輪式裝載機(jī)變速箱功能與設(shè)計(jì)說(shuō)明書正稿

9、于一只牙嵌式離合器,當(dāng)嚙合套移至與齒輪c<或d>上的牙嵌齒相接合時(shí),齒輪c<或d>便和軸固接一起旋轉(zhuǎn)。動(dòng)力經(jīng)c-c’齒輪對(duì)或d—d’齒輪對(duì)傳出。 <2>動(dòng)力換檔 動(dòng)力換檔的工作原理,如圖1—2—2所示。 圖1—2—2中表示齒輪通過(guò)軸承支承在軸上,它與軸的結(jié)合和分離通過(guò)離合器來(lái)實(shí)現(xiàn)。與嚙合套換檔相同之處是齒輪和軸空轉(zhuǎn)連接,不同之處是齒輪和軸的接合和分離不是通過(guò)嚙合套而是通過(guò)離分器,這個(gè)離合器的分離和接合一般是用油壓操縱的。 油壓操縱的壓力源是由發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)的油泵提供,離合器的接合和分離靠的是發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力,所以稱為動(dòng)力換檔。 人力換檔變速箱,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單

10、、工作可靠、制造方便、重量輕、傳動(dòng)效率高,但是人力操縱勞動(dòng)強(qiáng)度大。同時(shí),人力換檔變速箱換檔時(shí),動(dòng)力切斷的時(shí)間較長(zhǎng),這些因素影響了機(jī)械的生產(chǎn)率,并使機(jī)械在惡劣路面上行駛時(shí)通過(guò)性差。 動(dòng)力換檔變速箱結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造困難、要求高、重量重、體積大而且由于換檔元件<離合器或制動(dòng)器>上有摩擦功率損失,傳動(dòng)效率較低。但是動(dòng)力換檔操縱非常輕便簡(jiǎn)單,換檔快,換檔時(shí)動(dòng)力切斷的時(shí)間可降低到最低限度,可以實(shí)現(xiàn)負(fù)荷下不停車換檔,大大有利于生產(chǎn)率的提高。 由于運(yùn)輸機(jī)械換檔頻繁,迫切需要改善換檔操作。因此,雖然動(dòng)力換檔變速箱結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造困難,但隨著制造水平的提高,動(dòng)力換檔變速箱在裝載運(yùn)輸機(jī)械上的應(yīng)用愈來(lái)愈廣。

11、 1.3.2　按輪系型式來(lái)分類 ①．定軸式變速箱 變速箱中所有齒輪都有固定的回轉(zhuǎn)軸線。定軸式變速箱換檔方式可能有兩種型式：人力換檔和動(dòng)力換檔。 ②．行星式變速箔 變速箱中有些齒輪的軸線在空間旋轉(zhuǎn)。有旋轉(zhuǎn)軸線的齒輪叫做行星輪,它在空間有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)：自轉(zhuǎn)和公轉(zhuǎn)。因此我們叫這類變速箱為行星齒輪變速箱。行星變速箱只有動(dòng)力換檔一種方式。 1.4 本課題設(shè)計(jì)難點(diǎn) 　　ZL30變速箱中二軸〔包括超越離合器總成和換檔行星排總成,以下論文中統(tǒng)稱二軸〕是整個(gè)變速箱中的重要中間軸部分,二軸中的超越離合器和雙渦輪液力變矩器聯(lián)合工作,顯著提高了液力變矩器在小傳動(dòng)比圍的變矩系數(shù)和效率,拓寬了高效工作區(qū)域

12、,并且提高了傳動(dòng)效率,改善了裝載機(jī)牽引性能。但超越離合器在凸輪面上和外環(huán)齒輪滾道上承受非常大的接觸應(yīng)力,所以如何改善超越離合器的受力狀況使其接觸應(yīng)力得到降低成為了設(shè)計(jì)的重中之重,又由于受到加工技術(shù)和尺寸要求的限制,選取怎樣的設(shè)計(jì)參數(shù)則成為了其中的難點(diǎn)。而對(duì)于換檔行星排的設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō),由于行星排是各零件聯(lián)合工作部件,其配齒關(guān)系是設(shè)計(jì)時(shí)所需考慮的最重要的問(wèn)題。行星排的傳動(dòng)比計(jì)算也是每一個(gè)設(shè)計(jì)者所要進(jìn)行的基本計(jì)算。 2　ZL30輪式裝載機(jī)變速箱總體設(shè)計(jì) 輪式裝載機(jī)在現(xiàn)代社會(huì)上已經(jīng)應(yīng)用了很長(zhǎng)一段時(shí)間,其類型根據(jù) 裝載機(jī)斗容的大小分為30、40、50、60〔即斗容分別是3噸、4噸、5噸、6噸

13、〕等,這幾種也是我國(guó)現(xiàn)在應(yīng)用最廣泛的裝載機(jī)類型。據(jù)資料統(tǒng)計(jì),我國(guó)工程機(jī)械行業(yè)對(duì)裝載機(jī)的研發(fā)水平基本上還停留在研發(fā)試制6噸位上。但對(duì)于30裝載機(jī)已經(jīng)具有相當(dāng)成熟的技術(shù)水平,因此,本設(shè)計(jì)廣泛借助了國(guó)各種裝載機(jī)設(shè)計(jì)資料,在總體設(shè)計(jì)上沿襲了許多企業(yè)的裝載機(jī)變速箱設(shè)計(jì)思路。 2.1　輪式裝載機(jī)變速箱傳動(dòng)原理概述 本次設(shè)計(jì)的變速箱根據(jù)要與雙渦輪液力變矩器聯(lián)合工作的,故在中間輸入軸上采用超越離合器與液力變矩器的雙渦輪配合工作,其中液力變矩器一級(jí)渦輪通過(guò)變速箱一級(jí)輸入軸齒輪與超越離合器外環(huán)齒輪嚙合,而二級(jí)渦輪則通過(guò)二級(jí)輸入軸齒輪與中間輸入軸齒輪〔亦即通常所說(shuō)的二軸齒輪〕嚙合,中間輸入軸齒輪通過(guò)螺栓連接和超

14、越離合器環(huán)凸輪連接為一個(gè)整體。從液力變矩器輸入到變速箱里的力矩大部分多通過(guò)超越離合器傳給了輸出軸,但還有一小部分通過(guò)分動(dòng)齒輪帶動(dòng)變速泵和轉(zhuǎn)向泵齒輪驅(qū)動(dòng)工作油液,提供變速箱的控制油壓。ZL30變速箱的檔位要兩前一后〔即一檔、直接檔兩個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔〕,因此可以采用相對(duì)比較方便、成熟的行星式動(dòng)力換檔機(jī)構(gòu)。從超越離合器中傳出的力矩通過(guò)二軸直接傳到換檔行星排的太陽(yáng)輪中,作為換檔機(jī)構(gòu)的輸入動(dòng)力。換檔行星排總成由倒檔行星排和一檔行星排串聯(lián)而成。其中,倒檔行星排中的齒圈與一檔行星排的行星架為剛性連接,倒檔制動(dòng)離合器控制倒檔行星排的行星架,而一檔制動(dòng)離合器控制一檔行星排的齒圈。而直接檔制動(dòng)離合器連接三軸〔亦

15、即直接檔軸〕與三軸輸出齒輪,力矩直接從二軸經(jīng)三軸輸出到輸出軸上〔亦即四軸〕。 具體傳動(dòng)路線設(shè)計(jì)見圖2-1。 圖 2-1 變速箱傳動(dòng)原理圖 2.2　總體設(shè)計(jì)中的參數(shù)選擇 利用綜合比較法對(duì)ZL30變速箱進(jìn)行整體設(shè)計(jì),現(xiàn)在國(guó)已經(jīng)在生產(chǎn)的輪式裝載機(jī)30變速箱大約有十多種,通過(guò)查找相關(guān)資料可得出各種變速箱在總體參數(shù)設(shè)計(jì)上都是小異。因此,在此次畢業(yè)設(shè)計(jì)中借助了現(xiàn)在企業(yè)中比較成熟的參數(shù)設(shè)計(jì)資料。 2.2.1　變速箱傳動(dòng)比分配 根據(jù)圖2-1所示的變速箱傳動(dòng)原理圖,變速箱的額定轉(zhuǎn)速為2200r/min,而30裝載機(jī)的運(yùn)行最大時(shí)速在30~40公里,因此通過(guò)參照普通裝載機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)可基本確定變速箱的

16、傳動(dòng)比圍在１～８之間。對(duì)于行星式變速箱來(lái)說(shuō),其關(guān)鍵部件——行星排的速比分配參照表2-1進(jìn)行。而其余傳動(dòng)比則根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)兼顧制造、裝配工藝來(lái)分配,具體參數(shù)表見表2-2。 表2-1 單排行星排傳動(dòng)方案 表2-2 變速箱傳動(dòng)比分配圍 2.2.2　變速箱各齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 根據(jù)傳動(dòng)原理圖和傳動(dòng)比分配圍,可初選出齒輪的齒數(shù)、模數(shù)如表2-3： 表2-3 變速箱各齒輪參數(shù)初選表 3　ZL30變速箱超越離合器的設(shè)計(jì) 3.1　超越離合器概述： 　　超越離合器是輪式裝載機(jī)雙變系統(tǒng)〔變速箱系統(tǒng)和變矩器系統(tǒng)〕中一個(gè)非常重要的部件。大量的實(shí)踐、實(shí)例證明在傳動(dòng)系統(tǒng)中超越離合

17、器是影響整個(gè)裝載機(jī)能否正常工作的關(guān)鍵部件。而我國(guó)目前生產(chǎn)的超越離合器質(zhì)量不穩(wěn)定,使用壽命不高,大約在2000小時(shí)到3000小時(shí)。對(duì)于大噸位裝載機(jī)來(lái)說(shuō),超越離合器壽命更是短,有的甚至達(dá)不到1800小時(shí),很難滿足用戶對(duì)裝載機(jī)的壽命要求。對(duì)于用戶來(lái)說(shuō),更換維修一次超越離合器其費(fèi)用大約在2500——4000元,有的甚至更高。因此,在技術(shù)上解決超越離合器的工作壽命問(wèn)題成了各大廠家亟待解決的問(wèn)題之一。 3.2　超越離合器的種類及其分析比較 　　目前,我國(guó)國(guó)工程機(jī)械行業(yè)廣泛應(yīng)用的超越離合器的分類主要是根據(jù)其外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪間的楔形塊形狀不同而定的。一般可分為兩種：非接觸楔形塊式超越離合器和圓柱滾子式超越

18、離合器。 <1>非接觸楔形塊式超越離合器： 　　非接觸楔形塊式超越離合器又稱非接觸式逆止器,它是利用特殊形狀楔塊的離心力及其與外環(huán)之間的特殊幾何關(guān)系以實(shí)現(xiàn)超越傳動(dòng)。當(dāng)環(huán)轉(zhuǎn)速達(dá)到一定值時(shí),楔塊與、外環(huán)滾道非接觸,無(wú)磨損運(yùn)轉(zhuǎn),反向逆止可靠。該離合器與減速機(jī)配套常用于皮帶運(yùn)輸機(jī)、斗式提升機(jī)和高溫風(fēng)機(jī),在冶金、礦山、石油、化工、啤酒設(shè)備及電站設(shè)備上廣泛應(yīng)用。 非接觸式楔塊式超越離合器是一種低速時(shí)傳遞扭矩,而高速時(shí)完全脫開的超越離合器。在離合器部,有多個(gè)異形塊分布在由、外圈所形成的滾道中,當(dāng)外圈正向運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),帶動(dòng)異形塊一起旋轉(zhuǎn),當(dāng)圈轉(zhuǎn)速超過(guò)非接觸轉(zhuǎn)速時(shí),異形塊所受的離心翻轉(zhuǎn)力矩大于彈簧復(fù)位力矩,異形

19、塊發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng),與、處圈脫離接觸,從而實(shí)現(xiàn)無(wú)磨損運(yùn)轉(zhuǎn)。 <2>圓柱滾子式超越離合器： 　　在裝載機(jī)行業(yè)采用的超越離合器基本上都是圓柱滾子式超越離合器。圓柱滾子式超越離合器按照其圓柱滾子的支撐形式又可分為兩種,一種是保持架式,一種是頂銷式。 　　保持架式超越離合器其基本結(jié)構(gòu)由外環(huán)齒輪、環(huán)凸輪、保持架、壓蓋、彈簧、圓柱滾子六個(gè)零件組成。頂銷式超越離合器取消了保持架和壓蓋,取而代之的是頂銷,但增加了彈簧根數(shù),一般每個(gè)滾子由兩根彈簧,兩根頂銷支撐。保持架式超越離合器中的保持架、彈簧、壓蓋和頂銷式超越離合器里的彈簧、頂銷的功能都是一樣的,均是為了克服在高速旋轉(zhuǎn)情況下圓柱滾子產(chǎn)生的離心力,使圓柱滾子始終

20、能夠與外環(huán)齒輪接觸。 　　這兩種形式的超越離合器各有優(yōu)缺點(diǎn)。保持架式超越離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,零件強(qiáng)度高,裝配簡(jiǎn)單方便。但其零件精度要求較高,例如環(huán)凸輪滾道平面的分度誤差及平面至凸輪中心線的距離誤差要求特別高,否則將會(huì)直接導(dǎo)致圓柱滾子在工作過(guò)程中非正常楔緊和旋出,使保持架變形而影響其整機(jī)的可靠性。并且保持架上滾柱的卡槽等分性與卡槽長(zhǎng)邊對(duì)其軸線的平行度誤差也將導(dǎo)致滾柱不均勻楔入造成保持架和滾柱損壞。再者,保持架容易產(chǎn)生應(yīng)力集中使得早期斷裂,影響工作壽命。從磨損補(bǔ)償方面來(lái)看,保持架式超越離合器由于是靠彈簧推動(dòng)保持架進(jìn)而推動(dòng)滾柱進(jìn)入楔緊狀態(tài),零件一旦異常磨損將得不到補(bǔ)償,使得超越離合器壽命降低。 　　

21、頂銷式超越離合器結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜,彈簧和頂銷容易產(chǎn)生疲勞破壞。并且在工作過(guò)程中頂銷容易產(chǎn)生油缸效應(yīng),即隨著超越離合器的不斷離合,圓柱滾子不斷地進(jìn)行楔緊和旋開,頂住滾子的頂銷在彈簧的作用下不斷地進(jìn)行沖擊,當(dāng)頂銷孔中的油得不到及時(shí)地排出時(shí)會(huì)造成頂銷端部受壓過(guò)度而受損。進(jìn)一步影響超越離合器的穩(wěn)定性。但是頂銷式超越離合器有其顯著的優(yōu)點(diǎn)：首先,其零件加工精度要求低。相對(duì)于保持架式超越離合器來(lái)說(shuō),其環(huán)凸輪滾道平面的分度誤差不影響離合器的正常工作；其滾道平面至凸輪中心線的距離也不會(huì)導(dǎo)致滾子的不正常楔入和旋出。其次,由于圓柱滾子各由兩個(gè)頂銷在彈簧的作用下支撐,所以零件在有輕微的磨損后可以得到磨損補(bǔ)償,有利于延長(zhǎng)超

22、越離合器的使用壽命。 　　綜上所述,各種超越離合器都存在著其本身的優(yōu)缺點(diǎn),所以在具體的設(shè)計(jì)工作中要求設(shè)計(jì)者能根據(jù)其使用場(chǎng)合選擇合適的種類。在裝載機(jī)行業(yè),隨著大噸位裝載機(jī)的開發(fā)使用,超越離合器大部分由保持架式轉(zhuǎn)變?yōu)轫斾N式了。因此,在本文中將以頂銷式超越離合器為例,從其結(jié)構(gòu)上入手全面的解讀超越離合器。 3.3　超越離合器的工作原理 　　超越離合器又叫單向離合器,顧名思義超越離合器是一種只能單向傳遞力矩的離合器。超越離合器與雙渦輪液力變矩器配合工作。一般來(lái)說(shuō),液力變矩器一級(jí)渦輪輸出的功率通過(guò)輸入軸的一級(jí)輸出齒輪傳遞到到與之嚙合的超越離合器外環(huán)齒輪上。液力變矩器二級(jí)渦輪輸出的功率通過(guò)輸入軸的二級(jí)

23、輸出齒輪傳遞到與之配合的中間軸齒輪上,中間軸齒輪通過(guò)螺栓和超越離合器的環(huán)凸輪固定為一個(gè)整體。當(dāng)裝載機(jī)在工作過(guò)程中需要高速前進(jìn)或后退時(shí),液力變矩器的二級(jí)渦輪獨(dú)立工作。此時(shí),超越離合器環(huán)凸輪轉(zhuǎn)速比外環(huán)齒輪轉(zhuǎn)速高,超越離合器自動(dòng)分離。當(dāng)裝載機(jī)在工作過(guò)程中遇到較大阻力時(shí),雙渦輪液力變矩器將根據(jù)工況自動(dòng)降低轉(zhuǎn)速,從而使得轉(zhuǎn)矩增大,給車輪提供足夠的動(dòng)力完成鏟進(jìn)、推動(dòng)物料等工作。如果阻力進(jìn)一步增大,液力變矩器將進(jìn)一步降速,當(dāng)速度降到超越離合器環(huán)凸輪速度比外環(huán)齒輪速度低時(shí),超越離合器滾柱將自動(dòng)楔緊在外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪之間的楔形空間中,從而使三者形成一個(gè)剛體。此時(shí),液力變矩器一、二級(jí)渦輪同時(shí)工作,將所有輸出功率傳

24、遞給超越離合器,裝載機(jī)就會(huì)產(chǎn)生較大的轉(zhuǎn)矩克服工作阻力,完成工作任務(wù)。當(dāng)液力變矩器渦輪速度降到零而泵輪高速旋轉(zhuǎn)時(shí),裝載機(jī)將產(chǎn)生最大的推進(jìn)力,一般來(lái)說(shuō),國(guó)ZL50系列的裝載機(jī)能產(chǎn)生14噸以上的推進(jìn)力。從以上分析可知,超越離合器的使用顯著提高了液力變矩器在小傳動(dòng)比圍的變矩系數(shù)和效率,拓寬了高效工作區(qū)域,并且提高了傳動(dòng)效率,改善了裝載機(jī)牽引性能。下面以頂銷式圓柱滾子超越離合器為例,通過(guò)其結(jié)構(gòu)介紹進(jìn)一步闡明超越離合器的工作原理。 圖3-1為超越離合器基本結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖： ωB ωA 圖3-1 1——外環(huán)齒輪 2——彈簧 3——環(huán)凸輪

25、 4——圓柱滾子 圖3-2為超越離合器與雙渦輪液力變矩器配合工作原理圖： 一級(jí)渦輪 泵輪 二級(jí)輸出齒輪 二級(jí)渦輪 導(dǎo) 輪 一級(jí)輸出齒輪 輸入軸 外環(huán)齒輪 中間輸入軸 內(nèi)環(huán)凸輪 圖3-2 當(dāng)裝載機(jī)在工作過(guò)程中處于高速輕載工況時(shí),液力變矩器二級(jí)渦輪單獨(dú)工作,力矩通過(guò)輸入軸的二級(jí)輸出齒輪傳遞到中間輸入軸齒輪上,中間輸入軸帶動(dòng)超越離合器環(huán)凸輪〔圖1—3〕一起運(yùn)動(dòng)。此時(shí),超越離合器環(huán)凸輪的轉(zhuǎn)速ωA比外環(huán)齒輪〔圖1—1〕

26、的轉(zhuǎn)速ωB大,圓柱滾子〔圖1—4〕按順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)脫開,超越離合器實(shí)現(xiàn)自動(dòng)分離。當(dāng)裝載機(jī)處于低速重載或遇到較大阻力時(shí),液力變矩器將降低速度以提升力矩,如果中間輸入軸齒輪帶動(dòng)環(huán)凸輪〔圖1—3〕的轉(zhuǎn)速ωA比外環(huán)齒輪轉(zhuǎn)速ωB小,此時(shí),圓柱滾子〔圖1—4〕按逆時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)楔緊在由外環(huán)齒輪〔圖1—1〕、環(huán)凸輪〔圖1—3〕構(gòu)成的楔形空間里,從而使三者合為一體以共同的速度轉(zhuǎn)動(dòng)。這個(gè)時(shí)候,液力變矩器一級(jí)、二級(jí)渦輪同時(shí)工作,共同把所有的力矩提供給超越離合器,從而使裝載機(jī)產(chǎn)生高達(dá)十幾噸的推進(jìn)力。 超越離合器圓柱滾子的楔緊和旋開是根據(jù)外阻力也就是裝載機(jī)的工況而自動(dòng)進(jìn)行的,從功能上講相當(dāng)于進(jìn)行了自動(dòng)換擋。超越離合器

27、和液力變矩器配合工作使得裝載機(jī)能自動(dòng)的適應(yīng)各種工況要求,在設(shè)計(jì)時(shí)減少了擋位數(shù),簡(jiǎn)化了變速箱部結(jié)構(gòu),進(jìn)而減少了操縱工人的勞動(dòng)強(qiáng)度,因而超越離合器也就理所當(dāng)然成為了設(shè)計(jì)者們所要考慮的重要項(xiàng)目。 3.4　超越離合器的失效分析 3.4.1　裝載機(jī)在超越離合器失效時(shí)可能存在的外在表現(xiàn)： 〔1〕．裝載機(jī)在起步和換擋過(guò)程中,機(jī)器反應(yīng)遲鈍或存在明顯的滯后現(xiàn)象。 〔2〕．裝載機(jī)在高速行進(jìn)中傳動(dòng)系統(tǒng)變速箱位置有沖擊聲,或者機(jī)器突然緊急制動(dòng),換擋后重新起步機(jī)器恢復(fù)正常。 〔3〕．裝載機(jī)在低速重載工況時(shí),變矩器油溫上升較快,在掛高速擋行使時(shí),速度提升不明顯,感覺(jué)上是機(jī)車無(wú)勁跑不快。 〔4〕．裝載機(jī)在進(jìn)行鏟

28、料裝載作業(yè)時(shí),機(jī)器前進(jìn)無(wú)力,有時(shí)甚至爬小坡路面也很吃力。 〔5〕．裝載機(jī)在正常作業(yè)時(shí)在變速箱位置出現(xiàn)間斷性的異響聲,有時(shí)會(huì)影響作業(yè)但加油后可繼續(xù)工作。異響聲隨著時(shí)間的延長(zhǎng)會(huì)越來(lái)越頻繁,機(jī)器工作越來(lái)越吃力。 3.4.2　　超越離合器失效的主要原因： 〔1〕．裝載機(jī)液力變矩器所輸出的力矩大部分都要經(jīng)過(guò)超越離合器傳給輸出軸,并且在工作過(guò)程中超越離合器要承擔(dān)因外阻力不斷變化而帶來(lái)的沖擊。因此,超越離合器各零件摩擦副間的接觸應(yīng)力比較大,常常導(dǎo)致構(gòu)成摩擦副的零件因接觸強(qiáng)度不夠而變形失效。具體表現(xiàn)在以下幾個(gè)方面： ①外環(huán)齒輪強(qiáng)度不夠被圓柱滾子壓有凹槽。 ②環(huán)凸輪滾道平面強(qiáng)度不夠被圓柱滾子壓有凹槽。

29、 ③圓柱滾子自身強(qiáng)度不夠在楔緊傳遞力矩時(shí)被壓變形。 〔2〕．彈簧的疲勞損壞,彈簧一旦失效,被其支撐的圓柱滾子就不能到達(dá)楔緊位置,如果是一個(gè)滾柱的其中一根彈簧損壞而另一根完好就會(huì)造成圓柱滾子不能均勻楔入和旋出,導(dǎo)致滾柱局部受力而變形失效。 〔3〕．頂銷由于磨損或卡死在銷孔中,導(dǎo)致圓柱滾子不能正常工作而使超越離合器損壞 〔4〕．零件制造誤差太大造成超越離合器失效。例如：環(huán)凸輪滾道平面與其端面垂直度誤差太大、外環(huán)齒輪滾道面圓柱度誤差太大等均會(huì)造成圓柱滾子在楔形空間中運(yùn)動(dòng)的時(shí)候受力不均而加快磨損,最終導(dǎo)致整個(gè)超越離合器失效。 〔5〕．超越離合器里的清潔度太差,使環(huán)凸輪銷孔中充滿油污,頂銷卡死

30、進(jìn)而損壞超越離合器。 3.5　超越離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 從上面的分析可知超越離合器摩擦副間的接觸強(qiáng)度是影響其工作穩(wěn)定性的重要因素,接觸強(qiáng)度的大小直接影響其使用壽命的長(zhǎng)短。下面本文就從超越離合器的受力情況入手詳細(xì)介紹其設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程〔同樣以頂銷式圓柱滾子超越離合器為例〕 3.5.1　超越離合器受力分析： 首先,將超越離合器圓柱滾子視為受力體進(jìn)行分析〔注：受力狀態(tài)為超越離合器楔合狀態(tài),此時(shí)圓柱滾子被楔緊〕。其受力圖見圖3-3 圖3-3 圓柱滾子受力分析圖 1——外環(huán)齒輪 2——頂銷〔彈簧〕 3——環(huán)凸輪

31、 4——圓柱滾子 根據(jù)受力圖可以列出以下平衡方程組： F2 = F1cosα + f1sinα 〔垂直方向上受力平衡〕 f2 + f1cosα—F1sinα≧0 〔水平方向上受力保證圓柱滾子越擠越緊〕 f1 = F1μ1 〔摩擦力計(jì)算公式,注意方向〕 f2 = F2μ2 〔摩擦力計(jì)算公式,注意方向〕 上式中： f1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦力 f2：環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦力 F1：外環(huán)齒輪對(duì)圓柱滾子的正壓力 F2：環(huán)凸輪對(duì)圓柱滾子的支撐力 μ1

32、：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù) μ2：環(huán)凸輪與圓柱滾子間的摩擦系數(shù) α ：楔形角 對(duì)上述方程組進(jìn)行化簡(jiǎn)整理可得： 在超越離合器工作時(shí),充滿油液的摩擦副間的摩擦系數(shù)可近似取相等值即有下式： 根據(jù)萬(wàn)能公式變換：??? 可得： ···················① 然后,將圓柱滾子和環(huán)凸輪視為一個(gè)整體,則有： Ts = f1·R·Z ···················② 上式中： Ts：超越離合器所傳遞的計(jì)算力矩 f1：外環(huán)齒輪與圓柱滾子間的摩擦力 R：外環(huán)齒輪的孔半徑 Z：圓柱滾子數(shù)目 將①式代入②式中整理可

33、得： 在計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)取其最大值： ···················③ ③式即為計(jì)算超越離合器圓柱滾子外環(huán)齒輪之間的正壓力。 3.5.2　計(jì)算各摩擦副間的最大接觸應(yīng)力 從失效分析中我們知道超越離合器中的圓柱滾子、環(huán)凸輪、外環(huán)齒輪是依靠表面接觸工作的零件,他們的工作能力不僅與整體強(qiáng)度有關(guān),還與接觸表面的強(qiáng)度有關(guān)。其失效形式為接觸疲勞磨損〔疲勞點(diǎn)蝕〕,發(fā)生的主要原因是零件工作表面受到破壞,降低了工作能力,并引起振動(dòng)和噪聲,最終導(dǎo)致超越離合器失效。 由于超越離合器中的圓柱滾子、環(huán)凸輪、外環(huán)齒輪在工作過(guò)程中軸線相互平行,并相互接觸受壓。由彈性力學(xué)可知,其接觸應(yīng)力的計(jì)算符合

34、H.Hertz公式〔注：H.Hertz公式的應(yīng)用條件：兩個(gè)軸線平行的圓柱體相互接觸并受壓求接觸應(yīng)力〕。各零件在接觸受壓時(shí),其接觸面積為一狹長(zhǎng)矩形,最大接觸應(yīng)力發(fā)生在接觸區(qū)中心線上〔其結(jié)論論證過(guò)程略〕,且其值為： 上式中： Fn：作用在圓柱體上的載荷 b：接觸長(zhǎng)度 ρ1,ρ2：分別為相互接觸零件曲率半徑 μ1,μ2：分別為相互接觸零件材料的泊松比 E1, E2：分別為兩圓柱體材料的彈性模量 式中的"+"號(hào)用于外接觸,"-"號(hào)用于接觸。 對(duì)于超越離合器來(lái)說(shuō),可查表取：μ1 =μ2 = 0.3 E1 = E2 = 210GPa 所以：圓柱滾子與外

35、環(huán)齒輪的接觸應(yīng)力為：〔接觸情況〕 圓柱滾子與環(huán)凸輪的接觸應(yīng)力為：〔外接觸情況〕 注：此時(shí)實(shí)際上是圓柱和平面接觸受壓情況,代入計(jì)算的時(shí)候平面的曲率半徑是無(wú)窮大,所以其倒數(shù)是零。如果我們?nèi)∧Σ料禂?shù)均相等的話則有圓柱滾子兩處受壓載荷相等〔即F2 = F1〕。 <1>接觸疲勞強(qiáng)度的判定條件： 其中：為實(shí)驗(yàn)測(cè)得的材料的接觸疲勞極限 SH為許用安全系數(shù)。由于接觸應(yīng)力是局部性的應(yīng)力,且應(yīng)力的增長(zhǎng)與載荷Fn并不呈直線關(guān)系〔由計(jì)算公式可以得出〕,而要緩慢的多,故安全系數(shù)SH可取等于或稍大于1即可。 <2>彈簧力的計(jì)算 頂銷式圓柱滾子超越離合器的圓柱滾子

36、是靠彈簧的作用推向其楔緊位置的。當(dāng)超越離合器工作時(shí),圓柱滾子上由于受到離心力的作用,總是力圖從與從動(dòng)件的接觸點(diǎn)向外偏移,為了克服滾柱的偏移,保證超越離合器的正常工作,安裝的彈簧應(yīng)有足夠的壓力來(lái)抵消這種偏移力。具體來(lái)說(shuō),彈簧的強(qiáng)度應(yīng)能克服驅(qū)動(dòng)件在超越離合器最大轉(zhuǎn)速下的離心力。作用在圓柱滾子上的離心力可由下式確定： 上式中： M: 圓柱滾子的質(zhì)量 ：圓柱滾子中心到環(huán)凸輪軸線的距離。在楔緊狀態(tài)下 =〔R-r〕。 n ：超越離合器最大轉(zhuǎn)速 單位：r/min 這個(gè)徑向離心力引起彈簧所需要克服的切向力Ft 根據(jù)其幾何關(guān)系有： Ft = > = 因此彈簧的預(yù)緊力要大于Ft,

37、以防止圓柱滾子在離心力的作用下脫離楔緊位置。 3.6 超越離合器主要參數(shù)的選擇 <1>．楔形角α的選擇： 由第五部分中的設(shè)計(jì)計(jì)算工程中我們可得出： 因此有：α 2arctan<μ1> 查表,假如μ1取值為μ1 = 0.07,此時(shí)： α 2arctan<0.07> = 8° 通過(guò)數(shù)據(jù)分析,楔形角α的大小對(duì)超越離合器的工作性能有著顯著的影響。如果α過(guò)大,其承載能力雖然會(huì)提高,但很難保證圓柱滾子能夠可靠的楔緊,在工作過(guò)程中就會(huì)出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象,致使圓柱滾子與、外環(huán)工作面接觸處產(chǎn)生嚴(yán)重的滑動(dòng)摩擦,零件磨損加快,造成超越離合器穩(wěn)定性差。如果α過(guò)小,圓柱滾子雖然容易楔緊,但是器

38、楔緊力將會(huì)增大,致使圓柱滾子不能自動(dòng)分離。根據(jù)H.Hertz公式,α適當(dāng)?shù)脑龃髸?huì)使得接觸副間的接觸應(yīng)力降低。根據(jù)實(shí)驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)和有關(guān)資料數(shù)據(jù),楔形角α 一般在6°~8°之間選取。 <2>．圓柱滾子半徑r的選擇 由Hertz公式可知,圓柱滾子半徑越大,摩擦副間的接觸應(yīng)力越小。但圓柱滾子半徑的大小在很大程度上受到超越離合器結(jié)構(gòu)尺寸的限制。根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)資料統(tǒng)計(jì),圓柱滾子半徑一般選取r = 6.5 ~ 7.5 mm <3>．外環(huán)齒輪徑R的選擇 同樣由Hertz公式可得出,外環(huán)齒輪徑R越大,其接觸應(yīng)力越小。但外環(huán)齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸不僅受到超越離合器本身的結(jié)構(gòu)尺寸限制,還受到變速箱里的裝配尺寸限制,

39、過(guò)大會(huì)造成裝配困難或根本無(wú)法裝配。一般來(lái)說(shuō),外環(huán)齒輪徑R的選擇圍為R = <8~20>r。由圓柱滾子半徑r的選取圍可推算外環(huán)齒輪的選取圍為：R = 104 ~ 300mm <4>.圓柱滾子數(shù)目Z的選擇 超越離合器中圓柱滾子數(shù)目Z越多,分布到每一個(gè)圓柱滾子上的載荷就越小,超越離合器的受力也越均勻。所以,增多圓柱滾子的數(shù)目,能有效的降低接觸應(yīng)力大小。但過(guò)多的數(shù)目會(huì)導(dǎo)致超越離合器結(jié)構(gòu)變大,對(duì)于輪式裝載機(jī)而言,圓柱滾子數(shù)目一般取經(jīng)驗(yàn)值Z = 16 ~ 30。 <5>.圓柱滾子長(zhǎng)度L的選擇 從降低接觸應(yīng)力的角度上來(lái)說(shuō),圓柱滾子長(zhǎng)度越大越好〔由Hertz公式可看出〕。并且若圓柱滾子長(zhǎng)度L值取太小,

40、則支撐每個(gè)圓柱滾子的兩個(gè)頂銷孔間的距離也就很近。在工作過(guò)程中,圓柱滾子容易發(fā)生歪斜現(xiàn)象,這樣就會(huì)造成圓柱滾子局部受力很大而變形失效。如果圓柱滾子長(zhǎng)度過(guò)大,外環(huán)齒輪孔、環(huán)凸輪滾道平面的表面粗糙度和不平度對(duì)圓柱滾子的楔入和旋出狀態(tài)就有較大的影響,常常會(huì)造成圓柱滾子不正常楔入而加大磨損,在較大程度上影響超越離合器的使用壽命。一般來(lái)說(shuō),圓柱滾子長(zhǎng)度的選取圍是L = <1.5 ~ 2.5> r . <6>.環(huán)凸輪滾道平面高度h〔即環(huán)凸輪中心與滾道平面的距離〕的計(jì)算 環(huán)凸輪滾道平面高度h是超越離合器中比較重要的尺寸參數(shù),特別是在保持架式圓柱滾子超越離合器中,h尺寸的加工精度直接影響超越離合器的

41、工作情況。根據(jù)幾何關(guān)系有： 當(dāng)r、R、確定了以后,h便可根據(jù)公式直接計(jì)算了。 3.7　超越離合器設(shè)計(jì)改進(jìn)的幾種新思路簡(jiǎn)介： <1>．用板彈簧替代頂銷。 頂銷式圓柱滾子超越離合器的每一個(gè)圓柱滾子均由兩個(gè)頂銷支撐,在彈簧的作用下推動(dòng)圓柱滾子與外環(huán)齒輪和環(huán)凸輪滾道面保持接觸。一個(gè)超越離合器如果按24個(gè)圓柱滾子計(jì)算,則有48根頂銷、48根彈簧。在工作過(guò)程中,如果有一根頂銷被卡死壓壞或一根彈簧失效的話就會(huì)使得圓柱滾子不能正常的楔緊和旋出,造成零件磨損加劇,最后常常導(dǎo)致超越離合器不能自動(dòng)分離。假如用板彈簧替代頂銷的話,一根板彈簧支撐一個(gè)圓柱滾子,通過(guò)計(jì)算板彈簧只需要壓縮大約0.04~0

42、.05mm左右就能提供足夠的推進(jìn)力推緊圓柱滾子進(jìn)入楔入狀態(tài)。并且板彈簧提供的彈力均勻的施加在圓柱滾子上,克服了頂銷式或保持架式超越離合器由于滾柱歪斜楔入或旋開造成滾子局部受力過(guò)大而變形失效的問(wèn)題。采用板彈簧后,圓柱滾子在楔形空間里的運(yùn)動(dòng)圍可減少,即環(huán)凸輪滾道的長(zhǎng)度可減少,這樣就可以提供出空間安裝更多的滾子數(shù)目,根據(jù)Hertz公式,圓柱滾子數(shù)目越多,摩擦副間的接觸應(yīng)力將越低,這為克服國(guó)現(xiàn)在的超越離合器接觸強(qiáng)度普遍偏低的困難提高了有效解決途徑。 <2>．直接采用液壓油推動(dòng)圓柱滾子 直接制造封閉油腔利用液壓油來(lái)推動(dòng)頂銷〔小型活塞〕使圓柱滾子進(jìn)入楔進(jìn)狀態(tài),完全取消彈簧。由于液體部壓力到處一致,使得

43、各頂銷獲得的壓力相等,這樣圓柱滾子受力均勻,有利于改善其工作狀態(tài)。這種思路雖然也使得超越離合器擺脫了因?yàn)閺椈墒Ф荒苷９ぷ鞯膯?wèn)題。但是它對(duì)超越離合器又提出了新的要求。首先提供液壓力的各油道的設(shè)計(jì)勢(shì)必將會(huì)改變現(xiàn)有超越離合器零件的結(jié)構(gòu)尺寸。其次,對(duì)超越離合器的密封性能提出了要求,這就給零件制造,裝配 帶來(lái)了新的挑戰(zhàn)。 4　行星排的設(shè)計(jì) 4.1　行星排的基本概念 復(fù)雜的行星齒輪變速箱是由基本行星機(jī)構(gòu)組合而戊,行星齒輪變速箱中所采用的基本行星機(jī)構(gòu)大多數(shù)是單排、外嚙合行星機(jī)構(gòu),簡(jiǎn)稱行星排。它有單行星和雙行星兩種,如圖4—1所示。 　　行星排有三個(gè)基本元件：太陽(yáng)輪、齒圈、行星架,分別

44、用符號(hào)s、r、c來(lái)表示,行星輪以符號(hào)p來(lái)表示< 注：各種資料的命名各有不同,無(wú)特殊說(shuō)明,本說(shuō)明書中沿用此種表達(dá)方式>。 4.2　行星排的分析 4.2.1　運(yùn)動(dòng)分析 行星輪系可看作由定軸輪系轉(zhuǎn)化而來(lái)。以行星排為例來(lái)看,可把太陽(yáng)輪、齒圈、行星輪都看作是支承在行星架上的齒輪。當(dāng)行星架固定不動(dòng)時(shí)為定軸輪系,當(dāng)行星架以太陽(yáng)輪軸線<也即齒圈軸線>為中心線旋轉(zhuǎn)起來(lái)了就變成了行星輪系。 　　因此,行星排的運(yùn)動(dòng)可看作是兩部分運(yùn)動(dòng)的合成：行星架帶著其上各齒輪<包括太陽(yáng)輪和齒圈>以行星架轉(zhuǎn)速作整體轉(zhuǎn)動(dòng)這可定義為牽連運(yùn)動(dòng),牽連運(yùn)動(dòng)中各齒輪不產(chǎn)生嚙合傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)；行星架上相互嚙合的齒輪相對(duì)行星架作嚙合轉(zhuǎn)動(dòng)這

45、可定義為相對(duì)運(yùn)動(dòng)。 　只有牽連運(yùn)動(dòng)而無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng),則整個(gè)行星排作整體轉(zhuǎn)動(dòng),這種情況被稱做為閉鎖成直接傳動(dòng)；只有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)而無(wú)牽連運(yùn)動(dòng)則變?yōu)槎ㄐ鋫鲃?dòng)。 　　只看相對(duì)運(yùn)動(dòng),也就是站在行星架上觀察時(shí),各輪傳動(dòng)如定軸輪系,存在一定的轉(zhuǎn)速關(guān)系,如下式所示： 式中 ——為太陽(yáng)輪相對(duì)行星架的轉(zhuǎn)速； ——為齒圈相對(duì)行星架的轉(zhuǎn)速； 　　　K——齒圈齒數(shù)和太陽(yáng)輪齒數(shù)之比,稱為行星排特性參數(shù)。 由上式得行星排轉(zhuǎn)速特性方程式。 對(duì)單行星排上式K值前取負(fù)號(hào)得： 十K一<1十K>＝0 對(duì)雙行星排上式K值前取正號(hào)得： —K+ ＝0 對(duì)于K值錢的正負(fù)號(hào)是根據(jù)算傳動(dòng)比時(shí), 　　行

46、星排轉(zhuǎn)速關(guān)系式是三元一次齊次方程式,三個(gè)未知數(shù),一個(gè)方程式,這反映了行星排是兩個(gè)自由度機(jī)構(gòu)。它與一個(gè)自由度定軸齒輪傳動(dòng)不同,定軸齒輪傳動(dòng)旋轉(zhuǎn)構(gòu)件之間有固定的轉(zhuǎn)速關(guān)系,而行星排三元件中任二元件之間無(wú)固定的轉(zhuǎn)速聯(lián)系它們之間的轉(zhuǎn)速關(guān)系隨行星架的轉(zhuǎn)速而變,要使行星排的任二元件間有確定的轉(zhuǎn)速關(guān)系,必須再加一個(gè)關(guān)系式。 　　方程式的三個(gè)系數(shù)之和等于零,即＝＝為轉(zhuǎn)速方程式的解,這反映了行星排具有閉鎖成一體轉(zhuǎn)動(dòng)的特性。 　　行星輪相對(duì)行星架的轉(zhuǎn)速可由三個(gè)元件轉(zhuǎn)速按下式求得〔注：本說(shuō)明書以下文中提到的行星輪轉(zhuǎn)速均是指行星架的轉(zhuǎn)速〕： np=-<->=<-> 式中、、分別為太陽(yáng)輪、行星輪和齒圈的齒數(shù)。

47、 4.2.2力矩分析 　　行星排中太陽(yáng)輪、齒圈、行星架三元件通過(guò)行星輪聯(lián)系在一起,通過(guò)行星輪傳力,三元件上所受力矩存在一定的關(guān)系。力矩分析中所謂的三元件所受力矩不是指外力矩,而是指行星排部力矩,即行星輪對(duì)三元件的作用力矩。另外我們分析的是等速運(yùn)動(dòng)工況,各構(gòu)件都作等速旋轉(zhuǎn),因此可以忽略慣性力矩。 〔1〕、行星排理論力矩關(guān)系式 　　　理論力矩是不考慮摩擦所得的力矩。行星排三元件〔太陽(yáng)輪、齒圈、行星輪〕的理論力矩關(guān)系可由行星輪的平衡求得。如圖4—2所示。 取行星輪為隔離體,由行星輪的平衡條件得： 　　行星輪對(duì)太陽(yáng)輪、齒圈、行星架的圓周力之比為〔注：為了推導(dǎo)方便,假設(shè)行星輪與太陽(yáng)輪、齒圈的

48、嚙合都是標(biāo)準(zhǔn)傳動(dòng),變位齒輪推導(dǎo)亦類似,但比較麻煩〕： P s：Pr：Pc＝1：1：〔一2〕 三個(gè)力作用半徑之比為： Rs：Rr：Rc＝1：K： 則行星輪對(duì)太陽(yáng)輪、齒圖、行星架的作用力矩之比為： Ms：Mr：Mc = PsRs：PrRr：PcRc = 1：K：-〔1+K〕 或?qū)懗桑? 對(duì)雙行星可用類似方法求得其理論力矩關(guān)系式為： 　　行星排理論力矩關(guān)系式,實(shí)際上是兩個(gè)方程式,三個(gè)未知敵,因此只要知道三元件中的一個(gè)力矩,則另二個(gè)就可求出。即行星徘三元件中任二元件力矩之間存在著固定關(guān)系,它是由齒輪和行星架的在杠桿比所決定的,與各元件轉(zhuǎn)動(dòng)情況和外界連接情況

49、都沒(méi)有關(guān)系,即不管三元件中哪個(gè)主動(dòng),哪個(gè)被動(dòng),哪個(gè)固定,其理論力矩關(guān)系都是一樣的。 〔2〕．行星排實(shí)際力矩關(guān)系式 　　實(shí)際上,行星機(jī)構(gòu)中存在摩擦,因此有力矩?fù)p失,實(shí)際力矩是考慮摩擦所得的力矩。一般我們只考慮齒輪嚙合傳動(dòng)的摩擦損失。行星排實(shí)際力矩關(guān)系式可按下述程序求得： 　　先求出齒圈和太陽(yáng)輪的力矩關(guān)系。考慮齒輪嚙合摩擦損失時(shí),求齒圈和太陽(yáng)輪的力矩關(guān)系,必須知道在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中,齒圈和太陽(yáng)輪哪一個(gè)是主動(dòng)件。 當(dāng)作用在太陽(yáng)輪上的外力矩M和太陽(yáng)輪相對(duì)行星架的轉(zhuǎn)向一致時(shí),即M<ω-ω>〈0或M<ω-ω>〉0〔M= - M,M為力矩,即行星輪對(duì)太陽(yáng)輪的作用力矩〕則太陽(yáng)輪為主動(dòng),其力矩關(guān)系為：

50、 M= MK 如果M<ω-ω>〈0或M<ω-ω>〉0,則太陽(yáng)輪為被動(dòng),其力矩關(guān)系為： M= MK 寫成普遍式為： M= MK 當(dāng)M<ω-ω> 〉0時(shí),x 取+1,當(dāng)M<ω-ω>〈0,x取-1。 由行星排三力矩之和應(yīng)等于零求得行星架和太陽(yáng)輪的力矩關(guān)系： M=- M- M=- M〔1+ K〕 單行星排實(shí)際力矩關(guān)系式為： 類似可求得雙行星排實(shí)際力矩關(guān)系式為： 式中 ——行星輪對(duì)太陽(yáng)輪實(shí)際作用力矩； ——行星輪對(duì)齒圈實(shí)際作用力矩； ——行星輪對(duì)行星架實(shí)際作用力矩； ——行

51、星架固定時(shí)行星排的效率<從齒圈到太陽(yáng)輪或太陽(yáng)輪到齒圈的傳動(dòng)效 率>。 對(duì)單行星 ＝＝0.98×0.99＝0.97； 對(duì)雙行星 ＝＝0．982×0.99＝0.95。 式中 及——分別為一對(duì)外嚙合齒輪及一對(duì)嚙合齒輪傳動(dòng)的效率。 行星排三元件之間實(shí)際力矩關(guān)系,隨行星徘運(yùn)動(dòng)狀況,即隨相對(duì)運(yùn)動(dòng)中太陽(yáng)輪是主動(dòng)還是被動(dòng)而變。 4.2.3　功率分析 我們知道,將一行星排中三元件——太陽(yáng)輪、齒圈、行星架分別作為主動(dòng)件、被動(dòng)件和固定件,就可以組成單排行星傳動(dòng)裝置。 單徘行星傳動(dòng)。當(dāng)行星排閉鎖時(shí),只有牽連運(yùn)動(dòng),全部功率通過(guò)牽連運(yùn)動(dòng)來(lái)傳遞。當(dāng)行星架為固定件時(shí),變?yōu)槎ㄝS傳動(dòng)

52、,只有相對(duì)運(yùn)動(dòng),全部功率通過(guò)相對(duì)運(yùn)動(dòng)<即齒輪嚙合>來(lái)傳遞。 一般情況,行星徘的運(yùn)動(dòng)是由牽連運(yùn)動(dòng)和相對(duì)運(yùn)動(dòng)所組成,因此功率既通過(guò)牽連運(yùn)動(dòng),又通過(guò)相對(duì)運(yùn)動(dòng)來(lái)傳遞。 以圖4—3所示為例,行星排的傳遞功率為： 牽連運(yùn)動(dòng)所傳遞的功率為： 相對(duì)運(yùn)動(dòng)所傳遞的功率〔一般稱為嚙合功率〕為： 式中 ——太陽(yáng)輪對(duì)行星輪的圓周力； ——太陽(yáng)輪對(duì)行星輪的圓周力的作用半徑； ——絕對(duì)圓周速度； ——牽連圓周速度； ——相對(duì)圓周速度, ——絕對(duì)角速度,即太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)速； ——牽連角速度,即行星架的轉(zhuǎn)速； ——相對(duì)角速度,即太陽(yáng)輪相對(duì)行星架的轉(zhuǎn)速。 嚙合功率流的流向： 當(dāng)＞0,即

53、M<ω-ω> 〉0時(shí),嚙合功率的流向是從太陽(yáng)輪至齒圈。 當(dāng)＜0,即M<ω-ω>〈 0時(shí),嚙合功率的流向是從齒圈至太陽(yáng)輪。 行星傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)情況和功率傳遞情況和定軸傳動(dòng)不同,定軸傳動(dòng)全部功率通過(guò)齒輪嚙合來(lái)傳遞,齒輪機(jī)構(gòu)所傳遞的功率等于嚙合功率。而行星傳動(dòng)則不然,相對(duì)運(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的嚙合功率可能小于行星機(jī)構(gòu)所傳遞的功率 圖4—3所示情況就是這樣。嚙合功率也可能大于行星機(jī)構(gòu)所傳遞的功率,有些行星傳動(dòng)方案甚至可能大很多,因此就使得行星傳動(dòng)的傳動(dòng)效率計(jì)算比較復(fù)雜,各種行星傳動(dòng)的傳動(dòng)效率可能相差很大,傳動(dòng)效率可能高于定軸傳動(dòng),也可能傳動(dòng)效率很低。在求行星傳動(dòng)效率時(shí)我們假定： 1>只考慮齒輪嚙合損

54、失,忽略其他所有損失,例如軸承損失,飛濺損失等等。 2>牽連運(yùn)動(dòng)不引起齒輪嚙合運(yùn)動(dòng),因此認(rèn)為牽連運(yùn)動(dòng)沒(méi)有損失。 3>行星排全部傳動(dòng)損失是由相對(duì)運(yùn)動(dòng)中齒輪嚙合損失所引起,而相對(duì)運(yùn)動(dòng)引起的齒輪嚙合損失和定軸傳動(dòng)一樣。 求行星排傳動(dòng)的效率一般采用以下兩個(gè)方法： ①．嚙合功率法求效率 1>先求出嚙合功率的大小。為計(jì)算簡(jiǎn)便起見,我們按理論力矩來(lái)計(jì)算嚙合功率<稱為理論嚙合功率>,因此按外嚙合點(diǎn)還是按嚙合點(diǎn)來(lái)計(jì)算,其結(jié)果都是一樣的。 M<ω-ω>= - M<ω-ω> 在計(jì)算效率時(shí),我們只要知道嚙合功率的數(shù)值大小,故可寫為： = 2〕然后計(jì)算行星排的功

55、率損失Nρ,它等于嚙合功率從太陽(yáng)輪傳至齒圈<或從齒圈傳至太陽(yáng)輪>的功率損失。 對(duì)單行星排 Nρ＝〔1-〕=〔1-0.97〕=0.03 對(duì)雙行星排 Nρ＝〔1-〕=〔1-0.95〕=0.05 3>最后計(jì)算行星排的效率： 式中 ——輸入功率。 對(duì)單行星排 =1-0.03 對(duì)雙行星排 =1-0.05 ②．力矩法求效率 齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)沒(méi)有轉(zhuǎn)速損失,其功率損失體現(xiàn)在力矩?fù)p失上,因此我們可以通過(guò)力矩關(guān)系來(lái)求效率。 如無(wú)功率損失,效率為1,則輸入功率等于輸出功率。 即： 式中 ——外構(gòu)件對(duì)主動(dòng)件的作用力矩,我們稱為

56、輸入力矩； ——被動(dòng)件對(duì)外構(gòu)件的作用力矩,我們常稱為輸出力矩； 、——分別為主動(dòng)件和被動(dòng)件的轉(zhuǎn)速。 理論輸出力矩與輸入力矩之比,稱為理論力傳動(dòng)比,它就等于傳動(dòng)比。 當(dāng)有功率損失時(shí),效率為實(shí)際輸出功率和輸入功率之比,即： 式中 ——實(shí)際輸出力矩； ——實(shí)際力傳動(dòng)比。 效率為實(shí)際力傳動(dòng)比和理論力傳動(dòng)比〔即傳動(dòng)比〕之比,也即是實(shí)際輸出力矩和理論輸出力矩之比。 4.3　行星排的配齒條件 行星傳動(dòng)齒輪齒數(shù)的確定,不僅應(yīng)滿足傳動(dòng)比的要求,同時(shí)還需依據(jù)裝配的需要,考慮以下的配齒條件。 4.3.1　同心條件 對(duì)于具有圓柱齒輪的單行星傳動(dòng),同心條件的含意是：當(dāng)行星傳動(dòng)

57、的每個(gè)行星輪和兩個(gè)或兩個(gè)以上的中心輪<太陽(yáng)輪和齒圈>嚙合時(shí),為保證安裝與傳動(dòng),各中心齒輪的齒數(shù)需要滿足行星輪與各中心輪的中心距相等。即 式中 ——行星輪和太陽(yáng)輪之間的中心距； ——行星輪和齒圈之間的中心距。 如圖4—4所示,Ds、Dr、Dp分別表示太陽(yáng)輪、齒圈和行星輪的節(jié)圓直徑,如果采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位齒輪傳動(dòng),則同心條件可以用下式表示： 根據(jù)齒輪的基本計(jì)算有： 即有： 必須指出,有些行星齒輪傳動(dòng),齒輪齒數(shù)并不完全受此條件的限制,其行星輪實(shí)際齒數(shù)少于計(jì)算齒數(shù)〔其差值圍為一個(gè)齒〕,這是為了改善結(jié)構(gòu)強(qiáng)度而采用角度變位齒輪的緣故。 4.3.2　裝

58、配條件 如圖4—5所示,在齒圈式單排行星傳動(dòng)中,行星輪1已裝入,此時(shí)太陽(yáng)輪上A齒中心線與行星輪上B齒中心線重合,行星輪上C齒的中心線與齒圈上D齒的中心線相重合。如果想在與行星輪1相隔處再裝入行星輪2,就要符合一定的幾何條件,否則會(huì)發(fā)生干涉,圖4—5就是因齒的干涉而不能裝配的實(shí)例。由此可知,要想把行星輪2裝入,必須合理地選擇齒圈與太陽(yáng)輪的齒數(shù),使得、和之間符合某種裝配關(guān)系。 為了導(dǎo)出裝配條件,設(shè)齒圈固定不動(dòng),使行星架轉(zhuǎn)過(guò)角,如圖4—5所示。這時(shí)太陽(yáng)輪上A齒若轉(zhuǎn)過(guò),而由A’齒占據(jù)了原A齒的位置,從圖中可以看出在原處裝入行星輪2才是可能的。也就是說(shuō)太陽(yáng)輪上弧間所包括的齒數(shù),應(yīng)為整數(shù)。 用公式表

59、示則為： 式中N為整數(shù)。 圖中太陽(yáng)輪、齒圈與行星架回轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系,可通過(guò)行星排運(yùn)動(dòng)學(xué)特性方程對(duì)時(shí)間積分得到： 其中： 故 這即為裝配條件公式?？梢娪麧M足裝配要求,行星排中兩行星輪之間夾角必須為的整數(shù)倍。其中,"+"、"—"號(hào),分別適用于單行星和雙行星傳動(dòng)。 為了使行星傳動(dòng)各構(gòu)件所受徑向力平衡,在結(jié)構(gòu)布置上應(yīng)該使行星輪均勻分布或?qū)ΨQ非均勻分布。 若行星輪為均布,且其個(gè)數(shù)為〔即〕,則由上式可得其裝配條件： 如果行星輪為對(duì)稱非均勻分布〔圖4—6〕,則其裝配條件是： 1>對(duì)具有均布關(guān)系的行星輪,如圖4—6中齒輪A1、A2、A3一組或B1、

60、B2、B3一組,應(yīng)滿足裝配條件： 式中 ——為一組的行星輪數(shù)。 2>對(duì)兩組均布行星輪所鉗開的角度或還必須滿足裝配條件： 或 式中、均為整數(shù)。 4.3.3　相鄰條件： 設(shè)計(jì)行星傳動(dòng)時(shí),必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙,對(duì)于單行星傳動(dòng)而言,即兩相鄰行星輪的中心距L應(yīng)大于它們的齒頂圓半徑之和。 如圖4—7所示,相鄰條件如以公式表示則為： 在實(shí)際設(shè)計(jì)中相鄰條件多控制在： 4.4　行星排參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.4.1　行星排基本參數(shù)包括以下幾項(xiàng)容： ①、行星排特性參數(shù)K； ②、行星排三元件〔太陽(yáng)輪、行星輪、齒圈〕的齒數(shù)、模數(shù)； ③、行星排嚙合強(qiáng)度計(jì)算

61、； ④、行星排傳動(dòng)比計(jì)算； 4.4.2　具體計(jì)算： ①、行星排特性參數(shù)的確定 根據(jù)總體設(shè)計(jì)中選擇的行星排傳動(dòng)方式以及傳動(dòng)比圍,選擇行星排特性參數(shù)K值圍為4/3≦K≦4。大量資料證明為了縮小結(jié)構(gòu)尺寸及可能安裝單行星排,其特性參數(shù)在此圍最合適。參照國(guó)大部分此類型變速箱行星排的參數(shù),本設(shè)計(jì)中選擇行星排的特性參數(shù)為:K=2.73,為了便于制造和裝配,倒檔行星排和一檔行星排均取同樣的特性參數(shù)值。 ②、行星排三元件的齒數(shù)、模數(shù)的確定； 在依照各檔傳動(dòng)比完成變速箱簡(jiǎn)圖設(shè)計(jì),并根據(jù)傳動(dòng)比公式求出各行星排參數(shù)的前提下,方可確定齒輪的齒數(shù)。進(jìn)行配鹵計(jì)算時(shí)應(yīng)首先考慮以下幾點(diǎn)：

62、<1>必須滿足行星排特性參數(shù)K的要求； <2>根據(jù)齒輪輪齒根切條件,其最小齒輪齒數(shù)不應(yīng)少于14~17<當(dāng)齒數(shù)大于17時(shí)齒輪不產(chǎn)生根切,當(dāng)齒數(shù)大于14而少于17時(shí)齒輪將產(chǎn)生少量允許根切>。最少齒數(shù)的選擇還應(yīng)兼顧到齒輪在軸或軸承上裝配的可能性； <3>為了提高產(chǎn)品制造工藝性,變速箱各行星排的齒輪可取問(wèn)一模數(shù)；對(duì)于齒圈齒數(shù)亦應(yīng)盡可能取其相等； <4>與中心輪嚙合的行星齒輪數(shù),可取3~4化為了平衡徑向載荷,應(yīng)使各行星輪沿圓周均布或采用對(duì)稱但非等間隔布置。 根據(jù)同心條件公式 以及特性參數(shù)定義式可得： 由于K=2.73,故=0.865〈1,所以〈,行星輪最小。 取行星輪均

63、布,行星輪個(gè)數(shù)q = 4則： 根據(jù)最少齒數(shù)關(guān)系,選取行星輪齒數(shù)=19,則： ③、行星排嚙合強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)設(shè)計(jì)要求：發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率P = 73kw,輸入轉(zhuǎn)速n = 2200r/min,傳動(dòng)比i = 1~4. (1) 齒輪的基本技術(shù)要求 太陽(yáng)輪：材料：20CrMnTi,齒面須經(jīng)表面滲碳處理,滲碳層深度0.8~1.2,表面硬度HRC58~64,心部及其余硬度為HRC33~45。 行星輪：材料：20CrMnTi,齒面、孔須經(jīng)表面滲碳處理,滲碳層深度0.8~1.2,表面硬度HRC58~64,心部及其余硬度為HRC33~45。 齒圈：材料：40Cr,零件調(diào)質(zhì),齒面經(jīng)表面滲

64、氮處理,滲氮層深度0.25~0.55,表面硬度HV≧550,心部及其余硬度為HRC28~35。 各零件其精度等級(jí)均取8級(jí)。 〔2〕采用太陽(yáng)輪浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu),各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)k的數(shù)值取為：k=1.1<計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)>；k=1.15<計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)>。 〔3〕外嚙合齒輪副s-p的強(qiáng)度計(jì)算 A．計(jì)算中心距a 由a〔u+1〕其中u為齒數(shù)比 式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下： 齒數(shù)比u====0.864 齒寬系數(shù)取為==〔〕=0.4 材料彈性系數(shù)查表取Z=189.8 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Z=2.4 轉(zhuǎn)矩T=k=9.549X10 =9.549X10XX 8.713X104Nmm

65、 載荷系數(shù)K=KKK其中工作情況系數(shù)K查表有K=1〔工作平穩(wěn)〕,動(dòng)載荷系數(shù)K查表有K=1.1〔v<3m/s〕 由K=1+〔-1〕其中——載荷沿齒寬分布不均勻系數(shù) ——齒輪圓周速度及齒面硬度對(duì)K的影響系數(shù) 查得=1.2,=0.84 故K=1+〔1.2-1〕X0.84=1.168 K=1X1.1X1.168=1.285 許用接觸應(yīng)力[]按下式計(jì)算：[]=ZZZ〔MP〕 齒輪材料的接觸強(qiáng)度疲勞極限=23HRC 對(duì)太陽(yáng)輪 =23X60=1380MPa 對(duì)行星輪p =23X58=1334MPa 安全系數(shù)S=1.25 Z=Z=Z=1 太陽(yáng)輪s的許用接觸應(yīng)力 []=X1X1X1=11

66、04MPa 行星輪p的許用接觸應(yīng)力 []=X1X1X1=1067MPa 計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的[]=1067MPa 將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距公式有 a<0.864+1>=56.27mm B．確定齒輪模數(shù)m m==2.75 C.校核接觸強(qiáng)度 選擇小齒輪副校核其接觸強(qiáng)度,根據(jù)公式： =ZZ[] 小齒輪分度圓直徑d=mzs=2.75X19=52.25mm =189.8X2.4X =132.5MPa<[]=1067MPa D.校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)校核公式：=YY[] 先計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 []=YY 查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限=750MPa 因行星輪p,在傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷,故應(yīng)取 =750X0.8=600MPa 安全系數(shù)S取為S=1.75 尺寸系數(shù)Y=1,Y=1 對(duì)太陽(yáng)輪s, []=750/1.75X1X1=429MPa 對(duì)行星輪p []=600/1.75X1X1=343MPa 載荷分布系數(shù)K=1+〔-1〕 查得=1,=1.2 故K=1+〔1.2-1〕X1=1.2 從而載荷系數(shù)K=KKK=1X1.1X1.2=1.32 轉(zhuǎn)矩T