轮式装载机行走系统及其装置设计【4张CAD图纸与说明书全套资料】
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目录前言11 发动机31.1 现代工程机械用柴油机的特点31.2 发动机的选型41.3 轮式装载机发动机相关参数确定5 2 液力变矩器62.1液力变矩器的结构和工作原理72.2轮式装载机液力变矩器选型及工作原理82.3 液力变矩器的相关计算93 变速箱113.1 轮式装载机的行星式动力变速箱123.2 轮式装载机变速箱的主要参数144 万向节与传动轴164.1 十字轴式万向节构造与工作原理164.2 铰接式车架万向节的布置184.3 传动轴195 驱动桥215.1 差速器215.2 轮式装载机驱动桥226 操纵系统396.1 轮胎式装载机转向系396.2 轮胎式装载机制动系417 行走系417.1 机架417.2 车桥417.3 轮胎与轮辋417.4 悬架437.5 轮胎式装载机的通过能力438 结论45致谢46参考文献47附录A译文48附录B外文文献53摘要装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施式机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。本文主要针对在我国应用最普遍的轮式装载机行走机构展开研究，进行了综合阐述，首先针对轮式装载机的发动机进行了选型，确定了各项基本参数；对装载机液力传动系统的主要部件液力变矩器工作原理进行了比较详细的阐述；介绍了变速箱的工作原理、作用、种类以及在设计时要考虑的因素并且针对轮式装载机进行了变速箱的选择和参数的选取；对传动系统中重要部件万向节以及传动轴的介绍；接下来是本文的重点行走机构驱动桥的设计：包括对差速器的原理介绍和相关计算，主传动齿轮和轴的校核，轮边减速器的简单介绍；最后是对车架、轮胎等的相关简单介绍和选取以及通过能力参数的介绍。轮式装载机要求行走系有较好的附着性能和通过性能，且行驶阻力小和行驶平顺性好，以适应各种条件下的行走、爬坡和转弯等作业的需要。关键词：选型；介绍；校核；设计；参数； 3目录前言11 发动机31.1 现代工程机械用柴油机的特点31.2 发动机的选型41.3 轮式装载机发动机相关参数确定5 2 液力变矩器62.1液力变矩器的结构和工作原理72.2轮式装载机液力变矩器选型及工作原理82.3 液力变矩器的相关计算93 变速箱113.1 轮式装载机的行星式动力变速箱123.2 轮式装载机变速箱的主要参数144 万向节与传动轴164.1 十字轴式万向节构造与工作原理164.2 铰接式车架万向节的布置184.3 传动轴195 驱动桥215.1 差速器215.2 轮式装载机驱动桥226 操纵系统396.1 轮胎式装载机转向系396.2 轮胎式装载机制动系417 行走系417.1 机架417.2 车桥417.3 轮胎与轮辋417.4 悬架437.5 轮胎式装载机的通过能力438 结论45致谢46参考文献47附录A译文48附录B外文文献53摘要装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施式机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。本文主要针对在我国应用最普遍的轮式装载机行走机构展开研究，进行了综合阐述，首先针对轮式装载机的发动机进行了选型，确定了各项基本参数；对装载机液力传动系统的主要部件液力变矩器工作原理进行了比较详细的阐述；介绍了变速箱的工作原理、作用、种类以及在设计时要考虑的因素并且针对轮式装载机进行了变速箱的选择和参数的选取；对传动系统中重要部件万向节以及传动轴的介绍；接下来是本文的重点行走机构驱动桥的设计：包括对差速器的原理介绍和相关计算，主传动齿轮和轴的校核，轮边减速器的简单介绍；最后是对车架、轮胎等的相关简单介绍和选取以及通过能力参数的介绍。轮式装载机要求行走系有较好的附着性能和通过性能，且行驶阻力小和行驶平顺性好，以适应各种条件下的行走、爬坡和转弯等作业的需要。关键词：选型；介绍；校核；设计；参数； AbstractThe car loader is one kind widely uses in construction project and so on road, railroad, building, water and electricity, harbor, mine cubic meters of earth and stone executes the type machinery, it mainly uses in the shovel installing the soil, the sand and crushed stone, the lime, and so on disperses the shape material, also may to the ore, the hard soil and so on make the mild shovel to dig the work.This article mainly aims at in our country applies the most universal wheeled car loader to walk the organization to launch the research, has carried on the synthesis elaboration, first aimed at wheeled car loader the engine to carry on the shaping, has determined each basic parameter; Has carried on the quite detailed elaboration to the car loader fluid drive system major component fluid strength bending moment principle of work; Introduced gear box principle of work, function, type as well as when design must consider and the factor has carried on the gear box choice and the parameter selection in view of wheeled car loader; To transmission system in important part universal joint as well as drive shaft introduction; Meets down is this article key point - walks the organization driving axle design: Including to differential device principle introduction and correlation computation, master drive gear and axis examination, nearby wheel reduction gear simple introduction; Finally is to the frame, the tire and so on the correlation simple introduction and the selection as well as traffic capacity parameter introduction.The wheeled car loader request walks has good adheres to stick cohere the performance and through the performance, also the running resistance small and the smooth running is good, adapts under each kind of condition to walk, work and so on hill climbing and curve need.Key word: shaping; introduction; examination; design; parameter;前言轮胎式装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、码头、煤炭、矿山、水利、国防等工程和城市建设等场所的铲土运输机械。它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。它是工程机械中发展最快、产销量及市场需求最大的机种之一。国民经济的发展与国家基建规模及资金投入的增大，促进了我国装载机行业的迅速发展。生产企业由1980年的20家增至现在的100余家，初步形成了规格为0.810t约19个型号的系列产品，并已成为工程机械主力机种。我过装载机起步于50年代末。1958年，上海港口机械厂首先测绘并绘制了67（90）、斗容量为1的装载机。这是我国自己制造的第一台装载机。该机采用单桥驱动、滑动齿轮变速。1964年，天津工程机械化研究所与天津交通局于1965年联合设计了Z425型铰接式装载机。1就轮胎式装载机的行走机构而言，按行走装置的不同，装载机分为轮胎式和履带式两种，用于支承整机并保证其行驶和作业，即承受整机重量及传动系和操纵系传来的力和力矩，以及承受推动整机的牵引力、停止时的制动力、转向时的横向力和作业时工作机构传来的各种力。轮式装载机要求行走系有较好的附着性能和通过性能，且行驶阻力小和行驶平顺性好，以适应各种条件下的行走、爬坡和转弯等作业的需要；有合理的行走速度，既要保证行走的机动灵活，又要保证原动机功率和行走装置的结构尺寸不宜太大；有较大的承载面积，以保证对地的比压小和机器作业的稳定性，当行走装置承载面积不够大时，作业时需设稳车机构；组成行走系的各零部件，必须有足够的强度和刚度。车轮是支承轮胎式机械的重量；保证与地面有良好的附着性能、传递驱动力矩和制动力矩；改变轮胎式机械的行驶方向，以及与悬架共同缓和底盘在行驶过程中由于不平路面所受到的冲击，并衰减由冲击而引起的振动。我们首先有必要介绍轮式装载机的构成。如图1所示为轮式装载机构成简图，按其功能，轮式装载机一般可以分为行走系统、工作装置系统和液压系统。装载机的工作装置是由铲斗、动臂、摇臂、连秆、转斗油缸和动臂油缸等构成的连杆机构；动臂与前车架及动臂油缸铰接，用以升降铲斗。铲斗的翻转和动臂的升降采用液压驱动。图1 轮式装载机构成简图Fig.1 wheeled car loader constitution diagram2轮式装载机行走机构的组成如图2：图2 轮式装载机行走机构构成框图Fig.2 wheeled car loaders walk the organization constitution diagram轮式装载机的行走系统一般采用机械传动，铰接式车架，液压转向，钳盘式制动器，为改善牵引性能，一般在发动机与变速箱之间设置液力变矩器，以减少变速箱档位数，增强自动适应性。此次毕业设计就将围绕着以上的行走机构的几个部分，重点是围绕变速器、主传动和差速器展开的设计。第一次做这样大的专业设计，不足之处甚多，盼望老师提出宝贵的修改意见，鞭策学生不断进步。1 发动机由于工程机械的一系列使用特点，以及对其发动机的许多特殊要求，目前工程机械用柴油机已经发展成为一类单独的品种。下面将就次类发动机在结构和性能参数方面的特点作一概要的分析介绍，选出适合本设计用的发动机型号并确定相关参数。1.1 现代工程机械用柴油机的特点1.1.2 柴油机的型式工程机械无论采用何种动力传动方式，都是以内燃机作为动力装置，主要采用柴油机，这是因为工程机械功率较大（如铲土运输机械一般都在60以上，而且逐步向大型发展），柴油机的经济性比汽油机好。现代工程机械，以装置水冷四冲程柴油机作为动力源的占绝对优势，只有少数几种机型，采用风冷或二冲程柴油机作为动力源。这说明，尽管风冷式柴油机对环境温度的适应性强（其缺水、气温变化幅度大的沙漠及高原地区有显著优点），但是，与其相比，水冷式柴油机在结构坚固性，使用可靠性，冷却效果，以及工艺性方面都优于风冷式柴油机。因此，现代工程机械在选用动力源时，优先选用的还是水冷式柴油机（风冷式柴油机由于不存在漏水问题，故其多用于振动压路机上）。由于增压技术的迅速发展，柴油机在升功率、比质量方面的优越性正在日益提高。由此可见，水冷四冲程柴油机用于工程机械上的优势仍将继续保持。在燃烧室的型式方面，目前的发展趋势以直喷式占主导地位。在45和缸径95以上的工业用柴油机中，大部分采用直喷式燃烧室，直喷式燃烧室的明显优点是燃料经济性高和起动性能好。气缸的排列在6缸以下者，多为直列式，6缸以上则以V型居多，V型夹角多为6090。气缸直径，对于45300的发动机，缸径多在110140的范围内。功率范围内的扩大明显地以发展多缸机和增压为主。行程缸径比（值）大部分在1.11.2的范围内。活塞平均速度为811/。平均有效压力非增压的四冲程柴油机多为650800。1.1.2 柴油机的功率工程机械用柴油机的功率范围一直存在着不断扩大的趋势，目前的功率范围是45600。柴油机的功率主要集中在45300之间。超过300的拖拉机常常采用两边履带由两台发动机分别驱动的双排传动系。作为增大柴油机功率的主要手段扩大排量（主要是发展多缸机）和强化发动机存在着平行发展的趋势。考虑到工程机械对发动机的可靠性和耐久性有较高的要求，通常在选择额定功率时，适当地留有储备。柴油机装车的额定功率一般定得低于它的工作功率。从有关的数据了解，绝大部分机型取最大1功率的90%72%作为它的额定功率。这一数值的下限较低是因为部分机型由于柴油机系列化的关系，而对同一机型的柴油机采取了不同的调整（改变转速和供油量），以满足几种功率的要求。因而，可以认为装车额定功率至少较最大1功率低10%是合适的。1.1.3 柴油机的转速由于工程机械的工作速度较低，发动机的转速虽然逐年有所提高，但上升的幅度不大。大约都将发动机的额定转速取为20002400之间。1.2 发动机的选型设计工程机械时，通常需要在现有的柴油机系列中选择一种适用的机型，或者根据车辆的要求提出设计新的柴油机机型。不论何种情况，发动机的选型问题总是我们首先需要解决的问题。这里仅就发动机选型时所需考虑的一般问题归纳如下：1）在选择何种标定功率作为发动机装车的额定功率时，应适当留有储备，而不能片面地追求发动机的升功率和比质量指标。这样的改善发动机的可靠性和耐久性显然这里宜取90%的最大1功率或12功率作为发动机是有好处的。装车的额定功率。2）发动机的转速不宜过低。过低的转速不仅使发动机的体积庞大，质量增加，而且由于排量增大（与同功率发动机相比）必然会增加启动上的困难。目前高速柴油机在技术上转速达到3000是完全可以的。但是过高的转速会加重传动系的负担。对于工业车辆来说，一般以选择在18002200为宜。3）发动机转矩适应性系数最好能达到1.201.40。考虑达到上述要求在技术上的困难，一般值在1.151.25范围内也是允许的。但最低不得低于1.10。速度适应性系数应在1.351.55范围内。4）发动机应该具有较高的结构刚度，能承受冲击、振动，同时还应工作可靠，经久耐用。5）发动机的冷却系统应对环境温度的变化具有良好的适应能力，能保证在-4040的条件下可靠工作。6）发动机的启动应方便，迅速，可靠。发动机的启动装置应保证在-30的低温下能可靠起动。7）发动机操纵应简单，维修应方便。1.3 轮式装载机发动机相关参数确定3表1-1 发动机主要技术参数Table.1-1 engine main technical parameter序号重要技术参数单位参数值12发动机型号额定功率-6135Q-1型150345发动机气缸数缸径行程最大功率-6135140162678910最大力矩轮距轴距额定转速最大行驶速度8002200276022003511型式-单行立式四冲程“W”燃烧室2 液力变矩器自60年代以来，工程机械结构设计方面最重大的变革之一，便是液力机械传动的广泛采用。最常用的形式是在发动机和变速箱之间，插入一个液力变矩器，从而产生以下效果：1）改善工程机械的牵引性能，使机器随着外负荷的变化，在一定范围内，自动改变其牵引力和速度。2）可以适当减少变速箱的档数；3）发动机的扭振不会传动传动系，传动系的过载可不影响发动机。4）可以方便地实现动力换档，即在传递全部力矩的情况下换档。5）可以使操作简便，操作省力。6）可以使保养简便。2.1 液力变矩器的结构和工作原理液力变矩器（图2-1）主要由三个具有叶片的工作轮组成，即可旋转的泵轮4和涡轮3，以及固定不动的导轮5。各工作轮通常用高强度的轻合金精密铸造，或用钢板冲压焊接而成。泵轮4通常与变矩器壳体2连成一体，用螺栓固定在发动机曲轴1后端的接盘上。壳体2做成两半，装配后用螺栓连接或焊成一体。涡轮3经从动轴7传动轴传出动力。导轮5则固定在不动的套管6上。所有工作轮在变矩器装配好以后，共同形成环形的内腔。图2-1 液力变矩器示意图1-发动机曲轴；2-变矩器壳体；3-涡轮；4-泵轮；5-导轮；6-导轮固定套管；7-从动轴；8-起动齿圈；Fig.2-1 Fluid strength bending moment schematic drawing1- engine crank; 2- bending moment shell; 3- turbine wheel; 4- pump pulley; 5- guide pulley;6- guide pulley fixed drive pipe;7- from moving axis; 8- starting tooth ring;下面将结合图来说明液力变矩器的工作原理。为便于说明，设发动机转速及负荷不变，即液力变矩器泵轮的转速及力矩为常数，B为泵轮，W为涡轮，D为导轮。a）当=常数、=0时 b）当=常数、逐渐增加时图2-2 液力变矩器工作原理图a) works as = constant, =0 when b) when = constant, increases graduallyFig.2-2 fluid strength bending moment work schematic diagram机械起步之前，涡轮转速为零，此时工况如图2-2所示。工作液在泵轮叶片带动下，以一定的绝对速度沿图中箭头1的方向冲向涡轮叶片。因为涡轮静止不动，液流将沿着叶片流出涡轮并冲向导轮，液流方向如图中2所示。然后液流再从固定不动的导轮叶片沿图中箭头3所示方向回流入泵轮中。液流流过叶片时，由于受到叶片的作用，方向发生变化。设泵轮、涡轮和导轮对液流的作用力矩分别为、和，如图2-2a所示，根据液流受力平衡条件，得 （2-1）由于液流对涡轮的冲击力矩（即变矩器输出扭矩）与涡轮对液流的作用力矩方向相反大小相等，因此： （2-2） 显然，此时涡轮力矩数值上大于泵轮力矩，液力变矩器起了增大力矩的作用。当液力变矩器输出的力矩，经传动系传到驱动轮上产生的牵引力足以克服工程机械起动时的阻力时，机械即起步并加速，与之相连系的涡轮转速也从零逐渐增加。这时液流在涡轮出口处不仅具有沿叶片方向的相对速度，而且具有沿圆周方向的牵连速度，因此冲向导轮叶片的液流的绝对速度v应是二者的合成速度，如图2-2（b）所示。因原来假设泵轮转速不变，故循环圆中液流在涡轮出口处的相对速度不变。因涡轮转速在变化，故牵连速度也起变化。由图可见，冲向导轮叶片的液流的绝对速度v将随着牵连速度的增加（即涡轮转速的增加）而逐渐向左倾斜，使导轮上所受力矩值逐渐减小。当涡轮转速增大到某一数值，由涡轮流出的液流（如图2-2（b）所示方向）正好沿导轮出口方向冲向导轮时，由于液流流经导轮其方向不改变，故导轮力矩为零，于是泵轮对液流的作用力矩与液流作用于涡轮的力矩数值相等，即。若涡轮转速继续增大，液流绝对速度v方向继续向左倾，如图中v所示方向，液流对导轮的作用反向，形成背压，导轮力矩方向与泵轮方向相反，则涡轮力矩为泵轮与导轮力矩之差，即，这时变矩器输出力矩反而比输入力矩小。当涡轮转速增大到与泵轮转速相等时，由于工作液在循环圆中的循环流动停止， =0，不能传递动力。2.2 轮式装载机液力变矩器的选型及工作原理液力变矩器按功率是否分流，可分为液力变矩器和液力机械变矩器两大类。由液力变矩器和二自由度的机械元件组成的双流或多流传动称为液力机械变矩器。它把输入功率分流，然后又总合到输出轴上。液力机械变矩器按照分流在变矩器内部实现或外部实现，分为内功率分流和外功率分流两大类。首先，发动机以一定的速度旋转，输出扭矩，从而带动泵轮发生旋转，泵轮内的叶片搅动轮内工作液，使工作液以离心相对运动的方式自泵轮外流。此时液流具有了较高的速度，发动机的机械能转化为液流的液能。1） 自泵轮流出后，经入口阀和导轮进入变矩器，由于ZL50装载机采用的是变矩器是双涡轮结构，则高速液流开始冲击一级涡轮和二级涡轮叶片，是涡轮的工作叶片发生被迫性旋转。此时，液流一方面冲击叶片，将液能转化为压能，与涡轮叶片做牵连相对运动，另一方面也在叶片间做离心相对运动。但此时叶片受到的力矩并非只有流入液体的冲击力矩，还有来自于导轮的阻碍力矩，因为液流自一、二级涡轮油路流出后进入导轮，尽管导轮是固定不动的，但它承受着来自于涡轮的液流扭矩，同时它便反作用于液流一个力矩，使液流的速度和方向发生改变，由于涡轮与导轮旋向相反，导轮便通过液流向涡轮施加了反方向的力矩。因此，涡轮叶片实际上手到了泵轮流出工作液冲击力矩和垃圾于导轮的阻碍力矩的共同作用，这两种力矩共同作用于涡轮叶片，使其旋转，带动了一、二级输出齿轮工作，从而将液能转化为输出齿轮的机械能。下面我们结合图再深入了解一下。如图2-3为双涡轮液力机械变矩器简图。泵轮1和主动轴4连接。第一涡轮2I和中间轴5连接，中间轴5上装有齿轮6。第二涡轮2装在空心轴12上，空心轴上又装有齿轮11。齿轮10固装在从动轴7上，与齿轮11相啮合。齿轮8经超越离合器9装在从动轴7上，与齿轮6相啮合。导轮3经套管固定在壳体上。图2-3双涡轮液力机械变矩器1-泵轮；2-第一涡轮；2-第二涡轮；3-导轮；4-主动轴；5-中间轴；6-齿轮；7-从动轴；8-齿轮；9-超越离合器；10-齿轮；11-齿轮；12-空心轴；Fig 2-3 double turbine wheel fluid strength mechanical bending moment1- pump pulley; 2- First turbine wheel; 2- Second turbine wheel; 3- guide pulley; 4- driveshaft; 5- intermediate shaft; 6- gear;7- from moving axis; 8- gear; 9- overdrive clutch; 10- gear; 11- gear; 12- canon;负荷小时，第二涡轮2转速提高，第一涡轮经由齿轮6、8减速，致使齿轮10的转速超过齿轮8的转速，超越离合器9脱开，第一涡轮2I在液流中自由旋转，不传递扭矩，主动轴4经泵轮1只通过涡轮2、齿轮11、10将动力传给从动轴7。负荷增大时，迫使涡轮2转速降低，到时，齿轮10转速降低到和齿轮8转速相同时，超越离合器9楔紧，于是涡轮2I和涡轮2按一定的速比旋转，主动轴传给泵轮的功率流分为两路：一路经涡轮2、齿轮11和10传给从动轴7；另一路经涡轮2I、齿轮6、8和超越离合器9总合到从动轴7上。2.3 液力变矩器的相关计算4我们先由下列公式来确定液力变矩器的传动比： （2-3）确定液力变矩器的变矩系数： （2-4）确定液力变矩器的效率 （2-5）再由 （2-6）式中 、分别为柴油机的额定扭矩和额定转速；与变矩器最高效率对应的泵轮力矩系数；变矩器内油液重度；变矩器的有效直径。 对于装载机来说，它是依靠整机的牵引力和铲斗的提升力同时作用而完成铲装作业的。此时，在挖掘和装载作业的过程中，工作装置泵往往要消耗发动机很大的一部分转矩和功率，约占额定转矩和功率的40%60%，即：对于铰接式轮式装载机的两种工况，分别代入柴油机额定力矩的40%60%，再由=2200（）；计算出液力变矩器的有效直径为： =315 （2-7）据统计，装载机装载作业占总作业时间的90%96%，所以，确定变矩器有效直径时应着重考虑装载工况而兼顾运轴工况。装载机变矩器有效直径靠近装载工况是合理的.3 变速箱内燃机的力矩和转速的变化范围都比较小，而工程机械作业和运行时要求牵引力和行驶速度的变化范围很大。工程机械要求进退自如，而内燃机却不能逆转，因此要设置变速箱来满足这两个要求。详细的说，变速箱的作用是：1）增扭减速，即降低发动机转速，增大扭矩；2）变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化；3）实现空档，以利于发动机起动和发动机不熄火的情况下停车；4）实现空挡，以改变运行方向。变速箱主要用于机械传动与液力机械传动的工程机械。它的结构各不相同，但可以归为两类，即人力换档变速箱和动力换档变速箱。人力换档变速箱多用于机械式传动系。又分滑动齿轮式和套合器式等。动力换档变速箱又分为定轴式动力换档变速箱和行星式动力换档变速箱。它多用于液力机械式传动系，也可用于机械式传动系，如12G型平地机。采用油压操纵的摩擦式离合器或制动器进行换档，操纵轻便，简单迅速，换档不必停车，换档过程动力切断时间很短，使生产率相应提高；但动力换档变速箱结构复杂，要求制造精度高，否则易发生漏油、发热、咬死等故障。在现代的工程机械中，轮胎式装载机、铲运机、平地机等多采用动力换档变速箱；单斗挖掘机、履带式装载机、盾构机械、掘进机等多采用液压传动，大型工程用的与矿山用的汽车，以及履带式推土机、轮胎式推土机等多为液力机械传动。因此，人力换档变速箱用的越来越少。了解了变速箱的概况后，下面我们将详细了解设计的ZL50型装载机的变速箱结构。3.1 轮式装载机的行星式动力换档变速箱5轮式装载机变矩器变速箱的结构图，可简化为图3-1之传动简图。由简图可见，轮式装载机的变速箱是较简单的行星齿轮变速箱，档数较少，只有两个前进档、一个后退档。图3-1 轮式装载机的变矩器-变速箱传动示意图1-泵轮；2- 一级涡轮；2-二级涡轮；3-导轮；4-超越离合器（自由轮）；5-换档制动器；6-换档制动器；7-换档离合器；8-转向泵；9-超越离合器；Fig3-1 car loader bending moment - gear box transmission schematic drawing1-pump pulley; 2- Level turbine wheel; 2- Two levels of turbine wheels; 3- guide pulley; 4- overdriveclutch (freewheeling); 5- shifts gears the brake; 6- shifts gears the brake; 7- shifts gears the coupling; 8-changes the pump; 9- overdrive clutch; 3.1.1 变矩器首先让我们先再次熟悉下轮式装载机采用的双涡轮机械变矩器。变矩器泵轮与发动机飞轮相连，一级涡轮和二级涡轮分别由两根轴将动力传递给变速箱，二级涡轮轴套装在一级涡轮轴上。一级涡轮经一对减速齿轮、再经大超越离合器（自由轮）4将动力传给变速箱输入轴。二级涡轮经一对增速齿轮将动力直接传给变速箱输入轴。如图3-1所示。高速轻载时，二级涡轮被动齿轮A的转速高于一级涡轮被动齿轮B的转速，自由轮脱开，一级涡轮空转，二级涡轮单独传递动力。阻力增大，则齿轮A连同二级涡轮转速下降，处于低速重载状态，当二级涡轮被动齿轮A的转速下降到低于一级涡轮被动齿轮B的转速时，自由轮接合，A、B两齿轮形成一体，一级涡轮与二级涡轮一起传递动力，变矩系数增大。这种双涡轮变矩器两级涡轮分别传出动力，与超越离合器组合形成自动变速，既可使高效率范围宽（指小传动比时），又可以得到较大的变矩系数，=4.75（一般三元件的变矩器=2.53.5），实际作用相当于变矩器加上一个二档自动变速箱，随外负荷变化自动换档（不需司机操纵）。因此它弥补了变速箱档数少的不足，变速箱二进一退也就认为满足使用要求了。3.1.2 变速箱 参看图3-7，此变速箱由两个行星排、制动器5、制动器6、离合器7等组成。两行星排的太阳轮、行星轮、齿圈的齿数都分别相同。两行星排的太阳轮制成一体，经花键与变速箱的输入轴、离合器的主动轴相连，前行星排齿圈、后行星排行星架和离合器的变速箱的输出轴三者经花键等连成一体。在前行星排行星架和后行星排齿圈上分别设制动器5和6。前进低速档：制动器6接合，将后行星排齿圈刹住不转，这时前行星排不起作用，仅后行星排传动。如图3-1（b）所示。传动比（速比）i可由相对速度法求得 （3-1）式中 太阳轮转速； 齿圈转速； 行星架转速。低速档时，将=0代入，得传动比 （3-2）前进高速档时：如图3-7（c）所示。离合器接合，输入轴和输出轴直接经离合器连接，前后行星排均不起作用，得直接档，i=1。后退档：如图3-7（d）所示。制动器5接合，将前行星排行星架刹住，此时后行星排不起作用，仅前行星排传动，其传动速比。3.2 轮式装载机变速箱的主要参数6如果把行星式动力换档变速箱与定轴式动力换档变速箱相比，其优点是：结构紧凑、尺寸小（因为分散经几个齿轮传动，零件受力平衡，支承轴承和壳体受力小）；可以采用较小模数的齿轮（因几个齿轮传力）和较小尺寸的轴与轴承（因受力平衡）；结构刚度大，因而齿轮接触良好，工作寿命长；在结构上可以多采用制动器代替部分离合器，采用固定油缸和固定密封，尽量避免采用旋转密封和旋转油缸，从而提高了动力换档油压操纵系统的工作可靠性。而且制动器布置在传动系外周，尺寸大，工作容量大，这一点在大功率机械上优越性特别明显。其缺点是：结构复杂，零件多，制造困难（行星架、齿圈加工都比较复杂），选择传动方案、凑速比等设计工作也比较费事。但从总体而言，应是行星式优于定轴式。表3-1 行星式动力换档变速箱的结构特征和主要参数Table 3-1 planet type power shifts gears the gear box structure characteristic and the main parameter序号结构部件单位参数值1行星齿轮模数3.252行星排数23操纵元件数其中制动器其中离合器3214档数前进后退215变速箱速比范围 13.76行走速度前进I档前进档后退I档0100350134 万向节与传动轴4.1 十字轴式万向节的构造与工作原理 工程机械经常需要折线传力，为了使轴线平行或相交的两根轴连接以传递动力，因而就出现了万向节。图4-1所示为十字轴万向节的构造。万向节的原理如图4-2所示。图4-1 万向节的构造 图4-2 万向节原理图1-轴承支承片；2-万向节叉；3-滑脂嘴；4-万向节十字轴；5-安全阀；6-万向节叉；7-油封；8-滚针轴承；9-滚针轴承壳Fig.4-1universal joint structure Fig.4-2universal joint schematicDiagram1- bearing supporting piece; 2- universal joint sliding yoke; 3- grease nipple; 4- universal spider;5- safety valve; 6- universal joint sliding yoke; 7- oil seal; 8- needle bearing; 9- roller pin bearing shell要使十字架的中心O与、两轴线的交点相重合。轴与轴的速比为1，但其瞬时传动比随其位置而随时变化。因此，若轴P1以等角速度转动时，轴P2将做周期性的变角速度转动。现对其变化情况分析如下：如图4-3（a）所示：设原动轴的叉面与纸面垂直，从动轴的叉面在纸面内，设的角速度恒为1，在此位置时的角速度为，两轴的夹角为。当十字架视为与轴一起转动时，A点的速度为 （4-1）当十字架视为与P1轴一起转动时，A点的速度vA-1为 （4-2）在此位置A的瞬时切线速度只能有一个，即 （4-3）故得 （4-4）两轴转过90度，至轴的叉面在纸面内，而轴的叉面与纸面垂直，如图3-10（b）所示，设P2轴此时的角速度为，同理取B点为参考点，得 同理因 得 （4-5）每转90度，P2轴的瞬时角速度就从变到，依此类推，因此 两轴的传动比 （4-6）图4-3 万向节原理简图Fig.4-3universal joint schematicDiagram可见，单万向节当两轴夹角越大，角速度的变化幅度就越大，因而产生角加速度，产生振动，不利于机器以均匀的速度运行。欲除次弊，就采用了双万向节。其简图如图4-4所示，用传动轴C与两个万向节将原动轴与从动轴连接起来，传动轴C的两部分用滑动花键相连，允许自动调节其长度。双万向节可以连接两平行轴（图中4-4a），或两相交轴（4-4b）。（a） （b）图4-4Fig.4-4并不是说采用了双万向节就解决了瞬时速比始终等于1的问题。欲使任何瞬时主动轴与被动轴的角速度始终相等，还要满足下列两条件：1） 间轴C与原动轴P1之间的夹角必须等于中间轴C与从动轴P2之间的夹角，即。2）中间轴C两端的叉面在同一片面内。这样，才能得到恒等于1的传动比。采用双万向节，使中间轴两端叉面在同意平面内，使中间传动轴与原动轴及从动轴的夹角均相等，是使主、被动轴瞬时角速度始终相等必须具备的三个条件。夹角仅允许用到，否则中间传动轴的旋转不均匀度太大。所以角应尽量小一点，一般不大于。4.2 铰接式车架万向节的布置7车架铰点O必须布置在纵向中心线上，但究竟是靠近前轴好一点？还是靠近后轴好一点？或者与前后轴等距离好一点？现在看来还没有什么原则性的问题需要考虑，因此可以由总体布置时各机构配置的具体需要来确定。不过铰点如距前后轴等距离，则转弯时前后轮沿同一车辙滚动，否则就有内轮差，行驶时要注意。另外，也使土方机械运行阻力增加。如何布置铰点下面的万向节轴？如图4-5所示，万向节铰点A与B应与O点等距离，这样铰接车架前后部偏转一个角度时，由于AO=BO，则（图4-5所示），满足瞬时速度相等的传动条件。如不布置在中间而且偏离较大时，则车架偏转时， ,不能满足等速传动条件。因此，应从结构上采取措施避免。（如图4-5所示）图4-5 铰接式车架万向节布置图1-发动机；2变速箱；3-驱动桥；Fig.4-5 hinge type frame universal joint general arrangement1- engine; 2 gear boxes; 3- driving axle;4.3 传动轴传动轴的功用是传递扭矩，将变速箱输出的动力，传给驱动桥。所以总是做成空心的圆形断面。它又是高速旋转构件，所以又要求材质分布均匀。因此，传动轴通常不用无缝钢管，而用钢板卷制对焊而成。这是因为钢板厚度比较均匀，而无缝钢管厚度并不均匀之故1)强度计算 传动轴主要是传递扭矩，可按下式计算其扭矩应力（MPa） （4-7）式中 D-传动轴外径（）；d-传动轴内径（）；-计算力矩（不考虑动载）（）；-许用扭转应力， 125。定时，取发动机传到传动轴的扭矩和地面附着条件允许传动轴传递的扭矩，二者取其小值。上式中的D=80；d=72；=6586；则代入上式可得： =125故传动轴的强度足够；2） 临界转速 传动轴的转速接近于其自振频率时，出现共振，挠度急剧加，致使传动轴迅速折断，此转速即为其临界转速。传动轴一般均为钢板弯成的空心管，其临界转速为 （rmin） (4-8)式中 -传动轴的临界转速（rmin）；D-传动轴外径（cm）；d-传动轴内径（cm）；L-传动轴支承长度，可取两万向节中心到中心的距离（cm）上式中的L=178.54（cm）；D=9cm；d=8cm； 2200（1+80%）=3900（）nl至少应比传动轴实际使用最大转速大25%，或rmin，或者应比发动机最大转速大70%80%。 故所求传动轴的临界转速符合条件；对于工程机械来说，传动轴均不甚长，共振问题不大；对于栽重汽车，随着载重量的增大，要求从变速箱到主传动的距离加大，为了避免传动轴太长出现共振，常做成两根，甚至三根。5 驱动桥轮胎式工程机械驱动桥的作用是：通过主传动装置圆锥齿轮改变传力方向 ，通过主传动装置和轮边减速装置将变速箱输出轴的转速降低、扭矩增加，通过差速器解决左右轮差速问题，通过差速器和半轴将动力分传给左右驱动轮，除传动作用外，驱动桥还是承重装置和行走支承装置。轮胎式工程机械驱动桥由主传动器（包括差速器）、半轴、轮边减速装置、后桥壳等零部件组成。主传动器是一极螺旋锥齿轮减速器，接受由传动轴传来的扭矩和运动。差速器是由两个锥形的直齿半轴齿轮、十字轴及四个锥形直齿行星齿轮、左右差速器壳组成的行星齿轮传动付。它对左右两车轮的不同转速起差速作用，并将主传动器的扭矩和运动传给半轴。左、右半轴为全浮式、将从主传动器通过差速器传来的扭矩和运动传给轮边减速器。轮边减速器为一行星齿轮机构。内齿圈固定在轮边支承轴上，行星轮架与轮辋固定一起转动，其运动是通过半轴、太阳轮而得到。85.1 差速器5.1.1 差速器原理轮胎式机械左右两侧的驱动轮不能由一根整轴驱动，动力由传动轴、主传动圆锥齿轮对、并经差速器传给左右半轴，因为轮式机械在运行过程中，左右两侧的驱动轮经常需要以不同的角速度旋转。无论转弯或直线运行，如果左右车轮由同一根轴驱动，轮胎在地面上滚动的同时，必然还发生滑动现象，使轮胎无谓地磨损、功率消耗、燃料浪费，同时使转向困难、转向操纵性变坏。这就是必须设置差速器以自动实现左右轮差速运动，以不同角速度旋转的理由。图5-1 差速器的工作原理Fig.5-1 differential device principle of work如图5-1表示差速器的工作原理。当差速器壳随大圆锥齿轮以角速度旋转时，行星齿轮轮心的旋转速度为 （5-1）式中 r-半轴齿轮的平均半径。当行星齿轮由差速器壳带动绕车轴中心线公转无自转时，行星齿轮轮齿与左右半轴齿轮啮合点的旋转线速度、与行星齿轮轮心速度v相等，即 （5-2）如图3-14所示，左半轴角速度 = (5-3)右半轴角速度= 由此可见，左右半轴以同一角速度旋转。当差速器行星轮有自转时，轮齿啮合点的线速度除了速度v以外，还要加上行星齿轮自转所产生的相对运动速度。假设机械右转，则有 (5-4) 式中 -行星齿轮平均半径； -行星齿轮自转角速度。上式即 （5-5）化简得 （5-6）两式相加 （5-7）两式相减 （5-8） （5-9）从以上公式可见：1)当左右半轴转速不等，即角速度不等时，行星齿轮除以角速度公转外，并以角速度绕自身轴线自转，实现转速；2)快速半轴增加的转速（或角速度）等于慢速半轴减小的转速（或角速度），快慢半轴转速（或角速度）之和为差速器壳转速（或角速度）的两倍，这一点是由轮式机械差速器的具体结构决定的，因为左右半轴齿轮齿数相等；3)当，相当于架修驱动桥时，刹住传动轴，扳动车轮的情况，这时差速器由行星轮系变成了定轴轮系；4)当，相当于机械左轮陷入泥泞中，左轮附着系数太小，就以两倍于差速器课的转速旋转，右半轴不转，差速器成为速比为2的行星齿轮传动。5.1.2 差速器的设计普通圆锥齿轮式差速器虽然结构简单、工作平稳可靠，但是在不良地面运行时，常因左右驱动轮负载不均匀致使机械的通过性不好。为了使左右驱动轮能传递附着力确定的全部力矩，有的机械设计了差速锁，必要时将圆锥齿轮式差速器锁住。但是当机械行驶出难行地段后未能及时动开差速锁，则使机械转向操纵困难和机件载荷增大。因此，于是出现了各式各样的“自锁式”差速器，其中以牙嵌式最常见。1） 差速器球面直径10球面直径表示了差速器的大小，球面半径2则为差速器齿轮的节锥距，表示差速器的强度。Dq之值可由经验公式选取 = (5-10)式中 -差速器球面直径系数，=1.11.3-差速器承受的最大力矩（）。求ZL50型装载机的差速器球面直径，可取=1.15， =21.8105（）于是由上式得 =149.52）差速器齿轮模数差速器常用压力角为、齿高系数为0.8,顶隙系数是0.2的标准短齿，在选择模数m时，可用下列近似公式：当行星齿轮数q=2时 =84.8（） （5-11）当行星齿轮数q=4时 =152.2(）式中 -齿轮模数；y-相应于行星齿轮齿数的齿形系数；-半轴齿轮齿数；-行星齿轮齿数；并且半轴齿轮齿数多为1622，行星齿轮齿数多采用1012。设计时候应该先行选定行星齿轮数q。（当q=3时，必须为3的倍数，当q=2时或4时必须为偶数，否则差速器不能安装）。在选定轮式装载机齿轮模数时，先选定行星齿轮数=2，则取=20，=12，y=0.1，又已知道=21.8，由上式得 =8；5.2 轮式装载机驱动桥5.2.1 主传动与轮边传动11轮式装载机采用单级传动主传动及普通圆锥齿轮差速器，这种结构也广泛应用于轮胎式工程机械的驱动桥中。轮式机械轮边减速器一般采用行星齿轮传动，其优点是：可以以较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮廓内部而不增大外形尺寸。1）轮边减速器的行星齿轮传动有两种方案：太阳轮为主动件与半轴用花键相连，被动件为行星架与车轮相连，齿圈固定不动与壳相连；行星式轮边传动形式是齿圈固定式，模数为6.5。=48，=18；传动速比 i=+1=+1=2.7+1=3.7 (5-12)太阳轮为主动件与半轴用花键相连，被动件为齿圈与车轮相连，行星架固定不动与桥壳相连。传动速比 i=2.7第一方案可得较大的传动比和较高的传动效率，故轮式机械的轮边减速器大多采用此方案。为了改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连半轴端完全是浮动的不加任何轴承。ZL50型装载机为铰接式机架，前后桥结构完全相同，行驶时用前桥驱动，作业时用双桥驱动。2）结构形式主传动和轮边传动共同起着降低转速、增加扭矩的作用，而主传动兼起改变传力方向的作用。常见的主传动和轮边传动的结构形式有：单级主传动减速；双级主传动减速（第一级为圆锥齿轮传动，第二级为圆柱齿轮传动）；单级主传动加轮边减速器和双级主传动加轮边传动减速。而设计轮式装载机采用的正是单级主传动加轮边减速器，特点是驱动桥主传动、差速器、半轴等零部件所传力矩小，从而尺寸，重量小，可以缩短桥中心到传动轴凸缘的距离，可以增大驱动桥的离地间隙。轮边传动采用行星齿轮传动。半轴则采用浮式，浮式受力平衡，结构紧凑。再者工程机械运行速度较低，轮胎尺寸较大，要求驱动桥具有较大的传动比，这种减速方式传动比可达1238，故可以广泛应用于如ZL50型装载机等的工程机械和重型汽车上。主传动比为6。4）主动圆锥齿轮支承形式主传动的使用寿命和效率在很大程度上取决于齿轮啮合时候正确，因此要求各有关零件保持足够的刚度以减小变形。这就关系到设置专门的支承装置。于是就出现了小圆锥齿轮轴的不同的支承形式：悬臂式支承（小型机械）与跨置式支承（如ZL50型装载机、YZJ10型压路机等）。5）圆锥齿轮对主要参数的确定设计驱动桥主传动圆锥齿轮对时，先按类比法确定其主要参数，再作齿轮几何尺寸参数计算和强度计算。a) 齿数 选定主传动圆锥齿轮齿数=6，=37,锥齿轮对的传动比为6；b) 圆锥齿轮分度圆直径，由下列经验公式得：=（） (5-13)式中 -直径系数，取=0.7 -从动圆锥齿轮计算扭矩（）；取=（）； =38.85（）c) 齿轮端面模数 由公式=10.5（） (5-14) 初定后，再来校验=（）式中 -模数系数，取=0.2 则=11 10.511 故校验正确，=10.5d)螺旋角 值直接影响圆锥齿轮啮合时的重叠系数。为了保证轮齿强度和齿轮啮合的平顺性，重叠系数1.25。齿数越少，需要值越大。取=6) 计算载荷的确定12驱动桥传动零件的计算力矩，可从发动机的额定力矩与附着条件两方面推算，设计时取二者的较小者。a) 从发动机的额定力矩计算，即 (5-15)式中 -圆锥齿轮的计算力矩； -液力变矩器制动工况时的变矩系数； -变速箱一档传动比； -变速箱一档时的传动效率。取=1600Nm，=，=5.75，b1=0.95，则， =41515（）b) 从附着条件计算，即 = (5-15)式中 -驱动桥满载重量；-附着系数；-轮胎滚动圆半径；-轮边减速器传动比；-主传动器传动比；取=50000（N），由于选定的工况是在黏性松土地面上，选定其附着系数为=0.8，=0.9（m），=3.7，=6，则可以得出：=1622（）对于双驱动桥驱动的轮胎式工程机械，实际传到各桥的扭矩很难准确确定，它受到附着条件的约束。因此，按全功率传到一个驱动桥，再验算附着条件，二值取其最小者。7) 齿轮变位11在设计ZL50装载机的齿轮时，选用的主传动圆锥齿轮的齿数为6和37，其中617，会发生齿轮的根切。根切会削弱轮齿的强度、降低齿轮传动的重合度和平稳性，所以应尽量避免根切现象发生。用变位发切制出的齿轮称为变位齿轮。可以解决根切的问题。由于齿轮根切的根本原因是刀具的齿顶线超过了啮合极限点，所以把标准刀具从发生根切的位置相对于轮坯中心向外移动至刀具齿顶线不超过啮合极限点的位置，则切制出的齿轮就不发声根切了。齿条刀具分度线与齿轮轮坯分度圆间移出的一段距离称为变位量，称为变位系数对于轮坯中心，刀具向外移动称为正变位，0，加工出的齿轮称为正变位齿轮；刀具向里移动称为负变位，加工出的齿轮称为负变位齿轮.a) 渐开线标准齿轮不发生根切的最少齿数由可计算；当，时，=14。当用齿数为的插齿刀加工齿轮时，不根切的最少齿数为： （5-16）b)避免产生根切的最小变位系数如图所示，刀具齿顶线移至点或点以下即可避免根切，故变位量应满足，即 将和式1代入上式得 (5-17)故最小变位系数为: 图5-2 齿轮变位原理Fig.5-2 gear dislodges the principle与基本参数相同的标准齿轮相比，变位齿轮的模数、压力角和齿数不变，分度圆、基圆和齿距的大小也不变，但变位齿轮的其他几何尺寸发生了变化。b) 齿顶高与齿根高由于正变位时，刀具向外移了的距离，故加工出的齿轮其齿根高较标准齿轮减小了。即 =6.825 (5-18)为了保持齿全高不变，齿顶高增大，这在实际加工中用毛坯齿顶圆半径增大来保证，故 2.5 (5-19)负变位时，x用负值代入c) 齿厚与齿槽宽由于加工变位齿轮时，与轮坯分度圆相切的不再是刀具的分度线，而是刀具的节线，则在分度圆上的齿厚和齿槽宽分别为 20 (5-20) 13 (5-21) 8) 主传动圆锥齿轮的几何尺寸的计算以及强度校核由前面的介绍已经知道了主传动圆锥齿轮的模数、齿数、压力角、齿高系数和顶隙系数，还有传动比，下面来计算相关的几何尺寸：分度圆锥角：=；=-1 即=， =分度圆直径：; (5-22) ;齿顶圆直径：=64（）; (5-23) =391（）;齿根圆直径： =43（）; (5-24) =385（）;齿顶角：= ; (5-25)齿根角：=; (5-26)顶锥角：=+; (5-27) =+a) 选择齿轮材料：=245275 =210240b)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级，按估计齿宽中点分度圆上的圆周速度，通过查表得装载机齿轮精度等级为9，则 =6。小轮大端分度圆 (5-28)其中 齿宽系数=0.3;小轮齿数=6 大轮齿数=37; 齿数比=376=6.1;传动比误差: uu=（6-6.1）6=-0.016 误差在（-5%5%）内合适小轮转矩： =9.55P=9.5521.42200=93192； (5-29)载荷系数K： = (5-30)使用系数： =1.2动载荷系数的初值： =1.25齿向载荷分布系数: (5-31)查表得： =1.12 则 载荷系数K的初值： =1.68弹性系数查表得： =189.8。节点影响系数查表得： =1.6许用接触应力 ：= (5-32)接触疲劳极限： 查表得 =570=460接触寿命系数：应力循环系数N，得=2.53 （5-33） 6.1=4 （5-34）则，查图得 硬化系数： 查图及说明 得 =1接触安全系数：查表得 =1.2 则 =475=383故 的设计初值为=63mm小轮大端分度圆直径的计算值=10.56=63mm小轮平均分度圆直径： =53.55mm （5-35）圆周速度 = （5-36）动载荷系数 查图 得 =1.28故 载荷系数K=1.21.281.12=1.72小轮分度圆直径 取 大轮大端分度圆直径 根据圆锥齿轮传动的齿面接触疲劳强度校核准公式，可得=151.8=383 （5-37）故接触强度足够锥距R：齿宽： 圆整 得b=58c） 齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式子 （5-38）齿形系数 由当量齿数 6.1=6.08 （5-39） （5-40）查表 可得 应力修正系数： 许用弯曲应力。 由式=来计算：弯曲疲劳极限应力 查表 得=460 =390弯曲寿命系数。 查图可得 =1尺寸系数 查图 得 =1安全系数。查表 得 =1.5则： =41.32=39.06所以，齿根弯曲强度足够。5.2.2 半 轴工程机械和栽重汽车绝大多数采用全浮式半轴。车轮受到的载荷和反力直接由桥壳承受，半轴只传递力矩。1） 轴的计算力矩按发动机额定力矩确定时，即= (5-42)式中 -主传动器传动比（）按驱动轮与路面达到附着极限，轮胎开始打滑时半轴承受的力矩确定时。即 = （5-43）=4864.86（）计算力矩取以上二值中的小者。故取=4864.86（）2） 轴杆部直径d 可用下式初选 （5-44）查表， 可取得=45 3）半轴强度验算 验算半轴扭转应力，即 = （5-45）=45故半轴强度足够4）半轴花键的剪切应力为 （5-46） 式中 半轴承受的最大转矩，；半轴花键（轴）外径，经查手册得=60；相配的花键孔内径，经查手册得；花键齿数，；花键工作长度，； 花键齿宽，； 载荷分布的不均匀系数，可取为0.75。5.2.3 桥 壳桥壳用以承重传力，承受垂直载荷，并将作用于轮上的牵引力、制动力、横向力等传给车架。工程机械作业时，桥壳受力情况复杂。设计时必须使其具有足够的强度、刚度。应按不同的工况校核其不同的危险断面。1） 最大牵引力工况如图所示，垂直面内的弯矩为图5-3 桥壳受力简图 Fig.5-3 bridge shell stress diagram13 式中 -车轮中心线到桥壳与车架连接中心间的距离； R-一侧车轮上的垂直反力。轮胎半径为920mm =0.53m； R=（装载机重量+载重）=107.5（） ；危险断面垂直面的抗弯截面模量： （5-47）此弯矩引起的应力 =牵引力引起水平面内的弯矩： （5-48）危险断面水平面的抗弯截面模量： （5-49）此弯矩引起的应力 =由此得桥壳此断面因弯矩引起的应力之和牵引力引起桥壳承受的反作用力矩为 （5-50）式中 -驱动轮动力半径。因此 =式中 -桥壳该危险断面的抗扭截面模量。由第四强度理论，计算桥壳弯扭组合的合成应力xd4为=44.4 （5-51）=0.1（为材料的拉伸强度极限，通过查表我们取45号 材料值为600） =44.4=0.1=60 所以可知该轴满足强度要求。2） 载紧急制动工况紧急制动时，地面对轮胎的垂直反力，在垂直平面引起的弯矩为 = （5-52）式中 -紧急制动时，此驱动桥上的重量分配系数； -满载时此驱动桥上的载荷。=紧急制动时，制动力在水平面内引起的弯矩为=同理，可求得 =0.1=60 （5-53）所以该轴在满载情况时也符合强度要求。5.2.4 主减速器轴承的分析计算设计时，通常是想根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。1）作用在主减速器主动齿轮上的力图5-4给出了主减速器主动齿轮的受力简图由图得 （5-54）总的轴向力为 （5-55）图5-4 主减速器主动齿轮的受力简图Fig. 5-4 main gear box drive gear stress diagram 上式是在小齿轮为左旋且顺时针旋转时求得的小齿轮的轴向力和径向力。同样可求出左旋小齿轮逆时针旋转和右旋小齿轮在不同旋转方向时的轴向力和径向力，如下表所示。从上述选择中得主动齿轮为顺时针旋转，从动齿轮为逆时针旋转，则可根据上表计算主、从动齿轮的轴向力及径向力： 表5-1圆锥齿轮的轴向力与径向力14Table 5-1 bevel gear axial force and radial force主动齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针反时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮右左反时针顺时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮表中齿面宽中点处的圆周力P为 （5-56）式中 作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩见式 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；对于圆锥齿轮 （5-57） （5-58）式中 主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；从动齿轮节圆直径；从动齿轮齿面宽； 主、从动齿轮齿数；从动齿轮的根锥角；对于圆锥齿轮传动来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。2）主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力，其计算见上表。当主减速器的齿轮尺寸，支承型式和轴承位置已确定，并计算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。轴承的安装尺寸见图2-5。骑马式支承的主动锥齿轮的轴承径向载荷，如图（b）（c）所示，轴承C，D的径向载荷分别为： （5-59）式中 计算齿轮齿面宽中点的分度圆直径。6. 操纵系统6.1 轮胎式装载机转向系6.1.1 转向系的设计要求及转向机构类型轮胎式装载机转向系应符合以下要求：1） 工作安全可靠。鉴于转向系统零件的损坏会造成重大事故，所以转向系的零件有足够的强度、刚度和寿命。2）转向灵活，操纵轻便；3）有良好的直线行驶稳定性；4）有较小的转向半径，以提高机械的机动性。 轮胎式机械的转向方式分为:偏转前轮式、偏转后轮式、全轮转向式、速差转向式和铰接转向式。其中本装载机要采用的就是铰接转向式，其优点是：转向半径小、机动灵活、作业效率高、驾驶线路估计方便，以利于行驶安全；结构简单、制造容易。其缺点是直线行驶能力和转向稳定性较差。再者大型机械转向阻力较大，为了达到操纵轻便和转向迅速的目的。6.1.2 铰接式转向系统设计铰接式机械的机架由前、后车架用铰销连接而组成的，前、后车架既可在水平面作相对转动，又可在垂直面作相对转动。前者以实现整机转向，后者以保证铰接式机械的车轮与地面的良好接触。1）铰接式机械转向运动学图6-1 铰接式转向半径示意图Fig. 6-1 hinge type radial turning schematic drawing图6-1为铰接式机械在水平地面上稳定转向的简图。它与偏转车轮转向有根本区别，铰接式机械转向是通过前、后车架绕其铰销相对转过一角度，而前轮相对于前车架，后轮相对于后车架没有发生偏转，每一桥上两侧车轮转动平面始终保持平行。过前、后桥轴线作垂直于地面的平面，此两平面的交线即为转动轴线（其在水平面上的投影为一点O），则铰接式机械绕此轴线作无侧滑的滚动1）转向半径的确定如图3-15可知前外侧车轮转向半径为：=0.5+(1-+cos)/sin （6-1）后外侧车轮转向半径为： =0.5+(1-)cos/sin （6-2） 式中 -轮矩，； -轴距，； -转向角,； -铰接点距前轴距离与轴距的比值。由上两式可见，和是铰销位置k的函数。当=0.5时，即车架铰接点位于前、后桥中间，则=0.5+0.5（1+cos）sin。装载机的轮距=2.2，轴距=2.76，当=时，令从0增到1，得到和的规律：当0.5时，即铰销靠近前桥，前轮的转向半径大，后轮的转向半径小；0.5时，即铰销靠近后桥，则相反；=0.5时，即铰销在前、后桥的中央，这时前、后轮的转向半径相等。2）铰接式机械转向运动的分析 铰接式机械的转向运动是由地面的附着力和滚动阻力决定的，在转向油缸力的作用下，前后车架的夹角发生变化，此时前、后车架均向阻力较小的方向运动，转角大小由转向油缸伸缩长度来决定。铰接式机械的转向运动可以看作是两种运动的组合：每一车架围绕着自身桥轴中点的转动；依靠一车架对另一车架拉紧而使两车架靠近的移动。3） 式机械转向系统的计算载荷铰接式机械转向系统的计算载荷，即转向阻力矩是确定转向系统所需功率的一个重要参数，也是计算转向系统零件强度的一个依据。铰接式机械在原地转向时，转向阻力矩最大。试验表明：铰接式机械的转向阻力矩不仅与滚动阻力系数及桥负荷大小有关，而且与转向角及底盘结构有关。采用下列公式计算铰接式机械原地转向阻力矩，其精度基本满足要求。 =+0.1+2.6）/ （6-3）式中 -前桥负荷，； f-驱动轮滚动阻力系数（取松软路面上的f值）； -效率，一般取=0.9（考虑转向机构和差速器的摩擦）。则 =0.12（0.12.76+0.6）（0.3+0.145+2.6）/0.9 =6826.2 轮胎式装载机制动系6.2.1 制动系的要求与分类制动系用于装载机行驶时降速或停车，用于下坡运行时控制车速，不使车速越来越快，以及用于坡道停车及车场停车等。制动系应具备以下基本要求：1）可靠、制动力足够 能够提供车轮与路面间附着力F所允许的足够的制动力= （6-4）或 =式中 -车轮和路面间的附着系数； -作用于车轮上的垂直荷重； -制动器提供的制动力矩； -车轮平均滚动半径；附着系数随地面情况、轮胎表面花纹及胎面磨损情况而变化。在设计计算时，取=0.8。对于载重汽车，一般取从车速30到停止的制动距离不大于10。2）操纵轻便 制动时施于脚制动器踏板上的力不大于200250N，紧急制动时不超过450N；施于手制动器手柄上的力不大于250350。踏板行程一般不大于150200，手杆行程一般不大于2002506.2.2 制动器的最大制动力矩设计一套制动系统，最主要的一项参数就是制动器作用时能够产生的最大制动力矩Mmax。但不是说，制动装置设计的越大，能产生的Mmax也越大越好。因为这里有一个重要的约束因素，即轮胎与地面间的附着力在车轮上产生的附着力矩。如图4-6所示：图6-6Fig.6-6什么时候制动效果最好呢？可以认为制动器近于将车轮抱死，车轮接近于不能转动而与机械形成整体，这时高速运行着的机械的惯性力F决定于车轮与地面间的附着力。全机重力经前后轮传到地面上，即 G= (6-5) 附着力的大小和附着重量成正比，即 (6-6) （为附着系数）制动时车轮抱死，轮胎沿地面滑行，附着力也就形成路面对轮胎的滑动阻力，使全机制动，得制动力为 = 但是 合并上两式，得 （为制动时的加速度）由此可以计算制动器作用后到工程机械完全停止所需的时间，即 （v为制动器作用时，机械的运行速度）。也可以计算制动器作用后到机器完全停止，机械沿地面滑动的距离S 实际的制动时间T比t要长，制动距离也比S长，因为还要考虑驾驶员的反应时间和制动踏板作用的系统的协调时间，因此总的制动时间为 实验表明：可取为0.6s，可取为0.2s，则总的制动距离可近似取为 =所有上述情况是制动器提供了足够的制动力矩将车轮抱死而发生的，这时机械向前冲，附着力有使车轮克服制动器的制动力矩而转动的趋势，对车轮中心形成附着力矩。对一个前轮来说（见图3-20），附着力矩可用下式表示 附着力矩=（r为车轮滚动半径） (6-7)因此 前轮制动器的制动力矩=一个前轮的附着力矩= 后轮制动器的制动力矩=一个后轮的附着力矩=确定制动器制动力矩时应注意以下几点：1)附着系数值的选取 是一个很不稳定的数值，受路面情况、轮胎气压、胎面花纹等等很多因素的影响，在这里我取=0.8，能够在不同的路面上有好的制动效果。2)制动时的重力前移 紧急制动时，机器的惯性力F（见图6-6，）取决于附着系数及附着重量，此力使前轮增载，后轮减载，设计计算时应计入它的影响。制动时，前轮增载值等于后轮增载值，取为，则 (为机械总重力；h为重心高度；为轴距）。取前后轮一侧制动器的最大制动力矩分别为及，则 =）r (6-8)同理 =）r (6-9)这里取r=1.2m，机重G=165KN，=65KN， =100KN，=0.8，L=2.76m机高为2.7m，取h=1m，则将数据代入上两式： =54 =25对于工程机械，如果前后轴轴荷相差不大，为了制造方便，前后轮制动装置一般做得一样大。在设计汽车制动装置时，最好使制动时后轮先制动，这样可使汽车在紧急制动时仍可转向，以避开障碍物。7 行走系轮胎式工程机械的行走系主要由机架、悬架、车桥、车轮等组成。轮胎行走系的任务是承重、传力、吸收振动与缓和冲击。车架、车桥能承重及传力。轮胎还兼作为弹性元件，并起到良好的吸振缓冲作用。行驶速度超过40的工程机械，设有悬架（弹性悬挂）。7.1 机 架（铰接式）机架是整个机械的基体，机械的所有部件及驾驶室都直接或间接安装在机架上。因为机架要承受各总成件传来的全部力和力矩。所以应具有足够的强度和刚度，同时重量还要尽可能小。此外，为使机械稳定性好，机架结构应在保证必要的离地间隙条件下，使机械中心位置尽量低。7.2 车 桥铰接机架式轮胎式工程机械的前后桥都是驱动桥，以增大整机附着牵引力。包括驱动桥、转向驱动桥、转向桥。整体机架轮胎式工程机械的前后桥则有驱动桥、转向驱动桥与转向桥之分。7.3 轮胎与轮辋7.3.1 轮 胎轮胎式工程机械采用各种结构的充气轮胎，因为它富有弹性，能和悬架一起共同来缓和
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