ZL50装载机总体及行星变速箱设计中间轴及齿轮毕业设计

本科毕业设计（论文） ZL50装载机总体及行星变速箱设计（中间轴及齿轮） （杨大伟） 燕 山 大 学 2011年12月 本科毕业设计（论文） ZL50装载机总体及行星变速箱设计 （中间轴及齿轮） 学院（系）： 继续教育学院 专 业： 机械工程及其自动化 学生 姓名： 杨大威 学 号： 指导 教师： 答辩 日期： 燕山大学毕业设计（论文）任务书 学院： 系级教学单位： 学 号 学生 姓名 杨大威 专 业 班 级 机械工程及其自动化 题 目 题目名称 ZL50装载机总体及行星变速箱设计（中间轴及齿轮） 题目性质 1.理工类：工程设计 （√ ）；工程技术实验研究型（ ）； 理论研究型（ ）；计算机软件型（ ）；综合型（ ） 2.管理类（ ）；3.外语类（ ）；4.艺术类（ ） 题目类型 1.毕业设计（ √ ） 2.论文（ ） 题目来源 科研课题（ ） 生产实际（ ）自选题目（ √ ） 主 要 内 容 1.总体设计：A.总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 及总体参数的确定：①确定轴距和轮距②初选轮胎③初定斗宽和斗型④计算阻力⑤装载机的使用重量⑥确定发动机的功率⑦车速和档位的确定⑧最大卸载高度和相应的卸载距离。B. 牵引计算；①做柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线②确定档位数及各档传动比③运输工况的牵引特性曲线④求出各档最高车速 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 该车的牵引性能C.牵引计算；①做柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线②确定档位数及各档传动比③运输工况的牵引特性曲线 。C. 变速箱挡位、速比的确定，动力换档变速箱形式的选定。 2.变速箱设计（行星变速箱）：A.方案设计，确定传动简图；B.技术设计；C.刚度、强度计算。 3. 变速箱操纵液压系统原理图设计。 研究方法：运用所学专业知识、设计 经验 班主任工作经验交流宣传工作经验交流材料优秀班主任经验交流小学课改经验典型材料房地产总经理管理经验 采用计算法和类比法综合运用的方法。 研究思路：首先多方面收集相关资料，进行实习了解装载机的实际结构，并熟悉装载机的各个部分，然后根据所学知识，参照相关样机，取其优点，去其缺点，设计出自己的。 基 本 要 求 本毕业设计是对我们毕业生一次全面训练，目的在于巩固可扩我们在校其间所学的基础知识和专业知识，训练我们的综合运用所学知识分析和解决问题的能力。我们在工作设计过程中，要独立思考，刻苦钻研，有所创造的分析，解决技术问题。通过毕业设计，使学生掌握装载机的总体设计，变速箱设计，牵引计算的确技术工作的实现方法，为今后步入工作岗位打下良好的基础。在此次的设计中我们会用pro/E建摸并用有限元方法分析某个零件的强度性能。 参 考 资 料 [I]同济大学主编.铲土运输机械.北京：中国建筑工业出版社，1987. [II]吉林工业大学编.轮式装载机设计. 北京：中国建筑工业出版社，1989. [III]杨晋生主编. .铲土运输机械.北京：机械工业出版社，1987. [IV]同济大学主编.工程机械底盘构造与设计.北京：中国建筑工业出版社，1987. [V]诸文农编.底盘设计（上、下）.机械工业出版社. [VI]许镇宇、邱宣怀主编.机械零件.人民教育出版社. [VII]机械零件课程设计.贵州人民出版社. [Ⅷ]吉林工业大学主编.工程机械液压与液力传动.机械工业出版社. [Ⅸ]液压传动设计手册.上海科技出版社. [Ⅹ]东北工学院编.机械零件设计手册.冶金工业出版社. [Ⅺ]成大先主编.机械设计手册.化学工业出版设，2004. [Ⅻ]《机械工程 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 手册》编委会编. 机械工程标准手册.中国标准出版社，2002. [ⅰ]黄宗益、薛瑞祺、阎以诵编著.工程机械CAD.同济大学出版设，1990. [ⅱ]D.J.Wilde,Globally Optimal Design,Wiley Interscierce,N.Y.1978 [ⅲ]Roger E.Kaufman,Mechanism Design by Computer,Machine Designm,Oct.1978 周 次 第 1～2 周 第3 ～5 周 第6 ～7 周 第 8～10 周 第11 ～13 周 应 完 成 的 内 容 查找英文资料进行英文翻译，熟悉设计内容并收集资料； 熟悉整理资料，方案选择及总体设计； 绘制总体布置图， 变速箱设计；绘制变速箱装配图； 液压原理及典型零件设计；修改设计图、完善和装订设 计成果。 指导教师： 职称： 年 月 日 系级教学单位审批： 年 月 日 摘要 ZL50装载机是我国轮式装载机系列中的中型产品，该机是一种较大型的以装卸散状物料为主的工程机械，广泛应用于矿山、基建、道路修筑、港口、货场、煤场等地进行装载、推土、铲挖、起重、牵引等作业。 ZL50装载机属于ZL系列，采用轮式行走系，液力机械传动系，铰接式车架，工作装置采用液压操纵。所以该机具有机动性好、转向灵活、生产率高、操纵轻便等优点，另外，该机后桥布置为摆动桥，增加了整机的稳定性，所以该机的安全性好。 ZL50装载机采用液力变矩器、动力换档变速箱、四轮驱动、液压转向、嵌盘式制动器、铰接式车架的先进结构，具有牵引力大、操作方便、转弯半径小、作业效率高等优点。 本设计中采用行星式动力换档变速箱，它具有3个离合器和3根轴，且轴安装在壳体内，使变速箱结构简单、便于维修。变速箱具有两个前进档和一个后退档，可以产生3个速度。 本设计中采用了有限元分析方法。在设计变速箱中间轴时，首先用传统方法进行计算并校核其强度、刚度等。然后用Pro/ENGINEER软件进行建模，并用Pro/MECHANICA分析方法对其进行有限元分析，分析其强度。 关键词： 装载机 液力机械传动系统 行星式动力换档变速箱 有限元分析方法 Abstract The loader ZL50 is wheel type and it is more bigger among the series made in our country .It is suitable for loading discharging materials and it applies for mine、capital construction 、road building、port、field、coal field and carries loading、pushing dust、 diging、rising weight、. The loader ZL50 is ZL series .It adopts whell type system、liquid engine driving system、ream meet vehicle type、,working set of hydraulic pressure controlling.So it has good flexibility、turning agility、high productivity、controlling handiness ets.Its back bridge is swing bridge ,so increases the stability of whole machine,and it has a good security. Being quipped with advanced devices such as hydraulic torque conventer、 power shift gearbox、four wheel driving 、hydraulic steeringgear、chuck disk break and artiallated frame.So the loader model ZL50 is featured with high pulling capacity、small turning radius.all of which make it possible for easy_operation.thus resulting in the high efficiency of our product. In my design,I adopt counter_shaft、power_shift transmission.It is equipped with one church and four axles.The axles is placed in room,so the transmission’s construction is simple and maincenance is easy.the transmission has two forward and one reverse gear,it can provide three Speeds. Finite element analysis method is adopted in this design.When designning the axis of the gear-box,first I carry through accounting using tradition method and check its intensity and freshness. And then I carry through modeling using Pro/ENGINEER，and carry through finity analysis using Pro/MECHANICA analyzed method,analying its intensity. KEY WORDS：loader liquid engine driving system hydraulic torque conventer power shift gearbox Finite element analysis method 目 录 I摘要 IIAbstract 1绪论 3第1章总体设计 18第2章牵引力计算 182．1 柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线 182.1.1 联合工作输入特性曲线 222.1.2 柴油机与变矩器联合工作的输出特性 232．2 确定档位数及各档传动比 262．3 运输工况的牵引特性曲线 282．4 求出各档最高车速并分析牵引性能 30第3章 总体布置 37第4章 行星式动力换档变速箱设计 374．1 传动比的确定 384．2 传动简图设计 384.2.1 传动简图的选择 394.2.2 离合器的布置 404．3 配齿计算 404.3.1 确定变速箱行星排的参数（K1、K2） 414.3.2 选配齿轮 424．4 行星机构运动学和动力学分析 424.4.1 运动学分析 464.4.2 动力学分析 494．5离合器设计 494.5.1 确定换档离合器的结构型式 494.5.2 确定主要参数 514.5.3　摩擦片间最大相对转数的验算 514.5.4 换档离合器的滑磨功 524. 6 结构设计 525.6.1齿轮设计 544.6.2 轴承的选择计算 574.6.3 轴的设计 65第5章 变速箱中间轴的有限元分析 655.1 有限元分析方法概述 665.2 Pro/MECHANICA分析方法 675.3 基于Pro/ENGINEER特征的建模 675.3.1 Pro /ENGINEER介绍 685.3.2 建模过程 695.4 中间轴的静力学有限元分析 75参考文献 76致谢 绪论 塔式起重机是我们建筑机械的关键设备，在建筑施工中起着重要作用。并且在高层工业和民用建筑施工中一直处于领先地位。 QTZ630 自升式塔式起重机是为满足高层建筑施工，设备安装而设计的新型起重运输机械。本机性能先进，结构合理，操纵使用安全可靠。其主要特点是，起重高度大，工作幅度宽。塔机上部能借助于液压顶升，根据施工的建筑物的增高而升高，使司机操作方便，视野宽，并始终保持高清晰。因此广泛的适用于多层和高层民用建筑，多层大跨度工业厂房，以及采用滑模施工的高大烟囱和筒仓等塔型建筑物的施工，也可用于港口，货场的装卸。 QTZ630 塔机有多种形式。设计正在不断的完善中。此次设计的形式为固定上回转液压顶升自动加节，随着建筑物的升高而升高，最大起升高度可达140m （附着状态）。 近几年国际塔式起重机技术得到飞速发展，我国在塔机产品技术开发领域也根据我国国情取得了巨大的进步： ⑴ 为适应城镇兴建经济实用住房的需要，应积极发展工效高、投产便捷、可与汽吊竞争的160~250KN.m级下回转快装塔机的生产。 ⑵ 大力开发经济型城市塔机。按额定起重力矩，这类塔机分为三档;450、600、1000KN.m,最大幅度 45、50、55m。臂端起重量分别为1、1.2、1.8t，主要用于大城市见缝插针型的中高层或高层建筑的施工。 ⑶ 适当动臂式自升塔机和曲折式两用臂架自升塔机的生产，以适应塔机出口市场和国内大中城市内某些特定工程和钢结构高层建筑施工的需要。 ⑷ 积极开发和完善采用变频调速系统的起升机构、继续完善小车变幅机构、回转机构。总之，应大力改进完善电控系统合调速系统，以提高塔机工作平稳性、安全可靠性和生产效能。 ⑸ 为了开拓塔机出口市场，迎接加入WTO后面临的局面，今后推出的塔机新产品必须按ISO有关规定对一些细部做法加以改进。 虽然我国的塔式起重机从科研到加工生产方面取得可喜的进步，但是在和国外塔机的使用寿命，成本等方面还存在一定的差距，我相信在今后的发展中差距会逐步缩小。 第1章总体设计 2.1概述 总体设计是机械设计中最为关键的环节之一，它满足机械技术参数及形式的总的构想。总体设计一旦失败整个设计也就没什么意义了。总体设计中知道各个部件和各个机构的设计一般由技术负责人主持进行。在接受设计任务后，应进行深入细致的调查研究。收集国内外同类机械的有关资料，了解国内外塔机的使用、生产、设计和科研情况，并进行分析比较，制定总的设计原则。设计原则应当保证所设计的机型在达到国家有关标准的同时，力求结构合理、技术先进、积极性好、工艺简单、工作可靠。 制定设计总则以后，便可制定设计任务书，在调研的基础上，运用所学知识，从优选择确定总体方案保证设计成功。 2.2总体设计方案的初定 上回转塔机是回转支撑在塔身顶部的起重机。尽管其设计型号有多种多样，但其基本结构大体相同。整台的上回转塔机主要由金属结构、工作机构、液压顶升系统、电气控制系统及安全保护装置等五大部分组成。 本次设计为 QTZ630 塔式起重机，其结构为上回转、水平臂架、液压自升式。在进行总体设计时应考虑多种形式，综合考虑其强度、刚度、受力和经济性问题，以择优设计方案。 2.2.1金属结构 塔式起重机金属结构部分由：塔身、塔帽、起重臂架、平衡臂架、回转支撑和底架等主要部分组成。金属结构是塔式起重机的重要组成部分，金属结构件的构造设计的合理与否直接影响整台起重机的性能，所以在设计塔式起重机金属结构时应考虑如下要求： ⑴ 满足总体设计要求。 ⑵ 坚固耐用，性能良好。 ⑶ 重量轻、材料省。 ⑷ 构造合理、工艺性好。 ⑸ 造型美观。 1. 基础 高层建筑施工用的附着式塔式起重机大都采用小车 变幅的水平臂架，幅度大部分在50m以上，无需移动作业即可覆盖整个施工范围，因此多采用钢筋混凝土基础。塔机直接座在混凝土基础上，通过混凝土基础将整机支反力传给地基，保持塔机稳定运作 钢筋混凝土基础有多种形式：X型整体基础、条块分割式基础、独立块体式基础等。对于无底架的自升式塔式起重机则采用整体式方块基础。 X型整体基础的形状及平面尺寸大致与塔式起重机X底架相似，塔式起重机的X型底架通过预埋地脚螺栓固定在混凝土基础上，此种形式多用于轻型自升式塔式起重机。 长条型基础由两条或四条并列平行的钢筋混凝土底架组成，分别支撑底架的四个支座和由底架支座传来的上部载荷。当塔式起重机安装在混凝土砌块人行道上或者是原有混凝土地面上，均可采用此种形式的钢筋混凝土基础。 分块式基础由四个独立的钢筋混凝土块体组成，由于基础仅承受底架传递的垂直力，故可作为中心负荷独立柱基础处理，其优点是，构造比较简单，混凝土及钢筋用量比较少，造价便宜。 本次设计采用X型整体钢筋混凝土基础，这种形式适用于有底架固定式自升塔式起重机。这种基础不仅起着承上启下的作用将塔机的载荷传给地基，同时发挥部分压重作用，保证塔机的稳定性。 混凝土外轮廓尺寸约为5000×5000×1500mm（长×宽×高），密度为2.4t/m³,总重为90t。基础表面平整。 2. 底架结构 塔机底架随塔身的结构特点及爬升方式而异。 小车变幅水平臂架自升塔机采用的底架结构可分为：十字型底架、带撑杆的井字型底架、带撑杆的水平框架式杆件拼装底架和塔身偏置式底架。 本次设计采用十字型底架，有一根通长的纵梁和绞装在纵梁中部的两根活动短梁组成，这种底架可直接固定在混凝土基础之上。 优点：无需特殊预埋地脚螺栓，通过调整活动短梁的张开角度可分别构成3.4×3.4、4×4以及5×5的底架，混凝土基础块可根据施工底盘特点采用方型混凝土墩或长方形混凝土墩。 3. 塔身结构 塔身结构也称塔架，是塔机结构的主体。按高度不同可分为固定式、伸缩式、折叠式、接高式；根据构造不同又可分为整体式和分片拼装式；根据结构形式分为桁架结构和薄壁圆筒结构。 标准节就是一段上、宽、高都统一的塔身。这样便于用工装制作，具有互换性。标准节长度有2.5m、3m等多种规格。它主要由四根主弦杆，三个水平框架，其间有斜腹杆，上下有连接套等组成一空间结构。其构造如图2—1所示： 主弦杆要承受压力和拉力，其合成力矩来平衡起重力矩和附加力矩；水平腹杆和斜腹杆用于传递扭矩和水平剪力；连接螺栓传递各节之间拉力。上回转塔机的塔身以受弯为主，受压为辅，因此塔身必须结实，有足够的强度、刚度和局部失稳的储备。 3.轮胎尺寸对装载机性能有很大影响，它影响传动系传动比的选择，整机重心高度、离地间隙以及各部件的总体布置等。轮胎尺寸增加，可以增加轮胎的承载能力，能有效地改善附着性能，但它引起机器成本的增加和整机重心的提高。 综合考虑以上因素，参考同类机型，据选用10.00-20型低压宽基胎。由参考书[Ⅴ] 查得： 型号 12.00-20 端面宽度 B=292 mm 外直径 D=1275mm 冲气压力 F=6.0公斤/cm 轮胎负荷 （30公里/小时） 1. 初定斗宽和斗型 1. 斗宽的确定 斗宽B=轮距+轮胎宽+2a （参见设计指导书） 由以上设计知轮距为1440mm，轮胎宽为395mm，取a=50～100mm，则斗宽 B=1440+395+2×（50～100）=1935～2035（mm） 取B＝1950mm 2. 斗型的确定 铲斗是铲装物料的工具，它的斗型与结构是否合理，直接影响装载机的生产率。在设计工作装置连杆机构之前，首先要确定铲斗的几何形状和尺寸，因为它与连杆机构的设计有密切联系。 铲斗首先要有合理的斗型，减少切削和装料阻力，提高作业生产率，其次是在保证铲斗具有足够强度和刚度的前提下，尽量减少自重；同时也应考虑到更换工作装置和修复易损零件的方便。 铲斗有普通型式的铲斗、蛙式、侧卸式和强制卸料等。普通铲斗有直刀刃、V形刀刃、带斗齿和V形刀刃带斗齿铲斗。直线形斗刃适于装载轻质和松散小颗粒物料，并可利用刀刃作刮平、清理场地工作；V形刀刃便于插入物料堆，有利于改善作业装置的偏载，适宜铲装较密实物料；带斗齿铲斗具有较大的插入料堆的能力，适宜于铲装矿石和坚实物料。齿型的选择应考虑插入阻力和耐磨两个因素，并且要便于更换。尖齿插入力较强，但不耐磨，纯齿则较耐磨，然而插入阻力大，一般轮式装载机多用前者。斗齿有整体和分体式两种，中小型装载机多用前者，大型装载机则常用分体式。这种连接方式便于更换。 ZL10装载机属于中小型装载机，据作业要求，并参考一些同类产品，本机选用直刀刃尖齿铲斗，齿数8个。 3. 确定铲斗底壁长（以参考图七ZL20A斗为参考斗） A. 计算参考斗的参数 回转半径： 斗底长度系数： 后斗底长度系数： 挡板高度系数： 圆弧半径系数： 铲斗横截面积: Sm=R2m{[0.5λψm(λZm+λkmcosγ1)sinγ]- λ2m[ctg eq \f(γ,2)-0.5π(1- eq \f(γ,180))] =9502{[0.5×1.682×(1.427+0.138cos00)× sin500]- 0.3582 [ctg eq \f(500,2)-0.5π(1- eq \f(500,180))] =0.793m2 平装斗容： = =1.785 堆装斗容： = =1.972 B. 设计斗的参数及底臂长 因为所设计的铲斗与参考斗相似，所以： EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 铲斗的内侧宽度： B=2000-25 参考同类机型，新设计铲斗的额定斗容： （取 回转半径： =950 斗底长度： 后斗臂长度： 挡板高度： 铲斗圆弧半径： 挡板垂直刮平线高度： 铲斗刀刃与挡板最上部之间的距离： 铲斗底臂长： ι=Lg-r/ctg eq \f(γ,2) =870-185/ctg eq \f(500,2) = 473㎜ C. 斗容验算： 铲斗的横截面积： S=R2{[0.5λg(λZ+λkcosγ1)sinγ]- λ2r[ctg eq \f(γ,2) -0.5π(1- eq \f(γ,180) )]} = 5162{[0.5×1.682×(1.427+0.138cos00) sin500]-0.3582 [ctg eq \f(500,2) -0.5π(1- eq \f(500,180) )]} =233951255 =0.23 平装斗容： =233951.255 1950 - EMBED Equation.3 702 507=454548748 =0.454 堆装斗容： = =507607945.8 =0.507 相对误差： = =1.4%＜5% 铲斗设计合理。 2. 计算阻力 装载机作业时的工作阻力主要是插入阻力和铲起阻力。插入阻力是装载机铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的水平反作用力，与物料性质、料堆高度、铲斗插入料堆深度和铲斗结构等因素有关。铲起阻力是当铲斗插入料堆一定深度后，利用动臂拳升或转斗时，料堆对铲斗的垂直反作用力。 1. 插入阻力 式中： B-铲斗宽度（cm） 对于松散程度较好的物料： 块度＜300mm时， EMBED Equation.3 块度＜400mm时， 块度＜500mm时， 如物料松散程度较差，上述各值增大20～40%； 对于细粒料（如砾石等）；K1=0.45～0.5； 对于小块细料：K1=0.75。 由任务书知K1=0.75 K2——物料种类（容积比重）的影响系数：由[Ⅰ]表1-2，取K2=0.10 K3——散状物料堆高度影响系数。由[Ⅱ]表1-3，取K3=1.10 K4——考虑铲斗形状的系数，一般在1.1-1.8之间,取K4=1.25 对于前刃不带齿的斗，K4取最大值，本机取 K4=1.25 由此得 =1.0×451.25×1.8×1.10×175.5×1.8 =3681.8（公斤）≈36082N 2．铲斗阻力 铲斗阻力是指铲斗插入料堆一定深度后，用动臂油缸提升动臂时，料堆对铲斗的反作用力。 铲斗插入料堆 深度后，用动臂提升铲斗，铲起阻力由铲斗斗底插入料堆深度 和铲斗宽度BK所决定的矩形面积上的物料所决定。 铲斗开始提升时的铲起阻力N可按下式确定。 N=2.2 BKτcosψ [Ⅰ] 式中： Lc— 铲斗插入料堆深度。 B—铲斗宽度B=1.755m Kτ—铲斗开始提升时物料的剪切阻力 Kτ=3300kg/m2 ψ—动臂开始提升时铲斗刃运动方向与垂直线之间的夹角初算时可取为300 则N=2.2×0.45×1.755×3300×cos300 =5079kg=49774N>3T 3. 计算装载机的使用重量 装载机作业时要发挥大的插入力，必需要求机器有足够的自重，增加附件着重量能够改善机器的附着性能，但机器自重的增加，将会导致装载机运行阻力增大动力性能变差，材料和燃料消耗增加，轮胎寿命缩短以及造价提高。对于一般土壤，如附着重量过大，当其比压超过某一极限而破坏土壤结构时，甚至使附着性能反而变坏。因此在设计时应在保证一定附着牵引力的前提下尽量使机器的自重降低。 式中： -附着重量。该机为四轮驱动，所以附着重量即为机器自重。 -附着系数。据[Ⅱ] 表1-2取为 =0.65 -当 取斗底长时， 达到最大植，即： =36082Kg 则 = =5551kg 4. 确定发动机功率 装载机作业时，发动机的净功率消耗于两部分：牵引功率和驱动油泵功率 1. 牵引功率： 牵引功率是发动机经传动系驱动装 功率。可按下式计算： 马力 式中： 切线牵引力， = + 装载机插入料堆的理论作业速度，轮式取3～4 。 传动系总效率。机械传动取 =0.65～0.75。 本机为液力机械传动，取 =0.70 额定牵引力， = Pf=Gø·f=4.546×0.50=2.273T=2273Kg=22.73KN 2. 驱动油泵功率 装载机上所用的油泵有：作业泵（供工作装置液压缸用）、转向泵（供转向液压缸用）、变速泵（供动力换档变速箱和变矩器冷却用）等。 装载机不同工况，驱动液压泵所需功率是不同的。当装载机作直线行驶，工作装置不动时，作业泵、转向泵处于空转状态，计算时，作业泵和转向泵取500 ），变速泵取工作压力计算。此时驱动液压泵所需功率很小。如按此工况计算 ，则所选发动机将有一定的功率储备，生产率高。作业泵的计算压力应取多大，需视不同机型而定。 装载机用的柴油机工作条件恶劣，负荷大，应选用按一小时功率标定的工程机械用柴油机。 驱动油泵的功率，一般取 。 由指导书，取 ，又因为 ， 所以 选用495-23型柴油机。 5. 车速和档位确定 档位数和各档速度选择是否合理，对装载机的生产率有很大影响。 轮式装载机的速度变化范围很大，它要适应在工地作业的要求，又要满足运输要求。为了能使功率利用好，燃料经济性好，需要有合适的档位。档位数应根据装载机作业特点选定。 轮式装载机的作业循环一般是以Ⅱ档速度接近料堆，以Ⅰ档作业速度插入料堆（松散物料可采用Ⅱ档速度后退，驶离料堆，然后又以前进Ⅱ档驶向卸料地点，卸料后又以倒Ⅱ档后退，再重复上述循环。 轮式装载机至少应有二个前进档和一个倒退档：高速档用于空载在平地运行，低速档用于起动、爬坡，倒退档则用于倒车。运输低速档也可与作业Ⅱ档合并使用。如考虑更换共装，还需增档位 。 由上述工作特点可见，轮式装载机要求至少有2～4个前进档和两个倒退档。 轮式装载机各档速度推荐取下列数值： 前进Ⅰ档速度取3～4 ，对于液力传动，它是相应于变矩器最高效率 工况时的理论作业速度，超过以上速度驾驶员来不及操纵，反而延长铲斗装满时间，增加驾驶员疲劳，降低生产效率。 前进Ⅱ档速度取10～12 。 运输档，由于装载机铰接车架一般均非弹性悬挂，车速不宜过高，最高车速小于40 。 倒档，为缩短作业循环时间，一般要求作业时的回程速度比前进速度高25～40%，故后退Ⅱ档取12～15 。 ZL10装载机主要用于城市建设、环境卫生、煤、砂石料场、中小型水利工程及港口、企业中，铲装或转运松散物料。参考其他同类产品，选取前进三档、后退三档。 6. 最大卸载高度和相应的卸载距离 最大卸载高度和相应的卸载距离根据装载机的结构型式和它相配合作业的运输车辆来确定。 为了保证装于运输车辆中的物料在运输过程中不撒落地面，要求物料在车箱中堆高的自然倾角为 ；为了使铲斗能把物料均匀卸在车箱里，要求铲斗卸料时其斗刃离车箱壁不小于 （B为车箱宽度）。 最大卸载高度是指铲斗提升到最高位置，卸载角为 从地面到切削刃最低点之间的距离。 最大卸载距离是指铲斗提升到最高位置，卸载角为 从装载机最前面一点（包括轮胎和车架）到铲斗切削刃的水平距离。 由国家标准，卸载高度（ ）不低于2200mm，ZL10装载机当 时卸载距离不小于850mm。本机选取最大卸载高度 ，最大卸载高度时的卸载距离为890mm. §2-3装载机底部部件形式选择 一.行走装置的选择 ZL10装载机为系列，选用轮式行走系。 装载机行走装置应根据它的作业条件与对象、作业效率与成本以及驾驶员的工作条件等因素来选型。行走装置可分为轮式和履带式两种。 轮式装载机自重轻，行走速度快，机动性好，作业循环时间短，作业效率高，能担负中等距离（〈1000米〉）的运输，成本低于履带式。转移工地时靠自身运动，不损伤路面，转移迅速。其修理费用低且修理方便，使机器停工时间短。 轮式装载机在碎石、硬路面作业时，因轮胎有缓冲作用，对机器的冲击震动小，延长机器寿命，减轻驾驶员疲劳，随着轮胎性能的进一步改善，有可能进一步向大型发展。履带式在这种作业条件下工作时，机械震动大，履带磨损快，而且机器受震动后，紧固件易松动，驾驶员易疲劳。 轮式装载机接地比压和整机重心较高，通过性和稳定性较差，不适宜在松软土质和坡道地区作业。履带式则在松软土质上附着性能好，重心底，稳定性好，特别适宜在潮湿、松软路面、工作量集中、不需经常转移和地形复杂地区作业。 综上所述及装载机的作业特点，选用轮式行走装置。 二、传动形式的选择 装载机所采用的传动系统基本上有四种形式：机械传动、液力机械传动、静压传动和电动轮装载机。 本机为ZL系列，参照同类产品，采用液力机械传动，此传动系具有以下优点： （1）在保持一定插入里的同时，举升动臂或转动铲斗，以减少铲掘阻力，缩短作业循环时间。 （2）可随外载荷变化而自动调整车速，因而可减少变速箱档位，简化变速箱‘结构和操作。 （3）装载机在作业时换档次数较多，液力机械传动因一般均配以动力换档变速箱，可在不停车情况下换档，操作轻便，动力换档时间短，生产率高。， （4）由于装载机所用变矩器的可透性小，当运行阻力变化时，发动机的转速变化很小，因而当外阻力大迫使车速降低时，发动机仍能保持较高转速，则作业油泵流量不变，工作装置作业速度不受影响。 （5）变矩器能吸收作业时传给传动系的冲击，可延长零件寿命。 （6）不会因外阻力大而熄火。 三、传动系部件的选择 变矩器型式和有效直径的确定： (1) 选型 装载机作业时牵引力和车速的变化范围大、并且变化急剧、频繁。工作条件苛刻，而要求所选用的变矩器应具有变换系数B（B=k0I ,式中，K—最大变矩系数，I—变矩器最大效率 所对应的传动比）尽可能大。最高效率 要高，高效范围要宽，并要求变矩器在低、中速比范围内穿透性要小，则当运行阻力增大，迫使车速降低时，发动机转速降低不多，以保证液压泵功率和作业速度，推荐穿透系数小于1.3。但在高速比时正穿透性应很大，使泵轮吸收较小功率。则当变速箱挂空挡时，发动机功率不会被变矩器本身无益的损耗掉。 装载机用变矩器要求在低速比区域有一定的负透性，使在铲装物料接近结速时，变矩器吸收功率减小，及时把部分功率让给作业液压泵，减少发动机转速的下降，提高发动机功率的利用。 此外，还要求其结构简单、可靠和便于制造，上述这些要求往往是矛盾的，无法同时满足，因而需综合比较各项指标进行选型。 单级单向涡轮变矩器使用较广，因其效率较高（一般90%以上），在中低速区有不大的可透性，而在高速区则正透性很大，结构简单，工作可靠，因而工作寿命较长。但其K值不大（一般在3左右）。 双涡轮变矩器可提高变矩系数，扩大高效区，它的两个涡轮可随外载荷的变化而自动换档，因而可简化变速箱的结构和操作，改善作业性能。但其结构复杂，最高效率低（仅80%左右）。 综上所述并参考同类产品，本机选3元件单级单相向心涡轮变矩器：YJ1型。 （2）确定变矩器的有效直径： 通常采用合理地选择变矩器有效作用直径的方法来确定发动机与变矩器的共同工作区域，即称之为匹配。 一般认为：装载机用发动机扣除20~40%功率与变矩器匹配较合适。根据本机特点及发动机特性、变矩器特性，我们选择70%的发动机功率与变矩器匹配。由以下计算变矩器的有效直径： D= 式中：Me—输入变矩器的发动机扭矩值 λB*—相应于变矩器最高效率工况的泵轮力矩系数 ne—相应于Me值的发动机转速（转/分） γ—液体重度（Kg/m） 由参考图八：柴油机和变矩器的外特性曲线得： Me=18.1Kg×70%=12.67Kg λB*=2.33×10-6 γ=872kg/m3 ne=220rpm 将以上数值代入公式，得 选变矩器的有效直径为D=265mm，即变矩器规格为YJ1—265型。 2、变速箱、主传动、轮边减速和驱动方式的选择 （1） 变速箱型式的选择 变速箱有人力换档和动力换档二种，前者结构简单，传动效率较高，但由于操纵繁重，换档时需切断动力而费时，不适合装载机频繁、快速换档的要求。 装有液力变矩器的装载机一般均采用动力换档变速箱，这种变速箱有两种结构型式：定轴式和行星式齿轮变速箱，二者的比较如表所示： 定轴式与行星式齿轮变速箱的比较 比较项目 定轴式 行星式 结构与加工效率 简单，零件加工精度要求一般，合齿数越多效率越低。 复杂，零件加工精度要求较高，传动效率可以比较高。 外型尺寸和重量 齿轮模数较大，重量较大 ，变速箱横向尺寸较大。 受力分散，齿轮模数可减小，重量略轻，结构紧凑，可用较小尺寸得到较大传动比，轴向尺寸较大，档位多。 扭矩容量 换档用摩擦片直径小，片数多，受结构和通用性限制，扭矩容量增加困难大 采用较大直径的摩擦片作为换档离合器，所需片数少，扭矩容易做大 工作可靠性 回转油缸多，离合器油压受离心力影响，操纵油路需经旋转密封，易发生故障 采用制动器，不产生离心力，也无需旋转密封，工作可靠 件数和通用程度；维修；成本 零件数多，但通用零件较多，方便；便于检查；价格较低 齿轮轴类多，随档位增加零件相对减少；拆卸不便；造价较高 由上述比较可见，两变速箱各有所长，故在装载机上均有采用。定轴式由于结构简单，制造成本较低，维修方便，便于总体布置，在小型装载机上采用较多。根据本机特点，我们选用定轴式动力换档变速箱。 （2）主传动、轮边减速和驱动方式的选择 由于装载机的作业速度比较低，所以驱动桥的减速比较一般车辆大的多。要实现这么大的减速比，即使采用双级主传动减速也还是相当困难的。因此，为满足装载机的低速作业要求和减小主传动的被动齿轮-、差速器和半轴所传递的扭矩，目前都采用单机主传动和行星轮边减速装置（本机也采用这种方式）。行星轮边减速可用较小结构尺寸得到较大传动比，同时可将整个轮边减速装置放在轮毂内，便于整机布置。轮边减速装置减速比在结构尺寸允许的情况下，应尽量取大些，这样可使主传动齿轮、差速器及半轴尺寸减小，结构紧凑，增大离地间隙，提高装载机的通过率。 轮式装载机多采用双桥驱动，以利用整机重量作为附着重量，使牵引力得以充分发挥，但当装载机需转移工地，在路面作长距离行驶时，在传动系内部将产生循环功率，加速轮胎磨损，为此一般变速箱内装有脱桥机构，以使装载机在好路面行驶时实现单桥驱动。对于采用低压轮胎、经常在不好路面工作，而较少移动、作长距离行驶的装载机，可不设脱桥机构。本机不设脱桥机构。 本机采用单级主传动，一级行星轮边减速和双桥驱动方式。 四、转向方式的选择 本机为ZL系列产品，参照同类产品，选用铰接式转向方式，全液压操纵。该方式有以下优点： 1.无需相对车身偏转，可采用大尺寸。宽基面低压胎以发挥更大的牵引力。 2.转向半径小，可得到小于自身机长的转向半径，机动性好，减少了装载机调车行驶的路程。 3.在保证转向半径小的前提下，轴距可做得较长，在作装载机牵引力工作是，容易保持前后桥上重量的合理分配，保证较好的纵向稳定性。行车时纵向颠簸小，减少驾驶员的疲劳。 4.整体可左右摆动实现“蠕动”式爬行，增强车辆通过沼泽地和泥泞地区的能力，并能在非常狭窄地方通过。在机器停车情况下，铲斗能随前车一起左右摆动，实现原地对车。 5.前后桥零件基本通用，结构简单，简化制造工艺，降 低成本。 其缺点是：轴距较长，使整车纵向通过半径增大，横 纵向稳定性差；转向时前后车架需要相对运动，所以惯 性大，容易振动，对液压转向系统有较高要求。 五、制动系选型 制动系统包括三部分：行走制动，停车制动及紧急制 动器。 行车制动器用于车辆在行驶中减速，一般由脚踏板控 制，驱动机构采用加力机构，大中型采用气推油助力装 置。现代装载机多采用双管路系统。 停车制动器用于装载机在坡道上停歇制动，一般装在变速箱输出轴上，具有手操纵机械传动驱动机构。 紧急制动器用于停车系失效，紧急制动，有独立驱动 机构，在中小型装载机上与停车制动器合而二为一。 装载机制动频繁，制动强度较高，作业条件恶劣，因 而对制动器要求除制动效能、效率等问题，还有如下要求 ： （1） 在附有泥水等恶劣使用条件下，应保证有较稳定的制动性能。 （2） 为适应频繁制动和确保下坡连续制动的安全，制动器散热要快。 （3） 寿命要长，便于调整与维修。 现代中小型轮式装载机多采用钳盘式制动器，本机 也采用钳盘式制动器，它与蹄式制动器相比有如下优点心 ： （1） 制动性能稳定，具有良好的沾水复原性，即不会因沾有泥水而导致制动力矩下降。制动圆盘外露于空间，并随车轮旋转，有自动清除泥水作用，容易干燥。 （2） 耐热衰减性能好，不会因摩擦生热使摩擦系数减小，而导致制动力矩的明显下降。其散热条件好 （3） 制动器无增力作用，制动力矩增长平稳。 （4） 摩擦圆盘的磨损均匀，寿命比蹄式制动器长2—3倍。维修方便，摩擦片磨损后可自动调整间隙。更换摩擦片方便，不需拆卸轮胎和轮边减速传动装置，可减少机器停工时间。 第2章牵引力计算 2．1 柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线 2.1.1 联合工作输入特性曲线 本机为液力机械传动，发动机扣除20~40%与变矩 器匹配，扣除的用来驱动机器的辅助装置和工作油泵。 1.绘制柴油机与变矩器的联合工作输出特性曲线。 必须已知： 1）变矩器原始特性曲线及变矩器有效直径，参考参考图八。 2）工作油重度。 3）发动机的净特性曲线，参考参考书（Ⅴ）P117 图5-8。 作原始特性曲线及无因次特性曲线表示。变矩器的无因次性能曲线 λ1=fλ(i) K1=fK(i),η1=fη(i),参考参考图八。 所谓无因次特性曲线表示在循环圆内，液体具有完全相似的稳定流现象的若干变矩器之共同特性曲线函数曲线。表示某种几何相似的液力变矩器的原始特性 λT=f(i)， K1=f(i),η=f(i)，这三条中第一条表示变矩器穿透性，第二条表示变矩器的变矩特性。第三条表示变矩器的变矩经济性。有了这些无因次特性线后，就可获得同类型任何几何尺寸的相似液力变矩器的特性， 其计算公式为： MB=λB×γ×D5×nB2 MT=K×MB η=K×iTB nt=nBiTB 一般工程机械选用自动适应性好的具有单值下降的MT=f(nt)曲线的变矩器。 2.发动机与变矩器的匹配 对于装载机这样的工程机械，由于变矩器和工作装置油泵经常同时工作，而工作装置油泵所消耗的功率约占发动机功率的40-60%若，采用全功率匹配，则装载机在牵引工况时，势必引起发动机转速降低，铲斗动作缓慢，发动机功率利用程度低，因此需采用部分功率匹配，但D值必须选取适当，D值过小则装载机在运输工况时，势必在发动机的部分特性上工作。动力性、经济性降低，且易造成变矩器过热；但D值如果过大，则装载机在牵引工况时，不仅铲斗动作缓慢，作业效率降低，甚至发动机熄火。本机扣除30%的发动机功率。 3.做液力变矩器与发动机联合输入特性曲线 作图步骤： 1）找出特殊工况（最高效率工况、高效区、起动工况、制动工况）的传动比值及几个非特殊工况的传动比值。 2）从变矩器无因次特性曲线上找出各i值对应的λB值，K值，η值，列入表2-1。 表2-1联合输入特性曲线 i λγ（10-4） η K 0 33.5 0 4.75 0.1 35 0.4 3.92 0.3 36 0.74 0.35 36.5 0.75 2.02 0.48 40.5 0.65 1.34 0.5 39.0 0.66 1.32 0.65 32.4 0.71 1.20 0.78 27.8 0.76 1.08 0.8 26.5 0.755 0.94 0.9 16.5 0.72 0.8 1.0 4.0 0.38 0.38 3）在发动机额定转速范围内，按规律取发动机转 速并求得各转速所对应的发动机扭矩。 4）把MB和nB的关系，按照同样的比例，画在转换到泵轮上的发动机外特性曲线，即得。公式：M=0.7Me， 计算结果列入表2-2。 表2-2 功率匹配表 发动机转速 发动机扭矩 发动机匹配扭矩 1000 74 51.8 1200 79 55.3 1300 79.8 55.86 1400 79.7 55.79 1500 79 55.3 1600 78.5 54.95 1700 78 54.6 1800 77 53.9 1900 75.5 52.85 2000 74 51.8 2100 73 51.1 2200 71 49.7 2400 7 4.9 5）根据公式MB=λB×γ×D5×nB 计算MB值，并列入表2-3。 6）根据表2-3的计算结果，在发动机扭矩图上画出一族不同的i值抛物线来，即为输入特性曲线，如图2-1所示 表2-3 根据装载机的作业特点，一般用发动机扣除20~30%的功率与变矩器相匹配为合适，此处根据本机具体作业情况扣除发动机功率的30%，再由表3-3作出发动机与变矩器联合工作的输入特性曲线，作图，对输入特性曲线分析： ⑴起步工况：i=0时的负荷抛物线距发动机的最大扭矩点Memax较近，所以发动机在起步时能获得较大的起动力矩。起动性能较好。i=0时在Memax的右侧，工作较稳定，不会出现ne和Ne下降，造成发动机熄火之现象。 ⑵ i=i﹡=0.64时，负荷抛物线接近发动机的额定扭矩点，这能使发动机最大功率利用较充分。 ⑶该变矩器为混合透穿变矩器，它与发动机的联合工作范围较近，负透穿变矩器为小。 2.1.2 柴油机与变矩器联合工作的输出特性 输出特性：MT=f(nT)、NT=f(nT)、η=f(nT) 输出特性全面反映了复合运动装置的动力性和燃料的经济性，因此它成为评价液力传动的动力性和经济性的基础，同时，对于配备液力传动的作业机械来说，又是进行机器牵引性能计算的原始数据。 液力变矩器与发动机联合工作的输出特性可以根据其联合工作的输入特性和变矩器的无因次特性来绘制，作图步骤如下： 1）根据联合工作输入特性上变矩器不同工况下的负载抛物线束与换到泵轮上发动机扭矩曲线的交点，找到一系列发动机与变矩器共同工作的参数坐标值（M1i，n1i），如表2-4 2）根据不同工况下变矩器的传动比I，在无因次特性曲线上找出相应的特性参数：ηi、Ki、λi； 3）按下式计算不同工况下相应的涡轮轴转速n2 和输出扭矩M2及输出功率N2各点的坐标：nT=inB；MT=KMB；NT=MTnT/716.2=NB·η；计算结果见表2-4 表2-4 联合工作时，输出特性曲线计算表 i K η M1 n1 M2 n2 NT 0 4.75 0 47.2 2215 224.2 0 0 0.1 3.92 0.4 49.2 2210 192.8 221 59.5 0.3 2.4 0.74 49.6 2205 119.0 661.5 109.9 0.35 2.02 0.75 50 2180 101 763 107.6 0.48 1.34 0.65 51.2 2110 68.6 1012 97 0.5 1.32 0.66 50.8 2135 67.1 1067 95.11 0.65 1.20 0.71 45.8 2220 54.9 1443 100 0.78 1.08 0.76 40.4 2245 43.6 175.1 110.6 0.8 0.94 0.74 38.5 2255 36.2 1804 106.6 0.9 0.80 0.72 25.2 2310 20.2 2079 76.4 1.0 0.38 0.38 5.8 2380 2.2 2380 7.3 根据此表，即可绘出发动机与变矩器联合工作的输出特性曲线，如图2-2所示。 2．2 确定档位数及各档传动比 为了保证发动机、变矩器、机械传动系和行走机构之间协调工作，在已知确定了发动机与变矩器的匹配以及机械传动系中主传动比和轮边减速比的情况下，变速箱传动比的合理选择原则，可归纳为以下几点： 1.为了使机器获得最大生产率，变速箱低速档传动比的选择原则之一可归纳为：通过在传动系引进变速箱传动比，保证发电机与变矩器共同工作的最大输出工况与行走机构牵引效率工况相一致。即与变矩器输出最大功率相应的驱动力应该等于与行走机构额定滑转率对应的附着牵引力。 2.对于液力机械传动来说，利用行走机构的滑转来防止发动机熄火，显然是没有意义的。在这种场合下，更重要的问题是要防止变矩器被经常加载到过低的效率区内工作，因为变矩器经常处于效率很低的工况工作，一方面会大大降低发动机与变矩器共同工作的输出功率，另一方面将导致变矩器过热。因此行走机构的滑转应该起到保护变矩器不使其进入低效区的作用。这样变速箱低速档传动比的合理选择原则之二是：在传动系引进变速箱传动比后，应保证由发动机与变矩器共同工作的最大工作扭矩所决定的驱动力大于或等于由行走机构附着条件所决定的最大附着力。 3.轮式车辆就其使用性能要求而言，在牵引工况外，运输工况亦占有很大比重，且运输工况往往要求车速很高，消耗的发动机功率很大，故传动系设计当中，必须考虑此时变矩器应在低效区工作，以防止变矩器输出功率降低和本身过热。通过以上所述可将轮式车辆高速档传动比的选择原则表示为：通过在传动系引入变速箱传动比，应保证轮式车辆在水平良好的道路上高速行驶时，由发动机与变速器联合工作的最小工作扭矩所决定的驱动力应小于或等于车辆本身行驶的阻力。 根据以上原则，变速箱传动比的设计步骤是： 1．Ⅰ档总传动比iI的确定 由于变矩器有一定的可透性，变矩器最大效率工况不一定能和柴油机传给变矩器的功率最大工况完全一致，因此变矩器最大效率时，涡轮转速nTη和变矩器最大输出功率时的转速nTN有一些不同，确定Ⅰ档传动比时，应将nTN值代替neH值。 由发动机与液力变矩器联合工作输出特性曲线得变矩器最大为NTN=110Hp，转速nTN=1464rpm。 由参考书（Ⅳ）P172 (2-2-28) 式中 rK ——驱动轮的动力半径（m）；rK = r0-Δb 〔参考书（Ⅳ）P126〕 r0——轮胎的自由半径，即轮胎不受任何载荷的半径；由参考书（Ⅺ）P10 表1-1-3 r0=1672/2； Δ——系数，对于铲土运输机械用的低压胎，在松软土壤上：Δ=0.08~0.10；密实土壤上Δ=0.12~0.15；对于载重汽的高压胎车用Δ=0.10~0.12；根据本机的工作状况取Δ=0.15 b——轮胎端面宽度，查参考书（Ⅺ）P10表1-1-3 b=615mm. 则 rK=1627/2-0.15×615=721.2mm，圆整为：0.7212m。 nTN——变矩器最大输出功率效率时的转速，nTN=1443rpm； VTI​——Ⅰ档转速，根据参考书（Ⅰ）P40推荐值，装载机Ⅰ档速度为3~4km/h，参考同类产品取为VTI​=4 km/h； ∴iI=0.377×0.7212×780/4=53.019 2．确定最高档位的传动比 选取最高车速为35km/h，精确值由后面作出的牵引曲线确定。由选定的最高车速VTmax按下式求出最高行驶速度时消耗的功率NT，由参考书（Ⅳ）159，有 NT′= eq \f(PKminVTmax,3.6ηM) 式中 PKmin——在VTmax时的切线牵引力 PKmin=Gf+ eq \f(KFVT2,3.62) 参考书（Ⅳ）P160（2-2-16） G——整车重量，G=16T=156.8KN； f——平均滚动阻力系数，取f=0.02； VT——行驶速度，VT=35 km/h； K——流线型系数，取K=0.00065； F——机械迎风面积，F=BH，B为轮胎，H为车高；B为2.82m,H参考同类型产品取3.33m。 F=2.82×3.33=9.39㎡ ηM——液力机械传动的总效率，取ηM=0.75。 PKmin=Gf+ eq \f(KFVT2,3.62) =156.8×0.02+0.0065×9× / =3.7129 ∴NT′= eq \f(PKminVTmax,3.6ηM) =3.712×35/3.6×0.75=48.13KW=65.48HP 在图二中，过η=70％的点做nT轴及NT=84.5HP＞ NT′=65.48Hp，相应转速2070rpm。 ∴im=0.377rK eq \f(nT,VTmax) =0.377×0.7212×2070/35=16.08 3．最少档位数及中间档位传动比的确定 在发动机与液力变矩器工作的输出特性曲线上过η=70﹪的两点所对应的涡轮转速： nTA=2070rpm nTB=585rpm 最小档位数由下列公式计算 Mˊ≥I eq \f(lgi-lgim,lgnTA-lgTB) +1 = 取Mˊ=2。 故参考同类产品选用前二后一布置。 各档传动比为： Ⅰ档 53.019 Ⅱ档 16.08 2．3 运输工况的牵引特性曲线 从牵引特性曲线上，可以看出排挡分布的合理性，也即能否在整个使用的牵引力范围内，依靠换档是作业机械始终处于较高的牵引功率下工作，也即使各档的功率曲线的连接没有深谷。从牵引功率曲线上，还可以看出各档最大牵引功率都是在发动机额定共况下出现的，对轮胎式作业机械，通常Ⅰ档的最大牵引力低于II档的这是因为轮式作业机械，随着牵引力的增大，滑转损失增大，所以最大牵引力反而低于Ⅱ档。 合理的牵引特性曲线，必须具备以下条件： 1.为了不使发动机熄火，Ⅰ档所能发挥的最大牵引力（即滑转率为100﹪时，应低于发动机最大扭矩点 的相应牵引力。 2.各个档的最大牵引力点应处在其较低档特性曲线的下方，并保证各档特性曲线的使用区域相互衔接，否则发动机容易熄火，车辆形式性能变坏。 利用牵引特性曲线，还可以方便的找出工作机械任何一个牵引力工作时的牵引效率ηkpv。 运输共况的牵引特性曲线： 铲土运输机械在运输共况时，一般不计滑转损失，而令v=vT，根据柴油机调速特性或柴油机——液力变矩 器联合工作特性以及公式 PK=MTinηm/rK NK=NTηm v=0.377rKnT/I 式中： MT——涡轮输出扭矩； i——各档传动比； ηm——机械传动效率，取ηm=0.9； rK——驱动轮动力半径，rK=0.7212； nT——涡轮转速； PK——切线牵引力； v——实际行驶速度； NK——牵引功率； NT——涡轮输出功率。 计算结果列入表2-5，根据此表即可作出各档的PK=f(v)和NK =f(v)曲线，称之为运输共况的牵引特性曲线。 依据运输共况的牵引特性曲线，利用牵引平衡法分析其动力特性——最大速度，爬坡及加速能力。 表2-5 牵引特性表 Ⅰ档 Ⅱ档 NT MT NK PK V PK V 0 224.2 0 14833 0 4489.8 0 221 192.8 53.55 12755 1.13 3868.7 3.73 661.5 119 98.91 7873.1 3.37 2387.8 11.18 763 101 91.44 6682.2 3.89 2026.6 12.89 1012.8 68.6 87.3 4538.5 5.16 1376.5 17.12 1067.5 67.1 90.0 4439.3 5.44 1346.4 18.04 1443 54.6 99.54 3632.1 7.36 1101.6 24.39 1751.1 43.6 95.94 2884.5 8.93 874.8 29.59 1804 36.2 82.08 2394.9 9.20 726.38 30.49 2079 20.2 68.76 1336.4 10.60 405.3 35.14 2380 2.2 6.57 145.55 12.14 44.15 40.22 由表2-5即可作出牵引特性曲线，如图2-3 2．4 求出各档最高车速并分析牵引性能 2.4.1 求各档的最高车速 装载机在水平路面上行驶时只考虑滚动阻力和风阻力。 = 参考（Ⅳ） 式中 —整机附着重量， =16T —平均滚动阻力系数， =0.04 K—流线型系数，取K=0.00065 F—迎风面积，F=9.39 = 在牵引特性曲线上作出 曲线与各档 曲线的交点，a,b与这些点相应的 值即为该机械在各档行驶的最高理论速度。 由图2-3得两个档的最高速度分别为 va=11.4（km/h） vb=30.9（km/h） 2.4.2 分析该车牵引特性曲线 1．Ⅰ档作为工作档，工作时牵引特性曲力需克服滚动阻力和插入阻力，由图三知 以上，大于 = + =11343kg 牵引性能满足工作要求，液力变矩器不会进入制动工况，发动机不会熄火。 2． Ⅱ档为运输档，运输时最大阻力： =21×1000×0.043+（0.00065×9.39× ）×1000/9.8 =903+45.88=948.88kg 由图3-3知此时， =4500kg＞948.88kg，满足工作求，且变矩器在高效区范围内工作，经济性较好。 3．Ⅱ档主要用于转移场地，振动大，一般在平坦光滑路面上行驶，滚动阻力很小，要求对应的速度Vtmax不小于30km/h，接近高效区，由图可知Vtmax=30.9km/h， 并且在高效区，满足要求。 爬坡能力分析： 主要检查作业机械上坡时，能否爬过额定的最大坡度。 由牵引平衡方程： EMBED Equation.3 （Ⅳ） 解得 α= 满足不小 。实际上，爬坡能力还承受整机稳定性的限制。 2.4.3 确定最佳换档速度 PK=f（v）二档曲线交点所对应的速度，即为相邻的最佳换档速度，此时功率利用率最好 Ⅰ档与Ⅱ档的换档速度：VT=7.5km/h 第3章 总体布置 总体布置设计是在确定了总体主要参数和各部件结构形式的基础上进行的，通过绘制总体布置草图，并根据总布置草图绘制尺寸控制图，以确定各部件的相对置和相互联系。 总体布置的合理与否，直接影响整车的实用性能与经济技术指标，是总体设计的重要任务之一。 布置各部件在车上的位置，首先要确定基准，对轮式装载机一般可选车架上缘面或前后桥中心连线作为上下位置的坐标基准，通过前桥轴线垂直地面的平面为前后位置基准，左右位置则以纵向对称轴线为基准，坐标确定后，即可把初选的轴距、轮距和轮胎画在草图上。 1. 估计各部件重量并确定部件位置坐标。 因新机器尚未设计制造出来，除选用现成的部件可直接测出重量外，其余各部件和附属设备的重心以及它们离前轴中心的距离xi，工作装置分别作出在运输位置和动臂在最大外伸位置是之重心位置与前轴中心的距离。具体数值详见第四部分桥荷计算所列表格。 2. 各部件重量： 1）发动机和传动系的布置 发动机一般置于装载机后部，起着对前置铲斗中负荷的平衡作用，并增加装载机的稳定性。发动机是预先形成的，故主要尺寸均已知。发动机位置的布置要结合传动系各总成的结构和整机的使用要求综合考虑。发动机位置确定后，即可安排变矩器、变速箱的位置，然后顶传动轴数目。 2）铰接点布置、轴向油缸布置 铰接转向的铰销有以下三种情况： （1）铰销位于前后轴线的中间，转弯时，前后轮轨迹重合。 （2）铰销位置在前后州中间偏前，前转弯半径大于后轮转弯半径。 （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。本机采用 第一种布置方案，故前轮和后轮轨迹相同，可以减小在劣路面上的行驶阻力，并且前轮能通过的狭小地段，后轮也能顺利的通过。 3．摆动桥布置 轮式装载机作业时载荷变化甚大，为保证作业稳定性，均不设弹性悬挂装置。但为了使装载机在不平路面行驶时，四个轮胎都能着地，以提高机器的稳定性和牵引性，应允许有一个车桥能随路面不平作相对摆动。 现代轮式装载机大多把后桥作为摆动桥，它固定在副车架上，副车架用纵向铰销与车架相连，因而后桥可绕纵向铰销摆动。其最大摆角一般为±10º～±14º，由限位块限位。后桥摆动的装载机作业时，驾驶员是速前车架一起摆动，因而易于体会铲斗刃口与水平面的倾角，可以正确地进行水平铲掘作业。 本机型采用后桥摆动。 4．工作装置布置 轮式装载机的工作装置一般均布置在整机前端，结合工作装置连杆机构的设计确定动臂与车架的铰点位置在满足动臂在最高位置时的卸载要求和动臂在最低位置时铲斗不受干涉的前提下，动臂支点愈向后布置，则动臂举升时的外伸距离愈小，稳定性愈好，动臂所需转角也小，便于机构设计和动臂油缸的布置。在满足卸载要求的条件下，如动臂与车架的铰点位置提高，则可减少铲斗刀刃离前轴距离，增加铲起力；反之，则斗刃离前轴距离增加，铲起力减小。在确定动臂与车架的铰点位置时，要考虑工作装置不要妨碍司机视线和确保司机的作业安全。 5．驾驶室布置 驾驶室的布置应使操纵用的传动机简单，操作省力、方便，以确保驾驶员具有良好的视野和舒适、安全的工作环境。在驾驶室位置相对前后桥距离一定的条件下，铰接式装载机驾驶室布置主要有两种方案：第一.布置在前车架后端；第二.布置在后车架直接了解装载机的折腰程度(转向角度)增加了安全感。如意外事故发生(山崩、塌方)，在后车架的驾驶员也比较安全。由于这种方案构造简单，视野良好，得到多数装载机的采用。 6.求出平衡重 估算各部件重量，并列表计算如下 表3-1 部件重量表 序号 部件名称 部件编号 重量（㎏） 重心坐标（㎜） 重量矩 (Kg.m) 1 铲斗 1 116.9 4675 5219.64 2 摇臂 2 205.48 3770 774.65 3 动臂 3 388.06 3335 1294.18 4 转斗油缸 4 98.89 2900 286.78 5 动臂油缸 5 305 2400 732 6 前桥 6 1245.2 2705 3368.26 7 前车架及多路线 7 1872 1900 3556.8 8 中间支承及手制动 8 56.4 1865 105.18 9 前传动轴 9 29.91 2185 65.53 10 转向油缸 10 197.78 1380 272.93 11 驾驶室 11 372.26 1025 381.56 12 变速箱 12 630.17 625 393.85 13 后传动轴 13 16.7 560 9.35 14 变矩器 14 170.97 325 55.56 15 发动机 15 1402 -650 -911.3 16 后桥 16 1645.2 110 180.97 17 后车架 17 2243.23 415 930.94 18 发动机罩 18 306.2 -800 -2214.96 19 燃油及燃油箱 19 201 825 57.28 20 水箱及水 20 50 -1225 -61.25 21 电瓶及电瓶箱 21 30 -1375 -41.25 总计 21 21 12583.09 16426.27 装载机在运输位置时重心距后轴距离为L2 L2=∑Mi/G=16426.27/12583.09=1.305m 重心距前轴距离为L1 = L-L2=2.755-1.305=1.45m 配重 Gp ≥ 式中 —装载机额定装载量， =5000 kg —额定装载量到前轴的距离 —装载机各部件重量 —各部件重心坐标 —配重到前轴的距离 故 Gp ≥ 取Gp = 1900kg 装载机自重G=12583.09+1900=14483.09kg 7. 进行桥荷计算 轴荷分配是否合理，直接影响装载机很多的使用性能，如牵引性、通过性和稳定性等。另外，还影响零部件尺寸选择和强度计算。在初步布置各总成、部件在车上的位置后，必须进行前后桥荷的估算以校验轴荷的分配是否合理。 1）轴荷的分配要求 （1）应保证驱动桥上有足够的附着重量，以获得所需的牵引力。轴荷分配不合理， 则轴荷过大者零部件因经常超负荷工作而损坏；轴荷过小者则轮胎容易打滑，发挥不出牵引力。 （2）应保证整机的稳定性，轴荷分配应兼顾装载机在空载和满载时的纵向及横向稳定性。 （3） 应保证转向轻便，对于采用前后轮偏转转向的装载机，如果空载是后桥轴荷过大将使转向沉重；对铰接式装载机轴荷分配将影响车辆转向的运动轨迹。 （4）应使每个轮胎的负荷能力充分得到利用，并使各轮胎的使用寿命大体接近。 （5）轮式装载机的前桥如果轴荷过大，则纵向稳定性差，轮胎空载时前桥轴荷占整机重量的35～56%，满载时前桥轴荷占整机重量70～82，轴距增加，即可减少后桥轴荷，这样可以减少配重、降低车重，而且可以提高整机横向稳定性。同时，由于使前后桥轴荷接近相等，可以减少装载机在高速行驶时的颠簸，有利于机器进行行驶时之平稳性。 2）轴荷的分配计算 （1）估算各部件重量，并列表计算各部件对驱动桥的力矩值：见表4-1 （2） 在总体布置草图上标注出各部分的重心位置以及他们离后轴中心的距离，工作装置时重心位置与离后轴中心的距离。 （3） 计算装载机在运输位置时重心距后轴距离，即可求得装载机在空载和满载时的前后桥轴荷。 A、装载机空载时重心距后轮轴为L2： （Ⅰ）P50 式中 ∑Mi—装载机在运行位置时，各部件重量 （包括配重）对前驱动桥之矩的总和。 装载机空载时前后桥的轴荷计算： （Ⅰ）P50 G1=G-G2=14483.09-9441.6=5041.49kg G2/ G=0.65 G1/ G=0.35 式中 G1，G2—前后桥轴荷； L—轴距 B、装载机满载时重心距后轴距离 ： = 式中： —装载机额定装载量， =5000 kg —额定装载量距后轴距离 =4.075mm 装载机满载时前后桥轴荷计算： 以上 ， 分别为前后桥轴荷。 由以上计算知，在空载和满载时，前后桥轴荷均符合铰接式装载机轴荷分配要求。 8. 验算轮胎载荷 表3-2 轴荷分配表 载荷状态 机重（kg） 前轴负荷(kg) 后轴负荷(kg) 空载 14483.09 5041.49 9441.6 满载 19483.09 13344.68 6138.41 =13344.68/2=6672.34kg 本设计所选轮胎为23.5-25，其承载能力9500kg,故轮胎选用合适 第4章 行星式动力换档变速箱设计 4．1 传动比的确定 在牵引计算中，已初步确定了传动系统各档的总传动比iΣ，iΣ的数值往往很大，最低档的总传动比iⅠ可达80～110甚至更大,因此在通常的机械传动或液力机传动系统中，都要经过多级减速才能实现。 参照[Ⅳ]P191知：Σi=ikioif 式中：ik——变速箱在某档位的传动比； io——主传动器的传动比； if——轮边传动（最终传动）的传动比， 其中io、if一般为定值,而ik则 相应不同的档位取不同的值。 确定ik、io、if数值的一般原则是，为了减小传动系统中（除最后一级减速装置的从动件）各零件的荷载，根据功率传递的方向，应尽可能地把传动比多分配给后面的构件，甚至先增速后减速。具体地说，对于上述系统，应首先选取尽可能大的if，然后再选取尽可能大的io，最后由所需的各档Σi确定ik。 设计中，传动比分配还可参考现有的同类机械分配方案，结合具体情况选取。初步选定的各传动比数值是否合适，需要通过各部件的草图布置及整机总体布置进行复核，而各部件传动比的精确数值，只有在完成选配 齿轮及强度计算后才能最后确定。 根据装载机传动比的要求，主传动的传动比一般为4～6， 轮边传动的传动比一般为3～5。 我们根据各档位的总传动比iI=53.019、iⅡ=16.08。倒档速度取VR=15 km/h,则iR=-40.294。进行传动比的分配。取主传动比io=5，取轮边减速传动比ir=4。变速箱输出端一级减速比is=o.804,则变速箱各档位传动比分别为： Ⅰ档：i1=53.019/（5×4×0.804）=3.297 Ⅱ档：i2=16.08/（5×4×0.804）=1 倒档: ir=-40.019/（5×4×0.804）=-2.505 4．2 传动简图设计 拟订变速箱方案简图时，应考虑使其满足下列要求： 1.能比较准确的实现各档传动比 2.变速箱各档应具备较高的传动效率。常用工作 档传动中不存在功率循环。 3. 尽可能降低行星架和具有相对转动的构件的转速，对操纵构件要求其减小其传递的摩擦扭矩。 4. 结构比较简单，外形尺寸不宜过大。 5. 变速箱应结构合理，具备加工装配和调整的可能性和良好的工艺性。 4.2.1 传动简图的选择 根据计算的传动比i1 、 i2 、ir 查阅参考书[Ⅴ] P160，表4-7，选择前进(1)、前进(3)、倒退(1)方案。 将以上有关方案进行合理组合，并参照同类机型即可拟订出行星变速箱的传动简图。传动简图如图4-1所示 图4-1 传动简图 4.2.2 离合器的布置 设计确定离合器位置时考虑以下几点： 1. 离合器所需传递的扭矩M∮： 离合器所需传递的力矩与离合器的位置布置有关。要使 M∮小，应使离合器布置在高速轴上。 设计中希望尽量减少离合器的规格，现有的动力换档变速箱多数采用一种或两钟离合器。 要使离合器的规格少，在设计中须尽量使各离合器传递的力矩相差小。如果能做到离合器所需传递力矩M∮≤（1～1.5）Mt，则可以采用一种规格离合器，而其传递扭距的差别可以用增减摩擦片或改变离合器油缸油压来调整，也有不做任何更动地就都采用一种规格的离合器，而使各离合器的后备系数不同。 2. 空转离合器的相对转速： 在动力换档变速箱设计中，需控制空转离合器 相对转速nx∮（挂上x档，∮档离合器主动部分相对被动部分的转速）使它不超过一定数值，因为相对转速过高会引起以下不良后果。 1） 使空转时离合器片间摩擦阻力矩增加，变速箱的传动效率降低（离合器空转摩擦损失是动力换档变速箱主要的功率损失）。 2） 空转时转速高则发热大，使离合器结合时滑磨功和滑磨功率增加，也即离合器片的负荷大，易导致离合器片的损坏。 降低空转离合器片间相对转速的措施： 1.将离合器布置在低速轴上，增大离合器传递的扭矩。 2.将变速箱倒吸部分独立出来，整个变速箱由倒吸组和变速组两部分 串联组成。 3.对变速比范围大的变速箱，仅将倒吸部分独立出来，还不足降低片间相对转速，此时可将速度组再分成两部分串联起来。 一般变速箱传动简图设计中，取离合器片间相对转速的最大值为n*Φmax<(2.5－3)ni. 在校核中，要求摩擦片空转时允许的相对线速度[v]不超过下述范围： 同向旋转取：[v]≤50-60m/s 反向旋转取：[v]≤40-50m/s 参考[IV]P237式(3-3-16) [v]=πn*Φmax(R+r)/（200×30 ） m/s 式中：R--摩擦片外半径（cm） r—摩擦片内半径（cm） 4．3 配齿计算 4.3.1 确定变速箱行星排的参数（K1、K2） i1 = 1+K2 ，ir = -K1， 参考书[Ⅴ]P160， 表4-7 故K2 = i1-1= 3.297–1 = 2.297，K1 = -ir = 2.505 根据同心条件确定行星排中的最小齿轮 参考书[Ⅴ] P165 当K>3时, >1，太阳轮最小； 当K〈3时, 〈1，行星轮最小； 因为K1、K2 都小于3，故两排都是行星轮最小。考虑到零件的工艺性要求，我们取各档排齿圈齿数相同。同时取行星轮齿数最小，并取两行星排参数相同。 初取K=2.401。 4.3.2 选配齿轮 取行星轮的齿数为22 ，且行星轮均布，个数为3。 由公式 参考书[Ⅴ] P165得: = ， = N= 圆整为34 由配齿条件 得 将N=34代入得 故 、 、 实际参数 参照同类产品取变速箱模数m为2,将以上数据列入变速箱参数表，表4－1 表4－1 行星参数表 行星排 行星轮数q 模数m 齿数 配齿条件 K参考值 K实际值 Zs+2Zp=Zr (Zr+ ZS)/ q=N 1 3 2 29 73 22 29+2X22=73 （73+29）/3=34 2.401 2.517 2 3 2 29 73 22 29+2X22=73 （73+29）/3=34 2.401 2.517 4．4 行星机构运动学和动力学分析 4.4.1 运动学分析 1.求各档实际传动比 图4-2传动简图 行星机构各构件如上图4-2所示，其运动学方程组为： （1） （2） 即 （1） （2） Ⅰ档： 制动T2， = 0,代入上面方程组得 i1 =3.517 倒档： 制动T1， = 0,代入上面方程组得 ir = -2.517 故行星变速箱实际传动比为： i1 =3.517 i2 =1 ir = -2.517 2.画转速平面图 1）画各构件转速线 （1)传动比 i1 = 3.517、i2 = 1、ir = -2.517。 求得传动比倒数： 、 、 （2)在平面坐标上过点(1,1)和(0.284，0)、(1，0)、(-0.397，0)点作连线得各制动件转速线，并分别以”1”, “φ3””R”命名,同时画上主动件”i”,和从动件”O”转速线。 （3）画行星轮转速线 1）各行星轮转速方程 第一排 第二排 2）求各行星轮转速线另一点坐标 行星轮转速线是过点（1，0）的直线，找出此直线另一点即可作出此直线。 当 时， 线另一点坐标为（－0.397，－1.138） 当 时， 线另一点坐标为（0，－1.138） 转速平面图如图4－3 图4－3转速平面图 通过各制动件转速线和横坐标轴的交点作平行于纵坐标轴的直线，这每一条直线就表示每一个档的工况，这条工况线和各转速线的交点的纵坐标，就表示挂上此档时，各制动件和各行星轮的转速，交点纵坐标的正负表示构件的转向，正表示与主动轴转向相同，负表示与主动轴转向相反。交点纵坐标的数值表示转速的大小。 各转速线与纵坐标轴的交点，表示挂空挡时各制动件和各行星轮的转速。 两构件转速线与平行于纵坐标轴工况线的交点的纵坐标之差，表示挂上此档时，这两构件的转速差。 通过分析图4－3 ，将得出的结论、数据列入行星运动学参数表4－2 表4－2行星运动学参数表 4.4.2 动力学分析 1.外力矩分析 式中 、 、 ，分别表示输入、输出、制动等力矩。 Ⅰ档：i=3.517,则Mo1=-3.517Mi,Mb1=2.517Mi Ⅱ档: i=2,则Mo2=-Mi 倒档: i=-2.517,则MoR=2.517Mi,MbR=-3.517Mi 2.内力矩分析 行星机构动力学方程组： （1） （2） 各构件力矩平衡方程组： R：∑M= 1：∑M= O：∑M= i：∑M= Ⅰ档：制动T2， = =2.517 , , , =-3.517 ，代入上边两个方程组得： =-3.517 Ⅱ档: 闭锁Φ3， ， ， =- ，代入上边两个方程组得： =-3.51 倒档: 制动T1， ， ， ， =2.517 ，代入上边两个方程组得： =2.517 将以上数据列入行星动力学参数表4－3 表4－3行星动力学参数表 档位 力矩（N.m） Ⅰ档 Ms1=0 Ms2=-Mi MT1=0 Mo=-3.517Mi Mc1=0 Mc2=3.517 Mi MT2=2.517 Mi Mr1=0 Mr2=-2.517 Mi Mφ3=0 Ⅱ档 Ms1=0 Ms2=0 MT1=0 Mo=-3.517Mi Mc1=0 Mc2= MT2=0 Mr1=0 Mr2=0 =- Mi 倒档 Ms1=-Mi Ms2=0 MT1=-3.517 Mi Mo=2.517Mi Mc1=3.517 Mi Mc2=0 MT2=0 Mr1=-2.517 Mi Mr2=0 Mφ3=0 4．5离合器设计 4.5.1 确定换档离合器的结构型式 换档离合器结构型式按离合器组成可分为：单离合器、双离合器、双作用离合器等于两个单离合器连接在一起。 按连接方式分：齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓相连；齿轮与离合器外鼓相连，轴与离合器内鼓相连。 按压紧方式分：活塞压紧和液压缸压紧。 参考同类机型，采用双离合器的结构，两离合器制成一件齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓焊接成一体，压紧方式为活塞压紧；弹簧采用一个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓内的空间来布置此螺旋弹簧，不至于增加离合器的轴向尺寸。 4.5.2 确定主要参数 1. 摩擦片及参数 参照同类机型取主动片数为5片，被动片数6片。主动摩擦片表面各有0.5mm的铜基粉末合金， 被动片采用65Mn。离合器筒以及齿轮和离合器壳上还有冷却油孔，从散热器出来的冷却的油，经过传油孔通向各组摩擦片，起润滑和冷却作用。 2. 离合器比压力计算 1）最大扭矩 由表5- 3 知离合器最大扭矩：Mmax=3.517Mi=3.517×124.05=436.28 kg.m 2）扭矩容量MΦ 　　参考［IV］P246式（3-3-32） MΦ=βMmax 式中： β－储备系数，对液力机械传动的动力换档变速箱中的换档离合器取β＝1.05～1.25 取β＝1.15 则MΦ=1.15×436.128=501.72 kg.m 3）接地比压 参考［IV］P209式（5-4-1） 式中： μ－磨擦系数（对湿式离合器粉末冶金摩擦材料取0.08） z－摩擦表面对数 z=s＋t-1；s－主动片的数目；t－动片的数目；则n=s＋t-1＝5+6-1=10 c－摩擦片内外径比c＝0.6～0.8 取c＝0.8 D2－摩擦片外径　D2＝400mm K－考虑离合器传递扭矩时，离合器在花键处的摩擦阻力引起串联压紧着的各摩擦片压紧力递减的系数　其值依［XII］P210表取为0.96 ψ－净面积和摩擦片面积之比，一般取0.6～0.7取ψ＝0.65 将以上参数代入式中得 　 ＝(12×501.72×100)/[3.14×0.08×10× ×(1- )×0.96×0.65]＝12.29kg/cm2 据指导书知［q］―许用比压力。取20～40 kg/cm2 ≮6～7 kg/cm2 所以6～7 kg/cm2< <40 kg/cm2,满足要求。 4.5.3　摩擦片间最大相对转数的验算 此最大相对转数发生在倒档离合器接合时，Φ3离合器的摩擦片间。因此，我们只需要验算离合器3的转速。 由表5-2 知，挂上倒档，Φ3档离合器主动部分相对被动部分的转速为： 其相对线速度： 式中： R－摩擦片外半径(cm) r－摩擦片内半径(cm) 由以上验算知： <(2.5～3) v<[v]=40～50m/s （反向旋转） 故离合器的最大相对转速满足要求。 4.5.4 换档离合器的滑磨功 在车辆起步或换档过程中，接合换档离合器势必出现滑磨，使离合器片磨损和烧损，为了避免离合器片快速磨损及烧损翘曲，在设计离合器时，要验算接合离合器时的磨功及滑磨时间。 由于滑磨功计算较复杂，故在设计实践中用的较少。设计中一般用控制离合器片的滑磨及发热（参考书ⅡP172） 4. 6 结构设计 5.6.1齿轮设计 由配齿计算确定齿轮的主要参数，可选择一对齿轮验算。齿轮的材料采用20CrMnTi，采用盘式结构，进行渗碳淬火，表面强度HRC60～65，心部硬度HRC33～48，淬硬层深度0.6～0.9mm，齿侧精度为8—7—7HK，表面粗糙度Ra不大于2.5μm，齿侧间隔为Dc。 1. 计算载荷的确定 1）变矩器的输入力矩：MTmax=224.2㎏∙m。 2）计算由地面附着力决定的变速箱的输入力矩： 地面附着力： Pφ=Gφ∙φ=16000×0.5=8000㎏ 工作时的滚动阻力： Pf=Gφ∙f=16000×0.07=1120㎏ 最大切线牵引力： Pkmax=Pφ+Pf=8000+1120=9120kg 由前面3.2设计知车轮半径为： rk=0.7212 所以驱动轮的驱动力矩为： Mk=Pk∙rk=9120×0.7212=6577kg.m 最大附着力时，总传动比为：53.019，由公式Mk=i∙Mλ得输入力矩为： Mλ= Mk/i=6577/53.019=124.05㎏∙m 计算载荷取由变矩器输入力矩和地面附着力决定的变速箱的输入力矩的较小值。因此，取计算荷载为：124.05㎏∙m 2.齿轮的变位和修正： 齿轮变位修正的目的在于： A．改善啮合条件，提高齿轮强度。 B．凑所需传动比。 C．避免由于齿轮轮齿少，产生根切现象，该变速箱所选用的齿轮无根切现象，同时，实际传动比与理论传动比也无多大差距，啮合条件较好，因此无须进行齿轮的变位修正。 3、齿轮的强度验算 取第二行星排上的太阳轮和行星轮及其配对齿轮进行强度验算。 （1） 齿轮的弯曲疲劳强度计算： 验算齿根危险断面处的弯曲应力： 式中： M—计算扭矩（主动齿轮所传递的扭矩）（ N.m） M= kg.m r—主动齿轮节圆半径(mm) r=(3.25 29)/2=47.125mm m—模数(mm) m=2mm b—齿轮宽度(cm)此处齿宽相同，均为61mm πY— 齿形系数，由［IV］P225表3-3-3查得 πY＝0.454 Kβ—螺旋角系数，直齿轮Kβ＝1；斜齿轮 Kβ＝1-β/120本变速箱中均为直轮,取Kβ＝1 ［ ］—许用弯曲应力,［ ］＝320MPa 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。 (2)接触疲劳强度计算 验算节点处的接触应力。 　 (5-5-2) 式中: M—主动齿轮所传递的计算力矩（kg.cm） M= kg.m r节—主动齿轮节圆半径（cm）r=4.7125cm b— 轮齿宽度(cm) b=6.1cm i—传动比　i=1.4 φj—角变位修正对接触强度的影响系数，由[Ⅳ]P176图5-45，得φj =1 ［ ］—许用接触应力，对液力机械传动变速器［ ］＝78kg/cm2 将上述参数值代入上式得 = <[ ] 故接触疲劳强度也满足要求。 通过以上的计算知选用20CrMnTi合金钢，满足要求，且20CrMnTi属低碳合金钢，价格相对比较便宜，故经济性好，降低了变速箱的成本。 4.6.2 轴承的选择计算 1. 选择 由于滚动轴承是标准件，在机械设计中，对于滚动轴承，主要是解决正确选择问题。 选择滚动轴承时通常已知：荷载的大小、方向及性质；轴颈的转速及转动座圈（内圈转动还是外圈转动）；轴承的使用寿命（小时）；机器或转动装置的结构对轴承的要求（空间大小与尺寸范围，自动调心的必要性，调整间隙和调整轴上的零件位置的必要性）等。 滚动轴承的选择主要有两大内容：一是确定轴承的类型和尺寸（型号）；二是正确设计支撑部位的组合结构。 滚动轴承类型可参照如下原则进行选择： （1） 考虑轴承所受载荷的方向。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，一般选用向心轴承（0～5类），当 轴承仅承受纯轴向载荷时，一般 选用推力轴承（8类），当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷时，一般选用向心推力轴承（6、7类）或推力向心轴承（9类）。但是，0、1、3类向心轴承在主要承受径向载荷的同时，也能承受不太大的轴向载荷。因此，当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，但轴向载荷不大时，也可选用0、1、3类轴承，当轴承仅承受纯轴向载荷但轴向载荷很小，转速很高时，也可选用0类轴承来代替推力球轴承。 （2） 转速较高、旋转精度要求较高，载荷较小时一般选用球轴承。 （3） 载荷较大且有冲击振动时，一般选用滚子轴承。但当轴承内径较小（d≤20mm）时，球轴承与滚子轴承的承载能力差不多而球轴承价廉，故应优先选用球轴承。 （4） 径向尺寸要求很紧凑时,一般选用滚针轴承。 （5） 轴的刚度较差、支承间距较大、轴承孔同轴度较差或多支点支承时，一般选用自动调心轴承（1，3）；反之，不能自动调心的滚子轴承（2，4，5类）仅能用在轴的刚度最大，支承间距不大，轴承孔同轴度能严格保证的场合。 （6） 单列向心推力轴承应成队使用反向安装。 （7） 同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。 由以上各原则，初选各轴承如下： 中间轴上的轴承由左至右依次为：6410、6208、6208、6208、6108、6213、6215 2. 轴承的强度校核以及寿命计算 校核输入轴上的轴承： 对轴承进行计算时，应考虑以下几个问题： 1）当变速箱挂不同排档时，变速箱各轴的轴承所受的载荷也不同，因此，为了综合考虑变速箱各档工作时间的比例，不同档位时轴承转速和所受不同载荷的影响，需要确定一个换算的当量载荷Qnp来代替当量动负荷。 2）为了计算换算的当量载荷Qnp，需要知道各档位总工作时间的百分 比换算Qnp可按下式确定：Qnp= 式中： Mi——各档轴承的计算载荷αi—某档工作时间占全部工作时间的百分比βi—转速换算系数, βi=ni/nnp(ni为某档时的转速;nnp为用以换算的任选转速,一般可取nnp=1000转/分或2000转/分,此处取2000rpm. 显然,要计算Qnp,必须掌握变速器在各档工作时车辆的典型载荷和相应的车速及各档工作时间占全部工作时间的百分比,从而求得αi.βi. Qi,这要根据所设计车辆的具体工作情况而定,由第三章的计算及输出特性曲线可计算Qi的值；参考同类型机的使用情况确定各档位占总工作时间的百分比，如下表 表4-4 档位工作时间表 FI FII RI 35 40 25 最危险处轴承为该轴最左端6410轴承。 1）当量动载荷 　　　 此轴承只受径向力FAH，FAH = 7655N 式中 x——径向载荷系数，x= 1 ——载荷性质系数 = 1.1 所以 查《机械设计实用手册》P894， 表1-2-43，得6410轴承额定当量动载荷为Cr = 71kN 因为 ，所以安全。 2）寿命计算 式中 —— 输入轴转速 = 1443r/min —— 基本额定寿命 —— 寿命指数， = 3 —— 额定动载荷， = =6925 > 6000 小时，由参考书Ⅴ知满足使用要求。校核B处轴承6208 1）当量动载荷 此轴承只受径向力FBH，FBH = 2268N 式中 x——径向载荷系数，x= 1 ——载荷性质系数 = 1.1 所以 查《机械设计实用手册》P894， 表1-2-43，得6208轴承额定当量动载荷为Cr = 22.8kN 因为 ，所以安全。 2）寿命计算 式中 —— 输入轴转速 = 1443r/min —— 基本额定寿命 —— 寿命指数， = 3 —— 额定动载荷， = =8825 > 6000 小时，由参考书Ⅴ知满足使用要求。 4.6.3 轴的设计 轴的设计包括定出轴的外形和全部结构尺寸。转轴的结构形式多为阶梯轴。 对于变速箱中间轴，主要进行强度和刚度计算，在中间轴处于不同排挡时，轴所受的扭矩和弯矩不同，当扭矩最大时，弯矩不一定最大，因此，在轴的设计中，应选择最危险的工况进行验算。 1.轴的设计 1）轴的材料：据[Ⅶ] 表4-1，选用轴的材料为40 调质，硬度241-286HB。 （1） 初选轴径：轴的直径，可根据轴所传 递的功率P (kw)以及轴的转速n(r.p.m), 按下式进行估算： （5-5-4）[Ⅶ]P196式（6-1） 式中： A—根据轴的材料及受载情况而定的系数。A=4.8 P—取变矩器的最大输出功率， 110.6HP=81.34kw n—最大输出功率所对应的转速， n=1443rpm； 将A、P、n值代入式（5-5-4）中，得输入轴直径： 考虑花键的影响，考虑轴上打高压油孔和润滑油孔，取 = 。 （2） 轴的布置及轴上零件定位，（见装配图）。 2.轴的强度计算 验算变速箱中间轴的强度。轴结构草图： 图4-4轴结构草图 输入轴受力简图： 图4-5 轴轴受力简图 由附着条件决定的发动机的最大输出扭矩为： 则该轴输入扭矩： 水平受力图：（N） 图4-6水平受力图 水平弯矩图：（N.mm） 图4-7水平弯矩图 垂直受力图：（N） 图4-8 垂直受力图 垂直弯矩图：（N.mm） 图5-9 垂直弯矩图 合成弯矩： 图4-10 合成弯矩 此为危险截面为弯矩最大处，其合成力矩如上算。轴的弯曲疲劳极限[δ-1]b=90Mpa 由以上计算可知， 所以Ⅰ档时输入轴的强度足够。 Ⅱ档时轴的受力情况相同，因为Ⅰ档是工作档，受力较大，由以上计算可知，Ⅰ档时轴的强度足够，所以Ⅱ档时轴的强度足够。 3．轴的刚度验算 为了确保齿轮的正确啮合，对变速箱轴的刚度提出了比较严格的要求，规定位于齿轮啮合处的轴的合成挠度不超过0.15～0.20。 对变速箱中间轴进行挠度验算： Ⅰ档 当量直径： 式中 ----阶梯轴 段的长度； ----阶梯轴 段的直径； L----两支撑之间的长度； 轴的截面惯性矩： 轴上挠度： 水平面内： 图4-11 水平图 弹性模量 左啮合处： 中点处： 右啮合处： mm 垂直面内： 图4-12 垂直图 左啮合处： 中点处： 右啮合处： 合成挠度： 左啮合处： 右啮合处： 中点处： Ⅱ档挠度同Ⅰ档。 由以上计算可知，各重要点处的挠度均未超过规定的挠度，所以轴的刚 度足够。通过以上的计算知选用40Cr合金钢，满足各项性能要求，且40Cr属中碳合金钢，价格相对比较便宜，故经济性好，降低了变速箱的成本。 第5章 变速箱中间轴的有限元分析 5.1 有限元分析方法概述 随着计算机运行速度的飞速提高和数值计算技术的长足进步，有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）成为工程领域进行科学计算的极为重要的方法之一。运用有限元方法可以处理任何复杂形状、不同物理特性、多种边界条件和任何承载情况的工程问题。有限元建模（Finite Element Modeling，简称FEM）和有限元分析（Finite Element Analysis，简称FEA）技术为各专业建立分析模型、共享数据提供了有效途径，尤其是现在广泛通用的各种软件包大大简化了对具体问题的分析过程，是解决各种工程实际问题的便利工具和有效手段。有限元的求解流程如表5-1所示 表5-1 有限元方法的解题过程 5.2 Pro/MECHANICA分析方法 1．本文采用Pro/MECHANICA来分析在Pro/ENGINNEER下建立的所有零件三维虚拟模型。同大多数其它有限元分析软件相比，Pro/MECHNICA有下列优点。 （1）Pro/MECHANICA和三维设计软Pro/ENGINNEER的无缝集成。 绝大部分有限元分析软件的几何建模功能比较弱，这些有限元软件通常把其它三维软件设计的图形通过IGES格式或者STEP格式进行数据交换，而这样做最大的弊端在于容易造成数据的丢失，因此需要花费大量的时间和精力进行几何模型的修补工作。使用Pro/MECHANICA恰好可以克服这一点，该软件可以直接利用Pro/ENGINNEER的几何模型进行有限元分析。 （2）参数化分析方便。Pro/ENGINNEER具有强大的参数化功能，那么在Pro/MECHANICA中就可以利用这种参数化工具的优点，进行模型的灵敏度分析和优化设计，具体地说，当模型的一个或多个参数在一定的范围内变化时，求出满足一定设计目标（如质量最小、应力最小、变形最小等）的最佳化几何图形。 2．使用Pro/MECHANICA的一般步骤 使用Pro/MECHANICA进行有限元分析的基本步骤如下： (1) 建立几何模型：在Pro/ENGINEER中创建几何模型。 (2) 识别模型类型：将几何模型由Pro/ENGINEER导入Pro/MECHANICA中，此步需要用户确定模型的类型，默认的模型类型是实体模型。 (3) 设定模型的材料、约束和载荷。 (4) 设定模型的材料属性。在装配分析中，可以为不同的零件分配不同的材料属性。在应力分析中，必需的材料属性是杨氏模量和泊松比。 (5) 为模拟模型在现实中的功能，必须设定模型的约束，就是限制模型的自由度个数。 (6) 设定模型载荷（点载荷、边载荷以及面压力载荷等） (7) 有限元网格划分：由Pro/MECHANICA中的AutoGEM（自动网格划分器）工具完成有限元网格的自动划分。 (8) 定义分析任务，运行分析：首先建立分析任务，然后Pro/MECHANICA进行错误检查，进行计算，生成计算结果数据和计算过程信息。 (9) 根据设计变量计算较感兴趣的项目；图形显示计算结果。可以显示变形情况、应力分布以及模态振型等计算结果 5.3 基于Pro/ENGINEER特征的建模 5.3.1 Pro /ENGINEER介绍 （1）三维实体造型。用户可以在三维环境中工作，通过各种造型手段达到设计目的，能够将用户的设计思想以最真实的模型在计算机上表现出来，使用户直接了解设计的真实性，避免了传统的点、线、面设计的不足。与传统的二维设计相比，三维设计形象逼真、直观，而二维设计需用户进行空间想象。 （2）以特征为基础。特征取代了低层的几何图形，如线、弧和圆等。特征建模不仅描述了几何形状信息，而且在更高层次上表达产品的功能信息，其操作不再是原始的线条和体素，而是产品的功能要素，如通孔、键槽、倒角等。特征模型的建立为后续生产提取工程信息打下了基础。 （3）单一数据库支持和全相关性。Pro/ENGINEER是建立在单一数据库上的，即工程的资料全部来自一个库，使多个独立用户可以同时处理同一个产品的造型。并可随时由三维实体模型产生二维工程图，而且自动标注工程图的尺寸。在三维实体模型或二维图形上作尺寸修正时，其相关的二维图形或三维实体模型均自动修改，同时装配、制造等相关设计也会自动修改，这样可确保数据的正确性，避免了耗时的反复修改。保证了设计数据的统一性和准确性。 （4）参数化。配合单一数据库，所有的设计过程中使用的尺寸(参数)都存储在数据库中，设计者只要更改三维零件(Part)的尺寸，则二维工程图(Drawing)、三维装配图(Assembly)、模具(Mold)等立即依照尺寸的更改做几何形状的变化，这样可以保证设计修改工作的一致性。正因为用参数式的设计，用户可以运用强大的数学运算方式，创建各尺寸参数间的关系式，自动计算出模型应有的外形，减少了逐一修改尺寸的时间，并可避免错误的发生。 （5）系列化。能够根据创建的原始模型，通过族表改变模型组成对象的数量或尺寸参数，建立系列化的模型，这也是建立国家标准件库的重要手段之一。 （6）共享性。能够在所有适当的团队成员之间完美地共享数字化产品数据。 （7）可移植性强，兼容性好。 本文设计过程中，采用Pro/ENGINEER软件对变速箱中间轴进行三维建模。 5.3.2 建模过程 （1）进入Pro/ENGINEER系统，设定工作目录后，用[新建]菜单建立一个零件实体。 （2）定义草绘平面，绘制二维截面 （3）以拉伸的方式建立阶梯轴 （4）设置零件的单位，选用mmNs（毫米牛顿秒）单位系统 如图6-1所示，以便在以后的分析中，得到的明确、统一的单位制。 图5-1 设置单位制 （5）设置轴的材料为40Cr钢，并填入部分材料参数：杨氏模量=2.06×105（MPa），泊松比=0.3，剪切模量=79400（Mpa），密度=7900Kg/m3 。 如图5-2所示 图5-2材料的定义 （6）绘制完毕，保存，得到的三维实体如图5-3所示。 图5-3 中间轴的三维模型 5.4 中间轴的静力学有限元分析 轴的静力分析 前提条件：约束在两端轴承处，位移为零；y、x向完全约束，z向有轴向转动；材料：40Cr钢，弹性模量E=2.06×105MPa， =980MPa，泊松比=0.3，密度=7.9X103Kg/m3 ,剪切模量=79400Mpa，硬度=241-286HRC，许用疲劳应力=90MPa 。 分析过程：（1） 将在Pro/ENGINEER软件中建立的中间轴打开，并把它链接入Structure模块，在系统的主菜单栏中，依次单击【应用程序】→【Mechanica】命令选项，即可启动有限元分析模块。如图5-4所示 进入结构分析模块 图 5-4有限元分析模块 系统自动弹出单位系统，如图5-5所示。 图5-5单位系统 （2） 定义材料属性，见图6-6，40Cr钢的具体参量:以下参量来自在Pro/ENGINEER环境下定义的40Cr钢的材料属性。其中，弹性模量=2.06×105MPa， 泊松比=0.3，材料密度=7.9×103㎏/m3。 图5-6 材料的属性 （3） 定义模型的约束条件 如图5-7（a）（b）所示 (a) (b) 图5-7 模型约束图 （a）左端轴承面约束；（b）右端轴承面约束 图5-7 （a）、（b） 为模型定义的约束图，由图可以看出，左右两轴承面各限制了5个自由度，把X，Y，Z方向的平移和绕Y，X轴的转动定义为固定约束，只剩下绕Z轴的转动。 （3） 定义模型的载荷 （4） 如图5-8所示 图5-8 施加载荷 图5-8表示出中间轴的受力情况，可以看出：齿轮面受力 Ft1=9924N，Fr1=3612N以上各力均为均布力，分别施加在齿轮的各个齿面上。 （5） 划分网格，由Pro/MECHANICA中的AutoGEM（自动网格划分器）工具完成有限元网格的自动划分。点选AutoGEM进行自动网格划分，划分结果如图6-9所示： 图5-9 网格图 由图5-9 可以看出模型中有4708个边，6679个面，2917个四面体网格单元，最小角度为5.04，最大角度为168.04。而模型的实体划分如图6-10所示。 图5-10网格划分结果 （6）建立静态分析任务，进行静力学有限元计算并以云图形式输出计算结果，显示如图6-11 图5-11静应力分析云图 由图6-11可以看出最大应力为26.45MPa，发生在两个越程槽圆周面上。 参考文献 1．同济大学主编.铲土运输机械.北京：中国建筑工业出版社，1987. 2．吉林工业大学编.轮式装载机设计. 北京：中国建筑工业出版社，1989. 3．杨晋生主编. .铲土运输机械.北京：机械工业出版社，1987. 4．同济大学主编.工程机械底盘构造与设计.北京：中国建筑工业出版社，1987. 5．诸文农编.底盘设计（上、下）.机械工业出版社. 6．许镇宇、邱宣怀主编.机械零件.人民教育出版社. 7．机械零件课程设计.贵州人民出版社. 8．吉林工业大学主编.工程机械液压与液力传动.机械工业出版社. 9．液压传动设计手册.上海科技出版社. 10．东北工学院编.机械零件设计手册.冶金工业出版社. 11．成大先主编.机械设计手册.化学工业出版设，2004. 12．《机械工程标准手册》编委会编. 机械工程标准手册.中国标准出版社，2002. 13．黄宗益、薛瑞祺、阎以诵编著.工程机械CAD.同济大学出版设，1990. 14．D.J.Wilde,Globally Optimal Design,Wiley Interscierce,N.Y.1978 15．Roger E.Kaufman,Mechanism Design by Computer,Machine Designm,Oct.1978 致谢 半年的毕业设计结束了，回顾自己的设计历程，感想颇深。在设计过程中我遇到了很多困难，有的时候甚至有放弃的想法。我完完全全的体会到了做设计的辛苦。回想起来，在设计过程中有辛苦有泪水也有欢乐。当看到自己的设计成果时感到无比的自豪。在辅导老师的辛勤辅导下，紧张而又充实的毕业设计已经完成，它是对自己大学四年学习成果的检验，并给自己的四年大学生活画上了一个句号。 经过这次毕业设计，我切身体会到了“学无止境，活到老，学到老”的含义。通过这次毕业设计我学到了许多关于装载机的知识。尤其是通过对装载机行星变速箱的设计，对原来许多不了解不太懂的知识有了新的认识新的了解。从认识行星变速箱整体，再到熟悉整个变速箱的各个零部件，各个齿轮之间的相互关系，变速箱的工作原理，整机的总体布置等等，真正体会到了装载机其本身就蕴涵着许多的知识，这些知识不是一天两天就能学会的。在这次设计中郭老师尽职尽责，为了我们能把这次设计搞好，郭老师带我们到沈矿集团实习，并查阅了许多有关装载机的资料，使我们的设计顺利完成有了保证。设计过程中，郭老师不辞辛苦，认真耐心的解答我们在设计中遇到的难题。 设计中的手工画图，极大的锻炼了自己的作图能力，以往总认为手工作图无所谓，手工画图又烦有累又慢，可通过这次设计，我才深刻的意识到手工作图决不是一件无所谓的事情。如果手工图画不好，电脑画图也画不好。它需要你的耐心与细心，细心的对待每一张图纸，耐心的对待每一个部件和每一个线条。而且手工画图最能体现一个人的绘图识图能力。 这次设计不仅是一次理论与实践的结合，是我们四年学习知识的总结和检阅，同时也是我们即将走上工作岗位的一次练兵，为我们以后的工作打下良好的基础。设计的成果的取得不仅是自己努力的结果，更是指导老师辛勤辅导的成果。 回首整个毕业设计的过程，回忆起来自己的确在这个设计中学到了许多东西，曾经在成堆的图书中查找自己需要的资料，在回忆中去搜索去查找，一切的努力都是为了给自己的学业画上完美的句号。通过这次设计培养了自己的动手能力，解决分析问题的能力，为以后走上工作岗位打下了良好的基础，使我更有信心去迎接以后的挑战，只要自己努力一切皆有可能。有手工作图反复修改时的苦恼，有通宵画图时的疲惫，有老师诲人不倦的情景，有设计结束时的轻松。在这次设计中，设计与辅导贯穿始终，辅导老师不倦的指导说明，不但解决了我们设计时遇到的困惑，还扩大了我们的视野，拓宽了我们的知识面。 四年的学习，有自己努力的结果，更是渗透着所有老师的辛勤汗水，自己成绩的取得不仅仅是个人的荣耀，更是所有老师培养自己的教师们的荣誉，是他们辛勤的汗水与无限的关爱才造就了自己才能的取得。由于本次设计时间短，任务重，因此我在某些方面难免存在不足或缺陷。 燕山大学毕业设计（论文）评审 意见 文理分科指导河道管理范围浙江建筑工程概算定额教材专家评审意见党员教师互相批评意见 表 指导教师评语： 成绩： 指导教师签字： 年 月 日 评阅人评语： 成绩： 评阅人签字： 年 月 日 燕山大学毕业设计（论文）答辩委员会评语表 答辩委员会评语： 总成绩： 答辩委员会成员签字： 答辩委员会主席签字： 年 月 日 袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈 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