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目錄 前言…………………………………………………………………………………1 1 發(fā)動機…………………………………………………………………………3 1.1 現代工程機械用柴油機的特點……………………………………………3 1.2 發(fā)動機的選型………………………………………………………………4 1.3 輪式裝載機發(fā)動機相關參數確定………………………………………5 2 液力變矩器……………………………………………………………………6 2.1液力變矩器的結構和工作原理……………………………………………7 2.2輪式裝載機液力變矩器選型及工作原理………………………………8 2.3 液力變矩器的相關計算……………………………………………………9 3 變速箱…………………………………………………………………………11 3.1 輪式裝載機的行星式動力變速箱………………………………………12 3.2 輪式裝載機變速箱的主要參數…………………………………………14 4 萬向節(jié)與傳動軸………………………………………………………………16 4.1 十字軸式萬向節(jié)構造與工作原理…………………………………………16 4.2 鉸接式車架萬向節(jié)的布置…………………………………………………18 4.3 傳動軸………………………………………………………………………19 5 驅動橋…………………………………………………………………………21 5.1 差速器………………………………………………………………………21 5.2 輪式裝載機驅動橋…………………………………………………………22 6 操縱系統(tǒng)………………………………………………………………………39 6.1 輪胎式裝載機轉向系………………………………………………………39 6.2 輪胎式裝載機制動系………………………………………………………41 7 行走系…………………………………………………………………………41 7.1 機架…………………………………………………………………………41 7.2 車橋…………………………………………………………………………41 7.3 輪胎與輪輞…………………………………………………………………41 7.4 懸架…………………………………………………………………………43 7.5 輪胎式裝載機的通過能力…………………………………………………43 8 結論……………………………………………………………………………45 致謝………………………………………………………………………………46 參考文獻…………………………………………………………………………47 附錄A譯文………………………………………………………………………48 附錄B外文文獻…………………………………………………………………53 摘要 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式機械，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)。 本文主要針對在我國應用最普遍的輪式裝載機行走機構展開研究，進行了綜合闡述，首先針對輪式裝載機的發(fā)動機進行了選型，確定了各項基本參數；對裝載機液力傳動系統(tǒng)的主要部件液力變矩器工作原理進行了比較詳細的闡述；介紹了變速箱的工作原理、作用、種類以及在設計時要考慮的因素并且針對輪式裝載機進行了變速箱的選擇和參數的選取；對傳動系統(tǒng)中重要部件萬向節(jié)以及傳動軸的介紹；接下來是本文的重點—行走機構驅動橋的設計：包括對差速器的原理介紹和相關計算，主傳動齒輪和軸的校核，輪邊減速器的簡單介紹；最后是對車架、輪胎等的相關簡單介紹和選取以及通過能力參數的介紹。 輪式裝載機要求行走系有較好的附著性能和通過性能，且行駛阻力小和行駛平順性好，以適應各種條件下的行走、爬坡和轉彎等作業(yè)的需要。 關鍵詞：選型；介紹；校核；設計；參數； Abstract The car loader is one kind widely uses in construction project and so on road, railroad, building, water and electricity, harbor, mine cubic meters of earth and stone executes the type machinery, it mainly uses in the shovel installing the soil, the sand and crushed stone, the lime, and so on disperses the shape material, also may to the ore, the hard soil and so on make the mild shovel to dig the work. This article mainly aims at in our country applies the most universal wheeled car loader to walk the organization to launch the research, has carried on the synthesis elaboration, first aimed at wheeled car loader the engine to carry on the shaping, has determined each basic parameter; Has carried on the quite detailed elaboration to the car loader fluid drive system major component fluid strength bending moment principle of work; Introduced gear box principle of work, function, type as well as when design must consider and the factor has carried on the gear box choice and the parameter selection in view of wheeled car loader; To transmission system in important part universal joint as well as drive shaft introduction; Meets down is this article key point - walks the organization driving axle design: Including to differential device principle introduction and correlation computation, master drive gear and axis examination, nearby wheel reduction gear simple introduction; Finally is to the frame, the tire and so on the correlation simple introduction and the selection as well as traffic capacity parameter introduction. The wheeled car loader request walks has good adheres to stick cohere the performance and through the performance, also the running resistance small and the smooth running is good, adapts under each kind of condition to walk, work and so on hill climbing and curve need. Key word: shaping; introduction; examination; design; parameter; 前言 輪胎式裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、碼頭、煤炭、礦山、水利、國防等工程和城市建設等場所的鏟土運輸機械。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)。它是工程機械中發(fā)展最快、產銷量及市場需求最大的機種之一。國民經濟的發(fā)展與國家基建規(guī)模及資金投入的增大，促進了我國裝載機行業(yè)的迅速發(fā)展。生產企業(yè)由1980年的20家增至現在的100余家，初步形成了規(guī)格為0.8~10t約19個型號的系列產品，并已成為工程機械主力機種。我過裝載機起步于50年代末。1958年，上海港口機械廠首先測繪并繪制了67（90）、斗容量為1的裝載機。這是我國自己制造的第一臺裝載機。該機采用單橋驅動、滑動齒輪變速。1964年，天津工程機械化研究所與天津交通局于1965年聯合設計了Z425型鉸接式裝載機。[1] 就輪胎式裝載機的行走機構而言，按行走裝置的不同，裝載機分為輪胎式和履帶式兩種，用于支承整機并保證其行駛和作業(yè)，即承受整機重量及傳動系和操縱系傳來的力和力矩，以及承受推動整機的牽引力、停止時的制動力、轉向時的橫向力和作業(yè)時工作機構傳來的各種力。 輪式裝載機要求行走系有較好的附著性能和通過性能，且行駛阻力小和行駛平順性好，以適應各種條件下的行走、爬坡和轉彎等作業(yè)的需要；有合理的行走速度，既要保證行走的機動靈活，又要保證原動機功率和行走裝置的結構尺寸不宜太大；有較大的承載面積，以保證對地的比壓小和機器作業(yè)的穩(wěn)定性，當行走裝置承載面積不夠大時，作業(yè)時需設穩(wěn)車機構；組成行走系的各零部件，必須有足夠的強度和剛度。車輪是支承輪胎式機械的重量；保證與地面有良好的附著性能、傳遞驅動力矩和制動力矩；改變輪胎式機械的行駛方向，以及與懸架共同緩和底盤在行駛過程中由于不平路面所受到的沖擊，并衰減由沖擊而引起的振動。 我們首先有必要介紹輪式裝載機的構成。如圖1所示為輪式裝載機構成簡圖，按其功能，輪式裝載機一般可以分為行走系統(tǒng)、工作裝置系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)。 裝載機的工作裝置是由鏟斗、動臂、搖臂、連稈、轉斗油缸和動臂油缸等構成的連桿機構；動臂與前車架及動臂油缸鉸接，用以升降鏟斗。鏟斗的翻轉和動臂的升降采用液壓驅動。 圖1 輪式裝載機構成簡圖 Fig.1 wheeled car loader constitution diagram[2] 輪式裝載機行走機構的組成如圖2： 圖2 輪式裝載機行走機構構成框圖 Fig.2 wheeled car loaders walk the organization constitution diagram 輪式裝載機的行走系統(tǒng)一般采用機械傳動，鉸接式車架，液壓轉向，鉗盤式制動器，為改善牽引性能，一般在發(fā)動機與變速箱之間設置液力變矩器，以減少變速箱檔位數，增強自動適應性。 此次畢業(yè)設計就將圍繞著以上的行走機構的幾個部分，重點是圍繞變速器、主傳動和差速器展開的設計。第一次做這樣大的專業(yè)設計，不足之處甚多，盼望老師提出寶貴的修改意見，鞭策學生不斷進步?！? 1 發(fā)動機 由于工程機械的一系列使用特點，以及對其發(fā)動機的許多特殊要求，目前工程機械用柴油機已經發(fā)展成為一類單獨的品種。下面將就次類發(fā)動機在結構和性能參數方面的特點作一概要的分析介紹，選出適合本設計用的發(fā)動機型號并確定相關參數。 1.1 現代工程機械用柴油機的特點 1.1.2 柴油機的型式 工程機械無論采用何種動力傳動方式，都是以內燃機作為動力裝置，主要采用柴油機，這是因為工程機械功率較大（如鏟土運輸機械一般都在60以上，而且逐步向大型發(fā)展），柴油機的經濟性比汽油機好。 現代工程機械，以裝置水冷四沖程柴油機作為動力源的占絕對優(yōu)勢，只有少數幾種機型，采用風冷或二沖程柴油機作為動力源。這說明，盡管風冷式柴油機對環(huán)境溫度的適應性強（其缺水、氣溫變化幅度大的沙漠及高原地區(qū)有顯著優(yōu)點），但是，與其相比，水冷式柴油機在結構堅固性，使用可靠性，冷卻效果，以及工藝性方面都優(yōu)于風冷式柴油機。因此，現代工程機械在選用動力源時，優(yōu)先選用的還是水冷式柴油機（風冷式柴油機由于不存在漏水問題，故其多用于振動壓路機上）。 由于增壓技術的迅速發(fā)展，柴油機在升功率、比質量方面的優(yōu)越性正在日益提高。由此可見，水冷四沖程柴油機用于工程機械上的優(yōu)勢仍將繼續(xù)保持。 在燃燒室的型式方面，目前的發(fā)展趨勢以直噴式占主導地位。在45和缸徑95以上的工業(yè)用柴油機中，大部分采用直噴式燃燒室，直噴式燃燒室的明顯優(yōu)點是燃料經濟性高和起動性能好。 氣缸的排列在6缸以下者，多為直列式，6缸以上則以V型居多，V型夾角多為60°～90°。氣缸直徑，對于45～300的發(fā)動機，缸徑多在110～140的范圍內。功率范圍內的擴大明顯地以發(fā)展多缸機和增壓為主。行程缸徑比（值）大部分在1.1～1.2的范圍內?；钊骄俣葹?～11/。平均有效壓力非增壓的四沖程柴油機多為650～800。 1.1.2 柴油機的功率 工程機械用柴油機的功率范圍一直存在著不斷擴大的趨勢，目前的功率范圍是45～600。柴油機的功率主要集中在45～300之間。超過300的拖拉機常常采用兩邊履帶由兩臺發(fā)動機分別驅動的雙排傳動系。作為增大柴油機功率的主要手段—擴大排量（主要是發(fā)展多缸機）和強化發(fā)動機存在著平行發(fā)展的趨勢。 考慮到工程機械對發(fā)動機的可靠性和耐久性有較高的要求，通常在選擇額定功率時，適當地留有儲備。柴油機裝車的額定功率一般定得低于它的工作功率。從有關的數據了解，絕大部分機型取最大1功率的90%～72%作為它的額定功率。這一數值的下限較低是因為部分機型由于柴油機系列化的關系，而對同一機型的柴油機采取了不同的調整（改變轉速和供油量），以滿足幾種功率的要求。因而，可以認為裝車額定功率至少較最大1功率低10%是合適的。 1.1.3 柴油機的轉速 由于工程機械的工作速度較低，發(fā)動機的轉速雖然逐年有所提高，但上升的幅度不大。大約都將發(fā)動機的額定轉速取為2000～2400之間。 1.2 發(fā)動機的選型 設計工程機械時，通常需要在現有的柴油機系列中選擇一種適用的機型，或者根據車輛的要求提出設計新的柴油機機型。不論何種情況，發(fā)動機的選型問題總是我們首先需要解決的問題。這里僅就發(fā)動機選型時所需考慮的一般問題歸納如下： 1）在選擇何種標定功率作為發(fā)動機裝車的額定功率時，應適當留有儲備，而不能片面地追求發(fā)動機的升功率和比質量指標。這樣的改善發(fā)動機的可靠性和耐久性顯然這里宜取90%的最大1功率或12功率作為發(fā)動機是有好處的。裝車的額定功率。 2）發(fā)動機的轉速不宜過低。過低的轉速不僅使發(fā)動機的體積龐大，質量增加，而且由于排量增大（與同功率發(fā)動機相比）必然會增加啟動上的困難。目前高速柴油機在技術上轉速達到3000是完全可以的。但是過高的轉速會加重傳動系的負擔。對于工業(yè)車輛來說，一般以選擇在1800～2200為宜。 3）發(fā)動機轉矩適應性系數最好能達到1.20～1.40。考慮達到上述要求在技術上的困難，一般值在1.15～1.25范圍內也是允許的。但最低不得低于1.10。速度適應性系數應在1.35～1.55范圍內。 4）發(fā)動機應該具有較高的結構剛度，能承受沖擊、振動，同時還應工作可靠，經久耐用。 5）發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)應對環(huán)境溫度的變化具有良好的適應能力，能保證在-40～40的條件下可靠工作。 6）發(fā)動機的啟動應方便，迅速，可靠。發(fā)動機的啟動裝置應保證在-30的低溫下能可靠起動。 7）發(fā)動機操縱應簡單，維修應方便。 1.3 輪式裝載機發(fā)動機相關參數確定[3] 表1-1 發(fā)動機主要技術參數 Table.1-1 engine main technical parameter 序號 重要技術參數 單位 參數值 1 2 發(fā)動機型號 額定功率 - 6135Q-1型 150 3 4 5 發(fā)動機氣缸數 缸徑×行程 最大功率 - 6 135×140 162 6 7 8 9 10 最大力矩 輪距 軸距 額定轉速 最大行駛速度 800 2200 2760 2200 35 11 型式 - 單行立式四沖程“W”燃燒室 2 液力變矩器 自60年代以來，工程機械結構設計方面最重大的變革之一，便是液力機械傳動的廣泛采用。最常用的形式是在發(fā)動機和變速箱之間，插入一個液力變矩器，從而產生以下效果： 1）改善工程機械的牽引性能，使機器隨著外負荷的變化，在一定范圍內，自動改變其牽引力和速度。 2）可以適當減少變速箱的檔數； 3）發(fā)動機的扭振不會傳動傳動系，傳動系的過載可不影響發(fā)動機。 4）可以方便地實現動力換檔，即在傳遞全部力矩的情況下換檔。 5）可以使操作簡便，操作省力。 6）可以使保養(yǎng)簡便。 2.1 液力變矩器的結構和工作原理 液力變矩器（圖2-1）主要由三個具有葉片的工作輪組成，即可旋轉的泵輪4和渦輪3，以及固定不動的導輪5。各工作輪通常用高強度的輕合金精密鑄造，或用鋼板沖壓焊接而成。泵輪4通常與變矩器殼體2連成一體，用螺栓固定在發(fā)動機曲軸1后端的接盤上。殼體2做成兩半，裝配后用螺栓連接或焊成一體。渦輪3經從動軸7傳動軸傳出動力。導輪5則固定在不動的套管6上。所有工作輪在變矩器裝配好以后，共同形成環(huán)形的內腔。 圖2-1 液力變矩器示意圖 1-發(fā)動機曲軸；2-變矩器殼體；3-渦輪；4-泵輪；5-導輪；6-導輪固定套管； 7-從動軸；8-起動齒圈； Fig.2-1 Fluid strength bending moment schematic drawing 1- engine crank; 2- bending moment shell; 3- turbine wheel; 4- pump pulley; 5- guide pulley; 6- guide pulley fixed drive pipe;7- from moving axis; 8- starting tooth ring; 下面將結合圖來說明液力變矩器的工作原理。為便于說明，設發(fā)動機轉速及負荷不變，即液力變矩器泵輪的轉速及力矩為常數，B為泵輪，W為渦輪，D為導輪。 a）當=常數、=0時 b）當=常數、逐漸增加時 圖2-2 液力變矩器工作原理圖 a) works as = constant, =0 when b) when = constant, increases gradually Fig.2-2 fluid strength bending moment work schematic diagram 機械起步之前，渦輪轉速為零，此時工況如圖2-2所示。工作液在泵輪葉片帶動下，以一定的絕對速度沿圖中箭頭1的方向沖向渦輪葉片。因為渦輪靜止不動，液流將沿著葉片流出渦輪并沖向導輪，液流方向如圖中2所示。然后液流再從固定不動的導輪葉片沿圖中箭頭3所示方向回流入泵輪中。液流流過葉片時，由于受到葉片的作用，方向發(fā)生變化。設泵輪、渦輪和導輪對液流的作用力矩分別為、和，如圖2-2a所示，根據液流受力平衡條件，得 （2-1） 由于液流對渦輪的沖擊力矩（即變矩器輸出扭矩）與渦輪對液流的作用力矩方向相反大小相等，因此： （2-2） 顯然，此時渦輪力矩數值上大于泵輪力矩，液力變矩器起了增大力矩的作用。 當液力變矩器輸出的力矩，經傳動系傳到驅動輪上產生的牽引力足以克服工程機械起動時的阻力時，機械即起步并加速，與之相連系的渦輪轉速也從零逐漸增加。這時液流在渦輪出口處不僅具有沿葉片方向的相對速度，而且具有沿圓周方向的牽連速度，因此沖向導輪葉片的液流的絕對速度v應是二者的合成速度，如圖2-2（b）所示。因原來假設泵輪轉速不變，故循環(huán)圓中液流在渦輪出口處的相對速度不變。因渦輪轉速在變化，故牽連速度也起變化。由圖可見，沖向導輪葉片的液流的絕對速度v將隨著牽連速度的增加（即渦輪轉速的增加）而逐漸向左傾斜，使導輪上所受力矩值逐漸減小。當渦輪轉 速增大到某一數值，由渦輪流出的液流（如圖2-2（b）所示方向）正好沿導輪出口方向沖向導輪時，由于液流流經導輪其方向不改變，故導輪力矩為零，于是泵輪對液流的作用力矩與液流作用于渦輪的力矩數值相等，即。 若渦輪轉速繼續(xù)增大，液流絕對速度v方向繼續(xù)向左傾，如圖中v‘所示方向，液流對導輪的作用反向，形成背壓，導輪力矩方向與泵輪方向相反，則渦輪力矩為泵輪與導輪力矩之差，即，這時變矩器輸出力矩反而比輸入力矩小。 當渦輪轉速增大到與泵輪轉速相等時，由于工作液在循環(huán)圓中的循環(huán)流動停止， =0，不能傳遞動力。 2.2 輪式裝載機液力變矩器的選型及工作原理 液力變矩器按功率是否分流，可分為液力變矩器和液力機械變矩器兩大類。 由液力變矩器和二自由度的機械元件組成的雙流或多流傳動稱為液力機械變矩器。它把輸入功率分流，然后又總合到輸出軸上。 液力機械變矩器按照分流在變矩器內部實現或外部實現，分為內功率分流和外功率分流兩大類。 首先，發(fā)動機以一定的速度旋轉，輸出扭矩，從而帶動泵輪發(fā)生旋轉，泵輪內的葉片攪動輪內工作液，使工作液以離心相對運動的方式自泵輪外流。此時液流具有了較高的速度，發(fā)動機的機械能轉化為液流的液能。 1） 自泵輪流出后，經入口閥和導輪進入變矩器，由于ZL50裝載機采用的是變矩器是 雙渦輪結構，則高速液流開始沖擊一級渦輪和二級渦輪葉片，是渦輪的工作葉片發(fā)生被迫性旋轉。此時，液流一方面沖擊葉片，將液能轉化為壓能，與渦輪葉片做牽連相對運動，另一方面也在葉片間做離心相對運動。但此時葉片受到的力矩并非只有流入液體的沖擊力矩，還有來自于導輪的阻礙力矩，因為液流自一、二級渦輪油路流出后進入導輪，盡管導輪是固定不動的，但它承受著來自于渦輪的液流扭矩，同時它便反作用于液流一個力矩，使液流的速度和方向發(fā)生改變，由于渦輪與導輪旋向相反，導輪便通過液流向渦輪施加了反方向的力矩。因此，渦輪葉片實際上手到了泵輪流出工作液沖擊力矩和垃圾于導輪的阻礙力矩的共同作用，這兩種力矩共同作用于渦輪葉片，使其旋轉，帶動了一、二級輸出齒輪工作，從而將液能轉化為輸出齒輪的機械能。 下面我們結合圖再深入了解一下。如圖2-3為雙渦輪液力機械變矩器簡圖。泵輪1和主動軸4連接。第一渦輪2I和中間軸5連接，中間軸5上裝有齒輪6。第二渦輪2Ⅱ裝在空心軸12上，空心軸上又裝有齒輪11。齒輪10固裝在從動軸7上，與齒輪11相嚙合。齒輪8經超越離合器9裝在從動軸7上，與齒輪6相嚙合。導輪3經套管固定在殼體上。 圖2-3雙渦輪液力機械變矩器 1-泵輪；2Ⅰ-第一渦輪；2Ⅱ-第二渦輪；3-導輪；4-主動軸；5-中間軸；6-齒輪； 7-從動軸；8-齒輪；9-超越離合器；10-齒輪；11-齒輪；12-空心軸； Fig 2-3 double turbine wheel fluid strength mechanical bending moment 1- pump pulley; 2Ⅰ- First turbine wheel; 2Ⅱ- Second turbine wheel; 3- guide pulley; 4- driveshaft; 5- intermediate shaft; 6- gear;7- from moving axis; 8- gear; 9- overdrive clutch; 10- gear; 11- gear; 12- canon; 負荷小時，第二渦輪2Ⅱ轉速提高，第一渦輪經由齒輪6、8減速，致使齒輪10的轉速超過齒輪8的轉速，超越離合器9脫開，第一渦輪2I在液流中自由旋轉，不傳遞扭矩，主動軸4經泵輪1只通過渦輪2Ⅱ、齒輪11、10將動力傳給從動軸7。 負荷增大時，迫使渦輪2Ⅱ轉速降低，到時，齒輪10轉速降低到和齒輪8轉速相同時，超越離合器9楔緊，于是渦輪2I和渦輪2Ⅱ按一定的速比旋轉，主動軸傳給泵輪的功率流分為兩路：一路經渦輪2Ⅱ、齒輪11和10傳給從動軸7；另一路經渦輪2I、齒輪6、8和超越離合器9總合到從動軸7上。 2.3 液力變矩器的相關計算[4] 我們先由下列公式來確定液力變矩器的傳動比： （2-3） 確定液力變矩器的變矩系數： （2-4） 確定液力變矩器的效率 （2-5）再由 （2-6） 式中 、—分別為柴油機的額定扭矩和額定轉速； ——與變矩器最高效率對應的泵輪力矩系數； ——變矩器內油液重度； ———變矩器的有效直徑。 對于裝載機來說，它是依靠整機的牽引力和鏟斗的提升力同時作用而完成鏟裝作業(yè)的。此時，在挖掘和裝載作業(yè)的過程中，工作裝置泵往往要消耗發(fā)動機很大的一部分轉矩和功率，約占額定轉矩和功率的40%～60%，即： 對于鉸接式輪式裝載機的兩種工況，分別代入柴油機額定力矩的40%～60%，再由 =2200（）；計算出液力變矩器的有效直徑為： =315 （2-7） 據統(tǒng)計，裝載機裝載作業(yè)占總作業(yè)時間的90%～96%，所以，確定變矩器有效直徑時應著重考慮裝載工況而兼顧運軸工況。裝載機變矩器有效直徑靠近裝載工況是合理的. 3 變速箱 內燃機的力矩和轉速的變化范圍都比較小，而工程機械作業(yè)和運行時要求牽引力和行駛速度的變化范圍很大。工程機械要求進退自如，而內燃機卻不能逆轉，因此要設置變速箱來滿足這兩個要求。 詳細的說，變速箱的作用是： 1）增扭減速，即降低發(fā)動機轉速，增大扭矩； 2）變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內燃機轉速和扭矩的變化范圍不大，即使用液力機械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通過變換變速箱排檔以改變傳動系的傳動比，改變工程機械的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化； 3）實現空檔，以利于發(fā)動機起動和發(fā)動機不熄火的情況下停車； 4）實現空擋，以改變運行方向。 變速箱主要用于機械傳動與液力機械傳動的工程機械。它的結構各不相同，但可以歸為兩類，即人力換檔變速箱和動力換檔變速箱。 人力換檔變速箱多用于機械式傳動系。又分滑動齒輪式和套合器式等。 動力換檔變速箱又分為定軸式動力換檔變速箱和行星式動力換檔變速箱。它多用于液力機械式傳動系，也可用于機械式傳動系，如12G型平地機。采用油壓操縱的摩擦式離合器或制動器進行換檔，操縱輕便，簡單迅速，換檔不必停車，換檔過程動力切斷時間很短，使生產率相應提高；但動力換檔變速箱結構復雜，要求制造精度高，否則易發(fā)生漏油、發(fā)熱、咬死等故障。 在現代的工程機械中，輪胎式裝載機、鏟運機、平地機等多采用動力換檔變速箱；單斗挖掘機、履帶式裝載機、盾構機械、掘進機等多采用液壓傳動，大型工程用的與礦山用的汽車，以及履帶式推土機、輪胎式推土機等多為液力機械傳動。因此，人力換檔變速箱用的越來越少。 了解了變速箱的概況后，下面我們將詳細了解設計的ZL50型裝載機的變速箱結構。 3.1 輪式裝載機的行星式動力換檔變速箱[5] 輪式裝載機變矩器—變速箱的結構圖，可簡化為圖3-1之傳動簡圖。由簡圖可見，輪式裝載機的變速箱是較簡單的行星齒輪變速箱，檔數較少，只有兩個前進檔、一個后退檔。 圖3-1 輪式裝載機的變矩器-變速箱傳動示意圖 1-泵輪；2Ⅰ- 一級渦輪；2Ⅱ-二級渦輪；3-導輪；4-超越離合器（自由輪）；5-換檔制動器Ⅰ；6-換檔 制動器Ⅱ；7-換檔離合器；8-轉向泵；9-超越離合器； Fig3-1 car loader bending moment - gear box transmission schematic drawing 1-pump pulley; 2Ⅰ- Level turbine wheel; 2Ⅱ- Two levels of turbine wheels; 3- guide pulley; 4- overdrive clutch (freewheeling); 5- shifts gears the brakeⅠ; 6- shifts gears the brakeⅡ; 7- shifts gears the coupling; 8- changes the pump; 9- overdrive clutch; 3.1.1 變矩器 首先讓我們先再次熟悉下輪式裝載機采用的雙渦輪機械變矩器。變矩器泵輪與發(fā)動機飛輪相連，一級渦輪和二級渦輪分別由兩根軸將動力傳遞給變速箱，二級渦輪軸套裝在一級渦輪軸上。一級渦輪經一對減速齒輪、再經大超越離合器（自由輪）4將動力傳給變速箱輸入軸。二級渦輪經一對增速齒輪將動力直接傳給變速箱輸入軸。如圖3-1所示。 高速輕載時，二級渦輪被動齒輪A的轉速高于一級渦輪被動齒輪B的轉速，自由輪脫開，一級渦輪空轉，二級渦輪單獨傳遞動力。阻力增大，則齒輪A連同二級渦輪轉速下降，處于低速重載狀態(tài)，當二級渦輪被動齒輪A的轉速下降到低于一級渦輪被動齒輪B的轉速時，自由輪接合，A、B兩齒輪形成一體，一級渦輪與二級渦輪一起傳遞動力，變矩系數增大。 這種雙渦輪變矩器兩級渦輪分別傳出動力，與超越離合器組合形成自動變速，既可使高效率范圍寬（指小傳動比時），又可以得到較大的變矩系數，=4.75（一般三元件的變矩器=2.5～3.5），實際作用相當于變矩器加上一個二檔自動變速箱，隨外負荷變化自動換檔（不需司機操縱）。因此它彌補了變速箱檔數少的不足，變速箱二進一退也就認為滿足使用要求了。 3.1.2 變速箱 參看圖3-7，此變速箱由兩個行星排、制動器5、制動器6、離合器7等組成。兩行星排的太陽輪、行星輪、齒圈的齒數都分別相同。兩行星排的太陽輪制成一體，經花鍵與變速箱的輸入軸、離合器的主動軸相連，前行星排齒圈、后行星排行星架和離合器的變速箱的輸出軸三者經花鍵等連成一體。在前行星排行星架和后行星排齒圈上分別設制動器5和6。 前進低速檔：制動器6接合，將后行星排齒圈剎住不轉，這時前行星排不起作用，僅后行星排傳動。如圖3-1（b）所示。 傳動比（速比）i可由相對速度法求得 （3-1） 式中 ———太陽輪轉速； ———齒圈轉速； ———行星架轉速。 低速檔時，將=0代入，得傳動比 （3-2） 前進高速檔時：如圖3-7（c）所示。離合器接合，輸入軸和輸出軸直接經離合器連接，前后行星排均不起作用，得直接檔，i=1。 后退檔：如圖3-7（d）所示。制動器5接合，將前行星排行星架剎住，此時后行星排不起作用，僅前行星排傳動，其傳動速比。 3.2 輪式裝載機變速箱的主要參數[6] 如果把行星式動力換檔變速箱與定軸式動力換檔變速箱相比，其優(yōu)點是：結構緊湊、尺寸?。ㄒ驗榉稚⒔泿讉€齒輪傳動，零件受力平衡，支承軸承和殼體受力小）；可以采用較小模數的齒輪（因幾個齒輪傳力）和較小尺寸的軸與軸承（因受力平衡）；結構剛度大，因而齒輪接觸良好，工作壽命長；在結構上可以多采用制動器代替部分離合器，采用固定油缸和固定密封，盡量避免采用旋轉密封和旋轉油缸，從而提高了動力換檔油壓操縱系統(tǒng)的工作可靠性。而且制動器布置在傳動系外周，尺寸大，工作容量大，這一點在大功率機械上優(yōu)越性特別明顯。其缺點是：結構復雜，零件多，制造困難（行星架、齒圈加工都比較復雜），選擇傳動方案、湊速比等設計工作也比較費事。但從總體而言，應是行星式優(yōu)于定軸式。 表3-1 行星式動力換檔變速箱的結構特征和主要參數 Table 3-1 planet type power shifts gears the gear box structure characteristic and the main parameter 序號 結構部件 單位 參數值 1 行星齒輪模數 3.25 2 行星排數 — 2 3 操縱元件數 其中制動器 其中離合器 — — — 3 2 1 4 檔數 前進 后退 — — — 2 1 5 變速箱速比范圍 — 1～3.7 6 行走速度 前進I檔 前進Ⅱ檔 后退I檔 0～10 0～35 0～13 4 萬向節(jié)與傳動軸 4.1 十字軸式萬向節(jié)的構造與工作原理 工程機械經常需要折線傳力，為了使軸線平行或相交的兩根軸連接以傳遞動力，因而就出現了萬向節(jié)。圖4-1所示為十字軸萬向節(jié)的構造。萬向節(jié)的原理如圖4-2所示。 圖4-1 萬向節(jié)的構造 圖4-2 萬向節(jié)原理圖 1-軸承支承片；2-萬向節(jié)叉；3-滑脂嘴；4-萬向節(jié)十字軸； 5-安全閥；6-萬向節(jié)叉；7-油封；8-滾針軸承；9-滾針軸承殼 Fig.4-1universal joint structure Fig.4-2universal joint schematicDiagram 1- bearing supporting piece; 2- universal joint sliding yoke; 3- grease nipple; 4- universal spider;5- safety valve; 6- universal joint sliding yoke; 7- oil seal; 8- needle bearing; 9- roller pin bearing shell 要使十字架的中心O與、兩軸線的交點相重合。軸與軸的速比為1，但其瞬時傳動比隨其位置而隨時變化。因此，若軸P1以等角速度轉動時，軸P2將做周期性的變角速度轉動?，F對其變化情況分析如下： 如圖4-3（a）所示：設原動軸的叉面與紙面垂直，從動軸的叉面在紙面內，設的角速度恒為ω1，在此位置時的角速度為，兩軸的夾角為。 當十字架視為與軸一起轉動時，A點的速度為 （4-1） 當十字架視為與P1軸一起轉動時，A點的速度vA-1為 （4-2） 在此位置A的瞬時切線速度只能有一個，即 （4-3） 故得 （4-4） 兩軸轉過90度，至軸的叉面在紙面內，而軸的叉面與紙面垂直，如圖3-10（b）所示，設P2軸此時的角速度為，同理取B點為參考點，得 同理因 得 （4-5） 每轉90度，P2軸的瞬時角速度就從變到，依此類推，因此 兩軸的傳動比 （4-6） 圖4-3 萬向節(jié)原理簡圖 Fig.4-3universal joint schematicDiagram 可見，單萬向節(jié)當兩軸夾角越大，角速度的變化幅度就越大，因而產生角加速度，產生振動，不利于機器以均勻的速度運行。欲除次弊，就采用了雙萬向節(jié)。其簡圖如圖4-4所示，用傳動軸C與兩個萬向節(jié)將原動軸與從動軸連接起來，傳動軸C的兩部分用滑動花鍵相連，允許自動調節(jié)其長度。雙萬向節(jié)可以連接兩平行軸（圖中4-4a），或兩相交軸（4-4b）。 （a） （b） 圖4-4 Fig.4-4 并不是說采用了雙萬向節(jié)就解決了瞬時速比始終等于1的問題。欲使任何瞬時主動軸與被動軸的角速度始終相等，還要滿足下列兩條件： 1） 間軸C與原動軸P1之間的夾角必須等于中間軸C與從動軸P2之間的夾角，即 。 2）中間軸C兩端的叉面在同一片面內。 這樣，才能得到恒等于1的傳動比。 采用雙萬向節(jié)，使中間軸兩端叉面在同意平面內，使中間傳動軸與原動軸及從動軸的夾角均相等，是使主、被動軸瞬時角速度始終相等必須具備的三個條件。夾角僅允許用到，否則中間傳動軸的旋轉不均勻度太大。所以角應盡量小一點，一般不大于。 4.2 鉸接式車架萬向節(jié)的布置[7] 車架鉸點O必須布置在縱向中心線上，但究竟是靠近前軸好一點？還是靠近后軸好一點？或者與前后軸等距離好一點？現在看來還沒有什么原則性的問題需要考慮，因此可以由總體布置時各機構配置的具體需要來確定。不過鉸點如距前后軸等距離，則轉彎時前后輪沿同一車轍滾動，否則就有內輪差，行駛時要注意。另外，也使土方機械運行阻力增加。 如何布置鉸點下面的萬向節(jié)軸？如圖4-5所示，萬向節(jié)鉸點A與B應與O點等距離，這樣鉸接車架前后部偏轉一個角度α時，由于AO=BO，則（圖4-5所示），滿足瞬時速度相等的傳動條件。如不布置在中間而且偏離較大時，則車架偏轉時， ,不能滿足等速傳動條件。因此，應從結構上采取措施避免。（如圖4-5所示） 圖4-5 鉸接式車架萬向節(jié)布置圖 1-發(fā)動機；2變速箱；3-驅動橋； Fig.4-5 hinge type frame universal joint general arrangement 1- engine; 2 gear boxes; 3- driving axle; 4.3 傳動軸 傳動軸的功用是傳遞扭矩，將變速箱輸出的動力，傳給驅動橋。所以總是做成空心的圓形斷面。它又是高速旋轉構件，所以又要求材質分布均勻。因此，傳動軸通常不用無縫鋼管，而用鋼板卷制對焊而成。這是因為鋼板厚度比較均勻，而無縫鋼管厚度并不均勻之故 1)強度計算 傳動軸主要是傳遞扭矩，可按下式計算其扭矩應力 （MPa） （4-7） 式中 D-------傳動軸外徑（）； d-------傳動軸內徑（）； -----計算力矩（不考慮動載）（）； ------許用扭轉應力， 125。 定時，取發(fā)動機傳到傳動軸的扭矩和地面附著條件允許傳動軸傳遞的扭矩，二者取其小值。 上式中的D=80；d=72；=6586×；則代入上式可得： =＜[]≤125 故傳動軸的強度足夠； 2） 臨界轉速 傳動軸的轉速接近于其自振頻率時，出現共振，撓度急劇 加，致使傳動軸迅速折斷，此轉速即為其臨界轉速。 傳動軸一般均為鋼板彎成的空心管，其臨界轉速為 （r／min） (4-8) 式中 ------傳動軸的臨界轉速（r／min）； D-------傳動軸外徑（cm）； d-------傳動軸內徑（cm）； L-------傳動軸支承長度，可取兩萬向節(jié)中心到中心的距離（cm） 上式中的L=178.54（cm）；D=9cm；d=8cm； 2200×（1+80%）=3900（） nl至少應比傳動軸實際使用最大轉速大25%，或r／min， 或者應比發(fā)動機最大轉速大70%～80%。 故所求傳動軸的臨界轉速符合條件； 對于工程機械來說，傳動軸均不甚長，共振問題不大；對于栽重汽車，隨著載重量的增大，要求從變速箱到主傳動的距離加大，為了避免傳動軸太長出現共振，常做成兩根，甚至三根。 5 驅動橋 輪胎式工程機械驅動橋的作用是：通過主傳動裝置圓錐齒輪改變傳力方向 ，通過主傳動裝置和輪邊減速裝置將變速箱輸出軸的轉速降低、扭矩增加，通過差速器解決左右輪差速問題，通過差速器和半軸將動力分傳給左右驅動輪，除傳動作用外，驅動橋還是承重裝置和行走支承裝置。 輪胎式工程機械驅動橋由主傳動器（包括差速器）、半軸、輪邊減速裝置、后橋殼等零部件組成。 主傳動器是一極螺旋錐齒輪減速器，接受由傳動軸傳來的扭矩和運動。 差速器是由兩個錐形的直齒半軸齒輪、十字軸及四個錐形直齒行星齒輪、左右差速器 殼組成的行星齒輪傳動付。它對左右兩車輪的不同轉速起差速作用，并將主傳動器的扭矩和運動傳給半軸。 左、右半軸為全浮式、將從主傳動器通過差速器傳來的扭矩和運動傳給輪邊減速器。 輪邊減速器為一行星齒輪機構。內齒圈固定在輪邊支承軸上，行星輪架與輪輞固定一起轉動，其運動是通過半軸、太陽輪而得到。[8] 5.1 差速器 5.1.1 差速器原理 輪胎式機械左右兩側的驅動輪不能由一根整軸驅動，動力由傳動軸、主傳動圓錐齒輪 對、并經差速器傳給左右半軸，因為輪式機械在運行過程中，左右兩側的驅動輪經常需要以不同的角速度旋轉。 無論轉彎或直線運行，如果左右車輪由同一根軸驅動，輪胎在地面上滾動的同時，必然還發(fā)生滑動現象，使輪胎無謂地磨損、功率消耗、燃料浪費，同時使轉向困難、轉向操縱性變壞。這就是必須設置差速器以自動實現左右輪差速運動，以不同角速度旋轉的理由。 圖5-1 差速器的工作原理 Fig.5-1 differential device principle of work 如圖5-1表示差速器的工作原理。當差速器殼隨大圓錐齒輪以角速度ω旋轉時，行星齒輪輪心的旋轉速度為 （5-1） 式中 r----半軸齒輪的平均半徑。 當行星齒輪由差速器殼帶動繞車軸中心線公轉無自轉時，行星齒輪輪齒與左右半軸齒輪嚙合點的旋轉線速度、與行星齒輪輪心速度v相等，即 （5-2） 如圖3-14所示，左半軸角速度 == (5-3) 右半軸角速度 == 由此可見，左右半軸以同一角速度ω旋轉。 當差速器行星輪有自轉時，輪齒嚙合點的線速度除了速度v以外，還要加上行星齒輪自轉所產生的相對運動速度。假設機械右轉，則有 (5-4) 式中 ------行星齒輪平均半徑； -----行星齒輪自轉角速度。 上式即 ′ （5-5） 化簡得 （5-6） 兩式相加 （5-7） 兩式相減 （5-8） （5-9） 從以上公式可見： 1)當左右半軸轉速不等，即角速度不等時，行星齒輪除以角速度公轉外，并以角速度繞自身軸線自轉，實現轉速； 2)快速半軸增加的轉速（或角速度）等于慢速半軸減小的轉速（或角速度），快慢半軸轉速（或角速度）之和為差速器殼轉速（或角速度）的兩倍，這一點是由輪式機械差速器的具體結構決定的，因為左右半軸齒輪齒數相等； 3)當，相當于架修驅動橋時，剎住傳動軸，扳動車輪的情況，這時差速器由行星輪系變成了定軸輪系； 4)當，相當于機械左輪陷入泥濘中，左輪附著系數太小，就以兩倍于差速器課的轉速旋轉，右半軸不轉，差速器成為速比為2的行星齒輪傳動。 5.1.2 差速器的設計 普通圓錐齒輪式差速器雖然結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，但是在不良地面運行 時，常因左右驅動輪負載不均勻致使機械的通過性不好。 為了使左右驅動輪能傳遞附著力確定的全部力矩，有的機械設計了差速鎖，必要時將圓錐齒輪式差速器鎖住。但是當機械行駛出難行地段后未能及時動開差速鎖，則使機械轉向操縱困難和機件載荷增大。因此，于是出現了各式各樣的“自鎖式”差速器，其中以牙嵌式最常見。 1） 差速器球面直徑[10] 球面直徑表示了差速器的大小，球面半徑／2則為差速器齒輪的節(jié)錐距， 表示差速器的強度。Dq之值可由經驗公式選取 = (5-10) 式中 -----差速器球面直徑系數，=1.1～1.3 -----差速器承受的最大力矩（）。 求ZL50型裝載機的差速器球面直徑，可取=1.15， =21.8×105（） 于是由上式得 =149.5 2）差速器齒輪模數 差速器常用壓力角為、齒高系數為0.8,頂隙系數是0.2的標準短齒，在選擇模數 m時，可用下列近似公式： 當行星齒輪數q=2時 　　　　　=84.8（） （5-11） 當行星齒輪數q=4時 =152.2(） 式中 ------齒輪模數； y------相應于行星齒輪齒數的齒形系數； -----半軸齒輪齒數； -----行星齒輪齒數； 并且半軸齒輪齒數多為16～22，行星齒輪齒數多采用10～1