机械潜孔钻机底盘设计作业课件

1、 潜孔钻机底盘设计 学院：机电工程学院 班级： 机械1214班 学号：asdasdsassad 姓名： sdasda 潜孔钻机底盘设计摘 要：履带式底盘的结构特点和性能决定了它在矿山机械作业中具有明显的优势。根据矿山环境对潜孔钻机的要求，进行履带式潜孔钻机底盘的设计。项目研究对提高矿山设计水平和矿山机械化技术水平具有重要意义。该研究应用矿山机械学、矿山工程学、机械设计、机械原理等理论，对履带式行走底盘的驱动行走系统进行了理论分析与研究，完成了履带底盘主要工作参数的确定和力学的计算。1、 设计任务书1.1.1 总体设计依据履带式底盘是机器的重要部件，它对整个装置起着支撑作用。所以根据现有工业的履

2、带机械（挖掘机）再结合矿用的履带（潜孔钻机）对整个装置进行较完整的配合与加工等一系列的设计。1.1.2设计要求在现有的机械资料的基础上，充分考虑到实际的要求，应满足结构的紧凑及其配合的合理。同时，要对应该计算的部分进行必要的计算，但是实际的情况有所不同，应该根据实际作为标准结合计算的数据进行综合考虑，争取找到比较好的方案和结构。本设计采用现在相关工业机械上的一些底盘设计与实物作为参考，综合考虑底盘结构，使其可以在不同的地域都可较好的支撑机体使其可以正常的工作。本设计对驱动轮、支重轮、导向轮的特殊结构设计，使整个底盘结构较好的适应多山的环境。1.1.3设计内容（1）产品的用途估计；（2）主要技术

3、参数、性能参数的确定；（3）履带底盘结构分析及其确定；（4）行走装置的设计；（5）履带车辆相关性能的计算和确定；（6）重要零部件的设计及校核。1.2 产品的用途本次设计的履带底盘是对相应小功率矿山机械使用的。目前这个设计主要是考虑在多山及碎石条件下使用，比如用在露天矿场等机械平台上。一些地区，如山区，丘陵等难以行走的复杂地面有着较好的普及潜力。同时，它可以提高相关作业的效率，有效的提高的矿山作业的效率。1.3 产品的主要技术指标与主要技术参数这里参照小型矿山机械履带底盘设计的指标及参数 柴油机驱动 2200r/min 快速 3.6km/h 慢速 1.8km/h 整机质量 2300kg1.4 设

4、计的关键问题及其解决方法设计的关键问题是在保证正常工作条件下，其结构尽可能的简单方便。同时，要注意结构的合理性与正确性。本次设计采用六角螺母的定位方法，使其在结构上基本一致，同时结构也紧凑的连接，初步达到设计的目的。还有，对于履带转向的控制，主要是通过设置主动轮的运动，采用单边离合的方式，以某一边为中心进行转向。2 设计方案的比较分析与选择2.1 行走底盘方案底盘可以分为履带式与轮式，轮式底盘运用较广，但是它的牵引附着性能差，在坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用受到一定的限制。虽然大功率轮式潜孔钻机具有轮距调整方便、轴距长、质量分配均匀、充气轮胎有减振性,行驶中地面仿形性好, 振动小、运输速度快

5、,综合利用率高等优点，但是不适于低湿地作业。而且,引进国外的具有世界先进技术水平的大功率轮式潜孔钻机,价格和维修费用都较高。履带底盘又分为金属履带底盘和橡胶履带底盘。金属履带拖拉机牵引力大，适合重负荷作业(如钻等)，接地比压小, 综合利用程度较高。但其主要缺点是在潮湿和砂性土壤上行走装置,如支重轮、导向轮、托带轮及履带板(俗称三轮一板)磨损较快, 维修费用高,作业速度较慢,随着公路网发展,金属履带拖拉机转移越发困难,使用不便。橡胶履带拖拉机采用方向盘操纵的差速转向机构,可控性强,机动灵活,转弯更省力,履带接地面积大,并有减振效果,乘坐舒适,由于接地比压低,对地面破坏程度轻,尤其适于低湿地作业,

6、并可大大提高作业速度,改善道路转移适应性。橡胶履带寿命长，维修保养费用和转移运输费用低。 综合考虑潜孔钻机工作的地方多山多岩石的工矿环境，因此多采用金属结构式履带。2.2 履带行走装置的设计 2.2.1 履带行走装置的结构组成及其工作原理履带行走装置有“四轮一带”（驱动轮、支重轮、导向轮、拖带轮及履带），张紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。如图1所示。 1-履带；2-驱动轮；3-托带轮；4-张紧装置；5-缓冲弹簧；6-导向轮；7-支重轮；8-行走机构；履带行走机构广泛应用于工程机械、拖拉机等野外作业车辆。行走条件恶劣，要求该行走机构具有足够的强度和刚度，并具有良好的行进和转向能力。履带与地面接触

7、，驱动轮不与地面接触。当马达带动驱动轮转动时，驱动轮在减速器驱动转矩的作用下, 通过驱动轮上的轮齿和履带链之间的啮合, 连续不断地把履带从后方卷起。接地那部分履带给地面一个向后的作用力, 而地面相应地给履带一个向前的反作用力, 这个反作用是推动机器向前行驶的驱动力。当驱动力足以克服行走阻力时, 支重轮就在履带上表面向前滚动, 从而使机器向前行驶。整机履带行走机构的前后履带均可单独转向，从而使其转弯半径更小。2.2.2 履带 履带工作条件恶劣，必须具备足够的强度和刚度，耐磨性能要求良好，质量较轻以减少金属的消耗量，并减轻履带运转时的动载荷，履带和地面要有良好的附着性能，保证能发出足够的牵引力，还

8、要考虑减少行驶及转向的阻力。根据设计方案，本机初定整机质量为2300kg，选择金属履带总条数为2条。2.2.3 驱动轮在履带作业机械上，多数都是把驱动轮布置在后方，这样布置的优点是可以缩短履带驱动区段的长度，减少因驱动力造成履带销处的磨擦损失，延长了履带的使用寿命，且不易造成履带下部拱起，避免了转向时履带脱落的危险，有利于提高行走系统效率。驱动轮中心高度应有利于降低重心（或车身）高度和增加履带接地长度，改善附着性能，因此驱动轮高度应尽量小。本设计选择驱动轮后置，齿数为，如下图所示 图2 驱动轮图Figure 2 Driving wheel figure则驱动轮直径 式中：-履带节距。2.2.4

9、 导向轮、支重轮和托带轮导向轮的前后位置根据驱动轮位置而定，通常布置在前面。导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑偏和越轨，导向轮中心离地面高度应有利于降低重心。本设计选择导向轮前置，其直径比驱动轮直径略小，即 支重轮的个数和布置应有利于使履带接地压力分布均匀。农业用行走机构工作多在山区或丘陵地区，路面多为土路，履带装置需要较小的平均接地比压，支重轮的压力要分配均匀。因此，对于小型农用履带拖拉机应采用直径较小的多个支重轮。本设计选用8个支重轮，其直径。支重轮的排列应考虑机器的平稳性，两支重轮之间的距离s一般为1.5，取s=150mm,其目的是保证行走装置在任何时候都有支重轮作用在履带的铁齿上，

10、从而减少或消除机器行走过程中的起伏落差，提高机器行走的平稳性，减少行驶阻力。托带轮的作用是拖住履带，防止履带下垂过大，以减少履带在运动中的振跳现象，并防止履带侧向滑落。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件较支重轮要好，所以尺寸较小。本设计选用2个直径为100mm的托带轮。2.2.5 张紧装置 张紧装置的缓冲弹簧必须有一定的预压量，使履带中产生预张紧力。其作用是前进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合，倒退时能产生足够的牵引力，确保履带销和驱动轮齿的正常啮合。张紧弹簧由于装置的反冲作用，在右方顶着导向轮使其在工作过程中，始终保持一定的张紧状态，从而使履带张紧导向轮导向。

11、张紧装置示意图如下： 图3 张紧装置示意图 Figure 3 Tensioning system schematic diagram (1)弹簧的选择。因张紧装置的作用，是通过弹簧对导向轮的推动从而达到张紧的作用。因此，选用压缩、拉伸弹簧即可。对于选材采用通用的材料（）即可。运用公式求得隔振弹簧的刚度： （1）式中：-隔振系统频率比； -振动质体总重量；取； -振动频率。由则代入公式 则通过计算知弹簧的刚度为。按工作的载荷进行计算时，许用应力应适当取低，取，弹簧的工作载荷约为。（2）弹簧的计算。运用公式求得螺旋弹簧曲度系数: （2）式中：C-旋绕比（当材料直径时，C一般取）试取旋绕比C=6，则

12、根据公式求得材料的直径: （3）式中: 曲度系数；（取） 旋绕比；（取） 弹簧的工作载荷；（取） 许用切应力。（取）计算得弹簧丝直径：根据公式： （4）式中：切变模量；(取) 弹簧中径。(取)计算得弹簧有效圈数 根据标准取 选择冷卷压缩弹簧YII，两端圈并紧并磨平，取则总圈数 根据公式: （5）式中：-弹簧材料直径。 计算得节距 ，选择 间距 根据公式： 计算得自由高度 根据标准选取 压缩弹簧高径比 压缩弹簧工作高度 压缩弹簧压并高度 螺旋角 弹簧材料的展开长度 经计算可知：b5.3,满足稳定性的要求。3、履带底盘相关性能的计算3.1 牵引性能计算履带机械整机参数初步确定以后，一般应进行下列计

13、算，以估计该履带机械的基本性能是否满足预期要求，整机参数选择是否合理。这里主要是关于牵引性能的计算。计算时所用的工况一般为：空载状态，在一定坡度区段的碎石路面上带牵引负荷（牵引线与地面平行）全油门等速行驶。以下为表示的示意图。（图4） 图4 履带受力示意图3.2 转向驱动力矩的分析与计算3.2.1 履带转向时驱动力说明履带行走装置在转向时, 需要切断一边履带的动力并对该履带进行制动, 使其静止不动, 靠另一边履带的推动来进行转向, 或者将两条履带同时一前一后运动, 实现原地转向, 这里就用到了单向离合器。但两种转向方式所需最大驱动力一样。因此以机器单条履带制动左转为例, 见图5。图5 履带转左

14、向示意图 Figure 5 Tracks turn left to the sketch左边的履带处于制动状态, 在右边履带的推动下, 整台机器绕左边履带的中心C1 点旋转, 产生转向阻力矩Mr, 右边履带的行走阻力Fr/ 2 。一般情况, 履带接地长度L 和履带轨距B 的比值L/ B1.6。同时, L/ B 值也直接影响转向阻力的大小,在不影响机器行走的稳定性及接地比压的要求下, 应尽量取小值, 也就是尽量缩短履带的长度,可以降低行走机构所需驱动力。3.2.2 转向驱动力矩的计算 转向阻力矩是履带绕其本身转动中心O1（或O2）作相对转动时，地面对履带产生的阻力矩，如图6所示，O1、O2 分别

15、为两条履带的瞬时转向中心。为便于计算转向阻力矩的数值，作如下假设： 图6 履带转向受力图 Figure 6 Tracks to turn to (1)机体质量平均分配在两条履带上，且单位履带长度上的负荷为： （11）式中: -车身总质量； -履带接地长度。经过计算：.形成转向阻力矩的反力都是横向力且是均匀分布的。履带拖拉机牵引负荷在转向时存在横向分力，在横向分力的影响下，车辆的转向轴线将由原来通过履带接地几何中心移至，移动距离为。根据上述假设，转向时地面对履带支承段的反作用力的分布为矩形分布。在履带支承面上任何一点到转动中心的距离为，则微小单元长度为，分配在其上的车体重力为，总转向阻力矩可按下

16、式： （12）式中: 转向阻力系数。（经查表计算： 式中: -车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； -履带轨距。）将式（11）代入上式积分得并简化得： （13）即： （2)当转向半径如图7所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝同一方向（即行驶的反方向），外侧、内侧履带受力分别为： （14) 图7 此时转向示意图 Figure 7 At this point to sketch （3)当转向半径，如图8所示，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反方向，外侧、内侧履带受力分别为： （15）式中: 分别为内侧前进阻力和驱动力； 分别为外侧前进阻力和驱动力。考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前

17、进阻力为： （16） 式中: 履带滚动阻力系数（ 即）转向时的最大驱动力矩为： 式中：r-驱动轮节圆半径。 图8 此时转向示意图 Figure 8 At this point to sketch大半径区转向行驶时主动轮上的力： （17）小半径区转向行驶时主动轮上的力： （18）式中：-转向比，。转向时的最大驱动力矩为：经过以上介绍及公式计算得： 分别计算转向半径的情况，得到。与根据文献“履带车辆行驶力学”，得主动轮上的最大的驱动力及力矩为： 所得结果相同。4 履带底盘重要零部件的计算及校核4.1 轴的设计与校核4.1.1 轴的尺寸设计 轴的设计要求：（1）便于加工，轴上零件要易于拆装；（2）轴

18、和轴上零件要有准确的工作关系；（3）个零件要牢固可靠地相对固定；（4）改善受力状况，减小应力集中。设计中驱动轮传动轴大致结构如下图所示： 图9 驱动轮传动轴 Figure 9 Driving wheel drive shaft轴总长为240mm，从左至右依次为AF段。A段：根据强度计算出直径d1=43mm，其长度为78mm，安装驱动轮，传递电动机动力，根据驱动轮选的键的型号为12*66。左面有个螺纹孔，直径为20mm。B段：安装轴承盖和密封圈，直径d2=63mm，长度为22mm。C段：安装套筒和深沟球轴承，直径d4=47mm，长度为84mm，其中轴承与轴采用过盈配合，选用基孔制。D段：安装套筒

19、，直径d5=44mm，长度为15mm。E段：安装轴承盖和密封圈，直径d6=40mm，长度为17mm。F段：安装皮带轮，直径d7=33mm，长度24mm,传递动力，所选键的型号为7*16。右面有个螺纹孔，直径为12mm。4.1.2 轴的校核 对驱动轮传动轴进行校核，受力如下图所示。 图10 传动轴受力状况 Figure 10 Stress state of the shaftAB段：弯矩图如下: 图11 AB段弯矩图 Figure 11 AB section bending moment diagram由弯矩图可知AB段最大弯矩在B点，又AB段直径已知d=43mm，故该处抗弯系数 （19）最大弯

20、应力为： （20） 所以该段符合设计要求。BC段：可知该段只受一个扭矩，根据公式： （21） 该段扭矩图如下 图12 BC段扭矩图 Figure 12 BC torque figure由扭矩图可知，该轴段受的扭矩均匀，所以扭矩大小为M，又该段直径已知d=33mm。故该段抗扭截面系数： （22）故该轴段最大切应力为： （23） 所以该轴符合设计要求。4.2 驱动轮的校核4.2.1 齿面接触疲劳强度校核 由公式 （24）计算出驱动轮转速，传动比根据齿轮接触强度计算公式 （25）式中：法向力； 曲率半径； 传动比； 综合弹性模量。一对标准齿轮的齿面接触强度按下面公式计算 （26） 驱动轮是一个只有6

21、个齿的齿轮，为了方便校核，此处按正常齿进行强度校核，则驱动轮的接触强度。其中：载荷系数；传动比；。 显然，驱动轮的齿面接触疲劳强度符合要求。4.2.2 齿根弯曲疲劳强度校核根据齿根弯曲疲劳强度的验算公式 （27）式中：为模数； 为齿形系数； 为应力修正系数。（查表得，1.75，）代入数值计算得： 因此，驱动轮的齿根弯曲疲劳强度也符合要求。4.3 轴承的寿命校核轴承寿命计算公式 （28）式中：-为转速； -为基本额定动载荷； -为当量动载荷，； -为寿命指数，对于球轴承4。对驱动轮传动轴处的轴承进行寿命校核 查表得 因为机器行走时传动轴处的载荷最大，故按此时的工作状态进行寿命计算，得 按照上述方

22、法，同样可计算出：支重轮处轴承的使用寿命 由于农田作业机是季节性的工作，所以轴承的使用寿命均符合要求。4.4 键的设计及其校核 键的尺寸选择主要由安装轴的轴径决定，由驱动轮的尺寸可得出安装尺寸为43mm和33mm。查设计手册3得键的尺寸分别为1266，其长度为66mm,和716,长度为16mm。 类型选择为普通平键。按照下面的公式进行强度计算： （29）强度验算：键的材料选择为45号钢，查设计手册得：许用挤压应力 故键能安全工作。4.5 机架的校核在机器行走过程中，机架起到支撑作用，其作用实则为梁。故在校核时，近似将其作为梁来校核。此处校核单边机架处于水平位置时满足要求，其受力状况下图所示。

23、图13 机架受力图 Figure 13 Frame by trying to其中，为外力合力及机器自身的重量约为2000N，平均分布在两边支架上,即，惯性矩。AB段：；BC段：；CD段：； 由以上可知截面B是危险截面，此处拉应力 （30） 故机架强度满足要求。4.6 螺栓的设计及校核机架与驱动轮轴承座通过螺栓连接，这里对螺栓的要求比较高，要具有较高的强度和刚度。对此处的螺栓应进行强度校核，如下图。这里选择的是高强度螺栓，等级8.8级，型号为M24*56,材料为低碳合金钢，抗拉强度800MPa,屈服强度640MPa。按照下面的公式进行校核： 预紧力计算公式： （31）校核计算公式： （32） 图14 螺栓受力图 Figure 14 Bolt by trying to许用应力计算公： （34） 式中： -载荷； -螺栓预紧力； -可靠性系数，取