装载机总体及底盘系统设计-界毕设.docx

ZL50装载机总体及底盘设计第1章 绪论1.1 引言 随着我国高速公路、高速铁路、民航事业等公共建设事业的高速发展，对工程机械的大量需求，装载机作为建设单位使用最为广泛的机械，装载机的发展也越来越快，对装载机的性能也更有进一步的要求。小型轮式装载机能在工地上灵活的使用于地基回填、短距离运输、清理垃圾、平整路面，同时小型轮式装载机广泛的运用于农场，乡镇公共基础建设。特别是向机械化发展的农业对小型轮式装载机的需求必然会加大。由于小型轮式装载机的价格合理，对于个人来说，并不是承担不起的，所以如今个人购买小型轮式装载机越来越多。小型轮式装载机有着高效的作业，同时能有很好的灵活性，性价比高，用途广泛，在我国中小型企业和农村占有很大的市场。 1.2 装载机的发展状况 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。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。 中国装载机从1966年起步至2012年期间，总体上呈上升趋势且稳步向前发展。从1995-2008年的14年间，一直呈正增长，且从2001年以后呈现“井喷式”超高速增长，2008年上半年增长尤为迅猛。2008年下半年，在世界金融危机背景下，中国装载机也遇到了1995年以来的最大寒流，下降幅度达12%以上。2009年，中国装载机市场大幅度下滑，使这10多年来中国装载机行业进入了最艰难的一年，同时，在国家4万亿投资的带动下，中国装载机从2009年下半年已逐步回暖。 2010年以来，我国装载机行业恢复明显，并呈现大幅度回升态势，我国主要装载机企业销量陡增，市场需求十分旺盛。2010年前三季度，我国装载机累计总销量约16.73万台，同比增长59.1%。随着海外经济的逐渐恢复，2010年前10月装载机出口大幅回升，前十个月累计出口20208台，同比增长67.3%。2011年中国工程机械经历了前高后低的大起大落，迎来工程机械行业的低潮期。其他行业的大量资金涌入使整个工程机械市场混乱，在行情不好的情况下各企业无所不用其极，各种恶性竞争不断。至2011年底整个市场依然不景气。以至于我们在2011年末就业压力甚大。2012年年初仍然受去年的影响使之月份依然沉浸在低迷的气氛中。 长期来看，拉动中国装载机行业发展最主要的四大因素能源工业、城市化建设、交通设施建设和出口市场还会继续发展，且仍在一浪高过一浪地向前发展。因此，中国装载机行业前景光明，今后还有很大的发展空间，会再一次上升到一个新的高度。从长远看，中国装载机行业至少还有10-15年以上的发展。未来一段时间内，中国的装载机市场随着外资企业投入比例的不断扩大，行业的格局有望发生变化，一些不具备核心竞争优势的中小企业将会逐步淡出市场，导致行业集中度进一步提高。装载机行业的竞争不仅仅再局限于产品的竞争，在某种意义上将是一个产业链的竞争。 1.2.1国外装载机的水平及发展状况 在经历了五六十年的发展后，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水平。信息技术的发速发展又给装载机技术的发展插上了飞跃的翅膀，基于微电子技术和信息技术的计算机管理系统、司机辅助操作系统、柴油机电脑控制系统装载、电子计算机健康系统、电子自动换挡变速系统以及网络技术的智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、监测监控、生产经营和维修服务等各方面，使国外装载机在原来的基础上更加“精制”；其自动化程度也得到提高，从而进一步提高了生产效率；改善了司机的作业环境，提高了作业舒适性；降低了噪声、振动和排污量，保护自然环境；最大限度的简化维修、降低制造成本，使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都更上了一层楼。 国外大型装载机的整机使用寿命已达20990h、司机耳旁噪声只有80dB；中型机的整机使用寿命已达17700h；而小型装载机也已达14400h。以下是90年代国外装载机采用的一些新技术、新结构及其发展状况。 1.2.1.1微电子技术、信息技术的普及和应用 计算机控制的发动机管理系统 发动机管理系统亦称自动控制系统、电脑控制系统等，是电子计算机在工程机械中的应用之一。它能及时地根据装载机的工作负荷要求调节发动机的输出功率，使装载机更有效地利用发动机的动力，减少动力损失，节约燃料，减少废气排量和噪声；同时可使发动机长期在额定点工作，增加发动机的使用寿命。 计算机管理及故障诊断、监控系统 计算机管理和监控是90年代国外装载机发展的一个重要标志。计算机管理监控系统能连续管理/监控装载机的数十项参数，具有故障诊断和报警功能，能记录、处理装载机作业的各种信息，并能用液晶显示器显示部件的工作状态，尤其在遇到突发或紧急情况时很容易显示，并以听觉与视觉相结合的报警信号提醒司机注意，有的还能提示故障排除的方法和程序。 电子自动换挡变速控制系统 90年代中末期，国外大多数装载机上都安装有类似卡特彼勒公司的电子自动换挡变速控制系统。系统中有一个微处理器（CPU），能把从发动机油门、变矩器、变速箱收集的各种数据加以处理，然后产生一种电信号，使变速箱在适当的时候自动换挡，可进一步减少停车时间，缩短作业循环，降低燃油消耗率达15，提高作业效率和作业经济性。同时能减少因行驶方向改变或因发动机处于高转速时换挡所造成的换挡冲击，减轻司机的工作疲劳。 负载感应变速控制系统 负载感应变速控制系统能根据负载状态自动调节车速及发动机飞轮扭矩，实现高速小扭矩或低速大扭矩的动力输出，西德蔡特曼公司的ZL1801和ZL2002型装载机就配用了这样的控制系统。该系统中的负荷传感器能根据作业时负荷对动力的需求情况转换全部或部分动力，而在没有负荷时能把信号反馈到供油系统，使供油量减到最小，从而减少燃油消耗量和作业过程中的液压损失，节能达1015，有效地分配发动机功率，提高整机经济性。 转向变速集成控制系统和命令控制系统 90年代中末期，部分装载机上安装有转速变速集成控制系统（STIC），它取消了传统的方向盘和变速操作杆，将转向和变速操纵集成在一个操作手柄上，并采用简单的触发方式控制开关和换挡用的分装式加速按钮。利用肘节的自然动作左右搬动操纵手柄来实现转向，利用大拇指选择换挡按钮以实现前进与后退、加速与减速行驶，极大地简化了操作。 1.2.1.2动臂及工作装置结构的改进 90年代中末期以来装载机的工作装置已不再采用单一的Z形连杆结构，卡特彼勒公司在继IT 综合多用机上开发出八杆平行举升连杆机构之后。又在992G、924G等轮式装载机上采用了单铸钢动臂的所谓Versa连杆机构，可承受极大的扭矩载荷，具有卓越的可靠性、耐用性和平行举升机构相类似的作业性能。工作装置能以水平位置提升或降下放在托板上的物料，可配用多种作业装置，最大限度地减少司机由地面到最大高度对铲斗倾斜角的调整，前方视野更加开阔。 1.2.2 国内装载机水平及发展状况 在今后相当长的时间内，轮式装载机仍将是工程建设机械中最重要的机种之一，国内年需求量持续稳定地保持在2万台左右，但国内装载机生产厂家在急剧膨胀，竞争更趋激烈，各生产厂家纷纷开发新产品，来迎接市场的挑战。 国内市场分析 受国家政策和投资方向的影响，今后510年内国内市场的发展趋势为： 从地区看，安徽、河南、江西等市场需求在上升，国家向中西部投资的政策也将使该地区的市场具有广阔前景。 从用户看，国家鼓励多种经济形式并存，私营经济和个体用户市场需求仍然上升;国家大型工程建设对大吨位装载机等工程建设机械需求量增加。 国内生产厂家 全国装载机生产厂家可统计的有近90家，其中专业生产厂有30多家，工业总产值达30多亿元。主要生产厂家为：柳工、厦工、徐工、常林、成工、宜工、山工等，这些厂家有长时间的装载机生产经验，较强的实力、较高的市场占有率和较好的售后服务，在用户心目中一直树立着良好的形象，并保持其已有的地位和优势。其“八五”、“九五”技改的较大投入已逐渐发挥效力和作用，使企业焕发出生机和活力。 国内各生产厂家所在地更加认识到装载机这一产品的巨大市场和效益，纷纷将其列为支柱产业加以扶持并在政策上给予优惠，像福建龙岩、山东蒙岭等一批新成员的加盟，发展势头迅猛，竞争更加激烈。 国际一流公司小松、利渤海尔、沃尔沃等在国内成立合资公司后，卡特彼勒公司合资或独资生产装载机的可能性加大，更加剧了国内市场的竞争。 国内轮式装载机发展趋势 国产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。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，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。 1.2.3轮式装载机的市场前景 其一大型和小型轮式装载机，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。竞争最为激烈的中型装载机更新速度将越来越快。 其二根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，使整机可靠性得到大步提高。 其三细化系统结构。如动力系统的减振、散热系统的结构优化、工作装置的性能指标优化及各铰点的防尘、工业造型设计等。 其四利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本。 其五提高安全性、舒适性。驾驶室逐步具备FOPS&ROPS功能，驾驶室内环境将向汽车方向靠拢，方向盘、座椅、各操纵手柄都能调节，使操作者处于最佳位置工作。 其六降低噪声和排放，强化环保指标。随着人们环保意识的增强，降低装载机噪声和排放的工作已迫在眉捷，现在许多大城市已经制定机动车的噪声和排放标准，工程建设机械若不符合排放标准，将要限制在该地区的销售。 其七广泛利用新材料、新工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性。 其八最大限度地简化维修尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供司机排除问题的方法。 1.3 ZL50装载机的总体结构与特点 ZL50装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。下图1.1是ZL50装载机结构图。图1.1 ZL50装载机结构图ZL50装载机的动力是柴油机发动机，大多数采用液力变矩器，动力换档变速箱的液力机械传动形式（小型装载机有的采用液压传动或机械传动），液压操纵、铰接式车体转向、双桥驱动、宽基低压轮胎，工作装置多采用反转连杆机构。 1.3.1 ZL50装载机的工作原理 ZL50装载机是以柴油发动机为动力源，以轮胎行走机构产生推力(或牵引力)，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业的一种工程施工机械。以常用的ZL50装载机为例(见图)，其工作过程是发动机 9 的动力经变矩器传给传给变速箱 14，再由变速箱 14 经过前后传动轴分别传给前后桥 15、12 以驱动车轮转动，使装载机工作装置接近并插入料堆。工作装置动臂的一端铰接在车架上，一端铰接着铲斗，利用转斗油缸 4 通过摇臂 2 和连杆 16 可使铲斗翻转，利用动臂油缸可使动臂绕上铰接点旋转，以举升、放下铲斗，完成装载作业。 1.3.2 ZL50装载机工作装置及液压系统ZL50装载机工作装置如1-2图所示。它是由铲斗、动臂、摇臂、连杆、转斗油缸和动臂油缸组成。1-转斗油缸；2-摇臂；3-动臂；4-铲斗；5-斗齿；6-动臂油缸图1.2 ZL50装载机的工作装置 1.3.3 ZL50装载机的传动系统 ZL50装载机传动系统如图1.3所示。它是由变矩器、变速箱、传动轴、前后驱动桥、桥边减速器等组成。1-发动机；2-液力变矩器；3-变速油泵；4-工作油泵；5-转向油泵；6-变速箱；7-驻车制动；8-传动轴；9-驱动桥；10-轮边减速器；11-行车制动器；12-轮胎 图1.3 ZL50装载机传动系统 变矩器采用双涡轮液力机械式，变速箱采用行星式液压换挡。变速箱由箱体、行星齿轮式变速机构、液压动力换挡系统等。 ZL50装载机的驱动桥分为前桥和后桥，前桥的主动螺旋锥齿轮为左旋，后桥则为右旋。它是由壳体、主传动器、半轴、轮边减速器及轮胎轮辋等组成。主传动器是一级螺旋锥齿轮减速器，主要用来增大传动系的扭矩与降低传动系的转速，并改变传递运动的方向。差速器是由两个锥形直齿半轴齿轮、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副，它对左右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，它将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传动机构，内齿圈固定在轮边支承轴上，行星轮架与轮辋固定在一起传动，其运动是通过半轴、太阳轮而得到的。轮边减速器的任务是进一步增大传动系的扭矩和降低转速。 第2章 ZL50型装载机总体设计综述以下导师给定的设计内容。表2-1 设计参数要求课题内容根据ZL50型装载机系统参数,进行装载机总体布局设计及底盘系统设计，包括:方案设计、相关计算、结构图纸设计。主要技术性能参数额定负荷：5t 斗容（挖掘斗）： 3立方米 最大卸载高度（倾卸角45）： 2950mm 最大卸载高度卸载时距离： 1290mm 轴距： 2760mm 轮距： 2240mm 轮胎： 23.5-25 机重： 17t 总长度： 7310mm 总宽度： 2870mm 总高度： 3240mm 最小离地间隙： 450mm再以柳工ZL50CN型装载机为参考进行总体参数设计。表2-2 ZL50装载机总体参数整机基本参数长宽高7310 x 2870 x 3240mm额定负荷5000kg斗容3m3最大起掘力167KN最大卸载高度2950mm最大卸载高度时卸载距离1290mm机重17t最小离地间隙450mm发动机（潍柴WD615G.220）额定功率/转速162KW / 2200r/min最大扭矩860NM传动系统液力变矩器单相，两级变速箱动力换挡，行星变速行车速度前进一档010 km/h前进二档037 km/h倒档016 km/h转向系统（铰接式全液压转向）转向缸数-内径2 x 100mm转向角度左右各为35最小转向半径铲斗外侧6920mm转向工作压力12Mpa制动系统行车制动四轮气顶油钳盘式停车制动闸瓦式悬挂与驱动桥悬挂半刚性(后桥为摆动桥)驱动桥整体式非贯通式驱动桥布置车轮轮胎23.5-25胎压前0.320.35Mpa后0.290.32Mpa车轮动力半径760mm2.1装载机总体布置装载机的总体设计主要包括总体参数的计算与选择、各部件结构形式的选择各部件的布局、工作情况的计算。总体布置的任务是：确定装载机各部件的位置，控制各部件的尺寸及重量。协调各部件之间及整体与部件之间的关系，消除装配干涉，使桥荷分配合理；布置操纵机构及驾驶员工作场所，使操作方便；校核运动、部件的运动空间，排除运动干涉；保证整机性能良好，拆卸方便，便于维修保养。图2.1为我国第二代ZL50型轮式装载机的总体结构图。它主要由柴油机系统1、传统系统2、防滚翻及落物保护装置3、驾驶室4、空调系统5、转向系统6、液压系统7、车架8、工作装置9、制动系统10、电气仪表系统11、复盖件12。一共12个部分及系统组成。图2.1 ZL50装载机总体结构图 2.1.1发动机与传动系的选型与布置一般的工程机械为了获得大的功率都采用柴油机，随着目前技术的发展涡轮增压技术在柴油机上得到了广泛的应用。另外由于装载机的工作环境恶劣，也只有柴油机能在这样的环境中稳定工作。发动机置于装载机后部，起到配重作用，并有利于提高装载机的稳定性。但是后置发动机将散热器至于后方，在向前行使的工况下散热不佳。因装载机大部分时间处于低速状态，风对散热的影响不大综合考虑采用后置发动机后置散热器形式。 发动机、变距器和变速器的连接通常有以下几种方式： 发动机、变距器和变速器连成一体。 发动机与变距器连成一体，变距器与变速器用传动轴连接。 发动机与变距器用传动轴连接，变距器与变速器连接成一体。第一种其优点是：结构紧凑、轴向尺寸小、传动轴少，对于轴距较小的装载机便于总体布置。但由于三部件连成一体，维修不便，且发动机的振动会直接影响到其它部件的正常工作。后两种方案，发动机前后位置不受变速器位置的影响，便于布置；传动部件可前后移动，有利于调整桥荷的合理分配；便于拆卸，维修方便；便于部件通用，但传动轴数增加。由于设计的是铰接式装载机，要将变速器与前驱动桥之间的传动轴两万向节对称布置在前后车架铰接点的两侧，使传动轴的中点与铰接点重合，以保证转向时等速传动条件。综合考虑因变速箱须置于前后桥中心，车长有限制，位置比较紧凑。参考了国内外各厂商的布置，采用第一种布置形式，即发动机、变矩器、变速箱连成一体。 2.1.2悬挂系统与摆动桥的布置为保证装载机作业的稳定性，采用半刚性悬挂。及前桥固定在车架上，后桥摆动布置如图2.2。同时为了使装载机在不平地面行驶时，全部轮胎都能与地面接触，以提高装载机的稳定性和牵引力，也应该使一个驱动桥能绕纵向铰销作上下摆动，摆动角为负正10度17度，并由限位块来限制。摆动桥可以是后桥，也可以是前桥，这里将采用后桥。将后桥固定在副车架上，用纵向铰销将副车架铰接在车架上，这样后桥就可以绕纵向铰销摆动。图2.2 摆动桥 2.1.3轮胎 本次设计采用23.525低压充气轮胎，以减小轮胎的接地压力，提高装载机在松软地面上的通过能力；在不平地面上行驶时，有效好的缓冲性。采用斜纹，这是因为斜纹适用于松软地面条件，使装载机有良好的附着性能，产生较大的牵引力。 2.1.4驾驶室的布置驾驶室的位置应使驾驶员有良好的视野，安全、舒适的工作条件，操作方便。整体车架装载机驾驶室布置在车架的前部。铰接式装载机驾驶室有三种布置方式： 驾驶室布置在前车架后端，这种布置其优点是前方视野好，转向时，驾驶员随前车架转向，便于对准铲装的物料。但发动机、变速器在后车架上，操纵机构较复杂。驾驶室与工作装置较近，驾驶员受冲击较大，易疲劳。 驾驶室悬臂固定在后车架的前端，这种布置驾驶员不随前车架摆动，铲装和卸料时对准物料不及第一种布置好。但前后视野良好，驾驶员受冲击较小，不容易疲劳。因此，大多数装载机采用次种布置。 驾驶室布置在后车架的前部，这种布置驾驶员前方视野差，后方视野好。作业时，驾驶员受冲击较小，不易疲劳。 综合考虑本次设计采用第三种方案。 2.1.5工作装置的布置目前轮式装载机采用得多的是反转连杆机构。反转连杆机构最大铲起力是在铲斗向后翻转（铲斗转角为正）时发出，在铲装位置转斗时，随转角的增加铲起力增大，使用于铲装矿石、岩石等坚实物料；铲斗后倾角变化小，因此，在运输位置时，铲斗后倾角可以大些，以减少运输时物料撒落；铲斗卸载时角速度小，卸载平稳，冲击小；卸载后动臂下降铲斗能自动放平。由于本次设计的主要是底盘传动。装载机的工作装置不做详细的说明。工作装置布置在装载机的前端，动壁与车架铰点位置结合工作装置设计来确定。由于最大卸载高度和最小卸载距离一定，铰点的前后位置将影响动臂的长度和动臂由最低位置到最大举升位置的回转角以及装载机的稳定性。铰点向后布置，将会增加动臂长度，动臂回转角减小，倾翻力矩小，提高了装载机在动臂外伸时的稳定性。但为了保证驾驶员工作方便，有良好的视野及安全性。因此，动臂与车架的铰点不布置在驾驶室两侧或驾驶室之后。提高动臂和车架铰点位置，可减小斗刃与前轴距离，增加铲起力；降低铰点位置，可使装载机的重心高度降低，但会减小最大卸载高度或增加动臂的回转角，以致减小卸载距离及动臂油缸力臂，使油缸受力不利。动臂的回转角设计为90度。铰点位置在动臂在最低位置时将尽量靠近轮胎，以减小整机总长，并保证铲斗后倾时不与前轮发生干扰。动臂油缸与车架的铰接方式通常有两种方式：一种是油缸下端与车架铰接，这种结构简单，易布置。另一种是油缸中部与车架铰接，这种在动臂提升过程中，因油缸下端摆动，使油缸作用力臂变化较小。在本次设计中，采用第一种方式2.2装载机总体参数的设计装载机的总体参数主要包括：装载机的额定载重量、斗容量、装载机的自重、最大驱动力、行驶速度、发动机功率、轮胎尺寸、铲起力、动臂提升、下降及铲斗前倾时间、铲斗后倾角及卸载角、铲斗最大卸载高度、铲斗最大卸载高度时的卸载距离、最小离地间隙、轴距、轮距、装载机桥荷分配等。 2.2.1装载机的自重装载机的自重G0是指它的使用重量。对于全桥驱动的轮式装载机，附着重量就是装载机的自重。装载机在水平地面作业时，在行驶中将铲斗插入料堆。若装载机等速行驶，则装载机的牵引力Fd用来克服插入阻力Fx。根据总体设计参数合理匹配的原则，为使装载机在正常工作时，铲斗能插入料堆一定的深度，装载机的额定牵引力Fdr应等于插入阻力Fx，即Fdr=Fx但牵引力受地面附着条件的限制，则额定牵引力Fdr为Fdr=170009.8=167KN 2.2.2装载机的额定载重量 装载机的额定载重量Gr是指保证其稳定性所规定的载重量。可以根据经验公式 mr=kmsk为质量利用系数 一般取0.250.3,取0.29计算得出 2.2.3额定斗容量额定斗容量又称为堆装斗容。当装载机额定载重量确定后，额定斗容Vr可按下式计算Vr=Gr/r (m3)式中 Gr为额定载重量（KN） r为物料的重量（KN/m3）对于一定的额定载重量，由于物料的重度不同，额定斗容也不相同。根据物料的不同重度，将铲斗斗容分为：标准斗容、加大斗容及减小斗容。详见下图。 其中，标准斗容用来铲装重度r=1416KN/m3的物料；加大斗容用来铲装重度r=10 KN/m3左右的物料；而减小斗容则是用来铲装重度r20 KN/m3的物料。Vr=49/16=3 m3。故本次设计的额定斗容为3m3 2.2.4作业所需的最大驱动力根据总体参数合理匹配的原则，平均最大作业阻力Fx应等于装载机的额定牵引力Fdr,即Fx=Fdr装载机在水平地面作业时同除需克服作业阻力FX外，还需克服行驶阻力Ff，因此，需要产生的最大驱动力为。Ftmax=Fx+Ff查的橡胶轮胎与地面间最大的滚动阻力系数为=0.3 Ff=G0=51KNFtmax=218KN 2.2.5发动机功率 发动机功率应该按装载机在作业时所需的功率来计算。在这里是初步计算，可根据经验公式来计算 故发动机所需功率为152KW，而选用的发动机功率为162KW。完全满足要求。 2.2.6行驶速度轮式装载机作业时在行使中将铲斗插入料堆，这时行驶速度常为34km/h。最高前进一档速度为10km/h。轮式装载机一般采用半刚性悬架，行驶速度不宜过高，最高行驶速度即二档最高速度为38km/h。轮式装载机常进行循环作业，而且后退时几乎无工作阻力，为提高生产率，应当缩短作业循环时间。因此，装载机后退速度常比前进作业一档速度高。综合变速箱的选型。最终确定最高倒档速速为26km/h 2.2.7轮胎尺寸轮胎尺寸对传动系的传动比、装载机的离地间隙、重心及总体布置等都有影响。轮胎尺寸应根据轮胎的载荷来确定，同时还要满足装载机性能的要求。根据设计任务给定的轮胎型号，确定轮胎尺寸轮宽597mm（23.5英寸）轮辋直径635mm（25英寸）轮纹斜纹标准气压压外直径1615mm动力半径760mm 2.2.8铲起力装载机停在硬的水平地面上，备有标准使用重量，动臂在最低位置，铲斗斗刃底部平行地面，位于地面上或下不超过0.0254m，转斗或提升动臂时，作用在铲斗斗刃后0.102m处的垂直向上的力称为铲起力。它是由转斗油缸或动臂油缸产生的，其最大值受装载机纵向稳定性的限制，初步确定可按下式计算：FZ=(1.82.3)GrGr为额定载重量计算得出：FZ=107.8KN 2.2.9动臂提升、下降及铲斗前倾时间动臂提升时间一般为69.5s。动臂下降时间一般为36s铲斗下降时间一般为1.23.0s 2.2.10铲斗后倾角及卸载角铲斗后倾角为45度，应为后倾角过小或过大都会引起物料撒落。卸载角可取45度。过小的卸载角会影响物料卸净。 2.2.11铲斗最大卸载高度铲斗最大卸载高度Hdmax是动比在最大举升高度时铲斗的卸载高度（卸料时铲斗倾角为45），它与配合作业的运输车有关，可按下式确定Hdmax=H+0.2B式中 H为运输车辆车箱侧臂离地高度（m） B为车箱宽度（m）查资料的H一般等于2.3m,B一般等于3.25m 2.2.12最大卸载高度时的卸载距离最大卸载高度时铲斗斗尖与装载机前外廓的水平距离称为最大卸载高度时的卸载距离Ld,可按下式计算式中B为车箱宽度，a为卸载时，装载机前外廓与车辆之间应有的最小距离（m），取0.21 2.2.13轴距轴距L对装载机的重量、桥荷分配、长度、纵向稳定性、行驶平稳性、最小转向半径等有直接影响。增大轴距，可提高装载机的纵向稳定性和行使平稳性，但轴距过大，会增加装载机的自重及最小转向半径。减小轴距，装载机长度及自重就减小，最小转向半径也减小。但轴距过小会使装载机的纵向稳定性变差，行使时颠簸大，而且还会使万向节传动的夹角过大。在保证装载机主要性能下，轴距尽可能小些。这里参考设计任务给定数据取，L=2760mm. 2.2.14轮距轮距对装载机的总宽、重量、横向稳定性及机动性能等有较大的影响。增大轮距，可提高装载机的横向稳定性，但会使装载机最小转向半径增大而影响机动性，使铲斗宽度、总宽及重量增加，并且使单位插入力减小。因此设计中要在可能的情况下尽量减小轮距。这里参考设计任务给定数据取，D=2240mm。2.3装载机作业情况的计算装载机的作业阻力主要有：插入阻力、铲起阻力及转斗阻力矩。这些阻力与物料种类、性质、堆料高度、铲斗插入料堆的深度以及铲斗的结构形状等有关。这里是根据经验公式计算的。 2.3.1插入阻力插入阻力是装载机铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的反作用力。它包括铲斗前切削刃和两侧壁切削刃的阻力；铲斗底和侧壁内表面与物料的摩擦阻力及铲斗外表面与物料的摩擦阻力。插入阻力Fx可按下式计算Fx=10K1K2lp1.25BbK3K4 (N)式中 K1物料块度及松散程度影响系数。 K2物料种类影响系数。 lp铲斗插入料堆深度（cm） Bb铲斗宽度 （cm） K3料堆高度影响系数。 K4铲斗形状系数。取K1=1.3，K2=0.14，lp=38.5cm，Bb=307cm, K3=1.00, K4=1.5 2.3.2铲起阻力铲起阻力是铲斗插入料堆达到一定深度后，提升动臂时，料堆对铲斗产生的反作用力。最大的铲起阻力常发生在开始提升铲斗时，随着动臂的提升，铲起阻力逐渐减小。最大铲起阻力FZ可按下式计算：FZ=2.2 lpBbKt （N）式中 lp铲斗插入料堆深度（m） Bb铲斗宽度（m） Kt铲斗开始提升时物料的剪应力（N/m2）取lp=1.5m，Bb=3.07m，由于是初步计算，取Kt=35000N/m2 2.3.3转斗阻力矩转斗阻力矩是当铲斗插入料堆一定深度后，用转斗油缸使铲斗向后翻转时，料堆对铲斗的反作用力矩。不计转斗时的角加速度，转斗静阻力矩Ms、随铲斗翻转角a而变化。开始转斗时，转斗角a=0，转斗静阻力矩为最大值Ms。随着铲斗转角a的增大，转斗静阻力矩减小。当铲斗前刃离开料堆时，铲斗转角a=a0,转斗静阻力矩为Ms0。最大静阻力矩Ms可按下式计算Ms=1.1Fx0.4(x-lp/3)+y式中 Fx开始转斗时的插入阻力（N） x铲斗回转中心与斗刃的水平距离（m） y铲斗回转中心与地面的垂直距离（m） lp铲斗插入料堆的深度（m）转斗时，铲斗除受到静阻力矩的作用外，还受到铲斗自重和铲斗中物料重所产生的阻力矩，因此，开始转斗时的总阻力矩Mr为Mr=Ms+(Gb+Gr)lb (Nm)式中 Ms为最大静力矩(Nm) Gb为铲斗自重（N） Gr为装载机额定载重量（N） lb为铲斗重心到回转中心的水平距离（m）当铲斗离开料堆后，铲斗只受到自重和物料重所产生的阻力矩。、第三章 ZL50型装载机变速箱设计3.1变矩器和变速器综述目前国内大多数生产厂家ZL50装载机所采用的液力变速器由双涡轮液力机械变矩器和前二后一行星式变速器组成。其中双涡轮变矩器为我国六十年代末测绘美国ALLISION公司的产品，采用单级、双相、四元件变矩器，在低速重载工况下，变矩器的两个涡轮同时工作输出扭矩至变速器，在高速轻载工况下，变矩器仅有一个涡轮工作输出扭矩至变速器，变矩系数为4.7;与之相配的变速器为有两个行星排构成的行星传动动力变速器，通过三个操作件，即两个制动器和一个离合器，来实现前二后一共三个挡位，=2.155，=0.578，=1.577。该液力变速器自上世纪六十年代为各主机厂家广为使用，成为国内ZL40/50装载机的通用型配置。这种液力变速器的主要问题是：由于超越离合器受力状况和润滑条件较差，从而影响了主机的可靠性；采用了功率内分流式双涡轮液力变矩器，功率损失大，造成有效牵引功率、效率较低，高效区范围较窄；由于尺寸链较长，不易保证，造成变速器噪音较大；结构复杂，零件加工制造困难，维修不方便。 针对原装载机的以上问题，为了提高车速及牵引效率等，研制开发了新的液力变矩器。该变速器总成由纯液力传动单级单向三元件变矩器和电液控制动力换挡变速器两部分组成。纯液力传动和液力-机械串联的复合传动相比，有以下几点优点：（1）纯动液传动的平均有效功率、效率值高于液力-机械串联的复合传动；（2）但效率曲线宽而平，高效工作范围区宽；（3）结构简单，易于加工制造和维修。定轴式动力换挡变速器较之行星式动力换挡变速器具有结构简单、制造容易、可靠性高的特点。同时定轴式动力换挡变速器换挡方便自如、冲击小、传动比范围大，在一定范围内可实现无级变速，对外载荷的变化具有自适应能力，能充分发挥发动机的动力性能和提高经济性等特点。如果与电控板、电磁阀、传感器、电操作开关等配合使用可方便的实现半自动，甚至全自动换挡。因此研制开发定轴式动力换挡变速器是一种必然趋势和发展方向。3.2 变速箱的设计在本次设计任务中，由于液力传动系统的设计计算难度偏高，加上这种行星齿轮动力换挡变速箱的结构复杂，本次设计根据设计要求，变速箱不做详细设计。根据设计要求从各大制造商处选定型号为本次设计所用。选定福建三明齿轮箱有限责任公司生产的YJSW315-6型行星式动力换挡变速箱。3.2.1 基本参数 表3-1 变速箱参数输入最大功率164KW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变速型式二前一倒/动力换档，行星机构变速箱传动比档 2.155； 档 0.578； 倒档 1.757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 3.2.2 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。图3.1 变速箱结构原理 3.2.3 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。 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。 3.2.4 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。图3.2 液力变速箱原理图第4章 驱动桥设计4.1 总体方案论证 装载机驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。b)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。c)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。d)在保证足够的强度、刚度条件下，要求质量小。e)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。f)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高车辆在不平路面上的行驶平顺性。 图4.1 ZL50系列轮式装载机驱动桥总成 4.1.1 驱动桥形式的设计普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种工程机械、多数的越野汽车。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在装载机轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；轮式装载机的轮边减速器一般为行星式，以减小其尺寸，获得大的传动比，且将其安装在轮毂内。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，而且由于装载机工作条件恶劣，所受载荷冲击比较大，在工作过程中工作装置需要一定的平顺性，所以本课题选用非断开式驱动桥。 4.1.2 多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型机械及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有44、66、88等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对88汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。由于装载机属于中置四驱的车型，不存在驱动桥贯通，所以本课题选用非贯通式驱动桥。采用双桥驱动。在实际工作中，前桥载荷分配比较大，而且在不工作和载荷比较小的情况下，常常脱开后桥，所以在设计时，以前桥设计为主，后桥除多一个摆动架以外结构形式与零件设计与前桥相同，只是安装时要注意零件的相对位置在前后桥中的不同。 4.1.3 传动比的设计与校核 已知第三章变速箱各档位传动比数据及车轮动力半径： 档 2.155 档 0.578 倒档 1.757 车轮的动力半径 760mm根据徐州美弛车桥厂的C216BQB型ZL50驱动桥为原型，进行车速的验算。行驶速度计算公式其中 R动车轮动力半径 n0发动机转速 i3i4驱动桥总传动比 i档变速箱传动比（发动机额定转速下从发动机输出至变速箱 输出总传动比，包括液力变矩器）。 计算得若装美弛桥一档的额定车速为比预计车速要快，所以此品牌的桥数据不能作为本次设计直接使用的数据，所以根据第一章规定的前进一档额定速度，=10km/h计算得参考i3i4=29.248。差的总传动效率h总为0.95，则在本设计中自行设计的驱动桥总传动比=i3i4 = h总i3参考i4参考 = 27.68验算车速前进I档：在传动轴处的传动效率为h传=0.95 则实际前进一档车速。前进II档： 与设计时速37km/h相差不大，符合要求。倒档 与设计时速16km/h相差不大，符合要求。4.2主减速器设计 主减速器是车辆传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的车辆，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于车辆在各种道路上行驶时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 4.2.1结构型式4.2.1.1 主传动器的减速型式表4-1 减速型式减速型式特 点应