车辆工程毕业论文 ZL50装载机液力传动系统的设计研究.doc

毕业设计（论文）ZL50装载机液力传动系统的设计研究学 院： 机械与车辆学院专 业： 姓 名： 指导老师： 车辆工程学 号： 职 称： 助教、副教授中国珠海二一一年五月xx学院毕业设计诚信承诺书本人承诺呈交的毕业设计ZL50装载机液力传动系统的设计研究是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。本人签名： 日期： 年 月 日ZL50装载机液力传动系统的设计研究摘 要本文采用先进的机械设计理论对ZL50装载机液力变速系统进行设计计算，首先，根据装载机的速度和最大牵引力要求设计装载机的液力变速系统；然后，通过对装载机进行牵引特性计算和对传动系统进行发热计算并且评价其性能，为装载机的总体设计提供可靠的理论依据。关键词：装载机 液力变矩器 变速器 匹配 牵引特性。IXX学院2011届本科生毕业论文The Design and Calculate of Hydraulic Shift System of ZL50 LoaderABSTRACTThis paper designs the hydraulic shift system of ZL50 loader with advanced mechanism theory .Frist, according to the request of speed and maximum drawing force ,design the the hydraulic shift system of ZL50 loader. Then calculating the loader drawing characteristic and the temperature rise of drive system and evaluate their performance .Therefore a reliable theoretic basis is laid for the collectivity design.Keywords: Loader Hydraulic torque converter transmission matching drawing characteristic II目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1选题的目的意义11.2 ZL50装载机的简介11.3国内外研究综述22 ZL50装载机传动系统主要部件的选型42.1传动系统的概述42.2 发动机的选择42.3液力变矩器的选择与设计63 发动机与液力变矩器联合工作的设计计算113.1 已知参数113.2 YJ375匹配WD615 67G3-28发动机输出特性的求解123.3 发动机与变矩器联合工作的评价164 变速器的设计计算184.1 传动比的确定184.2结构型式及配齿情况204.3关键零部件的设计与强度校核225 WD615 67G3-28发动机与YJ375变矩器牵引特性计算375.1 ZL50装载机各主要参数375.2 牵引特性计算385.3 各档的牵引特性计算465.4 整车性能分析505.5本章小结516 总结52参考文献53附 录54文献翻译56谢 辞661 绪论1.1选题的目的意义ZL50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工机械，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。随着我国经济建设速度的加快，汽车行业向着自动化和系统化的方向前进着，各项建筑施工（比如公路建设，房屋建设等）也要求工程机械制造厂进行产品更新换代，使其动力、性能、效率等不断改进。此论文就是对装载机的设计与研究使装载机更新换代，主要是通过对发动机与变矩器匹配的优化、变速器档位设计等来使装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等方面的优化。从而满足我们发展建设的需要。1.2 ZL50装载机的简介ZL50装载机1.2.1 ZL50装载机的用装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械。1.2.2分类常用的单斗装载机，按发动机功率，传动形式，行走系结构，装载方式的不同进行分类。1、发动机功率：功率小于74kw为小型装载机。功率在74147kw为中型装载机功率在147515kw为大型装载机功率大于515kw为特大型装载机2、传动形式：液力机械传动，冲击振动小，传动件寿命长，操纵方便，车速与外载间可自动调节，一般在中大型装载机多采用；液力传动：可无级调速、操纵间便，但启动性较差，一般仅在小型装载机上采用；电力传动：无级调速、工作可靠、维修简单、费用较高，一般在大型装载机上采用。3、行走结构：轮胎式：质量轻、速度快、机动灵活、效率高、不易损坏路面、接地比压大、通过性差、但被广泛应用；履带式：接地比压小，通过性好、重心低、稳定性好、附着力强、牵引力大、比切入力大、速度低、灵活性相对差、成本高、行走时易损坏路面。4、装卸方式：前卸式：结构简单、工作可靠、视野好，适合于各种作业场地，应用较广；回转式：工作装置安装在可回转360O的转台上，侧面卸载不需要调头、作业效率高、但结构复杂、质量大、成本高、侧面稳性较差，适用于较侠小的场地。后卸式：前端装、后端卸、作业效率高、作业的安全性欠好。1.3国内外研究综述1.3.1新产品新结构不断涌现 近年来，轮式装载机以围绕提高效率、降低成本为核心，继续向大型化、微型化发展，不断推出新产品，加速更新换代。微电子技术的突破性进展为轮式装载机自动控制、状态监测及视线范围内遥控技术的发展创造了条件。柴油发动机自动控制喷油系统、变速箱自动控制换档、性能参数和状态监测均取得重大进展，在视线内遥控作业已进入实用阶段，从而改善了性能，提高可靠性，缩短停机时间，增加生产能力，降低燃油消耗，取得了更大的经济效益。1.3.2国外装载机发展的趋势 国外装载机发展的总体趋势：以人为本的设计思想得到充分体现，普遍采用了操纵力极小的电液比例控制技术、集中润滑技术等。在大吨位的装载机（如卡特）上还安装了电视监控系统。司机室设计更加人性化及豪华轿车化，空调及音响设备一应俱全，悬浮式座椅上下前后左右随意调节，以满足操作者不同体态的要求，让人感到操作这些设备简直是一种享受。如公司型装载机的驾驶室设计更为吸引人，室内具备了多项实用特性，如电子监控系统（）配有液晶显示板（），新的伺服控制杆可对前进和倒退。国内：我国轮式装载机主要是20世纪70年代初期发展起来的，以ZL50型装载机为主导产品，经过多年的发展，质量水平不断提高，已经形成独立的产品系列和行业门类。与工程机械其他机种相比，轮式装载机的桥、箱、泵、阀及缸等零部件产品配套相对成熟，已经形成了比较完整的配套体系。我国装载机行业的自主品牌通过十几年的发展，在跨国公司强势品牌的重重包围之下，走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，牢牢控制了国内90%以上的市场份额。国内装载机市场的营业额近年来一直约占我国整个工程机械行业总营业额的半壁江山，其行业地位十分重要。同时国产装载机产品以其出色的性价比优势，已经开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。2 ZL50装载机传动系统主要部件的选型2.1传动系统的概述装载机有四种传动方式：机械式、全液压式、液力机械式和电传动式（电动轮）。目前已定型的国产装载机一般采用液力机械传动型式的，如ZL30、ZL40、ZL50、ZL90、QJ-5型装载机均系这种传动方式。典型的轮胎式装载机液力机械传动系统的传动路线是：发动机液力变矩器变速箱（包括分动箱）传动轴主传动装置轮边减速器轮辋轮胎。下面进行发动机与液力变矩器的选型及其特性的确定。图2-1 典型轮胎式装载机的传动路线2.2 发动机的选择【1】2.2.1 发动机功率的确定选择额定载重量作为基本参数，根据发动机功率的经验计算公式 (2-1)式中发动机功率，；额定载重量，t由材料得到ZL50装载机的额定载重量为5吨，所以得到发动机的功率为=152 2.2.2 发动机型号的选择工程机械产品在设计中遵循环境保护的原则是必要的，是符合我国可持续发展的总策略要求的，机械产品的设计应考虑适应生态环境发展的要求，这是一种机械产品设计理念的变革，是对传统设计的一种修正和补充，工程机械通常以柴油机为动力源。已知发动机的功率Ne=152kw，可以选择市场上功率相近的工程机械柴油发动机。潍柴动力生产的WD615系列工程机械柴油机充分考虑了工程机械的特殊要求，配套齐全，外形更美观，具有更高的可靠性和更好的配套适应性。因此我们选择发动机型号为WD615 67G3-28的增压发动机。其外特性曲线如下：图2-2 发动机外特性曲线根据图2-1得到发动机的外特性数据如下：（表2-1）nr/min110012001300140015001600170018001900200021002200MeN.m750800845870881883871855840815780745Ne8295108119130140150159161162163.5164ge2252202162122102092092112122132182222.3液力变矩器的选择与设计2.3.1 设计方法液力变矩器是装载机最主要的部件之一，它的性能直接影响到装载机的牵引能力。当确定了发动机的型号的、规格并已知发动机的特性曲线后，下一步就是选择液力变矩器的类型并按相似原理确定循环圆直径，在必要时，也可重新设计液力变矩器。重新设计液力变矩器比较麻烦，工作量较大，而按相似原理设计比较简单和易于掌握，新设计的变矩器只要泵轮转速不小于模型变矩器泵轮转速的40%，则误差在2%-3%之内，所以具有足够的精度，我国目前一般按相似原理设计变矩器。在现有的液力变矩器中，找一个结构型式与性能满足要求的变矩器作为模型，把各部分几何尺寸按比例的放大和缩小，叶片安装角度不变，便可以得到一个新尺寸的液力变矩器，它的原始特性曲线与作为模型的液力变矩器完全一致。当发动机和变矩器的型式都以选定后，影响共同工作性能的主要因素是变矩器的尺寸是否合理。否则发动机和变矩器本身的性能都很好，装载机的性能仍会由于变矩器的尺寸不合适而不能满足要求。2.3.2 选择模型液力变矩器的参数是透过性、变矩系数和它的效率，这三者是相互关联的，而且是相互矛盾的。在一系列的现有液力变矩器中，选择性能、结构满足给定条件的液力变矩器，作为模型。我们通过对装载机特性的分析，我们在选择装载机的液力变速器时必须考虑相应对策：变矩器必须具有零速工况变矩比大，效率较高，高效范围宽等特性，因此我们选用山推采用引进国外先进技术生产的单级单相三元件液力变矩器YJ355变矩器（循环圆直径=355 mm,变矩系数=2.38,最高效率=86.1%）作为模型。模型确定后，则变矩器的原始特性曲线如下：（为传动比；为变矩系数；为效率；为泵轮力矩系数，）图2-3 YJ355原始特性曲线由图2-2得变矩器的原始特性参数如下： 表2-2 变矩器的原始特性数据0.200.250.300.350.400.450.500.550.602.402.302.182.051.921.801.71.581.450.480.550.630.680.740.780.820.830.8522.522.522.522.522.522.522.522.522.50.620.640.660.680.700.720.740.760.781.381.361.331.260.670.650.620.600.580.8530.8530.8520.8470.8400.8350.8300.8200.81022.522.422.321.521.020.820.520.019.50.80.830.860.920.950.9810.980.910.830.690.620.550.580.7950.7700.7450.6850.6450.6050.611816.514.59.56112.3.3计算循环圆直径装载机的发动机和变矩器应按部分功率匹配，即变矩器不传递发动机全部功率，因为装载机发动机的一部分功率消耗在驱动辅助设备和油泵上面，由液力变矩器传给行走机构的功率仅是发动机额定功率的一部分。发动机的外特性曲线力矩Me去掉发动机辅助设备所消耗的力矩并减去遥控泵、变速泵和工作泵（辅助泵和转向泵空载）工作所需的力矩得到曲线。以上作出的曲线是装载机工作机构不工作时发动机传递到行走机构的力矩，而曲线是装载机用最大铲取力进行铲掘时，发动机传递到行走机构上的力矩。很显然，当装载机在其他工况工作时，发动机传递到行走机构上的力矩都在、曲线之间。在同一转速时的、力矩值相差很大，由材料知道ZL50型装载机，在发动机额定转速时，。统计表明，装载机工作机构不工作时，发动机传递到行走机构上（即传递到液力变矩器上）的力矩，一般占发动机额定力矩的80%-90%，而装载机用最大铲取力进行铲掘作业时，发动机传递到行走机构的力矩仅占发动机额定力矩的30%-50%，这说明工作机构消耗了发动机一半的功率。为了综合考虑这个问题，实际设计中应按M1、M2曲线的某一中间力矩值来确定变矩器与发动机的合理匹配。为此引入当量力矩的概念，所谓当量力矩曲线，就是指在、曲线之间的某一假想力矩曲线（图2-4），在计算变矩器循环圆直径时，应是代表变矩器效率最高的那条负荷抛物线与曲线在发动机额定转速n时相交，如图2-4所示。这样计算得到的变矩器循环圆直径，使装载机无论在哪种工况工作，均得到较好的图2-4综合性能。当量力矩的计算比较复杂，在实际上一般用乘上一个系数的方法得到，即使=。计算变矩器循环圆直径D的计算公式如下：（m） （2-2）式中 发动机额定力矩，=850N.m；发动机降功率使用系数。采用工程机械柴油机时，=1；考虑装载机工况变化和作业范围不同的系数，该装载机作为多种用途使用取=0.77；工作液体的密度，取=900；变矩器最高效率时的泵轮力矩系数，由所选模型变矩器的原始特性图 上查得，=22.5；发动机最大功率时，曲轴转速，=2200。代入数据计算得到=0.365m。2.3.4 确定线性比例尺设计变矩器计算得到了新设计的变矩器循环圆直径D，按下式确定线形比例尺 （2-3）式中 作为模型的循环圆直径，=0.355m。计算得到=1.02，按比例尺放大新设计的变矩器的各部分形状，叶片安放角度与原模型相同。因此新设计的变矩器的型号为YJ355（循环圆直径D=365mm,变矩系数=2.38,最高效率=86.1%），变矩器YJ355的原始特性曲线如图（2-3）。3 发动机与液力变矩器联合工作的设计计算3.1 已知参数1 .WD615 67G3-28.发动机参数为：a 额定功率/转速 162/2200（kW/r/min）b 最大扭矩/转速 843/14505（N.m/t/min）0c 外特性最低燃油耗 210（g/kW.h）d. 怠速 65025(r/min)n 2.行驶速度： a 最高车速 34km/hb 最低稳定车速 2km/h4.主减速器速比： =9.815.轮边减器速比： =1.936.整车参数：a 整机操作质量 =16800kgb 最大牵引力 P145KNc 额定载荷 =5000kgd.额定斗容 37.滚动阻力系数： 档时取 f=0.08档时取 f=0.1档时取 f=0.05档时取 f=0.0358.机械传动系统效率估计值： =0.899.变速器传动效率估计值： =0.9210.轮胎滚动半径： =0.625（m）11.牵引滑转率曲线(参考TY420,附着系数取0.88)图3-1 牵引滑转率曲线3.2 YJ375匹配WD615 67G3-28发动机输出特性的求解【2】3.2.1 WD615 67G3-28发动机当量转矩的计算根据发动机外特性数据表（2-1）和=得到下表（3-1）：表 3-1nr/min12001300140015001600170018001900200021002200 kW800845870881883871855840815780745kW616650.7669.9678.4679.9670.7658.4646.8627.6600.6573.73.2.2 YJ355公称转矩的计算由液力变矩器的计算方程式： （3-1）式中 液力变矩器的公称转矩，N.m；泵轮转速，r/min；重力加速度，；这里取g=10变矩器的循环圆直径，m；D=0.365m液体密度，；=900由图2-3中可知其取值得到液力变矩器在不同的泵轮转速时，液力变矩器的公称转矩如下表（3-2、3-3）： 表3-2 变矩器的公称转矩数据（一）n M2 i 12001300140015001600170018000.2188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.25188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.3188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.35188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.4188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.45188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.5188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.55188.92221.72257.15295.19335.87379.16425.080.64188.08220.74256293.88334.37377.48423.190.68180.53211.87245.72282.07320.94362.31406.190.7176.33206.94240275.51313.47353.88396.740.72174.65204.97237.72272.89310.49350.51392.960.76167.93197.09228.58262.4298.55337.03377.850.8151.14177.38205.72236.16268.69303.33340.060.83138.55162.6188.57216.48246.3278.05311.730.86121.75142.89165.72190.24213.45244.35273.940.9279.7793.62108.57124.64141.81160.09179.480.9550.3859.1368.5778.7289.57101.11113.350.988.49.8511.4313.1214.9316.8518.89表3-3 变矩器的公称转矩数据（二）n M2 i 19002000210022002300240025000.2473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.25473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.3473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.35473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.4473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.45473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.5473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.55473.62524.79578.58635694.03755.7819.990.64471.52522.46576632.17690.95752.34816.340.68452.57501.47552.87606.77663.19722.11783.540.7442.05489.8540592.66647.77705.32765.320.72437.84485.14534.87587.01641.6698.6758.030.76421466.48514.29564044616.92671.73728.880.8378.9419.83462.86508555.23604.59655.990.83347.32384.85424.29465.67508.96554.18601.320.86305.22338.2372.86409.22447.27487.01528.430.92199.98221.58244.29268.11293.04319.07346.220.95126.3139.95154.29169.33185.08201.52218.660.9821.0523.3225.7128.2230.8533.5936.44根据表（3-1）和表（3-2）绘图如下：发动机与液力变矩器输出曲线3.2.3 YJ375匹配WD615 67G3-28的输出特性曲线由图3-2得到YJ375匹配WD615 67G3-28的输出特性数据如下：表3-4 输出特性数据iKMN.mNr/minPkWgegkW/hMeMtNeNtPePt0.20 2.40 0.48 725 1738.9 2208 442 164 76.3 214.40.25 2.30 0.55 725 1567.1 2208 662 164 102.2 214.40.302.18 0.63725 1395.2 2208 883 164 121.4 214.40.35 2.05 0.68725 1309.3 2208 994 164 128.5 214.40.40 1.92 0.74725 1223.4 2208 1104 164 133.9 214.40.45 1.80 0.78 725 1120.4 2208 1236 164 138.1 214.40.501.70 0.82 725 1086.0 2208 1281 164 138.9 214.40.55 1.58 0.83 725 1051.6 2208 1325 164 139.5 214.40.60 1.45 0.85 725 1017.3 2208 1369 164 139.8 214.40.62 1.38 0.853725 1000.1 2208 1391 164 139.9 214.40.64 1.36 0.853 724 981.5 2209 1414 163 139.0 214.60.66 1.33 0.852 723 963.1 2211 1437 162 138.1 214.80.68 1.26 0.847 695 876.4 2213 1505 160 135.8 215.20.70 0.67 0.84 687 833.7 2214 1550 158 133.3 215.60.720.65 0.835 673 752.9 2222 1644 155 128.6 2160.74 0.62 0.83 635 650.2 2232 1741 144 116.5 217.90.76 0.60 0.82 553 500.7 2253 1870 125 105.0 2220.830.910.77435 332.0 2280 2029 115 82.5 228092 0.69 0.685 335 231.9 2342 2155 85 58.1 2300.98 0.55 0.61 65 35.7 2406 2358 20 12.1 242由表3-3的数据绘图3-3如下：图3-3 YJ375匹配WD615 67G3-28的联合输出特性曲线3.3 发动机与变矩器联合工作的评价发动机与液力变矩器共同工作是指发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的变化规律当发动机与液力变矩器组合后，可视为一种新的动力装置，具有新的性能特性发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的确定是进行液力传动车辆性能计算的基础，是液力传动车辆动力传动系匹配及其优化设计的前提确定发动机与液力变矩器共同工作性能就是根据发动机的特性和液力变矩器的原始特性，确定共同工作输入特性、共同工作区域及其输出特性。由表3-2和表3-1得出变矩器和发动机匹配特性图，如图3-2所示，由于装载机工作的特殊性（见第二章），我们应该评价与变矩器的匹配，从图中看出与变矩器高效率的曲线（从0.45-0.8，变矩器效率在80%以上）的交点处于发动机高功率段上，且处于调速段附近具有较大的扭矩储备系数，因此设计的该动力装置具有好的动力性和经济性，匹配合理。匹配之后，可以得到变矩器与发动机共同工作的输出特性，亦即联合输出特性曲线，如图3-3。联合输出特性与发动机特性有显著不同，输出转矩随的减小而增大，说明力矩的适应性很好，即使在阻力矩很大时，泵轮仍然可保持低速旋转，使发动机不致因阻力矩突然增大而熄火。从这里也可以看出液力变速系统的优点。4 变速器的设计计算4.1 传动比的确定【5】4.1.1 倒档最大传动比的确定倒档最大传动比由装载机的理论最低行驶速度决定。对于轮胎式装载机由 =0.377 （4-1）式中 液力变矩涡轮最低转速,由液力变矩器输出特性曲线图（图2-3）根据最低效率p值决定，得=840(r/min)；轮胎滚动半径，取=0.630m；理论最低行走速度，取=3km/h；得：=0.377x0.63x840/3计算得到=66.503。4.1.2.倒档最小传动比的确定倒档最小传动比由装载机的最高行驶速度决定。对于轮胎式装载机=0.377 （4-2）式中 变矩器涡轮允许的最高转速，由液力变矩器输出特性曲线图（图2-3）根据最高效率p值决定，得=1940(r/min)；空载最高行速，取=34km/h；得：=0.377x0.63x1940/3计算得到=13.552。4.1.3 档数和中间档传动比的确定装载机用于多种用途，需要在多工况下工作，因此前进和后退各设置四个档。各档传动比、应这样分配，使它们构成公比为q的几何级数，这样可使发动机的利用功率最大，即使 （4-3） 所以q=1.7各档传动比的公比q还必须满足下列条件：q=k，即小于等于液力变矩器涡轮最高转速和最低转速之比，这样才能保证液力变矩器的效率总是大于值。4.1.4 确定变速器各档传动比传动系总传动比等于变速箱、主传动、轮边减速器等部件传动比的乘积，确定了主传动与轮边减速的传动比乘积=18.95，可以得到变速器的传动比为传动系传动比与i的商值。4.1.4.1 倒档传动比的确定预取变速器=3.5，则由滚动阻力Pf1=Gf=13171.2 (N) 换算至变矩器涡轮的转矩为：=140.1939（N.m） （4-4）式中Pf1=13171.2 (N)，=0.630 （m），i=18.95，f=0.08，=3.5，=0.97，=0.92，根据液力变矩器输出特性曲线图（图3-3），得到涡轮的最大转速为：，由此求出倒退档空行时的最大行驶速度为：=0.377x=8.451（km/h） （4-5）符合要求。同理根据可求出其它各倒退档位的传动比及相应的最高行驶速度。倒退时： =3.5， v=8.451， =2.059， v=13.902 =1.211， v=23.431， =0.712， v=37.746。符合要求。4.1.4.2 前进档传动比的确定装载机前进时需要铲掘物料，要具有比后退更大的牵引力，因此装载机在相同的档位时，前进档要比后退档的传动比略小一些。同理根据可求出其它各倒前进各档位的传动比及相应的最高行驶速度。前进时： =3.6， v=8.174， =2.118， v=13.427， =1.287， v=21.416， =0.757， v=35.50符合要求。4.2结构型式及配齿情况目前变速器的结构型式有定轴式和行星式两种。定轴式动力换挡变速器以其可靠性高、结构简单、紧凑、零件通用性好、换挡操作简便等一系列优点在工程机械上得到广泛应用。ZL50装载机液力变速系统采用四进四退定轴式变速器，其传动简图，如图所示：图4-1 变速器传动简图各档的传动路线和传动比如下表【10】：表4-1档位结合离合器传动路线传动比前进档B、C2-6-5-10-8-133.533档B、E2-6-4-9-8-132.092档B、D2-6-7-12-8-131.239档B、F2-6-11-8-130.734倒退档A、C1-3-4-5-10-8-133.5档A、E1-3-4-9-8-132.059档A、D1-3-4-7-12-8-131.211档A、F1-3-4-6-11-8-130.712在保证满足给定传动比和装配条件的要求下，变速器的配齿情况为：表4-2齿轮1234567齿数28423134245144齿轮8910111213齿数333846222851变速器的各档传动比和各档最高行驶车速如下表所示：表4-3 各档传动比和最高行驶车速F1F2F3F4R1R2R3R4i3.62.1181.2870.7573.52.0591.2110.712v （Km/h）8.17413.42721.41635.508.45113.90223.43137.746变速器各齿轮为直齿圆柱齿轮，齿轮的模数取m=5,齿宽根据经验公式取得，压力角取，各齿轮的几何要素如下表：分度圆直径d=mz，齿顶高ha=ha*m，齿跟高hf=（ha*+c*）m，c*=0.25，齿顶圆直径da=d+2ha，齿根圆直径df=d-2hf，基圆直径dd=dcos20表4-4 齿轮几何要素表【8】齿轮齿数z模齿宽压力角/分度圆直径d/mm齿顶圆直径da/mm齿根圆直径df/mm基圆直径dd/mm数m/mm/mm12855220140150127.5130.924254620210220197.5196.3533156020155165142.5144.9343454820170180157.5159.752456020120130107.5112.265154820255265242.5238.4374454620220230207.5205.783357220165175152.5155.093855020190200177.5177.65104655820230240217.5215.0511225662011012097.5102.85122856420140150127.5130.9135157820255265242.5238.434.3关键零部件的设计与强度校核4.3.1齿轮校核计算4.3.1.1 已知条件表4-5前进档后退档档档档档档档档档传动比3.602.1181.2870.7573.52.0591.2110.712转矩135.63288.19569.191129.41140.1939296.44604.81200.15转数23542275220521502360229022702150齿轮各参数见ZL50装载机变速器齿轮要素见表4-4 齿轮要素表。4.3.1.2 变速器各轴转速和扭矩的计算【6、7、8】以前进一档为例对变速器各轴转速的计算：=2354（rpm）【5】 =1938（rpm） =1011（rpm） =654（rpm）同理可得其他档位时变速器各轴转速，计算结果见表4-6。因效率对强度校核的扭矩影响比较小，因而在下面的扭矩计算中不考虑效率的影响。以前进一档为例对变速器各轴扭矩计算如下：135.6(N.m) =164.7(N.m)=315.7 (N.m) =487.9 (N.m)从已知条件看出倒退时各轴的扭矩都比前进时要大，因此作为强度校核只需要计算倒档的各轴扭矩，根据上面的计算方法可得出在各倒档条件下,变速器各轴所受扭矩。计算结果见下表：表4-6 变速器各轴所受扭矩轴轴轴轴转速 (rpm)扭 矩（N.m）转速 (rpm)扭矩（Nm）转速 (rpm)扭矩（Nm）转速 (rpm)扭矩（N.m）前进2354135.61938164.71011315.7654487.92275288.218733501675391.21083604.62205569.21815691.52852440184568021501129.417701371.44108591.42654914后退23601