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北京信息科技大学毕业设计（论文）毕业设计（论文） 题 目： ZL50 轮式装载机行星式动力换挡变速箱设计学 院： 机电工程学院 专 业： 车辆工程 学生姓名： 班级/学号 2009010238 指导老师/督导老师： 起止时间： 2013 年 4 月 10 日至 2013 年 6 月 13 日 摘要摘要ZL50 装载机是我国轮式装载机系列中的中型产品，该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。ZL50 装载机属于 ZL 系列，采用轮式行走系，液力机械传动系，铰接式车架，工作装置采用液压操纵。所以该机具有机动性好、转向灵活、生产率高、操纵轻便等优点，另外，该机后桥布置为摆动桥，增加了整机的稳定性，所以该机的安全性好。ZL50 装载机采用液力变矩器、动力换档变速箱、四轮驱动、液压转向、嵌盘式制动器、铰接式车架的先进结构，具有牵引力大、操作方便、转弯半径小、作业效率高等优点。本设计中采用行星式动力换档变速箱，它具有 3 个离合器和 3 根轴，且轴安装在壳体内，使变速箱结构简单、便于维修。变速箱具有两个前进档和一个后退档，可以产生 3 个速度。本设计为 ZL50 轮式装载机行星式动力换挡变速箱，此变速箱具有结构紧凑、载荷容量大、传动效率高、齿间负荷小、结构刚度好、输入输出轴同心以及便于实现动力与自动换挡等优点，同时也有结构复杂、零件多、制造精度高、维修困难等缺点。随着制造加工精度的提高，这种变速箱不仅在工程车辆上得到了广泛应用，在汽车上的应用也日益广泛。首先通过发动机与液力变矩器的匹配设计计算，使发动机功率得到充分利用，进而改善装载机牵引性能，然后选择装载机的传动方案，变速箱有两个前进档位，一个后退档位，通过操纵两个换挡离合器即可实现换挡。离合器类型为双离合器，换挡迅速平稳。最后进行了变速箱主要参数的确定和配齿计算，通过主要零部件的强度刚度计算以及轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。关键词关键词：轮式装载机；匹配；变矩器；牵引特性；行星式变速器，动力换挡AbstractThe loader ZL50 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 adopts 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 good 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 possible 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 transmission 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 easy 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 automotive 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 gear, 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 bearing life, transmission to meet the design requirements. Keywords: wheel loaders, matching, tractive characteristics, planetary transmission, power shift .目录目录摘要摘要 .IABSTRACT.II第一章第一章 概述概述 .11.1 装载机的总体构造.11.2 整机传动系统设计.11.3 设计任务书.1第二章第二章 传动方案设计与分析传动方案设计与分析.41.2 工程机械行星式变速器特点.41.3 串联组成式行星变速箱设计原则.41.4 两自由度行星变速箱传动方案的选择.4第三章第三章 发动机与液力变距器的匹配计算发动机与液力变距器的匹配计算.53.1 画发动机的外特性曲线及液力变矩器的无因次特性曲线.53.2 选择合适的液力变矩器的有效直径 D.73.3 作发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线。.83.4 画出运输工况的牵引力-行驶阻力平衡图.15第四章第四章 行星机构运动学和动力学分析行星机构运动学和动力学分析 .1741 传动比的确定.1742 传动简图设计.1943 配齿计算.224.4 运动学分析.244.5 动力学分析.27第五章第五章 离合器设计离合器设计 .305.1 确定换挡离合器的结构形式.305.2 确定主要参数.30第六章第六章 齿轮结构设计齿轮结构设计.3261 齿轮设计.32第七章第七章 轴承的选择计算轴承的选择计算.357.1 轴承的选择.357.2 轴承的强度校核以及寿命计算.35第八章第八章 轴的设计轴的设计.388.1 计算轴的直径.388.2 轴的强度计算.388.3 轴的刚度验算.42结束语结束语.46致谢致谢.47参考文献参考文献.48第一章第一章 概述概述1.1 装载机的总体构造装载机的总体构造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。换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。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。装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，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。如图 1-1 所示，轮胎式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。 1.2 整机传动系统设计整机传动系统设计图 1.1 轮式装载机结构简图1柴油机 2传动系统 3防滚翻与落物保护装置 4驾驶室 5空调系统 6转向系统 7液压系统 8前车架 9工作装置 10后车架 11制动系 12电器仪表系统 轮式装载机传动系统如图 1.1 所示，其动力传递路线为：发动机液力变矩器变速箱传动轴前、后驱动桥轮边减速器车轮。1.3 设计任务书设计任务书1.3.11.3.1 设计题目：设计题目：ZL50ZL50 轮式装载机行星式动力换挡变速箱设计轮式装载机行星式动力换挡变速箱设计1.3.21.3.2 已知参数：已知参数：（1）液力变矩器无因次特性曲线（原始特性曲线）所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器，其结构型式参考有关资料。其原始特性曲线如下表：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根据以上数据可以画出液力变矩器的原始特性曲线。（2）发动机的特性ZL50 轮式装载机的发动机参数如下表：机型项目ZL50额定功率（马力）220额定转速（转分）2200最大扭矩及相应转速79 公斤米 1300 转/分注：此额定功率均为 1 小时功率，并已除了发动机附件所消耗的功率，并已扣除了发动机附件所消耗的功。（3）整机参数： 车速要求： 抵挡车速：10 公里小时高档车速：35 公里小时倒档车速：14 公里小时（4）油泵参数：变速泵转向泵工作泵压力（MPa）流量（L/min）压力（MPa）流量（L/min）压力（MPa）流量（L/min）1.2120127610325（5）各种机型传动系的机械效率（变矩器效率除外）均取 n=0.88（6）传动比分配 主减速比：6.167 轮边减速比：4.4（7）整机重 空载：17.5t 满载：22.5t1.3.31.3.3 目的与要求：目的与要求：（1）选择合适的变矩器有效直径 D，并分析合理匹配的原则和方法。（2）讨论整机所选的发动机功率大小是否合适，为什么要选此种液力变矩器。（3）作发动机与液力变矩器共同工作的输入输出曲线，分析变矩器的透穿性对输入输出曲线的影响。（4）确定变速器的各档传动比，并讨论档位划分是否合理，要考虑哪些因素。（5）作理论牵引特性曲线（6）行星机构的运动学及动力学分析（7）行星齿轮传动部分设计计算（8）主要零部件的强度、刚度及寿命计算（9）主要技术参数与应达到的设计要求a、 斗容量33Mb、 额定负荷 5000kgc、 牵引力（空载）126.9kNd、 额定功率 2200kwe、 额定转速 2200r/minf、 整机重量 17.5t（空） 、22.5t（满）g、 桥荷分配（满）：前 64.8、后 35.2h、 主传动比：6.167 轮边减速比：4.4i、 轮胎 23.525j、 变矩器最大变矩比 4.2k、 低挡车速 10km/h 高档车速 35km/h 倒档车速 14km/h第二章第二章 传动方案设计与分析传动方案设计与分析行星变速箱传动方案设计的任务是根据所需的各挡传动比，选择最佳方案，确定变速箱简图，决定各行星排特性参数1.2 工程机械行星式变速器特点工程机械行星式变速器特点1.工程机械在作业中往往需要不断变换行驶方向，后退挡位数和前进挡位数基本相同2.工程机械是重型机械，作业中牵引力和车速变化范围大，挡位数多3.工程机械是多品种，少批量的产品，变速器要考虑通用化和系列化，在设计时要考虑变档位数。变速比和上下轴距变化以及需要安装工作装置驱动液压泵和各种附属装置。1.3 串联组成式行星变速箱设计原则串联组成式行星变速箱设计原则采用串联组成式变速箱可减少行星排数和操纵元件数，改善了各行星排元件之间的连接，可降低制动器摩擦片的相对转速。从传动效率来看，串联组成可减少空转的操纵元件的数目，从齿轮啮合传动效率来看，齿轮啮合传动损失可能要增加些。但串联组成带来的缺点是：两个档位之间互相转换时，必须同时分离两个操纵元件和同时结合两个操纵元件，换挡操纵较复杂。1.4 两自由度行星变速箱传动方案的选择两自由度行星变速箱传动方案的选择两自由度行星变速箱，是由各挡行星机构并连起来组合而成。当选择各挡传动方案，组合成行星变速箱传动方案时，需遵照一下原则：行星变速器设计要求1.以尽可能少的行星排数实现所需的挡位数2.在合适的值下，能较准确地实现各挡传动比3.各挡行星轮的转速不得过高，行星轮转速太高轴承受不了，行星轮受负荷时，空转最高转速允许超过 5000r/min，但也不能过高。4.各挡操纵件（结合元件）空转相对转速不能过高。一般控制圆周线速度不超过5060m/s。5.各挡啮合传动效率要高，前进挡效率不应低于 0.925，后退挡效率不应低于 0.876.结构简单，制动器布置：齿圈为制动件最好，其次为行星架，太阳轮为制动件最不好。构件连接：最好相邻两行星排同各构件相连，即：太阳轮与太阳轮相连，行星架与行星架相连，其次是齿圈与行星架相连，太阳轮与行星架相连，最好是太阳轮与齿圈相连接，因为太阳轮与齿圈相连，把相邻两行星连接通路切断了，最易出现叠套结构。各行星排的齿圈尺寸，制动器摩擦片尺寸尽量相同以便摩擦片和液压缸密封等可以通用。7.太阳轮和行星架受力不要过大，第三章第三章 发动机与液力变距器的匹配计算发动机与液力变距器的匹配计算3.1 画发动机的外特性曲线及液力变矩器的无因次特性曲线画发动机的外特性曲线及液力变矩器的无因次特性曲线液力变矩器的原始特性曲线可根据表格数据按一定比例画出。发动机的外特性曲线可根据下面的经验公式计算，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。 22maxmax)()(xAAeHeHeexnnnnMMMM式中：-发动机最大扭矩maxeM-发动机额定扭矩eHM-对应转速的扭矩xMxn-发动机额定转速eHn-最大扭矩对应转速An-对应扭矩的转速xnxM由指导书给出的数据可计算出发动机的最大扭矩=744.2NmmaxeM额定扭矩=702.4NmeHM额定转速=2200r/mineHn最大扭矩对应转速=1300r/minAn最后可得出：24130010516. 02 .744xxnMnMP带入数据，可得以下表格发动机输出转速（r/min）n发动机输出扭矩（Nm）M发动机输出功率（kw）P600718.91645.17700725.62453.19800731.361.26900735.94469.361000739.55677.441100742.16385.481200743.68493.451300744.2101.301400743.684109.021500742.136116.571600739.556123.901700735.944131.011800731.3137.841900725.624144.362000718.916150.562100711.176156.382200702.404161.812300692.6166.802400681.764171.332500669.896175.372600656.996178.87上面数据以转速 n 为横坐标，发动机输出扭矩 M 为纵坐标画在发动机与双涡轮液力变矩器共同输入曲线上。由于工程机械发动机的标定功率均为 1 小时功率，但未扣除发动机附件所消耗的功率。发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的 10%计算，所以发动机传递给变矩器的有效功率有额定功率的的 90%。发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置油泵、转向油泵、变速操泵及变矩器补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。部 分功率匹配：考虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是与发动机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配。发动机输入液力变矩器的净功率 Nec用如下公式计算： gfeHecNNNN式中扣除辅助装置和工作油泵消耗后的发动机净功率，KW；ecN 发动机台架试验确定的标定功率；eHN 消耗在驱动辅助装置上的发动机功率；fN 消耗在驱动工作液压泵的发动机功率。gN一般发动机台架试验时都不带风扇、空气过滤器、消音器、发电机和空压机等附件，它们所消耗的功率约为发动机标定功率的 5%-10%,按 10%计算。eHN各工作液压泵所消耗的功率可按下式确定： 60pQNg式中：p油泵的输出压力，MPa； Q油泵的流量，L/min； 油泵的效率，取 =0.750.85,取 0.80根据课程设计任务书可知，变速泵的工作压力 1.2 Mpa，工作流量为 120 l/min；转向泵的工作压力为 12Mpa，工作流量为 76l/min；工作装置油泵的工作压力为 10Mpa，工作流量为 325l/min。计算出发动机与变矩器的全功率匹配时，发动机在额定工况时给变矩器传递的有效功率为=123.3KW,再计算出此时的扭矩=535.23Nm。ecNecM当发动机与液力变矩器部分功率匹配时，算出的在额定工况时给变矩器传递的有效功率为=55.9KW,再计算出此时的扭矩=242.7Nm。ecNecM3.2 选择合适的液力变矩器的有效直径选择合适的液力变矩器的有效直径 D3.2.13.2.1 根据已知所给出的变矩器原始参数，作出变矩器原始特性曲线，确定最高效率点为其定义参数：=0.813，K=0.856，i=0.95， max41027.4B 以便下一步液力变矩器有效直径 D 的确定3.2.23.2.2 液力变矩器直径液力变矩器直径 D D 的确定的确定根据公式（m）52max1HeznMD式中-发动机传给变矩器的最大有效力矩（Nm）ezM-所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数max1-工作液压的重度（N/）3m-发动机额定转速（r/min）Hn按全功率匹配，此时直径mD525.0220010/4.2723.5355241圆整=525mm1D按部分功率匹配 mD449.0220010/4.277.2425242 圆整=450mm2D由装载机工作情况要求，既要满足全功率匹配又要满足部分功率匹配之要求，为了使二者兼顾，则应，故取 D=500mm。12DDD3.3 作发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线。作发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线。3.3.1 确定共同工作输入特性曲线确定共同工作输入特性曲线以转速 n 为横坐标，扭矩 M 为纵坐标，先画出发动机的原始特性曲线，然后按计算出的全功率匹配和部分功率匹配的数据进行平移得到。变矩器输入特性是分析研究变矩器在不同工况 i i 时，变矩器与柴油机工作的转矩和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转矩随泵轮转速的变化而变化。BM泵轮转矩计算公式为：BM ，D=0.5m52DnMB不同传动比时，的值不一样，可以得出不一样的曲线，现把计算出的不同的值列成如下的表格： M ni9001200150018002100240027000.084.54150.3234.84338.18460.29601.2760.890.185.05151.2236.25340.2463.05604.8765.450.287.08154.8241.88348.3474.08619.2783.680.390.11160.2250.31360.45490.61640.8811.010.42588.09156.6244.69352.35479.59626.4792.790.589.10158.4247.50356.4485.10633.6801.90.5590.37160.65251.02361.46491.99642.6813.290.6192.14163.8255.94368.55501.64655.2829.240.7385.05151.2236.25340.20463.05604.8765.450.76583.03147.6230.63332.10452.03590.4747.230.8576.95136.8213.75307.80418.95547.2692.550.9569.36123.3192.66277.43377.61493.2624.211.0064.29114.3178.59257.18350.04457.2578.641.08236.4564.8101.25145.80198.45259.2328.051.2011.9021.1533.0547.5964.7784.6107.07对于透穿性液力变矩器，变矩器直径 D定，用给定的工作液体，但是泵轮力矩系数随不同工况 i 而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐原点的一束抛物线。计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩，并取合适的比例在坐标BM纸上描点连线，作出共同输入曲线。3 3. .3 3. .2 2确确定定共共同同输输出出特特性性曲曲线线 : :从共同工作输入特性曲线上，找出各速比 =0、 0.1、1.2 时的共同工作的转矩i和转速。再根据各速比 ，由原始特性曲线査出对应的变矩系数和效率，按公BMBniK式，,可得到发动机与液力变矩器共同工作输BTinn BTKMM9550TTTnMP出时的转矩 MT、转速和功率值，算出的结果列成下表：TnTPa、运输工况b、牵引工况iBn(r/min)BM(Nmm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nmm)TP(kw)0.01536614990253600.000.115796111011582108350.3450.216436101053291780620.590.316886081075061520810.750.42517016061087231162880.8150.51754603111877953870.790.551799600113989818850.750.6118205991141110668780.680.7318995911181386607880.750.76519475881201489588920.7650.85205958412617505461000.7950.95213858213020314981060.8131.00219157813321914651070.8051.082223057213424133961000.7501.2022475671332696201570.425iBn(r/min)BM(Nmm)BP(kw)Tn(r/min)TM(Nmm)TP(kw)0.01733734.53133.2903033.5900.000.11799731.35137.77179.92523.1647.530.3450.21821730.19139.23364.22154.0782.150.590.31858728.13141.66557.41820.33106.250.750.4251893726.05143.92804.51392.57117.310.8150.51930723.72146.269651143.48115.550.790.551971720.97148.801084983.40111.620.750.611993719.42150.141215.73802.15102.110.680.732102711.01156.501534.5730.21117.330.750.7652132708.48158.171631708.48121.000.7650.852179704.33160.711852.15658.55127.720.7950.952200702.40161.812090601.26131.580.8131.002238698.80163.762238562.53131.830.8051.0822297692.91166.662485.4480.19124.970.7501.202346687.74168.952815.2243.4671.770.4253.3.3 确定变速箱档数比确定变速箱档数比（1）计算和krIi由设计任务书得计算公式 )1(20254.0BdrK式中：-车轮动力半径（mm）Krd -轮辋直径（英寸）-车轮变形系数B-轮胎断面宽度带入数据求得mrK8 . 0)07. 01 (212240254. 0，带入数据求得=53.019minmax377.0VnriTKIIi（2）验算牵引条件：应满足，maxeImKMiGGfrmax535.23 48.7 0.826065.70.8eImKMir()GGfGf查工程机械地盘构造与设计得，=0.55，f=0.09()22.5 1000 (0.550.09)14400GGfGf由上面的计算可知：maxeImKMiGGfr即满足了牵引条件。（3）计算和MiRi max17500.3770.377 0.816.0835TNMKTnirV17500.3770.377 0.840.29414TNRKRnirV由以上得出的总传动比，求变速箱各档传动比48.73.2976.167 4.4Ii 15.0816.167 4.4i 37.72.5056.167 4.4ri 3.3.4 作理论牵引特性曲线作理论牵引特性曲线（1）各档牵引力计算：TtKM iFr总总式中：-涡轮输出力矩TM-总传动比i总-总传动机械效率总-车轮滚动半径Kr（2）各档车速计算0.377T Kn rvi总式中：-涡轮输出转速Tn-车轮滚动半径Kr-总传动比i总（3）各档功率PFva、一档牵引特性数据如下表Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)0253600015821080.9844272120.3432917802.0463931360.5850615203.1469398600.7472311624.4857650720.828779535.4345831690.799898186.1337347640.7511106686.8827652530.6813866078.5927713660.7514895889.2227383700.76175054610.8426424800.80203149812.5824647860.81219146513.5722787860.80241339614.9418080750.75269620116.705200240.42b、 二档牵引特性数据如下表Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)02536038243015821083.1631789280.832917806.5826842490.79506152010.1222922640.79723116214.4617523700.8087795317.5414371700.8098981819.7812335680.80111066822.210073620.80138660727.729154700.80148958829.788867730.791750546358234800.8203149840.627510850.80219146543.827012850.79241339648.265972800.8269620153.923031450.79C、倒档牵引数据如下表Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V(km/h)tF(N)P(kw)02536095607015821081.2679472280.832917802.6367106490.7950615204.0557304640.7972311625.7843807700.808779537.0235928700.809898187.9130839680.8011106688.8925184620.80138660711.0922884700.80148958811.9122168730.7917505461420584800.8203149816.2518775850.80219146517.5317531850.79241339619.3014929800.8269620121.577578450.793.4 画出运输工况的牵引力画出运输工况的牵引力-行驶阻力平衡图行驶阻力平衡图根据公式TtKM iFr总总0.377T Kn rvi总算出每个速度对应的牵引力，然后根据滚动阻力和风阻公式计算出总阻力的大小，画出每个速度对应的阻力，描点，画成曲线图滚动阻力：fFGf风阻力：221.15DawC AuF 算出的数据绘成下表a、 一档牵引力-行驶阻力平衡图Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.590147735.86615179.92523.161.11122877.96615.168364.22154.072.26104903.26615.689557.41820.333.4588650.076616.614804.51392.574.9867818.166618.3619651143.485.9855687.486619.8361084983.406.7147891.586621.1031215.73802.157.5339064.716622.6761534.5730.219.5035561.236627.2291631708.4810.1034502.986628.8161852.15658.5511.4732071.396632.8162090601.2612.9429281.366637.6862238562.5313.8627395.216641.0132485.4480.1915.3923385.256647.0822815.2243.4617.4311856.56656.161b、 二档牵引力-行驶阻力平衡图Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.59045746.546615179.92523.163.59838049.256615.168364.22154.077.28432483.386615.689557.41820.3311.14827450.586616.614804.51392.5716.0920999.966618.3619651143.4819.317243.686619.8361084983.4021.6814829.676621.1031215.73802.1524.314612096.426622.6761534.5730.2130.6911011.576627.2291631708.4832.6210683.886628.8161852.15658.5537.0439930.9346632.8162090601.2641.89067.0016637.6862238562.5344.768482.9526641.0132485.4480.1949.7087241.2656647.0822815.2243.4656.3043671.3776656.161c、 倒档牵引力-行驶阻力平衡图Tn(r/min)(r/min)TM(Nm)(Nm)V V(km/h)(km/h)tF(N)fF(N)03033.590114366.36615179.92523.161.439295123.136615.168364.22154.072.913681208.446615.689557.41820.334.459268626.446616.614804.51392.576.43652499.896618.3619651143.487.7243109.26619.8361084983.408.67237074.186621.1031215.73802.159.7258430241.066622.6761534.5730.2112.27627528.926627.2291631708.4813.04826709.76628.8161852.15658.5514.817224827.346632.8162090601.2616.7222667.56637.6862238562.5317.90421207.386641.0132485.4480.1919.883218103.166647.0822815.2243.4622.52169178.4426656.161根据以上的数据画出各档牵引力-行驶阻力平衡图第四章第四章 行星机构运动学和动力学分析行星机构运动学和动力学分析4.1 传动比的确定传动比的确定行星轮系可以看作由定轴轮系转化而来。以行星排为例来看，可把太阳轮、齿圈、行星轮都看作是支撑在行星架上的齿轮。当行星架固定不动时为定轴轮系，当行星架以太阳轮轴线为中心旋转起来就变成了行星轮系。因此，行星排的运动可看作是由两部分运动的合成：行星架带着其上个齿轮以行星架转速作整体运动，这是牵连运动，牵连运动中各齿轮不产生啮合传动运动，行星架上互相啮合的齿轮相对行星架作啮合运动，这是相对运动。只有牵连运动而无相对运动，则整个行星排作整体转动，这种情况称作闭锁传动，只有相对运动，而无牵连运动，则为变轴传动。只看相对运动，各轮传动如定轴轮系，存在一定转速关系：对行星变速机构进行运动学分析，主要是转速分析。求各档下，行星变速器中每一个构件和每一个行星轮的转速。行星齿轮式变速箱由基本行星机构组合而成。基本行星机构大多数是单排内、外啮合行星机构，简称行星排，有单行星和双行星两种，如下单行星排所示。行星排的三个基本元件：太阳轮、齿圈、行星架分别用 t、q、j 表示，行星轮用 x 表示。传传传传传传传传传传传传1 传传传传传传传传传传传传由图可知，当行星架不动，行星排为定轴轮系，当行星架绕太阳轮轴线旋转就成为行星轮系。因此，行星排的运动可看作两部分运动的合成：（1）整个行星排以行星架的转速作整体转动，这是牵连运动，牵连运动中各齿轮间没有啮合传动；（2）相互啮合的齿轮相对行星架作啮合传动，这是相对运动。考虑相对运动可得：tjqqjtnnZnnZ式中 -太阳轮相对行星架的转速；tjnn -齿圈相对行星架的转速；qjnn -齿圈齿数和太阳轮齿数之比，称行星排特性参数。qtZZ对于单行星，太阳轮和齿圈旋转方向相反，值前取负号；双行星则取正号。故对于单行星的三个基本元件的转速关系式为：(1)0tqjnnn由以上方程可知：行星排的三个基本元件转速之间有一个转速方程相联系，故为一个二自由度机构。要使此机构任意两个基本元件间有确定的转速关系，必须再加一个关系式；方程的三个系数之和等于零，故为其解，即任意两个转速相等时第三个转速亦tqjnnn必与其他两个转速相等，整个行星排成一体转动，称为“闭锁” 。行星轮相对行星架的转速可由下式求得：xn()()qtxtjqjxxZZnnnnnZZ 式中分别为太阳轮、齿圈和行星轮的齿数。qxZZtZ、对行星变速机构进行运动学分析，主要是转速分析。求各档下，行星变速箱中每一个构件和每一个行星轮的转速。挂一档时由单行星排转速特征方程可知1111122222(1)0(1)0tqjtqjnnnnnn在牵引计算中，已初步确定了传动系统各档的总传动比的数值往往很大，最低档的总传动比可达 80110 甚至更大,因此在通常的机械传动或液力机传动系统中，都要经过多级减速才能实现。kofiiii 式中：变速箱在某档位的传动比；ki主传动器的传动比；oi 轮边传动（最终传动）的传动比， fi其中、一般为定值,而则相应不同的档位取不同的值。oifiki确定、数值的一般原则是，为了减小传动系统中（除最后一级减速装置的kioifi从动件）各零件的荷载，根据功率传递的方向，应尽可能地把传动比多分配给后面的构件，甚至先增速后减速。具体地说，对于上述系统，应首先选取尽可能大的，然后再选取fi尽可能大的，最后由所需的各档确定。oiiki设计中，传动比分配还可参考现有的同类机械分配方案，结合具体情况选取。初步选定的各传动比数值是否合适，需要通过各部件的草图布置及整机总体布置进行复核，而各部件传动比的精确数值，只有在完成选配齿轮及强度计算后才能最后确定。根据装载机传动比的要求，主传动的传动比一般为 46， 轮边传动的传动比一般为35。我们根据各档位的总传动比=53.019、=16.08。倒档速度取 VR=14 km/h,则ii=-40.294。进行传动比的分配。取主传动比=6.167，取轮边减速传动比=4.4,则Rioifi变速箱各档位传动比分别为： 档：=53.019/（6.1674.4）=3.2971i档：=16.08/（6.1674.4）=12i 倒档: =-40.294/（6.1674.4）=-2.505ri4.2 传动简图设计传动简图设计拟订变速箱方案简图时，应考虑使其满足下列要求：1.能比较准确的实现各档传动比2.变速箱各档应具备较高的传动效率。常用工作档传动中不存在功率循环。3. 尽可能降低行星架和具有相对转动的构件的转速，对操纵构件要求其减小其传递的摩擦扭矩。4. 结构比较简单，外形尺寸不宜过大。5. 变速箱应结构合理，具备加工装配和调整的可能性和良好的工艺性。4.2.14.2.1 传动简图的选择传动简图的选择根据计算的传动比 i1 、 i2 、ir 查阅参考书并参照同类机型即可拟订出行星变速箱的传动简图。传动简图如图 4-2 所示图 4-2 传动简图 该变速箱由行星传动部分和一对定轴传动齿轮组成，可实现两个前进挡和一个后退挡。行星传动部分有两个行星排，两个行星排的太阳轮、行星轮、齿圈的齿数都相等。两个行星排的太阳轮制成一体，通过花键与输入轴连接，输入轴则通过两个滚珠轴承支承在箱体上，每个滚珠轴承限制一个方向的轴向位移。太阳轮又通过花键和闭锁离合器的主动轴相连接。前行星排齿圈、后行星排行星架和太阳轮之间有一个滚珠轴承支承；前行星排行星架通过一个滚珠轴承支承在输入轴上。前行星排行星架和后行星排齿圈上分别设有制动器。前排行星架上的制动器为倒档制动器，后排齿圈上的制动器为低挡制动器，它们都通过花键齿与制动器的旋转摩擦片相连接。制动器的固定摩擦片，通过固定在变速箱壳体上的销钉导向，并传力给壳体，制动器摩擦片的压紧靠油缸活塞。制动器分离时的活塞回位靠沿圆周布置的分离弹簧。闭锁离合器的主动摩擦片有两片，它们与离合器主动轴通过螺钉相连接。主动片为弹性片，允许变形和轴向移动，以实现结合和分离。闭锁离合器的被动鼓分为前后两块，和主动传动齿轮三者用螺钉连成一体，通过两个滚珠轴承支承在壳体上，两个滚珠轴承各限制一个方向的移动。离合器从动片只有一片，因为从动鼓的一侧和离合器的压紧活塞都作为被动摩擦片来传力。被动片通过销钉导向，并传力给被动鼓。离合器靠油压推动活塞来压紧结合，分离时活塞靠碟形分离弹簧分离。变速箱前输出轴通过两个滚珠轴承支承在壳体上，每一个轴承限制一个方向的位移。轴上通过花键固定着被动传动齿轮。后输出轴一端支承在输出轴的端孔滑动轴承上，滚珠轴承起定位作用，限制两个方向的轴向移动。后输出轴上有滑套，移动滑套可以使后桥驱动切断和结合，该机构称为脱桥机构。ZL50 装载机行星齿轮变速箱传动简图如上图所示设两个行星排的特性参数均为，则不难求出各挡传动比。（1）抵挡：后行星排工作，其齿圈制动，太阳轮输入，行星架输出，可求得其传动比为。=1+i低（2）高档：闭锁离合器结合，此时整个行星传动部分则变为一个整体旋转，其传动比为，为直接挡。=1i高（3）倒挡：前行星排工作，其行星架制动，太阳轮输入，齿圈输出，其传动比为=-i倒4.2.24.2.2 离合器的布置离合器的布置设计确定离合器位置时考虑以下几点：1. 离合器所需传递的扭矩：M离合器所需传递的力矩与离合器的位置布置有关。要使 小，应使离合器布置在M高速轴上。设计中希望尽量减少离合器的规格，现有的动力换档变速箱多数采用一种或两种离合器。要使离合器的规格少，在设计中须尽量使各离合器传递的力矩相差小。如果能做到离合器所需传递力矩，则可以采用一种规格离合器，而其传递扭距的差别(11.5)tMM可以用增减摩擦片或改变离合器油缸油压来调整，也有不做任何更动地就都采用一种规格的离合器，而使各离合器的后备系数不同。2. 空转离合器的相对转速：在动力换档变速箱设计中，需控制空转离合器相对转速,使它不超过一定数值，因为相对转速过高会引起以下不良后果。 1） 使空转时离合器片间摩擦阻力矩增加，变速箱的传动效率降低（离合器空转摩擦损失是动力换档变速箱主要的功率损失） 。2） 空转时转速高则发热大，使离合器结合时滑磨功和滑磨功率增加，也即离合器片的负荷大，易导致离合器片的损坏。降低空转离合器片间相对转速的措施：1.将离合器布置在低速轴上，增大离合器传递的扭矩。2.将变速箱倒吸部分独立出来，整个变速箱由倒吸组和变速组两部分串联组成。3.对变速比范围大的变速箱，仅将倒吸部分独立出来，还不足降低片间相对转速，此时可将速度组再分成两部分串联起来。4.3 配齿计算配齿计算4.3.14.3.1 确定变速箱行星排的参数（确定变速箱行星排的参数（、）12 ，121i 1ri 故，2113.297 12.297i 12.505ri 根据同心条件确定行星排中的最小齿轮 (1)2xtZZ当时, ，行星排中太阳轮齿数最小；3112当时, ，行星排中行星轮齿数最小；3112最小齿数应避免根切并考虑轴和轴承的布置。一般行星轮最小齿数不小于 1417，太阳轮考虑到轴的尺寸最小齿数应取得更多一些。因为、 都小于 3，故两排都是行星轮最小。考虑到零件的工艺性要求，我们取12各档排齿圈齿数相同。同时取行星轮齿数最小，并取两行星排参数相同。 初取。2.4014.3.24.3.2 选配齿轮选配齿轮为便于制造、管理，最好使所有行星排的齿圈的参数相同。已知齿圈分度圆直径、qD模数 m 即可标出齿数。已知各行星排的值，可标出太阳轮的齿数/qqZDm。由于齿数必须是整数，对求得的齿数要进行圆整，经圆整后的实际值不能/tqZZ和简图设计中的值相差过大。m 和决定了变速箱的横断面尺寸，一般采用统计和类比的方法初选其数值。为减qD少零件的品种，在一定的功率范围内不同功率采用相同的参数。取行星轮的齿数为 22 ，且行星轮均布，个数为 3。根据公式11:23txqttttZZZNZZZZ得: 2.401 11:22:2.401:23tqttttZZNZZZZ ， 2 2231.41.401tZ2 22 2.40175.41.401qZN= 圆整为 3460.35401. 13401. 3222由配齿条件22 2244qxtttZZZZZ3qtZNZ得(344)2qNZ将 N=34 代入得(3 3444)732qZ 33 347329tqZNZ 故 、 、 29tZ 73qZ 22xZ 实际参数732.51729qtZZ参照同类产品取变速箱模数 m 为 2,将以上数据列入变速箱参数表，表 41表 41 行星参数表齿数配齿条件行星排行星轮数模数tZqZxZ2txqZZZqtZZNq参考值实际值13329732229+2x22=73(73+29)/3=342.4012.51723329732229+2x22=73342.4012.5174.4 运动学分析运动学分析4.4.1.4.4.1.求各档实际传动比求各档实际传动比 排排图 4-2 传动简图行星机构各构件如上图 4-2 所示，其运动学方程组为： （1） 2(1)0iRnnn （2） 12(1)0innn档： 制动 T2， = 0,代入上面方程组得1n 13.517i 倒档： 制动 T1， = 0,代入上面方程组得Rn 2.517ri 故行星变速箱实际传动比为： 13.517i 21i 2.517ri 4.4.2.4.4.2.画转速平面图画转速平面图1）画各构件转速线（1)传动比 、。 求得传动比倒数：、13.517i 21i 2.517ri 284. 011i、112i397. 01ri（2)在平面坐标上过点(1,1)和(0.284，0)、(1，0)、(-0.397，0)点作连线得各制动件转速线，并分别以”1”, “3” ”R”命名,同时画上主动件”i”,和从动件”2”转速线。（3）画行星轮转速线1）各行星轮转速方程第一排 111()txiRxZnnnZ 第二排 2222()txixZnnnZ 2）求各行星轮转速线另一点坐标
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