驱动轮位置

驱动轮位置（精选七篇）

驱动轮位置 篇1

关键词：耕作机,驱动轮位置,无级调节,深泥脚田

0 引言

我国是水稻种植大国, 水田面积占耕地面积的3/4, 其中深泥脚田约占200万hm2。深泥脚田是指泥脚放在25cm以上的海涂田、湖塘田、秋田、冬水田、改梯田等。深泥脚田的特点是表层土壤极为松软, 有流变性, 固体状硬底层相对较深。表层土壤 (水土流变混合层) 剪切应力小, 但运动阻力大, 耕作难度也较高, 一般的轮式和履带式拖拉机耕作时易滑转或轮陷, 已难适应耕作要求[1]。目前泥脚深度大于30cm的, 一般都依靠人工翻掘, 以达到除杂草除菌虫害和松土的目的。为了解决深泥脚田的耕作问题, 在20世纪80年代初, 浙江宁波、嘉善、江西广昌及福建等地区都进行了船形拖拉机的研制。具有代表性的产品有工农-12型船形拖拉机和江西-12型机耕船, 有效地解决了泥脚深度在30cm以内的水田耕整问题, 但不能适应泥脚深度大于30cm的水田耕作[2,3,4,5]。

该设计的深泥脚田耕作机驱动轮位置无级调节机构, 通过液压油缸和调节摇臂带动臂式传动箱绕驱动轴进行转动, 使臂式传动箱改变与地面之间的夹角, 即改变驱动轮与地面之间的高度, 从而实现驱动轮位置的无级调节;根据实际的泥脚深度调节驱动轮位置, 驱动轮始终与硬底层接触, 使深泥脚田耕作机在深泥脚田内获得稳定的驱动力, 确保耕作机的可靠作业, 提高深泥脚田耕作机的犁耕质量和工作效率。该设计结构简单, 生产制造成本低, 故障率低, 可以推广使用。

1 工作原理

该设计在深泥脚田耕作机变速箱外增加了一个臂式传动箱, 将驱动轮安装在臂式传动箱的输出轴上, 而臂式传动箱套装在变速箱驱动轴壳体上, 可绕变速箱驱动轴壳体转动。变速箱的驱动轴即为臂式传动箱的输入轴。当进行驱动轮位置调节时, 通过液压装置与连杆机构, 改变臂式传动箱的水平夹角, 即可实现驱动轮位置无级调节, 使驱动轮始终接触土壤硬底层, 获得稳定的驱动力, 以适应80cm以内深泥脚田的作业。臂式传动箱旋转角约50°, 则驱动轮能前后上下移约50cm, 且位置可调, 箱内安装4根齿轮轴, 即输入半轴, 2根过桥轴和驱动半轴。箱体上设有转臂, 联接液压油缸, 油缸行程位置可以通过它作适当的调整, 箱体下部设有半径为r的弧型槽板, 可用于固定泥脚深度耕作时紧定位置用, 此时液压系统可以完全停止工作, 以节省动力消耗。

2 无级调节机构的设计

2.1 设计方案

该设计的目的在于提供深泥脚田耕作机驱动轮位置无级调节机构, 可以有效解决现有驱动轮与船体之间的位置固定, 当泥脚深度较大时, 驱动轮无法接触到硬底层, 驱动轮开始滑转而无法对耕作机提供驱动力, 从而无法进行犁耕作业的问题。深泥脚田耕作机驱动轮位置无级调节机构如图1、图2所示, 主要由船体、驱动轮、驱动轴、臂式传动箱、摇臂、液压油缸、活塞杆、油缸支座等组成。

1.船体2.驱动轮3.驱动轴4.臂式传动箱5.摇臂6.液压油缸7.活塞杆8.油缸支座9.田表面10.硬底层

该深泥脚田耕作机驱动轮位置无级调节机构, 包括驱动轮和固定在船体上的变速箱, 变速箱两侧的驱动轴上各连接一臂式传动箱, 驱动轴即为臂式传动箱的输入轴, 臂式传动箱的输出轴连接驱动轮实现深泥脚田耕作机运动。臂式传动箱壳体通过调节摇臂套装在变速箱驱动轴壳体上, 臂式传动箱壳体可绕变速箱驱动轴壳体转动, 驱动轴壳体与调节摇臂壳体的连接处设有密封圈, 可防止泥水等杂质进入影响正常转动, 主要特征: (1) 转动装置包括调节摇臂、液压油缸和油缸支座, 调节摇臂固定在臂式传动箱上并套装在驱动轴的壳体上, 油缸支座固定在船体上, 液压油缸一端与调节摇臂铰接, 液压油缸另一端与油缸支座铰接; (2) 调节摇臂与臂式传动箱之间形成夹角α, 夹角α为45°; (3) 调节摇臂壳体与变速箱驱动轴壳体连接处设有密封圈, 可防止泥水等杂质进入调节摇臂壳体与驱动轴壳体之间而影响转动; (4) 臂式传动箱与地面夹角90°时为最深位置, 0°时为最浅位置; (5) 驱动轴与臂式传动箱的输出轴之间的中心距H为400~450mm, 调节范围大, 在深泥脚田作业时适应力强。

驱动轴壳体上设有臂式传动箱的转动装置, 臂式传动箱可通过转动装置绕驱动轴的壳体转动实现驱动轮位置的无级调节, 转动装置包括调节摇臂、液压油缸和油缸支座, 调节摇臂固定在臂式传动箱上并套装在驱动轴的壳体上, 调节摇臂可绕驱动轴的壳体转动, 油缸支座固定在船体上, 液压油缸的一端即活塞杆与调节摇臂铰接, 即活塞杆可与调节摇臂之间产生相对转动, 液压油缸另一端与油缸支座铰接, 即液压油缸可绕油缸支座进行转动。调节摇臂与臂式传动箱之间形成夹角α, 夹角α为45°, 当臂式传动箱处于竖直位置时, 液压油缸与臂式传动箱相互垂直而处于水平;当臂式传动箱处于水平位置时, 液压油缸与臂式传动箱相互平行而处于水平。采用α=45°夹角, 可以减少液压油缸的转动幅度, 在较小的角度范围内, 液压油缸绕油缸支座转动便可使臂式传动箱实现90°转动, 地面与臂式传动箱夹角90°时为最深位置, 0°时为最浅, 即实现驱动轮在最浅位置与最深位置之间的调节。

设置驱动轮直径, 使间距h (最浅位置时驱动轮与田表面之间距离) 为330~350mm, 当驱动轮与泥脚深度之间的间距在上述间距h的范围内时, 驱动轮可以始终接触硬底层而给深泥脚田耕作机提供稳定的驱动力。驱动轴与臂式传动箱的输出轴之间的中心距H为400~450mm, 中心距H即为驱动轮可调节的泥脚深度, 根据实际的泥脚深度, 只需驱动轮处于中心距H的范围内即在范围小于800mm的深泥脚田内时, 可使深泥脚田耕作机获得稳定的驱动力而保证深泥脚田耕作机犁耕作业。

2.2 工作过程

该机构动力由变速箱的驱动轴输出带动臂式传动箱内的齿轮系运动, 臂式传动箱的输出轴带驱动轮转动, 从而实现深泥脚田耕作机的行进、后退或转向。如图1所示, 当液压油缸的活塞杆向后缩进时, 调节摇臂绕驱动轴的壳体逆时针转动, 同时活塞杆与调节摇臂连接端向下运动, 液压油缸与油缸支座连接端绕油缸支座转动, 此时调节摇臂带动臂式传动箱、驱动轮逆时针转动, 驱动轮向上运动即改变臂式传动箱与田表面、硬底层的夹角, 从而实现驱动轮位置向浅的方向的无级调节。如图2所示, 液压油缸的活塞杆向前推动时, 调节摇臂绕驱动轴的壳体顺时针转动, 同时活塞杆与调节摇臂连接端向下运动, 液压油缸与油缸支座连接端绕油缸支座转动, 此时调节摇臂带动臂式传动箱、驱动轮顺时针转动, 驱动轮向下运动即改变臂式传动箱与田表面、硬底层的夹角, 从而实现驱动轮位置向深的方向的无级调节。

3 小结

将该机构运用于深泥脚田耕作机中, 进行田间试验。试验证明, 该驱动轮位置无级调节机构实现了位置的液压无级调节, 同时最大泥脚调节深度也达到了76cm, 解决了传统深泥脚田耕作机械无法获得驱动力以及耕作机工作可靠性低的缺点, 为其它农业机械位置无级调节机构设计提供了新的思路与方法。

参考文献

[1]曹卫华, 孙松林, 肖名涛, 等.我国船式耕作机械驱动轮动力学发展[J].湖南农机, 2008 (3) :1-3.

[2]王焕章.新型耕滚两用船研制成功[J].农业机械, 2000 (12) :31.

[3]董亮, 谢方平.小型机滚船配犁的实验研究[J].湖南农业大学学报, 2002 (2) :139-141.

[4]姚汉清.水田耕整机的结构、参数及性能分析[J].湖南农机, 1988 (6) :83-86.

驱动轮位置 篇2

根据旋挖钻机相关的性能、质量等参数, 以及通过整机参数计算得到“四轮一带”的规格及支重轮数量, 参照“四轮一带”相关参数, 通过对“四轮”位置的最终确定, 来满足旋挖钻机性能要求。

1 驱动轮、离驱动轮最近的拖链轮和支重轮位置的确定

1.1 最后端支重轮和驱动轮位置的确定 (即离去角的确定)

假定履带底盘驱动轮中心O1, 距驱动轮最近的支重轮为O2, 距驱动轮最近的拖链轮中心为O3 (见图1) 。

步骤如下:

1) 首先确定O1和O2圆位置。任意画一点作为O1, 以驱动轮分度圆半径r1为半径画圆, 做O1圆切线, 使切线与水平夹角为3° (初定离去角, 满足2°~5°范围) , 向上做切线的平行线, 平行距离为r2+hb (r2为支重轮上与链轨相接触圆柱面半径, hb为链轨销轴中心与上述接触面的垂直距离) , 然后画竖直直线, 使直线到O1圆心距离为N (N是离驱动轮最近支重轮圆心到驱动轮圆心距离, 其值由设计者根据驱动轮齿顶圆、支重轮安装尺寸及履带架驱动轮安装架结构确定) , 与前端平行线交于O2点, 以O2点为圆心、r2+hb为半径画圆。

2) O3圆位置确定。做O1圆切线, 使切线与水平夹角为171° (设计者根据底盘所选结构初定的夹角) , 向下做切线的平行线, 平行距离为r3+hb (h为链轨销轴中心与上述接触面的垂直距离) , 然后画竖直直线, 使直线到O1圆心距离为M, M= (L-14t) /2, 14t为前后两个支重轮的距离) , 与前端平行线交于O3点, 以O3点为圆心, r3+hb为半径画圆。

3) 分别作O1、O2和O1、O3圆的公切线。在O1圆上其切点分别为b和c (图1) ;在O2圆上切点为a1 (图2) ;

4) 作下端水平链轨销轴中心线, 交O2圆为a0 (图2) , 交切线ba1与a点;

5) 作上端水平链轨销轴中心线, 交O1圆、O3圆切线于d点 (如图1) ;

6) 设a、b点距离为x, x除以t (t为链轨节距) 得到的商“四舍五入”整数化后为y, y乘以t的值设为R;

7) a点为圆心, R为半径画弧, 交驱动轮分度圆右下方于e点 (如果此时该e点位于b点的左侧, 则需要以R+t为半径画弧重新确定该点) 。此时, 直线ae与水平面的夹角则可认为是该履带装置的离去角;

8) 根据确定好的离去角重新画图, 确定离驱动轮最近的支重轮准确位置。

如果此时得到角度的数值不符合设计要求 (超出相关资料推荐的范围) , 则可通过改变支重轮中心O1和驱动轮中心O2点之间相对的坐标位置, 调整离去角的大小, 直到满意为止 (一般推荐2°~5°) 。

1.2 拖链轮中心点O3的调整

1) 从上述e点为圆心开始, 以链轨节距t为半径, 沿ec弧线和cd线段依次画弧分别交于e1、e2、e3、…、ei点, 在取ei点时, 必须确保ei到cd线段与圆O3的切点距离为最短 (图1) , 如果ei点略超过d点而与cd线段延长线相交, 则此ei点为最终所求的点。

2) 为了不使整机高度变得太高, 确定ei点之后, 保持拖链轮中心O3与d点相对位置关系不变, 直接把d点平移至ei点, 此时得到拖链轮的中心就是所要求解的点 (设为O3) 。

2 引导轮、离引导轮最近的支重轮和拖链轮位置的确定

2.1 引导轮端链轨与地面夹角的确定 (即接近角)

假定履带底盘引导轮中心O4, 距离引导轮最近的支重轮中心为O5, 离引导轮最近的拖链轮中心为O6 (图3) 。

1) 首先确定O4和O5圆位置, 任意画一点作为O4, 利用引导轮与链轨接触圆柱面半径r4及上述链轨节距t、hb参数, 作出该链轨绕引导轮分布时其连接销轴中心的分布圆 (图3) ;在引导轮右侧画一条直线, 使引导轮中心O4点到直线距离为A (A为设计者所定尺寸, 满足引导轮在缓冲弹簧达到最大变形时, 支重轮与引导轮相互不发生干涉) , 在直线上任取一点作为O5。

2) 设在水平方向上离支重轮最近的链轨销轴中心为j (如图3) , 过j点作销轴分布圆的切线, 切点为k, 调整j点位置使切线与水平夹角为2° (初定接近角, 满足1°~3°范围) 。上下调整O5点位置, 使O5点到水平链轨销轴中心线为r2+hb。

3) 设j、k点距离为x1, x1除以t (t为链轨节距) 得到的商“四舍五入”整数化后为y1, y1乘以t的值设为R1。

4) 以j点为圆心、R1为半径画弧, 交引导轮上销轴中心分布圆左下方与m点 (如果此时该m点位于k点的右侧, 则需要以R1+t为半径画弧重新确定该点) 。此时, 直线jm与水平面的夹角 (锐角) 则可认为是该履带装置的接近角。

如果此时得到角度的数值不符合设计要求 (超出相关资料推荐的范围) , 则可通过改变引导轮中心O4的纵坐标y的值来调整接近角的大小, 直到满意为止 (一般推荐1°~3°) 。接近角在底盘行走过程中是不断变化的, 当j点处于O5点正下方时 (两者的水平坐标相同) , 接近角应为最小值, 随着车辆的向前移动, 以及引导轮遇到阻力的后移, 其接近角都会有所增加 (忽略销轴、链轨之间磨损等因素) 。

2.2 距离引导轮最近的拖链轮位置调整

1) 画O6点距驱动轮端拖链轮为14t, 并在同一水平线上, 以O6点作为距离引导轮最近拖链轮中心为圆心, 以r3+h为半径画圆;

2) 作该圆与驱动轮上链轨销轴中心分布圆的公切线, 分别相切与u、s点。

3) 从图4中的m点开始, 以t为半径依次画弧, 与圆弧mu及线段us相交于m1, m2, m3, …, mi, mi+1点, 使mi点到切点s的距离比mi+1点到切点s的距离要短;

4) 在图4中, 设定在引导轮上离u点最近的链轨销轴中心为v, 以vmi距离为半径画圆, 并交过O6点水平线为Ot点, 则Ot点就是所要求拖链轮最终的位置点。

3 结论

根据以上4个轮的位置分析确定, 经实践证明此方法是可行的, 可用于指导旋挖钻机、挖掘机等履带式车辆的分析计算。

参考文献

[1]MT/T910-2002悬臂式掘进机履带行走机构设计导则[S].北京:煤炭工业出版社, 2003.

驱动轮位置 篇3

农业机械是发展现代农业的重要物质基础, 农业机械化是农业现代化的重要标志。在农业机械生产行业当中, 收获机械的发展起着至关重要的作用。

收获机械作为重型机械, 4LZ-3型小麦机整机重量达5吨, 工作过程中重量达7吨。收获机轮胎轮辋的质量直接影响到收获过程的安全性, 因而受到相当大的关注, 对其的检测要求也日益提高。轮辋制件问题会引起驱动轮 (15-24) 的加速磨损, 近而缩短驱动轮的使用寿命, 严重时还会出现安全事故。为减少这一问题, 驱动轮必须经过严格的检测方可进行组装。检具的好坏直接影响到驱动轮检测结果的准确度。

1上法兰盘2圆柱滚子轴承NF207 3心轴4立柱5加强筋6下底座7螺栓M12X70

2驱动轮 (15-24) 轮辋检具盘座的设计

传统的检测方法为将组装好的轮辋放置检测平板上, 逐个检测轮辋的各个尺寸, 只能检测轮辋的轴向尺寸, 对轮辋的径向尺寸无法精确检测, 且检测工作量大, 检测过程慢。为方便检验员检测, 提高检测精度及检测的全面性, 特设计驱动轮 (15-24) 轮辋检具盘座如图1所示。

3驱动轮 (15-24) 轮辋检具盘座的结构分析

⑴上法兰盘外圆周处均匀开三个17X30的腰形孔, 与万能分度头 (F11160A) 连接, 万能分度头 (F11160A) 用于夹紧驱动轮 (15-24) 轮辋。

⑵下底座上均匀钻三个M12孔, 用于驱动轮 (15-24) 轮辋检具盘座的定位与校平。

⑶心轴与上法兰盘焊接后用圆柱滚子轴承NF207与立柱组装在一起, 保证了上法兰盘与立柱的垂直度, 转动灵活可靠。

4结论

驱动轮 (15-24) 轮辋检具盘座采用整体式设计结构, 易于操作和维护, 且操作方法简单实用。本套检具可对轮辋宽度、径向跳动、端面跳动、偏距和径向摆动偏差进行检测。

摘要：轮辋制件问题会引起驱动轮 (15-24) 的加速磨损, 近而缩短驱动轮的使用寿命, 严重时还会出现安全事故。为减少这一问题, 驱动轮必须经过严格的检测方可进行组装。检具的好坏直接影响到驱动轮检测结果的准确度。

关键词：驱动轮,轮辋,检测

参考文献

[1]庄继德.汽车轮胎学[M].北京:北京理工大学出版社, 1996

[2]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2004

[3]崔胜民, 余群.汽车轮胎行驶性能与测试[M].北京:机械工业出版社, 1998

驱动轮位置 篇4

260掘进机为全岩巷掘进机,工作环境比较恶劣,行走机构是掘进机的重要组成部分,驱动轮是行走机构的主要执行元件之一,在行走机构中起着非常重要的作用。驱动轮通过与履带的啮合,驱动履带运转,从而驱动掘进机行走。驱动轮与履带的传动,属于链传动,所受冲击较大,其啮合过程不同于齿轮传动,用普通的齿轮强度计算方法,很难对驱动轮强度进行准确计算。

本文为了准确校核驱动轮驱动履带运转时的受力情况,利用UG NX7.5有限元分析软件,通过定义接触,对驱动轮进行了静力分析。

1 有限元模型的建立

1.1 建立三维实体模型

260掘进机行走部驱动轮由液压马达通过减速机驱动,通过与履带啮合驱动掘进机行走,行走机构的传动原理如图1。驱动轮与履带的啮合过程,不同于齿轮传动,其啮合时发生接触的部位在接近驱动轮齿根的位置,为了真实反映驱动轮驱动履带运转时的受力情况,需要和履带一起建模。考虑到驱动轮驱动履带运转时,有时只有一个轮齿驱动履带运转,此时驱动轮受力与变形最大,最易损坏,故其三维实体装配模型如图2。

1.2 建立有限元模型

1.2.1 几何模型理想化

对驱动轮、履带板、销轴三维模型进行理想化,去掉实体模型上对网格精度、有限元模型计算规模影响较大,但对有限元分析结果影响不大的边倒角、倒圆等小特征。

1.2.2 划分网格

网格质量直接影响后续分析结果的准确性,网格规模直接影响后续分析计算的速度。考虑到分析计算的速度与准确性,用八节点六面体单元对销轴划分网格,其FEM有1541个单元、2040个节点;用四节点四面体单元对履带板划分网格,其FEM有67840个单元、15985个节点;根据驱动轮结构对其模型进行拆分,用八节点六面体单元对有螺栓孔的部分、驱动轮轮毂划分网格,用四节点四面体单元对驱动轮轮齿划分网格,划分网格时出现过渡单元,其FEM有229147个单元、141428个节点。装配FEM共有435749个单元,193463个节点,其模型如图3。

2 边界条件及载荷的定义

2.1 建立仿真对象

履带的建模只是为了准确计算驱动轮的受力情况,故履带板与销轴之间的联结面间均定义为粘合,履带板与驱动轮之间的连接面定义为接触,如图4。

2.2 施加约束

驱动轮通过螺栓联结使其轴与减速机轴同步转动,履带与地面接触,故向第一节履带板底面施加固定约束,向驱动轮螺栓联结部分内孔面施加销钉约束,如图5。

2.3 施加载荷

驱动轮通过与履带啮合传递力与扭矩,克服摩擦阻力做功,从而使掘进机行走。掘进机转弯时只有一个驱动轮起作用,且各齿受力不均,有时只有一个齿驱动履带运动,故只在一个齿面靠近分度圆处沿分度圆切向方向施加驱动力F,如图5所示。

F=mgμ=80×9.81×0.36=282.6(KN)

m——掘进机整机质量,单位t;

g——重力常数,单位m/s2;

μ——摩擦因子,取μ=0.36。

向装配FEM施加重力,如图5所示。

3 计算结果

驱动轮受力时产生变形的大小,影响驱动轮与履带的传动精度,影响掘进机行走的平稳性,需进行校核。驱动轮的材料为42CrMo,伸长率为12%,断面收缩率45%,驱动轮齿顶距其内孔面为212.5mm。由位移分布云图图6可知,装配体发生最大位移为1.884mm,驱动轮受力时位移变化均匀,且最大位移0.764mm出现在受力齿齿顶位置,最大位移处与邻齿的相对位移最大且为0.085mm,远远小于212.5*12%mm,故驱动轮满足刚度要求。

驱动轮在受力时产生应力的大小,决定驱动轮工作安全与否,影响掘进机的行走是否正常,需进行校核。由图7、图8可知,装配体所受最大应力为499.94MPa,驱动轮受到的最大应力为293.86MPa,且出现在驱动轮轮齿接近齿根边缘处;除边缘处三个应力集中点外,其余部分产生的应力均小于230MPa。驱动轮使用材料42CrMo的屈服应力为930MPa,安全系数超过4.04,故驱动轮强度足够,可以安全工作。

4 结语

4.1 本文通过定义面对面接触,对驱动轮结构进行了静力分析,得到了驱动轮应力分布、位移情况,确定了驱动轮驱动履带时传递载荷的准确位置,并对驱动轮的刚度和强度进行了校核。

4.2 本文对驱动轮进行的有限元分析,简单直接,为驱动轮及其相邻零部件的优化、制造提供了科学的参考数据,对链传动的研究具有一定的借鉴意义。

摘要：本文利用UG NX7.5软件,通过定义面对面接触,对260掘进机行走部驱动轮进行了有限元分析,得到了驱动轮的应力分布及位移,并对驱动轮的强度进行了校核,对链传动的研究具有一定的参考价值。

关键词：掘进机,驱动轮,有限元分析,位移,应力

参考文献

驱动轮位置 篇5

1履带驱动轮积煤 (岩) 的形成和后果

掘进机在掘进工作时需要使用喷雾降尘, 巷道的锚杆支护也需要用水, 这就造成了巷道掘进工作面会有很多水。在岩性比较粘的巷道中, 煤或岩遇水后极容易附着在掘进机履带和履带驱动轮上。如图1所示, 附着在驱动轮齿间的煤或岩, 在经过履带板的挤压后会附着的更牢固, 并逐渐硬化。经过反复的附着、挤压过程, 这层积煤 (岩) 会越变越厚, 驱动轮节圆越变越大, 履带也会随之越变越紧。由于履带变紧, 履带板与履带板销轴之间的摩擦力和履带与履带梁之间摩擦的力也相应变大。为了克服摩擦力, 驱动力的消耗将加大, 最终造成了行走无力的问题。当积煤 (岩) 继续增厚, 摩擦力超过驱动力时, 履带行走部就会卡死。如果驱动轮的磨损严重还会发生履带跳链的现象。部分有缺陷或强度不够的履带板会发生断裂, 造成履带断链的严重后果。

2履带驱动轮积煤 (岩) 问题解决方案

掘进机在巷道中的工作空间狭小, 巷道底板往往会积存很厚的煤或岩渣。如果发生履带驱动轮齿间积煤 (岩) 问题, 将履带驱动轮拆卸下来清理非常麻烦, 而且耗时很长。

针对驱动轮齿间积煤 (岩) 问题, 主要可以从以下三个方面解决:

(1) 提高液压系统压力;

(2) 增大行走马达排量, 更换大扭矩行走减速机;

(3) 改进履带驱动轮结构。

驱动轮和履带板之间的挤压力约等于驱动轮的驱动力, 计算公式如下:

式中:

T—驱动力 (N) ;

M—液压马达输出扭矩 (N/m) ;

R—驱动轮节圆半径 (m) ;

p—液压马达输入压力 (MPa) ;

q—液压马达排量 (L/min) ;

n—转速 (r/min) ;

η—效率 (%) 。

由上述公式可以看出, 提高液压系统压力或增大行走马达排量, 可增大马达的输出扭矩, 提高驱动轮的驱动力。同时履带板与驱动轮间的挤压力也会随之增大, 有利于将积存的煤 (岩) 排出。但系统压力提高太多, 就需要提高相配套的液压元件 (如阀、接头和胶管等) 的压力等级, 否则会影响系统安全性。而大扭矩行走减速机势必会使履带行走部的高度尺寸变大, 进而使掘进机机身变高, 影响整机参数。通过在邯郸梧桐庄矿试验, 单纯通过提高系统压力或增大马达排量, 对于解决驱动轮轮齿间积煤 (岩) 问题有一定效果, 但并不能从根本上消除积煤 (岩) 。

经过试验和分析, 发现通过改进驱动轮结构可以从根本上消除积煤 (岩) 的存在条件。如图2所示, 改进前驱动轮齿间是一个平面, 积存的煤 (岩) 很不容易排出。即便是增大挤压力, 也不能将积煤 (岩) 完全排出。而经过对驱动轮改进, 将驱动轮轮齿间的平面加工出对称的两条半圆形排煤槽, 在两半圆槽相交处形成一条圆弧形相贯线。这样在驱动轮转动时, 靠驱动轮和履带板之间的挤压力将煤 (岩) 挤压到排煤槽里。由于排煤槽具有一定的斜度, 积存在排煤槽里的煤 (岩) 可以方便的排出。经过到梧桐庄矿再次试验, 矿方反应驱动轮改进后再没有发生过行走无力或跳链、断链等问题。

结语

通过提高系统压力或增大马达排量, 同时对履带驱动轮的改进, 可以解决驱动轮轮齿间积煤 (岩) 的问题, 提高了掘进机行走部适应复杂巷道条件的能力。随着我国煤矿的快速发展, 煤矿对掘进机需求越来越大, 对掘进机适用性和可靠性的要求也越来越高。履带驱动轮是掘进机行走部的重要部件, 更加合理的设计驱动轮, 可以提高掘进机的适用性和可靠性, 以适应复杂的巷道条件。

参考文献

[1]雷天觉.液压工程手册[M].北京:机械工业出版社, 1990.

驱动轮位置 篇6

数控不落轮镟床是重要的列车轮对检修设备,其主要功能是在不解体的状态下对列车轮对进行高精度、高效率地加工。轮对是列车走行系统里最重要的部件之一,随着列车车速和供车数量的不断提高,对轮对加工精度和加工效率的要求也在不断提高。在加工轮对过程中,由于轮径越来越小,为确保轴心位置不变,驱动轮将持续上升,刀具与轮对的踏面或轮缘紧密接触,一旦出现数控810004故障,驱动轮将略微坠落几毫米,此时刀具保持在原位,轮对由于惯性继续转动,导致刀具擦伤轮对,甚至出现刀具被轮对压飞伤人,存在极大的安全隐患。

2 驱动轮控制回路

驱动轮的控制回路主要包括一个比例阀、一个液控单向阀和一个换向阀,如图1所示,其中比例阀在上升和下降过程中均工作,液控单向阀和换向阀的左位只在下降过程中工作,换向阀的右位仅在比例阀故障时手动控制驱动轮紧急上升。

(1)装夹

轮对在驱动轮上方定位后,开始进行装夹,如图2所示。PLC输出一个模拟量信号控制比例阀的阀芯移至最右,回油口T完全关闭,工作油口A只和进油口P联通,

驱动轮从原始位直接上升到工作位,此时外置压力传感器将采集到的轴重值P1转换成信号值传递到PLC,当驱动轮到达工作位后,再控制夹紧装置下压轮对轴箱。

(2)加工

在加工前,驱动轮将自动恒压,恒压的含义就是驱动轮的支撑力P保持不变,如图3所示。在恒压前,夹紧装置的下压力P2需要操作人员在程序内手动设置,由于此时已经获得轴重值P1,因此恒压后,支撑值P=轴重值P1+下压值P2,在加工过程中,轴重值P1将略微变小,进而导致下压值P2将略微变大,所以操作人员在设置下压值P2时,要充分考虑夹紧装置的承受值。在恒压状态下,比例阀的阀芯将始终位于中间的无极调速位,比例阀的进油口P、回油口T和工作油口A之间的油路保持联通。在加工轮对过程中,轮径变小将导致轴心位置下降,间接导致下压值P2变小,因此驱动轮将持续上升。外置压力传感器将采集到的轴重值P1和下压值P2之和转换成信号值传递到PLC,内置压力传感器将采集到的工作油口A处的支撑值P也转换成信号值传递到PLC,当P>P1+P2时,比例阀的阀芯略微向右移动,驱动轮略微上升使得轴重值P1和下压值P2之和变大,当P1+P2=P时,比例阀的阀芯保持不动,驱动轮保持原位,从而实现恒压。

(3)卸载

完成加工后,首先卸去驱动轮恒压,然后撤出夹紧装置,最后开始卸载。PLC输出一个模拟量信号控制比例阀的阀芯移至最左,比例阀的进油口P完全关闭,工作油口A只和回油口T联通,换向阀的阀芯移至左位,液控单向阀逆流,驱动轮从完成加工后的实际位置一直下降到原始位。

3 驱动轮坠落原因

一旦出现数控810004故障,将导致PLC系统断电,同时受PLC控制的液压系统也将中断,液压中断后,比例阀进油口P处的油压将瞬间变为0,即液控单向阀右侧的油压变为0,液控单向阀的左侧由于受到P1和P2的压力作用,左侧油压明显大于右侧,由于液控单向阀的阀口未能及时关闭,短时间内少量液压油从左侧倒流回右侧,最终引起驱动轮坠落。

4 改进方案

在驱动轮液压缸的下方串入一个由PLC控制的两位两通换向阀,如图4所示,PLC系统得电时,持续输出一个数字信号使得换向阀的阀芯移至右位,比例阀和液压缸之间的油路将保持通畅,此时驱动轮可正常升降;反之,一旦出现810004故障,PLC系统断电时,换向阀的阀芯回到左位,此时驱动轮无法下降,从而防止了驱动轮坠落,彻底消除了安全隐患。

5 结束语

根据广州地铁十几年来的运用经验,数控不落轮镟床在列车检修中起到了至关重要的作用,本文通过对驱动轮控制回路的改进,提高了数控不落轮镟床的安全性,为地铁的安全高效运营提供了坚实的保障,也给存在类似问题的数控设备提供一定的借鉴。

参考文献

[1]Germany Hegenscheidt Underfloor Wheelset Lathe.Oper ating/Maintenance Manual4.2/4.3Plans/Drawings(part2)Fluid-Plans[Z].2009.

[2]Germany Hegenscheidt Underfloor Wheelset Lathe.Oper ating/Maintenance Manual5Hardware[Z].2009.

[3]许福玲,陈尧明.高等工科学校机械电子工程专业系列教材——液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,2000.

[4]陈先锋,何亚飞,朱弘峰.SIEMEN数控技术应用工程师,SINUMERIK840D/810D——数控系统功能应用与维修调整教程[M].北京:人民邮电出版社,2010.

驱动轮位置 篇7

1台TY165型推土机使用近1年时,其所配变矩器出现严重内泄漏,同时变矩器油温过高。将变矩器拆卸后发现,用于固定变矩器泵轮与驱动齿轮的12只双头螺栓中有部分螺母松动或脱落。

将驱动齿轮从泵轮上拆下后,维修人员发现有部分双头螺栓松动,用手即可轻松地将双头螺栓拧下。拧出双头螺杆后,观察泵轮上的螺孔,发现其螺牙变形,螺孔口处2扣螺牙完全脱落。分析认为:该变矩器漏油、油温过高是双头螺栓及螺母松动、脱落所致。

2. 结构

该变矩器泵轮采用材质为ZL104的铝合金铸造而成。泵轮前端通过与其相连接的罩轮固定于发动机飞轮上,后端支撑在驱动齿轮上,与驱动齿轮通过12只双头螺栓连接。驱动齿轮内圈安有滚动轴承,滚动轴承支撑在导轮座上,导轮座固定在变矩器壳体上。

12只双头螺栓用45号钢制成,其两端均为M10×1.25螺纹。12只双头螺栓一端栽于泵轮上,并沿圆周方向均匀布置。另一端穿过驱动齿轮的螺栓孔后,与平垫、弹簧垫及螺母装配在一起,从而将泵轮和驱动齿轮固定。改进前变矩器泵轮与驱动齿轮的连接方式如图1所示。

该变矩器驱动齿轮由45号钢制成,与安装在变矩器壳体上的回油泵齿轮啮合,用于驱动回油泵工作。由此看出,只有将12只双头螺栓紧固,方可使驱动齿轮起到对泵轮后端的支撑作用。

3. 测试

将双头螺栓栽于泵轮的螺孔中,用扭力扳手对该双头螺栓进行拧紧测试,拧紧力矩可以达到20N·m。当力矩为30N·m时,泵轮上螺牙损坏,双头螺栓从螺孔中脱出。

根据以上测试结果,决定将泵轮螺孔直径和螺距加大,即将泵轮螺孔由M10×1.25改为M12×1.5。同时将双头螺栓与螺孔配合的一端也由M10×1.25改为M12×1.5螺纹,而与安装螺母配合部分的螺纹直径和螺距保持不变。将泵轮螺孔加大后,再将新制作的双头螺栓装配在泵轮上,再进行装配试验,结果双头螺栓发生断裂,且断口恰好在双头螺栓大小头交界螺纹部位。

分析认为:加大泵轮螺孔直径和螺距,虽然可以加大泵轮螺孔的承载能力,但因双头螺栓大小头交界处易产生应力集中,从而造成该处断裂。实践证明该方法不可行,只能使用两端直径相同的双头螺栓。

4. 损坏原因分析

(1)螺牙受力不均匀

铝制的泵轮铸造完成后经过淬火,再经过人工时效后,硬度约为70HB,而钢制的双头螺栓硬度可达197HB,由此看出,螺栓硬度较螺孔大很多。由于加工泵轮螺孔与双头螺栓上螺纹时,存在螺距及螺纹角度偏差,加上螺栓拧紧时螺栓和螺孔发生变形,导致实际只有1、2扣螺牙紧密锁紧。其结果是大约70%的载荷,都施加在螺孔口部的2扣螺牙上。

(2)预紧力超标

正常装配情况下,螺栓安装时的预紧力不会过大。若由于装配操作失误等因素,造成双头螺栓的预紧力超标,就可能使泵轮上M10×1.25螺孔的螺牙变形、损坏。

(3)冲击载荷

变矩器在工作时,双头螺栓除承受预紧力外还承受额外冲击载荷。12个双头螺栓虽然沿泵轮圆周方向均布,但在泵轮带动驱动齿轮旋转时,由于加工误差致使个别双头螺孔的瞬间受力较大。同时由于齿轮传动不十分稳定,造成双头螺栓频繁受到冲击,进一步加剧了螺纹的变形及损坏。

(4)轴向力偏斜

弹簧垫对双头螺栓施加的轴向力,本来是起保持预紧力的作用,在泵轮螺纹产生变形及破坏后,其所施加的偏斜轴向力可能会将双头螺栓向外拔出,从而造成双头螺栓松动、螺母松脱。

5.改进措施

根据以上分析,做出以下2个改进措施。

(1)增设钢丝螺套

将原泵轮上匀布的12个螺纹孔括大至M11.5×1.25,栽上牙数为9的M10×1.25普通型钢丝螺套(GB 24425.1-2009-T)。双头螺栓保持原始设计不变。增设钢丝螺套后,能够达到以下3点效果:一是可将泵轮螺孔直径增大,使螺纹所受的应力有所减小。二是可使泵轮螺孔内每扣螺牙受力更加均匀;三是钢丝螺套具有良好的减振性能,可对螺栓受到的冲击力产生一定的缓冲作用。

(2)更换弹簧垫平垫为锁紧垫

即将泵轮和驱动轮双头螺栓防松弹簧垫、平垫改为锁紧垫,并将该变矩器内部的螺纹连接处全部使用锁紧垫。这样即可避免弹簧垫结构的缺陷,保证了双头螺栓、螺母不会松动、脱出。改进后的TY165变矩器泵轮与驱动齿轮连接的双头螺栓结构如图2所示。

6. 改进效果

(1)理论验算

将泵轮处螺纹改进后,我们对螺纹所受的挤压应力σP、剪应力τ和弯曲应力σb进行了验算,并对改进前、后的受力进行了对比。

挤压应力σp按下式计算:

剪应力τ按下式计算:

弯曲应力σb按下式计算:

式中:σp——挤压应力,N/mm2;

τ——剪应力,N/mm2;

σb——弯曲应力,N/mm2;

F——轴向,N;

d——外螺纹中径,mm;

D——螺纹外径,mm;

p——螺距,mm;

h——螺纹工作高度,mm;

b——螺纹牙底宽度,mm;

n——螺纹扣数,圈。

改进前、后螺距P不变,仍为1.25mm,螺纹工作高度h不变,仍为0.67625mm,螺纹牙底宽度b不变,仍为0.9375mm。改进后外螺纹中径d由9.188mm扩大为10.688mm,螺孔外径D由10mm扩大为11.5mm。改进前螺孔端部的2扣螺纹承受着70%的轴向载荷,改进后9扣螺纹平均承受轴向载荷。在轴向力F不变的情况下,螺孔端部2扣螺纹所受挤压应力σp只相当于改进前的27.3%,剪应力τ只相当于改进前的31.7%,弯曲成力σb只相当于改进前的31.7%。

由此看出,螺孔端部2扣螺纹上的应力减小为原来1/3～1/4,此时的许用轴向力约可提高3～4倍,即许用预紧力矩可提高达3～4倍。

(2)实际测试

加装钢丝螺套后,用扭力扳手对M10×1.25型双头螺栓进行坚固测试,拧紧力矩可以达到70N·m。当扭转力矩为80N·m时螺纹遭到破坏,双头螺栓连带钢丝螺套一起脱出,这时拧紧扭矩已超过10.9级M10×1.25螺栓水平,接近10.9级M12×1.5螺栓水平,试验结果与计算结果基本吻合。如此一来,在装配时可以更放心地对双头螺栓进行预紧,并大大提高了安全系数。

(3)使用效果