(論文)輪擺式挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)說(shuō)明書最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻(xiàn)

南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 1 頁(yè) 共 58 頁(yè) 第一章第一章 緒緒 論論 1.11.1 概述概述 產(chǎn)品設(shè)計(jì)是產(chǎn)品生產(chǎn)的第一道工序。傳統(tǒng)的產(chǎn)品的生產(chǎn)過(guò)程是：首先由設(shè)計(jì) 者根據(jù)個(gè)人經(jīng)驗(yàn)初步設(shè)計(jì)出產(chǎn)品、或者在已有的產(chǎn)品基礎(chǔ)上進(jìn)行模仿、或者改 進(jìn)已有的產(chǎn)品設(shè)計(jì)出新產(chǎn)品，然后做出模型或樣品，再進(jìn)行試驗(yàn)，對(duì)設(shè)計(jì)上的 問(wèn)題進(jìn)行改進(jìn)，重新設(shè)計(jì)、制造、試驗(yàn)和分析，不但要耗費(fèi)大量的時(shí)間，也要 耗費(fèi)大量的人力和物力。在設(shè)計(jì)中要求對(duì)機(jī)器的工作原理、功能、結(jié)構(gòu)、零部 件設(shè)計(jì)、甚至加工制造和裝配都要確定下來(lái)。雖然不同的設(shè)計(jì)者可能有不同的 設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)步驟，機(jī)械設(shè)計(jì)的共性規(guī)律是客觀存在的，其一般步驟是：目 標(biāo)預(yù)測(cè)、方案設(shè)計(jì)、技術(shù)設(shè)計(jì)、加工設(shè)計(jì)、試生產(chǎn)。它需要不斷地總結(jié)和完善。 用傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，產(chǎn)品設(shè)計(jì)質(zhì)量和風(fēng)格在很大程度上受設(shè)計(jì)人員水平的局限， 有時(shí)嚴(yán)重限制設(shè)計(jì)質(zhì)量的提高。 單斗挖掘機(jī)是一種重要的工程機(jī)械，廣泛應(yīng)用在房屋建筑、道路工程、水利 建設(shè)、農(nóng)田開發(fā)、港口建設(shè)、國(guó)防工事等的土石方施工和礦山采掘工業(yè)中，對(duì) 減輕繁重的體力勞動(dòng)、保證工程質(zhì)量、加快建設(shè)速度、提高勞動(dòng)生產(chǎn)率起巨 大作用。單斗挖掘機(jī)分機(jī)械傳動(dòng)和液壓傳動(dòng)兩種。機(jī)械傳動(dòng)挖掘機(jī)已有一百多 年歷史，近一、二十年來(lái)，隨著液壓傳動(dòng)技術(shù)在工程機(jī)械上的廣泛應(yīng)用，單斗 液壓挖掘機(jī)有了通速發(fā)展，在中小型單斗挖掘機(jī)中，液壓挖掘機(jī)幾乎取代了機(jī) 械傳動(dòng)挖掘機(jī)，大型單斗液壓挖掘機(jī)也應(yīng)用日廣，這是由于液壓挖掘機(jī)具有重 量輕、體積小、結(jié)構(gòu)緊湊、挖掘力大、傳動(dòng)平穩(wěn)、操縱簡(jiǎn)便，以及容易實(shí)現(xiàn)無(wú) 級(jí)變速和自動(dòng)控制等一系列優(yōu)點(diǎn)。 1.21.2 挖掘機(jī)設(shè)計(jì)思路概述挖掘機(jī)設(shè)計(jì)思路概述 挖掘機(jī)要完成其獨(dú)特的功能，大部分零件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工作條件惡劣，這些零 件的結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計(jì)是一件比較困難的工作。全回轉(zhuǎn)步履式液壓挖掘機(jī)(以下 簡(jiǎn)稱步挖機(jī)) 為斗容量小于0. 6m3 的小型挖掘機(jī),與一般挖掘機(jī)的區(qū)別在于下 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 2 頁(yè) 共 58 頁(yè) 車沒有行走和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu),采用4 個(gè)支腳支承整機(jī),依靠工作裝置和回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的聯(lián) 動(dòng)實(shí)現(xiàn)機(jī)械的前進(jìn)、后退和轉(zhuǎn)向。它主要由工作裝置、平臺(tái)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、下車、 動(dòng)力裝置和液壓系統(tǒng)等組成。其主要特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,質(zhì)量輕,故障少,性能良 好,成本只有同等級(jí)履帶式挖掘機(jī)的50 %60 % ,便于制造和維護(hù);缺點(diǎn)是行走 和轉(zhuǎn)向速度慢。 1.2.1.1.2.1.步挖機(jī)在結(jié)構(gòu)形式和參數(shù)選擇步挖機(jī)在結(jié)構(gòu)形式和參數(shù)選擇 (1) 整機(jī)具有較高的穩(wěn)定性, 在全域內(nèi)(360) 挖掘性能良好; (2) 步履行走性好,即步挖機(jī)能開進(jìn)沒有道路的施工現(xiàn)場(chǎng); (3) 支腳調(diào)整簡(jiǎn)便、迅速、適應(yīng)性強(qiáng),安全可靠; (4) 小型步挖機(jī)長(zhǎng)距離轉(zhuǎn)場(chǎng)移動(dòng)時(shí),能自行上、下運(yùn)輸車輛; (5) 為了防止支腳沉陷和挖掘時(shí)的水平移動(dòng),支承爪上部為水平板,下部為放射 狀的爪; (6) 能在靠近建筑物的邊角和狹小場(chǎng)地上挖掘作業(yè)。 1.2.2.1.2.2.其工作簡(jiǎn)圖如圖其工作簡(jiǎn)圖如圖 1.11.1 所示所示 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 3 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖1.1 輪擺式挖掘機(jī)工作簡(jiǎn)圖 4 個(gè)支腳的長(zhǎng)度和在水平面內(nèi)的調(diào)節(jié)尺寸主要影響步挖機(jī)在橫向和縱向的穩(wěn) 定性以及行走時(shí)的通過(guò)性(通過(guò)某一最窄的路段) ,同時(shí)考慮步挖機(jī)對(duì)橫向與縱 向穩(wěn)定性要求接近, 因此,a1 、a2 、b1 和b2 之間的比值一般取: ;5 . 22 1 2 a a ;5 . 22 1 2 b b ;3 . 11 . 1 1 1 a b ;3 . 11 . 1 2 2 a b 為適應(yīng)作業(yè)場(chǎng)地大小和作業(yè)條件多變,前支腳由可伸縮的兩節(jié)組成,其長(zhǎng)度可進(jìn) 行34 級(jí)的調(diào)節(jié),伸縮比 1. 9。8 . 1 min max l l 后支腳長(zhǎng)度約為前支腳回縮狀態(tài)下的長(zhǎng)度,每個(gè)支腳座上有24 個(gè)定位銷 孔,這樣前、后支腳在水平面內(nèi)從最小到最大位置可進(jìn)行23 檔的有級(jí)調(diào)節(jié), 以適應(yīng)各作業(yè)條件要求的整機(jī)穩(wěn)定性。4 個(gè)支腳在垂直方向的運(yùn)動(dòng)由4 個(gè)油缸 控制,可無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)。支腳上下調(diào)節(jié)尺寸除滿足步挖機(jī)在凹凸不平和斜坡上作業(yè) 時(shí)能調(diào)平上車外,還要滿足上、下運(yùn)輸車輛的高度要求。前支腳向下調(diào)節(jié)角度 應(yīng)與最大長(zhǎng)度相互協(xié)調(diào)。前支腳向下調(diào)節(jié)角度過(guò)大,造成支腳油缸力臂太小,油 缸受力過(guò)大,對(duì)油缸閉鎖不利。后支腳向上調(diào)節(jié)尺寸使行走輪下邊緣高于底座 下部1025cm ,向下調(diào)節(jié)尺寸見圖1.2 。 圖中。 31 4 3 3 2 hn 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 4 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖1.2 挖掘機(jī)擺臂運(yùn)動(dòng)圖 1.31.3 挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋機(jī)構(gòu)件設(shè)計(jì)思路分析步驟挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋機(jī)構(gòu)件設(shè)計(jì)思路分析步驟 輪擺式挖掘機(jī)以液壓驅(qū)動(dòng)作為動(dòng)力，其設(shè)計(jì)的主要步驟是： 1.3.1.1.3.1.根據(jù)挖掘機(jī)的工作方式確定其驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)根據(jù)挖掘機(jī)的工作方式確定其驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu) 挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)端，其基本功能是增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來(lái)的 轉(zhuǎn) 矩,并將動(dòng)力合理地分配四個(gè)擺臂驅(qū)動(dòng)輪，另外還承受作用于路面和車架或車 身 之間的垂直力和橫向力驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 1) 所選擇的主減速比應(yīng)能保證挖掘機(jī)具有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 2) 外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 3) 齒輪及其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4) 在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率。 5) 在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量 小，以改善挖掘機(jī)平順性。 6) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便 7)擺臂整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖1.3所示。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 5 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖1.3 擺臂整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1.3.2.1.3.2.確定平行可移式擺臂的結(jié)構(gòu)確定平行可移式擺臂的結(jié)構(gòu) 由于輪擺式挖掘機(jī)設(shè)計(jì)用于斜坡，山體等復(fù)雜環(huán)境下工作，為保證挖掘 機(jī)的工作平穩(wěn)和可靠性，故需從其擺臂方面進(jìn)行設(shè)計(jì)，即其擺臂各角度需 要三維立體擺動(dòng)。以保證挖掘機(jī)操作員在任意工作平面處于水平位置。 當(dāng) 車輪采用擺臂獨(dú)立懸架時(shí)，擺臂應(yīng)為一根連接左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁 (圖1.4)，而主減速器、差速器及車輪傳動(dòng)裝置都裝在它里面。 圖1.4 擺臂接口簡(jiǎn)圖 1.3.2.1. 擺臂設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求；該擺臂為可移動(dòng)式擺臂，在結(jié)構(gòu)簡(jiǎn) 單的基礎(chǔ)上，易于加工。為了使擺臂的左右運(yùn)動(dòng)可靠，滿足剛度要求，故設(shè)計(jì) 成平行四邊形四桿鉸鏈機(jī)構(gòu)，如下圖1.5： 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 6 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖1.5 擺臂鉸鏈機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 該平行四邊形鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)自由度為1，故該結(jié)構(gòu)具有確定的運(yùn)動(dòng)， 1) 131425(36)345(6 345 PPPnF 平行四邊形機(jī)構(gòu)是雙曲柄機(jī)構(gòu)的一個(gè)特例。組成四邊形對(duì)邊的構(gòu)件長(zhǎng)度 分 別相等。從動(dòng)曲柄和主動(dòng)曲柄的回轉(zhuǎn)方向相同，角速度時(shí)時(shí)相等。根據(jù)已 知條件，該四桿機(jī)構(gòu)最大的內(nèi)外轉(zhuǎn)動(dòng)角度為30： 則：A點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)角度為30，如下運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖1.6： 圖1.6 擺臂運(yùn)動(dòng)角度分析 已知擺臂長(zhǎng)1.2米，為滿足擺臂內(nèi)外擺角30，故鉸鏈的端桿長(zhǎng)度應(yīng)滿足： L1=L*sin15=1.2m3 . 015sin 2)為保證挖掘機(jī)行進(jìn)方便可靠，擺臂應(yīng)具有輪式結(jié)構(gòu)， 3)擺臂外形尺寸要小，保證挖掘機(jī)重量較輕。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 7 頁(yè) 共 58 頁(yè) 1.3.2.2. 設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋及擺臂外形，結(jié)構(gòu)大小，幷進(jìn)行臨界受力分析 對(duì)關(guān)鍵部位及零件進(jìn)行強(qiáng)度及抗疲勞強(qiáng)度校核。繪制各個(gè)零件圖,擺臂的計(jì)算主要按 作業(yè)時(shí)的工況。作業(yè)時(shí)有支腿支承, 輪胎離地, 但作業(yè)過(guò)程中機(jī)器的晃動(dòng)較大, 長(zhǎng)期作業(yè)后, 在松軟地面上支腿容易陷人地面而出現(xiàn)輪胎支地情況,司機(jī)也不易察覺。此外, 也要考慮支 腿失靈的情況。因此, 實(shí)際的最大橋荷應(yīng)考慮輪胎支地工況。作業(yè)時(shí)主要考慮三種情況挖 掘作業(yè)時(shí), 計(jì)算挖掘力及機(jī)器重量作用于橋的垂直力當(dāng)垂直力很大時(shí)一般水平力很小可忽 略起吊重物時(shí), 按機(jī)器的抗傾翻能力考慮裝滿鏟斗后在任意位置突然啟動(dòng)提升或下降過(guò)程 中突然制動(dòng), 此時(shí)有巨大的慣性力作用, 正常情況下后者要大一些。 1.41.4 小結(jié)小結(jié) 本章節(jié)主要介紹了挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋的總體結(jié)構(gòu)，并且確定了驅(qū)動(dòng)橋擺臂、接 口端等結(jié)構(gòu)尺寸。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 8 頁(yè) 共 58 頁(yè) 第二章第二章 挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.2. 1 1 主要參數(shù)的選擇主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)的選擇與整機(jī)的結(jié)構(gòu)形式和工作要求有關(guān),其中最重要的參數(shù)有斗 容量、機(jī)重和功率( g 、G、N ) 。斗容量主要依據(jù)工作條件和適用范圍選 擇。 發(fā)動(dòng)機(jī)功率則取決于各機(jī)構(gòu)的力、力矩和工作速度。選擇發(fā)動(dòng)機(jī)的功率時(shí), 既要滿足步挖機(jī)作業(yè)過(guò)程中的動(dòng)力要求,還要使發(fā)動(dòng)機(jī)的功率得到充分利用。 機(jī)重通常作為主設(shè)計(jì)參數(shù)和系列等級(jí)的分級(jí)標(biāo)志,設(shè)計(jì)時(shí),以機(jī)重為指標(biāo),可 2.1.12.1.1 利用經(jīng)驗(yàn)公式確定其它總體參數(shù)。利用經(jīng)驗(yàn)公式確定其它總體參數(shù)。 常用的經(jīng)驗(yàn)公式為: 尺寸參數(shù)： Lii GKL 質(zhì)量參數(shù)：iGKG Gi 功率參數(shù)：GKN Nii 式中: G 整機(jī)質(zhì)量,單位t ; KLi 、KGi 、KNi 分別是尺寸、質(zhì)量和功率系數(shù)。 根據(jù)步挖機(jī)的作業(yè)性能、速度和生產(chǎn)率的要求,可初步確定液壓系統(tǒng)的流量Q : /smq2,Vd 4 maxQ 3 maxmax 2 式中: d 油缸直徑,m ; Vmax 工作油缸最大移動(dòng)速度,m/ s ; 回轉(zhuǎn)馬達(dá)最大轉(zhuǎn)速,r/ s ; max n 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 9 頁(yè) 共 58 頁(yè) q - - 馬達(dá)排量,m3/ r 。 2.1.22.1.2 步挖機(jī)的行走機(jī)構(gòu)步挖機(jī)的行走機(jī)構(gòu), ,鏟斗挖掘時(shí)所克服的最大阻力計(jì)算鏟斗挖掘時(shí)所克服的最大阻力計(jì)算 (考慮復(fù)合動(dòng)作) 和動(dòng)臂油缸提升、步挖機(jī)自行上下運(yùn)輸車輛時(shí)所需功率 為整機(jī)所需最大功率,由此可初步確定液壓系統(tǒng)所需功率為: t PQ Ny 式中: P 工作油缸克服最大阻力所需的壓力,Pa ; Q 泵的輸出流量,m3/ s ; 泵的總效率,一般取 = 0. 87 0. 9 。 t t 液壓功率確定后就可確定發(fā)動(dòng)機(jī)功率: = (0. 8 1. 1) Ny=70Kw 發(fā) N 對(duì)于功率較小的發(fā)動(dòng)機(jī),功率儲(chǔ)備系數(shù)較小,為防止過(guò)載熄火,功率系數(shù)可取 大些。 2.22.2 挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋擺臂整體設(shè)計(jì)挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋擺臂整體設(shè)計(jì) 2.2.12.2.1挖掘機(jī)擺臂受力分析挖掘機(jī)擺臂受力分析 挖掘機(jī)擺臂受力臨界條件，當(dāng)斗容量滿載時(shí)，由擺臂為1.2米，最大內(nèi)外擺 角30，最大上下擺角25，重心偏移0.4米時(shí)，挖掘機(jī)及其單擺臂受力處于 極端受力，簡(jiǎn)圖2.1如下所示： 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 10 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖2.1 挖掘機(jī)底盤受力圖 O點(diǎn)為挖掘機(jī)的幾何理論重心，A點(diǎn)為挖掘機(jī)工作時(shí)的的偏移重心 行走裝置擺臂總受力 驅(qū)阻坡阻轉(zhuǎn)彎牽 挖重力牽總 FFF F F FFF 則靠近輪胎A點(diǎn)的反作用力， 44 1085 . 3 106 22 4 . 02 GA F AB CB F 4 10 . 2 AGB FFF 2.2.2.2.2.2.挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)阻力的計(jì)算挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)阻力的計(jì)算 由于挖掘機(jī)工作環(huán)境較差，其驅(qū)動(dòng)阻力包括土壤行駛阻力及克服挖機(jī)的靜摩 擦阻力。 （KPa）hPP t 設(shè)輪寬為b=150mm,輪半徑為R=400mm，這時(shí)土壤的變形下陷深為h=10mm， 則輪端部微面積壓力為 p-為深度h的比壓力 s bdpdp 此處的水平阻力為 sinabdpd swi 000 coscosaraRphpp 0 Rdads 將上面三式聯(lián)立積分得： R hR a aabRp daaaabRpF ai 0 0 2 020 020 cos coscos5 . 05 . 0 sincossincos 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 11 頁(yè) 共 58 頁(yè) 代入得 2 0 2 1 bhPFi 雙輪行進(jìn)阻力為： 0 2 1 2 p bp FF i 機(jī)重 G=2blp, 由于該挖機(jī)為雙輪驅(qū)動(dòng)，則單個(gè)輪胎行進(jìn)阻力為： 302 1 1025 . 3 1 . 0105 . 6 2 1 2 1 2 1 2 / 2 1 4 G ppl pbp G F F i 16005 . 0103.25RFM 3 i行 選擇運(yùn)行比阻力0.1，如下圖2.2所示 圖2.2 輪胎行進(jìn)受力分析 2.2.3.2.2.3.挖掘機(jī)坡度阻力的計(jì)算挖掘機(jī)坡度阻力的計(jì)算 坡度阻力是由于機(jī)器在斜坡上因自重的分力所引起的。挖掘機(jī)的最大行走允 許坡度35，則一個(gè)輪胎的各受力大小為： 44 105 . 1105 . 05 . 06sin 2 G aF 總 坡阻 34 1025 . 7 5 . 0105 . 1RFM 坡阻坡阻 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 12 頁(yè) 共 58 頁(yè) 2.2.4.2.2.4.挖掘機(jī)轉(zhuǎn)彎阻力的計(jì)算挖掘機(jī)轉(zhuǎn)彎阻力的計(jì)算 輪式運(yùn)行裝置轉(zhuǎn)彎時(shí)所受到的阻力較為復(fù)雜，輪胎表面與地面的摩插阻力是 所受到的阻力中最為主要的，所以重點(diǎn)研究輪胎在轉(zhuǎn)彎時(shí)與地面的摩擦阻力矩。 輪胎與地面的摩擦阻力矩主要與輪胎上比壓的分布以及不同的工況有關(guān)。列： 對(duì)于挖掘機(jī)來(lái)說(shuō)，由于轉(zhuǎn)彎時(shí)機(jī)器空載，而且工作裝置是懸起的。因此輪胎上 比壓基本相同；可看作均勻分布。因此，輪胎的轉(zhuǎn)彎運(yùn)動(dòng)可看作如圖所示運(yùn)動(dòng)， 設(shè)輪胎寬B為150mm，著地面積長(zhǎng)度L為40mm，則輪胎的微面積bdx繞輪胎中心 點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的力矩可表示為： bxdxpdM 式中 p比壓（kPa） 輪胎與地面的摩擦系數(shù)，通常取=0.1-0.5之間，這里取 0.3 則一個(gè)輪胎的轉(zhuǎn)彎阻力矩為 90 1004 . 0 1063 . 0125 . 0 8 1 4 1 22 33 2 0 2 0 GLbLp xdxbpdMM LL 式中 G挖掘機(jī)自重； L輪胎接地長(zhǎng)度; 因此，挖掘機(jī)原地轉(zhuǎn)彎時(shí)一個(gè)輪胎的牽引阻力為 900102 . 01063 . 025 . 0 B L G25 . 0 B GL 4 1 2 B M 3 1 轉(zhuǎn) F 并且考慮到轉(zhuǎn)彎時(shí)輪胎板邊緣掛土的附加阻力，故需引加一阻力系數(shù)，由 挖掘機(jī)工作條件根據(jù)上表所選取=1.15，則挖掘機(jī)的牽引力變?yōu)椋?南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 13 頁(yè) 共 58 頁(yè) 33 1 10035. 115. 11011065 . 025 . 0 B L G25 . 0 B GL 4 1 2 B M 轉(zhuǎn) F 2.2.5.2.2.5.挖掘機(jī)擺臂受力總分析挖掘機(jī)擺臂受力總分析 當(dāng)只有兩只擺臂著地，且位于30坡角的瞬間，F(xiàn)g最大,Ft為工作時(shí)滿載的 斗容量，其受力如圖2.3： 33 F阻 FG FG1 FG2 圖2.3 挖掘機(jī)上坡阻力 則在豎直方向的受力為： 4 3 4 1055 . 2 2/10105 . 0 2 1055 . 4 2/ 2 t F G Fg 豎直方向的最大扭矩： 44 1055 . 2 11055 . 2 LFg 豎 M 最大行進(jìn)牽引力 4 1048 . 3 1800300003000 FF2F2F 轉(zhuǎn)彎坡阻行進(jìn)總 最大行進(jìn)牽引扭矩 4 1069 . 1 90725021500 )M2MM2 坡阻轉(zhuǎn)彎行進(jìn)牽總 M 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 14 頁(yè) 共 58 頁(yè) 2.2.62.2.6 擺臂剛度及強(qiáng)度校核擺臂剛度及強(qiáng)度校核 該擺臂為剛性空心梁結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)截面圖2.4如下所示： 圖2.4 空心梁 由于擺臂承載較大，為加強(qiáng)其強(qiáng)度和剛度，采用了整體箱型焊接結(jié)構(gòu)，由 于要求有較好的焊縫，故該結(jié)構(gòu)的材料選擇焊接性能優(yōu)良的45鋼,E=200GPa, 取2 s n MPaMPaMPa n MPaMPa bs s s bs 83,100 ,176 ,598,353 并經(jīng)淬火，回火處理，在擺臂內(nèi)部全長(zhǎng)范圍內(nèi)，為加強(qiáng)其空間強(qiáng)度，焊有 許多隔板，把擺臂分層若干小箱型結(jié)構(gòu)，使壁體堅(jiān)固，可以承受較大的彎曲應(yīng) 力，為了減輕動(dòng)壁質(zhì)量，隔板中間挖掉一部分。 2.2.7.2.2.7.梁的強(qiáng)度計(jì)算梁的強(qiáng)度計(jì)算 主要考慮受彎時(shí)的正應(yīng)力，該梁可看成單向受彎， 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 15 頁(yè) 共 58 頁(yè) MpaMPaMPa y 1768 .3115 . 0 212 15 . 0 12 09 . 0 27 . 0 12 . 0 3 . 0 2 1 25 . 0 11055 . 4 12 bh3-BH3 FL y I M 33 4 M所計(jì)算截面的彎矩，M=FL 查表的=0.25，L為擺臂的有效作 系數(shù) 用長(zhǎng)度， 橫截面上的最大拉伸或壓縮正應(yīng)力， Y橫截面上距中性軸最遠(yuǎn)的點(diǎn)，y表示與x垂直方向， 許用應(yīng)力， p F為挖掘機(jī)擺臂端所的最大力 該梁的強(qiáng)度完全符合要求 該型鋼截面，A=BH-bh，Ix 5 33 1068 . 2 12 bhBH 2.2.8.2.2.8.梁的剛度校核梁的剛度校核 擺臂是一長(zhǎng)臂梁，承受整個(gè)挖掘機(jī)的重量，以及工作時(shí)的各種阻力，受力 狀態(tài)比較復(fù)雜，但挖機(jī)本身重力是最主要的，為了控制其變形量的范圍，使 挖機(jī)在極端條件下也能正常工作，需對(duì)挖機(jī)進(jìn)行剛度校核， 在挖機(jī)的本身重力和滿載的情況下，擺臂的受力可看成單端固定梁受集中 載荷作用。受力如圖2.5： 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 16 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖2.5 擺臂彎矩圖 則該擺臂的撓曲線方程為：擺臂為型鋼截面， A=BH-bh，Ix 5 33 1068 . 2 12 bhBH 500 1 . 0101 1068 . 2 102003 1 4 3 4 59 2 l mmm QG EI Fl 中心最大偏移時(shí)挖掘機(jī)擺臂受力如下圖2.6所示，圖中F1和F2分別為輪胎 的支反力，F(xiàn)g為挖機(jī)的整體重力，挖掘機(jī)狀態(tài)重心偏移到最大時(shí)，擺臂所 受扭矩最大。 圖2.6 挖掘機(jī)整體受力 44 2max 105 . 0 2 1 103 . 055 . 4 2 1 BFT 由于h/b=300/120=2.5，查矩形截面扭轉(zhuǎn)系數(shù)表得系數(shù) 249 . 0 ,258 . 0 則該擺臂的最大切應(yīng)力為： 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 17 頁(yè) 共 58 頁(yè) MPaMPa hb T 836.371076.3 12.03.0258.0 105.0 7 3 4 2 max 桿件兩端相對(duì)扭轉(zhuǎn)角 的計(jì)算公式是：式中G的量綱為80GPa， 3 93 4 3 1022 . 0 1012 . 0 3 . 0249 . 0 80 1105 . 0T hbG l 2.32.3 本章小結(jié)本章小結(jié) 本章節(jié)主要對(duì)挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋擺臂進(jìn)行了具體的強(qiáng)度校核，并對(duì)擺臂的各種受 力狀態(tài)做出了具體的分析，對(duì)擺臂接口端進(jìn)行了抗扭抗剪強(qiáng)度校核。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 18 頁(yè) 共 58 頁(yè) 第三章第三章 驅(qū)動(dòng)橋接口端設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋接口端設(shè)計(jì) 擺臂具有多自由度的運(yùn)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)橋擺臂需要與臂肩通過(guò)軸的連接形成鉸鏈機(jī)構(gòu)， 由于擺臂挖機(jī)挖機(jī)的整體重力及挖掘力，故需要對(duì)驅(qū)動(dòng)橋擺臂接口進(jìn)行詳細(xì) 的分析和設(shè)計(jì)，并進(jìn)行相應(yīng)的抗扭抗剪強(qiáng)度校核。 3.1.1.3.1.1.驅(qū)動(dòng)橋與擺臂接口端圖示驅(qū)動(dòng)橋與擺臂接口端圖示 3.1.1.1滑動(dòng)軸承對(duì)擺臂和臂肩連接圖 滑動(dòng)軸承對(duì)擺臂和臂肩進(jìn)行連接, 如圖3.1所示, 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 19 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖3.1 擺臂結(jié)構(gòu)圖 由于該滑動(dòng)軸承是在低速、重載、交變應(yīng)力的場(chǎng)合下工作，還必須有 良好的耐磨性能，故選用銅基軸承合金，型號(hào)為CuPb30，許用載荷P= ,許用，軸承受挖機(jī)本身重力和牽引力作用， a p 6 1025 1 30 smMPaPV a p Rs F BD F P 6 1025 2015 . 0 3250019500 總 總 得R=0.022m=22mm，d=44mm 所以軸選用38CrMoAiA，許用應(yīng)力 Mpa ns s 170 4 1 軸承受到徑向的剪切力作用，故需進(jìn)行剪切強(qiáng)度校核， MPaMPa R A Fs 170137 022 . 0 14 . 3 25. 0 52000 4 1 2 1 )3250019500( 2 2 符合剪切強(qiáng)度要求。 3.1.1.2.滑動(dòng)軸承的剛度校核 軸承受力如下見圖3.2所示： 圖3.2 軸承受力圖 由于兩個(gè)合力作用點(diǎn)分別集中于兩個(gè)端點(diǎn)，其主要受力破壞點(diǎn)為剪切破 壞，對(duì)軸的剛度沒有多大影響，故不需要進(jìn)行剛度校核。 平行四邊形擺臂于臂肩的連接軸承設(shè)計(jì)： 材料同上，由于四邊形擺臂連接軸只受行進(jìn)推力作用，當(dāng)挖掘機(jī)呈90立 起時(shí)，則擺臂受力為： 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 20 頁(yè) 共 58 頁(yè) Pa r 6 1025 4055 . 0 3250019500 BD F P 總 Rmmm11011 . 0 a170MPa 5 . 68 Pa1085 . 6 4r 4 1 3250019500 A Fs 7 2 MP 故平行四邊形擺臂連接軸強(qiáng)度符合要求。 3.1.23.1.2 驅(qū)動(dòng)橋與擺臂接口端抗扭強(qiáng)度校核驅(qū)動(dòng)橋與擺臂接口端抗扭強(qiáng)度校核 擺臂接口端是支撐整個(gè)挖掘機(jī)重量的關(guān)鍵部分，它同時(shí)必須符合擺臂多角 度旋轉(zhuǎn)的特性，故采用滑動(dòng)軸承對(duì)擺臂和臂肩進(jìn)行連接，擺臂材料為Q235 焊接箱型結(jié)構(gòu),其許用值為： 其結(jié) MPaMPaMPaMPaMPaE sb 50,100,215,400 ,200 構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖3.3。 圖3.3 滑動(dòng)軸承簡(jiǎn)圖 臂肩承受挖掘機(jī)的整體重力，以及挖機(jī)前進(jìn)的驅(qū)動(dòng)力等，在軸端接口受最 大 彎矩力， ba ba de A dA p I 3 1 0 , 0 3 2 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 21 頁(yè) 共 58 頁(yè) MPaMPa I M p 10080 02 . 0 3 . 0 3 1 2 2 . 0107 3 4 梁接口剪切強(qiáng)度計(jì)算與校核，擺臂端口平行四邊形端口受壓情況分析： 4 105 . 6 22 G 4 壓 F MPaMPa r F 50 4 . 18 4 3 4 105 . 6 A 4 壓 故該擺臂接口滿足剪切及擠壓強(qiáng)度要求。 第四章第四章 驅(qū)動(dòng)橋減速器設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋減速器設(shè)計(jì) 4.4. 1 1 挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋內(nèi)減速器設(shè)計(jì)挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)橋內(nèi)減速器設(shè)計(jì) 減速器是在液壓馬達(dá)和輪胎主軸之間的獨(dú)立傳動(dòng)部件，它可以改變輸出的轉(zhuǎn) 速，以及增大主軸扭矩等， 4.1.1.4.1.1.減速器齒輪設(shè)計(jì)減速器齒輪設(shè)計(jì) 由行走速度可得：,/35maxhKmV 減速器末端輸出轉(zhuǎn)速為 min/ r180n 由行走阻力和轉(zhuǎn)彎阻力可知：減速器末端需扭矩T=9000N/M，由于挖掘機(jī)扭 矩大，減速器末端輸出速度較低，故選擇QJM型徑向柱塞馬達(dá)，具體型號(hào)為： 型號(hào)：2QJM52-2.5 排量：L=2.5L/r 額定最高壓力：P=20Mpa 額定最高轉(zhuǎn)速：n=320r/min 最大輸出扭矩：T=7903N/m 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 22 頁(yè) 共 58 頁(yè) 1)傳動(dòng)比 9 16 180320 1 nni 2)選擇材料由表18-4 小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)，平均取齒面硬度為260HBS 大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，平均取齒面硬度為230HBS 3)初選齒數(shù)，取小齒輪齒數(shù)=36，則大齒輪齒數(shù) 1 Z 6436 9 16 2 Z 4)選擇齒寬系數(shù)和傳動(dòng)精度等級(jí)，參照表，取齒寬系數(shù)=0.5，初估小 d d 齒輪直徑則齒寬， 估 mm100 1 dmm501005 . 0db 1d 估 d 齒輪圓周速度 m/s67. 1 10060 nd 11 估 V 參照表（），選擇精度等級(jí)8級(jí) 5)確定重合度系數(shù)YZ , 62 . 1 11 2 . 388 . 1 21 ZZ 重合度 793. 0 3 4 Z 713 . 0 75 . 0 25 . 0 Y 6)確定載荷系數(shù)Kh，Kf 由已知條件查表（），取使用系數(shù)Ka=1.6，取動(dòng)載系數(shù)Kv=1.17，齒向載荷 分布系數(shù)38 . 1 K 4480 2 1 1 bd TK b FK AtA 查表德齒間載荷分配系數(shù) 59 . 1 1 2 Z KH 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 23 頁(yè) 共 58 頁(yè) 4 . 1 1 Y KF 56 . 3 15938. 117. 16 . 1 HVAH KKKKK 9 . 3 H F HF K K KK 7)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 確定許用接觸應(yīng)力，總工作時(shí)間： H hhth750025 . 0 825015 由表可知接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8 3 1 1 11 1008 . 1 60 i i hVH T T tnNN 7 102029 1 2 u N NH 由下圖。取壽命系數(shù)Zn1=0.98，Zn2=0.98， 取接觸疲勞極限，MPa H 720 1lim MPa H 580 2lim 取安全系數(shù)Sh=1， 則： MPa S Z H NH H 6 . 705 1lim 1 MPa S Z H NH H 4 . 568 2lim 2 由表，取彈性系數(shù)，MPaZE1905 . 2 H Z 求所需小齒輪直徑d1 mm ZZZ u uTK d H HE d H 120)( 12 1 2 3 2 1 參照表取中心距a=315mm 模數(shù) mm zz a m3 . 6 2 21 分度圓直徑mmmzd230363 . 6 11 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 24 頁(yè) 共 58 頁(yè) mmmzd400643 . 6 22 取大齒輪齒寬mmb d 1152305 . 0230 1 mmb130 2 4.1.24.1.2 齒根彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算齒根彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 2 1 3 1 2 () FaSa n daF KTY COS YY m z 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，由表 10-20C 查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪為 ，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為則可得 MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 = F 1 MPa S K FEFN 29.314 4 . 1 50088. 0 11 = F 2 MPa S K FEFN 72.249 4 . 1 38092 . 0 22 查取齒型系數(shù)查表 10-5 得 Y，Y，592 . 2 Fa 2.2 2Fa 查取應(yīng)力校正系數(shù)得：Y, Y59 . 1 1sa 774 . 1 2sa 計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： 1 F SaFaY Y 01316 . 0 1 11 F SaFaY Y 015756 . 0 2 F SaFaY Y 大齒輪的數(shù)值大。 根據(jù)大齒輪數(shù)值來(lái)算則： 2 1 3 1 2 () FaSa n daF KTY COS YY m z 6 . 3015756 . 0 88 . 0 65 . 1 241 14cos1092 . 6 665 . 1 2 3 2 5 對(duì)此計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞計(jì)算法得 Mn 大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算法面 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 25 頁(yè) 共 58 頁(yè) 模數(shù)去 Mn=4mm，可以滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 ,mmmzd 6 . 108 11 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) Z 1 36 4 . 36 4 20cos230cos 1 m d 那么 Z 6436 9 16 2 則有 i=Z2/Z1=16/9 誤差=（4-4）/4=0 符合要求。 4.4. 2.2.減速器箱體尺寸設(shè)計(jì)減速器箱體尺寸設(shè)計(jì) 4.2.14.2.1 減速箱箱體設(shè)計(jì)減速箱箱體設(shè)計(jì) 減速箱為一級(jí)圓柱齒輪減速箱，減速器各設(shè)計(jì)參數(shù)如下表4.1所示： 表4.1 減速器型式及尺寸關(guān)系 mm 名 稱符號(hào)圓柱齒輪減速器 箱座壁厚 0.025a+3=10.2258, 取 =15 箱蓋壁厚 1 0.02a+18,取 =10 箱座凸緣厚bb= 5 . 22155 . 1 箱蓋凸緣厚b1 b1 =15105 . 1 箱座底凸緣厚b2b2=28155 . 2 地腳螺釘直徑df df =.036a+12=19.272 地腳螺釘數(shù)目n8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1 0.75 df=0.07519.272=14.454 箱蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓 直徑 d2(0.50.6) df=9.636 聯(lián)接螺栓 d2 的間距l(xiāng)150200,取 180 軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=810 取 8M 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 26 頁(yè) 共 58 頁(yè) 窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=68 取 6M 定位銷直徑d 0.7512=9 取 10M df d1 d2 至外機(jī)壁距離c1查表得 C1min=22mm df d2 至凸緣邊緣距離c2查表得 C2min=20mm 軸承旁凸臺(tái)半徑R1R1=C2min=20mm 凸臺(tái)高度h根據(jù)底速級(jí)軸承座確定， 外機(jī)壁至軸承座端面 距離 l1c1+c2+(812)=22+20+8=4852 取 52 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁 距離 11.2=13.2, 取 14 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距 離 2, 取 12 機(jī)蓋機(jī)座肋厚m1 m m10.851 取 8 m=8 1 m 軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑+（55.5）嵌入式端蓋 d2=1.2D+10 軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d3=9.636 軸承旁聯(lián)接螺栓距離s sD2 4.2.24.2.2 減速箱連接螺栓設(shè)計(jì)減速箱連接螺栓設(shè)計(jì) 如下表 4.2 所示 表 4. 2 螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30 c1min 13161822263440 c2min 11141620242834 沉頭直徑20242432404860 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 27 頁(yè) 共 58 頁(yè) 4.2.34.2.3 減速器軸承的選擇計(jì)算減速器軸承的選擇計(jì)算 根據(jù)公式得： 軸承載荷 3 22 1456 10 40444 72 t T FN d 軸承徑向載荷 tantan20 4044414869 coscos8 06 34 rtFFN 軸向載荷tan40444 tan205763atFFN 1）求相對(duì)軸承載荷 由初選軸承查表得 基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷，19.5rCkN014.2rCkN 則相對(duì)軸承載荷為，在表中介于 0.2900.440 之間 3 0 5763 0.406 14.2 10 a r F C 對(duì)應(yīng)的 e 值為 0.550.56，Y 值為 1.021.00。 2）用線性插值法求 Y 值 Y= 1.02 1.000.440.406 1.001.0045 0.440.29 故 X=0.44，Y=1.0045 3）求當(dāng)量動(dòng)載荷 P 由表查得=1.01.2，取=1.2pfpf 則 P=1.20.44 14869 1.0045 576314797.6N 4）演算 7007C 軸承的壽命，根據(jù)公式得 h20000h 3 663 101019.5 10 21188.8 6060 1814797.6 h C L nP 符合要求。由于 7007C 是高速軸上的軸承，7009C 為低速軸上的軸承，故 7009C 也滿足條件。 4.2.44.2.4 減速器的潤(rùn)滑減速器的潤(rùn)滑 因齒輪的圓周速度0.07d,取，則軸環(huán)處的直徑6hmm 軸環(huán)寬度。 5 4 102dmm ，1.4bh， (4)軸承蓋的總寬度取為 20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加 潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取30lmm， 。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪 2 3 50lmm 16amm， 之間的距離為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，34cmm， 應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取已知滾動(dòng)軸承寬度，大錐8smm，32.5Tmm， 齒輪輪轂的長(zhǎng)度為則72Lmm， 3 4 (135 130)32.58 16561.5LTsamm ， 4 54 5 7234 168 16124LLcaslmm ， 至此，已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長(zhǎng)度。 5.25.2 軸上零件的周向定位軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截 4 5 d 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 34 頁(yè) 共 58 頁(yè) 2012,hmmmm 鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為 63mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見 GB/T 1096-1979）, 同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合 為 H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接， 選用平鍵為 16 10 70,b h lmm 半聯(lián)軸器與軸配合為 H7/k6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)度配合來(lái)保 證的，此處的選軸的直徑尺寸公差為 m6. 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為 2.5，其右端倒角 2 0 45 。從左至右軸肩的圓角半徑分別為 1mm，1mm，1mm，1mm，1mm. 0 45 5.2.15.2.1 求軸上的載荷求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從 手冊(cè)中查取 a 值，對(duì)于 7218E 型號(hào)的圓錐滾子軸承，由手冊(cè)查得 a=28mm。因 此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 L2+L3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn) 圖作出軸的彎矩圖和扭矩，如下圖 5.3。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 35 頁(yè) 共 58 頁(yè) 圖 5.3 齒輪彎矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)點(diǎn)。現(xiàn)計(jì) 算出截面 C 處的 ，以及的值列于下表 5.2 中： H M V MM 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 36 頁(yè) 共 58 頁(yè) 表 5.2 載荷水平面H垂直面V 支反力 F,34890 1 N NH NFNH8450, 2 FNFN vv 1363,12139 21 彎矩M M= H Nm4186 NmmM23602 總彎矩 扭矩TNmmT31070 5.2.25.2.2 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 C 的強(qiáng)度。根據(jù) 式 15-5 及上表中的數(shù)據(jù)可，并取 a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力為： MPa W TM 6 . 29 931 . 0 )310706 . 0()44328()( 3 222 3 2 1 ca 前已經(jīng)確定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得。因 1 60MPa 此，故此軸的設(shè)計(jì)是安全的，符合設(shè)計(jì)的要求。 1 ca NmM17621 NmM2232)1762()4186(1 22 NmM3150)2360()4186(2 22 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 37 頁(yè) 共 58 頁(yè) 第六章第六章 連接螺栓的設(shè)計(jì)與校核連接螺栓的設(shè)計(jì)與校核 如下圖所示，轉(zhuǎn)矩 T 作用在聯(lián)接接合面內(nèi)，在轉(zhuǎn)拒 T 的作用下，底板將繞通 過(guò)螺栓組對(duì)稱中心 O 并與接合面相垂直的軸線轉(zhuǎn)動(dòng)。為了防止底板轉(zhuǎn)動(dòng)，可 以采用普通螺栓聯(lián)接，也可以采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接。其傳力方式和受橫向 載荷的螺栓組聯(lián)接相同。 采用普通螺栓時(shí)，靠聯(lián)接領(lǐng)緊后在接合面間產(chǎn)生的 摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩 T。假設(shè)各螺栓的預(yù)緊程度相同，即各螺栓的預(yù)緊力均 為 Qp，則各螺栓聯(lián)接處產(chǎn)生的摩擦力均相等，并假設(shè)此摩擦力集中作用在螺 栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，各摩擦力應(yīng)與各該螺栓的軸線到 6.16.1 各螺栓所需的預(yù)緊力各螺栓所需的預(yù)緊力 式中：f接合面的摩擦系數(shù)，見表； ri第 i 個(gè)螺栓的軸線到螺栓組對(duì)稱中心 O 的距離； z 螺栓數(shù)目； Ks 防滑系數(shù)，同前。 由上式求得預(yù)緊力Qp=1120N 6.26.2 螺栓的強(qiáng)度校核螺栓的強(qiáng)度校核 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 38 頁(yè) 共 58 頁(yè) MPaMP D F 30 2 . 10 012 . 0 4 14 . 3 1120 4 2 2 1 受傾覆力矩的底板螺栓組聯(lián)接。傾覆力矩 M 作用在通過(guò) xx 軸并垂直于聯(lián) 接接合面的對(duì)稱平面內(nèi)。底板承受傾覆力矩前，由于螺栓已擰緊，螺栓受預(yù) 緊力 Qp，有均勻的伸長(zhǎng)；地基在各螺栓的 Qp 作用下有均勻的壓縮，如圖 b 所示。當(dāng)?shù)装迨艿絻A覆力矩作用后，它繞軸線 OO 傾轉(zhuǎn)一個(gè)角度，假定仍 保持為平面。此時(shí)，在軸線 OO 左側(cè)，地基被放松，螺栓被進(jìn)一步拉伸， 在右側(cè)，螺栓被放松，地基被進(jìn)一步壓縮。 聯(lián)接接合面材料的許用擠壓應(yīng)力p,可查下表 6.1。 表 6.1:聯(lián)接接合面材料的許用擠壓應(yīng)力p 表 6.1 材料鋼鑄鐵混泥土磚木材 MPa p s 8 . 0 s 5 . 04 . 02.0-3.01.5- 2.0 2.0-4.0 注： l）s 為材料屈服權(quán)限，MPa; B 為材料強(qiáng)度極限,MPa。 2）當(dāng)聯(lián)接接合面的材料不同時(shí)，應(yīng)按強(qiáng)度較弱者選取。 3）聯(lián)接承受載荷時(shí)，p 應(yīng)取表中較大值；承受變載荷時(shí)，則應(yīng)取較小值 計(jì)算受傾覆力矩的螺栓組的強(qiáng)度時(shí)，首先由預(yù)緊力 Qp、最大工作載荷 Fmax 確定受力最大的螺栓的總拉力 Q,由式（518）得 然后按照下式進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 39 頁(yè) 共 58 頁(yè) 確定螺栓直徑 首先選擇螺栓材料，確定其性能等級(jí)，查出其材料的屈服極限，并查出安全 系數(shù)，計(jì)算出螺栓材料的許用應(yīng)力= s/S。 根據(jù)以下公式計(jì)算螺紋小徑 d1： 最后按螺紋標(biāo)準(zhǔn)，選用螺紋公稱直徑。 螺紋聯(lián)接件的材料 適合制造螺紋聯(lián)接件的材料品種很多，常用材料有低碳鋼 Q215、10 號(hào)鋼和 中碳鋼 Q235、35、45 號(hào)鋼。對(duì)于承受沖擊、振動(dòng)或變載荷的螺紋聯(lián)接件，可采 用低合金鋼、合金鋼，如 15Cr、40Cr、30CrMnsi 等。對(duì)于特殊用途（如防銹蝕、 防磁、導(dǎo)電或耐高溫等）的螺紋聯(lián)接件，可采用特種鋼或銅合金、鋁合金等。 表：螺栓的性能等級(jí)（摘自 GB 3098.1-82），各材料性能如下表 6.2 所示。 表 6.2 注:規(guī)定性能等級(jí)的螺栓、螺母在圖紙中只標(biāo)出性能等級(jí)，不應(yīng)標(biāo)出材料牌號(hào)。 表:螺母的性能等級(jí)（摘自 GB 3098.2-82） 南華大學(xué)船山學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 40 頁(yè) 共 58 頁(yè) 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn) 1濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)M.8 版.北京：高等教育出版社，2005. 2張策，機(jī)械原理與機(jī)械設(shè)計(jì)M.7 版.武漢：機(jī)械工業(yè)出版社.2006. 3孫桓，陳作模. 機(jī)械原理M.7 版.北京：高等教育出版社，2005. 4寇尊權(quán)，王多. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006. 5成大先，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)M. 4 版.北京： 化學(xué)工業(yè)出版社，2004. 6機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)M2.新版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004. 7謝鐵邦，李柱.互換性與技術(shù)測(cè)量M.3 版.武漢：華中科技大學(xué)出版社，1998. 8胡宗武，徐履冰.非標(biāo)準(zhǔn)機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)手冊(cè)M. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002. 9傅水根，張學(xué)政.機(jī)械制造工藝基礎(chǔ)M.2 版.北京：清華大學(xué)出版社，2004. 10大連理工大學(xué)工程畫教研室.機(jī)械制圖M.5 版.北京：高等教育出版社，2003. 11于永泗，齊民.機(jī)械工程材料M.7 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四年以來(lái)給我?guī)椭乃欣蠋煛⑼瑢W(xué)、朋友，你們的友誼是我人生的財(cái)富，是 我生命中不可或缺的一部分。特別是在我的十幾年求學(xué)歷程里，離不開父母的 鼓勵(lì)和支持，是他們辛勤的勞作，無(wú)私的付出，為我創(chuàng)造良好的學(xué)習(xí)條件，我 才能順利完成完成學(xué)業(yè)，感激他們一直以來(lái)對(duì)我的撫養(yǎng)與培育。我的畢業(yè)指導(dǎo) 老師邱長(zhǎng)軍老師，雖然我們相互了解不深，但她卻能以一位長(zhǎng)輩的風(fēng)范來(lái)容諒 我的無(wú)知和沖動(dòng)，給我不厭其煩的指導(dǎo)。