EXB300液压挖掘机行走驱动及液压回路设计.docx

太原科技嵩校本科毕业设计说明书EXB300液压挖掘机行走驱动及液压回路设计TheDesignontheOverallWakingDeviceandReduceroftheEXB3(M)HydraulicExcavator学院（系）：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：学号：指导教师：评阅教师：完成日期：2013613太原科技富联TaiyUanUniversityofScienceandTechnology随着人类社会的不断进步，科学技术的高速发展，工程机械在各行业中得到了很好的运用。然而，在不同的环境下对挖掘机等工程机械的大小、性能的要求有所不同，各种性能参数确定其工作环境。工程机械在国民生产中有若很菰要的位置，它在很大程度上取代了原始的、落后的生产工具，他在现今中国和世界的飞速发展的今日功不行没。本次设计的主要内容是：EXB300型液压挖掘机行走驱动装置及液压回路，绘制装配图和液压回路图。动力选择及有关参数确定：马达参数确定，部件设计计兑，主要零件校核，液压回路设计，编写说明书。本设计的主要特点是：方案设计中从牢粒性、可实现性、综合性能等进行方案比较,选择方案。技术设计中应考虑总体配置合理、平安：选材加工方法和技术条件可行；制图正确、标注齐全符合国家标准。充分留意盛机各子系统之间相关性，力求盛机性能的-样性和优化性。关键词：履带式；液压挖掘机;行走减速器；液压回路TheDesignontheOverallWakingDeviceandReduceroftheEXB30。HvdraulicExcavatorVAbstractWiththecontinuousprogressofhumansociety.therapiddevelopmentofscienceandtechnology,engineeringmachineryinallwalksoflifehavebeeningooduse.However,indifferentcircumstancc,cxcavalorsandotherconstructionmachineryon(heSiZC.performancerequirementsarcdiffcrcnt.variousperformanceparameterstodeterminetheirworkingenvironnent.ConstrucionmachineryinthenationalproductioninaveryimponanlpositionallargelyreplacedtheOrigina1.backwordPrOdUClion100lsjnpresent-dayChinaand(herapiddevelopmentoftheworld.hedesignforthemainelements:EXB3(X)hydraulicexcavatordrivesandhydrauliccircuits,assemblydrawingandhydrauliccircuitdiagram.Poweroptionsandrelatedparameters:motorparameterdctcmnnatiocomponentdesigncalculations,checkingthemainparts,hydrauliccircuitdesign.Writteninstructions.ThedesignIbrthemainfeaturesare:designinavarietyofrogramne,frontheFcliabilityxanbercalizcd,suchascomprehensiveperformanceprogrammc.thcoptions,Fechnicaldesignshouldbeconsideredintheoverallallocationofreasonablesafety：Selectioibprocessingnedxlsandtechnicalconditionsfeasible;correctmapping,taggingcompletewithnationalstandards.KeyWorclsrCrawIer,Hydraulicexcavators.Walkingreducer,Hydrauliccircuit.太原科技高校毕业设计（论文）任务书（由指导老师填写发给学生）学院（直属系）：机械工程学院时间：13年2月26日学生姓名张文来指导教师史守录设计（论文）题目EXB300液压挖照机行走提动及液压回路设计主要研究内容1 .确定行走驱动装置机械结构方案及液压系统方案：2 .确定行走马达、行走减速机构及行走液压回路的主要结构参数：3 .计算行走阻力距、驱动力矩并对整机各行走工况进行牵引性能及运动分析；4 .设计行走减速机构及行走液压系统：5 .选择典型危急工况对行走驱动机构主要零部件进行强度校核：6 .绘制行走减速机构装配图、零部件结构图及行走液压回路图；7 .完成说明书：8 .翻译3000字以上的相关外文文献“探讨方法1 .在老师指导下独立担当相关设计内容；2 .通过查阅和分析近年来国内外相关文献及技术资料，参考现有机型进行方案选型并确定主要结构参数：3 .通过所学专业学问进行结构设计；4 .可借助于CAD方法绘制工程图纸并完成设计说明书。主要技术指标（或探讨目标）1 .行走速度：低速档O33Kmh,高速档O-55Kmh无级变速：2 .最大牵引力：270KN：3 .停车制动器要求采纳湿式盘式制动器；4 .行走液压回路需具备防止超速溜坡功能：要求按时全面完成规定设计内容：步骤详实可信、方案正确、结构合理可行、工艺性好：所绘的装配图内容完整，符合国家标准及行业规范，达到工程运用要求：对所翻译的外文文献要求内容完整、表达精确、文字通顺。主要参考文献1 .同济高校主编.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，19X6.122 .同济高校刘希平主编工程机械构造图册.北京;机械工业出版社，1987,123 .张玉川主编.进口液压挖掘机国产化改造（M1.成都:西南交通总校出版社1994 .34 .成大先主编.机械设计手册M.北京:化学工业出版社1987年报2月5 .颜荣庆等编冷现代工程机械液压与夜电系统Ml匕京:人民交通出版社，2001年4月说明：一式两份，一份装订入学生毕业设计（论文）内，一份交学院（直属系）。摘要I引言-I-第一章确定行走驱动装置机械方案-5-1.1 减速器的功用及分类-5-1.1.1 减速器的作用有以下几点-5-1.1.2 减速器的分类-5-1.2 行星减速器传动方案的选定-8-其次章施定行走马达参数并进行工况分析-10-2.1 马达参数确定-10-2.1.1 驱动轮直径确定-10-2.1.2 确定马达输出转矩-H-2.1.3 确定行走液压马达的最高转速-Il-2.2 对整机个行走工况进行牵引性能及运动分析-14-2.2.1 牵引性能-14-2.2.2 工况校核-14-第三章行走减速机构设计及主要零部件设计及校核-17-3.1 减速器传动比的安排-17-3.1.1 齿轮参数确定-18-3.1.2 啮合参数计算-19-3.1.3 各行星齿轮几何尺寸计算-20-3.2 主要部件校核-23-3.2.1 齿轮校核-23-3.2.2 确定轴的直径并校核-33-第四章确定行走驱动液压系统方案-36-4.1 挖掘机液压系统的设计要求-36-4.2 液压图运行原理-37-第五章设计心得-39-参考文献-40-附录-40-引言本课题的目的和意义液压挖掘机是一种周期作业的土石方施工机械，在交通运输、民用建筑、矿山开采和市政工程等场所得到广泛应用，是各种土石方工程中特别常用的一种重要工程机械。主要用于建筑工程中拆除和开挖地基，水利工程中开挖坑槽和疏通河道，道路建设中道路平整和岩石破裂市政建设中铺设管道和破裂路面.现在一些新型挖掘机可以水下作业。由于施工环境有时比较恶劣对挖掘机的技术性能要求比较高，所以液压挖掘机的科技含量比较高是工程机械中最重要的产品之J可以说液压挖掘机的制造技术水平和生产实力反映r一个国家的工程机械的整体水平，不号张的说也能反映这个国家的装备制造业水平。该课题结合机械设计专业的教学内容和国内外液压挖掘机的应用发展，对履带式液压挖掘机行走减速部分作较为深化的分析探讨。依据设计依据及要求,完成挖掘机行走减速机构设计，液压回路设计，进一步驾驭挖掘机的设计方法和步骤“通过毕业设计，使我们进一步巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业学问的驾驭，使之系统化、综合化：培育我们独立思索、独立工作和综合运用已学学问分析与解决实际问题的实力，尤其留意培育我们独立获得新学问的实力：培育我们在方案设计、设计计算、工程绘图、文字表达、文献杳阅、计算机应用及工具书的运用等方面的基本工作实践实力；使我们树立具有符合国情和生产实际的正确设计思想和观点，树立严递、负货、实事求是、刻苦钻研、勇于探究、勇于创新、招长与他人合作的工作作风。国内外液压挖掘机的发展状况国内液压挖掘机的发展和现状我国的挖掘机生产起步比较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为IM的机械式单斗挖掘机至今，大体上经验了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪30-40年头的机械式单斗挖掘机为主,起先了中国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的须要，先后建立挖掘机生产厂。1967年起先,中国自主研制液用挖掘机。早期开发胜利的产品主要有上海建筑机械厂的WYloO型、贵阳矿山机器厂的W4-60型、合肥矿山机器厂的叫60型挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WYI60型和杭州重型机械厂的“250型挖掘机等。它们为中国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的-步。到20世纪80年头末，中国挖掘机生产厂己有30多家，生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有0.12.5立方米等12个等级、20多种型号，还生产05T立方米以及大型矿用10立方米、12立方米机械传动单斗挖掘机，1立方米隧道挖掘机，4立方米长皆挖掘机，100O立方米/h的排土机等,还开发了斗容垃0.25立方米的船用液压挖掘机，斗容量0.4立方米、0.6立方米、O.8mj的水端两用挖掘机等。但总的来说，中国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量等与国际先进水平相比，有很大的差距。改革开放以来，主动引进、消化、汲取国外先进技术，以促进中国挖掘机行业的发展。其中货阳矿山机器厂、上海建筑机械厂、合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂等分别引进德国利勃海尔公司的液压挖掘机制造技术。稍后几年，杭州重型机械厂引进德国德玛克公司的H55和1185型液压挖掘机生产技术，北京建筑机械厂引进德国奥加凯公司的液压挖掘机制造技术。与此同时，还有山东推土机总厂（其挖掘机生产基地改名为山重建机有限公司，包括STRONG和JCM两个品牌）、黄河工程机械厂、江西长林机械厂、山东临沂工程机械厂等联合引进了日本小松制作所PC型液压挖掘机的制造技术，这些厂通过数年引进技术的消化、汲取、移植，使国产液压挖掘机产品性能指标全面提高到20世纪80年头的国际水平，产量也逐年提高。由于国内对液压挖掘机需求量的不断增加且多样化，在国有大、中型企业产品结构的调整，牵动了一些其他机械行业的制造厂加入液压挖掘机行业。中国单斗液压挖掘机应向全液用方向发展：应着手探讨、运用电液限制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。国外液压挖掘机的发展和现状工业发达国家的挖掘机生产较早,法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量3.5-40m3单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年头起先生产特大型挖掘机。从20世纪后期起先，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。D开发多品种、多功能、高质贵及高效率的挖掘机“为满意市政建设和农田建设的须要，国外发展了斗容量在025m3以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在0.0加3。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于机多能，配备了多种工作装置除正铲、反铲外，还配备起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破裂锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推上板、冲击铲、集装叉、海空作业架、钱就及拉铲等，以满意各种施工的须要.与此同时，发展特地用途的特种挖掘机，如低比压、低嗓声、水卜专用和水陆两用挖掘机等。2）快速发展全液压挖掘机，不断改进和革新限制方式，使挖掘机由简洁的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压向眼操纵和电气限制、无线电遥控、电子计算机综合程序限制。在危急地区或水下作业采纳无线电操纵.利用电子计算机限制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。全部这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创建了良好的前提。3）重视采纳新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。德国公司挖掘机装有新型的发动机转速调整装巴，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作：美国公司全自动限制液压系统，可自动调整流量,避开了驱动功率的奢侈。还安装J'CAPS（计算机协助功率系统），提高挖掘机的作业功率,更好地发挥液压系统的功能:日本公司挖掘机配有与液压回路连接的计算机协助功率限制系统，利用精控模式选择系统，削减燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并处长了零部件的运用寿命：还有其他公司的具有合潦特性油泵调整系统，使油泵具有最大的工作效率：挖掘机灵能型限制系统，即使无阅历的驾驶员也能进行困难的作业操作：等等。4更新设计理论，提高牢靠;性，延长运用寿命。美、英、日等国家推广采纳有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法,并将疲惫损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设芹、电子计兑机限制的电液伺服疲惫试验技术、疲惫强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度探讨方面，促进了产品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立了预料产品失效和更新的的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制牢靠性住到处理系统。在上述基珈理论的指导卜,，借助于大量试验，缩短了新产品的探讨周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其牢塞性和耐久性。5）加强对驾驻g的劳动爱护，改善驾驶员的劳动条件.液压挖掘机采纳带有坠物爱护结构和帧翻爱护结构的驾驶室，安装可调整的用性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。6）进步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变星系统转变的明显趋势.因为变址系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流氏来检，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可常常性地充分利用油泉的最大功率。当外阻力增大时则削减流量（降低速度），使挖掘力成倍增长率加；采纳三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动.实现与回转达机械的功率匹配,将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路共次个独立的快速成运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍运用，为电子技术、自动限制技术在挖掘机的应用与推广创建了条件。7）快速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年头，为了节约能源消耗和削减对环境的污染，使挖掘机的操作轻巧和平安作业，降低挖掘机腔调，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动限制技术。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻巧、平安舒适、牢靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有J'质的飞跃“20世纪80年头，以微电子技术为核心的高新技术，特殊是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电了限制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标记，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门限制系统,功率优化系统、工作模式限制系统、监控系统等电控系统。发展趋势工业发达国家的液压挖掘机生成较早，产品线齐全，技术成熟。美国德.国和日本是液压挖掘机的主要生产国，具有较高的市场占有率。从20世纪后期起先，国际上液压挖掘机的生产从产品规格上看，在稔定和完善主力机型的基础上向大型化、微型化、方向发展；从功能上看，在满意基本功能的基础上，向多功能化、专业化方向发展：从产品性能上看，向高效节能化、自动化、信息化、智能化的方向发展。设计任务设计题:EXB300液压挖掘机行走驱动装置及液压回路设计主要探讨内容：（1）确定行走驱动装阻机械结构方案及液压系统方案：（2）确定行走马达、行走减速机构及行走液压回路的主要参数：（3）计算行走阻力矩、弱动力矩并对整机各行走工况进行牵引性能及运动分析；（4）设计行走减速机构及行走液压系统：（5）选择典型危急工况对行走驱动机构主要零部件进行强度校核：（6）绘制行走减速机构装配图、零部件结构图及行走液压回路图；（7）完成说明书：（8）翻译3000字以上的外文文献:第一章确定行走驱动装置机械方案液压挖掘机减速机构的设计是本次设计的一个重:要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独立传动装置。减速器的主要功能是将低转速、增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构素凌、效率较高、传递运动精确牢貂、运用维护简洁，并可成批生产，故在现代工程机罂中应用很广.1.1 减速器的功用及分类1.1.1 减速器的作用有以下几点(1)增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩：(2)变扭变速，工程机械作业时,牵引力变更范闱大，而内燃机的转速和扭矩的变更范围不大，即运用液力机械传动，采纳了液力变矩器也不能满意要求，因此必需通过变换变速箱排档以变更传动系传动比变更工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力变更：(3)实现空挡，以利发动机启动和发动机在不熄火的状况下停车：1.1.2 减速器的分类按其传动结构特点可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆蜗轮减速器、行星齿轮减速器四大类。下面对以上四种减速器的特点及用途作简要说明：(1)圆柱齿轮减速器：当传动比在8以下时，可采纳单级网柱齿轮减速器,大于8时，最好采纳两级(i=8'40)和两级以上(i>4O)的减速器。两级和两级以上的圆柱齿轮减速器的传动布置形式有绽开式、分流式和同轴式等数种。它是全部减速涔中应用最广的，它传递功率范用可从很小至40000KW,圆周速度也可以从很低到607011s.有的甚至高达MOms.其结构如图1.1所示：lJ1I；II展开式双级网样W轮友速器展开武三线月往内轮状连找图1.1（2）圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位身布置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由丁圆锥齿轮的精加工比较困难，允许倒周速度又较低，因此制锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速涔那样广。其结构如图1.2所示：图1.2（3）期杆减速器：主要用于传动比较大的场合.当传动比较大时，其传动结构'紧凑，轮麻尺寸小.由于蜗杆传动效率低，所以端杆传动减速器不宜在长期连续运用的动力传递中应用，其结构主要有期杆在上和蜗杆在卜两种形式。蜗杆圆周速度小于4ms时爆好采纳蜗杆在F的形式，在晒介处能得到良好的涧滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于4ms时，为避开搅油太甚，发热过多，最好采纳蜗杆在上的形式。其结构如图4.3所示：图1.3（4）行星减速器：行星减速潺最大的特点是传动效率高，传动比范围广，其传动功率可从IOW到50000KW,体积和重量比般齿轮减速器、蜗杆减速器小得多.其结构如图1.4所示：图1.4行星齿轮减速器与一般齿轮减速器相比，前者具有很多突出优点，已成为世界各国机械传动发展全点。行星齿轮减速器的主要特点如下：1）体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载实力高：2）传动效率高，工作牢靠行星齿轮传动由丁采纳了对称分流传动结构，使作用中心轮和行星架等主要轴承上的作用力相互平衡，有利于提高传动效率；3）传动比大，适当选择传动类型和齿轮数，便可利用少数几个齿轮而获得很大的传动比；4）运动平稳、抗冲击和振动实力强。由于采纳了数个结构相同的行星齿轮，匀称的分布于中心轮的四周，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器.因此，综合考虑四种减速器的特点和适用范国，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。1.2 行星减速器传动方案的选定行星减速器的船东兴市有很多种，以卜.对最为典型的三种传动形式作简要说明：（1）高速马达和定轴行星齿轮混合式行走减速机构此种传动系统一般采纳定量柱寒式、叶片式或齿轮式高速液压马达，行走液压系统压力一般采纳中压，而马达转速较高，最高时可达3000rmin.所以要求齿轮减速机构的传动比也较大。这种传动方式的部件通用化程度比较高，便于安装、运用和修理，但是轴向和径向尺寸均较大，对中小型液压挖掘机的最小轴距和最小离地间隙都有肯定的限制。<2）低速大转矩马达和级定轴齿轮诚速机构一级定轴齿轮减速器安装在履带架上，大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上。这种方案的缺点是马达径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高,运用寿命低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的运用也受到限制。（3）斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构此机构液压系统压力可以达到300WPa以上，马达转速一般在2200rmin以内，双行星排具有较大的传动比，省去了定轴齿轮传动，结构紧凑，适合于专业化批量生产。其中共齿圈式双行星排的结构有以下几种比较上述三重点性方案：a图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构也比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的传动比，效率也高。b图齿圈固定，这种方案结构设计较为困难.因此本设计选择a图结构为减速器的传动方案“<）轴固定行星减速器<6）齿圈固定行星减速器其次章确定行走马达参数并进行工况分析2.1马达参数确定2.1.1驱动轮直径确定在本次设计中依据标注选定法、理论分析计算法等方法得出的参数值不行能都是完全切合的.通常在设计起先时一些参数还不能利用以上方法完全确定，因此在本设计中有的参数采纳了阅历公式法进行计算。(1)履带带长11.i=Ka(2-1)=135×V30=4.195/«式中：KA为尺寸系数(1.25-1.5)，本设计取：1.35G为整机重量，本设计中GTO吨(2)驱动轮与导向轮轴向中心距：Il=K1G1(2-2)=1.13×V30=3.51Im式中：Ki为尺寸系数(1.0-1.2)Ilz1.13(3)驱动轮分度圆直径4约为：dq=1.-(2-3)=4195-3511=684驱动轮分度圆直径取700?，212确定马达输出转矩式中:R依据同等条件挖掘机选350Q取50取075履带传动机构取0.75分行走阻力按阅历公式及=KG。K一般取0.70.85,据有关文献1.IEBHERR公司生产挖掘机其值在0.830.95之间。CATERPI1.1.AR公司挖掘机取0.9左右.这里取0.8°0.8×30×106×9.8=2352(XWK阅历取0.8235200x0.35mnax2x50x0.75=IO97.6NM2.1.3确定行走液压马达的最高转速,1000Vm,qmax下曲l()()()×5.50.7=41.7rmin式中：VnWt最大行驶速度55K"力Dq驱动轮节圆直径0.7，(2-7)=41.7×50=2085rminQmmin_io。(Q心小用2(2-8)”必=101min式中：Qinax工作液压泵的最大输出流量，设计任务书2601.min工作液压泵至液压马达的容积效率取0.9v2液压马大容积效率取0.9n.max液床马达最高转速C_“,”maxCg=0.15%./12730.159×35×0.93=402.86r/min式中：M,max液压马达所需最大输出转矩NMN)液压弓达进出口压力差Wa取35m液压马达的机械效率Ifc0.93依据以上数据选取马达A6VM200排量：20011r最高转速：2900rmin公称压力：40/Pa最大扭矩：1273NM最大允许流量580/Jmin尖峰压力：45Wa液压.泵流H2601.min马达最低转速260minmmin2()()m1.r=1300rmin挖掘机行驶速度03.3K力60x3.33.14×0.7=25rmin05.5Km/h“U'nin11D60×5.53.14x0.7=4l.7rmin减速器最大传动比(2-10)单边理论驱动力要求最大邨动力270KN1300=189.13KN(2-11)18913"巴=0.7单边驱动达072702.2对整机个行走工况进行荤引性能及运动分析1. 2.1奉引性能(2)驱动轮单边驱动力矩由公式MgmaX=Mwmax切(2-12)49.647KN”?履带传动机构取0.75(3)单侧履带牵引力由公式号Dq2x49.6470.7=141.8KN2. 2.2工况校核(1)最大行走速度校核依据最大行走速度确定驱动轮最大转速max41.7rmin马达最高转速下确定驱动轮转速"mmax=2900;/min"<max55.7rmin>%3由上校核能达到最r转速。(2)原地转向实力校核=(0.708)u咫+0.06Wg=0.8×0.6，X+0.06，K=158.76KN式中：尸履带地面转向阻力FV双带内阻力0.70.8取0.8%0.50.6HZ0.6Fz<FQ经校核能转向(3)爬坡实力校核F1+FljrFk<Fq<(ftngcose?(2-14)式中：运行阻力FT=g”IgCOSa(2-15)=21.67KV助取0.09。取35坡度阻力Fk2=mgsna(2-16)=I68.63KN履带内阻力Fi=0.()6mg<2-17)=I7.64KN爬坡阻力后+52+Fg=21.67+168.63+17.64=207.94KNV4附着力""gcos=281.14K,>第三章行走减速机构设计及主要零部件设计及校核3.1减速器传动比的安排由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过10,当总传动比要求超过此值时，应采纳二级或多级减速器。此时就应当考虑各级传动比的合理安排问题，否则将影响到减速潺外形尺寸大小，承载实力能否充分发挥等。依据运用要求的不同，可按以下原则安排传动比：(1)使各级传动的承载实力接近相等(2)使减速器的外轮廓尺寸和班量最小(3)使传动具有最小的转动惯量(4)使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等传动比公式推导对下图1.5a的传动公式推导如下：运动学方程为：%+-(Ki+。】=。(37)nl2+K1ntll-(K2÷)nf2=0(3-2)式中：nli为对应的太阳轮转速/%为对应的齿圈转速/%为对应的行星架转速为参数特性，对应的齿圈与太阳轮齿数之比连接方程：nifl,2力2=0%=%将连接方程代入运动方程，解得传动比i为：i=-(Kl+KiK2+K2)(3-3)其中负号表示太阳轮输入与齿圈输出转向方向相反.3.1.1齿轮参数确定(1)行星出轮配齿计算行星排的正确啃合和传动，应满意四个配齿条件，即传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。依据己知的传动比范围，取行星齿轮数日为：个，经多次验算配齿如下i=52.1第一排(1445104)Ki=7.4286其次排(2043106)K2=5.3(2)行星齿轮模数计兑与确定按齿根弯曲强度初算齿轮模数齿轮模数初算公式为：MKjTR，K产JwM=K72(3-4)%Zfiim式中：Km算式系数，时下直齿轮传动取12.1,对于斜齿轮传动取11.5.KU运用系数见表6-7,取1.75Kf综合系数见表6-5,取2K而计算弯曲强度的行星齿轮间载荷分布不匀称系数，见公式7-12Kfl,=M.5(Kfvt-)(3-5)K加计克接触强度的行星轮载荷分布不匀称系数,见第七章第一：节表7-1,取齿轮精度为7级1.05KM=I+1.5(KyI)=1.075丫印小齿轮齿形系数，见图6-22,MX2.26,正变位0.5Z1齿轮副中小齿轮齿数，14试验齿轮弯曲疲惫极限N，/，按图626630选取，且选取较小俏，取500N/"/7；齿轮齿上承受转矩，三个行星轮，所以r'T=403.85MW0.75×l42×500”，,403.85×2×l.75×1.075×2.26M=12.Iy.=4.3模数取4=；W(Z*+Zc)(3-6)3. 1.2啮合参数计算第行星排中心距太阳轮A和行星轮C=i×4×(14+45)=11S/n/naci行星轮G和内齿轮与aClBl=2'"(Zgl-Zg)=×4×(IO4-45)=11Stnm因为两对齿轮中心距相等，所以，此行星排不须耍角变位。其次行星排中心距太阳轮&和行星轮C?aA2c2=3""七+ZQ=l×4×(20+43)2=1267?”行星轮C,和内齿轮8,=m(-¾)=4×(106-43)=126mm因为两对囱轮中心距相等，所以，此行星样不须要角变位。3.1.3各行星齿轮几何尺寸计算小齿轮齿数14,为防止根切小齿轮0.5正变位，行星轮0.5负变位，齿圈0.5正变位。(1)第一排行星齿轮几何尺寸太阳轮几何尺寸14齿数项目公式结果分度圆直径44=Z-4xl456齿顶高%i=(+0.5h=(1+0.5)×46齿根高h八A,1=(*+c*-().5)x43齿全高九=¼ii+i9齿顶圆直径4"Jrt=4+2tll-56+2×668齿根圆直径"cdli-di-2z-1=56-2×350基忸直径1dhl=&cosa=56cos2052.62=20°压力角取标准项目公式结果分度例直径4；d2=nZ2=4×45180齿顶高配%=也：-。-5)=(I-0.5)x42齿根高hf2hf2=(；+,+O.57/=(1+0.25+0.5)×47齿全高h2h=ha+hc=2+79齿顶圆直径4,dl2=d2+2hal=180+2×2184齿根网直径d/2df2=d22%2=180-2×7166基园直径4,2九=4CoSa=180cos20169.14齿圈尺寸104齿数项目公式结果分度圆直径44="4=4x104416齿顶高343=Q+05>i=(1+0.5)x46齿根高hfi%3=(*+c'-OS)”=(1+0.25-0.5)×43齿全高=3÷3=6+39齿顶圆直径<4»74,3=42/加=4162x6404齿根圆直径dAdfy=4+2%=416+2×3422基圆直径4dby=&COSa=416cos20390.91（2）其次排行星齿轮几何尺寸45齿数行星轮尺寸太阳轮几何尺寸20齿数项Fl公式结果分度圆直径44=niZl=4×2080街顶高hUlhal=m=l×44齿根高hnhll=(4：+<?*!?=(1+0.25)×45齿全高1%=%+/1=4+59齿顶圆直径4"dtli=4+2Jli=80+2×488齿根留直径1=1-2A=8O-2×570基圆直径dtAdh=diCOSa=80COS20"75.175行星轮几何尺寸43齿数项目公式同上结果分度圆直径443x4172齿顶高%1×44齿根高hf2(l+0.25)×45齿全高h24+59齿顶圆直径4,172+2×4180齿根圆直径df，172-2x5162基圆直径4,2172cos20:161.63一圈几何尺寸106齿数项目公式同上结果分度圆直径106×4424齿顶高九八1x44齿根高%3(l+0.25)×45齿全高心4+59齿顶圆直径4,3424-2×5414齿根留直径4/3424+2x4432基圆直径dh3424cos2(T398.433.2主要部件校核3.2.1齿轮校核1.小太阳轮校核(渗碳淬火钢20CrMnTi)(1)接触期度校核D齿面接触应力(Th在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力H可按下式计算:(3-7)(3-8)bJ1=%04KAKVKHf)KHaKHPH2=HO7KAKvKHBKHaKHP?H0=ZHZEZ6(3-9)式中：Ka运用系数，见表67,IR1.75Kv动我系数，图66选转速2900/7minV="史=8.5"S取1.160KH8计算接触强度的齿向载荷分布系数，2Z-X（八）型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径比值小F等丁T时，则取西向载荷分布系数KW=KH=I，由以上计算知比值小于1，所以Kiv=IKHa计算接触强度的齿间战荷分布系数.杳表69,取1两齿轮相同HP计算接触强度的行星齿轮间载荷安排不匀称系数，见第七章第三节，查表7-1,取1.05两齿轮相同计算接触应力的基本值Fr端面内分度圆上的名义切向力TF=mmux3×1273-3×0.028=15