【正文】 于原雙變，一擋牽引力增大了，最高車速由原來的 37km/h增加到 ，牽引性能和車速性能均有所改進和提高。由于一、二擋離合器和三、四擋離合器對稱分布，考慮實際使用工況，一、三擋離合器扭矩容量按一擋需傳遞的最大扭矩進行設計，二、四擋離合器扭矩容量按二擋離合器需傳遞的最大扭矩進行計算。由傳動路線可計算出各擋離合器處的傳動比為：F、R 擋離合器：1；一、三擋離合器：；二、四擋離合器： 。 動力換擋控制油路的設計圖22 動力換擋控制油路原理圖控制油路由液壓泵、濾清器、換擋控制閥、控制離合器的電磁閥、單活塞液壓缸組成。其中換擋控制閥由壓力調節(jié)緩沖閥、換擋閥及電磁閥組成。換擋通過電控開關控制電磁閥的吸合來實現的，其輸出的擋位與電磁閥的組合關系如下表21所示。 電控系統(tǒng)的工作原理換擋手柄的狀態(tài)信號經光電隔離后進入擋位控制器，擋位控制器經過判斷、處理后發(fā)出相應的控制信號，經光電隔離輸出后由輸出放大驅動器去控制相應的換擋電磁閥、倒車繼電器、啟動繼電器，從而實現換擋、中位保險功能及制動安全保護。擋位與電磁閥的組合關系如表21所示。表21 擋位與電磁閥組合關系擋位編號電 磁 閥 編 號MFMRM2M3M4空擋N前進I擋●前進II擋●●前進III擋●●前進IV擋●●后退I擋●后退II擋●●后退III擋●●后退IV擋●●第3章 動力換擋變速箱主要參數設計 車輛總傳動比的確定對于液力傳動，變速器輸入轉速即為變矩器渦輪的轉速。按照變矩器高速區(qū)的最高轉速和設計高擋最高行駛車速40km/h、確定了傳動系的最高擋傳動比、最低擋傳動比。 傳動系最高擋傳動比 (31)傳動系最低擋傳動比 (32)由傳動系總傳動比等于變速器、驅動橋主傳動、輪邊傳動等傳動比之積，即，，由此可初步確定得變速器最高擋和最低擋的傳動比:變速器最高擋傳動比為：()=變速器最低擋傳動比為：()= 變速器的擋位和傳動比的分配變速器擋位數多少對車輛的動力性、經濟性影響很大。擋位多，可以使發(fā)動機經常工作在最大功率附近的轉速工作，而且使發(fā)動機轉速變化范圍小，發(fā)動機平均功率高，可提高汽車的動力性；同時，也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可靠性，因而提高了車輛的燃料經濟性。對于液力傳動的輪式裝載機，一般進退均有34個擋位。按照速度連續(xù)原則確定變速器中間擋的傳動比時，應使各擋位的傳動比成等比數列。確定所設計的變速器由四個擋位，可計算出相鄰擋傳動比公比為： (33)對于傳動系為液力傳動時，—。由此可初步確定中間擋位的傳動比并得出初步確定的變速器速比為： (34) 變速器齒輪模數的初選在傳動系的齒輪設計中，可以參考同類型工程機械的齒輪設計的經驗公式初選齒輪的模數。前進倒退擋齒輪 其中K=1 (35)輸出齒輪 (36)式中——變矩器的渦輪最大輸出扭矩， ——變速器的一擋傳動比 ——變速器的傳動效率，取=對液力傳動，變速器最大輸入扭矩即為變矩器渦輪最大輸出扭矩。，據此，求得： (37) (38)上述經驗公式主要用于對機械傳動變速器的設計。對于液力傳動，由于變矩器對外沖擊和載荷的吸收，變速器得到了很好的保護，大大降低了載荷對變速器的沖擊，因而實際選取齒輪模數時可略微減小。初選兩對輸出齒輪模數為6，其余為5。 變速器傳動方案的設計設計變速器傳動方案和配齒時應考慮以下原則：(1)于裝載機有 30%的時間在倒擋工作，前進、倒退擋換擋頻繁，為了減輕換擋操縱強度和提高前進、倒退擋離合器的平均壽命，將前進倒退換向離合器布置在轉速較高的輸入軸上。(2)應將傳動比盡量多分給后面的傳動部件，以降低傳動元件的尺寸和重量。但過高增速會使高擋時變速器軸承工作轉速過高及齒輪圓周速度過大，也是不合理的。(3)從制造工藝性考慮，變速箱內各擋齒輪模數應盡可能一致，最多兩種。基于以上原則，參照和借鑒德國 ZF 公司、日本小松、TCM 等公司生產的動力換擋變速器的結構，經反復試算，最后得出傳動方案如圖 31 所示。該變速器共有五根軸，分別為輸入軸、過渡軸、輸出軸和兩根水平對稱布置的平行軸，其中輸入軸、兩根水平對稱布置的平行軸上各有兩個離合器，輸入軸上的離合器分別為前進、倒退離合器，兩根平行軸上分別為一、二、三、四擋離合器。在所有離合器分離的條件下，有三組獨立旋轉的零件，即有三個自由度。當變速器掛擋傳動時，只能有一個自由度，需閉合兩個離合器即一個方向擋、一個速度擋得到一個擋位。輸出輸入1圖31 變速器傳動方案圖 齒輪強度校驗齒輪強度校核以前進一擋工況進行校驗，表中列出變速箱前進一擋時工作齒輪的有關系數。接觸疲勞強度校核(1)接觸應力計算：在此只計算一擋輸出齒輪： (39)式中：齒數比=、工況系數=、動載系數=、端面載荷分布系數=、齒向載荷分布系數=、節(jié)點區(qū)域系數=、彈性系數=、重合度系數=。計算結果如下表31所示：表31 計算所得各參數值齒數計算轉矩(Nm)分度圓直徑d(mm)齒寬b(mm)計算應力有限壽命疲勞極限有限壽命安全系數SH分度圓周力Fe(N)失效概率%[SH]526127286481057176042846226127121481620176042846(2)接觸疲勞極限計算： (310)取齒輪接觸疲勞極限值：，取潤滑系數=，光潔度系數=，速度系數=，表面硬度系數=，壽命系數=(3)彎曲強度校核：彎曲應力計算: (311) 式中：工況系數=，動載系數=，端面載荷分布系數=1，齒形系數=，齒向載荷分布系數=1，重合度系數=計算結果如下表32所示：表32 計算所得各參數數值齒數計算轉矩(Nm)分度圓直徑d(mm)齒寬b(mm)分度圓周力Fe(N)相應節(jié)圓線速度V(m/s)計算彎曲應力彎曲壽命疲勞極限有限壽命安全系數SH52612728648428465302261271214842846530 軸的強度校驗在此只對輸出軸進行校核:為軸的彎矩和轉矩 (312)彎矩 轉矩 所以：危險斷面的合成應力為： (313)輸出軸的材料為40Cr，屈服極限為所以安全系數S=750/=第4章 液力變矩器與發(fā)動機的共同工作特性當液力變矩器和發(fā)動機串聯(lián)聯(lián)合工作時，它們可以被看成是某種對外輸出功率并具有一定的扭矩和速度調節(jié)范圍以及燃油經濟性的復合動力裝置。但是發(fā)動機作為一種動力裝置，變矩器作為一種傳動裝置，它們各自又有獨立的工作特性。因此，當兩者共同工作時，它們的特性之間必將存在著一定的相互制約關系，這種相互制約關系直接反映了整機的動力性和燃油經濟性。研究液力變矩器和發(fā)動機共同工作的目的就在于確定它們共同工作的特點和工況點，借以分析比較它們的匹配工況，為液力變矩器的尺寸選擇以及分析研究發(fā)動機液力變矩器工作機系統(tǒng)的工況提供依據。 液力變矩器特性 輸入特性曲線 液力變矩器的輸入特性是以泵輪轉矩系數λ作為參數而繪制的泵輪轉矩MB與轉速函數關系的曲線。 利用公式 MB=ρgλBnB2D5 及液力變矩器的原始特性參數，可以計算MB隨的變化規(guī)律是通過原點的二次拋物線。當工況變化時λ值也變化，于是可得一簇拋物線，（見圖41(a)）。隨著透穿性系數(即泵輪轉矩系數λ)的減小，輸入特性圖上的拋物線將相互靠近。對于絕對不透的液力變矩器，由于λ= 常數，輸入特性圖上只有一條拋物線，（見圖41(b)）。(a) (b)圖41 液力變矩器的輸入特性(a) 可透性液力變矩器 (b)不可透性液力變矩器 原始特性曲線無因次特性，又稱原始特性，是表示在循環(huán)圓內液體具有完全相似穩(wěn)定流動現象的若干變矩器之間共同特性的函數曲線。所謂完全相似流動現象指兩個變矩器中液體穩(wěn)定流動的幾何（空間）相似、時間相似、運動相似和動力相似。根據相似理論，可以建立以變矩器傳動比i為自變量，泵輪轉矩系數λ、變矩系數K和變矩器效率η 隨i變化而變化的函數關系，即：λ＝λ(i),k=k(i), η=η(i)。以上三式就是變矩器的無因次特性，它代表了一組相似的變矩器群在任何轉速下的輸出特性（見圖42）。圖42 液力變矩器的無因次特性曲線 液力變矩器的輸出特性 液力變矩器的輸出特性是表示輸出參數之間關系的曲線。通常是使泵輪轉速保持不變，在此工況下求取以渦輪轉速為自變量的各輸出特性曲線見表41所示。 MT=MT()，MB=MB()，η=η() 當渦輪轉速變化時，能保持泵輪轉矩MB不變或大致不變時，稱這種液力變矩器具有不透穿的性能，即不透性(見表41b)。 泵輪轉矩MB隨渦輪轉速的增大而減小，這種性能稱為正透性（見表4la）。泵輪轉矩MB隨渦輪轉速的增大而增大，這種性能稱為負透性（見表4lc）。表41 具有不同透穿性的液力變矩器的輸出特性 液力變矩器的自動適應性對于任何一種液力變矩器，渦輪的最大輸出轉矩均在啟動工況點獲得，且隨轉速比的增大而減小，從特性曲線上看，它是一條單調下降的曲線，由于復合轉矩MZ與渦輪輸出轉矩MT的交點就是液力變矩器的工作點，當負載轉矩變化時液力變矩器的工作點隨之變化，渦輪輸出轉速，隨負載轉速的增大而自動下降，隨負載轉矩的減小而自動升高，此為液力變矩器的自動適應性的重要特性，渦輪轉速的變化隨負載的變化是無極的。 發(fā)動機的特性 柴油機速度特性柴油機的速度特性是指當噴油泵的油量調節(jié)機構(油門拉桿或齒條)位置固定不動時，柴油機的輸出轉矩T、功率及比燃油消耗量等性能指標隨轉速變化而變化的關系。 柴油機的負荷特性柴油機的負荷特性是指當柴油機保持某一轉速不變時，移動噴油泵的油量調節(jié)機構(油門拉桿或齒條)位置，改變每循環(huán)供油量b時，比燃油消耗量隨功率變化而變化的關系。 柴油機的萬有特性速度特性、負荷特性只能表示某一齒條位置時，發(fā)動機參數間的變化規(guī)律，而對于工況變化大的發(fā)動機要分析各種工況下的性能，就需要在一張圖上全面表示出內燃機性能的特性曲線。發(fā)動機的多參數特性稱為萬有特性。廣泛應用的萬有特性以轉速為橫坐標，以平均有效壓力為縱坐標，在圖上畫出許多等比燃油消耗量曲線和等功率曲線，等比燃油消耗量是根據不同轉速下的負荷特性曲線做出來的. 發(fā)動機典型工況及主要性能指標發(fā)動機最大功率工況： (額定功率), (額定轉速)。發(fā)動機最大轉矩工況： (最大轉矩), (最大轉矩工況下的轉速)?？辙D最高轉速工況：一般=(~) ，對應的M,N接近與零?？蛰d最低轉速工況：此時發(fā)動機輸出功率和轉矩值接近于零。ZL50裝載機發(fā)動機主要性能指標見表42。表42 ZL50裝載機發(fā)動機特征參數表額定功率額定轉速最大扭矩最大扭矩應轉數最高空轉轉數最低轉速162200085014002200650 發(fā)動機與液力變矩器匹配設計一臺效率高、性能良好的液力變矩器往往需要經過多次反復的設計、試驗、修改之后才能獲得。因此，在牽引車上加裝液力變矩器，我們可以通過在現有的類型系列中選擇一臺經過考驗的、性能良好的、己經成熟的液力變矩器，并使液力變矩器和發(fā)動機能合理地匹配，從而使牽引車性能得到改善。 匹配原則所謂合理匹配就是指如何選擇液力變矩器與發(fā)動機共同工作的工況(亦即確定發(fā)動機轉矩特性和液力變矩器輸入特性在共同工作輸入特性圖上的相對位置)，以保證兩者的共同工作能獲得最佳的效果。要使發(fā)動機與液力變矩器有一個最佳、最合理的匹配，應滿足以下基本原則。①在液力變矩器的工作范圍內，應能充分利用發(fā)動機的最大有效功率，使得液力變矩器的高效范圍處于發(fā)動機最大功率點附近；②從經濟角度考慮，液力變矩器與發(fā)動機共同工作范圍應處于發(fā)動機單位功率燃油消耗量的最低值，在同等功率的條件下，柴油機的燃油消耗量應盡可能地減少；③液力變矩器在啟動及低轉速時獲得最大轉矩，滿足牽引作業(yè)要求；④柴油機不至于因負載突然增大而熄火，負載拋物線中的任何一條與凈力矩曲線的交點，應在熄火點以右；⑤高效工作區(qū)寬一些，因為調速范圍增加，有利于提高工作機的適應性。 初步選型首先根據發(fā)動機的額定輸出功率粗選YJ320液力變矩器，再根據發(fā)動機的外特性曲線(轉矩曲線)和所選變矩器的輸入特性曲線（即負載拋物線束）所共同包圍的區(qū)域來確定其共同工作工況。 發(fā)動機外特性曲線的處理發(fā)動機外特性曲線的處理分兩種方法：第一是發(fā)動機外特性曲線由發(fā)動機臺架試驗獲得，可用 ()或 ()兩條曲線表示。在