轮式装载机变速箱功能与设计说明书正稿

目 录1.引言11.1轮式装载机变速箱发展背景11.2轮式装载机变速箱功能及设计要求21.3轮式装载机变速箱的分类31.4本课题设计难点52ZL30轮式装载机变速箱总体设计52.1轮式装载机变速箱传动原理概述62.2总体设计中的参数选择73ZL30变速箱超越离合器的设计93.1超越离合器概述：93.2超越离合器的种类及其分析比较93.3超越离合器的工作原理113.4超越离合器的失效分析143.5超越离合器的设计计算163.6 超越离合器主要参数的选择213.7超越离合器设计改进的几种新思路简介：234行星排的设计244.1行星排的基本概念244.2行星排的分析244.3行星排的配齿条件334.4行星排参数的设计计算365油路及电气原理设计465.1变速箱控制油路设计465.2变速箱控制电气设计476三维造型设计496.1PRO/E软件简介496.2变速箱零件造型496.3变速箱装配图51总结54致55参考文献56附表一：PLC电路设计编程程序表：58附表二：行星排齿轮参数计算程序C语言程序5959 / 641.引言此次毕业设计根据学校、学院的安排及老师的精心布置,本人选择了轮式装载机ZL30 变速箱超越离合器及换档行星排设计及PRO/E三维造型分析这个课题。轮式装载机ZL30变速箱的设计综合了大学四年所学的基本知识,能够比较全面的考核我的专业知识和综合能力。轮式装载机ZL30变速箱在市场上占有很大比例,选择此课题具有很强的实用性,能够帮助我在毕业设计的同时很好地了解工程机械行业在社会上的重要性。对于课题中的轮式装载机ZL30变速箱整机设计则是由三个同学共同完成,本人负责对变速箱中的中间轴工程行业上习惯叫二轴进行具体的设计计算。二轴设计主要包括超越离合器、换档行星排及液压控制等的测算。然后还负责将设计出来的变速箱转化为PRO/E三维造型。PRO/E软件在现代企业中运用得比较普遍,作为大学本科毕业生有必要对其进行一定的了解并能完成相关一些操作。由于是三个同学同时完成整机设计,因此在毕业设计过程中还要求我们随时注意商量协作,有助于培养我们的集体观念和团结协作能力。1.1轮式装载机变速箱发展背景轮胎式装载机是一种广泛应用于公路、铁路、港口、码头、煤炭、矿山、水利、国防等工程和城市建设等场所的铲土运输机械。其主要功能是对松散物料进行铲装及短距离运输作业。它是工程机械中近年来发展最快、产销量及市场需求最大的机种之一。 我国现代轮式装载机起始于20世纪60年代中期的Z435型由天工所和柳工合作引进制造。该机为整体机架、后桥转向。经过几年的努力,在吸收当时世界最先进的轮式装载机技术的基础上,成功开发了功率为162KW的铲接式轮式装载机,定型为Z450即后来的ZL50,并于1971年12月18日正式通过专家鉴定。现在我国的装载机无论是在技术上还是产量上都获得了长足的发展,其中ZL30、ZL40、ZL50系列装载机已被大量运用于祖国建设的各个领域。目前,国装载机传动系统多采用两前一后一挡、直接挡两个前进档一个后退挡变速箱和双涡轮液力变矩器。液力变矩器与超越离合器配合工作,使装载机能够根据具体工况自动调节输出扭矩以适应外界阻力的变化。在装载机的传动系统中,变速箱有着举足轻重的作用。一般来说,变速箱性能的好坏直接影响整个装载机性能的优劣。并且,一旦设计出的变速箱被装到装载机上以后,其维修和更换将花费很大的人力物力。所以,工程机械行业中的企业都非常注重变速箱的设计生产。1.2轮式装载机变速箱功能及设计要求从整体上说,变速箱具有以下一些功用：改变发动机和车轮间的传动速比,从而改变机械的行驶速度和牵引力,以适应作业和行驶工况的需要。使机械能倒退行驶。可切断传给行走装置的动力,能使发动机动力不传给行走装置,在发动机运转的情况下,机械能长期停车、便于发动机起动和有利于停车的安全。为了能够使得上述功用得到应用,设计时对变速箱有如下要求：具有足够的档位和合适的传动比,以满足使用要求,使机械能在合适的牵引力和速度下工作,具有良好的牵引性和燃料经济性以及高的生产率。变速箱应工作可靠、使用寿命长、传动效率高、结构和制造简单、拆修方便。换档应轻便,不允许出现同时挂两个档,自动脱档和跳档等现象。4换档离合器能平稳结合。1.3轮式装载机变速箱的分类现在对变速箱从总体上进行类型分析：1.3.1按操纵方式分类人力换档用人力来拨动齿轮或啮合套进行换档,其工作原理,如图121所示齿轮与轴连接的几种情况：图12l为固定连接,它表示齿轮与轴固定连接。 一般用花镀或键与轴连接,并轴向定位于轴上,不能轴向移动。 图121为空转连接, 它表示齿轮通过轴承支承在轴上能相对转动,而不能轴向移动。 图121为滑动连接,它表示齿轮通过花键与轴连接,可轴向移动,而不能相对转动。拨动滑动齿轮换档,如图121所示。双联沿动齿轮ab与轴用花键连接,拨动该双联齿轮,使齿轮对a-a或bb相啮合,从而改变了传动速比,即所谓换档。拨动啮合套换档, 如图121所示。啮合齿轮c、d,通过轴承支承在轴上,啮合套毂e和轴固定连接,啮合套f通过键齿和啮合套毂e连接。啮合套相当于一只牙嵌式离合器,当啮合套移至与齿轮c上的牙嵌齿相接合时,齿轮c便和轴固接一起旋转。动力经c-c齿轮对或dd齿轮对传出。 动力换档 动力换档的工作原理,如图122所示。 图122中表示齿轮通过轴承支承在轴上,它与轴的结合和分离通过离合器来实现。与啮合套换档相同之处是齿轮和轴空转连接,不同之处是齿轮和轴的接合和分离不是通过啮合套而是通过离分器,这个离合器的分离和接合一般是用油压操纵的。 油压操纵的压力源是由发动机带动的油泵提供,离合器的接合和分离靠的是发动机的动力,所以称为动力换档。 人力换档变速箱,结构简单、工作可靠、制造方便、重量轻、传动效率高,但是人力操纵劳动强度大。同时,人力换档变速箱换档时,动力切断的时间较长,这些因素影响了机械的生产率,并使机械在恶劣路面上行驶时通过性差。动力换档变速箱结构复杂,制造困难、要求高、重量重、体积大而且由于换档元件上有摩擦功率损失,传动效率较低。但是动力换档操纵非常轻便简单,换档快,换档时动力切断的时间可降低到最低限度,可以实现负荷下不停车换档,大大有利于生产率的提高。 由于运输机械换档频繁,迫切需要改善换档操作。因此,虽然动力换档变速箱结构复杂,制造困难,但随着制造水平的提高,动力换档变速箱在装载运输机械上的应用愈来愈广。1.3.2按轮系型式来分类定轴式变速箱 变速箱中所有齿轮都有固定的回转轴线。定轴式变速箱换档方式可能有两种型式：人力换档和动力换档。行星式变速箔变速箱中有些齿轮的轴线在空间旋转。有旋转轴线的齿轮叫做行星轮,它在空间有两个运动：自转和公转。因此我们叫这类变速箱为行星齿轮变速箱。行星变速箱只有动力换档一种方式。1.4 本课题设计难点ZL30变速箱中二轴包括超越离合器总成和换档行星排总成,以下论文中统称二轴是整个变速箱中的重要中间轴部分,二轴中的超越离合器和双涡轮液力变矩器联合工作,显著提高了液力变矩器在小传动比围的变矩系数和效率,拓宽了高效工作区域,并且提高了传动效率,改善了装载机牵引性能。但超越离合器在凸轮面上和外环齿轮滚道上承受非常大的接触应力,所以如何改善超越离合器的受力状况使其接触应力得到降低成为了设计的重中之重,又由于受到加工技术和尺寸要求的限制,选取怎样的设计参数则成为了其中的难点。而对于换档行星排的设计来说,由于行星排是各零件联合工作部件,其配齿关系是设计时所需考虑的最重要的问题。行星排的传动比计算也是每一个设计者所要进行的基本计算。 2ZL30轮式装载机变速箱总体设计 轮式装载机在现代社会上已经应用了很长一段时间,其类型根据装载机斗容的大小分为30、40、50、60即斗容分别是3吨、4吨、5吨、6吨等,这几种也是我国现在应用最广泛的装载机类型。据资料统计,我国工程机械行业对装载机的研发水平基本上还停留在研发试制6吨位上。但对于30装载机已经具有相当成熟的技术水平,因此,本设计广泛借助了国各种装载机设计资料,在总体设计上沿袭了许多企业的装载机变速箱设计思路。2.1轮式装载机变速箱传动原理概述本次设计的变速箱根据要与双涡轮液力变矩器联合工作的,故在中间输入轴上采用超越离合器与液力变矩器的双涡轮配合工作,其中液力变矩器一级涡轮通过变速箱一级输入轴齿轮与超越离合器外环齿轮啮合,而二级涡轮则通过二级输入轴齿轮与中间输入轴齿轮亦即通常所说的二轴齿轮啮合,中间输入轴齿轮通过螺栓连接和超越离合器环凸轮连接为一个整体。从液力变矩器输入到变速箱里的力矩大部分多通过超越离合器传给了输出轴,但还有一小部分通过分动齿轮带动变速泵和转向泵齿轮驱动工作油液,提供变速箱的控制油压。ZL30变速箱的档位要两前一后即一档、直接档两个前进档和一个倒档,因此可以采用相对比较方便、成熟的行星式动力换档机构。从超越离合器中传出的力矩通过二轴直接传到换档行星排的太阳轮中,作为换档机构的输入动力。换档行星排总成由倒档行星排和一档行星排串联而成。其中,倒档行星排中的齿圈与一档行星排的行星架为刚性连接,倒档制动离合器控制倒档行星排的行星架,而一档制动离合器控制一档行星排的齿圈。而直接档制动离合器连接三轴亦即直接档轴与三轴输出齿轮,力矩直接从二轴经三轴输出到输出轴上亦即四轴。具体传动路线设计见图2-1。 图 2-1 变速箱传动原理图2.2总体设计中的参数选择利用综合比较法对ZL30变速箱进行整体设计,现在国已经在生产的轮式装载机30变速箱大约有十多种,通过查找相关资料可得出各种变速箱在总体参数设计上都是小异。因此,在此次毕业设计中借助了现在企业中比较成熟的参数设计资料。2.2.1变速箱传动比分配根据图2-1所示的变速箱传动原理图,变速箱的额定转速为2200r/min,而30装载机的运行最大时速在3040公里,因此通过参照普通装载机传动系统参数可基本确定变速箱的传动比围在之间。对于行星式变速箱来说,其关键部件行星排的速比分配参照表2-1进行。而其余传动比则根据经验数据兼顾制造、装配工艺来分配,具体参数表见表2-2。表2-1 单排行星排传动方案表2-2 变速箱传动比分配围2.2.2变速箱各齿轮齿数、模数的选择根据传动原理图和传动比分配围,可初选出齿轮的齿数、模数如表2-3：表2-3 变速箱各齿轮参数初选表3ZL30变速箱超越离合器的设计3.1超越离合器概述：超越离合器是轮式装载机双变系统变速箱系统和变矩器系统中一个非常重要的部件。大量的实践、实例证明在传动系统中超越离合器是影响整个装载机能否正常工作的关键部件。而我国目前生产的超越离合器质量不稳定,使用寿命不高,大约在2000小时到3000小时。对于大吨位装载机来说,超越离合器寿命更是短,有的甚至达不到1800小时,很难满足用户对装载机的寿命要求。对于用户来说,更换维修一次超越离合器其费用大约在25004000元,有的甚至更高。因此,在技术上解决超越离合器的工作寿命问题成了各大厂家亟待解决的问题之一。3.2超越离合器的种类及其分析比较目前,我国国工程机械行业广泛应用的超越离合器的分类主要是根据其外环齿轮和环凸轮间的楔形块形状不同而定的。一般可分为两种：非接触楔形块式超越离合器和圆柱滚子式超越离合器。非接触楔形块式超越离合器：非接触楔形块式超越离合器又称非接触式逆止器,它是利用特殊形状楔块的离心力及其与外环之间的特殊几何关系以实现超越传动。当环转速达到一定值时,楔块与、外环滚道非接触,无磨损运转,反向逆止可靠。该离合器与减速机配套常用于皮带运输机、斗式提升机和高温风机,在冶金、矿山、石油、化工、啤酒设备及电站设备上广泛应用。非接触式楔块式超越离合器是一种低速时传递扭矩,而高速时完全脱开的超越离合器。在离合器部,有多个异形块分布在由、外圈所形成的滚道中,当外圈正向运转时,带动异形块一起旋转,当圈转速超过非接触转速时,异形块所受的离心翻转力矩大于弹簧复位力矩,异形块发生转动,与、处圈脱离接触,从而实现无磨损运转。圆柱滚子式超越离合器：在装载机行业采用的超越离合器基本上都是圆柱滚子式超越离合器。圆柱滚子式超越离合器按照其圆柱滚子的支撑形式又可分为两种,一种是保持架式,一种是顶销式。保持架式超越离合器其基本结构由外环齿轮、环凸轮、保持架、压盖、弹簧、圆柱滚子六个零件组成。顶销式超越离合器取消了保持架和压盖,取而代之的是顶销,但增加了弹簧根数,一般每个滚子由两根弹簧,两根顶销支撑。保持架式超越离合器中的保持架、弹簧、压盖和顶销式超越离合器里的弹簧、顶销的功能都是一样的,均是为了克服在高速旋转情况下圆柱滚子产生的离心力,使圆柱滚子始终能够与外环齿轮接触。这两种形式的超越离合器各有优缺点。保持架式超越离合器结构简单,零件强度高,装配简单方便。但其零件精度要求较高,例如环凸轮滚道平面的分度误差及平面至凸轮中心线的距离误差要求特别高,否则将会直接导致圆柱滚子在工作过程中非正常楔紧和旋出,使保持架变形而影响其整机的可靠性。并且保持架上滚柱的卡槽等分性与卡槽长边对其轴线的平行度误差也将导致滚柱不均匀楔入造成保持架和滚柱损坏。再者,保持架容易产生应力集中使得早期断裂,影响工作寿命。从磨损补偿方面来看,保持架式超越离合器由于是靠弹簧推动保持架进而推动滚柱进入楔紧状态,零件一旦异常磨损将得不到补偿,使得超越离合器寿命降低。顶销式超越离合器结构相对复杂,弹簧和顶销容易产生疲劳破坏。并且在工作过程中顶销容易产生油缸效应,即随着超越离合器的不断离合,圆柱滚子不断地进行楔紧和旋开,顶住滚子的顶销在弹簧的作用下不断地进行冲击,当顶销孔中的油得不到及时地排出时会造成顶销端部受压过度而受损。进一步影响超越离合器的稳定性。但是顶销式超越离合器有其显著的优点：首先,其零件加工精度要求低。相对于保持架式超越离合器来说,其环凸轮滚道平面的分度误差不影响离合器的正常工作；其滚道平面至凸轮中心线的距离也不会导致滚子的不正常楔入和旋出。其次,由于圆柱滚子各由两个顶销在弹簧的作用下支撑,所以零件在有轻微的磨损后可以得到磨损补偿,有利于延长超越离合器的使用寿命。综上所述,各种超越离合器都存在着其本身的优缺点,所以在具体的设计工作中要求设计者能根据其使用场合选择合适的种类。在装载机行业,随着大吨位装载机的开发使用,超越离合器大部分由保持架式转变为顶销式了。因此,在本文中将以顶销式超越离合器为例,从其结构上入手全面的解读超越离合器。3.3超越离合器的工作原理超越离合器又叫单向离合器,顾名思义超越离合器是一种只能单向传递力矩的离合器。超越离合器与双涡轮液力变矩器配合工作。一般来说,液力变矩器一级涡轮输出的功率通过输入轴的一级输出齿轮传递到到与之啮合的超越离合器外环齿轮上。液力变矩器二级涡轮输出的功率通过输入轴的二级输出齿轮传递到与之配合的中间轴齿轮上,中间轴齿轮通过螺栓和超越离合器的环凸轮固定为一个整体。当装载机在工作过程中需要高速前进或后退时,液力变矩器的二级涡轮独立工作。此时,超越离合器环凸轮转速比外环齿轮转速高,超越离合器自动分离。当装载机在工作过程中遇到较大阻力时,双涡轮液力变矩器将根据工况自动降低转速,从而使得转矩增大,给车轮提供足够的动力完成铲进、推动物料等工作。如果阻力进一步增大,液力变矩器将进一步降速,当速度降到超越离合器环凸轮速度比外环齿轮速度低时,超越离合器滚柱将自动楔紧在外环齿轮和环凸轮之间的楔形空间中,从而使三者形成一个刚体。此时,液力变矩器一、二级涡轮同时工作,将所有输出功率传递给超越离合器,装载机就会产生较大的转矩克服工作阻力,完成工作任务。当液力变矩器涡轮速度降到零而泵轮高速旋转时,装载机将产生最大的推进力,一般来说,国ZL50系列的装载机能产生14吨以上的推进力。从以上分析可知,超越离合器的使用显著提高了液力变矩器在小传动比围的变矩系数和效率,拓宽了高效工作区域,并且提高了传动效率,改善了装载机牵引性能。下面以顶销式圆柱滚子超越离合器为例,通过其结构介绍进一步阐明超越离合器的工作原理。图3-1为超越离合器基本结构简图：BA 图3-11外环齿轮 2弹簧3环凸轮 4圆柱滚子图3-2为超越离合器与双涡轮液力变矩器配合工作原理图：一级涡轮泵轮二级输出齿轮二级涡轮导 轮一级输出齿轮输入轴外环齿轮中间输入轴内环凸轮图3-2 当装载机在工作过程中处于高速轻载工况时,液力变矩器二级涡轮单独工作,力矩通过输入轴的二级输出齿轮传递到中间输入轴齿轮上,中间输入轴带动超越离合器环凸轮图13一起运动。此时,超越离合器环凸轮的转速A比外环齿轮图11的转速B大,圆柱滚子图14按顺时针方向旋转脱开,超越离合器实现自动分离。当装载机处于低速重载或遇到较大阻力时,液力变矩器将降低速度以提升力矩,如果中间输入轴齿轮带动环凸轮图13的转速A比外环齿轮转速B小,此时,圆柱滚子图14按逆时针方向旋转楔紧在由外环齿轮图11、环凸轮图13构成的楔形空间里,从而使三者合为一体以共同的速度转动。这个时候,液力变矩器一级、二级涡轮同时工作,共同把所有的力矩提供给超越离合器,从而使装载机产生高达十几吨的推进力。超越离合器圆柱滚子的楔紧和旋开是根据外阻力也就是装载机的工况而自动进行的,从功能上讲相当于进行了自动换挡。超越离合器和液力变矩器配合工作使得装载机能自动的适应各种工况要求,在设计时减少了挡位数,简化了变速箱部结构,进而减少了操纵工人的劳动强度,因而超越离合器也就理所当然成为了设计者们所要考虑的重要项目。3.4超越离合器的失效分析3.4.1装载机在超越离合器失效时可能存在的外在表现：1装载机在起步和换挡过程中,机器反应迟钝或存在明显的滞后现象。2装载机在高速行进中传动系统变速箱位置有冲击声,或者机器突然紧急制动,换挡后重新起步机器恢复正常。3装载机在低速重载工况时,变矩器油温上升较快,在挂高速挡行使时,速度提升不明显,感觉上是机车无劲跑不快。4装载机在进行铲料装载作业时,机器前进无力,有时甚至爬小坡路面也很吃力。5装载机在正常作业时在变速箱位置出现间断性的异响声,有时会影响作业但加油后可继续工作。异响声随着时间的延长会越来越频繁,机器工作越来越吃力。3.4.2超越离合器失效的主要原因：1装载机液力变矩器所输出的力矩大部分都要经过超越离合器传给输出轴,并且在工作过程中超越离合器要承担因外阻力不断变化而带来的冲击。因此,超越离合器各零件摩擦副间的接触应力比较大,常常导致构成摩擦副的零件因接触强度不够而变形失效。具体表现在以下几个方面：外环齿轮强度不够被圆柱滚子压有凹槽。环凸轮滚道平面强度不够被圆柱滚子压有凹槽。圆柱滚子自身强度不够在楔紧传递力矩时被压变形。2弹簧的疲劳损坏,弹簧一旦失效,被其支撑的圆柱滚子就不能到达楔紧位置,如果是一个滚柱的其中一根弹簧损坏而另一根完好就会造成圆柱滚子不能均匀楔入和旋出,导致滚柱局部受力而变形失效。3顶销由于磨损或卡死在销孔中,导致圆柱滚子不能正常工作而使超越离合器损坏4零件制造误差太大造成超越离合器失效。例如：环凸轮滚道平面与其端面垂直度误差太大、外环齿轮滚道面圆柱度误差太大等均会造成圆柱滚子在楔形空间中运动的时候受力不均而加快磨损,最终导致整个超越离合器失效。5超越离合器里的清洁度太差,使环凸轮销孔中充满油污,顶销卡死进而损坏超越离合器。 3.5超越离合器的设计计算从上面的分析可知超越离合器摩擦副间的接触强度是影响其工作稳定性的重要因素,接触强度的大小直接影响其使用寿命的长短。下面本文就从超越离合器的受力情况入手详细介绍其设计计算过程同样以顶销式圆柱滚子超越离合器为例3.5.1超越离合器受力分析：首先,将超越离合器圆柱滚子视为受力体进行分析注：受力状态为超越离合器楔合状态,此时圆柱滚子被楔紧。其受力图见图3-3图3-3 圆柱滚子受力分析图1外环齿轮 2顶销弹簧3环凸轮 4圆柱滚子根据受力图可以列出以下平衡方程组： F2 = F1cos + f1sin 垂直方向上受力平衡f2 + f1cosF1sin0 水平方向上受力保证圆柱滚子越挤越紧f1 = F11 摩擦力计算公式,注意方向f2 = F22 摩擦力计算公式,注意方向上式中：f1：外环齿轮与圆柱滚子间的摩擦力 f2：环凸轮与圆柱滚子间的摩擦力F1：外环齿轮对圆柱滚子的正压力 F2：环凸轮对圆柱滚子的支撑力1：外环齿轮与圆柱滚子间的摩擦系数2：环凸轮与圆柱滚子间的摩擦系数 ：楔形角对上述方程组进行化简整理可得：在超越离合器工作时,充满油液的摩擦副间的摩擦系数可近似取相等值即有下式：根据万能公式变换：可得：然后,将圆柱滚子和环凸轮视为一个整体,则有：Ts = f1RZ 上式中： Ts：超越离合器所传递的计算力矩f1：外环齿轮与圆柱滚子间的摩擦力 R：外环齿轮的孔半径 Z：圆柱滚子数目将式代入式中整理可得：在计算接触强度时取其最大值：式即为计算超越离合器圆柱滚子外环齿轮之间的正压力。3.5.2计算各摩擦副间的最大接触应力从失效分析中我们知道超越离合器中的圆柱滚子、环凸轮、外环齿轮是依靠表面接触工作的零件,他们的工作能力不仅与整体强度有关,还与接触表面的强度有关。其失效形式为接触疲劳磨损疲劳点蚀,发生的主要原因是零件工作表面受到破坏,降低了工作能力,并引起振动和噪声,最终导致超越离合器失效。由于超越离合器中的圆柱滚子、环凸轮、外环齿轮在工作过程中轴线相互平行,并相互接触受压。由弹性力学可知,其接触应力的计算符合H.Hertz公式注：H.Hertz公式的应用条件：两个轴线平行的圆柱体相互接触并受压求接触应力。各零件在接触受压时,其接触面积为一狭长矩形,最大接触应力发生在接触区中心线上其结论论证过程略,且其值为：上式中： Fn：作用在圆柱体上的载荷 b：接触长度1,2：分别为相互接触零件曲率半径1,2：分别为相互接触零件材料的泊松比 E1, E2：分别为两圆柱体材料的弹性模量式中的+号用于外接触,-号用于接触。对于超越离合器来说,可查表取：1 =2 = 0.3 E1 = E2 = 210GPa所以：圆柱滚子与外环齿轮的接触应力为：接触情况 圆柱滚子与环凸轮的接触应力为：外接触情况注：此时实际上是圆柱和平面接触受压情况,代入计算的时候平面的曲率半径是无穷大,所以其倒数是零。如果我们取摩擦系数均相等的话则有圆柱滚子两处受压载荷相等即F2 = F1。接触疲劳强度的判定条件：其中：为实验测得的材料的接触疲劳极限 SH为许用安全系数。由于接触应力是局部性的应力,且应力的增长与载荷Fn并不呈直线关系由计算公式可以得出,而要缓慢的多,故安全系数SH可取等于或稍大于1即可。弹簧力的计算顶销式圆柱滚子超越离合器的圆柱滚子是靠弹簧的作用推向其楔紧位置的。当超越离合器工作时,圆柱滚子上由于受到离心力的作用,总是力图从与从动件的接触点向外偏移,为了克服滚柱的偏移,保证超越离合器的正常工作,安装的弹簧应有足够的压力来抵消这种偏移力。具体来说,弹簧的强度应能克服驱动件在超越离合器最大转速下的离心力。作用在圆柱滚子上的离心力可由下式确定：上式中：M: 圆柱滚子的质量：圆柱滚子中心到环凸轮轴线的距离。在楔紧状态下 =R-r。n ：超越离合器最大转速 单位：r/min这个径向离心力引起弹簧所需要克服的切向力Ft根据其几何关系有： Ft = = 因此弹簧的预紧力要大于Ft,以防止圆柱滚子在离心力的作用下脱离楔紧位置。3.6 超越离合器主要参数的选择楔形角的选择： 由第五部分中的设计计算工程中我们可得出：因此有： 2arctan查表,假如1取值为1 = 0.07,此时： 2arctan = 8通过数据分析,楔形角的大小对超越离合器的工作性能有着显著的影响。如果过大,其承载能力虽然会提高,但很难保证圆柱滚子能够可靠的楔紧,在工作过程中就会出现打滑的现象,致使圆柱滚子与、外环工作面接触处产生严重的滑动摩擦,零件磨损加快,造成超越离合器稳定性差。如果过小,圆柱滚子虽然容易楔紧,但是器楔紧力将会增大,致使圆柱滚子不能自动分离。根据H.Hertz公式,适当的增大会使得接触副间的接触应力降低。根据实验经验和有关资料数据,楔形角 一般在68之间选取。圆柱滚子半径r的选择 由Hertz公式可知,圆柱滚子半径越大,摩擦副间的接触应力越小。但圆柱滚子半径的大小在很大程度上受到超越离合器结构尺寸的限制。根据实际生产资料统计,圆柱滚子半径一般选取r = 6.5 7.5 mm外环齿轮径R的选择同样由Hertz公式可得出,外环齿轮径R越大,其接触应力越小。但外环齿轮的结构尺寸不仅受到超越离合器本身的结构尺寸限制,还受到变速箱里的装配尺寸限制,过大会造成装配困难或根本无法装配。一般来说,外环齿轮径R的选择围为R = r。由圆柱滚子半径r的选取围可推算外环齿轮的选取围为：R = 104 300mm.圆柱滚子数目Z的选择超越离合器中圆柱滚子数目Z越多,分布到每一个圆柱滚子上的载荷就越小,超越离合器的受力也越均匀。所以,增多圆柱滚子的数目,能有效的降低接触应力大小。但过多的数目会导致超越离合器结构变大,对于轮式装载机而言,圆柱滚子数目一般取经验值Z = 16 30。.圆柱滚子长度L的选择从降低接触应力的角度上来说,圆柱滚子长度越大越好由Hertz公式可看出。并且若圆柱滚子长度L值取太小,则支撑每个圆柱滚子的两个顶销孔间的距离也就很近。在工作过程中,圆柱滚子容易发生歪斜现象,这样就会造成圆柱滚子局部受力很大而变形失效。如果圆柱滚子长度过大,外环齿轮孔、环凸轮滚道平面的表面粗糙度和不平度对圆柱滚子的楔入和旋出状态就有较大的影响,常常会造成圆柱滚子不正常楔入而加大磨损,在较大程度上影响超越离合器的使用寿命。一般来说,圆柱滚子长度的选取围是L = r .环凸轮滚道平面高度h即环凸轮中心与滚道平面的距离的计算 环凸轮滚道平面高度h是超越离合器中比较重要的尺寸参数,特别是在保持架式圆柱滚子超越离合器中,h尺寸的加工精度直接影响超越离合器的工作情况。根据几何关系有：当r、R、确定了以后,h便可根据公式直接计算了。3.7超越离合器设计改进的几种新思路简介：用板弹簧替代顶销。 顶销式圆柱滚子超越离合器的每一个圆柱滚子均由两个顶销支撑,在弹簧的作用下推动圆柱滚子与外环齿轮和环凸轮滚道面保持接触。一个超越离合器如果按24个圆柱滚子计算,则有48根顶销、48根弹簧。在工作过程中,如果有一根顶销被卡死压坏或一根弹簧失效的话就会使得圆柱滚子不能正常的楔紧和旋出,造成零件磨损加剧,最后常常导致超越离合器不能自动分离。假如用板弹簧替代顶销的话,一根板弹簧支撑一个圆柱滚子,通过计算板弹簧只需要压缩大约0.040.05mm左右就能提供足够的推进力推紧圆柱滚子进入楔入状态。并且板弹簧提供的弹力均匀的施加在圆柱滚子上,克服了顶销式或保持架式超越离合器由于滚柱歪斜楔入或旋开造成滚子局部受力过大而变形失效的问题。采用板弹簧后,圆柱滚子在楔形空间里的运动围可减少,即环凸轮滚道的长度可减少,这样就可以提供出空间安装更多的滚子数目,根据Hertz公式,圆柱滚子数目越多,摩擦副间的接触应力将越低,这为克服国现在的超越离合器接触强度普遍偏低的困难提高了有效解决途径。直接采用液压油推动圆柱滚子直接制造封闭油腔利用液压油来推动顶销小型活塞使圆柱滚子进入楔进状态,完全取消弹簧。由于液体部压力到处一致,使得各顶销获得的压力相等,这样圆柱滚子受力均匀,有利于改善其工作状态。这种思路虽然也使得超越离合器摆脱了因为弹簧失效而不能正常工作的问题。但是它对超越离合器又提出了新的要求。首先提供液压力的各油道的设计势必将会改变现有超越离合器零件的结构尺寸。其次,对超越离合器的密封性能提出了要求,这就给零件制造,装配带来了新的挑战。4行星排的设计4.1行星排的基本概念 复杂的行星齿轮变速箱是由基本行星机构组合而戊,行星齿轮变速箱中所采用的基本行星机构大多数是单排、外啮合行星机构,简称行星排。它有单行星和双行星两种,如图41所示。 行星排有三个基本元件：太阳轮、齿圈、行星架,分别用符号s、r、c来表示,行星轮以符号p来表示。4.2行星排的分析4.2.1运动分析 行星轮系可看作由定轴轮系转化而来。以行星排为例来看,可把太阳轮、齿圈、行星轮都看作是支承在行星架上的齿轮。当行星架固定不动时为定轴轮系,当行星架以太阳轮轴线为中心线旋转起来了就变成了行星轮系。因此,行星排的运动可看作是两部分运动的合成：行星架带着其上各齿轮以行星架转速作整体转动这可定义为牵连运动,牵连运动中各齿轮不产生啮合传动运动；行星架上相互啮合的齿轮相对行星架作啮合转动这可定义为相对运动。 只有牵连运动而无相对运动,则整个行星排作整体转动,这种情况被称做为闭锁成直接传动；只有相对转动而无牵连运动则变为定袖传动。只看相对运动,也就是站在行星架上观察时,各轮传动如定轴轮系,存在一定的转速关系,如下式所示：式中 为太阳轮相对行星架的转速；为齿圈相对行星架的转速；K齿圈齿数和太阳轮齿数之比,称为行星排特性参数。由上式得行星排转速特性方程式。对单行星排上式K值前取负号得：十K一0对双行星排上式K值前取正号得：K+ 0对于K值钱的正负号是根据算传动比时, 行星排转速关系式是三元一次齐次方程式,三个未知数,一个方程式,这反映了行星排是两个自由度机构。它与一个自由度定轴齿轮传动不同,定轴齿轮传动旋转构件之间有固定的转速关系,而行星排三元件中任二元件之间无固定的转速联系它们之间的转速关系随行星架的转速而变,要使行星排的任二元件间有确定的转速关系,必须再加一个关系式。 方程式的三个系数之和等于零,即为转速方程式的解,这反映了行星排具有闭锁成一体转动的特性。 行星轮相对行星架的转速可由三个元件转速按下式求得注：本说明书以下文中提到的行星轮转速均是指行星架的转速：np=-=式中、分别为太阳轮、行星轮和齿圈的齿数。4.2.2力矩分析行星排中太阳轮、齿圈、行星架三元件通过行星轮联系在一起,通过行星轮传力,三元件上所受力矩存在一定的关系。力矩分析中所谓的三元件所受力矩不是指外力矩,而是指行星排部力矩,即行星轮对三元件的作用力矩。另外我们分析的是等速运动工况,各构件都作等速旋转,因此可以忽略惯性力矩。1、行星排理论力矩关系式理论力矩是不考虑摩擦所得的力矩。行星排三元件太阳轮、齿圈、行星轮的理论力矩关系可由行星轮的平衡求得。如图42所示。取行星轮为隔离体,由行星轮的平衡条件得：行星轮对太阳轮、齿圈、行星架的圆周力之比为注：为了推导方便,假设行星轮与太阳轮、齿圈的啮合都是标准传动,变位齿轮推导亦类似,但比较麻烦： P s：Pr：Pc1：1：一2三个力作用半径之比为： Rs：Rr：Rc1：K：则行星轮对太阳轮、齿图、行星架的作用力矩之比为： Ms：Mr：Mc = PsRs：PrRr：PcRc = 1：K：-1+K或写成：对双行星可用类似方法求得其理论力矩关系式为：行星排理论力矩关系式,实际上是两个方程式,三个未知敌,因此只要知道三元件中的一个力矩,则另二个就可求出。即行星徘三元件中任二元件力矩之间存在着固定关系,它是由齿轮和行星架的在杠杆比所决定的,与各元件转动情况和外界连接情况都没有关系,即不管三元件中哪个主动,哪个被动,哪个固定,其理论力矩关系都是一样的。2行星排实际力矩关系式实际上,行星机构中存在摩擦,因此有力矩损失,实际力矩是考虑摩擦所得的力矩。一般我们只考虑齿轮啮合传动的摩擦损失。行星排实际力矩关系式可按下述程序求得：先求出齿圈和太阳轮的力矩关系。考虑齿轮啮合摩擦损失时,求齿圈和太阳轮的力矩关系,必须知道在相对运动中,齿圈和太阳轮哪一个是主动件。当作用在太阳轮上的外力矩M和太阳轮相对行星架的转向一致时,即M0或M0M= - M,M为力矩,即行星轮对太阳轮的作用力矩则太阳轮为主动,其力矩关系为： M= MK如果M0或M0,则太阳轮为被动,其力矩关系为： M= MK写成普遍式为： M= MK当M 0时,x 取+1,当M0,x取-1。由行星排三力矩之和应等于零求得行星架和太阳轮的力矩关系： M=- M- M=- M1+ K单行星排实际力矩关系式为：类似可求得双行星排实际力矩关系式为：式中 行星轮对太阳轮实际作用力矩； 行星轮对齿圈实际作用力矩；行星轮对行星架实际作用力矩；行星架固定时行星排的效率。对单行星 0.980.990.97；对双行星 09820.990.95。式中 及分别为一对外啮合齿轮及一对啮合齿轮传动的效率。行星排三元件之间实际力矩关系,随行星徘运动状况,即随相对运动中太阳轮是主动还是被动而变。4.2.3功率分析 我们知道,将一行星排中三元件太阳轮、齿圈、行星架分别作为主动件、被动件和固定件,就可以组成单排行星传动装置。 单徘行星传动。当行星排闭锁时,只有牵连运动,全部功率通过牵连运动来传递。当行星架为固定件时,变为定轴传动,只有相对运动,全部功率通过相对运动来传递。一般情况,行星徘的运动是由牵连运动和相对运动所组成,因此功率既通过牵连运动,又通过相对运动来传递。以图43所示为例,行星排的传递功率为：牵连运动所传递的功率为：相对运动所传递的功率一般称为啮合功率为：式中 太阳轮对行星轮的圆周力；太阳轮对行星轮的圆周力的作用半径；绝对圆周速度；牵连圆周速度；相对圆周速度,绝对角速度,即太阳轮的转速；牵连角速度,即行星架的转速；相对角速度,即太阳轮相对行星架的转速。啮合功率流的流向：当0,即M 0时,啮合功率的流向是从太阳轮至齿圈。当0,即M 0时,啮合功率的流向是从齿圈至太阳轮。 行星传动的运动情况和功率传递情况和定轴传动不同,定轴传动全部功率通过齿轮啮合来传递,齿轮机构所传递的功率等于啮合功率。而行星传动则不然,相对运动中所产生的啮合功率可能小于行星机构所传递的功率 图43所示情况就是这样。啮合功率也可能大于行星机构所传递的功率,有些行星传动方案甚至可能大很多,因此就使得行星传动的传动效率计算比较复杂,各种行星传动的传动效率可能相差很大,传动效率可能高于定轴传动,也可能传动效率很低。在求行星传动效率时我们假定：1只考虑齿轮啮合损失,忽略其他所有损失,例如轴承损失,飞溅损失等等。2牵连运动不引起齿轮啮合运动,因此认为牵连运动没有损失。 3行星排全部传动损失是由相对运动中齿轮啮合损失所引起,而相对运动引起的齿轮啮合损失和定轴传动一样。求行星排传动的效率一般采用以下两个方法：啮合功率法求效率 1先求出啮合功率的大小。为计算简便起见,我们按理论力矩来计算啮合功率,因此按外啮合点还是按啮合点来计算,其结果都是一样的。 M= - M在计算效率时,我们只要知道啮合功率的数值大小,故可写为：= 2然后计算行星排的功率损失N,它等于啮合功率从太阳轮传至齿圈的功率损失。对单行星排 N1-=1-0.97=0.03对双行星排 N1-=1-0.95=0.05 3最后计算行星排的效率：式中 输入功率。对单行星排 =1-0.03 对双行星排 =1-0.05 力矩法求效率 齿轮传动机构没有转速损失,其功率损失体现在力矩损失上,因此我们可以通过力矩关系来求效率。 如无功率损失,效率为1,则输入功率等于输出功率。即： 式中 外构件对主动件的作用力矩,我们称为输入力矩；被动件对外构件的作用力矩,我们常称为输出力矩；、分别为主动件和被动件的转速。理论输出力矩与输入力矩之比,称为理论力传动比,它就等于传动比。当有功率损失时,效率为实际输出功率和输入功率之比,即：式中 实际输出力矩；实际力传动比。 效率为实际力传动比和理论力传动比即传动比之比,也即是实际输出力矩和理论输出力矩之比。4.3行星排的配齿条件行星传动齿轮齿数的确定,不仅应满足传动比的要求,同时还需依据装配的需要,考虑以下的配齿条件。4.3.1同心条件对于具有圆柱齿轮的单行星传动,同心条件的含意是：当行星传动的每个行星轮和两个或两个以上的中心轮啮合时,为保证安装与传动,各中心齿轮的齿数需要满足行星轮与各中心轮的中心距相等。即式中 行星轮和太阳轮之间的中心距；行星轮和齿圈之间的中心距。如图44所示,Ds、Dr、Dp分别表示太阳轮、齿圈和行星轮的节圆直径,如果采用标准齿轮传动或高度变位齿轮传动,则同心条件可以用下式表示：根据齿轮的基本计算有：即有： 必须指出,有些行星齿轮传动,齿轮齿数并不完全受此条件的限制,其行星轮实际齿数少于计算齿数其差值围为一个齿,这是为了改善结构强度而采用角度变位齿轮的缘故。4.3.2装配条件如图45所示,在齿圈式单排行星传动中,行星轮1已装入,此时太阳轮上A齿中心线与行星轮上B齿中心线重合,行星轮上C齿的中心线与齿圈上D齿的中心线相重合。如果想在与行星轮1相隔处再装入行星轮2,就要符合一定的几何条件,否则会发生干涉,图45就是因齿的干涉而不能装配的实例。由此可知,要想把行星轮2装入,必须合理地选择齿圈与太阳轮的齿数,使得、和之间符合某种装配关系。为了导出装配条件,设齿圈固定不动,使行星架转过角,如图45所示。这时太阳轮上A齿若转过,而由A齿占据了原A齿的位置,从图中可以看出在原处装入行星轮2才是可能的。也就是说太阳轮上弧间所包括的齿数,应为整数。用公式表示则为：式中N为整数。 图中太阳轮、齿圈与行星架回转角之间的关系,可通过行星排运动学特性方程对时间积分得到：其中： 故 这即为装配条件公式。可见欲满足装配要求,行星排中两行星轮之间夹角必须为的整数倍。其中,+、号,分别适用于单行星和双行星传动。为了使行星传动各构件所受径向力平衡,在结构布置上应该使行星轮均匀分布或对称非均匀分布。若行星轮为均布,且其个数为即,则由上式可得其装配条件： 如果行星轮为对称非均匀分布图46,则其装配条件是：1对具有均布关系的行星轮,如图46中齿轮A1、A2、A3一组或B1、B2、B3一组,应满足装配条件：式中 为一组的行星轮数。2对两组均布行星轮所钳开的角度或还必须满足装配条件： 或 式中、均为整数。4.3.3相邻条件：设计行星传动时,必须保证相邻行星轮之间有一定间隙,对于单行星传动而言,即两相邻行星轮的中心距L应大于它们的齿顶圆半径之和。如图47所示,相邻条件如以公式表示则为：在实际设计中相邻条件多控制在：4.4行星排参数的设计计算4.4.1行星排基本参数包括以下几项容：、行星排特性参数K；、行星排三元件太阳轮、行星轮、齿圈的齿数、模数；、行星排啮合强度计算；、行星排传动比计算；4.4.2具体计算：、行星排特性参数的确定 根据总体设计中选择的行星排传动方式以及传动比围,选择行星排特性参数K值围为4/3K4。大量资料证明为了缩小结构尺寸及可能安装单行星排,其特性参数在此围最合适。参照国大部分此类型变速箱行星排的参数,本设计中选择行星排的特性参数为:K=2.73,为了便于制造和装配,倒档行星排和一档行星排均取同样的特性参数值。、行星排三元件的齿数、模数的确定； 在依照各档传动比完成变速箱简图设计,并根据传动比公式求出各行星排参数的前提下,方可确定齿轮的齿数。进行配卤计算时应首先考虑以下几点： 必须满足行星排特性参数K的要求； 根据齿轮轮齿根切条件,其最小齿轮齿数不应少于1417。最少齿数的选择还应兼顾到齿轮在轴或轴承上装配的可能性； 为了提高产品制造工艺性,变速箱各行星排的齿轮可取问一模数；对于齿圈齿数亦应尽可能取其相等；与中心轮啮合的行星齿轮数,可取34化为了平衡径向载荷,应使各行星轮沿圆周均布或采用对称但非等间隔布置。根据同心条件公式以及特性参数定义式可得：由于K=2.73,故=0.8651,所以,行星轮最小。取行星轮均布,行星轮个数q = 4则：根据最少齿数关系,选取行星轮齿数=19,则：、行星排啮合强度计算 根据设计要求：发动机输出功率P = 73kw,输入转速n = 2200r/min,传动比i = 14.(1) 齿轮的基本技术要求太阳轮：材料：20CrMnTi,齿面须经表面渗碳处理,渗碳层深度0.81.2,表面硬度HRC5864,心部及其余硬度为HRC3345。行星轮：材料：20CrMnTi,齿面、孔须经表面渗碳处理,渗碳层深度0.81.2,表面硬度HRC5864,心部及其余硬度为HRC3345。齿圈：材料：40Cr,零件调质,齿面经表面渗氮处理,渗氮层深度0.250.55,表面硬度HV550,心部及其余硬度为HRC2835。各零件其精度等级均取8级。2采用太阳轮浮动的均载机构,各行星轮间载荷分配不均匀系数k的数值取为：k=1.1；k=1.15。3外啮合齿轮副s-p的强度计算A计算中心距a由au+1其中u为齿数比式中各参数的数值计算如下：齿数比u=0.864齿宽系数取为=0.4材料弹性系数查表取Z=189.8节点区域系数Z=2.4转矩T=k=9.549X10 =9.549X10XX8.713X104Nmm载荷系数K=KKK其中工作情况系数K查表有K=1工作平稳,动载荷系数K查表有K=1.1v3m/s由K=1+-1其中载荷沿齿宽分布不均匀系数齿轮圆周速度及齿面硬度对K的影响系数查得=1.2,=0.84故K=1+1.2-1X0.84=1.168K=1X1.1X1.168=1.285许用接触应力按下式计算：=ZZZMP齿轮材料的接触强度疲劳极限=23HRC对太阳轮 =23X60=1380MPa对行星轮p =23X58=1334MPa安全系数S=1.25Z=Z=Z=1太阳轮s的许用接触应力 =X1X1X1=1104MPa行星轮p的许用接触应力 =X1X1X1=1067MPa计算时应取较小的=1067MPa将以上各值代入按接触强度计算的中心距公式有a=56.27mmB确定齿轮模数mm=2.75C.校核接触强度选择小齿轮副校核其接触强度,根据公式：=ZZ小齿轮分度圆直径d=mzs=2.75X19=52.25mm=189.8X2.4X=132.5MPa=1067MPaD.校核弯曲强度根据校核公式：=YY先计算许用弯曲应力=YY查表齿根弯曲疲劳强度极限=750MPa因行星轮p,在传动中是公用齿轮系双向受载荷,故应取=750X0.8=600MPa安全系数S取为S=1.75 尺寸系数Y=1,Y=1对太阳轮s, =750/1.75X1X1=429MPa对行星轮p =600/1.75X1X1=343MPa载荷分布系数K=1+-1 查得=1,=1.2故K=1+1.2-1X1=1.2从而载荷系数K=KKK=1X1.1X1.2=1.32转矩T