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河北建筑工程學院
畢業(yè)設計計算書
指導老師：郭秀云 李長歡
目 錄
第1章 前言·········································································1
第2章 總體設計···································································2
2.1 概述·············································································2
2.2 選擇確定總體參數(shù)····························································2
2.3 裝載機底盤部件型式選擇···················································12
第3章 牽引計算··································································20
3.1 柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入與輸出特性曲線························20
3.2 確定檔位及各檔傳動比·····················································24
3.3 運輸工況牽引特性曲線·····················································27
3.4 求出各檔最高車速并分析牽引特性········································29
第4章 總體布置··································································35
4.1 估計各部件重量并確定部件位置坐標······································35
4.2 各部件布置···································································35
4.3平衡重計算·································································39
4.4 驗算輪胎載荷·····························································40
第5章 定軸式動力換檔變速箱設計·········································42
5.1 傳動比的確定·······························································43
5.2 傳動簡圖設計·······························································45
5.3 配齒計算·····································································48
5.4 離合器設計··································································50
5.5 結構設計·····································································53
第6章 畢業(yè)設計小結····························································70
參考文獻············································································72
附：英文翻譯
英文原文
設計項目
計算與說明
結果
第1章 前言
裝載機屬于鏟土運輸機械類，是一種通過安裝在前端一個完整的鏟斗支撐結構和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升、運輸和卸載的自行式履帶或輪胎機械，它廣泛應用于公路、鐵路、建筑和礦山等工程建設。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，因此成為工程建設中土石方施工的主要機種之一，對于加快工程建設速度，減輕勞動強度，提高工程質量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機械化施工中不可缺少的裝備之一。
ZL15裝載機是小型土力機械，廣泛應用于城市建設工地及貨場、煤場、倉庫等裝載及堆放松散物料的場所，工作在密實的土壤,并且可以用來完成輕度挖掘及平整場地的作業(yè)。
ZL15裝載機屬于ZL系列，采用輪式行走系；液力機械傳動系；鉸接式車架；工作裝置采用液壓操縱，所以該機具有機動性好，轉向靈活、生產率高、操縱輕便等優(yōu)點。另外，該機后橋布置為擺動橋，增加了整車的穩(wěn)定性，所以，該機安全性好。
ZL15裝載機現(xiàn)在普遍采用的設計是分動裝置、變矩器和變速箱“三合一”布置。變速箱采用定軸式動力換擋變速箱，動力裝置采用高速柴油機。驅動橋為一級減速主傳動，輪邊行星減速，且采用雙橋驅動，采用鉗盤式制動器，工作裝置采用反轉連桿機構。為了適應工作要求，適應生產要求，并盡力向ZL標準系列靠攏，我們在設計過程中，將采用最先進的型式和技術。
設計項目
計算與說明
軸距及輪距
初選輪胎
初定斗寬和斗型
計算阻力
插入阻力
鏟起阻力
計算裝載機使用重量
確定發(fā)動機功率
車速和檔位確定
最大卸載高度和相應的卸載距離
行走裝置的選擇
傳動形式的選擇
傳動系部件的選擇
轉向方式的選擇
制動系選擇
第2章 總體設計
2.1 概述
總體設計是機械設計中極為關鍵的環(huán)節(jié)，它是對所設計機械的總的設想。總體設計的成敗，關系到整部機械的經濟技術指標，直接決定了機械設計的成敗。
總體設計指導機構設計和部件設計的進行，一般由主任工程師（或總工程師）主持進行。在接受設計任務以后，應進行深入細致的調查研究，收集國內外同類機械的有關資料。了解當前國內外裝載機的使用、生產、設計和科研情況，并進行分析比較，制定總的設計原則。設計原則應當保證所設計機型符合有關的方針、政策。在滿足使用要求的基礎上，力求結構合理，技術先進，經濟性好，壽命長。
總體設計原則：
1. 遵循三化：零件標準化、產品系列化、部件通用化。
2. 采用四新：新技術、新結構、新材料、新工藝。
3. 滿足三好：好制造、好使用、好維修。
4. 對零部件設計負責。
制定設計總則以后，便可以編寫設計任務書，在調研的基礎上，運用所學知識，從優(yōu)選擇確定總體方案，保證設計的成功。
2.2 選擇確定總體參數(shù)
目前，裝載機的總體設計中有計算法、類比法及綜合運用計算法和類比等三種設計方法。限于我們的條件，我們的設計采用計算法和類比法綜合運用的方法。
總體參數(shù)的確定包括以下內容（其余見任務書）：
2.2.1軸距及輪距
軸距和輪距的大小可以影響裝載機的使用性能，因此總體設計中的參數(shù)，一般是參考同類機型初選，然后通過繪制總體布置圖才能準確地選定軸距。
1.軸距L—它的改變會影響以下幾個方面的整機性能：
A：影響前后橋軸荷的分配。當各總成（除后橋外）相對于前橋的前后位置不變時，軸距的改變會使前后軸的載荷發(fā)生變化。如圖2-1所示，后橋載荷 ，如保持整車重心位置G不變，則增大L，后橋載荷必減小，反之，則增大。因此，改變軸距可調整軸荷分配。
B：影響裝載機的縱向穩(wěn)定性。軸距增大，有利于提高整車的縱向穩(wěn)定性，如圖（2）所示，取臨界平衡狀態(tài)（前橋為支點） ，如保持前后橋軸荷不變，則增大軸距L值，必增大 值，即增加抗整機繞前軸傾翻的力矩(G)。軸距增大還可以減少裝載機在行駛中的前后顛簸，提高行駛平穩(wěn)性，減少司機疲勞。
C：影響最小轉彎半徑。軸距增大，最小轉彎半徑增大。
此外，軸距的改變，還會影響車架受力和整機通透性?？紤]以上因素，參考天津市政工程機械廠和江西工程機械廠生產的ZL15同類機型。初選軸距L=2050mm。
2.輪距B：
大部分裝載機前后輪距相同，且前后輪使用相同輪胎。
A：輪距增加，提高裝載機的橫向穩(wěn)定性，但最小轉彎半徑增加。
B：輪距增大會造成鏟斗寬度增加，這樣將降低單位斗刃長度上的插入力。
設計中盡可能希望輪距小些。
參考同類機型，選取輪距W=1440mm
2.2.2初選輪胎
輪胎是行走系的主要部件，承擔著繁重而復雜的載荷，它對裝載機的技術性能和工作指標影響很大，并且還直接影響裝載機的安全行駛；從經濟指標上看，輪式裝載機的輪胎費用占整機購置費的10-15%，占裝載機使用費用的25-50%，因此，合理而正確的選擇輪胎對擴大裝載機的使用范圍、降低裝載機的使用成本具有很大的意義。
裝載機的作業(yè)條件是選擇其輪胎的重要依據(jù)，用于土方工程的裝載機常在比壓小的軟基路面和凹凸不平的路面上行駛作業(yè)。另外，裝載機的行走裝置一般都是與車架剛性連接。所以，在選擇輪胎時，除了滿足一定的承載能力外，還需要有好的耐磨性、牽引性、通過性及緩沖性能。
1.機構形式的選擇
目前裝載機廣泛采用低壓、寬基系列輪胎。
低壓輪胎的外形尺寸較大，彈性較好，能增大接
地面積，減少接地比壓，所以它能在比壓小的軟基路面上行駛，下陷小，降低滾動阻力，通過性好；在凹凸路面或碎石路面行駛時，能很好地吸收沖擊與振動，緩沖性能好。
寬基輪胎比標準輪胎寬度大，從而接地比壓小，在軟基路面上通過性能好，牽引力也大。另外具有在同樣載荷下使用較低氣壓的優(yōu)點。同時又能改善駕駛性能及行駛的穩(wěn)定性，所以為輪式裝載機所廣泛采用。
2.輪胎花紋的選用
輪胎胎面上有不同形狀的花紋，輪胎花紋的主要作用是保證輪胎和道路之間的良好附著性，傳遞機械的牽引力與制動力。在本設計中采用混合花紋：中間部分是縱向而兩臂部分是橫向花紋，其花紋占接地面積的30%，中間縱向花紋可保證縱向穩(wěn)定，而兩臂花紋可提供驅動力與制動力，并且有較好的耐磨性。
3.輪胎尺寸對裝載機性能有很大影響，它影響傳動系傳動比的選擇，整機重心高度、離地間隙以及各部件的總體布置等。輪胎尺寸增加，可以增加輪胎的承載能力，能有效地改善附著性能，但它引起機器成本的增加和整機重心的提高。
綜合考慮以上因素，參考同類機型，由《工程機
械輪胎手冊》表2-3-6和表1-1-5查得：
輪胎型號
最大負荷
充氣壓力
外直徑
斷面寬度
11.00-20
2945Kgf
7.0
Kg/cm2
1090mm
2875mm
2.2.3初定斗寬和斗型
1.斗寬的確定
斗寬B=輪距+輪胎寬+2a （參見設計指導書）
由以上設計知輪距為1440mm，輪胎寬為290mm，取a=50～100mm，則斗寬
B=1440＋290＋2×(50～100)=1830～1930mm
取斗寬B=1900mm。
2.斗型的確定
鏟斗是鏟裝物料的工具,它的斗型與結構是否合理,直接影響裝載機的生產率。在設計工作裝置連桿機構之前，首先要確定鏟斗的幾何形狀和尺寸，因為它與連桿機構的設計有密切聯(lián)系。
鏟斗首先要有合理的斗型，減少切削和裝料阻力，提高作業(yè)生產年率，其次是在保證鏟斗具有足夠強度和剛度的前提下，盡量減少自重；同時也應考慮到更換工作裝置和修復易損零件的方便。
鏟斗有普通形式的鏟斗、蛙式、側卸式和強制卸料等。普通鏟斗有直刀刃、V形刀刃、帶斗齒和V形刀刃帶斗齒鏟斗。直線型斗刃適于裝載輕質和松散小顆粒物料，并可利用刀刃作刮平、清理場地工作；V形刀刃便于插入物料堆，有利于改善作業(yè)裝置的偏載，適宜鏟裝較密實物料；帶斗齒鏟斗具有較大的插入料堆的能力，適宜于鏟裝礦石和堅實物料。齒型的選擇應考慮插入阻力和耐磨兩個因素，并且要便于更換。尖齒插入力較強，但不耐磨，純齒則較耐磨，然而插入阻力大，一般輪式裝載機多用于前者，大型裝載機則常用分體式。這種連接方式便于更換。
ZL15裝載機屬于中小型裝載機，據(jù)作業(yè)要求，并參考一些同類產品，本機選用直刀刃尖齒鏟斗。
3.確定鏟斗底壁長
鏟斗底壁長是指切削刃自底壁切點的距 離。長則插入料堆深度大，易于裝滿，但鏟起力將由于力臂的增加而減少，并且，由試驗可知，插入阻力隨鏟斗插入料堆深度急劇增加，長還影響卸載高度，底壁短，則鏟起力大，且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小，可減少動臂舉升高度，縮短作業(yè)時間。對于裝載輕質物料的鏟斗，可選大些，對鏟掘巖石料的斗，應取小些。
由鏟斗相似設計法可得設計的鏟斗底壁長
=480mm
2.2.4計算阻力
裝載機作業(yè)時的工作阻力主要是插入阻力和鏟起阻力。插入阻力是裝載機鏟斗插入料堆時，料堆對鏟斗的水平反作用力，與物料性質、料堆高度、鏟斗插入料堆的深度和鏟斗結構等因素有關。鏟起阻力是當鏟斗插入料堆一定深度后，利用動臂舉升或轉斗時料堆對鏟斗的垂直反作用力。
1. 插入阻力
由參考書[Ⅱ]P38-39，近似計算公式為： = （N）
式中：—鏟斗插入阻力 （N）
B—鏟斗寬度 （cm）
—鏟斗插入料堆深度 （cm）
＝l＝480mm＝48.0cm
—考慮物料塊度大小、松散程度的系數(shù)
對于松散程度較好的物料：
塊度＜300mm時，=1.0
塊度＜400mm時，=1.1
塊度＜500mm時，=1.3
如物料松散程度較差，上述各值增大20-40%；
對于細粒料（如礫石等），=0.45-0.5；
對于小塊細料：=0.75。
由任務書知=1.0
—物料種類（容積比重）的影響系數(shù)：由[Ⅰ]
表1—2，取=1.0
—散狀物料堆高度影響系數(shù)：由[Ⅱ]表1—3，
取 =1.0
—考慮鏟斗形狀的系數(shù)：綜合考慮斗側壁、斗
底與地面傾角、前刃形式和斗齒的影響，一
般在1.1—1.8之間，取=1.45
B—鏟斗寬度（cm）
由此得：
=1.01.01901.01.45
=34.8KN
2. 鏟起阻力
鏟起阻力是指鏟斗插入料堆一定深度后，用動臂油缸升動臂時，料堆對鏟斗的反作用力。
鏟斗插入料堆LC深度后，用動臂提升鏟斗，鏟起阻力由鏟斗斗底插入料堆深度LC和鏟斗寬度BK所決定的矩形面積上的物料所決定。
鏟斗開始提升時的鏟起阻力N可按下式確定
N= （N）[Ⅰ]P33
式中：—鏟斗插入料堆深度
B—鏟斗寬度
—鏟斗開始提升時物料的剪切阻力
=35 KN/
—動臂開始提升時鏟斗刃運動方向與垂直
直線之間的夾角，初算時可取為40°
則鏟起阻力
N=2.20.481.90035cos40°
= 53.8KN
2.2.5計算裝載機的使用重量
裝載機作業(yè)時要發(fā)揮大的插入力，必須要求機器有足夠的自重，增加附著件重量能夠改善機器的附著性能，但機器自重的增加，將會導致裝載機運行阻力增大，動力性能變差，材料和燃料消耗增加，輪胎壽命縮短以及造價提高。對于一般土壤，如附著重量過大，當其比壓超過某一極限而破壞土壤結構時，甚至使附著性能反而變壞。因此在設計時應在保證一定附著牽引力的前提下盡量使機器的自重降低。
由參考書[Ⅰ]P36得:
= [Ⅰ]P36
式中: —附著重量。該機為四輪驅動,所以附著即
為機械自重。
—附著系數(shù)。據(jù)[Ⅱ]P19表1-2取為=0.8
—當取為斗底長時，達到最大值，
即：=34.8 KN
則 ==34.8/0.80=43.5KN
2.2.6確定發(fā)動機功率
裝載機作業(yè)時，發(fā)動機的凈功率消耗于兩部分：牽引功率和驅動油泵功率。
1. 牽引功率：
牽引功率是發(fā)動機經傳動系驅動裝載機行駛的功率。
由參考書[Ⅰ]P38-39
牽引功率： （N）
式中： —切線牽引力；
—滾動阻力； —額定牽引力
—裝載機插入料堆的理論作業(yè)速度，輪式
取3～4 Km/h。
—傳動系總效率。機械傳動取=0.65-0.75。 本機為液力機械傳動，取=0.70
由參考書[Ⅰ]P37式1-5得:
式中: —額定牽引力,它是相應于行走機構額定滑轉率的牽引力
—裝載機空載附著重量
—額定附著重量利用系數(shù),它是相應與額定滑率時的附著重量利用系數(shù),輪式裝載機=0.45-0.55之間,取=0.5
則
f為滾動阻力系數(shù)
由于裝載機在松軟的地面上,則由參考書[Ⅰ]P36查得f=0.05
則
取由于是輪式機械傳動,則可取為0.7
則
2.驅動油泵功率
裝載機上所用的油泵有:作業(yè)泵(供工作裝置液壓缸用)、轉向泵(供轉向液壓缸用)、變速泵(供動力換檔變速箱和變矩器冷卻用)等。
裝載機不同工況，驅動液壓泵所需功率是不同的。（當裝載機作直線行駛，工作裝置不動時，作業(yè)泵、轉向泵處于空轉狀態(tài)，計算時，作業(yè)泵和轉向泵取500K），變速泵取工作壓力計算。此時驅動液壓泵所需功率很小。如按此工況計算，則所選發(fā)動機將有一定的功率儲備，生產率高。作業(yè)泵的計算壓力應取多大，需視不同機型而定。
裝載機用的柴油機工作條件惡劣，負荷大，應選用按一小時功率標定的工程機械用柴油機。
驅動油泵的功率，一般取=0.2～0.4。
由指導書，取=0.2，又因為=，
所以===41.5KW＜56KW
本次設計選用額定功率為56KW，額定轉速為2200rpm，四缸四沖程直噴水冷式495A-23型柴油機。
2.2.7車速和檔位確定
檔位數(shù)和各檔速度選擇是否合理,對裝載機的生產率有很大影響。
輪式裝載機的速度變化范圍很大，它要適應在工地作業(yè)的要求，又要滿足運輸要求。為了能使功率利用好，燃料經濟性好，需要有合適的檔位。檔位數(shù)應根據(jù)裝載機作業(yè)特點選定。
輪式裝載機的作業(yè)循環(huán)一般是以Ⅱ檔速度接近料堆，以Ⅰ檔作業(yè)速度插入料堆，松散物料可采用Ⅱ檔速度后退，駛離料堆，然后又以前進Ⅱ檔駛向卸料地點，斜料后又以倒Ⅱ檔后退，在重復上述循環(huán)。
輪式裝載機至少應有兩個前進檔和一個倒退檔：高速檔用于空載在平地運行，低速檔用于起動、爬坡，倒退檔則用于倒車。運輸?shù)退贆n也可與作業(yè)Ⅱ檔合并使用。如考慮更換工裝，還需增加檔位。
由上述工作特點可見，輪式裝載機要求至少有2-4個前進檔和兩個倒退檔。
輪式裝載機各檔速度推薦取下列數(shù)值：
前進Ⅰ檔速度取3-4Km/h，對于液力傳動，它是相應于變矩器最高效率工況時的理論作業(yè)速度，超過以上速度，駕駛員來不及操作，反而延長鏟斗裝滿時間，增加駕駛員疲勞，降低生產效率。
前進Ⅱ檔速度取10-12Km/h。
運輸檔，由于裝載機鉸接車架一般均非彈性懸掛，車速不宜過高，最高車速小于40Km/h。
倒檔，為縮短作業(yè)循環(huán)時間，一般要求作業(yè)時的回程速度比前進速度高25-40%，故后退Ⅱ檔取12-15Km/h。
ZL15裝載機主要用于城市建設工地及貨場、煤場、倉庫等裝載及堆放松散物料的場所，并且可以用來完成輕度挖掘及平整場地的作業(yè)。參考其他同類產品，選取前進三檔、后退二檔。
2.2.8最大卸載高度和相應的卸載距離
根據(jù)裝載機的結構型式和它相配合作業(yè)的運輸車輛來確定。
為了保證裝于運輸車輛中的物料在運輸過程中不撒落地面，要求物料在車箱中堆高的自然傾角為30°；為了使鏟斗能把物料均勻卸在車箱里，要求鏟斗卸料時其斗刃離車箱壁不小于1/3 B（B為車箱寬度）。
根據(jù)以上要求，所需最大卸載高度可由參考書[Ⅰ]P42頁得：
式中： —運輸車輛車廂側壁離地面高度（mm）
B—車廂寬度
必需的卸載距離S由參考書[Ⅰ]P42頁確定：
式中：—根據(jù)安全作業(yè)，卸載時裝載機前端與運輸
車之間所保持的必要距離，取
200-400mm
由國家標準，卸載高度（=45°）不低于2360mm，ZL15裝載機當=45°時卸載距離不小于750mm。參考同類機型：本機選取最大卸載高度=2360mm，最大卸載高度時的卸載距離為=750mm
2.3 裝載機底盤部件型式設計
2.3.1行走裝置的選擇
ZL15裝載機為ZL系列，選用輪式行走系。
裝載機行走裝置應根據(jù)它的作業(yè)條件與對象、作業(yè)效率與成本以及駕駛員的工作條件等因素來選型。行走裝置可分為輪式和履帶式兩種。
輪式裝載機自重輕，行走速度快，機動性好，作業(yè)循環(huán)時間短，作業(yè)效率高，能擔負中等距離（＜1000m）的運輸，成本低于履帶式。轉移工地時靠自身運動，不損傷路面，轉移迅速。其修理費用低且修理方便，使機器停工時間短。
輪式裝載機在碎石、硬路面作業(yè)時，因輪胎有緩沖作用，對機器的沖擊震動小，延長機器壽命，減輕駕駛員疲勞，隨著輪胎性能的進一步改善，有可能進一步向大型發(fā)展。履帶式在這種作業(yè)條件下工作時，機械震動大，履帶磨損快，而且機器受震動后，緊固件易松動，駕駛員易疲勞。
輪式裝載機接地比壓和整機重心較高，通過性和穩(wěn)定性較差，不適宜在松軟土質和坡道地區(qū)作業(yè)。履帶式則在松軟土質上附著性能好，重心底，穩(wěn)定性好，特別適宜在潮濕、松軟路面、工作量集中、不需經常轉移和地形復雜地區(qū)作業(yè)。
綜上所述及裝載機的作業(yè)特點，輪式裝載機具有較明顯的優(yōu)點，因而得到廣泛的應用。所以本設計選用輪式行走裝置。
2.3.2傳動形式的選擇
裝載機所采用的傳動系統(tǒng)基本上有四種形式：機械傳動、液力機械傳動、靜壓傳動和電動輪裝載機。
本機采用液力機械傳動，此傳動系具有以下優(yōu)點：
1.在保持一定插入力的同時，舉升動臂或轉動鏟斗，以減少鏟掘阻力，縮短作業(yè)循環(huán)時間。
2.可隨外載荷變化而自動調整車速，因而可減少變速箱檔位，簡化變速箱結構和操作。
3.裝載機在作業(yè)時換檔次數(shù)較多，液力機械傳動因一般均配以動力換檔變速箱，可在不停車情況下?lián)Q檔，操作輕便，動力換檔時間短，生產率高。
4.由于裝載機所用變矩器的可透性小，當運行阻力變化時，發(fā)動機的轉速變化很小，因而當外阻力大迫使車速降低時，發(fā)動機仍能保持較高轉速，則作業(yè)油泵流量不變，工作裝置作業(yè)速度不受影響。
5.變矩器能吸收作業(yè)時傳給傳動系的沖擊，根據(jù)試驗，其應力峰值可比機械式降低四倍以上，故可延長零件壽命。
6.不會因外阻力過大而熄火。
2.3.3傳動系部件的選擇
1.變矩器型式和有效直徑的確定：
1）選型
裝載機作業(yè)時牽引力和車速的變化范圍大、并且變化急劇、頻繁。工作條件苛刻，因而對變矩器有下列要求：
(1)要求所選用的變矩器應具有變換系數(shù)B
式中： —最大變矩系數(shù)；
—變矩器最大效率所對應的傳動比，應
盡可能大。
(2)最高效率要高，高效范圍要寬。高效范圍一般用的速比幅度來衡量，即：且時，說明高效區(qū)范圍寬，可以使用。
(3)要求變矩器在低、中速比范圍內穿透性要小，則當運行阻力增大，迫使車速降低時，發(fā)動機轉速降低不多，以保證液壓泵功率和作業(yè)速度，推薦穿透系數(shù)小于1.3。但在高速比時正穿透性應很大，使泵輪吸收較小功率。則當變速箱掛空檔時，發(fā)動機功率不會被變矩器本身無益的損耗掉。
裝載機用變矩器要求在低速比區(qū)域有一定的負透性，使在鏟裝物料接近結速時，變矩器吸收功率減小，及時把部分功率讓給作業(yè)液壓泵，減少發(fā)動機轉速的下降，提高發(fā)動機功率的利用。
此外，還要求其結構簡單、可靠和便于制造，上述這些要求往往是矛盾的，無法同時滿足，因而需綜合比較各項指標進行選型。
單級單向渦輪變矩器使用較廣，因其效率較高（一般90%以上），在中低速區(qū)有不大的可透性，而在高速區(qū)則正透性很大，結構簡單，工作可靠，因而工作壽命較長。
雙渦輪變矩器可提高變矩系數(shù)，擴大高效區(qū)，它的兩個渦輪可隨外載荷的變化而自動換檔，因而可簡化變速箱的結構和操作，改善作業(yè)性能。但其結構復雜，最高效率低（僅80%左右）。
綜上所述并參考同類產品，本機選3元件單級單相向心渦輪變矩器：YJ1型。
2）確定變矩器的有效直徑：
通常采用合理的選擇變矩器有效作用直徑的方法來確定發(fā)動機與變矩器的共同工作區(qū)域，即稱之為匹配。
一般認為：裝載機用發(fā)動機扣除20-40%功率與變矩器較合適。根據(jù)本機特點及發(fā)動機特性、變矩器特性，我們選擇70%的發(fā)動機功率與變矩器匹配。由以下計算變矩器的有效直徑：
式中： —輸入變矩器的發(fā)動機扭矩值
—相應于變矩器最高效率工況的泵輪力
矩系數(shù)
—相應于值得發(fā)動機轉速（rps）
—液體重（）
由參考圖八：柴油機和變矩器的外特性曲線得：
將以上數(shù)值代入公式，得D=259.2mm
選變矩器的有效直徑為D=265mm，即變矩器規(guī)格為YJ1—265型。
2、變速箱、主傳動、輪邊減速和驅動方式的選擇
1）變速箱型式的選擇
變速箱有人力換檔和動力換檔兩種，前者結構簡單，傳動效率較高，但由于操縱繁重，換檔時需切斷動力而費時，不適合裝載機頻繁、快速換檔的要求。
裝有液力變矩器的裝載機一般均采用動力換檔變速箱，這種變速箱有兩種結構型式：定軸式和行星式齒輪變速箱，兩者的比較如表所示：
定軸式與行星式齒輪變速箱的比較
比較項目
定軸式
行星式
結構與加工效率
簡單，零件加工精度要求一般，合齒數(shù)越多效率越低
復雜，零件加工精度要求較高，傳動效率可以比較高
外形尺寸和
重量
齒輪模數(shù)較大，重量較大，變速箱橫向尺寸較大
受力分散，齒輪模數(shù)可減小，重量略輕，結構緊湊可用較小尺寸得到較大傳動比，軸向尺寸較大，檔位多
扭矩容量
換檔用摩擦片直徑小，片數(shù)多，受結構和通用性限制，扭矩容量增加困難大
采用較大直徑的摩擦片作為換檔離合器，所需片數(shù)少，扭矩容易做大
工作可靠性
回轉油缸多，離合器油壓受離心力影響，操縱油路需經旋轉密封，易發(fā)生故障
采用制動器，不產生離心力，也無需旋轉密封，工作可靠
件數(shù)和通用程度、維修、成本
零件數(shù)多，通用零件較多，方便；便于檢查；價格較低
齒輪軸類多，隨檔位增加，零件相對減少；拆卸不便；造價較高
由上述比較可見，兩變速箱各有所長，故在裝載機上均可采用。定軸式由于結構簡單，制造成本較低，維修方便，便于總體布置，在小型裝載機上采用較多。根據(jù)本機特點，我們選用定軸式動力換檔變速箱。
2）主傳動、輪邊減速和驅動方式的選擇
由于裝載機的作業(yè)速度比較低，所以驅動橋的減速比一般車輛大的多。要實現(xiàn)這么大的減速比，即使采用雙級主傳動減速也還是相當困難的。因此，為滿足裝載機低速作業(yè)要求和減小主傳動的被動齒輪、差速器和半軸所傳遞的扭距，目前都采用單機主傳動和行星輪邊減速裝置（本機也采用這種方式）。行星輪邊減速可用較小結構尺寸得到較大傳動比同時可將整個輪邊減速裝置放在輪轂內，便于整機布置。輪邊減速裝置減速比在結構尺寸允許的情況下，應盡量取大些，這樣可使主傳動齒輪、差速器及半軸尺寸減少，結構緊湊，增大離地間隙，提高裝載機的通過率。
輪式裝載機多采用雙橋驅動，以利用整機重量作為附著重量，使牽引力得到充分發(fā)揮，但當裝載機需轉移工地，在路面作長距離行駛時，在傳動系內部將產生循環(huán)功率，加速輪胎磨損，為此一般變速箱內裝有脫橋機構，以使裝載機在好路面行駛時實現(xiàn)單橋驅動。對于采用低壓輪胎、經常在不好路面工作，而較少移動、做長距離行駛的裝載機，可不設脫橋機構。本機不設脫橋機構。
本機采用單級主傳動，一級行星輪邊減速和雙橋驅動方式。
2.3.4轉向方式的選擇
本機為系列產品，參照同類產品，選用鉸接式轉向方式，全液壓轉向操縱。該方式有以下優(yōu)點：
1.無需相對車身偏轉，可采用大尺寸。寬基面低壓胎以發(fā)揮更大的牽引力。
2.轉向半徑小，可得到小于自身機長的轉向半徑，機動性好，較少了裝載機調車行駛的路程。
3.在保證轉向半徑小的前提下，軸距可做得較長，在作裝載機牽引力工作時，容易保持前后橋上重量的合理分配，保證較好的縱向穩(wěn)定性。行車時縱向顛簸小，減少駕駛員的疲勞。
4.整車可左右擺動實現(xiàn)“蠕動”式爬行，增強車輛通過沼澤地和泥濘地區(qū)的能力，并能在非常狹窄的地方通過。在機器停車情況下，鏟斗能隨前車一起左右擺動，實現(xiàn)原地對車。
5.前后橋零件基本通用，結構簡單，簡化制造工藝，低成本。
其缺點是：軸距較長，使整車縱向通過半徑增大，橫向穩(wěn)定性差；轉向時前后車架需要相對運動，所以慣性大，容易震動，對液壓轉向系統(tǒng)有較高要求。
2.3.5制動系選擇
制動系統(tǒng)包括三部分：行走制動，停車制動及緊急制動器。
行車制動器用于車輛在行駛中減速，一般由腳踏板控制，驅動機構采用加力機構，大中型采用氣推油助力裝置，現(xiàn)代裝載機多采用雙管路系統(tǒng)。
停車制動器用于裝載機在坡道上停歇制動，一般裝在變速箱輸出軸上，具有手操縱機械傳動驅動機構。
緊急制動器用于停車系統(tǒng)失效，緊急制動，有獨立驅動機構，在中小型裝載機上與停車制動器合二為一。
裝載機制動頻繁，制動強度較高，作業(yè)條件惡劣，因而對制動器要求除制動效能、效率等問題，還有如下要求：
⑴在附有泥水等惡劣使用條件下，應保證有較穩(wěn)定的制動性能。
⑵為適應頻繁制動和確保下坡連續(xù)制動的安全，制動器散熱要快。
⑶壽命要長，便于調整與維修。
現(xiàn)代中小型輪式裝載機多采用鉗盤式制動器，本機也采用鉗盤式制動器，它與蹄式制動器相比有如下優(yōu)點：
⑴制動性能穩(wěn)定，具有良好的沾水復原性，即不會因沾有泥水而導致之動力矩下降。制動圓盤外露于空間，并隨車輪旋轉，有自動清除濘水作用，容易干燥。
⑵耐熱衰減性能好，不會因摩擦生熱使摩擦系數(shù)減小，而導致之動力矩的明顯下降。其散熱條件好。
⑶制動器無增力作用，指動力矩增長平穩(wěn)。
⑷摩擦圓盤的磨損均勻，壽命比蹄式制動器長2-3倍。
⑸維修方便，摩擦片磨損后可自動調整間隙。更換摩擦片方便，不需拆卸輪胎和輪邊減速傳動裝置，可減少機器停工時間。
設計項目
計算與說明
結果
牽引計算
柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入特性
柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸出特性
Ⅰ檔總傳動比iI的確定
確定最高檔位的傳動比
計算最少檔位數(shù)
確定中間傳動比
運輸工況牽引特性曲線
求各檔的最高車速
爬坡能力分析
第3章 牽引計算
為了檢測總體設計所確定裝載機的牽引性能，并審核其技術經濟性指標，我們需要做牽引計算。
3.1 柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入與輸出特性曲線
研究變矩器與內燃機聯(lián)合工作的目的在與檢查此變矩器結構形式及有效直徑的選擇是否合適；如何配合才能使整機獲得良好的性能。
在作柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入輸出特性曲線時，首先應對變矩器有所了解。
變矩器與發(fā)動機聯(lián)合工作的性能與二者之間的連接方式有關，此種連接方式從原則可以分為單流式和雙流差速液力機械式兩種。當發(fā)動機傳給驅動輪的功率全部通過液力變矩器時，稱為單流式；當發(fā)動機傳給驅動輪的功率分別有機械和液力兩條并聯(lián)的路線傳遞時，稱之為雙流差速液力機械式，按傳動系的形式來分類，則可稱其為液力—機械的并聯(lián)復合傳動。
本機選用雙流差速液力機械傳動，即液力—機械的并聯(lián)復合傳動。發(fā)動機分出的部分功率來驅動機械的輔助裝置和輸出軸，因此，當發(fā)動機的調速持續(xù)性轉換到泵輪軸上，需以發(fā)動機的扭矩和功率扣除輔助裝置和工作油泵消耗的那部分。
同一類型幾何相似的液力變矩器在尺寸不同的情況下有相同的λB和λr變化規(guī)律，它們能夠最本質的反應某系列的變矩器性能，一般稱它為液力變矩器的原始特性，由它可以派生出兩個表示變矩器性能的重要無因此特性，即變矩器系數(shù)k=f4(ITB)和效率η=f4(Itb)。所謂無因次特性系數(shù)表示再循環(huán)圓內具有完全相似的穩(wěn)定流動現(xiàn)象的若干變矩器共同特性的函數(shù)曲線。
常用的方法是給出該種液力變矩器的“無因次”特性。
λB=f4（ITB） λr=f2(λr)
k=f3(ITB) η=f4(ITB)
前兩式是原始的，后兩式是派生的。實際上只應用了λB，k，η這三條曲線。第一條曲線表示變矩器的透穿性，第二條曲線表示變矩器的變矩性，第三條曲線表示的是液力變矩器的經濟性。有了無因次特性后，就可以獲得同類型的任何尺寸的相似液力變矩器的外特性。
3.1.1柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入特性
聯(lián)合工作的輸出特性曲線包括：
Me=f(ne)
MB=f(nB)
C=λ×γ×D5
在某一傳動比下，λ，D，γ為常數(shù)，則MB=C×nB2
輸入特性曲線指動力輸入軸（泵輪軸）的扭矩與它的速度n之間的關系。MB=λBγnB2D5。根據(jù)已選定柴油機和變矩器的特性曲線作出變矩器與發(fā)動機聯(lián)合工作的輸出特性曲線。
根據(jù)裝載機的作業(yè)特點，一般用發(fā)動機扣除20～40%的功率與變矩器相匹配較為合適。因此根據(jù)本機具體作業(yè)情況扣除發(fā)動機功率的30%。參考圖八：495A-23柴油機的外特性曲線，即：
其數(shù)據(jù)見表3-1，作發(fā)動機凈扭矩及凈功率的特性曲線，
如圖3-1
表3-1發(fā)動機凈扭矩及凈功率數(shù)據(jù)
N(rpm)
Me(N.m)
Mej(N.m)
Ne(馬力)
Nej(馬力)
1100
176
123.2
28
19.6
1200
183
128.1
32
22.4
1300
189
132.3
34.5
24.15
1400
193
135.1
38
26.6
1500
196
137.2
41
28.7
1600
198
138.6
44
30.8
1700
199
139.3
47
32.9
1800
198
138.6
49
34.3
1900
196
137.2
52
36.4
2000
193
135.1
54
37.8
2100
188
131.6
55
38.5
2200
181
126.7
56
39.2
3.1.2液力變矩器與發(fā)動機聯(lián)合工作輸出特性曲線
根據(jù)圖八-液力變矩器外特性曲線，找出各點對應的值，見表3-2.
表3-2變矩器外特性曲線數(shù)據(jù)
i
η
k
λ×10-6
γ
0.1
0.285
2.8
2.36
8720N/m3
0.2
0.5
2.5
2.38
0.3
0.64
2.2
2.39
0.4
0.75
1.84
2.40
0.5
0.79
1.6
2.41
0.6
0.82
1.43
2.33
0.7
0.83
1.21
2.23
0.8
0.75
0.95
1.97
0.9
0.65
0.72
1.5
1.0
0.47
0.45
0.73
計算M1=λBγnB2D5 的具體值，見表3-3：
通過表3-3作變矩器與柴油機聯(lián)合工作的輸入特性曲線，見圖3-2：
表3-3聯(lián)合工作輸入特性曲線的計算值
轉速
參數(shù)
1600
1700
1800
2000
2200
2400
I
×10-6
0.1
2.36
0.28
6.88
7.77
8.71
10.76
13.02
15.49
0.2
2.38
0.5
6.94
7.84
8.79
10.85
13.13
15.62
0.3
2.39
0.64
6.97
7.87
8.82
10.89
13.18
15.69
0.4
2.40
0.75
7.0
7.90
8.86
10.94
13.23
15.75
0.5
2.41
0.79
7.03
7.94
8.90
10.98
13.29
15.82
0.6
2.33
0.82
6.80
7.67
8.60
10.62
12.85
15.29
0.7
2.23
0.83
6.51
7.34
8.23
10.17
12.30
14.64
0.8
1.97
0.75
5.75
6.49
7.27
8.98
10.87
12.93
0.9
1.5
0.65
4.38
4.94
5.54
6.84
8.27
9.85
1.00
0.73
0.47
2.13
2.40
2.70
3.33
4.03
4.79
3.1.3 柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸出特性
發(fā)動機與變矩器共同工作的輸出特性，完全反應了復合運動裝置的動力性和燃料的經濟性，因此它成為評價液力傳動動力性、經濟性的基礎；同時，對配備液力傳動的機械來說，又是進行機器牽引性能計算的原始依據(jù)。
由圖3-2，柴油機與變矩器聯(lián)合工作的輸入特性曲線上負荷拋物線來與換算到泵輪軸上的發(fā)動機扭矩曲線的交點，找到一對發(fā)動機與變矩器共同工作點的參數(shù)坐標值（，），在根據(jù)參考書[Ⅴ]上冊P130公式，，，推算出，，的值。
將以上計算結果列入下表（表3-4）：
表3-4聯(lián)合工作輸出特性曲線的參數(shù)計算值
項
i 目
k
η
M1
n
M2
n2
N2
0.1
2.8
0.28
12.75
2185
35.7
218.5
10.9
0.2
2.5
0.5
12.8
2175
32
435
19.4
0.3
2.2
0.64
12.82
2170
28.2
889.7
35.0
0.4
1.84
0.75
12.85
2165
23.6
1125.8
37.1
0.5
1.6
0.79
12.9
2160
20.6
1382.4
39.8
0.6
1.43
0.82
12.7
2195
18.2
1646.3
41.8
0.7
1.21
0.83
12.3
2205
14.9
1764
36.7
0.8
0.95
0.75
11.2
2230
10.6
2007
29.7
0.9
0.72
0.65
8.7
2265
6.3
2151.8
18.9
1.00
0.45
0.47
4.5
2340
2
2340
6.5
由表3-4所得數(shù)據(jù)作曲線n2—η, n2—M2, n2—N2,即得部分功率匹配的聯(lián)合工作曲線，如圖3-3所示：
對輸出特性曲線進行分析，可得到聯(lián)合工作特性與最佳工況的偏離情況：
1.起步工況：希望起步時，聯(lián)合工況所能發(fā)出的扭矩MEMAX,即it0時MT0=39.84公斤牛，從圖上可以得出MT0=MT0=39.84公斤牛，即起步性能好。
2.變矩器的最高效率點與發(fā)動機傳給變矩器的最大功率點接近，發(fā)動機的功率利用率好。
3.最高效率點左邊曲線到右邊曲線變化緩慢，因此希望變矩器工作在最高效率的左邊。此時發(fā)動機聯(lián)合工作輸出的功率曲線也是左邊比右邊變化緩慢。因此，聯(lián)合工作輸出曲線基本上理想，其動力性和經濟性都較好。
3.2 確定檔位及各檔傳動比
3.2.1Ⅰ檔總傳動比iI的確定
由于變矩器有一定的可透性，變矩器的最大效率工況不一定能和柴油機傳給變矩器的最大工況完全一致，因此變矩器最大效率時，渦輪轉速nTη和變矩器最大效率時的轉速nTN可能有一些不同，確定Ⅰ檔總傳動比iI時，由發(fā)動機和液力變矩器聯(lián)合工作輸出特性曲線得，變矩器最大輸出功率NTN=31.98H，對應的轉速為。
由參考書[Ⅳ]P158:
=0.377rkneH/
=0.377rknTN/ (3-2-1)
式中： —驅動輪的動力半徑；
=r0-Δb (見[Ⅳ] P111)
r0—輪胎的自由半徑：r0=1.090/2=0.545m
Δ—系數(shù)， 對鏟土運輸機械用的低壓輪胎，在松軟土壤上 Δ=0.08～0.10，在密實土壤中Δ=0.12～0.15 。據(jù)本機作業(yè)特點，取Δ=0.135
b—輪胎斷面寬度；取b=0.290m
∴ =r0-Δb=
—變矩器最大輸出功率時的轉（rpm）
—Ⅰ擋轉速；根據(jù)[Ⅱ]P78推薦值，裝載機Ⅰ檔速度取3～5km/h,超過以上速度，駕駛員來不及操作，反而延長鏟斗的裝滿時間，增加駕駛員的疲勞，降低生產率。由此，取VTI=5km/h
由式（3-2-1），得iI=
3.2.2確定最高檔位的傳動比（運輸工況）
裝載機的最高檔位一般用來轉移場地時使用，為提高生產率，應盡量提高其最高車速以節(jié)約時間，同時，裝載機的車架為非剛性懸掛，車速不能太高，最高車速受到一定的限制。
根據(jù)現(xiàn)在裝載機的一般要求，并參考同類進行，初選最高車速為30Km/h。
由選定的最高車速VTmax，根據(jù)下式可求出最高行駛速度時所消耗的功率NT′：
NT′=PKmin×VTmax/(3.6×ηm)
式中：PKmin— 在VTmax時的牽引力:
PKmin=Gf+kFvT2/3.62
G— 整機重量，G=4500Kg=45.0KN
f— 平均切線滾動阻力系數(shù)，f=0.02;
K— 流線型系數(shù)(),一般取0.0006～0.0007。本機取K=0.00065。
VT— 行駛速度，取VT =28Km/h
F— 機械迎風面積：F=B×H,B為輪距，H為車高，參考同類機型選B=2.6m,H=1.4m；
F=B×H=。
ηm— 液力變矩器機械傳動的總效率，ηm= 0.6～0.75。這里選0