【正文】 /h 前進Ⅱ檔 VⅡ=30km/h 倒退R檔 VR=10km/h輪式裝載機各檔傳動比的計算公式如下： I∑i=式中： neh發(fā)動機額定轉速 ，r/min,暫取neh=2200r/min rd驅動輪半徑，762mm VTi某一檔速度 ，km/h代入數據可得各檔的總傳動比如下： iΣi=2200r/min247。8km/h= iΣⅡ=2200r/min247。30km/h= iΣ=2200r/min247。10km/h= 各檔傳動比的分配 傳動系的總傳動比確定后，就可以進行總傳動比的分配，亦即變速箱各檔傳動比iki,主傳動比或中央傳動比比i0，輪邊減速比ikⅡ=1。 先分配出中央傳動比i0和輪邊減速比ib iΣi=ikii0ib對于有直接檔的變速箱結構中，高檔傳動比iki取值為1。此次設計中選取前進二檔為直接檔，則選取ikⅡ=1。則 i0ib= iΣⅡ/ikⅡ = 由此可得各檔變速箱傳動比如下： ikⅠ = iΣi/( i0ib) = ikⅡ = 1 ikr = iΣR/( i0ib) = 在分配i0ib時，力求使ib ＞i0 ,借以減輕輪邊減速比或最終傳動比以前的零件受力，從而有利于減少差速器或轉向離合器的尺寸。故暫取 iB = i0 = 變速箱的設計 傳動方案的選擇及傳動簡圖的設計在分析比較國內外現在同類變速箱以及各檔變速箱傳動比范圍的基礎上，參照參考文獻中的傳動方案，初步擬定出變速箱傳動的方案簡圖如下：檔位結合的元件傳動比公式F1φ2Ik1 = (1+α)= 2φ3Ik2 = iRφ1ikr = α= 1—前排太陽輪 2前排行星輪 3前排齒輪4后排太陽輪 5后排行星輪 6—后排齒圓7—二級渦輪輸出軸主動齒輪 8二級渦輪輸出軸從動齒輪9—一級渦輪輸出軸主動齒輪 10一級渦輪輸出軸從動齒輪11輸出主動齒輪 12輸出從動齒輪 T1前排制動器T2—后排制動器 Q1直接檔離合器 此變速箱傳動方案，采用參考文獻中的單排行星傳動方案前進與后退組合，外加一直接檔，當制動器T2結合時實現前進方案，實現變速箱前進Ⅰ檔，當離合器結合時為直接檔，實現變速箱前進Ⅱ檔。當制動器T1結合時為倒退方案，實現變速箱倒退檔。 前進（Ⅰ） 倒退（Ⅱ） 行星排特性參數的確定 行星排特性參數是用來評價行星傳動性能的，它等于同排型星系中齒圈齒數與太陽輪齒數之比，此值也等于齒圈節(jié)圓直徑和太陽輪節(jié)圓直徑之比，即： α = ZQ/ZT =DQ /DF實踐證明：為了縮小結構尺寸及保證構件間安裝的可能性，設計單排行星傳動時，應使其參數處于以下范圍： 4/3≤α≤4依據計算所得各檔變速箱傳動比及上述所選各檔傳動方案，參考文獻初步確定各行星排特性參數如下： α1 = α2 = 變速箱中相關齒輪的計算與校核 行星傳動中齒輪齒數的確定，不僅應滿足傳動比的要求，同時還應滿足安裝的要求。齒輪的強度還應滿足傳動的要求以及變速箱的使用壽命。 配齒計算 根據計算前后兩行行星排特性參數，α1 、α2在誤差范圍內相等。因此，前后兩行星排參數相等，配齒計算作一次計算，按α1=α2=。1) 確定行星排中最小齒輪由于前節(jié)計算所得α=＜3，故可判斷行星排中行星輪最小。2) 根據裝配條件確定行星傳動中齒輪齒數行星排中各齒輪齒數關系如下：Z t ：Z X : Z q = Z t ： Z t（α1）/2 : Z tα式中 Z t—太陽輪齒數 Z X行星輪齒數 Z q齒圈齒數依據如下配齒條件：（Z q + Z t）/q0 = N 式中 q0行星輪個數，參考同類型機器選定其值為3。 N整數設： Z X = 19時，則 Z t = 2 Z X/(α1) = 取22則 Z q =αZ t = 取60齒輪傳動配合的驗證引用裝配條件公式則 （Z q + Z t）/q0 = N =27故符合裝配要求綜上，由配齒計算確定的配齒數據如下： Z X = 19 Z t = 22 Z q = 60由最終確定的齒數則實際中 α1=α2= 則其誤差為1%即合理。 傳動效率的計算參考文獻可得：本次設計變速箱前進Ⅰ檔采用前進（Ⅰ）方案，由單排行星傳動效率計算表得η1 = 。前進Ⅱ檔采用Q1直接嚙合形成直接換擋，不計離合器產生的滑移，ηⅡ = 1。倒退檔采用倒退（Ⅰ）傳動方案，由單排行星傳動效率計算表查得ηR = 行星排中各齒輪的相關參數計算（1）太陽輪根據設計要求，齒輪選擇漸開線標準直尺圓弧齒輪傳動。其壓力角α、齒頂高系數hα* 、頂隙系數c* 均為標準值，亦即α=20。、h*=c*=。暫取模數m =4則參考文獻可得下表參數 單位mm名稱代號計算公式計算結果分度圓直徑dd=mz88齒頂高hαhα= hα*m4齒根高hfhf=( hα*+ c*)m5齒全高Hh=(2 hα*+ c*)m9齒頂圓直徑dαdα=(z+2hα*)m96齒根高直徑dfdf=(z2hα*2 c*)m78與行星輪嚙合中心距aa=m(zx + zt)/282齒寬bB =φdd70（2）行星輪行星輪系的齒輪選取與太陽輪相同，模數也暫取4.則參考文獻亦即得如下表格 單位mm名稱代號計算公式計算結果分度圓直徑dd=mz76齒頂高hαhα= hα*m4齒根高hfhf=( hα*+ c*)m5齒全高Hh=(2 hα*+ c*)m9齒頂圓直徑dadα=(z+2hα*)m84齒根高直徑dfdf=(z2hα*2 c*)m66與太陽輪嚙合中心距aa=m(zx + zt)/282齒寬bB =φdd68（3）齒圈齒圈模數也暫取為4，亦即可得到如下表格 單位mm名稱代號計算公式計算結果分度圓直徑dd=mz240齒頂高hαhα= ( hα*+ c*)m5齒根高hfhf= hα*m4齒全高Hh=(2 hα*+ c*)m9齒頂圓直徑dαdα=(z2hα*2 c*)m230齒根高直徑dfdf= (z+2hα*)m248齒寬bB =φdd192 各檔工作時各構件的轉速 通過對多排行星傳動機構運動學的分析，可得以下運動學特性方程1) 實現前進Ⅰ檔時由前述傳動方案可知，當實現前進Ⅰ檔時，齒圈制動，太陽輪輸入，行星架輸出，則可得到齒圈轉速為零，太陽輪轉速等于變矩器輸出軸轉速，即： nq1 =0 n ti =n w =1760r/min行星排中各構件有如下關系式 n t1 +α1 nq1 –(1+α1)n j1 =0又由文獻可得 I 0∞ =n0 /n∞聯(lián)立以上關系式可得到如下結果： N j1 =nt1 /(1+α1)=472 r/min2) 實現前進Ⅱ檔：因為Ⅱ檔時直接檔，所以n t1 =n t2 =n j1 =nj2 =1760 r/min3) 實現倒檔時由前述傳動方案可知，當實現前進倒檔時，行星架制動，太陽輪輸入，齒圈輸出，則可得行星架轉速為零，太陽輪轉速等于變矩器輸出軸轉速，即Nj2 =0 nt2 =n w = 1760 r/min行星排中各構件有如下關系式：Nt2 +α2n q2 –(1+α2)n j2 =0I0∞ =n0 /n∞聯(lián)立以上關系式可得到如下結果： nq =n0 /α=645 r/min 變速箱工作時各構件扭矩的計算 變速箱各檔輸入扭矩的確定 變速箱的輸入扭矩是進行構件設計和傳動系零件強度計算的基本依據，作為輪胎式車輛在此次設計中取按地面扶著條件決定的最大扭矩作為變速箱各檔的輸入扭矩。對于輪胎式車輛有如下關系式： 式中， Gψ附著重量，對于全輪驅動的裝載機附著重量為自重，即Gψ=18t = 180000 N φmax附著系數，據參考文獻得φmax = r k驅動輪半徑 I k各檔變速箱傳動比 ηkη0ηB傳動效率，有上述公式代入數據可得： 實現前進Ⅰ時： M 10 =12063 Nm實現前進Ⅱ檔時： M 20 =45357 Nm實現倒檔時： M R0 =16433 Nm 變速箱上各構件扭矩的計算 根據參考文獻可列出如下關系式得出各構件的扭矩，設計中考慮到作業(yè)機械經常滿負荷工作，故選取液力變矩器允許工作效率范圍內的最大扭矩與按地面附著條件決定的最大扭矩中的較小值，作為變矩器各檔的輸入扭矩，即其輸入扭矩為M 0 =2496 Nm。然后確定各個檔位的輸入扭矩。1)當實現前進Ⅰ檔時由前述傳動方案的選取可知，當實現此檔位時，太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩，亦即：M t1 =2496 Nm又參考文獻可列出未計及損失時三構件間的扭矩關系式如下：聯(lián)立兩式，代入相關數據可得以下結果： M j1 = 9310 Nm M q1 =6814 Nm M t1 =2496 Nm2)當實現前進Ⅱ檔時由傳動方案的選取可知，前進Ⅱ檔是直接檔，動力直接從輸入軸傳向輸出軸，則其輸入扭矩等于輸出扭矩，亦即輸入扭矩等于離合器φ1所受扭矩，即： Mφ1 =M 0 = 2496 Nm3）當實現倒檔時由前述傳動方案的選取可知，當實現此檔位時，太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩，亦即： M R0 =M t2由參考文獻可列出未計及損失時三構件間的扭矩關系式如下：聯(lián)立兩式，代入相關數據可得到以下結果M j2 =9310 Nm M Q2 = 6814 Nm M t2 = 2496 Nm變速箱各檔工作時各構件所承受的扭矩，及離合器，制動器所承受的扭矩：構件前進Ⅰ檔前進Ⅱ檔倒退檔M t1249600M q1681400M j1931000M t2002496M q2006814M j2009310M T1009310M T2681400M φ1024960 變速箱各零部件的校核 各零部件的校核是對前各章節(jié)設計的驗證，也是變速箱乃至整個機器在其壽命期內正常工作的必要保證。 行星排中各相關齒輪的強度校核 行星排中各齒輪的強度是否足夠直接影響到變速箱的使用性能以及整個機器的實用性。因此，對其的校核是相當有必要的。 根據工作裝置的工作環(huán)境以及工作條件，暫取行星排中各齒輪的材料均為40Cr調制剛。 其中，強度極限σB = 650 MP 屈服極限σs =360MP 硬度（HBS）為：241—286 齒輪的強度既要滿足齒根彎曲強度又要滿足齒面接觸疲勞強度，故以下的校核要分兩部分進行校核，即齒根彎曲疲勞強度的校核和齒面接觸疲勞強度的校核。（1） 齒根彎曲疲勞強度的校核 從設計要求以及裝載機的工作條件出發(fā)，初步確定變速箱的使用壽命年限為10年，每年工作300天，每天工作5小時。 齒根危險截面的彎曲強度條件公式 式中， K載荷系數 Ft 齒輪所受切向力，單位：N YFa齒形系數 Ysa應力校正系數 [σF]許用彎曲應力b齒寬m齒輪模數1）對于太陽輪許用彎曲應力如下： 式中， KN壽命系數，由于太陽輪的工作應力循環(huán)次數N=60njLh=60*1760