型液压挖掘机行走机构减速器设计

XX学院全日制普通本科生毕业论文180型液压挖掘机行走机构减速器设计The Design on the Overall Walking Device and Reducer of the 180 Hydraulic Excavator学生姓名：XX学 号：625880526年级专业及班级：XX级机械制造及其自动化班指导老师及职称：XX 讲师学 部：理工学部湖南长沙提交日期：XX年5月目 录摘要1关键词11 前言 2第一章 绪论21.1 液压挖掘机在现代化建设中的作用21.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型31.2.1 液压挖掘机的主要优缺点31.4 课题设计的目的和意义41.5 本设计所要完成的主要任务4第二章 减速器的方案设计52.1 减速器的功用及分类52.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 62.2.1 减速器方案的选择72.2.2 行星减速器传动方案的选定82.2.3 减速器传动比的分配82.2.4 传动比公式推导82.3 行星减速器齿轮配齿与计算92.3.1 行星排齿轮的配齿92.3.2 行星齿轮模数计算与确定102.4 啮合参数计算112.5 变位系数选取122.6 各行星齿轮几何尺寸计算132.6.1 第排行星齿轮的几何尺寸132.6.2 第排行星轮的几何尺寸162.7 各行星齿轮强度校核192.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核192.7.2 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核212.7.3 内齿轮材料选择22第三章 减速器结构的设计233.1 齿轮轴的设计计算233.2 传递连接243.3 轴承选用与校核与其他附件说明243.3.1 轴承选用与校核243.3.2 其他附件说明26第四章 设计工作总结26参考文献27致 谢27附 录2832180型液压挖掘机行走机构减速器设计学 生： XX指导老师： XX(图纸联系625880526) 摘 要：本次设计的主要内容为：行星减速器及零部件的设计计算，主要零件强度校核；绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。 本设计的主要特点是：方案设计中提出多种方案，从可靠性、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、安全；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。充分注意整机各子系统之间的相关性，力求整机性能的一致性和最优化性。 关键词：液压挖掘机；行星减速器；强度校核Abstract(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:The design of the main features are: design in a variety of programmes, from the reliability, can be realized, such as comprehensive performance programme, the options. Technical design should be considered in the overall allocation of reasonable safety; selection, processing methods and technical conditions feasible; correct mapping, tagging complete with national standards.full attention to the relationship between the various subsystems, to the consistency and performance optimization of. KeyWords: Planetary reducer,Tensioning device.前言液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、水利、采矿等建设工程的土方机械。它的发展与应用反映了一个国家施工机械化的水平。液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力；液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，实现各种运动；回转机构是实现转台的回转；工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘具有十分重要的意义。第一章 绪论1.1 液压挖掘机在现代化建设中的作用液压挖掘机是在机械传动挖掘机的基础上发展起来的。它的工作过程是以铲斗的切割刃切削土壤，铲斗装满后提升、回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。液压挖掘机与机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、交通运输、水利施工、露天采矿及现代化军事工程中都有着广泛的应用，是各种土石方施工中不可缺少的一种重要机械设备。在建筑工程中，可用来挖掘基坑、排水沟，拆除旧有建筑物，平整场地等。更换工作装置后，可进行装卸、安装、打桩和拔除树根等作业。在水利中，可用来开挖水库、运河、水电站堤坝的基坑、排水或灌溉的沟渠，疏浚和挖深原有河道等。在铁路、公路建设中，用来挖掘土方、建筑路基、平整地面和开挖路旁排水沟。在石油、电力、通信业的基础建设及市政建设中，用来挖掘电缆沟和管道沟等。在露天采矿场上，可用来剥离表土、采掘矿石或煤，也可用来进行堆弃、装载和钻孔等作业。在军事工程中，可用来筑路、挖壕沟和掩体、建造各种军事建筑物。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。据建筑施工部门统计，一台容量为1.0 的液压挖掘机挖掘级土壤时。每班生产率大约相当于300400和工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。1.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型1.2.1 液压挖掘机的基本类型及主要特点液压挖掘机的种类繁多，可以从不同角度对其来写进行划分。（1） 根据液压挖掘机主要机构传动来写划分根据液压挖掘机主要机构是否全部采用液压传动，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动两种。如图1.1和图1.2所示为某小型和中型液压挖掘机。图1.1 小型全液压挖掘机 图1.2 中型全液压挖掘机Figure 1.1 small hydraulic excavator Figure 1.2 medium full hydraulic excavator（2）根据行走机构的类型划分根据行走机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式和拖式。（3） 根据工作装置划分根据工作装置结构不同，可分为铰链式和伸缩臂式挖掘机，铰链式工作装置应用较为普遍。 这种挖掘机的工作装置靠各构件绕铰点转动来完成作业。伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂及伸缩臂组成，伸缩臂可在主臂内伸缩，还可以变幅。伸缩臂前端装有铲斗，适于进行平整和清理作业，尤其是休整沟坡。1.3 课题设计的目的和意义液压挖掘机在工业与民用建筑、道路建设、农田水力、油田矿山、市政工程、机场港口等部门土石方施工中，占有重要位置。并反映了这些部门施工机械化水平。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与发展。对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，进一步掌握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、基本技能和专业知识的掌握，使之系统化、综合化；培养我们独立思考、独立工作和综合运用已学知识分析与解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；培养我们在方案设计、设计计算、工程绘图、文字表达、文献查阅、计算机应用及工具书使用等方面的基本工作实践能力；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，树立严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、勇于探索、勇于创新、善于与他人合作的工作作风。1.4 本设计所要完成的主要任务1.减速器的功用及分类；2.减速器方案的选择及传动方案的确定；3.行星减速器齿轮配齿与计算；4.减速器结构的设计；5.轴承选用与校核与其他附件说明；6.所有零、部件设计计算、绘制零、部件图。第二章 减速器的方案设计180型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降低转速，增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代工程机器中应用很广。2.1 减速器的功用及分类减速器的作用有以下几点： 增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩； 变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化； 实现空档，以利于发动机启动和发动机在不熄火的情况下停车。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： 圆柱齿轮减速器：当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器，大于8时，最好选用两级（i=840）和两级以上（i40）的减速器。两级和两级以上的圆柱齿轮减速器的传动布置型式有展开式、分流式和同轴式等到数种。它是图2.1圆柱齿轮减速器Figure 2.1 cylindrical gear reducer所有减速器中应用最广的，它传递功率的范围可从很小至40000KW，圆周速度也可以从很低至6070m/s，有的甚至于高达140m/s。其结构如图2.1示。 圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由于圆锥齿轮的精加工比较困难，允许的圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那么广。其结构如图2.2示。 蜗杆减速器：主要用于传动比较大（i10）的场合。当传动比较大时，其传动结图2.2 圆锥齿轮减速器 图2.3蜗杆减速器Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm reducer构紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传递中应用，其结构主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同的形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，在啮合处能得到良好的润滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚， 发热过多，最好采用蜗杆在上式。其结构如图2.3示。 行星减速器：行星减速器的最大特点是传动效率高，传动比范围广，其 图2.4 行星减速器传动效率可从10w到50000kw，体积和重量比普通齿轮减速器、蜗杆减速器小得多。其结构如图2.4示。 2.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 2.2.1 减速器方案的选择行星齿轮减速器与普通齿轮减速器相比，前者具有许多突出的优点，已成为世界各国机械传动发展的重点。行星齿轮减速器的主要特点如下： 体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高； 传动效率高，工作可靠。行星齿轮传动由于采用了对称的分流传动结构，使作用中心轮和行星架等主要轴承上的作用力互相平衡，有利于提高传动效率；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；运动平稳、抗冲击和振动能力强。由于采用了数个结构相同的行星齿轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可以使行星轮与转臂的惯性力相互平衡；因此，综合考虑四种减速器的各特点和适用范围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。 2.2.2 行星减速器传动方案的选定行星减速器的传动形式有很多种，以下对最为典型的三种传动形式作简要说明： 高速马达和定轴行星混合式行走减速机构此种传动系统一般采用定量的柱塞式、叶片式或齿轮式高速液压马达，行走液压系统压力一般采用中压，而马达的转速较高，最高时可以达到3000r/min。所以要求齿轮减速机构的传动比也比较大。这种传动方式的部件通用化程度比较高，便于安装、使用和维修，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一定的限制。 低速大转矩马达和一级定轴齿轮减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的径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高，使用寿命也低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的使用也爱到了限制。 斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构此机构析液压系统压力可以高达300MPa以上，马达转速一般在2200 r/min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，如图2.5。比较上述三种典型方案：a图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的图为行星架输出，传动比、效率也较高；b图齿圈固定，这种结构设计较为复杂。因此本设计选择a图结构为减速器的传动方案。 （a）轴固定行星减速器 （b）齿圈固定行星减速器图2.5 行星减速器Figure 2.5 a planetary reducer2.2.3 减速器传动比的分配 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，应采用二级或多级减速器。此时就应考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸的大小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比： (1)使各级传动的承载能力接近于相等； (2)使减速器的外廓尺寸和质量最小； (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。2.2.4 传动比公式推导对于a图的传动公式推导如下：运动学方程为： （2.1） （2.2）式中：为对应的太阳轮转速；为对应的齿轮圈转速；为对应的行星架转速。为特性参数，为对应的齿圈与太阳轮齿数之比（下同）连接方程为：0将连接方程代入运动方程，解得传动比i为： （2.3）其中负号表示，太阳轮输入与齿圈的输出转向方向相反。2.3 行星减速器齿轮配齿与计算2.3.1 行星排齿轮的配齿行星排的正确啮合和传动，应满足四个配齿条件，即是传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。根据已知的传动比范围=3344，由表14-5-取行星轮数目C=3，查表3-配齿，可得如下可行传动比方案： =38.998 =38.64 =33.982 =41.625 =43.62 =38.64 该设计的传动比选择方案，配齿结果如下表2.1所示： 表2.1 双行星排各齿轮齿数 Table 2.1 dual planetary row number the gears排数太阳轮A齿数行星轮C齿数齿圈B齿数行星轮数目第行星排1233783第行星排18307832.3.2 行星齿轮模数计算与确定按照接触强度初步计算A-C传动的中心距和模数，根据第三章的参数每条履带的牵引力为7.2吨，则驱动轮的扭矩,为： = （2.4） =7.29.8331 23355.36式中：为单条履带的行走牵引力（吨）； 为驱动轮节圆半径（mm）。则太阳轮的输入转矩为： = （2.5） = 665.43式中： 为太阳轮的输入转矩； i 为总传动比； 为传动系统的效率（取0.850.9）。 齿数比u2.75，查表14-5-选取太阳轮和行星轮的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度分别为6062HRC和5658HRC，查表14-1-得=1500和=340，太阳轮和行星轮的加工精度为6级。内齿轮采用42CrMo，调质硬度207269HB，查表14-1-得=780和=260，内齿轮的加工精度为7级。根据公式得许用接触应力：= (2.6) = 1363.64 根据表14-1-选取齿宽系数=0.6，载荷系数K由文献资料7推荐值K=1.22，取K=1.5，查表14-1-取系数值为483，则初步中心距为： = (2.7) = 124.57 mm下面由中心距初步估算模数m得： m = (2.8) = 5.5查表14-1-取模数标准系列值：m =5（m的含义下同）。2.4 啮合参数计算第行星排的中心距。太阳轮和行星轮： = （2.9） = = 112.5 mm 行星轮 和内齿轮： = （2.10） = =112.5 mm因为=，所以，此行星排不需要角度变位。第行星排的中心距。太阳轮和行星轮： = （2.11） = = 120 mm 行星轮 和内齿轮： = （2.12） = =120 mm因为=，所以，此行星排不需要角度变位。据以上条件知，=120）。根据齿数总和=+=12+33=45,齿数比u=2.75，查图13-1-，取=0.42，所以=0.42。其中行星轮和内齿圈为负变位，太阳轮为正变位，下面将各齿轮的变位系数列于表2.2 表2.2 各齿轮变位系数Table 4.2 each gear shift coefficient齿轮太阳轮A行星轮C内齿圈B变位系数0.42-0.42-0.422.6 各行星齿轮几何尺寸计算2.6.1 第排行星齿轮的几何尺寸（1）太阳轮几何尺寸为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表2.3。为了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。表2.3 第排行星排太阳轮几何尺寸Table 2.3 the first row planets round the sun row geometry size项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径60齿顶高式中：为齿顶高系数，取标准值=17.1齿根高式中：为齿顶隙系数，取标准值=0.254.15齿全高11.25齿顶圆直径74.2齿根圆直径51.7节圆直径式中：表示第排中行星轮齿数，中心距60基圆直径式中：为分度圆压力角，取标准值56.38齿顶圆压力角表2.3（续）项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm重合度对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度式中：为行星轮的齿顶圆压力角，见表4.4计算1.46（2）行星轮几何尺寸 表2.4为行星轮的几何尺寸设计表2.4 第排行星轮几何尺寸Table 2.4 the first row of the planet round geometry size项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径165齿顶高式中：为齿顶高系数，取标准值=12.9齿根高式中：为齿顶隙系数，取标准值=0.258.35齿全高11.25齿顶圆直径170.8齿根圆直径148.3节圆直径165表2.4（续）项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm基圆直径式中：为分度圆压力角，取标准值155齿顶圆压力角重合度=1.46（3）内齿圈几何尺寸计算 表2.5为内齿圈的几何尺寸计算过程：表2.5 第行星排内齿圈几何尺寸Table 2.5 the first planet gear geometry size within the circle line项目代号直齿轮（内啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径390齿顶高式中：为齿顶高系数，取标准值=1是为了避免过渡曲线干涉而将齿顶高系数的量。此处=0.195。6.12齿根高4.15齿全高10.27齿顶圆直径377.76齿根圆直径398.3表2.5（续）项目代号直齿轮（内啮合）计算公式及说明计算结果/mm节圆直径390基圆直径式中：为分度圆压力角，取标准值366.48齿顶圆压力角重合度对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度式中：为行星轮的齿顶圆压力角，见表2.4计算2.022.6.2 第排行星轮的几何尺寸第排行星齿轮的模数，变位系数等都与第行星排的相同。下面将其计算过程列于表2.6和表2.7中。（1） 太阳轮几何尺寸为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表2.6。为了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。表2.6 第排行星排太阳轮几何尺寸Table 2.6 the first row planets round the sun row geometry size项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径90齿顶高式中：为齿顶高系数，取标准值=17.1表2.6（续）项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm齿根高式中：为齿顶隙系数，取标准值=0.254.15齿全高11.25齿顶圆直径104.2齿根圆直径81.7节圆直径式中：表示第排中行星轮齿数，中心距90基圆直径式中：为分度圆压力角，取标准值84.57齿顶圆压力角重合度对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度式中：为第排中行星轮的齿顶圆压力角，见表2.7计算1.53（2）行星轮几何尺寸计算表2.7为行星轮的几何尺寸计算过程：表2.7 第排行星轮几何尺寸Table 2.7 the first row of the planet round geometry size项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径150齿顶高式中：为齿顶高系数，取标准值=12.9齿根高式中：为齿顶隙系数，取标准值=0.258.35齿全高11.25齿顶圆直径155.8齿根圆直径133.3节圆直径150基圆直径式中：为分度圆压力角，取标准值140.95齿顶圆压力角重合度=1.53（3）内齿圈几何尺寸计算 由于第排行星排中内齿圈的齿数、模数、变位系数等参数与第排行星排中相同，所以其几何尺寸也相同，此处便不作赘述。2.7 各行星齿轮强度校核2.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核经过前面计算，太阳轮齿宽系数0.6， 则太阳轮齿宽为b=0.660=36，根据经验公式，取=46mm。下面计算查取其他校核用参数； 查表14-1-取弹性系数=189.8。 确定和所以用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度： （2.13）式中：为太阳轮的转速，为了方便计算初步用马达的输出转速来计算； 为特性参数，见前面部分计算。将上述已知参数代入式（2.13）计算得4.15。查表10-确定使用系数=2.00；查图10-取动载系数=1.04；查表10- 取齿间载荷分配系数=1.1，查表10-利用直插法齿向载荷分配系数=1.182，则计算载荷系数为： （2.14） =1.041.11.182 2.7 太阳轮传递的载荷的计算 太阳轮输入转矩为=665.56，根据公式有太阳轮所传递的扭矩为： （2.15） =244.04式中：为行星齿轮传动载荷不均匀系数，由表14-5-查取，则太阳轮传递的载荷为： （2.16） = 7156.32所以太阳轮接触应力和之配对的行星轮的接触应力为： （2.17） = 1321.5Mpa 许用接触应力计算本挖掘机的设计工作时间为10年，每年按照365天计算，每天工作8小时，则工作应力循环次数N为：N=60n （2.18） =6014701103658 2.6次式中： n为太阳轮转速，按照液压马达的输出转速计算： j齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数： 为总工作时间，以小时计算。由图10-和图10-查取寿命系数得：=0.9，取接触疲劳强度安全系数=1，弯曲疲劳强度安全系数=1.3，查图10-和图10-取齿轮的接触疲劳极限=1500，弯曲疲劳强度极限=750。则太阳轮的许用接触应力为：= （2.19） = =1350经计算与太阳轮配对的行星轮，由图10-和图10-查取寿命系数得；=0.94.则由（4.19）式计算得其许用接触应力=1410显然，故以值代入计算。由上述计算得：因为=，所以将后者代入计算。下面将弯曲强度进行检验： （2.22）对于太阳轮： =84.01满足弯曲强度条件。对于行星轮： = 107.34满足强度要求。2.7.3 内齿轮材料选择下面根据接触疲劳强度计算来确定内齿轮材料，取最小安全系数=1由公式： (2.23)式中：为节点区域系数，查图14-1-取=2.51； 为弹性系数，查表14-1-取弹性系数=189.8； 为重合度系数，查图14-1-取=0.82； 为螺旋角系数，查图14-1-取1； 为接触强度计算的寿命系数，查图14-1-取=0.9； 为润滑剂系数，查图14-1-取=1； 为速度系数，查图14-1-取=0.96； 为粗糙度系数，查图14-1-取=0.95； 为工作硬化系数，查图14-1-取=1.2； 为尺寸系数，查图14-1-取=0.8； 为齿圈分度圆直径。内齿圈所传递的扭矩为： = （2.24） = 7785.12式中为驱动轮转矩，则其所传递的载荷为： （2.25） = 39923.69N齿数比u=81/342.364，取齿宽b=44mm。将上述参数代入（4.23）式计算得416.80。根据，选用42Mo，调质硬度209269HB。一般其弯曲强度皆可满足设计要求，这里不再校核。 与第行星排校核计算一样，对于第排的各齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度校核，经检验，其均满足设计强度要求。第三章 减速器结构的设计3.1 齿轮轴的设计计算由于太阳轮的尺寸较小，从强度方面考虑将其做成齿轮轴形式，材料为200CrMnTi。经力学分析，该轴只在扭转情况下工作，故按照扭转强度条件初步估计轴颈： （3.1）式中：为系数值，查表15-取=100（范围：98100.7)； 为轴传递功率，KW（取液压马达输出功率）； 为轴的转速。将上述已知参数带入（3.1）式计算得35.93，考虑到其将由花键套与制动器输出轴连接，故取轴颈=40，由公式： (3.2) = =36.51式中：为扭转切应力； 为该轴所传递的扭矩，取太阳轮输入力矩值； 为轴的抗扭截面系数。显然=4552,满足要求。该轴的细部结构件附件其零件图。3.2 传递连接本设计采用双壁整体式行星架，行星架与太阳轮采用渐开线花键连接。齿圈和壳体采用螺钉固定链接。动力传递过程为：动力经由液压马达传到制动器。制动器输出轴与齿轮轴采用渐开线花键套连接，齿轮轴另一端由钢球顶住，防止其运转时轴向穿动，动力由制动器传递给齿轮轴。太阳轮将动力传给行星轮，在此动力分流：一部分直接通过和齿圈啮合将动力传递给齿圈然后由齿圈和壳体等传给驱动轮；另一部分动力则由行星架传递给太阳轮。太阳轮和行星轮啮合传动，动力经由此到达齿圈再通过壳体到达驱动轮。另外几处的连接：行星架和齿圈支架的连接采用渐开线花键连接；齿圈支架和制动器的连接采用螺钉连接；壳体与制动器和液压马达的连接采用滚动轴承连接和浮动油封密封；壳体与驱动轮采用螺栓连接；太阳轮与滚针轴承连接，滚针轴承套在齿轮轴上从而齿轮轴转动并不直接影响太阳轮转动。3.3 轴承选用与校核与其他附件说明3.3.1 轴承选用与校核 行星轮用轴承、销套和螺栓连接在行星架上，根据载荷性质查表5-选用圆锥滚子轴承30205，其基本动载荷=32.2.下面进行其强度校核： （3.3）式中：为当量动载荷； 为温度系数，取=1； 为计算指数，对于滚子轴承=； 为轴承的转速； 为轴承预期使用寿命。下面对这些参数进行计算选取：由于是直齿圆齿轮啮合传动，轴承装在销套上面。故其受的轴向载荷较小，忽略计算，根据表13-查取载荷系数=1.5，则当量动载荷为： （3.4）式中根据齿轮啮合传动时径向力进行计算： （3.5）式中：为啮合角，经第四章计算知=。由前章（3.16）式知圆周力=7156.32，所以=2604.69，轴向力=0。X、Y分别为径向和轴向动载荷系数，由表13-查取X =1,Y =0。从而 =1.52604.69=3907.035。 轴承的转速近似取行星轮的转速 = （3.6） = =568.52r/min 按照前章4.7.1，=103658=29200,将得到的已知参数带入（3.3）式： 31.00KN，故满足设计要求。按照相同的方法，第二排行星轮处的轴承选用圆锥滚子轴承30206，经检验满足要求。3.3.2 其他附件说明减速器的润滑采用飞溅润滑，为防止漏油，在所需处设置的密封圈或者挡油环。在装配所需要防止零部件穿动处设置套筒或者垫板。减速器具体结构见附录其装配图和各零件图.第四章 设计工作总结 本设计是基于市场产品180型液压挖掘机的主要部件的研发、设计过程。通过参观实习了解产品特性，对液压挖掘机的减速器的计、研究，是一次理论与实践相结合的有益探索、学习。对设计全文总结如下： （1）以液压挖掘机的工作特点为例分析了其在工程机械中的地位和其在国家现代化建设中的作用。并阐述了国外同行业的发展现状和液压挖掘机的发展趋势以及在我国高校开展本科课题研究的重要意义。 （2）从总体方案设计入手，系统分析比较了几种工作装置、传动方式的优缺点，并对回转机构、行走方式及动力装置进行了初步阐述和选择。 （3）通过主要参数计算，确定了液压挖掘机在作业过程中所需的动力，得出了与工况相适应的主要设计参数。 （4）本设计主要阐述了行走减速器的设计计算，从减速器型式的选择到各零部件的设计校核。有效地解决了行星齿轮的配齿问题，另外在齿轮设计过程中采用了高度变位设计，使得齿轮的齿数大大减少并避免了加工过程中少齿数所带来的根切问题。使减速器在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈的可容体积，从而有效缩小了其外廓尺寸，使其体积小、质量小、结构非常紧凑，且承载能力大。通过此，不仅在理论上深化了认识，同时也从一定程度上提高了解决问题的能力。本设计中的行走减速器的传动系统采用了斜盘式轴向柱塞马达和三行星轮双行星排共齿圈式结构具有一定的新颖性，它的特点是：这种机构液压系统压力可高达以上，马达转速一般在2200r/min以内，双行星排具有较大的传动性，省去了定轴齿轮的传动，结构紧凑，适用于专业化批量生产。有利于更进一步研究高性能的减速器，提高产品竞争力。朝着现代工程机械的发展方向大力发展液压挖掘机，设计制造更多高性能的产品才能提高我国该行业在世界同行的技术水平和竞争力，进而我国现代化建设中发挥更大的作用，这是我国工程技术人员义不容辞的责任。参考文献1张光裕，等.工程机械底盘设计M.北京：机械工业出版社，19852王建.工程机械构造M.北京：中国铁道出版社，19963唐经世.工程机械M.北京：中国铁道出版社，19964饶振纲.行星齿轮传动设计M.北京：化学工业出版社，20035孔德文，赵克利，徐宁生，等液压挖掘机M.北京：化学工业出版社，20076诸文农.履带推土机结构裕设计M.北京：机械工业出版社7成大先主编.机械设计手册M. 第四版第3卷,北京：化学工业出版社，2002.10-14114-4278濮良贵，纪明刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，20009工程机械底盘构造与设计M.镇江：镇江农业机械学院出版10席伟光，杨光，李波.机械设计课程设计M.第一版，北京：高等教育出版社，200211杨瑞成，丁旭，等.机械工程材料M.重庆：重庆大学出版社，200412吴庆鸣.工程机械设计M.武汉：武汉大学出版社，2006 致 谢弹指一挥间，大学四年已经接近了尾声。四年的艰苦跋涉，两个月的精心准备，毕业设计终于到了划句号的时候，心头照例该如释重负，但设计过程中常常出现的辗转反侧和力不从心之感却挥之不去。毕业设计的过程并不轻松：各种压力的时时袭扰，知识积累的尚欠火候，致使我一次次埋头于图书馆中，一次次在深夜奋力敲打键盘。第一次花费如此长的时间和如此多的精力，完成一套设计，其中的艰辛与困难难以诉说，但曲终幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品尝的。在这里需要的感谢的人很多，是他们让我这大学四年从知识到人格上有了一个全新的改变。感谢我的指导老师，够顺利完成毕业设计，离不开他的悉心指导，他对我的设计从确定题目、修改直到完成，给予了我许多的指点和帮助。感谢他在繁忙的工作之余，挤出时间对设计提出精辟的修改意见。在此，向老师致以最诚挚的谢意。我也要感谢大学所有教育过我的老师！你们传授给我的专业知识是我不断成长的源泉，也是完成本设计的基础。最后，我明白，正是在大学那温润宽厚的胸怀上，我成长起来的，我心我思永系长大。再次对所有关心、帮助我的人说一声“谢谢”。附 录设计图纸及代号图名图号图幅底盘01-00-00A0行星减速器01-01-00A1张紧装置01-02-00A1驱动轮01-03-00A2太阳轮101-01-01A3太阳轮201-01-02A3行星架101-01-03A2齿圈01-01-04A2行星齿轮201-01-05A3行星架201-01-06A2齿圈支架01-01-07A3端盖01-01-08A2壳体01-01-09A2弹簧01-02-01A3导向轮01-02-02A2