ZL20装载机动力换挡变速箱设计说明书

1、 . . . 摘要本设计为ZL20装载机行星式动力换挡变速箱，此变速箱具有结构紧凑、载荷容量大、传动效率高、齿间负荷小、结构刚度好、输入输出轴同心以与便于实现动力与自动换挡等优点，同时也有结构复杂、零件多、制造精度高、维修困难等缺点。随着制造加工精度的提高，这种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。 首先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，然后选择装载机的传动方案，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。离合器类型为双离合器，换挡迅速平稳。 最后进行了变速箱主要参数的确定和配齿计算，通

2、过主要零部件的强度计算以与轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。关键词：轮式装载机，行星式变速器，动力换挡AbstractThe design for the ZL20 loader planetary power shift transmission, the gearbox has a compact, load capacity, transmission efficiency, the load between teeth small, the structure stiffness, input and output shaft concentric and easy to imple

3、ment dynamic and automaticshift, etc., but also a complex, multi-part, high precision manufacturing, maintenance problems and other shortcomings. As the manufacturing process to improve the accuracy of such transmission-type vehicles not only in engineering has been widely used in automotive applica

4、tions are increasingly widespread. First, by matching the engine and torque converter design and calculation, the engine power are fully utilized, Loader in order to improve traction performance, and then select the loader transmission scheme, transmission has two forward gears, back a gear, shiftin

5、g through the manipulation of the two clutch shift can be realized. Clutch type dual clutch, shift quickly and smoothly. Finally, to determine the main parameters of the transmission and distribution gear calculation, calculated by the intensity of the main components and checking the bearing life,

6、transmission to meet the design requirements. Keywords: wheel loaders, planetary transmission, power shift . 目录摘要IABSTRACTI1.引言11.1装载机的总体构造11.2整机传动系统设计12.传动系总体方案设计32.1总体方案设计32.2行星式动力换挡变速箱的设计步骤33.发动机与液力变矩器匹配分析与其变速箱各档传动比的确定43.1匹配相关数据43.1.1液力变矩器43.1.2整机参数43.1.3其他数据53.2发动机与变矩器原始特性53.2.1发动机原始特性曲线53.2.2发动

7、机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线73.2.3发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。103.2.4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。113.3各档传动比、主传动比与终传动比的确定123.3.1主传动比与终传动比的确定123.3.2变速箱最大传动比与最小传动比确定134.变速箱方案设计与参数确定154.1变速箱方案设计154.2行星齿轮传动的配齿计算174.3初算行星部分齿轮的主要参数174.3.1齿轮材料的选择184.3.2变速箱计算扭矩的确定184.3.3按齿面接触强度初算最小齿轮(行星轮)分度圆直径d1184.3.4按齿根弯曲强度初算齿轮模数

8、m194.3.5齿轮变位方式与系数的选择204.3.6行星排各齿轮的几何尺寸214.4行星齿轮传动装配条件的验算224.5计算行星齿轮转动的效率244.6初算定轴传动部分齿轮参数244.6.1计算扭矩的确定244.6.2齿轮材料的选择254.6.3主要尺寸的初步确定255.箱结构设计和非标准件强度计算285.1变速箱结构设计285.2行星传动的强度校核295.2.1齿面接触强度的校核计算305.2.2齿根弯曲强度的校核计算325.3行星传动部分的结构设计345.4定轴传动齿轮强度校核355.4.1齿面接触疲劳强度365.4.2齿根弯曲疲劳强度376.变速箱换挡操纵元件设计与计算396.1离合器

9、结构设计396.1.1离合器部分396.1.2施压油缸部分406.2片式离合器的容量和主要参数的确定406.3换挡制动器的容量和主要参数确定417.轴的设计、各主要花键与轴承的选用与校核427.1轴的设计427.1.1输入轴结构设计与轴承的选用427.1.2输出轴设计与轴承的选用427.1.3中间轴设计与轴承的选用437.1.4前输出轴设计与轴承的选用4372花键的选择与与其强度校核437.2.1输入轴花键与输出轴花键的设计与校核447.2.2后行星排行星架、闭锁离合器的从动鼓之间的花键设计与校核457.2.3前输出轴、后输出轴与法兰盘连接花键设计与校核477.2.4前输出轴齿轮与前输出轴连接

10、花键设计与校核487.2.5脱桥机构处花键设计与校核497.3主要轴承的校核507.3.1输入轴轴承的校核507.3.2输出轴轴承的校核537.3.3前输出轴轴承的校核56结论59参考文献60致61附录621图纸清单622科技论文与其翻译6290 / 951.引言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

11、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、卸载与运输作业。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

12、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与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，动力只经耳机涡轮与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

13、轴与一级齿轮于二级涡轮轴与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

14、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与其参考机型。（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与各各档传动比。（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

15、紧凑、载荷容量大、传动效率高、齿间负荷小、结构刚度好、输入输出轴同心以与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与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与其有关资料。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)/N·m04.964076.90.14.280.42882.00.23.400.68080.0

16、0.3052.600.79477.30.41.850.74079.00.4481.5210.68279.20.51.450.72577.80.61.3030.78273.80.71.1510.80665.60.771.0540.81261.50.81.0060.80559.00.8460.9370.79354.50.950.7320.69527.01.0150.440.44616.13.1.2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）1.19010

17、6562003.1.3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，最大扭矩与相应转速=300Nm/1600r·p·m。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（N·m）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

18、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

19、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、变速操泵与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

20、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

21、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1.1Mpa，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=248N·m，将发动机原始特性曲线按

22、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=248N·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

23、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。由公式与表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 .951.015140015016115715515214512912111610753321500173185180178175166148138133123613616001972102052031991891681571511406941170022223723122922521319

24、017817015878471800249266259257252239213199191177885219002782962892862812662372222131979858200030732832031731129526224623621810864210033936235334934332528927126024011971220037239738738337735731829828626413178230040643442341941239034732531228814385240044347246145644842537835434031415693对于透穿性液力变矩器，变矩器直

25、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 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。3.起动工

26、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。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，=255N·m,则变矩器输出的最大扭矩 =4.964×255=1266 N·m.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

27、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(N·m)KnT(r/min)MT(N·m)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

28、.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

29、处于部分载荷下运转。因此液力变矩器与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（N·m）;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=

30、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)=61.5N·m,与机械设计手册P24-136图24.4-39知，当=0.77时MB(1000)=61.5N·m,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 =0.77×2005=1544r/min.3.3各档传动比、主传动比与终传动比的确定3.3.1主传动比与终传动比的

31、确定参照同类机型与课程设计任务书表1.513传动比确定主传动比与终传动比，如下表3.6表3.6主传动比与终传动比主传动比1.923终传动比6.843.3.2变速箱最大传动比与最小传动比确定变速箱最大传动比与最小传动比由下式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

32、-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（N·m）,由前面发动机与液力变矩器匹配可知 =1266N·m;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

33、/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.变速箱方案设计与参数确定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,

34、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

35、=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=32Zc=13 Zb=58传动比误差=0.67%<4%,符合要求。4.3初算行星部分齿轮的主要参数以下所用公式与其相关参数如无特别说明则都参照2在计算行星齿轮传动强度时，可将各种传动类型的行星齿轮传动分解成其对应的若干个相互啮合的齿轮副。然后，再将每个啮合齿轮副视为单个的齿轮传动。再设计行星齿轮传动时，其主要参数（小轮分度圆直径和模数等）可先按类比法，即参照已有的一样类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件、结构尺寸和

36、安装条件等来确定。较常用的办法是按齿面接触强度的初算公式（4-2）确 定齿轮副中小轮的直径，然后再进行弯曲强度的校核计算。对于开式齿轮传动，一般只按齿轮弯曲强度的初算公式（4-3）确定齿轮模数值，再增大10%20%。在上述主要尺寸确定之后，原则上应进行强度校核验算。对于低精度的、不重要的齿轮传动或安全系数较低的齿轮，也可以不进行强度校核计算。在此，应该指出：对于具有短周期间断工作方式的齿轮传动，可按齿根弯曲强度的初算公式（4-3）来确定齿轮模数，且可以不进行接触强度校核计算。对于2ZX(A)型传动，当特性参数p>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

37、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=1266N·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

38、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=1266N·m。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，N·m；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 N

39、3;m，np行星排行星轮个数为3，则T1=422 N·m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p

40、85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

41、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齿轮变位方式与系数的选择当ha*=1,=20°时，不发生根切的最小齿数为Zmin=17,因Zb=13<Zmin所以需要变位，而且为了改善齿轮的传动性能、满足啮合的同心的条件和强度条件等，也需要变位。变位齿轮分： 高度变位齿轮传动，其变位系数和x=x2±x1=0,即x2=±x1； 角度变位齿轮传动，其变位系数和x=x2±x10，当x=x2±x1>0时称正传动，当x=x2±x1<0时称负变位。此次变位采用高度变位，在行星齿轮传动中，采用高度变位的主要目的是要在

42、于：可以避免根切，减小机构的尺寸和质量；还可以改善齿轮副的磨损情况以与提高其承载能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位（x1>0）,当其齿数比= Z2/Z1一定时，可以使小齿轮的齿数Z1<Zmin,而不会产生根切现象，从而可以减小齿轮的外形尺寸和质量。同时由于小齿轮采用正变位，其齿根厚度增大，齿根的最大滑动率减小，因而，可以改善磨损情况和提高其承载能力。在采用高度变位的齿轮传动时，通常外啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位（x1>0），大齿轮采用负变位（x2<0）。齿轮的变位系数与其啮合的外齿轮一样，即x2=x1。对于2Z-X(A)型传动如图4.2，当传动比ibax<

43、4时,太阳轮a可采用负变位，行星轮c和齿圈b均采用正变位，其变位系数关系为 xc=xb=-xa>0由当=20时，x1+x2=0,与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 20°3分度圆直径dd1=mz16565d2=mz21602904齿顶高h

44、a外啮合6.53.5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.表有符号“±”或“”处，外啮合用上面的符号，啮合用下面的符号。2.表序号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

45、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<=194.86，所以符号相邻条件。间隙

46、=-的最小允许值取决于行星齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时的润滑油搅动损失。实际使用中，一般应取间隙值0.5m，m为齿轮的模数。（3）同心条件所谓同心条件就是由中心轮a、b与行星轮c的所有啮合齿轮副的实际中心距必须相等。换言之，其三个构件的旋转轴线必须与主轴线相重合。对于不变位或高度变位的啮合传动，2Z-X(A)型行星传动的同心条件 ，而=32+2×13=58=，所以符合同心条件。（4）安装条件所谓安装条件就是安装在转臂x上的个行星轮均匀的分布在中心轮的周围时，各轮齿数应满足的条件。对于2Z-X(A)型行星传动，个行星轮在两个中心轮a和b之间要均匀分布，而且，每个行星轮c能同时与两个

47、中心轮a和b相啮合而没有错位现象（见图3-2）。需满足（整数）即两中心轮a和b的齿数和应为行星轮数的倍数。,符合安装条件。4.5计算行星齿轮转动的效率参照行星齿轮传动设计p299表11.12Z-X(A)型行星排的传动比和传动效率： 前档采用传动方案1，其传动比,所以p=1.8125,传动效率一般，所以。 后退档采用传动方案5，, ，传动效率。4.6初算定轴传动部分齿轮参数4.6.1计算扭矩的确定定轴传动部分传动简图见图4.5 图4.5定轴传动部分传动简图分析变速箱可知，传给定轴部分小齿轮的转矩： （4-5）式中：定轴传动部分小齿轮所受扭矩（N·m）;定轴传动部分传动比，由前面计算可知

48、=0.4868行星传动部分前档传动比，=2.8125效率，由行星传动效率与定轴传动效率组成，即0.974×0.98变速箱输入轴所受扭矩（N·m），=1266 N·m.将数据代入式（4-5）得=1655 N·m。4.6.2齿轮材料的选择大小齿轮均采用35CrMo,调质处理后表面淬火，硬度4655HRC。4.6.3主要尺寸的初步确定1、按齿面接触强度初算最小齿轮分度圆直径d4小齿轮分度圆直径d4的初算公式2为（） （4-6）式中算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动=766；定轴传动部分小齿轮所受扭矩（N·m）K载荷系数，见表8.2-39，K

49、A=1.50；小齿轮齿宽系数，=0.8齿数比，即许用接触应力（N/mm2）,简化计算中近似取,式中为实验齿轮的接触疲劳极限为1500 N/mm2，计算接触强度的最小安全系数取1.1，则=682 N/mm2。将数据代入式（4-2）得d4=155mm,结合变速箱的机构取d4=258mm。初选小齿轮的齿数=43，由与参照标准模数值，得m=6;由，得=88。.2、定轴传动部分齿轮几何尺寸1见表4.2表4.2外啮合直齿圆柱齿轮传动齿轮几何尺寸 (长度：mm)序号名称计算公式值1模数取标准值62压力角取标准值20°3分度圆直径5282584齿顶高65齿根高=7.56全齿高13.57齿顶圆直径&#

50、160;5402708齿根圆直径5132439基圆直径496.158242.44110中心距a39311齿顶圆压力角23.25°26.11°12重合度端面重合度1.7829纵向重合度=00总重合度=1.78295.箱结构设计和非标准件强度计算5.1变速箱结构设计参照同类机型，ZL20装载机的行星动力换挡变速箱结构见图5.1图5.1 ZL20装载机的行星动力换挡变速箱结构 该变速箱由行星传动部分和一对定轴传动齿轮组成，可实现两个前进档和一个后退档。行星部分有两个行星排，两行星排的太阳轮、行星轮、齿圈的齿数相等。两个行星排的太阳轮制成一体，通过花键和输入轴连接，输入轴则通过两个

51、滚珠轴承支撑在箱体上，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、闭锁离合器的从动鼓相互之间通过花键连成一体，是行星变速部分的输出轴。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载输入轴上。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为倒档制动器，后排齿圈上的制动器为低档制动器，它们通过花键齿与制动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。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，允许变形的轴向移动，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