液壓挖掘機回轉機構畢業(yè)設計論文

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1、2工作裝置總體設計 2.1 工作裝置構成 1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側板； 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為液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應的三組液壓缸1, 4,10等組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，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轉動。 挖掘作業(yè)時，接通回轉馬

2、達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。 在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。 挖掘機工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結構，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。根據以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理[3]。則可知單斗液壓挖掘機的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機構組成的具有三自由度的六桿機構，處理的具體簡圖如2-2所示。進一步簡化得圖如2-3所示。 圖2-2 工作裝置結構簡圖 1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸 圖2-3 工作裝置結構簡化圖 挖掘機的工作裝置經上面的簡化后實質是一組平面連桿機構，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當L1、L2、L3為某一確定的

4、值時，工作裝置的位置也就能夠確定。 2.2 動臂及斗桿的結構形式 動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中型挖掘機中應用較為廣泛。其結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕，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，大多數挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。 2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置 動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉臺的鉸點）設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。

5、并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結構如圖2-4所示。 2 1 1-動臂； 2=動臂油缸 圖2-4 動臂油缸鉸接示意圖 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角，改善了機構的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉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-連桿機構； 3-鏟斗 圖2-

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

7、斗齒 圖2-7 卡銷式斗齒結構示意圖 2.6 原始幾何參數的確定 （1）動臂與斗桿的長度比K1 由于所設計的挖機適用性較強，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） 鏟斗斗容與主參數的選擇 斗容在任務書中已經給出：q =2m3 按經驗公式和比擬法初選：斗寬b=1.8m 3 工作裝置運動學分析 3.1 動臂運動分析 動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度； A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點. 圖3-1 動臂擺角范圍計算簡圖 φ1是L1的函數。動臂上任意一點

8、在任一時刻也都是L1的函數。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。 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所示的幾何關系，可得到α21的表達式： α21=α20+α11-θ1 (3-3) 當F點在水平線CU之下時α21為負，否則為正。 F點的坐標為 XF = l30+l1×cosα21 YF=l30+l1×Sinα21 (

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

11、 l5 × Sqr（δ2-1） θ1=cos-11/δ (3-7) 3.2 斗桿的運動分析 如下圖3-2所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F點為動臂與斗桿的鉸點，E點為斗桿油缸與斗桿的鉸點。斗桿的位置參數是l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； θ斗桿擺角. 圖3-2 斗桿機構擺角計算簡圖 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θ2 = CO

13、S-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92） 3. 3 鏟斗的運動分析 鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數，現討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖3-5所示，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點[1]。 （1） 鏟斗連桿機構傳動比i 利用圖3-3，可以知道求得以下的參數： 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N點的作用力臂r1 r1=l13×Sinα32 (3-15) 連桿HK對N點的作用力臂r2 r2=l13×Sin∠NHK (3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 連桿機構的總傳動比 i = （r

16、1×r3）/（r2×r4） (3-17) 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L2的函數，用L2min代入可得初傳動比i0，L2max代入可得終傳動比iz。 （2） 鏟斗相對于斗桿的擺角φ3 鏟斗的瞬時位置轉角為 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暫時未定，其在后面的設計中可以得到。 當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉角: φ3 = θ3-θ3min (3-20) 鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min (3-21) 圖3-3 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖 （3） 斗齒尖運動分析 見圖3-4所示，斗齒尖V點的坐標值XV和YV，是L1 、

18、L2、L3的函數只要推導出XV和YV的函數表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現推導如下: 由F點知： α32=∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 (3-22) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的設計確定，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 齒尖坐標方程推導簡圖1 則可以得斗桿瞬間轉角θ2 θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] (3-25) α4、α6在設計中確定。 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，其在后面的設計中確定。 在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。 3.4 特殊工作位置計算： （1） 最大挖掘深度H1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗

23、斗齒尖. 圖3-5 最大挖掘深度計算簡圖 如圖3-5示，當動臂全縮時，F, Q, U三點共線且處于垂直位置時，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-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上

24、鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖 圖3-6 最大卸載高度計算簡圖 如圖3-6所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，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-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖 圖3-7 停機面最大挖掘半徑計算簡圖 如圖3-7所示，當斗桿油缸全縮時，F. Q. V三點共線，且

25、斗齒尖v和鉸點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 最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點轉到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我們可計算得到：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點旋轉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 斗形參數的確定 斗容量q ：在設計任務書中已給出q = 2.0 m3 平均斗寬b：其可以由經驗公式選擇： 再參考其它機型的平均斗寬預初定b = 1.75m = 1750mm 轉斗挖掘滿轉角（2φ）： 考慮到鏟斗切削入土和出土的余量，一般取2φ<140°，同時考慮到在轉斗速度一定時轉斗角度太大會增加挖掘阻力，降低生產率，因此一般取2φ=90°~110°。初取2φ=100 挖掘半徑R： 參考同斗容

27、的其它型號的機械，初選R = 10420mm 。 鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。? l24太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度[3]，初選特性參數k2 = 0.29。 由于鏟斗的轉角較大，而k2的取值較小，故初選α10 = ∠KQV =110。 4.2 動臂機構參數的選擇 4.2.1 動臂轉角的選取 初選動臂轉角α1 = 120 由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數k3 = 1.4 （k3 = L42/L41） 4.2.2 l1與l2的選擇 由統(tǒng)計分析，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，結合經驗公式有： 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的計算 由經驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.4 α11的取值對特性參數k4、最大挖掘深度H1

29、max和最大挖高H2max均有影響，增大α11會使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，∠ CFQ =α32 –α8最大，依經驗統(tǒng)計和便于計算，初選（α32 –α8）max = 160 。 由于采用雙動臂油缸，∠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、4-11兩個經驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。 則 l7 = σl5 =3.11 ×750 = 2370mm

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

36、. 圖4-1 斗桿機構基本參數計算簡圖 取整個斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式： 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；E：鏟斗油缸的上鉸點；F動臂的上鉸點；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 由上圖的幾何關系有: l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2] l8 = 3820 mm 而∠EFQ取決于結構因素和工作范圍,一般在130～170之間.初定∠EFQ=150,動臂上∠DFZ也是結構尺寸,按結構因素分析,可初選∠DFZ=10. 至此

38、，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。 5 回轉機構設計 5.1 回轉支撐的選擇 滾動軸承式回轉支撐廣泛用于全回轉的挖掘機，起重機和其他機械上。它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的。結構上相當于放大了的滾動軸承。 本論文所設計的液壓挖掘機為50噸級中型挖掘機，參考國內同型號的液壓挖掘機選擇單排四點接觸球式回轉支撐JB2300-84，型號： 012.40.800 該回轉支撐外齒齒數Z=94 齒頂圓直徑D=970mm 模數m=10 5.2 減速器輸出小齒輪主要尺寸的計算 小齒輪與回轉支撐大齒輪外嚙合，傳動比為5。 小

39、齒輪齒數Z2=94/5=18.8,根據回轉機構對輸出小齒輪齒數的一般選擇，圓整Z=20 模數m=10 回轉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回轉減速器設計 回轉機構一般選用行星齒輪傳動，行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有

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嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、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用。 5.3.1液壓馬達選型 液壓挖掘機轉臺最大扭矩為，最大轉速 回轉減速器輸出齒輪與回轉支撐外嚙合 傳動比取5 液壓馬達轉速初定為 則減速器

41、總傳動比 液壓馬達輸出最小扭矩 假設行星齒輪減速器效率為90%, 液壓馬達儲備功率系數1.1 所需液壓馬達額定扭矩 型號規(guī)格 MFBQA20 輸出轉矩 （） 100 工作轉速 （r/min） 1200 減速器傳動比i=1200/6.6/5=36.3,屬二級NGW型的傳動比范圍。擬用兩級太陽輪輸入、行星架輸出的形式串聯。 兩級行星輪數都選np=3,高速級行星架不加支撐，與低速級太陽輪之間用浮動齒 輪聯軸器聯接，以實現高速級行星架與低速級太陽輪的浮動均載。 設計方案如圖5-1 圖5-1 二級NGW型行

42、星減速器 5.3.2 主要參數的確定 總傳動比 將傳動比分配為 5.3.3 高速級齒數的確定 行星齒輪傳動各齒輪齒數的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。 1）滿足傳動比條件 2）滿足裝配條件:保證多個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=將齒輪參數代入后即： 查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動的齒數組合 選擇 ＝20 ＝51 ＝122 ＝7.1000 5.3.4按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數

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 8-7-7 2、按接觸強度初步確定中心距 按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數K=2.0. 查圖13-1-24選取 初取許用接觸應力 由于行星齒輪為懸臂布置，初取 則齒寬系數 按表13－1－77 圓整取 中心輪輸入轉矩 取行星輪間載荷分配不均勻系數＝1.4 在一對a-c傳動中，小輪傳遞的轉矩 齒數比 按表中公式計算 初取=62 模數 取=2 則 a-c傳動未變位時的中心距 由于此行星齒輪不要求變位。所以a-c傳動和c-b

44、傳動的實際中心距變位系數及中心距為71mm =0 =0 5.3.5幾何尺寸計算 1）分度圓直徑 2）齒頂圓直徑 3）齒根圓直徑 4）齒寬和實際齒寬系數 取為30 實際齒寬系數 5.3.6 驗算a-c傳動的接觸疲勞強度和彎曲強度 1、按接觸疲勞強度校核 根據表13－1－80 校核公式為 1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力 2)小輪單對齒嚙合系數 查表13－1－104得 =1 3）節(jié)點區(qū)域系數 查圖13－1－16得 =2.5 4)彈性系數

45、查表13－1－105得 ＝189.8 5)重合度系數 6）螺旋角系數 ＝1 7）使用系數 查表13－1－81 得 ＝1 8) 動載系數 動載系數是按齒輪相對于行星架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、 由于: 內齒輪寬度/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、 查表13-1-102 按7級精度 選取 得＝＝1.1 將以上數據代入下式 得齒輪得計算接觸應力： 11)許用接觸疲勞強度計算 查圖13-1-24選取 12）接觸

46、強度壽命系數，應力循環(huán)系數N由下式決定： 太陽輪 行星輪 內齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點蝕） 太陽輪 （允許有一定點蝕） 內齒輪 （允許有一定點蝕） 13）潤滑油膜影響系數 查表13－1－108 取 14）工作硬化系數 取 ＝1.0 15)尺寸系數 查表13－1－109 得 ＝1.0 16)接觸強度最小安全系數 查表13－1－110 取 =1.1 將上述參數代入公式求得許用接觸應力 則=13001.0040.92/1.1=1091.6Mpa =13001.1280.92/1.1=1226.4Mp

47、a 結論：由于,所以a-c傳動的接觸疲勞強度通過校核. 2、 按彎曲疲勞強度校核 根據表13－1－111校核公式為 1）齒向載荷分布系數 由于: 內齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=97.6/102<1 所以： 可?。剑? 2)齒間載荷分配系數 查表13-1-102 按7級精度 選取 、 得＝＝1.1 3)使用系數 ＝1 4) 動載系數 ＝1.15 5）齒形系數 查圖13－1－38 得 ＝2.55 =2.45 6)應力修正系數 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數 ＝1.0 8)重合度系數

48、9)將以上數據代入下式 得齒輪的計算彎曲應力： 9))許用彎曲疲勞強度計算 查圖13-1-24選取 由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強度為 10）壽命系數 太陽輪 行星輪 內齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點蝕） 太陽輪 （允許有一定點蝕） 內齒輪 （允許有一定點蝕） 11)尺寸系數 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對齒根圓角敏感系數 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對齒根表面狀況系數 查圖13－1－58 得 ＝1.

49、0 14)試驗齒輪的應力修正系數 15)彎曲疲勞強度最小安全系數 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 16）將上述參數代入公式求得許用彎曲應力 則 結論：由于 所以a-c傳動的彎曲疲勞強度通過校核 5.3.7 根據接觸強度計算來確定內齒輪材料 1．c-b傳動比u 2、重合度系數 3、內齒輪接觸強度壽命系數 （允許有一定點蝕） 4、齒輪的接觸疲勞極限為 5根據，選用40cr調質處理, =700MPa 5.3.8 c-b傳動的彎曲強度驗算 1）齒向載荷分布系數 ＝1 2)齒間載荷分配系數 ＝1.1 3)使用系數

50、 ＝1 4) 動載系數 ＝1.15 5）齒形系數 查圖13－1－38 得 ＝2.18 =2.45 6)應力修正系數 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數 ＝1.0 8)重合度系數 9)將以上數據代入下式 得齒輪的計算彎曲應力： 9))許用彎曲疲勞強度計算 查圖13-1-23取 齒輪 行星輪受對稱雙向彎曲， 10）壽命系數 行星輪 （允許有一定點蝕） 內齒輪 （允許有一定點蝕） 11)尺寸系數 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對齒根圓角敏感系數 查表 32－1－39【2

51、】 得 ＝1.0 13）相對齒根表面狀況系數 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗齒輪的應力修正系數 16)彎曲疲勞強度最小安全系數 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 17）將上述參數代入公式求得許用彎曲應力 則 結論：由于 所以c-b傳動的彎曲疲勞強度通過校核 5.3.9 低速速級齒數的確定 低速級傳動比為5.1 行星齒輪傳動各齒輪齒數的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。 1）滿足傳動比條件 2）滿足裝配條件:保證多個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=將齒輪參數代入后即： 查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動的齒數組合 選擇 ＝20 ＝31 ＝82 ＝5.1000 5.3.10 按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數 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 8-7-7 2、按接觸強度初步確定中心距 按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數K=2.0. 查圖13-1-24選取 初取許用接觸應力 由于行星齒輪為懸臂布置，初取 則

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

54、 實際齒寬系數 5.3.12 驗算a-c傳動的接觸疲勞強度和彎曲強度 1、按接觸疲勞強度校核 根據表13－1－80 校核公式為 1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力 2)小輪單對齒嚙合系數 查表13－1－104得 =1 3）節(jié)點區(qū)域系數 查圖13－1－16得 =2.5 4)彈性系數 查表13－1－105得 ＝189.8 5)重合度系數 6）螺旋角系數 ＝1 7）使用系數 查表13－1－81 得 ＝1 8) 動載系數 動載系數是按齒輪相對于行星架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、 取＝＝1 10)齒間載荷分配系數、 查表13-1-102 按7級精度 選取 得＝＝1.1 將以上數據代入下式 得齒輪得計算接觸應力： 11)許用接觸疲勞強度計算 查圖13-1-24選取 12）接觸強度壽命系數，應力循環(huán)系數N由下式決定： 太陽輪 行星輪 內齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點蝕） 太陽輪 （允許有一定點蝕） 內齒輪 （允許有一定點蝕） 13）潤滑油膜影響系數 查表13－1－108 取 14）工作硬化系數 取 ＝1.0 15)尺寸系數 查表13－1－109 得

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

57、 ＝2.55 =2.45 6)應力修正系數 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數 ＝1.0 8)重合度系數 9)將以上數據代入下式 得齒輪的計算彎曲應力： 9))許用彎曲疲勞強度計算 查圖13-1-24選取 由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強度為 10）壽命系數 太陽輪 行星輪 內齒輪 由于 、 所以 得 行星輪 （允許有一定點蝕） 太陽輪 （允許有一定點蝕） 內齒輪 （允許有一定點蝕） 11)尺寸系數 查圖13－1－56 得

58、 ＝1.0 12）相對齒根圓角敏感系數 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對齒根表面狀況系數 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗齒輪的應力修正系數 15)彎曲疲勞強度最小安全系數 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 16）將上述參數代入公式求得許用彎曲應力 則 結論：由于 所以a-c傳動的彎曲疲勞強度通過校核 5.3.13 根據接觸強度計算來確定內齒輪材料 1．c-b傳動比u 2、重合度系數 3、內齒輪接觸強度壽命系數 （允許有一定點蝕） 4、齒輪的接觸疲勞極限為 5、根據

59、，選用40cr調質處理, =700MPa 5.3.14 c-b傳動的彎曲強度驗算 1）齒向載荷分布系數 ＝1 2)齒間載荷分配系數 ＝1.1 3)使用系數 ＝1 4) 動載系數 ＝1.15 5）齒形系數 查圖13－1－38 得 ＝2.18 =2.45 6)應力修正系數 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數 ＝1.0 8)重合度系數 9)將以上數據代入下式 得齒輪的計算彎曲應力： 9) 許用彎曲疲勞強度計算 查圖13-1-23取 齒輪 行星輪受對稱雙向彎曲， 10）壽命系數 內齒輪

60、 （允許有一定點蝕） 行星輪 （允許有一定點蝕） 11)尺寸系數 查圖13－1－56 得 ＝1.0 12）相對齒根圓角敏感系數 查表 32－1－39【2】 得 ＝1.0 13）相對齒根表面狀況系數 查圖13－1－58 得 ＝1.0 14)試驗齒輪的應力修正系數 16)彎曲疲勞強度最小安全系數 查表13－1－110 取 （一般可靠度） 17）將上述參數代入公式求得許用彎曲應力 則 結論：由于 所以c-b傳動的彎曲疲勞強度通過校核 5.3.15 輸出軸的設計計算與強度校核 1 軸的初步計算 按扭轉

61、強度初定軸的直徑 輸出軸的扭矩 轉速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，調質處理。 根據裝配關系，輸出軸的示意圖如圖5-2 圖5-2 輸出軸示意圖 2 軸的疲勞強度校核 1）軸的支反力： 軸的受力簡圖，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： ②在垂直面內： 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）確定危險截面 經過比較，根據載荷較大及截面面積較小的原則，選取軸上2段截面為危險截面。 4） 校核危險截面的安全系數s：： 計算內容 截面的計算值及數據 2783.2 2961.8 34.3 68.6 350 200 ① 軸的當量彎矩 ② 由表5-1-1 查得，，則 []=0.09-0.1 =67.5-75MPa ，

63、 ③ 彎曲應力的應力幅 ④ 只考慮彎矩作用時的安全系數 ⑤ 扭轉應力的應力幅和平均應力 ⑥ 只考慮扭矩作用時的安全系數 ⑦ 危險截面的安全系數 由上計算可知，軸的疲勞強度通過。 3）軸上平鍵的強度驗算 a.軸上2段的鍵為A型普通平鍵，型號為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強度滿足要求。 b.軸上5段的鍵為A型普通平鍵，型號為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強度滿足要求。 5.3.16 花鍵的校核

64、1) 減速器輸入端花鍵的設計與校核 選用漸開線花鍵： 分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑 內花鍵 小徑 其中 小徑 大徑 選擇花鍵長度l=28mm 動聯接選用許用壓強 校核花鍵連接的強度 滿足要求 2） 低速級軸花鍵的設計與校核 選用漸開線花鍵： 分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑 內花鍵 小徑 其中 小徑 大徑 選擇花鍵長度l=32mm 動聯接選用許用壓強 校核花鍵連接的強度 滿足要求 5.3.17

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

66、 T mm e mm Y mm 額定動負載kN 額定靜負載kN 極限轉速r/min 脂潤滑 油潤滑 22316 170 80 58 0.37 288 405 1900 2600 調心滾子軸承校核 ①計算當量動載荷P 由于調心滾子軸承承受徑向載荷， 徑向力 P=fbR fb——載荷系數 取fb=1.2 P=1.224007=28808.4 ②計算軸承壽命 滿足條件 2) 低速級行星輪內雙列深溝球軸承的校核 選用雙列深溝球軸承6205，取Lh＝12000h。其參數如表5-2所示： 表5-2 軸承 型號 D mm d mm T mm e mm Y mm 額定動負載kN 額定靜負載kN 極限轉速r/min 脂潤滑 油潤滑 6205 52 25 15 7.88 14 12000 16000 深溝球軸承校核 ①計算當量動載荷P 由于軸承承受徑向載荷， 徑向力