WJ089-ZL50型装载机液力机械传动系统设计【原创】
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本科毕业设计（论文） 装载机液力机械传动系统设计 年 级： 学 号： 姓 名： 专 业： 指导老师： 2016年 04月 毕业设计说明书（论文） I 摘 要 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。 用轮式行走系，液力机械传动系统。 该机具有机动性好、转向灵活、生产率 高、操纵轻便等优点 。 本次设计针对 要包括选择液力变矩器、变速器、分动器等关键部件的类型，并对液力变矩器、变速器和分动器的结构及参数进行设计，对关键零部件强度进行校核；利用 关键词 ： 装载机、工程机械、液力机械、传动系统 毕业设计说明书（论文） is of is a to in to to L of of so is of of of of of to AD of 毕业设计说明书（论文） 录 摘 要 . I . 1 章 绪 论 . 1 装载机概述 . 1 装载机简介 . 1 装载机的主要技术性能参数 . 1 内外发展状况 . 3 外状况 . 3 内状况 . 3 第 2 章 传动系统总体方案 . 5 力变矩器的设计计算 . 5 计方法 . 5 择模型 . 6 算循环圆直径 . 8 定线性比例尺设计变矩器 . 10 动器的选型 . 10 第 3 章 变速器的设计 . 12 传动比的确定 . 12 档最大传动比的确定 . 12 档最小传动比的确定 . 12 数和中间档传动比的确定 . 13 毕业设计说明书（论文） 确定变速器各档传动比 . 13 构型式及配齿情况 . 14 键零部件的设计与强度校核 . 18 轮校核 计算 . 18 的强度校核 . 29 档离合器的设计与计算 . 32 承的选型 . 35 致 谢 . 36 参考文献 . 37 毕业设计说明书（论文） 1 第 1 章 绪 论 装载机概述 装载机简介 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。 装载机的主要技术性能参数 标志装载机的主要技术性能参数有铲斗容量、额定载重量、发动机额定功率、整机质量、最大行驶速度、最小转弯半径、最大牵引力、最大掘起力、最大卸载高度、卸载距离、工作装置动作三项和等。 （ 1） 铲斗容量 一般指铲斗的额定容量，为铲斗平装容量与堆尖部分体积之和，用 示。 （ 2） 额定载重量 指在保证装载机稳定工作的前提下，铲斗 的最大载重量，单位为 （ 3） 发动机额定功率 发动机额定功率又称发动机标定功率或总功率，是表明装载机作业能力的一项重要参数。发动机功率分为有效功率和总功率，有效功率是指在 29 C 和 7461力情况下，在发动机飞轮上实有的功率（也称飞轮功率）。国产装载机上所标有的功率一般指总功率，即包括发动机有效功率和风扇、燃油泵、润滑油泵、滤清器等辅助设备所消耗的功率。单位为 （ 4） 整机质量（工作质量） 指装载机设备应有的工作装置和随机工具，加足燃油，润滑系统、液压系统 和 毕业设计说明书（论文） 2 冷却系统都加足液体，并且带有规定形式和尺寸的空载铲斗和司机标定质量（ 75的主机质量。它关系到装载机使用的经济性、可靠性和附着性能，单位为 （ 5） 最大行驶速度 指铲斗空载，装载机行驶于坚硬的地面上，前进和后退各档能达到最大速度，它影响装载机的生产率和安排施工方案，单位为 km/h 。 （ 6） 最小转弯半径 指自轮胎中心或后轮外侧或铲斗外侧所构成的弧线至回转中心的距离，单位为 （ 7） 最大牵引力 指装载机驱动轮缘上所产生的推动车轮前进的作用力。装载机的附着质量越大，则可能产生的最大牵引力越大， 单位为 （ 8） 最大掘起力 指铲斗切削刃的底面水平并高于底部基准平面 20，操纵提升液压缸或转斗液压缸在铲斗切削刃最前面一点向后 100 单位为 （ 9） 最大卸载高度 指动壁处于最高位置，铲斗倾角为 45时，从地面到斗刃最低点之间的垂直距离，单位为 （ 10） 卸载距离 一般指在最大卸载高度时，从装载机本体最前面一点（包括轮胎或车架）到斗刃之间的水平距离，单位为 （ 11） 工作装置动作三项和 指铲斗提升、下降、卸载三项时间的总和，单位为 s 。 毕业设计说明书（论文） 3 内外发展状况 外状况 在经历了 5060 年的发展后，到 20 世纪 90 年代中末期国外装载机技术已达到相当高的水平。基于液压技术、微电子技术和信息技术的各种智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、检测监控、生产经营和维修服务等各个方面，使国外装载机在原来的基础之上更加“精致”，其自动化程度也得以提高，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，降低了噪音、振动和排污量，保护了自然环境，最大程度的简化维修、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。 20 世纪 90 年代中末期以来，装载机的工作装置已经不再采用单一的 Z 形连杆机构，卡特彼勒公司在继 合多用机上开发出八杆平行举升连杆机构之后，又在其992G、 924G 等装载机上采用了单铸钢动臂的所谓 杆机构，可承受极大的扭矩载荷，具有卓越的可靠性耐用性及和平行举升机构类似的作业性能。工作装置能以水平位置提升或降下放在托板上的物料，可以配用多种作业装置，最大限度的减少司机由地面到最大高度对铲斗倾角的调整，前面视野更加开阔。沃尔沃公司在 系列装载机上推出了该公司的专利产品 扭矩平行连杆机构（ 在铲斗的整个举升循环中可以提高更大的倾翻力矩以及举升能力，这保证装载机不仅在配用铲斗时，而且在配用叉、吊等其他工作装置时都具有良好的作业能力。德国 O&K 公司为其小型装载机设计有 杆； 司于 2000 年 3 月在 览会上推出了具有可折叠式新型连杆机构的高卸位式 装载机等，进一步增加了装载机工作装置的种类，提高了其作业的多用性和适应性。 内状况 我国装载机行业起步较晚，其制造技术是陆续从美国、德国和日本等国家引进的。目前，我国装 载机的生产技术水平只相当于发达国家 20 世纪 80 年代的生产制造水平。虽然目前国内装载机的生产厂家群雄并立，并且有增无减，但国内的企业自主开发创新能力较弱，产品更新换代以适应市场需求的能力差，不能及时适应市场的需求。在生产制造上，工艺装备水平和生产能力低，造成关键零部件技术不过关，整机的可靠性，故障率，使用寿命，机、电、液一体化水平，外观质量，操纵灵活性和舒适性方 毕业设计说明书（论文） 4 面与先进国家产品相比差距较大。目前，我国装载机的发展有如下一些特点： （ 1） 缺乏高科技含量，产品质量不稳定，档次低 ； （ 2） 设备的灵活性、舒适性较差 ； （ 3） 用途单一 ，产品规格中间大两头小 。 我国生产的装载机所配有的附属作业装置有限，造成装载机使用功能少、用途单一。尽管已能产生出 0t 的装载机产品，但产量主要集中在 15t 范围内，无力生产微型级、大型级产品，造成了产品结构中间大、两头小的格局。 尽管国内装载机的技术发展水平与西方发达国家存在着很大的差距，但也应该考虑到历史和国情的原因。目前国产装载机也正在从低水平、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，各个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，正在从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖出来，成为装载机行业的领先者。 毕业设计说明书（论文） 5 第 2 章 传动系统总体方案 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）。本次设计 装载机 的传动方式为，液力机械式。 一般采用液力机械传动型式的，如 装载机均系这种传动方式。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 传动方案简图（图 2 确定 ： 1 轮胎 2 脚制动器 3 前驱动桥 4 变速箱 5 转向油泵 7 变速油泵 8 液力变矩器 9 柴油机 10 后驱动桥 图 2力机械式传动系统图 力变矩器的设计 计算 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 毕业设计说明书（论文） 6 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%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。 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 矩器 （ 循环圆直径 D =355 矩系数 0K =高效率 =作为模型 。 模型确定后，则变矩器的原始特性曲线如下：（ I 为传动比； K 为变矩系数； 为效率； b 为泵轮力矩系数， 710 22 rm/ ） 毕业设计说明书（论文） 7 图 2始特性曲线 参考相关文献得出 变矩器的原始特性参数如下： 表 2矩器的原始特性数据 I b b毕业设计说明书（论文） 8 I K b18 1 1 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 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 1M 。以上作出的曲线 1M 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 2M 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 1M 、 2M 曲线之间 。 在同一转速时的1M 、 2M 力矩值相差很大，由材料知道 装载机，在发动机额定转速时， %90， %， %。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 1M ，一般占发动 机额定力矩0%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0%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 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 1M 、 2M 曲线之间的某一 假想力矩曲线（图 2在计算变矩 毕业设计说明书（论文） 9 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 *i 与当n 时相交，如图 2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合性能。当量力矩的计算比较复杂，在实际上当K 的方法得到，即使当M= 2 计算变矩器循环圆直径 5 221 （ m） （ 2 式中 发动机额定力矩， 1K 发动机降 功率使用系数。采用工程机械柴油机时， 1K =1； 2K 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 毕业设计说明书（论文） 10 使用取 2K = 工作液体的密度，取 =900 3/ 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，=10 22 / ； 发动机最大功率时，曲轴转速， 2200 r 。 代入数据计算得到 D = 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 l 模 （ 2 式中 模D 作为模型的循环圆直径，模D= 计算得到 l =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 循环圆直径 D=365矩系数0K=高效率。 动器的选型 分动器的功用是将变速器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，他单独固定在车架上。其输入轴与变速器的输出轴用万向传动装置相连，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。 分动器类型及其特点：从结构和功能来看 ，分动器可分为两大类。一般齿轮式分动器和带轴间差速器的分动器。一般齿轮式分动器分配给前、后桥的转矩比例不定 (随此两桥所受附着力的比例而变 )。这样虽然会增加附着条件较好驱动桥的驱动力，但可能使该桥因超载而损坏。因此，目前采用这类分动器的汽车越来越少。则选取带轴间差速器的分动器。 毕业设计说明书（论文） 11 由于装载机是全轮驱动 ,分动器需要两个输出轴，则选取型号尤尼克 27分动器基本参数如表 表 27分动器基本参数 毕业设计说明书（论文） 12 第 3 章 变速器的设计 传动比的确定 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 ： 1i = （ 3 式中 2n 液力变矩涡轮最低转速 ,由液力变矩器输出特性曲线图 根据最低效率 p 值决定， 取 2n =840(r/ 轮胎滚动半径，取 理论最低行走速度，取km/h； 得： 1i = 计算得到 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 2i = 3 式中 2n 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据最高效率 2n=1940(r/ 空载 最高行速，取4km/h； 毕业设计说明书（论文） 13 得： 1i = 计算得到 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i、i、i、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 （ 3 所以 q=档传动比的公比 q 还必须满足下列条件： q=3 k，即小于等于液力变矩器涡轮最高转速2样 才能保证液力变矩器的效率总是大于p值。 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轮主 =以得到变速器的传动比为传动系传动比与 i 的商值。 档传动比的确定 预取变速器 1i =由滚动阻力 f=N) 换算至变矩器涡轮的转矩1 1WM= = （ 3 毕业设计说明书（论文） 14 式中 N)， m）， i=f=1i =3.5，b=c=据液力变矩器输出特性曲线图（图 2， 得到涡轮的最大转速为：)(23601 w ， 由此求出倒退档空行时的最大行驶速度为： 1 =8 km/h） （ 3 符合要求。 同理根据低高 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： 1i = v= 2i = v= 3i= v= 4i= v= 符合要求。 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。同理根据低高 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： 1i = v= 2i = v= 3i= v= 4i= v=合要求。 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 毕业设计说明书（论文） 15 到广泛应用。 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 3速器传动简图 各档的传动路线和传动比如下表： 表 位 结合离合器 传动路线 传动比 前 进 档 B、 C 2档 B、 E 2档 B、 D 2档 B、 F 2 退 档 A、 C 1档 A、 E 1档 A、 D 1档 A、 F 1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： 毕业设计说明书（论文） 16 表 轮 1 2 3 4 5 6 7 齿数 28 42 31 34 24 51 44 齿轮 8 9 10 11 12 13 齿数 33 38 46 22 28 51 变速器的各档传动比和各档最高行驶车速如下表所示： 表 档传动比和最高行驶车速 2 4 2 4 i v （ Km/h） 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 20 ，各齿 轮的几何要素如下表：分度圆直径 d=顶高 ha=ha*m，齿跟高 c*） m， c*=顶圆直径 da=d+2根圆直径 df=圆直径dd= 毕业设计说明书（论文） 17 表 轮几何要素表 齿轮 齿数z 模 齿宽 压力角/ 分度圆直径d/顶圆直径da/根圆直径df/圆直径dd/m / 1 28 5 52 20 140 150 42 5 46 20 210 220 31 5 60 20 155 165 34 5 48 20 170 180 24 5 60 20 120 130 51 5 48 20 255 265 44 5 46 20 220 230 33 5 72 20 165 175 38 5 50 20 190 200 0 46 5 58 20 230 240 1 22 5 66 20 110 120 2 28 5 64 20 140 150 3 51 5 78 20 255 265 毕业设计说明书（论文） 18 键零部件的设计与强度校核 轮校核计算 知条件 表 进档 后退档 档 档 档 档 档 档 档 档 传动比 矩 数 2354 2275 2205 2150 2360 2290 2270 2150 齿轮各参数见 载机变速器齿轮要素见表 轮要素表。 速器各轴转速和扭矩的计算 以前进一档为例对变速器各轴转速的计算： n=2354（ 【 5】 n=1938（ n=1011（ n = z=654（ 同理可得其他档位时变速器各轴转速 ，计算结果见表 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： T T = 毕业设计说明书（论文） 19 T= T=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 速器各轴所受扭矩 轴 轴 轴 轴 转速 (扭 矩 （ 转速 (扭矩（ N m） 转速 (扭矩（ N m） 转速 (扭矩（ 前 进 2354 938 011 54 2275 873 350 1675 083 2205 815 852 440 1845 680 2150 770 108 654 914 后 退 2360 943 013 55 2290 885 360 1686 402 1090 2270 604,8 1869 937 900 2150 770 103 654 齿轮受力计算 以前进档时轴的 2齿轮为例进行受力分析及计算： 圆周力 根据公式1t 式中 1d 的分度圆直径 291（ N） （ 3 径向力 根据公式 的压力角 毕业设计说明书（论文） 20 1291=469（ N） （ 3 同理可以计算一档时其它工作齿轮的受力。 各档时各个齿轮的受力如下表： 表 速器各齿轮的受力（一） 档位 轴 轴 1 2 4 5 6 7 前进 1291 469 2745 1000 1291 470 2744 999 4118 1499 2745 1000 5420 1973 5424 1974 6286 2288 10756 3915 10757 3916 后退 2002 729 2003 729 2837 1033 4234 1541 4235 1542 8640 3145 8640 3145 6676 2430 17145 6240 17146 6241 11429 4160 表 速器各齿轮的受力（二） 档位 轴 轴 8 9 10 11 12 13 前进 3827 1393 2745 999 3822 1391 4742 1726 4117 1499 4742 1726 5333 1941 7333 2669 5333 1941 7168 2609 10753 3914 7168 2609 毕业设计说明书（论文） 21 后退 3954 1439 2837 1033 3954 1439 4873 1774 4231 1540 4873 1774 5664 2062 6676 2430 5662 2062 7621 2774 11435 4162 7620 2774 轮的强度校核 从上面的计算结果看出四档时工作齿轮 1、 2、 4、 6、 8、 13的圆周力大于其它各档同一个齿轮的圆周力，因此对于上面提到的 1、 2、 4、 6、 8、 13齿轮只需要校核四档时齿轮受到最大圆周力的情况，其余 5、 7、 9齿轮在倒档时圆周力都大于同一齿轮前进档时的圆周
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