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毕业设计（论文）开题报告题目 液压挖掘机行走装置专 业 名 称 机械设计制造及其自动化班 级 学 号 078105215学 生 姓 名 乐晨辉指 导 教 师 邢普填 表 日 期 2011 年 3 月 1 日说 明开题报告应结合自己课题而作，一般包括：课题依据及课题的意义、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述） 、研究内容及实验方案、目标、主要特色及工作进度、参考文献等内容。以下填写内容 各专业 可根据具体情况适当 修改 。但每个专业填写内容应保持一致。一、选题的依据及意义：挖掘机历来为世界各国工程机械行业永恒不变的焦点，但由于其复杂的制造技术、内部结构以及投入产出比高的特点，长期以来挖掘机所配套的关键液压零部件技术被欧美日韩所掌控，我国在挖掘机产品上的技术与世界先进水平存在较大差距。然而，近年来国产挖掘机品牌的市场占有率正在逐步攀升，一批具有较强自主创新能力的挖掘机生产商在不断壮大。从国际市场看，我国已经成为世界最大的挖掘机生产国和消费国之一。但是国内将近 80%的市场份额被国外品牌占领。而今，我国的挖掘机市场正在蓬勃发展，但是我们不具备核心技术和自主知识产权，在发动机、液压件、控制元件上等关键配套方面还完全受制于人，因此，提高核心部件的国产化率、健全的配套体系就不可或缺了。二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：国外研究现状：近些年来，随着微电子技术，计算机技术，控制技术通信技术等新技术的日益渗透液压挖掘机技术中，智能化的进一步应用，使得动力系统内部一些控制元件能够随着挖掘机具体工作状况而改变，从而提高工作效率，使操纵变得更容易。世界各工业发达国家的液压挖掘机技术得以迅速提高，像国外的这些厂家如日本的小松、日立、神钢、住友等，美国的卡特，韩国的大宇、现代，尤其是德国的挖掘机，技术都已经很先进了。而今，挖掘机技术更是朝着智能、环保的方向发展，像 Carnegie Mellon 大学的自主装载系统、澳大利亚机器人中心、英国兰卡斯特大学的智能挖掘机等都在开始新兴技术的融合发展，上世纪 80 年代初, 美国 Kraft TeleRobtics 公司和 John Deere 公司等都相继成功开发出遥控挖掘机，日本小松制作所以 PC200- 2 型液压挖掘机为基本机型进行遥控挖掘机研制。国内研究现状：国产挖掘机的功能比较单一，其衍生产品较少，而且国产挖掘机规格主要集中在 30t以下，6t 以下的规格比较齐全，从 1.5t-30t 基本形成系列，200t 以上基本空白，因此我国挖掘机还处于“发展期” 。我国挖掘机企业在研发体系和试验体系建设方面雏形难见，产品的开发基本上处于仿造阶段，电控技术只有山东众友等少数公司自己开发，大多数企业都在选购。节能减排，降噪安全部件精细作业的工作装置、不同功能的附属装置等方面的研发个别企业才刚刚起步，大多数企业没有能力涉及。目前我国挖掘机的质量问题主要表现在：结构件、电控、发动机、液压件等核心部件，以及诸如轴销、司机室、四轮一带等其他部件。国内挖掘机厂家诸如广西玉柴、柳工股份、三一重工、河北宣工、徐工、山河智能、龙工集团等，正在崛起的江西南特、桂林华力、湖南九五重工、南昌华工、大连黑猫、合肥振宇等。三、研究内容及实验方案： 主要研究内容：1；根据要求，初步确定行走装置总体方案的设计。2；行走装置等有关参数和行走装置结构布置。3；行走机构传动方案，确定行走液压马达主参数和传动比等。4；进行变速箱设计、轴及其他相关部件选择，并对相关行走装置强度的计算。5；验算行走速度、爬坡能力。对行走稳定性进行验算。采用的方法：主要是根据公式计算法（查表法）以挖掘机的机重为指标，对现代挖掘机总体参数用概率的方法得出各主要参数的经验系数，以公式来确定挖掘机的各种参数，然后根据所得出的参数与给出的参数对比，求得最接近的设计参数。根据所得的数据进行CAD 图纸的绘制，利用 Pro/e 软件将行走装置的零件进行三维装配，并进行仿真行走运动的模拟，通过三维仿真模拟检验设计参数的合理性。四、目标、主要特色及工作进度目标：一、培养学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。二、培养学生树立正确的设计思想，设计构思和创新思维掌握工程设计的一般程序规范和方法。 三、培养学生树立正确的设计思想和使用技术资料、国家标准等手册、图册工具书进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力。 四、培养学生进行调查研究，面向实际，面向生产，向工人和技术人员学习的基本工作态度，工作作风和工作方法。主要特色：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。因此，大力研究发展液压挖掘机行走装置，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。工作进度：1 搜集挖掘机的中文和外文资料，撰写开题报告。 1-2 周2 挖掘机行走装置总体设计，参数确定和尺寸设计及计算。 3-5 周3 行走马达选型设计，变速箱减齿轮的设计和强度校核验证。 6-8 周4 完成行走装置相关部件图和装配图的绘制。 9-11 周5UG/Solidworks 进行三维建模和仿真设计 12-13 周6 撰写毕业设计说明书。 14-16 周 7 准备答辩 17 周五、参考文献1 周勇,宋春华.国内外液压挖掘机的发展动向J.矿山机械,2008,(08)2 孙玉琴, 孟繁懋. 浅谈液压挖掘机的技术创新特点J.黑龙江科技信息,2011,（22）3 胡际勇,赵智强,韩进城,陈超. 大型工程机械行走装置综述J.工程机械,2010,(12) 4 张宏,张箭. 国内外小型挖掘机发展综述J. 工程机械,2007,(04)5 曹善华.单斗挖掘机M.北京:机械工业出版社,19896 谢习华,周亮,张大庆. 液压挖掘机技术研究的发展现状J. 工程机械, 2007, (08) 南昌航空大学科技学院学士学位论文液压挖掘机行走装置设计学生姓名：乐晨辉 班级：0781052指导教师：邢普摘要：。在本次设计中，由于轮式行走机构结构紧凑且工作效率高，通 过比较采用了轮胎式行走装置来满足设计要求。 根据设计要求，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w kN=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。上部 转台是全回转式，因此它可在一个更大的范围内工作。又因采用液压机械传动控制而使整机性能得以改善。与传统机械式挖掘机相比，其行走能力提高到了很多。本次设计的主要内容为：液压挖掘机行走装置方案设计；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；绘制零、部件 图和总装配图， 进行仿真设计，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。其构造特点是行走部件之间的传动采用齿轮传动和液压传动，通 过油缸的伸缩来实现 挖掘行走过程中的动力传递。差速器与回转平台铰接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参阅相关技术资料；图纸按照所设计的参数进行绘制。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。从中可以看出整机作业能力有了很大的改进，不仅行走速度快，且整体挖掘机器重量轻 ，传动平稳，作业效率高，结构紧凑。关键词：液压挖掘机 行走装置 减速器指导教师签名：南昌航空大学科技学院学士学位论文Hydraulic excavator equipment designStudent name:LeChenHui Class:0781052Supervisor:XingPuAbstract：In this design, because the compact wheel running gear is high efficiency, by comparing the use of a tire to meet the design requirements of walking devices.According to design requirements, machine weight 11 tons; tire sizes 9.00-20; tire dynamic radius r = 0.491 meters. Excavator maximum traction P = 0.6 Weight; engine power N = 58.8KW, speed 2000r/min; pump maximum flow rate 2 100l/min; maximum working pressure of 21MPa. Maximum speed 31Km / h, designed to take full bridge driver.Upper turntable is the entire rotation, so it can be in a larger range.Because of the use of hydraulic mechanical transmission the entire machine performance can be improved.Compared with the traditional mechanical excavators, and its capacity to a lot of walking.The design of the main contents are: hydraulic excavator equipment design; assembly drawing general assembly drawings and sketches; power source selection and the determination of the parameters; running gear traction calculation; Transmission comparison and selection, determination and drive schemeTransmission of the technical design; planetary gear and parts and components of the design calculations, the main part strength check; drawn components and parts drawings, and assembly drawings, design calculations prepared statement.The design of the main features are: program design presented in a variety of programs, from the reliability, can be realized, for programs such as comprehensive performance comparison options.Its structure is characterized by walking between the drive components and hydraulic transmission with gear drive, stretching through the cylinder to achieve the excavation of the power during walking.Differential with the rotary platform articulated the overall technical design should be considered a reasonable allocation, security; selection, processing methods and criteria refer to the relevant technical information; drawings in accordance with the design parameters to draw.Full attention to machine the 南昌航空大学科技学院学士学位论文correlation between the various subsystems, and strive to overall performance of the consistency and optimization.Machine operation capability can be seen from a considerable improvement, not only walking speed, and overall mining machinery, light weight, smooth drive, high efficiency, compact structure.Keywords: Hydraulic walking device reducerSignature of Supervisor:南昌航空大学科技学院学士学位论文目 录1 绪 论 .11.1 选题意义 .11.2 国内外研究现状 .21.3 研究内容及方法 .32 行走装置设计总体基本方案 .42.1 行走装置设计原则 .42.2 轮式液压挖掘机行走装置的结构形式 .42.3 液压系统的设计 .62.4 轮式行走装置的传动设计（液压机械传动） .102.5 轮式行走装置的构造 .112.5.1 悬挂装置选择 .112.5.2 转向机构 .122.5.3 转向方式 .133 整机传动系的设计 .153.1 选择液压马达类型、行走速度及传动比 .153.2 实际速度及牵引力 .173.3 挖掘机行走装置参数 .173.4 变速箱设计 .183.4.1 低速档齿轮设计 .181 材料选择 .182 齿数确定 .183 按齿面接触强度设计 .184 按齿根弯曲强度设计 .215 齿轮几何尺寸计算 .233.4.2 高速档齿轮设计 .233.4.3 齿轮变位 .243.5 轮边减速器 .263.5.1 传动方案的选择 .263.5.2 配齿选择 .263.5.3 行星传动系设计 .27南昌航空大学科技学院学士学位论文主要参数确定. .274 其他部件设计 .284.1 轴和轴承设计 .284.2 轴承、键和连轴器的选择 .284.2.1 输入轴 .284.2.2 输出轴 .295 液压挖掘机行走装置运动仿真设计 .315.1 模型的建立 .315.2 构件运动配装 .315.2.1 相似点 .315.2.2 不同点 .31结 论 .35参考文献 .36致 谢 .37南昌航空大学科技学院学士学位论文11 绪 论改革开放以来，我国的科学技术、信息技术迅猛发展，各行各业都发生了翻天覆地的变化，工程机械行业同样得到了相应的快速发展。各行各业都在奋力拼搏、大胆创新，使得工程机械品种不断增加、产量不断提高、性能不断完善，发展势头强劲。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。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行走装置具有十分重要的意义。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；巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的掌握；了解国内外液压挖掘机发展状况。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。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 1.0 m3 的液压挖掘机挖掘级土壤时。每班生产率大约相当于 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。1.1 选题意义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削刃切削土壤，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南昌航空大学科技学院学士学位论文2一种重要机械设备。在建筑工程中，可用来挖掘苦坑、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。在水利施工中，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等。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等。在露天采矿场上，可用来剥离矿石或煤，也可用来进行堆弃、装载和钻孔等作业。在军事工程中，或用来筑路、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。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。1.2 国内外研究现状国外研究现状：近些年来，随着微电子技术，计算机技术，控制技术通信技术等新技术的日益渗透液压挖掘机技术中，智能化的进一步应用，使得动力系统内部一些控制元件能够随着挖掘机具体工作状况而改变，从而提高工作效率，使操纵变得更容易。世界各工业发达国家的液压挖掘机技术得以迅速提高，像国外的这些厂家如日本的小松、日立、神钢、住友等，美国的卡特，韩国的大宇、现代，尤其是德国的挖掘机，技术都已经很先进了。而今，挖掘机技术更是朝着智能、环保的方向发展，像Carnegie Mellon 大学的自主装载系统、澳大利亚机器人中心、英国兰卡斯特大学的智能挖掘机等都在开始新兴技术的融合发展，上世纪 80 年代初, 美国 Kraft TeleRobtics 公司和 John Deere 公司等都相继成功开发出遥控挖掘机，日本小松制作所以 PC200- 2 型液压挖掘机为基本机型进行遥控挖掘机研制。国内研究现状：国产挖掘机的功能比较单一，其衍生产品较少，而且国产挖掘机规格主要集中在30t 以下，6t 以下的规格比较齐全，从 1.5t-30t 基本形成系列，200t 以上基本空南昌航空大学科技学院学士学位论文3白，因此我国挖掘机还处于“发展期” 。我国挖掘机企业在研发体系和试验体系建设方面雏形难见，产品的开发基本上处于仿造阶段，电控技术只有山东众友等少数公司自己开发，大多数企业都在选购。节能减排，降噪安全部件精细作业的工作装置、不同功能的附属装置等方面的研发个别企业才刚刚起步，大多数企业没有能力涉及。目前我国挖掘机的质量问题主要表现在：结构件、电控、发动机、液压件等核心部件，以及诸如轴销、司机室、四轮一带等其他部件。国内挖掘机厂家诸如广西玉柴、柳工股份、三一重工、河北宣工、徐工、山河智能、龙工集团等，正在崛起的江西南特、桂林华力、湖南九五重工、南昌华工、大连黑猫、合肥振宇等。1.3 研究内容及方法研究内容：1；根据要求，初步确定行走装置总体方案的设计。2；行走装置等有关参数和行走装置结构布置。3；行走机构传动方案，确定行走液压马达主参数和传动比等。4；进行变速箱设计、轴及其他相关部件选择，并对相关行走装置强度的计算。5；验算行走速度、爬坡能力。对行走稳定性进行验算。研究方法：主要是根据公式计算法（查表法）以挖掘机的机重为指标，对现代挖掘机总体参数用概率的方法得出各主要参数的经验系数，以公式来确定挖掘机的各种参数，然后根据所得出的参数与给出的参数对比，求得最接近的设计参数。根据所得的数据进行 CAD 图纸的绘制，利用 Pro/e 软件将行走装置的零件进行三维装配，并进行仿真行走运动的模拟，通过三维仿真模拟检验设计参数的合理性。南昌航空大学科技学院学士学位论文42 行走装置设计总体基本方案2.1 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。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3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。2.2 轮式液压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。南昌航空大学科技学院学士学位论文5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。图 2.1 轮式挖掘机行走装置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。轮式液压行走装置如图 2.1 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。轮式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。前桥轴南昌航空大学科技学院学士学位论文6可以悬挂摆动，如图 2.2 所示。图 2.2 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。2.3 液压系统的设计一、根据挖掘机的工作环境和条件。液压系统应满足下列要求:充分利用发动机功率。提高传动效率;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;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;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南昌航空大学科技学院学士学位论文7染的敏感性低。整个系统要设置滤油器和防尘装置;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。全液压推土机行驶系统的传动方案图 2.3 和控制原理图 2.4。发动机分动箱左变量泵左变量泵左变量马达左变量马达左变速装置右变速装置左驱动轮右驱动轮图 2.3 液压挖掘机行驶驱动系统传动方案全液压推土机的行驶驱动系统主要由变量泵、变量马达、补油泵、溢流阀等组成，确定电液比例控制全液压推土机行驶驱动系统单边回路和控制原理如图 2、3 所示：图 2.4 液压挖掘机机行驶驱动系统单边回路1 变量泵 2 变量马达 3、4 单向阀 5 过滤器 6 补油泵 7、9 溢流阀 8 电磁阀确定整个系统的控制原理如图 2.5南昌航空大学科技学院学士学位论文8发动机 变量泵 变量马达 行走机构控制器电液比例变量机构速度传感器 速度传感器电液比例变量机构油门控制机构压力传感器图 2.5 控制原理框图二、液压系统中发动机、液压泵，液压马达的控制策略。推土机静压传动整个系统的控制原理为极限负载控制。即根据负载的大小变化，发动机提供相应的功率和扭矩。2.1 控制策略部分表 1 挖掘机行走系统控制策略工作状态 发动机状态 泵状态 马达状态 系统压力 车速由怠速起动，转速上升功率增大检测泵排量，减少或增大泵排量到额定值区间接受信号则调至最大效率排量逐渐增大至马达扭矩需要压力逐渐增大起步800-2200 28ml/r 90ml/r 0-15mpa-21mpa 0-2km/h起步排量 定量 起步排量 定量 渐回落 3.7mpa16.8ml/r 40ml/r 55ml/r 3.7 4mpa 0 4.3km/h40ml/r 56ml/r 55ml/r 4mpa 4mpa 4.3 6.5km/h行走发动机处于低功率低油耗区56ml/r 55ml/r 38ml/r 4mpa 4mpa 6.5 8.5km/h最大深度 下铲 40ml/r 56ml/r 107ml/r 16.8mpa 21mpa3.3km/h工作平均铲运深度铲运 50ml/r 56ml/r 90ml/r107ml/r18mpa 21mpa制动 低功率 0 0 0南昌航空大学科技学院学士学位论文92.2 控制实现控制系统需要通过多个控制系统共同作用，以 PLC 作为主控制器的控制系统简图2.6 和驱动控制系统原理如图 2.7 及挖掘机液压系统图 2.8。微电子系控制器（PLC）显示器电位计输入信号开关控制信号传感器信号电液比例电磁阀电液开关阀报警信号灯等发动机信号 GPS&GSMJ1939CAN 总线输入控制信号 输出控制信号图 2.6 PLC 控制系统简图南昌航空大学科技学院学士学位论文10行 驶 操 纵 手 柄紧 急 开 关电 源 1 2 / 2 4 VP L C 控 制 系 统电 位 器档 位 设 定喷 射 泵发 动 机控 制 电 磁 铁E PE PE PE P速 度 传 感 器微 调 / 制 动分动箱变 量 泵变 量 马 达图 2.7 液压挖掘机行驶驱动系统控制原理图南昌航空大学科技学院学士学位论文11图 2.8 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2.4 轮式行走装置的传动设计（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。液压机械传动系统原理如图 2.9图 2.9 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-驱南昌航空大学科技学院学士学位论文12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2.5 轮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。2.5.1 悬挂装置选择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如图 2.10。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 2.10 液压挖掘机悬挂平衡装置1-阀;2-悬挂液压缸;3-摆动铰;4-前桥2.5.2 转向机构南昌航空大学科技学院学士学位论文13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见图 2.11。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 2.11 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2.5.3 转向方式南昌航空大学科技学院学士学位论文14图 2.12 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，如图 2.12a) 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 1.7 中列出了多种转向方式。南昌航空大学科技学院学士学位论文153 整机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w k2000r/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。3.1 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。 31v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。 南昌航空大学科技学院学士学位论文16q = =0.111L/r 0182(3-1)= =0.115L/min m(3-2)= = 0.98=1704r/min NmaxqQv15.02(3-3)= Mmaxmp2=0.159300.1150.9=493.7N.M (3-4)= pqQ21=0.159300.1150.8=439N.M (3-5)式中 -压力损失，pPanda05/3-容积效率， 0.98v-机械效率，0.9 m-额定扭矩(N.M)Max-实际扭矩 即油马达启动扭矩(N.M)Q(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:316.0rGiQW总(3-6)式中 -机重(T);G-油马达启动扭矩 (N.M);MQ-轮胎半径(m);rw-轴与变速箱总效率。26.01rGiQW总南昌航空大学科技学院学士学位论文17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:vnriw37.02总(3-7)式中 -油马达最大转速(r/min);n-轮胎半径 (m);rw-挖掘机最大行驶速度(Km/h).vi总2vnrw37.0= 149.=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 i15.4239第二档 8073.2 实际速度及牵引力越野档速度: = = 3.4 Km/hv5.42193.牵引力为: = = 66 KNTmax08变速箱输出轴扭矩: mNiMQ.97.3公路档速度: = = 31 Km/hv15.47.牵引力为: = = 7.28 KNmax908.3.3 挖掘机行走装置参数行走装置型式: 轮胎式;挖掘机重量: 11 吨;南昌航空大学科技学院学士学位论文18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: 0.853.4 变速箱设计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。3.4.1 低速档齿轮设计南昌航空大学科技学院学士学位论文19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） 。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。2 齿数确定选小齿轮齿数 =18.大齿轮齿数 184.581，Z12iZ1取 81。23 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即32112. eHeUTkddtt(3-8) 式中 -载荷系数；Kt-齿轮分度圆直径；dt1-齿宽系数；-齿轮传动比；u-弹性影响系数；Ze-齿轮所传递的扭矩T1-材料许用应力。Ha 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 =1.3Kt 小齿轮所传递的扭矩 T1mN.39.405= 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 1.0d 由参考文献3第 198 页，表 106 弹性影响系数，取 =189.8 MPaZe 由参考文献3第 207 页，表 1021d 调质处理合金钢的 limH查得 小齿轮得接触疲劳强度极限 1200 MPa；1limH大齿轮的接触疲劳强度极限 800 MPa2li南昌航空大学科技学院学士学位论文20 计算应力循环系数 LnNhj160=601704820069.82 h 8(3-9)hj260=60 820065.4178=式中 -转速；n-同侧齿廓啮合次数；j-工作小时数。LH 由参考文献3第 203 页，图 10-19 灰铸铁接触疲劳寿命系数 。KHN查得 =0.95; =0.97KN1HN2 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%。安全系数为 S=1=1SHlinN1=0.951200=1140 MPa (3-10)=2SHlinNK2=0.97800=776 MPab 计算 计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的数值dt13212.HeUZTkdtt=2.323 25768.190.49. =80.469 mm 计算圆周速度 v= =4.85 m/s 106ndt南昌航空大学科技学院学士学位论文21(3-11) 计算齿宽 b= =80.469 mm.dt1 计算齿宽与齿高之比 h模数: = / =4.47 mmmdt1Z齿高: =2.25 =2.254.47=10.06 mm=80.469/10.06=8.0hb 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v值Kv得动载系数 =1.14。 v由参考文献3第 190 页，表 10-2 取使用系数 =2.0，7 级精度.KA由参考文献3第 193 页，表 10-3 及 469.80235bFtA(3-12)=539.2 N.mm 100 N.mm查得 = =1.1KHa小齿轮相对支撑非对称布置时:=1.12+0.18(1+0.6 2) 2+0.2310-3b Hd(3-13)10-2469.803.16.018.2=1.593由 =8.0。 =1.593 得 =1.46。故载荷系数hbKHFkHavA(3-14)=93=3.995南昌航空大学科技学院学士学位论文22 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径。有= . = 80.469 = 112.25 mm d1t3ktK3.195(3-15) 计算模数M=d/z = = 6.23 1825.(3-16)4 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为:m (3-321FSadYZTK17)式中 -载荷系数k-齿宽系数；d-齿轮齿数； z1-齿形系数 ;YFa-应力校正系数;S-齿轮所传递的扭矩；T1-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 FE查得 小齿轮得弯曲疲劳强度极限 =650 MPa;1FE大齿轮得弯曲疲劳强度极限 =550 MPa.2 由参考文献3第 202 页，图 10-18 弯曲疲劳寿命系数 KFN查得 =0.85; =0.88.KFN1FN2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用系数 S=1.4得 = = 0.85650/1.4 = 394.6 Mpa 1SFEN1(3-18) 南昌航空大学科技学院学士学位论文23= =0.88550/1.4 = 345.7 MPaF2SFlinNK2 计算载荷系数 k= 6 = 3.662 FavA(3-19) 由参考文献3第 197 页，表 10-5 齿形系数 及应力校正系数YFaSa查得 =2.91; =2.22YFa1Fa2=1.54; =1.775SS 计算大小齿轮的 并加以比较Fa= =0.01136 Sa16.39452(3-20)= =0.01141FYSa27.345两者比较,大齿轮的数值大.b 设计计算m321FSadZTK32041.96.8=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 = /mZ1d=22.45圆整取 22。大齿轮齿数 =4.522.45=101.0252南昌航空大学科技学院学士学位论文24圆整取 1025 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径= m=110 mmd1Z= m=510 mm2 计算中心距=( + )/2=310 mma12 计算齿轮宽度= =110 mmbd1取 =110 mm; =115 mmB213.4.2 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） 。由于高速挡齿轮设计原理和步骤和低速挡齿轮一样，因此低速挡齿轮设计同上步骤，经计算弯曲疲劳强度的模数 m=2.517。取 m=3。按接触疲劳强度计算的分度圆直径 md150=计算小齿轮的齿数 = =50Z1/大齿轮齿数 =0.48550=242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.3.4.3 齿轮变位因为计算的上对齿轮已将两轴的中心距确定。所以现在需要调整两对齿轮的分度圆直径。来满足两轴的中心距.解决方法:先在传动比不变的条件下改变齿数。使改变后的中心距与实际要求的相差较小。再通过齿轮的变位来达到满足中心距的要求.重新确定小齿轮齿数为:; 1392=Z67485.0139=南昌航空大学科技学院学士学位论文25此时的中心距为= =309a326719采用角度变位齿轮传动中的正传动。其中心距大于标准中心距。啮合角大于分度圆压力角。两轮的齿全高比标准齿轮短.正传动的优点是可以减少齿轮机构的尺寸。并且两轮均采用正变位。能使齿轮机构的承载能力有较大提高.缺点使。由于啮合角的增大和实际啮合线减短。故使重合度减少较多.a 变位齿轮传动的设计已知 、 、m、 、Z12a 确定啮合角=arccos ( )2cos= arccos ( )31096.0 确定变位系数和+ = ( + )( + )/(2 )12inviZ12tan(6739ta0 206tan0=0.4217 确定中心距变动系数= = =0.33yma 3091 确定齿顶高降低系数=( + )-12y=0.4217-0.33=0.0917 分配变位系数(尽量平均分配)=0.2117; =0.2112 计算齿轮的几何尺寸齿顶高 =( + - )mha1*1y南昌航空大学科技学院学士学位论文26=(1+0.2117-0.0917) 3=3.36( + - )mha2*2y=(1+0.21-0.0917) 3=3.355齿根高 =( + - )mf1*ahc1=(1+0.25-0.2117) 3=3.115=( + - )mf2*ah2=(1+0.25-0.21) 3=3.12节圆直径 =d1cos/62.047=418.668 mm=2cos/.01=201.805 mm齿顶圆直径 = +2da1ha1=423.72= +2a2a2=207.713.5 轮边减速器3.5.1 传动方案的选择由参考文献12第 123 页，初定轮边减速传动比为 。方案采用常见2.51KTi得一级大减。太阳轮输入行星架输出。由此确定行星排参数 .等于齿圈齿数4与太阳轮齿数之比.下图为其传动简图 3-1.南昌航空大学科技学院学士学位论文27图 3-1 轮边减速器传动简图1-半轴套管;2-半轴;3-太阳轮;4-行星齿轮;5-行星齿轮轴;6-齿圈;7-行星架.3.5.2 配齿选择a 各行星排齿圈齿数尽量接近，最好是取成相同。b 小齿轮的齿数不要取得过小，应考虑轴和轴承的布置和避免产生根切。c 行星轮最小齿数不小于 1417，太阳轮的最小齿数应取得更多一些。本设计取的太阳轮 18 个齿。行星轮 30 个齿。满足要求.3.5.3 行星传动系设计主要参数确定.首先找倒现有的同类机械。统一等级和机构类型相似的轮边减速器作为参考.然后根据情况的不同。适当的选择参数.a 齿轮模数齿轮模数直接决定齿轮弯曲强度。从增加弯曲强度出发。应选大模数.但在中心距和速比一定的情况下若选用小模数。则可以增加齿数。使重叠系数增大。传
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