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文本内容:
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1.1课题研究的目的、意义伴随着中国经济的高速发展,当前我国公路建设投资仍然保持着很大的规模,这就促进了大机型、高精度、自动化的工程机械市场的迅速发展沥青混凝土摊铺机在高等级公路的铺筑中起着关键性作用,然而,由于近期燃料价格持续居高不下,而且环境问题也越来越受到人们的广泛关注在满足市场需求的情况下,为了提高能源的利用效率,减少对环境的污染,必须设计出良好的传动系统设计良好的传动系统,总是能够将发动机输出的功率更好的传递给驱动轮此外,摊铺机受料系统是摊铺机完成一个作业循环的第一环节,也是摊铺机的重要组成部分所以研究和设计出高效率的传动系统和受料系统,在提高能源利用率、改善摊铺机性能,减轻劳动强度,提高生产效率和摊铺质量等方面具有极大的意义
1.2课题研究的技术现状摊铺机传动系主要有机械传动、液力机械传动、液压传动和电传动四种形式机械传动主要由主离合器、变速箱、中央传动、转向离合器和最终传动组成;液力机械传动主要由液力变矩器、动力换挡变速箱、前桥、后桥、轮边减速器组成;液压传动中置一套泵—马达液压系统即为液压传动的传动系;电传动就是在传动系中发动机带动发电机,发电机所发出的电能驱动电动机,再由电动机带动驱动轮行走20世纪60年代前,摊铺机采用机械传动系统,从发动机到驱动链轮之间都是机械机构进行传动,驱动不够平稳,并且零件磨损较严重20世纪60年代以后,液压传动技术在摊铺机中得到了推广,液压驱动逐渐取代机械驱动方式,使得机器在施工中更加平稳改善了摊铺质量受料系统由挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸、料斗、料斗液压缸、刮板输送器等组成设计良好的受料系统可以克服料斗掀起造成的洒料和离析现象,并可以节省人力,减轻劳动强度,提高经济效益、生产效率和摊铺质量
1.3课题研究的发展趋势摊铺机的发展趋势主要有以下几个方面
(1)高密实度摊铺,熨平板由单排振捣发展为双排振捣梁,并同时在熨平板箱体内装有振动器,显著提高了铺层材料的密实度;
(2)多功能摊铺,不但能够铺设沥青混合料,而且也可摊铺稳定土、RCC材料等多种材料;
(3)人性化和精细化的设计动向;
(4)双层沥青混合料铺层一次性完成从摊铺机的发展趋势可以看出,现在的大型摊铺机大多采用液压传动的传动系,并且要解决传动系传动噪声大和传动效率低的缺点,这也是未来摊铺机传动系发展的趋势为了满足生产效率和摊铺质量的要求,受料系统未来的发展趋势是在不加大料斗结构尺寸的条件下,增大储料容量;料斗的位置变化,能满足各种不同料车的卸料需求,防止倒入料斗的料产生离析
1.4本课题研究的内容本课题的研究内容,主要是在现有摊铺机传动系的基础上,结合当前该方面的技术,利用自己所掌握的知识,对摊铺机传动系统和受料系统进行设计,使其符合当前摊铺机传动系统和受料系统的发展方向
1.
4.1摊铺机传动系统方案的初步确定根据摊铺机设计要点,摊铺宽度小于5-6m的中小型摊铺机,机械传动和液压传动并存;摊铺宽度大于6m的大中型摊铺机,选用液压传动为宜一开始就对摊铺机传动系统进行整体设计,这将是个工作量较大的工程,也会面临很多困难结合本题目,所以选择液压传动系统,主要由分动箱、液压系统、轮边减速器组成按照各个部分所要完成的功能,分别对其进行设计最后将各个部分组成为一个整体,完成整个系统所要求的功能,从而确定最终的传动系统方案
1.
4.2摊铺机受料系统方案的初步确定受料系统由挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸、料斗、料斗二级液压缸、刮板输送器等组成其中,刮板输送器是最重要的环节,刮板输送器采用链传动减速,并通过链传动带动刮板工作
1.
4.3传动系统和受料系统具体结构的设计在确定了传动系统和受料系统方案后,下一步就是结合原始数据,展开各个部分具体结构的设计,然后结合上一步结构设计中所得的数据,用AutoCAD绘制部分零件的装配图和部分零件图第二章发动机选择及传动系统方案所设计的摊铺机的重量为
25.8吨,最大摊铺宽度为9米查相关资料,以LTU90型摊铺机作为参考,进行设计这种摊铺机摊铺速度为0-12m/min;行驶速度0-40m/min;料斗容量为14t
2.1发动机选择车辆的动力性能在很大程度上取决于发动机的功率值发动机功率越大,动力性能就越好中型货车柴油机的转速一般在1800-4000r/min之间,重型货车柴油机的转速可取得低一些,取1400-1800r/min根据以上数据,并结合同类型摊铺机所选择的发动机型号,我们将该型号摊铺机的发动机选为BF6M1013CDeutz6缸水冷式、涡轮增压中冷柴油发动机,输出转速为2300rpm,功率161Kw,燃油箱容积为240L这种发动机具有废气排放量低、耗油量低、噪音水平低的优点
2.2传动系统方案确定9米摊铺机属于大型摊铺机,它的传动系主要包括分动箱、液压系统、轮边减速器在整个传动系中,有减速功能的部分有分动箱和轮边式减速器现代大型履带式沥青混凝土摊铺机行驶驱动系统大都采用全液压驱动方案,动力传递方式为分置式结构,即发动机带左、右变量泵,经左、右液压马达后传递至左、右轮边减速装置,经减速后驱动左、右履带使机械行驶动力传递路线如下图图2-1传动系统动力传递路线图由变量泵一变量马达组成闭式变量液压系统,且为双泵一双马达组成的左右独立驱动回路液压系统由变量泵、变量马达、比例电磁阀、变量机构、补油单向阀、溢流阀、梭阀、滤油器、补油泵和油箱组成在这个系统中,变量泵即是液压能源又是主要控制元件,通过比例电磁阀和变量机构调节泵流量的大小和方向,就可以改变液压马达输出速度的大小和方向系统的最大工作压力由溢流阀限定最后,采用行星减速器减速,行星减速器中装有湿式多片盘式制动器这样,两边回路进行统一控制,即可联动实现车辆的前进、后退及相应的速度改变,又可分别动作,实现不同半径的转向或原地转向第三章传动系统功率计算摊铺机有两种工作状态,一种是摊铺作业状态最大摊铺宽度9m最大摊铺宽度下的最大摊铺厚度300mm顶推满载20000kg翻斗料车摊铺最大纵坡度4°上坡摊铺摊铺作业速度按6m/min;摊铺机空车转场状态按最大转场行驶速度40m/min最大爬坡能力按20%
3.1摊铺作业状态:
3.
1.1切线牵引力式中—第一种状态下的切线牵引力;—摊铺机滚动阻力;QUOTE—坡度阻力;—顶推阻力;—拖挂整平板的阻力
1、摊铺机的滚动阻力式中—摊铺机自重;—料斗内混合料重量,;—翻斗车重量;—滚动阻力系数取
0.08;—地面纵坡度为4°于是
2、摊铺机的坡度阻力
3、摊铺机的顶推阻力式中—翻斗车滚动阻力;—翻斗车坡度阻力;—翻斗车刹车阻力式中—翻斗车自重取;—料斗内含料量取N;—翻斗车的阻力系数取
0.08于是式中Q—翻斗车总重量取;—翻斗车的阻力系数取
0.1于是因此
4、摊铺机拖挂整平板的阻力式中—混合料对整平板的摩擦阻力;—整平板推移混合料的阻力式中T—整平板的重力和一个大臂重量之和取N;—整平板与混合料的摩擦系数取
0.6于是式中B—整平板的长度取9m;L—料槽宽度取
0.57m;H—推移混合料的厚度取
0.39m;r—料槽内沥青混合料的重度取
1.5t/;—混合料的内摩擦系数取1于是N因此摊铺机在第一种状态下的切线牵引力
3.
1.2车轮驱动力矩式中R—车轮动力半径亦即驱动链轮节圆半径取
0.275m于是
3.
1.3驱动功率式中—摊铺作业速度取6m/min;—行走机械效率式中—履带机械效率取
0.96~
0.97;—附着重量利用系数取
0.6;—额定滑转率,取
0.06于是,
3.2空车转场状态
3.
2.1切线牵引力式中—空车转场滚动阻力;—坡度阻力式中由爬坡能力20%而得于是,因此
3.
2.2车轮驱动力矩
3.
2.3驱动功率式中—摊铺机转场行驶速度取40m/min
0.667m/s于是第四章分动箱设计动力分动箱是将发动机功率传递给各个液压泵分动箱通过高位弹性联轴器与发动机飞轮输出端相连,摊铺机分动箱是摊铺机上的动力输出机构,采用一分四结构一路连接振捣系统的液压泵,一路连接输料系统的液压泵,另两路连接传动系统的液压泵其传动比分配如下主行走系统转速传动比左右侧独立驱动=
1.156;供料系统联接传动比=
1.156;振捣、振动系统联接传动比=
1.156图4-1分动箱传动简图1—弹性联轴器2—输入齿轮3—输出部件4—箱体5—输入罩壳6—飞轮罩壳7—输入齿轮8—输入轴9—输出齿轮10—输出轴
4.1齿轮的设计
1、选定齿轮的类型,精度等级,材料以及齿数1按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动;2减速器工作速度不是太高,所以选用7级精度(GB10095-88);3选择材料可选择小齿轮的材料为45Gr调质,硬度为330HBS;大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为270HBS,二者的材料硬度相差为60HBS;4选小齿轮的齿数为20,则大齿轮的齿数为
201.15=23,取=
232、按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算,即选用载荷系数=
1.3;计算小齿轮传递的转矩选定齿轮的齿宽系数1;由表查得材料的弹性影响系数;按齿面硬度由图查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限;取接触疲劳寿命系数
3、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得
4、计算接触疲劳许用应力1试算小齿轮分度圆的直径,带入中较小的值2计算圆周的速度V3计算齿宽b4计算齿宽和齿高之比模数齿高5)计算载荷系数根据V=
12.84m/s;7级精度,可查得动载系数;直齿轮;可得使用系数;用插图法查得7级精度,小齿轮悬臂布置时,;由,,可得;故载荷系数6)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径7)计算模数m
5、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式;
(1)确定公式内各计算数值1查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲强度极限;2)查表可得弯曲疲劳寿命系数;3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,由式可得计算载荷系数K查取齿形系数;;4查取应力校正系数,;计算大,小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大
(2)设计计算公式对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=4,按接触强度计算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数大齿轮的齿数这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免了浪费
6、几何尺寸的计算
(1)计算分度圆直径2计算中心距
(3)计算齿轮的宽度取,对于标准直齿轮,压力角,齿顶高系数,顶隙系数,现将齿轮基本参数列于下表内容直齿轮小齿轮大齿轮分度圆直径128mm148mm齿顶高4mm齿根高5mm全齿高9mm齿顶圆直径136mm156mm齿根圆直径118mm138mm基圆直径
120.28mm
139.07mm齿距
12.56mm基节
11.80mm齿顶圆压力角
27.82°
26.94°中心距138mm
4.2轴的设计与校核选择轴的材料选取45钢,调制处理,参数如下硬度为HBS=220抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限许用弯应力
4.
2.1高速轴的计算和校核
1、初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知,;查表可取;
2、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案如图,从左到右依次为轴承端盖、轴承、小齿轮图4-2轴的结构简图
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)轴的最小直径是与联轴器连接处的直径为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩查表,考虑到转矩变化小,故取,则,按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册,选ML6型梅花形弹性连轴器,半联轴器孔的直径,长度为L=112mm,故取右端采用轴肩定位轴肩的高度,取,则轴承端盖的总宽度为10mm,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,故取2)初步选取滚动轴承因为轴主要受径向力的作用,不受轴向力的作用,故选用深沟球滚动轴承由于轴,故轴承的型号为6012,其尺寸,所以,轴承用轴套定位,取,3)取由于齿顶圆,所以做成齿轮轴,取,至此,已经初步确定了各轴段的长度和直径4)轴上零件的轴向定位飞轮和轴的轴向定位均采用平键链接(详细的选择见后面的键的选择过程)5)确定轴上的倒角和圆角尺寸取轴端倒角为2×45°,各轴肩处的圆角半径R=2mm
3、计算过程
(1)作用在齿轮上的力根据高速齿轮的受力分析得
(2)计算支反力根据轴上的结构图作出轴的计算简图(图4-3),确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间故X方向故故Y方向,故故(3计算弯矩X平面弯矩Y平面弯矩合成弯矩图4-3弯矩和扭矩图根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(图4-3)可看出C截面为最危险截面,现将计算出的截面C处的及M的值列于下表载荷平面X平面Y支反力弯矩总弯矩M扭矩T根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图,可看出C为危险截面,现将计算出的截面C处的T T=641960N.mm
(4)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,轴的计算应力已由前面查得许用弯应力,因,故安全
4、精确校核轴的疲劳强度(1判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ均无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最严重,且受扭矩作用,因而只需校核截面Ⅴ即可1截面Ⅴ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因,,经插值后查得,由图查得轴的材料的敏性系数为,故有效应力集中系数为查得尺寸系数;扭转尺寸系数轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅴ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故Ⅴ右侧安全2截面Ⅴ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力过盈配合处的的值,用插入法求出,并取,则轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅴ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核
4.
2.2低速轴的计算和校核拟定轴的装配方案图4-4轴的结构简图
一、接行走系统的轴
1、初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知;功率按计算;查表可取;
2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)选取联轴器型号联轴器的计算转矩查表,考虑到转矩变化小,故取,则,按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册,选ML5型梅花形弹性联轴器直径;;;长度取;;;;;
(2)初选滚动轴承因轴承只受径向力的作用,故选取深沟球6309型由机械设计手册查得轴承参数轴承宽度B=25mm3)轴上零件的周向定位齿轮、泵与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)
(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°,各轴肩处的圆角半径为R=2mm
3、计算过程
1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图图4-5)确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间故1计算支反力作用在低速轴上的X平面方向故故Y平面方向,故故图4-5弯矩和扭矩图2计算弯矩水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可看出C截面为最危险截面,现将计算出的截面C处的及M的值列于下表载荷X平面Y平面支反力弯矩总弯矩M扭矩T
5.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,轴的计算应力已由前面查得许用弯应力,因,故安全
6.精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最严重,并受扭矩作用,故只需校核截面Ⅴ即可1截面Ⅴ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因,,经插值后查得,由附图查得轴的材料的敏性系数为,故有效应力集中系数为查得尺寸系数,扭转尺寸系数;轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故Ⅴ右侧安全2截面Ⅴ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力过盈配合处的的值,由插入法求出,并取,则轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核
二、接振捣系统的轴
1、初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知;功率按计算;查表可取;
2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)选取联轴器型号联轴器的计算转矩查表,考虑到转矩变化小,故取,则,按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册,选ML5型梅花形弹性联轴器
(2)确定轴的各段直径和长度直径;;;;长度取;,;;
(3)初选滚动轴承因轴承只受径向力的作用,故选取深沟球6308型由机械设计手册查得轴承参数轴承宽度B=23mm4)轴上零件的周向定位齿轮、泵与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)
(5)确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°,各轴肩处的圆角半径为R=2mm
3、计算过程1根据轴上的结构图作出轴的计算简图(图4-6)确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间故1计算支反力作用在低速轴上的X平面方向故故Y平面方向,故故图4-6弯矩和扭矩图2计算弯矩水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可看出C截面为最危险截面,现将计算出的截面C处的及M的值列于下表载荷X平面Y平面支反力弯矩总弯矩M扭矩T
4、按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,轴的计算应力已由前面查得许用弯应力,因,故安全
5、精确校核轴的疲劳强度(1判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最严重,并受扭矩作用,故只需校核截面Ⅴ即可1截面Ⅴ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因,,经插值后查得,由附图查得轴的材料的敏性系数为,故有效应力集中系数为查得尺寸系数;扭转尺寸系数轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅴ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故Ⅴ右侧安全2截面Ⅴ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力过盈配合处的的值,用插入法求出,并取,则轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核
三、接输料系统的轴
1、初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知;功率按计算,查表可取;
2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)选取联轴器型号联轴器的计算转矩查表,考虑到转矩变化小,故取,则,按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册,选ML5型梅花形弹性联轴器
(2)确定轴的各段直径和长度直径;;;;;长度取;;;;;
(3)初选滚动轴承因轴承只受径向力的作用,故选取深沟球6310型由机械设计手册查得轴承参数轴承宽度B=27mm4)轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)
(5)确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°,各轴肩处的圆角半径为R=2mm
3、计算过程
(1)根据轴上的结构图作出轴的计算简图(图4-7)确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间故1计算支反力作用在低速轴上的X平面方向故故Y平面方向,故故图4-7弯矩和扭矩图2计算弯矩水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可看出C截面为最危险截面,现将计算出的截面C处的及M的值列于下表载荷X平面Y平面支反力弯矩总弯矩M扭矩T
4、按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,轴的计算应力已由前面查得许用弯应力,因,故安全
5、精确校核轴的疲劳强度(1判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最严重,并受扭矩作用,故只需校核截面Ⅴ即可1截面Ⅴ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因,,经插值后查得,由附图查得轴的材料的敏性系数为,故有效应力集中系数为查得尺寸系数,扭转尺寸系数;轴按磨削加工,查得表面质量系数;故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅴ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故Ⅴ右侧安全2截面Ⅴ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩M为截面上的扭矩弯曲应力截面上的扭转切力过盈配合处的的值,由表用插入法求出,并取,则轴按磨削加工,查得表面质量系数故得综合系数值为查得炭钢得特性系数,取,取所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为取s=
1.5,故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核
4.3轴承强度的校核
4.
3.1高速轴轴承的校核按照以上轴的结构设计,初步选用型号6012型的深沟球轴承以三年一大修,每天工作16h,每年工作300天计,则轴承工作寿命为
(1)求比值查表得X=1,Y=0
(2)计算当量动载荷P,取所以,查机械设计手册得6012型轴承的基本额定动载荷对于球轴承,所以6012型轴承的寿命因为,故所选轴承满足工作寿命要求
4.
3.2接行走泵轴处的轴承校核按照以上轴的结构设计,初步选用型号6309型的深沟球轴承以三年一大修,每天工作16h,每年工作300天计,则轴承工作寿命为
(1)求比值查表得X=1,Y=0
(2)计算当量动载荷P,取所以,查机械设计手册得6309型轴承的基本额定动载荷对于球轴承,所以6309型轴承的寿命因为,故所选轴承满足工作寿命要求
4.
3.3接振捣泵轴处的轴承校核按照以上轴的结构设计,初步选用型号6308型的深沟球轴承以三年一大修,每天工作16h,每年工作300天计,则轴承工作寿命为
(1)求比值查表得X=1,Y=0
(2)计算当量动载荷P,取所以,查机械设计手册得6308型轴承的基本额定动载荷对于球轴承,所以6308型轴承的寿命因为,故所选轴承满足工作寿命要求
4.
3.4接输料泵轴处的轴承校核按照以上轴的结构设计,初步选用型号6310型的深沟球轴承以三年一大修,每天工作16h,每年工作300天计,则轴承工作寿命为
(1)求比值查表得X=1,Y=0
(2)计算当量动载荷P,取所以,查机械设计手册得6312型轴承的基本额定动载荷对于球轴承,所以6310型轴承的寿命因为,故所选轴承满足工作寿命要求
4.4键的选型和校核
1、选择键的链接和类型一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接由于齿轮不在轴端,故选用圆头普通平键(A型)
2、校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢,由表查得许用挤压应力,取其平均值,许用挤压应力
4.
4.1高速轴处的键联轴器处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=14mm,键高h=9mm取键长L=70mm键的工作长度l=L-b=70-14=56mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×9=
4.5mm由式得故所选键合适
4.
4.2行走系统轴处的键联轴器处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=10mm,键高h=8mm取键长L=40mm键的工作长度l=L-b=40-10=30mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×8=4mm由式得故所选键合适齿轮处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=14mm,键高h=9mm取键长L=100mm键的工作长度l=L-b=100-14=86mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×9=
4.5mm由式得故所选键合适
4.
4.3振捣系统轴处的键联轴器处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=8mm,键高h=7mm取键长L=40mm键的工作长度l=L-b=40-8=32mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×7=
3.5mm由式得故所选键合适齿轮处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=14mm,键高h=9mm取键长L=100mm键的工作长度l=L-b=100-14=86mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×9=
4.5mm由式得故所选键合适
4.
4.4输料系统轴处的键联轴器处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=12mm,键高h=8mm取键长L=70mm键的工作长度l=L-b=70-12=58mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×8=4mm由式得故所选键合适齿轮处,从表中查得键的截面尺寸为宽度b=16mm,键高h=10mm取键长L=100mm键的工作长度l=L-b=100-14=86mm键与轮毂键槽的接触高度k=
0.5h=
0.5×10=5mm由式得故所选键合适
4.5润滑和密封由于该分动箱是一般齿轮箱,故齿轮和轴承选用钙基润滑脂润滑输入轴和输出轴的外伸处,为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀,要求设置密封装置因用脂润滑,所以采用毛毡圈油封,即在轴承盖上开出梯形槽,将毛毡按标准制成环形,放置在梯形槽中以与轴密合接触;或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封,然后用另一个零件压在毡圈油封上,以调整毛毡密封效果它的结构简单,所以用毡圈油封第五章液压系统设计摊铺机的液压系统,是一个较为复杂的系统它可以完成行走及摊铺的无级变速,输料及分料的无级变速,振捣频率的无级调节行驶液压系统主要用来完成机器工作与转移时的前进、后退,左右转弯及原地转弯,由于摊铺机工作时或转移时的行驶速度不同所以采用两档不同的转速
5.1液压系统分析对于行走系统,有左右两个行驶液压系统,左右两个行驶液压系统是对称的,所以只需分析一边的液压系统,液压图如下图5-1行走系统液压图图为双向变量泵双向变量马达回路这个回路主要有三个回路主回路、冲洗回路、过载保护回路由于泵和马达的排量均可改变,故增大了调速范围,并扩大了液压马达输出转矩和功率的选择余地回路中各元件对称布置,变量泵的供油方向,即实现马达正反向旋转单向阀用于辅助泵的双向补油,补油压力为
1.5MPa左右,补油油液的流向由油箱→补油泵→压油过滤器→补油单向阀→油泵进口;安全阀在两个方向都起过载保护作用一般工作部件都在低速时要求要有较大的转矩,高速时能够提供较大的功率,采用这种回路恰好可以达到这个要求在低速段调速时,先将马达排量调至最大,用变量泵进行调速,当泵的排量由最小逐渐变大,直至变到最大,马达转速随之逐渐升高,回路的输出功率亦随之线性增加;此时因马达排量处在最大值,马达能获得最大的输出转矩,当负载不变时,回路处在恒转矩调速状态在高速段调速时,泵的最大排量,将变量马达的排量由大逐步调小,使马达转速继续升高,但马达的输出转矩逐渐降低,此时,因泵处在最大输出功率状态不变,故马达处在恒功率状态这种回路调速范围较大,是变量泵和变量马达调速范围的乘积,其传动比一般可以达到
1005.2液压泵和马达的选型
1、摊铺机的摊铺作业状态时行走马达压力差式中—行走马达的输出扭矩N·m;—双速马达大排量本机;—马达的机械效率取
0.85式中—车轮驱动力矩N·m;—减速机速比本机于是马达转速式中—摊铺机行走速度,取6m/min;R—驱动链轮半径,取
0.275m代入数据解得
2、摊铺机空车转场状态时行走马达压力差式中—行走马达的输出扭矩N·m;—双速马达小排量本机;—马达的机械效率取
0.85式中—车轮驱动力矩N·m;—减速机速比本机于是马达转速式中—摊铺机行走速度,取40m/min;R—驱动链轮半径,取
0.275m代入数据解得由以上计算可以进行液压泵和马达的选型液压泵行驶泵采用A4VG40EP型号液压马达选用永联牌1QJM-
2.0型号马达,排量为
2.67L/r额定压力为20MPa,最大压力为
31.5MPa,转速范围为1-250r/min,额定输出转矩为6246N.m,最大功率为
52.5Kw作业工况下,摊铺机所需驱动功率为
21.48Kw;行驶工况下,以40m/min的速度爬
11.3°的坡度时所需功率为
62.79Kw故所选液压泵与马达的输出功率均可满足上述两种工况的使用要求第六章轮边减速器设计采用轮边减速器是为了提高车辆的驱动力,以满足或修正整个传动系统驱动力的匹配目前采用的轮边减速器,就是为满足整个传动系统匹配的需要,而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置轮边减速器的工作原理就是把马达传递的转速和扭矩经过其降速增扭后,再传递到链轮,以便使链轮在地面附着力的反作用下,产生较大驱动力
6.1方案确定按齿轮及布置方式分行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型一般采用行星齿轮传动常见的行星齿轮式轮边减速器为单排圆柱行星齿轮机构它与普通圆柱齿轮传动相比,具有重量轻、体积小和传动比大的优点太阳轮为主动件行星齿轮架为从动件齿圈固定(图6-1)时图6-1轮边减速器传动简图1—太阳轮2—齿圈3—行星齿轮架4—行星齿轮5—驱动链轮6—桥壳7—轴式中、、分别为太阳轮、齿圈和行星齿轮架的转速、分别为太阳轮和齿圈的齿数
6.2参数确定本题目中,取齿圈齿数为51,太阳轮齿数为19,行星齿轮齿数为16,行星齿轮有3个,取模数为6mm所以齿轮都是直齿圆柱齿轮,压力角,齿顶高系数,顶隙系数,现将齿轮的基本参数列于下表内容直齿轮太阳轮行星齿轮齿圈分度圆直径114mm96mm306mm齿顶高6mm齿根高
7.5mm全齿高
13.5mm齿顶圆直径126mm108mm294mm齿根圆直径99mm81mm321mm基圆直径
107.12mm
90.21mm
287.55mm齿距
18.84mm基节
17.70mm齿顶圆压力角
31.77°
33.36°
12.02°中心距105mm第七章受料系统设计受料系统由挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸、料斗液压缸、料斗、刮板输送器等组成挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸和料斗液压缸都是辅助件,可以根据需要选择型号,主要是对料斗和刮板输料器进行设计
7.1料斗路面摊铺机料斗,由两只形状、尺寸相同并且相互对称的左侧斗和右侧料斗组成,左、右侧料斗位于刮板输料机的两侧,料斗的下端边缘处与摊铺机底板铰接,料斗的外侧通过液压缸与摊铺机的机架连接本机的料斗长2m,宽
3.4m
7.2刮板输送器刮板输送装置(也叫刮板输送器)就是带有许多刮料板的链传动装置刮料板由两根链条同时驱动,并随链条的传动来输送沥青混合料刮板输料的工作原理是链条带动横向刮板在底板上滑动,穿过底板上堆积的不动物料时,携带物料通过闸门,形成具有一定流量的移动物料流,不停地向螺旋叶片上部输送它安装在料斗的底部,本题目中的摊铺机采用双排刮板输送装置,以便控制左右两边的供料量装置由导向装置、刮板输送链、传动链条、传动链轮座及刮板组件等组成其传动路线为马达—减速机—驱动链轮—链条—链轮—刮板驱动链轮—链条液压回路如下图图7-1刮板输料器液压系统图
7.
2.1刮板输送器功率计算
一、刮板速度计算在刮板宽度、闸门高度一定的情况下,刮板速度快,生产率高;速度慢,生产率低由于摊铺层所用的物料全部是由刮板输送的,所以刮板的生产率就是摊铺机的生产率刮板的生产率可从两个方面考虑计算,一是按摊铺作业的工作量计算,二是按刮板的输料能力计算用这两种方法计算刮板生产率的公式如下式中—刮板生产率,t/h;B—摊铺宽度,取9m;H—摊铺厚度,取
0.15m;V—摊铺速度,摊铺沥青混合料取6m/min;—摊铺层的密度,根据摊铺机设计的压实度确定,沥青混合料取
1.955t/m3(压实度85%);—刮板速度,(m/min);h—闸门距刮板底板的高度,取
0.4m;b—刮板总宽度,
0.45m;—刮板上的物料密度,沥青混合料取
1.47t/m3将公式联立,解得刮板的速度代入数据得按照公式计算的刮板速度是根据设计工况刮板应该达到的速度,刮板达到这个速度时,才能满足摊铺机在设计工况(摊铺速度、摊铺宽度、摊铺厚度、某种物料)下生产率的要求但是,这里所计算的刮板速度还应根据经验最终确认从冲击负荷对液压系统可靠性的影响考虑,刮板速度不宜过大,否则应调整参数,重新计算对刮板速度确定后,进一步的计算是根据刮板输料系统的传动路线(从发动机到刮板的液压传动和机械传动的配置)计算刮板设计速度,使其不小于按公式计算的刮板速度
二、刮板功率计算
1、刮板阻力刮板阻力主要指移动物料与底板之间、移动物料与不动物料之间的摩擦阻力所谓移动物料是指运动中的刮板所携带的物料,不动物料是指相对刮板运动方向无位移的物料实际上后者在不停地补充被刮板带走的物料,是移动物料的料源对于微斜提升输料的刮板输料器,由于提升角很小(一般2°左右),所以移动物料的倾斜阻力可略去不计
(1)料斗内的移动物料与底板之间的摩擦阻力料斗内的移动物料I与底板之间的摩擦阻力用式表示式中—料斗内移动物料Ⅰ的体积,取;—料斗内移动物料I上方的不动物料Ⅱ的体积,取;—刮板上的物料密度,沥青混合料取;—重力加速度,取;—物料与底板的摩擦系数,沥青混合料取
0.6代入数据解得
(2)机身内的移动物料与底板之间的摩擦阻力机身内的移动物料Ⅲ与底板之间的摩擦阻力用式表示式中—机身内移动物料Ⅲ的体积,取其余代号意义同前代入数据解得
(3)料斗内的不动物料与移动物料顶面之间的摩擦阻力料斗内的不动物料Ⅱ与移动物料Ⅰ顶面之间的摩擦阻力用式表示式中:—物料的内摩擦系数,沥青混合料取
1.2其余代号意义同前代入数据解得
(4)料斗内的不动物料与移动物料侧面之间的摩擦阻力料斗内的不动物料Ⅳ与移动物料Ⅰ侧面之间的摩擦阻力用式表示式中—料斗内不动物料Ⅳ与移动物料Ⅰ的一个摩擦侧面的面积,取;—料斗内不动物料Ⅳ与移动物料Ⅰ摩擦侧面的中心到不动物料Ⅳ顶面的高度,取
0.52m其余代号意义同前
(5)刮板阻力刮板阻力等于各种阻力之和代入数据解得
2、刮板驱动力矩发动机通过传动系统到刮板上的力矩称为刮板驱动力矩,用式表示,式中—刮板输料器驱动轮动力半径,取
0.170m;—驱动轮齿数,取15;—刮板链节距,取
0.04445m其余代号意义同前
3、马达压力差对于刮板系统是液压驱动的摊铺机,马达压力差用式表示,即式中—一个马达的输出扭矩,N.m;—马达的排量,取1060mL/r;—马达的机械效率,取
0.85;n—马达数量,左右独立驱动的液压回路,n=2;—从马达到刮板之间各种传动元件(如减速器、链传动等)的总速比,取
1.6;—从马达到刮板之间各种传动元件(如减速器、链传动、刮板链等)的总效率取
0.875其余代号意义同前代入数据解得
4、驱动功率发动机通过传动系输入给刮板的有用功率称为驱动功率,用式表示式中—刮板驱动轮转速,r/min;其余代号意义同前代入数据解得
5、刮板功率摊铺机的刮板功率NG指发动机输出给刮板系统消耗的功率,用式表示式中—刮板驱动功率,取
21.465Kw;—刮板系统的总效率,等于从发动机到刮板之间各种传动元件(如联轴器、分动箱、泵、马达、减速器、链传动、刮板链等)的效率之乘积,取
0.68代入数据解得
7.
2.2液压泵和马达选型液压泵输料泵采用A4VG28EP型号,它的结构、功用同行驶泵,只是其排量比较小液压马达选用永联牌1QJM-
1.0型号马达,排量为
1.06L/r额定压力为20MPa,最大压力为
31.5MPa,转速范围为2-250r/min,额定输出转矩为3138N.m,最大功率为33Kw
7.
2.3链传动的设计计算由机械手册查得P=
44.45mm选小链轮的齿数为,传动比i=
1.6,则大链轮齿数初定中心距链节数取链长度计算中心距查得实际中心距小链轮链速大链轮链速查得,润滑方式油刷或油壶人工定期润滑刮板驱动链轮和大链轮做成一样配用链条的滚子外径,排距基本的参数数据如下表名称符号小链轮大链轮配用链条的节距排距滚子外径P
44.45mm
48.87mm
25.54mm齿数Z1524分度圆直径
213.79mm
340.54mm齿顶圆直径240mm365mm齿根圆直径
188.39mm
315.54mm分度圆弦齿高17mm16mm齿侧凸圆直径164mm292mm总结毕业设计是大学中的最后一个学习阶段,通过一学期的毕业设计,我学到了不少东西,主要体现在以下几个方面
1.通过阅读英文文献,翻译英文资料,使我的英语水平有了很大的提高;
2.通过在网上、图书馆、专业期刊网上查阅相关资料,增强了检索资料的能力;
3.通过运用学过的机械原理、机械设计方面知识进行设计,用AutoCAD进行绘图,不仅巩固了所学的理论知识,更重要的是提高了自己的绘图能力;
4.通过在校外参观,加深了自己对工程机械的了解;
5.毕业设计使我对摊铺机传动系统和受料系统有了比较细致的了解毕业设计是我们对大学四年学习生活的一个总结,也是我们对这四年来所学的知识的一个系统运用马上我们将毕业走上工作岗位或者继续深造,我们也将应用大学四年所学的知识和在毕业设计中学到的东西,认真工作学习,做一名合格的建设者毕业设计虽然学到了很多的东西,但是很多东西完全不属于自己的自己设计的东西,如果用于生产是没法制出产品的所以以后通过优化设计,可使结构更加合理,增加其工程实用性致谢毕业论文是大学中最系统,最完善,也是最后一次作业在为期三个多月的学习奋斗过程中,每一步都认真地走过,有过汗水,但更多的是收获在毕业设计过程中遇到了不少的问题,要感谢杨人凤老师的悉心指导,严格要求,及对我的信任她不仅在理论知识方面给我建议,同时也教我对待学习和工作的态度同时要感谢在这四年中教过我的所有老师,是他们交给了各个方面的知识,并在潜移默化中教会我分析问题解决问题的能力,教会我为人处世对待生活和工作的态度我能顺利毕业真的想对所有的老师、同学和母校说声谢谢!四年的大学生活,从无知到成熟,在长安大学这个大家庭里,我们掌握知识,结识了老师和同学,锻炼了技能,使自己可以充满信心的面对未来最后,谨向在百忙之中抽出时间来评阅论文的各位老师致以最真挚的谢意,并真诚地希望各位老师对本论文提出宝贵的意见,谢谢!参考文献
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