ZL20裝載機動力換擋變速箱設(shè)計說明書

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1、 . . . 摘要 本設(shè)計為ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱，此變速箱具有結(jié)構(gòu)緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以與便于實現(xiàn)動力與自動換擋等優(yōu)點，同時也有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。隨著制造加工精度的提高，這種變速箱不僅在工程車輛上得到了廣泛應(yīng)用，在汽車上的應(yīng)用也日益廣泛。 首先通過發(fā)動機與液力變矩器的匹配設(shè)計計算，使發(fā)動機功率得到充分利用，進而改善裝載機牽引性能，然后選擇裝載機的傳動方案，變速箱有前進兩個檔位，后退一個檔位，通過操縱兩個換擋離合器即可實現(xiàn)換擋。離合器類型為雙離合器，換

2、擋迅速平穩(wěn)。 最后進行了變速箱主要參數(shù)的確定和配齒計算，通過主要零部件的強度計算以與軸承壽命驗算，變速箱滿足了設(shè)計要求。 關(guān)鍵詞：輪式裝載機，行星式變速器，動力換擋 Abstract The 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 ou

3、tput shaft concentric and easy to implement 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

4、 been widely used in automotive applications 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 h

5、as two forward gears, back a gear, shifting 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 ma

6、in components and checking the bearing life, transmission to meet the design requirements. Keywords: wheel loaders, planetary transmission, power shift . 目錄 摘要I ABSTRACTI 1.引言1 1.1裝載機的總體構(gòu)造1 1.2整機傳動系統(tǒng)設(shè)計1 2.傳動系總體方案設(shè)計3 2.1總體方案設(shè)計3 2.2行星式動力換擋變速箱的設(shè)計步驟3 3.發(fā)動機與液力變矩器匹配分析與其變速箱各檔傳動比的確定4 3.1匹

7、配相關(guān)數(shù)據(jù)4 3.1.1液力變矩器4 3.1.2整機參數(shù)4 3.1.3其他數(shù)據(jù)5 3.2發(fā)動機與變矩器原始特性5 3.2.1發(fā)動機原始特性曲線5 3.2.2發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線7 3.2.3發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。10 3.2.4根據(jù)液力變矩器的容量來確定機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速。11 3.3各檔傳動比、主傳動比與終傳動比的確定12 3.3.1主傳動比與終傳動比的確定12 3.3.2變速箱最大傳動比與最小傳動比確定13 4.變速箱方案設(shè)計與參數(shù)確定15 4.1變速箱方案設(shè)計15 4.2行星齒輪傳動的配齒計

8、算17 4.3初算行星部分齒輪的主要參數(shù)17 4.3.1齒輪材料的選擇18 4.3.2變速箱計算扭矩的確定18 4.3.3按齒面接觸強度初算最小齒輪(行星輪)分度圓直徑d118 4.3.4按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m19 4.3.5齒輪變位方式與系數(shù)的選擇20 4.3.6行星排各齒輪的幾何尺寸21 4.4行星齒輪傳動裝配條件的驗算22 4.5計算行星齒輪轉(zhuǎn)動的效率24 4.6初算定軸傳動部分齒輪參數(shù)24 4.6.1計算扭矩的確定24 4.6.2齒輪材料的選擇25 4.6.3主要尺寸的初步確定25 5.箱結(jié)構(gòu)設(shè)計和非標(biāo)準(zhǔn)件強度計算28 5.1變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計28 5

9、.2行星傳動的強度校核29 5.2.1齒面接觸強度的校核計算30 5.2.2齒根彎曲強度的校核計算32 5.3行星傳動部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計34 5.4定軸傳動齒輪強度校核35 5.4.1齒面接觸疲勞強度36 5.4.2齒根彎曲疲勞強度37 6.變速箱換擋操縱元件設(shè)計與計算39 6.1離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計39 6.1.1離合器部分39 6.1.2施壓油缸部分40 6.2片式離合器的容量和主要參數(shù)的確定40 6.3換擋制動器的容量和主要參數(shù)確定41 7.軸的設(shè)計、各主要花鍵與軸承的選用與校核42 7.1軸的設(shè)計42 7.1.1輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與軸承的選用42 7.1.2輸出軸設(shè)計

10、與軸承的選用42 7.1.3中間軸設(shè)計與軸承的選用43 7.1.4前輸出軸設(shè)計與軸承的選用43 7．2花鍵的選擇與與其強度校核43 7.2.1輸入軸花鍵與輸出軸花鍵的設(shè)計與校核44 7.2.2后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓之間的花鍵設(shè)計與校核45 7.2.3前輸出軸、后輸出軸與法蘭盤連接花鍵設(shè)計與校核47 7.2.4前輸出軸齒輪與前輸出軸連接花鍵設(shè)計與校核48 7.2.5脫橋機構(gòu)處花鍵設(shè)計與校核49 7.3主要軸承的校核50 7.3.1輸入軸軸承的校核50 7.3.2輸出軸軸承的校核53 7.3.3前輸出軸軸承的校核56 結(jié)論59 參考文獻60 致61 附錄

11、62 1圖紙清單62 2科技論文與其翻譯62 89 / 94 1.引言 1.1裝載機的總體構(gòu)造 裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設(shè)工程的土石方施工機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。換裝不同的輔助工作裝置還可進行推土、起重和其他物料如木材的裝卸作業(yè)。在道路、特別是在高等級公路施工中，裝載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業(yè)。此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業(yè)。由于裝載機具有作業(yè)速度

12、快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此它成為工程建設(shè)中土石方施工的主要機種之一。 裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載與運輸作業(yè)。如圖1-1所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 圖1.1輪式裝載機結(jié)構(gòu)簡圖 1—柴油機 2—傳動系統(tǒng) 3—防滾翻與落物保護裝置4—駕駛室 5—空調(diào)系統(tǒng) 6—轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 7—液壓系統(tǒng) 8—前車架 9—工作裝置 10—后車架11—制動系 12—電器儀表系統(tǒng) 1.2整機傳動系統(tǒng)設(shè)計 輪式裝載機傳動系統(tǒng)如圖1.2

13、所示，其動力傳遞路線為：發(fā)動機——液力變矩器——變速箱——傳動軸——前、后驅(qū)動橋——輪邊減速器——車輪。 圖1.2輪式裝載機傳動系統(tǒng) 1.液力變矩器 裝載機采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動改變其工況，相當(dāng)于一個自動變速箱，提高了裝載機對外載荷的自適應(yīng)性。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸與其上的齒輪將動力輸入變速箱。在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器。 當(dāng)二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速高于一級從動齒輪的轉(zhuǎn)速時，超越離合器將自動脫開，此時，動力只經(jīng)耳機渦輪與二級齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉(zhuǎn)速降低，當(dāng)二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速低于一級齒輪傳動齒輪的轉(zhuǎn)速時，超越離合器楔緊，則一

14、級渦輪軸與一級齒輪于二級渦輪軸與二級齒輪一起回轉(zhuǎn)傳遞動力，增大了變矩系數(shù)。 2.變速箱 變速箱是行星式動力換擋變速箱，由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現(xiàn)三個檔位。前進Ⅰ檔和倒檔分別由各自的制動器實現(xiàn)換擋；前進Ⅱ檔（直接檔）通過結(jié)合閉鎖離合器實現(xiàn)。 3.驅(qū)動橋 采用雙橋驅(qū)動，主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器，左右半軸為全浮式。輪邊減速器為行星傳動減速。 2.傳動系總體方案設(shè)計 2.1總體方案設(shè)計 參照同類機型，ZL20總體傳動方案采用液力機械傳動，如圖1.2，其中采用雙渦輪液力變矩器，變速箱采用行星式動力換擋變速箱，主傳動采用一級螺旋錐齒輪，輪邊減速采用單行星排行星齒輪

15、傳動。 2.2行星式動力換擋變速箱的設(shè)計步驟 （1）具體了解行星式動力換擋變速箱的結(jié)構(gòu)，清晰設(shè)計任務(wù)，設(shè)計參數(shù)和已知數(shù)據(jù)與其參考機型。 （2）發(fā)動機與液力變矩器的匹配。 （3）根據(jù)總體計算確定檔位數(shù)與各各檔傳動比。 （4）根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許圍。 （5）草擬變速箱的傳動方案。 （6）確定變速箱的主要參數(shù)，包括中心距A，齒輪模數(shù)m，齒寬b等。 （7）根據(jù)變速箱的傳動比選配齒輪，確定各檔齒輪的齒數(shù)。 （8）進行齒輪，軸，軸承等零件的壽命計算或強度，剛度計算，換擋離合器等的計算。 （9）進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制裝配圖和零件圖。變速箱的設(shè)計必須與總體設(shè)計相協(xié)調(diào)，并充分考

16、慮在各機型間實現(xiàn)系列化，通用化和標(biāo)準(zhǔn)化。 最后,本設(shè)計為ZL20裝載機行星式動力換檔變速箱，結(jié)構(gòu)緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以與便于實現(xiàn)動力與自動換檔等優(yōu)點，同時也有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。 3.發(fā)動機與液力變矩器匹配分析與其變速箱各檔傳動比的確定 3.1匹配相關(guān)數(shù)據(jù) 3.1.1液力變矩器 所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結(jié)構(gòu)形式與其有關(guān)資料。參考《機械設(shè)計手冊》第5版第4卷表24.4-3，初選YJSW310型液力變矩器，其公稱特性見圖24.4-39,即表3.1 表3.1YJSW310型

17、液力變矩器參數(shù) i K η MB(1000)/N·m 0 4.964 0 76.9 0.1 4.28 0.428 82.0 0.2 3.40 0.680 80.0 0.305 2.60 0.794 77.3 0.4 1.85 0.740 79.0 0.448 1.521 0.682 79.2 0.5 1.45 0.725 77.8 0.6 1.303 0.782 73.8 0.7 1.151 0.806 65.6 0.77 1.054 0.812 61.5 0.8 1.006 0.805 59.0

18、 0.846 0.937 0.793 54.5 0.95 0.732 0.695 27.0 1.015 0.44 0.446 16.1 3.1.2整機參數(shù) 與匹配有關(guān)但未在任務(wù)書中出現(xiàn)的數(shù)據(jù)[13]如下： 表3.2液壓系統(tǒng)相關(guān)參數(shù) 變速泵 轉(zhuǎn)向泵 工作泵 壓力（MPa） 流量（L/min） 壓力（MPa） 流量（L/min） 壓力（MPa） 流量（L/min） 1.1 90 10 65 6 200 3.1.3其他數(shù)據(jù) 其他相關(guān)數(shù)據(jù)，可見畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書——主要技術(shù)參數(shù)。 3.2發(fā)動機與變矩器原始特性 3.2.1發(fā)動

19、機原始特性曲線 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書已知：發(fā)動機 =2000r/min， =60KW， 最大扭矩與相應(yīng)轉(zhuǎn)速=300Nm/1600r·p·m。 扭矩計算公式[13] （3-1） （3-2） 計算發(fā)動機原始特性曲線相關(guān)參數(shù)，見表3.3 表3.3發(fā)動機原始特性曲線相關(guān)參數(shù) 發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速n（r/min） 發(fā)動機輸出扭矩M（N·m） 發(fā)動機輸出功率P(KW) 1400 296.6 43.47 1500 299.1

20、 46.98 1600 300 50.26 1700 299.1 53.25 1800 296.6 55.90 1900 292.1 58.12 2000 286 60 參照相關(guān)資料，發(fā)動機調(diào)速區(qū)（1.1~1.2）, 取1.2=1.2x2000=2400r/min 將上面數(shù)據(jù)以轉(zhuǎn)速n為橫坐標(biāo)，發(fā)動機輸出扭矩

21、M為縱坐標(biāo)畫在圖3.1發(fā)動機與雙渦輪液力變矩器共同輸入曲線上。 由于工程機械發(fā)動機的標(biāo)定功率均為1小時功率，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的的90%。 發(fā)動機的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計箅出不同轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的發(fā)動機扭矩，然后選擇合適的比例在坐標(biāo)紙上描點連線。 發(fā)動機用在裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔助裝置，如工作裝置 油泵、轉(zhuǎn)向油泵、變速操泵與變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據(jù)裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機

22、扭矩。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。 發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。 全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵和工作裝置油泵空轉(zhuǎn)，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。 部分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預(yù)先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵空轉(zhuǎn)，變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配。 兩種匹配方案，對于小型裝載機，為滿足對插入力的要求，用全功率匹配為宜。對大中型機，因其儲備功率較大，為提高其生

23、產(chǎn)率，采用部分功率匹配較好。而ZL20裝載機屬于小型機，故采用全功率匹配為宜。發(fā)動機輸入液力變矩器的凈功率Nec用如下公式[4]計算： (3-3) 式中——扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機凈功率，KW； ——發(fā)動機臺架試驗確定的標(biāo)定功率； ——消耗在驅(qū)動輔助裝置上的發(fā)動機功率； ——消耗在驅(qū)動工作液壓泵的發(fā)動機功率。 一般發(fā)動機臺架試驗時都不帶風(fēng)扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機和空壓機等附件，它們所消耗的功率約為發(fā)動機標(biāo)定功率的5%-10%,按10%計算。 各工作液壓泵所消耗的功率可按下式[4]確定： （3-4） 式中

24、：p——油泵的輸出壓力，MPa； Q——油泵的流量，L/min； η——油泵的效率，取η=0.75～0.85,取0.80 根據(jù)課程設(shè)計任務(wù)書可知，變速泵的壓力工作1.1Mpa，工作流量為90 1/min；轉(zhuǎn)向泵的工作壓力為10Mpa，工作流量為651/min；工作裝置油泵的工作壓力為6Mpa，工作流量為200 1/min。 根據(jù)式（3-3）和式（3-4）計算出發(fā)動機與變矩器的全功率匹配時，發(fā)動機在額定工時給變矩器傳遞的有效功率為Nec=52KW,再由式（3-2）計算出此時的扭矩Mec=248N·m，將發(fā)動機原始特性曲線按一定比例往縱坐標(biāo)方向下移，使其通過點(n,M)=（20

25、00,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線，見圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入曲線。時的扭矩Mec=248N·m，將發(fā)動機原始特性曲線按一定比例往縱坐標(biāo)方向下移，使其通過點(n,M)=（2000,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線，見圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入曲線。 3.2.2發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線 變矩器輸入特性是分析研究變矩器在不同工況i時，變矩器與柴油機工作的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化的特征。不同轉(zhuǎn)速比時，泵輪轉(zhuǎn)矩MB隨泵輪轉(zhuǎn)速的變化而變化。 由《機械設(shè)計手冊》P24～66可知，對于每一i值從變矩器的公稱特性曲線上查相應(yīng)的,。

26、給出一系列泵輪轉(zhuǎn)速…根據(jù)式,和計算得相應(yīng)一系列,…,…,…值。 由公式與表3.1 YJSW310型液力變矩器參數(shù)可算得每一i值不同轉(zhuǎn)速下的泵輪的扭矩MB，相關(guān)數(shù)據(jù)見表3.4 表3.4每一i值不同轉(zhuǎn)速下的 i M n 0 0.1 0.2 0.448 0.5 0.6 0.7 0.77 0.8 0.846 0 .95 1.015 1400 150 161 157 155 152 145 129 121 116 107 53 32 1500 173 185 180 178 175 166 148 138 133

27、123 61 36 1600 197 210 205 203 199 189 168 157 151 140 69 41 1700 222 237 231 229 225 213 190 178 170 158 78 47 1800 249 266 259 257 252 239 213 199 191 177 88 52 1900 278 296 289 286 281 266 237 222 213 197 98 58 2000 307 328 320 317 311

28、295 262 246 236 218 108 64 2100 339 362 353 349 343 325 289 271 260 240 119 71 2200 372 397 387 383 377 357 318 298 286 264 131 78 2300 406 434 423 419 412 390 347 325 312 288 143 85 2400 443 472 461 456 448 425 378 354 340 314 156 93 對于透穿性液

29、力變矩器，變矩器直徑D—定，用給定的工作液體（p―定），但是泵輪力矩系數(shù) 隨不同工況i而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐原點的一束拋物線。根據(jù)式計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉(zhuǎn)矩MB，并取合適的比例在坐標(biāo)紙上描點連線，作出共同輸入曲線如圖3.1。 圖3.1發(fā)動機與液力變矩器共同輸入特性曲線 對液力變矩器與發(fā)動機共同工作時輸入特性圖分析。 1.高效工況：最大效率 = 0.812時，傳動比= 0.77，接近最大功率，允許最低效率 =0.70時，傳動比=0.2和=0. 92兩條負載拋物線包括了最大功 率 圍。 2.所得的負載拋物線絕大部分

30、兼顧了作業(yè)工況和運輸工況的要求，即在穩(wěn)定工作區(qū)段。 3.起動工況=0其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)。使用YJSW310雙渦輪液力變矩器合適 4.由共同輸入特性曲線可知，=0時，=255N·m,則變矩器輸出的最大扭矩 =4.964×255=1266 N·m.此時=1820r/min。 3.2.3發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。 從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比=0、0.1、…、1.2時的共同工作的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。再根據(jù)各速比，由原始特性曲線査出對應(yīng)的變矩系數(shù)和效率,按公式你、nTi=（nBi*i），MTi=MBi.Ki，NTi=0.1047x10-3.MTi.

31、nTi，可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出時的轉(zhuǎn)矩MT、轉(zhuǎn)速nT和功率值，所得數(shù)據(jù)列于下表3.5： 表3.5發(fā)動機與液力變矩器共同輸出數(shù)據(jù) nB(r/min) MB(N·m) K nT(r/min) MT(N·m) NT(KW) 0 1820 255 4.964 0 1266 0 0.1 1775 258 4.28 177 1104 20.5 0.2 1790 257 3.40 358 874 32.8 0.4 1800 256 1.85 720 474 35.7 0.5 1810

32、 256 1.45 905 371 35.2 0.6 1855 254 1.303 1113 331 38.6 0.7 1955 250 1.151 1369 288 41.3 0.77 2005 246 1.054 1544 259 41.9 0.8 2015 240 1.006 1612 241 40.7 0.846 2035 226 0.937 1722 212 38.2 0.95 2200 130 0.732 2090 95 20.8 1.015 2275 84 0.44 2309

33、37 8.9 以表3.5數(shù)據(jù)，選取合適的比例在坐標(biāo)紙上描點連線，畫出圖3.2發(fā)動機與YJSW310雙渦輪液力變矩器共同輸出特性曲線。 圖3.2發(fā)動機與YJSW310雙渦輪液力變矩器共同輸出特性曲線 3.2.4根據(jù)液力變矩器的容量來確定機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速。 輪式裝載機的匹配：輪式裝載機上液力變矩器并聯(lián)有提供工作裝置動力的液壓系統(tǒng)。動力機的功率按作業(yè)所需發(fā)揮的最大功率選取，而轉(zhuǎn)移工地行駛時功率有富裕，發(fā)動機處于部分載荷下運轉(zhuǎn)。因此液力變矩器與燃機的匹配容量是根據(jù)最高車速的要求選擇，而根據(jù)作業(yè)時燃機轉(zhuǎn)速的允許下限值校核。 液力

34、變矩器的容量[1] （3-5） 式中：——相應(yīng)泵輪轉(zhuǎn)速1000r/min時，=0.7～0.8（高轉(zhuǎn)速比區(qū)）泵輪力矩（N·m）; ——車輪與地面的滾動摩擦系數(shù)，由《鏟土運輸機械設(shè)計》P24表2-1輪胎在各種路面上的滾動阻力系數(shù)f和附著系數(shù)φ，本機型采用12.5-20輪胎，輪胎氣壓0.3MPa,取f=0.06,φ=0.75; ——機器所受的重力（空載）（KN）,由設(shè)計任務(wù)書=68KN; ——最高車速，由設(shè)計任務(wù)書=34km/h; ——傳動系機械效率，由變速箱效率,主傳動效率，輪邊減速器傳動效率構(gòu)成，即，參照[4]知=0.96,=0.98, 知=0.98;

35、——相應(yīng)動力機標(biāo)定功率的轉(zhuǎn)速（r/min），由設(shè)計任務(wù)書=2000r/min； ——相應(yīng)最高車速行駛時液力變矩器的效率，取0.812； 將數(shù)據(jù)代入式(3-5)得MB(1000)=61.5N·m,與《機械設(shè)計手冊》P24-136圖24.4-39知，當(dāng)=0.77時MB(1000)=61.5N·m,由表3.6發(fā)動機與液力變矩器共同輸出數(shù)據(jù)知=0.77時液力變矩器泵輪轉(zhuǎn)速=2005r/min，則機器克服滾動阻力時液力變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速 =0.77×2005=1544r/min. 3.3各檔傳動比、主傳動比與終傳動比的確定 3.3.1主傳動比與終傳動比的確定 參照同類機型與課程設(shè)計任務(wù)

36、書表1.5[13]傳動比確定主傳動比與終傳動比，如下表3.6 表3.6主傳動比與終傳動比 主傳動比 1.923 終傳動比 6.84 3.3.2變速箱最大傳動比與最小傳動比確定 變速箱最大傳動比與最小傳動比由下式[12]確定： (3-6) (3-7) 式中：——作業(yè)機械最大牽引力（N），由本次設(shè)計任務(wù)書知 —驅(qū)動輪滾動半徑（m），由課程設(shè)計任務(wù)書P4式動力半徑rd=0.0254[d/2+b(1-λ)],式中：d—輪輞直徑，in,1in=0.0254m;b—輪胎斷面寬度，i

37、n;λ=0.12～0.16取λ=0.12，由本次設(shè)計任務(wù)書知輪胎選用12.5-20，求得rk=0.5334m,由《車輛底盤構(gòu)造與設(shè)計》P164式（2-1-1）得rd=(1-λ)rd,輪式裝載機的額定滑轉(zhuǎn)率在30%～35%，取δ=30%,得rk=0.5334×(1-30%)=0.374m； ——發(fā)動機與液力變矩器共同工作時變矩器的最大輸出轉(zhuǎn)矩（N·m）,由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配可知 ==1266N·m; ——主傳動傳動比，由表3.6知=1.923; ——終傳動傳動比，由表3.6知=6.84; 、、——分別為變速箱效率,主傳動效率,輪邊減速器傳動效率，參照《車輛底盤構(gòu)造與設(shè)計》P173

38、知=0.96,P250知=0.98,P243表2-3-1知=0.98; ——機器克服滾動阻力時變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速（r/min），由發(fā)動機與液力變矩器匹配得=1544r/min; ——車輛最高行駛速度(km/h), =34km/h; 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（3-6）、式（3-7）得 最大傳動比=1.3782 最小傳動比=0.4868 4.變速箱方案設(shè)計與參數(shù)確定 4.1變速箱方案設(shè)計 參照同類機型，ZL20裝載機采用行星式動力換擋變速箱，其傳動簡圖見圖4.1。該行星式動力換擋變

39、速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現(xiàn)兩個前進擋和一個后退檔；行星傳動部分有兩個行星排，兩行星排的太陽輪、行星輪和齒圈的特性參數(shù)都相等，即辛普森輪系。設(shè)兩行星排的特性參數(shù)均為p,前進Ⅰ檔采用圖4.2方案，其傳動比；前Ⅱ檔采用閉鎖離合器直接傳動，此時整個行星傳動部分則變成為一個整體旋轉(zhuǎn)，其傳動比iⅡ=1,為直接檔；倒檔傳動采用圖4.3方案，其傳動比。定軸傳動采用直齒圓柱齒輪傳動，設(shè)其傳動比為。則該行星式動力換擋變速箱的傳動比由下式確定： (4-1) 式中：——變速箱傳動比； ——定軸部分傳動齒輪傳動比； ——對應(yīng)每一檔行星傳動

40、部分傳動比。 ⑴前Ⅱ檔時，i=iⅡ=1，且ik=imin=0.4868,將其帶入式（4-1）得倒檔傳動比id=0.4868; ⑵前Ⅰ檔時，imax=1.3782,id=0.4868,帶入式（4-1）得iⅠ=1+p=2.8311; ⑶倒檔時，iR=-p=-1.8311。 圖4.1 ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱傳動簡圖 圖4.2 2Z—X(A) 圖4.3 2Z—X(A) 4.2行星齒輪傳動的配齒計算 根據(jù)前Ⅰ檔來計算，由iⅠ=2.8311并初選行星輪個數(shù)np=3,查《機械設(shè)計手冊》第五版第2卷表9.2-4查得與iⅠ=2.8311相近的傳動比ip=2.812

41、5,對應(yīng)的各齒輪齒數(shù)：Za=32 Zc=13 Zb=58 傳動比誤差==0.67%<4%,符合要求。 4.3初算行星部分齒輪的主要參數(shù) 以下所用公式與其相關(guān)參數(shù)如無特別說明則都參照[2] 在計算行星齒輪傳動強度時，可將各種傳動類型的行星齒輪傳動分解成其對應(yīng)的若干個相互嚙合的齒輪副。然后，再將每個嚙合齒輪副視為單個的齒輪傳動。再設(shè)計行星齒輪傳動時，其主要參數(shù)（小輪分度圓直徑和模數(shù)等）可先按類比法，即參照已有的一樣類型的行星齒輪傳動來進行初步確定；或者根據(jù)具體的工作條件、結(jié)構(gòu)尺寸和安裝條件等來確定。較常用的辦法是按齒面接觸強度的初算公式（4-2）確 定齒輪副中小輪的直徑，然后再進行彎

42、曲強度的校核計算。對于開式齒輪傳動，一般只按齒輪彎曲強度的初算公式（4-3）確定齒輪模數(shù)值，再增大10%~20%。在上述主要尺寸確定之后，原則上應(yīng)進行強度校核驗算。對于低精度的、不重要的齒輪傳動或安全系數(shù)較低的齒輪，也可以不進行強度校核計算。在此，應(yīng)該指出：對于具有短周期間斷工作方式的齒輪傳動，可按齒根彎曲強度的初算公式（4-3）來確定齒輪模數(shù)，且可以不進行接觸強度校核計算。 對于2Z—X(A)型傳動，當(dāng)特性參數(shù)p>3時，其最少齒數(shù)的齒輪為太陽輪a；而且當(dāng)特性參數(shù)p≤3時，其最少齒數(shù)的齒輪為行星輪c。 將2Z—X(A)傳動類型分解為兩個（a—c）和（c—b）嚙合齒輪副，見圖4.4 圖

43、4.4 2Z—X(A)型嚙合齒輪副 4.3.1齒輪材料的選擇 初選太陽輪、行星輪和齒圈均采用35CrMo,調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC 4.3.2變速箱計算扭矩的確定 ⑴由發(fā)動機與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax=56KN,此時由發(fā)動機傳給變速箱的扭矩為TTmax=1266N·m; ⑵由地面附著條件決定的最大牽引力，由《鏟土運輸機械設(shè)計》p29式（2-17）Pφ=φ·Gφ式中：φ為附著系數(shù)，由《鏟土運輸機械設(shè)計》P24表2-1輪胎在各種路面上的滾動阻力系數(shù)f和附著系數(shù)φ，本機型采用12.5-20輪胎，輪胎氣壓0.3MPa,取φ=0.75; Gφ為機器的附著

44、重量，由本次設(shè)計任務(wù)書可知 Gφ=88KN；得Pφ=66KN 可見由發(fā)動機與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax小于由地面附著條件決定的最大牽引力Pφ，所以發(fā)動機傳給變速箱的扭轉(zhuǎn)為TTmax=1266N·m。 4.3.3按齒面接觸強度初算最小齒輪(行星輪)分度圓直徑d1 小齒輪分度圓直徑的初算公式[2]為 =（） （4-2） 式中——算式系數(shù)，對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動=768； ——嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N·m；應(yīng)是功率分流后的值，由公式T1=Ta/np式中Ta—太陽輪a所傳遞的轉(zhuǎn)矩，由發(fā)動機與液力變矩器匹配知Ta=1266 N·

45、m，np—行星排行星輪個數(shù)為3，則T1=422 N·m ——使用系數(shù)，見表（6-7），KA=1.50； ——綜合系數(shù)，見表（6-5），=1.8～2.4取1.8，； ——計算接觸強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，見第七章第三節(jié)，=1.15； ——小齒輪齒寬系數(shù)，見表6-6，φda≤0.75,取0.75 ——齒數(shù)比，即=Z2/Z1=32/13=2.4615; ——試驗齒輪的接觸疲勞強度極限，N/；按圖6-11~圖6-15選??；且取和中較小值,==1500N/mm2。 式中，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合。 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（4-2）得d1=79.08mm, 圓整d1=80mm

46、。 由公式d1=mz1知m=6.15, 查《行星齒輪傳動設(shè)計》p85表4-1，取m=6。 4.3.4按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 齒輪模數(shù)的初算公式[2]為m= （4-3） 式中——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動=12.1； ——綜合系數(shù)，見表6-5，取1.6； ——計算彎曲強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，取1.225； ——小齒輪齒形系數(shù)，見表6-22，取2.62； ——齒輪副中小齒輪齒數(shù)，Z1=1； ——試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限，/；按圖6-26~圖6-30選??；且取和中較小值，=460N/mm2,=415.6 N/mm2。 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（

47、4-3），得m=4.622, 查《行星齒輪傳動設(shè)計》p85表4-1，取m=5。 上述公式（4-2）（4-3）適用于2Z-X型行星齒輪傳動中的各個類型，在一般工況下，兩式應(yīng)同時計算，且取其中較大值,但參照同類機型取m=5。 4.3.5齒輪變位方式與系數(shù)的選擇 當(dāng)ha*=1,а=20°時，不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為Zmin=17,因Zb=13

48、x2±x1>0時稱正傳動，當(dāng)xΣ=x2±x1<0時稱負變位。 此次變位采用高度變位，在行星齒輪傳動中，采用高度變位的主要目的是要在于：可以避免根切，減小機構(gòu)的尺寸和質(zhì)量；還可以改善齒輪副的磨損情況以與提高其承載能力。 由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x1>0）,當(dāng)其齒數(shù)比= Z2/Z1一定時，可以使小齒輪的齒數(shù)Z10），大齒輪采用負變位（x2<

49、0）。齒輪的變位系數(shù)與其嚙合的外齒輪一樣，即x2=x1。對于2Z-X(A)型傳動如圖4.2，當(dāng)傳動比ibax<4時,太陽輪a可采用負變位，行星輪c和齒圈b均采用正變位，其變位系數(shù)關(guān)系為 xc=xb=-xa>0 由當(dāng)а=20時，x1+x2=0,與z1+z2=58,再由= Z2/Z1=2.4615 查《行星齒輪傳動設(shè)計》P100圖4-4選擇變位系數(shù)，得x1=0.3,x2=-0.3。 即 太陽輪的變位系數(shù)為xa=-0.3 行星輪的變位系數(shù)為xc=0.3 齒圈的變位系數(shù)為xb=0.3 4.3.6行星排各齒輪的幾何尺寸 表4.1 高度變位圓柱直齒輪傳

50、動的幾何尺寸 (長度：mm) 序號 名稱 計算公式 a-c齒輪副 c-b齒輪副 1 模數(shù) m 5 2 壓力角 а 20° 3 分度圓直徑d d1=mz1 65 65 d2=mz2 160 290 4 齒頂高 ha 外嚙合 6.5 3.5 嚙合 6.5 3.18 5 齒根高h1 4.75 4.75 7.75 7.75 6 齒高h 11.25 11.25 11.25 10

51、.93 7 齒頂圓直徑 78 78 167 283.6 8 齒根圓直徑 55.5 55.5 144.5 305.5 9 基圓直徑 61.08 61.08 150.35 272.51 10 中心距a 112.5 11 齒頂圓壓力角 38.46 38.46 25.80 16.10 12 重合度ε 端面重合度 1.4987 1.5138 縱向重合度 0 總重合度 1.4987 1.5138 注：1.表有符號“±”或“”處，外嚙合用上面的符

52、號，嚙合用下面的符號。 2.表序號2公式中的系數(shù)是為了避免過渡曲線干涉所需減少的齒頂高系數(shù)；當(dāng)，時，。 4.4行星齒輪傳動裝配條件的驗算 （1）傳動比條件 在行星齒輪傳動中，各齒輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn)所給定的傳動比的大小 （2）鄰接條件 在設(shè)計行星齒輪傳動時，為了進行功率分流，而提高其承載能力，同時也是為了減少其結(jié)構(gòu)尺寸，使其結(jié)構(gòu)緊湊，經(jīng)常在太陽輪a與齒輪b之間，均勻的，對稱的設(shè)置幾個行星輪c。為了使各行星輪不產(chǎn)生碰撞，必須保證它們齒頂之間在其連心線上有一定的間隙，即兩相鄰的行星輪的頂圓半徑之和應(yīng)小于其中心距Lc，即 （4-4

53、） 式中、——分別為行星輪c的齒頂圓半徑和直徑， ——行星輪個數(shù)，； ——a、c齒輪嚙合副的中心距，=112.5； ——相鄰兩個行星輪中心之間的距離。 代入數(shù)據(jù)得<=194.86，所以符號相鄰條件。 間隙=-的最小允許值取決于行星齒輪減速器的冷卻條件和嚙合傳動時的潤滑油攪動損失。實際使用中，一般應(yīng)取間隙值≧0.5m，m為齒輪的模數(shù)。 （3）同心條件 所謂同心條件就是由中心輪a、b與行星輪c的所有嚙合齒輪副的實際中心距必須相等。換言之，其三個構(gòu)件的旋轉(zhuǎn)軸線必須與主軸線相重合。 對于不變位或高度變位的嚙合傳動，2Z-X(A)型行星傳動的同心條件 ，而=32+2×13=58=

54、，所以符合同心條件。 （4）安裝條件 所謂安裝條件就是安裝在轉(zhuǎn)臂x上的個行星輪均勻的分布在中心輪的周圍時，各輪齒數(shù)應(yīng)滿足的條件。對于2Z-X(A)型行星傳動，個行星輪在兩個中心輪a和b之間要均勻分布，而且，每個行星輪c能同時與兩個中心輪a和b相嚙合而沒有錯位現(xiàn)象（見圖3-2）。需滿足（整數(shù)）即兩中心輪a和b的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)的倍數(shù)。 ,符合安裝條件。 4.5計算行星齒輪轉(zhuǎn)動的效率 參照《行星齒輪傳動設(shè)計》p299表11.12Z-X(A)型行星排的傳動比和傳動效率： ⑴ 前Ⅰ檔采用傳動方案1，其傳動比,所以p=1.8125,傳動效率一般，所以。 ⑵ 后退檔采用傳動方案5，, ，傳

55、動效率。 4.6初算定軸傳動部分齒輪參數(shù) 4.6.1計算扭矩的確定 定軸傳動部分傳動簡圖見圖4.5 圖4.5定軸傳動部分傳動簡圖 分析變速箱可知，傳給定軸部分小齒輪的轉(zhuǎn)矩： （4-5） 式中：—定軸傳動部分小齒輪所受扭矩（N·m）; —定軸傳動部分傳動比，由前面計算可知=0.4868 —行星傳動部分前Ⅰ檔傳動比，=2.8125 η—效率，由行星傳動效率與定軸傳動效率組成，即0.974×0.98 —變速箱輸入軸所受扭矩（N·m），=1266 N·m. 將數(shù)據(jù)代

56、入式（4-5）得=1655 N·m。 4.6.2齒輪材料的選擇 大小齒輪均采用35CrMo,調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，硬度46～55HRC。 4.6.3主要尺寸的初步確定 1、按齒面接觸強度初算最小齒輪分度圓直徑d4 小齒輪分度圓直徑d4的初算公式[2]為 （） （4-6） 式中——算式系數(shù)，對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動=766； —定軸傳動部分小齒輪所受扭矩（N·m） K——載荷系數(shù)，見表8.2-39，KA=1.50； ——小齒輪齒寬系數(shù)，=0.8 ——齒數(shù)比，即 —許用接觸應(yīng)力（N/mm2）,簡化計算中近似取,式中為實驗齒輪的接觸疲勞極限為1500 N

57、/mm2，計算接觸強度的最小安全系數(shù)取1.1，則=682 N/mm2。 將數(shù)據(jù)代入式（4-2）得d4=155mm,結(jié)合變速箱的機構(gòu)取d4=258mm。 初選小齒輪的齒數(shù)=43， 由與參照標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值，得m=6; 由，得=88。. 2、定軸傳動部分齒輪幾何尺寸[1]見表4.2 表4.2外嚙合直齒圓柱齒輪傳動齒輪幾何尺寸 (長度：mm) 序號 名稱 計算公式 值 1 模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 6 2 壓力角α 取標(biāo)準(zhǔn)值 20° 3 分度圓直徑 528 258 4 齒頂高 6 5 齒根高 = 7.5 6 全齒高 13

58、.5 7 齒頂圓直徑? 540 270 8 齒根圓直徑 513 243 9 基圓直徑 496.158 242.441 10 中心距a 393 11 齒頂圓壓力角 23.25° 26.11° 12 重 合 度 端面重合度 1.7829 縱向重合度 =0 0 總重合度 = 1.7829 5.箱結(jié)構(gòu)設(shè)計和非標(biāo)準(zhǔn)件強度計算 5.1變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 參照同類機型，ZL20裝載機的行星動力換擋變速箱結(jié)構(gòu)見圖5.1 圖

59、5.1 ZL20裝載機的行星動力換擋變速箱結(jié)構(gòu) 該變速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現(xiàn)兩個前進檔和一個后退檔。行星部分有兩個行星排，兩行星排的太陽輪、行星輪、齒圈的齒數(shù)相等。兩個行星排的太陽輪制成一體，通過花鍵和輸入軸連接，輸入軸則通過兩個滾珠軸承支撐在箱體上，每個滾珠軸承限制一個方向的軸向位移。太陽輪又通過花鍵和閉鎖離合器的主動軸相連接。前行星排齒圈、后行星排行星架、閉鎖離合器的從動鼓相互之間通過花鍵連成一體，是行星變速部分的輸出軸。后行星排行星架和太陽輪之間有一個滾珠軸承支承；前行星排行星架通過一個滾珠軸承支承載輸入軸上。前行星排行星架和后行星排齒圈上分別設(shè)有制動器。

60、前排行星架上的制動為倒檔制動器，后排齒圈上的制動器為低檔制動器，它們通過花鍵齒與制動的旋轉(zhuǎn)摩擦片相連接。制動器的固定摩擦片，通過固定在變速箱殼體上的銷釘導(dǎo)向，并傳力給殼體，制動器摩擦片的壓緊靠油缸活塞。制動器分離時的活塞回位靠沿圓周布置的分離彈簧。 閉鎖離合器的主動摩擦片有兩片，它們與離合器主動軸通過螺釘相連接。主動片為彈性片，允許變形的軸向移動，以實現(xiàn)結(jié)合和分離。閉鎖離合器的被動鼓分為前、后兩塊，和主動傳動齒輪三者用螺釘連成一體，通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，兩個滾珠軸承各限制一個方向的移動。 離合器從動片只有一片，因為從動鼓的一側(cè)和離合器的壓緊活塞都作為被動摩擦片來傳力。被動片通過銷

61、釘導(dǎo)向，并傳力給被動鼓。離合器靠油壓推動活塞來壓緊結(jié)合，分離時活塞靠碟形分離彈簧分離。 變速箱前輸出軸通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，每個軸承限制一個方向的移動。軸上通過花鍵固定著被動傳動齒輪。后輸出軸一端支承在輸出軸的端孔滑動軸承上，另一端支承在滾珠軸承上，滾珠軸承起定位作用，限制兩個方向的軸向移動。后輸出軸上有滑套，移動滑套可以使后橋驅(qū)動切斷和結(jié)合，該機構(gòu)稱為脫橋機構(gòu)。 5.2行星傳動的強度校核 在對各基本構(gòu)件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，就應(yīng)該對該行星齒輪傳動的各個齒輪進行強度驗算。在驗算行星齒輪傳動的強度時，其基本的原始參數(shù)為：齒輪的材料與其力學(xué)性能和熱處理，齒數(shù)比;幾何參數(shù)、、、和等。

62、行星齒輪傳動的承載能力一般是由其齒面接觸強度和齒根彎曲強度條件來決定的。軟齒面（HB≤350）鋼制齒輪的承載能力主要取決于齒面的接觸強度，故通常先按齒面接觸強度，即先按其初算公式（4-2）確定其主要幾何參數(shù)；然后按齒根彎曲強度公式（5-10）進行驗算。而硬齒面（HB>350）鋼制齒輪的承載能力主要取決于齒面的彎曲強度，故通常先按齒面彎曲強度，即先按其初算公式（4-3）計算齒輪的模數(shù)；然后按齒根接觸強度條件公式（5-6）進行驗算。 對于長期工作的行星齒輪傳動，應(yīng)對其各個嚙合齒輪副分別按公式（5-6）驗算其齒面接觸強度和按公式（5-10）驗算其齒根彎曲強度。而對于具有短期間斷工作特點的行星齒輪傳

63、動，僅需按公式（5-10）進行其齒根彎曲強度驗算。 5.2.1齒面接觸強度的校核計算 齒面接觸強度的校核計算時，取節(jié)點和單對齒嚙合區(qū)界點的接觸應(yīng)力中的較大值，而小齒輪和大齒輪的許用接觸應(yīng)力要分別計算。下列公式適用于斷面重合度<2.5的齒輪副。 1、 齒面接觸應(yīng)力 在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，其齒面接觸應(yīng)力可按下式[3]計算，即 （5-1） （5-2） b e s Z Z Z Z E H = H0 （5-3

64、） 式中——動載系數(shù)，由式（6-57）算得1.07； ——使用系數(shù)，由表6-7，取1.5 ——計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取1； ——計算接觸強度的齒間載荷分配系數(shù)，查表6-9，取1； ——計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，由表7-1取1.15；——計算接觸應(yīng)力的基本值（N/mm2）； ——端面分度圓上的名義切向力，，可按公式（6-2）式中——嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，422N·m，—小齒輪分度圓直徑65mm，求得=12985N; ——小齒輪分度圓直徑，,查本次說明書表4.1為65mm; ——工作齒寬，值齒輪副中的較小齒寬，,取60mm; ——齒數(shù)比，；其中a

65、-c齒輪副=32/13=2.4615, b-c齒輪副=58/13=4.4615 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù),由公式（6-61）與圖6-9，取2.5； ——彈性系數(shù)，，查表6-10取189.82 mm N ； ——重合度系數(shù)，查圖6-10取0.92； ——螺旋角系數(shù)，直齒輪=1，=0； 式中，“+”用于嚙合，“-”用于嚙合。 將相關(guān)數(shù)據(jù)分別代入式（5-1）（5-2）（5-3）得： c齒輪副=1171.5, b-c齒輪副。 2.許用接觸應(yīng)力 許用接觸應(yīng)力可按下式計算，即 = (5-4) 式中 ——試驗齒輪的接觸疲勞強度，/，查圖6-14（a）取M

66、Q線，得=1500/； ——計算接觸強度的最小安全系數(shù)，查表6-11取1.1； ——計算接觸強度的壽命系數(shù)，查表6-12，a-c齒輪副、b-c齒輪副均取1； ——潤滑劑系數(shù)，——速度系數(shù)，——粗糙度系數(shù)，查表6-14取三者之積0.92； ——工作硬化系數(shù)，由式（6-68）得1.13； ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，查表6-15取1。 將數(shù)據(jù)代入式（5-4）得許用接觸應(yīng)力。 3、強度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強度條件：大、小齒輪的計算接觸強度應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即≤ （5-6） 所以符合齒面接觸強度要求。 5.2.2齒根彎曲強度的校核計算 1、 齒根應(yīng)力 在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，其齒根應(yīng)力可按下式計算，即 = （5-7） (5-8) 式中、——意義同前； ——計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，由式（6-60）得1； ——計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，查表6-9得