装载机总体及第二排行星架行星变速箱设计摘要及等啮合角的角度变位，即，应满足即．行星轮数目的选择和装配条件的校核行星轮数目的选择行星轮数目取得多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减少尺寸和齿轮模数。在实际变速箱中，行星轮数目的取值范围为个。实际设计中行星轮数目不能增多。往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数目增多使行星架连接部分金属减少，受力以后就会产生扭曲变形，使齿轮接触大大减少。取行星轮数目为个。装配条件的校核为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布。当第个行星轮装入后，行星架上与该行星轮相隔任意角度的地方，就不定能装入行星轮。必须满足定条件才能装入。.均匀分布装配条件行星轮数目的夹角为。式中为行星轮个数取对单行星应满足下式为整数即满足条件.对称分布装配条件为整数组行星轮间的间隔角即满足条件．相邻条件校核要使两相邻行星轮齿顶不致干涉，两齿顶之间应留有必要的间隙即要求满足下式.，满足条件。．配齿中希望各行星排齿数应尽量接近，最好是取成相同。小齿轮的齿数不要取得过小，应考虑轴和轴承的布置和避免跟切。行星轮最小齿数不小于，太阳轮的最小齿数应取得更多些。综上所述根据配齿后所得精确的行星排值计算实际传动比和传动效率计算各档行星轮构件的转速，闭锁离合器中主被动片间的相对转速。．计算各档行星构件的转速，闭锁离合器中主被动片间的相对转速前进档时前进档时倒退档时建成表格如表所示表各件转速Ⅰ.Ⅱ.绘制转速平面图已知传动比求得传动比的倒数在平面坐标上过，点和各，点作连线得各制动件转速线，并分别以命名，同时画上主动件转速线和从动件．画行星轮转速线写出各行星轮转速方程式第排第二排求各行星轮转速另点坐标，因为各行星轮转速线是过，点的直线。当时.所以过.，.当时.过，.转速平面图如下图所示图转速平面图计算各工作档时各行星排构件所承受的扭矩和作用力，闭锁离合器和换档制动器的摩擦力矩。根据变矩器的输出力矩可知最大输出力矩为即Ⅰ档时有平衡方程因为所以外力矩平衡方程有所以档制动器的制动力矩太阳轮承受力Ⅱ排行星轮行星轮在进行轮齿校核时应取选择太阳轮和齿圈，太阳轮和行星轮的接触力的最大者应该取用表格列出如表所示表各件受力表制动.离合器设计确定换档离合器的结构型式按离合器组成可分为单离合器双离器双作用离合器等于两个单离合器连接在起。按连接方式分齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓相连齿轮与离合器外鼓相连，轴与离合器内鼓相连。按压紧方式分活塞压紧和液压缸压紧。参考同类机型，采用双离合器的结构，两离合器制成件齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓焊接成体，压紧方式为活塞压紧弹簧采用个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓内的空间来布置此螺旋弹簧，不至于增加离合器的轴向尺寸。确定主要参数.摩擦片及参数参照同类机型取主动片数为片，被动片数为片。主动摩擦片表面各有.的铜基粉末合金，被动片采用。离合器筒以及齿轮和离合器壳上还有冷却油孔，从散热器出来的冷却的油，经过传油孔通向各组摩擦片，起润滑和冷却作用。．根据离合器和制动器所传递力矩，确定其几何尺寸，所须摩擦片的数目，油缸尺寸。片式离合器的容量和主要参数的确定。摩擦力矩对于制动器.由结构布置确定取装载机所以所以摩擦表面系数.修正系数由Ⅱ表得.压紧力可由式得所以满足要求对于离合器压紧力所以.满足要求离合器滑磨功验算在车辆起步或换档时，结合离合器或分开时势必会出现滑磨使离合器片发生磨损和烧伤，为了避免离合器片快速损坏，在设计中要验算滑磨功和滑磨时间。由于滑磨功计算复杂，在设计中般用控制比压和摩擦片相对线速度来控制离合器片的相对转速。最大的相对转速发生在档起步时，闭锁离合器主，从动摩擦片间相对转速最大。此时离合器片外径相对转速满足要求片式离合器油缸计算制动器通常取.行程Ⅱ闭锁离合器行程需提供的压紧力对于装载机.所以对于制动器取，.因为所以.取对于离合器所以.取.齿轮设计由配齿计算确定齿轮的主要参数，可选择对齿轮验算。材料为。．计算载荷的确定变矩器的输入力矩.计算由地面的附着力决定的变速箱输入力矩地面附着力作业时的滚动阻力•.最大切线牵引力由前面的设计知车轮的动力半径.所以驱动轮上的驱动力矩为•最大附着力时，总传动比为.，由公式计算载荷取由变矩器输入力矩和地面附着力决定的变速箱的输入力矩的较小值。因此，取计算载荷为齿轮的变位和修正齿轮变位修正的目的在于改善啮合条件，提高齿轮强度。满足装载机所需传动比。避免由于齿轮轮齿少，产生根切现象。该变速箱所选用的齿轮无根切现象，同时，实际传动比与理论传动比也无多大差距，啮合条件较好，因此无须进行齿轮的变位修正。．齿轮的强度验算取第行星排上的太阳轮和行星轮及其配对齿轮进行强度验算。齿轮的弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力式中计算扭矩主动齿轮所传递的扭矩公斤米主动齿轮节圆半径.模数.齿轮宽度此处齿宽相同，均为

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