钻机履带底盘底架设计（含全套CAD图纸）

编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目： 钻机履带底盘底架设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号： 0923053 学生姓名： 陈 婵 指导教师： 屠德刚 （职称：高级工程师 ） （职称： ）2013年5月25日39无锡太湖学院本科毕业设计（论文）诚 信 承 诺 书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 钻机履带底盘底架设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械92 学 号： 0923053 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日无锡太湖学院信 机系 机械工程及自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 钻机履带底盘底架设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 锚固钻机面世后，在建筑、地质、铁路、公路和水利等各行业施工领域内广泛应用。如长江三峡工程、北京十三陵水库、龙滩电站、大朝山电站、小湾电站、成昆铁路、南昆铁路、达万线、株六复线、京珠高速公路、元墨高速、大保高速、襄十高速等。这些新设备和新机型的不断推出，为锚固工程施工提供了有力的设备保障。但以往的锚固钻机都没有行走功能，这对于在平地施工或有条件提供平地的施工场地而言是一大损失，增加了工人的劳动强度，移位对孔也及为不便，大大拖延了工期。而与此同时，过外的钻探机械，包括国内的一些品种的钻探机械都已经采用了轮式或履带式底盘，增加了钻机的移动功能，减轻了工人的劳动强度，提高了工作效率。而履带底盘技术发展到现在已经比较成熟；另为了工作量适合毕业设计，故重点负责钻机的履带底盘设计和底架设计。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：1. 履带底盘设计要求 应有较大的驱动力，使钻机在湿软或高低不平等不良地面上行走时具有良好的通过性能、爬坡性能和转向性能； 在不增大行走装置高度的前提下使钻机具有较大的离地间隙，以提高其不平地面上的越野性能； 行走装置具有较大的支撑面积或较小的接地比压，以提高钻机稳定性； 在钻机斜坡下行时不发生下滑和超速溜坡现象，以提高钻机安全性； 行走装置的外形尺寸应符合道路运输的要求； 在钻机作业时需要用专门支腿支撑，以确保钻机稳定性和安全性。2. 底架设计要求 有足够的强度，保证对桅杆组件的支撑； 有可以变角机构。角度范围-1090； 有支撑机构； 有滑移机构，滑移行程600mm，滑移油缸支撑力6869N； 有安装桅杆组件的结构； 有与底盘连接的结构； 要充分考虑减小设计尺寸； 要求结构简单。 四、接受任务学生： 机械92 班 姓名 陈 婵 五、开始及完成日期：自2012年11月7日 至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师签名 签名 签名 教研室主任学科组组长研究所所长签名 系主任 签名 2012年11月7日摘 要钻机主要是适应旋喷工法的逐步推广而研制而成的。采用履带底盘行走装置，通过不同模块的组合，可以适合定喷、摆喷、旋喷等施工工艺；单重、双重、三重旋喷等各种施工要求。可用于各类软地基加固、高层建筑地下室的防渗处理、大江大河堤坝的整治、铁路公路桥墩的加固等。钻机的底架组件的主要作用是：支撑组件、存放物品和负责整机的行走。钻机的行走包括直行和转向。本文主要是在一组已知参数的基础上，参考大量成熟产品的设计方案，进行履带底盘及底架的结构和参数设计，设计各个零件，并对整个组件的结构进行合理的布置。最后，在理解设计要求的基础上，编制了主要零部件的工艺。关键词：钻机；底架组件；工艺；履带底盘Abstract Drilling Rig is produced for the sake of the work method-revolve with spray. they are joined by the track fleeting. Pass 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, 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 the 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 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 录摘 要IVAbstractV目录V1 概述11.1 钻机主要用途：11.2 主要特点：11.3 钻机主要性能：21.4 钻机的工作原理22 履带底盘设计42.1 方案论证42.2 履带底盘的介绍42.3 设计要求42.4 履带行走装置的设计因素52.5 结构设计62.5.1 整体结构设计62.5.2 零部件的设计72.6 设计计算112.6.1 主机行走装置计算112.6.2 履带张紧机构有关计算162.6.3 驱动轮组件的设计173 底架设计263.1 底架的介绍263.2 设计要求及步骤263.3 底架架的设计263.3.1 底架设计准则263.3.2 焊接工艺的说明273.4 支腿机构的设计283.4.1 支腿机构的介绍283.4.2 设计要求283.4.3 支腿油缸的相关计算294典型零件工艺编制325 设计心得35致谢36参考文献37钻机履带底盘底架设计1 概述钻机总图如下：图1.1 钻机总图钻机的每部分的名称如下： 1回转器 2卷扬机组件 3主塔 4副塔 5扶正器 6天车滑轮 7底架 8电气柜 9液压系统 10履带底盘 11孔口装置1.1 钻机主要用途：钻机主要是为了适应旋喷工法的推广而研制而成的。通过不同模块的组合，可以适合定喷、摆喷、旋喷等施工工艺；单重、双重、三重旋喷等各种施工要求。可用于各类软地基加固、高层建筑地下室的防渗处理、大江大河堤坝的整治、铁路公路桥墩的加固等。1.2 主要特点：钻机适应性能好，可以对钻机配套不同模块，不同钻具。可以根据不同的需要配置成性能价格比最优的钻机来投入施工，并且可以不断更新模块，来解决不同的旋喷工艺。钻机在某些软土层施工时，钻孔和旋喷可一次完成；旋喷提升时，在旋喷深度不高于副塔高度时（14 m），不用拆卸钻杆，可一次旋喷成桩。在复杂地层应配引孔机。钻机采用全液压技术：钻机移位和转向、动力头变速、钻具提升和钻机起塔，均采用液压控制，操作方便灵活，维护省时、省力。钻机采用双卷扬机，应用电动控制，大大降低了劳动力，提高了生产效率。履带行走装置的驱动力大（通常每条履带的驱动力可达机重的35%-45%），接比压小（40-150kPa），因而越野性能及稳定性好，爬坡能力大（一般为50%-80%，最大的可达100%），且转弯半径小，灵活性好。1.3 钻机主要性能：（1） 表1-1 成孔参数10旋喷成孔单 重双 重三重桩径(m)0.4 0.60.6 1.50.8 1.6深度(m)50（可根据用户需要，提供各种钻具）（2） 动力头： 最大输出扭矩：2500 Nm; 输出转速(正反)：020 r/min (旋喷工艺，无级调速)18 ，45，57，108，126，150 r / min; 升降速度：正常钻进：1.6 2.6 m / min （有级） 旋喷提升：0 500 mm / min (旋喷工艺，无级调速)提升力 ：25 KN（3） 动力： 表1-2电动机参数型 号Y200L-6 Y132M1-6 Y90L-6功 率 22 kW 4 kW1.1 kW转 速970 r / min 960 r / min 910 r / min （4） 卷扬机提升力（采用双卷扬） 20 KN 5 KN（5） 移动能力越野高度：300 mm 纵向移动：600 mm 横向移动：400 mm（6） 外形尺寸(长宽高mm)施工尺寸：5250320016200运输尺寸：641023002950（7） 整机重量：8000KG1.4 钻机的工作原理钻机的工作以及部件组成的认识：整台设备的动作有：主塔的起塔、回转器的加压提升、回转器的回转运动、履带行走、卷扬的起吊、支腿油缸；所有的这些动作是由多个不同型号性能的油缸和马达实现，而油缸和马达动作的控制则是由所设计的液压系统（操控抬）实现。利用电器原理（电器柜）控制设备中的泵站给系统提供转速和动力支持，卷扬机组帮助实现更大范围的作业！所有这些设备合理的布局在底架上，然后整体置于履带底盘上，实现“行走”。所以整台设备的生产核心在于液压系统和电器原理的设计以及相对成熟的装配工作。整台钻机的工作理念是利用（40Mpa）高压水（水泥浆等）冲击岩石，对岩石进行粉碎作业。高压直线水柱经过回转器的回转形成高压的螺旋水柱进行更大压力更大空间的作业，旋喷钻机因此而得名！部件间的连接：电器柜与电动机（泵站）连接，对其进行工作控制；泵站油路连接液压操纵台实现整个液压系统的控制；利用油管连接各个组件油缸或者马达实现各个规定的动作（即每一个部件的动作都是由相应的油缸实现）；整个液压油路的供油和回油由油箱实现；当工作的高度很大时，可连接安装主副塔架，利用卷扬机组和天车滑轮进行钻杆的调用安装。另外卷扬机组则用于调用钻杆和一些辅助性的物品，提高了效率。2 履带底盘设计2.1 方案论证根据现代成熟技术，有两种行走装置方案：履带式和轮胎式行走方式与履带式液压挖掘机行走装置相比较，轮胎式行走装置的轮胎式行走装置的主要特点是：（1）机动性高，行走迅速，工作效率高；（2）要求地面平整、坚实，以免轮辙过深，路面的情况很容易影响钻机的稳定性。而钻机的工作环境一般都非常恶劣；（3）整机的重量变轻，稳定性不够高。而钻机在工作时受力很大，需要极高的稳定性。相较于轮胎式行走装置，履带式行走装置的接地比极低，可以在淤泥、沼泽等各种恶劣环境中工作，而这些地点都是钻机的一般工作环境；同时作业时能使用液压支腿支撑，使整机稳定性得以很大提高。同样履带式行走机构机动性高，灵活性好。综上所述，选用履带式行走装置。2.2 履带底盘的介绍履带式行走装置由“四轮一带”（即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮、以及履带），张紧装置，机架等组成。履带设备运行时，驱动轮在履带的紧边驱动段及接地段（支撑段）产生一个拉力，企图把履带从支重轮下拉出，由于支重轮下的履带与地面间有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷动履带，导向轮再把履带铺设到地面上，从而使履带设备借支重轮沿着履带轨道向前运行。液压传动的履带行走装置，依靠4个支腿油缸来实现支撑. 履带设备转向时由安装在两条履带上、分别由两台液压泵供油的行走马达（用一台油泵供油时需采用专用的控制阀来操纵）通过对油路的控制，很方便地实现转向或就地转弯，以适应履带设备在各种地面、场地上运动。履带行走装置的特点是，驱动力大（通常每条履带的驱动力可达机重的35%-45%），接比压小（40-150kPa），因而越野性能及稳定性好，爬坡能力大（一般为50%-80%，最大的可达100%），且转弯半径小，灵活性好。固在工程机械、矿山机械、建筑机械等领域得到广泛的应用，特别是在大中型自行式机械中得到普遍的应用，如挖沟机、挖掘机、桩工机械、钻机等机械。2.3 设计要求因为底盘装置兼有钻机支撑和运行两大功能，因此液压步履机构应满足以下要求：（1）应有较大的驱动力，使钻机在湿软或高低不平等不良地面上行走时具有良好的通过性能、爬坡性能和转向性能； （2）在不增大行走装置高度的前提下使钻机具有较大的离地间隙，以提高其不平地面上的越野性能； （3）行走装置具有较大的支撑面积或较小的接地比压，以提高钻机稳定性； （4）在钻机斜坡下行时不发生下滑和超速溜坡现象，以提高钻机安全性； （5）行走装置的外形尺寸应符合道路运输的要求；（6）在钻机作业时需要用专门支腿支撑，以确保钻机稳定性和安全性；（7）相关的设计参数要求为：外形尺寸3800mm200mm650mm离地间隙280mm载重量7.5t（包括工作载荷），现综合考虑设计时采用8t行使速度20m/min爬坡能力252.4 履带行走装置的设计因素影响履带式钻机行走性能的因素很多，若考虑不周到，设计不合理，将会出现行走及转向困难、加速性能差等问题，大大影响钻机的使用性能。影响履带式工程钻机性能的一般有以下几种因素。（1） 地面对履带的运行阻力地面对履带的运行阻力是指地面变形造成的运行阻力，其大小和履带接地比压、车辆质心位置及地面情况等因素有关。因钻机一般都要在比较恶劣的地面上施工作业，所以在选运行比阻力系数的时候，应充分考虑全各种工作环境，选取合适的阻力系数。（2） 内阻力内阻力主要指由行走机构内部的摩擦力造成的行走阻力。一般的履带式行走机构都是由驱动机构、履带、支重轮、导向轮、托链轮或托链板等组成。在行走时，这些机构之间的摩擦必定会产生一定的内部阻力，这种阻力一般主要有五部分组成： 履带板绕过导向轮和驱动轮时，履带销子与履带销套间相对转动时的摩擦阻力。这种阻力与履带销子直径、履带销与销套间的摩擦系数有关。 支重轮处的摩擦阻力。这种阻力与支重轮外径、支重轮直径、支重轮传到履带板的重力及支重轮和轮轴间的摩擦系数有关。 导向轮处的摩擦阻力。这种阻力与导向轮轴和轴承间的摩擦系数、导向轮轴径及导向轮滚道直径有关。 驱动轮处的摩擦阻力。这种阻力与驱动轮轴承的摩擦系数、驱动轮轴直径、驱动轮节圆直径及履带紧边拉力有关。 托链轮或托链板处的摩擦阻力。这种阻力主要与托链轮或托链板所支撑的履带板的重量及接触面积和摩擦系数有关。内阻力一般要占行走阻力的16%左右，所以设计时应给予充分的考虑。（3） 坡阻力坡阻力是指车辆爬坡时由于自重的分力造成的行走阻力。一般的施工工地都凸凹不平，这就要求履带式钻机必须要具备一定的爬坡能力。坡阻力公式为F=mgsina，可以看出坡阻力的大小主要由该车的爬坡度及自重决定，并且与二者成正比。该阻力一般要占到整个行驶阻力的60%左右，是影响履带式钻机行驶性能的最主要因素。（4） 转弯阻力转弯阻力主要有以下两种情况： 原地转弯阻力。原地转弯阻力是指两侧履带同时反向转向时所产生的阻力，这种阻力主要与垂直载荷和摩擦阻力的比例系数、履带接地长度及轨距有关。 单侧履带转向阻力。单侧履带转向阻力是指履带一侧制动，另一侧单边转向时所产生的阻力。这种阻力主要与流动阻力系数、转向阻力系数、履带接地长度及轨距有关。另外，这两种阻力的大小也与整车的质心有关，若机械质心落在履带架的中心（既履带接地比压均匀分布），这时的转弯阻力要比履带接地比压非均匀分布时小一些，所以在转弯时应尽量使整车质心落在履带架的中心。（5） 风阻力风阻力的大小主要与车辆的迎风面积、结构的充实率及风速有关。对于中大型的履带式工程车辆，因其牵引力比较大，而风阻力一般都很小，只占到牵引力的0.1%左右，所以风阻力可以只作为参考因素。（6） 惯性阻力。惯性阻力是由车辆起动时的加速度造成的行走阻力，其大小主要与自重和起动加速度有关，并且与其成正比。对于一些行驶速度慢和不要求快速起动的工程车辆，此因素也可以只作为参考因素。因此，在设计履带式工程车辆的行走机构时，应根据具体的工作条件，全面充分考虑各种阻力，并进行详细认真的计算，以便设计出合理的传动机构和选出合适的行走减速机。2.5 结构设计2.5.1 整体结构设计履带式行走装置由“四轮一带”（即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮、以及履带），张紧机构、机架等组成。总体设计应考虑到的因素有： 结构紧凑； 足够的支撑强度； 工作平稳，使用寿命长； 底盘上放置的各组件的尺寸和重量等等。根据现有的成熟技术，最后定出履带底盘的总体结构布局如图2.1：图2.1 履带底盘2.5.2 零部件的设计（1） 张紧机构：张紧机构是履带底盘里的重要部件。张紧机构使履带保持一定的张紧度，但必须要有个度，不能过松或太紧。履带过松将增加行走装置的冲击载荷和附加功率消耗，或发生脱轨掉链等故障，过紧会增加功率消耗并加速磨损。张紧装置有两种类型：一种是螺杆式张紧装置，二是液压式张紧装置。张紧机构的设计要求应包括以下几方面：1）缓冲弹簧应有必要的预紧力，防止车辆正常行使时因履带跳动而使张紧轮后移；2）缓冲弹簧应有必要的弹性行程，防止行走机构遇障碍而使零件过载；3）张紧机构有一定的调节行程，方便因履带过松时取下一块履带板后，张紧装置仍然可以调节履带的松紧度。本设计采用螺杆式张紧机构，它的优点是结构简单，缺点是调整费力，尤其是当螺纹生锈时更为困难。结构图2.2如下：图2.2 张紧机构 当履带本身在松弛状态下时，扳住调整杆的方扁丝，转动压环右动，把调整杆往左顶，然后转动调整螺母使其往右动，保持弹簧的张紧力； 当履带已在张紧状态，前进不打滑，后退打滑时，就是弹簧的张紧力不够大，此时只要压紧弹簧即可，即转动调整螺母使其往右动，增大弹簧的张紧力。（2） 引导轮：引导轮（如图2.3）与驱动轮的轴心应安装在同一个水平面上，链轮应保证共面性。导向槽安装在导向架子的两拖板上，与张紧机构配合使用，一方面起到履带传动之用，一方面可以调整履带的松紧程度。应保证链条的松边不在上面，否则由于链条垂度逐渐增大，引起松边和紧边相碰。图2.3 引导轮（3） 支重轮：支重轮（图2.4）主要由轴，法兰，链轮和轴座组成。XPL30型钻机中共用18个支重轮。其轴心应与张紧轮和驱动轮的轴在同一个平面上。对支重轮的设计要求是强度足够、轮缘耐磨、密封可靠。选择支重轮轴的材料为45钢，调质处理HB240290。外圆表面淬火HRC5055。表面镀铬0.030.04。 图2.4 支重轮（4） 驱动轮：驱动轮（图2.5）主要由轴、法兰端盖、连接套、油马达等组成。XPL30型钻机中共用2个驱动轮。液压马达通过连接套与驱动轮连接，带动整机的行驶。图2.5 驱动轮（5） 托轮： 型钻机中共使用两个托轮（图2.6），左右各一。起了支撑履带的作用，减少履带的跳动并能防止履带从侧向滑脱。其轴心同样应与张紧轮和驱动轮的轴在同一个平面。图2.6 托轮（6） 履带：履带的选用，应根据履带底盘的外形尺寸要求，以及客户需求进行整体考虑。受机器结构的限制，钻机的履带接地长度一般在10001800mm之间，履带板宽度一般在350480mm之间。本机选用DHS135-41-350的履带（上海中和传动轴有限公司），取履带板宽度为350mm。（7） 外挡板：外挡板是步履机构的一个重要组件。它不仅能起到固定支重轮位置的作用，而且能阻挡外部泥沙沾染支重轮，延长支重轮的使用时间。（8） 履带底盘：履带机架（图2.7）由主梁、左右单片、撑筋、撑板等组焊而成。履带机架构成了整个步履机构的框架,是重要的一个组件。图2.7 履带机架2.6 设计计算2.6.1 主机行走装置计算（1） 履带尺寸设计履带尺寸的设计，不仅要考虑接地比的较低的要求，而且接地长度L与履带板宽度b的合理配合，对提高钻机的牵引附着性能有较大的影响。窄长的履带，滚动阻力较小，有较好的牵引附着性能，但转向阻力较大，会导致钻机转弯功率的 增加，转弯困难。根据一般普通工程机械中履带设备的接地比压为：0.050.08MPa19之间初步拟订定接地比压为0.05MPa，则由下式： （2.1）式中：Pa履带平均接地比压，KPa；G 机器工作重力与垂直外载荷所构成的合力，KN；b 履带接地区段宽度，m； L 履带接地区段长度，mG=8t 10009.8N/KG= 8000KG9.8N/KG=78.4KN根据履带底盘的外形尺寸要求7，初定b=350mm则 L=G/（2bPa）=2.22m 圆整后取2.2m=2200mm选用DHS135-41-59L/350的履带（上海中和传动轴有限公司）如图2.8图2.8 DHS135-41-59L/350履带（2） 油马达的选用主要根据系统的工况来选择液压马达，液压马达的主要性能参数有转矩、转速、压力、排量、容积率等。对于低速运转工况，除可用低速马达之外，也可用高速马达加减速装置。液压马达种类有：1）齿轮马达。特点为结构简单，制造容易，但输出的转矩和转速脉动性较大，但当转速高于1000r/min时，其转矩脉动受到抑制，因此，齿轮马达适用于高速低转矩的情况下；2）叶片马达。特点为结构紧凑，外形尺寸小，运动平稳，噪声小，负载转矩较小；3）轴向柱塞马达。特点为结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，转速高，易于变量，能用多种方式自动调节流量，适用范围广；4）球塞式马达。特点为负载转矩大，径向尺寸大，适合于速度中等工况；5）内曲线马达。特点为负载转矩大，转速底，平稳性好。因此在本设计中倾向于选择内曲线马达，从各项参数上综合考虑选择QJM型液压马达，主要有以下特点：1）该型马达的滚动体用一个钢球代替了一般内曲线马达所用的两只以上滚轮和横梁，因而结构简单、工作可靠，体积、重量显著减少；2）运动副惯量小，钢球结实可靠，故该型马达可以在较高转速和冲击载荷下连续工作；3）摩擦副少，配油轴与转子内力平衡，具有较高的机械和容积效率，能在很低的转速下稳定运转，启动力矩大。4）所需回油背压较低一般只需0.30.8Mpa；5）因配油轴与定子刚性连接，故进出油管可用钢管连接；6）简单，拆修方便，对清洁度无特殊要求，油的过滤精度可按配套油泵的要求选定。具体型号选择为： 1QJM42-2.5球塞式液压马达 11（宁波液压马达厂）,参数如下： M电机 =7903NM N =320r/min输出功率 P电机 = 26000W (T=95500.001P/n)排量 = 2.56 L/r额定压力 = 20 Mpa最大压力 = 31.5 Mpa（3） 履带底盘牵引力及扭矩的计算5：液压马达：1QJM42-2.5 排量：2.56L/r 流量：26.7L/r额定压力及输出扭矩： 20Mpa/7578N.m实际压力及输出扭矩： 16Mpa/6062N.m履带驱动轮直径：D=436.869mm单条履带牵引力：f=P/0.5D=6062L/(0.50.436869)=27752N履带总牵引力：F=2f=55504N则驱动轮扭矩M =555040.215(驱动轮半径)/2(2个驱动轮) = 5966NM（4） 驱动轮转速： n驱动设定 = V工进/（D）=(1641)/(0.437) =11.830.2 r/min （D =436.869mm）n电机调速范围 = （128320）r/min降速比定为：I设定 =160/11.8 =13.559n驱动实际 = n电机调速范围/ I设定 =（128320）/13.559 =9.4423.6r/min （5） 车辆行驶速度：履带行走机构在水平地面的直线运动，可以看成是机架相对于接地链轨的相对运动和履带对地面的滑转运动(牵连运动)合成的结果。当履带相对地面没有滑转运动时，根据相对运动的原理，机架相对接地链轨的运动速度与链轨相对于机架的运动速度数值相等，方向相反。因此，可以通过考察链轨对静止的机架的运动来求取两者之间的相对运动速度。此时履带在驱动轮的带动下以一定的速度围绕着这些轮子作“卷绕”运动。由于履带链轨是由一定长度的链轨节所组成的，如通常的链传动一样，履带的卷绕运动速度即使在驱动轮等速旋转下，亦不是一个常数。履带卷绕运动的平均速度可通过驱动轮每转一圈所卷绕(转过)的链轨节的总长来计算。设：链轨节矩，m；驱动轮转速，r/min。驱动链轮的有效啮合齿数。则履带卷绕运动的平均速度4可由下式计算： （2.2）当履带在地面上作无滑动行驶时，车辆的行驶速度显然就等于机架相对于接地链轨的运动速度，后者在数值上等于履带卷绕运动的速度。通常，将车辆履带在面上没有任何滑移时，车辆的平均行驶速度称为理论行驶速度，它在数值上应等于履带卷绕运动的平均速度，亦即： （2.3）由此可得增加时，履带卷绕运动速度的波动就减小。当车辆在实际工作时，即使牵引力没有超过履带与地面的附着能力，履带与地面之间还是存在着少量滑转的。这是因为履带挤压土壤并使它在水平方向有滑转的趋向。在履带存在滑转的情况下，车辆的行驶速度称为实际行驶速度，它显然应该是履带的滑转速度和机架对接地链轨的相对速度的合成速度，亦即： （2.4）式中：履带在地面上的滑转速度。通常用滑转率来表示履带对地面的滑转程度，它表明了由于滑转而引起的车辆行程或速度的损失，并可由下式计算： （2.5）履带滑转程度与路面地质有关，故此处不做计算。由（2.3）式得，钻机理论行驶速度： （2.6） =15.6m/min有效啮合齿数 驱动轮转数取n=20r/min（6） 钻机行驶坡阻力及最大爬坡角度： 通过样机实验：8T钻机履带摩擦力为 f=17346.2N 最大爬坡角度为：9= arcsin0.48671=29.1本钻机标定爬坡角度为：25（7） 履带接地比压计算：履带单位接地面积所承受的垂直荷载，称为履带接地比压。对于具有两条履带的工程机械来说，当工作重力与垂直外载荷所构成的合力在水平地面上的投影同履带接地区段的几何中心相重合时，履带接地比压便呈均匀分布状态，称为平均比压，其表达式为： （2.7）式中：Pa履带平均接地比压G 机器工作重力与垂直外载荷所构成的合力b 履带板的宽度 L 单条履带行走机构的接地长度履带接地长度与履带板宽度的选取：接地长度L与履带板宽度b的合理配合，对提高钻机的牵引附着性能有较大的影响。窄长的履带，滚动阻力较小，有较好的牵引附着性能，但转向阻力较大，会导致钻机转弯功率的 增加，转弯困难。在XPL30钻机中，b/L推荐一般为：0.150.22。G大约取8吨，L取值为2.2m，b取值为0.35m，得： （2.8）根据实际工程作业经验： 1）普通工程机械中履带设备17的接地比压为：0.050.08MPa之间2）铁路隧道履带设备的接地比压为：0.14Mpa钻机满足接地比压要求。附加说明：实际情况中，大部分履带机械的实际接地比压往往不是均匀分布的，这是由于机器的重心通常不在履带接地长度L的中央。当机器总重力作用偏离履带接地长度L中心时，由于偏离值e不同，其比压分布也不相同。 具体的履带接地比分布情况，与钻机的工况，前轮的结构布置等等均有关系，所涉及的计算说明冗长晦涩，因此在这不做深入分析。感兴趣请参阅： 常琏.悬臂式部分断面掘进机履带行走机构功率的确定.煤炭学报，1982（4）12。（8） 履带对地面附着力的校核计算：履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于履带对地面的附着力。 T0G （2.9） 式中:T0本钻机的附着力 附着系数 （9） 履带行走机构牵引力的计算确定： 履带行走机构的最小牵引力应满足钻机在最大设计坡度上作业、爬坡和转弯等工况的要 求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。钻机在最大设计爬坡能力时的牵引力为最大，而且移动速度低，空气阻力可 以忽略不计，所以履带行走机构的牵引力的计算以下列公式为依据。 T2Tf+TifG+sin G 9 式中:T2履带行走机构的牵引力 Tf履带行走机构的滚动阻力 Ti履带行走机构的坡道阻力 f履带行走机构的滚动阻力系数 最大设计坡度角 同样，钻机牵引力的大小应根据具体的路况确定，但应保证T0T2。即履带的附着力大于最大牵引力。2.6.2 履带张紧机构有关计算（1） 缓冲弹簧组最小行程计算履带张紧机构中大小弹簧所组成缓冲弹簧组的作用，一是保证适当的履带张紧力；二是当导向轮受到前方的冲击载荷或因泥砂、小石块等嵌入驱动轮的齿沟、履带、支重轮和托轮时，缓冲弹簧组将回缩，藉以吸收振动，防止履带和驱动轮损坏。如果缓冲弹簧组的行程过小，当出现上述情况时，就可能导致刚性碰撞，造成履带过载和张紧杆变形。因此，缓冲弹簧组必须具有一定的缓冲行程，以保证步履机构在上述情况下依然能正常行驶。缓冲弹簧组的最小行程计算公式为： （）/ （2.10） 式中：缓冲弹簧的最小行程，mm：驱动轮齿顶圆直径，mm ：驱动轮齿根圆直径，mm 根据此公式可得，在XPL30型钻机中，Dt=467mm Dp=402mmL= （2.11）将缓冲弹簧的最小行程设计为52左右。（2） 静态预张紧力计算由于履带是由一块块履带板通过销轴或链轨节连接，因此在驱动链轮与导向轮之间或与托链轮之间有一定的悬链线下垂，履带预张紧力能使履带下垂度控制在所需要的范围内，也就是预张紧力能通过履带的下垂度来反映。因此，由履带的下垂度就能计算出履带所需要的预张紧力。下垂度h的一般取值h=(0.015-0.03)L 其中h：履带的下垂度 L：张紧轮与驱动轮间中心距静态预张紧力按下式计算： （2.12）式中：履带的静态预张紧力 g：一块履带板、链轨及螺栓组的重量：链轨节距在钻机中，取L=3.313m Lt=0.13m g= 35N 得： =12435.2N （2.13）2.6.3 驱动轮组件的设计（1） 驱动链轮尺寸设计履带链轨与链轮的啮合属非共轭啮合传动，故其链轮齿廓几何形状具有一定的灵活性，但又直接影响传动质量，使用寿命及加工难易程度，GB1244-85中规定出链轮齿廓几何尺寸的允许范围。本设计中采用三圆弧-直线齿形，其标记为： 齿形3R GB1244-85查机械设计手册1表13-2-18，选取链轮的材料：ZG310-570 淬火HRC4550HBC，该材料适合没有激烈冲击振动且在易磨损条件下工作的链轮。由表13-2-2， 链轮齿数 z=10 表13-2-1， 配用链条的节距 p=131.5mm 配用链条的滚子外径 d1=33mm链轮主要尺寸：（根据表13-2-13）分度圆直径： d =p / sin (180/ z ) （2.14）=131.53.2362 = 435mm齿顶圆直径 ：da =p(0.54+ctg180/z) （2.15）=131.5(0.54+3.0778)=467 mm,齿根圆直径 ：df =d-d1=402mm齿侧凸缘（或排间槽）直径： dg=pctg180/z1.04h20.76 （2.16） =131.53.0778-1.0465-0.76=336mmh2：内链板高度h2=65mm 分度圆弦齿高：ha = 0.27p （2.17）=0.27131.5= 35.505mm根据表13-2-12 齿沟圆弧半径：r1 = 0.5025d1 + 0.05 （2.18）= 16.6325mm 齿沟半角：/2 = 5560/z （2.19）=49 工作段圆弧中心O2的坐标：M = 0.8d1sin(/2 )= 19.92mm （2.20） T = 0.8d1cos(/2) = 17.45mm （2.21） 工作段圆弧半径：r2 = 1.3025d1 + 0.05 （2.22）=43mm 工作段圆弧中心角：= 1856/z （2.23） =12.4 齿顶圆弧中心O3的坐标：W = 1.3d1cos(180/z)=38.32mm （2.24） V=1.3d1sin(180/z) =12.45mm （2.25）齿形半角：/2 = 17-64/z （2.26）=10.6 齿顶圆弧半径：r3 =d1(1.3cos/2+0.8cos-1.3025)-0.05 （2.27） =24.92mm 工作段直线部分长度： bc =d1(1.3sin/2-0.8sin) （2.28）=2.22mme点至齿沟圆弧中心连线的距离 ： H=9.96mm （2.29）如图2.9所示：图2.9 驱动链轮（2） 驱动轮轴设计与校核轴的设计1）选择轴的材料因为驱动轴是承受载荷较大而无很大冲击的重要轴，所以轴材料选用40，调质处理HB229269，查表6-1-11得：=650Mpa，=450Mpa，=295 Mpa，=170 Mpa初步确定轴端直径取A=103 （按表6-1-19选取，因转速低故取小值。）轴端直径: d= （2.30）考虑轴为花键轴，轴径应增大4%5%，取d=112mm2）轴的结构设计通常设计轴结构时应考虑如下因素： 便于轴上零件（如齿轮、轴承等）的装拆与调整； 保证轴上零件的定位与固定可靠； 具有良好的加工工艺性； 力求受力合理，应力集中小，工作能力强，节约材料和减轻重量。从这些要求出发，轴通常设计成中间大两头小的阶梯形，这样用料省，便于加工制造。考虑到轴与液压马达相连接，故一端轴应为花键轴，且轴的直径应与马达尺寸相配合。由于驱动轴上轴承主要承受径向载荷，又需要承受一定的轴向力，所以选用深沟球轴承。根据履带的特点，选用一对深沟球轴承，且两轴承应该位于驱动轮和马达之间。并将两轴承安装于同一阶梯面上，之间用轴套阁开，一端由轴肩定位，一端采用轴用挡圈定位。为了便于装配，轴端应加工出倒角（一般为45）综上，设计输入轴如下图2.10：图2.10 驱动轮轴轴的强度校核2：（1）画出空间受力简图：初定尺寸：L1=86mm，L2=47mm，L3=49mm链轮的材料为ZG319-570 根据链轮的大致尺寸可算出：G轮=313.74N 扭矩M=5966NM作用在轴上的力：Ft（1.151.20）KA F （2.31） =1.21.827752 =59942.3N其中，取KA=1.8 有效圆周力F=f=27752N（2）水平面受力图：支点反力=N （2.32） =N （2.33） 方向与图示相反。B点水平弯矩 NM （2.34）A点水平弯矩 NM （2.35）（3）画出垂直面受力图：由：G轮= FAv + FBv G轮（86+47）=FAv47 得： FAv=887.8N FBv=574.4N B点垂直弯矩 NM （2.36） A点垂直弯矩 NM （2.37）求合成弯矩： 2337.5NM （2.38） 6622.8NM （2.39）（4）计算A、B处当量转矩： 在受对称循环变应力时，取应力校正系数 NM （240） NM （2.41）（5）校核轴的强度：对危险截面A、B两截面进行强度校核。下面以截面A为例进行安全系数校核。表2-1 截面A安全系数校核计算项目计算内容计算结果对称循环疲劳极限轴材料选用40Cr钢调质，脉动循环疲劳极限等效系数（截面A上的应力）弯矩（截面A）弯曲应力幅弯曲平均应力扭转切应力扭转切应力幅和平均切应力（应力集中系数）有效应力集中系数表6-1-30表面状态系数续表2-1尺寸系数安全系数弯曲安全系数，扭转安全系数复合安全系数（截面B上的应力）弯矩（截面2）弯曲应力幅 弯曲平均应力扭转切应力扭转切应力幅和平均切应力（应力集中系数）有效应力集中系数 表面状态系数尺寸系数安全系数续表2-1弯曲安全系数设为无限寿命，扭转安全系数复合安全系数经校核，A、B两截面均安全。轴承的选用与寿命校核：（1） 类型选择滚动轴承所受载荷的大小、性质及方向，是选择轴承类型的主要依据。在驱动轴上轴承主要承受径向载荷，又需要承受一定的轴向力，所以选用深沟球轴承。使用端盖油封进行密封，以起到防尘的效果。在轴承上涂上润滑油，起到防尘及减小摩擦功耗等作用。（2） 寿命校核轴承6021，静载荷安全系数径向力 转速预期寿命10000小时表2-2 寿命校核计算项目计算内容计算结果冲击载荷系数有一定冲击当量动载荷计算额定动载荷基本额定动载荷续表2-2轴承寿命H额定静载荷经校核寿命和静载荷计算均可满足工作要求。