小型履帶式液壓挖掘機(jī)底盤履帶、支重輪、拖鏈輪的設(shè)計(jì)【2013年最新整理畢業(yè)論文】

1 目 錄 摘要 3 Abstract .4 第一章 引言 . 5 1.1 挖掘機(jī)簡(jiǎn)介 . 5 1.2 小型液壓挖掘機(jī)的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) . 7 第二章 結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 . 9 2.1 履帶鏈軌節(jié)節(jié)距 t與履帶板寬度 . 9 2.2 驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓直徑 Dq . 9 2.3 導(dǎo)向輪工作面直徑 Dd . 9 2.4 拖鏈輪踏面直徑 Dt . 9 2.5 支重輪踏面直徑 Dz . 9 2.6 鏈軌節(jié)數(shù) n、拖鏈輪數(shù)量 . 10 第三章 性能參數(shù)計(jì)算 . 11 3.1 行駛速度 V . 11 3.2 爬坡能力 . 11 3.3 接地比壓 p . 12 3.4 最大牽引力 T . 13 第四章 履帶設(shè)計(jì) . 14 4.1 履帶介紹 . 14 4.2 履帶結(jié)構(gòu)和作用 . 15 4.3 履帶裝配設(shè)計(jì) . 21 第五章 支重輪設(shè)計(jì) . 22 5.1 支重輪簡(jiǎn)介 . 22 5.2 支重輪數(shù)量計(jì)算 . 22 5.3 兩個(gè)支重輪間距離 . 23 5.4 支重輪設(shè)計(jì) . 23 5.5 裝配完成設(shè)計(jì) . 27 第六章 拖鏈輪設(shè)計(jì) . 29 6.1 拖鏈輪的工作原理 . 29 6.2 拖鏈輪的結(jié)構(gòu) . 29 6.3 拖鏈輪技術(shù)要求 . 29 6.4 拖鏈輪的組成零件設(shè)計(jì) . 30 2 第七章 設(shè)計(jì)小結(jié)與體會(huì) . 36 參考文獻(xiàn) . 37 附錄一：英文文獻(xiàn)翻譯 . 38 附錄二 :英文文獻(xiàn)原文 . 42 全套資料帶 CAD 圖， QQ 聯(lián)系 414951605 或 1304139763 3 小型履帶式液壓挖掘機(jī)底盤履帶、支重輪、拖鏈輪的設(shè)計(jì) 摘要 ： 挖掘機(jī)，又 稱 挖掘機(jī)械 ，是用鏟斗挖掘高于或低于承機(jī)面的物料，并裝入運(yùn)輸車輛或卸至堆料場(chǎng)的 土方機(jī)械 。 本文介紹了小型履帶式液壓挖掘機(jī)履帶、支重輪、拖鏈輪的結(jié)構(gòu)形式及組成，并對(duì)其做了結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)及履帶行走裝置性能參數(shù)的計(jì)算， 給出了履帶、支重輪、拖鏈輪裝 配圖和各主要零件的零件圖。 關(guān)鍵詞： 挖掘機(jī) 履帶 支重輪 拖鏈輪 4 The design of the small caterpillar hydraulic excavators crawler ,supporting wheel and drag sprocket Abstract: Excavator ,also calls excavating machinery, is an earthwork machinery to use the bucket mining the materials above or below the bearing machine surface , and to load to the transport vehicles or to discharge to the heap of yard. This paper introduces the crawler ,the supporting wheel and the drag sprockets structure form and composition of the small caterpillar hydraulic excavator,and the structure size is done in the design and the performance parameters of caterpillar walk device is calculated,and the assembly drawings ,the main assembly parts graph of the crawler,supporting wheel ,dra g sprocket are given. Keyword: excavator crawler supporting wheel drag sprocket 5 第一章 引言 本次設(shè)計(jì)的內(nèi)容是小型履帶式液壓挖掘機(jī)底盤履帶、支重輪、拖鏈輪的設(shè)計(jì)。 挖掘機(jī) 挖掘的物料主要是土壤、煤、泥沙以及經(jīng)過(guò)預(yù)松后的土壤和巖石。從近幾年 工程機(jī)械的發(fā)展來(lái)看 ，挖掘機(jī)的發(fā)展相對(duì)較快，而挖掘機(jī)作為 工程建設(shè) 中最主要的工程機(jī)械機(jī)型之一，其正確的選型也就顯得更為 重要。 1.1 挖掘機(jī)簡(jiǎn)介 挖掘機(jī)是用來(lái)開挖土壤的施工機(jī)械。它使用鏟斗上的斗齒切削土壤并裝入斗內(nèi)，裝滿土后提升鏟斗并回轉(zhuǎn)到卸土地點(diǎn)，然后再使轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)、鏟斗下降到挖掘面，進(jìn)行下一次挖掘。挖掘機(jī)在建筑、筑路、電力、水利、采礦、石油、天然氣管道鋪設(shè)和軍事工程中被廣泛應(yīng)用。挖掘機(jī)主要用于筑 路工程中剝離和礦石的挖掘等。據(jù)統(tǒng)計(jì)，工程施工中約 60%的土石方量是靠挖掘機(jī)完成的。此外，挖掘機(jī)更換工作裝置后還可進(jìn)行澆筑、起重、安裝、打樁、夯土和拔樁等作業(yè)。 挖掘機(jī)按照機(jī)重的不同又分為不同的種類。其中機(jī)重在 13t以下的稱為小型挖掘機(jī)。小型挖掘機(jī)由于其小巧、靈活、多功能和高效率等特點(diǎn)，極受用戶的歡迎。主要用于小型土石方工程、市政工程、路面修復(fù)、混凝土破碎、埋設(shè)電纜、自來(lái)水管道的鋪設(shè)、園林栽培及河道河溝清淤工程。小型挖掘機(jī)具有中挖掘機(jī)的多項(xiàng)功能，又具有運(yùn)輸、能耗、靈活性、適應(yīng)等方面的優(yōu)勢(shì)，非常適用于空間狹小的 施工場(chǎng)地作業(yè)，而且價(jià)格低、質(zhì)量輕、保養(yǎng)維修方便等優(yōu)點(diǎn)，所以在國(guó)內(nèi)外得到了廣泛的應(yīng)用，市場(chǎng)極其巨大。 圖 1.1 小型液壓挖掘機(jī) 6 圖 1.2 履帶行走的裝置結(jié)構(gòu)圖 1 圖 1.3 履帶行走的裝置結(jié)構(gòu)圖 2 1履帶 2.行走減速機(jī)； 3.驅(qū)動(dòng)輪； 4.行走架 5.支重輪 6.拖鏈輪； 7.張緊裝置； 8.引導(dǎo)輪 1.1.1 結(jié)構(gòu)組成 其結(jié)構(gòu)主要由工作裝置、車體部分、底盤部分、組成 。其中工作裝置包括：動(dòng)臂、斗桿、鏟斗及相應(yīng)的油缸和管路。車體裝置包括：發(fā)動(dòng)機(jī)、液壓泵、控制閥、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、駕駛室、回轉(zhuǎn)平臺(tái)、油箱、配重等。底盤部分包括：下部行走機(jī)構(gòu)、履帶架、四輪一帶。 1.1.2 挖掘機(jī)的分類 挖掘機(jī)主要可分為兩種類型：機(jī)械式和液壓式。本次課程設(shè)計(jì)我們?cè)O(shè)計(jì)的是液壓式 7 挖掘機(jī)，它的分類方法有多種，但主要有下列分類方法三種分類方法：按鏟斗容量分類、 按行走形式分類、 按工作裝置分類 （ 1）按鏟斗容量分類： 00.2 m3 微型挖掘機(jī) 0.25 m30.45 m3 小型挖掘機(jī) 0.5 m3 1.2 m3 中型挖掘機(jī) 1.4 m3 大型挖掘機(jī) （ 2）按行走裝置分類：分為履帶式、 輪胎式、 汽車式三類?，F(xiàn)在市場(chǎng)上的大部分挖掘機(jī)產(chǎn)品都是履帶式。主要是由于兩個(gè)原因： 1.挖掘機(jī)一旦進(jìn)入作業(yè)現(xiàn)場(chǎng)就不大移動(dòng)，只行走較短的距離。 2.接觸面積大，能夠在較松軟的地方作業(yè)。在凹凸不平的地面行駛時(shí)，能夠承受猛烈的沖擊。輪胎型的挖掘機(jī)，因其具有橡膠輪胎，機(jī)動(dòng)性好，適用于城市內(nèi)的道路和下水道施工。但不適用于松軟地基部位的作業(yè) 。因此，限定在小型范圍。 1.2 小型液壓挖掘機(jī)的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 1.2.1現(xiàn)狀 我國(guó)的挖掘機(jī)生產(chǎn)起步較晚，從 1954年撫順挖掘機(jī)廠生產(chǎn)第一臺(tái)斗容量為 1m3的機(jī)械式單斗挖掘機(jī)至今，大體上經(jīng)歷了測(cè)繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個(gè)階段。 新中國(guó)成立初期，以測(cè)繪仿制前蘇聯(lián) 20世紀(jì) 30 40年代的 W501、 W502、 W1001、W1002 等型機(jī)械式單斗挖掘機(jī)為主，開始了我國(guó)的挖掘機(jī)生產(chǎn)歷史。由于當(dāng)時(shí)國(guó)家經(jīng)濟(jì)建設(shè)的需要，先后建立起十多家挖掘機(jī)生產(chǎn)廠。 1967 年開始，我國(guó)自主研制液壓挖掘機(jī)。早期開發(fā)成功的產(chǎn)品主要有 上海建筑機(jī)械廠的 WYl00 型、貴陽(yáng)礦山機(jī)器廠的 W4-60型、合肥礦山機(jī)器廠的 WY60 型挖掘機(jī)等。隨后又出現(xiàn)了長(zhǎng)江挖掘機(jī)廠的 WYl60 型和杭州重型機(jī)械廠的 WY250 型挖掘機(jī)等。它們?yōu)槲覈?guó)液壓挖掘機(jī)行業(yè)的形成和發(fā)展邁出了極其重要的一步。 到 20世紀(jì) 80 年代末，我國(guó)挖掘機(jī)生產(chǎn)廠已有 30多家，生產(chǎn)機(jī)型達(dá) 40余種。中、小型液壓挖掘機(jī)已形成系列，斗容有 0.1 2.5 m3 等 12個(gè)等級(jí)、 20多種型號(hào)，還生產(chǎn) 0.5-4.0m3 以及大型礦用 10m3、 12m3 機(jī)械傳動(dòng)單斗挖掘機(jī)， 1m3 隧道挖掘機(jī)， 4m3 長(zhǎng)臂挖掘機(jī)， 1000m3 h 的排土機(jī)等，還開發(fā)了斗容量 O.25m3 的船用液壓挖掘機(jī)，斗容量 O.4m3、 O.6m3、 0.8m3 的水陸兩用挖掘機(jī)等。但總的來(lái)說(shuō)，我國(guó)挖掘機(jī)生產(chǎn)的批量小、分散，生產(chǎn)工藝及產(chǎn)品質(zhì)量等與國(guó)際先進(jìn)水平相比，有很大的差距。 改革開放以來(lái)，積極引進(jìn)、消化、吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)，以促進(jìn)我國(guó)挖掘機(jī)行 8 業(yè)的發(fā)展。其中貴陽(yáng)礦山機(jī)器廠、上海建筑機(jī)械廠、合肥礦山機(jī)器廠、長(zhǎng)江挖掘機(jī)廠等分別引進(jìn)德國(guó)利勃海爾 (Liebherr)公司的 A912、 R912、 R942、 A922、 R922、R962、 R972、 R982 型液壓挖掘機(jī)制造技術(shù)。稍 后幾年，杭州重型機(jī)械廠引進(jìn)德國(guó)德瑪克 (Demag)公司的 H55 和 H85型液壓挖掘機(jī)生產(chǎn)技術(shù)，北京建筑機(jī)械廠引進(jìn)德國(guó)奧加凱 (0&K)公司的 RH6 和 MH6型液壓挖掘機(jī)制造技術(shù)。與此同時(shí)，還有山東推土機(jī)總廠、黃河工程機(jī)械廠、江西長(zhǎng)林機(jī)械廠、山東臨沂工程機(jī)械廠等聯(lián)合引進(jìn)了日本小松制作所的 PC100、 PC120、 PC200、 PC220、 PC300、 PC400 型液壓挖掘機(jī)(除發(fā)動(dòng)機(jī)外 )的全套制造技術(shù)。這些廠通過(guò)數(shù)年引進(jìn)技術(shù)的消化、吸收、移植，使國(guó)產(chǎn)液壓挖掘機(jī)產(chǎn)品性能指標(biāo)全面提高到 20 世紀(jì) 80 年代的國(guó)際水平，產(chǎn)量也逐年提 高。由于國(guó)內(nèi)對(duì)液壓挖掘機(jī)需求量的不斷增加且多樣化，在國(guó)有大、中型企業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的調(diào)整，牽動(dòng)了一些其他機(jī)械行業(yè)的制造廠加入液壓挖掘機(jī)行業(yè)。例如，中國(guó)第一拖拉機(jī)工程機(jī)械公司、廣西玉柴股份有限公司、柳州工程機(jī)械廠等。這些企業(yè)經(jīng)過(guò)幾年的努力已達(dá)到一定的規(guī)模和水平。例如，玉柴機(jī)器股份有限公司在 20 世紀(jì) 90 年代初開發(fā)的小型液壓挖掘機(jī)，連續(xù)多年批量出口歐、美等國(guó)家，成為我國(guó)挖掘機(jī)行業(yè)能批量出口的企業(yè)。 業(yè)內(nèi)人士指出，我國(guó)單斗液壓挖掘機(jī)應(yīng)向全液壓方向發(fā)展；斗容量宜控制在0.1-15 m3；而對(duì)于大型及多斗挖掘機(jī)，由于液壓元件 的制造、裝配精度要求高，施工現(xiàn)場(chǎng)維修條件差等，則仍以機(jī)械式為主。應(yīng)著手研究、運(yùn)用電液控制技術(shù)，以實(shí)現(xiàn)液壓挖掘機(jī)操縱的自動(dòng)化。 1.2.2未來(lái)中國(guó)小挖市場(chǎng)發(fā)展趨勢(shì) 中國(guó)經(jīng)濟(jì)平穩(wěn)發(fā)展，為中國(guó)小挖市場(chǎng)漸趨活躍提供了良好的宏觀環(huán)境，今后相當(dāng)長(zhǎng)時(shí)間中國(guó)小挖市場(chǎng)仍將持續(xù)增長(zhǎng)。其原因有： (1)中國(guó)目前越來(lái)越多的高速公路進(jìn)入了維護(hù)保養(yǎng)期，同時(shí)農(nóng)村鄉(xiāng)鎮(zhèn)的城市化逐漸加快，發(fā)達(dá)城市市政建設(shè)也由“大拆大建”逐漸向“精雕細(xì)刻”，因此小型土方工程施工越來(lái)越多； (2)中國(guó)銀行業(yè)監(jiān)管力度加強(qiáng)后，工程設(shè)備按揭難度增大，小挖的價(jià)格相對(duì)較低 、經(jīng)濟(jì)實(shí)用； (3)經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)城市的勞動(dòng)力成本較高，用機(jī)械代替人工同時(shí)也提高勞動(dòng)效率，而且小挖的“五短身材”更適宜在空間有限的城市中施展。所以小挖以其靈活的身手、較中噸位挖掘機(jī)價(jià)位低而深受市政和公路施工維護(hù)用戶的喜愛(ài)。這就決定了小挖高速發(fā)展時(shí)代的來(lái)臨，市場(chǎng)前景誘人，潛力巨大。 9 第二章 結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 2.1 履帶鏈軌節(jié)節(jié)距 t與履帶板寬度 液壓挖掘機(jī)已采用標(biāo)準(zhǔn)鏈軌節(jié)化履帶鏈軌節(jié)節(jié)距 t， 如 101、 125、 135 和 154mm等多種?？砂唇?jīng)驗(yàn)公式選取 t t (15 17.5)G 25.0 式中 G 整機(jī)質(zhì)量 (kg)。 將 G=6000 kg 帶入公式以后，計(jì)算 t在 132154 之間，根據(jù)國(guó)標(biāo)，取 t=135mm。確定鏈軌節(jié)節(jié)距 t 后，就可以根據(jù) t 計(jì)算四輪一帶的有關(guān)參數(shù)。 履帶板寬度 b：可根據(jù)鏈軌節(jié)距 t 和液壓挖掘機(jī)履帶國(guó)標(biāo)來(lái)確定標(biāo)準(zhǔn)履帶寬 b。在某些土壤條件下，應(yīng)采用加寬履帶板以提高挖掘機(jī)的附著牽引性能和通過(guò)性。根據(jù)給出的小挖標(biāo)準(zhǔn)履帶寬與整機(jī)質(zhì)量關(guān)系的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果，可看出 6.5 噸以下噸位小挖的標(biāo)準(zhǔn)履帶寬為 400mm， 6.55.5 噸小挖的標(biāo)準(zhǔn)履帶寬為 450mm。故選擇履帶寬為 400mm。 2.2 驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓直徑 Dq ztD q 360/ 式中 t 履帶節(jié)距 Z 驅(qū)動(dòng)輪齒數(shù)，齒數(shù)選擇見(jiàn)表 2.1。 表 2.1 驅(qū)動(dòng)輪參數(shù)表 鏈軌節(jié)距 （ 10-3m） 驅(qū)動(dòng)輪齒數(shù) Z 適用范圍（斗容量 m3） 鏈軌節(jié)距 （ 10-3m） 驅(qū)動(dòng)輪齒數(shù) Z 適用范圍（斗容量 m3） 101， 125， 135 35， 25 0.25 以下 202.8 23 1.0 1.60 154 23， 25 0.25 0.40 215.9， 228.6 25 2.5 171.05 23 0.40 0.60 260.35 27 4 將參數(shù)代入上式可得 Dq =543mm。 2.3 導(dǎo)向輪工作面直徑 Dd DqD d )9.08.0( 將（ 1）中求的 Dq代入得 Dd=434.4 488.7mm ；取整數(shù)的 Dd=488mm. 2.4 拖鏈輪踏面直徑 Dt tDt )0.18.0( 上式中 t=135mm，從而求得 Dt 108 135mm，取 120mm。 2.5 支重輪踏面直徑 Dz tDz )0.18.0( 10 上式中 t=135mm，從而求得 Dz 108 135mm，取 120mm。 2.6 鏈軌節(jié)數(shù) n、拖鏈輪數(shù)量 n=tA2+2z 式中 A 履帶的中心距 ,A=1600mm； Z 驅(qū)動(dòng)輪的齒數(shù)， Z=25； t 履帶的節(jié)距， t=135mm； 將數(shù)據(jù)代入公式中，計(jì)算出結(jié)果圓整后得到 n=36。 為減小摩擦損失，拖鏈輪的數(shù)目不宜 過(guò)多，小挖每側(cè)拖鏈輪一般為 1 個(gè)，因此確定拖鏈輪取為每側(cè) 1個(gè)。 11 第三章 性能參數(shù)計(jì)算 3.1 行駛速度 V Vmax=4.4km/h Vmin=2.4km/h（行駛速度參照 SY75C-9） 3.2 爬坡能力 履帶行走裝置一個(gè)顯著特點(diǎn)就是爬坡能大，一般為 50% 80%。由于小挖掘機(jī)爬坡度與整機(jī)質(zhì)量關(guān)系的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果（見(jiàn)圖 3.1），明顯可以看出坡度多取 30 或 35 ，即爬坡能力為 58%或 70%。 圖 3.1 爬坡度與整機(jī)質(zhì)量 關(guān)系 初步確定爬坡能力后，可通過(guò)理論分析進(jìn)行核算來(lái)選定。挖掘機(jī)爬坡是需要克服下列幾種阻力即： a.挖掘機(jī)自重在斜坡方向的分力 sinGW p 式中 G 挖掘機(jī)的自重（ N）； 坡度角 。 b.運(yùn)行阻力 c os12.0 GWy c.履帶的內(nèi)阻力 GW n 06.0 則最大牽引力應(yīng)不小于這些阻力之和，即 nyp WWWT 12 此外還應(yīng)滿足挖掘機(jī)在爬坡不打滑的條件，即 TG cos 式中 履帶與地面的附著系數(shù)，見(jiàn)下表 表 3.1 履帶與地面的附著系數(shù) 路面土質(zhì) 混泥土 干粘土 壓實(shí)粘土 干沙土 堅(jiān)實(shí)土路 0.45 0.90 0.70 0.30 0.90 路面土質(zhì) 冰 濕粘土 壓實(shí)雪地 濕沙土 松散土路 0.12 0.70 0.25 0.50 0.60 從上表中選取 06.0 ，即松散土路，求得挖掘機(jī)的最大爬坡能力 20 。 3.3 接地比壓 p 履帶式挖掘機(jī)的承載能力大小取決于機(jī)器運(yùn)行的通過(guò)性和工作的穩(wěn)定性。若挖掘機(jī)的兩條履帶與土壤表面完全解觸，并且挖掘機(jī)重心近似地位于支承面中心，則有： bLmgp 2 或 )25.0(2 ohlb mgp 式中 p 履帶平 均接地比壓（ Pa）； m 挖掘機(jī)工作質(zhì)量（ kg）； g 重力加速度（ m/s2）； L 履帶接地長(zhǎng)度（ m）； b 履帶寬度（ m）； oh 履帶高度（ m）。 平均接地比壓是履帶式液壓挖掘機(jī)的一個(gè)重要指標(biāo)，可以用來(lái)與同類型號(hào)產(chǎn)品作比較，主要根據(jù)地面條件、外形尺寸等進(jìn)行合理 選取。在設(shè)計(jì)挖掘機(jī)時(shí)，在結(jié)構(gòu)允許的范圍內(nèi)，盡量取小值，依據(jù)挖掘機(jī)平均接地比壓與整機(jī)的質(zhì)量關(guān)系的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果（下圖），可以看出平均接地比壓多集中在 30 103pa 上下。 13 圖 3.2 平均接地比壓與整機(jī)質(zhì)量關(guān)系 L=2195mm（參照 SY75C-9），結(jié)合上面公式即可得出接地比壓 p =33.485 103Pa. 3.4 最大牽引力 T 履帶行走裝置的牽引力必須大于或等于個(gè)阻力之和，小于或等于履帶對(duì)地面的附著力，一般情況下，履帶行 走裝置爬坡不與轉(zhuǎn)彎同時(shí)進(jìn)行，只考慮挖掘機(jī)在最大設(shè)計(jì)爬坡能力的情況下確定的最大牽引力，不再考慮轉(zhuǎn)彎阻力，而且行駛速度低，運(yùn)行空氣阻力忽略不計(jì)，則履帶行走裝置的最大牽引路 T 計(jì)算公式為： GfGTTT tf s in 式中 Tf 履帶行走裝置的滾動(dòng)阻力； Tt 履帶行走裝置坡道阻力； f 履帶行走裝置的滾動(dòng)阻力系數(shù)，見(jiàn)下表； 最大設(shè)計(jì)坡度角； G 為整機(jī)重力。 表 3.2 滾動(dòng)阻力系數(shù) f 路面土質(zhì) 混泥土 凍結(jié)冰雪地 堅(jiān)實(shí)土路 松散土路 泥濘地 滾動(dòng)阻力系數(shù) 0.05 0.030.04 0.07 0.10 0.100.15 根據(jù)此式可以得出最大牽引力 T =25990N. 14 第四章 履帶設(shè)計(jì) 4.1 履帶介紹 目前在我國(guó)履帶的種類大概為三種，分別為：整體式履帶，組合式履帶，和橡膠履帶。 （ 1） 整體式履帶 整體式履帶式在履帶上代齒和齒，直接與驅(qū)動(dòng)輪齒合。履帶板本身即為支重輪等輪子的滾動(dòng)軌道，履帶板之間用 銷軸連接，這種履帶一般在大型挖掘機(jī)和履帶式起重機(jī)上應(yīng)用較多。整體式履帶的履帶板大多數(shù)為鑄造履帶板。起特點(diǎn)是制造方便，拆裝容易。 （ 2） 組合式履帶板 組合式履帶板由：鏈軌節(jié)，履帶板，銷軸，銷套等組成。鏈軌和履帶用螺栓連接。起特點(diǎn)是使用壽命高，履帶節(jié)距小，繞轉(zhuǎn)性好，不會(huì)因?yàn)槁膸О鍝p壞，銷套開裂或連接螺栓剪斷而終止行走。此外，組合式履帶零部件通用化程度高，制造成本低，維修方便，維修成本低。缺點(diǎn)是連接螺栓容易折斷。組合式履帶的履帶板有 3中形式：三筋式，二筋式和一筋式。工程鉆機(jī)目前主要使用三筋式履帶板。 （ 3）橡膠式履帶 橡膠式履帶的特點(diǎn)是噪音低，震動(dòng)小，不損壞路面，接地比壓小，速度快，重量輕。他主要應(yīng)用在經(jīng)常在城市施工和經(jīng)常在公路上行走的設(shè)備。近幾年在國(guó)內(nèi)工程機(jī)械，農(nóng)林機(jī)械，筑路機(jī)械，工程鉆機(jī)方面得到了廣泛的運(yùn)用。如小型挖掘機(jī)，農(nóng)機(jī)，小型鉆機(jī)等。起缺點(diǎn)是維修成本高，一但履帶損壞需要跟換整條履帶。因此使用橡膠式履帶設(shè)備時(shí)應(yīng)特別注意。 從以上履帶幾種形式來(lái)看，本設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)為 6T挖掘機(jī)，從各方面來(lái)看，如工作環(huán)境，成本，壽命考慮。此次設(shè)計(jì)選用組合式履帶設(shè)計(jì)。 在組合式履帶當(dāng)中存在很的零部件，如鏈軌節(jié)，履帶板，銷軸，銷套等。各 個(gè)零部件的配合尺寸比較多，而且尺寸相對(duì)較多，在設(shè)計(jì)中一定要注意各個(gè)配合尺寸以及定位尺寸。在設(shè)計(jì)中一定要參考 GB/T 57-1999 中個(gè)零部件的尺寸。認(rèn)真了解各個(gè)零部件的作用以及零部件的配合。 履帶式底盤行駛系系由行駛裝置，懸架，機(jī)架組成，底盤一般包括履帶，引導(dǎo)輪，驅(qū)動(dòng)輪，機(jī)架，支重輪，拖鏈輪等裝置組成。 履帶式用于將機(jī)械重力傳給地面，比保證機(jī)械發(fā)出足夠驅(qū)動(dòng)力的裝置。履帶經(jīng)常在泥水，凹凸地面，石質(zhì)土壤中工作，條件惡劣，受力情況復(fù)雜，極易磨損。因此，除了要求他有良好的附著性能外，還要要求它有足夠的強(qiáng)度，剛度和耐 密性。但是，履帶在工作中的狀態(tài)變化較多，為了減少?zèng)_擊，質(zhì)量應(yīng)該盡可能輕些。 已知液壓挖掘機(jī)的總質(zhì)量為 6噸，根據(jù)查閱資料液壓挖掘機(jī)履帶節(jié)距為 135mm，參 15 考中華人民共和國(guó)機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn) JB/T 57-1999，分析標(biāo)準(zhǔn)中給出的圖，得知履帶主要包括履帶板，鎖緊銷套，鎖緊銷軸，銷墊，銷套，銷軸，左鏈軌節(jié)，右鏈軌節(jié)以及一些標(biāo)準(zhǔn)件，參考此圖，并參考相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，設(shè)計(jì)出液壓挖掘機(jī)的履帶。 根據(jù)上面的一些相關(guān)數(shù)據(jù)以及查閱 JB/T 57-1999 即可把此次的履帶的設(shè)計(jì)的一些性能參數(shù)以及各零件的基本尺寸設(shè)計(jì)出來(lái)。 4.2 履帶結(jié)構(gòu)和 作用 履帶式用于將機(jī)械重力傳給地面，比保證機(jī)械發(fā)出足夠驅(qū)動(dòng)力的裝置。履帶經(jīng)常在泥水，凹凸地面，石質(zhì)土壤中工作，條件惡劣，受力情況復(fù)雜，極易磨損。因此，除了要求他有良好的附著性能外，還要要求它有足夠的強(qiáng)度，剛度和耐密性。但是，履帶在工作中的狀態(tài)變化較多，為了減少?zèng)_擊，質(zhì)量應(yīng)該盡可能輕些。 4.2.1鏈軌節(jié)設(shè)計(jì) 圖 4.1 右鏈軌節(jié) autocad 圖 16 圖 4.2 左鏈軌節(jié) autocad 圖 履帶鏈軌節(jié)分為左右 2 節(jié)， 2節(jié)的基本尺寸一樣。上圖 4.1 和圖 4.2 分別為履帶鏈軌節(jié)的左右 2個(gè)鏈軌 .根據(jù) GB/T 57-1999 可知道 2 中心螺孔的距離為 51，高度差為 13.兩軸孔的距離及為履帶的節(jié)距 135.知道履帶節(jié)距然后通過(guò)查閱 GB/T 57-1999 從而可以把鏈軌節(jié)的一些基本定位尺寸給確定 .左右 2 個(gè)鏈軌通過(guò)鎖緊銷軸和銷軸連接，從而形成一個(gè)履帶連 . 鏈軌節(jié)一般采用 40Mn2H 材料制成。在制作過(guò)程中鏈軌節(jié)不得有裂痕，需要用磁粉探傷方法去檢測(cè) .密封槽各表面粗糙度為 3.2。 4.2.2履帶板設(shè)計(jì) 圖 4.3 履帶板 autocad 圖 17 圖 4.4 履帶板 proe 圖 履帶板主要是把挖機(jī)的重力傳給地面 . 履帶板經(jīng)常在泥水，凹凸地面，石質(zhì)土壤中工作，條件惡劣，受力情況復(fù)雜，極易磨損。因此，除了要求他有良好的附著性能外，還要要求它有足夠的強(qiáng)度，剛度和耐密性。圖 4.3、 4.4 為履帶板的樣式圖 .在結(jié)構(gòu)參數(shù)中我們已經(jīng)得知履帶板的寬度為 400，查閱 GB/T 57-1999 可以得 知 2螺孔的距離分別為97 和 123.2 對(duì)螺孔的高度差為 51.兩個(gè)螺孔的深度為 10 ，履帶板總高為 28. 在制作過(guò)程中履帶板不得有裂痕，需要用磁粉探傷方法去檢測(cè) .而且履帶板的強(qiáng)度，硬度要打到規(guī)定要求 . 4.2.3鎖緊銷軸和銷軸設(shè)計(jì) 圖 4.5 鎖緊銷軸 autocad 圖 圖 4.6 銷軸 autocad 圖 鎖緊銷軸和銷軸樣式基本要符合圖 4.5、 4.6、 4.7、 4.8，圖 4.5、 4.7 為鎖緊銷軸，圖 4.6、 4.8 為銷軸 .鎖緊銷軸和銷軸是用來(lái)左右 2 鏈 軌節(jié)，同時(shí)也是連接前后兩鏈軌節(jié)的重要連接鍵。根據(jù)履帶板的寬度以及查閱 GB/T57-1999 可以確定鎖緊銷軸和銷軸的長(zhǎng) 18 度都為 167，兩軸的直徑都為 30.鎖緊銷軸和銷軸是連接的重要連接鍵， 2 軸均不能有裂痕，需要用磁粉探傷檢測(cè)。而且 2軸的端腳不能有飛邊和毛刺 . 圖 4.7 鎖緊銷軸 proe 圖 圖 4.8 銷軸 proe 圖 19 4.2.4鎖緊銷套和銷套設(shè)計(jì) 圖 4.9 鎖緊銷套 autocad 圖 圖 4.10 銷套 autocad 圖 鎖緊銷套和銷套是用來(lái)更好固定鎖緊銷軸和銷軸的零件。更達(dá)到了一種密封作用，防止機(jī)械在工作中各種雜質(zhì)進(jìn)入 .圖 4.9、 4.11 為鎖緊銷套示意圖，圖 4.10、 4.12 為銷套示意圖。查閱 GB/T57-1999 可以得知鎖緊銷套的長(zhǎng)度為 102，外圓直徑為 44，內(nèi)圓直徑為 30.銷套的長(zhǎng)度為 119，外圓直徑為 44，內(nèi)圓直徑為 30.在制造中 2 銷套的端腳不得有飛邊和毛刺。 20 圖 4.11 鎖緊銷套 proe 圖 圖 4.12 銷套 proe 圖 21 4.3 履帶裝配設(shè)計(jì) 圖 4.13 履帶裝配圖 把個(gè)零件裝配到一起， 加入標(biāo)準(zhǔn)件，完成設(shè)計(jì)，履帶的裝配簡(jiǎn)圖見(jiàn)圖 4.13。根據(jù)JB/T 57-1999 中，在外觀與裝配質(zhì)量上有幾點(diǎn)要求，詳見(jiàn)下： 1 履帶總成應(yīng)按經(jīng)規(guī)定程序批準(zhǔn)的圖樣與技術(shù)文件進(jìn)行制造，并應(yīng)符合本標(biāo)準(zhǔn)的要求。 2 履帶總成的所有零件的材質(zhì)性能應(yīng)符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 3 履帶總成的標(biāo)準(zhǔn)件、配套件應(yīng)符合有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 4 履帶總成涂漆應(yīng)均勻、平整；外觀應(yīng)光潔、美觀，不允許有裂紋。 5 銷軸兩端的裝配伸出量應(yīng)在 1.5mm 以內(nèi)。 6 兩鏈節(jié)之間轉(zhuǎn)動(dòng)平面?zhèn)认稇?yīng)在 1.5 1mm 以內(nèi)。 7 鏈節(jié)裝配后的直線度為每 10 節(jié) 4mm，全長(zhǎng) 8mm。 8 選用螺栓的擰緊力矩應(yīng)按圖樣要求。 9 履帶總成正向彎曲角不小于 28 ，反向彎曲不小于 7 。 10 履帶總成應(yīng)轉(zhuǎn)動(dòng)靈活，不得有卡死與干涉現(xiàn)象。 11 履帶總成的使用壽命，在土方工況下不小于 3000h，在石方工況下不小于 800h。 22 第五章 支重輪設(shè)計(jì) 5.1 支重輪簡(jiǎn)介 支重輪作為履帶挖掘機(jī)的主要承載結(jié)構(gòu)件，其設(shè)計(jì)和制造質(zhì)量直接關(guān)系整機(jī)的安全性。履帶挖掘機(jī)的工況復(fù)雜，在一些特殊工況或起臂工況下僅有部分支重輪受力，因此支重輪的排布為中部疏兩端密的形式，且為了滿足履帶挖掘機(jī)逐漸增加 的重量，支重輪的個(gè)數(shù)及結(jié)構(gòu) 參數(shù)相應(yīng)增加。支重輪安裝在履帶架底部，行走時(shí)與履帶板上底面間形成滾動(dòng)，其安裝形式在小噸位重常采用開放式結(jié)構(gòu)，在大單位中常采用封閉式結(jié)構(gòu)。（如圖 5.1 所示） 圖 5.1 支重輪安裝形式 同時(shí)，支重輪還依靠其滾輪凸緣夾持鏈軌不使履帶橫向滑脫，保證機(jī)械沿履帶方向運(yùn)動(dòng)。支重輪按結(jié)構(gòu)可分為單邊支重輪和雙邊支重輪。支重輪緣都經(jīng)過(guò)淬火，其硬度達(dá) 355440HB。在臺(tái)車架，特別是為了提高剛度而裝置隔板時(shí)，形成一些空腔，容易被泥土堵塞而阻礙支重輪的轉(zhuǎn)動(dòng)。因此，有一些履帶式挖掘機(jī)，在臺(tái)車架外側(cè)裝 有帶強(qiáng)筋的支重輪護(hù)板。 5.2 支重輪數(shù)量計(jì)算 支重輪數(shù)量公式 n k Pmax（ L-l1-l2） /Pz max tp 式中 k 支重輪重量的修正系數(shù)， k=1.1 1.7 tp 履帶節(jié)距 L 履帶接地長(zhǎng)度 l1、 l2 驅(qū)動(dòng)輪、引導(dǎo)輪距支重輪距離 Pmax 最大接地比壓 Pz max 單個(gè)支重輪最大接地比壓 按上述公式計(jì)算得 :5.3，既支重輪數(shù)量為 6。 23 5.3 兩個(gè)支重輪間距離 支重輪的分布按照均勻分布進(jìn)行計(jì)算，兩支重輪之間的距離為： S=（ L-l1-l2） /n 式中 L 履帶接地長(zhǎng)度 l1、 l2 驅(qū)動(dòng)輪、引導(dǎo)輪距支重輪距離 n 支重輪數(shù)量 求得： S=166mm 5.4 支重輪設(shè)計(jì) 5.4.1支重輪直軸設(shè)計(jì) 圖 5.2 支重輪直軸 autocad 圖 圖 5.3 支重輪直軸 proe 圖 直軸為左右對(duì)稱零件，參考 JG/T 59 1999，選擇直軸總長(zhǎng)度為 282mm。在距兩端 15mm 出各開一 M12 的定位銷孔，方便裝配時(shí)與軸配合，并加緊連接。在距兩端 30.5mm處，開有兩 3 2mm 的退刀槽，減小應(yīng)力集中。在距兩端 62mm 處，開有一長(zhǎng)為 158mm 的油道，由 R1 的圓弧過(guò)渡，此油道方便潤(rùn)滑油進(jìn)入，潤(rùn)滑直軸。油道的表面粗糙度為 0.8，軸面的粗糙度為 1.6，其他面的粗糙度為 12.5。直軸由 40Cr 為材料制作而成。零件清除尖角和毛刺；不得有裂紋、疏松、夾渣、沾砂、啃傷、和發(fā)裂等缺陷。 24 5.4.2軸套設(shè)計(jì) 圖 5.4 軸套 圖 5.5 軸套 軸套是用來(lái)保護(hù)軸，與軸配合的構(gòu)件。參考 JG/T 59 1999 得，軸套的最大直徑為 69mm，軸套與軸配合部分的厚度為 4.5mm。 有直徑 54mm 的空，方便軸套與軸的配合。軸套在裝配時(shí)，左右各一個(gè)堆成裝配。軸套整體銅件，有良好的耐磨性。軸套有一緣，如圖所示，可以在裝配時(shí)可以起到定位作用。在軸套的末端，有一 15的倒角，倒角深度為 5mm 如圖所示。零件清除尖角和毛刺；不得有裂紋、疏松、夾渣、沾砂、啃傷、和發(fā)裂等缺陷。 25 5.4.3輪體設(shè)計(jì) 圖 5.6 支重輪輪體 autocad 圖 圖 5.7 支重輪左輪體 proe 圖 26 圖 5.8 支重輪右輪體 proe 圖 輪體由對(duì)稱的左右兩部分焊接構(gòu)成。參考 JG/T 59 1999 在一邊距離焊接中心 35mm處開有一油孔，由 M8 的螺塞密封防止漏油，同時(shí)也可以在需要時(shí)加入潤(rùn)滑油。在輪體焊接中心開有一寬為 38mm，直徑為 88mm 的油道，用以潤(rùn)滑油的儲(chǔ)存和運(yùn)動(dòng)。輪體的最大直徑為 144mm，焊接點(diǎn)處的直徑為 110mm。輪體邊緣厚度為 15mm，有 C2 的倒角，由15的坡度與直徑為 117mm 的外輪壁相連接。輪體中心有直徑為 63mm 的孔，可以與軸套配合。另外開有直徑為 107mm、 93mm 的階梯圓，分別深 8mm、 9mm，為安裝浮動(dòng)油封環(huán)和 O 型圈所設(shè)計(jì)。輪體由 ZG55SiMn 制作而成。油道表面粗糙度為 3.2，與軸套配合的孔的表面粗糙度為 1.6，其余表面的表面粗糙度為 6.3。零件清除尖角和毛刺；不得有裂紋、疏松、夾渣、沾砂、啃傷、和發(fā)裂等缺陷。 5.4.4浮動(dòng)油封座設(shè)計(jì) 圖 5.9 支重輪浮動(dòng)油封座 autocad 圖 27 圖 5.10 支重輪浮動(dòng)油封座 proe 圖 裝配時(shí)需要兩個(gè)浮動(dòng)油封座，左右各一個(gè)。參考 JG/T 59 1999 得，浮動(dòng)油封座總長(zhǎng)度為 69mm。中間有一凸臺(tái)，凸臺(tái)有 2級(jí)階梯組成，做成這樣的原因是為了方便與輪體的階梯配合，將浮動(dòng)油封環(huán)的固定。在浮動(dòng)油封座中心開有一 12.4 的定位銷孔，可以與直軸上的定位銷孔配合，將浮動(dòng)油封座與直軸的位置準(zhǔn)確定位，避免裝配時(shí)發(fā)生過(guò)大的裝配誤差。同時(shí)也可以將與之配合的軸套，固定在輪體的固定位置，使之不發(fā) 生過(guò)大的位置偏移。浮動(dòng)油封座與軸配合的孔，表面粗糙度為 1.6，浮動(dòng)油封座與軸套接觸的底面的粗糙度為 1.6，其余表面的粗糙度為 6.3。浮動(dòng)油封座由特殊（高鉻）鑄鐵制造，表面淬火硬度 HRC 65 72，芯部的淬火深度為 6mm。零件清除尖角和毛刺；不得有裂紋、疏松、夾渣、沾砂、啃傷、和發(fā)裂等缺陷。 5.5 裝配完成設(shè)計(jì) 裝配前應(yīng)將各零件分別嚴(yán)格檢查并清洗干凈。直軸的油道部位應(yīng)裝在浮動(dòng)油封座安裝平面的同一方向不得反裝。軸套和直軸裝配前，其配合面應(yīng)涂抹少量機(jī)油。浮動(dòng)油封環(huán)應(yīng)配對(duì)裝配，其密封面應(yīng)涂上潤(rùn)滑油； O型圈與浮動(dòng)油 封環(huán)接觸面不應(yīng)涂抹潤(rùn)滑脂，O 型圈裝配時(shí)不得出現(xiàn)扭曲現(xiàn)象。浮動(dòng)油封環(huán)的安裝力為 450 500N：以保證裝配后輪體軸向游隙為 0.4 0.9mm，并用手能轉(zhuǎn)動(dòng)輪體，手感有一定阻力矩，但無(wú)卡住現(xiàn)象。在 28 總成油腔未灌油前，利用螺塞處通入 0.4MPa 氣壓封住，放入水中 1min 不出現(xiàn)氣泡，則定為密封合格。最后灌入容腔 1/2 的潤(rùn)滑油。裝畢完成的總成，經(jīng)抽查拆檢清洗后，用濾紙將油過(guò)濾后，其雜質(zhì)含量不得大于 0.12g。涂漆顏色應(yīng)符合 JB 2299 的規(guī)定。支重輪和配件應(yīng)可以使用一年或 1500h。 圖 5.11 支重輪裝配圖 29 第六章 拖鏈輪設(shè)計(jì) 6.1 拖鏈輪的工作原理 拖鏈輪作用：采用拖鏈輪是為了在引導(dǎo)輪與驅(qū)動(dòng)鏈輪之間減小履帶下垂，并且托住從驅(qū)動(dòng)鏈輪傳出的履帶松邊，以及當(dāng)嚙合中的履帶拉緊時(shí)用以引導(dǎo)履帶脫開嚙合，當(dāng)安裝一個(gè)拖鏈輪時(shí)，不應(yīng)將它放在輪距的中間，而是離驅(qū)動(dòng)鏈輪較近。值得注意的是，拖鏈輪直徑過(guò)小時(shí)，有可能發(fā)生履帶沿托鏈輪輪緣滑移，從而據(jù)安居輪緣的磨損，磨出一個(gè)“光平面”，從而導(dǎo)致拖鏈輪停止轉(zhuǎn)動(dòng)。 拖鏈輪安裝布置：將拖鏈輪安裝到挖掘機(jī)上時(shí)采用單臂支承 , 且 加高支承塊 , 使其下邊空間增大 , 避免行走時(shí)受淤泥及石塊的阻塞 , 同時(shí)也避免了履帶節(jié)與減速機(jī)支座之間的磨損 ,提高了行走的通過(guò)性。 6.2 拖鏈輪的結(jié)構(gòu) 拖鏈輪由拖鏈輪軸、浮動(dòng)油封座、拖鏈輪體、拖鏈輪蓋、螺釘、浮動(dòng)油封環(huán)、 o 型圈、圓錐滾子軸承組成。如下圖： 圖 6.1 拖鏈輪裝配圖 6.3 拖鏈輪技術(shù)要求 6.3.1一般要求 1.1 拖鏈輪應(yīng)按經(jīng)規(guī)定程序批準(zhǔn)的圖樣和技術(shù)文件制造，并應(yīng)符合本標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 1.2 拖鏈輪的外購(gòu) 件應(yīng)符合有關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)或行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，符合圖樣要求，并應(yīng)具有合格證。 1.3 所有零件應(yīng)清除銳角與毛刺，裝配前應(yīng)嚴(yán)格檢查外觀尺寸精度，并清洗干凈。 1.4 浮動(dòng)油封等密封零件的密封部位不得碰傷與劃傷。 30 1.5 浮動(dòng)油封 O形圈及浮封環(huán)外錐面不得沾油，浮動(dòng)油封 O形圈在裝配中不得扭曲。 1.6 裝配時(shí)壓裝的配合面及浮封環(huán)亮帶應(yīng)涂以少量潤(rùn)滑油。 1.7 裝配后按產(chǎn)品說(shuō)明書中規(guī)定的油牌號(hào)灌入 80%容量的干凈重負(fù)荷車輛齒輪油，不允許滲漏。 6.3.2熱處理質(zhì)量要求 熱處理質(zhì)量要求應(yīng)符合表 6.1 的 規(guī)定。 表 6.1 熱處理質(zhì)量要求 序號(hào) 零 件 名 稱 檢 測(cè) 項(xiàng) 目 單 位 質(zhì) 量 要 求 1 拖鏈輪體 表面硬度 HRC 5260 C， D淬硬層深度 mm 410 R 處淬火層深度 2 2 拖鏈輪軸 調(diào)質(zhì)硬度 HB 248293 3 浮動(dòng)油封 亮帶表面硬度 HRC 6072 6.3.3外觀與裝配質(zhì)量要求 拖鏈輪外觀與裝配質(zhì)量要求應(yīng)符合表 6.2 的規(guī)定。 表 6.2 外觀與裝配質(zhì)量 序號(hào) 檢 測(cè) 項(xiàng) 目 單 位 質(zhì) 量 要 求 1 外觀質(zhì)量 - 鑄、鍛、焊、加工件表面光潔，無(wú)明顯缺陷，油漆均勻、美觀 2 軸向竄動(dòng)量 mm 0.10.2 3 M10 螺栓擰緊力矩 N .m 55122 4 油塞擰緊力矩 N .m 157255 5 密封性能 - 加注 0.4MPa 壓力后 30s 內(nèi)不漏 6 油清潔度 g 0.12 7 轉(zhuǎn)動(dòng)性能 - 能夠用手轉(zhuǎn)動(dòng)，但感覺(jué)不緊不松 6.3.4使用壽命要求 拖鏈輪的使用壽命應(yīng)不低于 4000h。 6.4 拖鏈輪的組成零件設(shè)計(jì) 6.4.1拖鏈輪設(shè)計(jì)總概 履帶行走裝置結(jié)構(gòu)主要部件為“四輪一帶”，即 驅(qū)動(dòng)輪，引導(dǎo)輪，拖鏈輪，支重輪和履帶。在工程機(jī)械行業(yè)中，四輪一帶已經(jīng)有部分標(biāo)準(zhǔn)，可以根據(jù)履帶節(jié)距進(jìn)行選型，其具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)也可以參照標(biāo)準(zhǔn)。 托鏈輪具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和尺寸選擇可參考 JB/T 58-1999 31 液壓挖掘機(jī)拖鏈輪行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。根據(jù)履帶的節(jié)距 t=135mm，可得出拖鏈輪踏面直徑為 120mm，其它尺寸與技術(shù)要求可參考 JB/T 58-1999。 6.4.2拖鏈輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù) JB/T 58-1999，履帶節(jié)距為 135mm 的托鏈輪軸總長(zhǎng)為 143mm，軸的左端設(shè)計(jì)兩個(gè) M6的螺孔，同時(shí)需在軸上安裝兩個(gè)滾動(dòng)軸承，此兩段設(shè)計(jì)為 直徑分別為 30mm、 32mm，其結(jié)構(gòu)如圖 6.2、 6.3。 圖 6.2 拖鏈輪軸 autocad 圖 圖 6.3 拖鏈輪軸 proe圖 6.4.3拖鏈輪體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 拖鏈輪輪體的設(shè)計(jì)相對(duì)簡(jiǎn)單，其最大徑為 120mm，內(nèi)徑參考 JB/T 58-1999，其余結(jié)構(gòu)及尺寸設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)是能滿足使用要求，容易制造，盡量節(jié)省材料，外形美觀大方。輪體上有 3 個(gè)螺紋孔，與 M6的螺釘相連。此外，輪緣表面需經(jīng)高溫淬火， HCR 52 60。其具體結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖 6.4、 6.5、 6.6。 32 圖 6.4 拖鏈輪輪體 autocad 圖 圖 6.5 拖鏈輪左輪體 proe 圖 33 圖 6.6 拖鏈輪右輪體 proe 圖 6.4.3拖鏈輪蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 拖鏈輪蓋用來(lái)防止外界的雜物進(jìn)入引導(dǎo)輪體內(nèi)部。輪蓋的設(shè)計(jì)主要要考慮拖鏈輪結(jié)構(gòu)的完整性，合理性，設(shè)計(jì)時(shí)要避免其在結(jié)構(gòu)上與輪體等零件互相干涉，盡量要設(shè)計(jì)的美觀，容易制造，節(jié)省材料。輪蓋結(jié)構(gòu)見(jiàn)下面兩圖，其與輪體用 3 個(gè)螺栓連接。 圖 6.7 拖輪蓋 autocad 圖 34 圖 6.8 拖輪蓋 proe 圖 6.4.4浮動(dòng)油封座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 浮動(dòng)油封座是安裝浮動(dòng)油封并能調(diào)整浮動(dòng)油封環(huán)壓緊力的零件。一套浮動(dòng)油封裝在浮動(dòng)油封座腔內(nèi)。浮動(dòng)油封座的結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖 6.8、 6.9。 圖 6.8 浮動(dòng)油封座 autocad 圖 35 圖 6.9 浮動(dòng)油封座 proe 圖 36 第七章 設(shè)計(jì)小結(jié)與體會(huì) 通過(guò)這次小型履帶式液壓挖掘機(jī)底盤履帶、支重輪、拖鏈輪的設(shè)計(jì)，使我初步掌握了對(duì) autocad、 proe 軟件的使用，而且還很好的對(duì)以前所學(xué)的各類知識(shí)做了系統(tǒng)的復(fù)習(xí)與加深，并對(duì)工程設(shè)計(jì)的 流程有了一定的了解。這是我真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我的機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有好處。這次設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的感性和理性的認(rèn)識(shí)，為今后的工作打下了夯實(shí)的基礎(chǔ)。 在設(shè)計(jì)中得到了指導(dǎo)老師周友行教授以及姚師兄的細(xì)心幫助和支持，在此表示衷心的感謝。在設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。 37 參考文獻(xiàn) 1、周良德，朱泗芳等 . 現(xiàn)代工程圖學(xué) M.湖南科學(xué)技術(shù)出版社， 2002 2、吳宗澤， 羅圣國(guó) .機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) M.高等教育出版社， 2009 3、孔德文，趙克利，徐寧生 . 液壓挖掘機(jī) 工程機(jī)械設(shè)計(jì)與維修叢書 M.化學(xué)工業(yè)出版社， 2007 4、周建釗 .底盤結(jié)構(gòu)與原理 M.國(guó)防工業(yè)出版社 .2006 5、唐振科 .工程機(jī)械底盤設(shè)計(jì) M.黃河水利出版社， 2004 6、陳新軒 .現(xiàn)代工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)與底盤構(gòu)造 M.人民交通出版社， 2002 7、孔德文，趙克利 .底盤結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì) M.化學(xué)工業(yè)出版社， 2007 8、周建釗 .底盤結(jié)構(gòu)與原理 M. 國(guó)防工業(yè)出版社， 2006 9、唐經(jīng)世 .工程機(jī)械底盤 學(xué) M.西南交通大學(xué)出版社， 2002 10、郁錄平 .工程機(jī)械底盤設(shè)計(jì) M.人民交通出版社， 2004 38 附錄一：英文文獻(xiàn)翻譯 非圓齒輪與機(jī)械壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)優(yōu)化 1997 年 1 月 8 日研制 摘要：使用金屬成形方法來(lái)加工生產(chǎn)零件的質(zhì)量很大取決于壓力桿。在機(jī)械壓力傳動(dòng)時(shí)，有一種依賴于驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)角度速度比的非圓齒輪，提供了一種獲得這么動(dòng)作時(shí)間的新途徑，我們致力于為不同的優(yōu)化金屬成型運(yùn)作的制造。本文闡述了由漢諾威的大學(xué)研究所建成的金屬成形和金屬成形加工機(jī)床的使用原 型原則，它就是目前運(yùn)動(dòng)學(xué)以及在原型產(chǎn)生的力和力矩。此外，本文展示了如何使用拉深和鍛造的一個(gè)例子，幾乎所有的金屬成形操作可有利用于機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的非圓齒輪。 關(guān)鍵詞：壓力，齒輪，運(yùn)動(dòng)學(xué)。 1. 簡(jiǎn)介 提高質(zhì)量的要求在生產(chǎn)工程制造，所有的金屬成形以及在鍛造，有必要去攜手制定生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)。日益增長(zhǎng)的市場(chǎng)定位要求技術(shù)和經(jīng)濟(jì)條件都得到滿足。提高質(zhì)量、生產(chǎn)力、生產(chǎn)手段的創(chuàng)新解決方案 ,是一種用來(lái)維持和擴(kuò)大的市場(chǎng)地位的關(guān)鍵所在。 所生產(chǎn)的金屬部件 ,我們需要分清期間所需的形成過(guò)程和處理零件所需的時(shí)間。隨著我們必須添加一些必要的額 外工作，例如冷卻或潤(rùn)滑的模具一次成型過(guò)程。根據(jù)質(zhì)量和產(chǎn)量?jī)蓚€(gè)方面，產(chǎn)生了兩個(gè)最優(yōu)化方法。為了滿足這兩個(gè)方面，我們的任務(wù)是設(shè)計(jì)運(yùn)動(dòng)學(xué)形成過(guò)程中考慮到該進(jìn)程的要求，也考慮到的是改變部分以及與一個(gè)優(yōu)先線輔助運(yùn)作所需的時(shí)間短周期的時(shí)間。 2. 壓力機(jī)的要求 一個(gè)生產(chǎn)周期 ,這相當(dāng)于一個(gè)沖程來(lái)回壓的過(guò)程 ,大致經(jīng)歷了三個(gè)階段 :加載、成型和移除零件。相反 ,在加載和移除零件階段，我們經(jīng)常發(fā)現(xiàn)送料的薄板 ,尤其是在純粹的切割時(shí)候。為此，壓力泵必須要一個(gè)確定時(shí)間的最小高度。成型周期中桿應(yīng)該有一個(gè)特別速度曲線 ,它將會(huì)降到最低。這個(gè)轉(zhuǎn) 變期之間應(yīng)盡快來(lái)確保短周期時(shí)間。 短周期的要求是事件的原因 ,以確保通過(guò)高產(chǎn)量低成本的部分。基于這個(gè)原因，關(guān)于對(duì)大型汽車車身沖壓片機(jī)和自動(dòng) 1200/min、拉深 24/min 的沖程數(shù)是標(biāo)準(zhǔn)的做法。增加沖程數(shù)是為了減少設(shè)計(jì)的周期變化導(dǎo)致增加的壓實(shí)機(jī)械應(yīng)變率 , 然而，這對(duì)成形過(guò)程有很明顯影響 ,使它必須考慮參數(shù)確定過(guò)程和被它所影響。 在拉深成形過(guò)程中 ,當(dāng)敲打板塊時(shí)的撞擊速度應(yīng)盡量避免產(chǎn)生了深遠(yuǎn)影響。一方面 ,速度成形時(shí)必須充分潤(rùn)滑。另一方面 ,我們必須要考慮提高產(chǎn)量的相應(yīng)的壓力來(lái)增加造成更大的應(yīng)變速率力 ,這可能導(dǎo)致沖床半 徑一側(cè)的一部分過(guò)渡疲勞而導(dǎo)致斷裂。在鍛造時(shí)，停留時(shí)間短的壓力是可取的。隨著停留時(shí)間的壓力下降了模具的表面溫度將降低，其結(jié)果是熱磨損。這是提高抵消了由于機(jī)械磨損形成更大的力量，但由于增加的應(yīng)變率是較低的，因?yàn)檩^低的部分冷卻屈服應(yīng)力補(bǔ)償。目前，最佳短住壓力可以用有限元分析法萊分析。此外 ,避免由于成本降低磨損、短壓住時(shí)間也 39 是一個(gè)重要的技術(shù)要求的精密鍛造，近凈形部分有一個(gè)光明的未來(lái)。 高質(zhì)量的要求和高產(chǎn)量將只能通過(guò)一個(gè)機(jī)技術(shù) ,考慮到金屬成形過(guò)程的考察要求等同于減少工作的目標(biāo)成本。以前按設(shè)計(jì)已經(jīng)不能同時(shí)滿足這些技術(shù) 要求和經(jīng)濟(jì)的充分程度，或他們是非常昂貴的設(shè)計(jì)和制造，例如鏈接驅(qū)動(dòng)壓力機(jī)。這就需要尋找對(duì)泵創(chuàng)新設(shè)計(jì)的解決方案，它的設(shè)計(jì)應(yīng)主要標(biāo)準(zhǔn)化，模塊化，以降低成本。 3非圓齒輪的壓力傳動(dòng) 3.1 原則 使用非圓齒輪傳動(dòng)機(jī)械曲柄壓力機(jī)，它提供了一種新方式的技術(shù)和經(jīng)濟(jì)需求的壓力桿運(yùn)動(dòng)。一對(duì)非圓齒輪有不變的中心距 , 因此采用了電動(dòng)馬達(dá)，或由飛輪、曲柄和驅(qū)動(dòng)機(jī)制本身。制服驅(qū)動(dòng)器的速度傳送是通過(guò)一對(duì)非圓齒輪傳遞給非均勻的偏心軸。如果非圓齒輪的適當(dāng)設(shè)計(jì)，從動(dòng)齒輪的非均勻驅(qū)動(dòng)器會(huì)導(dǎo)致泵所需的行程時(shí)間行為。調(diào)查中心的金屬成形和金屬成 型機(jī)床(IFUM)漢諾威的大學(xué)已經(jīng)表明 ,在這個(gè)簡(jiǎn)單的方式所有相關(guān)的壓力桿的連續(xù)運(yùn)動(dòng)，可以達(dá)到各種成形過(guò)程。 此外從運(yùn)動(dòng)學(xué)和縮短生產(chǎn)周期，驅(qū)動(dòng)概念導(dǎo)致新的驅(qū)動(dòng)器的優(yōu)點(diǎn)被以下的良好性能所區(qū)分。因?yàn)樗且粋€(gè)機(jī)械壓力機(jī)，它具有高可靠性、低維護(hù)性和可預(yù)期性。對(duì)連桿壓力機(jī)的數(shù)量和軸承零件顯然是減少。首先，一個(gè)基本泵類型可以通過(guò)安裝不同的齒輪而進(jìn)一步改變?cè)O(shè)計(jì)，它根據(jù)客戶的要求而設(shè)計(jì)。不同環(huán)節(jié)的驅(qū)動(dòng)器，軸承的安裝位置不會(huì)隨著單一載荷方向的不同運(yùn)動(dòng)而改變。因此，上述要求的模塊化和標(biāo)準(zhǔn)化是考慮到時(shí)間和成本，它降低了設(shè)計(jì)和沖壓生 產(chǎn)成本。 3.2 原型 在金屬成型和金屬成型工具機(jī)（ IFUM） 1 架的 c 型泵，它已經(jīng)進(jìn)行了修整和安裝了非圓齒輪副。為達(dá)到這種目的，先前的背輪背一個(gè)行星齒輪組做取代。這項(xiàng)工作表明了存在的新型傳動(dòng)印刷機(jī)是可能的，在最后對(duì)標(biāo)準(zhǔn)壓力泵的改造在 Fig. 1 中進(jìn)行說(shuō)明。 圖表 1 壓力機(jī)設(shè)計(jì)是為了所受 1000KN 的柱塞力和 200KN 的沖壓模具緩沖力。 這一對(duì)非圓齒輪傳動(dòng)比平均為 1，每個(gè)齒輪輪齒有 59，直齒，模數(shù) 10mm（圖 2）齒面寬是 150mm，這些齒輪有漸開線輪齒。我假設(shè)了非圓曲線設(shè)計(jì)是以側(cè)面幾何設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)。因此，一個(gè)非圓齒輪的 齒形沿齒輪圓周而改變。盡管如此 ,它可以來(lái)自知名的梯形齒條 . 然而 4.5,提出了一種計(jì)算方法，它精確地把齒頂高和齒根高考慮在內(nèi)，進(jìn)行相應(yīng)的調(diào)整。 壓力機(jī)是為了在單一沖程模式下對(duì)零件進(jìn)行深拉而設(shè)計(jì)的。最高滑塊行程為 180mm，行程數(shù)32/min。在 140 毫米的沖壓速度幾乎保持 71mm/s 不變，它是靜點(diǎn)中心線到靜點(diǎn)中心線之前的速度。見(jiàn)圖 3。這種速度就相當(dāng)于液壓機(jī)工作的速度。這個(gè)速度影響到曲柄機(jī)構(gòu)，使其與擊打具有相同的數(shù)目相比較，速度都是 220m/。為了跟一個(gè)曲柄壓力機(jī)具有相同的平均速度擊打的數(shù)目不得不將減少一 半。短周期內(nèi)的機(jī)械改造將導(dǎo)致最后的向上運(yùn)動(dòng)。由于壓力機(jī)是運(yùn)行在單一的操作模式 ,在設(shè)計(jì)時(shí)對(duì)其做相關(guān)的處理沒(méi)有提出特別的要求。 驅(qū)動(dòng)機(jī)制的原型與非圓齒輪有另外一個(gè)有利的影響及其驅(qū)動(dòng)力矩（圖 4）。對(duì)于一個(gè)曲柄壓 40 力機(jī)的公稱力通?？梢越档挽o點(diǎn)之前把曲柄軸按正常方式旋轉(zhuǎn) 030 。這對(duì)應(yīng)于公稱力作用下相對(duì)于擊打力的 75%。若要達(dá)到 1000kN 標(biāo)準(zhǔn)力，該驅(qū)動(dòng)器已提供 45 kNm 的曲柄軸扭矩。該原型只要求對(duì)非圓齒輪傳動(dòng)增加額外的 30kNm 力矩。他們被傳送一個(gè)循環(huán)，非均勻的曲柄轉(zhuǎn) 矩，將導(dǎo)致一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)力在靜點(diǎn) 060 范圍內(nèi)變化。這相當(dāng)于 27.5%的行程。如果非圓齒輪副是在壓力機(jī)的工作范圍，我們總能找到類似的條件。這幾乎總是與板料成形及沖壓件有關(guān)。這樣可以設(shè)計(jì)一些較弱的機(jī)器零件，而且節(jié)約成本。 4. 進(jìn)一步的設(shè)計(jì)實(shí)例 利用二沖程時(shí)間行為的設(shè)計(jì)實(shí)例說(shuō)明了以下幾點(diǎn)。假設(shè)一系列的零件時(shí)通過(guò)壓力機(jī)來(lái)加工的。為了達(dá)到這一目的，壓力桿所需的速度和擊打成形速度要求假設(shè)成立必須量化。再者，處理零件所需的時(shí)間必須確定，而且必須假設(shè)在處理時(shí)壓力桿的最小高度。由此 ，我們?cè)O(shè)計(jì)動(dòng)作的順序，我們用數(shù)學(xué)含義來(lái)描述它。在 IFUM 中，由該研究所開發(fā)使用軟件程序。從這個(gè)數(shù)學(xué)描述的沖程運(yùn)動(dòng) ,我們可以計(jì)算出所需要的非圓齒輪速度比，從這我們可以得到齒輪的圓周曲線1.2.7。 在第一個(gè)例子，在深拉伸沖壓速度應(yīng)該是在靜止點(diǎn)前，金屬板材成形保持在至少超過(guò) 100mm，它的速度應(yīng)該是約 400m/s。讓行程數(shù)定為 30/min。第 450mm 以上擊打的地方，讓處理零件時(shí)間和曲柄壓力機(jī)在 25min/n 的擊打時(shí)間相同。圖 5 表明了沖程運(yùn)動(dòng)情況，這是由一對(duì)齒輪的描繪所獲得。該齒輪是通過(guò)他們的圓周率所描繪。 在 25/min 傳統(tǒng)的余弦曲線作為比較。除了生產(chǎn)周期時(shí)間減少了 20，應(yīng)把桿速度的影響也大大減少。下靜點(diǎn)前 110mm，當(dāng)使用曲柄機(jī)構(gòu)時(shí)，沖擊速度為 700mm/s，而當(dāng)使用非圓齒輪時(shí)僅僅只有 410mm/s。 第二個(gè)例子顯示了驅(qū)動(dòng)裝置是用于鍛造。在圖 6 中，常規(guī)鍛造曲軸的行程時(shí)間是相對(duì)于在圖片中說(shuō)明非圓齒輪壓力運(yùn)動(dòng)學(xué)。曲柄壓力機(jī)的周期時(shí)間是 0.7s、行程數(shù)是 85/min 和標(biāo)準(zhǔn)力是 20mn。它的保壓時(shí)間為 86ms 與 50mm 的成形部份時(shí)間。非圓齒輪壓力機(jī)描繪的保壓描繪時(shí)間67%減少至 28ms。因此，它達(dá)到了和錘子一樣的 幅度。通過(guò)增加 1.5 倍的沖程數(shù)，周期時(shí)間縮短至 46mm。盡管如此 ,處理時(shí)間依舊與常規(guī)非圓齒輪曲柄壓力機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)相同。在這種情況下為了實(shí)現(xiàn)這些運(yùn)動(dòng) ,傳統(tǒng)的圓弧齒輪可以作為驅(qū)動(dòng)裝置，安排偏心。這為齒輪制造降低了成本。 這些例子表明，不同的運(yùn)動(dòng)可以通過(guò)使用非圓齒輪驅(qū)動(dòng)裝置實(shí)現(xiàn)。在同一時(shí)間內(nèi)，這個(gè)驅(qū)動(dòng)器的實(shí)用潛力用實(shí)現(xiàn)理想的運(yùn)動(dòng)學(xué)變得清晰，而且生產(chǎn)周期時(shí)間減少。例如，通過(guò)不同的例子，如果運(yùn)動(dòng)的順序?qū)σ幌盗袎毫C(jī)生產(chǎn)零件有利，可能增加拉深成形后的速度。 5總結(jié) 高生產(chǎn)率，降低成本和保證產(chǎn)品質(zhì)量的高要求，這時(shí)所有制造 公司所期望的，特別適用于公司的金屬加工領(lǐng)域。這種情況導(dǎo)致我們重新考慮壓力傳動(dòng)機(jī)的使用。 對(duì)曲柄與非圓齒輪傳動(dòng)壓力機(jī)的描述，使我們能夠優(yōu)化簡(jiǎn)單的機(jī)械壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)。這意味著周期時(shí)間縮短 ,以達(dá)到高生產(chǎn)率和運(yùn)動(dòng)學(xué)的成形工藝的要求。這個(gè)設(shè)計(jì)工作需要很低。相對(duì)于多連桿壓力機(jī)驅(qū)動(dòng)器，可以實(shí)現(xiàn)其他運(yùn)動(dòng)學(xué)在其他齒輪軸承位置不改變時(shí)的壓力機(jī)構(gòu)建使用。 41 這使壓力機(jī)模塊化和標(biāo)準(zhǔn)化。 6致謝 作者想表達(dá)他們的謝意，感謝德國(guó)機(jī)床制造商協(xié)會(huì) (VDW),位于德國(guó)法蘭克福，其經(jīng)濟(jì)援助以及一些成員，感謝他們的支持。 7. 參考文獻(xiàn) 42 附錄二 :英文文獻(xiàn)原文 Optimized Kinematics of Mechanical Presses with Noncircular Gears E. Doege ( l ) , M. Hindersmann Received on January 8, 1997 Abstract： The quality of parts manufactured using metal forming operations depends to a large degree on the kinematics of the press ram. Non-circular gearsy to obtain those stroke-time behaviours we aim at as an optimum for the various metal forming ope with a rotational-angle-dependent speed ratio in the press drive mechanism offer a new wa rations in terms of manufacturing. The paper explains the principle using a prototype press which was built by the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools at Hanover University. It will present the kinematics as well as the forces and torques that occur in the prototype. Furthermore, the paper demonstrates using one example of deep drawing and one of forging that the press drive mechanism with non-circular gears may be used advantageously for virtually all metal forming operations. Keywords: Press, Gear, Kinematics 1 lntroductior Increasing demands on quality in all areas of manufacturing engineering, in sheet metal forming as well as in forging, go hand in hand with the necessity to make production economical. Increasing market orientation requires that both technological and economic requirements be met. The improvement of quality, productivity and output by means of innovative solutions is one of the keys to maintaining and extending ones market position.In the production of parts by metal forming, we need to distinguish between the period required for the actual forming process and the times needed to handle the part. With some forming processes we have to add time for necessary additional work such as cooling or lubrication of the dies. This yields two methods of optimization, according to the two aspects of quality and output. In order to satisfy both aspects, the task is to design the kinematics taking into account the requirements of the process during forming； also to be considered is the time required for changing the part as well as for auxiliary operations in line with the priority of a short cycle time. 2 Pressing Machine Requirements One manufacturing cycle, which corresponds to one stroke of the press goes through three stages: loading,forming and removing the part. Instead of the loading and removal stages we often find feeding the sheet, especially in sheer cutting. For this, the press ram must have a minimum height for a certain time. 43 During the forming period the ram should have a particular velocity curve,which will be gone into below. The transitions between the periods should take place as quickly as possible to ensure short cycle time. The requirement of a short cycle time is for business reasons, to ensure low parts costs via high output. For this reason stroke numbers of about 24/min for the deep drawing of large automotive body sheets and 1200/min for automatic punching machines are standard practice.Increasing the number of strokes in order to reduce cycle times without design changes to the pressing machine results in increasing strain rates, however. This has a clear effect on the forming process, which makes it necessary to consider the parameters which determine the process and are effected by it. In deep drawing operations, the velocity of impact when striking the sheet should be as low as possible to avoid the impact. On the one hand, velocity during forming must be sufficient for lubrication. On the other hand, we have to consider the rise in the yield stress corresponding to an increase in the strain rate which creates greater forces and which may cause fractures at the transition from the punch radius to the side wall of the part. In forging, short pressure dwell time is desirable. As the pressure dwell time drops the die surface temperature goes down and as a result the thermal wear This is counteracted by the enhanced mechanical wear due to the greater forming force, but the increase due to the strain rate is compensated by lower yield stress because of the lower cooling of the part. The optimal short pressure dwell can nowadays be determined quantitatively using the finite element method 3. In addition to cost avoidance due to reduction in wear, short pressure dwell time is also an important technological requirement for the precision forging of near net shape parts, which has a promising future. The requirements of high part quality and high output will only be met by a machine technology which takes into account the demands of the metal forming process in equal measure to the goal of decreasing work production costs. Previous press designs have not simultaneously met these technological and economical requirements to a sufficient extent, or they are very costly to design and manufacture, such as presses with link drives 6. This makes it necessary to look for innovative solutions for the design of the press. Its design should be largely standardized and modularized in order to reduce costs 6. 44 Fig 1. Prototype press 3 Press Drive with Noncircular Gears 3.1 Principle The use of non-circular gears in the drive of mechanical crank presses offers a new way of meeting the technological and economic demands on the kinematics of the press ram. A pair of non-circular gears with a constant center distance is thus powered by the electric motor, or by the fly wheel, and drives the crank mechanism itself.The uniform drive speed is transmitted cyclically and non-uniformly to the eccentric shaft by the pair of noncircular gears. If the non-circular gear wheels are suitably designed, the non-uniform drive of the driven gear leads to the desired stroke-time behaviour of the ram. Investigations at the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools (IFUM) of Hanover University have shown that in this simple manner all the relevant uninterrupted motions of the ram can be achieved for various forming processes 2. Apart from, the advantages of the new drive, which result from the kinematics and the shortened cycle time, the drive concept is distinguished by the following favourable propertties. Because it is a 45 mechanical press, high reliability and low maintenance may be expected. In comparision to linkage presses the number of parts and bearings is clearly reduced. Above all, a basic press type can be varied without further design changes by installing different pairs of gears, designed according to the demands of the customer. Unlike link drives, bearing locations and installations do not change within one load class as a result of different kinematics. Thus the above mentioned requirement of modularization and standardization is taken into account Reductions in time and costs are possible for the design and press manufacture. 3.2 Prototype At the Institute for Metal Forming and Metal Forming Machine Tools (IFUM) a C-frame press has been remodeled and a pair of non-circular gears was installed. The previous backgears were replaced by a planetary gear set for this purpose. The work carried out shows that remodeling of existing presses for the new drive is possible. The state of the press at the end of the remodelling is shown in fiqure 1. The press is designed for a nominal ram force of 1,000 kN and 200 kN of the die cushion. The center distance of the non-circular gears is 600 mm. The pair of non-circular gears has an average transmission ratio of 1.Each gear wheel has 59 gear teeth, straight-toothed,module 10 mm (fiaure 2). The face width is 150 mm. The gears have involute gear teeth. We assume a non-circular base curve for the design of the flank geometry. As a result the tooth geometry of a non-circular gear varies along the circumference. In spite of this, it can be derived from the well-known trapezium rack, however 4, 51. An algorithm for the computation, which takes the addendum and dedendum into account exactly, has been developed. 46 Fig. 2 View of the gears from the rear The press is designed for deep drawing of flat parts in single stroke operation mode. The maximum ram stroke is 180 mm, the number of strokes 32/min. At a stroke of 140 mm the ram velocity almost remains constant 71 mmls from 60 mm before lower dead center until lower dead center, see fiqure 3. Thus the velocity corresponds to the working velocity of hydraulic presses. The velocity of incidence of a crank mechanism with the same number of strokes would be 220 mmls, in comparison. In order to keep the same average velocity with a crank press, the number of strokes would have to be halved. The short 47 cycle time of the remodelled machine results from the fast upward motion. Because the press is run in single stroke operation mode, no particular requirements were made concerning handling time during design. The drive mechanism of the prototype with non-circular gears has in addition a favourable effect on the ram forces and the driving torques (ficlure 4). For a crank press the nominal force is normally available at 30 rotation of the crank shaft before the lower dead center. This corresponds to a section under nominal force of only 7 5% relative to the stroke. To reach the nominal force of 1,000 kN, the drive has to supply a torque of 45 kNm at the crank shaft. The prototype only requires 30 kNm on account of the additional transmission of the non-circular gears. They are transmitted to a cyclic. non-uniform crank shaft torque, resulting in a nominal force range from 60 to the lower dead center. This corresponds to 27.5% of the stroke. We always find similar conditions if the pair of non-circular gears is stepped down in the operating range of the press. This will almost always be the case with sheet metal forming and stamping. It is thus possible to design some machine parts in a weaker form and to save costs this way. 4 Further Design Examples Using the examples of two stroke-time behaviours the design is illustrated in the following. A range of parts is assumed which are to be manufactured by the press. For this purpose the ram velocity requirements and the forming section of the assumed stroke need to be quantified.Furthermore, the time needed for the handling of the part needs to be determined, and also the minimum height which the ram has to assume during the handling. From this, we design the sequence of movements, and we describe it mathematically. At the IFUM, a software program developed by the institute is used. From this mathematical description of the stroke-time behaviour we can calculate the speed ratio of the non-circular gears needed.From this we obtain the rollcurves of the gears l, 2, 7. In a first example the ram velocity in deep drawing is supposed to be constant during the sheet metal forming at least over 100 mm before the lower dead center and it is supposed to be about 400mm/s. Let the number of strokes be fixed at 30/min. Above 450mm section of stroke, let the time for the handling of the part be the same as for a comparable crank press with 25 strokes per minute. Fiqure 5 shows the stroke-time behaviour , which is attained by the sketched pair of gears. The gear wheels are represented by their rollcurves. The conventional cosine curve at 25/min is given for comparison. In addition to the reduction of cycle time by 20%, the ram velocity of impact onto the sheet is also considerably reduced.110 mm before the lower dead center, the velocity of impact is 700 mmls when using the crank mechanism and only 410 mm/s when operated with non-circular gears. A second example shows a drive mechanism as is used for forging. In fioure 6, stroke-time behaviour of a conventional forging crank press is compared with the kinematics of the press wit