zl50輪式裝載機行星式動力換擋變速箱_畢業(yè)設計

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1、.北京信息科技大學畢業(yè)設計（論文）畢業(yè)設計（論文） 題 目： ZL50 輪式裝載機行星式動力換擋變速箱設計學 院： 機電工程學院 專 業(yè)： 車輛工程 學生姓名： 班級/學號 指導老師/督導老師： 起止時間： 2013 年 4 月 10 日至 2013 年 6 月 13 日 .摘要摘要ZL50 裝載機是我國輪式裝載機系列中的中型產(chǎn)品，該機是一種較大型的以裝卸散狀物料為主的工程機械，廣泛應用于礦山、基建、道路修筑、港口、貨場、煤場等地進行裝載、推土、鏟挖、起重、牽引等作業(yè)。ZL50 裝載機屬于 ZL 系列，采用輪式行走系，液力機械傳動系，鉸接式車架，工作裝置采用液壓操縱。所以該機具有機動性好、轉(zhuǎn)向

2、靈活、生產(chǎn)率高、操縱輕便等優(yōu)點，另外，該機后橋布置為擺動橋，增加了整機的穩(wěn)定性，所以該機的安全性好。ZL50 裝載機采用液力變矩器、動力換檔變速箱、四輪驅(qū)動、液壓轉(zhuǎn)向、嵌盤式制動器、鉸接式車架的先進結(jié)構(gòu)，具有牽引力大、操作方便、轉(zhuǎn)彎半徑小、作業(yè)效率高等優(yōu)點。本設計中采用行星式動力換檔變速箱，它具有 3 個離合器和 3 根軸，且軸安裝在殼體內(nèi)，使變速箱結(jié)構(gòu)簡單、便于維修。變速箱具有兩個前進檔和一個后退檔，可以產(chǎn)生 3 個速度。本設計為 ZL50 輪式裝載機行星式動力換擋變速箱，此變速箱具有結(jié)構(gòu)緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以及便于實現(xiàn)動力與自動換擋等優(yōu)點，同

3、時也有結(jié)構(gòu)復雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。隨著制造加工精度的提高，這種變速箱不僅在工程車輛上得到了廣泛應用，在汽車上的應用也日益廣泛。首先通過發(fā)動機與液力變矩器的匹配設計計算，使發(fā)動機功率得到充分利用，進而改善裝載機牽引性能，然后選擇裝載機的傳動方案，變速箱有兩個前進檔位，一個后退檔位，通過操縱兩個換擋離合器即可實現(xiàn)換擋。離合器類型為雙離合器，換擋迅速平穩(wěn)。最后進行了變速箱主要參數(shù)的確定和配齒計算，通過主要零部件的強度剛度計算以及軸承壽命驗算，變速箱滿足了設計要求。關鍵詞關鍵詞：輪式裝載機；匹配；變矩器；牽引特性；行星式變速器，動力換擋.AbstractThe loader ZL50

4、 is wheel type and it is more bigger among the series made in our country .It is suitable for loading discharging materials and it applies for mine、capital construction 、road building、port、field、coal field and carries loading、pushing dust、 diging、rising weight、.The loader ZL50 is ZL series .It adopt

5、s wheel type system、liquid engine driving system、ream meet vehicle type、,working set of hydraulic pressure controlling. So it has good flexibility、turning agility、high productivity、controlling handiness ets. Its back bridge is swing bridge ,so increases the stability of whole machine, and it has a g

6、ood security.Being equipped with advanced devices such as hydraulic torque converter、 power shift gearbox、four wheel driving 、hydraulic steering gear、chuck disk break and artiallated frame. So the loader model ZL50 is featured with high pulling capacity、small turning radius. all of which make it pos

7、sible for easy operation. thus resulting in the high efficiency of our product.In my design, I adopt counter shaft、power shift transmission. It is equipped with one church and four axles. The axles is placed in room, so the transmissions construction is simple and maintenance is easy. the transmissi

8、on has two forward and one reverse gear, it can provide three speeds. The design for the ZL50 loader planetary power shift transmission, the gearbox has a compact, load capacity, transmission efficiency, the load between teeth small, the structure stiffness, input and output shaft concentric and eas

9、y to implement dynamic and automatic shift, etc., but also a complex, multi-part, high precision manufacturing, maintenance problems and other shortcomings. As the manufacturing process to improve the accuracy of such transmission-type vehicles not only in engineering has been widely used in automot

10、ive applications are increasingly widespread. First, by matching the engine and torque converter design and calculation, the engine power are fully utilized, Loader in order to improve traction performance, and then select the loader transmission scheme, transmission has two forward gears, back a ge

11、ar, shifting through the manipulation of the two clutch shift can be realized. Clutch type dual clutch, shift quickly and smoothly. Finally, to determine the main parameters of the transmission and distribution gear calculation, calculated by the intensity of the main components and checking the bea

12、ring life, transmission to meet the design requirements. Keywords: wheel loaders, matching, tractive characteristics, planetary transmission, power shift .目錄目錄摘要摘要 .IABSTRACT.II第一章第一章 概述概述 .11.1 裝載機的總體構(gòu)造.11.2 整機傳動系統(tǒng)設計.11.3 設計任務書.1第二章第二章 傳動方案設計與分析傳動方案設計與分析.41.2 工程機械行星式變速器特點.41.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設計原則.41.4 兩

13、自由度行星變速箱傳動方案的選擇.4第三章第三章 發(fā)動機與液力變距器的匹配計算發(fā)動機與液力變距器的匹配計算.53.1 畫發(fā)動機的外特性曲線及液力變矩器的無因次特性曲線.53.2 選擇合適的液力變矩器的有效直徑 D.73.3 作發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸入輸出特性曲線。.83.4 畫出運輸工況的牽引力-行駛阻力平衡圖.15第四章第四章 行星機構(gòu)運動學和動力學分析行星機構(gòu)運動學和動力學分析 .1741 傳動比的確定.1742 傳動簡圖設計.1943 配齒計算.224.4 運動學分析.244.5 動力學分析.27第五章第五章 離合器設計離合器設計 .305.1 確定換擋離合器的結(jié)構(gòu)形式.305.2

14、確定主要參數(shù).30第六章第六章 齒輪結(jié)構(gòu)設計齒輪結(jié)構(gòu)設計.3261 齒輪設計.32第七章第七章 軸承的選擇計算軸承的選擇計算.357.1 軸承的選擇.357.2 軸承的強度校核以及壽命計算.35第八章第八章 軸的設計軸的設計.388.1 計算軸的直徑.388.2 軸的強度計算.388.3 軸的剛度驗算.42結(jié)束語結(jié)束語.46致謝致謝.47.參考文獻參考文獻.48.第一章第一章 概述概述1.1 裝載機的總體構(gòu)造裝載機的總體構(gòu)造裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方施工機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。換裝不同

15、的輔助工作裝置還可進行推土、起重和其他物料如木材的裝卸作業(yè)。在道路、特別是在高等級公路施工中，裝載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業(yè)。此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業(yè)。由于裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此它成為工程建設中土石方施工的主要機種之一。裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載及運輸作業(yè)。如圖 1-1 所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 1.2 整機傳動系統(tǒng)設計整機傳動系統(tǒng)設計

16、圖 1.1 輪式裝載機結(jié)構(gòu)簡圖1柴油機 2傳動系統(tǒng) 3防滾翻與落物保護裝置 4駕駛室 5空調(diào)系統(tǒng) 6轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 7液壓系統(tǒng) 8前車架 9工作裝置 10后車架 11制動系 12電器儀表系統(tǒng) 輪式裝載機傳動系統(tǒng)如圖 1.1 所示，其動力傳遞路線為：發(fā)動機液力變矩器變速箱傳動軸前、后驅(qū)動橋輪邊減速器車輪。1.3 設計任務書設計任務書1.3.11.3.1 設計題目：設計題目：ZL50ZL50 輪式裝載機行星式動力換擋變速箱設計輪式裝載機行星式動力換擋變速箱設計1.3.21.3.2 已知參數(shù)：已知參數(shù)：（1）液力變矩器無因次特性曲線（原始特性曲線）所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器，其結(jié)構(gòu)型

17、式參考有關資料。其原始特性曲線如下表：.IKB1040.04.130.0033.40.13.450.34533.60.22.950.5934.40.32.500.7535.60.4251.9180.81534.80.51.580.7935.20.551.3640.7535.70.611.1150.6836.40.731.0270.7533.60.7651.000.76532.80.850.9350.79530.40.950.8560.81327.41.000.8050.80525.41.0820.6930.75014.41.020.3540.4254.7根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以畫出液力變矩器的原始特性

18、曲線。（2）發(fā)動機的特性ZL50 輪式裝載機的發(fā)動機參數(shù)如下表：機型項目ZL50額定功率（馬力）220額定轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)分）2200最大扭矩及相應轉(zhuǎn)速79 公斤米 1300 轉(zhuǎn)/分注：此額定功率均為 1 小時功率，并已除了發(fā)動機附件所消耗的功率，并已扣除了發(fā)動機附件所消耗的功。（3）整機參數(shù)： 車速要求： 抵擋車速：10 公里小時高檔車速：35 公里小時倒檔車速：14 公里小時.（4）油泵參數(shù)：變速泵轉(zhuǎn)向泵工作泵壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）1.2120127610325（5）各種機型傳動系的機械效率（變矩器效率除外）均取 n=0.8

19、8（6）傳動比分配 主減速比：6.167 輪邊減速比：4.4（7）整機重 空載：17.5t 滿載：22.5t1.3.31.3.3 目的與要求：目的與要求：（1）選擇合適的變矩器有效直徑 D，并分析合理匹配的原則和方法。（2）討論整機所選的發(fā)動機功率大小是否合適，為什么要選此種液力變矩器。（3）作發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸入輸出曲線，分析變矩器的透穿性對輸入輸出曲線的影響。（4）確定變速器的各檔傳動比，并討論檔位劃分是否合理，要考慮哪些因素。（5）作理論牽引特性曲線（6）行星機構(gòu)的運動學及動力學分析（7）行星齒輪傳動部分設計計算（8）主要零部件的強度、剛度及壽命計算（9）主要技術(shù)參數(shù)與應達到

20、的設計要求a、 斗容量33Mb、 額定負荷 5000kgc、 牽引力（空載）126.9kNd、 額定功率 2200kwe、 額定轉(zhuǎn)速 2200r/minf、 整機重量 17.5t（空） 、22.5t（滿）g、 橋荷分配（滿）：前 64.8、后 35.2h、 主傳動比：6.167 輪邊減速比：4.4i、 輪胎 23.525j、 變矩器最大變矩比 4.2k、 低擋車速 10km/h 高檔車速 35km/h 倒檔車速 14km/h.第二章第二章 傳動方案設計與分析傳動方案設計與分析行星變速箱傳動方案設計的任務是根據(jù)所需的各擋傳動比，選擇最佳方案，確定變速箱簡圖，決定各行星排特性參數(shù)1.2 工程機械行

21、星式變速器特點工程機械行星式變速器特點1.工程機械在作業(yè)中往往需要不斷變換行駛方向，后退擋位數(shù)和前進擋位數(shù)基本相同2.工程機械是重型機械，作業(yè)中牽引力和車速變化范圍大，擋位數(shù)多3.工程機械是多品種，少批量的產(chǎn)品，變速器要考慮通用化和系列化，在設計時要考慮變檔位數(shù)。變速比和上下軸距變化以及需要安裝工作裝置驅(qū)動液壓泵和各種附屬裝置。1.3 串聯(lián)組成式行星變速箱設計原則串聯(lián)組成式行星變速箱設計原則采用串聯(lián)組成式變速箱可減少行星排數(shù)和操縱元件數(shù)，改善了各行星排元件之間的連接，可降低制動器摩擦片的相對轉(zhuǎn)速。從傳動效率來看，串聯(lián)組成可減少空轉(zhuǎn)的操縱元件的數(shù)目，從齒輪嚙合傳動效率來看，齒輪嚙合傳動損失可能要

22、增加些。但串聯(lián)組成帶來的缺點是：兩個檔位之間互相轉(zhuǎn)換時，必須同時分離兩個操縱元件和同時結(jié)合兩個操縱元件，換擋操縱較復雜。1.4 兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇兩自由度行星變速箱傳動方案的選擇兩自由度行星變速箱，是由各擋行星機構(gòu)并連起來組合而成。當選擇各擋傳動方案，組合成行星變速箱傳動方案時，需遵照一下原則：行星變速器設計要求1.以盡可能少的行星排數(shù)實現(xiàn)所需的擋位數(shù)2.在合適的值下，能較準確地實現(xiàn)各擋傳動比3.各擋行星輪的轉(zhuǎn)速不得過高，行星輪轉(zhuǎn)速太高軸承受不了，行星輪受負荷時，空轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速允許超過 5000r/min，但也不能過高。4.各擋操縱件（結(jié)合元件）空轉(zhuǎn)相對轉(zhuǎn)速不能過高。一般控制圓周線

23、速度不超過5060m/s。5.各擋嚙合傳動效率要高，前進擋效率不應低于 0.925，后退擋效率不應低于 0.876.結(jié)構(gòu)簡單，制動器布置：齒圈為制動件最好，其次為行星架，太陽輪為制動件最不好。構(gòu)件連接：最好相鄰兩行星排同各構(gòu)件相連，即：太陽輪與太陽輪相連，行星架與行星架相連，其次是齒圈與行星架相連，太陽輪與行星架相連，最好是太陽輪與齒圈相連接，因為太陽輪與齒圈相連，把相鄰兩行星連接通路切斷了，最易出現(xiàn)疊套結(jié)構(gòu)。各行星排的齒圈尺寸，制動器摩擦片尺寸盡量相同以便摩擦片和液壓缸密封等可以通用。7.太陽輪和行星架受力不要過大，.第三章第三章 發(fā)動機與液力變距器的匹配計算發(fā)動機與液力變距器的匹配計算3.

24、1 畫發(fā)動機的外特性曲線及液力變矩器的無因次特性曲線畫發(fā)動機的外特性曲線及液力變矩器的無因次特性曲線液力變矩器的原始特性曲線可根據(jù)表格數(shù)據(jù)按一定比例畫出。發(fā)動機的外特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算，然后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。 22maxmax)()(xAAeHeHeexnnnnMMMM式中：-發(fā)動機最大扭矩maxeM-發(fā)動機額定扭矩eHM-對應轉(zhuǎn)速的扭矩xMxn-發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速eHn-最大扭矩對應轉(zhuǎn)速An-對應扭矩的轉(zhuǎn)速xnxM由指導書給出的數(shù)據(jù)可計算出發(fā)動機的最大扭矩=744.2NmmaxeM額定扭矩=702.4NmeHM額定轉(zhuǎn)速=2200r/mineHn最大扭矩對應轉(zhuǎn)速=130

25、0r/minAn最后可得出：24130010516. 02 .744xxnMnMP帶入數(shù)據(jù)，可得以下表格.發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速（r/min）n發(fā)動機輸出扭矩（Nm）M發(fā)動機輸出功率（kw）P600718.91645.17700725.62453.19800731.361.26900735.94469.361000739.55677.441100742.16385.481200743.68493.451300744.2101.301400743.684109.021500742.136116.571600739.556123.901700735.944131.011800731.3137.841900

26、725.624144.362000718.916150.562100711.176156.382200702.404161.812300692.6166.802400681.764171.332500669.896175.372600656.996178.87上面數(shù)據(jù)以轉(zhuǎn)速 n 為橫坐標，發(fā)動機輸出扭矩 M 為縱坐標畫在發(fā)動機與雙渦輪液力變矩器共同輸入曲線上。由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為 1 小時功率，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的 10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的的 90%。發(fā)動機用在裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔

27、助裝置，如工作裝置油泵、轉(zhuǎn)向油泵、變速操泵及變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據(jù)裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵和工作裝置油泵空轉(zhuǎn)，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。部 分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵空轉(zhuǎn)，變矩器不是

28、與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配。發(fā)動機輸入液力變矩器的凈功率 Nec用如下公式計算： . gfeHecNNNN式中扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機凈功率，KW；ecN 發(fā)動機臺架試驗確定的標定功率；eHN 消耗在驅(qū)動輔助裝置上的發(fā)動機功率；fN 消耗在驅(qū)動工作液壓泵的發(fā)動機功率。gN一般發(fā)動機臺架試驗時都不帶風扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機和空壓機等附件，它們所消耗的功率約為發(fā)動機標定功率的 5%-10%,按 10%計算。eHN各工作液壓泵所消耗的功率可按下式確定： 60pQNg式中：p油泵的輸出壓力，MPa； Q油泵的流量，L/min； 油泵的效率，取 =0.75

29、0.85,取 0.80根據(jù)課程設計任務書可知，變速泵的工作壓力 1.2 Mpa，工作流量為 120 l/min；轉(zhuǎn)向泵的工作壓力為 12Mpa，工作流量為 76l/min；工作裝置油泵的工作壓力為 10Mpa，工作流量為 325l/min。計算出發(fā)動機與變矩器的全功率匹配時，發(fā)動機在額定工況時給變矩器傳遞的有效功率為=123.3KW,再計算出此時的扭矩=535.23Nm。ecNecM當發(fā)動機與液力變矩器部分功率匹配時，算出的在額定工況時給變矩器傳遞的有效功率為=55.9KW,再計算出此時的扭矩=242.7Nm。ecNecM3.2 選擇合適的液力變矩器的有效直徑選擇合適的液力變矩器的有效直徑 D

30、3.2.13.2.1 根據(jù)已知所給出的變矩器原始參數(shù)，作出變矩器原始特性曲線，確定最高效率點為其定義參數(shù)：=0.813，K=0.856，i=0.95， max41027.4B 以便下一步液力變矩器有效直徑 D 的確定3.2.23.2.2 液力變矩器直徑液力變矩器直徑 D D 的確定的確定根據(jù)公式（m）52max1HeznMD式中-發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（Nm）ezM.-所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù)max1-工作液壓的重度（N/）3m-發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速（r/min）Hn按全功率匹配，此時直徑mD525.0220010/4.2723.5355241圓整=525mm1D按部分功率匹配 mD

31、449.0220010/4.277.2425242 圓整=450mm2D由裝載機工作情況要求，既要滿足全功率匹配又要滿足部分功率匹配之要求，為了使二者兼顧，則應，故取 D=500mm。12DDD3.3 作發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸入輸出特性曲線。作發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸入輸出特性曲線。3.3.1 確定共同工作輸入特性曲線確定共同工作輸入特性曲線以轉(zhuǎn)速 n 為橫坐標，扭矩 M 為縱坐標，先畫出發(fā)動機的原始特性曲線，然后按計算出的全功率匹配和部分功率匹配的數(shù)據(jù)進行平移得到。變矩器輸入特性是分析研究變矩器在不同工況 i i 時，變矩器與柴油機工作的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化的特征。不同轉(zhuǎn)速比時，泵輪轉(zhuǎn)矩

32、隨泵輪轉(zhuǎn)速的變化而變化。BM泵輪轉(zhuǎn)矩計算公式為：BM ，D=0.5m52DnMB不同傳動比時，的值不一樣，可以得出不一樣的曲線，現(xiàn)把計算出的不同的值列成如下的表格：. M ni9001200150018002100240027000.084.54150.3234.84338.18460.29601.2760.890.185.05151.2236.25340.2463.05604.8765.450.287.08154.8241.88348.3474.08619.2783.680.390.11160.2250.31360.45490.61640.8811.010.42588.09156.6244.

33、69352.35479.59626.4792.790.589.10158.4247.50356.4485.10633.6801.90.5590.37160.65251.02361.46491.99642.6813.290.6192.14163.8255.94368.55501.64655.2829.240.7385.05151.2236.25340.20463.05604.8765.450.76583.03147.6230.63332.10452.03590.4747.230.8576.95136.8213.75307.80418.95547.2692.550.9569.36123.3192.

34、66277.43377.61493.2624.211.0064.29114.3178.59257.18350.04457.2578.641.08236.4564.8101.25145.80198.45259.2328.051.2011.9021.1533.0547.5964.7784.6107.07對于透穿性液力變矩器，變矩器直徑 D定，用給定的工作液體，但是泵輪力矩系數(shù)隨不同工況 i 而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐原點的一束拋物線。計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉(zhuǎn)矩，并取合適的比例在坐標BM紙上描點連線，作出共同輸入曲線。3 3. .3 3. .2 2確

35、確定定共共同同輸輸出出特特性性曲曲線線 : :從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比 =0、 0.1、1.2 時的共同工作的轉(zhuǎn)矩i和轉(zhuǎn)速。再根據(jù)各速比 ，由原始特性曲線査出對應的變矩系數(shù)和效率，按公BMBniK式，,可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸BTinn BTKMM9550TTTnMP出時的轉(zhuǎn)矩 MT、轉(zhuǎn)速和功率值，算出的結(jié)果列成下表：TnTP.a、運輸工況b、牽引工況iBn(r/min)BM(Nmm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nmm)TP(kw)0.01536614990253600.000.115796111011582108350.3450.2164361010532917

36、80620.590.316886081075061520810.750.42517016061087231162880.8150.51754603111877953870.790.551799600113989818850.750.6118205991141110668780.680.7318995911181386607880.750.76519475881201489588920.7650.85205958412617505461000.7950.95213858213020314981060.8131.00219157813321914651070.8051.08222305721342

37、4133961000.7501.2022475671332696201570.425iBn(r/min)BM(Nmm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nmm)TP(kw)0.01733734.53133.2903033.5900.000.11799731.35137.77179.92523.1647.530.3450.21821730.19139.23364.22154.0782.150.590.31858728.13141.66557.41820.33106.250.750.4251893726.05143.92804.51392.57117.310.8150.51930723.7214

38、6.269651143.48115.550.790.551971720.97148.801084983.40111.620.750.611993719.42150.141215.73802.15102.110.680.732102711.01156.501534.5730.21117.330.750.7652132708.48158.171631708.48121.000.7650.852179704.33160.711852.15658.55127.720.7950.952200702.40161.812090601.26131.580.8131.002238698.80163.762238

39、562.53131.830.8051.0822297692.91166.662485.4480.19124.970.7501.202346687.74168.952815.2243.4671.770.425.3.3.3 確定變速箱檔數(shù)比確定變速箱檔數(shù)比（1）計算和krIi由設計任務書得計算公式 )1(20254.0BdrK式中：-車輪動力半徑（mm）Krd -輪輞直徑（英寸）-車輪變形系數(shù)B-輪胎斷面寬度帶入數(shù)據(jù)求得mrK8 . 0)07. 01 (212240254. 0，帶入數(shù)據(jù)求得=53.019minmax377.0VnriTKIIi（2）驗算牽引條件：應滿足，maxeImKMiGGfr

40、max535.23 48.7 0.826065.70.8eImKMir()GGfGf查工程機械地盤構(gòu)造與設計得，=0.55，f=0.09()22.5 1000 (0.550.09)14400GGfGf由上面的計算可知：maxeImKMiGGfr即滿足了牽引條件。.（3）計算和MiRi max17500.3770.377 0.816.0835TNMKTnirV17500.3770.377 0.840.29414TNRKRnirV由以上得出的總傳動比，求變速箱各檔傳動比48.73.2976.167 4.4Ii 15.0816.167 4.4i 37.72.5056.167 4.4ri 3.3.4

41、作理論牽引特性曲線作理論牽引特性曲線（1）各檔牽引力計算：TtKM iFr總總式中：-渦輪輸出力矩TM-總傳動比i總-總傳動機械效率總-車輪滾動半徑Kr（2）各檔車速計算0.377T Kn rvi總式中：-渦輪輸出轉(zhuǎn)速Tn.-車輪滾動半徑Kr-總傳動比i總（3）各檔功率PFva、一檔牽引特性數(shù)據(jù)如下表Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)0253600015821080.9844272120.3432917802.0463931360.5850615203.1469398600.7472311624.4857650720.828779535.43

42、45831690.799898186.1337347640.7511106686.8827652530.6813866078.5927713660.7514895889.2227383700.76175054610.8426424800.80203149812.5824647860.81219146513.5722787860.80241339614.9418080750.75269620116.705200240.42.b、 二檔牽引特性數(shù)據(jù)如下表Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)02536038243015821083.163178928

43、0.832917806.5826842490.79506152010.1222922640.79723116214.4617523700.8087795317.5414371700.8098981819.7812335680.80111066822.210073620.80138660727.729154700.80148958829.788867730.791750546358234800.8203149840.627510850.80219146543.827012850.79241339648.265972800.8269620153.923031450.79C、倒檔牽引數(shù)據(jù)如下表Tn(

44、r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)02536095607015821081.2679472280.832917802.6367106490.7950615204.0557304640.7972311625.7843807700.808779537.0235928700.809898187.9130839680.8011106688.8925184620.80138660711.0922884700.80148958811.9122168730.7917505461420584800.8203149816.2518775850.80219146517

45、.5317531850.79241339619.3014929800.8269620121.577578450.79.3.4 畫出運輸工況的牽引力畫出運輸工況的牽引力-行駛阻力平衡圖行駛阻力平衡圖根據(jù)公式TtKM iFr總總0.377T Kn rvi總算出每個速度對應的牽引力，然后根據(jù)滾動阻力和風阻公式計算出總阻力的大小，畫出每個速度對應的阻力，描點，畫成曲線圖滾動阻力：fFGf風阻力：221.15DawC AuF 算出的數(shù)據(jù)繪成下表a、 一檔牽引力-行駛阻力平衡圖Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.59014773

46、5.86615179.92523.161.11122877.96615.168364.22154.072.26104903.26615.689557.41820.333.4588650.076616.614804.51392.574.9867818.166618.3619651143.485.9855687.486619.8361084983.406.7147891.586621.1031215.73802.157.5339064.716622.6761534.5730.219.5035561.236627.2291631708.4810.1034502.986628.8161852.1565

47、8.5511.4732071.396632.8162090601.2612.9429281.366637.6862238562.5313.8627395.216641.0132485.4480.1915.3923385.256647.0822815.2243.4617.4311856.56656.161.b、 二檔牽引力-行駛阻力平衡圖Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.59045746.546615179.92523.163.59838049.256615.168364.22154.077.28432483.386

48、615.689557.41820.3311.14827450.586616.614804.51392.5716.0920999.966618.3619651143.4819.317243.686619.8361084983.4021.6814829.676621.1031215.73802.1524.314612096.426622.6761534.5730.2130.6911011.576627.2291631708.4832.6210683.886628.8161852.15658.5537.0439930.9346632.8162090601.2641.89067.0016637.686

49、2238562.5344.768482.9526641.0132485.4480.1949.7087241.2656647.0822815.2243.4656.3043671.3776656.161c、 倒檔牽引力-行駛阻力平衡圖Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.590114366.36615179.92523.161.439295123.136615.168364.22154.072.913681208.446615.689557.41820.334.459268626.446616.614804.51392.5

50、76.43652499.896618.3619651143.487.7243109.26619.8361084983.408.67237074.186621.1031215.73802.159.7258430241.066622.6761534.5730.2112.27627528.926627.2291631708.4813.04826709.76628.8161852.15658.5514.817224827.346632.8162090601.2616.7222667.56637.6862238562.5317.90421207.386641.0132485.4480.1919.8832

51、18103.166647.0822815.2243.4622.52169178.4426656.161根據(jù)以上的數(shù)據(jù)畫出各檔牽引力-行駛阻力平衡圖.第四章第四章 行星機構(gòu)運動學和動力學分析行星機構(gòu)運動學和動力學分析4.1 傳動比的確定傳動比的確定行星輪系可以看作由定軸輪系轉(zhuǎn)化而來。以行星排為例來看，可把太陽輪、齒圈、行星輪都看作是支撐在行星架上的齒輪。當行星架固定不動時為定軸輪系，當行星架以太陽輪軸線為中心旋轉(zhuǎn)起來就變成了行星輪系。因此，行星排的運動可看作是由兩部分運動的合成：行星架帶著其上個齒輪以行星架轉(zhuǎn)速作整體運動，這是牽連運動，牽連運動中各齒輪不產(chǎn)生嚙合傳動運動，行星架上互相嚙合的齒輪相

52、對行星架作嚙合運動，這是相對運動。只有牽連運動而無相對運動，則整個行星排作整體轉(zhuǎn)動，這種情況稱作閉鎖傳動，只有相對運動，而無牽連運動，則為變軸傳動。只看相對運動，各輪傳動如定軸輪系，存在一定轉(zhuǎn)速關系：對行星變速機構(gòu)進行運動學分析，主要是轉(zhuǎn)速分析。求各檔下，行星變速器中每一個構(gòu)件和每一個行星輪的轉(zhuǎn)速。行星齒輪式變速箱由基本行星機構(gòu)組合而成?；拘行菣C構(gòu)大多數(shù)是單排內(nèi)、外嚙合行星機構(gòu)，簡稱行星排，有單行星和雙行星兩種，如下單行星排所示。行星排的三個基本元件：太陽輪、齒圈、行星架分別用 t、q、j 表示，行星輪用 x 表示。傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳1 傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳傳由圖可知，當行星架不動，

53、行星排為定軸輪系，當行星架繞太陽輪軸線旋轉(zhuǎn)就成為行星輪系。因此，行星排的運動可看作兩部分運動的合成：（1）整個行星排以行星架的轉(zhuǎn)速作整體轉(zhuǎn)動，這是牽連運動，牽連運動中各齒輪間沒有嚙合傳動；（2）相互嚙合的齒輪相對行星架作嚙合傳動，這是相對運動?？紤]相對運動可得：tjqqjtnnZnnZ式中 -太陽輪相對行星架的轉(zhuǎn)速；tjnn -齒圈相對行星架的轉(zhuǎn)速；qjnn -齒圈齒數(shù)和太陽輪齒數(shù)之比，稱行星排特性參數(shù)。qtZZ.對于單行星，太陽輪和齒圈旋轉(zhuǎn)方向相反，值前取負號；雙行星則取正號。故對于單行星的三個基本元件的轉(zhuǎn)速關系式為：(1)0tqjnnn由以上方程可知：行星排的三個基本元件轉(zhuǎn)速之間有一個轉(zhuǎn)速

54、方程相聯(lián)系，故為一個二自由度機構(gòu)。要使此機構(gòu)任意兩個基本元件間有確定的轉(zhuǎn)速關系，必須再加一個關系式；方程的三個系數(shù)之和等于零，故為其解，即任意兩個轉(zhuǎn)速相等時第三個轉(zhuǎn)速亦tqjnnn必與其他兩個轉(zhuǎn)速相等，整個行星排成一體轉(zhuǎn)動，稱為“閉鎖” 。行星輪相對行星架的轉(zhuǎn)速可由下式求得：xn()()qtxtjqjxxZZnnnnnZZ 式中分別為太陽輪、齒圈和行星輪的齒數(shù)。qxZZtZ、對行星變速機構(gòu)進行運動學分析，主要是轉(zhuǎn)速分析。求各檔下，行星變速箱中每一個構(gòu)件和每一個行星輪的轉(zhuǎn)速。掛一檔時由單行星排轉(zhuǎn)速特征方程可知1111122222(1)0(1)0tqjtqjnnnnnn在牽引計算中，已初步確定了傳

55、動系統(tǒng)各檔的總傳動比的數(shù)值往往很大，最低檔的總傳動比可達 80110 甚至更大,因此在通常的機械傳動或液力機傳動系統(tǒng)中，都要經(jīng)過多級減速才能實現(xiàn)。kofiiii 式中：變速箱在某檔位的傳動比；ki主傳動器的傳動比；oi 輪邊傳動（最終傳動）的傳動比， fi其中、一般為定值,而則相應不同的檔位取不同的值。oifiki確定、數(shù)值的一般原則是，為了減小傳動系統(tǒng)中（除最后一級減速裝置的kioifi從動件）各零件的荷載，根據(jù)功率傳遞的方向，應盡可能地把傳動比多分配給后面的構(gòu)件，甚至先增速后減速。具體地說，對于上述系統(tǒng)，應首先選取盡可能大的，然后再選取fi盡可能大的，最后由所需的各檔確定。oiiki設計中

56、，傳動比分配還可參考現(xiàn)有的同類機械分配方案，結(jié)合具體情況選取。初步選定的各傳動比數(shù)值是否合適，需要通過各部件的草圖布置及整機總體布置進行復核，而各部件傳動比的精確數(shù)值，只有在完成選配齒輪及強度計算后才能最后確定。.根據(jù)裝載機傳動比的要求，主傳動的傳動比一般為 46， 輪邊傳動的傳動比一般為35。我們根據(jù)各檔位的總傳動比=53.019、=16.08。倒檔速度取 VR=14 km/h,則ii=-40.294。進行傳動比的分配。取主傳動比=6.167，取輪邊減速傳動比=4.4,則Rioifi變速箱各檔位傳動比分別為： 檔：=53.019/（6.1674.4）=3.2971i檔：=16.08/（6.1

57、674.4）=12i 倒檔: =-40.294/（6.1674.4）=-2.505ri4.2 傳動簡圖設計傳動簡圖設計擬訂變速箱方案簡圖時，應考慮使其滿足下列要求：1.能比較準確的實現(xiàn)各檔傳動比2.變速箱各檔應具備較高的傳動效率。常用工作檔傳動中不存在功率循環(huán)。3. 盡可能降低行星架和具有相對轉(zhuǎn)動的構(gòu)件的轉(zhuǎn)速，對操縱構(gòu)件要求其減小其傳遞的摩擦扭矩。4. 結(jié)構(gòu)比較簡單，外形尺寸不宜過大。5. 變速箱應結(jié)構(gòu)合理，具備加工裝配和調(diào)整的可能性和良好的工藝性。4.2.14.2.1 傳動簡圖的選擇傳動簡圖的選擇根據(jù)計算的傳動比 i1 、 i2 、ir 查閱參考書并參照同類機型即可擬訂出行星變速箱的傳動簡圖

58、。傳動簡圖如圖 4-2 所示圖 4-2 傳動簡圖 該變速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現(xiàn)兩個前進擋和一個后退擋。行星傳動部分有兩個行星排，兩個行星排的太陽輪、行星輪、齒圈的齒數(shù)都相等。兩個行星排的太陽輪制成一體，通過花鍵與輸入軸連接，輸入軸則通過兩個滾珠軸承支承在箱體上，每個滾珠軸承限制一個方向的軸向位移。太陽輪又通過花鍵和閉鎖離合器的主動軸相連接。前行星排齒圈、后行星排行星架和太陽輪之間有一個滾珠軸承支承；前行星排行星.架通過一個滾珠軸承支承在輸入軸上。前行星排行星架和后行星排齒圈上分別設有制動器。前排行星架上的制動器為倒檔制動器，后排齒圈上的制動器為低擋制動器，它們都通過花鍵

59、齒與制動器的旋轉(zhuǎn)摩擦片相連接。制動器的固定摩擦片，通過固定在變速箱殼體上的銷釘導向，并傳力給殼體，制動器摩擦片的壓緊靠油缸活塞。制動器分離時的活塞回位靠沿圓周布置的分離彈簧。閉鎖離合器的主動摩擦片有兩片，它們與離合器主動軸通過螺釘相連接。主動片為彈性片，允許變形和軸向移動，以實現(xiàn)結(jié)合和分離。閉鎖離合器的被動鼓分為前后兩塊，和主動傳動齒輪三者用螺釘連成一體，通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，兩個滾珠軸承各限制一個方向的移動。離合器從動片只有一片，因為從動鼓的一側(cè)和離合器的壓緊活塞都作為被動摩擦片來傳力。被動片通過銷釘導向，并傳力給被動鼓。離合器靠油壓推動活塞來壓緊結(jié)合，分離時活塞靠碟形分離彈簧分離。

60、變速箱前輸出軸通過兩個滾珠軸承支承在殼體上，每一個軸承限制一個方向的位移。軸上通過花鍵固定著被動傳動齒輪。后輸出軸一端支承在輸出軸的端孔滑動軸承上，滾珠軸承起定位作用，限制兩個方向的軸向移動。后輸出軸上有滑套，移動滑套可以使后橋驅(qū)動切斷和結(jié)合，該機構(gòu)稱為脫橋機構(gòu)。.ZL50 裝載機行星齒輪變速箱傳動簡圖如上圖所示設兩個行星排的特性參數(shù)均為，則不難求出各擋傳動比。（1）抵擋：后行星排工作，其齒圈制動，太陽輪輸入，行星架輸出，可求得其傳動比為。=1+i低（2）高檔：閉鎖離合器結(jié)合，此時整個行星傳動部分則變?yōu)橐粋€整體旋轉(zhuǎn)，其傳動比為，為直接擋。=1i高（3）倒擋：前行星排工作，其行星架制動，太陽輪輸

61、入，齒圈輸出，其傳動比為=-i倒4.2.24.2.2 離合器的布置離合器的布置設計確定離合器位置時考慮以下幾點：1. 離合器所需傳遞的扭矩：M離合器所需傳遞的力矩與離合器的位置布置有關。要使 小，應使離合器布置在M高速軸上。設計中希望盡量減少離合器的規(guī)格，現(xiàn)有的動力換檔變速箱多數(shù)采用一種或兩種離合.器。要使離合器的規(guī)格少，在設計中須盡量使各離合器傳遞的力矩相差小。如果能做到離合器所需傳遞力矩，則可以采用一種規(guī)格離合器，而其傳遞扭距的差別(11.5)tMM可以用增減摩擦片或改變離合器油缸油壓來調(diào)整，也有不做任何更動地就都采用一種規(guī)格的離合器，而使各離合器的后備系數(shù)不同。2. 空轉(zhuǎn)離合器的相對轉(zhuǎn)速

62、：在動力換檔變速箱設計中，需控制空轉(zhuǎn)離合器相對轉(zhuǎn)速,使它不超過一定數(shù)值，因為相對轉(zhuǎn)速過高會引起以下不良后果。 1） 使空轉(zhuǎn)時離合器片間摩擦阻力矩增加，變速箱的傳動效率降低（離合器空轉(zhuǎn)摩擦損失是動力換檔變速箱主要的功率損失） 。2） 空轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)速高則發(fā)熱大，使離合器結(jié)合時滑磨功和滑磨功率增加，也即離合器片的負荷大，易導致離合器片的損壞。降低空轉(zhuǎn)離合器片間相對轉(zhuǎn)速的措施：1.將離合器布置在低速軸上，增大離合器傳遞的扭矩。2.將變速箱倒吸部分獨立出來，整個變速箱由倒吸組和變速組兩部分串聯(lián)組成。3.對變速比范圍大的變速箱，僅將倒吸部分獨立出來，還不足降低片間相對轉(zhuǎn)速，此時可將速度組再分成兩部分串聯(lián)起來。

63、4.3 配齒計算配齒計算4.3.14.3.1 確定變速箱行星排的參數(shù)（確定變速箱行星排的參數(shù)（、）12 ，121i 1ri 故，2113.297 12.297i 12.505ri 根據(jù)同心條件確定行星排中的最小齒輪 (1)2xtZZ當時, ，行星排中太陽輪齒數(shù)最??；3112當時, ，行星排中行星輪齒數(shù)最?。?112最小齒數(shù)應避免根切并考慮軸和軸承的布置。一般行星輪最小齒數(shù)不小于 1417，太陽輪考慮到軸的尺寸最小齒數(shù)應取得更多一些。因為、 都小于 3，故兩排都是行星輪最小?？紤]到零件的工藝性要求，我們?nèi)?2各檔排齒圈齒數(shù)相同。同時取行星輪齒數(shù)最小，并取兩行星排參數(shù)相同。 初取。2.401.4.

64、3.24.3.2 選配齒輪選配齒輪為便于制造、管理，最好使所有行星排的齒圈的參數(shù)相同。已知齒圈分度圓直徑、qD模數(shù) m 即可標出齒數(shù)。已知各行星排的值，可標出太陽輪的齒數(shù)/qqZDm。由于齒數(shù)必須是整數(shù)，對求得的齒數(shù)要進行圓整，經(jīng)圓整后的實際值不能/tqZZ和簡圖設計中的值相差過大。m 和決定了變速箱的橫斷面尺寸，一般采用統(tǒng)計和類比的方法初選其數(shù)值。為減qD少零件的品種，在一定的功率范圍內(nèi)不同功率采用相同的參數(shù)。取行星輪的齒數(shù)為 22 ，且行星輪均布，個數(shù)為 3。根據(jù)公式11:23txqttttZZZNZZZZ得: 2.401 11:22:2.401:23tqttttZZNZZZZ ， 2 2

65、231.41.401tZ2 22 2.40175.41.401qZN= 圓整為 3460.35401. 13401. 3222由配齒條件22 2244qxtttZZZZZ3qtZNZ得(344)2qNZ將 N=34 代入得(3 3444)732qZ 33 347329tqZNZ 故 、 、 29tZ 73qZ 22xZ 實際參數(shù)732.51729qtZZ.參照同類產(chǎn)品取變速箱模數(shù) m 為 2,將以上數(shù)據(jù)列入變速箱參數(shù)表，表 41表 41 行星參數(shù)表齒數(shù)配齒條件行星排行星輪數(shù)模數(shù)tZqZxZ2txqZZZqtZZNq參考值實際值13329732229+2x22=73(73+29)/3=342.4

66、012.51723329732229+2x22=73342.4012.5174.4 運動學分析運動學分析4.4.1.4.4.1.求各檔實際傳動比求各檔實際傳動比 排排圖 4-2 傳動簡圖行星機構(gòu)各構(gòu)件如上圖 4-2 所示，其運動學方程組為： （1） 2(1)0iRnnn （2） 12(1)0innn檔： 制動 T2， = 0,代入上面方程組得1n 13.517i .倒檔： 制動 T1， = 0,代入上面方程組得Rn 2.517ri 故行星變速箱實際傳動比為： 13.517i 21i 2.517ri 4.4.2.4.4.2.畫轉(zhuǎn)速平面圖畫轉(zhuǎn)速平面圖1）畫各構(gòu)件轉(zhuǎn)速線（1)傳動比 、。 求得傳動比倒數(shù)：、13.517i 21i 2.517ri 284. 011i、112i397. 01ri（2)在平面坐標上過點(1,1)和(0.284，0)、(1，0)、(-0.397，0)點作連線得各制動件轉(zhuǎn)速線，并分別以”1”, “3” ”R”命名,同時畫上主動件”i”,和從動件”2”轉(zhuǎn)速線。（3）畫行星輪轉(zhuǎn)速線1）各行星輪轉(zhuǎn)速方程第一排 111()txiRxZnnnZ 第二排 2222()txixZn