【正文】 s job to make sure that the power is del。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。靜下心來，真的是舍不得我的恩師和我的母校。但畢竟自己水平有限，設(shè)計中依然存在許多問題，但是憑心而論，我盡了自己最大的努力。此外還有部分問題，是通過對新知識、新思想的進(jìn)一步認(rèn)識和學(xué)習(xí)，在一些設(shè)計思想有所轉(zhuǎn)變下得以解決，每每想到此真的感到收獲頗豐。外文翻譯，鞏固并提高了自己的外語水平，資料的査詢，鍛煉了自己査閱使用工具書和使用網(wǎng)絡(luò)的能力，這些都為自己畢業(yè)后走上工作崗位增添了籌碼。這為以后立足社會，在單位干好工作打下了堅實(shí)的基礎(chǔ)。軸承，齒輪，軸等零件的設(shè)計，花鍵的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核，零件的標(biāo)注，公差與配合的知識等等，這些都是以前學(xué)習(xí)的，印象不深刻或者不能靈活運(yùn)用，通過本次設(shè)計的具體應(yīng)用，對這些知識進(jìn)行更為細(xì)致的學(xué)習(xí),系統(tǒng)的掌握了它們的應(yīng)用。設(shè)計過程中在老師和同學(xué)們的幫助下，我査閱的大量的相關(guān)資料，不僅了解了裝載機(jī)的基本構(gòu)造，而且系統(tǒng)地掌握了裝載機(jī)等工程機(jī)械的一般設(shè)計流程和較為可行的設(shè)計理念，這些都是作為一名機(jī)械設(shè)計人員必須具備的。在此對尊敬的所有教研室老師及親愛的同學(xué)們對我的支持和鼓勵表示感謝。參考文獻(xiàn)[1] （第五版）[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2010[2] [M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2003[3] 陸鳳儀，[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008[4] 林慕義， [M]. 北京：冶金工業(yè)出版社, 2004[5] （第五版）[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2007[6] [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2008[7] 鄧文英，[M].北京:高等教育出版社，2008[8] [M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1982[9] [M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1982[10] [M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2008[11] 唐增寶，[M]. 武漢：華中科技大學(xué)出版社,2006[12] （第二版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000[13] 課程設(shè)計任務(wù)書[14] [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1986[15] [J].工程機(jī)械，1990(1):2731[16] 趙世宜，劉子建，王輝. 虛擬樣機(jī)技術(shù)在汽車變速箱設(shè)計中的應(yīng)用[J].計算機(jī)仿真，2006（3）:200203[17] 陳萬秀，王晶，江照亮. DANA動力換擋變速箱液壓系統(tǒng)及其故障分析[J].礦山機(jī)械，2008（7）:4042致謝三個多月的畢業(yè)設(shè)計即將結(jié)束，作為大學(xué)期間的最后一項(xiàng)學(xué)習(xí)任務(wù)也是最重要的一次設(shè)計，是對我們大學(xué)四年的所有知識儲備一次全平方的考核。結(jié)論此次設(shè)計的ZL20裝載機(jī)行星式動力換檔變速箱，結(jié)構(gòu)緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負(fù)荷小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以及便于實(shí)現(xiàn)動力與自動換檔等優(yōu)點(diǎn)，同時也有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點(diǎn)。由《輪式裝載機(jī)設(shè)計》p179知，通常傳動系的軸承壽命取6000h,最少不得小于1000h。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(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(jī)械設(shè)計手冊》；X—徑向動載荷系數(shù)，查《機(jī)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：P=。）,均為20176。 前輸出軸軸承計算簡圖①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.實(shí)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(jī)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1的基本額定壽命為1076091h，軸承2的基本額定壽命為135888h；由《輪式裝載機(jī)設(shè)計》p179知，通常傳動系的軸承壽命取6000h,最少不得小于1000h。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(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(jī)械設(shè)計手冊》；X—徑向動載荷系數(shù)，查《機(jī)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： P=。）,均為20176。①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（N⑤、通用軸承的壽命計算a處軸承為6408，查《機(jī)械設(shè)計手冊》b處軸承為6409 , 查《機(jī)械設(shè)計手冊》 實(shí)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(jī)與液力變矩器匹配知，=1544 r/min, 為變速箱輸入軸在發(fā)動機(jī)額定工作時的轉(zhuǎn)速；ε—壽命指數(shù)（球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3）；則：a處軸承的基本額定壽命為14043h，b處軸承的基本額定壽命為6624h；由《輪式裝載機(jī)設(shè)計》p179知，通常傳動系的軸承壽命取6000h,最少不的小于1000h。②、水平面H：對a點(diǎn)取矩，有所以=對b點(diǎn)取矩，有所以=③、a處軸承所受徑向力， b處軸承所受徑向合力。①、鉛垂面V：對a點(diǎn)取矩，有所以=。）,均為20176。mm），由前面發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配知=259000N將數(shù)據(jù)代入上式得：=≤，符合強(qiáng)度要求。2=867N.2）鍵的強(qiáng)度校核 對于動連接矩形花鍵的強(qiáng)度可用下式進(jìn)行計算： （76）式中：T轉(zhuǎn)矩，N1)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。m；=1266=1734 N1)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。m；=1266=1734 N齒數(shù)z17理論工作齒高2分度圓直徑34基圓直徑外花鍵大徑尺寸36外花鍵小徑尺寸31內(nèi)花鍵大徑尺寸 37內(nèi)花鍵小徑尺寸表中CF為齒形裕度，CF== mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計算： (74) = mm 為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機(jī)械設(shè)計手冊》，=43=，則=。平齒根），由《機(jī)械設(shè)計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表73。把以上各參數(shù)代入公式得： =，符合強(qiáng)度要求。m；=1266=3561 N齒數(shù)z16理論工作齒高5分度圓直徑80基圓直徑外花鍵大徑尺寸85外花鍵小徑尺寸內(nèi)花鍵大徑尺寸內(nèi)花鍵小徑尺寸表中CF為齒形裕度，CF== mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計算： (74) =3 mm 為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機(jī)械設(shè)計手冊》，=52=，則=。平齒根），由《機(jī)械設(shè)計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表72。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(yīng)力查《機(jī)械設(shè)計手冊》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力可達(dá)到120～200MPa。齒數(shù)z12理論工作齒高3分度圓直徑36基圓直徑外花鍵大徑尺寸39外花鍵小徑尺寸內(nèi)花鍵大徑尺寸內(nèi)花鍵小徑尺寸表中CF為齒形裕度，CF== mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式[1]計算： (74) = mm 為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機(jī)械設(shè)計手冊》，=43=，則=,2）鍵的強(qiáng)度校核 對于漸開線花鍵的強(qiáng)度可用下式[1]進(jìn)行計算： （75） 式中：T轉(zhuǎn)矩，N平齒根），由《機(jī)械設(shè)計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表71。 d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質(zhì)量。 b)因槽較淺，齒根處應(yīng)力集中較小，軸與轂的強(qiáng)度削弱較小。.7．2花鍵的選擇及及其強(qiáng)度校核花鍵連接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應(yīng)凹槽的內(nèi)花鍵組成，多個鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布。將數(shù)據(jù)代入式（73）,圓整取40mm。.采用實(shí)心軸，材料選用40Cr。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(zhuǎn)速，r/min，；—空心圓軸的內(nèi)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。軸承的選用：見ZL20裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱裝配圖，序號36處選用深溝球軸承16024，序號55處選用深溝球軸承6005。軸上軸承的選用：見ZL20裝載機(jī)行星式動力換擋變速箱裝配圖，序號93處軸承選用深溝球軸承6308，序號99處選用深溝球軸承6409，序號101處軸承選用深溝球軸承6408，序號102處軸承選用深溝球軸承6309。輸入軸采用空心軸，材料選用40Cr，許用剪切應(yīng)力=40～50,A=～98。、各主要花鍵及軸承的選用與校核軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是定出軸的合理外形和軸各段的直徑、長度和局部結(jié)構(gòu)。倒退檔，=3560 N前進(jìn)Ⅰ檔，=2294 Nm。m，得=3560 N作用在片式制動器上的摩擦力矩計算公式與片式離合器一樣，及式（61）?！獌湎禂?shù)，對液力機(jī)械傳動的動力換擋變速箱中的換擋離合器可取β=～，取β=；—摩擦片間摩擦系數(shù)，銅基粉末冶金和銅在油中工作取=～，取=；—摩擦片的平均比壓，對液力機(jī)械傳動系而言，銅對銅基粉末冶金的許用比壓[q]=～，；—摩擦片工作寬度，（、分別為摩擦片外工作半徑和內(nèi)工作半徑），～，,得b=；—摩擦片的摩擦合力作用半徑，通常計算時，誤差很小，則；n—摩擦表面對數(shù)，取4，（s、t分別為主、被動片數(shù)）；k—修正系數(shù)，查表511得k=；c—摩擦面積利用系數(shù)，通常c=～,取c=。.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為此本次設(shè)計采用矩形橡膠密封圈。⑷、油缸須有一定厚度，本次設(shè)計取12mm,如果剛度不足發(fā)生彈性變形，則離合器拖宕困難，且易漏油，此外，活塞上應(yīng)設(shè)有拆卸活塞的工藝孔。⑶、旋轉(zhuǎn)油缸的結(jié)構(gòu)上必須有防止活塞相對油缸轉(zhuǎn)動的措施。⑴、離合器施壓有兩種方式：活塞施壓和油缸施壓；此次設(shè)計采用活塞施壓。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。⑶、通常內(nèi)傳動鼓與內(nèi)摩擦片是齒形花鍵連接，而外傳動鼓與外摩擦片則有的用齒形花鍵連接，有的采用導(dǎo)銷連接，多用在制動器的外摩擦片與變速器殼體的連接如圖61，有的是在外傳動鼓上開有方形直槽，外摩擦片上有方形突起，嵌在外傳動鼓的方形直槽中來實(shí)現(xiàn)連接，及矩形花鍵。為達(dá)到上述要求，廣泛采用：外摩擦片通常采用65Mn鋼做成平鋼片，為了耐磨，表面硬度不低于HRC40，厚2～6mm，本次設(shè)計取4mm；內(nèi)摩擦片用厚2～3mm的45號鋼或65Mn鋼的鋼片，在其上燒結(jié)鋼基粉末冶金襯面，～,～,本次設(shè)計取4mm，在粉末冶金襯面上開有網(wǎng)格形油槽。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。換擋摩擦元件有換擋制動器和閉鎖離合器。許用應(yīng)力 （516）式中：—齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值，；—抗彎強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)，；—相對齒根圓角敏感系數(shù)，,；—相對齒根表面狀況系數(shù)，；—抗彎強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，；—最小安全系數(shù)，；將數(shù)據(jù)代入式（516）=393。