毕业设计（论文）-ZL50装载机行星式动力换挡变速箱的设计

ZL50行星式动力换挡变速箱设计The Design ofZL50 PowerShiftGear-box学 院（系）： 专 业： 学 生 姓 名： 学 号： 指 导 教 师： 评 阅 教 师： 完 成 日 期： ZL50行星式动力换挡变速箱设计摘 要本次设计的ZL50装载机变速箱，并且是行星式，行星排由太阳轮、行星轮、行星架和齿圈组成，为动力换挡，这种换挡方式方便司机操作换挡，减轻了司机的工作强度，四轮驱动，工作时有足够的动力，液压转向，而且这种变速箱结构刚度较稳定，但结构比较复杂，不便于拆装维修。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，变速箱有前进两个档位，后退一个档位，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计算以及轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。关键词：轮式装载机；行星式变速器；动力换挡全套图纸加扣 3346389411或3012250582IIAbstract The design for ZL50 loader planetary power shift gearbox, the structure of gearbox has the advantage of good rigidity, large load capacity, load between teeth small, high transmission efficiency, compact structure, input and output axis concentric and easy to implement, such as dynamic and automatic shift it disadvantage is that the manufacturing of high precision, complicated structure, parts, many faults, be difficult to repair, etc. First， through the calculation of engine and hydraulic converter working together, input and output analysis work curve, select loader transmission scheme, and then determine the gearbox for two forward gears, reverse, a shift by shift clutch on the gearbox.Clutch type for double clutch, smooth shift rapidly. Finally check the strength of the main components, the calculation of bearing life, the gearbox designed OK.Key Words： Wheel Loaders；Planetary Transmission；Power Shift III目 录摘 要I1 引 言1 1.1 装载机的总体构造1 1.2 传动系统总体设计2 1.3设计任务书32 传动系总体方案设计6 2.1 总体方案设计63 发动机与液力变矩器匹配分析及其变速箱各档传动比的确定7 3.1 发动机与变矩器原始特性7 3.1.1 发动机原始特性曲线7 3.1.2 选择液力变矩器有效直径D9 3.2 发动机与变矩器共同工作输入输出特性曲线10 3.2.1 发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线10 3.2.2 发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲线12 3.3 各档传动比的确定15 3.3.1 确定变速箱档数15 3.4 装载机性能的分析16 3.4.1 作牵引工况理论特性分析16 3.4.2 画出牵引力阻力平衡图20 3.4.3 传动部件中载荷的确定234 变速箱传动方案设计及参数确定24 4.1 变速箱方案设计24 4.1.1 传动简图的设计24 4.1.2 传动简图的选择24 4.2 配齿及各齿轮数据的计算25 4.2.1 确定变速箱行星排参数25 4.2.2 齿轮的选配25 4.2.3 初算行星部分齿轮的参数26 4.3 变速箱运动学动力学分析27- 1 - 4.3.1 画转速平面图27 4.3.2 外力矩分析285 变速箱齿轮设计31 5.1 齿轮的设计及校核31 5.1.1 齿轮的变位和修正31 5.1.2 各齿轮的尺寸的确定31 5.1.3 齿轮的强度校核326 离合器的设计36 6.1 离合器的设计要求和选型36 6.1.1 离合器的设计要求36 6.2 片式离合器主要参数的确定36 6.2.1 摩擦转矩的计算37 6.2.2 离合器的摩擦功387 轴的结构设计、轴承及主要花键尺寸选用与校核39 7.1 轴的设计39 7.1.1 输入轴结构设计及轴承的选择39 7.1.2 输出轴设计及轴承的选择39 7.1.3 中间轴设计及轴承的选择40 7.1.4 前输出轴设计及轴承的选择40 7.2 主要轴承的校核41 7.2.1 中间轴轴承的校核41 7.3 主要轴承的校核41 7.3.1 输入轴花键与输出轴花键的设计及校核41 7.3.2 后行星排行星架、闭锁离合器的从动鼓之间的花键设计与校核45 7.3.3 前输出轴、后输出轴与法兰盘连接花键设计与校核47 7.3.4 前输出轴齿轮与前输出轴连接花键设计与校核48 7.3.5 脱桥机构处花键设计与校核49 7.4 输入轴的校核50 7.4.1 轴的强度校核50结论59参考文献60附录61致谢67- 2 -1.引 言1.1 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成。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 1.2 整机传动系统设计轮式装载机传动系统如图1.2所示。 图1.2轮式装载机液力机械传动示意图1.液力变矩器装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。2.变速箱变速箱是行星式动力换挡变速箱，由两个制动器和一个闭锁离合器实现三个档位。前进档和倒档分别由各自的制动器实现换挡；前进档（直接档）通过结合闭锁离合器实现。3.驱动桥采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。1.3 设计任务书1.3.1 设计题目：ZL50轮式装载机行星式动力换挡变速箱设计1.3.2 已知参数： (1) 所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器，其结构形式参考有关资料，其原始特性曲线如表1.1：表1.1变矩器主要参数iKB10404.13033.40.13.450.34533.60.22.950.5934.40.32.500.7535.60.4251.9180.81534.80.51.580.7935.20.551.3640.7535.70.611.1150.6836.40.731.0270.7533.60.7651.000.76532.80.850.9350.79530.40.950.8560.81327.41.00.8050.80525.41.0820.6930.7514.41.20.3540.4254.7 液力变矩器的原始特性曲线根据以上数据可以画出。 (2) 发动机的特性 ZL50轮式装载机的发动机参数如表1.2：表1.2发动机参数 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，并已扣除了附件所消耗的功。 (3) 整机参数： 车速要求： 低档车速：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 主减速器比：6.167 轮边减速器比：4.4 (7) 整机重 空载：17.5t 满载：22.5t1.3.3 设计目的与要求：(1) 选择合适的液力变矩器有效直径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是否合适，以及选液力变矩器的原因；(3) 作发动机与变矩器共同工作的输入输出曲线，分析变矩器的穿透性对输入输出曲线的影响；(4) 确定各档传动比，并考虑档位是否合理；(5) 作理论牵引特性曲线； (6) 确定变速箱的主要参数，包括中心距A，齿轮模数m，齿宽b等。 (7) 根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数。(8) 进行齿轮，轴，轴承等零件的寿命计算或强度，换挡离合器等的计算。(9) 进行结构设计，绘制装配图和零件图。2. 传动系统整体方案的设计2.1 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两个行星排组合而成，当选择各档传动方案。组合成行星变速箱传动方案时，要遵守以下原则：(1) 以尽量少的行星排实现所需档位数；(2) 各档行星轮转速不应该太快，否则行星轮的轴承容易损坏；(3) 各档操纵件空转时相对转速不能太高，一般控制圆周速度不超过50m/s；(4) 每个档位的啮合效率应该较高，前进挡效率不应低于0.925，后退档不应低于0.87；(5) 太阳轮和行星架受力不要太大。3. 发动机与液力变矩器匹配分析及其变速箱各档传动比的确定3.1 发动机与变矩器原始特性3.1.1 发动机原始特性曲线根据毕业设计任务书可以算出：发动机 =2200r/min， =164KW，最大扭矩及相应转速扭矩计算公式： （3-1） （3-2）式中： 发动机最大扭矩； 发动机额定扭矩； 对应转速nx的扭矩； 发动机额定转速； 最大扭矩对应转速； 对应扭矩Mx的转速；由已知的数据可以计算出发动机的最大扭矩Memax=744.2Nm，额定扭矩MeH=702.4Nm。将数据代入式(3-1)可得出发动机原始特性曲线的数据如表3.1所示：表3.1发动机原始特性曲线相关参数输出转速n（r/min）输出扭矩M（Nm）输出功率N(kW)600731.461.3900739.677.41200743.793.51300744.2101.31500743.7109.21800739.6123.92100731.4137.82200702.9161.62400715.4171.8 参照相关资料，发动机调速区(1.11.2),取r/min将上面数据以转速n为横坐标，发动机输出扭矩M为纵坐标画在图3.1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%。发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计箅出不同转速所对应的发动机扭矩，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。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。两种匹配方案，对于小型装载机，为满足对插入力的要求，用全功率匹配为宜。对大中型转载机，因其储备功率较大，为提高其生产率，采用部分功率匹配较好。而ZL50装载机属于小型机，故采用全功率匹配为宜。发动机输入液力变矩器的净功率Nec用如下公式计算： (3-3) 式中： 扣除辅助装置和工作油泵消耗后的发动机净功率，kW； 发动机的标定功率,kW；工作液压泵所消耗的发动机功率。 各工作液压泵所消耗的功率可按下式确定： （3-4） 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，变速泵的压力工作1.2 MPa，工作流量为120 1/min；转向泵的工作压力为12MPa，工作流量为76 1/min；工作装置油泵的工作压力为10MPa，工作流量为325 1/min。根据式(3-3)和式(3-4)计算出发动机与变矩器的全功率匹配时，发动机在额定工时给变矩器传递的有效功率为Nec=161.8KW扭矩Mec=535.3Nm，将发动机原始特性曲线按一定比例往纵坐标方向下移，使其通过点此时的发动机特性曲线即为发动机净输出特性曲线，见图3.1发动机与液力变矩器共同输入曲线。变矩器共同输入特性曲线见图3.1。部分功率匹配时，在额定工况时发动机传递给变矩器的有效功率为161.8kW，在计算出此时的扭矩Mec=535.3Nm。3.1.2 选择合适的液力变矩器有效直径D根据任务指导书表格可以找出的变矩器原始参数，根据所找找到的参数作出变矩器，确定最高效率点为其定义参数：max=0.813，K=0.856，i=0.95，B104=27.4根据公式（m） (3-5)式中：发动机传给变矩器的最大有效力矩（Nm） 所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数 工作压力的重度（N/m3) 发动机额定转速（r/min) 按全功率匹配时，直径 m 圆整D1=525mm 按部分功率匹配时，直径 m圆整D2=450mm根据装载机实际的工作情况，则应满足D2DD1，因此取直径mm。3.2 发动机与液力变矩器共同工作输入输出特性曲线3.2.1 发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线变矩器输入特性是分析研究变矩器在不同工况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MB随泵轮转速的变化而变化。由机械设计手册P2466可知，对于每一i值从变矩器的公称特性曲线上查相应的,。给出一系列泵轮转速根据式:,和 计算得相应一系列, ,值。由公式及表3.1 ,ZL50液力变矩器参数可算得每一i值不同转速下的泵轮的扭矩MB，相关数据见表3.2：表3.2每个i值不同转速下的iMn900120015001800210024002700084.5150.3234.8338.2460.3601.2760.90.185.5151.2236.3340.2463.5604.8765.50.287.1154.8241.9348.3474.1619.2783.70.390.1160.2250.3360.5490.6640.8811.00.42588.1156.6244.7352.4479.6626.4792.80.589.1158.4247.5356.4485.1633.6801.90.5590.4160.7251.0361.5492.0642.6813.30.6192.1163.8255.9368.6501.6655.2829.20.7385.1151.2236.3340.2464.0605.8766.10.76583.0147.6230.6332.1452.0590.4746.10.8577.0136.8213.8307.8419.0547.2692.60.9569.4123.3192.7277.4377.6493.1624.21.064.3114.3178.6257.2350.1457.2578.61.08236.564.8101.3145.8198.5259.2328.11.211.921.233.147.664.884.6107.1发动机与液力变矩器共同工作的输入特性曲线是过坐原点的一束。根据式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MB，作出共同输入曲线如图3.1。图3.1 发动机与液力变矩器的共同工作输入曲线对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。1.高效工况：最大效率 = 0.812时，传动比= 0.77，接近最大功率，允许最低效率=0.70时，传动比=0.2和=0.92两条负载拋物线包括了最大功 率 范 围。2.所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段内。3.起动工况=0其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内。使用YJSW310双涡轮液力变矩器合适 4.由共同输入特性曲线可知，=0时，=255Nm,则变矩器输出的最大扭矩 =4.964255=1266 Nm.此时=1820r/min。3.2.2 发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲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和转速。再根据各速比，由找到对应各速比i的变矩系数和效率,按公式，MTi=MBi.Ki，NTi=0.1047x10-3.MTi.nTi，可得到发动机与液力变矩器共同工作输出时的转矩MT、转速nT和功率值，分别计算出运输工况和牵引工况各参数，所得数据列于表3.3和表3.4：表3.3运输工况共同工作参数inB(r/min)MB(Nm)PB(kW)nT(r/min)MT(Nm)NT(kW)01733734.5133.303033.6000.11799731.4137.8178.02523.247.50.350.21821731.2139.2364.22154.182.20.590.31858728.1141.7557.41820.3106.30.750.4251893726.1143.9804.51392.6117.30.820.51930723.3146.3965.31143.5115.60.790.551791721.0148.81084.0983.4111.60.750.611993719.4150.11215.7802.2102.10.680.732102711.0156.51534.5730.2117.30.750.7652132708.5158.21631.2708.5121.00.7650.852179704.3160.71852.2658.6127.70.7950.952200702.4161.82090.1601.3131.60.8141.02238698.8163.82238.1562.5131.80.8051.0822297692.9166.72485.4480.2125.00.751.22346687.7168.92815.2243.571.80.425根据上表绘出运输工况时，发动机和液力变矩器共同工作的输出曲线图3-2图3-2 运输工况发动机与液力变矩器共同工作的输出特性曲线表3.4牵引工况共同工作参数inB(r/min)MB(Nm)PB(kW)nT(r/min)MT(Nm)NT(kW)01536614.399.102536000.11579611.2101.2158210835.20.3450.21643610.2105.3329178062.30.590.31688608.5107.1506152081.60.750.4251701606.3108.4723116288.50.8150.51754603.6111.587795387.20.790.551799600.3113.298981885.70.750.611820599.7114.8111066878.10.680.731899591.2118.1138660788.60.750.7651947588.6120.3148958892.30.7650.852059584.1126.61750546100.20.7950.952138582.8130.52031498106.30.8141.02191578.3133.92191465107.40.8051.0822230572.4134.02413396100.30.751.22247567.5133.5269620157.80.425以表3.4数据，在图纸上画出图3-3发动机与液力变矩器共同工作输出特性曲线。图3-4 牵引工况发动机与液力变矩器共同工作的输出特性曲线3.3 各档传动比的确定3.3.1 确定变速箱档数(1)计算rk和il由设计任务得计算公式 (3-6) 式中： rk车轮动力半径； d 轮辋直径(英寸)； 车轮变形系数； 轮胎断面宽度。带入数据求得 =0.7689m ，代入数据求得(2) 验算牵引条件：应满足 (3-7)查工程机械地盘构造与设计得，由以上计算可知满足牵引条件。(3)确定和由以上总的传动比计算出变速箱：3.4 装载机整机性能分析3.4.1 作牵引工况的理论牵引特性分析要求在同一坐标纸上绘出滑转率，及各档实际速速、牵引效率、牵引功率、变矩器涡轮转速、变矩器涡轮功率随牵引力变化的关系曲线。(1) 实际牵引力的计算： （3-8）式中：车辆的(kN)； 整机使用重量(kg)； f f=0.07； （3-9）式中：整机实际牵引力(kN)； 整机理论牵引力(kN)； 车辆的滚动阻力，根据式3-8计算得到(kN)；(2) 滑转率的计算： （3-10）式中：, 整机使用重量(kN)； A、B、n 由轮胎充气压力及土壤性质决定的系数，这里取A=0.11,B=12.31,n=6(3) 实际速度的计算： （3-11） （3-12）式中： 整机理论行驶速度（m/s）； n 涡轮转速（rpm）； 各挡对应总传动比； 驱动轮动力半径； 滑转效率； 各挡对应滑转率，由公式（3-10）计算得到；(4) 牵引功率及其牵引效率的计算： （3-13）式中： 整机实际牵引功率 （kW）； 整机实际牵引力（kN）； 整机实际速度（m/s）； （3-14）式中： 整机实际牵引效率； 整机实际牵引功率； 整机理论牵引功率。 按公式（3-83-14），可得到装载机各挡位对应的、滑转率、和整机实际牵引效率值，由公式计算的结果列成表3-5：表3-5 I档的理论牵引参数nT(r/min)MT(Nm) Vi(km/h)(km/h)Pkp(N)Nkp(kW)025360950360015821080. 9884272120.8232917802. 0473931360.8250615203. 1469398600.8172311624. 4857650720.8158779535. 4345831800.799898186. 1337347860.7511106686. 8831652750.7313866078. 5929713700.6814895889. 2228383680.53175054610. 8426424630.59203149812. 5824647580.46219146513. 5722787460.42241339614. 9418080400.34269620116. 705200310.28表3-6 II档的理论牵引参数nT(r/min)MT(Nm)Vi(km/h)Pkp(N)Nkp(kw)025360382430015821083. 1631789280.7532917806. 5826842490.68506152010. 1222922640.74723116214. 4617523700.8287795317. 5414371700.7998981819. 7812335680.75111066821.2510073620.68138660723. 729154580.75148958825. 788867530.76175054627.538234450.73203149830. 627510400.65219146533. 827012320.55241339636. 265972250.48269620138. 923031120.35表3-7 倒档的理论牵引参数nT(r/min)Mt(Nm)Vi(km/h)Pkp(N)Nkp(kw)025360756070015821081.2670472100.8032917802. 6363106290.7850615204. 0557304440.7472311625. 7843807560.708779537. 0235928650.659898187.9130839730.6111106688. 8925184800.57138660711.0922884680.54148958811.9122168590.52175054614.0120584530.46203149816. 2518775480.40219146517. 5317531430.37241339619. 3014929390.30269620121.577578250.26根据上表绘制出ZL50装载机理论牵引特性图3-4图3-4 ZL50装载机牵引工况3.4.2 画出牵引力阻力平衡图根据公式 驱动力，实际速度，滚动阻力，风阻。根据以上公式及表格数据，算出数据绘制下表3-8、3-9、3-10：表3-8 I档牵引力行驶阻力参数nT(r/min)MT (Nm)Vi(km/h)PKi(N)Pw(N)03033. 590147735.866151792523.161.11122877. 96615. 1683642154. 072. 26104903. 26615. 6895571820. 333.4588650. 16616.6148041392. 574. 9867818. 26618. 3619651143.485.9855687. 56619. 8361084983. 406.7147891. 66621. 103 1215802.157. 5339064. 76622. 6761534730. 219. 5035561.26627. 2291631708. 4810. 1034502. 96628. 816 1852658. 5511.4732071. 36632. 8162090601. 2612.9429281. 36637. 6862238562. 5313. 8627395. 26641.0132485480.1915. 3923385. 26647. 0822815243. 4617.4311856. 56656. 161表3-9 II档牵引力行驶阻力参数nT(r/min)MT(Nm)Vi(km/h)PKi(N)Pf(N)03033. 59045746. 5466151792523.163.5938049. 256615. 1683642154. 077.2832483. 386615. 6895571820. 3311.1427450. 586616.6148041392. 5716.0920999. 966618. 3619651143.4819.3417243. 686619. 8361084983. 4021.6814829. 676621. 103 1215802.1524.3112096. 426622. 6761534730. 2130.6911011.576627. 2291631708. 4832.6210683. 886628. 816 1852658. 5535.049930. 9346632. 8162090601. 2638.829067. 0016637. 6862238562. 5340.768482. 9526641.0132485480.1943.717241. 2656647. 082表3-10 倒档牵引力行驶阻力参数nT(r/min)Mt(Nm)Vi(km/h)PKi(N)PW(N)03033.590114366.366151792523.161.4395123.16615.1683642154.072.9181208.46615.6895571820.334.4568626.46616.6148041392.576.4352499.86618.361965 1143.487.7243109.26619.8361084983.408.6737074.16621.103 1215802.159.7230241.06622.6761534730.2112.2727528.96627.2291631708.4813.0426709.76628.816 1852658.5514.8124827.36632.8162090601.2616.7222667.56637.6862238562.5317.9021207.36641.0132485480.1919.8818103.16647.082根据以上数据画出各档牵引力行驶阻力的平衡图3-5：图3-5 牵引力-行驶阻力平衡图3.4.3 传动系统中计算载荷的确定根据载荷的性质，传动系统中各零件所受的载荷可分成三个组成部分：，按地面的力矩中较小的数值作为计算力矩Mca。 (1) 按发动机最大扭矩对液力机械传动系统Mp=Mmaxi=Mt其中Mmax变矩器最大涡轮力矩； i 从变矩器至计算零件的传动比； 效率； Mt 高效区输出力矩所以Mca=2669Nm(2)按地面附着条件确定的扭矩 （3-18）式中：附着重力； r 驱动轮动力半径； i 由计算零件至驱动轮的传动比； 由计算零件至的传动。所以Mca =1664Nm。相比较由地面确定的扭矩较小，所以为计算扭矩。4. 变速箱方案设计及参数确定4.1 变速箱方案设计4.1.1 变速箱传动简图的设计 拟定变速箱方案时，应考虑使其满足下列要求：(1) 能够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，并且在常用工作档传动时不纯在功率循环；(3) 结构比较紧凑，外轮廓形状应该合适；(4) 尽可能降低行星架和具有相对转动的构件的转速；(5) 工艺性。4.1.2 传动简图的选择参照同类机型，ZL50装载机采用行星式动力换挡变速箱，其传动简图见图4.1。图4.1 ZL50装载机行星式动力换挡变速箱传动简图 图4.2 前进I档 图4.3 倒档4.2.1 确定变速箱行星排的参数(1、2)，故，根据同心条件排中的哪个是最小齿轮 当3时，行星排中最小；当3时，行星排中最小。因为1,2都小于3,故两排都是行星轮最小，考虑到加工及生产，取各档排齿圈齿数相同。同时取行星轮齿数最小，且参数相同。初取=2.121。4.2.2 齿轮的选配齿数要进行圆整，经已知各行星排的值，可标出太阳轮的齿数Zt=Zq/,由于齿数必须是整数，对求得的圆整后的实际值不能和简图设计中的值相差过大。M和Dq决定了变速箱的横断面尺寸，采用统计和类比的方法初选其数值。为使行星变速箱装配方便，在一定的功率范围内不同功率时齿轮采用相同参数。取行星齿数为14，且行星轮均布3个。由公式得: 圆整为33由配齿条件：得 圆整为75故Zt=25、Zq=53、Zx=14实际参数4.2.3 初算行星部分齿轮的主要参数参照同类机型取变速箱模数为5，将以上数据列入变速箱参数表4.1表4.1 变数箱齿轮参数行星排行星轮数模数 齿数配齿条件参考值实际值ZtZqZxZq=2Zx+ZtN=(Zq+2Zt)/q13325531453=2x14+2533=(53+50)/32.1212.12023325531453=2x14+2533=(53+50)/32.1212.1204.3 变速箱运动学动力学分析 行星齿轮变速箱由基本行星机构组成，本次设计的变速箱是双行星排，传动简图如图4.2所示。 图4-2 变速箱传动简图4.3.1 画转速平面图(1) 画各构件转速线各档传动比、。求得传动比倒数、。 在平面坐标上过点(1,1)、(0.318,0)、(1,0)、(-0.467,0)作连线得各制动件转速线。(2) 画行星轮转速线 各行星轮转速方程 求各行星轮转速线另一点坐标行星轮转速线是过点(1,0)的直线，找出此直线的上另一点两点连线即可作出此直线。当nj1=0，nx1线另一点坐标为(-0467,-2.120)当nj2=0时，nx2线的为(0,-2.120)转速平面图如图4.2图4-2 转速平面图转速平面图表示了各工况下各构件的转速，我们通过各制动件转速线和横坐标的交点(1/i)，做平行于纵坐标的直线，每条直线表示每一个工况，这条工况线和各转速线的交点的纵坐标代表挂上此档时，各制动件和行星轮的转速，交点纵坐标的正负表示构件的转向，交点纵坐标的数值表示转速的大小，各转速线与纵坐标的交点，表示挂空挡时各制动件和各行星轮的转速。两构件转速与平行于纵坐标工况线的交点的纵坐标之差，表示此档时这两构件的转速差。4.3.2 外力矩分析不考虑摩擦、等速运动时，行星排中行星轮对太阳轮、齿圈、行星架作用的转矩称为理论内转矩，分别用Mt、Mq、Mj表示。可知单行星行星排理论内转矩关系式： 行星机构动力学方程式：各构件力矩平衡方程组：I档：制动T2，代入上边两个方程组得II档：闭锁离合器3，代入上边两个方程组得：倒档：制动T1，代入上边两方程式得将以上数据列入行星动力学参数表4-3表4-3行星动力学参数表档位力矩(Nm)档档倒档5. 变速箱齿轮设计齿