本科毕业论文-exb300液压挖掘机行走驱动及液压回路设计

太原科技大学本科毕业设计说明书EXB300液压挖掘机行走驱动及液压回路设计THEDESIGNONTHEOVERALLWAKINGDEVICEANDREDUCEROFTHEEXB300HYDRAULICEXCAVATOR学院（系）机械工程学院专业机械设计制造及其自动化学生姓名学号指导教师评阅教师完成日期2013613太原科技大学TAIYUANUNIVERSITYOFSCIENCEANDTECHNOLOGY摘要随着人类社会的不断进步，科学技术的高速发展，工程机械在各行业中得到了很好的运用。然而，在不同的环境下对挖掘机等工程机械的大小、性能的要求有所不同，各种性能参数决定其工作环境。工程机械在国民生产中有着很重要的位置，它在很大程度上取代了原始的、落后的生产工具，他在现今中国和世界的飞速发展的今天功不可没。本次设计的主要内容是EXB300型液压挖掘机行走驱动装置及液压回路，绘制装配图和液压回路图。动力选择及有关参数确定马达参数确定，部件设计计算，主要零件校核，液压回路设计，编写说明书。本设计的主要特点是方案设计中从可靠性、可实现性、综合性能等进行方案比较，选择方案。技术设计中应考虑总体配置合理、安全；选材加工方法和技术条件可行；制图正确、标注齐全符合国家标准。充分注意整机各子系统之间相关性，力求整机性能的一致性和优化性。关键词履带式液压挖掘机行走减速器液压回路THEDESIGNONTHEOVERALLWAKINGDEVICEANDREDUCEROFTHEEXB300HYDRAULICEXCAVATORABSTRACTWITHTHECONTINUOUSPROGRESSOFHUMANSOCIETY,THERAPIDDEVELOPMENTOFSCIENCEANDTECHNOLOGY,ENGINEERINGMACHINERYINALLWALKSOFLIFEHAVEBEENINGOODUSEHOWEVER,INDIFFERENTCIRCUMSTANCE,EXCAVATORSANDOTHERCONSTRUCTIONMACHINERYONTHESIZE,PERFORMANCEREQUIREMENTSAREDIFFERENT,VARIOUSPERFORMANCEPARAMETERSTODETERMINETHEIRWORKINGENVIRONMENTCONSTRUCTIONMACHINERYINTHENATIONALPRODUCTIONINAVERYIMPORTANTPOSITION,ITLARGELYREPLACEDTHEORIGINAL,BACKWORDPRODUCTIONTOOLS,INPRESENTDAYCHINAANDTHERAPIDDEVELOPMENTOFTHEWORLDTHEDESIGNFORTHEMAINELEMENTSEXB300HYDRAULICEXCAVATORDRIVESANDHYDRAULICCIRCUITS,ASSEMBLYDRAWINGANDHYDRAULICCIRCUITDIAGRAMPOWEROPTIONSANDRELATEDPARAMETERSMOTORPARAMETERDETERMINATION,COMPONENTDESIGNCALCULATIONS,CHECKINGTHEMAINPARTS,HYDRAULICCIRCUITDESIGNWRITTENINSTRUCTIONSTHEDESIGNFORTHEMAINFEATURESAREDESIGNINAVARIETYOFPROGRAMME,FROMTHERELIABILITY,CANBEREALIZED,SUCHASCOMPREHENSIVEPERFORMANCEPROGRAMME,THEOPTIONS,TECHNICALDESIGNSHOULDBECONSIDEREDINTHEOVERALLALLOCATIONOFREASONABLESAFETYSELECTION,PROCESSINGMETHODSANDTECHNICALCONDITIONSFEASIBLECORRECTMAPPING,TAGGINGCOMPLETEWITHNATIONALSTANDARDSKEYWORDSCRAWLER,HYDRAULICEXCAVATORS,WALKINGREDUCER,HYDRAULICCIRCUIT太原科技大学毕业设计（论文）任务书（由指导教师填写发给学生）学院（直属系）机械工程学院时间13年2月26日学生姓名张文来指导教师史青录设计（论文）题目EXB300液压挖掘机行走驱动及液压回路设计主要研究内容1确定行走驱动装置机械结构方案及液压系统方案；2确定行走马达、行走减速机构及行走液压回路的主要结构参数；3计算行走阻力距、驱动力矩并对整机各行走工况进行牵引性能及运动分析；4设计行走减速机构及行走液压系统；5选择典型危险工况对行走驱动机构主要零部件进行强度校核；6绘制行走减速机构装配图、零部件结构图及行走液压回路图；7完成说明书；8翻译3000字以上的相关外文文献。研究方法1在教师指导下独立承担相关设计内容；2通过查阅和分析近年来国内外相关文献及技术资料，参考现有机型进行方案选型并确定主要结构参数；3通过所学专业知识进行结构设计；4可借助于CAD方法绘制工程图纸并完成设计说明书。主要技术指标或研究目标1行走速度低速档033KM/H，高速档055KM/H无级变速；2最大牵引力270KN；3停车制动器要求采用湿式盘式制动器；4行走液压回路需具备防止超速溜坡功能；要求按时全面完成规定设计内容；步骤详实可信、方案正确、结构合理可行、工艺性好；所绘的装配图内容完整，符合国家标准及行业规范，达到工程使用要求；对所翻译的外文文献要求内容完整、表达准确、文字通顺。主要参考文献1同济大学主编单斗液压挖掘机北京中国建筑工业出版社，1986，122同济大学刘希平主编工程机械构造图册北京机械工业出版社，1987，123张玉川主编进口液压挖掘机国产化改造M成都西南交通大学出版社1999,34成大先主编机械设计手册M北京化学工业出版社，1987年报2月5颜荣庆等编著现代工程机械液压与夜里系统M北京人民交通出版社，2001年4月说明一式两份，一份装订入学生毕业设计（论文）内，一份交学院（直属系）。目录摘要I引言1第一章确定行走驱动装置机械方案511减速器的功用及分类5111减速器的作用有以下几点5112减速器的分类512行星减速器传动方案的选定8第二章确定行走马达参数并进行工况分析1021马达参数确定10211驱动轮直径确定10212确定马达输出转矩11213确定行走液压马达的最高转速1222对整机个行走工况进行牵引性能及运动分析14221牵引性能14222工况校核15第三章行走减速机构设计及主要零部件设计及校核1731减速器传动比的分配17311齿轮参数确定18312啮合参数计算19313各行星齿轮几何尺寸计算2032主要部件校核23321齿轮校核23322确定轴的直径并校核34第四章确定行走驱动液压系统方案3741挖掘机液压系统的设计要求3742液压图运行原理38第五章设计心得40参考文献41附录42引言本课题的目的和意义液压挖掘机是一种周期作业的土石方施工机械，在交通运输、民用建筑、矿山开采和市政工程等场所得到广泛应用，是各种土石方工程中非常常用的一种重要工程机械。主要用于建筑工程中拆除和开挖地基，水利工程中开挖坑槽和疏通河道，道路建设中道路平整和岩石破碎市政建设中铺设管道和破碎路面。现在一些新型挖掘机可以水下作业。由于施工环境有时比较恶劣对挖掘机的技术性能要求比较高，所以液压挖掘机的科技含量比较高是工程机械中最重要的产品之一。可以说液压挖掘机的制造技术水平和生产能力反映了一个国家的工程机械的整体水平，不夸张的说也能反映这个国家的装备制造业水平。该课题结合机械设计专业的教学内容和国内外液压挖掘机的应用发展，对履带式液压挖掘机行走减速部分作较为深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走减速机构设计，液压回路设计，进一步掌握挖掘机的设计方法和步骤。通过毕业设计，使我们进一步巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的掌握，使之系统化、综合化；培养我们独立思考、独立工作和综合运用已学知识分析与解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；培养我们在方案设计、设计计算、工程绘图、文字表达、文献查阅、计算机应用及工具书的使用等方面的基本工作实践能力；使我们树立具有符合国情和生产实际的正确设计思想和观点，树立严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、勇于探索、勇于创新、善于与他人合作的工作作风。国内外液压挖掘机的发展情况国内液压挖掘机的发展和现状我国的挖掘机生产起步比较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为1M的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪3040年代的机械式单斗挖掘机为主，开始了中国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要，先后建立挖掘机生产厂。1967年开始，中国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WYL00型、贵阳矿山机器厂的W460型、合肥矿山机器厂的WY60型挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WYL60型和杭州重型机械厂的WY250型挖掘机等。它们为中国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的一步。到20世纪80年代末，中国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有0125立方米等12个等级、20多种型号，还生产054立方米以及大型矿用10立方米、12立方米机械传动单斗挖掘机，1立方米隧道挖掘机，4立方米长臂挖掘机，1000立方米/H的排土机等，还开发了斗容量025立方米的船用液压挖掘机，斗容量04立方米、06立方米、08M的水陆两用挖掘机等。但总的来说，中国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量等与国际先进水平相比，有很大的差距。改革开放以来，积极引进、消化、吸收国外先进技术，以促进中国挖掘机行业的发展。其中贵阳矿山机器厂、上海建筑机械厂、合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂等分别引进德国利勃海尔公司的液压挖掘机制造技术。稍后几年，杭州重型机械厂引进德国德玛克公司的H55和H85型液压挖掘机生产技术，北京建筑机械厂引进德国奥加凯公司的液压挖掘机制造技术。与此同时，还有山东推土机总厂其挖掘机生产基地改名为山重建机有限公司，包括STRONG和JCM两个品牌、黄河工程机械厂、江西长林机械厂、山东临沂工程机械厂等联合引进了日本小松制作所PC型液压挖掘机的制造技术。这些厂通过数年引进技术的消化、吸收、移植，使国产液压挖掘机产品性能指标全面提高到20世纪80年代的国际水平，产量也逐年提高。由于国内对液压挖掘机需求量的不断增加且多样化，在国有大、中型企业产品结构的调整，牵动了一些其他机械行业的制造厂加入液压挖掘机行业。中国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展；应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。国外液压挖掘机的发展和现状工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量3540M3单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。1开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建设的需要，国外发展了斗容量在025M3以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在001M3。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以满足各种施工的需要。与此同时，发展专门用途的特种挖掘机，如低比压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。2迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。3重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。德国公司挖掘机装有新型的发动机转速调节装置，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作；美国公司全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。还安装了CAPS计算机辅助功率系统，提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能；日本公司挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助功率控制系统，利用精控模式选择系统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并处长了零部件的使用寿命；还有其他公司的具有合流特性油泵调节系统，使油泵具有最大的工作效率；挖掘机智能型控制系统，即使无经验的驾驶员也能进行复杂的作业操作；等等。4更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立了预测产品失效和更新的的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下，借助于大量试验，缩短了新产品的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐久性。5加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。6进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流量来裣，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率。当外阻力增大时则减少流量降低速度，使挖掘力成倍增长率加采用三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动。实现与回转达机械的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速成运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。7迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年代，为了节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作轻便和安全作业，降低挖掘机口音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电一体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。20世纪80年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。发展趋势工业发达国家的液压挖掘机生成较早，产品线齐全，技术成熟。美国德国和日本是液压挖掘机的主要生产国，具有较高的市场占有率。从20世纪后期开始，国际上液压挖掘机的生产从产品规格上看，在稳定和完善主力机型的基础上向大型化、微型化、方向发展；从功能上看，在满足基本功能的基础上，向多功能化、专业化方向发展；从产品性能上看，向高效节能化、自动化、信息化、智能化的方向发展。设计任务设计题目EXB300液压挖掘机行走驱动装置及液压回路设计主要研究内容（1）确定行走驱动装置机械结构方案及液压系统方案；（2）确定行走马达、行走减速机构及行走液压回路的主要参数；（3）计算行走阻力矩、驱动力矩并对整机各行走工况进行牵引性能及运动分析；（4）设计行走减速机构及行走液压系统；（5）选择典型危险工况对行走驱动机构主要零部件进行强度校核；（6）绘制行走减速机构装配图、零部件结构图及行走液压回路图；（7）完成说明书；（8）翻译3000字以上的外文文献；第一章确定行走驱动装置机械方案液压挖掘机减速机构的设计是本次设计的一个重要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独立传动装置。减速器的主要功能是将低转速、增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代工程机器中应用很广。11减速器的功用及分类111减速器的作用有以下几点（1）增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩；（2）变扭变速，工程机械作业时，牵引力变化范围大，而内燃机的转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系传动比改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力变化；（3）实现空挡，以利于发动机启动和发动机在不熄火的情况下停车；112减速器的分类按其传动结构特点可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆蜗轮减速器、行星齿轮减速器四大类。下面对以上四种减速器的特点及用途作简要说明（1）圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器，大于8时，最好采用两级（I840）和两级以上（I40）的减速器。两级和两级以上的圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。它是所有减速器中应用最广的，它传递功率范围可从很小至40000KW，圆周速度也可以从很低到6070M/S，有的甚至高达140M/S。其结构如图11所示图11（2）圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由于圆锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那样广。其结构如图12所示图12（3）蜗杆减速器主要用于传动比较大的场合。当传动比较大时，其传动结构紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率低，所以蜗杆传动减速器不宜在长期连续使用的动力传递中应用，其结构主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种形式。蜗杆圆周速度小于4M/S时最好采用蜗杆在下的形式，在啮合处能得到良好的润滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于4M/S时，为避免搅油太甚，发热过多，最好采用蜗杆在上的形式。其结构如图43所示图13（4）行星减速器行星减速器最大的特点是传动效率高，传动比范围广，其传动功率可从10W到50000KW，体积和重量比普通齿轮减速器、蜗杆减速器小得多。其结构如图14所示图14行星齿轮减速器与普通齿轮减速器相比，前者具有许多突出优点，已成为世界各国机械传动发展重点。行星齿轮减速器的主要特点如下1）体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高；2）传动效率高，工作可靠。行星齿轮传动由于采用了对称分流传动结构，使作用中心轮和行星架等主要轴承上的作用力互相平衡，有利于提高传动效率；3）传动比大，适当选择传动类型和齿轮数，便可利用少数几个齿轮而获得很大的传动比；4）运动平稳、抗冲击和振动能力强。由于采用了数个结构相同的行星齿轮，均匀的分布于中心轮的周围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。因此，综合考虑四种减速器的特点和适用范围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。12行星减速器传动方案的选定行星减速器的船东兴市有很多种，以下对最为典型的三种传动形式作简要说明（1）高速马达和定轴行星齿轮混合式行走减速机构此种传动系统一般采用定量柱塞式、叶片式或齿轮式高速液压马达，行走液压系统压力一般采用中压，而马达转速较高，最高时可达3000R/MIN。所以要求齿轮减速机构的传动比也较大。这种传动方式的部件通用化程度比较高，便于安装、使用和维修，但是轴向和径向尺寸均较大，对中小型液压挖掘机的最小轴距和最小离地间隙都有一定的限制。（2）低速大转矩马达和一级定轴齿轮减速机构一级定轴齿轮减速器安装在履带架上，大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上。这种方案的缺点是马达径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高，使用寿命低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的使用也受到限制。（3）斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构此机构液压系统压力可以达到300MPA以上，马达转速一般在2200R/MIN以内，双行星排具有较大的传动比，省去了定轴齿轮传动，结构紧凑，适合于专业化批量生产。其中共齿圈式双行星排的结构有以下几种比较上述三重点性方案A图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构也比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的传动比，效率也高。B图齿圈固定，这种方案结构设计较为复杂。因此本设计选择A图结构为减速器的传动方案。图15第二章确定行走马达参数并进行工况分析21马达参数确定211驱动轮直径确定在本次设计中按照标注选定法、理论分析计算法等方法得出的参数值不可能都是完全切合的。通常在设计开始时一些参数还不能利用以上方法完全确定，因此在本设计中有的参数采用了经验公式法进行计算。（1）履带带长1L（21）311GKLA05M94式中为尺寸系数（12515），本设计取135AK为整机重量，本设计中30吨GG（2）驱动轮与导向轮轴向中心距1L（22）31KLI0M51式中为尺寸系数（1012）取113IK（3）驱动轮分度圆直径约为QD（23）1LLQM684359驱动轮分度圆直径取70212确定马达输出转矩（24）XGRIFM2MAX式中根据同等条件挖掘机选R350取XGI50取履带传动机构取77行走阻力按经验公式。一般取，据有关文献RFKGFR850LIEBHERR公司生产挖掘机其值在之间。CATERPILLAR公司挖掘机取95083左右。这里取。9080（25）RN235089186经验取K80MAXM750X233N619213确定行走液压马达的最高转速（26）QMAXNDQV0AX751IN/4R式中最大行驶速度MAXVHKM/5驱动轮节圆直径DQ70（2XGQINA7）MI/2085741R（28）MINQAX21VI/L式中工作液压泵的最大输出流量，设计任务书MAXQIN/60工作液压泵至液压马达的容积效率取1V9液压马大容积效率取20液压马达最高转速MAXNMAXQMPM1590AX327IN/864R式中液压马达所需最大输出转矩NMMAXM液压马达进出口压力差取PMPA35液压马达的机械效率取90根据以上数据选取马达26VA排量最高转速公称压力最大扭矩RML/20IN/RMPA401273NM最大允许流量尖峰压力IN/580LPA45液压泵流量MIN/260L马达最低转速RMLV/20IN6INI13挖掘机行驶速度HK/30（29）DVNQMINI607143IN/25RHKM/50DVNQMINAX6071435IN/R减速器最大传动比MINQ（210）25130单边理论驱动力（211）RIMFMQAX2KN1389要求最大驱动力KN270单边驱动达7013897022对整机个行走工况进行牵引性能及运动分析221牵引性能（2）驱动轮单边驱动力矩由公式（212）IMMQAXAXKN6479履带传动机构取750（3）单侧履带牵引力由公式QDFMAX270649KN81可得QQRF2222工况校核（1）最大行走速度校核根据最大行走速度确定驱动轮最大转速MIN/741AXRNQ马达最高转速下确定驱动轮转速I/290AXMMAXN75QQRN由上校核能达到最高转速。（2）原地转向能力校核（213）NZXZFMG06807MAXG6K15式中履带地面转向阻力ZXF履带内阻力N取807取MAX65经校核能转向QZF（3）爬坡能力校核（214）COS42MGFQRT式中运行阻力（215）1TKN67取取10935坡度阻力（216）SIN2MGFR618履带内阻力（217）R04KN7爬坡阻力42RTF6173861Q907附着力COSMGQFKN1428第三章行走减速机构设计及主要零部件设计及校核31减速器传动比的分配由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级或多级减速器。此时就应该考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸大小，承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按以下原则分配传动比（1）使各级传动的承载能力接近相等（2）使减速器的外轮廓尺寸和质量最小（3）使传动具有最小的转动惯量（4）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等传动比公式推导对于图15A的传动公式推导如下运动学方程为（31）011JQTNKN（32）222JT式中为对应的太阳轮转速TIN为对应的齿圈转速QI为对应的行星架转速JI为参数特性，对应的齿圈与太阳轮齿数之比IK连接方程1JN2T0J21Q将连接方程代入运动方程，解得传动比为I（33）21KI其中负号表示太阳轮输入与齿圈输出转向方向相反。311齿轮参数确定（1）行星齿轮配齿计算行星排的正确啮合和传动，应满足四个配齿条件，即传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。根据已知的传动比范围，取行星齿轮数目为三个，经多次验算配齿如下第一排（）152I4510428671K第二排（）3635（2）行星齿轮模数计算与确定按齿根弯曲强度初算齿轮模数齿轮模数初算公式为（34）3LIM21FDAPAMZYKTMF式中算式系数，对于直齿轮传动取121，对于斜齿轮传动取115MK使用系数见表67，取175A综合系数见表65，取2F计算弯曲强度的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，FP见公式127（35）15HPFPK计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数，见第七章第三节表，HPK17取齿轮精度为级70115HPFP7小齿轮齿形系数，见图，取，正变位FALY26650齿轮副中小齿轮齿数，1Z14试验齿轮弯曲疲劳极限，按图选取，且选LIMF2/MN306取较小值，取2/50齿轮齿上承受转矩，三个行星轮，所以1T3MAX1MTN8540321762模数取4312啮合参数计算第一行星排中心距太阳轮和行星轮1A1C（36）211CAAZMA4518行星轮和内齿轮1CB211CBCZMA45018因为两对齿轮中心距相等，所以，此行星排不需要角变位。第二行星排中心距太阳轮和行星轮2A2C122CAAZMA430126行星轮和内齿轮2C2B22CBCZMA16430因为两对齿轮中心距相等，所以，此行星排不需要角变位。313各行星齿轮几何尺寸计算小齿轮齿数，为防止根切小齿轮正变位，行星轮负变位，齿圈正14505050变位。（1）第一排行星齿轮几何尺寸太阳轮几何尺寸齿数项目公式结果分度圆直径1D1MZ456齿顶高AHAH5041齿根高1F1FC3齿全高AF9齿顶圆直径1AD112AHD658齿根圆直径FFF350基圆直径1BD1BDCOS20S56625压力角取标准20行星轮尺寸齿数45项目公式结果分度圆直径2D2MZ45180齿顶高AH2A01H2齿根高2F42CF7齿全高22FA79齿顶圆直径ADHD18018齿根圆直径2F2FF6基圆直径BCOSS49齿圈尺寸齿数104项目公式结果分度圆直径3D1043MZ416齿顶高AH5HA齿根高3F2CF3齿全高363FA9齿顶圆直径3AD412H40齿根圆直径F23FF2基圆直径3B0COS6S913（2）第二排行星齿轮几何尺寸太阳轮几何尺寸齿数20项目公式结果分度圆直径1D2041MZ80齿顶高AHHA4齿根高1F451CF5齿全高1FA9齿顶圆直径1AD2801HD8齿根圆直径F51FF70基圆直径1BCOSS1B15行星轮几何尺寸齿数43项目公式同上结果分度圆直径2D172齿顶高AH414齿根高2F2505齿全高9齿顶圆直径2AD417180齿根圆直径F5262基圆直径2B0COS3齿圈几何尺寸齿数16项目公式同上结果分度圆直径3D4042齿顶高AH1齿根高3F255齿全高49齿顶圆直径3AD52441齿根圆直径F32基圆直径3B0COS9832主要部件校核321齿轮校核1小太阳轮校核（渗碳淬火钢20CRMNTI）1接触强度校核1齿面接触应力H在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按下式计算H（37）1VA01KP（38）22H（39）UBDFZTE10式中使用系数，见表，取AK765动载系数，图选转速取VMIN/290RSMV/5860D1计算接触强度的齿向载荷分布系数，型行星齿轮传动的内齿HAXZ轮宽度与行星轮分度圆直径比值小于等于时，则取齿向载荷分布系数1，由以上计算知比值小于，所以KF1KH计算接触强度的齿间载荷分布系数，查表，取两齿轮相同H96计算接触强度的行星齿轮间载荷分配不均匀系数，见第七章第三节，查P表，取两齿轮相同1705计算接触应力的基本值0H端面内分度圆上的名义切向力TFNRTFMT7615402831AX小齿轮分度圆直径，1D工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，取整小齿轮为达到高强度齿BM56宽系数选为齿数比，即U2143512Z节点区域系数，图查得，取H965弹性系数，表查得，取E08重合度系数，（310）Z34Z（3COS1281211）5螺旋角系数，直齿轮Z1,0Z20/3965243567189012MNH73652许用接触应力HP许用接触应力可按下式计算，即（312）XWRVLNTHPZZSMINL式中试验齿轮接触疲劳强度极限，渗碳淬火钢保证适当的有效层深度，图LIMH查得，取1462/50计算接触疲劳强度最小安全系数，一般可靠性，查表得，取INS16计算接触强度的寿命系数，寿命十年，图查得2，NTZ90LN取940润滑剂系数，取L1速度系数,图查得，取VZ8690粗糙度系数，图查得，取R45工作硬化系数图查得，取W21接触强度计算的尺寸系数，表查得，取XZ6054399450150HP2/MNH接触强度校核通过2弯曲强度校核1齿根应力（3FPVAFOK13）YBMSANT（314）式中意义同前17511VAKAVK计算弯曲强度的齿向载荷分布系数齿轮轮齿修形后接FNHFK触良好经过仔细跑合后使载荷沿齿向均布可取1，取1HKF计算弯曲强度齿间载荷分布系数（表查得）取FK960计算弯曲强度的星星齿轮间载荷分配不均匀系数见公式P表查得，15HF7HP05175FP齿根应力基本值，对大小齿轮分别确定O2/MN载荷作用于齿顶时的齿形系数，由图查得，取FAY266载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由图查得，取S4751计算弯曲强度的重合度系数，公式（315）05Y81COS12382Z724计算弯曲强度的螺旋角系数，由图查得取（直齿轮螺旋角为）Y560工作齿宽，若大小齿轮宽度不同时宽轮的工作齿宽不应大于窄轮齿BM宽加上一个模数由上取齿宽系数取1B56齿轮模数N4MFT0283NM76154YBSAFNTFO9132/50NKPVA2许用齿根应力FP可按下式计算，对大小齿轮的要分别确定FPFP（3LIMLIXRRELTNTSFPYY16）试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图查得LIMF2/962/50N试验齿轮应力修正系数，采用本书的时取STYLIMF计算弯曲强度的寿命系数，寿命十年，由图取取N316LN29090相对齿根圆角敏感系数，取RELTY1相对齿根表面状况系数，表取RL862计算弯曲强度的的尺寸系数，由表当小于取X7NM0155取5Y1计算弯曲强度的尺寸系数，由表取LIMFS16FFXRRELTLNTSPNY2IMLI/30所以齿轮弯曲强度足够。2行星轮校核渗碳淬火钢20CRMNTI（1）齿根应力FPVAFOKYBMSANT式中意义同前（行星架有一定的转速，但也按太阳VAK751AV轮线速度算V85M/S）计算弯曲强度的齿向载荷分布系数齿轮轮齿修形后接FNHFK触良好经过仔细跑合后使载荷沿齿向均布可取，取HK1F计算弯曲强度齿间载荷分布系数（表查得）取FAK960计算弯曲强度的星星齿轮间载荷分配不均匀系数见公式P表查得，15HF7HP15FP齿根应力基本值，对大小齿轮分别确定O2/MN载荷作用于齿顶时的齿形系数，由图查得，取FAY269载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由图查得，取S471计算弯曲强度的重合度系数，公式50Y81COS12382Z724计算弯曲强度的螺旋角系数，由图查得取（直齿轮螺旋角为）Y560工作齿宽，若大小齿轮宽度不同时宽轮的工作齿宽不应大于窄轮齿宽BM加上一个模数太阳轮行星轮也取8M8齿轮模数N4齿轮轮齿受力NFT76152/6740KFPVAO2MYBMSAFNTF2许用齿根应力P可按下式计算，对大小齿轮的要分别确定FFPLIMLIXRRELTNTSFPYY式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图查得取LIMF2/MN962/50N试验齿轮应力修正系数，采用本书的时取STYLIF计算弯曲强度的寿命系数，转速约为太阳轮的三分之一，寿命取十年，由图取取316L81095相对齿根圆角敏感系数，取RELTY相对齿根表面状况系数，表取RL612计算弯曲强度的的尺寸系数，由表当小于时X7NM055取取5Y1计算弯曲强度的尺寸系数，由表取LIMFS162LIMLI/5NSYFXRRELTNTPF所以齿轮强度足够3齿圈强度校核渗碳淬火钢20CR1接触强度校核1齿面接触应力H在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按下式计算H1VA01KPHUBDFZTEH1式中使用系数，见表，取AK765动载系数，图选转速取VMIN/4RSMV/5160D02计算接触强度的齿向载荷分布系数，型行星齿轮传动的内齿H2AXZ轮宽度与行星轮分度圆直径比值小于等于1时，则取齿向载荷分布系数，由以上计算知比值小于，所以1FHK1HK计算接触强度的齿间载荷分布系数，查表，取96计算接触强度的行星齿轮间载荷分配不均匀系数，见第七章第三节，查P表，取1705计算接触应力的基本值H端面内分度圆上的名义切向力TFNFT3750受力分析驱动齿套相连，由受力平衡知齿圈受力相等，即21F21QQDT,RFR求解得KNTKNM5374311T,8522小齿轮分度圆直径，1D0工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，取B8齿数比，即U3124512Z节点区域系数，图查得，取H965弹性系数，表查得，取EZ08重合度系数，34Z921COS12382螺旋角系数，直齿轮Z1,0Z20/805732587831925MNH2/96272许用接触应力P许用接触应力可按下式计算，即XWRVLNTHZZSMINL式中试验齿轮接触疲劳强度极限，渗碳淬火钢保证适当的有效层深度，图LI查得，取1462/50计算接触疲劳强度最小安全系数，一般可靠性，查表得，取MINHS162计算接触强度的寿命系数，寿命十年，图查得NTZ16，取710LNTZ速度系数,图查得，取V8690粗糙度系数，图查得，取RZ45工作硬化系数图查得，取W21接触强度计算的尺寸系数，表查得，取X629450125HP2/MNH接触强度校核通过2弯曲强度校核1）齿根应力FPVAFOKYBMFSANTO式中意义同前（图选转速）VAK751A02VK6MIN/741R计算弯曲强度的齿向载荷分布系数齿轮轮齿修形后接FNHF触良好经过仔细跑合后使载荷沿齿向均布可取，取H1计算弯曲强度齿间载荷分布系数（表查得）取F961计算弯曲强度的星星齿轮间载荷分配不均匀系数见公式PK表查得，15HF7HPK15FP齿根应力基本值，对大小齿轮分别确定O2/MN载荷作用于齿顶时的齿形系数，由图查得，取FAY260载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由图查得，取S4931计算弯曲强度的重合度系数，公式750Y921COS12382Z64计算弯曲强度的螺旋角系数，由图查得取（直齿轮螺旋角为）Y50工作齿宽，若大小齿轮宽度不同时宽轮的工作齿宽不应大于窄轮齿BM宽加上一个模数，同行星轮取M8齿轮模数N4齿轮轮齿受力NFT37502/94YBSANTO1780MNKFPVAF2许用齿根应力FP可按下式计算，对大小齿轮的要分别确定FPLIMLIXRRELTNTSFPYY试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图查得取LIMF2/962/50N试验齿轮应力修正系数，采用本书的时取STYLIMF计算弯曲强度的寿命系数，寿命十年，转速取由图IN/741R316取取L71095相对齿根圆角敏感系数，取RELTY1相对齿根表面状况系数，表取RL862计算弯曲强度的的尺寸系数，由表当小于时X7NM0155取取5Y1计算弯曲强度的尺寸系数，由表取LIMFS162FFXRRELTLNTSPNYIMLI/085所以齿轮强度足够322确定轴的直径并校核1太阳轮齿轮轴校核（1）按抗扭强度条件计算轴直径轴选材料为40CRPAT52PA701直径粗算公式（317）30NPAD由表取取41098KWP136MIN/0RN取D8450（2）轴强度校核（318）1CAM9250731MPAD（3）扭转刚度校核（319）光轴计算公式P4GIT10375轴所受转矩最大驱动力转换转矩TNM69轴材料的剪切弹性模量，单位，钢材GGMPA4108MPA轴截面的截面二次极矩，单位PI4（320）PI43615923D属于一般要求传动合格15902行星齿轮轴校核由上部计算直径粗估直径为，材料为45号钢，正火回火M0由于齿轮与行星架间隙很小取，所以轴受力基本上为弯矩。对MPA515轴进行弯曲校核（1）行星架受力分析最大驱动力时，太阳轮转矩NM1273齿圈转矩KM4行星架转矩NMTJ2173240轴受力21RFJK56由于轴两侧受力，单边受力N3轴强度校核WMCAMLFCA1378025312表知630D54MPCA9481计算最小直径解得36715D02行星架箱体壁厚取2浮动油封外径内径宽430TQ41M9驱动轮轴承选型号GB/T29732964内径320MM外径440MM轴承宽76MM轴肩高10MM齿轮轴轴承选型号GB/T29732310内径50MM外径110MM轴承宽40MM轴肩高5MM行星轮轴承选型号GB/T29730206（两行星轮轴相同）内径30MM外径62MM轴承宽16MM轴肩高3MM行星架推力球轴承GB/T30152212内径60MM外径95MM轴承高26MM轴肩高10MM第四章确定行走驱动液压系统方案41挖掘机液压系统的设计要求液压挖掘机的动作繁复，且具有多种机构，如行走机构、回转机构、动臂、斗杆和铲斗等，是一种具有多自由度的工程机械。这些主要机构经常起动、制动、换向，外负载变化很大，冲击和振动多，因此挖掘机对液压系统提出了很高的设计要求。根据液压挖掘机的工作特点，其液压系统的设计需要满足以下要求1动力性要求所谓动力性要求，就是在保证发动机不过载的前提下，尽量充分地利用发动机的功率，提高挖掘机的生产效率。尤其是当负载变化时，要求液压系统与发动机的良好匹配，尽量提高发动机的输出功率。例如，当外负载较小时，往往希望增大油泵的输出流量，提高执行元件的运动速度。双泵液压系统中就常常采用合流的方式来提高发动机的功率利用率。2操纵性要求1调速性要求挖掘机对调速操纵控制性能的要求很高，如何按照驾驶员的操纵意图方便地实现调速操纵控制，对各个执行元件的调速操纵是否稳定可靠，成为挖掘机液压系统设计十分重要的一方面。挖掘机在工作过程中作业阻力变化大，各种不同的作业工况要求功率变化大，因此要求对各个执行元件的调速性要好。2复合操纵性要求挖掘机在作业过程中需要各个执行元件单独动作，但是在更多情况下要求各个执行元件能够相互配合实现复杂的复合动作，因此如何实现多执行元件的复合动作也是挖掘机液压系统操纵性要求的一方面。当多执行元件共同动作时，要求其相互间不千涉，能够合理分配共同动作时各个执行元件的流盘，实现理想的复合动作。尤其对行走机构来说，左、右行走马达的复合动作问题，即直线行驶性也是设计中需要考虑的重要一方面。如果挖掘机在行使过程中由于液压泵的油分流供应，导致一侧行走马达速度降低，形成挖掘机意外跑偏，很容易发生事故。另外，当多执行元件同时动作时，各个操纵阀都在大开度下工作，往往会出现系统总流量需求超过油泵的最大供油流量，这样高压执行元件就会因压力油优先供给低压执行元件而出现动作速度降低，甚至不动的现象。因此，如何协调多执行元件复合动作时的流量供应问题也是挖掘机液压系统设计中需要考虑的。3节能性要求挖掘机工作时间长，能量消耗大，要求液压系统的效率高，就要降低各个执行元件和管路的能耗，因此在挖掘机液压系统中要充分考虑各种节能措施。当对各个执行元件进行调速控制时，系统所需流量大于油泵的输出流量，此时必然会导致一部分流量损失掉。系统要求此部分的能量损失尽量小当挖掘机处于空载不工作的状态下，如何降低泵的输出流量，降低空载回油的压力，也是降低能耗的关键。4安全性要求挖掘机的工作条件恶劣，载荷变化和冲击振动大，对于其液压系统要求有良好的过载保护措施，防止油泵过载和因外负载冲击对各个液压作用元件的损伤。回转机构和行走装置有可靠的制动和限速；防止动臂因自重而快带下降和整机超速溜坡。5其它性能要求实现零部件的标准化、组件化和通用化，降低挖掘机的制造成本液压挖掘机作业条件恶劣，各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性由于挖掘机在城市建设施工中应用越来越多，因此要不断提高挖掘机的作业性能，降低振动和噪声，重视其作业中的环保性。履带式液压挖掘机下坡时，在自重的作用下会自动加速，引起行走液压马达超速运转和吸空，并导致整机超速溜坡和事故发生。为避免这种现象，需要限制行走液压马达的转速并对其吸空油腔进行补油。本设计挖掘机30吨参照卡特320C液压系统，确定行走驱动液压回路。如下图42液压图运行原理以左侧为例，换向阀16位于中位，行走系不工作，安全阀17保护回路，当换向阀16左移，油路开通，平衡阀6位于中位，液压油经单向阀7到液压马达左侧，由于未流经阀4，液压缸柱塞未打开，马达不转，处于停车状态。当平衡阀6移向左位，单向阀9上部的节流阀缓冲，使平衡阀平缓右移，当平衡阀达到左位，液压油由左位左通油路通向马达，同时也通过单向阀7通向马达，左位中间控制油路通向液压缸控制阀，由于