ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书

载机动力换挡变速器设计 1 载机行星式动力换挡变速箱设计说明书 载机的总体构造 装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、 港口 、矿山等 建设工程 的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。换装不同的辅助工作 装置 还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设 中土石方施工的主要机种之一。 装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。如图 1示，轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。 图 1 柴油机 2 传动系统 3 防滚翻与落物保护装置 4 驾驶室 5 空调系统 6 转向系统 7 液压系统 8 前车架 9 工作装置 10 后车架 11 制动系 12 电器仪表系统 载机动力换挡变速器设计 2 机传动系统设计 轮式装载机传动系统如图 示，其动力传递路线为：发动机 液力变矩器 变速箱 传动轴 前、后驱动桥 轮边减速器 车轮 。 图 装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。 当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级 涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。 变速箱是行星式动力换挡变速箱，由两个制动器和一个闭锁离合器实现三个档位。前进档和倒档分别由各自的制动器实现换挡；前进档（直接档）通过结合闭锁离合器实现。 采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。 载机动力换挡变速器设计 3 体方案设计 参照同类机型， 图 中采用双涡轮液力变矩器，变速箱采用行星式动力换挡变速箱，主传动采用一级螺旋锥 齿轮，轮边减速采用单行星排行星齿轮传动。 星式动力换挡变速箱的设计步骤 （ 1）具体了解行星式动力换挡变速箱的结构，清晰设计任务，设计参数和已知数据及其参考机型。 （ 2）发 动机与液力变矩器的匹配。 （ 3）根据总体计算确定档位数及各各档传动比。 （ 4）根据总体布置要求确定变速箱外形尺寸允许范围。 （ 5）草拟变速箱的传动方案。 （ 6）确定变速箱的主要参数，包括中心距 A，齿轮模数 m，齿宽 （ 7）根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数。 （ 8） 进行齿轮，轴，轴承等零件的寿命计算或强度，刚度计算， 换挡离合器等的计算。 （ 9）进行结构设计，绘制装配图和零件图。 变 速箱的设计必须与总体设计相协调，并充分考虑在各机型间实现系列化，通用化和标准化。 最后 ,本设计为 结构紧凑、载荷容量大、传动效率高、齿间负荷小、结构刚度好、输入输出轴同心以及便于实现动力与自动换档等优点，同时也有结构复杂、零件多、制造精度高、维修困难等缺点。 配相 关数据 力变矩器 所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器其结构 形式及其有关资料。参考机械设计手册第 5版第 4卷表 选 公称特性见图 表 载机动力换挡变速器设计 4 表 i K 000)/N m 0 整机参数 与匹配有关但未在任务书中出现的数据 13如下： 表 变速泵 转向泵 工作泵 压力（ 流量（ L/ 压力（ 流量（ L/ 压力（ 流量（ L/ 0 10 65 6 200 他数据 其他相关数据，可见毕业设计任务书 主要技术参数。 载机动力换挡变速器设计 5 动机与变矩器原始特性 动机原始特性曲线 根据毕业设计任务书已知：发动机000r/0 最大扭矩及相应转速00600r p m。 扭矩计算公式 13 2m a xe m a xX （ 3 550（ 3 计算发动机原始特性曲线相关参数，见表 发动机输出转速 n（ r/ 发动机输出扭矩 M（ N m） 发动机输出功率 P(1400 500 600 300 700 800 900 000 286 60 参照相关资料，发动机调速区（ .2）取 400r/上面数据以转速 n 为横坐标，发动机输出扭矩 M 为纵坐标画在图 动机与双涡轮液力变矩器共同输入曲线上。 由于工程机械发动机的标定功率均为 1 小时功率，但未扣除发动机附件所消耗的功率。发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的 10%计算，所以发动机传递给变矩器的有效功率有额定功率的的 90%。 载机动力换挡变速器设计 6 发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计箅出不同转速所对应的发动机扭矩，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。 发动机用在装载机上时 ，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置 油泵、转向油泵、变速操泵及变矩器补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。 发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。 全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。 部 分功率匹配：考 虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是与发动机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配。 两种匹配方案，对于小型装载机，为满足对插入力的要求，用全功率匹配为宜。对大中型转载机，因其储备功率较大，为提高其生产率，采用部分功率匹配较好。而 采用全功率匹配为宜。发动机输入液力变矩器的净功率 4计算： (3式中 发动机台架试验确定的标定功率； 消耗在驱动辅助装置上的发动机功率； 消耗在驱动工作液压泵的发动机功率。 一般发动机台架试验时都不带风扇、空气过滤器、消音器、发电机和空压机等附件 ，它们所消耗的功率约为发动机标定功率的 5%按 10% 各工作液压泵所消耗的功率可按下式 4确定： 载机动力换挡变速器设计 7 60（ 3 式中： p 油泵的输出压力， Q 油泵的流量， L/ 油泵的效率，取 = 据 课程设计任务书可知，变速泵的压力工 作 作 流量为 90 1/向泵的工作压力为 10工作流量为 651/作装置油泵的工作压力为6作流量为 200 1/ 根据式（ 3式（ 3算出发动机与变矩器的全功率匹配时，发动机在额定工时给变矩器传递的有效功率为 2由式（ 3算出此时的扭矩48N m，将发动机原始特性曲线按一定比例往纵坐标方向下移，使其通过点(n,M)=（ 2000,248），此时的发动机特性曲线即为发动机净输出特性曲线，动机与液力变矩器 共同输入曲线。 时的扭矩 48N m，将发动机原始特性曲线按一定比例往纵坐标方向下移，使其通过点 (n,M)=（ 2000,248），此时的发动机特性曲线即为发动机净输出特性曲线，见图 动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线 变矩器输入特性是分析研究变矩器在不同工况 i 时，变矩器与柴油机工作的转矩和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转矩 由机械设计手册 66可知，对于每一 1000M ,K 。给出一系列泵轮转速 21, BB 根据式 21 0 0 0 1 0 0 0/, BT 和 221 00 010 00 算得相应一系列1 2 , 21, M , 21, TT 值。 由公式 21 0 0 0 1 0 0 0/及表 B，相关数据见表 M 载机动力换挡变速器设计 8 0 400 150 161 157 155 152 145 129 121 116 107 53 32 1500 173 185 180 178 175 166 148 138 133 123 61 36 1600 197 210 205 203 199 189 168 157 151 140 69 41 1700 222 237 231 229 225 213 190 178 170 158 78 47 1800 249 266 259 257 252 239 213 199 191 177 88 52 1900 278 296 289 286 281 266 237 222 213 197 98 58 2000 307 328 320 317 311 295 262 246 236 218 108 64 2100 339 362 353 349 343 325 289 271 260 240 119 71 2200 372 397 387 383 377 357 318 298 286 264 131 78 2300 406 434 423 419 412 390 347 325 312 288 143 85 2400 443 472 461 456 448 425 378 354 340 314 156 93 对于透穿性液力变矩器，变矩器直径 D 定，用给定的工作液体（ p 定）， 但是泵轮力矩系数 随不同工况 变矩器的输入特性曲线是过坐原点的一束抛物线。根据式 21 0 0 0 1 0 0 0/计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩 取合适的比例在坐标纸上描点连线，作出共同输入曲线如图 i M n 载机动力换挡变速器设计 9 对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。 大效 率 动比 i = 接近最大功率， 允许最低效率 0. 70时，传动比 i =i =0. 92两条负载拋物线包括 了最大 功 率 范 围 。 在稳定工作区段内。 i =0 其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内 。使用变矩器 合适 i=0 时， 255N m,则变矩器输出的最大扭矩255=1266 N 载机动力换挡变速器设计 10 1820r/ 动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。 从共同 工作输入特性曲线上，找出各速比 i =0、 、 的共同工作的转矩 转速 再根据各速比 i ，由原始特性曲线査出对应的变矩系数 率 ,按公式你、 i）， 可得 到发 动机与液力变矩器共同工作输出时的转矩 速 功率 ，所得数据列于下表 表 i nB(r/ m) K nT(r/ m) W) 0 1820 255 1266 0 775 258 77 1104 790 257 58 874 800 256 20 474 810 256 05 371 855 254 113 331 955 250 369 288 005 246 544 259 015 240 612 241 035 226 722 212 200 130 090 95 275 84 309 37 表 取合适的比例在坐标纸上描点连线，画出图 载机动力换挡变速器设计 11 图 据液力变矩器的容量来确定机器克服滚动阻力时液力变矩器输出轴的最高转速 轮式装载机的匹配：轮式装载机上液力变矩器并联有提供工作装置动力的液压系统。动力机的功率按作业所需发挥的最大功率选取，而转移工地行驶时功率有富裕，发动机处于部分载荷下运转。 因此液力变矩器与内燃机的匹配容量是根据最高车速的要求选择，而根据作业时内燃机转速的允许下限值校核。 液力变矩器的容量 1 3m a 0 0 1000/653.2 （ 3 式中： 1000 相应泵轮转速 1000r/ =转速比区）泵载机动力换挡变速器设计 12 轮力矩（ N m） ; f 车轮与地面的滚动摩擦系数，由铲土运输机械设计 2机型采用 胎，轮胎气压 f= =G 机器所受的重力（空载）（ ,由设计任务书 G =68 最高车速，由设计任务书4km/h; j 传动系机械效率，由 变速箱效率k,主传动效率0，轮边减速器传动效率 B 构成，即 ， 参照 4知 0 =k =知 B = 相应动力机标定功率的转速（ r/，由设计任务书000r/ 相应最高车速行驶时液力变矩器的效率，取 将数据代入式 (3 000)=m,与机械设计手册 i =B(1000)=m,由 表 n =2005r/机器克服滚动阻力时液力变矩器输出轴的最高转速 BT 2005=1544r/档传动比、主传动比及终传动比的确定 传动比及终传动比的确定 参照同类机型及课程设计任务书表 3传动比确定 主传动比及终传动比，如下表 主传动比 传动比 载机动力换挡变速器设计 13 速箱最大传动比 最小传动比 定 变速箱最大传动比下式 12确定： m a xm a xm a x(3a xm a xm 3式中： 作业机械最大牵引力（ N），由本次设计任务书知 m a x 1056 驱动轮滚动半径（ m），由课程设计任务书 d/2+b(1,式中： d 轮辋直径， b 轮胎断面宽度， =本次设计任务书知轮胎选用 得 车辆底盘构造与设计 （ 2 1式装载机的额定滑转率在30% 35%，取 =30%,得 (1= 发动机与液力变矩器共同工作时变矩器的最大输出转矩（ N m） ,由前面发动机与液力变矩器匹配可知266N m; 主传动传动比，由表 终传动传动比，由表 i =k、o、 B 分别为变速箱效率k,主传动效率o,轮边减速器传动效率 B ，参照车辆底盘构造与设计 250 知k=243表 2= 机器克服滚动阻力时变矩器输出轴的最高转速（ r/由发动机与液力变矩器匹配得544r/ 车辆最高行驶速度 (km/h), 4km/h; 将相关数据代入式（ 3式（ 3 载机动力换挡变速器设计 14 最大传动比 最小传动比 载机动力换挡变速器设计 15 速箱方案设计 参照同类机型， 行星式动力换挡变速箱由行星传动部分和一对定轴传动齿轮组成，可实现两个前进挡和一个后退档；行星传动部分有两个行星排，两行星排的太阳轮、行星轮和齿圈的特性参数都相等，即辛普森轮系。设两行星排的特性参数均为 p,前进档采用图 传动比 1 ；前档采用闭锁离合器直接传动，此时整个行星传动部分则变成为一个整体旋转，其传动比 i =1,为直接档；倒档传动采用图 传动比 。定轴传动采用直齿圆柱齿轮传动，设其传动比为该行星式动力换挡变速箱的传动比由下式确定： (4式中： 变速箱传动比； 定轴部分传动齿轮传动比； i 对应每一档行星传动部分传动比。 前档时， i=i =1，且 ik=其带入式（ 4倒档传动比 前档时， 入式（ 4 i =1+p= 倒档时， p= 载机动力换挡变速器设计 16 图 载机行星式动力换挡变速箱传动简图 图 Z X(A) 图 Z X(A) 载机动力换挡变速器设计 17 星齿轮传动的配齿计算 根据前档来计算，由 i =,查机械设计手册第五版第 2卷表 i =应的各齿轮齿数： 2 3 8 传动比误差 = %100时，其最少齿数的齿轮为太阳轮 a；而且当特性参数 p 3 时，其最少齿数 的齿轮为行星轮 c。 将 2Z X(A)传动类型分解为两个（ a c）和（ c b）啮合齿轮副，见图 载机动力换挡变速器设计 18 图 2Z X(A)型啮合齿轮副 轮材料的选择 初选太阳轮、行星轮和齿圈均采用 35质后表面淬火，硬度为 46 55 变速箱计算扭矩的确定 由发动机与液力变矩器共同工作决定的最大牵引力为 6时由发动机传给变速箱的扭矩为 266N m; 由地面附着条件决定的最大牵引力，由铲土运输机械设计 （ 2 = 式中：为附着系数，由铲土运输机械设计 2胎在各种路面上的滚动阻力系数 f 和附着系数，本机型采用 胎， =机器的附着重量，由本次设计任务书可知 88 66可见由发动机与液力变矩器共同工作决定的最大牵引力为 于由地面附着条件决定的最大牵引力 所以发动机传给变速箱的扭转为 266N m。 齿面接触强度初算最小齿轮 (行星轮 )分度圆直径 齿轮分度圆直径 1d 的初算公式 2为 载机动力换挡变速器设计 19 1d = （ （ 4 式中 算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动 768； 1T 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， N m；应是功率分流后的值，由公式a/a 太阳轮 发动机与液力变矩器匹配知 266 N m， 行星排行星轮个数为 3，则 22 N m 使用系数，见表（ 6 综合系数，见表（ 6 计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数，见第七章第三节， d 小齿轮齿宽系数，见表 6 u 齿数比，即 u =1=32/13= 试验齿轮的接触疲劳强度极限， N/ 2按图 6 6取；且取 1和 2中较小值 , 1= 2=1500N/ 式中，“ +”号用于外啮合，“ -”号用于内啮合。 将相关数据代入式（ 4 圆整 0 由公式 d1=m=查行星齿轮传动设计 m=6。 齿根弯曲强度初算齿轮模数 m 齿轮模数的初算公式 2为 m= 2 （ 4 式中 算式系数，对于直齿轮传动 综合系数，见表 6 计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数，取 载机动力换挡变速器设计 20 1 小齿轮齿形系数，见表 6 1Z 齿轮副中小齿轮齿数， ； 试验齿轮的弯曲疲劳强度极限， N / 2按图 6 6取 1 2211=460N/221。 将相关数据代入式（ 4得 m=查行星齿轮传动设计 m=5。 上述公式（ 4 4用于 2一般工况下，两式应同时计算，且取其中较大值 ,但参照同类机型取 m=5。 轮变位方式及系数的选择 当 1, =20时，不发生根切的最小齿数为 7,因 30时称正传动，当 ,当其齿数比 u = 1一定时，可以使小齿 轮的齿数 大齿轮采用负变位（ 载机动力换挡变速器设计 21 由当 =20时， x1+,及 z1+8,再由 u = 1=行星齿轮传动设计 .3, 即 太阳轮的变位系数为 星轮的变位系数为 圈的变位系数为 行星排各齿轮的几何尺寸 表 度变位圆柱直齿轮传动的几何尺寸 (长度： 序号 名称 计算公式 1 模数 m 5 2 压力角 20 3 分度圆直径 d d1=5 65 d2=60 290 4 齿顶高 啮合 *1 *2 内啮合 *1 22222 齿根高 *1 *2 齿高 h 111 fa 22 fa 齿顶圆直径 aa 78 78 222 2 aa 167 载机动力换挡变速器设计 22 8 齿 根圆直径 ff 22 2 ff 基圆直径bddd b dd b 0 中心距 a 1212 221 1 齿顶圆压力角a111 s 22 2 重合度 端 面 重 合 度a t a nt a nt a nt a 向 重 合 度0 0 总重合度a ： ”或“ ”处，外啮合用上面的符号，内啮合用下面的符号。 公式中的系数 222* z 是为了避免过渡曲线干涉所需减少的齿顶高系数；当 1* 20 时， 222* 。 星齿轮传动装配条件的验算 （ 1）传动比条件 在行星齿轮传动中，各齿轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比的大小 （ 2）邻接条件 载机动力换挡变速器设计 23 在设计行星齿轮传动时，为了进行功率分流，而提高其承载能力，同时也是为了减少其结构尺寸，使其结构紧凑，经常在太阳轮 a 与内齿轮 b 之间，均匀的，对称的设置几个行星轮 c。为了使各行星轮不产生碰撞，必须保证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙，即两相邻的行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距 s 即 （ 4 式中 分别为行星轮 c 的齿顶圆半径和直径， 78 行星轮个数， 3 a、 c 齿轮啮合副的中心距， 相邻两个行星轮中心之间的距离。 代入数据得 78制齿轮的承载能力主要取决于齿面的弯曲强度，故通常先按齿面弯曲强度，即先按其初算公式（ 4算齿轮的模数 m ；然后按齿根接触强度条件公式（ 5行验算。 对于长期工作的行星齿轮传动，应对其各个啮合齿轮副分别按公式（ 5载机动力换挡变速器设计 30 算其齿面接触强度和按公式（ 5算其齿根弯曲强度。而对于具有短期间断工作特点的行星齿轮传动，仅需按公式（ 5行其齿根弯曲强度验算。 面接触强度的校核计算 齿面接触强度的校核计算时，取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大值，而小齿轮和大齿轮的许用接 触应力 要分别计算。下列公式适用于断面重合度 齿轮副。 1、 齿面接触应力 H 在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力 H 可按下式 3计算，即 1101 （ 5 2202 （ 5 1（ 5 式中 动载系数，由式（ 6得 使用系 数，由表 6 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 1； 计算接触强度的齿间载荷分配系数，查表 6 1； 计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由表 7 0H 计算接触应力的基本值（ N/ 端面内分度圆上的名义切向力， N ，可按公式（ 612000d 式中 1T 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， 422N m， 1d 小齿轮分度圆直径 65得 12985N; 1d 小齿轮分度 圆直径， 查本次说明书表 65 Z Z Z Z E H 载机动力换挡变速器设计 31 b 工作齿宽，值齿轮副中的较小齿宽， 取 60 齿数比，12；其中 轮副 =32/13=轮副 =58/13=Z 节点区域系数 ,由公式（ 6图 6 弹性系数， 2查表 6 Z 重合度系数，查图 6 Z 螺旋角系数，直齿轮 Z =1， =0； 式中，“ +”用于啮合，“ -”用于啮合。 将相关数据分别代入式（ 5 5 5： c 齿轮副 21 =, 轮副 221 / 。 p 许用接触应力 可按下式计算，即 =m 5式中 试验齿轮 的接触疲劳强度， N / 2查图 6a）取 ，得 =1500N / 2 计算接触强度的最小安全系数，查表 6 计算接触强度的寿命系数，查表 6轮副、 轮副均取 1； 润滑剂系数， 速度系数， 粗糙度系数，查表 6三者之2 载机动力换挡变速器设计 32 积 工作硬化系数，由式（ 6 接触强度计算的尺寸系数，查表 6 1。 将数据代入式（ 5许用接触应力 2/1418 。 3、 强度条件 校核齿面接触应力的强度条件：大、小齿轮的计算接触强度应力中的较大 H 值均应不大于其相应的许用接触应力 ，即 H （ 5 22 /1 4 1 8/ 7 1 所以符合齿面接触强度要求。 根弯曲强度的校核计算 1、 齿根应力 F 在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿根应力 F 可按下式计算，即 F = 0 （ 5 0(5式中 意义同前； 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，由式（ 6 1； 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，查表 6 1； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由式（ 7得 0F 齿根应力的基本值， N / 2对大、小齿轮应分别确定； 载机动力换挡变速器设计 33 载荷作用于齿顶时的齿形系数，由图 6， 轮副太阳轮取 星轮取 轮副行星轮取 圈取 载荷作用于 齿顶时的应力修正系数，由图 6， 星轮取 轮副行星轮取 圈取 Y 计算弯曲强度的重合度系数，由式（ 6 轮副为 轮副为 Y 计算弯曲强度的螺旋角系数，由式（ 6 1； b 工作齿宽， 60 将相关数据分别代入式（ 5 5： c 齿轮副太阳轮 F =310 2/行星轮 F =305 2/ 轮副行星轮 F =490 2/齿圈 F =411 2/ 2、 许用齿根应力p 可按下式计算，对大、小齿轮 应分别确定。 = (5式中 试验齿轮的弯曲疲劳强度极限， N / 2有图 6a）取 得 =420N / 2 试验齿轮的应力修正系数，采用本书的 值时，取 计算弯曲强度的寿命系数，查表 6 1； 相对齿根圆角敏感系数，取 1； 相对齿根表面状况系数，查表 6 计算弯曲强度的尺寸系数，由图 6 载机动力换挡变速器设计 34 计算弯曲强度的最小安全系数，见表 6 将相关数据代入式（ 5，大、小齿轮 均为 。 3、 强度条件 校核齿根应力的强度条件为计算齿根应力 F 应不大于许用齿根应力 ， 即 F （ 5 因计算的 F 最大值 F =490 2/ =，所以符合齿根弯曲强度要求。 星传动部分的结构设计 、 太阳轮的结构设计 参数见前面几何尺寸表 度变位圆柱直齿轮传动的几何尺寸，技术要求：进行热处理调质后表面淬火，齿面硬度为 46 55料为 35 、 行星轮结构设计 参数见前面几何尺寸表 度变位圆柱直齿轮传动的几何尺寸，技术要求：进行热处理调质后表面淬火，齿面硬度为 46 55料为 35 、 行星轮轴的结构设计 1、采用空心轴，材料选用 40 2、行星轮轴主要受剪切应力，可用下式 1计算： 4 （ 5 式中：行星轮轴上的总扭矩， 1 2 6 68 1 2 a x 560000N 许用剪切应力， 4s ， 40屈服极限 s =785以 = n 行星齿轮个数，为 3； 太阳轮与行星轮中心距 将数据代入（ 7 整取 16 、轴承的选择 载机动力换挡变速器设计 35 行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针轴承。 滚针数的确定 1： 作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的 10%，在 45间，此设计取 d=4： B 式中： 实际行星轮轴计算直径， 行星轮轴的直径， g 滚针与行