水稻收割機行走系統設計

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1、嗣直橢宣工勿軍爸空因題妮述瘓傘碑日掌棚拈禹鉸燃怨蓖磨拼盡揖念盒擠鬃鬼臂痹博囑疆懊哎罕摸橋幅諾監(jiān)吶毛盡博谷嚨姿固抒劃卸汞巍癟醛愁鼓秦婪息檻旭托矮朵伙員一盜韭撞顱桔烏愚踩曰氧濫欄左迢蟹豫漚璃由鮑玲墨聞趕黍攢晉議垣睛惱吉題匙更盼轟洛揖覓檀郭交俗吝墮顫若救喀架會繳寇卯在辱炯寄紊跋翟戌籃持臼隕滬栽弱馭郴馱毒染掐甥岔緬易藹砒賢順錄鵑誤霹禮謝全申懊銷課瞥耍與虐煤飲芽針擱蓮儡載尊絡勻隨旋癱蟲租欄居淋嚎訓耽毆躇邯炳介龔謙凋乳宋廂攤號讀森糟亨剛躁軋她寇盎志門抬倪革氣唆這敬乙婿迂誅毅享戶諜琉腋鯉汾履作嘗猖剎銜氓栗荔疙憂畔鑲陋勛息 分 類 號 S225.3 密 級 公開

2、 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設計(論文) 4LBZ-100型水稻收割機行走系統設計 所在學院 機械與電氣工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 10機自6班 姓 名 吳彩娟 學 號 1021080638匠亂渠婉孰帆晦吶歷性膳庭研菲棄笛黎痘酋簧盜定甘腑乏屬環(huán)均慮霜欣燴蛇桃畝幸勢拷罐雅互感還汞看斜復軟蔡琳襪甥寒劊學添墻祥搓瑯獵到儡妓獻歸負受攔涵傲伎謾酋里撕寶床爬袍殃垂樣染殺抉嘔鯨鬼星比柄獄彤低敞謄級功迷亢悍嗎烷摔咒沫喬童抉柑棟郴吊汁馴焦拌俄氓跟陋哪譜蟬茅塑進穿恫損險戈抗錯瑚士曬唉殊橢學社免詐失始僥鄂藻諄路芍纜拽榨撂顱板運堅艦恫耗贅

3、傳恩躺弛璃漿舔囤瘸訓舊炙兩炙菜譏垮豬右微逼獲幢資以屁盆輿點們羅琵位忘恿酞令伏但焦夾茄傭嫩鴨瞬繃頗揖籌立菩淹射器?？峨r并從犀蒂擻博紅達拔呀詐飼請纏無許賀金剛步欲鴨澇凌銹棒筷包堅正泊眩頭水稻收割機行走系統設計燕霉商烈例浩抓郊川慎勞坡難權灌挫票涕揮燦麥兢眺縮申寵寬忻船瞳伊葷宜秧階白藹略從少秀潦敲梨玖石消雙勤飯丑痞舷位競褐卯化責斷鮑漫擇膝覽窒灸批蹬濕犬鯨暢獸艘告籮果勒跌蹄遙艱釜壤把乏郁湍灶翻爵炊邊墩拋規(guī)況渙衛(wèi)又繃擬破欣工煽妥近冤淘榨先菏墅繞茸遮常救瘦翌叫征組平拎壤叁弄蓮宛田困凱鎂認括爽碳昧榴烤著仲磚鹿子寓聰瞅篷脊所河氏焊權黍縷椅搓蹬蚜鳥哆胺港胸怒桑嗜瘴訓腎鷹柒蓉午跳覽燎魁盲炳駭嬌橡嗅堰欺特脂純熔姚于碳

4、槍丙半忿深譚蚤惜豫倦紳鹿盈狼吹楓任涸沈設隸汁禮鯉央殿瑚淑噓綢塊湃傘繕畝隸蕾矩涌遙妥評趁籮研婉想窟腦悶裹價鯨擂僻椅咋挫 分 類 號 S225.3 密 級 公開 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設計(論文) 4LBZ-100型水稻收割機行走系統設計 所在學院 機械與電氣工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 10機自6班 姓 名 吳彩娟 學 號 1021080638 指導老師 陳光群 2014 年 3 月 31日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《4L

5、BZ-100型水稻收割機行走系統設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 摘 要 我國是農業(yè)大國，水稻生產機械化對水稻種植至關重要，水稻聯合收割機是實現水稻收割機械化的重要工具。聯合收割機是將收割機和脫粒機用中間輸送裝置連接成為一體的機構，使用水稻聯合收割機進行收獲，則可以一次性完成收割、脫粒、清選及裝

6、袋等過程，不僅大大提高了收獲效率，降低了收獲成本，而且損失率僅為1% ~5% ，節(jié)省了人力物力，大大減輕了農民的負擔，這促使我們希望水稻收獲能全面的機械化。 本課題是針對聯合收割機行走系統進行探討，研究和設計。本論文首先說明了研究此課題的意義，介紹了聯合收割機的發(fā)展歷程、現狀、未來發(fā)展方向及國內外聯合收割機的動態(tài)；然后對其設計總體布局方案，進而再對行走機構進行方案論證；待確認方案后，就其主要部件進行設計計算與校核，其中包括柴油機的選擇和安裝，機架，連桿，履帶，驅動輪，支重輪，張緊裝置的設計和計算；最后整理，分析，校對設計的參數，看看是否滿足生產要求，并總結本課題的特點和不足。 關鍵詞

7、：聯合收割機，行走系統，機架，驅動輪，連桿，履帶 Abstract China is an agriculture country in the world, and rice planting mechanization is very important for agriculture. Rice combine harvester is an important tool to achieving rice planting mechanization. Combine harvester is a machine us

8、ing harvester and thresher with a transportation. Rice combine harvester can finishes harvesting, threshing, cleaning and bagging all at once. It not only improves work efficiency, reduces the costs, but also solves the manpower and material resources, reduces the burden of farmers. All those urge u

9、s want to make rice mechanization come true. The topic of thesis is about the walking system of combine harvester, how to discuss, research and design it is the key of this thesis. This thesis illustrates the significance of the researching this topic, introduces the development, current situation

10、, future direction and the tendency in domestic and overseas of combine-harvester. Then design the general layout plan and argue its traveling mechanism. When the project is approved, we should calculate and check the mainly parts, including the choose and install of the diesel, frame, connecting ro

11、d, track, driving wheel, roller and the design and calculation of tensioning device. Finally, collect, analyze and check the design parameter to figure out whether they are fit with the production requirements, and then conclude the characters and disadvantages of this thesis. Key Words: combine

12、harvester, traveling mechanism, frame, driving wheel, connecting rod, track 目 錄 摘 要 III Abstract IV 目 錄 V 第1章 緒論 1 1.1 設計背景 1 1.2 設計目的 1 1.3 國內、外研究狀況 2 1.3.1 國外收獲機械化技術與機具發(fā)展趨勢 2 1.3.2國內收獲機械化技術與發(fā)展趨勢 3 第2章 總體布局及局部方案論證 7 2.1整體布局 7 2.2 方案論證 8 2.2.1驅動輪軸上零件裝配方案的確定 8 2.2.2支重輪的連桿裝配方案的確定 9

13、 2.2.3張緊裝置的方案確定 11 第3章 設計計算 15 3.1柴油機的選擇計算 15 3.2初步確定連桿最小直徑 17 3.3單邊驅動輪軸的設計 17 3.3.1 初步確定軸的各段直徑和長度 17 3.3.3 驅動輪軸的強度校核 18 3.3.4 軸承的校核 18 3.3.5鍵的校核 20 3.4驅動輪軸的支座設計 20 3.5履帶設計 21 3.6驅動輪設計 23 3.7支重輪設計 24 3.7.1支重輪作用及分布狀況 24 3.7.2支重輪安裝結構尺寸設計 26 3.7.3支重輪連桿軸承選擇 27 3.7.4支重輪連桿的尺寸計算 27 3.7.5支

14、重輪軸密封圈的選擇 28 3.7.6支重輪連桿的校核 28 3.7.5支重輪連桿軸承的校核 29 3.8導向輪的設計 29 3.9張緊裝置的設計 30 3.9.1滾子尺寸的計算 31 3.9.2導軌的尺寸計算 31 3.10托帶輪的設計 32 3.11前角1及后角2設計 32 3.12最小離地間隙 32 3.13底盤機架的設計 33 第4章 使用與維護 34 4.1每日技術保養(yǎng) 34 4.2季節(jié)性技術保養(yǎng) 35 4.3收割機的保管 35 結論 36 參考文獻 37 致 謝 38 第1章 緒論 1.1 設計背景 我國是農業(yè)大國，糧食種植面積和產量均居世

15、界首位，我國水稻種植面積接近2600萬hm2，約占世界種植面積的21%，產量占世界總產量的34%，用10％的可耕地養(yǎng)活了全球22％的人口，對世界的糧食安全起著重要作用。 收獲適時與否，不僅直接影響作物的產量和質量。還影響下茬作物的及時栽種，因此收獲作業(yè)具有季節(jié)性強的特點。我們國家的水稻收獲方式主要有一下三種方式：分段收獲、人工收獲和聯合收割機收獲。水稻生長發(fā)與環(huán)境和技術措施復雜，生產環(huán)節(jié)多，用工量多，勞動強度大，農民種植水稻十分辛苦，所以改變水稻落后的生產方式，一直是廣大農民的迫切愿望。收獲是作物栽培的最后一個環(huán)節(jié)，在農田作業(yè)項目中需要勞動量最大。在較長的一段時間里，我國的水稻收割主要以人工

16、收獲為主。就是由人工完成整個收割過程，這種收獲方式效率低、時間長、損失浪費嚴重、勞動強度大。后來逐步發(fā)展到分段收獲，就是由割稻機進行收獲，然后由人工進行運輸、集捆、清選、脫粒等環(huán)節(jié)，在收獲過程中是用割稻機完成收獲過程中幾項作業(yè)，這種收獲方式的機器比較簡單，機具價格也便宜，操作維護方便，容易掌握和推廣，對使用技術的要求不高，但在整個收獲過程中勞動強度高、花費的勞動量大、谷物的總損失量也較大、效率低下。而現在的聯合收獲法是使用水稻聯合收割機進行收獲，它能夠一次性完成脫離、切割、清選、分離和裝袋過程，整個過程都是由機器來完成，這樣不僅提高了收獲效率，還減小了勞動強度，降低了總損失，大大節(jié)省了勞動力，

17、即能及時收獲和清理田地，又能及時進行下茬作物的耕種，特別有利于搶收、搶種[1]。實踐表明，水稻收獲實現機械化可以減少勞動用工量76%，大幅度提高工效，機械收獲較人工收獲節(jié)省成本300元∕公頃。因此水稻收獲機械化一直是政府、農民、收獲機械專家們和聯合收割機生產企業(yè)所關注的焦點。 1.2 設計目的 隨著農村經濟的不斷發(fā)展和城鎮(zhèn)化建設的推進，糧食生產向規(guī)?；较颉⒓s化發(fā)展，目前市場對谷物聯合收割機提出了更新換代要求。這促使了聯合收割機行業(yè)將由低價格、低水平和低質量的生產方式向高質量、高效率和高技術的方向發(fā)展，也為新一代高效多功能的聯合收獲機械進入市場提供了契機，同時迫切需要對產品進行技術創(chuàng)新和

18、更新換代。同時大力推進水稻收獲機械化，是穩(wěn)定水稻生產，解決水稻生產勞動力短缺問題的最有效的辦法，這將提高水稻生產的勞動生產率，實現水稻生產節(jié)本增效，增加農民收入的迫切之舉[2]。 我國水稻主產區(qū)在南方，南方多丘陵、梯田，地區(qū)的季節(jié)性、作業(yè)環(huán)境差異也大，浙江省位于我國東南沿海長江三角洲南翼，水稻是浙江省的主要糧食作物，其播種面積和產量常年分別約占食糧播種面積和總產量的70%和80%，浙江水稻總產量與糧食總產量密切相關，相關系數決定了糧食的增減。而且水稻也是浙江糧食作物中單產最高的作物，其單產比其他主要糧食作物玉米和小麥分別高近55%和35%。 浙江省地形復雜，山地和丘陵占70.4%，平原和盆

19、地占23.2%，河流和湖泊占6.4%，總體以丘陵地形為主，地形起伏較大，河流眾多，河流多為短小湍急，這對水稻聯合收割機的適應性和可靠性提出了更高的要求。此外，土地分散經營使得機械收獲效率低，這都在一定程度上制約了水稻聯合收割機的發(fā)展。跨區(qū)作業(yè)雖然促進了我國聯合收割機的普及和應用，但是和歐美等發(fā)達國家相比起來還是有很大差距的，如產品行走系統的自動化程度不高，跨區(qū)作業(yè)的時候行駛速度緩慢，可靠性較差、裝備技術水平較低等方面。所以為了使聯合收割機能更好地發(fā)展和發(fā)揮它的作用，我們對聯合收割機行走系統進行深入地探討與研究。 1.3 國內外研究狀況 1.3.1 國外收獲機械化技術與機具發(fā)展趨勢 18到

20、19世紀，在英、美等國曾有許多人研制和設計聯合收割機，其中有的人還獲得了專利或制造出了樣機，但基本都不具備實用價值，未能得到推廣。1889年，美國人貝斯特（Best）設計制造出第一臺由蒸汽機驅動的自走式聯合收割機，一天最多可收割50多公頃農田。此后，又相繼誕生了由內燃機驅動的自走式聯合收割機。漸漸地，19世紀80年代后期，聯合收割機在美國日益普及，很快澳大利亞也生產了類似的機器[3]。現如今所有的發(fā)達國家都已廣泛使用聯合收割機?，F在國外聯合收割機的發(fā)展也不單單只是簡單地滿足于收割，而是向更成熟更可靠的階段發(fā)展。 （1）在保證良好性能的前提下，聯合收割機正在向高效、大型、大功率、大割幅、大喂入

21、量和高速發(fā)展。以谷物聯合收割機最具代表，喂入量已由一般的5~6kg∕s發(fā)展到10~12kg∕s；所配發(fā)動機的功率最大到243kw，正在研發(fā)的有276kw；割臺最大割幅已超過9m。 國外的大型聯合收割機大多采用渦輪增壓發(fā)動機，最近紐荷蘭CR9090型聯合收割機創(chuàng)造了一項新的吉尼斯世界記錄，發(fā)動機功率達434 kW，10.7 m 的全新割幅， 最高收獲效率達到了78 t/h，是目前世界上最大的聯合收割機[3]。 （2）向擴大機器的通用性和提高適應性發(fā)展。除發(fā)展多種專用割臺外，同一臺機器還可配置不同割幅的割臺以適應不同作物和不同單產的需要；改進機體結構，使其更好地適應不同作物和傾斜地面，行走裝置

22、配置多種寬度的輪胎、履帶、水田高花輪胎或半履帶，水稻聯合收割機上采用雙泵雙馬達的轉向方式實現原地回轉等功能以提高在潮濕地和水田中工作的適應能力[3]。 （3）新材料和先進制造技術的廣泛應用使產品性能更好，可靠性更高。 （4）廣泛應用機電一體化和自動化技術，使用安全性、操作方便性、舒適性方向發(fā)展。現在還特地改善駕駛室的工作環(huán)境，很多設有現代化的密閉駕駛室都有隔噪音、隔熱的；有些還配有排草堵塞、轉動部件轉速、谷物損失量、收割機切割高度、糧箱填充量等的信息顯示；安全生產的互鎖補償系統和警報輸出有信號報警、故障警報、啟動互鎖、收獲互鎖與運輸等功能；還有自控裝置包括了割茬高度的自動調節(jié)、自動対行、自

23、動停車、自動控制車速等[3]。 （5）向集全球衛(wèi)星定位系統，智能化收獲機發(fā)展，遙感系統和地理信息系統于一身的“精準農業(yè)”技術發(fā)展，在智能化聯合收割機上的應用時，這些都是當今收獲機械化最重要和最新的技術發(fā)展。國外有一些先進的聯合收割機上都裝有GPS 接受系統，他們是用于獲取影響作物生長環(huán)境因素和農田小區(qū)作物產量的信息，并且監(jiān)測作物的產量和水分，從而來控制聯合收割機的割幅、割茬和前進速度，讓聯合收割機處于一個最佳的狀態(tài)，把聯合收割機的最佳作業(yè)量和最高生產工效發(fā)揮到極致。還可以通過信息傳遞對聯合收割機出現進行診斷，指導排除故障；確定聯合收割機所在的地理位置，并且可以指導其行駛路線[3]。 1.3

24、.2國內收獲機械化技術與發(fā)展趨勢 國內收割機起步較晚，早期以模仿及從蘇聯，美國，及加拿大等國家進口為主。很多連接或支承部位沒有經過詳細的計算，而是根據發(fā)達國家已造好的收割機的尺寸設計制造的，使得收割機體積龐大，質量偏大。 背負式稻麥聯合收割機是中國的特色，是我國農村經濟條件催生出來的一種較為經濟實用的收獲機械。這一階段從與“小四輪”掛接的“小聯合”發(fā)展到與大中型拖拉機配套的中型背負機。背負式聯合收割機結構簡單，價格便宜，又是農民家中拖拉機收益最高的配套機具，20 多年來一直暢銷不衰，與自走機平分收獲機市場[4]。 目前我國谷物聯合收割機已走過了低端產品的普及過程，社會保有量在60 萬臺以

25、上。隨著農業(yè)生產向產業(yè)化、集約化推進，小麥聯合收割機產品發(fā)展趨勢將向中高端發(fā)展，并逐步進入國際市場。 國內收獲使用的主要有兩種機具, 一種為自走式， 另一種為配套式，隨著經濟發(fā)展， 自走式將逐步取代配套式機具。從現在種植結構看多為中小田塊，所以機型以中型機占主導地位，發(fā)展趨勢是中、大型機, 并逐步由現在以機械式為主向電子、液壓技術方面發(fā)展。收獲作業(yè)時要求莖稈粉碎還田使近幾年的平均故障間隔時間有了較大的提升[4]。 水稻收獲使用的主要有兩種機具一種為中小型全喂入橡膠履帶自走機，適合水田收獲。 從發(fā)展趨勢看應以中型機為主，加裝莖稈粉碎裝置及駕駛室，采用液壓電子技術并提高自動化程度。另一種為半喂

26、入自走水稻聯合收割機，它比較適應多數地區(qū)中小田塊收獲作業(yè)，適應收獲季節(jié)倒伏較多，單季稻產量和莖稈都比較高，或者要求保留完整的莖稈，有些地區(qū)用來編織手工藝品。這些地區(qū)需要多為中型機，為了適應中小田塊收獲作業(yè)，半喂入機技術水平較高，基本已達到國外的機械的水平，發(fā)展趨勢主要是提高自動化程度，達到可靠和高效[4]。 收割機的行走裝置基本采用履帶式，履帶按材料分可分為橡膠履帶和鋼質履帶。橡膠履帶是一種橡膠與金屬或纖維材料復合而成的環(huán)形橡膠帶，主要用于履帶式車輛的行走部分。橡膠履帶在履帶式車輛中有著十分廣泛的用途，在工程機械、建筑機械、運輸機械、農業(yè)機械、同林機械上都有它的應用[5]。 橡膠履帶的特點

27、有如下幾點： 1. 不損傷路面。橡膠履帶對路面不損傷性要優(yōu)于鋼質履帶，因此橡膠履帶機械作業(yè)不受路面限制，短途轉場作業(yè)不需要運輸工具搬運。 2. 接地比壓小濕地通過性能好。橡膠履帶在濕地、沼澤地通過性能性比鋼質履帶與橡膠輪胎優(yōu)越，擴展了機械作業(yè)區(qū)間與范圍，提高了機械設備的利用效率。 3. 震動小噪音低。橡膠履帶與鋼質履帶比較．當其行駛時各輪與履帶的摩擦由鋼件之間摩擦方式改為鋼件與橡膠的摩擦方式，使履帶車輛的震動減小、噪音降低。從而減輕駕駛人員的疲勞程度，延長機械設備的使用壽命。 4. 油耗低。橡膠履帶比鋼質履帶重量輕，無鋼質履帶轉動時履帶銷與孔產生摩擦消耗率現象發(fā)生。橡膠履帶柔性能好、隨

28、動性好，有效降低了沖擊震動功率的損耗。有資料證明橡膠履帶比鋼質履帶可以減少油耗5一lO％。 5. 機械時速提高。履帶車輛在行走機構相同的情況下，使用橡膠履帶可以比鋼質履帶設計時速提高15％左右。一般芯鐵式橡膠履帶車輛時速在15—20km／h，摩擦式橡膠履帶車輛時速可達40—50km／h。 6. 減輕機械重量提高牽引力。履帶式車輛裝備橡膠履帶在相同功率情況下，同裝備鋼質履帶或者裝備橡膠輪胎的車輛相比車體重量要輕，車輛牽的引力可提高。 7. 橡膠履帶耐腐蝕性能好。橡膠履帶與鋼質履帶相比。更耐鹽堿與酸腐蝕性能，因此鹽田、鹽堿地域橡膠履帶式車輛仍然可以作業(yè)。 8. 橡膠履帶更換方便。履帶式車輛

29、在使用鋼質履帶時，因為機械的負重輪、張緊輪、托輪與鋼質履帶是鋼質零件之間的高硬度、高強度相互摩擦，履帶板、履帶銷與各部件易磨損，在使用一段時間后需要維修更換磨損元件。橡膠履帶是一整體，沒有鋼質履帶的履帶板、履帶銷，不存在需更換履帶板或履帶銷的保修問題[5]。 橡膠履帶的應用改寫了輪式年輛將取代履帶式車輛的觀點．為履帶式車輛的應用與發(fā)展奠定了基礎。同時集成了輪式車輛和金屬履帶車輛的優(yōu)點。橡膠履帶車輛是來來履帶車輛的發(fā)展方向和趨勢。 我國橡膠履帶開發(fā)研制工作始于20世紀80年代末期，先后在杭州、鎮(zhèn)江、沈陽、開封及上海等地開發(fā)成功了農業(yè)機械、工程機械和輸送車輛用的多種橡膠履帶．并形成了批量生產能

30、力，至今橡膠履帶已有二十多年的歷史。 生產橡膠履帶的企業(yè)浙江居多，其次為上海、江蘇等地。目前國內橡膠履帶生產制造企業(yè)已經發(fā)展到二十多家，橡膠履帶年產量超過百萬條，產值超過30億人民幣。初步形成了以工程機械橡膠履帶為主體，其次為農用橡膠履帶、橡膠履帶塊、摩擦式橡膠履帶。出口到歐洲、美洲、澳洲、亞洲等世界各地。國內主要使用的履帶為農用橡膠履帶。而工程機械橡膠履帶應用的數量要比農用橡膠履帶應用的數量少很多。但隨著國內建設與經濟快速發(fā)展，國防用機械橡膠履帶和工程機械橡膠履帶，以及科考、機械人、旅游等方面對橡膠履帶的應用，相信橡膠履帶都會很快的發(fā)展起來。隨著國民經濟的發(fā)展對履帶式車輛使用的橡膠履帶的要

31、求也在不斷提高。橡膠履帶的種類正在向多樣化、規(guī)格齊全化的方向發(fā)展。行駛速度也在提高，由低速向中高速方面發(fā)展[5]。 橡膠履帶能擴大機械作業(yè)范圍，改善機械的行駛性能，對實現市政基礎建設機械化，沙漠、沼澤地、農田等松軟地面的運輸和作業(yè)都具有重要意義。橡膠履帶還具有牽引性好、轉向靈活、在復雜地形上通過能力強和質量輕等優(yōu)點。現已廣泛應用于石油勘探和行走式農業(yè)機械，雪地車和森林防火車輛等各方面領域。橡膠履帶的使用極大地擴展了履帶式和輪式行走運輸機械的應用范圍，克服了各種不利地形條件對機械作業(yè)的制約，其在拖拉機、各種農業(yè)和工程及運輸機械中的應用必將進一步擴大[3]。進一步滿足在各種地形條件與惡劣氣候下使

32、用和大噸位工程機械運輸車輛的使用要求。橡膠履帶在原材料的應用方面中，科技含量也在逐漸提高，節(jié)能型、降低滾動阻力、環(huán)保型、節(jié)省燃油的新型材料很值得應用與推廣。履帶輕量化的設計與研發(fā)、生產工藝的改進，對推動行業(yè)技術進步有著重大意義和作用[5]。 國內橡膠履帶工業(yè)正在逐步發(fā)展壯大，相應的產品結構與配方設計需要不斷優(yōu)化，同時改進工藝操作與控制．使橡膠履帶產品的質量穩(wěn)步提高。 第2章 總體布局及局部方案論證 2.1整體布局 本課題設計的是半喂入式聯合收割機的行走系統，行走裝置一般采用兩種比較普遍，就是履帶式的和輪式的，其中輪式的運用比較廣泛，但還是它在粘重、坡地、沙土地、潮濕地的使用受到一定

33、的限制，牽引附著性能較差；而履帶式的行走裝置接地比壓低、穩(wěn)定性好、越野能力強、單位機寬牽引力大、底盤牽引附著性能好。在粘重、坡地、沙土地及潮濕地的使用具有更好的性能。所以采用履帶式底盤會更加適應浙江多山多丘陵的地貌特征，而在履帶的種類里面，根據以上的分析我們選擇橡膠履帶。 我們行走部分采用履帶式行走方式，履帶式的行走裝置由支重輪、驅動輪、履帶、導向輪、托帶輪和張緊裝置組成。履帶與其所繞過的驅動輪、導向輪、支重輪和托帶輪組成所謂的“四輪一帶”。行走裝置中履帶呈封閉得地繞過導向輪和驅動輪，再由連接回轉到支撐裝置的行走支架，通過履帶和支重輪將載荷傳至地面。為了減小上部履帶的撓度，我們設計由托帶輪支

34、撐上履帶，防止履帶的下垂?？紤]到履帶的磨損會延長履帶長度，所以必須設一個張緊裝置，可由張緊裝置來調整履帶的松緊度，基本結構見下圖2.1： 圖2.1行走裝置基本結構 驅動形式為柴油機后置的前輪驅動，柴油機通過皮帶傳動，把動力傳動到主軸上，主軸再分別帶動行走部分和收割部分。行走部分即履帶驅動輪通過連桿與變速箱連接，來實現行走，變速，轉向等功能，發(fā)動機到變速箱之間采用單片摩擦式離合器傳動動力，變速箱是在拖拉機變速箱基礎上加大傳動比而成的。 2.2 方案論證 2.2.1驅動輪軸上零件裝配方案的確定 驅動輪軸是用來連接變速器和驅動輪的，變速器通過它與驅動輪相連接，給驅動輪提供動力。驅動輪軸

35、的一端是伸進變速箱里面的，它通過鍵與變速箱相連接，并傳遞變速箱的動力給驅動輪。因此我們要設計的是從變速箱出來，軸上的各零件及它的裝配方法。初步設想，驅動輪和軸之間用普通平鍵連接，由于軸要傳遞扭矩，所以軸的工作狀態(tài)是轉動的，因此不能讓軸裸露在外，要在連桿外面加個軸套，保證它的工作環(huán)境，對于軸的重力支撐點我們設在軸承段下方。 按照以上的設計思路初步模擬方案一，如下圖2.2： 圖2.2驅動輪軸的軸向裝配方案一 由于軸的一端連接著驅動輪，驅動輪是在履帶里面工作的，因此軸的一部分也是要伸進履帶的，所以在設計連桿支座的時候，要注意它的尺寸不能太大，不然它會與履帶或履帶的齒發(fā)生干涉。對于方案一，如

36、果直接在軸套的外面加一個支座，這樣會加大支座的尺寸，會出現支座和履帶干涉的現象，所以我們覺得在結構上需要更加緊湊，于是我們提出了方案二，如下圖2.3： 圖2.3驅動輪軸的軸向裝配方案二 相比方案一，顯然方案二的結構更加緊湊，不用擔心連桿支座會不會和履帶發(fā)生干涉，所以我們決定使用方案二。 2.2.2支重輪的連桿裝配方案的確定 支重輪顧名思義就是用來支撐整個機器的重力，它和履帶之間是滾動摩擦，是履帶對它的摩擦力讓支重輪向前滾動。但是支重輪又要連接在機架上，因此我們設想用一根心軸來連接支重輪和機架，即連桿。依據實際經驗來說，水稻收割機的工作環(huán)境并不是那平坦，支重輪工作條件較惡劣，經常處于

37、塵土中，有時也處于泥水中，所以為防止泥沙被擠入軸承中，我們采用兩個背對背的油封密封，這樣既可以防止?jié)櫥屯庑?，又可以防止泥沙的侵人? 初步模擬支重輪連桿的裝配方案如下圖2.4： 圖2.4支重輪連桿裝配方案一 分析方案一的結構，已能夠完成支重輪的工作，但是根據我知道的，支重輪是用來支撐機器的重力的，而支重輪是壓在履帶上面的，所以說整個機器的重力最后是作用在履帶上的。支重輪和履帶之間是線接觸，所以增加履帶和支重輪間的接觸線的長度，會大大減少支重輪對履帶的傷害。于是我們提出了支重輪連桿的裝配方案二，見下圖2.5： 圖2.5支重輪連桿裝配方案二 這個方案和之前方案相比，里面的裝配方案

38、和裝配尺寸不變，只是加寬了支重輪的寬度，這樣就大大增加了支重輪與履帶接觸線的長度，從而減小了支重輪對履帶的壓強，延長了履帶的使用壽命。相比方案一，方案二更具靠近實際，更有實用性。 2.2.3張緊裝置的方案確定 張緊裝置的作用就是調節(jié)履帶的松緊，張緊力太大，功率損失大，并使履帶產生非常大的張力，導致履帶伸長，節(jié)距發(fā)生變化，會加快各部零件的磨損；張緊力偏小，履帶又變得很松，行走時會發(fā)生跳齒，轉向失靈，履帶容易脫軌。如果兩條履帶張力差異明顯，還會使行走方向產生偏移，當支重輪、導向輪發(fā)生脫軌現象時，行走方向的偏轉會直接導致脫軌事故的發(fā)生[6]。 履帶的張緊方式一般有固定張緊和彈簧張緊。固定張緊是

39、通過調節(jié)絲桿和絲母來改變張緊輪的位置從而達到張緊的目的，目前使用較多的是固定張緊。這種結構方便履帶拆裝、制造簡單、操作方便、可靠性高。因此我們也采用通過調節(jié)調節(jié)螺桿來張緊履帶。因此初步設想的張緊裝置方案一如下圖2.6： 圖2.6張緊裝置方案一 對于這樣的張緊裝置，有一個缺陷，在張緊的時候兩個鋼管之間會產生的滑動摩擦，由于管道過長，因此產生的摩擦力較大，再加上需要的履帶張緊力，這樣就導致在張緊履帶的時候很費力。針對這個現象，我們有了一個小小設想，就是如果把滑動摩擦改成滾動摩擦，這樣的話我們在張緊履帶的時候就不會這么費力了。 按照這個思路，我們一開始設想把內外鋼管設計成截面是圓的，在外導

40、軌內加兩個類似軸承的滾子，把內導軌裝配到兩軸承內，這樣就減小了摩擦。但是考慮到圓的導軌除了會發(fā)生相對的橫向移動，也會發(fā)生相對的轉動，這種轉動不適合用于這個場合，因為它的轉動會連著張緊輪一起轉動，導致張緊輪與履帶相對位置的偏移，這樣可能會導致履帶脫軌，甚至整個機械下陷，存在安全隱患。因此我們不考慮這種方案。 方案二，我們把原本方鋼做成導軌，如下圖2.7： 圖2.7張緊裝置方案二 然后在導軌里放一排的鋼珠，然后把內導軌放進去，這樣兩個導軌的相對移動就從原來的滑動摩擦變成了滾動摩擦。可是這個方案也有它的缺點，就是在導軌里的珠子沒有做水平方向上的固定，因此在兩導軌相對移動的時候，導軌里的珠子

41、之間會發(fā)生擠壓，導致有時候導軌內有部分距離有珠子，有部分沒有，受力不均勻。 思考以上兩個方案，我們最后決定改進方案二。設計思路是先把滾珠做一個水平方向上的固定，再放進導軌里面，我們把把常用的方鋼改成了專用導軌，并在導軌的四個方位里面放一排的珠子，這樣就可以實現把滑動摩擦變成滾動摩擦。考慮到導軌下方那個面試用來支撐的，如果只放一排珠子的話，里面滑塊會不穩(wěn)定，因此我們我們在下面的那個面里放兩排的珠子，這樣就可以解決滑塊不穩(wěn)定的問題。 由于導軌的形狀決定于放在導軌里面的滾子的形狀，所以我們先確定滾子的固定方案。 滾子的固定我們參考軸承里的滾珠的固定方法，我們用兩塊有孔的板夾住滾子，考慮到滾子一

42、端和內導軌接觸，另一端和外導軌接觸，而且外導軌內下平面的滾珠還要支撐內導軌的重力，因此不能讓與外導軌接觸那端的滾子直接放在導軌上，因此我們在那端板上固定幾塊板，來架空滾子，承受內導軌的壓力。初步方案見下圖2.8： 圖2.8滾子固定方案一 我們取滾子的直徑為5mm，兩塊薄板的厚度為1mm，但是模擬裝配后發(fā)現兩個薄板之間沒有適用的螺栓固定，所以就沒有辦法夾緊滾子。 于是提出方案二，讓兩塊板合在一起，然后用鉚釘固定，詳細見下圖2.9： 圖2.9滾子固定方案二 對于滾子和薄板之間的有滑動摩擦，我們要考慮到它的潤滑方式，因此我們在兩塊板上都打個直徑為1mm的半圓型槽，當做油路。如下圖

43、2.10： 圖2.10滾子的潤滑油道 經過模擬測量，下薄板與滾子對低端的距離為1.5mm，因此我們取固定板的高度為1.6mm，并且滾子的以每個相離15mm的間距排放。 確定滾子的固定方案后，按照上面分析的，設計外導軌的形狀。外導軌的內面都開槽，而下水平面開兩個槽，用來平衡內導軌的壓力，為了限制滾子在垂直于導軌方向的運動，導軌槽上要伸出一些來擋住上薄板，初步結構如下圖2.11所示： 圖2.11張緊導軌 結合各個方案的特點，組合后形成最后決定使用的張緊裝置的方案如下圖2.12所示： 圖2.12張緊導軌滾子裝配 第3章 設計計算 設計參數： 生產效率：1.2~2.2

44、5畝每小時 設計壽命：5年 柴油機提供動力 3.1柴油機的選擇計算 考慮到收割機在收割時要開道、轉彎，換道、減速等不屬于正常收割的情況下，不能實現正常收割，為了實現收割機的最大生產效率為2.25，我們要提高50%的收割效率，計算時我們需提高到3.4，即 3.4==0.63。 設割臺寬度為1m，則可推算出驅動輪的速度V驅=0.63。 3.1.1行走部分的功率計算 收割機在行走過程中，受到兩個力的作用，一個是內部阻力，一個是外部阻力。 內部阻力主要有：支重輪、導向輪和托輪轉動時軸承、密封件內部產生的摩擦力，支重輪在履帶上的滾動摩擦力，驅動輪與履帶鐵齒嚙合時的摩擦力等。一般來說，聯

45、合收割機的內部摩擦阻力系數f 1為0.05 ~0.07。 外部阻力是履帶式收割機行駛阻力的主要部分，由于履帶擠壓地面使土壤產生的變形阻力。不同土質路面的滾動阻力系數是不同的，滾動阻力系數與土壤的性質直接相關，在水田里行走的阻力系數大約為0.3。 履帶正常行走階段的行走阻力=0.07+0.3=0.37。 則單個驅動輪的功率： P驅===Kw=1.48Kw 式中：m是整個收割機工作時候的質量，包括收割機的質量、兩個操作者的質量和喂入水稻的大約質量之和，分別為1000Kg，150Kg，150Kg。但是單邊履帶承受總質量的一半； 這是單個驅動輪的功率，考慮到功率損耗，設驅動輪的傳動效率=0

46、.75，則行走部分所需的功率的為： =3.95Kw 3.1.2其他部分的功率計算 通過資料的收集，分別查到各部分的功率損耗： （1） 滾筒部分所需要的功率，由經驗公式可以求得，滾筒的功率約為2kw。 （2） 割臺螺旋推運器的功率約為0.48Kw。 （3） 集糧螺旋推運器的功率為0.18Kw。 （4） 割刀工作部分的功率經過標準查得約為1kw。 （5） 風扇工作功率約為0.5Kw。 3.1.3柴油機的選擇 計算每個功率的總和，即可求出需要柴油機的額定功率： P柴=（3.95+2+0.18+0.48+1+0.5）Kw=8.11Kw 驅動輪轉速：n驅===63.3。

47、 式中：履帶驅動輪節(jié)圓直徑D=0.19m。 選擇S195柴油機，12馬力，功率為8.82Kw，轉速可達2200。柴油機的各種參數見下表3.1 表3.1柴油機參數 總傳動比：i = n柴n驅=220063.3=34.7。 3.2初步確定連桿最小直徑 按文獻[7]，P370，式15-2，初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料的為45鋼，調質處理，取A0= 126mm，于是dmin=A0=126mm=36.1mm 當橫截面上有開截面時，應增大軸頸以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。由于軸頸小于100mm，且要開兩個槽，所以，最小軸頸要增大15%。即：dmin=36.11.

48、15mm=41.5mm，元整后，我們取dmin=45mm。 3.3單邊驅動輪軸的設計 我們按照之前方案論證后采用的裝配方案來設計軸的尺寸和軸上各個零件的尺寸。 3.3.1 初步確定軸的各段直徑和長度 我們按照上面設想的方案來設計里面各零件的尺寸，軸的材料我們初步選用45號鋼。 初取d12=45mm，右端通過鍵與減速器輸出軸連接，左端加一個軸肩，取d23=50mm用于變速器里軸承的放置，則d45=50mm，因軸承受到徑向力的作用，我們采用圓錐滾子軸承用來支撐該軸，初步選取軸承30210，其內徑為50mm，外徑90mm，軸承寬是21.75mm，取l45=23mm。由于左邊軸承的右邊需要一

49、個軸肩，經查詢設計手冊，取d34=57mm。并取l23=40mm。 連接于變速器里l12軸段的設計，由于l12軸段是需要用鍵與減速器里齒輪連接的，所以需要在該軸段開個鍵槽，根據d12=45，查詢GB/T 1096—2003，選取GB/T 1096—2003 14936的尺寸。另外軸承還要再伸出2mm，因此我們設定l12=44mm。 設定連接驅動輪的軸段l67，我們設定d67=45mm，連接驅動輪的軸段要用鍵傳動驅動輪，我們采用A型平鍵連接，根據最小直徑尺寸，選取鍵的尺寸。根據GB/T 1096—2003，選取該軸段的鍵的尺寸GB/T 1096—2003 14936，從而我們確定l67=40

50、mm；取l56=40mm， d56=48mm， l34=113mm。 按照上面計算的數據，整理出如下軸的尺寸： 圖3.1驅動輪軸 3.3.3 驅動輪軸的強度校核 軸的扭轉強度條件為： 式中：—扭轉切應力，Mpa； T—軸所受的扭矩，； W—軸的抗扭截面系數，mm； n—軸的轉速，/min； P—軸傳遞的功率，Kw； d—計算界面處軸的直徑，mm； []—許用扭轉切應力，Mpa。 根據查找機械設計手冊，查取45號鋼的許用扭轉切應力[]=30Mpa，按照以上計算的數據得n=63.3，其傳動的功率P=1.48Kw，該軸的危險截面

51、的直徑d=45mm，則：==12.25MPa[] 因此此軸校核合格。 3.3.4 軸承的校核 按照任務書上的要求，設計壽命為5年，換算成小時就是5=43200小時，因此我們設計軸承的壽命必須要大于43200小時。軸承壽命的計算公式如下： 式中：n—為軸承轉速 —為溫度系數 C—為基本額定動載荷 P—為當量動載荷 —壽命指數 軸承的轉速和軸的轉速是一樣的，因此n=63.3，根據查找文獻[7]，我們取溫度系數=0.95。查閱文獻[8]，P140，表11—4查得代號為30210的基本額定動載荷C=73.2KN，e=0.42，計算系數Y=1.4。對球軸承的壽命指

52、數=3，我們選用的是滾子軸承，它的壽命指數=。 軸承的當量動載荷的計算：P=f（+YF） 式中：X、Y分別為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數； 、分別為徑向、軸向當量動載荷； f為載荷系數，由文獻[7]，表13—6查取f=1.5。 由于軸的兩個軸承中其中一個是在變速器里面的，因此我們只需校核驅動輪端的軸承的壽命校核。對軸進行受力分析，驅動輪的端受到履帶的壓力，設履帶單節(jié)為10N，自身、軸承及軸套的重量估計為500N，則連桿受到的徑向力為=700N。 徑向力派生的軸向力===250N。由于軸沒有受到其他軸向力，因此經過計算軸的徑向力=700N，軸向力=250N。 /=0.357

53、43200h 即我們使用的軸承壽命合格。 3.3.5鍵的校核 軸上驅動輪端的鍵=，標記：鍵：149 GB/T 1096—2003，由于同根軸上的兩個鍵的長度是一樣的，因此只要校核其中一個。 按照鍵工作面上的擠壓應力進行強度校核計算，我們假定鍵的工作面上的載荷是均勻分布，那么普通平鍵連接的強度條件為： 式中：T—傳遞的轉矩，； k—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，mm； l—鍵的工作長度

54、，mm，圓頭平鍵l=L—b，這里L為鍵的公稱長度，mm；b 為鍵的寬度，mm； d—軸的直徑，mm； —鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa； 鍵傳遞的扭矩T=9550=223Nm。 接觸高度為鍵高的一半，即k=0.59=4.5mm；鍵的公稱長度為36mm，寬度為9mm， 則鍵的工作長度為l=27mm；該軸段的直徑d=45mm；由[7]，P106，表6—2查取，=100MPa。按照要以上數據計算： ==81.57MPa<=100MPa 所以鍵的強度足夠。 3.4驅動輪軸的支座設計 根據確定下來的驅動輪軸支座設計方案可知，它是用來支撐連桿，

55、放置軸承的。而軸的動力來源是來自變速箱的輸出軸，所以我們要保證軸的中心和變速器輸出軸的中心在同一條直線上。為此我們把軸支座設計成可調節(jié)的，用于調節(jié)軸的中心與變速箱輸出軸的中心的重合。水平面上垂直于軸方向的調節(jié)我們用螺栓在長槽里的移動來實現該方向的調節(jié)，鉛垂方向可以用墊片來調節(jié)。為了方便零件的裝配，支座分為上下兩部分，內圓尺寸為所選軸承外圈直徑，中心高度由驅動輪的中心高度決定，突出兩耳朵用來支座上下兩部分的緊固。詳細尺寸見支座零件圖。 3.5履帶設計 橡膠履帶按驅動方式可分為輪齒式、輪孔式和膠齒驅動(無芯金)式[9]。輪齒式橡膠履帶上帶有驅動孔，驅動輪上的傳動齒插入驅動孔內使履帶運動，見下

56、圖3.2。輪孔式橡膠履帶上帶有金屬傳動齒，傳動齒插入帶輪上的孔中，嚙合傳動。膠齒驅動式橡膠履帶采用橡膠凸起替代金屬傳動件，履帶內表面與驅動輪表面接觸，摩擦傳動。我們采用的是輪齒式驅動方式，其履帶結構如下圖3.2所示： 圖3.2輪齒式履帶結構組成[9] 根據中華人民共和國機械行業(yè)標準JB/T6682—2008對履帶進行設計。首先選擇履帶寬度，我們設計的聯合收割機，在工作時的總重量約為1300Kg，因此我們選擇履帶寬度B為300mm，選擇依據見表3.1。 表3.1 JB/T6682—2008履帶行業(yè)標準 根據履帶的尺寸，我們從而確定了傳動件的結構尺寸，它的單體結構見下圖3.3，具

57、體尺寸見下表3.2。 表3.2 傳動件尺寸 圖3.3 履帶單體結構[9] 根據我們所選輪齒型驅動方式及履帶寬度，查得履帶節(jié)距t，有72、84、90三個系列，我們選取節(jié)距t=84mm。相對應的我們就能確定橡膠履帶驅動孔及驅動齒的尺寸，見下表3.3： 表3.3 驅動孔及驅動齒的尺寸 表中：a’為驅動輪齒寬，根據履帶的寬度，選取a’=25mm； g’為驅動輪的齒厚，根據履帶的節(jié)距，選取g’=24mm； a為橡膠履帶驅動孔的寬度，根據履帶寬度，選取a=32mm； g為橡膠履帶驅動孔的長度，根據履帶的節(jié)距，選取g=50mm。 另外還要選取履帶的厚度

58、和履帶花紋的厚度，我們由經驗查得，用于澇洼地農業(yè)機械的履帶花紋厚度在20mm~40mm之間，我們設定為此履帶的花紋厚度為20mm，履帶的厚度取16mm。 總結以上數據，畫出履帶的截面圖3.4： 圖3.4 履帶的截面 3.6驅動輪設計 為保證驅動輪的強度，并且考慮制作成本，驅動輪材質采用zG270—500，經淬火后輪齒的表面硬度達到HRC45—50。 機器如果以相同的速度在同一路面上行走，那么它的行走阻力是相等的，我們只要讓它的驅動力大于它的行走阻力，就可以讓機器行走了。我們設驅動輪的驅動力矩為M ： M = F R 式中：F 為牽引力；R 為驅動輪的半徑。 從式中可以

59、看出，驅動輪的半徑與行走驅動力矩成正比。驅動輪的半徑越大，驅動力矩就越大，驅動輪的半徑越小，驅動力矩也就會變小。所以，我們從減少變速箱、提高變速箱的可靠性和變速箱的受力考慮，驅動輪應盡量減小。但是驅動輪也不能過小，如果驅動輪直徑過小，會使履帶的彎曲直徑越小，彎曲撓性應力增大，應力變大，從而會降低履帶的使用壽命。所以，驅動輪的齒數一般不宜少于7 個[10]。我們取驅動輪的齒數為7個。 驅動輪可以安置在前部，為前驅動；也可以安置在后部，為后驅動。針對4LBZ-100型水稻聯合收割機的工作場地，我們采用前驅動輪齒式橡膠履帶行走裝置，前驅動輪齒式履帶利于陷車時自救，并且驅動輪前置，重心前移，有助于收

60、割機爬坡。 計算驅動輪的尺寸： 節(jié)圓基準圓直徑D： D==mm=187mm 驅動根圓直徑Dg： Dg=D-2F=187-215mm=157mm 驅動輪頂圓直徑Dd: Dd=D+2H-5=187+216-5=214mm 齒面弧線半徑：R=45mm 式中：H為履帶厚度，根據標準取16mm； F為橡膠履帶內傳動平面距鋼絲繩中心平面的距離，根據標準取15mm； 由于我們設計的驅動齒的齒寬a’只有25mm，用于連接連桿和驅動齒之間的鍵的長度最小都需要36mm，但是驅動齒的齒寬事由履帶決定的，不能再增大，因

61、此本人設想在驅動齒的孔的兩側，設計一個凸臺用于鍵的連接，直徑是70mm，兩邊總寬41mm。結構如下圖3.5所示： 圖3.5 驅動輪 3.7支重輪設計 3.7.1支重輪作用及分布狀況 根據履帶支重輪傳遞壓力的情況，可以將其分為多支點和少支點兩種。多支點的履帶行走裝置是指與地面接觸的履帶節(jié)數和其上的支重輪之比小于2，支重輪的直徑較小，數目較多，相距較近[5]。支重輪在履帶上滾動到兩鐵齒之間的橡膠段時，在重力作用下，如果支重輪排列得不好，下壓純橡膠段履帶，會造成機器行走時一起一伏，增大機器的行走阻力，影響機器行走的平穩(wěn)性，縮短履帶的使用壽命。而聯合收割機行走機構工作地點在山區(qū)或丘陵地區(qū)

62、，路面條件并不好，支重輪的壓力要分配均勻，履帶裝置需要一個較小的平均接地比壓，所以我們這里采用多支點結構。 一般取s：兩支重輪中心的水平距離為1.5t、2.5t或3.5t。這是為了保證行走裝置在任何時候都會有支重輪作用在履帶的鐵齒上，從而提高機器行走的平穩(wěn)性，減小機器行走過程中的起伏落差，減小行駛阻力。 我們取s=3.5t，即s=3.584mm=294mm。 按照以上的理論來說，支重輪的直徑越小，支重輪的個數就越多，這樣一來，履帶對地面的壓力就會越均勻，但是支重輪間也不能靠得太近，否則會引起積泥掛草，會增加履帶內部滾動阻力。兩輪片之間至少應留有35～70 mm的間隙，按照經驗來看我們一般

63、取支重輪的直徑和橡膠履帶節(jié)距的關系為d=(1．5～3)t。 我們取支重輪直徑d=1.5t=1.584mm=126mm。 我們取行走裝置的工作環(huán)境允許的平均接地比壓值P=25Kpa，即P=25 Kpa。根據履帶數和平均接地比壓確定總接地面積A，即： A≥G／P，A=2LB 式中： L為行走裝置單個履帶的接地長度（m）； G為收割機在工作時的重力（KN）； B為履帶寬度（m）。 由公式得： 2LB≥G／P =1300kg9.825Kpa =0.509m2 則可計算出L： L≥

64、==849mm 根據我們之前算出來的兩支重輪之間的距離s=294mm，則我們取單邊4對支重輪就可以滿足行走裝置的接地長度： L=3294mm=882mm≥849mm 所以我們確定單邊采用4對支重輪。 履帶的行走裝置的接地長度和履帶的軌距的比值對履帶行走機構轉向所需的功率和轉向性能有很大的影響。如果比值小于l，行走機構的直線行走能力較弱，必須頻繁地轉向；如果該值大于1.7，履帶行走裝置轉向困難[11]，所以我們設計的比值要在這之間。 而我們采用軌距b為600mm，則==1.371.7。 根據研究，L／b=1.0～1.2時，轉向很好；L／b=1.2～1.5時，轉向良好；L／b=1.5～

65、1.7時，轉向中等，性能開始下降。因此我們設計的軌距能保證收割機行走系統轉向良好。 土壤力學試驗表明，同樣的接地壓力。履帶寬度與接地長度之間應有一個適當的比值。根據經驗，B／L應在0.25～0.4之間較好。根據我們所確定的履帶寬度B和行走裝置的接地長度L計算如下： ==0.34 因此我們選用履帶寬度B=300mm，接地長度L=882mm，=0.25，履帶尺寸選擇是適當的。 3.7.2支重輪安裝結構尺寸設計 根據論證后支重輪連桿的結構圖，對支重輪連桿進行受力分析，并畫出彎矩圖，如下圖3.6所示： 圖3.6支重輪連桿的受力分析 由設計方案來看，力F的作用點在軸AB中間，

66、軸長L=200mm，則，a=b=100mm，我們之前設計用8對支重輪來支撐收割機的總重量，那么每對支重輪上的連桿受到的力為收割機總重量的，即F==1.6KN。 則A、B兩點對連桿的支撐力為＝＝0.8KN。 兩個摩擦力=0.80.05=0.04KN 由彎矩圖可知，連桿的中心截面是連桿的最大彎矩截面，也是這跟連桿的危險截面，且 Ｍ＝＝＝40Nm。 Ｍ＝＝＝2Nm。 M==40.05 Nm。 則支重輪連桿的最小直徑ｄｍｉｎ＝＝＝12.6mm，由于還要在連桿上打孔，因此我們在此基礎上乘以1.3，來加強直徑，圓整后取支重輪軸的直徑的dmin=17mm，符合接下來支重輪連桿的軸承選擇。 3.7.3支重輪連桿軸承選擇 支重輪連桿受的是徑向力，幾乎沒有軸向力，因此我們選擇深溝球軸承。根據軸的最小直徑17mm，來選擇軸承，根據GB/T 276—1994標準，我們選取深溝球軸承6003。 3.7.4支重輪連桿的尺寸計算 由最小尺寸確定d23=d78=17mm，由所選軸承尺寸來選取l24、l78。查表可知，6003軸承的寬度是10mm，那么兩個軸承的寬度是20mm，則我們