【正文】 主動片（粉末冶金片）內花鍵參數：Z=45，=，α=20176。根據結構布置形式可計算出各離合器需傳遞的扭矩，從而計算出各離合器包的儲備系數。計算后發(fā)現一檔離合器儲備系數偏低，考慮到裝載機的一檔為工作檔位，為了設計的可靠性，又對離合器的參數作了適當的調整，將該擋離合器內摩擦片數增加到11片，相應地改進了該擋離合器轂體殼的的花鍵長度?？紤]到干式摩擦片較濕式摩擦片易磨損，摩擦表面的摩擦系數不穩(wěn)定，采用了濕式摩擦片，傳遞扭矩大；因該離合器直徑較大，為了使摩擦片分離地更徹底，降低滑摩熱量的產生，提高摩擦片的壽命，采用波形彈簧代替了柱形彈簧；摩擦片采用銅基粉末冶金片。換擋離合器是動力換擋變速器的核心，屬摩擦傳動，其可靠性直接影響著變速箱的設計質量和壽命。根據離合器的功用，它主要有下列要求：1）具有合適的儲備能力，既能保證傳遞最大扭矩，又能短時動系過載。2）接合時平順、柔和。3）分離迅速、徹底，便于換擋和起動。4）具有良好的散熱能力。由于在離合器接合過程中，主、從動部分有相對的滑轉，在使用頻繁時會產生大量的熱量，如不及時散出，會嚴重影響其使用壽命和工作的可靠性。5）操縱輕便，以減輕換檔操縱力。6）從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋時的沖擊。 液壓離合器是用油壓推動活塞加壓，而且摩擦片浸在工作油中工作的離合器。主要由主動片、從動片、活塞壓緊部分、彈簧分離機構、潤滑部分和離合器殼體即轂體殼等組成。當需要連接離合器傳遞動力時，控制高壓油進入活塞室推動活塞移動，在活塞的推動作用下離合器的主動片和從動片貼近，并且兩摩擦片之間介入工作油，由此傳遞動力。當需要切斷動力傳遞時，將活塞室內的油壓卸壓，則離合器活塞在其回位彈簧的作用下回位，離合器的主動片和從動片脫離結合狀態(tài)。由于這種多片式離合器其摩擦面積可以增多，所以其動力傳遞能力很大。而且通過控制油壓也可以自由控制扭矩容量。由微積分學可推導一對摩擦面上能傳遞的摩擦力矩為： 則一個換檔離合器能傳遞的總摩擦力矩為 式中n為摩擦面數；n=s+ts為摩擦片主動片數；t為從動片數；μ為摩擦片主被動摩擦面間的摩擦系數，干式，石棉銅絲對鋼鐵μ=，干式，粉末冶金對鋼鐵μ=，濕式，粉末冶金對鋼鐵μ=；為摩擦片的有效平均半徑,為方便計算，常取，兩者計算結果相差很小。在此變速器的設計中。k為壓緊力損失系數。考慮離合器傳遞扭矩時，離合器片鍵齒處的摩擦阻力引起串聯壓緊著的各摩擦片壓緊力的遞減，此系數隨著摩擦面對數增多而減小，且干式值較濕式大。對一、三擋離合器，摩擦片為11對，；對二、四擋離合器，摩擦片為8對。P為壓在摩擦表面上的總軸向壓力。其中，是由操縱壓力油通過活塞作用在摩擦片上的作用力，是在離合器結合時由壓緊彈簧反抗活塞運動的彈簧力。在離合器結合時，等于活塞有效面積與液壓控制系統(tǒng)操縱油壓之積。，從而得到在離合器結合的過程中，是隨著活塞的運動、彈簧的逐漸壓縮而逐漸增大的，但由于換擋在極短時間內完成，可近似認為等于彈簧的彈性系數與彈簧的行程之積。設計彈簧的彈性系數 =630（/）=N/m由于一對摩擦片間安裝兩片波形彈簧作為一組，由此得到 =2（）=1038 N故壓緊力== N則一、三擋換檔離合器能夠傳遞的總扭矩為 =22 =3600 同理，可計算出前進后退及二四擋換檔離合器的能夠傳遞的摩擦力矩為2676 。為了工藝的方便性，各離合器內的活塞尺寸及摩擦片的內外徑、轂體殼的內花鍵等均采用統(tǒng)一尺寸規(guī)格。為保證摩擦傳動元件能長期可靠地工作，必須使其能傳遞的扭矩大于其所需傳遞的扭矩，使其有一定的儲備系數。即M=βM式中，為離合器的扭矩容量，即離合器能傳遞的摩擦扭矩； 為離合器的計算扭矩,即正常情況下所需傳遞的扭矩。 對各換擋離合器來說， =式中，為變矩器渦輪最大輸出扭矩， ；i為該擋離合器的速比。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：。計算出各擋的儲備系數為：F、R擋離合器儲備系數為：2676/1555=；一、三擋離合器：3600/（1555）=；二、四擋離合器：2676/（1555）=。對于液力機械傳動的換擋離合器，～。β取值過小，摩擦元件無法可靠的工作，但β過大，必須進行離合器的發(fā)熱計算，如果散熱量不夠，離合器溫升過高，摩擦襯片會很快磨損、燒壞甚至燒結成一個整體。因而對于濕式離合器，應保證單位摩擦面積冷卻油的最小流量為（7～8）.秒,最好是（11～13）.秒。流量過大，既增加了功率消耗，又會使摩擦系數降低。一般定軸式動力換擋變速器多是通過在軸上打深孔來實現的，一方面對離合器摩擦片進行了冷卻，同時對空套齒輪的支承球軸承進行了潤滑。裝載機在施工過程中有著兩大典型工況：鏟裝工況和行駛作業(yè)工況。機器在鏟裝工況下工作時，需要克服由鏟土而產生的巨大工作阻力，因而要求機器能發(fā)揮強大的牽引力；當機器在行駛工況下工作時，它需要克服的僅是數值不大的行駛阻力，此時主要要求機器在運輸條件下能具有較高的速度性能。裝載機的牽引力P和速度V的計算公式如下： 式中，對于液力傳動系統(tǒng)， 為液力變矩器的制動工況下渦輪輸出力矩設計值（）； 為液力變矩器的輸出轉速（r/min）； 分別為變速箱的速比、效率； 分別為主傳動速比、效率； 分別為輪邊傳動速比、效率； 為輪胎滾動半徑， m。 對于為已知設計數值；；；。，各值代入公式，得裝載機一擋時的牽引力為：裝載機四擋時的最高車速為： 表31裝載機的牽引特性 表31裝載機的牽引特性(續(xù))同樣道理，應用MATLAB應用程序可計算出的各擋的牽引力和車速值，見表31。以牽引力為縱坐標,車速為橫坐標，繪制出裝載機的前進和倒退擋的牽引特性曲線如圖33所示。 圖33牽引力特性曲線 ZL40輪式裝載機主機和傳動系的基本參數1）整車重量：16400 kg，輪距：2240 mm軸距：2760 mm輪胎：～25輪胎氣壓：前輪：～ MPa,后輪：～動力半徑：前輪： mm，后輪： mm滾動阻力系數：額定載重量：5000 kg各檔行駛速度要求：=0～ km/h =0～12 km/h =0～22 km/h =0～40 km/h驅動形式：全橋四輪驅動2)發(fā)動機原始參數額定轉速：2200 r/min額定功率：154 KW最大輸出扭矩：771 ～1500r/min3）液力變矩器設計參數:最高輸入轉速:2600 r/min最大輸入扭矩:640 循環(huán)圓直徑:D=355mm渦輪制動工況最大輸出扭矩: 零速變矩比=進口壓力：～ MPa出口壓力：～ MPa4）變速箱采用前進四檔、倒退四檔，各檔速比為：=，=，=，==，=，=，=總傳動效率為η=5）驅動橋參數如下：主傳動比：，6）附件（工作泵、轉向泵、變速泵）變速泵型號：BCB1352齒輪泵，排量為63 ml/r， ～ MPa轉向系統(tǒng)油泵型號：CBG2080齒輪泵，額定流量150L/min, 工作泵型號：CBG3160，排量為160 ml/r， MPa在傳動系的設計中，采用了一些新技術、新結構，與原傳動系相比較主要有下列不同：1） 總體來說，原ZL40裝載機從傳動系形式來看，屬于液力—機械串聯的復合傳動。采用的雙渦輪變矩器屬于將液力變矩器與機械傳動元件組合起來的功率內分流的液力機械變矩器，在高速輕載工況下，自由輪機構脫開，第一渦輪空轉，動力自第二渦輪單獨傳遞；在低速重載工況下，自由輪機構鎖緊，兩個渦輪共同傳遞功率，從而使變矩系數加大,=，最高效率高。由于雙渦輪作用，其變矩系數曲線由兩段不同斜率的曲線組成，因此隨著外載荷變化時，變矩器本身可進行一定量的自動調節(jié)。與之相配的變速器為有兩個行星排構成的行星傳動動力變速器，通過三個操作件，即兩個制動器和一個離合器，來實現前二后一共三個擋位。該液力變速器自上世紀六十年代為各主機廠家廣為使用，成為國內ZL40/50裝載機的通用型配置。但由于液力變矩器采用了雙渦輪，功率損失大，造成有效牽引功率、效率較低，高效區(qū)范圍較窄；超越離合器受力狀況和潤滑條件較差，可靠性差；尺寸鏈較長，不易保證，造成變速器噪音較大；結構復雜，零件加工制造困難，維修不方便。新傳動系的液力變矩器為單級、單相、三元件向心渦輪變矩器，具有正透性，當負荷增加時，渦輪的轉速減小，循環(huán)圓流量增加，使泵輪負荷增加，反之亦然，這樣利于充分發(fā)揮發(fā)動機的功率，提高燃油經濟性。由于采用了單級、單向向心渦輪變矩器，最高效率高于其他形式的變矩器，且高效工作區(qū)較寬；最大的特點是零件易于加工制造。當然，該變矩器的起動工況（i=0）的變矩系數K較之原雙渦輪變矩器小，但因為配置了速比范圍較大的前四后四動力換擋變速器，同樣獲得了較大的速比范圍，不僅滿足了裝載機高速時的小速比和作業(yè)時的大速比要求，且能充分發(fā)揮發(fā)動機的效率，制造工藝性較好，維修性較方便；配上電液操縱，在一定范圍內可實現無級變速。新老傳動系的主要不同點如下：(1)原傳動系屬液力—機械串聯的復合傳動； 新傳動系屬純液力傳動。(2)原傳動系變矩器為雙渦輪加超越離合器，結構復雜； 新傳動系變矩器屬單級、單向、三元件，結構簡單。(3)原傳動系變矩器零速變矩比=； 新傳動系變矩器零速變矩比=。(4)； 。(5)原傳動系變速器為前二后一三擋行星傳動變速器； 新傳動系屬變速器前四后四八擋定軸式動力換擋變速器。(6)原傳動系最高車速為37 km/h； 新傳動系最高車速為40 km/h（）。(7)原傳動系一擋最大牽引力為146kN； kN；(8)原液力變速器為機械換擋； 新液力變速器為電液操縱，減輕了操縱強度。 2）經選配主減速器和重新設計輪邊行星傳動后驅動橋的可靠性得到了提高。由于輪邊行星傳動中的齒輪采用了不等嚙合角的角度變位，同時將壓力角由20176。176。，齒輪的接觸強度、彎曲強度及承載能力均提高了，齒輪抗膠合和抗磨損的能力也得到了提高。另外在變速器的設計中，離合器內的分離彈簧采用波形彈簧代替柱形彈簧，使摩擦片分離快速而徹底，減少滑磨熱量的產生；為了避免輸出軸油封處滲油將該處兩端油封封在輸出軸花鍵外側的光軸處。此外，調整傳動齒輪齒數，可以得到不同的速比，可用于同等噸位的壓路機、平地機、牽引車上。本章對液力變速器進行了研究和開發(fā)。以設計的ZL40/50裝載機液力變矩器為例，分析討論了裝載機的使用工況、在裝載機變負荷工況下如何求得發(fā)動機的實用調速特性、發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸入、輸出特性，并對實際匹配曲線進行了分析討論，得出匹配合理的結論；針對工廠實際需要，設計了動力換擋變速器，詳細討論了新設計的動力換擋變速器的傳動方案圖及擋位、速比、齒輪模數、離合器等主要參數的選擇和確定過程，計算了各擋離合器的扭矩容量及儲備系數。以ZL50裝載機的整機參數和新設計的液力變矩器和驅動橋參數對整機的各擋牽引力和各擋速度進行了計算并繪制出各擋牽引力—速度曲線圖。液力變速器是與天工所聯合開發(fā)的，是研、學、產相結合的產物，前四后四動力換擋變速器是自行設計、研制的。最后就新傳動系統(tǒng)與原系統(tǒng)系的區(qū)別進行了闡述。 結論 本文以工廠中實際問題為導向，在分析了當前ZL40裝載機傳動系所存在的問題的基礎上，提出了驅動橋和液力變速器的改進設計方法。改進設計驅動橋、動力換擋變速器，旨在改善裝載機的牽引性能和速度性能，提高工作工況的效率和行走工況的機動性，并通過多種性能試驗進行論證。具體的研究結論如下： 基于對原驅動橋存在問題的分析，在對主減速器選配、輪邊重新設計的基礎上對原驅動橋進行了改進設計，使新設計的驅動橋的承載能力和驅動橋的可靠性得到了提高。在新設計的輪邊行星傳動中，齒輪采用了不等嚙合角的角度變位，并將嚙合角由20176。176。，齒輪的接觸強度、彎曲強度及承載能力均提高。 對液力變速器進行了研究和開發(fā)。以設計的ZL40/50裝載機液力變矩器為例，分析討論了裝載機的使用工況、在裝載機變負荷工況下如何求得發(fā)動機的實用調速特性、發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸入、輸出特性，并對實際匹配曲線進行了分析、討論，得出新設計的液力變矩器與發(fā)動機匹配合理的結論；針對工廠實際需要，設計了動力換擋變速器，詳細討論了新設計的動力換擋變速器的傳動方案圖及擋位、速比、齒輪模數、離合器等主要參數的選擇和確定過程，計算了各擋離合器的扭矩容量及儲備系數，對整機的牽引性能和速度性能進行了理論匹配計算和研究。 致謝 本文的研究工作是在我的導師張元越老師的精心指導和悉心關懷下完成的，在論文選題總體方案的制定，具體研究方法及技術路線的設計以及論文的開展和撰寫過程中，得到了張老師的大力支持和耐心細致的指導。導師嚴謹的治學態(tài)度，孜孜不倦、開拓進取的工作作風、使我受益終身。在我的學業(yè)和論文的