ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书.doc

ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书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、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1-1所示，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1.1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 1.2整机传动系统设计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。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。3.驱动桥采用双桥驱动，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。2.传动系总体方案设计2.1总体方案设计参照同类机型，ZL20总体传动方案采用液力机械传动，如图1.2，其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。2.2行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b等。（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ZL20装载机行星式动力换档变速箱，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。3.发动机与液力变矩器匹配分析及其变速箱各档传动比的确定3.1匹配相关数据3.1.1液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24.4-3，初选YJSW310型液力变矩器，其公称特性见图24.4-39,即表3.1表3.1YJSW310型液力变矩器参数iKMB(1000)/Nm04.964076.90.14.280.42882.00.23.400.68080.00.3052.600.79477.30.41.850.74079.00.4481.5210.68279.20.51.450.72577.80.61.3030.78273.80.71.1510.80665.60.771.0540.81261.50.81.0060.80559.00.8460.9370.79354.50.950.7320.69527.01.0150.440.44616.13.1.2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3.2液压系统相关参数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）1.190106562003.1.3其他数据其他相关数据，可见毕业设计任务书主要技术参数。3.2发动机与变矩器原始特性3.2.1发动机原始特性曲线根据毕业设计任务书已知：发动机 =2000r/min， =60KW，最大扭矩及相应转速=300Nm/1600rpm。扭矩计算公式13 （3-1） （3-2）计算发动机原始特性曲线相关参数，见表3.3表3.3发动机原始特性曲线相关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) 1400 296.6 43.47 1500 299.1 46.98 1600 300 50.26 1700 299.1 53.25 1800 296.6 55.90 1900 292.1 58.12 2000 286 60参照相关资料，发动机调速区（1.11.2）,取1.2=1.2x2000=2400r/min将上面数据以转速n为横坐标，发动机输出扭矩M为纵坐标画在图3.1发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%。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ZL20装载机属于小型机，故采用全功率匹配为宜。发动机输入液力变矩器的净功率Nec用如下公式4计算： (3-3)式中扣除辅助装置和工作油泵消耗后的发动机净功率，KW； 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%-10%,按10%计算。各工作液压泵所消耗的功率可按下式4确定： （3-4）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根据课程设计任务书可知，变速泵的压力工作1.1 Mpa，工作流量为90 1/min；转向泵的工作压力为10Mpa，工作流量为651/min；工作装置油泵的工作压力为6Mpa，工作流量为200 1/min。根据式（3-3）和式（3-4）计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Nec=52KW,再由式（3-2）计算出此时的扭矩Mec=248Nm，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3.1发动机与液力变矩器共同输入曲线。时的扭矩Mec=248Nm，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3.1发动机与液力变矩器共同输入曲线。3.2.2发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MB随泵轮转速的变化而变化。由机械设计手册P2466可知，对于每一i值从变矩器的公称特性曲线上查相应的,。给出一系列泵轮转速根据式,和计算得相应一系列, ,值。由公式及表3.1 YJSW310型液力变矩器参数可算得每一i值不同转速下的泵轮的扭矩MB，相关数据见表3.4表3.4每一i值不同转速下的iMn00.10.20.4480.50.60.70.770.80.8460 .951.015140015016115715515214512912111610753321500173185180178175166148138133123613616001972102052031991891681571511406941170022223723122922521319017817015878471800249266259257252239213199191177885219002782962892862812662372222131979858200030732832031731129526224623621810864210033936235334934332528927126024011971220037239738738337735731829828626413178230040643442341941239034732531228814385240044347246145644842537835434031415693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i而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐原点的一束抛物线。根据式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MB，并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3.1。图3.1发动机与液力变矩器共同输入特性曲线 对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。1.高效工况：最大效率 = 0.812时，传动比= 0.77，接近最大功率，允许最低效率=0. 70时，传动比=0.2和=0. 92两条负载拋物线包括了最大功 率 范 围。2.所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段内。3.起动工况=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YJSW310双涡轮液力变矩器合适4.由共同输入特性曲线可知，=0时，=255Nm,则变矩器输出的最大扭矩 =4.964255=1266 Nm.此时=1820r/min。3.2.3发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=0、 0.1、1.2时的共同工作的转矩和转速。再根据各速比，由原始特性曲线査出对应的变矩系数和效率,按公式你、nTi=（nBi*i），MTi=MBi.Ki，NTi=0.1047x10-3.MTi.nTi，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nT和功率值，所得数据列于下表3.5： 表3.5发动机与液力变矩器共同输出数据nB(r/min)MB(Nm)KnT(r/min)MT(Nm)NT(KW)018202554.9640126600.117752584.28177110420.50.217902573.4035887432.80.418002561.8572047435.70.518102561.4590537135.20.618552541.303111333138.60.719552501.151136928841.30.7720052461.054154425941.90.820152401.006161224140.70.84620352260.937172221238.20.9522001300.73220909520.81.0152275840.442309378.9以表3.5数据，选取合适的比例在坐标纸上描点连线，画出图3.2发动机与YJSW310双涡轮液力变矩器共同输出特性曲线。 图3.2发动机与YJSW310双涡轮液力变矩器共同输出特性曲线 3.2.4根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 （3-5）式中：相应泵轮转速1000r/min时，=0.70.8（高转速比区）泵轮力矩（Nm）; 车轮与地面的滚动摩擦系数，由铲土运输机械设计P24表2-1轮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12.5-20轮胎，轮胎气压0.3MPa,取f=0.06,=0.75; 机器所受的重力（空载）（KN）,由设计任务书=68KN; 最高车速，由设计任务书=34km/h; 传动系机械效率，由变速箱效率,主传动效率，轮边减速器传动效率构成，即，参照4知=0.96, =0.98,知=0.98; 相应动力机标定功率的转速（r/min），由设计任务书=2000r/min； 相应最高车速行驶时液力变矩器的效率，取0.812；将数据代入式(3-5)得MB(1000)=61.5Nm,与机械设计手册P24-136图24.4-39知，当=0.77时MB(1000)=61.5Nm,由表3.6发动机与液力变矩器共同输出数据知=0.77时液力变矩器泵轮转速=2005r/min，则机器克服滚动阻力时液力变矩器输出轴的最高转速 =0.772005=1544r/min.3.3各档传动比、主传动比及终传动比的确定3.3.1主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1.513传动比确定主传动比及终传动比，如下表3.6表3.6主传动比及终传动比主传动比1.923终传动比6.843.3.2变速箱最大传动比及最小传动比确定变速箱最大传动比及最小传动比由下式12确定： (3-6) (3-7)式中：作业机械最大牵引力（N），由本次设计任务书知驱动轮滚动半径（m），由课程设计任务书P4式动力半径rd=0.0254d/2+b(1-),式中：d轮辋直径，in,1in=0.0254m;b轮胎断面宽度，in;=0.120.16取=0.12，由本次设计任务书知轮胎选用12.5-20，求得rk=0.5334m,由车辆底盘构造与设计P164式（2-1-1）得rd=(1-)rd,轮式装载机的额定滑转率在30%35%，取=30%,得rk=0.5334(1-30%)=0.374m； 发动机与液力变矩器共同工作时变矩器的最大输出转矩（Nm）,由前面发动机与液力变矩器匹配可知 =1266Nm;主传动传动比，由表3.6知=1.923;终传动传动比，由表3.6知=6.84; 、分别为变速箱效率,主传动效率,轮边减速器传动效率，参照车辆底盘构造与设计P173知=0.96,P250知=0.98,P243表2-3-1知=0.98; 机器克服滚动阻力时变矩器输出轴的最高转速（r/min），由发动机与液力变矩器匹配得=1544r/min; 车辆最高行驶速度(km/h), =34km/h;将相关数据代入式（3-6）、式（3-7）得最大传动比=1.3782 最小传动比=0.48684.变速箱方案设计及参数确定4.1变速箱方案设计参照同类机型，ZL20装载机采用行星式动力换挡变速箱，其传动简图见图4.1。该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4.2方案，其传动比；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4.3方案，其传动比。定轴传动采用直齿圆柱齿轮传动，设其传动比为。则该行星式动力换挡变速箱的传动比由下式确定： (4-1)式中：变速箱传动比； 定轴部分传动齿轮传动比；对应每一档行星传动部分传动比。前档时，i=i=1，且ik=imin=0.4868,将其带入式（4-1）得倒档传动比id=0.4868;前档时，imax=1.3782,id=0.4868,带入式（4-1）得i=1+p=2.8311;倒档时，iR=-p=-1.8311。 图4.1 ZL20装载机行星式动力换挡变速箱传动简图图4.2 2ZX(A)图4.3 2ZX(A)4.2行星齿轮传动的配齿计算根据前档来计算，由i=2.8311并初选行星轮个数np=3,查机械设计手册第五版第2卷表9.2-4查得与i=2.8311相近的传动比ip=2.8125,对应的各齿轮齿数：Za=32 Zc=13 Zb=58传动比误差=0.67%3时，其最少齿数的齿轮为太阳轮a；而且当特性参数p3时，其最少齿数的齿轮为行星轮c。将2ZX(A)传动类型分解为两个（ac）和（cb）啮合齿轮副，见图4.4 图4.4 2ZX(A)型啮合齿轮副4.3.1齿轮材料的选择初选太阳轮、行星轮和齿圈均采用35CrMo,调质后表面淬火，硬度为4655HRC4.3.2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Fmax=56KN,此时由发动机传给变速箱的扭矩为TTmax=1266Nm;由地面附着条件决定的最大牵引力，由铲土运输机械设计p29式（2-17）P=G 式中：为附着系数，由铲土运输机械设计P24表2-1轮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12.5-20轮胎，轮胎气压0.3MPa,取=0.75; G为机器的附着重量，由本次设计任务书可知G=88KN；得P=66KN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Fmax小于由地面附着条件决定的最大牵引力P，所以发动机传给变速箱的扭转为TTmax=1266Nm。4.3.3按齿面接触强度初算最小齿轮(行星轮)分度圆直径d1小齿轮分度圆直径的初算公式2为=（） （4-2）式中算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动=768；啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Nm；应是功率分流后的值，由公式T1=Ta/np式中Ta太阳轮a所传递的转矩，由发动机与液力变矩器匹配知Ta=1266 Nm，np行星排行星轮个数为3，则T1=422 Nm使用系数，见表（6-7），KA=1.50；综合系数，见表（6-5），=1.82.4取1.8，；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，=1.15；小齿轮齿宽系数，见表6-6，da0.75,取0.75齿数比，即=Z2/Z1=32/13=2.4615;试验齿轮的接触疲劳强度极限，N/；按图6-11图6-15选取；且取和中较小值, =1500N/mm2。式中，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。将相关数据代入式（4-2）得d1=79.08mm,圆整d1=80mm。由公式d1=mz1知m=6.15, 查行星齿轮传动设计p85表4-1，取m=6。4.3.4按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= （4-3）式中算式系数，对于直齿轮传动=12.1；综合系数，见表6-5，取1.6；计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数，取1.225；小齿轮齿形系数，见表6-22，取2.62；齿轮副中小齿轮齿数，Z1=1；试验齿轮的弯曲疲劳强度极限，/；按图6-26图6-30选取；且取和中较小值，=460N/mm2, =415.6 N/mm2。将相关数据代入式（4-3），得m=4.622, 查行星齿轮传动设计p85表4-1，取m=5。上述公式（4-2）（4-3）适用于2Z-X型行星齿轮传动中的各个类型，在一般工况下，两式应同时计算，且取其中较大值,但参照同类机型取m=5。4.3.5齿轮变位方式及系数的选择当ha*=1,=20时，不发生根切的最小齿数为Zmin=17,因Zb=130时称正传动，当x=x2x10）,当其齿数比= Z2/Z1一定时，可以使小齿轮的齿数Z10），大齿轮采用负变位（x20）。内齿轮的变位系数与其啮合的外齿轮相同，即x2=x1。对于2Z-X(A)型传动如图4.2，当传动比ibax0由当=20时，x1+x2=0,及z1+z2=58,再由= Z2/Z1=2.4615查行星齿轮传动设计P100图4-4选择变位系数，得x1=0.3,x2=-0.3。即 太阳轮的变位系数为xa=-0.3 行星轮的变位系数为xc=0.3 齿圈的变位系数为xb=0.34.3.6行星排各齿轮的几何尺寸表4.1 高度变位圆柱直齿轮传动的几何尺寸 (长度：mm)序号名称计算公式a-c齿轮副c-b齿轮副1模数m 52压力角 203分度圆直径dd1=mz16565d2=mz21602904齿顶高ha外啮合6.53.5内啮合6.53.185齿根高h14.754.757.757.756齿高h11.2511.2511.2510.937齿顶圆直径7878167283.68齿根圆直径55.555.5144.5305.59基圆直径61.0861.08150.35272.5110中心距a112.511齿顶圆压力角38.4638.4625.8016.1012重合度端面重合度1.49871.5138纵向重合度0总重合度1.49871.5138 注：1.表内有符号“”或“”处，外啮合用上面的符号，内啮合用下面的符号。 2.表内序号2公式中的系数是为了避免过渡曲线干涉所需减少的齿顶高系数；当，时，。4.4行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Lc，即 （4-4）式中、分别为行星轮c的齿顶圆半径和直径，行星轮个数，；a、c齿轮啮合副的中心距，=112.5； 相邻两个行星轮中心之间的距离。代入数据得350）钢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（4-3）计算齿轮的模数；然后按齿根接触强度条件公式（5-6）进行验算。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（5-6）验算其齿面接触强度和按公式（5-10）验算其齿根弯曲强度。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（5-10）进行其齿根弯曲强度验算。5.2.1齿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2.5的齿轮副。1、 齿面接触应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按下式3计算，即 （5-1） （5-2） besZZZZEH=H0 （5-3）式中动载系数，由式（6-57）算得1.07；使用系数，由表6-7，取1.5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6-9，取1；计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由表7-1取1.15；计算接触应力的基本值（N/mm2）；端面内分度圆上的名义切向力，可按公式（6-2）式中啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，422Nm，小齿轮分度圆直径65mm，求得=12985N;小齿轮分度圆直径，,查本次说明书表4.1为65mm;工作齿宽，值齿轮副中的较小齿宽，,取60mm;齿数比，；其中a-c齿轮副=32/13=2.4615, b-c齿轮副=58/13=4.4615节点区域系数,由公式（6-61）及图6-9，取2.5；弹性系数，查表6-10取189.82mmN；重合度系数，查图6-10取0.92；螺旋角系数，直齿轮=1，=0；式中，“+”用于啮合，“-”用于啮合。将相关数据分别代入式（5-1）（5-2）（5-3）得：c齿轮副=1171.5, b-c齿轮副。2.许用接触应力许用接触应力可按下式计算，即= (5-4)式中 试验齿轮的接触疲劳强度，/，查图6-14（a）取MQ线，得=1500/；计算接触强度的最小安全系数，查表6-11取1.1；计算接触强度的寿命系数，查表6-12，a-c齿轮副、b-c齿轮副均取1；润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数，查表6-14取三者之积0.92；工作硬化系数，由式（6-68）得1.13；接触强度计算的尺寸系数，查表6-15取1。将数据代入式（5-4）得许用接触应力。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值均应不大于其相应的许用接触应力，即 （5-6）所以符合齿面接触强度要求。5.2.2齿根弯曲强度的校核计算1、 齿根应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿根应力可按下式计算，即= （5-7） (5-8)式中、意义同前；计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，由式（6-60）得1；计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，查表6-9得1；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由式（7-12）算得1.225；齿根应力的基本值，/，对大、小齿轮应分别确定；载荷作用于齿顶时的齿形系数，由图6-22知，a-c齿轮副太阳轮取2.9，行星轮取2.62，b-c齿轮副行星轮取2.62，齿圈取2.16；载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由图6-24知，a-c齿轮副太阳轮取1.48，行星轮取1.62，b-c齿轮副行星轮取2.65，齿圈取2.65；计算弯曲强度的重合度系数，由式（6-75）得a-c齿轮副为0.75，b-c齿轮副为0.745；计算弯曲强度的螺旋角系数，由式（6-76）得1；b工作齿宽，mm，取60mm；将相关数据分别代入式（5-7）（5-8）得：c齿轮副太阳轮=310，行星轮=305；b-c齿轮副行星轮=490，齿圈=411。2、 许用齿根应力可按下式计算，对大、小齿轮应分别确定。= (5-9)式中试验齿轮的弯曲疲劳强度极限，/,有图6-29（a）取MQ线得=420/；试验齿轮的应力修正系数，采用本书的 值时，取=2.0计算弯曲强度的寿命系数，查表6-16取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6-18取1.120；计算弯曲强度的尺寸系数，由图6-32取0.96；计算弯曲强度的最小安全系数，见表6-11，取1.25。将相关数据代入式（5-9）得，大、小齿轮均为722.5。3、 强度条件校核齿根应力的强度条件为计算齿根应力应不大于许用齿根应力，即 （5-10）因计算的最大值=490=722.5，所以符合齿根弯曲强度要求。5.3行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4.1 高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4655HRC，材料为35CrMo。、行星轮结构设计参数见前面几何尺寸表4.1 高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4655HRC，材料为35CrMo。、行星轮轴的结构设计1、采用空心轴，材料选用40Cr。2、行星轮轴主要受剪切应力，可用下式1计算： （5-11）式中：行星轮轴上的总扭矩， =3560000Nmm；许用剪切应力，40Cr的屈服极限=785MPa，所以=196.25MPa；n行星齿轮个数，为3；太阳轮与行星轮中心距=112.5m