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T30履帶推土機整機的設計 摘 要 推土機是土方工程機械的一種主要機械，按行走方式分為履帶式和輪胎式兩種.因為輪胎式推土機較少。本文主要講述履帶式推土機的結構與工作原理。 推土機產品種的開發(fā)拓展，既要滿足不同工況條件的工作適應性，又必須與基本型保持最大限度的零部件通用性（或稱互換性），這就為廣大用戶使用維修帶來極大的方便。為方便用戶購買配件，生產廠都保留了日本小松公司的零部件編號，只有改型中自行設計的零部件，才冠以自己廠家的編號。 履帶式推土機主要由發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、工作裝置、電氣部分、駕駛室和機罩等組成。其中，機械及液壓傳動系統(tǒng)又包括液力變矩器、聯(lián)軸器總成、行星齒輪式動力換擋變速器、中央傳動、轉向離合器和轉向制動器、終傳動和行走系統(tǒng)等。本文將重點介紹上述傳動系統(tǒng)中的液力變矩器、行星齒輪式動力換擋變速器、轉向離合器和轉向制動器的結構、工作原理及其液壓系統(tǒng)的故障及排除。 關鍵字：推土機 履帶推土機 推土機械 推土機整機 T30 Abstract 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 driver's 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 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 第1章 緒 論 推土機是土方工程機械的一種主要機械，按行走方式分為履帶式和輪胎式兩種.因為輪胎式推土機較少。本文主要講述履帶式推土機的結構與工作原理。 功率大于120KW的履帶式推土機中，絕大多數采用液力-機械傳動。這類推土機來源于引進日本小松制作所的D155型、D85型、D65型三種基本型推土機制造技術。國產化后，定型為TY320型、TY220型、TY160型基本型推土機。為了滿足用戶各種使用工作況的需求，我國推土機生產廠家在以上三個基本型推土機的基礎上，拓展了產品品種，形成了三種系列的推土機。TY220型推土機系列產品，包括TSY220型濕地推土機、TMY220型沙漠推土機、TYG220型高原推土機、TY220F型森林伐木型推土機、TSY220H型環(huán)衛(wèi)推土機和DG45型吊管機等。TY320型和TY160型系列推土機也在拓展類似的系列產品。TY160系列中還有TSY160L型超濕地推土機和TBY160型推扒機等。 推土機產品種的開發(fā)拓展，既要滿足不同工況條件的工作適應性，又必須與基本型保持最大限度的零部件通用性（或稱互換性），這就為廣大用戶使用維修帶來極大的方便。為方便用戶購買配件，生產廠都保留了日本小松公司的零部件編號，只有改型中自行設計的零部件，才冠以自己廠家的編號。 履帶式推土機主要由發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、工作裝置、電氣部分、駕駛室和機罩等組成。其中，機械及液壓傳動系統(tǒng)又包括液力變矩器、聯(lián)軸器總成、行星齒輪式動力換擋變速器、中央傳動、轉向離合器和轉向制動器、終傳動和行走系統(tǒng)等。 動力輸出機構（PTO）10以齒輪傳動和花鍵連接的方式帶動工作裝置液壓系統(tǒng)中工作泵P1、變速變矩液壓系統(tǒng)變速泵P2、轉向制動液壓系統(tǒng)轉向泵P3；鏈輪8代表二級直齒齒輪傳動的終傳動機構（包括左和右終傳動總成）；履帶板9包括履帶總成、臺車架和懸掛裝置總成在內的行走系統(tǒng)。本文將重點介紹上述傳動系統(tǒng)中的液力變矩器、行星齒輪式動力換擋變速器、轉向離合器和轉向制動器的結構、工作原理及其液壓系統(tǒng)的故障及排除。 國產102KW以下的推土機，如T140型、T120型、T70型等小功率推土機，其傳動系統(tǒng)的型式都是機械傳動的，包括離合器和機械變速器等。這類推土機在我國產銷量也較大；其結構較為簡單，生產年代較早，使用單位較熟悉，使用維修也比較容易。 1、液力變矩器 該變矩器為三元件向心渦輪式，結構簡單、傳動效率高。變矩器由泵輪組件、渦輪組件、導輪組件三部分構成。 泵輪組件中的泵輪由螺栓和驅動殼連接，驅動齒輪由螺栓和驅動殼連接。驅動齒輪直接插入發(fā)動機飛輪齒圈內，故泵輪隨發(fā)動機一起旋轉。導輪由螺栓和導輪轂連接，導輪轂通過花鍵和導輪座連接，導輪座又通過螺栓和變矩器殼連接，故導輪和變矩器殼一起，是不旋轉的。渦輪和渦輪轂用鉚釘鉚接在一起，再通過花鍵和渦輪輸出軸連接，渦輪輸出軸通過花鍵和聯(lián)軸節(jié)連接，將動力傳遞給其后的傳動系統(tǒng)。泵輪隨發(fā)動機一起旋轉，將動力輸入，導輪不旋轉，渦輪旋轉，將動力輸出，三者之間相互獨立，輪間間隙約為2mm。 泵輪、渦輪、導輪自身由許多葉片組成，稱之為葉柵，葉片由曲而構成，呈復雜的形狀。變矩器在工作時，葉柵中是需要充滿油液的，在泵輪高速旋轉時，泵輪葉柵中的油液在離心力的作用下沿曲面向外流動，在葉柵出口處射向渦輪葉柵出口，然后沿渦輪葉柵曲面作向心流動，又從渦輪葉柵出口射向導輪葉柵進口，穿過導輪葉柵又流回泵輪。泵輪、渦輪、導輪葉柵組成的圓形空間，稱之為循環(huán)圓。由于渦輪葉柵曲面形狀的設計，決定了渦輪和泵輪在同一方向旋轉。這樣，變矩器葉柵循環(huán)圓中的油液，一方面在循環(huán)圓中旋轉，一方面又隨泵輪和渦輪旋轉，從而形成了復雜的螺旋運動，在這種運動中，將能量從泵輪傳遞給渦輪。 渦輪的負荷是推土機負荷決定的。推土機的負荷由鏟刀傳遞給履帶行走系統(tǒng)，再傳給終傳動、轉向離合器、中央傳動、變速器和聯(lián)軸器總成，最終傳遞給變矩器渦輪。渦輪負荷小時，其旋轉速度就快；負荷大時，旋轉速度就慢。當推土機因超載走不動時，渦輪的轉速也下降為0，成為渦輪的制動狀態(tài)。這時，因渦輪停止轉動，由泵輪葉柵射來的油液，以最大的沖擊穿過渦輪葉柵沖向導輪，在不轉的導輪葉柵中轉換成壓力，該壓力反壓向渦輪，增大了渦輪的扭矩，該增加的扭矩和渦輪旋轉方向一致，此時渦輪輸出扭矩最大，為泵輪扭矩的2.54倍。渦輪隨著負荷增大，轉速逐漸降低，扭矩逐漸增加，這相當于一個無級變速器在逐漸降速增扭。這種無級變矩的性能與易操縱而擋位較少的行星齒輪式動力換擋變速器相配合，使推土機獲得了優(yōu)異的牽引性能。 液力變矩器是依靠液力工作的。油液在葉柵中流動時，由于沖擊、摩擦，會消耗能量，使油發(fā)熱，故液力變矩器的傳動效率是較低的。目前，國內外最好的液力變矩器其最高效率為88%。當變矩器的渦輪因推土機超負荷而停止轉動時，由泵輪傳來的能量全部轉化成熱量而消耗掉，此時變矩器效率為0。要想提高變矩器的傳動效率，就要掌握推土機的負荷，使渦輪有適當的轉速、推土機有適當 的速度；即當推土機因負荷過大而走不動時，要及時減小負荷，提一下鏟刀或由II擋換為I擋。 由變矩器的結構和工作原理知，變矩器工作時油會有內泄、會發(fā)熱。這就要求要及時給變矩器內部補充油，并將發(fā)熱的油替換出來冷卻，形成一個循環(huán)。 TY320型和TY220型有完全相似的液力變矩器，只是進行了幾何放大。TY160型和TY220型有基本相似的的液力變矩器，人是結構有些變化。它們的故障和維修是基本相同的。 2、行星齒輪式動力換擋變速器 TY220推土機行星齒輪式動力換擋變速器的結構圖，該變速器主要由四個行星排和一個旋轉閉鎖離合器構成。圖3中標的“I”“II”“III”、“IV”是四個行星排，“V”是旋轉閉鎖離合器。 “I”“II”和“IV”行星排都是固定齒圈，用行星架同向旋轉進行輸出的。 “II”行星排的行星架上多裝一個行星輪，若將齒圈C用離合器固定，當太陽輪A右轉時，行星齒輪B左轉，行星齒輪E右轉，行星架D左轉，則形成了以太陽輪輸入、行星架反向旋轉輸出的行星齒輪減速機構。TY220型推土機變速器即利用第II行星排作為倒擋使用。離合器有5個。第1至第4離合器的油缸體都由螺栓連接在端蓋上，它們是不運動的。當油缸體和活塞之間充滿壓力油時，壓力油在油超過計劃的密封下，建立油壓并推活塞壓緊摩擦片，則可將齒圈固定。 第5號旋轉閉鎖離合器的結構比較特殊，它沒有行星機構，其工作時是整體旋轉的。向旋轉油缸中供油時，需先向中心軸供油。工作時，壓力油通過第5離合器固定不動的殼體19中的油道，進入旋轉油缸，推動活塞工作。為防止泄漏，要用旋轉密封環(huán)進行密封。工作完的油液，由于旋轉油缸不停地旋轉，離心力向外甩出，無法經供油道排出，會增加摩擦片的磨損。為解決此問題，在旋轉油道排出，會增加摩擦片的磨損。為解決此問題，在旋轉油缸體上增加一個鋼球止回閥，在壓力油的作用下，它密封油孔以建立油壓，停止供油時，它會甩開，開放回油孔以回油。 TY220型推土機變速器，在結構上許多特點，利用這些特點，可使維修更為容易進行。如第1至第4離合器的摩擦片和光盤都是通用的；第2至第4行星排的活塞和密封環(huán)相同，行星排離合器導向銷相同，光盤分離彈簧相同，離合器活塞分離彈簧相同；第1至第3行星排使用同一個行星架；第4行星排的行星架利用外齒圈插入第3行星排齒圈中，并用彈簧卡圈防止軸向竄動等等。 TY320和TY220型推土機系列產品有完全相似的變速器，只是放大了幾何尺寸。TY160型推土機變速器，離合器的排列方式不同，第1離合器為前進擋，第2離合器為后退擋，第3旋轉閉鎖離合器為I擋，第4離合器為III擋，第5離合器為II擋。安們有相同的使用維修特點。 3、轉向離合器和轉向制動器 變速器的動力傳入中央傳動后，就從縱向傳動變?yōu)闄M向傳動，由橫軸分別傳給左、右兩個轉向離合器。是TY220型推土機的中央傳動及轉向離合器結構圖。 該機的轉向離合器是彈簧壓緊、液壓分離、常嚙合、溫式摩擦片結構型式。它包括外鼓1、內鼓5、壓盤2、外摩擦片3、內齒處4、活塞15、螺栓13、套筒14與活塞15連接成一個整體，大、小彈簧支撐在內鼓5上，彈簧的安裝負荷推動活塞15向右移動，帶動壓板2將摩擦片3和齒片4壓緊在一起，實現接合傳力。彈簧共8組，總安裝負荷3.2T，有足夠的壓力壓緊摩擦片以傳遞力矩。 當推土機需要轉向（如拉動左轉向拉桿）時，淮壓油充入轉向離合器活塞15和輪轂6之間的油腔，油壓力推動活塞，帶動壓盤向左移動，摩擦片和齒片松開，不再傳遞力矩，推土機左側失去動力，在右側履帶的推動下向左轉向。轉向結束時，松開拉桿，液壓油在活塞推動下回流，轉向離合器重新接合傳力，推土機恢復直線行駛。 TY220型推土機轉向制動器是液壓助力、浮動濕式制動帶式。它包括安裝在轉向離合器外鼓上的制動帶15、助力活塞8、連桿10、浮動桿11、連桿14等零件。由于浮動機構的優(yōu)越性能，不論離合器外鼓是正轉還是反轉，制動時都很平穩(wěn)，不會產生制動沖擊。 當制動帶1.5上的制動帶襯片16磨損后，制動帶和外鼓之間間隙變大，制動跳板行程增加，當行程增大到一定限度時，制動變得不可靠。因此，要不斷地調整制動帶間隙。推土機制動踏板標準行程和極限行程如表所示。 制動帶間隙調整的方法：拆去調節(jié)螺栓的護蓋后，將調節(jié)螺栓口右旋，扭緊制動帶以抱住外鼓（扭緊力矩約90N·m）然后擰松螺栓（TY160型擰松15/6圈，TY320型擰松11/6圈），使制動帶和外鼓間出現0.3mm標準間隙，調整完成。 TY320型、TY160型和TY220型推土機系列產品有相似的轉向離合器和制動器，它們有相同的使用和維修特點。? 第2章 設計方案 2.1推土機設計的總體方案 本次推土機設計的主要參數如下: 1. 發(fā)動機功率30千瓦左右； 2. 推土鏟長：1.5米； 3. 推土鏟高：0.5米； 4. 推土鏟可水平回轉±25度； 5. 最大爬坡25度 6. 機械傳動； 7. 三個前進檔一個倒退檔 8. 橡膠履帶行駛機構； 9. 行駛速度：0～10Kｍ／h 根據上述參數確定的總體方案如下 2.2 確定機構的傳動方案 本推出機采用分別傳動的方案如圖（2-1） 運行機構圖（2-1） 1—電動機 2—制動器 3—高速浮動軸 4—聯(lián)軸器 5—減速器 6—聯(lián)軸器 7低速浮動軸 8—聯(lián)軸器 9—履帶 2.3 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 按照如圖所示的重量分布，計算的最大輪壓和最小輪壓： 滿載時的最大輪壓： Pmax= = =95.6KN 空載時最大輪壓： P‘max= = =50.2KN 空載時最小輪壓： P‘min= = =33.8KN 式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m 載荷率：Q/G=100/168=0.595 由[1]表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=60-90m/min，Q/G=0.595時工作類型為中級時，車輪直徑Dc=500mm，軌道為P38的許用輪壓為150KN，故可用。 1）.疲勞強度的計算 疲勞強度計算時的等效載荷： Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000N 式中Φ2—等效系數，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 車論的計算輪壓： Pj= KCI· r ·Pd =1.05×0.89×77450 =72380N 式中：Pd—車輪的等效輪壓 Pd= = =77450N r—載荷變化系數，查[1]表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89 Kc1—沖擊系數，查[1]表19-1。第一種載荷當運行速度為V=1.5m/s時，Kc1=1.05 根據點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2 式中r-軌頂弧形半徑，由[3]附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當HB>320時，[sjd] =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。 2）.強度校核 最大輪壓的計算： Pjmax=KcII·Pmax =1.1×95600 =105160N 式中KcII-沖擊系數，由[3]表2-7第II類載荷KcII=1.1 按點接觸情況進行強度校核的接觸應力： jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 車輪采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320時， [j]=240000-300000N/cm2， jmax < [j] 故強度足夠。 2.4 運行阻力計算 摩擦總阻力距 Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2） 由[1]表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm 由[1]中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數K=0.0006m，軸承摩擦系數μ=0.02，附加阻力系數β=1.5，代入上式中： 當滿載時的運行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2） =804N·m 運行摩擦阻力： Pm（Q=Q）== =3216N 空載時： Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504N P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N 2.5 選擇電動機 電動機靜功率： Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） =3216×90/60/0.95/2=2.54KW 式中Pj=Pm（Q=Q）—滿載運行時的靜阻力 (P m（Q=0）=2016N) m=2驅動電動機的臺數 初選電動機功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd-電動機功率增大系數，由[1]表9-6查得Kd=1.3 查[2]表31-27選用電動機YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，電動機的重量Gd=160kg 2.5.1 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 等效功率： Nx=K25·r·Nj =0.75×1.3×2.54 =2.48KW 式中K25—工作類型系數，由[1]表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75 r—由[1]按照推土機工作場所得tq/tg=0.25，由[1]圖8-37估得r=1.3 由此可知：NxN,故所選減速器功率合適。 2.6.3 驗算啟動不打滑條件 由于推土機室外使用,故坡度阻力及風阻力考慮在內.以下按三種情況計算. 1.兩臺電動機空載時同時驅動： n=>nz 式中p1= =33.8+50.2=84KN---主動輪輪壓 p2= p1=84KN----從動輪輪壓 f=0.2-----粘著系數(室內工作) nz—防止打滑的安全系數.nz1.05~1.2 n = =2.97 n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑 2.事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時,則 n=nz 式中p1==50.2KN----主動輪輪壓 p2=2+ =2×33.8+50.2=117.8KN---從動輪輪壓 ---一臺電動機工作時空載啟動時間 = =13.47 s n= =2.94 n>nz,故不打滑. 3.事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時,則 n=nz 式中P1==33.8KN---主動輪輪壓 P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN---從動輪輪壓 = 13.47 S —與第(2)種工況相同 n= =1.89 故也不會打滑 結論:根據上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑 2.7 選擇制動器 由[1]中所述,取制動時間tz=5s 按空載計算動力矩,令Q=0,得: Mz= 式中 = =-19.2N·m Pp=0.002G=168000×0.002=336N Pmin=G ==1344N M=2----制動器臺數.兩套驅動裝置工作 Mz= =41.2 N·m 現選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查[1]表18-10其制動力矩M=200 N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5 N·m以下。 2.8 選擇聯(lián)軸器 根據傳動方案,每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸. 1.機構高速軸上的計算扭矩： ==110.6×1.4=154.8 N·m 式中MI—連軸器的等效力矩. MI==2×55.3=110.6 N·m —等效系數 取=2查[2]表2-7 Mel=9.75*=55.3 N·m 由[2]表33-20查的:電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表[2]選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m,重量G=12.6Kg） ；在靠近減速器端，由[2]選用兩個聯(lián)軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;[MI]=630 N·m, (GD2)L=0.015Kg·m, 重量G=8.6Kg. 高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m 與原估算的基本相符，故不需要再算。 2.低速軸的計算扭矩： =154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m 2.9 浮動軸的驗算 1）.疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： MI=Ψ1?Mel?i =1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m 式中Ψ1—等效系數，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉應力為： N/cm2 由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉矩相同），所以許用扭轉應力為： =4910 N/cm2 式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2 K=KxKm=1.6×1.2=1.92 考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系數，由[2]表2-21查得tn<[t-1k] 故疲勞強度驗算通過。 2）.靜強度的計算 計算強度扭矩： Mmax=Ψ2?Mel?i =2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N?m 式中Ψ2—動力系數，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭轉應力： t==3800N/cm2 許用扭轉剪應力： N/cm2 t<[t]II,故強度驗算通過。 高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。 2.10 緩沖器的選擇 1.碰撞時推土機的動能 W動= G—帶載推土機的重量G=168000+100000×0.1 =178000N V0—碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdx g—重力加速度取10m/s2 則W動= =5006.25 N m 2. 緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩—運行阻力，其最小值為 Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424N f0min—最小摩擦阻力系數可取f0min=0.008 P制—制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算 P制==17800×0.55=9790N =0.55 m /s2 S—緩沖行程取S=140 mm 因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N m 3. 緩沖器的緩沖容量 一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為： =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中 n—緩沖器的個數 取n=1 由[1]表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120 mm，d=30 mm 第3章 結構的設計 3.1 結構形式 結構主要有箱形結構，空腹桁架式結構，偏軌空腹箱形結構及箱形單主軸結構等，參考《推土機設計手冊》，T30履帶推土機整機一般采用箱形結構，且為保證推土機穩(wěn)定，我選擇箱形雙梁結構作為結構。 3.1.1 箱形雙梁的構成 箱形雙梁是由兩根箱形主軸和端梁構成，主軸一側安置水平走臺，用來安裝大車運行機構和走人，主軸與端梁剛性地連接在一起，走臺是懸臂支撐在主軸的外側，走臺外側安置有欄桿。在實際計算中，走臺個欄桿均認為是不承受力的構件。 為了操縱和維護的需要，在傳動側走臺的下面裝有司機室。司機室有敞開式和封閉式兩種，一般工作環(huán)境的室內采用敞開式的司機室，在露天或高溫等惡劣環(huán)境中使用封閉式的司機室。 3.1.2 箱形雙梁的選材 箱形雙梁具有加工零件少，工藝性好，通用性好等優(yōu)點。結構應根據其工作類型和使用環(huán)境溫度等條件，按照有關規(guī)定來選用鋼材。 為了保證結構構件的剛度便于施工和安裝，以及運輸途中不致?lián)p壞等原因，在結構的設計中有最小型鋼的使用限制：如連接用鋼板的厚度應不小于4mm。又如對組合板梁的板材使用，因保證穩(wěn)定性和防止銹蝕后強度減弱等原因，雙腹板的每塊厚度不能小于6mm,單腹板的厚度不小于8mm。 作用在橋式推土機結構上的載荷有，固定載荷，移動載荷，水平慣性載荷及大車運行歪斜產生的車輪側向載荷等。在設計計算時候要考慮到這些載荷。 3.2結構的設計計算 3.2.1 主要尺寸的確定 ===2.0653.3 取=3 端部梯形高度 =（）=（）16.5=1.653.3 取=3 腹板高度 根據主軸計算高度=0.92最后選定腹板高度=0.9 確定截面尺寸 主軸中間截面各構件根據《推土機課程設計》表7-1確定如下： 腹板厚=6，上下蓋板厚=8 主軸兩腹板內壁間距根據下面的關系式來確定： ==263 ==330 因此取=350 蓋板寬度：=350+26+40=402 取=400 主軸的實際高度：=516 主軸中間截面和支承截面的尺寸簡圖分別示于圖2-1和2-2 主軸中間截面尺寸簡圖 主軸支承截面尺寸簡圖 加勁板的布置尺寸 為了保證主軸截面中受壓構件的局部穩(wěn)定性，需要設置一些加勁構件。 主軸端部大加勁板的間距： 0.9，取=0.8 主軸端部（梯形部分）小加勁板的間距： ===0.4 主軸中部（矩形部分）大加勁板的間距： =（1.52）=1.351.8，取=1.6 主軸中部小加勁板的間距，小車鋼軌采用輕軌，其對水平重心軸線的最小抗彎截面模數=47.7，則根據連續(xù)梁由鋼軌的彎曲強度條件求得加勁板間距（此時連續(xù)梁的支點既加勁板所在位置，使一個車輪輪壓作用在兩加勁板間距的中央）： ≤==141=1.41 式中——小車的輪壓，取平均值。 ——動力系數，由《推土機課程設計》圖2-2查得=1.15； []——鋼軌的許用應力，[]=170 因此，根據布置方便，取==0.8 由于腹板的高厚比=150<160，所以不需要設置水平加勁桿。 3.2.2 主軸的計算 計算載荷確定 查《推土機課程設計》圖7-11得半個（不包括端梁）的自重，=41,則主軸由于自重引起的均布載荷： 采用分別驅動， 查《推土機課程設計》表7-3得 主軸的總均布載荷： 2.5+2.5=5 主軸的總計算均布載荷： =1.15=5.5 式中 =1.1——沖擊系數，由《推土機課程設計》表2-6查得。 作用在一根主軸上的小車兩個車輪的輪壓值可根據《推土機課程設計》表7-4中所列數據選用： =37000 =36000 考慮動力系數的小車車輪的計算輪壓值為： =1.1537000=42550 =1.1536000=41400 垂直最大彎矩 計算主軸垂直最大彎矩： + 設敞開式司機操縱室的重量為9807，起重心距支點的距離為=280 將各已知數值代入上式計算可得： =510 水平最大彎矩 計算主軸水平最大彎矩： 式中 作用在主軸上的集中慣性載荷為： == 作用在主軸上的均布慣性載荷為： ==0.25 計算系數時，取近似比值=2；==100； 且=400；=200。因此可得： =1650+=1716 = 強度驗算 主軸中間截面的最大彎曲應力： =≤ 式中 ——主軸中間截面對水平中心軸線的抗彎截面模數，其近似值： ==4500 ——主軸中間截面對垂直重心軸線的抗彎截面模數，其近似值： ==2263 因此可得： =（）0.1=121.6 由《推土機課程設計》表2-24查得 A3鋼的許用應力為：= 故 < 主軸支承截面的最大剪應力： ≤ 式中 ——主軸支承截面所受的最大剪力 =42000+41400 =137420 ——主軸支承截面對水平重心軸線的慣性矩，其近似值： = =54180 ——主軸支承截面半面積對水平重心軸線的靜矩： = = =1266 由此可得： =0.1=28.16 查得許用剪應力為=95 故< 由以上計算可知，強度足夠。 垂直剛度驗算 主軸在滿載小車輪壓作用下所產生的最大垂直撓度： 式中 =0.973 = 由此可得： =0.844 允許的撓度： = 因此 水平剛度驗算 主軸在運行機構起，制動慣性載荷作用下產生的水平最大撓度： 式中 =2.5 =45260 由此可得： = 水平撓度的許用值： 因此 [] 由上面的計算可知，主軸的垂直和水平剛度均滿足要求。 第4章 焊接工藝設計 對推土機來說，其結構主要是由很多鋼板通過焊接的方法連接在一起，焊接的工藝的正確與否直接影響橋式推土機的力學性能和壽命。 角焊縫常用的確定焊角高度的方法 4-1 角焊縫最小厚度為： a≥0.3dmax+1 dmax為焊接件的較大厚度，但焊縫最小厚度不小于4mm，當焊接件的厚度小于4mm時，焊縫厚度與焊接件的厚度相同。 角焊縫的厚度還不應該大于較薄焊接件的厚度的1.2倍，即: a≤1.2dmin 按照以上的計算方法可以確定端梁焊接的焊角高度a=6mm. 在端梁連接過程中均采用手工電弧焊，在焊接的過程中焊縫的布置很關鍵，焊縫有很多地方密集交叉在設計時應該避免如圖4-1（a）、4-1（b）示 4-2（a） 4-2（b） 定位板和彎板的焊接時候，由于定位板起導向作用，在焊接時要特別注意，焊角高度不能太高，否則車輪組在和端梁裝配的時，車輪組不能從正確位置導入，焊接中采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=3.2mm,焊接電流160A,焊角高度最大4㎜。如圖4-2位彎板和定位板的焊接 4-3 角鋼和腹板、上蓋板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再將兩段端梁拼在一塊進行鉆孔。 由于所用的板材厚度大部分都小于10mm ,在焊接過程中都不開坡口進行焊接。 結論 畢業(yè)設計是本科學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的機會，通過這次比較完整的設計、計算，使我對設計流程有了更深一層的了解，我擺脫了單純的理論知識學習狀態(tài)，和實際設計的結合鍛煉了我的綜合運用所學的專業(yè)基礎知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經驗得到了豐富，并且意志品質力，抗壓能力及耐力也都得到了不同程度的提升。這是我們都希望的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在。 雖然畢業(yè)設計內容繁多，過程繁瑣但我的收獲卻更加豐富。提高是有限的但提高也是全面的，正是這一次設計讓我積累了無數實際經驗，使我的頭腦更好的被知識武裝了起來，也必然會讓我在未來的工作學習中表現出更高的應變能力，更強的溝通力和理解力。順利如期的完成本次畢業(yè)設計是我最大的動力，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心。 在計算方面，有些數據、尺寸是一點也馬虎不得，只要一個數據有誤，就得全部改動，使設計難度大大的增加。我感覺要完成這次設計不僅要有扎實的專業(yè)知識，還要有過硬的計算機基礎做保障，方能很好的完成這次設計。我知道在這次設計中，由于我們實際經驗的缺乏，還有很多具體性的問題存在，可這些不足正待我們去更好的研究更好的發(fā)掘，只有發(fā)現問題面對問題才有可能解決問題，不足和遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行，所以，我們今后的學習中不僅要學好應該所學的，還要盡可能多的去拓展我們在其它方面的領域，只有這樣，我們才能在未來的制造及其它行業(yè)中立于不敗之地。今后我更會關注新技術新設備新工藝的出現，并爭取盡快的掌握這些先進的知識，更好的為祖國的快速發(fā)展服務。 致 謝 首先向全體老師表示衷心的感謝，在這幾年的時間里，他們?yōu)槲覀兊某砷L和進步做出了貢獻。在這次畢業(yè)設計中，有許多老師給予了指導和幫助,尤其是老師，在這次畢業(yè)設計的整個過程中，給了我們很大幫助,做為我們的輔導老師，盡職盡責，一絲不茍。 至此，這次畢業(yè)設計也將告以段落，但老師的教誨卻讓人終生難忘，通過這次畢業(yè)設計，不但使我學到了知識，也讓我學到了許多的道理，總之是受益匪淺。 盡管我在畢業(yè)設計過程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，設計中的錯誤和不當之處仍在所難免，望老師提出寶貴的意見。 最后，向文中引用到其學術論著及研究成果的學術前輩與同行們致謝！ 再次向敬愛的老師表示衷心的感謝！ 參考文獻 [1] 嚴大考 鄭蘭霞 推土機械 鄭州大學出版社 2003年 [2] 田復興 最新國內外推土機械實用技術性能手冊中國水利水電出版社，2004年． [3] 坂本種芳 長谷川政弘 推土機設計計算 中國鐵道出版社 1987年 [4] 第一機械工業(yè)部起重運輸機械研究所主編 機械工程手冊 推土機械 機械工業(yè)出版社 1979年 [5] 《推土機設計手冊》編寫組編 推土機設計手冊 機械工業(yè)出版社 1980年 [6] 濮良貴. 機械設計 [M].北京: 高等教育出版社，2001年 [7] 陳道南 盛漢中 推土機課程設計 冶金工業(yè)出版社 1983年 [8] 胡宗武 顧迪民 推土機設計計算 北京科學技術出版社 1989年 [9] 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