履带机构论文（精选7篇）
履带机构论文 篇1
履带推土机的差速转向机构结构复杂、性能优越,是推土机的高端配置,其中的差速转向液压系统为其核心技术。目前,美国卡特彼勒D6至D9型中的N、R、T系列推土机,以及日本小松D65EX、D85EX、D155AX和D275AX型推土机采用该项技术。此外,德国利勃海尔的静液压推土机也可以实现差速转向功能。
采用差速转向机构的推土机,可对左、右履带进行无级、精确差速控制,实现原地和带载状态下平稳、精确转向。此类推土机转向时2条履带始终传力,可以不降低平均行驶速度,因此工作效率高,可避免单侧履带转向时可能产生的打滑现象,这对推土机适应湿地、山地和作业空间较小的工况有特殊意义。
1.左端输出轴2、8、13.行星架3、7、12.行星齿轮4、6、11.行星排齿圈5.大锥齿轮9、17.锥齿轮副10.传动轴14.右端输出轴15、16、18.太阳轮A——变速器输入端B——转向马达输入端Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ——行星排
一、差速转向机构组成与工作原理
如图1所示,履带式推土机的差速转向机构为双功率差速式转向机构,由3个行星排、变速器输入端的锥齿轮副9、转向液压马达输入端的锥齿轮副17,以及左、右端输出轴1、14 (与终端传动连接、驱动履带转动)等组成。
差速转向机构的2路功率中,一路从变速器A输入(包括行驶速度和方向),另一路来自转向马达B(包括左、右转向)。差速转向机构应用转向马达的功率输入来增加一侧履带的速度,同时减小另一侧履带的速度,从而使两侧履带产生速度差,实现推土机转向。
转向马达的旋转方向决定推土机的转向方向;转向马达的旋转速度决定推土机转向的缓、急,即转向半径的大与小。为保证推土机的直线行驶功能,须将I和HI行星排的结构参数设计为完全相等。为保证推土机能够绕自身中心原地转向,须将Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ行星排的结构参数取为α1=α3=α2-1,其运动学和动力学原理本文不再叙述。
履带推土机差速转向机构动力传输路线如图2所示。发动机的动力经分动箱、变矩器到变速箱和中央传动,再经锥齿轮副分为2个方向,经Ⅱ和Ⅲ行星排分别传至左、右端输出轴。此时左、右两端输出轴的转速相等、旋转方向相同,推土机直线行驶。当差速马达的转向功率与变速总成的牵引功率叠加时,即可实现推土机的差速转向功能。
二、差速转向液压系统
1.推土机液压系统
如图3所示,履带推土机液压系统多为开式回路,由油箱1、变量柱塞泵2、多路阀组3、转向马达4、松土器转角缸7、松土器升降缸8、推土铲侧倾缸12和推土铲升降缸13等组成。
该系统采用变量柱塞泵2,通过多路阀组3为差速马达4、松土器转角缸7、松土器升降缸8、推土铲侧倾缸12和推土铲升降缸13提供压力油。其采用负荷传感控制,具有压力补偿功能,由多路阀组3上控制元件发出的反馈信号调整变量柱塞泵2的斜盘倾角,从而使变量柱塞泵2供油量发生变化。
由于变量柱塞泵2的供油压力与执行元件(转向马达4和各组液压缸)负载压力差保持不变(供油压力高于控制阀负载信号油压2.1 MPa),使得转向马达4和各组液压缸在其控制阀阀芯开度确定时,压力油输出流量不随负载变化。美国卡特彼勒早期N、R系列推土机多采用该形式液压系统。
2.差速转向液压系统结构形式
履带推土机差速转向液压系统结构形式分为开式回路和闭式回路2种,现分述如下。
(1)开式回路
开式差速转向液压系统布置如图4所示。采用开式回路时,推土机整机液压系统与其差速转向液压系统可一体集成,A10V0型变量柱塞泵工作最高压力38.5 MPa,转向马达平衡阀最高压力41.5 MPa,采用手动或先导操纵。该系统采用负荷传感技术,各控制阀工作压力可分别设定,泵、阀、马达及管路布置也较为方便。
若将开式差速转向液压系统,采用容积节流调速,并与工作装置液压系统组成整机液压系统,可使其具有效率高、发热少的优点,并且结构简单,使用和维护比较方便。同时,由于采用变量柱塞泵与调速阀相配合对各执行元件进行调速,使得各回路的稳定性较高。但由于采用节流调速,不可避免地存在溢流和节流损失。
1.油箱2.变量柱塞泵3.多路阀组4.转向马达5.转向阀6.松土器转角阀7.松土器转角缸8.松土器升降缸9.松土器升降阀10.推土铲升降阀11.推土铲侧倾阀12.推土铲侧倾缸13.推土铲升降缸
(2)闭式回路
闭式差速转向液压系统原理如图5所示。采用闭式回路时,差速转向液压系统将与推土机整机液压系统分开,从而形成相对独立的2个控制回路。
差速转向液压系统闭式回路采用容积调速系统,由转向泵(变量柱塞泵)、转向马达(定量)、滤油器及冷却器等组成。其属于HD (单输出先导液控)型控制,内置补油泵兼作供油和先导控制泵。而工作装置液压系统则为开式回路,采用负荷传感、压力补偿变量柱塞泵。该回路输出流量不随负载变化而变化,反馈信号通过控制变量柱塞泵的活塞移动来控制斜盘摆角。
闭式差速转向液压系统A4VG型转向泵额定工作压力为40MPa,过载溢流阀压力设定为45MPa,补油泵兼做先导泵。该系统技术先进,具有压力补偿和负荷传感性能,同时高压闭式柱塞泵与马达系统配套容易,技术成熟可靠。而开式工作装置液压系统压力—般仅为24 MPa左右,采购此压力等级的变量柱塞泵、液压阀组也较容易。
1.推土铲侧倾阀2.推土铲升降阀3.松土器控制阀4.多路阀进油阀5.多路阀组6.主安全阀7.背压阀8.工作泵9.松土器转角缸10.松土器升降缸11.松土器分配阀12.转向马达13.转向泵总成14.转向先导阀15.油冷器16.旁通及压力控制阀17.推土铲升降缸18.推土铲快降阀19.推土铲侧倾缸20.压力滤油器21.油箱22.多路阀底阀
采用闭式差速转向液压系统的推土机,工作装置多采用容积节流调速回路,其变量泵输出的流量总与定量马达的负载流量一致,不存在节流和溢流能量损失,工作效率较高。但该系统在负载增加状况下,可能因变量泵内泄漏量增大而速度不稳定。闭式回路要求较高的制造精度,加上其结构比较复杂,因此造价较高。
三、技术升级途径
实现国内大中型推土机差速转向的技术升级,涉及到推土机传动系统和液压系统的改进。目前国内差速转向机构中传动系统零部件配套已比较成熟,但液压系统仍未能实现配套,其中开式差速转向液压系统中的大流量(300 L/min)、高压力(40 MPa)阀体制作难度较大,如能攻克此技术瓶颈,采用开式差速转向液压系统不失为一种好的选择。而闭式差速转向液压系统虽然结构复杂、成本较高,但实施技术难度较小,卡特彼勒、小松近年来升级的推土机也逐步采用了闭式回路。
从目前来看,国内大中型推土机实现差速转向功能,可配置闭式差速转向液压系统和开式工作装置液压系统。闭式差速转向液压系统的转向泵可采用博世力士乐A4VG、萨奥90和林德HPV系列变量柱塞泵,转向马达可采用博世力士乐A2FE插装式定量马达,工作装置液压系统可采用博世力士乐A10V0系列或萨奥、林德、哈威等品牌的变量柱塞泵。
履带液压张紧缓冲机构的设计计算 篇2
1 张紧机构的组成及原理
钻车的张紧机构, 主要由连接架、缓冲弹簧、张紧油缸、注油阀组成。借助黄油枪将黄油压入油缸内, 油缸伸出, 使履带获得一定的张紧力, 当履带在运行中遇到冲击时, 冲击力的变化使弹簧不断伸或缩, 从而起到缓冲的作用。
2 主要设计参数分析
2.1 钻车前进时张紧机构的张紧力
如图1所示, 履带的上方区段为松边, 履带对引导轮的作用力由靠近引导轮端的履带段的下垂量来确定, 最大下垂量可认为是履带段L的中间点, 下垂量h一般取:h= (0.015~0.03) L。
式中:h为履带的下垂量, mm;
L为引导轮与拖轮之间的距离, mm;
履带对引导轮的作用力F由下垂段的履带板的重力作用下产生的拉力来确定:式中:F为履带对引导轮的作用力, N;W为单块履带板总成的重量, N;
A为链轨节距, mm;
a为下垂段履带理想方向与水平方向的夹角, (°) 。
钻车在前进时张紧机构所受的张紧力
2.2 履带行走机构后退时张紧机构的张紧力
如图2所示。除了驱动轮与支重轮之间的履带为松边外, 其余各段均为紧边, 此时的驱动力等于履带的行驶阻力
式中:f为滚动阻力系数
G为附着重量N
此时履带对引导轮的作用力为F2:
式中:T为作用在单条履带上的行驶阻力N
所以在后退时张紧机构的预设张紧力F3应为:
由式 (1) 、 (2) 、 (3) 、 (4) 比较可以得出F3>F2, 即在后退时履带将引导轮向后拉动的距离t最大, 并累积在松边, 若移动距离t过大, 则有脱链的危险, 所以为保证后退行驶, 在设计张紧机构时, 张紧力应以后退时的履带对引导轮的拉力为设计依据。
2.3 弹簧的设计选型原则
弹簧参数的选择和弹簧座、张紧轮支座的连接方式及驱动轮位置等因素有关。其主要参数如下:
(1) 弹簧的预紧力P=F3。
(2) 弹簧工作行程终了时的压缩力Pn= (1.5~2) P。
(3) 弹簧工作行程需考虑履带和驱动轮卡入石块时能脱离啮合, 即工作行程fv为:
式中:DKe为驱动轮齿顶圆直径, mm;
DKi为驱动轮齿根圆直径, mm;
tmax为引导轮向后的最大偏移量, mm;
弹簧其他参数可参考设计手册。
2.4 张紧油缸的设计
此油缸为单作用液压缸, 其主要设计参数为液压缸缸径D (mm) 和液压缸行程D (mm) 。
式中:P为液压缸额定压力, MPa;
当履带因销轴与销孔磨损而延长时, 张紧机构可以对其补偿调节, 也可以拆掉一块履带板并恢复履带的正常张紧度。因此, 液压张紧机构张紧油缸行程S必须有一定调节行程。
3 结语
履带行走机构的张紧机构的设计原则如下。
(1) 当履带行走机构受到冲击载荷或跨越障碍时, 能完全补偿履带的曲线变化, 以防止履带行走机构零件过载。
(2) 在正常工作条件下, 预紧力能保证引导轮不会因为履带跳动而后移, 因此张紧机构必须有合适的预紧力。
(3) 张紧油缸必须有一定的调节行程以使履带保持张紧度。
以上分析及设计方法为张紧机构的设计提供了依据。在钻车的履带行走机构中依据上述方法确定主要参数, 可满足设计要求, 使用实践证明上述参数的确定方法是合理的。
参考文献
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履带机构论文 篇3
履带车辆的转向性能直接反映了车辆行驶的机动性、准确性。转向性能影响因素较多, 转向性能不仅与转向操纵输入、地面性质、行驶速度等因素有关, 还受所装备的转向机构影响, 目前研究履带车辆转向性能的文献大多不考虑具体的转向机构[1,2,3,4,5]。液压机械差速转向机构是复合了液压传动和机械传动的履带车辆新型转向机构, 在大功率履带拖拉机、工程车辆及装甲车辆等领域有着良好的应用前景[1,6,7,8,9,10]。
考虑车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移等因素, 通过对履带车辆转向受力状况进行分析与计算, 笔者建立了履带车辆液压机械差速转向机构转向动力学模型, 参考某型号橡胶履带车辆, 采用仿真分析及试验方法, 对履带车辆转向性能进行了研究。研究结果为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论基础。
1 转向受力分析与计算
1.1 受力分析
假设车辆向右转向, 车辆水平面内的受力状况如图1所示, oxy为静坐标系, o′x′y′为随车辆运动的动坐标系, 车辆受到驱动力Fq (内侧履带驱动力Fq1和外侧履带驱动力Fq2) 、转向阻力Fz (内侧履带转向阻力Fz1和外侧履带转向阻力Fz2) 、工作阻力Fw及行驶阻力Ff (内侧履带行驶阻力Ff1和外侧履带行驶阻力Ff2) 等的共同作用, 对高速转向的车辆还要考虑转向离心力Fcent (Fcent x和Fcent y) 的影响。
1.2 假设条件
履带车辆的转向受力计算较为复杂, 为便于研究, 作如下假设:
(1) 车辆在水平硬地面上转向行驶, 转向阻力仅表现为地面附着力, 不考虑剪切阻力和推土阻力。
(2) 车辆转向时, 地面附着力足够大, 接地履带未全滑转。
(3) 车辆静止时, 两侧履带接地压力均匀分布。
(4) 车辆转向时, 发动机油门开度保持不变。
(5) 车辆质心与其几何中心重合。
(6) 忽略空气阻力的影响, 滚动阻力系数和地面附着系数为定值。
1.3 受力计算
1.3.1 驱动力
驱动力与地面性质、接地履带的滑转 (滑移) 有关, 但其产生的来源是通过车辆动力传动系统传递的发动机动力。对不同的转向机构, 发动机传递到内侧履带、外侧履带的驱动力不同, 进而影响履带车辆的转向性能, 目前已有的履带车辆转向动力学模型在计算驱动力时并未考虑转向机构的影响, 仅根据地面与接地履带的相互作用关系进行计算。
采用液压机械差速转向机构的履带车辆的内侧履带、外侧履带驱动力均可根据发动机转矩计算得到, 二者具有确定的计算关系。采用图2所示液压机械差速转向机构[8]的车辆内外侧履带驱动力按下式计算:
式中, α为行星排特性参数;λ1、λ2分别为内侧、外侧液压功率分流比[10];ig为直驶变速系统传动比;iz为中央传动比;if为定轴齿轮传动比;iy为马达后传动比;im为最终传动比;Me为发动机转矩;rq为驱动轮半径。
1.3.2 转向阻力
内侧履带、外侧履带转向阻力按横向附着力计算, 即
式中, L为履带接地长度;B为履带轨距;b为履带宽度;μ为地面附着系数;p1、p2分别为内侧履带、外侧履带接地压力。
p1、p2的计算式如下[11]:
式中, m为车辆质量;hg为质心高。
1.3.3 工作阻力
履带车辆通常与配套工作装置一起完成各种作业, 其作业种类多, 作业方式复杂, 工作阻力可按不同作业类型分别计算。
以铧式犁作配套工作装置为例进行计算, 其工作阻力为
式中, kp为土壤比阻;z为犁铧数;bp为单体犁铧的宽度;hp为耕作深度。
1.3.4 行驶阻力
行驶阻力根据滚动阻力系数和履带接地压力计算, 内侧履带、外侧履带行驶阻力分别为
式中, f为履带滚动阻力系数。
1.3.5 转向离心力
转向离心力在x′、y′方向的分力分别为
式中, v为车辆速度;D为转向中心线偏移量;Rc为转向中心到车辆纵向中心线垂直距离。
2 转向动力学模型及求解方法
2.1 转向动力学模型
当履带车辆在水平地面上稳态转向行驶时, 其纵向、横向所受力的合力及各力对车辆质心的合力矩为零。在图1坐标系下, 其转向动力学模型为
式中, β为工作阻力与y′轴的夹角;lT为工作装置挂接点到车辆质心的距离。
2.2 模型求解方法
转向动力学模型为非线性方程组, 采用Newton-Raphson方法进行求解, 流程如图3所示。其中, A1、A2分别为内侧履带、外侧履带速度瞬心偏离其各自几何中心的距离, C为常数。
3 转向性能评价指标
履带车辆的转向性能通常用转向半径和转向角速度进行评价, 由于车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移, 故在对履带车辆进行实时操纵时, 较难控制其实际转向半径和实际转向角速度的大小, 为此提出以履带滑转 (滑移) 率、转向中心偏移率、转向半径变化率和转向角速度变化率等作为履带车辆转向性能评价指标。
3.1 履带滑转 (滑移) 率
履带滑转 (滑移) 率定义为履带相对速度和牵连速度之差与履带相对速度的比值, 内侧履带滑移率和外侧履带滑转率分别为
3.2 转向中心偏移率
转向中心偏移率定义为转向中心偏移量与履带接地长度一半的比值, 即
3.3 转向半径变化率
转向半径变化率定义为车辆实际转向半径和理论转向半径之差与理论转向半径的比值, 即
式中, R为实际转向半径;Rl为不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移的理论转向半径。
3.4 转向角速度变化率
转向角速度变化率定义为车辆理论转向角速度和实际转向角速度之差与理论转向角速度的比值, 即
式中, ωl为不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移的理论转向角速度;ω为实际转向角速度。
4 实例计算
4.1 已知参数
根据使用条件设定履带滚动阻力系数为0.05, 地面附着系数为1。履带车辆结构参数、液压机械差速转向机构及发动机参数、直驶变速系统传动比见表1、表2及表3[11]。
注:pH为液压闭式回路系统额定压力;ne为发动机额定转速;Pe为发动机额定功率。
4.2 仿真计算
限于篇幅, 主要研究液压闭式回路系统排量比与直驶变速系统传动比对车辆转向性能的影响。
4.2.1 液压闭式回路系统排量比的影响
以直驶变速系统一挡、不带工作装置为例, 车辆转向性能随液压闭式回路系统排量比变化的关系如图4所示。当液压闭式回路系统排量比增大时, 车辆理论转向角速度增大、理论转向半径减小, 转向阻力矩增大。为平衡增大的转向阻力矩, 转向力矩需增大, 从而使外侧履带滑转率、内侧履带滑移率和转向中心偏移率增大, 车辆转向半径变化率和转向角速度变化率增大, 由于内侧履带的转向阻力大于外侧履带的转向阻力, 故内侧履带滑移率大于外侧履带滑转率。
4.2.2 直驶变速系统传动比的影响
当液压闭式回路系统排量比为0.5, 直驶变速系统传动比变化, 其他条件不变时, 车辆转向性能随直驶变速系统传动比变化的关系如图5所示。当直驶变速系统传动比增大时, 由发动机决定的驱动力增大, 而地面驱动力不变, 使外侧履带滑转率、内侧履带滑移率增大, 车辆行驶速度降低, 转向离心力对转向中心的矩减小, 使转向中心偏移率减小, 车辆的实际转向角速度减小, 而理论转向角速度不变, 使转向角速度变化率和转向半径变化率增大, 外侧履带滑转率小于内侧履带滑移率。
4.3 试验验证
4.3.1 试验方案
为验证履带车辆液压机械差速转向机构转向性能仿真模型的正确性及仿真结果的合理性, 笔者进行了多工况转向行驶试验。试验样机为装备液压机械差速转向机构的农用履带车辆。试验测试履带车辆两侧驱动轮转速, 驱动轮转速采用反射式光电传感器测量。试验前, 在驱动轮外侧车体上安置专用传感器支架, 在支架上安装光电传感器, 在驱动轮与光电传感器相对应的位置上对称均匀粘贴反光片, 可进行驱动轮转速数据采集, 履带车辆两侧分别安装了两套相同的光电传感器。
试验时, 首先通过发动机油门控制机构设定发动机转速, 通过变速操纵机构设定直驶变速系统挡位, 使车辆在设定的发动机转速和直驶变速系统挡位下开始行驶, 然后转动方向盘, 改变液压闭式回路系统排量比, 车辆开始转向行驶, 待行驶稳定后, 测试履带车辆两侧驱动轮转速。改变方向盘行程, 测试不同方向盘行程下的车辆两侧驱动轮转速, 完成设定发动机转速及直驶变速系统挡位的转向行驶试验。保持发动机转速不变, 改变直驶变速系统挡位, 进行不同挡位下的转向行驶试验。改变发动机转速重复上述试验过程。
4.3.2 试验结果分析
以发动机转速2300r/min和1530r/min、直驶变速系统二挡和四挡的履带车辆转向行驶工况为例, 对试验结果进行分析。
根据试验测得的履带车辆两侧驱动轮转速, 经换算绘制出转向半径随液压闭式回路系统排量比变化的关系曲线, 如图6所示。为便于比较, 图6同时给出了其理论计算值 (不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移) 及仿真计算值。分析图6可知, 转向半径的试验结果与仿真计算结果的变化趋势一致, 当液压闭式回路系统排量比增大或直驶变速系统挡位升高时, 转向半径变化率增大。
图7所示为履带车辆的转向角速度随液压闭式回路系统排量比的变化情况。分析图7可知, 转向角速度变化率随液压闭式回路系统排量比或发动机转速的增大而增大, 与仿真计算结果一致。
5 结论
(1) 对装备了液压机械差速转向机构的履带车辆进行了受力分析与计算, 在此基础上, 建立了其转向动力学模型, 给出了转向动力学模型的求解方法。
(2) 提出了履带车辆液压机械差速转向机构转向性能评价指标。结合实例样车, 采用仿真与试验方法, 研究了该类履带车辆的转向性能, 为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论依据。
摘要：采用机械系统动力学分析与建模通用方法, 考虑车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移等因素, 在对车辆转向受力状况进行分析与计算的基础上, 建立了履带车辆液压机械差速转向机构转向动力学模型, 采用Newton-Raphson方法对模型进行了求解。根据提出的转向性能评价指标, 结合实例样车, 采用仿真与试验方法研究了履带车辆转向性能, 行驶试验的结果表明, 所建模型能反映履带车辆转向性能的变化趋势。研究结果为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论基础。
关键词：履带车辆,液压机械传动,转向性能,Newton-Raphson方法
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履带机构论文 篇4
传统的转向离合器—制动器式转向机构转向靠离合器摩擦表面的摩擦力来传递转矩,当分离某一侧的转向离合器时,就可以减少或切断该侧驱动轮所传递的转矩使车辆转向。转向半径的大小由驱动轮所传转矩的减少量(即离合器分离的程度)所决定。因为其操纵性差、生产效率低、能耗较大,所以随着履带车辆功率的不断增大,转向离合器的应用将会受到一定的限制。随着履带车辆功率的增大和车速的提高,对其转向机动性的要求也越来越高,对新型转向机构进行研究的要求也越加迫切。目前,国内采用闭式静液压双流驱动的履带车辆越来越多,尤其是在履带推土机、履带拖拉机和运输型履带车辆上不断有闭式静液压双轨驱动的产品问世[1]。
双流转向机构与传统的转向离合器-制动器式转向机构相比具有如下几个特点[2]:
1)转向特性好,能实现机械的原地转向,这是转向离合器-制动器式转向机构无法实现的;同时转向半径范围大,转向机动灵活。
2)可实现一定程度的降速增扭,这是传统的转向离合器-制动器式转向机构所达不到的。
3)工作可靠、不受压紧力及摩擦系数变化的影响,从而可减少使用中的维修与调整,大大提高了机械部件的使用效率与寿命。
4)转向液压马达无级调速,可以通过手柄控制转向液压马达的转速及转向,实现不同的转向半径,操纵省力且方便。
本研究是在前人研究的基础上,依据现有的机械液压双流传动转向装置,设计了一套与其匹配的转向操纵控制机构,同时应用CATIA软件进行此机构的运动仿真。此机构的特点是:一是采用方向盘替代传统的操纵杆来控制车体的转向,操纵起来既灵活又简便;二是在转向过程中可实现车辆一定程度的降速增扭,降低了发动机的储备功率和油耗,经济实惠;三是通过此机构可以解决履带车辆前进转向和后退转向与轮式车辆转向不一致的问题,能够完全像操纵轮式车辆一样来操纵履带车辆。
1 操纵机构的设计
要实现的操纵控制过程如图1所示[3]。无级变速杆控制车辆的直线行驶速度(即车辆的前进与倒退速度),方向盘控制车辆的转向。操纵控制机构的原理如图2所示。
首先,通过转动无级变速杆,使盘ABCD沿oy坐标轴旋转一角度,此时滑块a不动,与其对应的泵马达斜盘倾角仍然处于中位,由传动系控制的行星轮系的外齿圈也不动,而滑块b随盘ABCD转动向上(或向下)沿oz滑动,滑快b产生的变量与泵马达的斜盘倾角对应,泵马达通过传动系控制行星轮系的太阳轮,由行星架输出,控制车辆沿直线行驶。然后转动方向盘,在万向节的作用下,斜盘ABCD沿与其在同一平面的圆弧EFG转动。此时,滑块a沿oz轴向上或向下移动,其变量与泵马达斜盘倾角对应。由传动系控制行星轮系的两侧外齿圈产生大小相等、方向相反的转速,与行星轮系太阳轮的转速共同作用使得,由行星架输出的转速产生速度差,从而实现车辆的转向。与此同时,滑块b向原位运动,使得它最终控制的太阳轮转速降低,从而实现车辆转向期间的自动降速这一重要特征。用上述的控制机构既可实现类似轮式车辆的操纵方式,又保证了发动机提供足够的牵引力,克服履带车辆转向时产生的附加转向阻力矩,使直线行驶及转向与操纵轮式车辆的操作一致。
2 操纵机构的实体建模
CATIA是法国Dassault System公司的CAD/CAE/CAM一体化软件,居世界CAD/CAE/CAM领域的领先地位,广泛应用于航空航天、汽车制造、造船、机械制造、电子电器和消费品行业。它的集成解决方案覆盖了所有的产品设计与制造领域,其特有的DMU电子样机模块功能及混合建模技术更是推动着企业竞争力和生产力的提高,是全球应用最为广泛的高端工业软件系统之一。因此,采用CATIA软件对本机构进行设计与运动模拟仿真,不但可以对设计过程中存在的问题进行很好地规避,而且可以很好地反应机构的特征。
根据静液压驱动装置斜盘倾角的变化范围(-17°~17°),考虑到控制箱体的输出轴摆杆与斜盘倾角控制杆之间采用软轴连接间隙较大,设定控制箱体输出轴摆杆摆动范围和控制箱体的操纵杆变化范围在-20°~20°之间,而方向盘的转角范围在-360°~360°之间。
依据以上参数,利用CATIA软件的机械设计模块中的子模块—Part Design(零件设计)模块功能,进行机构的三维实体建模,典型零件实体模型如图3所示。根据零件实体模型,在CATIA软件机械设计模块的子模块—装配设计(Asembly design)模块中,导入组装所需零件模型,构建控制箱体三位组装模型,如图4所示。
3 操纵机构的运动仿真
首先,在CATIA三维设计软件平台上,电子样机技术可直接在数字模型(Digital Mock up)下的DMU Kinematics(数字仿真子模块)中进行,进入子模块DMU Kinematics,导入经装配设计后的模型;其次,利用Kinematics joints工具条,对各个运动副之间的运动关系加以定义,如Gear joint(齿轮副)、Revolution joint(旋转副)等;最后,利用模块具有的模拟命令(Simulation with commands)进行模拟仿真,可达到满意的效果。电子样机技术强调的不仅是实现一个虚拟样机的结果,而且也可把设计和管理产品的全过程都在电子样机状态下进行。
利用模块具有的模拟命令(Simulation with commands)进行模拟仿真时,为了反映机构的运动情况,假设方向盘转动的角度变化规律为
式中θ—方向盘转角(°);
t—机构运动时间(0~10s)。
利用模块具有的模拟命令(Simulation with commands)进行模拟仿真。根据机构的结构特点,当操纵杆摆动到某一固定值β时,控制直线行驶的输出轴转动某一角度,此时转动方向盘,得到方向盘转角、直线行驶输出轴转角和转向输出轴转角随时间的变化关系,如图5所示。
从图5可以看出,当方向盘按照正弦函数规律开始转动时,方向盘先由中位沿某方向旋转到最大值位置,接着再回到原位;然后,沿相反方向转到最大值位置再回到原位;此时,控制转向行驶的输出轴转角变化与方向盘转角变化规律相反,控制直线行驶输出轴的转角由最大值降到最小值0,说明车辆减速直至原地转向,然后,随方向盘回到原位,它也回到原位保持直线行驶。
4 结束语
应用CATIA软件对操纵控制机构进行三维建模和运动模拟仿真,真实与形象化地验证了本套装置的运动可行性,达到了设计要求,使得模拟过程生成的输出短轴随时间变化的关系得到形象反映。应用CATIA的仿真设计,使设计周期大大缩短,对提高产品设计效率、设计质量和缩短研发周期具有促进作用。
摘要：依据液压双流驱动履带车辆的工作原理,设计了一套与传动变速箱匹配的、能够采用方向盘控制的操纵控制机构,然后在CATIA平台上对机构进行三维实体建模,并在三维模型上对该机构进行运动模拟仿真。运动模拟仿真结果表明,控制机构达到了设计的要求。
关键词：公路运输,履带车辆,设计,双流传动,转向,CATIA建模,运动仿真
参考文献
[1]史金钟,徐玉梅,刘华,等.闭式静液压双轨驱动在履带车辆中的应用[J].拖拉机与农用运输车,2005(3):16.
[2]祖炳洁,王军,刘希太.大功率履带推土机的差速转向技术[J]机械传动,2006,30(2):82-83.
履带机构论文 篇5
推土机履带行驶系统包括车架 (或机架) 、行走机构和悬架三部分。车架是整车的骨架, 用来安装所有的总成和部件, 使全车成为一个整体。行走机构是用来支持机体, 把动力装置传到驱动轮上的驱动转矩和旋转运动转变为车辆工作与行驶所需的驱动力和速度。悬架是车架和行走装置之间互相传力的连接装置。
履带式与轮式行驶系统相比, 有如下特点:一是支承面积大, 接地比压小。因此履带推土机适合在松软或泥泞场地进行作业, 下陷度小, 滚动阻力也小, 通过性能较好。二是履带支承面上有履齿, 不易打滑, 牵引附着性能好, 有利于发挥较大的牵引力。三是结构复杂, 重量大, 运动惯性大, 缓冲性能差, “四轮一带”磨损严重, 造价高, 寿命短。因此履带推土机的行驶速度不能太高, 机动性能也较差。四是履带推土机还可在高温场地工作, 加之其“低比压”、“大牵引力”的突出优点是轮式车辆无法代替的。
2 履带式推土机的行走机构各部件出现的主要故障
推土机的行走机构主要包括“四轮一带”即驱动轮轮、引导轮、支重轮、托链轮和履带。下面就各部件可能出现的故障以及如何正确使用、维护进行简单论述。
履带式推土机行走机构出现的主要故障是磨损, 磨损主要表现在以下接触部位:驱动轮轮齿与履带销套外表面:引导轮与履带链轨节滚道面;支重轮与履带链轨节滚道面;托链轮与履带链轨节滚道面;履带销与销套接触面;履带板与地面等。
2.1 履带的磨损
在干式履带 (相对于润滑型履带和密封型履带) 的行走机构中, 履带没有润滑, 致使在工作过程中造成了履带销与销套之间因相对运动而产生磨损。履带中销和销套间的磨损是不可避免的, 也是正常的, 但这种磨损会使履带的节距伸长, 使履带过大。这一磨损情况继续下去, 履带就会产生侧面移动, 从而引起引导轮、支重轮、托链轮、驱动轮齿等零部件的磨损, 同时也更加剧了履带销与套的磨损。履带的磨损还表现在因履带板与地面接触而使履带履刺高度的减小以及因履带链轨节滚道面与引导轮、托链轮、支重轮接触而造成的履带链轨节高度的减小。
2.2 驱动轮的磨损
驱动轮轮齿的磨损常发生轮齿的根部、前后侧面、左右侧面和轮齿顶部。当推土机向前行驶, 轮齿托起履带销套时, 磨损发生在轮齿的前侧面;反之, 当推土机向后行驶时, 磨损发生在轮齿的后侧面。当履带太松, 产生履带偏斜, 轮齿冲击链轨节的侧面时将造成驱动轮轮齿侧面的磨损。
2.3 引导轮的磨损
引导轮的磨损是由于接触链轨节的滚道面产生的, 而引导轮体凸起宽度的磨损则是由于与链轨节的侧面接触产生的。表现为:引导轮体凸起宽度的减小;引导轮体滚道面直径的减小。
2.4 托链轮的磨损
托链轮的磨损是由于接触链轨节的滚道面而产生的。表现为:托链轮凸缘宽度的减小;托链轮滚道面外径的减小;托链轮凸缘外径的减小。
2.5 支重轮的磨损
支重轮的磨损同托链轮、引导轮的磨损一样, 也是由于接触链轨节的滚道面而产生的。具体表现为:外凸缘直径的减小;滚道面直径的减小;双边内凸缘直径的减小;双边内凸缘宽度的减小;外凸缘宽度的减小。
3 如何正确使用、维护行走机构
3.1 正确选择履带
岩石型履带的耐磨性是靠高锰钢履带板表面的工作硬化效应实现。如果在软岩地带使用岩石型履带板, 就无法产生工作硬化效应, 硬度没有得到提高, 磨损很快。此时最好选用软岩用单齿履带板, 也可以用接近修理限度的履带板或焊修后的履带板。因此, 履带要按照土壤类别和机械作业条件选用。
(1) 普通土壤条件下, 应选用单齿履带板, 其履带板齿廓尖锐, 抓地牢固且牵引力大。如果用于岩石作业, 因其强度不足, 可能会弯曲或断裂。
(2) 岩石土壤条件下, 应选用岩石型履带板和长寿命履带板。这种履带板强度高, 抗磨性好, 在石方作业时, 由于冷作硬化作用, 履带板表层2~3m m始终保持高硬度;此外, 履带板螺栓护筋、加强筋和相对较厚的齿截面厚度, 都使岩石型履带抓地不牢, 但这种履带抗扭、抗弯强度高, 履带螺栓拧紧度好, 连接强度高。
(3) 装载和掘雪作业时, 宜采用半双齿履带板。其履带齿高度介于单齿和三齿履带板之间, 有两个不等高的履带齿, 具有牵引力大和可阻止频繁转向的特点, 这种履带齿厚度大, 在重载下抗扭、抗弯强度高, 缺点是在较硬的地面上乘坐舒适性差。
(4) 在湿地、雪地上应分别采用湿地履带板和雪地履带板。湿地履带板横截面为3段圆弧, 接地面积大, 浮力大, 无齿尖, 不会割断地面任何物体;两端有特别的弧形截面, 可防止侧滑。缺点是强度低、易变形, 除湿地外均不适用。雪地履带板有筋, 履带齿带台阶, 可阻止侧滑, 板面切去了后缘, 易于挤出存留在履带板上的冰雪。如果用于普通土壤和岩石, 履带易磨损或损坏。
3.2 正确操作使用
(1) 禁止不当的高速行车。高速行驶的履带行走机构, 将使销套与驱动轮、履带节与引导轮、履带节与支重轮等在冲击负荷下互相撞击, 造成驱动轮齿面、销套外圆、引导轮踏面、支重轮踏面、履带节踏面过早磨损, 还会造成销套和履带板开裂、支重轮凸缘损坏、履带节销断裂;此外, 冲击力还会使履带架、主车架的底盘零件产生裂纹、弯曲或断裂。
(2) 不要使履带板在过载下打滑。如果履带板滑动, 会引起燃料的无功损耗, 缩短履带板寿命;一旦履带开始打滑, 就应减小过大的负荷。
(3) 不要长期让一侧履带承载。如果长期使大部分负荷作用在单侧履带的下工作, 行走机构零件会因受力不均过早磨损或损坏。
(4) 应尽量避免跨越飘石行驶。如果底盘斜驶在飘石上, 超过了平衡臂的摆动量, 弯矩或推力将作用在履带架和行走机构的零件上, 冲击负荷会使行走机构零件和各种底盘零件出现裂纹、扭曲、断裂等损坏。
(5) 机械应停放在平地上, 避免停放在斜坡上。如停在斜坡上, 重力产生的静推力造成浮动油封 (O形圈) 变形损坏, 时间一长就会漏油。
3.3 正确维护
(1) 履带保持适当的张紧度
如果张紧过度, 引导轮弹簧张力作用于履带销及销套, 销子外圆和销套内圆一直受到高挤压应力, 运转时销和销套产生过早的磨损, 同时引导轮张紧弹簧的弹力还作用于引导轮轴和轴套, 产生很大的表面接触应力, 这使引导轮轴套容易磨成半圆, 履带节节距容易拉长, 并且会降低机械传动效率, 浪费发动机传给驱动轮和履带的功率。如果履带张紧过松, 履带容易脱离引导轮和支重轮, 而且履带失去正确的对中, 使运行的履带波动、拍打、冲击, 造成引导轮和托轮的异常磨损。
履带张紧度的调整, 是通过给张紧缸注油嘴加注黄油或从放油嘴放出黄油, 参照各机型的标准间隙作调整。当履带节节距拉长到需要拆下一组履带节时, 驱动轮齿面与销套的啮合面也会受到异常磨损, 此时应在啮合状况恶化前进行适当处理, 比如将销与销套翻面, 更换磨损过度的销与销套, 更换履带节总成等。
(2) 保持引导轮位置对中
引导轮不对中对行走机构其他零件有严重影响, 因此调整引导轮导板与履带架之间的间隙 (修正不对中) 是延长行走机构寿命的要点。调整时用导板与轴承之间的垫片来修正, 如果间隙大, 拆去垫片;间隙小, 增加垫片。标准间隙为0.5~1.0m m。
(3) 在适当时刻将履带销与销套翻面
在履带销与销套的磨损过程中, 履带节节距被逐渐拉长, 造成驱动轮与销套的啮合不良, 导致销套破损和驱动轮齿面异常磨损, 会引起蛇行、拍打、冲击, 大大缩短行走机构的寿命。当通过调整张紧度仍不能恢复节距时, 就需要将履带销和销套翻面, 以得到正确的履带节节距。在现场有两种决定履带销与销套翻面的时刻;一种方法是查定履带节节距拉长3m m的时刻;另一种方法是查定销套外圆直径磨损3m m的时刻。
(4) 螺栓螺母及时拧紧
当行走机构的螺栓松动时, 容易折断或丢失, 引发一系列的故障。日常检修保养应检查以下螺栓:支重轮和托轮的安装螺栓, 驱动轮齿块安装螺栓, 履带板安装螺栓, 支重轮护板安装螺栓, 对角撑条头安装螺栓。主要螺栓的拧紧扭矩参考各机型的说明书。
(5) 及时润滑
行走机构的润滑非常重要, 很多支重轮轴承“烧死”而导致报费就是因为漏油而没有及时发现。一般认为以下5处有可能漏油:由于挡环和轴之间的O形圈不良或损坏, 从挡环外侧与轴之间漏油;由于浮封环接触不良或O形圈缺陷, 从挡环外侧与支重轮 (托轮、引导轮、驱动轮) 之间漏油;由于支重轮 (托轮、引导轮、驱动轮) 与衬套之间的O形圈不良, 从衬套与滚轮之间漏油;由于加油口螺塞松动或锥形螺塞密封的座孔损坏, 在加油螺塞处漏油;由于O形圈不良, 在挡盖与滚轮之间漏油。因此, 平时应该注意检查以上部位, 并按照各部位的润滑周期定期添加、更换。
(6) 检查裂纹
应及时检查行走机构的裂纹, 并及时焊修、加强。
摘要：本文主要分析了履带式推土机行走机构的特点、磨损形式, 并提出了正确使用、维护的方法。
履带机构论文 篇6
1. 存在问题
目前,大多数履带式推土机手脚联动油门操纵机构采用弹簧压紧摩擦片对手动油门进行锁止,并采用弹簧套筒和连杆机构实现手脚联动功能。这种操纵机构存在3个问题:一是推土机作业时的振动较大,这种油门机构的摩擦片可能会出现打滑,造成油门设定的转速经常发生变化。二是弹簧对摩擦片的压紧力较大,使操纵油门不够轻便。三是手脚联动油门机构占用空间较大,使其在推土机驾驶室内不易布置。
2. 改进方案
为了优化履带式推土机手脚联动油门操纵机构,解决其存在的问题,我们参考超越离合器分离、锁止原理,设计了滚柱式双向超越离合器式手脚联动油门操纵机构。其主要由壳体1、螺纹轴承座2、主动轴3、碟簧4、锁定板5、脚油门机构6、从动轴7、缓冲弹簧8、回位弹簧9、滚柱10、驱动销11、限位销12、半圆键13、手动转柄14、从动摇臂15、轴承16等组成,如图1所示。
3. 工作原理
(1)手油门
手油门采用滚柱式双向超越离合器结构,由手动转柄14操纵。
分离
手动转柄14通过半圆键13固定在主动轴3上,操纵手油门时,手动转柄14带动主动轴3转动,主动轴3端部的圆盘上固定有2个驱动销11 (见图2)。2个驱动销11伸出部分叉入锁定板5外缘的2个缺口内(见图1的A-A剖视图),2个缺口内各有1个滚柱10,驱动销11拨动滚柱10,滚柱10通过回位弹簧9带动锁定板5转动,此时超越离合器处于分离状态。锁定板5上固定有限位销12 (图2b),限位销12伸出部分插入从动轴7端面圆盘上的限位缺口处(见图1的B-B剖视图),可以带动从动轴7转动。当从动轴7带动从动摇臂15转动时,从动摇臂15拉动油门连杆,进而带动发动机调速器转柄转动,调整发动机至设定的转速。
1.壳体2.轴承座3.主动轴4.碟簧5.锁定板6.脚油门机构7.从动轴8.缓冲弹簧9.回位弹簧10.滚柱11.驱动销12.限位销13.半圆键14.手动转柄15.从动摇臂16.轴承
3.主动轴5.锁定板11.驱动销12.限位销
锁止
手动转柄14停止在某个位置(见图1),滚柱10在回位弹簧9的作用下楔入壳体1与锁定板5构成的楔形面上,将锁定板5锁止在壳体1上,此时超越离合器处于锁止状态,从而实现手动油门的锁止作用。两侧的滚柱10将锁定板5楔住,使锁定板5正、反向均不能转动,起到双向锁止作用。
夹紧装置
为了防止油门松旷,使手动油门定位更加准确,在轴承座2与主动轴3端面圆盘间设置了碟簧4,用于将主动轴3端面圆盘与锁定板5夹紧。轴承座2与壳体1通过螺纹连接,轴承座2外侧设有扳手口,用扳手调整轴承座2相对于壳体1的轴向位置,从而调整碟簧4的压紧力,进而调节主动轴3端面圆盘与锁定板5夹紧力,以保证主动轴3端面圆盘与锁定板5端面紧密贴合。
(2)脚油门
未踩下脚油门踏板时,脚油门机构6固定在从动轴7上,从动轴7在油门回位拉簧的作用下,始终保持在手动油门限位的最大油门位置。
踩下脚油门踏板时,从动轴7转动,控制发动机油门开度。此时锁定板5锁止保持不动,锁定板5上的限位销12不动,从动轴7转动时,只能在限位缺口范围内摆动。
放开脚踩油门时,由于油门回位拉簧的作用,从动轴7又会回到手动油门设定的油门最大位置。
4. 改进效果
将该滚柱式双向超越离合器式手脚联动油门操纵机构安装到推土机上,经试验证明,该油门操纵机构可有效避免因推土机振动、脚油门回位冲击等因素对手油门的影响,克服现有的履带式推土机油门操纵定位不准确、操纵力大的问题,实现了手脚联动油门机构的集成化,节省了安装空间。
履带机构论文 篇7
履带驱动桥由中央传动、转向机构、制动器和最终传动四个部件组成, 履带式驱动桥的结构型式主要取决于转向机构的结构型式。
履带式作业机械的转向是依靠改变传递给两边履带的扭矩, 并使两边履带的运动产生速度差实现的。也即转向是以切断或减小一边履带的扭矩, 并以制动器断续制动这一边的履带来获取所需转向半径的, 因而转向时履带式作业机械走的是折线轨迹。
根据这一转向特点, 履带式作业机械的转向机构应满足如下一些要求: (1) 应保证履带式作业机械能得到与各种转向半径相适应的折线运动轨迹, 而不发生转向急动现象; (2) 力求有较小的最小转向半径, 以提高履带式作业机械的机动性; (3) 转向时发动机载荷和直线行驶时发动机载荷比ζ要小。同时, 转向时的平均速度不应比直线行驶速度有明显下降; (4) 在不操纵转向机构时, 作业机械具有良好的直线行驶稳定性; (5) 操纵省力; (6) 转向机构的结构尺寸, 应尽量使履带驱动桥有较小的横向外廓尺寸。
以上这些要求的满足程度与转向机构的结构型式有关。现代履带式作业机械的转向机构, 主要有转向离合器、双差速器与行星转向机械三类结构方案。
由于双差速器不能实现原地转向, 现代履带式作业机械中已很少采用双差速器作为转向机构。
转向离合器因为具有作业机械的直线行驶性好、能原地转向、转向半径变化范围大、转向时发动机的附加载荷小等一系列优点, 成为目前应用最为广泛的一种转向机构, 但这种装置也存在构造复杂、故障多、维修麻烦等一些缺点。
行星转向机构的工作原理与转向离合器相同, 它同样具有作业机械的直线行驶性好、能原地转向、转向半径变化范围大、转向时发动机的附加载荷小等一系列优点。此外, 与转向离合器相比, 它还具有零件数目少、零件耐磨性高 (与干式转向离合器相比) 、故障少、能有效利用中央传动齿轮副所占空间、可以缩小履带驱动桥的横向外廓尺寸、可对传动系实现一定速比的降速、对太阳轮制动器的操纵比较省力等优点, 因而在前苏联的大功率履带式作业机械上得到了广泛的采用。目前国内履带式拖拉机已有企业在尝试将此转向机构用于履带式拖拉机驱动桥, 本文主要以前苏联ДТ-75МЛ履带拖拉机的行星转向机构为基础对其进行理论分析, 并在此基础上提出一些改进建议。
2 行星转向机构原理
前苏联ДТ-75МЛ履带拖拉机的行星转向机构如图1所示。前苏联ДТ-75МЛ履带拖拉机的行星转向机构的工作原理如图2所示。
1.停车制动毂2.停车制动带3.转向制动毂4.转向制动带5.调整垫片6.从动锥齿轮7.太阳轮8.行星轮9.内齿圈10.行星齿轮架
图2中, 行星转向机构的环齿轮7和9与中央传动从动锥齿轮6固定在一起;装在行星齿轮架17和18上的行星齿轮16和19, 分别保持与环齿轮9和7、太阳轮10和5常啮合;行星齿轮架17和18则分别与终传动主动齿轮13和2通过花键刚性相连;左、右主动齿轮花键轴上分别装有停车制动器3和12, 太阳轮5和10的轮毂上分别装有转向制动器4和11。
1, 14.驱动链轮2, 13.终传动主动齿轮3, 12.停车制动器4, 11.转向制动器5, 10.太阳轮6.从动锥齿轮7, 9.环齿轮8.主动锥齿轮15, 20.终传动从动齿轮16, 19.行星齿轮17, 18.行星齿轮架
动力由变速箱的主动锥齿轮8传给从动锥齿轮6, 然后由环齿轮7和9 (通常做成一体) 传入转向机构。转动的环齿轮7和9与行星齿轮19和16啮合, 并带动行星齿轮19和16运转 (行星齿轮的运转即有自转又有公转) , 行星齿轮19和16的公转分别是绕太阳轮5和10进行的。行星齿轮19和16的转动分别经由行星齿轮架18和17传给终传动主动齿轮2和13, 故终传动主动齿轮2和13的转速分别等于行星齿轮19和16的公转转速。所以, 从动锥齿轮6与终传动主动齿轮2和13的转速是不一样的。
3 作业机械直线行驶、缓慢转弯、急转弯时行星转向机
构的工作原理
3.1 作业机械直线行驶
此时, 两侧的转向制动器都保持在制动状态, 将两侧太阳轮同时制动, 而两侧停车制动器则保持在放松状态。这时中央传动的扭矩经两个行星排均匀地传给两边的驱动链轮, 实现了作业机械的直线行驶。
此时行星转向机构的运动简图如图3 (a) 所示, 其传动比为: (1)
式中:i为传动比;Z5为太阳轮5的齿数;Z2为环齿轮2的齿数。
从式 (1) 中可以看出, 与传统的转向离合器不同, 行星转向机构在后桥轴处有一个附加的传动比。
1.输出轴2.环齿轮3.行星齿轮4.行星齿轮架5.太阳轮
若设:n2为环齿轮2的转速;n3为行星齿轮3的绝对转速;n4为行星齿轮架4的转速;n5为太阳轮5的转速。
由于此时n5=0, 故各转速间存在以下关系:
式中, Z2、Z3、Z5分别为环齿轮2、行星齿轮3、太阳轮5的齿数, 由以上二式可得行星齿轮架4的输出转速为:
根据行星齿轮传动的受力特点, 作业机械在匀速直线运动时 (太阳轮5是被制动的) , 太阳轮5与行星齿轮架4所承受力矩为:
式中:MT为太阳轮5的制动扭矩;M2为环齿轮2的输入扭矩;MK为行星齿轮架4 (也即后桥半轴) 的输出扭矩。
式 (3) 中, Z5小于Z2, 所以MT小于M2, 即太阳轮5的制动扭矩小于环齿轮2的输入扭矩, 故太阳轮容易制动。
从式 (4) 中可以看出, 行星转向机构后桥半轴的输出扭矩得到一定传动比的放大, 这样就减轻了主离合器及变速箱的扭矩, 使其寿命得到一定程度的提高。
3.2 作业机械缓慢转弯
此时, 需要放松转向内侧一边的转向制动器, 例如向左转向时应放松左边的转向制动器。这时, 左侧转向制动器制动力矩MT下降, 当MT减小到小于式 (4) 确定的值时, 说明行星轮系传递到左侧最终传动上的扭矩低于工作阻力矩, 必然引起左侧履带速度的减小, 作业机械以较大转弯半径向左侧转向。
此时转向侧行星转向机构的运动简图如图3 (b) 所示, 由于转向制动器的放松, 使得太阳轮5的转速从零变为n4, 此时环齿轮2、行星齿轮3、行星齿轮架4、太阳轮5的转速间存在下述关系:
由以上二式可得行星齿轮架4的输出转速为:
由于太阳轮5由静止进入运动, 使行星转向机构由单自由度系统变成双自由度系统。
从图中分析太阳轮5的受力可以看出, 三个行星轮3对太阳轮5的作用力会构成使太阳轮5顺时针转动的力矩, 当MT减小到一定程度时, 太阳轮5必然按照与内齿圈2相反的方向转动, 即式 (5) 中的n5应为负值。所以, 由式 (5) 计算出的n4要比由式 (2) 计算出的n4小, 这就说明:作业机械在缓慢转向时, 转向侧行星齿轮架4的转速下降, 而行星齿轮3自转的转速升高, 使转向侧半轴的转速变慢, 实现了作业机械向该侧的缓慢转向。
3.3 作业机械急转弯
如果作业机械需要以较小的半径转向 (也就是常说的急转弯) 时, 就需要在放松需转向一侧的转向制动器的同时, 继续收紧同一侧的停车制动器。也就是在切断该侧动力的同时又附加了一个制动力矩, 这就会使该侧的半轴迅速停止转动, 作业机械便以较小的转弯半径实现了向该侧的急转弯。
此时转向侧行星转向机构的运动简图如图3 (c) 所示, 由式 (5) 可以看出, 由于n2不变, 故随着停车制动器的收紧, n4下降的同时n5逐渐升高, 行星齿轮3的自转转速相应增加。当停车制动器收紧到行星齿轮架4完全停止转动时, 行星转向机构就转化成为定轴轮系。
由定轴轮系传动比的计算方法, 可以得到如下关系式:
在实际机构中, Z2均大于Z3、Z5, 即行星齿轮3的转速n3和太阳轮5的转速n5均大于环齿轮2的转速n2。此时转向侧行星齿轮架4的n4转速为零, 另一侧仍保持原来的速度, 实现了作业机械向该侧的急转弯。
4 对前苏联履带拖拉机的行星转向机构的改进建议
前苏联ДТ-75МЛ履带拖拉机行星转向机构的制动器为干式制动带, 通过机械连杆操纵, 存在操纵力大、摩擦片使用寿命短、摩擦片磨损后制动间隙不能自动补偿等缺点。
目前, 液压盘式制动器技术已经非常成熟, 在履带推土机上也得到了广泛的应用, 与之相对应的液压控制系统也已成熟, 所以, 在进行行星转向机构设计时, 应采用成熟的湿式转向制动技术, 进一步提升行星转向机构的性能技术:操纵更加省力、摩擦片使用寿命提高3倍以上、制动间隙无需调整。
同时, 在采用湿式转向制动技术后, 就可以实现方向盘操控的全液压转向, 使行星转向机构的操控更加省力、舒适, 就会为其作业机械赢得广阔的市场。
摘要：目前国内的履带式作业机如东方红履带拖拉机、各种履带式推土机等大部分采用转向离合器作为转向机构。行星转向机构的应用仅见于前苏联履带式拖拉机, 该驱动桥具有零件数目少、零件耐磨性高、故障少、对传动系实现一定速比的降速等优点, 有不少可取之处, 文中针对前苏联ДТ-75МЛ履带拖拉机对履带驱动桥行星转向机构的工作原理进行了理论分析, 为国内行星转向机构履带驱动桥的开发提供一些技术参考。