【正文】 的主要問題是：由于超越離合器受力狀況和潤滑條件較差，從而影響了主機(jī)的可靠性；采用了功率內(nèi)分流式雙渦輪液力變矩器，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；由于尺寸鏈較長，不易保證，造成變速器噪音較大；結(jié)構(gòu)復(fù)雜，零件加工制造困難，維修不方便。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。定軸式動力換擋變速器較之行星式動力換擋變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、可靠性高的特點(diǎn)。如果與電控板、電磁閥、傳感器、電操作開關(guān)等配合使用可方便的實(shí)現(xiàn)半自動，甚至全自動換擋。裝載機(jī)是一種廣泛使用的循環(huán)作業(yè)機(jī)械，由鏟掘、舉升、倒車、運(yùn)輸、卸土、前進(jìn)等工序組成，換擋頻繁。由于各工序的工作阻力有很大的區(qū)別，需要用多級變速器通過變換擋位以實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)不同的工作速度，改善發(fā)動機(jī)的負(fù)荷狀況，適應(yīng)在不同工況下作業(yè)的要求。ZL40/50裝載機(jī)多配置直噴式直列6缸發(fā)動機(jī)，額定轉(zhuǎn)速多在1800～2200r/min，并有調(diào)速特性。實(shí)際上，只有在外部載荷固定不變，且載荷值相當(dāng)于發(fā)動機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩時(shí)，發(fā)動機(jī)才能輸出它的最大功率（額定功率）。在裝載機(jī)的整個工作過程中，發(fā)動機(jī)的全部輸出功率并不是全部輸出給變矩器驅(qū)動行走機(jī)構(gòu)，而是要把一部分功率用來驅(qū)動其他裝置，如工作泵、轉(zhuǎn)向液壓泵、變速油泵等整機(jī)各種輔助裝置。發(fā)動機(jī)調(diào)速特性的換算應(yīng)遵守下列條件：，式中，,、分別為換算到泵輪軸上的發(fā)動機(jī)的有效轉(zhuǎn)速、有效轉(zhuǎn)矩和有效功率； ,分別為發(fā)動機(jī)的有效轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和有效功率； 分別為消耗在驅(qū)動輔助裝置上的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩和功率； 分別為消耗在驅(qū)動工作裝置功率輸出軸上的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩和功率。=,n為油泵的轉(zhuǎn)速。即式中，為發(fā)動機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩；為最大輸出功率。由此得到消耗在驅(qū)動工作裝置功率輸出軸上的發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩和功率為154 kW由于在裝載機(jī)的工作過程中，轉(zhuǎn)向泵與變速泵和工作泵相比使用頻率相對較少，計(jì)算中可以忽略。當(dāng)液力變矩器和發(fā)動機(jī)串聯(lián)聯(lián)合工作時(shí)，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(diào)節(jié)范圍以及燃油經(jīng)濟(jì)性的復(fù)合動力裝置。因此，當(dāng)兩者共同工作時(shí)，它們的特性之間必將存在著一定的相互制約關(guān)系，這種相互制約關(guān)系直接反映了整機(jī)的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。所謂液力變矩器與發(fā)動機(jī)的共同工作是指發(fā)動機(jī)飛輪和液力變矩器泵輪直接連接在一起的工作。如圖31中的曲線即為扣除附件消耗后的發(fā)動機(jī)實(shí)用外特性曲線。對于阻力矩比較穩(wěn)定的情況，可以使變矩器的最高效率工況與發(fā)動機(jī)的額定工況重合，發(fā)動機(jī)將輸出最大功率。相反，如果匹配后的曲線全部落在柴油機(jī)的調(diào)速區(qū)則會使發(fā)動機(jī)的實(shí)際輸出功率降低，功率利用不足；如果匹配后的曲線在發(fā)動機(jī)的校正加濃區(qū)，則表示發(fā)動機(jī)的額定功率工況與變矩器效率較高的偶合器工況匹配，則柴油機(jī)多工作在超載狀態(tài)下，適用于高速運(yùn)行的運(yùn)輸車輛，而不適用于裝載機(jī)工況。如果能將變矩器的扭矩容量再調(diào)整大些，匹配性能將會達(dá)到最佳。根據(jù)這些曲線，可以評價(jià)變矩器與柴油機(jī)共同工作的性能，也可以由此進(jìn)一步計(jì)算主機(jī)的牽引性能。具體計(jì)算方法如下：1）對于不透性液力變矩器，則任取一個轉(zhuǎn)速比，由液力變矩器的原始特性曲線中可得到相應(yīng)的泵輪力矩系數(shù)、變矩系數(shù)、效率。同樣取一系列轉(zhuǎn)速比，用同樣的方法可得在不同的下的、值。2）對于可透性液力變矩器，輸出特性曲線是根據(jù)在每一選定轉(zhuǎn)速比下，液力變矩器和發(fā)動機(jī)共同工作的各工況點(diǎn)作出的。而對于任一渦輪轉(zhuǎn)速，在可透性液力變矩器的原始特性曲線上查得變矩系數(shù)、效率，則可在輸出特性曲線上得到四個對應(yīng)點(diǎn)。將這些同名的各點(diǎn)連接成光滑的曲線，就得到可透性液力變矩器和發(fā)動機(jī)共同工作的輸出特性曲線。所以正透性液力變矩器廣泛地用于運(yùn)輸車輛上，因而被稱為運(yùn)輸型液力變矩器。主要有行星式的和定軸式的兩種結(jié)構(gòu)。ZL40新變速器的設(shè)計(jì)原則：1）適配的發(fā)動機(jī)輸出功率范圍為125～180kW。國內(nèi)ZL40/50裝載機(jī)老產(chǎn)品在連接尺寸基本不變的情況下，可以直接安裝該變速器。4）變速范圍大，可選速比多，前四后四，～。對于液力傳動，變速器輸入轉(zhuǎn)速即為變矩器渦輪的轉(zhuǎn)速。1） 傳動系最高擋傳動比： =2）傳動系最低擋傳動比：由傳動系總傳動比等于變速器、驅(qū)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。擋位多，可以使發(fā)動機(jī)經(jīng)常工作在最大功率附近的轉(zhuǎn)速工作，而且使發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化范圍小，發(fā)動機(jī)平均功率高，可提高汽車的動力性；同時(shí)，也增加了發(fā)動機(jī)在低油耗區(qū)工作的可能性，因而提高了車輛的燃料經(jīng)濟(jì)性。按照速度連續(xù)原則確定變速器中間擋的傳動比時(shí)，應(yīng)使各擋位的傳動比成等比數(shù)列。由此可初步確定中間擋位的傳動比并得出初步確定的變速器速比為：=，=，=，=在傳動系的齒輪設(shè)計(jì)中，可以參考同類型工程機(jī)械的齒輪設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)公式初選齒輪的模數(shù)。為變速器的一擋傳動比；η為變速器的傳動效率。對于液力傳矩器對外沖擊和載荷的吸收，變速器得到了很好的保護(hù)，大大降低速器的沖擊，因而實(shí)際選取齒輪模數(shù)時(shí)可略微減小。設(shè)計(jì)變速器傳動方案和配齒時(shí)應(yīng)考慮以下原則：（1）由于裝載時(shí)間在倒擋工作，前進(jìn)、倒退擋換擋頻繁，為了減輕換擋操縱強(qiáng)度和倒退擋離合器的平均壽命，將前進(jìn)倒退換向離合器布置在轉(zhuǎn)速較高的（2）應(yīng)將傳動比盡量多分給后面的傳動部件，以降低傳動元件的尺但過高增速會使高擋時(shí)變速器軸承工作轉(zhuǎn)速過高及齒輪圓周速度過合理的?；谝陨显瓌t，參照和借鑒德國ZF公司、日本小松、TCM等動力換擋變速器的結(jié)構(gòu)，經(jīng)反復(fù)試算，最后得出傳動方案如圖32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上的離合器分別為前進(jìn)、倒退離合器，兩根平行軸上分別為一、二離合器。當(dāng)變速器掛擋傳動時(shí)，只能有一個自由度，需閉合兩個離合器向擋、一個速度擋得到一個擋位。先根據(jù)軸的布置形式和箱體的大概總寬度器的外徑尺寸應(yīng)小于φ220mm，根據(jù)離合器的扭矩容量，可定出所需數(shù)，初步確定各離合器的主要參數(shù)如下：摩擦片數(shù)n：每離合器內(nèi)主、從動摩擦片數(shù)各8片。主動片（粉末冶金片）內(nèi)花鍵參數(shù)：Z=45，=，α=20176。計(jì)算后發(fā)現(xiàn)一檔離合器儲備系數(shù)偏低，考慮到裝載機(jī)的一檔為工作檔位，為了設(shè)計(jì)的可靠性，又對離合器的參數(shù)作了適當(dāng)?shù)恼{(diào)整，將該擋離合器內(nèi)摩擦片數(shù)增加到11片，相應(yīng)地改進(jìn)了該擋離合器轂體殼的的花鍵長度。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(shè)計(jì)質(zhì)量和壽命。2）接合時(shí)平順、柔和。4）具有良好的散熱能力。5）操縱輕便，以減輕換檔操縱力。 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。當(dāng)需要連接離合器傳遞動力時(shí)，控制高壓油進(jìn)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。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。由微積分學(xué)可推導(dǎo)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(shù)；n=s+ts為摩擦片主動片數(shù)；t為從動片數(shù)；μ為摩擦片主被動摩擦面間的摩擦系數(shù)，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(jì)算，常取，兩者計(jì)算結(jié)果相差很小。k為壓緊力損失系數(shù)。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。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(jié)合時(shí)由壓緊彈簧反抗活塞運(yùn)動的彈簧力。從而得到在離合器結(jié)合的過程中，是隨著活塞的運(yùn)動、彈簧的逐漸壓縮而逐漸增大的，但由于換擋在極短時(shí)間內(nèi)完成，可近似認(rèn)為等于彈簧的彈性系數(shù)與彈簧的行程之積。為了工藝的方便性，各離合器內(nèi)的活塞尺寸及摩擦片的內(nèi)外徑、轂體殼的內(nèi)花鍵等均采用統(tǒng)一尺寸規(guī)格。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(jì)算扭矩,即正常情況下所需傳遞的扭矩。由于一、二擋離合器和三、四擋離合器對稱分布，考慮實(shí)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(jìn)行設(shè)計(jì)，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(jìn)行計(jì)算。計(jì)算出各擋的儲備系數(shù)為：F、R擋離合器儲備系數(shù)為：2676/1555=；一、三擋離合器：3600/（1555）=；二、四擋離合器：2676/（1555）=。β取值過小，摩擦元件無法可靠的工作，但β過大，必須進(jìn)行離合器的發(fā)熱計(jì)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(jié)成一個整體。流量過大，既增加了功率消耗，又會使摩擦系數(shù)降低。裝載機(jī)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。裝載機(jī)的牽引力P和速度V的計(jì)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(shè)計(jì)值（）； 為液力變矩器的輸出轉(zhuǎn)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。，各值代入公式，得裝載機(jī)一擋時(shí)的牽引力為：裝載機(jī)四擋時(shí)的最高車速為： 表31裝載機(jī)的牽引特性 表31裝載機(jī)的牽引特性(續(xù))同樣道理，應(yīng)用MATLAB應(yīng)用程序可計(jì)算出的各擋的牽引力和車速值，見表31。 圖33牽引力特性曲線 ZL40輪式裝載機(jī)主機(jī)和傳動系的基本參數(shù)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(shù)：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(qū)動形式：全橋四輪驅(qū)動2)發(fā)動機(jī)原始參數(shù)額定轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)參數(shù):最高輸入轉(zhuǎn)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(jìn)口壓力：～ MPa出口壓力：～ MPa4）變速箱采用前進(jìn)四檔、倒退四檔，各檔速比為：=，=，=，==，=，=，=總傳動效率為η=5）驅(qū)動橋參數(shù)如下：主傳動比：，6）附件（工作泵、轉(zhuǎn)向泵、變速泵）變速泵型號：BCB1352齒輪泵，排量為63 ml/r， ～ MPa轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)中，采用了一些新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)，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(jī)從傳動系形式來看，屬于液力—機(jī)械串聯(lián)的復(fù)合傳動。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(shí)，變矩器本身可進(jìn)行一定量的自動調(diào)節(jié)。該液力變速器自上世紀(jì)六十年代為各主機(jī)廠家廣為使用，成為國內(nèi)ZL40/50裝載機(jī)的通用型配置。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(dāng)負(fù)荷增加時(shí)，渦輪的轉(zhuǎn)速減小，循環(huán)圓流量增加，使泵輪負(fù)荷增加，反之亦然，這樣利于充分發(fā)揮發(fā)動機(jī)的功率，提高燃油經(jīng)濟(jì)性。當(dāng)然，該變矩器的起動工況（i=0）的變矩系數(shù)K較之原雙渦輪變矩器小，但因?yàn)榕渲昧怂俦确秶^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(jī)高速時(shí)的小速比和作業(yè)時(shí)的大速比要求，且能充分發(fā)揮發(fā)動機(jī)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(nèi)可實(shí)現(xiàn)無級變速。(2)原傳動系變矩器為雙渦輪加超越離合器，結(jié)構(gòu)復(fù)雜； 新傳動系變矩器屬單級、單向、三元件，結(jié)構(gòu)簡單。(4)； 。(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（）。 2）經(jīng)選配主減速器和重新設(shè)計(jì)輪邊行星傳動后驅(qū)動橋的可靠性得到了提高。176。另外在變速器的設(shè)計(jì)中，離合器內(nèi)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(chǎn)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(cè)的光軸處。本章對液力變速器進(jìn)行了研究和開發(fā)。以ZL50裝載機(jī)的整機(jī)參數(shù)和新設(shè)計(jì)的液力變矩器和驅(qū)動橋參數(shù)對整機(jī)的各擋牽引力和各擋速度進(jìn)行了計(jì)算并繪制出各擋牽引力—速度曲線圖。最后就新傳動系統(tǒng)與原系統(tǒng)系的區(qū)別進(jìn)行了闡述。改進(jìn)設(shè)計(jì)驅(qū)動橋、動力換擋變速器，旨在改善裝載機(jī)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(jī)動性，并通過多種性能試驗(yàn)進(jìn)行論證。在新設(shè)計(jì)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。齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度及承載能力均提高。以設(shè)計(jì)的ZL40/50裝載機(jī)液力變矩器為例，分析討論了裝載機(jī)的使用工況、在裝載機(jī)變負(fù)荷工況下如何求得發(fā)動機(jī)的實(shí)用調(diào)速特性、發(fā)動機(jī)與液力變矩器共同工作的輸入、輸出特性，并對實(shí)際匹配曲線進(jìn)行了分析、討論，得出新設(shè)計(jì)的液力變矩器與發(fā)動機(jī)匹配合理的結(jié)論；針對工廠實(shí)際需要，設(shè)計(jì)了動力換擋變速器，詳細(xì)討論了新設(shè)計(jì)的動力換擋變速器的傳動方案圖及擋位、速比、齒輪模數(shù)、離合器等主要參數(shù)的選擇和確定過程，計(jì)算了各擋離合器的扭矩容量及儲備系數(shù)，對整機(jī)的牽引性能和速度性能進(jìn)行了理論匹配計(jì)算和研究。導(dǎo)師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，孜孜不倦、開拓進(jìn)取的工作作風(fēng)、使我