联合收割机行走装置设计

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1、联合收割机行走装置设计 JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY 本 科 毕 业 论 文（设 计） 题目： 学 院 姓 名 学 号 专 业 年 级 指导教师 联合收割机行走装置设计 摘要 履带式联合收割机的行走性能决定了它在农田中作业明显的优势，履带大的接触面积用于提高在湿软地上的通过性能，同时防止沉陷，打滑。同时橡胶履带是一种新型橡胶传动带，具有接地压强小、牵引力大等诸多优点，其主要应用于农业机械。在设计的过程中要考虑要考虑收割机跨沟，跨田埂的能力，还需要有良好的机动性能，对于南方的小田地来讲，要求收割机有较小的转弯半径 并且转弯性能要好，这样也有利于提高机组的工作效率

2、。在设计中需要计算履带长度，驱动轮，从动轮大小，以及驱动轮轴的设计等。 关键字：履带 ； 行走装置； 收割机 联合收割机行走装置设计 ABSTRACT Crawler walking of the combine harvester performance determines its obvious advantages in the farmland homework, caterpillar large contact area for the increase in soft ground by performance, at the same time prevent subside

3、nce and slippage. Rubber tracks is a new type of rubber belt at the same time, the advantages of small ground pressure, big traction, and many other advantages, the main application in agricultural machinery. Want to consider to consider in the design process of harvester cross ditch ,across the abi

4、lity of, you also need to have good maneuver performance, for the southern small fields, requires the harvester has a smaller turning radius, and turning performance is better, this also is helpful to improve the work efficiency of the unit. Is needed in design calculation length of track, driving w

5、heel and driven wheel size, as well as the design of the drive shaft and so on. Key word ：caterpillar ； Walking device ； harvester 联合收割机行走装置设计 1 目录 1 绪论 . 1 1.1 国内收获机械发展概况 . 1 1.2 国外收获机的发展概况 . 2 2 联合收割机行走装置选择的条件 . 2 2.1 选择履带式行走机构的理由 . 3 2.2 履带的作用 . 3 2.3 对履带设计的要求 . 3 2.4 选择履带的材料 . 3 2.5 履带式联合收割机行走装置

6、的组成 . 3 2.6 小型水稻联合收割机行走装置的特点 . 4 2.7 履带式行走装置的行走原理 . 4 3 悬架的选用. 5 3.1 悬架的概念 . 5 3.2 悬架的作用 . 5 3.3 设计时对悬架的要求 . 5 3.4 悬架的类型 . 5 3.5 各种悬架的特点 . 5 3.6 悬架的选用 . 5 4 橡胶履带的设计与规格的选用 . 6 4.1 橡胶履带的特点 . 6 4.2 橡胶履带的构造 . 6 4.3 橡胶履带规格的选择 . 7 联合收割机行走装置设计 2 4.4 履带的表示方法 . 10 5 驱动轮的设计 . 10 5.1 驱动轮的的配置 . 10 5.2 驱动轮节距的定义

7、. 10 5.3 驱动轮相关参数的计算 . 11 5.4 驱动轮其它参数的确定 . 12 5.5 确定驱动轮齿槽形状 . 13 5.6 驱动轮的强度计算与校核 . 15 6 制动器的设计 . 16 6.1 制动分类 . 16 6.2 制动器的分类 . 16 6.3 按结构型式分类 . 16 6.4 制动器的选用 . 16 6.5 制动器性能的验算 . 18 7 轴的设计 . 19 7.1 轴的分类 . 19 7.2 拟定轴上零件装配方案 . 19 7.3 计算各轴段的直径和长度 . 19 7.4 轴的校核 . 20 8 支重轮的设计 . 22 8.1 支重轮的作用 . 22 8.2 对支重轮设

8、计的要求 . 22 8.3 支重台的选用 . 23 8.4 支重轮的型式 . 23 联合收割机行走装置设计 3 8.5 支重轮个数的确定 . 23 8.6 支重轮材料的选择 . 24 9 托轮的设计. 24 9.1 托轮的作用 . 24 9.2 托轮的安装位置 . 24 10 导向轮的设计 . 24 10.1 导向轮的作用 . 24 10.2 如何选择导向轮 . 25 11 张紧装置的设计 . 25 11.1 张紧装置的作用 . 25 11.2 张紧装置的形式 . 25 11.3 张紧装置的调整 . 27 11.4 减震弹簧的设计 . 27 11.5 弹簧的选择 . 28 11.6 验算弹簧疲

9、劳强度及静安全系数 . 30 12 履带联合收割机性能的计算分析 . 31 12.1 收割机的受力 . 31 12.2 收割机的行走特性 . 32 13 履带联合收割机的转向性能与分析 . 32 13.1 转向时联合收割机以及履带的运动情况 . 34 13.2 转向时履带与土壤相互作用分析 . 35 参考文献 . 37 致谢 . 38 联合收割机行走装置设计 1 1 绪论 作物收获是整个农业生产过程中夺取丰收的最后一个重要环节，对谷物的产量和质量都有很大的影响，其特点是季节性强、时间紧、任务重，易遭受雨、雪、风、霜的侵袭而造成损失。因此，实现谷物收获作业机械化对于提高劳动生产率、减轻劳动强度、

10、降低收获损失、以确保丰产丰收具有极其重要的意义。 1.1 国内收获机械发展概况 这一阶段所完成的主要是引进和仿制工作。1949年开始从前苏联引进 C 6牵引式，此后又相继从其他国家引进一些机型。牵引式机器有：联邦德国的克拉斯、兰茨、英国阿尔滨等。经过多年的试验选型和农场的实际使用，曾先后选定几种机型进行仿制，但最后投产的只有1956年投产的 GT4.9牵引式联合收割机。尽管产品的数量不多、制造质量也不高，而且在此期间国内少数单位自行设计研制的一些小型联合收割机均未成功，但此时我国已初步掌握了联合收割机的生产和制造技术。 发展阶段 这一阶段是我国联合收割机迅速发展的时期。全国不仅涌现出一批新的专

11、业联合收割机厂，而且还发展了相应的配套件厂，这些工厂通过扩建、技术改造，生产能力有了很大提高。到70 年代末，一个比较完整的联合收割机制造业已初具规模，联合收割机年产量也已达到6000台的水平。尽管其中有的机型是国外四五十年代技术水平的老机型，机器性能相对比较落后，但这一阶段我国的联合收割机事业却是飞速发展的。而且，这段时间的工作使我国设计研究联合收割机的水平有了长足的进步和提高，逐步具备了独立设计开发新产品的能力。 利用引进技术发展阶段 这个阶段是谷物联合收割机发展过程中一个艰难而又复杂的时期，经历了一个极大的起落过程。1980年前后，改革开放政策对联合收割机的发展产生了巨大的影响。经过几年

12、的努力，引进的机型陆续投产，我国的联合收割机行业联合收割机行走装置设计 2 的科学技术在许多方面从原来比较落后的状态，一下子跨到 80 年代初的国际先进水平，有了一个划时代的飞跃。但是，由于 80 年代初农村经济比较落后等一些其它因素的影响，联合收割机市场明显萎缩。自 1982年起，全国产量由6000台一下子降到1000余台。到80 年代中后期，随着农村经济的发展，市场逐渐恢复。到进入90 年代，不仅产量恢复到了历史最高水平，而且新试制的产品，特别是中小型拖拉机悬挂的品种型号繁多，出现了制造、开发、选购收获机的新局面。 到 90 年代中后期，我国的收获机发展更加迅速，不仅各种类型机械齐全，性能

13、也不断完善，而且产量也大幅度提高。仅 1997年全国年生产联合收割机35105台，比 1982年提高了几倍。而且，市场也比较看好，年终售出 31955台，呈现出了良好的发展势头，开始了我国收获机发展的又一个崭新的阶段。 1.2 国外收获机的发展概况 国外收获机发展比较有代表性的国家和地区为欧美及日本等地。欧美多为全喂入脱粒，机型大，生产率高，适合较大规模的生产条件；日本则以中小型水稻收获机为主，多采用半喂入，机型小，生产率相对较低。 目前，世界收获机械的发展，不仅在传统的收获机上增设了许多电液自动化控制系统，如凯斯公司的2300系列大型联合收获机上设置了 GPS接收装置，为将来精确农业的发展奠

14、定了基础。而且，突破了传统的收获工艺，发展了割前脱粒。如东北农业大学研制的气吸式割前脱粒联合收获机，英国谢尔本公司生产的梳脱台等。总之，世界收获机械正向着自动化、适用化、多样化方向发展。 2 联合收割机行走装置选择的条件 本设计的联合收割机为履带式小型联合收割机， 型号为 4LB1.3 4农业机械 L联合收割机 B半喂入 1.3割副1.3m 联合收割机行走装置设计 3 2.1 选择履带式行走机构的理由 履带式行走机构具有以下特点：接地面积大，下陷深度小，对水田作业适应性强拐弯灵便，拐弯半径小具有跨沟和跨田埂能力大; 因此履带式行走机构常用于水田作业的联合收割机行走装置中。 2.2 履带的作用

15、履带的作用是把整个收割机的重量传递给地面，并且依靠履带与地表接触而行走的一种机构。 2.3 对履带设计的要求 由于履带经常在泥水等软土壤中行走，所以对提高履带的寿命具有重要的意义，要求必须有：工作可靠，坚固耐用行驶平稳性好具有良好的附着性能重量轻脱土性能好，具有较小的前进阻力和转向阻力。 2.4 选择履带的材料 现如今有三种履带材料，分别是全金属履带，金属板嵌胶刺履带和橡胶履带。由于橡胶履带价钱便宜，消耗于自身的行走阻力小，行走平稳性好，不破坏路面，容易制造而且具有减震功能。所以此收割机选用橡胶履带。 2.5 履带式联合收割机行走装置的组成 履带式行走装置包括以下部分：悬架，驱动轮，履带，支重

16、轮，托轮，导向轮，张紧装置。 联合收割机行走装置设计 4 图 1 履带式行走装置结构简图 1驱动轮 2履带 3托轮 4导向轮 5支重轮 2.6 小型水稻联合收割机行走装置的特点 虽然水稻联合收割机行走装置与拖拉机行走装置在结构上有相同之处，但水稻联合收割机具有它独特的特点。主要有：它不需要传递大的切向牵引力，所以它的零件材料和结构可以相对简单，这样可以减轻自身重量，另外采用履带式可以增大与地面相接触的面积，减小接地压力，使之下陷变浅，同时提高了水田作业中小型田地的跨沟跨埂能力，它还具有较大的离地间隙和较灵便的转向机构。 2.7 履带式行走装置的行走原理 履带的一部分与地面接触，驱动轮与导向轮不

17、与地面接触，驱动轮在减速器驱动转矩的作用下通过驱动轮上的轮齿与橡胶履带链之间啮合，连续不断地把履带从后方卷起，同时接地的那部分履带给地面一个向后的作用力，而地面给履带一个向前的反作用力，这个反作用力即为推动向前行驶的驱动力，当驱动力足以克服阻力时，支重轮就相应地在履带上向前滚动，从而整个收割机向前行驶。 表 1 4LB1.3型联合收割机的主要技术参数 整机重量 1130Kg 生产率 2.53.5 亩/ 小时 割幅 1.3m 总损失率 2.5% 轨距 800mm 接地压力 0.18 公斤/ 联合收割机行走装置设计 5 3 悬架的选用 3.1 悬架的概念 悬架是由支重轮轴起，包括支重台车架与底盘机

18、架的连接部件称为悬架。 3.2 悬架的作用 悬架是把整个机组的重量通过悬架传递给支重轮，同时把履带的行走运动通过悬架带动整个机组运动。 3.3 设计时对悬架的要求 悬架要有足够的强度和刚度，结构相对要简单，紧凑以便减轻重量。 3.4 悬架的类型 悬架有三种类型，分别是刚性悬架，半刚性悬架，弹性悬架。 3.5 各种悬架的特点 刚性悬架的特点：结构简单，易制造，通常用于低速行驶的机械。 半刚性悬架的特点：支重台车架可以相对于主机架作纵向摆动，但这种悬架支重台车架要附设支重架导向装置，以防止主机架与支重架发生横向摆动，这种结构比较复杂。 弹性悬架的特点：具有较好的缓冲性能，通常适用于高速度的机械中，

19、结构复杂，重量大，造价高。 3.6 悬架的选用 根据小型联合收割机的特点，要求机组重量轻，结构相对简单，易制造，造价低等特点，并且已经选用橡胶履带，橡胶履带有一定的减震功能，所以采用刚性悬架。 联合收割机行走装置设计 6 4 橡胶履带的设计与规格的选用 4.1 橡胶履带的特点 橡胶履带是整条履带做成的一个环形整体，没有接头，属于规格件，可以根据需要直接选用。 4.2 橡胶履带的构造 橡胶履带包括：传动件，钢丝，织物，橡胶体。 图 2 橡胶履带局部示意图 1传动件 2织物 3钢丝 4橡胶体 传动件（铸钢件） 履带行走时，驱动轮与传动件啮合，传动件受到驱动轮所给的力，从而带动整条履带转动，所以传动

20、件的表面必须要有高硬度，耐磨性好等特性。 织物 织物有帆布和尼龙两种，两面均涂上橡胶浆的帆布平铺放在履带内，上帆布提高橡胶履带受支重轮滚压及弯曲作用，传动件与钢丝之间也铺有一层帆布，这样可以提高钢丝的寿命。 钢丝 标准橡胶履带中，每根钢丝有 39 股，直径为 1.2mm，抗拉强度极限为 140公斤，共有 40 根钢丝均匀地平铺在传动件的两侧，主要是承受拉力，它对履带的强度与节距的拉长有直接的影响。 橡胶体 联合收割机行走装置设计 7 橡胶体在履带中分布中间厚，两侧渐薄，可以使收割机转向灵活，减少积泥，橡胶体把传动件，钢丝，织物连在一起，同时橡胶体也具有减震缓冲等作用。 4.3 橡胶履带规格的选

21、择 设履带全长为 L ，履带接地长度为，履带板宽度为 b ，履带高度为，单位接地压力为 q （Kg/），轨距为 B ，整机重量为 G 1.07=1.04=1040mm(这里 G以 t 为单位) q=0.15（Kg/） =2.5 B轨距 根据已有参数，轨距 B=800mm =2.857 且 则 B=（578mm 符合要求 b=（q=0.150.2 Kg/） b=（271362）mm 表 2 部分橡胶履带适用参数 履带宽度 b（mm） 接地比压（Kpa） 适用机重范围（Kg） 350 18 11001760 20 12551960 22 1347 接地比压 q=18kpa=0.18Kg/ 符合标准

22、 q=（0.150.2）Kg/ 整机重量 G=1130kg 属于（11001760）kg范围内 联合收割机行走装置设计 8 则选用宽度为 350mm 的履带宽度， 即履带宽度 b=350mm 表 3 部分橡胶履带节距尺寸参数 驱动形式 履带节距 适用履带宽度 轮齿型 72， 84 300 90 330 （此公式 G单位为 Kg） =（15（87 根据表 3 的参数选节距为 90mm 符合要求， 即 90mm L=2+（）=21040+0.5590+40=2755mm 取 Z=13（后面给出的齿轮数，经计算所得）节数 K=30.6 取履带节数 K=32 节 表 4 部分橡胶履带主要技术参数 宽度

23、* 节距（mm） 节数 A型 B型 花纹型 导轨类型 250*72 4757 24 82 A1 A2 250*96 3538 25 70 BB1 B2 250*109 3538 40 89 CG B1 260*109 3539 30 84 AB B1 280*72 4564 25 78 AL A2 300*55 7086 29 86 B1 B1 联合收割机行走装置设计 9 350*90 3056 24 76 AP A2 350*100 3660 45 112 AA A2 350*108 4046 40 90 CG B1 履带总长 L=K=9032=2880mm=2.88m 图 3 橡胶履带示意

24、图 联合收割机行走装置设计 10 4.4 履带的表示方法 履带的表示方法为 CRT代表轮齿式橡胶履带 选用履带规格为 CRT35090A32030（030表示最大适用机重为 3000kg） 5 驱动轮的设计 5.1 驱动轮的的配置 驱动轮有两种安装形式，即安装在前面成为前驱动；安装在后面成为后驱动。根据实验样机类型为背负式，拖拉机动力在后面，则为后驱动形式。 5.2 驱动轮节距的定义 对于轮齿式啮合传动来说，驱动轮与传动件啮合时，其节圆上相邻两个啮合点的弦长即为驱动轮的节距。驱动轮节距与履带节距相等时为正常啮合，驱动轮节距与履带节距不等时为特种啮合。 联合收割机行走装置设计 11 5.3 驱动

25、轮相关参数的计算 驱动轮节圆直径计算公式 D= Z驱动轮齿数 对于轮齿式啮合传动，驱动轮轮齿与传动件啮合时，其节圆上相邻两个啮合点的弦长即为驱动轮节距，则可以用图表示为 图 4 驱动轮节距示意图 ab履带节距 cd驱动轮节距 od驱动轮节圆半径 根据比例关系得 = 根据公式 ob= 根据收割机的速度，驱动轮转速及履带的节距，估算驱动轮齿数，生产率为2.5， V=m/s=0.43m/s 则收割机的平均速度为 0.43m/s ( 估算齿数)= 联合收割机行走装置设计 12 V收割机速度 n与 V对应驱动轮转速 r/min 设 n=25r/min =11.5 取驱动轮齿数 Z=13 设橡胶履带厚度为

26、 30mm 则 ob=187.9 od=ob-bd=188-=173mm 驱动轮节距=od=82.9mm 取=83mm 则 D=345.8 D在标准值（小型联合收割机）（250mm 取驱动轮节圆直径 D=346mm =3.84 在标准取值（2.54）之间 驱动轮一般用 45号钢铸成，经过淬火后，轮齿表面硬度要达到HRC4550 5.4 驱动轮其它参数的确定 经计算驱动轮节圆直径 D=346mm 齿数 Z=13 则 齿顶圆直径=D+1.25-=346+1.2590-45=413mm 齿顶圆直径=D+（1-）-=346+（1-）90-45=380mm 由于=（380 取 分度圆弦高=D-=346-

27、45=301mm 联合收割机行走装置设计 13 =（0.625+）-0.5 =（0.625+）-0.5=39.2939mm =0.5（=0.5 由于=（23 取 最大齿跟距离（奇数齿）= D-=346-45 5.5 确定驱动轮齿槽形状 根据试验表明，齿槽形状在一定范围内变动对履带行走和传动不会有很大影响。 图 5 驱动轮图 联合收割机行走装置设计 14 图 6 齿槽形状简图 齿侧圆弧半径 （最小齿槽形状）= 0.008（+180） =0.008+180）=125.64mm （最大齿槽形状）= 0.12（Z+2） =0.1245 定位圆弧半径 （最大齿槽形状）= 0.505+0.069=22.9

28、7mm （最小齿槽形状）= 0.505=22.73mm 定位角 （最小齿槽形状） = =- = （最大齿槽形状） = =- = =（ 联合收割机行走装置设计 15 5.6 驱动轮的强度计算与校核 驱动轮轮齿须按最严重的工作情况进行计算，即按档转弯时发动机全部功率传给一侧履带时的切线牵引力计算，此时一侧履带相应的地面附着力 P 可以认为近似于整个机重 G ，即 P=G 驱动轮轮齿的强度计算，通常按挤压强度和弯曲强度计算 轮齿节距 许用挤压应力 b=-2=83-45.7=37.3mm =3.58Mpa 以 45 号钢经调质处理为例，轮齿与传动件相接触只有一边相互作用，则挤压应力相当于切应力【】 则

29、【】=155Mpa （符合标准） ，设载荷作用于齿顶，则 h 齿高 W抗弯断面系数 h=-=397-301=96mm 以渗碳淬火钢为例，HRC=4550 时，弯曲疲劳极限=360Mpa 根据公称尺寸（与花键类似）Dd=34639720（20 为齿厚估算） 选 10260 W=1360 360Mpa（符合标准） 联合收割机行走装置设计 16 6 制动器的设计 6.1 制动分类 制动机分为电力制动和机械制动，机械制动装置叫制动器，此设计的联合收割机采用机械制动。 6.2 制动器的分类 常闭式：通常靠弹簧或重力作用常处于制动状态，而机械设备需要运行时松开（如卷扬机，起重机）。 常开式：常处于松闸状态

30、，需制动时操纵制动器施加外力进入制动状态。 此设计的联合收割机采用常开式。 6.3 按结构型式分类 制动器按照结构型式分为摩擦式和非摩擦式，摩擦式有块式，蹄式，盘式和带式。 6.4 制动器的选用 履带式联合收割机制动器最常用的作用是帮助收割机转向，其制动力矩根据无牵引负荷时工作做急剧回转确定，一般履带式联合收割机采用带式制动器，在此选用单端拉紧带式制动器。 经过查询选用的单端拉紧制动器制动鼓直径为 190mm 包角 270 度 制动带宽度为 40mm. 联合收割机行走装置设计 17 图 7 单端拉紧式带式制动器 联合收割机行走装置设计 18 图 8 带式制动器受力简图 6.5 制动器性能的验算

31、 已知数据： 联合收割机重量 G=1130kg 发动机功率 p=15.7kw 发动机额定转速 n=3000r/min 驱动轮动力半径= 转向阻力系数 =1.0 履带接地长度为 1.126m 轨距 B=0.8m 制动鼓半径 r=0.095m 最终传动比=5.7 制动器的动力矩=130.0Nm 制动器紧边拉力 S1=1808.4 Nm 制动器松边拉力 S2=440 Nm 联合收割机最大转矩 T=50 Nm Nm 联合收割机行走装置设计 19 则此设计的制动器合格 7 轴的设计 7.1 轴的分类 转轴：既承受弯矩又承受扭矩的轴 心轴：只承受弯矩而不承受扭矩的轴 传动轴：只承受扭矩而不承受弯矩（或弯矩

32、很小）的轴 很明显此联合收割机驱动轮轴的设计为传动轴。 7.2 拟定轴上零件装配方案 轴的结构确定主要取决于轴的安装位置及形式，轴的联接方法以及载荷的分布情况，轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置，轴上的零件应便于装拆和调整，轴应具有良好的制造工艺性等条件。 初步确定轴的形式为： 图 9 驱动轮半轴 7.3 计算各轴段的直径和长度 轴的扭转强度条件 =】 联合收割机行走装置设计 20 - 扭矩切应力 MPa T- 轴所受的扭矩 Nmm - 轴的抗扭截面系数 P轴传递的功率 d- 计算截面处的直径 mm 轴的材料选用 45 号钢调质处理 =110 则轴与驱动轮联接部分的直径 d= =110 设履

33、带前进最大速度为 3m/s 则 n=60=143.3r/min 发动机功率 P=15.7kw d52.7mm 第一段取 d=54mm 由于制动带宽度为 40mm，取第一段长度为为 85mm 第二段为了满足轴承端盖的要求需要制出一轴肩，故取第二段直径为 60mm 长度取 50mm 初步选择为滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力作用，则选用单列圆锥滚子轴承，轴承选取 0组游隙选用圆锥滚子轴承 30313， 其尺寸为 d*D*T=65*140*36 故第三段和最后一段直径为 65mm 第三段长度为 64mm 最后一段长度为 36mm 取第四段安装齿轮处的轴段直径为 70mm，齿轮的左端与左边轴承采

34、用套筒定位取长度为 76mm，齿轮的右边为轴肩定位取直径为 80mm长度为 12mm 7.4 轴的校核 根据轴分析轴的受力如图所示： 联合收割机行走装置设计 21 图 10 轴的受力示意图 =9549=9549=1046.2N =1046.2=521.5Nm 图 11 轴的弯矩示意图 最大弯矩在 B点，B段直径为 70mm 该处抗弯截面系数=0.1=0.1=34300 弯曲应力=Mpa=15.2Mpa 经过查表 45 号钢经调质处理： 抗拉强度极限=640Mpa 屈服强度极限=355Mpa 弯曲疲劳极限=275Mpa 剪切疲劳极限=155Mpa 联合收割机行走装置设计 22 许用弯曲应力【】=

35、60Mpa 【】 根据 BC 段分析，受扭矩作用 T+M=0 则 T=1046.2Nm 图 12 轴的扭矩示意图 抗扭截面系数=0.7=68600 最大切应力=15.3Mpa=155Mpa 该轴符合设计要求 8 支重轮的设计 8.1 支重轮的作用 支重轮把整个联合收割机的重量传递给地面，并且在履带上滚动，为了防 脱轨，支重轮还应能够阻止履带对它的横向位移。 8.2 对支重轮设计的要求 轴承必须有良好的密封性能，一般用滚子轴承，滚动阻力小，且耐磨。 联合收割机行走装置设计 23 8.3 支重台的选用 支重台有单梁和双梁，一般小型联合收割机用单梁，这对减轻重量，减小积泥有利，但必须要有足够的强度和

36、刚度，并且从支重轮的配置上改善其受力情况，以免因变形而引起脱轨。 8.4 支重轮的型式 根据橡胶履带支重轮在履带板上滚动，支重轮有两种形式，一种为单凸缘，另一种为双凸缘。 图 13 支重轮凸缘 单凸缘容易制造，适应性强，有凸缘的目的是防止履带对它产生横向位移，防止转弯时脱轨。通常凸缘高度取 h=1020mm，为了减少轮缘侧面与导轨侧面的摩擦，常把轮缘侧面做成斜面，斜面角 8.5 支重轮个数的确定 支重轮直径和履带的节距大致关系为 =1.5 3）=（135 取=250mm 履带接地长度=1040mm 联合收割机行走装置设计 24 则=3.6 取 3个支重轮 由于支重轮不能靠太近，否则容易引起积泥

37、挂草，两轮之间最少因留（3570）mm 的间隙，所以平均减去 2mm的间距 8.6 支重轮材料的选择 支重轮的轮缘要耐磨，所以一般用 45 号钢制造，轮缘表面经淬火后硬度不低于 HRC53。 9 托轮的设计 9.1 托轮的作用 托轮装在履带上段的下方位置，托轮的作用是托住履带，减小上方履带的下垂量以及减低履带在运动过程中的振动并防止履带的侧向滑落。 9.2 托轮的安装位置 当驱动轮的轮齿卷起履带时，履带沿驱动轮切线方向有作用力，履带离开驱动轮时，这个作用力将增加履带下垂，所以为了减小履带的下垂，在靠近驱动轮的地方安装一个托轮。托轮的受力相对较小，并且很少与泥水接触，托轮可以用灰铸铁制造轮缘，可

38、以不必精加工。 10 导向轮的设计 10.1 导向轮的作用 导向轮是为了引导履带正确的绕转，并且防止履带对它发生横向位移，以致履带脱落。 联合收割机行走装置设计 25 10.2 如何选择导向轮 轮齿与传动件啮合时，单凸缘支重轮凸缘部分卡入导轨中间，引导履带正确绕转，导向轮的轮缘形状与履带结构和履带驱动方式均有关系，导向轮直径一般都比较大，这样可以使导向轮直径对履带节距的比值增大，从而使履带卷动均匀，减少冲击，保证履带的正常运行。 导向轮直径 d 与履带节距的关系式为 =2 d=（2）=902）=（180360）mm 导向轮的材料一般用 45 号钢或球墨铸铁浇铸而成。 11 张紧装置的设计 11

39、.1 张紧装置的作用 张紧装置主要是张紧履带，使履带有合适的张紧度，另外还具有吸震缓冲作用。 11.2 张紧装置的形式 在联合收割机中，张紧装置与导向轮联接，所以导向轮的张紧装置通常采用滑块式弹簧张紧装置，理由是这种张紧结构简单。 联合收割机行走装置设计 26 图 14 导向轮与张紧装置结构总图 图 15 导向轮与张紧装置结构简图 联合收割机行走装置设计 27 图 16 导向轮与张紧装置实物图 11.3 张紧装置的调整 张紧装置即可以通过调节螺杆来使导向轮前后移动，以便于履带的拆装，还可以调节减震弹簧的预紧力。 11.4 减震弹簧的设计 减震弹簧的预紧力必须大于履带初张力的两倍，否则外来的冲击

40、力会造成弹簧的附加变形而造成履带的振动，为了使履带倒退时弹簧不发生附加变形和在转向时慢速边履带在驱动和最前支重轮之间形成囊袋而破坏啮合，一般弹簧的预紧力应满足：=（0.60.9）G（G以 Kg为单位） =（0.60.9）1130=（6781017）N 取平均值 847.5N 变形时，其压缩力为：=（1.42） 取平均值为 1440.75N 最大附加变形通常是用减震装置在弹簧的最大附加变形范围内所能吸收的能量来衡量它的减震能力。 联合收割机行走装置设计 28 假设联合收割机以速度前进，当其中一侧履带突然受到垂直障碍而使弹簧变形量达到最大时，即吸收全部能量。 根据能量守恒定律可知：m=（ =（ =

41、93.2mm ，取平均值 G单位为 Kg 单位为 mm 图 17 减震弹簧示意图 11.5 弹簧的选择 设选用累 C 级碳素弹簧钢丝，直径规格为（0.08）mm 类受循环载荷作用次数在 1以上的弹簧 类受循环载荷作用次数在 1范围内且受冲击载荷的弹簧 B级用于低应力弹簧，C 级用于中等应力弹簧，D级用于高应力弹簧 螺旋弹簧曲度系数 K=+ 联合收割机行走装置设计 29 当 C8 时，稳定性差，受力时容易弯曲 当弹簧直径 d=（2.56）mm 时 C=（49） C为弹簧旋绕比 设 C=6 K=+=+=1.253 d=1.6 K曲度系数 F工作载荷 C旋绕比 当 d=2.5mm 时=1660Mpa

42、 d=6mm 时=1420Mpa =0.4（14201660）=（568664）Mpa 设工作载荷 F=2000N d=1.6= d=1.6=（7.68.2）mm 取标准值 d=8mm 弹簧有效圈数 n= 切变模量 7.9Pa弹簧中径 =dC=86=48mm 取标准值 则弹簧节距 p=16.5mm 变形量= =2000N =93mm 有效圈数 n=15.04 取 n=15 选择冷卷压缩弹簧 两端圈并紧并磨平 =12.5 取 2 则总圈数=n+=15+2=17 圈 实际最大变形=92.7mm 经查表节距 p=16.5mm 弹簧自由高度=np+1.5d=1516.5+1.5=260mm 联合收割机

43、行走装置设计 30 压并高度（两端面磨削圈）=d=178=136mm 螺旋角=arctan= arctan 展开长度=3.14 细长比 b=5.2 弹簧两端固定 b5.3 一端固定一端回转 b3.7 两端回转 b2.6 b=5.25.3( 符合要求) 11.6 验算弹簧疲劳强度及静安全系数 当 C=6 时 K=1.253 =623.5Mpa 设最小工作载荷为 500N =623.5=155.9Mpa =0.5 =0.45 经查表弯曲应力=1280Mpa =0.5=640Mpa =0.45=576Mpa =1.474 在许用安全系数【1.7 之间 静强度安全系数=1.305 【1.7 之间 所以

44、此弹簧符合设计标准 联合收割机行走装置设计 31 12 履带联合收割机性能的计算分析 12.1 收割机的受力 在确定行走装置的初步参数后，还应计算是否符合收割机的工况要求，联合收割机受力示意图如下： 图 18 收割机受力简图 G重力 支持力 驱动力 外行走阻力 根据质点系动能定理得：- V- （-V）=0 驱动力矩 驱动轮转速 外行走阻力 内摩擦阻力矩 V行驶速度 驱动轮的动力半径 当收割机稳定前进时： -=0 = 而发动机供给的驱动力矩： =i 发动机有效力矩 i传动系统总传动比 传动效率 联合收割机行走装置设计 32 当收割机进入泥土里一端下陷时，外行走阻力增大，则外阻力产生的阻力矩浆大于

45、 i，那么发动机的转速将会下降甚至可能熄火，这时有可能发动机功率不足而引起收割机不能前进，那么这是可以提高行走装置的附着力或降低外行走阻力从而让履带能够继续前行。 12.2 收割机的行走特性 表 5 履带行走特性 履带板型式 行走阻力 kg 外行走阻力 kg 滑转率% 无间隔 640 440 5.5 大间隔 7.3 503 7.1 小间隔 574 374 4.2 已选用的橡胶履带为无间隔履带板型式 理论速度 =0.377=0.377=0.49m/s 驱动轮转速 驱动轮动力半径 滑转率 理论速度=0.49m/s 与平均速度 V=0.43m/s 相差不大，在允许范围之内，则此收割机能够平稳行驶。

46、履带收割机的附着力 =G（附着系数一般取 0.75） =G=0.75=8.3055KN 附着力应大于等于各阻力之和才能使之前行，无间隔行走阻力为 640kg 1kg=10N 640kg=6.4KN 则（符合条件） 13 履带联合收割机的转向性能与分析 履带不仅有良好的通过性能还必须有良好的转向性能，转向的灵活直接影响作业质量和效率。 履带行走装置转向时，切断一边履带动力，并制动，对另一侧履带驱动而进行转向。小型联合收割机一般采用的转向机构为转向离合器，下面以转向离合器联合收割机行走装置设计 33 为例分析。假如收割机右转弯时，只需要操纵右侧转向离合器，起初使离合器部分分离，直至完全切断动力，进

47、而部分制动，直至完全制动驱动半轴，从而可获得几种不同的工况。 表 6 右转离合器与制动器状态图（B 为轨距） 转向工况 右离合器 右制动器 左离合器 左制动器 转动方向 1 部分分离 松开 结合 松开 前进右转 2 完全分离 松开 结合 松开 前进右转 R 3 完全分离 部分制动 结合 松开 前进右转 4 完全分离 完全制动 结合 松开 前进右转 19 转向离合示意图 图 20 履带右转示意图 联合收割机行走装置设计 34 13.1 转向时联合收割机以及履带的运动情况 当联合收割机前进转向时，机体有两个运动 前移运动：速度大小与重心的速度相等 相对转动：旋转轴通过中心，并垂直于履带的支持面 以

48、右转为例： 图 21 右转简图 整个机体以瞬时角速度向右转向时，机体的瞬时回转中心 O垂直于机体的纵轴并通过机体重心 Oc，OOc为机体的转向半径 R 则 R=（机体重心前进速度） 当操纵离合器转向时，以右转为例，降低，不变 则=（+R） =（R-） 当右侧履带完全制动时，那么=0 = = 此时机体绕 O1转动，则 R= 联合收割机行走装置设计 35 13.2 转向时履带与土壤相互作用分析 由于收割机在转向时，履带的前后部分所受到的转向阻力不一样，所以履带对土壤的作用力不一样，此时履带与土壤之间在横向，纵向，垂直方向均有相互作用力。以机体右转为例：当机体右转时，土壤必须给履带一个向前的推力使其

49、快速前进，设这个慢履带推力为，快履带推力为，左转向的同时，履带的支持面与土壤有横向的摩擦，刮土等作用，此时产生的反作用力为，。，与横向分速度的方向相反，设前后两部分横向反作用力为，大小相等，并且与机重成正比，此时履带的前方挤压土壤，土壤对履带前方的反作用力分别为 图 22 履带受力简图 根据公式=（横向阻力系数，G机重） 根据机体力系处于平衡状态可知：+= +=+ （-）=（-）+（+）+（+） （动力矩= 阻力矩） 当机体处于平稳转向时： = = 则（-）=+） 联合收割机行走装置设计 36 此时转向动力矩为：=（-） 转向阻力矩为：=+）= 转向阻力矩与土壤条件机重，接地长度等有关，所以橡

50、胶履带接地长度不宜过长。=（-） 为转向动力矩，当 B越大时，对转向越有利，减小可以分离右侧离合器（以右转为例），可以增加转向力矩，转向力矩一般受到土壤附着性能的限制。当右侧离合器完全分离时（以右转为例）=0 履带的极限转向力矩为： =BG 履带附着系数 极转向力矩 当右侧制动时，改变方向成为土壤对履带支持面的制动力，则极值为： =+）=BG 只有当时，才能实现稳定转向。 联合收割机行走装置设计 37 参考文献 1臧英 罗锡文 周志艳. 南方水稻种植和收获机械化的发展策略.J.农业机械学报. 2008,39（1）：60-63. 2李显旺. 我国水稻联合收获机械的发展现状及前景.J.中国农机化.

51、 2006（1）：38-40. 3辛志遐. 我国农业机械化现状及其展望.J.吉林农业科技学院学报. 2010,19（1）：26-28. 4李宝笩. 农业机械学.M.北京: 中国农业出版社. 2003 5钟毅芳 吴昌林 唐增宝. 机械设计( 第二版).M.北京: 华中科技大学出版社. 2001 6张兰星 何月娥. 谷物收割机理论与计算.M.吉林: 吉林人民出版社. 1980 7北京农业机械化学院. 农业机械学（下册）.M.北京: 农业出版社. 1986 8镇江农机学院. 农机手册 3 收获机械（下册）.M.上海：上海人民出版社. 1974 9籍国宝 吕秋瑾 彭群. 联合收割机结构与使用维修.M.

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53、社 2003 17沈林生. 农产品加工机械 .M.北京: 机械工业出版社 1988 联合收割机行走装置设计 38 致谢 本设计是在有丰富工作经验的指导老师严霖元老师的大力支持和悉心指导下完成的。他们为了使我们对机器有一定的认识，不迟辛劳带我们到工厂指导。在设计过程中他们不知疲倦、不厌其烦的给我们分析和讲解，而且也给我们灌输了一些先进的设计方法和设计理念，使我们大受裨益。他们严肃的科学态度，严谨的治学精神，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，严老师和吴老师始终给予我细心的指导和不懈的支持。在此我谨向严老师和吴老师两位老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 总的来说，此次设计学到了很多东西的，成功的完成了老师布置的任务。如果有不够完善的地方还请各位老师批评指正。本文同时参考了大量的文献资料，在此，我要感谢机械行业的前辈们，是你们不断的摸索和高超的智慧总结出来的经验给我夯实了学习的基础，在此表示衷心的感谢。