ZL50装载机传动系统的分析与改进

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1、. . . . ZL50装载机传动系统的分析与改进Analysis and Improvement of Transmission System for ZL50 Wheel Loader摘 要随着主机性能要求的提高和变化，逐渐显现目前国 ZL50 装载机传动系配置较单一、旧。研究装载机的使用工况与在变负荷工况下发动机的特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，研制开发新的适用于该主机的传动系对提高装载机的牵引动力性能和行驶性能具有十分重要的现实意义。本文分析了装载机的使用工况特点、在变负荷工况下发动机的特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，研究了液力变矩器与发动机的匹配性能；详细讨论了新设计

2、的动力换挡变速器的传动方案图与挡位、速比、齿轮模数等主要参数的选择和确定过程，开发设计了前四、后四定轴式动力换档变速器。基于 ZL50 装载机整机参数和新设计的液力变速箱和驱动桥参数，对整机的牵引性能和速度性能进行了理论匹配计算和研究。为了验证设计的一致性和正确性，进行了变矩器性能试验、液力变速箱性能试验和主机牵引性能试验，表明达到了主机的设计要求，具有一定的经济和社会价值。关键词：液力变矩器,动力换挡变速器,匹配,设计AbstractWith the work application change and improvement, it gradually emerged that thep

3、revious ZL50 power train configuration was humdrum and out-of-date. Its verypractical and meaningful for improving the traction performance and vehicle speedto study the application condition and the Engines output characteristic undervarying load, research on the coupling properties between torque

4、converter andEngine. Its valuable to develop new power train system for wheel loader.In this paper, we researched the common work characteristic between the Engine and thetorque converter. A kind of power-shift transmission is developed which has4-forward gears and 4-reverse gears, more detailed cal

5、culation and the choice ofmain parameter are introduced in the paper. Based on vehicle parameters of ZL50wheel loader and new power train, lug forces and the machine speeds of every gearsare calculated and figure out the traction-speed curve.In order to verify the correct and consistent with the cal

6、culation and design,several experiments are done including torque converter performance experiment,hydraulic transmission performance experiment, vehicle lug performance test. Fromthese test, got the original parameter of torque converter and basic characteristics ofthe transmission. Based on ZL50 w

7、heel loader machine parameters and new powertrain, max lug force and the highest speed are proceeded. vehicle tractionperformance curve. As a result, the wheel loader gets superior lug capability and thehigher vehicle speed, it can work efficiently and run faster, achieve the designpurpose.Key words

8、: torque converter, power-shift transmission, match, design- 33 - / 38目 录第1章绪论- 1 -1.1 问题的提出- 1 -1.2 解决的方法- 2 -1.3 本文的研究容和意义- 2 -第2章动力换挡变速箱的设计- 4 -2.1 概述- 4 -2.2 变速箱的设计- 4 -2.3 动力换挡控制油路的设计- 6 -2.4 电控系统的工作原理- 6 -第3章动力换挡变速箱主要参数设计- 7 -3.1 车辆总传动比的确定- 7 -3.2 变速器的挡位和传动比的分配- 7 -3.3 变速器齿轮模数的初选- 8 -3.4 变速器传动

9、方案的设计- 9 -3.5 齿轮强度校验- 10 -3.6 轴的强度校验- 11 -第4章液力变矩器与发动机的共同工作特性- 13 -4.1 液力变矩器特性- 13 -4.1.1 输入特性曲线- 13 -4.1.2 原始特性曲线- 14 -4.1.3 液力变矩器的输出特性- 14 -4.1.4 液力变矩器的自动适应性- 15 -4.2 发动机的特性- 15 -4.2.1 柴油机速度特性- 15 -4.2.2 柴油机的负荷特性- 15 -4.2.3 柴油机的万有特性- 16 -4.2.4 发动机典型工况与主要性能指标- 16 -4.3 发动机与液力变矩器匹配设计- 16 -4.3.1 匹配原则-

10、 16 -4.3.2 初步选型- 17 -4.3.3 发动机外特性曲线的处理- 17 -4.4 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性- 19 -4.5 液力变矩器与发动机共同工作的输出特性- 21 -4.6 匹配设计中应注意的问题- 22 -第5章新传动系的参数与特点- 23 -5.1 ZL50轮式装载机主机和传动系的基本参数- 23 -5.2 新传动系的特点- 24 -5.3 本章小结- 25 -参考文献- 26 -致- 27 -附录A 外文翻译- 28 -第1章 绪 论1.1 问题的提出装载机是一种用途十分广泛的工程机械。它主要用于对散状物料进行铲装运输、卸载与平整作业，已成为产量最大

11、、适用面最广的工程机械机种，1978年中国装载机年产量仅为1315台，而且累计产量才9454台，2007年销量就突破了16万台，仅出口量就超过两万台，比改革开放以前的历史累积总产量还多。近年来国外装载机与国高配置的装载机传动系方面发展趋势为变速器大多为定轴式动力换挡变速器并采用电液换挡，实现电子控制。国 ZL50 装载机生产厂家除个别厂家采用自行研制生产的传动系外，多数厂家几乎采用同一套传动系，结构雷同，液力变速器和驱动桥均为我国六七十年代测绘国外公司产品设计的，数十年未作设计变动。以某装载机厂生产的 ZL50 装载机为例，传动系的典型配置包括：发动机：功率为 154 kW，额定转速为 220

12、0r/min；液力变矩器：单级、双涡轮液力变矩器，K0=4.7，与发动机直接相连；变速器：与变矩器直接相连，为前二后一挡行星式，速比为 iF1=2.155，iF2=0.578，iR=1.577。随着主机机型的发展、性能要求的提高以与新型部件的选用，例如整机重量、发动机功率的提高、连续作业时间的延长，逐渐显现出原配置噪音大、结构复杂、速度低、可靠性较差等缺点，传动系成为制约装载机发展的因素之一。目前绝大多数 ZL40/ZL50 装载机所采用的液力变速器仍是由双涡轮变矩器和前二后一行星式变速器组成。液力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

13、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。变速器为行星式传动结构，前进二挡，倒退一挡，iF1=2.155，iF2=0.578，iR=1.577。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，可靠性差，影响了主机的可靠性；采用了功率分流式液力机械传动，功率损失大，造成有效牵引功率、效率较低，高效区围较窄；行星式结构复杂，尺寸链较长，不易保证，造成变速器噪音较大，另外加工制造困难，维修不方便。1.2 解决的方法通过分析比较原产品特点，在原产品的基础上进行分析改进，研制开发新的液力变矩器，该变矩器总成由纯液力

14、传动单级单向三元件变矩器和电液控制动力换挡变速箱两部分组成。(1)液力变矩器变矩器上设有发动机取力口，可以安装油泵。取力口总输出功率为发动机功率的70%，功率输出不受变速器挡位与涡轮的影响。主要由泵论、涡轮、导轮、动力输出驱动装置与变矩器进出口压力调节阀等组成。发动机驱动变矩器的泵轮旋转，将发动机的机械能转变为工作油液的动能，液流冲击涡轮的叶片，是液流的动能再转变为机械能，由涡轮轴输出，将机械能传给变速器液流经过导轮后再到泵轮进口重新循环。涡轮力矩与泵轮力矩之比(即变矩系数)随着泵轮与涡轮的转速差的增大而增大。(2)电液控制动力换挡变速箱设计采用前四后四定轴式液力换挡变速箱，该变速器共有五根轴

15、，分别为输入轴、过渡轴、输出轴、和两根水平对称布置的平行轴，其中输入轴、两根水平对称布置的平行轴上各有两个离合器，输入轴上的离合器分别为前进、倒退离合器，两根平行轴上分别为一、二、三、四挡离合器。换挡方式采用电-液换挡装置，电-液换挡装置总成安装在变速器的后盖上，动力换挡是通过换挡操纵盒控制电磁阀工作的。在所有离合器分离的条件下，由三组独立旋转的零件，即有三个自由度。当变速器挂挡传动时，只能有一个自由度，需闭合两个离合器即一个方向挡、一个速度挡得到挡位。变速器前后同时输出动力，来满足四轮驱动的车辆。变速器的后输出端可以安装停车制动器，满足停车制动的要求。换挡控制阀由压力调节缓冲阀、换挡阀与电磁

16、阀组成。变速器主要由前进、一挡离合器总成，倒退、二挡离合器总成、第三、四挡离合器总成、惰轮轴与输出轴等组成。换挡方式采用电液换挡装置，电液换挡置总成安装在变速器的后盖上。1.3 本文的研究容和意义1、研究装载机的使用工况与在变负荷工况下发动机的实用外特性、液力变矩器和发动机的共同工作特性，进行了变速箱的相关参数的设计与车速和牵引力的匹配计算，并做出了相应的牵引力曲线图。2、基于以上研究开发了前进四挡、后退四挡的定轴式动力换挡变速器，并通过变矩器原始特性试验、液力变速器（双变总成）性能试验和主机牵引性能试验等，对理论研究和设计计算进行了试验验证，得出新设计的传动系配置合理的结论，车速和牵引力均较

17、原传动系有所提高。研制开发新的适用于该主机的传动系对提高装载机的牵引动力性能和行驶性能具有十分重要的现实意义，同时也具有一定的经济和社会价值。第2章 动力换挡变速箱的设计2.1 概 述目前国大多数生产厂家 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，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

18、加工制造困难，维修不方便。针对原装载机的以上问题，为了提高车速与牵引效率等，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)效率曲线宽而平，高效工作围区宽；(3)结构简单，易于加工制造和维修。2.2 变速箱的设计新设计的变速箱为三自由度定轴式结构，前进四挡、倒退四挡，iF1=4.287，iF2=2.263，iF3=1.230，iF4=0.650；iR1=4.169，iR2=2.201，iR3=1.197，i

19、R4=0.631。输出输入图2-1 新ZL50定轴式变速器传动原理简图变速箱的传动路线如图2-1 所示。该变速器共有五根轴，分别为输入轴、过渡轴、输出轴和两根水平对称布置的平行轴，其中输入轴、两根水平对称布置的平行轴上各有两个离合器，输入轴上的离合器分别为前进、倒退离合器，两根平行轴上分别为一、二、三、四挡离合器。在所有离合器分离的条件下，有三组独立旋转的零件，即有三个自由度。当变速器挂挡传动时，只能有一个自由度，需闭合两个离合器，结合前进挡或倒退挡离合器时，为车辆前进或倒退方向；前进或倒退挡输出齿轮通过一对过渡齿轮与各挡位齿轮相啮合，分别接通各挡位离合器，即可实现上述挡位；换挡通过电控开关控

20、制电磁阀的吸合来实现，换挡力小，操纵简便、轻巧。变速器前进挡通过三对齿轮啮合传动，倒退挡则通过四对齿轮啮合传动，传动效率较高。该变速器前进挡和倒退挡的挡位比差较合理(1.8-1.9)，适合装载机的频繁换挡工况。该变速器与单级、单相、三元件液力变矩器相匹配，可用于 ZL40/50 装载机传动系。应用新型双变（变矩器和变速器），计算结果表明所达到的车辆动力性要好于原双变，一挡牵引力增大了，最高车速由原来的 37km/h增加到 40.87km/h，牵引性能和车速性能均有所改进和提高。由于一、二挡离合器和三、四挡离合器对称分布，考虑实际使用工况，一、三挡离合器扭矩容量按一挡需传递的最大扭矩进行设计，二

21、、四挡离合器扭矩容量按二挡离合器需传递的最大扭矩进行计算。由传动路线可计算出各挡离合器处的传动比为：F、R 挡离合器：1；一、三挡离合器：1.75；二、四挡离合器：0.9375 。2.3 动力换挡控制油路的设计图2-2 动力换挡控制油路原理图控制油路由液压泵、滤清器、换挡控制阀、控制离合器的电磁阀、单活塞液压缸组成。其中换挡控制阀由压力调节缓冲阀、换挡阀与电磁阀组成。换挡通过电控开关控制电磁阀的吸合来实现的，其输出的挡位与电磁阀的组合关系如下表2-1所示。2.4 电控系统的工作原理换挡手柄的状态信号经光电隔离后进入挡位控制器，挡位控制器经过判断、处理后发出相应的控制信号，经光电隔离输出后由输出

22、放大驱动器去控制相应的换挡电磁阀、倒车继电器、启动继电器，从而实现换挡、中位保险功能与制动安全保护。挡位与电磁阀的组合关系如表2-1所示。表2-1 挡位与电磁阀组合关系挡位编号电 磁 阀 编 号MFMRM2M3M4空挡N前进I挡前进II挡前进III挡前进IV挡后退I挡后退II挡后退III挡后退IV挡第3章 动力换挡变速箱主要参数设计3.1 车辆总传动比的确定对于液力传动，变速器输入转速即为变矩器涡轮的转速。按照变矩器高速区的最高转速和设计高挡最高行驶车速40km/h、低挡最高行驶车速6.5km/h，确定了传动系的最高挡传动比、最低挡传动比。 传动系最高挡传动比 (3-1)传动系最低挡传动比 (

23、3-2)由传动系总传动比等于变速器、驱动桥主传动、轮边传动等传动比之积，即，由ZL50驱动桥的主传动速比为5.286，轮边传动传动比为4.4，由此可初步确定得变速器最高挡和最低挡的传动比:变速器最高挡传动比为：15.448/(5.2864.4)=0.664变速器最低挡传动比为：102.983/(5.2864.4)=4.4273.2 变速器的挡位和传动比的分配变速器挡位数多少对车辆的动力性、经济性影响很大。挡位多，可以使发动机经常工作在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化围小，发动机平均功率高，可提高汽车的动力性；同时，也增加了发动机在低油耗区工作的可靠性，因而提高了车辆的燃料经济性。对

24、于液力传动的轮式装载机，一般进退均有3-4个挡位。按照速度连续原则确定变速器中间挡的传动比时，应使各挡位的传动比成等比数列。确定所设计的变速器由四个挡位，可计算出相邻挡传动比公比为： (3-3)对于传动系为液力传动时，q一般取1.42.0。由此可初步确定中间挡位的传动比并得出初步确定的变速器速比为： (3-4)3.3 变速器齿轮模数的初选在传动系的齿轮设计中，可以参考同类型工程机械的齿轮设计的经验公式初选齿轮的模数。前进倒退挡齿轮 其中K=1 (3-5)输出齿轮 (3-6)式中变矩器的涡轮最大输出扭矩，变速器的一挡传动比变速器的传动效率，取=0.08对液力传动，变速器最大输入扭矩即为变矩器涡轮

25、最大输出扭矩。发动机与变矩器匹配后的涡轮最大输出扭矩理论计算值为1555.39，据此，求得： (3-7) (3-8)上述经验公式主要用于对机械传动变速器的设计。对于液力传动，由于变矩器对外冲击和载荷的吸收，变速器得到了很好的保护，大大降低了载荷对变速器的冲击，因而实际选取齿轮模数时可略微减小。初选两对输出齿轮模数为6，其余为5。3.4 变速器传动方案的设计设计变速器传动方案和配齿时应考虑以下原则：(1)于装载机有 30%的时间在倒挡工作，前进、倒退挡换挡频繁，为了减轻换挡操纵强度和提高前进、倒退挡离合器的平均寿命，将前进倒退换向离合器布置在转速较高的输入轴上。(2)应将传动比尽量多分给后面的传

26、动部件，以降低传动元件的尺寸和重量。但过高增速会使高挡时变速器轴承工作转速过高与齿轮圆周速度过大，也是不合理的。(3)从制造工艺性考虑，变速箱各挡齿轮模数应尽可能一致，最多两种。基于以上原则，参照和借鉴德国 ZF 公司、日本小松、TCM 等公司生产的动力换挡变速器的结构，经反复试算，最后得出传动方案如图 3-1 所示。该变速器共有五根轴，分别为输入轴、过渡轴、输出轴和两根水平对称布置的平行轴，其中输入轴、两根水平对称布置的平行轴上各有两个离合器，输入轴上的离合器分别为前进、倒退离合器，两根平行轴上分别为一、二、三、四挡离合器。在所有离合器分离的条件下，有三组独立旋转的零件，即有三个自由度。当变

27、速器挂挡传动时，只能有一个自由度，需闭合两个离合器即一个方向挡、一个速度挡得到一个挡位。输出输入1图3-1 变速器传动方案图3.5 齿轮强度校验齿轮强度校核以前进一挡工况进行校验，表中列出变速箱前进一挡时工作齿轮的有关系数。接触疲劳强度校核(1)接触应力计算：在此只计算一挡输出齿轮： (3-9)式中：齿数比=2.364、工况系数=1.25、动载系数=1.03、端面载荷分布系数=1.0、齿向载荷分布系数=1.0、节点区域系数=2.5、弹性系数=189.8、重合度系数=0.95。计算结果如下表3-1所示：表3-1 计算所得各参数值齿数计算转矩(Nm)分度圆直径d(mm)齿宽b(mm)计算应力有限寿

28、命疲劳极限有限寿命安全系数SH分度圆周力Fe(N)失效概率%SH52612728648105717601.67428461.022612712148162017601.69428461.0(2)接触疲劳极限计算： (3-10)取齿轮接触疲劳极限值：，取润滑系数=1.05，光洁度系数=1.95，速度系数=0.95，表面硬度系数=1.0，寿命系数=1.0(3)弯曲强度校核：弯曲应力计算: (3-11) 式中：工况系数=1.25，动载系数=1.03，端面载荷分布系数=1，齿形系数=1.0，齿向载荷分布系数=1，重合度系数=0.95计算结果如下表3-2所示：表3-2 计算所得各参数数值齿数计算转矩(N

29、m)分度圆直径d(mm)齿宽b(mm)分度圆周力Fe(N)相应节圆线速度V(m/s)计算弯曲应力弯曲寿命疲劳极限有限寿命安全系数SH5261272864842846198.55302.62261271214842846198.55302.63.6 轴的强度校验在此只对输出轴进行校核:为轴的弯矩和转矩 (3-12)弯矩 转矩 所以：危险断面的合成应力为： (3-13)输出轴的材料为40Cr，屈服极限为所以安全系数S=750/424.4=1.77第4章 液力变矩器与发动机的共同工作特性当液力变矩器和发动机串联联合工作时，它们可以被看成是某种对外输出功率并具有一定的扭矩和速度调节围以与燃油经济性的复

30、合动力装置。但是发动机作为一种动力装置，变矩器作为一种传动装置，它们各自又有独立的工作特性。因此，当两者共同工作时，它们的特性之间必将存在着一定的相互制约关系，这种相互制约关系直接反映了整机的动力性和燃油经济性。研究液力变矩器和发动机共同工作的目的就在于确定它们共同工作的特点和工况点，借以分析比较它们的匹配工况，为液力变矩器的尺寸选择以与分析研究发动机-液力变矩器-工作机系统的工况提供依据。4.1 液力变矩器特性4.1.1 输入特性曲线 液力变矩器的输入特性是以泵轮转矩系数作为参数而绘制的泵轮转矩MB与转速函数关系的曲线。 利用公式 MB=gBnB2D5 与液力变矩器的原始特性参数，可以计算M

31、B随的变化规律是通过原点的二次抛物线。当工况变化时值也变化，于是可得一簇抛物线，（见图4-1(a)）。随着透穿性系数(即泵轮转矩系数)的减小，输入特性图上的抛物线将相互靠近。对于绝对不透的液力变矩器，由于= 常数，输入特性图上只有一条抛物线，（见图4-1(b)）。(a) (b)图4-1 液力变矩器的输入特性(a) 可透性液力变矩器 (b)不可透性液力变矩器4.1.2 原始特性曲线无因次特性，又称原始特性，是表示在循环圆液体具有完全相似稳定流动现象的若干变矩器之间共同特性的函数曲线。所谓完全相似流动现象指两个变矩器中液体稳定流动的几何（空间）相似、时间相似、运动相似和动力相似。根据相似理论，可以

32、建立以变矩器传动比i为自变量，泵轮转矩系数、变矩系数K和变矩器效率 随i变化而变化的函数关系，即：(i),k=k(i), =(i)。以上三式就是变矩器的无因次特性，它代表了一组相似的变矩器群在任何转速下的输出特性（见图4-2）。图4-2 液力变矩器的无因次特性曲线4.1.3 液力变矩器的输出特性 液力变矩器的输出特性是表示输出参数之间关系的曲线。通常是使泵轮转速保持不变，在此工况下求取以涡轮转速为自变量的各输出特性曲线见表4-1所示。 MT=MT()，MB=MB()，=() 当涡轮转速变化时，能保持泵轮转矩MB不变或大致不变时，称这种液力变矩器具有不透穿的性能，即不透性(见表4-1b)。 泵轮

33、转矩MB随涡轮转速的增大而减小，这种性能称为正透性（见表4-la）。泵轮转矩MB随涡轮转速的增大而增大，这种性能称为负透性（见表4-lc）。表4-1 具有不同透穿性的液力变矩器的输出特性4.1.4 液力变矩器的自动适应性对于任何一种液力变矩器，涡轮的最大输出转矩均在启动工况点获得，且随转速比的增大而减小，从特性曲线上看，它是一条单调下降的曲线，由于复合转矩MZ与涡轮输出转矩MT的交点就是液力变矩器的工作点，当负载转矩变化时液力变矩器的工作点随之变化，涡轮输出转速，随负载转速的增大而自动下降，随负载转矩的减小而自动升高，此为液力变矩器的自动适应性的重要特性，涡轮转速的变化随负载的变化是无极的。4

34、.2 发动机的特性4.2.1 柴油机速度特性柴油机的速度特性是指当喷油泵的油量调节机构(油门拉杆或齿条)位置固定不动时，柴油机的输出转矩T、功率与比燃油消耗量等性能指标随转速变化而变化的关系。4.2.2 柴油机的负荷特性柴油机的负荷特性是指当柴油机保持某一转速不变时，移动喷油泵的油量调节机构(油门拉杆或齿条)位置，改变每循环供油量b时，比燃油消耗量随功率变化而变化的关系。4.2.3 柴油机的万有特性速度特性、负荷特性只能表示某一齿条位置时，发动机参数间的变化规律，而对于工况变化大的发动机要分析各种工况下的性能，就需要在一图上全面表示出燃机性能的特性曲线。发动机的多参数特性称为万有特性。广泛应用

35、的万有特性以转速为横坐标，以平均有效压力为纵坐标，在图上画出许多等比燃油消耗量曲线和等功率曲线，等比燃油消耗量是根据不同转速下的负荷特性曲线做出来的.4.2.4 发动机典型工况与主要性能指标发动机最大功率工况： (额定功率), (额定转速);发动机最大转矩工况： (最大转矩), (最大转矩工况下的转速);空转最高转速工况：一般=(1.11.2)，对应的M,N接近与零;空载最低转速工况：此时发动机输出功率和转矩值接近于零。ZL50装载机发动机主要性能指标见表4-2。表4-2 ZL50装载机发动机特征参数表额定功率额定转速最大扭矩最大扭矩应转数最高空转转数最低转速16220008501400220

36、06504.3 发动机与液力变矩器匹配设计一台效率高、性能良好的液力变矩器往往需要经过多次反复的设计、试验、修改之后才能获得。因此，在牵引车上加装液力变矩器，我们可以通过在现有的类型系列中选择一台经过考验的、性能良好的、己经成熟的液力变矩器，并使液力变矩器和发动机能合理地匹配，从而使牵引车性能得到改善。4.3.1 匹配原则所谓合理匹配就是指如何选择液力变矩器与发动机共同工作的工况(亦即确定发动机转矩特性和液力变矩器输入特性在共同工作输入特性图上的相对位置)，以保证两者的共同工作能获得最佳的效果。要使发动机与液力变矩器有一个最佳、最合理的匹配，应满足以下基本原则。在液力变矩器的工作围，应能充分利

37、用发动机的最大有效功率，使得液力变矩器的高效围处于发动机最大功率点附近；从经济角度考虑，液力变矩器与发动机共同工作围应处于发动机单位功率燃油消耗量的最低值，在同等功率的条件下，柴油机的燃油消耗量应尽可能地减少；液力变矩器在启动与低转速时获得最大转矩，满足牵引作业要求；柴油机不至于因负载突然增大而熄火，负载抛物线中的任何一条与净力矩曲线的交点，应在熄火点以右；高效工作区宽一些，因为调速围增加，有利于提高工作机的适应性。4.3.2 初步选型首先根据发动机的额定输出功率粗选YJ320液力变矩器，再根据发动机的外特性曲线(转矩曲线)和所选变矩器的输入特性曲线（即负载抛物线束）所共同包围的区域来确定其共

38、同工作工况。4.3.3 发动机外特性曲线的处理发动机外特性曲线的处理分两种方法：第一是发动机外特性曲线由发动机台架试验获得，可用- ()或- ()两条曲线表示。在给定外特性实验数据的情况，用数值方法进行匹配计算，需要将没有函数关系的发动机扭矩特性曲线以拟合的方式用解析式表示，以便求解发动机净外特性曲线与变矩器输入特性曲线(有解析表达式)的交点，即二者共同工作点。发动机扭矩特性曲线分为外特性段和调速特性。外特性段为单凹曲线，可以近似用二次曲线表示。调速特性段为直线，可用直线方程表示。如果己知特性曲线上的若干离散点(，Mei)(i=l，2，)，采用分段最小二乘拟合，曲线方程如公式4-1：时: Me

39、= a0+a1ne+a2ne2时: Me= b0+b1ne (4-1) 式中：Me, ne分别为发动机扭矩与其对应的转速；为外特性曲线与调速特性交点对应的发动机的转速；a0, al, a2, b0, b1分别为待定系数。并采用了抛物线二次插值，使这些离散数据得到光滑处理和格式统一，并保留其原有变化特性。第二种方法是给定额定功率与对应转速、最大扭矩与对应转速，在此情况下，外特性区段用二次抛物线近似，而在调速区段近似用直线表示，如公式4-2。时: = -(-)(-)2/(-)2时：= (-)/(-) (4-2)式中:,发动机任意转速,与其对应的转矩；,发动机额定功率工况时的转速和转矩；,发动机最大

40、扭矩工况时的转速和扭矩；发动机最大空转转速。在变矩器与发动机匹配的计算中，通常使用发动机净扭矩曲线，即扣除功率分流装置消耗功率之后的净扭矩特性曲线。对于装载机，在挖掘和装载作业中，工作泵往往要消耗发动机很大一部分转矩和功率，约占额定功率的35%40%，为了兼顾其他作业的需要，可以扣除20%的发动机最高转矩和功率作为消耗在工作泵上的转矩和功率进行与变矩器的匹配。由于在装载机的工作过程中，转向泵与变速泵和工作泵相比使用频率相对较少，计算中可以忽略。扣除变速泵和工作泵消耗的扭矩和功率后，得到发动机的实用外特性再与液力变矩器进行匹配。根据发动机的主要参数考虑采用第二种方法对发动机特性曲线进行拟合，采用

41、MATLAB得到图4-3所示发动机的扭矩拟合曲线:图4-3 发动机扭矩曲线4.4 液力变矩器与发动机共同工作的输入输出特性液力变矩器与发动机联合进行工作后，牵引车使用性能的好坏，除与液力变矩器的特性有关外，更主要的则取决于两者的合理配合。很可能液力变矩器的原始特性很理想，但因直径等选得不合适，致使其共同工作的特性很不好(即匹配得不好)而导致牵引车的使用性能差。所以，无论是选择还是设计一个液力变矩器都必须进行与发动机共同工作的校验，以评定液力变矩器的特性和有效直径是否合适，能否使整机获得良好的性能。研究两者共同工作的己知条件是：液力变矩器结构形式以与它的无因次特性曲线,液力变矩器的有效直径D。发

42、动机的外特性曲线。当液力变矩器与发动机共同工作时，在变矩器和发动机的特性之间存在一定的相互制约关系。这种关系可以用变矩器和发动机共同工作的输入特性表示。根据公式，、g、D为常数，故，转矩曲线是一条二次抛物线。对可透性的变矩器来说，因为b随i的变化较大，所以不同传动比的负载抛物线相距就较远，它们所包括的工况区就较宽。不可透的变矩器情况就有所不同，b基本上不随i的变化而变化，它们所包括的工况区围和可透的变矩器相比就显得相当狭窄; b随i的变化而变化，在液力变矩器的特性曲线上，我们可以选取不同的i值，从而对应有不同的b值。选定一个i值后，又对应有不同的值，这样在一个i值下，可以得到一组Mb的值，在发

43、动机原始特性曲线上，用光滑曲线将这些Mb值所对应的点连接起来，考查其与发动机转矩曲线的交点是否满足匹配的要求。若满足，进行复选:若不满足，则排除。MBg图4-4 YJ320液力变矩器原始特性曲线由图4-4可查出i=00.9时MBg的值，公称转矩MBg是指当 =1000rmin1，时动力机传给液力变矩器泵轮的转矩。首先根据公式B=MBg/g10002D5 (式中g=9.8，=0.872103kgm-3，D=0.450m)，计算出b的值。再根据公式MB=gnB2D5取 =1400,1600,1800,2000,2200,2400,2600,2800,3000九个值，计算可得出九组不同转速下的值。相

44、应的可在发动机外特性曲线图上做出泵轮在不同传动比下的转矩曲线，如图4-5所示。由图中共同包围的区域大致可知发动机与液力变矩器共同工作工况。由图4-5可知，液力变矩器与发动机共同工作的工况点基本符合最大功率点和最大力矩点，其工作区包括围广，符合要求，故可进行下一步复选。i=0.9i=0.75i=0转矩 800700600500400300200100600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 转速图4-5 ZL50装载机与YJ320液力变矩器共同工作输入特性4.5 液力变矩器与发动机共同工作的输出特性经MATLAB计算绘图，得到液力变矩器与发动机共同工作

45、的输出特性曲线如图4-6所示。涡轮功率5（KW）涡轮扭矩7.5（Nm）图4-6 ZL50装载机与YJ320液力变矩器共同工作输出特性发动机一变矩器匹配的特征参数如下：最大输出扭矩(Nm): 1555.39最大输出功率(kw)/对应转速(rpm)：140.8/1360.8最高效率工况输出功率(kw)/对应转速(rpm) ：138.6/ 1383 .5平均输出功率(kw) ： 99.4由此可以看出，最大输出功率工况对应的功率与转速与变矩器最高效率工况对应功率与转速，这两个工况比较接近，说明发动机的功率得到充分利用，即匹配比较合理。4.6 匹配设计中应注意的问题额定工况点应在燃机的功率最大点。启动工

46、况(i=0)时，启动转矩越大越好，即最好通过燃机的最大转矩点。共同工作要求有较宽的高效区，即nt2/nt1的值越大越好，而且在高效区围，要有较低的比燃油消耗，即柴油机在该区间运行有较好的经济性。比较柴油机加上液力变矩器的传动特性与单独使用(即不加变矩器)的动力特性，可得：发动机加上液力变矩器后使其工作围大扩大了。液力变矩器与柴油机组合后，可提高柴油机稳定工作的转速围。柴油机单独工作时，工作机转速低于柴油机的最低转速时，柴油机就会熄火，而加上变矩器后，由于变矩器泵轮是柴油机的直接负载，所以即使工作机转速很低甚至为零，变矩器处于制动工况，但柴油机仍然带动变矩器泵轮转动，即柴油机不会熄火。虽然柴油机

47、单独工作时，对抛物线性负载在任何工况点都是稳定工况点，但对恒转矩性负载则可能出现不稳定工况。而加上液力变矩器以后，无论是抛物线负载还是恒转矩负载，在任何工况点都是稳定的。加上液力变矩器后，虽然使工作围有较大的拓宽，但由于液力变矩器本身效率不太高，所以通过液力变矩器以后输出的功率要比柴油机功率有所下降。但由于液力变矩器具有自适应性，可以无级变速，能免去机械变速等造成的损失，同时也简化了操作，故其损失掉的功率可相应得到补偿。第5章 新传动系的参数与特点5.1 ZL50轮式装载机主机和传动系的基本参数1）轮距：2240 mm轴距：2760 mm 轮胎：23.525轮胎气压：前轮：0.270.31 M

48、Pa, 后轮：0.270.31MPa动力半径：前轮：0.75 mm， 后轮：0.745 mm滚动阻力系数：0.035额定载重量：5000 kg各挡行驶速度要求：VF1= 06.5 km/hVF2= 012 km/hVF3= 022 km/hVF4= 040 km/h驱动形式：全桥四轮驱动2) 发动机原始参数：额定转速：2200 r/min额定功率：154 KW最大输出扭矩：771 N.m/14001500r/min3）液力变矩器设计参数：最高输入转速： 2600 r/min最大输入扭矩： 640 N.m循环圆直径： D=355mm涡轮制动工况最大输出扭矩： 1555.39 N.m零速变矩比：K

49、0=2.45进口压力：0.50.6 MPa出口压力：0.20.3 MPa4）变速箱采用前进四挡、倒退四挡，各挡速比为：iF1=4.287，iF2=2.263，iF3=1.230，iF4=0.650 iR1=4.169，iR2=2.201，iR3=1.197，iR4=0.631总传动效率为：=0.805）附件（工作泵、转向泵、变速泵）变速泵型号：BCB13-52 齿轮泵，排量q 1为 63 ml / r，工作压力为 1.081.47 MPa转向系统油泵型号：CBG2080 齿轮泵，额定流量 150L/min,工作压力为 15.7MPa工作泵型号：CBG3160，排量q 2为 160 ml / r

50、，工作油压为 15.7 MPa5.2 新传动系的特点在传动系的设计中，采用了一些新技术、新结构，与原传动系相比较主要有下列不同：1）总体来说，原 ZL50 装载机从传动系形式来看，属于液力机械串联的复合传动。采用的双涡轮变矩器，属于将液力变矩器与机械传动元件组合起来的功率分流的力机械变矩器，在高速轻载工况下，自由轮机构脱开，第一涡轮空转，动力自第二涡轮单独传递；在低速重载工况下，自由轮机构锁紧，两个涡轮共同传递功率，从而使变矩系数加大，K0 =4.7，最高效率高。由于双涡轮作用，其变矩系数曲线由两段不同斜率的曲线组成，因此随着外载荷变化时变矩器本身可进行一定量的自动调节。与之相配的变速器为有两

51、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。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 ZL40/50 装载机的通用型配置。但由于液力变矩器采用了双涡轮，功率损失大，造成有效牵引功率、效率较低，高效区围较窄；超越离合器受力状况和润滑条件较差，可靠性差；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。新传动系的液力变矩器为单级、单相、三元件向心涡轮变矩器，制动工况变矩系数K0 不小于 2.45，具有正透性，当负荷增加时，涡轮的转速减小，循环圆流量增加，使泵轮负荷增加，反之亦然，这样利于充分发

52、挥发动机的功率，提高燃油经济性。由于采用了单级、单向向心涡轮变矩器，最高效率高于其他形式的变矩器，实测最高效率值为 0.868，且高效工作区较宽；最大的特点是零件易于加工制造。当然，该变矩器的起动工况（i=0）的变矩系数K0 较之原双涡轮变矩器小，但因为配置了速比围较大的前四后四动力换挡变速器，同样获得了较大的速比围，不仅满足了装载机高速时的小速比和作业时的大速比要求，且能充分发挥发动机的效率，制造工艺性较好，维修性较方便；配上电液操纵，在一定围可实现无级变速。新老传动系的主要不同点如下：(1)原传动系属液力机械串联的复合传动；新传动系属纯液力传动。(2)原传动系变矩器为双涡轮加超越离合器，结

53、构复杂；新传动系变矩器属单级、单向、三元件，结构简单。(3)原传动系变矩器零速变矩比K0 =4.7；新传动系变矩器零速变矩比K0 =2.45。(4)原传动系变矩器最高效率 0.75；新传动系变矩器最高效率 0.868 。(5)原传动系变速器为前二后一三挡行星传动变速器；新传动系属变速器前四后四八挡定轴式动力换挡变速器。(6)原传动系最高车速为 37 km/h；新传动系最高车速为 40 km/h（实测值为 40.87km/h）。(7)原传动系一挡最大牵引力为 146kN；新传动系一挡最大牵引力为 157.98 kN；(8)原液力变速器为机械换挡；新液力变速器为电液操纵动力换挡，减轻了操纵强度。5

54、.3 本章小结本章对液力变速器进行了研究。以ZL50 装载机液力变矩器为例，分析讨论了装载机的实用调速特性、发动机与液力变矩器共同工作的输入、输出特性，并对实际匹配曲线进行了分析讨论，得出匹配合理的结论；针对实际需要，设计了动力换挡变速器，详细讨论了新的动力换挡变速器的传动方案图与挡位、速比、齿轮模数等主要参数的选择和确定过程。最后就新传动系统与原系统系的区别进行了阐述。参考文献1 唐经世.工程机械(上下)J.中国铁道,19862 郁录平.工程机械底盘设计J.长安大学,20033 仁光，吴际璋.汽车构造J.人民交通，19954 高维山.变速器M.人民交通,19905 四成.工程机械设计M.科学

55、，20036 徐灏主编.机械设计手册第5卷M.机械工业，20037 光裕，许纯新.工程机械底盘设计M.机械工业，19948 恒，傅则绍.机械原理M.高等教育，19909 桓，作模文杰.机械原理.高等教育出版，200910 徐灏.机械设计手册第4卷M.机械工业，2003第2版11 濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.高等教育,2009 12 干光瑜，惠民.材料力学（第三版）高等教育,2009 13 罗邦杰.工程机械液力传动M.机械工业,199114 曙东，何存兴.液压传动与气压传动（第三版）.华中科技大学,200815 晋生.铲土运输机械设计M.机械工业,198316 KOMATSU Co. L

56、TD.KOMATSU Hydraulic Torque Converter Maintenance Standard 198517 D.Cuishow. Tractor Performance Testing on Axle Dynamometers. Choice of Torque Setting and Interpretation of Results, J.Terramechanics,1988附录A 外文翻译Automated generation of workspace requirements of mobile craneOperations to support conf

57、lict detectionKevin Tansies, Burch Akins Department of Civil and Environmental Engineering, CarnegieMellonUniversityAbstractModeling workspace requirements related to mobile crane operations could minimize delays associated with spatial conflicts and hazards onconstruction sites. To identify spatial

58、 conflicts related to crane operations, project engineers need to model and reason about station-temporalbehaviors of cranes and coordinate them within a dynamic construction environment across time. Current approaches for identifying equipment-related spatial conflicts are based on discrete-event s

59、imulation of dynamic equipment motion. The accuracy of spatial conflicts detected using suchapproaches can be error-prone since it depends on a rate of time increment for the simulation to be set by the user. This paper presents an approachfor generating workspaces that encapsulate spaces occupied b

60、y mobile cranes moving during an operation. It also discusses an assessment of theeffectiveness of the approach in identifying spatial conflicts between mobile cranes and building components.1. IntroductionMobile cranes are widely used on construction sites for liftingmaterials. Compared to other types of construction equipment,mobile cranes typically occupy relatively large workspaces in threedimensions (3D) during an operation. When the workspace of crane is not taken into account prior to its operatio