一种链式结构沙漠机械行走驱动装置.pdf

本发明涉及沙漠行走装置，公开了一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，包括至少两个履带行走单元，履带行走单元并排设置，履带行走单元包括履带以及履带支撑结构，履带支撑结构包括车架板、驱动轮、导向轮、支撑架、电机、传动轴以及若干个支撑轮，车架板通过活动轴分别连接驱动轮、支撑轮以及导向轮，所述电机通过传动轴与导向轮连接，所述导向轮与车架板相互配合，所述履带包裹履带支撑结构，履带行走单元通过车架板连接。本发明链式结构的沙漠机械行走驱动装置，方便了人们的日常出行、运输，接触面积大，可以在沙漠中自由行走，本发明主要使用于沙漠中，适应沙漠的特殊环境。适合沙漠中的较高气温和沙漠中道路为松软的沙子。

1.一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：包括至少两个履带行走单元
(1)，履带行走单元(1)并排设置，履带行走单元(1)包括履带(2)以及履带支撑结构，履带支
撑结构包括车架板(3)、驱动轮(4)、导向轮(5)、支撑架(6)、电机(11)、传动轴以及若干个支
撑轮(7)，车架板(3)通过活动轴(8)分别连接驱动轮(4)、支撑轮(7)以及导向轮(5)，所述电
机(11)通过传动轴与导向轮(5)连接，所述导向轮(5)与车架板(3)相互配合，所述履带(2)
包裹履带支撑结构，履带行走单元(1)通过车架板(3)连接。
2.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述车架
板(3)中间设有连接结构，连接结构连接至少两个履带行走单元。
3.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述履带
(2)为连续履带。
4.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述履带
(2)支撑结构内设有减速装置(9)。
5.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述活动
轴通过支撑架(6)支撑，所述减速装置(9)两端与支撑架(6)连接。
6.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述驱动
轮(4)与履带(2)内部相互啮合。
7.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述支撑
轮(7)与履带(2)内部相互啮合。
8.根据权利要求1所述的一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，其特征在于：所述履带
(2)外部设有凸起(10)。

一种链式结构沙漠机械行走驱动装置

技术领域

本发明涉及沙漠行走装置，尤其涉及了一种链式结构沙漠机械行走驱动装置。

背景技术

目前，在沙漠环境中，由于汽车类交通工具的使用不便以及在恶劣环境的影响下，
顺应时代发展，为方便人们的日常出行、运输，由此设计链式结构的沙漠机械行走驱动装
置，即坦克履带的沙漠机械行走驱动装置，设计简单的履带机械沙漠车。

在沙漠地带，传统交通工具—骆驼，已经无法满足在沙漠中快速运输和改造沙漠。
在现代，汽车是人们的常用出行交通工具，然而汽车却无法在沙漠地区中正常行驶。坦克的
履带结构，为其在沙漠中正常行驶提供了方便，但坦克的笨重又不适合人们的交通运输。因
此设计链式结构的沙漠机械行走驱动装置，为生活在沙漠地区附近的人们方便出行，为沙
漠中的游客提供便利安全的交通。链式结构的沙漠机械行走驱动装置除了用来征服恶劣环
境的沙漠外，也可以在草原上自由驰骋，为牧业生产提供更好的交通服务；还可以到东部的
各种土木工程建设工地上大显身手，展示出比普通驱动装置更加优良的机械性能。

在沙漠中，骆驼作为传统的交通工具，如今依然在使用，沙漠环境恶劣，为改造沙
漠环境，方便人们的出行、旅游观光，首当其冲的便是如何方便在沙漠中行走移动。

汽车在沙漠中无法正常行驶，主要原因是轮胎。汽车的轮胎在沙地中受到的摩擦
阻力太小，根本不能把发动机的动力转化为汽车前进的推动力；其次是由于轮胎弧面受力，
使得驱动车轮在转动时，越陷越深。坦克之所以能在沙漠中正常行驶，主要归功于它的履
带。坦克的履带与车轮相比在沙漠里具有两大优势：一是坦克履带的受力面积大，根据压强
公式P＝F/S，使其单位面积的压力大大减小，所以能够支持笨重的坦克在松软的沙漠里正
常行驶；二是平面接触改变了受力方向，使发动机提供的作用力方向大部分朝下，只有很少
的作用力方向朝后，最大限度地增加了地面的摩擦阻力，使发动机的动力有效地转化为前
进的推力，消除了因车轮打滑而导致的无用功损失。

发明内容

本发明针对现有技术中沙漠中行走不便并且效率不高等缺点，提供了一种链式结
构沙漠机械行走驱动装置。

为了解决上述技术问题，本发明通过下述技术方案得以解决：

一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，包括至少两个履带行走单元，履带行走单
元并排设置，履带行走单元包括履带以及履带支撑结构，履带支撑结构包括车架板、驱动
轮、导向轮、支撑结构、电机、传动轴以及若干个支撑轮，车架板通过活动轴分别连接驱动
轮、支撑轮以及导向轮，所述电机通过传动轴与导向轮连接，所述导向轮与车架板相互配
合，所述履带包裹履带支撑结构，履带行走单元通过车架板连接。

作为优选，所述车架板中间设有连接结构，连接结构连接至少两个履带行走单元。

作为优选，所述履带为连续履带。

作为优选，所述履带支撑结构内设有减速装置。

作为优选，所述活动轴通过支撑架支撑，所述减速装置两端与支撑架连接。

作为优选，所述驱动轮与履带内部相互啮合。

作为优选，所述支撑轮与履带内部相互啮合。

作为优选，所述履带外部设有凸起。

本发明由于采用了以上技术方案，具有显著的技术效果：

本发明链式结构的沙漠机械行走驱动装置，方便了人们的日常出行、运输，接触面
积大，可以在沙漠中自由行走，本发明主要使用于沙漠中，适应沙漠的特殊环境。适合沙漠
中的较高气温和沙漠中道路为松软的沙子。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现
有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本
发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可
以根据这些附图获得其他的附图。

图1是本发明的整体结构示意图。

图2是图1的履带行走单元结构图。

标号说明：1—履带行走单元、2—履带、3—车架板、4—驱动轮、5—导向轮、6—支
撑架、7—支撑轮、8—活动轴、9—减速装置、10—凸起、11—电机。

具体实施方式

下面结合实施例对本发明做进一步的详细说明，以下实施例是对本发明的解释而
本发明并不局限于以下实施例。

实施例1：

一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，如图1所示：包括至少两个履带行走单元1，
履带行走单元1并排设置，履带行走单元1包括履带2以及履带支撑结构，履带支撑结构包括
车架板3、驱动轮4、导向轮5、支撑架6、电机11、传动轴以及若干个支撑轮7，车架板3通过活
动轴8分别连接驱动轮4、支撑轮7以及导向轮5，电机11通过传动轴与导向轮5连接，导向轮5
与车架板3相互配合，履带2包裹履带支撑结构，履带行走单元1通过车架板3连接。本发明链
式结构的沙漠机械行走驱动装置，方便了人们的日常出行、运输，接触面积大，可以在沙漠
中自由行走，本发明主要使用于沙漠中，适应沙漠的特殊环境。适合沙漠中的较高气温和沙
漠中道路为松软的沙子。履带2采用外摩擦力大，宽度宽的履带，可以增加受力面积，便于行
走，电机驱动导向轮5，带动整个装置行走，在行走过程中，防止行走的过快，在装置内安装
减速装置，可以调节速度。

实施例2：

一种链式结构沙漠机械行走驱动装置，如图1所示：包括至少两个履带行走单元1，
履带行走单元1并排设置，履带行走单元1包括履带2以及履带支撑结构，履带支撑结构包括
车架板3、驱动轮4、导向轮5、支撑架6、电机11、传动轴以及若干个支撑轮7，车架板3通过活
动轴8分别连接驱动轮4、支撑轮7以及导向轮5，电机11通过传动轴与导向轮5连接，导向轮5
与车架板3相互配合，履带2包裹履带支撑结构，履带行走单元1通过车架板3连接。本发明链
式结构的沙漠机械行走驱动装置，方便了人们的日常出行、运输，接触面积大，可以在沙漠
中自由行走，本发明主要使用于沙漠中，适应沙漠的特殊环境。适合沙漠中的较高气温和沙
漠中道路为松软的沙子。履带2采用外摩擦力大，宽度宽的履带，可以增加受力面积，便于行
走，电机驱动导向轮5，带动整个装置行走，在行走过程中，防止行走的过快，在装置内安装
减速装置，可以调节速度。

在车架板3的中间设有连接结构，连接结构连接至少两个履带行走单元。履带2为
连续履带。并且履带外面设置有可以增加摩擦力的凸起10在履带2的支撑结构内设有减速
装置9，活动轴通过支撑架6支撑，减速装置9两端与支撑架6连接。

驱动轮4与履带2内部相互啮合，支撑轮7与履带2内部相互啮合。

本发明还涉及一种用于履带行走单元的发动机的选择方法，如下：如下表，

按照设计情况，该装置速度取v＝2m/s，F＝2kN,驱动轮直径D＝350mm发动机的工
作功率Pd＝30kW

发动机到履带之间的总效率为η1,η2,η3,η4,η5分别为联
轴器，轴承，齿轮传动，齿轮—带传送，驱动轮—履带传动效率。根据《机械设计手册》，查得
η1＝0.99，η2＝0.99，η3＝0.97，η4＝0.96，η5＝0.97，则有：

ηΣ＝0.992×0.996×0.972×0.982×0.972＝0.7846≈0.78

所以发动机的有效功率为：

Pw＝Pd×ηΣ＝30×0.78＝23.4kW

按推荐的二级圆柱直齿轮减速器传动比I齿＝8～40、带传动比I带＝2～4，则系统的
传动比范围应为：

I∑＝I齿×I带1×I带2＝(8～40)×(2～4)×(2～4)

＝32～640

驱动轮转速为

$n_w=\frac{60\×1000v}{2\mathrm{\π}D}=\frac{60\×1000\×2}{2\×3.14\×350}=54.6r/\min$

发动机输出轴转速的可选范围是：

nd＝I∑×nw＝(32×640)×54.6r/min＝1747.2～34944r/min

显然，所选型号符合设计。额定转速nd＝3000r/min。

传动装置的运动和动力参数计算

(1)传动装置总传动比

(2)分配到各级传动比

由带传动知识可取带传动比i带1＝2，i带2＝2.2，则i齿＝,12.489分配到减速器传动
比，参考机械设计指导书分配齿轮传动比得高速级传动比i12＝4.2，低速级传动比为

(3)各动力参数的计算

发动机：转速n0＝3000r/min

输出功率：P0＝30kW

输出转矩：

Ⅰ轴(高速轴)

转速：n1＝n0＝3000r/min

输入功率：P1＝P0η01＝P0×η1＝30×0.99＝29.7kW

输入转矩

$T_1=9.55\×{10}^3\×\frac{P_1}{n_1}=9.55\×{10}^3\×\frac{29.7\×{10}^3}{3000}=9.4545\×{10}^{5}N\·mm$

Ⅱ轴(中间轴)

转速：

输入功率：P2＝P1×η12＝P1×η2×η3＝29.7×0.99×0.97

＝28.521kW

输入转矩：

$T_2=9.55\×{10}^3\×\frac{P_2}{n_2}=9.55\×{10}^3\×\frac{28.521\×{10}^3}{714.29}=3.81\×{10}^{5}N\·mm$

Ⅲ轴(低速轴)

转速：

输入功率：P3＝P2×η2×η3＝28.521×0.99×0.97

＝27.389kW

输入转矩：

$T_3=9.55\×{10}^3\frac{p_3}{n_3}=9.55\×{10}^3\×\frac{27.389\×{10}^3}{240.5}=1.088\×{10}^{6}N\·mm$

驱动轮轴：

转速：n驱＝n3/(I带1×I带2)＝54.66r/min

输入功率：P驱＝P4×η2×η4＝27.389×0.99×0.96＝26.03kW

输入转矩：

本发明还涉及一种用于履带行走单元的高速齿轮的选择方法，如下：

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数，

(1)选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。

(2)沙漠行走驱动装置的减速器所用齿轮，可选用7级精度。齿数比u＝3.2。

(3)材料选择。选择小齿轮材料为20CrMnTi(渗碳)，硬度为300HBS，大齿轮材料为
40Cr(调质)，硬度为280HBS。

(4)选择小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝u·z1＝4.2×24＝100.8,取z2＝101。

2.按齿面接触疲劳强度设计

按照公式：

(1)确定公式中的各参数值

1)初选KHt＝1.3

2)选取齿宽系数

3)计算小齿轮传递的转矩T1＝9.4545×105N·mm

4)查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1/2

5)取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。

6)查得区域系数ZH＝2.5

7)由公式：计算接触疲劳强度用重Zε。

εα＝[z1(tanαa1-tanα')+z2(tanαa2-tanα')]/2π＝1.711

$Z\mathrm{\ϵ}=\sqrt{\frac{4-{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{\α}}}{3}}=\sqrt{\frac{4-1.711}{3}}=0.873$

8)计算接触疲劳许用应力。

按照齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MP；大齿轮的接触疲劳
强度极限σHlim2＝550MP。

查取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90、KHN2＝0.95，安全系数S＝1，有

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_1=\frac{K_{HN1}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 1}}{S}=0.90\×600=540MP$

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_2=\frac{K_{HN1}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 1}}{S}=0.95\×550=523MP$

取[σH]1、[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH]＝[σH]2＝523MPa

9)计算小齿轮分度圆直径

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算圆周速度v

$v=\frac{{\mathrm{\πd}}_{1t}{n}_1}{60\×1000}=\frac{3.14\×57.58\×3000}{60\×1000}=9.04m/s$

2)计算齿宽b

b＝φd×d1t＝1×57.58＝57.58mm

3)计算实际载荷系数KH

a)查表得使用系数KA＝1.75。

b)根据v＝9.04m/s、7级精度，可查得动载系数KV＝1.05。

c)齿轮的圆周力。

Ft1＝2T1/d1t＝2×9.4545×104/57.58＝3.284×103N

KA·Ft1/b＝1.05×3.284×103/57.58＝59.88N/mm＜100N/mm

查表得齿间载荷分布系数KHα＝1.2，KFα＝1.2

d)查表,运用插值法得齿向载荷分布系数KHβ＝1.165

由此得到实际载荷系数

KH＝KA·KV·KHα·KHβ＝1.75×1.05×1.2×1.165＝2.569

4)由式得

由式m＝d1/z1＝72.26/24＝3.01。

(3)按齿根弯曲疲劳强度设计

(1)试计算模数，公式：

1)确定计算参数

a)试选KFt＝1.3

b)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

Yε＝0.25+0.75/εα＝0.25+0.75/1.711＝0.688

c)计算

查图得齿形系数YFa1＝2.65、YFa2＝2.23。

查图得应力修正系数YSa1＝1.58，YSa2＝1.76

查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF lim 1＝500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σF lim 2＝380MP

查图得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85，KFN2＝0.88

取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，则有：

${\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1=\frac{K_{FN1}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 1}}{S}=\frac{0.85\×500}{1.4}=303.571Mp$

${\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_2=\frac{K_{FN2}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 2}}{S}=\frac{0.88\×380}{1.4}=238.857MP$

$\frac{Y_{Fa1}{Y}_{Sa1}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1}=\frac{2.65\×1.58}{303.571}=0.0138$

$\frac{Y_{Fa2}{Y}_{Sa2}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_2}=\frac{2.23\×1.76}{238.86}=0.0164$

经比较，大齿轮的数值大，选0.0164。

2)试计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，取m＝4mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：

$Z_1=\frac{d_1}{m}=\frac{72.26}{2.5}=28.9$

取Z1＝29，则Z2＝i12×Z1＝4.2×28.9＝121.8，取Z2＝122。

(4)几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

d1＝mz1＝2.5×29＝72.5mm

d2＝mz2＝2.5×122＝305mm

(2)计算中心距

a＝(d1+d2)/2＝(72.5+305)/2＝188.75mm

(3)计算齿轮宽度

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加
宽(5～10)mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽。即：

B1＝77.5mm，B2＝72.5mm

本发明还涉及一种用于履带行走单元的低速齿轮的选择方法，如下：

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数，

(1)选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。

(2)沙漠行走驱动装置的减速器所用齿轮，参考《机械设计》表10-6，可选用7级精
度。齿数比u＝3.2。

(3)材料选择。选择小齿轮材料为20CrMnTi(渗碳)，硬度为300HBS，大齿轮材料为
40Cr(调质)，硬度为280HBS。

(4)选择小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝u·z1＝3.2×24＝76.8,取z2＝77。

2.按齿面接触疲劳强度设计

按照公式：

(1)确定公式中的各参数值

1)初选KHt＝1.3

2)选取齿宽系数

3)计算小齿轮传递的转矩T2＝2.05×106N·mm

4)查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1/2

5)取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。

6)查得区域系数ZH＝2.5

7)由公式：计算接触疲劳强度用重Zε。

εα＝[z1(tanαa1-tanα')+z2(tanαa2-tanα')]/2π＝1.711

$Z\mathrm{\ϵ}=\sqrt{\frac{4-{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{\α}}}{3}}=\sqrt{\frac{4-1.711}{3}}=0.873$

8)计算接触疲劳许用应力。

按照齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MP；大齿轮的接触疲劳
强度极限σHlim2＝550MP。

查取解除疲劳寿命系数KHN1＝0.90、KHN2＝0.95，安全系数S＝1，有

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_1=\frac{K_{HN1}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 1}}{S}=0.90\×600=540MP$

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_2=\frac{K_{HN1}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 1}}{S}=0.95\×550=523MP$

取[σH]1、[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH]＝[σH]2＝523MPa

9)计算小齿轮分度圆直径

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算圆周速度v

$v=\frac{{\mathrm{\πd}}_{2t}{n}_2}{60\×1000}=\frac{3.14\×94\×714.29}{60\×1000}=3.51m/s$

2)计算齿宽b

3)计算实际载荷系数KH

a)查表得使用系数KA＝1.75。

b)根据v＝3.51m/s、7级精度，可查得动载系数KV＝1.1。

c)齿轮的圆周力。

Ft1＝2T2/d2t＝2×3.81×105/94＝8.11×103N

KA·Ft1/b＝1.75×8.11×103/94＝150.98N/mm>100N/mm

查表得齿间载荷分布系数KHα＝1.1，KFα＝1.1

d)查表,运用插值法得齿向载荷分布系数KHβ＝1.412

由此得到实际载荷系数

KH＝KA·KV·KHα·KHβ＝1.75×1.1×1.1×1.412＝2.99

4)由式得

由式m＝d2/z1＝124/24＝5.17。

(3)按齿根弯曲疲劳强度设计

(1)试计算模数，公式：

1)确定计算参数

a)试选KFt＝1.3

b)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

Yε＝0.25+0.75/εα＝0.25+0.75/1.711＝0.688

c)计算

查图得齿形系数YFa1＝2.65、YFa2＝2.23。

查图得应力修正系数YSa1＝1.58，YSa2＝1.76

查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF lim 1＝500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σF lim 2＝380MP

查图得弯曲疲劳寿命系数K 4，则有：

${\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1=\frac{K_{FN1}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 1}}{S}=\frac{0.85\×500}{1.4}=303.571Mp$

$\[{\mathrm{\σ}}_F\]2=\frac{K_{FN2}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 2}}{S}=\frac{0.88\×380}{1.4}=238.857MP$

$\frac{Y_{Fa1}{Y}_{Sa1}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1}=\frac{2.65\×1.58}{303.571}=0.0138$

$\frac{Y_{Fa2}{Y}_{Sa2}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_2}=\frac{2.23\×1.76}{238.86}=0.0164$

经比较，大齿轮的数值大，选0.0164。

2)试计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，取m＝5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：

$Z_1=\frac{d_2}{m}=\frac{124}{3}=41.37$

取Z1＝41，则Z2＝i23×Z1＝2.97×41＝121.77，取Z2＝122。

(4)几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

d1＝mz1＝3×41＝123mm

d2＝mz2＝3×122＝366mm

(2)计算中心距

$a=\frac{(Z_1+Z_2)}{2}=\frac{(123+366)}{2}$

$=244.5mm$

(3)计算齿轮宽度

B1＝128mm，B2＝123mm

此外，需要说明的是，本说明书中所描述的具体实施例，其零、部件的形状、所取名
称等可以不同。凡依本发明专利构思所述的构造、特征及原理所做的等效或简单变化，均包
括于本发明专利的保护范围内。本发明所属技术领域的技术人员可以对所描述的具体实施
例做各种各样的修改或补充或采用类似的方式替代，只要不偏离本发明的结构或者超越本
权利要求书所定义的范围，均应属于本发明的保护范围。