液壓挖掘機行走裝置設計說明書

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1 緒 論2</b></p><p>　　1.1 選題意義5</p><p>　　1.2 國內外研究現狀2</p><p>　　1.3 研究內容及方法3</p><p>　　2 行走裝置設計總

2、體基本方案4</p><p>　　2.1行走裝置設計原則4</p><p>　　2.2輪式液壓挖掘機行走裝置的結構形式4</p><p>　　2.3液壓系統(tǒng)的設計6</p><p>　　2.4輪式行走裝置的傳動設計（液壓機械傳動）10</p><p>　　2.5輪式行走裝置的構造11</p>

3、<p>　　2.5.1懸掛裝置選擇11</p><p>　　2.5.2 轉向機構12</p><p>　　2.5.3 轉向方式13</p><p>　　3 整機傳動系的設計15</p><p>　　3.1選擇液壓馬達類型、行走速度及傳動比15</p><p>　　3.2實際速度及牽引力17<

4、;/p><p>　　3.3挖掘機行走裝置參數17</p><p>　　3.4 變速箱設計18</p><p>　　3.4.1低速檔齒輪設計18</p><p><b>　　1 材料選擇18</b></p><p><b>　　2 齒數確定18</b></p>

5、;<p>　　3 按齒面接觸強度設計18</p><p>　　4 按齒根彎曲強度設計21</p><p>　　5 齒輪幾何尺寸計算23</p><p>　　3.4.2高速檔齒輪設計23</p><p>　　3.4.3齒輪變位24</p><p>　　3.5 輪邊減速器26</p>

6、<p>　　3.5.1傳動方案的選擇26</p><p>　　3.5.2配齒選擇26</p><p>　　3.5.3行星傳動系設計27</p><p>　　主要參數確定.27</p><p>　　4 其他部件設計28</p><p>　　4.1軸和軸承設計28</p><

7、p>　　4.2軸承、鍵和連軸器的選擇28</p><p>　　4.2.1輸入軸28</p><p>　　4.2.2 輸出軸29</p><p>　　5液壓挖掘機行走裝置運動仿真設計31</p><p>　　5.1模型的建立31</p><p>　　5.2構件運動配裝31</p><

8、p>　　5.2.1相似點31</p><p>　　5.2.2 不同點31</p><p><b>　　結 論35</b></p><p><b>　　參考文獻36</b></p><p><b>　　致 謝37</b></p><p>

9、　　液壓挖掘機行走裝置設計</p><p>　　摘要：。在本次設計中，由于輪式行走機構結構緊湊且工作效率高，通過比較采用了輪胎式行走裝置來滿足設計要求。 根據設計要求，機重為11噸；輪胎規(guī)格為9.00-20；輪胎動力半徑r=0.491米。挖掘機最大牽引力P=0.6機重；發(fā)動機功率N=58.8KW，轉速2000r/min；油泵最大流量2×100l/min；最大工作壓力21MPa。最高行駛速度31Km/h，

10、設計取全橋驅動。上部轉臺是全回轉式，因此它可在一個更大的范圍內工作。又因采用液壓機械傳動控制而使整機性能得以改善。與傳統(tǒng)機械式挖掘機相比，其行走能力提高到了很多。本次設計的主要內容為：液壓挖掘機行走裝置方案設計；繪制裝配草圖和總裝配圖；動力源選擇及有關參數的確定；行走裝置牽引力的計算；傳動方式比較與選擇、傳動方案的確定及傳動系統(tǒng)的技術設計；行星減速器及零、部件的設計計算，主要零件強度校核；繪制零、部件圖和總裝配圖，進行仿真設計，編寫設計

11、計算說明書。</p><p>　　本設計的主要特點是：方案設計中提出多種方案，從可靠性、可實現性、綜合性能等進行方案比較，選擇方案。其構造特點是行走部件之間的傳動采用齒輪傳動和液壓傳動，通過油缸的伸縮來實現挖掘行走過程中的動力傳遞。差速器與回轉平臺鉸接技術設計中應考慮總體配置合理、安全；選材、加工方法和技術條件參閱相關技術資料；圖紙按照所設計的參數進行繪制。充分注意整機各子系統(tǒng)之間的相關性，力求整機性能的一致性和

12、最優(yōu)化性。從中可以看出整機作業(yè)能力有了很大的改進，不僅行走速度快，且整體挖掘機器重量輕，傳動平穩(wěn)，作業(yè)效率高，結構緊湊。</p><p>　　關鍵詞：液壓挖掘機 行走裝置 減速器</p><p>　　Hydraulic excavator equipment design</p><p>　　Abstract：In this design, because

13、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 dyna

14、mic 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, desig

15、ned to take full bridge driver.U</p><p>　　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 per

16、formance 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

17、 walking.Differential with the rotary platform articulated the overall technical design should be considered a reas</p><p>　　Keywords: Hydraulic walking device reducer</p><p>　　Signature of

18、Supervisor:</p><p><b>　　1 緒 論</b></p><p>　　改革開放以來，我國的科學技術、信息技術迅猛發(fā)展，各行各業(yè)都發(fā)生了翻天覆地的變化，工程機械行業(yè)同樣得到了相應的快速發(fā)展。各行各業(yè)都在奮力拼搏、大膽創(chuàng)新，使得工程機械品種不斷增加、產量不斷提高、性能不斷完善，發(fā)展勢頭強勁。液壓挖掘機是工程機械的一個重要品種，是一種廣泛用于建筑、鐵路

19、、公路、水利、采礦等建設工程的土方機械。它的發(fā)展與應用反映了一個國家施工機械化的水平。液壓挖掘機由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、回轉機構、工作裝置、底盤五部分組成。發(fā)動機的作用是提供動力；液壓系統(tǒng)功能是把發(fā)動機機械能以油液為介質，利用油泵轉變?yōu)橐簤耗軅魉徒o油缸、馬達等，再傳動各個執(zhí)行機構，實現各種運動；回轉機構是實現轉臺的回轉；工作裝置的作用是進行作業(yè)；底盤的作用是承重、傳力并保證滿足對車速、牽引力和行駛方向的要求。底盤是組成整體的主要部分，行走機

20、構的性能優(yōu)劣直接影響整機的使用性能、經濟性能，因此著力研究液壓挖掘機的行走裝置具有十分重要的意義。根據設計依據及要求，完成挖掘機行走機構總體及減速器設計，進一步掌握挖掘機的設計方法和步驟；鞏固、加深對所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的掌握；了解國內外液壓挖掘機發(fā)展狀況。</p><p>　　液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切割刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空

21、后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。據建筑施工部門統(tǒng)計，一臺容量為1.0 m3的液壓

22、挖掘機挖掘Ⅰ~Ⅳ級土壤時。每班生產率大約相當于300~400 和工人一天的工作量。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有重要意義。</p><p><b>　　1.1 選題意義</b></p><p>　　液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切削刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回

23、到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。</p><p>　　液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。</p><p>　　在建筑工程中，可用來挖掘苦坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等

24、作業(yè)。</p><p>　　在水利施工中，可用來開挖水庫、運河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等。</p><p>　　在鐵路、公路建設中，用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝等。</p><p>　　在石油、電力、通信業(yè)的基礎建設及市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道等。</p><p>　　在露天采礦場上，

25、可用來剝離礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等作業(yè)。</p><p>　　在軍事工程中，或用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。</p><p>　　所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都　起著很大的作用。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有重要意義。&l

26、t;/p><p>　　1.2 國內外研究現狀</p><p><b>　　國外研究現狀：</b></p><p>　　近些年來，隨著微電子技術，計算機技術，控制技術通信技術等新技術的日益滲透液壓挖掘機技術中，智能化的進一步應用，使得動力系統(tǒng)內部一些控制元件能夠隨著挖掘機具體工作狀況而改變，從而提高工作效率，使操縱變得更容易。世界各工業(yè)發(fā)達國家的液壓

27、挖掘機技術得以迅速提高，像國外的這些廠家如日本的小松、日立、神鋼、住友等，美國的卡特，韓國的大宇、現代，尤其是德國的挖掘機，技術都已經很先進了。而今，挖掘機技術更是朝著智能、環(huán)保的方向發(fā)展，像Carnegie Mellon 大學的自主裝載系統(tǒng)、澳大利亞機器人中心、英國蘭卡斯特大學的智能挖掘機等都在開始新興技術的融合發(fā)展，上世紀80 年代初, 美國Kraft TeleRobtics 公司和John Deere 公司等都相繼成功開發(fā)出遙控挖

28、掘機，日本小松制作所以PC200- 2 型液壓挖掘機為基本機型進行遙控挖掘機研制。</p><p><b>　　國內研究現狀：</b></p><p>　　國產挖掘機的功能比較單一，其衍生產品較少，而且國產挖掘機規(guī)格主要集中在30t以下，6t以下的規(guī)格比較齊全，從1.5t-30t基本形成系列，200t以上基本空白，因此我國挖掘機還處于“發(fā)展期”。我國挖掘機企業(yè)在研發(fā)體

29、系和試驗體系建設方面雛形難見，產品的開發(fā)基本上處于仿造階段，電控技術只有山東眾友等少數公司自己開發(fā)，大多數企業(yè)都在選購。節(jié)能減排，降噪安全部件精細作業(yè)的工作裝置、不同功能的附屬裝置等方面的研發(fā)個別企業(yè)才剛剛起步，大多數企業(yè)沒有能力涉及。目前我國挖掘機的質量問題主要表現在：結構件、電控、發(fā)動機、液壓件等核心部件，以及諸如軸銷、司機室、四輪一帶等其他部件。國內挖掘機廠家諸如廣西玉柴、柳工股份、三一重工、河北宣工、徐工、山河智能、龍工集團等，

30、正在崛起的江西南特、桂林華力、湖南九五重工、南昌華工、大連黑貓、合肥振宇等。</p><p>　　1.3 研究內容及方法</p><p><b>　　研究內容：</b></p><p>　　1；根據要求，初步確定行走裝置總體方案的設計。</p><p>　　2；行走裝置等有關參數和行走裝置結構布置。</p>

31、<p>　　3；行走機構傳動方案，確定行走液壓馬達主參數和傳動比等。</p><p>　　4；進行變速箱設計、軸及其他相關部件選擇，并對相關行走裝置強度的計算。</p><p>　　5；驗算行走速度、爬坡能力。對行走穩(wěn)定性進行驗算。</p><p><b>　　研究方法：</b></p><p>　　主要是根

32、據公式計算法（查表法）以挖掘機的機重為指標，對現代挖掘機總體參數用概率的方法得出各主要參數的經驗系數，以公式來確定挖掘機的各種參數，然后根據所得出的參數與給出的參數對比，求得最接近的設計參數。根據所得的數據進行CAD圖紙的繪制，利用Pro/e軟件將行走裝置的零件進行三維裝配，并進行仿真行走運動的模擬，通過三維仿真模擬檢驗設計參數的合理性。</p><p>　　2 行走裝置設計總體基本方案</p>

33、<p>　　2.1行走裝置設計原則</p><p>　　單斗液壓挖掘機的行走裝置是整機的支撐部分，其作用是用來承受機械的自重及工作裝置挖掘時的反力，使挖掘機穩(wěn)定的支撐在地面上工作。同時又使挖掘機能在工作時作場內運動及轉移工地時作運輸性（輪式行走裝置）運行。</p><p>　　因而，設計單斗液壓挖掘機的行走裝置時應盡量滿足以下要求：</p><p>　　1

34、、單斗液壓挖掘機應有較大的牽引力，使挖掘機在濕軟的地面或高低不平的地面上行走時具有良好的越野性能，并有較強的爬坡能力和轉彎能。</p><p>　　2、在不增高行走裝置的總高度的前提下應使行走裝置具有較大的離地間隙，使挖掘機在不平地面上行走具有良好的通過性能。</p><p>　　3、要降低挖掘機的接地比壓或使其具有較大的支撐面積，以提高挖掘機的穩(wěn)定性。</p><p&

35、gt;　　4、挖掘機在斜坡下行時不發(fā)生超速溜坡現象，挖掘時不發(fā)生下滑，提高工作時的安全可靠性。</p><p>　　5、挖掘機的行走裝置外形尺寸應符合道路運輸的要求。</p><p>　　輪胎式行走裝置與履帶式相比，最大的優(yōu)點是機動性好，運行速度快（通常達到20KM/h）。如將傳動箱脫檔后由牽引車拖運作長距離運輸時，速度可達60KM/h。輪胎式行走裝置的缺點是接地比壓較大（150～500K

36、Pa）爬坡能力較?。ㄍǔ２怀^65％）。挖掘時需用專門的支腿支撐使機身穩(wěn)定。目前輪胎式行走裝置基本上只用在斗容量1m以下的挖掘機中。單斗液壓挖掘機的行走裝置按照傳動方式可分為液壓式和機械式兩類。</p><p>　　選擇行走裝置的形式時，應根據工作地點的土壤條件、工作量、運輸距離及使用條件等決定。</p><p>　　2.2輪式液壓挖掘機行走裝置的結構形式</p><p

37、>　　輪胎式液壓挖掘機形式很多，有裝在標準汽車地盤上的液壓挖掘機，也有裝在輪胎式拖拉機地盤上的懸掛式液壓挖掘機。這些挖掘機的斗容量斗較小，工作裝置回轉角度受一定的限制。若斗容量稍大、工作性能要求較高的輪胎式挖掘機斗具有專業(yè)的輪胎地盤行走裝置。</p><p>　　專用輪胎地盤的行走裝置式根據挖掘機的工況、行駛要求等因素合理設計的行走裝置，挖掘機的作業(yè)及行駛操作均在駕駛室內進行，因此，操作方便，靈活可靠。&l

38、t;/p><p>　　圖2.1 輪式挖掘機行走裝置</p><p>　　1-車架；2-回轉支承；3-中央回轉接頭；4-支腿；5-后橋；6-傳動軸；</p><p>　　7-液壓馬達及變速箱：8-前橋</p><p>　　輪胎式行走裝置的主要特點:</p><p>　　a 用于承載能力較強的越野路面:</p>

39、<p>　　b 輪式挖掘機的行駛速度通常不超過20KM/h。對地面最大比壓為150~500KPa。爬坡能力為40~60%。標準斗容小于0.6立方米的挖掘機可采用與履帶行走裝置完全相同的回轉平臺及上部機構。</p><p>　　c 為了改善越野性能。輪胎式行走裝置多采用全輪驅動。液壓懸掛平衡擺動軸.作業(yè)時有液壓支腿支撐。使驅動橋卸荷，工作穩(wěn)定。</p><p>　　d 長

40、距離運輸時為了提高效率。傳動分配箱應脫擋。有牽引車牽引。并應與拖掛牽引車達到同步行車。而挖掘機可以無司機照管。</p><p>　　輪式液壓行走裝置如圖2.1所示。行走液壓馬達直接與變速箱相連接（變速箱安裝在底盤上），動力通過變速箱由傳動軸輸出給前后驅動橋，或再經輪邊減速傳驅動車輪。</p><p>　　輪式單斗液壓挖掘機的行走速度不高，其后橋常采用剛性連接，結構簡單。前橋軸可以懸掛擺動，

41、如圖2.2所示。</p><p>　　圖2.2 擺動前橋機構示意圖</p><p>　　1-車架；2-回轉支承；3-中央回轉接頭；4-支腿；5-后橋；</p><p>　　6-傳動軸；7-液壓馬達及變速箱：8-前橋</p><p>　　車橋與前橋4通過中間的擺動鉸銷鉸接。鉸的兩側設有兩個懸掛液壓油缸2，它的一端與車架5連接，活塞桿端與前橋4

42、連接。挖掘機工作時，控制閥1把兩個液壓缸的工作腔與油箱的通路切斷，此時液壓油缸將前橋的平衡懸掛鎖住，減少了擺動，提高了作業(yè)穩(wěn)定性：行走時控制閥1左移，使兩個懸掛液壓缸的工作腔相通，并與油箱接通。前橋便能適應路面的高低坡度，上下擺動使輪胎與地面保持足夠的附著力。</p><p>　　2.3液壓系統(tǒng)的設計</p><p>　　一、根據挖掘機的工作環(huán)境和條件。液壓系統(tǒng)應滿足下列要求:</p

43、><p>　　充分利用發(fā)動機功率。提高傳動效率;</p><p>　　系統(tǒng)和元件應保證在外負荷變化大和急劇的振動沖擊作用下。具有足夠的可靠性;</p><p>　　力求減少系統(tǒng)總發(fā)熱量。設置輕便耐振的冷卻裝置。使主機持續(xù)工作時。油溫不超過85度，或溫升不大于45度;</p><p>　　系統(tǒng)的密封性能要好.由于工作場地塵土多。油液容易污染。要求所

44、用元件對油液污染的敏感性低。整個系統(tǒng)要設置濾油器和防塵裝置;</p><p>　　為了減輕司機操作強度。要考慮采用液壓或電液伺服操縱裝置。</p><p>　　全液壓推土機行駛系統(tǒng)的傳動方案圖2.3和控制原理圖2.4。</p><p>　　圖2.3 液壓挖掘機行駛驅動系統(tǒng)傳動方案</p><p>　　全液壓推土機的行駛驅動系統(tǒng)主要由變量泵、變

45、量馬達、補油泵、溢流閥等組成，確定電液比例控制全液壓推土機行駛驅動系統(tǒng)單邊回路和控制原理如圖2、3所示：</p><p>　　圖2.4液壓挖掘機機行駛驅動系統(tǒng)單邊回路</p><p>　　1變量泵2變量馬達3、4單向閥5過濾器6補油泵7、9溢流閥8電磁閥</p><p>　　確定整個系統(tǒng)的控制原理如圖2.5</p><p>　　圖2.5 控制

46、原理框圖</p><p>　　二、液壓系統(tǒng)中發(fā)動機、液壓泵，液壓馬達的控制策略。</p><p>　　推土機靜壓傳動整個系統(tǒng)的控制原理為極限負載控制。即根據負載的大小變化，發(fā)動機提供相應的功率和扭矩。</p><p><b>　　2.1控制策略部分</b></p><p>　　表1 挖掘機行走系統(tǒng)控制策略</p&g

47、t;<p><b>　　2.2控制實現</b></p><p>　　控制系統(tǒng)需要通過多個控制系統(tǒng)共同作用，以PLC作為主控制器的控制系統(tǒng)簡圖2.6和驅動控制系統(tǒng)原理如圖2.7及挖掘機液壓系統(tǒng)圖2.8。</p><p>　　圖2.6 PLC控制系統(tǒng)簡圖</p><p>　　圖2.7 液壓挖掘機行駛驅動系統(tǒng)控制原理圖</p&g

48、t;<p>　　圖2.8 挖掘機液壓系統(tǒng)圖</p><p>　　1－補油閥；2－中央回轉接頭；3－馬達支腿分配閥；4－行走馬達制動閥；5－行走馬達；6－支腿油缸；7－支腿鎖閥；8－回轉馬達；9－回轉制動閥；10－斗桿油缸；11－懸掛分配閥；12－懸掛油缸；13－閥組II；14－閥組I；15－鏟斗油缸；16－動臂油缸；17-單向節(jié)流閥；18-柴油機; 19－雙聯(lián)齒輪泵;201－油箱;21－冷卻器;2

49、2－濾油器</p><p>　　2.4輪式行走裝置的傳動設計（液壓機械傳動）</p><p>　　單斗液壓挖掘機輪胎地盤較為普遍的傳動方式是行走液壓馬達直接裝在變速箱上。變速箱引出前后傳動軸驅動前后橋，或者再經過輪邊減速裝置驅動輪胎。變速箱有專門的氣壓或液壓操縱，有越野檔、公路檔。</p><p>　　液壓機械傳動采用高速液壓馬達，使用可靠。這鐘傳動系統(tǒng)比機械傳動簡

50、單。省掉了上下傳動箱及垂直軸。機構布置較為方便，在轉向性能方面經過適當選擇液壓組件和變速箱檔位可以減少各檔間的牽引力突變。液壓機械傳動系統(tǒng)原理如圖2.9</p><p>　　圖2.9 輪胎式挖掘機行走液壓機械傳動系統(tǒng)原理圖</p><p>　　1-輪胎總成;2-轉向驅動橋;3-轉向油缸;4-轉向軸;5-行走馬達;6-變速箱;7-中央制動氣缸;8-驅動橋;9-制動鼓;</p>

51、<p>　　10-輪邊減速器;11-主減速器;12-中央制動器;13-換檔氣缸</p><p>　　2.5輪式行走裝置的構造</p><p>　　專用輪胎地盤通常由箱形結構的車架、轉向前橋、后橋、行走傳動機構以及支腿等組成.由于輪胎式挖掘機的行走速度不高。因此。后橋斗式剛性懸掛的.而前橋則采用中間鉸接液壓懸掛的平衡裝置。</p><p>　　2.5.1懸

52、掛裝置選擇</p><p>　　輪胎式單斗液壓挖掘機由于行走速度不高。因此，一般采用后橋剛性固接，使結構簡單。但為了改善行走性能，前橋通常制成擺動式懸掛平衡裝置如圖2.10。車架與前橋通過中間的擺動銷軸鉸接。在鉸的兩側設有兩個懸掛液壓缸，液壓缸的一端與車架連接，活塞桿端與前橋連接?？刂崎y有兩個位置。圖示的位置為挖掘機在工作時的狀態(tài)?？刂崎y將兩個液壓缸的工作腔及油箱的聯(lián)系切斷。此時液壓缸將前橋的平衡懸掛鎖住。有利于

53、穩(wěn)定工作，當挖掘機行走時控制閥向左移。使兩個懸掛液壓缸的工作腔連通，并與油箱接通。前橋能適應路面的高低坡度。上下擺動使輪胎與地面接觸良好，充分發(fā)揮牽引力。</p><p>　　圖2.10 液壓挖掘機懸掛平衡裝置</p><p>　　1-閥;2-懸掛液壓缸;3-擺動鉸;4-前橋</p><p>　　2.5.2 轉向機構</p><p>　　輪

54、胎式挖掘機的司機室布置在回轉平臺上。轉臺可三百六十度回轉，因而挖掘機必須有一套專門的轉向機構，方可在司機室操縱輪胎轉向。</p><p>　　轉向機構應該滿足轉向機構的操縱:</p><p>　　(1).轉臺回轉不影響轉向機構的操縱;</p><p>　　(2).操縱輪胎轉向要有隨動特性。輪胎的轉交隨方向盤成比例而轉動。方向盤不動;輪胎也應停止轉動;</p&g

55、t;<p>　　(3).操縱輕便。減輕勞動強度;</p><p>　　(4).要減輕轉向時輪子受到沖擊反應到方向盤的力.</p><p>　　能實現上述轉向的機構有多種見圖2.11。如機械式轉向、液壓助力轉向和氣壓助力轉向等，其中以液壓動力轉動的轉向應用最為普遍。</p><p>　　圖2.11 轉向機構原理示意</p><p>

56、;　　1-轉向輪;2-左轉向節(jié)臂;3-轉向節(jié)主銷;4-轉向液壓缸;5-轉向橫拉桿;6-前軸;7-右轉向節(jié)臂; 8-液壓泵;</p><p>　　9-轉向器;10-方向盤;11-中心回轉接頭</p><p>　　2.5.3 轉向方式</p><p>　　圖2.12 各種轉向方式 </p><p>　　前輪轉向; b) 四輪轉向; c) 斜形

57、轉向; d) 后輪轉向</p><p>　　液壓挖掘機的轉向性能優(yōu)劣也是影響作業(yè)效率的因素之一。為了使輪胎挖掘機機動靈活，可在轉向機構中增加一套四位六通閥?？梢园葱枰蔀樗姆N不同的方式操縱轉向輪，如圖2.12</p><p>　　a) 為前輪轉向，屬于一般情況; </p><p>　　b) 為前后輪轉向，車身較長時可使轉彎半徑較小;</p><

58、;p>　　c) 為斜形轉向，使整個車身斜形，便于車子離開或靠近作業(yè)面; </p><p>　　d) 為后輪轉向便于倒車行走時轉向。</p><p>　　圖1.7中列出了多種轉向方式。</p><p>　　3 整機傳動系的設計</p><p>　　根據設計任務書要求，機重為11噸；輪胎規(guī)格為9.00-20；輪胎動力半徑r=0.491

59、米。挖掘機最大牽引力P=0.6機重；發(fā)動機功率N=58.8KW，轉速2000r/min；油泵最大流量2×100l/min；最大工作壓力21MPa。最高行駛速度31Km/h，設計取全橋驅動。</p><p>　　根據已知參數。查機械設計手冊選長江液壓件廠油泵G20＊-＊＊15＊-＊＊系列。額定壓力21MPa采用定量泵系統(tǒng)。</p><p>　　3.1選擇液壓馬達類型、行走速度及傳動

60、比</p><p>　　(1) 確定油馬達的參數</p><p>　　此挖掘機采用定量系統(tǒng)，故液壓馬達選用雙速定量低速大扭矩（軸向柱塞液壓馬達），采用雙速的原因是因為雙速液壓馬達有利于調節(jié)牽引力和行走速度。最高行駛速度由設計任務書所給為Km/h。

61、

62、 </p><p>　　根據樣機數據并參考機械設計手冊。液壓馬達選取長江液壓件廠的GM—16型液壓馬達。額定壓力21MPa.</p><p>　　Q=200

63、L/min。 n=1800r/min。 </p><p>　　q==0.111L/r (3--1)</p><p>　　==0.115L/min (3--2)</p><p>　　==×0.98=1704r/min (3

64、--3)</p><p><b>　　= </b></p><p>　　=0.159×30×0.115×0.9=493.7N.M (3--4)</p><p><b>　　= ×△p×q×</b></p><p>　　=0.

65、159×30×0.115×0.8=439N.M (3--5)</p><p>　　式中 ---壓力損失，</p><p>　　---容積效率，0.98</p><p>　　---機械效率，0.9 </p><p>　　---額定扭矩(N.M)</p><p>　　

66、---實際扭矩 即油馬達啟動扭矩(N.M)</p><p><b>　　(2) 傳動比分配</b></p><p>　　根據啟動牽引力作為計算第一檔速度的依據(越野檔)。則其總傳動比為:</p><p><b>　　(3--6)</b></p><p>　　式中 ---機重(T);</p

67、><p>　　---油馬達啟動扭矩(N.M);</p><p>　　---輪胎半徑(m);</p><p>　　---軸與變速箱總效率。0.8.</p><p>　　第二檔速度(公路檔)取決于挖掘機的最大行駛速度合油馬達的最大轉速。其總傳動比為:</p><p><b>　　(3--7)</b><

68、;/p><p>　　式中 ---油馬達最大轉速(r/min);</p><p>　　---輪胎半徑(m);</p><p>　　---挖掘機最大行駛速度(Km/h).</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=10.175</b></p&g

69、t;<p>　　根據上面的總傳動比計算。變速箱合驅動橋的傳動比分配如下:</p><p>　　驅動橋:一般工程車輛中多采用驅動橋合輪邊減速器結合使用。所以驅動橋總減速比可取</p><p>　　的大一點.參考樣機選取本機的驅動橋傳動比為21.</p><p>　　變速箱: 第一檔 </p><p><b>

70、　　第二檔 </b></p><p>　　3.2實際速度及牽引力</p><p>　　越野檔速度: == 3.4 Km/h</p><p>　　牽引力為: == 66 KN</p><p>　　變速箱輸出軸扭矩: </p><p>　　公路檔

71、速度: == 31 Km/h</p><p>　　牽引力為: == 7.28 KN</p><p>　　3.3挖掘機行走裝置參數</p><p>　　行走裝置型式: 輪胎式;</p><p>　　挖掘機重量: 11噸;</p><p>　　

72、牽引力: 66 KN</p><p>　　輪胎規(guī)格: 9.00---20;</p><p>　　輪胎動力半徑: 0.491m;</p><p><b>　　油馬達主要參數:</b></p><p>　　排量: 0.115L/min

73、;</p><p>　　扭矩: 493.7 N.m</p><p>　　轉速: 1704 r/min;</p><p>　　流量: 200 L/min.</p><p>　　公路行駛時的主要參數:</p><p>　　速度:

74、 31 Km/h;</p><p>　　變速箱傳動比: 0.485</p><p>　　變速箱輸出軸扭矩: 212.9 N.m</p><p>　　變速箱及驅動橋效率: 0.85</p><p>　　越野檔行駛時的主要參數:</p><p>　　速度:

75、 3.4 Km/h;</p><p>　　變速箱傳動比: 4.5</p><p>　　變速箱輸出軸扭矩: 1975.5 N.m</p><p>　　變速箱及驅動橋效率: 0.85</p><p>　　3.4 變速箱設計</p><p>　　設計的變速箱要能保證一下要求:

76、</p><p>　　(1) 改變傳動比。擴大驅動輪的轉矩合轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件。如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下作業(yè)。</p><p>　　(2) 實現倒檔。在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使車輛能前進和倒退行駛;</p><p>　　(3) 實現空檔?？汕袛鄠鲃酉到y(tǒng)的動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、怠速。并可在發(fā)動機運轉的情況下，

77、車輛長時間停車，便于變速箱換檔和動力輸出。</p><p>　　本設計采用機械式換檔，即人力通過操縱機構撥動嚙合套進行換檔。變速箱有兩對嚙合齒輪，采用齒輪常嚙合，嚙合套換檔。因此兩對齒輪的中心距離要相等。</p><p>　　3.4.1低速檔齒輪設計</p><p>　　根據設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。因其傳動速度不高，故齒面嚙合選用7級精度（GB10095－8

78、8）。</p><p><b>　　1 材料選擇</b></p><p>　　由參考文獻[3]第189頁，表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質后表面淬火），硬度為50HRC，大齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS。</p><p><b>　　2 齒數確定</b></p><p>　

79、　選小齒輪齒數 =18.大齒輪齒數＝＝18×4.5＝81，</p><p><b>　　取＝81。</b></p><p>　　3 按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計公式進行計算，即</p><p><b>　　(3--8) </b></p><p>　

80、　式中 ----載荷系數；</p><p>　　----齒輪分度圓直徑；</p><p><b>　　----齒寬系數；</b></p><p>　　----齒輪傳動比；</p><p>　　----彈性影響系數；</p><p>　　----齒輪所傳遞的扭矩</p><p&

81、gt;　　----材料許用應力。</p><p>　　a 確定公式內的各計算數值</p><p>　　試選載荷系數=1.3</p><p>　　小齒輪所傳遞的扭矩 </p><p>　　由參考文獻[3]第201頁，表10－7 兩支撐相對小齒輪作不對稱布置，</p><p><b>　　故取 ＝1.0<

82、;/b></p><p>　　由參考文獻[3]第198頁，表10－6 彈性影響系數，</p><p>　　取 =189.8 MPa</p><p>　　由參考文獻[3]第207頁，表10－21d 調質處理合金鋼的</p><p>　　查得 小齒輪得接觸疲勞強度極限＝1200 MPa；</p><p>　　

83、大齒輪的接觸疲勞強度極限＝800 MPa</p><p><b>　　計算應力循環(huán)系數</b></p><p>　　=60×1704×8×200×6</p><p>　　＝9.82× h (3--9)</p><p>　　=60

84、××8×200×6</p><p>　　式中 ----轉速；</p><p>　　----同側齒廓嚙合次數；</p><p>　　----工作小時數。</p><p>　　由參考文獻[3]第203頁，圖10-19 灰鑄鐵接觸疲勞壽命系數。</p><p>　　查得 =0

85、.95; =0.97</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%。安全系數為S=1</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=0.95×1200=1140 MPa (3--10)</p><p&g

86、t;<b>　　=</b></p><p>　　=0.97×800=776 MPa</p><p><b>　　b 計算</b></p><p>　?、?計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的數值</p><p><b>　　=2.32×</b></p&g

87、t;<p>　　=80.469 mm</p><p><b>　?、?計算圓周速度 </b></p><p>　　==4.85 m/s (3--11)</p><p><b>　?、?計算齒寬</b></p><p>　　==80.469 mm

88、</p><p>　?、?計算齒寬與齒高之比 </p><p>　　模數: =/=4.47 mm</p><p>　　齒高: =2.25=2.25×4.47=10.06 mm</p><p>　　=80.469/10.06=8.0</p><p><b>　?、?計算載荷系數</b>

89、</p><p>　　根據=4.85 m/s。7級精度.查參考文獻[3]第192頁，圖10-8 動載系數值</p><p>　　得動載系數=1.14。 </p><p>　　由參考文獻[3]第190頁，表10-2 取使用系數=2.0，7級精度.</p><p>　　由參考文獻[3]第193頁，表10-3 </p><p&g

90、t;　　及 </p><p><b>　　(3--12)</b></p><p>　　=539.2 N.mm > 100 N.mm</p><p>　　查得 ==1.1</p><p>　　小齒輪相對支撐非對稱布置時:</p&g

91、t;<p>　　=1.12+0.18(1+0.62)2+0.23×10-3b (3--13)</p><p><b>　　10-2</b></p><p><b>　　=1.593</b></p><p>　　由=8.0。 =1.593得=1.46。故載荷系數</p><

92、p><b>　　(3--14)</b></p><p>　　=2×1.14×1.1×1.593</p><p><b>　　=3.995</b></p><p>　?、?按實際得載荷系數校正所算得的分度圓直徑。有</p><p>　　=.= 80.469×

93、;= 112.25 mm (3--15)</p><p><b>　　⑦ 計算模數</b></p><p>　　M=d/z = = 6.23 </p><p><b>　　(3--16)</b></p>

94、<p>　　4 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　彎曲強度的設計公式為:</p><p>　　m≥ (3--17)</p><p>　　式中 ----載荷系數</p><p><b>　　----齒寬系數；</b></p><p>

95、　　----齒輪齒數； </p><p><b>　　----齒形系數;</b></p><p>　　----應力校正系數;</p><p>　　----齒輪所傳遞的扭矩；</p><p>　　----彎曲疲勞強度極限。</p><p>　　a 確定公式內的各計算數值:</p>&l

96、t;p>　?、?由參考文獻[3]第204頁，圖10-20 齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　查得 小齒輪得彎曲疲勞強度極限=650 MPa;</p><p>　　大齒輪得彎曲疲勞強度極限=550 MPa.</p><p>　?、?由參考文獻[3]第202頁，圖10-18 彎曲疲勞壽命系數</p><p>　　查得 =0.8

97、5;=0.88.</p><p>　?、?計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞許用系數 S=1.4</p><p>　　得 == 0.85×650/1.4 = 394.6 Mpa </p><p>　　(3--18) </p><p>　

98、　==0.88×550/1.4 = 345.7 MPa</p><p><b>　?、?計算載荷系數</b></p><p>　　= 2×1.14×1.1×1.46 = 3.662 (3--19)</p><p>　?、?由參考文獻[3]第197頁，表10-5

99、齒形系數 及應力校正系數</p><p>　　查得 =2.91; =2.22</p><p>　　=1.54; =1.775</p><p>　?、?計算大小齒輪的并加以比較</p><p>　　==0.01136 (3--20)</p><p><b>

100、;　　==0.01141</b></p><p>　　兩者比較,大齒輪的數值大.</p><p><b>　　b 設計計算</b></p><p><b>　　=4.81 mm</b></p><p>　　對比計算結果。由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數m。由

101、于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力。僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關?？捎蓮澢趶姸扔嬎愕哪祄=4.81。取m=5。按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑計算。.</p><p>　　小齒輪的齒數 =/m</p><p><b>　　=22.45</b></p><p><b&

102、gt;　　圓整取22。</b></p><p>　　大齒輪齒數 =4.5×22.45=101.025</p><p><b>　　圓整取102</b></p><p>　　5 齒輪幾何尺寸計算</p><p><b>　?、?分度圓直徑</b></p>&l

103、t;p>　　=×m=110 mm</p><p>　　=×m=510 mm</p><p><b>　?、?計算中心距</b></p><p>　　=(+)/2=310 mm</p><p><b>　　③ 計算齒輪寬度</b></p><p>&l

104、t;b>　　==110 mm</b></p><p>　　取 =110 mm;=115 mm</p><p>　　3.4.2高速檔齒輪設計</p><p>　　根據設計方案,選用直齒圓柱齒輪傳動。因其傳動速度不高,故齒面嚙合選用7級精度（GB10095－88）。</p><p>　　由于高速擋齒輪設計原理和步驟和低速擋齒輪

105、一樣，因此低速擋齒輪設計同上步驟，經計算彎曲疲勞強度的模數m=2.517。取m=3。</p><p>　　按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑 </p><p>　　計算小齒輪的齒數 ==50</p><p>　　大齒輪齒數 =0.485×50=24</p><p>　　這樣設計出來的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度。又滿足了齒根彎

106、曲疲勞強度。并做到結構緊湊。避免浪費.</p><p><b>　　3.4.3齒輪變位</b></p><p>　　因為計算的上對齒輪已將兩軸的中心距確定。所以現在需要調整兩對齒輪的分度圓直徑。來滿足兩軸的中心距.</p><p>　　解決方法:先在傳動比不變的條件下改變齒數。使改變后的中心距與實際要求的相差較小。再通過齒輪的變位來達到滿足中心

107、距的要求.</p><p>　　重新確定小齒輪齒數為:</p><p><b>　　; </b></p><p><b>　　此時的中心距為</b></p><p><b>　　==309</b></p><p>　　采用角度變位齒輪傳動中的正傳

108、動。其中心距大于標準中心距。嚙合角大于分度圓壓力角。兩輪的齒全高比標準齒輪短.</p><p>　　正傳動的優(yōu)點是可以減少齒輪機構的尺寸。并且兩輪均采用正變位。能使齒輪機構的承載能力有較大提高.缺點使。由于嚙合角的增大和實際嚙合線減短。故使重合度減少較多.</p><p>　　a 變位齒輪傳動的設計</p><p><b>　　已知 、、m、、</

109、b></p><p><b>　　確定嚙合角</b></p><p>　　=arccos ()</p><p>　　= arccos ()</p><p><b>　　確定變位系數和</b></p><p>　　+= (+)(+)/(2)</p><

110、p><b>　　=0.4217</b></p><p><b>　　確定中心距變動系數</b></p><p><b>　　===0.33</b></p><p><b>　　確定齒頂高降低系數</b></p><p><b>　　=(+)

111、-</b></p><p>　　=0.4217-0.33=0.0917</p><p>　　分配變位系數(盡量平均分配)</p><p>　　=0.2117; =0.21</p><p><b>　　計算齒輪的幾何尺寸</b></p><p>　　齒頂高 =(+-)m</p

112、><p>　　=(1+0.2117-0.0917) ×3</p><p><b>　　=3.36</b></p><p><b>　　(+-)m</b></p><p>　　=(1+0.21-0.0917) ×3</p><p><b>　　=3.3

113、55</b></p><p>　　齒根高 =(+-)m</p><p>　　=(1+0.25-0.2117) ×3</p><p><b>　　=3.115</b></p><p><b>　　=(+-)m</b></p><p>　　=(1+0.25

114、-0.21) ×3</p><p><b>　　=3.12</b></p><p><b>　　節(jié)圓直徑 =</b></p><p>　　=418.668 mm</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=201.805 m

115、m</p><p>　　齒頂圓直徑 =+2</p><p><b>　　=423.72</b></p><p><b>　　=+2</b></p><p><b>　　=207.71</b></p><p>　　3.5 輪邊減速器</p>

116、<p>　　3.5.1傳動方案的選擇</p><p>　　由參考文獻[12]第123頁，初定輪邊減速傳動比為。方案采用常見得一級大減。太陽輪輸入行星架輸出。由此確定行星排參數.等于齒圈齒數與太陽輪齒數之比.下圖為其傳動簡圖3-1.</p><p>　　圖3-1 輪邊減速器傳動簡圖</p><p>　　1-半軸套管;2-半軸;3-太陽輪;4-行星齒輪;5

117、-行星齒輪軸;</p><p>　　6-齒圈;7-行星架.</p><p><b>　　3.5.2配齒選擇</b></p><p>　　a 各行星排齒圈齒數盡量接近，最好是取成相同。</p><p>　　b小齒輪的齒數不要取得過小，應考慮軸和軸承的布置和避免產生根切。</p><p>　　c行星輪

118、最小齒數不小于14～17，太陽輪的最小齒數應取得更多一些。</p><p>　　本設計取的太陽輪18個齒。行星輪30個齒。滿足要求.</p><p>　　3.5.3行星傳動系設計</p><p><b>　　主要參數確定.</b></p><p>　　首先找倒現有的同類機械。統(tǒng)一等級和機構類型相似的輪邊減速器作為參考.然

119、后根據情況的不同。適當的選擇參數.</p><p><b>　　a 齒輪模數</b></p><p>　　齒輪模數直接決定齒輪彎曲強度。從增加彎曲強度出發(fā)。應選大模數.但在中心距和速比一定的情況下若選用小模數。則可以增加齒數。使重疊系數增大。傳動的平穩(wěn)性和齒輪接觸強度有所改善.因此在滿足彎曲強度的前提下。應盡量采用小模數。</p><p>　　

120、一般可按下面的經驗公式來初選模數:</p><p><b>　　(3--21)</b></p><p>　　式中 ---太陽輪扭矩</p><p><b>　　---模數系數。</b></p><p><b>　　模數初取4 mm.</b></p><p&

121、gt;<b>　　經計算:</b></p><p>　　=96 mm。 </p><p><b>　　b 齒寬</b></p><p>　　在一定范圍內齒寬大齒的強度就高。但輪邊減速器受徑向尺寸和軸向尺寸的限制。又不能太大。試驗證明。齒寬過分增大時。由于沿齒寬方向負荷分布不均勻性增大。反而使齒輪承載能力隨之降低.&

122、lt;/p><p>　　查參考文獻[3]第201頁，表10-7 圓柱齒輪的齒寬系數</p><p>　　結合本機工作情況。取=0.5.</p><p>　　則: =0.5×18×4=36</p><p><b>　　4 其他部件設計</b></p>&

123、lt;p><b>　　4.1軸和軸承設計</b></p><p><b>　　初選軸徑</b></p><p>　　由參考文獻[3]第362頁，公式(15--2)可初步估算出軸得直徑</p><p>　　即 </p><p>　　式中 ---軸

124、所受得扭矩 KW;</p><p>　　---軸的轉速 r/min;</p><p>　　=(查參考文獻[3]第362頁，表15—3取126)</p><p><b>　　代入各數據得:</b></p><p>　　所以輸入軸得最小直徑取40毫米。兩端軸承選內徑為40毫米深溝球軸承.載荷大，尺寸受限制時。往往采用圓錐滾子