【正文】 力可達(dá)到120～200MPa把以上各參數(shù)代入公式得： =，符合強度要求。m；=1266247。（1） 輸入軸軸承計算簡圖齒輪切于分度圓的圓周力、半徑方向的徑向力由下式[3]：， ，式中： —齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩（N將相關(guān)數(shù)據(jù)代入上式得：求兩軸承受到的徑向載荷，（2）（3）兩個平面力系。④、當(dāng)量載荷因軸承僅受徑向載荷作用，當(dāng)量動載荷用下式[1]計算： （77） 式中：P—當(dāng)量動載荷，N；—沖擊載荷系數(shù)，查《機械設(shè)計手冊》；X—徑向動載荷系數(shù)，查《機械設(shè)計手冊》=1； —軸承所受徑向載荷，N； 將數(shù)據(jù)代入式（77）得：a處軸承當(dāng)量動載荷為,b處軸承當(dāng)量動載荷為。mm），由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配及傳動系扭矩關(guān)系知；、—分別為齒輪切于分度圓的圓周力、半徑方向的徑向力（N）；—齒輪的分度圓直徑（mm）,；—分度圓壓力角（176。④、通用軸承的壽命計算軸承1選用深溝球軸承16024，查《機械設(shè)計手冊》軸承2選用深溝球軸承6208，查《機械設(shè)計手冊》。mm），由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配及傳動系扭矩關(guān)系知；、—分別為齒輪切于分度圓的圓周力、半徑方向的徑向力（N）；—齒輪的分度圓直徑（mm）,；—分度圓壓力角（176。④、通用軸承的壽命計算軸承軸承2均選用深溝球軸承6308，查《機械設(shè)計手冊》實際計算中，軸承的工作轉(zhuǎn)速時已知的，這時用小時數(shù)表示軸承的壽命比較方便，于是得以小時數(shù)為單位的基本額定壽命計算式[1]： (78)式中：—基本額定壽命（h）；—基本額定動載荷（N），對于向心軸承為徑向基本額定動載荷，；—當(dāng)量動載荷（N）；—轉(zhuǎn)速（r/min），由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配及傳動系轉(zhuǎn)速關(guān)系知，；ε—壽命指數(shù)（球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3）；則：軸承軸承2的基本額定壽命為174968h。此變速箱總體設(shè)計符合設(shè)計任務(wù)書的要求。 我這次設(shè)計的題目是ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱的設(shè)計，雖然是―個較常規(guī)的課題，但我仍然得到了很好的鍛煉，并較為出色的完成了設(shè)計任務(wù)。同時通過作圖，進一步熟練掌握AUTOCAD的應(yīng)用，以及機械設(shè)計軟件的應(yīng)用。 設(shè)計中遇到了很多問題，細(xì)細(xì)想來很多問題都是學(xué)過的但是因為基礎(chǔ)不扎實，不能熟練應(yīng)用，在者師的指導(dǎo)和積極翻閱資料書籍，這些問題得到了順利解決。 很快就要離開這人生的第二片故土，一直盼著設(shè)計結(jié)束，真正設(shè)計結(jié)束之時卻又盼著結(jié)束時間還能再長點。s automobile. Automatic transmissions contain mechanical systems, hydraulic systems, electrical systems and puter controls, all working together in perfect harmony which goes virtually unnoticed until there is a problem. This article will help you understand the concepts behind what goes on inside these technological marvels and what goes into repairing them when they fail.What is a transmission?The transmission is a device that is connected to the back of the engine and sends the power from the engine to the drive wheels. An automobile engine runs at its best at a certain RPM (Revolutions Per Minute) range and it is the transmission39。我想我們都會在工作崗位上好好工作，努力拼搏的。我對自己的設(shè)計比較滿意，從選題和設(shè)計過程各個環(huán)節(jié)都能叫獨立的完成，由于更多的利用計算機設(shè)計繪圖，所以數(shù)據(jù)的精確度較高。設(shè)計的過程也是相當(dāng)枯燥和煩瑣的，稍有偏差，就會帶來很多麻煩，所有的結(jié)果必須反復(fù)推敲，相互佐證，因此必須有足夠的耐心。通過畢業(yè)設(shè)計，我還系統(tǒng)的掌握了許多東西。大學(xué)四年中我們收獲了許多知識，遇到了許多知識淵博的老師，結(jié)識了不少朋友?？梢?，軸承軸承2均符合壽命要求。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入上式得：②、兩軸承相對輸出軸齒輪對稱布置，因此兩軸承受載荷相同, 兩軸承受到的徑向載荷。可見，軸承軸承2均符合壽命要求。將相關(guān)數(shù)據(jù)代入上式得： ②、兩軸承相對輸出軸齒輪對稱布置，因此兩軸承受載荷相同, 兩軸承受到的徑向載荷?？梢?，a、b處軸承均符合壽命要求。對b點取矩，有所以=。mm，為變速箱輸入軸傳遞的發(fā)動機額定工作時的扭矩；、—分別為齒輪切于分度圓的圓周力、半徑方向的徑向力（N）；—齒輪的分度圓直徑（mm）,由前面設(shè)計知齒輪1分度圓直徑340mm,齒輪2分度圓直徑160mm；—分度圓壓力角（176。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，?。? z 齒數(shù)，8； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長度，mm， =65mm Dm平均直徑，mm,=38mm ——許用壓強（MPa）, 查《機械設(shè)計手冊》：動連接空載作用下移動，使用和制造良好齒面經(jīng)熱處理許用壓強40～70 MPa。結(jié)合輸出軸直徑，由《機械設(shè)計手冊》,選836407。結(jié)合輸出軸直徑，由《機械設(shè)計手冊》,選8424682）鍵的強度校核 對于矩形花鍵的強度可用下式進行計算： （75）式中：T轉(zhuǎn)矩，N2）鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算： （75）式中：T轉(zhuǎn)矩，N.、后輸出軸與法蘭盤連接花鍵設(shè)計與校核1)鍵參數(shù)的選擇此處是動力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開線花鍵（30176。2）鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算： （75）式中：T轉(zhuǎn)矩，N把以上各參數(shù)代入公式得： =，符合強度要求、閉鎖離合器的從動鼓之間的花鍵設(shè)計與校核1)鍵參數(shù)的選擇此處是動力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開線花鍵（30176。 （長度：mm）名稱公式代號數(shù)值模數(shù)m3分度圓壓力角α30186。 c)軸上零件與軸的對中性和導(dǎo)向性較好。軸承的選用：均使用深溝球軸承6308。軸承的選用：見ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱裝配圖，序號59選用深溝球軸承6208。.由結(jié)構(gòu)可知，輸出軸與輸入軸直徑相同。軸的結(jié)構(gòu)取決于軸的承載性質(zhì)、大小、方向以及傳動布置方案，軸上零件的布置與固定方式，軸承的類型與尺寸，軸毛坯的型式，制造工藝與裝配工藝，安裝運輸條件及制造經(jīng)濟性等。m，此時= 180mm, = 150mm，兩者之差30mm。m，=2294 N將數(shù)據(jù)代入式（61）得 = 158mm, = 132mm，兩者之差為26mm。⑹、油缸、活塞的材料采用灰鑄鐵HT200，表面光潔度▽7～▽8。方法是在油缸上裝導(dǎo)銷，活塞靠導(dǎo)銷導(dǎo)引，壓鍵盤與外鼓以矩形花鍵連接。⑸、為了保證分離徹底，有的離合器摩擦片間加螺旋彈簧。⑵、為了把潤滑油通到摩擦片上，在內(nèi)傳動鼓上開有許多小孔如圖61，這些小孔應(yīng)按梅花形排列以便向摩擦片均勻供油，同是使摩擦片易于分離。行星變速箱中直接檔，換擋用閉鎖離合器，其他換擋則用換擋制動器。將數(shù)據(jù)代入式（515）得 =。.將數(shù)據(jù)代入式（514）得=1332。計算應(yīng)力[1]：小齒輪： （512）大齒輪： （513） 式中：式中——動載系數(shù)，；——使用系數(shù)，——接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取1；——接觸強度的齒間載荷分配系數(shù)，取1；——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由式（），；——彈性系數(shù)，由式（），；——接觸強度計算的重合度系數(shù)與螺旋角系數(shù)，；——端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，可按公式式中——嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，1655N所以：=+4=又因：式中：f—，Z—滾針數(shù)，k—正弦系數(shù)。將數(shù)據(jù)代入（72）得=，圓整取=16mm。⑵、行星輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 高度變位圓柱直齒輪傳動的幾何尺寸，技術(shù)要求：進行熱處理調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為46～55HRC，材料為35CrMo。= (59)式中——試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限，/,有圖629（a）取MQ線得=420/；——試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，采用本書的 值時，取=——計算彎曲強度的壽命系數(shù)，查表616取1；——相對齒根圓角敏感系數(shù)，取1；——相對齒根表面狀況系數(shù)，；——計算彎曲強度的尺寸系數(shù)，；——計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，見表611。將數(shù)據(jù)代入式（54）得許用接觸應(yīng)力。——工作齒寬，值齒輪副中的較小齒寬，,取60mm。下列公式適用于斷面重合度。而硬齒面（HB350）鋼制齒輪的承載能力主要取決于齒面的彎曲強度，故通常先按齒面彎曲強度，即先按其初算公式（43）計算齒輪的模數(shù)；然后按齒根接觸強度條件公式（56）進行驗算。在驗算行星齒輪傳動的強度時，其基本的原始參數(shù)為：齒輪的材料及其力學(xué)性能和熱處理，齒數(shù)比。軸上通過花鍵固定著被動傳動齒輪。 離合器從動片只有一片，因為從動鼓的一側(cè)和離合器的壓緊活塞都作為被動摩擦片來傳力。制動器分離時的活塞回位靠沿圓周布置的分離彈簧。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。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(shù)相等。3分度圓直徑5282584齒頂高65齒根高=6全齒高7齒頂圓直徑將數(shù)據(jù)代入式（42）得d4=155mm,結(jié)合變速箱的機構(gòu)取d4=258mm。m。m）。,符合安裝條件。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。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。 ；當(dāng)，時。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=。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。x1≠0，當(dāng)xΣ=x2177。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度條件等，也需要變位。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；——試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限，/；按圖626~圖630選??；且取和中較小值，=460N/mm2, = N/mm2?！囼烗X輪的接觸疲勞強度極限，N/；按圖611~圖615選??；且取和中較小值, ==1500N/mm2。(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，N⑵由地面附著條件決定的最大牽引力，由《鏟土運輸機械設(shè)計》p29式（217）Pφ=φ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，可按齒根彎曲強度的初算公式（43）來確定齒輪模數(shù)，且可以不進行接觸強度校核計算。較常用的辦法是按齒面接觸強度的初算公式（42）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。 ZL20裝載機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。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。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=參照同類機型，ZL20裝載機采用行星式動力