.24 1.34 1.51 1.99 min） Z400 800 980 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 型 730 1200 0.000.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 1460 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 2800 0.00 0.01 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.04 0.04 0.04 取K L =0.94、 K a =0.95、P 0 =0.16kW、△P 0 =0.02kW。 Z(p 0 p 0 )/K a K L (3-9) =0.25/(0.16+0.02)×0.95×0.94 =1.55 取z = 2。 3.3.4带的预紧力F a 的计算 12 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 V带单位长度的质量查表3-8得q = 0.06kg/m，单根V带需要的预紧力为： 2 F a 500P ca （2.5/K a -1）/ZVqV (3-10) =500×0.25×(2.5/0.95-1)/2×3.95+0.06×3.95 2 N =26.75N 度质量 带型 Z SPZ A SPA 表3-8 V带单位长 B SPB C SPC q/(kg/m) 0.05 0.07 0.10 0.12 0.17 0.20 0.30 0.37 3.3.5带传动作用在轴上的力F L F L =2F a zsin(ａ 1 /2) (3-11) =2×26.75×2×sin(160.6/2)N=101.7N 3.4带轮的结构设计 带轮由三部分组成：轮缘、轮毂、轮辐或腹板（联接轮缘与轮毂）。轮缘结 构尺寸、带轮沟槽尺寸取定。V带带轮按轮辐结构不同划分为实心、腹板、孔板 和椭圆轮辐四种结构型式。 当带轮直径d<(5-6)r 时（r为轴半径），可采用实心式。当d<300 mm时， dd 若d2-d1<100 mm，采用腹板式；若d2-d1>100 mm,采用孔板式。当d>300 mm时， d 应采用椭圆轮辐式。如图3-6各种型号V带轮的轮缘宽B、轮毂孔径d和轮毂长 L的尺寸。 带轮应具有足够的刚度，无过大的铸造内应力；质量小且分布均匀，结构 工艺性好；带轮表面应光滑，以减少带的磨损。V≥25m/s时带轮应进行动平衡。 带轮的材料采用球墨铸铁，带轮的结构形式及腹板厚度的确定可参考有关手册。 图3-6带轮机构 13 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第四章 行星齿轮传动设计 4.1行星减速器的设计 已知洗衣转速为180r/min，脱水转速为720r/min。由于脱水时行星减速器 中心轮与内齿圈顺时针等速旋转，故中心轮与行星架的传动比为1，波轮与内桶 顺时针等速旋转，因此由洗涤状态来进行行星减速器的设计计算。 4.1.1洗涤状态传动比。洗涤输入轴与波轮的传动比为： i H 13 =z 3 /z 1 （4-1） 4.1.2初选中心轮和内齿圈齿数。洗涤时中心轮旋转，内齿静止，中心轮与 行星架的传动比i按以下公式计算： i AX B =1+z B /z A （4-2） 初选中心轮齿数为z a =19，由公式（6-28）计算得内齿齿数z b =57。 4.1.3计算行星轮齿数。由于洗衣机工作扭矩不大，选择齿轮模数为1mm，如选 3个行星轮对称布置，则可计算出行星齿轮齿数z x 为： 14 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 z x =(z b -z a )/2 （4-3） =(63-21)/2 =21 最终确定中心轮齿数z a =21，内齿圈齿数z b =63，行星齿轮齿数z x 为21，实际传 动比i为3，洗衣机转速为180r/min。 4.2行星齿轮传动的传动比和效率计算 4.2.1行星齿轮传动比符号及角标含义为： 3—从动件 i 1—固定件、2—主动件、 =1+ i （4-4） i p 4 输出转速： =1- H i ab 1 23 b aH z b / z a =4 Hb 可得 i ab =1- i aH =1- i p =-3 n H = n a / i p =n/ i p =1370/4=342.5r/min (4-5) 4.2.2行星齿轮传动的效率计算 H η=1-| n a - n H /( i ab -1)* n H |* H HH b H * B H = a H 为轴承 a H 为a—g啮合的损失系数， b H 为b—g啮合的损失系数， B 的损失系数， H 为总的损失系数，一般取 H =0.025 H 按 n a =1370 r/min、 n H =342.5r/min、 i ab =-4可得 h 1（n a n h ）（/i ab 1)n H H =1-|(1370-342.5)/(-4)*500|*0.025=98.125% (4-6) 4.3行星齿轮传动的配齿计算 4.3.1保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 H =2π/ n w 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 1 = *2π/ z a 15 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 (4-7) 式中2π/ z a 为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。 i p =n/ n H = 1 / H =1+ z b / z a (4-8) 将 1 和 H 代入上式，有 2π* / z a /2π/ n w =1+ z b / z a (4-9) 经整理后 = z a + z b =（21+63）/2=42 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。 4.3.2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1—2所示 图4-1 行星齿轮 可得 l=2 a * sin(180/n) ＞ (d) o w w ag (4-10) l=2*2/m*( z a + z g )*sin 60 o =39 3 /2m (d a ) g =d+2 h a =17m 满足邻接条件。 4.4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 m= K m 3 T 1 K A K F K FP Y Fa1 / d z 1 2 Flim R e 式中 K m —算数系数，对于直齿轮传动 K m =12.1； T 1 —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ； T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m 16 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 (4-11) K A —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得 K A =1； K F —综合系数，由《参考文献二》表6—5查得 K F =2； K FP —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 K FP =1.85； Y Fa1 —小齿轮齿形系数，图6—22可得 Y Fa1 =3.15；， z 1 —齿轮副中小齿轮齿数， z 1 = z a =21； Flim —试验齿轮弯曲疲劳极限， N*mm 2 按由《参考文献二》图6—26～ 6—30选取 Flim =120 N*mm 2 所以 mK m 3 T 1 K a K f Y Fa1 / d Z 1 2 12.1 3 0.2984121.853.15/0.815 2 120 =0.821 (4-12) 取m=0.9 4.4.1分度圆直径d d (a) (4-13) =m* z a =0.9×21=18.9mm d (g) =m* z (g) =0.9×21=18.9mm (4-14) d (b) =m* z (b) =0.9×63=56.7mm (4-15) 4.4.2 齿顶圆直径 d a * 齿顶高 h a ：外啮合 h a1 = h a *m=m=0.9 * 内啮合 h a2 =（ h a -△ h * ）*m=(1-7.55/ z 2 )*m=0.792 d a(a) = d (a) +2 h a =18.9+1.8=20.7mm (4-16) d a(g) (4-17) = = d (g) d (b) +2 -2 h a h a =218.9+1.8=20.7mm d a(b) (4-18) 4.4.3齿根圆直径 d f =56.7-1.584=55.116mm * 齿根高 h f =（ h a + c * ）*m=1.25m=1.125 d f(a) = d (a) -2 h f =18.9-2.25=16.65mm (4-19) d f(g) (4-20) = = d (g) d (b) -2 +2 h f h f =18.9-2.25=16.65mm d f(b) (4-21) 4.4.4齿宽b =56.7+2.25=58.95m 17 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 《参考三》表8—19选取 d =1 b (a) (4-22) = d = * d (a) b (a) =1×18.9=18.9mm b (g) (4-23) +5=18.9+5=23.9mm b (b) (4-24) 4.4.5中心距a =18.9+(5-10)=13.5-5=13.9mm 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 a ag =m/2( z a + z g )=0.9/2×(21+21)=18.9mm (4-25) 2、b—g为内啮合齿轮副 a bg =m/2( z a + z b )=0.9/2×(63-21)=18.9mm (4-26) 中心轮a 0.9 21 18.9 20.9 16.65 18.9 行星轮g 0.9 21 18.9 20.9 16.65 18.9 内齿圈b 0.9 63 56.7 54.9 58.95 13.9 模数m 齿数z 分度圆直径d 齿顶圆直径 d a 齿根圆直径 d f 齿宽高b 中心距a a ag =18.9mm a bg =18.9mm 4.5行星齿轮传动强度计算及校核 4.5.1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选选用45钢正火，硬度为162～217HBS，选8级精度，要求齿面 18 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 粗糙度 R a 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 R a 3.2。 （2）转矩 T 1 T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m=580.8N*mm (4-27) （3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由《参考文献三》式8—24得出 F 如 F 【 F 】则校核合格。 （4）齿形系数 Y F 由《参考文献三》表8—12得 Y Fa =3.15， Y Fg =2.7， Y Fb =2.29； （5）应力修正系数 Y s 由《参考文献三》表8—13得 Y sa =1.49， Y sg =1.58， Y sb =1.74； （6）许用弯曲应力 F 由《参考文献三》图8—24得 Flim1 =180MPa， Flim2 =160MPa ； 由表8—9得 s F =1.3 由图8—25得 Y N1 = Y N2 =1； 由《参考文献三》式8—14可得 F 1 = Y N1 * Flim1 / s F =180/1.3=138MPa F 2 = Y N2 * Flim2 / s F =160/1.3=123.077MPa F1 =2K T 1 /b m 2 z a * Y Fa Y sa =(2×1.1×298.4/13.5× 0.9 2 ×15)×3.15× 1.49=16.34Mpa< F 1 =138MPa (4-28) F2 = F1 * Y Fg Y sg / Y Fa Y sa =18.78×2.7×1.587/3.15× 1.74=162.72< F 2 =123.077MPa 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 4.5.2齿轮齿面强度的计算及校核 （1）齿面接触应力 H H1 = H0 K A K V K H K Ha1 K HP2 H2 = H0 K A K V K H K Ha2 K HP2 H0 = Z H Z E Z Z F t /d 1 bu1/u （2）许用接触应力为 Hp 许用接触应力可按下式计算，即 Hp = Hlim /S Hlim * Z NT Z L Z V Z R Z w Z x （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 H 值均 应不大于其相应的许用接触应力为 Hp ，即 H Hp 19 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数 S H 值应分别大于其对 应的最小安全系数S Hlim ，即 S H >S Hlim 查《参考文献二》表6—11可得 4.5.3有关系数和接触疲劳极限 （1）使用系数 K A 查《参考文献二》表6—7 选取 K A =1 （2）动载荷系数 K V 查《参考文献二》图6—6可得 K V =1.02 （3）齿向载荷分布系数 K H 对于接触情况良好的齿轮副可取 K H =1 （4）齿间载荷分配系数 K Ha 、 K Fa 由《参考文献二》表6—9查得 K Ha1 = K Fa1 =1.1 K Ha2 = K Fa2 =1.2 （5）行星轮间载荷分配不均匀系数 K Hp ' 由《参考文献二》式7—13 得 K Hp =1+0.5（ K Hp -1） ' 由《参考文献二》图7—19 得 K Hp =1.5 ' 所以 K Hp1 =1+0.5（ K Hp -1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25 Hlim S =1.3 所以 S H >1.3 仿上 K Hp2 =1.75 （6）节点区域系数 Z H 由《参考文献二》图6—9查得 Z H =2.06 （7）弹性系数 Z E 由《参考文献二》表6—10查得 Z E =1.605 （8）重合度系数 Z 由《参考文献二》图6—10查得 Z =0.82 （9）螺旋角系数 Z Z = cos =1 （10）试验齿的接触疲劳极限 Hlim 由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 Hlim =520Mpa （11）最小安全系数 S Hlim 、 F Hlim 由《参考文献二》表6-11可得 S Hlim =1.5、 F Hlim =2 （12）接触强度计算的寿命系数 Z NT 由《参考文献二》图6—11查得 Z NT =1.38 （13）润滑油膜影响系数 Z L 、 Z V 、 Z R 由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得 Z L =0.9、 Z V =0.952、 20 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 Z R =0.82 （14）齿面工作硬化系数 Z w 由《参考文献二》图6—20查得 Z w =1.2 （15）接触强度计算的尺寸系数 Z x 由《参考文献二》图6—21查得 Z x =1 所以 H0 = Z H Z E Z Z F t /d 1 bu1/u =2.95 (4-29) H1 = H0 K A K V K H K Ha1 K HP2 =2.95× 11.0211.11.25 =3.5 H2 = H0 K A K V K H K Ha2 K HP2 =2.95× 11.0211.21.75 =4.32 (4-30) Hp = Hlim /S Hlim * Z NT Z L Z V Z R Z w Z x =520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82× 1.2=464.4 (4-31) 所以 H Hp 齿面接触校核合格 4.6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 n w >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 F r ，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 r 。 T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3× 1370=0.5808N*m (4-32) 可得 T a = T 1 * n w =1.7424 N*m 式中 T a —中心轮所传递的转矩，N*m； P 1 —输入件所传递的名义功率，kw； 21 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 输入 输出 (a) (b) 图5-2传动简图 （a）传动简图 (b)构件的受力分析 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 F d ' ga =2000 T 1 / a =2000 T a / n w d ' a =2000×0.5808/18.9=61.5N (4-33) 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 F ' ag =- F ga =-2000 T a / n w d a =-61.5N 内齿轮作用于行星轮g的切向力为 F ' bg = F ag =-2000 T a / n w d a =-61.5N 转臂H作用于行星轮g的切向力为 F F d ' Hg =-2 ag =-4000 T a / n w a =-123N 转臂H上所的作用力为 F / n ' gH =-2 F Hg =-4000 T a w d a =-123N 转臂H上所的力矩为 T ' H = n w F gH r x =-4000 T a / d a * r x =-4000×1.7424/18.9×18.9=-6969.0 N*m (4-34) 在内齿轮b上所受的切向力为 F n ' gb =- F bg =2000 T a / w d a =61.5N (4-35) 在内齿轮b上所受的力矩为 T ''' b = n w F gb d b /2000= T a d b / d a =1.7424×18.9/18.9=1.7424 N*m (4-36) 式中 d ' a —中心轮a的节圆直径，㎜ 22 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 d b ' —内齿轮b的节圆直径，㎜ r x —转臂H的回转半径，㎜ 根据《参考文献二》式（6—37）得 bH - T a / T H =1/ i aH =1/1- i ab =1/1+P 转臂H的转矩为 T H =- T a *（1+P）= -1.7424×（1+3）=-6.889 N*m 仿上 bH - T b / T H =1/ i aH =1/1- i ab =p/1+P 内齿轮b所传递的转矩， T b =-p/1+p* T H =-3/4×(-6.889)=5.167 N*m 23 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第五章 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。 5.1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 R a 3.2～ 6.3 m 。 5.2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 d 1 值。确 定有关参数与系数。 5.2.1转矩 T 1 T 1 = T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m (5-1) 5.2.2荷系数K 查《参考文献四》表10—11 取K=1.1 5.2.3齿数 z 1 和齿宽系数 d 行星轮架内齿圈齿数 z 1 取11，则齿轮轴外齿面齿数 z 2 =11。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 d =1。 5.2.4许用接触应力 H 由《参考文献四》图10—24查得 Hlim1 =560Mpa, Hlim2 =530 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 S H =1 由《参考文献四》图10—27可得 Z NT1 = Z NT2 =1.05。 由《参考文献四》式10—13可得 H 1 = Z Hlim1 / S H =1.05×560/1=588Mpa H 2 = Z NT2 Hlim2 / S H =1.05×530/1=556.5Mpa NT1 5.3按齿根弯曲疲劳强度计算 由《参考文献四》式10—24得出 F ，如 d a1 d a2 mz11111 则校核 合格。 确定有关系数与参数： 5.3.1齿形系数 Y F 由《参考文献四》表10—13查得 Y F1 = Y F2 =3.63 24 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 5.3.2应力修正系数 Y S 由《参考文献四》表10—14查得 Y S1 = Y S2 =1.41 5.3.3许用弯曲应力 F 由《参考文献四》图10—25查得 Flim1 =210Mpa, Flim2 =190Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 S F =1.3 由《参考文献四》图10—26查得 Y NT1 = Y NT2 =1 由《参考文献四》式10—14可得 F 1 = Y NT1 Flim1 / S F =210/1.3=162Mpa F 2 = Y NT2 Flim2 / S F =190/1.3=146Mpa 故 m1.26 3 kT 1 Y F Y S / d Z 1 2 T 1.26 3 1.1298.43.631.41/111 2 146 =0.58 (5-2) F1 =2K T 1 /b m 2 z 1 Y F Y S = 21.1298.4 ×3.63×1.41=27.77MPa< F 1 =162Mpa 2 111 11 (5-3) F2 (5-4) = F1 Y F2 Y S2 / Y F1 Y S1 =27.77MPa< F 2 =146Mpa 齿根弯曲强度校核合格。 由《参考文献四》表10—3取标准模数m=1 5.4主要尺寸计算 d 1 = d 2 =mz=1×11mm=11mm b 1 = b 2 = d d 1 =1×11mm=11mm a=1/2 m( z 1 + z 2 )=1/2×1×(11+11)mm=11mm 5.5验算齿轮的圆周速度v v= d 1 n 1 /60×1000= ×11×1370/60×1000=0.788m/s (5-5) 由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。 25 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第六章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 6.1减速器输入轴的设计 6.1.1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 B =650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力 1b =60MPa 6.1.2按扭转强度估算轴径 根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d C 3 P/n =(118～107) 3 0.25/1370 =6.69～6.07 C 3 0.25/1370 取直径 d 1 =8.5mm 6.1.3确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少 d 1 =8.5mm d 7 ， 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： d 2 =9.7mm, d 3 =10mm, d 4 =11mm, d 5 =11.5mm, d 6 =12mm, d 7 =15.42mm， d 8 =18mm。 6.1.4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, L 1 =3.3mm, L 2 =2mm, L 3 =44.2mm, L 4 =4mm, L 5 =18.5mm, L 6 =1.5mm, L 7 =16.3mm。 按设计结果画出轴的结构草图： 图6-1 输入轴简图 5.校核轴 a、受力分析图 26 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 图6-2 受力分析 (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 圆周力： F t = 2T 1 /d 1 =2×580.8/18.9=61.5N 径向力： F r = F t tana =61.5×tan 20 0 =22.4N 法向力： F n = F t /cos a ' =61.5/ cos 20 0 =65.4N b、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为： F H = F t /2=30.75N 弯矩为： M H1 =30.75×77.95/2=1198.5 N*mm M H2 =30.75×29.05/2=446.6 N*mm c、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力为： F v = F r /2=11.2N 弯矩为： M v1 =11.2×77.95/2=436.7 N*mm M v2 =11.2×29.05/2=162.7 N*mm 22 22 d、作合成弯矩图（7-2c）： M 1 = M H1 M V1 = 1198.5436.7 =1275.6 N*mm M 2 = 22 M H M = 2V2 446.6 2 162.7 2 =475.3 27 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 N*mm e、作转矩图(7-2d)： T=9549 P 1 /n=9549×0.25/1370=1742.4 N*mm f、求当量弯矩 2 M e1 = M 1 2 (aT) 2 = 1275.6 2 =1649.3 N*mm （0.61742.4） 2 2 M e2 M 2 (aT) 2 = 475.3 2 =1148.4 N*mm （0.61742.4） g、校核强度 3 e1 = M e1 /W=1649.3/0.1 d 6 =1649.3/0.1× 12 3 =9.54Mpa 3 =1148.4/0.1× 11 3 =8.63Mpa e2 = M e2 /W=1148.4/0.1 d 4 所以 满足 e 1b =60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定 裕量。 6.2行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 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《参考文献四》表14—4查得强度 极限 B =600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力 1b =55MPa 2、按扭转强度估算轴径 P ' = p =0.25×98.125%=0.2453kw 根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d C 3 P ' /n =(118～107) 3 0.2453/1370 =6.65～6.03 C 3 0.2453/1370 d 取直径 d 2 d =8.9mm 3、确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少 d 6 =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： d 1 =12mm, d 2 = d 4 =11.3mm, d 3 = d 5 = d 7 =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, L 1 =19.2mm, L 2 =1.1mm, L 3 =74.5mm, L 4 =1.5mm, L 5 =15.8mm, L 6 =1.2mm, L 7 =23.2mm。 按设计结果画出轴的结构草图：见图6-3 5、校核轴： 28 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 a、受力分析图 见图 图6-4 受力分析图 (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 圆周力： F t = 2T 1 /d 1 =2×580.8/11=105.6N 径向力： F r = F t tana =105.6×tan 20 0 =38.4N 法向力： F n = F t /cos a ' =105.6/ cos 20 0 =112.3N b、作水平面内弯矩图（7-4a）。支点反力为： F H = F t /2=52.8N 弯矩为： M H1 =52.8×68.25/2=1801.8 N*mm M H2 =52.8×33.05/2=871 N*mm c、作垂直面内的弯矩图（7-4b），支点反力为： F v = F r /2=19.2N 弯矩为： M v1 =19.2×68.25/2=655.2 N*mm M v2 =19.2×33.05/2=317.28 N*mm 22 22 d、作合成弯矩图（7-4c）： M 1 = M H1 M V1 = 1801.8655.2 =1917.2 N*mm 29 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 M 2 = N*mm e、作转矩图(7-4d)： 22 M H = 2 M V2 871 2 317.28 2 =926.9 T= - T H = T a *（1+P）= 1.7424×（1+3）=696.96N*mm f、求当量弯矩 M e1 = M 1 2 (aT) 2 = 1917.2 2 （0.6696.96) 2 =1962.2 Nmm 2 2 M e2 M 2 (aT) 2 = 926.7 2 =1016Nmm （0.6696.96） g、校核强度 3 e1 = M e1 /W=1962.2/0.1 d 6 =1962.2/0.1× 12 3 =11.35Mpa 3 =1016/0.1× 12 3 = 5.88Mpa e2 = M e2 /W=1016/0.1 d 4 所以 满足 e 1b =55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定 裕量。 第七章 总结 经过三个多月的努力，洗衣机相互运动结构的设计论文终于完成了。在整 个的设计过程中，我主要进行了全自动洗衣机传动系统的结构、传动系统的组 成、电机参数的选择、减速离合器的设计；并掌握机械传动系统设计计算、传 动方案的设计、基本参数的选择、V带传动的设计计算、带轮的结构设计、行星 减速器的设计。在写作过程中，也碰到了很多难处，尤其是对V带传动方面， 所以针对V带传动查阅了很多资料，并做了很详细的设计和计算，加深自身V 带传动的理解。从最初刚写论文时的认识到最后能够对该设计有深刻的认识， 我体会到实践对于学习的重要性，以前只是明白理论，没有经过实践考察，对 知识的理解不够明确，通过这次的毕业设计，真正做到理论实际相结合。 总之，通过毕业设计,我深刻体会到要做好一个完整的事情，需要有系统的 思维方式和方法，对待要解决的问题，要耐心、要善于运用已有的资源来充实 自己。同时我也深刻的认识到，在对待一个新事物时，一定要从整体考虑，完 成一步之后再作下一步，这样才能更加有效。 30 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 参考文献 [1] 崔利杰、龚小平. 行星齿轮传动的模糊可靠性优化设计[J]. 机械传动， 2007， 31(05)：51-52 . [2]濮良贵. 机械设计[M].7版 北京：高等教育出版社，2001 [3]王时任,郭文平。机械原理及机械零件.北京：高等教育出版社,1983 [4]陈立德.机械设计.上海:上海交通大学出版社,2000 [5] 覃志庆. 波轮式全自动洗衣机传动结构及电机的改进[J]. 家用电器科技， 2001，5(04)：67-68 . [6] 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用[J]. 无锡职业技术学院学报. 2005， 8(03) ：18-20. [7] 全自动洗衣机离合器刹车片[J]. 中国新技术新产品精选， 1995，1(01)：94 . [8] 李华敏、李瑰贤等.齿轮机构设计与应用[J].2007.6（01）：25-33. [9] Orlov P. Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987. [10] Raiput R K. Elements of Mechanical Engineering. KatsonPubl . House,1985. 31 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 致 谢 我这次的毕业设计进入尾声，经过这次的设计，我得到了不少的收获。因 为这次的设计，让我们不仅巩固了三年来所学的知识，而且学到了很多新的知 识。通过这次设计，增强了我的独立动手动脑能力。 论文得以完成，绝非一己之力，感谢导师的细心领导。本论文从选题到完 成，每一步都是在老师的指导下完成的，倾注了老师大量的心血。老师以严谨 的治学态度、精益求精的工作作风、高度的事业心和责任感对我进行了全面的 指导和培养，指引我的论文的写作的方向和架构，为我提供了进行课题研究的 条件和许多有益的相关资料，并对本论文初稿进行逐字批阅，指正出其中误谬 之处，使我有了思考的方向。他的循循善诱和不拘一格的思路给予我无尽的启 迪。在此，谨向老师表示最衷心的感谢! 现在即将挥别我的学校、老师、同学，还有我三年的大学生活，虽然依依 不舍，但是对未来的路，我充满了信心。最后，感谢在大学期间认识我和我认 识的所有人，有你们伴随，才有我大学生活的丰富多彩，绚丽多姿！ 32
2024年5月21日发(作者：余晴波)
洗衣机毕业论文
第一章 绪 论
1.1全自动洗衣机的现状及发展方向
19世纪90时代脱颖而出的第一个新兴家用电器产品是洗衣机。70年代初
年全国产量仅百台，70年代末年达到万台，到80年代年全国产量百万台，产量
居世界之冠。这一时期以我国以自主研发洗衣机为主，生产企业也以国营和集
体企业为主体，产品品种和质量水平与国际水平相差甚远。
随着我国改革开放的力度进一步加大，从而推动了家用全自动洗衣机发展
行业的快速发展。到1985～1986年，已经达到空前未有的规模，几乎所有的专
业厂都引进了国外的技术。当时日本技术是我国引进的主要对象，其中松下、
东芝、三洋、夏普、日立技术都是引进的主要厂家。通过技术及生产设备的引
进，大大加快了行业发展步伐，产品品种和质量大幅度提高。1988年全国总产
量突破了一千万台大关，1989年达到最高峰的1046.7万台。此时，我国家用电
动洗衣机产品仍以双桶洗衣机为主，同时套桶全自动洗衣机开始崭露头角，但
全自动滚筒式洗衣机只有一家企业生产。到1990年全国共有59个家用电动洗
衣机专业生产厂，除西藏以外的各省均有生产企业，家用电动洗衣机生产达到
了空前的规模，生产企业数量和产量在世界上都是第一，产品质量也达到国外
八十年代初期水平。
而现在的洗衣机真的是多种多样，在上海这样的大城市，双缸洗衣机购买
的人已经是越来越少了，滚筒洗衣机和波轮洗衣机将成为市场的主流，使用洗
衣机就是图个方便省力，现在的全自动洗衣机都符合人们的要求。那么洗衣机
还会怎样进步或发展呢？归纳起来，有如下几个趋势。
高度自动化：现在洗衣机越来越高度自动化，只要衣服放入洗衣机，简单
的按两个键，就会自动注水，一些先进的电脑控制洗衣机，还能自动的感觉衣
物的重量，自动的添加适合的水量和洗涤剂，自动的设置洗涤的时间和洗涤的
力度，洗涤完以后自动的漂洗甩干，更有些滚筒洗衣机还会将衣物烘干，整个
洗衣的过程完成以后还会用动听的音乐声提醒用户，用户可以在洗衣的过程做
其它的事，节省了不少的时间。总之，每一项技术的进步部极大地推动了洗衣
过程自动化程度的提高。
健康化：现代人对健康格外的重视，对洗衣机也提出了更高的要求，有的
洗衣机厂家采用纳米内桶，减少污垢附着，有的洗衣机设置有改进型漂洗程序，
彻底漂净衣物上残留的洗涤剂，防止对人体的侵害。还有一些洗衣机采用臭氧
进行杀菌，达到彻底灭菌的目的。
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节能：节能也是用户选择洗衣机时考虑的问题，有些洗衣机具有洗涤剂循
环利用系统，可以将在外桶到排水泵之间浓度较高的洗涤剂通过循环水流带回
外桶内，循环使用可以节约20%的洗涤剂。有的洗衣机采用专利的无孔内桶省水，
普通的波轮洗衣机在注水的时候，内桶与外桶之间也有大量的水，洗涤的时候
内桶外的水就浪费了，而无孔内桶只有内桶有水，这样可以充分的利用洗衣机
内的水，注水的时候比其它洗衣机少使用40%的水量，同时也可以节省洗涤剂和
省电。
大容量和微型化：现代人居家总希望有宽敞的空间，因此各厂家都推出了超小
型或超薄型的 洗衣机，比较有代表性的有小鸭的迷你滚筒洗衣机，海尔的小小
神童波轮洗衣机，惠尔浦的维纳斯系列上开门立式滚筒洗衣机，西门子的40厘
米超薄滚筒洗衣机满足了人们对占地空间的要求。
品种多样化：从洗涤形式上分波轮式、滚筒式洗衣机，从洗涤容量上自2
公斤到7公斤有很多等级，高中低档洗衣机在功能上，还有很多不同，品种多
样化的洗衣机满足了不同偏好的消费者的需求。
现在已经有厂家开发出了不需要使用洗涤剂的洗衣机，还有的厂家开发出了更
迷你的旅行洗衣机，小到可以在出外旅行的时候随身携带，为了更方便的操作
有的厂家还开发出了可以远程控制的洗衣机，有的国家还正在研究新的洗涤机
理的洗衣机，例如超声波式、电磁式、高温泡沫式、真空式、喷射式等，并取
得了一些成功，但距离实现定型批量生产还得努力。
1.2 波轮式全自动洗衣机的总体结构
目前在我国生产的洗衣机中，波轮洗衣机占80%以上。早期生产的波轮式
洗衣机波轮较小，直径都在165~185mm之间，转速为320~500r/min。现在基本
都是大波轮洗衣机，其中又以蝶形波轮应用最广，波轮直径约为300mm，转速
约为120~300r/min。
一般来说，波轮式全自动洗衣机具有洗涤、脱水、水位自动控制，以及根
据不同衣物选择洗涤方式和洗涤时间等基本功能，其结构主要由洗涤和脱水系
统、进排水系统、电动机和传动系统、电气控制系统、支承机构等5大部分组
成，如下图所示。波轮全自动洗衣机多采用套筒式结构，波轮装在内桶的底部，
内桶为带有加强筋和均布小孔的网状结构，并可绕轴旋转。外桶弹性悬挂于机
箱外壳上，主要用于盛水，并配有一套进水和排水系统，用两个电磁阀控制洗
衣机的进、排水动作。外桶的底部装有电动机、减速离合器，以及传动机构、
排水电磁阀等部件。动力和传动系统能提供两种转速，低速用于洗涤和漂洗，
高速用于脱水，通过减速离合器来实现两种转速的切换。
1
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1.3 本课题解决的主要问题
设计波轮式全自动洗衣机传动系统的结构、传动系统的组成、电机参数的
选择、减速离合器的设计及工作原理；并掌握机械传动系统设计计算、传动方
案的设计、基本参数的选择、V带传动的设计计算、带轮的结构设计、行星减速
器的设计。
2
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第二章 波轮式全自动洗衣机传动系统的结构
2.1 传动系统的组成
传动系统主要由电动机、减速离合器组成。全自动洗衣机使用一台电动机来
完成洗涤和脱水工作。洗涤时，波轮转速较低（120~300 r/min）。而脱水时，
脱水桶转速较高（约800r/min）。因此，要对电动机1370r/min的输出转速进行
减速处理，以适应两项工作的不同要求这主要由洗衣机的传动系统来完成，传
动系统的工作见图2-1。
图2-1全自动洗衣机传动系统示意图
2.2电机参数的选择
电动机是整个洗衣机工作的动力来源。我国现阶段生产的套桶式洗衣机大
多采用的是电容运转式电动机，产品遵循中华人民共和国机械行业标准
JB/T3758——1996《家用洗衣机用电动机 通用技术条件》。目前常用的电容运
转式电动机技术参数如表2-1所示。
3
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表2-1 电机
参数
额定功率/W
额定电压/V
额定频率/Hz
电流/A
XDL-90
XDS-90
90
220
50
0.88 1.1 1.54 2.0
XDL-120
XDS120
120
XDL-120
XDS-180
180
XDL-250
XDS-250
250
转速/（r/min） 1370
效率（％）
堵转电流/A
额定转矩/N·m
最大转矩/N·m1.7
额定转矩/N·m
1.7 1.7 1.7
49
2.0
52
2.5
0.9
56
4.0
0.8
59
5.5
0.7 堵转转矩/N·m 0.95
2.3 减速离合器的设计及工作原理
早期设计的小波轮全手动洗衣机的离合器没有减速功能，故洗涤和脱水转
速相同。新型大波轮式全自动洗衣机的离合器都具有洗涤减速功能，称为减速
离合器，其种类很多，但主要结构和工作原理基本相同。目前应用最为广泛的
有两种：单向轴承式减速离合器与带制动式减速离合器。
2.3.1.单向轴式减速离合器其具体结构如下。如图2-2所示。
4
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图2-2为全自动洗衣
机离合器结构图
1—输入轴 2—螺母 3—带轮 4—方丝离合
器 5—棘轮 6—棘爪 7—拨叉 8—单向滚
针轴承 9—刹车装置外罩 10—刹车扭簧
11、12—密封圈 13—支架 14—离合器外罩
15—刹车带 16—刹车盘 17—十字轴套 18
—脱水轴 19—支撑架 20—离合套 21—拉
杆
离合器中部有两根轴：输入轴1和脱水轴18。输入轴1的下端加工成四方
形，与之相配的带轮3和离合套20的内孔也是方形。离合套20和离合套20联
成了一体。输入轴1的上端加工成齿形花键，和行星减速器的中心轮内孔配合
联接（如图2-3）。
2.3.2 工作原理
(1)脱水状态 脱水状态下,排水电磁铁通电吸合，牵引拉杆移动约13mm，使排
水阀开启，拉杆在带动阀门开启的同时，一方面波动旋松刹车弹簧，使其松开
刹车装置外罩，这时刹车盘随脱水轴一起转动，刹车不起作用；另一方面又推
动拨叉旋转致使棘爪脱开棘轮，棘轮被松开，方丝离合弹簧在自身作用下回到
自由旋紧状态，这时也就抱紧了离合套。大带轮在脱水时是顺时针旋转的，由
于摩擦力的作用，方丝离合弹簧将会越抱越紧。这样脱水轴就和离合套联在一
起，跟随大带轮一起做高速运转。
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图2-3 减速
器机构图
1-输入轴 2-脱水轴 3-密封圈 4-行星轮 5-行星
轮轴 6-齿轮圈 7-行星架 8-减速器外罩
9-波轮轴 10-减速器底盖 11-中心轮 12-法兰盘
13-锁紧块
由于此时脱水轴做顺指针运动，和单向滚针轴承的运动方向一致，因此单
向滚针轴承对它的运动无限制。由于脱水轴通过锁紧块与法兰盘联接，而内桶
与行星减速器均固定在法兰盘上，所以脱水轴带动内桶以及减速器内齿圈的转
速，与输入轴带动减速器中心轮的转速相同，这样致使行星轮无法自转而只能
公转，从而行星架的转速与脱水轴是一样的，即波轮与脱水桶以等速旋转，保
证了脱水桶内的衣物不会发生拉伤。
脱水状态传动路线是：电动机→小带轮→ 大带轮→ 输入轴→ 离合套→
方丝离合弹簧→ 脱水轴→ 法兰盘→ 内桶。由于电动机输出转速只经带轮一级
减速，所以内桶转速较高，约680～800r/min。
(2)洗涤状态 洗涤状态下，排水电磁铁断电，排水阀关闭，拉杆复位。这时
刹车弹簧被恢复到自然旋紧状态扭簧抱紧刹车装置外罩，刹车装置其作用；同
时拨叉回转复位，棘爪伸入棘轮，将棘轮拨过一个角度，方丝离合弹簧被松开，
其下端与离合套脱离，这时离合套只是随输入轴空转。大带轮带动输入轴转动，
经过行星轮减速器减速后，带动波轮轴转动，实现洗涤功能。输入轴波轮轴的
传动称为二级减速，其工作过程为：输入轴通过中心轮驱动行星轮，行星轮既
绕自己的轴自转又沿着内齿圈绕输入轴公转。因为行星轮固定在行星架上，所
以行星轮的公转也将带动行星架转动；行星架以花键孔与波轮轴下端的花键相
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联接，带动波轮轴和波轮转动。行星减速器的减速比i计算公式为i=1+内齿圈
齿数/中心轮齿数。
洗涤状态转动路线是：电动机→小带轮→大带轮→输入轴→中心轮→行星
轮→行星架→波轮轴→波轮。其间，电动机输出转速经带轮一级减速后，又经
减速比约为的行星减速器减速，所以转速约为120~300 r/min。
第三章 机械传动系统设计计算
3.1传动方案的设计
波轮式洗衣机常用布局为输入轴布置在内桶的中心处，整个传动系统基本
上同轴布置，电动机只能偏置一边，为了保持平衡，可将排水电磁阀和排水管
与电动机对称布置，必要时可加平衡块。根据设计任务给出的内桶直径为500mm，
则外桶直径约为570mm，电动机轴与洗涤输入轴之间中心距只能为150mm左右，
在此范围内选择合适的一级降速传动比和采用带轮传动。
3.2带传动的结构和特点
3.2.1带传动由主动带轮1、从动带轮2和挠性带3组成，借助带与带轮之间的
摩擦或啮合，将主动轮1的运动传给从动轮2，如图3-1所示。
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3.2.2带传动的特点
图3-1 带传动示意图
a.结构简单，适宜用于两轴中心距较大的场合。
b.胶带富有弹性，能缓冲吸振，传动平稳无噪声。
c.过载时可产生打滑、能防止薄弱零件的损坏，起安全保护作用。但不能保
持准确的传动比。
d.传动带需张紧在带轮上，对轴和轴承的压力较大。
f.外廓尺寸大,传动效率低(一般0.94～0.96)。
3.3洗衣机的基本参数
根据上述特点，带传动多用于中、小功率传动（通常不大于100KW）；原动
机输出轴的第一级传动（工作速度一般为5～25m/s）；传动比要求不十分准确的
机械。因为V带传动允许的传动比较大，结构较紧凑，在同样的张力下，V带传
动较平带传动能产生更大的摩擦力，所以这里选用了最常用的V带作为第一级
降速。参照表3-1。
表3-1 波轮式全自动洗衣机基本参数
洗衣电动机内桶直脱水转速洗衣转速/
量功率/W 径/mm /（r/min） （r/min）
/kg
3.5 180 Φ700～800 120～300
400～
520
4.5 250 Φ700～800 120～300
400～
520
5.0 250 Φ700～800 120～300
400～
520
5.5 370 Φ700～800 120～300
400～
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6.0 370
520
Φ
400～
520
i
700～800 120～300
初步选定电动机功率P为250W，洗衣转速180r/min，脱水转速为720r/min,
则传动比为：
=
(3-1)
= 1370/720 =1.9
计算功率P
ca
由于载荷变动小，因此取工作情况系数K
A
= 1.0
n
1
/n
2
P
ca
(3-2)
= 0.25kW
= K
A
P
选择带型 根据小带轮转速为1370r/min，以及小带轮的基准直径dd1 ，查
表3-2和表3-3，选取dd1 = 55mm,大于V带轮的最小基准直径dmin的要求50mm。
表3-2 V带轮的最小基准直径
槽型
d
dmin/mm
Z
SPZ
50
63
A
SPA
75
90
125
140
B
SPB
200
224
C
SPC
大带轮的基准直径d
d2
为：
d
d2
(3-3)
= 1.9 × 55mm = 104.5mm
圆整为d
d2
= 106mm。
验算带的速度v
v
(3-4)
=П×55×1370/60×1000 m/s
=3.95m/s
普通V带v
max
= 25～30m/s 故满足要求。(见表3-4)。
=П
= id
d1
d
d1
n
1
/60×1000
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表3-4 V带轮的基准直径系列（单位：mm）
基准带型
直径
Y Z A B C D
d
d
SPZ SPA SPB SPC
外径
d
a
50 53.2 54
63 66.2 67
71 74.2 75
75 - 79 80.5
80 83.2 84 85.5
85 - - 90.5
90 93.2 94 95.5
95 - - 100.
100 103.104 5
106 2 - 105.
112 - 116 5
115. 111.
118 2 - 5
125 129 117.132
132 - 136 5 139
140 128.144 147
150 2 154 123.157
5
130.
5
137.
5
145.
5
155.
5
3.3.1中心距a和带的基准长度La
E
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0.7(d
d1
+d
d2
) 0 <2(d d1 +d d2 ) (3-5) 112.7 0 <322 根据洗衣机箱体安装尺寸，初取a 0 =140mm，基准长度： L (3-6) =2×140+П（55+106）/2+（106-55） 2 /4×140 mm =538mm 选取和538mm相近的标准带的长度L d 为560mm，则实际中心距： a≈a 0 +(L a -L a ＇)/2 (3-7) =140+(560-538)/2 =151mm 在安装时，在结构上要保持V带有一定的张紧力，安装中心距会略有所变化。 3.3.2主动轮上的包角ａ 1 ａ 1 =180 o -（d d1 -d d2 ）/ａ×57.5 o (3-8) =160.6 o >120 o 3.3.3带的基本参数：带的根数z长度系数K L 、包角系数K a 、单根V带基本额定 功率P 0 、单根V带额定功率增量△P 0 查表3-5、表3-6、表3-7 a 和表3-7 b 。 ＇ a = 2a 0 +П(d d1 +d d2 )/2 +(d d1 -d d2 ) 2 /4a 0 表3-5 V带的基准长 度系列及长度系数K L 基准长度 L d K L /mm 普通V带 Y Z A B C D E 小V带 SPZ SPA SPB SPC 0.82 0.84 0.86 0.81 0.88 0.83 450 500 560 630 710 800 900 1.00 0.89 1.02 0.91 0.94 0.96 0.81 0.99 0.82 1.00 0.85 1.03 0.87 0.81 K a 1 0.99 表3-6 包角系数K a 带轮包角/（ o ） 180 175 小带轮包角/（ o ） 145 140 K a 0.91 0.89 11 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 170 165 160 155 150 0.98 0.96 0.95 0.93 0.92 135 130 125 120 0.88 0.86 0.84 0.82 表3-7 a 单根普通V带的基本额 定功率P 0 （单位： kW） 带型 小带轮节圆小带轮转速n 1 （r/min） 直径dp 1 Z带 50 63 71 80 730 800 950 0.26 0.41 0.06 0.09 0.10 0.12 0.08 0.13 0.15 0.18 0.09 0.17 0.20 0.23 0.27 0.31 0.14 0.20 0.22 0.26 0.30 0.36 表3-7 b 单根普通V 带的基本额定功率增量△P 0 （单位： kW） 带小带传动比i 型 轮转 1.00 n 1 ~ 1.02 ~ 1.05 ~ 1.09 ~ 1.13 ~ 1.19 ~ 1.25 ~ 1.35 ~ 1.52 ~ ≥ 2.0 （r/ 1.01 1.04 1.08 1.12 1.18 1.24 1.34 1.51 1.99 min） Z400 800 980 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 型 730 1200 0.000.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 1460 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 2800 0.00 0.01 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.04 0.04 0.04 取K L =0.94、 K a =0.95、P 0 =0.16kW、△P 0 =0.02kW。 Z(p 0 p 0 )/K a K L (3-9) =0.25/(0.16+0.02)×0.95×0.94 =1.55 取z = 2。 3.3.4带的预紧力F a 的计算 12 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 V带单位长度的质量查表3-8得q = 0.06kg/m，单根V带需要的预紧力为： 2 F a 500P ca （2.5/K a -1）/ZVqV (3-10) =500×0.25×(2.5/0.95-1)/2×3.95+0.06×3.95 2 N =26.75N 度质量 带型 Z SPZ A SPA 表3-8 V带单位长 B SPB C SPC q/(kg/m) 0.05 0.07 0.10 0.12 0.17 0.20 0.30 0.37 3.3.5带传动作用在轴上的力F L F L =2F a zsin(ａ 1 /2) (3-11) =2×26.75×2×sin(160.6/2)N=101.7N 3.4带轮的结构设计 带轮由三部分组成：轮缘、轮毂、轮辐或腹板（联接轮缘与轮毂）。轮缘结 构尺寸、带轮沟槽尺寸取定。V带带轮按轮辐结构不同划分为实心、腹板、孔板 和椭圆轮辐四种结构型式。 当带轮直径d<(5-6)r 时（r为轴半径），可采用实心式。当d<300 mm时， dd 若d2-d1<100 mm，采用腹板式；若d2-d1>100 mm,采用孔板式。当d>300 mm时， d 应采用椭圆轮辐式。如图3-6各种型号V带轮的轮缘宽B、轮毂孔径d和轮毂长 L的尺寸。 带轮应具有足够的刚度，无过大的铸造内应力；质量小且分布均匀，结构 工艺性好；带轮表面应光滑，以减少带的磨损。V≥25m/s时带轮应进行动平衡。 带轮的材料采用球墨铸铁，带轮的结构形式及腹板厚度的确定可参考有关手册。 图3-6带轮机构 13 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第四章 行星齿轮传动设计 4.1行星减速器的设计 已知洗衣转速为180r/min，脱水转速为720r/min。由于脱水时行星减速器 中心轮与内齿圈顺时针等速旋转，故中心轮与行星架的传动比为1，波轮与内桶 顺时针等速旋转，因此由洗涤状态来进行行星减速器的设计计算。 4.1.1洗涤状态传动比。洗涤输入轴与波轮的传动比为： i H 13 =z 3 /z 1 （4-1） 4.1.2初选中心轮和内齿圈齿数。洗涤时中心轮旋转，内齿静止，中心轮与 行星架的传动比i按以下公式计算： i AX B =1+z B /z A （4-2） 初选中心轮齿数为z a =19，由公式（6-28）计算得内齿齿数z b =57。 4.1.3计算行星轮齿数。由于洗衣机工作扭矩不大，选择齿轮模数为1mm，如选 3个行星轮对称布置，则可计算出行星齿轮齿数z x 为： 14 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 z x =(z b -z a )/2 （4-3） =(63-21)/2 =21 最终确定中心轮齿数z a =21，内齿圈齿数z b =63，行星齿轮齿数z x 为21，实际传 动比i为3，洗衣机转速为180r/min。 4.2行星齿轮传动的传动比和效率计算 4.2.1行星齿轮传动比符号及角标含义为： 3—从动件 i 1—固定件、2—主动件、 =1+ i （4-4） i p 4 输出转速： =1- H i ab 1 23 b aH z b / z a =4 Hb 可得 i ab =1- i aH =1- i p =-3 n H = n a / i p =n/ i p =1370/4=342.5r/min (4-5) 4.2.2行星齿轮传动的效率计算 H η=1-| n a - n H /( i ab -1)* n H |* H HH b H * B H = a H 为轴承 a H 为a—g啮合的损失系数， b H 为b—g啮合的损失系数， B 的损失系数， H 为总的损失系数，一般取 H =0.025 H 按 n a =1370 r/min、 n H =342.5r/min、 i ab =-4可得 h 1（n a n h ）（/i ab 1)n H H =1-|(1370-342.5)/(-4)*500|*0.025=98.125% (4-6) 4.3行星齿轮传动的配齿计算 4.3.1保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 H =2π/ n w 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 1 = *2π/ z a 15 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 (4-7) 式中2π/ z a 为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。 i p =n/ n H = 1 / H =1+ z b / z a (4-8) 将 1 和 H 代入上式，有 2π* / z a /2π/ n w =1+ z b / z a (4-9) 经整理后 = z a + z b =（21+63）/2=42 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。 4.3.2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1—2所示 图4-1 行星齿轮 可得 l=2 a * sin(180/n) ＞ (d) o w w ag (4-10) l=2*2/m*( z a + z g )*sin 60 o =39 3 /2m (d a ) g =d+2 h a =17m 满足邻接条件。 4.4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 m= K m 3 T 1 K A K F K FP Y Fa1 / d z 1 2 Flim R e 式中 K m —算数系数，对于直齿轮传动 K m =12.1； T 1 —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ； T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m 16 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 (4-11) K A —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得 K A =1； K F —综合系数，由《参考文献二》表6—5查得 K F =2； K FP —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 K FP =1.85； Y Fa1 —小齿轮齿形系数，图6—22可得 Y Fa1 =3.15；， z 1 —齿轮副中小齿轮齿数， z 1 = z a =21； Flim —试验齿轮弯曲疲劳极限， N*mm 2 按由《参考文献二》图6—26～ 6—30选取 Flim =120 N*mm 2 所以 mK m 3 T 1 K a K f Y Fa1 / d Z 1 2 12.1 3 0.2984121.853.15/0.815 2 120 =0.821 (4-12) 取m=0.9 4.4.1分度圆直径d d (a) (4-13) =m* z a =0.9×21=18.9mm d (g) =m* z (g) =0.9×21=18.9mm (4-14) d (b) =m* z (b) =0.9×63=56.7mm (4-15) 4.4.2 齿顶圆直径 d a * 齿顶高 h a ：外啮合 h a1 = h a *m=m=0.9 * 内啮合 h a2 =（ h a -△ h * ）*m=(1-7.55/ z 2 )*m=0.792 d a(a) = d (a) +2 h a =18.9+1.8=20.7mm (4-16) d a(g) (4-17) = = d (g) d (b) +2 -2 h a h a =218.9+1.8=20.7mm d a(b) (4-18) 4.4.3齿根圆直径 d f =56.7-1.584=55.116mm * 齿根高 h f =（ h a + c * ）*m=1.25m=1.125 d f(a) = d (a) -2 h f =18.9-2.25=16.65mm (4-19) d f(g) (4-20) = = d (g) d (b) -2 +2 h f h f =18.9-2.25=16.65mm d f(b) (4-21) 4.4.4齿宽b =56.7+2.25=58.95m 17 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 《参考三》表8—19选取 d =1 b (a) (4-22) = d = * d (a) b (a) =1×18.9=18.9mm b (g) (4-23) +5=18.9+5=23.9mm b (b) (4-24) 4.4.5中心距a =18.9+(5-10)=13.5-5=13.9mm 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 a ag =m/2( z a + z g )=0.9/2×(21+21)=18.9mm (4-25) 2、b—g为内啮合齿轮副 a bg =m/2( z a + z b )=0.9/2×(63-21)=18.9mm (4-26) 中心轮a 0.9 21 18.9 20.9 16.65 18.9 行星轮g 0.9 21 18.9 20.9 16.65 18.9 内齿圈b 0.9 63 56.7 54.9 58.95 13.9 模数m 齿数z 分度圆直径d 齿顶圆直径 d a 齿根圆直径 d f 齿宽高b 中心距a a ag =18.9mm a bg =18.9mm 4.5行星齿轮传动强度计算及校核 4.5.1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选选用45钢正火，硬度为162～217HBS，选8级精度，要求齿面 18 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 粗糙度 R a 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 R a 3.2。 （2）转矩 T 1 T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m=580.8N*mm (4-27) （3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由《参考文献三》式8—24得出 F 如 F 【 F 】则校核合格。 （4）齿形系数 Y F 由《参考文献三》表8—12得 Y Fa =3.15， Y Fg =2.7， Y Fb =2.29； （5）应力修正系数 Y s 由《参考文献三》表8—13得 Y sa =1.49， Y sg =1.58， Y sb =1.74； （6）许用弯曲应力 F 由《参考文献三》图8—24得 Flim1 =180MPa， Flim2 =160MPa ； 由表8—9得 s F =1.3 由图8—25得 Y N1 = Y N2 =1； 由《参考文献三》式8—14可得 F 1 = Y N1 * Flim1 / s F =180/1.3=138MPa F 2 = Y N2 * Flim2 / s F =160/1.3=123.077MPa F1 =2K T 1 /b m 2 z a * Y Fa Y sa =(2×1.1×298.4/13.5× 0.9 2 ×15)×3.15× 1.49=16.34Mpa< F 1 =138MPa (4-28) F2 = F1 * Y Fg Y sg / Y Fa Y sa =18.78×2.7×1.587/3.15× 1.74=162.72< F 2 =123.077MPa 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 4.5.2齿轮齿面强度的计算及校核 （1）齿面接触应力 H H1 = H0 K A K V K H K Ha1 K HP2 H2 = H0 K A K V K H K Ha2 K HP2 H0 = Z H Z E Z Z F t /d 1 bu1/u （2）许用接触应力为 Hp 许用接触应力可按下式计算，即 Hp = Hlim /S Hlim * Z NT Z L Z V Z R Z w Z x （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 H 值均 应不大于其相应的许用接触应力为 Hp ，即 H Hp 19 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数 S H 值应分别大于其对 应的最小安全系数S Hlim ，即 S H >S Hlim 查《参考文献二》表6—11可得 4.5.3有关系数和接触疲劳极限 （1）使用系数 K A 查《参考文献二》表6—7 选取 K A =1 （2）动载荷系数 K V 查《参考文献二》图6—6可得 K V =1.02 （3）齿向载荷分布系数 K H 对于接触情况良好的齿轮副可取 K H =1 （4）齿间载荷分配系数 K Ha 、 K Fa 由《参考文献二》表6—9查得 K Ha1 = K Fa1 =1.1 K Ha2 = K Fa2 =1.2 （5）行星轮间载荷分配不均匀系数 K Hp ' 由《参考文献二》式7—13 得 K Hp =1+0.5（ K Hp -1） ' 由《参考文献二》图7—19 得 K Hp =1.5 ' 所以 K Hp1 =1+0.5（ K Hp -1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25 Hlim S =1.3 所以 S H >1.3 仿上 K Hp2 =1.75 （6）节点区域系数 Z H 由《参考文献二》图6—9查得 Z H =2.06 （7）弹性系数 Z E 由《参考文献二》表6—10查得 Z E =1.605 （8）重合度系数 Z 由《参考文献二》图6—10查得 Z =0.82 （9）螺旋角系数 Z Z = cos =1 （10）试验齿的接触疲劳极限 Hlim 由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 Hlim =520Mpa （11）最小安全系数 S Hlim 、 F Hlim 由《参考文献二》表6-11可得 S Hlim =1.5、 F Hlim =2 （12）接触强度计算的寿命系数 Z NT 由《参考文献二》图6—11查得 Z NT =1.38 （13）润滑油膜影响系数 Z L 、 Z V 、 Z R 由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得 Z L =0.9、 Z V =0.952、 20 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 Z R =0.82 （14）齿面工作硬化系数 Z w 由《参考文献二》图6—20查得 Z w =1.2 （15）接触强度计算的尺寸系数 Z x 由《参考文献二》图6—21查得 Z x =1 所以 H0 = Z H Z E Z Z F t /d 1 bu1/u =2.95 (4-29) H1 = H0 K A K V K H K Ha1 K HP2 =2.95× 11.0211.11.25 =3.5 H2 = H0 K A K V K H K Ha2 K HP2 =2.95× 11.0211.21.75 =4.32 (4-30) Hp = Hlim /S Hlim * Z NT Z L Z V Z R Z w Z x =520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82× 1.2=464.4 (4-31) 所以 H Hp 齿面接触校核合格 4.6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 n w >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 F r ，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 r 。 T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3× 1370=0.5808N*m (4-32) 可得 T a = T 1 * n w =1.7424 N*m 式中 T a —中心轮所传递的转矩，N*m； P 1 —输入件所传递的名义功率，kw； 21 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 输入 输出 (a) (b) 图5-2传动简图 （a）传动简图 (b)构件的受力分析 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 F d ' ga =2000 T 1 / a =2000 T a / n w d ' a =2000×0.5808/18.9=61.5N (4-33) 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 F ' ag =- F ga =-2000 T a / n w d a =-61.5N 内齿轮作用于行星轮g的切向力为 F ' bg = F ag =-2000 T a / n w d a =-61.5N 转臂H作用于行星轮g的切向力为 F F d ' Hg =-2 ag =-4000 T a / n w a =-123N 转臂H上所的作用力为 F / n ' gH =-2 F Hg =-4000 T a w d a =-123N 转臂H上所的力矩为 T ' H = n w F gH r x =-4000 T a / d a * r x =-4000×1.7424/18.9×18.9=-6969.0 N*m (4-34) 在内齿轮b上所受的切向力为 F n ' gb =- F bg =2000 T a / w d a =61.5N (4-35) 在内齿轮b上所受的力矩为 T ''' b = n w F gb d b /2000= T a d b / d a =1.7424×18.9/18.9=1.7424 N*m (4-36) 式中 d ' a —中心轮a的节圆直径，㎜ 22 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 d b ' —内齿轮b的节圆直径，㎜ r x —转臂H的回转半径，㎜ 根据《参考文献二》式（6—37）得 bH - T a / T H =1/ i aH =1/1- i ab =1/1+P 转臂H的转矩为 T H =- T a *（1+P）= -1.7424×（1+3）=-6.889 N*m 仿上 bH - T b / T H =1/ i aH =1/1- i ab =p/1+P 内齿轮b所传递的转矩， T b =-p/1+p* T H =-3/4×(-6.889)=5.167 N*m 23 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第五章 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。 5.1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 R a 3.2～ 6.3 m 。 5.2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 d 1 值。确 定有关参数与系数。 5.2.1转矩 T 1 T 1 = T 1 = T a / n w =9549 P 1 / n w n=9549×0.25/3×1370=0.5808N*m (5-1) 5.2.2荷系数K 查《参考文献四》表10—11 取K=1.1 5.2.3齿数 z 1 和齿宽系数 d 行星轮架内齿圈齿数 z 1 取11，则齿轮轴外齿面齿数 z 2 =11。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 d =1。 5.2.4许用接触应力 H 由《参考文献四》图10—24查得 Hlim1 =560Mpa, Hlim2 =530 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 S H =1 由《参考文献四》图10—27可得 Z NT1 = Z NT2 =1.05。 由《参考文献四》式10—13可得 H 1 = Z Hlim1 / S H =1.05×560/1=588Mpa H 2 = Z NT2 Hlim2 / S H =1.05×530/1=556.5Mpa NT1 5.3按齿根弯曲疲劳强度计算 由《参考文献四》式10—24得出 F ，如 d a1 d a2 mz11111 则校核 合格。 确定有关系数与参数： 5.3.1齿形系数 Y F 由《参考文献四》表10—13查得 Y F1 = Y F2 =3.63 24 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 5.3.2应力修正系数 Y S 由《参考文献四》表10—14查得 Y S1 = Y S2 =1.41 5.3.3许用弯曲应力 F 由《参考文献四》图10—25查得 Flim1 =210Mpa, Flim2 =190Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 S F =1.3 由《参考文献四》图10—26查得 Y NT1 = Y NT2 =1 由《参考文献四》式10—14可得 F 1 = Y NT1 Flim1 / S F =210/1.3=162Mpa F 2 = Y NT2 Flim2 / S F =190/1.3=146Mpa 故 m1.26 3 kT 1 Y F Y S / d Z 1 2 T 1.26 3 1.1298.43.631.41/111 2 146 =0.58 (5-2) F1 =2K T 1 /b m 2 z 1 Y F Y S = 21.1298.4 ×3.63×1.41=27.77MPa< F 1 =162Mpa 2 111 11 (5-3) F2 (5-4) = F1 Y F2 Y S2 / Y F1 Y S1 =27.77MPa< F 2 =146Mpa 齿根弯曲强度校核合格。 由《参考文献四》表10—3取标准模数m=1 5.4主要尺寸计算 d 1 = d 2 =mz=1×11mm=11mm b 1 = b 2 = d d 1 =1×11mm=11mm a=1/2 m( z 1 + z 2 )=1/2×1×(11+11)mm=11mm 5.5验算齿轮的圆周速度v v= d 1 n 1 /60×1000= ×11×1370/60×1000=0.788m/s (5-5) 由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。 25 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 第六章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 6.1减速器输入轴的设计 6.1.1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 B =650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力 1b =60MPa 6.1.2按扭转强度估算轴径 根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d C 3 P/n =(118～107) 3 0.25/1370 =6.69～6.07 C 3 0.25/1370 取直径 d 1 =8.5mm 6.1.3确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少 d 1 =8.5mm d 7 ， 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： d 2 =9.7mm, d 3 =10mm, d 4 =11mm, d 5 =11.5mm, d 6 =12mm, d 7 =15.42mm， d 8 =18mm。 6.1.4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, L 1 =3.3mm, L 2 =2mm, L 3 =44.2mm, L 4 =4mm, L 5 =18.5mm, L 6 =1.5mm, L 7 =16.3mm。 按设计结果画出轴的结构草图： 图6-1 输入轴简图 5.校核轴 a、受力分析图 26 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 图6-2 受力分析 (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 圆周力： F t = 2T 1 /d 1 =2×580.8/18.9=61.5N 径向力： F r = F t tana =61.5×tan 20 0 =22.4N 法向力： F n = F t /cos a ' =61.5/ cos 20 0 =65.4N b、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为： F H = F t /2=30.75N 弯矩为： M H1 =30.75×77.95/2=1198.5 N*mm M H2 =30.75×29.05/2=446.6 N*mm c、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力为： F v = F r /2=11.2N 弯矩为： M v1 =11.2×77.95/2=436.7 N*mm M v2 =11.2×29.05/2=162.7 N*mm 22 22 d、作合成弯矩图（7-2c）： M 1 = M H1 M V1 = 1198.5436.7 =1275.6 N*mm M 2 = 22 M H M = 2V2 446.6 2 162.7 2 =475.3 27 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 N*mm e、作转矩图(7-2d)： T=9549 P 1 /n=9549×0.25/1370=1742.4 N*mm f、求当量弯矩 2 M e1 = M 1 2 (aT) 2 = 1275.6 2 =1649.3 N*mm （0.61742.4） 2 2 M e2 M 2 (aT) 2 = 475.3 2 =1148.4 N*mm （0.61742.4） g、校核强度 3 e1 = M e1 /W=1649.3/0.1 d 6 =1649.3/0.1× 12 3 =9.54Mpa 3 =1148.4/0.1× 11 3 =8.63Mpa e2 = M e2 /W=1148.4/0.1 d 4 所以 满足 e 1b =60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定 裕量。 6.2行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 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《参考文献四》表14—4查得强度 极限 B =600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力 1b =55MPa 2、按扭转强度估算轴径 P ' = p =0.25×98.125%=0.2453kw 根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d C 3 P ' /n =(118～107) 3 0.2453/1370 =6.65～6.03 C 3 0.2453/1370 d 取直径 d 2 d =8.9mm 3、确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少 d 6 =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： d 1 =12mm, d 2 = d 4 =11.3mm, d 3 = d 5 = d 7 =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, L 1 =19.2mm, L 2 =1.1mm, L 3 =74.5mm, L 4 =1.5mm, L 5 =15.8mm, L 6 =1.2mm, L 7 =23.2mm。 按设计结果画出轴的结构草图：见图6-3 5、校核轴： 28 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 a、受力分析图 见图 图6-4 受力分析图 (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 圆周力： F t = 2T 1 /d 1 =2×580.8/11=105.6N 径向力： F r = F t tana =105.6×tan 20 0 =38.4N 法向力： F n = F t /cos a ' =105.6/ cos 20 0 =112.3N b、作水平面内弯矩图（7-4a）。支点反力为： F H = F t /2=52.8N 弯矩为： M H1 =52.8×68.25/2=1801.8 N*mm M H2 =52.8×33.05/2=871 N*mm c、作垂直面内的弯矩图（7-4b），支点反力为： F v = F r /2=19.2N 弯矩为： M v1 =19.2×68.25/2=655.2 N*mm M v2 =19.2×33.05/2=317.28 N*mm 22 22 d、作合成弯矩图（7-4c）： M 1 = M H1 M V1 = 1801.8655.2 =1917.2 N*mm 29 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 M 2 = N*mm e、作转矩图(7-4d)： 22 M H = 2 M V2 871 2 317.28 2 =926.9 T= - T H = T a *（1+P）= 1.7424×（1+3）=696.96N*mm f、求当量弯矩 M e1 = M 1 2 (aT) 2 = 1917.2 2 （0.6696.96) 2 =1962.2 Nmm 2 2 M e2 M 2 (aT) 2 = 926.7 2 =1016Nmm （0.6696.96） g、校核强度 3 e1 = M e1 /W=1962.2/0.1 d 6 =1962.2/0.1× 12 3 =11.35Mpa 3 =1016/0.1× 12 3 = 5.88Mpa e2 = M e2 /W=1016/0.1 d 4 所以 满足 e 1b =55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定 裕量。 第七章 总结 经过三个多月的努力，洗衣机相互运动结构的设计论文终于完成了。在整 个的设计过程中，我主要进行了全自动洗衣机传动系统的结构、传动系统的组 成、电机参数的选择、减速离合器的设计；并掌握机械传动系统设计计算、传 动方案的设计、基本参数的选择、V带传动的设计计算、带轮的结构设计、行星 减速器的设计。在写作过程中，也碰到了很多难处，尤其是对V带传动方面， 所以针对V带传动查阅了很多资料，并做了很详细的设计和计算，加深自身V 带传动的理解。从最初刚写论文时的认识到最后能够对该设计有深刻的认识， 我体会到实践对于学习的重要性，以前只是明白理论，没有经过实践考察，对 知识的理解不够明确，通过这次的毕业设计，真正做到理论实际相结合。 总之，通过毕业设计,我深刻体会到要做好一个完整的事情，需要有系统的 思维方式和方法，对待要解决的问题，要耐心、要善于运用已有的资源来充实 自己。同时我也深刻的认识到，在对待一个新事物时，一定要从整体考虑，完 成一步之后再作下一步，这样才能更加有效。 30 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 参考文献 [1] 崔利杰、龚小平. 行星齿轮传动的模糊可靠性优化设计[J]. 机械传动， 2007， 31(05)：51-52 . [2]濮良贵. 机械设计[M].7版 北京：高等教育出版社，2001 [3]王时任,郭文平。机械原理及机械零件.北京：高等教育出版社,1983 [4]陈立德.机械设计.上海:上海交通大学出版社,2000 [5] 覃志庆. 波轮式全自动洗衣机传动结构及电机的改进[J]. 家用电器科技， 2001，5(04)：67-68 . [6] 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用[J]. 无锡职业技术学院学报. 2005， 8(03) ：18-20. [7] 全自动洗衣机离合器刹车片[J]. 中国新技术新产品精选， 1995，1(01)：94 . [8] 李华敏、李瑰贤等.齿轮机构设计与应用[J].2007.6（01）：25-33. [9] Orlov P. Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987. [10] Raiput R K. Elements of Mechanical Engineering. KatsonPubl . House,1985. 31 杭州电子科技大学信息工程学院本科毕业设计 致 谢 我这次的毕业设计进入尾声，经过这次的设计，我得到了不少的收获。因 为这次的设计，让我们不仅巩固了三年来所学的知识，而且学到了很多新的知 识。通过这次设计，增强了我的独立动手动脑能力。 论文得以完成，绝非一己之力，感谢导师的细心领导。本论文从选题到完 成，每一步都是在老师的指导下完成的，倾注了老师大量的心血。老师以严谨 的治学态度、精益求精的工作作风、高度的事业心和责任感对我进行了全面的 指导和培养，指引我的论文的写作的方向和架构，为我提供了进行课题研究的 条件和许多有益的相关资料，并对本论文初稿进行逐字批阅，指正出其中误谬 之处，使我有了思考的方向。他的循循善诱和不拘一格的思路给予我无尽的启 迪。在此，谨向老师表示最衷心的感谢! 现在即将挥别我的学校、老师、同学，还有我三年的大学生活，虽然依依 不舍，但是对未来的路，我充满了信心。最后，感谢在大学期间认识我和我认 识的所有人，有你们伴随，才有我大学生活的丰富多彩，绚丽多姿！ 32