《鉆機履帶底盤底架設計（含）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《鉆機履帶底盤底架設計（含）（49頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 編號 無錫太湖學院 畢業(yè)設計（論文） 題目： 鉆機履帶底盤底架設計 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 學 號： 　　　 0923053　　　　 學生姓名： 陳　 嬋 指導教師： 屠德剛 （職稱：高級工程師 ） （職稱： ） 2013年5月25日 39 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠 信 承 諾 書

2、 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 鉆機履帶底盤底架設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械92 學 號： 0923053 作者姓名：

3、2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院 信 機　系 　機械工程及自動化 　專業(yè) 畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書 一、題目及專題： 1、題目　 鉆機履帶底盤底架設計 　 2、專題　 　 二、課題來源及選題依據 錨固鉆機面世后，在建筑、地質、鐵路、公路和水利等各行業(yè)施工領域內廣泛應用。如長江三峽工程、北京十三陵水庫、龍灘電站、大朝山電站、小灣電站、成昆鐵路、南昆鐵路、達萬線、株

4、六復線、京珠高速公路、元墨高速、大保高速、襄十高速等。這些新設備和新機型的不斷推出，為錨固工程施工提供了有力的設備保障。但以往的錨固鉆機都沒有行走功能，這對于在平地施工或有條件提供平地的施工場地而言是一大損失，增加了工人的勞動強度，移位對孔也及為不便，大大拖延了工期。而與此同時，過外的鉆探機械，包括國內的一些品種的鉆探機械都已經采用了輪式或履帶式底盤，增加了鉆機的移動功能，減輕了工人的勞動強度，提高了工作效率。而履帶底盤技術發(fā)展到現(xiàn)在已經比較成熟；另為了工作量適合畢業(yè)設計，故重點負責鉆機的履帶底盤設計和底架設計。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求： 1. 履帶底盤設計要求

5、 ① 應有較大的驅動力，使鉆機在濕軟或高低不平等不良地面上行走時具有良好的通過性能、爬坡性能和轉向性能； ② 在不增大行走裝置高度的前提下使鉆機具有較大的離地間隙，以提高其不平地面上的越野性能； ③ 行走裝置具有較大的支撐面積或較小的接地比壓，以提高鉆機穩(wěn)定性；

6、 ④ 在鉆機斜坡下行時不發(fā)生下滑和超速溜坡現(xiàn)象，以提高鉆機安全性； ⑤ 行走裝置的外形尺寸應符合道路運輸的要求； ⑥ 在鉆機作業(yè)時需要用專門支腿支撐，以確保鉆機穩(wěn)定性和安全性。2. 底架設計要求 ① 有足夠的強度，保證對桅桿組件的支撐；

7、 ② 有可以變角機構。角度范圍-10～90； ③ 有支撐機構； ④ 有滑移機構，滑移行程600mm，滑移油缸支撐力>6869N； ⑤ 有安裝桅桿組件的結構； ⑥ 有與底盤連接的結構； ⑦ 要充分考慮減小設計尺寸；

8、 ⑧ 要求結構簡單。 四、接受任務學生： 機械92 班 　　姓名 陳 嬋 五、開始及完成日期： 自2012年11月7日 至2013年5月25日 六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師　　　　　　　簽名 簽名

9、 　　　　　　　簽名 教研室主任 　　　　　　〔學科組組長研究所所長〕　　　　　　　簽名 　　 　　系主任 　　　　　　簽名 2012年11月7日 摘 要 鉆機主要是適應旋噴工法的逐步推廣而研制而成的。采用履帶底盤行走裝置，通過不同模塊的組合，可以適合定噴、擺噴、旋噴等施工工藝；單重、雙重、三重旋噴等各種施工要求。可用于各類軟地基加固、高層建筑地下室的防滲處理、大江大河堤壩的整治、鐵路公路橋墩的加固等。鉆機的底架組件的主要作用是：支撐組件、存放物品和負責整機的行走。鉆機的行走包括直行和轉向。 本文主要是在一

10、組已知參數的基礎上，參考大量成熟產品的設計方案，進行履帶底盤及底架的結構和參數設計，設計各個零件，并對整個組件的結構進行合理的布置。最后，在理解設計要求的基礎上，編制了主要零部件的工藝。 關鍵詞：鉆機；底架組件；工藝；履帶底盤 Abstract Drilling Rig is produced for the sake of the work method-revolve with spray. they are joined by the track fleeting. Pass

11、the combination of the different mold piece, it can suit the craft of construction to settle to spray, put to spray, the revolve to spray the etc.; it can suit the every kind of construction request of, such as single, double, three times etc. It can be used to reinforce the various soft foundations

12、, to handle the leakage of ground floor of high layer building, to renovate the embankment of the big river, to reinforce the railroad, highway, abutment etc. The frame is made of top frame, inside frame, descend frame and flank frame. The function of the frame is to prop up whole machine, deposit t

13、he goods and move whole machine. It can go straight and turn around. On base of a set of given parameters and reference of mature products , this paper mainly design the structure and parameters of pretrial and Frame module, design necessary parts and arrange the whole discreteness propel . In the

14、 end , workout the craftwork of producing technical of typical parts after totally understanding of its design desire . Keywords: Drilling Rig; Frame module; craftwork; pretrial 目 錄 摘 要 IV Abstract V 目錄 V 1 概述 1 1.1 鉆機主要用途： 1 1.2 主要特點： 1 1.3 鉆機主要性能： 2 1.4 鉆

15、機的工作原理 2 2 履帶底盤設計 4 2.1 方案論證 4 2.2 履帶底盤的介紹 4 2.3 設計要求 4 2.4 履帶行走裝置的設計因素 5 2.5 結構設計 6 2.5.1 整體結構設計 6 2.5.2 零部件的設計 7 2.6 設計計算 11 2.6.1 主機行走裝置計算 11 2.6.2 履帶張緊機構有關計算 16 2.6.3 驅動輪組件的設計 17 3 底架設計 26 3.1 底架的介紹 26 3.2 設計要求及步驟 26 3.3 底架架的設計 26 3.3.1 底架設計準則 26 3.3.2 焊接工藝的說明 27 3.4 支腿機構的設計 2

16、8 3.4.1 支腿機構的介紹 28 3.4.2 設計要求 28 3.4.3 支腿油缸的相關計算 29 4 典型零件工藝編制 32 5 設計心得 35 致謝 36 參考文獻 37 鉆機履帶底盤底架設計 1 概述 鉆機總圖如下： 圖1.1 鉆機總圖 鉆機的每部分的名稱如下： 1－回轉器 2－卷揚機組件 3－主塔 4－副塔 5－扶正器 6－天車滑輪 7－底架 8－電氣柜 9－液壓系統(tǒng) 10－履帶底盤 11－孔口裝置 1.1 鉆機主要用途： 鉆機主要是為了適應旋噴工法的推廣而研制而成的。通過不同模塊的組合，可以適合定噴、擺噴、旋噴等

17、施工工藝；單重、雙重、三重旋噴等各種施工要求。 可用于各類軟地基加固、高層建筑地下室的防滲處理、大江大河堤壩的整治、鐵路公路橋墩的加固等。 1.2 主要特點： 鉆機適應性能好，可以對鉆機配套不同模塊，不同鉆具?？梢愿鶕煌男枰渲贸尚阅軆r格比最優(yōu)的鉆機來投入施工，并且可以不斷更新模塊，來解決不同的旋噴工藝。 鉆機在某些軟土層施工時，鉆孔和旋噴可一次完成；旋噴提升時，在旋噴深度不高于副塔高度時（14 m），不用拆卸鉆桿，可一次旋噴成樁。在復雜地層應配引孔機。 鉆機采用全液壓技術：鉆機移位和轉向、動力頭變速、鉆具提升和鉆機起塔，均采用液壓控制，操作方便靈活，維護省時、省力。 鉆機采用

18、雙卷揚機，應用電動控制，大大降低了勞動力，提高了生產效率。 履帶行走裝置的驅動力大（通常每條履帶的驅動力可達機重的35%-45%），接比壓小（40-150kPa），因而越野性能及穩(wěn)定性好，爬坡能力大（一般為50%-80%，最大的可達100%），且轉彎半徑小，靈活性好。 1.3 鉆機主要性能： （1） 表1-1 成孔參數[10] 旋噴成孔 單 重 雙 重 三重 樁徑(m) 0.4 ~ 0.6 0.6 ~1.5 0.8 ~ 1.6 深度(m) 50 （可根據用戶需要，提供各種鉆具） （2） 動力頭： ① 最大輸出扭矩：2500 Nm

19、; ② 輸出轉速(正反)：0～20 r/min (旋噴工藝，無級調速) 18 ，45，57，108，126，150 r / min; ③ 升降速度：正常鉆進：1.6 ~ 2.6 m / min （有級） 旋噴提升：0 ~ 500 mm / min (旋噴工藝，無級調速) 提升力 ：25 KN （3） 動力： 表1-2電動機參數 型 號 Y200L-6 Y132M1-6 Y90L-6 功 率 22 kW 4 kW 1.1 kW 轉 速 970 r

20、/ min 960 r / min 910 r / min （4） 卷揚機提升力（采用雙卷揚） 20 KN 5 KN （5） 移動能力 越野高度：300 mm 縱向移動：600 mm 橫向移動：400 mm （6） 外形尺寸(長寬高mm) 施工尺寸：5250320016200 運輸尺寸：641023002950 （7） 整機重量：≈8000KG 1.4 鉆機的工作原理 鉆機的工作以及部件組成的認識：整臺設備的動作有：主塔的起塔、回轉器的加壓提升、回轉器的回轉運動、履帶行走、卷揚的起吊、支腿油缸；所有的

21、這些動作是由多個不同型號性能的油缸和馬達實現(xiàn)，而油缸和馬達動作的控制則是由所設計的液壓系統(tǒng)（操控抬）實現(xiàn)。利用電器原理（電器柜）控制設備中的泵站給系統(tǒng)提供轉速和動力支持，卷揚機組幫助實現(xiàn)更大范圍的作業(yè)！所有這些設備合理的布局在底架上，然后整體置于履帶底盤上，實現(xiàn)“行走”。所以整臺設備的生產核心在于液壓系統(tǒng)和電器原理的設計以及相對成熟的裝配工作。 整臺鉆機的工作理念是利用（40Mpa）高壓水（水泥漿等）沖擊巖石，對巖石進行粉碎作業(yè)。高壓直線水柱經過回轉器的回轉形成高壓的螺旋水柱進行更大壓力更大空間的作業(yè)，旋噴鉆機因此而得名！ 部件間的連接：電器柜與電動機（泵站）連接，對其進行工作控制；泵站油

22、路連接液壓操縱臺實現(xiàn)整個液壓系統(tǒng)的控制；利用油管連接各個組件油缸或者馬達實現(xiàn)各個規(guī)定的動作（即每一個部件的動作都是由相應的油缸實現(xiàn)）；整個液壓油路的供油和回油由油箱實現(xiàn)；當工作的高度很大時，可連接安裝主副塔架，利用卷揚機組和天車滑輪進行鉆桿的調用安裝。 另外卷揚機組則用于調用鉆桿和一些輔助性的物品，提高了效率。 2 履帶底盤設計 2.1 方案論證 根據現(xiàn)代成熟技術，有兩種行走裝置方案： 履帶式和輪胎式行走方式與履帶式液壓挖掘機行走裝置相比較，輪胎式行走裝置的輪胎式行走裝置的主要特點是： （1）機動性高，行走迅速，工作效率高

23、； （2）要求地面平整、堅實，以免輪轍過深，路面的情況很容易影響鉆機的穩(wěn)定性。而鉆機的工作環(huán)境一般都非常惡劣； （3）整機的重量變輕，穩(wěn)定性不夠高。而鉆機在工作時受力很大，需要極高的穩(wěn)定性。 相較于輪胎式行走裝置，履帶式行走裝置的接地比極低，可以在淤泥、沼澤等各種惡劣環(huán)境中工作，而這些地點都是鉆機的一般工作環(huán)境；同時作業(yè)時能使用液壓支腿支撐，使整機穩(wěn)定性得以很大提高。同樣履帶式行走機構機動性高，靈活性好。 綜上所述，選用履帶式行走裝置。 2.2 履帶底盤的介紹 履帶式行走裝置由“四輪一帶”（即驅動輪、導向輪、支重輪、托輪、以及履帶），張緊裝置，機架等組成。 履帶設備運行時，驅動輪

24、在履帶的緊邊——驅動段及接地段（支撐段）產生一個拉力，企圖把履帶從支重輪下拉出，由于支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力，阻止履帶的拉出，迫使驅動輪卷動履帶，導向輪再把履帶鋪設到地面上，從而使履帶設備借支重輪沿著履帶軌道向前運行。 液壓傳動的履帶行走裝置，依靠4個支腿油缸來實現(xiàn)支撐. 履帶設備轉向時由安裝在兩條履帶上、分別由兩臺液壓泵供油的行走馬達（用一臺油泵供油時需采用專用的控制閥來操縱）通過對油路的控制，很方便地實現(xiàn)轉向或就地轉彎，以適應履帶設備在各種地面、場地上運動。 履帶行走裝置的特點是，驅動力大（通常每條履帶的驅動力可達機重的35%-45%），接比壓?。?0-150kPa），因而

25、越野性能及穩(wěn)定性好，爬坡能力大（一般為50%-80%，最大的可達100%），且轉彎半徑小，靈活性好。固在工程機械、礦山機械、建筑機械等領域得到廣泛的應用，特別是在大中型自行式機械中得到普遍的應用，如挖溝機、挖掘機、樁工機械、鉆機等機械。 2.3 設計要求 因為底盤裝置兼有鉆機支撐和運行兩大功能，因此液壓步履機構應滿足以下要求： （1）應有較大的驅動力，使鉆機在濕軟或高低不平等不良地面上行走時具有良好的通過性能、爬坡性能和轉向性能； （2）在不增大行走裝置高度的前提下使鉆機具有較大的離地間隙，以提高其不平地面上的越野性能； （3）行走裝置具有較大的支撐面積或較小的接地比壓，

26、以提高鉆機穩(wěn)定性； （4）在鉆機斜坡下行時不發(fā)生下滑和超速溜坡現(xiàn)象，以提高鉆機安全性； （5）行走裝置的外形尺寸應符合道路運輸的要求； （6）在鉆機作業(yè)時需要用專門支腿支撐，以確保鉆機穩(wěn)定性和安全性； （7）相關的設計參數要求為： 外形尺寸≤3800mm200mm650mm 離地間隙≥280mm 載重量≥7.5t（包括工作載荷），現(xiàn)綜合考慮設計時采用8t 行使速度20m/min 爬坡能力≥25 2.4 履帶行走裝置的設計因素 影響履帶式鉆機行走性能的因素很多，若考慮不周到，設計不合理，將會出現(xiàn)行走及轉向困難、加速性能差等問題，大大影響鉆機的使用性能。影響履帶式

27、工程鉆機性能的一般有以下幾種因素。 （1） 地面對履帶的運行阻力 地面對履帶的運行阻力是指地面變形造成的運行阻力，其大小和履帶接地比壓、車輛質心位置及地面情況等因素有關。因鉆機一般都要在比較惡劣的地面上施工作業(yè)，所以在選運行比阻力系數的時候，應充分考慮全各種工作環(huán)境，選取合適的阻力系數。 （2） 內阻力 內阻力主要指由行走機構內部的摩擦力造成的行走阻力。一般的履帶式行走機構都是由驅動機構、履帶、支重輪、導向輪、托鏈輪或托鏈板等組成。在行走時，這些機構之間的摩擦必定會產生一定的內部阻力，這種阻力一般主要有五部分組成：① 履帶板繞過導向輪和驅動輪時，履帶銷子與履帶銷套間相對轉動時的摩擦阻力

28、。這種阻力與履帶銷子直徑、履帶銷與銷套間的摩擦系數有關。② 支重輪處的摩擦阻力。這種阻力與支重輪外徑、支重輪直徑、支重輪傳到履帶板的重力及支重輪和輪軸間的摩擦系數有關。③ 導向輪處的摩擦阻力。這種阻力與導向輪軸和軸承間的摩擦系數、導向輪軸徑及導向輪滾道直徑有關。④ 驅動輪處的摩擦阻力。這種阻力與驅動輪軸承的摩擦系數、驅動輪軸直徑、驅動輪節(jié)圓直徑及履帶緊邊拉力有關。⑤ 托鏈輪或托鏈板處的摩擦阻力。這種阻力主要與托鏈輪或托鏈板所支撐的履帶板的重量及接觸面積和摩擦系數有關。內阻力一般要占行走阻力的16%左右，所以設計時應給予充分的考慮。 （3） 坡阻力 坡阻力是指車輛爬坡時由于自重的分力造成的行

29、走阻力。一般的施工工地都凸凹不平，這就要求履帶式鉆機必須要具備一定的爬坡能力。坡阻力公式為F=mgsina，可以看出坡阻力的大小主要由該車的爬坡度及自重決定，并且與二者成正比。該阻力一般要占到整個行駛阻力的60%左右，是影響履帶式鉆機行駛性能的最主要因素。 （4） 轉彎阻力 轉彎阻力主要有以下兩種情況：① 原地轉彎阻力。原地轉彎阻力是指兩側履帶同時反向轉向時所產生的阻力，這種阻力主要與垂直載荷和摩擦阻力的比例系數、履帶接地長度及軌距有關。② 單側履帶轉向阻力。單側履帶轉向阻力是指履帶一側制動，另一側單邊轉向時所產生的阻力。這種阻力主要與流動阻力系數、轉向阻力系數、履帶接地長度及軌距有關。另

30、外，這兩種阻力的大小也與整車的質心有關，若機械質心落在履帶架的中心（既履帶接地比壓均勻分布），這時的轉彎阻力要比履帶接地比壓非均勻分布時小一些，所以在轉彎時應盡量使整車質心落在履帶架的中心。 （5） 風阻力 風阻力的大小主要與車輛的迎風面積、結構的充實率及風速有關。對于中大型的履帶式工程車輛，因其牽引力比較大，而風阻力一般都很小，只占到牽引力的0.1%左右，所以風阻力可以只作為參考因素。 （6） 慣性阻力。 慣性阻力是由車輛起動時的加速度造成的行走阻力，其大小主要與自重和起動加速度有關，并且與其成正比。對于一些行駛速度慢和不要求快速起動的工程車輛，此因素也可以只作為參考因素。 因此，

31、在設計履帶式工程車輛的行走機構時，應根據具體的工作條件，全面充分考慮各種阻力，并進行詳細認真的計算，以便設計出合理的傳動機構和選出合適的行走減速機。 2.5 結構設計 2.5.1 整體結構設計 履帶式行走裝置由“四輪一帶”（即驅動輪、導向輪、支重輪、托輪、以及履帶），張緊機構、機架等組成。 總體設計應考慮到的因素有：① 結構緊湊；② 足夠的支撐強度；③ 工作平穩(wěn)，使用壽命長；④ 底盤上放置的各組件的尺寸和重量等等。 根據現(xiàn)有的成熟技術，最后定出履帶底盤的總體結構布局如圖2.1： 圖2.1 履帶底盤 2.5.2 零部件的設計 （1） 張緊機構： 張緊機構是履帶底盤里

32、的重要部件。張緊機構使履帶保持一定的張緊度，但必須要有個度，不能過松或太緊。履帶過松將增加行走裝置的沖擊載荷和附加功率消耗，或發(fā)生脫軌掉鏈等故障，過緊會增加功率消耗并加速磨損。張緊裝置有兩種類型：一種是螺桿式張緊裝置，二是液壓式張緊裝置。 張緊機構的設計要求應包括以下幾方面： 1）緩沖彈簧應有必要的預緊力，防止車輛正常行使時因履帶跳動而使張緊輪后移； 2）緩沖彈簧應有必要的彈性行程，防止行走機構遇障礙而使零件過載； 3）張緊機構有一定的調節(jié)行程，方便因履帶過松時取下一塊履帶板后，張緊裝置仍 然可以調節(jié)履帶的松緊度。 本設計采用螺桿式張緊機構，它的優(yōu)點是結構簡單，缺點是調整費力，尤其

33、是當螺紋生銹時更為困難。結構圖2.2如下： 圖2.2 張緊機構 ① 當履帶本身在松弛狀態(tài)下時，扳住調整桿的方扁絲，轉動壓環(huán)右動，把調整桿往左頂，然后轉動調整螺母使其往右動，保持彈簧的張緊力； ② 當履帶已在張緊狀態(tài)，前進不打滑，后退打滑時，就是彈簧的張緊力不夠大，此時只要壓緊彈簧即可，即轉動調整螺母使其往右動，增大彈簧的張緊力。 （2） 引導輪： 引導輪（如圖2.3）與驅動輪的軸心應安裝在同一個水平面上，鏈輪應保證共面性。導向槽安裝在導向架子的兩拖板上，與張緊機構配合使用，一方面起到履帶傳動之用，一方面可以調整履帶的松緊程度。應保證鏈條的松邊不在上面，否則由于鏈條垂度逐漸增大

34、，引起松邊和緊邊相碰。 圖2.3 引導輪 （3） 支重輪： 支重輪（圖2.4）主要由軸，法蘭，鏈輪和軸座組成。XPL30型鉆機中共用18個支重輪。其軸心應與張緊輪和驅動輪的軸在同一個平面上。對支重輪的設計要求是強度足夠、輪緣耐磨、密封可靠。選擇支重輪軸的材料為45鋼，調質處理HB240～290。外圓表面淬火HRC50～55。表面鍍鉻0.03～0.04。 圖2.4 支重輪 （4） 驅動輪： 驅動輪（圖2.5）主要由軸、法蘭端蓋、連接套、油馬達等組成。XPL30型鉆機中共用2個驅動輪。液壓馬達通過連接套與驅動輪連接，帶動整機的行駛。 圖2.5

35、驅動輪 （5） 托輪： 型鉆機中共使用兩個托輪（圖2.6），左右各一。起了支撐履帶的作用，減少履帶的跳動并能防止履帶從側向滑脫。其軸心同樣應與張緊輪和驅動輪的軸在同一個平面。 圖2.6 托輪 （6） 履帶： 履帶的選用，應根據履帶底盤的外形尺寸要求，以及客戶需求進行整體考慮。受機器結構的限制，鉆機的履帶接地長度一般在1000~1800mm之間，履帶板寬度一般在350~480mm之間。本機選用DHS135-41-350的履帶（上海中和傳動軸有限公司），取履帶板寬度為350mm。 （7） 外擋板： 外擋板是步履機構的一個重要組件。它不僅能起到固定支重輪位置的作用，而且能阻擋

36、外部泥沙沾染支重輪，延長支重輪的使用時間。 （8） 履帶底盤： 履帶機架（圖2.7）由主梁、左右單片、撐筋、撐板等組焊而成。履帶機架構成了整個步履機構的框架,是重要的一個組件。 圖2.7 履帶機架 2.6 設計計算 2.6.1 主機行走裝置計算 （1） 履帶尺寸設計 履帶尺寸的設計，不僅要考慮接地比的較低的要求，而且接地長度L與履帶板寬度b的合理配合，對提高鉆機的牽引附著性能有較大的影響。窄長的履帶，滾動阻力較小，有較好的牽引附著性能，但轉向阻力較大，會導致鉆機轉彎功率的 增加，轉彎困難。 根據一般普通工程機械中履帶設備的接地比壓為：0.05～0.08MPa[1

37、9]之間 初步擬訂定接地比壓為0.05MPa，則由下式： （2.1） 式中：Pa—履帶平均接地比壓，KPa； G —機器工作重力與垂直外載荷所構成的合力，KN； b —履帶接地區(qū)段寬度，m； L —履帶接地區(qū)段長度，m G=8t 10009.8N/KG= 8000KG9.8N/KG=78.4KN 根據履帶底盤的外形尺寸要求[7]，初定b=350mm 則 L=G/（2bPa）=2.22m 圓整后取2.2m=2200mm 選用DHS135-41-59L/350的履帶（

38、上海中和傳動軸有限公司）如圖2.8 圖2.8 DHS135-41-59L/350履帶 （2） 油馬達的選用 主要根據系統(tǒng)的工況來選擇液壓馬達，液壓馬達的主要性能參數有轉矩、轉速、壓力、排量、容積率等。對于低速運轉工況，除可用低速馬達之外，也可用高速馬達加減速裝置。 液壓馬達種類有： 1）齒輪馬達。特點為結構簡單，制造容易，但輸出的轉矩和轉速脈動性較大，但當轉速高于1000r/min時，其轉矩脈動受到抑制，因此，齒輪馬達適用于高速低轉矩的情況下； 2）葉片馬達。特點為結構緊湊，外形尺寸小，運動平穩(wěn)，噪聲小，負載轉矩較小； 3）軸向柱塞馬達。特點為結構緊湊，徑向尺寸小，轉動慣量小

39、，轉速高，易于變量，能用多種方式自動調節(jié)流量，適用范圍廣； 4）球塞式馬達。特點為負載轉矩大，徑向尺寸大，適合于速度中等工況； 5）內曲線馬達。特點為負載轉矩大，轉速底，平穩(wěn)性好。 因此在本設計中傾向于選擇內曲線馬達，從各項參數上綜合考慮選擇QJM型液壓馬達，主要有以下特點： 1）該型馬達的滾動體用一個鋼球代替了一般內曲線馬達所用的兩只以上滾輪和橫梁，因而結構簡單、工作可靠，體積、重量顯著減少； 2）運動副慣量小，鋼球結實可靠，故該型馬達可以在較高轉速和沖擊載荷下連續(xù)工作； 3）摩擦副少，配油軸與轉子內力平衡，具有較高的機械和容積效率，能在很低的轉速下穩(wěn)定運轉，啟動力矩大。 4）

40、所需回油背壓較低一般只需0.3～0.8Mpa； 5）因配油軸與定子剛性連接，故進出油管可用鋼管連接； 6）簡單，拆修方便，對清潔度無特殊要求，油的過濾精度可按配套油泵的要求選定。 具體型號選擇為： 1QJM42-2.5球塞式液壓馬達 [11]（寧波液壓馬達廠）, 參數如下： M電機 =7903NM N =320r/min 輸出功率 P電機 = 26000W (T=95500.001P/n) 排量 = 2.56 L/r 額定壓力 = 20 Mpa 最大壓力 = 31.5 Mpa （3） 履帶底盤牽引力及扭矩的計算[5]： 液

41、壓馬達：1QJM42-2.5 排量：2.56L/r 流量：26.7L/r 額定壓力及輸出扭矩： 20Mpa/7578N.m 實際壓力及輸出扭矩： 16Mpa/6062N.m 履帶驅動輪直徑：D=436.869mm 單條履帶牽引力：f=P/0.5D=6062L/(0.50.436869)=27752N 履帶總牽引力：F=2f=55504N 則驅動輪扭矩M =555040.215(驅動輪半徑)/2(2個驅動輪) = 5966NM （4） 驅動輪轉速： n驅動設定 = V工進/（Dπ） =(16~41)/(0.437π) =11.8~3

42、0.2 r/min （D =φ436.869mm） n電機調速范圍 = （128~320）r/min 降速比定為：I設定 =160/11.8 =13.559 n驅動實際 = n電機調速范圍/ I設定 =（128~320）/13.559 =9.44~23.6r/min （5） 車輛行駛速度： 履帶行走機構在水平地面的直線運動，可以看成是機架相對于接地鏈軌的相對運動和履帶對地面的滑轉運動(牽連運動)合成的結果。 當履帶相對地面沒有滑轉運動時，根據相對運動的原理，機架相對接地鏈軌的運動速度與鏈軌相對于機架的運動速度數值相

43、等，方向相反。因此，可以通過考察鏈軌對靜止的機架的運動來求取兩者之間的相對運動速度。此時履帶在驅動輪的帶動下以一定的速度圍繞著這些輪子作“卷繞”運動。 由于履帶鏈軌是由一定長度的鏈軌節(jié)所組成的，如通常的鏈傳動一樣，履帶的卷繞運動速度即使在驅動輪等速旋轉下，亦不是一個常數。 履帶卷繞運動的平均速度可通過驅動輪每轉一圈所卷繞(轉過)的鏈軌節(jié)的總長來計算。 設：—鏈軌節(jié)矩，m； —驅動輪轉速，r/min。 —驅動鏈輪的有效嚙合齒數。 則履帶卷繞運動的平均速度[4]可由下式計算： （2.2） 當履

44、帶在地面上作無滑動行駛時，車輛的行駛速度顯然就等于機架相對于接地鏈軌的運動速度，后者在數值上等于履帶卷繞運動的速度。通常，將車輛履帶在面上沒有任何滑移時，車輛的平均行駛速度稱為理論行駛速度，它在數值上應等于履帶卷繞運動的平均速度，亦即： （2.3） 由此可得增加時，履帶卷繞運動速度的波動就減小。 當車輛在實際工作時，即使牽引力沒有超過履帶與地面的附著能力，履帶與地面之間還是存在著少量滑轉的。這是因為履帶擠壓土壤并使它在水平方向有滑轉的趨向。在履帶存在滑轉的情況下，車輛的行駛速度稱為實際行駛速度，它顯

45、然應該是履帶的滑轉速度和機架對接地鏈軌的相對速度的合成速度，亦即： （2.4） 式中：—履帶在地面上的滑轉速度。 通常用滑轉率δ來表示履帶對地面的滑轉程度，它表明了由于滑轉而引起的車輛行程或速度的損失，并可由下式計算： （2.5） 履帶滑轉程度與路面地質有關，故此處不做計算。 由（2.3）式得，鉆機理論行駛速度： （2.6）

46、 =15.6m/min 有效嚙合齒數 驅動輪轉數取n=20r/min （6） 鉆機行駛坡阻力及最大爬坡角度： 通過樣機實驗：8T鉆機履帶摩擦力為 f=17346.2N 最大爬坡角度為：[9] = arcsin0.48671=29.1 本鉆機標定爬坡角度為：25 （7） 履帶接地比壓計算： 履帶單位接地面積所承受的垂直荷載，稱為履帶接地比壓。對于具有兩條履帶的工程機械來說，當工作重力與垂直外載荷所構成的合力在水平地面上的投影同履帶接地區(qū)段的幾何中心相重合時，履帶接地比壓便呈均勻分布狀態(tài)，稱為平

47、均比壓，其表達式為： （2.7） 式中：Pa—履帶平均接地比壓 G —機器工作重力與垂直外載荷所構成的合力 b —履帶板的寬度 L —單條履帶行走機構的接地長度 履帶接地長度與履帶板寬度的選?。? 接地長度L與履帶板寬度b的合理配合，對提高鉆機的牽引附著性能有較大的影響。窄長的履帶，滾動阻力較小，有較好的牽引附著性能，但轉向阻力較大，會導致鉆機轉彎功率的 增加，轉彎困難。在XPL30鉆機中，b/L推薦一般為：0.15~0.22。G大約取8噸，L取值為2.2m，b取值為0.35m，得：

48、 （2.8） 根據實際工程作業(yè)經驗： 1）普通工程機械中履帶設備[17]的接地比壓為：0.05～0.08MPa之間 2）鐵路隧道履帶設備的接地比壓為：≤0.14Mpa 鉆機滿足接地比壓要求。 附加說明：實際情況中，大部分履帶機械的實際接地比壓往往不是均勻分布的，這是由于機器的重心通常不在履帶接地長度L的中央。當機器總重力作用偏離履帶接地長度L中心時，由于偏離值e不同，其比壓分布也不相同。 具體的履帶接地比分布情況，與鉆機的工況，前輪的結構布置等等均有關系，所涉及的計算說明冗長晦澀，因此在這不做深入分析。 感興趣請參閱： 常璉.懸臂式部分

49、斷面掘進機履帶行走機構功率的確定.煤炭學報，1982（4）[12]。 （8） 履帶對地面附著力的校核計算： 履帶行走機構的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于履帶對地面的附著力。 T0＝φG （2.9） 式中:T0——本鉆機的附著力 φ——附著系數 （9） 履帶行走機構牽引力的計算確定： 履帶行走機構的最小牽引力應滿足鉆機在最大設計坡度上作業(yè)、爬坡和轉彎等工況的要 求，最大牽引力應小于在水平路面履帶的附著力

50、。鉆機在最大設計爬坡能力時的牽引力為最大，而且移動速度低，空氣阻力可 以忽略不計，所以履帶行走機構的牽引力的計算以下列公式為依據。 T2＝Tf+Ti＝fG+sinα G [9] 式中:T2——履帶行走機構的牽引力 Tf——履帶行走機構的滾動阻力 Ti——履帶行走機構的坡道阻力 f——履帶行走機構的滾動阻力系數 α——最大設計坡度角 同樣，鉆機牽引力的大小應根據具體的路況確定，但應保證T0>T2。即履帶的附著力大于最大牽引力。 2.6.2 履帶張緊機構有關計算

51、（1） 緩沖彈簧組最小行程計算 履帶張緊機構中大小彈簧所組成緩沖彈簧組的作用，一是保證適當的履帶張緊力；二是當導向輪受到前方的沖擊載荷或因泥砂、小石塊等嵌入驅動輪的齒溝、履帶、支重輪和托輪時，緩沖彈簧組將回縮，藉以吸收振動，防止履帶和驅動輪損壞。如果緩沖彈簧組的行程過小，當出現(xiàn)上述情況時，就可能導致剛性碰撞，造成履帶過載和張緊桿變形。因此，緩沖彈簧組必須具有一定的緩沖行程，以保證步履機構在上述情況下依然能正常行駛。 　　緩沖彈簧組的最小行程計算公式為： 　　 Ｌ＝π（Ｄｔ－Ｄｐ）/４ （2.10）

52、 式中：Ｌ：緩沖彈簧的最小行程，mm 　　　?。模簦候寗虞嘄X頂圓直徑，mm 　　 Ｄｐ：驅動輪齒根圓直徑，mm 根據此公式可得，在XPL30型鉆機中，Dt=467mm Dp=402mm L= （2.11） 將緩沖彈簧的最小行程設計為52ｍｍ左右。 （2） 靜態(tài)預張緊力計算 由于履帶是由一塊塊履帶板通過銷軸或鏈軌節(jié)連接，因此在驅動鏈輪與導向輪之間或與托鏈輪之間有一定的懸鏈線下垂，履帶預張緊力能使履帶下垂度控制在所需要的范圍內，也就是預張緊力能通過履帶的下垂度來反映。因此，由履帶的下垂度就能計算出履帶所需要的預張

53、緊力。 下垂度h的一般取值h=(0.015-0.03)L 其中h：履帶的下垂度 L：張緊輪與驅動輪間中心距 靜態(tài)預張緊力按下式計算： （2.12） 式中：：履帶的靜態(tài)預張緊力 g：一塊履帶板、鏈軌及螺栓組的重量 ：鏈軌節(jié)距 在鉆機中，取L=3.313m Lt=0.13m g= 35N 得： =12435.2N （2.13） 2.6.3 驅動輪組件的設計 （1） 驅動鏈輪尺寸

54、設計 履帶鏈軌與鏈輪的嚙合屬非共軛嚙合傳動，故其鏈輪齒廓幾何形狀具有一定的靈活性，但又直接影響傳動質量，使用壽命及加工難易程度，GB1244-85中規(guī)定出鏈輪齒廓幾何尺寸的允許范圍。 本設計中采用三圓弧--直線齒形，其標記為： 齒形3R GB1244-85 查《機械設計手冊》[1]表13-2-18， 選取鏈輪的材料：ZG310-570 淬火HRC45～50HBC，該材料適合沒有激烈沖擊振動且在易磨損條件下工作的鏈輪。 由表13-2-2， 鏈輪齒數 z=10 表13-2-1， 配用鏈條的節(jié)距 p=131.5mm 配用鏈條的滾子外徑 d1=

55、33mm 鏈輪主要尺寸：（根據表13-2-13） 分度圓直徑： d =p / sin (180/ z ) （2.14） =131.53.2362 = 435mm 齒頂圓直徑 ：da =p(0.54+ctg180/z) （2.15） =131.5(0.54+3.0778) =467 mm, 齒根圓直徑 ：df =d-d1 =402mm 齒側凸緣（或排間槽）直徑： dg=pctg180/z－1.04h2－0.76 （2

56、.16） =131.53.0778-1.0465-0.76 =336mm h2：內鏈板高度h2=65mm 分度圓弦齒高：ha = 0.27p （2.17） =0.27131.5 = 35.505mm 根據表13-2-12 齒溝圓弧半徑：r1 = 0.5025d1 + 0.05 （2.18） = 16.6325mm 齒溝半角：α/2 = 55－60/z

57、 （2.19） =49 工作段圓弧中心O2的坐標：M = 0.8d1sin(α/2 )= 19.92mm （2.20） T = 0.8d1cos(α/2) = 17.45mm （2.21） 工作段圓弧半徑：r2 = 1.3025d1 + 0.05 （2.22） =43mm 工作段圓弧中心角：β= 18－56/z

58、 （2.23） =12.4 齒頂圓弧中心O3的坐標：W = 1.3d1cos(180/z)=38.32mm （2.24） V=1.3d1sin(180/z) =12.45mm （2.25） 齒形半角：γ/2 = 17-64/z （2.26） =10.6 齒頂圓弧半徑：r3 =d1(1.3cosγ/

59、2+0.8cosβ-1.3025)-0.05 （2.27） =24.92mm 工作段直線部分長度： bc =d1(1.3sinγ/2-0.8sinβ) （2.28） =2.22mm e點至齒溝圓弧中心連線的距離 ： H==9.96mm （2.29） 如圖2.9所示： 圖2.9 驅動鏈輪 （2） 驅動輪軸設計與校核 軸的設計 1）選擇軸的材料 因為驅動軸是承受載荷較大而無很大沖擊的重要軸，所以軸材料選用40，調質處理HB229－269，查表6-1

60、-1[1]得： =650Mpa，=450Mpa，=295 Mpa，=170 Mpa 初步確定軸端直徑 取A=103 （按表6-1-19選取，因轉速低故取小值。） 軸端直徑: d= （2.30） 考慮軸為花鍵軸，軸徑應增大4%—5%，取d=112mm 2）軸的結構設計 通常設計軸結構時應考慮如下因素： ① 便于軸上零件（如齒輪、軸承等）的裝拆與調整； ② 保證軸上零件的定位與固定可靠； ③ 具有良好的加工工藝性； ④ 力求受力合理，應力集中小，工作能力強，節(jié)約材料和減輕重量。 從這些要

61、求出發(fā)，軸通常設計成中間大兩頭小的階梯形，這樣用料省，便于加工制造?？紤]到軸與液壓馬達相連接，故一端軸應為花鍵軸，且軸的直徑應與馬達尺寸相配合。由于驅動軸上軸承主要承受徑向載荷，又需要承受一定的軸向力，所以選用深溝球軸承。根據履帶的特點，選用一對深溝球軸承，且兩軸承應該位于驅動輪和馬達之間。并將兩軸承安裝于同一階梯面上，之間用軸套閣開，一端由軸肩定位，一端采用軸用擋圈定位。為了便于裝配，軸端應加工出倒角（一般為45） 綜上，設計輸入軸如下圖2.10： 圖2.10 驅動輪軸 軸的強度校核[2]： （1）畫出空間受力簡圖： 初定尺寸：L1=86mm，L2=47mm，L3=49

62、mm 鏈輪的材料為ZG319-570 根據鏈輪的大致尺寸可算出： G輪=313.74N 扭矩M=5966NM 作用在軸上的力：Ft≈（1.15～1.20）KA F （2.31） =1.21.827752 =59942.3N 其中，取KA=1.8 有效圓周力F=f=27752N （2）水平面受力圖： 支點反力=N （2.32） ==N

63、 （2.33） 方向與圖示相反。 B點水平彎矩 NM （2.34） A點水平彎矩 NM （2.35） （3）畫出垂直面受力圖： 由：G輪= FAv + FBv G輪（86+47）=FAv47 得： FAv=887.8N FBv=－574.4N B點垂直彎矩 NM （2.36） A點垂直彎矩 NM （2.37） 求合成彎矩： 2337.5NM （2.38）

64、 6622.8NM （2.39） （4）計算A、B處當量轉矩： 在受對稱循環(huán)變應力時，取應力校正系數 　NM （240） NM （2.41） （5）校核軸的強度：對危險截面A、B兩截面進行強度校核。 下面以截面A為例進行安全系數校核。 表2-1 截面A安全系數校核 計算項目 計算內容 計算結果 對稱循環(huán)疲勞極限 軸材料選用40Cr鋼調質， 脈動循環(huán)疲勞極限 等效系數 （截面A上的應力） 彎矩（截面A） 彎曲應

65、力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力 扭轉切應力幅和平均切應力 （應力集中系數） 有效應力集中系數 表6-1-30 表面狀態(tài)系數 續(xù)表2-1 尺寸系數 安全系數 彎曲安全系數 ， 扭轉安全系數 復合安全系數 （截面B上的應力） 彎矩（截面2） 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力 扭轉切應力幅和平均切應力 （應力集中系數） 有效應力集中系數 表面狀態(tài)系數 尺寸系數 安全系數 續(xù)表2-1

66、 彎曲安全系數 設為無限壽命，， 扭轉安全系數 復合安全系數 經校核，A、B兩截面均安全。 軸承的選用與壽命校核： （1） 類型選擇 滾動軸承所受載荷的大小、性質及方向，是選擇軸承類型的主要依據。 在驅動軸上軸承主要承受徑向載荷，又需要承受一定的軸向力，所以選用深溝球軸承。使用端蓋油封進行密封，以起到防塵的效果。在軸承上涂上潤滑油，起到防塵及減小摩擦功耗等作用。 （2） 壽命校核 軸承6021，靜載荷安全系數 徑向力 轉速預期壽命10000小時 表2-2 壽命校核 計算項目 計算內容 計算結果 沖擊載荷系數 有一定沖擊 當量動載荷 計算額定動載荷 基本額定動載荷 > 續(xù)表2-2 軸承壽命 H 額定靜載荷 > 經校核壽命和靜載荷計算均可滿足工作要求。