《液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文（88頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、2工作裝置總體設(shè)計(jì) 2.1 工作裝置構(gòu)成 1-斗桿油缸；2- 動(dòng)臂； 3-油管； 4-動(dòng)臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側(cè)板； 8-連桿； 9-曲柄(搖桿）： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿. 圖2-1 工作裝置組成圖 圖2-1為液壓挖掘機(jī)工作裝置基本組成及傳動(dòng)示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動(dòng)臂2、相應(yīng)的三組液壓缸1, 4,10等組成。動(dòng)臂下鉸點(diǎn)鉸接在轉(zhuǎn)臺(tái)上，通過動(dòng)臂缸的伸縮，使動(dòng)臂連同整個(gè)工作裝置繞動(dòng)臂下鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。依靠斗桿缸使斗桿繞動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 挖掘作業(yè)時(shí)，接通回轉(zhuǎn)馬

2、達(dá)、轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時(shí)操縱動(dòng)臂缸小腔進(jìn)油使液壓缸回縮，動(dòng)臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進(jìn)油而伸長(zhǎng)，使鏟斗進(jìn)行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動(dòng)并操縱動(dòng)臂缸大腔進(jìn)油，使動(dòng)臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進(jìn)行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進(jìn)行第二次挖掘循環(huán)。 在實(shí)際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動(dòng)作配合可以是多樣的、隨機(jī)的。上述過程僅為一般的理想過程。 挖掘機(jī)工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，鏟斗是由厚度很薄的鋼板

3、焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，可以對(duì)工作裝置進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化處理[3]。則可知單斗液壓挖掘機(jī)的工作裝置可以看成是由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機(jī)構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機(jī)構(gòu)，處理的具體簡(jiǎn)圖如2-2所示。進(jìn)一步簡(jiǎn)化得圖如2-3所示。 圖2-2 工作裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動(dòng)臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸 圖2-3 工作裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖 挖掘機(jī)的工作裝置經(jīng)上面的簡(jiǎn)化后實(shí)質(zhì)是一組平面連桿機(jī)構(gòu)，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動(dòng)臂油缸長(zhǎng)度L1、斗桿油缸長(zhǎng)度L2、鏟斗油缸長(zhǎng)度L3決定，當(dāng)L1、L2、L3為某一確定的

4、值時(shí)，工作裝置的位置也就能夠確定。 2.2 動(dòng)臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式 動(dòng)臂采用整體式彎動(dòng)臂，這種結(jié)構(gòu)形式在中型挖掘機(jī)中應(yīng)用較為廣泛。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)廉，剛度相同時(shí)結(jié)構(gòu)重量較組合式動(dòng)臂輕，且有利于得到較大的挖掘深度。 斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機(jī)采用整體式斗桿。在本設(shè)計(jì)中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長(zhǎng)度，故也采用整體式斗桿。 2.3 動(dòng)臂油缸與鏟斗油缸的布置 動(dòng)臂油缸裝在動(dòng)臂的前下方，動(dòng)臂的下支承點(diǎn)（即動(dòng)臂與轉(zhuǎn)臺(tái)的鉸點(diǎn)）設(shè)在轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺(tái)平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)設(shè)在動(dòng)臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動(dòng)臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，但不影響動(dòng)臂的下降幅度。

5、并且布置中，動(dòng)臂油缸在動(dòng)臂的兩側(cè)各裝一只，這樣的雙動(dòng)臂在結(jié)構(gòu)上起到加強(qiáng)筋的作用，以彌補(bǔ)前面的不足。具體結(jié)構(gòu)如圖2-4所示。 2 1 1-動(dòng)臂； 2=動(dòng)臂油缸 圖2-4 動(dòng)臂油缸鉸接示意圖 2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉(zhuǎn)角，改善了機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。 2 3 3 1-斗桿； 2-連桿機(jī)構(gòu)； 3-鏟斗 圖2-

6、5 鏟斗連接布置示意圖 2.5 鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇 鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對(duì)挖掘機(jī)的作業(yè)效果影響很大，其應(yīng)滿足以下的要求[1]： （1） 有利于物料的自由流動(dòng)。鏟斗內(nèi)壁不宜設(shè)置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 （2） 要使物料易于卸盡。 （3） 為使裝進(jìn)鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應(yīng)大于4，大于50時(shí)，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。 綜上考慮，選用中型挖掘機(jī)常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)如圖2-6所示。 圖2-6 鏟斗 斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結(jié)構(gòu)示意圖如2-7所示。 1-卡銷 ；2 –橡膠卡銷；3 –齒座； 4–

7、斗齒 圖2-7 卡銷式斗齒結(jié)構(gòu)示意圖 2.6 原始幾何參數(shù)的確定 （1）動(dòng)臂與斗桿的長(zhǎng)度比K1 由于所設(shè)計(jì)的挖機(jī)適用性較強(qiáng)，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。 （2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇 斗容在任務(wù)書中已經(jīng)給出：q =2m3 按經(jīng)驗(yàn)公式和比擬法初選：斗寬b=1.8m 3 工作裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 3.1 動(dòng)臂運(yùn)動(dòng)分析 動(dòng)臂油缸的最短長(zhǎng)度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長(zhǎng)度； A：動(dòng)臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動(dòng)臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動(dòng)臂的下鉸點(diǎn). 圖3-1 動(dòng)臂擺角范圍計(jì)算簡(jiǎn)圖 φ1是L1的函數(shù)。動(dòng)臂上任意一點(diǎn)

8、在任一時(shí)刻也都是L1的函數(shù)。如圖3-1所示，圖中動(dòng)臂油缸的最短長(zhǎng)度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長(zhǎng)度；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最小值；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最大值；A：動(dòng)臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動(dòng)臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動(dòng)臂的下鉸點(diǎn)。 則有： 在三角形ABC中： L12 = l72+l52-2l7l5 COSθ1 θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2×l7×l5] (3-1) 在三角形BCF中： L222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1 α20 = COS-

9、1[（l72+ l12- L222）/2×l7×l1] (3-2) 由圖3-3所示的幾何關(guān)系，可得到α21的表達(dá)式： α21=α20+α11-θ1 (3-3) 當(dāng)F點(diǎn)在水平線CU之下時(shí)α21為負(fù)，否則為正。 F點(diǎn)的坐標(biāo)為 XF = l30+l1×cosα21 YF=l30+l1×Sinα21 (

10、3-4) C點(diǎn)的坐標(biāo)為 XC = XA+l5×COSα11 = l30 YC=YA+l5×Sinα11 (3-5) 動(dòng)臂油缸的力臂e1 e1=l5×Sin∠CAB (3-6) 顯然動(dòng)臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。這時(shí) L1 = Sqr（l72-l52）=

11、 l5 × Sqr（δ2-1） θ1=cos-11/δ (3-7) 3.2 斗桿的運(yùn)動(dòng)分析 如下圖3-2所示，D點(diǎn)為斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)，E點(diǎn)為斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對(duì)于動(dòng)臂的運(yùn)動(dòng)，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)； F-動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)； θ斗桿擺角. 圖3-2 斗桿機(jī)構(gòu)擺角計(jì)算簡(jiǎn)圖 在三角形DEF中 L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×

12、l9 θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] (3-8) 由上圖的幾何關(guān)系知 φ2max=θ2 max-θ2min (3-9) 則斗桿的作用力臂 e2=l9∠DEF (3-10) 顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9，此時(shí)θ2 = CO

13、S-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92） 3. 3 鏟斗的運(yùn)動(dòng)分析 鏟斗相對(duì)于XOY坐標(biāo)系的運(yùn)動(dòng)是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對(duì)于斗桿的運(yùn)動(dòng)，如圖3-5所示，G點(diǎn)為鏟斗油缸與斗桿的鉸點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為斗桿與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)Q點(diǎn)為鏟斗與斗桿的鉸點(diǎn)，v點(diǎn)為鏟斗的斗齒尖點(diǎn)，K點(diǎn)為連桿與鏟斗的餃點(diǎn)，N點(diǎn)為曲柄與斗桿的鉸點(diǎn)，M點(diǎn)為鏟斗油缸與曲柄的鉸點(diǎn)，H點(diǎn)為曲柄與連桿的鉸點(diǎn)[1]。 （1） 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比i 利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)： 在三角形HGN中 α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14] α30 = ∠H

14、GN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14] α32=∠HNG = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 (3-11) 在三角形HNQ中 L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21 ∠NHQ = COS-1[（l212+l142- L272）/2×l21×l14] (3-12) 在三角形QHK中 α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27]

15、 (3-13) 在四邊形KHQN中 ∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-14) 鏟斗油缸對(duì)N點(diǎn)的作用力臂r1 r1=l13×Sinα32 (3-15) 連桿HK對(duì)N點(diǎn)的作用力臂r2 r2=l13×Sin∠NHK (3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 連桿機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比 i = （r

16、1×r3）/（r2×r4） (3-17) 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長(zhǎng)度L2的函數(shù)，用L2min代入可得初傳動(dòng)比i0，L2max代入可得終傳動(dòng)比iz。 （2） 鏟斗相對(duì)于斗桿的擺角φ3 鏟斗的瞬時(shí)位置轉(zhuǎn)角為 φ3=α7+α24+α26+α10 (3-18) 其中，在三角形NFQ中 α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2]

17、 (3-19) α10暫時(shí)未定，其在后面的設(shè)計(jì)中可以得到。 當(dāng)鏟斗油缸長(zhǎng)度L3分別取L3max和L3min時(shí)，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉(zhuǎn)角: φ3 = θ3-θ3min (3-20) 鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min (3-21) 圖3-3 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比計(jì)算簡(jiǎn)圖 （3） 斗齒尖運(yùn)動(dòng)分析 見圖3-4所示，斗齒尖V點(diǎn)的坐標(biāo)值XV和YV，是L1 、

18、L2、L3的函數(shù)只要推導(dǎo)出XV和YV的函數(shù)表達(dá)式，那么整機(jī)作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下: 由F點(diǎn)知： α32=∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 (3-22) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的設(shè)計(jì)確定，在∠DCF確定后則有： l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6 (3-23) l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8 α3 = COS

19、-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8 (3-24) 在三角形DEF中 L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9 圖3-4 齒尖坐標(biāo)方程推導(dǎo)簡(jiǎn)圖1 則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角θ2 θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] (3-25) α4、α6在設(shè)計(jì)中確定。 由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1）

20、 (3-26) 由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） (3-27) 由Q點(diǎn)知： α35=∠CQV= 2π–α33-α24-α10 (3-28) 在三角形CFQ中： l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3 α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3]

21、 (3-29) 在三角形NHQ中： l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21 α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] (3-30) 在三角形HKQ中： l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24 α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] (3-31) 在四邊形HNQK：

22、 NQH =α24 +α26 (3-32) α20 = ∠KQV，其在后面的設(shè)計(jì)中確定。 在列出以上的各線段的長(zhǎng)度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標(biāo)我們就可以得到各坐標(biāo)點(diǎn)的值。 3.4 特殊工作位置計(jì)算： （1） 最大挖掘深度H1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗

23、斗齒尖. 圖3-5 最大挖掘深度計(jì)算簡(jiǎn)圖 如圖3-5示，當(dāng)動(dòng)臂全縮時(shí)，F(xiàn), Q, U三點(diǎn)共線且處于垂直位置時(shí)，得最大挖掘深度為: H1max = YV = YFmin–l2–l3 = YC+L1Sinα21min–l2–l3 = YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 (3-33) （2） 最大卸載高度H3max NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上

24、鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖3-6 最大卸載高度計(jì)算簡(jiǎn)圖 如圖3-6所示，當(dāng)斗桿油缸全縮，動(dòng)臂油缸全伸時(shí)，QV連線處于垂直狀態(tài)時(shí)，得最大卸載高度為: (3-34) （3） 水平面最大挖掘半徑R1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖3-7 停機(jī)面最大挖掘半徑計(jì)算簡(jiǎn)圖 如圖3-7所示，當(dāng)斗桿油缸全縮時(shí)，F(xiàn). Q. V三點(diǎn)共線，且

25、斗齒尖v和鉸點(diǎn)C在同一水平線上，即YC= YV，得到最大挖掘半徑R1max為: R1max=XC+L40 (3-35) 式中： L40 = Sqr[（L1+L2+L3）2-2×（L2+L3）×L1×COSα32max (3-36) （4） 最大挖掘半徑R 最大挖掘半徑時(shí)的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點(diǎn)轉(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計(jì)算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。 （5） 最大挖掘高度H2ma

26、x 最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點(diǎn)旋轉(zhuǎn)直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。 4工作裝置基本尺寸的確定 4.1 斗形參數(shù)的確定 斗容量q ：在設(shè)計(jì)任務(wù)書中已給出q = 2.0 m3 平均斗寬b：其可以由經(jīng)驗(yàn)公式選擇： 再參考其它機(jī)型的平均斗寬預(yù)初定b = 1.75m = 1750mm 轉(zhuǎn)斗挖掘滿轉(zhuǎn)角（2φ）： 考慮到鏟斗切削入土和出土的余量，一般取2φ<140°，同時(shí)考慮到在轉(zhuǎn)斗速度一定時(shí)轉(zhuǎn)斗角度太大會(huì)增加挖掘阻力，降低生產(chǎn)率，因此一般取2φ=90°~110°。初取2φ=100 挖掘半徑R： 參考同斗容

27、的其它型號(hào)的機(jī)械，初選R = 10420mm 。 鏟斗兩個(gè)鉸點(diǎn)K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。? l24太大將影響機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度[3]，初選特性參數(shù)k2 = 0.29。 由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選α10 = ∠KQV =110。 4.2 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇 4.2.1 動(dòng)臂轉(zhuǎn)角的選取 初選動(dòng)臂轉(zhuǎn)角α1 = 120 由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考其它同斗容機(jī)型，初選特性參數(shù)k3 = 1.4 （k3 = L42/L41） 4.2.2 l1與l2的選擇 由統(tǒng)計(jì)分析，最大挖掘半徑R1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離R

28、1、已初步選定的l3和k1，結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式有： l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （10420-1550）/（1+1.8）= 3167mm 則l1 = k1l2 = 1.8 × 3167 = 5700mm 4.2.3 l41與l42的計(jì)算 如圖3-所示，在三角形CZF中： l42 = k3l41 = 1.4×2728 = 3820 mm α3 9= ∠ZFC = COS-1（l422+l12–l412）/2×l1×l42 = 24.5° 4.2.4 l5的計(jì)算 由經(jīng)驗(yàn)和反鏟工作裝置對(duì)閉鎖力的要求初取k4 = 0.4 α11的取值對(duì)特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1

29、max和最大挖高H2max均有影響，增大α11會(huì)使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選α11 = 62.5。 斗桿油缸全縮時(shí)，∠ CFQ =α32 –α8最大，依經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和便于計(jì)算，初選（α32 –α8）max = 160 。 由于采用雙動(dòng)臂油缸，∠BCZ的取值較小，初取∠BCZ = 5 如上圖4-1所示，在三角形CZF中： ∠ZCF= π-α1-α39 = 180-120-24.5 = 35.5 ∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB =35.5-10 = 30.5 由3-34和3-35有 H3max = YC+l1Si

30、n（θ1-α20-α11）–l2–l3 (4-1) = YA+ l5 Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180） –l3 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11- YA) (4-2) 由4-1、4-2式有： H1max + H3max = l1Sin（θ1max-α2-α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 m

31、ax -α11-α8-α2-180）+ l1Sin（α11-θ1min+α2）+ l2 (4-3) 令 A =α2+α11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （α32 –α8）max = 93 +（-160）=-67 將A、B的值代入4-3式中有 H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1max +67）+1]= 0

32、 (4-4) 又特性參數(shù)k4 = Sinθ1max/ λ1Sinθ1min 則有 Sinθ1min = Sinθ1max/ λ1 k4 =Sinθ1max/0.65 (4-5) (4-6) 將4-5、4-6代入到4-4式中 6485+6630-5700×[Sin（θ1max-93）+

33、 Sin（93 -θ1min）] + l2 [Sin（θ1max +67）] =0 () 解之： θ1max = 152 θ1min = 46.1 而θ1min與θ1max需要滿足以下條件 θ1min = COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ] (4-8) θ1max = COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ]

34、 (4-9) 將θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得： ρ = 2.51 σ = 3.1 1 而ρ+1=2.51 + 1 = 3.51 〉σ (4-10) （1 + σ）/ρ = 4.1 1/2.51 = 1.64 〉λ （λ= 1.6） (4-11) ρ、σ滿足4-10、4-11兩個(gè)經(jīng)驗(yàn)條件，說明ρ、σ的取值是可行的。 則 l7 = σl5 =3.11 ×750 = 2370mm

35、 (4-12) 至此，動(dòng)臂機(jī)構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。 E20 4.3 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 E2Z D l9 ψ2max l8 F D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)； F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂

36、. 圖4-1 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡(jiǎn)圖 取整個(gè)斗桿為研究對(duì)象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)式： e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100×103 ×（3167+1550）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6 = 975 mm 如圖4-1所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2

37、max有以下關(guān)系: e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 = COS (ψ2max/2) ψ2max越大,則e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到較大的平均挖掘力,就要盡量減少ψ2max,初取ψ2max = 90 由上圖的幾何關(guān)系有: l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2] l8 = 3820 mm 而∠EFQ取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130～170之間.初定∠EFQ=150,動(dòng)臂上∠DFZ也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選∠DFZ=10. 至此

38、，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。 5 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1 回轉(zhuǎn)支撐的選擇 滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支撐廣泛用于全回轉(zhuǎn)的挖掘機(jī)，起重機(jī)和其他機(jī)械上。它是在普通滾動(dòng)軸承基礎(chǔ)上發(fā)展起來的。結(jié)構(gòu)上相當(dāng)于放大了的滾動(dòng)軸承。 本論文所設(shè)計(jì)的液壓挖掘機(jī)為50噸級(jí)中型挖掘機(jī)，參考國內(nèi)同型號(hào)的液壓挖掘機(jī)選擇單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支撐JB2300-84，型號(hào)： 012.40.800 該回轉(zhuǎn)支撐外齒齒數(shù)Z=94 齒頂圓直徑D=970mm 模數(shù)m=10 5.2 減速器輸出小齒輪主要尺寸的計(jì)算 小齒輪與回轉(zhuǎn)支撐大齒輪外嚙合，傳動(dòng)比為5。 小

39、齒輪齒數(shù)Z2=94/5=18.8,根據(jù)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)輸出小齒輪齒數(shù)的一般選擇，圓整Z=20 模數(shù)m=10 回轉(zhuǎn)支撐大齒輪主要尺寸： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒寬： 中心距 小齒輪主要尺寸： 分度圓直徑： 齒寬： 齒根圓直徑：mm 頂圓直徑：mm 5.3回轉(zhuǎn)減速器設(shè)計(jì) 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)一般選用行星齒輪傳動(dòng)，行星齒輪傳動(dòng)與普通定軸齒輪傳動(dòng)相比較，具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大、承載能力大以及傳動(dòng)平穩(wěn)和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，這些已被我國越來越多的機(jī)械工程技術(shù)人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動(dòng)中均有

40、效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內(nèi)嚙合，才使得其具有了上述的許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪傳動(dòng)不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉(zhuǎn)矩的機(jī)械傳動(dòng)裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動(dòng)，運(yùn)動(dòng)的合成和分解，以及其特殊的應(yīng)用中；這些功用對(duì)于現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動(dòng)在起重運(yùn)輸、工程機(jī)械、冶金礦山、石油化工、建筑機(jī)械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應(yīng)用。 5.3.1液壓馬達(dá)選型 液壓挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺(tái)最大扭矩為，最大轉(zhuǎn)速 回轉(zhuǎn)減速器輸出齒輪與回轉(zhuǎn)支撐外嚙合 傳動(dòng)比取5 液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速初定為 則減速器

41、總傳動(dòng)比 液壓馬達(dá)輸出最小扭矩 假設(shè)行星齒輪減速器效率為90%, 液壓馬達(dá)儲(chǔ)備功率系數(shù)1.1 所需液壓馬達(dá)額定扭矩 型號(hào)規(guī)格 MFBQA20 輸出轉(zhuǎn)矩 （） 100 工作轉(zhuǎn)速 （r/min） 1200 減速器傳動(dòng)比i=1200/6.6/5=36.3,屬二級(jí)NGW型的傳動(dòng)比范圍。擬用兩級(jí)太陽輪輸入、行星架輸出的形式串聯(lián)。 兩級(jí)行星輪數(shù)都選np=3,高速級(jí)行星架不加支撐，與低速級(jí)太陽輪之間用浮動(dòng)齒 輪聯(lián)軸器聯(lián)接，以實(shí)現(xiàn)高速級(jí)行星架與低速級(jí)太陽輪的浮動(dòng)均載。 設(shè)計(jì)方案如圖5-1 圖5-1 二級(jí)NGW型行

42、星減速器 5.3.2 主要參數(shù)的確定 總傳動(dòng)比 將傳動(dòng)比分配為 5.3.3 高速級(jí)齒數(shù)的確定 行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。 1）滿足傳動(dòng)比條件 2）滿足裝配條件:保證多個(gè)行星輪均布裝入兩中心輪的齒間， 3）同心條件：保證太陽輪、內(nèi)齒圈和行星架軸線重合 即滿足 4）滿足鄰接條件 L=將齒輪參數(shù)代入后即： 查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合 選擇 ＝20 ＝51 ＝122 ＝7.1000 5.3.4按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動(dòng)的中心距和模數(shù)

43、 1、選擇齒輪材料 太陽輪和行星輪材料使用20CrMnTi滲碳淬火 齒面硬度HRC58-62 齒輪精度等級(jí) 8-7-7 2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距 按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數(shù)K=2.0. 查圖13-1-24選取 初取許用接觸應(yīng)力 由于行星齒輪為懸臂布置，初取 則齒寬系數(shù) 按表13－1－77 圓整取 中心輪輸入轉(zhuǎn)矩 取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.4 在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒數(shù)比 按表中公式計(jì)算 初取=62 模數(shù) 取=2 則 a-c傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距 由于此行星齒輪不要求變位。所以a-c傳動(dòng)和c-b

44、傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為71mm =0 =0 5.3.5幾何尺寸計(jì)算 1）分度圓直徑 2）齒頂圓直徑 3）齒根圓直徑 4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為30 實(shí)際齒寬系數(shù) 5.3.6 驗(yàn)算a-c傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)表13－1－80 校核公式為 1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力 2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù) 查表13－1－104得 =1 3）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖13－1－16得 =2.5 4)彈性系數(shù)

45、查表13－1－105得 ＝189.8 5)重合度系數(shù) 6）螺旋角系數(shù) ＝1 7）使用系數(shù) 查表13－1－81 得 ＝1 8) 動(dòng)載系數(shù) 動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度 查圖13-1-14求出 可得：＝1.15 9）齒向載荷分布系數(shù)、 由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=97.6/102<1 所以： 可?。剑? 10)齒間載荷分配系數(shù)、 查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝1.1 將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力： 11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取 12）接觸

46、強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定： 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表13－1－108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 ＝1.0 15)尺寸系數(shù) 查表13－1－109 得 ＝1.0 16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 =1.1 將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力 則=13001.0040.92/1.1=1091.6Mpa =13001.1280.92/1.1=1226.4Mp

47、a 結(jié)論：由于,所以a-c傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核. 2、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)表13－1－111校核公式為 1）齒向載荷分布系數(shù) 由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=97.6/102<1 所以： 可取＝＝1 2)齒間載荷分配系數(shù) 查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝1.1 3)使用系數(shù) ＝1 4) 動(dòng)載系數(shù) ＝1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝2.55 =2.45 6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù) ＝1.0 8)重合度系數(shù)

48、9)將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力： 9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取 由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為 10）壽命系數(shù) 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 11)尺寸系數(shù) 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 查圖13－1－58 得 ＝1.

49、0 14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力 則 結(jié)論：由于 所以a-c傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核 5.3.7 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料 1．c-b傳動(dòng)比u 2、重合度系數(shù) 3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕） 4、齒輪的接觸疲勞極限為 5根據(jù)，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa 5.3.8 c-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算 1）齒向載荷分布系數(shù) ＝1 2)齒間載荷分配系數(shù) ＝1.1 3)使用系數(shù)

50、 ＝1 4) 動(dòng)載系數(shù) ＝1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝2.18 =2.45 6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù) ＝1.0 8)重合度系數(shù) 9)將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力： 9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-23取 齒輪 行星輪受對(duì)稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù) 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 11)尺寸系數(shù) 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 查表 32－1－39【2

51、】 得 ＝1.0 13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力 則 結(jié)論：由于 所以c-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核 5.3.9 低速速級(jí)齒數(shù)的確定 低速級(jí)傳動(dòng)比為5.1 行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。 1）滿足傳動(dòng)比條件 2）滿足裝配條件:保證多個(gè)行星輪均布裝入兩中心輪的

52、齒間， 3）同心條件：保證太陽輪、內(nèi)齒圈和行星架軸線重合 即滿足 4）滿足鄰接條件 L=將齒輪參數(shù)代入后即： 查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合 選擇 ＝20 ＝31 ＝82 ＝5.1000 5.3.10 按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 1、選擇齒輪材料 太陽輪和行星輪材料使用20CrMnTi滲碳淬火 齒面硬度HRC58-62 齒輪精度等級(jí) 8-7-7 2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距 按直齒輪從表13-1-75選取＝483，取載荷系數(shù)K=2.0. 查圖13-1-24選取 初取許用接觸應(yīng)力 由于行星齒輪為懸臂布置，初取 則

53、齒寬系數(shù) 按表13－1－77 圓整取 高速級(jí)傳動(dòng)效率為0.98 中心輪輸入轉(zhuǎn)矩 取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.4 在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒數(shù)比 按表中公式計(jì)算 初取=93 模數(shù) 取=4 則 a-c傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距 由于此行星齒輪不要求變位。所以a-c傳動(dòng)和c-b傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為102mm =0 =0 5.3.11 幾何尺寸計(jì)算 1）分度圓直徑 2）齒頂圓直徑 3）齒根圓直徑 4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為40

54、 實(shí)際齒寬系數(shù) 5.3.12 驗(yàn)算a-c傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)表13－1－80 校核公式為 1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力 2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù) 查表13－1－104得 =1 3）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖13－1－16得 =2.5 4)彈性系數(shù) 查表13－1－105得 ＝189.8 5)重合度系數(shù) 6）螺旋角系數(shù) ＝1 7）使用系數(shù) 查表13－1－81 得 ＝1 8) 動(dòng)載系數(shù) 動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度 查圖13-1-14求出 ＝1.15 9）齒向載荷分

55、布系數(shù)、 取＝＝1 10)齒間載荷分配系數(shù)、 查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝1.1 將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力： 11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取 12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定： 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表13－1－108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 ＝1.0 15)尺寸系數(shù) 查表13－1－109 得

56、 ＝1.0 16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 =1.1 將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力 則=13001.2740.92/1.1=1385.2Mpa =13001.2310.92/1.1=1338.4Mpa 結(jié)論：由于,所以a-c傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核. 3、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)表13－1－111校核公式為 1）齒向載荷分布系數(shù) ?。剑? 2)齒間載荷分配系數(shù) 查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝1.1 3)使用系數(shù) ＝1 4) 動(dòng)載系數(shù) ＝1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得

57、 ＝2.55 =2.45 6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù) ＝1.0 8)重合度系數(shù) 9)將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力： 9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取 由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為 10）壽命系數(shù) 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 11)尺寸系數(shù) 查圖13－1－56 得

58、 ＝1.0 12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力 則 結(jié)論：由于 所以a-c傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核 5.3.13 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料 1．c-b傳動(dòng)比u 2、重合度系數(shù) 3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕） 4、齒輪的接觸疲勞極限為 5、根據(jù)

59、，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa 5.3.14 c-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算 1）齒向載荷分布系數(shù) ＝1 2)齒間載荷分配系數(shù) ＝1.1 3)使用系數(shù) ＝1 4) 動(dòng)載系數(shù) ＝1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝2.18 =2.45 6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù) ＝1.0 8)重合度系數(shù) 9)將以上數(shù)據(jù)代入下式 得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力： 9) 許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-23取 齒輪 行星輪受對(duì)稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù) 內(nèi)齒輪

60、 （允許有一定點(diǎn)蝕） 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕） 11)尺寸系數(shù) 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù) 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力 則 結(jié)論：由于 所以c-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核 5.3.15 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核 1 軸的初步計(jì)算 按扭轉(zhuǎn)

61、強(qiáng)度初定軸的直徑 輸出軸的扭矩 轉(zhuǎn)速rpm 由表5-1-18查得： 考慮到鍵槽的影響及軸的受力情況，取軸的基本直徑d=70mm。材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)裝配關(guān)系，輸出軸的示意圖如圖5-2 圖5-2 輸出軸示意圖 2 軸的疲勞強(qiáng)度校核 1）軸的支反力： 軸的受力簡(jiǎn)圖，水平面受力及垂直面受力分別如圖5-3所示。 ① 在水平面內(nèi)： ②在垂直面內(nèi)： ③求合力： 2） 求彎矩 ① 求垂直面彎矩 ② 求水平面彎矩 ③ 求合成彎矩 ④

62、扭矩 圖5-3 輸出軸的彎扭矩圖 3）確定危險(xiǎn)截面 經(jīng)過比較，根據(jù)載荷較大及截面面積較小的原則，選取軸上2段截面為危險(xiǎn)截面。 4） 校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)s：： 計(jì)算內(nèi)容 截面的計(jì)算值及數(shù)據(jù) 2783.2 2961.8 34.3 68.6 350 200 ① 軸的當(dāng)量彎矩 ② 由表5-1-1 查得，，則 []=0.09-0.1 =67.5-75MPa ，

63、 ③ 彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅 ④ 只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù) ⑤ 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 ⑥ 只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù) ⑦ 危險(xiǎn)截面的安全系數(shù) 由上計(jì)算可知，軸的疲勞強(qiáng)度通過。 3）軸上平鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算 a.軸上2段的鍵為A型普通平鍵，型號(hào)為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強(qiáng)度滿足要求。 b.軸上5段的鍵為A型普通平鍵，型號(hào)為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強(qiáng)度滿足要求。 5.3.16 花鍵的校核

64、1) 減速器輸入端花鍵的設(shè)計(jì)與校核 選用漸開線花鍵： 分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑 內(nèi)花鍵 小徑 其中 小徑 大徑 選擇花鍵長(zhǎng)度l=28mm 動(dòng)聯(lián)接選用許用壓強(qiáng) 校核花鍵連接的強(qiáng)度 滿足要求 2） 低速級(jí)軸花鍵的設(shè)計(jì)與校核 選用漸開線花鍵： 分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑 內(nèi)花鍵 小徑 其中 小徑 大徑 選擇花鍵長(zhǎng)度l=32mm 動(dòng)聯(lián)接選用許用壓強(qiáng) 校核花鍵連接的強(qiáng)度 滿足要求 5.3.17

65、軸承的校核 液壓挖掘機(jī)平均每天工作14小時(shí)，要求減速器大修器為1年。在工作過程中時(shí)常受到?jīng)_擊載荷，對(duì)其零部件的破壞相對(duì)較大，因而，為了充分保證軸承使用的可靠性，取其設(shè)計(jì)壽命低一些，選取Lh＝5000h。 軸承的壽命按下式計(jì)算： Lh＝ε 式中 n－軸承內(nèi)外圈的相對(duì)速度；C－軸承的額定載荷； P－軸承承受的當(dāng)量載荷; Fp－載荷系數(shù); Ft－溫度系數(shù)；ε－壽命系數(shù)，取ε＝. 1) 輸出軸選用調(diào)心滾子軸承22316，取Lh＝5000h。其參數(shù)如表5-1所示： 表5-1 軸承 型號(hào) D mm d mm

66、 T mm e mm Y mm 額定動(dòng)負(fù)載kN 額定靜負(fù)載kN 極限轉(zhuǎn)速r/min 脂潤(rùn)滑 油潤(rùn)滑 22316 170 80 58 0.37 288 405 1900 2600 調(diào)心滾子軸承校核 ①計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 由于調(diào)心滾子軸承承受徑向載荷， 徑向力 P=fbR fb——載荷系數(shù) 取fb=1.2 P=1.224007=28808.4 ②計(jì)算軸承壽命 滿足條件 2) 低速級(jí)行星輪內(nèi)雙列深溝球軸承的校核 選用雙列深溝球軸承6205，取Lh＝12000h。其參數(shù)如表5-2所示： 表5-2 軸承 型號(hào) D mm d mm T mm e mm Y mm 額定動(dòng)負(fù)載kN 額定靜負(fù)載kN 極限轉(zhuǎn)速r/min 脂潤(rùn)滑 油潤(rùn)滑 6205 52 25 15 7.88 14 12000 16000 深溝球軸承校核 ①計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 由于軸承承受徑向載荷， 徑向力