小型液壓挖掘機的設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 0 155 確定支重輪個數： 軸間距 mmll tz 2 9 4~2 4 21 7 3)~()~( ???? （ ） —— 取自《工程機械底盤 設計》 P231 取 mmlz 260? =290mm。 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 18 頁 共 64 頁 最后端的支重輪與驅動輪輪軸之間的距離 mmll tk 4 4 9~3 9 71 7 3)~()~( ???? （ ） —— 取自《工程機械底盤設計》 P263 取 mmlk 430? 。 因為履帶的支撐面寬度 L0=2500 綜合考慮以上因素，取支重輪的數量為 6個。 b) 支重輪的強度計算 為了減少支重輪的磨損，輪緣對履帶的接觸應力應按下式計算： nbRGrc ?? () —— 參看《工程機械底盤構造與設計 》 P318 式中 b—— 支重輪輪緣寬度， mmb 30? ； rR —— 支重輪半徑， mmRr 94? ； n—— 支重輪個數， n=12； ? ? MPaMPanbRG cr ??????? ?? = 129430 ? =? ? MPaMPanbRG cr ??????? ?? 所以，支重輪與鏈軌節間的接觸應力滿足要求。 c) 支重輪軸的校核 支重輪的最大徑向載荷使挖掘機跨越障礙時的工況，此時每側的一個支重輪承受整機總重量，即一支重輪上的最大徑向載荷為整機重量的一半，支重輪軸按此時計算彎曲強度。（軸的直徑為 mmd 55? ） 支重輪軸的內力分析圖如圖 所示： 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 19 頁 共 64 頁 圖 ? ?FF WM ?? ?? m a x （ ） —— 取自《材料力學》上冊 P174. 式中： maxM —— 支重輪軸最大彎矩； W —— 抗彎截面系數。 NmKLGM 1 22)2 1 03 3 5()(6m a x ????????? 3331 mdW ???? ?? ； ? ???F? —— 需用彎曲強度，支重輪軸采用 40Cr 鋼， ? ? M PaF 300~220?? 。 所以： σ F=? ???F? 即支重輪軸滿足強度要。 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 20 頁 共 64 頁 托鏈輪的設計 托輪用來承托上部履帶，防止其過度下垂， 減少上方履帶的跳動和下垂量，并防止履帶從側向滑脫。 拖鏈輪的結構與支重輪類似，如圖 所示，但其所受載荷要比支重輪小得多， 工作時少受泥水侵 蝕，因此尺寸可較小。軸距在2m 以下的普通履帶挖掘機可以采用一個拖鏈輪，軸距在兩米以上的則克采用兩個拖鏈輪。 托輪軸固定在履帶架上，輪體內壓裝有耐磨軸套，并耐磨軸套套裝在軸上，可自由轉動。托輪的外側端蓋用螺栓安裝在輪體上，軸的一端裝有浮動油封。其結構如圖 所示。 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 21 頁 共 64 頁 拖鏈輪示意圖 本設計所選用的托輪的尺寸如表 所示： 表 托輪的結構尺寸 /mm 安裝尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 浮封表號 浮封膠圈表號 軸承型號 A 1d B D 2d 3d C 4d 1A 1C 7010AC 96 50 290 150 50 80 82 120 導向輪和張緊裝置的設計 導向輪的設計 a）導向輪的參數設定 導向輪用于引導履帶正確繞轉，可以防止跑軌和越軌。大部 分液壓挖掘機的導間輪同時起到支重輪的作用，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，中間有擋肩環作為導向用 (如圖 )，兩側的環面則能支撐軌鏈起支重輪溝作用。導向輪的中間擋肩環應有足夠的高度，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。 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 22 頁 共 64 頁 圖 根據前述相關尺寸， 本設計所選導向輪聯系尺寸如表 所示： 表 導向輪的聯系尺寸 /mm 安裝尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 A B D E 1d 2d 1D F 335 300 590 160 55 65 550 82 b）導向輪軸的強度計算 導向輪的材料一般是 40 或 45 鑄鋼，輪緣通常不加工，表面淬火硬度 HRC45以上。導向輪軸常用 40Cr 鋼制造，調質處理硬度 HB285～ 321，軸通常不轉動，采用滑動軸承。 導向輪的材料軸按整機倒檔行使條件計算彎曲應力。整機發出的為地面附著條件所允許的驅動力 GPR ?? （按履帶計算工況），可近似地認為導向輪上、下兩處履帶平行，則導向輪軸的計算載荷為： GP ? 。 mNAGM ????????? ? 33m a x ； 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 23 頁 共 64 頁 331 0 0 0 0 6 0 5 mdW ???? ?? ； ? ? ??F? 需用彎曲強度， ? ? M PaF 300~220?? 。 所以： ? ?FF M P a ?? ??? 2 9 50 0 0 0 0 6 1 5 4 由上可知，導向輪軸的彎曲應力滿足強度要求。 張緊裝置的設計 張緊裝置的功用主要是保證適 當的履帶張緊力，當導向輪受到前方的沖擊載荷時，緩沖彈簧回縮以吸收振動，防止履帶和驅動輪損壞。目前在液壓挖掘機中廣泛采用液壓張緊裝置，這種帶有輔助液壓缸的彈簧張緊裝置 (圖 )借助潤滑用的黃油槍將黃油壓注入液壓缸，使活塞外伸，一端移動導向輪，另一端壓縮彈簧使之預緊。但預緊后的彈簧尚需留有適當的行程起緩沖作用。如果履 d帶太緊需放松時，可擰開注油嘴，從液壓缸中放出適量的黃油。 圖 圖（ ）為液壓張緊裝置的示意圖，圖 a為液壓缸活塞直接頂彈簧的型式，這種結構雖簡單但外形尺寸較長；圖 b 為液壓缸活塞置于彈簧中間的型式，這種南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 24 頁 共 64 頁 結構的優點是縮短了外形尺寸，但零件稍多。 （ 1）緩沖彈簧的選擇 緩沖彈簧必須有一定的預壓縮量，使履帶中產生預緊張力，其作用是：前進時不因稍受外力即松弛而影響履帶銷和驅動輪齒的嚙合，倒退時能保證產生足夠的牽引力而仍保持履帶銷和驅動輪齒的正常嚙合。預緊張力亦不能太大，當履帶和各輪之間卡入堅硬石塊時或當前方受到較大的沖擊力時，緩沖彈簧應能進一步壓縮，以保護行走系各零件不致損壞。 彈簧參數計算 如下： 緩沖彈簧預緊力： KNGPY )~)~()~( （???? =(~) () —— 取自《工程機械底盤構造與設計》 P320 取 KNPY 24? 40KN。 緩沖彈簧工作行程終了時的壓縮力： KNPP Ya ）（ 48~3624)2~()2~( ???? 40=(60~80)KN 緩沖彈簧工作行程需考慮履帶和驅動輪卡入石塊時能脫離嚙合，即工作行程 gf為： 4 )( ieg DDf ?? ? （ ） —— 取自《工程機械底盤構造與設計》 P320 式中： ??eD 驅動輪齒頂圓直徑， mmDe ? ； ??iD 驅動輪齒根圓直徑， mmDi ? 。 所以： mmf g ) 8 6 1( ??? ? （ 2）圓柱螺旋壓縮彈簧的設計 前置滑動式張緊裝置緩沖彈簧系數的確定，根據《工程機械底盤構造與設計》 P321可知：旋繞比 dD/ 在 4左右。由《機械設計》 P386 表 166 常用旋繞比 C 值，在南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 25 頁 共 64 頁 此取 4/ ?dD ，根據《機械設計手冊》第三卷彈簧常用材料 ? ??TGB選取熱軋鋼 1222GB ，牌號為 CrMnA60 。 其參數如下： 切變模量 ： GPaG 78? 彈性模量： GPaE 196? 推薦硬度范圍： 52~47HRC 推薦溫度范圍： C?? 200~40 曲度系數： 14 ??????? CCCK （ 516） —— 取自《機械設計》 P386 初步設定緩沖彈簧的中徑 mm120D? ，根據 C 值估取彈簧絲直徑 d =40，根據《機械設計手冊》第三卷查得 CrMnA60 彈簧的許用切應力為 MPa710 。 根據《機械設計》 P386 ? ???? ?? 2m a x8 dCFK (317) ? ? mmKCFd 63m a x ??? ??????? ?? —— 取自《機械設計》 P386 式中： maxF — — 緩沖彈簧工作行程終了時的最大壓縮力； K —— 曲度系數； C —— 旋繞比； ??? —— 許用切應力； 根據上值可取彈簧鋼絲標準直徑 mmd 40? ，此時， 4160 ?? CmmD ， ，為標準值。 根據《機械設計》 P383 表 165，彈簧的實際工作條件和類比同類產品的相關參數可取彈簧圈數 ?n 。 根據《機械設計》普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列 ? ?19951385/ ?TGB 表 165 及普通圓柱螺旋壓縮彈簧的結構尺寸計算公式表 164得彈簧系數： 彈簧工作圈數： ?n 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 26 頁 共 64 頁 彈簧中徑： mmCdD 1 6 0404 ???? 彈簧內徑： mmdDD 120401601 ????? 彈簧外徑： mmdDD 202001602 ????? 彈簧節距： ? ? mmDp 491 6 ~ ???? 彈簧自由度 ： ? ? mmdpnH 8 ~ ??????? 取標準規格自由度 mmH 7000 ? 。 —— 以上公式均來自《機械設計》 P382 由于緩沖彈簧是兩端固定，故彈簧的許用長細比為 ?? ?b 彈簧實際長細比 b= ? ? ???? bDH 顯然彈簧的穩定性滿足要求。 “四輪一帶”安裝尺寸 驅動輪一般置于機械后方，因為機器前進的時間多，而且牽引力大，這樣履帶驅動段的長度小，可以減小功率損失。為了提高履帶行走裝置的 越過障礙的能力，行走裝置應有合適的接近角 ? 1，和離去角 ? 2。 圖 在導向輪與驅動輪的中心距離一定的情況下，當 ? ? 2太大時，會減少接地長南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 27 頁 共 64 頁 度，造成接地面 積減少，接地比壓提高；而且支重輪處履帶折彎角度增大，會影響傳動效率。通常認為當 ? ? 2小 于 5176。時履帶的接地長度可以從兩端的張緊輪、導向輪的中心算起。實際設計中 ? 1一般取 2176。～ 5176。，由于挖掘機前面的障礙可以用推土板鏟除，所以 ? 2一般取 1176。 ~3176。 。支重輪在導向輪和驅動輪間的布置應有利于增大履帶接地長度，因此，最前一個支重輪應盡量靠近導向輪，最后一個支重輪應盡量靠近驅動輪。為了不和它們的運動發生干涉，支重輪的位置應保證當導向輪在緩沖彈簧達到最大變形時相互不發生干涉，后支重輪的輪緣外徑與驅動輪齒頂圓之間應保留一定的間隙。各支重輪的間距一般為均勻分布。托鏈輪主要用來限制上方區段履帶的下垂量。托鏈輪的位置應有利于履帶脫離驅動輪的嚙合，并平穩而順利地滑過上方區段，保持履帶正常的張緊狀態。為此，托鏈輪 應該將履帶略微向上托一點，但不宜過高，否則也會使履帶的折彎角增大，增加能量消耗 。 布置如圖 Ls==2500=1000 SS==2500=750 Sr=(2． 5— 3)t =432~519 LK=(1． 65～ 1． 8)t=285~311 取 290 4 液壓挖掘機行走能力的設計計算與校核 挖掘機的履帶式行走裝置運行時所發出的牽引力必需能克服下列阻力：履帶的內阻力；土壤變形等的運行阻力；坡度阻力和轉彎阻力等。 牽引平衡方程為： WTRMR ??? （ — 1） 式中 RM — 為驅動輪的扭矩 R — 驅動輪的半徑 T — 履帶的牽引力 南華大學機械工程學院畢業設計（論文） 第 28 頁 共 64 頁 ?W — 運行時各阻力之和 —