ZL20裝載機動力換擋變速箱設計說明書

1、 . . . 摘要本設計為ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱，此變速箱具有結構緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結構剛度好、輸入輸出軸同心以與便于實現動力與自動換擋等優(yōu)點，同時也有結構復雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。隨著制造加工精度的提高，這種變速箱不僅在工程車輛上得到了廣泛應用，在汽車上的應用也日益廣泛。 首先通過發(fā)動機與液力變矩器的匹配設計計算，使發(fā)動機功率得到充分利用，進而改善裝載機牽引性能，然后選擇裝載機的傳動方案，變速箱有前進兩個檔位，后退一個檔位，通過操縱兩個換擋離合器即可實現換擋。離合器類型為雙離合器，換擋迅速平穩(wěn)。 最后進行了變速箱主要參數的確定和配齒計算，通

2、過主要零部件的強度計算以與軸承壽命驗算，變速箱滿足了設計要求。關鍵詞：輪式裝載機，行星式變速器，動力換擋AbstractThe design for the ZL20 loader planetary power shift transmission, the gearbox has a compact, load capacity, transmission efficiency, the load between teeth small, the structure stiffness, input and output shaft concentric and easy to imple

3、ment dynamic and automaticshift, 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 applica

4、tions are increasingly widespread. First, by matching the engine and torque converter design and calculation, the engine power are fully utilized, Loader in order to improve traction performance, and then select the loader transmission scheme, transmission has two forward gears, back a gear, shiftin

5、g 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,

6、transmission to meet the design requirements. Keywords: wheel loaders, planetary transmission, power shift . 目錄摘要IABSTRACTI1.引言11.1裝載機的總體構造11.2整機傳動系統(tǒng)設計12.傳動系總體方案設計32.1總體方案設計32.2行星式動力換擋變速箱的設計步驟33.發(fā)動機與液力變矩器匹配分析與其變速箱各檔傳動比的確定43.1匹配相關數據43.1.1液力變矩器43.1.2整機參數43.1.3其他數據53.2發(fā)動機與變矩器原始特性53.2.1發(fā)動機原始特性曲線53.2.2發(fā)動

7、機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線73.2.3發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。103.2.4根據液力變矩器的容量來確定機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉速。113.3各檔傳動比、主傳動比與終傳動比的確定123.3.1主傳動比與終傳動比的確定123.3.2變速箱最大傳動比與最小傳動比確定134.變速箱方案設計與參數確定154.1變速箱方案設計154.2行星齒輪傳動的配齒計算174.3初算行星部分齒輪的主要參數174.3.1齒輪材料的選擇184.3.2變速箱計算扭矩的確定184.3.3按齒面接觸強度初算最小齒輪(行星輪)分度圓直徑d1184.3.4按齒根彎曲強度初算齒輪模數

8、m194.3.5齒輪變位方式與系數的選擇204.3.6行星排各齒輪的幾何尺寸214.4行星齒輪傳動裝配條件的驗算224.5計算行星齒輪轉動的效率244.6初算定軸傳動部分齒輪參數244.6.1計算扭矩的確定244.6.2齒輪材料的選擇254.6.3主要尺寸的初步確定255.箱結構設計和非標準件強度計算285.1變速箱結構設計285.2行星傳動的強度校核295.2.1齒面接觸強度的校核計算305.2.2齒根彎曲強度的校核計算325.3行星傳動部分的結構設計345.4定軸傳動齒輪強度校核355.4.1齒面接觸疲勞強度365.4.2齒根彎曲疲勞強度376.變速箱換擋操縱元件設計與計算396.1離合器

9、結構設計396.1.1離合器部分396.1.2施壓油缸部分406.2片式離合器的容量和主要參數的確定406.3換擋制動器的容量和主要參數確定417.軸的設計、各主要花鍵與軸承的選用與校核427.1軸的設計427.1.1輸入軸結構設計與軸承的選用427.1.2輸出軸設計與軸承的選用427.1.3中間軸設計與軸承的選用437.1.4前輸出軸設計與軸承的選用4372花鍵的選擇與與其強度校核437.2.1輸入軸花鍵與輸出軸花鍵的設計與校核447.2.2后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓之間的花鍵設計與校核457.2.3前輸出軸、后輸出軸與法蘭盤連接花鍵設計與校核477.2.4前輸出軸齒輪與前輸出軸連接

10、花鍵設計與校核487.2.5脫橋機構處花鍵設計與校核497.3主要軸承的校核507.3.1輸入軸軸承的校核507.3.2輸出軸軸承的校核537.3.3前輸出軸軸承的校核56結論59參考文獻60致61附錄621圖紙清單622科技論文與其翻譯6290 / 951.引言1.1裝載機的總體構造裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方施工機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，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

11、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。裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載與運輸作業(yè)。如圖1-1所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 圖1.1輪式裝載機結構簡圖1柴油機 2傳動系統(tǒng) 3防滾翻與落物保護裝置4駕駛室 5空調系統(tǒng) 6轉向系統(tǒng) 7液壓系統(tǒng) 8前車架 9工作裝置 10后車架11制動系 12電器儀表系統(tǒng) 1.2整

12、機傳動系統(tǒng)設計輪式裝載機傳動系統(tǒng)如圖1.2所示，其動力傳遞路線為：發(fā)動機液力變矩器變速箱傳動軸前、后驅動橋輪邊減速器車輪。圖1.2輪式裝載機傳動系統(tǒng)1.液力變矩器裝載機采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動改變其工況，相當于一個自動變速箱，提高了裝載機對外載荷的自適應性。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸與其上的齒輪將動力輸入變速箱。在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器。當二級齒輪從動齒輪的轉速高于一級從動齒輪的轉速時，超越離合器將自動脫開，此時，動力只經耳機渦輪與二級齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉速降低，當二級齒輪從動齒輪的轉速低于一級齒輪傳動齒輪的轉速時，超越離合器楔緊，則一級渦輪

13、軸與一級齒輪于二級渦輪軸與二級齒輪一起回轉傳遞動力，增大了變矩系數。2.變速箱變速箱是行星式動力換擋變速箱，由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現三個檔位。前進檔和倒檔分別由各自的制動器實現換擋；前進檔（直接檔）通過結合閉鎖離合器實現。3.驅動橋采用雙橋驅動，主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器，左右半軸為全浮式。輪邊減速器為行星傳動減速。2.傳動系總體方案設計2.1總體方案設計參照同類機型，ZL20總體傳動方案采用液力機械傳動，如圖1.2，其中采用雙渦輪液力變矩器，變速箱采用行星式動力換擋變速箱，主傳動采用一級螺旋錐齒輪，輪邊減速采用單行星排行星齒輪傳動。2.2行星式動力換擋變速箱的設計步驟（1）具體了

14、解行星式動力換擋變速箱的結構，清晰設計任務，設計參數和已知數據與其參考機型。（2）發(fā)動機與液力變矩器的匹配。（3）根據總體計算確定檔位數與各各檔傳動比。（4）根據總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許圍。（5）草擬變速箱的傳動方案。（6）確定變速箱的主要參數，包括中心距A，齒輪模數m，齒寬b等。（7）根據變速箱的傳動比選配齒輪，確定各檔齒輪的齒數。（8）進行齒輪，軸，軸承等零件的壽命計算或強度，剛度計算，換擋離合器等的計算。（9）進行結構設計，繪制裝配圖和零件圖。變速箱的設計必須與總體設計相協調，并充分考慮在各機型間實現系列化，通用化和標準化。最后,本設計為ZL20裝載機行星式動力換檔變速箱，結構

15、緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結構剛度好、輸入輸出軸同心以與便于實現動力與自動換檔等優(yōu)點，同時也有結構復雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。3.發(fā)動機與液力變矩器匹配分析與其變速箱各檔傳動比的確定3.1匹配相關數據3.1.1液力變矩器所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結構形式與其有關資料。參考機械設計手冊第5版第4卷表24.4-3，初選YJSW310型液力變矩器，其公稱特性見圖24.4-39,即表3.1表3.1YJSW310型液力變矩器參數iKMB(1000)/N·m04.964076.90.14.280.42882.00.23.400.68080.0

16、0.3052.600.79477.30.41.850.74079.00.4481.5210.68279.20.51.450.72577.80.61.3030.78273.80.71.1510.80665.60.771.0540.81261.50.81.0060.80559.00.8460.9370.79354.50.950.7320.69527.01.0150.440.44616.13.1.2整機參數與匹配有關但未在任務書中出現的數據13如下：表3.2液壓系統(tǒng)相關參數變速泵轉向泵工作泵壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）1.19010

17、6562003.1.3其他數據其他相關數據，可見畢業(yè)設計任務書主要技術參數。3.2發(fā)動機與變矩器原始特性3.2.1發(fā)動機原始特性曲線根據畢業(yè)設計任務書已知：發(fā)動機 =2000r/min， =60KW，最大扭矩與相應轉速=300Nm/1600r·p·m。扭矩計算公式13 （3-1） （3-2）計算發(fā)動機原始特性曲線相關參數，見表3.3表3.3發(fā)動機原始特性曲線相關參數發(fā)動機輸出轉速n（r/min）發(fā)動機輸出扭矩M（N·m）發(fā)動機輸出功率P(KW) 1400 296.6 43.47 1500 299.1 46.98 1600 300 50.26 1700 299.1

18、53.25 1800 296.6 55.90 1900 292.1 58.12 2000 286 60參照相關資料，發(fā)動機調速區(qū)（1.11.2）,取1.2=1.2x2000=2400r/min將上面數據以轉速n為橫坐標，發(fā)動機輸出扭矩M為縱坐標畫在圖3.1發(fā)動機與雙渦輪液力變矩器共同輸入曲線上。由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為1小時功率，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的的90%。發(fā)動機的原始特性曲線可根據下面的經驗公式計箅出不同轉速所對應的發(fā)動機扭矩，然后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。發(fā)動機用在

19、裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔助裝置，如工作裝置油泵、轉向油泵、變速操泵與變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵和工作裝置油泵空轉，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。部分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩

20、器共同工作，而轉向泵空轉，變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配。兩種匹配方案，對于小型裝載機，為滿足對插入力的要求，用全功率匹配為宜。對大中型機，因其儲備功率較大，為提高其生產率，采用部分功率匹配較好。而ZL20裝載機屬于小型機，故采用全功率匹配為宜。發(fā)動機輸入液力變矩器的凈功率Nec用如下公式4計算：(3-3)式中扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機凈功率，KW；發(fā)動機臺架試驗確定的標定功率；消耗在驅動輔助裝置上的發(fā)動機功率；消耗在驅動工作液壓泵的發(fā)動機功率。一般發(fā)動機臺架試驗時都不帶風扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機和空壓機等附件，它們所消耗的功率約為發(fā)動機標定功

21、率的5%-10%,按10%計算。各工作液壓泵所消耗的功率可按下式4確定： （3-4）式中：p油泵的輸出壓力，MPa； Q油泵的流量，L/min；油泵的效率，取=0.750.85,取0.80根據課程設計任務書可知，變速泵的壓力工作1.1Mpa，工作流量為90 1/min；轉向泵的工作壓力為10Mpa，工作流量為651/min；工作裝置油泵的工作壓力為6Mpa，工作流量為200 1/min。根據式（3-3）和式（3-4）計算出發(fā)動機與變矩器的全功率匹配時，發(fā)動機在額定工時給變矩器傳遞的有效功率為Nec=52KW,再由式（3-2）計算出此時的扭矩Mec=248N·m，將發(fā)動機原始特性曲線按

22、一定比例往縱坐標方向下移，使其通過點(n,M)=（2000,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線，見圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入曲線。時的扭矩Mec=248N·m，將發(fā)動機原始特性曲線按一定比例往縱坐標方向下移，使其通過點(n,M)=（2000,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線，見圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入曲線。3.2.2發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線變矩器輸入特性是分析研究變矩器在不同工況i時，變矩器與柴油機工作的轉矩和轉速變化的特征。不同轉速比時，泵輪轉矩MB隨泵輪轉速的變化而變化。由機械設計手冊P2466可知，對

23、于每一i值從變矩器的公稱特性曲線上查相應的,。給出一系列泵輪轉速根據式,和計算得相應一系列,值。由公式與表3.1 YJSW310型液力變矩器參數可算得每一i值不同轉速下的泵輪的扭矩MB，相關數據見表3.4表3.4每一i值不同轉速下的iMn00.10.20.4480.50.60.70.770.80.8460 .951.015140015016115715515214512912111610753321500173185180178175166148138133123613616001972102052031991891681571511406941170022223723122922521319

24、017817015878471800249266259257252239213199191177885219002782962892862812662372222131979858200030732832031731129526224623621810864210033936235334934332528927126024011971220037239738738337735731829828626413178230040643442341941239034732531228814385240044347246145644842537835434031415693對于透穿性液力變矩器，變矩器直

25、徑D定，用給定的工作液體（p定），但是泵輪力矩系數 隨不同工況i而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐原點的一束拋物線。根據式計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉矩MB，并取合適的比例在坐標紙上描點連線，作出共同輸入曲線如圖3.1。圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入特性曲線對液力變矩器與發(fā)動機共同工作時輸入特性圖分析。1.高效工況：最大效率 = 0.812時，傳動比= 0.77，接近最大功率，允許最低效率=0.70時，傳動比=0.2和=0. 92兩條負載拋物線包括了最大功 率 圍。2.所得的負載拋物線絕大部分兼顧了作業(yè)工況和運輸工況的要求，即在穩(wěn)定工作區(qū)段。3.起動工

26、況=0其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)。使用YJSW310雙渦輪液力變矩器合適4.由共同輸入特性曲線可知，=0時，=255N·m,則變矩器輸出的最大扭矩 =4.964×255=1266 N·m.此時=1820r/min。3.2.3發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比=0、0.1、1.2時的共同工作的轉矩和轉速。再根據各速比，由原始特性曲線査出對應的變矩系數和效率,按公式你、nTi=（nBi*i），MTi=MBi.Ki，NTi=0.1047x10-3.MTi.nTi，可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出時的轉

27、矩MT、轉速nT和功率值，所得數據列于下表3.5： 表3.5發(fā)動機與液力變矩器共同輸出數據nB(r/min)MB(N·m)KnT(r/min)MT(N·m)NT(KW)018202554.9640126600.117752584.28177110420.50.217902573.4035887432.80.418002561.8572047435.70.518102561.4590537135.20.618552541.303111333138.60.719552501.151136928841.30.7720052461.054154425941.90.820152401

28、.006161224140.70.84620352260.937172221238.20.9522001300.73220909520.81.0152275840.442309378.9以表3.5數據，選取合適的比例在坐標紙上描點連線，畫出圖3.2發(fā)動機與YJSW310雙渦輪液力變矩器共同輸出特性曲線。 圖3.2發(fā)動機與YJSW310雙渦輪液力變矩器共同輸出特性曲線3.2.4根據液力變矩器的容量來確定機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉速。輪式裝載機的匹配：輪式裝載機上液力變矩器并聯有提供工作裝置動力的液壓系統(tǒng)。動力機的功率按作業(yè)所需發(fā)揮的最大功率選取，而轉移工地行駛時功率有富裕，發(fā)動機

29、處于部分載荷下運轉。因此液力變矩器與燃機的匹配容量是根據最高車速的要求選擇，而根據作業(yè)時燃機轉速的允許下限值校核。 液力變矩器的容量1 （3-5）式中：相應泵輪轉速1000r/min時，=0.70.8（高轉速比區(qū)）泵輪力矩（N·m）;車輪與地面的滾動摩擦系數，由鏟土運輸機械設計P24表2-1輪胎在各種路面上的滾動阻力系數f和附著系數，本機型采用12.5-20輪胎，輪胎氣壓0.3MPa,取f=0.06,=0.75;機器所受的重力（空載）（KN）,由設計任務書=68KN;最高車速，由設計任務書=34km/h;傳動系機械效率，由變速箱效率,主傳動效率，輪邊減速器傳動效率構成，即，參照4知=

30、0.96,=0.98,知=0.98;相應動力機標定功率的轉速（r/min），由設計任務書=2000r/min；相應最高車速行駛時液力變矩器的效率，取0.812；將數據代入式(3-5)得MB(1000)=61.5N·m,與機械設計手冊P24-136圖24.4-39知，當=0.77時MB(1000)=61.5N·m,由表3.6發(fā)動機與液力變矩器共同輸出數據知=0.77時液力變矩器泵輪轉速=2005r/min，則機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉速 =0.77×2005=1544r/min.3.3各檔傳動比、主傳動比與終傳動比的確定3.3.1主傳動比與終傳動比的

31、確定參照同類機型與課程設計任務書表1.513傳動比確定主傳動比與終傳動比，如下表3.6表3.6主傳動比與終傳動比主傳動比1.923終傳動比6.843.3.2變速箱最大傳動比與最小傳動比確定變速箱最大傳動比與最小傳動比由下式12確定： (3-6) (3-7)式中：作業(yè)機械最大牽引力（N），由本次設計任務書知驅動輪滾動半徑（m），由課程設計任務書P4式動力半徑rd=0.0254d/2+b(1-),式中：d輪輞直徑，in,1in=0.0254m;b輪胎斷面寬度，in;=0.120.16取=0.12，由本次設計任務書知輪胎選用12.5-20，求得rk=0.5334m,由車輛底盤構造與設計P164式（2

32、-1-1）得rd=(1-)rd,輪式裝載機的額定滑轉率在30%35%，取=30%,得rk=0.5334×(1-30%)=0.374m；發(fā)動機與液力變矩器共同工作時變矩器的最大輸出轉矩（N·m）,由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配可知 =1266N·m;主傳動傳動比，由表3.6知=1.923;終傳動傳動比，由表3.6知=6.84;、分別為變速箱效率,主傳動效率,輪邊減速器傳動效率，參照車輛底盤構造與設計P173知=0.96,P250知=0.98,P243表2-3-1知=0.98;機器克服滾動阻力時變矩器輸出軸的最高轉速（r/min），由發(fā)動機與液力變矩器匹配得=1544r

33、/min;車輛最高行駛速度(km/h), =34km/h;將相關數據代入式（3-6）、式（3-7）得最大傳動比=1.3782 最小傳動比=0.48684.變速箱方案設計與參數確定4.1變速箱方案設計參照同類機型，ZL20裝載機采用行星式動力換擋變速箱，其傳動簡圖見圖4.1。該行星式動力換擋變速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現兩個前進擋和一個后退檔；行星傳動部分有兩個行星排，兩行星排的太陽輪、行星輪和齒圈的特性參數都相等，即辛普森輪系。設兩行星排的特性參數均為p,前進檔采用圖4.2方案，其傳動比；前檔采用閉鎖離合器直接傳動，此時整個行星傳動部分則變成為一個整體旋轉，其傳動比i=1,

34、為直接檔；倒檔傳動采用圖4.3方案，其傳動比。定軸傳動采用直齒圓柱齒輪傳動，設其傳動比為。則該行星式動力換擋變速箱的傳動比由下式確定： (4-1)式中：變速箱傳動比；定軸部分傳動齒輪傳動比；對應每一檔行星傳動部分傳動比。前檔時，i=i=1，且ik=imin=0.4868,將其帶入式（4-1）得倒檔傳動比id=0.4868;前檔時，imax=1.3782,id=0.4868,帶入式（4-1）得i=1+p=2.8311;倒檔時，iR=-p=-1.8311。圖4.1 ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱傳動簡圖圖4.2 2ZX(A)圖4.3 2ZX(A)4.2行星齒輪傳動的配齒計算根據前檔來計算，由i

35、=2.8311并初選行星輪個數np=3,查機械設計手冊第五版第2卷表9.2-4查得與i=2.8311相近的傳動比ip=2.8125,對應的各齒輪齒數：Za=32Zc=13 Zb=58傳動比誤差=0.67%<4%,符合要求。4.3初算行星部分齒輪的主要參數以下所用公式與其相關參數如無特別說明則都參照2在計算行星齒輪傳動強度時，可將各種傳動類型的行星齒輪傳動分解成其對應的若干個相互嚙合的齒輪副。然后，再將每個嚙合齒輪副視為單個的齒輪傳動。再設計行星齒輪傳動時，其主要參數（小輪分度圓直徑和模數等）可先按類比法，即參照已有的一樣類型的行星齒輪傳動來進行初步確定；或者根據具體的工作條件、結構尺寸和

36、安裝條件等來確定。較常用的辦法是按齒面接觸強度的初算公式（4-2）確 定齒輪副中小輪的直徑，然后再進行彎曲強度的校核計算。對于開式齒輪傳動，一般只按齒輪彎曲強度的初算公式（4-3）確定齒輪模數值，再增大10%20%。在上述主要尺寸確定之后，原則上應進行強度校核驗算。對于低精度的、不重要的齒輪傳動或安全系數較低的齒輪，也可以不進行強度校核計算。在此，應該指出：對于具有短周期間斷工作方式的齒輪傳動，可按齒根彎曲強度的初算公式（4-3）來確定齒輪模數，且可以不進行接觸強度校核計算。對于2ZX(A)型傳動，當特性參數p>3時，其最少齒數的齒輪為太陽輪a；而且當特性參數p3時，其最少齒數的齒輪為行

37、星輪c。將2ZX(A)傳動類型分解為兩個（ac）和（cb）嚙合齒輪副，見圖4.4圖4.4 2ZX(A)型嚙合齒輪副4.3.1齒輪材料的選擇初選太陽輪、行星輪和齒圈均采用35CrMo,調質后表面淬火，硬度為4655HRC4.3.2變速箱計算扭矩的確定由發(fā)動機與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax=56KN,此時由發(fā)動機傳給變速箱的扭矩為TTmax=1266N·m;由地面附著條件決定的最大牽引力，由鏟土運輸機械設計p29式（2-17）P=·G式中：為附著系數，由鏟土運輸機械設計P24表2-1輪胎在各種路面上的滾動阻力系數f和附著系數，本機型采用12.5-20輪胎，輪胎氣

38、壓0.3MPa,取=0.75; G為機器的附著重量，由本次設計任務書可知G=88KN；得P=66KN可見由發(fā)動機與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax小于由地面附著條件決定的最大牽引力P，所以發(fā)動機傳給變速箱的扭轉為TTmax=1266N·m。4.3.3按齒面接觸強度初算最小齒輪(行星輪)分度圓直徑d1小齒輪分度圓直徑的初算公式2為=（） （4-2）式中算式系數，對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動=768；嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N·m；應是功率分流后的值，由公式T1=Ta/np式中Ta太陽輪a所傳遞的轉矩，由發(fā)動機與液力變矩器匹配知Ta=1266 N

39、3;m，np行星排行星輪個數為3，則T1=422 N·m使用系數，見表（6-7），KA=1.50；綜合系數，見表（6-5），=1.82.4取1.8，；計算接觸強度的行星輪載荷分布不均勻系數，見第七章第三節(jié)，=1.15；小齒輪齒寬系數，見表6-6，da0.75,取0.75齒數比，即=Z2/Z1=32/13=2.4615;試驗齒輪的接觸疲勞強度極限，N/；按圖6-11圖6-15選?。磺胰『椭休^小值,=1500N/mm2。式中，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合。將相關數據代入式（4-2）得d1=79.08mm,圓整d1=80mm。由公式d1=mz1知m=6.15, 查行星齒輪傳動設計p

40、85表4-1，取m=6。4.3.4按齒根彎曲強度初算齒輪模數m齒輪模數的初算公式2為m= （4-3）式中算式系數，對于直齒輪傳動=12.1；綜合系數，見表6-5，取1.6；計算彎曲強度的行星輪載荷分布不均勻系數，取1.225；小齒輪齒形系數，見表6-22，取2.62；齒輪副中小齒輪齒數，Z1=1；試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限，/；按圖6-26圖6-30選??；且取和中較小值，=460N/mm2,=415.6 N/mm2。將相關數據代入式（4-3），得m=4.622, 查行星齒輪傳動設計p85表4-1，取m=5。上述公式（4-2）（4-3）適用于2Z-X型行星齒輪傳動中的各個類型，在一般工況下，兩式

41、應同時計算，且取其中較大值,但參照同類機型取m=5。4.3.5齒輪變位方式與系數的選擇當ha*=1,=20°時，不發(fā)生根切的最小齒數為Zmin=17,因Zb=13<Zmin所以需要變位，而且為了改善齒輪的傳動性能、滿足嚙合的同心的條件和強度條件等，也需要變位。變位齒輪分： 高度變位齒輪傳動，其變位系數和x=x2±x1=0,即x2=±x1； 角度變位齒輪傳動，其變位系數和x=x2±x10，當x=x2±x1>0時稱正傳動，當x=x2±x1<0時稱負變位。此次變位采用高度變位，在行星齒輪傳動中，采用高度變位的主要目的是要在

42、于：可以避免根切，減小機構的尺寸和質量；還可以改善齒輪副的磨損情況以與提高其承載能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x1>0）,當其齒數比= Z2/Z1一定時，可以使小齒輪的齒數Z1<Zmin,而不會產生根切現象，從而可以減小齒輪的外形尺寸和質量。同時由于小齒輪采用正變位，其齒根厚度增大，齒根的最大滑動率減小，因而，可以改善磨損情況和提高其承載能力。在采用高度變位的齒輪傳動時，通常外嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x1>0），大齒輪采用負變位（x2<0）。齒輪的變位系數與其嚙合的外齒輪一樣，即x2=x1。對于2Z-X(A)型傳動如圖4.2，當傳動比ibax<

43、4時,太陽輪a可采用負變位，行星輪c和齒圈b均采用正變位，其變位系數關系為 xc=xb=-xa>0由當=20時，x1+x2=0,與z1+z2=58,再由= Z2/Z1=2.4615查行星齒輪傳動設計P100圖4-4選擇變位系數，得x1=0.3,x2=-0.3。即 太陽輪的變位系數為xa=-0.3 行星輪的變位系數為xc=0.3 齒圈的變位系數為xb=0.34.3.6行星排各齒輪的幾何尺寸表4.1 高度變位圓柱直齒輪傳動的幾何尺寸 (長度：mm)序號名稱計算公式a-c齒輪副c-b齒輪副1模數m 52壓力角 20°3分度圓直徑dd1=mz16565d2=mz21602904齒頂高h

44、a外嚙合6.53.5嚙合6.53.185齒根高h14.754.757.757.756齒高h11.2511.2511.2510.937齒頂圓直徑7878167283.68齒根圓直徑55.555.5144.5305.59基圓直徑61.0861.08150.35272.5110中心距a112.511齒頂圓壓力角38.4638.4625.8016.1012重合度端面重合度1.49871.5138縱向重合度0總重合度1.49871.5138 注：1.表有符號“±”或“”處，外嚙合用上面的符號，嚙合用下面的符號。2.表序號2公式中的系數是為了避免過渡曲線干涉所需減少的齒頂高系數；當，時，。4.4

45、行星齒輪傳動裝配條件的驗算（1）傳動比條件在行星齒輪傳動中，各齒輪齒數的選擇必須確保實現所給定的傳動比的大?。?）鄰接條件在設計行星齒輪傳動時，為了進行功率分流，而提高其承載能力，同時也是為了減少其結構尺寸，使其結構緊湊，經常在太陽輪a與齒輪b之間，均勻的，對稱的設置幾個行星輪c。為了使各行星輪不產生碰撞，必須保證它們齒頂之間在其連心線上有一定的間隙，即兩相鄰的行星輪的頂圓半徑之和應小于其中心距Lc，即 （4-4）式中、分別為行星輪c的齒頂圓半徑和直徑，行星輪個數，；a、c齒輪嚙合副的中心距，=112.5； 相鄰兩個行星輪中心之間的距離。代入數據得<=194.86，所以符號相鄰條件。間隙

46、=-的最小允許值取決于行星齒輪減速器的冷卻條件和嚙合傳動時的潤滑油攪動損失。實際使用中，一般應取間隙值0.5m，m為齒輪的模數。（3）同心條件所謂同心條件就是由中心輪a、b與行星輪c的所有嚙合齒輪副的實際中心距必須相等。換言之，其三個構件的旋轉軸線必須與主軸線相重合。對于不變位或高度變位的嚙合傳動，2Z-X(A)型行星傳動的同心條件 ，而=32+2×13=58=，所以符合同心條件。（4）安裝條件所謂安裝條件就是安裝在轉臂x上的個行星輪均勻的分布在中心輪的周圍時，各輪齒數應滿足的條件。對于2Z-X(A)型行星傳動，個行星輪在兩個中心輪a和b之間要均勻分布，而且，每個行星輪c能同時與兩個

47、中心輪a和b相嚙合而沒有錯位現象（見圖3-2）。需滿足（整數）即兩中心輪a和b的齒數和應為行星輪數的倍數。,符合安裝條件。4.5計算行星齒輪轉動的效率參照行星齒輪傳動設計p299表11.12Z-X(A)型行星排的傳動比和傳動效率： 前檔采用傳動方案1，其傳動比,所以p=1.8125,傳動效率一般，所以。 后退檔采用傳動方案5，, ，傳動效率。4.6初算定軸傳動部分齒輪參數4.6.1計算扭矩的確定定軸傳動部分傳動簡圖見圖4.5 圖4.5定軸傳動部分傳動簡圖分析變速箱可知，傳給定軸部分小齒輪的轉矩： （4-5）式中：定軸傳動部分小齒輪所受扭矩（N·m）;定軸傳動部分傳動比，由前面計算可知

48、=0.4868行星傳動部分前檔傳動比，=2.8125效率，由行星傳動效率與定軸傳動效率組成，即0.974×0.98變速箱輸入軸所受扭矩（N·m），=1266 N·m.將數據代入式（4-5）得=1655 N·m。4.6.2齒輪材料的選擇大小齒輪均采用35CrMo,調質處理后表面淬火，硬度4655HRC。4.6.3主要尺寸的初步確定1、按齒面接觸強度初算最小齒輪分度圓直徑d4小齒輪分度圓直徑d4的初算公式2為（） （4-6）式中算式系數，對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動=766；定軸傳動部分小齒輪所受扭矩（N·m）K載荷系數，見表8.2-39，K

49、A=1.50；小齒輪齒寬系數，=0.8齒數比，即許用接觸應力（N/mm2）,簡化計算中近似取,式中為實驗齒輪的接觸疲勞極限為1500 N/mm2，計算接觸強度的最小安全系數取1.1，則=682 N/mm2。將數據代入式（4-2）得d4=155mm,結合變速箱的機構取d4=258mm。初選小齒輪的齒數=43，由與參照標準模數值，得m=6;由，得=88。.2、定軸傳動部分齒輪幾何尺寸1見表4.2表4.2外嚙合直齒圓柱齒輪傳動齒輪幾何尺寸 (長度：mm)序號名稱計算公式值1模數取標準值62壓力角取標準值20°3分度圓直徑5282584齒頂高65齒根高=7.56全齒高13.57齒頂圓直徑&#

50、160;5402708齒根圓直徑5132439基圓直徑496.158242.44110中心距a39311齒頂圓壓力角23.25°26.11°12重合度端面重合度1.7829縱向重合度=00總重合度=1.78295.箱結構設計和非標準件強度計算5.1變速箱結構設計參照同類機型，ZL20裝載機的行星動力換擋變速箱結構見圖5.1圖5.1 ZL20裝載機的行星動力換擋變速箱結構 該變速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現兩個前進檔和一個后退檔。行星部分有兩個行星排，兩行星排的太陽輪、行星輪、齒圈的齒數相等。兩個行星排的太陽輪制成一體，通過花鍵和輸入軸連接，輸入軸則通過兩個

51、滾珠軸承支撐在箱體上，每個滾珠軸承限制一個方向的軸向位移。太陽輪又通過花鍵和閉鎖離合器的主動軸相連接。前行星排齒圈、后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓相互之間通過花鍵連成一體，是行星變速部分的輸出軸。后行星排行星架和太陽輪之間有一個滾珠軸承支承；前行星排行星架通過一個滾珠軸承支承載輸入軸上。前行星排行星架和后行星排齒圈上分別設有制動器。前排行星架上的制動為倒檔制動器，后排齒圈上的制動器為低檔制動器，它們通過花鍵齒與制動的旋轉摩擦片相連接。制動器的固定摩擦片，通過固定在變速箱殼體上的銷釘導向，并傳力給殼體，制動器摩擦片的壓緊靠油缸活塞。制動器分離時的活塞回位靠沿圓周布置的分離彈簧。閉鎖離合器的主動摩擦片有兩片，它們與離合器主動軸通過螺釘相連接。主動片為彈性片，允許變形的軸向移動，以實現結合和分離。閉鎖離合器的被動鼓分為前、后兩塊，和主動傳動齒輪三者用螺釘連成一體，通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，兩個滾珠