斗轮堆取料机履带行走机构设计【全套含有CAD图纸】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共47页)
编号：1329715
类型：共享资源
大小：3.77MB
格式：ZIP
上传时间：2017-06-30
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
斗轮堆取料机
履带
行走
机构
设计
全套
含有
cad
图纸
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
轮堆取料机履带行走机构设计 摘 要 作为主要的载重部件，履带式行走机构用来承受总重和机件在运行期间所受的力 ， 能让机件完成前后移动。所以重型的器械的底座一般设计成驱动型履带结构 ,并相对整机底座中心对称。本论文主要论述行走机构的动力分析 ,并通过分析完成整体的结构设计。以完成机构结构之间相互安全、可靠、行动灵活的要求。 相较国内外履带式斗轮取料机的现状，优先了解目前主流的设计，在这个前提下通过类比各类履带行走机构的长处短处，确定设计流程。并确定行走机构的结构组成，以及相 关功能。期中 导向轮 、 履带架 等主要结构进行设计和零件选取，最终确定包括 驱动组件 、履带和运动机构在内的完整的成型机方案。 本论文主要通过解析行走机构的运动分析、受力原理、影响总体机构行走的因素，从而达到安全、合理、灵活行动的目的。 关键词 履带行走机构设计；驱动装置；运动分析；受力原理 is a in of of in in is an s a of a of be of is to to on a is a In on on of of of a 录 摘要 . I . 1 章 绪论 . 1 第 2 章 履带行走装置的方案设计 . 6 带行走装置的功用与组成 . 6 带行走装置的特点 . 6 带行走装置的结构布置 . 6 章小结 . 13 第 3 章 驱动与传动的方案 设计 . 14 传动比及各级传动比 . 15 动轮的整体设计 . 16 的设计 . 17 重轮的设计 . 18 向 轮设计 . 21 承的计算 . 22 章小结 . 23 第 4 章 履带张紧装置设计 . 25 构形式和设计要求 . 25 计方法 . 27 带设计 要求 . 28 带板 . 28 章小结 . 28 总结 . 29 致谢 . 30 参考文献 . 31 附录 A . 32 附录 B . 39 哈尔滨理工大学学士学位论文 1 章 绪论 履带式行走机构是大型机械等整机的支承件 ,用来支承整机的重量 ,承受机构在工程作业过程中的产生力 ,并完成整机在行进、后退、转场、作业时的移动。因此 ,对于大型机械 (包括工程机械、冶金机械等 )的底盘 ,一般设计成履带驱动结构 ,履带沿着整机纵向中心对称布置。本文主要研究讨论履带行走机构的设计原则和运动受力分析 ,总结机构行走时的影响因素 ,以达到整个机构结构合理、安全可靠、行动灵活的目的。 图 1 斗轮堆取料机 履带行走机构主要由 导向轮、张紧装置、履带架、支重轮、驱动装置、托链轮及履带板等组成 ,如图所示，当液压马达带动驱动链轮转动时 ,与驱动链轮相啮合的链轨及履带板有相对移动的趋势 ,但是 ,由于履带板与路面之间的附着力大于驱动链轮、支重轮和导向轮的滚动阻力 ,所以履带板不会滑动 ,而驱动链轮、支重轮和导向轮则沿着铺设的链轨滚动 ,从而驱使整机行走。整机履带行走机构的前后 履带均可单独转向 , 从而使机器转弯半径更小或实现蟹行。 现今全世界德国是最先开始开拓和研发斗轮堆取料机的，德国研究它开始于 19 世纪 30 年代，第一台斗轮堆 取料机是在 19 世纪 80 年代研究成功的，真真正正投入使用应该是在 20 世纪初期。 哈尔滨理工大学学士学位论文 一台可以行走的斗轮堆取料机是 1919 年生产出来的了，这台斗轮堆取料机的行走机构是采用柴油发动机做为动力支撑的。这是一种具有代表意义的重要突破。然后，斗轮堆取料机的开拓和研发真正的走上健康快速发展的轨道。 20 世纪 70 年代左右，斗轮堆取料机的所有组成部分、结构形式的开拓及改进研究已经日趋成熟。凭借着每天生产能力超过 20 万立方米的大型斗轮堆取料机的面世，也就标志着斗轮堆取料机进入现代化、自动化、智能化的蓬勃发展阶段。 在堆取料 机的设备更新过程中，出现了一些著名的设计公司，比如司，其取料机的发展水平实现了国际化的标准，进行了更大范围的堆取料机的应用。又如海上运输船舶的发展，其大型化、精细化、设备简易化，也推动了堆取料机大型化的发展。在不同的应用功能模块中，矿石运输业扮演着重要的角色，这与其良好的经济利益是分不开的，比如其船舶的载重量。在现阶段一些比较著名的设备机型包括巴拿马型，好望角型，实现了散货船载性能的提升。目前最大的散货矿砂船载质量已达 40万吨。随着船舶载质量的增大，堆取料机的能力也在不断提高。散货船在港停 泊时间的长短，不仅影响船舶周转的快慢，而且影响泊位的利用率，以至影响港口通过力的大小，因而直接影响港口的经济效益。一般散货船要求在港停泊时间不超过 48h，为满足这一要求，港口散货料场的堆取料机越来越趋于大型化。 随着经济时代的不断发展，连续堆取料工艺不断得到发展，其逐渐取代了一系列的低效率设备，实现了智能化，堆取料机的发展，其在现代散货搬运模块中扮演着重要的角色，其发展趋势是大型化、精细化，影响该模块的因素是非常多的。首先的原因可以归结为经济的推动。比如冶金工业的发展，进一步的推动了堆取料机的发展。又如 全球钢铁经济的发展，推动了其钢铁的需求，保证其矿石输送量的提升，实现了其矿石的年贸易量的提升，这也伴随着矿石开采模块、运输模块等的开展而不断发展。 图 2 履带示意三维简图 哈尔滨理工大学学士学位论文 我们国家自行研发斗轮堆取料机起步是非常晚的，最最开始斗轮堆取料机开发应该可以追寻到 1966 年。在当年的国内，有一部分炼钢厂、海岸码头非常需要运用这种类型的设备。为了满足当年的社会需要，研发了我国最早一批的斗轮堆取料机。经过了近五十余年的发展，我国的斗轮堆取料机开拓和研发的水准有了非常大的提升。虽然跟先进的国家比较 ，我们还有一定的不足，但是现在越来越多的斗轮堆取料机厂家已经开始从最初的开拓和研发转变为向更先进、更加智能化的高质量斗轮机迈进。 国内斗轮堆取料机的发展基本经历了三个阶段。 20世纪 60年代、 70年代，国内开始设计小型斗轮堆取料机，典型机型有 3025、 8030等，取料出力分别为 300t/h、 800t/h，回转半径分别为 250m。 20世纪 80年代、 90年代，是斗轮堆取料机发展的第二阶段。钢厂、电厂等新建设的散料堆场逐步采用了大型斗轮堆取料机，用于散料的堆取和转运，例如上海宝钢、秦皇岛码头料场，斗轮堆取 料机取料出力达到 2000t/h，回转半径达到 40m。受当时国内条件的限制，这些料场输送设备的建设多是合作制造或者整机进口的，甚至整套散料输送系统都是引进国外的。 2000年后，国内斗轮堆取料机发展到了一个新阶段。迄今为止，国内厂家具备了 300 6000t/25 60一阶段中，国外厂商仍占据一定份额，但国内厂家掌握了相当的技术、生产能力，并凭借服务、价格优势占据了国内市场的主流地位，并逐渐走向国际市场。 随着各种工业功能的提升，料场的工作需要，需 要堆取料机具备更加智能化的条件，这是其料场系统的重要一模块。通过对整机工作效率的提升，更有利于提升料场的流程效益，保证其运行效率的提升。根据料场的设备设计需要，各种带式输送机、卸船机器都需要进行智能化自动化的管理，其存在一定的难度。但堆取料机尤其悬臂斗轮堆取料机实现自动化的难度非常大，因此，要实现料场系统的全面自动化，关键是堆取料机的自动化。如果堆取料机能够实现自动化，则整个料场系统的自动化就很容易实现，就可提高料场生产效率，减少污染，降低成本，减少故障率，保证港口料场系统的高效运行。 通过对远程控制方 式的优化，更有利于提升其工作效益。这就需要专业作业人员的控制室操作控制，进行指令的发出，按照指令的具体工作需要，进行工作效益的提升。比如进行多元化的控制方法优化，进行堆取料机半自动功能的具备，保证料场系统的控制，进行不同种设备的控制及其优化。如日本北陆电力大田七尾发电所就采用这种方式。全自动方式是一种更智能的模式，在这种模式下堆取料机能自动识别料堆、自动寻址定位、自动作业，操作人员在中控室中通过监视器观察整个料场的设备自动运行情况。德国的汉莎港和荷兰的鹿特丹港都采用这种方式。 履带更被广泛所知是应用在坦克 上。而最初的坦克是通过改装农用拖哈尔滨理工大学学士学位论文 机履带装置。而履带在坦克史已经有九十个年头。而如今的履带装置 ,无论其结构还是选材、加工等都在不停歇的更新 ,履带已经在各个领域中都发挥着重要的作用。 而作为履带的两种类型，一种由金属橡胶铰接 ,是通过金属销装载橡胶套环 ,在履带板销孔装配 ， 而两者无直接摩擦 ， 噪音小 ， 寿命长 ， 但结构复杂 ,成本过高。另一种双销式金属橡胶履带，是通过连接器连接履带板的两销 ,能够承受更多力 ， 拆卸省事 ， 但是结构较过于繁琐 ,在各类坦克中是主流的形式。 作为主要的载重部件，履带式行走机构用来承受总重和机件在运行 期间所受的力 ,并能让机件完成前后移动。通过研究整体机构的行走运动解析，完成相应的机构总成，并且保证整体的完整性。使得设计的结构安全，稳定，行进灵活。 作为可以适用于野外与恶劣条件下作业的组件。履带行走机构具有足够的强度，硬度以及灵活程度保证行进的流畅。通过履带跟地面互相的反向作用力，推进整机件的前进运行。并且履带的前后均可单独转向，使得缩短转向半径，整机更灵活。 整体的设计通过从基本行走装置组件开始探究。保证驱动轮有足够动力，支重轮可分担整机重量，保证履带的平稳性，导向轮通过弹簧伸缩保证履带整体张进度跟运行 平稳性。缓冲装置可以避免由于硬性连接行驶在凹凸路面上出现断裂跟破损。 在设定所需零件后，分析所工作环境的路面性质，通过接地比压了解整体机构在不同路面上的表现跟运行阻力。从得出结果可推算整机需要多大动力以及运行时所收到的阻力大小。在得知所需动力后，计算传动比，以及整体传动组件了解整体所需的轴转速，马达转速等。可对整体传动机构有更好的了解。 在确定传动装置的设计后，通过已经设计后的驱动装置决定履带设计。最为外部连接所有轮运动的装置，履带通过销键将各个履带板连接成整体。履带具有相应的强度刚度防止断裂，且耐磨性良好 ，不会再恶劣工作环境下出现破损等现象。 由于履带的实用性相比于轮式结构更好，所以应用的范围更广，能够在各种环境下都有良好的表现，无论是精细的小型探索机器人，到轻型的农用机械，再或者重型的工程机械。履带行走机构都能良好的胜任各种要求。 相应的，对于在矿山所用的斗轮取料机来说，由于多数情况下都需要在矿场内行走，所以履带式行走机构就显得很重要。 时代的不断前进，取料工艺不断进步成熟，低效率设备开始被淘汰，实现了现代化的发展，在现代散货搬运行业中有着举足轻重的地位，并且大型化、精细化，对于该模块的要求是非常多的。其 原因可以总结为经济哈尔滨理工大学学士学位论文 发展连带性。并且全球钢铁经济的发展，增加了铸铁和采矿业的需求，在保证矿石运输效率的提升，并实现了其矿石的年贸易量的提升，也是相对于开采矿石、以及运输行业的开展而不断发展。 哈尔滨理工大学学士学位论文 2 章 履带行走装置的方案设计 带行走装置的功用与组成 履带式行走机构承担整机质量，并由发动机带动驱动轮上的扭矩成为斗轮机前行和作业实行时所需的牵引力、传导、承受各种力、力矩，缓解路面崎岖引起的冲击、振动。履带式行走机构有构造完全相同的两机构，分别装在机械的两边，主体有驱动轮、 支重轮、引导轮及履带等组成。 带行走装置的特点 优点：支承面积大，接地比压小。履带驱动装置相比于轮式驱动装置接地面积更大，适合在疏松和泥泞路况，下限幅度阻力小，行走机能好； 履齿位于支撑面上，减少打滑，吸附能力好，可使牵引力发挥更大能力； 缺点：机构繁琐，重量过大，惯性力大，减振能力小，容易造成零件磨损。 履带行走装置的结构布置 图 2带行走装置 1 驱动轮；机体的重心高由驱动轮中心高度 h 降低，直径大小可影响履带接地面积，两个尺寸确定后，需验证整机的离地距离跟离去角 的值。哈尔滨理工大学学士学位论文 般来说 值不超过 2 5。 图 2动轮 2支重轮 功用：支重轮位于轮架下方用螺钉连接来承受机体的重量，将压力均匀的分担给履带板。同时凭借其凸缘夹紧链轨，让履带不产生滑移，确认机体沿运动方向运动。 结构：依靠数据计算，推算每侧支重轮个数为 4，低限由功率低决定，功率高的决定上限。若触地面积不变，提高支重轮个数，均匀平分所受压强，降低相应的的滚动阻力，不过若提高，必然降低直径，反而大支重轮上滚动的阻力。综合考虑这两个因素，取支重轮直径： .0)l(1D (2支重轮品平均分布，轴间距： .0)l( (2最后的支重轮轴跟驱动轮轴的间距： .6)l(2. (2哈尔滨理工大学学士学位论文 2重轮 3 导向轮 功用：车架前方安装导向轮，它调整着整机的行进方向，并通过缓冲组件，让履 带保持张紧度，降低在行驶中振幅的产生，降低与路面撞击导致的额外功率消耗，且预防滑脱产生。 结构布置：导向轮增大会有效减少载荷的浮动，但是直径会相应增大。由于技术要求，最高点轮缘应低于驱动轮，这样在高处的履带借助自重向前滑动。且轮缘最低点受 限制。为了保证运动的平稳性，导向轮和最前支重轮的间距不小于 3 倍带节节距。 图 2向轮 哈尔滨理工大学学士学位论文 缓冲装置 功用：履带的张紧度需要缓冲设备维持，并减缓履带松弛度跟跳动产生。若有异物卡进，可使引导轮移动，防止受损。在翻越过不平坦路面后，引导轮并会恢复原状。 5 托链轮 功用：在支重 轮上方，防止履带下垂降低振幅以及横向滑移的产生。 结构布置：主要用来托起上方下垂的履带链，数量过多会增加摩擦损耗，一般一侧 1。 托链轮功用应方便履带脱离链轮，且履带跟托链轮保持张紧状态。当托链轮有一对时，后方的托链轮离驱动链轮近些，且轮缘上方高度 h 和 防止履带下垂，且履带可脱开啮合。 托链轮的位置尺寸，通常为 （ 6 履带 功用：履带将整机的压力传给地面、并且牵引力充足、和土壤、沙地等较崎岖地面相接触，并承担崎岖路面的反作用冲击，所以，应有良好的性能外，还要有相当的耐磨承受能力。 支承长度 L、轨距 B 和板宽 b 330 1 . 0 7 1 . 0 7 6 1 9 4 4l G m m (27 1 5 83 0 30 (2轨距 B : 式中 l 驱动轮和引导轮距离； h 表示高度； 5m G 表示整机质量 300（ t） 履带板宽 71580 . 8 )( 0 . 2 20 . 8 ) b( 0 . 2 2 (25726 ）（1574 取 h 的值一般取为： l） (24 2 9 . 4 82 1 4 . 7 471580 . 0 6 ）（ 0 7履带式行走装置的接地比压 对于在路面崎岖的工作环境来说，承载能力是履带行走机械的一项重哈尔滨理工大学学士学位论文 的功能。以来方面适应更复杂的工作环境。 履 带跟机架连接且支撑面在一水平面，是履带机构的特点。行走架座位刚性机构，若想要履带跟路面完全接触，要保证路面也作为平面。当履带在凹凸不平的路面上行走时，并不能保证两条履带全部完全接触路面。路面的凹下部分，履带并不承受载荷。 8平均接地比压 只有与路面全面接触才能保证机体中心在支撑面中央，而这时机械对路面产生的压力称为平均比压。 22式中 G 机械总重量， N； b 履带宽 （ l 履带支承长度 （ 0 . 14 M P 5 61 57 42 3 00 0 009 . 8P 6 (2综上，平均比压表达载荷的分布并不完全，实际情况要根据陆地的情况和硬度决定。 9 运行阻力计算 牵引力在行走组件中发动机产生。是扭矩通过传动装置和驱动轮使履带张紧，带动支承面作用于路面。运行组件跟路面相互反向作用，使用与前进方向相同方向的力。这就是前进的力。 机械启动时，要克服行进过程所遇到的多样的运动阻力，相同的，推进力也是一样。 10土壤变形阻力 土地变形阻力是因为履带将土地产生形变而引起的。要想降低滚动阻力 ,就要分析影响土壤变形阻力的主要因素 ,进而准确地预计土地变形阻力。 一条履带的变形阻力： 0 (2双履带的变形阻力： P 202 哈尔滨理工大学学士学位论文 中 b 履带板宽度，为 P 土壤的比压，为 0P 使受压表面下陷 1比压，为 h 受压表面下陷的深度 h 机械在行进时，0用的压力，抗陷系数0P，作用比压 P 与沉陷深度 h 的关系 h 作用比压 P/抗陷系数0P。 相对于不同环境中所导致的系数不同，以及不同环境下允许的比压不同，查明数据如下表所示： 表 2类土质的抗陷系数与作用比压 土壤分类 抗陷系数 5 15 40 100 湿粘土、松沙土 20 30 200 400 大粒沙、普通粘土 30 45 400 600 坚实粘土 50 60 600 700 湿黄土 70 100 800 1000 干黄土 110 130 1100 1500 由于机重力 02 令 1W = 2值如表 表 2路面运行阻力 地面种类 运行比阻力1W 地面种类 运行比阻力1W 沥青公路 路 砌公路 砂、沼地、耕地 实土路 是变形阻力 哈尔滨理工大学学士学位论文 1F= 1W G (2在坡是上行走时 1W G (211转弯阻力 履带在行进过程中除了与土地的摩擦力之外还有板的侧面阻力以及将土壤产生形变时候的力。全部得出结果比较繁琐。 比压分布影响着摩擦力矩。而机械转弯时作结构悬起 ,所以其是均匀分布。 12内部阻力 销轴跟销套中的 摩擦阻力带运转时在驱动轮与导向轮之间运 动，且销轴跟销套相互运动。因而产生摩擦力。 若驱动轮齿数为 Z，履板转角24，总张力为 F ，则转向时摩擦功： (2式中 d 为销轴直径 为销轴和轴套之 中摩擦系数， F 值与驱动轮在前后的位置有关。 2）驱动轮的摩擦阻力驱）( )( (2式中 d 驱动轮轴颈外径， D 驱动轮带直径， 驱动轮摩擦阻力， N 2)2()3(2 004 ) (2哈尔滨理工大学学士学位论文 )( 经验公式计算： ) 章小结 本章主要探讨设计机构的总体功能与特点。并分析功用和结构设计。解析相关功能以及有关计算。通过分析履带与地面的阻力计算，为选取液压马达做准备。 哈尔滨理工大学学士学位论文 3 章 驱动与传动的方案 设计 总重为 300t，运行速度 0 h，接地比压为 额定功率为 2500走牵引力与总重相关，由公式 ( 0 ) (3求出牵引力 240 80 . 8 (3选择液压马达的容量 额定范围的功率 3 6 0 0 v (3其中 为效率范围 ）（ 定量系数 K 取 1。故得，驱动轮所需的功率 2 0 8 82 . 5 / 3 6 0 02 4 0 0 0 0P W 马达的输出功率 0 (3 为马传动到驱动轮轴的总效率，包含一对齿轮传动、两对滚动轴承，查资料得，齿轮传动效率 滚动轴承效率 r 则 220 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 5 故 2 1 8 k 9 52 0 80 。 根据0 8 3 . 4 k W2 1 81 . 3 ) P(1P 0m 选取mP 尔滨理工大学学士学位论文 确定液压马达的转速，首先计算出驱动轮转速 m a x 02 1 0 0 060 vn (3其中 履带 节距 40 1 5 1 7 (3节距 4 0 9 . 5 m m3513 0 0 0 0 01 7 5t 40 根据资料查得 ,取节距 其中驱动轮齿 Z 为 41。 由公式 m a x 02 1 0 0 060 vn (3驱动轮的最大转速 3 5 r / m m a x 则马达转速 210r/m 由此可知液压马达扭矩 5 3 3 . 49550 (3根据 8353m ， 10n 。 马达转速为 210r/传动比及各级传动比 设定总体传动比 6i ，并按依从小到大原则 1i ， 6i 不采用，则选取 2i ， 3i 。 计算传动装置的传动和动力参数 1各轴的转速 210r/m 1 0 5 r / m 212 35 r /m 323 哈尔滨理工大学学士学位论文 中 nnn2各轴的功率 斜齿轮效率为1 ，滚动轴承效率为 。 2 8 2 . 1 5 K 9 92851 2 7 1 K 9 70 . 9 92 8 2 . 1 5 2 6 0 K 9 70 . 9 9271 式中 P、 P、 P和 3各轴的转矩 将所计算的结果填入下表 表 3达与各轴主要参数 参 数 马达 一轴 二轴 三轴 转速 n(r/210 210 105 35 功率 P(285 71 260 转矩 T(N m) 8353 12831 24648 70942 动轮的整体设计 发动机带动驱动轮驱动履带。且能在受到销套磨损后仍然良 好啮合。位于后面的驱动轮装置可以减少相应的消耗，并且延长履带可用寿命。 销套的弯曲压应力会作用在驱动轮的轮齿面，并且磨料磨损，以及节圆处磨损会产生跳齿和冲击性磨损。因此要求用好的材料制作来提高寿命。目前已采用 5055和 45 钢。 啮合形式由驱动轮形状决定。有整体式啮合和组合式啮合两种。驱动轮大多使用螺栓固定，修复时便捷且节约材料。但与整体式比较制造较为哈尔滨理工大学学士学位论文 杂。 驱动轮齿数的设计计算 驱动轮齿数为 4339 ，考虑运动平稳性，使节距取最小值，齿数最大值，反之亦然。 驱动轮的节距 40 （15T 4 0 2 . 5368231 7 . 5 ）（15 00吨， g 取 85， Z=41 驱动轮与履带的啮合有正常和特殊啮合两种。正常啮合能够保证受力均匀。缺点是时间长了之后，造成的磨损会使得啮合程度下降。而在特殊啮合中，只有最前面的轮齿处于啮合状态， 随着磨损程度增加可变为正常啮合。 特殊啮合会使节距更大 ）（ 所以履带的节距为 350。驱动轮节圆的直径： 10k /z/ (3卷绕在驱动轮上的履带板数 2/1 。 节圆的直径（ 入数据的 316 的设计 可首先确定输出轴的材料为 45 钢。 取 1030 A 于是 A 3 /033 (3式中 285 210r/ 根据整体机构装配以及驱动轮设计结构，可得轴直径为 确定长度后还要保证结构紧凑。并预留空间确保零件装配有效。依据和轴配合的尺寸以及预留间隙来确定各段长度。 轴上载荷可求得：按弯曲强度校核计算。计算步骤如下： 力学模型） 此轴可以看作是受到均布载荷 哈尔滨理工大学学士学位论文 力图受力图弯矩图图 3驱动轮有两种加工工艺：一种使用精密铸造齿块毛坯 ,但齿形并不加工。另一种是采用铸造整体和齿圈毛坯。由于制作粗造很难达成技术要求，需要再次机械加工。 作为传动系统中重要的驱动组件，驱动轮承受着冲击载荷，所以需要有相应的强度和刚度。工作材料为 45。 工序加工 1612 以 80为标准。根据基准重合的原则和加工要求。以 80作为定位基准。 首先，铸造制造整体或齿圈的毛坯。防止机件破碎跟裂纹的产生。然后进行回火处理。 回火的目的是为了降低钢件的脆性。 其次，根据该零件上 12 16孔的技术要求采用专用夹具在摇臂钻 0床上钻孔，然后利用钻好的孔 加紧工件。采用镗刀在机床上采用近似加工法镗削齿形。 重轮的设计 直径 4 0 2 681 ) 1 5 4( 0 . 81 ) t( 0 . 8d 。选为 382驶一圈，由于摩擦损失的牵引力为： 哈尔滨理工大学学士学位论文 (3式中 z 驱动轮的齿 数 d 销轴直径 t 节距 滚动摩擦阻力 1轴颈摩擦阻力 2成 f)dz( =中 G 作用于履带的总重量 支重轮的直径 )(d 支重轮销轴直径 )(f 滚动摩擦系数 )(0 3.0 m 销轴与销套摩擦系数 1.0m 支重轮摩擦阻力 )(v 支重轮直径为 50长度为 276材料为 50所以支重轮的总承载为 321 (3式中 1M 吨位 2M 履带重 3M 轨链重 所以 3278 每个支重轮的承重为 所以 65 56 对支重轮轴做受力分析，如下图所示： 哈尔滨理工大学学士学位论文 重轮受力分析图 q = 2 3 7 5 3 . 6N/ 2 7 6 画出弯矩图： 图 3重轮受力弯矩图 2 7 62 3 7 53 . 6812 633z 101232 0 3 32 (3所以 支重轮轴材料为 50资料可得， 645b s=390 50塑性材料，所以 哈尔滨理工大学学士学位论文 s 0n 取 2 =nsn=2 =2390=195 由于 所以该轴有足够的强度。 向轮设计 导向轮中间中空，外部有与链条配合的凸棱，通过滑动轴承连接，并用轮架固定。轮与轮座间用 浮动油封，防止沙尘等进入。导向轮主要是引导履带防止越轨，并起到一定的承重的作用。所以导向性很重要，并比驱动轮小很多。导向轮更需要联系各组件，让履带运行更协调，平稳。 导向轮的整体设计的主要内容： 带齿与光面是导向轮的两种类型。带齿导向轮不易产生越轨，但却容易产生齿槽断裂的可能。光面导向轮智齿轨链结构，并增加支持面厚度。以安全保证为准则，优先考虑光面导向轮。 其中轮轴属芯轴，且用于支撑连接 作用，导向轮承载约为履带跟链轨总重的41。 ( 7 4 4 8 2 ) 1 0 1 3 9 04F N (3材料： 35坯：铸造，导向轮受到摩擦，表面硬度 270。 铸造是液态金属凝固而成形，优点如下：（ 1）铸造结构复杂且含有内腔的毛坯。（ 2）工艺灵活性大。（ 3）成本低廉。 具体工艺如下： 哈尔滨理工大学学士学位论文 3部件所需加工工艺 序号 工序 名称 工序内容 设备 1 备料 铸造毛坯 2 车 粗车端面、外圆、 车床 3 车 粗车内凹端面 车床 4 钻 钻轴孔 钻床 5 热处理 调质 70 6 车 半精车端面、外圆 车床 7 镗 镗轴孔 镗床 8 磨 磨内孔 磨床 9 钻 钻油槽孔 钻床 承的计算 根据摩擦性区别，轴承有滑动与滚动两种类型。滚动轴承摩擦系数较小。但由于滑动轴承能适应冲击震动，且能在恶劣的工作条件下，所以仍然存在重要地位。所需轴承满足如下要求： 和磨合性。 艺性、合理性等。 轴承作为承受径向载荷重要组件，根据条件可选用滑动轴承。它有轴承座、轴套等组成。保持油膜不被破坏是工程设计最低要求。但影响因素却复杂繁多，目前只能简化计算，且仅对要求的低速重载的轴承。 验算轴承的平均压力 P(单位 . ) (3哈尔滨理工大学学士学位论文 中 F 径向载荷 ,N B 轴承的宽度， p 轴瓦材料许用应力 ,d 轴径 ,1390 0 . 6 2 4 2 5 4 表 3轴承材料的性能 材料 p /v m/s m/s 最 高 工 作 温 度 轴 径 硬 度 / 咬 顺 应 性 耐 蚀 性 疲 劳 强 度 铝 青 铜 15 4 12 280 300 5 5 5 2 验算轴承的 单位 m/s)值 6 0 1 0 0 0 1 9 1 0 0f d n F d B (3 验算滑动速度 v （单位 / v v 经验算该材料符合要求。根据直径间隙 ，按 / 1
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号