橡胶履带车辆液压机械差速转向装置设计——操纵系统设计

1、的挑战，开发性能完善质量可靠，适用，价格合理的履带拖拉机迫在眉 睫。为了满足这种需求，机械液压双功率流转向机构被应用在了履带拖拉机 上。双功率流转向机构把从发动机传来的动力，分两路传给每一侧驱动轮的,其优点是动力可按比例分配到两侧履带上，转向时两侧履带始终传递动力， 可实现动力转向，转向时平均车速不降低，动力不中断，因此对农田土壤破 坏小，特别在松软的农田作业时，整机通过性好，作业效率高，左右两侧履 带的速度差可以无级控制，这一点，是履带推土机可以高效高精度的进行侧 面切削和整形作业。可实现原地转向，提高了履带拖拉机的机动性。在坡地 工作转向时，不会出现“逆转向”现象，提高了履带拖拉机工作安全

2、性。与 齿轮传动的转向机构相比，传动系简单，可避免因采用高、低、双速传动装 置造成的动力转向能力受限的弊端。履带车辆双功率流转向技术的发展是随着液压和液力传动技术的发展而 逐渐产生发展起来的。因为履带车辆在进行小半径转向的时候，特别是在某 些极限转向的时候，转向系统传递的功率是很大的。液压元件成本适合、性 能可靠，体积不大，可作为结构元件用。并且实现了履带车辆转向的方向盘 操纵，可对大功率农用拖拉机的需求。第一章 转向技术的发展及趋势 1.1转向技术的发展过程及优缺点转向机构对于任何车辆来说都是重要的组成部分。对履带车辆来说，转 向机构性能的好坏更为重要，其可以直接影响到履带车辆的使用性能。自

3、1904年霍尔顿履带式拖拉机发明以来，特别是坦克作为一种新式武器 在第一次世界大战中出现并取得巨大成功后，履带车辆的转向技术就一直处 于不断地发展和进步之中。从传统的转向机构到双功率流转向机构，从独立式到差速式，各种新型 的转向机构层出不穷从原理上进行分类，可以把履带车辆从出现到目前为止 使用过的转向机构表示出来行星稱向机枸单半径取功率流转向机松多半粉双功率碱向甘双半径双功皐流转向机构双功啊t转向桁枫彳、无錢狀功率劇向机构液压一液力双功梆克转向机构1液圧一机枷功率械转问机构r直齿轮I轿齿Sffi 1-L 晨帶丰輛聊向祝构分类陌一、转向离合器式转向机构转向离合器式转向机构在拖拉机转向时，靠分离某

4、一侧转向离合器，减 小或功率限制，驾驶员若持续转向，稍有不慎就会使发动机熄火，因而只能 靠滑磨，用较大半径转向，或极不平稳地以小半径断续转向。因此这种单差 速器转向机构现在几乎不再采用。四、双差速器转向机构双差速器转向机构可使履带车辆在转向时慢速侧履带降低的速度等于快 速侧履带增加的速度，因此车辆转向时的平均速度与直线行驶的速度相同。 但由于双差速器不能完全制动一侧履带，车辆不能原地转向，且转向半径的 变化范围没有使用转向离合器的大，转向平顺性较差。转向时快速侧履带有 加速，因此发动机的附加载荷比采用转向离合器的大。双差速器是由齿轮组 成的转向机构，与转向离合器相比零件数目少、耐磨性好、寿命较

5、长。五、双功率流转向机构双功率流转向机构是把发动机功率同时通过两条途径传给每侧驱动轮 的。近几年来，国外一些大中型履带拖拉机、推土机生产厂家如美国的卡特彼勒公司和日本的小松公司已广泛采用双功率流型的差速转向机构即双流传 动差速转向装置，特别是卡特彼列公司在挑战者35-95E系列橡胶履带拖拉机中已得到了成功应用，大大提高了橡胶履带拖拉机的履带使用寿命。这种转 向机构是把发动机功率通过变速箱和液压泵一液压马达双路传给后桥中的驱 动链轮的差动齿轮机构，能够实现差速转向.双功率流转向机构的型式多样，但相对来说，使用效果都不及机械液压双功率流转向机构。机械液压双功率流转向机构具有许多优点，转向时平均速度

6、不降低，两 侧履带始终传递动力，可实现动力转向，适用于进行偏载推土和切除树根作 业。转向时传给行走装置的功率不降低，转向工作效率高、速度快。左右履 带的速度差可无级控制，实现平稳又精确的方向控制，可高效、高精度地进 行侧面切削和整形作业。容易实现一根操纵杆来控制进退和转向。由于转向 时动力不中断，因此对农田土壤破坏小，特别在松软的农田作业时，整机通 过性好，作业效率高。在坡地工作转向时不会出现“逆转向”现象，提高了 履带拖拉机的工作安全性。不足之处是这种转向机构需要附加液压传动装 置，成本加大。国内有研究院所在介绍具有优良转向特性的差速转向机构，但投入物力、财力和人力进行深入研究和产品开发的还

7、不多见。普遍认为国内液压元 件可靠度低，产品成本偏高影响销售市场和用户购买力。随着国民经济的发 展和农民收入的增加，农业生产体制的变化，国内液压元件可靠度的提高， 控制技术应用范围的扩大，加入WTC后市场竞争的加剧，消除目前国内现有大功率履带拖拉机、推土机转向机构的机动性能差（不能按驾驶员的意愿随意转向），转向能耗大，转向机构易磨损，生产效率由于转向性能差而受到 影响的缺陷己成为车辆工程领域研究开发人员的重要研究课题。机械式的转 向机构必将会在大功率拖拉机、推土机等工程车辆上遭到淘汰，而利用液压 泵一液压马达驱动的液压转向技术逐渐被国内外研究开发设计人员应用于 大功率拖拉机、推土机等工程车辆的

8、转向系统设计中去。 1.2双功率流转向机构双功率流转向技术的出现，最早可以追溯到法国的 Somua和B2坦克、德国豹式主战坦克和虎型坦克以及美国的M46坦克。其中德国的豹式主战坦克1942采用独立式单半径双功率流转向机构，由行星转向机构发展而来。到 年，德国在其虎型坦克上，首次采用了双半径双功率流转向机构，显示了履 带车辆转向性能的一个重大进步，在与8档Maygach-loua:半自动预选变速箱连时可以实现 16个规定转向半径。后来又出现了现代紧凑型的双功率流转 向机构方案，如德国豹式坦克采用的双半径双功率流转向机构和英国的奇伏 坦坦克和美国 M47. M60坦克采用的差速式单半径双功率流转向

9、机构。履带车辆双功率流转向技术的发展是随着液压和液力传动技术的发展而 逐渐产生发展起来的。因为履带车辆在进行小半径转向的时候，特别是在某 些极限转向的情况下，转向系统传递的功率是很大的。因此，只有当液压元 件成本适合、性能可靠、体积不大的条件下，才可能考虑将其作为结构元件 应用。随着现代工业技术的进步，液压转向机构中的功率转换元件一液压泵和 液压马达的性能越来越高，使得液压转向技术的应用更加广泛（L-4），其中应用最多的是零差速式液压双功率流转向机构（中心速度在转向时保持原直线行驶速度不变）0 20世纪80年代以来，这种转向机构开始普遍应用在西方发 达国家的坦克和履带式装甲车辆上。其传向原理见

10、图图1-2车養速武潦压般為转向机荷恵理田零差速式液压双功率流转向机构由分流机构、液压转向闭式回路和两侧 的汇流行星排组成。液压转向闭式回路一般由变量液压泵和定量轴向柱塞马 达，美国M1坦克和M2步兵战车则采用径向钢球活塞泵和马达。汇流行星排 一般选用单排内外啮合行星排，只有法国AMX32坦克的传动装置采用了双排 外啮合汇流差速器。零差速式液压双功率流转向机构在直线行驶工作状态时， 可实现液压闭锁，保证车辆行驶的稳定性。它的每个排档都有一个最小转向 半径，并且低档位的向半径小，高档位的转向半径大，从这个最小转向半径 可连续无级地变化到无限大，即直线行驶状态。在空档时，可以实现转向半 径为零的中心

11、转向。零差速式液压双功率流转向机构是通过改变液压泵的排 量来控制执行元件一液压马达的转速和转向，其中，液压泵和液压马达可以 无级调速，这样在差速转向机构轮系的作用下，使两侧的履带产生差速完成 转向，而且，车辆两侧履带驱动轮转速差可以有无穷多个，可得到无穷多个 转向半径。且具有如下优点：1动力可以按比例分配到两侧履带上，转向时两侧履带始终传动，可以 实现动力转向，履带基本上没有打滑现象，最大限度地减轻了履带的磨损， 提高了使用寿命。这一点对橡胶履带车辆尤为重要2转向时平均车速不降低3转向时动力不中断4.左右两侧履带的速差可以无级控制，可以实现平稳而精确的方向控制5可以实现原地转向，提高履带车辆的

12、机动性。6在坡地上工作转向不会出现“逆转向”现象正因为此种转向装置具有上述优点，能大大改进履带车辆的转向性能和 可操纵性，减轻驾驶员的劳动强度。为此，本文以履带车辆的转向装置为设计 为对象，提出了机械液压双功率流转向装置操纵液压系统的原理及设计方案， 对转向装置中所需的液压元件进行了设计计算，并在此基础上，对其转向性 能进行了初步计算和分析。第二章液压系统的设计要求液压系统设计作为液压主机设计的重要组成部分，设计时必须满足主机 工作循环所需的全部技术要求。所以，对于液压系统的设计，为满足主机工 作所需的全部技术要求，液压系统应满足静态性能好、效率高、结构简单、 工作安全可靠、寿命长、经济性好、

13、使用维护方便等特点，并要满足给定的 参数与技术要求。对于本设计的应满足的具体参数与技术要求如下：设计95.6kw橡胶履带拖拉机机械液压转向装置的液压系统及其转向操纵系统，其中，履带车辆发动机功率Ne =95.6kw，转速m = 2300r/min，速度范围v为315kmh，最大转向阻力距 N=49760Nm所设计的液压系统应能实现如下要求：对履带车辆的机械液压转向装置 实现方向盘操纵，能实现原地转向及倒车操作，转向半径可平滑过渡，实现 最小转向半径，满足转向力矩要求。对于设计的操纵液压系统应满足上述参数和要求，而且，为了应用方便，还应尽量使其布置容易，维修方便，成本尽可能低。第三章 液压系统负

14、载分析此液压系统使用于橡胶履带车辆的转向装置中，而且与传统的履带车辆 的液压转向装置不同，一般而言传统的履带车辆转向装置采用由液压系统控 制转向离合器，从而使两侧履带产生扭矩差，而实现转向。而机械液压双功率流转向机构，是通过操纵系统来调节液压系统，从而 控制液压马达，而液压马达传递的动力是差速转向系统的其中一路动力来源, 其作用就是使机器能够差速转向。其差速转向系如图示：此差速转向轮系具有如下特点：发动机功率在变速箱的输入轴上分流， 一路功率流向变速箱，一路功率流向由变量泵、定量马达及其他控制元件组 成的液压转向调速系统。当液压转向调速系统不工作时，发动机功率全部由变速箱传递到左、右 两侧履带

15、的驱动轮上，因两行星排的齿圈联为一体，两侧履带的驱动轮转速 大小相等、方向相同，履带车辆作稳定的直线行驶。当液压转向调速系统和变速箱同时向两侧驱动轮传递功率时，由于液压 转向调速系统的液压泵排量可调，因此驾驶员可按不同曲率的路面随机调整 液压泵的排量和流向，根据液压马达输出转速的不同，拖拉机可进行由最小 转向半径的左、右转向运动，有无穷多个转向半径，可实现无级转向，当变速箱输出转速为零时，只有液压转向调速系统向两侧履带的驱动轮 传递功率，因两行星排的太阳轮之间相差一对齿轮副，两侧驱动轮转速大小相等、方向相反，履带车辆可实现原地转向行驶，转向半径为零同时可分析得两侧驱动轮转速为:no 丄 nya

16、+(3 1)izif iy(1： )imnoizi fnRiy(1： )im(3 1)，该机构的左右行式中:行星排特性参数（齿圈齿数与太阳轮齿数之比） 星排特性参数相等no 发动机转速ny 液压马达转速iz 中央传动比i y 液压马达到行星排传动比if 变速箱速比im 最终传动比液压系统就是在向此差速转向机构输入转矩，从而实现转向第四章液压系统的方案分析 4.1操纵系统的设计分析对于此机械液压双功率流转向系统来说，设计的要求就是通过对方向盘的操纵实现对液压变量泵的排量控制。且应满足如下要求： 方向盘左右不同方向转动时，液压马达速度变化的动态响应特性是致的 对方向盘操纵，要有路感 在方向盘被操纵

17、时，液压马达的响应要快 要使驾驶员操作简便，可对车辆进行平稳精确的方向控制 工作要稳定，可靠性高根据上述要求，对操纵系统可作如下初步设计，采用方向盘的操纵和液压 先导阀组成操纵系统，通过对方向盘的操纵，控制液压先导阀，实现对变量 泵的排量的控制。 4.2液压系统的设计分析从总体上来说，机械液压双功率流转向液压系统是通过改变液压变量泵的排量来控制执行元件一一液压定量马达的转向和转速，以实现对履带车辆 的转向控制。机械液压双功率流转向液压系统一般应满足以下要求： 车辆的转向是双向的， 因此要求液压泵的变量机构和液压马达具有双 向运转特性 液压马达速度变化的动态响应特性要和液压泵是一致的 为了满足系

18、统较大外界载荷变化的要求，安全溢流阀的调定压力要足够高，响应速度要足够快 车辆直线行驶时，系统功率损失要小 系统工作要稳定，可靠性高为了满足上述要求， 在充分考虑各方面因素的情况下，以及对系统工作状况的要求，对机械液压双功率流转向液压系统可初步设计为：L=2Ir11 11、方向盘 2、液压转向器3、调速阀 4、液压伺服机构5、调速阀 6、调速阀 7、单向阀 8、变量柱塞泵9、补油泵 10、溢流阀11、安全阀12、单向阀13、单向阀14、溢流阀15、换向阀16、定量柱塞马达17、滤清器18、散热器图4 - 1机械液压双功率流操纵液压系统原理图 4.3总体方案的分析由上述原理图可以看出，此液压是一

19、个通过方向盘1实现液压先导排量控制的典型容积调速闭式回路系统。系统采用排量大、转速高、压力大的轴 向柱塞变量泵和轴向柱塞定量马达，能够较好的满足液压泵变量机构和液压 马达的双向运转特性。同时，系统两侧管道的容积相等，安全溢流阀11的调定压力相等，从而保证了车辆向左右转向时液压定量马达16速度变化的动态响应的一致。同时，为了保证系统正常稳定的工作，系统中有多重保护措施。有两个头尾倒置的溢流阀组成的安全阀11，当高压区的油压超过系统的最高工作压力时，安全阀自动开启，油液从高压区流向低压区，反向则不能开启，从而 满足了双向油路的的溢流问题，使整个系统工作平稳，同时保证了液压元件 不受损坏。由于液压马

20、达16在运转过程中存在泄漏时会使回路中油液减少，导致液压泵产生吸空现象，造成系统压力不足，从而不能正常工作，并产生 噪音。为了避免这种现象，在系统中安装了补油泵9，另外安装两个单向阀12、13是为了使补油泵 9的出油口接于系统油路低压区，避免高压回油的危 险。在定量液压马达中集中了溢流阀14和换向阀15,换向阀15把液压马达16输出的热油通过溢流阀 14流回油箱，再通过补油泵 9和吸油滤清器17补 进冷油，进入下一个工作循环。通过这一循环，使整个闭式回路系统的油液 得到循环冷却和虑清，从而保证系统的正常油温和油液的清洁。补油泵油液经调速阀 3，流向一 “开心有反应”式的转向器2，通过方向盘1的

21、转动，控制油液流向，从而控制变量泵的液压伺服机构4,实现变量。这样，经过各液压元件的配合工作就能达到了设计要求。而且方案结构简单，布置方便，需要进行特殊维护、保养、调整的部位较少。工作可靠，操纵方 便、省力，大大降低驾驶员的操纵劳动强度，提高驾驶舒适性，能够较好的 满足实际需要。第五章液压元件的设计计算与选取要想使所设计的液压系统满足使用要求，则离不开各液压元件的协调工 作。液压系统中主要的液压元件包括：轴向柱塞定量马达、轴向柱塞变量泵、 液压阀、散热器、油箱、油管、液压转向器等。这些元件的选取直接影响到 系统的工作性能和可靠性。在考虑车辆整体性能要求的前提下，通过计算各 元件的相应参数进行液

22、压元件的选取。其他液压元件的选择可以在满足系统 工作需要、尽量节约成本的前提下直接选取。 5.1液压马达的参数设计与选取为了方便计算，因设计中的给定参数与东方红1302R橡胶履带拖拉机的结构与性能参数相近，故设计中的未知参数可参考东方红1302R橡胶履带拖拉机的参数用以计算。 5.1.1液压马达最大转向阻力矩的计算对于转向液压马达的选择，其马达的驱动力矩、排量和转速是选择液压 马达的依据，而转向液压马达的驱动力矩M z应满足车辆转向时的最大转向阻力矩。可由下式计算：2rkM 1B(1 * ) m v c c1I ml y(5 1)式中：转向液压马达的输出力矩：M z车辆驱动轮半径：rk = 0

23、.346m车辆履带中心距： B = 1.435m 差速行星排特性参数：:=2.391末端传动效率：m =0.98转向机构输出效率：0.95履带车辆驱动段效率：v二0.96中央传动效率：z =0.97末端传动比：Im =6.091液压马达到转向机构传动比：i y =5.5经实际测量东方红1302R橡胶履带拖拉机的最大转向阻力矩M，当此型号拖拉机在预计最大转向阻力矩工况下进行测量，其中，在水泥路面上的转 向阻力矩的测量结果为39.4KN m,粘性土壤路况下的测量结果为 49.8KNm。所有参数值带入（5-1 ）计算得：M z = 243N m 5.1.2液压马达最大每转排量由转向液压马达的驱动力矩

24、M z可求得液压马达所需的每转排量:9.8Mzqm 一1.59 10yPm(52)其中：M z = 243N m根据液压手册选取液压马达的机械效率：y - 0.95系统压力：Pm 转向操纵机构连续工作时间短，可以按1h功率标定，90系列泵的最高压力为48MPa,所以pm=48 X 0.8=38.4MPa取 Pm 二 3.8MPa。带入式（5-2 ）可计算得:9.8 疋 2431.59 100.95 3.8 107=41.5吵； 5.1.3液压马达的最大转速为了满足履带车辆较小的转向半径，车辆转向时对液压马达的最大转速 有一定的要求，为了避免履带车辆对转向液压马达转速要求过高，则可按下 式计算马

25、达应达到的最高转速 ny:ny =1000Q vmqm(5 3)系统最大流量：Q 根据系统要求可选取：Q = 130并命液压马达的容积效率：vm =0.95带入式（5-3 ）可求得：表5.1液压泵一液压马达系统参数参数数值泵排量/L 0* 055泵最低转速/r * min-1500泵额定转速/t min 13 900泵最高转速/r min 14 250马达排fl/L- r-10. 055极限功率/kW187马达额定转速/r * min-3 900马达最高转速/* min- 14 250额定川力/MFh42最高压力/M Pa48马达到行星排传动比5. 5鼠大流議时马达转矩/N m241ny100

26、0 130 0.9541.3二 2990rmin 5.2液压变量泵的参数计算因变量液压泵的排量 qp是选择液压泵的主要依据,变量泵的排量 qp可由下式计算:式中:qpnyqm vm(5 4)vp液压泵的容积效率:vp= 0.95液压马达的容积效率：vm =0.95另外，液压泵的额定转速是由发动机的转速及其与液压泵的传动比决定 的，故可取 n= 2500 min将上述数据带入式（5-4）计算得qp2990 41.5 0.952500 0.95=49.6吵；根据萨奥（SAUER ）公司产品样本 90系列轴向柱塞泵的参数，对比042型、055型、075型三个型号的变量泵和定量马达的参数，042型排量

27、低供应不足；075型排量大，质量大，体积也大，综合考虑车辆的成本、空间布局、 性能参数匹配各方面因素，最后选用萨奥（SAUER ）公司90系列055型轴向变量柱塞泵和定量马达。参数见表5.1 o 5.3液压系统补油流量的计算因应用于闭式回路设备上的所有90系列液压泵产品均需要补油，以补充系统内泄漏，维持主回路的正压力，提供冷却油液，补充由外部液压阀或辅 助系统所造成的任何泄漏损失，并且为控制系统提供压力油。同时，为了防 止传动装置的损坏，在所有的工况下，补油压力的额定值必须在其给定的压 力值内。补油泵流量的要求和补油泵规格大小的选取结果是受许多因素影响的。这些因素包括：系统压力、液压泵转速、泵

28、的斜盘倾角、液压油的类型、工 作温度、热交换器的规格大小、液压管路的长度和管径大小、控制响应特性、 辅助系统的流量要求、液压马达的类型等。在初始设计液压系统时，对上述信息并不能完全掌握，故可参考萨澳丹佛斯90系列轴向轴塞液压泵的说明书做初步计算。在计算前，应注意到下面几个问题：1. 根据不同的操作模式确定整个系统的补油流量要求2. 总的补油流量要求必须包括：液压泵、液压马达的流量要求，以及将 油液从系统中传输的辅助部件要求3. 补油泵的尺寸确定必须考虑在最大工作压力条件下液压泵和马达的运 转情况，也必须考虑在最小转速条件下泵的运转情况由上述条件，参考萨澳一丹佛斯90系列轴向轴塞液压泵的说明书可

29、做如下计算：1）补油流量要求液压泵：变量泵所需的补油流量（Lmin）：Fp x Framsize x 3.78575其中：流量因数 Fp明书中的附表查得=32可有萨澳一丹佛斯 90系列轴向轴塞液压泵的说Qp p(55)泵的标称尺寸Framsize=55 贝U:Fp 汉 Framsize 汉 3.785 “753.2 55 3.7857588Lmin2）补油流量要求一一马达:马达所需的补油流量要求:mFram size 378575其中：流量因数 Fm -1.3 可有萨澳一丹佛斯90系列轴向轴塞液压泵的说明书中的附表查得(56)马达的标称尺寸 Framsize=55 贝Qpm Framsize

30、3.785 _ 1.3 55 3785757576Lmin3 ）总的流量要求：总补油流量Qt是以系统中各部件所需补油量之和，即Qt 二 Qm QpQawx可初算 Qt AQm +Qp =8.88+3.6 = 12.48，：综合考虑个方面因素，则补油流量应比计算值稍大一些，故参考萨澳一 丹佛斯产品说明书，如下表5.2:表5.2补油泵参数表型号3补油泵规格 cm in3额定转速7 -/ minA84200B114200C144200综合各方面因素，查询补油泵输出流量图表，则选用补补油泵规格为 8 cm3，即A型号的补油泵。 5.4液压油的选用液压油对系统的正常工作，使用寿命和性能有较大影响，对液压

31、油总的 要求是：在工作温度范围内粘度变化较小；有高的油膜强度；良好的润滑性； 不含机械杂质和沥青；良好的防蚀性；良好的抗氧化性能；高的闪点和低的 凝点等。在选择液压油时，除考虑到上述要求外，还应满足泵、马达、阀对 油液的特殊要求。查液压传动设计手册，轴向柱塞泵工作温度范围在4080 C,液压油的粘度范围 75172cSt，对照国产油粘温表可选用20号机械油。 5.5过滤器的选择为了避免油液中混入异物，保证液压元件的正常工作。故在液压系统中 需安装过滤器。用以滤去油液中的杂质，维护油液清洁，防止油液污染，保 证液压系统正常工作。同时滤油器还应满足系统的流量要求，即滤油器有较 大的通油能力要求和较

32、小的阻力，但也应满足系统的过滤精度要求，各种液 压系统的过滤精度要求如 5.3表：因此系统压力最大时为38Mpa，补油流量额定转速下约为18.4L/min，经查机械设计手册过滤器可选型号为：XU-B32 100J，其参数如表 5.4所示：表5.3液压系统过滤精度要求系统类别传动系统伺服系统压力/Mp73521类别/mm0.050.0250.0056.3Mpa（5 12） qbp因系统压力为 38Mpa,查萨澳一丹佛斯 90系列轴向柱塞变量泵中补油泵 输出流量图，知在发达机额定转速下其补油流量为：qbp 二 18.4 Lmin则油箱容量：V =5 qbp =6 18.4 -110.4L即油箱的容

33、量应大于110.4L初定油箱的尺寸：长x宽x高为：600 x 300 x 650则其容量可达到 117L ,故满足使用要求。 5.7系统发热温升的计算及冷却器的选取对于液压系统来说，其大部分能量损失都转化为了热量，除部分散发到 周围空间外，大部分使油液温度升高。若长时间系统油温过高，贝叶由液粘度 下降，油液泄漏增加，密封材料易老化，油温氧化严重，影响液压系统的正 常工作。又因结构限制，油箱又不能太大，依靠自然冷却不能使油温控制在 所希望的正常工作温度2065 C时，为了使油液温度维持在允许的范围内,就需要在系统中安装冷却器。 5.7.1系统发热温升的计算系统单位时间的发热量 （kw）为：(57

34、)式中：P :液压泵的输入功率P :系统的输出功率，即马达的输出功率。因系统在方向盘处于极限位置时，系统的能量输出及能量损失最大，故可根据此状态下计算温升情况，也就是说在此工况下，系统的温升最大。R =2鯉（出自萨澳90系列轴向轴塞变量泵说明书）（5 8）式中:Qp :变量泵的输出流量（Lmin ）qpn vp 49.6 25001000 1000（qp :变量泵的每转排量m/，泵的转速,vp ：泵的容积效率）p :系统压力差 bart :泵的效率，其 t二yp vp =0.95 0.95 故Qp.：p600叫117.8 4200,95 0.95 600二 91kw(59)qmnP mm600

35、000式中：qm:马达每转排量mL：，qm=41.5mL/r :p :系统压力差barn:马达的转速 rminmm :马达的机械效率则:600000P2二 qmn 巾 mm = 41.530004200.95= 82.8kw600000则系统单位时间内最大发热量:=R P2 =9182.8 = 8.2kw 5.7.2系统散热量的计算系统单位时间的散热量冲(kw)为：，二 Ct A T(5 10)式中：T :系统温升，汀二T, -T2其中：一系统达到热平衡时的温度C),T2 环境温度为 20C,【T】一最高允许温度，对于一般机械为 55 70 C，对粗加工机械、工程机械为6580 C, T1可取

36、70 C。贝U：T 订-T2 =70-20 =50 CoA :油箱的散热面积，其可由：A = 0.0653. V2计算，v 油箱有效容积(L),因 v =117 80%=93.6L，则 A = 0.0653 V2 =0.065 93.62 = 1.34m2Ct :油箱散热系数(kw 2 0 )/me表5.6油箱散热系数表工况自然冷却通风差自然冷却通风良好有专用冷却器Ct(8 9)汉 10(1517.5 ) x10(110 170 ) K 10“因此系统中选用专用冷却器，取Ct=160 10“，则系统散热量：，二CtA：T=160 10 1.34 50 = 10.7kw由此可知，-，故在选用冷却

37、器的情况下，系统散热良好，可满足 使用要求。 5.7.3散热器的选取综合系统各方面因素，维持系统油液温度在允许的范围内，且满足系统 使用要求，此系统中可选用冷却器为登胜液压生产的型号为：OR 60的冷却器。 5.8液压系统油管及油管接头的选取在此液压系统中，液压变量泵与定量马达间的布置距离大概在1.5m左右，且泵与马达间易产生相对运动，系统工作压力高，流量较大，故根据液 压手册及萨澳一丹佛斯产品说明书，选用萨澳一丹佛斯公司配备的高压橡胶 油管，其工作油路橡胶油管内径为25mm外径40mm泄油管路内径为 19mm外径30mm伺服排量控制油路皆为内径9mm外径16mm其管接头皆为 90系列轴向柱塞

38、变量泵和定量马达相配的附件。 5.9液压系统中液压阀的选取此液压系统中，工作油路中保护液压阀和调压液压阀皆有萨澳一丹佛斯 在其产品内设置，其伺服排量液压控制机构也为其配备，故其中所需液压阀 无需另选。对于液压转向器供油油路中所需的流量控制阀可根据液压油路要 求，选用上海智德液压机械制造有限公司生产的流量控制阀，其型号为： QF-B10C表5.7 QF-B10C 液压阀的参数型号公称通径取大流量压力QF-B10C10mm42 L/-/min140bar另外，安装底板选用型号为：QFA-B10 5.10转向操纵系统的选择对于液压转向操纵系统来说，其组成一般由方向盘、转向轴及液压转向 器等组成。考虑

39、到本设计的转向装置的总体情况，可选用BZZ型液压转向器,且考虑到转向器零件强度的要求，方向盘直径不应超过500mm.其中，转向器的结构形式选用“开心有反应式”即当转向器在中间位置 （不转向）时，所供液压油与油箱是连通的，且作用在转向轮上的侧向外力 会使方向盘转动，使驾驶员对道路有所感觉。 5.10.1转向器的选取液压转向器就是通过方向盘的控制，来控制液压油的流量，在此液压系 统中就是最终实现斜盘角度的变化。通过参考所选液压变量泵的整体和液压 伺服机构的参数，在此系统中选用的液压转向器型号为：BZZ2 80其参数如下表：表5.8 BZZ2 80转向器参数转向器型号排量mj/公称排量L；n最大压力

40、 bar方向盘自由转角BZZ280806.0125O 9 30当方向盘转动时，通过转向柱带动转向器中的阀芯转动，转向器将与方 向盘旋转角成比例的油量连续地压入变量泵的伺服机构，促使变量泵的斜盘 发生角度变化，使其排出的油量发生变化，从而使定量马达的转速输出发生 变化，实现转向。 5.10.2转向柱的选取对于操纵系统来说，其受力不大，故其选择无须校核计算，选择满足使 用要求的即可。其转向柱及附属机构转向柱壳可选用镇江液压元件厂生产的 专门应用于 BZZ2型转向器的产品。其型号为：FZ1 5.10.3方向盘的选用对于方向盘的选取，因其所受作用力不大，故对其要求不高，只要能满 足转向柱的连接要求即可

41、。另外，为了避免驾驶员操纵时作用力过大，而损坏液压转向器，则其直径不应大于500m m故方向盘选用:F16D第六章圆柱直齿轮 6.1选择材料确定试验齿轮的极限应力参考表 23 2-37 , 23 2-38选择材料：小齿轮选择 40Cr,调质处理，HRC=24 286;大齿轮选用45钢，调质处理，HB=229- 286。由图23 2-18 及图23 2-29 ,按 MQ级质量要求取值，查得：2 2 2 2二Hiim6 = 750N/mm ,；Hiim8 =610N/mm ;二FE 620N /mm FE 420N / mm 6.2按接触强度计算小齿轮直径确定参数:由表 23 2-21，取 K=1

42、.2 X 1.2=1.44;T6=243 X 1.29=313.5NmU =68 = 316 ；由4 2 条取 d =0.6 ；由表 232-21:HP 二 H lim ； SH lim，取SH li =1.1匚 HP =75 0=/ 1 N 1mm2 6 81 . 8 /将以上数据带入上式计算得:d 6三 98.5mm；模数：m= d6/z7=98.5 /21=4.69 ;取 m=5mm贝U d6 二 mz = 5 21 = 105mm ; b = d d6 = 0.6 105 = 63mm，取 b=65mm 6.3校核齿面接触强度按表 23 2-22，片=ZhZeZ朮山心仏心師;、bd|

43、u式中：分度圆上的圆周力:Ft2T6d62 313.5 1000二 5971NmZ6Vu亠K2KaF0 1使用系数 KA :由表 23 2-24 , Ka=1.25;动载荷系数：按式(23 3-12 ), Kv =1 +v =60 1000如63.14 105药叫其七傥口怡；60 1000根据齿轮的圆周速度：参考23 2-46，选择精度等级为:7级。按表23 2-27 , Ki=26.81,K 2=0.0193将各参数值代入公式得: d 26.81x63 Kv -1|l 1.25 5971齿向载荷分布系数0.019321 10651003.16 2 = 1.532;1 3.162按席=0.6，

44、查图Kh0 :按式(23 2-13 ), KhB 土住 Km；23 2-14 , K $ =1.14 , K - = 0.12。Kh ： =K：s Km =1.14 0.12 = 1.26 ;齿向载荷分配系数：按 KAFtB =1.25 597163 = 118.5N m ；查表 23 228 ,Kh： =1.1 ；节点区域系数：按 1=0,x=0，查图23 2-16 , ZH =2.5 ；查表 23 2-129 , ZE 二 189.8 . N / mm2 ；球端面重合度查图 23 2-10 :; =0.78, ； =0.90,；： =0.78 0.90 = 1.68；按b/m =63/5=

45、12.6, 1 =0查图23 2 11，得纵向重合度=0 ； 按厂=0, ；：. =1.68，按式 23 2 16,Z：47 i ；賈 W 爲=胡；Z=ZZ = 0.879 1 =0.879;将以上各数值代入接触应力计算公式得：H =2.5汉 189.8汉0.879沢 J 5971 域彳16*1 汉1.25汇 1.5321.26沃 1.1 = 336.5N/mm263 1053.16 6.4计算安全系数按表 23 2 22 ,ShG H lim ZN ZLVRZWZX二 6 ；、式中寿命系数 Zn先计算应力循环次数N6 =60rn6t =60 1 300 15 8 25001.29 =4.18

46、 109;N89= 1.32 10从图23 2 19可查得：N二=109N6, N8 N:,所以取 Zn6=1 , Zn8=1。按 Ng =4.875 108 , 从图 23 2 19 查得：ZN9 =1.05;润滑油膜影响系数 Zlvr :按v=10.65m/s选用90号中级极压型工业齿轮 油：其运动粘度 v50 = 90mm2/s，查图 23 2 20, Zlvr=0.94 ;工作硬化系数：小齿轮未做硬化，吃面未光整，故取Zw=1;接触强度计算尺寸系数：查图23 2-23 , Zx =1。二、将以上数值代入安全系数计算公式得SH 6750 1 0.94 1 1336.5= 2.1 ;SH

47、8620 1.05 0.94 1 1336.5-1.8按式 23 2-19 , Sim =1 ； SH6SHlim，SH 8 SH lim，故均安全。 6.5修正中心距为了凑中心距，以满足转向装置结构的要求，避免中央传动锥齿轮与离合器等产生干涉，将z增加至25,则乙=253.16= 79取97 = 25;齿数增加不会降低齿轮强度，因此无需再进行强度校核。此时m(z6+z8 )丄 5 汉(25 +79 )a68mz75 25 二 385mm ;2 2另外一侧，需同时满足条件：a 34=a68,i 34=i 68 ；取齿轮3、4模数与齿轮由于一皀6、7、8相同，为5 mm材料选择齿轮 3与齿轮6相

48、同，为40Cr;齿轮4与 齿轮8相同，为45钢。m(ze Zg)4525 79则 Z3=zeX 1.480769 37; Z4=zgX 1.480769 117;此时a3,4 =m(Z3+z4)/2=385mm=a6,8 ；因此无需变位即可满足条件。由于齿轮3、4比齿轮6、8齿数大，且材料和模数均与之相等，因此, 齿轮3、4强度一定满足条件，无需校核。凑中心距之后，齿轮6、7、8、3、4的分度圆直径为：d6=d7=mz?=5X 25=125mm d8=mz?=5X 79=395mm d3=mz?=5X 37=185mm d4=mw=5X 117=585mm通过同样的计算方法可得到齿轮1,2的齿数及分度圆半径，如下:1=24,z 2=31仁mz1=5X 24=120mmd2=mz=5X 31=155mm齿宽选择:大齿轮 65mm小齿轮70mm第七章液压系统性能的分析设计此转向液压系统的目的就是为了使履带车辆能够在转向方面具有更好的性能，操纵更加轻便，转向更加平稳、可靠。根据选定的液压变量泵和定量马达的参数，以及其它液压元件的性能参数，参