装载机传动系统设计(编辑修改稿)

装载机传动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

1F 提升链的拉力 ； G满载工作机构的重力 ； M 铲取物料时的静阻力矩 ， (1 )ndoM M C  (121) doM 铲斗开始铲取时的静阻力矩 11 .1 [0 .4 ( ) ]3oM F x L y    (122) F、 L 分别为铲斗的插入阻力和插入深度 ； 辽宁工程技术大学 毕业设计 (论文 ) 17 铲斗在回转堆里的回转角 ； C、 n 实验计算系数 ， 其中 2 ( )lg / lg 3ooMMn M  (123) ()o noMMC M    (124) M 铲斗脱离岩石堆后 ， 斗中岩石重量产生的静力矩 ；  铲斗尖自铲取到离 开岩石堆时的全部回转角 ； gM 满载工作机构对瞬心 O 的惯性矩。 g o iMI (125) oI 满载工作机构的转动惯量 ， 22o G GI I m l (126) GI 满载工作机构对其重心的转动惯量 Gm 满载工作机构的质量 ，由物料的性质系数和岩石容重取： 460Gm kg 设计时由于参数不能最后确定 ， 有的甚至无法确定 ， 所以难以准确求的 0I 值。 0I 可由下边公式 近似计算 ： 202( ~ ) GI m l (127) 将以上相关参数代入 (51)整理可求得链条 拉力为 ： 211 1s in gG l M MF l   (128) 有实验证明 ， 开始提升铲斗时链条受拉力最大。 这时 oMM ， 所以应有 ： 211 m a x 1s i n ogG l M MF l   (129) 但在计算提升开始状态是 ， 0 且  ， 一般取初始间隔时间 0  式算。 设计时估取重心由 上述分析得 : 李刚 ： 装载机传动系统设计 18 1. 1 35 97 .4 0 [ 0. 4 ( 0. 67 0. 09 ) 0. 48 ] 16 67 /oM N m        4 6 0 1 . 0 5 8 9 . 8 4 7 6 9 . 4 6M N m     220 1 . 6 4 6 0 0 . 3 0 6 6 8 . 9 2 /I k g m    1 m a x2 2 5 4 0 0 .3 0 4 1 6 6 7 1 0 2 0 .1 6 1 6 4 4 7 .1 00 .5 8 0FN   辽宁工程技术大学 毕业设计 (论文 ) 19 3 行走机构设计 行走机构主要包括发动机、轮轴和减速箱等。 铸钢的减速箱体是行走机构的底架，又是机器的架体，它的前部是一个整块的半圆行缓冲器，用以拖挂矿车。 减速箱上部装有回转托盘，用以安装机器的回转部分。 行走机构的传动系统如图（ 31）所示： 图 31 行走机构传动系统 Fig 31 run about anization to spread to move system 行走参数的选择 行走速度为设计参数 v =1 m/min 行走机构的选择 ： 由于轨轮式行走机构具有结构简单 、 制造和维护容易 、 操作方便 、 运行阻力小 、 运转费用低和使用寿命长的优点 ， 所以装载机行走机构设计时选择轨轮式。 原动机的选择主要有气动马达和电动机。 气动马达对于装载机的工作要求有较好的适应性 ， 因其特性软 ， 启动和停止不会产生过热现象。 但由于气源的价格高 、 能源输入比较麻烦 ， 能量利用率较低 ， 维护检修工作比较繁杂等原因 ， 使用较少。 电动机驱动 ， 能源输入比较简单 、 方便 ； 能量利用率较高 ； 使用操作容易 ， 维护检修方便。 由于经常处在大电流下工作 ， 发热现象较为严重 ， 但可选择容量适当增大 ， 特性软 ，过载能力强的 ， 同时电动机工作费用较低 ， 所以一般选电动机作为原动机较多。 传动系统参照 20ZB 选四轮驱动 ， 则装载机的粘着重量就等于自身重量 ， 从而增大铲斗的插入力 ， 使铲斗插入深度增加 ， 提高生产率。 轨距按照 1 5 3 8 7 5 6 0 0JB  规 定 ， 从 标 准 轨 距 中 选 mm 车轮直径有 300 mm 和 350 mm 两种 ， 选  为 350mm 李刚 ： 装载机传动系统设计 20 车轮宽度一般为 200mm 左右 ， 取 轮h =160mm 装载机工作的理想重力 2m FG  （ ） (21)  行走轮与轨面的黏着系数 ， 一般为 ~  =( d b g  ) (22) d 直道基本阻力系数 ， 一般为 ~ b 弯道附加阻力系数 ， 一般为 ~ g 坡道附加阻力系数 ， 一般为 ~ 故 ：  =+= (23) mG = ( 0. 2 0. 03 4) N (24) 此时 ， 牵引力 : P= 1 4 0 8 6 . 1 4 0 . 2 2 8 1 7 . 2 2mGN   F= (25) 所以增大装载机的整机重量 ， 参照同系列产品重量取装载机重量 G=3700Kg 此时 ， 牵引力 : P= 37 00 9. 8 0. 2 72 52mGN     (28) 符合要求。 电动机的选择 原动机功率 : 1000PVN  (29)  行走减速器的传动效率 ， 在 和 辽宁工程技术大学 毕业设计 (论文 ) 21 故 ： N=  = (210) 查新编机械设计手册选择电动机型号 YB180L8 功率 11KW 步转速 730 /minr 安装座到电动机轴中心线的高度 H为 180mm 电动机轴直径 D为 48mm 电动机总长度 L为 730mm 电动机高度 AC 为 240mm 原动机功率校核 : 9554nr GN i (211) 滚轮转速 : v dn 轮 (212) 得 ： 6 0 6 0 1 6 0 / m in0 .3 5vnrd  轮 (213) 则行走减速器的传动比 ： 730 1 2 .1 760ni n  电总轮 (214) 故 ： 730 7252 119554 9554 GN K Wi      (215) 电动机符合要求。 进行行走减速器的齿轮设计 各级传动比的分配 公称 传动比 :i1 =， i2 =， 3i =， 4i = 1．进行配齿 李刚 ： 装载机传动系统设计 22 一级 实际传动比 1i = 齿数 1Z =16， 2Z =36 二 级 实际传动比 i2 =3 齿数 3Z =20， 4Z =60， 三级 实际传动比 3i = 齿数 5Z =18， 6Z =48 四级 实际传动比 4i = 齿数 7Z =31 2．传动比误差 i 传动比误差 i 应满足条件 i 4% 1i =ppi ii ||  =%5% (216) 2i =ppi ii ||  =05% (217) 3i =05% (218) 均满足条件 初步计算第一级传动齿轮的主要参数 选择齿轮的材料 (1) 查表 817。 小齿轮选用 45 调质 大齿轮选用 45 正火 小轮分度圆直径 1d ： 231 21 ()[]EHdHZ Z ZKTd      (219) 辽宁工程技术大学 毕业设计 (论文 ) 23 齿宽系数 d 查表 823按软齿面相对轴非对称布置 取 d = 小齿轮齿数 1Z 取 1 16Z 大齿轮齿数 2Z : 21Z i Z (220) 2 2. 27 16 36Z    小齿轮名义转矩 ： 10 /T P n   (221) 339 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 1 1 / 7 3 0 1 4 3 . 9 0T P n N m       载荷系数 K: AVK K K K K (222) 按表 820 取使用系数 AK = 按 图 860 取齿向载荷分布 系数 K = 动载荷系数 VK 查图 857 取tVK= 齿间载荷分配系数 K ： 12[1. 88 3. 2( 1 / 1 / ) ]r ZZ    (223) 则： [ 1 .8 8 3 .2 ( 1 / 1 6 1 / 3 6 ) ] 1 .7 9r      K 查表 821 插值取 K = 则载荷系数 K 初值 tK ： 1 .0 0 1 .1 2 1 .2 1 .0 5 1 .4 1tK      查表 822 弹性系数 EZ 取 /EZ N m m 查图 864 节点影响系数 HZ 取 HZ = 查图 865 重合度系数 Z 取 Z = 李刚 ： 装载机传动系统设计 24 许用接触应力 [ H ]： [ H ]=lim /H N HZ Z S  (224) 查图 869 得接触疲劳极限应力 ： lim1H=570 2/N mm lim2H=460 2/N mm 应力循环次数由公式 (870)得 ： 1 60 hN njL （ 225) 1 60 60 73 0 1 16 30 0 3hN njL      = 810 21/N N u （ 226) 21 / 60 73 0 1 16 30 0 3 / 2. 1N N u      = 810 查图 870 取接触强度的寿命系数12,NNZZ 12NNZZ=1 查图 871 及说明取硬化系数 Z =1 接触强度安全系数 HS 查表 827按一般可靠度取 HS = lim 1 211[ ] /H H N NZ Z Z    (227) 21[ ] 5 7 0 1 1 / 1 . 1 5 1 8 /H N m m     21[ ] 4 6 0 1 1 / 1 . 1 4 1 8 /H N m m     则 1d 的设计初值 1td 为 ： 231 2 1 . 4 1 1 4 3 9 0 0 2 . 1 1 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 7 4( ) 8。