裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)

1 第一章 緒 論 1.1 設(shè)計(jì)目的 畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)生理論聯(lián)系實(shí)際的重要課題，是學(xué)生綜合運(yùn)用，鞏固基礎(chǔ)理論，專業(yè)技術(shù)和專業(yè)知識(shí)的機(jī)會(huì)。通過畢業(yè)設(shè)計(jì)，能夠檢查學(xué)生對(duì)所學(xué)知識(shí)掌握的程度，能夠提高學(xué)生解決實(shí)際問題的能力和獨(dú)立工作的能力，并掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，步驟。所以，畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)生獲得知識(shí)的重要環(huán)節(jié)。 裝載機(jī)屬于鏟土運(yùn)輸機(jī)械類，是一種通過安裝 在前端一個(gè)完整的鏟斗支撐結(jié)構(gòu)和連桿，隨機(jī)器向前運(yùn)動(dòng)進(jìn)行裝載或挖掘 ，以及提升，運(yùn)輸和卸載的自行式履帶或輪胎機(jī)械。它廣泛應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設(shè)。裝載機(jī)具有作業(yè)速度快、效率高、機(jī)動(dòng)性好、操作輕便等優(yōu)點(diǎn)，因此成為工程建設(shè)中土石方施工的主要機(jī)種之一，對(duì)于加快工程建設(shè)速度，減輕勞動(dòng)程度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機(jī)械化施工中不可缺少的裝備之一。 因此，要求設(shè)計(jì)者在設(shè)計(jì)過程中必須端正態(tài)度，嚴(yán)格認(rèn)真，盡可能多的參看有關(guān)書籍，資料，刻苦鉆研，對(duì)比分析，取長(zhǎng)補(bǔ)短，大膽創(chuàng)新，以便做出高質(zhì)量高水平的設(shè)計(jì)成果 1.2 設(shè)計(jì)步驟及方法 本次設(shè) 計(jì)說明書分為四部分，是對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過程的描述和總結(jié)。第一部分：設(shè)計(jì)概述；第二部分：裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)，它為變速箱設(shè)計(jì)提供條件參數(shù)；第三部分：變速箱設(shè)計(jì)，此部分為變速箱設(shè)計(jì)的最主要部分；第四部分：參考文獻(xiàn)。 這次設(shè)計(jì)主要采用傳統(tǒng)的以人工計(jì)算為主的設(shè)計(jì)方法，類比國(guó)內(nèi)外現(xiàn)有成熟機(jī)型，從中選優(yōu)，以便能更好地設(shè)計(jì)要求，本次設(shè)計(jì)的重點(diǎn)為 ZL50 行星變速箱設(shè)計(jì)，由于本人知識(shí)水平有限，設(shè)計(jì)中必定存在不少錯(cuò)誤，請(qǐng)老師和同學(xué)指正。 1.3 設(shè)計(jì)背景 在經(jīng)歷了 5060 年的發(fā)展，到 20 世紀(jì) 90 年代中末期國(guó)外輪式裝載機(jī)技術(shù)已達(dá)到相 當(dāng)高的技術(shù)水平?；谝簤杭夹g(shù)、微電子技術(shù)和信息技術(shù)的各種智能系統(tǒng)已經(jīng)廣泛應(yīng)用于裝載機(jī)的設(shè)計(jì)、計(jì)算操作控制、生產(chǎn)經(jīng)營(yíng)和維修服務(wù)等各個(gè)方 2 面，使國(guó)外輪式裝載機(jī)在原來的基礎(chǔ)上更加精制，其自動(dòng)化程度也得以提高，從而進(jìn)一步提高了生產(chǎn)率，改善了司機(jī)的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒適性，降低了噪聲、振動(dòng)，保護(hù)了環(huán)境，最大的簡(jiǎn)化維修、降低作業(yè)成本，使其性能、安全性、可靠性、使用壽命和操作性能都達(dá)到了很高的水平。 主要有以下幾點(diǎn)現(xiàn)狀：產(chǎn)品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化發(fā)展；采用新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)，產(chǎn)品性能日趨完善；發(fā)展多種工作裝 置，不斷滿足市場(chǎng)需求；易于維修保養(yǎng)，注重環(huán)保。 綜合上述現(xiàn)狀和未來市場(chǎng)需求，國(guó)外輪式裝載機(jī)在其未來技術(shù)發(fā)展中將廣泛應(yīng)用微電子技術(shù)與信息技術(shù)，完善計(jì)算機(jī)輔助駕駛系統(tǒng)、信息管理系統(tǒng)及故障診斷系統(tǒng)；采用單一吸聲材料、噪聲抑制方法降低機(jī)器噪音；通過不斷改進(jìn)電噴裝置，進(jìn)一步降低柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的尾氣排放量；研制無污染、經(jīng)濟(jì)型、環(huán)保型的動(dòng)力裝置；提高液壓元件、傳感元件和控制元件的可靠性和靈敏性，提高整機(jī)機(jī)電信一體化水平；在控制系統(tǒng)方面，將廣泛采用電子監(jiān)控和自動(dòng)報(bào)警系統(tǒng)、自動(dòng)換檔變速裝置；普遍安裝 GPS 定位于質(zhì)量自動(dòng)稱量裝置。 而我國(guó)輪式裝載機(jī)起步較晚，其制造技術(shù)是陸續(xù)從德國(guó)、美國(guó)和日本等國(guó)家引進(jìn)的。目前，我國(guó)國(guó)內(nèi)輪換式裝載機(jī)生產(chǎn)廠家群雄并立，并且有增無減，但國(guó)內(nèi)的企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新能力較弱，工藝裝備水平和生產(chǎn)能力低，機(jī)器的可靠性，故障率，使用壽命，機(jī)、電、液一體化水平，外觀質(zhì)量，操作的靈活性和舒適性方面與先進(jìn)國(guó)家產(chǎn)品相比差距較大。目前我國(guó)輪式裝載機(jī)正在從低水平、低質(zhì)量、低價(jià)位、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中價(jià)位、經(jīng)濟(jì)實(shí)用型過渡，各主要廠家也不斷進(jìn)行技術(shù)投入，采用不同的技術(shù)路線，在關(guān)鍵部件及技術(shù)上創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設(shè)計(jì)雷同，無自己 特色和優(yōu)勢(shì)的現(xiàn)狀，正在從低水平的無序競(jìng)爭(zhēng)的怪圈中脫穎而出，成為裝載機(jī)行業(yè)的領(lǐng)先者。其發(fā)展體現(xiàn)出以下一些趨勢(shì)：大型化和小型化裝載機(jī)，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場(chǎng)總需求量的限制；各生產(chǎn)廠家根據(jù)實(shí)際情況，重新進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，優(yōu)化各項(xiàng)性能指標(biāo)，強(qiáng)化結(jié)構(gòu)件的強(qiáng)度和剛度，以使整機(jī)可靠性得到提高；優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高系統(tǒng)性能；利用電子技術(shù)及負(fù)荷傳感技術(shù)來實(shí)現(xiàn)變速箱的自動(dòng)換檔及液壓變量系統(tǒng)的應(yīng)用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機(jī)的作業(yè)成本；提高安全性、舒適性；降低噪聲和排放，強(qiáng)化環(huán)保指標(biāo)。 我想隨著我國(guó)的科技力量的不 斷進(jìn)步，我們的裝載機(jī)發(fā)展將在不久的將來趕上甚至超過國(guó)際先進(jìn)水平。 3 第二章 裝載機(jī)總體設(shè)計(jì) 裝載機(jī)的總體設(shè)計(jì)是根據(jù)其主要用途，作業(yè)條件及生產(chǎn)情況，合理地選擇機(jī)型、各總成結(jié)構(gòu)形式、性能參數(shù)及整體尺寸等并進(jìn)行合理布置。由于任務(wù)書已對(duì)部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行規(guī)定，再通過對(duì)現(xiàn)有機(jī)型類比、分析， ZL50 裝載機(jī)總體設(shè)計(jì)確定如下： 2.1 確定機(jī)型及總成部件結(jié)構(gòu)形式 2.1.1 行走裝置的選擇 從作業(yè)條件與對(duì)象，作業(yè)效率與成本，以及駕駛員的工作條件等因素出發(fā)，行走裝置選擇輪胎式。輪胎式裝載機(jī)與履帶式裝載機(jī)相比 有如下優(yōu)點(diǎn)： a)自重輕，行走速度快，機(jī)動(dòng)性好，作業(yè)循環(huán)時(shí)間短，作業(yè)效率高，運(yùn)輸及修理費(fèi)用低。 b)輪胎式裝載機(jī)在碎石硬路面作業(yè)時(shí)因輪胎有緩沖作用對(duì)機(jī)器沖擊振動(dòng)較小，可延長(zhǎng)機(jī)器壽命，減輕駕駛員疲勞等。 2.1.2 傳動(dòng)形式的選擇 此次裝載機(jī)傳動(dòng)系的設(shè)計(jì)采用液力機(jī)械傳動(dòng)系，因?yàn)樗c機(jī)械傳動(dòng)系相比有具有以下優(yōu)點(diǎn)： a)在保持一定插入力的同時(shí)舉升動(dòng)臂或轉(zhuǎn)動(dòng)鏟斗以減少鏟掘阻力，縮短作業(yè)循環(huán)時(shí)間。 b)可隨外載荷的變化而自動(dòng)調(diào)整車速，因而可減少變速箱換檔，簡(jiǎn) 化變速結(jié)構(gòu)與操作。 c)液力機(jī)械傳動(dòng)配有動(dòng)力換檔變速箱，其可在不停車情況下?lián)Q檔，操作輕便、動(dòng)力換檔時(shí)間短、生產(chǎn)率高。 d)變矩器的可透性小，當(dāng)運(yùn)行阻力變化時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速變化小。 2.1.3 變矩器形式的選擇 由于裝載機(jī)作業(yè)時(shí)牽引力和車速的變化范圍大，并且變化急劇、頻繁，工作條件苛酷，因此要求所選用的變矩器因具有較大的變換系數(shù) B。考慮到裝載機(jī) 4 工作條件和工作特點(diǎn)以及變矩器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠和便于制造，因此選用內(nèi)功率分流二級(jí)渦輪變矩器。 1-第一渦輪軸 2-第二渦輪軸 3-泵輪 4-第一渦輪 5-導(dǎo)輪 6-第二渦輪 圖 2-1 變矩器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 2.1.4 變速箱形式的選擇 根據(jù)設(shè)計(jì)要求和現(xiàn)代裝載機(jī)的工況，選擇行星動(dòng)換檔變速箱。它與定軸式變速箱相比有如下優(yōu)點(diǎn)： 零件加工精度高、傳動(dòng)效率高、受力分散、齒輪模數(shù)小、齒輪、軸承工作條件好。重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，采用制動(dòng)器不產(chǎn)生離心力，無須旋 轉(zhuǎn)密封、作用可靠。 2.1.5 轉(zhuǎn)向方式的選擇 由于在重量的要求，選取鉸接轉(zhuǎn)向方式，它與其它幾種轉(zhuǎn)向方式相比有如下優(yōu)點(diǎn)： a)車輪無需相對(duì)車身偏轉(zhuǎn)，可采用大尺寸寬基面低壓輪胎以發(fā)揮更大的牽引力。 5 b)轉(zhuǎn)向半徑小，機(jī)動(dòng)性好，有利于提高生產(chǎn)率高。 c)容易保持前后橋上合理 分配，保持較好的穩(wěn)定性，減少駕駛員的疲勞強(qiáng)度。 d)通過性好，前后橋零件基本通用，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，簡(jiǎn)化制造工藝成本低。 2.1.6 制動(dòng)系的選取 一個(gè)完整的制動(dòng)系應(yīng)包括三部分：行車制 動(dòng)器、停車制動(dòng)器和緊急制動(dòng)器。 裝載機(jī)是循環(huán)作業(yè)并連續(xù)工作的機(jī)器，它制動(dòng)頻繁、制動(dòng)強(qiáng)度比較高、作業(yè)條件惡劣，經(jīng)常與水泥路面打交道，因而對(duì)制動(dòng)器的要求除了考慮制動(dòng)效能、效率外還有如下要求： 1）在附有泥、水等惡劣的使用條件下，應(yīng)保證有比較穩(wěn)定的制動(dòng)性能。 2）為適應(yīng)頻繁制動(dòng)和確保下坡連續(xù)制動(dòng)的安全，制動(dòng)器散熱要快。 3)壽命要長(zhǎng)，便于調(diào)整和維修。 由于鉗盤式制動(dòng)器與蹄式制動(dòng)器相比有如下優(yōu)點(diǎn) : a)制動(dòng)性能穩(wěn)定，有較好的沾水復(fù)原性，即不會(huì)因沾有泥水而導(dǎo)致之動(dòng)力矩急劇下降。制動(dòng)器圓盤外露于空間，有自動(dòng)清除 泥水的功能，容易干燥。 b)耐熱衰減性好 ,不會(huì)因摩擦生熱是摩擦系數(shù)減少而導(dǎo)致之動(dòng)力矩的明顯下降。散熱條件好，保證了頻繁制動(dòng)時(shí)的可靠性。 c)制動(dòng)器無增力作用，制動(dòng)力矩的增長(zhǎng)平穩(wěn)。 d)維修方便，摩擦片磨損后可自動(dòng)調(diào)整間隙。更換摩擦片方便，不需要拆卸輪胎輪邊減速裝置，可減少機(jī)器停工時(shí)間。 故采用鉗盤式制動(dòng)器。 2.1.7 輪胎的選擇 因?yàn)檠b載機(jī)多在松軟、潮濕或干硬的地面上工作。為了降低比壓，增加輪胎支承面積，改善附著性能和緩沖性能。故采用低壓寬基輪胎。 參考同類型機(jī)器，此次設(shè)計(jì)選用的輪胎規(guī)格為 23.5-25 輪胎，其半徑為762mm。 2.2 總體參數(shù)的確定 6 此次設(shè)計(jì)的是 ZL50 型裝載機(jī)及其動(dòng)力變速箱，則裝載機(jī)的額定載重量為：Q=5（ t） 2.2.1 基本參數(shù)確定： 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪功率： Ne=(28.614Q+63.62)=155(KW) 鏟斗最小卸載高度： H=H1+0.2B=3.064(m) 裝載機(jī)自重： G=4.057Q 1.97=18.3（ t） 最小轉(zhuǎn)彎半徑： R=0.226Q+6.33=7.46(m) 裝載機(jī)全長(zhǎng) ： L=0.502Q+4.53=7.04(m) 裝載機(jī)寬度： B=0.128Q+1.73=2.82(m) 裝載機(jī)高度： H=0.128Q+1.73=3.78(m) 額定斗容量： VH=Q/=(3000 10)/（ 20 1000） =2.5 3m 卸載距離： S=1/3B+ b=1.34m 最小離地間隙一般小于 350mm，參考同類型取 450mm 上翻 角取 49. 卸載角取 50 此參數(shù)的其確定是參考文 獻(xiàn) 1 2.2.2 裝載機(jī)的附著重量及牽引力 裝載機(jī)作業(yè)時(shí)要發(fā)揮大的插入力，必須要求機(jī)器有足夠的自重，增加附著重量能夠改善機(jī)械的附著性能，但機(jī)器的自重增加，將會(huì)導(dǎo)致裝載機(jī)運(yùn)行阻力的增加，動(dòng)力性能變差，材料和燃料消耗增加，輪胎壽命縮短，以及造價(jià)提高。對(duì)于一般土壤，如附著重量增加，當(dāng)其比壓超過某一極限而破壞土壤結(jié)構(gòu)時(shí)，甚至使附著性能反而變壞。因此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在保證一定替丁附著牽引力的前提下盡量使機(jī)器的自重 降低。具有同樣作業(yè)能力和壽命的機(jī)器，其自重越小，往往說明其總體布置、材料利用和部件設(shè)計(jì)的合理性，一般用單位自重功率或單位斗容量來反映，它是機(jī)械技術(shù)性能的重要比較指標(biāo)之一。 對(duì)于全輪驅(qū)動(dòng)的裝載機(jī)附著重量即為機(jī)器自重 則 G=G=18.3（ t） 7 牽引力 PH PKP=PH 而 PH=G 取 =0.5 （ 2.1） 則 PH= G =18000 10 0.5=90（ KN） 2.2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 裝載機(jī)作業(yè)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)凈功率消耗于兩部分，即 f 牽引功率 N1 和驅(qū)動(dòng)液壓泵功率 N2 牽引功率 N1=PKVT/3600 式中： PK 額定輪緣切線牽引力。 PK= PH+Pf （ 2.2） P=Gfcos VT- 裝載 機(jī)插 入料 堆的 理 論作 業(yè)速 度， 對(duì)于 輪式 的 取 3km/h 傳動(dòng)系總效率，對(duì)于液力機(jī)械傳動(dòng)：取 =0.75 其中： f=0.06 =0 參考文獻(xiàn) 1 表 1-1 則： PK=102600（ N） 則： N1= PKVT/3600=（ 102600 3） /（ 3600 0.75） =114(kw) 因此油泵功率： N2= Ne N1=155-114=31(kw) 2.2.4 檔位和車速 輪式裝載機(jī)的速度變化范圍大，他要適應(yīng)在工地作業(yè) 的要求，又要滿足運(yùn)輸轉(zhuǎn)移的要求。為了能使功率利用好、燃料經(jīng)濟(jì)性好，需要有合適的檔位。 由于 ZL50 裝載機(jī)屬于中小型裝載機(jī)，同時(shí)參考同類型機(jī)器。初步確定其 檔位數(shù)及各檔理論行駛速度如下： 前進(jìn)檔 V =8 km/h 前進(jìn)檔 V =30 km/h 倒退 R 檔 VR =10 km/h 2.2.5 軸距和輪距的確定 軸距和輪距的大小直接影響到裝載機(jī)的很多使用性能，是總體設(shè)計(jì)的重要參數(shù)。因?yàn)樗坏绊戄喪窖b載機(jī)的整體布置，而且直接影響裝載機(jī)的轉(zhuǎn)向半經(jīng)及 8 其通過性能，所以選擇其參數(shù)是十分重要的。 （ 1） 軸距 -它的改變會(huì)影響到以下幾方面的整車性能： 影響前后橋的載荷分配，當(dāng)各總成相對(duì)前軸的前后位置不變時(shí)，軸距的改變會(huì)使前后軸上的載荷發(fā)生變化；影響裝載機(jī)的縱向穩(wěn)定性。軸距增大，有利于提高整車的縱向穩(wěn)定性。還可以減少裝載機(jī)在行駛中的前后顛簸，提高行駛平穩(wěn)性，減少司機(jī)的疲勞；軸距增大，最小轉(zhuǎn)彎半徑 增大；影響裝載機(jī)的自重。軸距增大使裝載機(jī)的自重增大。參考同類型機(jī)器，初步確定軸距為 3300 。 （ 2）輪距 -它的改變會(huì)影響到以下幾方面的整車性能： 輪距的增加，可提高整機(jī)的橫向穩(wěn)定性，但最小轉(zhuǎn)彎半徑將會(huì)增加，影響機(jī)動(dòng)性。輪距的大小受鏟斗寬度和交通運(yùn)輸?shù)南拗?。在設(shè)計(jì)中應(yīng)盡可能減少輪距，它往往受動(dòng)力傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)布置所限制。參考同類型機(jī)器初步擬定輪距為 2200 。 2.3 裝載機(jī)的總體布置 總體布置的合理與否，直接影響整車的使用性能與即使經(jīng)濟(jì)指標(biāo)，使總體設(shè)計(jì)的主要任務(wù)之一。 各部件在 車上布置基準(zhǔn)的選擇：選取前后車橋中心連線作為上下位置的基準(zhǔn)；通過前橋軸線垂直地面的平面為前后位置的基準(zhǔn)；左右位置則以縱向?qū)ΨQ軸線為基準(zhǔn)。 2.3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系的布置 選擇發(fā)動(dòng)機(jī)、變矩器和變速箱三者為一體的方案。其優(yōu)點(diǎn)是：軸向尺寸短，便于軸距短的機(jī)器總體布置；三部件可組裝成一個(gè)總成一次安裝，使總裝工序簡(jiǎn)化，可減少部件間的郵路管道，增加可靠性。 裝載機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)和變矩器布置簡(jiǎn)圖如下： 9 1-變 速箱 2-變矩器 3-發(fā)動(dòng)機(jī)裝 圖 2-2 發(fā)動(dòng)機(jī)、變矩器及變速箱的連接方式 2.3.2 鉸接點(diǎn)和傳動(dòng)萬向節(jié)的布置 選取鉸接點(diǎn)布置在軸距的中點(diǎn)。車輛行駛時(shí)前后輪的軌跡始終相同。一次可得到以下優(yōu)點(diǎn)：后輪始終沿著前輪壓過的車轍運(yùn)動(dòng)，減少運(yùn)動(dòng)阻力，其車轍的轉(zhuǎn)向半徑最小，可通過狹小難走的路段；前橋內(nèi)外側(cè)輪的轉(zhuǎn)速和等于后橋內(nèi)外側(cè)輪的轉(zhuǎn)速和，當(dāng)雙軸驅(qū)動(dòng)時(shí)，前后軸間屋轉(zhuǎn)速差，減少了輪胎的磨損。 2.3.3 擺動(dòng)橋的布置 將裝載機(jī)的 后橋作為擺動(dòng)橋。此類布置可使裝載機(jī)作業(yè)時(shí)駕駛員隨前車架一起擺動(dòng)，因而易于體會(huì)鏟斗刃口與水平面的傾角，可以正確的進(jìn)行水平鏟掘工作。 2.3.4 工作裝置的布置 工作裝置布置在整機(jī)前端，在滿足東臂在最高位置時(shí)的卸載要求和動(dòng)臂在最低位置時(shí)鏟斗不干涉的前提下動(dòng)臂支點(diǎn)盡量向后布置，這樣可以提高整機(jī)穩(wěn)定性，便于機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和提臂液壓缸的布置。同時(shí)，在考慮工作裝置不妨礙司機(jī)視線 10 和確保司機(jī)的作業(yè)安全前提下，盡量使動(dòng)臂和車架鉸點(diǎn)位置提高。 2.3.5 駕駛室的布置 駕駛室的布置應(yīng)使操縱用的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作省 力、方便，以保證駕駛員具有良好視野和舒適，安全的工作環(huán)境。 在駕駛室位置相對(duì)前后橋距離一定的條件下，鉸接式裝載機(jī)的駕駛室的布置主要有以下兩種方案：一、駕駛室布置在前車架后端；二、駕駛室布置在后車架前端。 結(jié)合以上兩種方案的優(yōu)缺點(diǎn)，初步擬定駕駛室布置在后車架的前端。此布置形式可使前后視野良好，駕駛員能直接了解裝載機(jī)的折腰程度，增加安全感，降低疲勞強(qiáng)度，同時(shí)構(gòu)造簡(jiǎn)單，有利于加工制作，提高工作效率。 2.3.6 轉(zhuǎn)向系的布置 由于鉸接裝載機(jī)轉(zhuǎn)向所需功率比車架偏轉(zhuǎn)車輪轉(zhuǎn)向方式大，故轉(zhuǎn)向 油缸獨(dú)立布置。同時(shí)，為了使結(jié)構(gòu)緊湊避免由于中間傳動(dòng)環(huán)節(jié)的間隙所引起的不穩(wěn)定，將轉(zhuǎn)向器與控制閥組成一體。將轉(zhuǎn)向液壓缸布置在前車架上，兩個(gè)轉(zhuǎn)向液壓缸在平面內(nèi)稱“八”字形布置。 2.3.7 裝載機(jī)的軸荷分配 裝載機(jī)的軸荷分配是否合理，直接影響裝載機(jī)很多使用性能。如牽引性、 通過性和穩(wěn)定性等。另外，還會(huì)影響零部件尺寸選擇和強(qiáng)度計(jì)算。 由于鉸接式裝載機(jī)的軸距不整體式車架的軸距長(zhǎng)，在保證同樣穩(wěn)定性前提下軸距增加即可減少后橋軸荷，這樣即可減少配重，降低車重，而且提高整機(jī)穩(wěn)定性。因此初步確定軸荷分配為： 空載時(shí)前橋軸荷占整機(jī)重 45%-50% 滿載時(shí)前橋軸荷占整機(jī)重 65%-75% 2.4 裝載機(jī)工作裝置及連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 2.4.1 鏟斗的設(shè)計(jì) 鏟斗是鏟裝物料的工具，它的斗型與結(jié)構(gòu)是否合理，直接影響裝載機(jī)的生 11 產(chǎn)率。參考同類型機(jī)器以及根據(jù)機(jī)器的作業(yè)要求和斗容的大小，選擇直型帶齒鏟斗。這種斗具具有較大的插入能力，提高了作業(yè)效率，適宜鏟裝輕質(zhì)或松散的小粒物料并可利用刀刃作刮平，清理等工作。 2.4.2 連桿機(jī)構(gòu)類型的選擇 按組成連桿機(jī) 構(gòu)的件數(shù)可分為四連桿、六連桿和八連桿。 六連桿、八連桿不需要有框架，故與四連桿相比，可改善視線，增加載重量，同時(shí)由于在鏟斗周圍沒有液壓缸和油路，裝載過程中掉下來的物料不會(huì)造成事故，比較安全，但該機(jī)構(gòu)不是平行連桿機(jī)構(gòu)，在動(dòng)臂上升過程中，鏟斗將向后略傾斜。 按連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分正連桿機(jī)構(gòu)和反連桿機(jī)構(gòu)。 為了保持斗在動(dòng)臂轉(zhuǎn)動(dòng)過程中作平移運(yùn)動(dòng)的要求，裝載機(jī)工作裝置連桿機(jī)構(gòu)要求斗的轉(zhuǎn)動(dòng)應(yīng)與動(dòng)臂轉(zhuǎn)向相反，則在以動(dòng)臂為固定件的連桿機(jī)構(gòu)中，即要求機(jī)架與鏟斗的轉(zhuǎn)向應(yīng)相同。 從整機(jī)布置特點(diǎn)，作業(yè)對(duì)象和作 業(yè)方式，以及考慮到結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、合理，維修等因素出發(fā)。選擇反轉(zhuǎn)六連桿機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)在機(jī)器工作時(shí)提高鏟斗的裝滿程度，減少了運(yùn)輸時(shí)的撒料現(xiàn)象，并且易于控制卸料速度，減少了卸料沖擊。同時(shí)，由于此機(jī)構(gòu)鏟點(diǎn)較小，使機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，減少了維修時(shí)間。 12 第三章 動(dòng)力換檔行星變速箱的設(shè)計(jì) 動(dòng)力換檔星星變速箱預(yù)定軸式變速箱相比由于具有結(jié)構(gòu)緊湊、在和容量大、傳動(dòng)效率高、齒間符合小、結(jié)構(gòu)剛度好、輸入輸出軸同心以及實(shí)現(xiàn)動(dòng)力與自動(dòng)換檔等優(yōu)點(diǎn)，所以在工程、礦山、起重等作業(yè)機(jī)械上，獲得了廣泛的應(yīng)用。 故 ，此次設(shè)計(jì)選用二自由度具有內(nèi)外嚙合的齒圈式行星機(jī)構(gòu)。 行星式液力機(jī)械動(dòng)力換檔變速箱的最大特點(diǎn)是，裝載機(jī)只需要兩個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)后退檔，就能實(shí)現(xiàn)裝載、行駛、后退的全部變速功能，使裝載機(jī)有極強(qiáng)的自動(dòng)適應(yīng)外界阻力的調(diào)節(jié)功能。當(dāng)裝載機(jī)在正常需要較高的前進(jìn)和后退的速度時(shí)，超越離合器自動(dòng)分離，讓二級(jí)渦輪獨(dú)立工作，就是由二級(jí)渦輪輸出的動(dòng)力通過二級(jí)輸出齒輪、中間輸入軸將動(dòng)力傳入各個(gè)檔位，使裝載機(jī)能實(shí)現(xiàn)變速行駛，從而實(shí)現(xiàn)物料迅速進(jìn)行轉(zhuǎn)移。當(dāng)裝載機(jī)在鏟裝作業(yè)過程中外界阻力突然增大，例如遇到鏟裝大物料時(shí)，超越離合器在雙渦輪 變矩器的配合工作下，自動(dòng)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩，使車輪產(chǎn)生足夠的動(dòng)力進(jìn)行正常的鏟裝工作。而當(dāng)鏟裝阻力相當(dāng)大時(shí)，超越離合器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)就會(huì)更加充分顯示出來，此時(shí)的超越離合器會(huì)自動(dòng) 處于完全的楔緊狀態(tài)，即外環(huán)齒輪、內(nèi)環(huán)凸輪、中間輸入軸形成一個(gè)剛體，變矩器一、二級(jí)渦輪同時(shí)工作，將所有產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩傳遞給超越離合器，外環(huán)齒輪和中間輸入軸同時(shí)給變速箱傳遞動(dòng)力。裝載機(jī)經(jīng)常出現(xiàn)輪邊打滑，一般稱作為 “失速 ”狀態(tài)，就是超越離合器利用雙渦輪變矩器的特點(diǎn)實(shí)現(xiàn)的，變矩器泵輪在發(fā)動(dòng)機(jī)高速旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)下，而變矩器一、二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速為零，此時(shí)輸出的轉(zhuǎn) 矩為極大值，裝載機(jī)輪邊驅(qū)動(dòng)力也就為最大值。一般型裝載機(jī)可產(chǎn)生噸以上的推進(jìn)力。行星式變速箱的超越離合器就是利用自身單向離合作用，配合變矩器外特性實(shí)現(xiàn)以上自動(dòng)適應(yīng)外界工況的功能。見液力變矩器特性圖和超越離合器工作圖。由液力變矩器外特性圖中看出，渦輪轉(zhuǎn)速為零時(shí)，其轉(zhuǎn)矩為最大值。 3.1 傳動(dòng)系總傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比，是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、技術(shù)任務(wù)所規(guī)定的排擋數(shù)和速度范圍，以及總布置中初步確定的驅(qū)動(dòng)輪半徑的尺寸算出來的。 首先應(yīng)確定整車牽引機(jī)構(gòu)傳動(dòng)路線，動(dòng)力傳遞路線為：發(fā)動(dòng)機(jī) 液力變矩器 變速箱 傳動(dòng)軸 主傳動(dòng)裝置 差速器 傳動(dòng)半橋 輪邊減速器 輪胎。 13 3.1.1 裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的確定 輪式裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的計(jì)算公式如下： ii=0.377nehrd/vTi（ 3.1） 式中： neh-發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速 r/min 參考同克類型機(jī)器暫取 neh=2200 r/min rd-驅(qū)動(dòng)輪半徑 762mm vTi-某一檔速度（ km/h） 代入數(shù)據(jù)可得各檔的總傳動(dòng)比如下： i =0.377 2200 r/min 0.762m 8km/h=4.74 i= 0.377 2200 r/min 0.762m 30km/h=1.26 i R=0.377 2200 r/min 0.762m 10km/h=3.48 3.1.2 各檔傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比確定后，就可以進(jìn)行總傳動(dòng)比的分配，亦即變速箱各檔傳動(dòng)比 iki，主傳動(dòng)或中央傳動(dòng)比 i0，輪邊減速比 ik=1. 先分配出中央傳動(dòng)比 i0和輪邊減速比 iB ii= ikii0iB （ 3.2） 對(duì)于有直接檔的變速箱結(jié)構(gòu)中，高檔傳動(dòng)比 iki取值為 1。此次設(shè)計(jì)中選取前進(jìn)二檔為直接檔，則選取 ik=1. 則 i0iB = i/ ik=1.26 由此可得各檔變速箱傳動(dòng)比如下： ik = i /( i0iB )=3.76 ik=1. 14 iKR = i R/( i0iB )=2.76 在分配 i0iB時(shí)，力求使 iBi0，借以減輕輪邊減速比或最終傳動(dòng)以前的零件受力，從而有利于減少差速器或轉(zhuǎn)向離合器的尺寸。 故暫取 iB=1.57 i0=1.20 3.2 變速箱的設(shè)計(jì) 3.2.1 傳動(dòng)方案的選擇及傳動(dòng)簡(jiǎn)圖的設(shè)計(jì) 在分析比較國(guó)內(nèi)外現(xiàn)在同類變速箱以及各檔變速箱傳動(dòng)比范圍的基礎(chǔ)上，參照參考文獻(xiàn) 2中圖 5-40，及表 5-7，圖 5-41，表 5-8 中十三種傳動(dòng)方案。初步擬定出變速箱傳動(dòng)的方案簡(jiǎn)圖如下： 擋位 結(jié)合的元件 傳動(dòng)比公式 F 1 2 i1k=(1+)=3.76i 2 3i2k=i R 1 ikR= -=-2.76i 表 3-1 ZL50 裝載機(jī)行星變速箱的傳動(dòng)特性 15 圖 3-3 ZL50 動(dòng)力換檔行星變速箱傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1-前排太陽輪 2-前排行星輪 3-前排齒圈 4-后排太陽輪 5-后排行星輪 6-后排齒圈 7-二級(jí)渦輪輸出軸主動(dòng)齒輪 8-二級(jí)渦輪輸出軸從動(dòng)齒輪 9-一級(jí)渦輪輸出軸主動(dòng)齒輪 10-一級(jí)渦輪輸出軸從動(dòng)齒輪 11-輸出主動(dòng)齒輪 78910T 1T 231 4561112217 16 12-輸出從動(dòng)齒輪 T1-前排制動(dòng)器 T2-后排制動(dòng)器 Q1 -直接檔離合器 此變速箱傳動(dòng)方案，采用參考文獻(xiàn) 2圖 5-40 單排行星傳動(dòng)方案前進(jìn) (1)如圖所示 與后退（ 1） 如圖所示 組合，外加一直接檔。當(dāng)制動(dòng)器 T2結(jié)合時(shí)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)（ 1）方案，實(shí)現(xiàn)變速箱前進(jìn) I 檔。當(dāng)離合器結(jié)合時(shí)為直接檔，實(shí)現(xiàn)變速箱前進(jìn)檔。當(dāng)制動(dòng) 器 T1 結(jié)合時(shí)為倒退（ 1）方案，實(shí)現(xiàn)變速箱倒退擋。 前進(jìn)（ 1） 0 倒退（ 1） 3.2.2 行星排特性參數(shù)的確定 行星排特性參數(shù)是用來評(píng)價(jià)行星傳動(dòng)性能的。它等于同排行星系中齒圈齒數(shù)與太陽輪齒數(shù)之比，此值也等于齒圈節(jié)圓直徑和太陽輪節(jié)圓直徑之比。即： =Zq/Zt=Dq/Dt（ 3.3） 實(shí)踐證明：為了縮小結(jié)構(gòu)尺寸及保證構(gòu)件間安裝的可能性，設(shè)計(jì)單排行星 17 傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)使其參數(shù)處于以下范圍： 4/3 4 （ 3.4） 依據(jù)計(jì)算所得各檔變速箱傳動(dòng)比及上述所選各檔 傳動(dòng)方案，參考文獻(xiàn) 2表5-7 可初步確定各行星排特性參數(shù)如下： 1=2.76 2=2.76 3.3 變速箱中相關(guān)齒輪的計(jì)算與校核 行星傳動(dòng)中齒輪齒數(shù)的確定，不僅應(yīng)滿足傳動(dòng)比的要求，同時(shí)還應(yīng)滿足安裝的要求。齒輪的強(qiáng)度還應(yīng)滿足傳動(dòng)的要求以及變速箱的使用壽命。 3.3.1 配齒計(jì)算 根據(jù)計(jì)算前后兩行星排特性參數(shù)， 1 、 2 。在誤差范圍內(nèi)相等。因此，前后兩行星排參數(shù)相等，配齒計(jì)算直作一次計(jì)算，按 1 = 2 =2.76 計(jì)算。 1）、確定行星排中最小齒輪 由于前節(jié)計(jì)算所得 =2.763,故可判斷行星排中行星輪最小。 2）根據(jù)裝配條件確定行星傳動(dòng)中齒輪齒數(shù) 行星排中各齒輪齒數(shù)關(guān)系如下 ： Zt： Zx： Zq= Zt： Zt（ -1） /2： Zt （ 3.5） 式中 Zt-太陽輪齒數(shù) Zx-行星輪齒數(shù) Zq-齒圈齒數(shù) 依據(jù)如下配齒條件： （ Zq+ Zt） /q0=N （ 3.6） 式中： q0-行星輪個(gè)數(shù)，參考同類型機(jī)器選定其值為 3。 N-整數(shù) 設(shè)： Zx=19 時(shí) ，則 Zt= 2Zx/（ -1） =21.3 取 21 18 則： Zq= Zt=59.6 取 60 齒輪傳動(dòng)配合的驗(yàn)證引用裝配條件公式。 則： （ Zq+ Zt） /q0=N=27 故符合裝配要求 綜上，由配齒計(jì)算確定的配齒數(shù)據(jù)如下： Zx=19 Zt=21 Zq=60 由最終確定的齒數(shù)則實(shí)際中 1 = 2 =2.73 而初定為 2.76 則其誤差為 1%即合理。 3.3.2 傳動(dòng)效率的計(jì)算 參考文獻(xiàn) 2表 5 13 可得： 本次設(shè)計(jì)變速箱前進(jìn)檔采用前進(jìn)（ 1）方案，由單排行星傳動(dòng)效率 計(jì)算表得 =0.965；前進(jìn)檔采用 Q1 直接嚙合形成直接換檔，不計(jì)離合器產(chǎn)生滑移，=1。倒退檔采用倒退（ 1）傳動(dòng)方案，由單排行星傳動(dòng)效率計(jì)算表 查得 R =0.95。 3.3.3 行星排中各齒輪的相關(guān)參數(shù)計(jì)算 3.3.3.1 太陽輪 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，齒輪選擇漸開線標(biāo)準(zhǔn)直尺圓弧齒輪傳動(dòng)。其壓力角 、齒頂高系數(shù) h*a、頂隙系數(shù) c* 均為標(biāo)準(zhǔn)值。亦即 =20 、 h*a=1、 c* =0.25。 暫取模數(shù) m=4 則參考文獻(xiàn) 3表 10 2 可得下表參數(shù) 單位： mm 19 名 稱 代 號(hào) 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 88 齒頂高 haha= h*am 4 齒根高 hfhf=( h*a+ c* )m 5 齒全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齒頂圓直徑 dada=(z+2h*a)m 96 齒根圓直徑 dfdf=(z-2h*a-2 c* )m 78 與行星輪嚙合中心距 a a=m(zx+zt)/2 82 齒寬 b b=dd 70 表 3-2 太陽輪參數(shù) 3.3.3.2 行星輪 行星輪系的齒輪選取與太陽輪相同，模數(shù)也暫取 4。則參考文獻(xiàn) 3表 10-2亦即可得到如下表格 名 稱 代 號(hào) 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 76 齒頂高 haha= h*am 4 齒根高 hf hf=( h*a+ c* )m 5 齒全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齒頂圓直徑 dada=(z+2h*a)m 84 齒根圓直徑 df df=(z-2h*a-2 c* )m 66 與太陽輪輪嚙 合中心距 a a=m(zx+zt)/2 82 齒寬 b b=dd 68 表 3-3 行星輪參數(shù) 20 3.3.3.3 齒圈 齒圈模數(shù)也暫取為 4。亦即可得到如下表格： 名 稱 代 號(hào) 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 分度圓直徑 d d=mz 240 齒頂高 haha=( h*a+ c* )m 5 齒根高 hfhf= h*am 4 齒全高 h h=(2h*a+ c* )m 9 齒頂圓直徑 dada=(d-2h*a-2 c* )m 230 齒根圓直徑 dfdf=(d+2h*a)m 248 齒寬 b b=dd 192 表 3-4 齒圈參數(shù) 3.4 各檔工作時(shí)各構(gòu)件的 轉(zhuǎn)速 3.4.1 雙渦輪液力變矩器的的輸出軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算及有效直徑的確定 根據(jù)前章節(jié)所選變矩器可選的變矩器的傳動(dòng)效率為： w=0.96。而前述所選發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 n=2200r/min,則可得變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速為： nw=nt w=2200 0.96=2112r/min 雙渦輪液力變矩器的有效半徑的計(jì)算 M1 = 1 r n1 2 D5 參考資料 5圖 1-7-20 1 -一般為 4.4min2 /m.r2 參考資料 5圖 1-7-20 r-變矩器的專用油，一般為 22 號(hào)透平油 r=0.9kg/L n1 -變矩器泵輪的輸入轉(zhuǎn)速，其等于發(fā)動(dòng)機(jī)的有效轉(zhuǎn)速為 2200r/min M1 -變矩器泵輪的輸入扭矩，其等于發(fā)動(dòng)機(jī)的有效扭矩為 731.6Nm 則： D=0.02m 21 3.4.2 行星排中各構(gòu)件的轉(zhuǎn)速 通過對(duì)多排行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)的分析，可得以下運(yùn)動(dòng)學(xué)特性方程 1）實(shí)現(xiàn)前進(jìn)檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)檔時(shí)，齒圈制動(dòng)，太陽輪輸入 ,行星架輸出。則可得齒圈轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速，即： n1q=0 nti=nw=2112r/min 行 星排中各構(gòu)件有如下關(guān)系式 n1t+1 n1q（ 1+1 ） n1j=0 （ 3.7） 又由文獻(xiàn) 2表 5-7 可得 nnio /0聯(lián)利以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： n1j=n1t/(1+1 )=560r/min 2）實(shí)現(xiàn)前進(jìn)檔： 因?yàn)闄n時(shí)直接檔，所以 n1t=n2t= n1j=n2j=2112r/min 3)實(shí)現(xiàn)倒檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)倒檔時(shí)，行 星架制動(dòng)，太陽輪輸入 ,齒圈輸出。則可得行星架轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速，即 n2j=0 n min/21122 rn wt 行星排中各構(gòu)件件有如下關(guān)系式： n 0)1(22222 jqt nn （ 3.8） nnio /0（ 3.9） 聯(lián)利以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： nq=n0/ =765 3.5 變速箱工作時(shí)各構(gòu)件扭矩的計(jì)算 3.5.1 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的計(jì)算 根據(jù)前述選發(fā)動(dòng)機(jī)的型號(hào)以及參考同類型機(jī)器可以計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩如 22 下： N 8.9e kwnM ee 7 3 5 5.02.716 （ 3.10） 式中 Ne-發(fā)動(dòng)機(jī)有效功率， kw. 由前章節(jié)可得 Ne=162kw Me-發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩， Nm. ne-發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速， r/min 由前章節(jié)可得 ne=2200r/min 由上式可得： M7355.08.92.716eee n N=731.6N.m 3.5.2 變速箱各檔輸入扭矩的確定 變速箱的輸入扭矩是進(jìn)行構(gòu)件設(shè)計(jì)和傳動(dòng)系零件強(qiáng)度計(jì)算的基本依據(jù)。作為履帶式車輛在此次設(shè)計(jì)中去按地面附著條件決定的最大扭矩作為變速箱各檔的輸入扭矩。 對(duì)于輪胎式車輛有如下關(guān)系式： BkBk iiirkGM00m a x0 （ 3.11） 式中： G-附著重量 ，對(duì)于全輪驅(qū)動(dòng)的裝載機(jī)附著重量為 自重，即 G=18t=180000N max-附著系數(shù)，有參考文獻(xiàn) 2表 2-1 選取 max=0.4 kr-驅(qū)動(dòng)輪半徑 ki-各檔變速箱傳動(dòng)比 Bk 0- 傳 動(dòng) 效 率 ， 參 考 同 類 型 機(jī) 器 暫 取Bk 0=0.96 23 有上述公式代入數(shù)據(jù)可得： 實(shí)現(xiàn)前進(jìn)時(shí)： MIO=8048N.m 實(shí)現(xiàn)前進(jìn)當(dāng)時(shí)： MO2=30398N.m 實(shí)現(xiàn)倒檔時(shí)： M0R=11014N.m 3.5.3 液力變矩器輸出扭矩的計(jì)算 M =K PM1 一般裝載機(jī)的變矩系數(shù)為 3-3.5 ，本設(shè)計(jì)取 3.5 ，即M =3.5 eM=3.5 731.6 0.96=2458N.m 3.5.4 變速箱上各構(gòu)件扭矩的計(jì)算 根據(jù)參考文獻(xiàn)可列出如下關(guān)系式得出各構(gòu)件的扭矩，設(shè)計(jì)中考慮到作業(yè)機(jī)械經(jīng)常滿負(fù)荷工作，故奪取液力變矩器允許工作效率范圍內(nèi)的最大扭矩與按地面附著條件決定的最大扭矩中的較小值，作為變速箱各檔的輸入扭矩。即其輸入扭矩為 M =2458N.m。然后確定各個(gè)檔位的輸入扭矩。 1）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔為時(shí)，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩。亦即 : 1tM 2458Nm 又由參考文獻(xiàn)可列出未計(jì)及損失時(shí)三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： )1(1 111 11 jqtMMM (3.12) 聯(lián)立 (a),(b)兩式 ,代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果 : 1jM=9168Nm NmMq 67101 NmMt 24581 24 2）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)檔時(shí) 由傳動(dòng)方案的選取可知，前進(jìn)檔是直接檔，動(dòng)力直接從輸入軸傳向輸出軸。則其輸入扭矩等于輸出扭矩，亦即輸入扭矩等于離合器1所受扭矩，即： NmMM 245801 3）當(dāng)實(shí)現(xiàn)倒退檔時(shí) 由前述傳動(dòng)方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔為時(shí)，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭 矩，亦即： 20 tR MM 又由參考文獻(xiàn)可列出未計(jì)及損失時(shí)三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： )1(1 222 22 jqtMMM (3.13) 聯(lián)立 (a),(b)兩式 ,代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果 NmM j 91682 NmM q 67102 NmM t 24582 變速箱各檔工作時(shí)各構(gòu)件所承受的扭矩，及離合器、制動(dòng)器所承受的扭矩： 構(gòu)件 前進(jìn)檔 前進(jìn)檔 倒退檔 1tM2458 0 0 1qM6710 0 0 1jM-9168 0 0 2tM0 0 -2458 2qM0 0 6710 2jM0 0 9168 1TM 0 0 9168 2TM 6710 0 0 1M0 2458 0 表 3-5 各個(gè)檔位扭矩圖 （單位： Nm ） 25 3.6 變速箱各零部件的校核 各零部件的校核是對(duì)前各章節(jié)設(shè)計(jì)的驗(yàn)證，也是變速箱乃至整個(gè)機(jī)器在其壽命期內(nèi)正常工作的必要保證。 3.6.1 行星排中各相關(guān)齒輪的強(qiáng)度校核 行星排中各齒輪的強(qiáng)度的是否足夠直接影響到變速箱的使用性能 以及整個(gè)機(jī)器的實(shí)用性。因此，對(duì)其的校核是相當(dāng)有必要的。 根據(jù)工作裝置的工作環(huán)境以及工作條件，暫取行星排中各齒輪的材料均為40Cr 調(diào)質(zhì)鋼。 其中 強(qiáng)度極限 MPB 650 屈服極限 MPs 360硬度（ HBS）為： 241-286 以上各數(shù)據(jù)均由參考文獻(xiàn) 4表 10-1 得出 齒輪的強(qiáng)度既要滿足齒根彎曲強(qiáng)度又要滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，故以 1 下的校核要分兩 部分進(jìn)行校核，即齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核和齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。 3.6.1.1 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 從設(shè)計(jì)要求以及裝載機(jī)的工作條件出發(fā)，初步確定變速箱的使用壽命年限為10 年，每年工作 300 天，每天工作 5 小時(shí)。 齒根危險(xiǎn)截面的彎曲強(qiáng)度條件公式 Fd saFaF ZmYKT Y 223 （ 3.14） 式中 K-載荷系數(shù) Ft-齒輪所受切向力，單位： N YFa-齒形系數(shù)， saY-應(yīng)力校正系數(shù) F -許用彎曲應(yīng)力 b-齒寬 26 m-齒輪模數(shù) 1）對(duì)于太陽輪 許用彎曲應(yīng)力如下： sKNF lim （ 3.15） 式中 NK-壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njLh=60 2112 3 10 300 5=5.7 910 , 所 以， NK=0.85 參考文獻(xiàn) 4圖 10-18 S-疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參 考文獻(xiàn) 4暫取 S=1.4 lim -齒輪的疲勞極限， 暫取 lim =540MP，選擇合金鑄鋼調(diào)質(zhì) HBS=280 參考文獻(xiàn) 4 圖10-20C 代入數(shù)據(jù)則有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFt （ 3.16） 式中 b-齒寬， b=70mm. K-載荷系數(shù)， K= KKKK VA（ 3.17） AK -使用系數(shù)， AK =2.00 參考文獻(xiàn) 4表 10-2 VK-動(dòng)載系數(shù)，VK=1.4 參考文獻(xiàn) 4圖 10-8 K-齒間載荷分配系數(shù)，K=1.1 參考文獻(xiàn) 4表 10-3 K-齒向載荷分配系數(shù)，K=1.81 參考文獻(xiàn) 4表 10-4 FaY=2.72 SaY=1.57 參考文獻(xiàn) 4表 10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 232zmYYKTdSaFatFt =255 F 27 故，太陽輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 2）對(duì)于行星輪 許用彎曲應(yīng)力如下： sK NF lim （ 3.18） 式中 NK-壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh=60 2112 1 10 300 5=2.0 109 ,所以， NK=0.85 參考文獻(xiàn) 4圖 10-18 S-疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn) 4暫取 S=1.4 lim -齒輪的疲勞極限， 暫取 lim =540MP， 參考文獻(xiàn) 4圖 10-20 代入數(shù)據(jù)則有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFx 式中 ： K-載荷系數(shù)， K= KKKK VAAK -使用系數(shù)， AK =2.00 參考文獻(xiàn) 4表 10-2 VK-動(dòng)載系數(shù)，VK=1.4 參考文獻(xiàn) 4圖 10-8 K-齒間載荷分配系數(shù)，K=1.1 參考文獻(xiàn) 4表 10-3 K-齒向載荷分配系數(shù)，K=1.81 參考文獻(xiàn) 4表 10-4 FaY=2.85 SaY=1.54 參考文獻(xiàn) 4表 10-5 代入數(shù)據(jù)則可得 23231zmYYKTdSaFatFx =193MP F 28 故，行星輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 3）對(duì)于齒圈 許用彎曲應(yīng)力如下： sK NF lim （ 3.19） 式中 NK-壽命系數(shù)，由于 太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njLh=60 2112 1 10 300 5=5.7 10 9 ,所以， NK=0.85 參考文獻(xiàn) 4圖 10-18 S-疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn) 4暫取 S=1.4 lim -齒輪的疲勞極限， 暫取 lim =540MP， 參考文獻(xiàn) 4圖 10-20 代入數(shù)據(jù)則有 MPF 32 84.1 54 085.0 而 232zmYYKTdSaFatFq 式中： K-載荷系數(shù)， K= KKKK VAAK -使用系數(shù)， AK =2.00 參考文獻(xiàn) 4表 10-2 VK-動(dòng)載系數(shù)，VK=1.4 參考文獻(xiàn) 4圖