【正文】 方向上受力保證圓柱滾子越擠越緊） f1 = F1μ 1 （摩擦力計(jì)算公式，注意方向） f2 = F2μ 2 （摩擦力計(jì)算公式，注意方向）上式中： f1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦力 f2：內(nèi)環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦力F1：外環(huán)齒輪對(duì)圓柱滾子的正壓力 F2：內(nèi)環(huán)凸輪對(duì)圓柱滾子的支撐力μ 1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù)μ 2：內(nèi)環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù)α ：楔形角對(duì)上述方程組進(jìn)行化簡(jiǎn)整理可得： 在超越離合器工作時(shí)，充滿(mǎn)油液的摩擦副間的摩擦系數(shù)可近似取相等值即有下式： 根據(jù)萬(wàn)能公式變換： 21tan?????21tan????可得： ??12/tan???（2） ．裝載機(jī)在高速行進(jìn)中傳動(dòng)系統(tǒng)變速箱位置有沖擊聲，或者機(jī)器突然緊急制動(dòng)，換擋后重新起步機(jī)器恢復(fù)正常。液力變矩器二級(jí)渦輪輸出的功率通過(guò)輸入軸的二級(jí)輸出齒輪傳遞到與之配合的中間軸齒輪上，中間軸齒輪通過(guò)螺栓和超越離合器的內(nèi)環(huán)凸輪固定為一個(gè)整體。但其零件精度要求較高，例如內(nèi)環(huán)凸輪滾道平面的分度誤差及平面至凸輪中心線的距離誤差要求特別高，否則將會(huì)直接導(dǎo)致圓柱滾子在工作過(guò)程中非正常楔緊和旋出，使保持架變形而影響其整機(jī)的可靠性。對(duì)于用戶(hù)來(lái)說(shuō)，更換維修一次超越離合器其費(fèi)用大約在 2500——4000 元，有的甚至更高。從液力變矩器輸入到變速箱里的力矩大部分多通過(guò)超越離合器傳給了輸出軸，但還有一小部分通過(guò)分動(dòng)齒輪帶動(dòng)變速泵和轉(zhuǎn)向泵齒輪驅(qū)動(dòng)工作油液，提供變速箱的控制油壓。 由于轉(zhuǎn)載運(yùn)輸機(jī)械換檔頻繁，迫切需要改善換檔操作。 圖 1—2—1(d)為空轉(zhuǎn)連接， 它表示齒輪通過(guò)軸承支承在軸上能相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，而不能軸向移動(dòng)。現(xiàn)在我國(guó)的裝載機(jī)無(wú)論是在技術(shù)上還是產(chǎn)量上都獲得了長(zhǎng)足的發(fā)展，其中 ZLZLZL50 系列裝載機(jī)已被大量運(yùn)用于祖國(guó)建設(shè)的各個(gè)領(lǐng)域。輪式裝載機(jī) ZL30 變速箱的設(shè)計(jì)綜合了大學(xué)四年內(nèi)所學(xué)的基本知識(shí)，能夠比較全面的考核我的專(zhuān)業(yè)知識(shí)和綜合能力。在裝載機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)中，變速箱有著舉足輕重的作用。雙聯(lián)沿動(dòng)齒輪 ab 與軸用花鍵連接，撥動(dòng)該雙聯(lián)齒輪，使齒輪對(duì) aa’或 b—b’相嚙合，從而改變了傳動(dòng)速比，即所謂換檔。定軸式變速箱換檔方式可能有兩種型式：人力換檔和動(dòng)力換檔。換檔行星排總成由倒檔行星排和一檔行星排串聯(lián)而成。一般可分為兩種：非接觸楔形塊式超越離合器和圓柱滾子式超越離合器。從磨損補(bǔ)償方面來(lái)看，保持架式超越離合器由于是靠彈簧推動(dòng)保持架進(jìn)而推動(dòng)滾柱進(jìn)入楔緊狀態(tài)，零件一旦異常磨損將得不到補(bǔ)償，使得超越離合器壽命降低。當(dāng)裝載機(jī)在工作過(guò)程中遇到較大阻力時(shí)，雙渦輪液力變矩器將根據(jù)工況自動(dòng)降低轉(zhuǎn)速，從而使得轉(zhuǎn)矩增大，給車(chē)輪提供足夠的動(dòng)力完成鏟進(jìn)、推動(dòng)物料等工作。（5） ．裝載機(jī)在正常作業(yè)時(shí)在變速箱位置出現(xiàn)間斷性的異響聲，有時(shí)會(huì)影響作業(yè)但加油后可繼續(xù)工作。①然后，將圓柱滾子和內(nèi)環(huán)凸輪視為一個(gè)整體，則有：Ts = f1(1)接觸疲勞強(qiáng)度的判定條件： 其中： 為實(shí)驗(yàn)測(cè)得的材料的接觸疲勞極限limH? SH 為許用安全系數(shù)。?R?R )tan()30(2???Rm?(2)．圓柱滾子半徑 r 的選擇 由 Hertz 公式可知，圓柱滾子半徑越大，摩擦副間的接觸應(yīng)力越小。一個(gè)超越離合器如果按 24 個(gè)圓柱滾子計(jì)算，則有 48 根頂銷(xiāo)、48 根彈簧。當(dāng)行星架固定不動(dòng)時(shí)為定軸輪系，當(dāng)行星架以太陽(yáng)輪軸線(也即齒圈軸線)為中心線旋轉(zhuǎn)起來(lái)了就變成了行星輪系。即行星徘三元件中任二元件力矩之間存在著固定關(guān)系，它是由齒輪和行星架的內(nèi)在杠桿比所決定的，與各元件轉(zhuǎn)動(dòng)情況和外界連接情況都沒(méi)有關(guān)系，即不管三元件中哪個(gè)主動(dòng)，哪個(gè)被動(dòng)，哪個(gè)固定，其理論力矩關(guān)系都是一樣的?！」β史治? 我們知道，將一行星排中三元件——太陽(yáng)輪、齒圈、行星架分別作為主動(dòng)件、被動(dòng)件和固定件，就可以組成單排行星傳動(dòng)裝置。S嚙合功率流的流向：當(dāng) ＞0，即 M (ω ω ) 〉0 時(shí)，嚙合功率的流向是從太陽(yáng)輪至ScVP39。tN對(duì)單行星排 = 對(duì)雙行星排 = ?txN?txN②．力矩法求效率 齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)沒(méi)有轉(zhuǎn)速損失，其功率損失體現(xiàn)在力矩?fù)p失上，因此我們可以通過(guò)力矩關(guān)系來(lái)求效率。A?用公式表示則為： SjZN?360??式中 N 為整數(shù)。如圖 4—7 所示，相鄰條件如以公式表示則為： spjspRA2in2??在實(shí)際設(shè)計(jì)中相鄰條件多控制在： ??mspjsp8~52in2???　 行星排參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算　行星排基本參數(shù)包括以下幾項(xiàng)內(nèi)容：①、行星排特性參數(shù) K；②、行星排三元件（太陽(yáng)輪、行星輪、齒圈）的齒數(shù)、模數(shù)；③、行星排嚙合強(qiáng)度計(jì)算；④、行星排傳動(dòng)比計(jì)算；　具體計(jì)算：①、行星排特性參數(shù)的確定 根據(jù)總體設(shè)計(jì)中選擇的行星排傳動(dòng)方式以及傳動(dòng)比范圍，選擇行星排特性參數(shù) K 值范圍為 4/3≦K≦4。當(dāng)變速閥 6 中位接通時(shí)，直接檔離合器油路接通，動(dòng)力直接通過(guò)三軸輸出到四軸上從而實(shí)現(xiàn)快速前進(jìn)。PLC 的掃描周期通常為幾十 ms。此次畢業(yè)設(shè)計(jì)基本上體現(xiàn)我想要表現(xiàn)的設(shè)計(jì)思想，其中超越離合器及行星排的設(shè)計(jì)計(jì)算成為了本次設(shè)計(jì)的重點(diǎn)和難點(diǎn)。為了能夠順利完成各個(gè)環(huán)節(jié)中的設(shè)計(jì)任務(wù)，我根據(jù)學(xué)校的安排制定了自己的工作學(xué)習(xí)計(jì)劃，爭(zhēng)取能夠按要求高質(zhì)量地做好畢業(yè)設(shè)計(jì)，這無(wú)形中也鍛煉了自己對(duì)事情的計(jì)劃、處理能力。軟件分為系統(tǒng)軟件和應(yīng)用軟件兩部分。（3）外嚙合齒輪副 sp 的強(qiáng)度計(jì)算A．計(jì)算中心距 a由 a （u+1） 其中 u 為齒數(shù)比?312)][(kTzdHE???式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下：齒數(shù)比 u= = = =齒寬系數(shù) 取為 = =（ ） =?d1bd?a材料彈性系數(shù)查表取 Z =節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Z =轉(zhuǎn)矩 T = k =?npHk? = X207341.?載荷系數(shù) K=K K K 其中工作情況系數(shù) K 查表有 K =1（工作平穩(wěn)） ，AV?HAA動(dòng)載荷系數(shù) K 查表有 K =（v3m/s）由 K =1+（ 1） 其中 ——載荷沿齒寬分布不均勻系數(shù)?Hb?H?b?——齒輪圓周速度及齒面硬度對(duì) K 的?影響系數(shù)查得 =， =?H?故 K =1+（）=?HK==許用接觸應(yīng)力[ ] 按下式計(jì)算：[ ] = Z Z Z （MP）?H?HOSNRV齒輪材料的接觸強(qiáng)度疲勞極限 =23HRCO對(duì)太陽(yáng)輪 =23X60=1380MPaOH對(duì)行星輪 p =23X58=1334MPa?安全系數(shù) S =Z =Z =Z =1NRV太陽(yáng)輪 s 的許用接觸應(yīng)力 [ ] = X1X1X1=1104MPa?行星輪 p 的許用接觸應(yīng)力 [ ] = X1X1X1=1067MPa4計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的[ ] =1067MPaH將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距公式有a (+1) =?3 42 )( ?XX7mmB．確定齒輪模數(shù) mm= =?選擇小齒輪副校核其接觸強(qiáng)度，根據(jù)公式：=Z Z [ ]H?EudKT123????H小齒輪分度圓直徑 d =mzs ===??XX=[ ] =1067MPaH根據(jù)校核公式： = Y Y [ ]F?321mzKTcd?FS??F先計(jì)算許用彎曲應(yīng)力[ ] = Y YFOSNX查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =750MPa?因行星輪 p,在傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷，故應(yīng)取==600MPaOF?安全系數(shù) S 取為 S = 尺寸系數(shù) Y =1，Y =1F XN對(duì)太陽(yáng)輪 s, [ ] =750/=429MPa?對(duì)行星輪 p [ ] =600/=343MPaF載荷分布系數(shù) K =1+（ 1） 查得 =1， =?b?F?Fb?故 K =1+（）X1=?F從而載荷系數(shù) K=K K K ==?F轉(zhuǎn)矩 T = =K =?齒形系數(shù) Y 查圖有 Y =（太陽(yáng)輪） ；Y =（行星輪）FFF齒根應(yīng)力集中系數(shù) Y 查圖有 Y =（太陽(yáng)輪） ；Y =（行星SSS輪）太陽(yáng)輪 s 的齒根彎曲應(yīng)力= = [ ] =429MPaF??F行星輪 p 的齒根彎曲應(yīng)力= = [ ] =343MPaF32b= d ==?1取 b =21mmab = b +(5~15)mm,取 b =35mmcac(4)內(nèi)輪齒副 pr 的強(qiáng)度計(jì)算=Z ZH?EudKT123????H??Z = MPau= = = =小齒輪分度圓直徑 d =mz =mz =齒寬系數(shù) = = =?T = K = =?spz9根據(jù) = 查得 =， =?b??K =1+（ 1） =1+（）=?HHK=K K K ==?許用接觸應(yīng)力 =??H?VRNOZS對(duì)于內(nèi)齒輪 r，齒輪材料的接觸強(qiáng)度疲勞極限 H查表有 =2HB+70=2X265+70=600MPaOH?因內(nèi)齒輪副的實(shí)際承載能力低于計(jì)算結(jié)果，當(dāng) = =〉2 時(shí)應(yīng)cbz1960將 降低 8%，即內(nèi)齒輪 r 的接觸疲勞極限 ==552MPaOH?OH?安全系數(shù) S =1，Z =1，Z =1，Z =1HRVN于是內(nèi)齒輪 r 的許用接觸應(yīng)力=552X1X1X1=552MPa??H?= 4?XX= =552MPa??H? ??FSdFYmzKT???321內(nèi)齒輪 r 的許用彎曲應(yīng)力 ??FXNO?齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查表有F===477MPaO?Y =1,Y =1,S =???查圖有 =，查表 K =?V于是 K =1+（ 1） =1+（） 1?b?F??==?VA?T = Nmm1 ?取內(nèi)齒輪 r 的齒形系數(shù) Y =齒根應(yīng)力集中系數(shù) Y =行星輪的齒根彎曲應(yīng)力 ???????內(nèi)齒輪 r 的齒根彎曲應(yīng)力 ??????校核結(jié)果表明，此傳動(dòng)的承載能力合格。 sri??式中 、 均為整數(shù)。由此可知，要想把行星輪 2 裝入，必須合理地選擇齒圈與太陽(yáng)輪的齒數(shù)，使得 、 和 之間符合某種裝配關(guān)系。求行星排傳動(dòng)的效率一般采用以下兩個(gè)方法： ①．嚙合功率法求效率 1)先求出嚙合功率的大小。39。sc由行星排三力矩之和應(yīng)等于零求得行星架和太陽(yáng)輪的力矩關(guān)系： M = M M = M （1+ K ）AcsArsxc?單行星排實(shí)際力矩關(guān)系式為： ??xcAxc1 1???Ars類(lèi)似可求得雙行星排實(shí)際力矩關(guān)系式為： ??1K 1xcAxc???MArs式中 ——行星輪對(duì)太陽(yáng)輪實(shí)際作用力矩； AsM——行星輪對(duì)齒圈實(shí)際作用力矩；r——行星輪對(duì)行星架實(shí)際作用力矩；Ac——行星架固定時(shí)行星排的效率(從齒圈到太陽(yáng)輪或太陽(yáng)輪到齒圈c?的傳動(dòng)效率)。（1） 、行星排理論力矩關(guān)系式　　　理論力矩是不考慮摩擦所得的力矩。它有單行星和雙行星兩種，如圖 4—1 所示。一般來(lái)說(shuō),圓柱滾子長(zhǎng)度的選取范圍是 L = ( ~ ) r .(6).內(nèi)環(huán)凸輪滾道平面高度 h（即內(nèi)環(huán)凸輪中心與滾道平面的距離）的計(jì)算 內(nèi)環(huán)凸輪滾道平面高度 h 是超越離合器中比較重要的尺寸參數(shù)，特別是在保持架式圓柱滾子超越離合器中，h 尺寸的加工精度直接影響超越離合器的工作情況。根據(jù) 公式，α 適當(dāng)?shù)脑龃髸?huì)使得接觸副間的接觸應(yīng)力降低。由彈性力學(xué)可知，其接觸應(yīng)力的計(jì)算符合 公式（注： 公式的應(yīng)用條件：兩個(gè)軸線平行的圓柱體相互接觸并受壓求接觸應(yīng)力） 。下面本文就從超越離合器的受力情況入手詳細(xì)介紹其設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程（同樣以頂銷(xiāo)式圓柱滾子超越離合器為例）　超越離合器受力分析：首先，將超越離合器圓柱滾子視為受力體進(jìn)行分析（注：受力狀態(tài)為超越離合器楔合狀態(tài)，此時(shí)圓柱滾子被楔緊） 。　 超越離合器的失效分析　裝載機(jī)在超越離合器失效時(shí)可能存在的外在表現(xiàn)：（1） ．裝載機(jī)在起步和換擋過(guò)程中，機(jī)器反應(yīng)遲鈍或存在明顯的滯后現(xiàn)象。一般來(lái)說(shuō)，液力變矩器一級(jí)渦輪輸出的功率通過(guò)輸入軸的一級(jí)輸出齒輪傳遞到到與之嚙合的超越離合器外環(huán)齒輪上。保持架式超越離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，零件強(qiáng)度高，裝配簡(jiǎn)單方便。對(duì)于大噸位裝載機(jī)來(lái)說(shuō)，超越離合器壽命更是短，有的甚至達(dá)不到 1800 小時(shí)，很難滿(mǎn)足用戶(hù)對(duì)裝載機(jī)的壽命要求?！?輪式裝載機(jī)變速箱傳動(dòng)原理概述本次設(shè)計(jì)的變速箱根據(jù)要求是與雙渦輪液力變矩器聯(lián)合工作的，故在中間輸入軸上采用超越離合器與液力變矩器的雙渦輪配合工作，其中液力變矩器一級(jí)渦輪通過(guò)變速箱一級(jí)輸入軸齒輪與超越離合器外環(huán)齒輪嚙合，而二級(jí)渦輪則通過(guò)二級(jí)輸入軸齒輪與中間輸入軸齒輪（亦即通常所說(shuō)的二軸齒輪）嚙合，中間輸入軸齒輪通過(guò)螺栓連接和超越離合器內(nèi)環(huán)凸輪連接為一個(gè)整體。但是動(dòng)力換檔操縱非常輕便簡(jiǎn)單，換檔快，換檔時(shí)動(dòng)力切斷的時(shí)間可降低到最低限度，可以實(shí)現(xiàn)負(fù)荷下不停車(chē)換檔，大大有利于生產(chǎn)率的提高。 一般用花鍍或鍵與軸連接，并軸向定位于軸上，不能軸向移動(dòng)。經(jīng)過(guò)幾年的努力，在吸收當(dāng)時(shí)世界最先進(jìn)的輪式裝載機(jī)技術(shù)的基礎(chǔ)上，成功開(kāi)發(fā)了功率為 162KW的鏟接式輪式裝載機(jī)，定型為 Z450（即后來(lái)的 ZL50） ，并于 1971 年12 月 18 日正式通過(guò)專(zhuān)家鑒定。輪式裝載機(jī) ZL30 變速箱在市場(chǎng)上占有很大比例，選擇此課題具有很強(qiáng)的實(shí)用性，能夠幫助我在畢業(yè)設(shè)計(jì)的同時(shí)很好地了解工程機(jī)械行業(yè)在社會(huì)上