毕业设计（论文）-斗轮堆取料机履带行走机构设计

哈尔滨理工大学学士论文-第1章绪论1.课题意义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。2.国外研究现状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。第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SANDVIK公司，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3.国内研究现状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25m和30m。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/h生产能力、25～60m回转半径斗轮堆取料机系列产品的设计和制造能力。这一阶段中，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拉机履带装置。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的发展连带性。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。第2章履带行走装置的方案设计2.1履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。2.2履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。2.3履带行走装置的结构布置图2-1履带行走装置驱动轮；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Ψ的值。一般来说Ψ值不超过2º～5º。图2-2驱动轮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4-7个，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：(2-1)支重轮品平均分布，轴间距：(2-2)最后的支重轮轴跟驱动轮轴的间距：(2-3)图2-3支重轮导向轮功用：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Ψ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2-4导向轮缓冲装置功用：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。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1-2个。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，且轮缘上方高度和和大于驱动轮的半径且防止履带下垂，且履带可脱开啮合。托链轮的位置尺寸，通常为lt2≈0.4L，lt1≈½（L-lt2）。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(2-4)(2-5)轨距:式中l—驱动轮和引导轮距离；h—表示高度；5mG—表示整机质量300（t）履带板宽(2-6)取h的值一般取为：(2-7)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要的功能。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。(2-8)式中—机械总重量，N；—履带宽（cm）；—履带支承长度（cm）；(2-9)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：(2-12)双履带的变形阻力：(2-11)式中—履带板宽度，为；—土壤的比压，为；—使受压表面下陷1cm的比压，为；—受压表面下陷的深度机械在行进时，是路面下陷所用的压力，抗陷系数，作用比压与沉陷深度的关系——作用比压P/抗陷系数。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2-1各类土质的抗陷系数与作用比压土壤分类抗陷系数KPa/cm-1最大允许比压沼泽土5～1540～100湿粘土、松沙土20～30200～400大粒沙、普通粘土30～45400～600坚实粘土50～60600～700湿黄土70～100800～1000干黄土110～1301100～1500由于机重力令==为行进阻力，数值如表表2-2各路面运行阻力地面种类运行比阻力地面种类运行比阻力沥青公路0.03～0.04野路0.09～0.12石砌公路0.05～0.06深砂、沼地、耕地0.10～0.15坚实土路0.06～0.09于是变形阻力=(2-12)在坡是上行走时=(2-13)11．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，履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，总张力为，则转向时摩擦功：(2-14)式中为销轴直径为销轴和轴套之中摩擦系数，值与驱动轮在前后的位置有关。2）驱动轮的摩擦阻力(2-15)式中—驱动轮轴颈外径，cm—驱动轮带直径，cm—驱动轮摩擦阻力，N)(2-16)经验公式计算：2.4本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。第3章驱动与传动的方案设计总重为300t，运行速度0～6.5km/h，，接地比压为0.2～0.8MPa，额定功率为2500KW。行走牵引力与总重相关，由公式(3-1)求出牵引力(3-2)选择液压马达的容量额定范围的功率(3-3)其中η为效率范围定量系数K取1。故得，驱动轮所需的功率马达的输出功率(3-4)η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则故。根据选取马达的额定功率使选取为确定液压马达的转速，首先计算出驱动轮转速(3-5)其中履带节距(3-6)节距根据资料查得,取节距，其中驱动轮齿Z为41。由公式(3-7)驱动轮的最大转速则马达转速由此可知液压马达扭矩(3-8)根据，。马达转速为3.1总传动比及各级传动比设定总体传动比，并按依从小到大原则，不采用，则选取，。计算传动装置的传动和动力参数1．各轴的转速其中为各个轴和马达转速2．各轴的功率斜齿轮效率为，滚动轴承效率为。式中、、和为轴各个和马达的功率。3．各轴的转矩将所计算的结果填入下表表3-1马达与各轴主要参数参马达一轴二轴三轴转速n(r/min)21021010535功率P(KW)285282.1271260转矩T(Nm)83531283124648709423.2驱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50Mn和35SiMn钢来代替35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复杂。驱动轮齿数的设计计算驱动轮齿数为，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G为300吨，T0的单位为mm，G的单位为Kg取T0=385，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：(3-9)卷绕在驱动轮上的履带板数。为节圆的直径（mm）代入数据的DK=1316mm3.2.1轴的设计可首先确定输出轴的材料为钢。取于是(3-10)式中P为输出轴的功率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：1.作出轴的计算简图（即力学模型）此轴可以看作是受到均布载荷2.作出轴的剪力弯矩图图3-1轴的剪力弯矩图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45simn钢。工序加工以80H7孔为标准。根据基准重合的原则和加工要求。以80H7孔作为定位基准。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。3.2.2支重轮的设计直径。选为382mm行驶一圈，由于摩擦损失的牵引力为：(3-11)式中—驱动轮的齿数—销轴直径—节距滚动摩擦阻力跟轴颈摩擦阻力组成于是=≈55.5N式中—作用于履带的总重量—支重轮的直径—支重轮销轴直径—滚动摩擦系数—销轴与销套摩擦系数—支重轮摩擦阻力支重轮直径为，长度为。材料为。所以支重轮的总承载为(3-12)式中—吨位—履带重—轨链重所以每个支重轮的承重为所以对支重轮轴做受力分析，如下图所示：图3-2支重轮受力分析图==画出弯矩图：图3-3支重轮受力弯矩图(3-13)所以=支重轮轴材料为50Mn，查资料可得，=39050Mn为塑性材料，所以n取2[]=n=2[]===195由于<[]所以该轴有足够的强度。3.2.3导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：1.初步确定整体尺寸。2.各部分结构尺寸校核。3.材料的选择及加工工艺4.轴承的选择。5.标准件的选择。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。(3-14)材料：35Mn，毛坯：铸造，导向轮受到摩擦，表面硬度HB230—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：表3-2各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HB230~2706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3.3轴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：1.优秀的耐磨性跟抗咬系数。2.优秀的的嵌入性和磨合性。3.强度和抗腐蚀应力性能好。4.导热性、工艺性、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.)(3-15)式中——径向载荷,——轴承的宽度，——轴瓦材料许用应力,——轴径,表3-3轴承材料的性能材料/MPam/sMpa.m/s最高工作温度轴径硬度/HBs抗咬顺应性耐蚀性疲劳强度铝青铜154122803005552验算轴承的pv(单位Mpa.m/s)值(3-16)验算滑动速度（单位）〈经验算该材料符合要求。根据直径间隙，按选配合。3.4本章小结本章是结合斗轮取料机的行走装置行走时所受的阻力来计算所需液压马达的功率以及型号。在计算得出结果后通过结果计算传动比得出马达与各轴的转速功率以及转矩的大小。且研究整个传动装置最重要的驱动轮设计，通过履带与驱动轮的啮合尺寸来确定驱动轮的整体结构，并根据驱动轮输出功率验算轴径的强度校核，确定轴径的选取规格。并在最后确定驱动轮的加工工艺以及标准件的选取。并对支重轮的整体设计概述，通过整体的斗轮取料机的重量，确定支重轮轮的直径，以及存在的摩擦阻力并以此进行轴径的强度校核计算，并在最后完成支重轮的加工工艺设计。第4章履带张紧装置设计4.1结构形式和设计要求张紧装置是来调节履带张紧度的部件。其缓冲弹簧会在行走装置进行中收到颠簸时缓冲冲击。1．结构形式缓冲调节装置有机械与油压两类。整体机构通过弹簧、螺栓、托架支架、调节螺杆和叉形臂等装置组成。缓冲弹簧在装配时需要一定的预紧力，过小时会造成变形，会使得转向时履带脱落，过大时会产生劳损。拉紧螺栓上的螺母可调节弹簧预紧力大小。而螺杆用来调节履带的松紧度，但这种调整方式会因为客观因素导致调整不当。因此，选择油压调节方式更适合整体结构。以活塞组替代调节螺杆，是油压与机械调节的主要区别。油缸与推杆交叉臂和弹簧连接。通过内部活塞，来调节弹簧的预紧力。活塞杆整体架在弹簧后座上，并用螺母连接，调整弹簧的预紧力。通过前段油嘴注入油脂，会推动杆调节引导轮以用来张紧履带。如果履带过紧时，可放出一些滑脂，导向轮后移，履带变松。且并不会引发生锈以及调整实效的问题。2．对张紧装置的设计要求是：1)当路面崎岖不平时，弹簧装置能够缓冲并补全履带运行时的曲线运动。预防组件的损耗和碰撞，所以需要缓冲弹簧的弹性行程可在有效范围之内。2)在行驶过程中不会因为发生跳动移动张紧轮使得履带张紧或松弛，所以保证弹簧的弹性形成不会触发，所以要求先有必要的预紧力。3)在前后行驶以及转向的过程时，不会让支重轮跟驱动轮因缓冲弹性行程出现履带破坏驱动轮跟履带啮合，引发脱落。所以弹簧的预紧力是必须存在的。4)在弹簧被过度压力作用时，弹簧作用在张紧轮上的力不应太大，从而降低对其他装置的负载。为了完成这个要求，一般增加一个变杠杆组件，从而使得弹簧力过大时通过杠杆负担一部分，使得张紧轮不会受到过多负载。5)若出现因磨损导致履带链销伸长时，可通过调节张紧度，拆除一块履带板使得张进度恢复正常。从而看出对张紧机构的一定可调节的整体行程。通过上述总结，在总体设置结构时，要提前确定预紧力，以及缓冲弹性行程,和张紧装置所需的行程调节和紧轮上的预紧拉力和缓冲弹簧完全压缩时的作用力。本次所用的油压调节设计如图所示：1-底座，2-螺栓，3-弹簧，4-压板，5-三角槽形螺母，6-平垫圈图4-1张紧弹簧装置1-黄油袋，2-注射阀，3-球，4-弹簧，5-嘴6-油缸体，7-活塞，8-密封圈，9-开口封闭环10-开口导向环，11-杠头阻塞，12-密封环13-活塞杆，14-紫铜垫圈图4-2张紧装置油缸4.2设计方法履带的静态张紧度一般是按履带的下垂量值确定的，下垂量的值一般取为：(4-1)式中—导向轮与驱动轮中心距若托链轮离驱动链轮间为EQ\F(L,2),则静态张紧力TE可按下公式计算：=(4-2)式中—履带节距；—块履带板与销子的组成重量。销控与履带间的磨损面会改变履带的张紧力，所以在运行过程中需要通过张紧装置的调节，并根据下垂量来检查。张紧拉力不适都会引发行走机构的功能受到影响，过紧会影响整体机构中零件的应力加大，过小则会引发下垂量过大，行进过程中会受到更大颠簸。预紧力研究后得，式中—斗轮取料机的重量。最大弹性行程的拉力：=+(4-3)式中—缓冲弹簧的刚度；—缓冲弹簧的最大弹性行程。在各种恶劣的条件下下，例如土地上行走，以及履带链堵塞污泥和石块、杂物等情况下，弹簧行程都能控制履带链的变化。这就要求弹性行程能够符合:1．履带跟驱动链能脱开啮合；2．履带能滑脱于张紧轮上。3．通过零件寿命计算工况4.3履带设计要求除去工作时受到的大型拉力，由于在恶劣的条件下工作，履带经常要受磨损以及损耗。且因为磨损导致的带节边长，会引起脱落啮合的产生。且恶劣的条件也会使销套表面跟履刺磨损加重。4.4履带板作为重要的履带构成部分，外形与大小，是行走装置的动力性能发挥的关键。平板与三角型两类履带板，用途并不相同。平板用于土质正常情况，三角为湿滑路面所使。本设计用的是平板型履带板。由于平板对地面的附着能力过小，所以需要通过有履刺的履带板，对于插入土地后产生的相互作用力，从而增强吸附力。公式如下=(4-4)相对于一般用于矿山的机械来说，履刺的设计要求由高度，根部厚度，斜角来决定。对于一般土质来说，越高的履刺高度能够更深的刺入土壤，从而从土地获得的切向力更大，从而获得的驱动力更强。但是过高的履刺会导致土质发生变动。对于矿山地质来说，过高的履刺并不能带来过高的驱动力增幅。甚至会起到反作用。4.5本章小结研究并确定履带的张紧装置跟结构形式。计算张紧度跟弹簧的预紧力。分析并选取性能更优秀，耐磨性更好，成本更实惠，重量小的履带。确定履带板的选取与最后的总成设计。总结本论文主要研讨履带式行走机构的整机设计，并通过建立三维模型，分析各个组件所能承担的功能以及考虑现实装配。在进行所需的全部分析过后，可从本论文中得出以下结论：1．对于不同机件的履带行走机构来说，支重轮的选取应能平均分担整体机构的总质量，且个数控制在可接受范围之内，过多则会引起过大的行进阻力，导致消耗过大效率低下。2．在应对矿山机械环境来讲，更大的驱动轮可以加强行进过程的驱动能力以及爬坡能力。并在应对崎岖路面杂物时，不会将整体机构破坏。3．对于不同路面的不同接地比压时应作出不同的应对。4．横向类比不同类型的履带行走机构，选择最优方案。在本论文的最后，由于受到自身所学范围有限，个人认为对一下问题可进行深入探究：1．在应对崎岖路面的不同天气条件下的履带行走机构所受到的不同行进阻力对整体机构的影响。2．有关各个轮件的独立缓冲装置的更加详细设计。3．在对三维图示例的整体加工方案设计以及相应工艺手段。致谢在老师的指导和同学的热情鼓励和帮助下，才使我克服一个又一个难题和障碍，我的论文得以顺利完成，在此向曾帮助过我的所有人表示诚挚的感谢！在毕业论文完成之际，我首先要感谢我们敬爱的指导老师赵金涛老师。是赵金涛老师深厚的学术功底、严谨的治学作风使我的毕业论文得以顺利完成；赵老师的关心与爱护、鞭策与鼓励使我们在学习中得到了无穷的动力和勇气；我们更是被赵老师平易近人、诲人不倦的精神所感动。整个设计阶段虽然只有短短十几周的时间，但我们从赵老师这里学到的不仅仅是丰富的科学知识，更宝贵的是学习到了更新的设计理念、一份锲而不舍的钻研精神、一份对理想对事业对生活的真诚态度，所有这些都将是我人生道路上的宝贵财富。赵老师严谨、务实、一丝不苟的作风给我留下了深刻的印象，同时也给我树立了榜样，使我认识到了作为一名科研和教育学者所应有的品质和修养。毕业设计，帮助我们总结大学四年收获、认清自我。同时，还帮助我们改变一些处理事情时懒散的习惯。从最开始时的搜集资料，整理资料，到方案比选，确定方案，再到着手开始进行路基工程、路面工程和路线排水的设计，每一步都是环环相扣，衔接紧密，其中任何一个步骤产生遗漏或者疏忽，就会对以后的设计带来很多的不便。学生的动手能力和资料搜集能力在设计中也得到提升。毕业设计中很多数值、公式、计算方法都需要我们去耐心地查阅书籍，浏览资料，设计中需要用到辅助设计软件的地方，也需要我们耐心的学习。掌握其使用的要领，运用到设计当中去。最后汇总的时候，需要将前期各个阶段的工作认真整理。在此，我还要感谢系领导和各位老师，为我们提供了宽松、安静的设计环境；为我们提供了一个难得的参观实习的机会。为我们最终完成毕业设计提供了条件。最后，感谢所有在设计完成过程中给予我们关心和帮助的老师和同学们！谢谢你们！参考文献[1]汪恺．机械设计标准应用手册[M].机械工业出版