【導(dǎo)讀】和專業(yè)知識的機(jī)會。通過畢業(yè)設(shè)計，能夠檢查學(xué)生對所學(xué)知識掌握的程度，能夠提高學(xué)生解。裝載機(jī)屬于鏟土運(yùn)輸機(jī)械類，是一種通過安裝在前端一個完整的鏟斗支撐結(jié)構(gòu)和連桿，隨機(jī)械向前運(yùn)動進(jìn)行裝載或挖掘，以及提升，運(yùn)輸和卸載的自行式履帶或輪胎機(jī)械。應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設(shè)。因此成為工程建設(shè)中土石方施工的主要機(jī)種之一，對于加快工程建設(shè)速度，減輕勞動程度，提高工程質(zhì)量，降低成本發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機(jī)械化施工中不可缺少id裝備之一。因此，要求設(shè)計者在設(shè)計過程中必須端正態(tài)度，嚴(yán)格認(rèn)真，盡可能多的參看有關(guān)書籍，本次設(shè)計說明書分為四部分，是對整個設(shè)計過程的描述和總結(jié)。自動報警系統(tǒng)、自動換擋變速裝置；普遍安裝GPS定位于質(zhì)量自動稱量裝置。程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制；各生產(chǎn)廠家根據(jù)實(shí)際情況，重新進(jìn)行總體設(shè)計，設(shè)計是通過看資料、實(shí)物，通過初步分析、計算而確定的方案。

　　

【正文】 ? 192 表 34 齒圈參數(shù) 各檔工作時各構(gòu)件的轉(zhuǎn)速 雙渦輪液力變矩器的輸出軸轉(zhuǎn)速的計算及有效值徑的確定 根據(jù)前章節(jié)所選變矩器可選的變矩器的傳動效率為： ?w? 。而前述所選發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速 n=2200r/min，則可得變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速為： m i n/2 1 1 2 0 0 rnn wtw ????? ? 雙渦輪液力變矩器的有效半徑的計算 521 DrnM tt ?? 參考資料 [5]圖 1720 1? ??一般為 22 ./ rm 參考資料 [5]圖 1720 r ??變矩器的專用油，一般為 22號透平油 r= tn ??變矩器泵輪的輸入轉(zhuǎn)速，其等于發(fā)動機(jī)的有效轉(zhuǎn)速為 2200r/min tM ??變矩器泵輪的輸入轉(zhuǎn)矩，其等于發(fā)動機(jī)的有效扭矩為 則： D= 行星排中各構(gòu)件的轉(zhuǎn)速 通過對多排 行星傳動機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)的分析，可得以下運(yùn)動學(xué)特性方程 1）實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時 由前述傳動方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時，齒圈制動，太陽輪輸入，行星架輸出。則可 24 得齒圈轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于變矩器輸出軸轉(zhuǎn)速，即： 01?qn m in/2 1 1 2 rnn wti ?? 行星排中構(gòu)件有如下關(guān)系式 0)1( 11111 ???? jqt nnn ?? （ ） 又有文獻(xiàn)【 2】表 57可得 ??? nni /0 聯(lián)系以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： m in/560)1/( 111 rnn tj ??? ? 2）實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔： 因?yàn)?? 檔時直接檔，所以 m i n/2 1 1 22121 rnnnn jjtt ???? 3）實(shí)現(xiàn)倒退檔時 由前述傳動方案可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn)倒退檔時，行星架制動，太陽輪輸入，齒圈輸出。則可得行星架轉(zhuǎn)速為零，太陽輪轉(zhuǎn)速等于輸出軸轉(zhuǎn)速，即 01?jn m in/21122 rnn wt ? 行星排中構(gòu)件有如下關(guān)系式： 0)1( 22222 ???? jqt nnn ?? （ ） ??? nni /0 （ ） 聯(lián)立以上關(guān)系式可得如下結(jié)果： 765/0 ?? ?nnq 變速箱工作時各構(gòu)件扭矩的計算 發(fā)動機(jī)扭矩的計算 根據(jù)前述發(fā)動機(jī)的型號及參考同類型機(jī)器可以計算的發(fā)動機(jī)的扭矩如下： kwnMN eee 7 3 5 1 ??? （ ） 式中 eN ??發(fā)動機(jī)有效功率， kw. 由前章節(jié)可得 kwNe 162? eM ??發(fā)動機(jī)扭矩， Nm en ??發(fā)動機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速， r/min. 有前章節(jié)可得 min/2200 rn e ? 由上式可得： mNnNMeee . ??? ?? 變速箱 各檔輸入扭矩的確定 變速箱的輸入扭矩是進(jìn)行構(gòu)件設(shè)計和傳動系零件強(qiáng)度的基本依據(jù)。作為履帶式車輛此次 25 設(shè)計中去按地面附著條件決定的最大扭矩作為變速箱各檔的輸入扭矩。 對于輪胎式車輛有如下關(guān)系式： BokBokkiii rGM ????? m ax0 ? （ ） 式中： ?G ??附著重量，對于全輪驅(qū)動的裝載機(jī)附著重量為自重， 即 NtG 18000018 ??? max? ??附著系數(shù)，有參考文獻(xiàn)【 2】表 21選取 ?? kr ??驅(qū)動輪半徑 Bok iii ??各檔變速 箱傳動比 Bok ??? ??傳動效率，參考同類型機(jī)器暫取 ?Bok ??? 有上述公式代入數(shù)據(jù)可得： 實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時： mNM O .8048?? 實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時： mNM O .30398?? 實(shí)現(xiàn)倒退 R檔時： mNM RO .11014? 液力變矩器輸出扭矩的計算 PMKM 10 ?? 一般裝載機(jī)的變矩系數(shù)為 3— ，本設(shè)計取 ，即 mNMM e . ??????? ? 變速箱上各構(gòu)件扭矩的計算 根據(jù)參考文獻(xiàn)可列出如下關(guān)系式得出各構(gòu)件的扭矩，設(shè)計中考慮到作業(yè)機(jī)械經(jīng)常 滿負(fù)荷工作，故奪取液力變矩器允許工作效率范圍內(nèi)的最大扭矩與按地面附著條件決定的最大扭矩中較小值，作為變速箱各檔的輸入扭矩。即其輸入扭矩為 mNM .24580 ? 。然后確定各個檔位的輸入扭矩。 1）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時 由前述傳動方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔位時，太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩。亦即： mNMt .24581 ? 又有參考文獻(xiàn)可列出未計及損失時三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： 26 )1(1 11111 ?? ???? jqt MMM （ ） 聯(lián)立（ a），（ b）兩 式，代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果： NmMt 24581 ? NmMq 67101 ? NmM j 91681 ? 2）當(dāng)實(shí)現(xiàn)前進(jìn) ? 檔時 由傳動方案的選取可知，前進(jìn) ? 擋是直接檔，動力直接從輸入軸傳向輸出軸。則其輸入扭矩等于輸出扭矩，亦即輸入扭矩等于離合器 1? 所受扭矩，即： mNMM .24 5801 ??? 3）當(dāng)實(shí)現(xiàn)倒退檔時 由前述傳動方案的選取可知，當(dāng)實(shí)現(xiàn)此檔位時，他太陽輪的扭矩等于此檔變速箱的輸入扭矩，亦即： 2tRO MM ?? 又由參考文獻(xiàn)可列出未計及損失時三構(gòu)件間的扭矩關(guān)系式如下： )1(1 22222 ?? ???? jqt MMM （ ） 聯(lián)立（ a），（ b）兩式，代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得出以下結(jié)果： NmM j 91682 ? NmMq 67102 ? NmM t 24582 ?? 變速箱各檔工作時各構(gòu)件所承受的扭矩，及離合器、制動器所承受的扭矩： 構(gòu)件 前進(jìn) ? 擋 前進(jìn) ? 擋 倒退 R檔 1tM 2458 0 0 1qM 6710 0 0 1jM 9168 0 0 2tM 0 0 2458 2qM 0 0 6710 2jM 0 0 9168 1TM 0 0 9168 2TM 0 0 0 1?M 6170 2458 0 表 65 各個檔位扭矩圖 （單位： Nm） 27 變速箱各零部件的校核 各零部件的校核是對前章節(jié)設(shè)計的驗(yàn)證，也是變速箱乃至整個機(jī)器在其壽命內(nèi)正常工作的必要保證。 行星排中相關(guān)齒輪的強(qiáng)度校核 行星排中各齒輪的強(qiáng)度是否足夠直接影響到變速箱的使用性能以及整個機(jī)器的實(shí)用性。因此，對其的校核是相當(dāng)有必要的。 根據(jù)工作裝置的工作環(huán)境以及工作條件，暫取行星排中齒輪的材料均為 40Cr調(diào)質(zhì)鋼。 其中 強(qiáng)度極限 MPB 650?? 屈服極限 MPx 360?? 硬度（ HBS）為： 241— 286 以上個數(shù)據(jù)均由參考文獻(xiàn) [4]表 101得出 齒輪的強(qiáng)度既要滿足齒根彎曲強(qiáng)度又要滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，故以下的校核要分兩部分進(jìn)行校核，即齒根彎曲強(qiáng)度的校核和齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 從設(shè)計要求以及裝載機(jī)的工作條件出發(fā)，初步確定變速箱的使用壽命年限為 10 年，每年工作 300天，每天工作 5小時。 齒根危險截面的彎曲強(qiáng)度條件公式 2312 Zm YYKTdsaFafF ?? ? （ ） 式中 K??載荷系數(shù) fT ??齒輪所受切向力，單位： N FaY ??齒形系數(shù)， ?Y ??應(yīng)力校正系數(shù) ][F? ??許用彎曲應(yīng)力 b??齒寬 m??齒輪模數(shù) 1）對于太陽輪 許用彎曲應(yīng)力如下： SKNF lim][ ?? ? （ ） 式中 NK ? ? 壽 命 系 數(shù) ， 由 于 太 陽 輪 的 工 作 應(yīng) 力 循 環(huán) 次 數(shù)N=60njLh=60 0 01032 1 1 2 ??????? ，所以 ?NK 參考文獻(xiàn)【 4】圖 1018 S??疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)【 4】暫取 S= lim? ??齒輪的疲勞強(qiáng)度極限暫取 ，選擇合金鑄鋼調(diào)質(zhì) HBS=280 參考文獻(xiàn)【 4】圖 1020C 28 代入數(shù)據(jù)則有 MPF 3 2 5 4 ][ ???? 而 2312 Zm YYKTdsaFafF ?? ? （ ） 中 b ??齒寬， b=70mm。 K ??載荷系數(shù)， ?? KKKKK VA? （ ） AK ??使用系數(shù)， ?AK 參考文獻(xiàn)【 4】表 102 VK ??動載系數(shù)， ?VK 參考文獻(xiàn)【 4】圖 108 ?K ??齒間載荷分配系數(shù)， ??K 參考文獻(xiàn)【 4】表 103 ?K ??齒向載荷分配系數(shù)， ??K 參考文獻(xiàn)【 4】表 104 ?FaY ?saY 參考文獻(xiàn)【 4】表 105 代入數(shù)據(jù)則可得 ][2552231 Fd saFafF ZmYYKT ??? ??? 故，太陽輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核通過。 2）對于行星輪 許用彎曲應(yīng)力如下： SKNF lim][ ?? ? （ ） 式中 NK ??壽命系數(shù)，由于太陽輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njLh= 910253001012 1 1 260 ??????? ，所以 ?NK 參考文獻(xiàn)【 4】圖 1018 S??疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)【 4】暫取 S= lim? ??齒輪的疲勞強(qiáng)度極限， 暫取 MP540lim ?? ，參考文獻(xiàn)【 4】圖 1020 代入數(shù)據(jù)則有 MPF 3 2 5 4 ][ ???? 而 232 Zm YYKTdsaFafFx ?? ? 式中： K ??載荷系數(shù) , ??KKKKK VA? AK ??使用系數(shù)， ?AK 參考文獻(xiàn)【 4】表 102 29 VK ??動載系數(shù)， ?VK 參考文獻(xiàn)【 4】圖 108 ?K ??齒間載荷分配系數(shù)， ??K 參考文獻(xiàn)【 4】表 103 ?K ??齒向載荷分配系數(shù)， ??K 參考文獻(xiàn)【 4】表 104 ?FaY ?saY 參考文獻(xiàn)【 4】表 105 代入數(shù)據(jù)則可得