小型液压挖掘机的设计毕业论文(编辑修改稿)

小型液压挖掘机的设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

0 155 确定支重轮个数： 轴间距 mmll tz 2 9 4~2 4 21 7 3)~()~(  （ ） —— 取自《工程机械底盘 设计》 P231 取 mmlz 260 =290mm。 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 18 页 共 64 页 最后端的支重轮与驱动轮轮轴之间的距离 mmll tk 4 4 9~3 9 71 7 3)~()~(  （ ） —— 取自《工程机械底盘设计》 P263 取 mmlk 430。 因为履带的支撑面宽度 L0=2500 综合考虑以上因素，取支重轮的数量为 6个。 b) 支重轮的强度计算 为了减少支重轮的磨损，轮缘对履带的接触应力应按下式计算： nbRGrc  () —— 参看《工程机械底盘构造与设计 》 P318 式中 b—— 支重轮轮缘宽度， mmb 30 ； rR —— 支重轮半径， mmRr 94 ； n—— 支重轮个数， n=12；   MPaMPanbRG cr   = 129430  =  MPaMPanbRG cr   所以，支重轮与链轨节间的接触应力满足要求。 c) 支重轮轴的校核 支重轮的最大径向载荷使挖掘机跨越障碍时的工况，此时每侧的一个支重轮承受整机总重量，即一支重轮上的最大径向载荷为整机重量的一半，支重轮轴按此时计算弯曲强度。 （轴的直径为 mmd 55 ） 支重轮轴的内力分析图如图 所示： 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 19 页 共 64 页 图  FF WM   m a x （ ） —— 取自《材料力学》上册 P174. 式中： maxM —— 支重轮轴最大弯矩； W —— 抗弯截面系数。 NmKLGM 1 22)2 1 03 3 5()(6m a x  3331 mdW   ；  F —— 需用弯曲强度，支重轮轴采用 40Cr 钢，   M PaF 300~220。 所以： σ F= F 即支重轮轴满足强度要。 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 20 页 共 64 页 托链轮的设计 托轮用来承托上部履带，防止其过度下垂， 减少上方履带的跳动和下垂量，并防止履带从侧向滑脱。 拖链轮的结构与支重轮类似，如图 所示，但其所受载荷要比支重轮小得多， 工作时少受泥水侵 蚀，因此尺寸可较小。 轴距在2m 以下的普通履带挖掘机可以采用一个拖链轮，轴距在两米以上的则克采用两个拖链轮。 托轮轴固定在履带架上，轮体内压装有耐磨轴套，并耐磨轴套套装在轴上，可自由转动。 托轮的外侧端盖用螺栓安装在轮体上，轴的一端装有浮动油封。 其结构如图 所示。 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 21 页 共 64 页 拖链轮示意图 本设计所选用的托轮的尺寸如表 所示： 表 托轮的结构尺寸 /mm 安装尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 浮封表号 浮封胶圈表号 轴承型号 A 1d B D 2d 3d C 4d 1A 1C 7010AC 96 50 290 150 50 80 82 120 导向轮和张紧装置的设计 导向轮的设计 a）导向轮的参数设定 导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑轨和越轨。 大部 分液压挖掘机的导间轮同时起到支重轮的作用，这样可增加履带对地面的接触面积，减小比压。 导向轮的轮面大多制成光面，中间有挡肩环作为导向用 (如图 )，两侧的环面则能支撑轨链起支重轮沟作用。 导向轮的中间挡肩环应有足够的高度，两侧边的斜度要小。 导向轮与最靠近的支重轮距离愈小则导向性能愈好。 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 22 页 共 64 页 图 根据前述相关尺寸， 本设计所选导向轮联系尺寸如表 所示： 表 导向轮的联系尺寸 /mm 安装尺寸 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）导向轮轴的强度计算 导向轮的材料一般是 40 或 45 铸钢，轮缘通常不加工，表面淬火硬度 HRC45以上。 导向轮轴常用 40Cr 钢制造，调质处理硬度 HB285～ 321，轴通常不转动，采用滑动轴承。 导向轮的材料轴按整机倒档行使条件计算弯曲应力。 整机发出的为地面附着条件所允许的驱动力 GPR  （按履带计算工况），可近似地认为导向轮上、下两处履带平行，则导向轮轴的计算载荷为： GP 。 mNAGM   33m a x ； 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 23 页 共 64 页 331 0 0 0 0 6 0 5 mdW   ；   F 需用弯曲强度，   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，导向轮轴的弯曲应力满足强度要求。 张紧装置的设计 张紧装置的功用主要是保证适 当的履带张紧力，当导向轮受到前方的冲击载荷时，缓冲弹簧回缩以吸收振动，防止履带和驱动轮损坏。 目前在液压挖掘机中广泛采用液压张紧装置，这种带有辅助液压缸的弹簧张紧装置 (图 )借助润滑用的黄油枪将黄油压注入液压缸，使活塞外伸，一端移动导向轮，另一端压缩弹簧使之预紧。 但预紧后的弹簧尚需留有适当的行程起缓冲作用。 如果履 d带太紧需放松时，可拧开注油嘴，从液压缸中放出适量的黄油。 图 图（ ）为液压张紧装置的示意图，图 a为液压缸活塞直接顶弹簧的型式，这种结构虽简单但外形尺寸较长；图 b 为液压缸活塞置于弹簧中间的型式，这种南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 24 页 共 64 页 结构的优点是缩短了外形尺寸，但零件稍多。 （ 1）缓冲弹簧的选择 缓冲弹簧必须有一定的预压缩量，使履带中产生预紧张力，其作用是：前进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合，倒退时能保证产生足够的牵引力而仍保持履带销和驱动轮齿的正常啮合。 预紧张力亦不能太大，当履带和各轮之间卡入坚硬石块时或当前方受到较大的冲击力时，缓冲弹簧应能进一步压缩，以保护行走系各零件不致损坏。 弹簧参数计算 如下： 缓冲弹簧预紧力： KNGPY )~)~()~( （ =(~) () —— 取自《工程机械底盘构造与设计》 P320 取 KNPY 24 40KN。 缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力： KNPP Ya ）（ 48~3624)2~()2~(  40=(60~80)KN 缓冲弹簧工作行程需考虑履带和驱动轮卡入石块时能脱离啮合，即工作行程 gf为： 4 )( ieg DDf   （ ） —— 取自《工程机械底盘构造与设计》 P320 式中： eD 驱动轮齿顶圆直径， mmDe  ； iD 驱动轮齿根圆直径， mmDi 。 所以： mmf g ) 8 6 1(   （ 2）圆柱螺旋压缩弹簧的设计 前置滑动式张紧装置缓冲弹簧系数的确定，根据《工程机械底盘构造与设计》 P321可知：旋绕比 dD/ 在 4左右。 由《机械设计》 P386 表 166 常用旋绕比 C 值，在南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 25 页 共 64 页 此取 4/ dD ，根据《机械设计手册》第三卷弹簧常用材料  TGB选取热轧钢 1222GB ，牌号为 CrMnA60。 其参数如下： 切变模量 ： GPaG 78 弹性模量： GPaE 196 推荐硬度范围： 52~47HRC 推荐温度范围： C 200~40 曲度系数： 14  CCCK （ 516） —— 取自《机械设计》 P386 初步设定缓冲弹簧的中径 mm120D ，根据 C 值估取弹簧丝直径 d =40，根据《机械设计手册》第三卷查得 CrMnA60 弹簧的许用切应力为 MPa710。 根据《机械设计》 P386    2m a x8 dCFK (317)   mmKCFd 63m a x    —— 取自《机械设计》 P386 式中： maxF — — 缓冲弹簧工作行程终了时的最大压缩力； K —— 曲度系数； C —— 旋绕比；  —— 许用切应力； 根据上值可取弹簧钢丝标准直径 mmd 40 ，此时， 4160  CmmD ， ，为标准值。 根据《机械设计》 P383 表 165，弹簧的实际工作条件和类比同类产品的相关参数可取弹簧圈数 n。 根据《机械设计》普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列  19951385/ TGB 表 165 及普通圆柱螺旋压缩弹簧的结构尺寸计算公式表 164得弹簧系数： 弹簧工作圈数： n 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 26 页 共 64 页 弹簧中径： mmCdD 1 6 0404  弹簧内径： mmdDD 120401601  弹簧外径： mmdDD 202001602  弹簧节距：   mmDp 491 6 ~  弹簧自由度 ：   mmdpnH 8 ~  取标准规格自由度 mmH 7000 。 —— 以上公式均来自《机械设计》 P382 由于缓冲弹簧是两端固定，故弹簧的许用长细比为  b 弹簧实际长细比 b=    bDH 显然弹簧的稳定性满足要求。 “四轮一带”安装尺寸 驱动轮一般置于机械后方，因为机器前进的时间多，而且牵引力大，这样履带驱动段的长度小，可以减小功率损失。 为了提高履带行走装置的 越过障碍的能力，行走装置应有合适的接近角  1，和离去角  2。 图 在导向轮与驱动轮的中心距离一定的情况下，当   2太大时，会减少接地长南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 27 页 共 64 页 度，造成接地面 积减少，接地比压提高；而且支重轮处履带折弯角度增大，会影响传动效率。 通常认为当   2小 于 5176。 时履带的接地长度可以从两端的张紧轮、导向轮的中心算起。 实际设计中  1一般取 2176。 ～ 5176。 ，由于挖掘机前面的障碍可以用推土板铲除，所以  2一般取 1176。 ~3176。 支重轮在导向轮和驱动轮间的布置应有利于增大履带接地长度，因此，最前一个支重轮应尽量靠近导向轮，最后一个支重轮应尽量靠近驱动轮。 为了不和它们的运动发生干涉，支重轮的位置应保证当导向轮在缓冲弹簧达到最大变形时相互不发生干涉，后支重轮的轮缘外径与驱动轮齿顶圆之间应保留一定的间隙。 各支重轮的间距一般为均匀分布。 托链轮主要用来限制上方区段履带的下垂量。 托链轮的位置应有利于履带脱离驱动轮的啮合，并平稳而顺利地滑过上方区段，保持履带正常的张紧状态。 为此，托链轮 应该将履带略微向上托一点，但不宜过高，否则也会使履带的折弯角增大，增加能量消耗。 布置如图 Ls==2500=1000 SS==2500=750 Sr=(2． 5— 3)t =432~519 LK=(1． 65～ 1． 8)t=285~311 取 290 4 液压挖掘机行走能力的设计计算与校核 挖掘机的履带式行走装置运行时所发出的牵引力必需能克服下列阻力：履带的内阻力；土壤变形等的运行阻力；坡度阻力和转弯阻力等。 牵引平衡方程为： WTRMR  （ — 1） 式中 RM — 为驱动轮的扭矩 R — 驱动轮的半径 T — 履带的牵引力 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 28 页 共 64 页 W — 运行时各阻力之和 —。