ZL40裝載機行星式動力換擋變速箱設計說明

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1、. . . 畢業(yè)設計 ZL40裝載機行星式動力換擋變速箱設計 the design for ZL40 loader planetary power shift transmission 學 院（系）：機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造與其自動化 摘要 本次設計為ZL40裝載機行星式動力換擋變速箱。ZL40裝載機是一種輪式裝載機，被廣泛應用于建筑、鐵路、公路、水電、港口、礦山、農田基本建設與國防等工程中，更多地被用來對土壤、砂石、石灰、煤炭等散裝物進行鏟

2、裝、搬運、卸載與平整作業(yè)，也可輕度鏟挖礦山、硬土以與裝卸鋼管、木料等，具有作業(yè)速度快、效率高、機動靈活、操縱方便這些特點，已經成了工程建設中土石方施工的主要機種之一。而行星式動力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、輸入輸出軸同心和更加容易地實現(xiàn)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、修理復雜等不足之處。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被普遍使用，在汽車上的應用也越來越廣泛。 首先通過發(fā)動機與液力變矩器的匹配設計計算，使發(fā)動機功率能夠充分利用，進而改善裝載機牽引性能，然后選擇裝載機的傳動方案，變速箱有兩個前進檔位，一個

3、后退檔位，通過操縱兩個換擋離合器便可實現(xiàn)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(shù)的確定和配齒計算，通過主要零部件的強度剛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；匹配；牽引特性；行星式變速器；動力換擋 Abstract The 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 co

4、nstruction, 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

5、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, tran

6、smission 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 proce

7、ss 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 improv

8、e 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 tr

9、ansmission 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 Shift 37 / 42 目錄 摘要Ⅰ Abstrac

10、tⅡ 引言1 1 傳動方案的初步設計與分析3 1.1 變速箱的功用3 1.2 設計要求3 1.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設計原則3 1.4 兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇3 1.5 設計步驟4 2 發(fā)動機與液力變距器的匹配計算4 2.1 畫出發(fā)動機的外特性曲線和液力變矩器的無因次特性曲線4 2.2 確定變矩器的直徑7 2.3 作發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線9 2.4 作發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線10 2.5 確定變速箱檔數(shù)比12 2.6 作理論牽引特性曲線12 3 變速箱方案設計與參數(shù)確定15 3.1 傳動

11、方案的選擇15 3.2 配齒計算17 3.3 行星機構運動學分析18 3.3.1 轉速分析18 3.3.2 轉矩分析19 4 主離合器設計21 4.1 主離合器的選型21 4.2 主離合器的主要參數(shù)確定22 5 行星部分齒輪結構設計24 5.1 齒輪設計24 5.2 計算載荷的確定24 5.3 齒輪的變位和修正24 5.4 齒輪的強度驗算24 5.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強度25 5.4.2 驗算行星輪與齒圈傳動的強度26 6 定軸傳動部分齒輪參數(shù)計算28 6.1 齒輪傳遞轉矩的確定28 6.2 齒輪材料的選擇29

12、6.3 主要尺寸的初步確定29 6.4 齒輪強度校核30 7 軸的設計與軸承的選用31 7.1 軸的設計31 7.1.1 軸的初選32 7.1.2 軸的強度校核32 7.2 軸承的選用34 7.2.1 初選軸承34 7.2.2 軸承的強度校核與壽命計算34 結 論36 致 37 參 考 文 獻38 引言 1.裝載機概述 裝載機的應用廣泛，在生活中被普遍應用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、等方面，它的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料等，主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也能夠鏟掘巖石、硬土等，要是使用其他的輔助工作裝置，還能夠進行

13、推土、起重和裝卸其他物料的作業(yè)。在道路尤其是在高等級公路施工中，裝載機通常用來填挖路基工程、瀝青以與水泥混凝土料場的集料、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，因而在國外得到迅速發(fā)展，成為土石方工程施工的主要機種之一 裝載機的行走裝置有輪胎式和履帶式兩種，傳動形式有機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動和電傳動等，本次設計為液力機械傳動的輪式裝載機。 2.裝載機的發(fā)展狀況 從20世紀20年代開始，裝載機就處于不斷發(fā)展的狀態(tài)。傳動系統(tǒng)的改變由機械傳動到液力機械傳動、全液壓傳動再到電傳動，不斷更新，而現(xiàn)在使用最多

14、的是液力機械傳動。全輪驅動的裝載機的問世是從20世紀40年代開始的，鉸接式轉向裝載機的發(fā)明是在60年代期間，裝載機的這些不同的結構形式如今已經被大、中型裝載機廣泛采用。伴隨著電子技術的發(fā)展，一直到80年代，裝載機步入了機電液一體化的新發(fā)展階段。當今裝載機在整體性能、工作能力、安全方面、可靠度方面和操作舒適等各個方面都進步了很多。經過30幾年的發(fā)展，我國裝載機的結構和性能都有了較大提高，正一步一步逼近國際水平。 近年來，裝載機在國外的發(fā)展趨勢可以按以下幾個方面來總結。 （1）產品形成系列，規(guī)格向兩頭延伸 產品開發(fā)變?yōu)橄盗?，并在發(fā)展大型輪胎式裝載機的同時向小型化發(fā)展，產品系列化、成套化、多品

15、種化成為主流。大小規(guī)格往兩頭延伸同時向高卸位、遠距離作業(yè)方向發(fā)展。 （2）技術不斷創(chuàng)新，產品性能日趨完善 采用新結構、新技術，來改善整機性能，加強機器的自動化和智能化水平，讓作業(yè)越發(fā)精確、快捷，同時減少能量消耗。一些先進技術被廣泛地使用，工作裝置連桿機構不斷更新?lián)Q代，不同的自動化功能越發(fā)接近成熟、完善。 （3）向機電液一體化、電子化方向發(fā)展 隨著電子技術、計算機技術的進步與不斷發(fā)展，為保證機器在可靠度、安全以與節(jié)能等方面的性能，進入20世紀80年代之后，已將一些電子技術、智能技術用在裝載機等一些工程機械上，以增強機器的各種性能和作業(yè)質量。 （4）裝載機的輪胎化 由于輪胎式裝載機具有

16、重量輕，速度快，機動靈活，效率高、維修方便等一系列優(yōu)點，所以發(fā)展較快，應用廣泛。 1 傳動方案的初步設計與分析 1.1 變速箱的功用 變速箱的功用是: 1.更改傳動比，使驅動輪的轉矩以與轉速的變化圍變大，從而適不斷變化的行駛條件，例如起步、加速、上坡等，并讓發(fā)動機在較好的條件下工作； 2.實現(xiàn)倒擋，以發(fā)動機旋轉方向不變作為前提，使車輛可以前進與倒退行駛； 3.實現(xiàn)空擋，能使傳動系統(tǒng)的動力傳遞終止，從而使發(fā)動機可以起動、怠速，而且能使車輛在發(fā)動機工作的情況下長時間停車，從而便于變速箱換擋和動力輸出。 1.2 設計要求 工程車輛

17、的變速箱主要有三種形式:機械式變速箱、定軸式動力換擋變速箱和行星齒輪式變速箱。設計新的變速箱時應滿足以下要求: 1.具有足夠的擋位數(shù)與合適的傳動比，滿足車輛在不同情況下對速度與牽引力的要求，保證車輛具有良好的牽引性能與燃油經濟性能，并獲得較高的生產率； 2.具有較好的換擋性能。對于動力換擋變速箱，要求換擋迅速平穩(wěn)、工作可靠、使用時間長、結構緊湊、制作簡單與使用修理便捷。 1.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設計原則 使用串聯(lián)組成式變速箱能夠減少行星排以與操縱元件的數(shù)目，改善各行星排元件之間的連接，能夠使制動器摩擦片的相對轉速降低。就傳動效率而言，串聯(lián)組成能夠減少空轉的操縱元件的數(shù)目，就齒輪嚙

18、合傳動效率而言，齒輪嚙合傳動的消耗也許會增大一點。 而串聯(lián)組成造成的不足有：兩個檔位之間彼此轉換時，一定要使兩個操縱元件同時分開或同時合上，因此變換檔位時比較困難。 1.4 兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇 兩自由度行星變速箱是根據每個擋位行星機構并連起來形成的。在選擇每個擋位的傳動方案并組成行星變速箱傳動方案時，可以參考下述原則： 1.憑借盡量較少數(shù)目的行星排來實現(xiàn)對應的不同擋位； 2.在合適的α值下，能較準確地實現(xiàn)各擋傳動比，使結構緊湊； 3.當每個擋位開始工作時，行星輪相對于行星架的轉速不能夠太高，當行星排傳遞功率時，齒圈和太陽輪軸在理論上都不承受徑向載荷，不過行星輪軸卻要

19、受到徑向載荷，所以不僅要確保行星輪軸承在結構上擁有較好的潤滑，而且要對它的最高轉速進行約束，通常在行星輪轉傳遞功率的時候，行星輪相對行星架的轉速應該小于5000 r/min。 4.當每個擋位工作時， 每擋操縱元件（包括離合器、制動器）的空轉相對轉速不可以太高，通常摩擦元件的平均半徑處的圓周線速度要控制在60m/s以下。 5.各擋嚙合傳動效率要高。一般要求各前進擋效率要大于0.925，各倒退擋效率要大于0.87。 6.結構簡單。采用串聯(lián)的行星機構，可以簡化變速箱機構。 綜上所述，采用串聯(lián)的傳動方案具有一系列優(yōu)點，它的缺點是功率通過多個串聯(lián)的組成部分傳遞，增加了傳遞功率的行星排數(shù)，使效率下

20、降。此外，由于增加了整個變速箱的自由度，為得到一個檔位，同時作用的操縱件增多，從而使操縱機構較復雜。目前，在工程車輛上最常用的便是二自由度行星機構或是由兩個二自由度行星機構串聯(lián)而成的方案。 1.5 設計步驟 1.詳細地了解一下行星式動力換擋變速箱的結構同時以一些已經成型的機型作為基礎； 2.進行發(fā)動機與液力變矩器的性能匹配； 3.根據工作特點選擇變速箱結構形式； 4.根據總體計算確定擋位數(shù)與各擋傳動比； 5.以總體布置的要求來確定變速箱外形尺寸允許圍； 6.擬定變速箱的傳動方案； 7.確定變速箱的主要參數(shù)，如中心距、齒輪模數(shù)、齒寬等； 8.由變速箱的傳動比選配齒輪，確定各擋

21、齒輪的齒數(shù)；行星齒輪式變速箱需要齒輪傳動設計； 9.對齒輪、軸、軸承等零件的壽命進行計算或校核其強度、剛度； 10.進行結構設計，繪制裝配圖與零件圖。 2 發(fā)動機與液力變距器的匹配計算 2.1 畫出發(fā)動機的外特性曲線和液力變矩器的無因次特性曲線 液力變矩器的無因次特性曲線可根據表2.1的數(shù)據按一定比例畫出。 表2.1液力變矩器參數(shù) i λγ104 η（％） κ 0 33.5 0 4.75 0.1 35 39 3.92 0.2 35.5 62.6 3.13 0.3 36 72.6 2.42 0.36 36.8 75.6

22、 2.1 0.4 37.5 70.8 1.77 0.48 40.5 64.8 1.35 0.5 39.5 66 1.32 0.6 34.8 71.2 1.19 0.7 31 75.5 1.08 0.78 27.7 76.6 0.995 0.8 26.6 76 0.95 0.9 18.4 72 0.8 1 4.3 38 0.38 液力變矩器的無因次特性曲線見圖2.1： 圖2.1 液力變矩器的無因次特性曲線 發(fā)動機的外特性曲線可由以下的公式進行計算，然后

23、再選擇恰當?shù)谋壤谧鴺思埳献鞒觥? 式中： ——發(fā)動機最大扭矩； ——發(fā)動機額定扭矩； ——對應轉速的扭矩； ——發(fā)動機額定轉速； ——最大扭矩對應轉速； ——對應扭矩的轉速。 由任務書給出的數(shù)據可得發(fā)動機的最大扭矩=750，發(fā)動機額定扭矩==555.64，=2200r/min，最大扭矩對應轉速=1400 r/min 最后可得： =750-194.36/640000 帶入數(shù)據，可得以下表2.2: 表2.2 發(fā)動機輸出轉速 發(fā)動機輸出轉矩 發(fā)動機輸出功率 1000 701.41 73.45 1100 722.67 83.24

24、 1200 737.85 92.71 1300 746.96 101.68 1400 750.00 109.95 1500 746.96 117.32 1600 737.85 123.62 1700 722.67 128.64 1800 701.41 132.20 1900 674.08 134.11 2000 640.67 134.17 2100 601.19 132.20 2200 555.64 128.00 參考相關資料，發(fā)動機調速區(qū)取。 2.2確定變矩器的直徑 在實際使用中，保證渦輪的最大輸出功率的最簡單方法，

25、是以液力變矩器的最高效率工況來傳遞柴油機的最大功率，即液力變矩器對應的即（）的負荷拋物線通過標定工況點扭矩，并以此來確定液力變矩器的有效直徑D。然后，根據液力變矩器的透穿性，適當考慮柴油機燃料經濟性與最大轉矩點的利用，參考工程車輛的工作特性，再對有效直徑進行修改。 發(fā)動機和變矩器的匹配，一般采取全功率匹配和部分功率匹配兩種方案。全功率匹配：在選擇變矩器的直徑的時候，應優(yōu)先考慮滿足裝載機在作業(yè)時所需要得到的最大插入力（牽引力），換言之，這類工況下，裝載機的變速操縱泵和變矩器共同工作，而轉向油泵和工作裝置油泵空轉，變矩器和發(fā)動機輸出的全部有效功率進行匹配。 部分功率匹配是以工作裝置與牽引（插入

26、）同時工作為前提，所以工作裝置液壓泵需要提前留出一部分備用功率，換言之，這類工況下，工作裝置液壓泵、變速操縱液壓泵與變矩器共同工作，而轉向液壓泵空轉，變矩器不能與發(fā)動機輸出的全部有效功率進行匹配，而可以與它的部分功率進行匹配。 因此，為了滿足對插入力（牽引力）的要求，小型機械應該進行全功率匹配。而大中型機器，由于儲備功率較大，進行部分功率匹配可以提高生產率。由任務書中所給數(shù)據可知發(fā)動機功率為128KW，屬于中型機器，所以采用部分功率匹配。 發(fā)動機輸入液力變矩器的凈轉矩可按如下公式計算： 式中： ——扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機凈轉矩； ——發(fā)動機臺架試驗確定的額定轉矩；

27、 ——消耗在驅動輔助裝置上的發(fā)動機轉矩； ——消耗在驅動工作液壓泵的發(fā)動機轉矩。 通常發(fā)動機臺架進行試驗時都不帶風扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機和空壓機等附件，它們所消耗的功率大概是發(fā)動機額定功率的5％~10％，其中主要為風扇的損失。帶動風扇的轉矩和風扇轉速的平方成正比，因為主要是風扇損失，所以可以將發(fā)動機全部輔助裝置所消耗的轉矩近似地當作與發(fā)動機轉速的平方成正比。所以，應根據如下公式來近似確定: 各工作液壓泵所消耗的轉矩，可按下式確定： 式中： ——液壓泵的輸出壓力； Q——液壓泵的流量； ——液壓泵的轉速； ——液壓泵的機械效率。 根據設計任務書可知，變速泵的工作

28、壓力1.3 Mpa，工作流量為120 r/min；轉向泵的工作壓力為12Mpa，工作流量為76r/min；工作裝置油泵的工作壓力為7 Mpa，工作流量為308r /min。液壓泵空轉時取空載壓力，通常取0.3 ~0.5 Mpa，這里取0.5 Mpa；液壓泵的效率通常為0.75 ~0.85，這里取=0.75。 變矩器的有效直徑按下式確定： 式中： ——發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩； ——工作液體的重度； ——所選變矩器高效區(qū)中點傳動比對應的泵輪力矩系數(shù)； ——發(fā)動機額定轉速。 由上述公式可知發(fā)動機在額定工況時給變矩器傳遞的有效扭矩即為發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩，計算得=2

29、73.29；變矩器高效區(qū)中點傳動比所對應的參數(shù)：,,,；。代入得。 2.3 作發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線 發(fā)動機與液力變矩器的輸入特性是當變矩器處于不同工況i時，得到的變矩器與發(fā)動機工作的轉矩和轉速變化的特征。處于不同的轉速比，泵輪轉矩也將跟著泵輪轉速的改變而改變。 泵輪轉矩計算公式為： 不同傳動比時，的值不一樣，便能夠得到不一樣的曲線，然后將計算出的不同的值列成如下的表2.3： 表2.3 以轉速n為橫坐標，扭矩M為縱坐標，先畫出發(fā)動機的凈轉矩特性曲線，然后再根據上表作出泵輪的負荷拋物線，就能畫出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線。如圖2.2所

30、示： 圖2.2 發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線 2.4 作發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線 發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性是分析研究液力變矩器與發(fā)動機共同工作時，渦輪轉矩、功率、效率等隨渦輪轉速的變化規(guī)律。 從發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸入特性曲線上，找出各速比、0.1、…、1.0時的共同工作點的轉矩和轉速的值；再根據各速比在液力變矩器的原始特性曲線上查出對應的變矩系數(shù)K值和效率值；按下列公式分別計算出各速比下，相應的渦輪軸轉速、渦輪轉矩、渦輪功率等值： ；； 計算結果如下表2.4： 表2.4

31、 i κ (N·m) （r/min） (N·m) (r/min) (KW) 0 4.75 310 2188 1472.50 0.00 0.00 0.00 0.1 3.92 317 2103 1242.64 210.30 27.22 39.00 0.2 3.13 318.84 2100 997.97 420.00 43.89 62.60 0.3 2.42 323 2091 781.66 627.30 51.34 72.60 0.36 2.1 325 2085 682.50 750.60 53.64 7

32、5.60 0.4 1.77 330 2077 584.10 830.80 50.81 70.80 0.48 1.35 342.5 2040 462.38 979.20 47.41 64.80 0.5 1.32 337 2051 444.84 1025.50 47.77 66.00 0.6 1.19 316 2109 376.04 1265.40 49.69 71.20 0.7 1.08 307 2160 331.56 1512.00 52.42 75.50 0.78 0.995 273.29 2200 2

33、71.92 716.00 48.22 76.60 0.8 0.95 265 2208 251.75 1766.40 46.56 76.00 0.9 0.8 192.5 2270 154.00 2043.00 32.94 72.00 1 0.38 50 2380 19.00 2380.00 4.74 38.00 將以上表格數(shù)據按照合適的比例，以為橫坐標，其他參數(shù)為縱坐標進行作圖，就能夠畫出發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸出特性曲線，如圖2.3所示： 圖2.3 發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸出特性曲線 2.5 確定變速箱

34、檔數(shù)比 式中： ——車輪動力半徑(mm) ； ——輪輞直徑(英寸)； ——輪胎斷面的高寬比,一般為0.55～0.77，取0.6； ——輪胎變形系數(shù)，取0.1； 一一輪胎斷面寬度。 由設計任務書得輪胎：16-24，代入公式得=0.52m。 最高、最低檔總傳動比計算公式如下： 其中，為液力變矩器與發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中高效區(qū)渦輪最高轉速；、為最高、最低檔速度。 代入計算得： 再由下列公式計算變速箱的傳動比： 式中： ——變速箱的傳動比； ——主傳動器（中央傳動器）的傳動比； ——最終傳動（輪邊傳動）的傳動比。 由設計任務書可知=6.16

35、7，=3.667，代入上述公式可得：變速箱的最大傳動比=0.483, 最小傳動比=1.692 2.6 作理論牽引特性曲線 根據下列公式分別計算、、以與的值，計算結果如表2.5和表2.6所示： 表2.5 一檔牽引特性數(shù)據 （r/min） (N·m) (m/s) (KN) (KW) 420.00 997.97 2.06 37.85 21.67 0.49 627.30 781.66 3.10 34.06 29.36 0.57 750.60 682.50 3.73 30.64 31.79 0.59 830.8

36、0 584.10 4.17 23.86 27.62 0.54 979.20 462.38 4.95 16.31 22.42 0.47 1025.50 444.84 5.18 15.92 22.91 0.48 1265.40 376.04 6.40 14.20 25.27 0.51 1512.00 331.56 7.66 13.05 27.77 0.53 1716.00 271.92 8.71 10.27 24.85 0.51 1766.40 251.75 8.98 9.14 22.80 0.49 2043.00

37、 154.00 10.43 3.81 11.05 0.34 表2.6 二檔牽引特性數(shù)據 （r/min） (N·m) (m/s) (KN) (KW) 420.00 997.97 7.48 8.30 17.24 0.39 627.30 781.66 11.18 7.22 22.41 0.44 750.60 682.50 13.39 6.24 23.22 0.43 830.80 584.10 14.84 4.31 17.75 0.35 979.20 462.38 17.53

38、 2.15 10.46 0.22 1025.50 444.84 18.36 2.04 10.38 0.22 1265.40 376.04 22.66 1.55 9.73 0.20 1512.00 331.56 27.08 1.22 9.15 0.17 1716.00 271.92 30.76 0.42 3.60 0.07 1766.40 251.75 31.67 0.10 0.88 0.02 根據上述表格在同一坐標軸上分別作出各個檔位的=、以與曲線，如圖2.4和圖2.5所示： 圖2.4一擋牽引特性曲線

39、圖2.5 一擋牽引特性曲線 3 變速箱方案設計與參數(shù)確定 3.1傳動方案的選擇 ZL40裝載機行星式動力換擋變速箱采用以下傳動方案，其傳動簡圖見圖3.1： 圖3.1 ZL40裝載機行星式動力換擋變速箱 以上行星式動力換擋變速箱由行星傳動部分以與一對定軸傳動齒輪組成，能夠實現(xiàn)兩個前進擋和一個后退檔。行星傳動部分主要由兩個行星排組成，兩行星排的太陽輪、行星輪和齒圈的特性參數(shù)都一樣，也就是辛普森輪系。兩個行星排的太陽輪制成一體，通過花鍵與輸入軸連接，輸入軸可由兩個滾珠軸承支承在箱體上，每個滾珠軸承約束一個方向的軸向位移。太陽輪又通過花鍵和閉

40、鎖離合器的主動軸來連接。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；前行星排行星架是由一個滾珠軸承支承在輸入軸上。前行星排行星架和后行星排齒圈上各自設有制動器。前排行星架上的制動器是倒檔制動器，后排齒圈上的制動器是低擋制動器，它們都由花鍵齒和制動器的旋轉摩擦片來連接。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憑借油缸活塞。制動器分離時的活塞回位憑借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由螺釘來連接。主動片是彈性片，可

41、以發(fā)生變形和軸向移動，以實現(xiàn)結合和分離。閉鎖離合器的被動鼓分由前后兩塊組成，與主動傳動齒輪一同用螺釘連成一體，并靠兩個滾珠軸承支承在殼體上，兩個滾珠軸承分別約束一個方向的移動。 離合器從動片只有一片，由于從動鼓的一側和離合器的壓緊活塞都作為被動摩擦片來傳力。被動片通過銷釘導向，并傳力給被動鼓。離合器靠油壓推動活塞來壓緊結合，分離時活塞靠碟形分離彈簧分離。 變速箱前輸出軸通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，每一個軸承約束一個方向的位移。軸上通過花鍵固定著被動傳動齒輪。后輸出軸一端支承在輸出軸的端孔滑動軸承上，另一端支承在滾珠軸承上，滾珠軸承起定位作用，約束兩個方向的軸向移動。后輸出軸上有滑套，移動

42、滑套能夠使后橋驅動切斷和結合，該機構稱為脫橋機構。 設兩個行星排的特性參數(shù)都為，便可求出其各擋傳動比。 1.低擋：后行星排工作，其齒圈制動，太陽輪輸入，行星架輸出，可求得其傳動比為=1+。 2.高擋：閉鎖離合器結合，此時整個行星傳動部分就變?yōu)橐粋€整體旋轉，其傳動比為=1，是直接擋。 3.倒擋：前行星排工作，其行星架制動，太陽輪輸入，齒圈輸出，其傳動比為=-。 采用以上傳動方案，則該行星式動力換擋變速箱的傳動比由下式確定： 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。 設兩行星排的特性參數(shù)都為α，則有： 1.前進Ⅱ擋：，其

43、中，==0.483，=1，則可得=0.483； 2.前進Ⅰ擋：，其中，==1.692,=0.483,則可得； 3.倒擋：∵，，∴。 3.2配齒計算 可由同心條件來確定行星排中的齒數(shù)最小的齒輪： 當3，行星排中太陽輪齒數(shù)最?。?當3，行星排中行星輪齒數(shù)最小。 最小齒數(shù)要考慮避免根切，同時要顧忌軸和軸承的布置。通常行星輪最小齒數(shù)不小于1417，而對于太陽輪，由于軸的尺寸最小齒數(shù)則要取得較大一些。 因為﹤3，所以行星排中行星輪齒數(shù)最小。 為了有利于制造和管理，全部行星排的齒圈的參數(shù)應盡量一樣。己知齒圈分度圓直徑 、模數(shù)就能夠算出齒數(shù)。己知各個行星排的值，則能夠算出太陽輪的齒數(shù)。因

44、為齒數(shù)一定要取整數(shù)，所以求出來的齒數(shù)必須進行圓整，經圓整后的實際值不能和簡圖設計中的值相差過大，從而避免實際的傳動比和求出的傳動比相差過大。 取行星輪的齒數(shù)為20，且行星輪均布，個數(shù)為4。 再根據以下公式： 可得=26.67，=66.67，圓整得=26，=66。 由同心條件和裝配條件校核： （N為行星輪數(shù)目） 代入得： 符合條件，所以實際參數(shù)。 綜上，最終確定=20，=26，=66，2.54。 3.3 行星機構運動學分析 3.3.1 轉速分析 行星機構各構件如圖3.2所示，其轉速方程組為： 圖3.2傳動簡圖 Ⅰ擋：T2制動，

45、，代入上述方程組得； 倒擋：T1制動，，代入上述方程組得。 故行星變速箱實際傳動比為： ，， 畫轉速平面圖： 行星變速器設計計算中，應該了解在不同工況下，行星變速器中每一旋轉構件和每個行星輪的轉速，也就是要知道在不同的和下，各構件和各行星輪的轉速。轉速平面圖便可以在不同檔位下，直觀地反映各構件轉速以與相對轉速的大小。 轉速方程： 將上述方程兩邊同除以（即令=1，將所有轉速用的倍數(shù)來表示）得： 1.過各(，0)點作與縱坐標軸平行的直線，即各檔工況線， 2.當=1，=1，即所有直線過點（1,1）。因此過點（1,1）分別作與各(，0)點的連線可得各制動件的轉速直線。 3.

46、當輸入件制動時，變速器的傳動比i=0，則1/i為無窮大，故輸入件轉速線為過(1,1)點和橫坐標軸平行的直線；當輸出件制動時，變速器的傳動比接近于無窮大，所以1/i=0，因而輸出件轉速線是過(1,1)點和坐標原點的直線。 4.由上可知行星輪的轉速線經過點(1，0)，所以只要找到這條直線上的另一點就能夠作出其轉速線。 各行星輪轉速方程： 第一排： 當=0，= = -0.39,= - =-1.3； 另一點坐標為（-0.39，-1.3） 第二排： 當=0，=0，= =-1.3， 另一點坐標為（0，-1.3） 轉速平面圖如圖3.3所示： 圖3.3 轉速平面圖 某條工況

47、線與各轉速線的交點的縱坐標，就代表變速器處于次檔位時，各旋轉構件的轉速。“+”與轉向一樣，“-”與轉向相反，數(shù)值大小表示轉速的大小。 每條轉速線和縱坐標軸的交點，代表處于空擋（輸出件轉速為0）時各制動件和各行星輪的轉速。 兩構件轉速線和平行于縱坐標軸工況線的交點的縱坐標的差，代表處于該檔位時，兩構件的相對轉速。 3.3.2 轉矩分析 1.外力矩分析 式中： 、、分別表示輸入、輸出、制動等力矩。 Ⅰ擋：=3.54，=-3.54，=2.54； Ⅱ擋：=1，=-； 倒擋：=-2.54，=2.54，=-3.54。 2.力矩分析 單行星行星排理論轉矩關系式： 各構件轉矩

48、平衡方程組： i：=0 1：=0 2：=0 R：=0 Ⅰ擋：制動T2，==2.54，=0，=0，=-3.54，代入上述方程得： =0，=0，=0，=-，=-2.54，，，，，=-3.54。 Ⅱ擋：閉鎖離合器3，=0，=0，=-，代入上述方程得： =-0.58，=，=0，=，=0，，，，，=-。 倒擋：制動T1，==-3.54，=0，=0，=2.54，代入上述方程得： =-，=-2.54，=，=0，=0，，，，，=2.54。 4 主離合器設計 4.1主離合器的選型 主離合器根據其工作原理可分為摩擦式、電磁式、液力

49、式。設計主離合器時，主要根據工程車輛的作業(yè)特點、功率大小、負荷狀況以與操作方式等選擇合適的主離合器結構形式。目前工程車輛上應用最廣的是片式摩擦離合器。 1.摩擦片數(shù)的選擇 單片具有工作可靠、結構簡單、分離徹底、從動部分轉動慣量小、散熱良好、調整方便和尺寸緊湊等優(yōu)點，所以通常發(fā)動機額定轉矩≤700Nm，最后采用單片式。在離合器傳遞比較大的轉矩，徑向尺寸又受到結構布置上的約束，或為了降低離合器的壓緊力，以減小離合器的操縱力和摩擦表面的單位壓力，才增加片數(shù)。當采用雙片或多片時，一定要在結構上面采取相應的措施，來確保它能夠分離徹底和并擁有好的散熱性。 2.摩擦片工作條件的選擇 濕式離合器由于油

50、液的潤滑和冷卻作用，有效地控制了摩擦表面的溫度并可以顯著減少它的磨損，所以能提高離合器的可靠性，增加它的使用壽命，大約能相當于干式離合器的5～6倍。 干式離合器結構簡單，摩擦系數(shù)比濕式大3～4倍，所以在傳遞一樣轉矩時它的壓緊力小，操縱省力，因此現(xiàn)在被廣泛應用于工程車輛上。 3.壓緊機構形式的選擇 杠桿壓緊機構的常開式離合器可以長時間處于分離狀態(tài)，不用一定把變速箱掛上空擋則能夠長時間停車，操縱相對省力、安全，必要的時候駕駛員可以離開座位進行操作，尤其在倒車時操作方便，不會分散駕駛員的精力。在使用大功率發(fā)動機時，采用杠桿壓緊機構還能夠使整個結構更加緊湊，因為以上特點，這種結構常被應用在履帶式

51、工程車輛上，尤其對于經常停車、起步、倒車的推土機較為合適。 因為輪式工程車輛常在行駛的時候換擋，每每這個時候，駕駛員的雙手需要用來控制方向盤和變速桿以與工作裝置的操作，所以要采用腳操縱的彈簧壓緊機構的常閉離合器。 4.操縱機構的選擇 我們可以將操作力和操作行程的大小來作為選擇操縱機構的重要依據。帶有動力裝置的主離合器，可使操作省力方便，不過結構較為復雜?？紤]到工程車輛的工作條件和作業(yè)特點，經常需要不斷地使用離合器，因此在選擇類型的時候一定要考慮操作省力和方便。 綜上，并參考同類機型，采用片式摩擦離合器，摩擦片為雙片、濕式離合器，壓緊機構為彈簧壓緊機構。 4.2 主離合器的主要參數(shù)確

52、定 摩擦轉矩可由下式計算： 式中： ——摩擦轉矩； ——摩擦系數(shù)； ——壓緊力； ——摩擦力作用等效半徑； ——摩擦副數(shù)量； ——壓緊力損失系數(shù)； ——儲備系數(shù)； ——傳動轉矩。 式中： ——摩擦片外徑； ——摩擦片徑； ——許用比壓； ——摩擦片面積利用系數(shù) 代入上式得： 對于鋼對鋼或鑄鐵的摩擦副材料：=0.03～0.09（濕式），取0.08。 c值選擇是否合適，關系到摩擦片的有效利用和是否能正常可靠的工作。一般在摩擦表面單位壓力允許的條件下采用較大的c值，即增大徑, 使摩擦表面的磨損均勻和防止滑磨。通常干式離合器，c值一般在0.55～

53、0.68之間，濕式離合器，c值一般在0.71～0.83之間。c值取0.8。 工程車輛通常會不斷地使用離合器，又因為其作業(yè)條件艱苦，屬于重載荷類型，所以要選擇較小的值。值還取決于摩擦片的材料和摩擦片質量的好壞。對于鋼對鋼或鑄鐵的摩擦副材料：，取0.6。 對于摩擦副數(shù)量，行星齒輪變速箱比定軸式變速箱少，一般為4～10，取8。 壓緊力損失系數(shù)用下式計算： 式中： ——花鍵軸導向面與摩擦片齒輪間的摩擦系數(shù)。 對于干式摩擦離合器一般可?。?0.13和=0.3；對于濕式摩擦離合器一般可?。?0.06和=0.08。 代入可得：=0.7。 螺旋加徑向槽=0.4～0.55；螺旋槽=0.6～0

54、.65；徑向油槽=0.8～0.9。取0.8。 又 式中： ——變矩器失速轉矩； ——變速箱輸入軸至離合器的傳動比。 對于輪式過程車輛，濕式離合器的儲備系數(shù)=1.5～2.0，取2.0。 變矩器失速轉矩由發(fā)動機和變矩器共同輸出特性確定，=1472.50 Nm。 所以，2.0×1472.50×1.0=2945Nm。 結合上式，可得=221mm，進而，=177mm，=99.5mm。 5 行星部分齒輪結構設計 5.1 齒輪設計 由配齒計算確定齒輪的主要參數(shù)，可選擇一對齒輪驗算。齒輪的材料采用40Cr，調質處理后表面淬火，表面強度HRC48～55。

55、 5.2 計算載荷的確定 1.變矩器的輸入力矩：=1472.50 Nm 2.計算由地而附著力決定的變速箱的輸入力矩： 地面附著力： 工作時的滾動阻力： 驅動力: 所以驅動輪的最大驅動力矩為： 按總傳動比 =28.975和公式得輸入力矩為： 計算載荷從變矩器輸入力矩和地面附著力決定的變速箱的輸入力矩中選取并取其中的較小值。所以，取計算荷載為： 5.3 齒輪的變位和修正 齒輪變位修正的目的在于： A.改善嚙合條件，提高齒輪強度。 B.湊所需傳動比。 C.避免因為齒輪齒數(shù)少而產生的根切現(xiàn)象。 因為變速箱選取的齒輪齒數(shù)大于17，所以齒輪無根切現(xiàn)象

56、，而且，實際傳動比與理論傳動比沒有較大差距，嚙合條件良好， 所以沒有必要進行齒輪的變位修正。 5.4 齒輪的強度驗算 以第二行星排上的太陽輪和行星輪與其配對齒輪為例進行強度驗算。 5.4.1 驗算太陽輪與行星輪傳動的強度 1.齒輪的彎曲疲勞強度計算： 驗算齒根危險斷而處的彎曲應力： 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒形系數(shù)； ——應力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——模數(shù)。 由《機械設計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以

57、可得 太陽輪節(jié)圓半徑為 太陽輪所受的圓周力為 查表得 ，， 代入原式可得： 許用彎曲應力［］=600 因為﹤［］，所以齒輪的彎曲疲勞強度足夠。 2.接觸疲勞強度計算： 驗算節(jié)點處的接觸應力 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，1為主動輪，2為從動輪）。 注：上式，外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機械設計手冊》查得=2.0，=1.1，

58、=1.2，=1.27，所以可得 ,,,, 又查表得 ，，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 許用接觸應力［, 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強度能夠達到條件。 5.4.2 驗算行星輪與齒圈傳動的強度 1.齒輪的彎曲疲勞強度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒形系數(shù)； ——應力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——模數(shù)。 由《機械設計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.24，所以可得 行星

59、輪節(jié)圓半徑為， 行星輪所受的圓周力為， 查表得 ，，， 代入原式可得：， 許用彎曲應力［］=600， 因為﹤［］，所以齒輪的彎曲疲勞強度符合要求。 2.接觸疲勞強度計算： 驗算節(jié)點處的接觸應力 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，為大齒輪的齒數(shù)，為小齒輪的齒數(shù)）； 注：式中，外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機械設計手冊》查得=2.0，=1.1

60、，=1.2，=1.27，所以可得 ,,,, 又查表得 ，，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 許用接觸應力［, 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強度也滿足要求。 綜上，通過接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算，可知齒輪的強度滿足要求。 最終，行星傳動部分齒輪的幾何參數(shù)可見表6.1： 表6.1 行星傳動部分齒輪的幾何尺寸參數(shù) 名稱 代號 計算公式 行星輪(mm) 太陽輪（mm） 齒圈(mm) 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 壓力角 20° 20° 20° 20° 分度圓直徑 50 65 165 齒頂高

61、2.5 2.5 2.5 齒根高 3.125 3.125 3.125 齒全高 5.625 5.625 5.625 齒頂圓直徑 55 70 160 齒根圓直徑 43.75 58.75 171.25 基圓直徑 46.98 61.08 155.05 齒距 7.85 7.85 7.85 齒厚 3.93 3.93 3.93 齒槽寬 3.93 3.93 3.93 頂隙 0.625 0.625 0.625 注： 1.表為齒頂高系數(shù)(=1)；為頂隙系數(shù)（=0

62、.25）； 2.表有符號“”或 “” 處，外嚙合用上面的符號，嚙合用下面的符號。 6 定軸傳動部分齒輪參數(shù)計算 6.1齒輪傳遞轉矩的確定 定軸傳動部分傳動簡圖如圖6.1所示： 圖6.1 定軸部分傳動簡圖 分析變速箱可知，傳給定軸部分小齒輪的轉矩： 式中： ——定軸傳動部分小齒輪所傳遞的扭矩； ——定軸傳動部分傳動比； ——行星傳動部分前進I檔傳動比； ——變速箱輸入扭矩； ——效率，由行星傳動效率與定軸傳動效率組成，分別取0.97、0.96。 代入得： 6.2 齒輪材料的選擇 齒輪的材料采用40Cr，調質處理后表面淬火，表面強度HRC48

63、～55。 6.3 主要尺寸的初步確定 初選小齒輪,，圓整得，。 按齒根彎曲疲勞強度設計 式中： ——載荷系數(shù)（,其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——齒輪傳遞轉矩； ——齒形系數(shù)； ——應力校正系數(shù)； ——重合度系數(shù)（，其中，為端面重合度）； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——模數(shù)。 1.試選載荷系數(shù),齒寬系數(shù)。 2.由《機械設計手冊》查得：，，，。 3.計算： 4.按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 5.計算彎曲疲勞許用應力，其中安全系數(shù)為,可得 6.計算大小齒輪的，并進行比較，則 ，。

64、 小齒輪的大，應以小齒輪的計算。 7.計算模數(shù) 由齒根彎曲疲勞強度校核公式可得 取為標準值。 8.修正計算結果 確定小齒輪分度圓直徑。 確定齒寬 確定載荷系數(shù)。查表并計算得 =2.0，=1.1，=1.2，=1.26， ，與試選接近，可不修正計算結果。 9.計算幾何尺寸 模數(shù)取為標準值 ， 齒數(shù) ,， 分度圓直徑 中心距 齒寬 6.4齒輪強度校核 齒面接觸疲勞強度校核公式如下： 式中： ——彈性影響系數(shù)； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——重合度系數(shù)（, 其中，為端面重合度）； ——載荷系數(shù)（,其中為

65、使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載荷分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)）； ——圓周力； ——齒寬； ——分度圓直徑； ——齒數(shù)比（，1為主動輪，2為從動輪）。 注：上式，用于外嚙合時為“＋”，嚙合時為“－”。 由《機械設計手冊》查得=2.0，=1.1，=1.2，=1.3，所以可得 ,,, , 又查表得 ，， 將上述參數(shù)值代入上式得: , 計算接觸疲勞許用應力，按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限，取安全系數(shù),可得 因為﹤［］，所以齒輪的接觸疲勞強度也滿足要求。 綜上，可知齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度都能達到條件。 最終，可得定軸傳動部分齒輪的幾何尺寸，如表6

66、.1所示： 表6.1 定軸傳動部分齒輪的幾何尺寸參數(shù) 名稱 代號 計算公式 小齒輪(mm) 大齒輪（mm） 模數(shù) 5 5 5 壓力角 20° 20° 20° 分度圓直徑 150 310 齒頂高 5 5 齒根高 6.25 6.25 齒全高 11.25 11.25 齒頂圓直徑 160 320 齒根圓直徑 137.5 297.5 基圓直徑 141 291.3 齒距 15.71 15.71 齒厚 7.85 7.85 齒槽寬 7.85 7.85 頂隙 1.25 1.25 7 軸的設計與軸承的選用 7.1 軸的設計 軸設計的主要容：軸的設計主要由結構設計和工作能力計算兩個方面的容組成。其必須滿足的基本要合理的結構和足夠的強度。 軸的結構設計是指結合軸上零件的安裝、定位和軸制造工藝等方面的要求，來選擇軸的結構形式和外形尺寸。進行軸的結構設計時，通常要滿足如下要求: 1.軸和軸上零件必須有準確、