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湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院
全日制普通本科生畢業(yè)論文
180型液壓挖掘機行走機構(gòu)減速器設計
The Design on the Overall Walking Device and Reducer of the 180 Hydraulic Excavator
學生姓名：
學 號：
年級專業(yè)及班級：
指導老師及職稱：
學 部：
湖南·長沙
提交日期：2012年5月
目 錄
摘要 1
關(guān)鍵詞 1
1 前言 2
第一章 緒論 2
1.1 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用 2
1.2 液壓挖掘機的工作特點和基本類型 3
1.2.1 液壓挖掘機的主要優(yōu)缺點 3
1.4 課題設計的目的和意義 4
1.5 本設計所要完成的主要任務 4
第二章 減速器的方案設計 5
2.1 減速器的功用及分類 5
2.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定 6
2.2.1 減速器方案的選擇 7
2.2.2 行星減速器傳動方案的選定 8
2.2.3 減速器傳動比的分配 8
2.2.4 傳動比公式推導 8
2.3 行星減速器齒輪配齒與計算 9
2.3.1 行星排齒輪的配齒 9
2.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定 10
2.4 嚙合參數(shù)計算 11
2.5 變位系數(shù)選取 12
2.6 各行星齒輪幾何尺寸計算 13
2.6.1 第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸 13
2.6.2 第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸 16
2.7 各行星齒輪強度校核 19
2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核 19
2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核 21
2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇 22
第三章 減速器結(jié)構(gòu)的設計 23
3.1 齒輪軸的設計計算 23
3.2 傳遞連接 24
3.3 軸承選用與校核與其他附件說明 24
3.3.1 軸承選用與校核 24
3.3.2 其他附件說明 26
第四章 設計工作總結(jié) 26
參考文獻 27
致 謝 27
附 錄 28
32
180型液壓挖掘機行走機構(gòu)減速器設計
學 生： 周 江
指導老師： 魏剛
(湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128)
摘 要：本次設計的主要內(nèi)容為：行星減速器及零部件的設計計算，主要零件強度校核；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(shù)設計中應考慮總體配置合理、安全；選材、加工方法和技術(shù)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(guān)性，力求整機性能的一致性和最優(yōu)化性。
關(guān)鍵詞：液壓挖掘機；行星減速器；強度校核
Abstract
Author:Zhou Jiang
Tutor:Wei Gang
(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
液壓挖掘機是工程機械的一個重要品種，是一種廣泛用于建筑、鐵路、公路、水利、采礦等建設工程的土方機械。它的發(fā)展與應用反映了一個國家施工機械化的水平。
液壓挖掘機由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、工作裝置、底盤五部分組成。發(fā)動機的作用是提供動力；液壓系統(tǒng)功能是把發(fā)動機機械能以油液為介質(zhì)，利用油泵轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤耗軅魉徒o油缸、馬達等，再傳動各個執(zhí)行機構(gòu)，實現(xiàn)各種運動；回轉(zhuǎn)機構(gòu)是實現(xiàn)轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)；工作裝置的作用是進行作業(yè)；底盤的作用是承重、傳力并保證滿足對車速、牽引力和行駛方向的要求。底盤是組成整體的主要部分，行走機構(gòu)的性能優(yōu)劣直接影響整機的使用性能、經(jīng)濟性能，因此著力研究液壓挖掘機的底盤具有十分重要的意義。
第一章 緒論
1.1 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用
液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切割刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉(zhuǎn)至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。
液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現(xiàn)代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。
在建筑工程中，可用來挖掘基坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業(yè)。
在水利中，可用來開挖水庫、運河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等。
在鐵路、公路建設中，用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝。
在石油、電力、通信業(yè)的基礎建設及市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道溝等。
在露天采礦場上，可用來剝離表土、采掘礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等作業(yè)。
在軍事工程中，可用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。
所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。據(jù)建筑施工部門統(tǒng)計，一臺容量為1.0 的液壓挖掘機挖掘Ⅰ~Ⅳ級土壤時。每班生產(chǎn)率大約相當于300~400和工人一天的工作量。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產(chǎn)率和加速國民經(jīng)濟的發(fā)展具有重要意義。
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。
圖1.1 小型全液壓挖掘機 圖1.2 中型全液壓挖掘機
Figure 1.1 small hydraulic excavator Figure 1.2 medium full hydraulic excavator
（2）根據(jù)行走機構(gòu)的類型劃分
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。
（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 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。
1.4 本設計所要完成的主要任務
1.減速器的功用及分類；
2.減速器方案的選擇及傳動方案的確定；
3.行星減速器齒輪配齒與計算；
4.減速器結(jié)構(gòu)的設計；
5.軸承選用與校核與其他附件說明；
6.所有零、部件設計計算、繪制零、部件圖。
第二章 減速器的方案設計
180型液壓挖掘機減速機構(gòu)的設計是本次設計的一個重要環(huán)節(jié)。減速器是應用于原動機和工作機之間的獨立傳動裝置。減速器的主要功能是降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩，以便帶動大扭矩的機械。由于其結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代工程機器中應用很廣。
2.1 減速器的功用及分類
減速器的作用有以下幾點：
① 增扭減速，降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速，增大扭矩；
② 變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內(nèi)燃機轉(zhuǎn)速和扭矩的變化范圍不大，即使用液力機械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通過變換變速箱排檔以改變傳動系的傳動比，改變工程機械的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化；
③ 實現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動機啟動和發(fā)動機在不熄火的情況下停車。
減速器的分類按其傳動結(jié)構(gòu)特點可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、蝸桿減速器、行星齒輪減速器四大類。下面對以上四種減速器的特點及用途作簡要說明：
① 圓柱齒輪減速器：當傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器，大于8時，最好選用兩級（i=8~40）和兩級以上（i>40）的減速器。兩級和兩級以上的圓柱齒輪減速器的傳動布置型式有展開式、分流式和同軸式等到數(shù)種。它是
圖2.1圓柱齒輪減速器
Figure 2.1 cylindrical gear reducer
所有減速器中應用最廣的，它傳遞功率的范圍可從很小至40000KW，圓周速度也可以從很低至60~70m/s，有的甚至于高達140m/s。其結(jié)構(gòu)如圖2.1示。
② 圓錐齒輪減速器：它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，且由于圓錐齒輪的精加工比較困難，允許的圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器那么廣。其結(jié)構(gòu)如圖2.2示。
③ 蝸桿減速器：主要用于傳動比較大（i>10）的場合。當傳動比較大時，其傳動結(jié)
圖2.2 圓錐齒輪減速器 圖2.3蝸桿減速器
Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm reducer
構(gòu)緊湊，輪廓尺寸小。由于蝸桿傳動效率較低，所以蝸桿減速器不宜在長期連續(xù)使用的動力傳遞中應用，其結(jié)構(gòu)主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同的形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚， 發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。其結(jié)構(gòu)如圖2.3示。
④ 行星減速器：行星減速器的最大特點是傳動效率高，傳動比范圍廣，其 圖2.4 行星減速器
傳動效率可從10w到50000kw，體積和重量比普通齒輪減速器、蝸桿減速器小得多。其結(jié)構(gòu)如圖2.4示。
2.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定
2.2.1 減速器方案的選擇
行星齒輪減速器與普通齒輪減速器相比，前者具有許多突出的優(yōu)點，已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點。行星齒輪減速器的主要特點如下：
① 體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳遞功率大、承載能力高；
② 傳動效率高，工作可靠。行星齒輪傳動由于采用了對稱的分流傳動結(jié)構(gòu)，使作用中心輪和行星架等主要軸承上的作用力互相平衡，有利于提高傳動效率；
③傳動比大。適當選擇傳動類型和齒輪數(shù)，便可利用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比；
④運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力強。由于采用了數(shù)個結(jié)構(gòu)相同的行星齒輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可以使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡；
因此，綜合考慮四種減速器的各特點和適用范圍，本次設計選用減速器為行星齒輪減速器。
2.2.2 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(gòu)
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(zhuǎn)速較高，最高時可以達到3000r/min。所以要求齒輪減速機構(gòu)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(zhuǎn)矩馬達和一級定軸齒輪減速機構(gòu)
一級定軸齒輪減速器安裝在履帶架上，大齒輪和驅(qū)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(zhuǎn)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(gòu)
此機構(gòu)析液壓系統(tǒng)壓力可以高達300MPa以上，馬達轉(zhuǎn)速一般在2200 r/min以內(nèi)，雙行星排具有較大的傳動比，省去了定軸齒輪傳動，結(jié)構(gòu)緊湊，適合于專業(yè)化批量生產(chǎn)。其中共齒圈式雙行星排的結(jié)構(gòu)有以下幾種，如圖2.5。
比較上述三種典型方案：a圖為齒圈輸出帶動驅(qū)動輪，輸出穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設計較為復雜。因此本設計選擇a圖結(jié)構(gòu)為減速器的傳動方案。
（a）軸固定行星減速器 （b）齒圈固定行星減速器
圖2.5 行星減速器
Figure 2.5 a planetary reducer
2.2.3 減速器傳動比的分配
??? 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(jù)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(zhì)量最??；
(3)使傳動具有最小的轉(zhuǎn)動慣量；
(4)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。
2.2.4 傳動比公式推導
對于a圖的傳動公式推導如下：運動學方程為：
（2.1）
（2.2）
式中：為對應的太陽輪轉(zhuǎn)速；
為對應的齒輪圈轉(zhuǎn)速；
為對應的行星架轉(zhuǎn)速。
為特性參數(shù)，為對應的齒圈與太陽輪齒數(shù)之比（下同）
連接方程為：
0
將連接方程代入運動方程，解得傳動比i為：
（2.3）
其中負號表示，太陽輪輸入與齒圈的輸出轉(zhuǎn)向方向相反。
2.3 行星減速器齒輪配齒與計算
2.3.1 行星排齒輪的配齒
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(jù)已知的傳動比范圍=3344，由表14-5-取行星輪數(shù)目C=3，查表3-配齒，可得如下可行傳動比方案：
① =38.998
② =38.64
③ =33.982
④ =41.625
⑤ =43.62
⑥ =38.64
該設計的傳動比選擇①方案，配齒結(jié)果如下表2.1所示：
表2.1 雙行星排各齒輪齒數(shù)
Table 2.1 dual planetary row number the gears
排數(shù)
太陽輪A齒數(shù)
行星輪C齒數(shù)
齒圈B齒數(shù)
行星輪數(shù)目
第Ⅰ行星排
12
33
78
3
第Ⅱ行星排
18
30
78
3
2.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定
按照接觸強度初步計算A-C傳動的中心距和模數(shù)，根據(jù)第三章的參數(shù)每條履帶的牽引力為7.2噸，，則驅(qū)動輪的扭矩,為：
= （2.4）
=7.29.8331
23355.36
式中：為單條履帶的行走牽引力（噸）；
為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑（mm）。
則太陽輪的輸入轉(zhuǎn)矩為：
= （2.5）
=
665.43
式中： 為太陽輪的輸入轉(zhuǎn)矩；
i 為總傳動比；
為傳動系統(tǒng)的效率（取0.850.9）。
齒數(shù)比u2.75，查表14-5-選取太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理，齒面硬度分別為6062HRC和5658HRC，查表14-1-得=1500和=340，太陽輪和行星輪的加工精度為6級。內(nèi)齒輪采用42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度207269HB，查表14-1-得=780和=260，內(nèi)齒輪的加工精度為7級。根據(jù)公式得許用接觸應力：
= (2.6)
=
1363.64
根據(jù)表14-1-選取齒寬系數(shù)=0.6，載荷系數(shù)K由文獻資料[7]推薦值K=1.22，取K=1.5，查表14-1-取系數(shù)值為483，則初步中心距為：
= (2.7)
=
124.57 mm
下面由中心距初步估算模數(shù)m得：
m = (2.8) =
5.5
查表14-1-取模數(shù)標準系列值：m =5（m的含義下同）。
2.4 嚙合參數(shù)計算
第Ⅰ行星排的中心距。
太陽輪和行星輪：
= （2.9）
=
= 112.5 mm
行星輪 和內(nèi)齒輪：
= （2.10）
=
=112.5 mm
因為=，所以，此行星排不需要角度變位。
第Ⅱ行星排的中心距。
太陽輪和行星輪：
= （2.11）
=
= 120 mm
行星輪 和內(nèi)齒輪：
= （2.12）
=
=120 mm
因為=，所以，此行星排不需要角度變位。
據(jù)以上條件知，=12<17，為了防止發(fā)生根切，所以該行星輪必須進行高度變位。
2.5 變位系數(shù)選取
在行星齒輪傳動中，采用高度變位（=+ =0）的主要目的在于可以避免根切，減小機構(gòu)的尺寸和質(zhì)量；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其承載能力，保持其標準中心距不變。一般嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（>0）。
根據(jù)齒數(shù)總和=+=12+33=45,齒數(shù)比u=2.75，查圖13-1-，取=0.42，所以=0.42。其中行星輪和內(nèi)齒圈為負變位，太陽輪為正變位，下面將各齒輪的變位系數(shù)列于表2.2
表2.2 各齒輪變位系數(shù)
Table 4.2 each gear shift coefficient
齒輪
太陽輪A
行星輪C
內(nèi)齒圈B
變位系數(shù)
0.42
-0.42
-0.42
2.6 各行星齒輪幾何尺寸計算
2.6.1 第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸
（1）太陽輪幾何尺寸
為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.3。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。
表2.3 第Ⅰ排行星排太陽輪幾何尺寸
Table 2.3 the first Ⅰ row planets round the sun row geometry size
項目
代號
直齒輪（外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
分度圓直徑
60
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
7.1
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.25
4.15
齒全高
11.25
齒頂圓直徑
74.2
齒根圓直徑
51.7
節(jié)圓直徑
式中：表示第Ⅰ排中行星輪齒數(shù)，中心距
60
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
56.38
齒頂圓壓力角
表2.3（續(xù)）
項目
代號
直齒輪（外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
重合度
對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度
式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表4.4計算
1.46
（2）行星輪幾何尺寸
表2.4為行星輪的幾何尺寸設計
表2.4 第Ⅰ排行星輪幾何尺寸
Table 2.4 the first Ⅰ row of the planet round geometry size
項目
代號
直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果
/mm
分度圓直徑
165
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
2.9
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.25
8.35
齒全高
11.25
齒頂圓直徑
170.8
齒根圓直徑
148.3
節(jié)圓直徑
165
表2.4（續(xù)）
項目
代號
直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果
/mm
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
155
齒頂圓壓力角
重合度
=
1.46
（3）內(nèi)齒圈幾何尺寸計算
表2.5為內(nèi)齒圈的幾何尺寸計算過程：
表2.5 第Ⅰ行星排內(nèi)齒圈幾何尺寸
Table 2.5 the first Ⅰ planet gear geometry size within the circle line
項目
代號
直齒輪（內(nèi)嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
分度圓直徑
390
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
是為了避免過渡曲線干涉而將齒頂高系數(shù)的量。此處=0.195。
6.12
齒根高
4.15
齒全高
10.27
齒頂圓直徑
377.76
齒根圓直徑
398.3
表2.5（續(xù)）
項目
代號
直齒輪（內(nèi)嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
節(jié)圓直徑
390
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
366.48
齒頂圓壓力角
重合度
對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度
式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.4計算
2.02
2.6.2 第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸
第Ⅱ排行星齒輪的模數(shù)，變位系數(shù)等都與第Ⅰ行星排的相同。下面將其計算過程列于表2.6和表2.7中。
（1） 太陽輪幾何尺寸
為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.6。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。
表2.6 第Ⅱ排行星排太陽輪幾何尺寸
Table 2.6 the first Ⅱ row planets round the sun row geometry size
項目
代號
直齒輪（外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
分度圓直徑
90
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
7.1
表2.6（續(xù)）
項目
代號
直齒輪（外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.25
4.15
齒全高
11.25
齒頂圓直徑
104.2
齒根圓直徑
81.7
節(jié)圓直徑
式中：表示第Ⅱ排中行星輪齒數(shù)，中心距
90
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
84.57
齒頂圓壓力角
重合度
對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度
式中：為第Ⅱ排中行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.7計算
1.53
（2）行星輪幾何尺寸計算
表2.7為行星輪的幾何尺寸計算過程：
表2.7 第Ⅱ排行星輪幾何尺寸
Table 2.7 the first Ⅱ row of the planet round geometry size
項目
代號
直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明
計算結(jié)果/mm
分度圓直徑
150
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
2.9
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=0.25
8.35
齒全高
11.25
齒頂圓直徑
155.8
齒根圓直徑
133.3
節(jié)圓直徑
150
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
140.95
齒頂圓壓力角
重合度
=
1.53
（3）內(nèi)齒圈幾何尺寸計算
由于第Ⅱ排行星排中內(nèi)齒圈的齒數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)等參數(shù)與第Ⅰ排行星排中相同，所以其幾何尺寸也相同，此處便不作贅述。
2.7 各行星齒輪強度校核
2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核
經(jīng)過前面計算，太陽輪齒寬系數(shù)0.6， 則太陽輪齒寬為b==0.660=36，根據(jù)經(jīng)驗公式，取=46mm。
下面計算查取其他校核用參數(shù)；
① 查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8。
② 確定和所以用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度： （2.13）
式中：為太陽輪的轉(zhuǎn)速，為了方便計算初步用馬達的輸出轉(zhuǎn)速來計算；
為特性參數(shù)，見前面部分計算。
將上述已知參數(shù)代入式（2.13）計算得4.15。
③查表10-確定使用系數(shù)=2.00；查圖10-取動載系數(shù)=1.04；查表10- 取齒間載荷分配系數(shù)=1.1，查表10-利用直插法齒向載荷分配系數(shù)==1.182，則計算載荷系數(shù)為：
（2.14）
=1.041.11.182
2.7
④太陽輪傳遞的載荷的計算
太陽輪輸入轉(zhuǎn)矩為=665.56，根據(jù)公式有太陽輪所傳遞的扭矩為：
（2.15）
=
244.04
式中：為行星齒輪傳動載荷不均勻系數(shù)，由表14-5-查取，
則太陽輪傳遞的載荷為：
（2.16）
=
7156.32
所以太陽輪接觸應力和之配對的行星輪的接觸應力為：
（2.17）
=
1321.5Mpa
⑤ 許用接觸應力計算
本挖掘機的設計工作時間為10年，每年按照365天計算，每天工作8小時，則工作應力循環(huán)次數(shù)N為：
N=60n （2.18）
=6014701103658
2.6次
式中： n為太陽輪轉(zhuǎn)速，按照液壓馬達的輸出轉(zhuǎn)速計算：
j齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)：
為總工作時間，以小時計算。
由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得：==0.9，取接觸疲勞強度安全系數(shù)=1，彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.3，查圖10-和圖10-取齒輪的接觸疲勞極限=1500，彎曲疲勞強度極限=750。則太陽輪的許用接觸應力[]為：
[]= （2.19）
=
=1350
經(jīng)計算與太陽輪配對的行星輪，由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得；==0.94.則由（4.19）式計算得其許用接觸應力[]=1410顯然[]>[]，故以[]值代入計算。由上述計算得：因為=<[]，故滿足接觸疲勞強度要求。
2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核
根據(jù)（1）中計算查取結(jié)果，太陽輪的許用彎曲強度[]為：
[]= （2.20）
由式（4.20）得與太陽輪配對的行星輪的許用彎曲強度[]為：
[]=
由圖14-1-查取太陽輪齒形系數(shù)=2.57，行星輪齒形系數(shù)=3.3。由圖14-1-查取太陽輪應力修正系數(shù)=1.63 ，行星輪應力修正系數(shù)=1.46，它們的計算載荷由公式：
（2.21）
得=2.7，取行星齒輪寬為36。經(jīng)計算123.95，112.56，因為>，所以將后者代入計算。下面將彎曲強度進行檢驗：
（2.22）
對于太陽輪：
=
84.01
滿足彎曲強度條件。對于行星輪：
=
107.34
滿足強度要求。
2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇
下面根據(jù)接觸疲勞強度計算來確定內(nèi)齒輪材料，取最小安全系數(shù)=1由公式：
(2.23)
式中：為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖14-1-取=2.51；
為彈性系數(shù)，查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8；
為重合度系數(shù)，查圖14-1-取=0.82；
為螺旋角系數(shù)，查圖14-1-取1；
為接觸強度計算的壽命系數(shù)，查圖14-1-取=0.9；
為潤滑劑系數(shù)，查圖14-1-取=1；
為速度系數(shù)，查圖14-1-取=0.96；
為粗糙度系數(shù)，查圖14-1-取=0.95；
為工作硬化系數(shù)，查圖14-1-取=1.2；
為尺寸系數(shù)，查圖14-1-取=0.8；
為齒圈分度圓直徑。
內(nèi)齒圈所傳遞的扭矩為：
= （2.24）
=
7785.12
式中為驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩，則其所傳遞的載荷為：
（2.25）
=
39923.69N
齒數(shù)比u=81/342.364，取齒寬b=44mm。將上述參數(shù)代入（4.23）式計算得416.80。根據(jù)，選用42Mo，調(diào)質(zhì)硬度209269HB。一般其彎曲強度皆可滿足設計要求，這里不再校核。
與第Ⅰ行星排校核計算一樣，對于第Ⅱ排的各齒輪接觸疲勞和彎曲疲勞強度校核，經(jīng)檢驗，其均滿足設計強度要求。
第三章 減速器結(jié)構(gòu)的設計
3.1 齒輪軸的設計計算
由于太陽輪Ｉ的尺寸較小，從強度方面考慮將其做成齒輪軸形式，材料為200CrMnTi。經(jīng)力學分析，該軸只在扭轉(zhuǎn)情況下工作，故按照扭轉(zhuǎn)強度條件初步估計軸頸：
（3.1）
式中：為系數(shù)值，查表15-取=100（范圍：98100.7)；
為軸傳遞功率，KW（取液壓馬達輸出功率）；
為軸的轉(zhuǎn)速。
將上述已知參數(shù)帶入（3.1）式計算得35.93，考慮到其將由花鍵套與制動器輸出軸連接，故取軸頸=40，由公式：
(3.2)
=
=36.51
式中：為扭轉(zhuǎn)切應力；
為該軸所傳遞的扭矩，取太陽輪輸入力矩值；
為軸的抗扭截面系數(shù)。
顯然<[]=4552,滿足要求。該軸的細部結(jié)構(gòu)件附件其零件圖。
3.2 傳遞連接
本設計采用雙壁整體式行星架，行星架Ｉ與太陽輪采用漸開線花鍵連接。齒圈和殼體采用螺釘固定鏈接。動力傳遞過程為：動力經(jīng)由液壓馬達傳到制動器。制動器輸出軸與齒輪軸采用漸開線花鍵套連接，齒輪軸另一端由鋼球頂住，防止其運轉(zhuǎn)時軸向穿動，動力由制動器傳遞給齒輪軸。太陽輪Ｉ將動力傳給行星輪Ｉ，在此動力分流：一部分直接通過和齒圈嚙合將動力傳遞給齒圈然后由齒圈和殼體等傳給驅(qū)動輪；另一部分動力則由行星架Ｉ傳遞給太陽輪。太陽輪和行星輪嚙合傳動，動力經(jīng)由此到達齒圈再通過殼體到達驅(qū)動輪。
另外幾處的連接：行星架和齒圈支架的連接采用漸開線花鍵連接；齒圈支架和制動器的連接采用螺釘連接；殼體與制動器和液壓馬達的連接采用滾動軸承連接和浮動油封密封；殼體與驅(qū)動輪采用螺栓連接；太陽輪與滾針軸承連接，滾針軸承套在齒輪軸上從而齒輪軸轉(zhuǎn)動并不直接影響太陽輪轉(zhuǎn)動。
3.3 軸承選用與校核與其他附件說明
3.3.1 軸承選用與校核
行星輪Ｉ用軸承、銷套和螺栓連接在行星架Ｉ上，根據(jù)載荷性質(zhì)查表5-選用圓錐滾子軸承30205，其基本動載荷=32.2.下面進行其強度校核：
（3.3）
式中：為當量動載荷；
為溫度系數(shù)，取=1；
為計算指數(shù)，對于滾子軸承=；
為軸承的轉(zhuǎn)速；
為軸承預期使用壽命。
下面對這些參數(shù)進行計算選?。?
①由于是直齒圓齒輪嚙合傳動，軸承裝在銷套上面。故其受的軸向載荷較小，忽略計算，根據(jù)表13-查取載荷系數(shù)=1.5，則當量動載荷為：
（3.4）
式中根據(jù)齒輪嚙合傳動時徑向力進行計算：
（3.5）
式中：為嚙合角，經(jīng)第四章計算知=。
由前章（3.16）式知圓周力=7156.32，所以=2604.69，軸向力=0。X、Y分別為徑向和軸向動載荷系數(shù)，由表13-查取X =1,Y =0。從而 =1.52604.69=3907.035。
②軸承的轉(zhuǎn)速近似取行星輪Ｉ的轉(zhuǎn)速
= （3.6）
=
=568.52r/min
③按照前章4.7.1，=103658=29200,將得到的已知參數(shù)帶入（3.3）式：
31.00KN
，故滿足設計要求。按照相同的方法，第二排行星輪處的軸承選用圓錐滾子軸承30206，經(jīng)檢驗滿足要求。
3.3.2 其他附件說明
減速器的潤滑采用飛濺潤滑，為防止漏油，在所需處設置的密封圈或者擋油環(huán)。在裝配所需要防止零部件穿動處設置套筒或者墊板。減速器具體結(jié)構(gòu)見附錄其裝配圖和各零件圖.
第四章 設計工作總結(jié)
本設計是基于市場產(chǎn)品180型液壓挖掘機的主要部件的研發(fā)、設計過程。通過參觀實習了解產(chǎn)品特性，對液壓挖掘機的減速器的計、研究，是一次理論與實踐相結(jié)合的有益探索、學習。對設計全文總結(jié)如下：
（1）以液壓挖掘機的工作特點為例分析了其在工程機械中的地位和其在國家現(xiàn)代化建設中的作用。并闡述了國外同行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和液壓挖掘機的發(fā)展趨勢以及在我國高校開展本科課題研究的重要意義。
（2）從總體方案設計入手，系統(tǒng)分析比較了幾種工作裝置、傳動方式的優(yōu)缺點，并對回轉(zhuǎn)機構(gòu)、行走方式及動力裝置進行了初步闡述和選擇。
（3）通過主要參數(shù)計算，確定了液壓挖掘機在作業(yè)過程中所需的動力，得出了與工況相適應的主要設計參數(shù)。
（4）本設計主要闡述了行走減速器的設計計算，從減速器型式的選擇到各零部件的設計校核。有效地解決了行星齒輪的配齒問題，另外在齒輪設計過程中采用了高度變位設計，使得齒輪的齒數(shù)大大減少并避免了加工過程中少齒數(shù)所帶來的根切問題。使減速器在結(jié)構(gòu)上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈的可容體積，從而有效縮小了其外廓尺寸，使其體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。通過此，不僅在理論上深化了認識，同時也從一定程度上提高了解決問題的能力。
本設計中的行走減速器的傳動系統(tǒng)采用了斜盤式軸向柱塞馬達和三行星輪雙行星排共齒圈式結(jié)構(gòu)具有一定的新穎性，它的特點是：這種機構(gòu)液壓系統(tǒng)壓力可高達以上，馬達轉(zhuǎn)速一般在2200r/min以內(nèi)，雙行星排具有較大的傳動性，省去了定軸齒輪的傳動，結(jié)構(gòu)緊湊，適用于專業(yè)化批量生產(chǎn)。有利于更進一步研究高性能的減速器，提高產(chǎn)品競爭力。朝著現(xiàn)代工程機械的發(fā)展方向大力發(fā)展液壓挖掘機，設計制造更多高性能的產(chǎn)品才能提高我國該行業(yè)在世界同行的技術(shù)水平和競爭力，進而我國現(xiàn)代化建設中發(fā)揮更大的作用，這是我國工程技術(shù)人員義不容辭的責任。
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致 謝
彈指一揮間，大學四年已經(jīng)接近了尾聲。四年的艱苦跋涉，兩個月的精心準備，畢業(yè)設計終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負，但設計過程中常常出現(xiàn)的輾轉(zhuǎn)反側(cè)和力不從心之感卻揮之不去。畢業(yè)設計的過程并不輕松：各種壓力的時時襲擾，知識積累的尚欠火候，致使我一次次埋頭于圖書館中，一次次在深夜奮力敲打鍵盤。第一次花費如此長的時間和如此多的精力，完成一套設計，其中的艱辛與困難難以訴說，但曲終幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品嘗的。在這里需要的感謝的人很多，是他們讓我這大學四年從知識到人格上有了一個全新的改變。
感謝我的指導老師，夠順利完成畢業(yè)設計，離不開他的悉心指導，他對我的設計從確定題目、修改直到完成，給予了我許多的指點和幫助。感謝他在繁忙的工作之余，擠出時間對設計提出精辟的修改意見。在此，向老師致以最誠摯的謝意。
我也要感謝大學所有教育過我的老師！你們傳授給我的專業(yè)知識是我不斷成長的源泉，也是完成本設計的基礎。
最后，我明白，正是在大學那溫潤寬厚的胸懷上，我成長起來的，我心我思永系長大。
再次對所有關(guān)心、幫助我的人說一聲“謝謝”。
附 錄
設計圖紙及代號
圖名
圖號
圖幅
底盤
01-00-00
A0
行星減速器
01-01-00
A1
張緊裝置
01-02-00
A1
驅(qū)動輪
01-03-00
A2
太陽輪1
01-01-01
A3
太陽輪2
01-01-02
A3
行星架1
01-01-03
A2
齒圈
01-01-04
A2
行星齒輪2
01-01-05
A3
行星架2
01-01-06
A2
齒圈支架
01-01-07
A3
端蓋
01-01-08
A2
殼體
01-01-09
A2
彈簧
01-02-01
A3
導向輪
01-02-02
A2