【正文】 動將產(chǎn)生自鎖。八3Z型NGWN[3Z(Ⅱ)]=60~500 推薦值=64~100短期工作，P≤120； 長期工作，P≤10=~結(jié)構(gòu)更緊湊，制造安裝較七更方便。九NGWN[3Z(Ⅲ)]傳遞較小功率時，≤500，推薦值=20~100=~ 效率隨傳動比增加而降低基本與八相同十ZXV型N(ZX V)=10~100短期工作P≤100漸開線齒形：=~ 擺線針輪 =~結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸小，齒形易加工，但行星輪軸承徑向力較大。根據(jù)相對傳動比 可變化為： (35)再由公式（32）可得 (36)。如果p值太大，可能會使得的值很大；或使得的值很小。另外p的值接近于1也是不允許的，因為這樣會使行星輪c的尺寸太小，一般取p=3~8。因為馬達(dá)齒輪軸在整個行星輪傳動中作為中心輪與三個行星輪相互嚙合，因為嚙合方式是外嚙合，假設(shè)該齒輪經(jīng)過變位，根據(jù)齒輪計算公式：綜上可得：因為電機(jī)齒輪軸已定，故齒輪模數(shù)為因此 太陽輪a的分度圓直徑為：行星輪c的分度圓直徑為：中心輪b的分度圓直徑為：轉(zhuǎn)臂x的回轉(zhuǎn)半徑為： 齒頂高：外嚙合 內(nèi)嚙合 已知太陽輪a的齒頂圓直徑求變位系數(shù)為：由可知太陽輪a采用的是負(fù)變位，因此齒輪b、c采用正變位，而齒輪a、b、c三者之間的變位關(guān)系為：，由此可得齒頂高：外嚙合內(nèi)嚙合因此 行星輪c的齒頂圓直徑為：中心輪b的齒頂圓直徑為：齒根高 外齒輪 外齒輪 內(nèi)齒輪太陽輪a的齒根圓直徑為：行星輪c的齒根圓直徑為：中心輪b的齒根圓直徑為：在設(shè)計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪傳動運動學(xué)的主要任務(wù)之一。在本設(shè)計的2ZX(NGW)型行星齒輪傳動中，其各輪齒數(shù)與傳動比之間的關(guān)系式為：因此滿足傳動比為8的要求。由行星輪c齒頂圓直徑 由【式312】可得故滿足鄰接條件。對于非變位或高度變位的行星齒輪傳動，其同心條件為：因為，因此滿足同心條件。根據(jù)行星齒輪傳動的安裝要求，可得：，其中C為正整數(shù)。本設(shè)計所選取的2ZX(A) 型行星輪傳動可以分解為ac外嚙合齒輪副和cb內(nèi)嚙合齒輪副[見圖32]. 圖32因為該傳動屬于低速傳動，采用壓力角，精度等級為7級。式中 ——為轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪a與行星輪c之間的嚙合損失， ——為轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪b與行星輪c之間的嚙合損失。 ——端面重合度。所以輸入功率為：η=P為求得兩個構(gòu)件上的平行力的比值，應(yīng)須先知道他們對第三個力的力矩。m為行星輪數(shù)目 因為中心輪a作為太陽輪同時又是電機(jī)軸，因此中心輪a所傳遞的轉(zhuǎn)矩即為電機(jī)轉(zhuǎn)矩。2齒輪材料的選用太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內(nèi)齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。若齒面接觸應(yīng)力超過材料的接觸持久極限，則齒輪在載荷的多次重復(fù)作用下，齒面表層產(chǎn)生細(xì)小的疲勞裂紋，裂紋的蔓延擴(kuò)展，是表層金屬微粒剝落形成疲勞點蝕。故開式齒輪的失效形式是齒面磨損和輪齒折斷。齒面磨料磨損是由于輪廓間相對滑動的存在，如果有硬的屑粒進(jìn)入輪齒工作面間，則將產(chǎn)生磨料磨損。內(nèi)嚙合齒輪副的接觸應(yīng)力一般比外嚙合齒輪副要小得多。而在行星輪傳動中，輪齒折斷具有很大的破壞性。赫茲應(yīng)力是齒面間應(yīng)力的主要指標(biāo)，但不是產(chǎn)生點蝕的唯一原因。式中，“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合。傳動精度系數(shù)C可按下式計算，即 （44）式中 ——齒距極限偏差，；《幾何精度控制技術(shù)》得：因為齒輪精度為7級，齒輪a、b、c的分度圓直徑分別為、所以單個齒距極限偏差。因此初選與之相嚙合的行星輪c的齒寬為40mm，則中心輪b的齒寬為：mm。行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) 考慮各行星輪間載荷分配不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。根據(jù)得到的各齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限以及齒輪精度等級7級，查《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖719】可得：，節(jié)點區(qū)域系數(shù) 考慮節(jié)點處齒廓曲率對接觸應(yīng)力的影響，的值可按下式計算：式中 ——端面壓力角，； ——基圓螺旋角，； ——端面嚙合角，； 式中，“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合。 因此對于嚙合齒輪副a、c，查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖69】可得嚙合齒輪副a、c的=；對于嚙合齒輪副c、b，查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖69】可得嚙合齒輪副c、b的=。因為本設(shè)計所選用的齒輪皆為直齒圓柱齒輪，因此可由《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》中公式計算得到。值可由齒輪的負(fù)荷運轉(zhuǎn)試驗得到。因為太陽輪a選擇的材料為20CrMnTi，滲碳后淬火，查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖614】可得.因為中心輪b選擇的材料為30CrMnSi，調(diào)質(zhì)處理。如果齒輪工作要求長期運轉(zhuǎn)，可靠性要求較高；齒輪傳動一旦失效可能造成較嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失或安全事故，安全系數(shù)應(yīng)取較大值。它與一對相嚙合的齒輪的材料、熱處理、直徑、模數(shù)、吃面粗糙度、節(jié)線速度及使用的潤滑劑等有關(guān)。對于應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》表613可知，對于本設(shè)計中所選用的2ZX（NGW）型行星齒輪傳動的ac嚙合齒輪副而言，由可得太陽輪a的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：行星輪c的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：對于嚙合齒輪副cb，查表可得，行星輪c的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：中心輪b的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：式中 t為嚙合齒輪副總工作時間（h），當(dāng)齒輪在雙向載荷作用下工作時，t為齒輪嚙合次數(shù)最多的一側(cè)的總工作時間，由此可得行星輪c的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為。潤滑區(qū)的油粘度（其影響用來考慮）、相嚙合齒間的相對速度（其影響用來考慮）、齒面粗糙度（其影響用來考慮）對齒面間潤滑油膜狀況均會產(chǎn)生影響。的值可由書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【表615】中的公式計算得到。.將上述參數(shù)代入【式44】得太陽輪a的許用接觸應(yīng)力為：中心輪b的許用接觸應(yīng)力為：行星輪c的許用接觸應(yīng)力為：校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件：大、小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即由外嚙合齒輪副a、c的齒面接觸應(yīng)力為，故滿足強(qiáng)度條件；由內(nèi)嚙合齒輪副c、b的齒面接觸應(yīng)力為，故滿足強(qiáng)度條件。可按書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》公式計算，即 （48）式中 ——接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)，由上可知太陽輪a的齒向載荷分布系數(shù)，中心輪b的向載荷分布系數(shù)，行星輪c的向載荷分布系數(shù)。齒輪的齒形系數(shù)，對于齒形符合國標(biāo)13561987規(guī)定，即，的齒輪，其齒形系數(shù)可查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖622】得到。應(yīng)力修正系數(shù) 將名義彎曲應(yīng)力換算成齒根局部應(yīng)力的系數(shù)。中心輪b的變位系數(shù)為，因此齒形系數(shù)。將代入【411】得 （413）由上可知，嚙合齒輪副a、c的端面重合度，嚙合齒輪副c、b的端面重合度。確定各參數(shù)試驗齒輪的彎曲疲勞極限 某種材料的齒輪經(jīng)長期持續(xù)的重復(fù)載荷作用（通常其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)不少于）后，齒根保持不破壞時的極限應(yīng)力。圖中硬化齒輪的疲勞極限值對滲碳齒輪適用于有效硬化層深度（加工后的），對于氮化齒輪，其有效硬化層深度。上述由圖中查得的數(shù)據(jù)適用于輪齒單向彎曲的受載狀況；對于雙向彎曲的齒輪（如太陽輪a、行星輪c），對于雙向運轉(zhuǎn)工作的齒輪。由上可知 太陽輪a的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：行星輪c的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：中心輪b的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：由齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，查書《行星齒輪傳動設(shè)計手冊》【圖631】可得太陽輪a的壽命系數(shù)為：中心輪b的壽命系數(shù)為：行星輪c的壽命系數(shù)為： 彎曲強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù) 考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因數(shù)的系數(shù)，且用于彎曲強(qiáng)度的計算。當(dāng)齒根圓角參數(shù)在的范圍內(nèi)時。而相對齒根表面狀況系數(shù)定義為所計算齒輪的齒根表面狀況系數(shù)與試驗齒輪的齒根表面狀況系數(shù)的比值。將所有參數(shù)代入【式416】得各齒輪的許用齒根應(yīng)力為太陽輪a：中心輪b：行星輪c：校核齒根應(yīng)力的強(qiáng)度條件為計算齒根應(yīng)力應(yīng)不大于許用齒根應(yīng)力，即太陽輪a：中心輪b：行星輪c：由此可得，所選材料滿足齒根應(yīng)力的強(qiáng)度條件。查書《幾何精度控制技術(shù)》【附表46】、【附表48】、【附表51】、【附表54】、【附表56】、【附表57】可得：太陽輪a 圓柱度公差值為5圓跳動公差值為12單個齒距極限偏差 螺旋線總共差 徑向綜合總公差 一齒徑向綜合總公差太陽輪a的二維cad圖紙見下圖【圖54】圖54 行星輪c的機(jī)構(gòu)設(shè)計對于行星輪c在空間結(jié)構(gòu)上的布置方案見【圖55】圖55本設(shè)計中，由于該變速箱的結(jié)構(gòu)較為緊湊，輪齒直徑較小，故不宜采用鍵連接，在此將行星輪c設(shè)計成為齒輪軸。查書《機(jī)械設(shè)計》可得軸徑計算公式為： （51）確定上述參數(shù)由上可知行星輪c的轉(zhuǎn)速為1250r/min；行星輪c傳遞的功率為，由太陽輪a與行星輪c之間傳遞效率為，因此單個行星輪c所能傳遞的功率為；查書《機(jī)械設(shè)計》【表153】可得材料40Cr的值范圍為35~55，為確保使用中的安全，故取=36；將上述參數(shù)代入【式51】得：將軸徑進(jìn)行圓整并考慮軸承的選用，取d=15mm。綜合考慮，查書《機(jī)械設(shè)計手冊》選擇代號為NA4902的滾針軸承，其基本性能參數(shù)為：d=15mm，D=28mm，B=13，=20，=，=17，=26，=，基本額定動載荷=，基本額定靜載荷=，當(dāng)潤滑脂潤滑時極限轉(zhuǎn)速為10000r/min，當(dāng)潤滑油潤滑時極限轉(zhuǎn)速為16000r/min。中心輪b外壁上定位孔用于定位。軸承與孔之見采用過盈配合（），用溫差裝配，取配合長度為15mm。經(jīng)過多此反復(fù)的計算與修改，終于確定了中心輪壓板的設(shè)計方案，其三維模型圖見【圖526】、【圖527】： 圖526 圖527由外殼公差等級為7級，標(biāo)注形位公差，得行星架x1的二維工程圖紙，見【圖528】：圖5286. 裝配將各個設(shè)計好的零件的三維模型通過solidworks軟件進(jìn)行裝配，可得到裝配圖，如圖【61】【62】： 圖61 圖62將裝配圖進(jìn)行爆炸，可得到爆炸圖，如【圖63】圖63由裝配的三維模型繪制二維圖紙，可得二維圖紙如【圖64】：圖647. 馬達(dá)控制器的結(jié)構(gòu)設(shè)計在此要先說明的是對于馬達(dá)控制器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，其核心是為公司的馬達(dá)控制器設(shè)計一款合適的外殼。從開始接到論文題目到系統(tǒng)的實現(xiàn)，再到論文文章的完成，每走一步對我來說都是新的嘗試與挑戰(zhàn)，這也是我在大學(xué)期間獨立完成的最大的項目?？粗约涸O(shè)計的產(chǎn)品，真是莫大的幸福和自豪。當(dāng)然對于變速箱，需要考慮的更多，不僅僅上上面的一些方面，還有重量、體積、安裝等等各方面的要求。這次設(shè)計是真正的自己學(xué)習(xí)的過程和研究的過程，沒有學(xué)習(xí)就不可能有研究的能力，沒有自己的研究，就不會有所突破，那也就不