【正文】 確定了傳 動件的 結構 尺寸 ， 它的單體結構 見 下圖 ，具體尺寸見下表 。 表 傳 動件尺寸 寧波大紅鷹畢業(yè)設計論文 22 圖 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 7 8 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 ： 表 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 ： 圖 履帶的截面 第 3 章 設計計算 23 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 4LBZ100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，有助于收割機爬坡。 計算驅動輪的尺寸： 節(jié)圓基準圓直徑 D： D=?tn = ?784? mm=187mm 驅動根圓直徑 Dg： Dg=D2F=1872? 15mm=157mm 驅動輪頂圓直徑 Dd: Dd=D+2H5=187+2? 165=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，因此本人設想寧波大紅鷹畢業(yè)設計論文 24 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 所示 ： 圖 驅動輪 支重輪設計 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)，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 、 或 。 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=，即 s=? 84mm=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 取支重輪的直徑和橡膠履帶節(jié)距 的 關系為 d=(1． 5～ 3)t。 第 3 章 設計計算 25 我們取支重輪直徑 d=? t=? 84mm=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=AG ?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 =1300kg? kgN ? 25Kpa = 則可計算出 L： L≥ PBG2 = ? =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=3? 294mm=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 ，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 bL =600882 =? 。 根據研究， L／ b=～ 時 ， 轉向很好 ； L／ b=～ 時 ， 轉向良好 ； L／ b=～ 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 ～ 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： 寧波大紅鷹畢業(yè)設計論文 26 LB=8230= 因此我們選用履帶寬度 B=300mm，接地長度 L=882mm，LB=，履帶尺寸選擇是適當的。 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 所示 ： 第 3 章 設計計算 27 圖 支重輪連桿 的受力分析 由設計方案來看，力 F壓 的作用點在軸 AB 中間，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81，即 F壓 = N8 ?=。 則 A、 B 兩點對連桿 的支撐力為 1NF ＝ N2F ＝ 。 兩個摩擦力 21 ff ? =? = 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 水平h ＝ lFab ＝ ??? ＝ 40N m。 Ｍ 垂直h ＝ lFab ＝ ??? ＝ 2N m。 M總h = 2h2h MM 垂直水平 ? = N m。 則支重輪連桿 的最小直徑ｄ ｍｉｎ ＝31h][10??總M ＝ 3 3200 ?? ＝ ， 由于還要在連桿 上打孔， 因此我們 在此基礎上乘以 ，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。 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。 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 l2 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 我們取 l24=l78=20mm。 由于 4~5 軸段需要需要加一個軸肩 用于右邊兩軸承的軸向固定，查得 damin=，Damax=，則我們確定 d45=d67=20mm， D45= D45=32mm。此軸段是用來安置密封圈的，由于收割機 在田間作業(yè)時，行走部件經常接觸泥水，一旦有泥水進入軸承 或潤滑脂流失，很快便會使軸承損壞，所以支重輪的密封至關重要。 唇形密封圈是一種具有自封作用的密封圈，它依靠唇部緊貼密封耦合件表面，阻塞泄露通道而獲得密封效果。為了加強密封效果，我們采用兩個背對的唇形密封圈來密封，既封了油又阻擋了外物浸入。寧波大紅鷹畢業(yè)設計論文 28 通過查找 GB1387192，我們取用 d=20mm， D=32mm， b=6mm 的標準旋轉軸唇形密封圈。兩個密封圈所占寬度為 12mm，因此我們選取 l45=l67=18mm。 取 d56=25mm。 軸承未固定那端，我們采用 軸用彈性擋圈卡在 螺紋槽里， M16 的六角螺母固定。所以要在 兩 軸端攻螺紋， 長度取 21mm， 并設計寬度為 1mm 的 退刀槽 ?？傞L度為 200mm，則 l56=82mm。 根據以上數據得出各軸段的尺寸，如下圖 所示： 圖 支重輪連桿 支重輪軸密封圈的選擇 考慮到支重輪的工作條件，我們采用的是兩個背對背的唇形密封圈來密封，選擇型號為 HG43351966Y 型 的 橡膠密封圈 ，內徑尺寸為 20mm，外徑為 35mm。 支重輪連桿 的校核 按照彎扭合成強度條件進行校核， 按第三強度理論，計算應力： 22 )(4 ???? ??ca 式中： ? 是彎矩所產生的彎曲應力 ，為對稱循環(huán)變應力 ； ? 是扭矩產生的扭矩切應力； ? 是折合系數。 由受力分析可知，該心軸不受扭矩的作用 ，因此 ca? =? ，對于直徑為 d 的圓軸，彎曲應力為 WM?? ，則： ca? =WM 。 由由彎矩合成圖可知連桿 的中心面為危險截面，查 [6]， P373 表 15— 4 查得， 危險截面的抗彎截面系數 W= )(32 13 ddd ?? ，其中 d1 為孔的直徑，計算的 W=1344mm3 ，帶入： ca? =WM = 134480020 =58MPa 查閱 文獻 [7]， P263 表 15— 1 查得 45 號鋼調制處理過的軸的許用彎曲應力第 3 章 設計計算 29 [ 1?? ]=60MPa，因此 ca? =58MPa[ 1?? ]，此連桿 合格。 支重輪 連桿 軸承 的校核 同之前連桿軸承的校核，軸承壽命的計算公式如下： ?)(6010 639。 PCfnL th ? 式中： n— 為軸承轉速 tf — 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 軸承的轉速和支重輪的轉速是一樣的，而支重輪的線速度和驅動輪的線速度是一樣的，即， V驅 =V支 =； 支? =支支rV = ? =10rad/s； n= ??2 = ??210 =； 根據查找文獻 [7]，我們取溫度系數 tf =。查閱文獻 [8]， P125，表 11— 1 查得代號為 6003 的基本額定動載荷 Cr =6KN。 我們選用的是 深溝球 軸承，它的壽命指數 ? =3。 軸承的當量動載荷的計算： P=fp （ rXF +YFa ） 式中： X、 Y 分別為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數； rF 、 aF 分別為徑向、軸向當量動載荷； fp 為載荷系數，由 文獻 [7]表 13— 6 查取 fp =。 此軸承的只受徑向力的作用，所以其當量動載荷 P= rF = 2121 f?NF =， 則： ?)(6010 639。 PCfnL th ? = 36 ) (936010 ?? =64821h43200h 即我們使用的軸承壽命合格。 導向輪的設計 導向輪用于引導履帶正確繞轉，可以防止跑偏和越軌。當機器后退時，導向輪承受寧波大紅鷹畢業(yè)設計論文 30 2 倍的牽引力，即導向輪應能夠承受不小于 2 倍最大牽引力的徑向載荷。 導向輪直徑比驅動輪直徑略小， 一般 D／ D 導 = 一 ， 則： D 導 =D? =，元整后 取 D 導 =150mm。 導向輪軸的的 內部安裝結構和支重輪的一樣，但是它裝配在底盤機架上