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ZL50装载机总体及变速箱设计(第二行星排)【全套CAD图纸+WORD毕业论文】【工程机械】

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zl50 装载 总体 整体 变速箱 设计 第二 行星 全套 cad 图纸 word 毕业论文 工程机械
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摘要
Zl50装载机是我国轮式装载机系列中的中型产品,该机是一种较大型的以装卸散状物料为主的工程机械,广泛应用于矿山、基建、道路修筑、港口、货场、煤场等地进行装载、推土、铲挖、起重、牵引等作业。
本设计的步骤简单如下:1.对装载机的总体进行分析,确定总体参数;2.牵引计算,确定出各档及各档传动比;3.对装载机进行整体布置,并绘出总体布置图;4.变速箱的设计,这是本设计中最主要的部分,确定传动比,设计传动简图,配齿计算,得出齿圈、行星轮、太阳轮的齿数,并验算其合理性。然后进行齿轮设计;5.对离合器,轴、轴承的设计及选择。
此设计中,主要任务是设计变速箱及第二行星排,设计中采用了行星式动力换挡变速箱,它具有3个离合器和3根轴,且轴安装在壳体内,使变速箱结构简单、便于维修。变速箱具有两个前进挡和一个后退档,可以产生三个速度。

关键词:    装载机      液力机械传动系统      行星式动力换挡变速箱




ABSTRACT
The loader ZL50 iswheel type and it is more bigger among the series made in our country.It is suitable for loading discharging materials and it applies for mine、capital contuction、road builing 、port、field、coalfield and carries loading 、pushing dust 、diging  rising weight
The design of the simple steps are as follows: 1.the overall loader analysis , to determine the overall parameters; 2. traction calculation, determine the gear and the gear ratio; 3 .to loader for the overall layout, and draw the overall layout; 4.design of gearbox ,and it is the design of the main parts determination of design, transmission ratio, transmission diagram, gear tooth number calculation, the ring gear, a planet wheel, sun wheel, and check the rationality. Then the design of the clutch gear; 5. design and selection of shaft, bearing.
In my design, I adopt counter shaft power shift transmission’s construction is simple and maincenance is easy .the transmission has two forward and one reverse gear ,it can provide three speeds

KEY WORDS:     lorder         liquid  engine  driving  system        
Hydraulic  torque  conventer  power  shift  gearbox




目录
第1章 前言········································································· 1
第2章 总体设计·································································· 2
 2.1 概述··········································································· 2
 2.2 选择确定总体参数··························································· 2
 2.3 装载机底盘部件型式设计·················································· 11
第3章 牵引计算································································ 22
 3.1 柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线······················· 22
 3.2 确定档位及各档传动比···················································· 28
 3.3 运输工况牵引特性曲线···················································· 31
 3.4 求出各档最高车速并分析牵引特性······································· 33
第4章 总体布置································································ 35
 4.1 总体布置草图的基准······················································· 35
 4.2 各组成部件的位置························································· 35
 4.3 计算平衡重·································································· 39
4.4 桥荷的分配································································· 40
4.5 验算轮胎载荷······························································· 42
4.6 总体布置图·································································· 43
第5章 行星式动力换挡变速箱设计········································ 43
5.1 传动比的确定 ······························································ 44
 5.2 传动简图设计 ······························································ 45
 5.3 配齿计算 ··································································· 47
5.4 离合器设计·································································· 53
5.5 齿轮设计····································································· 56
5.6 轴的设计····································································· 59
5.7 轴承的选择计算····························································· 64
第6章 毕业设计小节··························································· 66
参考文献············································································68
毕业实习报告····································································· 69
附:英文翻译
   英文原文


内容简介:
装载机液力机械变速器 ZL40/50 型 使用说明书 福建省三明齿轮箱有限责任公司 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 一、 基本参数: 输入最大功率 154KW 输入最大转速 2200r/min 变矩器型式: 单级、二相、四元件(双涡轮) 变矩器最大变矩比 4 变速箱型式 二前一倒/动力换档,行星机构 变矩器机械传动比: 档 2.155 档 0.578 倒档 1.577 取力器输入/输出传动比 P.T.O.1 1.0 P.T.O.2 1.167 操纵油压 1.101.50Mpa 变矩器进口油压 0.300.45Mpa 变矩器出口油压 0.200.30Mpa 润滑油压 0.100.20Mpa 变矩器出口最高允许温度 120 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 二、 结构原理: 液力机械变速器由液力变矩器和动力换档机械变速箱两部分组装而成,其传动原理简图 3 图 3 ZL40/50 变速箱传动原理简图 1. 液力变矩器: 变矩器为单级、二相、四元件。 变矩器主要由泵轮、一级涡轮、二级涡轮及导轮组成。泵轮通过弹性钢板与发动机飞轮连接,泵轮旋转时,驱动循环园内的油液,使之具有一定的动能,而油液又推动一级涡轮和二级涡轮,并通过与它们连接的输出齿轮带动变速箱。 由于变矩器涡轮扭矩和转速可随负载的变化而改变,因而具有自动变矩、变速的功能。导轮通过导轮座固定在变矩器壳体上。 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 在液力变矩器负载较小或转速较高时,二级涡轮单独工作;当液力变速器负荷增大,而使转速降低时(此时发动机转速基本不变) ,变矩器自动地变为一、二级涡轮同时工作。 2. 机械变速箱: 变矩器二级涡轮的动力经输入二级齿轮传至中间输入轴, 变矩器一级涡轮的动力传至输入一级齿轮,在传至大超越离合器外环齿轮。当外负荷较小时, 因变速箱中间输入轴比大超越离合器外环齿轮的转速高,使大超越离合器滚柱空转。此时二级涡轮单独工作。 当外负荷增加时,迫使变速箱中间输入轴转速逐渐下降,如中间输入轴的转速小于大超越离合器外环齿轮转速时,滚柱被楔紧,由一级涡轮传来的动力经滚柱传至大超越离合器凸轮, 由于凸轮与中间输入轴为螺栓联接,故此时一级涡轮与二级涡轮同时工作。机械变速箱有二个前进档、一个后退档。 3液压系统: (见图 4) 三、使用要求: 1. 安装连接: 液力变矩器通过变矩器壳体端面与发动机飞轮壳端面直接用螺钉连接,变矩器前端通过弹性钢板与发动机飞轮连接,泵轮罩前端有定心轴,装入飞轮定心孔内。变速器两侧设有安装 V 形块,供变速器安装到车体上用。所有连接尺寸见图 1 所示。 2. 使用要求: 液力变速器装车后,应从加油口加注 22#透平油(SYB1201- 60)PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 或 6#、8#液力传动油约 45 升,并在发动机启动后五分钟再次检查油面,其位置应达到检油塞的高度!每班作业前后,都应检查变速器油面位置! 变速器运转时的操纵油压应保持 1.11.4Mpa! 油温最高不得超过 120!变速器要减档时应先减速行使!当要换倒档时应先停车再换档! 在启动发动机时应将变速杆置于空档位置! 新的变速器在装车后,应进行二十四小时跑合,三个档位每档运行四小时,跑合期内负荷不得超过 70%,并经常注意油温,油面和螺栓紧固情况,跑合结束后清洗变速箱油底壳滤网并更换新油。 3. 保养: 保养分为 50、200、600、2400 小时保养。 50 小时(周)保养: (1)检查油位; (2)检查变速器操纵装置。 200 小时(月)保养:清洗滤清器。 600 小时(季)保养: (1)变速箱更换新油; (2)清洗油底壳及滤清器。 2400 小时(年)保养:对变速箱、变矩器进行解体检查,必要时调整或更换零部件。 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 小孔 变矩器 旁通阀 冷却器 润滑 压力 调节阀 0.1- 0.2Mpa 去润滑油齿轮泵 油底壳 安全阀 0.3- 0.4Mpa 滤清器 减压阀 1.1- 1.4Mpa 单向阀 离合器切断阀 变速阀杆 倒档离合器 档离合器 档离合器 档 档 空档 倒档 图 4 液力变速器液压系统示意图 主油路(1.1- 1.4Mpa) 档位油路 变矩器进口油路 变矩器出口油路 油底壳 阀芯、阀杆 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 四、主要故障及排除方法: 故障原因、特征 排除方法 发动机运转但不能行使 1、未挂上档; 2、变速油位过低; 3、变速操纵阀的制动阀杆不能回位; 4、变速油泵损坏或油封渗漏导致供油不足。 1、重新推到档位或检查档位的准确性; 2、补充新油; 3、拆检制动阀杆、找出不能回位原因; 4、更换油泵或油封。 驱动力不足 1、变矩器进口油压低; 2、离合器打滑; 3、发动机转速不够。 1、检查变速箱油位;清洗油底壳滤网及滤清器;检查变矩器调压阀是否正常; 2、检查离合器油压及活塞油封; 3、检查发动机。 变速油压过低 1、减压阀调整不当; 2、油滤器堵塞; 3、油泵失效; 4、离合器油封严重漏油。 1、重新调整; 2、清洗滤油器; 3、更换油泵; 4、更换油封。 变矩器油温过高 1、变速箱油位过高或过低; 2、离合器打滑; 3、长期重负荷作业。 1、按要求注油; 2、检查离合器油压; 3、停车冷却。 紧急制动后挂不上档 1、气制动阀踏板限位螺钉调整不当,气制动阀不能彻底回位; 2、 气制动阀活塞卡住, 解除制动后不能回位; 3、制动阀杆卡住。 1、重新调整踏板限位螺钉,使气动阀能彻底回位; 2、清洗检修活塞; 3、拆检制动阀杆。 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 附:ZL40/50 变速器零件清单 总装零件明细表 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 1 GB5783- 86 螺栓 M1020 14 2 GB5783- 86 螺栓 M1030 32 3 GB5783- 86 螺栓 M1040 2 4 GB5782- 86 螺栓 M1050 6 5 GB5782- 86 螺栓 M1070 13 6 GB5782- 86 螺栓 M1075 5 7 GB5782- 86 螺栓 M1080 2 8 GB898- 88 双头螺栓 AM1235 8 9 GB5783- 86 螺栓 M1438 8 10 GB5783- 86 螺栓 M1840 8 11 GB93- 76 弹簧垫圈 10 74 12 GB93- 76 弹簧垫圈 12 8 13 GB93- 76 弹簧垫圈 14 8 14 GB93- 76 弹簧垫圈 18 8 15 GB6170- 86 螺母 M12 8 16 GB848- 85 垫片 10 2 17 GB276- 93 球轴承 6012 1 18 GB276- 93 球轴承 6211 1 19 GB276- 93 球轴承 6210N 2 20 GB119- 86 销 2 21 GB893.1- 86 孔用挡圈 90 1 22 GB825- 88 吊环螺钉 M20 2 23 GB1096- 79 平键 1436 1 24 1350C- 010 检油开关 ZG1/4 2 25 403017 弹簧 15 26 403700 变速操纵阀总成 1 27 403600 变速泵总成 1 28 403011 倒档一档从动片 8 29 403012- 013 倒档一档主动片总成 8 30 403063B 管接头 5 31 402223 螺塞 ZG3/4 1 32 403062 螺塞 ZG3/8 1 33 403002B 端盖 1 34 403003A 中盖 1 35 403004 一档油缸体 1 36 403005A 箱体 1 37 403014 摩擦片隔离架 1 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 38 403015 圆柱销 8 39 403016 弹簧销轴 15 40 403008A 一档活塞体 1 41 403018A 倒档活塞体 1 42 403022 圆柱销 1 43 403023 固定板 1 44 403028 圆柱堵塞 1 45 403032- 34 连接座 2 46 403057 轴承座 1 47 409207- 08 软轴支架 1 48 403055B 转向泵驱动轴 1 49 403056 转向泵驱动齿轮 1 50 403610B 轴齿轮 1 51 403100 一轴总成 1 52 403200 二轴总成 1 53 403500 三轴总成 1 54 403300 四轴总成 1 55 42C0053 油底壳总成 1 56 YJSW315- 6 双涡轮液力变矩器 1 57 50300.5 标 牌 1 58 GB827- 86 铆钉 36 2 59 GB1235- 76 O 型密封圈 1 59 GB1235- 76 O 型密封圈 1 60 JB982- 77 组合密封垫圈 5 61 403006A 氟橡胶 2 62 403010A 氟橡胶 2 63 403020A 氟橡胶 1 64 403001A 密封垫 1 65 403021 密封垫 1 66 403029 密封垫 1 67 403609 密封垫 1 68 403406 密封垫 1 69 409110 制动鼓 1 70 409101- 117 制动器 1 71 GB5783- 86 螺栓 8 72 GB5783- 86 螺栓 M1430 4 73 GB93- 76 弹簧垫圈 12 8 74 GB93- 76 弹簧垫圈 14 4 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 一轴总成零件明细表(图 5) 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 1 403101 旋转油封 70785 1 2 403102 旋转油封 45535 1 3 6016 GB276- 93 球轴承 8012522 1 4 51111 GB301- 93 推力球轴承 1 5 403103 输入二级齿轮 1 6 403104 输入一级齿轮 1 7 6311 GB276- 93 球轴承 5512029 1 8 403105 调整圈 1 组 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 二轴总成零件明细表(图 6) 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 1 GB6171- 86 螺母 M101 20 2 GB93- 87 弹簧垫圈 10 20 3 403201 螺栓 M10176 20 4 403202 调整环 1 组 5 6211 GB276- 93 球轴承 5510021 1 6 403203 中间输入轴 1 7 6010 GB276- 93 球轴承 508016 2 8 GB893.1- 86 孔用挡圈 80 1 9 403205C 压盖 1 10 403206B 隔离环 1 11 403204 弹簧 8.432 3 12 403209B 内环凸轮 1 13 403207B 滚柱 1326 24 14 403208M 外环齿轮 1 15 403210 隔离套 1 16 6210 GB276- 93 球轴承 509020 2 17 403211 垫片 1 18 403212 调整圈 1 19 403213A 倒档行星架 1 20 403215 止动垫片 4 21 GB93- 87 弹簧垫圈 8 4 22 GB5783- 87 螺栓 M810 4 23 403216 倒档内齿圈 1 24 403217 铜垫片 16 25 403218TM 行星轮 8 26 GB309- 86 滚针 435 176 27 403219 隔离套 16 28 403220 卡圈 21484 1 29 403221 倒档行星轴 4 30 403222A 一档内齿圈 1 31 403223 一档行星架 1 32 403224 止动盘 1 33 GB93- 87 弹簧垫圈 12 4 34 GB5783- 86 螺栓 M1235 4 35 6210N GB277- 93 球轴承 509020 1 36 403225 直接档连接盘 1 37 403226 太阳轮 1 38 403227 一档行星轴 4 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 三轴总成零件明细表(图 7) 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 1 403503 螺栓 M121.25100 12 2 GB93- 87 弹簧垫圈 12 12 3 403501 直接档受压盘 1 4 6022 GB276- 93 球轴承 11017028 1 5 403502A 直接档轴 1 6 GB5783- 86 螺栓 M820 12 7 GB6170- 86 螺母 AM8 12 8 GB93- 87 弹簧垫圈 8 12 9 403504 圆柱销 1330 6 10 403505- 506 直接档主动片总成 2 11 403507 直接档从动片 1 12 403508A 直接档活塞 1 13 403511G 中间轴输出齿轮 1 14 403512A 直接挡油缸体 1 15 403513 盘形弹簧 1 16 GB894.1- 86 轴用挡圈 65 1 17 GB119- 86 销 10S730 2 18 403516 销 1030 3 19 403101 旋转油封 70785 1 20 42204 GB283- 87 圆柱滚子轴承 204714 1 21 6411 GB276- 93 球轴承 5514033 1 22 403517 调整圈 1 组 23 403102 旋转油封 45535 1 24 铁线 2200 6 25 403010A 外密封环 1 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 四轴总成零件明细表(图 8) 序号 图 号 名 称 数 量 备 注 1 403301C 法兰 1 2 403302A- 302B 六角尼龙锁紧螺母 2 3 403303 垫圈 2 4 GB1235- 76 O 型橡胶密封圈 D525.7 2 5 403304A 油封座 2 6 GB1235- 76 O 型橡胶密封圈 D1305.7 2 7 HG4- 692- 67 骨架油封 SG709512 2 8 GB893.1- 86 孔用挡圈 130 2 9 6312 GB276- 93 球轴承 6013031 1 10 403309D 输出轴 1 11 403311G 输出轴齿轮 1 12 92312 GB283- 93 圆柱滚子轴承 6013031 1 13 403305 隔套 1 14 409109B 前输出法兰 1 以上为变速箱结构主要组成部分, 或许有部分附属结构遵照客户要求有所变动, 具体以实物为准。产品局部更改恕不通知。 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 福建省三明齿轮箱有限公司 地址:福建省三明市新市北路 1398 号 电话(Tel) :0598- 8222306(市场部) 8251901(售后服务处) 传真(Fax) :0598- 8222306 电挂(Cable) :7876 邮编(P.O.Box) :365000 E- mail: PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 PDF 文件使用 pdfFactory Pro 试用版本创建 河北建筑工程学院毕业设计(论文)开题报告课题名称10T桥式起重机设计(箱型梁设计及受力计算)系 别: 机械工程系 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 机094 学生姓名: 侯雪鹏 学 号: 2009307406 指导教师: 王少雷 课题来源导师课题课题类别工程设计一、论文资料的准备 1.桥式起重机简介桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机,又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行,起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行,构成一矩形的工作范围,就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料,不受地面设备的阻碍。这种起重机广泛用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机是生产车间中应用广泛的一种起重设备,起升机构是桥式起重机的重要组成部分,起重小车用以支撑整机的机械、电器设备以及被起升的重物,承受和传递作用在起重机上的各种较为复杂的载荷。为了全面了解小车架结构在多重载荷组合作用下的应力大小及其分布状况,找出结构承载的薄弱部位,对其进行结构分析是非常必要的。在对小车架结构进行分析时,传统的力学解析方法复杂,且不精确,很难反映小车架结构实际的承载状况。相比之下,利用有限元分析方法建立小车架的有限元模型,并按实际的载荷分布进行加载、求解,能得到实际的承载状况,具有快捷、方便、求解结果相对准确的优点。 起重机作为物料搬运、装卸或用于安装的机械设备可以减轻或代替人们的体力劳动提高劳动生产率。它被广泛应用于国民经济的各个领域之中。在冶金行业、机械制造工业、电力工业、煤炭工业、交通运输业、建筑工业、建材工业等国民经济支柱行业中起重运输机械都扮演着重要的角色。随着时代的发展制造工厂和装卸作业场所开始转向室内使桥式起重机占据了主导地位。桥式起重机主要应用于大型加工企业如钢铁、冶金和建材等行业完成生产过程中的起重和吊装等工作。其中用于生产车间的桥式起重机是起重机的一个主要类型,由于起重机行驶在高空,作业范围能扫过整个厂房的建筑面积,具有非常重要的不可替代的作用。因而深受用户欢迎,得到了极大发展。 2.国内桥式起重机的发展现状经过几十年的发展,我国桥式起重机行业已经形成了一定的规模,市场竞争也越发激烈。桥式起重机行业在国内需求旺盛和出口快速增长的带动下,依然保持高速发展,产品几近供不应求。尽管我国起重机行业发展迅速,但是国内起重机仍缺乏竞争力。从技术实力看,与欧美日等发达地区相比,中国的技术实力还有一定差距。目前,过内大型起重机尚不具备大量生产能力。从产品结构看,由于技术能力所限,中国起重机在产品结构上也不完善,难以同国外匹敌。同时我国起重行业目前存在几个突出问题,归纳如下: (1)整体技术含量偏低,突出表现在产品的品种规格少,性能、可靠性等指标低于发达国家同类产品的水平。 (2)知名品牌寥寥无几,能打入国际市场并享有一定声誉的知名品牌几乎没有。(3)产品低价恶性竞争严重,企业合理利润难保,已严重制约企业生产技术的持续发展。 3.国外桥式起重机发展方向近年来,随着国际合作的增加,国际起重机行业发展迅速。到目前为止,国际主要知名起重机制造厂商有德国的DEMAG起重机,芬兰的Kone起重机,美国CM集团等。上述企业在起重机行业内较为知名。桥式起重机的更新和发展,在很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将机械技术和电子技术相结合,将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统,实现起重机的自动化和智能化。大型高效桥式起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。主要由全数字化控制驱动装置、可编程序控制器、故障诊断及数据管理系统、数字化操纵给定检测等设备组成。变压变频调速、射频数据通讯、故障自诊监控、吊具防摇的模糊控制、激光查找起吊物重心、近场感应防碰撞技术、现场总线、载波通讯及控制、无接触供电及三维条形码技术等将广泛得到应用。使起重机具有更高的柔性,以适合多批次少批量的柔性生产模式,提高单机综合自动化水平。重点开发以微处理机为核心的高性能电气传动装置,使起重机具有优良的调速和静动特性,可进行操作的自动控制、自动显示与记录,起重机运行的自动保护与自动检测,特殊场合的远距离遥控等,以适应自动化生产的需要随着现代科学技术的发展,各种新技术、新材料、新结构、新工艺在桥式起重机上得到广泛的应用。所有这些因素都有里地促进了桥式起重机的发展。根据国内外现有桥式起重机产品和技术资料的分析,近年来桥式起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面:(1)重点产品大型化,高速化和专用化(2)系列产品模块化、组合化和标准化(3)通用产品小型化、轻型化和多样化(4)产品性能自动化、智能化和数字化(5)产品组合成套化、集成化和柔性化二、本课题的目的(重点及拟解决的关键问题)起重机械用来对物料作起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备,它可以完成靠人力无法完成的物料搬运工作,减轻人们的体力劳动,提高劳动生产率,在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域部门中得到了广泛的使用,随着生产规模的日益扩大,特别是现代化、专业化的要求,各种专门用途的起重机相继产生,在许多重要的部门中,它不仅是生产过程中的辅助机械,而且已成为生产流水作业线上不可缺少的重要机械设备,它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。起重机械是起升,搬运物料及产品的机械工具。本课程设计的目的在于巩固和扩大我们在校所学的基础知识和专业知识,训练综合运用所学知识分析和解决问题的能力。是培养、锻炼学生独立工作能力和创新精神的最佳手段。毕业设计要求每个学生在工作过程中,要独立思考,刻苦钻研,有所创新、解决相关技术问题。通过毕业设计,使学生掌握架桥机的总体参数的确定,工作吊臂的结构设计计算等内容,将课程中所学到的知识应用到毕业设计中去。 为今后步入社会、走上工作岗位打下良好的基础。三、主要内容、研究方法、研究思路主要内容:了解桥式起重机的发展和应用现状,设计一台满足要求的10t桥式起重机,并用AutoCAD绘图软件绘制出招标文件要求的图纸。对起重机大车行走机构和箱梁设计及受力计算时,采用经济梁法设计出起重机主梁最优截面,计算并校核截面几何尺寸。从而实现功能合理,结构简单适用,工作可靠的目标。研究方法和思路:本设计采用规范的设计计算对桥式起重机小车总体布置,箱型梁大车行走机构进行了分析。首先,通过查阅相关书籍和资料,学习桥式起重机的相关知识,认真阅读参考资料,继承或借鉴前人的设计经验和成果,了解桥式起重机的发展和应用现状,掌握桥式起重机金属结构的设计方法,学习并掌握AutoCAD软件的使用,掌握一般的绘图方法和计算分析步骤;其次,根据现今国内外生产桥式起重机箱型梁采用的各种结构类型,结合课本知识和参考文献信息,设计小车总体布置,箱梁设计及和受力计算,大车行走机构等符合使用要求方面的设计;然后,根据参考文献,分析桥式起重机箱型梁的受力情况,计算各种载荷,并对桥式起重机的箱型梁强度稳定性,起重机的总体布置,起重机的稳定性计算进行校核;最后通过数据列表或绘制等值线图等方式查看并分析计算结果,检验结构的静刚度、强度和稳定性。此外,还对结构进行了CAD绘图,便于生产制造。四、总体安排和进度(包括阶段性工作内容及完成日期)2013.3.29-2013.4.11 熟悉整理资料2013.4.12-2013.4.25 方案选择及总体设计2013.4.26-2013.5.9 绘制总图 2013.5.10-2013.5.23 小车结构总体布置设计 2013.5.24-2013.6.13 箱型梁受力分析计算2013.6.14-2013.6.22 绘制零件图纸2013.6.23-2013.6.27 准备论文及答辩五、主要参考文献 1 胡宗武,汪西应. 起重机设计与实例.北京,机械工业出版社,2008. 2 赵健. 起重机结构设计的有限元分析,起重运输机械J.北京,2007. 3 吴庆鸣 何小新 工程机械设计 武汉 武汉大学出版社,2006. 4 杨国平 现代工程机械技术 北京 机械工业出版社,2006. 5 黄大巍,李风,毛文杰.现代起重运输机械.北京,化学工业出版社,2006 6 张质文、王金诺. 起重机设计手册. 中国铁道出版社,1998. 7 张质文、刘全德. 起重运输机械. 西南交通大学,1982 8 王金诺、于兰峰. 起重运输机金属结构. 中国铁道出版社,2002 9 田景亮. 桥式起重机构造与检修. 化学工业出版社,2008 10 黄雍.我国铁路起重机的发展历程和方向.中国铁路.10/2002 11 陈道南、过玉清、周培德、盛汉中起重运输机械冶金工业出版社,2005 12 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册高等教育出版社,2006.5 13 陈道南、盛汉中 起重机课程设计 冶金工业出版社,2002.6 14 濮良贵、纪名刚机械设计高等教育出版社,2000.12 15 陈国璋、孙桂林、金永懿、孙学伟、徐秉业起重机计算实例中国铁道出版社,1987 16 GB/T14405. 太原重型机器有限公司-通用桥式起重机. 北京: 机械工业出版社,1980. 17 吴宗泽主编. 机械设计师手册机械工业出版社,2002 18 北京钢铁学院编.起重机课程设计.冶金工业出版社,1982指导教师意见: 指导教师签名: 日期:教研室意见:教研室主任签名: 日期:系意见: 系领导签名: 日期:系盖章课题来源:导师课题、社会实践、自选、其他课题类别:工程设计、施工技术、新品开发、软件开发、科学实验、毕业论文。河 北 建 筑 工 程 学 院 本科毕业设计(论文)题目ZL50装载机总体及行星变速箱设计(第二排行星架)学 科 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 机094 姓 名: 张 维 指 导 教 师: 王少雷 摘要Zl50装载机是我国轮式装载机系列中的中型产品,该机是一种较大型的以装卸散状物料为主的工程机械,广泛应用于矿山、基建、道路修筑、港口、货场、煤场等地进行装载、推土、铲挖、起重、牵引等作业。 Zl50装载机属于ZL系列,采用轮式行走系,液力机械传动系,交接时车架,工作装置采用液压操纵,所以该机具有机动性好、转向灵活、生产率高、操纵轻便等优点,另外,该机后桥布置为摆动桥,增加了整机的稳定性,所以该机安全性好。 Zl50装载机采用液力变矩器、动力换挡变速箱、四轮驱动、液压转向、嵌盘式制动器、铰接式车架的先进机构,具有牵引力大、操作方便、转弯半径小、作业效率高等优点。本设计中采用行星式动力换挡变速箱,它具有3个离合器和3根轴,且轴安装在壳体内,使变速箱结构简单、便于维修。变速箱具有两个前进挡和一个后退档,可以产生三个速度。设计步骤简单如下:1.对装载机的总体进行分析,确定总体参数;2.牵引计算,确定出各档及各档传动比;3.对装载机进行整体布置,并绘出总体布置图;4.变速箱的设计,这是本设计中最主要的部分,确定传动比,设计传动简图,配齿计算,得出齿圈、行星轮、太阳轮的齿数,并验算其合理性。然后进行齿轮设计;5.对离合器,轴、轴承的设计及选择。关键词: 装载机 液力机械传动系统 行星式动力换挡变速箱ABSTRACTThe loader ZL50 iswheel type and it is more bigger among the series made in our country.It is suitable for loading discharging materials and it applies for mine、capital contuction、road builing 、port、field、coalfield and carries loading 、pushing dust 、diging rising weightThe loader ZL50 is ZL series.It adopts whell type system、 liquid engine driving system、ream meet vehcle type、 working set of hydraulic pressure contolling.So it has good flexibility 、 turn agility high productivity、 controlling handiness ets.Its back bridge ,so increases the stability of whole machine,and it has a good securityBeing quipped with advanced devices such as hydraulic torque conventer power shift gearbox four wheel driving、 hydraulic chuck disk break and artallated frame .So the loader model ZL50 is featured with high pulling capacity、 small turning radius.all of which make it possible for easy operation.thus resulting in the high efficiency of our product .In my design,I adopt counter shaft power shift transmissions construction is simple and maincenance is easy .the transmission has two forward and one reverse gear ,it can provide three speedsKEY WORDS: lorder liquid engine driving system Hydraulic torque conventer power shift gearbox目录第1章 前言 1第2章 总体设计 2 2.1 概述 2 2.2 选择确定总体参数 2 2.3 装载机底盘部件型式设计 11第3章 牵引计算 22 3.1 柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线 22 3.2 确定档位及各档传动比 28 3.3 运输工况牵引特性曲线 31 3.4 求出各档最高车速并分析牵引特性 33第4章 总体布置 35 4.1 总体布置草图的基准 35 4.2 各组成部件的位置 35 4.3 计算平衡重 394.4 桥荷的分配 404.5 验算轮胎载荷 424.6 总体布置图 43第5章 行星式动力换挡变速箱设计 435.1 传动比的确定 44 5.2 传动简图设计 45 5.3 配齿计算 475.4 离合器设计 535.5 齿轮设计 565.6 轴的设计 595.7 轴承的选择计算 64第6章 毕业设计小节 66参考文献68毕业实习报告 69附录或后记72附:英文翻译 英文原文河北建筑工程学院毕业设计计算书指导教师:王少雷 设计题目:ZL50装载机总体设计及行星变速箱设计设计人:张维设计项目计算与说明结果第1章前言第1章前言 ZL50轮式装载机是一种较大型的以装卸散状物料为主的工程机械,因其具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点,所以对于加快工程建设速度,减轻劳动强度,提高工程质量,降低工程成本都发挥着重要的作用,是现代机械化施工中不可缺少的装备之一。 ZL50轮式装载机是高效率、用途广泛的工程机械,广泛应用于建筑、矿山、道路、水电和国防建设等国民经济各个部门,不仅对松散的堆积物料可以进行装、运、卸等作业,还可以对岩石、硬土进行轻度挖掘工作。ZL50轮式装载机属于ZL系列,采用轮式行走系,液力机械传动系,铰接式车架工作装置采用液压操纵。此类装载机具有机动性好、转向灵活、生产率高、操纵轻便等特点,一般后桥布置为摆动桥,增加了整机的稳定性,所以该机的安全性好。ZL50轮式装载机为四轮驱动装载机,作业时以全轮驱动,空车运输时,为防止寄生功率,仅用前轮驱动,因此后桥的传动可以用啮合套脱开。ZL50装载机采用液压与液力机械传动,具有变速平稳、传动比大、作业效率高和无级变速等特点,应用十分广泛。其变速器采用行星齿轮变速器,换档操纵为液压式。ZL50装载机的主要特点:采用双涡轮变矩器、具有两个前进档一个倒退档的双行星传动动力换档变速器,以及能实现脱起动,内燃机熄火转向,排气制动的“三合一”机构。67河北建筑工程学院毕业设计计算书指导教师:王少雷 设计题目:ZL50装载机总体设计及行星变速箱设计设计人:张维设计项目计算与说明结果第2章 总体设计2.1 概述2.2选择确定总体参数2.3装载机底盘部件型式选择第3章 牵引计算3.1柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线3.2确定装载机的档位数及各档传动比3.3 装载机的运输工况的牵引特性曲线3.4求出各档最高车速,分析装载机的牵引性能第四章、总体布置第五章 行星式动力换档变速箱设计5.1传动比的确定5.2传动简图设计5.3配齿计算5.4离合器设计5.5 齿轮设计 5.6轴的设计5.7轴承的选择计算第2章 总体设计2.1 概述总体设计是极为关键的环节,是对所设计的机械的总设想。总体设计的成败关系到整部机械的经济技术指标,直接决定了机械设计的成败。总体设计指导机构设计和部件设计的进行,在接受设计任务以后,应进行深入细致的调查研究。收集国内外同类机械的有关资料。了解当前国内外装载机的使用、生产、设计和科研情况,并进行分析比较,制定总的设计原则。设计原则应当保证保证所设计机型符合的方针、政策。在满足使用要求的基础上,力求结构合理,技术先进,经济性好,寿命长。制定总则之后,便可以编制设计任务书,在调研的基础上,运用所学知识,从优选择总体方案,以确保设计的成功。装载机总体参数的选择就是对装载机主要性能提出总体的要求,作为整机和总体设计的依据。总的设计原则:1遵守“三化”:零件标准化、产品系列化、部件2采用“四新”:新技术、新结构、新材料、新工艺。3满足“三好”:好制造、好使用、好维修。装载机总体参数主要包括:发动机功率,载重量,装载机自重,车速,牵引力,铲起力,轴距,轮距,最大卸载高度,最小转向半径,轮胎尺寸,整机外形尺寸。2.2选择确定总体参数目前,装载机的总体设计中有计算法、类比法及综合运用计算等三种设计方法,限于我们的条件,我们的设计采用计算法和类比法综合运用的方法,比较法就是参考国内外已有的同类型机种的参考尺寸,结合我们要设计的机型的具体要求,参照确定其参数尺寸。总体参数的确定包括以下内容:2.2.1确定轴距和轮距1轴距是装载机总体设计中的主要尺寸,一般是用比较法初步选取,然后通过绘制总布置,才能准确地选定轴距。轴距L的主要影响以下三个方面的性能:(1)轴距增大,有利于提高整车的纵向稳定性。轴距增加还可以减少装载机在行驶中之前后颠覆,提高行驶平稳性,减少司机疲劳。(2)轴距增长如其它条件不变时,最小转弯半径增加。(3)轴距增长,相应的车架、传动轴等都要增长,所以装载机自重增加。此外,轴距的改变,还会影响车架受力和整机的通过性。2大部分装载机前后轮距相同,且前后轮用相同的轮胎。(1)轮距增加,可提高整机横向稳定性,但最小转弯半径将增加,影响机动性。(2)轮距增加会造成铲斗斗宽的增加。因为在作业中要保护轮胎不被碰伤,一般铲斗要比轮胎宽50100mm(单侧),所以轮距增加,铲斗宽度相应加宽,这样就降低单位斗刃长度上的插入力。综上所述,参考同类产品初选:轴距 3300mm 轮距 2200mm2.2.2初选轮胎:装载机多在松软、潮湿或干硬不平的地面上工作,为了降低接地比压,增加轮胎支承面积,改善附着性能和缓冲性能,多采用低压宽基轮胎。在国外,宽基轮胎多采用无内胎轮胎,它工作安全,散热性好,寿命较长。必要时其内部还可注入氯化钙溶液,以增加装载机作业时的稳定性和附着性能。轮式装载机的轮胎费用占整机费的10%15%,占装载机使用费用的25%50%,因此,正确的选择轮胎,延长轮胎的使用寿命,对降低生产成本,具有重要的意义。装载机的轮胎应根据轮胎所受负荷,作业场地情况和运输距离来选择。它除了满足一定的承载能力外,还需要有很好的耐磨、抗穿刺性、牵引性、散热性和缓冲性能。对于常在松软地面上作业的装载机,为了发挥其牵引力,要求轮胎有较好附着性能,应采用牵引型轮胎,其特点是轮胎表面沟槽宽度大于凸起花纹的宽度(二倍以上),能使花纹压入软土中,产生比较大的抓土能力。花纹呈“八”字形或“人”字型,具有较好的自动排除沟槽中泥土的能力,它的橡胶层薄,散热快,因此可在较高的速度下运转。轮式装载机在矿山、碎石厂作业时,轮胎外侧最易受损伤,为了保护轮胎,或将外部胎肩部分加厚,或将外侧半个胎面作成光胎面,采用耐切割的胶料,以提高抗切割性能。对于用在矿山碎石硬路面作业的装载机,要求轮胎具有耐磨和抗穿刺的能力,应采用岩石型轮胎,其特点是凸起花纹的宽度大于槽宽,橡胶层厚,花纹深,不易被尖刀刺穿或切割,使其在岩石等硬地面作业时使用寿命长。但其散热差,不宜作长距离或高速行使。综上所述,参照同类产品,初选轮胎规格为23.525 越野宽基轮胎轮胎最大宽度为:615mm 轮胎最大外直径为:1627mm充气压力:前轮0.280.32MPa 后轮0.270.29MPa2.2.3初定斗宽和斗型:铲斗的设计要求是:1铲斗是直接用来切削,收集,运输和卸出物料,装载机工作时的插入能力及铲掘能力是通过铲斗直接发挥出来的,铲斗的结构形状及尺寸直接影响装载机的作业效率和工作可靠性,所以减少切削阻力和提高作业销率是铲斗结构设计的主要要求。2铲斗是在恶劣的条件下工作,承受很大的冲击载荷和剧烈的磨削,所以要求铲斗具有足够的强度和刚度,同时要耐磨。3根据载重物料的容重,铲斗有多种形式。铲斗可做成带齿和不带齿的两种,斗齿的作用是在铲斗插入料堆时,减少铲斗与料堆的作用面积,使插入力作用在斗齿上,破坏物料结构,因而带齿的斗尖有较大的插入堆料的能力,适宜于铲装矿石和坚实物料。齿型的选择应考虑插入阻力和耐磨两个因素,并且要便于更换。尖齿(长而窄)插入力较强,但不耐磨;钝齿(宽而宽)则较耐磨,然而插入阻力大,一般轮式装载机多用前者,履带式多用后者。斗齿的数目视斗宽而定,一般平均齿距在150350mm间较合适,实验证明,斗齿过密,齿间易嵌料,插入阻力反而增大。斗齿有整体式和分体式两种,中小型装载机多用前者,大型装载机由于作用条件恶劣,斗齿磨损厉害,则常用分体式。基本齿与铲斗刃一般均以螺栓或铆钉连接,齿尖则以水平销固定在基本齿上,这种连接方式,水平受力小,且不易脱落,并易于更换。铲斗是装铲物料的工具,它的斗型和结构是否合理,直接影响装载机的生产率。在设计工作装置连杆机构之前,首先要确定铲斗的几何形状和尺寸,因为它与连杆机构的设计有密切联系。图2-1铲斗图2-1所示是一个焊接结构的铲斗,底板上的主切削刃和侧板上侧刀刃2均由耐磨材料制成;在铲斗的上方有挡板3把斗后壁加高,以防止斗举高以保护斗底,并加强斗的刚度。 直线型刀刃适宜用于装载轻质和松散小颗粒物料,并可利用刀刃作刮平、清理场地工作;V型刀刃便于插入堆料,有利于改善作业装置的偏载,适宜于铲装较密实的物料。由于它的斗刃突出,影响卸载高度。综合以上分析,并参考同类机型本设计选用直线型切削刃,带斗齿。铲斗底壁长L=707mm。斗宽B=轮距+轮胎宽+2a=2240+615+2(50100) =29553055mma铲斗外侧突出轮胎的尺寸,通常取50100mm2.2.4计算作业阻力:装载机在进行挖掘作业时的作业阻力主要有:铲斗插入料堆的插入阻力、提升动臂时的掘起阻力、翻起转斗时的转斗阻力矩。1.掘起阻力掘起阻力是当铲斗插入料堆一定深度后,利用动臂举升或转斗时,料堆对铲斗的垂直反作用力。作用在斗齿后100mm处.铲起阻力同样受到物料的块度、松散性、容积比重、温度、湿度、物料之间及物料与斗壁之间的摩擦影响。最大的铲起阻力发生在铲斗刚刚开始提升的时刻,随着动臂的提高,铲起阻力逐渐减小。铲起阻力可用下列经验公式确定: N=2.2BKcos 式中动臂开始提升时,铲斗忍运动方向与地面垂直线之间的夹角,初算时可取为3040。K铲斗开始提升物料时的剪切阻力(KN/m3)剪切阻力需通过实验确定,如对于块度100300mm的已松散岩石(花岗岩),如参考书表24所示;已松散岩石的平均剪切阻力可定为35KN/m2。考虑本机工作情况及铲斗形状、尺寸等因素,各值选取如下: lZa=707mm=0.707m B=2940mm=2.94m K=35KN/m =30代入上式计算掘起阻力N:N=2.20.7072.943500cos30 =12.969KN装载机作业时的工作阻力受作业对象(物料性质、粒度大小、料堆高度等)、地面条件、铲斗结构和司机操作水平等因素的影响,其变化很大,因而采用公式计算的方法很难得到确切的工作阻力值,往往误差较大,一般仅用于设计专用装载机,在已知各系数值的前提下用作设计依据,或作为通用装载机的设计参考。2.插入阻力插入阻力是装载机铲斗插入料堆时,料堆对铲斗的水平反作用力。它是由下列各项阻力组成,铲斗前端的水平切削刃和两侧壁切削刃上的阻力;铲斗底侧壁内表面与物料的摩擦阻力;铲斗底外表与料堆之间的摩擦阻力;这些阻力与物料性质、料堆高度、铲斗插入料堆深度和铲斗结构等因素有关,经实验研究得到的下列公式,可用来计算确定总的插入阻力。 (N) 参考书IP31式中:对于松散程度较好的物料:块度300mm时,块度400mm时, 块度500mm时,如物料松散程度较差,上述各值增大2040%;对于细粒料(如砾石等);K1=0.450.5;对于小块细料:K1=0.75 ; B-铲斗宽度(cm);由任务书知 K1=1.1K2物料种类(容积比重)的影响系数:由表1-2,取K2=0.12K3散状物料堆高度影响系数。由表1-3,取K3=1.0K4考虑铲斗形状的系数,一般在1.1-1.8之间,取K4=1.25对于前刃不带齿的斗,K4取最大值,本机取K4=1.25由此得 =1.11.1270.71.252991.01.25=10148(公斤)99.45KN2.2.5装载机的使用重量:装载机作业时要发挥大的插入力,必须要求机器有足够的自重,增加附着性能.但机器自重的增加,将会导致装载机运行阻力增大动力性能变差,材料和燃料消耗增加,轮胎寿命缩短,以及造价提高.对于一般土壤,如附着重量过大,当其比压超过某一极限而破坏土壤结构时甚至使附着性能反而变坏.因此在设计时应在保证一定附着牵引力的前提下尽量使机器的自重降低,具有同极作业能力和寿命的机器,其自重越小,往往说明其总体布置,材料利用和部件设计的合理性,一般可用单位自重功率或单位斗容自重来反映,它是机械技术性能的重要比较指标之一。装载机是在行进中插入料堆的,如不计惯性影响装载机在水平地面欲克服插入阻力PT所需要的牵引力为 = 牵引力Pkp的最大值受地面附着条件限制,可列出下式: 式中: 附着力 =装载机附着重量 附着系数(查表) 由上两式可求得装载机为克服最大插入阻力PTmax所必需之附着重量:对于全轮驱动,附着重量为装载机自重 PTmax=即=99.28/0.75=133KN参考同类机型选取176.4KN(自重为18吨)2.2.6确定发动机功率:装载机作业时,发动机净功率(飞轮功率)消耗两部分:牵引功率和驱动液压泵功率。1.牵引功率是由发动机经传动系驱动装载机行驶的功率。可按下式计算:N1=PkVT/270(马力)式中: Pk额定轮缘切线牵引力VT装载机插入料堆的理论作业速度; 取34km/h,这里取3.5km/h。传动系总效率,机械传动0.85-0.88,液力机械传动0.60.75,这里取0.7 Pk=PH+Pf PH= H Pf=f式中:装载机空载附着重量,取176.4KN H额定附着重量利用系数,它是相应于额定滑转率时的附着重量利用系数轮式装载机取H0.450.55之间,取0.5。 f滚动阻力系数,依参考书表12取f=0.04 则:Pk=176.40.5+176.40.04 =95.256KN=9.72(吨) N1=(9525.63)/(2700.7)=151.2(马力)2.驱动液压泵功率:装载机用的柴油机工作条件恶劣,负载大,应选用按一小时功率标定的工程机械用柴油机,如选用车用柴油机,因它是按15分钟标定功率的,建议将其功率降低1020%使用。装载机上所用的油泵有:作业泵(供工作装置液压缸用)、转向泵(供转向液压缸用)、变速泵(供动力换档速箱和变矩器冷却用)等。装载机不同工况,驱动液压泵所需功率是不同的。当装载机作直线行驶、工作装置不动作时,作业泵,转向泵处于空转状态,计算时作业泵和转向泵的空载压力(一般取500KPa)、变速泵取工作压力计算,此时驱动液压泵所需功率很小。当装载机边走边操纵斗动作时,作业泵工作压力高,流量大,驱动油泵所需功率大。作业泵的计算压力应取多大需视不同机型而异。驱动油泵功率,一般N2=0.2Ne,Ne=N1+N2,即Ne=N1/0.8=151.2/0.8=189(马力)。选择电动机型号:6135Q-1 柴油机 额定功率 :220马力2.2.7最大卸载高度和相应的卸载距离:最大卸载高度是根据装载机的结构型式和它相配合作业的运输车辆来确定。根据上述要求,所需最大卸载高度Hmax可由下式确定:Hmax=H1+H=H1+0.193B=H1+0.2B P42式中: H1运输车辆车箱离地面高度(mm);B车箱宽度(mm)为了保证装于运输车辆中的物料在运输过程中不撒落地面,要求物料在车箱中堆高的自然倾角30;为了使铲斗能把物料均匀地卸在车箱里,要求铲斗卸料时,(其卸载角345)其斗刃离车箱壁不小于B/3。必须的卸载距离S由下式计算: S=B/3+b式中: b根据安全作业,卸载时装载机前端与运输车辆之间所保持的必要距离, 取b200400mm参考同类机型及轮胎式装载机基本参数,取Hmax=3090mm,S=1130mm2.2.8档位和车速的确定:轮式装载机各档速度推荐取下列数值:前进档速度取34km/h,对于液力机械传动,它是相应于变矩器最高效率max工况时的理论作业速度。超过以上速度驾驶员来不及操纵,反而延长铲斗装满时间,增加驾驶员疲劳,降低生产效率。前进档即运输档由于装载机车架一般均非弹性悬挂,车速不宜过高,最高车速小于40km/h。倒档为缩短作业循环时间,一般要求作业时的回程速度比前进速度高2540%,。本机为ZL50装载机,为较大型装载机,故参考河北宣化工程机械厂同类产品取二后一:前进档 011.5km/h 前进档 035km/h 倒档 016.5km/h2.3装载机底盘部件型式选择2.3.1传动形式选择:装载机所采用的传动系统基本上有四种形式:机械传动、液力机械传动、静压传动和电动轮装载机。本机为ZL系列产品,故参照同类产品,选用液力机械传动系。它与机械传动相比较具有以下优点:(1) 使车辆具有自动适应性;当外载荷突然增大时,可随外载荷变化而自动调整车速,而且可减少变速箱档位,简化变速箱结构与操作。车辆自动地减速,避免外载荷的继续增大。(2) 变矩器能吸收作业时传给传动系的冲击,根据试验,其应力峰值可以机械降低4倍以上,故可延长零件寿命。(3) 装载机在作业时换档位次数较多(V型作业,每一循环至少要换档四次),液力机械传动因一般均配以动力换档变速箱,可在不停车情况下换档,操作轻便,动力换档时间短(一次仅0.50.7),生产率高。而机械传动换档要切断动力,换档一次1.01.5s,操作繁重,驾驶员容易疲劳,而主离合器极易磨损。(4) 可以在保持一定插入力的同时,举升动臂或转动铲斗,以减少铲掘阻力,缩短作业循环时间;机械传动的装载机在装载较密实的土壤物料时,插入料堆时常靠惯性力,需要切断动力(脱开离合器,否则往往引起发电机熄火),因而无法同时实现动臂举升和转斗,作业阻力大,使生产率降低。(5) 由于装载机所用变矩器的可透性小,当运行阻力变化时,发动机的转速变化很小,而且当外阻力大迫使车速降低时,发动机仍能保持较高转速,则作业油泵流量不变,工作装置作业速度不受影响。2.3.2行走装置的选择:装载机行走装置应根据它的作业条件与对象、作业效率与成本,以及驾驶员的工作条件来选型。目前用的行走装置分轮胎式和履带式两大类。本机为ZL系列产品选用轮式行走系,其特点如下:1轮胎式装载机的接地比压和整机重心均比履带式高,通过性和稳定性较差,不适宜在松软土质和坡道地区作业。履带式装载机则因接地比压低,在松软土质上附着性能好,单位插入力比轮胎式装载机大,重心低、稳定性好,特别适宜在潮湿、松软地面,工作量集中,不需要经常转移和地形复杂地区作业。2轮胎式装载机在碎石、硬路面作业时,因轮胎有缓冲作用,对机器冲击振动较小,可延长机器寿命,减轻驾驶员疲劳,随着轮胎性能得到进一步改善,有可能进一步向大型化发展。履带式装载机在这种作业条件工作时,碰到石块,机器要产生跳动,振动大,履带磨损很快,而且机器受振动后,紧固件易松动,驾驶员容易疲劳,因而履带式装载机的斗容量一般不大于4.5m3,容易再大的履带式装载机因振动太大,工作条件恶劣,进一步发展受到限制。3轮胎式装载机,自重轻,行走速度快,机动性好,作业循环时间短,作业效率高。能担负中等距离(1000m)的运输,成本低于履带式装载机。转移工地时靠自身进行,不损伤地面,转移速度。其修理费用低,并且修理(更换轮胎)迅速,使机器停工时间短。履带式装载机在上述各方面均不如轮胎式,它的运输距离如超过30m,作业成本将明显增加,转移场地是需平板车托运,其行走装置修理费时,修理费用也高。 综上所述,在一般作业条件,轮胎式装载机具有较明显优点,因而得到比较广泛的应用,它在装载机中占比重越来大。2.3.3传动系部件的选择:1选型: 装载机作业时牵引力和车速的变化范围大,并且变化急剧、频繁,工作条件苛刻,因而对变矩器提出以下要求:(1)变矩器的变矩系数B应尽可能大。B越大,则变矩器变矩性能越好,即可减少变速箱挡位,简化其结构和操纵。 B=K0i,式中:K0最大变矩系数i变矩器最高效率max所对应的传动比(2)希望最高效率max高,即高效范围要宽,同时希望变矩器高效率范围要宽。高效范围一般以75%的速比幅度来衡量,即d=iAiB,式中:iAiB,均为效率=75%的速比。由于装载机作业工况变化范围大,希望d2.4。(3)透过性:要求变矩器在低、中速比范围内可透性要小,则当运行阻力增大,迫使车速降低时,发动机转速降低不多,以保证油泵功率和作业速度。装载机用变速箱要求在低速比区域有一定的负透量,使在铲装物料接近结束时,变矩器吸收功率减少,及时把部分功率让给作业油泵,减少发电机转速的下降,提高发电机功率利用。推荐可透性系数小于1.3。但在高速比,正可透性应很大,使泵轮吸收较小功率。则当变速箱挂空挡时,发电机功率不会被变矩器本身无益的损耗掉。(4)结构简单,可靠和便于制造。上述这些要求往往是相互矛盾的,无法同时满足,因而须综合比较各项指标进行选型。目前较广泛采用的还是以单极单相向心涡轮变矩器为主。它的主要优点有较高的效率(一般可达90%以上),在中、低速区有不大的可透性,而在高速区则正可透性很大;结构简单,工作可靠,因而工作寿命较长。缺点就是K0值不大(一般在3左右)高效区不宽。为改善上述不足,可采用单级多相(双相、三相)变矩器,但其结构比较复杂,且由于存在自由轮机构,工作可靠性下降。为提高K0值,扩大高效区,国产ZL系列装载机均采用了双涡轮液力机械变矩器,它的二个涡轮可随着外载荷的变化而自动换档,其变矩系数K0=4左右,高效区d=3.4以上,因而可简化变速箱的结构和操作改善了作业性能,从而提高整机的生产率,但其结构比较复杂,最高效率较上述为低(仅80%左右)。综上所述并参考河北宣化工程机械股份有限公司同类产品,初选变矩器为单级四元件(双涡轮)液力变矩器。2.有效直径的确定:选择好液力变矩器和发动机型号后,即可进行变矩器和发动机的匹配计算,用以确定变矩器的有效直径D。确定变矩器的有效直径D的原则是,保证变矩器在正常工作范围内,涡轮轴上的平均功率最大,以提高车辆的作业率和行驶速度。发动机与变矩器匹配的总要求是:1、使装载机具有最高的生产率。2、在保证上述前提下经济性要好,即每卸载1立方米物料的油耗要低。根据ZL装载机的作业特点,一般认为装载机应以部分功率与变矩器匹配,原因有三: 1一般认为装载机扣除20%40%的功率与变矩器匹配较合适,它保证了装载机在一定插入力前提下,当作业液压泵在最大工作压力下工作时,发电机仍能保持叫高转速。而在其余发电机接近额定转速以提供工作装置足够的作业速度,使发电机平均输出功率大,经济性好。2根据装载机的工作特点,一般认为装载机作业循环的大部分时间是依靠机器在运行过程中配合以工作装置的动作而进行的。如在产掘位置工况下,要求装载机同时具有大的插入力和铲掘力,所需发电机功率最大;而在铲斗装满后,装载机需再进行中把铲斗提升到所需的卸载高度。也需牵引与铲斗配合此时装载机换向频繁运距又短往往要求提供较大的牵引功率用于加速和较大的液压泵功率。3.对于小型装载机其对象多以装卸松散物料为主作业方式主要采用一次铲装法,插入和转斗并同时工作,行驶和铲斗动作配合进行所占的作业时间较少,作业地面一般较好,经常用做辅助作业,转移工地机会少,因而要求较好的牵引力和动力性能,匹配时变矩器的吸收功率可选取大一些。 对于本机有时要进行配合铲装,故取发电机功率80%与变矩器配合,再扣除其余辅助装置所消耗的10%,故变矩器的吸收功率为70%。 变矩器有效直径D的计算公式如下: 参考书 P15式中 *B相应于变矩器最高效率工况的泵轮力矩系数;M e输入变矩器的发电机扭矩值(kgm);ne相应于M e值的发电机转速(rpm);变矩器液体重度(kg/m3)。 在变矩器选定后,已知其原始特性,确定发动机在变矩器最高效率工况时输入变矩器的力矩和转速,即可确定出D值,应由基型系列型谱选择。 由参考书图八所示的柴油机曲线和变矩器原始特性曲线可得各参数值:=(1-30%) =710.7=49.7kg.mnB =2200r/min*B11=36.510-4*B22=3210-4则取 D=320mm,所以变距器的有效直径为320mm。2. 装载机的驱动方式、主传动、轮边减速和变速箱的选择:(1)驱动方式:轮式装载机的驱动桥作为底盘传动系的主要组成部分,其功用是将发动机的扭矩进一步增大,以适应车轮为克服阻力所需要的扭矩,同时改变扭矩的方向以便传递给车轮。本机采用全轮驱动,以利用整机重量作为附着重量,使牵引力得以充分发挥,但当装载机需转移工地,在路面作长距离行驶时,传动系内部将产生功率循环,加速了轮胎的磨损,为此,一般均在变速箱内装有脱桥机构,以使装载机在好路面行驶时实现单桥驱动。但这需要增设操纵机构,使变速箱结构复杂化,现代不少装载机为简化结构均无脱桥机构。这对于采用低压轮胎,经常在不好的地面工作,而较少转移工地长距离行驶的装载机是可行的。(2)主传动:轮式装载机的主传动一般为单级传动,差速器一般为普通锥齿轮减速器。主传动构造:一对螺旋锥齿轮主传动的功用:采用锥齿轮传动,主动轮小,被动轮大,交角为90%,用来减速增扭和改变传力方向。主传动结构上注意:、为保证齿轮的正确啮合,大小锥齿轮各啮合间隙及轴承间隙应能进行调整。、为保证传动有较好的啮合精度,要求齿轮有较好的刚度,采取小齿轮不悬臂大齿轮加支撑螺栓的措施来保证之。、 由于工作条件差,齿间相对滑动大,需要很好的润滑和冷却,采用飞溅润滑,油是粘度较大之专用润滑油。(3)轮边减速:轮式作业机械的轮边减速大多采用单排行星传动,由于载荷有三个行星齿轮分担,每个齿轮上所受的力较小,故可采用较小的模数和齿宽以减小尺寸,重量亦较外啮合圆柱齿轮为轻。太阳轮、齿圈、行星架所受各力除构成一扭矩外,相互平衡没,轴的变形很小,容易实现全齿啮合而不致象外啮合那样出现局部偏载现象。由于制造和安装误差,几个行星轮受载不均匀,为改善这一状况,太阳轮常做成浮动式而不加轴承,从而可利用轴的弹性变形,调节各行星轮的载荷分配,但此时,太阳轮轴上实际受有附加弯矩为改善进一状况,把齿圈也做成浮动式,利用齿圈的浮动,改善行星轮的载荷分配,这样几个行星轮作用到太阳轮上的径向载荷可以相互平衡,使太阳轮只受扭不受弯。(4)变速箱:变速箱有人力换档和动力换档两种,前者结构简单,传动效率较高,但由于操纵繁重,换档时需切断动力而费时,不适合装载机频繁、快速换档的要求。除少数小型装载机或用拖拉机底盘改型的装载机外,目前以很少采用。装有液力变矩器的装载机一般均采用动力换档变速箱,这种变速箱有二种结构型式:定轴式和行星式齿轮变速箱。二者的比较如表2-1:表2-1 定轴式和行星式齿轮变速箱的比较比较项目定轴式变速箱行星式变速箱结构与加工效率简单,零件加工精度要求一般啮合齿数越多,效率越低复杂,零件加工精度要求较高、传动效率可以比较高外形尺寸和重量齿轮模数较大;重量较大;变速箱横向尺寸较大。受力分散,齿轮模数可减少;轴基本不受径向力,齿轮、轴承工作条件好;重量略轻;输出入轴同轴线,结构紧凑,可用较小尺寸得到较大传动比;但档位多时轴向尺寸较大。扭矩容量换档用摩擦片直径小,片数多受结构和通用性限制,扭矩容量要增加很大有困难采用较大直径的摩擦片作为换档制动器,所需片数少,扭矩容量容易做得大工作可靠性回转油缸多离合器油压受离心力影响,操纵油路需经旋转密封,易发生故障采用制动器,不产生离心力,也无需旋转密封,作用可靠零件数和通用程度零件数多,但通用零件较多齿轮轴类零件多,随档位数增多零件总数相对减少维修方便,便于检查拆卸检查不便成本价格较低造价较高定轴式变速箱由于结构简单,制造成本较低,维修方便,特别是采用离合器已外置式时,变速箱体轴向尺寸小,便于总体布置,在小型装载机上采用较多。行星式变速箱由于结构紧凑,传动效率高,结构刚度大,齿轮使用寿命长,其输出和输入轴同轴线等优点在中大型工程机械上得到广泛应用。综上所述,参考宣工生产的ZL50B,本机选用行星式动力换档变速箱。2.3.4装载机的制动系统 制动系是用来行驶车辆减速活停车的装置,它主要由制动器及制动驱动机构两大部分组成。一个完善的制动系应包括三部分:主制动器、停车制动器和紧急制动器。主制动器是车辆在行驶中用来减速制动的制动器,它装载装载机四个车轮上,由脚踏板控制。近年来,国内外生产的轮式装载机,广泛采用钳盘式制动器。在大、中型装载机上目前广泛采用气推油的助力装置。现代装载机的行车制动系多采用双管路,其前后轮制动系独立,尚有一制动系出故障时,仍能保证整机之安全。某些大型装载机还装有行走减速器,用于车辆下长坡时的减速。停车制动器供装载机在坡道上停歇制动用,它一般装置在变速箱输出轴上,具有手操纵机械传动的驱动机构,以保证停车可靠。紧急制动器供停车制动系失效紧急制动用,有独立的驱动机构,在中、小型装载机上常与停车制动器合而为一。并不是所有的装载机都装有紧急制动器。轮式装载机过去多采用蹄式制动器,但由于其制动性能受作业条件影响较大,不够稳定、散热较差、调整不便、维修困难,故正逐渐为钳式制动器所替代。现代中小型轮式装载机多采用钳盘式制动器,它与蹄式相比有如下优点:1)制动性能稳定,具有较好的沾水复原性,即不会因沾有泥水而导致制动力矩急剧下降。制动圆盘外露于空间,并随车轮旋转,有自动清除泥水的作用,容易干燥。2)耐热衰见性能好,不会因摩擦系数减小而导致制动力矩的明显下降。其散热条件好,保证了频繁制动时的可靠性。3)制动器无增力作用,制动力矩的增长平稳。4)摩擦圆盘的磨损均匀,寿命比蹄式制动器长23倍。5)维修方便,摩擦片磨损后可自动调整间隙。更换摩擦片方便,不需拆卸轮胎和轮边减速传动装置,可减少机器停工时间。综合考虑,并参照同类机型本机选用钳盘式制动器。2.3.5装载机的转向方式选择轮式装载机按转向方式可以分为两类:铰接式转向和整体式转向。铰接式转向(铰接式车架)。铰接转向的车架由前后两部分组成,以铰销相连,利用前后车架的相对偏转实现转向。它与全轮偏转方式相比,有以下优点:A车轮无需相对车身偏转,可采用大尺寸宽基面低压胎以发挥更大的牵引力。B.转向半径小,可得到小于自身长的转向半径;机动性好,减少了装载机调车行驶的路程,与同等级后轮偏转方式装载机相比,在一个作业循环内,平行行驶路程减少了51%,生产率可提高近1/3。C.在保证转向半径小的前提下,轴矩可做得较长,在作装载机牵引力工作时,容易保证前后桥上重量的合理分配,保证较好的纵向稳定性。行车时纵向颠簸小,减少驾驶员的疲劳。D.整机可左右摆动实现“蠕动”式爬行,增强车辆通过沼泽地和泥泞地区的能力,并能在非常狭窄的地方通过。在机器停车的情况下,铲斗能随前车架一起左右摆动,实现原地对车。E.前后桥零件基本通用,结构简单,简化制造工艺,降低成本。但铰接式转向的装载机的轴矩较长,使整车纵向通过半径增大;横向稳定性差;转向时前后车架需要相对运动,所以惯性大,容易振动,对液压转向系统有较高要求。本机为ZL系列产品,故参照同类产品选用铰接转向方式,全液压转向操纵。第3章 牵引计算为了检查总体设计所确定装载机的牵引性能,并审核其技术经济指标,我们需要用牵引计算来计算。3.1柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线3.1.1联合工作输入特性曲线1与发动机共同工作的性能与两者的联结方式有关,此种联结从原则上分为单流与双流差速液力机械传动两种。双流式差速液力机械式变矩器是发动机传给驱动轮的功率分别由机械与液力两条并联的路线传递时称为液力机械并联复合传动。单流式液力机械式是发动机传给驱动轮的功率全部通过液力变矩器; 本机采用液力机械并联复合传动。它改变了液力传动的效率低的缺点,因为双流式传动既可通过液力传动路线,又可通过机械传动路线传递功率,故其兼备对外载荷具有自动适应性和较高的传动效率。本机为液力机械并联的复合传动,发动机扣除2040%与变矩器匹配,扣除的用来驱动机器的辅助装置和工作油泵。2绘制柴油机与变矩器的联合工作输出特性曲线。(1)变矩器原始特性曲线及变矩器有效直径。(2)工作油重度。(3)发动机的净特性曲线。8表示变矩器性能作用原始特性曲线及无因次特性曲线表示。变矩器的无因次性能曲线1=f(i)K1=fK(i),1=f(i),参考图八。表示某种几何相似的液力变矩器的原始特性T=f(i), K1=f(i),=f(i),这三条中第一条表示变矩器穿透性,第二条表示变矩器的变矩特性。第三条表示变矩器的变矩经济性。有了这些无因次特性线后,就可获得同类型任何几何尺寸的相似液力变矩器的特性,其计算公式为:MB=BD5nB2 MT=KMB=KiTBnt=nBiTB 自动适应性好的单值下降的MT=f(nt)曲线的变矩器一般在工程机械选用。将泵轮扭矩随涡轮转速(即涡轮轴上的载荷)改变而改变的性能称为变矩器的可透性,有以下几种类型:1、 若nB=常数 且MB随i的减小而增大为正透穿;2、 若nB=常数 且MB不随i的变化而变化,其值为恒值;3、 若nB=常数 且MB随i的减小而减小为负透穿;3.发动机与变矩器的匹配对于装载机这样的工程机械,由于变矩器和工作装置油泵经常同时工作,而工作装置油泵所消耗的功率约占发动机功率的40-60%,故采用全功率匹配,则装载机在牵引工况时,势必引起发动机转速降低,铲斗动作缓慢,发动机功率利用程度低,因此需采用部分功率匹配,但D值必须选取适当,D值过小则装载机在运输工况时,势必在发动机的部分特性上工作。动力性、经济性降低,且易造成变矩器过热;但D值如果过大,则装载机在牵引工况时,不仅铲斗动作缓慢,作业效率降低,甚至发动机熄火。装载机的发动机除了带发动机的辅助装置(风扇、水泵、发电机、空气滤清器、消音器等),还有一部分需带动整车辅助装置,故应根据具体情况,扣除带动这些装置的力矩,即采用部分功率匹配。本机扣除30%的发动机功率。4.做液力变矩器与发动机联合输入特性曲线作图步骤:(1)找出特殊工况(最高效率工况、高效区、起动工况、制动工况)的传动比值及几个非特殊工况的传动比值。表3-1 变矩器参数表ikO.1330.383.933.120.3360.742.40.3536.80.742.020.4840.50.651.310.538.80.661.20.634.50.711.080.730.60.751.00.8426.70.750.950.924.20.720.8(2)从变矩器无因次特性曲线上找出各I值对应的值,值,K值,列入表3-1。(3)在发动机额定转速范围内,按规律取发动机转速并求得各转速所对应的发动机扭矩。(4)把MB和nB的关系,画在转换到泵轮上的发动机外特性曲线。公式:M=0.7Me,计算结果列入表3-2。表3-2发动机参数表发动机转速发动机扭矩发动机匹配扭矩100074.051.8110077.053.9120078.554.95130079.555.65140079.955.93150079.055.3160078.554.95170077.854.46180076.853.76190075.853.06200074.051.8210073.151.17(5)根据公式MB=BD5计算MB值,并列入表3-3。表3-3(6)根据表3-3的计算结果,在发动机扭矩图上画出一组不同的I值抛物线来,即为输入特性曲线,如图3-1所示。根据装载机的作业特点,一般用发动机扣除2030%的功率与变矩器相匹配为合适,此处根据本机具体作业情况扣除发动机功率的30%,再由表3-3作出发动机与变矩器联合工作的输入特性曲线,作图对输入特性曲线分析:(1)起步工况:i=0时的负荷抛物线距发动机的最大扭矩点Memax较近,所以发动机在起步时能获得较大的起动力矩。起动性能较好。i=0时在Memax的右侧,工作较稳定,不会出现ne和Ne下降,造成发动机熄火之现象。(2)该变矩器为混合透穿变矩器,它与发动机的联合工作范围较近,负透穿变矩器为小。(3) i=i=0.62时,负荷抛物线接近发动机的额定扭矩点,这能使发动机最大功率利用较充分。3.1.2柴油机与变矩器联合工作的输出特性: 发动机和液力变矩器组合后,可视为一种新的动力装置,它具有新的外特性。实践证明,一台性能良好的发动机,和一台性能良好的变距器组配后,构成新的动力装置后,不一定性能良好。组配不宜,性能反而变坏。当液力变矩器与发动机联合工作时,它们可以被看作是某种对外输出功率,并具有一定的扭矩和速度调节范围以及燃油经济性的复合动力装置。此时变矩器与发动机共同工作的输入特性可视为这种复合动力装置的内特性,全面反映了复合运动装置的动力性和燃料的经济性,因此它成为评价液力传动的动力性和经济性的基础,同时,对于配备液力传动的作业机械来说,又是进行机器牵引性能计算的原始数据。液力变矩器与发动机联合工作的输出特性可以根据其联合工作的输入特性和变矩器的无因次特性来绘制输出特性:MT=f(nT)、NT=f(nT)、=f(nT)作图步骤如下:(1)根据联合工作输入特性上变矩器不同工况下的负载抛物线束与换到泵轮上发动机扭矩曲线的交点,找到一系列发动机与变矩器共同工作的参数坐标值(,),如表3-4;(2)根据不同工况下变矩器的传动比i,在无因次特性曲线上找出相应的特性参数:、i;(3)按公式;计算不同工况下相应的涡轮轴转速n2 和输出扭矩M2及输出功率各点的坐标:计算结果见表3-4;表3-4 联合工作时,输出特性曲线计算表iKM1n1M2n2NT04.77050.42140240.40002512090159.1241892.050.352.180.7551.42065112.16723103.430.51.310.6652.2200068.38100000.7250.8211061.62121.080.7549.7220053.681540109.90.840.960.7544.5222042.77186400.7241.1224032.88201671.23根据此表,即可绘出发动机与变矩器联合工作的输出特性曲线,如图3-2所示。对输出特性曲线进行分析,可得到联合工作特性与最佳工况的偏离情况。(1)变矩器的最高效率点与发动机传给变矩器的最大功率点接近,所以联合工作时变矩器在高效区,发动机的功率变化的缓慢。(2)最高效率点在左边曲线的变化比右边曲线变化的缓慢,因此希望变矩器工作在最高点的左边。此时发动机联合工作输出的功率曲线也是左边比右边变化缓慢,因此联合工作输出特性曲线基本上理想,其动力性与经济性都较好。(3)起步工况:希望起步时,联合所需发出的扭矩接近最大扭矩Memax,iTB=0时MT0=142.08m,从图上可得出MT0= MTmax=142.08m,起步性能好。3.2确定装载机的档位数及各档传动比对于外载荷变化幅度很大的工程机械而言,变距器所具有的自动克服外载荷变化的能力远远不能适应实际外阻力的变化范围,故在液力变距器后还要串上机械变速器。 作业机械在施工过程中,往往要完成切削、铲装、堆积和运输作业,其工作阻力,行驶速度将因工况不同而有很大差别。因此,液力机械传动的车辆,其牵引性能的好坏除了取决于发动机、变矩器以及行走机构的特性外,还要在很大程度上取决于传动系的参数,故变速箱档数,速比间隔和各档的传动比选择等。确定变速器档数的原则与传动系形式有关。对于机械传动变速器档数的原则是:换档时发动机步熄火,在车辆的工作阻力范围内发动机的功率利用程度较高。采用液力变距器后,因发动机不熄火,而发动机的功率利用程度较高,又可由变距器的可透性及合理选择变距器有效直径来保证。因此。根据液力传动的特点,确定变速器档数的基本原则是:在车辆外阻力变化的范围内,变距器都能在变距器工况的高效范围工作。根据以上原则,变速箱传动比的设计步骤是:3.2.1装载机工作档档总传动比iI的确定: 由于变矩器有一定的可透性,变矩器最大效率工况不一定能和柴油机传给变矩器的功率最大工况完全一致,因此变矩器最大效率时,涡轮转速和变矩器最大输出功率时的转速有一些不同,确定档传动比时,应将值代替neH值。由发动机与液力变矩器联合工作输出特性曲线得变矩器最大为NTN=110Hp,转速nTN=725rpm。 由参考书()P172 (2-2-28) 式中 rK 驱动轮的动力半径(m);rK = r0-b 参考书()P126r0轮胎的自由半径,即轮胎不受任何载荷的半径;由参考书()P10 表1-1-3 r0=836;b轮胎端面宽度,查参考书()P10表1-1-3 b=615mm.系数,对于铲土运输机械用的低压胎,在松软土壤上:=0.080.10;密实土壤上=0.120.15;对于载重汽的高压胎车用=0.100.12;根据本机的工作状况取=0.13 则 rK=1627/2-0.12615=739.7mm,圆整为:0.74m。nTN变矩器最大输出功率效率时的转速,nTN=725rpm;VTI档转速,根据参考书()P40推荐值,装载机档速度为34km/h,参考同类产品取为VTI=3.5 km/h;iI=0.3770.734725/3.5=57.323.2.2确定最高档位运输工况的传动比 装载机的最高档位一般用来转移场地用,为提高生产率,应尽量提高其车速最高以节约转移时间,但装载机车架为非弹性系统,车速又不易太高,选取最高车速为35km/h,精确值由后面作出的牵引曲线确定。由选定的最高车速VTmax按下式求出最高行驶速度时消耗的功率NT,由参考书()159,有 NT=式中 PKmin在VTmax时的切线牵引力PKmin=Gf+ 参考书()P160式(2-2-16) G整车重量,G=18T; f平均滚动阻力系数,取f=0.04; VT行驶速度,VT=35 km/h; K流线型系数,取K=0.00065; F机械迎风面积,F=BH,B为轮距,H为车高;B为2.2m,H参考同类型产品取3.346m。F=2.23.346=7.36M液力机械传动的总效率,取M=0.70。PKmin=Gf+180.049.8+0.000657.36/=7.51KNNT=7.5135/(3.60.7)=104.28KW在图二中,过=70的点做nT轴及NT=105HP NT=104.28KW,相应车速1880rpm。im=0.377rK=0.3770.7372050/35=16.273.2.3确定装载机最少档位数及中间档位传动比: 在发动机与液力变矩器工作的输出特性曲线上过=70的两点所对应的涡轮转速: nTA=1880rpm nTB=570rpm 最小档位数由下列公式求得: M+1 =所以取M=2。故参考同类产品选用前进二档后退一档布置。3.2.4确定装载机的中间档传动1求公比 P116。式2-2-7 / =1880/570=3.30q满足要求。2.求装载机的中间传动比 装载机的各档传动比为:档的传动比为 57.32档的传动比为 16.273.3 装载机的运输工况的牵引特性曲线 牵引特性反映的是作业机械在一定土质条件下,在水平地段上以各档稳定速度工作时的牵引性能与经济性能,它通常用牵引功率NKP、实际行驶速度v整机的耗油率gv随牵引PKP变化的曲线表示,也即用各档的(NKP、v、gv)=f(PKP)关系曲线表示。从牵引功率曲线上,可以看出各档最大牵引功率都是在发动机额定共况下出现的,对轮胎式作业机械,通常档的最大牵引力低于II档的这是因为轮式作业机械,随着牵引力的增大,滑转损失增大,所以最大牵引力反而低于档。从牵引特性曲线上,可以看出各挡分布的合理性,也即能否在整个使用的牵引力范围内,依靠换档是作业机械始终处于较高的牵引功率下工作,也即使各档的功率曲线的连接没有深谷。合理的牵引特性曲线,必须具备以下条件:A.为了不使发动机熄火,档所能发挥的最大牵引力(即滑转率为100时,应低于发动机最大扭矩点的相应牵引力。B.对于履带式机械,档的最大牵引功率点应在履带打滑界限值的附近或在该界限值以下,因为如果最大牵引力功率点在打滑界限值以上,在实际工作中得不到应用,无实用价值。C.各个档的最大牵引力点应处在其较低档特性曲线的下方,并保证各档特性曲线的使用区域相互衔接,否则发动机容易熄火,车辆形式性能变坏。利用牵引特性曲线,还可以方便的找出工作机械的任何一个牵引力工作时的牵引效率kpv。3.3.1运输共况的牵引特性曲线: 铲土运输机械在运输工况时,一般不计滑转损失,而令v=vT,根据柴油机调速特性或柴油机液力变矩器联合工作特性以及公式PK=MTinm/rK NK=NTm v=0.377rKnT/i式中:MT涡轮输出扭矩; i各档传动比;m机械传动效率,取m=0.9;nT涡轮转速;PK切线牵引力;rK驱动轮动力半径,rK=0.4945;v实际行驶速度 NT涡轮输出功率;NK牵引功率;计算结果列入表3-5,根据此表即可作出各档的PK=f(v)和NK =f(v)曲线,称之为运输共况的牵引特性曲线。表3-53.4求出各档最高车速,分析装载机牵引性能依据运输共况的牵引特性曲线,利用牵引平衡法分析其动力特性最大速度,爬坡及加速能力。3.4.1求各档的最高车速1、作水平直线: 根据装载机在水平路面上行驶时,无作业阻力,只考虑滚动阻力和风阻力,亦即 () 式中 整机附着重量, 18吨平均滚动阻力系数, K流线型系数,取K=0.00065 F迎风面积,F=7.36 = 在牵引特性曲线上作出曲线与各档曲线的交点:1,2,3与这些点相应的值即为该机械在各档行驶的最高理论速度。 由图三得三个档的最高速度分别为V1=9.6(km/h)V 2=16.4(km/h)V 3=30(km/h) 运输工况下,工作阻力不计,只有滚动阻力和风阻力,装载机在地面等速行驶时,牵引力和水平阻力应相等,若不相等,则有剩余牵引力,将产生加速度,装载机不会等速行驶,故只有两者相等时,才存在最高行驶速度,因而va 、vb 、vc恰好满足以上条件,则为各档时的最大速度。 3.4.2分析该车牵引特性曲线:1档作为工作档,工作时牵引力需克服滚动阻力和插入阻力,由图三知 牵引性能满足工作要求,液力变矩器不会进入制动工况,发动机不会熄火。2档为运输档,运输时最大阻力:=6.848N由图三知此时, =2860kg以上,满足工作要求,且变矩器在高效区范围内工作,经济性较好。档主要用于转移场地,振动大,一般在平坦光滑路面上行驶,滚动阻力很小,要求对应的速度Vtmax不小于30km/h,接近高效区,由图可知Vtmax=30km/h,并且在高效区,满足要求。3.4.3爬坡能力分析:主要检查作业机械上坡时,能否爬过额定的最大坡度。由牵引平衡方程:()解得 =满足不小。实际上,爬坡能力还承受整机稳定性的限制。3.4.4确定最佳换档速度=f(v)两档曲线交点所对应的速度,即为相邻的最佳换档速度,此时功率利用率最好档与档的换档速度:VT=4.1km/h第四章 总体布置总体布置就是保证各总成各部件间的性能协调和它们相互位置的正确布置,力求达到较好的整车性能。在设计中是通过绘制总布置草图来控制各总成的尺寸,位置和重量。总体布置的合理与否,直接影响整车的使用性能与技术经济指标,是总体设计的重要任务之一。4.1总体布置草图的基准:为布置各总成部件在整车上的相互位置和尺寸,必须先找出基准,然后再将它们逐一绘在图上。目前常用的基准可这样取:1以车架上缘面作为各零部件上下位置的基准;2以装载机纵向对称面作为左右位置的基准;3以通过后桥中心线并与车架上缘面相垂直的平面作为前后布置的基准。首先把预选的轴距,轮距画于草图上再进行各总成的具体布置。4.2各组成部件的位置:1发动机和传动系的布置:发动机一般布置在整机的后部,起者对前置铲斗中负荷的平衡作用,并增加装载机的稳定性,以起配重作用。其上下位置应尽量放低,使重心降低,有利于整机稳定性。但它受到车架和驱动桥的壳位置的限制。发动机位置的布置要结合传动系各总成的结构,连接方式与整机使用性能的综合考虑,其中,变速箱的位置具有重要意义,因为变速箱要把动力传递给前后桥,其前后位置要满足传动轴最短长度的要求,变速箱与前驱动桥间的传动轴两万向节对称于车架铰接点的两侧,以保证等速传动。 发动机的位置确定后,即可安排变距器、变速器的位置,然后确定传动轴的数目。变矩器、变速箱与发动机合成一体,可使轴向尺寸短,便于机器总体布置。三部件可组装成一个总成一次安装,使安装工序简化,可减少部件间的油路管道增加可靠性。但是,这种布置方式箱体加工同心度要求较高,其中有一个部件损坏时,需整体吊出车体,修理费时,由于个部件箱体刚性连接,发动机的震动回影响其它部件工作,使用于小型机械,本机采用“三合一”机构。2摆动桥布置:轮式装载机作业时载荷变化大,为保证作业稳定性,均不设弹性悬挂装置,但为了使装载机在不平路面行驶时,四个轮胎都能着地,以提高机器的稳定性和牵引性,应允许有车架能随路面不平作相对摆动。现代轮式装载机大多把后桥作为摆动桥,它固定在副车架上,副车架用纵向绞销与车架相连,因而后桥可绕纵向绞销摆动。其最大摆动角一般为1014,由限位块限位,后桥摆动的装载机作业时,驾驶员是随车架一起摆动的,因而易于体会铲斗刃口与水平面的倾角,可以正确进行水平铲掘工作。另一种构想是整个前车架绕纵向轴摆动,由于前、后车架直接支承在前后四只轮胎上,省掉了副车架,整机重心低,稳定性好。其驾驶室一般布置在后车架上,作业中如前轮轧上土石块驾驶室不会晃动,驾驶员心理较为踏实。但它不易掌握铲斗刃口与水平面的倾斜角度,且因驾驶室直接与车桥相连,装载机行驶时,由于地面不平引起的颠簸直接反映至驾驶室。故司机容易疲劳,另外,在满载转向时,后桥外侧轮易抬起,使司机感到不安,故目前应用不多。3铰接点的布置,转向油缸的布置:(1)铰接式装载机前后(轮)车架铰接点的位置对整机性能、运动阻力,转向阻力和稳定性等均有显著影响。目前,国内外大多数装载机的铰接点均布置在轴距的中点车辆行驶,其前后轮的轨迹始终相同。因而1)后轮始终沿着由前轮滚压过的车辙运动,减少了运动阻力,其车辙的转向半径最小,可通过狭小、难走的地段。2)前桥内外侧轮的转速和等于后桥内外侧轮的转速和,当双轴驱动时,前后轴间无转速差,减少了轮胎的磨损。由于变速箱和前桥间的传动轴两万向节不能满足对称于铰点两侧,加设中间传动轴与附加支座使1=2=1/2。也有部分装载机铰接点布置在轴距中点偏前,其优点是:便于传动系布置。转向半径较小。装载机折腰时,前车架转角大于后车架转角,铲斗摆动比车尾小,便于铲斗均匀地把物料卸至货车厢内,缩短工作循环时间。如驾驶室在后车架部分,则当机器折腰时,因后车摆动角小,司机有安全感。铰点愈接近前桥则折腰是前桥偏转角愈大,并且愈易于绕前桥中点转动,可减少转向阻力矩。但铰点偏前,装载机折腰时,其纵向和横向稳定性下降,同时,在采用全轴驱动时,前后桥有转速差,产生功率循环。故采用1/2铰接布置。装载机的轴荷大,转向频繁,转向角度大,采用动力转向。铰接式装载机转向所需的功率比整体式车架偏转前轮转向方式大(所需油泵流量大,作用力也大),故转向油缸均独立布置,但转向器与操纵阀则有组成一体和分置的方案。前者结构紧凑,避免了由于中间传动环节间隙所引起的不稳定,后者可选用现有的转向器,并使阀的布置位置比较机动。本机为小型机采用一体式。(2)转向油缸的布置应保证下列条件:1)在转向过程中,各零件不受碰撞和干涉。2)油管要短,转向时管路变位小。3)油缸的摆角尽量小,以减少转向力臂的变化。铰接式装载机的转向油缸支点一般布置在后车架上,传动操纵机构多,不便于布置和维修。目前有不少装载机把油缸支点布置在前车架上,本机也是布置在前车架上。4工作装置布置:轮式装载机的工作装置一般布置在整机前端,结合工作装置连杆机构的设计要求确定动臂与车架的铰点位置。在满足动臂的最高位置时的卸载要求和动臂在最低位置时铲斗不受干涉的前提下,动臂支点愈向后布置,则动臂在举升时的外伸距离愈小,温度性愈好,动臂所需转角也小,便于机构设计和动臂油缸的布置。在满足卸载要求的条件下,如动臂与车架的铰点位置越高,则可减少铲斗刀刃离前轴的距离,增加铲起力,反之,则斗刃离前轴距离增加,铲起力减少。在确定动臂与车架的铰点位置时,要考虑工作装置不要妨碍司机的视线和确保司机的作业安全。5驾驶室的布置:为使驾驶员在作业时有良好视野,整体式车架驾驶室是布置在车架的前部。驾驶室的布置应使操纵用的传动机构简单, 操作省力、方便,以保证驾驶员具有良好的视野和舒适、安全的工作环境,铰接式装载机驾驶室布置主要有以下三种方案,本机选用驾驶室悬臂固定在后车架的前端。这种布置形式前后方车架视野中等,转向时驾驶员不随铲斗转动,在不是直线行驶时,铲斗对准料堆或自卸车不如驾驶室布置在前车架后端方便。作业中驾驶员受到冲击较小,不易疲劳。得到多数装载机的采用。4.3分析装载机的平衡重 各组成部件重量和相对于前轴的力矩如表4-1所示,表4-1 装载机零部件参数序号部件名称数量总重量kg重心坐标mm重量矩kg.m1铲斗1420-2730-11462摇臂1206-1030-212.183动臂22020-1850-37374转斗油缸199-350-31.685动臂油缸215004206306前桥112003904687前车架1152070010648手制动器156105058.89前桥传动轴13075022.510转向油缸2198150029711司机室13722100781.212变速箱163019501228.513后桥传动轴125230057.514前轮胎26000015后轮胎26002240134414变矩器1170240040815发动机1140236005047.216后桥1164527504523.7517后车架118003290592218发动机罩130634501055总计251474416548平衡重的设置目的在于缩小前后桥的桥荷差距,尽量发挥整车的附着性能和调节整车的中心位置,以满足轴荷的分布要求。根据装载机在满载、动臂最大外伸工况时应保证有一定稳定性要求,计算所需的平衡重。轮式装载机的额定载重量是根据其最大值不超过倾翻载荷的50确定的。因此假设斗中载荷为二倍的额定载荷,则装载机应处于平衡状态,按此条件,建立方程式: 参考书()P87式中 Q 额定载荷重量 L 动臂最大外伸工况时载荷中心离前轴的距离 动臂最大外伸工况时装载机部件及附加设备(不包括平衡重)重量对前轴之距离 配重 配重中心离前轴距离 由上式计算得 取=555kg 则求得装载机的自重G=14744+555=15299kg4.4 桥荷的分配 按前面基本参数选择装载机的桥荷分配,但初步布置了各总成的位置后,装载机的桥荷需经过初步计算来校验。分配是否合理直接影响装载机很多使用性能,如牵引性、通过性和稳定性等,另外还会影响零部件尺寸选择和强度计算(如制动器尺寸,主传动器的强度等),也只有知道了轴荷分配的数字,才能正确地选择轮胎规格。 理想装载机在空载和满载时,前后桥的轴荷分配比例变化甚大,在铲掘作业时,甚至能使后轮胎抬起,前桥承受整机的全部载荷,因而需要确定前后桥合理的轴荷分配比例,以获得整机最好的使用性能。1对轴荷的分配要求:(1)首先应保证驱动桥上有足够的附着重量,以获得所需的牵引力。轴荷分配不合理,则轴荷过大者,零部件因经常超负荷而损坏,轴荷过小者,则轮胎打滑,发挥不出牵引力,特别对于单桥驱动的装载机更需要保证足够的驱动轮压。(2)应保证转向轻便,对于采用车轮偏转转向的装载机,如空载时的后桥轴荷过大,将使转向沉重,对铰接式装载机轴荷分配将影响车辆转向的运动轨迹。(3)应保证整机的稳定性。轴荷分配要兼顾到轮式装载机在空载和满载时的纵向及横向稳定性。(4)应使每个轮胎的负荷能力充分得到利用,并使各轮胎的使用寿命大体接近。轮式装载机的前桥如果轴荷过大,则纵向稳定性差,轮胎超载过大会影响轮胎寿命。后桥轴荷过大,虽有利于纵向稳定性,但往往增加了机重,并使横向稳定性下降。对于铰接式装载机要求空载时前桥轴荷占整机重量45%50%,满载时的前桥轴荷占整机重量的65%75%,这是由于铰接式装载机的轴距比整体式车架的轴长,因而在保证同样稳定性的前提下,轴距增加,即可减少后桥载荷,这样即可减少配重,降低车重,而且可提高整机稳定性,同时,由于使前后桥轴荷接近相等,可以减少装载机在高速行驶时之颠簸,有利于机器行驶时的稳定性。整体车架式轮式装载机,空车、前桥35%40%、满载、前桥60%65%。本机选轴荷分配为:空车、前桥50%、后桥50%、满载、前桥64%、后桥36%。2轴荷分配计算:程序如下,(1)估算各部件的重量,因新机器尚未设计制造出来,除选用现成的部件可直接测量出重量外,其余各部件可参考样机各部件的重量,加以估算,如无适当样机则可采用统计数据,按照各部件重量占装载机的百分比来估算。(2)在总体布置草图上标出各部件和附属设备的重心位置以及它们离前轴中心的距离xi,工作装置分别作出在运输位置和动臂在最大外伸位置时之重心位置与离前轴的距离。3计算装载机在运输位置时重心距前轴距离,即可求得转载机在空载和满载时的前后轴荷。空载运行时重心距前轴距离L1装载机在运行位置空载时,各部件重量矩之和G2=GL1/L=7050 G1=GG2=8249式中G2、 G1前后桥轴荷前桥7050/15299=46%,后桥8249/15299=54%满载时重心距前轴距离为:装载机满载时前后桥的轴荷为:,因此 =4289kg kg前桥 16010/20299=78.9后桥 4289/20299=21.1 由上可知,在满载和空载时前后桥轴荷符合铰接式装载机的轴荷分配要求。4.5验算轮胎载荷表4-2载荷状态机重前轴负荷后轴负荷空载1529970508249满载20299160104289 本设计所选轮胎式23.5-25,其承载能力为9500kg,所以轮胎满足要求。4.6画出总体布置图第五章 行星式动力换档变速箱设计变速箱的设计,必须与总体设计相协调,并充分考虑在各机型之间实现系列化,通用化,标准化的问题。设计的变速器应保证作业机械具有良好的经济性与生产性,即应有适宜的排档数目,以使作业机械能以合适的牵引力与速度去完面不同的作业。另外,变速箱应当工作可靠、结构紧凑,操纵轻便,制造与维修比较方便。行星式动力换档变速箱的设计程序是:1.根据工程机械方案设计所确定的变速器档数及传动比值,再分析国内外现有工程机械变速器结构的基础上,定出变速器的传动简图,并确定变速器各行星排的参数。2.根据行星排的参数,确定各行星排的最小齿轮,并按照相邻条件、同心条件、装配条件确定各行星排太阳轮、齿圈、行星轮的齿数。3.配齿工作完成后,运用传动比和传动效率公式,精确地算出各行星排参数、各档传动比和传动效率。4.运用行星传动运动学分析,计算变速器在各档工作时各行星排构件的转速、闭锁离合器中主被动片间相对转速。计算结果列成表,以便在选择轴承和确定闭锁离合器、换档离合器的结构尺寸时作参考。5.运用行星传动动力学分析,计算变速器在各档工作时各行星排构件所承受的扭矩与圆周力;闭锁离合器、换档离合器上的摩擦力矩,计算结果列成表,它们是零件强度计算的依据。6.根据离合器、制动器所传递得力矩,确定其几何尺寸、所须摩擦片数、油缸尺寸等7.绘制行星变速器结构草图,确定各零件主要尺寸,对变速器齿轮、轴、轴承等重要零件,进行强度寿命、验算。8. 绘制变速器装配图,零件图。9.编写变速器零部见的加工装配检验试验等有关的技术文件。变速箱的功用可归纳为以下三点:(1)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。(2)使机械能倒退行驶。(3)可切断传给行走装置的动力(即所谓挂空档),在发动机运转的情况下,机械能长期停车,便于发动机起动和有利于停车的安全。行星变速箱与定轴变速箱相比,其优点是结构紧凑,传动效率高,结构刚度大,齿轮使用寿命长,以及输入和输出为同一轴;缺点是结构较复杂,制造也较难维修拆装也较麻烦。行星传动按自由度数可分为二自由度和三自由度两种。在二自由度变速器中,为实现传动只需结合一个摩擦元件,而三自由度变速箱,为实现传动则必须结合两个摩擦元件,目前,工程机械上采用的多为二自由度、三构件齿圈式行星传动。5.1传动比的确定在牵引计算中,已初步确定了传动系统各档的总传动比i. ir的数值比往往较大,因此通常在机械传动或液力机械传动系统中,都要经过多级减速才能实现。 i=iki0if式中 i变速箱在某档位的传动比 i0主传动器的传动比 if轮边传动的传动比对于上述系统,应首先先取尽可能大的if,然后再选取尽可能大的i0,最后由所需的各档i,但在具体分配时须考虑以下几点:1.当选用较大的if和i0时,ik的最小值受到变速箱轴承、传动轴、主传动器输入轴轴承的最高允许工作转速及齿轮的最大圆周速度的限制,因而ik也不能过小。2.传动比分配应考虑结构布置的合理性和可能性,如,为了不影响整机的宽度,传动比受办辋直径的限制,主传动器的大圆锥齿轮受到最小离地间隙的限制,因而其传动比亦不能过大等。根据装载机传动比的要求,主传动传动比一般为46,轮边传动的传动比一般为35。根据各档位的总传动比iI=57.32.i=16.27传动比的分配。取主传动传动比i0=4轮边减速传动比if=4.5则变速箱的各档位传动比分别为: 变速箱档:ik=3.18 变速箱档:ik=0.9 变速箱倒档:=0.7225.2传动简图设计传动简图的设计是极为重要,它直接关系到变速器性能的好坏。5.2.1简图设计的原则合理的变速器设计简图须满足下列条件:能实现所须的档位数及传动比结构上可以实现,为此行星排参数须在1.54范围内,且行星排应尽量采用齿圈制动,其次是行星架制动。采用太阳轮制动在结构上往往很难实现,尤其在多行星排的结构中更难实现各档传动效率高,尤其是常用档位。一般倒档用得很少,即使象推土机那样频繁应用,但倒退时一般不作业,传递功率小,故允许效率稍低,一般不低于0.88 尽可能在行星排中不出现功率循环现象,一般前进档都不允许存在功率循环,而倒档允许存在一定的循环功率各构件的转速小,特别是行星轮相对行星架的转速要小,摩擦元件的主被动片间相对转速也要小摩擦元件上传递的力矩小。5.2.2传动简图的选择1.按自由度分两自由度,只结合一个离合器,变速箱就成为一个自由度机构,得到一个档位。三自由度,要结合两个离合器,变速箱才能成为一个自由度机构,得到一个档位。采用多自由度方案,即采用多变速箱串联的方法,可减少离合器的数目,同时可使空转离合器数目减少,且能减少离合器相对空转时的转速。本机采用三自由度方案。2.从换档方式来看可分为全部动力换档和动力人力混合换档两种。该变速箱为二前选档,一后退档,考虑到装载机使用工况中快慢档之间的变换机会较少,档主要用于运输转移场地时用,因此,采用啮合套来实现从到档的转化,此结构节省了两个离合器,使用降低,结构简单紧凑。3.从换档离合器的布置位置来看,可分为离合器布置在箱体外和箱体内两种。将离合器布置在箱体外,将引起变速箱结构复杂、零件支承情况不良等缺点,因此,本设计将变速箱布置在箱体内。三.画出传动简图并写出各档传动路线各档传动路线: 前进档:档:i-太阳轮-档行星轮-档行星架-5-0档:i-太阳轮-档输入轴-5-0后退档: 档:i -太阳轮-倒档行星架 倒档内齿圈-档行星架-5-0 图5.2传动简图5.3配齿计算一般在设计中采用统计和类比的方法来初步确定变速箱的主要参数。以夏工ZL50装载机变速箱作为参考。5.3.1确定变速箱主要参数1.模数m和齿圈的节圆直径D齿圈节圆直径相当于定轴变速箱的中心距。它决定了变速箱的横断面尺寸。一般在设计中可采用统计和类比的方法初步确定m和D参考同类机型,成都工程机械总厂ZL50装载机,选取m=3.25 D=201.52.齿宽b在一定范围内b大强度就高,但变速箱尺寸和重量增加,齿宽过分增大,由于沿齿宽方向负荷颁不均匀性增大,反而使齿轮承载能力随之降低。本变速箱箱采用直齿柱,齿宽b=(4.47)m=17.628小齿轮应相应加宽510mm.5.3.2选配齿轮行星变速箱传动方案简图设计中,根据变速箱所需的传动比,已确定了各行星排的K值,配齿计算的任务是,确定各行星排齿轮的齿数和行星轮的数目。 其具体程序大致如下:1 由选定的D和m可计算得齿圈齿数(按标准齿轮)当齿圈齿数已确定,则太阳轮齿数取=22 不能取得过少,以免齿轮产生根切和结构上无法布置轴和轴承。2同心条件校核为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合,太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行星轮的中心距相等,即=。对标准传动,高度变位传动以及等啮合角的角度变位,即,应满足 即=3行星轮数目的选择和装配条件的校核(1)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3-6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4个。(2)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。当第一个行星轮装入后,行星架上与该行星轮相隔任意角度的地方,就不一定能装入行星轮。必须满足一定条件才能装入。A.均匀分布装配条件行星轮数目的夹角为:。式中N为行星轮个数 取N=4对单行星应满足下式:(C为整数) 即 满足条件B.对称分布装配条件(n为整数)-一组行星轮间的间隔角即(满足条件)4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(58mm)即要求满足下式:A=68.25 =65 ,满足条件。5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1417,太阳轮的最小齿数应取得更多一些。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: =3.81 6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。 7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1档时前进2档时 倒退档时 建成表格如表5-1所示 表5-1 各件转速nsnc2nr1nbcni0.26ni0.26ni0.74nininini0IRni-0.33ni-0.33ni1.33ni5.3.3绘制转速平面图(1)已知传动比 求得传动比的倒数 (2)在平面坐标上过(1,1)点和各(,1)点作连线得各制动件转速线,并分别以“1”“2”“R”命名,同时画上主动件转速线“i”和从动件“o”4画行星轮转速线(1)写出各行星轮转速方程式第一排 第二排 (2)求各行星轮转速另一点坐标,因为各行星轮转速线是过(1,0)点的直线。当=0时 =-1.1所以过(0.26,-1.1)当=0时 =-1.1 过(0,-1.1)转速平面图如下图5-3所示 图5-35.3.4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182.3kg.m即 档时有:平衡方程因为 所以外力矩平衡方程有: 182.3-771.5+=0所以589.2kg.m一档制动器的制动力矩太阳轮承受力: 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3499kg 用表格列出如表5-3所示S1B制动C2F(KN)56.643316113.04M 182.3569771.55.4离合器设计5.4.1 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一起。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,两离合器制成一件齿轮与离合器内鼓相连,轴与离合器外鼓焊接成一体,压紧方式为活塞压紧;弹簧采用一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。5.4.2 确定主要参数:1. 摩擦片及参数:参照同类机型取主动片数为5片,被动片数为6片。主动摩擦片表面各有0.5mm的铜基粉末合金, 被动片采用65Mn。离合器筒以
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