【文章內(nèi)容簡介】 令l—驅(qū)動輪與引導(dǎo)輪之間的輪距； h—表示高度； G—表示整機(jī)質(zhì)量；軌距B：履帶板寬： 由于是鉆機(jī)底座,取： b= h的值一般取為： 根據(jù)《機(jī)械工程手冊》，履帶的節(jié)距已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，取節(jié)距為154mm表22 履帶底盤的主要技術(shù)參數(shù)額定功率軌距節(jié)距履帶板寬接地長度外形尺寸37kw1500154425194424501500585( 1) 履帶運(yùn)行的內(nèi)阻力 Fn 履帶運(yùn)行時，由于驅(qū)動輪與履帶鏈軌的嚙合、履帶銷軸間的摩擦以及支重輪、引導(dǎo)輪和驅(qū)動輪等滾動阻力和軸頸摩擦阻力等構(gòu)成了履帶運(yùn)行的內(nèi)阻力。計算時通常取履帶本身損失等于其垂直自重載荷的5～7%，即：～。（2）土壤變形阻力：上坡時：式中：—坡度角，—運(yùn)行比阻力系數(shù)，見表23：表23（3）坡度阻力：坡度阻力由于機(jī)械在斜坡上因自身重力的分力所引起的；（4）轉(zhuǎn)彎阻力：式中：—履帶轉(zhuǎn)彎時的摩擦系數(shù)；R—履帶轉(zhuǎn)彎半徑（m）表24履帶轉(zhuǎn)彎時的最大摩擦系數(shù)表max~，對于堅實地面取較小值，對于松軟地面取較大值。（5）慣性阻力： 綜上所述，以上5種阻力中，以坡道阻力和轉(zhuǎn)彎阻力為最大，往往占到總阻力的2/3，但是轉(zhuǎn)彎阻力和爬坡阻力一般不同時進(jìn)行。因此，在確定鉆機(jī)的行走牽引力時，取二者的較大值，即：爬坡時：轉(zhuǎn)彎時：對于鉆機(jī)履帶底盤設(shè)計時，有些阻力很難計算，~。液壓工程鉆機(jī)由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置、液壓傳動系統(tǒng)和行走裝置四大部分組成，行走裝置主要有履帶式和輪胎式兩種，他們的特點是：作業(yè)時不行走，行走時則采用專門的鎖銷把轉(zhuǎn)臺與底座固定，并停止作業(yè)，履帶式行走裝置均由行走液壓馬達(dá)通過減速器實現(xiàn)前進(jìn)、后退、和轉(zhuǎn)彎，輪胎式行走裝置有機(jī)械傳動、半液壓傳動和全液壓傳動三種形式。履帶行走裝置形式很多，其基本構(gòu)造是類同的，大多由底座、行走液壓馬達(dá)、減速裝置和履帶總成等構(gòu)成，發(fā)動機(jī)的動力通過驅(qū)動輪傳給履帶，因此，對其要求應(yīng)是與履帶嚙合正確，傳動平穩(wěn)，并且當(dāng)履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合，履帶的驅(qū)動輪通常至于后部，這樣，履帶的張緊段較短，減少了磨損和功率損失。第三章 傳動方案的總體設(shè)計及各零部件的設(shè)計設(shè)計參數(shù)、已知數(shù)據(jù)：整機(jī)重為6t，行走速度0～，爬坡能力≧30176。，～，額定功率為50KW，總傳動比為i=6。大多數(shù)履帶式液壓挖掘機(jī)的行走牽引力與機(jī)重有一定關(guān)系，由公式得牽引力。液壓馬達(dá)驅(qū)動方案有兩種。1高速方案：高速小扭矩馬達(dá)，配大減速比例減速箱，優(yōu)點是尺寸小，質(zhì)量輕，但減速箱結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價格高。2低速方案，低速大扭矩馬達(dá)，配一級減速小齒輪，優(yōu)點是傳動簡化，價格底， 但馬達(dá)體積大，質(zhì)量大。比較兩種方案及其履帶底盤的自身結(jié)構(gòu)，選取低速大扭矩馬達(dá)較為合理。（1）驅(qū)動輪的角速度為w，則 其中最大速度v=，履帶輪半徑r=500mm，得到w=（2）驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速，得到（3）工作載荷力矩計算（4）軸徑磨擦力矩（5）馬達(dá)的總負(fù)載力矩（6）取Pa=，行走馬達(dá)的排量　查取液壓馬達(dá)技術(shù)參數(shù)選取邦力GM2－420系列，其參數(shù)如下：表31 GM2420馬達(dá)參數(shù)表型號理論排量（ml/r）額定壓（MPa）最高壓力（MPa）穩(wěn)定扭矩（nm）持續(xù)轉(zhuǎn)速最高轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）GM242042525351658~75075051根據(jù)轉(zhuǎn)速n=44r/min，每臺行走馬達(dá)所需流量：系統(tǒng)需要的總流量：系統(tǒng)最大功率計算：額定功率：w=27kw選取上海液壓泵廠生產(chǎn)的XMF40其參數(shù)如下：表32 液壓泵參數(shù)表型號理論排量（ml/r）額定轉(zhuǎn)速（n/min）最高轉(zhuǎn)速（n/min）穩(wěn)定轉(zhuǎn)速（n/min）額定壓力（MPa）輸入功率扭矩重量XMF402819803750353812029第四章 驅(qū)動輪的設(shè)計驅(qū)動輪用來將發(fā)動機(jī)的動力傳遞給履帶，因此對驅(qū)動輪的主要要求使嚙合平穩(wěn)。并在履帶因銷套磨損而伸長時仍能很好的嚙合。履帶行走裝置的驅(qū)動輪通常放在后部，這樣既可縮短履帶驅(qū)動段的長度減少功率損耗，又可提高履帶的使用壽命。 驅(qū)動輪的形狀 驅(qū)動輪的結(jié)構(gòu)驅(qū)動輪的形狀決定于它同履帶的嚙合形式。一般分為整體式履帶嚙合的驅(qū)動輪和組合式嚙合的驅(qū)動輪。驅(qū)動輪有整體鑄造齒圈和輪轂、分開鑄造以及分段鑄造三種。后兩種形式一般采用螺栓固定，磨損后修復(fù)方便也可以節(jié)約鋼材。但與整體式比較制造較為復(fù)雜。驅(qū)動輪用來將發(fā)動機(jī)的動力傳遞給履帶，因此對驅(qū)動輪的主要要求使嚙合平穩(wěn)。并在履帶因銷套磨損而伸長時仍能很好的嚙合。履帶行走裝置的驅(qū)動輪通常放在后部，這樣既可縮短履帶驅(qū)動段的長度減少功率損耗，又可提高履帶的使用壽命。 驅(qū)動輪齒數(shù)的設(shè)計計算驅(qū)動輪齒數(shù)為19~23，為使h不致過大又兼顧履帶運(yùn)動的平穩(wěn)性當(dāng)節(jié)距取最小值時，齒數(shù)取最大值。當(dāng)節(jié)距取最大值時，齒數(shù)取最小值。驅(qū)動輪的節(jié)距G為6噸；的單位為mm；G的單位為㎏取； 驅(qū)動輪各部分結(jié)構(gòu)尺寸驅(qū)動輪與履帶的嚙合有正常嚙合和特殊嚙合兩種。在正常嚙合中履帶的節(jié)距等于驅(qū)動輪的節(jié)距這樣就能同時有幾個節(jié)銷和齒嚙合，受力比較均勻。缺點是當(dāng)作一段時間后履帶的節(jié)距由于磨損大于驅(qū)動輪節(jié)距使之不能很好的嚙合。在特殊嚙合中履帶的節(jié)距小于驅(qū)動輪的節(jié)距，這時只有最前面的一個輪齒和即將脫出嚙合的一個節(jié)銷在嚙合。其它節(jié)銷都和各齒不接觸，特殊嚙合的優(yōu)點是當(dāng)履帶因磨損而增大節(jié)距時可以變成正常嚙合。特殊嚙合驅(qū)動輪齒廓繪制的方法：由于特殊嚙合所以驅(qū)動輪的節(jié)距比履帶節(jié)距大一個值：所以履帶的節(jié)距為150㎜。驅(qū)動輪節(jié)圓的直徑：式中：卷繞在驅(qū)動輪上的履帶板數(shù)；為節(jié)圓的直徑單位為mm。代入數(shù)據(jù)的 齒形的繪制步驟如下：以為半徑畫圓在圓周上取兩點1和2，其節(jié)距等于。在以點1和點2為圓心做兩個圓其直徑等于履帶節(jié)銷直徑d設(shè)當(dāng)節(jié)銷1處于圖中所示的位置時節(jié)銷2并不在圖中位置，而是在實線位置。因為點1和點3的距離為T1，但當(dāng)節(jié)銷1退出嚙合時，節(jié)銷2應(yīng)該進(jìn)入嚙合并在圖中2的位置。圖41齒廓的設(shè)計應(yīng)使載荷由節(jié)銷1傳給節(jié)銷2的過程中，⊿是逐漸消失的。以保證不發(fā)生沖擊。也就是說在節(jié)銷1退出嚙合時履帶應(yīng)處于圖中24的位置。以點2為圓心，T1為半徑畫圓弧，在以點1為圓心以為半徑畫圓得交點4再以點1和點4為圓心做半徑為T1的兩個圓交于點5。以點5為圓心，以為半徑做圓弧既得齒形。齒頂圓的直徑：齒厚等于：由履帶的線速度，由公式可知：由于線速度為節(jié)銷與齒根的的速度所以R為齒根圓的半徑為230mm用同樣的方法可以做出齒的另一面齒形。 軸的設(shè)計 軸直徑的確定初步確定輸出軸的最小直徑選軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)由表5—3取 于是。式中P為輸出軸功率； 然后按軸上零件的裝配根據(jù)驅(qū)動輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由經(jīng)驗取軸的直徑為80mm。確定各軸段的長度應(yīng)盡可能使結(jié)構(gòu)緊湊。同時還要保證零件所需要的裝配或調(diào)整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件必要的空隙來確定的。為了保證軸向定位可靠與齒輪和聯(lián)軸器等零件相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短2~3mm。所以取軸長為200mm。 心軸的強(qiáng)度校核軸的計算通常都是在初步完成結(jié)構(gòu)設(shè)計后進(jìn)行校核計算。計算的準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度的要求。必要時還要校核軸的穩(wěn)定性。進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采取相應(yīng)的計算方法。此軸可以看作是承受均布載荷，此心軸只承受彎距的軸應(yīng)按彎曲強(qiáng)度條件計算。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸以及軸上零件的位置和外載荷已確定。軸上載荷可求得：按彎曲強(qiáng)度校核計算。計算步驟如下：(1) 作出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）此軸可以看作是受到均布載荷。驅(qū)動輪承受載荷可按履帶和鏈軌的總重的四分之一計算，不必考慮自重。由履帶的重量為74㎏ 鏈軌的重量為482㎏所以受到的徑向載荷F為：.(2)作出軸的剪力彎矩圖圖43（3）校核軸的強(qiáng)度已知軸的彎矩后可按彎曲強(qiáng)度計算：對于直徑D=80mm的軸彎曲應(yīng)力彎曲強(qiáng)度條件：式中：—軸的計算應(yīng)力 ；—許用彎曲應(yīng)力 Mpa， 軸的彎曲應(yīng)力：式中：M—軸所受的彎矩；W—軸的抗彎截面系數(shù) ，軸的彎曲應(yīng)力小于許用應(yīng)力，即滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 軸承的計算軸承所承受的徑向載荷對于承受徑向載荷的軸承許用支承中還會出現(xiàn)一些附加載荷比如沖擊力不平衡力，以及慣性力以及軸軸的撓曲或軸承座的變形產(chǎn)生附加力等等。這些因素很難從理論上精確計算。所以 由表13——6可知：所以根據(jù)式（13——6）求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷選擇C=29800N的6014軸承，此軸的基本靜載荷驗算如下： 所以滿足工作要求。 驅(qū)動輪的加工工藝目前國內(nèi)外工程機(jī)械行業(yè)生產(chǎn)驅(qū)動輪大體有兩種方法：一種采用精密鑄造和摸段的方法制造齒塊毛坯。（例如日本小松制作生產(chǎn)的齒塊只有三個齒形）只加工與驅(qū)動輪體（輪轂）裝配有關(guān)尺寸及表面而齒形部分不加工。另一種方法是采用鑄造的方法制造整體或齒圈毛坯。采用這種方法制造的齒形在尺寸精度，位置精度以及表面粗糙度方面一般都很難滿足產(chǎn)品的技術(shù)要求，要進(jìn)行機(jī)械加工。 工藝方案驅(qū)動輪是工程機(jī)械履帶式挖掘機(jī)的傳動系統(tǒng)中最關(guān)鍵的驅(qū)動零件。承受著復(fù)雜的沖擊載荷，要求有很高的強(qiáng)度和剛度。是行走系統(tǒng)中一個形狀復(fù)雜，重量較重加工要求較高的一種大型鑄剛件。工作材料為45simn鋼。根據(jù)零件的技術(shù)要求和批量要求，將鉆12——16孔及齒形加工安排在機(jī)械加工的最后一道工序。 工藝基準(zhǔn)選擇由該零件的技術(shù)要求可知80H7孔是該零件的主要設(shè)計基準(zhǔn)，也是裝配基準(zhǔn)。工序加工12——16孔及齒形的位置精度都是以80H7孔孔為基準(zhǔn)。根據(jù)基準(zhǔn)重合的原則和加工要求。以80H7孔作為定位基準(zhǔn)。采用螺旋夾緊機(jī)構(gòu)夾緊工件及定位。 加工順序的安排首先，鑄造制造整體或齒圈的毛坯。鑄件不得有縮孔，縮松，砂眼和裂紋等影響使用鑄造缺陷。然后進(jìn)行回火處理?；鼗鸬哪康氖菫榱私档弯摷拇嘈浴?，通常跟淬火工藝聯(lián)合使用當(dāng)溫度進(jìn)行長時間的保溫，再進(jìn)行冷卻的熱處理工藝。其次，根據(jù)該零件上12——16孔的技術(shù)要求采