整体式履带行走机构驱动轮设计及CAE分析

整体式履带行走机构驱动轮轮齿设计及CAE分析

郭赟、王宇

（三一重型装备有限公司，沈阳110027）

摘要：驱动轮作为煤矿机械行走机构的关键零件，其结构的优劣直接影响设备性能及行走机构的使用寿命。本文介绍两种驱动轮轮齿的结构设计方法，并且进行CAE分析，验证安全系数。

关键字：驱动轮；结构设计；安全系数

Abstract:It is a key part that the drive wheel is in traveling mechanism of coal mine machinery,such configuration is well or not that will make a impact on equipment performance and life of traveling mechanism.The article introduce that there are two sorts of configuration and comparing with them, and making CAE analysis to validate safety factor.

Key words: drive wheel; wheel-tooth configuration design; safety factor

0引言

煤矿机械的主要工作场所是煤矿巷道，巷道工作面空间狭小，如果机械零部件发生故障，维修很不方便，这决定了机械零部件要有很高的可靠性。煤矿掘进机械全部采用履带行走机构，在掘进设备工作时，经常需要前后运动以及从此工作面移向另一工作面，并且在巷道有坡度时，掘进设备还需要上山或下山移动，这决定了行走机构要有很高的可靠性。行走部驱动轮作为煤矿机械行走机构的关键零件，其结构的优劣直接影响设备性能及行走机构的使用寿命。

1行走机构简介

大多数工程机械都采用履带行走机构，履带又分为组合式履带与整体式履带。地上路面工程机械大多数采用组合式履带行走机构，组合式履带由履带节、履带销、销套、履带板和履带螺栓等组成，各零件个单独更换，且泥沙不易进入销套内，但拆装困难。与组合式履带啮合传递动力驱动轮可以参照GB/T 1243-1997制造。

国内煤矿机械行走机构几乎都采用整体式履带板，履带板整体制造，制造拆装简单，成本低，低速行走功率损耗小。驱动轮与履带啮合属于非共轭啮合传动，在传动过程中，节距的积累偏差主要反应在啮合齿上，啮合的齿数越多，这个偏差的影响越大，在这钟情况下，整体式履带的驱动轮都采用特殊啮合方式设计，即履带节距比驱动轮节距小1%～5%，这时，只有最前面一个轮齿和即将脱出啮合的一个节销在啮合，其他节销都和各齿不接触。特殊啮合的优点是，节销退出啮合时不发生冲击，以及当履带因磨损而节距增大时，就变成正常啮合。

2驱动轮轮齿结构设计

行走机构的整体高度决定驱动轮分度圆的大小，分度圆大小又与驱动轮齿数以及节距有关。驱动轮与履带板节距可以按照MT/T 579-1996《悬臂式掘进机履带板及其销轴》选取，也可以根据行走机构实际情况在此标准基础上进行调整。

2.1两圆弧轮齿

驱动轮设计所涉及的参数有：

p —节距；

Z —驱动轮旋转一圈，参与啮合的工作齿数（一般选10～15）；

d0 —度圆直径；

d —滚子直径（根据履带板结构确定）；

d a—齿顶圆直径；

d f—齿底圆直径；

b —齿宽

计算公式有：

z

p d 180s i n 0= ——— （公式一）； d d d a )0.18.0(0～+= ——— （公式二）

； d d d f -=0 ——— （公式三）；

b l = 0.4p ——— （公式四）；

具体作图步骤如下（作图轨迹见图1）：

1）、在分度圆上取任意一点为点A ，以点A 为圆心，分别以p 、（1+0.03）p 为半径作弧，交于分度圆点B 、点C ；

2）、以点A 为圆心，d 为半径作弧；以点C 为圆心，p 为半径作弧，两弧交于点D ；

3)、以点D 为圆心，p 为半径作弧，与经过点B 的弧交于点E ；

4）、以点E 为圆心，p-d/2为半径作弧；以点A 为圆心，d 为直径作弧，两圆弧相切，即驱动轮一个轮齿齿廓的一半；

5）、根据履带板结构，计算出相邻滚子圆心距e ；

6）、重复步骤1）～6），画处该轮齿齿廓的另一半，即两圆弧相切轮齿齿廓设计完成。

图1

2.2三圆弧-直线轮齿

该结构来源于GB/T 1243-1997，主要不同之处在于，驱动轮齿形半角2/γ包含有一个补偿角γ′。补偿角γ′越大，分度圆齿厚越小，所以在确定补偿角γ′时，要根据履带板结构，以及强度校核公式进行调整。需要有补偿角γ′的计算公式有：

1）、齿顶圆弧中心O3的坐标：

)'180cos(

3.1γ-⨯⨯=z

d W ———（公式五）； )'180s i n (3.1γ-⨯⨯=z

d V ———（公式六）； 2）、齿形半角2/γ：

'z 64172/γγ+︒-︒= ———（公式七）； 其余公式与GB/T 1243-1997所提供的公式相同，这里不再赘述。

3、强度校核

校核驱动轮轮齿的弯曲强度和挤压强度。

弯曲疲劳强度：=F σW Th ≤[lim F σ] ———（公式八）

； 接触疲劳强度：=H σ0.418)12/1(2R

d b TE l -⨯≤[lim H σ] ———（公式九）； 式中T ——— 驱动轮圆周力

h ——— 齿高

W ——— 抗弯截面系数

E ——— 材料的弹性模量

R ——— 接触点处齿形的曲率半径

b l ——— 链轮齿宽

d ——— 滚子直径

以p=150mm ，z=10，d =60mm 为例，取分度圆齿宽42mm ，查手册lim F σ= 300MPa ；lim H σ=750MPa 绘制上述两中驱动轮轮齿，测量两种齿形的齿高分别为h 1=28.1mm ；h 2= 28.6mm ，计算抗弯截面系数W ，并根据公式八、公式九计算得出1F σ= 144.37MPa ；2F σ =142.46MPa ；1H σ=2H σ=128.64MPa ；安全系数S F1=lim F σ /1F σ=2.07；S F2=lim F σ/1F σ=2.11；S H1=S H2=lim H σ/1H σ=5.83。

4、利用ANSYS workbench 软件进行CAE 分析

通过ANSYS workbench 软件进行CAE 分析，验证驱动轮轮齿的安全系数。

如图二 两圆弧轮齿所示，最大等效应力是132.36MPa ，链轮材料的弯曲极限应力是930MPa ，所以最大等效安全系数是Se = 930/132.36 = 7.03。

如图三 三圆弧-直线轮齿所示，最大等效应力是134MPa ，链轮材料的弯曲极限应力是930MPa ，所以最大等效安全系数是Se = 930/134 = 6.94。

图二 两圆弧轮齿