【正文】 ——相應(yīng)最高車速行駛時液力變矩器的效率，；將數(shù)據(jù)代入式(35)得MB(1000)=m,與《機(jī)械設(shè)計手冊》，當(dāng)=(1000)=m,==2005r/min，則機(jī)器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速 =2005=1544r/min.、主傳動比及終傳動比的確定[13]傳動比確定主傳動比及終傳動比，主傳動比終傳動比變速箱最大傳動比及最小傳動比由下式[12]確定： (36) (37)式中：——作業(yè)機(jī)械最大牽引力（N），由本次設(shè)計任務(wù)書知—驅(qū)動輪滾動半徑（m），由課程設(shè)計任務(wù)書P4式動力半徑rd=[d/2+b(1λ)],式中：d—輪輞直徑，in,1in=。b—輪胎斷面寬度，in。λ=～=，求得rk=,由《車輛底盤構(gòu)造與設(shè)計》P164式（211）得rd=(1λ)rd,輪式裝載機(jī)的額定滑轉(zhuǎn)率在30%～35%，取δ=30%,得rk=(130%)=； ——發(fā)動機(jī)與液力變矩器共同工作時變矩器的最大輸出轉(zhuǎn)矩（Nm）,由前面發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配可知 ==1266Nm?！鱾鲃觽鲃颖龋?。——終傳動傳動比，=。 、——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(gòu)造與設(shè)計》P173知=,P250知=,P243表231知=。 ——機(jī)器克服滾動阻力時變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速（r/min），由發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配得=1544r/min。 ——車輛最高行駛速度(km/h), =34km/h。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（36）、式（37）得最大傳動比= 最小傳動比=參照同類機(jī)型，ZL20裝載機(jī)采用行星式動力換擋變速箱。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(shí)現(xiàn)兩個前進(jìn)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(shù)都相等，即辛普森輪系。設(shè)兩行星排的特性參數(shù)均為p,前進(jìn)Ⅰ，其傳動比；前Ⅱ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(zhuǎn)，其傳動比iⅡ=1,為直接檔；，其傳動比。定軸傳動采用直齒圓柱齒輪傳動，設(shè)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： (41)式中：——變速箱傳動比； ——定軸部分傳動齒輪傳動比；——對應(yīng)每一檔行星傳動部分傳動比。⑴前Ⅱ檔時，i=iⅡ=1，且ik=imin=,將其帶入式（41）得倒檔傳動比id=。⑵前Ⅰ檔時，imax=,id=,帶入式（41）得iⅠ=1+p=。⑶倒檔時，iR=p=。 ZL20裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱傳動簡圖 2Z—X(A) 2Z—X(A)根據(jù)前Ⅰ檔來計算，由iⅠ==3,查《機(jī)械設(shè)計手冊》Ⅰ==,對應(yīng)的各齒輪齒數(shù)：Za=32 Zc=13 Zb=58傳動比誤差==%4%,符合要求。以下所用公式及其相關(guān)參數(shù)如無特別說明則都參照[2]在計算行星齒輪傳動強(qiáng)度時，可將各種傳動類型的行星齒輪傳動分解成其對應(yīng)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(shè)計行星齒輪傳動時，其主要參數(shù)（小輪分度圓直徑和模數(shù)等）可先按類比法，即參照已有的相同類型的行星齒輪傳動來進(jìn)行初步確定；或者根據(jù)具體的工作條件、結(jié)構(gòu)尺寸和安裝條件等來確定。較常用的辦法是按齒面接觸強(qiáng)度的初算公式（42）確 定齒輪副中小輪的直徑，然后再進(jìn)行彎曲強(qiáng)度的校核計算。對于開式齒輪傳動，一般只按齒輪彎曲強(qiáng)度的初算公式（43）確定齒輪模數(shù)值，再增大10%~20%。在上述主要尺寸確定之后，原則上應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核驗(yàn)算。對于低精度的、不重要的齒輪傳動或安全系數(shù)較低的齒輪，也可以不進(jìn)行強(qiáng)度校核計算。在此，應(yīng)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(qiáng)度的初算公式（43）來確定齒輪模數(shù)，且可以不進(jìn)行接觸強(qiáng)度校核計算。對于2Z—X(A)型傳動，當(dāng)特性參數(shù)p3時，其最少齒數(shù)的齒輪為太陽輪a；而且當(dāng)特性參數(shù)p≤3時，其最少齒數(shù)的齒輪為行星輪c。將2Z—X(A)傳動類型分解為兩個（a—c）和（c—b）嚙合齒輪副， 2Z—X(A)型嚙合齒輪副初選太陽輪、行星輪和齒圈均采用35CrMo,調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC⑴由發(fā)動機(jī)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(jī)傳給變速箱的扭矩為TTmax=1266Nm。⑵由地面附著條件決定的最大牽引力，由《鏟土運(yùn)輸機(jī)械設(shè)計》p29式（217）Pφ=φGφ 式中：φ為附著系數(shù)，由《鏟土運(yùn)輸機(jī)械設(shè)計》P24表21輪胎在各種路面上的滾動阻力系數(shù)f和附著系數(shù)φ，,取φ=。 Gφ為機(jī)器的附著重量，由本次設(shè)計任務(wù)書可知Gφ=88KN；得Pφ=66KN 可見由發(fā)動機(jī)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Pφ，所以發(fā)動機(jī)傳給變速箱的扭轉(zhuǎn)為TTmax=1266Nm。(行星輪)分度圓直徑d1小齒輪分度圓直徑的初算公式[2]為=（） （42）式中——算式系數(shù)，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(zhuǎn)矩，Nm；應(yīng)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(zhuǎn)矩，由發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配知Ta=1266 Nm，np—行星排行星輪個數(shù)為3，則T1=422 Nm——使用系數(shù)，見表（67），KA=；——綜合系數(shù)，見表（65），=～，；——計算接觸強(qiáng)度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，見第七章第三節(jié)，=；——小齒輪齒寬系數(shù)，見表66，φda≤,——齒數(shù)比，即=Z2/Z1=32/13=?！囼?yàn)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，N/；按圖611~圖615選?。磺胰『椭休^小值, ==1500N/mm2。式中，“+”號用于外嚙合，“”號用于內(nèi)嚙合。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（42）得d1=,圓整d1=80mm。由公式d1=mz1知m=, 查《行星齒輪傳動設(shè)計》p85表41，取m=6。齒輪模數(shù)的初算公式[2]為m= （43）式中——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動=；——綜合系數(shù)，見表65，；——計算彎曲強(qiáng)度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，；——小齒輪齒形系數(shù)，見表622，；——齒輪副中小齒輪齒數(shù)，Z1=1；——試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，/；按圖626~圖630選??；且取和中較小值，=460N/mm2, = N/mm2。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（43），得m=, 查《行星齒輪傳動設(shè)計》p85表41，取m=5。上述公式（42）（43）適用于2ZX型行星齒輪傳動中的各個類型，在一般工況下，兩式應(yīng)同時計算，且取其中較大值,但參照同類機(jī)型取m=5。當(dāng)ha*=1,а=20176。時，不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為Zmin=17,因Zb=13Zmin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(qiáng)度條件等，也需要變位。變位齒輪分：⑴ 高度變位齒輪傳動，其變位系數(shù)和xΣ=x2177。x1=0,即x2=177。x1；⑵ 角度變位齒輪傳動，其變位系數(shù)和xΣ=x2177。x1≠0，當(dāng)xΣ=x2177。x10時稱正傳動，當(dāng)xΣ=x2177。x10時稱負(fù)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于：可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其承載能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x10）,當(dāng)其齒數(shù)比= Z2/Z1一定時，可以使小齒輪的齒數(shù)Z1Zmin,而不會產(chǎn)生根切現(xiàn)象，從而可以減小齒輪的外形尺寸和質(zhì)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（x10），大齒輪采用負(fù)變位（x20）。內(nèi)齒輪的變位系數(shù)與其嚙合的外齒輪相同，即x2=x1。對于2ZX(A)，當(dāng)傳動比ibax4時,太陽輪a可采用負(fù)變位，行星輪c和齒圈b均采用正變位，其變位系數(shù)關(guān)系為 xc=xb=xa0由當(dāng)а=20時，x1+x2=0,及z1+z2=58,再由= Z2/Z1=查《行星齒輪傳動設(shè)計》P100圖44選擇變位系數(shù)，得x1=,x2=。即 太陽輪的變位系數(shù)為xa= 行星輪的變位系數(shù)為xc= 齒圈的變位系數(shù)為xb= 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ac齒輪副cb齒輪副1模數(shù)m 52壓力角а 20176。3分度圓直徑dd1=mz16565d2=mz21602904齒頂高h(yuǎn)a外嚙合內(nèi)嚙合5齒根高h(yuǎn)16齒高h(yuǎn)7齒頂圓直徑78781678齒根圓直徑9基圓直徑10中心距a11齒頂圓壓力角12重合度ε端面重合度縱向重合度0總重合度 注：“177?！被颉啊碧?，外嚙合用上面的符號，內(nèi)嚙合用下面的符號。 ；當(dāng)，時。（1）傳動比條件在行星齒輪傳動中，各齒輪齒數(shù)的選擇必須確保實(shí)現(xiàn)所給定的傳動比的大?。?）鄰接條件在設(shè)計行星齒輪傳動時，為了進(jìn)行功率分流，而提高其承載能力，同時也是為了減少其結(jié)構(gòu)尺寸，使其結(jié)構(gòu)緊湊，經(jīng)常在太陽輪a與內(nèi)齒輪b之間，均勻的，對稱的設(shè)置幾個行星輪c。為了使各行星輪不產(chǎn)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(yīng)小于其中心距Lc，即 （44）式中、——分別為行星輪c的齒頂圓半徑和直徑，——行星輪個數(shù)，；——a、c齒輪嚙合副的中心距，=； ——相鄰兩個行星輪中心之間的距離。代入數(shù)據(jù)得=，所以符號相鄰條件。間隙=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(shí)際使用中，一般應(yīng)取間隙值≧，m為齒輪的模數(shù)。（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(shí)際中心距必須相等。換言之，其三個構(gòu)件的旋轉(zhuǎn)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，2ZX(A)型行星傳動的同心條件 ，而=32+213=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(zhuǎn)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(shù)應(yīng)滿足的條件。對于2ZX(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能同時與兩個中心輪a和b相嚙合而沒有錯位現(xiàn)象（見圖32）。需滿足（整數(shù)）即兩中心輪a和b的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)的倍數(shù)。,符合安裝條件。參照《行星齒輪傳動設(shè)計》(A)型行星排的傳動比和傳動效率：⑴ 前Ⅰ檔采用傳動方案1，其傳動比,所以p=,傳動效率一般，所以。⑵ 后退檔采用傳動方案5，, ，傳動效率。 分析變速箱可知，傳給定軸部分小齒輪的轉(zhuǎn)矩： （45）式中：—定軸傳動部分小齒輪所受扭矩（Nm）。 —定軸傳動部分傳動比，由前面計算可知= —行星傳動部分前Ⅰ檔傳動比，= η—效率，由行星傳動效率與定軸傳動效率組成， —變速箱輸入軸所受扭矩（Nm），=1266 Nm.將數(shù)據(jù)代入式（45）得=1655 Nm。大小齒輪均采用35CrMo,調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，硬度46～55HRC。按齒面接觸強(qiáng)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（） （46）式中——算式系數(shù)，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（Nm）K——載荷系數(shù)，KA=；——小齒輪齒寬系數(shù)，=——齒數(shù)比，即—許用接觸應(yīng)力（N/mm2）,簡化計算中近似取,式中為實(shí)驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限為1500 N/mm2，則=682 N/mm2。將數(shù)據(jù)代入式（42）得d4=155mm,結(jié)合變速箱的機(jī)構(gòu)取d4=258mm。初選小齒輪的齒數(shù)=43，由及參照標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值，得m=6。由，得=88。.定軸傳動部分齒輪幾何尺寸[1] (長度：mm)序號名稱計算公式值1模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值62壓力角α取標(biāo)準(zhǔn)值20176。3分度圓直徑5282584齒頂高65齒根高=6全齒高7齒頂圓直徑5402708齒根圓直徑5132439基圓直徑10中心距a39311齒頂圓壓力角176。176。12重合度