180型液壓挖掘機行走機構減速器設計-行走裝置設計

喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內，有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763 湖南農業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生畢業(yè)論文180型液壓挖掘機行走機構減速器設計The Design on the Overall Walking Device and Reducer of the 180 Hydraulic Excavator學生姓名： 學 號：年級專業(yè)及班級：指導老師及職稱：學 部：湖南長沙提交日期：2012年5月目 錄摘要1關鍵詞11 前言 2第一章 緒論21.1 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用21.2 液壓挖掘機的工作特點和基本類型31.2.1 液壓挖掘機的主要優(yōu)缺點31.4 課題設計的目的和意義41.5 本設計所要完成的主要任務4第二章 減速器的方案設計52.1 減速器的功用及分類52.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定 62.2.1 減速器方案的選擇72.2.2 行星減速器傳動方案的選定82.2.3 減速器傳動比的分配82.2.4 傳動比公式推導82.3 行星減速器齒輪配齒與計算92.3.1 行星排齒輪的配齒92.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定102.4 嚙合參數(shù)計算112.5 變位系數(shù)選取122.6 各行星齒輪幾何尺寸計算132.6.1 第排行星齒輪的幾何尺寸132.6.2 第排行星輪的幾何尺寸162.7 各行星齒輪強度校核192.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核192.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核212.7.3 內齒輪材料選擇22第三章 減速器結構的設計233.1 齒輪軸的設計計算233.2 傳遞連接243.3 軸承選用與校核與其他附件說明243.3.1 軸承選用與校核243.3.2 其他附件說明26第四章 設計工作總結26參考文獻27致 謝27附 錄2832180型液壓挖掘機行走機構減速器設計學 生： 周 江指導老師： 魏剛(湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128) 摘 要：本次設計的主要內容為：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，編寫設計計算說明書。 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(xiàn)性、綜合性能等進行方案比較，選擇方案。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可行；制圖正確、標注齊全符合國家標準。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最優(yōu)化性。 關鍵詞：液壓挖掘機；行星減速器；強度校核AbstractAuthor:Zhou JiangTutor:Wei Gang(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:The design of the main features are: design in a variety of programmes, from the reliability, can be realized, such as comprehensive performance programme, the options. Technical design should be considered in the overall allocation of reasonable safety; selection, processing methods and technical conditions feasible; correct mapping, tagging complete with national standards.full attention to the relationship between the various subsystems, to the consistency and performance optimization of. KeyWords: Planetary reducer,Tensioning device.前言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、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(xiàn)各種運動；回轉機構是實現(xiàn)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底盤具有十分重要的意義。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(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，可進行裝卸、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)的基礎建設及市政建設中，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，也可用來進行堆棄、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(jù)建筑施工部門統(tǒng)計，一臺容量為1.0 的液壓挖掘機挖掘級土壤時。每班生產率大約相當于300400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。1.2 液壓挖掘機的工作特點和基本類型1.2.1 液壓挖掘機的基本類型及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行劃分。（1） 根據(jù)液壓挖掘機主要機構傳動來寫劃分根據(jù)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。圖1.1 小型全液壓挖掘機 圖1.2 中型全液壓挖掘機Figure 1.1 small hydraulic excavator Figure 1.2 medium full hydraulic excavator（2）根據(jù)行走機構的類型劃分根據(jù)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。（3） 根據(jù)工作裝置劃分根據(jù)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及伸縮臂組成，伸縮臂可在主臂內伸縮，還可以變幅。伸縮臂前端裝有鏟斗，適于進行平整和清理作業(yè)，尤其是休整溝坡。1.3 課題設計的目的和意義液壓挖掘機在工業(yè)與民用建筑、道路建設、農田水力、油田礦山、市政工程、機場港口等部門土石方施工中，占有重要位置。并反映了這些部門施工機械化水平。該課題結合機械設計專業(yè)的教學內容和國內外液壓挖掘機的應用與發(fā)展。對履帶式液壓挖掘機底盤作較深入的分析研究。根據(jù)設計依據(jù)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。通過畢業(yè)設計，使我們進一步鞏固、加深對所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的掌握，使之系統(tǒng)化、綜合化；培養(yǎng)我們獨立思考、獨立工作和綜合運用已學知識分析與解決實際問題的能力，尤其注重培養(yǎng)我們獨立獲取新知識的能力；培養(yǎng)我們在方案設計、設計計算、工程繪圖、文字表達、文獻查閱、計算機應用及工具書使用等方面的基本工作實踐能力；使我們樹立具有符合國情和生產實際的正確設計思想和觀點，樹立嚴謹、負責、實事求是、刻苦鉆研、勇于探索、勇于創(chuàng)新、善于與他人合作的工作作風。1.4 本設計所要完成的主要任務1.減速器的功用及分類；2.減速器方案的選擇及傳動方案的確定；3.行星減速器齒輪配齒與計算；4.減速器結構的設計；5.軸承選用與校核與其他附件說明；6.所有零、部件設計計算、繪制零、部件圖。第二章 減速器的方案設計180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)。減速器是應用于原動機和工作機之間的獨立傳動裝置。減速器的主要功能是降低轉速，增大扭矩，以便帶動大扭矩的機械。由于其結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現(xiàn)代工程機器中應用很廣。2.1 減速器的功用及分類減速器的作用有以下幾點： 增扭減速，降低發(fā)動機轉速，增大扭矩； 變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內燃機轉速和扭矩的變化范圍不大，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； 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。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及用途作簡要說明： 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=840）和兩級以上（i40）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(shù)種。它是圖2.1圓柱齒輪減速器Figure 2.1 cylindrical gear reducer所有減速器中應用最廣的，它傳遞功率的范圍可從很小至40000KW，圓周速度也可以從很低至6070m/s，有的甚至于高達140m/s。其結構如圖2.1示。 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較困難，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。其結構如圖2.2示。 蝸桿減速器：主要用于傳動比較大（i10）的場合。當傳動比較大時，其傳動結圖2.2 圓錐齒輪減速器 圖2.3蝸桿減速器Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm reducer構緊湊，輪廓尺寸小。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，為避免攪油太甚， 發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。其結構如圖2.3示。 行星減速器：行星減速器的最大特點是傳動效率高，傳動比范圍廣，其 圖2.4 行星減速器傳動效率可從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2.4示。 2.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定 2.2.1 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發(fā)展的重點。行星齒輪減速器的主要特點如下： 體積小、重量輕、結構緊湊、傳遞功率大、承載能力高； 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；傳動比大。適當選擇傳動類型和齒輪數(shù)，便可利用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比；運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力強。由于采用了數(shù)個結構相同的行星齒輪，均勻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范圍，本次設計選用減速器為行星齒輪減速器。 2.2.2 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： 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較大。這種傳動方式的部件通用化程度比較高，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軸距和最小離地間隙都有一定的限制。 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，低速大轉矩馬達的成本較高，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。 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以內，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2.5。比較上述三種典型方案：a圖為齒圈輸出帶動驅動輪，輸出穩(wěn)定，結構比較緊湊，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2.5 行星減速器Figure 2.5 a planetary reducer2.2.3 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，否則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(jù)使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比： (1)使各級傳動的承載能力接近于相等； (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)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。2.2.4 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： （2.1） （2.2）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(shù)，為對應的齒圈與太陽輪齒數(shù)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： （2.3）其中負號表示，太陽輪輸入與齒圈的輸出轉向方向相反。2.3 行星減速器齒輪配齒與計算2.3.1 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、裝配條件以及相鄰條件。根據(jù)已知的傳動比范圍=3344，由表14-5-取行星輪數(shù)目C=3，查表3-配齒，可得如下可行傳動比方案： =38.998 =38.64 =33.982 =41.625 =43.62 =38.64 該設計的傳動比選擇方案，配齒結果如下表2.1所示： 表2.1 雙行星排各齒輪齒數(shù) Table 2.1 dual planetary row number the gears排數(shù)太陽輪A齒數(shù)行星輪C齒數(shù)齒圈B齒數(shù)行星輪數(shù)目第行星排1233783第行星排18307832.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定按照接觸強度初步計算A-C傳動的中心距和模數(shù)，根據(jù)第三章的參數(shù)每條履帶的牽引力為7.2噸，則驅動輪的扭矩,為： = （2.4） =7.29.8331 23355.36式中：為單條履帶的行走牽引力（噸）； 為驅動輪節(jié)圓半徑（mm）。則太陽輪的輸入轉矩為： = （2.5） = 665.43式中： 為太陽輪的輸入轉矩； i 為總傳動比； 為傳動系統(tǒng)的效率（取0.850.9）。 齒數(shù)比u2.75，查表14-5-選取太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理，齒面硬度分別為6062HRC和5658HRC，查表14-1-得=1500和=340，太陽輪和行星輪的加工精度為6級。內齒輪采用42CrMo，調質硬度207269HB，查表14-1-得=780和=260，內齒輪的加工精度為7級。根據(jù)公式得許用接觸應力：= (2.6) = 1363.64 根據(jù)表14-1-選取齒寬系數(shù)=0.6，載荷系數(shù)K由文獻資料7推薦值K=1.22，取K=1.5，查表14-1-取系數(shù)值為483，則初步中心距為： = (2.7) = 124.57 mm下面由中心距初步估算模數(shù)m得： m = (2.8) = 5.5查表14-1-取模數(shù)標準系列值：m =5（m的含義下同）。2.4 嚙合參數(shù)計算第行星排的中心距。太陽輪和行星輪： = （2.9） = = 112.5 mm 行星輪 和內齒輪： = （2.10） = =112.5 mm因為=，所以，此行星排不需要角度變位。第行星排的中心距。太陽輪和行星輪： = （2.11） = = 120 mm 行星輪 和內齒輪： = （2.12） = =120 mm因為=，所以，此行星排不需要角度變位。據(jù)以上條件知，=120）。根據(jù)齒數(shù)總和=+=12+33=45,齒數(shù)比u=2.75，查圖13-1-，取=0.42，所以=0.42。其中行星輪和內齒圈為負變位，太陽輪為正變位，下面將各齒輪的變位系數(shù)列于表2.2 表2.2 各齒輪變位系數(shù)Table 4.2 each gear shift coefficient齒輪太陽輪A行星輪C內齒圈B變位系數(shù)0.42-0.42-0.422.6 各行星齒輪幾何尺寸計算2.6.1 第排行星齒輪的幾何尺寸（1）太陽輪幾何尺寸為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.3。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。表2.3 第排行星排太陽輪幾何尺寸Table 2.3 the first row planets round the sun row geometry size項目代號直齒輪（外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm分度圓直徑60齒頂高式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=17.1齒根高式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.254.15齒全高11.25齒頂圓直徑74.2齒根圓直徑51.7節(jié)圓直徑式中：表示第排中行星輪齒數(shù)，中心距60基圓直徑式中：為分度圓壓力角，取標準值56.38齒頂圓壓力角表2.3（續(xù)）項目代號直齒輪（外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm重合度對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表4.4計算1.46（2）行星輪幾何尺寸 表2.4為行星輪的幾何尺寸設計表2.4 第排行星輪幾何尺寸Table 2.4 the first row of the planet round geometry size項目代號直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm分度圓直徑165齒頂高式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=12.9齒根高式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.258.35齒全高11.25齒頂圓直徑170.8齒根圓直徑148.3節(jié)圓直徑165表2.4（續(xù)）項目代號直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm基圓直徑式中：為分度圓壓力角，取標準值155齒頂圓壓力角重合度=1.46（3）內齒圈幾何尺寸計算 表2.5為內齒圈的幾何尺寸計算過程：表2.5 第行星排內齒圈幾何尺寸Table 2.5 the first planet gear geometry size within the circle line項目代號直齒輪（內嚙合）計算公式及說明計算結果/mm分度圓直徑390齒頂高式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1是為了避免過渡曲線干涉而將齒頂高系數(shù)的量。此處=0.195。6.12齒根高4.15齒全高10.27齒頂圓直徑377.76齒根圓直徑398.3表2.5（續(xù)）項目代號直齒輪（內嚙合）計算公式及說明計算結果/mm節(jié)圓直徑390基圓直徑式中：為分度圓壓力角，取標準值366.48齒頂圓壓力角重合度對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.4計算2.022.6.2 第排行星輪的幾何尺寸第排行星齒輪的模數(shù)，變位系數(shù)等都與第行星排的相同。下面將其計算過程列于表2.6和表2.7中。（1） 太陽輪幾何尺寸為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.6。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。表2.6 第排行星排太陽輪幾何尺寸Table 2.6 the first row planets round the sun row geometry size項目代號直齒輪（外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm分度圓直徑90齒頂高式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=17.1表2.6（續(xù)）項目代號直齒輪（外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm齒根高式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.254.15齒全高11.25齒頂圓直徑104.2齒根圓直徑81.7節(jié)圓直徑式中：表示第排中行星輪齒數(shù)，中心距90基圓直徑式中：為分度圓壓力角，取標準值84.57齒頂圓壓力角重合度對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度式中：為第排中行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.7計算1.53（2）行星輪幾何尺寸計算表2.7為行星輪的幾何尺寸計算過程：表2.7 第排行星輪幾何尺寸Table 2.7 the first row of the planet round geometry size項目代號直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明計算結果/mm分度圓直徑150齒頂高式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=12.9齒根高式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.258.35齒全高11.25齒頂圓直徑155.8齒根圓直徑133.3節(jié)圓直徑150基圓直徑式中：為分度圓壓力角，取標準值140.95齒頂圓壓力角重合度=1.53（3）內齒圈幾何尺寸計算 由于第排行星排中內齒圈的齒數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)等參數(shù)與第排行星排中相同，所以其幾何尺寸也相同，此處便不作贅述。2.7 各行星齒輪強度校核2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核經過前面計算，太陽輪齒寬系數(shù)0.6， 則太陽輪齒寬為b=0.660=36，根據(jù)經驗公式，取=46mm。下面計算查取其他校核用參數(shù)； 查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8。 確定和所以用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度： （2.13）式中：為太陽輪的轉速，為了方便計算初步用馬達的輸出轉速來計算； 為特性參數(shù)，見前面部分計算。將上述已知參數(shù)代入式（2.13）計算得4.15。查表10-確定使用系數(shù)=2.00；查圖10-取動載系數(shù)=1.04；查表10- 取齒間載荷分配系數(shù)=1.1，查表10-利用直插法齒向載荷分配系數(shù)=1.182，則計算載荷系數(shù)為： （2.14） =1.041.11.182 2.7 太陽輪傳遞的載荷的計算 太陽輪輸入轉矩為=665.56，根據(jù)公式有太陽輪所傳遞的扭矩為： （2.15） =244.04式中：為行星齒輪傳動載荷不均勻系數(shù)，由表14-5-查取，則太陽輪傳遞的載荷為： （2.16） = 7156.32所以太陽輪接觸應力和之配對的行星輪的接觸應力為： （2.17） = 1321.5Mpa 許用接觸應力計算本挖掘機的設計工作時間為10年，每年按照365天計算，每天工作8小時，則工作應力循環(huán)次數(shù)N為：N=60n （2.18） =6014701103658 2.6次式中： n為太陽輪轉速，按照液壓馬達的輸出轉速計算： j齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)： 為總工作時間，以小時計算。由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得：=0.9，取接觸疲勞強度安全系數(shù)=1，彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.3，查圖10-和圖10-取齒輪的接觸疲勞極限=1500，彎曲疲勞強度極限=750。則太陽輪的許用接觸應力為：= （2.19） = =1350經計算與太陽輪配對的行星輪，由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得；=0.94.則由（4.19）式計算得其許用接觸應力=1410顯然，故以值代入計算。由上述計算得：因為=，所以將后者代入計算。下面將彎曲強度進行檢驗： （2.22）對于太陽輪： =84.01滿足彎曲強度條件。對于行星輪： = 107.34滿足強度要求。2.7.3 內齒輪材料選擇下面根據(jù)接觸疲勞強度計算來確定內齒輪材料，取最小安全系數(shù)=1由公式： (2.23)式中：為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖14-1-取=2.51； 為彈性系數(shù)，查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8； 為重合度系數(shù)，查圖14-1-取=0.82； 為螺旋角系數(shù)，查圖14-1-取1； 為接觸強度計算的壽命系數(shù)，查圖14-1-取=0.9； 為潤滑劑系數(shù)，查圖14-1-取=1； 為速度系數(shù)，查圖14-1-取=0.96； 為粗糙度系數(shù)，查圖14-1-取=0.95； 為工作硬化系數(shù)，查圖14-1-取=1.2； 為尺寸系數(shù)，查圖14-1-取=0.8； 為齒圈分度圓直徑。內齒圈所傳遞的扭矩為： = （2.24） = 7785.12式中為驅動輪轉矩，則其所傳遞的載荷為： （2.25） = 39923.69N齒數(shù)比u=81/342.364，取齒寬b=44mm。將上述參數(shù)代入（4.23）式計算得416.80。根據(jù)，選用42Mo，調質硬度209269HB。一般其彎曲強度皆可滿足設計要求，這里不再校核。 與第行星排校核計算一樣，對于第排的各齒輪接觸疲勞和彎曲疲勞強度校核，經檢驗，其均滿足設計強度要求。第三章 減速器結構的設計3.1 齒輪軸的設計計算由于太陽輪的尺寸較小，從強度方面考慮將其做成齒輪軸形式，材料為200CrMnTi。經力學分析，該軸只在扭轉情況下工作，故按照扭轉強度條件初步估計軸頸： （3.1）式中：為系數(shù)值，查表15-取=100（范圍：98100.7)； 為軸傳遞功率，KW（取液壓馬達輸出功率）； 為軸的轉速。將上述已知參數(shù)帶入（3.1）式計算得35.93，考慮到其將由花鍵套與制動器輸出軸連接，故取軸頸=40，由公式： (3.2) = =36.51式中：為扭轉切應力； 為該軸所傳遞的扭矩，取太陽輪輸入力矩值； 為軸的抗扭截面系數(shù)。顯然=4552,滿足要求。該軸的細部結構件附件其零件圖。3.2 傳遞連接本設計采用雙壁整體式行星架，行星架與太陽輪采用漸開線花鍵連接。齒圈和殼體采用螺釘固定鏈接。動力傳遞過程為：動力經由液壓馬達傳到制動器。制動器輸出軸與齒輪軸采用漸開線花鍵套連接，齒輪軸另一端由鋼球頂住，防止其運轉時軸向穿動，動力由制動器傳遞給齒輪軸。太陽輪將動力傳給行星輪，在此動力分流：一部分直接通過和齒圈嚙合將動力傳遞給齒圈然后由齒圈和殼體等傳給驅動輪；另一部分動力則由行星架傳遞給太陽輪。太陽輪和行星輪嚙合傳動，動力經由此到達齒圈再通過殼體到達驅動輪。另外幾處的連接：行星架和齒圈支架的連接采用漸開線花鍵連接；齒圈支架和制動器的連接采用螺釘連接；殼體與制動器和液壓馬達的連接采用滾動軸承連接和浮動油封密封；殼體與驅動輪采用螺栓連接；太陽輪與滾針軸承連接，滾針軸承套在齒輪軸上從而齒輪軸轉動并不直接影響太陽輪轉動。3.3 軸承選用與校核與其他附件說明3.3.1 軸承選用與校核 行星輪用軸承、銷套和螺栓連接在行星架上，根據(jù)載荷性質查表5-選用圓錐滾子軸承30205，其基本動載荷=32.2.下面進行其強度校核： （3.3）式中：為當量動載荷； 為溫度系數(shù)，取=1； 為計算指數(shù)，對于滾子軸承=； 為軸承的轉速； 為軸承預期使用壽命。下面對這些參數(shù)進行計算選取：由于是直齒圓齒輪嚙合傳動，軸承裝在銷套上面。故其受的軸向載荷較小，忽略計算，根據(jù)表13-查取載荷系數(shù)=1.5，則當量動載荷為： （3.4）式中根據(jù)齒輪嚙合傳動時徑向力進行計算： （3.5）式中：為嚙合角，經第四章計算知=。由前章（3.16）式知圓周力=7156.32，所以=2604.69，軸向力=0。X、Y分別為徑向和軸向動載荷系數(shù)，由表13-查取X =1,Y =0。從而 =1.52604.69=3907.035。 軸承的轉速近似取行星輪的轉速 = （3.6） = =568.52r/min 按照前章4.7.1，=103658=29200,將得到的已知參數(shù)帶入（3.3）式： 31.00KN，故滿足設計要求。按照相同的方法，第二排行星輪處的軸承選用圓錐滾子軸承30206，經檢驗滿足要求。3.3.2 其他附件說明減速器的潤滑采用飛濺潤滑，為防止漏油，在所需處設置的密封圈或者擋油環(huán)。在裝配所需要防止零部件穿動處設置套筒或者墊板。減速器具體結構見附錄其裝配圖和各零件圖.第四章 設計工作總結 本設計是基于市場產品180型液壓挖掘機的主要部件的研發(fā)、設計過程。通過參觀實習了解產品特性，對液壓挖掘機的減速器的計、研究，是一次理論與實踐相結合的有益探索、學習。對設計全文總結如下： （1）以液壓挖掘機的工作特點為例分析了其在工程機械中的地位和其在國家現(xiàn)代化建設中的作用。并闡述了國外同行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和液壓挖掘機的發(fā)展趨勢以及在我國高校開展本科課題研究的重要意義。 （2）從總體方案設計入手，系統(tǒng)分析比較了幾種工作裝置、傳動方式的優(yōu)缺點，并對回轉機構、行走方式及動力裝置進行了初步闡述和選擇。 （3）通過主要參數(shù)計算，確定了液壓挖掘機在作業(yè)過程中所需的動力，得出了與工況相適應的主要設計參數(shù)。 （4）本設計主要闡述了行走減速器的設計計算，從減速器型式的選擇到各零部件的設計校核。有效地解決了行星齒輪的配齒問題，另外在齒輪設計過程中采用了高度變位設計，使得齒輪的齒數(shù)大大減少并避免了加工過程中少齒數(shù)所帶來的根切問題。使減速器在結構上充分利用了內嚙合承載能力大和內齒圈的可容體積，從而有效縮小了其外廓尺寸，使其體積小、質量小、結構非常緊湊，且承載能力大。通過此，不僅在理論上深化了認識，同時也從一定程度上提高了解決問題的能力。本設計中的行走減速器的傳動系統(tǒng)采用了斜盤式軸向柱塞馬達和三行星輪雙行星排共齒圈式結構具有一定的新穎性，它的特點是：這種機構液壓系統(tǒng)壓力可高達以上，馬達轉速一般在2200r/min以內，雙行星排具有較大的傳動性，省去了定軸齒輪的傳動，結構緊湊，適用于專業(yè)化批量生產。有利于更進一步研究高性能的減速器，提高產品競爭力。朝著現(xiàn)代工程機械的發(fā)展方向大力發(fā)展液壓挖掘機，設計制造更多高性能的產品才能提高我國該行業(yè)在世界同行的技術水平和競爭力，進而我國現(xiàn)代化建設中發(fā)揮更大的作用，這是我國工程技術人員義不容辭的責任。參考文獻1張光裕，等.工程機械底盤設計M.北京：機械工業(yè)出版社，19852王建.工程機械構造M.北京：中國鐵道出版社，19963唐經世.工程機械M.北京：中國鐵道出版社，19964饒振綱.行星齒輪傳動設計M.北京：化學工業(yè)出版社，20035孔德文，趙克利，徐寧生，等液壓挖掘機M.北京：化學工業(yè)出版社，20076諸文農.履帶推土機結構裕設計M.北京：機械工業(yè)出版社7成大先主編.機械設計手冊M. 第四版第3卷,北京：化學工業(yè)出版社，2002.10-14114-4278濮良貴，紀明剛.機械設計M.北京：高等教育出版社，20009工程機械底盤構造與設計M.鎮(zhèn)江：鎮(zhèn)江農業(yè)機械學院出版10席偉光，楊光，李波.機械設計課程設計M.第一版，北京：高等教育出版社，200211楊瑞成，丁旭，等.機械工程材料M.重慶：重慶大學出版社，200412吳慶鳴.工程機械設計M.武漢：武漢大學出版社，2006 致 謝彈指一揮間，大學四年已經接近了尾聲。四年的艱苦跋涉，兩個月的精心準備，畢業(yè)設計終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負，但設計過程中常常出現(xiàn)的輾轉反側和力不從心之感卻揮之不去。畢業(yè)設計的過程并不輕松：各種壓力的時時襲擾，知識積累的尚欠火候，致使我一次次埋頭于圖書館中，一次次在深夜奮力敲打鍵盤。第一次花費如此長的時間和如此多的精力，完成一套設計，其中的艱辛與困難難以訴說，但曲終幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品嘗的。在這里需要的感謝的人很多，是他們讓我這大學四年從知識到人格上有了一個全新的改變。感謝我的指導老師，夠順利完成畢業(yè)設計，離不開他的悉心指導，他對我的設計從確定題目、修改直到完成，給予了我許多的指點和幫助。感謝他在繁忙的工作之余，擠出時間對設計提出精辟的修改意見。在此，向老師致以最誠摯的謝意。我也要感謝大學所有教育過我的老師！你們傳授給我的專業(yè)知識是我不斷成長的源泉，也是完成本設計的基礎。最后，我明白，正是在大學那溫潤寬厚的胸懷上，我成長起來的，我心我思永系長大。再次對所有關心、幫助我的人說一聲“謝謝”。附 錄設計圖紙及代號圖名圖號圖幅底盤01-00-00A0行星減速器01-01-00A1張緊裝置01-02-00A1驅動輪01-03-00A2太陽輪101-01-01A3太陽輪201-01-02A3行星架101-01-03A2齒圈01-01-04A2行星齒輪201-01-05A3行星架201-01-06A2齒圈支架01-01-07A3端蓋01-01-08A2殼體01-01-09A2彈簧01-02-01A3導向輪01-02-02A2