輪式裝載機變速箱功能與設計說明書正稿

9、于一只牙嵌式離合器,當嚙合套移至與齒輪c<或d>上的牙嵌齒相接合時,齒輪c<或d>便和軸固接一起旋轉。動力經c-c’齒輪對或d—d’齒輪對傳出。 <2>動力換檔 動力換檔的工作原理,如圖1—2—2所示。 圖1—2—2中表示齒輪通過軸承支承在軸上,它與軸的結合和分離通過離合器來實現(xiàn)。與嚙合套換檔相同之處是齒輪和軸空轉連接,不同之處是齒輪和軸的接合和分離不是通過嚙合套而是通過離分器,這個離合器的分離和接合一般是用油壓操縱的。 油壓操縱的壓力源是由發(fā)動機帶動的油泵提供,離合器的接合和分離靠的是發(fā)動機的動力,所以稱為動力換檔。 人力換檔變速箱,結構簡單

10、、工作可靠、制造方便、重量輕、傳動效率高,但是人力操縱勞動強度大。同時,人力換檔變速箱換檔時,動力切斷的時間較長,這些因素影響了機械的生產率,并使機械在惡劣路面上行駛時通過性差。 動力換檔變速箱結構復雜,制造困難、要求高、重量重、體積大而且由于換檔元件<離合器或制動器>上有摩擦功率損失,傳動效率較低。但是動力換檔操縱非常輕便簡單,換檔快,換檔時動力切斷的時間可降低到最低限度,可以實現(xiàn)負荷下不停車換檔,大大有利于生產率的提高。 由于運輸機械換檔頻繁,迫切需要改善換檔操作。因此,雖然動力換檔變速箱結構復雜,制造困難,但隨著制造水平的提高,動力換檔變速箱在裝載運輸機械上的應用愈來愈廣。

11、 1.3.2　按輪系型式來分類 ①．定軸式變速箱 變速箱中所有齒輪都有固定的回轉軸線。定軸式變速箱換檔方式可能有兩種型式：人力換檔和動力換檔。 ②．行星式變速箔 變速箱中有些齒輪的軸線在空間旋轉。有旋轉軸線的齒輪叫做行星輪,它在空間有兩個運動：自轉和公轉。因此我們叫這類變速箱為行星齒輪變速箱。行星變速箱只有動力換檔一種方式。 1.4 本課題設計難點 　　ZL30變速箱中二軸〔包括超越離合器總成和換檔行星排總成,以下論文中統(tǒng)稱二軸〕是整個變速箱中的重要中間軸部分,二軸中的超越離合器和雙渦輪液力變矩器聯(lián)合工作,顯著提高了液力變矩器在小傳動比圍的變矩系數(shù)和效率,拓寬了高效工作區(qū)域

12、,并且提高了傳動效率,改善了裝載機牽引性能。但超越離合器在凸輪面上和外環(huán)齒輪滾道上承受非常大的接觸應力,所以如何改善超越離合器的受力狀況使其接觸應力得到降低成為了設計的重中之重,又由于受到加工技術和尺寸要求的限制,選取怎樣的設計參數(shù)則成為了其中的難點。而對于換檔行星排的設計來說,由于行星排是各零件聯(lián)合工作部件,其配齒關系是設計時所需考慮的最重要的問題。行星排的傳動比計算也是每一個設計者所要進行的基本計算。 2　ZL30輪式裝載機變速箱總體設計 輪式裝載機在現(xiàn)代社會上已經應用了很長一段時間,其類型根據(jù) 裝載機斗容的大小分為30、40、50、60〔即斗容分別是3噸、4噸、5噸、6噸

13、〕等,這幾種也是我國現(xiàn)在應用最廣泛的裝載機類型。據(jù)資料統(tǒng)計,我國工程機械行業(yè)對裝載機的研發(fā)水平基本上還停留在研發(fā)試制6噸位上。但對于30裝載機已經具有相當成熟的技術水平,因此,本設計廣泛借助了國各種裝載機設計資料,在總體設計上沿襲了許多企業(yè)的裝載機變速箱設計思路。 2.1　輪式裝載機變速箱傳動原理概述 本次設計的變速箱根據(jù)要與雙渦輪液力變矩器聯(lián)合工作的,故在中間輸入軸上采用超越離合器與液力變矩器的雙渦輪配合工作,其中液力變矩器一級渦輪通過變速箱一級輸入軸齒輪與超越離合器外環(huán)齒輪嚙合,而二級渦輪則通過二級輸入軸齒輪與中間輸入軸齒輪〔亦即通常所說的二軸齒輪〕嚙合,中間輸入軸齒輪通過螺栓連接和超

14、越離合器環(huán)凸輪連接為一個整體。從液力變矩器輸入到變速箱里的力矩大部分多通過超越離合器傳給了輸出軸,但還有一小部分通過分動齒輪帶動變速泵和轉向泵齒輪驅動工作油液,提供變速箱的控制油壓。ZL30變速箱的檔位要兩前一后〔即一檔、直接檔兩個前進檔和一個倒檔〕,因此可以采用相對比較方便、成熟的行星式動力換檔機構。從超越離合器中傳出的力矩通過二軸直接傳到換檔行星排的太陽輪中,作為換檔機構的輸入動力。換檔行星排總成由倒檔行星排和一檔行星排串聯(lián)而成。其中,倒檔行星排中的齒圈與一檔行星排的行星架為剛性連接,倒檔制動離合器控制倒檔行星排的行星架,而一檔制動離合器控制一檔行星排的齒圈。而直接檔制動離合器連接三軸〔亦

15、即直接檔軸〕與三軸輸出齒輪,力矩直接從二軸經三軸輸出到輸出軸上〔亦即四軸〕。 具體傳動路線設計見圖2-1。 圖 2-1 變速箱傳動原理圖 2.2　總體設計中的參數(shù)選擇 利用綜合比較法對ZL30變速箱進行整體設計,現(xiàn)在國已經在生產的輪式裝載機30變速箱大約有十多種,通過查找相關資料可得出各種變速箱在總體參數(shù)設計上都是小異。因此,在此次畢業(yè)設計中借助了現(xiàn)在企業(yè)中比較成熟的參數(shù)設計資料。 2.2.1　變速箱傳動比分配 根據(jù)圖2-1所示的變速箱傳動原理圖,變速箱的額定轉速為2200r/min,而30裝載機的運行最大時速在30~40公里,因此通過參照普通裝載機傳動系統(tǒng)參數(shù)可基本確定變速箱的

16、傳動比圍在１～８之間。對于行星式變速箱來說,其關鍵部件——行星排的速比分配參照表2-1進行。而其余傳動比則根據(jù)經驗數(shù)據(jù)兼顧制造、裝配工藝來分配,具體參數(shù)表見表2-2。 表2-1 單排行星排傳動方案 表2-2 變速箱傳動比分配圍 2.2.2　變速箱各齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 根據(jù)傳動原理圖和傳動比分配圍,可初選出齒輪的齒數(shù)、模數(shù)如表2-3： 表2-3 變速箱各齒輪參數(shù)初選表 3　ZL30變速箱超越離合器的設計 3.1　超越離合器概述： 　　超越離合器是輪式裝載機雙變系統(tǒng)〔變速箱系統(tǒng)和變矩器系統(tǒng)〕中一個非常重要的部件。大量的實踐、實例證明在傳動系統(tǒng)中超越離合

17、器是影響整個裝載機能否正常工作的關鍵部件。而我國目前生產的超越離合器質量不穩(wěn)定,使用壽命不高,大約在2000小時到3000小時。對于大噸位裝載機來說,超越離合器壽命更是短,有的甚至達不到1800小時,很難滿足用戶對裝載機的壽命要求。對于用戶來說,更換維修一次超越離合器其費用大約在2500——4000元,有的甚至更高。因此,在技術上解決超越離合器的工作壽命問題成了各大廠家亟待解決的問題之一。 3.2　超越離合器的種類及其分析比較 　　目前,我國國工程機械行業(yè)廣泛應用的超越離合器的分類主要是根據(jù)其外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪間的楔形塊形狀不同而定的。一般可分為兩種：非接觸楔形塊式超越離合器和圓柱滾子式超越

18、離合器。 <1>非接觸楔形塊式超越離合器： 　　非接觸楔形塊式超越離合器又稱非接觸式逆止器,它是利用特殊形狀楔塊的離心力及其與外環(huán)之間的特殊幾何關系以實現(xiàn)超越傳動。當環(huán)轉速達到一定值時,楔塊與、外環(huán)滾道非接觸,無磨損運轉,反向逆止可靠。該離合器與減速機配套常用于皮帶運輸機、斗式提升機和高溫風機,在冶金、礦山、石油、化工、啤酒設備及電站設備上廣泛應用。 非接觸式楔塊式超越離合器是一種低速時傳遞扭矩,而高速時完全脫開的超越離合器。在離合器部,有多個異形塊分布在由、外圈所形成的滾道中,當外圈正向運轉時,帶動異形塊一起旋轉,當圈轉速超過非接觸轉速時,異形塊所受的離心翻轉力矩大于彈簧復位力矩,異形

19、塊發(fā)生轉動,與、處圈脫離接觸,從而實現(xiàn)無磨損運轉。 <2>圓柱滾子式超越離合器： 　　在裝載機行業(yè)采用的超越離合器基本上都是圓柱滾子式超越離合器。圓柱滾子式超越離合器按照其圓柱滾子的支撐形式又可分為兩種,一種是保持架式,一種是頂銷式。 　　保持架式超越離合器其基本結構由外環(huán)齒輪、環(huán)凸輪、保持架、壓蓋、彈簧、圓柱滾子六個零件組成。頂銷式超越離合器取消了保持架和壓蓋,取而代之的是頂銷,但增加了彈簧根數(shù),一般每個滾子由兩根彈簧,兩根頂銷支撐。保持架式超越離合器中的保持架、彈簧、壓蓋和頂銷式超越離合器里的彈簧、頂銷的功能都是一樣的,均是為了克服在高速旋轉情況下圓柱滾子產生的離心力,使圓柱滾子始終

20、能夠與外環(huán)齒輪接觸。 　　這兩種形式的超越離合器各有優(yōu)缺點。保持架式超越離合器結構簡單,零件強度高,裝配簡單方便。但其零件精度要求較高,例如環(huán)凸輪滾道平面的分度誤差及平面至凸輪中心線的距離誤差要求特別高,否則將會直接導致圓柱滾子在工作過程中非正常楔緊和旋出,使保持架變形而影響其整機的可靠性。并且保持架上滾柱的卡槽等分性與卡槽長邊對其軸線的平行度誤差也將導致滾柱不均勻楔入造成保持架和滾柱損壞。再者,保持架容易產生應力集中使得早期斷裂,影響工作壽命。從磨損補償方面來看,保持架式超越離合器由于是靠彈簧推動保持架進而推動滾柱進入楔緊狀態(tài),零件一旦異常磨損將得不到補償,使得超越離合器壽命降低。 　　

21、頂銷式超越離合器結構相對復雜,彈簧和頂銷容易產生疲勞破壞。并且在工作過程中頂銷容易產生油缸效應,即隨著超越離合器的不斷離合,圓柱滾子不斷地進行楔緊和旋開,頂住滾子的頂銷在彈簧的作用下不斷地進行沖擊,當頂銷孔中的油得不到及時地排出時會造成頂銷端部受壓過度而受損。進一步影響超越離合器的穩(wěn)定性。但是頂銷式超越離合器有其顯著的優(yōu)點：首先,其零件加工精度要求低。相對于保持架式超越離合器來說,其環(huán)凸輪滾道平面的分度誤差不影響離合器的正常工作；其滾道平面至凸輪中心線的距離也不會導致滾子的不正常楔入和旋出。其次,由于圓柱滾子各由兩個頂銷在彈簧的作用下支撐,所以零件在有輕微的磨損后可以得到磨損補償,有利于延長超

22、越離合器的使用壽命。 　　綜上所述,各種超越離合器都存在著其本身的優(yōu)缺點,所以在具體的設計工作中要求設計者能根據(jù)其使用場合選擇合適的種類。在裝載機行業(yè),隨著大噸位裝載機的開發(fā)使用,超越離合器大部分由保持架式轉變?yōu)轫斾N式了。因此,在本文中將以頂銷式超越離合器為例,從其結構上入手全面的解讀超越離合器。 3.3　超越離合器的工作原理 　　超越離合器又叫單向離合器,顧名思義超越離合器是一種只能單向傳遞力矩的離合器。超越離合器與雙渦輪液力變矩器配合工作。一般來說,液力變矩器一級渦輪輸出的功率通過輸入軸的一級輸出齒輪傳遞到到與之嚙合的超越離合器外環(huán)齒輪上。液力變矩器二級渦輪輸出的功率通過輸入軸的二級

23、輸出齒輪傳遞到與之配合的中間軸齒輪上,中間軸齒輪通過螺栓和超越離合器的環(huán)凸輪固定為一個整體。當裝載機在工作過程中需要高速前進或后退時,液力變矩器的二級渦輪獨立工作。此時,超越離合器環(huán)凸輪轉速比外環(huán)齒輪轉速高,超越離合器自動分離。當裝載機在工作過程中遇到較大阻力時,雙渦輪液力變矩器將根據(jù)工況自動降低轉速,從而使得轉矩增大,給車輪提供足夠的動力完成鏟進、推動物料等工作。如果阻力進一步增大,液力變矩器將進一步降速,當速度降到超越離合器環(huán)凸輪速度比外環(huán)齒輪速度低時,超越離合器滾柱將自動楔緊在外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪之間的楔形空間中,從而使三者形成一個剛體。此時,液力變矩器一、二級渦輪同時工作,將所有輸出功率傳

24、遞給超越離合器,裝載機就會產生較大的轉矩克服工作阻力,完成工作任務。當液力變矩器渦輪速度降到零而泵輪高速旋轉時,裝載機將產生最大的推進力,一般來說,國ZL50系列的裝載機能產生14噸以上的推進力。從以上分析可知,超越離合器的使用顯著提高了液力變矩器在小傳動比圍的變矩系數(shù)和效率,拓寬了高效工作區(qū)域,并且提高了傳動效率,改善了裝載機牽引性能。下面以頂銷式圓柱滾子超越離合器為例,通過其結構介紹進一步闡明超越離合器的工作原理。 圖3-1為超越離合器基本結構簡圖： ωB ωA 圖3-1 1——外環(huán)齒輪 2——彈簧 3——環(huán)凸輪

25、 4——圓柱滾子 圖3-2為超越離合器與雙渦輪液力變矩器配合工作原理圖： 一級渦輪 泵輪 二級輸出齒輪 二級渦輪 導 輪 一級輸出齒輪 輸入軸 外環(huán)齒輪 中間輸入軸 內環(huán)凸輪 圖3-2 當裝載機在工作過程中處于高速輕載工況時,液力變矩器二級渦輪單獨工作,力矩通過輸入軸的二級輸出齒輪傳遞到中間輸入軸齒輪上,中間輸入軸帶動超越離合器環(huán)凸輪〔圖1—3〕一起運動。此時,超越離合器環(huán)凸輪的轉速ωA比外環(huán)齒輪〔圖1—1〕

26、的轉速ωB大,圓柱滾子〔圖1—4〕按順時針方向旋轉脫開,超越離合器實現(xiàn)自動分離。當裝載機處于低速重載或遇到較大阻力時,液力變矩器將降低速度以提升力矩,如果中間輸入軸齒輪帶動環(huán)凸輪〔圖1—3〕的轉速ωA比外環(huán)齒輪轉速ωB小,此時,圓柱滾子〔圖1—4〕按逆時針方向旋轉楔緊在由外環(huán)齒輪〔圖1—1〕、環(huán)凸輪〔圖1—3〕構成的楔形空間里,從而使三者合為一體以共同的速度轉動。這個時候,液力變矩器一級、二級渦輪同時工作,共同把所有的力矩提供給超越離合器,從而使裝載機產生高達十幾噸的推進力。 超越離合器圓柱滾子的楔緊和旋開是根據(jù)外阻力也就是裝載機的工況而自動進行的,從功能上講相當于進行了自動換擋。超越離合器

27、和液力變矩器配合工作使得裝載機能自動的適應各種工況要求,在設計時減少了擋位數(shù),簡化了變速箱部結構,進而減少了操縱工人的勞動強度,因而超越離合器也就理所當然成為了設計者們所要考慮的重要項目。 3.4　超越離合器的失效分析 3.4.1　裝載機在超越離合器失效時可能存在的外在表現(xiàn)： 〔1〕．裝載機在起步和換擋過程中,機器反應遲鈍或存在明顯的滯后現(xiàn)象。 〔2〕．裝載機在高速行進中傳動系統(tǒng)變速箱位置有沖擊聲,或者機器突然緊急制動,換擋后重新起步機器恢復正常。 〔3〕．裝載機在低速重載工況時,變矩器油溫上升較快,在掛高速擋行使時,速度提升不明顯,感覺上是機車無勁跑不快。 〔4〕．裝載機在進行鏟

28、料裝載作業(yè)時,機器前進無力,有時甚至爬小坡路面也很吃力。 〔5〕．裝載機在正常作業(yè)時在變速箱位置出現(xiàn)間斷性的異響聲,有時會影響作業(yè)但加油后可繼續(xù)工作。異響聲隨著時間的延長會越來越頻繁,機器工作越來越吃力。 3.4.2　　超越離合器失效的主要原因： 〔1〕．裝載機液力變矩器所輸出的力矩大部分都要經過超越離合器傳給輸出軸,并且在工作過程中超越離合器要承擔因外阻力不斷變化而帶來的沖擊。因此,超越離合器各零件摩擦副間的接觸應力比較大,常常導致構成摩擦副的零件因接觸強度不夠而變形失效。具體表現(xiàn)在以下幾個方面： ①外環(huán)齒輪強度不夠被圓柱滾子壓有凹槽。 ②環(huán)凸輪滾道平面強度不夠被圓柱滾子壓有凹槽。

29、 ③圓柱滾子自身強度不夠在楔緊傳遞力矩時被壓變形。 〔2〕．彈簧的疲勞損壞,彈簧一旦失效,被其支撐的圓柱滾子就不能到達楔緊位置,如果是一個滾柱的其中一根彈簧損壞而另一根完好就會造成圓柱滾子不能均勻楔入和旋出,導致滾柱局部受力而變形失效。 〔3〕．頂銷由于磨損或卡死在銷孔中,導致圓柱滾子不能正常工作而使超越離合器損壞 〔4〕．零件制造誤差太大造成超越離合器失效。例如：環(huán)凸輪滾道平面與其端面垂直度誤差太大、外環(huán)齒輪滾道面圓柱度誤差太大等均會造成圓柱滾子在楔形空間中運動的時候受力不均而加快磨損,最終導致整個超越離合器失效。 〔5〕．超越離合器里的清潔度太差,使環(huán)凸輪銷孔中充滿油污,頂銷卡死

30、進而損壞超越離合器。 3.5　超越離合器的設計計算 從上面的分析可知超越離合器摩擦副間的接觸強度是影響其工作穩(wěn)定性的重要因素,接觸強度的大小直接影響其使用壽命的長短。下面本文就從超越離合器的受力情況入手詳細介紹其設計計算過程〔同樣以頂銷式圓柱滾子超越離合器為例〕 3.5.1　超越離合器受力分析： 首先,將超越離合器圓柱滾子視為受力體進行分析〔注：受力狀態(tài)為超越離合器楔合狀態(tài),此時圓柱滾子被楔緊〕。其受力圖見圖3-3 圖3-3 圓柱滾子受力分析圖 1——外環(huán)齒輪 2——頂銷〔彈簧〕 3——環(huán)凸輪

31、 4——圓柱滾子 根據(jù)受力圖可以列出以下平衡方程組： F2 = F1cosα + f1sinα 〔垂直方向上受力平衡〕 f2 + f1cosα—F1sinα≧0 〔水平方向上受力保證圓柱滾子越擠越緊〕 f1 = F1μ1 〔摩擦力計算公式,注意方向〕 f2 = F2μ2 〔摩擦力計算公式,注意方向〕 上式中： f1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦力 f2：環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦力 F1：外環(huán)齒輪對圓柱滾子的正壓力 F2：環(huán)凸輪對圓柱滾子的支撐力 μ1

32、：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù) μ2：環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù) α ：楔形角 對上述方程組進行化簡整理可得： 在超越離合器工作時,充滿油液的摩擦副間的摩擦系數(shù)可近似取相等值即有下式： 根據(jù)萬能公式變換：??? 可得： ···················① 然后,將圓柱滾子和環(huán)凸輪視為一個整體,則有： Ts = f1·R·Z ···················② 上式中： Ts：超越離合器所傳遞的計算力矩 f1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦力 R：外環(huán)齒輪的孔半徑 Z：圓柱滾子數(shù)目 將①式代入②式中整理可

33、得： 在計算接觸強度時取其最大值： ···················③ ③式即為計算超越離合器圓柱滾子外環(huán)齒輪之間的正壓力。 3.5.2　計算各摩擦副間的最大接觸應力 從失效分析中我們知道超越離合器中的圓柱滾子、環(huán)凸輪、外環(huán)齒輪是依靠表面接觸工作的零件,他們的工作能力不僅與整體強度有關,還與接觸表面的強度有關。其失效形式為接觸疲勞磨損〔疲勞點蝕〕,發(fā)生的主要原因是零件工作表面受到破壞,降低了工作能力,并引起振動和噪聲,最終導致超越離合器失效。 由于超越離合器中的圓柱滾子、環(huán)凸輪、外環(huán)齒輪在工作過程中軸線相互平行,并相互接觸受壓。由彈性力學可知,其接觸應力的計算符合

34、H.Hertz公式〔注：H.Hertz公式的應用條件：兩個軸線平行的圓柱體相互接觸并受壓求接觸應力〕。各零件在接觸受壓時,其接觸面積為一狹長矩形,最大接觸應力發(fā)生在接觸區(qū)中心線上〔其結論論證過程略〕,且其值為： 上式中： Fn：作用在圓柱體上的載荷 b：接觸長度 ρ1,ρ2：分別為相互接觸零件曲率半徑 μ1,μ2：分別為相互接觸零件材料的泊松比 E1, E2：分別為兩圓柱體材料的彈性模量 式中的"+"號用于外接觸,"-"號用于接觸。 對于超越離合器來說,可查表取：μ1 =μ2 = 0.3 E1 = E2 = 210GPa 所以：圓柱滾子與外

35、環(huán)齒輪的接觸應力為：〔接觸情況〕 圓柱滾子與環(huán)凸輪的接觸應力為：〔外接觸情況〕 注：此時實際上是圓柱和平面接觸受壓情況,代入計算的時候平面的曲率半徑是無窮大,所以其倒數(shù)是零。如果我們取摩擦系數(shù)均相等的話則有圓柱滾子兩處受壓載荷相等〔即F2 = F1〕。 <1>接觸疲勞強度的判定條件： 其中：為實驗測得的材料的接觸疲勞極限 SH為許用安全系數(shù)。由于接觸應力是局部性的應力,且應力的增長與載荷Fn并不呈直線關系〔由計算公式可以得出〕,而要緩慢的多,故安全系數(shù)SH可取等于或稍大于1即可。 <2>彈簧力的計算 頂銷式圓柱滾子超越離合器的圓柱滾子

36、是靠彈簧的作用推向其楔緊位置的。當超越離合器工作時,圓柱滾子上由于受到離心力的作用,總是力圖從與從動件的接觸點向外偏移,為了克服滾柱的偏移,保證超越離合器的正常工作,安裝的彈簧應有足夠的壓力來抵消這種偏移力。具體來說,彈簧的強度應能克服驅動件在超越離合器最大轉速下的離心力。作用在圓柱滾子上的離心力可由下式確定： 上式中： M: 圓柱滾子的質量 ：圓柱滾子中心到環(huán)凸輪軸線的距離。在楔緊狀態(tài)下 =〔R-r〕。 n ：超越離合器最大轉速 單位：r/min 這個徑向離心力引起彈簧所需要克服的切向力Ft 根據(jù)其幾何關系有： Ft = > = 因此彈簧的預緊力要大于Ft,

37、以防止圓柱滾子在離心力的作用下脫離楔緊位置。 3.6 超越離合器主要參數(shù)的選擇 <1>．楔形角α的選擇： 由第五部分中的設計計算工程中我們可得出： 因此有：α 2arctan<μ1> 查表,假如μ1取值為μ1 = 0.07,此時： α 2arctan<0.07> = 8° 通過數(shù)據(jù)分析,楔形角α的大小對超越離合器的工作性能有著顯著的影響。如果α過大,其承載能力雖然會提高,但很難保證圓柱滾子能夠可靠的楔緊,在工作過程中就會出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象,致使圓柱滾子與、外環(huán)工作面接觸處產生嚴重的滑動摩擦,零件磨損加快,造成超越離合器穩(wěn)定性差。如果α過小,圓柱滾子雖然容易楔緊,但是器

38、楔緊力將會增大,致使圓柱滾子不能自動分離。根據(jù)H.Hertz公式,α適當?shù)脑龃髸沟媒佑|副間的接觸應力降低。根據(jù)實驗經驗和有關資料數(shù)據(jù),楔形角α 一般在6°~8°之間選取。 <2>．圓柱滾子半徑r的選擇 由Hertz公式可知,圓柱滾子半徑越大,摩擦副間的接觸應力越小。但圓柱滾子半徑的大小在很大程度上受到超越離合器結構尺寸的限制。根據(jù)實際生產資料統(tǒng)計,圓柱滾子半徑一般選取r = 6.5 ~ 7.5 mm <3>．外環(huán)齒輪徑R的選擇 同樣由Hertz公式可得出,外環(huán)齒輪徑R越大,其接觸應力越小。但外環(huán)齒輪的結構尺寸不僅受到超越離合器本身的結構尺寸限制,還受到變速箱里的裝配尺寸限制,

39、過大會造成裝配困難或根本無法裝配。一般來說,外環(huán)齒輪徑R的選擇圍為R = <8~20>r。由圓柱滾子半徑r的選取圍可推算外環(huán)齒輪的選取圍為：R = 104 ~ 300mm <4>.圓柱滾子數(shù)目Z的選擇 超越離合器中圓柱滾子數(shù)目Z越多,分布到每一個圓柱滾子上的載荷就越小,超越離合器的受力也越均勻。所以,增多圓柱滾子的數(shù)目,能有效的降低接觸應力大小。但過多的數(shù)目會導致超越離合器結構變大,對于輪式裝載機而言,圓柱滾子數(shù)目一般取經驗值Z = 16 ~ 30。 <5>.圓柱滾子長度L的選擇 從降低接觸應力的角度上來說,圓柱滾子長度越大越好〔由Hertz公式可看出〕。并且若圓柱滾子長度L值取太小,

40、則支撐每個圓柱滾子的兩個頂銷孔間的距離也就很近。在工作過程中,圓柱滾子容易發(fā)生歪斜現(xiàn)象,這樣就會造成圓柱滾子局部受力很大而變形失效。如果圓柱滾子長度過大,外環(huán)齒輪孔、環(huán)凸輪滾道平面的表面粗糙度和不平度對圓柱滾子的楔入和旋出狀態(tài)就有較大的影響,常常會造成圓柱滾子不正常楔入而加大磨損,在較大程度上影響超越離合器的使用壽命。一般來說,圓柱滾子長度的選取圍是L = <1.5 ~ 2.5> r . <6>.環(huán)凸輪滾道平面高度h〔即環(huán)凸輪中心與滾道平面的距離〕的計算 環(huán)凸輪滾道平面高度h是超越離合器中比較重要的尺寸參數(shù),特別是在保持架式圓柱滾子超越離合器中,h尺寸的加工精度直接影響超越離合器的

41、工作情況。根據(jù)幾何關系有： 當r、R、確定了以后,h便可根據(jù)公式直接計算了。 3.7　超越離合器設計改進的幾種新思路簡介： <1>．用板彈簧替代頂銷。 頂銷式圓柱滾子超越離合器的每一個圓柱滾子均由兩個頂銷支撐,在彈簧的作用下推動圓柱滾子與外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪滾道面保持接觸。一個超越離合器如果按24個圓柱滾子計算,則有48根頂銷、48根彈簧。在工作過程中,如果有一根頂銷被卡死壓壞或一根彈簧失效的話就會使得圓柱滾子不能正常的楔緊和旋出,造成零件磨損加劇,最后常常導致超越離合器不能自動分離。假如用板彈簧替代頂銷的話,一根板彈簧支撐一個圓柱滾子,通過計算板彈簧只需要壓縮大約0.04~0

42、.05mm左右就能提供足夠的推進力推緊圓柱滾子進入楔入狀態(tài)。并且板彈簧提供的彈力均勻的施加在圓柱滾子上,克服了頂銷式或保持架式超越離合器由于滾柱歪斜楔入或旋開造成滾子局部受力過大而變形失效的問題。采用板彈簧后,圓柱滾子在楔形空間里的運動圍可減少,即環(huán)凸輪滾道的長度可減少,這樣就可以提供出空間安裝更多的滾子數(shù)目,根據(jù)Hertz公式,圓柱滾子數(shù)目越多,摩擦副間的接觸應力將越低,這為克服國現(xiàn)在的超越離合器接觸強度普遍偏低的困難提高了有效解決途徑。 <2>．直接采用液壓油推動圓柱滾子 直接制造封閉油腔利用液壓油來推動頂銷〔小型活塞〕使圓柱滾子進入楔進狀態(tài),完全取消彈簧。由于液體部壓力到處一致,使得

43、各頂銷獲得的壓力相等,這樣圓柱滾子受力均勻,有利于改善其工作狀態(tài)。這種思路雖然也使得超越離合器擺脫了因為彈簧失效而不能正常工作的問題。但是它對超越離合器又提出了新的要求。首先提供液壓力的各油道的設計勢必將會改變現(xiàn)有超越離合器零件的結構尺寸。其次,對超越離合器的密封性能提出了要求,這就給零件制造,裝配 帶來了新的挑戰(zhàn)。 4　行星排的設計 4.1　行星排的基本概念 復雜的行星齒輪變速箱是由基本行星機構組合而戊,行星齒輪變速箱中所采用的基本行星機構大多數(shù)是單排、外嚙合行星機構,簡稱行星排。它有單行星和雙行星兩種,如圖4—1所示。 　　行星排有三個基本元件：太陽輪、齒圈、行星架,分別

44、用符號s、r、c來表示,行星輪以符號p來表示< 注：各種資料的命名各有不同,無特殊說明,本說明書中沿用此種表達方式>。 4.2　行星排的分析 4.2.1　運動分析 行星輪系可看作由定軸輪系轉化而來。以行星排為例來看,可把太陽輪、齒圈、行星輪都看作是支承在行星架上的齒輪。當行星架固定不動時為定軸輪系,當行星架以太陽輪軸線<也即齒圈軸線>為中心線旋轉起來了就變成了行星輪系。 　　因此,行星排的運動可看作是兩部分運動的合成：行星架帶著其上各齒輪<包括太陽輪和齒圈>以行星架轉速作整體轉動這可定義為牽連運動,牽連運動中各齒輪不產生嚙合傳動運動；行星架上相互嚙合的齒輪相對行星架作嚙合轉動這

45、可定義為相對運動。 　只有牽連運動而無相對運動,則整個行星排作整體轉動,這種情況被稱做為閉鎖成直接傳動；只有相對轉動而無牽連運動則變?yōu)槎ㄐ鋫鲃印? 　　只看相對運動,也就是站在行星架上觀察時,各輪傳動如定軸輪系,存在一定的轉速關系,如下式所示： 式中 ——為太陽輪相對行星架的轉速； ——為齒圈相對行星架的轉速； 　　　K——齒圈齒數(shù)和太陽輪齒數(shù)之比,稱為行星排特性參數(shù)。 由上式得行星排轉速特性方程式。 對單行星排上式K值前取負號得： 十K一<1十K>＝0 對雙行星排上式K值前取正號得： —K+ ＝0 對于K值錢的正負號是根據(jù)算傳動比時, 　　行

46、星排轉速關系式是三元一次齊次方程式,三個未知數(shù),一個方程式,這反映了行星排是兩個自由度機構。它與一個自由度定軸齒輪傳動不同,定軸齒輪傳動旋轉構件之間有固定的轉速關系,而行星排三元件中任二元件之間無固定的轉速聯(lián)系它們之間的轉速關系隨行星架的轉速而變,要使行星排的任二元件間有確定的轉速關系,必須再加一個關系式。 　　方程式的三個系數(shù)之和等于零,即＝＝為轉速方程式的解,這反映了行星排具有閉鎖成一體轉動的特性。 　　行星輪相對行星架的轉速可由三個元件轉速按下式求得〔注：本說明書以下文中提到的行星輪轉速均是指行星架的轉速〕： np=-<->=<-> 式中、、分別為太陽輪、行星輪和齒圈的齒數(shù)。

47、 4.2.2力矩分析 　　行星排中太陽輪、齒圈、行星架三元件通過行星輪聯(lián)系在一起,通過行星輪傳力,三元件上所受力矩存在一定的關系。力矩分析中所謂的三元件所受力矩不是指外力矩,而是指行星排部力矩,即行星輪對三元件的作用力矩。另外我們分析的是等速運動工況,各構件都作等速旋轉,因此可以忽略慣性力矩。 〔1〕、行星排理論力矩關系式 　　　理論力矩是不考慮摩擦所得的力矩。行星排三元件〔太陽輪、齒圈、行星輪〕的理論力矩關系可由行星輪的平衡求得。如圖4—2所示。 取行星輪為隔離體,由行星輪的平衡條件得： 　　行星輪對太陽輪、齒圈、行星架的圓周力之比為〔注：為了推導方便,假設行星輪與太陽輪、齒圈的

48、嚙合都是標準傳動,變位齒輪推導亦類似,但比較麻煩〕： P s：Pr：Pc＝1：1：〔一2〕 三個力作用半徑之比為： Rs：Rr：Rc＝1：K： 則行星輪對太陽輪、齒圖、行星架的作用力矩之比為： Ms：Mr：Mc = PsRs：PrRr：PcRc = 1：K：-〔1+K〕 或寫成： 對雙行星可用類似方法求得其理論力矩關系式為： 　　行星排理論力矩關系式,實際上是兩個方程式,三個未知敵,因此只要知道三元件中的一個力矩,則另二個就可求出。即行星徘三元件中任二元件力矩之間存在著固定關系,它是由齒輪和行星架的在杠桿比所決定的,與各元件轉動情況和外界連接情況

49、都沒有關系,即不管三元件中哪個主動,哪個被動,哪個固定,其理論力矩關系都是一樣的。 〔2〕．行星排實際力矩關系式 　　實際上,行星機構中存在摩擦,因此有力矩損失,實際力矩是考慮摩擦所得的力矩。一般我們只考慮齒輪嚙合傳動的摩擦損失。行星排實際力矩關系式可按下述程序求得： 　　先求出齒圈和太陽輪的力矩關系?？紤]齒輪嚙合摩擦損失時,求齒圈和太陽輪的力矩關系,必須知道在相對運動中,齒圈和太陽輪哪一個是主動件。 當作用在太陽輪上的外力矩M和太陽輪相對行星架的轉向一致時,即M<ω-ω>〈0或M<ω-ω>〉0〔M= - M,M為力矩,即行星輪對太陽輪的作用力矩〕則太陽輪為主動,其力矩關系為：

50、 M= MK 如果M<ω-ω>〈0或M<ω-ω>〉0,則太陽輪為被動,其力矩關系為： M= MK 寫成普遍式為： M= MK 當M<ω-ω> 〉0時,x 取+1,當M<ω-ω>〈0,x取-1。 由行星排三力矩之和應等于零求得行星架和太陽輪的力矩關系： M=- M- M=- M〔1+ K〕 單行星排實際力矩關系式為： 類似可求得雙行星排實際力矩關系式為： 式中 ——行星輪對太陽輪實際作用力矩； ——行星輪對齒圈實際作用力矩； ——行星輪對行星架實際作用力矩； ——行

51、星架固定時行星排的效率<從齒圈到太陽輪或太陽輪到齒圈的傳動效 率>。 對單行星 ＝＝0.98×0.99＝0.97； 對雙行星 ＝＝0．982×0.99＝0.95。 式中 及——分別為一對外嚙合齒輪及一對嚙合齒輪傳動的效率。 行星排三元件之間實際力矩關系,隨行星徘運動狀況,即隨相對運動中太陽輪是主動還是被動而變。 4.2.3　功率分析 我們知道,將一行星排中三元件——太陽輪、齒圈、行星架分別作為主動件、被動件和固定件,就可以組成單排行星傳動裝置。 單徘行星傳動。當行星排閉鎖時,只有牽連運動,全部功率通過牽連運動來傳遞。當行星架為固定件時,變?yōu)槎ㄝS傳動

52、,只有相對運動,全部功率通過相對運動<即齒輪嚙合>來傳遞。 一般情況,行星徘的運動是由牽連運動和相對運動所組成,因此功率既通過牽連運動,又通過相對運動來傳遞。 以圖4—3所示為例,行星排的傳遞功率為： 牽連運動所傳遞的功率為： 相對運動所傳遞的功率〔一般稱為嚙合功率〕為： 式中 ——太陽輪對行星輪的圓周力； ——太陽輪對行星輪的圓周力的作用半徑； ——絕對圓周速度； ——牽連圓周速度； ——相對圓周速度, ——絕對角速度,即太陽輪的轉速； ——牽連角速度,即行星架的轉速； ——相對角速度,即太陽輪相對行星架的轉速。 嚙合功率流的流向： 當＞0,即

53、M<ω-ω> 〉0時,嚙合功率的流向是從太陽輪至齒圈。 當＜0,即M<ω-ω>〈 0時,嚙合功率的流向是從齒圈至太陽輪。 行星傳動的運動情況和功率傳遞情況和定軸傳動不同,定軸傳動全部功率通過齒輪嚙合來傳遞,齒輪機構所傳遞的功率等于嚙合功率。而行星傳動則不然,相對運動中所產生的嚙合功率可能小于行星機構所傳遞的功率 圖4—3所示情況就是這樣。嚙合功率也可能大于行星機構所傳遞的功率,有些行星傳動方案甚至可能大很多,因此就使得行星傳動的傳動效率計算比較復雜,各種行星傳動的傳動效率可能相差很大,傳動效率可能高于定軸傳動,也可能傳動效率很低。在求行星傳動效率時我們假定： 1>只考慮齒輪嚙合損

54、失,忽略其他所有損失,例如軸承損失,飛濺損失等等。 2>牽連運動不引起齒輪嚙合運動,因此認為牽連運動沒有損失。 3>行星排全部傳動損失是由相對運動中齒輪嚙合損失所引起,而相對運動引起的齒輪嚙合損失和定軸傳動一樣。 求行星排傳動的效率一般采用以下兩個方法： ①．嚙合功率法求效率 1>先求出嚙合功率的大小。為計算簡便起見,我們按理論力矩來計算嚙合功率<稱為理論嚙合功率>,因此按外嚙合點還是按嚙合點來計算,其結果都是一樣的。 M<ω-ω>= - M<ω-ω> 在計算效率時,我們只要知道嚙合功率的數(shù)值大小,故可寫為： = 2〕然后計算行星排的功

55、率損失Nρ,它等于嚙合功率從太陽輪傳至齒圈<或從齒圈傳至太陽輪>的功率損失。 對單行星排 Nρ＝〔1-〕=〔1-0.97〕=0.03 對雙行星排 Nρ＝〔1-〕=〔1-0.95〕=0.05 3>最后計算行星排的效率： 式中 ——輸入功率。 對單行星排 =1-0.03 對雙行星排 =1-0.05 ②．力矩法求效率 齒輪傳動機構沒有轉速損失,其功率損失體現(xiàn)在力矩損失上,因此我們可以通過力矩關系來求效率。 如無功率損失,效率為1,則輸入功率等于輸出功率。 即： 式中 ——外構件對主動件的作用力矩,我們稱為

56、輸入力矩； ——被動件對外構件的作用力矩,我們常稱為輸出力矩； 、——分別為主動件和被動件的轉速。 理論輸出力矩與輸入力矩之比,稱為理論力傳動比,它就等于傳動比。 當有功率損失時,效率為實際輸出功率和輸入功率之比,即： 式中 ——實際輸出力矩； ——實際力傳動比。 效率為實際力傳動比和理論力傳動比〔即傳動比〕之比,也即是實際輸出力矩和理論輸出力矩之比。 4.3　行星排的配齒條件 行星傳動齒輪齒數(shù)的確定,不僅應滿足傳動比的要求,同時還需依據(jù)裝配的需要,考慮以下的配齒條件。 4.3.1　同心條件 對于具有圓柱齒輪的單行星傳動,同心條件的含意是：當行星傳動

57、的每個行星輪和兩個或兩個以上的中心輪<太陽輪和齒圈>嚙合時,為保證安裝與傳動,各中心齒輪的齒數(shù)需要滿足行星輪與各中心輪的中心距相等。即 式中 ——行星輪和太陽輪之間的中心距； ——行星輪和齒圈之間的中心距。 如圖4—4所示,Ds、Dr、Dp分別表示太陽輪、齒圈和行星輪的節(jié)圓直徑,如果采用標準齒輪傳動或高度變位齒輪傳動,則同心條件可以用下式表示： 根據(jù)齒輪的基本計算有： 即有： 必須指出,有些行星齒輪傳動,齒輪齒數(shù)并不完全受此條件的限制,其行星輪實際齒數(shù)少于計算齒數(shù)〔其差值圍為一個齒〕,這是為了改善結構強度而采用角度變位齒輪的緣故。 4.3.2　裝

58、配條件 如圖4—5所示,在齒圈式單排行星傳動中,行星輪1已裝入,此時太陽輪上A齒中心線與行星輪上B齒中心線重合,行星輪上C齒的中心線與齒圈上D齒的中心線相重合。如果想在與行星輪1相隔處再裝入行星輪2,就要符合一定的幾何條件,否則會發(fā)生干涉,圖4—5就是因齒的干涉而不能裝配的實例。由此可知,要想把行星輪2裝入,必須合理地選擇齒圈與太陽輪的齒數(shù),使得、和之間符合某種裝配關系。 為了導出裝配條件,設齒圈固定不動,使行星架轉過角,如圖4—5所示。這時太陽輪上A齒若轉過,而由A’齒占據(jù)了原A齒的位置,從圖中可以看出在原處裝入行星輪2才是可能的。也就是說太陽輪上弧間所包括的齒數(shù),應為整數(shù)。 用公式表

59、示則為： 式中N為整數(shù)。 圖中太陽輪、齒圈與行星架回轉角之間的關系,可通過行星排運動學特性方程對時間積分得到： 其中： 故 這即為裝配條件公式?？梢娪麧M足裝配要求,行星排中兩行星輪之間夾角必須為的整數(shù)倍。其中,"+"、"—"號,分別適用于單行星和雙行星傳動。 為了使行星傳動各構件所受徑向力平衡,在結構布置上應該使行星輪均勻分布或對稱非均勻分布。 若行星輪為均布,且其個數(shù)為〔即〕,則由上式可得其裝配條件： 如果行星輪為對稱非均勻分布〔圖4—6〕,則其裝配條件是： 1>對具有均布關系的行星輪,如圖4—6中齒輪A1、A2、A3一組或B1、

60、B2、B3一組,應滿足裝配條件： 式中 ——為一組的行星輪數(shù)。 2>對兩組均布行星輪所鉗開的角度或還必須滿足裝配條件： 或 式中、均為整數(shù)。 4.3.3　相鄰條件： 設計行星傳動時,必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙,對于單行星傳動而言,即兩相鄰行星輪的中心距L應大于它們的齒頂圓半徑之和。 如圖4—7所示,相鄰條件如以公式表示則為： 在實際設計中相鄰條件多控制在： 4.4　行星排參數(shù)的設計計算 4.4.1　行星排基本參數(shù)包括以下幾項容： ①、行星排特性參數(shù)K； ②、行星排三元件〔太陽輪、行星輪、齒圈〕的齒數(shù)、模數(shù)； ③、行星排嚙合強度計算

61、； ④、行星排傳動比計算； 4.4.2　具體計算： ①、行星排特性參數(shù)的確定 根據(jù)總體設計中選擇的行星排傳動方式以及傳動比圍,選擇行星排特性參數(shù)K值圍為4/3≦K≦4。大量資料證明為了縮小結構尺寸及可能安裝單行星排,其特性參數(shù)在此圍最合適。參照國大部分此類型變速箱行星排的參數(shù),本設計中選擇行星排的特性參數(shù)為:K=2.73,為了便于制造和裝配,倒檔行星排和一檔行星排均取同樣的特性參數(shù)值。 ②、行星排三元件的齒數(shù)、模數(shù)的確定； 在依照各檔傳動比完成變速箱簡圖設計,并根據(jù)傳動比公式求出各行星排參數(shù)的前提下,方可確定齒輪的齒數(shù)。進行配鹵計算時應首先考慮以下幾點：

62、<1>必須滿足行星排特性參數(shù)K的要求； <2>根據(jù)齒輪輪齒根切條件,其最小齒輪齒數(shù)不應少于14~17<當齒數(shù)大于17時齒輪不產生根切,當齒數(shù)大于14而少于17時齒輪將產生少量允許根切>。最少齒數(shù)的選擇還應兼顧到齒輪在軸或軸承上裝配的可能性； <3>為了提高產品制造工藝性,變速箱各行星排的齒輪可取問一模數(shù)；對于齒圈齒數(shù)亦應盡可能取其相等； <4>與中心輪嚙合的行星齒輪數(shù),可取3~4化為了平衡徑向載荷,應使各行星輪沿圓周均布或采用對稱但非等間隔布置。 根據(jù)同心條件公式 以及特性參數(shù)定義式可得： 由于K=2.73,故=0.865〈1,所以〈,行星輪最小。 取行星輪均

63、布,行星輪個數(shù)q = 4則： 根據(jù)最少齒數(shù)關系,選取行星輪齒數(shù)=19,則： ③、行星排嚙合強度計算 根據(jù)設計要求：發(fā)動機輸出功率P = 73kw,輸入轉速n = 2200r/min,傳動比i = 1~4. (1) 齒輪的基本技術要求 太陽輪：材料：20CrMnTi,齒面須經表面滲碳處理,滲碳層深度0.8~1.2,表面硬度HRC58~64,心部及其余硬度為HRC33~45。 行星輪：材料：20CrMnTi,齒面、孔須經表面滲碳處理,滲碳層深度0.8~1.2,表面硬度HRC58~64,心部及其余硬度為HRC33~45。 齒圈：材料：40Cr,零件調質,齒面經表面滲

64、氮處理,滲氮層深度0.25~0.55,表面硬度HV≧550,心部及其余硬度為HRC28~35。 各零件其精度等級均取8級。 〔2〕采用太陽輪浮動的均載機構,各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)k的數(shù)值取為：k=1.1<計算接觸強度時>；k=1.15<計算彎曲強度時>。 〔3〕外嚙合齒輪副s-p的強度計算 A．計算中心距a 由a〔u+1〕其中u為齒數(shù)比 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下： 齒數(shù)比u====0.864 齒寬系數(shù)取為==〔〕=0.4 材料彈性系數(shù)查表取Z=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.4 轉矩T=k=9.549X10 =9.549X10XX 8.713X104Nmm

65、 載荷系數(shù)K=KKK其中工作情況系數(shù)K查表有K=1〔工作平穩(wěn)〕,動載荷系數(shù)K查表有K=1.1〔v<3m/s〕 由K=1+〔-1〕其中——載荷沿齒寬分布不均勻系數(shù) ——齒輪圓周速度及齒面硬度對K的影響系數(shù) 查得=1.2,=0.84 故K=1+〔1.2-1〕X0.84=1.168 K=1X1.1X1.168=1.285 許用接觸應力[]按下式計算：[]=ZZZ〔MP〕 齒輪材料的接觸強度疲勞極限=23HRC 對太陽輪 =23X60=1380MPa 對行星輪p =23X58=1334MPa 安全系數(shù)S=1.25 Z=Z=Z=1 太陽輪s的許用接觸應力 []=X1X1X1=11

66、04MPa 行星輪p的許用接觸應力 []=X1X1X1=1067MPa 計算時應取較小的[]=1067MPa 將以上各值代入按接觸強度計算的中心距公式有 a<0.864+1>=56.27mm B．確定齒輪模數(shù)m m==2.75 C.校核接觸強度 選擇小齒輪副校核其接觸強度,根據(jù)公式： =ZZ[] 小齒輪分度圓直徑d=mzs=2.75X19=52.25mm =189.8X2.4X =132.5MPa<[]=1067MPa D.校核彎曲強度 根據(jù)校核公式：=YY[] 先計算許用彎曲應力 []=YY 查表齒根彎曲疲勞強度極限=750MPa 因行星輪p,在傳動中是公用齒輪系雙向受載荷,故應取 =750X0.8=600MPa 安全系數(shù)S取為S=1.75 尺寸系數(shù)Y=1,Y=1 對太陽輪s, []=750/1.75X1X1=429MPa 對行星輪p []=600/1.75X1X1=343MPa 載荷分布系數(shù)K=1+〔-1〕 查得=1,=1.2 故K=1+〔1.2-1〕X1=1.2 從而載荷系數(shù)K=KKK=1X1.1X1.2=1.32 轉矩T