液壓挖掘機行走裝置設計

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1 液壓挖掘機行走裝置設計 摘要 當今隨著科技的不斷進步與發(fā)展 各行各業(yè)都面臨著技術的革新 同時也面臨著來自多方面 的挑戰(zhàn) 而隨著社會的發(fā)展進步 工程機械在各行各業(yè)中起到了舉足輕重的地位 然而 在不同的 環(huán)境下 對挖掘機等工程機械的大小 性能的要求有所不同 各種性能參數決定其工作環(huán)境 工程 機械在國民生產中有著很重要的位置 它在很大程度上取代了原始的 落后的生產工具 它在現(xiàn)今 中國和全世界的飛速發(fā)展的今天功不可沒 而挖掘機的行走裝置是整個機械的支撐部分 它承受機 械的自重及工作裝置挖掘時的反力 使挖掘機穩(wěn)定的支撐在地面工作 也是挖掘機在工作場地自由 移位的裝置 行走裝置設計的好壞會影響挖掘機的機動性 爬坡能力 越野性能 接地比壓以及挖 掘機的穩(wěn)定性等 本設計的主要特點是 本方案設計中提出多種方案 從理論上 實際經驗上 可靠性 可實現(xiàn) 性 綜合性能等進行方案比較 從而選擇最佳方案 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 關鍵字 液壓挖掘機 行走裝置 底盤 2 as technology continues to progress and development all walks of life are faced with technology innovation is also facing challenges from a wide range 3 4 目錄 目 錄 1 緒論 1 1 1 挖掘機行走裝置的組成 1 1 2 國內外挖掘機行走裝置的研究現(xiàn)狀 2 1 2 1 行走裝置的國外研究現(xiàn)狀 2 1 2 2 行走裝置的國內研究現(xiàn)狀 3 1 3 液壓挖掘機的分類與優(yōu)缺點及適用范圈 4 1 4 課題研究的主要內容 4 本設計所要完成的主要任務 4 1 6 課題研究的目的和意義 5 2 挖掘機行走裝置的總體方案設計 6 2 1 履帶式液壓挖掘機的組成 6 挖掘機行走裝置設計的依據 6 履帶式行走裝置的主要特點 6 設計的主要參數 7 挖掘機行走裝置總體設計原則 7 挖掘機行走裝置總體設計的方法 8 挖掘機行走裝置的動力裝置的比較與選型 8 行走裝置傳動方式的確定 9 機械式 10 液力機械式 10 全液壓式 靜液壓式和液壓機械式 11 電力式 11 行走裝置行走方式的確定 12 液壓挖掘機行走裝置的設計原則 12 液壓挖掘機行走裝置的介紹與比較 13 3 挖掘機行走裝置的詳細設計 16 3 1 行走裝置的總體幾何尺寸設計 16 5 3 2 行走裝置驅動輪的設計 18 主要參數的確定 18 強度校核 19 行走裝置輪邊減速器的設計 20 行星齒輪的傳動特點 20 行星減速器傳動方案的選定 21 3 3 3 減速器傳動比的分配原則 22 3 3 4 行星減速器齒輪的配齒 22 行走裝置功率及挖掘力的設計 23 3 4 1 發(fā)動機功率 23 液壓功率 23 挖掘力參數 Pf 的計算 24 最大轉彎力矩的計算 24 平均接地比壓的計算 24 3 5 行走裝置的牽引力計算 24 3 5 1 履帶運行阻力計算 25 3 5 2 牽引力的校核 34 3 6 行走裝置液壓馬達的選型 34 3 7 行走裝置張緊機構的設計 36 液壓挖掘機張緊裝置的結構及工作原理 37 履帶式底盤對張緊裝置的設計要求 37 張緊彈簧的設計 38 彈簧強度的校核 43 張緊油缸主要尺寸的設計 44 行走裝置四輪一帶等零件的選型 45 履帶的選型 45 支重輪的選型 45 托鏈輪的選型 46 3 9 4 導向輪的選型 47 3 9 5 驅動輪的設計 47 6 3 9 6 行走架 47 3 9 7 推土裝置 48 4 設計總結 49 參考文獻 51 7 1 緒論 1 1 挖掘機行走裝置的組成 履帶式行走裝置如圖 所示由 四輪一帶 即引導輪 支重輪 托 鏈輪 驅動輪 履帶 張緊裝置 行走機構 行走架 推土裝 置 選用 組成 圖 履帶式行走裝置 挖掘機行走運行時 驅動輪在驅動力矩的作用下產生一個拉力 企圖把履帶從支重 輪下拉出 由于支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力 阻止履帶的拉出 迫使整 機克服阻力向前移動使驅動輪卷動履帶 導向輪再把履帶鋪設到地面上 從而使挖掘機 沿著履帶軌道向前持續(xù)運行 挖掘機轉向時 由安裝在兩條履帶上 分別由液壓泵供油 的行走馬達通過對油路的控制 很方便地實現(xiàn)轉向或就地轉彎 以適應挖掘機在各種地 面 場地上運動 下面介紹主要組成部分的功能和結構特點 支重輪 挖掘機的重力通過支重輪傳給履帶 在挖掘和行走時還經常受到沖擊 所 以支重輪所承受的載荷很大 支重輪的工況惡劣 密封性要求可靠 支重輪的布置設計 需考慮履帶鏈軌的節(jié)距 以免引起下車共振現(xiàn)象 托鏈輪 用于托起上部履帶 防止其過度下垂 在托鏈輪的布置設計時 需考慮履 帶脫離驅動輪的離去角和滑向引導倫的引入角 以減小履帶運行過程時的內阻 托鏈輪 的結構與支重輪類似 所以在有些挖掘機上用支重輪來替代 履帶 履帶是將挖掘機的重力及工作和行走時的載荷傳給地面 挖掘機履帶按材質 可以分為鋼履帶與 橡膠履帶 鋼履帶耐磨性好 維修方便 經濟性好因而運用普及 橡膠履帶是為了保護路面不受損傷一般運用在小型液壓挖掘機上 鋼履帶由履帶板 鏈 8 軌節(jié) 履帶銷軸和銷套等組成 常用履帶板分為單筋 雙筋和三筋三種 單筋履帶板 筋較高 易插入地面產生較大的牽引力 主要用于推土機上 雙筋履帶板筋稍矮易于轉 向 且履帶板剛度較好 三筋履帶板由于筋多 使履帶板的強度和剛度都得以提高 承 重能力大 所以在挖掘機上廣泛應用 三筋履帶板上有四個聯(lián)接孔 中間有清泥孔 當鏈軌繞過驅動輪時可借助輪齒清除鏈軌節(jié)上的淤泥 相鄰兩履帶板制成搭接部分 防 止履帶板之間夾進石塊而產生過高的張力 導向輪 導向輪用于引導履帶正確運轉 可以防止跑偏和越軌 大部分液壓挖掘機 的導向輪同時起到了支重輪的作用 這樣可增加履帶對地面的接觸面積 減小比壓 導 向輪的輪面大多制成光面 中間有擋肩環(huán)作導向用 兩側的環(huán)面則能支撐軌鏈起支重輪 的作用 導向輪的中間擋肩環(huán)應有足夠的高度 兩側邊的斜度要小 導向輪與最靠近的 支重輪距離愈小則導向性能愈好 驅動輪 用來將行走機構的動力傳遞給履帶 因此對驅動輪的主要要求是嚙合平穩(wěn) 并在履帶因銷套磨損而伸長時 仍能很好嚙合 不得有 跳齒 現(xiàn)象 履帶行走裝置的 驅動輪通常放在后部 這樣既可縮短履帶張緊段的長度 減少功率損失 又可提高履帶 的使用壽命 1 2 國內外挖掘機行走裝置的研究現(xiàn)狀 1 2 1 行走裝置的國外研究現(xiàn)狀 近些年來 隨著微電子技術 計算機技術 制約技術通信技術等新技術的日益滲透 到液壓挖掘機技術中 智能化的進一步運用 使得動力系統(tǒng)內部一些制約元件能夠隨著 挖掘機具體工作情況而改變 從而提高工作效率 使操縱變得更容易 世界各工業(yè)發(fā)達 國家的液壓挖掘機技術得以迅速提高 像國外的這些廠家如日本的小松 日立 神鋼 住友等 美國的卡特 韓國的大宇 現(xiàn)代 尤其是德國的挖掘機 技術都已經很先進了 而今 挖掘機技術更是朝著智能 環(huán)保的方向進展 像 Carnegie Mellon 大學的自主裝 載系統(tǒng) 澳大利亞機器人中心 英國蘭卡斯特大學的智能挖掘機等都在開始新興技術的 融合進展 上世紀 80 年代初 美國 KraftTeleRobtics 公司和 John Deere 公司等都相 繼成功開發(fā)出遙控挖掘機 日本小松制作所以 PC200 2 型液壓挖掘機為基本機型進行 遙控挖掘機研制 1 如今 隨著市政設施及公路養(yǎng)護壓力的增加 工程機械行業(yè)主機面臨著向更小發(fā)展 的趨勢 可靠耐用的小型工程機械將成為市場追逐的熱點之一 因此 與其相配套的 基礎零部件也需要向體積更小效率更高以及壽命更長發(fā)展 同時 各類噸位工程機械造 9 型外觀的升級也對基礎件的空間占用設計提出了更高的要求 2 所以挖掘機逐漸的向 節(jié)約空間的緊湊型方向發(fā)展 本設計將對行走裝置向這方面進一步改善 據統(tǒng)計 2011 年 11 月份 主要合資生產企業(yè)斗山 小松 日立分別實現(xiàn)銷售 1513 2000 和 1451 臺 同比增長 6 9 38 4 和 34 市場份額 10 5 13 9 和 10 1 同比下降 5 7 2 6 和 2 3 個百分點 11 月份 民族挖掘機品牌三一 山河智能 柳工和廈工銷量 2105 391 475 和 205 臺 同比分別增長 297 2 98 5 70 9 和 105 市場份額 14 7 2 7 3 3 和 1 4 同比分別上升 8 6 0 5 0 1 和 0 3 個百分點 其中三一單月份額首次躍居行業(yè)第一 這也是三一歷史上單月份額最高的一個月 前 11 個月累計 斗山 小松 日立份額分 別下降 2 24 0 95 和 1 37 個百分點 三一 廈工和柳工分別提升 1 81 0 46 和 0 12 個百分點 3 面對國內挖掘機的發(fā)展前景 我們應看準時機打出自己的品牌 搶占市場 從而提 高國際知名度 1 2 2 行走裝置的國內研究現(xiàn)狀 從國內挖掘機的市場和企業(yè)的發(fā)展狀況 我們不難看出國內挖掘機的行走裝置發(fā)展 存在著幾個問題 4 結構單一 沒有自己的品牌 配套系統(tǒng)不健全 產品自主開發(fā)能力不足 很多企業(yè)一哄而上 沒有優(yōu)化資源 將企業(yè)做大形成強有力的競爭力 同時 國產挖掘機規(guī)格主要集中在 30t 以下 6t 以下的規(guī)格比較齊全 以 1 5t 30t 基本形成系列 200t 以上基本空白 因此我國挖掘機還處于 進展期 我國挖掘 機企業(yè)在研發(fā)系統(tǒng)和試驗系統(tǒng)建設方面雛形難見 產品的開發(fā)基本上處于仿造階段 電 控技術只有山東眾友等少數公司自己開發(fā) 大多數企業(yè)都在選購 節(jié)能減排 降噪安全 部件精細作業(yè)的工作裝置 不同功能的附屬裝置等方面的研發(fā)個別企業(yè)才剛剛起步 大 多數企業(yè)沒有能力涉及 目前我國挖掘機的質量問題主要體現(xiàn)在 結構件 電控 發(fā)動 機 液壓件等核心部件 以及諸如軸銷 司機室 四輪一帶等其他部件 國內挖掘機廠 家諸如廣西玉柴 柳工股份 三一重工 河北宣工 徐工 山河智能 龍工集團等 正 在崛起的江西南特 桂林華力 湖南九五重工 南昌華工 大連黑貓 合肥振宇等 但是 小型液壓挖掘機發(fā)展迅速 因為其兼具有中型挖掘機的多項功能 又具有運 輸 能耗 靈活性 適應性等方面優(yōu)勢 而且價格低 重量輕保養(yǎng)維修方面等優(yōu)點得到 10 廣泛的應用 5 故此在本設計主要針對小型挖掘機 同時對其中涉及的零部件進行規(guī) 劃性的設計 以方便實現(xiàn)流水線生產 1 3 液壓挖掘機的分類與優(yōu)缺點及適用范圈 按行走方式分類 輪胎式 液壓挖挖掘機它可以分為標準汽車底盆 特種汽車底盤 輪式拖拉機 底盤和專用輪胎底盤式 輪胎式液壓挖掘機主要用于城市建筑等部門 履帶運行和支撐裝置 這種裝置可分為剛性多支點和剛性少支點 撓性多支點 和撓性少支點四種 斗容量大于 的挖掘機多用履帶行走裝 履帶式挖掘機主要用于 露天開采和礦場開礦 邁步式運行裝置 這種裝置又可分為偏心輪式 絞式 滑塊式和液力式 邁步 式又稱步行式 挖掘機主要用在松軟土壤和沼澤地等接地比較小的工作場所的剝離作業(yè) 有些大型采砂場也使用這種邁步式挖掘機 1 4 課題研究的主要內容 了解挖掘機的組成 以及挖掘機各種行走裝置的優(yōu)缺點 熟悉行走裝置的設計流程 根據工作要求正確選用行走裝置的設計方案 根據相關的基本參數 進行挖掘機行走裝置的設計 繪制行走裝置的裝配圖及零件圖 整理資料 撰寫論文 本設計所要完成的主要任務 行走機構的總體結構方案設計 繪制草圖和總裝配圖 液壓馬達的選型設計及減速器傳動比設計 行走裝置的選型及設計 張緊裝置的選型及設計 履帶鏈環(huán)的選型及設計 11 支重輪 托鏈輪 履帶的選型 所有零 部件設計計算 繪制零 部件圖 1 6 課題研究的目的和意義 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 根據設計依據及要求 完成挖掘機行走機構總體及減速 器傳動設計 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 12 2 挖掘機行走裝置的總體方案設計 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 液壓挖掘機一般由 工作裝置 回轉裝置和行走裝置三大部分組成 其相應的布置如圖 圖 挖掘機的基本組成 13 挖掘機行走裝置設計的依據 履帶式行走裝置的主要特點 機器 的全部重量經支重輪壓在履帶的接地段上 附著重量等于整機重量 這 相當于全輪驅動的輪式機械 履帶與地面之間的附著力由履帶與地面之間的摩擦力和切 入土壤的履齒所受的土壤剪切變形抗力構成 故附著性能較好 與同功率的輪式機械相比 由于履帶支承面積大 接地壓力較小 一般小于 所以對于泥濘 藻澤和松軟路面的通過性較好 履帶式行走機構總量大 運動慣性大 內部構件運動沖擊大 因而運行速度 受限制 一般用于低速場合 結構復雜 機構內部的活動關節(jié)多 且磨損嚴重 維修工作量大 保養(yǎng)調整 不便 牽引力大 通常每條履帶的牽引力達機重的 轉彎半徑小 機 動靈活 采用液壓傳動 能實現(xiàn)無極調速 每條履帶各自有驅動的液壓馬達及減速裝置 設計的主要參數 工作質量 標準鏟斗容量 額定功率 行走速度 高 低 14 回轉速度 爬坡能力 挖掘機行走裝置總體設計原則 在設計新機械或對現(xiàn)有機械進行改造設計時 設計人員應遵循的基本原則 滿足使用要求 滿足經濟性的要求 滿足勞動保護的要求 滿足工藝性的要 求 滿足機器的結構性能要求 滿足某些零部件的耐磨性的要求 滿足其他特殊要求 這些要求應貫穿于機械設計的各個階段 各個部件或總成的性能應相互協(xié)調 匹配 力求整體性能的一致性和最優(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 或產生薄弱環(huán) 節(jié) 即 瓶頸 現(xiàn)象 整機 部件選型及處理某些問題時 應綜合考慮技術上的先進性與經濟上 的合理性 實現(xiàn)的可行性與可靠性 正確分析所設計的機器在同類機器系列中所處的地位 應為發(fā)展系列產品 打下基礎 留有余地 由于工程機械的工況多變 受載情況復雜 應科學地處理小概率的極端工 況下的受力分析及相關技術問題 正確地處理繼承與創(chuàng)新的辯證關系 應以采用成熟技術 成熟可靠地機電 零部件進行精心設計和科學的綜合為主 也應通過深入的理論分析 進行必要的科學實 驗 挖掘機行走裝置總體設計的方法 由于總體設計所涉及的技術問題十分復雜 綜合運用多科學的理論知識開展設計是 基本的方法 又因工程機械的理論和方法并不完善 經常遇到難以從理論上解決的問題 15 所以在此下列所述的方法解決 采用國內外技術成熟的同類機械的性能參數 取得參考值 對現(xiàn)有國內外同類機器的某種性能參數進行統(tǒng)計分析 找出規(guī)律或綜合成 經驗公式來處理問題 進行一定的模擬試驗 以試驗結果作為設計依據 采用相似原理的方法 根據現(xiàn)有的同類機器的主要參數 按一定比例關系 放大或縮小來初步確定相對應得參數 挖掘機行走裝置的動力裝置的比較與選型 考慮到挖掘機所需的動力較大 環(huán)境與經濟方面的問題 普通的的電力發(fā)動機和逐 漸退出舞臺的蒸汽機已經無法滿足挖掘機的動力需求 所以這里考慮的主要是燃油機 其所產生的動力與經濟效益 已經逐漸成為中 大型機械的主導動力源 而當今燃油機 的主要產品有兩大類為 汽油機和柴油機 這里主要對這兩種燃油機進行比較分析 從 而選出適合挖掘機的發(fā)動機 柴油發(fā)動機的優(yōu)點有 熱效率和經濟性較好 柴油機采用壓縮空氣的辦法提高空氣 溫度 使空氣溫度超過柴油的自燃燃點 這時再噴入柴油 柴油噴霧和空氣混合的同時 自己點火燃燒 因此 柴油發(fā)動機無需點火系 同時 柴油機的供油系統(tǒng)也相對簡單 因此柴油發(fā)動機的可靠性要比汽油發(fā)動機的好 由于不受爆燃的限制以及柴油自燃的需 要 柴油機壓縮比很高 汽油發(fā)動機一般將汽油噴入進氣管同空氣混合成為可燃混合氣再進入汽缸 經火花 塞點火燃燒膨脹作功 人們通常稱它為點燃式發(fā)動機 而柴油機一般是通過噴油泵和噴 油咀將柴油直接噴入發(fā)動機氣缸 和在氣缸內經壓縮后的空氣均勻混合 在高溫 高壓 下自燃 推動活塞作功 人們把這種發(fā)動機通常稱之為壓燃式發(fā)動機 汽油機汽車具有轉速高 轎車用汽油機轉速可高達 轉 分 貨車用 汽油機達 轉 分左右 質量輕 工作時噪聲小 起動容易 制造和維修費用低等 特點 故在中 小型貨車及軍用越野車上得到廣泛應用 其不足之處是燃油消耗較高 因而燃油經濟性較差 柴油機車因壓縮比高 燃油消耗平均比汽油機車低 左右 所以燃油經濟性較好 一般貨車大都采用柴油機 柴油機的弱點是轉速較汽油機低 一 般最高轉速在 轉 分左右 質量大 制造和維修費用高 因為噴油泵 16 和噴油器加工精度要求高 但目前柴油機的這些弱點正在逐漸得到克服 它的應用范 圍正在向中 輕型貨車擴展 國外柴油轎車也有很快的發(fā)展 其最高轉速可達 轉 分 通常 柴油發(fā)動機與汽油發(fā)動機相比熱效率高 因而從節(jié)約能源 降低燃料 成本角度上講 柴油發(fā)動機的推廣使用具有重大意義 柴油發(fā)動機與汽油發(fā)動機相比具 有功率大 壽命長 動力性能好的特點 它排放產生的溫室效應比汽油低 一氧 化碳與碳氫排放也低 在整車的使用壽命期氮氧化合物排放略大于汽油機 柴油機的不 足之處是有害顆粒物排放大 近年來 柴油發(fā)動機采用渦輪增壓 中冷 直噴 尾氣催 化轉換和顆粒捕集器等先進技術 柴油發(fā)動機的排放已達到歐 歐 排放標準 在歐洲 柴油車比較普及 隨著環(huán)保與節(jié)能可持續(xù)發(fā)展的嚴格要求 柴油機將成為主導 的產品 普通柴油機的是由發(fā)動機凸輪軸驅動 借助于高壓油泵將柴油輸送到各缸燃油室 這種供油方式要隨發(fā)動機轉速的變化而變化 做不到各種轉速下的最佳供油量 而隨著 電控柴油機的共軌噴射式系統(tǒng)的產生與應用 較好解決了這個問題 所以從挖掘機作業(yè)環(huán)境與工作要求 同時考慮到經濟與環(huán)境保護的方向出發(fā) 選擇 柴油機作為挖掘機的動力源是最佳的選擇 行走裝置傳動方式的確定 傳動系是動力裝置和行走機構之間的動力傳動和操縱 控制機構組成的 系統(tǒng) 它將動力裝置輸出的功率傳給驅動輪 并改變動力裝置的功率輸出特性以滿足工 程機械作業(yè)行駛要求 傳動系根據動力傳動形式分為機械式 液力機械式 全液壓式和電傳動式等四種傳 動系統(tǒng)類型 機械式 所謂機械傳動是指傳動系統(tǒng)中采用剛性零部件傳遞動力的方式 它是通過齒輪 齒 條 帶 鏈等機件傳遞動力和進行控制 工程機械中使用機械傳動系統(tǒng)由來已久 下面 介紹輪胎式與履帶式行走的機械式主要傳動路線 同時比較機械式傳動的優(yōu)缺點 17 輪式 發(fā)動機 主離合器 變速箱 傳動軸 主傳動器 差速器 輪邊減速器 履帶式 發(fā)動機 主離合器 變速箱 傳動器 中央傳動 終傳動裝置 優(yōu)點 結構簡單 工作可靠 價廉 傳動效率高 可利用慣性作業(yè)等 缺點 當外阻力變化劇烈時易熄火 換檔時動力中斷時間長 機械循環(huán)作業(yè)時頻繁換檔勞動強度大 傳動系零部件受到的沖擊載荷大 機械變速箱檔位較多 結構復雜 液力機械式 在上述機械傳動系統(tǒng)中串聯(lián)或并聯(lián)加入液力變矩器 或液力偶合器 后 使發(fā)動機 輸出的動力通過液力變矩器 或液力偶合器 及機械傳動部件傳到驅動輪 這個系統(tǒng)稱 為液力機械傳動系統(tǒng) 液力機械傳動分兩種情況 一種是在車輛以低速行駛時 發(fā)動機 發(fā)出的功率 一部分通過液力元件 液力變矩器 另一部分通過機械變速箱 經匯 流行星排匯流后輸給主動輪 亦稱功率分流式傳動 另一種是在車輛高速行駛時利用閉 鎖離合器將變矩器閉鎖 使功率僅從機械部件傳遞 液力機械傳動的研究對象是如何最 大限度地把液力傳動和機械傳動的優(yōu)點結合成一個有機的整體 下面介紹輪胎式與履帶 式行走的液力機械式主要傳動路線 同時比較液力機械式傳動的優(yōu)缺點 輪式 發(fā)動機 變矩器 動力換檔 變速箱 傳動軸 主傳動器 差速器 輪邊減 速器 履帶式 發(fā)動機 變矩器 動力換檔 變速箱 中央傳動 終傳動裝置 優(yōu)點 變速箱檔位少 動力換檔輕 簡化結構 發(fā)動機功率利用好 防熄火 換檔次數少 勞動強度低 傳動系振動小 機械零部件壽命長 機械可實現(xiàn)零起步 起步平穩(wěn) 缺點 與機械傳動系比較 成本相對較高 傳動效率較低 適用范圍 中 大型施工機械 推土機 裝載機 鏟運機 高級轎車 重型汽車 等 液力機械式傳動系統(tǒng)與機械式傳動系統(tǒng)相比有何優(yōu)點 能自動適應外阻力的 18 變化 使機械能在一定范圍內無級地變更其輸出軸轉矩與轉速 當阻力增加時 則自動 降低轉速 增加轉矩 從而提高機械的平均速度與生產率 因液力傳動的工作介 質是液體 所以能吸收并消除來自內燃機及外部的沖擊和振動 從而提高了機械的壽命 因液力裝置自身具有無級調速的特點 故變速器的檔位數可以減少 并且因采用 動力換檔變速器 減小了駕駛員的勞動強度 簡化了機械的操縱 全液壓式 靜液壓式和液壓機械式 液壓傳動是用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式 該傳動方式取 消了主離合器 變速箱 后橋等傳動部件 使工作裝置的操縱和整機驅動方式統(tǒng)一 可 減輕機重 結構緊湊 總體布置簡單 原地轉向性能好 可實現(xiàn)牽引力和速度的無極調 整 大大提高了牽引性能 下面介紹靜液壓式與液壓機械式行走的全液壓式主要傳動路 線 同時比較全液壓式傳動的優(yōu)缺點 靜液壓式 發(fā)動機 液壓泵 液壓馬達 輪邊減速器 液壓機械式 發(fā)動機 液壓泵 液壓馬達 減速箱 輪邊減速器 優(yōu)點 無級變速 速度變化范圍大 可實現(xiàn)微動 系統(tǒng)元件少 布置方便 維護和操作簡單 液壓系統(tǒng)本身可實現(xiàn)制動 缺點 液壓元件加工精度和密封要求高 國產件的壽命 短 使用維護要求高 電力式 電力傳動是利用電力設備并調節(jié)電參數來傳遞動力和進行控制 采用發(fā)電機驅動發(fā) 電機發(fā)電 通過電力驅動電動機 進而驅動行走機構與工作機構 工程機械中最常見的 電力傳動系統(tǒng)是 電動輪 的形式 其基本原理是有發(fā)動機帶動直流發(fā)電機 然后用發(fā) 電機輸出的電能驅動裝在車輪中的直流電動機 車輪和直流電動機 包括減速裝置 裝成一體稱為 電動輪 下面介紹電力式的主要傳動路線 同時比較電力式傳動的優(yōu) 缺點 組成 內燃機 發(fā)電機 電動機 減速裝置 驅動輪 優(yōu)點 動力裝置與車輪間無剛性聯(lián)系 易總體布置和維修 無級變速 功率利用好 19 電動輪通用性好 易組合成多種驅動形式 可采用電制動 制動器壽命長 系統(tǒng)易實現(xiàn)自動化 操作方便 缺點 價高 耗有色金屬量大 自重大 適用于大型 重型作業(yè)機械 表 幾種傳動方式的主要傳動特性比較 比較 方式 功能與重量 比 轉矩與轉動 慣量比 響應速度 可控性 負載剛度 調速范圍 機械式 小 小 低 差 中等 小 電力式 小 小 中等 中等 差 中等 全液壓式 大 大 高 好 好 好 從上述的介紹與比較不難看出 對本課題所研究的挖掘機類型選擇液壓式傳動方式 是最合理的 而隨著液壓技術的不斷發(fā)展和創(chuàng)新 液壓方面的一些缺點已逐漸改善 它 的一些獨特的優(yōu)點一直受工程機械的喜愛 如今 流體傳動技術水平的高低已成為一個 國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志 所以 在本設計的傳動方式選用液壓式 行走裝置行走方式的確定 液壓挖掘機行走裝置的設計原則 因為行走裝置兼有液壓挖掘機的支撐和運行兩大功能 因此液壓挖掘機行走裝置應 盡量滿足以下要求 應有較大的驅動力 使挖掘機在濕軟或高低不平等不良地面上行走時具有良好 的通過性能 爬坡性能和轉向性能 在不增大行走裝置高度的前提下使挖掘機具有較大的離地間隙 以提高其不平 地面上的越野性能 行走裝置具有較大的支撐面積或較小的接地比壓 以提高挖掘機的穩(wěn)定性 挖掘機在斜坡下行時不發(fā)生下滑和超速溜坡現(xiàn)象 以提高挖掘機的安全性 行走裝置的外形尺寸應符合道路運輸的要求 20 液壓挖掘機行走裝置的介紹與比較 液壓挖掘機的行走裝置 按結構可分為履帶式和輪胎式兩大類 履帶式行走裝置的特點是 驅動力大 通常每條履帶的驅動力可達機重的 接地比壓小 因而越野性能及穩(wěn)定性好 爬坡能力 大 一般為 最大的可達 且轉彎半徑小 靈活性好 履帶式行 走裝置在液壓挖掘上使用較為普遍 但履帶式行走裝置制造成本高 運行速度低 運 行和轉向時功率消耗大 零件磨損快 因此 挖掘機長距離運行時需借助于其他運輸車 輛 輪胎式行走裝置與履帶式的相比 優(yōu)點是運行速度快 機動性好 運行時輪胎不 損壞路面 因而在城市建設中很受歡迎 缺點是接地比壓大 爬坡能力小 挖掘作業(yè)時 需要用專門支腿支撐 以確保挖掘機的穩(wěn)定性和安全性 履帶式行走裝置組成與工作原理 履帶式行走裝置由 四輪一帶 即驅動輪 導 向輪 支重輪 托輪 以及履帶 張緊裝置和緩沖彈簧 行走機構 行走架等組成 挖掘機運行時 驅動輪在履帶的緊邊 驅動段及接地段 支撐段 產生一個拉力 企圖把履帶從支重輪下拉出 由于支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力 阻止履帶 的拉出 迫使驅動輪卷動履帶 導向輪再把履帶鋪設到地面上 從而使挖掘機借支重輪 沿著履帶軌道向前運行 液壓傳動的履帶行走裝置 挖掘機轉向時由安裝在兩條履帶 上 分別由兩臺液壓泵供油的行走馬達 用一臺油泵供油時需采用專用的控制閥來操縱 通過對油路的控制 很方便地實現(xiàn)轉向或就地轉彎 以適應挖掘機在各種地面 場地上 運動 輪胎式行走裝置輪胎式液壓挖掘機行走裝置的結構型式很多 有采用標準汽車底盤 的可輪式拖拉機底盤的 但斗容量稍大 工作性能要求較高的輪胎式液壓挖掘則采用專 用的輪胎式底盤行走裝置 無支腿 全輪驅動 轉臺布置在兩軸的中間 兩軸輪距相同 其優(yōu)點是省去了 支腿 結構簡單 便于在狹窄工地上作業(yè) 機動性好 缺點是挖掘機行走時轉向橋負載 大 轉向操作費力或需要設置液壓助力裝置 因此這種結構型式的行走裝置僅適用小型 輪胎式液壓挖掘機 雙支腿 全輪驅動 轉臺偏于固定軸 后橋 一邊 其特點是 減輕了轉向橋 的負載 使轉向操作較輕便 支腿裝在固定軸一邊 保證了挖掘機作業(yè)時的穩(wěn)定性 這 21 種結構型式的行走裝置多用于小型輪胎式液壓挖掘機 四支腿 單軸驅動 轉臺遠離中心 其特點是 驅動輪的輪距較寬 而轉向輪 的輪距較小 轉向時繞垂直軸轉動 由于車輪形成三支點布置 受力較好 無需懸掛擺 動裝置 行駛時轉向半徑小 作業(yè)時四支腿支撐 穩(wěn)定性好 其缺點是 在松軟地面上 行駛會形成三道輪轍 行駛阻力增大 而且三支點底盤的橫向穩(wěn)定性差 因此這種結構 型式的行走裝置僅適用于小型挖掘機 四支腿 全輪驅動 轉臺接近固定軸 后橋 一邊 其特點是 前軸擺動 由 于重心偏后 因此轉向時阻力小 易操作 并且通過采用大型輪胎和低壓輪胎 因而對 地面要求較低 這種結構型式的行走裝置廣泛應用于中型 大型挖掘機上 與履帶式 液壓挖掘機行走裝置相比較 輪胎式行走裝置的主要特點是 要求地面平整 堅實 以免輪轍過深 增加挖掘機行駛阻力 轉向阻力 影響 挖掘機的穩(wěn)定性 輪胎式挖掘機的行走速度通常不超過 爬坡能力為 為了改善挖掘機的越野性能 宜采用全輪驅動 液壓懸掛平衡擺動軸 作業(yè)時 由液壓支腿支撐 使前后橋卸荷并整機穩(wěn)定性得以提高 綜上 履帶式行走系比之輪胎式有以下特點 履帶式挖掘機的驅動輪只卷繞履帶而不在地面滾動 機器全重經支重輪壓在多 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 與同馬力的輪胎式機器相比 由于履帶支承面大 接地比壓小 一般小于 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 履帶銷子 銷套等運動副使用中要磨損 要有張緊裝置調節(jié)履帶張緊度 它兼 起一定的緩沖作用 履帶式行走系重量大 運動慣性大 緩沖減振作用小 結構中最好有某些彈性 元件 履帶式行走系結構復雜 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 22 所以 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 綜上所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 液壓馬達與減速器總成 驅動輪 履帶 23 3 挖掘機行走裝置的詳細設計 3 1 行走裝置的總體幾何尺寸設計 由于本設計初始設計時 一些相關的參數還無法提前確定 所以按照標注選定法 理論分析計算法等方法得出的參數值不可能都是完全切合的 因此在未知參數的前提下 本設計有的參數采用了經驗公式法進行計算 1 履帶帶長 K K KA G1 3 3 1 1 1 40 13 5 1 3 3332mm 式中 KA 為尺寸系數 1 25 1 5 本設計取 KA 1 40 G 為整機重量 本設計 G 13 5 噸 本設計除特殊說明外 G 含相同 考慮到整體布局 類比同型產品可在此基礎上增大 故 可取為 驅動輪與導向輪軸向中心距 L Ki G1 3 3 1 2 式中 Ki 為尺寸系數 本設計取 Ki 考慮到整體布局 類比同型產品可在此基礎上增大 故 可取為 軌距 B KB G1 3 3 1 3 式中 KB 為尺寸系數 本設計取 KB 考慮到整體布局 類比同型產品可在此基礎上增大 故 可取為 24 履帶高度 H0 H0 KT G1 3 3 1 4 式中 KT 為尺寸系數 本設計取 KT 為了整體的整體布局 考慮將其擴大 左右 計算得 H0 履帶板寬 根據 中華人民共和國建筑工業(yè)行業(yè)標準 液壓挖掘機履帶 規(guī)格系列查取 底盤總寬 C B b 3 1 5 履帶接地長度 L 接 L 接 L 0 35 Dk 3 1 6 L 0 35 K L 式中 Dk 為驅動輪直徑 約為 后端支重輪到驅動輪間距 C3 C3 KC1 lt 3 1 7 式中 KC1 為尺寸系數 本設計取 lt 為履帶節(jié)距 根據 中華人民共和國建筑工業(yè)行業(yè)標準 液壓挖掘機 履帶 規(guī)格系列查取 lt 前端支重輪到導向輪間距 C1 C1 KC2 lt 3 1 8 25 式中 KC2 為尺寸系數 本設計取 兩端支重輪間距 lo lo L C1 C3 3 1 9 轉臺離地高 h1 h1 K0 G1 3 3 1 10 式中 K0 為尺寸系數 本設計取 為了整體的整體布局 考慮將其擴大 左右 計算得 h1 相鄰兩支重輪間距 t1 t1 1 2 lt 3 1 11 1 9 171 325mm 現(xiàn)將行走機體的主要線性尺寸列于表 3 1 3 2 行走裝置驅動輪的設計 驅動輪是將傳動系統(tǒng)的動力傳至履帶 以產生使車輛運動的驅動力 因此 要求驅 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 主要參數的確定 節(jié)距 驅動輪節(jié)距應與履帶節(jié)距相等 l t 項目 履帶長度 K 軌距 B 輪距 L 履帶總高 H0 轉臺離地高 h1 履帶板寬 b 結果 mm 3665 1990 2880 890 980 500 26 齒數 增加驅動輪齒數 能使履帶速度均勻性改善 摩擦損失減少 但會 導致驅動輪直徑增大 引起機重和整機高度的增加 驅動輪齒數一般為奇數 使得嚙合 過程中每個齒都能和節(jié)銷嚙合 為使 不致過大 又兼顧履帶運動 的平穩(wěn)性 當 lt 取小值時則 取大值 當 lt 取大值時 取小值 所以 取 驅動輪直徑的確定 驅動輪的節(jié)圓直徑 Dk 按下式計算 Dk 式中 驅動輪與履帶銷銷嚙合次數 驅動輪的齒頂圓直徑 De 按下式計算 De 0 165 0 170 lt Z K 齒根圓直徑 的計算公式如下 D1 Dk Di 式中 Di為履帶鎖緊銷套的外徑 根據 中華人民共和國建筑工業(yè)行業(yè)標準 液壓挖 掘機履帶 規(guī)格系列查取 Di 齒根圓弧偏心距 e 0 07 l t Di 強度校核 按機械零部件的計算方法驗算輪齒的齒面接觸強度 驅動輪輪齒齒面擠壓應力應滿 27 足 j 184 j 184 j 式中 驅動輪齒寬度 履帶銷套外徑 查對應履帶型號得 j 許用用擠壓應力 j 綜上可以看出 條件滿足 符合強度要求 行走裝置輪邊減速器的設計 行星齒輪的傳動特點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較 他具有許多獨特的優(yōu)點 它的最 顯著的特點是 在傳遞動力時它可以進行功率分流 同時 其輸入軸與輸出軸具有同軸 性 具輸出軸與輸入軸均設置在同一軸線上 所以 行星齒輪傳動已經被人們用來代替 普通齒輪傳動 而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器 增速器和變速裝置 尤其是對于 要求體積小 質量輕 結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機 起重運輸 石油化工和兵 器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置 行星齒輪傳 動已經得到了越來越廣泛的應用 行星齒輪傳動的主要特點如下 體積小 質量輕 結構緊湊 承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流 和各中心構成共軸線式的傳動以及合理的運用內嚙合齒輪副 因此可使其結構非常緊湊 再由于在中心輪的周圍均勻的分布著數個行星輪來共同分擔載荷 從而使得每個齒輪所 承載的負荷較小 并允許這些齒輪采用較小的模數 此外 在結構上充分利用了內嚙合 承載能力大和內齒圈本身的可容積 從而有利于縮小其外形尺寸 使其體積小 質量小 結構緊湊且承載力大 一般 行星齒輪傳動的外形尺寸和質量約為普通齒輪傳動的 即相同的載荷條件下 28 傳動效率高 由于行星齒輪傳動結構的對稱性 即它 具有數個均勻分布的行星輪 使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡 從而有利于達到提高傳動效率的作用 在傳動類型選擇恰當 機構布置合理的情況下 其效率可達 傳動比較大 可以實現(xiàn)運動的合成與分解 只要適當選擇行星 齒輪傳動的類型及配齒方案 便可以少用幾個齒輪而獲得很大的傳動比 在僅作為傳遞 運動的行星齒輪傳動中 其傳動比可達到幾千 應該指出 行星齒輪傳動在其傳動比很 大時 仍然可以保持結構緊湊 質量小 體積小等許多優(yōu)點 而且 它還可以實現(xiàn)運動 的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜運動 運動平穩(wěn) 抗沖擊和震動能力較強 由于采用了數個相同的 行星輪 均布的分布在中心論的周圍 從而可使得行星輪與轉臂的慣性力相互平衡 同 時 也使與嚙合的齒數增多 故 行星齒輪的傳動平穩(wěn) 抗沖擊和震動能力較強 工作 較可靠 總之 行星齒輪具有質量小 體積小 傳動比大幾小效 率高 類型 選型得當 等優(yōu)點 因此 行星齒輪傳動已經廣泛應用于工程機械 礦山機械 冶金機 械 起重運輸機械 輕工機械 石油化工機械 機床 機器人 汽車 坦克 火炮 飛 機 輪船 儀器和儀表等各個方面 行星齒輪傳動不僅適用于高轉速 大功率 而且在 低速大轉矩的傳動裝置上也已經獲得應用 他幾乎可以適用一切功率和轉速范圍 故目 前行星傳動技術已經世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一 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 1 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 2 低速大轉矩馬達和一級定軸齒輪減速機構 29 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 3 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 4 2 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 圖 4 2 行星減速器 3 3 3 減速器傳動比的分配原則 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小 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 30 3 3 4 行星減速器齒輪的配齒 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 根據已知的傳動比范圍 由表 取行星輪數目 查表 配齒 可得如下可行傳動比方案 本設計選 方案 配齒如下表 排數 太陽輪 齒數 行星輪 齒數 齒圈 齒數 行星輪數目 第行星排 第行星排 行走裝置功率及挖掘力的設計 3 4 1 發(fā)動機功率 根據經驗公式估算 N 17 7 92 7Q 式中 標準鏟斗容量 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 千瓦 在設計允許范圍內 31 液壓功率 根據經驗公式 P 0 75 0 88 N 式中 為發(fā)動機功率 挖掘力參數 Pf 的計算 挖掘力參數 Pf 的計算 Pf Kf 式中 Pf 為最大反鏟挖掘力 Kf 為為挖掘潛力系數 本設計取 最大轉彎力矩的計算 最大轉彎力矩 Mw Mw Kw 5 79 噸 米 式中 為轉彎系數 取為 為摩擦系數 不良路面取 平均接地比壓的計算 平均接地比壓 Pc 32 Pc 式中 b 履帶接地寬度 即 為履帶接地區(qū)段長度 3 5 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容之一 由于液壓挖掘機的發(fā) 動機和油泵的主要參數及其它一些總體參數主要根據挖掘工況確定 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 爬坡能力和轉彎能力 挖掘機行走時 需要克服行走中所遇到的各種運動阻力 牽引力也就是用于克服這 些運動阻力的 牽引力計算原則是行走裝置的牽引力應該大于總阻力 而牽引力又不會 超過機械與地面的附著力 牽引平衡方程為 式中 為驅動輪的扭矩 為驅動輪節(jié)圓半徑 為履帶牽引力 為運行時各阻力之和 本設計采用在目前大多數履帶式液壓挖掘機的行走牽引力 的經驗公式計算 T 0 70 0 85 G 噸 下面分別對各阻力作計算 3 5 1 履帶運行阻力計算 履帶運行時 由于驅動輪與履帶軌鏈的嚙合 履帶銷軸間的摩擦以及支重輪 導向 33 輪和驅動輪等滾動阻力和軸頸摩擦阻力等構成了履帶運行的阻力 履帶式行走裝置的運 行阻力有土壤變形阻力 坡度阻力 內阻力和轉彎阻力及風阻力和慣性阻力 3 5 1 1 土壤變形的阻力 即外部行駛阻力 土壤變形阻力是土壤對履帶運行的阻力 由于支重輪沿履帶滾動 履帶使土壤受擠 壓變形而引起的 對于一條履帶的變形阻力為 Fw1 p0bh2 對于雙履帶的變形阻力為 Fw1 2Fw1 p0bh2 式中 p0 土壤的變形模量 如下表 取 履帶寬度 受壓表面下陷深度 土 壤 變 形 模 量 po 單 位 KN mn 2 相 對 含 水 量 耗 水 量 塑 性 上 限 土 質 1 0 5 1 0 0 5 沙 土 147 09 490 3 粘 性 土 980 6 1470 9 196 12 588 36 49 03 98 06 松 土 1470 9 2451 5 490 3 980 6 而 可以用以下簡化式計算 h 式中 履帶接地區(qū)段部位的接地比壓 用平均比壓 土壤抗陷系數 取 故 Fw1 p0bh2 500 5 2 0 174KN 3 5 1 2 履帶對地面的水平擠壓力 圖 表示地面在履帶滾輪作用下的變形情況 若履帶寬度為 則圓周上擠壓土 34 壤的微段 的面積為 則 面上所受擠壓力為 dFp p bds 式中 深度 處的比壓力 變形土壤 段圓弧面上的總擠壓力 擠壓力的水平分為 d dFpsina 3 5 7 又根據圖 設滾輪半徑為 則有 ds Rda 3 5 8 p0h p0 Rcosa Rcosa0 3 5 9 將式 和式 代入式 得 d bR2p0 cosasina cosa0sina da 在土壤變形圓弧段的包角范圍內對上式積分 得到 bR2p0 cos 2a0 cosa0 將 代入上式 并經整理化簡得到單條履帶對地面的水平擠壓力 p0bh2 b 3 5 10 3 5 1 3 履帶的運行比阻力 雙履帶的地面總變形阻力即為運行阻力 2 b 3 5 11 令履帶運行比阻力系數 即 3 5 12 將式 3 5 12 代入式 3 5 11 并整理得 3 5 13 式中 運行比阻力系數 根據試驗確定 見表 挖機總工作質量 履帶接地長度 表 3 5 1 運行比阻力系數 圖 3 5 履帶對水平地面的擠壓力 35 由以上分析可得到如下結論 履帶運行阻力與成正比 故多支點履帶裝置比少支點履帶的地面變形阻力小 運行比阻力系數與平均比壓力成正比 運行比阻力系數與成反比 故地面愈松軟 阻力就愈大 運行比阻力系數與履帶支承長度 成反比 如果從減小來看 在同樣的平均比 壓力下 應采用較長的履帶 而不用寬履帶 在實際計算中 通常采用 計算運行比阻力 在坡道中運行比阻力為 其中 為坡度角度 故 3 5 1 4 坡度阻力 坡度阻力是機器在斜坡上因自重的分力所引起的 設坡角為 則坡度阻力為 mgsina 3 5 14 13 5 9 81 sin350 75 96 KN 式中 挖機總工作質量 3 5 1 5 內部阻力 1 驅動輪與履帶的嚙合阻力 3 5 15 式中 履帶緊邊張力 驅動輪與履帶的嚙合效率 一般取 2 驅動輪和導向輪軸頸的摩擦阻力 驅動輪和導向輪軸頸處的摩擦阻力是由履帶的張力造成的 根據驅動輪的不同旋轉 路面系數 比阻力系數 路面系數 比阻力系數 圓石砌的中級公路 堅實的土地 野地 濕地 冰凍路面 36 方向 可分為兩種情況 當驅動輪正向旋轉 如圖 所示 即挖掘機向前行駛時 履帶下分支為緊邊 上分支為松邊 點處履帶張力為 由驅動輪的驅動力矩產生 點處履帶的張力為 是由初始張緊力及履帶上分分支懸垂造成的 將驅動 輪和導向輪軸頸上的摩擦力矩換算到驅動輪節(jié)圓上 則有 3 5 16 式中 履帶緊邊張力 履帶松邊張力 軸頸中的摩擦系數用銅襯套 取 驅動輪和導向輪的軸頸直徑 假定二者直徑相同 驅動輪節(jié)圓直徑 圖 前進時履帶運行張力 當驅動輪反向旋轉 如圖 所示 即挖掘機倒退行駛時 履帶下分支為松邊 上分支為緊邊 點處履帶張力為 點處履帶的張力為 由驅動輪的驅動力矩 產生 同樣將驅動和導向輪軸頸上的摩擦力矩換算到驅動輪節(jié)圓上 則有 3 5 17 一般情況下 所以比大得多 圖 后退是履帶運行張力 由此可見 當挖掘機倒退行駛時 履帶中的摩擦損失將比向前行駛時大 因此 挖 37 掘機行走時 一般應后輪驅動 向前行駛 3 履帶銷軸間的摩擦阻力 設履帶節(jié)距為 驅動輪齒數為 則驅動輪每轉一圈 位于節(jié)圓上的 塊履帶板 都要繞銷軸轉動 每塊履帶板的轉角為 在履帶張力作用下每塊履帶板銷軸轉過 角所做的摩擦功為 W 式中 履帶拉力 履帶板銷與孔的摩擦系數 履帶銷軸直徑 如前所述 液壓挖掘機常用后輪驅動 前進和后退時 履帶上下分支中的張力是不 同的 所以履帶銷軸的摩擦阻力 的計算也分兩種情況 如圖 所示 挖掘機向前行駛 當驅動輪和導向輪轉一周時 在 各點均有履帶板繞上或繞出 每條履帶的履帶銷軸中的總摩擦功為 W W 3 5 19 設履帶板節(jié)距離為 則挖掘機行駛距離為 因此每條履帶板銷軸摩擦阻力換算到 驅動輪節(jié)圓上的摩擦阻力為 3 5 20 同理可得挖掘機后退行駛時履帶銷軸中的摩擦力為 3 5 21 支重輪的摩擦損阻力 這項損失的計算和車輛沿軌道運動一樣 3 5 22 式中 作用于履帶上的總質量 支重輪外徑 支重輪銷軸外徑 滾動摩擦系數 銷軸和支重輪軸套之間的摩擦系數 38 綜上所訴 等效到驅動輪節(jié)圓上的每條履帶總內阻力分別為 當挖掘機前進時 當挖掘機后退時 上面這些計算公式只有當知道履帶全部尺寸 即結構設計完成后才能使用 初算時 可取履帶本身阻力等于整機單邊垂直自重載荷 的 即 0 06 13 5 9 81 7 95KN 3 5 25 考慮到這些損失 在計算內阻力時也可取履帶行走裝置效率等于 3 5 1 6 轉彎阻力 履帶行走裝置轉彎時所受到的阻力較為復雜 其中包括履帶板與地面的摩擦阻力 履帶板側面剪切土壤的阻力以及履帶板突筋擠壓土壤的阻力等 這些阻力要全部進行詳 細計算是困難的 但因第一項阻力最大 也是主要的 所以重點研究履帶板在轉彎時與 地面的摩擦阻力矩 履帶板與地面的摩擦阻力矩主要與履帶上比壓的分布以及不同的工況有關 對于挖 掘機來說 由于轉彎時機器空載 而且工作裝置是懸起的 因此履帶比壓基本上可看作 均勻分布 因些 履帶的轉彎運動可看作如圖 所示沿折線行走 即履帶由 至 至 為直線運行 而在 處繞履帶自身轉一角度 設履帶寬為 接地長度為 且 則一條履帶的微面積 繞履帶中心 點 轉動時的力矩可表示為 d 式中 接地比壓 挖掘機轉彎時履帶與地面的摩擦 系數 一條履帶的轉彎阻力矩為 3 5 26 式中 挖掘機工作質量 履帶接地長度 39 對于雙履帶行走的液壓挖掘機 其轉彎阻力矩可認為是單條履帶的 倍 即 3 5 27 摩擦系數與支承表面土壤性質和轉彎半徑有關 可用經驗公式表示為 3 5 28 式中 行走履帶的轉彎半徑 履帶軌距 單側履帶制動條件下 履帶轉彎時最大摩擦系數 見下表 表 3 5 4 履帶轉彎時最大摩擦系數 土壤性質 土壤性質 有 雪 的 荒 地 干 的 土 路 干 的 沙 路 0 6 0 8 0 7 0 75 0 8 0 9 濕 地 耕 地 沼 澤 地 潮 濕 的 黏 質 土 0 8 1 0 0 85 0 9 0 4 0 5 在實際計算時 值可近似選取 對于堅實地面取較小值 于松軟地面取較大值 一 般取值范圍 當挖掘機轉彎時 可以把摩擦阻力矩換算為轉彎行駛阻力 3 5 29 由此可見 轉彎行駛阻力與轉彎半徑成反比 將履帶平均接地比壓 3 5 30 代入式 3 5 29 可得 3 5 31 由此可見 轉彎行駛阻力與履帶接地長度平方成正比 從這一點來看 加大履帶長 度對轉彎是不利的 當液壓挖掘機以單條履帶制動轉彎時 履帶板側邊與地面刮土的附加阻力系數 根據式 由 有 所以 此時的轉彎行駛阻力 可表示為 3 5 32 3 6 1 7 風載阻力 風載阻力可表示為 3 5 33 40 式中 挖掘機的風載阻力 挖掘機工作狀態(tài)的風壓 取 挖掘機的迎風面積 3 5 1 8 慣性阻力 挖掘機的行走工況較為復雜 慣性阻力主要指整機啟動行駛時的慣性力 慣性阻力 為 0 01 0 02 mg N 3 5 34 綜上所述 以上 種運行阻力中 以坡度阻力和轉彎阻力為最大 往往要占到總阻 力的 尤其液壓挖掘機的原地轉彎阻力比機械式的繞一條履帶轉彎阻力更大 但 轉彎和爬坡一般不同時進行 因此 可以根據上坡時作直線行走的情況計算履帶行走裝 置 并根據平道上轉彎的情況來驗算 故在實際計算履帶行走裝置的牽引力時 總是從下面兩種組合情況中