PAGEJIANGSUUNIVERSITY本科畢業(yè)（設(shè)計）論文JDCC1000型履帶式起重機底盤的設(shè)計THECHASSISDESIGNOFJDCC1000CRAWLERCRANE學(xué)院名稱：江蘇大學(xué)專業(yè)班級：2009級機械設(shè)計制造及其自動化學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師姓名：指導(dǎo)教師職稱：副教授2011年9月

JDCC1000型履帶式起重機底盤的設(shè)計摘要履帶起重機是工程起重機行業(yè)的一個重要門類，是現(xiàn)代工程建設(shè)施工中不可缺少的大型設(shè)備之一。本文簡要介紹了履帶起重機的結(jié)構(gòu)和特點，并針對200噸級履帶起重機的底盤進行了設(shè)計。(1)車架、履帶架、四輪一帶的方案設(shè)計。根據(jù)整機的穩(wěn)定性、載荷狀態(tài)、運輸尺寸、承載等各種需求，進行了車架、履帶架、四輪一帶的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計，運用Proe三維繪圖軟件繪制完成三維模型，完成相關(guān)部件的裝配，檢查了相關(guān)部件的干涉關(guān)系。(2)車架、履帶架、履帶板的有限元計算。利用功能強大的ANSYS有限元分析軟件對車架、履帶架的結(jié)構(gòu)方案進行優(yōu)化分析，優(yōu)化了車架、履帶架的箱型截面和各主板及加強板的尺寸，得到了車架、履帶架的理想結(jié)構(gòu)。并對履帶板進行有限元分析，優(yōu)化提升了履帶板的結(jié)構(gòu)。車架、履帶架包括履帶板都充分采用變截面變板厚的設(shè)計理念，以減輕底盤質(zhì)量，充分發(fā)揮材料性能。(3)牽引力計算及馬達選型。通過計算整機最大的行走阻力，確定需要的牽引力。經(jīng)過對幾種行走減速機方案的比較，確定了行走減速機的設(shè)計方案，完成了行走馬達的選型設(shè)計。并對上車匹配的發(fā)動機、行走泵的參數(shù)進行了驗算。(4)針對履帶底盤的工作特點，動作需求，設(shè)計了履帶底盤的液壓、電氣控制系統(tǒng)。關(guān)鍵詞：履帶起重機履帶底盤有限元行走機構(gòu)THECHASSISDESIGNOFJDCC1000CRAWLERCRANEAbstractCrawlercraneisanimportantcategoryoftheconstructioncraneindustry,isoneoftheindispensableequipmentinmodernengineeringconstruction.Thispaperbrieflyintroducesthestructureandcharacteristicsofcrawlercrane,andforthe200tonscrawlercranechassisdesignisintroducedindetail.(1)Designfortheframe,thecrawlerframeandthefourroundarea.Accordingtotheoverallstability,loading,transport,carryingvariousdemandsize,theframe,thecrawlerframe,fourroundareastructureplandesign,usingProe3Ddrawingsoftwarerendering3Dmodels,completetherelevantpartsoftheassembly,checkouttherelevantpartsoftheinterferencebetween.(2)Finiteelementcalculationfortheframe,thecrawlerframeandthecrawlerplate.UsingthepowerfulfiniteelementanalysissoftwareANSYS,theframeofcrawlerframestructureoptimizationanalysis,optimizationoftheframe,thecrawlerframeboxsectionandthemotherboardandthestrengtheningplatesize,obtainedtheidealstructureofframe,thecrawlerframe.Andthetrackplatefiniteelementanalysis,upgradingthetrackplatestructure.Frame,includesatrackplatetrackframearefullyadoptsthevariablecross-sectionvariablethicknessdesignconcepts,inordertoreducechassisquality,makingfulluseofthematerialproperty.(3)calculationforthetractionforceandthemotorselection.Bycalculatingthemaximumwalkingresistance,identifiedtheneedfortractionforce.Afterseveraltravelingreducerofplancomparison,determinedthewalkingspeedreducerdesign,completedthewalkingmotordesign.Andthecarmatchingtheengine,therunningpumpparameterchecking.(4)Accordingtotheworkingcharacteristicsoftrackedchassis,actionneeds,designatrackedchassishydraulic,electricalcontrolsystem.KeywordsCrawlercraneCrawlerchassisFiniteelementWalkingmechanism目錄引言……………………1緒論……………2概述…………………21.2履帶起重機發(fā)展現(xiàn)狀………………21.2.1國外履帶起重機的發(fā)展現(xiàn)狀…………1.2.2國內(nèi)1.3履帶起重機的發(fā)展趨勢……………5履帶起重機的主要構(gòu)成及技術(shù)參數(shù)………72.1履帶起重機的主要構(gòu)成…………72.1.1工作機構(gòu)………………………2.1.2金屬結(jié)構(gòu)………………………2.1.3動力裝置………………………2.1.4控制系統(tǒng)………………………2.2履帶起重機的主要技術(shù)參數(shù)及計算載荷…………82.2.1履帶起重機的主要技術(shù)參數(shù)…………2.2.2履帶起重機的計算載荷…………第三章 底盤的設(shè)計……………………12 3.1設(shè)計中作為參考的參數(shù)…………12 3.2履帶起重機底盤的組成…………12 3.3車架、履帶架的設(shè)計………………143.3.1車架的設(shè)計…………………3.3.2履帶架的設(shè)計………………3.3.3車架、履帶架連接銷軸的設(shè)計………………3.3.4車架、履帶架結(jié)構(gòu)有限元分析計算…………3.3.5車架、履帶架結(jié)構(gòu)有限元計算結(jié)果…………2 3.4履帶板的設(shè)計……………………26第四章行走機構(gòu)的設(shè)計………………324.1行走機構(gòu)阻力計算………………324.2行走減速機選型…………………354.3行走馬達設(shè)計……………………364.4發(fā)動機、行走泵驗算……………374.5行走機構(gòu)參數(shù)確定………………38第五章 履帶底盤液壓系統(tǒng)設(shè)計……………………395.1支腿油缸的設(shè)計…………………395.2支腿油缸、動力銷軸液壓系統(tǒng)設(shè)計………………41第六章 履帶底盤電氣系統(tǒng)設(shè)計……………………436.1行走控制…………436.2履帶底盤集中潤滑泵控制系統(tǒng)設(shè)計……………43結(jié)論………………………45致謝………………………46參考文獻…………………47PAGE47引言近十余年來，隨著經(jīng)濟的高速發(fā)展，國家基礎(chǔ)建設(shè)的規(guī)模越來越大，需要吊運物品的質(zhì)量、體積和起升高度都越來越大。汽車起重機受到其產(chǎn)品特點的限制，無法提供能滿足要求的高綜合起升性能；龍門起重機、液壓提升機等可以提供很高的起重性能，但卻無法行走；而履帶起重機以其接地比壓小、轉(zhuǎn)彎半徑小、可適應(yīng)惡劣地面、爬坡能力大、起重性能高、吊重作業(yè)不需打支腿、可帶載行駛等諸多優(yōu)點，愈來愈顯示其優(yōu)越性，市場容量迅速上升，國際國內(nèi)起重機行業(yè)紛紛興起履帶起重機的開發(fā)熱潮。第一章緒論1.1概述履帶起重機是將起重作業(yè)部分裝在履帶底盤上、行走依靠履帶裝置的流動式起重機，可以進行物料起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)。履帶起重機具有接地比壓小、轉(zhuǎn)彎半徑小、可適應(yīng)惡劣地面、爬坡能力大、起重性能好、吊重作業(yè)不需打支腿、可帶載行駛等優(yōu)點，并可借助更換吊具或增加特種裝置成為抓斗起重機、電磁起重機或打樁機等，實現(xiàn)一機多用，進行樁工、土石方作業(yè)，在電力建設(shè)、市政建設(shè)、橋梁施工、石油化工、水利水電等行業(yè)應(yīng)用廣泛。履帶起重機的帶載行駛、臂長組合多、起重性能好、作業(yè)高度和幅度大是其獨有的無與倫比的優(yōu)勢，具有其他起重設(shè)備無法替代的地位。1.2履帶起重機發(fā)展現(xiàn)狀隨著經(jīng)濟的高速發(fā)展，國家基本建設(shè)的規(guī)模越來越大，需要吊運的物品的質(zhì)量、體積和起升高度都越來越大，履帶起重機愈來愈顯示其優(yōu)越性，市場容量迅速上升，引起了國際知名廠商的關(guān)注，國內(nèi)起重機行業(yè)也興起了履帶起重機開發(fā)熱潮。1.2.1國外履帶起重機的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國外專業(yè)生產(chǎn)履帶起重機的廠家很多，德國的主要生產(chǎn)廠家有利勃海爾、特雷克斯——德馬格、森尼波根公司；美國主要生產(chǎn)廠家有馬尼托瓦克、林克——貝爾特公司；日本的主要生產(chǎn)廠家有神鋼、日立住友和石川島公司，其中利勃海爾、特雷克斯——德馬格、馬尼托瓦克、神鋼、日立住友等公司產(chǎn)品系列較全，市場占有率較高。德國利勃海爾公司利勃海爾公司，一個以塔機起家、擁有50余年歷史的家族式跨國公司，是世界著名起重機生產(chǎn)廠家之一，該公司的產(chǎn)品技術(shù)先進，其生產(chǎn)的ＬＲ系列履帶起重機最大起重量已達1200噸。該公司產(chǎn)品主要特點有：系統(tǒng)為全液壓驅(qū)動、電液比例控制，可實現(xiàn)無級調(diào)速且傳動平穩(wěn)，具備完善的自拆裝功能，主副鉤可單獨工作亦可交替使用，自動安全保護合理，大噸位履帶起重機安裝全球衛(wèi)星定位通訊系統(tǒng)，廠家對其產(chǎn)品進行實時監(jiān)控，另外為充分發(fā)揮臂架的起重能力、提高整機的穩(wěn)定性大噸位履帶起重機均增加了超起裝置。目前投入市場最大噸位產(chǎn)品為LR11350(1350t)，其專為核電設(shè)備吊裝等工程建設(shè)而設(shè)計LR13000（3000t）履帶起重機將很快推向市場。2）德國特雷克斯～德馬格起重機公司德馬格原屬德國曼內(nèi)斯曼集團旗下的企業(yè)，由于該集團產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，產(chǎn)權(quán)轉(zhuǎn)讓給了特雷克斯。德馬格的履帶起重機制造和經(jīng)營歷史很長，技術(shù)上與利勃海爾有一定差距，但價格比利勃海爾稍低一點，又比日本產(chǎn)品高不少。但德馬格的ＣＣ系列履帶起重機，進入中國市場很早，在國內(nèi)大噸位產(chǎn)品上有一定的市場占有率。德馬格公司主要生產(chǎn)起重量從50噸到3200噸的ＣＣ系列履帶起重機。已投入市場的CC8800-1

TWIN（3200t），是目前世界上已正式投入用戶使用的最大噸位的履帶起重機，最大起重力矩達43900t.m。CC8800-1TWIN底盤和回轉(zhuǎn)采用了可拆分的環(huán)軌結(jié)構(gòu)，保證了最大運輸寬度僅3.5m，最大單件運輸重量60t。特雷克斯—德馬格CC系列履帶起重機的結(jié)構(gòu)設(shè)計具有鮮明的特點，通用化程度也較高。尤其是CC8800-1

TWIN雙臂起重機，其獨特的結(jié)構(gòu)設(shè)計為履帶起重機的發(fā)展開辟了一個新思路?？偟膩碚f德國的履帶起重機產(chǎn)品講究高性能、高新技術(shù)，德國利勃海爾公司和特雷克斯——德馬格起重機公司的履帶起重機代表了國際先進水平。3)美國馬尼托瓦克公司美國馬尼托瓦克公司是世界著名起重機設(shè)計制造廠家之一，它創(chuàng)建于1902年，當時是造船廠，1927年開始生產(chǎn)起重機，1988年開始生產(chǎn)制造多種類、多型號起重機。其產(chǎn)品包括45~2300t履帶起重機。目前投入市場最大噸位產(chǎn)品為21000型(907t)。馬尼托瓦克產(chǎn)品在一定程度上體現(xiàn)了美國不拘形式的設(shè)計風(fēng)格，21000型的下車有4組8條履帶行走裝置。正在研制中的31000型(2300t)產(chǎn)品則具有可變位置配重裝置,可以在吊裝過程中自動展開。。但其缺點構(gòu)筑環(huán)軌增加了費用，使用中起重機無法帶載行走，限制了作業(yè)范圍。4）日本履帶起重機生產(chǎn)情況日本的履帶起重機起步于50～60年代，以機械傳動為主，70年代開始迅速發(fā)展，傳動以液壓為主。日本的主要生產(chǎn)廠家有神鋼公司、日立住友公司和石川島公司，日立住友是住友和曰立公司在2002年合并的品牌，主要生產(chǎn)起重量從30噸到650噸的ＳＣＸ系列產(chǎn)品。神鋼公司早在1964年，開發(fā)了3000系列履帶起重機，1977年開發(fā)了5000系列履帶式起重機，1982年設(shè)計成功5650履帶起重機，最大起重量650噸，1984年升級換代為7000系列履帶式起重機，現(xiàn)在7000系列又升級為ＣＫＥ系列履帶起重機，其開發(fā)的履帶起重機產(chǎn)品系列化程度高、性價比高，瞄準出口市場，深受發(fā)展家的歡迎，在全球范圍內(nèi)占有一定比例，主要生產(chǎn)的ＣＫＥ系列產(chǎn)品起重量從60噸到600噸，7000系列產(chǎn)品起重量從35噸到800噸?？偟膩碚f，日本產(chǎn)品的技術(shù)性能與德國產(chǎn)品還是有相當差距，但其進步較快，價格比德國產(chǎn)品更有競爭力。它們在銷售的產(chǎn)品規(guī)格大都為300噸以下產(chǎn)品，也有少量達到300以上的產(chǎn)品。1.2.2國內(nèi)履帶起重機的發(fā)展現(xiàn)狀我國生產(chǎn)履帶起重機歷史較短，“七五”期間以技術(shù)貿(mào)易相結(jié)合的方式，分別從日本和德國引進中小噸位履帶起重機生產(chǎn)技術(shù)。2004年以前，國產(chǎn)履帶起重機最大噸位僅為150t。自從2004年以來，以徐工集團、三一科技、撫挖重工、中聯(lián)重科為代表的國內(nèi)履帶起重機巨頭發(fā)展日新月異，產(chǎn)品逐漸形成系列化。1）徐州重型機械有限公司2003年，工廠斥巨資進行大規(guī)模技術(shù)改造，從國外進口多種高新設(shè)備，大型結(jié)構(gòu)件的焊接和加工制造水平得到了大幅提升。該公司立足自主研發(fā)，向世界先進水平看齊，攻克了桅桿吊、臂架柔性隨動調(diào)衡腰繩裝置、分體式轉(zhuǎn)臺、ＰＬＣ計算機集成控制系統(tǒng)等的設(shè)計制造核心技術(shù)。已生產(chǎn)銷售包括35~2000噸的全系列履帶起重機產(chǎn)品，系列齊全，多個產(chǎn)品填補國內(nèi)空白，目前公司正在研制更大噸位履帶起重機，將履帶起重機系列做大做強。2）撫挖重工機械股份有限公司國內(nèi)生產(chǎn)履帶起重機歷史最長的企業(yè)，主要包括35~1250噸系列履帶起重機產(chǎn)品。3）中聯(lián)浦沅中國工程起重機主要生產(chǎn)企業(yè)，2002年開始進軍履帶起重機行業(yè)，2005年初推出200噸履帶起重機。在今年5月28日宣布其3200噸履帶起重機下線。4）三一重工在2004年11月上海的寶馬會上展出了開發(fā)的50噸履帶起重機，目前在開發(fā)準備用于核電吊裝的3000噸級履帶起重機。1.3履帶起重機的發(fā)展趨勢根據(jù)海內(nèi)外履帶起重機的發(fā)展現(xiàn)狀，履帶起重機未來發(fā)展呈如下趨勢：1）為適應(yīng)大型工程項目的需要，持續(xù)向超大噸位發(fā)展。隨著電力、石油、化工、核電等行業(yè)的蓬勃發(fā)展，工程建設(shè)規(guī)模越來越大，工期越來越短。為了提高工程建設(shè)的施工質(zhì)量與施工效益，施工現(xiàn)場提出了以空間換時間的新型作業(yè)模式，對超大型起重機的需求愈來愈多。如核電施工中的美國Lampson公司的LTL-2600型2600t履帶起重機，特雷克斯—德馬格的CC8800TWIN型3200t雙臂架履帶起重機。履帶起重機持續(xù)向超大噸位發(fā)展，必將引起兩點質(zhì)的飛躍：第一，帶超起裝置的工況將成為履帶起重機的最常用工況，超起原理及超起裝置的完善、成熟與技術(shù)突破將產(chǎn)品研發(fā)的重點；第二，特別結(jié)構(gòu)的設(shè)計將成為產(chǎn)品設(shè)計的核心。2）操作控制系統(tǒng)的智能化隨著計算機技術(shù)和電子技術(shù)的不斷發(fā)展，逐步完善的計算機控制技術(shù)和測試技術(shù)在履帶起重機上得到廣泛的應(yīng)用。各種電子監(jiān)控系統(tǒng)、GPS衛(wèi)星定位系統(tǒng)、運行作業(yè)時的在線故障檢測與遠程診斷技術(shù)等是今后履帶起重機不斷向智能化發(fā)展的方向。3）安全設(shè)計與安全控制策略為重中之重伴隨著千噸級甚至是三千噸級大型設(shè)備的一次吊裝施工作業(yè)，吊重物的單筆價值越來越大，動輒逾億元，吊裝施工的風(fēng)險也越來越大。1999年造成經(jīng)濟損失約10億美元的藍色巨人（LTL-1500型1360t履帶起重機）傾翻事故警示尚在。2008年7月發(fā)生在美國休斯頓的深南TC3600（2268t）上下機斷裂又釀成了迄今最大的單臺履帶起重機事故。作為特種設(shè)備，履帶起重機的安全設(shè)計與安全控制策略將成為未來履帶起重機發(fā)展的重中之重。4）

充分運用新技術(shù)、新材料、新工藝和新的設(shè)計方法，使整機性能大大提高。890MPa屈服強度的臂架材料被廣泛采用，從而大幅度地降低了臂架自重，提高了產(chǎn)品起重性能。整機的結(jié)構(gòu)也逐漸采用屈服強度大的高強材料，通過優(yōu)化設(shè)計顯著減輕整機重量。同時為整機穩(wěn)定性，增加了必要的中央壓重，使得大噸位產(chǎn)品能夠具有較高的性能和良好的經(jīng)濟性。5）

打造專用和多功能的變型產(chǎn)品。面對越來越成熟的市場和差異化細分的客戶需求，具有領(lǐng)先意識的企業(yè)越來越重視打造專用的履帶起重機變型產(chǎn)品，加快技術(shù)驅(qū)動以鞏固行業(yè)地位。隨著風(fēng)力發(fā)電項目的開發(fā)力度加大，風(fēng)機設(shè)備的安裝高度及重量也不斷加大，一些專為此設(shè)計的新型起重機應(yīng)運而生，如LIEBHERR公司推出了窄軌距的LR1400/2-W型400t產(chǎn)品、伸縮臂履帶起重機LTR11200等。6）

產(chǎn)品設(shè)計模塊化、系列化、人性化隨著履帶起重機核心技術(shù)和專用技術(shù)的日益成熟，具備完善的產(chǎn)品系列化型譜的專業(yè)化制造廠家越來越多。面對競爭激烈的國際市場，實現(xiàn)產(chǎn)品模塊化、系列化開發(fā)，提高通用化與模塊化程度，重視人性化與人機工程學(xué)，降低安裝拆卸和維修保養(yǎng)的勞動強度、降低成本、提升產(chǎn)品競爭力，是產(chǎn)品持久生存的立足之本。第二章履帶起重機的主要構(gòu)成及技術(shù)參數(shù)2.1履帶起重機的主要構(gòu)成履帶起重機主要由工作機構(gòu)、金屬結(jié)構(gòu)、動力裝置、控制系統(tǒng)四部分構(gòu)成。2.1.1工作機構(gòu)工作機構(gòu)是為實現(xiàn)履帶起重機不同的運動要求而設(shè)置的，包括起升、變幅、回轉(zhuǎn)、行走機構(gòu)四種。1）起升機構(gòu)由減速機、液壓馬達、卷筒、鋼絲繩、滑輪組和吊鉤組成。液壓馬達及減速機的旋轉(zhuǎn)運動，通過卷筒——鋼絲繩——滑輪組機構(gòu)變?yōu)榈蹉^的垂直上下直線運動。2）變幅機構(gòu)實現(xiàn)吊鉤中心與起重機回轉(zhuǎn)中心軸線之間距離的改變。采用鋼絲繩變幅形式，與起升機構(gòu)相似，所不同的是變幅卷筒引出的鋼絲繩不是連接在吊鉤上，而是連接在吊臂端部。3）通過回轉(zhuǎn)機構(gòu)實現(xiàn)上車部分相對于下車部分的360

°以上全回轉(zhuǎn)運動。由液壓馬達經(jīng)減速機將動力傳遞到回轉(zhuǎn)機構(gòu)的小齒輪，小齒輪既作自轉(zhuǎn)又作沿著固定在底架上的大齒圈的公轉(zhuǎn)，從而帶動整個上車部分的回轉(zhuǎn)。4）行走機構(gòu)為整機的行走提供動力，行走馬達經(jīng)行走減速機將動力傳遞到驅(qū)動輪，帶動驅(qū)動輪旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動輪與履帶板嚙合，通過四輪一帶、履帶架、車架的共同作用，實行整機的行走。2.1.2金屬結(jié)構(gòu)履帶起重機的金屬結(jié)構(gòu)是履帶起重機的骨架，通常包括吊臂、轉(zhuǎn)臺、人字架、桅桿、車架、履帶架等。有它們共同承受起重機的自重以及作業(yè)時的各種外部載荷，各工作機構(gòu)的零部件都是安裝或支承在這些金屬結(jié)構(gòu)上的。1）吊臂包括主臂、固定副臂、塔式副臂等多種形式，采用多節(jié)組裝桁架結(jié)構(gòu)，調(diào)整節(jié)數(shù)后可改變長度，其下端鉸裝于轉(zhuǎn)臺前部，頂端用變幅鋼絲繩滑輪組懸掛支承，其傾角可改變。2）轉(zhuǎn)臺上安裝有多個動力、傳動系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)型式主要有兩種：大型產(chǎn)品轉(zhuǎn)臺采用兩個高度較大的工字型或箱型截面組成的封閉式轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)；小型產(chǎn)品中采用的小箱型轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)。3）人字架用來改變變幅力的方向，改善吊臂和變幅繩的受力狀態(tài)。由前撐桿和后拉桿組成。前撐桿為箱形雙肢結(jié)構(gòu)，裝有頂升油缸；后拉桿為可收縮或折疊式結(jié)構(gòu)。4）桅桿由箱形雙肢結(jié)構(gòu)組成，兩肢之間增設(shè)橫梁。在作業(yè)和起臂狀態(tài)均可改善主變幅繩、拉板和臂架的受力。5）車架承擔(dān)著通過回轉(zhuǎn)支承傳遞下來的所有載荷。根據(jù)履帶起重機產(chǎn)品噸位的不同，通常會采用大H型、X型、或小H型的箱型結(jié)構(gòu)。當履帶行走裝置不能隨主機一體運輸是，車架上須配置支腿油缸，用于起重機的自裝拆，通過銷軸鉸接于車架外側(cè)。6）履帶架一般全長采用寬肢薄壁箱型結(jié)構(gòu)。當行走機構(gòu)選用四驅(qū)型式時，履帶架的結(jié)構(gòu)隨之改進，其張緊通過張緊梁套接于履帶架結(jié)構(gòu)中實現(xiàn)。2.1.3動力裝置履帶起重機動力裝置采用柴油發(fā)動機，一般整機僅需一臺發(fā)動機為起升、變幅、回轉(zhuǎn)、行走機構(gòu)提供動力，但對于近期發(fā)展的采用前后履帶車的超大噸位履帶起重機，就要采用不同的發(fā)動機分別對前后車的機構(gòu)提供動力。2.1.4控制系統(tǒng)履帶起重機控制系統(tǒng)設(shè)有離合器、制動器、液壓傳動中的各種泵、閥、調(diào)速裝置、安全裝置，電氣控制中的各種傳感器、安全裝置等。通過這些控制系統(tǒng)創(chuàng)造的條件，改變起重機的運動特性，實現(xiàn)各機構(gòu)的啟動、調(diào)速、改向、制動、停止，從而達到起重機作業(yè)所要求的各種動作。2.2履帶起重機的主要技術(shù)參數(shù)及計算載荷2.2.1履帶起重機的主要技術(shù)參數(shù)1）起重量起重機起吊重物的質(zhì)量稱為起重量，通常以Q表示，單位t。通常以額定起重量表示。額定起重量指起重機在各種工況下安全作業(yè)所容許起吊重物的最大質(zhì)量。起重量隨著幅度的加大而減小。是起重機最主要的技術(shù)參數(shù)。2）幅度起重機回轉(zhuǎn)中心軸線至吊鉤中心的距離稱為幅度。某一長度的吊臂處于與水平面成某一夾角時，這個幅度值也就確定了，但當?shù)醣厶幱谕粖A角時，吊重狀態(tài)與空鉤狀態(tài)時的幅度值是不等的。所以標定起重機幅度參數(shù)時，通常指額定起重量下起重機回轉(zhuǎn)中心軸線至吊鉤中心的水平距離，用R表示，單位m。幅度也是衡量起重機能力的一個重要參數(shù)。3）起重力矩起重機的幅度與此幅度下起重量的乘積稱為起重力矩，以M表示，則M=Q×R，單位tm。它是綜合起重量與幅度兩個因數(shù)的參數(shù)。所以，起重力矩這個參數(shù)可以比較全面和確切地反映起重機的起重能力。4）起升高度起升高度是指自地面到吊鉤鉤口中心的距離，以H表示，單位m。在標定起重機技術(shù)參數(shù)時，通常以額定起升高度表示。額定起升高度是指滿載時吊鉤上升到極限位置，自吊鉤中心到地面的距離。5）工作速度履帶起重機的工作速度主要包括起升、變幅、回轉(zhuǎn)和行走速度。工作速度選擇合理與否，對起重機性能有很大影響。一般來說，起重機工作效率與各機構(gòu)工作速度有直接關(guān)系。當起重量一定時，工作速度越高，生產(chǎn)效率也越高。但速度高也帶來一系列不利的影響因素。如慣性增大，起制動時引起的動力載荷增大，從而機構(gòu)的驅(qū)動功率和結(jié)構(gòu)強度也要相應(yīng)增大。所以，合理選擇工作速度要考慮與之相關(guān)的一系列因素。6）自重及重量指標起重機自重是指起重機處于工作狀態(tài)時起重機本身全部重量，以G表示，單位t。起重機自重這一參數(shù)是評價起重機的一個綜合性指標。它反映了起重機設(shè)計、制造和所選用材料的技術(shù)水平。隨著技術(shù)的進步和材料性能的提高，起重機自重可以相應(yīng)地減少。2.2.2履帶起重機的計算載荷設(shè)計履帶起重機時，必須首先確定作用在起重機上的外載荷，以作為計算起重機穩(wěn)定性、結(jié)構(gòu)零部件和金屬結(jié)構(gòu)強度以及選擇發(fā)動機功率的依據(jù)。作用在起重機上的外載荷，應(yīng)根據(jù)實際情況確定，主要有：起重載荷、起重機自重載荷、風(fēng)載荷、重物偏擺引起的水平慣性力載荷、沖擊引起的動力載荷等。1）起重載荷Ｑ+q對于吊鉤式起重機，起重載荷包括最大起重量Ｑ和吊鉤、鎖具自重q。2）自重載荷指除起重載荷外起重機各部分的總重量，它包括結(jié)構(gòu)自重、機構(gòu)和液壓電氣設(shè)備等重量。起重機自重，在設(shè)計前是未知的，初步設(shè)計時可根據(jù)同類型、參數(shù)相近的機型進行初步估計，但最后核算的重量如與估計重量出入較大時，則應(yīng)重新進行調(diào)整和核算。自重載荷根據(jù)具體結(jié)構(gòu)形式，以集中或均布載荷作用在相應(yīng)位置上。3）風(fēng)載荷Ｗ履帶起重機主要在野外工作，必須考慮風(fēng)產(chǎn)生的載荷。風(fēng)載荷風(fēng)工作狀態(tài)風(fēng)載荷和非工作狀態(tài)風(fēng)載荷，其計算公式為：式中：Pw——作用在起重機上或物品上的風(fēng)載荷C——風(fēng)力系數(shù)Kh——風(fēng)壓高度系數(shù)q——計算風(fēng)壓（N/m2）A——起重機或物品垂直于風(fēng)向的迎風(fēng)面積（m2）4）重物偏擺引起的水平慣性力載荷Ｔ回轉(zhuǎn)動臂式起重機撓性懸掛重物時，因受水平風(fēng)力、起重機回轉(zhuǎn)時的離心力、變幅時重物水平移動慣性力、以及回轉(zhuǎn)加速、制動時的切向慣性力等原因使重物偏擺一個角，而引起水平了力Ｔ：Ｔ＝（Ｑ+q）tg5)振動和沖擊引起的動載荷由于起重機是彈性系統(tǒng)，在驟然加載或減載時，會引起系統(tǒng)的彈性振動，這種振動會產(chǎn)生振動效應(yīng)，通常把相應(yīng)于振動應(yīng)力的載荷稱為振動載荷。這是一種動力載荷。對于金屬結(jié)構(gòu)和支承零件，由于起升機構(gòu)工作時，被提升的重物驟然離地或下降時驟然制動，就會產(chǎn)生這種動力載荷；對應(yīng)于傳動零件，由于起重機各機構(gòu)起動、制動要引起動力載荷，因而機構(gòu)傳動零件也要承受這種載荷。為了便于計算，通常動力載荷以靜載荷（當不平穩(wěn)時還包括慣性載荷）乘以一個大于1的系數(shù)，系數(shù)稱之為動載荷系數(shù)。具體選取可分別按金屬結(jié)構(gòu)和傳動零件由起重機設(shè)計手冊所推薦的公式和數(shù)值進行計算和選取。其動載荷可按下列近似公式計算： =1+式中V──重物起升速度（m/s）；──對于動臂型起重機≈0.20~0.40第三章履帶底盤的設(shè)計3.1履帶起重機底盤的組成履帶起重機底盤，主要由中間的車架、兩側(cè)的行走裝置、傳遞上車動力與控制的中心回轉(zhuǎn)體、提供行走機構(gòu)運行動力的液壓系統(tǒng)組成，在200噸及以上對四輪采用集中潤滑的產(chǎn)品上還包括集中潤滑系統(tǒng)。其中，行走裝置還包括履帶架、行走機構(gòu)、四輪一帶。圖3-1履帶底盤圖中：序1、行走機構(gòu)序2、行走裝置序3、集中潤滑序4、車架序5、中心回轉(zhuǎn)體序6、液壓系統(tǒng)圖3-2行走裝置圖中：序1、履帶架序2、四輪一帶序3、行走機構(gòu)3.2設(shè)計中作為參考的參數(shù)履帶底盤金屬結(jié)構(gòu)的設(shè)計需要明確知道上車經(jīng)回轉(zhuǎn)支承傳遞到履帶底盤上的最終載荷，需要明確整機起重性能計算時設(shè)定的履帶底盤傾翻線，給定履帶底盤的大約重量，行走機構(gòu)的設(shè)計需要明確整機的最大行走質(zhì)量，行走速度需求，發(fā)動機能提供的轉(zhuǎn)速、功率，泵能提供的壓力、流量等。給定的主要參數(shù)見表3-1：表3-1整機主要參數(shù)項目單位數(shù)值最大起重量主臂t200固定副臂t30塔式副臂t48最大起重力矩kN.m10000臂架長度主臂m16.5～85.5固定副臂m13～31塔式副臂m22～58主臂工作角度°30～81°最大行走速度km/h1.0爬坡度30%平均接地比壓MPa0.105發(fā)動機功率/轉(zhuǎn)速Kw/rpm242/2100行走泵最大排量ml/r140行走泵工作壓力bar≤350整機質(zhì)量(主吊鉤，16.5米主臂)t200底盤起重作業(yè)狀態(tài)傾翻線(長×寬)m6300×6100最大行走質(zhì)量t237.6通過對上車各項載荷進行核算，上車在不同的載荷組合條件下，通過回轉(zhuǎn)支承傳遞給底盤的載荷見表3-2：表3-2底盤計算載荷組合序號載荷組合狀態(tài)最大垂直力（KN）最大彎矩（KN.m）1無風(fēng)靜載327365072有風(fēng)動載346974873特殊載荷376389573.3車架、履帶架的設(shè)計車架、履帶架是履帶起重機底盤的骨架，上車的載荷經(jīng)回轉(zhuǎn)支承傳遞到車架上，再經(jīng)車架傳遞給兩側(cè)的履帶架，經(jīng)支重輪、履帶板傳導(dǎo)到地面。車架、履帶架必須有足夠的強度與剛度來滿足整車承載的需求。3.3.11）在200噸級的履帶起重機產(chǎn)品中，車架皆是采用X型，寬肢薄壁大箱型結(jié)構(gòu)，箱型內(nèi)局部增加筋板對局部載荷較大處進行加強；2）與履帶架間采用液壓銷軸連接形式，鉸點上方設(shè)可傳遞橫向載荷的頂板結(jié)構(gòu)；3）具有高剛性的回轉(zhuǎn)支承采用高強螺栓預(yù)緊在車架上平面的座圈上；4）車架箱型內(nèi)設(shè)置圈梁傳遞上車的載荷。3.3.1由于受到運輸尺寸與重量、加工設(shè)備能力的限制，車架的總寬度必須控制在3400mm以內(nèi)，考慮到200噸級產(chǎn)品為滿足履帶行走裝置的拆裝需求，車架上前后側(cè)需要設(shè)置支腿結(jié)構(gòu)，車架與履帶架連接鉸點處采用雙耳結(jié)構(gòu)，這樣將車架鉸點前后方向的距離定為2500mm；由給定的整機傾翻線，結(jié)合履帶架箱型的初步設(shè)計，定出車架鉸點左右方向的距離為5000mm；根據(jù)整機通過性需求，車架的下平面位置是確定的；根據(jù)同級別產(chǎn)品的成熟經(jīng)驗，確定車架的截面高度為800mm，上下蓋板厚度為30mm立板的厚度為25mm，箱型內(nèi)部。圖3-3車架方案圖3.3.1運用proe三維繪圖軟件，采用自上而下的方式對車架進行三維建模。首先，根據(jù)既定的鉸點位置，截面特性，建立車架的骨架模型，目的是為了方便的對車架的三維方案圖進行快速的更改。圖3-4車架三維骨架圖以骨架作為基礎(chǔ)，采用在組件中創(chuàng)建零件的模式，建立各零件的模型。過程中注意了零件之間的參照關(guān)系，優(yōu)先以骨架作為參照，其次以先建立的零件如底板的特征作為參照，絕不可前后的零件特征互為參照，那將導(dǎo)致整個模型的參照關(guān)系混亂，模型再生失敗。建成的車架三維模型如下圖所示：圖3-5車架三維模型圖3.31）履帶架與車架連接鉸點處采用單耳結(jié)構(gòu)，上方設(shè)有與車架頂板對應(yīng)的頂板結(jié)構(gòu)；2）主梁采用箱型結(jié)構(gòu)，內(nèi)設(shè)橫向筋板加強腹板剛性。為保證作業(yè)安全性，同時減少安裝、運輸?shù)某杀?，履帶架要在保證強度、剛性的前提下盡量減輕重量，所以在整機空間允許的范圍內(nèi)，應(yīng)盡量加大主截面高度，減小主板厚度，往驅(qū)動輪、導(dǎo)向輪的兩端部則做成變截面高度形式；3）配合行走減速機的安裝形式，驅(qū)動架采用單板加圈板加強的形式；4）履帶架前端設(shè)置安裝導(dǎo)向輪的開口槽型結(jié)構(gòu)；5）履帶架下方分布有12個支重輪的安裝孔。支重輪的分布直接影響履帶架的受力狀態(tài)，在靠近兩端處，支重輪的分布要密于中間部位，而與車架連接的鉸點處，支重輪的分布也要盡量密一些。3.3.2根據(jù)車架的離地高度，車架主截面高度，回轉(zhuǎn)支承的高度，履帶架的主截面高度定為850mm；根據(jù)支重輪的踏面寬度，履帶板的牙齒寬度等確定寬度為570mm，上蓋板厚度40mm，底板厚度70mm，腹板厚度20mm，驅(qū)動板厚度60mm。圖3-6履帶架方案圖3.3.2運用proe三維繪圖軟件，采用自上而下的方式對履帶架進行三維建模。首先，根據(jù)既定的鉸點位置，截面特性，建立履帶架的骨架模型，目的是為了方便的對履帶架的三維方案圖進行快速的更改。圖3-7履帶架三維骨架圖以骨架作為基礎(chǔ)，采用在組件中創(chuàng)建零件的模式，建立各零件的模型。過程中注意了零件之間的參照關(guān)系，優(yōu)先以骨架作為參照，其次以先建立的主要基礎(chǔ)零件如底板的特征作為參照，絕不可前后的零件特征互為參照，那將導(dǎo)致整個模型的參照關(guān)系混亂，模型再生失敗。建成的車架三維模型如下圖所示：圖3-8履帶架三維模型圖3.3.33.3.3上車的垂直力G0，彎矩M，車架自重為G下，臂架投影線與車正前方向夾角為φ，則銷軸的受力可按照下面的公式求得：車架各支承點的反力為：因車架是軸對稱結(jié)構(gòu)，上車可360°回轉(zhuǎn)，所以四點的最大支反力相等。令dc/dφ=0，即可求出C點支反力最大時的φ角：b=2500/2=1250a=5100/2=2550mm=2.55m=無風(fēng)靜載狀態(tài)，銷軸最大受力：有風(fēng)動載狀態(tài)，銷軸最大受力：特殊載荷狀態(tài)，銷軸最大受力：3.3.3.2以最大載荷2971kN設(shè)計銷軸。銷軸連接形式為雙剪切軸，銷軸一端為軸肩，另一端為防止銷軸后退的固定在耳板上的擋板，可簡化為一端固定較支座，一端活動鉸支座。銷軸直徑初定為d=150mm，材料為40Cr，下面對銷軸進行校核。圖3-9車架履帶架連接銷軸簡圖材料：40Cr，抗拉強度，屈服強度，許用應(yīng)力[]=351MPa，許用剪切應(yīng)力[]=210MPa軸所受的剪切應(yīng)力為：剪應(yīng)力滿足要求。銷孔耳板擠壓應(yīng)力計算耳板材料：Q460，抗拉強度，屈服強度，許用應(yīng)力[]=295MPa，最大受力工況：單耳厚60mm，雙耳厚40mm×2；單耳擠壓應(yīng)力：雙耳擠壓應(yīng)力：擠壓應(yīng)力滿足要求。所設(shè)計銷軸直徑能夠滿足使用要求。3.3履帶起重機底盤的工作類型屬于輕型，一般情況下可不驗算其疲勞。因此，只要按工作狀態(tài)下的最大載荷來作強度計算即可。根據(jù)起重機設(shè)計相關(guān)規(guī)范和標準，計算分無風(fēng)靜載、有風(fēng)動載、特殊載荷三種載荷狀態(tài)，無風(fēng)靜載、有風(fēng)動載狀態(tài)對應(yīng)正前、正后、對角線、45°四個工作角度進行計算，特殊載荷狀態(tài)對應(yīng)正前、正后兩個工作角度進行計算，起臂狀態(tài)的載荷被吊載狀態(tài)的載荷所覆蓋，不須單獨計算。車架、履帶架結(jié)構(gòu)采用材料為Q460，（厚度大于16mm），，許應(yīng)應(yīng)力和安全系數(shù)如表3-3：表3-3安全系數(shù)受力情況結(jié)構(gòu)件焊接拉、壓、彎[]==320MP[]同結(jié)構(gòu)件剪切[]==185MPa[]==226MPa擠壓[]=[]1.4=448MPa——車架、履帶架三維方案模型建立完成后，根據(jù)三維模型，在有限元計算軟件ANSYS中建立車架、履帶架的有限元模型。履帶架和車架都是由空間方向不同的板焊接成的封閉的箱型結(jié)構(gòu)。在建立有限元模型時，均采用可承彎板殼單元進行網(wǎng)格剖分，單元類型為四邊形單元或三角形單元，建模時遵循的原則：1)各板件厚度方向的位置以板厚中分面位置來確定。2)簡化成板殼的結(jié)構(gòu)用以四邊形單元為主，三角形單元為輔的方式劃分網(wǎng)格，以保證計算的精度。3)銷軸連接處用梁和桿的混合結(jié)構(gòu)模擬。車架履帶架有限元模型如圖所示，模型節(jié)點數(shù)為59306，單元數(shù)為61194。圖3-10底盤結(jié)構(gòu)有限元模型在有限元模型中，車架與履帶架銷軸連接的部分采用接觸模擬方式，以梁單元模擬連接銷軸，銷軸與銷孔間采用桿單元進行接觸模擬，約束了相對位置的軸的轉(zhuǎn)動。車架與履帶架擠壓塊連接的部分采用垂直于擠壓面方向的耦合，只約束垂直擠壓面的方向，其他方向可以有相對位移。以梁單元模擬支重輪銷軸及支重輪輪體，支重輪輪體與地面間用桿單元進行連接，約束底端節(jié)點三個方向的平動，為使模型可以計算，在兩端最遠點的支重輪處增加梁單元。加載方式為通過回轉(zhuǎn)支承安裝孔進行加載：整車在吊載工況下的計算模型如下：圖3-11整機計算模型回轉(zhuǎn)支承以上所有的載荷通過回轉(zhuǎn)支承以垂直力和彎矩載荷形式傳遞下來，垂直力和彎矩載荷可按照下面的計算方式等效施加到車架與回轉(zhuǎn)支承連接的每一個螺栓上。忽略次要的風(fēng)載等水平荷載，回轉(zhuǎn)支承對車架的作用主要有垂直力和變幅平面內(nèi)的彎矩，車架自重在有限元計算時通過重力加速度來考慮。以無風(fēng)靜載工況為例，回轉(zhuǎn)支承受到的整體垂直載荷為3469kN，傾翻力矩為7487kN.m，回轉(zhuǎn)支承與車架連接的螺栓孔所在直徑為2.410m。每個螺栓受到的垂直載荷的分力為：設(shè)彎矩M使第n個螺栓受力為，距離中心平面的距離為；每個螺栓受力呈正弦分布，72個螺栓受力在變幅平面上的投影呈線性分布，斜率為，即：其中：，則：兩螺栓到回轉(zhuǎn)中心線的夾角為：第n個螺栓受力為：每個螺栓的受力為：可得到各工況下每個螺栓受力表，表3-4給出的是無風(fēng)靜載正前方（0°）吊載時的螺栓力，力的單位為N。表中螺栓序號順序為：車架前方中間的螺栓序號為1，以逆時針順序遞加。表3-4正前方（0°）吊載時的螺栓力序號123456789受力-220778.6-220121.9-218156.5-214897.6-210369.9-204607.8-197655.2-189565.1-180398.9序號101112131415161718受力-170226.6-159125.3-147179.8-134480.8-121125.1-107214.2-92854.04-78153.92-63225.71序號192021222324252627受力-48183-33140.3-18212.09-3511.96510848.1824759.0638114.8150813.7862759.33序號282930313233343536受力73860.5484032.9393199.07101289.2108241.7114003.8118531.5121790.5123755.8序號373839404142434445受力124412.6123755.8121790.5118531.5114003.8108241.7101289.293199.0884032.94序號464748495051525354受力73860.5562759.3550813.8038114.8324759.0810848.19-3511.947-18212.07-33140.28序號555657585960616263受力-48182.99-63225.69-78153.9-92854.03-107214.2-121125.1-134480.8-147179.8-159125.3序號646566676869707172受力-170226.5-180398.9-189565.1-197655.2-204607.8-210369.8-214897.6-218156.5-220121.9下面給出了無風(fēng)靜載正前方（0°）吊載時的應(yīng)力應(yīng)變云圖，圖中變形放大倍數(shù)均為100，應(yīng)力單位Mpa，應(yīng)變單位mm。1）整體情況.圖3-12正前方吊載時下車的整體VONMises應(yīng)力云圖圖3-13正前方吊載時下車的整體應(yīng)變云圖2）車架整體和局部應(yīng)力應(yīng)變圖3-14正前方吊載時車架的整體VONMises應(yīng)力云圖圖3-15正前方吊載時車架鉸點處VONMises應(yīng)力云圖圖3-16正前方吊載時車架大應(yīng)力區(qū)域履帶梁的應(yīng)力應(yīng)變圖3-17正前方吊載時履帶梁大應(yīng)力區(qū)域圖3-18正前方吊載時履帶梁前鉸點附近VONMises應(yīng)力云圖3.3.車架、履帶架的有限元計算具體見表3-5，表3-6，表3-7。表3-5無風(fēng)靜載工況計算結(jié)果單位(Mpa）最大應(yīng)力車架最大應(yīng)力最大變形正前吊載276.027244.5089.609對角線吊載257.452250.296.75345°吊載289.274265.4298.046正側(cè)吊載229.559202.2085.304表3-6有風(fēng)動載工況計算結(jié)果單位(Mpa）最大應(yīng)力車架最大應(yīng)力最大變形正前吊載311.232274.69710.73對角線吊載290.679279.897.27545°吊載330.409298.67911.573正側(cè)吊載252.943222.8375.782表3-7特殊載荷工況計算結(jié)果單位(Mpa）最大應(yīng)力車架最大應(yīng)力最大變形正前吊載361.967318.27614.472正側(cè)吊載286.973252.9196.483根據(jù)以上計算結(jié)構(gòu)可以得出結(jié)論，車架、履帶架的結(jié)構(gòu)設(shè)計是合理的，應(yīng)力分布均勻，變形量能夠滿足要求，材料利用合理，方案可行。3.4履帶板的設(shè)計伴隨履帶起重機向中大噸位產(chǎn)品的快速邁進，小噸位產(chǎn)品履帶板的等板厚高剛度技術(shù)已不能滿足產(chǎn)品發(fā)展的需要。由于中大噸位產(chǎn)品履帶板的節(jié)距大，截面高，等板厚高剛度的結(jié)構(gòu)使履帶板在強載荷作用下，因剛度大而難以產(chǎn)生應(yīng)有的諧調(diào)變形，無法及時有效的將載荷卸載到相鄰的履帶板上，從而導(dǎo)致履帶板出現(xiàn)問題的可能性增加；而等板厚的設(shè)計也使履帶板的重量偏高，不能滿足中大噸位產(chǎn)品對履帶梁進行自拆裝的要求。所以中大噸位履帶起重機產(chǎn)品的履帶板，為既能適應(yīng)起重作業(yè)工況下的強度和韌性要求，又能滿足履帶梁拆裝時的減輕重量要求，從履帶板截面的厚度變化到內(nèi)部筋板的布置，都發(fā)生了根本性的改變。在本產(chǎn)品的履帶板設(shè)計中，通過分析比較，履帶板的主體結(jié)構(gòu)拋棄了等板厚高剛度的設(shè)計思想，向著等應(yīng)力柔性主截面設(shè)計方向發(fā)展：圖3-19小噸位履帶板主截面結(jié)構(gòu)圖3-20本次設(shè)計履帶板主截面結(jié)構(gòu)1）履帶板中間主要受載部位，支重輪行走碾壓處的箱型主截面尺寸盡量做的高一些，箱型上下面板的厚度做的厚一些，形成支重輪行走部位箱型主截面的高強度和高剛度，適應(yīng)在起重作業(yè)或起臂工況支重輪傳遞的大載荷的碾壓要求；2）從支重輪行走部位外側(cè)到履帶板兩端，采用來自于大型結(jié)構(gòu)件設(shè)計理念的等強度變截面變板厚的設(shè)計思路，將履帶板的主截面上下面板做成板厚漸變形式，并將履帶板的上面做成大圓弧結(jié)構(gòu)，使其剛度呈現(xiàn)快速均勻下降，在履帶板受載時可提高履帶板兩側(cè)的協(xié)調(diào)變形能力，使履帶板在受載時迅速從受彎轉(zhuǎn)化到受壓狀態(tài)，減小履帶板發(fā)生斷裂的可能性。變截面變板厚的結(jié)構(gòu)還可以大幅減小履帶板的整體重量；3）履帶板內(nèi)部筋板結(jié)構(gòu)從小噸位產(chǎn)品的簡單垂直筋板結(jié)構(gòu)向著縱斜向環(huán)形筋板外加三角形加強筋板的方向發(fā)展。靠中間支重輪行走處采用厚度較大的環(huán)形筋板，環(huán)形筋板與主截面間增加三角形筋板來改變此處結(jié)構(gòu)的受力情況；往履帶板兩側(cè)，環(huán)形筋板的厚度逐漸減小，三角形筋板也漸變?yōu)闊o。環(huán)形筋板的布置，與履帶板的連接銷耳產(chǎn)生一定的聯(lián)系，同時可對履帶板的連接銷耳起到一定的加強作用。新的筋板布置可以提高中間受載部位處的強度和剛度，提高往履帶板兩側(cè)處對強度及剛度的漸變要求，提高履帶板的穩(wěn)定性，滿足履帶板承受支重輪傳來的大載荷時的需求。履帶板結(jié)構(gòu)的改進，需要足夠的理論依據(jù)和充分的計算做支撐。改進過程中利用功能強大的ANSYS分析軟件對采用傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)和全新結(jié)構(gòu)的兩種履帶板進行了受載分析計算。由于實際工作過程中作業(yè)現(xiàn)場地面條件及載荷條件復(fù)雜多變，履帶板實際受載情況很難準確模擬。所以對兩種結(jié)構(gòu)的履帶板采用同等的約束條件，相同的載荷分布情況下，分析對比了兩種結(jié)構(gòu)在牙齒與驅(qū)動輪嚙合、支重輪碾壓在履帶板上、連接銷耳受拉幾種載荷狀態(tài)下履帶板的內(nèi)力分布情況。履帶板整體結(jié)構(gòu)極不規(guī)則，內(nèi)部筋板縱橫交錯，若簡化為板殼單元進行計算則過于理想化，其結(jié)果與實際情況相差太大。為使計算結(jié)果更接近實際，對履帶板采用了實體單元進行劃分，并對履帶板的鑄造圓角結(jié)構(gòu)進行了簡化處理，以提高所得單元的質(zhì)量。由于履帶板在長度方向上結(jié)構(gòu)及載荷均對稱，所以僅建立了半塊履帶板的模型進行分析。改進前的模型如圖3，改進后的模型如圖4。因兩種結(jié)構(gòu)下的履帶板外形沒有太大區(qū)別，只是主截面在高度方向的一些改變，所以兩個模型看起來非常接近。圖3-21沿襲小噸位結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-22采用新型結(jié)構(gòu)的履帶板在牙齒與驅(qū)動輪嚙合、支重輪壓在履帶板上、連接銷耳受拉三種載荷狀態(tài)下，分別對兩種履帶板施加相同的約束與載荷后進行求解。為方便對兩種履帶板的內(nèi)力分布情況進行比較，分別取履帶板的橫向中截面、縱向中截面、銷耳中心線所處平面三個平面上內(nèi)力的分布來對比分析其受力情況：1）履帶板牙齒與驅(qū)動輪嚙合履帶起重機行走時，以發(fā)動機為原動力，通過先導(dǎo)手柄控制液壓油泵和主閥，驅(qū)動行走液壓馬達運轉(zhuǎn)，帶動行走減速機工作。驅(qū)動輪通過螺栓固定在行走減速機上，行走減速機運轉(zhuǎn)時，驅(qū)動輪產(chǎn)生轉(zhuǎn)動，驅(qū)動輪與履帶板牙齒嚙合，帶動履帶板產(chǎn)生運動，最終實現(xiàn)整車的前進、后退和轉(zhuǎn)向。履帶板牙齒與驅(qū)動輪嚙合時，接觸部位材料會產(chǎn)生一定的諧調(diào)變形，在履帶板牙齒和驅(qū)動輪牙齒上各形成一個較小的接觸面，在對履帶板進行分析時，將載荷加在履帶板牙齒的這個微小曲面上，并對履帶板的連接銷耳進行相應(yīng)的位移約束。a．沿襲小噸位履帶板結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-23履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖b．采用新型結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-24履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖2）支重輪壓在履帶板上履帶起重機在正前、正后方正常起重作業(yè)狀態(tài)，帶載行駛狀態(tài)，正前方起臂狀態(tài)下，履帶接地區(qū)段最前端的支重輪會對履帶板產(chǎn)生很大的壓力，需要履帶板有足夠的強度剛度及足夠的諧調(diào)變形能力來滿足使用要求。此時支重輪與履帶板的接觸處，也會產(chǎn)生材料諧調(diào)變形形成的受載微小曲面，對履帶板上的此微小曲面進行加載，并在履帶板的接地面選出指定位置進行相應(yīng)的位移約束（如對整個接地面約束，則過于理想化，不符合實際情況，所得結(jié)果過于偏安全）。沿襲小噸位履帶板結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-25履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖b．采用新型結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-26履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖3）連接銷耳受拉支撐面受壓單邊單驅(qū)帶載行駛（后退）時，履帶接地段最最外端支重輪下的履帶板，即承受著作用在履帶板與支重輪接觸處的整機包括重物的垂直載荷，又承受著驅(qū)動輪與履帶板嚙合傳遞來的作用在銷耳處的拉力。對履帶板上因支重輪傳遞的垂直載荷而產(chǎn)生諧調(diào)變形形成的微小曲面及一側(cè)的連接銷耳施加載荷，對另一側(cè)的連接銷耳及履帶板的接地面局部進行約束。a．沿襲小噸位履帶板結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-27履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖b．采用新型結(jié)構(gòu)的履帶板圖3-28履帶板應(yīng)力狀態(tài)圖對以上計算結(jié)果進行提取，可得在相同約束與載荷條件下，兩種結(jié)構(gòu)的履帶板三大主截面在各個不同工況下的應(yīng)力極值（單位：MPa），如表3-8：表3-8履帶板上的應(yīng)力極值分布不同工況截面牙齒與驅(qū)動輪嚙合支重輪壓在履帶板上連接銷耳受拉支撐面受壓老結(jié)構(gòu)新結(jié)構(gòu)老結(jié)構(gòu)新結(jié)構(gòu)老結(jié)構(gòu)新結(jié)構(gòu)銷耳中心線所處平面84.5100.4144157146.7161縱向中截面257256117135114135橫向中截面448.8212.8302301328297以相同約束與載荷條件下兩種履帶板三截面上的應(yīng)力值為縱坐標，不同的截面為橫坐標，對比兩種結(jié)構(gòu)履帶板在各工況下各截面上的最大應(yīng)力分布，得其應(yīng)力分布圖表如下：圖3-29履帶板最大應(yīng)力分布圖表由圖表可明顯看出，相比采用傳統(tǒng)小噸位履帶板結(jié)構(gòu)的履帶板來講，新結(jié)構(gòu)的履帶板在三個主截面上的應(yīng)力分布更加合理，在施加同樣的約束與同樣的載荷時，三主截面上產(chǎn)生的最大應(yīng)力的差值明星減小，應(yīng)力分布更為均勻，且履帶板上的最大應(yīng)力值遠小于老結(jié)構(gòu)的履帶板，其結(jié)構(gòu)的合理性與優(yōu)越性是顯而易見的。第四章行走機構(gòu)設(shè)計行走機構(gòu)采用液壓傳動，內(nèi)藏式常閉制動器行星減速機，相配套的驅(qū)動馬達采用斜軸柱塞式兩點變量馬達，配十齒驅(qū)動輪。4.1行走機構(gòu)阻力計算行走阻力采用無風(fēng)靜載載荷組合計算，最長臂型原地轉(zhuǎn)彎阻力最大，因此以最長臂型計算行走阻力。1)地面對履帶的運行阻力式中，—運行比阻力系數(shù)，對于堅實路面，??； G—整車自重，；2)慣性阻力式中，—行走速度，； —起動時間，取。3)風(fēng)阻力風(fēng)從車前向后吹，風(fēng)壓為一類風(fēng)壓。a.臂架風(fēng)阻力式中，—風(fēng)力系數(shù)，，??； —弦桿外徑，d=121mm； —結(jié)構(gòu)的充實率，＝0.3； —兩片相鄰桁架前片對后片的擋風(fēng)折減系數(shù)，； —臂架截面寬，； L—臂長，L=85.5m —臂架仰角，。b.車體風(fēng)阻力式中，C—風(fēng)力系數(shù)，C=1.3； —轉(zhuǎn)臺迎風(fēng)面積，。c.風(fēng)阻力4)坡阻力式中，—行走坡度，。5)內(nèi)阻力式中，—內(nèi)阻力系數(shù)，取。6)原地轉(zhuǎn)彎阻力式中，－垂直載荷和摩擦阻力的比例系數(shù)，對于堅實地面，取；－履帶接地長度，；－轉(zhuǎn)彎半徑，；－軌距，。－偏心系數(shù)，X—整機重心，X=-1.936m7)單邊空載平道行駛8)單邊空載爬坡行駛9)單邊空載原地轉(zhuǎn)彎10)單邊帶載平道行駛根據(jù)標準，允許帶70％載荷平道行駛，計算工況為16.5m主臂，5m幅度，行駛載荷為，此時整機自重為340t。行駛阻力為：式中，11)行走機構(gòu)最大阻力由以上的計算結(jié)果，得出在空載原地轉(zhuǎn)彎時，綜合考慮各方面的影響因素后，行走機構(gòu)的最大阻力為：4.2行走減速機選型根據(jù)市場上現(xiàn)有的行走減速機參數(shù)情況，首先大致確定兩種減速機為目標進行選擇表3-3行走減速機備選方案參數(shù)表減速機最大輸出扭矩Mg（KN.m）速比i可配置驅(qū)動輪的直徑D（mm）方案一360257950方案一440420900減速機提供最大牽引力T的計算：方案一：<方案一：>式中，—機械效率，=0.89所以，選擇方案二：行走減速機最大輸出扭矩為440KN.m，速比為420的行走減速機，配置外徑為900mm的驅(qū)動輪。4.3行走馬達設(shè)計減速機輸出轉(zhuǎn)速ng：行走液壓馬達所需轉(zhuǎn)速nm：行走馬達所需輸出扭矩Mm：行走馬達所需最大排量：式中，—最大行走速度（）—減速機傳動比，=420—馬達機械效率，=0.95—減速機機械效率，=0.9—系統(tǒng)工作壓力根據(jù)以上計算，選擇A6VE250的馬達，最大排量為250ml/r，最大扭矩為1391Nm，最大轉(zhuǎn)速為3600r/min。4.4發(fā)動機、行走泵驗算泵所需最大流量Q：在最大行走速度時，馬達的排量可設(shè)為最大排量的1/3，則泵能提供的最大流量Q：泵的扭矩Mp：（泵最大輸入扭矩）泵的最大功率Np：（發(fā)動機功率）式中，—馬達最大排量（ml/r）—馬達和管路容積效率，=0.97—泵最大排量（ml/r）—泵的轉(zhuǎn)速（r/min）—泵容積效率，=0.97—最大工作壓力（MPa）—泵機械效率，=0.95—最大工作流量（L/min）—泵總效率，=0.92所以，發(fā)動機、行走泵能夠滿足使用要求。4.5行走機構(gòu)參數(shù)確定根據(jù)以上計算，確定行走機構(gòu)為最大輸出扭矩440KN.m，速比420的行走減速機，配最大排量250ml/r的馬達（最小排量設(shè)為最大排量的1/3），配置外徑為900mm的驅(qū)動輪。第五章履帶底盤液壓系統(tǒng)設(shè)計5.1支腿油缸的設(shè)計圖5-1支腿油缸系統(tǒng)圖1）缸體材料選擇液壓缸缸體的常用材料為20、35、45號無縫鋼管。因20號鋼的力學(xué)性能略低，且不能調(diào)質(zhì)，應(yīng)用較少。當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需焊接時，則應(yīng)采用焊接性能較好的35鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)。一般情況下，均采用45鋼，并應(yīng)調(diào)質(zhì)到241～286HB。缸體毛坯也可采用鍛鋼、鑄鋼或鑄鐵件。鑄鋼可采用ZG35B等材料，鑄鐵可采用HT200～HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。特殊情況下，可采用鋁合金等材料。本次設(shè)計的支腿油缸有較多需焊接之處，采用焊接性能較好的35鋼，，。2）缸體的技術(shù)要求缸體內(nèi)徑采用H8、H9配合。表面粗糙度：當活塞采用橡膠密封圈密封時，尺寸為0．1～0．4／lm，當活塞用活塞環(huán)密封的情況。缸體內(nèi)徑的圓度公差值可按9、10或11級精度選取，圓柱度公差值應(yīng)按8級精度選取。缸體端面的垂直度公差值可按7級精度選取。當缸體與缸頭采用螺紋聯(lián)接時，螺紋應(yīng)取為6級精度的米制螺紋。當缸體帶有耳環(huán)或銷軸時，孔徑0：或軸徑d：的中心線對缸體內(nèi)孔軸線的垂直度公差值應(yīng)按9級精度選取。為了防止腐蝕和提高壽命，缸體內(nèi)表面應(yīng)鍍以厚度為30—40mm的鉻層，鍍后進行珩磨或拋光。3）支腿油缸主要參數(shù)設(shè)計支腿油缸為單桿活塞式液壓缸，大腔推力最大為440kN：式中——液壓缸推力(kN)；——工作壓力(MPa)，系統(tǒng)工作壓力為22MPa；——大腔的作用面積()；；——缸筒內(nèi)徑(m)液壓缸內(nèi)徑的計算：根據(jù)載荷的大小和選定的系統(tǒng)壓力計算液壓缸內(nèi)徑D1根據(jù)工程液壓缸內(nèi)徑系列，選擇內(nèi)徑為φ160mm?；钊麠U直徑d的計算:根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑d:式中——活塞桿直徑（m）；——活塞直徑（m）；——速度比（工作壓力F＞20MPa時，取2）缸筒壁厚的選擇：由工程機械用液壓缸外徑系列選外徑φ194mm，壁厚17mm。缸筒壁厚的驗算：額度工作壓力應(yīng)低于一定極限值滿足要求。額度工作壓力與完全塑性變形壓力的比例驗算完全塑性變形壓力：滿足要求。缸筒徑向變形△D驗算小于密封圈的允許變形量，滿足要求。缸筒爆破壓力驗算遠大于耐壓試驗壓力30MPa，滿足要求。5.2支腿油缸、動力銷軸液壓系統(tǒng)設(shè)計圖5