强夯机设计

3．桁架的主要参数 ． 跨度L 6m 高度h 1m 截面 标准节 长 1m×1m 6m 节间长 度 1m
（二）、桁架支腿的外形及腹杆体系
所采用的形似和 横梁相同，都是平 行弦桁架 ，腹杆体 系 选用的是三角形 腹杆
斜架结构
横梁桁架的主要参数
长度 20m 桁架高度 标准节长 截面形式 节点长度 1m 4m 1m×1m 1m
S MAX D0
重
行走机构减速器和液压马达的 选型
由于转弯阻力W=180KN为最大,因此应该 按照转弯阻力来计算. W4 D T= 2η =100000Nm 其中η —机械传动效率 GFT 110 T3—A6VE 107/63W—VZL 重量: 45公斤 传动比 i =215.0 变量马达排量 Vmax =107 cm3
强夯机设计
指导老师：屈福政 第十组 组员：邓蕊、王昌荣、殷复振、 何建凯、 罗琰峰
小组分工介绍
总体设计 底盘结构设计 载荷计算 传动设计 桁架结构设计 结束
强 夯 机 总 体 设 计 图
总 体 图 （ 2 ）
参数
大小 21M 11.5M 9.5M 20M 20° 9M 9M 0.5M 1M 2.5M×0.7835M 80吨
2.转弯阻力
W4 = A4 /s =2Mβ/（R-B/2）β=4M/（2R-B） 转弯最紧张、最费力是一边履带制动，另一边履带接入动力， 这时转弯半径R=B，转弯阻力必然最大由图b
M=2
∫ dM
= 2
∫
L/2
0
pbµxdx
=2pbμ
∫
s/2
0
xdx
=1/4 pbμL2 =1/4 G/2bL bμL2 =1/8 GμL 所以 W4 = 4/B 1/8G μL=0.5GμL/B 对于我们设计的强夯机 L/B=1 初步估算时，取μ=0.5，可取
卷筒的选择：
选择双联卷筒 L0=789.6mm L1=48mm L2=72mm L=1909.2mm
强夯机的液压驱动框图
起升机构减速器和液压马达的 选型
T= η =51261.5Nm —机械传动效率 s T=Tk=1.85 × 51261.5=94833.775Nm GFT 110 W3—A6VM250/63W—VZB 量: 90公斤 传动比 i = 79.5 变量马达排量 Vmax =250 cm3
门架的两侧部 F1=Lh=1M×20=20m
3
风载荷P1 =(1+ )CFq=(1+0.5)×1.4×0.4 ×20×180=3O24
风载对O1O2轴的倾覆力矩按各段风载荷进行 计算 M0 =P1 ×20+ 2× P2 ×10=907.2×20+2× 3024×10
=78624NM
履带旋转过程
(3)、焊接箱形断面尺寸： 槽钢主要尺寸
断面简图
型号 h(mm) b(mm)
d(mm)
宽： b1(m m)
32c
320
92
12
520
2. 悬架： 采用中空箱型结构。选用刚性悬架，即机体与行 走机构之间只有平衡梁，而无弹性元件。选取 四 点接触刚性悬架结构。作业时不行驶，而且为了 保持作业的稳定性
m0=30t（即起升重量Q=300KN）
v=20m/min v=2Km/h H=20m Q0=3%Q
钢丝绳的选择：
选 用 线接 触 钢丝 绳（GB1102—74） 金属绳芯a=0.92 绳 6W（19）+77 6W 19 +77 股（1+6+6/6） 钢 丝 绳 直 径 d=24mm， 钢 丝 中 心 1.8mm，第一层1.7mm，第二层大 的1.8mm，小的1.35mm，金属绳芯 0.9mm，钢丝绳总断面积240.00mm，
滑 轮 组 传 动 图
重心和稳定性计算
重心处距倾覆点A (2.16m,3.7m) 处 在一定风载荷作用下进行工作 提升工作时的稳定性，要在工作时有30% 的稳定载荷,30t/70%=43t ,经计算满足要 求. 爬坡时的稳定性，强夯机在爬坡时不提 着重锤 ，经计算满足要求
此种强夯机的优点
设计简单、节约成本、经济 门架结构只受压力，受力简单合理 容易拆装，便于运输，可以多次使用 车体移动方便 重心靠后,可以用较轻的配重 或不用配重
（三）、斜架的外形及腹杆体 系
设计的思路和支架相同，但是主要的参数 有些不同，长度为21m。
（四）、防止晃动斜架的设计
采用的是钢管，外径为120mm，内径为 100mm。
桁架有限元计算结果如图
桁架的轴力图
桁架弯矩（MY）图
桁架的弯矩（MZ）图
桁架的节点位移图
桁架的变形图
强度校核
根据以上计算的轴力图以及弯矩图，对 杆中应力最大的杆进行强度校核。 从参考书查得，桁架结构的安全系数为 n=1.45。 从参考书查得，钢结构桁架的许用应力 为 [σ]=170MPa
由上图可以看出上弦杆第三个的受力最大，下 面对中间的第三个杆进行强度校核：
Biblioteka Baidu
许用最大应力为 ∵ ， ∴弦杆满足强度要求。
六、节点设计
节点的连接是采用的焊接，目前焊接已 经成为最主要的连接方法，它不削弱杆 件的截面、省工省料、易于自动化作业， 并且适用于任何形状的构件。
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强 夯 机 的 主 要 参 数
机体总高
机体总长 机体总宽 直钢架高度 斜钢架倾角 履带接地长度 履带跨距 履带宽度 履带高度 夯锤直径×夯锤高度 机器估计重量
参数（2 参数（2）
平均接地比 夯锤允许最大摆动角 底座长度 提升速度 行走速度 爬坡度 0.0889Mpa（<0.5Mpa） 2.5° 11.5M 20M/min 2km/h 15°
W4 =0.3G=0.3×600000=1.8 ×105 N ×
可见,履带式机械转弯是相当费劲的,而且对地面有破坏作用。
坡道阻力
W3 =Gsinα 取α=15°，W3 ≈0.26G W3 = 0.26×600000 = 1.56 × 105 N
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强夯机驱动部的设计
邓蕊
强夯机设计的主要参数：
能级选用 600吨米 夯锤质量 起升速度 行走速度 起升高度 吊具自重
悬架的3d模型
其他各单元基本尺寸： 主要参数 驱动轮 张紧轮 支重轮 托轮 履带 节圆直径： 轮缘直径： 直径Dz=534mm 直径Dt=500mm 节距 每侧数目：iz=10 每侧数目：it=3
第二部分 机架设计
1、前端梁截面设计： 钢板材厚度选取: 则箱体高h=500mm 宽 b=1500mm 材料选用Q235钢材。其屈服极限：235MPa、许用应 力：156MPa
缺点
夯锤的摆动范围过小，对路面要求高，适合较 平坦路面的工作场合 强夯机在行走时门架可能会有摆动，对门架和 其他部件联结要求较高 机体太接近工作点，容易造成下陷倾斜
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机身设计部分
王昌荣
第一部分 履带行走系设计 1、行走系组成示意图：
图中：1.导向轮 2.支重轮 3.履带板 4.履带架 5.机架 6.托 链轮 7.履带张紧装置 8.驱动链轮
柴油机的选择
确定柴油机的转速 1400r/min 选择双变量泵 A20V0 排量(每个回转体)Vmax = 260 cm3选 择190系列柴油机Z8V190 最 大 转 矩 / 转 速 ( Nm/(r/min)) 4116/1175
金属桁架部分
殷复振
门 式 支 架 结 构
（一）、横梁桁架
1．桁架的外形 ．
平行弦桁架 1.节点构造和腹杆可以标准化，相同类型的杆件较 多，制造方便 2.腹杆布置形式单一，可简化工 装和焊接工艺 3.架设安装程序简化，加快安装 速度
2．桁架的腹杆体系 ．
三角形腹杆 这种腹杆体系使所有短杆受压，长杆受拉，受力比较合理， 而且各节点的形状和尺寸也相同。斜杆与弦杆的夹角一般 在35度到55度之间。取为最优角45度。
2、履带行走系的整体设计 履带行走系的整体设计
1.台车架： a、整体设计：选用整体台车行走系 整体台车行走系：每侧的支重轮、拖轮、张紧轮、 整体台车行走系 及张紧装置都安装在一个整体台车架上。每侧的各支重轮轴心线的相对 位置固定不变，各支重轮之间的距离较小，因而在平坦松软地面上的接 地压力比较均匀，而且这种结构坚固，便于安装各种作业工具。适于低 速行走机械。 b b、台车架结构设计： (1)、台车架梁结构采用槽钢和钢板焊接成箱形结构。这种结构重量轻 刚度大，槽钢圆角可以减少应力集中。如右图： (2)、台车架结构示意图如下：
ANSYS分析图如下：
机 架 方 式 示 意 图 的 联 结 间 之 架 悬 与
机身总体布局： 机身总体布局：
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载荷计算
何建凯
1.风载荷 门架的顶部 桁架φ=0.2~0.4 F=φF1 F1=Lh=6×1M=6m F=0.4×6=2.4
3
风载荷P1 = (1+ )CFq=(1+0.5)×1.4×2.4×180 =907.2