【正文】 表1農(nóng)用機型主要技術(shù)指標表 Table 1 Agricultural o model, main technical index table 序 號項 目單 位參 數(shù)1整機重量kg10002型號農(nóng)用機械地盤3行走速度km/h254爬坡能力左右5接地比壓kpa6驅(qū)動輪動力半徑mm約2287發(fā)動機的功率馬力40左右8履帶高度mm4689底盤軸距mm150010底盤軌距mm130011履帶板寬mm35312底盤高度mm638 履帶式與輪式底盤的比較金屬履帶 牽引力大, 適合重負荷作業(yè)( 如耕、耙等) , 接地比壓小, 對農(nóng)田壓實、破壞程度輕, 特別適合在低、濕地作業(yè), 而且除田間作業(yè)外, 還在農(nóng)田基本建設(shè)和小型水利工程中用作推土機, 綜合利用程度較高。橡膠履帶拖拉機采用方向盤操縱的差速轉(zhuǎn)向機構(gòu),可控性強,機動靈活, 轉(zhuǎn)彎更省力,履帶接地面積大,并有減振效果,乘坐舒適,由于比壓低,對地面破壞程度輕, 尤其適于低濕地作業(yè), 并可大大提高作業(yè)速度, 改善道路轉(zhuǎn)移適應性。在開荒、改造中低產(chǎn)田、沙壤土質(zhì)地區(qū), 顯示出極強的優(yōu)越性。大功率輪式拖拉機具有輪距調(diào)整方便、軸距長、質(zhì)量分配均勻、充氣輪胎有減振性, 行駛中地面仿形性好, 振動小、運輸速度快,綜合利用率高等優(yōu)點。而且, 引進國外的具有世界先進技術(shù)水平的大功率輪式,大功率輪式拖拉機接地壓力大,易形成土壤硬底層,大功率輪式拖拉機機重一般在5500~8500kg, 接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓力較大。即使經(jīng)過深度翻耙,依然會保持碎小的板結(jié)硬塊,土壤的顯微結(jié)構(gòu)遭到了破壞。經(jīng)試驗,大功率輪式拖拉機與五鏵犁配套作業(yè)時, 在土壤平均含水率30%、, 滑轉(zhuǎn)率一般在10~20%,有的達25%, 輪胎對土壤的剪切作用,使耕層土壤結(jié)構(gòu)遭到破壞。 履帶式行走底盤總體的設(shè)計根據(jù)農(nóng)業(yè)機械學、拖拉機汽車學、機械設(shè)計、機械原理等理論，對履帶式行走底盤的驅(qū)動行走系統(tǒng)進行了理論分析與研究，完成了履帶底盤主要工作參數(shù)的確定和力學的計算。機械行走時,驅(qū)動輪在履帶緊邊產(chǎn)生一個拉力，力圖把履帶從支重輪下拉出?！八妮喴粠А痹谖覈呀?jīng)基本標準化，尤其是大型、重型機械方面，見圖1履帶與地面接觸, 驅(qū)動輪不與地面接觸。接地那部分履帶給地面一個向后的作用力, 而地面相應地給履帶一個向前的反作用力, 這個反作用是推動機器向前行駛的驅(qū)動力。 履帶與地面接觸,驅(qū)動輪不與地面接觸。接地那部分履帶給地面一個向后的作用力,而地面相應地給履帶一個向前的反作用力,這個反作用是推動機器向前行駛的驅(qū)動力。 主要技術(shù)參數(shù) 表2 主要技術(shù)參數(shù)表Table 2 Main technical parameter table 序 號項 目單 位參 數(shù)1整機重量kg30002型號農(nóng)用機械地盤3行走速度km/h254爬坡能力左右5接地比壓kpa6驅(qū)動輪動力半徑mm約2287發(fā)動機的功率馬力40左右8履帶高度mm4689底盤軸距mm150010底盤軌距mm130011履帶板寬mm35312底盤高度mm6385 履帶車輛性能計算履帶機械整機參數(shù)初步確定以后，一般應進行下列計算，以估計該履帶機械的基本性能是否滿足預期要求，整機參數(shù)選擇是否合理。如圖2 此處省略經(jīng)計算后得結(jié)果=（~5）km/h（4）履帶式機械的牽引效率 = （5）式中: ——各檔的總傳動效率；——滾動效率；——滑轉(zhuǎn)效率；——履帶驅(qū)動帶效率（）。） = （6）式中: ——；——取3000千克。設(shè)此機器正常行走時的驅(qū)動輪輸出的驅(qū)動力矩為M: M=FR其中，F(xiàn)牽引力，R驅(qū)動輪半徑。驅(qū)動輪半徑越大，驅(qū)動力矩越大，反而則小。所以驅(qū)動輪直徑應該綜合考慮。支重輪軸通過支重臺架與底盤機架剛性連接在一起，這種底盤稱為剛性底盤。但是因為其沒有緩沖作用，所以工作時候，行駛機構(gòu)產(chǎn)生的振動不經(jīng)過緩沖就由底盤傳給機身，使機組上個連接件易于振動，駕駛易疲勞，因此，這種底盤只適用于低速行駛的普通機械。因此以機器單條履帶制動左轉(zhuǎn)為例, 見圖3（示意圖）。一般情況, 履帶接地長度L 和履帶軌距B 的比值L/ B≤,。 轉(zhuǎn)向驅(qū)動力矩的計算轉(zhuǎn)向阻力矩是履帶繞其本身轉(zhuǎn)動中心O1（或O2）作相對轉(zhuǎn)動時，地面對履帶產(chǎn)生的阻力矩，如圖所示，OO2 分別為兩條履帶的瞬時轉(zhuǎn)向中心。經(jīng)過計算：。履帶拖拉機牽引負荷在轉(zhuǎn)向時存在橫向分力，在橫向分力的影響下，車輛的轉(zhuǎn)向軸線將由原來通過履帶接地幾何中心移至，移動距離為[10]。在履帶支承面上任何一點到轉(zhuǎn)動中心的距離為x，則微小單元長度為dx，分配在其上的車體重力為qdx，總轉(zhuǎn)向阻力矩可按下式： （8）式中: 轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)。）將式（3—6）代入上式積分得并簡化得： （9）即：根據(jù)上述假設(shè)，轉(zhuǎn)向時地面對履帶支承段的反作用力的分布為矩形分布。（經(jīng)查表計算： 式中: 車輛作急轉(zhuǎn)彎時轉(zhuǎn)彎的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。1)當轉(zhuǎn)向半徑如圖5所示，兩側(cè)履帶都向前運動，此時兩側(cè)履帶受地面摩擦阻力朝同一方向（即行駛的反方向），外側(cè)、內(nèi)側(cè)履帶受力分別為： （10）2)當轉(zhuǎn)向半徑，如圖所示，此時兩側(cè)履帶受地面摩擦阻力朝反方向，外側(cè)、內(nèi)側(cè)履帶受力分別為： （11）式中: 分別為內(nèi)側(cè)前進阻力和驅(qū)動力； 分別為外側(cè)前進阻力和驅(qū)動力。3）大半徑區(qū)轉(zhuǎn)向行駛時主動輪上的力： （13）小半徑區(qū)轉(zhuǎn)向行駛時主動輪上的力： （14）式中：—轉(zhuǎn)向比。根據(jù)本機的設(shè)計參數(shù)，確定履帶的主要參數(shù)為整機的重量。則有經(jīng)驗公式知： ；； 即。履帶節(jié)距和驅(qū)動輪齒數(shù)z應該滿足強度、剛度要求。根據(jù)節(jié)距與整機重量的關(guān)系：其中的單位為mm,G的單位為kg.（說明：此處的驅(qū)動輪方面在驅(qū)動輪計算部分再詳細說明。 圖6 此時轉(zhuǎn)向示意圖Fig 6 At this point to sketch 驅(qū)動輪的計算目前, 履帶嚙合副的設(shè)計還停留在經(jīng)驗設(shè)計階段, 沒有相關(guān)的設(shè)計標準, 各種齒形的設(shè)計方法很多, 極不統(tǒng)一, 主要有等節(jié)距嚙合方式、亞節(jié)距嚙合方式和超節(jié)距嚙合方式。在等節(jié)距嚙合時, 履帶嚙合副是多齒傳動, 履帶牽引力由嚙合各齒分擔, 各個齒所受的負荷較小, 此時嚙合平穩(wěn)、沖擊振動小, 使用壽命較長[15]。且因圖紙標注公差、制造誤差等使履帶在一定范圍內(nèi)波動, 履帶與鏈輪的嚙合要么是超節(jié)距, 要么是亞節(jié)距, 等節(jié)距嚙合實際上很難存在于嚙合過程中。但在退出嚙合時, 履帶銷處于遲滯狀態(tài), 嚴重時甚至由于運動干涉而不能退出嚙合。 使齒面接觸應力滿足要求, 減小磨損。因此，綜上考慮驅(qū)動輪選用鏈輪的設(shè)計方案。圖7 驅(qū)動輪圖 Fig 7 Driving wheel figure b. 確定驅(qū)動輪齒槽形狀試驗和使用表明，齒槽形狀在一定范圍內(nèi)變動，在一般工況下對鏈傳動的性能不會有很大影響。同時，各種標準齒形的鏈輪之間也可以進行互換。 傳動方案的確定履帶支承長度L，軌距B和履帶板掛寬度b應合理匹配，使接地比壓，附著性能和轉(zhuǎn)彎性能符合要求。本機的初定整機重量為：3t.令表示為接地長度，單位m，表示履帶的高度，單位m，G表示機器整機重量，單位為t。在此情況下，盡量選擇小的數(shù)值，以降低履帶高度[16]。）則根據(jù)計算的與實際的資料： 選型號為23048 的履帶。如果支重輪排列的不好，之重輪在履帶上滾動到倆鐵齒之間時候，由于鐵齒剛性作用之重輪下壓的倆根小，倆者會有一定落差。而且支重輪在壓落橡膠面時，支重輪的滾動阻力也會增大，從而增大機器行駛能耗。其目的是保證行走裝置在任何時間前后個支重輪都落在履帶鐵齒上，消除支重起伏落差，提高行走平穩(wěn)性，減小行走阻力。機器經(jīng)常在山地地區(qū)和水田地區(qū)作業(yè)，支重輪長期帶有泥水，工作環(huán)境惡劣，若進入支重輪軸承的話，軸承很容易破損，從而影響了其行駛。要提高支重輪軸承部分的密封性，主要從倆個方面考慮：第一是盡量減少活動的密封面，減低水泥進入軸承的機會，二是提高密封件的可靠性和使用壽命。密封方式主要有油封和機械密封兩種。采用接卸密封方式結(jié)構(gòu)復雜，成本也高。（2）初步確定軸的最小直徑 按式初步估算軸的最小直徑。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大（如織布機、挖掘機、起重機、碎石機），故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件并且考慮到補償兩軸綜合位移，查表，選用GICL1鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于此軸是裝有聯(lián)軸器的齒輪軸，所以結(jié)構(gòu)采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，兩軸承布置在齒輪的兩端，軸系采用兩端單向固定布置，為避免因溫度升高而卡死，軸承端蓋與軸承外圈端面留出的熱補償間隙，軸的初步結(jié)構(gòu)如下圖所示。半聯(lián)軸器與軸配合的孔徑長度為82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，因此段的長度應比82略小一些，現(xiàn)取。軸承端蓋的總寬度為20 mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。3) 初步選擇滾動軸承。根據(jù)，選擇6308型軸承其尺寸為，因此。4）為了滿足擋油環(huán)的軸向定位要求，段的左邊需制出一軸肩，軸肩高度，即，取，因此；考慮到箱體和箱座的結(jié)構(gòu)設(shè)計，可取。7）根據(jù)3）可知，；考慮到軸承與齒輪潤滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開， mm，因此。根據(jù)，查表，有平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為70