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1827 液压 挖掘机 行走 装置

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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1 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。2 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。 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起步由怠速起动，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800-220028ml/r90ml/r0-15mpa-21mpa0-2km/h行走发动机处于低功率低油耗区起步排量定量起步排量定量 渐回落3.7mpa16.8ml/r40ml/r55ml/r3.74mpa04.3km/h40ml/r56ml/r55ml/r4mpa4mpa4.36.5km/h56ml/r55ml/r38ml/r4mpa4mpa6.58.5km/h工作最大深度下铲40ml/r56ml/r107ml/r16.8mpa21mpa3.3km/h平均铲运深度铲运50ml/r56ml/r90ml/r107ml/r18mpa21mpa制动低功率0002.2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控制系统简图图2.7 液压挖掘机行驶驱动系统控制原理图图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 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。3 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。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。 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 (3-1)=0.115L/min (3-2)=0.98=1704r/min (3-3)= =0.159300.1150.9=493.7N.M (3-4)= pq=0.159300.1150.8=439N.M (3-5)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: (3-6)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: (3-7)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 3.2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 KN3.3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;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，取81。3 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 (3-8) 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 (3-9) =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 (3-10) =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 (3-11) 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 (3-12)=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 (3-13)10-2=1.593由=8.0。 =1.593得=1.46。故载荷系数 (3-14) =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=.= 80.469= 112.25 mm (3-15) 计算模数 M=d/z = = 6.23 (3-16) 4 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为:m (3-17)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 = 0.85650/1.4 = 394.6 Mpa (3-18) =0.88550/1.4 = 345.7 MPa 计算载荷系数 = 21.141.11.46 = 3.662 (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 查得 =2.91; =2.22 =1.54; =1.775 计算大小齿轮的并加以比较 =0.01136 (3-20) =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1025 齿轮几何尺寸计算 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 mm3.4.2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 计算小齿轮的齿数 =50大齿轮齿数 =0.48550=24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:; 此时的中心距为=309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、 确定啮合角=arccos () = arccos () 确定变位系数和+= (+)(+)/(2) =0.4217 确定中心距变动系数=0.33 确定齿顶高降低系数=(+)- =0.4217-0.33=0.0917 分配变位系数(尽量平均分配)=0.2117; =0.21 计算齿轮的几何尺寸 齿顶高 =(+-)m =(1+0.2117-0.0917) 3 =3.36 (+-)m =(1+0.21-0.0917) 3 =3.355 齿根高 =(+-)m =(1+0.25-0.2117) 3 =3.115 =(+-)m =(1+0.25-0.21) 3 =3.12节圆直径 = =418.668 mm = =201.805 mm 齿顶圆直径 =+2 =423.72 =+2 =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.等于齿圈齿数与太阳轮齿数之比.下图为其传动简图3-1.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。传动的平稳性和齿轮接触强度有所改善.因此在满足弯曲强度的前提下。应尽量采用小模数。一般可按下面的经验公式来初选模数: (3-21)式中 -太阳轮扭矩-模数系数。模数初取4 mm.经计算:=96 mm。 b 齿宽 在一定范围内齿宽大齿的强度就高。但轮边减速器受径向尺寸和轴向尺寸的限制。又不能太大。试验证明。齿宽过分增大时。由于沿齿宽方向负荷分布不均匀性增大。反而使齿轮承载能力随之降低.查参考文献3第201页，表10-7 圆柱齿轮的齿宽系数结合本机工作情况。取=0.5.则: =0.5184=364 其他部件设计4.1轴和轴承设计 初选轴径 由参考文献3第362页，公式(15-2)可初步估算出轴得直径即 式中 -轴所受得扭矩 KW;-轴的转速 r/min;=(查参考文献3第362页，表153取126)代入各数据得:所以输入轴得最小直径取40毫米。两端轴承选内径为40毫米深沟球轴承.载荷大，尺寸受限制时。往往采用圆锥滚子轴承。其支撑刚度大。但对轴的变形敏感.内外圈可分离。装拆方便.圆锥滚子轴承能承受轴向力。当要求承载能力大时。还可采用双列球面滚柱轴承。这种轴承耐冲击能力好。能自动调心。允许内外圈轴线有较大的现对偏斜。对轴线偏差能起补偿作用.但径向球轴承价格便宜、且能承受一定得轴向力、对轴的变形不敏感、点接触的摩擦小。适宜用于高速。因其额定负荷小，因而主要用于中、小载荷。代入输出轴的扭矩。计算如下:所以输出轴选最小轴径65毫米。两端用65毫米的圆锥滚子轴承支撑。中部为花键形式。4.2轴承、键和连轴器的选择4.2.1输入轴根据输入轴的轴径选择其键、轴承和连轴器. 已知输入轴的轴径为40 mm。由参考文献4第107页，表11-28。选择普通平键。公称直径=128.由参考文献3 第103页，公式(6-1) 校核普通平键联接的强度.式中 -传递的转矩，N. m；-键与轮毂键槽的接触高度。 =0.5h-键的工作长度，单位为mm。平头平键，这里为键的公称长度，单位为mm;b为键的宽度，单位为mm-轴的直径。单位为mm-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力。单位为MP对于变速箱轴上的键。 取为100 MPa.代入数值得:=48.99 MPa故，此键满足工作要求.连轴器:由轴径和转矩并查参考文献4第125页，表13-2 选取YL10型.轴承: 由轴径和转矩并查参考文献4第119页，表12-6 选取6209型深沟球轴承.轴承端盖:由轴径和转矩并查参考文献4第132页，表14-1 计算轴承端盖得各几何参数.端盖的连接螺钉直径为 4.2.2 输出轴根据输出轴的轴径选择其键、轴承和连轴器. 已知输出轴的轴径为65 mm。由参考文献4第107页，表11-28。选择普通平键。公称直径=2214.由参考文献3第103页，公式(6-1)校核普通平键联接的强度.式中 -传递的转矩，N. m；-键与轮毂键槽的接触高度， ；-键的工作长度，单位为mm，平头平键，这里为键的公称长度，单位为mm;b为键的宽度，单位为mm。-轴的直径，单位为mm；-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MP对于变速箱轴上的键， 取为100 MPa。代入数值得:=13.59 MPa故，此键满足工作要求.连轴器:由轴径和转矩并查参考文献4第123页，表13-2 选取YLD 10型.轴承: 由轴径和转矩并查参考文献4第119页，表12-6 选取6214型深沟球轴承.轴承端盖:由轴径和转矩并查参考文献4第132页，表14-1 计算轴承端盖得各几何参数.端盖的连接螺钉直径为 5液压挖掘机行走装置运动仿真设计5.1模型的建立 液压挖掘机的行走过程是通过轮胎与地面的摩擦力使得产生运动的一个过程。斗装满后提升,回转到卸土位置进行卸土。液压挖掘机行走装置为了实现上述周期性作业动作,整机由下列几个基本组成部分:动力装置、回转机构、传动操作机构、行走装置和辅助设备。对液压挖掘机行走装置的零件进行三维实体造型几乎要用到Pro/ E 中所有的常用操作方法,如拉伸、旋转、倒角、以及圆角等常用操作命令。例如传动齿轮先绘制草绘图,用到 直线 、圆 、修剪等操作,再拉伸得到齿轮的主体。接下来主要用拉伸操作依次绘制传动轴、减速箱,切除操作绘制轴孔,最后用相关其他工具完成整个行走装置的绘制。其它主要零部件还包括车架、轮子等。5.2构件运动配装为了使装配完的挖掘机能够进行机构运动仿真,需要将各零件进行运动装配。运动装配既要使两个构件直接接触,又要使两个构件产生一定运动。由于运动装配与零件装配都是将单个零部件装成一个完整的机构模型,它们之间有很多相似之处。5.2.1相似点两者都利用元件放置对话框连接或安装零部件,并根据同轴、共面等几何约束关系将各零件装配起来：装配和子装配之间的关系相同, Pro/ E 将连接信息保存在装配文件中,使父装配继承了子装配中的连接定义。5.2.2 不同点创建机构是应用元件放置对话框的连接功能连接机构中的各个机构,而零件装配直接在元件放置对话框中通过定义装配约束来安装各个零部件;由零件装配得到装配体,其内部的零部件之间没有相对运动,而由连接得到的机构其内部的构件之间可以产生一定的相对运动;创建机构以后必须添加驱动器才能进行机构运动仿真。运动装配首先插入回转支撑,单击元件放置对话框中的“默认位置”,以系统默认位置装入回转支撑零件。接下来插入齿轮轴,设置放置类型为“约束”,选取齿轮轴和回转支撑之间的基准轴线