T30履带推土机整机的设计(含全套图纸)（可编辑）.doc

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1、T30履带推土机整机的设计(含全套图纸) 全套图纸或资料,联系 695132052 摘 要 推土机是土方工程机械的一种主要机械,按行走方式分为履带式和轮胎式两种.因为轮胎式推土机较少。本文主要讲述履带式推土机的结构与工作原理。 推土机产品种的开发拓展,既要满足不同工况条件的工作适应性,又必须与基本型保持最大限度的零部件通用性(或称互换性),这就为广大用户使用维修带来极大的方便。为方便用户购买配件,生产厂都保留了日本小松公司的零部件编号,只有改型中自行设计的零部件,才冠以自己厂家的编号。 履带式推土机主要由发动机、传动系统、工作装置、电气部分、驾驶室和机罩等组成。其中,机械及液压传动系统又包括液

2、力变矩器、联轴器总成、行星齿轮式动力换挡变速器、中央传动、转向离合器和转向制动器、终传动和行走系统等。本文将重点介绍上述传动系统中的液力变矩器、行星齿轮式动力换挡变速器、转向离合器和转向制动器的结构、工作原理及其液压系统的故障及排除。关键字:推土机 履带推土机 推土机械 推土机整机 T30AbstractEarthwork bulldozer machinery is one of the main machinery, by way of walking tracks and is divided into two types of rubber-tyred. Because less ru

3、bber-tyred bulldozers. This article focuses on the structure of crawler-type bulldozers and working principle. Bulldozers to expand product development of species, it is necessary to meet the needs of different working conditions of the work of adaptation, but also with the basic components to maint

4、ain the imum commonality or interchangeability, which for the majority of users will have an extremely maintenance Great convenience. To facilitate the purchase of spare parts, production facilities have retained parts of Komatsu, Japan ID, only the modified parts of their own design, only the numbe

5、r of manufacturers known as their own. Tracked by bulldozer engine, drive system, the working device, electrical parts, such as drivers cab and hood components. Among them, mechanical and hydraulic drive system also includes torque converter, coupling assembly, planetary gear-type power-shift transm

6、ission, the central transmission, steering clutches and steering brakes, final drive and running systems. This article focuses on the above-mentioned transmission system in the torque converter, planetary gear-type power-shift transmission, steering clutches and steering brakes structure, working pr

7、inciple and its hydraulic system and rule out the possibility of failureKeyword: the introduction of machinestracked the introduction of machinesthe introduction of machinerythe introduction of whole machineT30第1章 绪 论 推土机是土方工程机械的一种主要机械,按行走方式分为履带式和轮胎式两种.因为轮胎式推土机较少。本文主要讲述履带式推土机的结构与工作原理。 功率大于120KW的履带式推

8、土机中,绝大多数采用液力-机械传动。这类推土机来源于引进日本小松制作所的D155型、D85型、D65型三种基本型推土机制造技术。国产化后,定型为TY320型、TY220型、TY160型基本型推土机。为了满足用户各种使用工作况的需求,我国推土机生产厂家在以上三个基本型推土机的基础上,拓展了产品品种,形成了三种系列的推土机。TY220型推土机系列产品,包括TSY220型湿地推土机、TMY220型沙漠推土机、TYG220型高原推土机、TY220F型森林伐木型推土机、TSY220H型环卫推土机和DG45型吊管机等。TY320型和TY160型系列推土机也在拓展类似的系列产品。TY160系列中还有TSY1

9、60L型超湿地推土机和TBY160型推扒机等。 推土机产品种的开发拓展,既要满足不同工况条件的工作适应性,又必须与基本型保持最大限度的零部件通用性(或称互换性),这就为广大用户使用维修带来极大的方便。为方便用户购买配件,生产厂都保留了日本小松公司的零部件编号,只有改型中自行设计的零部件,才冠以自己厂家的编号。 履带式推土机主要由发动机、传动系统、工作装置、电气部分、驾驶室和机罩等组成。其中,机械及液压传动系统又包括液力变矩器、联轴器总成、行星齿轮式动力换挡变速器、中央传动、转向离合器和转向制动器、终传动和行走系统等。 动力输出机构(PTO)10以齿轮传动和花键连接的方式带动工作装置液压系统中工

10、作泵P1、变速变矩液压系统变速泵P2、转向制动液压系统转向泵P3;链轮8代表二级直齿齿轮传动的终传动机构(包括左和右终传动总成);履带板9包括履带总成、台车架和悬挂装置总成在内的行走系统。本文将重点介绍上述传动系统中的液力变矩器、行星齿轮式动力换挡变速器、转向离合器和转向制动器的结构、工作原理及其液压系统的故障及排除。 国产102KW以下的推土机,如T140型、T120型、T70型等小功率推土机,其传动系统的型式都是机械传动的,包括离合器和机械变速器等。这类推土机在我国产销量也较大;其结构较为简单,生产年代较早,使用单位较熟悉,使用维修也比较容易。 1、液力变矩器 该变矩器为三元件向心涡轮式,

11、结构简单、传动效率高。变矩器由泵轮组件、涡轮组件、导轮组件三部分构成。 泵轮组件中的泵轮由螺栓和驱动壳连接,驱动齿轮由螺栓和驱动壳连接。驱动齿轮直接插入发动机飞轮齿圈内,故泵轮随发动机一起旋转。导轮由螺栓和导轮毂连接,导轮毂通过花键和导轮座连接,导轮座又通过螺栓和变矩器壳连接,故导轮和变矩器壳一起,是不旋转的。涡轮和涡轮毂用铆钉铆接在一起,再通过花键和涡轮输出轴连接,涡轮输出轴通过花键和联轴节连接,将动力传递给其后的传动系统。泵轮随发动机一起旋转,将动力输入,导轮不旋转,涡轮旋转,将动力输出,三者之间相互独立,轮间间隙约为2mm。 泵轮、涡轮、导轮自身由许多叶片组成,称之为叶栅,叶片由曲而构成

12、,呈复杂的形状。变矩器在工作时,叶栅中是需要充满油液的,在泵轮高速旋转时,泵轮叶栅中的油液在离心力的作用下沿曲面向外流动,在叶栅出口处射向涡轮叶栅出口,然后沿涡轮叶栅曲面作向心流动,又从涡轮叶栅出口射向导轮叶栅进口,穿过导轮叶栅又流回泵轮。泵轮、涡轮、导轮叶栅组成的圆形空间,称之为循环圆。由于涡轮叶栅曲面形状的设计,决定了涡轮和泵轮在同一方向旋转。这样,变矩器叶栅循环圆中的油液,一方面在循环圆中旋转,一方面又随泵轮和涡轮旋转,从而形成了复杂的螺旋运动,在这种运动中,将能量从泵轮传递给涡轮。 涡轮的负荷是推土机负荷决定的。推土机的负荷由铲刀传递给履带行走系统,再传给终传动、转向离合器、中央传动、

13、变速器和联轴器总成,最终传递给变矩器涡轮。涡轮负荷小时,其旋转速度就快;负荷大时,旋转速度就慢。当推土机因超载走不动时,涡轮的转速也下降为0,成为涡轮的制动状态。这时,因涡轮停止转动,由泵轮叶栅射来的油液,以最大的冲击穿过涡轮叶栅冲向导轮,在不转的导轮叶栅中转换成压力,该压力反压向涡轮,增大了涡轮的扭矩,该增加的扭矩和涡轮旋转方向一致,此时涡轮输出扭矩最大,为泵轮扭矩的2.54倍。涡轮随着负荷增大,转速逐渐降低,扭矩逐渐增加,这相当于一个无级变速器在逐渐降速增扭。这种无级变矩的性能与易操纵而挡位较少的行星齿轮式动力换挡变速器相配合,使推土机获得了优异的牵引性能。 液力变矩器是依靠液力工作的。油

14、液在叶栅中流动时,由于冲击、摩擦,会消耗能量,使油发热,故液力变矩器的传动效率是较低的。目前,国内外最好的液力变矩器其最高效率为88%。当变矩器的涡轮因推土机超负荷而停止转动时,由泵轮传来的能量全部转化成热量而消耗掉,此时变矩器效率为0。要想提高变矩器的传动效率,就要掌握推土机的负荷,使涡轮有适当的转速、推土机有适当 的速度;即当推土机因负荷过大而走不动时,要及时减小负荷,提一下铲刀或由II挡换为I挡。 由变矩器的结构和工作原理知,变矩器工作时油会有内泄、会发热。这就要求要及时给变矩器内部补充油,并将发热的油替换出来冷却,形成一个循环。 TY320型和TY220型有完全相似的液力变矩器,只是进

15、行了几何放大。TY160型和TY220型有基本相似的的液力变矩器,人是结构有些变化。它们的故障和维修是基本相同的。 2、行星齿轮式动力换挡变速器 TY220推土机行星齿轮式动力换挡变速器的结构图,该变速器主要由四个行星排和一个旋转闭锁离合器构成。图3中标的“I”“II”“III”、“IV”是四个行星排,“V”是旋转闭锁离合器。 “I”“II”和“IV”行星排都是固定齿圈,用行星架同向旋转进行输出的。 “II”行星排的行星架上多装一个行星轮,若将齿圈C用离合器固定,当太阳轮A右转时,行星齿轮B左转,行星齿轮E右转,行星架D左转,则形成了以太阳轮输入、行星架反向旋转输出的行星齿轮减速机构。TY22

16、0型推土机变速器即利用第II行星排作为倒挡使用。离合器有5个。第1至第4离合器的油缸体都由螺栓连接在端盖上,它们是不运动的。当油缸体和活塞之间充满压力油时,压力油在油超过计划的密封下,建立油压并推活塞压紧摩擦片,则可将齿圈固定。 第5号旋转闭锁离合器的结构比较特殊,它没有行星机构,其工作时是整体旋转的。向旋转油缸中供油时,需先向中心轴供油。工作时,压力油通过第5离合器固定不动的壳体19中的油道,进入旋转油缸,推动活塞工作。为防止泄漏,要用旋转密封环进行密封。工作完的油液,由于旋转油缸不停地旋转,离心力向外甩出,无法经供油道排出,会增加摩擦片的磨损。为解决此问题,在旋转油道排出,会增加摩擦片的磨

17、损。为解决此问题,在旋转油缸体上增加一个钢球止回阀,在压力油的作用下,它密封油孔以建立油压,停止供油时,它会甩开,开放回油孔以回油。 TY220型推土机变速器,在结构上许多特点,利用这些特点,可使维修更为容易进行。如第1至第4离合器的摩擦片和光盘都是通用的;第2至第4行星排的活塞和密封环相同,行星排离合器导向销相同,光盘分离弹簧相同,离合器活塞分离弹簧相同;第1至第3行星排使用同一个行星架;第4行星排的行星架利用外齿圈插入第3行星排齿圈中,并用弹簧卡圈防止轴向窜动等等。 TY320和TY220型推土机系列产品有完全相似的变速器,只是放大了几何尺寸。TY160型推土机变速器,离合器的排列方式不同

18、,第1离合器为前进挡,第2离合器为后退挡,第3旋转闭锁离合器为I挡,第4离合器为III挡,第5离合器为II挡。安们有相同的使用维修特点。 3、转向离合器和转向制动器 变速器的动力传入中央传动后,就从纵向传动变为横向传动,由横轴分别传给左、右两个转向离合器。是TY220型推土机的中央传动及转向离合器结构图。 该机的转向离合器是弹簧压紧、液压分离、常啮合、温式摩擦片结构型式。它包括外鼓1、内鼓5、压盘2、外摩擦片3、内齿处4、活塞15、螺栓13、套筒14与活塞15连接成一个整体,大、小弹簧支撑在内鼓5上,弹簧的安装负荷推动活塞15向右移动,带动压板2将摩擦片3和齿片4压紧在一起,实现接合传力。弹簧

19、共8组,总安装负荷3.2T,有足够的压力压紧摩擦片以传递力矩。 当推土机需要转向(如拉动左转向拉杆)时,淮压油充入转向离合器活塞15和轮毂6之间的油腔,油压力推动活塞,带动压盘向左移动,摩擦片和齿片松开,不再传递力矩,推土机左侧失去动力,在右侧履带的推动下向左转向。转向结束时,松开拉杆,液压油在活塞推动下回流,转向离合器重新接合传力,推土机恢复直线行驶。 TY220型推土机转向制动器是液压助力、浮动湿式制动带式。它包括安装在转向离合器外鼓上的制动带15、助力活塞8、连杆10、浮动杆11、连杆14等零件。由于浮动机构的优越性能,不论离合器外鼓是正转还是反转,制动时都很平稳,不会产生制动冲击。 当

20、制动带1.5上的制动带衬片16磨损后,制动带和外鼓之间间隙变大,制动跳板行程增加,当行程增大到一定限度时,制动变得不可靠。因此,要不断地调整制动带间隙。推土机制动踏板标准行程和极限行程如表所示。 制动带间隙调整的方法:拆去调节螺栓的护盖后,将调节螺栓口右旋,扭紧制动带以抱住外鼓(扭紧力矩约90N?m)然后拧松螺栓(TY160型拧松15/6圈,TY320型拧松11/6圈),使制动带和外鼓间出现0.3mm标准间隙,调整完成。 TY320型、TY160型和TY220型推土机系列产品有相似的转向离合器和制动器,它们有相同的使用和维修特点。?第2章 设计方案2.1推土机设计的总体方案 本次推土机设计的主

21、要参数如下:发动机功率30千瓦左右;推土铲长:1.5米;推土铲高:0.5米;推土铲可水平回转25度;最大爬坡25度机械传动;三个前进档一个倒退档橡胶履带行驶机构; 9行驶速度:010Km/h 根据上述参数确定的总体方案如下2.2 确定机构的传动方案 本推出机采用分别传动的方案如图(2-1) 运行机构图(2-1)1?电动机 2?制动器 3?高速浮动轴 4?联轴器 5?减速器 6?联轴器 7低速浮动轴 8?联轴器 9?履带2.3 选择车轮与轨道,并验算其强度 按照如图所示的重量分布,计算的最大轮压和最小轮压: 满载时的最大轮压: P 95.6KN 空载时最大轮压: P 50.2KN 空载时最小轮压

22、: Pmin 33.8KN 式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e1.5m 载荷率:Q/G100/1680.595 由1表19-6选择车轮:当运行速度为Vdc60-90m/min,Q/G0.595时工作类型为中级时,车轮直径Dc500mm,轨道为P38的许用轮压为150KN,故可用。 1).疲劳强度的计算 疲劳强度计算时的等效载荷: Qd2?Q0.6*10000060000N 式中2?等效系数,有1表4-8查得20.6 车论的计算轮压: Pj KCI? r ?Pd 1.050.8977450 72380N 式中:Pd?车轮的等效轮压 Pd 77450N r?载荷变化系数,查1表19-2

23、,当Qd/G0.357时,r0.89 Kc1?冲击系数,查1表19-1。第一种载荷当运行速度为V1.5m/s时,Kc11.05 根据点接触情况计算疲劳接触应力: j4000 4000 13555Kg/cm2 j 135550N/cm2 式中r-轨顶弧形半径,由3附录22查得r300mm,对于车轮材料ZG55II,当HB320时,jd 160000-200000N/cm2,因此满足疲劳强度计算。 2).强度校核 最大轮压的计算: PjKcII?P 1.195600 105160N 式中KcII-冲击系数,由3表2-7第II类载荷KcII1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力: j 15353

24、Kg/cm2 j 153530N/cm2 车轮采用ZG55II,查1表19-3得,HB320时, j240000-300000N/cm2, j j故强度足够。2.4 运行阻力计算 摩擦总阻力距 Mm(Q+G)(K+*d/2) 由1表19-4 Dc500mm车轮的轴承型号为:22220K, 轴承内径和外径的平均值为:(100+180)/2140mm 由1中表9-2到表9-4查得:滚动摩擦系数K0.0006m,轴承摩擦系数0.02,附加阻力系数1.5,代入上式中: 当满载时的运行阻力矩: Mm() MmQ+G + 1.5(100000+168000)(0.0006+0.020.14/2) 804N

25、?m 运行摩擦阻力: Pm() 3216N 空载时: Mm(Q0)G(K+d/2) 1.5168000(0.0006+0.020.14/2) 504N P m(Q0) Mm(Q0)/(Dc/2) 5042/0.5 2016N2.5 选择电动机 电动机静功率: NjPj?Vdc/(60?m? ) 321690/60/0.95/22.54KW式中PjPm()?满载运行时的静阻力P m(Q0)2016N m2驱动电动机的台数 初选电动机功率: NKd*Nj1.3*2.543.3KW 式中Kd-电动机功率增大系数,由1表9-6查得Kd1.3 查2表31-27选用电动机YR160M-8;Ne4KW,n1

26、705rm,(GD2)0.567kgm2,电动机的重量Gd160kg2.5.1 验算电动机的发热功率条件 等效功率: NxK25?r?Nj 0.751.32.54 2.48KW 式中K25?工作类型系数,由1表8-16查得当JC%25时,K250.75 r?由1按照推土机工作场所得tq/tg0.25,由1图8-37估得r1.3 由此可知:NxNe,故初选电动机发热条件通过。选择电动机:YR160M-8 2.5.2 减速器的选择 车轮的转数: ncVdc/(?Dc) 90/3.14/0.557.3rpm 机构传动比: i。n1/nc705/57.312.3查2表19-11,选用两台ZLZ-160

27、-12.5-IV减速器i。12.5;N9.1KW,当输入转速为750rpm,可见NjN中级。电动机发热条件通过,减速器:ZLZ-160-12.5-IV 2.6 验算运行速度和实际所需功率 实际运行的速度: VdcVdc? i。/ i。 9012.3/12.588.56m/min 误差: (Vdc- Vdc)/ Vdc (90-88.56)/90100%1.6%15%合适 实际所需的电动机功率: NjNj?Vdc/ Vdc 2.5488.56/902.49KW 由于NjNe,故所选的电动机和减速器都合适2.6.1 验算起动时间 起动时间: Tp 式中n1705rpm m2驱动电动机台数 Mq1.

28、5975N/n1 1.59754/70582.9N?m 满载时运行静阻力矩: Mj() 67.7N?m 空载运行时静阻力矩: Mj(Q0) 42.4N?m 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: GD2ZL+GD2L0.78 N?m 机构总飞轮矩: GD21GD2ZL+GD2L+GD2d 5.67+0.786.45 N?m 满载起动时间:t 8.91s 空载启动时间:t 5.7s 起动时间在允许范围内。2.6.2 起动工况下校核减速器功率 起动工况下减速器传递的功率: N 式中PdPj+PgPj+ 3216+7746.2N m/-运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/2. 因此N 5.89KW 所

29、以减速器的N中级9.1KWN,故所选减速器功率合适。2.6.3 验算启动不打滑条件 由于推土机室外使用,故坡度阻力及风阻力考虑在内.以下按三种情况计算. 1.两台电动机空载时同时驱动: nnz 式中p1 33.8+50.284KN-主动轮轮压 p2 p184KN-从动轮轮压 f0.2-粘着系数室内工作 nz?防止打滑的安全系数.nz1.051.2 n 2.97 nnz,故两台电动机空载启动不会打滑 2.事故状态 当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则 nnz 式中p150.2KN-主动轮轮压 p22+ 233.8+50.2117.8KN-从动轮轮压-一台电动机工作时

30、空载启动时间13.47 sn 2.94nnz,故不打滑. 3.事故状态 当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则 nnz 式中P133.8KN-主动轮轮压 P2233.8+2*50.2134.2KN-从动轮轮压 13.47 S?与第2种工况相同 n 1.89 故也不会打滑 结论:根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑2.7 选择制动器 由1中所述,取制动时间tz5s 按空载计算动力矩,令Q0,得: Mz 式中 -19.2N?m Pp0.002G1680000.002336N PminG 1344N M2-制动器台数.两套驱动装置工作 Mz 41.2 N?m 现

31、选用两台YWZ-200/25的制动器,查1表18-10其制动力矩M200 N?m,为避免打滑,使用时将其制动力矩调制3.5 N?m以下。2.8 选择联轴器 根据传动方案,每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴. 1.机构高速轴上的计算扭矩: 110.61.4154.8 N?m 式中MI?连轴器的等效力矩 MI255.3110.6 N?m ?等效系数 取2查2表2-7 Mel9.75*55.3 N?m 由2表33-20查的:电动机Y160M1-8,轴端为圆柱形,d148mm,L110mm;由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器,高速轴端为d32mm,l58mm,故在靠电机端从由表2

32、选联轴器ZLL2(浮动轴端d40mm;MI630N?m,GD2ZL0.063Kg?m,重量G12.6Kg) ;在靠近减速器端,由2选用两个联轴器ZLD,在靠近减速器端浮动轴端直径为d32mm;MI630 N?m, GD2L0.015Kg?m, 重量G8.6Kg 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为: GD2ZL+GD2L0.063+0.0150.078 Kg?m 与原估算的基本相符,故不需要再算。 2.低速轴的计算扭矩: 154.815.750.952316.2 N?m2.9 浮动轴的验算 1).疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩: MI1?Mel?i 1.455.312.50.95919.4N?

33、m 式中1?等效系数,由2表2-7查得11.4 由上节已取得浮动轴端直径D60mm,故其扭转应力为: N/cm2 由于浮动轴载荷变化为循环(因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同),所以许用扭转应力为: 4910 N/cm2 式中,材料用45号钢,取b60000 N/cm2; s30000N/cm2,则-10.22b0.226000013200N/cm2;s0.6s0.63000018000N/cm2 KKxKm1.61.21.92 考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx1.6,Km1.2,nI1.4?安全系数,由2表2-21查得n-1k 故疲劳强度验算通过。 2).静强度的计算 计算强度扭

34、矩: M2?Mel?i 2.555.312.50.951641.7 N?m 式中2?动力系数,查2表2-5的22.5 扭转应力: 3800N/cm2 许用扭转剪应力: N/cm2 II,故强度验算通过。 高速轴所受扭矩虽比低速轴小,但强度还是足够,故高速轴验算省去。2.10 缓冲器的选择 1.碰撞时推土机的动能 W动 G?带载推土机的重量G168000+1000000.1 178000N V0?碰撞时的瞬时速度,V0(0.30.7)Vdx g?重力加速度取10m/s2 则W动 5006.25 N m 2. 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻(P摩+P制)S 式中P摩?运行阻力,其最小值

35、为 PminGf0min1780000.0081424Nf0min?最小摩擦阻力系数可取f0min0.008P制?制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力,亦可按最大制动减速度计算P制178000.559790N0.55 m /s2S?缓冲行程取S140 mm 因此W阻(1424+9790)0.141569.96N m 3. 缓冲器的缓冲容量 一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为: 5006.25-1569.96 3436.29 N m 式中 n?缓冲器的个数 取n1 由1表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D120 mm,d30 mm 第3章 结构的设计3.1 结构形式 结构主要有箱形

36、结构,空腹桁架式结构,偏轨空腹箱形结构及箱形单主轴结构等,参考推土机设计手册,T30履带推土机整机一般采用箱形结构,且为保证推土机稳定,我选择箱形双梁结构作为结构。3.1.1 箱形双梁的构成 箱形双梁是由两根箱形主轴和端梁构成,主轴一侧安置水平走台,用来安装大车运行机构和走人,主轴与端梁刚性地连接在一起,走台是悬臂支撑在主轴的外侧,走台外侧安置有栏杆。在实际计算中,走台个栏杆均认为是不承受力的构件。 为了操纵和维护的需要,在传动侧走台的下面装有司机室。司机室有敞开式和封闭式两种,一般工作环境的室内采用敞开式的司机室,在露天或高温等恶劣环境中使用封闭式的司机室。3.1.2 箱形双梁的选材 箱形双

37、梁具有加工零件少,工艺性好,通用性好等优点。结构应根据其工作类型和使用环境温度等条件,按照有关规定来选用钢材。 为了保证结构构件的刚度便于施工和安装,以及运输途中不致损坏等原因,在结构的设计中有最小型钢的使用限制:如连接用钢板的厚度应不小于4mm。又如对组合板梁的板材使用,因保证稳定性和防止锈蚀后强度减弱等原因,双腹板的每块厚度不能小于6mm,单腹板的厚度不小于8mm。 作用在桥式推土机结构上的载荷有,固定载荷,移动载荷,水平惯性载荷及大车运行歪斜产生的车轮侧向载荷等。在设计计算时候要考虑到这些载荷。3.2结构的设计计算3.2.1 主要尺寸的确定2.0653.3取3端部梯形高度 ()()16.

38、51.653.3取3腹板高度根据主轴计算高度0.92最后选定腹板高度0.9确定截面尺寸主轴中间截面各构件根据推土机课程设计表7-1确定如下:腹板厚6,上下盖板厚8主轴两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定:263330因此取350盖板宽度:350+26+40402取400主轴的实际高度:516主轴中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图2-1和2-2 主轴中间截面尺寸简图主轴支承截面尺寸简图加劲板的布置尺寸为了保证主轴截面中受压构件的局部稳定性,需要设置一些加劲构件。主轴端部大加劲板的间距:0.9,取0.8主轴端部(梯形部分)小加劲板的间距:0.4主轴中部(矩形部分)大加劲板的间距:(1.52)1

39、.351.8,取1.6 主轴中部小加劲板的间距,小车钢轨采用轻轨,其对水平重心轴线的最小抗弯截面模数47.7,则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距(此时连续梁的支点既加劲板所在位置,使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央): 1411.41式中?小车的轮压,取平均值。 ?动力系数,由推土机课程设计图2-2查得1.15; ?钢轨的许用应力,170因此,根据布置方便,取0.8由于腹板的高厚比150160,所以不需要设置水平加劲杆。3.2.2 主轴的计算计算载荷确定 查推土机课程设计图7-11得半个(不包括端梁)的自重,41,则主轴由于自重引起的均布载荷:采用分别驱动,查推土机课程设计表7

40、-3得主轴的总均布载荷:2.5+2.55主轴的总计算均布载荷:1.155.5式中 1.1?冲击系数,由推土机课程设计表2-6查得。作用在一根主轴上的小车两个车轮的轮压值可根据推土机课程设计表7-4中所列数据选用:37000 36000考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为: 1.153700042550 1.153600041400垂直最大弯矩计算主轴垂直最大弯矩:+设敞开式司机操纵室的重量为9807,起重心距支点的距离为280将各已知数值代入上式计算可得: 510水平最大弯矩计算主轴水平最大弯矩:式中作用在主轴上的集中惯性载荷为:作用在主轴上的均布惯性载荷为:0.25计算系数时,取近似比值2;

41、100;且400;200。因此可得:1650+1716 强度验算主轴中间截面的最大弯曲应力: 式中?主轴中间截面对水平中心轴线的抗弯截面模数,其近似值: 4500 ?主轴中间截面对垂直重心轴线的抗弯截面模数,其近似值: 2263因此可得:()0.1121.6由推土机课程设计表2-24查得 A3钢的许用应力为:故 主轴支承截面的最大剪应力:式中 ?主轴支承截面所受的最大剪力 42000+41400 137420?主轴支承截面对水平重心轴线的惯性矩,其近似值: 54180?主轴支承截面半面积对水平重心轴线的静矩: 1266由此可得:0.128.16查得许用剪应力为95故由以上计算可知,强度足够。垂

42、直刚度验算主轴在满载小车轮压作用下所产生的最大垂直挠度:式中0.973 由此可得:0.844允许的挠度:因此水平刚度验算主轴在运行机构起,制动惯性载荷作用下产生的水平最大挠度:式中2.5 45260由此可得: 水平挠度的许用值:因此 由上面的计算可知,主轴的垂直和水平刚度均满足要求。第4章 焊接工艺设计对推土机来说,其结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起,焊接的工艺的正确与否直接影响桥式推土机的力学性能和寿命。角焊缝常用的确定焊角高度的方法4-1角焊缝最小厚度为:a0.3+1为焊接件的较大厚度,但焊缝最小厚度不小于4mm,当焊接件的厚度小于4mm时,焊缝厚度与焊接件的厚度相同。角焊缝的

43、厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的1.2倍,即:a1.2min按照以上的计算方法可以确定端梁焊接的焊角高度a6mm.在端梁连接过程中均采用手工电弧焊,在焊接的过程中焊缝的布置很关键,焊缝有很多地方密集交叉在设计时应该避免如图4-1(a)、4-1(b)示4-2(a)4-2(b)定位板和弯板的焊接时候,由于定位板起导向作用,在焊接时要特别注意,焊角高度不能太高,否则车轮组在和端梁装配的时,车轮组不能从正确位置导入,焊接中采用E5015(J507)焊条,焊条直径d3.2mm,焊接电流160A,焊角高度最大4?。如图4-2位弯板和定位板的焊接4-3 角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法,在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。由于所用的板材厚度大部分都小于10mm ,在焊接过程中都不开坡口进行焊接。结论 毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会,通过这次比较完整的设计、计算,使我对设计流程有了更深一层的了解,我摆脱了单纯的理论知识学习状态,和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识,解决实际工程问题的能力,同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平,而且通过对整体的掌控,对局部的取舍,以及对细节的斟酌处理,都使我的能力得到了锻炼,经验得到了丰富,并且意志品质力,