【文章內(nèi)容簡介】 這樣既可以防止?jié)櫥屯庑?，又可以防止泥沙的侵人。：分析方案一的結構，已能夠完成支重輪的工作，但是根據(jù)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，：這個方案和之前方案相比，里面的裝配方案和裝配尺寸不變，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。張緊裝置的作用就是調(diào)節(jié)履帶的松緊，張緊力太大，功率損失大，并使履帶產(chǎn)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(zhuǎn)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(chǎn)生偏移，當支重輪、導向輪發(fā)生脫軌現(xiàn)象時，行走方向的偏轉(zhuǎn)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。固定張緊是通過調(diào)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(diào)節(jié)調(diào)節(jié)螺桿來張緊履帶。：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(chǎn)生的滑動摩擦，由于管道過長，因此產(chǎn)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(xiàn)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(nèi)外鋼管設計成截面是圓的，在外導軌內(nèi)加兩個類似軸承的滾子，把內(nèi)導軌裝配到兩軸承內(nèi)，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(zhuǎn)動，這種轉(zhuǎn)動不適合用于這個場合，因為它的轉(zhuǎn)動會連著張緊輪一起轉(zhuǎn)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，：然后在導軌里放一排的鋼珠，然后把內(nèi)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?？墒沁@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，導軌里的珠子之間會發(fā)生擠壓，導致有時候?qū)к墐?nèi)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(xiàn)把滑動摩擦變成滾動摩擦?？紤]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，考慮到滾子一端和內(nèi)導軌接觸，另一端和外導軌接觸，而且外導軌內(nèi)下平面的滾珠還要支撐內(nèi)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(nèi)導軌的壓力。： 我們?nèi)L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(xiàn)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，：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。：經(jīng)過模擬測量，，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(nèi)面都開槽，而下水平面開兩個槽，用來平衡內(nèi)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，：結合各個方案的特點，：第3章 設計計算第3章 設計計算設計參數(shù)：生產(chǎn)效率：~設計壽命：5年柴油機提供動力考慮到收割機在收割時要開道、轉(zhuǎn)彎，換道、減速等不屬于正常收割的情況下，不能實現(xiàn)正常收割，我們要提高50%的收割效率，即==。設割臺寬度為1m，則可推算出驅(qū)動輪的速度V驅(qū)=。收割機在行走過程中，受到兩個力的作用，一個是內(nèi)部阻力，一個是外部阻力。內(nèi)部阻力主要有：支重輪、導向輪和托輪轉(zhuǎn)動時軸承、密封件內(nèi)部產(chǎn)生的摩擦力，支重輪在履帶上的滾動摩擦力，驅(qū)動輪與履帶鐵齒嚙合時的摩擦力等。一般來說，聯(lián)合收割機的內(nèi)部摩擦阻力系數(shù)f ~。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(chǎn)生的變形阻力。不同土質(zhì)路面的滾動阻力系數(shù)是不同的，滾動阻力系數(shù)與土壤的性質(zhì)直接相關。履帶正常行走階段的行走阻力=+=。則單個驅(qū)動輪的功率：P驅(qū)===Kw=式中：m是整個收割機工作時候的質(zhì)量，包括收割機的質(zhì)量、兩個操作者的質(zhì)量和喂入水稻的大約質(zhì)量之和，分別為1000Kg，150Kg，150Kg。但是單邊履帶承受總質(zhì)量的一半；這是單個驅(qū)動輪的功率，考慮到功率損耗，設驅(qū)動輪的傳動效率=，則行走部分所需的功率的為：= 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(jīng)驗公式可以求得，滾筒的功率約為2kw。（2） 。（3） 。（4） 割刀工作部分的功率經(jīng)過標準查得約為1kw。（5） 。 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=（+2+++1+）Kw=驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速：n驅(qū)===。 式中：履帶驅(qū)動輪節(jié)圓直徑D=。選擇S195柴油機，12馬力，轉(zhuǎn)速可達2200。總傳動比：i = n柴n驅(qū)==。按文獻[7]，P370，式152，初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料的為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A0= 126mm，于是dmin=A0=126mm=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==，元整后，我們?nèi)min=45mm。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。 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(nèi)徑為50mm，外徑90mm，取l45=23mm。由于左邊軸承的右邊需要一個軸肩，經(jīng)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(jù)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(qū)動輪的軸段l67，我們設定d67=45mm，連接驅(qū)動輪的軸段要用鍵傳動驅(qū)動輪，我們采用A型平鍵連接，根據(jù)最小直徑尺寸，選取鍵的尺寸。根據(jù)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=40mm；取l56=40mm， d56=48mm， l34=113mm。 按照上面計算的數(shù)據(jù)，整理出如下軸的尺寸： 驅(qū)動輪軸的強度校核軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為： 式中：—扭轉(zhuǎn)切應力，Mpa；T—軸所受的扭矩，；W—軸的抗扭截面系數(shù)，mm；n—軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)切應力，Mpa。根據(jù)查找機械設計手冊，查取45號鋼的許用扭轉(zhuǎn)切應力[]=30Mpa，按照以上計算的數(shù)據(jù)得n=，其傳動的功率P=，該軸的危險截面的直徑d=45mm，則：==[]因此此軸校核合格。 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(zhuǎn)速 —為溫度系數(shù) C—為基本額定動載荷 P—為當量動載荷 —壽命指數(shù)軸承的轉(zhuǎn)速和軸的轉(zhuǎn)速是一樣的，因此n=，根據(jù)查找文獻[7]，我們?nèi)囟认禂?shù)=。查閱文獻[8]，P140，表11—4查得代號為30210的基本額定動載荷C=，e=，計算系數(shù)Y=。對球軸承的壽命指數(shù)=3，我們選用的是滾子軸承，它的壽命指數(shù)=。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(shù)和軸向動載荷系數(shù)； 、分別為徑向、軸向當量動載荷； f為載荷系數(shù)，由文獻[7]，表13—6查取f=。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(qū)動輪端的軸承的壽命校核。對軸進行受力分析，驅(qū)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(jīng)過計算軸的徑向力=700N，軸向力=250N。/=e=，因此按照[8]，P321表13—5查得，圓錐滾子軸承的X=1，Y=0。根據(jù)以上數(shù)據(jù)算得P=（1700）=，則：==43200h即我們使用的軸承壽命合格。軸上驅(qū)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(zhuǎn)矩，； k—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=，mm； l—鍵的工作長度，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==；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(shù)據(jù)計算：===100MPa所以鍵的強度足夠。 根據(jù)確定下來的驅(qū)動輪軸支座設計方案可知，它是用來支撐連桿，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(diào)節(jié)的，用于調(diào)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(diào)節(jié)我們用螺栓在長槽里的移動來實現(xiàn)該方向的調(diào)節(jié)，鉛垂方向可以用墊片來調(diào)節(jié)。為了方便零件的裝配，支座分為上下兩部分，內(nèi)圓尺寸為所選軸承外圈直徑，中心高度由驅(qū)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。 橡膠履帶按驅(qū)動方式可分為輪齒式、輪孔式和膠齒驅(qū)動(無芯金)式[9]。輪齒式橡膠履帶上帶有驅(qū)動孔，驅(qū)動輪上的傳動齒插入驅(qū)動孔內(nèi)使履帶運動。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，