畢業(yè)設計 （ 論文 ）題 目 液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學 生 指導教師 職 稱 年I摘 要液壓挖掘機底盤裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要構(gòu)件，其結(jié)構(gòu)的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。本文結(jié)合生產(chǎn)實際中遇到的技術問題，對液壓挖掘機底盤裝置進行了設計分析。本次設計的主要內(nèi)容為：液壓挖掘機底盤總體方案設計；繪制裝配草圖和總裝配圖；動力源選擇及有關參數(shù)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；張緊裝置、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：履帶式，液壓挖掘機，行星減速器，張緊裝置。液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計IIABSTRACTHydraulic excavator chassis device is the main component of hydraulic excavator, the rationality of its structure directly affects the performance and reliability of hydraulic excavator. In this paper, combined with the technical problems encountered in the production, the hydraulic excavator chassis device was designed and analyzed.The main content of the design for hydraulic excavator chassis overall programme design; drawing assembly drawing and assembly drawing; power source choice and the related parameter determination; walking device of traction calculation; transmission mode compared with the choice of transmission scheme transmission system and the determination of design; planetary gear reducer and zero, parts of the design and calculation, main strength checking parts; tensioning device, walking frame and four-wheel area selection and design; drawing zero, parts drawing and assembly drawing, the preparation of the design calculation sheet. The main features of this design are: proposed a variety of programs, from the reliability, can be realized, comprehensive performance and other programs to compare, select the program. Technical design should consider the overall configuration is reasonable, safe; material selection, processing methods and technical conditions are feasible; drawing correct, marked in line with national standards. Fully pay attention to the correlation between the subsystems of the whole machine, and strive to the consistency and optimization of the performance of the whole system.KEY WORDS: crawler type, hydraulic excavator, planetary reducer, tensioning device. III目 錄第一章 緒論 .11.1 液壓挖掘機國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 .11.1.1 液壓挖掘機國外發(fā)展現(xiàn)狀 11.1.2 液壓挖掘機國內(nèi)發(fā)展概況 .11.2 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 .31.2.2 液壓挖掘機的基本類型及主要特點 .51.3 國內(nèi)外液壓挖掘機研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 .71.3.1 研究現(xiàn)狀 .71.3.2 發(fā)展趨勢 .71.4 課題設計的目的和意義 .8第二章 總體方案設計 .92.1 履帶式液壓挖掘機的組成 .92.2 設計依據(jù) .92.2.1 履帶式行走裝置的主要特點 .92.2.2 設計參數(shù) .102.3 總體設計原則 .102.4 動力裝置的比較與選型 .102.5 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的選擇 .122.6 傳動方式的比較與選擇 .122.7 行走方式的比較與選擇 .12第三章 主要參數(shù)的確定 .153.1 總體幾何尺寸的設計 .153.2 驅(qū)動輪主要參數(shù)的確定及強度校核 .183.3 功率計及挖掘力參數(shù)計算與確定 .19液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計IV3.4 行走裝置的牽引力計算 .203.5 液壓馬達主要參數(shù)計算確定 .24第四章 減速器結(jié)構(gòu)的設計 .274.1 齒輪軸的設計計算 .274.2 傳遞連接 .274.3 軸承選用與校核與其他附件說明 .28第五章 液壓挖掘機的張緊裝置設計 .305.1 張緊裝置設計要求與計算 .305.1.1 張緊彈簧的設計 .306.1.2 張緊彈簧的校核 .345.2 油缸主尺寸選取 .36第六章 四輪一帶及其他部件選型 .386.1 四輪一帶選型 .386.1.1 履帶的選取 .386.1.2 驅(qū)動輪設計 .396.1.3 導向輪的選型 .396.1.4 支重輪選型 .406.1.5 拖鏈輪選型 .416.2 懸架選型與制動器選型 .426.2.1 懸架選型 .426.2.2 制動器選型 .43總結(jié) .44參考文獻 .46致 謝 .481第一章 緒論1.1 液壓挖掘機國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀1.1.1 液壓挖掘機國外發(fā)展現(xiàn)狀液壓挖掘機的生產(chǎn)水平反映機械化施工的水平和能力。國外，特別是西歐幾個國家從 50 年代開始研制液壓挖掘機，到 60 年代中小型液壓挖掘機已成批生產(chǎn);70 年代初液壓挖掘機斗容己發(fā)展到 8，開始進入礦山開采;80 年代大型液壓挖掘機技術已成熟，生產(chǎn)斗容 16-35，機重達 650t。目前國外已停止斗容在 8 以下機械挖掘機的生產(chǎn)，斗容大于 16 的液壓挖掘機是機械挖掘機的強大競爭對手。國外各制造公司正在研制微機控制的智能化液壓挖掘機，并有所突破。建筑和礦用液壓挖掘機的銷售量在機械設備市場上占有顯著的地位。據(jù)不完全統(tǒng)計，1990 年建筑和礦用設備在全球銷售額約為 450 億美元，而液壓挖掘機的銷售額以 100 億美元高居榜首。據(jù)推測，大型和微型液壓挖掘機年增長率分別為 24%和 35%。1990 年全世界建筑和礦用液壓挖掘機(履帶式)的產(chǎn)量已達 9.23 萬臺，其中 76%是日本生產(chǎn)的，歐洲產(chǎn)量占有 17%。近年來，大型液壓挖掘機越來越多地占領了機械挖掘機的市場。液壓挖掘機逐步取代機械式挖掘機是必然的趨勢。1.1.2 液壓挖掘機國內(nèi)發(fā)展概況我國從 1958 年開始研制液壓挖掘機，逐步形成了 1-2.5 小型液壓挖掘機系列，具有一定生產(chǎn)規(guī)模，斗容 1-7.5，的液壓挖掘機年產(chǎn)量超過1000 臺。1983 年以后采用引進技術方式進行生產(chǎn)，加快了液壓挖掘機的發(fā)展，上海建筑機械廠按德國利伯赫爾公司許可證生產(chǎn)了 R942，相繼又生產(chǎn)了 R962、R972、R982 等液壓挖掘機。杭州重機廠與德國德馬克公司合作生產(chǎn) H55 和 H85 等液壓挖掘機。太原重型機器廠與德馬克公司合作生產(chǎn)H121 型液壓挖掘機。北京建筑機械廠引進德國 0支重輪、托輪均采用浮動密封，其制造技術、耐磨技術和密封技術;鏟斗設計合理性、耐磨性以及高強度鋼板焊接技術;液壓系統(tǒng)和元件的設計技術、大尺寸高壓油缸的制造技術;電子監(jiān)控與檢測技術;整機性能參數(shù)的測試技術，大型結(jié)構(gòu)件加工質(zhì)量控制與制造技術等基礎技術和關鍵技術靠自行研制和測繪仿制勢必曠日持久，滿足不了國民經(jīng)濟重點工程發(fā)展的需要。縱觀我國液壓挖掘機 30 余年的發(fā)展歷史，大致可以分成以下幾個階段:1．開發(fā)階段(1967 年 1977 年)。以測繪仿制為主的開發(fā)，通過多年堅持不懈的努力，克服一個一個的困難，有少量幾種規(guī)格的液壓挖掘機終于獲得初步成功，為我國挖掘機行業(yè)的形成和發(fā)展邁出了重要的一步。2.液壓挖掘機發(fā)展、提高并全面替代機械挖掘機階段(19781986 年)。這個階段通過各主機生產(chǎn)廠引進技術(主要是德國挖掘機制造技術)的消化、吸收和移植，使我國液壓挖掘機產(chǎn)品的性能指標全面提高到國際 703年代末 80 年代初期的水平。全國液壓挖掘機平均年產(chǎn)量達到 1230 臺。3.液壓挖掘機生產(chǎn)企業(yè)數(shù)量增加，新加入挖掘機行業(yè)的國有大、中型企業(yè)以技貿(mào)結(jié)合，合作生產(chǎn)方式聯(lián)合引進日本挖掘機制造技術(1987 年1993 年)。由于國內(nèi)對挖掘機需求量的不斷提高，新加入挖掘機行業(yè)的企業(yè)通過開發(fā)和引進挖掘機制造技術，其產(chǎn)品批量或小批量的投放國內(nèi)市場或出口，打破了多年來主要由六大家挖掘機生產(chǎn)企業(yè)壟斷國內(nèi)挖掘機市場的局面，引進了有益于提高產(chǎn)品質(zhì)量、性能和產(chǎn)量的良性競爭。這個期間國內(nèi)液壓挖掘機的年均產(chǎn)量提高到 2000 余臺。4.國內(nèi)液壓挖掘機供需矛盾日益擴大，廣大用戶為了提高施工質(zhì)量和按期完成施工任務，對使用高質(zhì)量、高水平、高效率挖掘機的興趣日趨濃厚。國外各著名挖掘機制造廠商紛紛前來中國創(chuàng)辦合資、獨資挖掘機生產(chǎn)企業(yè)(1994 至今)。從 1994 年開始，特別到 1995 年在我國挖掘機行業(yè)掀起了一股不小的合資浪潮。其中美國卡特彼勒公司率先在徐州金山橋開發(fā)區(qū)建立了生產(chǎn)液壓挖掘機的合資企業(yè)，隨后日本小松制作所、日立建機株式會社、神戶制鋼所、韓國大宇重工業(yè)、現(xiàn)代重工業(yè)以及德國利勃海爾公司等都相繼在中國建立了合資、獨資挖掘機生產(chǎn)企業(yè)，生產(chǎn)具有世界先進水平的多種型號和規(guī)格的液壓挖掘機。1.2 液壓挖掘機的工作特點和基本類型1.2.1 液壓挖掘機的主要優(yōu)缺點液壓挖掘機在動力裝置和工作裝置之間采用容積式液壓靜壓傳動，即靠液體的壓力能進行工作。液壓傳動與機械傳動相比有許多優(yōu)點：① 能無極調(diào)速且調(diào)速范圍大，例如液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速之比可達到 1000:1。② 能得到較低的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，例如柱塞式液壓馬達的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速可低達1r/min。液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計4③ 快速作用時，液壓元件產(chǎn)生的運動慣性小，加速性能好，并可作高速反轉(zhuǎn)。例如電動機在啟動時的慣性力矩比其平穩(wěn)運轉(zhuǎn)時的驅(qū)動力矩大50%，而液壓馬達則不大于 5%，加速中等功率電動機需 1s 到數(shù)秒，而加速液壓馬達只需 0.1s。④ 傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，可吸收沖擊和振動，操作省力，易實現(xiàn)自動化控制。⑤ 易于實現(xiàn)標準化、系列化、通用化?；谝簤簜鲃拥纳鲜鰞?yōu)點，液壓挖掘機與機械傳動挖掘機相比，具有下列主要特點：① 大大改善了挖掘機的基本性能，挖掘力大、牽引力大、機器重量輕，傳動平穩(wěn)，作業(yè)效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。液壓挖掘機與同級機械傳動相比，挖掘力約高 30%，例如 1.0 液壓挖掘機鏟斗挖掘力為 120~150kN，而同3m級機械傳動挖掘機只有 100kN 左右。挖掘機在工作時的主要動作包括行走、轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)和工作裝置的作業(yè)動作，其中動作最頻繁的是回轉(zhuǎn)和工作裝置的循環(huán)往復運動，這種往復運動的速率一般不高，而所需的作用力卻很大，要求在短時間內(nèi)通過變速或變向來完成各種復雜的動作。機械傳動挖掘機完成上述動作，需通過摩擦離合器、減速器、制動器、逆轉(zhuǎn)機構(gòu)、提升和推壓機構(gòu)等配合來完成。因此，機械傳動挖掘機不僅結(jié)構(gòu)復雜，而且還要產(chǎn)生很大的慣性力和沖擊載荷。而液壓挖掘機則不需要龐大和復雜的中間傳動，大大簡化了結(jié)構(gòu)，也減少了易損件。由于結(jié)構(gòu)簡化，液壓挖掘機的質(zhì)量大約比相同斗容量的機械傳動挖掘機輕 30%，不僅節(jié)省了鋼材，而且降低了接地比壓。液壓挖掘機上的各種液壓元件可以相對獨立分布，使整機結(jié)構(gòu)緊湊、外形美觀，同時，也易于改進和變形。②液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有防止過載的能力。所以使用安全可靠，操縱簡便。由于可采用液壓先導控制。無論驅(qū)動功率多大，操縱均很靈活、省力，司機的工作條件得到改善。更換工作裝置時，由于不牽連連轉(zhuǎn)臺上5部的其他機構(gòu)，一次更換工作裝置容易，而機械式挖掘機則受到提升機構(gòu)和推壓機構(gòu)的牽連和限制。③由于液壓傳動易于實現(xiàn)自動控制，因此現(xiàn)代液壓挖掘機普遍采用了以微處理器為核心的電子控制單元（ECU） ，使發(fā)動機、液壓泵、控制閥和執(zhí)行元件在最佳匹配狀態(tài)下工作，以實現(xiàn)節(jié)能和提高作業(yè)效率，同時還可以實現(xiàn)整機狀態(tài)參數(shù)的電子監(jiān)控和故障診斷。④液壓元件易于實現(xiàn)標準化、系列化和通用化。便于組織大規(guī)模專業(yè)化生產(chǎn)，進一步提高自來能夠和降低成本。1.2.2 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(gòu)傳動來寫劃分根據(jù)液壓挖掘機主要機構(gòu)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。若挖掘、回轉(zhuǎn)、行走等幾個主要機構(gòu)的動作均為液壓傳動，則稱為全液壓挖掘機。若液壓挖掘機中的某一個機構(gòu)采用機械傳動則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(gòu)上，對液壓挖掘機來說，工作裝置及回轉(zhuǎn)機構(gòu)必須是液壓傳動，只有行走機構(gòu)有的為液壓傳動，有的為機械傳動。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(jù)行走機構(gòu)的類型劃分液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計6根據(jù)行走機構(gòu)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，適用范圍較大。在土質(zhì)松軟或沼澤地帶作業(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(chǎn)量日益增長。如圖 1.3 所示為國產(chǎn)某型號輪胎式液壓挖掘機。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(jié)構(gòu)，減小了機械的轉(zhuǎn)彎半徑，提高了機動性。目前，輪胎式液壓挖掘機的行走部分多數(shù)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，可以達到一機多用的目的，這種挖掘機拆裝方便，成本低廉。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。7拖式液壓挖掘機沒有傳動機構(gòu)，行走時由拖拉機牽引。（3）根據(jù)工作裝置劃分根據(jù)工作裝置結(jié)構(gòu)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(gòu)件繞鉸點轉(zhuǎn)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(nèi)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 國內(nèi)外液壓挖掘機研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.3.1 研究現(xiàn)狀國外的最早雛形，于 16 世紀在意大利威尼斯用于運河的疏浚工作，模擬人的掘土動作；以蒸汽機驅(qū)動的“動力鏟”則誕生于 19 世紀(1836 年)。國外大型液壓挖掘機的開發(fā)大約從上世紀 70 年代開始。如日本日立建機公司在 1972 1976 年間開發(fā)的 UH12 型正鏟大型液壓挖掘機，其斗容量為~2.2 ,工作重量 36t；UH20 型斗容量 3.2 ，工作重量 50t；UH30 型斗3m3m容量 4.4 ，工作重量 75t。1979 年，日立建機成功開發(fā)了 UH50 型正鏟超大型液壓挖掘機，斗容量達 8.2 ，工作重量 175t。經(jīng)過 30 多年的發(fā)3展，目前超大型液壓挖掘機的最大工作重量已突破 900t 級，鏟斗斗容達50 。由于具有結(jié)構(gòu)緊湊、操作方便、運動靈活及易于維護保養(yǎng)等優(yōu)點，3超大型液壓挖掘機已形成逐步代替鋼索機械式或電動式挖掘機(俗稱電鏟)的趨勢。國內(nèi)挖掘機研發(fā)起步比國外晚，技術相對不夠完善。目前，國內(nèi)挖掘機主要停留在中小型的開發(fā)上，大型及超大型液壓挖掘機超過 60t 級的極少。四川邦立重機有限責任公司是我國較早開發(fā)大型和超大型液壓挖掘機的企業(yè)，近幾年，該公司相繼成功開發(fā)出擁有自主知識產(chǎn)權(quán)的 65t 級、75t級、100t 級、125t 級和 185t 級礦用型和土方型大型和超大型液壓挖掘機，填補了國內(nèi)空白。液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計81.3.2 發(fā)展趨勢工業(yè)發(fā)達國家的液壓挖掘機生成較早，產(chǎn)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(chǎn)國，具有較高的市場占有率。從 20世紀后期開始，國際上液壓挖掘機的生產(chǎn)從產(chǎn)品規(guī)格上看，在穩(wěn)定和完善主力機型的基礎上向大型化、微型化方向發(fā)展；從功能上看，在滿足基本功能的基礎上，向多功能化、專用化方向發(fā)展；從產(chǎn)品性能上看，向高效節(jié)能化、自動化、信息化、智能化的方向發(fā)展。1.4 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(nóng)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(jié)合機械設計專業(yè)的教學內(nèi)容和國內(nèi)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(gòu)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(chǎn)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。9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部分組成。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，如圖 2.1。圖 2.1 單斗反鏟液壓挖掘機1-柴油機；2-機罩；3-油泵；4-多路閥；5-郵箱；6-回轉(zhuǎn)減速器；7-回轉(zhuǎn)馬達；8-回轉(zhuǎn)接頭； 9-駕駛室；10-動臂；11-動臂油缸；12-操縱臺；13-邊齒；14-斗齒；15-鏟斗；16- 斗桿油缸；17-斗桿；18-鏟斗油缸；19-平衡重；20-轉(zhuǎn)臺；21-行走減速器； 22-行走馬達；23-拖鏈輪；24-履帶；Ⅰ-工作室； Ⅱ-上部轉(zhuǎn)臺；Ⅲ-行走機構(gòu)液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計102.2 設計依據(jù)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機重的 35 40%） ，接地比小~(一般為 4-15 ),轉(zhuǎn)彎半徑小，機動靈活；2/CMN② 采用液壓傳動，能實現(xiàn)無極調(diào)速；③ 每條履帶各自有驅(qū)動的液壓馬達及減速裝置。 2.2.2 設計參數(shù)設計參數(shù) 整機重量：10t， 發(fā)動機功率：50kw/2200rpm 斗容量：0.34m3 回轉(zhuǎn)速度：11r/min 接地比壓：39KPa 行走牽引力：75.8KN 2.3 總體設計原則進行液壓挖掘機的底盤總體設計時應該遵循以下原則：① 滿足使用要求、滿足經(jīng)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(jié)構(gòu)性能要求、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(diào)、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佳性能，否則，可能造成整體性能惡化，或產(chǎn)生薄弱壞節(jié)；⑥ 正確地處理繼承與創(chuàng)新的辯證關系，采用成熟技術，通過深入的理論分析，進行必要的科學實驗，勇于創(chuàng)新。112.4 動力裝置的比較與選型履帶式挖掘機常用的動力源主要有三種：電動機、柴油機以及蒸汽機。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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)牢固，但功率因數(shù)較低，調(diào)速也較困難。大容量低轉(zhuǎn)速的動力機常用同步電動機。同步電動機不但功率因數(shù)高，而且轉(zhuǎn)速與負載大小無關，只決定于電網(wǎng)頻率，工作較穩(wěn)定。但它有換向器，結(jié)構(gòu)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(diào)速性能好，調(diào)速范圍廣，易于平滑調(diào)節(jié)，起動自動轉(zhuǎn)矩大；易于快速起動、停車；易于控制。其缺點是：與異步電動機比較，直流電動機結(jié)構(gòu)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內(nèi)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(jīng)濟性優(yōu)于汽油機，功率大，符合工程機械向大型化發(fā)展的趨勢。其應用范圍越來越廣。柴油機具有較好的燃油經(jīng)濟性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內(nèi)，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(zhì)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，都是柴油機的重要發(fā)展方向。（3）蒸汽機液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計12蒸汽機是將蒸汽的能量轉(zhuǎn)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)甚至社會的發(fā)展。隨著它的發(fā)展而建立的熱力學和機構(gòu)學為汽輪機和內(nèi)燃機的發(fā)展奠定了基礎。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；它是一種往復式機器，慣性力限制了轉(zhuǎn)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(jīng)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 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的選擇按照轉(zhuǎn)臺的旋轉(zhuǎn)角度分為：完全回轉(zhuǎn)（360°）和不完全回轉(zhuǎn)（90°270°） 。液壓挖掘機回轉(zhuǎn)支承裝置用于承載回轉(zhuǎn)平臺以上機體的重量并~實現(xiàn)回轉(zhuǎn)運動。除了在懸掛式和伸縮臂式液壓挖掘機的上游采用半回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)機構(gòu)外，現(xiàn)代液壓挖掘機的回轉(zhuǎn)機構(gòu)普遍采用了完全回轉(zhuǎn)的液壓傳動方式。合理的設計選擇回轉(zhuǎn)機構(gòu)，對于提高生產(chǎn)率和能量利用率具有十分重要的意義。據(jù)此本設計采用完全回轉(zhuǎn)機構(gòu)。2.6 傳動方式的比較與選擇動力裝置至驅(qū)動輪之間所有傳動部件的總稱為傳動系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)的功用是把動力裝置輸出的功率傳遞給驅(qū)動輪，并改變動力裝置的輸出特性，以滿足對自行式工程機械車速和牽引力的要求。目前，工程機械的傳動系統(tǒng)有以下四種類型：機械傳動、液力機械傳動、電力傳動以及液壓傳動。每種傳動方式各有其特點、用途和適用的范圍。132.7 行走方式的比較與選擇挖掘機根據(jù)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發(fā)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(zhuǎn)移方便、迅速、作業(yè)輔助工作時間段、生產(chǎn)效率高及本身效率高等優(yōu)點。但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(qū)動輪只卷繞履帶而不在地面滾動，機器全重經(jīng)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(qū)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。（2）與同馬力的輪胎式機器相比，由于履帶支承面大，接地比壓?。ㄒ话阈∮?0.1MPa） ，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，銷套等運動副使用中要磨損，要有張緊裝置調(diào)節(jié)履帶張緊度，它兼起一定的緩沖作用。導向輪既是張緊裝置的一個組成部分，也是引導履帶正確卷繞。但不能偏轉(zhuǎn)，不能引導機器轉(zhuǎn)向。（4）履帶式行走系重量大，運動慣性大，緩沖減振作用小。結(jié)構(gòu)中最好有某些彈性元件。（5）履帶式行走系結(jié)構(gòu)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（40 150KPa） ；穩(wěn)定~性好；具有良好的越野性和爬坡能力（坡度達 50% 100%） ；轉(zhuǎn)彎半徑小、液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計14機動靈活。但履帶式行走裝置的運行速度較低，一般在 0.5 6km/h 的范~圍內(nèi)?，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0 3.5km/h 和 0 5.5km/h 之間切換。目前，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發(fā)展，不同廠家的底盤結(jié)構(gòu)形式有趨同化的趨勢。綜上比較，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(jīng)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(qū)動輪—履帶.15第三章 主要參數(shù)的確定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(shù)值不可能都是完全切合的。通常在設計開始時一些參數(shù)還不能利用以上方法完全確定，因此在本設計中有的參數(shù)采用了經(jīng)驗公式法進行計算。（1）履帶帶長 ： 1L= （3.1）AK3/G=1.38 (10 10 )?93/12973 mm?式中： 為尺寸系數(shù)（1.25 1.5） ，本設計取 =1.38；A~AKG 為整機重量，本設計 G =10 噸（本設計除特殊說明外， G 含義相同） 。考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎上增大 10%；故 可取1L為 3270mm。（2）驅(qū)動輪與導向輪軸向中心距 ：1l= （3.2）1liK3/G=1.1 (10 10 )?93/2369mm?式中： 為尺寸系數(shù)(1.0 1.2)。i ~考慮到整體布局，故 可取為 2400mm。1l（3）軌距 B B= （3.3）BK3/1G=0.8 (10 10 )?93/11723mm?液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計16式中： 為尺寸系數(shù)(0.75 0.85)。BK~考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎上增大 10%；故 B 可取為1900mm。（4）履帶高度 H H= TK3/1G（3.4）=0.32 (10 10 )?93/1690mm?式中: 為尺寸系數(shù)(0.3 0.35)。TK~為了整體的整體布局，考慮將其擴大 17%左右，計算得 H=810mm。（5）履帶板寬 b 由經(jīng)驗數(shù)據(jù)得：b 的值可在 600 800mm 間取值,根據(jù)《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 =600mm。（6）底盤總寬 C C =B +b （3.5）=1900+600=2500mm（7）履帶接地長度 接L= + 0.35D （3.6）接 1l= + 0.35( - )1Ll=2700+0.35 （3270-2700）=2899.5mm?2900mm?式中： D 為驅(qū)動輪直徑，約為 - 。1Ll（8）后端支重輪到驅(qū)動輪間距 3C= （3.7） 1Kl=2.5 171?428mm?17式中： 為尺寸系數(shù)（2.4 2.6)；1CK~為履帶節(jié)距，根據(jù)《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶tlGB10677—89》 規(guī)格系列查取 =171mm。tl（9）前端支重輪到導向輪間距 1C= （3.8）2Ktl=2.4 171?410mm?式中： 為尺寸系數(shù)(2.4 3)。2CK~(10) 兩端支重輪間距 ol= - - （3.9） ol1C3=2700-410-428=1860mm（11）轉(zhuǎn)臺離地高 1h= (3.10) 10K31G=0.4 (10 10 )?93/1862mm?式中： 為尺寸系數(shù) (0.37 0.42)。0K~為了整體的整體布局，考慮將其擴大 3%左右，計算得 =890mm。1h(12) 相鄰兩支重輪間距 1t=(1 2) (3.11)tl=1.9 t325mm?現(xiàn)將機體主要線性尺寸列于表 3.1。表 3.1 機體主要線性尺寸 項目 履帶長度 1L軌距 B 輪距 1l履帶總高H轉(zhuǎn)臺底部離地高 1h履帶板寬b結(jié)果/mm 3270 1900 325 810 890 600液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計183.2 驅(qū)動輪主要參數(shù)的確定及強度校核驅(qū)動輪是將傳動系統(tǒng)的動力傳至履帶，以產(chǎn)生使車輛運動的驅(qū)動力。因此，要求驅(qū)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、干涉和脫落履帶的現(xiàn)象，其次要耐磨且便于更換磨損元件。（1）主要參數(shù)的確定1．節(jié)距，驅(qū)動輪節(jié)距應與履帶節(jié)距相等， mm。17tl?2、齒數(shù)，增加驅(qū)動輪齒數(shù) ，能使履帶速度均勻性改善，摩擦損失Z減少，但會導致驅(qū)動輪直徑增大，引起機重和整機高度的增加。驅(qū)動輪齒數(shù)一般為奇數(shù)，使得嚙合過程中每個齒都能和節(jié)銷嚙合。其齒數(shù)通常取，本設計中取 。23~723?3、驅(qū)動輪直徑的確定驅(qū)動輪的節(jié)圓半徑 按下式計算：kr(3.12)0362sintKKlZ?= 120si7331mm?式中： 為驅(qū)動鏈輪的名義齒數(shù)，為實際齒數(shù)的半，則 = 。 kZ KZ123??驅(qū)動輪的齒頂圓半徑 按下式計算：erer??0.165~.70tKlZ?（3.13）.1234m??192．齒根圓半徑 的計算公式如下：1r（3.14）kir??3126.904m?式中： 為履帶節(jié)銷半徑，根據(jù)《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘ir機履帶 GB10677—89》規(guī)格系列查取 =26.9mm。ir3、齒根圓弧偏心距 ：e=0.07（ 2 ） (3.15)etl?1r=0.07 （171 2 26.9）??8.2mm?關于驅(qū)動輪的細部結(jié)構(gòu)件附錄其零件圖。（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(qū)動輪輪齒齒面擠壓應力應滿足：(3.16)184j jGbd????????3180475.??02.jMPa???????式中： —驅(qū)動輪齒寬度， ；b7bm?—履帶銷套外徑，查對應履帶型號得 ；d 58.3dm—許用用擠壓應力； 。j????? 50~1j a?????條件滿足，符合強度要求。3.3 功率計及挖掘力參數(shù)計算與確定（1）發(fā)動機功率 ，根據(jù)經(jīng)驗公式估算：N（3.17）17.29.Q??液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計2017.290.3448KW???式中： 為斗容量（ ） 。Q30.m考慮到柴油機的功率必須充分滿足主機工作過程的動力要求，取發(fā)動機功率為 50 千瓦，在設計允許范圍內(nèi)。發(fā)動機功率：50kw/2200rpm （2）液壓功率 ，根據(jù)經(jīng)驗公式P(0.75~.8)PN?（3.18）0.753KW??式中：N 為發(fā)動機功率。（3）挖掘力參數(shù) 的計算fP= （3.19）f23fG=1.650?=7.66 噸式中： 為最大反鏟挖掘力；fP為為挖掘潛力系數(shù)（1.5 1.8） 。fK~（4）最大轉(zhuǎn)彎力矩 wM（3.20）43KG??0.61?噸·米8式中： 為轉(zhuǎn)彎系數(shù)（取為 0.3） ；wK為摩擦系數(shù)(不良路面取 0.6)。?（5）平均接地比壓 cP（3.21）3pKG?320.519/gcm?21式中： 為接地比系數(shù)（取為 0.21 0.28） 。pcK~3.4 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內(nèi)容之一。由于液壓挖掘機的發(fā)動機和油泵的主要參數(shù)及其它一些總體參數(shù)主要根據(jù)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(zhuǎn)彎能力。牽引力計算原則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服下列阻力：履帶的內(nèi)阻力；土壤變形等的運行阻力；坡度阻力和轉(zhuǎn)彎阻力等。牽引平衡方程為：= （3.22）xMTR?W?式中： 為驅(qū)動輪的扭矩；x為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑；R為履帶牽引力：T為運行時各阻力之和。W本設計采用在目前大多數(shù)履帶式液壓挖掘機的行走牽引力 的經(jīng)驗公T式計算：（3.23）(0.7~.85)TG?=01?= 8 噸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于履帶使土壤擠壓變形而引起的。土壤形阻力計算如下：液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計22= （3.24）1WG??=0.12 10?=1.2 噸式中： 為土壤的變形阻力；1W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。 值取為 0.10 0.15。1~（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，則坡度阻力 為：?2W（3.25）2sinG???= 0136?5.9 噸?式中： 為坡度阻力； 2為坡度角度，取為 。 ?036（3）轉(zhuǎn)彎阻力履帶式運行裝置在轉(zhuǎn)彎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(cè)面剪切土壤的阻力以及履帶板突肋擠壓土壤的阻力等等。這些阻力要全部進行詳細計算是比較困難的，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(zhuǎn)彎時與地面的摩擦力矩。對于挖掘機來說，由于轉(zhuǎn)彎時機器空載，而且工作裝置是懸起的。因此履帶上的比壓基本上可以看作是均勻分布的。計算如下：（3.26）??30.5~.39WG??= 61?=1.98 噸式中： 為轉(zhuǎn)彎阻力；3為履帶與地面摩擦系數(shù)，取值為 。?(0.5~6)（4）履帶運行的內(nèi)阻力23履帶運行時由于履帶銷軸間的摩擦以及支重輪、導向輪和驅(qū)動輪等滾動阻力和軸頸摩擦阻力形成履帶運行的內(nèi)阻力。粗算如下：4(0.5~.7)WG?（3.27）=0.61?=0.6 噸式中： 為履帶運行的內(nèi)阻力。4W（5）不穩(wěn)定運行時的慣性阻力 5W（3.28）??50.1~.2G?= ?=0.1 噸忽略風載阻力，則轉(zhuǎn)彎行走阻力 為：z（3.29）1345zWW??=1.2+1.98+0.6+0.1= 3.88 噸坡道運行阻力 為：p（3.30）1245??=1.2+5.9+0.6+0.1=7.8 噸因為 ，則取總阻力為 7.8 噸。pWz pW??（6）牽引力的校核行走牽引力：75.8kn, 每條履帶的牽引力：噸。17.583.92T?附著力 ：f（3.31）cosfTG???= 00.91cs25?8.2 噸?液壓挖掘機底盤結(jié)構(gòu)設計24式中： 為履帶和地面間的附著系數(shù)，取為 0.9；?為坡度角。?所以 ，由此得 ， ，滿足牽引力計算原則，符合設fT?fWT??計要求。3.5 液壓馬達主要參數(shù)計算確定（1）液壓馬達輸出功率 mP（3.32）inTVR??3.79018.KW??式中： 為單條履帶行走牽引力， （噸） ；T為履帶最小行走速度，取 3 ；minV/kmh為行走傳動機構(gòu)的效率，取 ；?0.8~.9為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑。R（2）液壓馬達最高輸出轉(zhuǎn)速 mn為了計算液壓馬達的最高輸出轉(zhuǎn)速，下面先計算出驅(qū)動輪的最高轉(zhuǎn)速：qn（3.33）1062qkVnr???503.1409/minr??式中: 為最大行駛速度,按要求取為 5km/h。V于是液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速為：（3.34）mqni?40.938.156/inr??