液壓挖掘機(jī)行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)案例綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u22572液壓挖掘機(jī)行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)案例綜述 111981.1履帶 1299571.1.1作用和布置方式 1322871.1.2確定履帶的寬度b，履帶支撐面長度L0 2249321.1.3確定履帶節(jié)距t0 3217681.1.4確定履帶的帶長L 356841.1.5履帶的高度H 4248541.1.6轉(zhuǎn)臺(tái)離地高度h1 4279511.1.7履帶板的強(qiáng)度計(jì)算及校核 4314451.2驅(qū)動(dòng)輪 549961.2.1驅(qū)動(dòng)輪的作用和裝配及選型 5159371.2.2主要尺寸參數(shù) 5293451.2.3驅(qū)動(dòng)輪的強(qiáng)度計(jì)算 7161051.3輪邊減速器 7185071.1.1輪邊減速器的選型 787471.1.2行星齒輪傳動(dòng)比計(jì)算 812389所以 9308051.4液壓馬達(dá)的主要參數(shù) 9138541.5支重輪 11132211.5.1支重輪的介紹 11285081.5.2個(gè)數(shù)的確定 12216351.5.3輪與軸的強(qiáng)度及其檢驗(yàn) 13318951.6托鏈輪 15236661.6.1托鏈輪的作用和布置方式 15226641.6.2托鏈輪個(gè)數(shù) 15259861.7導(dǎo)向輪 15323421.7.1導(dǎo)向輪的作用和布置方式 151.1履帶1.1.1作用和布置方式挖掘機(jī)履帶要時(shí)刻支撐挖機(jī)總重，同時(shí)承受施工過程中產(chǎn)生的沖擊和不均勻載荷，所以它是挖掘機(jī)行走裝置的重要組成部分，而且履帶還要利用本體與地面之間的承受摩擦來傳遞來自驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)力.履帶屬于易壞部件，因?yàn)槁膸г诮拥厝菀拙砣肽嗍月膸б凶銐虻膹?qiáng)度和剛度，以獲得高耐磨性能和需求的強(qiáng)度的貼地能力。1—左鏈軌節(jié)；2—右鏈軌節(jié)；3—銷軸；4—銷套；5—鎖緊銷套；6—銷墊；7—鎖緊銷墊；8—鎖緊銷軸；9—螺栓；10—螺母；11—履帶板圖3-1履帶的典型結(jié)構(gòu)及其構(gòu)成如果有雜質(zhì)進(jìn)入會(huì)導(dǎo)致使用壽命下降，所以選擇密封性優(yōu)良的組成式履帶，三筋式履帶板筋比較多，所以強(qiáng)度和剛度相對(duì)高，負(fù)荷能力大，當(dāng)鏈軌繞過驅(qū)動(dòng)輪時(shí)，可利用輪齒清除鏈軌節(jié)上的淤泥。所以本設(shè)計(jì)選擇三筋式履帶板。1.1.2確定履帶的寬度b，履帶支撐面長度L0通過查閱資料得知，履帶寬度公式：（3-1）式中M——是挖掘機(jī)總重，本課題挖掘機(jī)重量是6.3T；B——是履帶板寬度； 履帶的寬度的確定是非常重要的，履帶的寬度決定著接地比壓，按公式（1.1）算出履帶的寬度范圍。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)取履帶的寬度為400mm根據(jù)查閱資料得知，履帶支撐面長度公式：（3-2）式中G——是總重，本設(shè)計(jì)挖掘機(jī)總重是6.3T；［q］——是挖掘機(jī)的平均接地比壓，取［q］=40Kpa得出。將已知的數(shù)據(jù)代入履帶支撐面長度滿足公式：（3-3）式中B——是履帶軌距；——是附著系數(shù)，取1；f——是摩擦系數(shù)，取0.1；經(jīng)過計(jì)算，符合公式要求，因此履帶的支撐面長度符合設(shè)計(jì)原則1.1.3確定履帶節(jié)距t0履帶節(jié)距公式：（3-4）根據(jù)這一條公式，代入已知的挖掘機(jī)機(jī)重，得履帶節(jié)距范圍本課題確定為。1.1.4確定履帶的帶長L根據(jù)公式：（3-5）式中——是尺寸系數(shù)；——是挖掘機(jī)總重，是6.3T；經(jīng)過計(jì)算，帶長的范圍得到確定，由于考慮到整體布局，取L為，在計(jì)算的結(jié)果上增加了。1.1.5履帶的高度H根據(jù)公式：(3-6)式中KT——是尺寸系數(shù)，范圍是0.3~0.35；M——是總機(jī)重；經(jīng)過計(jì)算得H=554mm～646mm，由于考慮到整體布局，在此基礎(chǔ)上擴(kuò)大了17%，取H為750mm。1.1.6轉(zhuǎn)臺(tái)離地高度h1根據(jù)公式：(3-7)式中K0——是尺寸系數(shù)，范圍值是在0.37~0.42之間，.取0.4經(jīng)過計(jì)算得h1=740mm，由于考慮到整體布局，取h1=761mm1.1.7履帶板的強(qiáng)度計(jì)算及校核履帶的計(jì)算工況公式：（3-8）履帶銷的剪切強(qiáng)度：（3-9）所受拉伸應(yīng)力的危險(xiǎn)截面為銷孔的最窄處：（3-10）式中G——是挖掘機(jī)總重；——是三個(gè)銷孔寬度的總和為；R——履帶銷套半徑為27.5mm；r——履帶銷半徑為18mm；——履帶的計(jì)算工況；利用公式（3-8）得出=46.305KN，代入公式（3-10)，得到得數(shù)是許用拉伸應(yīng)力［］150~200MPa，［］，履帶的抗拉強(qiáng)度滿足要求。1.2驅(qū)動(dòng)輪1.2.1驅(qū)動(dòng)輪的作用和裝配及選型驅(qū)動(dòng)輪是行走裝置的移動(dòng)機(jī)構(gòu)，驅(qū)動(dòng)輪分為直線型，凸型和凹形這三種類別，考慮到整體操作，齒形的構(gòu)造選為凹齒形。驅(qū)動(dòng)輪在銷套受到磨損時(shí)不能出現(xiàn)跳齒現(xiàn)象，需要保證輪齒嚙合度高，履帶挖掘機(jī)等工程機(jī)械大多為后輪驅(qū)動(dòng)，后輪驅(qū)動(dòng)使行駛更加平穩(wěn)。挖掘機(jī)才能安全運(yùn)行。圖3-2驅(qū)動(dòng)輪示意圖1.2.2主要尺寸參數(shù)因?yàn)轵?qū)動(dòng)輪輪齒與履帶之間需要足夠的嚙合度，也就是節(jié)距相等，那么節(jié)距就。參看《工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)》，齒數(shù)Z確定是，所以它的名義齒數(shù)為。根據(jù)節(jié)圓半徑計(jì)算公式(3-11)式中——是驅(qū)動(dòng)輪的節(jié)距；——是驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓半徑；——是驅(qū)動(dòng)輪的名義齒數(shù)；那么根據(jù)公式：（3-12）式中——是驅(qū)動(dòng)輪的齒根圓直徑；——是履帶銷套的直徑；所以通過計(jì)算，根據(jù)公式：（3-13）式中——是齒頂圓直徑；——是節(jié)圓直徑；——是履帶銷套的直徑；經(jīng)過計(jì)算，求得，取整，那么就是660mm為了得到驅(qū)動(dòng)輪的齒高，查找到齒高計(jì)算公式：（3-14）齒股半徑公式和齒谷距離計(jì)算公式：（3-15）（3-16）根據(jù)公式，求得齒谷半徑是，齒谷距離半徑1.2.3驅(qū)動(dòng)輪的強(qiáng)度計(jì)算利用上一節(jié)的數(shù)據(jù)，我們利用公式可以輕松得出的數(shù)據(jù)，那么根據(jù)抗彎截面系數(shù)公式：（3-17）式中b——是已經(jīng)知道的驅(qū)動(dòng)輪寬度：h——是已經(jīng)知道的驅(qū)動(dòng)輪齒高；所以可以利用公式（3-14）求得的已知數(shù)據(jù)齒高和已知驅(qū)動(dòng)輪寬度，并利用公式（3-17）得出抗彎截面系數(shù)為mm。那么我們就可以知道本課題的驅(qū)動(dòng)輪強(qiáng)度是否符合要求了彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式：（3-18）式中Wu——是抗彎界面系數(shù)；h——是齒高；由此可以得出結(jié)果擠壓強(qiáng)度計(jì)算公式：（3-19）式中b——是驅(qū)動(dòng)輪寬度；d——是是履帶銷套的直徑；由此可以得出那么滿足擠壓強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度都滿足了。1.3輪邊減速器1.1.1輪邊減速器的選型查閱《行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)》了解到，我們需要軸向和徑向尺寸達(dá)到設(shè)計(jì)要求的減速器。因此本設(shè)計(jì)選用斜盤式軸向柱塞馬達(dá)和雙行星排減速機(jī)構(gòu)。根據(jù)設(shè)計(jì)原則，因?yàn)槲覀冃枰容^簡單的減速器，所以我們選擇軸固定行星式。查《行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)》這本書。選擇三個(gè)行星齒輪1.1.2行星齒輪傳動(dòng)比計(jì)算圖3-3軸固定式行星齒輪減速器的原理圖液壓馬達(dá)將動(dòng)力傳遞給太陽輪，使得齒圈轉(zhuǎn)動(dòng)，最終傳動(dòng)了驅(qū)動(dòng)輪，（3-20）1和6指的是太陽輪，3和4指的是齒輪圈，5和2代表行星齒輪，齒輪1和6的齒數(shù)分別是14和13，齒圈3和4的齒數(shù)分別是76和71，行星齒輪是5和2齒數(shù)分別是是29和31。第一排行星輪6、5、4和系桿構(gòu)成差動(dòng)輪系，（3-21）第二排行星輪1、2、3構(gòu)成定軸輪系，（3-22）因此，（3-23）所以（3-24）（3-25）經(jīng)過計(jì)算其總傳動(dòng)比為40.541.4液壓馬達(dá)的主要參數(shù)液壓馬達(dá)是一種將液壓能轉(zhuǎn)化成機(jī)械能的元件，理論上，馬達(dá)的排量可以通過公式求得：(3-26)式中——是液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩；——是液壓馬達(dá)的有效工作壓力；——是液壓馬達(dá)的機(jī)械效率；通過查閱期刊資料，我們知道機(jī)械效率范圍一般為，并通過課本找到液壓馬達(dá)的有效工作壓力公式，和它的輸出轉(zhuǎn)矩公式：（3-27）（3-28）式（3-27）中——是液壓泵的出口壓力；——是壓力損失；——是回油背壓；通過查閱書籍資料，得知液壓泵的出口壓力范圍是25MPa~32MPa，本課題取。壓力損失一般為，本課題取。回油背壓一般取，本課題取。所以可以代入公式（3-27）得到液壓馬達(dá)的有效工作壓力是。式（3-28）中——是單條履帶的牽引力，是；——是節(jié)圓半徑，是；——總傳動(dòng)比，是；——是行走機(jī)構(gòu)效率，通常取；通過利用公式（3-28）得出液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩是根據(jù)公式（3-27）（3-28）的結(jié)果，代入公式（3-26）計(jì)算得出，馬達(dá)的理論排量是。通過查閱資料，馬達(dá)每分鐘的排量可以根據(jù)下行公式求出：（3-29）這需要知道馬達(dá)的最高輸出轉(zhuǎn)速，公式是：（3-30）已知道總傳動(dòng)比是現(xiàn)在需要知道驅(qū)動(dòng)輪的最高轉(zhuǎn)速，而已知驅(qū)動(dòng)輪的節(jié)圓半徑和挖掘機(jī)最高移速，所以直接代入公式：（3-31）得出驅(qū)動(dòng)輪的最高轉(zhuǎn)速是45.45將結(jié)果代入公式（3-42）得到液壓馬達(dá)的最高輸出轉(zhuǎn)速：1842.54接著將結(jié)果代入公式（3-41）得到馬達(dá)每分鐘的排量就是24.21根據(jù)液壓馬達(dá)輸出功率公式：(3-32)式中——是單條履帶的牽引力，是；——是最低移動(dòng)速度，是；——是節(jié)圓半徑，是；——是行走機(jī)構(gòu)效率，通常取；求得液壓馬達(dá)的輸出功率為最后根據(jù)這些參數(shù)，參考《液壓馬達(dá)選用與維修手冊(cè)》，選用型號(hào)為的斜軸式軸向柱塞液壓馬達(dá)。1.5支重輪1.5.1支重輪的介紹組合式履帶的支重輪分單凸緣和雙凸緣兩種。凸緣的作用是用來防止履帶轉(zhuǎn)彎時(shí)脫軌。安裝在裝置兩側(cè)，輪架的下側(cè)，考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，最低程度安裝四個(gè)，最多安裝七個(gè)。安裝時(shí)，每排支重輪前面有張緊機(jī)構(gòu)，后面有驅(qū)動(dòng)輪。所以，離張緊機(jī)構(gòu)最近的支重輪不能影響到張緊機(jī)構(gòu)的工作，最遠(yuǎn)的支重輪不影響驅(qū)動(dòng)輪工作。支重輪承受著挖掘機(jī)大部分重力，在挖掘機(jī)工作時(shí)經(jīng)常受到?jīng)_擊，所以支重輪所承受的負(fù)荷很大，經(jīng)受風(fēng)吹雨打，容易被腐蝕或者讓泥沙進(jìn)入輪中，因此要求結(jié)構(gòu)具有優(yōu)良的密封性，而且制造支重輪材料要有高耐磨性和耐壓性。支重輪的材料可以在50Mn或55SiMn這兩個(gè)對(duì)象中中進(jìn)行選擇。1—螺塞；2—端蓋；3—軸；4—軸套；5—浮動(dòng)油封；6—浮動(dòng)油封環(huán)；7—O形圈；8—銷；9—輪體圖3-4支重輪典型結(jié)構(gòu)組成示意圖1.5.2個(gè)數(shù)的確定在允許范圍之內(nèi)，支重輪越多，接地比壓就越均勻，挖掘機(jī)的行駛越平穩(wěn)，為了使接地比壓分布比較均勻，一般根據(jù)支重輪的間距公式：(3-33)得出間距范圍，取。最后端支重輪到驅(qū)動(dòng)輪輪軸的間距：（3-34）得出間距范圍，取間距。最前端的支重輪與導(dǎo)向輪之間的距離：（3-35）取距離是代入支重輪的個(gè)數(shù)公式：（3-36）式中——是最前端支重輪到導(dǎo)向輪的間距；——是驅(qū)動(dòng)輪軸到最后端支重輪的間距；——是支重輪的間距；——是履帶支撐面的長度；代入經(jīng)過之前計(jì)算所得的數(shù)據(jù)，經(jīng)過簡單的計(jì)算，本小節(jié)確定支重輪的數(shù)目為5個(gè)。1.5.3輪與軸的強(qiáng)度及其檢驗(yàn)（3-36）根據(jù)上述公式和計(jì)算過程，輪的接觸應(yīng)力合格。在挖掘機(jī)行駛時(shí)候，遇到路面凹凸不平的路段，每側(cè)的單個(gè)支重輪所承受的載荷應(yīng)當(dāng)滿足公式為（3-37）圖3-5支重輪軸受力及應(yīng)力圖軸所受的最大彎矩：（3-38）軸的抗彎截面系數(shù)：(3-39)軸的彎曲強(qiáng)度公式：(3-40)式中——是軸所受的最大彎矩；——是軸的抗彎截面系數(shù)；根據(jù)公式（3-38）(3-39)得出軸的彎曲強(qiáng)度是47.3MPa所以支重輪軸的彎曲強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求