（机械工程专业论文）大功率行走机械自动变速箱的设计与研究.pdf

工程硕士学位论文 摘要 自动变速箱是工程机械的核心部分，广泛应用于自行履带式推土机、挖掘机 和拖拉机等工程车辆中。所以对于这一类机械来说，设计出高效，节能，传动效 率高，寿命长的变速箱是其中最关键的工作，它的性能将直接影响着车辆的整体 性能的好坏。 大功率行走机械自动变速箱是行走机械传动设计中的主体部分，大多数此类 自动变速箱采用行星齿轮变速的设计方案。本文通过对柴油机和液力变矩器外特 性曲线的分析，找出它们的共同工作点并通过动力匹配计算，参考部分国内外此 类机械的变速箱，提出变速箱总的传动比和每一挡的传动比分配方案。根据行星 齿轮变速的基本结构，各档的传动比，各构件的转矩计算，从而确定各行星排的 特征参数并计算出各档的传动效率。确定各行星排和齿轮的主要参数，并且进行 强度校核。由于大功率负载传动会产生大量的热能引变速箱过渡发热从而降低行 走机械的动力性能和工作寿命。在热力学分析的基础上针对行走机械的特点，建 立发热及热传导的数学模型，对变速箱进行热平衡校核计算。 通过本课题的研究，在传统工程机械车辆变速箱的基础上设计出性能更为优 越的传动系统。 关键词：齿轮；结构参数；传动比；效率；动力性能 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 a b s t r a c t t h et r a n s m i s s i o ni st h ec o r eo fc o n s t r u c t i o nm a c h i n e r yi nt h er u n n i n g v e h i c l e t h e r e f o r e ，f o rv e h i c l e ， d e s i g n i n gag e a r b o xt h a ti se f f e c t i v e ， e f f i c i e n ta n d1 0 n g e v o u s ， i st h em o s tp i v o t a lw o r k a n dt h eg e a r b o xw i l l i m p a c to nt h eh o li s t i ce f f i c i e n c yo fv e h i c l ed i r e c t l y t h ed e s i g no ft h e t r a n s m i s s i o nt y p e dp l a n e t a r yg e a rp o w e r s h a f t e d ，i sc o n f i 珊e dt ot r e a tw i t ht h e i d i o c r a t i cc u r v eo fe n g i n ea n dh y dr a u i i ct o r q u e c o n v e r t e r ，t h r o u g hw h i c hw ec a n f i n do u tt h e i rc o m m o nw o r ka n df i g u r eo u tt o t a ia n de v e r yg e a rr a d i oo ft h e g e a r b o x t h e nb a s e do nc a l c u l a t i n gs t r u c t u r ep a r a m e t e ro fg e a r b o x ，t r a n s m i s s i o n r a d i oo fa l lg e a r s ，t o r q u e 、b r a k i n gm o m e n ta n dc l o s e d o w nm o m e n to fa l lc o m p o n e n t s ， w ec o n n r mc h a r a c t er | s t i cp a r a m e t e r so fe v e r yl i n ea n df i g u r eo u tt r a n s m i s s i o n e f h c i e n c yo fe v e r yg e a r a c c o r d i n gt ot r a n s m i s s i o nc h a r a c t e ro fe v e r y1 i n e ，w em a k e s u r ec e n t r “p a r a m e t e r so fe v e r yl i n ea n de v e r yg e a r ，a n dw ec h e c kt e n s i o n d u et o v a s th e a tp r o d u c e db yf i c t i o ni n n u e n c e dt h ed y n a m i ce m c i e n c ya n do p e r a t i n gl i f eo f g e a r b o x ，w ec h e c ka n d6 9 u r eo u th e a tb a i a n c eo fg e a r b o xt h r o u g hm a t h e m a t i c a l m o d e lb a s e do nh e a tt r a n s f e rt h e o r ya n ds t r u c t u r eo fv e h i c l e o nc o n v e n t i o n a le n g i n ev e h i c l eg e a r b o x ，m o r ea s c e n d a n tt r a n s m i s s i o ns y s t e m w i l lb ed e s i g n e db yt h er e s e a r c ho ft h i st a s k k e yw o r d s ：g e a r s ； s t r u c t u r e p a r a i n e t e r ； t r a n s m i s s i o nr a d i o ； c o i l a t e ；p o w e r ； d y n a m i cb e h a v i o r i i 兰州理工大学 学位论文原创性声明 本人郑重声明：所里交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研 究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体 已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文 中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名：日期：年月日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留 并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本 人授权兰州理工大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 本学位论文属于 l 、保密口，在年解密后适用本授权书。 2 、不保密团。 ( 请在以上相应方框内打“”) 日期：年月日 日期：年月日 工程硕士学位论文 1 前言 1 1 自动换挡变速箱的特点 长期以来，人们一直没有停止对车辆和自行式作业机械操作的舒适性、整机 性能的完善以及可靠性等方面的研究和探索，使人们从繁杂的噪声和复杂而繁重 的劳动中解放出来。在今天，变速箱作为动力传动系统中最重要的部件之一，越 来越引起人们对它的探索和研究。 在工程机械传动系中，其变速箱分机械式和自动换挡式两大类，前者采用人 力操纵换挡，换挡时，需用主离合器切断自动后才能操纵换挡机构拨动滑移齿轮 实现换挡，故换挡时问长，操作费力，对于低速作业的车辆如履带式推土机，切 断自动会立即停车，需停车换挡后再起步；后者可以克服上述缺点，其变速箱中 的齿轮是常啮 合的，依靠分别与齿轮或轴联接的离合器、制动器的分离或结合实现换挡而离合 器、制动器靠液压操纵，分离与结合的时间很短，可以认为换挡时未切断自动， 故称为自动换挡自动换挡变速箱又分为定轴式和行星式前者采用定轴齿轮系， 后者采用几个单排2 k h 型行星齿轮系( 行星排) ，故具有结构紧凑和输入轴输 出轴共处同一轴线的优点，很适合工程机械的形态要求，因而被广泛使用 自动换挡变速箱与一般的变速箱相比具有如下特点：“2 儿3 儿们 ( 1 ) 操作简单而且省力。采用自动换挡变速箱减小了主离合器的操纵手柄或踏 板，使车辆的驾驶和操作大大简化。由于自动换档变速箱一般都有液力元件，可 以在一定的范围内根据工作载荷在一定的范围内实现自动变速。 ( 2 ) 提高了行车的安全性。由于操纵简化了，可以使驾驶员把注意力集中在对 工作载荷和工作环境上，使驾驶员能更好的利用工作操纵手柄，完成车辆作业， 因此，可大大提高行车的安全性。 ( 3 ) 提高整机的行车舒适性。影响车辆的舒适性的因素很多，例如，车辆的悬 挂系统，减震系统，发动机的震动与噪声以及换挡的平稳性等。其中，在确保车 辆的整机参数和性能的前提下，换挡冲击是影响操作舒适性的一个关键因素。由 于自动换挡变速箱采用的液压元件可以减小冲击和噪音，避免车速的急剧变化， 也有利于减小对发动机的震动和噪声，使车速得以平稳地切换，因此可以提高行 车的平稳性和舒适性。 ( 4 ) 延长零件的使用寿命。由于自动换挡变速箱使用液力元件，可以消除和吸 收传动装置的载荷。因此，一般可使传动零件的使用寿命延长2 3 倍。据统计， 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 在恶劣的运行条件下，车辆传动轴上的最大转矩振幅相当于手动机械换挡变速箱 的2 0 4 0 ，原地起步时的转矩峰值只相当于5 0 7 0 。因此，可以使发动机的 寿命提高1 5 2 倍。 ( 5 ) 改善车辆的自动性能和通过性能。改善车辆的自动性能其表现在提高起步 加速性、爬坡能力、功率利用率等方面。由于自动换档变速箱一般与液力变矩器 一起使用，使力矩增加并且能随载荷的变化而自动适应，因此，能提高车辆的自 动性能和通过性能。 ( 6 ) 提高燃油的经济性和降低污染。由于采用自动换档变速箱，减少机械变速 箱换档冲击过程中常伴随着的发动机供油量的急剧变化和发动机转速的较大变化 而导致燃油燃烧不充分，使废气中的有害成分增加。从而提高整机燃油的经济性 和降低污染。 1 2 自动换挡变速箱发展的现状 在国外发达国家，大功率自行式机械的变速箱一般多采用行星式自动换档变 速箱，而其技术水平已经很成熟，并且正在向智能化发展。在上个世纪八十年代， 美国7 0 以上的工程车辆装配了自动变速器，在九十年代初期，国外装载机上亿 维商务客户部第2 页6 ，3 2 0 0 6 就安装了自动变速器，大大的提高了产品的市 场竞争力。而在国内吉林工业大学在8 5 年就进行这方面的研究，并且已取得了很 大的成效，尤其是葛安林教授提出的“动态三参数换挡理论”打破了传统的单参 数和两参数换挡理论，使自动换挡理论上了一个新台阶。另外，北京理工大学及 同济大学也进行自动变速箱的研究。在工程应用方面，柳工在z l 5 0 e 轮式装载机 上采用了德国z f 生产的自动变速箱，但价格昂贵，且核心技术为德方控制。目前 国外的自动变速箱设计和生产技术已非常成熟，目前正着手降低成本。 在国外，行星式自动换挡变速箱的设计和研究上，已非常成熟，并且已基本 实现以c a d c a e ，c a m 和有限元及动态仿真等为代表的计算机的电算化设计。而 我国在这方面还远远落后国外，并没能形成成熟的产品。 1 3 自动变速箱的作用，结构组成形式及分类 目前许多机械的原动机是采用内燃机作为其自动，其转矩和转速的变化范围 比较小，不能满足机械在作业和运行中对牵引力和行驶速度变化范围的要求，因 此必须有变速箱来解决这个问题。 变速箱是工程机械传动系统中最重要的部件之，它主要有一下功用：【1 】【3 】 a ) 使作业机械的牵引力与行驶速度能在一个所要求的范围内变化，以适应作 工程硕士学位论文 业或行驶工况的需要。 b ) 使作业机械实现前进和后退行驶，以改变车辆的行驶和作业方向。 c ) 切断发动机传给驱动轮的自动，便于发动机启动，或者在发动机运转的情 况下，使作业机械做较长时间的停车。 对设计的变速箱应具有以下要求：1 3 】 1 具有足够的档位和合适的传动比，使机械能够在合适的牵引力和行驶速度 下工作，保证机械具有良好的牵引性能、经济性及较高的生产率； 2 工作可靠，使用寿命长，结构简单，制造容易，维修保养方便： 3 换挡轻便省力，不允许有自动跳档、乱档、换挡冲击等现象发生。为减轻 驾驶员的劳动强度，操作的轻便和舒适性更显的重要。 4 重量轻、体积小、噪音小。 5 传动效率高。提高零件的制造精度和装配质量，采用适当的润滑油可以提 高传动效率。 变速箱是车辆及自行式机械的一个重要部件。对于车辆的操纵即车辆的换挡， 通常可分为非自动换挡和自动换挡。非自动换挡即手工换挡，对于驾驶员来说必 须根据车辆运行条件而随时变更挡位，要求驾驶员对油门踏板及变速操纵杆和转 向杆的操作动作，具有准确的协调和配合，根据路面情况、发动机的工作情况和 作业载荷情况，准确及时的换挡，保证车辆具有良好的自动性和经济性。而且操 纵复杂、动作多、劳动强度大，换挡时刻不好掌握，可能使发动机不能经常地保 证在最佳工作状态。自动换挡，因其操作简单省力，劳动强度较小，并且提高了 车辆的舒适性，改善了车辆的自动性能，提高了燃油的经济性和降低污染。 对于自动换挡变速箱大多采用了液力元件可以消除和吸收传动装置的动载荷 并减少冲击。所以，自动换挡变速箱在车辆及自行式机械中得到了广泛的应用。 在自动换挡变速箱中，又分为行星齿轮式和定轴式。行星齿轮变速箱因具有 结构刚度大、齿间负荷小、传动比大、结构紧凑、载荷容量大、传动效率高、便 于输入轴和输出轴能设计成同心，以及便于实现自动或自动换挡等优点而在车辆 中得到应用【5j i 。目前在大、中型工程机械中广泛使用行星齿轮式自动换档变速箱。 但是，与普通定轴式变速箱相比，其设计计算复杂烦琐，加工制造困难，要求精 度高。 行星齿轮式自动换挡变速箱是一种由单排或多排行星排、多片摩擦离合器和 制动器组成的。其主要包括2 k h 行星排构成的齿轮传动机构；多片离合器和制 动器构成变速箱换档操纵元件；变速阀及其操纵构成自动换档变速箱的液压控制 系统等三部分。它是驾驶员通过液压控制系统的变速阀控制换档离合器或制动器 去操纵行星排不同元件制动或联结，而实现自动换档的。其控制关系图如下所示： 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 震秘吼变矩嚣机艘变遗器输出驱动 图1 1 操纵控制关系图 1 4 本文的主要内容 行星式自动换档变速箱设计的成功与否有许多因素。其中最重要的是发动机 与变矩器和变速箱及行走机构的匹配问题。此外，变速箱的工作寿命，制造维修 的工艺性也是人们所关心的问题。另外对于变速箱的换档品质及车辆的自动性和 燃油的经济性也都是人们所考虑的问题。因此，本文所研究的主要内容包括以下 内容： 1 行星式自动换档变速箱传动方案的确定 通过对发动机、变矩器的匹配设计，确定发动机和变矩器的共同工作输出特 征曲线及匹配工况的特征参数。根据确定的大功率自行式机械速度，确定大功率 自行式机械的总传动比及变速箱的各档传动比。通过综合分析确定行星变速箱的 传动筒图。 2 各行星排的配齿计算 对行星传动变速箱各行星排进行配齿计算，确定各行星排的特征参数及齿数。 使其满足行星变速箱的配齿条件。 3 行星齿轮变速箱传动效率的计算 分析行星传动变速箱的各种效率损失的构成和计算方法，为以后校核变速箱 的热平衡打下基础。 4 主要零件的设计计算 确定行星传动变速箱的计算载荷，并根据行星传动的特点，初步确定各行星 排及齿轮的主要参数。并对行星齿轮变速箱的主要零部件进行校核。 5 均载方法的设计计算 通过对行星变速箱的传动分析，确定合理的均载机构和方法，并校核行星变速箱 各种误差的合理性。 6 热校核分析 对行星式自动换挡变速箱的热校核进行分析，给出系统热校核分析计算方 法。 4 工程硕士学位论文 2 传动方案的确定 变速箱设计的好坏，对整个车辆起着重要的作用。而变速箱传动方案的确定 又是整个变速箱设计的关键，为了进行变速箱的传动设计，应首先对整机进行匹 配设计，确定整机的总传动比及变速箱的传动比，然后根据变速箱的传动比对速 度档位和方向档位传动比进行分配，最终确定行星式自动换档变速箱的传动方案。 2 1 设计参数的确定 1 发动机参数为： a 额定功率额定转速：3 1 0 k w 2 0 0 0 r p m b 最大转矩点：1 9 0 7 n m 1 4 0 0 r p m c 最高转速： o 7 5 时对应速比i 的宽度) 。 发动机与机器作业参数之间的不同比例关系决定了工作点的位置，反映在r l 曲线上，表现为工作点的平均位置( 即速比i p ) 左移或右移。而液力变矩器与发 动机和机器作业参数之间的匹配则主要体现在r l 。应正好与工作点的平均位置 相适应( 即：i m = i p ) ，更准确一点说，使作业的平均效率最大。 2 2 1 发动机外特性曲线的选择 发动机平均值模型平均值发动机模型+ 重点着眼于整机的动态特性对各缸的 工作状态差异进行平均处理忽略了一个工作循环内不同曲轴转角时各缸的差别。 发动机平均值模型主要包括气路模型、油路模型和动力输出模型3 个子模型。 前扩= ( 1 ，丁r ) ( 一疏旷+ j 嘲，) 廊仃= ( 1 一x ) 廊矿 肌= ，l + 聊f 式中：痢。一一喷油器喷出的燃油流量： 廊。一一直接挥发的燃油蒸汽流量： 廊，、m ，一一壁面油膜挥发质量流量和流量变化率： 乃一一油膜流蒸发离开加热的进气管壁的问常数： 发动机外特性曲线的选择分两种情况：【7 】 第一是发动机外特性曲线由发动机台架试验获得，可用m 。= m 。( n 。) 或n 。= n 。( n 。) 两条曲线表示。在给定外特性实验数据的情况，用数值方法进行匹配计算，需要将 没有函数关系的发动机转矩特性曲线以拟合的方式用解析式表示，以便求解发动 机净外特性曲线与变矩器输入特性曲线( 有解析表达式) 的交点，即二者共同工作 6 工程硕士学位论文 点。发动机转矩特性曲线分为外特性段和调速特性。外特性段为单凹曲线可以近 似用二次曲线表示。调速特性段为直线，可用直线方程表示。如果已知特性曲线上 的若干离散点( n i ，m 。i ) ( i _ l ，2 ，) ，采用分段最小二乘拟合，曲线方程如下： r a o + a l n e + a 2 n e 2 ( n e n e h ) 公式2 1 m e = 1 b o + b l n e ( n c n 。h ) 式中：m 。、n 。分别为发动机转矩及其对应的转速；n 。h 为外特性曲线与调速 特性交点对应的发动机的转速；a o 、a 1 、a 2 、b o 、b 1 分别为待定系数。并采用了抛 物线二次插值，使这些离散数据得到光滑处理和格式统一，并保留其原有变化特 性。 第二种情况是给定额定功率及对应转速、最大转矩及对应转速，在此情况下， 外特性区段用二次抛物线近似，而在调速区段近似用直线表示，即： 当吃，2 田时：m ：虬一尝嗨g 。一聍。) z 式2 2 v i 棚一h m 当玎坍 玎。”一时：饩= m 拊些1 式2 3 r | 一n e h 其中： n 。， t 发动机任一转速玎。及其对应的转矩肘。： n 。，m 。发动机额定功率工况时的转速和转矩； n 。，帆发动机最大转矩工况时的转速和转矩； n 一发动机最大空转转速。 此公式经多个算例证实，在发动机高速区段( 即经常工作区段) 与发动机台架 试验数据有较好的重合度，完全能够满足计算要求。 在变矩器与发动机匹配的计算中，通常使用发动机净转矩曲线，即扣除功率分 流装置消耗功率之后的净转矩特性曲线：【8 】【9 1 m + 。= m 。m ：= m 。( n 。) 式2 4 2 2 2 发动机一变矩器共同工作点的求解 变速箱的运动过程中，液力变矩器的稳定性起关键的作用，所以在找发动机 与变矩器的共同工作点工作点以前列出液力变矩器的动态模型。 根据动量定理泵轮上非稳态液力转矩咄为： 嘴= 等= 警= 岛警+ 瓦 同理对涡轮有： 一嘴= 耳“等鸣等 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 式中：厶矗一与泵轮、涡轮一起旋转的液体惯性矩： 矗，耳一一泵轮、涡轮上稳态液力转矩： e 。，研一一泵轮、涡轮旋转液体的增长系数与 叶片间流到的几何参数的形状有关： l 一一工作轮的动量矩： q 一一液力变矩器的循环流量。 发动机和液力变矩器联合工作时与泵轮、涡轮刚性相连的惯量也会影响非稳定状 态下的叶轮的液力转矩，所以也要根据有关公式进行计算。 求发动机与变矩器的共同工作点，即求变矩器泵轮转矩曲线与外特性曲线之 交点。对于某一变矩器传动比f ，其泵轮转矩方程为：m 。= m 艇如。l o o o ) 2 ，其中m 为公称转矩系数，对应某一特定的传动比为常数，玎。为变矩器泵轮转速；而发动 机的转矩曲线可表示为m 。= m 。( ”。) 。求共同工作点就是求下列方程组的解： m 。= m 。( n 。) m 。3m 船o 。1 0 0 0 ) 2 式2 5 m 1 。= mb 以e = 以口 由此可令：，0 。) = m 。研。) 一m 垤0 。1 0 0 0 ) 2 = o ，解此方程即可求出共同工作 点的转速，进而求出共同工作点的转矩。由于发动机的转矩曲线是用离散点表示 的，所以要用数值解法，可采用原理简单计算可靠的对分法进行计算。 2 2 3 特征参数的匹配【3 】【8 】【9 】 涡轮轴最大输出转矩m ，一变矩器失速工况( f = o 或蜥= 0 ) 时的输出转 矩，它表明机械的起步能力和超载能力。 最大输出功率工况对应的功率r 及转速n 。一 变矩器最高效率工况对应功率一及转速m 缸； 如果这两个工况比较接近，说明发动机的功率得到充分利用。 高效区内最小最大转速及其对应的转矩印、印及m p 、m ”昂( 变矩器q = 7 5 的对应点) 最低耗油率踟。及对应转速。 平均输出功率瓦= 去r 坼( 唧胁r 平均耗油量瓦= i lr 7 一g ，( 唧) 咖， b “ 式2 6 式2 7 工程碗士字位论文 2 2 4 牵引的数学模型【8 l 下面列出针对液力机械传动系统，牵引特性曲线的计算公式。 牵引力：屹：丝趣一佤 ( n ) 式2 8 ，t 实际速度：v ：o 3 7 7 竺拿( 1 6 )( k m 1 1 ) 式2 9 l ” 牵引功率： = 嘉 ( k w ) 式2 1 0 牵引效率： 叼助= 孚协 式2 1 1 其中：，为传动系总传动比和传动效率，坼，为变矩器输出转矩和转速， ，为滚动阻力系数，呸为机械的使用重量，气为车轮的自动半径，6 为滑转率。 2 2 5 分析计算牵引的特征工况【3 】【9 】 为了定量地评价发动机、传动系、行走机构和工作装置之间匹配的合理性， 特提出以下工况为特征工况： 最大有效牵引功率工况n k d 。日x 最大牵引效率工况nk 。； 发动机额定功率工况n c h ； 发动机最大转矩工况m 。a x 额定滑转率工况6h ； 附着条件决定的最大牵引力工况凡； 变矩器最大输出功率工况年n t 。： 变矩器最大输出转矩决定的最大牵引力工况p m t p 。 驱自动：e ：丝五坠( n ) 式2 1 2 ，七 速度：v ；o 3 7 7 1 尘 ( k m ，h ) 式2 1 3 l “ 滚动阻力：f ，= 芦s ( n ) 式2 1 4 空气粉= 器 式2 - 1 5 其中：x 为空气阻力系数，f 为迎风面积。 各档最高速度的确定：一般来说为各档驱自动曲线e = 只( v ) 与行驶阻力曲线 f = 0 + 昂的交点为最高速度，如果驱自动曲线远高于阻力曲线时，如机械传 动系的最低档，则驱自动曲线的最左侧一点为该档的最高速度。 加速时间f 的计算：如果速度从h 增加到v ，所用时间为： 9 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 出：r 塑一， 式2 1 6 e 一( f ，+ ，) 其中：6 为回转质量转换系数，聊为机械的质量。在计算中用数值积分的方 法计算。在此基础上，将时间累加便可得到加速时间一速度关系曲线r = ，( v ) 。 加速距离s 的计算：根据上面的计算已经求得速度从v 。到v ：所用时间岔，在 此时间段内的运行距离s 可用其平均速度v = ( v + 叱) 2 乘以所用时间出表示：即 丛：兰垒址式2 1 7 2 然后将每小段距离s 累加，即可得到加速距离一速度关系曲线s = 厂( v ) ，或 加速距离一时问关系曲线s = 厂o ) 。 2 3 总传动比的确定 行星变速箱方案设计的目的是根据总体设计所确定的变速箱档位和传动比， 设计出最佳传动方案简图。一定档位的行星变速箱，其传动方案的组成可用不同自 由度数、行星排数、控制元件数和辅助构件数等参数来实现。通常把自由度数、 行星排数、控制元件数和辅助构件数等参数统称为行星变速箱方案机构参数。用 若干个方案机构参数组成多自由度行星变速箱传动方案，其可能联成的传动方案 多得惊人。 对于自行式工程机械行星式变速箱传动方案，依据其作业特点及档位数而定。 档位数不大于4 的变速箱一般采用二自由度方案；档位数小于6 的变速箱，为减 小组成变速箱的行星排参数和操纵原件数，改善各行星排构件之间的联接工艺性， 应采用多自由度串联或混联组成方案，考虑到换档操纵性要求，多采用三自由度 方案。工程机械牵引力大及行驶速度变化范围大，多采用三自由度方案。 方子帆等在多自由度行星变速箱方案机构参数的优化计算中，经过优化 分析认为：虽然组成具有6 档( 含直接档) 的行星变速箱方案的自由度数有多个， 但最优方案还是三自由度变速箱。这个计算结果符合现在发展趋势。目前三自由 度变速箱用的最多，广泛应用在工程机械，农用机械和军用机械”“。 因此，本次设计采用具有前进三档和后退三档的三自由度行星传动变速箱。 2 3 1 行走车辆速度的选择 对于车辆的总传动比的确定，首先必须确定车辆的行驶速度，下表分别列出 小松公司和卡特公司推土机各机型的行驶速度统计表： 工程硕士学位论文 表2 2 小松公司推土机各机型的行驶速度统表 机型额定功率前进：k m h )后退：k h ) ( k w r p m ) f 1f 2f 3r 1r 2r 3 d 5 b7 8 1 7 5 03 5 6 11 0 4 27 41 2 2 1 卡特d 6 d1 0 4 1 9 0 04 06 91 0 4 88 4l o 8 公司8 推土 d 7 g1 4 9 2 0 0 03 76 41 0 4 57 9 1 1 9 机行0 驶速 d 7 h 1 7 l 2 1 0 03 56 21 0 4 67 91 3 5 度统6 计表 d 8 k2 3 4 1 3 3 04 o7 11 0 5 08 71 3 5 9 d 9 h3 1 0 1 3 7 54 o 6 91 0 5 08 71 3 2 8 d 1 05 2 2 1 8 0 03 86 81 1 4 68 o1 3 8 6 d 1 l n5 7 4 1 8 0 03 9 6 81 0 4 68 21 4 1 6 图2 2 卡特公司推土机各机型的行驶速度 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 通过上表统计可以看出小松公司和卡特公司推土机的速度在一定范围内很平 稳，变化不很大，但随功率的增加，行驶速度略有取较大值的趋势。因此，新型 大功率推土机设计速度拟取一下值： 表2 3 新型大功率推土机设计速度 2 3 2 机械各档的总传动比 新型大功率推土机总体设计确定的发动机特征参数如表2 4 ： 2 3 ： 表2 4 新型大功率推土机发动机特征参数表 额定功率额定转速最大转矩最大转矩应转最高空转转速最低转 ( k w )( r p m )( n m )速( r p m )( r p m )速( 坤m ) 3 1 02 0 0 01 9 0 71 4 0 02 2 0 06 5 0 通过2 1 1 节发动机外特性曲线的处理，可以得到发动机的外特性曲线如图 ”p ! 戮嚣。“”“ - 一十对牦油a 哪l 机型 前进( k m 1 1 )后退( k m h ) f 1f 2f 3r 1r 2r 3 速度 3 86 71 1 84 88 71 3 3 图2 - 3 发动机的外特性曲线 工程硕士学位论文 2 。6 ： 排量m 1 r工作压力m p a额定转速时的r p m 工作泵 1 4 2 回油1 2 0 1 3 p p c 泵 l o42 0 1 3 转向泵 1 2 52 21 6 8 5 变速泵 8 021 7 2 5 表2 5 推土机各油泵参数 由于推土机各油泵参数如下，存在转矩损失，故计算为： 可算出泵运行时的阻力矩为：尥= 等 ”。 式1 2 - 1 8 肘= 9 7 7 6 ( m ) 液力变矩器为有效圆直径为4 5 0 m m 的y j 4 5 0 变矩器，其原始特性参数如表 表2 6y j 4 5 0 变矩器原始特性参数 序号速比i变矩系数k效率q 公称转矩m 。 1o 0 02 6 5 0 5 3 0 20 1 02 4 40 2 4 4 、 5 4 8 30 2 02 2 2o 4 4 45 6 0 4o 3 02 0 3o 6 0 95 4 2 50 4 21 7 90 7 55 4 6 6o 5 01 6 20 8 l5 3 0 7o 6 0l _ 4 2o 8 55 0 6 8o 7 01 2 32 4 7 9 9o 7 51 1 8o 8 6 14 6 0 1 00 8 01 0 90 8 8 5 4 2 9 1 10 8 41 0 00 8 7 23 8 0 1 20 9 lo 8 2 4o 8 42 8 4 1 3 o 9 5o 7 30 7 52 2 5 1 41 00 5 8o 6 9 41 3 6 1 51 0 5o 1 80 5 8 6 2 o 1 8 9 表2 7 发动机外特性参数及净输出特性可算出泵运行时的阻力 1 2 4 0 0 3 1 3 7 2 1 4 8 9 4 3 1 5 9 2 3 3 1 6 8 0 7 1 7 5 4 5 4 1 8 1 3 8 4 1 8 5 8 6 1 1 8 8 8 8 5 1 9 0 4 5 5 1 9 0 5 7 2 1 8 9 2 3 6 1 8 6 3 1 9 1 8 1 5 4 4 1 7 6 0 1 3 1 7 0 2 2 4 1 6 1 9 9 9 1 5 1 0 9 6 1 2 4 9 9 8 6 3 3 2 2 8 4 4 1 1 0 4 6 4 1 2 5 8 1 4 7 5 5 1 6 9 5 1 1 9 1 3 4 2 1 2 6 8 2 3 3 1 7 2 5 2 4 4 2 7 0 1 6 2 8 5 9 4 2 9 9 4 5 3 1 0 1 l 3 1 7 0 5 3 2 1 8 2 3 2 5 1 9 3 2 2 7 5 3 1 3 4 2 2 6 9 5 3 1 4 1 7 3 b 1 1 4 2 2 7 1 2 ，m 2 4 1 3 9 1 6 7 1 4 9 b 4 5 7 1 5 8 2 9 4 1 6 5 6 7 8 1 7 1 6 0 8 1 7 6 0 8 5 1 7 9 1 0 9 1 8 0 6 7 9 1 8 0 7 9 6 1 7 9 4 6 1 7 6 5 4 3 1 7 1 7 6 8 1 6 6 2 3 7 1 6 0 4 4 8 1 5 2 2 2 3 1 4 1 3 2 1 1 5 2 2 2 5 3 5 4 6 通过2 2 2 发动机一变矩器共同工作点的求解，可得到发动机和变矩器 的共同工作的输入特性曲线。计算得各点值m b 、n b ，根据m t = k m b ，n t = i n b ， 计算得到一系列的m t 、n t 值。在涡轮族上m t = “n t ) ( 参量i ) 上相应每一i 值，即可得出发动机和变矩器 的共同工作的输出特性数值。 表2 7 为发动机外特性参数及净输出外特性： 表2 8 为变矩器原始特性、发动机一变矩器共同工作输入特性、发动机一 变矩器共同工作输出特性数据。 1 4 0 8 7 5 3 1 0 8 6 5 3 1 9 8 s 4 b 埋国盯 唧谧啪麟呱呲啪m啪l骞蝴m霪；瞄缁眺懈季；姗哪 l 2 3 4 5 6 7 8 9 o l 2 3 4 5 6 7 8 9 d 工程硕士学位论文 表2 8 发动机一变矩器共同工作输入输出特性特性 序弓ikq m b g ( n m n e ( r p m ) m e ( n m )p e ( i ( w ) n t ( r p m ) m t ( n m ) p t ( k w ) 102 6 50 5 3 01 7 6 41 6 4 9 6 73 0 4 7 8o4 3 7 1 6 20 2o 0 5 l2 5 5o 1 2 9 5 3 9 71 7 5 31 6 5 7 7 43 0 4 2 38 94 2 1 8 7 3 3 9 1 3o 1 0 12 4 4o 2 4 6 5 4 8 2 1 7 4 31 6 6 4 7 23 0 3 81 7 64 0 5 8 3 57 4 8 1 4o 1 5 22 3 3o 3 5 25 5 51 7 3 51 6 7 0 2 53 0 3 4 32 6 33 8 8 4 4 l1 0 6 9 2 5o 2 0 22 2 2o 4 4 85 6 0 2 1 7 2 91 6 7 4 3 83 0 3 1 43 4 93 7 1 0 2 21 3 5 7 6o 2 5 32 1 2o 5 3 5 5 6 3 11 7 2 61 6 7 6 7 73 0 3 4 3 63 5 5 3 6 61 6 2 1 6 7o 3 0 32 0 2o 6 1 3 5 6 1 8 1 7 2 71 6 7 5 6 53 0 3 0 65 2 33 3 9 1 5 71 8 5 8 8 8o 3 5 41 9 2 o 6 85 5 6 61 7 3 31 6 7 1 5 13 0 3 3 46 1 33 2 1 6 2 32 0 6 3 5 90 4 0 41 8 20 7 3 6 5 4 8 9 1 7 4 21 6 6 5 2 73 0 3 7 57 0 43 0 3 5 1 92 2 3 6 9 1 0 0 4 5 51 7 2o 7 8 l5 3 9 51 7 5 31 6 5 7 6 33 0 4 2 87 9 72 8 4 6 3 4 2 3 7 4 9 1 10 5 0 51 - 6 1o 8 1 35 2 8 8 1 7 6 61 6 4 8 7 33 0 4 8 58 9 22 6 5 3 4 12 4 7 7 9 1 2 o 5 5 61 5o 8 3 5 5 1 6 91 7 8 11 6 3 8 7 53 0 5 5 5 9 8 92 4 6 1 9 9 2 5 5 0 3 1 3o 6 0 61 4 1o 8 5 5 5 0 4 51 7 9 61 6 2 7 5 23 0 6 1 2 1 0 8 92 2 9 5 2 92 6 1 _ 6 5 1 4o 6 5 71 3 3o 8 7 34 9 1 1 1 8 1 31 6 1 4 1 23 0 6 4 31 1 9 02 1 4 5 9 6 2 6 7 4 8 1 5 o 7 0 71 2 5o 8 8 3 4 7 6 91 8 3 11 5 9 8 5 13 0 6 4 81 2 9 51 9 9 6 0 4 2 7 0 6 1 6o 7 5 81 1 7o 8 8 5 4 5 6 81 8 5 61 5 7 3 9 93 0 5 9 71 4 0 61 8 3 7 8 52 7 0 6 5 1 7 o 8 0 81 0 7o 8 6 74 2 0 41 9 0 31 5 2 2 0 53 0 3 2 6 1 5 3 81 6 3 3 7 52 6 3 0 5 1 8o 8 5 9o 9 5o 8 1 9 3 5 4 81 9 8 81 4 0 2 1 32 9 1 。8 7 1 7 0 71 3 3 7 3 62 3 9 0 2 1 9 o 9 0 9o 8 30 7 5 12 8 5 32 0 5 l1 1 9 9 6 82 5 7 6 31 8 6 49 9 1 2 31 9 3 5 l 2 0o 9 60 7 1o 6 7 62 0 9 ，6 2 0 9 39 1 8 2 l 2 0 1 2 72 0 0 96 4 7 2 9 1 3 6 1 5 2 10 4 21 7 9 0 7 55 4 61 7 4 5 4 51 6 6 2 8 73 0 3 9 2 7 3 3 1 82 9 7 5 9 4 2 2 8 0 2 2 20 9 lo 8 2 0 7 52 8 42 0 5 1 8 2 1 1 9 4 1 62 5 6 5 21 8 6 6 8 49 8 4 4 9 1 9 2 3 9 发动机变矩器匹配的特征参数如下： 最大输出转矩( n m ) ： 4 3 7 1 6 2 最大输出功率( k w ) 对应转速( i p m ) ： 2 7 1 0 5 ，1 3 6 0 8 4 最高效率工况输出功率( k w ) ，对应转速( r p m ) ： 2 7 0 9 6 ，1 3 8 3 5 1 平均输出功率( k w ) ： 1 9 7 2 2 高效区内最小最大转速( r p m ) 及其对应的转矩( n m ) ：7 3 3 1 8 2 9 7 5 9 4 、 l8 6 6 8 4 ，9 8 4 4 9 ( 变矩器i i ；7 5 的对应点) 从发动机与变矩器的匹配中可以看出：最大输出功率工况对应的功率及转速 与变矩器最高效率工况对应功率及转速【8 】，这两个工况比较接近说明发动机的 功率得到充分利用，即匹配比较合理。 履带式自行式机械的牵引滑转率曲线与履带的形状、宽度等有关。对于新型 大功率推土机整机设计在进行整机匹配计算时，我们参考t y 3 2 0 b 推土机的牵引 滑转率曲线，作新型大功率推土机的牵引滑转率曲线( 附着系数取o 9 ) 如图2 4 。 1 5 大功率行走机械自动变速箱的设计与研究 | ， ， | j 图2 4 新型大功率推土机的牵引滑转率曲线 根据式2 8 、9 及发动机变矩器共同作用输出曲线和牵引滑转率曲线。 当牵引力为零时，即式：丝趣一风：o 式2 1 9 吒 其中：预取前进档r i 。= o 9 2 5 后退n 。= o 8 7 实际速度：v ：o 3 7 7 警( 1 6 ) 取表2 3 速度时，即可计算出传动系的各档总 i ” 传动比如表2 9 。 表2 9 各档总传动比 i 档i i 档档 前进f1 1 9 3 66 5 6 4 3 3 6 2 后退r9 4 5 4 4 8 42 8 4 0 当知道传动系总传动比以后，可对总传动比进行分配，即确定变速箱各档的 传动比i k i 中央传动比i o 和终传动比i b 。可分为以下两步： 1 把中央传动比i 。与终传动比i b 从总传动比中分离出来 因为 i z i = i k i i 。i b 式2 2 0 所以，只要知道变速箱某一档的传动比i k i ，则i 0 、i b 的值就可以定下。通常 先把高速运输档的变速箱传动比定下来，以求出i o 、i b 的乘积。变速箱的最高传 动比，在有直接档的变速箱中，可取i k i - 1 ，以确定i 。i b 的值；在无直接档的结构 中，通常最高档为超速档( i k i i 。，借以减轻终传动以前的零件受力，从而有 利于缩小转向离合器的尺寸。 具体分配i 。i b 的值时，可按终传动的布置草图，先把i b 的值定下来。所选的 1 6 工程硕士学位论文 i b 值，应被终传动的壳体和履带所包络，借以使机械有合适的轨距与轮距。 以上只是对总传动比的初步确定和分配，各部件的精确传动比，只有在完成 配齿与强度计算后才能确定。 对于新型大功率推土机根据总体设计要求，中央传动比i 。与终传动比i b 的传 动比分别为： 中央传动传动比：i 。= 4 l ，2 1 = 1 9 5 终传动为一级直齿轮加一排行星传动，其传动比为：i n = 直齿轮行星排 ：翌3 6 2 l ：1 8 9 5 7 。 1 7 则可计算得变速箱的各档传动比如表2 一l o ： 表2 1 0 变速箱各档传动比 i 档档档 前进f3 2 3 1 7 8o 9 l 后退r2 7 6 1 4 0o 8 2 对于变速箱各档传动比的分布要考虑一下问题： 1 所得的速度，应适合不同的作业要求，使作业机械具有较高的生产率； 2 在作业中能使发动机处于经济区域工作，即在发动机低油耗区工作，以保 证作业机械有较好的经济性。 2 4 液力机械自动传动系统变速箱档数和传动比的演算 作业机械在施工过程中，往往要完成切削、堆积和运输等多种工作，其工作 阻力、行驶速度将因工况不同而有很大的差别。由于液力变矩器与发动机共同工 作输出特性的速度与自动范围，尚不能完全满足车辆的使用性能要求，以及变矩 器也不能实现车辆进退行驶方向的交换，因此在履带车辆上，通常把液