小型履带式液压挖掘机底盘履带、支重轮、拖链轮的设计【2013年最新整理毕业论文】

1 目 录 摘要 3 Abstract .4 第一章 引言 . 5 1.1 挖掘机简介 . 5 1.2 小型液压挖掘机的现状与发展趋势 . 7 第二章 结构参数计算 . 9 2.1 履带链轨节节距 t与履带板宽度 . 9 2.2 驱动轮节圆直径 Dq . 9 2.3 导向轮工作面直径 Dd . 9 2.4 拖链轮踏面直径 Dt . 9 2.5 支重轮踏面直径 Dz . 9 2.6 链轨节数 n、拖链轮数量 . 10 第三章 性能参数计算 . 11 3.1 行驶速度 V . 11 3.2 爬坡能力 . 11 3.3 接地比压 p . 12 3.4 最大牵引力 T . 13 第四章 履带设计 . 14 4.1 履带介绍 . 14 4.2 履带结构和作用 . 15 4.3 履带装配设计 . 21 第五章 支重轮设计 . 22 5.1 支重轮简介 . 22 5.2 支重轮数量计算 . 22 5.3 两个支重轮间距离 . 23 5.4 支重轮设计 . 23 5.5 装配完成设计 . 27 第六章 拖链轮设计 . 29 6.1 拖链轮的工作原理 . 29 6.2 拖链轮的结构 . 29 6.3 拖链轮技术要求 . 29 6.4 拖链轮的组成零件设计 . 30 2 第七章 设计小结与体会 . 36 参考文献 . 37 附录一：英文文献翻译 . 38 附录二 :英文文献原文 . 42 全套资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 3 小型履带式液压挖掘机底盘履带、支重轮、拖链轮的设计 摘要 ： 挖掘机，又 称 挖掘机械 ，是用铲斗挖掘高于或低于承机面的物料，并装入运输车辆或卸至堆料场的 土方机械 。 本文介绍了小型履带式液压挖掘机履带、支重轮、拖链轮的结构形式及组成，并对其做了结构尺寸设计及履带行走装置性能参数的计算， 给出了履带、支重轮、拖链轮装 配图和各主要零件的零件图。 关键词： 挖掘机 履带 支重轮 拖链轮 4 The design of the small caterpillar hydraulic excavators crawler ,supporting wheel and drag sprocket Abstract: Excavator ,also calls excavating machinery, is an earthwork machinery to use the bucket mining the materials above or below the bearing machine surface , and to load to the transport vehicles or to discharge to the heap of yard. This paper introduces the crawler ,the supporting wheel and the drag sprockets structure form and composition of the small caterpillar hydraulic excavator,and the structure size is done in the design and the performance parameters of caterpillar walk device is calculated,and the assembly drawings ,the main assembly parts graph of the crawler,supporting wheel ,dra g sprocket are given. Keyword: excavator crawler supporting wheel drag sprocket 5 第一章 引言 本次设计的内容是小型履带式液压挖掘机底盘履带、支重轮、拖链轮的设计。 挖掘机 挖掘的物料主要是土壤、煤、泥沙以及经过预松后的土壤和岩石。从近几年 工程机械的发展来看 ，挖掘机的发展相对较快，而挖掘机作为 工程建设 中最主要的工程机械机型之一，其正确的选型也就显得更为 重要。 1.1 挖掘机简介 挖掘机是用来开挖土壤的施工机械。它使用铲斗上的斗齿切削土壤并装入斗内，装满土后提升铲斗并回转到卸土地点，然后再使转台回转、铲斗下降到挖掘面，进行下一次挖掘。挖掘机在建筑、筑路、电力、水利、采矿、石油、天然气管道铺设和军事工程中被广泛应用。挖掘机主要用于筑 路工程中剥离和矿石的挖掘等。据统计，工程施工中约 60%的土石方量是靠挖掘机完成的。此外，挖掘机更换工作装置后还可进行浇筑、起重、安装、打桩、夯土和拔桩等作业。 挖掘机按照机重的不同又分为不同的种类。其中机重在 13t以下的称为小型挖掘机。小型挖掘机由于其小巧、灵活、多功能和高效率等特点，极受用户的欢迎。主要用于小型土石方工程、市政工程、路面修复、混凝土破碎、埋设电缆、自来水管道的铺设、园林栽培及河道河沟清淤工程。小型挖掘机具有中挖掘机的多项功能，又具有运输、能耗、灵活性、适应等方面的优势，非常适用于空间狭小的 施工场地作业，而且价格低、质量轻、保养维修方便等优点，所以在国内外得到了广泛的应用，市场极其巨大。 图 1.1 小型液压挖掘机 6 图 1.2 履带行走的装置结构图 1 图 1.3 履带行走的装置结构图 2 1履带 2.行走减速机； 3.驱动轮； 4.行走架 5.支重轮 6.拖链轮； 7.张紧装置； 8.引导轮 1.1.1 结构组成 其结构主要由工作装置、车体部分、底盘部分、组成 。其中工作装置包括：动臂、斗杆、铲斗及相应的油缸和管路。车体装置包括：发动机、液压泵、控制阀、回转机构、驾驶室、回转平台、油箱、配重等。底盘部分包括：下部行走机构、履带架、四轮一带。 1.1.2 挖掘机的分类 挖掘机主要可分为两种类型：机械式和液压式。本次课程设计我们设计的是液压式 7 挖掘机，它的分类方法有多种，但主要有下列分类方法三种分类方法：按铲斗容量分类、 按行走形式分类、 按工作装置分类 （ 1）按铲斗容量分类： 00.2 m3 微型挖掘机 0.25 m30.45 m3 小型挖掘机 0.5 m3 1.2 m3 中型挖掘机 1.4 m3 大型挖掘机 （ 2）按行走装置分类：分为履带式、 轮胎式、 汽车式三类。现在市场上的大部分挖掘机产品都是履带式。主要是由于两个原因： 1.挖掘机一旦进入作业现场就不大移动，只行走较短的距离。 2.接触面积大，能够在较松软的地方作业。在凹凸不平的地面行驶时，能够承受猛烈的冲击。轮胎型的挖掘机，因其具有橡胶轮胎，机动性好，适用于城市内的道路和下水道施工。但不适用于松软地基部位的作业 。因此，限定在小型范围。 1.2 小型液压挖掘机的现状与发展趋势 1.2.1现状 我国的挖掘机生产起步较晚，从 1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为 1m3的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。 新中国成立初期，以测绘仿制前苏联 20世纪 30 40年代的 W501、 W502、 W1001、W1002 等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂。 1967 年开始，我国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有 上海建筑机械厂的 WYl00 型、贵阳矿山机器厂的 W4-60型、合肥矿山机器厂的 WY60 型挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的 WYl60 型和杭州重型机械厂的 WY250 型挖掘机等。它们为我国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的一步。 到 20世纪 80 年代末，我国挖掘机生产厂已有 30多家，生产机型达 40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有 0.1 2.5 m3 等 12个等级、 20多种型号，还生产 0.5-4.0m3 以及大型矿用 10m3、 12m3 机械传动单斗挖掘机， 1m3 隧道挖掘机， 4m3 长臂挖掘机， 1000m3 h 的排土机等，还开发了斗容量 O.25m3 的船用液压挖掘机，斗容量 O.4m3、 O.6m3、 0.8m3 的水陆两用挖掘机等。但总的来说，我国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量等与国际先进水平相比，有很大的差距。 改革开放以来，积极引进、消化、吸收国外先进技术，以促进我国挖掘机行 8 业的发展。其中贵阳矿山机器厂、上海建筑机械厂、合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂等分别引进德国利勃海尔 (Liebherr)公司的 A912、 R912、 R942、 A922、 R922、R962、 R972、 R982 型液压挖掘机制造技术。稍 后几年，杭州重型机械厂引进德国德玛克 (Demag)公司的 H55 和 H85型液压挖掘机生产技术，北京建筑机械厂引进德国奥加凯 (0&K)公司的 RH6 和 MH6型液压挖掘机制造技术。与此同时，还有山东推土机总厂、黄河工程机械厂、江西长林机械厂、山东临沂工程机械厂等联合引进了日本小松制作所的 PC100、 PC120、 PC200、 PC220、 PC300、 PC400 型液压挖掘机(除发动机外 )的全套制造技术。这些厂通过数年引进技术的消化、吸收、移植，使国产液压挖掘机产品性能指标全面提高到 20 世纪 80 年代的国际水平，产量也逐年提 高。由于国内对液压挖掘机需求量的不断增加且多样化，在国有大、中型企业产品结构的调整，牵动了一些其他机械行业的制造厂加入液压挖掘机行业。例如，中国第一拖拉机工程机械公司、广西玉柴股份有限公司、柳州工程机械厂等。这些企业经过几年的努力已达到一定的规模和水平。例如，玉柴机器股份有限公司在 20 世纪 90 年代初开发的小型液压挖掘机，连续多年批量出口欧、美等国家，成为我国挖掘机行业能批量出口的企业。 业内人士指出，我国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展；斗容量宜控制在0.1-15 m3；而对于大型及多斗挖掘机，由于液压元件 的制造、装配精度要求高，施工现场维修条件差等，则仍以机械式为主。应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。 1.2.2未来中国小挖市场发展趋势 中国经济平稳发展，为中国小挖市场渐趋活跃提供了良好的宏观环境，今后相当长时间中国小挖市场仍将持续增长。其原因有： (1)中国目前越来越多的高速公路进入了维护保养期，同时农村乡镇的城市化逐渐加快，发达城市市政建设也由“大拆大建”逐渐向“精雕细刻”，因此小型土方工程施工越来越多； (2)中国银行业监管力度加强后，工程设备按揭难度增大，小挖的价格相对较低 、经济实用； (3)经济发达城市的劳动力成本较高，用机械代替人工同时也提高劳动效率，而且小挖的“五短身材”更适宜在空间有限的城市中施展。所以小挖以其灵活的身手、较中吨位挖掘机价位低而深受市政和公路施工维护用户的喜爱。这就决定了小挖高速发展时代的来临，市场前景诱人，潜力巨大。 9 第二章 结构参数计算 2.1 履带链轨节节距 t与履带板宽度 液压挖掘机已采用标准链轨节化履带链轨节节距 t， 如 101、 125、 135 和 154mm等多种。可按经验公式选取 t t (15 17.5)G 25.0 式中 G 整机质量 (kg)。 将 G=6000 kg 带入公式以后，计算 t在 132154 之间，根据国标，取 t=135mm。确定链轨节节距 t 后，就可以根据 t 计算四轮一带的有关参数。 履带板宽度 b：可根据链轨节距 t 和液压挖掘机履带国标来确定标准履带宽 b。在某些土壤条件下，应采用加宽履带板以提高挖掘机的附着牵引性能和通过性。根据给出的小挖标准履带宽与整机质量关系的数据统计结果，可看出 6.5 吨以下吨位小挖的标准履带宽为 400mm， 6.55.5 吨小挖的标准履带宽为 450mm。故选择履带宽为 400mm。 2.2 驱动轮节圆直径 Dq ztD q 360/ 式中 t 履带节距 Z 驱动轮齿数，齿数选择见表 2.1。 表 2.1 驱动轮参数表 链轨节距 （ 10-3m） 驱动轮齿数 Z 适用范围（斗容量 m3） 链轨节距 （ 10-3m） 驱动轮齿数 Z 适用范围（斗容量 m3） 101， 125， 135 35， 25 0.25 以下 202.8 23 1.0 1.60 154 23， 25 0.25 0.40 215.9， 228.6 25 2.5 171.05 23 0.40 0.60 260.35 27 4 将参数代入上式可得 Dq =543mm。 2.3 导向轮工作面直径 Dd DqD d )9.08.0( 将（ 1）中求的 Dq代入得 Dd=434.4 488.7mm ；取整数的 Dd=488mm. 2.4 拖链轮踏面直径 Dt tDt )0.18.0( 上式中 t=135mm，从而求得 Dt 108 135mm，取 120mm。 2.5 支重轮踏面直径 Dz tDz )0.18.0( 10 上式中 t=135mm，从而求得 Dz 108 135mm，取 120mm。 2.6 链轨节数 n、拖链轮数量 n=tA2+2z 式中 A 履带的中心距 ,A=1600mm； Z 驱动轮的齿数， Z=25； t 履带的节距， t=135mm； 将数据代入公式中，计算出结果圆整后得到 n=36。 为减小摩擦损失，拖链轮的数目不宜 过多，小挖每侧拖链轮一般为 1 个，因此确定拖链轮取为每侧 1个。 11 第三章 性能参数计算 3.1 行驶速度 V Vmax=4.4km/h Vmin=2.4km/h（行驶速度参照 SY75C-9） 3.2 爬坡能力 履带行走装置一个显著特点就是爬坡能大，一般为 50% 80%。由于小挖掘机爬坡度与整机质量关系的数据统计结果（见图 3.1），明显可以看出坡度多取 30 或 35 ，即爬坡能力为 58%或 70%。 图 3.1 爬坡度与整机质量 关系 初步确定爬坡能力后，可通过理论分析进行核算来选定。挖掘机爬坡是需要克服下列几种阻力即： a.挖掘机自重在斜坡方向的分力 sinGW p 式中 G 挖掘机的自重（ N）； 坡度角 。 b.运行阻力 c os12.0 GWy c.履带的内阻力 GW n 06.0 则最大牵引力应不小于这些阻力之和，即 nyp WWWT 12 此外还应满足挖掘机在爬坡不打滑的条件，即 TG cos 式中 履带与地面的附着系数，见下表 表 3.1 履带与地面的附着系数 路面土质 混泥土 干粘土 压实粘土 干沙土 坚实土路 0.45 0.90 0.70 0.30 0.90 路面土质 冰 湿粘土 压实雪地 湿沙土 松散土路 0.12 0.70 0.25 0.50 0.60 从上表中选取 06.0 ，即松散土路，求得挖掘机的最大爬坡能力 20 。 3.3 接地比压 p 履带式挖掘机的承载能力大小取决于机器运行的通过性和工作的稳定性。若挖掘机的两条履带与土壤表面完全解触，并且挖掘机重心近似地位于支承面中心，则有： bLmgp 2 或 )25.0(2 ohlb mgp 式中 p 履带平 均接地比压（ Pa）； m 挖掘机工作质量（ kg）； g 重力加速度（ m/s2）； L 履带接地长度（ m）； b 履带宽度（ m）； oh 履带高度（ m）。 平均接地比压是履带式液压挖掘机的一个重要指标，可以用来与同类型号产品作比较，主要根据地面条件、外形尺寸等进行合理 选取。在设计挖掘机时，在结构允许的范围内，尽量取小值，依据挖掘机平均接地比压与整机的质量关系的数据统计结果（下图），可以看出平均接地比压多集中在 30 103pa 上下。 13 图 3.2 平均接地比压与整机质量关系 L=2195mm（参照 SY75C-9），结合上面公式即可得出接地比压 p =33.485 103Pa. 3.4 最大牵引力 T 履带行走装置的牵引力必须大于或等于个阻力之和，小于或等于履带对地面的附着力，一般情况下，履带行 走装置爬坡不与转弯同时进行，只考虑挖掘机在最大设计爬坡能力的情况下确定的最大牵引力，不再考虑转弯阻力，而且行驶速度低，运行空气阻力忽略不计，则履带行走装置的最大牵引路 T 计算公式为： GfGTTT tf s in 式中 Tf 履带行走装置的滚动阻力； Tt 履带行走装置坡道阻力； f 履带行走装置的滚动阻力系数，见下表； 最大设计坡度角； G 为整机重力。 表 3.2 滚动阻力系数 f 路面土质 混泥土 冻结冰雪地 坚实土路 松散土路 泥泞地 滚动阻力系数 0.05 0.030.04 0.07 0.10 0.100.15 根据此式可以得出最大牵引力 T =25990N. 14 第四章 履带设计 4.1 履带介绍 目前在我国履带的种类大概为三种，分别为：整体式履带，组合式履带，和橡胶履带。 （ 1） 整体式履带 整体式履带式在履带上代齿和齿，直接与驱动轮齿合。履带板本身即为支重轮等轮子的滚动轨道，履带板之间用 销轴连接，这种履带一般在大型挖掘机和履带式起重机上应用较多。整体式履带的履带板大多数为铸造履带板。起特点是制造方便，拆装容易。 （ 2） 组合式履带板 组合式履带板由：链轨节，履带板，销轴，销套等组成。链轨和履带用螺栓连接。起特点是使用寿命高，履带节距小，绕转性好，不会因为履带板损坏，销套开裂或连接螺栓剪断而终止行走。此外，组合式履带零部件通用化程度高，制造成本低，维修方便，维修成本低。缺点是连接螺栓容易折断。组合式履带的履带板有 3中形式：三筋式，二筋式和一筋式。工程钻机目前主要使用三筋式履带板。 （ 3）橡胶式履带 橡胶式履带的特点是噪音低，震动小，不损坏路面，接地比压小，速度快，重量轻。他主要应用在经常在城市施工和经常在公路上行走的设备。近几年在国内工程机械，农林机械，筑路机械，工程钻机方面得到了广泛的运用。如小型挖掘机，农机，小型钻机等。起缺点是维修成本高，一但履带损坏需要跟换整条履带。因此使用橡胶式履带设备时应特别注意。 从以上履带几种形式来看，本设计设计为 6T挖掘机，从各方面来看，如工作环境，成本，寿命考虑。此次设计选用组合式履带设计。 在组合式履带当中存在很的零部件，如链轨节，履带板，销轴，销套等。各 个零部件的配合尺寸比较多，而且尺寸相对较多，在设计中一定要注意各个配合尺寸以及定位尺寸。在设计中一定要参考 GB/T 57-1999 中个零部件的尺寸。认真了解各个零部件的作用以及零部件的配合。 履带式底盘行驶系系由行驶装置，悬架，机架组成，底盘一般包括履带，引导轮，驱动轮，机架，支重轮，拖链轮等装置组成。 履带式用于将机械重力传给地面，比保证机械发出足够驱动力的装置。履带经常在泥水，凹凸地面，石质土壤中工作，条件恶劣，受力情况复杂，极易磨损。因此，除了要求他有良好的附着性能外，还要要求它有足够的强度，刚度和耐 密性。但是，履带在工作中的状态变化较多，为了减少冲击，质量应该尽可能轻些。 已知液压挖掘机的总质量为 6吨，根据查阅资料液压挖掘机履带节距为 135mm，参 15 考中华人民共和国机械行业标准 JB/T 57-1999，分析标准中给出的图，得知履带主要包括履带板，锁紧销套，锁紧销轴，销垫，销套，销轴，左链轨节，右链轨节以及一些标准件，参考此图，并参考相关标准，设计出液压挖掘机的履带。 根据上面的一些相关数据以及查阅 JB/T 57-1999 即可把此次的履带的设计的一些性能参数以及各零件的基本尺寸设计出来。 4.2 履带结构和 作用 履带式用于将机械重力传给地面，比保证机械发出足够驱动力的装置。履带经常在泥水，凹凸地面，石质土壤中工作，条件恶劣，受力情况复杂，极易磨损。因此，除了要求他有良好的附着性能外，还要要求它有足够的强度，刚度和耐密性。但是，履带在工作中的状态变化较多，为了减少冲击，质量应该尽可能轻些。 4.2.1链轨节设计 图 4.1 右链轨节 autocad 图 16 图 4.2 左链轨节 autocad 图 履带链轨节分为左右 2 节， 2节的基本尺寸一样。上图 4.1 和图 4.2 分别为履带链轨节的左右 2个链轨 .根据 GB/T 57-1999 可知道 2 中心螺孔的距离为 51，高度差为 13.两轴孔的距离及为履带的节距 135.知道履带节距然后通过查阅 GB/T 57-1999 从而可以把链轨节的一些基本定位尺寸给确定 .左右 2 个链轨通过锁紧销轴和销轴连接，从而形成一个履带连 . 链轨节一般采用 40Mn2H 材料制成。在制作过程中链轨节不得有裂痕，需要用磁粉探伤方法去检测 .密封槽各表面粗糙度为 3.2。 4.2.2履带板设计 图 4.3 履带板 autocad 图 17 图 4.4 履带板 proe 图 履带板主要是把挖机的重力传给地面 . 履带板经常在泥水，凹凸地面，石质土壤中工作，条件恶劣，受力情况复杂，极易磨损。因此，除了要求他有良好的附着性能外，还要要求它有足够的强度，刚度和耐密性。图 4.3、 4.4 为履带板的样式图 .在结构参数中我们已经得知履带板的宽度为 400，查阅 GB/T 57-1999 可以得 知 2螺孔的距离分别为97 和 123.2 对螺孔的高度差为 51.两个螺孔的深度为 10 ，履带板总高为 28. 在制作过程中履带板不得有裂痕，需要用磁粉探伤方法去检测 .而且履带板的强度，硬度要打到规定要求 . 4.2.3锁紧销轴和销轴设计 图 4.5 锁紧销轴 autocad 图 图 4.6 销轴 autocad 图 锁紧销轴和销轴样式基本要符合图 4.5、 4.6、 4.7、 4.8，图 4.5、 4.7 为锁紧销轴，图 4.6、 4.8 为销轴 .锁紧销轴和销轴是用来左右 2 链 轨节，同时也是连接前后两链轨节的重要连接键。根据履带板的宽度以及查阅 GB/T57-1999 可以确定锁紧销轴和销轴的长 18 度都为 167，两轴的直径都为 30.锁紧销轴和销轴是连接的重要连接键， 2 轴均不能有裂痕，需要用磁粉探伤检测。而且 2轴的端脚不能有飞边和毛刺 . 图 4.7 锁紧销轴 proe 图 图 4.8 销轴 proe 图 19 4.2.4锁紧销套和销套设计 图 4.9 锁紧销套 autocad 图 图 4.10 销套 autocad 图 锁紧销套和销套是用来更好固定锁紧销轴和销轴的零件。更达到了一种密封作用，防止机械在工作中各种杂质进入 .图 4.9、 4.11 为锁紧销套示意图，图 4.10、 4.12 为销套示意图。查阅 GB/T57-1999 可以得知锁紧销套的长度为 102，外圆直径为 44，内圆直径为 30.销套的长度为 119，外圆直径为 44，内圆直径为 30.在制造中 2 销套的端脚不得有飞边和毛刺。 20 图 4.11 锁紧销套 proe 图 图 4.12 销套 proe 图 21 4.3 履带装配设计 图 4.13 履带装配图 把个零件装配到一起， 加入标准件，完成设计，履带的装配简图见图 4.13。根据JB/T 57-1999 中，在外观与装配质量上有几点要求，详见下： 1 履带总成应按经规定程序批准的图样与技术文件进行制造，并应符合本标准的要求。 2 履带总成的所有零件的材质性能应符合有关标准的规定。 3 履带总成的标准件、配套件应符合有关的标准规定。 4 履带总成涂漆应均匀、平整；外观应光洁、美观，不允许有裂纹。 5 销轴两端的装配伸出量应在 1.5mm 以内。 6 两链节之间转动平面侧隙应在 1.5 1mm 以内。 7 链节装配后的直线度为每 10 节 4mm，全长 8mm。 8 选用螺栓的拧紧力矩应按图样要求。 9 履带总成正向弯曲角不小于 28 ，反向弯曲不小于 7 。 10 履带总成应转动灵活，不得有卡死与干涉现象。 11 履带总成的使用寿命，在土方工况下不小于 3000h，在石方工况下不小于 800h。 22 第五章 支重轮设计 5.1 支重轮简介 支重轮作为履带挖掘机的主要承载结构件，其设计和制造质量直接关系整机的安全性。履带挖掘机的工况复杂，在一些特殊工况或起臂工况下仅有部分支重轮受力，因此支重轮的排布为中部疏两端密的形式，且为了满足履带挖掘机逐渐增加 的重量，支重轮的个数及结构 参数相应增加。支重轮安装在履带架底部，行走时与履带板上底面间形成滚动，其安装形式在小吨位重常采用开放式结构，在大单位中常采用封闭式结构。（如图 5.1 所示） 图 5.1 支重轮安装形式 同时，支重轮还依靠其滚轮凸缘夹持链轨不使履带横向滑脱，保证机械沿履带方向运动。支重轮按结构可分为单边支重轮和双边支重轮。支重轮缘都经过淬火，其硬度达 355440HB。在台车架，特别是为了提高刚度而装置隔板时，形成一些空腔，容易被泥土堵塞而阻碍支重轮的转动。因此，有一些履带式挖掘机，在台车架外侧装 有带强筋的支重轮护板。 5.2 支重轮数量计算 支重轮数量公式 n k Pmax（ L-l1-l2） /Pz max tp 式中 k 支重轮重量的修正系数， k=1.1 1.7 tp 履带节距 L 履带接地长度 l1、 l2 驱动轮、引导轮距支重轮距离 Pmax 最大接地比压 Pz max 单个支重轮最大接地比压 按上述公式计算得 :5.3，既支重轮数量为 6。 23 5.3 两个支重轮间距离 支重轮的分布按照均匀分布进行计算，两支重轮之间的距离为： S=（ L-l1-l2） /n 式中 L 履带接地长度 l1、 l2 驱动轮、引导轮距支重轮距离 n 支重轮数量 求得： S=166mm 5.4 支重轮设计 5.4.1支重轮直轴设计 图 5.2 支重轮直轴 autocad 图 图 5.3 支重轮直轴 proe 图 直轴为左右对称零件，参考 JG/T 59 1999，选择直轴总长度为 282mm。在距两端 15mm 出各开一 M12 的定位销孔，方便装配时与轴配合，并加紧连接。在距两端 30.5mm处，开有两 3 2mm 的退刀槽，减小应力集中。在距两端 62mm 处，开有一长为 158mm 的油道，由 R1 的圆弧过渡，此油道方便润滑油进入，润滑直轴。油道的表面粗糙度为 0.8，轴面的粗糙度为 1.6，其他面的粗糙度为 12.5。直轴由 40Cr 为材料制作而成。零件清除尖角和毛刺；不得有裂纹、疏松、夹渣、沾砂、啃伤、和发裂等缺陷。 24 5.4.2轴套设计 图 5.4 轴套 图 5.5 轴套 轴套是用来保护轴，与轴配合的构件。参考 JG/T 59 1999 得，轴套的最大直径为 69mm，轴套与轴配合部分的厚度为 4.5mm。 有直径 54mm 的空，方便轴套与轴的配合。轴套在装配时，左右各一个堆成装配。轴套整体铜件，有良好的耐磨性。轴套有一缘，如图所示，可以在装配时可以起到定位作用。在轴套的末端，有一 15的倒角，倒角深度为 5mm 如图所示。零件清除尖角和毛刺；不得有裂纹、疏松、夹渣、沾砂、啃伤、和发裂等缺陷。 25 5.4.3轮体设计 图 5.6 支重轮轮体 autocad 图 图 5.7 支重轮左轮体 proe 图 26 图 5.8 支重轮右轮体 proe 图 轮体由对称的左右两部分焊接构成。参考 JG/T 59 1999 在一边距离焊接中心 35mm处开有一油孔，由 M8 的螺塞密封防止漏油，同时也可以在需要时加入润滑油。在轮体焊接中心开有一宽为 38mm，直径为 88mm 的油道，用以润滑油的储存和运动。轮体的最大直径为 144mm，焊接点处的直径为 110mm。轮体边缘厚度为 15mm，有 C2 的倒角，由15的坡度与直径为 117mm 的外轮壁相连接。轮体中心有直径为 63mm 的孔，可以与轴套配合。另外开有直径为 107mm、 93mm 的阶梯圆，分别深 8mm、 9mm，为安装浮动油封环和 O 型圈所设计。轮体由 ZG55SiMn 制作而成。油道表面粗糙度为 3.2，与轴套配合的孔的表面粗糙度为 1.6，其余表面的表面粗糙度为 6.3。零件清除尖角和毛刺；不得有裂纹、疏松、夹渣、沾砂、啃伤、和发裂等缺陷。 5.4.4浮动油封座设计 图 5.9 支重轮浮动油封座 autocad 图 27 图 5.10 支重轮浮动油封座 proe 图 装配时需要两个浮动油封座，左右各一个。参考 JG/T 59 1999 得，浮动油封座总长度为 69mm。中间有一凸台，凸台有 2级阶梯组成，做成这样的原因是为了方便与轮体的阶梯配合，将浮动油封环的固定。在浮动油封座中心开有一 12.4 的定位销孔，可以与直轴上的定位销孔配合，将浮动油封座与直轴的位置准确定位，避免装配时发生过大的装配误差。同时也可以将与之配合的轴套，固定在轮体的固定位置，使之不发 生过大的位置偏移。浮动油封座与轴配合的孔，表面粗糙度为 1.6，浮动油封座与轴套接触的底面的粗糙度为 1.6，其余表面的粗糙度为 6.3。浮动油封座由特殊（高铬）铸铁制造，表面淬火硬度 HRC 65 72，芯部的淬火深度为 6mm。零件清除尖角和毛刺；不得有裂纹、疏松、夹渣、沾砂、啃伤、和发裂等缺陷。 5.5 装配完成设计 装配前应将各零件分别严格检查并清洗干净。直轴的油道部位应装在浮动油封座安装平面的同一方向不得反装。轴套和直轴装配前，其配合面应涂抹少量机油。浮动油封环应配对装配，其密封面应涂上润滑油； O型圈与浮动油 封环接触面不应涂抹润滑脂，O 型圈装配时不得出现扭曲现象。浮动油封环的安装力为 450 500N：以保证装配后轮体轴向游隙为 0.4 0.9mm，并用手能转动轮体，手感有一定阻力矩，但无卡住现象。在 28 总成油腔未灌油前，利用螺塞处通入 0.4MPa 气压封住，放入水中 1min 不出现气泡，则定为密封合格。最后灌入容腔 1/2 的润滑油。装毕完成的总成，经抽查拆检清洗后，用滤纸将油过滤后，其杂质含量不得大于 0.12g。涂漆颜色应符合 JB 2299 的规定。支重轮和配件应可以使用一年或 1500h。 图 5.11 支重轮装配图 29 第六章 拖链轮设计 6.1 拖链轮的工作原理 拖链轮作用：采用拖链轮是为了在引导轮与驱动链轮之间减小履带下垂，并且托住从驱动链轮传出的履带松边，以及当啮合中的履带拉紧时用以引导履带脱开啮合，当安装一个拖链轮时，不应将它放在轮距的中间，而是离驱动链轮较近。值得注意的是，拖链轮直径过小时，有可能发生履带沿托链轮轮缘滑移，从而据安居轮缘的磨损，磨出一个“光平面”，从而导致拖链轮停止转动。 拖链轮安装布置：将拖链轮安装到挖掘机上时采用单臂支承 , 且 加高支承块 , 使其下边空间增大 , 避免行走时受淤泥及石块的阻塞 , 同时也避免了履带节与减速机支座之间的磨损 ,提高了行走的通过性。 6.2 拖链轮的结构 拖链轮由拖链轮轴、浮动油封座、拖链轮体、拖链轮盖、螺钉、浮动油封环、 o 型圈、圆锥滚子轴承组成。如下图： 图 6.1 拖链轮装配图 6.3 拖链轮技术要求 6.3.1一般要求 1.1 拖链轮应按经规定程序批准的图样和技术文件制造，并应符合本标准的规定。 1.2 拖链轮的外购 件应符合有关国家标准或行业标准的规定，符合图样要求，并应具有合格证。 1.3 所有零件应清除锐角与毛刺，装配前应严格检查外观尺寸精度，并清洗干净。 1.4 浮动油封等密封零件的密封部位不得碰伤与划伤。 30 1.5 浮动油封 O形圈及浮封环外锥面不得沾油，浮动油封 O形圈在装配中不得扭曲。 1.6 装配时压装的配合面及浮封环亮带应涂以少量润滑油。 1.7 装配后按产品说明书中规定的油牌号灌入 80%容量的干净重负荷车辆齿轮油，不允许渗漏。 6.3.2热处理质量要求 热处理质量要求应符合表 6.1 的 规定。 表 6.1 热处理质量要求 序号 零 件 名 称 检 测 项 目 单 位 质 量 要 求 1 拖链轮体 表面硬度 HRC 5260 C， D淬硬层深度 mm 410 R 处淬火层深度 2 2 拖链轮轴 调质硬度 HB 248293 3 浮动油封 亮带表面硬度 HRC 6072 6.3.3外观与装配质量要求 拖链轮外观与装配质量要求应符合表 6.2 的规定。 表 6.2 外观与装配质量 序号 检 测 项 目 单 位 质 量 要 求 1 外观质量 - 铸、锻、焊、加工件表面光洁，无明显缺陷，油漆均匀、美观 2 轴向窜动量 mm 0.10.2 3 M10 螺栓拧紧力矩 N .m 55122 4 油塞拧紧力矩 N .m 157255 5 密封性能 - 加注 0.4MPa 压力后 30s 内不漏 6 油清洁度 g 0.12 7 转动性能 - 能够用手转动，但感觉不紧不松 6.3.4使用寿命要求 拖链轮的使用寿命应不低于 4000h。 6.4 拖链轮的组成零件设计 6.4.1拖链轮设计总概 履带行走装置结构主要部件为“四轮一带”，即 驱动轮，引导轮，拖链轮，支重轮和履带。在工程机械行业中，四轮一带已经有部分标准，可以根据履带节距进行选型，其具体结构设计也可以参照标准。 托链轮具体结构设计和尺寸选择可参考 JB/T 58-1999 31 液压挖掘机拖链轮行业标准。根据履带的节距 t=135mm，可得出拖链轮踏面直径为 120mm，其它尺寸与技术要求可参考 JB/T 58-1999。 6.4.2拖链轮轴结构设计 根据 JB/T 58-1999，履带节距为 135mm 的托链轮轴总长为 143mm，轴的左端设计两个 M6的螺孔，同时需在轴上安装两个滚动轴承，此两段设计为 直径分别为 30mm、 32mm，其结构如图 6.2、 6.3。 图 6.2 拖链轮轴 autocad 图 图 6.3 拖链轮轴 proe图 6.4.3拖链轮体结构设计 拖链轮轮体的设计相对简单，其最大径为 120mm，内径参考 JB/T 58-1999，其余结构及尺寸设计的标准是能满足使用要求，容易制造，尽量节省材料，外形美观大方。轮体上有 3 个螺纹孔，与 M6的螺钉相连。此外，轮缘表面需经高温淬火， HCR 52 60。其具体结构见图 6.4、 6.5、 6.6。 32 图 6.4 拖链轮轮体 autocad 图 图 6.5 拖链轮左轮体 proe 图 33 图 6.6 拖链轮右轮体 proe 图 6.4.3拖链轮盖结构设计 拖链轮盖用来防止外界的杂物进入引导轮体内部。轮盖的设计主要要考虑拖链轮结构的完整性，合理性，设计时要避免其在结构上与轮体等零件互相干涉，尽量要设计的美观，容易制造，节省材料。轮盖结构见下面两图，其与轮体用 3 个螺栓连接。 图 6.7 拖轮盖 autocad 图 34 图 6.8 拖轮盖 proe 图 6.4.4浮动油封座结构设计 浮动油封座是安装浮动油封并能调整浮动油封环压紧力的零件。一套浮动油封装在浮动油封座腔内。浮动油封座的结构见图 6.8、 6.9。 图 6.8 浮动油封座 autocad 图 35 图 6.9 浮动油封座 proe 图 36 第七章 设计小结与体会 通过这次小型履带式液压挖掘机底盘履带、支重轮、拖链轮的设计，使我初步掌握了对 autocad、 proe 软件的使用，而且还很好的对以前所学的各类知识做了系统的复习与加深，并对工程设计的 流程有了一定的了解。这是我真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我的机械设计的综合素质大有好处。这次设计实践，使我对机械设计有了更多的感性和理性的认识，为今后的工作打下了夯实的基础。 在设计中得到了指导老师周友行教授以及姚师兄的细心帮助和支持，在此表示衷心的感谢。在设计中还存在不少错误和缺点，需要继续学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 37 参考文献 1、周良德，朱泗芳等 . 现代工程图学 M.湖南科学技术出版社， 2002 2、吴宗泽， 罗圣国 .机械设计课程设计手册 M.高等教育出版社， 2009 3、孔德文，赵克利，徐宁生 . 液压挖掘机 工程机械设计与维修丛书 M.化学工业出版社， 2007 4、周建钊 .底盘结构与原理 M.国防工业出版社 .2006 5、唐振科 .工程机械底盘设计 M.黄河水利出版社， 2004 6、陈新轩 .现代工程机械发动机与底盘构造 M.人民交通出版社， 2002 7、孔德文，赵克利 .底盘结构与设计 M.化学工业出版社， 2007 8、周建钊 .底盘结构与原理 M. 国防工业出版社， 2006 9、唐经世 .工程机械底盘 学 M.西南交通大学出版社， 2002 10、郁录平 .工程机械底盘设计 M.人民交通出版社， 2004 38 附录一：英文文献翻译 非圆齿轮与机械压力机运动学优化 1997 年 1 月 8 日研制 摘要：使用金属成形方法来加工生产零件的质量很大取决于压力杆。在机械压力传动时，有一种依赖于驱动旋转角度速度比的非圆齿轮，提供了一种获得这么动作时间的新途径，我们致力于为不同的优化金属成型运作的制造。本文阐述了由汉诺威的大学研究所建成的金属成形和金属成形加工机床的使用原 型原则，它就是目前运动学以及在原型产生的力和力矩。此外，本文展示了如何使用拉深和锻造的一个例子，几乎所有的金属成形操作可有利用于机械传动机构的非圆齿轮。 关键词：压力，齿轮，运动学。 1. 简介 提高质量的要求在生产工程制造，所有的金属成形以及在锻造，有必要去携手制定生产经济。日益增长的市场定位要求技术和经济条件都得到满足。提高质量、生产力、生产手段的创新解决方案 ,是一种用来维持和扩大的市场地位的关键所在。 所生产的金属部件 ,我们需要分清期间所需的形成过程和处理零件所需的时间。随着我们必须添加一些必要的额 外工作，例如冷却或润滑的模具一次成型过程。根据质量和产量两个方面，产生了两个最优化方法。为了满足这两个方面，我们的任务是设计运动学形成过程中考虑到该进程的要求，也考虑到的是改变部分以及与一个优先线辅助运作所需的时间短周期的时间。 2. 压力机的要求 一个生产周期 ,这相当于一个冲程来回压的过程 ,大致经历了三个阶段 :加载、成型和移除零件。相反 ,在加载和移除零件阶段，我们经常发现送料的薄板 ,尤其是在纯粹的切割时候。为此，压力泵必须要一个确定时间的最小高度。成型周期中杆应该有一个特别速度曲线 ,它将会降到最低。这个转 变期之间应尽快来确保短周期时间。 短周期的要求是事件的原因 ,以确保通过高产量低成本的部分。基于这个原因，关于对大型汽车车身冲压片机和自动 1200/min、拉深 24/min 的冲程数是标准的做法。增加冲程数是为了减少设计的周期变化导致增加的压实机械应变率 , 然而，这对成形过程有很明显影响 ,使它必须考虑参数确定过程和被它所影响。 在拉深成形过程中 ,当敲打板块时的撞击速度应尽量避免产生了深远影响。一方面 ,速度成形时必须充分润滑。另一方面 ,我们必须要考虑提高产量的相应的压力来增加造成更大的应变速率力 ,这可能导致冲床半 径一侧的一部分过渡疲劳而导致断裂。在锻造时，停留时间短的压力是可取的。随着停留时间的压力下降了模具的表面温度将降低，其结果是热磨损。这是提高抵消了由于机械磨损形成更大的力量，但由于增加的应变率是较低的，因为较低的部分冷却屈服应力补偿。目前，最佳短住压力可以用有限元分析法莱分析。此外 ,避免由于成本降低磨损、短压住时间也 39 是一个重要的技术要求的精密锻造，近净形部分有一个光明的未来。 高质量的要求和高产量将只能通过一个机技术 ,考虑到金属成形过程的考察要求等同于减少工作的目标成本。以前按设计已经不能同时满足这些技术 要求和经济的充分程度，或他们是非常昂贵的设计和制造，例如链接驱动压力机。这就需要寻找对泵创新设计的解决方案，它的设计应主要标准化，模块化，以降低成本。 3非圆齿轮的压力传动 3.1 原则 使用非圆齿轮传动机械曲柄压力机，它提供了一种新方式的技术和经济需求的压力杆运动。一对非圆齿轮有不变的中心距 , 因此采用了电动马达，或由飞轮、曲柄和驱动机制本身。制服驱动器的速度传送是通过一对非圆齿轮传递给非均匀的偏心轴。如果非圆齿轮的适当设计，从动齿轮的非均匀驱动器会导致泵所需的行程时间行为。调查中心的金属成形和金属成 型机床(IFUM)汉诺威的大学已经表明 ,在这个简单的方式所有相关的压力杆的连续运动，可以达到各种成形过程。 此外从运动学和缩短生产周期，驱动概念导致新的驱动器的优点被以下的良好性能所区分。因为它是一个机械压力机，它具有高可靠性、低维护性和可预期性。对连杆压力机的数量和轴承零件显然是减少。首先，一个基本泵类型可以通过安装不同的齿轮而进一步改变设计，它根据客户的要求而设计。不同环节的驱动器，轴承的安装位置不会随着单一载荷方向的不同运动而改变。因此，上述要求的模块化和标准化是考虑到时间和成本，它降低了设计和冲压生 产成本。 3.2 原型 在金属成型和金属成型工具机（ IFUM） 1 架的 c 型泵，它已经进行了修整和安装了非圆齿轮副。为达到这种目的，先前的背轮背一个行星齿轮组做取代。这项工作表明了存在的新型传动印刷机是可能的，在最后对标准压力泵的改造在 Fig. 1 中进行说明。 图表 1 压力机设计是为了所受 1000KN 的柱塞力和 200KN 的冲压模具缓冲力。 这一对非圆齿轮传动比平均为 1，每个齿轮轮齿有 59，直齿，模数 10mm（图 2）齿面宽是 150mm，这些齿轮有渐开线轮齿。我假设了非圆曲线设计是以侧面几何设计为基础。因此，一个非圆齿轮的 齿形沿齿轮圆周而改变。尽管如此 ,它可以来自知名的梯形齿条 . 然而 4.5,提出了一种计算方法，它精确地把齿顶高和齿根高考虑在内，进行相应的调整。 压力机是为了在单一冲程模式下对零件进行深拉而设计的。最高滑块行程为 180mm，行程数32/min。在 140 毫米的冲压速度几乎保持 71mm/s 不变，它是静点中心线到静点中心线之前的速度。见图 3。这种速度就相当于液压机工作的速度。这个速度影响到曲柄机构，使其与击打具有相同的数目相比较，速度都是 220m/。为了跟一个曲柄压力机具有相同的平均速度击打的数目不得不将减少一 半。短周期内的机械改造将导致最后的向上运动。由于压力机是运行在单一的操作模式 ,在设计时对其做相关的处理没有提出特别的要求。 驱动机制的原型与非圆齿轮有另外一个有利的影响及其驱动力矩（图 4）。对于一个曲柄压 40 力机的公称力通常可以降低静点之前把曲柄轴按正常方式旋转 030 。这对应于公称力作用下相对于击打力的 75%。若要达到 1000kN 标准力，该驱动器已提供 45 kNm 的曲柄轴扭矩。该原型只要求对非圆齿轮传动增加额外的 30kNm 力矩。他们被传送一个循环，非均匀的曲柄转 矩，将导致一个标准力在静点 060 范围内变化。这相当于 27.5%的行程。如果非圆齿轮副是在压力机的工作范围，我们总能找到类似的条件。这几乎总是与板料成形及冲压件有关。这样可以设计一些较弱的机器零件，而且节约成本。 4. 进一步的设计实例 利用二冲程时间行为的设计实例说明了以下几点。假设一系列的零件时通过压力机来加工的。为了达到这一目的，压力杆所需的速度和击打成形速度要求假设成立必须量化。再者，处理零件所需的时间必须确定，而且必须假设在处理时压力杆的最小高度。由此 ，我们设计动作的顺序，我们用数学含义来描述它。在 IFUM 中，由该研究所开发使用软件程序。从这个数学描述的冲程运动 ,我们可以计算出所需要的非圆齿轮速度比，从这我们可以得到齿轮的圆周曲线1.2.7。 在第一个例子，在深拉伸冲压速度应该是在静止点前，金属板材成形保持在至少超过 100mm，它的速度应该是约 400m/s。让行程数定为 30/min。第 450mm 以上击打的地方，让处理零件时间和曲柄压力机在 25min/n 的击打时间相同。图 5 表明了冲程运动情况，这是由一对齿轮的描绘所获得。该齿轮是通过他们的圆周率所描绘。 在 25/min 传统的余弦曲线作为比较。除了生产周期时间减少了 20，应把杆速度的影响也大大减少。下静点前 110mm，当使用曲柄机构时，冲击速度为 700mm/s，而当使用非圆齿轮时仅仅只有 410mm/s。 第二个例子显示了驱动装置是用于锻造。在图 6 中，常规锻造曲轴的行程时间是相对于在图片中说明非圆齿轮压力运动学。曲柄压力机的周期时间是 0.7s、行程数是 85/min 和标准力是 20mn。它的保压时间为 86ms 与 50mm 的成形部份时间。非圆齿轮压力机描绘的保压描绘时间67%减少至 28ms。因此，它达到了和锤子一样的 幅度。通过增加 1.5 倍的冲程数，周期时间缩短至 46mm。尽管如此 ,处理时间依旧与常规非圆齿轮曲柄压力机的运动学相同。在这种情况下为了实现这些运动 ,传统的圆弧齿轮可以作为驱动装置，安排偏心。这为齿轮制造降低了成本。 这些例子表明，不同的运动可以通过使用非圆齿轮驱动装置实现。在同一时间内，这个驱动器的实用潜力用实现理想的运动学变得清晰，而且生产周期时间减少。例如，通过不同的例子，如果运动的顺序对一系列压力机生产零件有利，可能增加拉深成形后的速度。 5总结 高生产率，降低成本和保证产品质量的高要求，这时所有制造 公司所期望的，特别适用于公司的金属加工领域。这种情况导致我们重新考虑压力传动机的使用。 对曲柄与非圆齿轮传动压力机的描述，使我们能够优化简单的机械压力机运动学。这意味着周期时间缩短 ,以达到高生产率和运动学的成形工艺的要求。这个设计工作需要很低。相对于多连杆压力机驱动器，可以实现其他运动学在其他齿轮轴承位置不改变时的压力机构建使用。 41 这使压力机模块化和标准化。 6致谢 作者想表达他们的谢意，感谢德国机床制造商协会 (VDW),位于德国法兰克福，其经济援助以及一些成员，感谢他们的支持。 7. 参考文献 42 附录二 :英文文献原文 Optimized Kinematics of Mechanical Presses with Noncircular Gears E. Doege ( l ) , M. Hindersmann Received on January 8, 1997 Abstract： The quality of parts manufactured using metal forming operations depends to a large degree on the kinematics of the press ram. Non-circular gearsy to obtain those stroke-time behaviours we aim at as an optimum for the various metal forming ope with a rotational-angle-dependent speed ratio in the press drive mechanism offer a new wa rations in terms of manufacturing. The paper explains the principle using a prototype press which was built by the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools at Hanover University. It will present the kinematics as well as the forces and torques that occur in the prototype. Furthermore, the paper demonstrates using one example of deep drawing and one of forging that the press drive mechanism with non-circular gears may be used advantageously for virtually all metal forming operations. Keywords: Press, Gear, Kinematics 1 lntroductior Increasing demands on quality in all areas of manufacturing engineering, in sheet metal forming as well as in forging, go hand in hand with the necessity to make production economical. Increasing market orientation requires that both technological and economic requirements be met. The improvement of quality, productivity and output by means of innovative solutions is one of the keys to maintaining and extending ones market position.In the production of parts by metal forming, we need to distinguish between the period required for the actual forming process and the times needed to handle the part. With some forming processes we have to add time for necessary additional work such as cooling or lubrication of the dies. This yields two methods of optimization, according to the two aspects of quality and output. In order to satisfy both aspects, the task is to design the kinematics taking into account the requirements of the process during forming； also to be considered is the time required for changing the part as well as for auxiliary operations in line with the priority of a short cycle time. 2 Pressing Machine Requirements One manufacturing cycle, which corresponds to one stroke of the press goes through three stages: loading,forming and removing the part. Instead of the loading and removal stages we often find feeding the sheet, especially in sheer cutting. For this, the press ram must have a minimum height for a certain time. 43 During the forming period the ram should have a particular velocity curve,which will be gone into below. The transitions between the periods should take place as quickly as possible to ensure short cycle time. The requirement of a short cycle time is for business reasons, to ensure low parts costs via high output. For this reason stroke numbers of about 24/min for the deep drawing of large automotive body sheets and 1200/min for automatic punching machines are standard practice.Increasing the number of strokes in order to reduce cycle times without design changes to the pressing machine results in increasing strain rates, however. This has a clear effect on the forming process, which makes it necessary to consider the parameters which determine the process and are effected by it. In deep drawing operations, the velocity of impact when striking the sheet should be as low as possible to avoid the impact. On the one hand, velocity during forming must be sufficient for lubrication. On the other hand, we have to consider the rise in the yield stress corresponding to an increase in the strain rate which creates greater forces and which may cause fractures at the transition from the punch radius to the side wall of the part. In forging, short pressure dwell time is desirable. As the pressure dwell time drops the die surface temperature goes down and as a result the thermal wear This is counteracted by the enhanced mechanical wear due to the greater forming force, but the increase due to the strain rate is compensated by lower yield stress because of the lower cooling of the part. The optimal short pressure dwell can nowadays be determined quantitatively using the finite element method 3. In addition to cost avoidance due to reduction in wear, short pressure dwell time is also an important technological requirement for the precision forging of near net shape parts, which has a promising future. The requirements of high part quality and high output will only be met by a machine technology which takes into account the demands of the metal forming process in equal measure to the goal of decreasing work production costs. Previous press designs have not simultaneously met these technological and economical requirements to a sufficient extent, or they are very costly to design and manufacture, such as presses with link drives 6. This makes it necessary to look for innovative solutions for the design of the press. Its design should be largely standardized and modularized in order to reduce costs 6. 44 Fig 1. Prototype press 3 Press Drive with Noncircular Gears 3.1 Principle The use of non-circular gears in the drive of mechanical crank presses offers a new way of meeting the technological and economic demands on the kinematics of the press ram. A pair of non-circular gears with a constant center distance is thus powered by the electric motor, or by the fly wheel, and drives the crank mechanism itself.The uniform drive speed is transmitted cyclically and non-uniformly to the eccentric shaft by the pair of noncircular gears. If the non-circular gear wheels are suitably designed, the non-uniform drive of the driven gear leads to the desired stroke-time behaviour of the ram. Investigations at the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools (IFUM) of Hanover University have shown that in this simple manner all the relevant uninterrupted motions of the ram can be achieved for various forming processes 2. Apart from, the advantages of the new drive, which result from the kinematics and the shortened cycle time, the drive concept is distinguished by the following favourable propertties. Because it is a 45 mechanical press, high reliability and low maintenance may be expected. In comparision to linkage presses the number of parts and bearings is clearly reduced. Above all, a basic press type can be varied without further design changes by installing different pairs of gears, designed according to the demands of the customer. Unlike link drives, bearing locations and installations do not change within one load class as a result of different kinematics. Thus the above mentioned requirement of modularization and standardization is taken into account Reductions in time and costs are possible for the design and press manufacture. 3.2 Prototype At the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools (IFUM) a C-frame press has been remodeled and a pair of non-circular gears was installed. The previous backgears were replaced by a planetary gear set for this purpose. The work carried out shows that remodeling of existing presses for the new drive is possible. The state of the press at the end of the remodelling is shown in fiqure 1. The press is designed for a nominal ram force of 1,000 kN and 200 kN of the die cushion. The center distance of the non-circular gears is 600 mm. The pair of non-circular gears has an average transmission ratio of 1.Each gear wheel has 59 gear teeth, straight-toothed,module 10 mm (fiaure 2). The face width is 150 mm. The gears have involute gear teeth. We assume a non-circular base curve for the design of the flank geometry. As a result the tooth geometry of a non-circular gear varies along the circumference. In spite of this, it can be derived from the well-known trapezium rack, however 4, 51. An algorithm for the computation, which takes the addendum and dedendum into account exactly, has been developed. 46 Fig. 2 View of the gears from the rear The press is designed for deep drawing of flat parts in single stroke operation mode. The maximum ram stroke is 180 mm, the number of strokes 32/min. At a stroke of 140 mm the ram velocity almost remains constant 71 mmls from 60 mm before lower dead center until lower dead center, see fiqure 3. Thus the velocity corresponds to the working velocity of hydraulic presses. The velocity of incidence of a crank mechanism with the same number of strokes would be 220 mmls, in comparison. In order to keep the same average velocity with a crank press, the number of strokes would have to be halved. The short 47 cycle time of the remodelled machine results from the fast upward motion. Because the press is run in single stroke operation mode, no particular requirements were made concerning handling time during design. The drive mechanism of the prototype with non-circular gears has in addition a favourable effect on the ram forces and the driving torques (ficlure 4). For a crank press the nominal force is normally available at 30 rotation of the crank shaft before the lower dead center. This corresponds to a section under nominal force of only 7 5% relative to the stroke. To reach the nominal force of 1,000 kN, the drive has to supply a torque of 45 kNm at the crank shaft. The prototype only requires 30 kNm on account of the additional transmission of the non-circular gears. They are transmitted to a cyclic. non-uniform crank shaft torque, resulting in a nominal force range from 60 to the lower dead center. This corresponds to 27.5% of the stroke. We always find similar conditions if the pair of non-circular gears is stepped down in the operating range of the press. This will almost always be the case with sheet metal forming and stamping. It is thus possible to design some machine parts in a weaker form and to save costs this way. 4 Further Design Examples Using the examples of two stroke-time behaviours the design is illustrated in the following. A range of parts is assumed which are to be manufactured by the press. For this purpose the ram velocity requirements and the forming section of the assumed stroke need to be quantified.Furthermore, the time needed for the handling of the part needs to be determined, and also the minimum height which the ram has to assume during the handling. From this, we design the sequence of movements, and we describe it mathematically. At the IFUM, a software program developed by the institute is used. From this mathematical description of the stroke-time behaviour we can calculate the speed ratio of the non-circular gears needed.From this we obtain the rollcurves of the gears l, 2, 7. In a first example the ram velocity in deep drawing is supposed to be constant during the sheet metal forming at least over 100 mm before the lower dead center and it is supposed to be about 400mm/s. Let the number of strokes be fixed at 30/min. Above 450mm section of stroke, let the time for the handling of the part be the same as for a comparable crank press with 25 strokes per minute. Fiqure 5 shows the stroke-time behaviour , which is attained by the sketched pair of gears. The gear wheels are represented by their rollcurves. The conventional cosine curve at 25/min is given for comparison. In addition to the reduction of cycle time by 20%, the ram velocity of impact onto the sheet is also considerably reduced.110 mm before the lower dead center, the velocity of impact is 700 mmls when using the crank mechanism and only 410 mm/s when operated with non-circular gears. A second example shows a drive mechanism as is used for forging. In fioure 6, stroke-time behaviour of a conventional forging crank press is compared with the kinematics of the press wit