车辆工程毕业论文 ZL50装载机液力传动系统的设计研究

毕业设计（论文）ZL50装载机液力传动系统的设计研究学院：机械与车辆学院专业：姓名：指导老师：车辆工程学号：职称：助教、副教授中国·珠海二○一一年五月xx学院毕业设计诚信承诺书本人承诺呈交的毕业设计《ZL50装载机液力传动系统的设计研究》是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。本人签名：日期：年月日绪论选题的目的意义ZL50装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。随着我国经济建设速度的加快，汽车行业向着自动化和系统化的方向前进着，各项建筑施工（比如公路建设，房屋建设等）也要求工程机械制造厂进行产品更新换代，使其动力、性能、效率等不断改进。此论文就是对装载机的设计与研究使装载机更新换代，主要是通过对发动机与变矩器匹配的优化、变速器档位设计等来使装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等方面的优化。从而满足我们发展建设的需要。ZL50装载机的简介ZL50装载机ZL50装载机的用装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械。分类常用的单斗装载机，按发动机功率，传动形式，行走系结构，装载方式的不同进行分类。1、发动机功率：①功率小于74kw为小型装载机。②功率在74～147kw为中型装载机③功率在147～515kw为大型装载机④功率大于515kw为特大型装载机2、传动形式：①液力—机械传动，冲击振动小，传动件寿命长，操纵方便，车速与外载间可自动调节，一般在中大型装载机多采用；②液力传动：可无级调速、操纵间便，但启动性较差，一般仅在小型装载机上采用；③电力传动：无级调速、工作可靠、维修简单、费用较高，一般在大型装载机上采用。3、行走结构：①轮胎式：质量轻、速度快、机动灵活、效率高、不易损坏路面、接地比压大、通过性差、但被广泛应用；②履带式：接地比压小，通过性好、重心低、稳定性好、附着力强、牵引力大、比切入力大、速度低、灵活性相对差、成本高、行走时易损坏路面。4、装卸方式：①前卸式：结构简单、工作可靠、视野好，适合于各种作业场地，应用较广；②回转式：工作装置安装在可回转360O的转台上，侧面卸载不需要调头、作业效率高、但结构复杂、质量大、成本高、侧面稳性较差，适用于较侠小的场地。③后卸式：前端装、后端卸、作业效率高、作业的安全性欠好。国内外研究综述新产品新结构不断涌现近年来，轮式装载机以围绕提高效率、降低成本为核心，继续向大型化、微型化发展，不断推出新产品，加速更新换代。微电子技术的突破性进展为轮式装载机自动控制、状态监测及视线范围内遥控技术的发展创造了条件。柴油发动机自动控制喷油系统、变速箱自动控制换档、性能参数和状态监测均取得重大进展，在视线内遥控作业已进入实用阶段，从而改善了性能，提高可靠性，缩短停机时间，增加生产能力，降低燃油消耗，取得了更大的经济效益。国外装载机发展的趋势国外装载机发展的总体趋势：以人为本的设计思想得到充分体现，普遍采用了操纵力极小的电液比例控制技术、集中润滑技术等。在大吨位的装载机（如卡特９８８ｇ）上还安装了电视监控系统。司机室设计更加人性化及豪华轿车化，空调及音响设备一应俱全，悬浮式座椅上下前后左右随意调节，以满足操作者不同体态的要求，让人感到操作这些设备简直是一种享受。如ｊｃｂ公司４１１型装载机的驾驶室设计更为吸引人，室内具备了多项实用特性，如电子监控系统（ｅｍｓ）配有液晶显示板（ｌｃｄ），新的伺服控制杆可对前进和倒退。国内：我国轮式装载机主要是20世纪70年代初期发展起来的，以ZL50型装载机为主导产品，经过多年的发展，质量水平不断提高，已经形成独立的产品系列和行业门类。与工程机械其他机种相比，轮式装载机的桥、箱、泵、阀及缸等零部件产品配套相对成熟，已经形成了比较完整的配套体系。

我国装载机行业的自主品牌通过十几年的发展，在跨国公司强势品牌的重重包围之下，走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，牢牢控制了国内90%以上的市场份额。国内装载机市场的营业额近年来一直约占我国整个工程机械行业总营业额的半壁江山，其行业地位十分重要。同时国产装载机产品以其出色的性价比优势，已经开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。2ZL50装载机传动系统主要部件的选型装载机有四种传动方式：机械式、全液压式、液力机械式和电传动式（电动轮）。目前已定型的国产装载机一般采用液力机械传动型式的，如ZL30、ZL40、ZL50、ZL90、QJ-5型装载机均系这种传动方式。典型的轮胎式装载机液力机械传动系统的传动路线是：发动机——液力变矩器——变速箱（包括分动箱）——传动轴——主传动装置——轮边减速器——轮辋——轮胎。下面进行发动机与液力变矩器的选型及其特性的确定。图2-1典型轮胎式装载机的传动路线2.2发动机的选择【1】发动机功率的确定选择额定载重量作为基本参数，根据发动机功率的经验计算公式(2-1)式中——发动机功率，；——额定载重量，t由材料得到ZL50装载机的额定载重量为5吨，所以得到发动机的功率为=152发动机型号的选择工程机械产品在设计中遵循环境保护的原则是必要的，是符合我国可持续发展的总策略要求的，机械产品的设计应考虑适应生态环境发展的要求，这是一种机械产品设计理念的变革，是对传统设计的一种修正和补充，工程机械通常以柴油机为动力源。已知发动机的功率Ne=152kw，可以选择市场上功率相近的工程机械柴油发动机。潍柴动力生产的WD615系列工程机械柴油机充分考虑了工程机械的特殊要求，配套齐全，外形更美观，具有更高的可靠性和更好的配套适应性。因此我们选择发动机型号为WD61567G3-28的增压发动机。其外特性曲线如下：图2-2发动机外特性曲线根据图2-1得到发动机的外特性数据如下：（表2-1）n[r/min]110012001300140015001600170018001900200021002200Me[N.m]750800845870881883871855840815780745Ne8295108119130140150159161162164ge225220216212210209209211212213218222设计方法液力变矩器是装载机最主要的部件之一，它的性能直接影响到装载机的牵引能力。当确定了发动机的型号的、规格并已知发动机的特性曲线后，下一步就是选择液力变矩器的类型并按相似原理确定循环圆直径，在必要时，也可重新设计液力变矩器。重新设计液力变矩器比较麻烦，工作量较大，而按相似原理设计比较简单和易于掌握，新设计的变矩器只要泵轮转速不小于模型变矩器泵轮转速的40%，则误差在2%-3%之内，所以具有足够的精度，我国目前一般按相似原理设计变矩器。在现有的液力变矩器中，找一个结构型式与性能满足要求的变矩器作为模型，把各部分几何尺寸按比例的放大和缩小，叶片安装角度不变，便可以得到一个新尺寸的液力变矩器，它的原始特性曲线与作为模型的液力变矩器完全一致。当发动机和变矩器的型式都以选定后，影响共同工作性能的主要因素是变矩器的尺寸是否合理。否则发动机和变矩器本身的性能都很好，装载机的性能仍会由于变矩器的尺寸不合适而不能满足要求。.2选择模型液力变矩器的参数是透过性、变矩系数和它的效率，这三者是相互关联的，而且是相互矛盾的。在一系列的现有液力变矩器中，选择性能、结构满足给定条件的液力变矩器，作为模型。我们通过对装载机特性的分析，我们在选择装载机的液力变速器时必须考虑相应对策：变矩器必须具有零速工况变矩比大，效率较高，高效范围宽等特性，因此我们选用山推采用引进国外先进技术生产的单级单相三元件液力变矩器YJ355变矩器（循环圆直径=355mm,变矩系数=2.38,最高效率=86.1%）作为模型。模型确定后，则变矩器的原始特性曲线如下：（为传动比；为变矩系数；为效率；为泵轮力矩系数，）图2-3YJ355原始特性曲线由图2-2得变矩器的原始特性参数如下：表2-2变矩器的原始特性数据10.6218611计算循环圆直径装载机的发动机和变矩器应按部分功率匹配，即变矩器不传递发动机全部功率，因为装载机发动机的一部分功率消耗在驱动辅助设备和油泵上面，由液力变矩器传给行走机构的功率仅是发动机额定功率的一部分。发动机的外特性曲线力矩Me去掉发动机辅助设备所消耗的力矩并减去遥控泵、变速泵和工作泵（辅助泵和转向泵空载）工作所需的力矩得到曲线。以上作出的曲线是装载机工作机构不工作时发动机传递到行走机构的力矩，而曲线是装载机用最大铲取力进行铲掘时，发动机传递到行走机构上的力矩。很显然，当装载机在其他工况工作时，发动机传递到行走机构上的力矩都在、曲线之间。在同一转速时的、、力矩值相差很大，由材料知道ZL50型装载机，在发动机额定转速时，，，。统计表明，装载机工作机构不工作时，发动机传递到行走机构上（即传递到液力变矩器上）的力矩，一般占发动机额定力矩的80%-90%，而装载机用最大铲取力进行铲掘作业时，发动机传递到行走机构的力矩仅占发动机额定力矩的30%-50%，这说明工作机构消耗了发动机一半的功率。为了综合考虑这个问题，实际设计中应按M1、M2曲线的某一中间力矩值来确定变矩器与发动机的合理匹配。为此引入当量力矩的概念，所谓当量力矩曲线，就是指在、曲线之间的某一假想力矩曲线（图2-4），在计算变矩器循环圆直径时，应是代表变矩器效率最高的那条负荷抛物线与曲线在发动机额定转速n时相交，如图2-4所示。这样计算得到的变矩器循环圆直径，使装载机无论在哪种工况工作，均得到较好的图2-4综合性能。当量力矩的计算比较复杂，在实际上一般用乘上一个系数的方法得到，即使=。计算变矩器循环圆直径D的计算公式如下：（m）（2-2）式中——发动机额定力矩，=850N.m；——发动机降功率使用系数。采用工程机械柴油机时，=1；——考虑装载机工况变化和作业范围不同的系数，该装载机作为多种用途使用取=0.77；——工作液体的密度，取=900；——变矩器最高效率时的泵轮力矩系数，由所选模型变矩器的原始特性图上查得，；——发动机最大功率时，曲轴转速，=2200。代入数据计算得到=。确定线性比例尺设计变矩器计算得到了新设计的变矩器循环圆直径D，按下式确定线形比例尺（2-3）式中——作为模型的循环圆直径，=。计算得到=1.02，按比例尺放大新设计的变矩器的各部分形状，叶片安放角度与原模型相同。因此新设计的变矩器的型号为YJ355（循环圆直径D=365mm,变矩系数=2.38,最高效率=86.1%），变矩器YJ355的原始特性曲线如图（2-3）。3发动机与液力变矩器联合工作的设计计算3.1已知参数1.WD61567G3-28.发动机参数为：a额定功率/转速162/2200（kW/r/min）b最大扭矩/转速843/14505（N.m/t/min）0c外特性最低燃油耗210（g/kW.h）d.怠速65025(r/min)n2.行驶速度：a最高车速34km/hb最低稳定车速2km/h4.主减速器速比：5.轮边减器速比：6.整车参数：a整机操作质量=16800kgb最大牵引力P≮145KNc额定载荷=5000kgd.额定斗容37.滚动阻力系数：Ⅰ档时取f=Ⅱ档时取f=Ⅲ档时取Ⅳ档时取8.机械传动系统效率估计值：9.变速器传动效率估计值：10.轮胎滚动半径：（m）11.牵引滑转率曲线(参考TY420,附着系数取0.88)图3-1牵引滑转率曲线3.2YJ375匹配WD61567G3-28发动机输出特性的求解【2】WD61567G3-28发动机当量转矩的计算根据发动机外特性数据表（2-1）和=得到下表（3-1）：表3-1nr/min12001300140015001600170018001900200021002200kW800845870881883871855840815780745kW61667YJ355公称转矩的计算由液力变矩器的计算方程式：（3-1）式中——液力变矩器的公称转矩，N.m；——泵轮转速，r/min；——重力加速度，；这里取g=10——变矩器的循环圆直径，m；D=——液体密度，；=900——由图2-3中可知其取值得到液力变矩器在不同的泵轮转速时，液力变矩器的公称转矩如下表（3-2、3-3）：表3-2变矩器的公称转矩数据（一）nnM2i12001300140015001600170018002256240表3-3变矩器的公称转矩数据（二）nnM2i1900200021002200230024002500635635635635635635635635576540421564044508根据表（3-1）和表（3-2）绘图如下：发动机与液力变矩器输出曲线YJ375匹配WD61567G3-28的输出特性曲线由图3-2得到YJ375匹配WD61567G3-28的输出特性数据如下：表3-4输出特性数据iKηM[N.m]N[r/min]P[kW]ge[gkW/h]MeMtNeNtPePt0.202.400.487251738.9220844216476.30.250.557251567.12208662164102.22.187251395.22208883164121.40.352.057251309.32208994164128.50.401.927251223.422081104164133.90.451.800.787251120.422081236164138.11.700.827251086.022081281164138.90.551.580.837251051.622081325164139.50.601.450.857251017.322081369164139.80.621.387251000.122081391164139.90.641.360.853724981.522091414163139.00.661.330.852723963.122111437162138.10.681.260.847695876.422131505160135.80.700.670.84687833.722141550158133.30.650.835673752.922221644155128.62160.740.620.83635650.222321741144116.50.760.600.82553500.722531870125105.0222435332.02280202911582.52280920.690.685335231.9234221558558.12300.980.550.616535.7240623582012.1242由表3-3的数据绘图3-3如下：图3-3YJ375匹配WD61567G3-28的联合输出特性曲线3.3发动机与变矩器联合工作的评价发动机与液力变矩器共同工作是指发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的变化规律．当发动机与液力变矩器组合后，可视为一种新的动力装置，具有新的性能特性．发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的确定是进行液力传动车辆性能计算的基础，是液力传动车辆动力传动系匹配及其优化设计的前提．确定发动机与液力变矩器共同工作性能就是根据发动机的特性和液力变矩器的原始特性，确定共同工作输入特性、共同工作区域及其输出特性。由表3-2和表3-1得出变矩器和发动机匹配特性图，如图3-2所示，由于装载机工作的特殊性（见第二章），我们应该评价与变矩器的匹配，从图中看出与变矩器高效率的曲线（从0.45-0.8，变矩器效率在80%以上）的交点处于发动机高功率段上，且处于调速段附近具有较大的扭矩储备系数，因此设计的该动力装置具有好的动力性和经济性，匹配合理。匹配之后，可以得到变矩器与发动机共同工作的输出特性，亦即联合输出特性曲线，如图3-3。联合输出特性与发动机特性有显著不同，输出转矩随的减小而增大，说明力矩的适应性很好，即使在阻力矩很大时，泵轮仍然可保持低速旋转，使发动机不致因阻力矩突然增大而熄火。从这里也可以看出液力变速系统的优点。4变速器的设计计算4.1传动比的确定【5】倒档最大传动比的确定倒档最大传动比由装载机的理论最低行驶速度决定。对于轮胎式装载机由（4-1）式中——液力变矩涡轮最低转速,由液力变矩器输出特性曲线图（图2-3）根据最低效率ηp值决定，得=840(r/min)；——轮胎滚动半径，取=；——理论最低行走速度，取=3km/h；得：计算得到=66.503。.倒档最小传动比的确定倒档最小传动比由装载机的最高行驶速度决定。对于轮胎式装载机（4-2）式中——变矩器涡轮允许的最高转速，由液力变矩器输出特性曲线图（图2-3）根据最高效率ηp值决定，得=1940(r/min)；——空载最高行速，取=34km/h；得：计算得到。档数和中间档传动比的确定装载机用于多种用途，需要在多工况下工作，因此前进和后退各设置四个档。各档传动比、、、应这样分配，使它们构成公比为q的几何级数，这样可使发动机的利用功率最大，即使（4-3）所以q各档传动比的公比q还必须满足下列条件：q=≤k，即小于等于液力变矩器涡轮最高转速和最低转速之比，这样才能保证液力变矩器的效率总是大于值。确定变速器各档传动比传动系总传动比等于变速箱、主传动、轮边减速器等部件传动比的乘积，确定了主传动与轮边减速的传动比乘积5，可以得到变速器的传动比为传动系传动比与i的商值。.1倒档传动比的确定预取变速器，则由滚动阻力Pf1=Gf=13171.2(N)换算至变矩器涡轮的转矩为：==（）（4-4）式中Pf1=13171.2(N)，=0.630（m），，，，，，根据液力变矩器输出特性曲线图（图3-3），得到涡轮的最大转速为：，由此求出倒退Ⅰ档空行时的最大行驶速度为：（km/h）（4-5）符合要求。同理根据可求出其它各倒退档位的传动比及相应的最高行驶速度。倒退时：，，，v=13.902，，，。符合要求。.2前进档传动比的确定装载机前进时需要铲掘物料，要具有比后退更大的牵引力，因此装载机在相同的档位时，前进档要比后退档的传动比略小一些。同理根据可求出其它各倒前进各档位的传动比及相应的最高行驶速度。前进时：，，，，，，，符合要求。结构型式及配齿情况目前变速器的结构型式有定轴式和行星式两种。定轴式动力换挡变速器以其可靠性高、结构简单、紧凑、零件通用性好、换挡操作简便等一系列优点在工程机械上得到广泛应用。ZL50装载机液力变速系统采用四进四退定轴式变速器，其传动简图，如图所示：图4-1变速器传动简图各档的传动路线和传动比如下表【10】：表4-1档位结合离合器传动路线传动比前进Ⅰ档B、C2-6-5-10-8-13Ⅱ档B、E2-6-4-9-8-13Ⅲ档B、D2-6-7-12-8-13Ⅳ档B、F2-6-11-8-13倒退Ⅰ档A、C1-3-4-5-10-8-13Ⅱ档A、E1-3-4-9-8-1359Ⅲ档A、D1-3-4-7-12-8-131.211Ⅳ档A、F1-3-4-6-11-8-1312在保证满足给定传动比和装配条件的要求下，变速器的配齿情况为：表4-2齿轮1234567齿数28423134245144齿轮8910111213齿数333846222851变速器的各档传动比和各档最高行驶车速如下表所示：表4-3各档传动比和最高行驶车速F1F2F3F4R1R2R3R4i3.62.118873.5591112v（Km/h）1213.90223变速器各齿轮为直齿圆柱齿轮，齿轮的模数取m=5,齿宽根据经验公式取得，压力角取，各齿轮的几何要素如下表：分度圆直径d=mz，齿顶高ha=ha*m，齿跟高hf=（ha*+c*）m，，齿顶圆直径da=d+2ha，齿根圆直径df=d-2hf，基圆直径dd=dcos20°表4-4齿轮几何要素表【8】齿轮齿数z模齿宽压力角/°分度圆直径d/mm齿顶圆直径da/mm齿根圆直径df/mm基圆直径dd/mm数m/mm/mm128552201401502425462021022033156020155165434548201701805245602012013065154820255265744546202202308335722016517593855020190200104655820230240112256620110120122856420140150135157820255265关键零部件的设计与强度校核齿轮校核计算.1已知条件表4-5前进档后退档Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档传动比3.602.118873.5591112转矩13511141转数23542275220521502360229022702150齿轮各参数见ZL50装载机变速器齿轮要素见表4-4齿轮要素表。.2变速器各轴转速和扭矩的计算【6、7、8】以前进一档为例对变速器各轴转速的计算：=2354（rpm）【5】==1938（rpm）==1011（rpm）==654（rpm）同理可得其他档位时变速器各轴转速，计算结果见表4-6。因效率对强度校核的扭矩影响比较小，因而在下面的扭矩计算中不考虑效率的影响。以前进一档为例对变速器各轴扭矩计算如下：135.6(N.m)==164.7(N.m)==315.7(N.m)==487.9(N.m)从已知条件看出倒退时各轴的扭矩都比前进时要大，因此作为强度校核只需要计算倒档的各轴扭矩，根据上面的计算方法可得出在各倒档条件下,变速器各轴所受扭矩。计算结果见下表：表4-6变速器各轴所受扭矩Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴转速(rpm)扭矩（）转速(rpm)扭矩（N·m）转速(rpm)扭矩（N·m）转速(rpm)扭矩（）前进765448Ⅱ22752187335016753910836Ⅲ22051815628524401845680Ⅳ21501117701410852654914后退Ⅰ2360141943170.21013326.2655504.1Ⅱ2290188536016864021090621.3Ⅲ2270604,81869734.42937467.31900722.2Ⅳ21501200.217701457.44103628.72654971.6.3各齿轮受力计算以前进Ⅰ档时Ⅰ轴的2齿轮为例进行受力分析及计算：圆周力根据公式式中齿轮1的分度圆直径（N）（4-6）径向力根据公式式中α为齿轮1的压力角=1291tan20°=469（N）（4-7）同理可以计算一档时其它工作齿轮的受力。各档时各个齿轮的受力如下表：表4-7变速器各齿轮的受力（一）档位Ⅰ轴Ⅱ轴124567前进Ⅰ1291469274510001291470Ⅱ27449994118149927451000Ⅲ542019735424197462862288Ⅳ107563915107573916后退Ⅰ2002729200372928371033Ⅱ4234154142351542Ⅲ864031458640314566762430Ⅳ171456240171466241114294160表4-7变速器各齿轮的受力（二）档位Ⅲ轴Ⅳ轴8910111213前进Ⅰ38271393274599938221391Ⅱ474217264117149947421726Ⅲ533319417333266953331941Ⅳ7168260910753391471682609后退Ⅰ395414392837103339541439Ⅱ487317744231154048731774Ⅲ566420626676243056622062Ⅳ7621277411435416276202774.4齿轮的强度校核从上面的计算结果看出四档时工作齿轮1、2、4、6、8、13的圆周力大于其它各档同一个齿轮的圆周力，因此对于上面提到的1、2、4、6、8、13齿轮只需要校核四档时齿轮受到最大圆周力的情况，其余5、7、9齿轮在倒档时圆周力都大于同一齿轮前进档时的圆周力，因此以5、7、9齿轮只需要校核倒档时齿轮的强度，而转数对强度影响较小，所以以倒退四档时8、13齿轮为例进行强度计算，公式如下表：表4-8项目接触强度弯曲强度计算应力式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合疲劳极限安全系数说明-计算接触应力（N/mm）-工作硬化系数-分度圆上圆周力（N）-接触强度的安全系数-小齿轮分度圆直径（mm）-接触强度的最小安全系数b-齿宽-计算弯曲应力（N/mm）u-齿数比-法面模数（mm）-工况系数-齿形系数-动载系数-弯曲强度的重合度系数-接触强度的齿间载荷分配系数-弯曲强度的寿命系数-接触强度的齿向载荷分布系数-应力集中系数-弯曲强度的齿向载荷分布系数-尺寸系数-弯曲强度的齿间载荷分配系数-节点区域系数-计算齿轮的弯曲疲劳极限（N/mm）-弹性系数-试验齿轮的弯曲疲劳极限（N/mm）-弯曲强度的安全系数-接触强度的重合度系数-接触强度的寿命系数-计算齿轮的接触疲劳极限-弯曲强度的最小安全系数试验齿轮的接触疲劳极限工作条件：寿命5年，单班，一年300天，中等传动，传动逆转，齿轮不对称布置，不允许点蚀，无严重过载，闭式传动。齿轮精度8-8-8，齿轮材料：20CrMnTi,渗碳处理，硬度为不大于217HB,抗拉强度，屈服点。㈠弯曲疲劳强度校核【7、8】a.分度圆上的圆周力Ft其所受的圆周力最大值为b.齿宽计算齿轮8与13的齿宽分别为72mm,78mmc.使用系数查手册由表得，d.动载系数查手册由图得.4e．圆周速度=22.92（m/s）f．齿间载荷分配系数由表，先求=112N/mm＞100N/mm由此得g.齿向载荷分布系数由表=式中b—轮齿工作宽度h.重合度系数=0.25+=i.齿间载荷分配系数=1/j.齿向载荷分布系数b/h=72/（5）由图12.1k.齿形系数由图12.21=2.55l.应力集中系数由图12.22=1.68=1.75m.弯曲应力由公式：n.齿轮设计寿命to.应力循环次数—齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数—齿轮转速p.弯曲疲劳强度的寿命系数由图12.24q.尺寸系数由图12.25r.弯曲疲劳极限齿轮8、13均为合金钢渗碳，由图12.23c=630（MPa）s.齿轮的弯曲疲劳极限由公式t.安全系数S由表，具有高可靠性要求取最小安全系数从而可看出：所以，从弯曲疲劳强度来看该齿轮传动机构具有很高可靠性。(二)接触疲劳强度校【7、8】a.接触强度的齿间载荷分配系数由表，先求=118N/mm＞100N/mm由此得b.接触强度的齿向载荷分布系数由表=式中b—轮齿工作宽度c.节点区域系数由图12.16d.弹性系数由表，e.重合度系数可由公式得f.接触疲劳强度极限由图齿轮8、13是合金钢渗碳处理，取g.寿命系数由表14-1-68，齿轮设计寿命t应力循环次数—齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数—齿轮转速h.接触疲劳强度的寿命系数由图12.18i.齿面工作硬化系数因为小齿轮齿面的平均粗糙度，大齿轮的硬度在范围之外,所以，取j.齿数比k.根据上面的数据计算接触应力由公式l.齿轮的接触疲劳极限由图12.23c=1650（MPa）由公式m.安全系数S由表，按具有高可靠性要求取最小安全系数从而可看出所以，从接触疲劳强度来看，计算结果表明接触疲劳强度合适该齿轮传动机构具有高可靠性，齿轮尺寸无需调整。同理,可对其它齿轮进行强度校核。轴的强度校核.1轴的设计【8】以Ⅱ轴为例进行轴的设计与校核：已知：Ⅱ轴在倒退Ⅳ档时，传递的扭矩为1457（）。轴的材料为40Cr。因为Ⅱ轴内的液压油孔很小可以假设Ⅱ轴为实心轴。受转矩T(N.mm)的实心轴，其切应力MPa（4-8）写成设计公式，轴的最小直径mm（4-9）上两式中T轴传递的扭矩，N.mm;轴的抗扭截面系数，；许用切应力，=199MPa。由轴的设计公式代入数据计算得：（mm）可取实际轴的最小直径d=45mm＞，故轴的实际尺寸符合设计要求。.2轴的强度校核计算支承反力水平面反力=-（N）=-（N）垂直面反力（N）-（N）合成弯矩M=轴转矩该轴为转动的心轴，因此该轴的转矩为0。轴结构图轴受力图水平面受力图水平面弯矩图垂直面受力图垂直面弯矩图21691382169138合成弯矩图22820222282022图4-2Ⅱ轴的结构和受力分析许用应力许用应力值根据MPa，用插入法由表查得：,应力校正系数当量弯矩校核轴径最大轴径因此该轴的强度符合要求，同理可以对其它轴进行强度校核。换档离合器的设计与计算变速器内有六个离合器，两两离合器背对背安装在Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴上，变速器工作时需要六个离合器其中的一个接合。离合器装在轴尽量靠中间的位置，改善了支承和轴的受力条件，减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。换档离合器选用活塞式液压摩擦离合器，该离合器特点为：（1）传递转矩能力大而体积小；（2）无冲击，起动和换向平稳，但接合速度不及气压离合器；（3）液压离合器依靠活塞行程能自动补偿摩擦元件的磨损，以实现系列化和标准化，故广泛应用于要求结构紧凑，结合频繁和远距离操纵的机床、工程机械和船舶上。液压离合器的结构型式可分为旋转液压缸式和固定液压缸式。前一种结构紧凑外形尺寸小，后一种尺寸较大，需较大的推力轴承，制造较复杂。我们选用前一种即旋转式。以Ⅱ轴上C、D两个离合器为例进行离合器的设计计算。C、D两个离合器分别在Ⅰ档、Ⅲ档时接合,其它档位时这两个离合器是不工作的,因此可以根据前面的计算得到C、D两离合工作时传递的转速和转矩为nc=1943（rpm）Tc=170(N.m)nD=1869（rpm）TD=734(N.m)活塞式液压离合器的设计计算如下：.1离合器的计算转矩的计算对于摩擦式离合器（4-10）式中——离合器的计算转矩——离合器的理论转矩——工作情况系数——离合器接合频率——速度修正系数对于离合器C，其参数为：=170（）=1.0对于离合器D，其参数为：=745（）=1.4=1.0=0.72.2离合器的选择【10】根据上面的数据，查新版机械设计手册（第5卷）表29.8-13活塞式液压摩擦离合器的主要尺寸和特性参数。离合器C的结构参数为：离合器轴尺寸d——655816（mm）许用动转矩——630（）许用静转矩——1000（）工作压力——2（）油缸直径D=160（mm）摩擦片摩擦面的外径=210（mm）摩擦片摩擦面的内径（mm）离合器D的结构参数为：离合器轴尺寸d——655816（mm）许用动转矩——1000（）许用静转矩——1600（）工作压力——2（）油缸直径D=180（mm）摩擦片摩擦面的外径=240（mm）摩擦片摩擦面的内径（mm）其它尺寸可参照图29.8-18活塞式液压摩擦离合器的结构图。轴承的选型【8】以Ⅱ轴两端的轴承为例进行选型：该轴两端的轴承根据经验，应该选用滚动轴承。滚动轴承是标准件，是由专门的轴承工厂成批生产。在机械设计中只需要根据工作条件选用合适的滚动轴承类型和型号进行组合结构设计。滚动轴承因为安装、维修方便，价格也较便宜，故应用较广。深沟球轴承的性能特点是结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。根据此处的工作特点，我们选择深沟球轴承。预选轴承为6309深沟球轴承，查手册知该深沟球轴承主要参数如下：Cr=52.8KN,=31.8KN,n=8000r/min，d=45mm，D=100mm，B=25mm。5WD61567G3-28发动机与YJ375变矩器牵引特性计算5.1ZL50装载机各主要参数1、WD61567G3-28发动机参数：额定功率/转速：162kW/2200（r/min）最大扭矩转速：843N·m/1450(r/min)2、YJ355液力变矩器主要性能参数（零工况下）：=2.38=142N·m63、变速参数：表5-1变速器参数前进1档前进2档前进3档后退档4、分动器最大允许输入转矩：1200N·5、整车参数：牵引力≮145kN最大牵引质量16800kg最高车速≥38km/h整备质量：5000kg滚动半径：最低稳定车速2km/h(额定负荷)最大牵引车速34km/h(额定负荷)6、滚动阻力系数：7、机械传动系统效率估计值：8、变速器传动效率估计值：9、分动器传动效率估计值：10、滑转率曲线图5-1滑转率曲线5.2牵引特性计算牵引特性是反映车辆牵引性能和燃料经济性最基本的特性。牵引特性以图解曲线的形式表示了在一定的地面条件下，在水平地段以全油门作等速运动时，各档的牵引功率、实际速度、牵引效率、比油耗随牵引力而变化的函数关系，亦即：=()，=()，=()，=()的图解形式。WD61567G3-28发动机的特性ZL50装载机采用WD61567G3-28发动机，该柴油机具有噪声低、、动力强劲，节能环保、经济性、可靠性好，低温启动迅速等优点。下图为WD61567G3-28发动机的特性曲线。图5-2YJ355变矩器牵引特性（1）液力变矩器的原始特性原始特性是指变矩比、效率、泵轮转矩与速比之间的关系。YJ355型液力变矩器的原始特性曲线如下图所示，由图得到的原始特性数据如表5-2其中变矩比是指液力变矩器输出转矩与输入转矩之比，即。转速比为输出转速（即涡轮转速）与输入转速（即泵轮转速）之比，即；效率为输出功率与输入功率之比，即=，根据速比可以确定（2）液力变矩器的输入（负载）特性输入（负载）特性是指泵轮扭矩与转速之间的关系。由公式=及变矩器的原始特性可得出YJ355变矩器泵轮转矩随转速变化的曲线，该曲线是通过原点的抛物线，当工况变化时又可以得到随变化的一簇抛物线。图5-3YJ355变矩器外特性曲线由图5-3可得出YJ375的原始特性数据：表5-2YJ375原始特性数据Mbg27262423Mbg2221201918118611Mbg16151082（3）液力变矩器的公称扭矩：由公式：=可得出变矩器在不同输入转速下的公称扭矩：表5-3变矩器在不同转速下的公称扭矩nnM2i120013001400150016001700180054453618nnM2i19002000210022002300240025001081061041029896150949286828012578747064100604032508发动机与变矩器共同工作特性分析发动机与液力变矩器共同工作是指发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的变化规律。当发动机与液力变矩器组合后，可视为一种新的动力装置，具有新的性能特性。发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的确定是进行液力传动车辆性能计算的基础，是液力传动车辆动力传动系匹配及其优化设计的前提。确定发动机与液力变矩器共同工作性能就是根据发动机的特性和液力变矩器的原始特性，确定共同工作输入特性、共同工作区域及其输出特性。由于发动机的输出轴与变矩器的输入轴（泵轮）直接相连，所以发动机与变矩器的共同工作条件是，发动机输出扭矩、转速与变矩器泵轮的扭矩、转速人别相等，即：式中发动机输出转速（r/min）变矩器泵轮转速（r/min）——发动机的输出转矩即净扭矩（N·m）——泵轮的输入扭矩(N·m).1发动机与变矩器联合输入特性液力变矩器与柴油机共同工作的输入特性是分析研究液力变矩器在不同工况时，液力变矩器与柴油机共同工作的转矩和转速的变化特性。它是研究液力变矩器与柴油机匹配的基础，也是研究液力变矩器与柴油机共同工作的输出特性的基础。发动机厂家给出的外特性曲线一般是生产厂家在发动机没有带附件(诸如风扇、启动马达、发电机等)时飞轮的输出曲线，实际使用时，发动机不仅要带动发动机本身的附件，还要为其他工作装置提供动力，带动空压机、液压油泵等。因此，匹配时，需扣除发动机带动附件和其他工作装置所需的功率和扭矩，使发动机的部分功率和扭矩与变矩器的功率和扭矩匹配，如图2-3中的曲线和所示。要准确计算发动机带动附件所需的功率和扭矩较难，按照经验，一般是扣除发动机额定功率的10％—15％。图5-4WD61567G3-28发动机与YJ355变矩器由图5-4看出发动机与液力变矩器共同工作的范围在发动机高转速区，变矩器的高效范围处于发动机最大功率点附近，匹配较合理。.2发动机与变矩器的联合输出特性匹配之后，可以通过计算得到变矩器与发动机共同工作的输出特性，亦即联合输出特性曲线。液力变矩器与发动机联合工作的输出特性是分析研究液力变矩器与发动机共同工作时，涡轮转矩，小时燃油消耗量，涡轮输出功率随涡轮转速的变化规律。根据这些变化曲线，可对变矩器和柴油机共同工作的重要性能指标做出具体的分析和评价，并根据此进行机场牵引车的牵引特性计算。联合输出特性与发动机特性有显著不同，随的减小而增大，力矩的适应性很好，即使在阻力矩极大时，涡轮不转，泵轮仍然可以旋转，发动机也不致熄火。由图2-2和图2-4得WD61567G3-28发动机与YJ375变矩器匹配输出数据：表5-4WD61567G3-28发动机与YJ375变矩器匹配输出数据iKηM[N.m]N[r/min]P[kW]ge[gkW/h]MeMtNeNtPePt0.202.400.487251738.9220844216476.30.252.300.557251567.12208662164102.22.187251395.22208883164121.40.352.057251309.32208994164128.50.401.927251223.422081104164133.90.451.800.787251120.422081236164138.11.700.827251086.022081281164138.90.551.580.837251051.622081325164139.50.601.450.857251017.322081369164139.80.621.387251000.122081391164139.90.641.360.853724981.522091414163139.00.661.330.852723963.122111437162138.10.681.260.847695876.422131505160135.80.700.670.84687833.722141550158133.30.650.835673752.922221644155128.62160.740.620.83635650.222321741144116.50.760.600.82553500.722531870125105.0222435332.02280202911582.52280920.690.685335231.9234221558558.12300.980.550.616535.7240623582012.1242其中=为发动机转矩(N·m)，为涡轮输出转矩(N·m)=为发动机净功率(kW)，为涡轮输出功率(kW) 为发动机转速(r/min)，为涡轮输出转速(r/min)/1000为小时油耗量（kg/h），为油耗率(g/kW·h)由表5-4可得出匹配后的输出特性曲线：图5-5匹配输出特性曲线5.3各档的牵引特性计算【11】各参数的计算公式如下理想车速为:km/h(ig:变速器对应档速比i0:主减速器速比9.81)实际车速为：km/h发动机发出的驱动力为：KN牵引车的滚动阻力为：KN牵引力为：KN牵引功率为：KW牵引效率为：油耗率为：g/kW·h一档的牵引特性计算即当ig=3.5时，由上述公式计算得出个参数数值绘制如下表格表5-5一档的牵引性数据iV1P1VNKP1.210.25883.421.870.36603.092.770.51424.433.070.54402.473.500.56390.19883.850.60359.074.150.60359.694.330.60359.07804.490.61354.264.550.61356.664.610.61358.344.740.58377.055.010.58376.815.210.55393.995.540.52419.325.810.42516.75226.400.32669.337.210.25869.220.13912.65由上表得前进一挡的牵引特性曲线如图5-6。装载机所能发出的最大牵引力由两方面决定，首先是发动机的功率，另外还受地面附着力的限制，实际牵引力是两者中的较小者。取地面附着系数，则地面附着力略小于设计要求的最大牵引力145kN，如果增大地面附着系数从一档的牵引特性计算中可以看出，装载机可以发出更大的牵引力，足够满足最大牵引力的要求。PPkw二档的牵引特性计算同理当=2.118时，二档的牵引特性数据如下表：表2-6二档的牵引性数据iV1P1VNKP260.9440.560.25778.013.171.8859.530.37530.133.482.8065.350.40482.913.893.7585.450.53369.344.264.0189.580.55352.314.564.4190.330.56349.384.774.5492.770.57340.184.94100.100.62315.295.45108.550.67290.755.92117.750.73268.027.03139.720.86225.8838.19167.520.94208.295.518.44162.770.94206.589.42156.480.84232.956.2710.14104.440.64302.1911.5370.230.43449.397.4412.4946.450.29679.517.7813.0727.530.171146.5913.4919.970.121580.268.55同理，可以求出其他档位的牵引特性及绘出牵引特性图，最终求出前进各档的最高速度列表如下：表5-5前进各档最高速度档位ⅠⅡⅢⅣ[km/h]5.4整车性能分析：1、在最大牵引质量16800kg的状况时（汽车以一档速度行驶），需要的牵引力为==16800××0.03=4.94kN。由图5-6得出对应的此时的车速为17km/h，牵引功率为41kW，牵引效率为67.3%。2、最大牵引力为：==112.526kN。该匹配满足对最高车速的要求，也能满足在低挡下对最大牵引力的要求，同时发动机工作在额定功率附近，燃油消耗率处于低区域段。但最大牵引力大于35kN，由滑转率曲线中可看出。6总结2010年12月，我们的毕业设计开始了，经过长时间的计算、写作到现在论文已基本完成。在论文的整个长期写作过程中，我经历了很多，学到了很多。此次我的研究题目是ZL50装载机液力传动系统的设计研究，经过老师精心的指导，自己慢慢的入手先了解ZL50装载机，然后开始对整个液力传动系统设计计算，最后对整个ZL50装载机做一个牵引特性的分析，看整车是否满足我们的需要。通过计算分析，我发现我设计的ZL50装载机符合装载机的要求。该匹配满足对最高车速的要求，也能满足在低挡下对最大牵引力的要求，同时发动机工作在额定功率附近，燃油消耗率处于低区域段。最大牵引力大于35kN，散热效果良好。性能非常的好。由于我们知识不够丰富，在做毕业论文时遇到了很多的麻烦，但是有我们的指导老师在、有我们的同学在，让我很多问题迎刃而解。在此很感谢我的指导老师，是老师的细心指导和关怀，是老师对我们的付出，我才能够顺利的完成毕业论文。老师的检查总是很仔细的，可以认真的看论文的每一个细小的格式要求，认真的读每一个同学的论文，然后提出宝贵的意见，使我们论文更加完善。参考文献[1]何正忠.装载机.北京冶金工业出版社.[2]孙跃东周萍邹敏.重型车辆发动机与液力变矩器共同工作性能分析.上海理工大学[3][4]徐石安，肖德炳，刘惟信．汽车设计丛书――离合器[M]．人民交通出版社，1999．[5]余志生.汽车理论.机械工业出版社（第五版）[6]手册.北京出版社[7]范钦珊王琪.工程力学.北京高等教育出版社[8]扬可桢程光蕴李仲生.机械设计基础.北京高等教育出版社(第五版)2006[9][10][11]蒋波吕其惠.装载机中的发动机与液力变矩器的匹配特性分析，广东交通职业技术学院,广东广州,510650附录在第四章中有轴承的选型，下面对所选的轴承的选型做一个简单的计算轴承参数：Cr=52.8KN,=31.8KN,n=8000r/min，d=45mm，D=100mm，B=25mm。计算项目计算内容计算结果轴承径向力==4493N==7669N轴承轴向力根据选择的离合器，离合器接合时最大轴向压力Q=1277N，则考虑实际情况振动的存在取轴承的轴向压力==1500N由表18.7，差值法求得X,Y值由差值法=0.45,=0冲击载荷系数考虑中等冲击当量动载荷轴承寿命因>,只计算轴承2寿命 =22110h﹥10000h满足要求静载荷计算,由表18.12=0.6，当量静载荷=3446N===4493N两者取较大的=4493N=5351N==7669N两者取较大的=7669N安全系数正常使用深沟球轴承=3计算额定静载荷由于〉，故只计算轴承2=23007N因为，即31800N〉23007N故满足要求。许用转速验算载荷系数查图18.19=0.95查图18.19载荷分布系数=1=1许用转速N=7600r/min=7740r/min许用转速均大于工作转速1469r/min，故所选轴承符合要求。文献翻译CHAPTER33SPURGEARSJosephE.ShigleyProfessorEmeritusTheUniversityAnnArborSpurgearsareusedtotransmitrotarymotionbetweenparallelshafts.Theyarecylindrical,andtheteetharestraightandparalleltotheaxisofrotation.Thepinionisthesmalleroftwomatinggears;thelargeriscalledthegearorthewheel.Thepitchcircle,BinFig.33.1,isatheoreticalcircleuponwhichallcalculationsarebased.Theoperatingpitchcirclesofapairofgearsinmesharetangenttoeachother.Thecircularpitch,pinFig.33.1,isthedistance,measuredonthetheoreticalpitchcircle,fromapointononetoothtoacorrespondingpointonanadjacenttooth.Thecircularpitchismeasuredininchesorinmillimeters.Note,inFig.33.1,thatthecircularpitchisthesumofthetooththicknesstandthewidthofspace.Thepitchdiameter,dforthepinionandDforthegear,isthediameterofthepitchcircle;itismeasuredininchesorinmillimeters.ThemodulemistheratioofthetheoreticalpitchdiametertothenumberofteethN.Themoduleisthemetricindexoftoothsizesandisalwaysgiveninmillimeters.ThediametralpitchPdistheratioofthenumberofteethonageartothetheoreticalpitchdiameter.ItistheindexoftoothsizewhenU.S.customaryunitsareusedandisexpressedasteethperinch.TheaddendumaistheradialdistancebetweenthetoplandFandthepitchcircleBinFig.33.1.ThededendumbistheradialdistancebetweenthepitchcircleBandtherootcircleDinFig.33.1.Thewholedepthhtisthesumoftheaddendumanddedendum.TheclearancecircleCinFig.33.1istangenttotheaddendumcircleofthematinggear.Thedistancefromtheclearancecircletothebottomlandiscalledtheclearancec.Backlashistheamountbywhichthewidthofatoothspaceexceedsthethicknessoftheengagingtoothmeasuredonthepitchcircle.Undercutting(seedistanceuinFig.33.1)occursundercertainconditionswhenasmallnumberofteethareusedincuttingagear.Table33.1listsalltherelationsdescribedabove.AdditionalterminologyisshowninFig.33.2.HerelineOPisthelineofcentersconnectingtherotationaxesofapairFIGURE33.1Terminologyofgearteeth.A,addendumcircle;B,pitchcircle;C9clearancecircle;D,dedendumcircle;E,bottomland;F,topland;G,flank;H,face;a=addendumdistance;b=dedendumdistance;c=clearancedistance;/?=circularpitch;t=tooththickness;u=undercutdistance.ofmeshinggears.LineEisthepressureline,andtheangle§isthepressureangle.Theresultantforcevectorbetweenapairofoperatinggearsactsalongthisline.ThepressurelineistangenttobothbasecirclesCatpointsETheoperatingdiametersofthepitchcirclesdependonthecenterdistanceusedinmountingthegears,butthebasecirclediametersareconstantanddependonlyonhowthetoothformsweregenerated,becausetheyformthebaseorthestartingpointoftheinvoluteprofile.TABLE33.1BasicFormulasforSpurGearsQuantitydesiredFormulaEquationnumberDiametralpitchPd=N/d(33.1)Modulemm=d/N(33.2)Circularpitchpp=∏d/N=∏m(33.3)Pitchdiameter,dorDdd=N/Pd=mN(33.4)PARALLELFIGURE33.2Layoutdrawingofapairofspurgearsinmesh.ThepinionisthedriverandrotatesclockwiseabouttheaxisatO.A,addendumcircles;B,pitchcircles;C,basecircles;D,dedendumcircles;E,pressureline;F,tangentpoints;P,pitchpoint;a,initialpointofcontact;b,finalpointofcontact.LineaPbisthelineofaction.Pointaistheinitialpointofcontact.Thispointislocatedattheintersectionoftheaddendumcircleofthegearwiththepressureline.ShouldpointaoccurontheothersideofpointFonthepinionbasecircle,thepinionflankwouldbeundercutduringgenerationoftheprofile.PointbofFig.33.2isthefinalpointofcontact.Thispointislocatedattheintersectionoftheaddendumcircleofthepinionwiththepressureline.Fornoundercuttingofthegearteeth,pointbmustbelocatedbetweenthepitchpointPandpointFonthebasecircleofthegear.LineaPrepresentstheapproachphaseoftoothcontact;linePbistherecessphase.Toothcontactisaslidi