ZL50輪式裝載機行星式動力換擋變速箱設計含8張CAD圖.zip

ZL50輪式裝載機行星式動力換擋變速箱設計含8張CAD圖.zip,ZL50,輪式,裝載,行星,動力,換擋,變速箱,設計,CAD 摘 要 ZL50型裝載機所使用的是行星式動力換擋變速箱。1.對行星式動力換擋變速箱進行分析，計算變速箱的總體參數；2.確定出變速箱各檔傳動比；3.對行星式變速箱齒輪進行布置設計，并畫出變速箱總體布置圖；4.針對行星式變速箱的結構設計，這是這次設計中最為重要的地方，通過計算出傳動比，設計出變速箱的傳動簡圖，然后進行配齒的計算，可以計算出齒圈、行星輪和太陽輪的齒數，并校核這些零部件的合理性。最后進行齒輪設計；5.對變速箱中軸承、軸、離合器的選擇和設計。行星式有著比較顯著的特點：運用到船底動力時可以實現(xiàn)功率分流：輸入軸和輸出軸具有同軸性采用合理的內嚙合等，這都使變速箱體積減小。它可以作速度的增、減和變化運動，以及運動的合成和分解。這些功能對現(xiàn)代機械傳動有著較為重要的意義。設計時對ZL50型裝載機匹配了雙渦輪液力變矩器。因為它的高效范圍較寬，所以可以使設計的變速箱檔位數減少，并簡化變速箱結構。 關鍵詞：輪式裝載機、行星式變速箱  Abstract The type ZL50 loader uses a planetary power shift gearbox. 1. of the planetary power shift gearbox was analyzed, the overall parameter calculation of the gearbox; 2. to determine overall gear ratio was 3.; the layout design of planetary gear box, and draw the general layout of the gearbox; 4. for planetary gear box structure design, this is the most important in this design, by calculating the transmission ratio, transmission gearbox design diagram, calculation and tooth matching, can calculate the number of teeth gear, planetary gear and sun gear, and check the rationality of these parts. Finally, the gear design; 5. pairs of transmission bearings, shaft, clutch selection and design. Planetary has a more prominent feature: the use of power to the bottom of the ship can achieve power diversion: the input shaft and output shaft are coaxial, using a reasonable internal meshing, which all reduce the volume of the gearbox. It can act as a speed increase, subtraction, and change movement, as well as the synthesis and decomposition of motion. These functions are of great importance to modern mechanical transmission. When designing, the ZL50 loader is matched with a dual turbine torque converter. Because of its wide range of efficiency, the design can reduce the number of transmission gear boxes and simplify the transmission structure. Keywords: wheel loader; planetary gearbox 　　　　　　　　　　　　　　　 目 錄 1 緒論 1 1.1 動力換擋行星變速箱 1 1.2 設計程序和公用歸納 2 2 傳動機構設計 3 2.1 傳動比的確定 3 2.2 傳動簡圖的設計 7 2.3 簡圖設計的原則 7 2.4 傳動簡圖的選擇 8 2.5 傳動路線 8 3 行星機構設計 9 3.1 配齒計算 9 3.2 選配齒輪 10 3.3 齒寬選取 11 3.4 可由上述的D和m的值計算出齒圈齒數 12 3.5 同心條件校核 12 3.6 計算各檔行星構件的轉速 13 4 輪的強度校核 14 4.1 太陽輪的轉矩 14 4.2 受力分析 15 4.3 校核齒輪的彎曲疲勞強度 15 4.4 校核齒面接觸疲勞強度 16 5 離合器設計 16 5.1 確定換檔離合器的結構型式 16 5.2 確定主要參數 16 5.3 片式離合器的摩擦力矩的計算 19 5.4 離合器滑磨功驗算 19 5.5 片式離合器油缸計算 20 6 齒輪設計 20 6.1 計算載荷的確定 20 6.2 齒輪的變位和修正 21 6.3 行星排各齒輪的幾何尺寸 22 6.4 齒輪的強度驗算 22 6.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強度 22 6.4.2 接觸疲勞強度計算 23 6.4.3 驗算行星輪與內齒圈傳動的強度 24 6.4.4 接觸疲勞強度計算 25 6.5 齒輪的材料，加工精度和形狀 26 7 軸的設計 26 7.1 選擇材料 26 7.2 初選軸徑 27 7.3 軸的強度驗算 27 7.4 軸的剛度驗算 29 8 軸承的選擇計算 31 8.1 軸承的選擇原則 31 8.2 軸承的強度校核及壽命計算 31 致 謝 34 參考文獻 35 1 緒論 1.1 動力換擋行星變速箱 ZL50裝載機是較大型以裝卸散狀物體為主的工程機械，由于具有工作速度快、效率高、機動性好、操作方便等優(yōu)點，在對加快建設速度，減輕工作強度，提高工作質量，降低使用成本都發(fā)揮著比較重要的作用，所以是現(xiàn)代機械化施工中較為重要的工程機械。 在工程機械中，ZL50型裝載機廣泛應用于建筑、礦山、道路、水電和國防建設等國家基礎建設方面，可以對散裝堆積的物品可以進行裝、運、卸等作業(yè)，還能對巖石和硬土作業(yè)進行輕度挖掘工作。 ZL50行星式裝載機屬于ZL的系列，通常采用液力機械傳動系、液力機械傳動系、輪式行走系，鉸接式車架工作裝置機構使用的是液壓操縱。此系列的裝載機具有機動性好、方向轉動鍋比較靈活、生產效率高和操縱輕便的特點，多數的后橋布置為擺動橋，可以增加穩(wěn)定性，故安全性好。 ZL50輪式裝載機屬于四輪驅動裝載機，工作時用全輪驅動，空車進行跑動的時候，為了避免出現(xiàn)功率損耗，只讓裝載機的前輪驅動，這樣后橋進行傳動用嚙合套脫開。本設計的裝載機使用的是液壓與液力機械傳動方式，工作時效率高、無級變速、傳動比大和變速平穩(wěn)等特點，使用范圍比較廣泛。設計的裝載機采用行星齒輪變速器，實現(xiàn)換檔操作的方式時間液壓式。它的主要特點有以下幾個方面：動力方面使用雙渦輪變矩器、工作時有兩個前進檔和一個倒退檔的雙行星排的動力換檔變速器，還能使變速箱以實現(xiàn)脫起動，發(fā)動機熄火時轉向，排氣制動這樣的“三合一”機構。 裝載機按照行走方式分為輪胎式和履帶式兩種，目前國內生產和使用的大多數是輪胎式裝載機（簡稱輪式裝載機）。 行星式齒輪傳動機構，具體還包括行星輪系以及差動輪系等。但是，這種漸開線行星齒輪的傳動種類有很多，依照裝載機齒輪的嚙合方式來分，可以被分為很多種型號。由于所使用行星齒輪的傳動擁有著功率分流和動軸線這樣的運動特點，和它內嚙合原理的合理運用，讓之與定軸線齒輪傳動相比，有著經濟和技術上的很多優(yōu)點。我們都知道，它的特點是：重量輕、體積??；可進行合成與分解；工作時運動比價平穩(wěn)、發(fā)出的噪聲較小；低速軸轉矩與重量之往往比較大；同時它的嚙合功率要小于要傳遞時的功率，工作時的功率損失小，且效率比較高。所以常常被人們用來代替普通齒輪傳動作為增、減和變速傳動機械中的裝置。產品在生產過程中，根據一些相關的統(tǒng)計指出，世界上已經存在將近50多種漸開線式行星式齒輪傳動系列的設計，還在這些基本系列的基礎上，生產了多種形式的組合式變速器、減速器和差速器等一些產品，在根據工程機械的發(fā)展要求需，新型的行星式齒輪傳動組合形式將不斷的發(fā)展和創(chuàng)新。 工程機械變速箱的類型較多，按其換擋操作方式分類，可分為人力換擋和動力換擋。人力換擋變速箱同時也被稱為機械式變速箱，它的齒輪嚙合或嚙合套通過人力來拔動實現(xiàn)變速箱的換擋。而動力換擋則是通過液壓控制機械中的離合器的分離和結合來實現(xiàn)換擋的，與人力換擋變速新相比的話，它有著操作換擋時動力切斷的時間可降低到最低限度，有利于工作成產率的提高，輕便簡單、換擋快，可以實現(xiàn)有載荷時不停車換擋的特點。如果依照變速箱分類中的輪系型式分，可分把變速箱劃分為定軸式和行星式變速箱兩種。在工程機械的使用中，行星類型的變速箱具有傳動效率高、載荷容量大、結構合理緊湊以外，還具有便于自動換擋或工作實現(xiàn)動力等優(yōu)點。所以，行星式變速箱在實際使用的工程機械底盤中獲得大部分廠商的廣泛應用。動力換擋行星變速箱在實際的使用是比較廣泛、同時它的技術上也相對成熟，但是一些買家反應調查發(fā)現(xiàn)某些行星式變速箱會出現(xiàn)比較多的實際問題。以國內的輪式裝載機來說的話，主要生產公司有山東臨工、徐州裝載機場、柳工集團以及宜工、煙工、廈工等企業(yè)。調查后發(fā)現(xiàn)，它們在實際生產的輪式裝載機行星式變速箱會出現(xiàn)某些問題，其中一些則為用戶在使用中出現(xiàn)的不應當操作引起的，也有一些問題是生產的結構造成的，綜合發(fā)現(xiàn)一個比較重要的問題就是轉載的性能不怎么出色。所以，對動力換擋變速箱出現(xiàn)的問他進行系統(tǒng)的研究有著非常重要意義。 在設計裝載機動力換擋變速箱的時候，與總體設計必須使其相協(xié)調，同時要充分考慮在不同機型之間實現(xiàn)標準化，通用化，系列化的一些問題。要保證所設計的產品保證工作時，裝載機具有比較優(yōu)良的生產性和經濟性，就是設計注意排檔數目，用來讓工程機械可以有合適的牽引力與速度去完成各種作業(yè)。需要注意的是，應當以操縱輕便，制造與維修比較方便，工作可靠、結構緊湊作為設計的著重點。 1.2 設計程序和公用歸納 行星式動力換檔變速箱的設計程序是： 1.查閱資料后，依據方案設計來計算變速箱的變速器檔數和各檔位的傳動比值，查看國內外現(xiàn)有ZL50型的變速箱的結構的基礎上，設計出符合要求的傳動簡圖，并確定所設計變速器各行星排的重要參數 。 2.根據行星排的參數 ，確定各行星排的最小齒輪，并按照相鄰條件、同心條件、裝配條件確定各行星排太陽輪、齒圈、行星輪的齒數。 3.完成配齒的計算工作后，經過傳動效率和傳動比的計算公式，可以精確得出變速箱中各檔傳動比、傳動效率和行星排參數。 4.運用行星傳動運動學分析，計算變速器在各檔工作時各行星排構件的轉速、閉鎖離合器中主被動片間相對轉速。把得出的最終數據列表，可以方便在后期的選擇換檔離合器、軸承和確定閉鎖離合器的結構尺寸。 5.對轉動的行星機構受力校核計算，變速器在三個檔位工作時各行星排綜合所承受的扭矩與所受的圓周力；閉鎖制動器、離合器上的摩擦力矩，把最后的計算結果列成表，這是對系統(tǒng)強度計算的根據。 6.計算傳動中制動器和離合器傳遞的力矩，得出它的幾何尺寸、需要的摩擦片數、液壓油缸的尺寸。 7.制作變速器總體結構的草圖，計算和確定所需的零件主要尺寸，對其中的齒輪、軸和軸承等重要部件，進行壽命、力和強度的校核計算。 8. 用CAD制圖軟件畫出裝配圖和所需的零件圖。 9.寫出所需要的典型零件的加工、裝配和校核的有關技術文件。 變速箱的功用可歸納為以下三點： 1.使作業(yè)機械的牽引力與行駛速度能在一個所要求的范圍內變化。 2.使機械能倒退行駛。 3.能夠做到裝載機運動行走時可以切斷動力，發(fā)動機持續(xù)輸出動力的情況中，裝載機可以保持較長時間的停放車輛，這樣可以使發(fā)動機起動比較方面同時也能保證裝載機在停車狀態(tài)下的的安全系數。 行星變速箱與定軸變速箱兩種類型相比較時，行星變速箱的傳動效率高、結構緊湊、齒輪使用壽命長、結構剛度大的優(yōu)點就凸顯出來了；但是存在它的缺點就是結構相對比較復雜，維修拆裝和制造也會較麻煩。行星傳動按自由度數可分為二自由度和三自由度兩種。二自由度的類型中，只需與一個摩擦元件結合就可以實現(xiàn)傳動，但另一個類型的也就是三自由度變速箱，如果實現(xiàn)實現(xiàn)傳動的話，就必須與兩個摩擦元件配合。現(xiàn)在的實際生產中，多采用的類型則為二自由度和三構件齒圈式行星傳動的模式。 裝載機通常是在循環(huán)的工作方式，前進、倒退、裝料、卸料等工序組成，檔位的變動比較頻繁。會形成裝載機工作情況的多樣性的情況下，經常出現(xiàn)短時間的滿載荷工作、超負荷、工作的轉動件滑轉，甚至發(fā)生發(fā)動機的強制性停止工作。有很大的區(qū)別的工序會有較大的工作阻力，需要實現(xiàn)不同的工作速度這時則要變速器通過變換檔位來滿足了，發(fā)動機的負荷狀態(tài)要進行優(yōu)化和改善，這樣能夠適應在不同工作情況的要求。當前的形式中工程機械用發(fā)動機已經單獨成為一類種類來發(fā)展，大多數的ZL40/50裝載機會匹配直噴式直列6缸發(fā)動機，它的額定轉速會穩(wěn)定在1800~2200r/min，而且具有調速的特性。事實表明，只有保持不變的載荷，而且載荷值與發(fā)動機的額定轉矩相等時，發(fā)動機才能輸出額定功率。但實際情況是裝載機在工作的載荷是不固定的是隨時在變化的，因而可以針對發(fā)動機的變載荷特性和調速特性進行完善、系統(tǒng)的專業(yè)合理的實驗和研究。 2 傳動機構設計 2.1 傳動比的確定 行星輪系可以看作由定軸輪系轉化而來。單看其中的行星排的話，可以把行星排中的太陽輪、齒圈、行星輪全部當成在行星架上支撐運動的的齒輪。兩者之間的轉化關系為當把行星架固定時就是一個定軸輪系，當行星架正常繞太陽輪旋轉運動時則可以看成是一個行星輪系。 總的來說，行星排的運動就是行星架帶著行星架上的齒輪以行星架運動的轉速作整體運動，這樣是成為牽連運動，在運動中各個運動的齒輪不產生嚙合，同時行星架上互相嚙合的齒輪是相對于星架來說是作嚙合運動，這樣則是相對運動。 如果說只有牽連運動時，那么它的整個行星排會發(fā)生整體性的轉動，發(fā)生這種情況時被稱為閉鎖傳動；如果只有相對運動那么系統(tǒng)就變成變軸傳動。 當我們只研究相對運動，那么會發(fā)現(xiàn)各輪傳動就和定軸輪系一樣，會有一定的轉速關系，當我們針對行星變速機構的運動學進行分析，最重要的方面還是對轉速研究。要求出一檔、二擋和倒檔的情況下，行星變速器中所有的構件和所有的行星輪的轉速。 行星齒輪式變速箱由基本行星機構組合而成。對于行星機構多數是單排內、外嚙合類型的行星機構，簡稱為行星排，可以分為單行星和雙行星兩種類型，如下圖所示是一個單行星排。行星排由三個基本元件組成：太陽輪、齒圈、行星架?？梢苑謩e用字母t、q、j來表示，另外行星輪用字母x表示。 圖2-1 單行星輪單行星排傳動簡圖 由以上的圖形可知，如果行星架不運動的時候，行星排則成為了一個定軸輪系，如果行星架能夠繞太陽輪旋轉運動時則可以看成是一個行星輪系?？偟膩碚f，行星排的運動就是行星架帶著行星架上的齒輪以行星架運動的轉速作整體運動，這樣是成為牽連運動，在運動中各個運動的齒輪不產生嚙合，同時行星架上互相嚙合的齒輪是相對于星架來說是作嚙合運動，這樣則是相對運動。 當以相對運動為參考時： 式中： 太陽輪相對行星架的轉速； 齒圈相對行星架的轉速； 齒圈齒數和太陽輪齒數之比； 稱行星排特性參數。 對于單行星，太陽輪和齒圈旋轉方向相反，值前取負號；雙行星則取正號。故對于單行星的三個基本元件的轉速關系式為： 上面的方程可以得到：行星排運動時的三個基本零件的轉速之間會存在這樣一個轉速方程的關系，所以稱他為一個二自由度機構。如果讓其中任意兩個基本元件之間存在比較固定的轉速關系，這樣的話還必須額外再加一個關系式；我們要使這個方程中三個系數相加等于零，所以方程的解是，也就是隨意使兩個原件轉速相等的時候，第三個原件的轉速亦與其他兩個原件的轉速必須是相等，此時整個行星排系統(tǒng)形成一體轉動，這個現(xiàn)象稱為“閉鎖”。 運動中行星輪相對與行星架的轉速可用公式求得： 這個式子中分別代表太陽輪、齒圈和行星輪的齒數。 當我們對整個行星變速機構的運動學進行分析時，研究的主要是轉速方面的分析。求三個檔位下，行星變速箱中每一個構件和每一個行星輪的轉速。 掛一檔時 由單行星排轉速特征方程可知 我進行裝載機牽引力方面的計算中，往往能先確定了它的傳動系統(tǒng)中。我們知道各檔的總傳動比的數值比往往是比較大的，因此通常在機械傳動或液力機械傳動系統(tǒng)中，都要經過多級減速才能實現(xiàn)。 式中： 變速箱在某個檔位的傳動比 主傳動器的傳動比 輪邊傳動的傳動 對于上面的機械傳動系統(tǒng)，應該選取里面的盡可能比較大的，和選取較大的，最終結果來得出所需要各個檔位所需要傳動比，不過在考慮傳動比具體分配的時候，要重點考慮以下幾點： 1.當選用較大的和時，的最小值是有要求的，即主傳動器輸入軸軸承、傳動軸、變速箱軸承所允許的最高轉速和齒輪轉動的最大圓周速度的限制，所以所選的不能太小。 2.傳動比分配會影響到整個結構布置的合理性和可能性。例如，我為了考慮到整個裝載機的寬度，所需要的傳動比往往會受到辦輞直徑因素的限制，大圓錐齒輪運動時也會受到最小離地間隙因素的限制，所以最終的其傳動比不能選取過大的數值等。 計算車輪動力半徑 查設計手冊得計算公式 式中： 車輪動力半徑（mm） 輪輞直徑（英寸） 車輪變形系數 輪胎斷面寬度 帶入數據求得： 計算各檔總傳動比：、和 整個裝載機在正常要求下，他的主傳動傳動比一般要求是4～6，另外，輪邊傳動的傳動比的范圍一般會選擇為3～5。 根據各檔位的總傳動比=66.35、=17.46傳動比的分配。取主傳動傳動比5.286、輪邊減速傳動比4.4則變速箱的各檔位傳動比分別為： 可以根據所求出的總傳動比，來計算出變速箱三個檔位的傳動比： 變速箱Ⅰ檔： 變速箱Ⅱ檔： 變速箱倒擋： 2.2 傳動簡圖的設計 傳動簡圖的設計是極為重要，它直接關系到變速器性能的好壞，查閱參考書并參照同類機型即可擬訂出行星變速箱的傳動簡圖。變速箱傳動簡圖如圖所示： 圖2-2變速箱傳動簡圖 2.3 簡圖設計的原則 合理的變速器設計簡圖須滿足下列條件： 1.能實現(xiàn)所須的檔位數及傳動比 2.此行星排的參數必須在1.5∽4的范圍中，制動方式的選擇的話，應該盡量使用齒圈進行制動，然后在考慮行星排中的行星架制動。如果說要想要實現(xiàn)太陽輪制動的話，那么在結構上往往很難把他得到實現(xiàn)，在多行星排的復雜的結構更難實現(xiàn)太陽輪的制動。 3.各檔傳動效率高，尤其是常用檔位。一般倒檔用得很少，即使象推土機那樣頻繁應用，但倒退時一般不作業(yè)，傳遞功率小，故允許效率稍低，一般不低于0.88 4.應盡量避免在行星排工作中出現(xiàn)功率循環(huán)的現(xiàn)象，在設計時，所設計的前進檔均不能存在功率循環(huán)，而設計倒車檔位時允許存在少量的循環(huán)功率出現(xiàn)。 5.裝載機上發(fā)現(xiàn)各構件的實際轉速小，比較要注意的是行星輪相對于行星架的轉速是要小，而制動器上面的摩擦元件中的主被動片之間相對的轉速也是比較小的。 6.摩擦元件上傳遞的力矩小。 2.4 傳動簡圖的選擇 1.按自由度分 我們把兩自由度只結合變速箱的一個離合器，這樣的話變速箱變成了一個自由度的機構，我們可以得到一個檔位。 當選擇三自由度來結合變速箱的兩個離合器，這時變速箱會成為一個自由度的機構，我們可以得到第二個檔位。 如果考慮采用多自由度的方案的話，也就是采用多變速箱相互串聯(lián)的選擇，不僅能減少所使用離合器的數量，也可以把空轉的離合器數目減少。本次設計的動力換擋變速箱則采用了三自由度的方案。 2.從換檔方式來看可分為全部動力換檔和動力人力混合換檔兩種。 該設計的變速箱的設計為二個前進檔，和一個后退檔，如果考慮到實際使用的工作情況中，那么快慢檔之間有較少的變換機會，前進Ⅱ檔多用在運輸和轉移場地。所以一般我們會采用嚙合套讓從Ⅰ到Ⅱ檔進行檔位的轉化，這樣的設計結構可以節(jié)省了機構的兩個離合器，同時也有結構簡單緊湊的優(yōu)勢。 3.變速器中換檔離合器有不同的分布位置來看，可以把他分為離合器分布在變速箱的箱體外和箱體內兩種類型。 當我們選擇把離合器布置在變速箱的箱體外，將會使變速箱的結構變得比較復雜，而且也會出現(xiàn)零件支承時出現(xiàn)情況不良等缺點，所以最終的設計方案確定為把離合器布置在變速箱的箱體內。 2.5 傳動路線 ZL50裝載機的變速箱的傳動見圖見草圖。該變速箱兩個行星排間有兩個連接件，故屬于二自由度變速箱。因此，只要結合一個操縱件即可實現(xiàn)一個排檔；現(xiàn)在有兩個制動器和一個閉鎖離合器，共可實現(xiàn)三個檔。經過計算可以初步確定所設計的兩個行星排的特征參數。那么具體傳動路線如下所述： 圖2-3ZL50裝載機的變速箱的傳動見草圖 前進一檔：利用液壓系統(tǒng)，使一檔活塞發(fā)生左移，此時的一檔摩擦片之間結合，制動器使一檔內齒圈進行制動，那么動力經太陽輪將傳給二排行星架上的一檔行星輪。動力在通過直接檔連接盤傳到受壓盤，最后由輸出齒輪傳給輸出軸作為一檔動力輸出。 前進二檔：利用液壓系統(tǒng)，使兩個制動器的摩擦片之間結合，制動器同時使一檔內齒圈和倒擋行星架進行制動，那么動力經太陽輪將直接傳給輸出齒輪傳給輸出軸作為二擋動力輸出。 倒退檔：利用液壓系統(tǒng)，使活塞發(fā)生右移，此時的倒擋的行星架上的摩擦片之間結合，制動器使倒擋行星架進行制動，那么動力經太陽輪將傳給一排行星架上的齒圈。動力在通過直接檔連接盤傳到受壓盤，最后由輸出齒輪傳給輸出軸作為倒擋動力輸出。 3 行星機構設計 3.1 配齒計算 確定變速箱行星排的參數（、） ，， 故 ， 根據同心條件確定行星排中的最小齒輪 當時, ，機構中的太陽輪齒數最小； 當時, ，行星架上行星輪的齒數最?。? 選取齒數較小的時候要不允許出現(xiàn)根切的現(xiàn)象并考慮軸和軸承的布置位置。通常的使用中，行星輪最小齒數要大于，同時要考慮到計算的軸的尺寸，選取的太陽輪的最小齒數應取得多一些。 因為、都小于3，故兩排都是行星輪最小?？紤]到零件的工藝性要求，我們取各檔排齒圈齒數相同。同時取行星輪齒數最小，并取兩行星排參數相同。 初取。 3.2 選配齒輪 齒輪考慮到制造和管理，應該使所有行星排中兩個齒圈的參數變得相同。已知齒圈分度圓直徑、模數m即可標出齒數。已知各行星排的值，可標出太陽輪的齒數。制造的齒輪的齒數必須是整數，所以最終求得的齒數我們還要進行圓整，經圓整后實際的值會有變化，但是不能和實際設計中的值的差距過大。 m和兩個參數，決定了所設計變速箱的實際橫斷面的尺寸，我們一般會采用查資料和類比的方法來確定初選數值。當然為減少實際零件的品種數量，允許在確定的功率范圍可以采用不同功率相同的一些參數。 我們最終選取行星輪的齒數為22 ，在行星架中的行星分布數量為3。 根據公式 得: 圓整為34 由配齒條件 將N=34代入得 故 、、 實際參數 經過查閱資料和參照同類產品，取變速箱的模數m為3,在進行行星架中零件的計算和設計后，得出行星輪是實際模數、齒數、配齒條件和的參考值和實際值，將以上數據可列入變速箱參數表，如下表所示 表3-1 行星參數表 行星排 行星輪數 模數 齒數 配齒條件 參考值 實際值 1 3 3 29 73 22 29+2x22=73 (73+29)/3=34 2.401 2.517 2 3 3 29 73 22 29+2x22=73 34 2.401 2.517 3.3 齒寬選取 我們知道在確定的范圍內，齒寬越大那么強度就高。但是，設計的變速箱整體尺寸和整體的重量就會增加，所選擇齒寬如果尺寸過大的話，會使齒輪沿齒寬方向的各個方面的負荷的不均勻性變得比較大，而所看重的齒輪承載的能力會變得比較價低。 即 內齒圈的齒數 太陽輪的齒數 行星輪的齒數 設計時確定本變速箱的齒輪采用直齒柱，所選取的齒寬的范圍為4.4～11、=17.6～28，選取小齒輪時，因為考慮到齒輪齒寬應相應加寬5～10mm。所以設計的變速箱中長時間運轉的齒輪和載荷相對比較大的低檔齒輪，決定最終的齒寬系數往往應該取較大值。本設計中取行星輪的齒寬b=10×4=40mm。在取值其余齒輪的齒寬就能參照行星輪的齒寬為依據了，同時綜合考慮相應的結構尺寸，最后可以具體給出所計算的參數。 3.4 可由上述的D和m的值計算出齒圈齒數 我們確定行星架上齒圈的齒數后能得出，確定太陽輪齒數時所選取的 不能過少，因為我們考慮到一個重要的因素就是：避免齒輪之間發(fā)生根切以及在變速箱的結構上不能布置軸和軸承的現(xiàn)象發(fā)生。 3.5 同心條件校核 在考慮太陽輪和齒圈的配合時，太陽輪和齒圈之間的的旋轉中心要重合，同時太陽輪和行星輪的中心距要和系統(tǒng)中齒圈與行星輪之間的中心距相等。 即： 為變速箱一檔所傳遞的扭矩 為扭矩系數。 是在傳動時一檔需要傳遞的轉矩被稱為系統(tǒng)的扭矩系數，查閱資料后知道其取值范圍為，本設計中取值為。 根據上面所選定變速箱的一檔扭矩和我們選定的值，可以算出它的中心距，以及裝載機中所需要的傳遞轉矩最大處的中心距。設計時已經考慮到其他軸的中心距是有結構設計來確定的。此時我們得出這個中心距只是一個初選的值，它的作用是在草圖布置和在選配齒輪用的。只有在齒輪的齒數確定后，才能得出中心距的精確值。然后對齒輪強度進行驗算，檢查中心距是否合理。這次的設計里，參考所計算發(fā)動機與液力變矩器的參數和他們的共同作用曲線，知道了在一檔是扭矩，當高度變位時的傳動和發(fā)生等嚙合角的角度變位。 3.6 計算各檔行星構件的轉速 閉鎖離合器中主被動片間的相對轉速 前進1檔時 前進2檔時 倒退檔時 表3-2 各個零件的轉速 Ⅰ 0.26 0.26 0.74 Ⅱ 0 IR -0.33 -0.33 1.33 太陽寫出各行星輪轉速方程式 第一排 第二排 求各行星輪轉速另一點坐標，因為各行星輪轉速線是過（1，0）點的直線。當時 所以過（0.26，-1.1） 當時， 過（0，-1.1） 有以上公式可得轉速平面圖，見下圖3-1 圖3-1轉速平面圖 4 輪的強度校核 4.1 太陽輪的轉矩 經分析克制，工作過程中太陽輪的使用率最高，同時承擔一檔和倒擋的傳動任務，并且同時承受正向和逆向的剪切力作用，故首選太陽輪進行校核，同時還有其他嚙合的行星齒輪。 采用靜定法：并用于基于經驗的許用應力值來計算傳動系中各傳動零件的強度，計算出轉矩取一下公式中最小值。 4.2 受力分析 機械設計手冊查得公式 ： 式中： ----------行星齒輪所受的圓周力： 太陽輪的扭矩： 太陽輪分度圓直徑。 行星輪轉速為 4.3 校核齒輪的彎曲疲勞強度 由公式 使用系數，選=1.25； 動載系數，選取=1.2； 齒向載荷分布系數，選取=1.0； 齒間載荷分布系數，選取=1.17. 則 齒形系數。查得=2.36，=2.366； 齒根應用修正系數。查得=1.68，=1.715； 重合度系數。=0.68. 齒輪的許用應力 式中 校驗齒輪的疲勞強度極限。1=428，2=375； 彎曲疲勞強度計算的壽命系數。1 =1，2 =1； 彎曲疲勞強度計算的最小安全系數。一般取=1.由此得 所以兩齒輪彎曲疲勞強度合格。 4.4 校核齒面接觸疲勞強度 式中： 彈性系數。=189.7； 接觸強度重合系數。=0.86； 節(jié)點區(qū)域系數。=2.5。則有 而查得 ，所以齒輪的齒面強度足夠。 5 離合器設計 5.1 確定換檔離合器的結構型式 按離合器組成可分為：單離合器、雙離器、雙作用離合器等于兩個單離合器連接在一起。 如果是按照連接方式來劃分：輸入軸和離合器的內鼓連接、傳輸的齒輪和離合器的外鼓連接、輸入軸和離合器外鼓連接、傳輸齒輪和離合器內鼓連接。 按壓緊方式分：活塞壓緊和液壓缸壓緊。 參考同類機型，采用雙離合器的結構，兩離合器制成一件齒輪與離合器內鼓相連，軸與離合器外鼓焊接成一體，壓緊方式為活塞壓緊；布置一個交大的螺旋彈簧在結構中央，然后可以利用離合器內鼓空間就可以用來布置這個螺旋彈簧，同時也不用增加布置的離合器軸向尺寸。 5.2 確定主要參數 1.摩擦片及參數 在選取摩擦片及參數的時候，注意到了有些同類機型會選取主動片數為5片，同時選取的被動片數為6片。在摩擦片的材質上，會在主動摩擦片的表面渡上的銅基粉末合金，所使用的被動片可以選用65Mn的材料。需要注意的是，離合器筒、結合的齒輪以及所使用的離合器殼上要布置冷卻油孔，因為從散熱器會出來一些冷卻的油，這些油在經過傳油孔的路徑能通往各組的摩擦片，同時可以起到潤滑和冷卻作用。 根據離合器和制動器所傳遞力矩，確定其幾何尺寸，所須摩擦片的數目，油缸尺寸。 片式離合器的容量和主要參數的確定： 摩擦力矩 對于制動器 由結構布置確定取 ZL50裝載機 所以 所以 摩擦表面系數 修正系數 壓緊力 壓緊力計算和校核后滿足工程機械的要求 對于離合器 b=-=40mm 壓緊力 所以 滿足要求 片式離合器所包含的重要的參數為：摩擦片的外徑之比、片數、單位比壓及儲備系數、所選的摩擦片的外徑等?，F(xiàn)在我恩根據實際要求和使用尺寸，可以初定出所使用離合的外徑尺寸應不大于320mm，那么可以根據所選離合器的扭矩的容量，就能確定所需摩擦片的數量，這時倒擋離合器初定的參數如下所示： 摩擦片數n：每離合器內主、從動摩擦片數各5或6片： 摩擦片的外徑：300mm 摩擦片的內徑：230mm 活塞外徑：350mm 活塞內徑：295mm 摩擦片的摩擦系數：因為所使用的是濕式銅基粉末冶金的鋼鐵，這樣可以取值0.08 排列和結構，設計的變速箱可以確定轂體的殼外徑尺寸不大于318mm，此時花鍵參數為：,,壓力角為20° 得到各離合器需傳遞的扭矩要根據變速箱結構是實際布置，同時能計算出各離合器所需要的儲備系數。不過經過計算后，一擋離合器的儲備系數是較正常值偏低，所以考慮到變速箱的倒擋工作換擋較為頻繁，為了機械的可靠性，選擇對離合器參數進行適當些的的調整。 考慮到干式摩擦片較濕式摩擦片易磨損，摩擦表面的摩擦系數不穩(wěn)定，采用了濕式摩擦片，傳遞扭矩大：因該離合器直接交大，為了使摩擦片分離的更徹底，降低滑摩擦熱量的產生，提高摩擦片的壽命，采用波形彈簧代替了柱形彈簧：摩擦片采用銅基粉末冶金片。 一檔和二檔的摩擦片參照此過程設計。 5.3 片式離合器的摩擦力矩的計算 動力換擋變速箱的核心是離合器，離合器屬摩擦傳動，其可靠性將會直接影響最后的變速箱質量和壽命。根據離合器的功能，它主要有下列要求： 1.離合器要具有較為合適的儲備能力，不止能保證傳遞時的最大扭矩，同時也可以短時間內避免傳動系過載； 2.接合是平順、柔和； 3.奮力迅速、徹底，便于換擋和啟動； 4.具有良好的散熱能力。因為在離合器使用的過程中，主摩擦片和從動摩擦片之間會發(fā)生部分相對的滑轉，所以在使用頻繁的時候，離合器的結合部分會產生大量的熱量。當這些熱量得不到及時散出，將會嚴重影響離合器的使用壽命以及離合器的可靠性； 5.操作輕便，以減輕換擋操縱力； 6.要使離合器的從動部分的實際轉動慣量要小，盡量減輕換擋時發(fā)生的沖擊。 7.液壓離合器式用油壓推動活塞加壓，而且摩擦片浸在工作油中工作的離合器。它由離合器的殼體即轂體殼、潤滑部分、彈簧分離機構、活塞壓緊部分、主動摩擦片、從動摩擦片等的組成。當離合器需要實現(xiàn)動力的傳遞時，需要控制液壓部分的高壓油進入活塞室從而使活塞發(fā)生移動，在活塞的作用下，使離合器的主動片和被動摩擦片貼近，同時倆摩擦片中進入工作油，然后就可以傳遞動力了。當傳動系統(tǒng)需要把動力傳遞切斷的時候，這時活塞室內的液壓油壓進行卸壓，此時的活塞在復位彈簧的作用下回位，同時離合器的主動片和從動片則進入脫離的狀態(tài)。我們發(fā)現(xiàn)這種多片式離合器的實際摩擦面積可以增多，所以離合器能傳遞的動力的能力是比較大的。而且控制液壓系統(tǒng)的油壓就是相當于在控制扭矩容量。 5.4 離合器滑磨功驗算 在裝載機實現(xiàn)起步或換檔的時候，正在工作的離合器會出現(xiàn)滑磨而導致離合器里的摩擦片發(fā)生磨損和燒傷，工作時要避免離合器片發(fā)生快速的損壞，所以在設計中必須要進行離合器滑磨驗算和滑磨時間。 但是，計算滑磨功比較復雜，因此在設計中經常可以用控制比壓和摩擦片的相對線速度去調節(jié)離合器片發(fā)生的相對轉速。 在2檔起步時會使相對轉速最大，此時閉鎖離合器，主摩擦片和從動摩擦片間的相對轉速是最大的。 此時 離合器片外徑 相對轉速 滿足要求 5.5 片式離合器油缸計算 制動器：，通常取，行程 閉鎖離合器：通常取，行程 需提供的壓緊力 對于ZL50裝載機 所以對于制動器 因為，所以，取 對于離合器 所以取 6 齒輪設計 由配齒計算確定齒輪的主要參數，可選擇一對齒輪驗算。材料為20CrMnTi。 6.1 計算載荷的確定 1.液力變矩器輸入的實際力矩為： 2.地面的附著力會使變速箱輸入力矩確定： 地面附著力 作業(yè)時的滾動阻力 最大切線牽引力： 在之前的設計中已經知車輪的動力半徑 所以驅動輪上的驅動力矩為 最大附著力時，總傳動比為57.32，由公式 取由液力變矩器的輸入力矩還有地面附著力共同決定的裝載機輸入力矩的較小值。所以，可以取計算載荷為 6.2 齒輪的變位和修正 齒輪變位修正的目的在于： 1．改善齒輪的嚙合條件，從而提高齒輪的使用強度。 2．湊所需傳動比。 3．不允許是因為齒輪的齒數少，而產生齒輪的根切現(xiàn)象，要使所設計的變速箱里的齒輪不存在根切的現(xiàn)象，同時需要注意，實際的傳動比和理論傳動比不能產生太大的差異，要保證嚙合的條件較好。 雖然我們在確定二周零件太陽輪、行星輪和齒圈的實際齒數都不小于17，加工的過程中也并不會出現(xiàn)齒輪的根切現(xiàn)象，但是為了整體使齒輪副的磨損情況得到改善，承載的能力得到提高，那么就需要對齒輪的變位進行設計。 在采用高度變位的齒輪傳動時，通常嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x>0），大齒輪采用負變位（x<0），內齒輪的變位系數與其嚙合的外齒輪的變位系數相同。 查《行星齒輪傳動設計》選擇變位系數，得 太陽輪變位系數為 行星輪的變位系數為 齒圈的變位系數為 6.3 行星排各齒輪的幾何尺寸 表6-1行星排各齒輪參數表（單位：mm） 名稱 代號 計算公式 太陽輪 行星輪 齒圈 模數 m 3 3 3 3 壓力角 a 分度圓直徑 d 87 66 219 齒頂高 2.1 3.9 3.9 齒根高 4.65 2.85 2.85 齒全高 h 6.75 6.75 6.75 齒頂圓直徑 93 72 213 齒根圓直徑 77.7 60.3 224.7 基圓直徑 81.8 62 205.9 齒距 p 9.42 9.42 9.42 齒厚 s 4.71 4.71 4.71 齒槽寬 e 4.71 4.71 4.71 頂隙 c 0.75 0.75 0.75 注： 1.表內為齒頂高系數（1）；為頂隙系數（0.25） 2.在行星輪各零件的表內有符號“±”或“”的地方，如果是外嚙合，則需要使用上面的符號，如果是內嚙合，則需要使用下面的符號。 6.4 齒輪的強度驗算 我們隊行星排的第二行星排上的公用的太陽輪、行星架上的行星輪和配對齒輪要作出強度方面的驗算。 6.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強度 齒輪的彎曲疲勞強度計算： 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力： 式中： 齒輪的載荷系數（，是使用系數，是動載系數，在齒輪間的載荷的系數，則是齒向載荷的分配系數） 齒輪所受的圓周力 齒形系數， 應力校正系數 B 齒寬 M 模數 太陽輪節(jié)圓半徑為 太陽輪所受的圓周力為 查表得： ， 把上面的數據代入原式，可得 許用彎曲應力 所以 故齒輪的彎曲疲勞強度足夠。 6.4.2 接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點處的接觸應力。 式中: 齒輪的載荷系數（，是使用系數，是動載系數，在齒輪間的載荷的系數，則是齒向載荷的分配系數） 齒輪所受圓周力 齒輪的區(qū)域系數 彈性影響系數 將上述參數值代入上式得 許用接觸應力 所以 故接觸疲勞強度也滿足要求。 進行上面的計算后，最后齒輪的材料選用20CrMnTi合金鋼，滿足系統(tǒng)的使用要求，而且20CrMnTi是屬于低碳合金鋼，價格方面會相對比較便宜點，能有較好的經濟性，也能降低設計變速箱所需要的成本。 6.4.3 驗算行星輪與內齒圈傳動的強度 齒輪的彎曲疲勞強度計算： 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力： 式中： K 載荷系數（，是使用系數，是動載系數，在齒輪間的載荷的系數，則是齒向載荷的分配系數） 齒輪的圓周力 齒形系數， 應力校正系數 齒寬 模數 通過查詢《機械手冊》，確定式中的各個參數 行星輪節(jié)圓半徑為 行星輪所受的圓周力為 查表得=2.53 =1.62 把上面的數據代入原式，可得 許用彎曲應力 所以 故齒輪的彎曲疲勞強度足夠。 6.4.4 接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點處的接觸應力。 式中: K 載荷系數（，是使用系數，是動載系數，在齒輪間的載荷的系數，則是齒向載荷的分配系數） 齒輪所受圓周力 -----齒輪的區(qū)域系數 ----彈性影響系數 將上述參數值代入上式得 許用接觸應力 所以 故接觸疲勞強度也滿足要求。 進行上面的計算后，最后齒輪的材料選用20CrMnTi合金鋼，滿足系統(tǒng)的使用要求，而且20CrMnTi是屬于低碳合金鋼，價格方面會相對比較便宜點，能有較好的經濟性，也能降低設計變速箱所需要的成本。 6.5 齒輪的材料，加工精度和形狀 齒輪的材料采用20CrMnTi，進行滲碳淬火，表面強度HRC58～64，心部硬度HRC31～48，淬硬層深度0.8～1.3mm，齒側精度為8—7—7，表面粗糙度Ra不大于2.5μm，齒側間隔為Dc。選擇齒輪的結構時，選擇了幅板式結構的齒輪結構，因為這樣的齒輪的齒數較少時，它的輪緣與輪轂合可以結合為一體結構。而且齒輪的齒數較多時，開孔的結構能減輕齒輪的總體重量，齒輪的幅板和輪轂的寬度如果與齒面對稱的話，運動時輪齒和花鍵會受力比較均勻，這樣在齒面點蝕時能夠翻轉著使用齒輪，能延長齒輪的使用壽命。但是這樣有時結構會被限制，同時這樣結構的齒輪也不可能做成對稱的形式，也不能把輪轂縮到輪緣里面，會使齒輪的表面的加工比較困難。齒輪幅板如果能對稱齒面的話，可以減少熱處理時齒輪的變形。 7 軸的設計 在設計軸的時候，考慮到了要設計軸的外形和軸的全部結構尺寸，計算時主要是針對變速箱軸的強度和剛度方面的一些計算。當設計的變速箱在不同的檔位的時候，軸上所受的扭矩值和它的彎矩也是不一樣的。當軸上所受的扭矩最大時，上面的彎矩不一定是最大的。所以，在設計軸的時候，最好在軸的最危險截面來進行校核方面的驗算。 7.1 選擇材料 選用20CrMnTi,進行調質處理，硬度HB241~286。 7.2 初選軸徑 軸的直徑可根據所傳遞的功率幾轉速按下式初估： --------因材料和受載情況而定的系數。查表得A=100 . 液力變矩器的輸出的最大功率為 最大功率對應的轉速，n=2600rpm 7.3 軸的強度驗算 軸的強度驗算時，我們只進行輸入軸在前進的一檔工作時的驗算情況，因為此時輸入軸上所受到的彎矩值以及扭矩的值都是最大，在這個情況下如果軸的強度經過計算滿足要求，那么在其他的其他情況軸的強度都能得到滿足。 軸的結構草圖： 圖7-1輸入軸受力簡圖 其中 ， 由力矩平衡方程 得到： 由力平衡方程 圖7-2垂直彎矩圖 圖7-3輸入軸所受扭矩 圖中扭矩只有在A-B段存在 圖7-4軸所受扭矩圖 求當量彎矩公式為 此處 圖7-5當量彎矩圖 下面進行危險截面的強度驗算 式中W——軸的抗彎截面系數 由《機械設計》得知 所以此軸滿足強度要求 7.4 軸的剛度驗算 在軸的剛度中，為了確保運動的齒輪能夠得到正確嚙合，而此時會對變速箱軸的剛度的要求變得比較高了，根據規(guī)定，所有位于齒輪嚙合處的軸的計算中，合成撓度不超過之間。 對變速箱中間傳動軸進行撓度驗算： 當變速箱工作在Ⅰ檔時中間傳動軸的當量直徑為： 式中 — 階梯軸段的長度；— 階梯軸段的直徑； L— 兩支撐之間的長度； 中間傳動軸的當量直徑為： 中間傳動軸的截面慣性矩： 中間傳動軸的撓度： 圖7-6水平面內的受力 此軸的彈性模量 分析軸的左嚙合處： 軸的中點處： 軸的右嚙合處： mm 中間傳動軸在垂直面內的受力分析： 圖7-7垂直面內的受力 軸的左嚙合處： 軸的中點處： 軸的右嚙合處： 將上面的撓度合成分別求軸在各點處的合成撓度： 軸的左嚙合處： 軸的右嚙合處： 軸的中點處： 變速箱在Ⅱ檔時軸的受力分析與變速箱在Ⅰ檔時的受力相同，故變速箱Ⅱ檔時此軸的撓度與Ⅰ檔時的相同。 經過計算發(fā)現(xiàn)，軸在各個受力集中的要點處的撓度均沒有超過規(guī)定的撓度，可以得出軸的剛度是滿足要求的。 8 軸承的選擇計算 8.1 軸承的選擇原則 選擇滾動軸承通常已知載荷的大小，方向及性質；軸頸的轉速及轉動座圈（內圈轉動還是外圈轉動）；軸承的使用壽命（小時）；機器或傳動裝置的結構對軸承的要求等。 選擇滾動軸承的時候要注意有兩個方面：一是確定所需要的軸承的尺寸（型號）和類型；二是對支承部位的組合結構設計。 滾動軸承的類型可參照以下原則進行選擇： 1.考慮軸承所受載荷的方向。一般的情況下，當軸上的軸承僅承受徑向載荷的時候，選用向心軸承（0～5類）是較適合的；當僅承受純軸向載荷時，選用推力軸承（8類）比較合適；當既承受徑向載荷又承受軸向載荷的時候，我們會選用向心推力軸承（6，7類）或推力向心軸承（9類）比較合適。 2.軸承的轉速比較快，所以要注意軸承的旋轉精度，并且要求是比較高的，當機械