ZL40装载机行星式动力换挡变速箱设计说明

. . . 毕业设计ZL40装载机行星式动力换挡变速箱设计the design for ZL40 loader planetary power shift transmission学 院（系）：机械工程学院 专 业： 机械设计制造与其自动化 摘要本次设计为ZL40装载机行星式动力换挡变速箱。ZL40装载机是一种轮式装载机，被广泛应用于建筑、铁路、公路、水电、港口、矿山、农田基本建设与国防等工程中，更多地被用来对土壤、砂石、石灰、煤炭等散装物进行铲装、搬运、卸载与平整作业，也可轻度铲挖矿山、硬土以与装卸钢管、木料等，具有作业速度快、效率高、机动灵活、操纵方便这些特点，已经成了工程建设中土石方施工的主要机种之一。而行星式动力变速箱具有结构紧凑、载荷容量大、传动效率高、齿间负荷小、结构刚度好、输入输出轴同心和更加容易地实现动力与自动换挡等优点，同时也有结构复杂、零件多、制造精度高、修理复杂等不足之处。随着制造加工精度的提高，这种变速箱不仅在工程车辆上得到了被普遍使用，在汽车上的应用也越来越广泛。首先通过发动机与液力变矩器的匹配设计计算，使发动机功率能够充分利用，进而改善装载机牵引性能，然后选择装载机的传动方案，变速箱有两个前进档位，一个后退档位，通过操纵两个换挡离合器便可实现换挡。离合器类型为双离合器，换挡迅速平稳。最后进行了变速箱主要参数的确定和配齿计算，通过主要零部件的强度刚度计算以与轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。关键词：轮式装载机；匹配；牵引特性；行星式变速器；动力换挡AbstractThe 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 construction, 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 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, transmission 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 process 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 improve 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 transmission 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 Shift37 / 42目录摘要Abstract引言11 传动方案的初步设计与分析31.1 变速箱的功用31.2 设计要求31.3 串联组成式行星变速箱设计原则31.4 两自由度行星变速箱传动方案的选择31.5 设计步骤42 发动机与液力变距器的匹配计算42.1 画出发动机的外特性曲线和液力变矩器的无因次特性曲线42.2 确定变矩器的直径72.3 作发动机与液力变矩器的共同工作输入特性曲线92.4 作发动机与液力变矩器的共同工作输出特性曲线102.5 确定变速箱档数比122.6 作理论牵引特性曲线123 变速箱方案设计与参数确定153.1 传动方案的选择153.2 配齿计算173.3 行星机构运动学分析183.3.1 转速分析183.3.2 转矩分析194 主离合器设计214.1 主离合器的选型214.2 主离合器的主要参数确定225 行星部分齿轮结构设计245.1 齿轮设计245.2 计算载荷的确定245.3 齿轮的变位和修正245.4 齿轮的强度验算245.4.1 验算太阳轮与行星轮传动的强度255.4.2 验算行星轮与齿圈传动的强度266 定轴传动部分齿轮参数计算286.1 齿轮传递转矩的确定286.2 齿轮材料的选择296.3 主要尺寸的初步确定296.4 齿轮强度校核307 轴的设计与轴承的选用317.1 轴的设计317.1.1 轴的初选327.1.2 轴的强度校核327.2 轴承的选用347.2.1 初选轴承347.2.2 轴承的强度校核与寿命计算34结 论36致 37参 考 文 献38引言1.装载机概述装载机的应用广泛，在生活中被普遍应用于公路、铁路、建筑、水电、港口、等方面，它的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也能够铲掘岩石、硬土等，要是使用其他的辅助工作装置，还能够进行推土、起重和装卸其他物料的作业。在道路尤其是在高等级公路施工中，装载机通常用来填挖路基工程、沥青以与水泥混凝土料场的集料、装料等作业。此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因而在国外得到迅速发展，成为土石方工程施工的主要机种之一装载机的行走装置有轮胎式和履带式两种，传动形式有机械传动、液力机械传动、液压传动和电传动等，本次设计为液力机械传动的轮式装载机。2.装载机的发展状况从20世纪20年代开始，装载机就处于不断发展的状态。传动系统的改变由机械传动到液力机械传动、全液压传动再到电传动，不断更新，而现在使用最多的是液力机械传动。全轮驱动的装载机的问世是从20世纪40年代开始的，铰接式转向装载机的发明是在60年代期间，装载机的这些不同的结构形式如今已经被大、中型装载机广泛采用。伴随着电子技术的发展，一直到80年代，装载机步入了机电液一体化的新发展阶段。当今装载机在整体性能、工作能力、安全方面、可靠度方面和操作舒适等各个方面都进步了很多。经过30几年的发展，我国装载机的结构和性能都有了较大提高，正一步一步逼近国际水平。近年来，装载机在国外的发展趋势可以按以下几个方面来总结。（1）产品形成系列，规格向两头延伸产品开发变为系列，并在发展大型轮胎式装载机的同时向小型化发展，产品系列化、成套化、多品种化成为主流。大小规格往两头延伸同时向高卸位、远距离作业方向发展。（2）技术不断创新，产品性能日趋完善采用新结构、新技术，来改善整机性能，加强机器的自动化和智能化水平，让作业越发精确、快捷，同时减少能量消耗。一些先进技术被广泛地使用，工作装置连杆机构不断更新换代，不同的自动化功能越发接近成熟、完善。（3）向机电液一体化、电子化方向发展随着电子技术、计算机技术的进步与不断发展，为保证机器在可靠度、安全以与节能等方面的性能，进入20世纪80年代之后，已将一些电子技术、智能技术用在装载机等一些工程机械上，以增强机器的各种性能和作业质量。（4）装载机的轮胎化由于轮胎式装载机具有重量轻，速度快，机动灵活，效率高、维修方便等一系列优点，所以发展较快，应用广泛。1 传动方案的初步设计与分析1.1 变速箱的功用变速箱的功用是:1.更改传动比，使驱动轮的转矩以与转速的变化围变大，从而适不断变化的行驶条件，例如起步、加速、上坡等，并让发动机在较好的条件下工作；2.实现倒挡，以发动机旋转方向不变作为前提，使车辆可以前进与倒退行驶；3.实现空挡，能使传动系统的动力传递终止，从而使发动机可以起动、怠速，而且能使车辆在发动机工作的情况下长时间停车，从而便于变速箱换挡和动力输出。1.2 设计要求工程车辆的变速箱主要有三种形式:机械式变速箱、定轴式动力换挡变速箱和行星齿轮式变速箱。设计新的变速箱时应满足以下要求:1.具有足够的挡位数与合适的传动比，满足车辆在不同情况下对速度与牵引力的要求，保证车辆具有良好的牵引性能与燃油经济性能，并获得较高的生产率；2.具有较好的换挡性能。对于动力换挡变速箱，要求换挡迅速平稳、工作可靠、使用时间长、结构紧凑、制作简单与使用修理便捷。1.3 串联组成式行星变速箱设计原则使用串联组成式变速箱能够减少行星排以与操纵元件的数目，改善各行星排元件之间的连接，能够使制动器摩擦片的相对转速降低。就传动效率而言，串联组成能够减少空转的操纵元件的数目，就齿轮啮合传动效率而言，齿轮啮合传动的消耗也许会增大一点。而串联组成造成的不足有：两个档位之间彼此转换时，一定要使两个操纵元件同时分开或同时合上，因此变换档位时比较困难。1.4 两自由度行星变速箱传动方案的选择两自由度行星变速箱是根据每个挡位行星机构并连起来形成的。在选择每个挡位的传动方案并组成行星变速箱传动方案时，可以参考下述原则：1.凭借尽量较少数目的行星排来实现对应的不同挡位；2.在合适的值下，能较准确地实现各挡传动比，使结构紧凑；3.当每个挡位开始工作时，行星轮相对于行星架的转速不能够太高，当行星排传递功率时，齿圈和太阳轮轴在理论上都不承受径向载荷，不过行星轮轴却要受到径向载荷，所以不仅要确保行星轮轴承在结构上拥有较好的润滑，而且要对它的最高转速进行约束，通常在行星轮转传递功率的时候，行星轮相对行星架的转速应该小于5000 r/min。4.当每个挡位工作时， 每挡操纵元件（包括离合器、制动器）的空转相对转速不可以太高，通常摩擦元件的平均半径处的圆周线速度要控制在60m/s以下。5.各挡啮合传动效率要高。一般要求各前进挡效率要大于0.925，各倒退挡效率要大于0.87。6.结构简单。采用串联的行星机构，可以简化变速箱机构。综上所述，采用串联的传动方案具有一系列优点，它的缺点是功率通过多个串联的组成部分传递，增加了传递功率的行星排数，使效率下降。此外，由于增加了整个变速箱的自由度，为得到一个档位，同时作用的操纵件增多，从而使操纵机构较复杂。目前，在工程车辆上最常用的便是二自由度行星机构或是由两个二自由度行星机构串联而成的方案。1.5 设计步骤1.详细地了解一下行星式动力换挡变速箱的结构同时以一些已经成型的机型作为基础；2.进行发动机与液力变矩器的性能匹配；3.根据工作特点选择变速箱结构形式；4.根据总体计算确定挡位数与各挡传动比；5.以总体布置的要求来确定变速箱外形尺寸允许围；6.拟定变速箱的传动方案；7.确定变速箱的主要参数，如中心距、齿轮模数、齿宽等；8.由变速箱的传动比选配齿轮，确定各挡齿轮的齿数；行星齿轮式变速箱需要齿轮传动设计；9.对齿轮、轴、轴承等零件的寿命进行计算或校核其强度、刚度；10.进行结构设计，绘制装配图与零件图。2 发动机与液力变距器的匹配计算2.1 画出发动机的外特性曲线和液力变矩器的无因次特性曲线液力变矩器的无因次特性曲线可根据表2.1的数据按一定比例画出。表2.1液力变矩器参数i104（）033.504.750.135393.920.235.562.63.130.33672.62.420.3636.875.62.10.437.570.81.770.4840.564.81.350.539.5661.320.634.871.21.190.73175.51.080.7827.776.60.9950.826.6760.950.918.4720.814.3380.38液力变矩器的无因次特性曲线见图2.1：图2.1 液力变矩器的无因次特性曲线发动机的外特性曲线可由以下的公式进行计算，然后再选择恰当的比例在坐标纸上作出。式中：发动机最大扭矩；发动机额定扭矩；对应转速的扭矩；发动机额定转速；最大扭矩对应转速；对应扭矩的转速。由任务书给出的数据可得发动机的最大扭矩=750，发动机额定扭矩=555.64，=2200r/min，最大扭矩对应转速=1400 r/min最后可得：=750-194.36/640000带入数据，可得以下表2.2:表2.2发动机输出转速发动机输出转矩发动机输出功率1000701.4173.451100722.6783.241200737.8592.711300746.96101.681400750.00109.951500746.96117.321600737.85123.621700722.67128.641800701.41132.201900674.08134.112000640.67134.172100601.19132.202200555.64128.00参考相关资料，发动机调速区取。2.2确定变矩器的直径在实际使用中，保证涡轮的最大输出功率的最简单方法，是以液力变矩器的最高效率工况来传递柴油机的最大功率，即液力变矩器对应的即（）的负荷抛物线通过标定工况点扭矩，并以此来确定液力变矩器的有效直径D。然后，根据液力变矩器的透穿性，适当考虑柴油机燃料经济性与最大转矩点的利用，参考工程车辆的工作特性，再对有效直径进行修改。发动机和变矩器的匹配，一般采取全功率匹配和部分功率匹配两种方案。全功率匹配：在选择变矩器的直径的时候，应优先考虑满足装载机在作业时所需要得到的最大插入力（牵引力），换言之，这类工况下，装载机的变速操纵泵和变矩器共同工作，而转向油泵和工作装置油泵空转，变矩器和发动机输出的全部有效功率进行匹配。部分功率匹配是以工作装置与牵引（插入）同时工作为前提，所以工作装置液压泵需要提前留出一部分备用功率，换言之，这类工况下，工作装置液压泵、变速操纵液压泵与变矩器共同工作，而转向液压泵空转，变矩器不能与发动机输出的全部有效功率进行匹配，而可以与它的部分功率进行匹配。因此，为了满足对插入力（牵引力）的要求，小型机械应该进行全功率匹配。而大中型机器，由于储备功率较大，进行部分功率匹配可以提高生产率。由任务书中所给数据可知发动机功率为128KW，属于中型机器，所以采用部分功率匹配。发动机输入液力变矩器的净转矩可按如下公式计算：式中：扣除辅助装置和工作油泵消耗后的发动机净转矩；发动机台架试验确定的额定转矩；消耗在驱动辅助装置上的发动机转矩；消耗在驱动工作液压泵的发动机转矩。通常发动机台架进行试验时都不带风扇、空气过滤器、消音器、发电机和空压机等附件，它们所消耗的功率大概是发动机额定功率的510，其中主要为风扇的损失。带动风扇的转矩和风扇转速的平方成正比，因为主要是风扇损失，所以可以将发动机全部辅助装置所消耗的转矩近似地当作与发动机转速的平方成正比。所以，应根据如下公式来近似确定:各工作液压泵所消耗的转矩，可按下式确定：式中：液压泵的输出压力；Q液压泵的流量；液压泵的转速；液压泵的机械效率。根据设计任务书可知，变速泵的工作压力1.3 Mpa，工作流量为120 r/min；转向泵的工作压力为12Mpa，工作流量为76r/min；工作装置油泵的工作压力为7 Mpa，工作流量为308r /min。液压泵空转时取空载压力，通常取0.3 0.5 Mpa，这里取0.5 Mpa；液压泵的效率通常为0.75 0.85，这里取=0.75。变矩器的有效直径按下式确定：式中：发动机传给变矩器的最大有效力矩；工作液体的重度；所选变矩器高效区中点传动比对应的泵轮力矩系数；发动机额定转速。由上述公式可知发动机在额定工况时给变矩器传递的有效扭矩即为发动机传给变矩器的最大有效力矩，计算得=273.29；变矩器高效区中点传动比所对应的参数：,；。代入得。2.3 作发动机与液力变矩器的共同工作输入特性曲线发动机与液力变矩器的输入特性是当变矩器处于不同工况i时，得到的变矩器与发动机工作的转矩和转速变化的特征。处于不同的转速比，泵轮转矩也将跟着泵轮转速的改变而改变。泵轮转矩计算公式为：不同传动比时，的值不一样，便能够得到不一样的曲线，然后将计算出的不同的值列成如下的表2.3：表2.3以转速n为横坐标，扭矩M为纵坐标，先画出发动机的净转矩特性曲线，然后再根据上表作出泵轮的负荷抛物线，就能画出发动机与液力变矩器的共同工作输入特性曲线。如图2.2所示：图2.2 发动机与液力变矩器的共同工作输入特性曲线2.4 作发动机与液力变矩器的共同工作输出特性曲线发动机与液力变矩器的共同工作输出特性是分析研究液力变矩器与发动机共同工作时，涡轮转矩、功率、效率等随涡轮转速的变化规律。从发动机与液力变矩器的共同工作输入特性曲线上，找出各速比、0.1、1.0时的共同工作点的转矩和转速的值；再根据各速比在液力变矩器的原始特性曲线上查出对应的变矩系数K值和效率值；按下列公式分别计算出各速比下，相应的涡轮轴转速、涡轮转矩、涡轮功率等值：；计算结果如下表2.4：表2.4i(Nm)（r/min）(Nm)(r/min)(KW)04.7531021881472.500.000.000.000.13.9231721031242.64210.3027.2239.000.23.13318.842100997.97420.0043.8962.600.32.423232091781.66627.3051.3472.600.362.13252085682.50750.6053.6475.600.41.773302077584.10830.8050.8170.800.481.35342.52040462.38979.2047.4164.800.51.323372051444.841025.5047.7766.000.61.193162109376.041265.4049.6971.200.71.083072160331.561512.0052.4275.500.780.995273.292200271.92716.0048.2276.600.80.952652208251.751766.4046.5676.000.90.8192.52270154.002043.0032.9472.0010.3850238019.002380.004.7438.00将以上表格数据按照合适的比例，以为横坐标，其他参数为纵坐标进行作图，就能够画出发动机与液力变矩器共同工作的输出特性曲线，如图2.3所示：图2.3 发动机与液力变矩器共同工作的输出特性曲线2.5 确定变速箱档数比式中：车轮动力半径(mm) ；轮辋直径(英寸)；轮胎断面的高宽比,一般为0.550.77，取0.6；轮胎变形系数，取0.1；一一轮胎断面宽度。由设计任务书得轮胎：16-24，代入公式得=0.52m。最高、最低档总传动比计算公式如下：其中，为液力变矩器与发动机共同工作输出特性曲线中高效区涡轮最高转速；、为最高、最低档速度。代入计算得：再由下列公式计算变速箱的传动比：式中：变速箱的传动比；主传动器（中央传动器）的传动比；最终传动（轮边传动）的传动比。由设计任务书可知=6.167，=3.667，代入上述公式可得：变速箱的最大传动比=0.483, 最小传动比=1.6922.6 作理论牵引特性曲线根据下列公式分别计算、以与的值，计算结果如表2.5和表2.6所示：表2.5 一档牵引特性数据（r/min）(Nm)(m/s) (KN) (KW)420.00997.972.0637.8521.670.49627.30781.663.1034.0629.360.57750.60682.503.7330.6431.790.59830.80584.104.1723.8627.620.54979.20462.384.9516.3122.420.471025.50444.845.1815.9222.910.481265.40376.046.4014.2025.270.511512.00331.567.6613.0527.770.531716.00271.928.7110.2724.850.511766.40251.758.989.1422.800.492043.00154.0010.433.8111.050.34表2.6 二档牵引特性数据（r/min）(Nm)(m/s) (KN) (KW)420.00997.977.488.3017.240.39627.30781.6611.187.2222.410.44750.60682.5013.396.2423.220.43830.80584.1014.844.3117.750.35979.20462.3817.532.1510.460.221025.50444.8418.362.0410.380.221265.40376.0422.661.559.730.201512.00331.5627.081.229.150.171716.00271.9230.760.423.600.071766.40251.7531.670.100.880.02根据上述表格在同一坐标轴上分别作出各个档位的=、以与曲线，如图2.4和图2.5所示：图2.4一挡牵引特性曲线图2.5 一挡牵引特性曲线3 变速箱方案设计与参数确定3.1传动方案的选择ZL40装载机行星式动力换挡变速箱采用以下传动方案，其传动简图见图3.1：图3.1 ZL40装载机行星式动力换挡变速箱以上行星式动力换挡变速箱由行星传动部分以与一对定轴传动齿轮组成，能够实现两个前进挡和一个后退档。行星传动部分主要由两个行星排组成，两行星排的太阳轮、行星轮和齿圈的特性参数都一样，也就是辛普森轮系。两个行星排的太阳轮制成一体，通过花键与输入轴连接，输入轴可由两个滚珠轴承支承在箱体上，每个滚珠轴承约束一个方向的轴向位移。太阳轮又通过花键和闭锁离合器的主动轴来连接。前行星排齿圈、后行星排行星架、闭锁离合器的从动鼓相互之间通过花键连成一体，是行星变速部分的输出轴。后行星排行星架和太阳轮之间有一个滚珠轴承支承；前行星排行星架是由一个滚珠轴承支承在输入轴上。前行星排行星架和后行星排齿圈上各自设有制动器。前排行星架上的制动器是倒档制动器，后排齿圈上的制动器是低挡制动器，它们都由花键齿和制动器的旋转摩擦片来连接。制动器的固定摩擦片，通过固定在变速箱壳体上的销钉导向，并传力给壳体，制动器摩擦片的压紧凭借油缸活塞。制动器分离时的活塞回位凭借沿圆周布置的分离弹簧。闭锁离合器的主动摩擦片有两片，它们与离合器主动轴由螺钉来连接。主动片是弹性片，可以发生变形和轴向移动，以实现结合和分离。闭锁离合器的被动鼓分由前后两块组成，与主动传动齿轮一同用螺钉连成一体，并靠两个滚珠轴承支承在壳体上，两个滚珠轴承分别约束一个方向的移动。离合器从动片只有一片，由于从动鼓的一侧和离合器的压紧活塞都作为被动摩擦片来传力。被动片通过销钉导向，并传力给被动鼓。离合器靠油压推动活塞来压紧结合，分离时活塞靠碟形分离弹簧分离。变速箱前输出轴通过两个滚珠轴承支承在壳体上，每一个轴承约束一个方向的位移。轴上通过花键固定着被动传动齿轮。后输出轴一端支承在输出轴的端孔滑动轴承上，另一端支承在滚珠轴承上，滚珠轴承起定位作用，约束两个方向的轴向移动。后输出轴上有滑套，移动滑套能够使后桥驱动切断和结合，该机构称为脱桥机构。设两个行星排的特性参数都为，便可求出其各挡传动比。1.低挡：后行星排工作，其齿圈制动，太阳轮输入，行星架输出，可求得其传动比为=1+。2.高挡：闭锁离合器结合，此时整个行星传动部分就变为一个整体旋转，其传动比为=1，是直接挡。3.倒挡：前行星排工作，其行星架制动，太阳轮输入，齿圈输出，其传动比为=-。采用以上传动方案，则该行星式动力换挡变速箱的传动比由下式确定：式中：变速箱传动比；定轴部分传动齿轮传动比；对应每一档行星传动部分传动比。设两行星排的特性参数都为，则有：1.前进挡：，其中，=0.483，=1，则可得=0.483；2.前进挡：，其中，=1.692,=0.483,则可得；3.倒挡：，。3.2配齿计算可由同心条件来确定行星排中的齿数最小的齿轮：当3，行星排中太阳轮齿数最小； 当3，行星排中行星轮齿数最小。最小齿数要考虑避免根切，同时要顾忌轴和轴承的布置。通常行星轮最小齿数不小于1417，而对于太阳轮，由于轴的尺寸最小齿数则要取得较大一些。因为3，所以行星排中行星轮齿数最小。为了有利于制造和管理，全部行星排的齿圈的参数应尽量一样。己知齿圈分度圆直径 、模数就能够算出齿数。己知各个行星排的值，则能够算出太阳轮的齿数。因为齿数一定要取整数，所以求出来的齿数必须进行圆整，经圆整后的实际值不能和简图设计中的值相差过大，从而避免实际的传动比和求出的传动比相差过大。取行星轮的齿数为20，且行星轮均布，个数为4。再根据以下公式：可得=26.67，=66.67，圆整得=26，=66。由同心条件和装配条件校核：（N为行星轮数目）代入得：符合条件，所以实际参数。综上，最终确定=20，=26，=66，2.54。3.3 行星机构运动学分析3.3.1 转速分析行星机构各构件如图3.2所示，其转速方程组为：图3.2传动简图挡：T2制动，代入上述方程组得；倒挡：T1制动，代入上述方程组得。故行星变速箱实际传动比为：，画转速平面图：行星变速器设计计算中，应该了解在不同工况下，行星变速器中每一旋转构件和每个行星轮的转速，也就是要知道在不同的和下，各构件和各行星轮的转速。转速平面图便可以在不同档位下，直观地反映各构件转速以与相对转速的大小。转速方程：将上述方程两边同除以（即令=1，将所有转速用的倍数来表示）得：1.过各(，0)点作与纵坐标轴平行的直线，即各档工况线，2.当=1，=1，即所有直线过点（1,1）。因此过点（1,1）分别作与各(，0)点的连线可得各制动件的转速直线。3.当输入件制动时，变速器的传动比i=0，则1/i为无穷大，故输入件转速线为过(1,1)点和横坐标轴平行的直线；当输出件制动时，变速器的传动比接近于无穷大，所以1/i=0，因而输出件转速线是过(1,1)点和坐标原点的直线。4.由上可知行星轮的转速线经过点(1，0)，所以只要找到这条直线上的另一点就能够作出其转速线。各行星轮转速方程：第一排：当=0，= = -0.39,= - =-1.3；另一点坐标为（-0.39，-1.3）第二排：当=0，=0，= =-1.3，另一点坐标为（0，-1.3）转速平面图如图3.3所示：图3.3 转速平面图某条工况线与各转速线的交点的纵坐标，就代表变速器处于次档位时，各旋转构件的转速。“+”与转向一样，“-”与转向相反，数值大小表示转速的大小。每条转速线和纵坐标轴的交点，代表处于空挡（输出件转速为0）时各制动件和各行星轮的转速。两构件转速线和平行于纵坐标轴工况线的交点的纵坐标的差，代表处于该档位时，两构件的相对转速。3.3.2 转矩分析1.外力矩分析式中：、分别表示输入、输出、制动等力矩。挡：=3.54，=-3.54，=2.54；挡：=1，=-；倒挡：=-2.54，=2.54，=-3.54。2.力矩分析单行星行星排理论转矩关系式：各构件转矩平衡方程组：i：=01：=02：=0R：=0挡：制动T2，=2.54，=0，=0，=-3.54，代入上述方程得：=0，=0，=0，=-，=-2.54，=-3.54。挡：闭锁离合器3，=0，=0，=-，代入上述方程得：=-0.58，=，=0，=，=0，=-。倒挡：制动T1，=-3.54，=0，=0，=2.54，代入上述方程得：=-，=-2.54，=，=0，=0，=2.54。4 主离合器设计4.1主离合器的选型主离合器根据其工作原理可分为摩擦式、电磁式、液力式。设计主离合器时，主要根据工程车辆的作业特点、功率大小、负荷状况以与操作方式等选择合适的主离合器结构形式。目前工程车辆上应用最广的是片式摩擦离合器。1.摩擦片数的选择单片具有工作可靠、结构简单、分离彻底、从动部分转动惯量小、散热良好、调整方便和尺寸紧凑等优点，所以通常发动机额定转矩700Nm，最后采用单片式。在离合器传递比较大的转矩，径向尺寸又受到结构布置上的约束，或为了降低离合器的压紧力，以减小离合器的操纵力和摩擦表面的单位压力，才增加片数。当采用双片或多片时，一定要在结构上面采取相应的措施，来确保它能够分离彻底和并拥有好的散热性。2.摩擦片工作条件的选择湿式离合器由于油液的润滑和冷却作用，有效地控制了摩擦表面的温度并可以显著减少它的磨损，所以能提高离合器的可靠性，增加它的使用寿命，大约能相当于干式离合器的56倍。干式离合器结构简单，摩擦系数比湿式大34倍，所以在传递一样转矩时它的压紧力小，操纵省力，因此现在被广泛应用于工程车辆上。3.压紧机构形式的选择杠杆压紧机构的常开式离合器可以长时间处于分离状态，不用一定把变速箱挂上空挡则能够长时间停车，操纵相对省力、安全，必要的时候驾驶员可以离开座位进行操作，尤其在倒车时操作方便，不会分散驾驶员的精力。在使用大功率发动机时，采用杠杆压紧机构还能够使整个结构更加紧凑，因为以上特点，这种结构常被应用在履带式工程车辆上，尤其对于经常停车、起步、倒车的推土机较为合适。因为轮式工程车辆常在行驶的时候换挡，每每这个时候，驾驶员的双手需要用来控制方向盘和变速杆以与工作装置的操作，所以要采用脚操纵的弹簧压紧机构的常闭离合器。4.操纵机构的选择我们可以将操作力和操作行程的大小来作为选择操纵机构的重要依据。带有动力装置的主离合器，可使操作省力方便，不过结构较为复杂。考虑到工程车辆的工作条件和作业特点，经常需要不断地使用离合器，因此在选择类型的时候一定要考虑操作省力和方便。综上，并参考同类机型，采用片式摩擦离合器，摩擦片为双片、湿式离合器，压紧机构为弹簧压紧机构。4.2 主离合器的主要参数确定摩擦转矩可由下式计算：式中：摩擦转矩；摩擦系数；压紧力；摩擦力作用等效半径；摩擦副数量；压紧力损失系数；储备系数；传动转矩。式中：摩擦片外径；摩擦片径；许用比压；摩擦片面积利用系数代入上式得：对于钢对钢或铸铁的摩擦副材料：=0.030.09（湿式），取0.08。c值选择是否合适，关系到摩擦片的有效利用和是否能正常可靠的工作。一般在摩擦表面单位压力允许的条件下采用较大的c值，即增大径, 使摩擦表面的磨损均匀和防止滑磨。通常干式离合器，c值一般在0.550.68之间，湿式离合器，c值一般在0.710.83之间。c值取0.8。工程车辆通常会不断地使用离合器，又因为其作业条件艰苦，属于重载荷类型，所以要选择较小的值。值还取决于摩擦片的材料和摩擦片质量的好坏。对于钢对钢或铸铁的摩擦副材料：，取0.6。对于摩擦副数量，行星齿轮变速箱比定轴式变速箱少，一般为410，取8。压紧力损失系数用下式计算：式中：花键轴导向面与摩擦片齿轮间的摩擦系数。对于干式摩擦离合器一般可取：=0.13和=0.3；对于湿式摩擦离合器一般可取：=0.06和=0.08。代入可得：=0.7。螺旋加径向槽=0.40.55；螺旋槽=0.60.65；径向油槽=0.80.9。取0.8。又式中：变矩器失速转矩；变速箱输入轴至离合器的传动比。对于轮式过程车辆，湿式离合器的储备系数=1.52.0，取2.0。变矩器失速转矩由发动机和变矩器共同输出特性确定，=1472.50 Nm。所以，2.01472.501.0=2945Nm。结合上式，可得=221mm，进而，=177mm，=99.5mm。5 行星部分齿轮结构设计5.1 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。齿轮的材料采用40Cr，调质处理后表面淬火，表面强度HRC4855。5.2 计算载荷的确定1.变矩器的输入力矩：=1472.50 Nm2.计算由地而附着力决定的变速箱的输入力矩：地面附着力：工作时的滚动阻力：驱动力:所以驱动轮的最大驱动力矩为：按总传动比 =28.975和公式得输入力矩为：计算载荷从变矩器输入力矩和地面附着力决定的变速箱的输入力矩中选取并取其中的较小值。所以，取计算荷载为：5.3 齿轮的变位和修正齿轮变位修正的目的在于：A.改善啮合条件，提高齿轮强度。B.凑所需传动比。C.避免因为齿轮齿数少而产生的根切现象。因为变速箱选取的齿轮齿数大于17，所以齿轮无根切现象，而且，实际传动比与理论传动比没有较大差距，啮合条件良好， 所以没有必要进行齿轮的变位修正。5.4 齿轮的强度验算以第二行星排上的太阳轮和行星轮与其配对齿轮为例进行强度验算。5.4.1 验算太阳轮与行星轮传动的强度1.齿轮的弯曲疲劳强度计算：验算齿根危险断而处的弯曲应力：式中：载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；圆周力；齿形系数；应力校正系数；重合度系数（，其中，为端面重合度）；齿宽；模数。由机械设计手册查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以可得太阳轮节圆半径为太阳轮所受的圆周力为查表得，代入原式可得：许用弯曲应力=600因为，所以齿轮的弯曲疲劳强度足够。2.接触疲劳强度计算：验算节点处的接触应力式中：弹性影响系数；节点区域系数；重合度系数（, 其中，为端面重合度）；载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；圆周力；齿宽；分度圆直径；齿数比（，1为主动轮，2为从动轮）。注：上式，外啮合时为“”，啮合时为“”。由机械设计手册查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.27，所以可得,又查表得，将上述参数值代入上式得:,许用接触应力,因为，所以齿轮的接触疲劳强度能够达到条件。5.4.2 验算行星轮与齿圈传动的强度1.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：载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；圆周力；齿形系数；应力校正系数；重合度系数（，其中，为端面重合度）；齿宽；模数。由机械设计手册查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以可得行星轮节圆半径为，行星轮所受的圆周力为，查表得，代入原式可得：，许用弯曲应力=600，因为，所以齿轮的弯曲疲劳强度符合要求。2.接触疲劳强度计算：验算节点处的接触应力式中：弹性影响系数；节点区域系数；重合度系数（, 其中，为端面重合度）；载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；圆周力；齿宽；分度圆直径；齿数比（，为大齿轮的齿数，为小齿轮的齿数）；注：式中，外啮合时为“”，啮合时为“”。由机械设计手册查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.27，所以可得,又查表得，将上述参数值代入上式得:,许用接触应力,因为，所以齿轮的接触疲劳强度也满足要求。综上，通过接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算，可知齿轮的强度满足要求。最终，行星传动部分齿轮的几何参数可见表6.1：表6.1 行星传动部分齿轮的几何尺寸参数名称代号计算公式行星轮(mm)太阳轮（mm）齿圈(mm)模数2.52.52.52.5压力角20202020分度圆直径5065165齿顶高2.52.52.5齿根高3.1253.1253.125齿全高5.6255.6255.625齿顶圆直径5570160齿根圆直径43.7558.75171.25基圆直径46.9861.08155.05齿距7.857.857.85齿厚3.933.933.93齿槽宽3.933.933.93顶隙0.6250.6250.625注：1.表为齿顶高系数(=1)；为顶隙系数（=0.25）；2.表有符号“”或 “” 处，外啮合用上面的符号，啮合用下面的符号。6 定轴传动部分齿轮参数计算6.1齿轮传递转矩的确定定轴传动部分传动简图如图6.1所示：图6.1 定轴部分传动简图分析变速箱可知，传给定轴部分小齿轮的转矩：式中：定轴传动部分小齿轮所传递的扭矩；定轴传动部分传动比；行星传动部分前进I档传动比；变速箱输入扭矩；效率，由行星传动效率与定轴传动效率组成，分别取0.97、0.96。代入得：6.2 齿轮材料的选择齿轮的材料采用40Cr，调质处理后表面淬火，表面强度HRC4855。6.3 主要尺寸的初步确定初选小齿轮,，圆整得，。按齿根弯曲疲劳强度设计式中：载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；齿轮传递转矩；齿形系数；应力校正系数；重合度系数（，其中，为端面重合度）；齿宽；分度圆直径；模数。1.试选载荷系数,齿宽系数。2.由机械设计手册查得：，。3.计算：4.按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限5.计算弯曲疲劳许用应力，其中安全系数为,可得6.计算大小齿轮的，并进行比较，则，。小齿轮的大，应以小齿轮的计算。7.计算模数由齿根弯曲疲劳强度校核公式可得取为标准值。8.修正计算结果确定小齿轮分度圆直径。确定齿宽确定载荷系数。查表并计算得=2.0，=1.1，=1.2，=1.26，与试选接近，可不修正计算结果。9.计算几何尺寸模数取为标准值 ，齿数 ,，分度圆直径 中心距 齿宽 6.4齿轮强度校核齿面接触疲劳强度校核公式如下：式中：弹性影响系数；节点区域系数；重合度系数（, 其中，为端面重合度）；载荷系数（,其中为使用系数，为动载系数，为齿间载荷分配系数，为齿向载荷分配系数）；圆周力；齿宽；分度圆直径；齿数比（，1为主动轮，2为从动轮）。注：上式，用于外啮合时为“”，啮合时为“”。由机械设计手册查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.3，所以可得,又查表得，将上述参数值代入上式得:,计算接触疲劳许用应力，按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限，取安全系数,可得因为，所以齿轮的接触疲劳强度也满足要求。综上，可知齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度都能达到条件。最终，可得定轴传动部分齿轮的几何尺寸，如表6.1所示：表6.1 定轴传动部分齿轮的几何尺寸参数名称代号计算公式小齿轮(mm)大齿轮（mm）模数555压力角202020分度圆直径150310齿顶高55齿根高6.256.25齿全高11.2511.25齿顶圆直径160320齿根圆直径137.5297.5基圆直径141291.3齿距15.7115.71齿厚7.857.85齿槽宽7.857.85顶隙1.251.257 轴的设计与轴承的选用7.1 轴的设计轴设计的主要容：轴的设计主要由结构设计和工作能力计算两个方面的容组成。其必须满足的基本要合理的结构和足够的强度。轴的结构设计是指结合轴上零件的安装、定位和轴制造工艺等方面的要求，来选择轴的结构形式和外形尺寸。进行轴的结构设计时，通常要满足如下要求:1.轴和轴上零件必须有准确、