【正文】 最后就新傳動系統(tǒng)與原系統(tǒng)系的區(qū)別進行了闡述。(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（實測值為 ）。(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。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，制動工況變矩系數(shù)K0 不小于 ，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(jīng)濟性。由于雙渦輪作用，其變矩系數(shù)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)。④加上液力變矩器后，雖然使工作范圍有較大的拓寬，但由于液力變矩器本身效率不太高，所以通過液力變矩器以后輸出的功率要比柴油機功率有所下降。②液力變矩器與柴油機組合后，可提高柴油機穩(wěn)定工作的轉速范圍。 匹配設計中應注意的問題①額定工況點應在內燃機的功率最大點。由圖中共同包圍的區(qū)域大致可知發(fā)動機與液力變矩器共同工作工況。g10002MBg圖44 YJ320液力變矩器原始特性曲線由圖44可查出i=0~，公稱轉矩MBg是指當 =1000r不可透的變矩器情況就有所不同，λb基本上不隨i的變化而變化，它們所包括的工況區(qū)范圍和可透的變矩器相比就顯得相當狹窄。當液力變矩器與發(fā)動機共同工作時，在變矩器和發(fā)動機的特性之間存在一定的相互制約關系。很可能液力變矩器的原始特性很理想，但因直徑等選得不合適，致使其共同工作的特性很不好(即匹配得不好)而導致牽引車的使用性能差。對于裝載機，在挖掘和裝載作業(yè)中，工作泵往往要消耗發(fā)動機很大一部分轉矩和功率，約占額定功率的35%～40%，為了兼顧其他作業(yè)的需要，可以扣除20%的發(fā)動機最高轉矩和功率作為消耗在工作泵上的轉矩和功率進行與變矩器的匹配。并采用了拋物線二次插值，使這些離散數(shù)據(jù)得到光滑處理和格式統(tǒng)一，并保留其原有變化特性。發(fā)動機扭矩特性曲線分為外特性段和調速特性。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(jīng)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。表42 ZL50裝載機發(fā)動機特征參數(shù)表額定功率額定轉速最大扭矩最大扭矩應轉數(shù)最高空轉轉數(shù)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(jīng)過多次反復的設計、試驗、修改之后才能獲得。發(fā)動機最大轉矩工況： (最大轉矩), (最大轉矩工況下的轉速)。 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。 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）。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）。對于絕對不透的液力變矩器，由于λ= 常數(shù)，輸入特性圖上只有一條拋物線，（見圖41(b)）。nB2 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(shù)λ作為參數(shù)而繪制的泵輪轉矩MB與轉速函數(shù)關系的曲線。計算結果如下表31所示：表31 計算所得各參數(shù)值齒數(shù)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(shù)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(shù)=，光潔度系數(shù)=，速度系數(shù)=，表面硬度系數(shù)=，壽命系數(shù)=(3)彎曲強度校核：彎曲應力計算: (311) 式中：工況系數(shù)=，動載系數(shù)=，端面載荷分布系數(shù)=1，齒形系數(shù)=，齒向載荷分布系數(shù)=1，重合度系數(shù)=計算結果如下表32所示：表32 計算所得各參數(shù)數(shù)值齒數(shù)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(shù)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(shù)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(jīng)濟性的復合動力裝置。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。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。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(shù)時可略微減小。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，—。 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(shù)多少對車輛的動力性、經(jīng)濟性影響很大。 電控系統(tǒng)的工作原理換擋手柄的狀態(tài)信號經(jīng)光電隔離后進入擋位控制器，擋位控制器經(jīng)過判斷、處理后發(fā)出相應的控制信號，經(jīng)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(xiàn)換擋、中位保險功能及制動安全保護。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： 。該變速器前進擋和倒退擋的擋位比差較合理()，適合裝載機的頻繁換擋工況。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。該變速器總成由純液力傳動單級單向三元件變矩器和電液控制動力換擋變速器兩部分組成。研制開發(fā)新的適用于該主機的傳動系對提高裝載機的牽引動力性能和行駛性能具有十分重要的現(xiàn)實意義，同時也具有一定的經(jīng)濟和社會價值。變速器主要由前進、一擋離合器總成，倒退、二擋離合器總成、第三、四擋離合器總成、惰輪軸及輸出軸等組成。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、一個速度擋得到擋位。渦輪力矩與泵輪力矩之比(即變矩系數(shù))隨著泵輪與渦輪的轉速差的增大而增大。(1)液力變矩器變矩器上設有發(fā)動機取力口，可以安裝油泵。在低速重載工況下，變矩器的兩個渦輪同時工作輸出扭矩至變速器；在高速輕載工況下，變矩器僅有一個渦輪工作，輸出扭矩至變速器。以某裝載機廠生產(chǎn)的 ZL50 裝載機為例，傳動系的典型配置包括：發(fā)動機：功率為 154 kW，額定轉速為 2200r/min；液力變矩器：單級、雙渦輪液力變矩器，K0=，與發(fā)動機直接相連；變速器：與變矩器直接相連，為前二后一擋行星式，速比為 iF1=，iF2=，iR=。關鍵詞：液力變矩器,動力換擋變速器,匹配,設計AbstractWith the work application change and improvement, it gradually emerged that the previous ZL50 power train configuration was humdrum and outofdate. It’s very practical and meaningful for improving the traction performance and vehicle speed to study the application condition and the Engine’s output characteristic under varying load, research on the coupling properties between torque converter and Engine. It’s valuable to develop new power train system for wheel loader.In this paper, we researched the mon work characteristic between the Engine and the torque converter. A kind of powershift transmission is developed which has 4forward gears and 4reverse gears, more detailed calculation and the choice of main parameter are introduced in the paper. Based on vehicle parameters of ZL50 wheel loader and new power train, lug forces and the machine speeds of every gears are calculated and figure out the tractionspeed curve. In order to verify the correct and consistent with the calculation and design, several experiments are done including torque converter performance experiment, hydraulic transmission performance experiment, vehicle lug performance test. From these test, got the original parameter of torque converter and basic characteristics of the transmission. Based on ZL50 wheel loader machine parameters and new power train, max lug force and the highest speed are proceeded. vehicle traction performance curve. As a result, the wheel loader gets superior lug capability and the higher vehicle speed, it can work efficiently and run faster, achieve the design purpose.Key words: torque converter, powershift transmission, match, design目 錄第1章 緒 論 1 問題的提出 1 解決的方法 2 本文的研究內容和意義 2 第2章 動力換擋變速箱的設計 4 概 述 4 變速箱的設計 4 動力換擋控制油路的設計 6 電控系統(tǒng)的工作原理 6 第3章 動力換擋變速箱主要參數(shù)設計 7 車輛總傳動比的確定 7 變速器的擋位和傳動比的分配 7 變速器齒輪模數(shù)的初選 8 變速器傳動方案的設計 9 齒輪強度校驗 10 軸的強度校驗 11 第4章 液力變矩器與發(fā)動機的共同工作特性 13 液力變矩器特性 13 輸入特性曲線 13 原始特性曲線 14 液力變矩器的輸出特性 14 液力變矩器的自動適應性 15 發(fā)動機的特性 15 柴油機速度特性 15 柴油機的負荷特性 15 柴油機的萬有特性 16 發(fā)動機典型工況及主要性能指標 16 發(fā)動機與液力變矩器匹配設計 16 匹配原則 16