畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)

河北工程大學(xué)設(shè)計(jì)說明書(論文) 第一章 緒 論 1.1 設(shè)計(jì)目的 畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)生理論聯(lián)系實(shí)際的重要課題，是學(xué)生綜合運(yùn)用，鞏固基礎(chǔ)理論，專業(yè)技術(shù)和專業(yè)知識的機(jī)會。通過畢業(yè)設(shè)計(jì)，能夠檢查學(xué)生對所學(xué)知識掌握的程度，能夠提高學(xué)生解決實(shí)際問題的能力和獨(dú)立工作的能力，并掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，步驟。所以，畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)生獲得知識的重要環(huán)節(jié)。 裝載機(jī)屬于鏟土運(yùn)輸機(jī)械類，是一種通過安裝 在前端一個(gè)完整的鏟斗支撐結(jié)構(gòu)和連桿，隨機(jī)器向前運(yùn)動(dòng)進(jìn)行裝載或挖掘，以及提升，運(yùn)輸和卸載的自行式履帶或輪胎機(jī)械。它廣泛應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設(shè)。裝載機(jī)具有作業(yè)速度快、效率高、機(jī)動(dòng)性好、操作輕便等優(yōu)點(diǎn)，因此成為工程建設(shè)中土石方施工的主要機(jī)種之一，對于加快工程建設(shè)速度，減輕勞動(dòng)程度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機(jī)械化施工中不可缺少的裝備之一。 因此，要求設(shè)計(jì)者在設(shè)計(jì)過程中必須端正態(tài)度，嚴(yán)格認(rèn)真，盡可能多的參看有關(guān)書籍，資料，刻苦鉆研，對比分析，取長補(bǔ)短，大膽創(chuàng)新，以便做出高質(zhì)量高水平的設(shè)計(jì)成果 1.2 設(shè)計(jì)步驟及方法 本次設(shè)計(jì)說明書分為四部分，是對整個(gè)設(shè)計(jì)過程的描述和總結(jié)。第一部分：設(shè)計(jì)概述；第二部分：裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)，它為變速箱設(shè)計(jì)提供條件參數(shù)；第三部分：變速箱設(shè)計(jì)，此部分為變速箱設(shè)計(jì)的最主要部分；第四部分：參考文獻(xiàn)。 這次設(shè)計(jì)主要采用傳統(tǒng)的以人工計(jì)算為主的設(shè)計(jì)方法，類比國內(nèi)外現(xiàn)有成熟機(jī)型，從中選優(yōu)，以便能更好地設(shè)計(jì)要求，本次設(shè)計(jì)的重點(diǎn)為ZL50行星變速箱設(shè)計(jì)，由于本人知識水平有限，設(shè)計(jì)中必定存在不少錯(cuò)誤，請老師和同學(xué)指正。 1.3 設(shè)計(jì)背景 在經(jīng)歷了50~60年的發(fā)展，到20世紀(jì)90年代中末期國外輪式裝載機(jī)技術(shù)已達(dá)到相當(dāng)高的技術(shù)水平?；谝簤杭夹g(shù)、微電子技術(shù)和信息技術(shù)的各種智能系統(tǒng)已經(jīng)廣泛應(yīng)用于裝載機(jī)的設(shè)計(jì)、計(jì)算操作控制、生產(chǎn)經(jīng)營和維修服務(wù)等各個(gè)方面，使國外輪式裝載機(jī)在原來的基礎(chǔ)上更加精制，其自動(dòng)化程度也得以提高，從而進(jìn)一步提高了生產(chǎn)率，改善了司機(jī)的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒適性，降低了噪聲、振動(dòng)，保護(hù)了環(huán)境，最大的簡化維修、降低作業(yè)成本，使其性能、安全性、可靠性、使用壽命和操作性能都達(dá)到了很高的水平。 主要有以下幾點(diǎn)現(xiàn)狀：產(chǎn)品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化發(fā)展；采用新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)，產(chǎn)品性能日趨完善；發(fā)展多種工作裝置，不斷滿足市場需求；易于維修保養(yǎng)，注重環(huán)保。 綜合上述現(xiàn)狀和未來市場需求，國外輪式裝載機(jī)在其未來技術(shù)發(fā)展中將廣泛應(yīng)用微電子技術(shù)與信息技術(shù)，完善計(jì)算機(jī)輔助駕駛系統(tǒng)、信息管理系統(tǒng)及故障診斷系統(tǒng)；采用單一吸聲材料、噪聲抑制方法降低機(jī)器噪音；通過不斷改進(jìn)電噴裝置，進(jìn)一步降低柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的尾氣排放量；研制無污染、經(jīng)濟(jì)型、環(huán)保型的動(dòng)力裝置；提高液壓元件、傳感元件和控制元件的可靠性和靈敏性，提高整機(jī)機(jī)電信一體化水平；在控制系統(tǒng)方面，將廣泛采用電子監(jiān)控和自動(dòng)報(bào)警系統(tǒng)、自動(dòng)換檔變速裝置；普遍安裝GPS定位于質(zhì)量自動(dòng)稱量裝置。 而我國輪式裝載機(jī)起步較晚，其制造技術(shù)是陸續(xù)從德國、美國和日本等國家引進(jìn)的。目前，我國國內(nèi)輪換式裝載機(jī)生產(chǎn)廠家群雄并立，并且有增無減，但國內(nèi)的企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新能力較弱，工藝裝備水平和生產(chǎn)能力低，機(jī)器的可靠性，故障率，使用壽命，機(jī)、電、液一體化水平，外觀質(zhì)量，操作的靈活性和舒適性方面與先進(jìn)國家產(chǎn)品相比差距較大。目前我國輪式裝載機(jī)正在從低水平、低質(zhì)量、低價(jià)位、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中價(jià)位、經(jīng)濟(jì)實(shí)用型過渡，各主要廠家也不斷進(jìn)行技術(shù)投入，采用不同的技術(shù)路線，在關(guān)鍵部件及技術(shù)上創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設(shè)計(jì)雷同，無自己特色和優(yōu)勢的現(xiàn)狀，正在從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機(jī)行業(yè)的領(lǐng)先者。其發(fā)展體現(xiàn)出以下一些趨勢：大型化和小型化裝載機(jī)，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制；各生產(chǎn)廠家根據(jù)實(shí)際情況，重新進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，優(yōu)化各項(xiàng)性能指標(biāo)，強(qiáng)化結(jié)構(gòu)件的強(qiáng)度和剛度，以使整機(jī)可靠性得到提高；優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高系統(tǒng)性能；利用電子技術(shù)及負(fù)荷傳感技術(shù)來實(shí)現(xiàn)變速箱的自動(dòng)換檔及液壓變量系統(tǒng)的應(yīng)用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機(jī)的作業(yè)成本；提高安全性、舒適性；降低噪聲和排放，強(qiáng)化環(huán)保指標(biāo)。 我想隨著我國的科技力量的不斷進(jìn)步，我們的裝載機(jī)發(fā)展將在不久的將來趕上甚至超過國際先進(jìn)水平。 第二章 裝載機(jī)總體設(shè)計(jì) 裝載機(jī)的總體設(shè)計(jì)是根據(jù)其主要用途，作業(yè)條件及生產(chǎn)情況，合理地選擇機(jī)型、各總成結(jié)構(gòu)形式、性能參數(shù)及整體尺寸等并進(jìn)行合理布置。由于任務(wù)書已對部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行規(guī)定，再通過對現(xiàn)有機(jī)型類比、分析，ZL50裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)確定如下： 2.1 確定機(jī)型及總成部件結(jié)構(gòu)形式 2.1.1 行走裝置的選擇 從作業(yè)條件與對象，作業(yè)效率與成本，以及駕駛員的工作條件等因素出發(fā)，行走裝置選擇輪胎式。輪胎式裝載機(jī)與履帶式裝載機(jī)相比有如下優(yōu)點(diǎn)： a)自重輕，行走速度快，機(jī)動(dòng)性好，作業(yè)循環(huán)時(shí)間短，作業(yè)效率高，運(yùn)輸及修理費(fèi)用低。 b)輪胎式裝載機(jī)在碎石硬路面作業(yè)時(shí)因輪胎有緩沖作用對機(jī)器沖擊振動(dòng)較小，可延長機(jī)器壽命，減輕駕駛員疲勞等。 2.1.2 傳動(dòng)形式的選擇 此次裝載機(jī)傳動(dòng)系的設(shè)計(jì)采用液力機(jī)械傳動(dòng)系，因?yàn)樗c機(jī)械傳動(dòng)系相比有具有以下優(yōu)點(diǎn)： a)在保持一定插入力的同時(shí)舉升動(dòng)臂或轉(zhuǎn)動(dòng)鏟斗以減少鏟掘阻力，縮短作業(yè)循環(huán)時(shí)間。 b)可隨外載荷的變化而自動(dòng)調(diào)整車速，因而可減少變速箱換檔，簡化變速結(jié)構(gòu)與操作。 c)液力機(jī)械傳動(dòng)配有動(dòng)力換檔變速箱，其可在不停車情況下?lián)Q檔，操作輕便、動(dòng)力換檔時(shí)間短、生產(chǎn)率高。 d)變矩器的可透性小，當(dāng)運(yùn)行阻力變化時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速變化小。 2.1.3 變矩器形式的選擇 由于裝載機(jī)作業(yè)時(shí)牽引力和車速的變化范圍大，并且變化急劇、頻繁，工作條件苛酷，因此要求所選用的變矩器因具有較大的變換系數(shù)B。考慮到裝載機(jī)工作條件和工作特點(diǎn)以及變矩器的結(jié)構(gòu)簡單、可靠和便于制造，因此選用內(nèi)功率分流二級渦輪變矩器。 1-----第一渦輪軸 2-----第二渦輪軸 3-----泵輪 4-----第一渦輪 5-----導(dǎo)輪 6-----第二渦輪 圖2-1 變矩器傳動(dòng)簡圖 2.1.4 變速箱形式的選擇 根據(jù)設(shè)計(jì)要求和現(xiàn)代裝載機(jī)的工況，選擇行星動(dòng)換檔變速箱。它與定軸式變速箱相比有如下優(yōu)點(diǎn)： 零件加工精度高、傳動(dòng)效率高、受力分散、齒輪模數(shù)小、齒輪、軸承工作條件好。重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，采用制動(dòng)器不產(chǎn)生離心力，無須旋轉(zhuǎn)密封、作用可靠。 2.1.5 轉(zhuǎn)向方式的選擇 由于在重量的要求，選取鉸接轉(zhuǎn)向方式，它與其它幾種轉(zhuǎn)向方式相比有如下優(yōu)點(diǎn)： a)車輪無需相對車身偏轉(zhuǎn)，可采用大尺寸寬基面低壓輪胎以發(fā)揮更大的牽引力。 b)轉(zhuǎn)向半徑小，機(jī)動(dòng)性好，有利于提高生產(chǎn)率高。 c)容易保持前后橋上合理分配，保持較好的穩(wěn)定性，減少駕駛員的疲勞強(qiáng)度。 d)通過性好，前后橋零件基本通用，結(jié)構(gòu)簡單，簡化制造工藝成本低。 2.1.6 制動(dòng)系的選取 一個(gè)完整的制動(dòng)系應(yīng)包括三部分：行車制動(dòng)器、停車制動(dòng)器和緊急制動(dòng)器。 裝載機(jī)是循環(huán)作業(yè)并連續(xù)工作的機(jī)器，它制動(dòng)頻繁、制動(dòng)強(qiáng)度比較高、作業(yè)條件惡劣，經(jīng)常與水泥路面打交道，因而對制動(dòng)器的要求除了考慮制動(dòng)效能、效率外還有如下要求： 1）在附有泥、水等惡劣的使用條件下，應(yīng)保證有比較穩(wěn)定的制動(dòng)性能。 2）為適應(yīng)頻繁制動(dòng)和確保下坡連續(xù)制動(dòng)的安全，制動(dòng)器散熱要快。 3)壽命要長，便于調(diào)整和維修。 由于鉗盤式制動(dòng)器與蹄式制動(dòng)器相比有如下優(yōu)點(diǎn): a)制動(dòng)性能穩(wěn)定，有較好的沾水復(fù)原性，即不會因沾有泥水而導(dǎo)致之動(dòng)力矩急劇下降。制動(dòng)器圓盤外露于空間，有自動(dòng)清除泥水的功能，容易干燥。 b)耐熱衰減性好,不會因摩擦生熱是摩擦系數(shù)減少而導(dǎo)致之動(dòng)力矩的明顯下降。散熱條件好，保證了頻繁制動(dòng)時(shí)的可靠性。 c)制動(dòng)器無增力作用，制動(dòng)力矩的增長平穩(wěn)。 d)維修方便，摩擦片磨損后可自動(dòng)調(diào)整間隙。更換摩擦片方便，不需要拆卸輪胎輪邊減速裝置，可減少機(jī)器停工時(shí)間。 故采用鉗盤式制動(dòng)器。 2.1.7 輪胎的選擇 因?yàn)檠b載機(jī)多在松軟、潮濕或干硬的地面上工作。為了降低比壓，增加輪胎支承面積，改善附著性能和緩沖性能。故采用低壓寬基輪胎。 參考同類型機(jī)器，此次設(shè)計(jì)選用的輪胎規(guī)格為23.5-25輪胎，其半徑為762mm。 2.2 總體參數(shù)的確定 此次設(shè)計(jì)的是ZL50型裝載機(jī)及其動(dòng)力變速箱，則裝載機(jī)的額定載重量為：Q=5（t） 2.2.1 基本參數(shù)確定： 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪功率： Ne=(28.614Q+63.62)=155(KW) 鏟斗最小卸載高度： H=H+0.2B=3.064(m) 裝載機(jī)自重： G=4.057Q—1.97=18.3（t） 最小轉(zhuǎn)彎半徑： R=0.226Q+6.33=7.46(m) 裝載機(jī)全長： L=0.502Q+4.53=7.04(m) 裝載機(jī)寬度： B=0.128Q+1.73=2.82(m) 裝載機(jī)高度： H=0.128Q+1.73=3.78(m) 額定斗容量： VH=Q/γ=(300010)/（201000）=2.5 卸載距離： S=1/3B+△b=1.34m 最小離地間隙一般小于350mm，參考同類型取450mm 上翻角取49 卸載角取50 此參數(shù)的其確定是參考文獻(xiàn)[1] 2.2.2 裝載機(jī)的附著重量及牽引力 裝載機(jī)作業(yè)時(shí)要發(fā)揮大的插入力，必須要求機(jī)器有足夠的自重，增加附著重量能夠改善機(jī)械的附著性能，但機(jī)器的自重增加，將會導(dǎo)致裝載機(jī)運(yùn)行阻力的增加，動(dòng)力性能變差，材料和燃料消耗增加，輪胎壽命縮短，以及造價(jià)提高。對于一般土壤，如附著重量增加，當(dāng)其比壓超過某一極限而破壞土壤結(jié)構(gòu)時(shí)，甚至使附著性能反而變壞。因此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在保證一定替丁附著牽引力的前提下盡量使機(jī)器的自重降低。具有同樣作業(yè)能力和壽命的機(jī)器，其自重越小，往往說明其總體布置、材料利用和部件設(shè)計(jì)的合理性，一般用單位自重功率或單位斗容量來反映，它是機(jī)械技術(shù)性能的重要比較指標(biāo)之一。 對于全輪驅(qū)動(dòng)的裝載機(jī)附著重量即為機(jī)器自重 則 GΨ=G=18.3（t） 牽引力PH PKP?=PH 而 PH=GΨΨＨ 取 ΨＨ=0.5 （2.1） 則 PH= GΨΨＨ=18000100.5=90（KN） 2.2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 裝載機(jī)作業(yè)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)凈功率消耗于兩部分，即f牽引功率N1和驅(qū)動(dòng)液壓泵功率N2 牽引功率 N1=PKVT/3600? 式中： PK—額定輪緣切線牽引力。 PK= PH+Pf （2.2） P=Gfcosα VT--裝載機(jī)插入料堆的理論作業(yè)速度，對于輪式的取3km/h ?—傳動(dòng)系總效率，對于液力機(jī)械傳動(dòng)：取?=0.75 其中： f=0.06 α =0 參考文獻(xiàn)[1] 表1-1 則： PK=102600（N） 則： N1= PKVT/3600?=（1026003）/（36000.75）=114(kw) 因此油泵功率： N2= Ne—N1=155-114=31(kw) 2.2.4 檔位和車速 輪式裝載機(jī)的速度變化范圍大，他要適應(yīng)在工地作業(yè)的要求，又要滿足運(yùn)輸轉(zhuǎn)移的要求。為了能使功率利用好、燃料經(jīng)濟(jì)性好，需要有合適的檔位。 由于ZL50裝載機(jī)屬于中小型裝載機(jī)，同時(shí)參考同類型機(jī)器。初步確定其 檔位數(shù)及各檔理論行駛速度如下： 前進(jìn)Ⅰ檔 V=8 km/h 前進(jìn)Ⅱ檔 V=30 km/h 倒退R檔 V=10 km/h 2.2.5 軸距和輪距的確定 軸距和輪距的大小直接影響到裝載機(jī)的很多使用性能，是總體設(shè)計(jì)的重要參數(shù)。因?yàn)樗坏绊戄喪窖b載機(jī)的整體布置，而且直接影響裝載機(jī)的轉(zhuǎn)向半經(jīng)及其通過性能，所以選擇其參數(shù)是十分重要的。 （1） 軸距------它的改變會影響到以下幾方面的整車性能： 影響前后橋的載荷分配，當(dāng)各總成相對前軸的前后位置不變時(shí)，軸距的改變會使前后軸上的載荷發(fā)生變化；影響裝載機(jī)的縱向穩(wěn)定性。軸距增大，有利于提高整車的縱向穩(wěn)定性。還可以減少裝載機(jī)在行駛中的前后顛簸，提高行駛平穩(wěn)性，減少司機(jī)的疲勞；軸距增大，最小轉(zhuǎn)彎半徑增大；影響裝載機(jī)的自重。軸距增大使裝載機(jī)的自重增大。參考同類型機(jī)器，初步確定軸距為3300㎜。 （2）輪距-----它的改變會影響到以下幾方面的整車性能： 輪距的增加，可提高整機(jī)的橫向穩(wěn)定性，但最小轉(zhuǎn)彎半徑將會增加，影響機(jī)動(dòng)性。輪距的大小受鏟斗寬度和交通運(yùn)輸?shù)南拗啤Ｔ谠O(shè)計(jì)中應(yīng)盡可能減少輪距，它往往受動(dòng)力傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)布置所限制。參考同類型機(jī)器初步擬定輪距為2200㎜。 2.3 裝載機(jī)的總體布置 總體布置的合理與否，直接影響整車的使用性能與即使經(jīng)濟(jì)指標(biāo)，使總體設(shè)計(jì)的主要任務(wù)之一。 各部件在車上布置基準(zhǔn)的選擇：選取前后車橋中心連線作為上下位置的基準(zhǔn)；通過前橋軸線垂直地面的平面為前后位置的基準(zhǔn)；左右位置則以縱向?qū)ΨQ軸線為基準(zhǔn)。 2.3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系的布置 選擇發(fā)動(dòng)機(jī)、變矩器和變速箱三者為一體的方案。其優(yōu)點(diǎn)是：軸向尺寸短，便于軸距短的機(jī)器總體布置；三部件可組裝成一個(gè)總成一次安裝，使總裝工序簡化，可減少部件間的郵路管道，增加可靠性。 裝載機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)和變矩器布置簡圖如下： 1-------變速箱 2-------變矩器 3--------發(fā)動(dòng)機(jī)裝 圖2-2 發(fā)動(dòng)機(jī)、變矩器及變速箱的連接方式 2.3.2 鉸接點(diǎn)和傳動(dòng)萬向節(jié)的布置 選取鉸接點(diǎn)布置在軸距的中點(diǎn)。車輛行駛時(shí)前后輪的軌跡始終相同。一次可得到以下優(yōu)點(diǎn)：后輪始終沿著前輪壓過的車轍運(yùn)動(dòng)，減少運(yùn)動(dòng)阻力，其車轍的轉(zhuǎn)向半徑最小，可通過狹小難走的路段；前橋內(nèi)外側(cè)輪的轉(zhuǎn)速和等于后橋內(nèi)外側(cè)輪的轉(zhuǎn)速和，當(dāng)雙軸驅(qū)動(dòng)時(shí)，前后軸間屋轉(zhuǎn)速差，減少了輪胎的磨損。 2.3.3 擺動(dòng)橋的布置 將裝載機(jī)的后橋作為擺動(dòng)橋。此類布置可使裝載機(jī)作業(yè)時(shí)駕駛員隨前車架一起擺動(dòng)，因而易于體會鏟斗刃口與水平面的傾角，可以正確的進(jìn)行水平鏟掘工作。 2.3.4 工作裝置的布置 工作裝置布置在整機(jī)前端，在滿足東臂在最高位置時(shí)的卸載要求和動(dòng)臂在最低位置時(shí)鏟斗不干涉的前提下動(dòng)臂支點(diǎn)盡量向后布置，這樣可以提高整機(jī)穩(wěn)定性，便于機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和提臂液壓缸的布置。同時(shí)，在考慮工作裝置不妨礙司機(jī)視線和確保司機(jī)的作業(yè)安全前提下，盡量使動(dòng)臂和車架鉸點(diǎn)位置提高。 2.3.5 駕駛室的布置 駕駛室的布置應(yīng)使操縱用的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡單，操作省力、方便，以保證駕駛員具有良好視野和舒適，安全的工作環(huán)境。 在駕駛室位置相對前后橋距離一定的條件下，鉸接式裝載機(jī)的駕駛室的布置主要有以下兩種方案：一、駕駛室布置在前車架后端；二、駕駛室布置在后車架前端。 結(jié)合以上兩種方案的優(yōu)缺點(diǎn)，初步擬定駕駛室布置在后車架的前端。此布置形式可使前后視野良好，駕駛員能直接了解裝載機(jī)的折腰程度，增加安全感，降低疲勞強(qiáng)度，同時(shí)構(gòu)造簡單，有利于加工制作，提高工作效率。 2.3.6 轉(zhuǎn)向系的布置 由于鉸接裝載機(jī)轉(zhuǎn)向所需功率比車架偏轉(zhuǎn)車輪轉(zhuǎn)向方式大，故轉(zhuǎn)向油缸獨(dú)立布置。同時(shí)，為了使結(jié)構(gòu)緊湊避免由于中間傳動(dòng)環(huán)節(jié)的間隙所引起的不穩(wěn)定，將轉(zhuǎn)向器與控制閥組成一體。將轉(zhuǎn)向液壓缸布置在前車架上，兩個(gè)轉(zhuǎn)向液壓缸在平面內(nèi)稱“八”字形布置。 2.3.7 裝載機(jī)的軸荷分配 裝載機(jī)的軸荷分配是否合理，直接影響裝載機(jī)很多使用性能。如牽引性、 通過性和穩(wěn)定性等。另外，還會影響零部件尺寸選擇和強(qiáng)度計(jì)算。 由于鉸接式裝載機(jī)的軸距不整體式車架的軸距長，在保證同樣穩(wěn)定性前提下軸距增加即可減少后橋軸荷，這樣即可減少配重，降低車重，而且提高整機(jī)穩(wěn)定性。因此初步確定軸荷分配為： 空載時(shí)前橋軸荷占整機(jī)重45%--50% 滿載時(shí)前橋軸荷占整機(jī)重65%--75% 2.4 裝載機(jī)工作裝置及連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 2.4.1 鏟斗的設(shè)計(jì) 鏟斗是鏟裝物料的工具，它的斗型與結(jié)構(gòu)是否合理，直接影響裝載機(jī)的生產(chǎn)率。參考同類型機(jī)器以及根據(jù)機(jī)器的作業(yè)要求和斗容的大小，選擇直型帶齒鏟斗。這種斗具具有較大的插入能力，提高了作業(yè)效率，適宜鏟裝輕質(zhì)或松散的小粒物料并可利用刀刃作刮平，清理等工作。 2.4.2 連桿機(jī)構(gòu)類型的選擇 按組成連桿機(jī)構(gòu)的件數(shù)可分為四連桿、六連桿和八連桿。 六連桿、八連桿不需要有框架，故與四連桿相比，可改善視線，增加載重量，同時(shí)由于在鏟斗周圍沒有液壓缸和油路，裝載過程中掉下來的物料不會造成事故，比較安全，但該機(jī)構(gòu)不是平行連桿機(jī)構(gòu)，在動(dòng)臂上升過程中，鏟斗將向后略傾斜。 按連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分正連桿機(jī)構(gòu)和反連桿機(jī)構(gòu)。 為了保持斗在動(dòng)臂轉(zhuǎn)動(dòng)過程中作平移運(yùn)動(dòng)的要求，裝載機(jī)工作裝置連桿機(jī)構(gòu)要求斗的轉(zhuǎn)動(dòng)應(yīng)與動(dòng)臂轉(zhuǎn)向相反，則在以動(dòng)臂為固定件的連桿機(jī)構(gòu)中，即要求機(jī)架與鏟斗的轉(zhuǎn)向應(yīng)相同。 從整機(jī)布置特點(diǎn)，作業(yè)對象和作業(yè)方式，以及考慮到結(jié)構(gòu)簡單、合理，維修等因素出發(fā)。選擇反轉(zhuǎn)六連桿機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)在機(jī)器工作時(shí)提高鏟斗的裝滿程度，減少了運(yùn)輸時(shí)的撒料現(xiàn)象，并且易于控制卸料速度，減少了卸料沖擊。同時(shí)，由于此機(jī)構(gòu)鏟點(diǎn)較小，使機(jī)構(gòu)簡化，減少了維修時(shí)間。 第三章 動(dòng)力換檔行星變速箱的設(shè)計(jì) 動(dòng)力換檔星星變速箱預(yù)定軸式變速箱相比由于具有結(jié)構(gòu)緊湊、在和容量大、傳動(dòng)效率高、齒間符合小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以及實(shí)現(xiàn)動(dòng)力與自動(dòng)換檔等優(yōu)點(diǎn)，所以在工程、礦山、起重等作業(yè)機(jī)械上，獲得了廣泛的應(yīng)用。 故，此次設(shè)計(jì)選用二自由度具有內(nèi)外嚙合的齒圈式行星機(jī)構(gòu)。 行星式液力機(jī)械動(dòng)力換檔變速箱的最大特點(diǎn)是，裝載機(jī)只需要兩個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)后退檔，就能實(shí)現(xiàn)裝載、行駛、后退的全部變速功能，使裝載機(jī)有極強(qiáng)的自動(dòng)適應(yīng)外界阻力的調(diào)節(jié)功能。當(dāng)裝載機(jī)在正常需要較高的前進(jìn)和后退的速度時(shí)，超越離合器自動(dòng)分離，讓二級渦輪獨(dú)立工作，就是由二級渦輪輸出的動(dòng)力通過二級輸出齒輪、中間輸入軸將動(dòng)力傳入各個(gè)檔位，使裝載機(jī)能實(shí)現(xiàn)變速行駛，從而實(shí)現(xiàn)物料迅速進(jìn)行轉(zhuǎn)移。當(dāng)裝載機(jī)在鏟裝作業(yè)過程中外界阻力突然增大，例如遇到鏟裝大物料時(shí)，超越離合器在雙渦輪變矩器的配合工作下，自動(dòng)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩，使車輪產(chǎn)生足夠的動(dòng)力進(jìn)行正常的鏟裝工作。而當(dāng)鏟裝阻力相當(dāng)大時(shí)，超越離合器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)就會更加充分顯示出來，此時(shí)的超越離合器會自動(dòng) 處于完全的楔緊狀態(tài)，即外環(huán)齒輪、內(nèi)環(huán)凸輪、中間輸入軸形成一個(gè)剛體，變矩器一、二級渦輪同時(shí)工作，將所有產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩傳遞給超越離合器，外環(huán)齒輪和中間輸入軸同時(shí)給變速箱傳遞動(dòng)力。裝載機(jī)經(jīng)常出現(xiàn)輪邊打滑，一般稱作為“失速”狀態(tài)，就是超越離合器利用雙渦輪變矩器的特點(diǎn)實(shí)現(xiàn)的，變矩器泵輪在發(fā)動(dòng)機(jī)高速旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)下，而變矩器一、二級渦輪轉(zhuǎn)速為零，此時(shí)輸出的轉(zhuǎn)矩為極大值，裝載機(jī)輪邊驅(qū)動(dòng)力也就為最大值。一般５０型裝載機(jī)可產(chǎn)生１３噸以上的推進(jìn)力。行星式變速箱的超越離合器就是利用自身單向離合作用，配合變矩器外特性實(shí)現(xiàn)以上自動(dòng)適應(yīng)外界工況的功能。見液力變矩器特性圖和超越離合器工作圖。由液力變矩器外特性圖中看出，渦輪轉(zhuǎn)速為零時(shí)，其轉(zhuǎn)矩為最大值。 3.1 傳動(dòng)系總傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比，是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、技術(shù)任務(wù)所規(guī)定的排擋數(shù)和速度范圍，以及總布置中初步確定的驅(qū)動(dòng)輪半徑的尺寸算出來的。 首先應(yīng)確定整車牽引機(jī)構(gòu)傳動(dòng)路線，動(dòng)力傳遞路線為：發(fā)動(dòng)機(jī)液力變矩器變速箱傳動(dòng)軸主傳動(dòng)裝置差速器傳動(dòng)半橋輪邊減速器輪胎。 3.1.1 裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的確定 輪式裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的計(jì)算公式如下： i=0.377nr/v （3.1） 式中： n----------發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速 r/min 參考同克類型機(jī)器暫取 n=2200 r/min r-----------驅(qū)動(dòng)輪半徑 762mm v---------某一檔速度（ km/h） 代入數(shù)據(jù)可得各檔的總傳動(dòng)比如下： i=0.3772200 r/min0.762m8km/h=4.74 i= 0.3772200 r/min0.762m30km/h=1.26 iR=0.3772200 r/min0.762m10km/h=3.48 3.1.2 各檔傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比確定后，就可以進(jìn)行總傳動(dòng)比的分配，亦即變速箱各檔傳動(dòng)比i，主傳動(dòng)或中央傳動(dòng)比i，輪邊減速比i=1. 先分配出中央傳動(dòng)比i和輪邊減速比i i= ii i （3.2） 對于有直接檔的變速箱結(jié)構(gòu)中，高檔傳動(dòng)比i取值為1。此次設(shè)計(jì)中選取前進(jìn)二檔為直接檔，則選取i=1. 則 i i= i/ i=1.26 由此可得各檔變速箱傳動(dòng)比如下： i= i/( i i)=3.76 i=1. i= iR/( i i)=2.76 在分配i i時(shí)，力求使i>i，借以減輕輪邊減速比或最終傳動(dòng)以前的零件受力，從而有利于減少差速器或轉(zhuǎn)向離合器的尺寸。 故暫取 i=1.57 i=1.20 3.2 變速箱的設(shè)計(jì) 3.2.1 傳動(dòng)方案的選擇及傳動(dòng)簡圖的設(shè)計(jì) 在分析比較國內(nèi)外現(xiàn)在同類變速箱以及各檔變速箱傳動(dòng)比范圍的基礎(chǔ)上，參照參考文獻(xiàn)[2]中圖5-40，及表5-7，圖5-41，表5-8中十三種傳動(dòng)方案。初步擬定出變速箱傳動(dòng)的方案簡圖如下： 擋位 結(jié)合的元件 傳動(dòng)比公式 F 1 i=(1+α)=3.76i 2 i=i R i= -α=-2.76i 表3-1 ZL50裝載機(jī)行星變速箱的傳動(dòng)特性 圖3-3 ZL50動(dòng)力換檔行星變速箱傳動(dòng)簡圖 1------前排太陽輪 2-------前排行星輪 3--------前排齒圈 4--------后排太陽輪 5--------后排行星輪 6--------后排齒圈 7--------二級渦輪輸出軸主動(dòng)齒輪 8--------二級渦輪輸出軸從動(dòng)齒輪 9--------一級渦輪輸出軸主動(dòng)齒輪 10-------一級渦輪輸出軸從動(dòng)齒輪 11-------輸出主動(dòng)齒輪 12-------輸出從動(dòng)齒輪 T-------前排制動(dòng)器 T-------后排制動(dòng)器 Q -------直接檔離合器 此變速箱傳動(dòng)方案，采用參考文獻(xiàn)[2]圖5-40單排行星傳動(dòng)方案前進(jìn)(1){如圖所示}與后退（1）{如圖所示}組合，外加一直接檔。當(dāng)制動(dòng)器T結(jié)合時(shí)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)（1）方案，實(shí)現(xiàn)變速箱前進(jìn)I檔。當(dāng)離合器結(jié)合時(shí)為直接檔，實(shí)現(xiàn)變速箱前進(jìn)Ⅱ檔。當(dāng)制動(dòng)器T結(jié)合時(shí)為倒退（1）方案，實(shí)現(xiàn)變速箱倒退擋。 前進(jìn)（1） 倒退（1） 3.2.2 行星排特性參數(shù)的確定 行星排特性參數(shù)是用來評價(jià)行星傳動(dòng)性能的。它等于同排行星系中齒圈齒數(shù)與太陽輪齒數(shù)之比，此值也等于齒圈節(jié)圓直徑和太陽輪節(jié)圓直徑之比。即： α=Z/Z=D/D （3.3） 實(shí)踐證明：為了縮小結(jié)構(gòu)尺寸及保證構(gòu)件間安裝的可能性，設(shè)計(jì)單排行星傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)使其參數(shù)處于以下范圍： 4/3≤α≤4 （3.4） 依據(jù)計(jì)算所得各檔變速箱傳動(dòng)比及上述所選各檔傳動(dòng)方案，參考文獻(xiàn)[2]表5-7可初步確定各行星排特性參數(shù)如下： =2.76 =2.76 3.3 變速箱中相關(guān)齒輪的計(jì)算與校核 行星傳動(dòng)中齒輪齒數(shù)的確定，不僅應(yīng)滿足傳動(dòng)比的要求，同時(shí)還應(yīng)滿足安裝的要求。齒輪的強(qiáng)度還應(yīng)滿足傳動(dòng)的要求以及變速箱的使用壽命。 3.3.1 配齒計(jì)算 根據(jù)計(jì)算前后兩行星排特性參數(shù)，、。在誤差范圍內(nèi)相等。因此，前后兩行星排參數(shù)相等，配齒計(jì)算直作一次計(jì)算，按==2.76計(jì)算。 1）、確定行星排中最小齒輪 由于前節(jié)計(jì)算所得=2.76<3,故可判斷行星排中行星輪最小。 2）根據(jù)裝配條件確定行星傳動(dòng)中齒輪齒數(shù) 行星排中各齒輪齒數(shù)關(guān)系如下： Z：Z：Z = Z：Z（-1）/2：Z （3.5） 式中 Z--------太陽輪齒數(shù) Z---------行星輪齒數(shù) Z---------齒圈齒數(shù) 依據(jù)如下配齒條件： （Z+ Z）/q=N （3.6） 式中： q--------行星輪個(gè)數(shù)，參考同類型機(jī)器選定其值為3。 N----------整數(shù) 設(shè)： Z=19時(shí) ，則 Z= 2Z/（-1）=21.3 取21 則： Z= Z=59.6 取60 齒輪傳動(dòng)配合的驗(yàn)證引用裝配條件公式。 則： （Z+ Z）/q=N=27 故符合裝配要求 綜上，由配齒計(jì)算確定的配齒數(shù)據(jù)如下： Z=19 Z=21 Z=60 由最終確定的齒數(shù)則實(shí)際中==2.73 而初定為2.76 則其誤差為1%即合理。 3.3.2 傳動(dòng)效率的計(jì)算 參考文獻(xiàn)[2]表5—13可得： 本次設(shè)計(jì)變速箱前進(jìn)Ⅰ檔采用前進(jìn)（1）方案，由單排行星傳動(dòng)效率計(jì)算表得?=0.965；前進(jìn)Ⅱ檔采用 Q直接嚙合形成直接換檔，不計(jì)離合器產(chǎn)生滑移，?=1。倒退檔采用倒退（1）傳動(dòng)方案，由單排行星傳動(dòng)效率計(jì)算表 查得?=0.95。 3.3.3 行星排中各齒輪的相關(guān)參數(shù)計(jì)算 3.3.3.1 太陽輪 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，齒輪選擇漸開線標(biāo)準(zhǔn)直尺圓弧齒輪傳動(dòng)。其壓力角、齒頂高系數(shù)h、頂隙系數(shù)c 均為標(biāo)準(zhǔn)值。亦即=20、h=1、c=0.25。 暫取模數(shù)m=4 則參考文獻(xiàn)[3]表10—2可得下表參數(shù) 單位：mm 名 稱 代 號 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 88 齒頂高 h h= hm 4 齒根高 h h=( h+ c)m 5 齒全高 h h=(2h+ c)m 9 齒頂圓直徑 d d=(z+2h)m 96 齒根圓直徑 d d=(z-2h-2 c)m 78 與行星輪嚙合中心距 a a=m(z+z)/2 82 齒寬 b b=Фd 70 表3-2 太陽輪參數(shù) 3.3.3.2 行星輪 行星輪系的齒輪選取與太陽輪相同，模數(shù)也暫取4。則參考文獻(xiàn)[3]表10-2亦即可得到如下表格 名 稱 代 號 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 76 齒頂高 h h= hm 4 齒根高 h h=( h+ c)m 5 齒全高 h h=(2h+ c)m 9 齒頂圓直徑 d d=(z+2h)m 84 齒根圓直徑 d d=(z-2h-2 c)m 66 與太陽輪輪嚙合中心距 a a=m(z+z)/2 82 齒寬 b b=Фd 68 表3-3 行星輪參數(shù) 3.3.3.3 齒圈 齒圈模數(shù)也暫取為4。亦即可得到如下表格： 名 稱 代 號 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 240 齒頂高 h h=( h+ c)m 5 齒根高 h h= hm 4 齒全高 h h=(2h+ c)m 9 齒頂圓直徑 d d=(d-2h-2 c)m 230 齒根圓直徑 d d=(d+2h)m 248 齒寬 b b=Фd 192 表3-4 齒圈參數(shù) 3.4 各檔工作時(shí)各構(gòu)件的轉(zhuǎn)速 3.4.1 雙渦輪液力變矩器的的輸出軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算及有效直徑的確定 根據(jù)前章節(jié)所選變矩器可選的變矩器的傳動(dòng)效率為：?=0.96。而前述所選發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n=2200r/min,則可得變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速為： n=n ?=22000.96=2112r/min 雙渦輪液力變矩器的有效半徑的計(jì)算 M=r nD 參考資料[5]圖1-7-20 -------一般為4.4min/m.r 參考資料[5]圖1-7-20 r--------變矩器的專用油，一般為22號透平油r=0.9kg/L n-------變矩器泵輪的輸入轉(zhuǎn)速，其等于發(fā)動(dòng)機(jī)的有效轉(zhuǎn)速為2200r/min M------變矩器泵輪的輸入扭矩，其等于發(fā)動(dòng)機(jī)的有效扭矩為731.6Nm 則：D=0.02m 3.4.2 行星排中各構(gòu)件的轉(zhuǎn)速 通過對多排行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)的分析，可得以下運(yùn)動(dòng)學(xué)特性方程 1）實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅰ檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅰ檔時(shí)，齒圈制動(dòng)，太陽輪輸入,行星架輸出。則可得齒圈轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速，即： n=0 n=n=2112r/min 行星排中各構(gòu)件有如下關(guān)系式 n+αn－（1+α）n=0 （3.7） 又由文獻(xiàn)[2]表5-7可得 聯(lián)利以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： n=n/(1+α)=560r/min 2）實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅱ檔： 因?yàn)棰驒n時(shí)直接檔，所以n=n= n=n=2112r/min 3)實(shí)現(xiàn)倒檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)倒檔時(shí)，行星架制動(dòng)，太陽輪輸入,齒圈輸出。則可得行星架轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速，即 n=0 n 行星排中各構(gòu)件件有如下關(guān)系式： n （3.8） （3.9） 聯(lián)利以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： n=n/=765 3.5 變速箱工作時(shí)各構(gòu)件扭矩的計(jì)算 3.5.1 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的計(jì)算 根據(jù)前述選發(fā)動(dòng)機(jī)的型號以及參考同類型機(jī)器可以計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩如下： N （3.10） 式中 N--------發(fā)動(dòng)機(jī)有效功率，kw. 由前章節(jié)可得N=162kw M--------發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，Nm.. n---------發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速，r/min 由前章節(jié)可得n=2200r/min 由上式可得： M =731.6N.m 3.5.2 變速箱各檔輸入扭矩的確定 變速箱的輸入扭矩是進(jìn)行構(gòu)件設(shè)計(jì)和傳動(dòng)系零件強(qiáng)度計(jì)算的基本依據(jù)。作為履帶式車輛在此次設(shè)計(jì)中去按地面附著條件決定的最大扭矩作為變速箱各檔的輸入扭矩。 對于輪胎式車輛有如下關(guān)系式： （3.11） 式中： G--------附著重量 ，對于全輪驅(qū)動(dòng)的裝載機(jī)附著重量為 自重，即G=18t=180000N ------附著系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表2-1選取 =0.4 --------驅(qū)動(dòng)輪半徑 ---------各檔變速箱傳動(dòng)比 ---------傳動(dòng)效率，參考同類型機(jī)器暫取=0.96 有上述公式代入數(shù)據(jù)可得： 實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅰ時(shí)： M=8048N.m 實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅱ當(dāng)時(shí)： M=30398N.m 實(shí)現(xiàn)倒檔時(shí)： M=11014N.m 3.5.3 液力變矩器輸出扭矩的計(jì)算 M=K 一般裝載機(jī)的變矩系數(shù)為3-3.5，本設(shè)計(jì)取3.5，即M=3.5=3.5731.60.96=2458N.m 3.5.4 變速箱上各構(gòu)件扭矩的計(jì)算 根據(jù)參考文獻(xiàn)可列出如下關(guān)系式得出各構(gòu)件的扭矩，設(shè)計(jì)中考慮到作業(yè)機(jī)械經(jīng)常滿負(fù)荷工作，故奪取液力變矩器允許工作效率范圍內(nèi)的最大扭矩與按地面附著條件決定的最大扭矩中的較小值，作為變速箱各檔的輸入扭矩。即其輸入扭矩為M=2458N.m。然后確定各個(gè)檔位的輸入扭矩。 1）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅰ檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔為時(shí)，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩。亦即: 2458Nm 又由參考文獻(xiàn)可列出未計(jì)及損失時(shí)三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： (3.12) 聯(lián)立(a),(b)兩式,代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果: =9168Nm 2）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)Ⅱ檔時(shí) 由傳動(dòng)方案的選取可知，前進(jìn)Ⅱ檔是直接檔，動(dòng)力直接從輸入軸傳向輸出軸。則其輸入扭矩等于輸出扭矩，亦即輸入扭矩等于離合器所受扭矩，即： 3）當(dāng)實(shí)現(xiàn)倒退檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔為時(shí)，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩，亦即： 又由參考文獻(xiàn)可列出未計(jì)及損失時(shí)三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： (3.13) 聯(lián)立(a),(b)兩式,代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果 變速箱各檔工作時(shí)各構(gòu)件所承受的扭矩，及離合器、制動(dòng)器所承受的扭矩： 構(gòu)件 前進(jìn)Ⅰ檔 前進(jìn)Ⅱ檔 倒退檔 2458 0 0 6710 0 0 -9168 0 0 0 0 -2458 0 0 6710 0 0 9168 0 0 9168 6710 0 0 0 2458 0 表3-5 各個(gè)檔位扭矩圖 （單位：Nm ） 3.6 變速箱各零部件的校核 各零部件的校核是對前各章節(jié)設(shè)計(jì)的驗(yàn)證，也是變速箱乃至整個(gè)機(jī)器在其壽命期內(nèi)正常工作的必要保證。 3.6.1 行星排中各相關(guān)齒輪的強(qiáng)度校核 行星排中各齒輪的強(qiáng)度的是否足夠直接影響到變速箱的使用性能以及整個(gè)機(jī)器的實(shí)用性。因此，對其的校核是相當(dāng)有必要的。 根據(jù)工作裝置的工作環(huán)境以及工作條件，暫取行星排中各齒輪的材料均為40Cr調(diào)質(zhì)鋼。 其中 強(qiáng)度極限 屈服極限 硬度（HBS）為：241--286 以上各數(shù)據(jù)均由參考文獻(xiàn)[4]表10-1得出 齒輪的強(qiáng)度既要滿足齒根彎曲強(qiáng)度又要滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，故以1下的校核要分兩部分進(jìn)行校核，即齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核和齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。 3.6.1.1 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 從設(shè)計(jì)要求以及裝載機(jī)的工作條件出發(fā)，初步確定變速箱的使用壽命年限為10年，每年工作300天，每天工作5小時(shí)。 齒根危險(xiǎn)截面的彎曲強(qiáng)度條件公式 （3.14） 式中 K--------載荷系數(shù) F-------齒輪所受切向力，單位：N Y--------齒形系數(shù)， ---------應(yīng)力校正系數(shù) [-------許用彎曲應(yīng)力 b----------齒寬 m---------齒輪模數(shù) 1）對于太陽輪 許用彎曲應(yīng)力如下： （3.15） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021123103005=5.7,所以， =0.85 參考文獻(xiàn)[4]圖10-18 S----------疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[4]暫取S=1.4 -------齒輪的疲勞極限， 暫取=540MP，選擇合金鑄鋼調(diào)質(zhì)HBS=280 參考文獻(xiàn)[4]圖10-20C 代入數(shù)據(jù)則有 [ 而 （3.16） 式中 b------齒寬，b=70mm. K------載荷系數(shù)， K= （3.17） -----使用系數(shù)，=2.00 參考文獻(xiàn)[4]表10-2 -----動(dòng)載系數(shù)，=1.4 參考文獻(xiàn)[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻(xiàn)[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.81 參考文獻(xiàn)[4]表10-4 =2.72 =1.57 參考文獻(xiàn)[4]表10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 =255≤ 故，太陽輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 2）對于行星輪 許用彎曲應(yīng)力如下： （3.18） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021121103005=2.010,所以， =0.85 參考文獻(xiàn)[4]圖10-18 S----------疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[4]暫取S=1.4 -------齒輪的疲勞極限， 暫取=540MP， 參考文獻(xiàn)[4]圖10-20 代入數(shù)據(jù)則有 [ 而 式中 ： K------載荷系數(shù)， K= -----使用系數(shù)，=2.00 參考文獻(xiàn)[4]表10-2 -----動(dòng)載系數(shù)，=1.4 參考文獻(xiàn)[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻(xiàn)[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.81 參考文獻(xiàn)[4]表10-4 =2.85 =1.54 參考文獻(xiàn)[4]表10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 =193MP＜ 故，行星輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 3）對于齒圈 許用彎曲應(yīng)力如下： （3.19） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021121103005=5.710,所以， =0.85 參考文獻(xiàn)[4]圖10-18 S----------疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[4]暫取S=1.4 -------齒輪的疲勞極限， 暫取=540MP， 參考文獻(xiàn)[4]圖10-20 代入數(shù)據(jù)則有 [ 而 式中： K------載荷系數(shù)， K= -----使用系數(shù)，=2.00 參考文獻(xiàn)[4]表10-2 -----動(dòng)載系數(shù)，=1.4 參考文獻(xiàn)[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻(xiàn)[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.85 參考文獻(xiàn)[4]表10-4 =2.28 =1.73 參考文獻(xiàn)[4]表10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 =273MP＜ 故，齒圈齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 3.6.1.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算與校核 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式如下： ≤[] （3.20） 式中 []--------許用接觸應(yīng)力，MP d------------小齒輪的分度圓直徑，mm u------------兩接觸齒輪的齒數(shù)比 ----------區(qū)域系數(shù)，對于標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，=2.5 ----------彈性影響系數(shù)，。由參考文獻(xiàn)[4]表10-6可選取此次設(shè)計(jì)的=188 而許用接觸應(yīng)力如下 []= （3.21） 式中 ---------疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，對于在計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度時(shí)取值為1。 -------壽命系數(shù)，由前計(jì)算可得=0.95。參考文獻(xiàn)[4]查圖10-19 -------齒輪的疲勞強(qiáng)度=660MP。參考文獻(xiàn)[4]圖10-21 代入數(shù)據(jù)，可得出行星排中各齒輪的許用接觸應(yīng)力如下： []== 1）太陽輪與行星輪的接觸疲勞強(qiáng)度的校核 對于行星輪，u=. K=4.9 則代入數(shù)據(jù)可得 =145MP＜[] 對于太陽輪，u==21/19=1.1 則代入數(shù)據(jù)可得 =1/3120MP＜[] 2）行星輪與齒圈的接觸疲勞強(qiáng)的校核 對于齒圈，u==19/60=0.3， K=5.2 則代入數(shù)據(jù)可得 ==322MP＜[] 對于行星輪，u==60/19=3.16 ==128MP＜[] 故，太陽輪、行星輪、齒圈之間相互接觸疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 綜上所述，太陽輪、行星輪、齒圈的強(qiáng)度校核通過。 3.6.2 變速箱輸出軸齒輪的設(shè)計(jì)與校核 根據(jù)各檔傳動(dòng)比、各行星排的特性參數(shù)，以及參考同類型機(jī)器的內(nèi)部尺寸要求，初步確定輸出齒輪12的齒數(shù)為64. 輸出齒輪11的齒數(shù)為53。 初步確定兩齒輪的模數(shù)為6。 傳動(dòng)比i=64/53=1.2 則兩嚙合齒輪的有關(guān)參數(shù)如下： 分度圓直徑 =318mm 384㎜ 齒寬 初選齒寬系數(shù)為0.12 則 38.1㎜ 圓整取=40㎜ =46.03㎜ 圓整取=46㎜ 嚙合中心矩 315㎜ 根據(jù)工作裝置的工作環(huán)境以及工作條件，暫取行星排中各齒輪的材料均為40Cr調(diào)質(zhì)鋼。 其中 強(qiáng)度極限 屈服極限 硬度（HBS）為：280 以上各數(shù)據(jù)均由參考文獻(xiàn)[4]表