【正文】 42341941239034732531228814385240044347246145644842537835434031415693對于透穿性液力變矩器，變矩器直徑D—定，用給定的工作液體（p―定），但是泵輪力矩系數(shù) 隨不同工況i而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐原點的一束拋物線。由《機械設計手冊》P24～66可知，對于每一i值從變矩器的公稱特性曲線上查相應的,。變矩器輸入特性是分析研究變矩器在不同工況i時，變矩器與柴油機工作的轉矩和轉速變化的特征。時的扭矩Mec=248N根據(jù)式（33）和式（34）計算出發(fā)動機與變矩器的全功率匹配時，發(fā)動機在額定工時給變矩器傳遞的有效功率為Nec=52KW,再由式（32）計算出此時的扭矩Mec=248N一般發(fā)動機臺架試驗時都不帶風扇、空氣過濾器、消音器、發(fā)電機和空壓機等附件，它們所消耗的功率約為發(fā)動機標定功率的5%10%,按10%計算。而ZL20裝載機屬于小型機，故采用全功率匹配為宜。兩種匹配方案，對于小型裝載機，為滿足對插入力的要求，用全功率匹配為宜。全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵和工作裝置油泵空轉，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。發(fā)動機用在裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔助裝置，如工作裝置油泵、轉向油泵、變速操泵及變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的的90%。m）發(fā)動機輸出功率P(KW) 1400 1500 1600 300 1700 1800 1900 2000 286 60參照相關資料，發(fā)動機調速區(qū)（~）,==2400r/min將上面數(shù)據(jù)以轉速n為橫坐標。m。根據(jù)畢業(yè)設計任務書已知：發(fā)動機 =2000r/min， =60KW，最大扭矩及相應轉速=300Nm/1600r參考《機械設計手冊》，初選YJSW310型液力變矩器，,iKηMB(1000)/N最后,本設計為ZL20裝載機行星式動力換檔變速箱，結構緊湊、載荷容量大、傳動效率高、齒間負荷小、結構剛度好、輸入輸出軸同心以及便于實現(xiàn)動力與自動換檔等優(yōu)點，同時也有結構復雜、零件多、制造精度高、維修困難等缺點。（9）進行結構設計，繪制裝配圖和零件圖。（7）根據(jù)變速箱的傳動比選配齒輪，確定各檔齒輪的齒數(shù)。（5）草擬變速箱的傳動方案。（3）根據(jù)總體計算確定檔位數(shù)及各各檔傳動比。（1）具體了解行星式動力換擋變速箱的結構，清晰設計任務，設計參數(shù)和已知數(shù)據(jù)及其參考機型。輪邊減速器為行星傳動減速。前進Ⅰ檔和倒檔分別由各自的制動器實現(xiàn)換擋；前進Ⅱ檔（直接檔）通過結合閉鎖離合器實現(xiàn)。隨著外載荷的增加，渦輪的轉速降低，當二級齒輪從動齒輪的轉速低于一級齒輪傳動齒輪的轉速時，超越離合器楔緊，則一級渦輪軸及一級齒輪于二級渦輪軸及二級齒輪一起回轉傳遞動力，增大了變矩系數(shù)。在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器。裝載機采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動改變其工況，相當于一個自動變速箱，提高了裝載機對外載荷的自適應性。如圖11所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。由于裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此它成為工程建設中土石方施工的主要機種之一。在道路、特別是在高等級公路施工中，裝載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業(yè)。ZL20裝載機行星式動力換擋變速箱設計說明書裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方施工機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。換裝不同的輔助工作裝置還可進行推土、起重和其他物料如木材的裝卸作業(yè)。此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業(yè)。裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載及運輸作業(yè)。 1—柴油機 2—傳動系統(tǒng) 3—防滾翻與落物保護裝置4—駕駛室 5—空調系統(tǒng) 6—轉向系統(tǒng) 7—液壓系統(tǒng) 8—前車架 9—工作裝置 10—后車架11—制動系 12—電器儀表系統(tǒng) ，其動力傳遞路線為：發(fā)動機——液力變矩器——變速箱——傳動軸——前、后驅動橋——輪邊減速器——車輪。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將動力輸入變速箱。當二級齒輪從動齒輪的轉速高于一級從動齒輪的轉速時，超越離合器將自動脫開，此時，動力只經(jīng)耳機渦輪及二級齒輪傳入變速箱。變速箱是行星式動力換擋變速箱，由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現(xiàn)三個檔位。采用雙橋驅動，主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器，左右半軸為全浮式。參照同類機型，ZL20總體傳動方案采用液力機械傳動，其中采用雙渦輪液力變矩器，變速箱采用行星式動力換擋變速箱，主傳動采用一級螺旋錐齒輪，輪邊減速采用單行星排行星齒輪傳動。（2）發(fā)動機與液力變矩器的匹配。（4）根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍。（6）確定變速箱的主要參數(shù)，包括中心距A，齒輪模數(shù)m，齒寬b等。（8）進行齒輪，軸，軸承等零件的壽命計算或強度，剛度計算，換擋離合器等的計算。變速箱的設計必須與總體設計相協(xié)調，并充分考慮在各機型間實現(xiàn)系列化，通用化和標準化。所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結構形式及其有關資料。m00與匹配有關但未在任務書中出現(xiàn)的數(shù)據(jù)[13]如下： 變速泵轉向泵工作泵壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）壓力（MPa）流量（L/min）9010656200其他相關數(shù)據(jù)，可見畢業(yè)設計任務書——主要技術參數(shù)。p扭矩計算公式[13] （31） （32）計算發(fā)動機原始特性曲線相關參數(shù)，發(fā)動機輸出轉速n（r/min）發(fā)動機輸出扭矩M（N由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為1小時功率，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計箅出不同轉速所對應的發(fā)動機扭矩，然后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據(jù)裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩。發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。部分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵空轉，變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配。對大中型轉載機，因其儲備功率較大，為提高其生產率，采用部分功率匹配較好。發(fā)動機輸入液力變矩器的凈功率Nec用如下公式[4]計算： (33)式中——扣除輔助裝置和工作油泵消耗后的發(fā)動機凈功率，KW； ——發(fā)動機臺架試驗確定的標定功率； ——消耗在驅動輔助裝置上的發(fā)動機功率； ——消耗在驅動工作液壓泵的發(fā)動機功率。各工作液壓泵所消耗的功率可按下式[4]確定： （34）式中：p——油泵的輸出壓力，MPa； Q——油泵的流量，L/min； η——油泵的效率，取η=～,根據(jù)課程設計任務書可知， Mpa，工作流量為90 1/min；轉向泵的工作壓力為10Mpa，工作流量為651/min；工作裝置油泵的工作壓力為6Mpa，工作流量為200 1/min。m，將發(fā)動機原始特性曲線按一定比例往縱坐標方向下移，使其通過點(n,M)=（2000,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線。m，將發(fā)動機原始特性曲線按一定比例往縱坐標方向下移，使其通過點(n,M)=（2000,248），此時的發(fā)動機特性曲線即為發(fā)動機凈輸出特性曲線。不同轉速比時，泵輪轉矩MB隨泵輪轉速的變化而變化。給出一系列泵輪轉速…根據(jù)式,和計算得相應一系列, …,…,…值。根據(jù)式計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉矩MB，并取合適的比例在坐標紙上描點連線。：最大效率 = ，傳動比= ，接近最大功率，允許最低效率=0. 70時，傳動比==0. 92兩條負載拋物線包括了最大功 率 范 圍。=0其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)內。m,則變矩器輸出的最大扭矩 =255=1266 N。再根據(jù)各速比，由原始特性曲線査出對應的變矩系數(shù)和效率,按公式你、nTi=（nBi*i），MTi=，NTi=，可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出時的轉矩MT、轉速nT和功率值，： nB(r/min)MB(Nm)NT(KW)018202550126601775258177110417902573588741800256720474181025690537118552541113331195525013692882005246154425920152401612241203522617222122200130209095227584230937，選取合適的比例在坐標紙上描點連線。輪式裝載機的匹配：輪式裝載機上液力變矩器并聯(lián)有提供工作裝置動力的液壓系統(tǒng)。因此液力變矩器與內燃機的匹配容量是根據(jù)最高車速的要求選擇，而根據(jù)作業(yè)時內燃機轉速的允許下限值校核。m）。 ——機器所受的重力（空載）（KN）,由設計任務書=68KN。 ——傳動系機械效率，由變速箱效率,主傳動效率，輪邊減速器傳動效率構成，即，參照[4]知=, =,知=。m,與《機械設計手冊》，當=(1000)=b—輪胎斷面寬度，in。m）,由前面發(fā)動機與液力變矩器匹配可知 ==1266N——主傳動傳動比，=。 、——分別為變速箱效率,主傳動效率,輪邊減速器傳動效率，參照《車輛底盤構造與設計》P173知=,P250知=,P243表231知=。 ——車輛最高行駛速度(km/h), =34km/h。該行星式動力換擋變速箱由行星傳動部分和一對定軸傳動齒輪組成，可實現(xiàn)兩個前進擋和一個后退檔；行星傳動部分有兩個行星排，兩行星排的太陽輪、行星輪和齒圈的特性參數(shù)都相等，即辛普森輪系。定軸傳動采用直齒圓柱齒輪傳動，設其傳動比為。⑴前Ⅱ檔時，i=iⅡ=1，且ik=imin=,將其帶入式（41）得倒檔傳動比id=。⑶倒檔時，iR=p=。以下所用公式及其相關參數(shù)如無特別說明則都參照[2]在計算行星齒輪傳動強度時，可將各種傳動類型的行星齒輪傳動分解成其對應的若干個相互嚙合的齒輪副。再設計行星齒輪傳動時，其主要參數(shù)（小輪分度圓直徑和模數(shù)等）可先按類比法，即參照已有的相同類型的行星齒輪傳動來進行初步確定；或者根據(jù)具體的工作條件、結構尺寸和安裝條件等來確定。對于開式齒輪傳動，一般只按齒輪彎曲強度的初算公式（43）確定齒輪模數(shù)值，再增大10%~20%。對于低精度的、不重要的齒輪傳動或安全系數(shù)較低的齒輪，也可以不進行強度校核計算。對于2Z—X(A)型傳動，當特性參數(shù)p3時，其最少齒數(shù)的齒輪為太陽輪a；而且當特性參數(shù)p≤3時，其最少齒數(shù)的齒輪為行星輪c。m。Gφ 式中：φ為附著系數(shù)，由《鏟土運輸機械設計》P24表21輪胎在各種路面上的滾動阻力系數(shù)f和附著系數(shù)φ，,取φ=。m。m；應是功率分流后的值，由公式T1=Ta/np式中Ta—太陽輪a所傳遞的轉矩，由發(fā)動機與液力變矩器匹配知Ta=1266 Nm——使用系數(shù)，見表（67），KA=；——綜合系數(shù)，見表（65），=～，；——計算接觸強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，見第七章第三節(jié)，=；——小齒輪齒寬系數(shù)，見表66，φda≤,——齒數(shù)比，即=Z2/Z1=32/13=。式中，“+”號用于外嚙合，“”號用于內嚙合。由公式d1=mz1知m=, 查《行星齒輪傳動設計》p85表41，取m=6。將相關數(shù)據(jù)代入式（43），得m=, 查《行星齒輪傳動設計》p85表41，取m=5。當ha*=1,а=20176。變位齒輪分：⑴ 高度變位齒輪傳動，其變位系數(shù)和xΣ=x2177。x1；⑵ 角度變位齒輪傳動，其變位系數(shù)和xΣ=x2177。x10時稱正傳動，當xΣ