洗衣机行星齿轮减速器的设计

自动洗衣机行星齿轮减速器的 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 学    生：胡  贵 指导老师：莫亚武 （湖南农业大学东方科技学院，长沙410128） 摘  要：本文是关于自动洗衣机减速离合器内部减速装置的设计，洗衣机是一种常见的家用电器，随着人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展，家用电器的设计就必须考虑质量和空间上的可容性，及运行过程中的稳定行和无噪音，所以在设计的时候要充分考虑使洗衣机的重量轻、体积小，运行平稳。行星轮系作为一种先进的齿轮传动机构，具有结构紧凑、体积小、质量小、承载能力大、传动比大、运行噪音小、寿命长等一系列的优点，满足自动洗衣机减速器的设计要求。这种减速器的设计不仅在体积和重量方面要求较高，同时也要满足传动精度，因为精度不高，在洗衣机运行过程中产生的震动和噪音就会很大，这将影响自动洗衣机的整体性能。随着人们对生活质量的日益重视，家用电器的设计不仅要体现它的外在美观性，更要体现它的整体舒适行，所以本次设计就要从这些方面入手，不仅要满足齿轮传动的具体要求，又要根据家用自动洗衣机的具体特点进行设计，从而达到自动洗衣机质量轻、体积小、运行平稳、噪音小。 关键词：自动洗衣机；行星齿轮减速器；齿轮；精度； The Design of Planetary Gear Reducer Used in Automatic Washing Machine Author:Hu Gui Tutor:Mo Yawu (Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract :This article is about the internal clutch automatic washing machine gearreducer device design, washing machines is a common household appliances, household appliances with the requirements of people and technology to improve gradually growing, must be considered the design of household appliances and space, the quality can be compatibility, and stability during the operation of the line and no noise, so the design's time to give full consideration to the washing machine, light weight, small size, smooth operation. Planetary gear as an advanced drive mechanism, with a compact, small size, quality, small, large carrying capacity, transmission ratio, low noise operation, long life and a series of advantages, to meet the design requirements for automatic washing machine reducer . The design of gear, not only in terms of size and weight requirements of a higher, but also to meet the driving accuracy, because accuracy is not high, running in the washing machine vibration and noise generated would be great, this will affect the overall automatic washing machine performance. With the increasing emphasis on quality of life, not only to reflect the design of household appliances of its external beauty, but also to reflect its overall comfort line, so this design should start from these areas, not only to meet Gear specific requirements, but also according to the specific characteristics of household automatic washing machines are designed to achieve the automatic washing machine, light weight, small volume, stable running, low noise.     Key words: Automatic washing machines； Planetary gear reducer；Gear； Precision； 1 前言 洗衣机是现代人们生活的必须品，洗衣机的性能直接影响着人们的生活质量，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[1]。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。 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[2]。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。 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 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 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地采用了内啮合，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有着重要意义[3]。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、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。 1.1  发展概况 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能、传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用于汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后机械行业的蓬勃发展促进了行星齿轮传动的发展[5]。   高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国也获得成功。 低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900KN.m[6]； 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。 近20多年来尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）/高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800kW）。 世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距[11]，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。 1.2  目前行星齿轮传动的发展方向 （1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw；大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN.m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题[12]。 （2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就成为无级变速器。 （3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来，国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱[13]。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求[14]。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮——行星齿轮减速器，总传动比i=0.125r/min,输出转矩27200N.m。 （4）向少齿差行星齿轮传动方向发展[15]。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。 （5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4μm），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命[16]。 1.3  行星齿轮的传动简介 行星齿轮传动是一种一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线加转动的齿轮传动。行星轮既绕自身的轴线回转，又随行星架绕固定轴线回转。太阳轮、行星架和内齿轮都可绕共同的固定轴线回转，并可与其他构件联结承受外加力矩，它们是这种轮系的三个基本件[17]。三者如果都不固定，确定机构运动时需要给出两个构件的角速度，这种传动称差动轮系；如果固定内齿轮或太阳轮，则称行星轮系。通常这两种轮系都称行星齿轮传动，如图1所示。 (a)                      (b)                          (c) 图1行星齿轮传动 Fig.1 Planetary gear transmission 当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中至少具有一个作行星运动的齿轮。如图1（a）所示，齿轮a、b和构件x均绕几何轴线O转动，而齿轮g是活套在构件X的轴上，它一方面绕自身的几何轴线旋转，同时又绕着几何轴线O旋转，即齿轮g作行星运动。因此，称该齿轮传动为行星齿轮传动的行星轮系。 1.3.1  行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以行星齿轮传动现已被人们用来代替变通齿轮传动，来作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置[18]。尤其是对于那些要求体积小、质量轻、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输和石油化工等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。 行星齿轮传动的主要优点有： 1）体积小，质量轻，结构紧凑，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理的应用内啮合齿轮副，因此结构非常紧凑；再由于在中心轮周围均分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使每个齿轮所承受的载荷较小。并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的1/2～1/5（即在承受相同的载荷条件下）。 2）传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用[16]。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97～099。 3）传动比大 传动比较大，可实现运动的合成与分解，只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动[17]。 4）传动平稳，抗冲击和振动的能力强 由于采用了数个行星齿轮，均匀的公布在中心轮周围，从而使行星轮和转臂的惯性力相互平衡，同时也使参与啮合的齿数增多，故传动平稳，抗冲击和振动能力强。 行星齿轮传动的缺点是：材料公优质，结构复杂，制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器的。 尤为重要的是设计人员对于自己设计的某些齿轮减速器进行优化。优化结果不仅为齿轮传动提供了一个最优的设计方案，而且对其设计参数的优化提供了依据。 1.3.2  行星齿轮传动的基本类型 行星齿轮传动的类型很多，其分类方法也不少。按照原机械工业部关于行星齿轮减速器标准JB1977——1976，国内采用了将行星齿轮传动按其啮合方式的不同来进行分类。该分类方法通常采用如下的基本代号： N——内啮合齿轮副； W——外啮合齿轮副； G——同时与两个中心轮相啮合的公共齿轮。 根据行星齿轮传动所具有的啮合方式，可以把行星齿轮传动的传动类型公为： NGW——具有内啮合和外啮合，同时还有一个公共齿轮的行星齿轮传动； NW——具有一个内啮合和一个外啮合的行星齿轮传动； WW——具有两个外啮合的行星齿轮传动； NN——具有两个内啮合的行星齿轮传动； NGWN——具有两个内啮合和一个外啮合，同时还具有一个公共齿轮的行星齿轮传动； N——仅具有一个内啮拿来行星齿轮传动[1]。 1.4  课题来源 本次的毕业设计课题—自动洗衣机行星齿轮减速器是在莫亚武老师的指导下自选的，自动洗衣机作为我们日常生活中重要的家用电器，发展迅速，技术更新也日新月异，目前主要有滚筒式、波轮式、搅拌式、滚筒波轮融合式等等。了解它的设计方法、工作原理都有很重要的意义。齿轮传动是目前机械行业中运用的最为广泛的一种传动方式，行星轮系又是齿轮传动中的一种较为先进的传动方式，具有质量轻、体积小、承载能力大、传动比大、结构紧凑等一系列优点，将此种传动装置安装在自动洗衣机上是一种不错的选择，也符合设计要求。 这个课题的设置是经过指导老师精心设计的，对于它的选择也是经过了本人的深思熟虑的，因为进行这个课题的设计不仅能让我全面的复习机械原理、机械设计、材料、公差等专业课程知识，更重要的是这个课题与实际生活贴近。 1.5  课题设计的目的与意义 此次毕业设计课题的目的是通过毕业设计全面复习和巩固机械设计以及相关课程的基本知识，在设计研究中，提高自己综合运用所学知识 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 与解决工程实际问题的能力，为毕业后从事工程技术和科研工作奠定基础。 本次毕业设计课题意义重大，不仅对我们所学知识是一个很好的复习机会，也可以更好的锻炼我们提出问题、分析问题和解决问题的能力，为将来的工作打下坚实的基础。从最初的选题，开题到计算、绘图、直到完成设计。其间，查找资料，老师指导，与同学交流，反复修改图纸，每一个过程都是对自己能力的一次检验和充实,也能让自己的能力得到大大的提高。 通过这个课题的设计，能使我了解行星齿轮减速器的用途及工作原理，也能使我熟悉行星齿轮减速器的设计步骤，锻炼机械设计的实践能力，培养自己独立思考问题的良好习惯。 最为关键的是，全自动行星齿轮减速器这个设计题目与实际生活贴近，通过此次的设计，我们能很清晰的弄清自动洗衣机的设计方法和工作原理，还能让我学会怎样查找相关资料和相关标准，能够借助一系列的工具书和图册来作为辅助资料对行星齿轮减速器加以设计，其间的数据分析、尺寸设计、轴的校核等等一系列的过程，都能让我明白作为一个专业的机械设计人员应该养成谨慎、认真、细心的职业素养，同时，此次设计也提高了自己的绘图能力。 1.6  课题设计的主要内容 本次的毕业设计课题是设计一台自动洗衣机行星齿轮减速器，针对自动洗衣机的特点和设计要求，选用行星齿轮减速器，要求达到产品结构简单、紧凑、操作方便、成本低廉，具体设计内容如下： (1)分析自动洗衣机的系统组成； (2) 确定其传动方案； (3)在该方案基础上作出创新； (4)  完成自动洗衣机行星齿轮减速器的结构化设计。 2  原始数据及系统组成框图 2．1  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：=5.2 输入转速:n=1600r/mi 输入功率：P=150w 行星轮个数：=3 由=3 =5.2 《参考文献二》查表3-2得[2]： 内齿圈齿数=63 2.2  系统组成框图 自动洗衣机的组成简图： 见图2 图2 自动洗衣机的组成简图 Fig.2 Automatic washing machine composition diagram 自动洗衣机的工作原理：见图3 图3  洗衣机工作原理图 Fig.3  Washing machine working principle diagram 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。 减速器系统组成框图：见图4 输出轴 图4 减速器系统组成框图 Fig.4  Reducer system composition diagram 3 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5为一种行星齿轮传动的原理图： 图5 减速器齿轮传动结构图 Fig.5 Reducer gear transmission structure diagram 减速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆）、轴、轴承、箱体及其附件所组成。 1）齿轮、轴及轴承组合  小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴。这种结构用于齿轮直径与轴的直径差不多的情况下。如果相差很大，就采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定采用平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。当径向载荷和轴向载荷不大时，两轴采用深沟轴承；在轴向载荷较大的情况下，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。 2）箱体  箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常采用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可采用铸铁箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。 3）附件  为了合格证减速器的正常工作。除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 (a)检查孔  为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。 (b)通气器  减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内膨胀气体自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴身密封件渗漏。 (c)轴承盖  为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。 (d)定位销  为保证每次拆卸笨盖，仍保持轴承座孔制造加式时的精度，应在精工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销。 (e)油面指示器  检查减速器油池油面的高度，经常体质有适量的油。 (f)放油螺塞  换油时，排放污油和清洗剂。 (g)起吊装置  当减速器超过25kg时，应在箱体设置起吊装置，便于搬运。 4  传动系统的方案设计 4.1  传动方案的分析与拟定 4.1.1  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、使用和维护方便等基本要求。 4.1.2  拟定传动方案 方案（1）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6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。 a-中心轮，b-内齿圈，g-行星轮，H-行星架 图6 周转轮系 Fig.6 Epicyclic gear train 方案（2）例图所示为，当输入轴a左移时直接与输出轴配合，传动比 1：1。当输入轴a右移时，通过中间齿轮b，总传动比5：2。 5  行星齿轮传动设计 5．1  行星齿轮传动的配齿计算 5.1.1  传动比的要求——传动比条件 即         =1+/                                                （1） 可得       1+/=63/5=21/5=4.2 =                                  （2） 所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。 5.1.2  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                     =                            (3) 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 m/2(+)=m/2(-)                          （4） 得                =-/2=63-15/2=24                          （5） 5.1.3  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                       =2π/                                    （6） 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/                                  （7） 式中2π/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。               =n/=/=1+/                          （8） 将和代入上式，有                  2π*//2π/=1+/                        (9) 经整理后，有        =+=（15+63）/2=24                          （10） 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。 5.1.4  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7所示 图7  行星齿轮 Fig. 7  Planet gear 可得                l=2*＞                  （11）                     l=2*2/m*(+)*sin=39/2m          （12）                     =d+2=17m                            （13） 满足邻接条件。 5．2  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）2K—H（NGW）型传动的传动比为             =1-=1+/                                  （14） 可得            =1-=1-=1-5.2=-4.2                          （15）              =/-1=63*5/21=15                              （16） =/=n/ =1600/5.2=307.7r/min                            （17） 2）行星齿轮传动的效率计算：             η=1-|-/(-1)* |*                      （18） =                                  （19） 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=0.025 按=1600 r/min、=307.7r/min、=-21/5可得 η=1-|-/(-1)* |*                                  （20） =1-|1600-307.7/(-4.2-1)*307.7|*0.025=97.98%                  （21） 5．3  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的初算参考文献二公式6-50公式为       m=                              （22） 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      （23）   —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1[2]；   —综合系数，由《参考文献二》表6—5查得=2[2]；   —计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》 式7-12得 =1.85；   —小齿轮齿形系数， 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，按由《参考文献二》图6—26～6 30选取=120 由表6-6，得行星齿轮传动齿宽系数为0.8 所以    m==12.1× =0.658                                                        （24）        取m=0.9 1）分度圆直径d =m*=0.9×15=13.5mm                                        （25）             =m*=0.9×24=21.6mm                          （26）             =m*=0.9×63=56.7mm                          （27） 2) 齿顶圆直径 齿顶高 外啮合=*m=m=0.9                                            （28） 内啮合=（-△）*m=(1-7.55/)*m=0.792            （29）             =+2=13.5+1.8=15.3mm                      （30） =+2=21.6+1.8=23.4mm                      （31） =-2=56.7-1.584=55.116mm                    （32） 3) 齿根圆直径           齿根高=（+）*m=1.25m=1.125                    （33）             =-2=13.5-2.25=11.25mm                    （34） =-2=21.6-2.25=19.35mm                    （35） =+2=56.7+2.25=58.95mm                    （36） 4）齿宽b 《参考文献三》表8—19选取=0.8 =*+5=0.8×13.5+5=16mm                    （37） =*=13.5×0.8=11mm                        （38） =16mm 表1 内齿圈尺寸 Table 1 The inner gear ring size 中心轮a 行星轮g 内齿圈b 模数m 0.9 0.9 0.9 齿数z 15 24 63 分度圆直径d 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径 15.3 23.4 55.12 齿根圆直径 11.25 19.35 58.95 齿宽高b 16 11 16 中心距a =17.55mm              =17.55mm 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[3]：              1、a—g为外啮合齿轮副 = (+)m/2= (15+24) × 0.9/2=17.55mm             2、b—g为内啮合齿轮副           = (+)m/2= (63-24) × 0.9/2=17.55mm 5．4  行星齿轮传动强度计算及校核 5．4．1  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。 2）转矩 =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；      （41） 3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由《参考文献二》式6-69。6-70得出    如【】则校核合格。 4）齿形系数 由《参考文献二》表6-22得=3.15，=2.7，=2.29； 5）应力修正系数 由《参考文献二》表6-24得=1.49，=1.58，=1.74； 6）许用弯曲应力 由《参考文献二》图6-29得=180MPa，=160 MPa [2]；           由表6-11得=1.3  由图8—25得==1； 由《参考文献二》式6-71可得           =*/=180/1.3=138 MPa                    （42）           =*/=160/1.3=123.077 MPa              （43） =2K/=(2×1.1×298.4×3.15×1.49/0.8××（44） =23.48 Mpa< =138 MPa                                      （45） =*/=23.48×2.7×1.587/3.15×1.74 =18.28<=123.077 MPa                                        （46） 齿根弯曲疲劳强度校核合格[2]。 5．4．2  齿轮齿面强度的计算及校核 1）齿面接触应力 参考文献二公式6-51得=                      （47） 参考文献二公式6-52得=                      （48） 2）许用接触应力为 参考文献二公式6-54得 许用接触应力可按下式计算，即                   =（）*                （49） 3）强度条件 校核齿面接触应力的强度条件：参考文献二公式6-55得 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：参考文献二公式6-56得 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可得    =1.3 所以                            >1.3 5．4．3  有关系数和接触疲劳极限 1）使用系数 查《参考文献二》表6—7 选取=1 2）动载荷系数 查《参考文献二》图6—6可得=1.02 3）齿向载荷分布系数 参考文献二表6-5得 对于接触情况良好的齿轮副可取=1 4）齿间载荷分配系数、 由《参考文献二》表6—9查得  ==1.1    ==1.2 5）行星轮间载荷分配不均匀系数 由《参考文献二》式7—13 得=1+0.5（-1） 由《参考文献二》图7—19 得=1.5  所以    =1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25 仿上    =1.75 6）节点区域系数 由《参考文献二》图6—9查得=2.06 7）弹性系数 由《参考文献二》表6—10查得=1.605 8）重合度系数 由《参考文献二》图6—10查得=0.82 9）螺旋角系数           ==1 10）试验齿的接触疲劳极限 由《参考文献二》图6—11～图6—15查得  =520Mpa 11）最小安全系数、 由《参考文献二》表6-11可得=1.5、=2 12）接触强度计算的寿命系数 由《参考文献二》图6—11查得  =1.38 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=0.9、=0.952、=0.82 14）齿面工作硬化系数 由《参考文献二》图6—20查得  =1.2 15）接触强度计算的尺寸系数 由《参考文献二》图6—21查得  =1 所以  Ft=44.27N.mm = =2.06×1.605×0.82×1×=1.87    （50） ==1.87×=2.23  （51）       ==1.87×=2.75  （52）       =* =520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4941    （53） 所以        齿面接触校核合格[2]。 5．5  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1—3所示。 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=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m          （54） 可得    =*=0.8952 N*m                                        （55） 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； 按照下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        （56） 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                            （57） 按照下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        （56） (a) 传动简图 (b) 构件的受力分析 图8传动简图 Fig.8 Transmission diagram 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                            （57） 转臂H作用于行星轮g的切向力为 =-2=-4000/=-88.4N                          （58） 转臂H上所的作用力为 =-2=-4000/=--88.4N                          （59） 转臂H上所的力矩为 ==-4000/*=-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0 N*m  （60） 在内齿轮b上所受的切向力为       =-=2000/=44.2N                              （61） 在内齿轮b上所受的力矩为 =/2000=/=0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m      （62） 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《参考文献二》式（6—37）得         -/=1/=1/1-=1/1+P                              （63） 转臂H的转矩为         =-*（1+P）= -0.8952×（1+4.2）=-4.655 N*m          （64） 仿上         -/=1/=1/1-=p/1+P                              （65） 内齿轮b所传递的转矩，         =-p/1+p*=-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N*m              （66） 5．6  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[4]。 5．7  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。 在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求： （1）载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数值最小。 （2）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。 （3）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。 （4）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。 （5）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。 为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其结构类型可分为两种： 1）静定系统 该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的[5]。 2）静不定系统 均载机构： 1）基本构件浮动的均载机构 (1) 中心轮a浮动  （2）内齿轮b浮动  （3）转臂H浮动  （4）中心轮a与转臂H同时浮动 （5）中心轮a与内齿轮b同时浮动  （6）组成静定结构的浮动 2）杠杆联动均载机构 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。 6  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。  6.1  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3.2～6.3。 6.2  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求出值。确定有关参数与系数。 1）转矩       = =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m      （67） 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=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=1。 4）许用接触应力                      由《参考文献四》[4]图10—24查得   =560Mpa, =530 Mpa 由《参考文献四》[4]表10—10查得    =1       =60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1.997×          （68）       =/i=1.997×                                      （69） 由《参考文献四》[4]图10—27可得==1.05。 由《参考文献四》[4]式10—13可得 =/=1.05×560/1=588 Mpa                  （70） =/=1.05×530/1=556.5 Mpa                （71） 6.3  按齿根弯曲疲劳强度计算 由《参考文献四》[4]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》[4]表10—13查得 ==3.63 2）应力修正系数 由《参考文献四》[4]表10—14查得 ==1.41 3）许用弯曲应力 由《参考文献四》[4]图10—25查得  =210Mpa, =190 Mpa 由《参考文献四》[4]表10—10查得  =1.3 由《参考文献四》[4]图10—26查得  ==1 由《参考文献四》[4]式10—14可得    =[4]/=210/1.3=162 Mpa                            （72）   =/=190/1.3=146 Mpa                          (73) 故  m1.26=1.26×=0.58 =2K/b=×3.63×1.41=27.77MPa<=162 Mpa（74） =/=27.77MPa<=146 Mpa                      （75） 齿根弯曲强度校核合格。 由《参考文献四》[4]表10—3取标准模数m=1 6.4  主要尺寸计算 ==mz=1×11mm=11mm                                （76）           ===1×11mm=11mm                              （77）           a=1/2m(+)=1/2×1×(11+11)mm=11mm                （78） 6.5验算齿轮的圆周速度v v=/60×1000=×11×1600/60×1000=0.921m/s              （79） 由《参考文献四》[4]表10—22,可知选用8级精度是合适的。 7  行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件（例如齿轮、蜗轮等），都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此，轴的主要力用是支承回转零件及传递运动和动力。 1）根据承受载荷的情况，轴可分为三类： （1）心轴  工作时只受弯矩的轴，称为心轴。心轴又分为转动心轴（a）和固定心轴（b）。           （a）                                                (b) 图9心轴 Fig.9 Mandrel （2）传动轴  工作时主要承受转矩，不承受或承受很小弯矩的轴，称为传动轴。 （3）转轴  工作时既承受弯矩又承受转矩的轴，称为转轴。 另外还有空心轴（机床主轴）和钢丝软轴（挠性轴）——它可将运动灵活地传到狭窄的空间位置。如牙铝的传动轴。 图10传动轴 Fig.10 Transmission shaft 图11 转轴 Fig.11 Rotating shaft 2）按轴线形状分为： （1）直轴 光轴 作传动轴（应力集中小）。 阶梯轴 优点：便于轴上零件定位、实现等强度[6]。 （2）曲轴 图12曲轴 Fig.12 Crankshaft 7.1  减速器输入轴的设计 7.1.1  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=650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=60MPa 7.1.2  按扭转强度估算轴径 根据《参考文献四》[4]表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107)=5.36～4.86          （80） 取直径=8.5mm 7.1.3  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。 7.1.4  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[7]，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： 圆周力：==2×298.4/13.5=44.2N                          （81） 径向力：==44.2×tan=16.1N                          （82） 法向力：=/cos=44.2/ cos=47.04N                        （83）                                   图13 输入轴简图 Fig.13 The input shaft. 7.1.5  校核轴 1）受力分析图14所示                   (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14  受力分析 Fig.14 Stress analysis 2）作水平面内弯矩图（14-2a）支点反力为：  =/2=22.1N            （84） 弯矩为： =22.1×77.95/2=861.35Nmm     =22.1×29.05/2=321 Nmm 3）作垂直面内的弯矩图（14-2b），支点反力为：=/2=8.04N 弯矩为：=8.04×77.95/2=313.5Nmm     =8.04×29.05/2=116.78 Nmm 4）作合成弯矩图（14-2c）：===994.45 Nmm  （85） ===370.6 Nmm                          （86） 5)作转矩图(14-2d)： T=9549/n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 Nmm                    （87） 6)求当量弯矩 ===1130.23 Nmm                （88） ==652.566 Nmm                （89） 7)校核强度 =/W=1130.23/0.1=1130.23/0.1×=6.54Mpa                  （90） =/W=652.566/0.1=652.566/0.1×=4.9 Mpa                  （91） 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 7.2  行星轮系减速器齿轮输出轴的设计    7.2.1  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》[4]表14—4查得强度极限=600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=55MPa 7.2.2  按扭转强度估算轴径 =Pη=0.15×97.98%=0.147kw                                      （92） 根据《参考文献四》[4]表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107)=5.34～4.83    （93） 取直径=8.9mm 7.2.3  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。 7.2.4  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[9]，初定：L=136.5mm, =19.2mm, =1.1mm,  =74.5mm, =1.5mm, =15.8mm, =1.2mm, =23.2mm。 图15 输出轴 按设计结果画出轴的结构草图：见图15所示 Fig.15 Output shaft 7.2.5  校核轴： 1）受力分析图 见图 16所示                     (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16受力分析图 Fig.16 Force analysis diagram 圆周力：==2×465.5/11=84.64N                                （94） 径向力：==846.4×tan=308.1N                          （95） 法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72N                          （96） 2）作水平面内弯矩图（16-4a）[11]，支点反力为：  =/2=42.32N          （97） 弯矩为：=42.32×68.25/2=1444.17Nmm                            （98）     =423.2×33.05/2=699.338Nmm                          （99） 3）作垂直面内的弯矩图（7-4b）[11]，支点反力为：=/2=15.405N        （100） 弯矩为：=154.05×68.25/2=525.7 Nmm                            （101）     =154.05×33.05/2=254.57 Nmm                          （102） 4）作合成弯矩图（7-4c）：===1536.87 Nm（103） ===744.23 Nmm                （104） 5）作转矩图(7-4d)： T= -=*（1+P）= 0.8952×（1+4.2）=465.5 N*mm                （105） 6）求当量弯矩 ===1562.04 Nmm            （106） ==794.9Nmm              （107） 7）校核强度[13] =/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1×=9.1Mpa              （108） =/W=794.9/0.1=794.9/0.1×= 4.6Mpa                  (109) 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。 8  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，在设计过程中不仅要注意这些问题，同时也要在精度上下些力气，因为精度不高，在洗衣机运行中产生的震动和噪音就越大，随着人们对生活质量要求的不断提高，家电的产品质量要求需要不断改善，随着科学技术的日益发展,洗衣机作为最常见的一种家用电器，人们对它的要求不仅是质量上的尽量完美，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，尽量减轻他的重量和缩小他的体积，同时也不忘提高齿轮间的啮合精度和传动精度，能使洗衣机在运行中做到工作效果好、噪音小、震动小。 由于本人所学知识、设计能力和设计经验有限，在设计的过程中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，还望读者在借鉴的同时，能指出当中的错误和不足，以便能加以改善和提高，把减速器做的更加完美。 参考文献 [1] 常明.画法几何及机械制图[M].武汉:华中科技大学出版社,2004.5 [2] 申永胜.机械原理教程[M].北京:清华大学出版社,2005.12 [3] 濮良贵 纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2005.5 [4] 吴宗泽.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，2006.5 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Introduction to robotics.北京 机械工业出版社，2006 [20] Basilio Bona and Aldo Curatella.Identification of Industrial Robot Parameters for Advanced Model-Based Controllers Design Proceedings of the 2005 IEEE International Conference on Robotics and Automation. Barcelona, Spain, April 2005 致    谢 值此论文完成之际，首先衷心的感谢莫亚武老师。感谢莫老师在此次设计过程当中对我孜孜不倦的教诲，感谢莫老师耐心的指导。在此次毕业设计的过程中，莫老师提出了许多宝贵的指导性意见，才使论文得以顺利进行和最终完成。莫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。 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。 最后，感谢学校给了我这样的一次机会，让我能够有机会独立地完成一个课题，这是一次很好的体验和检验，我非常珍惜。在这次毕业设计过程当中，感谢学校给予我们的各种帮助和支持，不仅使我们得以顺利的完成毕业设计，更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的知识，增强了我们实践操作和动手应用的能力，也提高了独立思考的能力。再一次对我的母校表示感谢。 附录 附录1：洗衣机装配图（A0）一张； 附录2：行星轮减速机装配图（A0）一张； 附录3：零件图8张。