畢業(yè)設(shè)計（論文）履帶式行走裝置的總體方案設(shè)計

1、摘 要工程機械是國民經(jīng)濟建設(shè)及國防工程施工中使用的重要技術(shù)裝備，在國民經(jīng)濟建設(shè)中，尤其是城市建設(shè)、民用建筑、水利建設(shè)、道路構(gòu)筑、機場修建、礦山開采、碼頭建造、農(nóng)田改良中，工程機械起著越來越重要的作用。我國的工程機械行業(yè)目前進入了一個高速發(fā)展階段，推、挖、裝、起重、鏟土運輸、筑路、農(nóng)用機械等各種品種齊全并形成了系列化，各種工程機械雖然品種很多但基本上可劃分為動力裝置、行走裝置和工作裝置。履帶行走裝置的挖掘機履帶行駛系統(tǒng)包括車架。行走裝置和懸架三部分。車架是整體骨架，用來安裝所有的 總成和部件。行走裝置用來支持機體，把動力裝置傳到驅(qū)動輪上的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)檐囕v工作與行駛所需的驅(qū)動力和速度。懸

2、架是車架和行走裝置之間互相傳力的連接裝置。本文在詳述履帶行走裝置整體設(shè)計的基礎(chǔ)上，又對驅(qū)動輪、拖鏈輪、導(dǎo)向輪、支重輪結(jié)構(gòu)進行了設(shè)計，對一些關(guān)鍵部分進行了設(shè)計校核計算。對各個輪的加工工藝有粗略的描述。本文還詳述了減速系統(tǒng)的設(shè)計包括軸、齒輪的選擇及校核。關(guān)鍵詞：整體設(shè)計；驅(qū)動輪；支重輪；減速系統(tǒng)abstractconstruction machinery is a national economic construction and national defense construction in the importance of the use of technical equipment,

3、construction in the national economy, especially in urban construction, civil construction, water conservancy, road building, airport construction, mining, pier construction, agricultural improvement, mechanical engineering is playing an increasingly important role. chinas construction machinery ind

4、ustry has now entered a phase of rapid development, pushing, digging, loading, lifting, shoveling transport, roads, agricultural machinery and other species and formed a complete series, all kinds of construction machinery but although many species can basically be classified into power plant, opera

5、ting equipment and working equipment. crawler excavator crawler traveling device system includes the frame. walking devices and suspension of three parts. overall skeleton frame is used to install all the assemblies and components. walking device used to support the body, the power plant came on the

6、 drive wheel torque and rotary movement into a vehicle required for work and driving the driving force and speed. suspension is a walking frame and transmission device between the connected devices. in this paper, detailed walking track devices based on the overall design, but also on the driving wh

7、eel, drag chain, guide wheel, supporting wheels structure design, for some of the key parts of the design verification calculation. for each round of processing technology has a rough description. this article also details the system design, including speed shaft, gear selection and verification.key

8、words: the overall design, wheel, supporting wheels, slowing the department 目 錄摘 要iabstractii1 緒 論i2. 履帶式行走裝置的總體方案設(shè)計12.1 履帶式行走裝置的功用與組成12.2 履帶式行走裝置的特點22.3 履帶式行走裝置的各部分的功用及結(jié)構(gòu)布置22.4 履帶式行走裝置的尺寸參數(shù)42.5 履帶式行走裝置的接地比壓52.6 運行阻力計算93 擬定和分析傳動方案144 傳動方案的總體設(shè)計及各零部件的設(shè)計154.1選擇液壓馬達154.2總傳動比及各級傳動比164.3一級傳動斜齒輪及齒輪軸的設(shè)計184.

9、4二級傳動斜齒輪設(shè)計254.5第一根軸的設(shè)計314.6第二根軸的設(shè)計364.7輸出軸的設(shè)計434.8校核第二根軸的軸承444.9鍵的校核455. 驅(qū)動輪的設(shè)計485.1驅(qū)動輪的整體設(shè)計485.2 驅(qū)動輪的形狀485.3 驅(qū)動輪各部分結(jié)構(gòu)尺寸495.4 軸的設(shè)計505.5 軸承的計算535.6 驅(qū)動輪的加工工藝535.7 標準件的選擇556 支重輪的設(shè)計及計算566.1 支重輪的直徑566.2 支重輪的加工工藝597 導(dǎo)向輪的整體設(shè)計647.1 導(dǎo)向輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計657.2軸的加工工藝687.3 導(dǎo)向輪外部尺寸697.4軸承的計算707.5 標準件的選擇728.履帶張緊裝置設(shè)計738.1 結(jié)構(gòu)形式

10、和設(shè)計要求738.2 設(shè)計方法769. 履帶設(shè)計789.1 履帶板789.2 鏈軌節(jié)銷套總成7910 托鏈輪輪體及輪架的制造過程8010.1 輪體的制造過程8010.2 托鏈輪架的制造過程8210.3 托鏈輪上的其他零件的選取及潤滑8510.4 托鏈輪輪軸的強度校核86參考文獻89致謝90附錄911 緒 論20世紀初至40年代末，挖掘機進入動力和行走裝置多樣化的階段。1910年,出現(xiàn)了第一臺電機驅(qū)動的單斗挖掘機；1912年出現(xiàn)了汽油機和煤油機驅(qū)動的全回轉(zhuǎn)式單斗挖掘機；1916年出產(chǎn)了柴油發(fā)電機驅(qū)動的單斗挖掘機；1924年柴油機直接驅(qū)動開始用于單斗挖掘機上；履帶式行走裝置于1910年開始采用。輪

11、胎式行走裝置隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，廣泛用于小型挖掘機。30年代，出現(xiàn)了步行行走裝置；50年代中期，德國和法國相繼研制出全回轉(zhuǎn)式液壓挖掘機，從此挖掘機的發(fā)展進入一個新階段.挖掘機械一般由動力裝置、傳動裝置、行走裝置和工作裝置等組成。單斗挖掘機和斗輪挖掘機還有轉(zhuǎn)臺，多斗挖掘機還有物料輸送裝置。動力裝置有柴油機、電動機、柴油發(fā)電機組或外電源變流機組。柴油機和電動機大多用于中、小型挖掘機械，用一臺原動機集中驅(qū)動，兩者可互換。柴油發(fā)電機組和外電源變流機組用于大、中型挖掘機械，用多臺電機分散驅(qū)動。行走裝置主要用來支承機器、使機器變換工作位置和轉(zhuǎn)移作業(yè)場地；另外，鏈斗式挖掘機和環(huán)輪式挖掘機的鏟斗，隨著行走裝置

12、的連續(xù)行走而切削土壤。行走裝置有履帶式、輪胎式、步行式、軌行式、浮游式和拖掛式等幾種。作業(yè)場地固定、要求接地比壓較低時用履帶式；作業(yè)場地多變時用輪胎式；因施工條件特殊而必須架設(shè)專用軌道時，用軌行式；挖掘水下泥土用浮游式；小型單斗挖掘機的行走裝置無動力源時，用拖掛式；作業(yè)場地固定、機器重量大時，用步行式。步行式行走裝置大多用于單斗挖掘機中的大、中型拉鏟挖掘機和斗輪挖掘機。2. 履帶式行走裝置的總體方案設(shè)計2.1 履帶式行走裝置的功用與組成履帶式行走裝置的功用是支承機體及機械的全部質(zhì)量，將發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的扭矩轉(zhuǎn)變成機械行駛和進行作業(yè)所需的牽引力，傳遞、承受各種力、力矩，緩和路面不平引起的沖擊、

13、振動。履帶式行走裝置有結(jié)構(gòu)完全相同的兩部分，分別裝在機械的兩側(cè)，主要由支重輪、托鏈輪、引導(dǎo)輪、緩沖裝置及履帶等組成。圖 a 圖a 為履帶行走裝置的結(jié)構(gòu)圖，其中5支重輪總成；6密封履帶總成；7行走梁機構(gòu)；8導(dǎo)向輪總成；9張緊裝置護罩；10車輛型液壓油缸；11油缸支架；12托鏈輪總成；13軸系統(tǒng)總成；14驅(qū)動輪支座；15牽引支架；16張緊裝置。2.2 履帶式行走裝置的特點（1）支承面積大，接地比壓小。例如，履帶推土機接地比壓為0.02mpa0.08 mpa,而輪式推土機的接地比壓一般為0.2mpa。因此，履帶推土機適合在松軟或泥濘場地進行作業(yè)，下限度小，滾動阻力也小，通過性能較好；（2）履帶支承面

14、上有履齒，不易打滑，牽引附性能好，有利于發(fā)揮較大牽引力；（3）結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量大，運動慣性大，減振功能差，使得零件易損壞。因此，行駛速度不能太高，機動性能差。2.3 履帶式行走裝置的各部分的功用及結(jié)構(gòu)布置2.3.1驅(qū)動輪在履帶推土機等工程機械上，多數(shù)是把驅(qū)動輪布置在后方。驅(qū)動輪中心的高度hk應(yīng)有利于降低整機的重心高度，其直徑尺寸dk，應(yīng)有利于增加履帶的接地長度，但在決定上述兩個尺寸時，還需綜合考慮整機的離地間隙和離去角2的值。履帶推土機的2值，一般不超過25。2.3.2 支重輪功用：支重輪用螺釘固定在輪架下面，用于支撐機械的質(zhì)量，并將質(zhì)量分布在履帶板上。同時還依靠其滾輪凸緣夾持鏈軌不使履帶橫向滑

15、脫（脫軌），保證機械沿履帶方向運動。結(jié)構(gòu)布置：根據(jù)功率大小，履帶推土機每側(cè)有47個支重輪，功率小的取下限，功率大的取上限。當履帶接地長度一定時，增加支重輪個數(shù)，可使接地壓強均勻，減少履轍深度金額滾動阻力，但增加個數(shù)后，勢必減少直徑，從而增大支重輪在履軌上滾動的阻力，綜合考慮這兩個因素，一般取支重輪直徑dz=（12.0）lt。各支重輪等距分布，軸間距l(xiāng)z=(1.72.0)lt,最后端的支重輪軸與驅(qū)動輪軸之間的距離lk=(2.32.6)lt，最前端的支重輪位置應(yīng)保證張緊輪調(diào)整到最后極限位置而緩沖彈簧又壓縮達最大值時不會發(fā)生干涉。驅(qū)動鏈輪齒頂與支重輪輪轂之間，應(yīng)留有足夠的間隙，以防積泥。2.3.3導(dǎo)

16、向輪功用：引導(dǎo)輪安裝在臺車架的前部，它主要用來引導(dǎo)履帶的行駛方向，并借助緩沖裝置使履帶保持一定的緊度，減小履帶在運行中的跳動，從而減小沖擊載荷以及額外的功率損耗，并防止履帶脫軌。結(jié)構(gòu)布置：較大的導(dǎo)向輪可以減少履帶載荷的波動，但增大導(dǎo)向輪直徑d。受結(jié)構(gòu)布置限制。導(dǎo)向輪輪緣最高點，應(yīng)比驅(qū)動輪低1060mm，這樣能使上方區(qū)段的履帶依靠本身重量順勢前滑。輪緣的最低點則受1限制。履帶推土機因前方有推土板開路，故接近角可較小，一般為13。試驗表明，導(dǎo)向輪軸與最前面的支重輪軸之間的距離，一般不應(yīng)小于履帶節(jié)距的三倍，否則履帶運動的不均勻性太大。2.3.4緩沖裝置功用：緩沖裝置的主要功用是使履帶保持有一定的緊度

17、，減少履帶的下垂和在運動時的跳動。同時當引導(dǎo)輪前遇有障礙物或履帶卡入石塊等硬物而使履帶過于張緊時，它能允許引導(dǎo)輪后移，以避免損壞機件。越過障礙物后，引導(dǎo)輪又在緩沖裝置彈簧的作用下恢復(fù)原位。2.3.5托鏈輪功用：托鏈輪通過支架安裝在臺車車架上，其功用是用來將履帶上部托起，防止履帶下垂過大，減小履帶在運動中產(chǎn)生的跳動和側(cè)向擺動。靠近驅(qū)動輪的托鏈輪，還能減小因驅(qū)動輪旋轉(zhuǎn)而將履帶沿驅(qū)動輪的切線方向甩動時所產(chǎn)生的履帶下垂。結(jié)構(gòu)布置：托鏈輪主要用來限制上方區(qū)段履帶的下垂量。因此，為了減少托鏈輪與履帶間的摩擦損失，托鏈輪數(shù)目不宜過多，每側(cè)履帶一般為12個。托鏈輪的位置應(yīng)有利于履帶脫離驅(qū)動鏈輪的齒合，并平穩(wěn)而

18、順利地滑過托鏈輪和保持履帶的張緊狀態(tài)。當采用兩個托鏈輪時，后面一個托鏈輪應(yīng)靠近驅(qū)動鏈輪，并使托鏈輪輪緣的上平面高度ht1與0.5dt之和等于或大于驅(qū)動輪的節(jié)圓半徑0.5dk,以限制該處履帶下垂，并使履帶易于脫開齒合。托鏈輪的位置尺寸，通常為lt20.4l，lt1（l-lt2）。2.3.6履帶功用：履帶用來將整個推土機的重量傳給地面、并保證推土機有足夠的牽引力、履帶直接和土壤、沙石等較復(fù)雜地面接觸，并承受地面不平所帶來的沖擊和局部負荷，因此，履帶除應(yīng)具有良好的附著性能外，還要有足夠的強度、剛度和耐磨性。2.4 履帶式行走裝置的尺寸參數(shù)2.4.1履帶支承長度l、軌距b和履帶板寬b令 l驅(qū)動輪和引導(dǎo)

19、輪之間輪距；h表示高度；g表示整機質(zhì)量（t）軌距b : 履帶板寬 取 b=427.68mm2.4.2 履帶的張緊度h的值一般取為： =（0.030.06）1944 =58.32116.64mm2.4.3 節(jié)距 根據(jù)機械工程手冊第二版知，履帶的節(jié)距已標準化，故取節(jié)距為154mm。2.5 履帶式行走裝置的接地比壓采用履帶行走裝置的目的在于提高承載能力，便于在松軟的土地上工作，所以確定承載能力就成為設(shè)計機械和決定性能的一個重要內(nèi)容。履帶行走裝置的特點是，兩條履帶和機械行走架剛性連接且支承面處于同一水平面內(nèi)。行走架是一個空間剛性結(jié)構(gòu)，故只有當土壤表面是一個平面時，才能使履帶表面和土壤完全接觸。但是機械

20、在硬質(zhì)土壤和多石土壤上工作時，往往只有一條履帶與土壤完全接觸，而另一條履帶則支承在土壤的個別突起部分。土壤的凹下部分，履帶并不承受載荷。此外，機械重心位置的改變和接地比壓也有一定關(guān)系。2.5.1 平均接地比壓當機械兩條履帶與水平地面完全接觸，且整機重心近似地位于支承面中心時，機械對土壤產(chǎn)生的壓力稱為平均比壓。 式中 g機械總重量，平均壓力g n； b履帶寬 （cm）； 履帶支承長度 （cm）； 由此可見，平均比壓這個概念并不能真正表達載荷的分布情況，實際的比壓是和土壤表面的初始狀態(tài)和硬度有關(guān)。當機械在硬度不高勻質(zhì)土壤上工作時，比壓的分布較固定。在這一條件下，挖掘機產(chǎn)生的最大接地比壓很重要，它決

21、定了挖掘機的穩(wěn)定性，也是確定機械能否正常工作的主要因素。2.5.2 最大接地比壓縱向接地比壓當重心離開支承面的中心，如圖中的2點位置，該點是處于三分之一履帶長度的左半部分的中間位置，距中央樞軸為，在此情況下，重心移動距離從零到這一范圍內(nèi)變化，而履帶對土壤的比壓圖形是梯形。如圖所示。對于一般比壓力圖中縱坐標p的求法與材料力學(xué)中計算受純彎梁斷面的應(yīng)力方法相同。圖（a）中的面積lb，相當于一根受純彎梁的矩形截面，nn為中性軸，當梁作用載荷時，在截面lb上，將產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，因此對于圖a，作用在支承面lb上的比壓力的最大（或最小）值，發(fā)生在距中性軸最遠點上。當機械的重心移動量，（圖c）得當機械的重心移動

22、量（圖d），得當機械的重心移動量（圖e），得即最小壓力為負值，因此機械工作時履帶支承面只有其中一部分承受壓力。根據(jù)三角形面積相等，則求得傳遞給土壤壓力的履帶部分支承長度因而，當時，值是從到的范圍內(nèi)逐漸增加的，此時作用在土壤上的比壓力急劇地增加，在這種情況下機械可能傾倒。當作用于行走裝置上載荷的合力作用點無論是沿著橫向方向一移動還是沿著縱向方向移動，機械對土壤的比壓力相應(yīng)地都要增加。在載荷的合力作用點移動的情況下，最不利的情況是載荷作用點沿著從中心到履帶角的對角線方向移動。2.6 運行阻力計算行走裝置的牽引力的產(chǎn)生過程是，由發(fā)動機發(fā)出的扭矩經(jīng)傳動系統(tǒng)和驅(qū)動輪把履帶的工作區(qū)段張緊，引起支承面和地面

23、的相互作用。這時，地面給履帶支承面一個切向反作用力，此力的方向與履帶行走方向一致，推動了機械前進。機械行走時，需要不斷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。履帶行走裝置的運行阻力，有土壤變形阻力、坡度阻力、轉(zhuǎn)彎阻力和內(nèi)阻力等。2.6.1 土壤變形阻力土壤變形阻力是由于履帶將土壤擠壓變形而引起的。1） 對于一條履帶的變形阻力為：= 2)對雙履帶的變形阻力為： = = 式中 b履帶板寬度，b為cm； p土壤的比壓，p為kpa； 使受壓表面下陷1cm的比壓； 為kpa/cm； h受壓表面下陷的深度 h cm土壤抗陷系數(shù)和地面最大允許比壓機械在地面開行時，使地面沉陷密實抗

24、陷系數(shù)是使地面下陷1cm所需的壓力，抗陷系數(shù) kpa/cm，作用比壓p（kpa）和沉陷深度h(cm)之間的關(guān)系是 h = 作用比壓p/抗陷系數(shù)。土壤分類抗陷系數(shù)kpa/cm-1最大允許比壓沼澤土51540100濕粘土、松沙土2030200400大粒沙、普通粘土3045400600堅實粘土5060600700濕黃土701008001000干黃土11013011001500由于機重力g = 2blp令= 稱運行比阻力，其值可按表地面種類運行比阻力地面種類運行比阻力瀝青公路0.030.04野路0.090.12石砌公路0.050.06深砂、沼地、耕地0.100.15堅實土路0.060.09于是變形阻力

25、=在坡是上行走時 = 坡度角2.6.2坡度阻力坡度阻力是由于機械在斜坡上因自重分力所引起。=sin2.6.3轉(zhuǎn)彎阻力履帶行走裝置轉(zhuǎn)彎時所受的阻力較為復(fù)雜，其中包括履帶板與地面的摩擦阻力，履帶板側(cè)面剪切土壤的阻力，以及履帶板突然擠壓土壤的阻力等要全部計算這些阻力十分困難。履帶板與地面的摩擦阻力矩與工況和比壓分布有關(guān)。機械轉(zhuǎn)彎時空載而且工作裝置是懸起的,因此可按均勻分布。2.6.4內(nèi)部阻力內(nèi)部阻力是履帶銷軸、銷套之間的摩擦；支重輪、引導(dǎo)輪、驅(qū)動輪的滾動阻力和軸徑摩擦阻力等組成 。1）履帶銷軸與銷套之間的摩擦阻力，履帶運行時不斷繞上和繞出驅(qū)動輪和導(dǎo)向輪，即履帶由直變彎、由彎變直，銷軸與銷套之間有相對

26、運動。因而產(chǎn)生摩擦力。設(shè)驅(qū)動輪的齒數(shù)z，履帶板的轉(zhuǎn)角，履帶總張力為，則驅(qū)動輪轉(zhuǎn)向時的摩擦功：z-銷軸直徑，-銷軸與軸套之間的摩擦系數(shù)，0.4f值與驅(qū)動輪在前后的位置有關(guān)。2）、驅(qū)動輪的摩擦阻力驅(qū)動輪軸頸外徑，cm驅(qū)動輪帶直徑，cm驅(qū)動輪摩擦阻力，n 經(jīng)驗公式計算： =（0.050.1）9.86000 =（2.945.88）kn以上四種運行阻力中，以坡度阻力和轉(zhuǎn)彎阻力最大，它們分別占據(jù)總阻力的。3 擬定和分析傳動方案液壓挖掘機由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置、液壓傳動系統(tǒng)和行走裝置四大部分組成，行走裝置主要有履帶式和輪胎式兩種，他們的特點是：作業(yè)時不行走，行走時則采用專門的鎖銷把轉(zhuǎn)臺與底座固定，并停止作業(yè)，

27、履帶式行走裝置均由行走液壓馬達通過減速器實現(xiàn)前進、后退、和轉(zhuǎn)彎，輪胎式行走裝置有機械傳動、半液壓傳動和全液壓傳動三種形式。履帶行走裝置形式很多，其基本構(gòu)造是類同的，大多由底座、行走液壓馬達、減速裝置和履帶總成等構(gòu)成，發(fā)動機的動力通過驅(qū)動輪傳給履帶，因此，對其要求應(yīng)是與履帶嚙合正確，傳動平穩(wěn)，并且當履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合，履帶的驅(qū)動輪通常至于后部，這樣，履帶的張緊段較短，減少了磨損和功率損失。本次我設(shè)計的是履帶行走裝置的驅(qū)動部分驅(qū)動輪箱，通過驅(qū)動輪箱可以將原動力轉(zhuǎn)速降低并使驅(qū)動輪獲得較大的扭矩，同時可以降低成本。以下是驅(qū)動輪箱內(nèi)部傳動示意圖：工作過程：液壓馬達作為原動力，將動力通過花

28、鍵傳遞給驅(qū)動輪箱，由驅(qū)動輪箱內(nèi)各個斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)換，最終將輸出扭矩傳遞給驅(qū)動力。4 傳動方案的總體設(shè)計及各零部件的設(shè)計4.1選擇液壓馬達4.1.1已知數(shù)據(jù)整機重為6t，行走速度02.5km/h，爬坡能力30，接地比壓為0.20.8mpa，額定功率為50kw。大多數(shù)履帶式液壓挖掘機的行走牽引力與機重有一定關(guān)系，由公式得牽引力。4.1.2根據(jù)已知數(shù)據(jù)計算液壓馬達輸出功率（1） 選擇液壓馬達的容量工作機所需的功率，其中為行走機構(gòu)效率范圍（0.80.85），馬達的定量系數(shù)k=1。故得，驅(qū)動輪所需的功率。液壓馬達的輸出功率，為液壓馬達到驅(qū)動輪輪軸傳動裝置的總效率，包括一對齒輪傳動、兩對滾動軸承，由機械設(shè)計

29、基礎(chǔ)課程設(shè)計表101查得，一對齒輪傳動效率，一對滾動軸承效率。則，故。根據(jù)選取馬達的額定功率，使,選取=5.75kw。（2） 確定液壓馬達的轉(zhuǎn)速計算工作裝置主軸的轉(zhuǎn)速，即驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速，式中履帶節(jié)距，且履帶節(jié)距已系列化、標準化、通用化。節(jié)距。根據(jù)機械工程手冊（第二版）,取節(jié)距為154mm，其中驅(qū)動輪齒數(shù)選奇數(shù)范圍（1923），在查得驅(qū)動輪齒數(shù)z為21。由公式得驅(qū)動輪的最大轉(zhuǎn)速由廠家需求減速比i=6 。則馬達轉(zhuǎn)速。由此可知液壓馬達扭矩,根據(jù)，。選液壓馬達的型號為1qjm02-0.32，參數(shù)如下：型號額定扭矩轉(zhuǎn)速范圍r/m排量（l/rev）壓力（mpa）額定尖鋒1qjm02-0.3248353200

30、.32610164.2總傳動比及各級傳動比由廠方要求，總體傳動比，由機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計知傳動比按依從小到大原則，否定，則只有，。4.2.1計算傳動裝置的傳動和動力參數(shù)(1) 各軸的轉(zhuǎn)速式中、 、分別為一、二、三軸和馬達的轉(zhuǎn)速(2) 各軸的功率 由機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表10-1查得，一對斜齒輪的效率，一對滾動軸承的效率。式中、和分別為一、二、三軸和液壓馬達的功率。(3) 各軸的轉(zhuǎn)矩將所計算的結(jié)果填入下表參數(shù)軸名馬達一軸二軸三軸轉(zhuǎn)速n(r/min)1501507525功率p(kw)5.755.695.245.03轉(zhuǎn)矩t(nm)366362.3667.21921.54.3一級傳動斜齒輪及齒輪軸的設(shè)

31、計4.3.1選定齒輪材料、精度等級及齒數(shù)（1） 材料及其熱處理根據(jù)機械設(shè)計（第七版）表10-1。查選齒輪材料為40gr，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280hbs，齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理后硬度為240hbs，兩者材料硬度差40hbs。（2） 精度等級，選7級精度（gb1009588）（3） 齒輪軸的參數(shù)初選20，則（4） 初選螺旋角4.3.2按齒面接觸強度設(shè)計根據(jù)機械設(shè)計（第七版）公式（10-21）試算 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：（1） 由表10-7查得齒寬系數(shù)；（2） 試選載荷系數(shù)；（3） 由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)；（4） 由表10-6查得彈性影響系數(shù)；（5） 由圖10-26查得齒輪的接觸

32、疲勞強度極限、，則；（6） 由圖10-21（d）查得，；由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19，可取接觸疲勞壽命系數(shù)，。（7） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力（失效概率7%，安全系數(shù)s=1），由式10-12得許用接觸應(yīng)力計算：（1） 試算齒輪軸分度圓直徑（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b及模數(shù)（4）計算縱向重合度，（5）計算載荷系數(shù)k根據(jù)，7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-3查得。由表10-4中兩軟齒面齒輪欄中查得齒輪軸相對支承對稱布置，7級精度查圖10-13得 ，查表10-2取故載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 ，?。?）計算模數(shù)4.3.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計確定

33、參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)（2） 根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) （3） 計算當量齒數(shù) ，（4） 查取齒形系數(shù)由表10-5查得 ，（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 ，（6） 由圖10-20c，查得齒輪的彎曲疲勞強度極限，齒輪的彎曲疲勞強度極限（7） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由公式（10-12）得（9） 計算齒輪、的齒輪：齒輪：的數(shù)值較大設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準模數(shù)，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑取，則 4.3.4幾何尺寸的計算（1）計算中

34、心距 圓整為180（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不變，不必修改（3）計算齒輪分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取 ， 由于為標準齒輪傳動，則根據(jù)機械原理（第六版）查表10-4可 知變位系數(shù)齒輪：齒頂高：齒根高：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒輪：齒頂高：齒根高：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：花鍵齒輪軸和齒輪的幾何圖形如下所示：花鍵齒輪軸：圓盤齒輪：4.4二級傳動斜齒輪設(shè)計4.4.1選定材料、精度等級及齒數(shù)（1） 材料及其熱處理 根據(jù)機械設(shè)計（第七版）表10-1。查選齒輪、材料均為45，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240hbs，調(diào)質(zhì)處理后硬度為210hbs。（2） 精

35、度等級，選7級精度（gb1009588）（3） 齒輪齒數(shù)初選20，則（4） 初選螺旋角4.4.2按齒面接觸強度計算設(shè)計根據(jù)機械設(shè)計（第七版）公式（10-21）試算 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：（1） 由表10-7查得齒寬系數(shù)；（2） 試選載荷系數(shù)；（3） 由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)； 由表10-6查得彈性影響系數(shù)；（4） 由圖10-26查得齒輪的接觸疲勞強度極限、，則；（5） 由圖10-21（d）查得，；（6） 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19，可取接觸疲勞壽命系數(shù)，。（7） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力（失效概率7%，安全系數(shù)s=1），由式10-12得許用接觸應(yīng)力計算：（1） 試算齒輪軸分度

36、圓直徑（2） 計算圓周速度（3） 計算齒寬b及模數(shù)（4） 計算縱向重合度，（5） 計算載荷系數(shù)k根據(jù)，7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-3查得。由表10-4中兩軟齒面齒輪欄中查得齒輪軸相對支承對稱布置，7級精度查圖10-13得 ，查表10-2取故載荷系數(shù)（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 （7） 計算模數(shù)4.4.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計確定參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)（2） 根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)（3） 計算當量齒數(shù) ，（4） 查取齒形系數(shù)由表10-5查得 ，（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 ，（6） 由圖10-20c，查得齒輪的彎曲疲勞強

37、度極限，齒輪的彎曲疲勞強度極限（7） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由公式（10-12）得（9） 計算齒輪、的齒輪：齒輪：的數(shù)值較大設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準模數(shù)，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑取，則 4.4.4幾何尺寸的計算（1） 計算中心距 圓整為278（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不變，不必修改（3）計算齒輪分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取 ，由于為標準齒輪傳動，則根據(jù)機械原理（第六版）查表10-4可知變位系數(shù)齒輪：齒頂高：齒根高：

38、分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒輪：齒頂高：齒根高：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒輪、的幾何圖形如下所示：齒輪：齒輪：4.5第一根軸的設(shè)計4.5.1對軸進行受力分析（1） 齒輪嚙合過程中力的分析如下圖：（2） 根據(jù)上圖確定第一根軸受力如下：（3） 求作用在齒輪上的力 4.5.2初步確定軸的最小直徑并擬定軸上零件裝配方案（1） 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)機械設(shè)計（第六版）表15-3 取, 于是 。齒輪軸的最小直徑顯然是與液壓馬達連接處的軸徑，根據(jù)所選馬達型號1qjm02-0.32，其花鍵的大徑d=48mm,故馬達內(nèi)花鍵與花鍵軸配合的長度l4=30mm。（2） 擬定軸上零件

39、的裝配方案，如下圖：4.5.3計算軸上的載荷并畫內(nèi)力圖 首先根據(jù)軸的裝配方案結(jié)構(gòu)圖，做出軸向計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，參看機械設(shè)計（第七版）圖15-23。由于簡支梁的軸的支承跨距為149mm，根據(jù)軸的計算，并繪出軸的彎扭圖。（1） 求支反力，并繪圖xoy面內(nèi)，做力的投影圖如下由得由 得xoz面內(nèi)，做力的投影圖如下:由得得=3019n由得（2） xoy面內(nèi)做剪力圖與彎矩圖剪力圖： 彎矩圖：（3） xoz面內(nèi)剪力圖與彎矩圖 （4） 扭矩圖4.5.4校核軸的強度 由圖可知危險截面在c截面，校核該截面的強度。合成彎矩根據(jù)第三強度理論：根據(jù)前面選定軸的材料為40cr處理，由表15-1查得，因此，

40、故安全。4.6第二根軸的設(shè)計4.6.1對軸進行受力分析（1）確定第二根軸受力，如下圖：（2） 求作用在齒輪上的力 4.6.2初步確定軸的最小直徑并擬定其上裝配方案（1） 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)機械設(shè)計（第六版）表15-3 取, 于是 ，取（2） 擬定軸上的零件的裝配方案，如下圖：4.6.3根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段（1） 初步選擇滾動軸承，由于軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，初步選取深溝球軸承6314，其基本尺寸為,軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，軸承孔的直徑為d=70mm,則，滾動軸承右端采用軸肩進行軸向定位，且軸肩高度，取定位軸肩高

41、度（2） 取安裝齒輪處的軸段-段的直徑，齒輪的左端由軸環(huán)固定，軸環(huán)寬度，取，為了便于裝卸軸承，軸環(huán)左端倒直角，齒輪左端由軸環(huán)定位，右端由齒輪連接套靠在齒輪上定位，則 ，齒輪的左端由齒輪連接套定位，右端由軸承定位，則?。?） 軸承端蓋的總寬度為25mm（4） 取齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為a=16mm，考慮到箱體的焊接誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm， 已知滾動軸承寬度b=35mm,則：，至此，已經(jīng)初步確定該軸的各段直徑和長度。4.6.4軸上零件的周向定位及倒、圓角尺寸（1）齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表10-33。軸、，上的平鍵截面（gb/

42、71095-1979）。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為125mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性和精度。故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/h6，滾動軸承與軸的周向定位是通過過度配合來加以保證的。此外，選軸的直徑尺寸公差為m6。（2）確定軸上圓角和倒角尺寸由機械設(shè)計（第九版）表15-2，取軸端倒角為。4.6.5計算軸上的載荷并畫內(nèi)力圖（1） 首先根據(jù)軸的裝配方案結(jié)構(gòu)圖，做出軸向計算簡圖，如頁受力圖所示，在確定軸承的支點位置時，參看機械設(shè)計（第七版）圖15-23。由于簡支梁的軸的支承跨距為307mm，根據(jù)軸的計算，簡圖做出軸的彎矩圖。已知前面將下列各力求出：，（2）求支反力，并繪圖。向xoy面上投

43、影由由由由 得向xoz面上投影由得（2）扭矩圖：（3）xoy面內(nèi)剪力圖與彎矩圖： （4）xoz面內(nèi)剪力圖與彎矩圖（5）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩、扭矩、軸力圖可以看出截面c是軸的危險截面，現(xiàn)將它們的值列表如下：載荷xoy平面xoz平面支反力，,彎矩m總彎矩扭矩t4.6.6校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面（即危險面d）的強度。合成彎矩根據(jù)第三強度理論：根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此，故安全。4.7輸出軸的設(shè)計4.7.1受力分析4.7.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計（第七版）表15-3

44、取，于是。取（2）擬定軸上零件的裝備方案，如下圖所示（3）根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。該步與第二段軸的設(shè)計方法一樣，在此不再重復(fù)。經(jīng)設(shè)計可知： 4.8校核第二根軸的軸承4.8.1求比值由前面計算數(shù)據(jù)得：則根據(jù)機械設(shè)計（第六版）表13-5，知深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時4.8.2初步計算當量動載荷p根據(jù)式（13-8a）查表13-5，值需要在已知型號和基本額定靜載荷后才能求出。查表13-6， ，取則4.8.3求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值根據(jù)式（13-6）對于球軸承=3，預(yù)期計算壽命=5000h按照機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表10-35查選的6214軸承，此軸承的基本額定靜載荷，

45、驗算如下：（1）求相對軸向載荷對應(yīng)的e值與y值按表13-5注：對深溝球軸承取，則相對軸向載荷為，在表中取0.172，對應(yīng)的e值為0.19，y=0（2）求當量動載荷p（3）驗算6214軸承的壽命根據(jù)式（13-5）即高于預(yù)期計算壽命，此型號為6214軸承即可。4.9鍵的校核4.9.1一軸花鍵的校核（1） 已知花鍵尺寸（2） 花鍵聯(lián)結(jié)為靜聯(lián)結(jié)，由表6-3查得許用擠壓應(yīng)力 由花鍵的強度條件其中載荷分配不均系數(shù)=0.8，花鍵齒數(shù)z=14，齒面工作高度h=0.8m=0.83=2.4mm,齒工作長度=30mm,分度圓直徑dm=45mm.則此花鍵滿足要求。4.9.2二軸上鍵的校核（1） 選擇鍵連接的類型和尺寸

46、一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a鍵）根據(jù)，從表6-1，查得鍵的截面尺寸為，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（2）校核鍵連接的強度由于鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計（第六版）表6-2，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，由公式（6-1）可得，則鍵符合要求，鍵的標記為：鍵 gb/t1096-19794.9.3其他齒輪的鍵處于加工方便，齒輪鍵與齒輪的鍵寬度b相同，即 鍵 gb/t1096-1979，齒輪與驅(qū)動輪的鍵相同為 鍵 gb/t1096-1979，它們的計算方法與的一樣，故在此不再重復(fù)，經(jīng)計

47、算符合要求。5. 驅(qū)動輪的設(shè)計5.1驅(qū)動輪的整體設(shè)計驅(qū)動輪用來將發(fā)動機的動力傳遞給履帶，因此對驅(qū)動輪的主要要求使嚙合平穩(wěn)。并在履帶因銷套磨損而伸長時仍能很好的嚙合。 履帶行走裝置的驅(qū)動輪通常放在后部，這樣既可縮短履帶驅(qū)動段的長度減少功率損耗，又可提高履帶的使用壽命。 驅(qū)動輪的輪齒工作面要承受銷套反作用力的彎曲壓應(yīng)力，輪齒與銷套之間存在磨料磨損，齒面節(jié)圓處磨損后，機器繼續(xù)行走，就會產(chǎn)生跳齒和沖擊性磨損。所以驅(qū)動輪選擇有較高的淬透性和較高的熱敏感性的材料制成。以提高使用壽命。目前已采用50mn和35simn鋼來代替35和45 鋼。輪齒的熱處理為中頻淬火，低溫回火，硬度hrc5558。5.2 驅(qū)動輪

48、的形狀5.2.1 驅(qū)動輪的結(jié)構(gòu)驅(qū)動輪的形狀決定于它同履帶的嚙合形式。一般分為整體式履帶嚙合的驅(qū)動輪和組合式嚙合的驅(qū)動輪。驅(qū)動輪有整體鑄造齒圈和輪轂、分開鑄造以及分段鑄造三種。后兩種形式一般采用螺栓固定，磨損后修復(fù)方便也可以節(jié)約鋼材。但與整體式比較制造較為復(fù)雜。5.2.2 驅(qū)動輪齒數(shù)的設(shè)計計算驅(qū)動輪齒數(shù)為1923，為使h不致過大又兼顧履帶運動的平穩(wěn)性當節(jié)距取最小值時，齒數(shù)取最大值。當節(jié)距取最大值時，齒數(shù)取最小值。驅(qū)動輪的節(jié)距t0= (1517.5 )= (15-17.5)*8.8132154g為6噸，t0的單位為mm g的單位為取t0=154 z=215.3 驅(qū)動輪各部分結(jié)構(gòu)尺寸驅(qū)動輪與履帶的嚙

49、合有正常嚙合和特殊嚙合兩種。在正常嚙合中履帶的節(jié)距等于驅(qū)動輪的節(jié)距這樣就能同時有幾個節(jié)銷和齒嚙合，受力比較均勻。缺點是當作一段時間后履帶的節(jié)距由于磨損大于驅(qū)動輪節(jié)距使之不能很好的嚙合。在特殊嚙合中履帶的節(jié)距小于驅(qū)動輪的節(jié)距，這時只有最前面的一個輪齒和即將脫出嚙合的一個節(jié)銷在嚙合。其它節(jié)銷都和各齒不接觸，特殊嚙合的優(yōu)點是當履帶因磨損而增大節(jié)距時可以變成正常嚙合。特殊嚙合驅(qū)動輪齒廓繪制的方法：由于特殊嚙合所以驅(qū)動輪的節(jié)距比履帶節(jié)距大一個值=(0.010.05)t1所以履帶的節(jié)距為150驅(qū)動輪節(jié)圓的直徑：dk=t0/sin180/z1 式中z1-卷繞在驅(qū)動輪上的履帶板數(shù)z1=z/2 dk為節(jié)圓的直徑

50、單位為mm代入數(shù)據(jù)的dk=513mm 齒形的繪制步驟如下：以dk/2為半徑畫圓在圓周上取兩點1和2，其節(jié)距等于t0。在以點1和點2為圓心做兩個圓其直徑等于履帶節(jié)銷直徑d設(shè)d=（0.30.6）t0=46mm當節(jié)銷1處于圖中所示的位置時節(jié)銷2并不在圖中位置，而是在實線位置。因為點1和點3的距離為t1，但當節(jié)銷1退出嚙合時，節(jié)銷2應(yīng)該進入嚙合并在圖中2的位置。齒廓的設(shè)計應(yīng)使載荷由節(jié)銷1傳給節(jié)銷2的過程中，是逐漸消失的。以保證不發(fā)生沖擊。也就是說在節(jié)銷1退出嚙合時履帶應(yīng)處于圖中2-4的位置。以點2為圓心，t1為半徑畫圓弧，在以點1為圓心以r=（0.11.2）d=46mm為半徑畫圓得交點4再以點1和點4

51、為圓心做半徑為t1的兩個圓交于點5。以點5為圓心，以r=t1-0.5d=120mm為半徑做圓弧既得齒形。齒頂圓的直徑r1=rk/2+(0.81.2)d=290mm齒厚等于0.4t1=60mm由履帶的線速度v=0.6m/s 由公式v=r可知：r=30v/3.14n=230mm由于線速度為節(jié)銷與齒根的的速度所以r為齒根圓的半徑為230mm用同樣的方法可以做出齒的另一面齒形。5.4 軸的設(shè)計5.4.1 軸直徑的確定初步確定輸出軸的最小直徑選軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì) 由表53取=103 于是dmin= =60.35mm 式中p為輸出軸的功率p=5.03kw n= 25 r/min然后按軸上零件的裝配根據(jù)

52、驅(qū)動輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由經(jīng)驗取軸的直徑為316mm。確定各軸段的長度應(yīng)盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊。同時還要保證零件所需要的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件必要的空隙來確定的。為了保證軸向定位可靠與齒輪和聯(lián)軸器等零件相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短23mm。所以取軸長為200mm。5.4.2 心軸的強度校核軸的計算通常都是在初步完成結(jié)構(gòu)設(shè)計后進行校核計算。計算的準則是滿足軸的強度或剛度的要求。必要時還要校核軸的穩(wěn)定性。進行軸的強度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采取相應(yīng)的計算方法。此軸可以看作是承受均布載荷，此心軸只承受彎距的軸應(yīng)按彎曲強度條件計算。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸以及軸上零件的位置和外載荷已確