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1、 河北工程大學設計說明書(論文) 第一章 緒 論 1.1 設計目的 畢業(yè)設計是學生理論聯(lián)系實際的重要課題，是學生綜合運用，鞏固基礎理論，專業(yè)技術(shù)和專業(yè)知識的機會。通過畢業(yè)設計，能夠檢查學生對所學知識掌握的程度，能夠提高學生解決實際問題的能力和獨立工作的能力，并掌握機械設計的一般方法，步驟。所以，畢業(yè)設計是學生獲得知識的重要環(huán)節(jié)。 裝載機屬于鏟土運輸機械類，是一種通過安裝 在前端一個完整的鏟斗支撐結(jié)構(gòu)和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升，運輸和卸載的自行式履帶或輪胎機械。它廣泛應用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設。裝載機具有作業(yè)速度快、效

2、率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此成為工程建設中土石方施工的主要機種之一，對于加快工程建設速度，減輕勞動程度，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)代機械化施工中不可缺少的裝備之一。 因此，要求設計者在設計過程中必須端正態(tài)度，嚴格認真，盡可能多的參看有關(guān)書籍，資料，刻苦鉆研，對比分析，取長補短，大膽創(chuàng)新，以便做出高質(zhì)量高水平的設計成果 1.2 設計步驟及方法 本次設計說明書分為四部分，是對整個設計過程的描述和總結(jié)。第一部分：設計概述；第二部分：裝載機總體設計，它為變速箱設計提供條件參數(shù)；第三部分：變速箱設計，此部分為變速箱設計的最主要部分；第四部分：參考文獻。 這

3、次設計主要采用傳統(tǒng)的以人工計算為主的設計方法，類比國內(nèi)外現(xiàn)有成熟機型，從中選優(yōu)，以便能更好地設計要求，本次設計的重點為ZL50行星變速箱設計，由于本人知識水平有限，設計中必定存在不少錯誤，請老師和同學指正。 1.3 設計背景 在經(jīng)歷了50~60年的發(fā)展，到20世紀90年代中末期國外輪式裝載機技術(shù)已達到相當高的技術(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)廣泛應用于裝載機的設計、計算操作控制、生產(chǎn)經(jīng)營和維修服務等各個方面，使國外輪式裝載機在原來的基礎上更加精制，其自動化程度也得以提高，從而進一步提高了生產(chǎn)率，改善了司機的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒適性，降低了噪聲、振動，保

4、護了環(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到了很高的水平。 主要有以下幾點現(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，國外輪式裝載機在其未來技術(shù)發(fā)展中將廣泛應用微電子技術(shù)與信息技術(shù)，完善計算機輔助駕駛系統(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器噪音；通過不斷改進電噴裝置，進一步降低柴油發(fā)動機的尾氣排放量；研制無污染、經(jīng)濟型、環(huán)保型的動力裝置；提高液壓元件、傳感元件和控制元件的可靠

5、性和靈敏性，提高整機機電信一體化水平；在控制系統(tǒng)方面，將廣泛采用電子監(jiān)控和自動報警系統(tǒng)、自動換檔變速裝置；普遍安裝GPS定位于質(zhì)量自動稱量裝置。 而我國輪式裝載機起步較晚，其制造技術(shù)是陸續(xù)從德國、美國和日本等國家引進的。目前，我國國內(nèi)輪換式裝載機生產(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，機器的可靠性，故障率，使用壽命，機、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國家產(chǎn)品相比差距較大。目前我國輪式裝載機正在從低水平、低質(zhì)量、低價位、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中價位、經(jīng)濟實用型過渡，各主要廠家也不斷進行技術(shù)投入，采用不同的技術(shù)

6、路線，在關(guān)鍵部件及技術(shù)上創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設計雷同，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，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)實際情況，重新進行總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化結(jié)構(gòu)件的強度和剛度，以使整機可靠性得到提高；優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高系統(tǒng)性能；利用電子技術(shù)及負荷傳感技術(shù)來實現(xiàn)變速箱的自動換檔及液壓變量系統(tǒng)的應用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機的作業(yè)成本；提高安全性、舒適性；降低噪聲和排放，強化環(huán)保指標。 我想隨著我國的科技力量的不斷進步，我們的裝載機發(fā)展將在

7、不久的將來趕上甚至超過國際先進水平。 第二章 裝載機總體設計 裝載機的總體設計是根據(jù)其主要用途，作業(yè)條件及生產(chǎn)情況，合理地選擇機型、各總成結(jié)構(gòu)形式、性能參數(shù)及整體尺寸等并進行合理布置。由于任務書已對部分結(jié)構(gòu)進行規(guī)定，再通過對現(xiàn)有機型類比、分析，ZL50裝載機總體設計確定如下： 2.1 確定機型及總成部件結(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。輪胎式裝載機與履帶式裝載機相比有如下優(yōu)點： a)自重輕，行走速度快，機動性好，作業(yè)循環(huán)時間短，作業(yè)效率高，運輸及修理費用低。

8、 b)輪胎式裝載機在碎石硬路面作業(yè)時因輪胎有緩沖作用對機器沖擊振動較小，可延長機器壽命，減輕駕駛員疲勞等。 2.1.2 傳動形式的選擇 此次裝載機傳動系的設計采用液力機械傳動系，因為它與機械傳動系相比有具有以下優(yōu)點： a)在保持一定插入力的同時舉升動臂或轉(zhuǎn)動鏟斗以減少鏟掘阻力，縮短作業(yè)循環(huán)時間。 b)可隨外載荷的變化而自動調(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)液力機械傳動配有動力換檔變速箱，其可在不停車情況下?lián)Q檔，操作輕便、動力換檔時間短、生產(chǎn)率高。 d)變矩器的可透性小，當運行阻力變化

9、時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速變化小。 2.1.3 變矩器形式的選擇 由于裝載機作業(yè)時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?？紤]到裝載機工作條件和工作特點以及變矩器的結(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-----導輪 6-----第二渦輪 圖2-1 變矩器傳動簡圖 2.1.4 變速箱形式的選擇 根據(jù)設計要求和現(xiàn)

10、代裝載機的工況，選擇行星動換檔變速箱。它與定軸式變速箱相比有如下優(yōu)點： 零件加工精度高、傳動效率高、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： 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，機動性好，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度。 d)通過性

11、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 制動系的選取 一個完整的制動系應包括三部分：行車制動器、停車制動器和緊急制動器。 裝載機是循環(huán)作業(yè)并連續(xù)工作的機器，它制動頻繁、制動強度比較高、作業(yè)條件惡劣，經(jīng)常與水泥路面打交道，因而對制動器的要求除了考慮制動效能、效率外還有如下要求： 1）在附有泥、水等惡劣的使用條件下，應保證有比較穩(wěn)定的制動性能。 2）為適應頻繁制動和確保下坡連續(xù)制動的安全，制動器散熱要快。 3)壽命要長，便于調(diào)整和維修。 由于鉗盤式制動器與蹄式制動器相比有如下優(yōu)點: a)制動性能穩(wěn)定，有較好的沾水復原性，即不會因沾有泥水而

12、導致之動力矩急劇下降。制動器圓盤外露于空間，有自動清除泥水的功能，容易干燥。 b)耐熱衰減性好,不會因摩擦生熱是摩擦系數(shù)減少而導致之動力矩的明顯下降。散熱條件好，保證了頻繁制動時的可靠性。 c)制動器無增力作用，制動力矩的增長平穩(wěn)。 d)維修方便，摩擦片磨損后可自動調(diào)整間隙。更換摩擦片方便，不需要拆卸輪胎輪邊減速裝置，可減少機器停工時間。 故采用鉗盤式制動器。 2.1.7 輪胎的選擇 因為裝載機多在松軟、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。 參考同類型機器，此次設計選用的輪胎規(guī)格為23.5-25輪胎，其半徑為76

13、2mm。 2.2 總體參數(shù)的確定 此次設計的是ZL50型裝載機及其動力變速箱，則裝載機的額定載重量為：Q=5（t） 2.2.1 基本參數(shù)確定： 發(fā)動機飛輪功率： 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) 裝載機全長： L=0.502Q+4.53=7.04(m) 裝載機寬度： B=0.128Q+1.73=2

14、.82(m) 裝載機高度： 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[1] 2.2.2 裝載機的附著重量及牽引力 裝載機作業(yè)時要發(fā)揮大的插入力，必須要求機器有足夠的自重，增加附著重量能夠改善機械的附著性能，但機器的自重增加，將會導致裝載機運行阻力

15、的增加，動力性能變差，材料和燃料消耗增加，輪胎壽命縮短，以及造價提高。對于一般土壤，如附著重量增加，當其比壓超過某一極限而破壞土壤結(jié)構(gòu)時，甚至使附著性能反而變壞。因此在設計時應在保證一定替丁附著牽引力的前提下盡量使機器的自重降低。具有同樣作業(yè)能力和壽命的機器，其自重越小，往往說明其總體布置、材料利用和部件設計的合理性，一般用單位自重功率或單位斗容量來反映，它是機械技術(shù)性能的重要比較指標之一。 對于全輪驅(qū)動的裝載機附著重量即為機器自重 則 GΨ=G=18.3（t） 牽引力PH PKP?=PH 而 PH=GΨΨＨ 取

16、 ΨＨ=0.5 （2.1） 則 PH= GΨΨＨ=18000100.5=90（KN） 2.2.3 發(fā)動機功率 裝載機作業(yè)時，發(fā)動機凈功率消耗于兩部分，即f牽引功率N1和驅(qū)動液壓泵功率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--

17、裝載機插入料堆的理論作業(yè)速度，對于輪式的取3km/h ?—傳動系總效率，對于液力機械傳動：取?=0.75 其中： f=0.06 α =0 參考文獻[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 輪式裝載機的速度變化范圍大，他要適應在工地作業(yè)的要求，又要

18、滿足運輸轉(zhuǎn)移的要求。為了能使功率利用好、燃料經(jīng)濟性好，需要有合適的檔位。 由于ZL50裝載機屬于中小型裝載機，同時參考同類型機器。初步確定其 檔位數(shù)及各檔理論行駛速度如下： 前進Ⅰ檔 V=8 km/h 前進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的很多使用性能，是總體設計的重要參數(shù)。因為它不但影響輪式裝載機的整體布置，而且直接影響裝載機的轉(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。

19、（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，當各總成相對前軸的前后位置不變時，軸距的改變會使前后軸上的載荷發(fā)生變化；影響裝載機的縱向穩(wěn)定性。軸距增大，有利于提高整車的縱向穩(wěn)定性。還可以減少裝載機在行駛中的前后顛簸，提高行駛平穩(wěn)性，減少司機的疲勞；軸距增大，最小轉(zhuǎn)彎半徑增大；影響裝載機的自重。軸距增大使裝載機的自重增大。參考同類型機器，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，可提高整機的橫向穩(wěn)定性，但最小轉(zhuǎn)彎半徑將會增加，影響機動性。輪距的大小受鏟斗寬度和交通運輸?shù)南拗?。在設計中應盡可能減

20、少輪距，它往往受動力傳動系結(jié)構(gòu)布置所限制。參考同類型機器初步擬定輪距為2200㎜。 2.3 裝載機的總體布置 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)濟指標，使總體設計的主要任務之一。 各部件在車上布置基準的選擇：選取前后車橋中心連線作為上下位置的基準；通過前橋軸線垂直地面的平面為前后位置的基準；左右位置則以縱向?qū)ΨQ軸線為基準。 2.3.1 發(fā)動機與傳動系的布置 選擇發(fā)動機、變矩器和變速箱三者為一體的方案。其優(yōu)點是：軸向尺寸短，便于軸距短的機器總體布置；三部件可組裝成一個總成一次安裝，使總裝工序簡化，可減少部件間的郵路管道，增加可靠性。

21、 裝載機發(fā)動機和變矩器布置簡圖如下： 1-------變速箱 2-------變矩器 3--------發(fā)動機裝 圖2-2 發(fā)動機、變矩器及變速箱的連接方式 2.3.2 鉸接點和傳動萬向節(jié)的布置 選取鉸接點布置在軸距的中點。車輛行駛時前后輪的軌跡始終相同。一次可得到以下優(yōu)點：后輪始終沿著前輪壓過的車轍運動，減少運動阻力，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，當雙軸驅(qū)動時，前后軸間屋轉(zhuǎn)速差，減少了輪胎的磨損。 2.3.3 擺動橋的布置

22、 將裝載機的后橋作為擺動橋。此類布置可使裝載機作業(yè)時駕駛員隨前車架一起擺動，因而易于體會鏟斗刃口與水平面的傾角，可以正確的進行水平鏟掘工作。 2.3.4 工作裝置的布置 工作裝置布置在整機前端，在滿足東臂在最高位置時的卸載要求和動臂在最低位置時鏟斗不干涉的前提下動臂支點盡量向后布置，這樣可以提高整機穩(wěn)定性，便于機構(gòu)設計和提臂液壓缸的布置。同時，在考慮工作裝置不妨礙司機視線和確保司機的作業(yè)安全前提下，盡量使動臂和車架鉸點位置提高。 2.3.5 駕駛室的布置 駕駛室的布置應使操縱用的傳動機構(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。

23、 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，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的折腰程度，增加安全感，降低疲勞強度，同時構(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)向油缸獨立布置。同時，為了使結(jié)構(gòu)緊湊避免由于中間傳動環(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，兩個轉(zhuǎn)向液

24、壓缸在平面內(nèi)稱“八”字形布置。 2.3.7 裝載機的軸荷分配 裝載機的軸荷分配是否合理，直接影響裝載機很多使用性能。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度計算。 由于鉸接式裝載機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，而且提高整機穩(wěn)定性。因此初步確定軸荷分配為： 空載時前橋軸荷占整機重45%--50% 滿載時前橋軸荷占整機重65%--75% 2.4 裝載機工作裝置及連桿機構(gòu)的設計 2.4.1 鏟斗的設計

25、 鏟斗是鏟裝物料的工具，它的斗型與結(jié)構(gòu)是否合理，直接影響裝載機的生產(chǎn)率。參考同類型機器以及根據(jù)機器的作業(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 連桿機構(gòu)類型的選擇 按組成連桿機構(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，但該機構(gòu)不是平行連桿機構(gòu)，在動臂上升過程中，鏟斗將向后略傾斜。 按連桿機構(gòu)運動狀態(tài)分

26、正連桿機構(gòu)和反連桿機構(gòu)。 為了保持斗在動臂轉(zhuǎn)動過程中作平移運動的要求，裝載機工作裝置連桿機構(gòu)要求斗的轉(zhuǎn)動應與動臂轉(zhuǎn)向相反，則在以動臂為固定件的連桿機構(gòu)中，即要求機架與鏟斗的轉(zhuǎn)向應相同。 從整機布置特點，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)六連桿機構(gòu)。這種機構(gòu)在機器工作時提高鏟斗的裝滿程度，減少了運輸時的撒料現(xiàn)象，并且易于控制卸料速度，減少了卸料沖擊。同時，由于此機構(gòu)鏟點較小，使機構(gòu)簡化，減少了維修時間。 第三章 動力換檔行星變速箱的設計 動力換檔星星變速箱預定軸式變速箱相比由于具有結(jié)構(gòu)緊

27、湊、在和容量大、傳動效率高、齒間符合小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以及實現(xiàn)動力與自動換檔等優(yōu)點，所以在工程、礦山、起重等作業(yè)機械上，獲得了廣泛的應用。 故，此次設計選用二自由度具有內(nèi)外嚙合的齒圈式行星機構(gòu)。 行星式液力機械動力換檔變速箱的最大特點是，裝載機只需要兩個前進檔和一個后退檔，就能實現(xiàn)裝載、行駛、后退的全部變速功能，使裝載機有極強的自動適應外界阻力的調(diào)節(jié)功能。當裝載機在正常需要較高的前進和后退的速度時，超越離合器自動分離，讓二級渦輪獨立工作，就是由二級渦輪輸出的動力通過二級輸出齒輪、中間輸入軸將動力傳入各個檔位，使裝載機能實現(xiàn)變速行駛，從而實現(xiàn)物料迅速進行轉(zhuǎn)移。當裝

28、載機在鏟裝作業(yè)過程中外界阻力突然增大，例如遇到鏟裝大物料時，超越離合器在雙渦輪變矩器的配合工作下，自動降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩，使車輪產(chǎn)生足夠的動力進行正常的鏟裝工作。而當鏟裝阻力相當大時，超越離合器的結(jié)構(gòu)特點就會更加充分顯示出來，此時的超越離合器會自動 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剛體，變矩器一、二級渦輪同時工作，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給變速箱傳遞動力。裝載機經(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實現(xiàn)的，變矩器泵輪在發(fā)動機高速旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動下，而變矩器一、二級渦輪轉(zhuǎn)速為零，此時輸出的轉(zhuǎn)矩為極大

29、值，裝載機輪邊驅(qū)動力也就為最大值。一般５０型裝載機可產(chǎn)生１３噸以上的推進力。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現(xiàn)以上自動適應外界工況的功能。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，其轉(zhuǎn)矩為最大值。 3.1 傳動系總傳動比的分配 傳動系的總傳動比，是根據(jù)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、技術(shù)任務所規(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)動輪半徑的尺寸算出來的。 首先應確定整車牽引機構(gòu)傳動路線，動力傳遞路線為：發(fā)動機液力變矩器變速箱傳動軸主傳動裝置差速器傳動半橋輪邊減速器輪胎。 3.1.1 裝載機各檔傳

30、動比的確定 輪式裝載機各檔傳動比的計算公式如下： i=0.377nr/v （3.1） 式中： n----------發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 r/min 參考同克類型機器暫取 n=2200 r/min r-----------驅(qū)動輪半徑 762mm v---------某一檔速度（ km/h） 代入數(shù)據(jù)可得各檔的總傳動比如下： i=0.3772200 r/min0.762m8km/h=4

31、.74 i= 0.3772200 r/min0.762m30km/h=1.26 iR=0.3772200 r/min0.762m10km/h=3.48 3.1.2 各檔傳動比的分配 傳動系的總傳動比確定后，就可以進行總傳動比的分配，亦即變速箱各檔傳動比i，主傳動或中央傳動比i，輪邊減速比i=1. 先分配出中央傳動比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，高檔傳動比i取值為1。此次設計中選取前進二檔為直接檔，則選取i=1

32、. 則 i i= i/ i=1.26 由此可得各檔變速箱傳動比如下： i= i/( i i)=3.76 i=1. i= iR/( i i)=2.76 在分配i i時，力求使i>i，借以減輕輪邊減速比或最終傳動以前的零件受力，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 變速箱的設計 3.2.1 傳動方案的選擇及傳動簡圖的設計

33、 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比范圍的基礎上，參照參考文獻[2]中圖5-40，及表5-7，圖5-41，表5-8中十三種傳動方案。初步擬定出變速箱傳動的方案簡圖如下： 擋位 結(jié)合的元件 傳動比公式 F 1 i=(1+α)=3.76i 2 i=i R i= -α=-2.76i 表3-1 ZL50裝載機行星變速箱的傳動特性 圖3-3 ZL50動力換檔行星變速箱傳動簡圖 1------前排太陽輪 2-------前排行星輪 3------

34、--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齒輪 8--------二級渦輪輸出軸從動齒輪 9--------一級渦輪輸出軸主動齒輪

35、 10-------一級渦輪輸出軸從動齒輪 11-------輸出主動齒輪 12-------輸出從動齒輪 T-------前排制動器 T-------后排制動器 Q -------直接檔離合器 此變速箱傳動方案，采用參考文獻[2]圖5-40單排行星傳動方案前進(1){如圖所示}與后退（1）{如圖所示}組合，外加

36、一直接檔。當制動器T結(jié)合時實現(xiàn)前進（1）方案，實現(xiàn)變速箱前進I檔。當離合器結(jié)合時為直接檔，實現(xiàn)變速箱前進Ⅱ檔。當制動器T結(jié)合時為倒退（1）方案，實現(xiàn)變速箱倒退擋。 前進（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)是用來評價行星傳動性能的。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，設計單排行星傳動時，

37、應使其參數(shù)處于以下范圍： 4/3≤α≤4 （3.4） 依據(jù)計算所得各檔變速箱傳動比及上述所選各檔傳動方案，參考文獻[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)齒輪的計算與校核 行星傳動中齒輪齒數(shù)的確定，不僅應滿足傳動比的要求，同時還應滿足安裝的要求。齒輪的強度還應滿足傳動的要求以及變速箱的使用壽命。 3.3.1 配齒計算 根據(jù)計算前后兩行

38、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，配齒計算直作一次計算，按==2.76計算。 1）、確定行星排中最小齒輪 由于前節(jié)計算所得=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-------

39、--齒圈齒數(shù) 依據(jù)如下配齒條件： （Z+ Z）/q=N （3.6） 式中： q--------行星輪個數(shù)，參考同類型機器選定其值為3。 N----------整數(shù) 設： Z=19時 ，則 Z= 2Z/（-1）=21.3 取21 則： Z= Z=59.6 取60 齒輪傳動配合的驗證引用裝配條件公式。 則： （Z+ Z）/q=N=27 故符合裝配要求

40、 綜上，由配齒計算確定的配齒數(shù)據(jù)如下： Z=19 Z=21 Z=60 由最終確定的齒數(shù)則實際中==2.73 而初定為2.76 則其誤差為1%即合理。 3.3.2 傳動效率的計算 參考文獻[2]表5—13可得： 本次設計變速箱前進Ⅰ檔采用前進（1）方案，由單排行星傳動效率計算表得?=0.965；前進Ⅱ檔采用 Q直接嚙合形成直接換檔，不計離合器產(chǎn)生滑移，?=1。倒退檔采用倒退（1）傳動方案，由單排行星傳動效率計算表 查得?=0.95。 3.3.3 行星排中各齒輪的相關(guān)參數(shù)計算 3.3.3.1

41、 太陽輪 根據(jù)設計要求，齒輪選擇漸開線標準直尺圓弧齒輪傳動。其壓力角、齒頂高系數(shù)h、頂隙系數(shù)c 均為標準值。亦即=20、h=1、c=0.25。 暫取模數(shù)m=4 則參考文獻[3]表10—2可得下表參數(shù) 單位：mm 名 稱 代 號 計 算 公 式 計 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

42、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[3]表10-2亦即可得到如下表格 名 稱 代 號 計 算 公 式 計 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

43、 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 算 公 式 計 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=

44、(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效率為：?=0.96。而前述所選發(fā)動機的轉(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算

45、 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)動機的有效轉(zhuǎn)速為2200r/min M------變矩器泵輪的輸入扭矩，其等于發(fā)動機的有效扭矩為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機構(gòu)運動學的分析，可得以下運動學特性方程

46、 1）實現(xiàn)前進Ⅰ檔時 由前述傳動方案可知，當實現(xiàn)前進Ⅰ檔時，齒圈制動，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[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）實現(xiàn)前進Ⅱ檔： 因為Ⅱ檔時直接檔，所以n=n= n

47、=n=2112r/min 3)實現(xiàn)倒檔時 由前述傳動方案可知，當實現(xiàn)前進倒檔時，行星架制動，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 變速箱工作時各構(gòu)件扭矩的計算 3.5.1 發(fā)動機扭矩的計算

48、 根據(jù)前述選發(fā)動機的型號以及參考同類型機器可以計算的發(fā)動機的扭矩如下： N （3.10） 式中 N--------發(fā)動機有效功率，kw. 由前章節(jié)可得N=162kw M--------發(fā)動機扭矩，Nm.. n---------發(fā)動機曲軸轉(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

49、入扭矩是進行構(gòu)件設計和傳動系零件強度計算的基本依據(jù)。作為履帶式車輛在此次設計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)動的裝載機附著重量為 自重，即G=18t=180000N ------附著系數(shù)，有參考文獻[2]表2-1選取 =0.4 --------驅(qū)動輪半徑

50、 ---------各檔變速箱傳動比 ---------傳動效率，參考同類型機器暫取=0.96 有上述公式代入數(shù)據(jù)可得： 實現(xiàn)前進Ⅰ時： M=8048N.m 實現(xiàn)前進Ⅱ當時： M=30398N.m 實現(xiàn)倒檔時： M=11014N.m 3.5.3 液力變矩器輸出扭矩的計算 M=K 一般裝載機的變矩系數(shù)為3-3.5，本設計取3.5，即M=3.5=3.5731.60.9

51、6=2458N.m 3.5.4 變速箱上各構(gòu)件扭矩的計算 根據(jù)參考文獻可列出如下關(guān)系式得出各構(gòu)件的扭矩，設計中考慮到作業(yè)機械經(jīng)常滿負荷工作，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。然后確定各個檔位的輸入扭矩。 1）當實現(xiàn)前進Ⅰ檔時 由前述傳動方案的選取可知，當實現(xiàn)此檔為時，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩。亦即: 2458Nm 又由參考文獻可列出未計及損失時三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下：

52、 (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）當實現(xiàn)前進Ⅱ檔時 由傳動方案的選取可知，前進Ⅱ檔是直接檔，動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）當實現(xiàn)倒退檔時 由前述傳動方案的選取可知，當實現(xiàn)此檔為時，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩，亦即： 又由參考文獻可列出未計及損失時三構(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)

53、可得出以下結(jié)果 變速箱各檔工作時各構(gòu)件所承受的扭矩，及離合器、制動器所承受的扭矩： 構(gòu)件 前進Ⅰ檔 前進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

54、前各章節(jié)設計的驗證，也是變速箱乃至整個機器在其壽命期內(nèi)正常工作的必要保證。 3.6.1 行星排中各相關(guān)齒輪的強度校核 行星排中各齒輪的強度的是否足夠直接影響到變速箱的使用性能以及整個機器的實用性。因此，對其的校核是相當有必要的。 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[4]表10-1得出 齒輪的強度既要滿足齒根彎曲強度又要滿足齒面接觸疲勞強

55、度，故以1下的校核要分兩部分進行校核，即齒根彎曲疲勞強度的校核和齒面接觸疲勞強度的校核。 3.6.1.1 齒根彎曲疲勞強度的校核 從設計要求以及裝載機的工作條件出發(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。 齒根危險截面的彎曲強度條件公式 （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)， ---------應力校正系數(shù)

56、 [-------許用彎曲應力 b----------齒寬 m---------齒輪模數(shù) 1）對于太陽輪 許用彎曲應力如下： （3.15） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021123103005=5.7,所以， =0.85 參考文獻[4]圖10-18 S----------疲勞強度安全系數(shù)，由參考文獻[4]暫取S=1.4

57、 -------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[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[4]表10-2

58、 -----動載系數(shù)，=1.4 參考文獻[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.81 參考文獻[4]表10-4 =2.72 =1.57 參考文獻[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度校核通過。 2）對于行星輪 許用彎曲應力如下：

59、 （3.18） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021121103005=2.010,所以， =0.85 參考文獻[4]圖10-18 S----------疲勞強度安全系數(shù)，由參考文獻[4]暫取S=1.4 -------齒輪的疲勞極限， 暫取=540MP， 參考文獻[4]圖10-20 代入數(shù)據(jù)則有 [ 而 式中 ： K------載荷系數(shù)， K

60、= -----使用系數(shù)，=2.00 參考文獻[4]表10-2 -----動載系數(shù)，=1.4 參考文獻[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.81 參考文獻[4]表10-4 =2.85 =1.54 參考文獻[4]表10-5 代入數(shù)據(jù)則可得

61、 =193MP＜ 故，行星輪齒根彎曲疲勞強度校核通過。 3）對于齒圈 許用彎曲應力如下： （3.19） 式中 -------壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=6021121103005=5.710,所以， =0.85 參考文獻[4]圖10-18 S----------疲勞強度安全系數(shù)，由參考文獻[4]暫取S=1.4 -------齒輪的疲勞極限， 暫取

62、=540MP， 參考文獻[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[4]表10-2 -----動載系數(shù)，=1.4 參考文獻[4]圖10-8 ----齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 參考文獻[4]表10-3 -----齒向載荷分配系數(shù)，=1.85 參考文獻[4]表10

63、-4 =2.28 =1.73 參考文獻[4]表10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 =273MP＜ 故，齒圈齒根彎曲疲勞強度校核通過。 3.6.1.2 齒面接觸疲勞強度的計算與校核 齒面接觸疲勞強度的校核公式如下： ≤[] （3.20） 式中 []--------許用接觸應力，MP d------------小齒輪的分度圓直徑，mm

64、 u------------兩接觸齒輪的齒數(shù)比 ----------區(qū)域系數(shù)，對于標準直齒輪，=2.5 ----------彈性影響系數(shù)，。由參考文獻[4]表10-6可選取此次設計的=188 而許用接觸應力如下 []= （3.21） 式中 ---------疲勞強度安全系數(shù)，對于在計算齒面接觸疲勞強度時取值為1。 -------壽命系數(shù)，由前計算可得=0.95。參考文獻[4]查圖

65、10-19 -------齒輪的疲勞強度=660MP。參考文獻[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力如下： []== 1）太陽輪與行星輪的接觸疲勞強度的校核 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

66、，太陽輪、行星輪、齒圈之間相互接觸疲勞強度滿足設計要求。 綜上所述，太陽輪、行星輪、齒圈的強度校核通過。 3.6.2 變速箱輸出軸齒輪的設計與校核 根據(jù)各檔傳動比、各行星排的特性參數(shù)，以及參考同類型機器的內(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[4]表