装载机总体设计

1 第一章 绪 论 1.1 设计目的 毕业设计是学生理论联系实际的重要课题，是学生综合运用，巩固基础理论，专业技术和专业知识的机会。通过毕业设计，能够检查学生对所学知识掌握的程度，能够提高学生解决实际问题的能力和独立工作的能力，并掌握机械设计的一般方法，步骤。所以，毕业设计是学生获得知识的重要环节。 装载机属于铲土运输机械类，是一种通过安装 在前端一个完整的铲斗支撑结构和连杆，随机器向前运动进行装载或挖掘 ，以及提升，运输和卸载的自行式履带或轮胎机械。它广泛应用于公路、铁路、建筑、水电、港口和矿山等工程建设。装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此成为工程建设中土石方施工的主要机种之一，对于加快工程建设速度，减轻劳动程度，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。 因此，要求设计者在设计过程中必须端正态度，严格认真，尽可能多的参看有关书籍，资料，刻苦钻研，对比分析，取长补短，大胆创新，以便做出高质量高水平的设计成果 1.2 设计步骤及方法 本次设 计说明书分为四部分，是对整个设计过程的描述和总结。第一部分：设计概述；第二部分：装载机总体设计，它为变速箱设计提供条件参数；第三部分：变速箱设计，此部分为变速箱设计的最主要部分；第四部分：参考文献。 这次设计主要采用传统的以人工计算为主的设计方法，类比国内外现有成熟机型，从中选优，以便能更好地设计要求，本次设计的重点为 ZL50 行星变速箱设计，由于本人知识水平有限，设计中必定存在不少错误，请老师和同学指正。 1.3 设计背景 在经历了 5060 年的发展，到 20 世纪 90 年代中末期国外轮式装载机技术已达到相 当高的技术水平。基于液压技术、微电子技术和信息技术的各种智能系统已经广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、生产经营和维修服务等各个方 2 面，使国外轮式装载机在原来的基础上更加精制，其自动化程度也得以提高，从而进一步提高了生产率，改善了司机的作业环境，提高了作业舒适性，降低了噪声、振动，保护了环境，最大的简化维修、降低作业成本，使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都达到了很高的水平。 主要有以下几点现状：产品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化发展；采用新结构、新技术，产品性能日趋完善；发展多种工作装 置，不断满足市场需求；易于维修保养，注重环保。 综合上述现状和未来市场需求，国外轮式装载机在其未来技术发展中将广泛应用微电子技术与信息技术，完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统及故障诊断系统；采用单一吸声材料、噪声抑制方法降低机器噪音；通过不断改进电喷装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量；研制无污染、经济型、环保型的动力装置；提高液压元件、传感元件和控制元件的可靠性和灵敏性，提高整机机电信一体化水平；在控制系统方面，将广泛采用电子监控和自动报警系统、自动换档变速装置；普遍安装 GPS 定位于质量自动称量装置。 而我国轮式装载机起步较晚，其制造技术是陆续从德国、美国和日本等国家引进的。目前，我国国内轮换式装载机生产厂家群雄并立，并且有增无减，但国内的企业自主开发创新能力较弱，工艺装备水平和生产能力低，机器的可靠性，故障率，使用寿命，机、电、液一体化水平，外观质量，操作的灵活性和舒适性方面与先进国家产品相比差距较大。目前我国轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡，各主要厂家也不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及技术上创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己 特色和优势的现状，正在从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业的领先者。其发展体现出以下一些趋势：大型化和小型化装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场总需求量的限制；各生产厂家根据实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的强度和刚度，以使整机可靠性得到提高；优化系统结构，提高系统性能；利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换档及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机的作业成本；提高安全性、舒适性；降低噪声和排放，强化环保指标。 我想随着我国的科技力量的不 断进步，我们的装载机发展将在不久的将来赶上甚至超过国际先进水平。 3 第二章 装载机总体设计 装载机的总体设计是根据其主要用途，作业条件及生产情况，合理地选择机型、各总成结构形式、性能参数及整体尺寸等并进行合理布置。由于任务书已对部分结构进行规定，再通过对现有机型类比、分析， ZL50 装载机总体设计确定如下： 2.1 确定机型及总成部件结构形式 2.1.1 行走装置的选择 从作业条件与对象，作业效率与成本，以及驾驶员的工作条件等因素出发，行走装置选择轮胎式。轮胎式装载机与履带式装载机相比 有如下优点： a)自重轻，行走速度快，机动性好，作业循环时间短，作业效率高，运输及修理费用低。 b)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，减轻驾驶员疲劳等。 2.1.2 传动形式的选择 此次装载机传动系的设计采用液力机械传动系，因为它与机械传动系相比有具有以下优点： a)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。 b)可随外载荷的变化而自动调整车速，因而可减少变速箱换档，简 化变速结构与操作。 c)液力机械传动配有动力换档变速箱，其可在不停车情况下换档，操作轻便、动力换档时间短、生产率高。 d)变矩器的可透性小，当运行阻力变化时发动机的转速变化小。 2.1.3 变矩器形式的选择 由于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，工作条件苛酷，因此要求所选用的变矩器因具有较大的变换系数 B。考虑到装载机 4 工作条件和工作特点以及变矩器的结构简单、可靠和便于制造，因此选用内功率分流二级涡轮变矩器。 1-第一涡轮轴 2-第二涡轮轴 3-泵轮 4-第一涡轮 5-导轮 6-第二涡轮 图 2-1 变矩器传动简图 2.1.4 变速箱形式的选择 根据设计要求和现代装载机的工况，选择行星动换档变速箱。它与定轴式变速箱相比有如下优点： 零件加工精度高、传动效率高、受力分散、齿轮模数小、齿轮、轴承工作条件好。重量轻、结构紧凑，采用制动器不产生离心力，无须旋 转密封、作用可靠。 2.1.5 转向方式的选择 由于在重量的要求，选取铰接转向方式，它与其它几种转向方式相比有如下优点： a)车轮无需相对车身偏转，可采用大尺寸宽基面低压轮胎以发挥更大的牵引力。 5 b)转向半径小，机动性好，有利于提高生产率高。 c)容易保持前后桥上合理 分配，保持较好的稳定性，减少驾驶员的疲劳强度。 d)通过性好，前后桥零件基本通用，结构简单，简化制造工艺成本低。 2.1.6 制动系的选取 一个完整的制动系应包括三部分：行车制 动器、停车制动器和紧急制动器。 装载机是循环作业并连续工作的机器，它制动频繁、制动强度比较高、作业条件恶劣，经常与水泥路面打交道，因而对制动器的要求除了考虑制动效能、效率外还有如下要求： 1）在附有泥、水等恶劣的使用条件下，应保证有比较稳定的制动性能。 2）为适应频繁制动和确保下坡连续制动的安全，制动器散热要快。 3)寿命要长，便于调整和维修。 由于钳盘式制动器与蹄式制动器相比有如下优点 : a)制动性能稳定，有较好的沾水复原性，即不会因沾有泥水而导致之动力矩急剧下降。制动器圆盘外露于空间，有自动清除 泥水的功能，容易干燥。 b)耐热衰减性好 ,不会因摩擦生热是摩擦系数减少而导致之动力矩的明显下降。散热条件好，保证了频繁制动时的可靠性。 c)制动器无增力作用，制动力矩的增长平稳。 d)维修方便，摩擦片磨损后可自动调整间隙。更换摩擦片方便，不需要拆卸轮胎轮边减速装置，可减少机器停工时间。 故采用钳盘式制动器。 2.1.7 轮胎的选择 因为装载机多在松软、潮湿或干硬的地面上工作。为了降低比压，增加轮胎支承面积，改善附着性能和缓冲性能。故采用低压宽基轮胎。 参考同类型机器，此次设计选用的轮胎规格为 23.5-25 轮胎，其半径为762mm。 2.2 总体参数的确定 6 此次设计的是 ZL50 型装载机及其动力变速箱，则装载机的额定载重量为：Q=5（ t） 2.2.1 基本参数确定： 发动机飞轮功率： Ne=(28.614Q+63.62)=155(KW) 铲斗最小卸载高度： H=H1+0.2B=3.064(m) 装载机自重： G=4.057Q 1.97=18.3（ t） 最小转弯半径： R=0.226Q+6.33=7.46(m) 装载机全长 ： L=0.502Q+4.53=7.04(m) 装载机宽度： B=0.128Q+1.73=2.82(m) 装载机高度： H=0.128Q+1.73=3.78(m) 额定斗容量： VH=Q/=(3000 10)/（ 20 1000） =2.5 3m 卸载距离： S=1/3B+ b=1.34m 最小离地间隙一般小于 350mm，参考同类型取 450mm 上翻 角取 49. 卸载角取 50 此参数的其确定是参考文 献 1 2.2.2 装载机的附着重量及牵引力 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，增加附着重量能够改善机械的附着性能，但机器的自重增加，将会导致装载机运行阻力的增加，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，如附着重量增加，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替丁附着牵引力的前提下尽量使机器的自重 降低。具有同样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，一般用单位自重功率或单位斗容量来反映，它是机械技术性能的重要比较指标之一。 对于全轮驱动的装载机附着重量即为机器自重 则 G=G=18.3（ t） 7 牵引力 PH PKP=PH 而 PH=G 取 =0.5 （ 2.1） 则 PH= G =18000 10 0.5=90（ KN） 2.2.3 发动机功率 装载机作业时，发动机净功率消耗于两部分，即 f 牵引功率 N1 和驱动液压泵功率 N2 牵引功率 N1=PKVT/3600 式中： PK 额定轮缘切线牵引力。 PK= PH+Pf （ 2.2） P=Gfcos VT- 装载 机插 入料 堆的 理 论作 业速 度， 对于 轮式 的 取 3km/h 传动系总效率，对于液力机械传动：取 =0.75 其中： f=0.06 =0 参考文献 1 表 1-1 则： PK=102600（ N） 则： N1= PKVT/3600=（ 102600 3） /（ 3600 0.75） =114(kw) 因此油泵功率： N2= Ne N1=155-114=31(kw) 2.2.4 档位和车速 轮式装载机的速度变化范围大，他要适应在工地作业 的要求，又要满足运输转移的要求。为了能使功率利用好、燃料经济性好，需要有合适的档位。 由于 ZL50 装载机属于中小型装载机，同时参考同类型机器。初步确定其 档位数及各档理论行驶速度如下： 前进档 V =8 km/h 前进档 V =30 km/h 倒退 R 档 VR =10 km/h 2.2.5 轴距和轮距的确定 轴距和轮距的大小直接影响到装载机的很多使用性能，是总体设计的重要参数。因为它不但影响轮式装载机的整体布置，而且直接影响装载机的转向半经及 8 其通过性能，所以选择其参数是十分重要的。 （ 1） 轴距 -它的改变会影响到以下几方面的整车性能： 影响前后桥的载荷分配，当各总成相对前轴的前后位置不变时，轴距的改变会使前后轴上的载荷发生变化；影响装载机的纵向稳定性。轴距增大，有利于提高整车的纵向稳定性。还可以减少装载机在行驶中的前后颠簸，提高行驶平稳性，减少司机的疲劳；轴距增大，最小转弯半径 增大；影响装载机的自重。轴距增大使装载机的自重增大。参考同类型机器，初步确定轴距为 3300 。 （ 2）轮距 -它的改变会影响到以下几方面的整车性能： 轮距的增加，可提高整机的横向稳定性，但最小转弯半径将会增加，影响机动性。轮距的大小受铲斗宽度和交通运输的限制。在设计中应尽可能减少轮距，它往往受动力传动系结构布置所限制。参考同类型机器初步拟定轮距为 2200 。 2.3 装载机的总体布置 总体布置的合理与否，直接影响整车的使用性能与即使经济指标，使总体设计的主要任务之一。 各部件在 车上布置基准的选择：选取前后车桥中心连线作为上下位置的基准；通过前桥轴线垂直地面的平面为前后位置的基准；左右位置则以纵向对称轴线为基准。 2.3.1 发动机与传动系的布置 选择发动机、变矩器和变速箱三者为一体的方案。其优点是：轴向尺寸短，便于轴距短的机器总体布置；三部件可组装成一个总成一次安装，使总装工序简化，可减少部件间的邮路管道，增加可靠性。 装载机发动机和变矩器布置简图如下： 9 1-变 速箱 2-变矩器 3-发动机装 图 2-2 发动机、变矩器及变速箱的连接方式 2.3.2 铰接点和传动万向节的布置 选取铰接点布置在轴距的中点。车辆行驶时前后轮的轨迹始终相同。一次可得到以下优点：后轮始终沿着前轮压过的车辙运动，减少运动阻力，其车辙的转向半径最小，可通过狭小难走的路段；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，前后轴间屋转速差，减少了轮胎的磨损。 2.3.3 摆动桥的布置 将装载机的 后桥作为摆动桥。此类布置可使装载机作业时驾驶员随前车架一起摆动，因而易于体会铲斗刃口与水平面的倾角，可以正确的进行水平铲掘工作。 2.3.4 工作装置的布置 工作装置布置在整机前端，在满足东臂在最高位置时的卸载要求和动臂在最低位置时铲斗不干涉的前提下动臂支点尽量向后布置，这样可以提高整机稳定性，便于机构设计和提臂液压缸的布置。同时，在考虑工作装置不妨碍司机视线 10 和确保司机的作业安全前提下，尽量使动臂和车架铰点位置提高。 2.3.5 驾驶室的布置 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视野和舒适，安全的工作环境。 在驾驶室位置相对前后桥距离一定的条件下，铰接式装载机的驾驶室的布置主要有以下两种方案：一、驾驶室布置在前车架后端；二、驾驶室布置在后车架前端。 结合以上两种方案的优缺点，初步拟定驾驶室布置在后车架的前端。此布置形式可使前后视野良好，驾驶员能直接了解装载机的折腰程度，增加安全感，降低疲劳强度，同时构造简单，有利于加工制作，提高工作效率。 2.3.6 转向系的布置 由于铰接装载机转向所需功率比车架偏转车轮转向方式大，故转向 油缸独立布置。同时，为了使结构紧凑避免由于中间传动环节的间隙所引起的不稳定，将转向器与控制阀组成一体。将转向液压缸布置在前车架上，两个转向液压缸在平面内称“八”字形布置。 2.3.7 装载机的轴荷分配 装载机的轴荷分配是否合理，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。 由于铰接式装载机的轴距不整体式车架的轴距长，在保证同样稳定性前提下轴距增加即可减少后桥轴荷，这样即可减少配重，降低车重，而且提高整机稳定性。因此初步确定轴荷分配为： 空载时前桥轴荷占整机重 45%-50% 满载时前桥轴荷占整机重 65%-75% 2.4 装载机工作装置及连杆机构的设计 2.4.1 铲斗的设计 铲斗是铲装物料的工具，它的斗型与结构是否合理，直接影响装载机的生 11 产率。参考同类型机器以及根据机器的作业要求和斗容的大小，选择直型带齿铲斗。这种斗具具有较大的插入能力，提高了作业效率，适宜铲装轻质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 连杆机构类型的选择 按组成连杆机 构的件数可分为四连杆、六连杆和八连杆。 六连杆、八连杆不需要有框架，故与四连杆相比，可改善视线，增加载重量，同时由于在铲斗周围没有液压缸和油路，装载过程中掉下来的物料不会造成事故，比较安全，但该机构不是平行连杆机构，在动臂上升过程中，铲斗将向后略倾斜。 按连杆机构运动状态分正连杆机构和反连杆机构。 为了保持斗在动臂转动过程中作平移运动的要求，装载机工作装置连杆机构要求斗的转动应与动臂转向相反，则在以动臂为固定件的连杆机构中，即要求机架与铲斗的转向应相同。 从整机布置特点，作业对象和作 业方式，以及考虑到结构简单、合理，维修等因素出发。选择反转六连杆机构。这种机构在机器工作时提高铲斗的装满程度，减少了运输时的撒料现象，并且易于控制卸料速度，减少了卸料冲击。同时，由于此机构铲点较小，使机构简化，减少了维修时间。 12 第三章 动力换档行星变速箱的设计 动力换档星星变速箱预定轴式变速箱相比由于具有结构紧凑、在和容量大、传动效率高、齿间符合小、结构刚度好、输入输出轴同心以及实现动力与自动换档等优点，所以在工程、矿山、起重等作业机械上，获得了广泛的应用。 故 ，此次设计选用二自由度具有内外啮合的齿圈式行星机构。 行星式液力机械动力换档变速箱的最大特点是，装载机只需要两个前进档和一个后退档，就能实现装载、行驶、后退的全部变速功能，使装载机有极强的自动适应外界阻力的调节功能。当装载机在正常需要较高的前进和后退的速度时，超越离合器自动分离，让二级涡轮独立工作，就是由二级涡轮输出的动力通过二级输出齿轮、中间输入轴将动力传入各个档位，使装载机能实现变速行驶，从而实现物料迅速进行转移。当装载机在铲装作业过程中外界阻力突然增大，例如遇到铲装大物料时，超越离合器在双涡轮 变矩器的配合工作下，自动降低转速、增大转矩，使车轮产生足够的动力进行正常的铲装工作。而当铲装阻力相当大时，超越离合器的结构特点就会更加充分显示出来，此时的超越离合器会自动 处于完全的楔紧状态，即外环齿轮、内环凸轮、中间输入轴形成一个刚体，变矩器一、二级涡轮同时工作，将所有产生的转矩传递给超越离合器，外环齿轮和中间输入轴同时给变速箱传递动力。装载机经常出现轮边打滑，一般称作为 “失速 ”状态，就是超越离合器利用双涡轮变矩器的特点实现的，变矩器泵轮在发动机高速旋转的驱动下，而变矩器一、二级涡轮转速为零，此时输出的转 矩为极大值，装载机轮边驱动力也就为最大值。一般型装载机可产生吨以上的推进力。行星式变速箱的超越离合器就是利用自身单向离合作用，配合变矩器外特性实现以上自动适应外界工况的功能。见液力变矩器特性图和超越离合器工作图。由液力变矩器外特性图中看出，涡轮转速为零时，其转矩为最大值。 3.1 传动系总传动比的分配 传动系的总传动比，是根据发动机的转速、技术任务所规定的排挡数和速度范围，以及总布置中初步确定的驱动轮半径的尺寸算出来的。 首先应确定整车牵引机构传动路线，动力传递路线为：发动机 液力变矩器 变速箱 传动轴 主传动装置 差速器 传动半桥 轮边减速器 轮胎。 13 3.1.1 装载机各档传动比的确定 轮式装载机各档传动比的计算公式如下： ii=0.377nehrd/vTi（ 3.1） 式中： neh-发动机额定转速 r/min 参考同克类型机器暂取 neh=2200 r/min rd-驱动轮半径 762mm vTi-某一档速度（ km/h） 代入数据可得各档的总传动比如下： i =0.377 2200 r/min 0.762m 8km/h=4.74 i= 0.377 2200 r/min 0.762m 30km/h=1.26 i R=0.377 2200 r/min 0.762m 10km/h=3.48 3.1.2 各档传动比的分配 传动系的总传动比确定后，就可以进行总传动比的分配，亦即变速箱各档传动比 iki，主传动或中央传动比 i0，轮边减速比 ik=1. 先分配出中央传动比 i0和轮边减速比 iB ii= ikii0iB （ 3.2） 对于有直接档的变速箱结构中，高档传动比 iki取值为 1。此次设计中选取前进二档为直接档，则选取 ik=1. 则 i0iB = i/ ik=1.26 由此可得各档变速箱传动比如下： ik = i /( i0iB )=3.76 ik=1. 14 iKR = i R/( i0iB )=2.76 在分配 i0iB时，力求使 iBi0，借以减轻轮边减速比或最终传动以前的零件受力，从而有利于减少差速器或转向离合器的尺寸。 故暂取 iB=1.57 i0=1.20 3.2 变速箱的设计 3.2.1 传动方案的选择及传动简图的设计 在分析比较国内外现在同类变速箱以及各档变速箱传动比范围的基础上，参照参考文献 2中图 5-40，及表 5-7，图 5-41，表 5-8 中十三种传动方案。初步拟定出变速箱传动的方案简图如下： 挡位 结合的元件 传动比公式 F 1 2 i1k=(1+)=3.76i 2 3i2k=i R 1 ikR= -=-2.76i 表 3-1 ZL50 装载机行星变速箱的传动特性 15 图 3-3 ZL50 动力换档行星变速箱传动简图 1-前排太阳轮 2-前排行星轮 3-前排齿圈 4-后排太阳轮 5-后排行星轮 6-后排齿圈 7-二级涡轮输出轴主动齿轮 8-二级涡轮输出轴从动齿轮 9-一级涡轮输出轴主动齿轮 10-一级涡轮输出轴从动齿轮 11-输出主动齿轮 78910T 1T 231 4561112217 16 12-输出从动齿轮 T1-前排制动器 T2-后排制动器 Q1 -直接档离合器 此变速箱传动方案，采用参考文献 2图 5-40 单排行星传动方案前进 (1)如图所示 与后退（ 1） 如图所示 组合，外加一直接档。当制动器 T2结合时实现前进（ 1）方案，实现变速箱前进 I 档。当离合器结合时为直接档，实现变速箱前进档。当制动 器 T1 结合时为倒退（ 1）方案，实现变速箱倒退挡。 前进（ 1） 0 倒退（ 1） 3.2.2 行星排特性参数的确定 行星排特性参数是用来评价行星传动性能的。它等于同排行星系中齿圈齿数与太阳轮齿数之比，此值也等于齿圈节圆直径和太阳轮节圆直径之比。即： =Zq/Zt=Dq/Dt（ 3.3） 实践证明：为了缩小结构尺寸及保证构件间安装的可能性，设计单排行星 17 传动时，应使其参数处于以下范围： 4/3 4 （ 3.4） 依据计算所得各档变速箱传动比及上述所选各档 传动方案，参考文献 2表5-7 可初步确定各行星排特性参数如下： 1=2.76 2=2.76 3.3 变速箱中相关齿轮的计算与校核 行星传动中齿轮齿数的确定，不仅应满足传动比的要求，同时还应满足安装的要求。齿轮的强度还应满足传动的要求以及变速箱的使用寿命。 3.3.1 配齿计算 根据计算前后两行星排特性参数， 1 、 2 。在误差范围内相等。因此，前后两行星排参数相等，配齿计算直作一次计算，按 1 = 2 =2.76 计算。 1）、确定行星排中最小齿轮 由于前节计算所得 =2.763,故可判断行星排中行星轮最小。 2）根据装配条件确定行星传动中齿轮齿数 行星排中各齿轮齿数关系如下 ： Zt： Zx： Zq= Zt： Zt（ -1） /2： Zt （ 3.5） 式中 Zt-太阳轮齿数 Zx-行星轮齿数 Zq-齿圈齿数 依据如下配齿条件： （ Zq+ Zt） /q0=N （ 3.6） 式中： q0-行星轮个数，参考同类型机器选定其值为 3。 N-整数 设： Zx=19 时 ，则 Zt= 2Zx/（ -1） =21.3 取 21 18 则： Zq= Zt=59.6 取 60 齿轮传动配合的验证引用装配条件公式。 则： （ Zq+ Zt） /q0=N=27 故符合装配要求 综上，由配齿计算确定的配齿数据如下： Zx=19 Zt=21 Zq=60 由最终确定的齿数则实际中 1 = 2 =2.73 而初定为 2.76 则其误差为 1%即合理。 3.3.2 传动效率的计算 参考文献 2表 5 13 可得： 本次设计变速箱前进档采用前进（ 1）方案，由单排行星传动效率 计算表得 =0.965；前进档采用 Q1 直接啮合形成直接换档，不计离合器产生滑移，=1。倒退档采用倒退（ 1）传动方案，由单排行星传动效率计算表 查得 R =0.95。 3.3.3 行星排中各齿轮的相关参数计算 3.3.3.1 太阳轮 根据设计要求，齿轮选择渐开线标准直尺圆弧齿轮传动。其压力角 、齿顶高系数 h*a、顶隙系数 c* 均为标准值。亦即 =20 、 h*a=1、 c* =0.25。 暂取模数 m=4 则参考文献 3表 10 2 可得下表参数 单位： mm 19 名 称 代 号 计 算 公 式 计 算 结 果 分度圆直径 d d=mz 88 齿顶高 haha= h*am 4 齿根高 hfhf=( h*a+ c* )m 5 齿全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齿顶圆直径 dada=(z+2h*a)m 96 齿根圆直径 dfdf=(z-2h*a-2 c* )m 78 与行星轮啮合中心距 a a=m(zx+zt)/2 82 齿宽 b b=dd 70 表 3-2 太阳轮参数 3.3.3.2 行星轮 行星轮系的齿轮选取与太阳轮相同，模数也暂取 4。则参考文献 3表 10-2亦即可得到如下表格 名 称 代 号 计 算 公 式 计 算 结 果 分度圆直径 d d=mz 76 齿顶高 haha= h*am 4 齿根高 hf hf=( h*a+ c* )m 5 齿全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齿顶圆直径 dada=(z+2h*a)m 84 齿根圆直径 df df=(z-2h*a-2 c* )m 66 与太阳轮轮啮 合中心距 a a=m(zx+zt)/2 82 齿宽 b b=dd 68 表 3-3 行星轮参数 20 3.3.3.3 齿圈 齿圈模数也暂取为 4。亦即可得到如下表格： 名 称 代 号 计 算 公 式 计 算 结 果 分度圆直径 d d=mz 240 齿顶高 haha=( h*a+ c* )m 5 齿根高 hfhf= h*am 4 齿全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齿顶圆直径 dada=(d-2h*a-2 c* )m 230 齿根圆直径 dfdf=(d+2h*a)m 248 齿宽 b b=dd 192 表 3-4 齿圈参数 3.4 各档工作时各构件的 转速 3.4.1 双涡轮液力变矩器的的输出轴转速的计算及有效直径的确定 根据前章节所选变矩器可选的变矩器的传动效率为： w=0.96。而前述所选发动机的转速 n=2200r/min,则可得变矩器输出轴转速为： nw=nt w=2200 0.96=2112r/min 双涡轮液力变矩器的有效半径的计算 M1 = 1 r n1 2 D5 参考资料 5图 1-7-20 1 -一般为 4.4min2 /m.r2 参考资料 5图 1-7-20 r-变矩器的专用油，一般为 22 号透平油 r=0.9kg/L n1 -变矩器泵轮的输入转速，其等于发动机的有效转速为 2200r/min M1 -变矩器泵轮的输入扭矩，其等于发动机的有效扭矩为 731.6Nm 则： D=0.02m 21 3.4.2 行星排中各构件的转速 通过对多排行星传动机构运动学的分析，可得以下运动学特性方程 1）实现前进档时 由前述传动方案可知，当实现前进档时，齿圈制动，太阳轮输入 ,行星架输出。则可得齿圈转速为零，太阳轮转速等于变矩器输出轴转速，即： n1q=0 nti=nw=2112r/min 行 星排中各构件有如下关系式 n1t+1 n1q（ 1+1 ） n1j=0 （ 3.7） 又由文献 2表 5-7 可得 nnio /0联利以上关系式可得如下结果： n1j=n1t/(1+1 )=560r/min 2）实现前进档： 因为档时直接档，所以 n1t=n2t= n1j=n2j=2112r/min 3)实现倒档时 由前述传动方案可知，当实现前进倒档时，行 星架制动，太阳轮输入 ,齿圈输出。则可得行星架转速为零，太阳轮转速等于变矩器输出轴转速，即 n2j=0 n min/21122 rn wt 行星排中各构件件有如下关系式： n 0)1(22222 jqt nn （ 3.8） nnio /0（ 3.9） 联利以上关系式可得如下结果： nq=n0/ =765 3.5 变速箱工作时各构件扭矩的计算 3.5.1 发动机扭矩的计算 根据前述选发动机的型号以及参考同类型机器可以计算的发动机的扭矩如 22 下： N 8.9e kwnM ee 7 3 5 5.02.716 （ 3.10） 式中 Ne-发动机有效功率， kw. 由前章节可得 Ne=162kw Me-发动机扭矩， Nm. ne-发动机曲轴转速， r/min 由前章节可得 ne=2200r/min 由上式可得： M7355.08.92.716eee n N=731.6N.m 3.5.2 变速箱各档输入扭矩的确定 变速箱的输入扭矩是进行构件设计和传动系零件强度计算的基本依据。作为履带式车辆在此次设计中去按地面附着条件决定的最大扭矩作为变速箱各档的输入扭矩。 对于轮胎式车辆有如下关系式： BkBk iiirkGM00m a x0 （ 3.11） 式中： G-附着重量 ，对于全轮驱动的装载机附着重量为 自重，即 G=18t=180000N max-附着系数，有参考文献 2表 2-1 选取 max=0.4 kr-驱动轮半径 ki-各档变速箱传动比 Bk 0- 传 动 效 率 ， 参 考 同 类 型 机 器 暂 取Bk 0=0.96 23 有上述公式代入数据可得： 实现前进时： MIO=8048N.m 实现前进当时： MO2=30398N.m 实现倒档时： M0R=11014N.m 3.5.3 液力变矩器输出扭矩的计算 M =K PM1 一般装载机的变矩系数为 3-3.5 ，本设计取 3.5 ，即M =3.5 eM=3.5 731.6 0.96=2458N.m 3.5.4 变速箱上各构件扭矩的计算 根据参考文献可列出如下关系式得出各构件的扭矩，设计中考虑到作业机械经常满负荷工作，故夺取液力变矩器允许工作效率范围内的最大扭矩与按地面附着条件决定的最大扭矩中的较小值，作为变速箱各档的输入扭矩。即其输入扭矩为 M =2458N.m。然后确定各个档位的输入扭矩。 1）当实现前进档时 由前述传动方案的选取可知，当实现此档为时，他太阳轮的扭矩等于此档变速箱的输入扭矩。亦即 : 1tM 2458Nm 又由参考文献可列出未计及损失时三构件间的扭矩关系式如下： )1(1 111 11 jqtMMM (3.12) 联立 (a),(b)两式 ,代入相关数据可得出以下结果 : 1jM=9168Nm NmMq 67101 NmMt 24581 24 2）当实现前进档时 由传动方案的选取可知，前进档是直接档，动力直接从输入轴传向输出轴。则其输入扭矩等于输出扭矩，亦即输入扭矩等于离合器1所受扭矩，即： NmMM 245801 3）当实现倒退档时 由前述传动方案的选取可知，当实现此档为时，他太阳轮的扭矩等于此档变速箱的输入扭 矩，亦即： 20 tR MM 又由参考文献可列出未计及损失时三构件间的扭矩关系式如下： )1(1 222 22 jqtMMM (3.13) 联立 (a),(b)两式 ,代入相关数据可得出以下结果 NmM j 91682 NmM q 67102 NmM t 24582 变速箱各档工作时各构件所承受的扭矩，及离合器、制动器所承受的扭矩： 构件 前进档 前进档 倒退档 1tM2458 0 0 1qM6710 0 0 1jM-9168 0 0 2tM0 0 -2458 2qM0 0 6710 2jM0 0 9168 1TM 0 0 9168 2TM 6710 0 0 1M0 2458 0 表 3-5 各个档位扭矩图 （单位： Nm ） 25 3.6 变速箱各零部件的校核 各零部件的校核是对前各章节设计的验证，也是变速箱乃至整个机器在其寿命期内正常工作的必要保证。 3.6.1 行星排中各相关齿轮的强度校核 行星排中各齿轮的强度的是否足够直接影响到变速箱的使用性能 以及整个机器的实用性。因此，对其的校核是相当有必要的。 根据工作装置的工作环境以及工作条件，暂取行星排中各齿轮的材料均为40Cr 调质钢。 其中 强度极限 MPB 650 屈服极限 MPs 360硬度（ HBS）为： 241-286 以上各数据均由参考文献 4表 10-1 得出 齿轮的强度既要满足齿根弯曲强度又要满足齿面接触疲劳强度，故以 1 下的校核要分两 部分进行校核，即齿根弯曲疲劳强度的校核和齿面接触疲劳强度的校核。 3.6.1.1 齿根弯曲疲劳强度的校核 从设计要求以及装载机的工作条件出发，初步确定变速箱的使用寿命年限为10 年，每年工作 300 天，每天工作 5 小时。 齿根危险截面的弯曲强度条件公式 Fd saFaF ZmYKT Y 223 （ 3.14） 式中 K-载荷系数 Ft-齿轮所受切向力，单位： N YFa-齿形系数， saY-应力校正系数 F -许用弯曲应力 b-齿宽 26 m-齿轮模数 1）对于太阳轮 许用弯曲应力如下： sKNF lim （ 3.15） 式中 NK-寿命系数，由于太阳轮的工作应力循环次数 N=60njLh=60 2112 3 10 300 5=5.7 910 , 所 以， NK=0.85 参考文献 4图 10-18 S-疲劳强度安全系数，由参 考文献 4暂取 S=1.4 lim -齿轮的疲劳极限， 暂取 lim =540MP，选择合金铸钢调质 HBS=280 参考文献 4 图10-20C 代入数据则有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFt （ 3.16） 式中 b-齿宽， b=70mm. K-载荷系数， K= KKKK VA（ 3.17） AK -使用系数， AK =2.00 参考文献 4表 10-2 VK-动载系数，VK=1.4 参考文献 4图 10-8 K-齿间载荷分配系数，K=1.1 参考文献 4表 10-3 K-齿向载荷分配系数，K=1.81 参考文献 4表 10-4 FaY=2.72 SaY=1.57 参考文献 4表 10-5 代入数据则可得 232zmYYKTdSaFatFt =255 F 27 故，太阳轮的齿根弯曲疲劳强度校核通过。 2）对于行星轮 许用弯曲应力如下： sK NF lim （ 3.18） 式中 NK-寿命系数，由于太阳轮的工作应力循环次数N=60njLh=60 2112 1 10 300 5=2.0 109 ,所以， NK=0.85 参考文献 4图 10-18 S-疲劳强度安全系数，由参考文献 4暂取 S=1.4 lim -齿轮的疲劳极限， 暂取 lim =540MP， 参考文献 4图 10-20 代入数据则有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFx 式中 ： K-载荷系数， K= KKKK VAAK -使用系数， AK =2.00 参考文献 4表 10-2 VK-动载系数，VK=1.4 参考文献 4图 10-8 K-齿间载荷分配系数，K=1.1 参考文献 4表 10-3 K-齿向载荷分配系数，K=1.81 参考文献 4表 10-4 FaY=2.85 SaY=1.54 参考文献 4表 10-5 代入数据则可得 23231zmYYKTdSaFatFx =193MP F 28 故，行星轮齿根弯曲疲劳强度校核通过。 3）对于齿圈 许用弯曲应力如下： sK NF lim （ 3.19） 式中 NK-寿命系数，由于 太阳轮的工作应力循环次数 N=60njLh=60 2112 1 10 300 5=5.7 10 9 ,所以， NK=0.85 参考文献 4图 10-18 S-疲劳强度安全系数，由参考文献 4暂取 S=1.4 lim -齿轮的疲劳极限， 暂取 lim =540MP， 参考文献 4图 10-20 代入数据则有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFq 式中： K-载荷系数， K= KKKK VAAK -使用系数， AK =2.00 参考文献 4表 10-2 VK-动载系数，VK=1.4 参考文献 4图