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12 2007 to is a is It to of in of in in a do on . t is at of of as a of in in A of to of 1. In of is a of So of it is to is in of is in 2, 3, 4. of it is to of of in is It is of is of of It is to to a in be at be at so is a In it is to as of be we to 5. of of as in of of of to to on of to in To on so to to of of be of of a is on 1 6. , 1,m r . It (i=1,2,3) ( 2,m r ). in p ( 3 3,m r ) on by of is h , h , of 12 2007 S- - 1,2,3 s of x, y) ) A be in a =1 2 31 2 3123S K K K K ) on 3of of 5 X=( * * * * * *, , ; , , ,S S S p y x ; 1 1 1 3, , .t tx y ) of is of 15 An is of in of By of of C (as To C of p we 2 3, ,l l l on in of 2.). on . 1,2,3,- 1 1 1 12 2 2 13 3 3 12 ( 1) ( 1)2, r = = = =(2) or in L=nd on r 2) be r . on of be (x, y) ). it is to of to C it is to of to S, to t i (i =1, 2, 3).(g of 3C is 2 . 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称的系统仅仅不能确定运动方程。然而，这一经典力学方法也不能被广泛使用。这是因为一些特殊的机械系统 所具有 的特点。首先，目前需要一个有6个自由度的 刚 体。不清楚的是要怎样放置这个 刚 体才能使系统的对称性稳定。第二，真正可能 的 是技术设计的错误和安装上的错误。所以即使一个小小的不对称也可能导致 系统成为准对称系统。有各种对称组的多个子系统组成了机械系统。在这方面必须有方法，来分析有各种分系统和固体组成的对称机械系统和准对称机械系统。在取得了一些初步的进展后，包括数学仪器的机械系统可以使用。为此，我们提出申请广义操作。这 些操作有适当的命令的矩阵，而不是表在物理。利用广义操作可以考虑到所有上述功能的机械系统。 对初步的刚度矩阵实施这些操作，导致其分解为独立的模块，每个模块独立对应与自己的振荡级。考虑到固体对称相当与点输入：这些点选择在固体上，因此，它们彼此独立又互相关联，并且组成所有系统的对称组。这些做法也可以用于有限元模型。 二 、动态模型的行星减速器，刚度矩阵。 该模型的行星减速器第一步如图 1所示。 该步骤包括由太阳轮，其质量和半径等于 的周围有 3 个行星轮（它们的质量和半径均相等，都等于 m2,行星轮 和它们连接，并由它带动。齿轮传动装置的太阳轮 ，行星轮的刚度等于 ， r 是角传动装置。 图 1 行星减速器的第一步。 ， 2， 3 行星轮。 我们再次考虑所有行星减速器振荡的步骤：横向（ x,y） ,角（ j）振荡（不包括套管）。一个刚度矩阵可以代表一个块 这里主要有角刚度（ 3取适当的内容，和外面的主对角线的刚度，这些要素之间有联系。 有 15个广义坐标 具体根据这些区块提附录。 因此矩阵 k 是（ 15一个惯性矩阵 m 是对角线矩阵。 三、介绍相当于点动态模型。 对称性操作凭借对 称性行星轮紧固本轮 系统已对称，如 3架 c（三角形）。 揭示对称 3 架 s 和本轮 1，行星轮固定在太阳轮上的 . 将行星轮 1， 2， 3分别固定在图上太阳轮所示位置。它们是等分点，它们的坐标分别是： 或以矩阵形式写 类似于本轮上的等分点，但是在图 2中 它们将协调太阳轮和本轮的 x,y,j。之后整个坐标系应对称与 此有可能适用于所有有 s,三颗行星轮（ i=1， 2， 3）。（如图 3） 该邻正常投影算子克对称性点组 称为【 2】它是 对于整个系统的操作必须射影派块对角矩阵 这里每个分矩阵对应与 s,三个行星轮（ i=1,2,3）。因为我们有三 个 相 同 的 行 星 轮 并 且 它 们 有 三个 自由度，因此有必要深入每一步操作【 3，4】，把 作每个元素都是对角矩阵（ 3快矩阵，它可以代表每一个元素。 因此太阳轮和本轮最初的坐标（ x,y,） E,和 G.。由此产生的变化是最初的矩阵 A,它们看起来很像。 通过应用这一转变从矩阵 我们可以得到 因此，调节力和力相应的转变为： 最初的矩阵 K(15为 3 个独立块（ 5它们看上去很像 惯性矩阵 M 仍然为对角线矩阵，因为 正交的，因此独立的振振荡类型只定义为矩阵 K*。 四、揭示自然振荡和强迫振荡的独立运动类型 A、自然振荡 从矩阵（ 6）中可以看到，由于系统的对称性，对原始矩阵 K 进行分解，因此振荡类型和空间参数都各不相同。具体的关系在矩阵（ 6）中表明，有以下的振荡类型： 第一，太阳轮和本轮角振荡 +行星轮振荡阶段 ，其确定参数是： 第二，太阳轮和本轮横向振荡 +行星轮振荡反阶段。产生了俩个相同的矩阵 （ 5意味着 在系统中有 5个平等频率。其确定的参数是： 因此考虑到只有性能的对称性有可能获得足够深的动态分析性能的系统的行星减速器，他除了能简化也能优化系统的过程。 B、强迫振荡 强迫振荡中独立振荡的使用仅适用于两种情况 ;a,如果点的适用外部有相同类型的对称性；例如作为设计的。 b,如果它们要根据独立振荡的类型处理，真的，然后变换（ 5）把力 F *换成含零元素或已次子或二次子。 减速器实际装载力的分析表明，它是有效的，如果系统是不平横的，同样的 :a,相同的行星轮不平衡 +本轮不平衡； b,相同的行星轮不平衡 +太阳轮不平衡 。 五、进一步的动作分解 进一步分解（ 6）中子一和二只要有附加条件，使这类系统成为对称系统是可能的。一些特殊的条件可以使太阳轮和本轮有对称性，例如： 1、 P 有相同的传动刚度，即 2、 P 有相同的部分频率和角速度，即 因此，若满足条件 1， 2 则会出现反对称 ，这一对称足组的操作是符合 实施这些操作后矩阵 K*会出现相应的变化，真的它们可能有太阳轮和本轮的振荡对称和反振荡对称。因此，坐标变换是： 和 这个坐标变换出以下独立运动的类型 具体的关系表明这些矩阵有以下独立的振荡 类型 ： I 子（矩阵 ） 太阳轮 P 的相 +行星轮的振荡轴线 X*在第一阶段 阵 ） 太阳轮 行星轮的振荡的轴线 Y*的阶段。同样发生分解子二和矩阵 而是 (Y*)和振荡中的行星轮有个反阶段。 作为显示分析矩阵 的振荡 从分析 和 我们注意到， h7=h8= 可能出现。这种振荡类型是指太阳轮和本轮，行星轮的自由振荡。 A、强迫振荡。根据这些振荡类型不诱导其它振荡类型去掉外力，因为它们是 相互正交的 。冲击力提供了一个子二独立的对称与反对称性振荡 S 和 和 后转化为外部力量 表格 加载的外部力量 这些加载的外力不诱导反对称振荡类型。 六、结论 有规定，行星齿轮减速器由于其对称性其振荡分解增加。有独立的振荡，如太阳轮和本轮的角振荡 +行星轮振荡阶段；太阳轮和本轮的横向振荡 +行星轮振荡反阶段 。 平等的部分频率的太阳轮和本轮的振荡阶段并不取决与行星轮的角振荡。自由振荡的行星轮的一个特定的参数的选择是独立于太阳轮和本轮的角振荡的。 根据这些诱导振荡的振荡类 型去掉外力，因为振荡类型正交对方。 这些结果是正确的行星减速器齿轮在参数改变时给出对称性 。 湖南农业大学东方科技学院 毕业论文（设计）任务书 学生姓名 周江 学 号 200841914504 年级专业及班级 2008 级机械设计制造及其自动化 (5)班 指导教师及职称 魏刚 讲师 学 部 理工学部 20 11 年 9 月 20 日 填 写 说 明 一、毕业论文（设计）任务书是学院根据已经确定的毕业论文（设计）题目下达给学生的一种教学文件，是学生在指导教师指导下独立从事毕业论文（设计）工作的依据。此表由指导教师填写 。 二、此任务书必须针对每一位学生，不能多人共用 。 三、选题要恰当，任务要明确，难度要适中，份量要合理，使每个学生在规定的时限内，经过自己的努力，可以完成任务书规定的设计研究内容 。 四、任务书一经下达，不得随意更改 。 五、各栏填写基本要求 。 （一）主要内容和要求 ： 1工程设计类选 题 明确设计具体任务，设计原始条件及主要技术指标；设计方案的形成（比较与论证）；该生的侧重点；应完成的工作量，如图纸、译文及计算机应用等要求 。 2实验研究类选 题 明确选题的来源，具体任务与目标，国内外相关的研究现状及其评述；该生的研究重点，研究的实验内容、实验原理及实验方案；计算机应用及工作量要求，如论文、文献综述报告、译文等 。 3文法经管类论 文 明确选题的任务、方向、研究范围和目标；对相关的研究历史和研究现状简要介绍，明确该生的研究重点；要求完成的工作量，如论文、文献综述报告、译文等 。 （二）主要参考文献 与外文资料 ： 在确定了毕业论文（设计）题目和明确了要求后，指导教师应给学生提供一些相关资料和相关信息，或划定参考资料的范围，指导学生收集反映当前研究进展的近 1 3 年参考资料和文献。外文资料是指导老师根据选题情况明确学生需要阅读或翻译成中文的外文文献 。 （三）毕业论文（设计）的进度安排 ： 1设计类、实验研究类课 题 实习、调研、收集资料、方案制定约占总时间的 20%；主体工作，包括设计、计算、绘制图纸、实验及结果分析等约占总时间的 50%；撰写初稿、修改、定稿约占总时间的 30%。 2文法经管类论 文 实习、调研、 资料收集、归档整理、形成提纲约占总时间的 60%；撰写论文初稿，修改、定稿约占总时间的 40%。 六、各栏填写完整、字迹清楚。应用黑色签字笔填写，也可使用打印稿，但签名栏必须相应责任人亲笔签名 。 毕业论文（设计）题 目 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 主要内容和要求 （宋体五号，行间距单倍行距 ） 液压挖掘机在工业与民用建筑、道路建设、农田水力、油田矿山、市政工程、机场港口等部门土石方施工中，占有重要位置。并反映了这些部门施工机械化水平。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与发展。对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，进一步掌握挖掘机的设计方法和步骤。 基本要求： 180 型液压挖掘机底盘总体方案设计；绘制装配草图和总装配图；动力源选择及有关参数的确定；行走装置牵引力的计算；传动方式比较与选择、传动方案的确定及传动系统的技术 设计；行星减速器及零、部件的设计计算，主要零件强度校核；张紧装置、行走架和四轮一带的选型设计；绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。 需要提交的（电子）文稿： 1、了解国内外挖掘机机的发展情况，确定设计其减速器的研究意义； 2、撰写不少于 字设计说明书，提交草稿、正稿、正稿电子文档各一份。要求计算合理、数据可靠，格式按湖南农业大学学报（自然科学版）的规定； 3、设计说明书的内容包括：课题的目的和意义；研究的主要内容；整体方案的确定；数据分析及结果讨论；参考文献；鸣谢。 注：此表如不够填写，可另加附页 。 主要参考资料 （具体格式以规范化要求规定为准 ） 1张光裕，等 M械工业出版社， 1985 2王建 M国铁道出版社， 1996 3唐经世 M国铁道出版社， 1996 4饶振纲 M学工业出版社， 2003 5孔德文，赵克利，徐宁生，等液压挖掘机 M学工业出版社， 2007 6诸文农 M械工业出版社 7成大先主编 M. 第四版第 3 卷 ,北京：化学工业出版社， 48濮良贵，纪明刚 M等教育出版社， 2000 9工程机械底盘构造与设计 M江农业机械学院出版 10席伟光，杨光，李波 M京：高等教育出版社， 2002 11杨瑞成，丁旭，等 材料 M庆大学出版社， 2004 12吴庆鸣 M汉大学出版社， 2006 工作进度安排（宋体五号，行间距固定值 22 磅 ） 起止日 期 主要工作内 容 2011 9 10 前 选 题 2011 9 1015 下达任务书 2011 9 169 30 开 题 2011 10 14 15 设 计 2012 20 中期考核 2012 4 1630 完善与总结课题 2012 4 30 前 提交正稿与预审 2012 5 125 答辩与修改 要求完成日期： 20 12 年 5 月 5 日 指导教师签名： 接受任务日期： 20 11 年 9 月 21 日； 学生本人签名： 注：签名栏必须由相应责任人亲笔签名 。 湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生 毕业论文 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 on of 80 生姓名 ： 周 江 学 号： 200841914504 年级专业 及班级 ： 2008 级 机 械 制 造及其自动化（ 5） 班 指导老师 及职称 ： 魏刚 讲师 学 部 ： 理工学部 湖南长沙 提交日期 ： 2012 年 5 月 湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证审批表 学生姓名 周江 学号 200841914504 年级专业及班级 2008 级 机械设计制造及其自动化 专业 （ 5 ）班 指导教师及职称 魏刚 （副教授） 开题时间 2011 年 9 月 25 日 毕业论文（设计）题目 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）（宋体五号，行间距单倍行距。） 一研究意义： 随着人类社会的不断进步，科学技术的高速发展，工程机械在各行各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，它在现今中国和全世界的飞速发展的今天功不可没。 液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力； 液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，实现各种运动 ； 回转机构是 实现转台的回转 ； 工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传 力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘具有十分重要的意义。 二国内外研究现状 ： 国外的最早雏形，于 16 世纪在意大利威尼斯用于运河的疏浚工作，模拟人的掘土动作；以蒸汽机驱动的“动力铲”则诞生于 19 世纪 (1836 年 )。国外大型液压挖掘机的开发大约从上世纪 70 年代开始。如日本日立建机公司在 1972 1976 年间开发的 斗容 量为 m ,工作重量 36t； 斗容量 m ，工作重量 50t； 斗容量 m ，工作重量 75t。 1979 年，日立建机成功开发了 正铲超大型液压挖掘机，斗容量达 m ，工作重量 175t。经过 30 多年的发展，目前超大型液压挖掘机的最大工作重量已突破 900t 级，铲斗斗容达 50 3m 。由于具有结构紧凑、操作方便、运动灵活及易于维护保养等优点，超大型液压挖掘机已形成逐步代替钢索机械式或电动式挖掘机 (俗称电铲 )的趋势。 国内挖掘机研发起步比国外晚，技术相对不够完善。目前，国内挖掘机主要停留在中小型的开发上，大型及超大型液压挖掘机超过 60t 级的极少。四川邦立重机有限责任公司是我国较早开发大型和超大型液压挖掘机的企业，近几年，该公司相继成功开发出拥有自主知识产权的 65t 级、 75t 级、 100t 级、 125t 级和 185t 级矿用型和土方型大型和超大型液压 挖掘机，填补了国内空白。 三主要参考文献： 1张光裕，等 M械工业出版社， 1985 2王建 M国铁道出版社， 1996 3唐经世 M国铁道出版社， 1996 4饶振纲 M学工业出版社， 2003 5孔德文，赵克利，徐宁生，等液压挖掘机 M学工业出版社， 2007 6诸文农 M械工业出版社 7成大先主编 M. 第四版第 3 卷 ,北京：化学工业出版社，148濮良贵，纪明刚 M等教育出版社， 2000 9工程机械底盘构造与设计 M江农业机械学院出版 10席伟光，杨光，李波 M京：高等教育出版社， 2002 11杨瑞成，丁旭，等 M庆大学出版社， 2004 12吴庆鸣 M汉大学出版社， 2006 13郁录平 M民交通出版社， 2004 14吴永平，姚怀新 M民交通出版社， 2005 15成大先，王德夫，姬奎生，等 第 2 卷 M京：化学工业出版社， 2000 该 研究方案 （ 研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等）（宋体五号，行间距单倍行距） 研究内容： 对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，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。 研究方法与步骤： 齿与计算； 件设计计算、绘制零、部件图 。 预期 成果 根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，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 。 时间进程安排（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等）（宋体五号，行间距单倍行距） 起止日期 主要工作内容 选题 下达任务书 开题 设计 中期考核 完善与总结课题 提交正稿与预审 答辩与修改 开题论证小组意见 组长签名： 2011 年 9 月 25 日 专业委员会意见 专业教研室主任签名： 2011 年 9 月 26 日 注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。 专业名称必须是 全称，例如“会计学专业”，班序号用阿拉伯数字“ 1”、“ 2”标注。 此表如不够填写，可另加页。 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生 毕业论文诚信声明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文作者签名： 年 月 日 目 录 摘要 . 1 关键词 . 1 前言 . 2 第一章 绪论 . 2 液压挖掘机在现代化建设中的作用 . 2 液压挖掘机的工 作特点和基本类型 . 3 液压挖掘机的主要优缺点 . 3 课题设计的目的和意义 . 4 本设计所要完成的主要任务 . 4 第 二 章 减速器的方案设计 . 5 减速器的功用 及分类 . 5 减速器方案的选择及传动方案的确定 . 6 减速器方案的选择 . 7 行星减速器传动方案的选定 . 8 减速器传动比的分配 . 8 传动比公式推导 . 8 行星减速器齿轮配齿与计算 . 9 行星排齿轮的配齿 . 9 行星齿轮模数计算与确定 . 10 啮合参数计算 . 11 变位系数选取 . 12 各行星齿轮几何尺寸计算 . 13 第排行星齿轮的几何尺寸 . 13 第排行星轮的几何尺寸 . 16 各行星齿轮强度校核 . 19 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 . 19 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 . 21 内齿轮材料选择 . 22 第 三 章 减速器结构的设计 . 23 齿轮轴的设计计算 . 23 传递连接 . 24 轴承选用与校核与其他附件说明 . 24 轴承选用与校核 . 24 其他附件说明 . 26 第 四 章 设计工作总结 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 2 错误 !未定义书签。 附 录 . 错误 !未定义书签。 28 湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）答辩记录 学 部 ： 理工学部 记录人： 学生姓名 周江 学 号 200841914504 年级专业及班级 2008 级机械设计制造及其自动化专业 (5)班 指导教师姓名 魏刚 指导教师职称 讲师 毕业论文（设计）题目 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 答辩小组质疑 学生答辩简要记录 答辩小组 成员签名 答辩地点： 答辩日期： 2012 年 月 日 注：记录、签名栏必须用黑色笔手工填写。 1 湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生 毕业论文 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 on of 80 生姓名 ： 周 江 学 号： 200841914504 年级专业 及班级 ： 2008 级 机械制造及其自动化（ 5）班 指导老师 及职称 ： 魏刚 讲师 学 部 ： 理工学部 湖南长沙 提交日期 ： 2012 年 5 月 2 目 录 摘要 . 1 关键词 . 1 1 前言 . 2 第一章 绪论 . 2 液压挖掘机在现代化建设中的作用 . 2 液压挖掘机的工作特点和基本类型 . 3 液压挖掘机的主要优缺点 . 3 课题设计的目的和意义 . 4 本设计所要完成的主要任务 . 4 第二章 减速器的方案设计 . 5 减速器的功用及分类 . 5 减速器方案的选择及传动方案的确定 . 6 减速器方案的选择 . 7 行星减速器传动方案的选定 . 8 减速器传动比的分配 . 8 传动比公式推导 . 8 行星减速器齿轮配齿与计算 . 9 行星排齿轮的配齿 . 9 行星齿轮模数计算与确定 . 10 啮合参数计算 . 11 变位系数选取 . 12 各行星齿轮几何尺寸计算 . 13 第排行星齿轮的几何尺寸 . 13 3 第排行星轮的几何尺寸 . 16 各行星齿轮强度校核 . 19 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 . 19 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 . 21 内齿轮材料选择 . 22 第三章 减速器结构的设计 . 23 齿轮轴的设计计算 . 23 传递连接 . 24 轴承选用与校核与其他附件说明 . 24 轴承选用与校核 . 24 其他附件说明 . 26 第四章 设计工作总结 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 2错误 !未定义书签。 附 录 . 错误 !未定义书签。 28 4 180 型液压挖掘机行走机构减速器设计 学 生： 周 江 指导 老师： 魏刚 (湖南农业大学 东方科技学院，长沙 410128) 摘 要 ： 本次设计的主要内容为：行星减速器及零 部件的设计计算，主要零件强度校核； 绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。 本设计的主要特点是：方案设计中提出多种方案，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的相关性，力求整机性能的一致性和最优化性。 关键词 ：液压挖掘机 ； 行星减速器 ；强度校核 10128) he of in a of be as be in of to to 前言 液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、水利、采矿等建设工程的土方机械。它的 发展与应用 反映了一个国家施工机械化的水平。 5 液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力； 液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，实现各种运动 ； 回转机构是 实现转台的回转 ； 工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的 性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘具有十分重要的意义。 第一章 绪论 液压挖掘机在现代化建设中的作用 液压挖掘机是在机械传动挖掘机的基础上发展起来的。它的工作过程是以铲斗的切割刃切削土壤，铲斗装满后提升、回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。 液压挖掘机与机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、交通运输、水利施工、露天采矿及现代化军事工程中都有着广泛的应用，是各种土石方施工中不可缺少的一种重要 机械设备。 在建筑工程中，可用来挖掘基坑、排水沟，拆除旧有建筑物，平整场地等。更换工作装置后，可进行装卸、安装、打桩和拔除树根等作业。 在水利中，可用来开挖水库、运河、水电站堤坝的基坑、排水或灌溉的沟渠，疏浚和挖深原有河道等。 在铁路、公路建设中，用来挖掘土方、建筑路基、平整地面和开挖路旁排水沟。 在石油、电力、通信业的基础建设及市政建设中，用来挖掘电缆沟和管道沟等。 在露天采矿场上，可用来剥离表土、采掘矿石或煤，也可用来进行堆弃、装载和钻孔等作业。 在军事工程中，可用来筑路、挖壕沟和掩体、建造各种军事建筑 物。 所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。据建筑施工部门统计，一台容量为 m 的液压挖掘机挖掘 级土壤时。每班生 6 产率大约相当于 300400 和工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。 液压挖掘机的工作特点和基本类型 液压挖掘机的基本类型及主要特点 液压挖掘机的 种类繁多，可以从不同角度对其来写进行划分。 （ 1） 根据液压挖掘机主要机构传动来写划分 根据液压挖掘机主要机构是否全部采用液压传动，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动两种。 如图 图 型全液压挖掘机 图 型全液压挖掘机 .1 .2 2）根据行走机构的类型划分 根据行走机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式和拖式。 （ 3） 根据工作装置划分 根据工作装置结构不同，可分为铰链式和伸缩臂式挖掘机，铰链式工作装置应用较为普遍。 这种挖掘机的工作装置靠各构件绕铰点转动来完成作业。伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂及伸缩臂组成，伸缩臂可在主臂内伸缩，还可以变幅。伸缩臂前端装有铲斗，适于进行平整和清理作业，尤其是休整沟坡。 7 课题设计的目的和意义 液压挖掘机在工业与民用建筑、道路建设、农田水力、油田矿山、市政工程、机场港口等部 门土石方施工中，占有重要位置。并反映了这些部门施工机械化水平。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与发展。对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，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。 本设计所要完成的主要任务 件设计计算、绘制零、部件图。 第 二 章 减速器的方案设计 180型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降低转速，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。 减速器的功用及分类 减速器的作用有以下几点： 增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩； 8 变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，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的传动比，改变 工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化； 实现空档，以利于发动机启动和发动机在不熄火的情况下停车。 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： 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，最好选用两级（ i=840）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 置型式有展 开式、 分流式和同 轴式等 到数种。它是图 柱齿轮减速器 .1 有减速器中应用最广的，它传递功率的范围可从很小至 40000周速度也可以从很低至 6070m/s，有的甚至于高达 140m/s。其结构 如图 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，允许的圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那么广。其结构如图 。 蜗杆减速器：主要用于传动比较大（ i10）的场合。当传动比较大时，其 传动结 9 图 锥齿轮减速器 图 杆减速器 .2 .3 紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率较低，所以蜗杆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不同的形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时最好采用蜗杆在下式，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 ，最好采用蜗杆在上式。其结构如图 。 行星减速器：行星减速器的最大特点是传动效率高，传动比范围广，其 图 星减速器 传动效率可从 10w 到 50000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 。 减速器方案的选择及传动方案的确定 速器方案的选择 行星齿轮减速器与普通齿轮减速器相比，前者具有许多突出的优点，已成为世界各国机械传动发展的重点。行星齿轮减速器的主要特点如下： 体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高； 传动效率高，工作可靠。行星齿轮传动由于采用了对称的分流传动结构，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； 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； 10 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 ，均匀地分布于中心轮的周围，从而可以使行星轮与转臂的惯性力相互平衡； 因此，综合考虑四种减速器的各特点和适用范围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。 行星减速器传动方案的选定 行星减速器的传动形式有很多种，以下对最为典型的三种传动形式作简要说明： 高速马达和定轴行星混合式行走减速机构 此种传动系统一般采用定量的柱塞式、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，而马达的转速较高，最高时可以达到 3000r/以要求齿轮减速机构的传动比也比较大。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。 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的径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高，使用寿命也低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的使用也爱到了限制。 斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构 此机构析液压系统压力可以高达 300达转速一般在 2200 r/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， 如图 比较上述三种典型方案： a 图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的图为行星架输出，传动比、效率也较高； b 图齿圈固定，这种结构设计较为复杂。因此本设计选择 a 图结构为减速器的传动方案。 11 （ a）轴固定行星减速器 （ b）齿圈固定行星减速器 图 星减速器 .5 a 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的大小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比： (1)使各级传动的承载能力接近于相等； (2)使减速器的外廓尺寸和质量最小； (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 a 图 的传动公式推导如下：运动学方程为： 1 1 1 1 110t q jn k n k n （ 2 2 2 2 210t q jn k n k n （ 式中： 的齿轮圈转速； 对应的齿圈与太阳轮齿数之比（下同） 连接方程为： 120 1212 将连接方程代入运动方程，解得传动比 i 为： 1 1 2 2i k k k k （ 其中负号表示，太阳轮输入与齿圈的输出转向方向相反。 行星减速器齿轮配齿与计算 行星排齿轮的配齿 行星排的正确啮合和传动，应满足四个配齿条件，即是传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。 根据已知的传动比范围1i=33 44，由表 1473 取行星轮数目 C=3，查表 3- 42 配齿，可得如下可行传动比方案： i = 1 2 3 3 7 81 8 3 0 7 8 12 i = 126 . 3 9 51 3 3 5 8 31 9 3 2 8 3 4 . 3 7 i = 125 . 9 2 31 3 3 2 7 71 9 2 9 7 7 4 . 0 5 3 i = 126 . 7 51 2 3 4 8 11 8 3 1 8 1 4 . 5 i = 126 . 8 51 3 3 8 8 91 9 3 2 8 9 4 . 6 8 4 i = 126 . 3 8 51 3 3 5 8 31 9 3 2 8 3 4 . 3 7该设计的传动比选择方案，配齿结果如下表 示： 表 双行星排各齿轮齿数 .1 数 太阳轮 A 齿数 行星轮 C 齿数 齿圈 B 齿数 行星轮数目 第行星排 12 33 78 3 第行星排 18 30 78 3 13 行星齿轮模数计算与确定 按照接触强度初步计算 动的中心距和模数，根据第三章的参数每条履带的牵引力为 则驱动轮的扭矩： （ =310 331 310 式中： T 为单条履带的行走牵引力（吨）； 驱动轮节圆半径（ 则太阳轮1 1 = 式中： 1 i 为总传动比； 为传动系统的效率（取 齿数比 u 表 14734 选取太阳轮和行星轮的材料为 20碳淬火处理，齿面硬度分别为 60 62 56 58查表 14724 得1500 2/N 340 2/N 太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级。内齿轮采用 42质硬度 207 269表 14724 得780 2/N 260 2/N 内齿轮的加工精度为 7 级。根据公式得许用接触应力 (= 14 777 选取齿宽系数d=荷系数 K 由文献资料 7推荐值K=2，取 K=表 14775 取系数83，则初步中心距 a 为： a =13 2(1 ) (=3 21 . 5 6 6 5 . 4 34 8 3 ( 1 2 . 7 5 ) 0 . 6 2 . 7 5 1 3 6 3 . 6 4 面由中心距初步估算模数 m 得： m = 112 ( = 2 3 表 1472 取模数标准系列值： m =5（ m 的含义下同）。 啮合参数计算 第行星排的中心距。 太阳轮1 1111 ()2 Z（ = 1 5 (1 2 3 3 )2 = 112.5 星轮1 1111 ()2 Z（ = 1 5 ( 7 8 3 3 )2 =112.5 为111以，此行星排不需要角度变位。 15 第行星排的中心距。 太阳轮2 2221 ()2 Z（ = 1 5 (1 2 3 3 )2 = 120 星轮2 2221 ()2 Z（ = 1 5 ( 7 8 3 3 )2 =120 为222以，此行星排不需要角度变位。 据以上条件知，120）。 根据齿数总和 Z=12+33=45,齿数比 u=图 1334 ，取1x=以2x= 中行星轮和内 齿圈为负变位，太阳轮为正变位，下面将各齿轮的变位系数列于表 表 各齿轮变位系数 .2 轮 太阳轮 A 行星轮 C 内齿圈 B 变位系数 各行星齿轮几何尺寸计算 第排行星齿轮的几何尺寸 （ 1）太阳轮几何尺寸 16 为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不 再赘述其意义。 表 第排行星排太阳轮几何尺寸 .3 目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 1 2Ad m Z 60 齿顶高 1*11( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ah h x m 式中： *齿顶高系数，取标准值 *1 根高 1*11( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ah h c x m 式中： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 1h 1 1 1 4 . 1 5 7 . 1h h 顶圆直径 11 1 12 6 0 2 7 . 1d h 根圆直径 11 1 12 6 0 2 4 . 1 5d h 圆直径 1d 1111122 2 1 1 2 . 5 1 2 3 3Z 式中： 1示第排中行 星轮齿数， a 中心距 60 基圆直径 1011 c o s 6 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 1a 1115 6 . 3 8a r c c o s a r c c o s 7 4 . 2ba 17 表 ） 项目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /合度 1a 1 1 1 1 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a A a C 0 0 0 01 1 2 ( t a n 4 0 . 5 4 t a n 2 0 ) 3 3 ( t a n 2 4 . 8 4 t a n 2 0 )2 对于直齿轮纵向重合度 =0，总重合度 a 式中： 2a 为行星轮的齿顶圆压力 角，见表 算 2）行星轮几何尺寸 表 行星轮的几何尺寸设计 表 第排行星轮几何尺寸 .4 of 目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 2 3Cd m Z 165 齿顶高 21( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ch h x m 式中： *标准值 * 根高 221( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ch h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 2 2 8 . 3 5 2 . 9h h 顶圆直径 2 22 1 6 5 2 2 . 9d h 根圆直径 2 22 1 6 5 2 8 . 3 5d h 圆直径 2d 1211332 2 1 1 2 . 5 1 2 3 3Z 165 18 表 ） 项目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /圆直径 2 022 c o s 1 6 5 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 155 齿顶圆压力角 2a222155a r c c o s a r c c o s 1 7 0 . 8ba 2a2a=1a 3）内齿圈几何尺寸计算 表 内齿圈的几何尺寸计算过程： 表 第行星排内齿圈几何尺寸 .5 目 代号 直齿轮（内啮合）计算公式 及说明 计算结果 /度圆直径 3 8Bd m z 390 齿顶高 331( ) (1 0 . 1 9 5 0 . 4 2 )a a a Bh h h x 式中： *标准值 * 2* 7 . 5 5 (1 )z 是为了避免过渡曲线干涉而将齿顶高系数 的量。此处 * 根高 331( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Bh h c x m 全高 3 3 4 . 1 5 6 . 1 2h h 顶圆直径 3 32 3 9 0 2 6 . 1 2d h 根圆直径 3 32 3 9 0 2 4 . 1 5d h 19 表 ） 项目 代号 直齿轮（内啮合）计算公式及说明 计算结果 /圆直径 3d 1311782 2 1 1 2 . 5 7 8 3 3Z 390 基圆直径 3c o s 3 9 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 3a3333 6 6 . 4 8a r c c o s a r c c o s 3 7 7 . 7 6ba 014 重合度 1 1 3 1 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a B a C 0 0 0 01 3 3 ( t a n 2 4 . 8 4 t a n 2 0 ) 7 8 ( t a n 1 4 t a n 2 0 )2 对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度a式中：2a为行星轮的齿顶圆压力角， 见表 算 第排行星轮的几何尺寸 第排行星齿轮的模数，变位系数等都与第行星排的相同。下面将其计算过程列 于表 表 。 （ 1） 太阳轮几何尺寸 为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。 表 第 排行星排太阳轮几何尺寸 .6 目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 1 8Ad m Z 90 齿顶高 12( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ah h x m 20 式中： *标准值 * 表 ） 项目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /根高 112( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ah h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 1 1 4 . 1 5 7 . 1h h 顶圆直径 1 12 9 0 2 7 . 1d h 根圆直径 1 12 9 0 2 4 . 1 5d h 圆直径 1d 2122182 2 1 2 0 1 8 3 0Z 式中：2中行星轮齿 数， a 中心距 90 基圆直径 1c o s 9 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 1a1118 4 . 5 7a r c c o s a r c c o s 1 0 4 . 2ba 1a 1 2 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a A a C 0 0 0 01 1 8 ( t a n 3 5 . 7 5 t a n 2 0 ) 3 0 ( t a n 2 5 . 2 2 t a n 2 0 )2 对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度a式中：2a为第排中行星轮的齿顶圆压力角， 算 2）行星轮几何尺寸计算 表 行星轮的几何尺 寸计算过程： 21 表 第排行星轮几何尺寸 .7 of 目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 2 0Cd m Z 150 齿顶高 22( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ch h x m 式中： *标准值 * 根高 222( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ch h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 2 2 8 . 3 5 2 . 9h h 顶圆直径 2 22 1