履带行走机构范文

履带行走机构范文（精选7篇）

履带行走机构 第1篇

现阶段煤炭仍是我国的主要能源,甚至可以说仍是我国的基础能源。煤炭是国家资源安全和经济安全的基础[1,2,3]。虽然我国的采煤技术已经从炮采发展到综合机械化采煤,采煤技术不断提高[4],煤炭产量大幅提升,煤矿安全事故也在不断降低,但是事故总数仍然偏高。据资料统计,2013年1—7月,全国煤矿共发生瓦斯事故26起,死亡232人[5,6]。在避免事故的同时,如何提高搜救成功率也是减轻人员伤亡的有效方法,因为煤矿井下发生瓦斯爆炸以后,其原有的巷道、通信设备均被破坏,救援队无法顺利地到达事发地点,且次生灾害也随时可能发生, 降低了救援效率,也严重威胁着救援人员的生命安全。为了解决该问题,中国矿业大学于2005年研制出国内首台用于煤矿环境探测以及煤矿灾难搜救的机器人CUMT-1。从这以后,煤矿救援机器人的研发引起了人们的关注。其中中国矿业大学(北京)、 西安科技大学、唐山开诚电气设备有限公司等单位纷纷投 入到煤矿 救援机器 人的开发 与研制之 中[7,8,9,10]。同样,国外的一些研究机构也对煤矿救援机器人进行了研制,典型的有美国劳工部研制的世界上首台煤矿救援机器人试验机Ratler[11],美国南佛罗里达大学研制的矿井搜索机器人Sim-bot[12]以及美国卡内基梅隆大学机器人研究中心开发的全自主矿井探测机器人Groundhog[13]等。但是,纵观国内外的每一起煤矿事故,均没有煤矿救援机器人成功应用的案例。

众所周知,机器人是一个高度集成化的机电产品。煤矿救援机器人能否顺利地进入灾区并很好地进行搜救工作取决于很多方面的因素,其中,行走机构应当作为首要因素进行考虑。因为煤矿事故发生后,机器人所面对的环境十分复杂,机器人行走机构的性能决定了其能否顺利进入灾区。考虑到煤矿灾后的环境特点,机器人的行走结构应当具备环境适应性强、事故率低等特点,同时依托于该行走机构的机器人应便于操作。因此,本文在分析现有煤矿救援机器人行走机构的优缺点的基础上,结合以往的工作经验,设计了一种新的履带式煤矿救援机器人行走机构。

1现有履带式行走机构优缺点分析

现有煤矿救援机器人履带式行走机构可以分为普通型、摇臂式、W型摇臂式3种类型。

1.1普通型履带行走机构

中国矿业大学最早研制的CUMT-1型煤矿救援机器人就是 采用普通 型履带行 走机构,如图1所示。

基于该种履带行走机构的机器人越障示意如图2所示。图2(a)表示机器人驱动轮前沿接 触障碍物边缘,机器人越障过程开始;图2(b)表示机器人履带 机构接触 障碍物边 缘,机器人越 障; 图2(c)表示机器 人重心G越过障碍 物边缘; 图2(d)表示机器人主体完全越过障碍物边缘,机器人越障完成。

普通型履带行走机构结构简单,便于操作,但是越障性能不是太好,能够跨越障碍的高度很大程度上取决于机器人重心的位置和履带的长度。

1.2摇臂式履带行走机构

基于摇臂式履带行走机构的煤矿救援机器人如图3所示。 中国矿业 大学研制 的CUMT-2、 CUMT-3型煤矿救援机器人以及开诚电气设备有限公司研制的煤矿救援机器人均属于该类型[14,15,16]。 该类型的机器人主要是通过前后摇臂相互配合来跨越障碍。基于摇臂 式履带行 走机构的 机器人 (以CUMT-3为例)越障示意如图4所示。图4(a)表示机器人前摆臂接触到障碍物边缘;图4(b)表示机器人通过控制前摆臂开始跨越障碍,机器人由障碍物边缘与地面共同支撑;图4(c)表示机器人重心超过障碍物边缘;图4(d)表示机器人主体完全由地面支撑转为障碍物支撑。

摇臂式履带行走机构结构新颖,前后摆臂具有很好的变形能力,通过前后摆臂的搭配,机器人整体越障能力优越;但是整个结构复杂,增加了机器人自身的故障率,同时通过摇杆操作,机器人前后摆臂配合问题较难解决。

1.3 W型摇臂式履带行走机构

基于W型摇臂式履带行走机构的煤矿救援机器人如 图5所示。 中国矿业 大学研制 的CUMT-4型煤矿救援机器人就属于该类型。该类型机器人自身拥有一套差动系统,差动系统能够使机器人具有很好的地形适应性[17]。基于W型摇臂式履带行走机构的煤矿救援机器人越障示意如图6所示。图6(a)表示机器人摇臂接触到障碍物边缘, 机器人开始越障;图6(b)表示机器人越障 中间过程,机器人由障碍物边缘与地面共同支撑;图6(c) 表示机器人重心超过障碍物边缘;图6(d)表示机器人主体完全由地面支撑转为障碍物支撑。

W型摇臂式履带行走机构具备摇臂式履带行走机构优越的越障性能,同时机构简单,故障率低。 但是其与地面接触的部分接触面积小,接地比压大, 对于重量较重的煤矿救援机器人来说,支撑轮易损坏,且与地面的摩擦阻力小,易打滑。

综合考虑煤矿事故爆炸后井下的环境特点,从煤矿救援机器人遥控操作的可能性、机构的复杂程度、履带的接地比压以及机器人的越障性能4个方面对以上3种行走机构进行综合评价,评价结果见表1。

从表1可以看出,3种履带行走机构均不能在各个方面达到最优。因此,需要设计一种新的履带行走机构,使得其能够在以上4个方面达到最优。

2 W扩展型履带行走机构设计

2.1 W扩展型履带行走机构结构设计

根据上文所述各种履带行走机构的优缺点,在W型履带行走机构的基础上,设计了一种W扩展型履带行走机构,如图7所示。

W扩展型履带行走机构主要改进了W型履带行走机构的缺点,加大了履带的接地长度,这样不仅降低了煤矿救援机器人的接地比压,增强了煤矿救援机器人的稳定性,同时也使机器人具有较好的越障性能。基于W扩展型履带行走机构的煤矿救援机器越障示意如图8所示。图8(a)表示机器人前端接触到障碍物边缘,越障开始;图8(b)表示机器人通过控制前摆臂开始越障,机器人由障碍物边缘与地面共同支撑;图8(c)表示机器人重心超过障碍物边缘;图8(d)表示机器人主体完全由地面支撑转为障碍物支撑,越障完成。

2.2 W扩展型履带行走机构尺寸计算

基于W扩展型履带行走机构的煤矿救援机器人结构尺寸如图9所示。为了便于分析计算,将该行走机构的主要尺寸以字母进行标注。

H 1 — 履带总体高度 ; R — 驱动轮半径 ; r — 支撑轮半径 ; m — 同侧支撑 ; L — 异侧相近支撑轮圆心距 ; h — 履带中部距地面高度 ; β — 履带中部倾角 ; α — 履带底部与地面的夹角

机器人要想 成功越过 障碍物,需要满足 以下2个条件。

(1)机器人与障碍物接触时,驱动轮中心距离地面的 高度 (H1-R)应该大于 等于障碍 物高度H2;

(2)机器人的重心G应能够越过障碍的边沿的延长线。

同时,作为煤矿救援机器人,其外形尺寸应该尽可能地小,因此存在一个最优的尺寸,在此尺寸下, 机器人既能越过一定高度的障碍物,又能使得体积最小。设机器人所能越过的障碍物最大高度为H2, 有如下方程成立。

目标函数方程:

临界方程:

2.3基于W扩展型履带行走机构的CUMT-5型煤矿救援机器人设计

由2.2节可以得出W扩展型履带行走机构相关尺寸的计算公式,在实际设计过程中,只需要将相关参数代入即可求出履带最优尺寸。

为了便于计算,根据实际设计的煤矿救援机器人的相关参数,令机器人的重心G处在机器人整体高度的1/3处,同时h=1/2 H1。根据设计要求,令R=50mm,r=40mm,α=20°,H2=200mm。

使用数学软 件Mathcad中的线性 规划函数Minimize求解履带最优尺寸。

将已知参数代入式(2),并编写Mathcad程序, 可得目标函数方程:

约束条件 :

目标函数值 :

根据约束条件求解最优目标函数值,得

为了设计与加工方便,将所得结果取整数得: m=120mm,L=420mm,β=60°。

最终,根据所计算的理论值,并结合实际的设计要求,设计CUMT-5型煤矿救 援机器人 样机,如图10所示。

3结语

履带行走机构 第2篇

掘进和回采是煤矿正常生产的重点, 煤矿巷道的快速掘进已经成为保证煤矿稳定高产的关键技术。采掘技术和装备水平直接关系到煤矿的效益和安全, 高度集成的机械化采掘和支护技术已经成了煤矿产能和安全的必要保证[1]。

2 悬臂式掘进机行走机构工作原理

悬臂式掘进机的行走机构采用履带形式, 通常是由履带架、履带、驱动链轮、耐磨板、导向张紧轮、张紧装置组成。行走机构结构见图1。掘进机行走机构工作原理:液压泵给液压马达提供高压液压油, 从而液压马达旋转带动减速机构产生低速大扭矩。通过液压马达的转动, 带动驱动轮、链轮旋转, 链轮的轮齿和履带的链轨销咬合, 实现了履带的转动, 最后让掘进机获得行动能力。其中导向轮起到了导向的作用, 张紧油缸和导向轮可以一起调节履带的松紧[2], 在设计中, 要求导向轮和链轮必须在一条线上, 在悬臂式掘进机须满足机体前进、后退以及左右转弯动作的情况下, 要求行走机构采用左、右单独驱动的传动方式。当掘进机需要前进、后退时, 左、右马达同时驱动链轮带动履带运转。当掘进机需要转弯时, 可以单独驱动另外一侧液压马达, 而使转弯侧的液压马达停止运转;如果需要急转弯, 可以让两侧液压马达同时反向运转[2]。

1.导向架2.耐磨板3.张紧装置4.履带架5.履带6.驱动链轮

3 故障情况说明

某矿井下掘进机左行走机构出现故障, 驱动链轮侧的支撑板连同链轮朝机身左侧弯曲, 见图2。同时发现驱动链轮侧履带架导向槽靠近机身左侧磨损, 导向架侧履带架导向槽靠近机身右侧磨损。

4 故障原因分析

从现场图片观察, 分析结果为左履带受到外力作用, 使左履带在工作状态下与右履带不平行, 从而让驱动链轮和导向架受到除径向的力以外, 还受到轴向的力。其中, 驱动链轮的受力方向为由机身外侧向机身内侧, 导向架的受力方向为由机身外侧向机身内侧, 受力情况如图3。

经过受力分析, 可以看出履带受到了外力影响, 通过对履带架重新上机床检测, 发现导向架和履带架体与驱动链轮的中心线不重合, 并且导向架向机身内侧偏移了5mm, 如图4。

整个导向架向机身内侧偏移, 带动导向架侧履带也向机身内侧偏移, 使得靠近导向架侧的导向槽向机身内侧磨损, 而靠近驱动链轮侧的导向槽向机身外侧磨损。

5 解决方案

此导向架的加工工艺为焊前加工。为了解决导向架与履带架体和驱动链轮中心线不重合的问题, 改为焊后加工, 先气割掉导向架, 然后重焊导向架, 最后加工导向架至图纸尺寸。经过返修, 成功地解决了此矿悬臂式掘进机的故障。

6 结语

通过此次掘进机履带架故障的成功解决, 我公司的掘进机产品在实际使用中经过改进, 赢到了市场的认可。

摘要：分析了井下悬臂式掘进机行走机构履带架在井下使用中出现的一种故障, 通过改进相关零部件制造工艺, 提高了产品的质量和可靠性。

关键词：掘进机,履带架,驱动链轮,导向架,导向槽

参考文献

[1]高云峰, 江小军.浅谈我国煤矿巷道掘进装备技术[J].煤炭工程, 2010 (10) :110-112.

履带行走机构 第3篇

矿用挖掘机在我国露天矿开采产业中充当着最重要的角色, 该种机械的出现使得露天开采的效率大大提高, 加快了我国现代化建设的步伐。面对新世纪能源的需求, 矿用挖掘机的设计标准不但已经具有高强度, 高效能等特点, 而且在效用上也进一步获得了提高。为适应该变化趋势, 矿山机械正朝着大型化和智能化方向发展。鉴于大型矿用挖掘机对于矿山的露天开采的重要作用, 世界各国均投入了大量的科研与经济资源进行挖掘机的设计制造, 常见的矿用挖掘机结构包括:工作装置、回转支承装置、行走装置、动力装置和附属设备等。

行走装置位于挖掘机的下部, 是整台机器的支承基座, 支承整台机器的重力, 承受工作装置在工作过程中产生的力。由于工作环境恶劣, 路况复杂多样, 所以挖掘机的运行距离较短, 对挖掘机行走装置的要求是具有良好的附着性能和不良路况的通过性能, 足够的强度、刚度, 耐腐蚀耐磨, 工作寿命长, 结构重量轻, 维护保养方便等特点, 所以大型矿用挖掘机上多采用的是履带式行走装置。

履带行走装置是矿用挖掘机行走装置中的主要型式, 它是一种较为万能的行驶工具, 有良好的通过性, 因为履带行走装置对土壤有足够的附着力, 能适应不同的道路, 可以在深雪、沼泽、软泥等恶劣的地带行驶, 而轮胎式行走装置却不能。而且, 履带行走装置有很大的支承面积, 对土壤的接地比压远远小于轮胎式行走装置, 所能承受的载荷冲击也大于轮胎式行走装置, 能够通过浅滩、窄沟和其他障碍物, 有足够好的机动性, 不需要铺设或准备道路, 机器能很好的进行调动, 很方便的通过陡坡或进行转弯。履带行走装置的缺点是运行和转弯时的功率消耗的比轮胎行走装置大, 因为履带行走装置的效率较低, 构造比较复杂, 制造费用大, 有些零件容易磨损, 需要常常更换。矿用挖掘机的工作环境恶劣, 经常在砂石、软泥中运行, 而且工作过程中载荷的冲击也很大。但是, 履带行走装置同其他型式的行走装置相比, 优点是主要的。因此, 矿用挖掘机采用履带行走装置会发挥很大的优势。

履带行走装置是由底座、履带架、履带链及行走驱动机构组成。底座是挖掘机上部机构的基础, 承受机体的重量和挖掘过程中所产生的外力, 并传给履带装置。一般矿用挖掘机底座都是钢板焊成封闭的箱型结构, 内部钢板焊成井字架, 上下加盖板构成。底座平面上焊有支承回转装置的下面轨道, 并固定有回转用的大齿圈。底座与履带架采用止口定位, 连接方便, 连接螺栓不受剪力与挤压。履带架是用来承托底座, 并把底座的重量及作用力传递给支重轮, 再经履带传给地面。大型矿用挖掘机的履带架多采用钢板焊制而成, 其结构呈箱型断面, 形状简单, 外形尺寸小, 重量轻。驱动轮、引导轮、支重轮等都是悬臂的装在履带架上。履带链是由履带板、履带销和螺栓组成。它用来支承整机的重量, 并且通过驱动轮与履带板凸块的啮合来传递扭矩, 保证发出足够的牵引力, 使整机运行自如。履带直接与地面接触, 经常受到泥沙的磨削和侵蚀, 再加上传动的不均匀和地面不平坦产生的冲击和局部载荷, 使履带成为最易损坏的零件。

行走传动机构是挖掘机行进的动力源, 整个机构设计的合理性将直接影响整台挖掘机的性能。在保证整机作业能力的前提下, 要尽可能控制制作成本与维修保养成本, 也就是所说的优化设计, 这样就给设计提出了更高的要求。设计者根据不同规格型号、不同作业能力的挖掘机给出最合理的传动连接方式, 选择最适合的机电配套件。矿用机械式挖掘机传统的行走机构大多是采用电机驱动, 通过减速器变速, 带动驱动轮转动, 驱动轮转动过程中, 啮合齿拨动履带板上的凸块, 从而带动整机移动。这种连接方式采用的减速机基本上都是封闭式或是半封闭式的齿轮箱, 体积大、重量大、影响整个履带行走机构的结构尺寸, 传递的效率低, 功率损耗比较大。最重要的是这种传动形式装配比较麻烦, 再加上矿山的工矿比较复杂, 作业环境大多比较恶劣, 出现质量问题的时候, 就给维修和更换带来了许多麻烦, 增加了成本。随着行星减速器逐步代替传统齿轮箱式减速器应用于机械式挖掘机的履带行走装置中, 这种情况得到了大大的改善。

世界各国经由工业化、信息化时代, 正在进入知识化时代, 行星齿轮传动在设计上日趋完善、制造技术不断改进, 行星式的齿轮传动已经达到了较高水平。不光是国外的一些大的减速器厂家, 就我们国内好多企业也达到了很先进的设计制造水平。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比, 当他们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相同时, 具有体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高。功率分流、合理的应用了内啮合、共轴线式的传动装置。传动比大、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动能力较强等优点。缺点是造价会比较高, 结构形式有些工矿不是很适用。但应用于机械式挖掘机的履带行走机构确是再合适不过了。

当行走机构采用行星式减速器时, 通常的连接方式为, 电机输出端通过一个齿式联轴节与行星减速器的输入端相连, 电机尾部安装一个盘式气动制动器, 实现高速端制动, 比老式的低速端制动更加有效。行星减速器则通过法兰盘固定于履带架上, 行星减速器的输出端为花键空心轴, 通过一根花键轴与驱动轮连接, 在车体上会有一个安装座, 用来固定电机。现有的挖掘机一般都为双履带同时驱动, 就是说每条履带都有自己完整的一套驱动系统, 左右两侧的驱动轮同步转动。为了节省空间, 大部分挖掘机采用偏心式的行星减速器, 即减速器的输入轴与输出轴不在同一轴线上, 这样的型式可以左右对称布置减速器, 相应的电机也对称布置, 固定在同一个电机托架上, 电机托架通过螺栓与行走底架固定。这样的连接方式与旧的连接形式相比, 结构紧凑, 安装方便, 功率损耗小, 故障率与磨损率大大降低, 而且维修保养起来也方便得多, 唯有制造成本略高一点。综上所述, 将行星式减速器应用于机械式挖掘机的行走机构上是科学合理的一项创新。

现在国内外厂家新研发的大、中、小型机械式挖掘机的履带行走装置基本上都采用这种驱动形式, 而传统的机型也在逐渐向这种形式改进。随着全球经济的进一步发展, 装备制造业水平会不断地提高, 会有许多更为先进的技术与理念应用于矿山机械设备上, 从而会更加高效、节能、环保的开发、利用矿物资源, 为世界经济的持续繁荣发展做出贡献。

参考文献

[1]闫书文.机械式挖掘机设计[M].北京:机械工业出版社, 1991.[1]闫书文.机械式挖掘机设计[M].北京:机械工业出版社, 1991.

履带行走机构 第4篇

作为世界第一大水果生产国与消费国,我国果树资源丰富,果品产业市场前景广阔。但目前存在的农村劳动力减少、人口老龄化和南方果园多处于山地等问题制约了其发展,因此山地果园机械化已成为山地果园经济发展的迫切需求[1,2,3]。

履带式行走机构主要由驱动轮、导向轮、拖带轮、履带板和履带架等构成,可将车轮卷绕在圆环状的循环轨道内,使之不与地面直接接触,通过履带缓和不平地面造成的振动[4,5,6,7]。

关于适应多地形的行走机构的研究[8,9,10,11],国内外已基本实现了爬坡、越障、避障等功能; 但对于体积和质量都相对较小的行走机构而言,其爬坡越障和穿越沟壑的能力还相对有限。

为了提高运输机械在南方山地果园的通过性及稳定性,本文设计一种灵活、轻便的山地果园履带运输机底盘行走机构,并进行仿真分析[12,13,14,15]。

1 总体设计

1. 1 性能参数

通过设计,使行走机构具有如下特点: 在平坦路面,具有较高的运动速度和较低的能耗; 在松软、沼泽、不平坦地形、陡峭斜面等自然环境下,保持较好的穿越能力; 具备较灵活的转向性能; 结构紧凑,质量轻,体积小。

主要参数为: 自身质量为15kg; 正常速度为0. 4m/s,峰值速度为0. 6m /s; 可爬越垂直10cm的障碍; 具备爬坡30°的能力; 可跨越20cm的壕沟。

1. 2 传动机构设计

传动机构主要由两个履带轮系组成,如图1 所示。每个履带轮系包括1 个驱动轮、1 个支撑轮、1 个诱导轮和3 个承载轮。通过电机控制驱动轮,带动后轮驱动,同时通过差速器实现行走机构的转向。

2 机构设计及建模

2. 1 驱动系统设计

2. 1. 1 驱动系统的运动分析

将整个机构作为研究对象,在坡度为 α 的山地斜坡上匀速直线行驶,不考虑空气阻力,左右驱动完全对称。

根据要求的行驶最大速度V = 0. 6 m /s计算,可确定电机经过减速后的最大输出转速为229. 30r /min,单个电机的功率为62. 55W。

2. 1. 2 电机及减速器的选取

行走机构在山地斜坡路况对驱动电机的瞬间负载较大,电机应有较强的瞬间过载能力。因此,优先选用83ZY125 - 2430 永磁直流电机,参数如表1 所示。根据表中数据及所需要的转速,选择减速器减速比为1: 16。经修正的齿轮参数如表2 所示。

2. 2 结构设计

该机构主要由履带系统和动力系统组成,如图2所示。通过Pro /E建立三维模型,如图3 所示。

履带通过内外齿结合传动。内齿与主动轮啮合,实现运动传递。内齿宽度较履带稍窄,装卡在两侧挡圈之间,同时使履带外齿完全接触地面。履带的整体宽度增加,脱离轨道的概率降低,结构如图4 所示。

3 仿真分析

3. 1 仿真地形的建立

对行走机构进行壕沟和高台跨越两种地形进行仿真分析,地形建模如图5 所示。

3. 2 运动仿真分析

在ADAMS中,对模型进行约束以及接触的设置,并添加驱动,采用step函数。

前曲柄摆臂的驱动函数设置为: step ( time,0,0 ,0. 5,1. 57) + step ( time,2. 9,0,3. 4,- 3. 14 ) + step( time,4. 7,0,5. 2,2. 355 ) + step( time,7. 6,0,8.1,- 0. 785) 。

起始状态时,后摆臂为垂直位置。前摆臂的运动过程为: 在0 ~ 0. 5s,电机向前旋转90°,准备跨越; 在0. 5 ~ 2. 9s,保持原有状态,前轮跨越; 在2. 9 ~ 3. 4s,电机向后旋转,完成跨越; 在3. 4 ~ 4. 7s,保持上次状态,进行壕沟跨越; 在4. 7 ~ 5. 2s,前摆135°,与水平呈45°,准备高台跨越; 在5. 2 ~ 7. 6s,保持上次状态,完成曲柄臂高台跨越; 在7. 6 ~ 8. 1s,完成整个机构高台跨越、复位。前摆臂驱动的跨越情况如图6 所示。

后曲柄摆臂的驱动函数设置为: step( time,0,0,2,0) + step( time,2. 9,0,3. 4,- 1. 57 ) + step( time,4.7,0,5. 4,3. 14) + step( time,7. 6,0,8. 1,- 1. 57) 。

起始状态时,后摆臂为垂直位置。前摆臂的运动过程为: 在0 ~ 2. 9s,前轮无运动,保持起始状态;在2. 9 ~ 3. 4s,准备壕沟跨越; 在3. 4 ~ 4. 7s,保持上次状态,完成壕沟跨越; 在4. 7 ~ 5. 4s,准备高台越障; 在5 . 4 ~ 7 . 6 s,保持上次状态,完成高台越障; 在7 . 6~ 8. 1s,恢复初始状态。后摆臂驱动时的跨越情况如图7 所示。

3. 3 结果分析

质心水平及竖直方向的位移和驱动轮的力矩测量输出结果如图8 ~ 图10 所示。

数据分析表如表3 及表4 所示。其中,X、Y为仿真位置,X0、Y0为理论位置。

在2. 2s,行走机构在到达壕沟对面时力矩增大。因为整个行走机构的行进速度未曾变化,所以与高台发生碰撞接触。在跨越壕沟之后,当接触到高台时,前后摆臂的力矩瞬间增大。随着跨越过程的推进,力矩恢复波动,此时后轮与高台接触,瞬间力矩增大,同时完成后部跨越。

分析质心的水平和竖直位移数据,在6. 6 ~ 6. 8s这一时间段,整个行走机构质心几乎静止。在重力的作用下,以与高台的接触点为基点,发生位置状态的摆动,完成跨越。在越障过程中,质心横坐标位移绝对误差为 ± 5% ,质心纵坐标位移绝对误差为 ± 3% 。

4 结论与展望

1) 对行走机构进行结构设计,并且通过Pro / E进行建模,建立了行走机构虚拟样机模型和高台壕沟地形。

2) 通过多刚体运动仿真软件ADAMS,对行走机构进行壕沟和高台跨越两种地形进行仿真分析,结果显示: 在整个壕沟与高台的越障过程中,质心横坐标运动绝对误差为 ± 5% ,质心纵坐标运动绝对误差为 ± 3% 。

在本文研究的基础上,还可进行如下改进:

1) 该机构相应的电路设计、控制设计也需要做进一步的研究与设计。

履带起重机行走故障的诊断 第5篇

1 故障现象

检修前试车检查，上车各动作基本正常，起重性能也基本符合要求。但整机行走无力，挂行走挡时，发动机声音立刻变得沉闷，转速急剧下降，排气管冒黑烟，行走速度十分缓慢。当发动机在低速运转时挂上行走挡，就自动熄火;在平地上转向更加困难，90°转弯需耗时2～3h;整机的爬坡能力几乎为零。但若去掉臂杆和配重、仅把主机和履带组装在一起时，行走和转向行动自如。该机在更换发动机之前，整机行走或转向操作方便，并无上述现象。

2 故障分析

经分析讨论，我们认为导致行走无力故障原因可能有以下几个方面。

1)发动机不匹配当发动机功率不足或输出的最大扭矩太小等原因，使发动机不能克服外界阻力而出现转速急降或熄火现象。

2)行走阻力过大支重轮、驱动轮、导向轮或行走减速器等润滑不良，摩擦阻力增大;行走制动器没有打开等，阻力过大迫使发动机熄火。

3)液压传动系统故障系统泄漏量过大、系统过早溢流卸荷等消耗了发动机部分功率，所剩功率不足以克服外界阻力而使发动机熄火。

3 疑点排查

3.1 发动机不匹配

因为行走无力故障是在更换发动机后产生的，根据故障现象和司机反应的情况，我们几乎一致认为问题可能出在发动机上，所以，最初的故障分析与诊断工作都是围绕着发动机展开的，希望找到发动机不匹配的原因，然后通过对发动机进行改造，以满足使用要求，若无法改造，则考虑再次更换发动机总成。经研究分析，逐步排除了可能造成发动机不匹配的几个因素。

为了查清原因，我们收集了V903发动机与C300-20发动机的相关参数或应用情况进行比较，对比表见表1。

1)发动机功率不足从表1可见，新配的发动机功率比原配发动机功率大40hp(30kW)，显然新配的发动机额定功率够大。若存在发动机功率不足的问题，则说明新配的发动机功率有显著下降。经检查排除了可能造成发机功率显著下降的因素。

2)扭矩储备系数µm太小扭矩储备系数的大小代表发动机克服超载能力的强弱，其值愈大，在不换挡的情况下克服超载的能力愈强。工程机械发动机的扭矩储备系数一般为20%～30%。虽然C300-20发动机的扭矩储备系数略小于工程机械一般要求的20%～30%，但因C300-20发动机功率大于V903发动机，使其最大力矩及在额定转速下的标定扭矩都大于V903发动机相应的扭矩，所以其克服超载能力应高于原配的V903发动机，因此，可以排除扭矩储备系数过小这一因素。

3)转速适应性系数太小内燃机在外特性工作时，其使用范围在最大转速与最大扭矩的转速之间。当外界阻力增大时，内燃机转速下降同时扭矩增大，当转速下降到最大扭矩时，发动机仍不能克服外界阻力时，司机就要及时换挡，否则发动机就会被迫熄火。转速适应性系数愈大，意味着克服同样的阻力转速下降愈多，即所需时间愈长，超载时司机有较多的时间换挡，发动机不易因超载而熄火。工程机械用的发动机转速适应性系数一般不小于1.4。C300-20发动机转速适应性系数大于1.4，因而可以排除转速适应性系数太小这一因素。

4)调速器调速特性不匹配工程机械因外界阻力变化大且突然，一般要求发动机的调速器为全程调速器，以便能自动调节供油量，保证发动机不因外界阻力突然变化而熄火。因C300-20发动机主要应用在汽车上，而汽车发动机多为两级调速器，起初我们怀疑该发动机也为两级调速，经过向厂家咨询得知，该发动机的调速器是全程调速器，并经检查调速器工作正常，所以，排除对调速器的怀疑。

几经周折，排除对发动机所有的疑点后，我们才把注意转移到行走系统的传动和工作装置上来。

3.2 行走阻力过大

行走阻力太大产生的可能原因如下：(1)行走制动器不能完全打开;(2)机械零部件摩擦阻力太大，如支重轮、驱动轮、导向轮等润滑不良，转动困难;(3)行走减速器故障。

通过连续行走十几分钟(在无配重及臂杆的情况下)，触摸制动器外壳，无发热现象，排除制动器没有完全打开的可能性;通过检查支重轮、驱动轮和导向轮润滑和转动情况，排除了这些轮抱死或润滑不良而导致行走阻力太大的情况;通过听减速器无异响,摸减速器无振动和高温，看放出的润滑油无过多铁屑，由此判断减速器工作正常。排除了这些疑点也就排除了行走阻力过大这一因素。

3.3 液压传动系统故障

该液压系统为两条独立的闭式油路，液压先导操纵，左右两边分别配备了变量主泵、定量马达及补油泵。该履带起重机行走时，上车全部的动作都被切断，发动机仅驱动行走系统的液压泵和一个微型控制液压泵。该系统主油路设定压力为3 1.5 M P a，但检测时系统最高压力一边为20MPa、另一边为18.5MPa，向前或向后行走最高压力差不多。系统实际压力远低于系统的设定压力，而发动机却处于超负荷运转状态，说明发动机的功率损失较多，剩下的功率不足以驱动整机正常行走。在该液压传动系统中引起如此之大的功率损失主要原因只可能是由液压系统泄漏引起的。经排查，排除溢流阀出现问题的可能性。

拆下液压泵总成和液压马达总成送外检测，测试结果显示：当试验压力达到20MPa,2个液压泵和2个液压马达的容积效率就已经都达不到要求值，特别是2个液压泵的容积效率还远低于要求值;若系统压力达到30MPa时，液压泵和液压马达总的容积效率都会低于50%，一般要求液压泵或液压马达在额定压力下，容积效率应不小于95%。发动机功率仅由于液压泵和液压马达泄漏而引起的损失将超过50%。发动机损失的功率转化为热能，使液压油温度升高而粘度降低，加剧了液压泵及液压马达的磨损和泄漏量，使得履带起重机在行走时发动机负荷越来越重，行驶速度越来越慢，当外界阻力稍大时，发动机就会因无法克服阻力而自动熄火。

4 故障处理方法及处理结果

1)处理方法因液压泵和液压马达的柱塞与缸体为精密偶件，磨损后无法修复，只能更换柱塞偶件;配油盘可根据磨损情况进行珩磨修复或更换新件。经修复后，液压泵和液压马达在30MPa压力检测容积效率都在90%以上，基本符合使用要求。

1)处理结果行走或转向动力性显著改善，满足使用要求。

5 几点体会

1)当设备出现故障时，切记不要被表面现象所误导，不可盲目进行“头痛医头、脚痛医脚”，因为某一部位“病变”可能在另一个部位才出现不良反应，应把设备看作一个有机联系的整体，通过综合分析，判断可能产生故障原因。在本机故障的诊断时，我们最初凭表面现象错误地认定是发动机的问题，因此浪费大量时间和精力。

2)一旦设备出现原因不明的故障时，首先要搞清楚设备的原理和结构，先对故障现象进行认真分析，一一罗列出可能产生故障的原因，然后逐一排除，切不可盲目拆检。

3)故障排查的方法：看、听、摸、逻辑分析、零部件置换、仪器仪表检测等方法。选择适当的检查方法十分重要，能取到事半功倍的效果。

摘要：履带式起重机在更换发动机总成后,出现行走无力症状,故障的原因疑点有发动机不匹配、行走阻力太大或液压传动系统故障、液压泵和液压马达泄漏严重等。经排查,确认故障原因为液压系统泄漏严重。

履带行走机构 第6篇

一旦履带架破坏或失效, 将会对设备的正常运行产生严重影响, 甚至发生事故, 所以需要对履带架进行分析, 以往一般通过有限元方法分析履带架在不同极限工况下的应力与应变情况。但由于履带架的作业工况及受力复杂, 边界条件难以确定, 载荷和约束方式与实际情况有所偏差, 难以准确地得到不同工况下的结果且计算量较大。近年来, 刚柔耦合技术的发展突破了传统有限元计算方法的局限, 可以直接获得更加准确的结构件的动应力、动应变等信息[2]。

1 建立整机刚体模型

由于多体动力学软件Recur Dyn中有成熟的低速履带模块, 包含低机动履带系统常见的元素 (驱动轮, 支重轮, 履带板等) , 因此采用Recur Dyn建立双履带行走装置虚拟样机模型[3]。

以某型自移式破碎站双履带行走装置为例, 在三维建模软件UG中建立该破碎站的三维模型。履带行走装置的三维模型导入Recur Dyn后, 根据各部件间的运动关系添加它们之间的约束副和驱动, 如驱动轮与履带架间建立铰接副;导向轮和张紧装置间建立铰接副;张紧装置与履带架间建立平动副。在此装置中, 支重轮与履带架为刚性连接, 故在支重轮与履带架间建立铰接副。对于门架与相应的工作装置之间关系, 按照实际情况进行约束, 最终建成的虚拟样机模型见图1[4]。

2 建立有限元模型

考虑到行走装置中履带架模型较大, 且履带架多由薄壁件焊接而成, 为了控制网格数量, 提高计算效率, 对履带架采用壳单元进行网格划分。由于履带架连接板件的厚度不同, 为给后续网格划分及给相应板件赋材料属性提供便利, 将不同厚度的履带架的板件添加到不同的组中[5]。对于履带架张紧装置, 采用实体单元进行划分, 见图2。

另外, 在各个轴的中心处要建立连接点, 主要是为了后期ANSYS模态分析及导入Recur Dyn时方便选取边界节点及施加约束, 建立梁单元过程中要注意梁单元的方向, 其原则是梁单元的方向与梁不应重合。

3 刚柔耦合模型地建立

1) 创建表示柔性体的RFI文件并导入RecurDyn。采用ANSYS软件, 经过模态分析生成Recur Dyn需要导入的履带架柔性化的RFI文件, 该文件包括履带架的几何信息、质点的质量和转动惯量、模态振型以及振型的广义质量和刚度。

将履带架柔性体文件导入到Recur Dyn环境中, 为确保数据传输的准确性, 将在ANSYS中进行模态分析所得到的结果与Recur Dyn环境中相同约束条件所得的模态结果进行对比 (见图3) 。通过对比发现两种环境下模态分析的结果是相同的。

2) 建立柔性体和刚体模型间的连接关系。将导入的履带架柔性体移动到相应的位置, 在相应的节点位置, 如支重轮的梁中点、导向轮梁中点等位置建立转动副, 同时也要使用Bushing力连接履带架柔性体与门架, 图4为最终建立的履带行走装置刚柔耦合模型。

4 仿真分析结果

对移动式破碎站平路空载直行、平路满载直行、空载爬坡、空载下坡、平路空载原地转弯、平路满载原地转弯和坡道60 m半径转弯等7种典型工况分别进行仿真分析。

图5为平路满载直行工况下某时刻履带架的位移云图, 该时刻下履带架的最大位移为2.16 mm, 出现在与门架连接处, 靠近导向轮一端。从整体来看, 整个履带架中间部分的位移相差不大, 这是因为在满载工况下整机重心基本处于中间位置。

图6为履带架位移最大节点在整个运行过程中的位移实时变化情况, 在刚开始阶段, 最大位移为2.5 mm, 稳定之后, 最大位移约为2 mm。

该工况下履带架某一时刻的应力云图见图7, 从图7可以看出, 最大应力点出现在与门架连接处靠近驱动轮一端, 最大应力为148 MPa。从图7可以看出, 满载直行工况下, 履带架的最大应力仍然集中在门架与履带架连接位置附近, 并且靠接驱动轮一端的应力大于靠接导向轮一端的应力。

自移式破碎站平稳运动后, Node92086节点在运动过程中出现应力最大值, 导出该点的应力结果, 截取0~10 s段节点的应力变化情况 (见图8) , 从图8可以看出, 在平稳运行阶段, 该点应力呈现规律的波动, 该节点处的应力值基本维持稳定为100 MPa。

通过对7种工况进行仿真分析, 得到各工况下履带架的最大变形和最大应力的大小及所对应的位置 (见表1) 。

综上所述, 通过建立了破碎站关于双履带行走装置的刚柔耦合模型, 对履带行驶过程中的7种典型工况进行仿真分析, 得到不同工况下的履带架应变及应力的实时变化情况, 并提取了典型节点的位移和应力的时间历程曲线。分析结果表明, 在平路满载原地转弯工况下, 履带架的应力最大, 在该稳定运行阶段最大应力保持在150 MP a。

参考文献

[1]胡际勇, 赵智强, 韩进城, 等.大型履带行走装置综述[J].工程机械, 2014, 12 (41) :45-50.

[2]周明星.大型矿用挖掘机下车架刚柔耦合动力学分析[D].长春:吉林大学, 2014:12-19.

[3]刘义.Recur Dyn多体动力学仿真基础应用与提高[M].北京:电子工业出版社, 2013.

[4]隋文涛.大型矿用挖掘机履带行走装置动力学仿真研究[D].长春:吉林大学, 2006:1-15.

一种国外履带行走减速机技术分析 第7篇

1结构组成及工作原理

该减速机是一种紧凑型静液压传动带多片停车制动器的三级行星式传动减速机,其传动简图及结构图见图1和图2。

1-片式制动器;2-第三行星排;3-第二行星排;4-第一行星排

该减速机是由两个差动行星齿轮传动和一个准行星齿轮传动组合而成,输入功率传给第一级差动齿轮传动进行第一次功率分流后,又传给第二级差动行星齿轮传动进行第二次功率分流,分别输出功率P1和P2,第二级差动齿轮传动又将部分功率传给准行星齿轮,输出功率P3,与前两次输出的功率P1和P2汇合在一起输出,可见该行星齿轮可以获得较大的传动比,结构非常紧凑,增矩性能好,它特别适用于安装空间小,传动比大和输出转矩大的机械传动设备。

1-轴承定位螺母;2-螺母防松销;3-第三级行星轮;4-输出齿圈;5-第二级行星轮;6-端盖;7-第一级行星架;8-第一级行星轮;9-第一级太阳轮轴;10-第二级太阳轮;11-第二级行星架;12-第三级太阳轮;13-第三级行星架;14-驱动链轮;15-安装底座;16-减速器安装支架;17-密封圈;18-圆锥轴承;19-停车制动器;20-马达;21-花键套

图2中的花键套2 1其内孔两端加工有内花键,外圆为外花键,内花键的一端与马达20输出轴相连结,另一端与第一级太阳轮轴9相连,形成减速机的输入,第一级行星架8通过花键与第二级太阳轮10相连,即第一级行星架的转速与第二级太阳轮的转速相同。同样,第二级行星架11也通过花键与第三级太阳轮12相连,即第二级行星架的转速与第三级太阳轮的转速相同。第三级行星架13通过花键与安装底座15相连,由于安装底座15是固定不动的,所以第三级行星架13也是固定不动的,减速机的输出是通过输出齿圈4完成的。多片式停车制动器19装于减速机的输入端,制动器的主动片通过内花键与花键套21的外花键相连,制动器的从动片通过外花键与安装底座15的内花键相连,当制动器的主从动片在压缩弹簧的作用下压紧后,因安装底座15是固定的,所以花键套21也就不能转动,从而减速机的输出齿圈也就不能转动,即实现了停车制动。制动器的解除是通过液压松开制动器的主从动片而实现的。

2结构特点

1)均载机构由于行星齿轮传动每一行星排有几个行星轮同时传递扭矩,但由于各种制造误差,不能保证各行星轮承受相等的载荷,为此在行星齿轮传动机构中一般均设有均载机构,以均衡各行星轮传递的扭矩。采用均载机构不仅可均衡载荷,提高齿轮及支承轴的承载能力,还能减小运转噪声,提高平稳性和可靠性。该减速机采用的均载机构形式为浮动式,即减速机中的太阳轮、行星架均无固定的径向支承,此外行星轮的支承轴承与行星轮孔采用间隙配合,行星轮亦处于浮动状态,当各行星轮间受到不均等载荷时,行星轮、行星架和太阳轮均可以进行径向游动,以达到各行星轮均匀分担载荷的目的。

2)行星架行星架与行星轮轴为一整体,见图3。这是一种单臂式行星架,结构简单,轴向尺寸小,行星轮支承轴位置精度能得到很好的保证。这种单臂式行星架在国外已得到普遍应用,而国内产品其行星架的结构形式基本为双臂式,行星轮轴采用装配的方式与行星架连接,如果是单臂式行星架,其行星轮轴与行星架不是整体件,而是采用过盈配合并用温差法将行星轮轴与行星架装于一体,其结果是行星轮支承轴位置精度不高。由于目前国内制造能力问题,单臂式行星架一般只用于中小功率传动。

3)行星轮支承轴承行星轮支承轴承采用有内圈而无外圈的滚子轴承,见图4。这种轴承在满足载荷的条件下,能减小行星轮的尺寸,此外因轴承具有内圈,与无内外圈的滚针轴承相比,其行星轮轴不需淬火和磨削加工,可解决行星架因热处理而带来的变形和磨削加工难度大的问题。这种形式的轴承一般为国外产品的专有技术。

4)密封及轴承定位螺母防松形式安装底座15为固定不转动件,输出齿圈4法兰是转动件,它们之间的密封形式采用高质轴向转动环,利用成对使用的金属环研合面进行密封,这种密封形式能够确保在任何使用环境下,潮气和脏物均不能进入传动机构(图5)。这种密封所对应的沟槽形状比较复杂,加工难度较大。轴承定位螺母的防松采用销轴将轴承座螺纹铆倒实现,如果轴承或密封圈损坏,该螺母的拆卸将非常困难,说明其密封圈也是长寿命设计。