毕业设计（论文）-ZL50轮式装载机行星式动力换挡变速箱设计

摘 要ZL50型装载机所使用的是行星式动力换挡变速箱。1.对行星式动力换挡变速箱进行分析，计算变速箱的总体参数；2.确定出变速箱各档传动比；3.对行星式变速箱齿轮进行布置设计，并画出变速箱总体布置图；4.针对行星式变速箱的结构设计，这是这次设计中最为重要的地方，通过计算出传动比，设计出变速箱的传动简图，然后进行配齿的计算，可以计算出齿圈、行星轮和太阳轮的齿数，并校核这些零部件的合理性。最后进行齿轮设计；5.对变速箱中轴承、轴、离合器的选择和设计。行星式有着比较显著的特点：运用到船底动力时可以实现功率分流：输入轴和输出轴具有同轴性采用合理的内啮合等，这都使变速箱体积减小。它可以作速度的增、减和变化运动，以及运动的合成和分解。这些功能对现代机械传动有着较为重要的意义。设计时对ZL50型装载机匹配了双涡轮液力变矩器。因为它的高效范围较宽，所以可以使设计的变速箱档位数减少，并简化变速箱结构。关键词：轮式装载机、行星式变速箱全套图纸加扣 3346389411或3012250582Abstract 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 录1 绪论11.1 动力换挡行星变速箱11.2 设计程序和公用归纳22 传动机构设计32.1 传动比的确定32.2 传动简图的设计72.3 简图设计的原则72.4 传动简图的选择82.5 传动路线83 行星机构设计93.1 配齿计算93.2 选配齿轮103.3 齿宽选取113.4 可由上述的D和m的值计算出齿圈齿数123.5 同心条件校核123.6 计算各档行星构件的转速134 轮的强度校核144.1 太阳轮的转矩144.2 受力分析154.3 校核齿轮的弯曲疲劳强度154.4 校核齿面接触疲劳强度165 离合器设计165.1 确定换档离合器的结构型式165.2 确定主要参数165.3 片式离合器的摩擦力矩的计算195.4 离合器滑磨功验算195.5 片式离合器油缸计算206 齿轮设计206.1 计算载荷的确定206.2 齿轮的变位和修正216.3 行星排各齿轮的几何尺寸226.4 齿轮的强度验算226.4.1 验算太阳轮与行星轮传动的强度226.4.2 接触疲劳强度计算236.4.3 验算行星轮与内齿圈传动的强度246.4.4 接触疲劳强度计算256.5 齿轮的材料，加工精度和形状267 轴的设计267.1 选择材料267.2 初选轴径277.3 轴的强度验算277.4 轴的刚度验算298 轴承的选择计算318.1 轴承的选择原则318.2 轴承的强度校核及寿命计算31致 谢34参考文献351 绪论1.1 动力换挡行星变速箱 ZL50装载机是较大型以装卸散状物体为主的工程机械，由于具有工作速度快、效率高、机动性好、操作方便等优点，在对加快建设速度，减轻工作强度，提高工作质量，降低使用成本都发挥着比较重要的作用，所以是现代机械化施工中较为重要的工程机械。 在工程机械中，ZL50型装载机广泛应用于建筑、矿山、道路、水电和国防建设等国家基础建设方面，可以对散装堆积的物品可以进行装、运、卸等作业，还能对岩石和硬土作业进行轻度挖掘工作。 ZL50行星式装载机属于ZL的系列，通常采用液力机械传动系、液力机械传动系、轮式行走系，铰接式车架工作装置机构使用的是液压操纵。此系列的装载机具有机动性好、方向转动锅比较灵活、生产效率高和操纵轻便的特点，多数的后桥布置为摆动桥，可以增加稳定性，故安全性好。 ZL50轮式装载机属于四轮驱动装载机，工作时用全轮驱动，空车进行跑动的时候，为了避免出现功率损耗，只让装载机的前轮驱动，这样后桥进行传动用啮合套脱开。本设计的装载机使用的是液压与液力机械传动方式，工作时效率高、无级变速、传动比大和变速平稳等特点，使用范围比较广泛。设计的装载机采用行星齿轮变速器，实现换档操作的方式时间液压式。它的主要特点有以下几个方面：动力方面使用双涡轮变矩器、工作时有两个前进档和一个倒退档的双行星排的动力换档变速器，还能使变速箱以实现脱起动，发动机熄火时转向，排气制动这样的“三合一”机构。 装载机按照行走方式分为轮胎式和履带式两种，目前国内生产和使用的大多数是轮胎式装载机（简称轮式装载机）。 行星式齿轮传动机构，具体还包括行星轮系以及差动轮系等。但是，这种渐开线行星齿轮的传动种类有很多，依照装载机齿轮的啮合方式来分，可以被分为很多种型号。由于所使用行星齿轮的传动拥有着功率分流和动轴线这样的运动特点，和它内啮合原理的合理运用，让之与定轴线齿轮传动相比，有着经济和技术上的很多优点。我们都知道，它的特点是：重量轻、体积小；可进行合成与分解；工作时运动比价平稳、发出的噪声较小；低速轴转矩与重量之往往比较大；同时它的啮合功率要小于要传递时的功率，工作时的功率损失小，且效率比较高。所以常常被人们用来代替普通齿轮传动作为增、减和变速传动机械中的装置。产品在生产过程中，根据一些相关的统计指出，世界上已经存在将近50多种渐开线式行星式齿轮传动系列的设计，还在这些基本系列的基础上，生产了多种形式的组合式变速器、减速器和差速器等一些产品，在根据工程机械的发展要求需，新型的行星式齿轮传动组合形式将不断的发展和创新。工程机械变速箱的类型较多，按其换挡操作方式分类，可分为人力换挡和动力换挡。人力换挡变速箱同时也被称为机械式变速箱，它的齿轮啮合或啮合套通过人力来拔动实现变速箱的换挡。而动力换挡则是通过液压控制机械中的离合器的分离和结合来实现换挡的，与人力换挡变速新相比的话，它有着操作换挡时动力切断的时间可降低到最低限度，有利于工作成产率的提高，轻便简单、换挡快，可以实现有载荷时不停车换挡的特点。如果依照变速箱分类中的轮系型式分，可分把变速箱划分为定轴式和行星式变速箱两种。在工程机械的使用中，行星类型的变速箱具有传动效率高、载荷容量大、结构合理紧凑以外，还具有便于自动换挡或工作实现动力等优点。所以，行星式变速箱在实际使用的工程机械底盘中获得大部分厂商的广泛应用。动力换挡行星变速箱在实际的使用是比较广泛、同时它的技术上也相对成熟，但是一些买家反应调查发现某些行星式变速箱会出现比较多的实际问题。以国内的轮式装载机来说的话，主要生产公司有山东临工、徐州装载机场、柳工集团以及宜工、烟工、厦工等企业。调查后发现，它们在实际生产的轮式装载机行星式变速箱会出现某些问题，其中一些则为用户在使用中出现的不应当操作引起的，也有一些问题是生产的结构造成的，综合发现一个比较重要的问题就是转载的性能不怎么出色。所以，对动力换挡变速箱出现的问他进行系统的研究有着非常重要意义。在设计装载机动力换挡变速箱的时候，与总体设计必须使其相协调，同时要充分考虑在不同机型之间实现标准化，通用化，系列化的一些问题。要保证所设计的产品保证工作时，装载机具有比较优良的生产性和经济性，就是设计注意排档数目，用来让工程机械可以有合适的牵引力与速度去完成各种作业。需要注意的是，应当以操纵轻便，制造与维修比较方便，工作可靠、结构紧凑作为设计的着重点。1.2 设计程序和公用归纳 行星式动力换档变速箱的设计程序是： 1.查阅资料后，依据方案设计来计算变速箱的变速器档数和各档位的传动比值，查看国内外现有ZL50型的变速箱的结构的基础上，设计出符合要求的传动简图，并确定所设计变速器各行星排的重要参数 。 2.根据行星排的参数 ，确定各行星排的最小齿轮，并按照相邻条件、同心条件、装配条件确定各行星排太阳轮、齿圈、行星轮的齿数。 3.完成配齿的计算工作后，经过传动效率和传动比的计算公式，可以精确得出变速箱中各档传动比、传动效率和行星排参数。 4.运用行星传动运动学分析，计算变速器在各档工作时各行星排构件的转速、闭锁离合器中主被动片间相对转速。把得出的最终数据列表，可以方便在后期的选择换档离合器、轴承和确定闭锁离合器的结构尺寸。 5.对转动的行星机构受力校核计算，变速器在三个档位工作时各行星排综合所承受的扭矩与所受的圆周力；闭锁制动器、离合器上的摩擦力矩，把最后的计算结果列成表，这是对系统强度计算的根据。 6.计算传动中制动器和离合器传递的力矩，得出它的几何尺寸、需要的摩擦片数、液压油缸的尺寸。 7.制作变速器总体结构的草图，计算和确定所需的零件主要尺寸，对其中的齿轮、轴和轴承等重要部件，进行寿命、力和强度的校核计算。 8. 用CAD制图软件画出装配图和所需的零件图。9.写出所需要的典型零件的加工、装配和校核的有关技术文件。变速箱的功用可归纳为以下三点： 1.使作业机械的牵引力与行驶速度能在一个所要求的范围内变化。 2.使机械能倒退行驶。 3.能够做到装载机运动行走时可以切断动力，发动机持续输出动力的情况中，装载机可以保持较长时间的停放车辆，这样可以使发动机起动比较方面同时也能保证装载机在停车状态下的的安全系数。 行星变速箱与定轴变速箱两种类型相比较时，行星变速箱的传动效率高、结构紧凑、齿轮使用寿命长、结构刚度大的优点就凸显出来了；但是存在它的缺点就是结构相对比较复杂，维修拆装和制造也会较麻烦。行星传动按自由度数可分为二自由度和三自由度两种。二自由度的类型中，只需与一个摩擦元件结合就可以实现传动，但另一个类型的也就是三自由度变速箱，如果实现实现传动的话，就必须与两个摩擦元件配合。现在的实际生产中，多采用的类型则为二自由度和三构件齿圈式行星传动的模式。装载机通常是在循环的工作方式，前进、倒退、装料、卸料等工序组成，档位的变动比较频繁。会形成装载机工作情况的多样性的情况下，经常出现短时间的满载荷工作、超负荷、工作的转动件滑转，甚至发生发动机的强制性停止工作。有很大的区别的工序会有较大的工作阻力，需要实现不同的工作速度这时则要变速器通过变换档位来满足了，发动机的负荷状态要进行优化和改善，这样能够适应在不同工作情况的要求。当前的形式中工程机械用发动机已经单独成为一类种类来发展，大多数的ZL40/50装载机会匹配直喷式直列6缸发动机，它的额定转速会稳定在18002200r/min，而且具有调速的特性。事实表明，只有保持不变的载荷，而且载荷值与发动机的额定转矩相等时，发动机才能输出额定功率。但实际情况是装载机在工作的载荷是不固定的是随时在变化的，因而可以针对发动机的变载荷特性和调速特性进行完善、系统的专业合理的实验和研究。2 传动机构设计2.1 传动比的确定行星轮系可以看作由定轴轮系转化而来。单看其中的行星排的话，可以把行星排中的太阳轮、齿圈、行星轮全部当成在行星架上支撑运动的的齿轮。两者之间的转化关系为当把行星架固定时就是一个定轴轮系，当行星架正常绕太阳轮旋转运动时则可以看成是一个行星轮系。总的来说，行星排的运动就是行星架带着行星架上的齿轮以行星架运动的转速作整体运动，这样是成为牵连运动，在运动中各个运动的齿轮不产生啮合，同时行星架上互相啮合的齿轮是相对于星架来说是作啮合运动，这样则是相对运动。如果说只有牵连运动时，那么它的整个行星排会发生整体性的转动，发生这种情况时被称为闭锁传动；如果只有相对运动那么系统就变成变轴传动。当我们只研究相对运动，那么会发现各轮传动就和定轴轮系一样，会有一定的转速关系，当我们针对行星变速机构的运动学进行分析，最重要的方面还是对转速研究。要求出一档、二挡和倒档的情况下，行星变速器中所有的构件和所有的行星轮的转速。行星齿轮式变速箱由基本行星机构组合而成。对于行星机构多数是单排内、外啮合类型的行星机构，简称为行星排，可以分为单行星和双行星两种类型，如下图所示是一个单行星排。行星排由三个基本元件组成：太阳轮、齿圈、行星架。可以分别用字母t、q、j来表示，另外行星轮用字母x表示。图2-1 单行星轮单行星排传动简图由以上的图形可知，如果行星架不运动的时候，行星排则成为了一个定轴轮系，如果行星架能够绕太阳轮旋转运动时则可以看成是一个行星轮系。总的来说，行星排的运动就是行星架带着行星架上的齿轮以行星架运动的转速作整体运动，这样是成为牵连运动，在运动中各个运动的齿轮不产生啮合，同时行星架上互相啮合的齿轮是相对于星架来说是作啮合运动，这样则是相对运动。 当以相对运动为参考时： 式中： 太阳轮相对行星架的转速； 齿圈相对行星架的转速； 齿圈齿数和太阳轮齿数之比； 称行星排特性参数。对于单行星，太阳轮和齿圈旋转方向相反，值前取负号；双行星则取正号。故对于单行星的三个基本元件的转速关系式为：上面的方程可以得到：行星排运动时的三个基本零件的转速之间会存在这样一个转速方程的关系，所以称他为一个二自由度机构。如果让其中任意两个基本元件之间存在比较固定的转速关系，这样的话还必须额外再加一个关系式；我们要使这个方程中三个系数相加等于零，所以方程的解是，也就是随意使两个原件转速相等的时候，第三个原件的转速亦与其他两个原件的转速必须是相等，此时整个行星排系统形成一体转动，这个现象称为“闭锁”。运动中行星轮相对与行星架的转速可用公式求得：这个式子中分别代表太阳轮、齿圈和行星轮的齿数。当我们对整个行星变速机构的运动学进行分析时，研究的主要是转速方面的分析。求三个档位下，行星变速箱中每一个构件和每一个行星轮的转速。挂一档时由单行星排转速特征方程可知 我进行装载机牵引力方面的计算中，往往能先确定了它的传动系统中。我们知道各档的总传动比的数值比往往是比较大的，因此通常在机械传动或液力机械传动系统中，都要经过多级减速才能实现。式中： 变速箱在某个档位的传动比 主传动器的传动比 轮边传动的传动 对于上面的机械传动系统，应该选取里面的尽可能比较大的，和选取较大的，最终结果来得出所需要各个档位所需要传动比，不过在考虑传动比具体分配的时候，要重点考虑以下几点： 1.当选用较大的和时，的最小值是有要求的，即主传动器输入轴轴承、传动轴、变速箱轴承所允许的最高转速和齿轮转动的最大圆周速度的限制，所以所选的不能太小。 2.传动比分配会影响到整个结构布置的合理性和可能性。例如，我为了考虑到整个装载机的宽度，所需要的传动比往往会受到办辋直径因素的限制，大圆锥齿轮运动时也会受到最小离地间隙因素的限制，所以最终的其传动比不能选取过大的数值等。 计算车轮动力半径查设计手册得计算公式式中： 车轮动力半径（mm） 轮辋直径（英寸） 车轮变形系数 轮胎断面宽度带入数据求得：计算各档总传动比：、和 整个装载机在正常要求下，他的主传动传动比一般要求是46，另外，轮边传动的传动比的范围一般会选择为35。 根据各档位的总传动比=66.35、=17.46传动比的分配。取主传动传动比5.286、轮边减速传动比4.4则变速箱的各档位传动比分别为：可以根据所求出的总传动比，来计算出变速箱三个档位的传动比：变速箱档：变速箱档：变速箱倒挡：2.2 传动简图的设计 传动简图的设计是极为重要，它直接关系到变速器性能的好坏，查阅参考书并参照同类机型即可拟订出行星变速箱的传动简图。变速箱传动简图如图所示：图2-2变速箱传动简图2.3 简图设计的原则合理的变速器设计简图须满足下列条件： 1.能实现所须的档位数及传动比 2.此行星排的参数必须在1.54的范围中，制动方式的选择的话，应该尽量使用齿圈进行制动，然后在考虑行星排中的行星架制动。如果说要想要实现太阳轮制动的话，那么在结构上往往很难把他得到实现，在多行星排的复杂的结构更难实现太阳轮的制动。 3.各档传动效率高，尤其是常用档位。一般倒档用得很少，即使象推土机那样频繁应用，但倒退时一般不作业，传递功率小，故允许效率稍低，一般不低于0.88 4.应尽量避免在行星排工作中出现功率循环的现象，在设计时，所设计的前进档均不能存在功率循环，而设计倒车档位时允许存在少量的循环功率出现。 5.装载机上发现各构件的实际转速小，比较要注意的是行星轮相对于行星架的转速是要小，而制动器上面的摩擦元件中的主被动片之间相对的转速也是比较小的。 6.摩擦元件上传递的力矩小。2.4 传动简图的选择 1.按自由度分 我们把两自由度只结合变速箱的一个离合器，这样的话变速箱变成了一个自由度的机构，我们可以得到一个档位。 当选择三自由度来结合变速箱的两个离合器，这时变速箱会成为一个自由度的机构，我们可以得到第二个档位。 如果考虑采用多自由度的方案的话，也就是采用多变速箱相互串联的选择，不仅能减少所使用离合器的数量，也可以把空转的离合器数目减少。本次设计的动力换挡变速箱则采用了三自由度的方案。 2.从换档方式来看可分为全部动力换档和动力人力混合换档两种。 该设计的变速箱的设计为二个前进档，和一个后退档，如果考虑到实际使用的工作情况中，那么快慢档之间有较少的变换机会，前进档多用在运输和转移场地。所以一般我们会采用啮合套让从到档进行档位的转化，这样的设计结构可以节省了机构的两个离合器，同时也有结构简单紧凑的优势。 3.变速器中换档离合器有不同的分布位置来看，可以把他分为离合器分布在变速箱的箱体外和箱体内两种类型。 当我们选择把离合器布置在变速箱的箱体外，将会使变速箱的结构变得比较复杂，而且也会出现零件支承时出现情况不良等缺点，所以最终的设计方案确定为把离合器布置在变速箱的箱体内。2.5 传动路线 ZL50装载机的变速箱的传动见图见草图。该变速箱两个行星排间有两个连接件，故属于二自由度变速箱。因此，只要结合一个操纵件即可实现一个排档；现在有两个制动器和一个闭锁离合器，共可实现三个档。经过计算可以初步确定所设计的两个行星排的特征参数。那么具体传动路线如下所述：图2-3ZL50装载机的变速箱的传动见草图 前进一档：利用液压系统，使一档活塞发生左移，此时的一档摩擦片之间结合，制动器使一档内齿圈进行制动，那么动力经太阳轮将传给二排行星架上的一档行星轮。动力在通过直接档连接盘传到受压盘，最后由输出齿轮传给输出轴作为一档动力输出。 前进二档：利用液压系统，使两个制动器的摩擦片之间结合，制动器同时使一档内齿圈和倒挡行星架进行制动，那么动力经太阳轮将直接传给输出齿轮传给输出轴作为二挡动力输出。 倒退档：利用液压系统，使活塞发生右移，此时的倒挡的行星架上的摩擦片之间结合，制动器使倒挡行星架进行制动，那么动力经太阳轮将传给一排行星架上的齿圈。动力在通过直接档连接盘传到受压盘，最后由输出齿轮传给输出轴作为倒挡动力输出。3 行星机构设计3.1 配齿计算 确定变速箱行星排的参数（、） ， 故， 根据同心条件确定行星排中的最小齿轮 当时, ，机构中的太阳轮齿数最小； 当时, ，行星架上行星轮的齿数最小； 选取齿数较小的时候要不允许出现根切的现象并考虑轴和轴承的布置位置。通常的使用中，行星轮最小齿数要大于，同时要考虑到计算的轴的尺寸，选取的太阳轮的最小齿数应取得多一些。 因为、都小于3，故两排都是行星轮最小。考虑到零件的工艺性要求，我们取各档排齿圈齿数相同。同时取行星轮齿数最小，并取两行星排参数相同。 初取。3.2 选配齿轮 齿轮考虑到制造和管理，应该使所有行星排中两个齿圈的参数变得相同。已知齿圈分度圆直径、模数m即可标出齿数。已知各行星排的值，可标出太阳轮的齿数。制造的齿轮的齿数必须是整数，所以最终求得的齿数我们还要进行圆整，经圆整后实际的值会有变化，但是不能和实际设计中的值的差距过大。 m和两个参数，决定了所设计变速箱的实际横断面的尺寸，我们一般会采用查资料和类比的方法来确定初选数值。当然为减少实际零件的品种数量，允许在确定的功率范围可以采用不同功率相同的一些参数。 我们最终选取行星轮的齿数为22 ，在行星架中的行星分布数量为3。 根据公式 得: 圆整为34 由配齿条件 将N=34代入得故、实际参数经过查阅资料和参照同类产品，取变速箱的模数m为3,在进行行星架中零件的计算和设计后，得出行星轮是实际模数、齿数、配齿条件和的参考值和实际值，将以上数据可列入变速箱参数表，如下表所示表3-1 行星参数表行星排行星轮数模数齿数配齿条件参考值实际值13329732229+2x22=73(73+29)/3=342.4012.51723329732229+2x22=73342.4012.5173.3 齿宽选取 我们知道在确定的范围内，齿宽越大那么强度就高。但是，设计的变速箱整体尺寸和整体的重量就会增加，所选择齿宽如果尺寸过大的话，会使齿轮沿齿宽方向的各个方面的负荷的不均匀性变得比较大，而所看重的齿轮承载的能力会变得比较价低。 即 内齿圈的齿数 太阳轮的齿数 行星轮的齿数 设计时确定本变速箱的齿轮采用直齿柱，所选取的齿宽的范围为4.411、=17.628，选取小齿轮时，因为考虑到齿轮齿宽应相应加宽510mm。所以设计的变速箱中长时间运转的齿轮和载荷相对比较大的低档齿轮，决定最终的齿宽系数往往应该取较大值。本设计中取行星轮的齿宽b=104=40mm。在取值其余齿轮的齿宽就能参照行星轮的齿宽为依据了，同时综合考虑相应的结构尺寸，最后可以具体给出所计算的参数。3.4 可由上述的D和m的值计算出齿圈齿数 我们确定行星架上齿圈的齿数后能得出，确定太阳轮齿数时所选取的 不能过少，因为我们考虑到一个重要的因素就是：避免齿轮之间发生根切以及在变速箱的结构上不能布置轴和轴承的现象发生。3.5 同心条件校核 在考虑太阳轮和齿圈的配合时，太阳轮和齿圈之间的的旋转中心要重合，同时太阳轮和行星轮的中心距要和系统中齿圈与行星轮之间的中心距相等。 即： 为变速箱一档所传递的扭矩 为扭矩系数。 是在传动时一档需要传递的转矩被称为系统的扭矩系数，查阅资料后知道其取值范围为，本设计中取值为。 根据上面所选定变速箱的一档扭矩和我们选定的值，可以算出它的中心距，以及装载机中所需要的传递转矩最大处的中心距。设计时已经考虑到其他轴的中心距是有结构设计来确定的。此时我们得出这个中心距只是一个初选的值，它的作用是在草图布置和在选配齿轮用的。只有在齿轮的齿数确定后，才能得出中心距的精确值。然后对齿轮强度进行验算，检查中心距是否合理。这次的设计里，参考所计算发动机与液力变矩器的参数和他们的共同作用曲线，知道了在一档是扭矩，当高度变位时的传动和发生等啮合角的角度变位。3.6 计算各档行星构件的转速 闭锁离合器中主被动片间的相对转速 前进1档时 前进2档时 倒退档时 表3-2 各个零件的转速0.260.260.740IR-0.33-0.331.33 太阳写出各行星轮转速方程式 第一排 第二排 求各行星轮转速另一点坐标，因为各行星轮转速线是过（1，0）点的直线。当时所以过（0.26，-1.1）当时，过（0，-1.1） 有以上公式可得转速平面图，见下图3-1图3-1转速平面图4 轮的强度校核4.1 太阳轮的转矩 经分析克制，工作过程中太阳轮的使用率最高，同时承担一档和倒挡的传动任务，并且同时承受正向和逆向的剪切力作用，故首选太阳轮进行校核，同时还有其他啮合的行星齿轮。 采用静定法：并用于基于经验的许用应力值来计算传动系中各传动零件的强度，计算出转矩取一下公式中最小值。4.2 受力分析 机械设计手册查得公式 ： 式中： -行星齿轮所受的圆周力： 太阳轮的扭矩： 太阳轮分度圆直径。 行星轮转速为4.3 校核齿轮的弯曲疲劳强度 由公式 使用系数，选=1.25； 动载系数，选取=1.2； 齿向载荷分布系数，选取=1.0； 齿间载荷分布系数，选取=1.17. 则 齿形系数。查得=2.36，=2.366； 齿根应用修正系数。查得=1.68，=1.715； 重合度系数。=0.68. 齿轮的许用应力 式中 校验齿轮的疲劳强度极限。1=428，2=375； 弯曲疲劳强度计算的寿命系数。1 =1，2 =1； 弯曲疲劳强度计算的最小安全系数。一般取=1.由此得 所以两齿轮弯曲疲劳强度合格。 4.4 校核齿面接触疲劳强度 式中： 弹性系数。=189.7； 接触强度重合系数。=0.86； 节点区域系数。=2.5。则有 而查得 ，所以齿轮的齿面强度足够。5 离合器设计5.1 确定换档离合器的结构型式 按离合器组成可分为：单离合器、双离器、双作用离合器等于两个单离合器连接在一起。 如果是按照连接方式来划分：输入轴和离合器的内鼓连接、传输的齿轮和离合器的外鼓连接、输入轴和离合器外鼓连接、传输齿轮和离合器内鼓连接。 按压紧方式分：活塞压紧和液压缸压紧。 参考同类机型，采用双离合器的结构，两离合器制成一件齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓焊接成一体，压紧方式为活塞压紧；布置一个交大的螺旋弹簧在结构中央，然后可以利用离合器内鼓空间就可以用来布置这个螺旋弹簧，同时也不用增加布置的离合器轴向尺寸。5.2 确定主要参数 1.摩擦片及参数 在选取摩擦片及参数的时候，注意到了有些同类机型会选取主动片数为5片，同时选取的被动片数为6片。在摩擦片的材质上，会在主动摩擦片的表面渡上的铜基粉末合金，所使用的被动片可以选用65Mn的材料。需要注意的是，离合器筒、结合的齿轮以及所使用的离合器壳上要布置冷却油孔，因为从散热器会出来一些冷却的油，这些油在经过传油孔的路径能通往各组的摩擦片，同时可以起到润滑和冷却作用。 根据离合器和制动器所传递力矩，确定其几何尺寸，所须摩擦片的数目，油缸尺寸。片式离合器的容量和主要参数的确定： 摩擦力矩 对于制动器 由结构布置确定取 ZL50装载机所以 所以 摩擦表面系数修正系数 压紧力 压紧力计算和校核后满足工程机械的要求 对于离合器b=-=40mm 压紧力所以满足要求 片式离合器所包含的重要的参数为：摩擦片的外径之比、片数、单位比压及储备系数、所选的摩擦片的外径等。现在我恩根据实际要求和使用尺寸，可以初定出所使用离合的外径尺寸应不大于320mm，那么可以根据所选离合器的扭矩的容量，就能确定所需摩擦片的数量，这时倒挡离合器初定的参数如下所示： 摩擦片数n：每离合器内主、从动摩擦片数各5或6片： 摩擦片的外径：300mm 摩擦片的内径：230mm 活塞外径：350mm 活塞内径：295mm 摩擦片的摩擦系数：因为所使用的是湿式铜基粉末冶金的钢铁，这样可以取值0.08 排列和结构，设计的变速箱可以确定毂体的壳外径尺寸不大于318mm，此时花键参数为：,压力角为20得到各离合器需传递的扭矩要根据变速箱结构是实际布置，同时能计算出各离合器所需要的储备系数。不过经过计算后，一挡离合器的储备系数是较正常值偏低，所以考虑到变速箱的倒挡工作换挡较为频繁，为了机械的可靠性，选择对离合器参数进行适当些的的调整。 考虑到干式摩擦片较湿式摩擦片易磨损，摩擦表面的摩擦系数不稳定，采用了湿式摩擦片，传递扭矩大：因该离合器直接交大，为了使摩擦片分离的更彻底，降低滑摩擦热量的产生，提高摩擦片的寿命，采用波形弹簧代替了柱形弹簧：摩擦片采用铜基粉末冶金片。 一档和二档的摩擦片参照此过程设计。5.3 片式离合器的摩擦力矩的计算 动力换挡变速箱的核心是离合器，离合器属摩擦传动，其可靠性将会直接影响最后的变速箱质量和寿命。根据离合器的功能，它主要有下列要求： 1.离合器要具有较为合适的储备能力，不止能保证传递时的最大扭矩，同时也可以短时间内避免传动系过载； 2.接合是平顺、柔和； 3.奋力迅速、彻底，便于换挡和启动； 4.具有良好的散热能力。因为在离合器使用的过程中，主摩擦片和从动摩擦片之间会发生部分相对的滑转，所以在使用频繁的时候，离合器的结合部分会产生大量的热量。当这些热量得不到及时散出，将会严重影响离合器的使用寿命以及离合器的可靠性； 5.操作轻便，以减轻换挡操纵力； 6.要使离合器的从动部分的实际转动惯量要小，尽量减轻换挡时发生的冲击。 7.液压离合器式用油压推动活塞加压，而且摩擦片浸在工作油中工作的离合器。它由离合器的壳体即毂体壳、润滑部分、弹簧分离机构、活塞压紧部分、主动摩擦片、从动摩擦片等的组成。当离合器需要实现动力的传递时，需要控制液压部分的高压油进入活塞室从而使活塞发生移动，在活塞的作用下，使离合器的主动片和被动摩擦片贴近，同时俩摩擦片中进入工作油，然后就可以传递动力了。当传动系统需要把动力传递切断的时候，这时活塞室内的液压油压进行卸压，此时的活塞在复位弹簧的作用下回位，同时离合器的主动片和从动片则进入脱离的状态。我们发现这种多片式离合器的实际摩擦面积可以增多，所以离合器能传递的动力的能力是比较大的。而且控制液压系统的油压就是相当于在控制扭矩容量。 5.4 离合器滑磨功验算 在装载机实现起步或换档的时候，正在工作的离合器会出现滑磨而导致离合器里的摩擦片发生磨损和烧伤，工作时要避免离合器片发生快速的损坏，所以在设计中必须要进行离合器滑磨验算和滑磨时间。 但是，计算滑磨功比较复杂，因此在设计中经常可以用控制比压和摩擦片的相对线速度去调节离合器片发生的相对转速。 在2档起步时会使相对转速最大，此时闭锁离合器，主摩擦片和从动摩擦片间的相对转速是最大的。 此时 离合器片外径 相对转速 满足要求5.5 片式离合器油缸计算 制动器：，通常取，行程 闭锁离合器：通常取，行程 需提供的压紧力 对于ZL50装载机 所以对于制动器 因为，所以，取 对于离合器 所以取6 齿轮设计 由配齿计算确定齿轮的主要参数，可选择一对齿轮验算。材料为20CrMnTi。6.1 计算载荷的确定 1.液力变矩器输入的实际力矩为： 2.地面的附着力会使变速箱输入力矩确定：地面附着力 作业时的滚动阻力 最大切线牵引力： 在之前的设计中已经知车轮的动力半径 所以驱动轮上的驱动力矩为 最大附着力时，总传动比为57.32，由公式 取由液力变矩器的输入力矩还有地面附着力共同决定的装载机输入力矩的较小值。所以，可以取计算载荷为 6.2 齿轮的变位和修正 齿轮变位修正的目的在于： 1改善齿轮的啮合条件，从而提高齿轮的使用强度。 2凑所需传动比。 3不允许是因为齿轮的齿数少，而产生齿轮的根切现象，要使所设计的变速箱里的齿轮不存在根切的现象，同时需要注意，实际的传动比和理论传动比不能产生太大的差异，要保证啮合的条件较好。 虽然我们在确定二周零件太阳轮、行星轮和齿圈的实际齿数都不小于17，加工的过程中也并不会出现齿轮的根切现象，但是为了整体使齿轮副的磨损情况得到改善，承载的能力得到提高，那么就需要对齿轮的变位进行设计。 在采用高度变位的齿轮传动时，通常啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位（x0），大齿轮采用负变位（x0），内齿轮的变位系数与其啮合的外齿轮的变位系数相同。查行星齿轮传动设计选择变位系数，得 太阳轮变位系数为 行星轮的变位系数为 齿圈的变位系数为6.3 行星排各齿轮的几何尺寸表6-1行星排各齿轮参数表（单位：mm）名称代号计算公式太阳轮行星轮齿圈模数m3333压力角a分度圆直径d8766219齿顶高2.13.93.9齿根高4.652.852.85齿全高h6.756.756.75齿顶圆直径9372213齿根圆直径77.760.3224.7基圆直径81.862205.9齿距p9.429.429.42齿厚s4.714.714.71齿槽宽e4.714.714.71顶隙c0.750.750.75注：1.表内为齿顶高系数（1）；为顶隙系数（0.25）2.在行星轮各零件的表内有符号“”或“”的地方，如果是外啮合，则需要使用上面的符号，如果是内啮合，则需要使用下面的符号。6.4 齿轮的强度验算 我们队行星排的第二行星排上的公用的太阳轮、行星架上的行星轮和配对齿轮要作出强度方面的验算。6.4.1 验算太阳轮与行星轮传动的强度 齿轮的弯曲疲劳强度计算： 验算齿根危险断面处的弯曲应力： 式中： 齿轮的载荷系数（，是使用系数，是动载系数，在齿轮间的载荷的系数，则是齿向载荷的分配系数） 齿轮所受的圆周力 齿形系数， 应力校正系数 B 齿宽 M 模数 太阳轮节圆半径为 太阳轮所受的圆周力为查表得：， 把上面的数据代入原式，可得 许用弯曲应力 所以 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。6.4.2 接触疲劳强度计算 验算节点处的接触应力。 式中: 齿轮的载荷系数（，是使用系数，是动载系数，在齿轮间的载荷的系数，则是齿向载荷的分配系数） 齿轮所受圆周力 齿轮的区域系数 弹性影响系数 将上述参数值代入上式得 许用接触应力 所以 故接触疲劳强度也满足要求。 进行上面的计算后，最后齿轮的材料选用20CrMnTi合金钢，满足系统的使用要求，而且20CrMnTi是属于低碳合金钢，价格方面会相对比较便宜点，能有较好的经济性，也能降低设计变速箱所需要的成本。6.4.3 验算行星轮与内齿圈传动的强度 齿轮的弯曲疲劳强度计算： 验算齿根危险断面处的弯曲应力：式中： K 载荷系数（，是使用系数，是动载系数，在齿轮间的载荷的系数，则是齿向载荷的分配系数） 齿轮的圆周力 齿形系数， 应力校正系数 齿宽 模数 通过查询机械手册，确定式中的各个参数 行星轮节圆半径为 行星轮所受的圆周力为 查表得=2.53 =1.62 把上面的数据代入原式，可得 许用弯曲应力 所以 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。6.4.4 接触疲劳强度计算 验算节点处的接触应力。 式中: K 载荷系数（，是使用系数，是动载系数，在齿轮间的载荷的系数，则是齿向载荷的分配系数） 齿轮所受圆周力 -齿轮的区域系数 -弹性影响系数 将上述参数值代入上式得 许用接触应力 所以 故接触疲劳强度也满足要求。 进行上面的计算后，最后齿轮的材料选用20CrMnTi合金钢，满足系统的使用要求，而且20CrMnTi是属于低碳合金钢，价格方面会相对比较便宜点，能有较好的经济性，也能降低设计变速箱所需要的成本。6.5 齿轮的材料，加工精度和形状 齿轮的材料采用20CrMnTi，进行渗碳淬火，表面强度HRC5864，心部硬度HRC3148，淬硬层深度0.81.3mm，齿侧精度为877，表面粗糙度Ra不大于2.5m，齿侧间隔为Dc。选择齿轮的结构时，选择了幅板式结构的齿轮结构，因为这样的齿轮的齿数较少时，它的轮缘与轮毂合可以结合为一体结构。而且齿轮的齿数较多时，开孔的结构能减轻齿轮的总体重量，齿轮的幅板和轮毂的宽度如果与齿面对称的话，运动时轮齿和花键会受力比较均匀，这样在齿面点蚀时能够翻转着使用齿轮，能延长齿轮的使用寿命。但是这样有时结构会被限制，同时这样结构的齿轮也不可能做成对称的形式，也不能把轮毂缩到轮缘里面，会使齿轮的表面的加工比较困难。齿轮幅板如果能对称齿面的话，可以减少热处理时齿轮的变形。7 轴的设计 在设计轴的时候，考虑到了要设计轴的外形和轴的全部结构尺寸，计算时主要是针对变速箱轴的强度和刚度方面的一些计算。当设计的变速箱在不同的档位的时候，轴上所受的扭矩值和它的弯矩也是不一样的。当轴上所受的扭矩最大时，上面的弯矩不一定是最大的。所以，在设计轴的时候，最好在轴的最危险截面来进行校核方面的验算。7.1 选择材料 选用20CrMnTi,进行调质处理，硬度HB241286。7.2 初选轴径 轴的直径可根据所传递的功率几转速按下式初估： -因材料和受载情况而定的系数。查表得A=100 . 液力变矩器的输出的最大功率为 最大功率对应的转速，n=2600rpm7.3 轴的强度验算 轴的强度验算时，我们只进行输入轴在前进的一档工作时的验算情况，因为此时输入轴上所受到的弯矩值以及扭矩的值都是最大，在这个情况下如果轴的强度经过计算满足要求，那么在其他的其他情况轴的强度都能得到满足。轴的结构草图：图7-1输入轴受力简图 其中， 由力矩平衡方程 得到： 由力平衡方程 图7-2垂直弯矩图图7-3输入轴所受扭矩 图中扭矩只有在A-B段存在图7-4轴所受扭矩图 求当量弯矩公式为 此处 图7-5当量弯矩图 下面进行危险截面的强度验算 式中W轴的抗弯截面系数 由机械设计得知 所以此轴满足强度要求 7.4 轴的刚度验算 在轴的刚度中，为了确保运动的齿轮能够得到正确啮合，而此时会对变速箱轴的刚度的要求变得比较高了，根据规定，所有位于齿轮啮合处的轴的计算中，合成挠度不超过之间。 对变速箱中间传动轴进行挠度验算： 当变速箱工作在档时中间传动轴的当量直径为： 式中 阶梯轴段的长度； 阶梯轴段的直径； L 两支撑之间的长度； 中间传动轴的当量直径为： 中间传动轴的截面惯性矩： 中间传动轴的挠度： 图7-6水平面内的受力 此轴的弹性模量 分析轴的左啮合处： 轴的中点处： 轴的右啮合处：mm 中间传动轴在垂直面内的受力分析：图7-7垂直面内的受力 轴的左啮合处： 轴的中点处： 轴的右啮合处： 将上面的挠度合成分别求轴在各点处的合成挠度： 轴的左啮合处： 轴的右啮合处： 轴的中点处： 变速箱在档时轴的受力分析与变速箱在档时的受力相同，故变速箱档时此轴的挠度与档时的相同。 经过计算发现，轴在各个受力集中的要点处的挠度均没有超过规定的挠度，可以得出轴的刚度是满足要求的。8 轴承的选择计算8.1 轴承的选择原则 选择滚动轴承通常已知载荷的大小，方向及性质；轴颈的转速及转动座圈（内圈转动还是外圈转动）；轴承的使用寿命（小时）；机器或传动装置的结构对轴承的要求等。选择滚动轴承的时候要注意有两个方面：一是确定所需要的轴承的尺寸（型号）和类型；二是对支承部位的组合结构设计。 滚动轴承的类型可参照以下原则进行选择： 1.考虑轴承所受载荷的方向。一般的情况下，当轴上的轴承仅承受径向载荷的时候，选用向心轴承（05类）是较适合的；当仅承受纯轴向载荷时，选用推力轴承（8类）比较合适；当既承受径向载荷又承受轴向载荷的时候，我们会选用向心推力轴承（6，7类）或推力向心轴承（9类）比较合适。 2.轴承的转速