行星齿轮式动力换挡变速箱设计

I行星齿轮式动力换挡变速箱摘要：行星齿轮式动力换挡变速箱不仅在工程车辆上得到了广泛应用，在汽车上的应用也日益广泛，本论文针对ZL50装载机，完成了其变速箱结构设计。首先通过收集资料获得装载机的工作条件，然后分析确定传动方案，变速箱有前进两个档位，后退一个档位，通过操纵两个换挡离合器即可实现换挡，然后通过发动机与液力变矩器的匹配设计计算，使发动机功率得到充分利用，进而改善装载机牵引性能，以达到最佳的工作状态。最后进行了变速箱主要参数的确定和配齿计算，通过主要零部件的强度计算以及轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。关键词：行星式变速器，动力换挡，液力变矩器PlanetarygeartypepowershiftgearboxAbstract:Planetarygeartypepowershiftgearboxhasbeenwidelyusedinengineeringvehicles,notonlyincreasinglyextensiveapplicationinthecar，InthispaperinviewofZL50loader,completeditstransmissionstructuredesign.Firstofall,bycollectingdataforloadersworkingconditions,andthenanalysisthetransmissionscheme,Haveforwardtwogeartransmission,backagear,bymanipulatingtwoshiftclutchshiftcanberealized,Andthenthroughthematchingofengineandhydraulictorqueconverterdesigncalculation,makefulluseoftheenginepower,andthusimprovetheloadertractionperformance,inordertoachievethebestworkingcondition.Finallyhascarriedonthetransmissionofthemainparametersandcalculation,throughthestrengthcalculationofmaincomponentsandbearinglifecalculation,transmissioncanmeetthedesignrequirements.Keywords:Planetarytransmission,Powershift,PydraulictorqueconverterII目录1前言.11.1装载机的总体构造.11.2ZL50装载机的传动系统.21.3ZL50装载机设计参数.32传动方案设计与分析.62.1变速箱的分类.62.2确定传动方案.62.2.1传动方案的要求.62.2.2传动简图的确认.73发动机与液力变距器的匹配计算.103.1画发动机的外特性曲线及液力变矩器的无因次特性曲线.103.2选择合适的液力变矩器的有效直径D.123.2.1变矩器原始参数.123.2.2液力变矩器直径D的确定.133.3作发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线.143.3.1确定共同工作输入特性曲线.143.3.2确定共同输出特性曲线.153.3.3确定变速箱档数比.164行星机构运动学和动力学分析.194.1传动比的确定.194.2离合器的布置.214.3配齿计算.224.3.1确定变速箱行星排的参数（1、2）.224.3.2选配齿轮.234.4运动学分析.244.4.1求各档实际传动比.244.4.2画转速平面图.254.5动力学分析.284.5.1外力矩.28III4.5.2内力矩.285离合器选择.315.1确定换挡离合器的结构形式.315.2确定主要参数.315.2.1摩擦片及参数.316齿轮结构设计.336.1齿轮设计.336.1.1计算载荷的确定.336.1.2齿轮的变位和修正.346.1.3行星排各齿轮的几何尺寸.346.1.4齿轮的强度验算.357轴承的选择计算.407.1轴承的选择.407.2轴承的强度校核以及寿命计算.407.2.1对轴承进行计算时，应考虑以下几个问题.407.2.2最危险处轴承为该轴最左端6410轴承。.417.2.3校核轴承6208.428轴的设计.448.2轴的强度计算.458.3轴的刚度验算.489结束语.52参考文献.53致谢.54太原工业学院毕业设计11前言动力换挡变速箱在最初使用时是因为在重型机械的换挡比较困难，一般的换挡，都需要通过切断主离合器动力后才可以通过换挡拨杆来实现换挡，其换挡时间会相对较长，并且比较费力，对于低速作业的工程机械而言，这一不算短暂的动力切断足以使其立即停车，换挡后才能再次起步；而动力换挡则刚好可以克服这些缺点，它的齿轮啮合在变速箱中是常啮合的，通过离合器和制动器的分离与啮合，实现对齿轮和轴的控制，而离合器与制动器是通过液压来控制的，其断开与闭合的时间是非常短的，可认为没有切断动力，为动力换挡。而行星齿轮式的变速箱又因为其结构紧凑，并且输出与输入轴在同一条直线上，很能符合工程机械的的运用要求，所以会被广泛使用。所以此次的设计是用于工程机械的变速箱，取其中运用广泛的ZL50装载机变速箱进行设计计算.1.1装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。在道路的铺设尤其是要求高的道路中，装载机有着重要的作用，在路基的挖掘，或者对挖开的路面进行铺平，或者在对所用材料的混合及其的装填等工作，有着高机动性，高效率及操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。装载机有轮式和履带式俩种，并且它的动力由于需要大的马力均由柴油机来提供，而主要用于工作的便是前方的铲，下面是装载机的主要组成部分。太原工业学院毕业设计2图1.1轮式装载机结构简图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1.2ZL50装载机的传动系统轮式装载机传动系统如图1.2所示，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1.2轮式装载机传动系统1.液力变矩器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。太原工业学院毕业设计3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。2.变速箱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。1.3ZL50装载机设计参数1.液力变矩器相关参数装载机变速箱所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器，查找机械设计手册给予此类型的液力变矩器，参数如下：表1.1液力变矩器参数IKB1040.04.130.0033.40.13.450.34533.60.22.950.5934.40.32.500.7535.60.4251.9180.81534.80.51.580.7935.20.551.3640.7535.70.611.1150.6836.40.731.0270.7533.60.7651.000.76532.80.850.9350.79530.40.950.8560.81327.41.000.8050.80525.41.0820.6930.75014.41.020.3540.4254.7太原工业学院毕业设计4根据以上数据可以画出液力变矩器的原始特性曲线。2.装载机发动机的参数ZL50轮式装载机的发动机参数如下表：表1.2发动机参数机型参数ZL50额定功率（马力）220额定转速（转分）2200最大扭矩及相应转速79公斤米1300转/分注：此额定功率均为1小时功率3.整机参数车速要求：抵挡车速：10公里小时；高档车速：35公里小时；倒档车速：14公里小时。4.油泵参数：表1.3变速泵转向泵工作泵压力（MPa）流量（L/min）压力（MPa）流量（L/min）压力（MPa）流量（L/min）1.21201276103255.通用的传动机械效率取：0.886.传动比分配主减速比：6.167太原工业学院毕业设计5轮边减速比：4.47.整机重量空载：17.5t满载：22.5t8.主要技术参数与应达到的设计要求（1）斗容量：33M（2）额定负荷：5000kg（3）牵引力（空载）：126.9kN（4）额定功率：2200kw（5）额定转速：2200r/min（6）整机重量：17.5t（空）、22.5t（满）（7）桥荷分配（满）：前64.8、后35.2（8）主传动比：6.167轮边减速比：4.4（9）轮胎：23.525（10）变矩器最大变矩比：4.2（11）低挡车速：10km/h高档车速：35km/h倒档车速：14km/h太原工业学院毕业设计62传动方案设计与分析2.1变速箱的分类1.串联组成式行星变速箱因为单排的行星齿轮变速箱无法满足设计要求。所以需要采用串联组成式变速箱，此种类型的变速箱在结构上除了可以大大传动件的数目外，在功率方面也可以通过减少空转的构件数目使其的值相对增大，实现更高效率的传动。但是它也有一定的缺点，在其换挡时，需要同时切断并且同时啮合俩个档位相对应的齿轮元件，会比较复杂。2.两自由度行星变速箱因需要实现3个档位的变速，且其中对应有一个直接档位，故此变速箱为两自由度的行星变速箱。所以当选择各挡传动方案，组合成行星变速箱传动方案时，需遵照以下原则：（1）以尽可能少的行星排数实现所需的挡位数；（2）为更好地实现各个档位的传动比，需选用恰当的值；（3）基于轴的强度考虑，行星轮的转速需选取恰当的值，且在空转时也一样；（4）为控制整体的传动效率，前进时传动效率应高于0.925，后退时传动效率应高于0.87；（5）需结构简单，制动件以齿圈制动最好，构件连接时最好对应构件相连，这样可以简化构件设计的同时能更好的实现传动，而对于摩擦片等则尽量采用通用件；（6）太阳轮和行星架受力不要过大。2.2确定传动方案2.2.1传动方案的要求拟订变速箱方案简图时，应考虑使其满足下列要求：1.能比较准确的实现各档传动比。太原工业学院毕业设计72.确保各档中的效率达到比较高的值。3.尽可能降低行星架和具有相对转动的构件的转速，对操纵构件要求其减小其传递的摩擦扭矩。4.结构比较简单，外形尺寸不宜过大。5.结构上需要应具有好的调整性和工艺性。2.2.2传动简图的确认根据所需达到的要求，以及查阅参考书并参照同类机型即可拟订出行星变速箱的传动简图。传动简图如图2.1所示：图2.1传动简图该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挡。行星传动部分有两个行星排，两个行星排的太阳轮、行星轮、齿圈的齿数都相等。两个行星排的太阳轮制成一体，通过花键与输入轴连接，输入轴则通过两个滚珠轴承支承在箱体上，每个滚珠轴承限制一个方向的轴向位移。太阳轮又通过花键和闭锁离合器的主动轴相连接。前行星排齿圈、后行星排行星架和太阳轮之间有一个滚珠轴承支承；前行星排行星架通过一个滚珠轴承支承在输入轴上。前行星排行星架和后行星排齿圈上分别设有制动器。前排行星架上的制动器为倒档制动器，后排齿圈上的制动器为低挡制动器，它们都通过花键齿与制动器的旋转摩擦片相连接。制动器的固定摩擦片，通过固定在变速箱壳体上的销钉导向，并传力给壳体，制动器摩擦片的压紧靠油缸活塞。制动器分离时的活塞回位靠沿圆周布置的分离弹簧。太原工业学院毕业设计8闭锁离合器的主动摩擦片有两片，它们与离合器主动轴通过螺钉相连接。主动片为弹性片，允许变形和轴向移动，以实现结合和分离。闭锁离合器的被动鼓分为前后两块，和主动传动齿轮三者用螺钉连成一体，通过两个滚珠轴承支承在壳体上，两个滚珠轴承各限制一个方向的移动。离合器从动片只有一片，因为从动鼓的一侧和离合器的压紧活塞都作为被动摩擦片来传力。被动片通过销钉导向，并传力给被动鼓。离合器靠油压推动活塞来压紧结合，分离时活塞靠碟形分离弹簧分离。变速箱前输出轴通过两个滚珠轴承支承在壳体上，每一个轴承限制一个方向的位移。轴上通过花键固定着被动传动齿轮。后输出轴一端支承在输出轴的端孔滑动轴承上，滚珠轴承起定位作用，限制两个方向的轴向移动。后输出轴上有滑套，移动滑套可以使后桥驱动切断和结合，该机构称为脱桥机构。ZL50装载机行星齿轮变速箱传动简图如下图所示：图2.2ZL50装载机行星齿轮变速箱传动简图太原工业学院毕业设计9设两个行星排的特性参数均为，则不难求出各挡传动比。1.低挡：后行星排工作，其齿圈制动，太阳轮输入，行星架输出，可求得其传动比为=1+i低。2.高档：闭锁离合器结合，此时整个行星传动部分则变为一个整体旋转，其传动比为=1i高，为直接挡。3.倒挡：前行星排工作，其行星架制动，太阳轮输入，齿圈输出，其传动比为=-i倒太原工业学院毕业设计103发动机与液力变距器的匹配计算3.1画发动机的外特性曲线及液力变矩器的无因次特性曲线发动机的外特性曲线可根据下面的经验公式计算，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。扭矩计算公式：22maxmax)()(xAAeHeHeexnnnnMMMM式中：maxeM-发动机最大扭矩eHM-发动机额定扭矩xM-对应转速xn的扭矩eHn-发动机额定转速An-最大扭矩对应转速xn-对应扭矩xM的转速由收集的数据可计算出发动机的最大扭矩：maxeM=744.2Nm额定扭矩，根据马力与扭矩的换算公式得：eHM=702.4Nm额定转速：eHn=2200r/min最大扭矩对应转速：An=1300r/min最后可得出：24130010516.02.744xxnMnMP带入数据，可得以下表格：表3.1发动机参数发动机输出转速n（r/min）发动机输出扭矩M（Nm）发动机输出功率P（kw）600718.91645.17700725.62453.19800731.361.26太原工业学院毕业设计11续表3.1：发动机输出转速n（r/min）发动机输出扭矩M（Nm）发动机输出功率P（kw）900735.94469.361000739.55677.441100742.16385.481200743.68493.451300744.2101.301400743.684109.021500742.136116.571600739.556123.901700735.944131.011800731.3137.841900725.624144.362000718.916150.562100711.176156.382200702.404161.812300692.6166.802400681.764171.332500669.896175.372600656.996178.87得出的数据以转转速n为横坐标，M为纵坐标，得出的关于发动机原始特性曲线，见发动机与液力变矩器的共同输入曲线通常发动机上给出的额定功率并没有减去起内部其他构件所消耗的功率，而计算时需要出去的，一般按照其90%来当做输出功率。发动机在工作时，除去自身部件的消耗外，还会有随车装配的一些其他工作装置，这些通常会是各种油泵和气泵，且通常不会同时工作，为了能更加准确的做出发动机与变矩器的的关系图，需都除去这些消耗，因此，会有俩种匹配模式，即全功率和部分功率匹配。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，变矩器不是与发动太原工业学院毕业设计12机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配。发动机输入液力变矩器的净功率ecN用如下公式计算：gfeHecNNNN式中：ecN扣除辅助装置和工作油泵消耗后的发动机净功率；eHN发动机台架试验确定的标定功率；fN消耗在驱动辅助装置上的发动机功率；gN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%-10%,按10%eHN计算。各工作液压泵所消耗的功率可按下式确定：60pQNg式中：p油泵的输出压力，MPa；Q油泵的流量，L/min；油泵的效率，取=0.750.85,取0.80根据收集的资料可知，变速泵的工作压力1.2Mpa，工作流量为120L/min；转向泵的工作压力为12Mpa，工作流量为76L/min；工作装置油泵的工作压力为10Mpa，工作流量为325L/min。计算出发动机与变矩器的全功率匹配时，发动机在额定工况时给变矩器传递的有效功率为ecN=123.3KW，再计算出此时的扭矩ecM=535.23Nm。当发动机与液力变矩器部分功率匹配时，算出的在额定工况时给变矩器传递的有效功率为ecN=55.9KW，再计算出此时的扭矩ecM=242.7Nm。3.2选择合适的液力变矩器的有效直径D3.2.1变矩器原始参数太原工业学院毕业设计13根据前面做出的变矩器的原始特性曲线，可以得出他的最高效率：0.95=i0.856=K0.813=max41027.4B以便下一步液力变矩器有效直径D的确定。3.2.2液力变矩器直径D的确定根据公式：52max1HeznMD（m）式中：ezM-发动机传给变矩器的最大有效力矩（Nm）max1-所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数-工作液压的重度（N/3m）Hn-发动机额定转速（r/min）按全功率匹配，此时直径：525.0220010/4.2723.5355241Dm圆整1D=525mm按部分功率匹配：449.0220010/4.277.2425242Dm圆整2D=450mm由装载机工作情况要求，既要满足全功率匹配又要满足部分功率匹配之要求，为了使二者兼顾，则应12DDD，故取D=500mm。太原工业学院毕业设计143.3作发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线3.3.1确定共同工作输入特性曲线以转速n为横坐标，扭矩M为纵坐标，先画出发动机的原始特性曲线，然后按计算出的全功率匹配和部分功率匹配的数据进行平移得到。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BM随泵轮转速的变化而变化。泵轮转矩BM计算公式为：52DnMB，D=0.05m在不一样的传动比与不同的值时，会有不同的数据结果，计算可得出下列的数据，绘制成表格：表3.2泵轮转矩Mni9001200150018002100240027000.084.54150.3234.84338.18460.29601.2760.890.185.05151.2236.25340.2463.05604.8765.450.287.08154.8241.88348.3474.08619.2783.680.390.11160.2250.31360.45490.61640.8811.010.42588.09156.6244.69352.35479.59626.4792.790.589.10158.4247.50356.4485.10633.6801.90.5590.37160.65251.02361.46491.99642.6813.290.6192.14163.8255.94368.55501.64655.2829.240.7385.05151.2236.25340.20463.05604.8765.450.76583.03147.6230.63332.10452.03590.4747.230.8576.95136.8213.75307.80418.95547.2692.550.9569.36123.3192.66277.43377.61493.2624.211.0064.29114.3178.59257.18350.04457.2578.641.08236.4564.8101.25145.80198.45259.2328.051.2011.9021.1533.0547.5964.7784.6107.07由于所得的是穿透性变矩器，及液力变矩器在D值一定时，不会随着i值的变化而使力太原工业学院毕业设计15矩发生变化。故所得到的曲线应该是过原点的一条抛物线，根据算得的数据做出它们的共同输入曲线，如下图：图3.1发动机与液力变矩器的共同输入曲线3.3.2确定共同输出特性曲线从共同工作输入特性曲线上，找出各速比i=0、0.1、1.2时的共同工作的转矩BM和转速Bn。再根据各速比i，由原始特性曲线査出对应的变矩系数K和效率，按公式BTinn，BTKMM，9550TTTnMP,可得到发动机与液力变矩器共同工作输出时的转矩MT、转速Tn和功率TP值，算出的结果列成下表：表3.3运输工况iBn(r/min)BM(Nm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nm)TP(kw)0.01733734.53133.2903033.5900.000.11799731.35137.77179.92523.1647.530.3450.21821730.19139.23364.22154.0782.150.590.31858728.13141.66557.41820.33106.250.75太原工业学院毕业设计16续表3.3：iBn(r/min)BM(Nm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nm)TP(kw)0.4251893726.05143.92804.51392.57117.310.8150.51930723.72146.269651143.48115.550.790.551971720.97148.801084983.40111.620.750.611993719.42150.141215.73802.15102.110.680.732102711.01156.501534.5730.21117.330.750.7652132708.48158.171631708.48121.000.7650.852179704.33160.711852.15658.55127.720.7950.952200702.40161.812090601.26131.580.8131.002238698.80163.762238562.53131.830.8051.0822297692.91166.662485.4480.19124.970.7501.202346687.74168.952815.2243.4671.770.425表3.4牵引工况iBn(r/min)BM(Nm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nm)TP(kw)0.01536614990253600.000.115796111011582108350.3450.216436101053291780620.590.316886081075061520810.750.42517016061087231162880.8150.51754603111877953870.790.551799600113989818850.750.6118205991141110668780.680.7318995911181386607880.750.76519475881201489588920.7650.85205958412617505461000.7950.95213858213020314981060.8131.00219157813321914651070.8051.082223057213424133961000.7501.2022475671332696201570.4253.3.3确定变速箱档数比太原工业学院毕业设计171.计算kr和Ii由车轮动力半径的计算公式：)1(20254.0BdrK式中：Kr-车轮动力半径（mm）d-轮辋直径（英寸）-车轮变形系数B-轮胎断面宽度带入数据求得8.0)07.01(212240254.0Krm由齿轮手册差找得到总传动比的计算公式:minmax377.0VnriTKI，带入数据求得Ii=53.0192.验算牵引条件应满足GfGriMkemImax，35.283778.08.0019.5323.535rikmmaxe)(fGGfG查工程机械底盘构造与设计得，09.055.0f，()22.51000(0.550.09)14400GGfGf由上面的计算可知：maxeImKMiGGfr即满足了牵引条件。太原工业学院毕业设计183.计算Mi和Rimax17500.3770.3770.816.0835TNMKTnirV17500.3770.3770.840.29414TNRKRnirV太原工业学院毕业设计194行星机构运动学和动力学分析4.1传动比的确定行星轮系可以看作由定轴轮系转化而来。以行星排为例来看，可把太阳轮、齿圈、行星轮都看作是支撑在行星架上的齿轮。当行星架固定不动时为定轴轮系，当行星架以太阳轮轴线为中心旋转起来就变成了行星轮系。因此，行星排的运动可看作是由两部分运动的合成：行星架带着其上个齿轮以行星架转速作整体运动，这是牵连运动，牵连运动中各齿轮不产生啮合传动运动，行星架上互相啮合的齿轮相对行星架作啮合运动，这是相对运动。只有牵连运动而无相对运动，则整个行星排作整体转动，这种情况称作闭锁传动，只有相对运动，而无牵连运动，则为变轴传动。只看相对运动，各轮传动如定轴轮系，存在一定转速关系：对行星变速机构进行运动学分析，主要是转速分析。求各档下，行星变速器中每一个构件和每一个行星轮的转速。行星齿轮式变速箱由基本行星机构组合而成。基本行星机构大多数是单排内、外啮合行星机构，简称行星排，有单行星和双行星两种，如下单行星排所示。行星排的三个基本元件：太阳轮、齿圈、行星架分别用t、q、j表示，行星轮用x表示。图4.1行星轮运动原理图太原工业学院毕业设计20由图可知，当行星架不动，行星排为定轴轮系，当行星架绕太阳轮轴线旋转就成为行星轮系。因此，行星排的运动可看作两部分运动的合成：（1）整个行星排以行星架的转速作整体转动，这是牵连运动，牵连运动中各齿轮间没有啮合传动；（2）相互啮合的齿轮相对行星架作啮合传动，这是相对运动。考虑相对运动可得：tjqqjtnnZnnZ式中：tjnn-太阳轮相对行星架的转速；qjnn-齿圈相对行星架的转速；-齿圈齿数和太阳轮齿数之比qtZZ，称行星排特性参数。对于单行星，太阳轮和齿圈旋转方向相反，值前取负号；双行星则取正号。故对于单行星的三个基本元件的转速关系式为：(1)0tqjnnn由以上方程可知：行星排的三个基本元件转速之间有一个转速方程相联系，故为一个二自由度机构。要使此机构任意两个基本元件间有确定的转速关系，必须再加一个关系式；方程的三个系数之和等于零，故tqjnnn为其解，即任意两个转速相等时第三个转速亦必与其他两个转速相等，整个行星排成一体转动，称为“闭锁”。行星轮相对行星架的转速xn可由下式求得：()()qtxtjqjxxZZnnnnnZZ式中qxZZtZ、分别为太阳轮、齿圈和行星轮的齿数。对行星变速机构进行运动学分析，主要是转速分析。求各档下，行星变速箱中每一个构件和每一个行星轮的转速。挂一档时，由单行星排转速特征方程可知：1111122222(1)0(1)0tqjtqjnnnnnn太原工业学院毕业设计21在牵引计算中，已初步确定了传动系统各档的总传动比的数值往往很大，最低档的总传动比可达80110甚至更大,因此在通常的机械传动或液力机传动系统中，都要经过多级减速才能实现。kofiiii式中：ki变速箱在某档位的传动比；oi主传动器的传动比；fi轮边传动（最终传动）的传动比，其中oi、fi一般为定值,而ki则相应不同的档位取不同的值。确定ki、oi、fi数值的一般原则是，为了减小传动系统中（除最后一级减速装置的从动件）各零件的荷载，根据功率传递的方向，应尽可能地把传动比多分配给后面的构件，甚至先增速后减速。具体地说，对于上述系统，应首先选取尽可能大的fi，然后再选取尽可能大的oi，最后由所需的各档i确定ki。设计中，传动比分配还可参考现有的同类机械分配方案，结合具体情况选取。初步选定的各传动比数值是否合适，需要通过各部件的草图布置及整机总体布置进行复核，而各部件传动比的精确数值，只有在完成选配齿轮及强度计算后才能最后确定。根据装载机传动比的要求，主传动的传动比一般为46，轮边传动的传动比一般为35。我们根据各档位的总传动比i=53.019、i=16.08。倒档速度取VR=14km/h,则Ri=-40.294。进行传动比的分配。取主传动比oi=6.167，取轮边减速传动比fi=4.4,则变速箱各档位传动比分别为：档：1i=53.019/（6.1674.4）=3.297档：2i=16.08/（6.1674.4）=1倒档:ri=-40.294/（6.1674.4）=-2.5054.2离合器的布置设计确定离合器位置时考虑以下几点：离合器所需传递的扭矩M：太原工业学院毕业设计22离合器所需传递的力矩与离合器的位置布置有关。要使M小，应使离合器布置在高速轴上。设计中希望尽量减少离合器的规格，现有的动力换档变速箱多数采用一种或两种离合器。要使离合器的规格少，在设计中须尽量使各离合器传递的力矩相差小。如果能做到离合器所需传递力矩(11.5)tMM，则可以采用一种规格离合器，而其传递扭距的差别可以用增减摩擦片或改变离合器油缸油压来调整，也有不做任何更动地就都采用一种规格的离合器，而使各离合器的后备系数不同。在动力换档变速箱设计中，需控制空转离合器相对转速,使它不超过一定数值，因为相对转速过高会引起以下不良后果。1.使空转时离合器片间摩擦阻力矩增加，变速箱的传动效率降低（离合器空转摩擦损失是动力换档变速箱主要的功率损失）。2.空转时转速高则发热大，使离合器结合时滑磨功和滑磨功率增加，也即离合器片的负荷大，易导致离合器片的损坏。降低空