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1、. . . 畢業(yè)設(shè)計 ZL40裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱設(shè)計 the design for ZL40 loader planetary power shift transmission 學(xué) 院（系）：機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造與其自動化 摘要 本次設(shè)計為ZL40裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱。ZL40裝載機(jī)是一種輪式裝載機(jī)，被廣泛應(yīng)用于建筑、鐵路、公路、水電、港口、礦山、農(nóng)田基本建設(shè)與國防等工程中，更多地被用來對土壤、砂石、石灰、煤炭等散裝物進(jìn)行鏟

2、裝、搬運(yùn)、卸載與平整作業(yè)，也可輕度鏟挖礦山、硬土以與裝卸鋼管、木料等，具有作業(yè)速度快、效率高、機(jī)動靈活、操縱方便這些特點(diǎn)，已經(jīng)成了工程建設(shè)中土石方施工的主要機(jī)種之一。而行星式動力變速箱具有結(jié)構(gòu)緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負(fù)荷小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心和更加容易地實現(xiàn)動力與自動換擋等優(yōu)點(diǎn)，同時也有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、零件多、制造精度高、修理復(fù)雜等不足之處。隨著制造加工精度的提高，這種變速箱不僅在工程車輛上得到了被普遍使用，在汽車上的應(yīng)用也越來越廣泛。 首先通過發(fā)動機(jī)與液力變矩器的匹配設(shè)計計算，使發(fā)動機(jī)功率能夠充分利用，進(jìn)而改善裝載機(jī)牽引性能，然后選擇裝載機(jī)的傳動方案，變速箱有兩個前進(jìn)檔位，一個

3、后退檔位，通過操縱兩個換擋離合器便可實現(xiàn)換擋。離合器類型為雙離合器，換擋迅速平穩(wěn)。最后進(jìn)行了變速箱主要參數(shù)的確定和配齒計算，通過主要零部件的強(qiáng)度剛度計算以與軸承壽命驗算，變速箱滿足了設(shè)計要求。 關(guān)鍵詞：輪式裝載機(jī)；匹配；牽引特性；行星式變速器；動力換擋 Abstract The topic of this design is the ZL40 loader planetary power shift transmission. The loader ZL40 is a kind of wheel loader, is widely used in co

4、nstruction, railway, highway, water and electricity, port, mines, farmland capital construction and national defense projects, it is mainly used for soil, sandstone, limes, coal and other bulk to shovel loading, handle, unload and do the smooth operations, can be used to slightly dig the mine, hard

5、soil, and to load and unload steel, wood, etc.,with fast operation speed, high efficiency, flexible and convenient manipulation, become one of the main models of the conditions in the construction of engineering construction. The planetary power shift transmission has a compact, load capacity, tran

6、smission efficiency, the load between teeth small, the structure stiffness, input and output shaft concentric and easy to implement dynamic and automatic shift, etc., but also a complex, multi-part, high precision manufacturing, maintenance problems and other Shortcomings. As the manufacturing proce

7、ss to improve the accuracy of such transmission-type vehicles not only in engineering has been widely used in automotive applications are increasingly widespread. First, by matching the engine and torque converter design and calculation, the engine power is fully utilized, Loader in order to improv

8、e traction performance, and then select the loader transmission scheme, transmission has two forward gears, back a gear, shifting through the manipulation of the two clutch shift can be realized. Clutch type dual clutch, shift quickly and smoothly. Finally, to determine the main parameters of the tr

9、ansmission and distribution gear calculation, calculated by the intensity of the main components and checking the bearing life, transmission to meet the design requirements. Keywords: Wheel Loaders; Matching; Tractive Characteristics; Planetary Transmission; Power Shift 37 / 42 目錄 摘要Ⅰ Abstrac

10、tⅡ 引言1 1 傳動方案的初步設(shè)計與分析3 1.1 變速箱的功用3 1.2 設(shè)計要求3 1.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設(shè)計原則3 1.4 兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇3 1.5 設(shè)計步驟4 2 發(fā)動機(jī)與液力變距器的匹配計算4 2.1 畫出發(fā)動機(jī)的外特性曲線和液力變矩器的無因次特性曲線4 2.2 確定變矩器的直徑7 2.3 作發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線9 2.4 作發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線10 2.5 確定變速箱檔數(shù)比12 2.6 作理論牽引特性曲線12 3 變速箱方案設(shè)計與參數(shù)確定15 3.1 傳動

11、方案的選擇15 3.2 配齒計算17 3.3 行星機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)分析18 3.3.1 轉(zhuǎn)速分析18 3.3.2 轉(zhuǎn)矩分析19 4 主離合器設(shè)計21 4.1 主離合器的選型21 4.2 主離合器的主要參數(shù)確定22 5 行星部分齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計24 5.1 齒輪設(shè)計24 5.2 計算載荷的確定24 5.3 齒輪的變位和修正24 5.4 齒輪的強(qiáng)度驗算24 5.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強(qiáng)度25 5.4.2 驗算行星輪與齒圈傳動的強(qiáng)度26 6 定軸傳動部分齒輪參數(shù)計算28 6.1 齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩的確定28 6.2 齒輪材料的選擇29

12、6.3 主要尺寸的初步確定29 6.4 齒輪強(qiáng)度校核30 7 軸的設(shè)計與軸承的選用31 7.1 軸的設(shè)計31 7.1.1 軸的初選32 7.1.2 軸的強(qiáng)度校核32 7.2 軸承的選用34 7.2.1 初選軸承34 7.2.2 軸承的強(qiáng)度校核與壽命計算34 結(jié) 論36 致 37 參 考 文 獻(xiàn)38 引言 1.裝載機(jī)概述 裝載機(jī)的應(yīng)用廣泛，在生活中被普遍應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、等方面，它的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料等，主要完成鏟、裝、卸、運(yùn)等作業(yè)，也能夠鏟掘巖石、硬土等，要是使用其他的輔助工作裝置，還能夠進(jìn)行

13、推土、起重和裝卸其他物料的作業(yè)。在道路尤其是在高等級公路施工中，裝載機(jī)通常用來填挖路基工程、瀝青以與水泥混凝土料場的集料、裝料等作業(yè)。此外還可進(jìn)行推運(yùn)土壤、刮平地面和牽引其他機(jī)械等作業(yè)。由于裝載機(jī)具有作業(yè)速度快、效率高、機(jī)動性好、操作輕便等優(yōu)點(diǎn)，因而在國外得到迅速發(fā)展，成為土石方工程施工的主要機(jī)種之一 裝載機(jī)的行走裝置有輪胎式和履帶式兩種，傳動形式有機(jī)械傳動、液力機(jī)械傳動、液壓傳動和電傳動等，本次設(shè)計為液力機(jī)械傳動的輪式裝載機(jī)。 2.裝載機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r 從20世紀(jì)20年代開始，裝載機(jī)就處于不斷發(fā)展的狀態(tài)。傳動系統(tǒng)的改變由機(jī)械傳動到液力機(jī)械傳動、全液壓傳動再到電傳動，不斷更新，而現(xiàn)在使用最多

14、的是液力機(jī)械傳動。全輪驅(qū)動的裝載機(jī)的問世是從20世紀(jì)40年代開始的，鉸接式轉(zhuǎn)向裝載機(jī)的發(fā)明是在60年代期間，裝載機(jī)的這些不同的結(jié)構(gòu)形式如今已經(jīng)被大、中型裝載機(jī)廣泛采用。伴隨著電子技術(shù)的發(fā)展，一直到80年代，裝載機(jī)步入了機(jī)電液一體化的新發(fā)展階段。當(dāng)今裝載機(jī)在整體性能、工作能力、安全方面、可靠度方面和操作舒適等各個方面都進(jìn)步了很多。經(jīng)過30幾年的發(fā)展，我國裝載機(jī)的結(jié)構(gòu)和性能都有了較大提高，正一步一步逼近國際水平。 近年來，裝載機(jī)在國外的發(fā)展趨勢可以按以下幾個方面來總結(jié)。 （1）產(chǎn)品形成系列，規(guī)格向兩頭延伸 產(chǎn)品開發(fā)變?yōu)橄盗?，并在發(fā)展大型輪胎式裝載機(jī)的同時向小型化發(fā)展，產(chǎn)品系列化、成套化、多品

15、種化成為主流。大小規(guī)格往兩頭延伸同時向高卸位、遠(yuǎn)距離作業(yè)方向發(fā)展。 （2）技術(shù)不斷創(chuàng)新，產(chǎn)品性能日趨完善 采用新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)，來改善整機(jī)性能，加強(qiáng)機(jī)器的自動化和智能化水平，讓作業(yè)越發(fā)精確、快捷，同時減少能量消耗。一些先進(jìn)技術(shù)被廣泛地使用，工作裝置連桿機(jī)構(gòu)不斷更新?lián)Q代，不同的自動化功能越發(fā)接近成熟、完善。 （3）向機(jī)電液一體化、電子化方向發(fā)展 隨著電子技術(shù)、計算機(jī)技術(shù)的進(jìn)步與不斷發(fā)展，為保證機(jī)器在可靠度、安全以與節(jié)能等方面的性能，進(jìn)入20世紀(jì)80年代之后，已將一些電子技術(shù)、智能技術(shù)用在裝載機(jī)等一些工程機(jī)械上，以增強(qiáng)機(jī)器的各種性能和作業(yè)質(zhì)量。 （4）裝載機(jī)的輪胎化 由于輪胎式裝載機(jī)具有

16、重量輕，速度快，機(jī)動靈活，效率高、維修方便等一系列優(yōu)點(diǎn)，所以發(fā)展較快，應(yīng)用廣泛。 1 傳動方案的初步設(shè)計與分析 1.1 變速箱的功用 變速箱的功用是: 1.更改傳動比，使驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩以與轉(zhuǎn)速的變化圍變大，從而適不斷變化的行駛條件，例如起步、加速、上坡等，并讓發(fā)動機(jī)在較好的條件下工作； 2.實現(xiàn)倒擋，以發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變作為前提，使車輛可以前進(jìn)與倒退行駛； 3.實現(xiàn)空擋，能使傳動系統(tǒng)的動力傳遞終止，從而使發(fā)動機(jī)可以起動、怠速，而且能使車輛在發(fā)動機(jī)工作的情況下長時間停車，從而便于變速箱換擋和動力輸出。 1.2 設(shè)計要求 工程車輛

17、的變速箱主要有三種形式:機(jī)械式變速箱、定軸式動力換擋變速箱和行星齒輪式變速箱。設(shè)計新的變速箱時應(yīng)滿足以下要求: 1.具有足夠的擋位數(shù)與合適的傳動比，滿足車輛在不同情況下對速度與牽引力的要求，保證車輛具有良好的牽引性能與燃油經(jīng)濟(jì)性能，并獲得較高的生產(chǎn)率； 2.具有較好的換擋性能。對于動力換擋變速箱，要求換擋迅速平穩(wěn)、工作可靠、使用時間長、結(jié)構(gòu)緊湊、制作簡單與使用修理便捷。 1.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設(shè)計原則 使用串聯(lián)組成式變速箱能夠減少行星排以與操縱元件的數(shù)目，改善各行星排元件之間的連接，能夠使制動器摩擦片的相對轉(zhuǎn)速降低。就傳動效率而言，串聯(lián)組成能夠減少空轉(zhuǎn)的操縱元件的數(shù)目，就齒輪嚙

18、合傳動效率而言，齒輪嚙合傳動的消耗也許會增大一點(diǎn)。 而串聯(lián)組成造成的不足有：兩個檔位之間彼此轉(zhuǎn)換時，一定要使兩個操縱元件同時分開或同時合上，因此變換檔位時比較困難。 1.4 兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇 兩自由度行星變速箱是根據(jù)每個擋位行星機(jī)構(gòu)并連起來形成的。在選擇每個擋位的傳動方案并組成行星變速箱傳動方案時，可以參考下述原則： 1.憑借盡量較少數(shù)目的行星排來實現(xiàn)對應(yīng)的不同擋位； 2.在合適的α值下，能較準(zhǔn)確地實現(xiàn)各擋傳動比，使結(jié)構(gòu)緊湊； 3.當(dāng)每個擋位開始工作時，行星輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速不能夠太高，當(dāng)行星排傳遞功率時，齒圈和太陽輪軸在理論上都不承受徑向載荷，不過行星輪軸卻要

19、受到徑向載荷，所以不僅要確保行星輪軸承在結(jié)構(gòu)上擁有較好的潤滑，而且要對它的最高轉(zhuǎn)速進(jìn)行約束，通常在行星輪轉(zhuǎn)傳遞功率的時候，行星輪相對行星架的轉(zhuǎn)速應(yīng)該小于5000 r/min。 4.當(dāng)每個擋位工作時， 每擋操縱元件（包括離合器、制動器）的空轉(zhuǎn)相對轉(zhuǎn)速不可以太高，通常摩擦元件的平均半徑處的圓周線速度要控制在60m/s以下。 5.各擋嚙合傳動效率要高。一般要求各前進(jìn)擋效率要大于0.925，各倒退擋效率要大于0.87。 6.結(jié)構(gòu)簡單。采用串聯(lián)的行星機(jī)構(gòu)，可以簡化變速箱機(jī)構(gòu)。 綜上所述，采用串聯(lián)的傳動方案具有一系列優(yōu)點(diǎn)，它的缺點(diǎn)是功率通過多個串聯(lián)的組成部分傳遞，增加了傳遞功率的行星排數(shù)，使效率下

20、降。此外，由于增加了整個變速箱的自由度，為得到一個檔位，同時作用的操縱件增多，從而使操縱機(jī)構(gòu)較復(fù)雜。目前，在工程車輛上最常用的便是二自由度行星機(jī)構(gòu)或是由兩個二自由度行星機(jī)構(gòu)串聯(lián)而成的方案。 1.5 設(shè)計步驟 1.詳細(xì)地了解一下行星式動力換擋變速箱的結(jié)構(gòu)同時以一些已經(jīng)成型的機(jī)型作為基礎(chǔ)； 2.進(jìn)行發(fā)動機(jī)與液力變矩器的性能匹配； 3.根據(jù)工作特點(diǎn)選擇變速箱結(jié)構(gòu)形式； 4.根據(jù)總體計算確定擋位數(shù)與各擋傳動比； 5.以總體布置的要求來確定變速箱外形尺寸允許圍； 6.擬定變速箱的傳動方案； 7.確定變速箱的主要參數(shù)，如中心距、齒輪模數(shù)、齒寬等； 8.由變速箱的傳動比選配齒輪，確定各擋

21、齒輪的齒數(shù)；行星齒輪式變速箱需要齒輪傳動設(shè)計； 9.對齒輪、軸、軸承等零件的壽命進(jìn)行計算或校核其強(qiáng)度、剛度； 10.進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制裝配圖與零件圖。 2 發(fā)動機(jī)與液力變距器的匹配計算 2.1 畫出發(fā)動機(jī)的外特性曲線和液力變矩器的無因次特性曲線 液力變矩器的無因次特性曲線可根據(jù)表2.1的數(shù)據(jù)按一定比例畫出。 表2.1液力變矩器參數(shù) i λγ104 η（％） κ 0 33.5 0 4.75 0.1 35 39 3.92 0.2 35.5 62.6 3.13 0.3 36 72.6 2.42 0.36 36.8 75.6

22、 2.1 0.4 37.5 70.8 1.77 0.48 40.5 64.8 1.35 0.5 39.5 66 1.32 0.6 34.8 71.2 1.19 0.7 31 75.5 1.08 0.78 27.7 76.6 0.995 0.8 26.6 76 0.95 0.9 18.4 72 0.8 1 4.3 38 0.38 液力變矩器的無因次特性曲線見圖2.1： 圖2.1 液力變矩器的無因次特性曲線 發(fā)動機(jī)的外特性曲線可由以下的公式進(jìn)行計算，然后

23、再選擇恰當(dāng)?shù)谋壤谧鴺?biāo)紙上作出。 式中： ——發(fā)動機(jī)最大扭矩； ——發(fā)動機(jī)額定扭矩； ——對應(yīng)轉(zhuǎn)速的扭矩； ——發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速； ——最大扭矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速； ——對應(yīng)扭矩的轉(zhuǎn)速。 由任務(wù)書給出的數(shù)據(jù)可得發(fā)動機(jī)的最大扭矩=750，發(fā)動機(jī)額定扭矩==555.64，=2200r/min，最大扭矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速=1400 r/min 最后可得： =750-194.36/640000 帶入數(shù)據(jù)，可得以下表2.2: 表2.2 發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)速 發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)輸出功率 1000 701.41 73.45 1100 722.67 83.24

24、 1200 737.85 92.71 1300 746.96 101.68 1400 750.00 109.95 1500 746.96 117.32 1600 737.85 123.62 1700 722.67 128.64 1800 701.41 132.20 1900 674.08 134.11 2000 640.67 134.17 2100 601.19 132.20 2200 555.64 128.00 參考相關(guān)資料，發(fā)動機(jī)調(diào)速區(qū)取。 2.2確定變矩器的直徑 在實際使用中，保證渦輪的最大輸出功率的最簡單方法，

25、是以液力變矩器的最高效率工況來傳遞柴油機(jī)的最大功率，即液力變矩器對應(yīng)的即（）的負(fù)荷拋物線通過標(biāo)定工況點(diǎn)扭矩，并以此來確定液力變矩器的有效直徑D。然后，根據(jù)液力變矩器的透穿性，適當(dāng)考慮柴油機(jī)燃料經(jīng)濟(jì)性與最大轉(zhuǎn)矩點(diǎn)的利用，參考工程車輛的工作特性，再對有效直徑進(jìn)行修改。 發(fā)動機(jī)和變矩器的匹配，一般采取全功率匹配和部分功率匹配兩種方案。全功率匹配：在選擇變矩器的直徑的時候，應(yīng)優(yōu)先考慮滿足裝載機(jī)在作業(yè)時所需要得到的最大插入力（牽引力），換言之，這類工況下，裝載機(jī)的變速操縱泵和變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向油泵和工作裝置油泵空轉(zhuǎn)，變矩器和發(fā)動機(jī)輸出的全部有效功率進(jìn)行匹配。 部分功率匹配是以工作裝置與牽引（插入

26、）同時工作為前提，所以工作裝置液壓泵需要提前留出一部分備用功率，換言之，這類工況下，工作裝置液壓泵、變速操縱液壓泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向液壓泵空轉(zhuǎn)，變矩器不能與發(fā)動機(jī)輸出的全部有效功率進(jìn)行匹配，而可以與它的部分功率進(jìn)行匹配。 因此，為了滿足對插入力（牽引力）的要求，小型機(jī)械應(yīng)該進(jìn)行全功率匹配。而大中型機(jī)器，由于儲備功率較大，進(jìn)行部分功率匹配可以提高生產(chǎn)率。由任務(wù)書中所給數(shù)據(jù)可知發(fā)動機(jī)功率為128KW，屬于中型機(jī)器，所以采用部分功率匹配。 發(fā)動機(jī)輸入液力變矩器的凈轉(zhuǎn)矩可按如下公式計算： 式中： ——扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機(jī)凈轉(zhuǎn)矩； ——發(fā)動機(jī)臺架試驗確定的額定轉(zhuǎn)矩；

27、 ——消耗在驅(qū)動輔助裝置上的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩； ——消耗在驅(qū)動工作液壓泵的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩。 通常發(fā)動機(jī)臺架進(jìn)行試驗時都不帶風(fēng)扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)等附件，它們所消耗的功率大概是發(fā)動機(jī)額定功率的5％~10％，其中主要為風(fēng)扇的損失。帶動風(fēng)扇的轉(zhuǎn)矩和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的平方成正比，因為主要是風(fēng)扇損失，所以可以將發(fā)動機(jī)全部輔助裝置所消耗的轉(zhuǎn)矩近似地當(dāng)作與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的平方成正比。所以，應(yīng)根據(jù)如下公式來近似確定: 各工作液壓泵所消耗的轉(zhuǎn)矩，可按下式確定： 式中： ——液壓泵的輸出壓力； Q——液壓泵的流量； ——液壓泵的轉(zhuǎn)速； ——液壓泵的機(jī)械效率。 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書可知，變速泵的工作

28、壓力1.3 Mpa，工作流量為120 r/min；轉(zhuǎn)向泵的工作壓力為12Mpa，工作流量為76r/min；工作裝置油泵的工作壓力為7 Mpa，工作流量為308r /min。液壓泵空轉(zhuǎn)時取空載壓力，通常取0.3 ~0.5 Mpa，這里取0.5 Mpa；液壓泵的效率通常為0.75 ~0.85，這里取=0.75。 變矩器的有效直徑按下式確定： 式中： ——發(fā)動機(jī)傳給變矩器的最大有效力矩； ——工作液體的重度； ——所選變矩器高效區(qū)中點(diǎn)傳動比對應(yīng)的泵輪力矩系數(shù)； ——發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速。 由上述公式可知發(fā)動機(jī)在額定工況時給變矩器傳遞的有效扭矩即為發(fā)動機(jī)傳給變矩器的最大有效力矩，計算得=2

29、73.29；變矩器高效區(qū)中點(diǎn)傳動比所對應(yīng)的參數(shù)：,,,；。代入得。 2.3 作發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線 發(fā)動機(jī)與液力變矩器的輸入特性是當(dāng)變矩器處于不同工況i時，得到的變矩器與發(fā)動機(jī)工作的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化的特征。處于不同的轉(zhuǎn)速比，泵輪轉(zhuǎn)矩也將跟著泵輪轉(zhuǎn)速的改變而改變。 泵輪轉(zhuǎn)矩計算公式為： 不同傳動比時，的值不一樣，便能夠得到不一樣的曲線，然后將計算出的不同的值列成如下的表2.3： 表2.3 以轉(zhuǎn)速n為橫坐標(biāo)，扭矩M為縱坐標(biāo)，先畫出發(fā)動機(jī)的凈轉(zhuǎn)矩特性曲線，然后再根據(jù)上表作出泵輪的負(fù)荷拋物線，就能畫出發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線。如圖2.2所

30、示： 圖2.2 發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線 2.4 作發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線 發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸出特性是分析研究液力變矩器與發(fā)動機(jī)共同工作時，渦輪轉(zhuǎn)矩、功率、效率等隨渦輪轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律。 從發(fā)動機(jī)與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線上，找出各速比、0.1、…、1.0時的共同工作點(diǎn)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的值；再根據(jù)各速比在液力變矩器的原始特性曲線上查出對應(yīng)的變矩系數(shù)K值和效率值；按下列公式分別計算出各速比下，相應(yīng)的渦輪軸轉(zhuǎn)速、渦輪轉(zhuǎn)矩、渦輪功率等值： ；； 計算結(jié)果如下表2.4： 表2.4

31、 i κ (N·m) （r/min） (N·m) (r/min) (KW) 0 4.75 310 2188 1472.50 0.00 0.00 0.00 0.1 3.92 317 2103 1242.64 210.30 27.22 39.00 0.2 3.13 318.84 2100 997.97 420.00 43.89 62.60 0.3 2.42 323 2091 781.66 627.30 51.34 72.60 0.36 2.1 325 2085 682.50 750.60 53.64 7

32、5.60 0.4 1.77 330 2077 584.10 830.80 50.81 70.80 0.48 1.35 342.5 2040 462.38 979.20 47.41 64.80 0.5 1.32 337 2051 444.84 1025.50 47.77 66.00 0.6 1.19 316 2109 376.04 1265.40 49.69 71.20 0.7 1.08 307 2160 331.56 1512.00 52.42 75.50 0.78 0.995 273.29 2200 2

33、71.92 716.00 48.22 76.60 0.8 0.95 265 2208 251.75 1766.40 46.56 76.00 0.9 0.8 192.5 2270 154.00 2043.00 32.94 72.00 1 0.38 50 2380 19.00 2380.00 4.74 38.00 將以上表格數(shù)據(jù)按照合適的比例，以為橫坐標(biāo)，其他參數(shù)為縱坐標(biāo)進(jìn)行作圖，就能夠畫出發(fā)動機(jī)與液力變矩器共同工作的輸出特性曲線，如圖2.3所示： 圖2.3 發(fā)動機(jī)與液力變矩器共同工作的輸出特性曲線 2.5 確定變速箱

34、檔數(shù)比 式中： ——車輪動力半徑(mm) ； ——輪輞直徑(英寸)； ——輪胎斷面的高寬比,一般為0.55～0.77，取0.6； ——輪胎變形系數(shù)，取0.1； 一一輪胎斷面寬度。 由設(shè)計任務(wù)書得輪胎：16-24，代入公式得=0.52m。 最高、最低檔總傳動比計算公式如下： 其中，為液力變矩器與發(fā)動機(jī)共同工作輸出特性曲線中高效區(qū)渦輪最高轉(zhuǎn)速；、為最高、最低檔速度。 代入計算得： 再由下列公式計算變速箱的傳動比： 式中： ——變速箱的傳動比； ——主傳動器（中央傳動器）的傳動比； ——最終傳動（輪邊傳動）的傳動比。 由設(shè)計任務(wù)書可知=6.16

35、7，=3.667，代入上述公式可得：變速箱的最大傳動比=0.483, 最小傳動比=1.692 2.6 作理論牽引特性曲線 根據(jù)下列公式分別計算、、以與的值，計算結(jié)果如表2.5和表2.6所示： 表2.5 一檔牽引特性數(shù)據(jù) （r/min） (N·m) (m/s) (KN) (KW) 420.00 997.97 2.06 37.85 21.67 0.49 627.30 781.66 3.10 34.06 29.36 0.57 750.60 682.50 3.73 30.64 31.79 0.59 830.8

36、0 584.10 4.17 23.86 27.62 0.54 979.20 462.38 4.95 16.31 22.42 0.47 1025.50 444.84 5.18 15.92 22.91 0.48 1265.40 376.04 6.40 14.20 25.27 0.51 1512.00 331.56 7.66 13.05 27.77 0.53 1716.00 271.92 8.71 10.27 24.85 0.51 1766.40 251.75 8.98 9.14 22.80 0.49 2043.00

37、 154.00 10.43 3.81 11.05 0.34 表2.6 二檔牽引特性數(shù)據(jù) （r/min） (N·m) (m/s) (KN) (KW) 420.00 997.97 7.48 8.30 17.24 0.39 627.30 781.66 11.18 7.22 22.41 0.44 750.60 682.50 13.39 6.24 23.22 0.43 830.80 584.10 14.84 4.31 17.75 0.35 979.20 462.38 17.53

38、 2.15 10.46 0.22 1025.50 444.84 18.36 2.04 10.38 0.22 1265.40 376.04 22.66 1.55 9.73 0.20 1512.00 331.56 27.08 1.22 9.15 0.17 1716.00 271.92 30.76 0.42 3.60 0.07 1766.40 251.75 31.67 0.10 0.88 0.02 根據(jù)上述表格在同一坐標(biāo)軸上分別作出各個檔位的=、以與曲線，如圖2.4和圖2.5所示： 圖2.4一擋牽引特性曲線

39、圖2.5 一擋牽引特性曲線 3 變速箱方案設(shè)計與參數(shù)確定 3.1傳動方案的選擇 ZL40裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱采用以下傳動方案，其傳動簡圖見圖3.1： 圖3.1 ZL40裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱 以上行星式動力換擋變速箱由行星傳動部分以與一對定軸傳動齒輪組成，能夠?qū)崿F(xiàn)兩個前進(jìn)擋和一個后退檔。行星傳動部分主要由兩個行星排組成，兩行星排的太陽輪、行星輪和齒圈的特性參數(shù)都一樣，也就是辛普森輪系。兩個行星排的太陽輪制成一體，通過花鍵與輸入軸連接，輸入軸可由兩個滾珠軸承支承在箱體上，每個滾珠軸承約束一個方向的軸向位移。太陽輪又通過花鍵和閉

40、鎖離合器的主動軸來連接。前行星排齒圈、后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓相互之間通過花鍵連成一體，是行星變速部分的輸出軸。后行星排行星架和太陽輪之間有一個滾珠軸承支承；前行星排行星架是由一個滾珠軸承支承在輸入軸上。前行星排行星架和后行星排齒圈上各自設(shè)有制動器。前排行星架上的制動器是倒檔制動器，后排齒圈上的制動器是低擋制動器，它們都由花鍵齒和制動器的旋轉(zhuǎn)摩擦片來連接。制動器的固定摩擦片，通過固定在變速箱殼體上的銷釘導(dǎo)向，并傳力給殼體，制動器摩擦片的壓緊憑借油缸活塞。制動器分離時的活塞回位憑借沿圓周布置的分離彈簧。 閉鎖離合器的主動摩擦片有兩片，它們與離合器主動軸由螺釘來連接。主動片是彈性片，可

41、以發(fā)生變形和軸向移動，以實現(xiàn)結(jié)合和分離。閉鎖離合器的被動鼓分由前后兩塊組成，與主動傳動齒輪一同用螺釘連成一體，并靠兩個滾珠軸承支承在殼體上，兩個滾珠軸承分別約束一個方向的移動。 離合器從動片只有一片，由于從動鼓的一側(cè)和離合器的壓緊活塞都作為被動摩擦片來傳力。被動片通過銷釘導(dǎo)向，并傳力給被動鼓。離合器靠油壓推動活塞來壓緊結(jié)合，分離時活塞靠碟形分離彈簧分離。 變速箱前輸出軸通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，每一個軸承約束一個方向的位移。軸上通過花鍵固定著被動傳動齒輪。后輸出軸一端支承在輸出軸的端孔滑動軸承上，另一端支承在滾珠軸承上，滾珠軸承起定位作用，約束兩個方向的軸向移動。后輸出軸上有滑套，移動

42、滑套能夠使后橋驅(qū)動切斷和結(jié)合，該機(jī)構(gòu)稱為脫橋機(jī)構(gòu)。 設(shè)兩個行星排的特性參數(shù)都為，便可求出其各擋傳動比。 1.低擋：后行星排工作，其齒圈制動，太陽輪輸入，行星架輸出，可求得其傳動比為=1+。 2.高擋：閉鎖離合器結(jié)合，此時整個行星傳動部分就變?yōu)橐粋€整體旋轉(zhuǎn)，其傳動比為=1，是直接擋。 3.倒擋：前行星排工作，其行星架制動，太陽輪輸入，齒圈輸出，其傳動比為=-。 采用以上傳動方案，則該行星式動力換擋變速箱的傳動比由下式確定： 式中： ——變速箱傳動比； ——定軸部分傳動齒輪傳動比； ——對應(yīng)每一檔行星傳動部分傳動比。 設(shè)兩行星排的特性參數(shù)都為α，則有： 1.前進(jìn)Ⅱ擋：，其

43、中，==0.483，=1，則可得=0.483； 2.前進(jìn)Ⅰ擋：，其中，==1.692,=0.483,則可得； 3.倒擋：∵，，∴。 3.2配齒計算 可由同心條件來確定行星排中的齒數(shù)最小的齒輪： 當(dāng)3，行星排中太陽輪齒數(shù)最小； 當(dāng)3，行星排中行星輪齒數(shù)最小。 最小齒數(shù)要考慮避免根切，同時要顧忌軸和軸承的布置。通常行星輪最小齒數(shù)不小于1417，而對于太陽輪，由于軸的尺寸最小齒數(shù)則要取得較大一些。 因為﹤3，所以行星排中行星輪齒數(shù)最小。 為了有利于制造和管理，全部行星排的齒圈的參數(shù)應(yīng)盡量一樣。己知齒圈分度圓直徑 、模數(shù)就能夠算出齒數(shù)。己知各個行星排的值，則能夠算出太陽輪的齒數(shù)。因

44、為齒數(shù)一定要取整數(shù)，所以求出來的齒數(shù)必須進(jìn)行圓整，經(jīng)圓整后的實際值不能和簡圖設(shè)計中的值相差過大，從而避免實際的傳動比和求出的傳動比相差過大。 取行星輪的齒數(shù)為20，且行星輪均布，個數(shù)為4。 再根據(jù)以下公式： 可得=26.67，=66.67，圓整得=26，=66。 由同心條件和裝配條件校核： （N為行星輪數(shù)目） 代入得： 符合條件，所以實際參數(shù)。 綜上，最終確定=20，=26，=66，2.54。 3.3 行星機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)分析 3.3.1 轉(zhuǎn)速分析 行星機(jī)構(gòu)各構(gòu)件如圖3.2所示，其轉(zhuǎn)速方程組為： 圖3.2傳動簡圖 Ⅰ擋：T2制動，

45、，代入上述方程組得； 倒擋：T1制動，，代入上述方程組得。 故行星變速箱實際傳動比為： ，， 畫轉(zhuǎn)速平面圖： 行星變速器設(shè)計計算中，應(yīng)該了解在不同工況下，行星變速器中每一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件和每個行星輪的轉(zhuǎn)速，也就是要知道在不同的和下，各構(gòu)件和各行星輪的轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)速平面圖便可以在不同檔位下，直觀地反映各構(gòu)件轉(zhuǎn)速以與相對轉(zhuǎn)速的大小。 轉(zhuǎn)速方程： 將上述方程兩邊同除以（即令=1，將所有轉(zhuǎn)速用的倍數(shù)來表示）得： 1.過各(，0)點(diǎn)作與縱坐標(biāo)軸平行的直線，即各檔工況線， 2.當(dāng)=1，=1，即所有直線過點(diǎn)（1,1）。因此過點(diǎn)（1,1）分別作與各(，0)點(diǎn)的連線可得各制動件的轉(zhuǎn)速直線。 3.

46、當(dāng)輸入件制動時，變速器的傳動比i=0，則1/i為無窮大，故輸入件轉(zhuǎn)速線為過(1,1)點(diǎn)和橫坐標(biāo)軸平行的直線；當(dāng)輸出件制動時，變速器的傳動比接近于無窮大，所以1/i=0，因而輸出件轉(zhuǎn)速線是過(1,1)點(diǎn)和坐標(biāo)原點(diǎn)的直線。 4.由上可知行星輪的轉(zhuǎn)速線經(jīng)過點(diǎn)(1，0)，所以只要找到這條直線上的另一點(diǎn)就能夠作出其轉(zhuǎn)速線。 各行星輪轉(zhuǎn)速方程： 第一排： 當(dāng)=0，= = -0.39,= - =-1.3； 另一點(diǎn)坐標(biāo)為（-0.39，-1.3） 第二排： 當(dāng)=0，=0，= =-1.3， 另一點(diǎn)坐標(biāo)為（0，-1.3） 轉(zhuǎn)速平面圖如圖3.3所示： 圖3.3 轉(zhuǎn)速平面圖 某條工況

47、線與各轉(zhuǎn)速線的交點(diǎn)的縱坐標(biāo)，就代表變速器處于次檔位時，各旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的轉(zhuǎn)速?！?”與轉(zhuǎn)向一樣，“-”與轉(zhuǎn)向相反，數(shù)值大小表示轉(zhuǎn)速的大小。 每條轉(zhuǎn)速線和縱坐標(biāo)軸的交點(diǎn)，代表處于空擋（輸出件轉(zhuǎn)速為0）時各制動件和各行星輪的轉(zhuǎn)速。 兩構(gòu)件轉(zhuǎn)速線和平行于縱坐標(biāo)軸工況線的交點(diǎn)的縱坐標(biāo)的差，代表處于該檔位時，兩構(gòu)件的相對轉(zhuǎn)速。 3.3.2 轉(zhuǎn)矩分析 1.外力矩分析 式中： 、、分別表示輸入、輸出、制動等力矩。 Ⅰ擋：=3.54，=-3.54，=2.54； Ⅱ擋：=1，=-； 倒擋：=-2.54，=2.54，=-3.54。 2.力矩分析 單行星行星排理論轉(zhuǎn)矩關(guān)系式： 各構(gòu)件轉(zhuǎn)矩

48、平衡方程組： i：=0 1：=0 2：=0 R：=0 Ⅰ擋：制動T2，==2.54，=0，=0，=-3.54，代入上述方程得： =0，=0，=0，=-，=-2.54，，，，，=-3.54。 Ⅱ擋：閉鎖離合器3，=0，=0，=-，代入上述方程得： =-0.58，=，=0，=，=0，，，，，=-。 倒擋：制動T1，==-3.54，=0，=0，=2.54，代入上述方程得： =-，=-2.54，=，=0，=0，，，，，=2.54。 4 主離合器設(shè)計 4.1主離合器的選型 主離合器根據(jù)其工作原理可分為摩擦式、電磁式、液力

49、式。設(shè)計主離合器時，主要根據(jù)工程車輛的作業(yè)特點(diǎn)、功率大小、負(fù)荷狀況以與操作方式等選擇合適的主離合器結(jié)構(gòu)形式。目前工程車輛上應(yīng)用最廣的是片式摩擦離合器。 1.摩擦片數(shù)的選擇 單片具有工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、分離徹底、從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、散熱良好、調(diào)整方便和尺寸緊湊等優(yōu)點(diǎn)，所以通常發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)矩≤700Nm，最后采用單片式。在離合器傳遞比較大的轉(zhuǎn)矩，徑向尺寸又受到結(jié)構(gòu)布置上的約束，或為了降低離合器的壓緊力，以減小離合器的操縱力和摩擦表面的單位壓力，才增加片數(shù)。當(dāng)采用雙片或多片時，一定要在結(jié)構(gòu)上面采取相應(yīng)的措施，來確保它能夠分離徹底和并擁有好的散熱性。 2.摩擦片工作條件的選擇 濕式離合器由于油

50、液的潤滑和冷卻作用，有效地控制了摩擦表面的溫度并可以顯著減少它的磨損，所以能提高離合器的可靠性，增加它的使用壽命，大約能相當(dāng)于干式離合器的5～6倍。 干式離合器結(jié)構(gòu)簡單，摩擦系數(shù)比濕式大3～4倍，所以在傳遞一樣轉(zhuǎn)矩時它的壓緊力小，操縱省力，因此現(xiàn)在被廣泛應(yīng)用于工程車輛上。 3.壓緊機(jī)構(gòu)形式的選擇 杠桿壓緊機(jī)構(gòu)的常開式離合器可以長時間處于分離狀態(tài)，不用一定把變速箱掛上空擋則能夠長時間停車，操縱相對省力、安全，必要的時候駕駛員可以離開座位進(jìn)行操作，尤其在倒車時操作方便，不會分散駕駛員的精力。在使用大功率發(fā)動機(jī)時，采用杠桿壓緊機(jī)構(gòu)還能夠使整個結(jié)構(gòu)更加緊湊，因為以上特點(diǎn)，這種結(jié)構(gòu)常被應(yīng)用在履帶式

51、工程車輛上，尤其對于經(jīng)常停車、起步、倒車的推土機(jī)較為合適。 因為輪式工程車輛常在行駛的時候換擋，每每這個時候，駕駛員的雙手需要用來控制方向盤和變速桿以與工作裝置的操作，所以要采用腳操縱的彈簧壓緊機(jī)構(gòu)的常閉離合器。 4.操縱機(jī)構(gòu)的選擇 我們可以將操作力和操作行程的大小來作為選擇操縱機(jī)構(gòu)的重要依據(jù)。帶有動力裝置的主離合器，可使操作省力方便，不過結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。考慮到工程車輛的工作條件和作業(yè)特點(diǎn)，經(jīng)常需要不斷地使用離合器，因此在選擇類型的時候一定要考慮操作省力和方便。 綜上，并參考同類機(jī)型，采用片式摩擦離合器，摩擦片為雙片、濕式離合器，壓緊機(jī)構(gòu)為彈簧壓緊機(jī)構(gòu)。 4.2 主離合器的主要參數(shù)確

52、定 摩擦轉(zhuǎn)矩可由下式計算： 式中： ——摩擦轉(zhuǎn)矩； ——摩擦系數(shù)； ——壓緊力； ——摩擦力作用等效半徑； ——摩擦副數(shù)量； ——壓緊力損失系數(shù)； ——儲備系數(shù)； ——傳動轉(zhuǎn)矩。 式中： ——摩擦片外徑； ——摩擦片徑； ——許用比壓； ——摩擦片面積利用系數(shù) 代入上式得： 對于鋼對鋼或鑄鐵的摩擦副材料：=0.03～0.09（濕式），取0.08。 c值選擇是否合適，關(guān)系到摩擦片的有效利用和是否能正?？煽康墓ぷ?。一般在摩擦表面單位壓力允許的條件下采用較大的c值，即增大徑, 使摩擦表面的磨損均勻和防止滑磨。通常干式離合器，c值一般在0.55～

53、0.68之間，濕式離合器，c值一般在0.71～0.83之間。c值取0.8。 工程車輛通常會不斷地使用離合器，又因為其作業(yè)條件艱苦，屬于重載荷類型，所以要選擇較小的值。值還取決于摩擦片的材料和摩擦片質(zhì)量的好壞。對于鋼對鋼或鑄鐵的摩擦副材料：，取0.6。 對于摩擦副數(shù)量，行星齒輪變速箱比定軸式變速箱少，一般為4～10，取8。 壓緊力損失系數(shù)用下式計算： 式中： ——花鍵軸導(dǎo)向面與摩擦片齒輪間的摩擦系數(shù)。 對于干式摩擦離合器一般可?。?0.13和=0.3；對于濕式摩擦離合器一般可?。?0.06和=0.08。 代入可得：=0.7。 螺旋加徑向槽=0.4～0.55；螺旋槽=0.6～0

54、.65；徑向油槽=0.8～0.9。取0.8。 又 式中： ——變矩器失速轉(zhuǎn)矩； ——變速箱輸入軸至離合器的傳動比。 對于輪式過程車輛，濕式離合器的儲備系數(shù)=1.5～2.0，取2.0。 變矩器失速轉(zhuǎn)矩由發(fā)動機(jī)和變矩器共同輸出特性確定，=1472.50 Nm。 所以，2.0×1472.50×1.0=2945Nm。 結(jié)合上式，可得=221mm，進(jìn)而，=177mm，=99.5mm。 5 行星部分齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 齒輪設(shè)計 由配齒計算確定齒輪的主要參數(shù)，可選擇一對齒輪驗算。齒輪的材料采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，表面強(qiáng)度HRC48～55。

55、 5.2 計算載荷的確定 1.變矩器的輸入力矩：=1472.50 Nm 2.計算由地而附著力決定的變速箱的輸入力矩： 地面附著力： 工作時的滾動阻力： 驅(qū)動力: 所以驅(qū)動輪的最大驅(qū)動力矩為： 按總傳動比 =28.975和公式得輸入力矩為： 計算載荷從變矩器輸入力矩和地面附著力決定的變速箱的輸入力矩中選取并取其中的較小值。所以，取計算荷載為： 5.3 齒輪的變位和修正 齒輪變位修正的目的在于： A.改善嚙合條件，提高齒輪強(qiáng)度。 B.湊所需傳動比。 C.避免因為齒輪齒數(shù)少而產(chǎn)生的根切現(xiàn)象。 因為變速箱選取的齒輪齒數(shù)大于17，所以齒輪無根切現(xiàn)象

56、，而且，實際傳動比與理論傳動比沒有較大差距，嚙合條件良好， 所以沒有必要進(jìn)行齒輪的變位修正。 5.4 齒輪的強(qiáng)度驗算 以第二行星排上的太陽輪和行星輪與其配對齒輪為例進(jìn)行強(qiáng)度驗算。 5.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強(qiáng)度 1.齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算： 驗算齒根危險斷而處的彎曲應(yīng)力： 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒形系數(shù)； ——應(yīng)力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——模數(shù)。 由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以

57、可得 太陽輪節(jié)圓半徑為 太陽輪所受的圓周力為 查表得 ，， 代入原式可得： 許用彎曲應(yīng)力［］=600 因為﹤［］，所以齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。 2.接觸疲勞強(qiáng)度計算： 驗算節(jié)點(diǎn)處的接觸應(yīng)力 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，1為主動輪，2為從動輪）。 注：上式，外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得=2.0，=1.1，

58、=1.2，=1.27，所以可得 ,,,, 又查表得 ，，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 許用接觸應(yīng)力［, 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度能夠達(dá)到條件。 5.4.2 驗算行星輪與齒圈傳動的強(qiáng)度 1.齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應(yīng)力 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒形系數(shù)； ——應(yīng)力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——模數(shù)。 由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以可得 行星

59、輪節(jié)圓半徑為， 行星輪所受的圓周力為， 查表得 ，，， 代入原式可得：， 許用彎曲應(yīng)力［］=600， 因為﹤［］，所以齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度符合要求。 2.接觸疲勞強(qiáng)度計算： 驗算節(jié)點(diǎn)處的接觸應(yīng)力 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，為大齒輪的齒數(shù)，為小齒輪的齒數(shù)）； 注：式中，外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得=2.0，=1.1

60、，=1.2，=1.27，所以可得 ,,,, 又查表得 ，，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 許用接觸應(yīng)力［, 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度也滿足要求。 綜上，通過接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計算，可知齒輪的強(qiáng)度滿足要求。 最終，行星傳動部分齒輪的幾何參數(shù)可見表6.1： 表6.1 行星傳動部分齒輪的幾何尺寸參數(shù) 名稱 代號 計算公式 行星輪(mm) 太陽輪（mm） 齒圈(mm) 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 壓力角 20° 20° 20° 20° 分度圓直徑 50 65 165 齒頂高

61、2.5 2.5 2.5 齒根高 3.125 3.125 3.125 齒全高 5.625 5.625 5.625 齒頂圓直徑 55 70 160 齒根圓直徑 43.75 58.75 171.25 基圓直徑 46.98 61.08 155.05 齒距 7.85 7.85 7.85 齒厚 3.93 3.93 3.93 齒槽寬 3.93 3.93 3.93 頂隙 0.625 0.625 0.625 注： 1.表為齒頂高系數(shù)(=1)；為頂隙系數(shù)（=0

62、.25）； 2.表有符號“”或 “” 處，外嚙合用上面的符號，嚙合用下面的符號。 6 定軸傳動部分齒輪參數(shù)計算 6.1齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩的確定 定軸傳動部分傳動簡圖如圖6.1所示： 圖6.1 定軸部分傳動簡圖 分析變速箱可知，傳給定軸部分小齒輪的轉(zhuǎn)矩： 式中： ——定軸傳動部分小齒輪所傳遞的扭矩； ——定軸傳動部分傳動比； ——行星傳動部分前進(jìn)I檔傳動比； ——變速箱輸入扭矩； ——效率，由行星傳動效率與定軸傳動效率組成，分別取0.97、0.96。 代入得： 6.2 齒輪材料的選擇 齒輪的材料采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，表面強(qiáng)度HRC48

63、～55。 6.3 主要尺寸的初步確定 初選小齒輪,，圓整得，。 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩； ——齒形系數(shù)； ——應(yīng)力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——模數(shù)。 1.試選載荷系數(shù),齒寬系數(shù)。 2.由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得：，，，。 3.計算： 4.按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 5.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，其中安全系數(shù)為,可得 6.計算大小齒輪的，并進(jìn)行比較，則 ，。

64、 小齒輪的大，應(yīng)以小齒輪的計算。 7.計算模數(shù) 由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式可得 取為標(biāo)準(zhǔn)值。 8.修正計算結(jié)果 確定小齒輪分度圓直徑。 確定齒寬 確定載荷系數(shù)。查表并計算得 =2.0，=1.1，=1.2，=1.26， ，與試選接近，可不修正計算結(jié)果。 9.計算幾何尺寸 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值 ， 齒數(shù) ,， 分度圓直徑 中心距 齒寬 6.4齒輪強(qiáng)度校核 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式如下： 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為

65、使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，1為主動輪，2為從動輪）。 注：上式，用于外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.3，所以可得 ,,, , 又查表得 ，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，取安全系數(shù),可得 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度也滿足要求。 綜上，可知齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度都能達(dá)到條件。 最終，可得定軸傳動部分齒輪的幾何尺寸，如表6

66、.1所示： 表6.1 定軸傳動部分齒輪的幾何尺寸參數(shù) 名稱 代號 計算公式 小齒輪(mm) 大齒輪（mm） 模數(shù) 5 5 5 壓力角 20° 20° 20° 分度圓直徑 150 310 齒頂高 5 5 齒根高 6.25 6.25 齒全高 11.25 11.25 齒頂圓直徑 160 320 齒根圓直徑 137.5 297.5 基圓直徑 141 291.3 齒距 15.71 15.71 齒厚 7.85 7.85 齒槽寬 7.85 7.85 頂隙 1.25 1.25 7 軸的設(shè)計與軸承的選用 7.1 軸的設(shè)計 軸設(shè)計的主要容：軸的設(shè)計主要由結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力計算兩個方面的容組成。其必須滿足的基本要合理的結(jié)構(gòu)和足夠的強(qiáng)度。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是指結(jié)合軸上零件的安裝、定位和軸制造工藝等方面的要求，來選擇軸的結(jié)構(gòu)形式和外形尺寸。進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常要滿足如下要求: 1.軸和軸上零件必須有準(zhǔn)確、