装载机总体及底盘系统设计-2012界毕设 - 图文

ZL50装载机总体及底盘设计

第一章 绪论

1.1 引言

随着我国高速公路、高速铁路、民航事业等公共建设事业的高速发展，对工 程机械的大量需求，装载机作为建设单位使用最为广泛的机械，装载机的发展也 越来越快，对装载机的性能也更有进一步的要求。小型轮式装载机能在工地上灵 活的使用于地基回填、短距离运输、清理垃圾、平整路面，同时小型轮式装载机 广泛的运用于农场，乡镇公共基础建设。特别是向机械化发展的农业对小型轮式 装载机的需求必然会加大。由于小型轮式装载机的价格合理，对于个人来说，并 不是承担不起的，所以如今个人购买小型轮式装载机越来越多。小型轮式装载机 有着高效的作业，同时能有很好的灵活性，性价比高，用途广泛，在我国中小型 企业和农村占有很大的市场。

1.2 装载机的发展状况

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。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、 操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。

中国装载机从1966年起步至2012年期间，总体上呈上升趋势且稳步向前发 展。从1995-2008年的14年间，一直呈正增长，且从2001年以后呈现“井喷式” 超高速增长，2008年上半年增长尤为迅猛。2008年下半年，在世界金融危机背 景下，中国装载机也遇到了1995年以来的最大寒流，下降幅度达12%以上。2009 年，中国装载机市场大幅度下滑，使这10多年来中国装载机行业进入了最艰难 的一年，同时，在国家4万亿投资的带动下，中国装载机从2009年下半年已逐 步回暖。 2010年以来，我国装载机行业恢复明显，并呈现大幅度回升态势，我国主要装载机企业销量陡增，市场需求十分旺盛。2010年前三季度，我国装载机累计总销量约16.73万台，同比增长59.1%。随着海外经济的逐渐恢复，2010年前10月装载机出口大幅回升，前十个月累计出口20208台，同比增长67.3%。2011年中国工程机械经历了前高后低的大起大落，迎来工程机械行业的低潮期。其他行业的大量资金涌入使整个工程机械市场混乱，在行情不好的情况下各企业无所不用其极，各种恶性竞争不断。至2011年底整个市场依然不景气。以至于我们在2011年末就业压力甚大。2012年年初仍然受去年的影响使之月份依然沉浸在低迷的气氛中。

长期来看，拉动中国装载机行业发展最主要的四大因素——能源工业、城市 化建设、交通设施建设和出口市场还会继续发展，且仍在一浪高过一浪地向前发 展。因此，中国装载机行业前景光明，今后还有很大的发展空间，会再一次上升 到一个新的高度。从长远看，中国装载机行业至少还有10-15年以上的发展。未

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来一段时间内，中国的装载机市场随着外资企业投入比例的不断扩大，行业的格 局有望发生变化，一些不具备核心竞争优势的中小企业将会逐步淡出市场，导致 行业集中度进一步提高。装载机行业的竞争不仅仅再局限于产品的竞争，在某种 意义上将是一个产业链的竞争。 1.2.1国外装载机的水平及发展状况

在经历了五六十年的发展后，到20世纪90年代中末期国外轮式装载机技术 已达到相当高的水平。信息技术的发速发展又给装载机技术的发展插上了飞跃的 翅膀，基于微电子技术和信息技术的计算机管理系统、司机辅助操作系统、柴油 机电脑控制系统装载、电子计算机健康系统、电子自动换挡变速系统以及网络技 术的智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、监测监控、生产经营 和维修服务等各方面，使国外装载机在原来的基础上更加“精制”；其自动化程 度也得到提高，从而进一步提高了生产效率；改善了司机的作业环境，提高了作 业舒适性；降低了噪声、振动和排污量，保护自然环境；最大限度的简化维修、 降低制造成本，使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都更上了一层 楼。国外大型装载机的整机使用寿命已达20990h、司机耳旁噪声只有80dB；中型机的整机使用寿命已达17700h；而小型装载机也已达14400h。以下是90年代国外装载机采用的一些新技术、新结构及其发展状况。 1.2.1.1微电子技术、信息技术的普及和应用

①计算机控制的发动机管理系统

发动机管理系统亦称自动控制系统、电脑控制系统等，是电子计算机在工程 机械中的应用之一。它能及时地根据装载机的工作负荷要求调节发动机的输出功 率，使装载机更有效地利用发动机的动力，减少动力损失，节约燃料，减少废气 排量和噪声；同时可使发动机长期在额定点工作，增加发动机的使用寿命。 ②计算机管理及故障诊断、监控系统

计算机管理和监控是90年代国外装载机发展的一个重要标志。计算机管理 监控系统能连续管理/监控装载机的数十项参数，具有故障诊断和报警功能，能 记录、处理装载机作业的各种信息，并能用液晶显示器显示部件的工作状态，尤 其在遇到突发或紧急情况时很容易显示，并以听觉与视觉相结合的报警信号提醒 司机注意，有的还能提示故障排除的方法和程序。 ③电子自动换挡变速控制系统

90年代中末期，国外大多数装载机上都安装有类似卡特彼勒公司的电子自 动换挡变速控制系统。系统中有一个微处理器（CPU），能把从发动机油门、变矩器、变速箱收集的各种数据加以处理，然后产生一种电信号，使变速箱在适当的时候自动换挡，可进一步减少停车时间，缩短作业循环，降低燃油消耗率达15％，提高作业效率和作业经济性。同时能减少因行驶方向改变或因发动机处于高转速时换挡所造成的换挡冲击，减轻司机的工作疲劳。 ④负载感应变速控制系统

负载感应变速控制系统能根据负载状态自动调节车速及发动机飞轮扭矩，实 现高速小扭矩或低速大扭矩的动力输出，西德蔡特曼公司的ZL1801和ZL2002 型装载机就配用了这样的控制系统。该系统中的负荷传感器能根据作业时负荷对 动力的需求情况转换全部或部分动力，而在没有负荷时能把信号反馈到供油系

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统，使供油量减到最小，从而减少燃油消耗量和作业过程中的液压损失，节能达 10％－15％，有效地分配发动机功率，提高整机经济性。 ⑤转向变速集成控制系统和命令控制系统

90年代中末期，部分装载机上安装有转速变速集成控制系统（STIC），它取 消了传统的方向盘和变速操作杆，将转向和变速操纵集成在一个操作手柄上，并 采用简单的触发方式控制开关和换挡用的分装式加速按钮。利用肘节的自然动作 左右搬动操纵手柄来实现转向，利用大拇指选择换挡按钮以实现前进与后退、加 速与减速行驶，极大地简化了操作。 1.2.1.2动臂及工作装置结构的改进

90年代中末期以来装载机的工作装置已不再采用单一的Z形连杆结构，卡特彼勒公司在继IT 综合多用机上开发出八杆平行举升连杆机构之后。又在992G、924G等轮式装载机上采用了单铸钢动臂的所谓Versa连杆机构，可承受极大的扭矩载荷，具有卓越的可靠性、耐用性和平行举升机构相类似的作业性能。工作装置能以水平位置提升或降下放在托板上的物料，可配用多种作业装置，最大限度地减少司机由地面到最大高度对铲斗倾斜角的调整，前方视野更加开阔。 1.2.2 国内装载机水平及发展状况

在今后相当长的时间内，轮式装载机仍将是工程建设机械中最重要的机种之 一，国内年需求量持续稳定地保持在2万台左右，但国内装载机生产厂家在急剧 膨胀，竞争更趋激烈，各生产厂家纷纷开发新产品，来迎接市场的挑战。 ①国内市场分析

受国家政策和投资方向的影响，今后5～10年内国内市场的发展趋势为： 从地区看，安徽、河南、江西等市场需求在上升，国家向中西部投资的政策也将使该地区的市场具有广阔前景。 从用户看，国家鼓励多种经济形式并存，私营经济和个体用户市场需求仍然 上升;国家大型工程建设对大吨位装载机等工程建设机械需求量增加。 ②国内生产厂家

全国装载机生产厂家可统计的有近90家，其中专业生产厂有30多家，工业总产值达30多亿元。主要生产厂家为：柳工、厦工、徐工、常林、成工、宜工、山工等，这些厂家有长时间的装载机生产经验，较强的实力、较高的市场占有率和较好的售后服务，在用户心目中一直树立着良好的形象，并保持其已有的地位和优势。其“八五”、“九五”技改的较大投入已逐渐发挥效力和作用，使企业焕发出生机和活力。

国内各生产厂家所在地更加认识到装载机这一产品的巨大市场和效益，纷纷 将其列为支柱产业加以扶持并在政策上给予优惠，像福建龙岩、山东蒙岭等一批 新成员的加盟，发展势头迅猛，竞争更加激烈。

国际一流公司小松、利渤海尔、沃尔沃等在国内成立合资公司后，卡特彼勒 公司合资或独资生产装载机的可能性加大，更加剧了国内市场的竞争。 ③国内轮式装载机发展趋势

国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高 质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家不断 进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前

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产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而 出，成为装载机行业的领先者。 1.2.3轮式装载机的市场前景

其一大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场 总需求量的限制。竞争最为激烈的中型装载机更新速度将越来越快。

其二根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标， 强化结构件的强度及刚度，使整机可靠性得到大步提高。

其三细化系统结构。如动力系统的减振、散热系统的结构优化、工作装置的 性能指标优化及各铰点的防尘、工业造型设计等。

其四利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系 统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本。

其五提高安全性、舒适性。驾驶室逐步具备FOPS&ROPS功能，驾驶室内环境 将向汽车方向靠拢，方向盘、座椅、各操纵手柄都能调节，使操作者处于最佳位 置工作。

其六降低噪声和排放，强化环保指标。随着人们环保意识的增强，降低装载 机噪声和排放的工作已迫在眉捷，现在许多大城市已经制定机动车的噪声和排放 标准，工程建设机械若不符合排放标准，将要限制在该地区的销售。

其七广泛利用新材料、新工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提 高产品的寿命和可靠性。

其八最大限度地简化维修尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普 遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供司机排除问题的方 法。

1.3 ZL50装载机的总体结构与特点

ZL50装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。下图1.1是ZL50装载机结构图。

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图1.1 ZL50装载机结构图

ZL50装载机的动力是柴油机发动机，大多数采用液力变矩器，动力换档变速箱的液力机械传动形式（小型装载机有的采用液压传动或机械传动），液压操纵、铰接式车体转向、双桥驱动、宽基低压轮胎，工作装置多采用反转连杆机构。

1.3.1 ZL50装载机的工作原理

ZL50装载机是以柴油发动机为动力源，以轮胎行走机构产生推力(或牵引力)，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业的一种工程施工机械。以常用的ZL50装载机为例(见图)，其工作过程是发动机 9 的动力经变矩器传给传给变速箱 14，再由变速箱 14 经过前后传动轴分别传给前后桥 15、12 以驱动车轮转动，使装载机工作装置接近并插入料堆。工作装置动臂的一端铰接在车架上，一端铰接着铲斗，利用转斗油缸 4 通过摇臂 2 和连杆 16 可使铲斗翻转，利用动臂油缸可使动臂绕上铰接点旋转，以举升、放下铲斗，完成装载作业。 1.3.2 ZL50装载机工作装置及液压系统

ZL50装载机工作装置如1-2图所示。它是由铲斗、动臂、摇臂、连杆、转斗油缸和动臂油缸组成。

1-转斗油缸；2-摇臂；3-动臂；4-铲斗；5-斗齿；6-动臂油缸

图1.2 ZL50装载机的工作装置

1.3.3 ZL50装载机的传动系统

ZL50装载机传动系统如图1.3所示。它是由变矩器、变速箱、传动轴、前后驱动桥、桥边减速器等组成。

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1-发动机；2-液力变矩器；3-变速油泵；4-工作油泵；5-转向油泵；6-变速箱； 7-驻车制动；8-传动轴；9-驱动桥；10-轮边减速器；11-行车制动器；12-轮胎

图1.3 ZL50装载机传动系统

变矩器采用双涡轮液力机械式，变速箱采用行星式液压换挡。变速箱由箱体、行星齿轮式变速机构、液压动力换挡系统等。

ZL50装载机的驱动桥分为前桥和后桥，前桥的主动螺旋锥齿轮为左旋，后桥则为右旋。它是由壳体、主传动器、半轴、轮边减速器及轮胎轮辋等组成。主传动器是一级螺旋锥齿轮减速器，主要用来增大传动系的扭矩与降低传动系的转速，并改变传递运动的方向。差速器是由两个锥形直齿半轴齿轮、十字轴及四个锥形直齿行星齿轮。左右差速器壳组成的行星齿轮传动副，它对左右车轮的不同转速起差速作用，并将主传动器的扭矩和运动传给半轴。 左右半轴为全浮式，它将主传动器通过差速器传来的扭矩和运动传给轮边减速器。轮边减速器为一行星齿轮传动机构，内齿圈固定在轮边支承轴上，行星轮架与轮辋固定在一起传动，其运动是通过半轴、太阳轮而得到的。轮边减速器的任务是进一步增大传动系的扭矩和降低转速。

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第二章 ZL50型装载机总体设计

※综述

以下导师给定的设计内容。

表2-1 设计参数要求

课题内容 根据ZL50型装载机系统参数,进行装载机总体布局设计及底盘系统设计，包括:方案设计、相关计算、结构图纸设计。 主要技术性能参数 额定负荷：5t 斗容（挖掘斗）： 3立方米 最大卸载高度（倾卸角45°）： 2950mm 最大卸载高度卸载时距离： 1290mm 轴距： 2760mm 轮距： 2240mm 轮胎： 23.5-25 机重： 17t 总长度： 7310mm 总宽度： 2870mm 总高度： 3240mm 最小离地间隙： 450mm 再以柳工ZL50CN型装载机为参考进行总体参数设计。

表2-2 ZL50装载机总体参数

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整机基本参数 长宽高 斗容 7310 x 2870 x 3240mm 额定负荷 3m3 最大起掘力 5000kg 167KN 最大卸载高2950mm 度 机重 17t 最大卸载高度1290mm 时卸载距离 最小离地间隙 450mm 发动机（潍柴WD615G.220） 额定功率/转162KW / 2200r/min 速 最大扭矩 860N·M 传动系统 液力变矩器 单相，两级 变速箱 行车速度 前进一档 倒档 0~10 km/h 0~16 km/h 前进二档 0~37 km/h 动力换挡，行星变速 转向系统（铰接式全液压转向） 转向缸数-内径 2 x 100mm 最小转向半径 铲斗外侧6920mm 转向角度 左右各为35° 转向工作压力 12Mpa 制动系统 行车制动 四轮气顶油钳盘式 停车制动 闸瓦式 悬挂与驱动桥 悬挂 半刚性(后桥为摆动驱动桥 桥) 车轮 轮胎 车轮动力半径 23.5-25 760mm 胎压 前0.32~0.35Mpa 后0.29~0.32Mpa 整体式非贯通式驱动桥布置

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2.1装载机总体布置

装载机的总体设计主要包括总体参数的计算与选择、各部件结构形式的选择﹑各部件的布局、工作情况的计算。总体布置的任务是：确定装载机各部件的位置，控制各部件的尺寸及重量。协调各部件之间及整体与部件之间的关系，消除装配干涉，使桥荷分配合理；布置操纵机构及驾驶员工作场所，使操作方便；校核运动、部件的运动空间，排除运动干涉；保证整机性能良好，拆卸方便，便于维修保养。

图2.1为我国第二代ZL50型轮式装载机的总体结构图。它主要由柴油机系统1、传统系统2、防滚翻及落物保护装置3、驾驶室4、空调系统5、转向系统6、液压系统7、车架8、工作装置9、制动系统10、电气仪表系统11、复盖件12。一共12个部分及系统组成。

图2.1 ZL50装载机总体结构图

2.1.1发动机与传动系的选型与布置

一般的工程机械为了获得大的功率都采用柴油机，随着目前技术的发展涡轮增压技术在柴油机上得到了广泛的应用。另外由于装载机的工作环境恶劣，也只有柴油机能在这样的环境中稳定工作。

发动机置于装载机后部，起到配重作用，并有利于提高装载机的稳定性。但是后置发动机将散热器至于后方，在向前行使的工况下散热不佳。因装载机大部分时间处于低速状态，风对散热的影响不大综合考虑采用后置发动机后置散热器形式。

发动机、变距器和变速器的连接通常有以下几种方式： ① 发动机、变距器和变速器连成一体。

② 发动机与变距器连成一体，变距器与变速器用传动轴连接。 ③ 发动机与变距器用传动轴连接，变距器与变速器连接成一体。

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第一种其优点是：结构紧凑、轴向尺寸小、传动轴少，对于轴距较小的装载机便于总体布置。但由于三部件连成一体，维修不便，且发动机的振动会直接影响到其它部件的正常工作。后两种方案，发动机前后位置不受变速器位置的影响，便于布置；传动部件可前后移动，有利于调整桥荷的合理分配；便于拆卸，维修方便；便于部件通用，但传动轴数增加。

由于设计的是铰接式装载机，要将变速器与前驱动桥之间的传动轴两万向节对称布置在前后车架铰接点的两侧，使传动轴的中点与铰接点重合，以保证转向时等速传动条件。

综合考虑因变速箱须置于前后桥中心，车长有限制，位置比较紧凑。参考了国内外各厂商的布置，采用第一种布置形式，即发动机、变矩器、变速箱连成一体。 2.1.2悬挂系统与摆动桥的布置

为保证装载机作业的稳定性，采用半刚性悬挂。及前桥固定在车架上，后桥摆动布置如图2.2。同时为了使装载机在不平地面行驶时，全部轮胎都能与地面接触，以提高装载机的稳定性和牵引力，也应该使一个驱动桥能绕纵向铰销作上下摆动，摆动角为负正10度～17度，并由限位块来限制。摆动桥可以是后桥，也可以是前桥，这里将采用后桥。将后桥固定在副车架上，用纵向铰销将副车架铰接在车架上，这样后桥就可以绕纵向铰销摆动。

图2.2 摆动桥

2.1.3轮胎

本次设计采用23.5—25低压充气轮胎，以减小轮胎的接地压力，提高装载机在松软地面上的通过能力；在不平地面上行驶时，有效好的缓冲性。采用斜纹，这是因为斜纹适用于松软地面条件，使装载机有良好的附着性能，产生较大的牵引力。

2.1.4驾驶室的布置

驾驶室的位置应使驾驶员有良好的视野，安全、舒适的工作条件，操作方便。整体车架装载机驾驶室布置在车架的前部。 铰接式装载机驾驶室有三种布置方式：

① 驾驶室布置在前车架后端，这种布置其优点是前方视野好，转向时，驾驶员随前车架转向，便于对准铲装的物料。但发动机、变速器在后车架上，操纵机构较复杂。驾驶室与工作装置较近，驾驶员受冲击较大，易疲劳。 ② 驾驶室悬臂固定在后车架的前端，这种布置驾驶员不随前车架摆动，铲装和

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卸料时对准物料不及第一种布置好。但前后视野良好，驾驶员受冲击较小，不容易疲劳。因此，大多数装载机采用次种布置。

③ 驾驶室布置在后车架的前部，这种布置驾驶员前方视野差，后方视野好。作业时，驾驶员受冲击较小，不易疲劳。 综合考虑本次设计采用第三种方案。 2.1.5工作装置的布置

目前轮式装载机采用得多的是反转连杆机构。反转连杆机构最大铲起力是在铲斗向后翻转（铲斗转角为正）时发出，在铲装位置转斗时，随转角的增加铲起力增大，使用于铲装矿石、岩石等坚实物料；铲斗后倾角变化小，因此，在运输位置时，铲斗后倾角可以大些，以减少运输时物料撒落；铲斗卸载时角速度小，卸载平稳，冲击小；卸载后动臂下降铲斗能自动放平。由于本次设计的主要是底盘传动。装载机的工作装置不做详细的说明。

工作装置布置在装载机的前端，动壁与车架铰点位置结合工作装置设计来确定。由于最大卸载高度和最小卸载距离一定，铰点的前后位置将影响动臂的长度和动臂由最低位置到最大举升位置的回转角以及装载机的稳定性。铰点向后布置，将会增加动臂长度，动臂回转角减小，倾翻力矩小，提高了装载机在动臂外伸时的稳定性。但为了保证驾驶员工作方便，有良好的视野及安全性。因此，动臂与车架的铰点不布置在驾驶室两侧或驾驶室之后。

提高动臂和车架铰点位置，可减小斗刃与前轴距离，增加铲起力；降低铰点位置，可使装载机的重心高度降低，但会减小最大卸载高度或增加动臂的回转角，以致减小卸载距离及动臂油缸力臂，使油缸受力不利。动臂的回转角设计为90度。铰点位置在动臂在最低位置时将尽量靠近轮胎，以减小整机总长，并保证铲斗后倾时不与前轮发生干扰。

动臂油缸与车架的铰接方式通常有两种方式：一种是油缸下端与车架铰接，这种结构简单，易布置。另一种是油缸中部与车架铰接，这种在动臂提升过程中，因油缸下端摆动，使油缸作用力臂变化较小。在本次设计中，采用第一种方式

2.2装载机总体参数的设计

装载机的总体参数主要包括：装载机的额定载重量、斗容量、装载机的自重、最大驱动力、行驶速度、发动机功率、轮胎尺寸、铲起力、动臂提升、下降及铲斗前倾时间、铲斗后倾角及卸载角、铲斗最大卸载高度、铲斗最大卸载高度时的卸载距离、最小离地间隙、轴距、轮距、装载机桥荷分配等。 2.2.1装载机的自重

装载机的自重G0是指它的使用重量。对于全桥驱动的轮式装载机，附着重量就是装载机的自重。

装载机在水平地面作业时，在行驶中将铲斗插入料堆。若装载机等速行驶，则装载机的牵引力Fd用来克服插入阻力Fx。根据总体设计参数合理匹配的原则，为使装载机在正常工作时，铲斗能插入料堆一定的深度，装载机的额定牵引力Fdr应等于插入阻力Fx，即

Fdr=Fx

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但牵引力受地面附着条件的限制，则额定牵引力Fdr为

Fdr=17000×9.8=167KN

2.2.2装载机的额定载重量

装载机的额定载重量Gr是指保证其稳定性所规定的载重量。可以根据经验公式 mr=kms

k为质量利用系数 一般取0.25—0.3, 取0.29

0.291?7?5t 计算得出 mr? 2.2.3额定斗容量

额定斗容量又称为堆装斗容。当装载机额定载重量确定后，额定斗容Vr可按下式计算

Vr=Gr/r (m3)

式中 Gr为额定载重量（KN） r为物料的重量（KN/m3）

对于一定的额定载重量，由于物料的重度不同，额定斗容也不相同。根据物料的不同重度，将铲斗斗容分为：标准斗容、加大斗容及减小斗容。详见下图。

其中，标准斗容用来铲装重度r=14—16KN/m的物料；加大斗容用来铲装重

度r=10 KN/m3左右的物料；而减小斗容则是用来铲装重度r>20 KN/m3的物料。Vr=49/16=3 m3。故本次设计的额定斗容为3m3 2.2.4作业所需的最大驱动力

根据总体参数合理匹配的原则，平均最大作业阻力Fx应等于装载机的额定牵引力Fdr,即Fx=Fdr

装载机在水平地面作业时同除需克服作业阻力FX外，还需克服行驶阻力Ff，

3

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因此，需要产生的最大驱动力为。

Ftmax=Fx+Ff

查的橡胶轮胎与地面间最大的滚动阻力系数为μ=0.3 Ff=G0μ=51KN

Ftmax=218KN

2.2.5发动机功率

发动机功率应该按装载机在作业时所需的功率来计算。 在这里是初步计算，可根据经验公式来计算

P?21.04G46.8 r?P?21.04?5??46.8152KW

故发动机所需功率为152KW，而选用的发动机功率为162KW。完全满足要求。 2.2.6行驶速度

轮式装载机作业时在行使中将铲斗插入料堆，这时行驶速度常为3—4km/h。

最高前进一档速度为10km/h。

轮式装载机一般采用半刚性悬架，行驶速度不宜过高，最高行驶速度即二档最高速度为38km/h。

轮式装载机常进行循环作业，而且后退时几乎无工作阻力，为提高生产率，应当缩短作业循环时间。因此，装载机后退速度常比前进作业一档速度高。综合变速箱的选型。最终确定最高倒档速速为26km/h 2.2.7轮胎尺寸

轮胎尺寸对传动系的传动比、装载机的离地间隙、重心及总体布置等都有影响。轮胎尺寸应根据轮胎的载荷来确定，同时还要满足装载机性能的要求。根据设计任务给定的轮胎型号，确定轮胎尺寸 轮宽 597mm（23.5英寸） 轮辋直径 635mm（25英寸） 轮纹 斜纹 标准气压压外直径 1615mm 动力半径 760mm 2.2.8铲起力

装载机停在硬的水平地面上，备有标准使用重量，动臂在最低位置，铲斗斗刃底部平行地面，位于地面上或下不超过0.0254m，转斗或提升动臂时，作用在铲斗斗刃后0.102m处的垂直向上的力称为铲起力。它是由转斗油缸或动臂油缸产生的，其最大值受装载机纵向稳定性的限制，初步确定可按下式计算：

FZ=(1.8～2.3)Gr

Gr为额定载重量

计算得出：FZ=107.8KN

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2.2.9动臂提升、下降及铲斗前倾时间

动臂提升时间一般为6～9.5s。 动臂下降时间一般为3～6s

铲斗下降时间一般为1.2～3.0s 2.2.10铲斗后倾角及卸载角

铲斗后倾角为45度，应为后倾角过小或过大都会引起物料撒落。卸载角可取45度。过小的卸载角会影响物料卸净。 2.2.11铲斗最大卸载高度

铲斗最大卸载高度Hdmax是动比在最大举升高度时铲斗的卸载高度（卸料时铲斗倾角为45°），它与配合作业的运输车有关，可按下式确定

Hdmax=H+0.2B

式中 H为运输车辆车箱侧臂离地高度（m） B为车箱宽度（m）

查资料的H一般等于2.3m,B一般等于3.25m

H?2.3?0.2?3.25?2950mmdmax

2.2.12最大卸载高度时的卸载距离

最大卸载高度时铲斗斗尖与装载机前外廓的水平距离称为最大卸载高度时

的卸载距离Ld,可按下式计算

Ld?B?a 3式中B为车箱宽度，a为卸载时，装载机前外廓与车辆之间应有的最小距离（m），取0.21

3.25L??0.21?1.290m d3 2.2.13轴距

轴距L对装载机的重量、桥荷分配、长度、纵向稳定性、行驶平稳性、最小转向半径等有直接影响。增大轴距，可提高装载机的纵向稳定性和行使平稳性，但轴距过大，会增加装载机的自重及最小转向半径。减小轴距，装载机长度及自重就减小，最小转向半径也减小。但轴距过小会使装载机的纵向稳定性变差，行使时颠簸大，而且还会使万向节传动的夹角过大。在保证装载机主要性能下，轴距尽可能小些。这里参考设计任务给定数据取，L=2760mm. 2.2.14轮距

轮距对装载机的总宽、重量、横向稳定性及机动性能等有较大的影响。增大轮距，可提高装载机的横向稳定性，但会使装载机最小转向半径增大而影响机动

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性，使铲斗宽度、总宽及重量增加，并且使单位插入力减小。因此设计中要在可能的情况下尽量减小轮距。这里参考设计任务给定数据取，D=2240mm。

2.3装载机作业情况的计算

装载机的作业阻力主要有：插入阻力、铲起阻力及转斗阻力矩。这些阻力与物料种类、性质、堆料高度、铲斗插入料堆的深度以及铲斗的结构形状等有关。这里是根据经验公式计算的。 2.3.1插入阻力

插入阻力是装载机铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的反作用力。它包括铲斗前切削刃和两侧壁切削刃的阻力；铲斗底和侧壁内表面与物料的摩擦阻力及铲斗外表面与物料的摩擦阻力。插入阻力Fx可按下式计算

Fx=10K1K2lp1.25BbK3K4 (N)

式中 K1—物料块度及松散程度影响系数。 K2—物料种类影响系数。 lp—铲斗插入料堆深度（cm） Bb—铲斗宽度 （cm） K3—料堆高度影响系数。 K4—铲斗形状系数。

取K1=1.3，K2=0.14，lp=38.5cm，Bb=307cm, K3=1.00, K4=1.5

1.25F?10?1.3?0.14?38.5?307?1?1.5?80.38KN x 2.3.2铲起阻力

铲起阻力是铲斗插入料堆达到一定深度后，提升动臂时，料堆对铲斗产生的

反作用力。最大的铲起阻力常发生在开始提升铲斗时，随着动臂的提升，铲起阻力逐渐减小。

最大铲起阻力FZ可按下式计算：

FZ=2.2 lpBbKt（N）

式中 lp—铲斗插入料堆深度（m） Bb—铲斗宽度（m）

Kt—铲斗开始提升时物料的剪应力（N/m2）

取lp=1.5m，Bb=3.07m，由于是初步计算，取Kt=35000N/m2

F?2.2?1.5?3.07?35000?354.6KN z 2.3.3转斗阻力矩

转斗阻力矩是当铲斗插入料堆一定深度后，用转斗油缸使铲斗向后翻转时，

料堆对铲斗的反作用力矩。不计转斗时的角加速度，转斗静阻力矩Ms、随铲斗翻转角a而变化。

开始转斗时，转斗角a=0，转斗静阻力矩为最大值Ms。随着铲斗转角a的增大，转斗静阻力矩减小。当铲斗前刃离开料堆时，铲斗转角a=a0,转斗静阻力矩为Ms0。

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最大静阻力矩Ms可按下式计算

Ms=1.1Fx[0.4(x-lp/3)+y]

式中 Fx—开始转斗时的插入阻力（N）

x—铲斗回转中心与斗刃的水平距离（m） y—铲斗回转中心与地面的垂直距离（m） lp—铲斗插入料堆的深度（m）

转斗时，铲斗除受到静阻力矩的作用外，还受到铲斗自重和铲斗中物料重所产生的阻力矩，因此，开始转斗时的总阻力矩Mr为

Mr=Ms+(Gb+Gr)lb (N·m)

式中 Ms为最大静力矩(N·m) Gb为铲斗自重（N）

Gr为装载机额定载重量（N）

lb为铲斗重心到回转中心的水平距离（m）

当铲斗离开料堆后，铲斗只受到自重和物料重所产生的阻力矩。、

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第三章 ZL50型装载机变速箱设计

3.1变矩器和变速器综述

目前国内大多数生产厂家ZL50装载机所采用的液力变速器由双涡轮液力机械变矩器和前二后一行星式变速器组成。其中双涡轮变矩器为我国六十年代末测绘美国ALLISION公司的产品，采用单级、双相、四元件变矩器，在低速重载工况下，变矩器的两个涡轮同时工作输出扭矩至变速器，在高速轻载工况下，变矩器仅有一个涡轮工作输出扭矩至变速器，变矩系数K0为4.7;与之相配的变速器为有两个行星排构成的行星传动动力变速器，通过三个操作件，即两个制动器和一个离合器，来实现前二后一共三个挡位，iF1=2.155，iF2=0.578，iR=1.577。该液力变速器自上世纪六十年代为各主机厂家广为使用，成为国内ZL40/50装载机的通用型配置。这种液力变速器的主要问题是：由于超越离合器受力状况和润滑条件较差，从而影响了主机的可靠性；采用了功率内分流式双涡轮液力变矩器，功率损失大，造成有效牵引功率、效率较低，高效区范围较窄；由于尺寸链较长，不易保证，造成变速器噪音较大；结构复杂，零件加工制造困难，维修不方便。 针对原装载机的以上问题，为了提高车速及牵引效率等，研制开发了新的液力变矩器。该变速器总成由纯液力传动单级单向三元件变矩器和电液控制动力换挡变速器两部分组成。

纯液力传动和液力-机械串联的复合传动相比，有以下几点优点：（1）纯动液传动的平均有效功率、效率值高于液力-机械串联的复合传动；（2）但效率曲线宽而平，高效工作范围区宽；（3）结构简单，易于加工制造和维修。 定轴式动力换挡变速器较之行星式动力换挡变速器具有结构简单、制造容易、可靠性高的特点。同时定轴式动力换挡变速器换挡方便自如、冲击小、传动比范围大，在一定范围内可实现无级变速，对外载荷的变化具有自适应能力，能充分发挥发动机的动力性能和提高经济性等特点。如果与电控板、电磁阀、传感器、电操作开关等配合使用可方便的实现半自动，甚至全自动换挡。因此研制开发定轴式动力换挡变速器是一种必然趋势和发展方向。

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3.2 变速箱的设计

在本次设计任务中，由于液力传动系统的设计计算难度偏高，加上这种行星齿轮动力换挡变速箱的结构复杂，本次设计根据设计要求，变速箱不做详细设计。根据设计要求从各大制造商处选定型号为本次设计所用。

选定福建三明齿轮箱有限责任公司生产的YJSW315-6型行星式动力换挡变速箱。

3.2.1 基本参数

表3-1 变速箱参数 输入最大功率 输入最大转速 变矩器型式 变矩器最大变矩比 变速型式 变速箱传动比 操纵油压 变矩器进口油压 变矩器出口油压 润滑油压 变矩器出口最高允许温度 3.2.2 结构原理

164KW 2200r/min 单级、二相、四元件（双涡轮） ≥4 二前一倒/动力换档，行星机构 Ⅰ档 2.155；Ⅱ档 0.578；倒档 1.757 1.10~1.50Mpa 0.30~0.45Mpa 0.20~0.30Mpa 0.10~0.20Mpa 120℃ 液力机械变速器由液力变矩器和动力换档机械变速箱两部分组装而成，其传动原理简图。

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图3.1 变速箱结构原理

3.2.3 液力变矩器

变矩器为单级、二相、四元件。变矩器主要由泵轮、一级涡轮、二级涡轮及导轮组成。泵轮通过弹性钢板与发动机飞轮连接，泵轮旋转时，驱动循环园内的油液，使之具有一定的动能，而油液又推动一级涡轮和二级涡轮，并通过与它们连接的输出齿轮带动变速箱。由于变矩器涡轮扭矩和转速可随负载的变化而改变，因而具有自动变矩、变速的功能。导轮通过导轮座固定在变矩器壳体上。 在液力变矩器负载较小或转速较高时，二级涡轮单独工作；当液力变速器负荷增大，而使转速降低时（此时发动机转速基本不变），变矩器自动地变为一、二级涡轮同时工作。 3.2.4 机械变速箱

变矩器二级涡轮的动力经输入二级齿轮传至中间输入轴，变矩器一级涡轮的动力传至输入一级齿轮，在传至大超越离合器外环齿轮。当外负荷较小时，因变速箱中间输入轴比大超越离合器外环齿轮的转速高，使大超越离合器滚柱空转。此时二级涡轮单独工作。当外负荷增加时，迫使变速箱中间输入轴转速逐渐下降，如中间输入轴的转速小于大超越离合器外环齿轮转速时，滚柱被楔紧，由一级涡轮传来的动力经滚柱传至大超越离合器凸轮，由于凸轮与中间输入轴为螺栓联接，故此时一级涡轮与二级涡轮同时工作。机械变速箱有二个前进档、一个后退档。

图3.2 液力变速箱原理图

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由上表选定减速型式为单级减速附行星轮边减速，如图4.1所示。 4.2.1.2 锥齿轮齿型

（1）直锥齿轮，如图4.2（a）所示，齿线形状为直线，是最简单的型式，便于加工。缺点是直锥齿轮的小齿轮齿数小于8～9个就产生根切，因此得不到大的传动比，且重叠系数小，齿面接触区小。故在主传动中一般不采用。

（2）零度弧齿锥齿轮，即弧齿锥齿轮中，其中点螺旋角??????（图4.2（b））。其性能介于直锥齿轮与螺旋锥齿轮之间，同时啮合的齿数比直锥齿轮多，传递载荷较大。一般用在载荷较大而轴向力不大的主传动上。 （3）弧齿螺旋锥齿轮，中点螺旋角不等于零的其他弧齿锥齿轮（图4.2（c））所示。其优点是：不产生根切的最小齿数可为5～6，传动的传动比大；同时啮合齿数较多，重叠 系数大，在高速和大传动比工作时，传动平稳，噪音小；可采用不等的齿侧面曲率半径，使接触区位于轮齿中部，提高传动的耐久性和可靠性。并使齿轮啮合对装配错位不像直齿敏感，从而装配较容易。

图4.2 锥齿轮齿形

（4）准双曲面齿轮，如图4.3所示。它的外形与弧齿锥齿轮相似，加工方法也用弧齿锥齿轮机床。但是这种齿轮相当于把垂直相交的小齿轮轴线，向下或向上偏移了E距离，如图所示，E称偏置距。和螺旋锥齿轮相比，由于主动齿轮螺旋角增大（可达50°左右），可使主动锥齿轮轴加粗，增大了端面模数，提高啮合刚度和寿命，重叠系数更大，因此传动更平稳，负荷能力加大。有由于主、从动齿轮轴线不相交，这就可以提高驱动桥高度，增大离地间隙，提高越野能力。或可使车体重心下降，增加平稳性。缺点是齿面滑移大，轴承推力大，传动效率低，（螺旋锥齿轮????95?）加工精度要求高。根据各种齿轮的优缺点和装载机的工作特点，选定为弧齿螺旋锥齿轮。

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图4.3 准双曲面齿轮

4.2.2 支承方案

4.2.2.1 主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图4.4（a）示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

图4.4 主、从动锥齿轮支承形式

4.2.2.2 从动齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图4.4（b）示）。为了增加支承刚度，两轴承

的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够

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的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c 等于或大于d。 4.2.3 主减速器锥齿轮设计 4.2.3.1锥齿轮载荷的确定

（1）锥齿轮的最大载荷

（a）按从发动机通过变矩器传来的最大静力矩（N ?m）计算：

M max ??K0MAi?

-1)式中 K0—— 变矩器最大变矩系数；

MA—— 当液力变矩器传动比为零，变矩系数最大时，由发动机与液力变 矩器共同工作匹配工况点所决定的发动机扭矩值，采用部分功率方 案匹配时，MA ??(0.7 ~ 0.8)Me；

Me—— 发动机额定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则Me ??800N ?m；

i —— 从变矩器涡轮至计算零件的传动比；

????????????—— 从变矩器涡轮至计算零件的传动效率；

则驱动桥主传动器主、从动锥齿轮所受的最大静力矩（i3?6.56）如下：

M max 1 ??K0K1MAi1iK1?1??K1?? M max 2 ??K0K1MAi1iK1i3?1?K1??2?

式中 K0—— 变矩器最大变矩系数，参考同类机型取4.13； K1—— 考虑驱动桥数和载荷分配系数，（0.6 ~ 0.75），根据任务书K1 ??0.65； MA—— 同上；

i1 —— 分动箱传动比，i1 ?1；

iK1—— 变速箱前进一档传动比，iK ??2.155； i3 —— 主传动比，i3 ??6.56；

?1—— 分动箱传动效率，一般每对齿轮传动效率按0.98计算，取0.98； ??K1—— 变速箱一档时的传动效率，一般每对齿轮的传动效率按0.98计算，取 0.96；

??2—— 万向传动轴效率，一般取0.98； ??3—— 主传动器传动效率，一般为0.95；

则由上式可得大、小锥齿轮的最大扭矩为：

M max 1 ??4.13?0.65?0.7?800?1?2.155?0.98?0.96?0.98 ??7782N ?m

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M max 2 ??4.13?0.65?0.7?800?1?2.155?6.56?0.98?0.96?0.98?0.95 ??7782N ?m （b）按附着条件计算最大静扭矩（N ?m）

M'max1?K1 (GM?PQ) ?rd

i3i4?3?4K1 (GM?PQ) ?rd

i4?4M'max2?式中 GM —— 装载机自重（N ），GM ?167000N ； PQ—— 额定载重量（N ），PQ ??50000N ；

???????????—— 附着系数，轮式装载机????0.85 ~ 1.0，取0.92；

rd—— 动力半径（m），计算公式如下： rd ??0.0254[d / 2 ??H / B?(1???)??B] 式中 d ——轮辋直径（英寸），对于型号23.5 ??25的轮胎，d ??25inch； H / B——高宽比，对于宽基或超宽基轮胎，H / B ??0.5 ~ 0.7，取0.6； B——轮胎断面宽度（英寸），对于23.5 ??25的轮胎，B ??23.5inch； ???????——变形系数，????0.1 ~ 0.16，取0.13；

则 rd ??0.0254?[25 ??2??0.6?(1??0.13)?23.5] ??0.76m i3—— 主减速器传动比，i3 ??6.56； i4—— 轮边减速器传动比，i4 ??4.22；

??3—— 主减速器传动效率， ??3 ??0.95； ??4—— 轮边减速器传动效率， ??4 ??0.96；

其他参数同上；

0.65?(167000?50000)? 0.92?0.65则 M'max1??3304.9N?M

6.56?4.22?0.95?0.960.65?(167000?50000)? 0.92?0.65M'max2??20820.5N?M

4.22?0.96 取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数。在强度计算只能用来验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的依据。则大、小锥齿轮所受的最大扭矩为：

Mmax 1??M'max1 ??3340.9N ?m Mmax 2??M' max2??20820.5N ?m

（2）平均载荷作用下锥齿轮收到的平均扭矩（N ?m）

对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。其所受的计算载荷，即受外部载荷变化的影响，又收到内因产生的动载荷的影响，同时与进行疲劳强度计算时的最大力矩如何确定也有关。而齿轮重叠系数对计算载荷的影响又是与齿轮制造精度和同时啮合的齿对之间的载荷分配有关的一个相当复杂的问题。 我们认为把这些影响反应到疲劳强度计算载荷中去较合适。即在实际计算中，用平均载荷作为计算载荷，考虑以上影响，用一个假想的小于最大载荷的值来进行疲劳强度计算。实际上用综合影响系数K 值把短时最大载荷转换为疲劳强度计

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算时的计算载荷。即：

M平??K ?Mmax ＇

式中 M平—— 锥齿轮所受的平均载荷（N ?m）； K —— 综合影响系数，其计算公式如下： K ??K外K大K动K重

K外—— 外载荷变化的影响；

K大—— 按疲劳强度计算时的最大力矩与短时过载时最大力矩不同所产生 的影响；

K动—— 动载荷的影响；

K重—— 齿轮重叠系数的影响；

这个四个系数的具体计算方法见文献[1]16.3的相关介绍，在本说 明书中不予计算，对于轮式装载机来说，K 值一般等于或小于 0.5，取0.5；

Mmax —— 锥齿轮所受的最大载荷（N ?m），取按发动机最大扭矩计算和按 地面附着条件计算的最大载荷中的较小值； 则大、小锥齿轮验算疲劳强度的平均载荷为：

M平1??0.5?3340.9 ?1670.45N ?m M平2 ??0.5?20820.5 ?10410.25N ?m

4.2.3.2 锥齿轮主要参数的计算 （1）主从动齿轮齿数的选择

尽量使啮合齿轮的齿数没有公约数，为保证必要的重叠系数，大、小齿轮的齿数和不应小于40。齿数可按表2-2选择。

从表中选择 1 z ??6；

z2 ??z1 ?i3 ??6?6.56 ??39.36，圆整取39； 验算传动比：i'3??z2/ z1??6.5

??i3?i'3i3?6.56?6.56.56?0.9%?4%传动比合适，齿数选择合适

（2）主、从动齿轮齿形参数计算

表4-2 小齿轮齿数的选择

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从动锥齿轮大端分度圆直径，按经验公式：

dm2?KD?3M计

式中 dm2 —— 从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）； KD —— 直径系数， 2.8 ~ 3.48 ，取3.14 ； M计 —— 计算载荷（N ??cm），M计??M max 2 ??20820.5N ?m ；

则dm2?3.14?32082050?401mm

ms?dm2401??10.3mm z239可以由下列公式检验模数是否合适：

ms?km?3M计

式中 m K ——模数系数， 0.061 ~ 0.089 ；

则将模数与计算扭矩带入上式，得： 0.080 s m ??； 在0.061 ~ 0.089 范围内，模数选择合适。 则 dm1??ms??z1 ??10.3?6??? 61.8mm dm2 ??ms??z2??10.3?? 39 ??401.7mm （3）中点螺旋角m ??

螺旋锥齿轮的名义螺旋角是指分度圆锥上轮齿齿宽中点的螺旋角?m?。螺旋角应足够大，以增大轴向重叠系数，使传动平稳，噪音小。一般轮式车辆?m ?为35??~ 40?，常用35?，本课题也选用?m???35??。 （4）法向压力角n ??

螺旋锥齿轮的压力角以法向截面的压力角?n?来标志的。标准压力角20 ?n?????，对于大型车辆，要求较强的齿根厚度，可采用较大的压力角，如22.5?。本设计选用?n???20??。 （5）螺旋方向

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从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。本设计主动锥齿轮选用左旋，从动锥齿轮选用右旋。 （6）其他齿形参数如表4-3

表4-3 其他齿轮参数的选择

4.2.3.3主减速器锥齿轮材料的选择

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驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

a)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的 耐磨性。

b)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

c)锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规 律易控制。

d)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、 钼、硅等元素的合金钢。

工程机械主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造， 主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，

在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。

由以上介绍选择大、小锥齿轮的材料为20CrMnTi,其参数如下：

??b ?1080MPa 850 s ????MPa 硬度217HB

4.3 差速器设计

车辆在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不相等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。

差速器的结构广泛采用对称式圆锥直齿轮差速器，由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴

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齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方。

本设计采用对称式圆锥直齿轮差速器。 4.3.1 差速器基本参数的选择

圆锥直齿轮差速器的外壳，通常是安装在主传动器的从动齿轮上的，因而受主传动器结构的限制。

4.3.1.1差速器球面直径的选择

差速器的大小可由差速器球面直径??来表征，而球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此表征了差速器的强度。可按经验公式选取??：

??K?3Mcmax

式中 ??—— 差速器球面直径，mm；

K?—— 差速器球面系数，K??1.1 ~ 1.3 ??，取1.15 ；

Mcmax—— 差速器承受的最大扭矩，N ??cm， Mcmax ??Mmax2；

则 ??1.1532082050?147mm

4.3.1.2差速器齿轮参数的选择

在差速器球面直径选出之后，差速器齿轮的大小就基本确定了。此时应使小齿轮齿数尽量小以得到大的模数，从而提高齿轮强度。现今差速器齿轮大多采用22.5?压力角，齿高系数0.8，顶隙系数0.188的齿形，由于压力角增大，最小齿数可小到10 。并可在小齿轮不变尖的条件下，由切向修正加大齿厚，从而使大、小齿轮趋于等强度。 （1）齿数的选择

行星齿轮齿数， 多采用10 ~ 12 ， 半轴多采用16 ~ 22 。为保证等强度， 应使

Z半=1.6~2.0 ；为保证安装，行星齿轮和半轴齿轮的齿数应符合下式： Z行Z左半?Z右半?m n式中 z左半—— 左半轴齿轮齿数； z右半—— 右半轴齿轮齿数；

n —— 行星齿轮个数，大、中型工程机械的行星齿轮数为4； m —— 任意整数；

取z行?10 ，z半?18 。

（2）模数的确定

齿轮的分锥角为： ?行???arctanZ行/Z半，则?行???29.05??；

?半???90????行???60.95??；

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齿轮的外锥距为：Re?d行???73.5mm；

2sin?行2则 d行??行??sin????71.38mm ；

则 m =d行/z行=7.138mm,取为标准值，m ??7； （3）变位系数的确定

为了增加轮齿强度与使大小齿轮应力趋于相等，半轴齿轮和行星齿轮须进行高度变位和切向变位。由图和图查得高度变位系数x ??0.26，切向变位系数xt ????0.063。

4.3.2 差速器齿轮几何参数 差速器齿轮几何参数如表4-4所示

表4-4 差速器齿轮尺寸 名称 齿数 模数 齿宽 压力角 工作齿高 齿全高 分度圆直径 分锥角 外锥距 齿顶高 齿根高 齿根角 顶锥角 根锥角 齿顶圆直径 分度圆弧齿厚 代号 z m b a h0 h d ? Re ha hf ?f ?? ?f da S 行星齿轮 10 7 25 22.5° 11.2 12.516 70 29.05? 72.08 7.42 5.096 4.044? 35.96? 25.006? 82.973 12.06 半轴齿轮 18 30 126 60.95? 3.78 8.736 6.91? 64.99° 54.04?? 129.671 9.93

4.4 半轴设计

半轴的功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 4.4.1 半轴的型式

普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。 半浮式半轴（图4.5（b））以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接

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与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。

3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型车辆，但未得到推广。 全浮式半轴（图4.5（a））的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。

由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故小型车辆不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各种工程机械。

图4.5 半轴型式

4.4.2 计算载荷的计算

4.4.2.1按从发动机传来的最大扭矩计算

在车辆转弯时，若考虑差速器行星齿轮自转内摩擦阻力矩时，一侧半轴会出现最大扭矩，两半轴齿轮，即两半轴的转矩分别为：

1 M1?M（01-K）21M2?M0(1?K)

2式中 M1—— 外侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N ?m； M2—— 内侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N ?m； M0 —— 差速器受到的扭矩，N ?m， M0??Mmax 2； K—— 缩紧系数，K ??0.05 ~ 0.15，取为0.15； 则 M1 ??0.425M0， M2 ??0.575M 0，

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则半轴传递的转矩为： Mzmax ??0.575Mmax 2??0.575M0

???????????????????????????????????????0.575??20820.5 ??27886.1N ?m

4.4.2.2按附着极限决定的扭矩计算

由附着里决定的半轴受到的扭矩为：

M'zmaxK1(GM?PQ)?rd1?

i4?42式中 GM —— 装载机自重（N ），GM ?167000N ；

PQ—— 额定载重量（N ），PQ ??50000N ；

????????????—— 附着系数，轮式装载机????0.85 ~ 1.0，取0.92； rd—— 动力半径（m），rd ??0.76m

i4—— 轮边减速器传动比，i4 ??4.22；

??4—— 轮边减速器传动效率， ??4 ??0.96； 计算得

M'zmax=10410.25N·m

则取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数。

则 Mz??M'zmax??10410.25N ?m 4.4.3 半轴杆部直径的计算

杆部直径是半轴的主要参数，可按下式初选：

d?3Mz

0.196???式中 Mz—— 半轴受到的扭矩，kg ?cm；

????—— 许用扭转应力，半轴材料选用40Cr，则???????5000 ~ 6000 2 kg/cm2

,取为????????5000 kg/cm2；

则d=5.736cm=57.36mm 圆整后取d ??50mm。 4.4.4半轴强度验算

全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力如下：

Mz ???3d16式中 Mz—— 半轴受到的扭矩，N ?mm； d —— 半轴杆部直径，mm； 则半轴受到的扭矩为：?=424Mpa

则??在500 ~ 600MPa 范围内，半轴扭转强度合格，直径选择合适。

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4.5轮边减速器设计

轮边减速器的功用是进一步降速增扭，满足整车的行驶和作业要求；同时由于可以相应减少主传动器和变速箱比，因此降低了这些零部件传递的扭矩，减少了它们的尺寸。

4.5.1 轮边减速器传动方案

轮边减速器有多种布置方案，各种方案有不同的作用。 越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方（图4.6b)；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方(图4.6c)；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。

在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动车辆和超重型载货车辆上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。

一般工程车辆大都采用单排内、外啮合行星式轮边减速器，有两种方案： （1）太阳论主动（由半轴驱动）、齿圈用花键和驱动桥壳体固定连接、行星架和车轮轮毂用螺栓连接。这种方案的传动比为(1???)。??为齿圈和太阳轮的齿数之比。

（2）太阳轮主动（有半轴驱动）、行星架和桥壳固定连接而齿圈和车轮轮毂连接。这种方案的传动比为???。大部分工程车辆采用第一种方案（图4.6a）。

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图4.6 轮边减速器传动型式

4.5.2 行星排的配齿计算

4.5.2.1 根据传动比确定齿数关系

对于太阳轮输入，行星架输出的行星传动型式，其传动比为：

i ???????????zq/ z

由i ??4.22，则zq/zt ?3.22?； 4.5.2.2根据同心条件计算

太阳轮与行星轮的中心距atx 和齿圈与行星轮的中心距aqx应该相等：

zt?zxzq?zx? cos?txcos?qx式中 ?tx?—— 太阳轮和行星轮的啮合角；

???????????qx ?—— 齿圈和行星轮的啮合角；

对于标准齿轮传动、高度变位齿轮传动 cos?tx ???cos?qx?,故得

zq??zt ??2zx

因大部分轮边减速器齿轮采用角度变位，以方便选择行星齿轮齿数，增加轮齿的强度。本设计也采用角度变位，则对于角度变位的齿轮，行星齿数为：

Zxzq?zt2??zx

当( ) q t z ??z 为偶数时, 1 x ?z ????； 当( ) q t z ??z 为奇数时, 0.5 x ?z ????； 4.5.2.3根据安装条件确定齿数的关系

行星轮数目一般为3～6个，增加行星轮数可减少轮齿的载荷，但增加了零件数，降低行星架的强度和刚度，导致齿轮接触条件的恶化，最常见的为3～4个。本设计选行星轮数为3个。

为使行星排个基本原件上所受径向力平衡，应使各行星轮在圆周上均匀分布或对称与旋转轴线分布。对于N个行星轮均匀分布，装配条件是：

zq?ztN?任意整数

4.5.2.4 配齿计算

为使减速器尺寸尽可能小，应使太阳轮的齿数尽可能的小，一般为14～22，在这个区间内配齿，选用满足传动比和安装条件的齿数，并考虑相应的强度问题，最终选用：zt ????zq?????

57?18则根据同心条件得：zq ??zt ??39, Zx??0.5?19

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4.5.3 几何尺寸计算

对于该行星齿轮传动可按表4-5中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表。

表4-5 行星齿轮尺寸

4.6 花键、轴承、螺栓

4.6.1 花键的选择与校核

4.6.1.1 输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处

本花键采用渐开线花键，根据机械设计手册初选花键，参数如表4-6：

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t=12mm

5.3.5 蹄制动厚度

蹄片必须在径向和轴向(宽度方向)有足够刚度，否则会影响制动效果及造成不均匀磨损。蹄片截面都为T 形。中型车辆蹄片的面板和筋板厚度为5-8 毫米。取6mm

5.3.6 蹄片回位弹簧

一般预紧力为20-30 公斤或按正常制动时由于回位弹簧而使推力增加10-15%计算。预紧力过大，使操纵费力，太小则制动器松离缓慢，井在有振动时 可能使蹄片与制动鼓相碰。 5.3.7制动器调整量

一般按摩擦衬片许可磨损量为1.5-2.0 毫米设计调整机构。

5.4 转向系统的选型

本次装载机的转向系统设计采用铰接式转向如图6.1。至于为什么这样，这里只做简单阐述。这是由于铰接式转向的转向半径小，机动性好；能使转向机构的布置简化，车架能摆动，使车轮可适应不平地面，以保证充分利用装载机的附着重量，提高装载机在恶劣地面条件下通过性；能减小车架的扭转载荷，提高结构的可靠性；车轮相对机体没有相对运动，便于采用大直径宽基低压轮胎，以利于提高装载机在松软地面的通过能力。其主要缺点是装载机的稳定性较差。 当然装载机也有其他转形式，偏转车轮转向（前轮转向、后轮转向、全轮转向），和滑移转向等。这里某些转向形式灵活性也不必铰接式转向差。主要由于这些转向形式对于轮胎和悬挂系统的要求比铰接式转向高，一般也只用于小型装载机，对于ZL50这种中大吨位的型号还是铰接式转向更适用。

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图6.1 铰接式车架

5.5转向铰销布置

铰接转向的铰销位置有以下三种情况

①铰销位于前后轴线的中间，转弯时，前后轮轨迹重合。

转向时前后轮转向半径相同，便于通过狭小地段。由于前后轮轮迹相同，减小了在松软地面上的行驶阻力和转向阻力距。原理上尽量采取此种转向方式，但实际中由于要考虑到整车各系统的布置，往往由于各种运动干涉而无法采用此种布置形式。

②铰销位置在前后轴中间偏前，前轮转弯半径大于后轮转弯半径。 如果以铰点分装载机的前车和后车，因为前车工作装置占的位置要小于后车的动力及传动系统所站的位置。故铰销位置偏前，有利于减小整车长度使之更具灵活，更便于动力及传动系的布置。但转向时，由于前后轮转向半径不同，引起附加的功率损失，增加轮胎的磨损。转向时，其纵向和横向稳定性都下降。综合设计任务书上对全车长的要求，本次设计采用此种铰销布置形式。

③铰销位置在前后轴中间偏后，前轮转弯半径小于后轮转弯半径。

此种铰销布置形式也比较奇葩，一般很少见，除非是工作装置异常复杂或者说将传动系统或动力置于前车架上。总之这种情况很少见，在本次设计中不予考虑。

5.6转向油缸的设计

铰接式装载机转向油缸常采用两个，并对称地布置在纵向对称平面的两侧。转向油缸的布置应使油缸与周围各零部件不发生干扰，拆装方便。油缸铰接点的位置，应使其与转向控制阀相联的油缸短一些，转向时变位较小。油缸的摆动角要尽量小，以减小转向力臂的变化。其液压系统原理图如图6.2.

转向油缸将活塞杆端装在前车架缸桶装在后车架上，便于后车液压系统给油缸供油。

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总结

这次的毕业设计内容为，装载机总体及底盘系统设计。在为半年时间中，完成了这次设计。本次设计着重于ZL50装载机的驱动桥设计，按要求按参数从总体设计开始逐步计算出驱动桥的数据，然后驱动桥进行设计。最终制作得一分说明书与一批图纸。本次设计我对于装载机又有了一次全面深入的研究。对于双涡轮变矩器、悬挂、铰接转向和气制动系统。在之前的课程里没怎么提及。但在这次设计中我对此找资料研究学习，就吸收了那一部分知识。

能够写到总结我们欣慰这次毕业设计说难呢也不难说容易呢也不容易。能够完成我感到很欣慰。努力多少就会收获多少。毕业设计要运用的知识很多，要了解的东西也不少，只有勇于学习，大胆创新，才能使自己的能力得到锻炼和提高，并在以后的工作中能解决实际的问题，同时我们也会在这次设计中获得宝贵的经验，达到学以致用的效果。

此次设计是对大学专业知识的一次升华。 首先，使我的专业水平得到很好地展现，

第二，使我从头到尾又梳理了一遍专业课程，巩固了专业知识。 第三，能够在一定程度上为自己今后的工作打下基础指引方向。

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