【正文】 小于齒輪內孔的10%，在4～5mm之間，此設計取d=4mm，則：式中：—實際行星輪軸計算直徑，mm；—行星輪軸的直徑，mm；—滾針與行星輪軸之間間隙。強度條件校核齒根應力的強度條件為計算齒根應力應不大于許用齒根應力，即≤ （517）計算齒根應力 =≤ =393，所以符合齒根彎曲疲勞強度要求。⑸、油缸活塞的密封既要密封性好，又要摩擦力小。m，此時=209mm, = 174mm，兩者之差34mm。由于結構形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點： a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取； z 齒數(shù)，16； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長度，mm， =56mm Dm平均直徑，mm,=80 mm 許用擠壓應力查《機械設計手冊》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應力可達到120～200MPa。m；=1266247。mm），由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配及傳動系扭矩關系知；、—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。此變速箱總體設計符合設計任務書的要求。 很快就要離開這人生的第二片故土，一直盼著設計結束，真正設計結束之時卻又盼著結束時間還能再長點。 設計中遇到了很多問題，細細想來很多問題都是學過的但是因為基礎不扎實，不能熟練應用，在者師的指導和積極翻閱資料書籍，這些問題得到了順利解決。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《機械設計手冊》實際計算中，軸承的工作轉速時已知的，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，；—當量動載荷（N）；—轉速（r/min），由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配及傳動系轉速關系知，；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。④、當量載荷因軸承僅受徑向載荷作用，當量動載荷用下式[1]計算： （77） 式中：P—當量動載荷，N；—沖擊載荷系數(shù)，查《機械設計手冊》；X—徑向動載荷系數(shù)，查《機械設計手冊》=1； —軸承所受徑向載荷，N； 將數(shù)據(jù)代入式（77）得：a處軸承當量動載荷為,b處軸承當量動載荷為。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取； z 齒數(shù)，8； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長度，mm， =96mm Dm平均直徑，mm,=44mm 許用擠壓應力查《機械設計手冊》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應力可達到120～200MPa把以上各參數(shù)代入公式得： =，符合強度要求。表72后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓之間的花鍵參數(shù)（長度：mm）名稱公式代號數(shù)值模數(shù)m5分度圓壓力角α30186。估算軸的直徑由下式[1]： （73）式中：p—軸傳遞的額定功率，KW,=42KW； n—軸的轉速，r/min。摩擦表面對數(shù)n=5,則k=,其余參數(shù)與片式離合器相同。⑵、離合器的分離靠恢復彈簧，本次設計制動器采用螺旋彈簧，閉鎖離合器采用碟片彈簧分離。最大= ≤ =1332，符合齒面接觸強度要求。行星輪軸主要受剪切應力，可用下式[1]計算： （511）式中：—行星輪軸上的總扭矩， =3560000Nm，—小齒輪分度圓直徑65mm，求得=12985N。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。176。⑵ 后退檔采用傳動方案5，, ，傳動效率。3分度圓直徑dd1=mz16565d2=mz21602904齒頂高ha外嚙合內嚙合5齒根高h16齒高h7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。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，兩式應同時計算，且取其中較大值,但參照同類機型取m=5。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,調質后表面淬火，硬度為46～55HRC⑴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設兩行星排的特性參數(shù)均為p,前進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，其傳動比iⅡ=1,為直接檔；，其傳動比。 ——最高車速，由設計任務書=34km/h。使用YJSW310雙渦輪液力變矩器合適，=0時，=255N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)動機標定功率的5%10%,按10%計算。m。（1）具體了解行星式動力換擋變速箱的結構，清晰設計任務，設計參數(shù)和已知數(shù)據(jù)及其參考機型。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料場的集料與裝料等作業(yè)。 10。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。m00與匹配有關但未在任務書中出現(xiàn)的數(shù)據(jù)[13]如下： 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）9010656200其他相關數(shù)據(jù)，可見畢業(yè)設計任務書——主要技術參數(shù)。對大中型轉載機，因其儲備功率較大，為提高其生產(chǎn)率，采用部分功率匹配較好。：最大效率 = ，傳動比= ，接近最大功率，允許最低效率=0. 70時，傳動比==0. 92兩條負載拋物線包括了最大功 率 范 圍。m）。 ——車輛最高行駛速度(km/h), =34km/h。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，也可以不進行強度校核計算。由公式d1=mz1知m=, 查《行星齒輪傳動設計》p85表41，取m=6。內齒輪的變位系數(shù)與其嚙合的外齒輪相同，即x2=x1。需滿足（整數(shù)）即兩中心輪a和b的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)的倍數(shù)。.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)取標準值62壓力角α取標準值20176。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，兩個滾珠軸承各限制一個方向的移動。齒面接觸強度的校核計算時，取節(jié)點和單對齒嚙合區(qū)內界點的接觸應力中的較大值，而小齒輪和大齒輪的許用接觸應力要分別計算。⑴、太陽輪的結構設計 高度變位圓柱直齒輪傳動的幾何尺寸，技術要求：進行熱處理調質后表面淬火，齒面硬度為46～55HRC，材料為35CrMo。許用應力： （514）式中：—實驗齒輪的接觸疲勞極限，取MQ線得1500；—接觸強度計算的壽命系數(shù)，；—潤滑油膜影響系數(shù)，；—工作硬化系數(shù)，；—接觸強度計算的尺寸系數(shù)，；—最小安全系數(shù)。⑷、壓緊盤和止推盤須較厚，有足夠的剛度，這樣可使摩擦片承壓均勻，且止推盤得中央突起部伸在彈簧卡環(huán)不致松脫。m，得=3560 N估算軸的直徑由本次說明書式（71）確定：式中：p—軸傳遞的額定功率，KW,=42KW；n—軸的轉速，r/min，；—空心圓軸的內徑與外徑之比，；按定的系數(shù)，,A=～98，取98；將數(shù)據(jù)代入式（71）得d=，考慮軸承的選用取d=60mm。m 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z 齒數(shù)，12 hg齒的工作高度，mm， mm lg齒的工作長度，mm， =54mm Dm平均直徑，mm,=36 mm 許用擠壓應力查《機械設計手冊》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應力可達到120～200MPa。1)鍵參數(shù)的選擇此處是動力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用矩形花鍵。①、鉛垂面V：對a點取矩，有所以=。）,均為20176。這為以后立足社會，在單位干好工作打下了堅實的基礎。附錄1圖紙清單行星式動力換擋變速箱裝配圖 A0變速箱輸入軸 A1太陽輪 A2前行星排行星架 A12科技論文及其翻譯原文Automatic TransmissionsBy Charles OfriaThe modern automatic transmission is by far, the most plicated mechanical ponent in today39。在此對尊敬的所有教研室老師及親愛的同學們對我的支持和鼓勵表示感謝。則： 所以軸承軸承2所受徑向力為③、因軸承僅受徑向載荷作用，當量動載荷用下式[1]計算： （77） 式中：P—當量動載荷，N；—沖擊載荷系數(shù)，查《機械設計手冊》；X—徑向動載荷系數(shù)，查《機械設計手冊》=1； —軸承所受徑向載荷，N； 將數(shù)據(jù)代入式（77）得： P=。將數(shù)據(jù)代入上式得：=≤，符合強度要求。平齒根），由《機械設計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表73。 d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質量。輸入軸采用空心軸，材料選用40Cr，許用剪切應力=40～50,A=～98。.作用在片式離合器上的摩擦力矩[7]： （61）式中：—片式離合器傳遞的最大扭矩，根據(jù)傳動系的計算載荷確定==11266=1266N換擋摩擦元件最通用的是片式制動器和片式離合器，其有干式和濕式兩種，動力換擋采用濕式。則：=176。強度條件校核齒面接觸應力的強度條件：大、小齒輪的計算接觸強度應力中的較大值均應不大于其相應的許用接觸應力，即≤ （56）所以符合齒面接觸強度要求。幾何參數(shù)、和等。前行星排行星架和后行星排齒圈上分別設有制動器。大小齒輪均采用35CrMo,調質處理后表面淬火，硬度46～55HRC。實際使用中，一般應取間隙值≧，m為齒輪的模數(shù)。x10時稱正傳動，當xΣ=x2177。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以下所用公式及其相關參數(shù)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。m）,由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配可知 ==1266Nm)NT(KW)018202550126601775258177110417902573588741800256720474181025690537118552541113331195525013692882005246154425920152401612241203522617222122200130209095227584230937，選取合適的比例在坐標紙上描點連線。不同轉速比時，泵輪轉矩MB隨泵輪轉速的變化而變化。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(jù)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。（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。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將動力輸入變速箱。ZL20裝載機動力換