毕业设计（论文）-11T液压机械式轮胎挖掘机行走装置设计(全套图纸）.doc

太原科技大学毕业设计11T液压机械式轮胎挖掘机行走装置设计全套CAD图纸，加153893706第一章 设计原则及方案的选择1.1 行走装置设计原则单斗液压挖掘机的行走装置是整机的支撑部分，其作用是用来承受机械的自重及工作装置挖掘时的反力，使挖掘机稳定的支撑在地面上工作。同时又使挖掘机能在工作时作场内运动及转移工地时作运输性（轮式行走装置）运行。因而，设计单斗液压挖掘机的行走装置时应尽量满足以下要求：1、单斗液压挖掘机应有较大的牵引力，使挖掘机在湿软的地面或高低不平的地面上行走时具有良好的越野性能，并有较强的爬坡能力和转弯能力：2、在不增高行走装置的总高度的前提下应使行走装置具有较大的离地间隙，使挖掘机在不平地面上行走具有良好的通过性能：3、要降低挖掘机的接地比压或使其具有较大的支撑面积，以提高挖掘机的稳定性：4、挖掘机在斜坡下行时不发生超速溜坡现象，挖掘时不发生下滑，提高工作时的安全可靠性：5、挖掘机的行走装置外形尺寸应符合道路运输的要求。轮胎式行走装置与履带式相比，最大的优点是机动性好，运行速度快（通常达到20KM/h）。如将传动箱脱档后由牵引车拖运作长距离运输时，速度可达60KM/h。轮胎式行走装置的缺点是接地比压较大（150500KPa）爬坡能力较小（通常不超过65）。挖掘时需用专门的支腿支撑使机身稳定。目前轮胎式行走装置基本上只用在斗容量1m以下的挖掘机中。单斗液压挖掘机的行走装置按照传动方式可分为液压式和机械式两类。选择行走装置的形式时，应根据工作地点的土壤条件、工作量、运输距离及使用条件等决定。图1.1 轮胎式挖掘机样机图1.2轮胎式挖掘机行走装置的结构形式轮胎式液压挖掘机形式很多，有装在标准汽车地盘上的液压挖掘机，也有装在轮胎式拖拉机地盘上的悬挂式液压挖掘机。这些挖掘机的斗容量斗较小，工作装置回转角度受一定的限制。若斗容量稍大、工作性能要求较高的轮胎式挖掘机斗具有专业的轮胎地盘行走装置。专用轮胎地盘的行走装置式根据挖掘机的工况、行驶要求等因素合理设计的行走装置，挖掘机的作业及行驶操作均在驾驶室内进行，因此，操作方便，灵活可靠。1.2.1根据回转中心位置的不同，专用轮胎地盘行走装置可分为下列几种：a. 全轮驱动，无支腿，转台布置在两轮的中间，两轴轮距相同。这中地盘的优点是省去支腿，机构简单，便于在狭窄地点施工，机动性好。缺点是行走时转向桥负荷大，操作困难或需液压助力装置。因此这种结构仅适用于小型挖掘机。b全轮驱动，转台偏于固定轴一边，减轻了转向桥的负荷，并便于操作。支腿装在固定轴一边，增加了工作时的稳定性。这种结构适用于中小型挖掘机。c. 单桥驱动。 转台远离中心。驱动轮的轮距较宽。而转向轴短小。两轮贴近。转向时绕垂直轴转动.在公路上行驶时可将铲斗放在前面的加长车架上.由于轮胎形成三支点布置。受力较好。无需悬挂摆动装置。行驶时转弯半径小。工作时四个支腿支撑.这种结构的缺点是行走时在松软地面会形成三道车辙，阻力较大。而且三支点地盘的稳定性较差，故这种结构仅适用于小型挖掘机。d. 全轮驱动。具有四个支腿。转台接近固定轴一边。前轴摆动。由于中心偏后。因此转向桥负荷较轻。易操作。并且通常采用大型轮胎和低压轮胎。因而对地面要求无标准汽车地盘那么严格.这种轮胎地盘目前在中大型挖掘机中应用最普遍。图1.2 专用底盘的各种结构a)无支腿，转台在中间；b）双支腿，转台偏向一边；c）四支腿，转台远离中心；d）四支腿，全轮驱动转台偏固定轴图1.3 轮胎式挖掘机行走装置1-车架；2-回转支承；3-中央回转接头；4-支腿；5-后桥；6-传动轴；7-液压马达及变速箱：8-前桥轮胎式行走装置的主要特点:a 用于承载能力较强的越野路面:b 轮式挖掘机的行驶速度通常不超过20KM/h。对地面最大比压为150500KPa。爬坡能力为4060%。标准斗容小于0.6立方米的挖掘机可采用与履带行走装置完全相同的回转平台及上部机构。c 为了改善越野性能。轮胎式行走装置多采用全轮驱动。液压悬挂平衡摆动轴.作业时有液压支腿支撑。使驱动桥卸荷，工作稳定。d 长距离运输时为了提高效率。传动分配箱应脱挡。有牵引车牵引。并应与拖挂牵引车达到同步行车。而挖掘机可以无司机照管。轮胎式液压行走装置如图1.3所示。行走液压马达直接与变速箱相连接（变速箱安装在底盘上），动力通过变速箱由传动轴输出给前后驱动桥，或再经轮边减速传驱动车轮。轮胎单斗液压挖掘机的行走速度不高，其后桥常采用刚性连接，结构简单。前桥轴可以悬挂摆动，如图1.4所示。图1.4 摆动前桥机构示意图1-车架；2-回转支承；3-中央回转接头；4-支腿；5-后桥；6-传动轴；7-液压马达及变速箱：8-前桥车桥与前桥4通过中间的摆动铰销铰接。铰的两侧设有两个悬挂液压油缸2，它的一端与车架5连接，活塞杆端与前桥4连接。挖掘机工作时，控制阀1把两个液压缸的工作腔与油箱的通路切断，此时液压油缸将前桥的平衡悬挂锁住，减少了摆动，提高了作业稳定性：行走时控制阀1左移，使两个悬挂液压缸的工作腔相通，并与油箱接通。前桥便能适应路面的高低坡度，上下摆动使轮胎与地面保持足够的附着力。1.3 液压系统根据挖掘机的工作环境和条件。液压系统应满足下列要求:1. 充分利用发动机功率。提高传动效率;2. 系统和元件应保证在外负荷变化大和急剧的振动冲击作用下。具有足够的可靠性;3. 力求减少系统总发热量。设置轻便耐振的冷却装置。使主机持续工作时。油温不超过85度，或温升不大于45度;4. 系统的密封性能要好.由于工作场地尘土多。油液容易污染。要求所用元件对油液污染的敏感性低。整个系统要设置滤油器和防尘装置;5. 为了减轻司机操作强度。要考虑采用液压或电液伺服操纵装置。单斗液压挖掘机的传动系统将柴油机的动力传递给工作装置、回转装置和行走装置等机构进行工作，它的多种动作都是由各种不同液压组件所组成的液压传动系统来实现的。液压传动系统按常按主泵的数量、功率调节方式和回路的数量来分类。单斗液压挖掘机上一般有单泵或双泵单回路定量系统、双泵双回路定量系统、双泵双回路分功率调节变量系统和双泵双路全功率调节变量系统等形式。按油液循环方式的不同还可分为开式系统和闭式系统。在定量系统中，液压泵的输出流量不变，各液压组件在泵的固定流量下工作，泵的功率按固定流量和最大工作压力确定。在变量系统中，最常见的是双泵双回路恒功率变量系统，可分为分功率变量与全功率变量调节系统。分功率调节是在系统的各个工作回路上分别装一台恒功率变量泵和恒功率调节器，发动机的功率平均输出到每个工作泵。全功率调节是控制系统中所有泵的流量变化只用一个恒功率调节器控制，从而达到同步变量。单斗液压挖掘机一般采用开式系统。原因是：单斗液压挖掘机的油缸工作频繁，发热量大。而该系统的各执行组件的回油直接返回油箱，系统组成简单、散热条件好。但油箱容量大，使低压油路与空气接触，空气易渗入管路造成振动。闭式系统中的执行组件的回油直接返回油泵，该系统结构紧凑，油箱小，进回油路都有一定的压力，空气不易进入管路，运转比较平稳，避免了换向时的冲击，但系统较复杂，散热条件差。一般应用在液压挖掘机回转机构等局部系统中。WLY25液压机械挖掘机采用双联齿轮泵定量双回路液压系统。液压系统原理图如图15所示。从系统原理图可以看出，双联齿轮泵4出来的高压油一个回路分别控制悬挂油缸12、斗杆油缸10、驱动回转马达8、支腿油缸6、行走马达5。另一回路分别控制动臂油缸16、铲斗油缸15。此液压系统特点是： 双泵双回路液压系统满足了挖掘机的两个执行组件同步动作的要求（如：斗杆与铲斗缸同时挖掘，动臂提升与转台回转同时动作等）。 液压回路中设有限速阀，可以在挖掘机下坡时起限速作用，但在作业时不起限速作用，它是一个双信号液控节流阀，由两组来自换向阀的压力信号进入限速阀的液控口，当两路进口压力低于1.21.5MPa时，限速阀自动开始对回油节流，其限速作用。因此，限速阀对挖掘机挖掘作业不起限速作用。设有补油回路是为了防止液压马达由于回转制动或机器下坡而造成的行驶超速，和在回油路中产生吸空现象。液压油经背压油路进入补油阀，向马达补油，以保证马达工作可靠及有效制动。 液压系统的总回路上设有背压阀，使液压系统的回油管中保持1.21.5MPa的压力，防止液压系统吸空。 图1.5 WLY25挖掘机液压系统图1补油阀；2中央回转接头；3马达支腿分配阀；4行走马达制动阀；5行走马达；6支腿油缸；7支腿锁阀；8回转马达；9回转制动阀；10斗杆油缸；11悬挂分配阀；12悬挂油缸；13阀组II；14阀组I；15铲斗油缸；16动臂油缸；17-单向节流阀；18-柴油机; 19双联齿轮泵;201油箱;21冷却器;22滤油器1.4轮胎式行走装置的传动轮胎式行走装置的传动可有三种形式:机械传动、液压机械传动和全液压传动。1.4.1机械传动在液压挖掘机中有一种所谓半液压传动的挖掘机，即工作装置部分时液压传动，而行走部分则采用机械传动，例如WLY60型挖掘机。图1.6 WLY60型挖掘机的行走传动图.1- 前桥;2-停车制动器;3-上传动箱;4-变速箱;5-下传动箱;6-柴油机;7-离合器;8-传动箱;9-液压泵;其传动原理为:发动机动力经离合器分别传至油泵传动箱及行走变速箱.作业时变速箱位于空挡位置，行走时可通过拨叉操纵有五档前进荷一档后退的速度.变速箱输出的动力经过上传动箱，有垂直传动轴从回转中心通至地盘.在地盘上通过下传动箱传至前后驱动桥.按照行走条件的需要可使前桥结合或脱开。以改善挖掘机的通过性.采用纯机械传动的优点是可以借用标准汽车的零部件。成本低、维修方便。此外，机械传动效率高。它的缺点是结构复杂，用变速箱换档动作慢，牵引特性不佳。故在行走特性要求较高的挖掘机上很少采用。1.4.2液压机械传动单斗液压挖掘机轮胎地盘较为普遍的传动方式是行走液压马达直接装在变速箱上。变速箱引出前后传动轴驱动前后桥，或者再经过轮边减速装置驱动轮胎。变速箱有专门的气压或液压操纵，有越野档、公路档.液压机械传动采用高速液压马达，使用可靠。这钟传动系统比机械传动简单。省掉了上下传动箱及垂直轴。机构布置较为方便，在转向性能方面经过适当选择液压组件和变速箱档位可以减少各档间的牵引力突变。 图1.7 轮胎式挖掘机行走液压机械传动系统原理图1-轮胎总成;2-转向驱动桥;3-转向油缸;4-转向轴;5-行走马达;6-变速箱;7-中央制动气缸;8-驱动桥;9-制动鼓;10-轮边减速器;11-主减速器;12-中央制动器;13-换档气缸此外，还有一种采用两个高速液压马达驱动的方式。通过对液压马达的并联或串联供油可以达到调速的目的，并且，还可以用导向阀来控制双联齿轮泵的进出油方向。以此来调节马达输出轴的转向，并调节车轮的前进和倒退。这样，用较简单的变速箱既可得到较多的档位。如两个液压马达串联，每个液压马达可得到全部流量，故速度高驱动力小，适用于高速行驶。若两个液压马达并联供油，则每个液压马达只得到全部流量的一半。但由于较大的驱动力矩，适用于低速的越野行驶。1.4.3全液压驱动全液压驱动即每个车轮都有一个液压马达单独驱动。转向时车轮之间的速度由液压系统调节，自行达到差速作用。因此每个车轮都能很好的适应越野工况.每个车轮内所装的液压马达有高速和低速两种。采用低速大扭矩马达驱动可省去变速箱，结构大为简化，维修方便、离地间隙大。通过性也好，但对马达要求较高。行走性能的优劣主要决定于液压马达等液压组件的质量。 图1.8 用高速液压马达驱动车轮的示意图1-高速液压马达;2-行星减速器;3-轴承;4-制动器;5-制动鼓;6-桥;7-减速器外壳;8-驱动装置外壳上图1.8所示的为采用高速液压马达驱动车轮的示意图.驱动装置的外壳8与桥6固定。高速液压马达1经双排行星齿轮减速后驱动减速器外壳7。车轮车辋与外壳7固定。因此车轮得到驱动.这种结构由于采用高速液压马达故行走性能较好，同时行星齿轮传动结构紧凑，整个驱动装置可装在车轮内。这是一种较新的形式。1.5轮胎式行走装置的构造专用轮胎地盘通常由箱形结构的车架、转向前桥、后桥、行走传动机构以及支腿等组成.由于轮胎式挖掘机的行走速度不高。因此。后桥斗式刚性悬挂的.而前桥则采用中间铰接液压悬挂的平衡装置.现将各波分机构分述如下:1.5.1悬挂装置轮胎式单斗液压挖掘机由于行走速度不高。因此，一般采用后桥刚性固接，使结构简单。但为了改善行走性能，前桥通常制成摆动式悬挂平衡装置。车架与前桥通过中间的摆动销轴铰接。在铰的两侧设有两个悬挂液压缸，液压缸的一端与车架连接，活塞杆端与前桥连接。控制阀有两个位置。图示的位置为挖掘机在工作时的状态。控制阀将两个液压缸的工作腔及油箱的联系切断。此时液压缸将前桥的平衡悬挂锁住。有利于稳定工作，当挖掘机行走时控制阀向左移。使两个悬挂液压缸的工作腔连通，并与油箱接通。前桥能适应路面的高低坡度。上下摆动使轮胎与地面接触良好，充分发挥牵引力。图1.9 液压悬挂平衡装置1-阀;2-悬挂液压缸;3-摆动铰;4-前桥1.5.2 转向机构轮胎式挖掘机的司机室布置在回转平台上。转台可三百六十度回转，因而挖掘机必须有一套专门的转向机构，方可在司机室操纵轮胎转向。转向机构应该满足转向机构的操纵:(1).转台回转不影响转向机构的操纵;(2).操纵轮胎转向要有随动特性。轮胎的转交随方向盘成比例而转动。方向盘不动;轮胎也应停止转动;(3).操纵轻便。减轻劳动强度;(4).要减轻转向时轮子受到冲击反应到方向盘的力.能实现上述转向的机构有多种。如机械式转向、液压助力转向和气压助力转向等，其中以液压动力转动的转向应用最为普遍。图1.10 转向机构原理示意1-转向轮;2-左转向节臂;3-转向节主销;4-转向液压缸;5-转向横拉杆;6-前轴;7-右转向节臂; 8-液压泵;9-转向器;10-方向盘;11-中心回转接头两种常见的形式(1) 液压反馈式液压转向机构这是一种由两个液压缸和一个阀组成的液压转向机构。向右转动方向盘，经拉杆拉动AC，起初由于反馈液压缸3的闭锁，C点不动而形成支点。杠杆AC成AC的位置，拉动转向阀杆2移动，高压油经阀2返回油箱。转向液压缸运动后推动轮胎向右转动，此时由于转向液压缸4小腔的回油进入反馈液压缸3的小腔，反馈液压缸缩回。如方向盘转动一定角度后不动。拉杆与垂直杠杆的铰点B成为支点，杠杆AC成为AC，阀杆又回到了中间位置，转向轮停止转动。这种转向机构结构简单，能实现随动操纵，缺点式行走速度高时不太稳定。操纵有些紧张。如果液压泵发生故障时，只能拆除转向液压缸的连接销，用机器外装置转向拖运。(2) 摆线转子泵式该液压转向机构在轮胎式挖掘机中应用很普遍.这种转向机构由液压泵1、转向器2、转向油缸5及转向节臂6等组成。它也是一种液压反馈式转向机构。这种转向器的作用不仅可使轮胎的转角与方向盘转角成正比，而且当液压泵出现故障时还能当手动泵用。用静压转向，转向器已有定型产品，机构布置方便，故使用较多。1.5.3 转向方式图1.11 各种转向方式 a) 前轮转向; b) 四轮转向; c) 斜形转向; d) 后轮转向液压挖掘机的转向性能优劣也是影响作业效率的因素之一。为了使轮胎挖掘机机动灵活，可在转向机构中增加一套四位六通阀。可以按需要成为四种不同的方式操纵转向轮a) 为前轮转向，属于一般情况; b) 为前后轮转向，车身较长时可使转弯半径较小;c) 为斜形转向，使整个车身斜形，便于车子离开或靠近作业面; d) 为后轮转向便于倒车行走时转向。图1.11中列出了多种转向方式。1.6 轮胎的选择轮胎对挖掘机的通过性、稳定性和行驶平稳性等主要性能有很大影响。由于挖掘机的行驶速度一般不大于20KM/h，故多采用刚性悬挂。利用充气轮胎来缓和并吸收因路面不平所造成的冲击和震动。挖掘机广泛采用低压轮胎，其空气压力要比高压轮胎低50%以上。随着轮胎中空气压力的降低，相应的轮胎断面宽度要增加，如断面尺寸为347的轮胎。断面宽度为207mm.9.00-20的低压轮胎的断面宽度为250 mm.挖掘机、起重机类工程机械自重大、重心高，设计时应尽量提高机械的稳定性。因此，要求采用直径较小的轮胎，以降低重心高度。这类机械大多在低速或静止状态作业。因此，在选择轮胎时，应尽量考虑速度对承载能力的影响，使轮胎充分发挥其能力。所以多采用高压承载轮胎。轮胎承载能力的计算我国采用海尔公式: Q=0.23AKPB(d+B) (1-1)式中 Q-轮胎载荷(千克)K-轮辋直径(厘米)A-速度系数(对宽度大于6.5的轮胎。当速度为8Km/h时。A=1.9。速度为6Km/h时。A=1.653。 速度为32Km/h时。A=1.406。 速度为80Km/h时。A=1.0);P-轮胎内压(Kg/cm);B-装在理想轮辋上的充气轮胎断面宽度.由此可见，Q值不仅和轮胎的尺寸、机构、内压等有关，而且和速度也有关。速度低，则承载能力高。使用的轮数应根据机械的承载能力来选取。轮式挖掘机作业时，一般都打支腿，所以最大单胎载荷由整机自重来确定。当挖掘机配有起重工作装置时，则应按起重作业的要求确定。据国际公路标准规定，每只桥的最大荷重不能超过1310N。若按后桥荷重为整机的55%70%的平均数60%计算,则在公路上行驶时。挖掘机自重限制为21.710N,所以国外轮式挖掘机的机重都限制在2110N以内,否则不能在公路上行驶.轮胎额定气压的确定 (1-2)式中 P轮胎额定气压;Q轮胎载荷;0.9修正系数平均值;A轮胎接地面积。A=0.9sl(s为轮胎断面宽度，l为轮胎弦长，无载荷时一般为轮胎自由半径的1.03倍)通过以上分析，结合本次设计的具体参数，选择专用地盘结构形式。表1.1 轮胎参数轮胎规格轮胎层级最大负荷（10N）轮 辋标准充气压力（10Pa）充气后尺寸（mm）标准允许外径断面宽度7.52012（8，10）16255.00s5.00s6.59402058.252014(10。12)18805.50s6.59692259.002016（12，14）24006.00T6.00T7.0102025010.00-2016(12。14)27107.58.07.01073280参考Liebherr公司的A900型轮式液压挖掘机样机及一书中的 表1.1轮胎参数表。本设计取8个轮胎，轮胎规格为9.0020，轮胎断面宽度为228.6mm（9in），轮辋直径为508mm（20in），动力半径为0.491米。采用全轮驱动，使整车具有良好的越野性能。1.7 轮辋的选择在挖掘机中通常采用平底轮辋（FB）。轮辋的选用重要是根据车辆类型选定横断面的形式。轮辋的具体规格在轮胎尺寸型号选定后，在轮胎国家标准中已经规定配用的标准轮辋及允许使用的轮辋规格，所以一旦轮胎选定，轮辋的规格也就确定了。1.8 支腿的布置与构造轮胎式挖掘机在作业时由于挖掘反力使轮胎车轴等行走装置受力很大，不但会影响机械强度而且轮胎的变形会使工作不稳定。在某些挖掘位置，水平反力很大，导致挖掘机向前窜动。为了使挖掘机获得稳定的工作，并使轮胎减速，通常都在车架两侧装置液压支腿。这种支腿行走时收起，作业时放下，使车架刚性地支撑在地面上。轮胎式底盘考虑到公路运输。轮距不能过宽，装置液压支腿后，挖掘作业时可将支腿放下，使横向支距增大。提高了侧向稳定性。有些小型轮胎式挖掘机支腿地支撑面制成代刺的爪形装置，为了提高机械与土壤的附着力，防止作业时机械水平移动。对液压挖掘机的要求是操纵简便、动作迅速，液压回路中应有闭锁装置防止受力后液压缸回缩。液压支腿的机构形式有多种:有单缸操纵的、双缸操纵的;有横向收缩的，也有纵向收缩的液压支腿的形式。数量和设置位置应根据地盘结构、转台位置以及作业范围等因素来决定。1.8.1 双支腿在小型轮胎式挖掘机中，转台常偏置于车架的一端。因此设置两个支腿已经可以保证稳定工作。双支腿按液压缸结构的不同，可分为单液压缸式和双液压缸式两种。(1) 单液压缸双支腿单液压缸双支腿是用一个较长的液压缸驱动两个支腿伸缩。液压缸布置于箱形横梁中缸体端与一支腿铰接，活塞杆端与另一支腿铰接。当液压泵的压力油进入液压缸的大腔时，活塞杆外伸，两支腿即伸出支撑地面。反之如油进入液压缸小腔，支腿提起缩回。这种单液压缸支腿的结构较为简单、操作方便、单液压缸较长、刚度差，地面高低不平时左右两支腿不能随意调整，故这种形式一般仅用在小型轮胎式挖掘机上。 (2) 双液压缸双支腿双液压缸驱动的双支腿是每个支腿由一个液压缸驱动。这种支腿具有结构紧凑、动作迅速、强度高等优点。在不平路面上工作时，每个支腿可以调整，支撑效果好。同时这种支腿设计时布局方便，故应用很多。双液压缸双支腿由于结构的不同又可分为横向伸缩支腿、纵向支腿和活动支腿三种类型。A 横向伸缩支腿这种支腿大多安装在车架后部的两侧，向两侧支撑，增加侧向稳定性，是轮式挖掘机上应用较多的一种形式。 图1.12 横向伸缩支腿B 纵向伸缩支腿图1.13 纵向伸缩支腿这种支腿通常都装在车架的中部两侧，呈纵向布置。支腿一端铰接以车架，另一端与液压缸活塞杆铰接。液压缸伸出后支撑于地面部超出车身宽度，因此，适于狭窄场地工作。当工作装置纵向工作时，支腿能较好的承受水平反力。其缺点是侧向稳定性差。C 活动伸缩支腿活动伸缩支腿是一种位置可任意调整的支腿，在车架两侧焊有悬臂支架。支腿通过垂直销轴铰接在支架上，液压缸随支腿可任意调整位置。行走时支腿紧贴于车架两侧，使运输时宽度尺寸紧凑。工作时先将支腿拉出，随需要而确定其位置。如垂直于车架侧向稳定性最好，如倾斜一定角度则支腿的抗水平切力最好。液压缸输入压力油后，活塞杆外伸，支腿即支撑于地面。这种支腿能适应多种作业工况，机械稳定性较好。但支腿位置需要人工辅助调整，费时不便是其缺点。图1.14 活动伸缩支腿1.8.2 四支腿在中型轮胎式单斗液压挖掘机中通常采用四个伸缩支腿，使车架支撑于地面而稳定工作。此时轮胎车轴减速，甚至离地不受力。常见的四支腿布置有两种:图1.15 装在两端的四支腿轮式挖掘机 图1.16 四支腿轮式挖掘机的另一种形式(1) 支腿装于车架两端这种形式能使挖掘机的横向和纵向稳定性都得到提高。对转台中心设于车架中部者最合适，前后作业都一样。(2) 四支腿中有两个设于车架后端。另两个安装在前后车轮之间这种形式用于转台偏置于驱动桥端的挖掘机。行走时转向桥负荷较轻。工作时同样有较好的侧向稳定性。工作装置在端部挖掘时由于有两支腿装在车架端，故承载能力好。第二章 传动系的设计根据设计任务书要求，机重为11吨；轮胎规格为9.00-20；轮胎动力半径r=0.491米。挖掘机最大牵引力P=0.6机重；发动机功率N=58.8KW，转速2000r/min；油泵最大流量2100l/min；最大工作压力21MPa。最高行驶速度31Km/h，设计取全桥驱动。根据已知参数。查机械设计手册选长江液压件厂油泵G20-15-系列。额定压力21MPa采用定量泵系统。2.1 选择液压马达类型、行走速度及传动比(1) 确定油马达的参数此挖掘机采用定量系统，故液压马达选用双速定量低速大扭矩（轴向柱塞液压马达），采用双速的原因是因为双速液压马达有利于调节牵引力和行走速度。最高行驶速度由设计任务书所给为Km/h。 根据样机数据并参考机械设计手册。液压马达选取长江液压件厂的GM16型液压马达。额定压力21MPa.Q=200L/min。 n=1800r/min。 q=0.111L/r (2-1)=0.115L/min (2-2)=0.98=1704r/min (2-3)= =0.159300.1150.9=493.7N.M (2-4)= pq=0.159300.1150.8=439N.M (2-5)式中 -压力损失，-容积效率，0.98 -机械效率，0.9 -额定扭矩(N.M) -实际扭矩 即油马达启动扭矩(N.M)(2) 传动比分配根据启动牵引力作为计算第一档速度的依据(越野档)。则其总传动比为: (2-6)式中 -机重(T); -油马达启动扭矩(N.M);-轮胎半径(m);-轴与变速箱总效率。0.8. 第二档速度(公路档)取决于挖掘机的最大行驶速度合油马达的最大转速。其总传动比为: (2-7)式中 -油马达最大转速(r/min); -轮胎半径(m); -挖掘机最大行驶速度(Km/h).=10.175根据上面的总传动比计算。变速箱合驱动桥的传动比分配如下:驱动桥:一般工程车辆中多采用驱动桥合轮边减速器结合使用。所以驱动桥总减速比可取的大一点.参考样机选取本机的驱动桥传动比为21.变速箱: 第一档 第二档 2.2 实际速度及牵引力越野档速度: = 3.4 Km/h牵引力为: = 66 KN变速箱输出轴扭矩: 公路档速度: = 31 Km/h牵引力为: = 7.28 KN变速箱输出轴扭矩: 2.3 列出挖掘机行走装置诸参数: 行走装置型式: 轮胎式;挖掘机重量: 11吨;牵引力: 66 KN轮胎规格: 9.00-20;轮胎动力半径: 0.491m;油马达主要参数:排量: 0.115L/min;扭矩: 493.7 N.m转速: 1704 r/min;流量: 200 L/min.公路行驶时的主要参数:速度: 31 Km/h;变速箱传动比: 0.485变速箱输出轴扭矩: 212.9 N.m变速箱及驱动桥效率: 0.85越野档行驶时的主要参数:速度: 3.4 Km/h;变速箱传动比: 4.5变速箱输出轴扭矩: 1975.5 N.m变速箱及驱动桥效率: 0.85第三章 变速箱设计的变速箱要能保证一下要求:(1) 改变传动比。扩大驱动轮的转矩合转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件。如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下作业。(2) 实现倒档。在发动机旋转方向不变的前提下，使车辆能前进和倒退行驶;(3) 实现空档。可切断传动系统的动力传递，以使发动机能够启动、怠速。并可在发动机运转的情况下，车辆长时间停车，便于变速箱换档和动力输出。本设计采用机械式换档，即人力通过操纵机构拨动啮合套进行换档。变速箱有两对啮合齿轮，采用齿轮常啮合，啮合套换档。因此两对齿轮的中心距离要相等。3.1 低速档齿轮设计根据设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。因其传动速度不高，故齿面啮合选用7级精度（GB1009588）.3.1.1 材料选择由参考文献3第189页，表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为50HRC，大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。3.1.2 齿数确定选小齿轮齿数 =18.大齿轮齿数184.581，取81。3.1.3 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 (3-1) 式中 -载荷系数；-齿轮分度圆直径； -齿宽系数； -齿轮传动比；-弹性影响系数；-齿轮所传递的扭矩-材料许用应力。a 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3 小齿轮所传递的扭矩 由参考文献3第201页，表107 两支撑相对小齿轮作不对称布置，故取 1.0 由参考文献3第198页，表106 弹性影响系数，取 =189.8 MPa 由参考文献3第207页，表1021d 调质处理合金钢的查得 小齿轮得接触疲劳强度极限1200 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限800 MPa 计算应力循环系数=601704820069.82 h (3-2) =6082006 式中 -转速；-同侧齿廓啮合次数；-工作小时数。 由参考文献3第203页，图10-19 灰铸铁接触疲劳寿命系数。查得 =0.95; =0.97 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数为S=1=0.951200=1140 MPa (3-3) =0.97800=776 MPab 计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的数值 =2.32 =80.469 mm 计算圆周速度 =4.85 m/s (3-4) 计算齿宽 =80.469 mm 计算齿宽与齿高之比 模数: =/=4.47 mm 齿高: =2.25=2.254.47=10.06 mm =80.469/10.06=8.0 计算载荷系数 根据=4.85 m/s。7级精度.查参考文献3第192页，图10-8 动载系数值 得动载系数=1.14。 由参考文献3第190页，表10-2 取使用系数=2.0，7级精度.由参考文献3第193页，表10-3 及 (3-5)=539.2 N.mm 100 N.mm查得 =1.1 小齿轮相对支撑非对称布置时:=1.12+0.18(1+0.62)2+0.2310-3b (3-6)10-2=1.593由=8.0。 =1.593得=1.46。故载荷系数 (3-7) =21.141.11.593=3.995 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径。有=. (3-8) =80.469 =112.25 mm 计算模数 = (3-9) = =6.233.1.4 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为: (3-10)式中 -载荷系数 -齿宽系数； -齿轮齿数； -齿形系数;-应力校正系数;-齿轮所传递的扭矩；-弯曲疲劳强度极限。a 确定公式内的各计算数值: 由参考文献3第204页，图10-20 齿轮的弯曲疲劳强度极限查得 小齿轮得弯曲疲劳强度极限=650 MPa; 大齿轮得弯曲疲劳强度极限=550 MPa. 由参考文献3第202页，图10-18 弯曲疲劳寿命系数 查得 =0.85;=0.88. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用系数 S=1.4 得 = (3-11)=0.85650/1.4=394.6 MPa =0.88550/1.4=345.7 MPa 计算载荷系数 (3-12) =21.141.11.46 =3.662 由参考文献3第197页，表10-5齿形系数 及应力校正系数 查得 =2.91; =2.22 =1.54; =1.775 计算大小齿轮的并加以比较 =0.01136 (3-13) =0.01141两者比较,大齿轮的数值大.b 设计计算 =4.81 mm对比计算结果。由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数m。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力。仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。可由弯曲疲劳强度计算的模数m=4.81。取m=5。按接触疲劳强度计算的分度圆直径计算。.小齿轮的齿数 =/m=22.45圆整取22。大齿轮齿数 =4.522.45=101.025 圆整取102这样设计出来的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度。又满足了齿根弯曲疲劳强度。并做到结构紧凑。避免浪费。3.1.5 几何尺寸计算 分度圆直径=m=110 mm=m=510 mm 计算中心距 =(+)/2=310 mm 计算齿轮宽度=110 mm 取 =110 mm;=115 mm3.2 高速档齿轮设计根据设计方案,选用直齿圆柱齿轮传动。因其传动速度不高,故齿面啮合选用7级精度（GB1009588）。3.2.1材料选择由参考文献3第189页，表101，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS。两者材料硬度相差40HBS。3.2.2 齿数确定选小齿轮齿数 =50.大齿轮齿数 取24。3.2.3 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 式中 -载荷系数；-齿轮分度圆直径； -齿宽系数； -齿轮传动比；-弹性影响系数；-齿轮所传递的扭矩-材料许用应力。a 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3 此时小齿轮为从动轮。所传递的扭矩 =2.12 N.mm 由参考文献3第201页，表107 两支撑相对小齿轮作不对称布置，故取0.7 由参考文献3第198页，表106 弹性影响系数取 =189.8 MPa 由参考文献3第207页，表1021d 调质处理钢的。查得 小齿轮得接触疲劳强度极限600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550 MPa 计算应力循环系数=601704820069.82 h 式中 -转速；-同侧齿廓啮合次数；-工作小时数。 由参考文献3第203页，图10-19 灰铸铁接触疲劳寿命系数。查得 =0.95; =0.97 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数为S=1=0.95600=570 MPa =0.97550=533.5 MPab 计算 计算小齿轮分读圆直径。代入中较小的数值 =2.32 =115.12 mm 计算圆周速度 计算齿宽bb=80.58 mm 计算齿宽与齿高之比 模数: =/