【正文】 Z2tanan2M1mnZ1tanan=0 （434）軸向力：Fa=2M2mnZ2sinβ2M1mnZ1sinβ=0 （435）由齒輪傳動中齒數(shù)和轉(zhuǎn)矩的關(guān)系，可以得到齒輪Z2受到的合力為0，作用在軸Ⅲ上的圓周力、徑向力、軸向力為0。齒輪Z3受到的力跟齒輪Z3對齒輪Z2的力大小相等方向相反。 行星排的設(shè)計1）行星排的校核[16]行星排齒輪選用漸開線直齒輪，由于其結(jié)構(gòu)參數(shù)a的限制，在強度校核計算過程中可改變其模數(shù)和齒寬來滿足強度要求，根據(jù)《現(xiàn)代機械傳動手冊》，對行星排齒輪嚙合的強度計算只需要校核小齒輪。表48太陽輪和行星輪的強度計算結(jié)果ZtZj接觸應(yīng)力許用接觸應(yīng)力103彎曲應(yīng)力許用彎曲應(yīng)力表49太陽輪和行星輪的強度計算結(jié)果ZjZq接觸應(yīng)力許用接觸應(yīng)力彎曲應(yīng)力許用彎曲應(yīng)力表410 行星排的結(jié)構(gòu)參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值太陽輪齒數(shù)29行星輪個數(shù)nw3行星輪齒數(shù)22壓力角αn20176。齒圈齒數(shù)73結(jié)構(gòu)參數(shù)a模數(shù)齒寬表411 行星排的尺寸名稱代號公式太陽輪行星輪齒圈分度圓直徑dmz55齒頂圓直徑d（z+2）m60齒根圓直徑d（）m齒寬b6060602）行星排的受力分析由于行星齒輪傳動中的齒輪全部都選漸開線直齒輪，所以，齒輪不受軸向力的作用，只有圓周力和徑向力。已知行星齒輪傳動中太陽輪、行星架和齒圈的理論轉(zhuǎn)矩分別為Mt、Mj、Mq。實際作用在太陽輪上的轉(zhuǎn)矩為：M=KPnwMt （436）圓周力為： Ft=1000Mrt （437）單個行星輪作用在太陽輪上的徑向力為：Fr=1000Mrttanan （438）式中：rt太陽輪分度圓半徑Kp—不均載系數(shù)由于行星齒輪數(shù)是3個，因此作用在太陽輪上的徑向力相抵消，其合力為0.實際作用在行星齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：M=KPnwMtZxZt （439）其中：Zx行星輪的齒數(shù)行星輪受到的圓周力和徑向力都等于太陽輪受到的相應(yīng)的力，且方向相反。實際作用在齒圈上的轉(zhuǎn)矩為：M=KPnwMtZqZt （440）其中：Zq齒圈的齒數(shù)齒圈受到的圓周力和徑向力都等于行星齒輪受到的相應(yīng)的力，且方向相反。根據(jù)力的平衡關(guān)系，作用在行星架上的圓周力為作用在太陽輪上的圓周力的兩倍，徑向力等于0。 軸的設(shè)計，對各個軸進行設(shè)計校核。軸的材料選擇選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，[τ]＝52，表面粗糙度為Ra=。估計軸的尺寸小于100 mm，查表得到：σb =750MPa，σs =550MPa，σ1 =350MPa ，τ1 =200MPa 。 軸I的設(shè)計按軸所承受的扭矩初步估算軸的最小直徑和選擇連軸器：（1）按軸所承受的扭矩初步計算軸的最小直徑d≥35Tτ= mm (441) 取最小直徑d=25mm（2）查表，選擇 GY4凸緣連軸器① 軸的受力分析[17]（1）計算軸上的轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖在離合器L1閉合的時候，軸Ⅰ通過離合器L1輸出的轉(zhuǎn)矩為M1 =。軸Ⅰ上輸入的轉(zhuǎn)矩有從發(fā)動機輸入的轉(zhuǎn)矩Me= Nm，還有從金屬帶無級變速傳動裝置傳回的轉(zhuǎn)矩Mh= M1Me= Nm。，計算軸上的轉(zhuǎn)矩，作出扭矩圖如圖 (c)所示。圖45軸Ⅰ的受力分析圖（2）由于連軸器安裝和制造誤差所產(chǎn)生的附加圓周力 F0（方向不定）F0=2MeD1=940N (442)（3）計算彎矩并作彎矩圖我們將軸簡化為如上圖所示的外伸梁，由梁的外伸部分BC求得截面B的彎矩為Mb=F0lBC= Nm 。此外又知A、C兩截面上彎矩等于0。從而作彎矩圖如上圖所示。所以最大彎矩在截面B上。②軸的疲勞強度安全系數(shù)校核確定危險截面：如上圖所示在截面1的抗彎截面系數(shù)W1=，在截面2處的抗彎截面系數(shù)W2= ，可見W2＞W(wǎng)1。同理可算出截面 1 和截面 2 的抗扭截面系數(shù)W2t＞M1t。對截面 1 處按軸上受的最大應(yīng)力進行強度校核可以保證軸的安全性。（1）截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅：σa=MhW= (443)W=πd332= (444)其中： W —抗彎截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動循環(huán)變化， 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：τa=τm=T2WT= (445)Wt=πd316= （446）其中Wt —抗扭截面系數(shù)（2）安全系數(shù) 彎曲安全系數(shù)：Sσ=σ1Kσβεσ+ψσσm== (447)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)Sτ=τ1kτβετσa+ψττm=+= （448）其中：Kσ、kτ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=、kτ= εσ 、ετ—絕對尺寸系數(shù)，εσ= 、ετ= β—表面狀態(tài)系數(shù)，β1= ， β2=1，β=β2β1= ψτ —等效系數(shù)，ψτ= σ1 —材料對彎曲應(yīng)力的疲勞極限，σ1=350MP τ1 —材料的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，τ1=200MP綜合安全系數(shù)： S=SσSτSσ2+Sτ2=+= (449)取[S]=,S＞[S]，滿足要求。 軸Ⅱ的設(shè)計根據(jù)軸所承受的扭矩初步估算軸的最小直徑空心軸 d≥35Tτ1d04d （450）取軸的內(nèi)外徑分別為：d0=25mm，d=35mm①軸的受力分析（1）軸上的轉(zhuǎn)矩 已知：軸上的轉(zhuǎn)矩為MⅠ=。（2）齒輪上的作用力已知：作用在齒輪1上的力分別為Ft1=8721N，F(xiàn)r1=3377N,Fa1=3161N Fn1=Fr12+Ft12=9352N (451)（3）確定跨距右端支反力作用點到齒輪力作用點的距離l1=41mm左端支反力作用點到齒輪力作用點的距離l2=12mm（4）求水平面內(nèi)支反力RAH及RBH, 并作水平面彎矩MH圖 (c)、(d)RAH=Fr1l1Fa1d12l1+l2=1472N (452)RBH=Fr1RAH=1905N (453)齒輪中心截面的彎矩MH左=RAHl2=18Nm (454)MH右=RAHl2+Fa1d12= (455)（5）計算垂直面內(nèi)支反力RAV及RBV, 并且作水平面彎矩MVRAV=Ft1l1l1+l2= (456)RBV=Ft1l1l1+l2= (457)齒輪中心截面的彎矩為MV=RBVl1=RAVl2 (458)（6）作合成彎矩M (g)；齒輪中心截面處的合成彎矩M左=MH左2+MV2=83Nm (459)M右=MH右2+MV2= （460）（7）(h)②軸的疲勞強度安全系數(shù)的校核 確定危險截面：根據(jù)載荷的大小,和計算上的方便，采用齒輪中心處的最大應(yīng)力對齒輪右端軸截面進行強度校核，這樣能保證軸的安全性。（1）截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅:σa=M右W=1126003112= (461)W=πd3321d0d4=3112mm3 (462)其中 W —抗彎截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅為：τa=τm=T2WT= (463)WT=πd3161d0d4=2W=6224mm3 （464）其中WT—抗扭截面系數(shù)（2）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù): Sσ=σ1Kσβεσ+ψσσm= (465)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：Sτ=τ1kτβετσa+ψττm= (466)式中：Kσ、kτ—應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=、kτ= εσ 、ετ—絕對尺寸系數(shù)，εσ= 、ετ= β—表面狀態(tài)系數(shù)，β1= ， β2=1，β=β2β1= ψτ —等效系數(shù)，ψτ= σ1 —材料對彎曲應(yīng)力的疲勞極限，σ1=350MP τ1 —材料的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，τ1=200MP綜合安全系數(shù)：S=SσSτSσ2+Sτ2= （467）[S]＞S，滿足要求。同理得到其它軸也都滿足設(shè)計要求。參考文獻［1］[M] .北京:機械工業(yè)出版社,1993.[2] 孫冬野,[J].農(nóng)業(yè)機械學(xué)報, 2002 .[3] 孫冬野,秦大同,[J].農(nóng)業(yè)機械學(xué)報 , 2000 .［4］孫冬野,迮素芳,，2006.［5］ 孫冬野,秦大同,[J].農(nóng)業(yè)機械學(xué)報,2004［6］ 廖建,孫冬野,[J].重慶大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版) , 2003.[7] 秦大同,劉世明, 2000.[8] 裘熙定,王紅巖,，1998[9] 孫冬野,秦大同,胡建軍，,2000[10] 　Vahabzadeh H, Linzell SM. Modeling, simulation, and control implementation for a split2torque, geared neutral,infinitely variable transmission . SAE Paper 910409,1991.[11] 孫冬野，莊建兵，[12] 汪新國，金屬帶式無級變速傳動液壓控制系統(tǒng)設(shè)計方法研究[碩士學(xué)位論文] [13] 王文斌等. ：機械工業(yè)出版社. 2004[14] 馬彪,，1994，4[15] 高維山，張恩浦. 變速器. 人民交通出版社[16] 雷光,許洪基. ,.2002[17] .北京：[18] 王文斌等. ：機械工業(yè)出版社. 200