【正文】 穩(wěn)定性。（3） 應保證轉(zhuǎn)向輕便，對于采用前后輪偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向的裝載機，如果空載是后橋軸荷過大將使轉(zhuǎn)向沉重；對鉸接式裝載機軸荷分配將影響車輛轉(zhuǎn)向的運動軌跡。（4）應使每個輪胎的負荷能力充分得到利用，并使各輪胎的使用壽命大體接近。（5）輪式裝載機的前橋如果軸荷過大，則縱向穩(wěn)定性差，輪胎空載時前橋軸荷占整機重量的35～56%，滿載時前橋軸荷占整機重量70～82，軸距增加，即可減少后橋軸荷，這樣可以減少配重、降低車重，而且可以提高整機橫向穩(wěn)定性。同時，由于使前后橋軸荷接近相等，可以減少裝載機在高速行駛時的顛簸，有利于機器進行行駛時之平穩(wěn)性。2）軸荷的分配計算（1）估算各部件重量，并列表計算各部件對驅(qū)動橋的力矩值：見表41（2） 在總體布置草圖上標注出各部分的重心位置以及他們離后軸中心的距離，工作裝置時重心位置與離后軸中心的距離。 （3） 計算裝載機在運輸位置時重心距后軸距離，即可求得裝載機在空載和滿載時的前后橋軸荷。A、裝載機空載時重心距后輪軸為L2： （Ⅰ）P50式中 ∑Mi—裝載機在運行位置時，各部件重量 （包括配重）對前驅(qū)動橋之矩的總和。裝載機空載時前后橋的軸荷計算： （Ⅰ）P50 G1=GG2==G2/ G=G1/ G=式中 G1，G2—前后橋軸荷；L—軸距B、裝載機滿載時重心距后軸距離：=式中： —裝載機額定裝載量， =5000 kg—額定裝載量距后軸距離=裝載機滿載時前后橋軸荷計算： 以上，分別為前后橋軸荷。 由以上計算知，在空載和滿載時，前后橋軸荷均符合鉸接式裝載機軸荷分配要求。8. 驗算輪胎載荷表32 軸荷分配表載荷狀態(tài)機重（kg）前軸負荷(kg)后軸負荷(kg)空載滿載 = ，其承載能力9500kg,故輪胎選用合適第4章 行星式動力換檔變速箱設(shè)計4．1 傳動比的確定在牽引計算中，已初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比iΣ，iΣ的數(shù)值往往很大，最低檔的總傳動比iⅠ可達80～110甚至更大,因此在通常的機械傳動或液力機傳動系統(tǒng)中，都要經(jīng)過多級減速才能實現(xiàn)。參照[Ⅳ]P191知：Σi=ikioif式中：ik——變速箱在某檔位的傳動比；io——主傳動器的傳動比； if——輪邊傳動（最終傳動）的傳動比， 其中io、if一般為定值,而ik則 相應不同的檔位取不同的值。確定ik、io、if數(shù)值的一般原則是，為了減小傳動系統(tǒng)中（除最后一級減速裝置的從動件）各零件的荷載，根據(jù)功率傳遞的方向，應盡可能地把傳動比多分配給后面的構(gòu)件，甚至先增速后減速。具體地說，對于上述系統(tǒng)，應首先選取盡可能大的if，然后再選取盡可能大的io，最后由所需的各檔Σi確定ik。設(shè)計中，傳動比分配還可參考現(xiàn)有的同類機械分配方案，結(jié)合具體情況選取。初步選定的各傳動比數(shù)值是否合適，需要通過各部件的草圖布置及整機總體布置進行復核，而各部件傳動比的精確數(shù)值，只有在完成選配齒輪及強度計算后才能最后確定。根據(jù)裝載機傳動比的要求，主傳動的傳動比一般為4～6， 輪邊傳動的傳動比一般為3～5。我們根據(jù)各檔位的總傳動比iI=、iⅡ=。倒檔速度取VR=15 km/h,則iR=。進行傳動比的分配。取主傳動比io=5，取輪邊減速傳動比ir=4。變速箱輸出端一級減速比is=,則變速箱各檔位傳動比分別為：Ⅰ檔：i1=（54）=Ⅱ檔：i2=（54）=1 倒檔: ir=（54）=4．2 傳動簡圖設(shè)計擬訂變速箱方案簡圖時，應考慮使其滿足下列要求：。常用工作檔傳動中不存在功率循環(huán)。 3. 盡可能降低行星架和具有相對轉(zhuǎn)動的構(gòu)件的轉(zhuǎn)速，對操縱構(gòu)件要求其減小其傳遞的摩擦扭矩。4. 結(jié)構(gòu)比較簡單，外形尺寸不宜過大。5. 變速箱應結(jié)構(gòu)合理，具備加工裝配和調(diào)整的可能性和良好的工藝性。 傳動簡圖的選擇根據(jù)計算的傳動比i1 、 i2 、ir 查閱參考書[Ⅴ] P160，表47，選擇前進(1)、前進(3)、倒退(1)方案。 將以上有關(guān)方案進行合理組合，并參照同類機型即可擬訂出行星變速箱的傳動簡圖。傳動簡圖如圖41所示圖41 傳動簡圖 離合器的布置設(shè)計確定離合器位置時考慮以下幾點：1. 離合器所需傳遞的扭矩M∮：離合器所需傳遞的力矩與離合器的位置布置有關(guān)。要使 M∮小，應使離合器布置在高速軸上。設(shè)計中希望盡量減少離合器的規(guī)格，現(xiàn)有的動力換檔變速箱多數(shù)采用一種或兩鐘離合器。要使離合器的規(guī)格少，在設(shè)計中須盡量使各離合器傳遞的力矩相差小。如果能做到離合器所需傳遞力矩M∮≤（1～）Mt，則可以采用一種規(guī)格離合器，而其傳遞扭距的差別可以用增減摩擦片或改變離合器油缸油壓來調(diào)整，也有不做任何更動地就都采用一種規(guī)格的離合器，而使各離合器的后備系數(shù)不同。2. 空轉(zhuǎn)離合器的相對轉(zhuǎn)速：在動力換檔變速箱設(shè)計中，需控制空轉(zhuǎn)離合器 相對轉(zhuǎn)速nx∮（掛上x檔，∮檔離合器主動部分相對被動部分的轉(zhuǎn)速）使它不超過一定數(shù)值，因為相對轉(zhuǎn)速過高會引起以下不良后果。 1） 使空轉(zhuǎn)時離合器片間摩擦阻力矩增加，變速箱的傳動效率降低（離合器空轉(zhuǎn)摩擦損失是動力換檔變速箱主要的功率損失）。2） 空轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)速高則發(fā)熱大，使離合器結(jié)合時滑磨功和滑磨功率增加，也即離合器片的負荷大，易導致離合器片的損壞。降低空轉(zhuǎn)離合器片間相對轉(zhuǎn)速的措施：，增大離合器傳遞的扭矩。，整個變速箱由倒吸組和變速組兩部分串聯(lián)組成。，僅將倒吸部分獨立出來，還不足降低片間相對轉(zhuǎn)速，此時可將速度組再分成兩部分串聯(lián)起來。一般變速箱傳動簡圖設(shè)計中，取離合器片間相對轉(zhuǎn)速的最大值為n*Φmax(－3)ni.在校核中，要求摩擦片空轉(zhuǎn)時允許的相對線速度[v]不超過下述范圍：同向旋轉(zhuǎn)取：[v]≤5060m/s反向旋轉(zhuǎn)?。篬v]≤4050m/s參考[IV]P237式(3316)[v]=πn*Φmax(R+r)/（20030 ） m/s式中：R摩擦片外半徑（cm）r—摩擦片內(nèi)半徑（cm）4．3 配齒計算 確定變速箱行星排的參數(shù)（KK2） i1 = 1+K2 ，ir = K1，參考書[Ⅴ]P160，表47故K2 = i11= –1 = ，K1 = ir = 根據(jù)同心條件確定行星排中的最小齒輪 參考書[Ⅴ] P165當K3時, 1，太陽輪最小；當K〈3時, 〈1，行星輪最??； 因為KK2 都小于3，故兩排都是行星輪最小?？紤]到零件的工藝性要求，我們?nèi)「鳈n排齒圈齒數(shù)相同。同時取行星輪齒數(shù)最小，并取兩行星排參數(shù)相同。 初取K=。 選配齒輪取行星輪的齒數(shù)為22 ，且行星輪均布，個數(shù)為3。由公式參考書[Ⅴ] P165得: = ， =N= 圓整為34由配齒條件得將N=34代入得 故 、 、 實際參數(shù)參照同類產(chǎn)品取變速箱模數(shù)m為2,將以上數(shù)據(jù)列入變速箱參數(shù)表，表4－1表4－1 行星參數(shù)表行星排行星輪數(shù)q模數(shù)m齒數(shù)配齒條件K參考值K實際值Zs+2Zp=Zr(Zr+ ZS)/ q=N13229732229+2X22=73（73+29）/3=3423229732229+2X22=73（73+29）/3=344．4 行星機構(gòu)運動學和動力學分析 運動學分析 圖42傳動簡圖行星機構(gòu)各構(gòu)件如上圖42所示，其運動學方程組為：（1） （2） 即 （1） （2） Ⅰ檔： 制動T2， = 0,代入上面方程組得i1 = 倒檔： 制動T1， = 0,代入上面方程組得 ir = 故行星變速箱實際傳動比為： i1 = i2 =1 ir = 1）畫各構(gòu)件轉(zhuǎn)速線（1)傳動比 i1 = 、i2 = ir = 。 求得傳動比倒數(shù)：、（2)在平面坐標上過點(1,1)和(，0)、(1，0)、(，0)點作連線得各制動件轉(zhuǎn)速線，并分別以”1”, “φ3””R”命名,同時畫上主動件”i”,和從動件”O(jiān)”轉(zhuǎn)速線。（3）畫行星輪轉(zhuǎn)速線1）各行星輪轉(zhuǎn)速方程第一排 第二排 2）求各行星輪轉(zhuǎn)速線另一點坐標行星輪轉(zhuǎn)速線是過點（1，0）的直線，找出此直線另一點即可作出此直線。當時，線另一點坐標為（－，－）當時，線另一點坐標為（0，－）轉(zhuǎn)速平面圖如圖4－3圖4－3轉(zhuǎn)速平面圖通過各制動件轉(zhuǎn)速線和橫坐標軸的交點作平行于縱坐標軸的直線，這每一條直線就表示每一個檔的工況，這條工況線和各轉(zhuǎn)速線的交點的縱坐標，就表示掛上此檔時，各制動件和各行星輪的轉(zhuǎn)速，交點縱坐標的正負表示構(gòu)件的轉(zhuǎn)向，正表示與主動軸轉(zhuǎn)向相同，負表示與主動軸轉(zhuǎn)向相反。交點縱坐標的數(shù)值表示轉(zhuǎn)速的大小。各轉(zhuǎn)速線與縱坐標軸的交點，表示掛空擋時各制動件和各行星輪的轉(zhuǎn)速。 兩構(gòu)件轉(zhuǎn)速線與平行于縱坐標軸工況線的交點的縱坐標之差，表示掛上此檔時，這兩構(gòu)件的轉(zhuǎn)速差。 通過分析圖4－3 ，將得出的結(jié)論、數(shù)據(jù)列入行星運動學參數(shù)表4－2表4－2行星運動學參數(shù)表 動力學分析 式中 、分別表示輸入、輸出、制動等力矩。 Ⅰ檔：i=,則Mo1=,Mb1=Ⅱ檔: i=2,則Mo2=Mi 倒檔: i=,則MoR=,MbR= 行星機構(gòu)動力學方程組： （1） （2） 各構(gòu)件力矩平衡方程組： R：∑M= 1：∑M= O：∑M= i：∑M= Ⅰ檔：制動T2， ==,=，代入上邊兩個方程組得： = Ⅱ檔: 閉鎖Φ3，，=，代入上邊兩個方程組得： = 倒檔: 制動T1，，=，代入上邊兩個方程組得： =將以上數(shù)據(jù)列入行星動力學參數(shù)表4－3表4－3行星動力學參數(shù)表檔位力矩（）Ⅰ檔Ms1=0Ms2=MiMT1=0Mo=Mc1=0Mc2= MiMT2= MiMr1=0Mr2= MiMφ3=0Ⅱ檔Ms1=0Ms2=0MT1=0Mo=Mc1=0Mc2=MT2=0Mr1=0Mr2=0= Mi倒檔Ms1=MiMs2=0MT1= MiMo=Mc1= MiMc2=0MT2=0Mr1= MiMr2=0Mφ3=04．5離合器設(shè)計 確定換檔離合器的結(jié)構(gòu)型式換檔離合器結(jié)構(gòu)型式按離合器組成可分為：單離合器、雙離合器、雙作用離合器等于兩個單離合器連接在一起。按連接方式分：齒輪與離合器內(nèi)鼓相連，軸與離合器外鼓相連；齒輪與離合器外鼓相連，軸與離合器內(nèi)鼓相連。按壓緊方式分：活塞壓緊和液壓缸壓緊。參考同類機型，采用雙離合器的結(jié)構(gòu)，兩離合器制成一件齒輪與離合器內(nèi)鼓相連，軸與離合器外鼓焊接成一體，壓緊方式為活塞壓緊；彈簧采用一個大的螺旋彈簧布置在中央，利用離合器內(nèi)鼓內(nèi)的空間來布置此螺旋彈簧，不至于增加離合器的軸向尺寸。 確定主要參數(shù)1. 摩擦片及參數(shù)參照同類機型取主動片數(shù)為5片，被動片數(shù)6片。， 被動片采用65Mn。離合器筒以及齒輪和離合器殼上還有冷卻油孔，從散熱器出來的冷卻的油，經(jīng)過傳油孔通向各組摩擦片，起潤滑和冷卻作用。2. 離合器比壓力計算1）最大扭矩由表5 3 知離合器最大扭矩：Mmax=== 2）扭矩容量MΦ　　參考［IV］P246式（3332）MΦ=βMmax式中： β－儲備系數(shù)，對液力機械傳動的動力換檔變速箱中的換檔離合器取β＝～ 取β＝ 則MΦ== 3）接地比壓參考［IV］P209式（541）式中： μ－磨擦系數(shù)（）z－摩擦表面對數(shù) z=s＋t1；s－主動片的數(shù)目；t－動片的數(shù)目；則n=s＋t1＝5+61=10c－摩擦片內(nèi)外徑比c＝～ 取c＝D2－摩擦片外徑　D2＝400mmK－考慮離合器傳遞扭矩時，離合器在花鍵處的摩擦阻力引起串聯(lián)壓緊著的各摩擦片壓緊力遞減的系數(shù)　其值依［XII］ψ－凈面積和摩擦片面積之比，～＝ 將以上參數(shù)代入式中得　 ＝(12100)/[10 (1)]＝據(jù)指導書知［q］―許用比壓力。取20～40 kg/cm2 ≮6～7 kg/cm2 所以6～7 kg/cm2 40 kg/cm2,滿足要求?！∧Σ疗g最大相對轉(zhuǎn)數(shù)的驗算此最大相對轉(zhuǎn)數(shù)發(fā)生在倒檔離合器接合時，Φ3離合器的摩擦片間。因此，我們只需要驗算離合器3的轉(zhuǎn)速。由表52 知，掛上倒檔，Φ3檔離合器主動部分相對被動部分的轉(zhuǎn)速為：其相對線速度： 式中： R－摩擦片外半徑(cm)r－摩擦片內(nèi)半徑