【毕业设计论文】T30履带推土机整机的设计与计算说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 毕业设计说明书 T 3 0 履带推土机整机的设计与计算 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 关键字：推土机 履带推土机 推土机械 推土机整机 T 3 0 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 A b s t r a c t Earthwork bulldozer machinery is one of the main machinery, by way of walking tracks and is divided into two types of rubber- tyred. Because less rubber- 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 maintain the maximum 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 number 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 transmission, 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 steering brakes structure, working principle and its hydraulic system and rule out the possibility of failure. Keyword: the introduction of machines tracked the introduction of machines the introduction of machinery the introduction of whole machine T30 目录 第 1 章 绪论 3 第 2 章 设计方案 8 2 . 1 推土机设计的整体方案. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 2 . 2 确定机构的传动方案. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 2 . 3 选择车轮与轨道并验算其强度 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 2 . 4 运行阻力的计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1 2 . 5 选择电机 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1 2 . 5 . 1 验算电动机的发热功率条件. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 2 2 . 5 . 2 减速器的选择. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 2 2 . 6 验算运行速度和实际所需功率 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 2 2 . 6 . 1 验算启动时间. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 3 2 . 6 . 2 启动工况下校核减速器功率. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 4 2 . 6 . 3 验算启动不打滑条件. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 5 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 . 7 选择制动器 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 7 2 . 8 选择联轴器 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 8 2 . 9 浮动轴的验算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 8 2 . 1 0 缓冲器的选择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 0 第 3 章 结构设计 22 3 . 1 结构性形式 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 3 . 1 . 1 箱形双梁的构成. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 3 . 1 . 2 箱形双梁的选材. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 3 . 2 结构设计的计算. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 3 . 2 . 1 主要尺寸的确定. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 3 . 2 . 2 主轴的计算. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 4 第 4 章焊接工艺 30 结论 33 致谢 34 参考文献 35 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 1 2 0 K W 的履带式推土机中，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 D 1 5 5 型、D 8 5 型、D 6 5 型三种基本型推土机制造技术。国产化后， 定型为 T Y 3 2 0 型、T Y 2 2 0 型、T Y 1 6 0 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。T Y 2 2 0 型推土机系列产品，包括 T S Y 2 2 0 型湿地推土机、 T M Y 2 2 0 型沙漠推土机、 T Y G 2 2 0 型高原推土机、 T Y 2 2 0 F 型森林伐木型推土机、 T S Y 2 2 0 H 型环卫推土机和 D G 4 5 型吊管机等。T Y 3 2 0 型和 T Y 1 6 0 型系列推土机也在拓展类似的 系列产品。T Y 1 6 0 系列中还有 T S Y 1 6 0 L 型超湿地推土机和 T B Y 1 6 0 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（P T O ）1 0 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作泵 P 1 、变速变矩液压系统变速 泵 P 2 、 转向制动液压系统转向泵 P 3 ； 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 1 0 2 K W 以下的推土机，如 T 1 4 0 型、T 1 2 0 型、T 7 0 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，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 2 m m 。 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，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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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、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 . 5 4 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 8 8 % 。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 I I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。 T Y 3 2 0 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 型和 T Y 2 2 0型有完全相似的液力变矩器，只是进行了几何放大。T Y 1 6 0型和 T Y 2 2 0 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 T Y 2 2 0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 ”“I I ”“I I I ”、“I V ”是四个行星排， “V ”是旋转闭锁离合器。 “I ”“I I ”和“I V ”行星排都是固定齿圈，用行星架同 向旋转进行输出的。 “I I ”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。T Y 2 2 0型推土 机变速器即利用第 I I 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 1 9 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。 T Y 2 2 0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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 T Y 3 2 0 和 T Y 2 2 0 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。 T Y 1 6 0型推土机变速器，离合器的排列方式不同，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 I I I 挡，第 5 离合器为 I I 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 T Y 2 2 0 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 1 5 、螺栓 1 3 、套筒 1 4 与活塞 1 5 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 1 5 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。弹簧共 8 组，总安装 负荷 3 . 2 T ，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 1 5 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 T Y 2 2 0 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 1 5 、助力活塞 8 、连杆 1 0 、浮动杆 1 1 、连杆 1 4 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。 当制动带 1 . 5 上的制动带衬片 1 6 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 9 0 N m ） 然后拧松螺栓 （T Y 1 6 0 型拧松 1 5 / 6 圈， T Y 3 2 0 型拧松 1 1 / 6 圈），使制动带和外鼓间出现 0 . 3 m m 标准间隙，调整完成。 T Y 3 2 0 型、T Y 1 6 0 型和 T Y 2 2 0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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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要参数如下: 1. 发动机功率 30 千瓦左右； 2. 推土铲长：1.5 米； 3. 推土铲高：0.5 米； 4. 推土铲可水平回转25 度； 5. 最大爬坡 25 度 6. 机械传动； 7. 三个前进档一个倒退档 8. 橡胶履带行驶机构； 9. 行驶速度：010Kh 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） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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： Pm a x= L eLQ + + 2 Gxc 4 Gxc-G = 5 .16 5 . 15 .16 2 40100 4 40-168 + + = 9 5 . 6 K N 空载时最大轮压： P m a x= L eL + 2 Gxc 4 Gxc-G = 5 .16 5 . 15 .16 2 40 4 40-168 + = 5 0 . 2 K N 空载时最小轮压： P m i n= L e + 2 Gxc 4 Gxc-G = 5 .16 5 . 1 2 40 4 40-168 + = 3 3 . 8 K N 式中的 e 为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离 e = 1 . 5 m 载荷率：Q / G = 1 0 0 / 1 6 8 = 0 . 5 9 5 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 由 1 表 1 9 - 6 选择车轮：当运行速度为 Vd c= 6 0 - 9 0 m / m i n ，Q / G = 0 . 5 9 5 时工作类型 为中级时，车轮直径 Dc= 5 0 0 m m ，轨道为 P3 8的许用轮压为 1 5 0 K N ，故可用。 1 ）. 疲劳强度的计算 疲劳强度计算时的等效载荷： Qd= 2Q = 0 . 6 * 1 0 0 0 0 0 = 6 0 0 0 0 N 式中 2等效系数，有 1 表 4 - 8 查得 2= 0 . 6 车论的计算轮压： Pj= KC I r Pd = 1 . 0 5 0 . 8 9 7 7 4 5 0 = 7 2 3 8 0 N 式中：Pd车轮的等效轮压 Pd= L LQd5 . 1 2 Gxc 4 Gxc-G + + = 5 .16 5 . 15 .16 2 4060 4 40-168 + + = 7 7 4 5 0 N r 载荷变化系数，查 1 表 1 9 - 2 ，当 Qd/ G = 0 . 3 5 7 时，r = 0 . 8 9 Kc 1冲击系数， 查 1 表 1 9 - 1 。 第一种载荷当运行速度为 V = 1 . 5 m / s 时， Kc 1= 1 . 0 5 根据点接触情况计算疲劳接触应力： j= 4 0 0 0 3 2 12 + rDc Pj = 4 0 0 0 3 2 30 1 50 2 72380 + 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 = 1 3 5 5 5 K g / c m 2 j = 1 3 5 5 5 0 N / c m 2 式中 r - 轨顶弧形半径，由 3 附录 2 2 查得 r = 3 0 0 m m ，对于车轮材料 Z G 5 5 I I ，当 H B 3 2 0 时， j d = 1 6 0 0 0 0 - 2 0 0 0 0 0 N / c m 2 ，因此满足疲劳强度计算。 2 ）. 强度校核 最大轮压的计算： Pj m a x= Kc I IPm a x = 1 . 1 9 5 6 0 0 = 1 0 5 1 6 0 N 式中 Kc I I- 冲击系数，由 3 表 2 - 7 第 I I 类载荷 Kc I I= 1 . 1 按点接触情况进行强度校核的接触应力： j m a x= 3 2 12 max + rDc Pj = 3 2 30 1 50 2 105160 + = 1 5 3 5 3 K g / c m 2 j m a x = 1 5 3 5 3 0 N / c m 2 车轮采用 Z G 5 5 I I ，查 1 表 1 9 - 3 得，H B 3 2 0 时， j = 2 4 0 0 0 0 - 3 0 0 0 0 0 N / c m 2 ， j m a x nz 式中 p1= / max / min pp+ = 3 3 . 8 + 5 0 . 2 = 8 4 K N - - - 主动轮轮压 p2= p1= 8 4 K N - - - - 从动轮轮压 f = 0 . 2 - - - - - 粘着系数( 室内工作) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 nz防止打滑的安全系数. nz1 . 0 5 1 . 2 n = 2 5 . 0 0006. 010845 . 1) 2 14. 0 02. 00006. 0 (1084 7 . 560 56.88 10 10108 .16 2 . 01084 33 3 3 + + = 2 . 9 7 n nz, 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 n = 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp + + nz 式中 p1= / max p= 5 0 . 2 K N - - - - 主动轮轮压 p2= 2 / min p+ / max p = 2 3 3 . 8 + 5 0 . 2 = 1 1 7 . 8 K N - - - 从动轮轮压 / q t- - - 一台电动机工作时空载启动时间 / q t= 24. 4375 705 + 95. 05 .12 5 . 016800 645. 015. 1 2 2 = 1 3 . 4 7 s 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 n = 2 5 . 0 0006. 02 .505 . 1 )07. 002. 00006. 0( 8 .117 47.1360 56.88 10 168 2 . 02 .50 + + = 2 . 9 4 n nz, 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 n = 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp + + nz 式中 P1= / min P= 3 3 . 8 K N - - - 主动轮轮压 P2=+ / min p2 / max p= 3 3 . 8 + 2 * 5 0 . 2 = 1 3 4 . 2 K N - - - 从动轮轮压 / q t= 1 3 . 4 7 S 与第( 2 ) 种工况相同 n = 2 5 . 0 0006. 08 .335 . 1 ) 2 14. 0 02. 00006. 0( 2 .134 47.1360 56.88 10 168 2 . 08 .33 + + = 1 . 8 9 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 tz=5s 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 按空载计算动力矩,令 Q=0,得: Mz= + + 2 0 2 1 2 1 / )( 375 1 i GD GDmc t n M m C z j 式中 / 0 min / 2 )( i Dpp M cmp j = = () 5 .122 95. 05 . 01344336 =- 19.2N m Pp=0.002G=168000 0 . 0 0 2 = 3 3 6 N Pmin=G 2 1 ) 2 ( c D d + = 2 5 . 0 ) 2 14. 0 02. 00006. 0(168000+ =1344N M=2- - - - 制动器台数.两套驱动装置工作 Mz= + +95. 0 5 .12 5 . 0168000 645. 015. 12 5375 705 2 .19 2 1 2 2 =41.2 N m 现选用两台 Y W Z - 2 0 0 / 2 5 的制动器，查 1 表 1 8 - 1 0 其制动力矩 M = 2 0 0 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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： / js M= IIn M= 1 1 0 . 6 1 . 4 = 1 5 4 . 8 N m 式中 MI连轴器的等效力矩. MI= el M 1 = 2 5 5 . 3 = 1 1 0 . 6 N m 1 等效系数 取 1 = 2 查 2 表 2 - 7 Me l= 9 . 7 5 *705 4000 = 5 5 . 3 N m 由 2 表 3 3 - 2 0查的: 电动机 Y 1 6 0 M 1 - 8 , 轴端为圆柱形, d1= 4 8 m m , L = 1 1 0 m m ; 由 2 1 9 - 5 查得Z L Z - 1 6 0 - 1 2 . 5 - i v 的减速器, 高速轴端为d = 3 2 m m , l = 5 8 m m , 故在靠电机端 从由表 2 选联轴器 Z L L2（浮动轴端 d = 4 0 m m ; MI = 6 3 0 N m , ( G D 2 )Z L= 0 . 0 6 3 K g m , 重量 G = 1 2 . 6 K g ） ；在靠近减速器端，由 2 选用两个联轴器 Z L D ，在靠近减速器端浮动 轴端直径为 d = 3 2 m m ; MI = 6 3 0 N m , ( G D 2 )L= 0 . 0 1 5 K g m , 重量 G = 8 . 6 K g . 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： ( G D 2 )Z L+ ( G D 2 )L= 0 . 0 6 3 + 0 . 0 1 5 = 0 . 0 7 8 K g 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： = 0 iMM jsjs = 1 5 4 . 8 1 5 . 7 5 0 . 9 5 = 2 3 1 6 . 2 N m 2 . 9 浮动轴的验算 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 ）. 疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩： MI= 1 ?Me l ?i = 1 . 4 5 5 . 3 1 2 . 5 0 . 9 5 = 9 1 9 . 4 N?m 式中 1等效系数，由 2 表 2 - 7 查得 1= 1 . 4 由上节已取得浮动轴端直径 D = 6 0 m m ，故其扭转应力为： 2128 62 . 0 91940 3 = = W MI n N / c m 2 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： 4 . 192. 1 132001 1 1 = I k nk = 4 9 1 0 N / c m 2 式中，材料用 4 5号钢，取b= 6 0 0 0 0 N / c m 2 ; s= 3 0 0 0 0 N / c m 2 , 则- 1= 0 . 2 2 b= 0 . 2 2 6 0 0 0 0 = 1 3 2 0 0 N / c m 2 ；s= 0 . 6 s= 0 . 6 3 0 0 0 0 = 1 8 0 0 0 N / c m 2 K = KxKm= 1 . 6 1 . 2 = 1 . 9 2 考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数 Kx= 1 . 6 ，Km= 1 . 2 ，nI= 1 . 4 安全系 数，由 2 表 2 - 2 1 查得n= 16500 50 = 3 3 0mm 因此取b= 3 5 0mm 盖板宽度：240Bb=+= 3 5 0 + 26 + 4 0 = 4 0 2mm 取B= 4 0 0mm 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 主轴的实际高度： 1 2Hh=+= 5 1 6mm 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： ah=0 . 9mm，取 a= 0 . 8m 主轴端部（梯形部分）小加劲板的间距： 1 a= 2 a = 0.8 2 = 0 . 4m 主轴中部（矩形部分）大加劲板的间距： a= （1 . 52 ）h= 1 . 3 51 . 8m，取a= 1 . 6m 主轴中部小加劲板的间距，小车钢轨采用 15 P 轻轨，其对水平重心轴线xx的最 小抗弯截面模数 min W= 4 7 . 7 3 cm，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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） ： 1 a min 6W P = 6 47.7 1700 40008000 1.15 () 2 + = 1 4 1cm= 1 . 4 1m 式中P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 . 1 5 ； 钢轨的许用应力， = 1 7 0MPa 因此，根据布置方便，取 1 a = 2 a = 0 . 8m 由于腹板的高厚比 900 6 h = 1 5 0 1 6 0 ，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 - 1 1得半个（不包括端梁）的自重， /2q G= 4 1KN, 则 主轴由于自重引起的均布载荷： /2 41 2.5/ 16.5 q l G qKN m L = 采用分别驱动， 1 2.5/ y qqKN m= 查推土机课程设计表 7 - 3 得4.41 d GKN= 主轴的总均布载荷： q =2 . 5 + 2 . 5 = 5/KN m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 主轴的总计算均布载荷： qk q= = 1 . 15 = 5 . 5/KN m 式中 k= 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： 1 P= 3 7 0 0 0N 2 P= 3 6 0 0 0N 考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为： 11 PP= = 1 . 1 53 7 0 0 0 = 4 2 5 5 0N 22 PP= = 1 . 1 53 6 0 0 0 = 4 1 4 0 0N 垂直最大弯矩 计算主轴垂直最大弯矩： 2 0 0 12 () max 12 () 2 4() 22 xcd G P LBqLk Gk G l PP LL M PPq + + + = + + + 0 0 k G l 设敞开式司机操纵室的重量为 9 8 0 7N，起重心距支点的距离为 0 l = 2 8 0cm 将各已知数值代入上式计算可得： 2 () max 1650 14055 1650 1.1 45001.1 10000 280 4255041400() 165021650 1.1 10000 280 425504140055 4() 16502 G P M + + + =+ + + 5 5.1 10 N m=i 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 = 5 1 0KN mi 水平最大弯矩 计算主轴水平最大弯矩： 2 max 2 (1)(3) 4224 gg g P Lq L LL M =+ 式中 33 1 2 2 8 3 y xc y I cL L KI + =+i 作用在主轴上的集中惯性载荷为： 12 2 g PP P + = 3700036000 2 + =7300N 作用在主轴上的均布惯性载荷为： 10 g q q = 2.5 10 = 0 . 2 5KN mi 计算系数时，取近似比值 1 2 y y I I = 2 ；C= () 2 xc KL = 1 0 0cm； 且K= 4 0 0cm； xc L = 2 0 0cm。因此可得： = 1 6 5 0 + 33 2 8 100200 2 3 400 + = 1 7 1 6 2 max 7300 16.516.52.5 16.52 16.5 (1)(3) 42 1716241716 g M =+ =186.9N mi 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 强度验算 主轴中间截面的最大弯曲应力： ()G Pg + =+= () max max G P g xy M M WW + + 式中 x W 主轴中间截面对水平中心轴线xx的抗弯截面模数，其近似值： 1 () 3 x h WBh =+=90 0.6(400.8)90 3 += 4 5 0 0 3 cm y W主轴中间截面对垂直重心轴线yy的抗弯截面模数，其近似值： 1 () 3 y B Whb =+=40 0.8(90 0.6)35 3 += 2 2 6 3 3 cm 因此可得： = （ 65 5.1 101.869 10 45002263 +）0 . 1 = 1 2 1 . 6MPa 由推土机课程设计表 2 - 2 4 查得 A 3 钢的许用应力为： = 160MPa 故 主轴支承截面的最大剪应力： () max max 0 2 G P x QS I + = i i 式中 () max G P Q + 主轴支承截面所受的最大剪力 () 0 max120 2 G P xcd LBqLk GLl QPPk G LL + + =+ 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 = 4 2 0 0 0 + 4 1 4 0 0 1650 14