毕业设计（论文）-ZL40装载机传动系统的设计

摘要 随着主机性能要求的提高和变化，逐渐显现目前国内ZL40/50装载机传动系，配置较单一、陈旧。研究装载机的使用工况及在变负荷工况下发动机的特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，研制开发新的适用于该主机的传动系对提高装载机的牵引动力性能和行驶性能具有十分重要的现实意义。本文对驱动桥轮边行星传动机构进行了优化设计，并根据优化结果对齿轮采用了不等啮合角的角度变位，进行了变位系数的分配和尺寸计算；分析了装载机的使用工况特点、在变负荷工况下发动机的特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，研究了液力变矩器与发动机的匹配性能；详细讨论了新设计的动力换挡变速器的传动方案图及挡位、速比、齿轮模数、离合器等主要参数的选择和确定过程，计算了各挡离合器的扭矩容量及储备系数，开发设计了前四、后四定轴式动力换档变速器。基于ZL40装载机整机参数和新设计的液力变速 箱和驱动桥参数，对整机的牵引性能和速度性能进行了理论匹配计算和研究，绘制了牵引力和速度曲线。为了验证设计的一致性和正确性，进行了变矩器性能试验、液力变速箱性能试验和主机牵引性能试验，表明达到了主机的设计要求。具有一定的经济和社会价值。关键词：液力变矩器,动力换挡变速器,轮边行星传动,匹配,设计 AbstractWith the work application change and improvement,it gradually emerged that the previous ZL40/50 power train configuration was humdrum and out-of-date.Its very practical and meaningful for improving the traction performance and vehicle speed to study the application condition and the Engines output characteristic under varying load,research on the coupling properties between torque converter and Engine.Its valuable to develop new power train system for wheel loader.In this paper,a method is established to optimum design to wheel end structure of drive axle,analyze work condition features and the Engine out performance under varying loads,research the common work characteristic between the Engine and the torque converter.A kind of power-shift transmission is developed which has 4-forward gears and 4-reverse gears,more detailed calculation and the choice of main parameter are introduced in the paper.Based on vehicle parameters of ZL50 wheel loader and new power train,lug forces and the machine speeds of every gears are calculated and figure out the traction-speed curve.In order to verify the correct and consistent with the calculation and design, several experiments are done including torque converter performance experiment, hydraulic transmission performance experiment,vehicle lug performance test.From these test,got the original parameter of torque converter and basic characteristics of the transmission.Based on ZL50 wheel loader machine parameters and new power train,max lug force and the highest speed are proceeded.vehicle traction performance curve.As a result,the wheel loader gets superior lug capability and the higher vehicle speed,it can work efficiently and run faster,achieve the design purpose.Key words: torque converter power-shift transmission wheel end match design 目 录1 绪论.6 1.1装载机概述.6 1.2 装载机的现状及发展.7 1.3课题研究的意义.8 1.4课题研究的主要内容.92 驱动桥轮边传动设计.10 2.1确定装载机类型.10 2.2 2K-H（NGW）轮边行星传动介绍.10 2.3 轮边行星传动的优化设计.112.3.1设计变量和目标函数.112.3.2约束条件.122.3.3优化方法和结果.17 2.4变位系数的分配和尺寸计算.18 2.5强度校核.192.5.1弯曲疲劳强度校核.192.5.2齿面接触疲劳强度校核.20 2.6本章小结.213 变矩器和变速器传动系统的研究设计.22 3.1发动机的实用调速特性.22 3.2液力变矩器与发动机共同工作特性.24 3.2.1液力变矩器和发动机的共同工作的输入特性.24 3.2.2液力变矩器和发动机共同工作的输出特性.26 3.3动力换档变速器的设计.26 3.3.1车辆总传动比的确定.27 3.3.2变速器的挡位和传动比的分配.27 3.3.3变速器齿轮模数的初选.28 3.3.4变速器传动方案的设计.283.3.5片式离合器主要参数的确定.293.3.6片式离合器的摩擦力矩的计算.303.3.7离合器的扭矩储备系数的计算.32 3.4车辆车速与牵引力的计算.33 3.5新传动系的参数及特点.353.5.1 ZL40轮式装载机主机和传动系的基本参数.353.5.2新传动系的特点.37 3.6本章小结.38结论.39致谢.40参考文献.41附录.42 1 绪论1.1 装载机概述中国是世界装载机产销大国，装载机行业一直由国人主导，占有非常可观的市场份额。我国基础建设投资的持续高速增长，扩大了工程机械的市场需求量，促进了我国装载机行业的发展。又加上市场竞争的影响，我国装载机市场表现出持续而快速的增长步伐。然而，面临国家信货政策紧缩与钢材等原材料价格上涨等问题，装载机行业受到了很大冲击。本报告分析研究了我国装载机市场的发展现状与趋势，深入了解装载机行业，客观分析市场发展存在问题，并提出一定建议，对我国装载机市场的认识和把握有一定的帮助。 装载机是一种广泛应用于公路、铁路、港口、码头、煤炭、矿山、水利、国防等工程和城市建设等场所的铲土运输机械。其主要功能是对土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料进行铲装及短距离运输作业，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。 我国装载机行业起步于50年代末。1958年，上海港口机械厂首先测绘并试制了67kw斗容量为1m3的装载机。这是我国自己制造的第一台装载机。该机采用单桥驱动、滑动齿轮变速。1964年，天津工程机械研究所和厦门工程机械厂测绘并试制了功率为100.57kw斗容量为1.7m3的z435型装载机。1962年国外出现铰接式装载机后,天津工程机械化研究所与天津交通局于1965年联合设计了z425型铰接式装载机。 柳州工程机械厂和天津工程机械研究所合作，在参考国外样机的基础上，于1970年设计试制了功率为163.9kw(220hp)、斗容量为3m3的zl50型装载机。zl50型装载机经过几年的实践考核，证明性能良好、结构先进，为后来我国zl系列装载机的发展奠定了基础。通过近40年的发展，我国装载机从无到有，产品种类及产量均有较大幅度的提高，已经形成独立的系列产品和行业门类。我国生产的装载机以zl系列为主。 近年来，随着引进国外技术的增加，出现了许多新型。如wa4701为引进日本小松公司装载机原机型号，fl460为引进日本古河矿业公司装载机原机型号，kld85z和kld95z为引进日本川崎重工装载机原机型号，等等。 装载机是工程机械中发展最快、产销量及市场需求最大的机种之一。国民经济的发展与国家基建规模及资金投入的增大，促进了我国装载机行业的迅速发展。生产企业由1980年的20家增至现在的100余家，初步形成了规格为0.810t约19个型号的系列产品，并已成为工程机械主力机种。 1.2 装载机的现状及发展在我国工程机械行业市场中，装载机市场是一个发展最为成熟，也是一个发展最为与众不同的分支市场，其市场销量最大，但利润却是最低，而市场销量又一直保持持续的增长走势。特别是在2000年装载机市场爆发价格战以来，市场销量呈现出几何倍数增长。2009年中国装载机行业全行业总销售量为22万台左右，比2008年的19万台，增长了13.6%，净增了27366台，其净增量超过了中国装载机行业“八五”以前任何一年的总销售量。2007年以来，中国装载机行业的发展乐观中充满曲折，市场需求先扬后抑，总体而言，仍创出同期历史最高水平，市场销量直逼16万台大关，市场销量比2000年扩大了8倍多。国内产能过剩的压力和企业自身走出国门的目标，促使装载机的出口销售增长迅速。2007年上半年共累计出口4,111台，与2006年同期的1,543台相比，增长2,568台，增幅达166.4%，远远大于总销量23.6%的同期增长率。尽管如此，装载机出口量只占总销量的5%左右，出口潜力仍然巨大。2008年上半年，我国装载机市场在克服原材料价格上涨和国家信货政策紧缩等不利因素的影响，依然表现出快速的增长势头。特别是受益出口销量的增长，我国装载机市场正呈出一些新的发展特点。而且随着整个工程机械行业的发展，以及外资企业在中国装载机市场的发力，我国装载机行业正进入新一轮整合期。 我国装载机行业的自主品牌通过十几年的发展，在跨国公司强势品牌的重重包围之下，摸爬滚打，走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，牢牢控制了国内90%以上的市场份额。国内装载机市场的营业额近年来一直约占我国整个工程机械行业总营业额的半壁江山，其行业地位十分重要。同时国产装载机产品以其出色的性价比优势，已经开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。 近几年, 装载机主要生产企业都在努力采用各种方式扩大生产能力, 如利用企业退城进园或退市进郊的有利机会, 多方筹集资金, 以实现产品全面升级和技术改造, 柳工、厦工、龙工、临工和徐工等企业的装载机年产能都达到了2万台以上。经过连续数年的高速发展, 装载机等工程机械传统产品的市场保有显著增大, 市场渐趋饱和。因此“十一五” 期间, 装载机行业的发展将逐步趋于理性, 预计装载机市场年平均增长率将在6%左右。以资源组为主要方向的企业整合不可避免，现有近百家小型生产企业面临被兼并、转产或倒闭, 其中包括产能低于2000台的企业。本土与外资两大阵营的格局雏形已经显现。外资的进入，使得中国装载机市场高低端产品不再泾渭分明。在本土智慧与国际惯例相互影响的过程中，竞争规则将会逐渐改变，中国装载机市场也会朝着健康的方向发展。 我国装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业的领先者。根据国外装载机的发展特点及外部环境影响，专家预测未来装载机的主要发展趋势是： 1)大型化与微型化仍是产品系列化的两极方向。 2)微电子及机电液仪一体化技术将获得越来越广泛的应用。 3)安全性及舒适性是产品发展的重要目标。 4) 开发节能、高效、可靠、环保型产品，并研制无泄漏装载机。 5) 技术进步、人才培养和售后服务将成为企业生存的三大关键内在因素。 1.3课题研究的意义 中国国土面积大，各项建设事业正处于蓬勃发展过程中，对装载机的需求量大。世界上工业发达国家著名的装载机制造商几乎全部进入中国，不少国有和民营企业也看好中国的装载机市场，纷纷进入装载机行业，进行装载机产品的生产和开发，而且产品的产量随着市场的需求量的提高而不断增长。 中国已成为世界最大的装载机市场，正在成为世界装载机的制造中心。但是必须注意，中国目前虽然已成为装载机需求和生产的大国，但决不是强国。国际水平的研发中心不在中国，装载机关键配套零部件也不在中国。在装载机关键的核心技术研究与掌握方面，国内企业与国外企业差距很大，特别是国内企业在装载机的基础理论研究方面投入的人力、财力严重不足。这些年来，我们取得了长足的进步，大大缩小了与国外先进技术的差距，但如果今后技术创新(包括设计技术和制造技术等方面上稍有懈怠，与国外先进技术的差距仍然会拉大，因此可以说今后国内装载机企业的任务仍然十分艰巨。由于历史的原因，原本的国有装载机企业因为人才流失，资金不足，技术不高，造成自主研发能力不高，设计方法落后；而改革开放后的合资企业和外资企业，只是根据国外的设计图纸进行批量生产，基本不进行设计，所以中国的装载机设计手段比较落后，常常凭借经验进行设计制造，造成生产的装载机存在一些缺陷，在三包期间常出现故障，做不到等寿命设计，对厂商和买家造成不小的经济损失。 以往液压装载机的新产品开发过程是前期设计完成后，进行样机试制，然后经过现场装载试验或强度测试，若发现问题改进再试验再修改，复修改直到满足设计要求后，再批量投产。这种开发过程的周期长、风险大、成本高、上市慢，限制了企业的市场竞争力。目前国内企业在设计装载机时仍以测绘类比为主，强度计算仍采用材料力学方法，对装载机结构件应力分布情况缺乏定量的了解。并且，装载机作业外载荷又复杂多变，传统的材料力学方法难以满足设计上的需要。所以非常有必要将现代设计方法和有限元方法应用于装载机工作装置的结构设计和性能分析，以提高装载机工作装置的可靠性，对结构进行优化、减轻工作装置重量、提高工作效率、减少能耗，从而提高装载机生产企业的设计水平和自主开发能力。1.4课题研究的主要内容 （1）驱动桥轮边行星传动机构的优化设计，包括2K-H（NGW）型行星传动中太阳轮齿数、模数、齿宽、传动比的优化，轮边几何尺寸计算及齿轮变位系数的分配计算，并对太阳轮进行了强度校核。 （2）研究装载机的使用工况及在变负荷工况下发动机的实用外特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，进行了变速箱的相关参数的设计及车速和牵引力的匹配计算，并作出了相应的牵引力曲线图。 （3）基于以上研究开发了前进四挡、后退四挡的定轴式动力换档变速器，并通过变矩器原始特性试验、液力变速器（双变总成）性能试验和主机牵引性能试验等，对理论研究和设计计算进行了试验验证，得出新设计的传动系配置合理的结论，车速和牵引力均较原传动系有所提高。研制开发新的适用于该主机的传动系对提高装载机的牵引动力性能和行驶性能具有十分重要的现实意义，同时也具有一定的经济和社会价值。 2 驱动桥轮边传动设计2.1确定装载机类型根基设计要求要设计的装载机为前卸轮式装载机，采用六杆反转机构，动力换挡，湿式钳盘制动，铰接式车架，采用液压操纵。如图2-12.2 2K-H（NGW）轮边行星传动介绍驱动桥的主要功用是将变速箱输入的动力经降速增扭、改变所传扭矩的方向后分配到左右驱动轮，使机械行驶，并允许左右驱动轮可以不同的转速旋转。分为轮式和履带式，轮式一般由桥壳、主减速器、差速器和半轴、轮边减速器等组成。主减速器可用以降低转速、增加扭矩、通过主传动装置锥齿轮改变传动方向以适应机器的行驶方向；差速器的功用是在必要时可使两侧车轮以不同的转速旋转，以适应车辆转弯及在不平道路上行驶；半轴的功用是将扭矩从差速器传给左、右驱动轮；轮边减速器是为了进一步降速增扭，减少传动系其他构件的负荷，同时满足车辆车速的要求。此外，驱动桥还是承重装置和行走支承装置。ZL40轮式装载机的驱动桥一般采用单级传动主传动、普通螺旋锥齿轮差速器和轮边减速机构。行星传动根据基本构件的组成分为2K-H、3K和K-H-V三种，其中基本构件的代号中K代表中心轮，H代表转臂，V代表输出轴。基本构件是指可围绕定轴线转动或固定，在工作时承受外力矩的构件。这些构件的转动轴线称为主轴线。行星传动还可按齿轮啮合方式分类，则划分为NGW型、NW型、NN型、WW型、NGWN型、N型和ZUWGW型等，其中代表类型的字母含义为：N内啮合，W外啮合，G公用的行星轮，ZU锥齿轮。驱动桥轮边减速行星齿轮传动一般结构为太阳轮为主动件，与半轴用花键相连，从动件为行星架，与车轮相连，齿圈固定不动，与桥壳相连，因而属于2K-H（NGW）结构。这种行星传动可得到较大的传动比和较高的传动效率，故轮式机械的轮边减速大多采用此方案，它可以以较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，从而布置在车轮轮毂内部而不使外形尺寸增加。若用、分别代表太阳轮、齿圈和行星轮的齿数，则其传动比为 公式中，传动比表示当齿圈b固定时，主动件太阳轮a对从动件行星架X的传动比；则表示当行星架X固定时，主动件太阳轮a对从动件齿圈b的传动比。为了改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮和半轴外端不加径向支承，采用完全浮动结构，实现行星轮均载。由于原ZL40装载机驱动桥主减速器较为薄弱，拟采用较为可靠的C216桥的主减速器（传动比为5.286）替代原ZL50桥主减速器（传动比为6.167）。然而，这样替代以后，原ZL50桥的轮边减速器的传动比3.667便不合适了，轮边减速器传动比必须重新配算，以保证主减速器与轮边减速器的总传动比与原总传动比22.61的变化范围在5%以内。基本设计要求确定后，对ZL40/50装载机轮边减速进行优化设计，确定齿数、变位系数和主要尺寸。2.3轮边行星传动的优化设计2.3.1设计变量和目标函数轮边行星减速器主要设计参数为：齿轮的模数、齿数、行星轮数、各齿轮宽度。行星轮数是36的离散变量，为简化可作为常数输入，故设计变量为： 式（2.1）式中：为太阳轮齿数；m为齿轮的模数；B为齿轮的宽度；i为轮边行星传动的传动比，从节省材料、减轻重量出发建立目标函数。由于太阳轮与全部行星轮的体积之和能影响和决定齿圈或整个行星机构的尺寸和体积，因此选择这项指标作为最优化设计的目标函数，即行星传动的体积最小，即 式（2.2）式中，分别代表太阳轮和单个行星轮的体积； 为行星轮数目，为简化设计，取=3； 分别为太阳轮、行星轮的齿数； B为太阳轮、行星轮的齿宽。2.3.2约束条件行星齿轮传动最优化设计的基本条件有，齿轮的齿数应满足传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件。此外还有模数区间，轮齿接触强度的要求和弯曲强度的要求。（1）传动比条件对于NGW型的行星齿轮传动，按传动比 式（2.3）可得 式（2.4）若令 则 式（2.5）显然Y必须为整数值。（2）同心条件:对于2K-H型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须和主轴线重合。即由太阳轮和行星轮组成的所有啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。设太阳轮和行星轮外啮合副实际中心距为。行星轮与内齿圈内啮合副实际中心距为应保证 = 对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位传动，则两啮合副的齿数和应相等，即 由此可得： 或 式(2.6)将代入式（2.6），又可得到同心条件的另一种表达式： 图2-2 同心和邻接条件 式（2.7）在这种条件下，为了使行星轮的齿数为整数，两个中心轮（太阳轮和齿圈）的齿数必须同为奇数或偶数，也就是说Y值必须为偶数。当采用不等啮合角的角度变位传动时，其同心条件可不受式（2.6）和（2.7）的限制，只要变位后外啮合与内啮合的中心距相等即可，即 = 或 式( 2.8 )式中分别为太阳轮、行星轮、内齿圈的齿数；为行星轮与内齿圈的实际啮合角；为太阳轮与行星轮的实际啮合角。此时两中心轮的齿数不必同为奇数或偶数，Y值也不必一定为偶数。所以采用这种角度变位传动使NGW型传动的齿数选择具有很大的灵活性，大大增加了齿数选择方案的可能性。设计时，外啮合宜用大啮合角，通常取啮合角=;内啮合可降低些，通常取（3）邻接条件：在设计行星齿轮传动时，为提高承载能力，减小机构尺寸，常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星轮。为使相邻两个行星轮不互相碰撞，必须保证它们齿顶之间在连心线上有一定的间隙。通常最小间隙应大于模数之半。这就是邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为e，最大行星轮的顶圆直径为,则邻接条件为 e即 式(2.9)式中：为行星轮的个数； 为太阳轮与行星轮啮合副的中心距； 为行星轮的齿顶圆直径。邻接条件与和之值有关。即当比值一定时，不能太大；反之当一定时，比值不能太大。前者反映了对机构承载能力的限制，后者反映了对机构传动比的限制。在不同行星轮个数下，按邻接条件可计算出所能达到的最大传动比。在设计行星传动时，通常已知传动比，选取行星轮个数。但是行星轮数的确定还要考虑制造条件、均载条件、结构尺寸等因素，一般多采用=3。当需要进一步提高承载能力，减小传动装置的尺寸和重量时，在满足邻接条件下可采用3，但必须采用有合理的均载措施，也就是使各行星轮均匀分担载荷。方法之一是提高齿轮及主要零件的制造及安装精度，但由于受工艺条件的限制，一般很难达到，而且是很不经济的；另一个办法是从结构设计上采取措施，使传动装置在工作过程中，各构件之间能够自动补偿各种误差，从而达到受载均衡。常见的不同类型的均载机构有：基本构件如太阳轮、内齿圈或行星架浮动、弹性元件、杠杆联动等。（4）装配条件在行星传动中，几个行星轮能均匀装入，并保证与中心轮正确啮合所应具备的齿数关系即为装配条件。它与上述传动比条件、邻接条件和同心条件是互相依存的。研究装配条件的实质是寻求行星传动中各齿轮的齿数，特别是中心轮（太阳轮、内齿圈）齿数与行星轮个数之间的关系。当NGW型行星轮个数1时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合后，两个中心轮的相对位置就确定了。如果再要均匀地装入其他行星轮，就必须满足一定的条件才能实现。如图2-3所示，2/为相邻两行星轮所夹的中心角。设第一个行星轮在位置装入并与两中心轮啮合，然后将行星架X顺时针转过2/角度，即让行星轮转到位置。在这期间，中心轮a转过的角度由传动比确定，即 为了在位置装入行星轮，要求此时中心轮a在位置的相应轮齿和它转动角之前的位置完全相同。也就是说中心轮a转动的角必须为其节距所对的中心角2/的整数倍M。即 M=整数将值带入上式可得 =整数 式(2.10)只要满足上式就可在位置再装入行星轮。同样操作，也可在位置再装入其它行星轮。式（2.8）表明，NGW型行星传动的装配条件与行星齿轮齿数无关，也就是说与是否采用角度变位传动无关，只要两中心轮齿数之和为行星轮个数的整数倍即可。 图2-3NGW型装配条件的分析将带入式（2.8），可得NGW型装配条件的另一种表达形式 =整数或 整数 式(2.11)（5）模数条件模数不应小于2，即 2-m0 式(2.12)（6）行星传动中小齿轮的最小齿数要求对于硬度小于HB350的软齿面，推荐17；对于硬度大于HB350的硬齿面，推荐12，故有 12-z0 式(2.13)(7)齿宽与模数之间的关系必须满足 5m B17m 式(2.14)(8)由传动比变化在5%之内，得到 4.06 i4.49 式(2.15)2.3.3优化方法和结果令设计变量为，将传动比条件和同心条件引入目标函数，将其余条件作为约束得到数学模型可表示为： S.t. 2-0 12-0 0 -170 -4.490 4.06-0 .=3n n为正整数这是一个4维最优化设计问题并具有多个不等式约束和等式约束。使用混合惩罚函数法，即对于等式约束条件，构造外罚函数，对于不等式约束条件，构造内罚函数，这样构造的混合罚函数为：min 式中使用了统一的惩罚因子.当k时，lim=0为数学模型中的不等式约束条件，为等式约束条件。根据模数的系列化和齿数为整型变量，采用多层优化方法进行优化。具体方法如下：，1）在第一层最优解附近，根据模数的标准系列，对模数进行圆整。此时模数是常数，代入第一层优化目标和约束条件，得到新的目标函数和约束条件，即为第二层优化，设计变量为齿数、齿宽和传动比。2）齿数圆整后的最优解。在第二层优化函数的最优解附近，取圆整后的齿数作为太阳轮的齿数。再把齿数、模数视为常量而形成第三个目标函数及约束条件。如此采用多层优化方法，最后得到优化结果如下：=15，6.5，60，4.42.4变位系数的分配和尺寸计算在轮边行星传动中，为了保证装配及同心条件下齿数的选择具有较多的可选方案，轮齿采取了不等啮合角的角度变位，需考虑分配变位系数。变位系数选择和分配的好坏，对齿轮的承载能力、传动质量、磨损的影响很大。根据优化结果，太阳轮齿数=15，模数为6.5，传动比为4.4，行星轮数目等于3，确定轮齿的变位系数和其他尺寸。1）齿数的确定计算：计算并初选: ，为适应变位需要，初选按，查参考文献10图36.2-3，得到预计啮合角=26，=17.5。2）a-c传动计算计算未变位时的中心距初算中心距变动系数计算中心距并圆整：，圆整取a=108实际中心距变动系数：计算啮合角得 计算总变位系数：校核：查参考文献10图35.2-7中，介于曲线P7及P8之间，有利于提高接触强度和弯曲强度，可用。分配变位系数：按参考文献1035.2-8分配，得变位系数=+0.3383， +0.35653）c-b传动计算计算未变位时的中心距初算中心距变动系数计算啮合角，得 =155746计算总变位系数：计算： =-0.3487+0.3565=0.0078至此，得到轮边设计的全部参数。这样驱动桥的总传动比为5.2864.4=23.258，与原来的传动比6.1673.667=22.613相比传动比的变化范围在5%以内，满足要求。2.5强度校核在NGW型行星齿轮传动中，外啮合的太阳轮往往是传动中的薄弱环节。它同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数多，负荷大，变形大，工作条件不利。另外，在约束条件中未列出轮齿接触疲劳强度和弯曲疲劳强度要求，故需对齿轮进行强度校核。以变速箱一挡为例，按装载机铲掘工况对设计中较为薄弱的太阳轮进行强度校核。2.5.1弯曲疲劳强度校核太阳轮为表面硬化的直齿轮，采用20CrMnTi材料,齿面渗碳淬火，心部硬度大于HRC32，精度等级为8级。由驱动桥设计输入扭矩为5100N.m，轮边行星传动中太阳轮传递的扭矩为 式（2.16）由齿根弯曲疲劳强度公式 式（2.17）式中，为太阳轮分度圆上的切向圆周力，故B为太阳轮的宽度，60mm。为使用系数，原动机为多缸内燃机，但液力传动减小了载荷冲击，故取值1.0为动载系数，经计算得=1.35为齿向载荷分布系数，对硬齿面非对称布置取=1.25为齿间载荷分配系数，取值为1.2为复合齿形系数，由参考文献10图35.2-23查得取值为4.1为弯曲强度计算时的重合度系数，取值为0.95经计算得到： =轮边轮齿的弯曲疲劳许用应力式中，为齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值,=920 N.mm?2； 为弯曲强度计算的寿命系数；由最高车速为40km/h，可求得车轮即行星架的转速为142r/min，太阳轮的转速为625r/min,若驱动桥的设计寿命为50001000小时，由参考文献18得太阳轮的应力循环次数为 =按照齿根弯曲应力的循环次数及太阳轮为表面淬火的渗碳钢查得=1.0；为相对齿根圆角敏感系数，取=1；为相对齿根表面状况系数，取Y=0.9；为弯曲强度计算的尺寸系数，查得=0.98；为弯曲强度最小安全系数，按照一般可靠度取1.25得 = = 648MPa故有，满足强度条件要求。2.5.2齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度公式 式（2.18）式中，为节点区域系数，=2.3 = 为材料弹性系数，=189.8=1.13333则 = =1124.6 MPa 齿轮强度接触许用应力公式为式中，为试验齿轮的接触疲劳极限应力，查得 =1250 N.；为接触强度计算的寿命系数，按照齿根弯曲应力的循环次数及太阳轮为表面淬火的渗碳钢查得=1.15；为润滑油膜影响系数，查得=0.95；为工作硬化系数，取=1；为接触强度计算的尺寸系数，查得=1.0；为接触强度最小安全系数，按照一般可靠度取=1.05；得 = = 1300可见，满足强度要求。2.6本章小结本章对装载机轮边行星减速传动进行了优化设计，建立了齿数、模数等主要设计变量的目标函数及其应满足的约束条件，应用混合惩罚函数法和多层优化法得到了优化结果。并按不等啮合角的角度变位进行了配齿，分配了各齿轮的变位系数，对轮边减速进行了尺寸计算，并对太阳轮的接触强度和弯曲强度进行了设计校核。 3