丘陵山区履带式行走系统设计_毕业设计(编辑修改稿)

丘陵山区履带式行走系统设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

爬坡不 得与机器作业同时进行，路面爬坡时设为其所需的最大牵引力，而且移动速度低，空气阻力也可以忽略不计，所以履带行走几个牵引力的计算可以以上公式作为标准。 支重轮轴通过支重台架与底盘机架刚性连接在一起，这种底盘称为刚性底盘。 其特点是结构简单易于制造，成本低。 但是因为其没有缓冲作用，所以工作时候，行驶机构产生的振动不经过缓冲就由底盘传给机身，使机组上个连接件易于振动，驾驶易疲劳，因此，这种底盘只适用于低速行驶的普通机械。 BM左转 图 3 履带转左向示意图 Fig 3 Caterpillar turn left to the sketch 履带转向时驱动力说明 : 11 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 , 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 3（示意图 ）。 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/ B≤ ,。 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。 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，如图所示， O O2 分别为两条履带的瞬时转向中心。 为便于计算转向阻力矩 rM 的数值，作如下两点假设： (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： LGq 2 （ 7） 式中 : G 车身总质量（ kg）； L 履带接地长度 (m)。 经过计算：  kgLGq 1 0 0 01 5 0 02 3 0 0 02 。 形成转向阻力矩 M 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 21OO ，移动距离为 0x [10]。 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 x，则微小单元长度为 dx，分配在其上的车体重力为 qdx，总转向阻力矩可按下式：     0 020 202 xL xL xx q x dq x dM  （ 8） 式中 :  转向阻力系数。 （经查表计算： m a x  BR 式中 : max 车辆作急转弯时转弯的向阻力系 12 数； B— 履带轨距。 ） 将式（ 3— 6）代入上式积分得并简化得： 4GLM   （ 9） 即： 4  GLM  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 x，则微小单元长度为 dx，分配在其上的车体重力为 qdx，总转向阻力矩可按下式：     0 020 202 xL xL xx q x dq x dM  式中 :  转向阻力系数。 （经查表计算： m a x  BR 式中 : max 车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； B— 履带轨距。 ） 将式（ 3— 6）代入上式积分得并简化得： 4GLM  （ 3— 8） 即：  GLM  13 图 4 履带转向受力图 Fig 4 Caterpillar tries to turn to （ 3） 转向驱动力矩 (假设机器重心与履带行走装置几何中心相重合 )把转向半径202 BRBR  和 分别考虑[13]。 1)当转向半径 ,2BR 如图 5 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： BMFFBMFFfqfq1122 （ 10） 2)当转向半径 20 BR ，如图所示，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： BMFFBMFFfqfq1122 （ 11） 式中 : 11, ff FF 分别为内侧前进阻力和驱动力； 22, qf FF 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，所以履带的前进阻力 为： GfFFff 2121  （ 12） 式中 : f — 履带滚动阻力系数 （ 即 NGfFFff 1 7 2 52121 ） 转向时的最大驱动力矩为：   rFFM qq  21m a x ,m a x 14 式中： r— 驱动轮节圆直径。 3） 大半径区 2BR 转向行驶时主动轮上的力：   222212fGFfGFqq （ 13） 小半径区 20 BR 转向行驶时主动轮上的力：   222212fGFfGFqq （ 14） 式中：  — 转向比， BL。 转向时的最大驱动力矩为：   rFFM qq  21m a x ,m a x 经过以上介绍及公式计算得： M =； 分别计算转向半径 202 BRBR  和 的情况： 得到： mNrFM q .8 1 72m a x  . 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 mNrFM q .8 1 72m a x  果相同 FMG GF q2 Fq1f1Ff2B 图 5 此 时转向示意图 Fig 5 At this point to sketch 15 7 传动装置的设计与计算 履带的选择 履带支承长度 L，轨距 B和履带板挂宽度 b 应合理匹配，使接地比压，附着性能和转弯性能符合要求 [14]。 根据本机的设计参数，确定履带的主要参数为整机的重量。 本机的初定整机重量为： 3t. 令 0L 表示为接地长度，单位 m， 0h 表示履带的高度，单位 m， G 表示机器 整机重量，单位为 t。 则有经验公式知： mGL 5 4 3 330  mmL 15000 取 ； mmhLL 6 6 5 0 00  ； ~ BL 即。 mmB 1200 ； ~ Lb 即 mmb 216。 履带节距 0t 和驱动轮齿数 z 应该满足强度、刚度要求。 在此情况下，尽量选择小的 数值，以降低履带高度。 根据节距与整机重量的关系： ,)~15( 40 Gt  其中 0t 的单位为 mm,G 的单位为kg. mmGt 1 1 0)~15( 40  （说明：此处的驱动轮方面在驱动轮计算部分再详细说明。 ） 表示履带全长令 39。 L 则   mmtZTLL ~2/10039。  根据计算的与实际的资料： 选型号为 23048 的履带。 16 FMG GFq2 Fq1f1F f2B 图 6 此时转向示意图 Fig 6 At this point to sketch 驱动轮的计算 目前 , 履带啮合副的设计还停留在经验设计阶段 , 没有相关的设计标准 , 各种齿形的设计方法很多 , 极不统一 , 主要有等节距啮合方式、亚节距啮合方式和超节距啮合方式。 等节距啮合主要指履带节距与链轮节矩相等。 在等节距啮合时 , 履带啮合副是多齿传动 , 履带牵引力由啮合各齿分担 , 各个齿所受的负荷较小 , 此时啮合平稳、冲击振动小 , 使用寿命较长 [15]。 但在实际中 , 等节距啮合只是一个理论概念 , 因为即使在设计上使履带与链轮节距相等 , 履带在使用过程中将产生节距变化 (如弹性伸长 , 履带销和销孔磨损伸长等 ), 啮合实际上为超节距啮合。 且因图纸标注公差、制造误差等使履带在一定范围内波动 , 履带与链轮的啮合要么是超节距 , 要么是亚节距 , 等节距啮合实际上很难存在于啮合过程中。 在亚节距啮合过程中 , 链轮与履带销之间力的传递仅由即将退出啮合的一个链轮齿来完成 , 但对于频繁改变方向的机器 , 在减轻启动冲击方面很有利 , 而且随着亚节距量的增加 ,作用更加明显。 但在退出啮合时 , 履带销处于迟滞状态 , 严重时甚至由于运 动干涉而不能退出啮合。 因此 , 在设计过程中应根据工作工况 , 灵活采取相适应的设计方法 , 使履带销顺利进入和退出啮合 , 减少接触面的冲击。 使齿面接触应力满足要求 , 减小磨损。 使履带节距因磨损而增大时仍能保持工作而不掉链等。 因此，综上考虑驱动轮选用链轮的设计方案。 a. 确定驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得）： 齿顶圆直径 ： mmdpdd ra 3 8 8 5 a x  17 齿根圆直径： mmdpzdd ra i n      mmmmd aa 3 8 0d3 8 9~3 7 4  ，根据相关数据取 分度圆弦高： mmddd rf 3 2 9243 5 3  mmdpzh ra 206 6 2 a x        mmdph ra i n    mmhmmh aa ~12  ，根据相关数据取 最大齿根距离   mmdzdrox 3 2 890co sL 奇数齿 齿侧凸缘 mmhzpd og t 。 图 7 驱动轮图 Fig 7 Driving wheel figure b. 确 定驱动轮齿槽形状 试验和使用表明，齿槽形状在一定范围内变动，在一般工况下对链传动的性能不会有很大影响。 这样安排不仅为不同使用要求情况时选择齿形参数留有了很大余地。 同时，各种标准齿形的链轮之间也可以进行互换。 齿面圆弧半径 :er  1 8 00 0 2m a x  zdr re   in  zdr re 齿沟圆弧半径 :ir 3m a x rri ddr  ri dr  18 齿沟角： o zo90120m in  zo90140m ax  则根据相关数据得： 齿面圆弧半径：   mmzdr re 2m a x    mmzdr re in   mmre ~72 齿沟圆弧半径： mmddr rri 3m a x  mmdr ri in   mmri ~ 齿沟角： 0m a x  zoo 00m in 1 6901 2 0  z。 传动方案的确定 履带支承长度 L，轨距 B和履带板挂宽度 b 应合理匹配。