ZL40裝載機傳動系統(tǒng)的設計.doc

摘要 隨著主機性能要求的提高和變化，逐漸顯現(xiàn)目前國內zl40/50裝載機傳動系，配置較單一、陳舊。研究裝載機的使用工況及在變負荷工況下發(fā)動機的特性、液力變矩器和發(fā)動機的共同工作特性，研制開發(fā)新的適用于該主機的傳動系對提高裝載機的牽引動力性能和行駛性能具有十分重要的現(xiàn)實意義。本文對驅動橋輪邊行星傳動機構進行了優(yōu)化設計，并根據(jù)優(yōu)化結果對齒輪采用了不等嚙合角的角度變位，進行了變位系數(shù)的分配和尺寸計算；分析了裝載機的使用工況特點、在變負荷工況下發(fā)動機的特性、液力變矩器和發(fā)動機的共同工作特性，研究了液力變矩器與發(fā)動機的匹配性能；詳細討論了新設計的動力換擋變速器的傳動方案圖及擋位、速比、齒輪模數(shù)、離合器等主要參數(shù)的選擇和確定過程，計算了各擋離合器的扭矩容量及儲備系數(shù)，開發(fā)設計了前四、后四定軸式動力換檔變速器?；趜l40裝載機整機參數(shù)和新設計的液力變速 箱和驅動橋參數(shù)，對整機的牽引性能和速度性能進行了理論匹配計算和研究，繪制了牽引力和速度曲線。為了驗證設計的一致性和正確性，進行了變矩器性能試驗、液力變速箱性能試驗和主機牽引性能試驗，表明達到了主機的設計要求。具有一定的經(jīng)濟和社會價值。關鍵詞：液力變矩器,動力換擋變速器,輪邊行星傳動,匹配,設計 abstractwith the work application change and improvement,it gradually emerged that the previous zl40/50 power train configuration was humdrum and out-of-date.its very practical and meaningful for improving the traction performance and vehicle speed to study the application condition and the engines output characteristic under varying load,research on the coupling properties between torque converter and engine.its valuable to develop new power train system for wheel loader.in this paper,a method is established to optimum design to wheel end structure of drive axle,analyze work condition features and the engine out performance under varying loads,research the common work characteristic between the engine and the torque converter.a kind of power-shift transmission is developed which has 4-forward gears and 4-reverse gears,more detailed calculation and the choice of main parameter are introduced in the paper.based on vehicle parameters of zl50 wheel loader and new power train,lug forces and the machine speeds of every gears are calculated and figure out the traction-speed curve.in order to verify the correct and consistent with the calculation and design, several experiments are done including torque converter performance experiment, hydraulic transmission performance experiment,vehicle lug performance test.from these test,got the original parameter of torque converter and basic characteristics of the transmission.based on zl50 wheel loader machine parameters and new power train,max lug force and the highest speed are proceeded.vehicle traction performance curve.as a result,the wheel loader gets superior lug capability and the higher vehicle speed,it can work efficiently and run faster,achieve the design purpose.key words: torque converter power-shift transmission wheel end match design 目 錄1 緒論.6 1.1裝載機概述.6 1.2 裝載機的現(xiàn)狀及發(fā)展.7 1.3課題研究的意義.8 1.4課題研究的主要內容.92 驅動橋輪邊傳動設計.10 2.1確定裝載機類型.10 2.2 2k-h（ngw）輪邊行星傳動介紹.10 2.3 輪邊行星傳動的優(yōu)化設計.112.3.1設計變量和目標函數(shù).112.3.2約束條件.122.3.3優(yōu)化方法和結果.17 2.4變位系數(shù)的分配和尺寸計算.18 2.5強度校核.192.5.1彎曲疲勞強度校核.192.5.2齒面接觸疲勞強度校核.20 2.6本章小結.213 變矩器和變速器傳動系統(tǒng)的研究設計.22 3.1發(fā)動機的實用調速特性.22 3.2液力變矩器與發(fā)動機共同工作特性.24 3.2.1液力變矩器和發(fā)動機的共同工作的輸入特性.24 3.2.2液力變矩器和發(fā)動機共同工作的輸出特性.26 3.3動力換檔變速器的設計.26 3.3.1車輛總傳動比的確定.27 3.3.2變速器的擋位和傳動比的分配.27 3.3.3變速器齒輪模數(shù)的初選.28 3.3.4變速器傳動方案的設計.283.3.5片式離合器主要參數(shù)的確定.293.3.6片式離合器的摩擦力矩的計算.303.3.7離合器的扭矩儲備系數(shù)的計算.32 3.4車輛車速與牽引力的計算.33 3.5新傳動系的參數(shù)及特點.353.5.1 zl40輪式裝載機主機和傳動系的基本參數(shù).353.5.2新傳動系的特點.37 3.6本章小結.38結論.39致謝.40參考文獻.41附錄.42 1 緒論1.1 裝載機概述中國是世界裝載機產(chǎn)銷大國，裝載機行業(yè)一直由國人主導，占有非?？捎^的市場份額。我國基礎建設投資的持續(xù)高速增長，擴大了工程機械的市場需求量，促進了我國裝載機行業(yè)的發(fā)展。又加上市場競爭的影響，我國裝載機市場表現(xiàn)出持續(xù)而快速的增長步伐。然而，面臨國家信貨政策緊縮與鋼材等原材料價格上漲等問題，裝載機行業(yè)受到了很大沖擊。本報告分析研究了我國裝載機市場的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢，深入了解裝載機行業(yè)，客觀分析市場發(fā)展存在問題，并提出一定建議，對我國裝載機市場的認識和把握有一定的幫助。 裝載機是一種廣泛應用于公路、鐵路、港口、碼頭、煤炭、礦山、水利、國防等工程和城市建設等場所的鏟土運輸機械。其主要功能是對土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料進行鏟裝及短距離運輸作業(yè)，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。換裝不同的輔助工作裝置還可進行推土、起重和其他物料如木材的裝卸作業(yè)。在道路，特別是在高等級公路施工中，裝載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業(yè)。此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業(yè)。由于裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此它成為工程建設中土石方施工的主要機種之一。 我國裝載機行業(yè)起步于50年代末。1958年，上海港口機械廠首先測繪并試制了67kw斗容量為1m3的裝載機。這是我國自己制造的第一臺裝載機。該機采用單橋驅動、滑動齒輪變速。1964年，天津工程機械研究所和廈門工程機械廠測繪并試制了功率為100.57kw斗容量為1.7m3的z435型裝載機。1962年國外出現(xiàn)鉸接式裝載機后,天津工程機械化研究所與天津交通局于1965年聯(lián)合設計了z425型鉸接式裝載機。 柳州工程機械廠和天津工程機械研究所合作，在參考國外樣機的基礎上，于1970年設計試制了功率為163.9kw(220hp)、斗容量為3m3的zl50型裝載機。zl50型裝載機經(jīng)過幾年的實踐考核，證明性能良好、結構先進，為后來我國zl系列裝載機的發(fā)展奠定了基礎。通過近40年的發(fā)展，我國裝載機從無到有，產(chǎn)品種類及產(chǎn)量均有較大幅度的提高，已經(jīng)形成獨立的系列產(chǎn)品和行業(yè)門類。我國生產(chǎn)的裝載機以zl系列為主。 近年來，隨著引進國外技術的增加，出現(xiàn)了許多新型。如wa4701為引進日本小松公司裝載機原機型號，fl460為引進日本古河礦業(yè)公司裝載機原機型號，kld85z和kld95z為引進日本川崎重工裝載機原機型號，等等。 裝載機是工程機械中發(fā)展最快、產(chǎn)銷量及市場需求最大的機種之一。國民經(jīng)濟的發(fā)展與國家基建規(guī)模及資金投入的增大，促進了我國裝載機行業(yè)的迅速發(fā)展。生產(chǎn)企業(yè)由1980年的20家增至現(xiàn)在的100余家，初步形成了規(guī)格為0.810t約19個型號的系列產(chǎn)品，并已成為工程機械主力機種。 1.2 裝載機的現(xiàn)狀及發(fā)展在我國工程機械行業(yè)市場中，裝載機市場是一個發(fā)展最為成熟，也是一個發(fā)展最為與眾不同的分支市場，其市場銷量最大，但利潤卻是最低，而市場銷量又一直保持持續(xù)的增長走勢。特別是在2000年裝載機市場爆發(fā)價格戰(zhàn)以來，市場銷量呈現(xiàn)出幾何倍數(shù)增長。2009年中國裝載機行業(yè)全行業(yè)總銷售量為22萬臺左右，比2008年的19萬臺，增長了13.6%，凈增了27366臺，其凈增量超過了中國裝載機行業(yè)“八五”以前任何一年的總銷售量。2007年以來，中國裝載機行業(yè)的發(fā)展樂觀中充滿曲折，市場需求先揚后抑，總體而言，仍創(chuàng)出同期歷史最高水平，市場銷量直逼16萬臺大關，市場銷量比2000年擴大了8倍多。國內產(chǎn)能過剩的壓力和企業(yè)自身走出國門的目標，促使裝載機的出口銷售增長迅速。2007年上半年共累計出口4,111臺，與2006年同期的1,543臺相比，增長2,568臺，增幅達166.4%，遠遠大于總銷量23.6%的同期增長率。盡管如此，裝載機出口量只占總銷量的5%左右，出口潛力仍然巨大。2008年上半年，我國裝載機市場在克服原材料價格上漲和國家信貨政策緊縮等不利因素的影響，依然表現(xiàn)出快速的增長勢頭。特別是受益出口銷量的增長，我國裝載機市場正呈出一些新的發(fā)展特點。而且隨著整個工程機械行業(yè)的發(fā)展，以及外資企業(yè)在中國裝載機市場的發(fā)力，我國裝載機行業(yè)正進入新一輪整合期。 我國裝載機行業(yè)的自主品牌通過十幾年的發(fā)展，在跨國公司強勢品牌的重重包圍之下，摸爬滾打，走出了一條自主發(fā)展的道路，并逐漸發(fā)展壯大，牢牢控制了國內90%以上的市場份額。國內裝載機市場的營業(yè)額近年來一直約占我國整個工程機械行業(yè)總營業(yè)額的半壁江山，其行業(yè)地位十分重要。同時國產(chǎn)裝載機產(chǎn)品以其出色的性價比優(yōu)勢，已經(jīng)開始在國際市場上嶄露頭腳，呈現(xiàn)出較好的發(fā)展勢頭。 近幾年, 裝載機主要生產(chǎn)企業(yè)都在努力采用各種方式擴大生產(chǎn)能力, 如利用企業(yè)退城進園或退市進郊的有利機會, 多方籌集資金, 以實現(xiàn)產(chǎn)品全面升級和技術改造, 柳工、廈工、龍工、臨工和徐工等企業(yè)的裝載機年產(chǎn)能都達到了2萬臺以上。經(jīng)過連續(xù)數(shù)年的高速發(fā)展, 裝載機等工程機械傳統(tǒng)產(chǎn)品的市場保有顯著增大, 市場漸趨飽和。因此“十一五” 期間, 裝載機行業(yè)的發(fā)展將逐步趨于理性, 預計裝載機市場年平均增長率將在6%左右。以資源組為主要方向的企業(yè)整合不可避免，現(xiàn)有近百家小型生產(chǎn)企業(yè)面臨被兼并、轉產(chǎn)或倒閉, 其中包括產(chǎn)能低于2000臺的企業(yè)。本土與外資兩大陣營的格局雛形已經(jīng)顯現(xiàn)。外資的進入，使得中國裝載機市場高低端產(chǎn)品不再涇渭分明。在本土智慧與國際慣例相互影響的過程中，競爭規(guī)則將會逐漸改變，中國裝載機市場也會朝著健康的方向發(fā)展。 我國裝載機正在從低水平、低質量、低價位、滿足功能型向高水平、高質量、中價位、經(jīng)濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家不斷進行技術投入，采用不同的技術路線，在關鍵部件及系統(tǒng)上技術創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設計雷同，無自己特色和優(yōu)勢的現(xiàn)狀，從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)的領先者。根據(jù)國外裝載機的發(fā)展特點及外部環(huán)境影響，專家預測未來裝載機的主要發(fā)展趨勢是： 1)大型化與微型化仍是產(chǎn)品系列化的兩極方向。 2)微電子及機電液儀一體化技術將獲得越來越廣泛的應用。 3)安全性及舒適性是產(chǎn)品發(fā)展的重要目標。 4) 開發(fā)節(jié)能、高效、可靠、環(huán)保型產(chǎn)品，并研制無泄漏裝載機。 5) 技術進步、人才培養(yǎng)和售后服務將成為企業(yè)生存的三大關鍵內在因素。 1.3課題研究的意義 中國國土面積大，各項建設事業(yè)正處于蓬勃發(fā)展過程中，對裝載機的需求量大。世界上工業(yè)發(fā)達國家著名的裝載機制造商幾乎全部進入中國，不少國有和民營企業(yè)也看好中國的裝載機市場，紛紛進入裝載機行業(yè)，進行裝載機產(chǎn)品的生產(chǎn)和開發(fā)，而且產(chǎn)品的產(chǎn)量隨著市場的需求量的提高而不斷增長。 中國已成為世界最大的裝載機市場，正在成為世界裝載機的制造中心。但是必須注意，中國目前雖然已成為裝載機需求和生產(chǎn)的大國，但決不是強國。國際水平的研發(fā)中心不在中國，裝載機關鍵配套零部件也不在中國。在裝載機關鍵的核心技術研究與掌握方面，國內企業(yè)與國外企業(yè)差距很大，特別是國內企業(yè)在裝載機的基礎理論研究方面投入的人力、財力嚴重不足。這些年來，我們取得了長足的進步，大大縮小了與國外先進技術的差距，但如果今后技術創(chuàng)新(包括設計技術和制造技術等方面上稍有懈怠，與國外先進技術的差距仍然會拉大，因此可以說今后國內裝載機企業(yè)的任務仍然十分艱巨。由于歷史的原因，原本的國有裝載機企業(yè)因為人才流失，資金不足，技術不高，造成自主研發(fā)能力不高，設計方法落后；而改革開放后的合資企業(yè)和外資企業(yè)，只是根據(jù)國外的設計圖紙進行批量生產(chǎn)，基本不進行設計，所以中國的裝載機設計手段比較落后，常常憑借經(jīng)驗進行設計制造，造成生產(chǎn)的裝載機存在一些缺陷，在三包期間常出現(xiàn)故障，做不到等壽命設計，對廠商和買家造成不小的經(jīng)濟損失。 以往液壓裝載機的新產(chǎn)品開發(fā)過程是前期設計完成后，進行樣機試制，然后經(jīng)過現(xiàn)場裝載試驗或強度測試，若發(fā)現(xiàn)問題改進再試驗再修改，復修改直到滿足設計要求后，再批量投產(chǎn)。這種開發(fā)過程的周期長、風險大、成本高、上市慢，限制了企業(yè)的市場競爭力。目前國內企業(yè)在設計裝載機時仍以測繪類比為主，強度計算仍采用材料力學方法，對裝載機結構件應力分布情況缺乏定量的了解。并且，裝載機作業(yè)外載荷又復雜多變，傳統(tǒng)的材料力學方法難以滿足設計上的需要。所以非常有必要將現(xiàn)代設計方法和有限元方法應用于裝載機工作裝置的結構設計和性能分析，以提高裝載機工作裝置的可靠性，對結構進行優(yōu)化、減輕工作裝置重量、提高工作效率、減少能耗，從而提高裝載機生產(chǎn)企業(yè)的設計水平和自主開發(fā)能力。1.4課題研究的主要內容 （1）驅動橋輪邊行星傳動機構的優(yōu)化設計，包括2k-h（ngw）型行星傳動中太陽輪齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、傳動比的優(yōu)化，輪邊幾何尺寸計算及齒輪變位系數(shù)的分配計算，并對太陽輪進行了強度校核。 （2）研究裝載機的使用工況及在變負荷工況下發(fā)動機的實用外特性、液力變矩器和發(fā)動機的共同工作特性，進行了變速箱的相關參數(shù)的設計及車速和牽引力的匹配計算，并作出了相應的牽引力曲線圖。 （3）基于以上研究開發(fā)了前進四擋、后退四擋的定軸式動力換檔變速器，并通過變矩器原始特性試驗、液力變速器（雙變總成）性能試驗和主機牽引性能試驗等，對理論研究和設計計算進行了試驗驗證，得出新設計的傳動系配置合理的結論，車速和牽引力均較原傳動系有所提高。研制開發(fā)新的適用于該主機的傳動系對提高裝載機的牽引動力性能和行駛性能具有十分重要的現(xiàn)實意義，同時也具有一定的經(jīng)濟和社會價值。 2 驅動橋輪邊傳動設計2.1確定裝載機類型根基設計要求要設計的裝載機為前卸輪式裝載機，采用六桿反轉機構，動力換擋，濕式鉗盤制動，鉸接式車架，采用液壓操縱。如圖2-12.2 2k-h（ngw）輪邊行星傳動介紹驅動橋的主要功用是將變速箱輸入的動力經(jīng)降速增扭、改變所傳扭矩的方向后分配到左右驅動輪，使機械行駛，并允許左右驅動輪可以不同的轉速旋轉。分為輪式和履帶式，輪式一般由橋殼、主減速器、差速器和半軸、輪邊減速器等組成。主減速器可用以降低轉速、增加扭矩、通過主傳動裝置錐齒輪改變傳動方向以適應機器的行駛方向；差速器的功用是在必要時可使兩側車輪以不同的轉速旋轉，以適應車輛轉彎及在不平道路上行駛；半軸的功用是將扭矩從差速器傳給左、右驅動輪；輪邊減速器是為了進一步降速增扭，減少傳動系其他構件的負荷，同時滿足車輛車速的要求。此外，驅動橋還是承重裝置和行走支承裝置。zl40輪式裝載機的驅動橋一般采用單級傳動主傳動、普通螺旋錐齒輪差速器和輪邊減速機構。行星傳動根據(jù)基本構件的組成分為2k-h、3k和k-h-v三種，其中基本構件的代號中k代表中心輪，h代表轉臂，v代表輸出軸?；緲嫾侵缚蓢@定軸線轉動或固定，在工作時承受外力矩的構件。這些構件的轉動軸線稱為主軸線。行星傳動還可按齒輪嚙合方式分類，則劃分為ngw型、nw型、nn型、ww型、ngwn型、n型和zuwgw型等，其中代表類型的字母含義為：n內嚙合，w外嚙合，g公用的行星輪，zu錐齒輪。驅動橋輪邊減速行星齒輪傳動一般結構為太陽輪為主動件，與半軸用花鍵相連，從動件為行星架，與車輪相連，齒圈固定不動，與橋殼相連，因而屬于2k-h（ngw）結構。這種行星傳動可得到較大的傳動比和較高的傳動效率，故輪式機械的輪邊減速大多采用此方案，它可以以較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，從而布置在車輪輪轂內部而不使外形尺寸增加。若用、分別代表太陽輪、齒圈和行星輪的齒數(shù)，則其傳動比為 公式中，傳動比表示當齒圈b固定時，主動件太陽輪a對從動件行星架x的傳動比；則表示當行星架x固定時，主動件太陽輪a對從動件齒圈b的傳動比。為了改善太陽輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽輪和半軸外端不加徑向支承，采用完全浮動結構，實現(xiàn)行星輪均載。由于原zl40裝載機驅動橋主減速器較為薄弱，擬采用較為可靠的c216橋的主減速器（傳動比為5.286）替代原zl50橋主減速器（傳動比為6.167）。然而，這樣替代以后，原zl50橋的輪邊減速器的傳動比3.667便不合適了，輪邊減速器傳動比必須重新配算，以保證主減速器與輪邊減速器的總傳動比與原總傳動比22.61的變化范圍在5%以內?；驹O計要求確定后，對zl40/50裝載機輪邊減速進行優(yōu)化設計，確定齒數(shù)、變位系數(shù)和主要尺寸。2.3輪邊行星傳動的優(yōu)化設計2.3.1設計變量和目標函數(shù)輪邊行星減速器主要設計參數(shù)為：齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、行星輪數(shù)、各齒輪寬度。行星輪數(shù)是36的離散變量，為簡化可作為常數(shù)輸入，故設計變量為： 式（2.1）式中：為太陽輪齒數(shù)；m為齒輪的模數(shù)；b為齒輪的寬度；i為輪邊行星傳動的傳動比，從節(jié)省材料、減輕重量出發(fā)建立目標函數(shù)。由于太陽輪與全部行星輪的體積之和能影響和決定齒圈或整個行星機構的尺寸和體積，因此選擇這項指標作為最優(yōu)化設計的目標函數(shù)，即行星傳動的體積最小，即 式（2.2）式中，分別代表太陽輪和單個行星輪的體積； 為行星輪數(shù)目，為簡化設計，取=3； 分別為太陽輪、行星輪的齒數(shù)； b為太陽輪、行星輪的齒寬。2.3.2約束條件行星齒輪傳動最優(yōu)化設計的基本條件有，齒輪的齒數(shù)應滿足傳動比條件、同心條件、鄰接條件和裝配條件。此外還有模數(shù)區(qū)間，輪齒接觸強度的要求和彎曲強度的要求。（1）傳動比條件對于ngw型的行星齒輪傳動，按傳動比 式（2.3）可得 式（2.4）若令 則 式（2.5）顯然y必須為整數(shù)值。（2）同心條件:對于2k-h型行星傳動，三個基本構件的旋轉軸線必須和主軸線重合。即由太陽輪和行星輪組成的所有嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。設太陽輪和行星輪外嚙合副實際中心距為。行星輪與內齒圈內嚙合副實際中心距為應保證 = 對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位傳動，則兩嚙合副的齒數(shù)和應相等，即 由此可得： 或 式(2.6)將代入式（2.6），又可得到同心條件的另一種表達式： 圖2-2 同心和鄰接條件 式（2.7）在這種條件下，為了使行星輪的齒數(shù)為整數(shù)，兩個中心輪（太陽輪和齒圈）的齒數(shù)必須同為奇數(shù)或偶數(shù)，也就是說y值必須為偶數(shù)。當采用不等嚙合角的角度變位傳動時，其同心條件可不受式（2.6）和（2.7）的限制，只要變位后外嚙合與內嚙合的中心距相等即可，即 = 或 式( 2.8 )式中分別為太陽輪、行星輪、內齒圈的齒數(shù)；為行星輪與內齒圈的實際嚙合角；為太陽輪與行星輪的實際嚙合角。此時兩中心輪的齒數(shù)不必同為奇數(shù)或偶數(shù)，y值也不必一定為偶數(shù)。所以采用這種角度變位傳動使ngw型傳動的齒數(shù)選擇具有很大的靈活性，大大增加了齒數(shù)選擇方案的可能性。設計時，外嚙合宜用大嚙合角，通常取嚙合角=;內嚙合可降低些，通常?。?）鄰接條件：在設計行星齒輪傳動時，為提高承載能力，減小機構尺寸，常在太陽輪與內齒輪之間均勻、對稱地布置幾個行星輪。為使相鄰兩個行星輪不互相碰撞，必須保證它們齒頂之間在連心線上有一定的間隙。通常最小間隙應大于模數(shù)之半。這就是鄰接條件。設相鄰兩個行星輪中心之間的距離為e，最大行星輪的頂圓直徑為,則鄰接條件為 e即 式(2.9)式中：為行星輪的個數(shù)； 為太陽輪與行星輪嚙合副的中心距； 為行星輪的齒頂圓直徑。鄰接條件與和之值有關。即當比值一定時，不能太大；反之當一定時，比值不能太大。前者反映了對機構承載能力的限制，后者反映了對機構傳動比的限制。在不同行星輪個數(shù)下，按鄰接條件可計算出所能達到的最大傳動比。在設計行星傳動時，通常已知傳動比，選取行星輪個數(shù)。但是行星輪數(shù)的確定還要考慮制造條件、均載條件、結構尺寸等因素，一般多采用=3。當需要進一步提高承載能力，減小傳動裝置的尺寸和重量時，在滿足鄰接條件下可采用3，但必須采用有合理的均載措施，也就是使各行星輪均勻分擔載荷。方法之一是提高齒輪及主要零件的制造及安裝精度，但由于受工藝條件的限制，一般很難達到，而且是很不經(jīng)濟的；另一個辦法是從結構設計上采取措施，使傳動裝置在工作過程中，各構件之間能夠自動補償各種誤差，從而達到受載均衡。常見的不同類型的均載機構有：基本構件如太陽輪、內齒圈或行星架浮動、彈性元件、杠桿聯(lián)動等。（4）裝配條件在行星傳動中，幾個行星輪能均勻裝入，并保證與中心輪正確嚙合所應具備的齒數(shù)關系即為裝配條件。它與上述傳動比條件、鄰接條件和同心條件是互相依存的。研究裝配條件的實質是尋求行星傳動中各齒輪的齒數(shù)，特別是中心輪（太陽輪、內齒圈）齒數(shù)與行星輪個數(shù)之間的關系。當ngw型行星輪個數(shù)1時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合后，兩個中心輪的相對位置就確定了。如果再要均勻地裝入其他行星輪，就必須滿足一定的條件才能實現(xiàn)。如圖2-3所示，2/為相鄰兩行星輪所夾的中心角。設第一個行星輪在位置裝入并與兩中心輪嚙合，然后將行星架x順時針轉過2/角度，即讓行星輪轉到位置。在這期間，中心輪a轉過的角度由傳動比確定，即 為了在位置裝入行星輪，要求此時中心輪a在位置的相應輪齒和它轉動角之前的位置完全相同。也就是說中心輪a轉動的角必須為其節(jié)距所對的中心角2/的整數(shù)倍m。即 m=整數(shù)將值帶入上式可得 =整數(shù) 式(2.10)只要滿足上式就可在位置再裝入行星輪。同樣操作，也可在位置再裝入其它行星輪。式（2.8）表明，ngw型行星傳動的裝配條件與行星齒輪齒數(shù)無關，也就是說與是否采用角度變位傳動無關，只要兩中心輪齒數(shù)之和為行星輪個數(shù)的整數(shù)倍即可。 圖2-3ngw型裝配條件的分析將帶入式（2.8），可得ngw型裝配條件的另一種表達形式 =整數(shù)或 整數(shù) 式(2.11)（5）模數(shù)條件模數(shù)不應小于2，即 2-m0 式(2.12)（6）行星傳動中小齒輪的最小齒數(shù)要求對于硬度小于hb350的軟齒面，推薦17；對于硬度大于hb350的硬齒面，推薦12，故有 12-z0 式(2.13)(7)齒寬與模數(shù)之間的關系必須滿足 5m b17m 式(2.14)(8)由傳動比變化在5%之內，得到 4.06 i4.49 式(2.15)2.3.3優(yōu)化方法和結果令設計變量為，將傳動比條件和同心條件引入目標函數(shù)，將其余條件作為約束得到數(shù)學模型可表示為： s.t. 2-0 12-0 0 -170 -4.490 4.06-0 .=3n n為正整數(shù)這是一個4維最優(yōu)化設計問題并具有多個不等式約束和等式約束。使用混合懲罰函數(shù)法，即對于等式約束條件，構造外罰函數(shù)，對于不等式約束條件，構造內罰函數(shù)，這樣構造的混合罰函數(shù)為：min 式中使用了統(tǒng)一的懲罰因子.當k時，lim=0為數(shù)學模型中的不等式約束條件，為等式約束條件。根據(jù)模數(shù)的系列化和齒數(shù)為整型變量，采用多層優(yōu)化方法進行優(yōu)化。具體方法如下：，1）在第一層最優(yōu)解附近，根據(jù)模數(shù)的標準系列，對模數(shù)進行圓整。此時模數(shù)是常數(shù)，代入第一層優(yōu)化目標和約束條件，得到新的目標函數(shù)和約束條件，即為第二層優(yōu)化，設計變量為齒數(shù)、齒寬和傳動比。2）齒數(shù)圓整后的最優(yōu)解。在第二層優(yōu)化函數(shù)的最優(yōu)解附近，取圓整后的齒數(shù)作為太陽輪的齒數(shù)。再把齒數(shù)、模數(shù)視為常量而形成第三個目標函數(shù)及約束條件。如此采用多層優(yōu)化方法，最后得到優(yōu)化結果如下：=15，6.5，60，4.42.4變位系數(shù)的分配和尺寸計算在輪邊行星傳動中，為了保證裝配及同心條件下齒數(shù)的選擇具有較多的可選方案，輪齒采取了不等嚙合角的角度變位，需考慮分配變位系數(shù)。變位系數(shù)選擇和分配的好壞，對齒輪的承載能力、傳動質量、磨損的影響很大。根據(jù)優(yōu)化結果，太陽輪齒數(shù)=15，模數(shù)為6.5，傳動比為4.4，行星輪數(shù)目等于3，確定輪齒的變位系數(shù)和其他尺寸。1）齒數(shù)的確定計算：計算并初選: ，為適應變位需要，初選按，查參考文獻10圖36.2-3，得到預計嚙合角=26，=17.5。2）a-c傳動計算計算未變位時的中心距初算中心距變動系數(shù)計算中心距并圓整：，圓整取a=108實際中心距變動系數(shù)：計算嚙合角得 計算總變位系數(shù)：校核：查參考文獻10圖35.2-7中，介于曲線p7及p8之間，有利于提高接觸強度和彎曲強度，可用。分配變位系數(shù)：按參考文獻1035.2-8分配，得變位系數(shù)=+0.3383， +0.35653）c-b傳動計算計算未變位時的中心距初算中心距變動系數(shù)計算嚙合角，得 =155746計算總變位系數(shù)：計算： =-0.3487+0.3565=0.0078至此，得到輪邊設計的全部參數(shù)。這樣驅動橋的總傳動比為5.2864.4=23.258，與原來的傳動比6.1673.667=22.613相比傳動比的變化范圍在5%以內，滿足要求。2.5強度校核在ngw型行星齒輪傳動中，外嚙合的太陽輪往往是傳動中的薄弱環(huán)節(jié)。它同時與幾個行星輪相嚙合，應力循環(huán)次數(shù)多，負荷大，變形大，工作條件不利。另外，在約束條件中未列出輪齒接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度要求，故需對齒輪進行強度校核。以變速箱一擋為例，按裝載機鏟掘工況對設計中較為薄弱的太陽輪進行強度校核。2.5.1彎曲疲勞強度校核太陽輪為表面硬化的直齒輪，采用20crmnti材料,齒面滲碳淬火，心部硬度大于hrc32，精度等級為8級。由驅動橋設計輸入扭矩為5100n.m，輪邊行星傳動中太陽輪傳遞的扭矩為 式（2.16）由齒根彎曲疲勞強度公式 式（2.17）式中，為太陽輪分度圓上的切向圓周力，故b為太陽輪的寬度，60mm。為使用系數(shù)，原動機為多缸內燃機，但液力傳動減小了載荷沖擊，故取值1.0為動載系數(shù)，經(jīng)計算得=1.35為齒向載荷分布系數(shù)，對硬齒面非對稱布置取=1.25為齒間載荷分配系數(shù)，取值為1.2為復合齒形系數(shù)，由參考文獻10圖35.2-23查得取值為4.1為彎曲強度計算時的重合度系數(shù)，取值為0.95經(jīng)計算得到： =輪邊輪齒的彎曲疲勞許用應力式中，為齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值,=920 n.mm?2； 為彎曲強度計算的壽命系數(shù)；由最高車速為40km/h，可求得車輪即行星架的轉速為142r/min，太陽輪的轉速為625r/min,若驅動橋的設計壽命為50001000小時，由參考文獻18得太陽輪的應力循環(huán)次數(shù)為 =按照齒根彎曲應力的循環(huán)次數(shù)及太陽輪為表面淬火的滲碳鋼查得=1.0；為相對齒根圓角敏感系數(shù)，取=1；為相對齒根表面狀況系數(shù)，取y=0.9；為彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，查得=0.98；為彎曲強度最小安全系數(shù)，按照一般可靠度取1.25得 = = 648mpa故有，滿足強度條件要求。2.5.2齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸疲勞強度公式 式（2.18）式中，為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，=2.3 = 為材料彈性系數(shù)，=189.8=1.13333則 = =1124.6 mpa 齒輪強度接觸許用應力公式為式中，為試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，查得 =1250 n.；為接觸強度計算的壽命系數(shù)，按照齒根彎曲應力的循環(huán)次數(shù)及太陽輪為表面淬火的滲碳鋼查得=1.15；為潤滑油膜影響系數(shù)，查得=0.95；為工作硬化系數(shù)，取=1；為接觸強度計算的尺寸系數(shù)，查得=1.0；為接觸強度最小安全系數(shù)，按照一般可靠度取=1.05；得 = = 1300可見，滿足強度要求。2.6本章小結本章對裝載機輪邊行星減速傳動進行了優(yōu)化設計，建立了齒數(shù)、模數(shù)等主要設計變量的目標函數(shù)及其應滿足的約束條件，應用混合懲罰函數(shù)法和多層優(yōu)化法得到了優(yōu)化結果。并按不等嚙合角的角度變位進行了配齒，分配了各齒輪的變位系數(shù)，對輪邊減速進行了尺寸計算，并對太陽輪的接觸強度和彎曲強度進行了設計校核。 3