毕业设计（论文）-旋转钻机伸缩式履带行走装置设计

目录25194摘要 绪论1.1选题背景与意义由于矿产资源已经融入到世界产业的方方面面，所以矿产采集产业制约着全球经济发展的根本，然而露天采矿又是当今主流采矿形式。伴随着全球经济的不断壮大和科技工业的逐渐进步，现代工业对矿石资源的需求越来越大。由于各国对矿石资源的不断开发，矿石资源也变得稀缺，开采难度也在逐渐增大，需要越来越多技术先进的采矿设备和辅助采矿设备来满足不同企业的需求。技术更加先进和开采效率更高的设备层出不穷，各个设计单位也逐渐对新型采矿设备或辅助设备的设计提起重视。当今露天采矿主要辅助设备为旋转钻机设备，开采矿石之前往往需要进行钻孔作业，一是为了检验矿石的品相，而是为下一步填埋炸药进行开采作业做准备，钻孔设备工作效果的好坏直接关系到了下一步开采的经济性与安全性，与企业成本和安全直接挂钩，所以旋转钻机对于矿石的开采具有重要意义[1]。旋转钻机设备是当下采矿企业经常使用的一种钻孔机械设备，该设备主要应用在露天矿产采集业、水利水电工程建设、楼房地基建设等工程前期的钻孔作业。旋转钻机主要工作原理为：利用旋转的钻头装置对岩石或土层进行钻孔作业，有些设备还具有压气排渣的功能，为自行式钻孔机械设备。随着工程建设的逐渐进步，为了增大钻孔设备钻孔工作的效率与工作质量，钻孔机械设备从原始的磕头钻孔、喷火钻孔等传统的钻孔作业方式，发展并创新到现在较为先进的冲击钻孔、旋转钻孔等方式[2]。旋转钻机具有高效钻孔率、高质量钻孔、钻孔规格尺寸大等诸多优点赢得了市场和企业的好评，成为主流钻孔施工场地常用设备。多年以来国内外钻机设计制造企业在钻机的结构设计和性能优化方面做出了许多工作，尤其是在旋转钻机的设计研发上积累相当丰富的经验，同时在工业现代化高速发展的今天，我国提出了建设绿水青山的倡议，对于旋转钻机的设计要求也朝着钻孔高效率、行走自动化、排放环保、能源节约等方向发展[3]。旋转钻机履带行走装置零部件数量繁多且含有一少部分较为精密的结构，这样就使得履带行走装置成为了一个复杂的系统。这个系统中的零部件既有刚体类型的，又有柔体类型的，刚体零部件的工作运行有可能影响到柔体零部件的弹性形变，相反柔性零部件的弹性形变也会影响到刚体零部件的运行。所以在对旋转钻机履带行走装置进行分析设计时需要考虑进去刚柔相互耦合的动力学分析方法，这样的话就可以提升所分析问题的准确性，便于后续参考。本文中所设计的旋转钻机履带行走装置，使用三维软件进行三维建模验证了可行性，通过计算校核了主要零件的受力以及强度和刚度，得出了履带行走装置零部件应力应变。由于钻机行走装置作业场景较为复杂，对零件施加的载荷与实际会有偏差，结果不是精确值。旋转钻机的整体结构由多个分工不同的机构装置所组成，主要机构有：履带行走装置、钻孔平台、传动装置、钻机机架、控制系统等，其中旋转钻机的整体结构性能也由各组成机构的参数进行限制[4]。履带行走装置是旋转钻机的重要的组成部分，旋转钻机的质量一般较重，施工场地路况比较恶劣，履带行走装置既要承载设备总体的全部载荷，又要在施工现场恶劣的路面条件下稳定的带动设备总体进行行走作业。旋转钻机的履带行走装置总体结构比较复杂，又因为复杂的路面情况和钻孔作业时设备的振动和交变载荷的施加，履带行走装置的许多零部件极易发生变形或扭曲失效，一旦这些零部件发生故障就会直接影响整体设备的机动性，导致设备无法移动影响钻孔施工进度。这样就会给采矿企业造成较大的经济损失，所以研究一种新型式的旋转钻机履带行走装置对于钻机整体设备工作的高效性与可靠性能具有积极重大的意义。1.2国内外研究动态与发展形势1.2.1旋转钻机国内外研究现状旋转钻机以其钻孔作业效率，受到相关企业的青睐，同时也为采矿企业带来了较为显著的经济价值，该设备已经被世界各大采矿企业所所使用。与国外发展状况相比，我国对于旋转钻机的研究起步比较晚，从19世纪60年代才着手对旋转钻机的研究设计工作，通过20多年努力研究工作，我国在19世纪80年代初成功制造出旋转钻机并将其推向市场，当下我国主流旋转钻机型号主要有KY和YZ两种[5]。19世纪80年代中期，我国又制造出编号HYZ-250的旋转钻机，该设备可以在顶部回转工作中连续加压。随后的几年该设备又经过多次修改设计，演化为型号KY-250，该钻机可钻孔直径区间为200~260mm。从七十年代中期年到八十年代中期的这十年间，我国又从国外的比塞洛斯公司引进了的型号为45R和60R两种钻机供研究，并在此设备基础上完成了对我国KY型旋转钻机的优化设计[6]。1990年初，许多国外技术先进钻机设备引进国内市场，供一些大规模矿石开采企业所选择。为了提高自主设计的钻机的技术水平解决依赖进口钻机设备的问题，我国先关设计研发企业高度重视，在满足实际需要的前提下，学习参考国外技术先进钻机设计理念，并总结国内钻机设计研发经验，最终制造出YZ型号旋转钻机，该设备最大钻孔直径可以达到400mm，满足常规钻孔需求。同比于国外旋转钻机设备，自主研发的旋转钻机钻孔作业效率较低，也容易发生故障，耗能大的同时排放也达不到要求，整体上与世界先进水平具有相当大的差距，但是随着我国科学技术的不断提升，自主研发旋转钻机也在逐渐加入先进的技术理念，装备了具有世界先进水平的零部件与机构，自主设计的KY型号、KY250型号、KY320型号、YZ型号旋转钻机已经具备先进水平，已经推广到矿产开采企业中，得到企业认可，也有一部分出口到国外得到全球同行业的认可。当今世界上可以独立生产先进钻孔设备的国家屈指可数，技术主要垄断在少数国家如俄罗斯、美国手中，美国是对钻孔设备设计制造开始最早的国家，他们具有较高的工业基础，高科技制造技术对钻孔设备的设计制造可以说是如虎添翼，该国所设计制造的先进钻孔设备远销全球，受到企业的一致认可，在国际享有较高声誉。俄罗斯也是钻孔机械设备制造强国，但因为综合实力的限制，其产品与美国仍存在一些差距，所生产的钻机设备出口量较少，主要用于国内采矿行业[7]。在1930年左右，美国比塞洛斯机械制造公司所生产的钻机设备率先投入市场，对旋转钻机设计制造工作开始较早，该公司于在1951年左右制造了全球第一台露天采矿用电力驱动型大直径旋转钻机，该公司是全球具有深厚设计研发底蕴、制造水平高超的旋转钻机设计制造企业。该公司于后来的一段较长时间中对老型号钻机设备进行创新设计改进，新设计研发的产品可以作为当今钻机设备设计制造的代表，主要型号有：39R型、49R型、59R型等[8]。同时该公司将先进的计算机控制技术应用注入到旋转钻机的控制模块中，这样就提高了钻机设备的自动化运行效果，又提出了钻孔作业的编程化工作模式。在钻机设备的传动系统方面，该公司同样才用了创新设计理念，去除了过时且低效的链条传动，创新使用齿轮-齿条压力升降机构作为替代，这样做就可以简化钻机的结构，使得钻机工作更加高效化，提升钻机设备的传动可靠性。同样在钻机自动化行走装置方面创新采用了液压控制马达的驱动形式，采用了行星齿轮机构进行传动，行走装置依托履带行进，每个履带行走装置均使用液压马达独立驱动，可以是设备整体进行行进后退、原地转向等操作。进入21世纪，P&D机械设备制造公司也开始将产品瞄向旋转钻机的广阔市场，该公司从旋转钻机制造企业G-D公司采购一整套旋转钻机自动化生产线，把最新提出的先进技术加入进新设计的P&D型号钻机产品中。该企业所生产的旋转钻机主要分为电机驱动型和柴油机驱动型，主要代表性产品型号分别为：100XP、120XP和250XP等[9]。美国英格索兰机械制造公司主要设计生产潜孔式钻机设备，该公司生产的设备远销海内外，得到企业的一致好评。主要设计制造产品为液压旋转钻机、液压潜孔两用钻机，钻机设备主要型号为DM型号钻机设备。从1980年开始研制到现在，该企业又相继设计出了许多新型号设备，钻机设备的工作性能逐渐提升[10]。综上所述，国内外生产设计的旋转钻机设备已经得到了足够的重视，各大企业都在加大设计研发投入，会有更加先进的组及设备相继问世，但是由于我国对这一设备的研究设计工作开始较晚，所以自主研发的钻机设备免不了会跟国际上相关企业的产品存在差距，但是随着我国科学技术的不断进步，这一差距会逐渐缩小，我国自主研究设计制造的钻机设备必将会在国际市场上占有一席之地。1.2.2履带行走装置国内外研究现状1830年左右学者查格良斯基最处设计提出了履带行走装置这一机构，因为相比较于车轮形式的行进机构，履带行走装置具有许多优点：通过性能强大、承载重量能力较大。所以履带行走装置在许多领域内应用比较广泛，比如说农业机械、军事机械、工程机械设备等。具备行走能力的大型化设备质量较重，施工作业场所一般比较恶劣，所以大都采用了履带行走装置来进行驱动。通常根据所使用的履带数量进行设备的划分，主要划分为：双履带行走机构以及多履带行走机构。一方面为了保证履带机构的性能，另一方面为了对履带机构进行创新，国内外研究人员对履带行走装置展开了细致的研究工作，国外相关企业及研究机构开发出了履带行走装置分析软件，所以其对履带行走装置的研究工作较为深入，通过软件的模拟实验展开对履带行走机构的研制[11]。履带行走装置的发明创造在18世纪中期，在1950年左右学者通过细致研究路面状况对履带行走装置通过性的影响，并对机构运行时受到的阻力与驱动力等与滚动的种种关系提出了关于参数的模型算法。之后日本学者在该研究基础之上，综合考虑了更多原因对这些参数的影响，提出并制定了更加精确地算法模型。在1950年左右，密歇根州大学研究人员根据坦克装备的履带行走装置进行参考，使用了有限元分析方法进行分析计算，研究了当装置在转弯条件时每个机构的应力应变，计算行走机构驱动力，考虑进的影响条件较少：设备整体质量、与地面接触长度、两个履带的间距等，但是履带的宽度这一条件对设备的牵引力影响比较突出，因此该算法不太符合实际。学者Arsic等为解决履带装置行走主要部件失效情况，使用了有限元分析法对装置进行分析，最终发现机构中容易失效的零件，并对容易失效零件进行采样分析，并对零件容易失效这一问题进行改进研究，这样就保证了履带行走机构运行可靠性[12]。研究者J.Madsen利用Adams软件绘制履带机构三维模型，利用软件仿真分析不同路况、工况下，履带机构各零部件受力变形，这样就位履带机构的设计提供新方法，由于建立模型过于简化，仿真条件与实际工况存在比较大区别，所以研究结果与实际存在差距。学者又对履带机构的张紧装置进行了深入研究，提出履带机构的张紧力需保持保持适当数值，不然会对履带机构的实用寿命和性能产生较大影响。对履带机构驱动方面的研究层面，提出地面土壤特性与驱动力相互关系，提出压缩滑移方法分析和测量地面土壤特性对驱动力所造成的影响，该研究方法主要依托相对原始的双板仪测试法，发现随着设备驱动力提升，地面土壤会发生两个阶段的变形形式，初期地面土壤发生水平压缩，后期四面土壤会产生滑移现象，研究表明该方法可分析履带设计中布置、设计、受力等一系列问题。专家学者根据履带和地面的相互作用关系，对地面的土壤特性进行细致观察研究，建立了与分析相关联数学模型，研究履带的滑转现象对机构牵引力的影响程度，并提出对履带行走装置运动阻力叙述方式、牵引力大小与履带滑动关系相关公式。并在软件中建立了履带机构力学模型，细致加入了履带、支撑架和各个零部件间的联系关系，分析得出不同工况下模拟结果，并将成果和理论值进行比较，验证具有较好的一致性[13]。研究履带机构是设计该机构的基础性工作，国内一些专家学者主要对工程机械履带机构和军用设备履带机构的研究比较广泛。履带机构在平直路面正常行进时履带处于正常状态，当机构在进行转向时会发生平行旋转现象，这就是滑移转向现象；履带转向通过操纵机构对履带机构进行转向，这一动作为铰接转向。学者宋海军等建立了双履带机构模型，对铺装转向动作进行仿真，也结合实验进行研究，也考虑进去滑移条件对仿真模型影响问题，得到了该简化条件符合履带机构的行驶状态。并研究了履带机构在滑转滑移情况时转向的力学特性，得到履带机构的牵引力、阻力、角速度、转向半径等相关参数的关系。研究结果显示，在进行转向时履带与地面接触区域的打滑对其转弯半径造成的影响比较大，在考虑履带机构在与地面接触段的打滑问题后机构的转弯的角速度和转弯半径实车数据较为一致。并在此基础上研究了载荷分布履带机构形成的影响因素。史青录等研究学者对履带机构爬坡问题进行深入研究，当履带机构在坡道上转向时会产生速度瞬心偏移，而且会展现出具有一定的变化规律，瞬心偏移量与其波动的幅值都和履带的转向半径有关联。履带机构与接触长度的变大，瞬时转动履带机构的中心偏离量就会变大；如果两列履带机构的距离变小，就会使得转向时得波动性能变强；行驶速度过大也会对履带机构的转向增加难度，且履带机构所产生的甩尾现象会更加剧烈，所以在机构进行转向作业时行驶速度尽量慢一些[14]。学者毕小平对配备电驱动行星转向机构的履带机构进行深入研究，利用力学模型设置机构转向的工况条件，该方式可以对研究高速履带装置动态转向问题提供参考依据。根据实际产品上双履带钻机先关设计经验，研究并提出了履带机构的板数、宽度方向长度、驱动力等参数的设计计算方法。吉林大学学者胡英华等研究了履带式挖掘机行走机构，建立支重轮垂直载荷力学模型，对设备支重轮所受到的垂直方向的载荷进行计算分析，使用计算软件对各轮载荷进行计算，利用三维分析软件建立了履带装置的三维模型，对履带装置在不同工况下的受力等问题进行仿真。学者王得胜利用有限元研究方法，并结合进去设备作业过程中的复杂情况，建立了履带支撑架的有限元模型，对履带支撑架的受力问题、强度问题、刚度问题等进行一系列分析与研究，履带支撑架结构参数进行了先关优化设计[15]。相关学者使用ANSYS有限元软件建立了履带机构的有限元模型，对履带机构中较为关键的零部件进行参数校核，根据零部件应力应变关系，得到履带机构零部件在不同情况下的危险区域，利用有限元模型对机构进行模态分析，提取了履带机构零件的固有频率，这样就为设备不发生共振现象进行保证。钻机设备多采用双履带机构进行驱动，该机构的行驶速度比较慢，但可以承受比较大的载荷，且可以在较为严苛的工作环境稳定工作，在机构的设计过程中要考虑其稳定性能与通过性能，需保证履带机构中关键零部件不因较大载荷发生失效问题，所以国内外学者对履带机构关键零部件的分析研究工作较为深入。履带支撑架是履带行走装置中比较容易是小的零部件之一，波兰学者利用有限元分析并结合实验，对履带行走装置的主要零部件进行分析计算，发现了履带机构发生失效的成因，指出机构尤其在转向时易产生履带支撑架的失效，并提出了相关结构的改进设计方法防止零件的失效。学者在对较为具体的条件下进行仿真分析的同时也进行实际试验，对设备回转平台和支撑架进行结构优化。国内学者在研究矿用挖掘机履带机构时，细致化的研究了履带架这个主要承受载荷的零件，对其在各种极端工况下的受力情况进行分析，使用有限元法对该零件进行强度分析与校核。将零件所受载荷值加入模型中，得到不同极端工况下零件的应变分布，并在研究结果的基础上分析零件设计的不足之处，对零件结构设计进行改进[16]。履带支撑架的零件结构比较复杂，在进行有限元方法计算分析时模型的建立比较困难，相关学者在这一领域的研究工作较多。孔德文团队，使用三维软件建立挖掘机履带机构模型，并进行了仿真分析研究，利用ANSYS软件对履带支撑架零件进行刚度与强度校核分析。邓斌教授使用UG软件平台上建立旋转钻机履带机构参数化模型，结合分析软件对机构关键零部件进行有限元分析计算得到其刚度、强度受到载荷时的变化。有限元理论的普及和计算机技术高速发展，国际学者在研究履带机构时，对支重轮的失效问题进行研究。学者将赫兹理论结合有限元分析，对机构支重轮与履带接触面的应力情况进行研究分析，发现了机构支重轮出现失效问题的主要原因，并对支重轮进行实验研究，得到机构支重轮材料、冲击、拉伸、硬度等一系列设计参数，最终得到支重轮产生失效的原因。学者王禄春等对工程机械出中履带机构进行研究，对机构产生的故障进行分析，履带机构在工作一定时长后会出现支重轮磨损严重问题，通过将履带机构拆解研究，发现是支重轮的安装偏差较大导致的。学者李刚通过分析挖掘机履带机构失效机理，仿真得到支重轮在工作时受力变化，根据支重轮磨损类型，提出设计改善方法[17]。1.3履带行走装置发展趋势现代采矿业逐渐壮大，先关企业对采矿及辅助设备的要求也在逐年提高，同样对于旋转钻机的设计要求也在逐年提升，旋转钻机的履带驱动装置承载设备的总体质量，负责设备的行进工作，所以履带行走装置是一个重要的机构。现有旋转钻机履带行走装置的往往存在一些设计中的不足之处：（1）驱动形式单一。现有履带行走装置多采用液压驱动机构，过多的液压伺服泵站使设备体积庞大，不利于设备的灵活性。此外液压驱动系统效率低，能源耗散大，经济性不佳。（2）运动形式单一。现有设备往往只有前进后退功能，不能实现实时原地转向，设备灵活性差，影响钻机钻孔工作的效率。（3）设备庞大价格昂贵。先进履带行走装置有许多伺服设备，使得设备体型巨大，能源耗损量随之增大，对工作环境要求高。而且价格昂贵，对企业预算负担大，同时不利于购买引进。所以，对钻机履带行进装置的设计具有这样的趋势：钻机的履带行走装置的结构强度方面更加受到重视，采用结构强度较大，材料质量较轻的金属制作履带机构支架与履带机构连接架等，旋转钻机工作与行走时更加稳定；履带行走装置结构更加紧凑化，节省空间的同时也注重驱动力的提升，采用更加高效的传动形式与驱动力矩转化效率更高额电动机；进一步降低履带驱动装置的设计成本，降低钻机的价格，使得企业的预算的到进一步下降；履带行走装置的智能化驱动与自动化程度进一步加强，能够按照参数设置自动进行行走动作，使得旋转钻机的钻孔作业高效化。1.4论文主要研究内容本课题研究主要以40吨旋转钻机履带行走装置为研究对象，对履带行走装置的整体结构进行设计，目的是为了实现履带行走装置的整体性能与结构强度，满足旋转钻机工作需求。设计出一种新型旋转钻机履带行走装置，该设备配备有两个通过连接架相连的履带机构，能够满足设备需求与结构强度，较好的适应于旋转钻机设备。本文的主要研究内容如下：（1）通过查阅文献资料，了解了旋转钻机以及履带行走装置的国内外研究现状以及发展前景，对旋转钻机与履带行走装置的主要工作原理有了初步了解；研究现有履带行走装置，归纳总结现有设备的优点与缺点，在继承先进设计理念的同时进行自己的创新设计，最终确定了本文中所设计履带行走装置的总体结构。（2）确定履带行走装置的整体结构后，对设备总体进行分解，进一步确定履带行走装置的驱动形式，以及所使用的减速机构和传动方式。对驱动电机进行选择计算，设计选取合适的减速器以及对皮带传动、链传动中零部件参数进行设计计算，最终完成履带装置的总体设计。（3）利用二维绘图软件绘制履带行走装置整体结构的装配图，分别绘制履带机构以及减速器机构的总体结构装配图，绘制主要零件的工程图，利用图纸展现所设计履带行走装置的细致参数，便于研究计算。利用三维绘图软件对设备总体三维模型进行绘制，更加直观的展现出40吨旋转钻机履带行走装置的总体结构和设计思路。2履带行走装置整体设计方案2.1履带行走装置设计规范2.1.1履带行走装置特点旋转钻机履带行走装置设备的运行部分，也是整台机器的支承基座，支承整台机器的重量，承受工作装置在工作过程中产生的力。一般旋转钻机运行距离较短，专门的运输车辆以及铲土运输机械的运行距离较远。对旋转钻机履带行走装置的要求是工作可靠，能保证整台机器具有良好的稳定性，对地面的比压力小，有良好的通过性[18]。旋转钻机一般采用履带行走装置，履带行走装置的优点是：有良好的通过性，因为履带行走装置对土壤有足够的附着力，能适应不平的道路，并有很大的支承面积，对土壤的比压力比较小，能通过浅滩、窄沟和其他障碍物；有足够好的机动性，不需要铺设或准备道路，机器能很好的进行调动，方便地通过陡坡或进行转弯。履带式行走装置的缺点是：运行和转弯时候的功率消耗比轮胎式行走装置大，因为履带行走装置的效率比较低；构造比较复杂，制造费用大；有些零件容易磨损。因此，必须常常更换。但是，在矿山环境下，履带行走装置同其他型式的行走装置相比，优点是主要的。所以，它是矿用挖掘机行走装置中的主要型式。2.1.2履带行走装置设计要求旋转钻机履带行走装置是整个设备的支承部分，它承受设备的自重及工作装置钻孔时的反力，使钻机可以稳定地支承在地面上工作。同时又使钻机能在工作时作场内运行及转移工地时作运输性运行。因而,设计旋转钻机的履带行走装置时应尽量满足下列要求：履带行走装置应有较大的驱动力,使钻机在湿软地面或高低不平的地面上行走时具有良好的越野性能,并有较强的爬坡和转弯性能；在不增大行走装置高度的前提下应使钻机具有较大的离地间隙,以提高其不平地面上的通过性能；履带行走装置具有较大的支撑面积或较小的接地比压,以提高钻机的稳定性；钻机在斜坡下行时不发生超速溜坡现象,钻孔时不发生下滑,以提高钻机的安全可靠性；履带行走装置的外形尺寸应符合道路运输的要求。2.2履带行走装置整体结构及参数2.2.1履带行走装置整体结构履带行走装置主要由动力供给机构、动力传输机构、履带机构、连接架、辅助机构等组成。论文中所设计的履带行走装置是针对旋转钻机进行配套研究设计的，同时参照了同行业现有设备的设计参数。本设计的履带行走装置主要机构组成为：履带装置、驱动传动装置、履带机构连接架等。履带行走装置采用电机驱动方式。设备可以实现自动化行进转弯等动作，可以使得钻机的机动性能得到加强，同时能够使得钻机在钻孔作业时保持稳定性。绘制所设计的履带行走装置的三维模型，运用三维仿真软件进行可行性分析，图2-1为履带行走装置三维模型图。图2-2履带行走装置三维模型图此设计机械设备的三维模型图展示了设备的总体结构以及各个机构的布置形式，可以验证设计内容是否严谨合理。在满足不同设计条件的要求的条件下，设计机构整体结构需要紧凑化，同时应注意到设备经济性、灵活性、可操作性、工作性能等。2.2.2履带行走装置工作原理本文中设计的履带行走装置结构原理图如图2-2所示，该机械设备主要组成机构有：两个履带机构、一个履带机构连接架。履带行走装置的主要工作原理为：电动机驱动整体运转，电动机与减速器之间通过皮带进行传动，皮带作为第一次减速，减速器实现第二次减速，减速器与履带驱动轮之间通过两级链传动进行减速，最终电动机的转动得以传动到履带驱动轮上，期间经过四道减速装置，履带驱动轮的转矩达到增强，转速得到减小，最终由电动机驱动的履带行走装置带动整个钻机实现行走动作。履带机构；2-履带机构连接架图2-2履带行走机构结构原理图3履带行走装置机构设计3.1履带行走装置连接架结构设计所设计履带机构连接架的三维模型图如图3-1所示，该零件由钢板焊接而成，其上安装有旋转钻机的钻机部分，所以需要其强度足够大，另外其加工精度也相应要求较高。履带机构连接架主承力机构和四个侧面连接机构组成，主承力机构上安装钻机主体，四个侧面链接结构通过螺栓与履带机构的履带机构支撑架的侧面相固定连接。钢板通过焊接构成箱梁结构，此结构较为稳固，能够承载较大载荷与冲击，可以保证设备的整体性强度。履带机构连接架的横总长为3.5米，垂直方向高度为0.55米，纵向长度为2.5米，横向梁头部与中间位置开有螺栓孔，纵向梁端部开有螺栓孔，用于机架结构的拼接。图3-1履带装置连接架三维模型图两个履带机构将安装在履带机构连接架的两个个端部，联接方式为螺栓连接；履带机构连接架需具有一定的刚度与强度，这样才能保证整体设备运行的平稳性与施工参数的精确性，所以履带机构连接架在进行焊接时应选用刚度和强度较为优质的钢板，焊接工艺需遵循设计规范与要求。3.2履带机构结构设计3.2.1履带机构总体结构本设计履带行走装置共使用两个相同的履带机构进行驱动，图3-2为履带机构三维模型图，图3-3为履带机构结构原理图。驱动减速机构为履带机构提供动力，链传动机构进一步对电机转动进行减速，履带驱动轮与导向轮安装在履带机构支架上，履带配合安装在驱动轮与导向轮外部，履带导向轮安装在导向轮滑动轴承座上，轴承座一端固定在履带张紧机构端部，履带张紧机构通过伸长力使得履带能够张紧。电机驱动减速器，减速器连接大履带轮，然后履带机构可实现前进后退动作。图3-2履带机构三维模型图履带；2-履带轮；3-履带机构支架；4-链传动机构；5-驱动减速机构；6-履带张紧机构；7-导向轮滑动轴承座；8-履带导向轮；图3-3履带机构结构原理图3.2.2履带机构零部件的选型履带的选择履带是用于将机械车辆的重力传给地面，并能够使车辆发出足够驱动力的装置。履带工作的环境条件恶劣，同时还可能承受冲击和不均匀的载荷，是最容易损坏的零件之一。因此，除了要求履带机构具有良好的附着能力外，还必须要求其有足够的强度、刚度和良好的耐磨性。为了减小各个零部件之间的冲击，应该尽可能减小其重量。履带结构主要有整体式和组合式两种。整体式履带的履带板通常由高锰钢整体铸造而成，其结构简单、重量轻、易拆装，但孔销间隙大、容易进沙子和泥土、容易磨损，适用于高速运行的履带车辆；组合式履带是由履带板、链轨节、履带销和销套等组成，这种组成结构密封性能好，泥沙不容易进入相对转动的工作面，因此各部件的使用寿命长，能适应恶劣的工况条件，并且可以单独更换易损元件，使使用成本降低，所以工程机械大多采用组合式履带装置。组合式履带由履带板、链轨节、履带销和销套组成，根据本产品的工作条件和设计尺寸，我们选用山推的履带配件，其型号为8171GE，节距为171.45mm。驱动轮的选择驱动轮的结构有整体式、齿圈式和齿块拼合式三种。对于尺寸较大的驱动轮，许多机械采用齿圈式或齿块拼合式齿圈。其中齿块拼合式齿圈虽然使用方便，工地也可以更换，但必须注意加工和安装的精度。增加齿圈的齿数Z不仅能够使履带行走时均匀性改善，而且还可以减少摩擦损失，但是这样会使齿圈的直径增大，同时还会引起整机高度和机重的增加。绕齿圈一周的履带板数目一般在12~15之间，可以是整数，也可以是0.5的倍数。工程机械上许多产品的链轨在驱动轮齿圈上是隔一个齿啮合的，这样自动清理泥土的效果会好。齿圈的齿数既可以取成偶数也可以为奇数，当齿数为偶数时，工作过程中只有一半齿圈的齿参与啮合，等到这部分的齿严重磨损后，将驱动轮齿圈拆下来旋转一定的角度重新的安装使用；然而设计时实际的齿圈齿数最好为奇数，这样齿圈每转动两圈，驱动轮齿圈的所有齿都会啮合一次，这样可以增加使用寿命。一般对驱动轮齿圈齿形的要求为：能够使履带节销顺利的进入和退出啮合，减少其接触面的冲击力，使齿面接触应力尽可能的小，以减少磨损；同时当履带节距因磨损增大时，履带节销与齿圈齿形仍能保持工作，不致拖链。根据以上的计算和分析，选用山推履带配件，型号为8171，直径D=580mm。3.2.3履带行走机构动力选择（1）液压驱动液压驱动的基本结构为：设备发动机、加速器、液压泵站、液压马达、调控阀块等。使用液压驱动形式时，履带轮由液压马达马达提供动力，液压马达将转矩和转动经由减速传递到履带轮。通过改变液压油流量和流向控制履带行进机构速度和前进后退动作。使用液压驱动有很多方面的优势：①可实现行进无级化调速且调整范围较大，可以实现蠕动前进；②可以使用电子控制阀进行控制，自动化水平较高，且操作简便；③既可使用制动机构进行减速或停车，亦可利用马达容积效应进行减速制动；④液压系统可承受较大抗冲击力，遇到冲击使用溢流阀泄压过载保护性能良好，减少过载情况的发生。⑤液压元件体积小，利于整体化布置。目前大多数四履带驱动滑模式水泥摊铺机采用液压驱动。液压驱动同样有许多劣势：液压零件设计精度较高，加工制造成本较高设备使用环境恶劣，高精度的液压零件容易出现问题，从而影响设备运转。实现精确传动比能力差，内部介质油混入气体后，易出现振动与噪音问题，介质油泄露会污染环境，出现问题后修复时间较长。此外液压驱动动力传递效率低，能量耗损较大，造成能源的浪费。电力驱动电力驱动的基本组成结构为：柴油机、发电机构、电机、操作控制器、减速器、驱动单元等。电力驱动的主要工作原理为：柴油机燃烧柴油产生转动动力带动发电机构产生电能，操作控制器将发电电能分配到履带行进机构的电机处，电机转动经过减速器将动力输送到履带轮上，进而使得履带行进机构进行工作。电力驱动的优势有：①电力驱动能量转化效率高，减小能源浪费，而且该形式较为环保；②发电机构产生的电能易于进行输送和分配，设备控制较为简便；③电机与履带驱动轮间使用链条连接，抗冲击性能较强；④使用变频器进行速度调节，使得履带行进装置速度调节简便且易于操作。电力传动的比较大的劣势就是整体质量较大，对于较大型化的滑模式水泥摊铺机拥有足够的空间和质量承受能力，对设备的整体性影响较小。通过以上分析研究，履带行进机构的驱动方式选择为电力驱动形式，电动机转速较快，电动机与履带驱动轮间应设置减速器来进行降速增扭。减速器的设计在履带行进机构中也是相当重要的一部分。履带机构传动路线图如图3-4所示，履带机构所选用电机型号为：Y132S-6，电机的额定转速为940r/min，功率为1.5kW。图3-4履带机构传动路线3.3履带机构参数计算3.3.1履带机构带传动计算带传动减速装置主要包括大皮带轮、小皮带轮、传动皮带三部分，通过大小皮带轮的直径配比实现定传动比减速。皮带传动具有很多优势：传动结构较为简单、传动过程平稳噪音低，而且皮带具有弹性可以进行缓冲吸振。所以皮带传动较适合高转速动力的传动工作；同时由于电机的转速也比较高，通过皮带传动可以实现高速部分的减速，而且出现设备急停时皮带传动可以利用打滑现象来对系统进行过载保护。带传动机构计算：设计功率计算式如下：（3-1）其中，为工况系数（这里为1.3）；P为电机功率（这里为1.5kW）。计算得出为1.95kW。根据计算得到的设计功率和小皮带轮转速选择所用皮带类型为普通A型；小皮带轮直径d1为100mm，大皮带轮直径d2为300mm，一般皮带传动滑转率为1%~2%，所以忽略不计。此皮带传动的传动比i为：（3-2）皮带传动输出转速n2为：（3-3）皮带的速度v为：（3-4）初定中心距：基准长度：（3-5）取A带基准长度为1400mm，中心距距离为410mm，小皮带轮包角：（3-6）本皮带传动传动比为3，小皮带轮转速940r/min，皮带额定功率，功率增量。皮带数量计算：（3-7）其中，为设计功率；为单根额定功率；为包角修正系数=0.97；为带长修正系数=0.96。所以皮带根数为2根。皮带张紧力计算公式如下：（3-8）其中，m为单位长度质量=0.37kg/m，（3-9）单根皮带拉力：（3-10）皮带紧边拉力：（3-11）皮带松边拉力：（3-12）皮带传动主要参数见表3-1。表3-1皮带传动主要参数传动减速比i3传动效率0.9小皮带轮直径d1100mm大皮带轮直径d1300mm中心距a0410mm皮带数量23.3.2履带行走机构减速器设计在进行履带行进机构减速器设计过程中，提出了两种设计方案，分别为涡轮-蜗杆减速器和普通齿轮减速器。进过对比分析，最终选用了普通齿轮减速器。（1）设计结构方案一：蜗轮-蜗杆式减速器该方案结构组成为：一级减速使用蜗轮-蜗杆减速形式，二级减速使用圆柱齿轮减速形式。其工作原理为：电机轴与蜗杆轴连接，将电机转动转化为蜗杆轴转动，蜗杆轴将转动转化为蜗轮轴的转动，此时完成一级减速；蜗轮与二级减速小齿轮在同一轴上，小齿轮将转动转化为大齿轮的转动，大齿轮最后将转动转化为输出轴的转动，完成二级减速。该设计结构的主要特点有：电机与蜗轮-蜗杆加速器可构成整体性结构，这样就使得设备安装简便，蜗轮-蜗杆可以形成大减速比的传动，增大扭矩效果明显；蜗轮-蜗杆机构可以形成一个自锁效果，可为履带行进机构提供制动效果，使得设计结构简便。但是能够产生自锁效果的蜗轮-蜗杆传动机构的传动效率较低，不满足高效化的设计要求。（2）设计结构方案二：二级圆柱齿轮减速器该减速器结构原理图如图3-5所示，其主要组成零件有：输入轴、中间轴、输出轴、输入轴小齿轮、中间轴大齿轮、中间轴小齿轮、输出轴大齿轮等。电机与输出轴通过皮带连接，电机轴上装有小皮带轮，输入轴端部装有大皮带轮；输入轴小齿轮将电机转动传送给中间轴大齿轮，构成第一级减速，中间轴小齿轮将转动传递给输出轴大齿轮构成第二级减速。该减速器结构原理为同轴二级圆柱齿轮减速器，减速器与电机通过皮带传动，减速器与履带驱动轮之间使用链条传动，这样使得所使用的减速器减速比减小，装置整体体积缩小、质量减轻，利于安装。使用控制器控制电机转动速度，利用制动器进行制动，本设计采用此种同轴二级圆柱齿轮减速器进行减速。图3-5履带机构减速器结构原理图表3-2为减速器各齿轮尺寸参数表，减速器传动比计算如式3-14，减速器的减速比ij为22.5，一级减速比i1为4.5，二级减速比i2为5。（3-14）表3-2减速器各齿轮尺寸值名称一级小齿轮直径D1一级大齿轮直径D2二级小齿轮直径D3二级大齿轮直径D4数值80mm360mm60mm300mm输入轴转速n2：（3-15）中间轴转速n3：（3-16）输出轴转速n4：（3-17）3.3.3履带机构链条传动计算所使用的链条传动分为两级，第一级链条传动为减速器与中间轴传动、第二级链条传动为中间轴与履带轮主轴之间的传动。第一级链条传动齿数计算：小链轮齿数选择为11，大链轮齿数选择为25，第一级链条传动的传动比为i3为2.3。功率计算：电机功率为1.5kW，工况系数f1为1.4，小链轮齿系数f1为2.5，功率计算如下：=5.3kW（3-18）链条型号与节距选取：小链轮转速较小，链条型号选取为34A，节距为48.5mm，抗拉强度为220kN。链条根数与中心距确定：中心距a0初定为650mm，中心距所确定的节数为：=13.4（3-19）链条节数计算：（3-20）链条节数选为48，链条总长度计算：（3-21）中心距计算系数f3为0.25，计算中心距ac为：mm（3-22）链条工作速度：（3-22）满足设计要求。第二级链条传动第二级链条传动各零部件参数计算与上述相一致，第二级链条传动相关计算参数如表3-3所示：表3-3第二级链条传动参数小链轮轮齿数量11大链轮轮齿数量28传动比2.54链条数量1链条型号编码46A链条节距68.5mm链条节数32中心距320mm3.3.4履带行走机构驱动力计算履带行进机构进行行进动作时需要克服滚动阻力和爬行阻力，驱动力T可由式3-15计算得出，（3-15）其中，MK履带轮扭矩（N·mm）；rK履带轮半径（mm）；T履带轮驱动力（N）；ηq驱动效率（取0.95）；∑P所有阻力和。履带行走机构行进工作时会受到滚动阻力、爬行阻力、材料阻力。为计算驱动力需计算出三种阻力。（1）滚动阻力产生滚动阻力的情况有两种：①履带行进过程中在路面会形成轨迹，会耗散部分动力；②履带行进过程中，履带行进机构各个零部件之间会产生摩擦，摩擦会耗散部分动力。所以滚动阻力受到很多因素的作用，主要有履带行进机构负荷量，设备工作状态以及施工路面情况等，所以计算过程较为复杂。滚动阻力计算公式如下：（3-16）其中，Gs为设备总体重力（kN）；f为摩擦系数（取0.1）。计算得出滚动阻力Pf为19.6kN。（2）最大驱动力计算滑旋转钻机履带行走装置驱动力时，需考虑设备总体的质量，履带行进机构的驱动力等于其在路面上的附着力大小，附着力计算公式为式3-17，计算得出四个行进机构的总附着力为117.6kN。（3-17）其中，Pφ为设备总附着力（kN）；φ为附着系数（取0.6）；Gφ设备附着重力（kN）。最大驱动力T：最大材料阻力Pc：4履带行走装置主要零件校核4.1中间轴受力分析图4-1为链条传动受力简图，链条传动中紧边受拉力，松边几乎没有力，第一级小链轮转向如图中所示时，4号和5号链轮中间轴受到的合力大于1号链轮转动方向相反的合力。中间轴装配关系如图4-2所示，中间轴从左到右装配顺序依次为：深沟球轴承1、中间轴、第二级小链轮、深沟球轴承2、第一级大链轮。1-第一级小链轮；2-履带驱动轮；3-第二级大链轮；4-第二级小链轮；5-第一级大链轮图4-1链条传动受力图链条传动中间轴上第一级大链轮圆周拉力F2为30kN，第二级小链轮圆周拉力F3为45.5kN，将两者简化到轴上，分别为F21和F31，大小与方向与之前一致，轴上只作用F21时，中间轴受力如图4-3所示。1-深沟球轴承2；2-中间轴；3-第二级小链轮；4-深沟球轴承1；5-第一级大链轮图4-2中间轴装配关系图4-3中间轴只作用F21时受力简图中间轴受到轴承1的力F21：=36.3kN中间轴受到轴承2的力F22：=6.3kN当中间轴上只作用有F31时，其受力简图如图4-4所示，中间轴受到轴承1的力F31：=35.8kN中间轴受到轴承2的力F32：=9.7kN图4-4中间轴只作用F31时受力简图4.2中间轴受力计算图4-5为中间轴受力分析图，其中：图4-5中间轴受力分析图=29.6kN=4.7kN=15.6kN=42.8kN=-47.6kN=-40kN=-7.4kN=4.4kN所以经过计算，得出如下数据：第二级小链轮截面总弯矩：M1=3.362×106N·mm第二级小链轮截面抗弯模量：=1.306×105mm3第二级小链轮截面弯曲应力：=25.8MPa第一级大链轮与第二级小链轮之间的扭矩为：T1=6.14×106N·mm第二级小链轮截面抗扭模量：=2.612×105mm3第二级小链轮截面扭转应力：=23.6MPa第二级小链轮截面总应力：=34.9MPa总结露天矿石的开采工作是现代全球主流矿业开采形式，伴随着世界科学技术的不断进步与提升，采矿业也得到了各国的重视，但是可供采集的矿石资源在逐渐减少，这就意味着矿石采集工作越来越艰巨。所以矿产开采企业对矿石采集设备的要求越来越高，采矿设备的自动化程度与先进性得到逐渐提升，更多的采矿设备或辅助设备被相关企业或部分设计研发出来，现代化的采矿技术也被人们所创新出来。在开采矿石的初期需要旋转钻机进行钻孔作业，一是为了勘探和研究矿石品相问题，另一大主要原因是为了钻孔并填埋炸药，方便下一步的露天采矿工作。因此钻孔设备在采矿现场所钻孔的质量好坏直接影响着对矿石品相的分析判断，以及后期炸药填埋爆破的精确性与安全性，因此旋转钻机设备的高效工作制约着矿产采集的进度与质量。旋转钻机的履带行走装置是设备一个关键的组成机构，该机构制约着旋转钻机在行进过程中的机动性能，同样在设备进行钻孔工作时，履带行走装置承载着设备所有压力和钻孔作业时的动载荷，所以履带行走装置又承载着设备的质量与动载荷，履带行走装置的结构稳定性也极其