613型履帶式挖掘機底盤行走機構設計

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1、word 本科畢業(yè)論文〔設計〕 論文〔設計〕題目： 613型履帶式挖掘機底盤行走機構設計 學 院：機 械 工 程 學 院 專 業(yè)：機械設計制造與其自動化 班 級：機 自 105 學 號： xxxxxxx 學生：xxxxxxx 指導教師： xxxxx 2014年 5 月 23 xx大學本科畢業(yè)論文〔設計〕 誠信責任書 本人重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文〔設計〕，是在導師的指導下獨立進展研究所完成。畢業(yè)論

2、文〔設計〕中凡引用他人已經發(fā)表或未發(fā)表的成果、數據、觀點等，均已明確注明出處。 特此聲明。 論文〔設計〕作者簽名： xxx 日期：xxx 全套十二圖紙本人都有，如假如需要請加QQ734558496，價錢好商量，支付寶交易。 57 / 59 摘 要3 Abstract4 第一章 緒論5 1.1 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用5 1.2 液壓挖掘機的工作特點和根本類型5 1.2.1 底盤的分類與主要優(yōu)缺點5 1

3、.2.2 液壓挖掘機的根本類型與主要特點7 1.3 國外液壓挖掘機研究現(xiàn)狀與開展趨勢9 1.3.1 研究現(xiàn)狀9 1.3.2 開展趨勢9 1.4 課題設計的目的和意義9 1.5 本設計所要完成的主要任務10 第二章 總體方案設計10 2.1 履帶式液壓挖掘機的組成11 2.2 設計依據11 2.2.1 履帶式行走裝置的主要特點11 2.3 總體設計原如此11 2.4 動力裝置的比擬與選型12 2.5 行走方式的比擬與選擇13 第三章 主要參數確實定14 3.1 總體幾何尺寸的設計15 3.2 驅動輪主要參數確實定與強度校核18 3.3

4、 行走裝置的牽引力計算20 3.4 液壓馬達的選取和傳動比的計算23 第四章 緊裝置的設計25 4.1 緊裝置需要滿足的條件25 4.2 液壓挖掘機緊裝置的結構與工作原理25 25 第五章 減速器的方案設計28 5.1 減速器的功用與分類29 29 5.1.2 減速器的分類29 5.2 減速器方案的選擇與傳動方案確實定31 5.2.1 減速器方案的選擇31 5.2.2 行星減速器傳動方案的選定31 5.2.3 減速器傳動比的分配???32 5.3 行星減速器齒輪配齒與計算33 5.3.1 行星排齒輪的配齒33 35 35 36 37 5

5、.7 各行星齒輪幾何尺寸計算38 5.7.1 第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸38 5.7.2 第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸42 5.8 各行星齒輪強度校核44 44 5.8.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核46 5.8.3 齒輪材料選擇47 第六章 減速器結構的設計49 6.1 齒輪軸的設計計算49 6.2 傳遞連接49 6.3 軸承選用與校核與其他附件說明50 6.3.1 軸承選用與校核50 6.3.2 其他附件說明51 第七章 四輪一帶選型52 7.1 履帶的選取52 7.2 驅動輪設計53 7.3 導向輪的選型53 7.4 支重

6、輪選型54 55 第八章 設計工作總結56 參考文獻56 致 謝58 附 錄59 摘 要 隨著我國的經濟持續(xù)迅猛開展，城鎮(zhèn)化進程的加快，我國正迎來新的一次根底工程建設的高潮。這些根底工程的建設，勢必大量用到工程機械，而挖掘機在工程機械中又占有重要地位。所以，挖掘機在我國的經濟開展中占有重要地位，可以預見到，挖掘機的制造和改良研發(fā)將引來新的機遇，三一重工今年來優(yōu)秀的業(yè)績也從側面證明了。 本次設計的主要容為：613型履帶式挖掘機底盤行走機構設計；繪制裝配草圖和總裝配圖；動力源選擇與有關參數確實定；行走裝置牽引力的計算；傳動方式比擬與選擇、傳動方案確實定與傳動系統(tǒng)的技術設

7、計；行星減速器與零、部件的設計計算，主要零件強度校核；緊裝置、行走架和四輪一帶的選型設計；繪制零、部件圖和總裝配圖，編寫設計計算說明書。 本設計是先提出設計方案，再根據設計要求、經濟性、實用性、實際生產情況從中找出最適宜的方案。還需考慮每個零部件與整體部件的配合，從外觀到部全面考慮，以期設計出最適宜實際生產的挖掘機。 關鍵詞：工程機械 挖掘機 行走機構 減速器 Abstract With the continued rapid development of China's economy, accelerate the proces

8、s of urbanization, China is ushering in a new basis for the construction of a climax. The construction of these infrastructure projects, is bound to a large number of used construction machinery, engineering machinery and excavators and occupies an important position. So, excavators in China's econo

9、mic development occupies an important position, it is foreseeable that the excavator manufacturing and improvements will lead to new opportunities for research and development, Sany outstanding performance this year also proved from the side. The design for the main elements: 613 hydraulic excavato

10、r chassis overall programme design; drawing assembly and the assembly the draft map; power source selection and the determination of the relevant parameters; traction devices running the calculation; transmission pared with the choice of transmission programme Transmission System and the determinati

11、on of the technical design; planet reducer and zero, the design of ponents, the main strength checking parts; tensioning device, and four walk-around type design; drawing zero, ponents and the assembly plans Map, prepared by the Design of brochures. The design is first proposed design, according to

12、 the design requirements, economy, practicality, find out the actual production of the most appropriate solution. Need to consider with each ponent and integral part of the full consideration from the exterior to the interior, in order to design the most suitable for the actual production of excavat

13、ors. Keywords: Construction Machinery Excavator Travel agency Reducer 第一章 緒論 1.1 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用 液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的根底上開展起來的。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、露天采礦與現(xiàn)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

14、機械設備。 在建筑工程中，可用來挖掘基坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進展裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業(yè)。 在水利中，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。 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。 在石油、電力、通信業(yè)的根底建設與市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道溝等。 在露天采礦場上，可用來剝離表土、采掘礦石或煤，也可用來進展堆棄、裝載和鉆孔等作業(yè)。 在軍事工程中，可用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。 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

15、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)的開展，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 的液壓挖掘機挖掘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，大力開展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的開展具有重要意義。 1.2 液壓挖掘機的工作特點和根本類型 1.2.1 底盤的分類與主要優(yōu)缺點 履帶底盤有著橡膠和鋼類之分，當然在作業(yè)中的原理都是一樣的。設備在工作中動臂頂端加裝副臂，副臂與動臂成一定夾角。起升機構有主、副兩卷揚系統(tǒng)，主卷揚系統(tǒng)用于動臂吊重，副卷揚系統(tǒng)用于副臂吊重。 然后通過部配有低速大扭矩液壓馬達行走減速

16、機，具有高通過性能。根本機構是通過“凸〞字形行走架，結構強度高、剛性強，然后再采用折彎加工。使得支重輪、導向輪等關鍵配件采用深溝球軸承，一次性加黃油潤滑，從而可以免除使用中的維護和保養(yǎng)，加油軸端雙密封結構，還能夠防止泥水進入輪腔。 下面就讓我們來介紹下履帶底盤的結構特點吧。 一、橡膠履帶底盤的結構性能特點： 1、能夠支承主機重量，能夠實現(xiàn)前進、后退轉彎行走等功能。 2、橡膠履帶大都采用日本技術生產的建筑機械型，所能承載能力、牽引力大大大增強，具有噪音低，而且不傷與柏油路面，具有良好的行駛性能。 3、配有藏式低速大扭矩馬達行走減速機，具有高通過性能。 4、采用支重輪、導向輪采用深溝球

17、軸承，可以通過一次性加黃油潤滑，免去使用中還需要中途維護和保養(yǎng)加油的煩惱。 5、軸端雙密封結構，保證潤滑油密封不外漏，并能有效的防止泥水進入輪腔。 6、選材合理且通過合金鋼并經淬火處理后使得導向輪、驅動輪齒，耐磨性好，進而使得使用壽命變長。彈簧漲緊機構彩螺桿調節(jié)，可靠性高為多節(jié)組裝桁架結構，調整節(jié)數后可改變長度，其下端鉸裝于轉臺前部，頂端用變幅鋼絲繩滑輪組懸掛支承，可改變其傾角。 而對于回轉支承裝在底盤上，可將轉臺上的全部重量傳遞給底盤，其上裝有動力裝置、傳動系統(tǒng)、卷揚機、操縱機構、平衡重和機棚等。動力裝置通過回轉機構可使轉臺作360°回轉?；剞D支承由上、下滾盤和其間的滾動件組成，可將轉

18、臺上的全部重量傳遞給底盤，并保證轉臺的自由轉動。從而確保設備的正常運行和作業(yè)。 二、鋼制履帶底盤結構性能特點： 1. 支承主機重量，具有前進、后退轉彎行走之功能。 2.鋼制履帶采用日本技術生產的建筑機械型，承載能力、牽引力大，噪音低，不傷與柏油路面，具有良好的行駛性能。 3. 配有藏式低速大扭矩馬達行走減速機，具有高通過性能。 4. 形行走架，結構強度、剛度大，利用折彎加工。 5. 支重輪、導向輪采用深溝球軸承，一次性加黃油潤滑，免使用中維護和保養(yǎng)加油。 6. 軸端雙密封結構，保證潤滑油密封不外漏，并能防止泥水進入輪腔。 7. 支重輪，導向輪、驅動輪齒采用合金鋼并經淬火處理，耐

19、磨性好，使用壽命長。 1.2.2 液壓挖掘機的根本類型與主要特點 液壓挖掘機的種類繁多，可以從不同角度對其來寫進展劃分。 （1） 根據液壓挖掘機主要機構傳動來寫劃分 根據液壓挖掘機主要機構是否全部采用液壓傳動，分為全液壓傳動和非全液壓〔或稱半液壓〕傳動兩種。如圖1.1和圖1.2所示為某小型和中型液壓挖掘機。假如挖掘、回轉、行走等幾個主要機構的動作均為液壓傳動，如此稱為全液壓挖掘機。假如液壓挖掘機中的某一個機構采用機械傳動如此稱其為非液壓挖掘機。一般來說，這種區(qū)別主要表現(xiàn)在行走機構上，對液壓挖掘機來說，工作裝置與回轉機構必須是液壓傳動，只有行走機構有的為液壓傳動，有的為機械傳動。

20、 圖1.1 小型全液壓挖掘機圖1.2 中型全液壓挖掘機 〔2〕根據工作裝置劃分 根據工作裝置結構不同，可分為鉸鏈式和伸縮臂式挖掘機，鉸鏈式工作裝置應用較為普遍。 這種挖掘機的工作裝置靠各構件繞鉸點轉動來完成作業(yè)。伸縮臂式挖掘機的動臂由主臂與伸縮臂組成，伸縮臂可在主臂伸縮，還可以變幅。伸縮臂前端裝有鏟斗，適于進展平整和清理作業(yè)，尤其是休整溝坡。 〔3〕根據行走機構的類型劃分 根據行走機構的不同，液壓挖掘機可分為履帶式、輪胎式、汽車式、懸掛式和拖式。 履帶式液壓挖掘機應用最廣，在任何路面行走均有良好的通過性，對土壤有足夠的附著力，接地比壓小，作業(yè)時不需設支腿，適用圍較大。在土質松軟或沼澤

21、地帶作業(yè)的液壓挖掘機，還可以通過加寬和履帶來降低接地比壓。為防止對路面的碾壓破壞。有些液壓挖掘機還采用了橡膠履帶。通常，履帶行走的液壓挖掘機多為全液壓傳動。 輪胎式液壓挖掘機具有行走速度快，機動性好，可在多種路面上行走的特點。近年來，輪胎式挖掘機的生產量日益增長。。 圖1.3 輪胎式液壓挖掘機 這種挖掘機一般都是四支點，但也有三支點的，與后輪形成三點支承，這種形式不需要在前軸上采用平衡懸掛，簡化了前橋結構，減小了機械的轉彎半徑，提高了機動性。目前，輪胎式液壓挖掘機的行走局部多數采用機械傳動和單獨液壓馬達的集中傳動。 懸掛式液壓挖掘機是將工作裝置安裝在輪胎式或履帶式拖拉機上，可以達到

22、一機多用的目的，這種挖掘機拆裝方便，本錢低廉。 汽車式液壓挖掘機一般采用標準式的汽車底盤，速度快，機動性好。 拖式液壓挖掘機沒有傳動機構，行走時由拖拉機牽引。 1.3 國外液壓挖掘機研究現(xiàn)狀與開展趨勢 1.3.1 研究現(xiàn)狀 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)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)興旺國家的液壓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(xiàn)代，尤其是德國的挖掘機，技術都已

23、經很先進了。而今，挖掘機技術更是朝著智能、環(huán)保的方向開展，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開展，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)出遙控挖掘機，日本小松制作所以PC200- 2 型液壓挖掘機為根本機型進展遙控挖掘機研制。 國研究現(xiàn)狀： 國產挖掘機的功能比擬單一，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)格比擬齊全，從1.5t-30t根本形成系列，200t以上 根本空白，因此我國挖掘機還處于“

24、開展期〞。我國挖掘機企業(yè)在研發(fā)體系和試驗體系建設方面雛形難見，產品的開發(fā)根本上處于仿造階段，電控技術只有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)沒有能力涉與。目前我國挖掘機的質量問題主要表現(xiàn)在：結構件、電控、發(fā)動機、液壓件等核心部件，以與諸如軸銷、司機室、四輪一帶等其他部件。國挖掘機廠家諸如某某玉柴、柳工股份、三一重工、宣工、徐工、山河智能、龍工集團等，正在崛起的南特、華力、九五重工、華工、黑貓、振宇等。大學在1996 年初研制成了一種結構簡單、價格低廉的液壓挖掘機近距離無線遙控系統(tǒng), 中

25、南大學與山河智能合作也在無線遙控、GPS/GPRS、無線網絡遠程監(jiān)控等方面進展了研究, 市場需求： 目前來說，挖掘機需求主要來自于大型礦山、根底設施、房地產和市政施工等下游行業(yè)。隨著我國城市化率的提高，以與農業(yè)、交通、能源等都對挖掘機需求起到積極的拉動作用。尤其是這幾年，金融危機的爆發(fā)，使得各國的經濟都是以拉動需主體，大搞根底建設，我國中西部地區(qū)和東北地區(qū)隨著經濟建設的加快和施工項目的增多，挖掘機市場需求空間很大； 1.3.2 開展趨勢 工業(yè)興旺國家的液壓挖掘機生成較早，產品線齊全，技術成熟。美國德國和日本是液壓挖掘機的主要生產國，具有較高的市場占有率。從20世紀后期開始，國際上液壓

26、挖掘機的生產從產品規(guī)格上看，在穩(wěn)定和完善主力機型的根底上向大型化、微型化方向開展；從功能上看，在滿足根本功能的根底上，向多功能化、專用化方向開展；從產品性能上看，向高效節(jié)能化、自動化、信息化、智能化的方向開展。 1.4 課題設計的目的和意義 挖掘機歷來為世界各國工程機械行業(yè)永恒不變的焦點，但由于其復雜的制造技術、部結構以與投入產出比高的特點，長期以來挖掘機所配套的關鍵液壓零 部件技術被歐美日韓所掌控，我國在挖掘機產品上的技術與世界先進水平存在較 大差距。然而，近年來國產挖掘機品牌的市場占有率正在逐步攀升，一批具有較 強自主創(chuàng)新能力的挖掘機生產商在不斷壯大。從國際市場看，我國已經成

27、為世界 最大的挖掘機生產國和消費國之一。但是國將近80%的市場份額被國外品牌占 領。 而今，我國的挖掘機市場正在蓬勃開展，但是我們不具備核心技術和自主知 識產權，在發(fā)動機、液壓件、控制元件上等關鍵配套方面還完全受制于人， 因此，提高核心部件的國產化率、健全的配套體系就不可或缺了。 1.5 本設計所要完成的主要任務 1．613型履帶式挖掘機行走機構總體機構方案設計，繪制裝配草圖和總裝配圖； 2．動力源選擇與有關參數確實定； 3．牽引力的計算； 4．傳動方式選擇、傳動方案確實定與傳動系統(tǒng)的技術設計； 5．行星式減速器、行走架與四輪一帶的選型設計； 6

28、．零部件的設計計算，主要零件強度、剛度校核； 7.繪制零部件圖和總裝配圖，編寫設計計算說明書。 第二章 總體方案設計 2.1 履帶式液壓挖掘機的組成 液壓挖掘機主要由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、工作裝置、行走裝置和電氣控制等局部組成。液壓系統(tǒng)由液壓泵、控制閥、液壓缸、液壓馬達、管路、油箱等組成。電氣控制系統(tǒng)包括監(jiān)控盤、發(fā)動機控制系統(tǒng)、泵控制系統(tǒng)、各類傳感器、電磁閥等。 2.2 設計依據 2.2.1 履帶式行走裝置的主要特點 ① 牽引力大〔通常每條履帶的牽引力達

29、機重的3540%〕，接地比小(一般為4-15),轉彎半徑小，機動靈活； ② 采用液壓傳動，能實現(xiàn)無極調速； ③ 每條履帶各自有驅動的液壓馬達與減速裝置 2.2.2 設計參數 ①T ② ③-5.3KM/h ④ 發(fā)動機功率 86KW ⑤ 爬坡能力不低于 65% 2.3 總體設計原如此 進展液壓挖掘機的底盤總體設計時應該遵循以下原如此： ① 滿足使用要求、滿足經濟性的要求、滿足勞動保護的要求、滿足工藝性要求、滿足機器的結構性能要求、

30、某些零件、部件滿足耐磨性要求; ② 在不增高行走裝置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，力求增強機器對各種運行條件和作業(yè)要求的適應性； ③ 要降低挖掘機的接地比壓或具有較大的支承面積，以提高挖掘機的穩(wěn)定性。挖掘機在斜坡下行時不發(fā)生超速溜坡現(xiàn)象，挖掘時不發(fā)生下滑，提高工作時的安全可靠性； ④ 挖掘機的行走裝置外型尺寸應符合道路運輸要求，外形美觀； ⑤ 各個部件或總成的性能應相互協(xié)調、匹配，力求整體性能的一致和最優(yōu)化，不可盲目追求某個局部的最優(yōu)性能，否如此，可能造成整體性能惡化，或產生薄弱壞節(jié)； ⑥ 正確地處理繼承與創(chuàng)新的辯證關系，采

31、用成熟技術，通過深入的理論分析，進展必要的科學實驗，勇于創(chuàng)新。 2.4 動力裝置的比擬與選型 履帶式挖掘機常用的動力源主要有三種：電動機、柴油機以與蒸汽機。每種動力源都具有其特點； 〔1〕 交流與直流電機 電動機〔Motors〕是把電能轉換成機械能的設備，按使用電源不同分為直流電動機和交流電動機。他們也有各自的優(yōu)缺點，各種電動機中應用最廣的是交流異步電動機〔又稱感應電動機〕。它使用方便、運行可靠、價格低廉、結構結實，但功率因數較低，調速也較困難。大容量低轉速的動力機常用同步電動機。同步電動機不但功率因數高，而且轉速與負載大小無關，只決定于電網頻率，工作較穩(wěn)定。但它有換向器，結

32、構復雜，價格昂貴，維護困難，不適于惡劣環(huán)境。 和交流電動機相比，直流電機的優(yōu)點是調速性能好，調速圍廣，易于平滑調節(jié)，起動自動轉矩大；易于快速起動、停車；易于控制。其缺點是：與異步電動機比擬，直流電動機結構復雜，使用維護部方便，而且要用直流電源。 〔2〕 柴油機 柴油機是用柴油作燃料的燃機，屬于壓縮點火式發(fā)動機。柴油機具有熱效率高的顯著優(yōu)點，經濟性優(yōu)于汽油機，功率大，符合工程機械向大型化開展的趨勢。其應用圍越來越廣。柴油機具有較好的燃油經濟性，使用本錢低，在一樣的續(xù)駛里程，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到1 5～23，而汽油機一般控制在8～10；柴油機熱效率高達38％，而汽油

33、機為30％；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。 隨著強化程度的提高，柴油機單位功率的重量也顯著降低。為了節(jié)能，各國都在注重改善燃燒過程，研究燃用低質燃油和非石油制品燃料。此外，降低摩擦損失、廣泛采用廢氣渦輪增壓并提高增壓度、進一步輕量化、高速化、低油耗、低噪聲和低污染，都是柴油機的重要開展方向。 〔3〕蒸汽機 蒸汽機是將蒸汽的能量轉換為機械功的往復式動力機械。蒸汽機有很大的歷史作用，它曾推動了機械工業(yè)甚至社會的開展。隨著它的開展而建立的熱力學和機構學為汽輪機和燃機的開展奠定了根底。但是蒸汽機離不開鍋爐，整個裝置既笨重又龐大；新蒸汽的壓力和溫度不能過高，排氣壓力不能過低，熱效率難以提高；它

34、是一種往復式機器，慣性力限制了轉速的提高；工作過程是不連續(xù)的，蒸汽的流量受到限制，也就限制了功率的提高。逐漸為其他動力裝置所代替。 綜上所述，液壓挖掘機常作業(yè)于野外，需要經常行走移動。由于柴油機作為動力裝置不受電源、電纜的限制，使得液壓挖掘機移動、行駛方便，故本設計采用了柴油機作為動力源。 2.5 行走方式的比擬與選擇 挖掘機根據不同的行走系可分為輪胎式、履帶式等。相對履帶式而言，輪胎式行走裝置在挖掘機中用得不多，但已成為工程機械的開展趨勢之一。主要優(yōu)點是：具有運行速度高，運行性能好，機動性能好，利于減輕機器重量，工作點轉移方便、迅速、作業(yè)輔助工作時間段、生產效率高與本身效率高等優(yōu)點。但

35、輪胎式挖掘機對路面要求高，由于履帶式挖掘機的附著力大，能達到輪胎式的1.5倍，通過性好，接地比壓小，適宜在松軟地段和濕地作業(yè)，抗磨損性能好，可在碎石地段、地形起伏較大的惡劣條件下作業(yè)，爬地能力強，宜在山區(qū)作業(yè)。履帶式行走系比之輪胎式有以下特點： 〔1〕履帶式挖掘機的驅動輪只卷繞履帶而不在地面滾動，機器全重經支重輪壓在多片履帶板上，全部重量都是附著重量〔這相當于全輪驅動的輪式機器〕，加上履帶支承面上同時抓地的履齒較輪式機器同時抓地的胎面花紋多得多，所以履帶式機器的牽引附著性能要好得多。 MPa〕，所以在松軟土壤上的下陷深度小，因而滾動阻力小，有利于發(fā)揮較大的牽引力。 〔3〕履帶銷子，銷套等

36、運動副使用中要磨損，要有緊裝置調節(jié)履帶緊度，它兼起一定的緩沖作用。導向輪既是緊裝置的一個組成局部，也是引導履帶正確卷繞。但不能偏轉，不能引導機器轉向。 〔4〕履帶式行走系重量大，運動慣性大，緩沖減振作用小。結構中最好有某些彈性元件。 〔5〕履帶式行走系結構復雜，金屬消耗多，磨損嚴重，維修量大，運行速度受限制。 履帶式行走裝置是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。履帶行走裝置的主要優(yōu)點是：具有較大的牽引力和較低的接地比壓〔40150KPa〕；穩(wěn)定性好；具有良好的越野性和爬坡能力〔坡度達50%6km/h的圍?，F(xiàn)代中小型液壓挖掘機多采用雙速行走馬達，行走速度可在0km/h和0km/h之間切換。目前，

37、液壓挖掘機的履帶行走裝置，除特殊用途外，均由專用底盤向通用底盤開展，不同廠家的底盤結構形式有趨同化的趨勢。 綜上比擬，考慮到挖掘機一般在野外作業(yè)，工作載荷變化大，作業(yè)環(huán)境惡劣，技術保養(yǎng)條件差；而履帶式行走裝置又是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。因此本設計采用了履帶式行走裝置。 經過上述總體方案的選型設計，最終確定行走裝置的動力路線為： 柴油機—液壓泵—控制閥—液壓馬達—制動器—減速器—驅動輪—履帶 第三章 主要參數確實定 3.1 總體幾何尺寸的設計 在本次設計中按照標注選定法、理論分析計算法等方法得出的參數值不可能都是完

38、全切合的。通常在設計開始時一些參數還不能利用以上方法完全確定，因此在本設計中有的參數采用了經驗公式法進展計算。 〔1〕履帶帶長 ： = (13.2) 〔3.1〕 3261mm 式中： 1.5〕，本設計取=1.38； G為整機重量，本設計G =13.2噸〔本設計除特殊說明外，G含義一樣〕。 考慮到整體布局，類比同型產品可在此根底上增大10%；故可取為3587mm。 〔2〕驅動輪與導向輪軸向中心距： = 〔3.2〕 (13.2) 2600mm 式中：1.2)。 考慮到整體布局，類比同型

39、產品可在此根底上增大10%；故可取為2860mm。 〔3〕軌距B B=(13.2) 1890mm 式中：0.85)。 考慮到整體布局，類比同型產品可在此根底上增大10%；故B 可取為2080mm。 〔4〕履帶高度H H= 〔3.4〕 (13.2) 757mm 式中:0.35)。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大17%左右，計算得H=890mm。 〔5〕履帶板寬b 由經驗數據得：b的值可在600800mm間取值,根據《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶GB10677—89》規(guī)格系列查取b=600m

40、m。 〔6〕底盤總寬C C=B+b 〔3.5〕 =2080+600 =2680mm 〔7〕履帶接地長度 = D 〔3.6〕 = + 0.35(- ) 〔3261-2600〕 2831mm 式中： D為驅動輪直徑，約為-。 〔8〕后端支重輪到驅動輪間距 =〕171 428mm 式中：2

41、.6)； =〔1517.5〕 為履帶節(jié)距，根據《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶GB10677—89》規(guī)格系列查取=171mm。 〔9〕前端支重輪到導向輪間距 = 〔3.8〕 171 410mm 式中：3)。 (10) 兩端支重輪間距 = -- 〔3.9〕 =2860-410-428 =2022mm 〔11〕轉臺離地高 =

42、 (3.10) (13.2) mm 式中：0.42)。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大3%左右，計算得=974mm。 (12) 相鄰兩支重輪間距 =(12) (3.11) 325mm 現(xiàn)將挖掘機機體主要尺寸列于表3-1。 表3-1挖掘機機體主要尺寸 項目 履帶長度 軌距B 輪距 履帶總高H 轉臺底部離地高 懸架底離地高 履帶板寬b 參數〔mm〕 3587 2080 2600 890 974 495 600 3.2 驅動輪主要參數確實

43、定與強度校核 驅動輪是將傳動系統(tǒng)的動力傳至履帶，以產生使車輛運動的驅動力。因此，要求驅動輪與履帶的嚙合性能要良好，即在各種不同行駛條件和履帶不同磨損程度下嚙合應平穩(wěn)，進入和退出嚙合要順利，不發(fā)生沖擊、干預和脫落履帶的現(xiàn)象，其次要耐磨且便于更換磨損元件。 〔1〕主要參數確實定 1． 節(jié)距，驅動輪節(jié)距應與履帶節(jié)距相等，mm。 2、齒數，增加驅動輪齒數，能使履帶速度均勻性改善，摩擦損失減少，但會導致驅動輪直徑增大，引起機重和整機高度的增加。驅動輪齒數一般為奇數，使得嚙合過程中每個齒都能和節(jié)銷嚙合。其齒數通常取，本設計中取。 3、驅動輪直徑確實定 驅動輪的節(jié)圓半徑按下式計算

44、： (3.12) = 31mm 驅動輪的齒頂圓半徑按下式計算： 〔3.13〕 式中：為驅動鏈輪的名義齒數，為實際齒數的半，如此=。 2． 齒根圓半徑的計算公式如下： 〔3.14〕 式中：為履帶節(jié)銷半徑，根據《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶GB10677—89》規(guī)格系列查取mm。 3、 齒根圓弧偏心距： =0.07〔2〕 (3.15) 〔171226

45、.9〕 mm 關于驅動輪的細部結構件詳見零件圖。 〔2〕強度的校核 按機械零部件的計算方法驗算輪齒的齒面接觸強度。驅動輪輪齒齒面擠壓應力應滿足： (3.16) 式中：—驅動輪齒寬度，； —履帶銷套外徑，查對應履帶型號得； —許用用擠壓應力；。 條件滿足，符合強度要求。 3.3 行走裝置的牽引力計算 牽引力計算是液壓挖掘機行走裝置設計計算的主要容之一。由于液壓挖掘機的發(fā)動機和油泵的主要參數與其它一些總體參數主要根據挖掘工況確定，因此，對行走裝置來說實際上是在已定的功率條件下驗算挖掘機的行走速度、爬坡能力和轉彎

46、能力。 牽引力計算原如此是行走裝置的牽引力應該大于總阻力，而牽引力又不應超過機械與地面的附著力。 履帶式挖掘機的行走裝置運行時所發(fā)出的牽引力必需能克制如下阻力： 履帶的阻力；土壤變形等的運行阻力；坡度阻力和轉彎阻力等。 牽引平衡方程為： = 〔3.17〕 式中：為驅動輪的扭矩； 為驅動輪節(jié)圓半徑； 為履帶牽引力： 為運行時各阻力之和。 本設計采用在目前大多數履帶式液壓挖掘機的行走牽引力的經驗公式計算： 〔3.18〕 下面分別對各阻力作計算。 〔1〕土壤的變形阻力 土壤對履帶行走裝置在運行時的阻力是由

47、于履帶使土壤擠壓變形而引起的。土壤形阻力計算如下： = 〔3.19〕 =1.320 噸 式中：為土壤的變形阻力； 為運行比阻力，考慮到挖掘機工作環(huán)境較為惡劣，所以取地面種類為深砂類。0.15。 〔2〕坡度阻力 坡度阻力是由于機器在斜坡上因自重的分力所引起的。設坡角度為，如此坡度阻力為： 〔3.20〕 sin34° 噸 式中：為坡度阻力； 為坡度角度，取為34°。 〔3〕轉彎阻力 履帶式運行裝置在轉彎

48、時所受到的阻力較為復雜，其中包括履帶與地面的摩擦阻力，履帶板側面剪切土壤的阻力以與履帶板突肋擠壓土壤的阻力等等。這些阻力要全部進展詳細計算是比擬困難的，但因第一項阻力最大，也是最主要的，所以重點研究履帶板在轉彎時與地面的摩擦力矩。 對于挖掘機來說，由于轉彎時機器空載，而且工作裝置是懸起的。因此履帶上的比壓根本上可以看作是均勻分布的。計算如下： 〔3.21〕 =2.376 噸 式中：為轉彎阻力； 為履帶與地面摩擦系數，取值為。 〔4〕履帶運行的阻力 履帶運行時由于履帶銷軸間的摩擦以與支重輪、導向

49、輪和驅動輪等滾動阻力和軸頸摩擦阻力形成履帶運行的阻力。粗算如下： 〔3.22〕 =0.792 噸 式中：為履帶運行的阻力。 〔5〕不穩(wěn)定運行時的慣性阻力 〔3.23〕 =0.132噸 忽略風載阻力，如此轉彎行走阻力為： 〔3.24〕 +++0.132 噸 坡道運行阻力為： 〔3.25〕 因為>，如此取總阻力為9.636噸。 〔6〕牽

50、引力的校核 牽引力噸，因為，所以牽引力滿足要求，如此牽引力為：11.220噸。每條履帶的牽引力：噸。 附著力： 〔3.26〕 COS20° 式中：為履帶和地面間的附著系數，取為0.95； 為坡度角。 所以，由此得，，滿足牽引力計算原如此，符合設計要求。 液壓馬達的選取和傳動比的計算 綜合考慮液壓系統(tǒng)的壓強為30MPa，參考各廠家生產的液壓馬達的型號。選取神鋼LM8V170型液壓馬達，現(xiàn)將各參數列于表3-2。 表3-2液壓馬達 參數 數值〔單位〕 排量 工作壓力 32MPa 轉速 最大流量 250 由公

51、式〔3.27〕計算總傳動比i。 〔3.27〕 式中：為驅動輪輸出扭矩； P為液壓系統(tǒng)壓強； 為液壓馬達排量； 為傳動效率分別取0.9、0.95。 第四章 緊裝置的設計 緊裝置需要滿足的條件 履帶式液壓挖掘機經常在環(huán)境條件惡劣的場地工作 ,因此要求履帶緊裝置具有如下性能 :履帶受外力或牽引力作用時預緊力能實現(xiàn)平衡調節(jié) ,使前進時不因稍受外力即松弛 ;使倒退時能產生足夠的牽引力 ,從而保持履帶銷和驅動輪齒的正常嚙合。履帶裝置使用一段時間后 ,由于軌鏈銷軸套的磨損 ,造成節(jié)距增大 ,使整

52、個履帶下重 ,導致磨損履帶架、脫軌和掉鏈等 ,嚴重影響行走性能和使用壽命 ,因此應能進展調整 ,使履帶保持一定的緊度。 液壓挖掘機緊裝置的結構與工作原理 　如圖 4-1 所示 ,為 WY20 液壓挖掘機的緊裝置結構圖。它由導向輪通過緩沖彈簧和緊黃油缸固定在履帶架上。其工作原理為 :用黃油槍將黃油經黃油嘴注入黃油缸 3 ,活塞外伸推動緊彈簧 2 ,使導向輪 1 左移來緊履帶。預緊彈簧 2 具有適當的行程 ,在緊力過大時彈簧被壓縮起緩沖作用 ;過大的緊力消失后 ,被壓縮的彈簧將導向輪推回原位。這樣可以保證沿履帶架滑動以改變輪距 ,保證履帶的拆裝 ,減小行走過程的沖擊 ,防止軌鏈脫軌。

53、 圖4-1 履帶緊裝置的設計最主要的是針對緩沖彈簧的設計 ,在滑塊式緊結構中 ,導向輪上的力直接傳給緩沖彈簧。因此 ,緩沖彈簧在設計中需考慮預緊力 ,該預緊力能保證緩沖彈簧不會在受到外來微小沖擊時就產生附加變形而引起履帶經常振跳。同時 ,又保證引導輪在各種正常工作情況下 (如倒退、轉向、下坡停車等) 不會向后移動 ,以防止脫軌 ,但預緊力過大時 ,行走裝置局部零件受力大 ,增大磨損 ,降低行走效率 ,一般設計時初定預緊力 P1 =1.2F ,最大緊力為 P2 = 2P1。根據 WY20 整機與行走機構的要求 ,設計時給定的初始條件如表 1 ,緩沖彈

54、簧的結構尺寸計算見表 4-1。 表4-1緩沖彈簧結構尺寸計算 根據圖4-2所計算的結果 ,可以繪出緩沖彈簧如圖 4-2的工作圖。 圖4-2緩沖彈簧的工作圖 第五章 減速器的方案設計 613型液壓挖掘機減速機構的設計是本次設計的一個重要環(huán)節(jié)。減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，減速器是一種相對精細的機械，使用它的目的是降低轉速。 5.1 減速器的功用與分類 減速器的作用有以下幾點： ① 增扭減速，降

55、低發(fā)動機轉速，增大扭矩； ② 變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化圍大，而燃機轉速和扭矩的變化圍不大，即使用液力機械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通過變換變速箱排檔以改變傳動系的傳動比，改變工程機械的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化； ③ 實現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動機啟動和發(fā)動機在不熄火的情況下停車。 5.1.2 減速器的分類 減速器的分類按其傳動結構特點可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、蝸桿減速器、行星齒輪減速器四大類。下面對以上四種減速器的特點與用途作簡要說明： ① 圓柱齒輪減速器：當傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器，大于8時，最好選用兩級〔i=8~

56、40〕和兩級以上〔i>40〕的減速器。兩級和兩級以上的圓柱齒輪減速器的傳動布置型式有展開式、分流式和同軸式等到數種。它是 所有減速器中應用最廣的，它傳遞功率的圍可從很小至40000KW，圓周速度也可以從很低至60~70m/s，有的甚至于高達140m/s。其結構。 ② 圓錐齒輪減速器：它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，且由于圓錐齒輪的精加工比擬困難，允許的圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器那么廣。其實物如圖5.2示。 ③ 蝸桿減速器：主要用于傳動比擬大〔i>10〕的場合。當傳動比擬大時，其傳動結 構緊湊，輪廓尺

57、寸小。由于蝸桿傳動效率較低，所以蝸桿減速器不宜在長期連續(xù)使用的動力傳遞中應用，其結構主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同的形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為防止攪油太甚， 發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。其實物如圖5.3示。 ④ 行星減速器：行星減速器的最大特點是傳動效率高，傳動比圍廣，其 傳動效率可從10w到50000kw，體積和重量比普通齒輪減速器、蝸桿減速器小得多其結構如圖5.4示。

58、 圖5.4 行星減速器 5.2 減速器方案的選擇與傳動方案確實定 5.2.1 減速器方案的選擇 行星齒輪減速器與普通齒輪減速器相比，前者具有許多突出的優(yōu)點，已成為世界各國機械傳動開展的重點。行星齒輪減速器的主要特點如下： ① 體積小、重量輕、結構緊湊、傳遞功率大、承載能力高； ② 傳動效率高，工作可靠。行星齒輪傳動由于采用了對稱的分流傳動結構，使作用中心輪和行星架等主要軸承上的作用力互相平衡，有利于提高傳動效率； ③傳動比大。適當選擇傳動類型和齒輪數，便可利用少數幾個齒輪而獲得很大的傳動比； ④運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力強。由于采用了數個結構一樣的行星齒輪，均勻

59、地分布于中心輪的周圍，從而可以使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡； 因此，綜合考慮四種減速器的各特點和適用圍，本次設計選用減速器為行星齒輪減速器。 5.2.2 行星減速器傳動方案的選定 行星減速器的傳動形式有很多種，以下對最為典型的三種傳動形式作簡要說明： ① 高速馬達和定軸行星混合式行走減速機構 此種傳動系統(tǒng)一般采用定量的柱塞式、葉片式或齒輪式高速液壓馬達，行走液壓系統(tǒng)壓力一般采用中壓，而馬達的轉速較高，最高時可以達到3000r/min。所以要求齒輪減速機構的傳動比也比擬大。這種傳動方式的部件通用化程度比擬高，便于安裝、使用和維修，但是軸向和徑向尺寸均較大，對中小型液壓挖掘機的最小

60、軸距和最小離地間隙都有一定的限制。 ② 低速大轉矩馬達和一級定軸齒輪減速機構 一級定軸齒輪減速器安裝在履帶架上，大齒輪和驅動輪裝在同一軸上，小齒輪和行走馬達裝在同一軸上。這種方案的缺點是馬達的徑向尺寸大，低速大轉矩馬達的本錢較高，使用壽命也低于高速馬達，在中小型液壓挖掘機上的使用也愛到了限制。 ③ 斜盤式軸向柱塞馬達和雙行星排減速機構 此機構析液壓系統(tǒng)壓力可以高達300MPa以上，馬達轉速一般在2200 r/min以，雙行星排具有較大的傳動比，省去了定軸齒輪傳動，結構緊湊，適合于專業(yè)化批量生產。其中共齒圈式雙行星排的結構有以下幾種，如圖5.5。 比擬上述三種典型方案：a圖為齒圈輸出

61、帶動驅動輪，輸出穩(wěn)定，結構比擬緊湊，布局合理，同時也能獲得較大的圖為行星架輸出，傳動比、效率也較高；b圖齒圈固定，這種結構設計較為復雜。因此本設計選擇a圖結構為減速器的傳動方案。 〔a〕軸固定行星減速器 〔b〕齒圈固定行星減速器 圖5.5 行星減速器 減速器傳動比的分配???由于單級齒輪減速器的傳動比最大不超過10，當總傳動比要求超過此值時，應采用二級或多級減速器。此時就應考慮各級傳動比的合理分配問題，否如此將影響到減速器外形尺寸的大小、承載能力能否充分發(fā)揮等。根據使用要求的不同，可按如下原如此分配傳動比： (1)使各級傳動的承載能力接近于相等；

62、 (2)使減速器的外廓尺寸和質量最??； (3)使傳動具有最小的轉動慣量； (4)使各級傳動齒輪的浸油深度大致相等。 5.2.4 傳動比公式推導 對于a圖的傳動公式推導如下：運動學方程為： 〔5.1〕 〔5.2〕 式中：為對應的太陽輪轉速； 為對應的齒輪圈轉速； 為對應的行星架轉速。 為特性參數，為對應的齒圈與太陽輪齒數之比〔下同〕 連接方程為： 0 將連接方程代入運動方程，解得傳動比i為： 〔5.3〕 其中負號

63、表示，太陽輪輸入與齒圈的輸出轉向方向相反。 5.3 行星減速器齒輪配齒與計算 5.3.1 行星排齒輪的配齒 行星排的正確嚙合和傳動，應滿足四個配齒條件，即是傳動比條件、同心條件、裝配條件以與相鄰條件。由第四章傳動比計算，已經知道總傳動比為i=41.19。 傳動比分配公式為： 〔5.4〕 計算得到傳動比一二級分配方案為=6.75， 取第一排太陽輪的齒數=15， 齒圈計算公式為： (5.5) 式中：為第一排太陽輪齒數， 為第一排齒圈齒數

64、 計算得：為86 因為-為奇數，所以齒數修正量=0.5。 所以行星輪的齒數=+=36 〔5.6〕 因為第一排和第二排的齒圈數目都應為一樣，所以第二排齒圈數目=86，第二排太陽輪齒數由公式： ==16.86 〔5.7〕 17 因為=69，為奇數。所以齒數修正量=0.5。由公式〔5.6〕可以計算出第二排行星輪的齒數=34。綜合考慮取行星輪數目為3。 本設計配齒結果如表5.1所示： 表5.1 雙行星排各齒輪齒數 排數 太陽輪

65、A齒數 行星輪C齒數 齒圈B數目 行星輪數目 第一排 15 36 86 3 第二排 17 34 86 3 選取中心輪A和行星輪C均采用20CrMnTi，滲碳淬火處理，齒面硬度為5862HRC，查參考文獻4圖6—12和圖6-27，得=1,400和=340，中心輪A和行星輪C的加工精度為6級。齒輪采用42CrMo，調質硬度217259HB，查參考文獻4圖6—11和圖6—26得=780和=260，齒圈B的加工精度為7級。 由公式： m= (5.8) 式中：m為齒輪的模數；

66、Φd為齒寬系數，由參考文獻4表6-6查取0.6； 為算式系數，由于是直齒傳動取12.1； 為綜合系數，由參考文獻4表6-15取值為1.8； 為使用系數，由參考文獻4表6-7取值為1.5； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數，由參考文獻4表7-12取值為1.3； 為小齒輪形變系數圖6-22取值為2.67； 由公式〔5.8〕計算得第一排行星齒輪的模數=5，第二排行星齒輪的模數=10。 第Ⅰ行星排的中心距。 太陽輪和行星輪： = 〔5.9〕 59〔15+36〕 行星輪 和齒輪： = 〔5.10〕 5〔86-36〕 =125mm 因為，所以，此行星排需要角度變位。 以為標準中心距 中心距變動系數為 y= 〔5.11〕 = 一對變位齒輪作無側隙嚙合時，其嚙合角為