【正文】 時(shí)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)，變矩器不是與發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的全部功率進(jìn)行匹配，而是與部分功率進(jìn)行匹配。在繪制發(fā)動(dòng)機(jī)和變矩器共同工作輸入特性曲線(xiàn)時(shí)，必須根據(jù)裝載機(jī)的具體工作情況，扣除帶動(dòng)這些輔助裝置所消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩。由于工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定功率均為1小時(shí)功率，但未扣除發(fā)動(dòng)機(jī)附件所消耗的功率。p所選用的液力變矩器均為單級(jí)四元件雙渦輪液力變矩器其結(jié)構(gòu)形式及其有關(guān)資料。（8）進(jìn)行齒輪，軸，軸承等零件的壽命計(jì)算或強(qiáng)度，剛度計(jì)算，換擋離合器等的計(jì)算。（4）根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍。參照同類(lèi)機(jī)型，ZL20總體傳動(dòng)方案采用液力機(jī)械傳動(dòng)，其中采用雙渦輪液力變矩器，變速箱采用行星式動(dòng)力換擋變速箱，主傳動(dòng)采用一級(jí)螺旋錐齒輪，輪邊減速采用單行星排行星齒輪傳動(dòng)。變速箱是行星式動(dòng)力換擋變速箱，由兩個(gè)制動(dòng)器和一個(gè)閉鎖離合器實(shí)現(xiàn)三個(gè)檔位。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將動(dòng)力輸入變速箱。裝載機(jī)以柴油發(fā)動(dòng)機(jī)或電動(dòng)機(jī)為動(dòng)力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來(lái)完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載及運(yùn)輸作業(yè)。換裝不同的輔助工作裝置還可進(jìn)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(jí)公路施工中，裝載機(jī)用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場(chǎng)的集料與裝料等作業(yè)。如圖11所示，輪胎式裝載機(jī)是由動(dòng)力裝置、車(chē)架、行走裝置、傳動(dòng)系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動(dòng)系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。在兩個(gè)輸入齒輪之間安裝有超越離合器。前進(jìn)Ⅰ檔和倒檔分別由各自的制動(dòng)器實(shí)現(xiàn)換擋；前進(jìn)Ⅱ檔（直接檔）通過(guò)結(jié)合閉鎖離合器實(shí)現(xiàn)。（1）具體了解行星式動(dòng)力換擋變速箱的結(jié)構(gòu)，清晰設(shè)計(jì)任務(wù)，設(shè)計(jì)參數(shù)和已知數(shù)據(jù)及其參考機(jī)型。（5）草擬變速箱的傳動(dòng)方案。（9）進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，繪制裝配圖和零件圖。參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，初選YJSW310型液力變矩器，,iKηMB(1000)/Nm。發(fā)動(dòng)機(jī)附件所消耗的可按照發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的10%計(jì)算，所以發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的的90%。這些油泵在裝載機(jī)作業(yè)過(guò)程中，并不是同時(shí)滿(mǎn)載工作的。兩種匹配方案，對(duì)于小型裝載機(jī)，為滿(mǎn)足對(duì)插入力的要求，用全功率匹配為宜。一般發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)都不帶風(fēng)扇、空氣過(guò)濾器、消音器、發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)等附件，它們所消耗的功率約為發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定功率的5%10%,按10%計(jì)算。時(shí)的扭矩Mec=248N由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》P24～66可知，對(duì)于每一i值從變矩器的公稱(chēng)特性曲線(xiàn)上查相應(yīng)的,。 對(duì)液力變矩器與發(fā)動(dòng)機(jī)共同工作時(shí)輸入特性圖分析。使用YJSW310雙渦輪液力變矩器合適，=0時(shí)，=255N從共同工作輸入特性曲線(xiàn)上，找出各速比=0、 、…、。 。 液力變矩器的容量[1] （35）式中：——相應(yīng)泵輪轉(zhuǎn)速1000r/min時(shí)，=～（高轉(zhuǎn)速比區(qū)）泵輪力矩（N ——最高車(chē)速，由設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)=34km/h。m,==2005r/min，則機(jī)器克服滾動(dòng)阻力時(shí)液力變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速 =2005=1544r/min.、主傳動(dòng)比及終傳動(dòng)比的確定[13]傳動(dòng)比確定主傳動(dòng)比及終傳動(dòng)比，主傳動(dòng)比終傳動(dòng)比變速箱最大傳動(dòng)比及最小傳動(dòng)比由下式[12]確定： (36) (37)式中：——作業(yè)機(jī)械最大牽引力（N），由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)知—驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑（m），由課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)P4式動(dòng)力半徑rd=[d/2+b(1λ)],式中：d—輪輞直徑，in,1in=。m。 ——機(jī)器克服滾動(dòng)阻力時(shí)變矩器輸出軸的最高轉(zhuǎn)速（r/min），由發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器匹配得=1544r/min。設(shè)兩行星排的特性參數(shù)均為p,前進(jìn)Ⅰ，其傳動(dòng)比；前Ⅱ檔采用閉鎖離合器直接傳動(dòng)，此時(shí)整個(gè)行星傳動(dòng)部分則變成為一個(gè)整體旋轉(zhuǎn)，其傳動(dòng)比iⅡ=1,為直接檔；，其傳動(dòng)比。⑵前Ⅰ檔時(shí)，imax=,id=,帶入式（41）得iⅠ=1+p=。然后，再將每個(gè)嚙合齒輪副視為單個(gè)的齒輪傳動(dòng)。在上述主要尺寸確定之后，原則上應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核驗(yàn)算。將2Z—X(A)傳動(dòng)類(lèi)型分解為兩個(gè)（a—c）和（c—b）嚙合齒輪副， 2Z—X(A)型嚙合齒輪副初選太陽(yáng)輪、行星輪和齒圈均采用35CrMo,調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC⑴由發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax=56KN,此時(shí)由發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變速箱的扭矩為T(mén)Tmax=1266N Gφ為機(jī)器的附著重量，由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)可知Gφ=88KN；得Pφ=66KN 可見(jiàn)由發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同工作決定的最大牽引力為Fmax小于由地面附著條件決定的最大牽引力Pφ，所以發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變速箱的扭轉(zhuǎn)為T(mén)Tmax=1266Nm，np—行星排行星輪個(gè)數(shù)為3，則T1=422 N將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式（42）得d1=,圓整d1=80mm。上述公式（42）（43）適用于2ZX型行星齒輪傳動(dòng)中的各個(gè)類(lèi)型，在一般工況下，兩式應(yīng)同時(shí)計(jì)算，且取其中較大值,但參照同類(lèi)機(jī)型取m=5。x1=0,即x2=177。x10時(shí)稱(chēng)負(fù)變位。在采用高度變位的齒輪傳動(dòng)時(shí)，通常外嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（x10），大齒輪采用負(fù)變位（x20）。3分度圓直徑dd1=mz16565d2=mz21602904齒頂高h(yuǎn)a外嚙合內(nèi)嚙合5齒根高h(yuǎn)16齒高h(yuǎn)7齒頂圓直徑78781678齒根圓直徑9基圓直徑10中心距a11齒頂圓壓力角12重合度ε端面重合度縱向重合度0總重合度 注：“177。為了使各行星輪不產(chǎn)生碰撞，必須保證它們齒頂之間在其連心線(xiàn)上有一定的間隙，即兩相鄰的行星輪的頂圓半徑之和應(yīng)小于其中心距Lc，即 （44）式中、——分別為行星輪c的齒頂圓半徑和直徑，——行星輪個(gè)數(shù)，；——a、c齒輪嚙合副的中心距，=； ——相鄰兩個(gè)行星輪中心之間的距離。（3）同心條件所謂同心條件就是由中心輪a、b與行星輪c的所有嚙合齒輪副的實(shí)際中心距必須相等。對(duì)于2ZX(A)型行星傳動(dòng)，個(gè)行星輪在兩個(gè)中心輪a和b之間要均勻分布，而且，每個(gè)行星輪c能同時(shí)與兩個(gè)中心輪a和b相嚙合而沒(méi)有錯(cuò)位現(xiàn)象（見(jiàn)圖32）。⑵ 后退檔采用傳動(dòng)方案5，, ，傳動(dòng)效率。m），=1266 N按齒面接觸強(qiáng)度初算最小齒輪分度圓直徑d4小齒輪分度圓直徑d4的初算公式[2]為（） （46）式中——算式系數(shù)，對(duì)于鋼對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副，直齒輪傳動(dòng)=766； —定軸傳動(dòng)部分小齒輪所受扭矩（N由，得=88。176。太陽(yáng)輪又通過(guò)花鍵和閉鎖離合器的主動(dòng)軸相連接。前排行星架上的制動(dòng)為倒檔制動(dòng)器，后排齒圈上的制動(dòng)器為低檔制動(dòng)器，它們通過(guò)花鍵齒與制動(dòng)的旋轉(zhuǎn)摩擦片相連接。主動(dòng)片為彈性片，允許變形的軸向移動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)結(jié)合和分離。離合器靠油壓推動(dòng)活塞來(lái)壓緊結(jié)合，分離時(shí)活塞靠碟形分離彈簧分離。后輸出軸上有滑套，移動(dòng)滑套可以使后橋驅(qū)動(dòng)切斷和結(jié)合，該機(jī)構(gòu)稱(chēng)為脫橋機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動(dòng)的承載能力一般是由其齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度條件來(lái)決定的。而對(duì)于具有短期間斷工作特點(diǎn)的行星齒輪傳動(dòng)，僅需按公式（510）進(jìn)行其齒根彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算。m，—小齒輪分度圓直徑65mm，求得=12985N。將相關(guān)數(shù)據(jù)分別代入式（51）（52）（53）得：c齒輪副=, bc齒輪副。 齒根應(yīng)力在行星齒輪傳動(dòng)的嚙合齒輪副中，其齒根應(yīng)力可按下式計(jì)算，即= （57） (58)式中、——意義同前；——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，由式（660）得1；——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，查表69得1；——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，由式（712） ；——齒根應(yīng)力的基本值，/，對(duì)大、小齒輪應(yīng)分別確定；——載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，由圖622知，；——載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，由圖624知，；——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)，由式（675），；——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，由式（676）得1；b——工作齒寬，mm，取60mm；將相關(guān)數(shù)據(jù)分別代入式（57）（58）得：c齒輪副太陽(yáng)輪=310，行星輪=305；bc齒輪副行星輪=490，齒圈=411。 強(qiáng)度條件校核齒根應(yīng)力的強(qiáng)度條件為計(jì)算齒根應(yīng)力應(yīng)不大于許用齒根應(yīng)力，即≤ （510）因計(jì)算的最大值=490≤=，所以符合齒根彎曲強(qiáng)度要求。行星輪軸主要受剪切應(yīng)力，可用下式[1]計(jì)算： （511）式中：—行星輪軸上的總扭矩， =3560000N滾針數(shù)的確定[1]：作為滾針軸承外圈的行星輪內(nèi)孔，滾針直徑一般不小于齒輪內(nèi)孔的10%，在4～5mm之間，此設(shè)計(jì)取d=4mm，則：式中：—實(shí)際行星輪軸計(jì)算直徑，mm；—行星輪軸的直徑，mm；—滾針與行星輪軸之間間隙。所以：z=，取每個(gè)行星輪上的滾針數(shù)z=16。將數(shù)據(jù)代入式（512）（513）得大小齒輪的計(jì)算應(yīng)力均為=。最大= ≤ =1332，符合齒面接觸強(qiáng)度要求。強(qiáng)度條件校核齒根應(yīng)力的強(qiáng)度條件為計(jì)算齒根應(yīng)力應(yīng)不大于許用齒根應(yīng)力，即≤ （517）計(jì)算齒根應(yīng)力 =≤ =393，所以符合齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求。⑴、對(duì)摩擦材料的要求：摩擦系數(shù)穩(wěn)定，有一定的強(qiáng)度，導(dǎo)熱性能良好，耐磨損。后者因加工簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)堅(jiān)固且便于排油，故應(yīng)用較多，本次設(shè)計(jì)采用矩形花鍵連接。⑵、離合器的分離靠恢復(fù)彈簧，本次設(shè)計(jì)制動(dòng)器采用螺旋彈簧，閉鎖離合器采用碟片彈簧分離。⑸、油缸活塞的密封既要密封性好，又要摩擦力小。m。.式（61）中相關(guān)參數(shù)的確定片式制動(dòng)器傳遞的最大扭矩的確定參照《行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)》p143表61作用在行星齒輪傳動(dòng)基本結(jié)構(gòu)上的扭矩關(guān)系，對(duì)2Z—X(A)轉(zhuǎn)矩關(guān)系式：，式中p=, =1266N摩擦表面對(duì)數(shù)n=5,則k=,其余參數(shù)與片式離合器相同。m，此時(shí)=209mm, = 174mm，兩者之差34mm。估算軸的直徑由下式[1]確定： （71）式中：p—軸傳遞的額定功率，KW,=42KW；n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min，；—空心圓軸的內(nèi)徑與外徑之比，；按定的系數(shù)，,A=～98，取98；將數(shù)據(jù)代入式（71）得d=,圓整及結(jié)合軸承的選用取d=45mm。采用空心軸，材料選用40Cr，許用剪切應(yīng)力=40～50。估算軸的直徑由下式[1]： （73）式中：p—軸傳遞的額定功率，KW,=42KW； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min。由于結(jié)構(gòu)形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強(qiáng)度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點(diǎn)： a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。1)鍵參數(shù)的選擇此處是動(dòng)力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開(kāi)線(xiàn)花鍵（30176。m；T= MTmax=1266N表72后行星排行星架、閉鎖離合器的從動(dòng)鼓之間的花鍵參數(shù)（長(zhǎng)度：mm）名稱(chēng)公式代號(hào)數(shù)值模數(shù)m5分度圓壓力角α30186。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，??； z 齒數(shù)，16； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長(zhǎng)度，mm， =56mm Dm平均直徑，mm,=80 mm 許用擠壓應(yīng)力查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力可達(dá)到120～200MPa。表73前輸出軸與法蘭盤(pán)連接花鍵參數(shù) （長(zhǎng)度：mm）名稱(chēng)公式代號(hào)數(shù)值模數(shù)m2分度圓壓力角α30186。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，??； z 齒數(shù)，17； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長(zhǎng)度，mm， =50mm Dm平均直徑，mm,=34mm 許用擠壓應(yīng)力查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力可達(dá)到120～200MPa把以上各參數(shù)代入公式得： =80Mpa，符合強(qiáng)度要求。m； 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取； z 齒數(shù)，8； hg齒的工作高度，mm，mm lg齒的工作長(zhǎng)度，mm， =96mm Dm平均直徑，mm,=44mm 許用擠壓應(yīng)力查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)