聯合收割機行走裝置設計

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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 ability 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 wheel and driven wheel size, as well as the design of the drive shaft and so on. Key word ：caterpillar ； Walking device ； harvester 目錄 1 緒論 1 1.1 國內收獲機械發(fā)展概況 1 1.2 國外收獲機的發(fā)展概況 2 2 聯合收割機行走裝置選擇的條件 2 2.1 選擇履帶式行走機構的理由 3 2.2 履帶的作用 3 2.3 對履帶設計的要求 3 2.4 選擇履帶的材料 3 2.5 履帶式聯合收割機行走裝置的組成 3 2.6 小型水稻聯合收割機行走裝置的特點 4 2.7 履帶式行走裝置的行走原理 4 3 懸架的選用 5 3.1 懸架的概念 5 3.2 懸架的作用 5 3.3 設計時對懸架的要求 5 3.4 懸架的類型 5 3.5 各種懸架的特點 5 3.6 懸架的選用 5 4 橡膠履帶的設計與規(guī)格的選用 6 4.1 橡膠履帶的特點 6 4.2 橡膠履帶的構造 6 4.3 橡膠履帶規(guī)格的選擇 7 4.4 履帶的表示方法 10 5 驅動輪的設計 10 5.1 驅動輪的的配置 10 5.2 驅動輪節(jié)距的定義 10 5.3 驅動輪相關參數的計算 11 5.4 驅動輪其它參數的確定 12 5.5 確定驅動輪齒槽形狀 13 5.6 驅動輪的強度計算與校核 15 6 制動器的設計 16 6.1 制動分類 16 6.2 制動器的分類 16 6.3 按結構型式分類 16 6.4 制動器的選用 16 6.5 制動器性能的驗算 18 7 軸的設計 19 7.1 軸的分類 19 7.2 擬定軸上零件裝配方案 19 7.3 計算各軸段的直徑和長度 19 7.4 軸的校核 21 8 支重輪的設計 22 8.1 支重輪的作用 22 8.2 對支重輪設計的要求 22 8.3 支重臺的選用 23 8.4 支重輪的型式 23 8.5 支重輪個數的確定 23 8.6 支重輪材料的選擇 24 9 托輪的設計 24 9.1 托輪的作用 24 9.2 托輪的安裝位置 24 10 導向輪的設計 24 10.1 導向輪的作用 24 10.2 如何選擇導向輪 25 11 張緊裝置的設計 25 11.1 張緊裝置的作用 25 11.2 張緊裝置的形式 25 11.3 張緊裝置的調整 27 11.4 減震彈簧的設計 27 11.5 彈簧的選擇 28 11.6 驗算彈簧疲勞強度及靜安全系數 30 12 履帶聯合收割機性能的計算分析 31 12.1 收割機的受力 31 12.2 收割機的行走特性 32 13 履帶聯合收割機的轉向性能與分析 33 13.1 轉向時聯合收割機以及履帶的運動情況 34 13.2 轉向時履帶與土壤相互作用分析 35 參考文獻 38 致謝 39 39 1 緒論 作物收獲是整個農業(yè)生產過程中奪取豐收的最后一個重要環(huán)節(jié)，對谷物的產量和質量都有很大的影響，其特點是季節(jié)性強、時間緊、任務重，易遭受雨、雪、風、霜的侵襲而造成損失。因此，實現谷物收獲作業(yè)機械化對于提高勞動生產率、減輕勞動強度、降低收獲損失、以確保豐產豐收具有極其重要的意義。 1.1 國內收獲機械發(fā)展概況 這一階段所完成的主要是引進和仿制工作。1949年開始從前蘇聯引進C－6牽引式，此后又相繼從其他國家引進一些機型。牽引式機器有：聯邦德國的克拉斯、蘭茨、英國阿爾濱等。經過多年的試驗選型和農場的實際使用，曾先后選定幾種機型進行仿制，但最后投產的只有1956年投產的GT－4.9牽引式聯合收割機。盡管產品的數量不多、制造質量也不高，而且在此期間國內少數單位自行設計研制的一些小型聯合收割機均未成功，但此時我國已初步掌握了聯合收割機的生產和制造技術。 發(fā)展階段 這一階段是我國聯合收割機迅速發(fā)展的時期。全國不僅涌現出一批新的專業(yè)聯合收割機廠，而且還發(fā)展了相應的配套件廠，這些工廠通過擴建、技術改造，生產能力有了很大提高。到70年代末，一個比較完整的聯合收割機制造業(yè)已初具規(guī)模，聯合收割機年產量也已達到6000臺的水平。盡管其中有的機型是國外四五十年代技術水平的老機型，機器性能相對比較落后，但這一階段我國的聯合收割機事業(yè)卻是飛速發(fā)展的。而且，這段時間的工作使我國設計研究聯合收割機的水平有了長足的進步和提高，逐步具備了獨立設計開發(fā)新產品的能力。 利用引進技術發(fā)展階段 這個階段是谷物聯合收割機發(fā)展過程中一個艱難而又復雜的時期，經歷了一個極大的起落過程。1980年前后，改革開放政策對聯合收割機的發(fā)展產生了巨大的影響。經過幾年的努力，引進的機型陸續(xù)投產，我國的聯合收割機行業(yè)的科學技術在許多方面從原來比較落后的狀態(tài)，一下子跨到80年代初的國際先進水平，有了一個劃時代的飛躍。但是，由于80年代初農村經濟比較落后等一些其它因素的影響，聯合收割機市場明顯萎縮。自1982年起，全國產量由6000臺一下子降到1000余臺。到80年代中后期，隨著農村經濟的發(fā)展，市場逐漸恢復。到進入90年代，不僅產量恢復到了歷史最高水平，而且新試制的產品，特別是中小型拖拉機懸掛的品種型號繁多，出現了制造、開發(fā)、選購收獲機的新局面。 到90年代中后期，我國的收獲機發(fā)展更加迅速，不僅各種類型機械齊全，性能也不斷完善，而且產量也大幅度提高。僅1997年全國年生產聯合收割機35105臺，比1982年提高了幾倍。而且，市場也比較看好，年終售出31955臺，呈現出了良好的發(fā)展勢頭，開始了我國收獲機發(fā)展的又一個嶄新的階段。 1.2 國外收獲機的發(fā)展概況 國外收獲機發(fā)展比較有代表性的國家和地區(qū)為歐美及日本等地。歐美多為全喂入脫粒，機型大，生產率高，適合較大規(guī)模的生產條件；日本則以中小型水稻收獲機為主，多采用半喂入，機型小，生產率相對較低。 目前，世界收獲機械的發(fā)展，不僅在傳統(tǒng)的收獲機上增設了許多電液自動化控制系統(tǒng)，如凱斯公司的2300系列大型聯合收獲機上設置了GPS接收裝置，為將來精確農業(yè)的發(fā)展奠定了基礎。而且，突破了傳統(tǒng)的收獲工藝，發(fā)展了割前脫粒。如東北農業(yè)大學研制的氣吸式割前脫粒聯合收獲機，英國謝爾本公司生產的梳脫臺等。總之，世界收獲機械正向著自動化、適用化、多樣化方向發(fā)展。 2 聯合收割機行走裝置選擇的條件 本設計的聯合收割機為履帶式小型聯合收割機， 型號為4LB—1.3 4—農業(yè)機械 L—聯合收割機 B—半喂入 1.3—割副1.3m 2.1 選擇履帶式行走機構的理由 履帶式行走機構具有以下特點：①接地面積大，下陷深度小，對水田作業(yè)適應性強②拐彎靈便，拐彎半徑小③具有跨溝和跨田埂能力大;因此履帶式行走機構常用于水田作業(yè)的聯合收割機行走裝置中。 2.2 履帶的作用 履帶的作用是把整個收割機的重量傳遞給地面，并且依靠履帶與地表接觸而行走的一種機構。 2.3 對履帶設計的要求 由于履帶經常在泥水等軟土壤中行走，所以對提高履帶的壽命具有重要的意義，要求必須有：①工作可靠，堅固耐用②行駛平穩(wěn)性好③具有良好的附著性能④重量輕⑤脫土性能好，具有較小的前進阻力和轉向阻力。 2.4 選擇履帶的材料 現如今有三種履帶材料，分別是全金屬履帶，金屬板嵌膠刺履帶和橡膠履帶。由于橡膠履帶價錢便宜，消耗于自身的行走阻力小，行走平穩(wěn)性好，不破壞路面，容易制造而且具有減震功能。所以此收割機選用橡膠履帶。 2.5 履帶式聯合收割機行走裝置的組成 履帶式行走裝置包括以下部分：懸架，驅動輪，履帶，支重輪，托輪，導向輪，張緊裝置。 圖1 履帶式行走裝置結構簡圖 1—驅動輪 2—履帶 3—托輪 4—導向輪 5—支重輪 2.6 小型水稻聯合收割機行走裝置的特點 雖然水稻聯合收割機行走裝置與拖拉機行走裝置在結構上有相同之處，但水稻聯合收割機具有它獨特的特點。主要有：它不需要傳遞大的切向牽引力，所以它的零件材料和結構可以相對簡單，這樣可以減輕自身重量，另外采用履帶式可以增大與地面相接觸的面積，減小接地壓力，使之下陷變淺，同時提高了水田作業(yè)中小型田地的跨溝跨埂能力，它還具有較大的離地間隙和較靈便的轉向機構。 2.7 履帶式行走裝置的行走原理 履帶的一部分與地面接觸，驅動輪與導向輪不與地面接觸，驅動輪在減速器驅動轉矩的作用下通過驅動輪上的輪齒與橡膠履帶鏈之間嚙合，連續(xù)不斷地把履帶從后方卷起，同時接地的那部分履帶給地面一個向后的作用力，而地面給履帶一個向前的反作用力，這個反作用力即為推動向前行駛的驅動力，當驅動力足以克服阻力時，支重輪就相應地在履帶上向前滾動，從而整個收割機向前行駛。 表1 4LB—1.3型聯合收割機的主要技術參數 整機重量 1130Kg 生產率 2.5—3.5畝/小時 割幅 1.3m 總損失率 ≤2.5% 軌距 800mm 接地壓力 0.18公斤/cm2 3 懸架的選用 3.1 懸架的概念 懸架是由支重輪軸起，包括支重臺車架與底盤機架的連接部件稱為懸架。 3.2 懸架的作用 懸架是把整個機組的重量通過懸架傳遞給支重輪，同時把履帶的行走運動通過懸架帶動整個機組運動。 3.3 設計時對懸架的要求 懸架要有足夠的強度和剛度，結構相對要簡單，緊湊以便減輕重量。 3.4 懸架的類型 懸架有三種類型，分別是剛性懸架，半剛性懸架，彈性懸架。 3.5 各種懸架的特點 ① 剛性懸架的特點：結構簡單，易制造，通常用于低速行駛的機械。 ② 半剛性懸架的特點：支重臺車架可以相對于主機架作縱向擺動，但這種懸架支重臺車架要附設支重架導向裝置，以防止主機架與支重架發(fā)生橫向擺動，這種結構比較復雜。 ③ 彈性懸架的特點：具有較好的緩沖性能，通常適用于高速度的機械中，結構復雜，重量大，造價高。 3.6 懸架的選用 根據小型聯合收割機的特點，要求機組重量輕，結構相對簡單，易制造，造價低等特點，并且已經選用橡膠履帶，橡膠履帶有一定的減震功能，所以采用剛性懸架。 4 橡膠履帶的設計與規(guī)格的選用 4.1 橡膠履帶的特點 橡膠履帶是整條履帶做成的一個環(huán)形整體，沒有接頭，屬于規(guī)格件，可以根據需要直接選用。 4.2 橡膠履帶的構造 橡膠履帶包括：傳動件，鋼絲，織物，橡膠體。 圖2 橡膠履帶局部示意圖 1—傳動件 2—織物 3—鋼絲 4—橡膠體 ① 傳動件（鑄鋼件） 履帶行走時，驅動輪與傳動件嚙合，傳動件受到驅動輪所給的力，從而帶動整條履帶轉動，所以傳動件的表面必須要有高硬度，耐磨性好等特性。 ② 織物 織物有帆布和尼龍兩種，兩面均涂上橡膠漿的帆布平鋪放在履帶內，上帆布提高橡膠履帶受支重輪滾壓及彎曲作用，傳動件與鋼絲之間也鋪有一層帆布，這樣可以提高鋼絲的壽命。 ③ 鋼絲 標準橡膠履帶中，每根鋼絲有39股，直徑為1.2mm，抗拉強度極限為140公斤，共有40根鋼絲均勻地平鋪在傳動件的兩側，主要是承受拉力，它對履帶的強度與節(jié)距的拉長有直接的影響。 ④ 橡膠體 橡膠體在履帶中分布中間厚，兩側漸薄，可以使收割機轉向靈活，減少積泥，橡膠體把傳動件，鋼絲，織物連在一起，同時橡膠體也具有減震緩沖等作用。 4.3 橡膠履帶規(guī)格的選擇 設履帶全長為L，履帶接地長度為L0，履帶板寬度為b，履帶高度為h0，單位接地壓力為q（Kg/cm2），軌距為B，整機重量為G L0≈1.073G=31.13=1.04=1040mm(這里G以t為單位) L0=G2bq q=0.15~0.2（Kg/cm2） L0B≤2（φ-?0）μ L0B=1.3~1.8 D t0=2.5~4 B—軌距 φ—附著阻力系數φ=1.2 ?0—滾動阻力系數（?0=0.2） μ—轉向阻力系數μ=0.7 D—驅動輪節(jié)圓直徑 t0—履帶節(jié)距 根據已有參數，軌距B=800mm L0B≤2（φ-?0）μ=2×（1.2-0.2）0.7=20.7=2.857 且 L0B=1.3~1.8 則B=（578~800）mm 符合要求 L0=G2bq b=G2 L0q（q=0.15~0.2 Kg/cm2） b=（271~362）mm 表2 部分橡膠履帶適用參數 履帶寬度b（mm） 接地比壓（Kpa） 適用機重范圍（Kg） 350 18 1100~1760 20 1255~1960 22 1347~2156 接地比壓q=18kpa=0.18Kg/cm2 符合標準q=（0.15~0.2）Kg/cm2 整機重量G=1130kg屬于（1100~1760）kg范圍內 則選用寬度為350mm的履帶寬度， 即履帶寬度b=350mm 表3 部分橡膠履帶節(jié)距尺寸參數 驅動形式 履帶節(jié)距t0 適用履帶寬度 輪齒型 72， 84 300~450 90 330~500 t0=（15~17.5）4G（此公式G單位為Kg） =（15~17.5）41130≈（87~101.5）mm 根據表3的參數選節(jié)距為90mm符合要求， 即履帶節(jié)距t0=90mm L=2L0+Zt02+（12~23）t0+?L=2×1040+13×902+0.55×90+40=2755mm 取Z=13（后面給出的齒輪數，經計算所得）節(jié)數K=275590=30.6 取履帶節(jié)數K=32節(jié) 表4 部分橡膠履帶主要技術參數 寬度*節(jié)距（mm） 節(jié)數 A型 B型 花紋型 導軌類型 250*72 47~57 24 82 A?1 A2 250*96 35~38 25 70 BB1 B2 250*109 35~38 40 89 CG B1 260*109 35~39 30 84 AB B1 280*72 45~64 25 78 AL A2 300*55 70~86 29 86 B1 B1 350*90 30~56 24 76 AP A2 350*100 36~60 45 112 AA A2 350*108 40~46 40 90 CG B1 履帶總長L=t0K=90×32=2880mm=2.88m 圖3 橡膠履帶示意圖 4.4 履帶的表示方法 履帶的表示方法為 CRT—代表輪齒式橡膠履帶 選用履帶規(guī)格為CRT—350×90A×32—030（030表示最大適用機重為3000kg） 5 驅動輪的設計 5.1 驅動輪的的配置 驅動輪有兩種安裝形式，即安裝在前面成為前驅動；安裝在后面成為后驅動。根據實驗樣機類型為背負式，拖拉機動力在后面，則為后驅動形式。 5.2 驅動輪節(jié)距的定義 對于輪齒式嚙合傳動來說，驅動輪與傳動件嚙合時，其節(jié)圓上相鄰兩個嚙合點的弦長即為驅動輪的節(jié)距。驅動輪節(jié)距與履帶節(jié)距相等時為正常嚙合，驅動輪節(jié)距與履帶節(jié)距不等時為特種嚙合。 5.3 驅動輪相關參數的計算 驅動輪節(jié)圓直徑計算公式 D=t'sin180○Z t'—驅動輪節(jié)距 Z—驅動輪齒數 對于輪齒式嚙合傳動，驅動輪輪齒與傳動件嚙合時，其節(jié)圓上相鄰兩個嚙合點的弦長即為驅動輪節(jié)距，則可以用圖表示為 圖4 驅動輪節(jié)距示意圖 ab—履帶節(jié)距t0 cd—驅動輪節(jié)距t' od—驅動輪節(jié)圓半徑 根據比例關系得 t'=ab×D2ob 根據公式 ob=ab2sin180○Z 根據收割機的速度，驅動輪轉速及履帶的節(jié)距，估算驅動輪齒數，生產率為2.5~ 3.5畝/小時，割幅為1.3m， V=3×6673600×1.3m/s=0.43m/s 則收割機的平均速度為0.43m/s Z'(估算齒數)=60×1000vnt0 Z'—估算齒數 V—收割機速度 n—與V對應驅動輪轉速r/min 設n=25r/min Z'=60×1000×0.4325×90=11.5 取驅動輪齒數Z=13 設橡膠履帶厚度為30mm 則ob=ab2sin180○Z=187.9≈188mm od=D2=ob-bd=188-302=173mm 驅動輪節(jié)距t'=od=ab×odob=90×173188=82.9mm≈83mm 取驅動輪節(jié)距t'=83mm 則D=t'sin180○Z= 83sin180○13=345.8mm≈346mm D在標準值（小型聯合收割機）（250mm~420mm）之間 取驅動輪節(jié)圓直徑D=346mm Dt0=34690=3.84 在標準取值（2.5~4）之間 驅動輪一般用45號鋼鑄成，經過淬火后，輪齒表面硬度要達到HRC45~50 5.4 驅動輪其它參數的確定 經計算驅動輪節(jié)圓直徑D=346mm 齒數Z=13 則 齒頂圓直徑da max=D+1.25t0-dr=346+1.25×90-45=413mm dr—履帶節(jié)距的一般（dr本指齒鏈中滾子鏈的滾子半徑） 齒頂圓直徑da min=D+（1-1.6Z）t0-dr=346+（1-1.613）×90-45=380mm 由于da=（380~413）mm 取da=397mm 分度圓弦高d?=D-dr=346-45=301mm ha max=（0.625+0.813）t0-0.5dr =（0.625+0.813）×90-0.5×45=39.29mm≈39mm ha min=0.5（t0-dr）=0.5×90-45=22.5mm≈23mm 由于ha =（23~39）mm 取ha =31mm 最大齒跟距離L0（奇數齒）=Dcos900Z -dr=346cos90013-45≈299mm 5.5 確定驅動輪齒槽形狀 根據試驗表明，齒槽形狀在一定范圍內變動對履帶行走和傳動不會有很大影響。 圖5 驅動輪圖 圖6 齒槽形狀簡圖 齒側圓弧半徑re re max（最小齒槽形狀）=0.008dr（Z2+180） =0.008×45×（132+180）=125.64mm re min（最大齒槽形狀）=0.12dr（Z+2） =0.12×45×13+2=81mm re=（81~125.64）mm 定位圓弧半徑ri ri max（最大齒槽形狀）=0.505dr+0.0693dr=22.97mm ri min（最小齒槽形狀）=0.505dr=22.73mm ri=（22.73~22.97）mm 定位角ɑ α max（最小齒槽形狀） =1400 – 900Z =1400 - 900 13 =133.080 α min（最大齒槽形狀） =1200 – 900Z =1200 - 900 13 =113.080 α=（113.080~133.080） 5.6 驅動輪的強度計算與校核 驅動輪輪齒須按最嚴重的工作情況進行計算，即按Ⅰ檔轉彎時發(fā)動機全部功率傳給一側履帶時的切線牽引力計算，此時一側履帶相應的地面附著力P可以認為近似于整個機重G，即P=G 驅動輪輪齒的強度計算，通常按擠壓強度和彎曲強度計算 Pbt‘≤【σ】cm b—齒長 t’—輪齒節(jié)距 【σ】cm—許用擠壓應力 b=t‘-2ri=83-45.7=37.3mm Pbt‘=1130×9.837.3×83=3.58Mpa 以45號鋼經調質處理為例，輪齒與傳動件相接觸只有一邊相互作用，則擠壓應力相當于切應力【τ】 則【τ】=155Mpa Pbt‘=3.58Mpa?155Mpa（符合標準） 按齒的彎曲強度計算，設載荷作用于齒頂，則 PhW≤【σ】μ h—齒高 W—抗彎斷面系數 h=da-d?=397-301=96mm 以滲碳淬火鋼為例，HRC=45~50時，彎曲疲勞極限σ? min=360Mpa 根據公稱尺寸（與花鍵類似）D×d×b=346×397×20（20為齒厚估算） 選10—260×240×35 W=1360cm3 PhW=0.78Mpa?360Mpa（符合標準） 6 制動器的設計 6.1 制動分類 制動機分為電力制動和機械制動，機械制動裝置叫制動器，此設計的聯合收割機采用機械制動。 6.2 制動器的分類 ① 常閉式：通?？繌椈苫蛑亓ψ饔贸Ｌ幱谥苿訝顟B(tài)，而機械設備需要運行時松開（如卷揚機，起重機）。 ②常開式：常處于松閘狀態(tài)，需制動時操縱制動器施加外力進入制動狀態(tài)。 此設計的聯合收割機采用常開式。 6.3 按結構型式分類 制動器按照結構型式分為摩擦式和非摩擦式，摩擦式有塊式，蹄式，盤式和帶式。 6.4 制動器的選用 履帶式聯合收割機制動器最常用的作用是幫助收割機轉向，其制動力矩根據無牽引負荷時工作做急劇回轉確定，一般履帶式聯合收割機采用帶式制動器，在此選用單端拉緊帶式制動器。 經過查詢選用的單端拉緊制動器制動鼓直徑為190mm包角270度 制動帶寬度為40mm. 圖7 單端拉緊式帶式制動器 圖8 帶式制動器受力簡圖 6.5 制動器性能的驗算 已知數據： 聯合收割機重量G=1130kg 發(fā)動機功率p=15.7kw 發(fā)動機額定轉速n=3000r/min 驅動輪動力半徑rdq=Zt2π 轉向阻力系數μ=1.0 履帶接地長度為1.126m 軌距B=0.8m 制動鼓半徑r=0.095m 最終傳動比im=5.7 制動器的動力矩Mr=μGL0rdq4Bim=1.0×1130×1.126×13×0.092×3.144×0.8×5.7×9.8=130.0N?m 制動器緊邊拉力S1=Mreμαr(eμα-1)=1808.4 N?m 制動器松邊拉力S2=Mrr(eμα-1)=440 N?m 聯合收割機最大轉矩T=9549pn=9549×15.73000=50 N?m<130 N?m 則此設計的制動器合格 7 軸的設計 7.1 軸的分類 ①轉軸：既承受彎矩又承受扭矩的軸 ②心軸：只承受彎矩而不承受扭矩的軸 ③傳動軸：只承受扭矩而不承受彎矩（或彎矩很?。┑妮S 很明顯此聯合收割機驅動輪軸的設計為傳動軸。 7.2 擬定軸上零件裝配方案 軸的結構確定主要取決于軸的安裝位置及形式，軸的聯接方法以及載荷的分布情況，軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置，軸上的零件應便于裝拆和調整，軸應具有良好的制造工藝性等條件。 初步確定軸的形式為： 圖9 驅動輪半軸 7.3 計算各軸段的直徑和長度 軸的扭轉強度條件 τT=TWT≈9550000Pn0.2d3≤【τT】 τT-扭矩切應力MPa T-軸所受的扭矩N?mm WT-軸的抗扭截面系數mm3 P—軸傳遞的功率 d-計算截面處的直徑mm 軸的材料選用45號鋼調質處理 A0=110 則軸與驅動輪聯接部分的直徑d≥39550000P0.2【τT】3Pn=A03Pn 45號鋼A0=110 設履帶前進最大速度為3m/s 則n=v2πr×60=143.3r/min 發(fā)動機功率P=15.7kw d≥52.7mm 第一段取d=54mm 由于制動帶寬度為40mm，取第一段長度為為85mm 第二段為了滿足軸承端蓋的要求需要制出一軸肩，故取第二段直徑為60mm 長度取50mm 初步選擇為滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力作用，則選用單列圓錐滾子軸承，軸承選取0組游隙選用圓錐滾子軸承30313， 其尺寸為d*D*T=65*140*36 故第三段和最后一段直徑為65mm 第三段長度為64mm 最后一段長度為36mm 取第四段安裝齒輪處的軸段直徑為70mm，齒輪的左端與左邊軸承采用套筒定位取長度為76mm，齒輪的右邊為軸肩定位取直徑為80mm長度為12mm 7.4 軸的校核 根據軸分析軸的受力如圖所示： 圖10 軸的受力示意圖 Me=9549pn=954915.7143.3=1046.2N?m MAB=Me×ABAC=1046.2×167335=521.5N?m 圖11 軸的彎矩示意圖 最大彎矩在B點，B段直徑為70mm 該處抗彎截面系數WZ=0.1d3=0.1×703=34300mm3 彎曲應力σb=MWZ=521.534.3Mpa=15.2Mpa 經過查表45號鋼經調質處理： 抗拉強度極限σB=640Mpa 屈服強度極限σs=355Mpa 彎曲疲勞極限σ-1=275Mpa 剪切疲勞極限τ-1=155Mpa 許用彎曲應力【σ-1】=60Mpa σb<【σ-1】 根據BC段分析，受扭矩作用T+M=0 則T=1046.2N?m 圖12 軸的扭矩示意圖 抗扭截面系數Wt=0.7×703=68600mm3 最大切應力τmax=TWt=1046.268.6=15.3Mpa<【τ-1】=155Mpa 該軸符合設計要求 8 支重輪的設計 8.1 支重輪的作用 支重輪把整個聯合收割機的重量傳遞給地面，并且在履帶上滾動，為了防 脫軌，支重輪還應能夠阻止履帶對它的橫向位移。 8.2 對支重輪設計的要求 軸承必須有良好的密封性能，一般用滾子軸承，滾動阻力小，且耐磨。 8.3 支重臺的選用 支重臺有單梁和雙梁，一般小型聯合收割機用單梁，這對減輕重量，減小積泥有利，但必須要有足夠的強度和剛度，并且從支重輪的配置上改善其受力情況，以免因變形而引起脫軌。 8.4 支重輪的型式 根據橡膠履帶支重輪在履帶板上滾動，支重輪有兩種形式，一種為單凸緣，另一種為雙凸緣。 圖13 支重輪凸緣 單凸緣容易制造，適應性強，有凸緣的目的是防止履帶對它產生橫向位移，防止轉彎時脫軌。通常凸緣高度取h=10~20mm，為了減少輪緣側面與導軌側面的摩擦，常把輪緣側面做成斜面，斜面角α=200~300 8.5 支重輪個數的確定 支重輪直徑d0和履帶的節(jié)距t0大致關系為 d0t0=1.5~3 d0=（1.5~3）t0=（135~270）mm 取d0=250mm 履帶接地長度L0=1040mm 則 K'=L0d0=1040-2×70250=3.6 取3個支重輪 由于支重輪不能靠太近，否則容易引起積泥掛草，兩輪之間最少因留（35~70）mm的間隙，所以平均減去2×70mm的間距 8.6 支重輪材料的選擇 支重輪的輪緣要耐磨，所以一般用45號鋼制造，輪緣表面經淬火后硬度不低于HRC53。 9 托輪的設計 9.1 托輪的作用 托輪裝在履帶上段的下方位置，托輪的作用是托住履帶，減小上方履帶的下垂量以及減低履帶在運動過程中的振動并防止履帶的側向滑落。 9.2 托輪的安裝位置 當驅動輪的輪齒卷起履帶時，履帶沿驅動輪切線方向有作用力，履帶離開驅動輪時，這個作用力將增加履帶下垂，所以為了減小履帶的下垂，在靠近驅動輪的地方安裝一個托輪。托輪的受力相對較小，并且很少與泥水接觸，托輪可以用灰鑄鐵制造輪緣，可以不必精加工。 10 導向輪的設計 10.1 導向輪的作用 導向輪是為了引導履帶正確的繞轉，并且防止履帶對它發(fā)生橫向位移，以致履帶脫落。 10.2 如何選擇導向輪 輪齒與傳動件嚙合時，單凸緣支重輪凸緣部分卡入導軌中間，引導履帶正確繞轉，導向輪的輪緣形狀與履帶結構和履帶驅動方式均有關系，導向輪直徑一般都比較大，這樣可以使導向輪直徑對履帶節(jié)距的比值增大，從而使履帶卷動均勻，減少沖擊，保證履帶的正常運行。 導向輪直徑d與履帶節(jié)距的關系式為 dt0=2~4 d=（2~4）t0=90 ×（2~4）=（180~360）mm 導向輪的材料一般用45號鋼或球墨鑄鐵澆鑄而成。 11 張緊裝置的設計 11.1 張緊裝置的作用 張緊裝置主要是張緊履帶，使履帶有合適的張緊度，另外還具有吸震緩沖作用。 11.2 張緊裝置的形式 在聯合收割機中，張緊裝置與導向輪聯接，所以導向輪的張緊裝置通常采用滑塊式彈簧張緊裝置，理由是這種張緊結構簡單。 圖14 導向輪與張緊裝置結構總圖 圖15 導向輪與張緊裝置結構簡圖 圖16 導向輪與張緊裝置實物圖 11.3 張緊裝置的調整 張緊裝置即可以通過調節(jié)螺桿來使導向輪前后移動，以便于履帶的拆裝，還可以調節(jié)減震彈簧的預緊力。 11.4 減震彈簧的設計 減震彈簧的預緊力必須大于履帶初張力的兩倍，否則外來的沖擊力會造成彈簧的附加變形而造成履帶的振動，為了使履帶倒退時彈簧不發(fā)生附加變形和在轉向時慢速邊履帶在驅動和最前支重輪之間形成囊袋而破壞嚙合，一般彈簧的預緊力應滿足：Py1=（0.6~0.9）G（G以Kg為單位） =（0.6~0.9）×1130=（678~1017）N Py1取平均值847.5N 當彈簧受到最大變形時，其壓縮力為：Py2=（1.4~2）Py1 Py2取平均值為1440.75N 彈簧的最大附加變形?通常是用減震裝置在彈簧的最大附加變形范圍內所能吸收的能量來衡量它的減震能力。 假設聯合收割機以VK速度前進，當其中一側履帶突然受到垂直障礙而使彈簧變形量達到最大時，即吸收全部能量。 根據能量守恒定律可知：12mVK 2=12（Py1+Py2）? 1 2GgVK 2=12（Py1+Py2）? ?=GVK 2g（Py1+Py2）=1130×0.4329.8×（847.5+1440.75）=93.2mm≈93mm Py2，Py1取平均值 G單位為Kg ?單位為mm VK=1.43m/s=1.548km/h 圖17 減震彈簧示意圖 11.5 彈簧的選擇 設選用Ⅱ累C級碳素彈簧鋼絲，直徑規(guī)格為（0.08~13.0）mm Ⅰ 類—受循環(huán)載荷作用次數在1×106以上的彈簧 Ⅱ 類—受循環(huán)載荷作用次數在1×103~1×106范圍內且受沖擊載荷的彈簧 B級用于低應力彈簧，C級用于中等應力彈簧，D級用于高應力彈簧 螺旋彈簧曲度系數K=4C-14C-4+0.615C 當C<4時，彈簧曲率大，彈簧A側容易引起超載 當C>8時，穩(wěn)定性差，受力時容易彎曲 當彈簧直徑d=（2.5~6）mm時 C=（4~9） C為彈簧旋繞比 設C=6 K=4C-14C-4+0.615C=4×6-14×6-4+0.6156=1.253 d=1.6KC?τp K—曲度系數 F—工作載荷 C—旋繞比 τp—許用切應力 τp=0.4σb 當d=2.5mm時σb=1660Mpa d=6mm時σb=1420Mpa τp=0.4（1420~1660）=（568~664）Mpa 設工作載荷F=2000N d=1.6KC?τp= d=1.62000×6×1.253（568~664）=（7.6~8.2）mm 取標準值d=8mm 彈簧有效圈數n=G'D28KC4=G?D48pmaxD23 G'—切變模量G'=7.9×1010Pa D2—彈簧中徑 D2'=dC=8×6=48mm 取標準值D2=50mm 則彈簧節(jié)距p=16.5mm 變形量?n=8pnnD23Gd4 pn=pmax=2000N ?=93mm 有效圈數n=G?d48pmaxD23=79000×93×848×2000×503=15.04 取n=15 選擇冷卷壓縮彈簧YⅠ 兩端圈并緊并磨平 n2=1~2.5 取n2=2 則總圈數n1=n+n2=15+2=17圈 實際最大變形?max=8pnnD23Gd4=8×2000×4×50379000×84=92.7mm 經查表節(jié)距p=16.5mm 彈簧自由高度H0=np+1.5d=15×16.5+1.5×8=260mm 壓并高度（兩端面磨削34圈）Hb=n1d=17×8=136mm 螺旋角α=arctanpπD2= arctan16.53.14×50≈60 展開長度L'=πD2n1cosα≈πD2n1=3.14×50×17=2669mm 細長比b=H0D2=26050=5.2 彈簧兩端固定b<5.3 一端固定一端回轉b<3.7 兩端回轉b<2.6 b=5.2<5.3(符合要求) 11.6 驗算彈簧疲勞強度及靜安全系數 當C=6時 K=1.253 τmax=8KpmaxD2πd3=8×1.253×2000×503.14×83=623.5Mpa 設最小工作載荷為500N τmin=623.5×5002000=155.9Mpa τs=0.5σb τp=0.45σb 經查表彎曲應力σb=1280Mpa τs=0.5σb=640Mpa τp=0.45σb=576Mpa η= τp+0.75 τminτmax=576+0.75×196.2490.5=1.474 η在許用安全系數【η】=1.3~1.7之間 靜強度安全系數η'=τsτmax=640490.5=1.305 η'在許用安全系數【η】=1.3~1.7之間 所以此彈簧符合設計標準 12 履帶聯合收割機性能的計算分析 12.1 收割機的受力 在確定行走裝置的初步參數后，還應計算是否符合收割機的工況要求，聯合收割機受力示意圖如下： 圖18 收割機受力簡圖 G—重力 ?N—支持力 Pt—驅動力 P?—外行走阻力 根據質點系動能定理得：Mgω-ρMgω- P?V- Pt（rgω-V）=0 Mg—驅動力矩 ω—驅動輪轉速 P?—外行走阻力 ρMg—內摩擦阻力矩 V—行駛速度 rg—驅動輪的動力半徑 當收割機穩(wěn)定前進時： Pt=P? Mg-ρMg-Ptrg=0 Mg=Ptrg1-ρ=P?rg1-ρ 而發(fā)動機供給的驅動力矩： Mg=Meiη Me—發(fā)動機有效力矩 i—傳動系統(tǒng)總傳動比 η—傳動效率 當收割機進入泥土里一端下陷時，外行走阻力P?增大，則外阻力產生的阻力矩漿大于Meiη，那么發(fā)動機的轉速將會下降甚至可能熄火，這時有可能發(fā)動機功率不足而引起收割機不能前進，那么這是可以提高行走裝置的附著力或降低外行走阻力從而讓履帶能夠繼續(xù)前行。 12.2 收割機的行走特性 表5 履帶行走特性 履帶板型式 行走阻力kg? 外行走阻力kg? 滑轉率% 無間隔 640 440 5.5 大間隔 7.3 503 7.1 小間隔 574 374 4.2 已選用的橡膠履帶為無間隔履帶板型式 理論速度 Vt=0.377nergi∑=0.377×2560×0.1730.055=0.49m/s ne—驅動輪轉速 rg—驅動輪動力半徑 i∑—滑轉率 理論速度Vt=0.49m/s與平均速度V=0.43m/s相差不大，在允許范圍之內，則此收割機能夠平穩(wěn)行駛。 履帶收割機的附著力 Pδ=φG（φ—附著系數一般取0.75） Pδ=φG=0.75×1130×9.8=8.3055KN 附著力應大于等于各阻力之和才能使之前行，無間隔行走阻力為640kg? 1kg?=10N 640kg?=6.4KN 則Pδ>?阻力（符合條件） 13 履帶聯合收割機的轉向性能與分析 履帶不僅有良好的通過性能還必須有良好的轉向性能，轉向的靈活直接影響作業(yè)質量和效率。 履帶行走裝置轉向時，切斷一邊履帶動力，并制動，對另一側履帶驅動而進行轉向。小型聯合收割機一般采用的轉向機構為轉向離合器，下面以轉向離合器為例分析。假如收割機右轉彎時，只需要操縱右側轉向離合器，起初使離合器部分分離，直至完全切斷動力，進而部分制動，直至完全制動驅動半軸，從而可獲得幾種不同的工況。 表6 右轉離合器與制動器狀態(tài)圖（B為軌距） 轉向工況 右離合器 右制動器 左離合器 左制動器 轉動方向 1 部分分離 松開 結合 松開 前進右轉 2 完全分離 松開 結合 松開 前進右轉R≥B2 3 完全分離 部分制動 結合 松開 前進右轉 4 完全分離 完全制動 結合 松開 前進右轉Rmin=B2 19 轉向離合示意圖 圖20 履帶右轉示意圖 13.1 轉向時聯合收割機以及履帶的運動情況 當聯合收割機前進轉向時，機體有兩個運動 ① 前移運動：速度大小與重心的速度相等 ② 相對轉動：旋轉軸通過中心，并垂直于履帶的支持面 以右轉為例： 圖21 右轉簡圖 整個機體以瞬時角速度ωs向右轉向時，機體的瞬時回轉中心O垂直于機體的縱軸并通過機體重心Oc，OOc為機體的轉向半徑R 則R=Vcωs（Vc—機體重心前進速度） 當操縱離合器轉向時，以右轉為例，V1降低，V2不變 則V2=ωs（B2+R） V1=ωs（R-B2） 當右側履帶完全制動時，那么V1=0 Vc= V1+V22= V22 ωs=V2B 此時機體繞O1轉動，則R=B2 13.2 轉向時履帶與土壤相互作用分析 由于收割機在轉向時，履帶的前后部分所受到的轉向阻力不一樣，所以履帶對土壤的作用力不一樣，此時履帶與土壤之間在橫向，縱向，垂直方向均有相互作用力。以機體右轉為例：當機體右轉時，土壤必須給履帶一個向前的推力使其快速前進，設這個慢履帶推力為Ft1，快履帶推力為Ft2，左轉向的同時，履帶的支持面與土壤有橫向的摩擦，刮土等作用，此時產生的反作用力為Fa，Fb。Fa，Fb與橫向分速度的方向相反，設前后兩部分橫向反作用力為Fa，Fb大小相等，并且與機重成正比，此時履帶的前方擠壓土壤，土壤對履帶前方的反作用力分別為Fz1 ，Fz2 圖22 履帶受力簡圖 根據公式Fa=Fb=μG4（μ—橫向阻力系數，G—機重） 根據機體力系處于平衡狀態(tài)可知：Ft1+Ft2=Fz1 +Fz2 Fa1+Fa2=Fb1+Fb2 （Ft2-Ft1）×B2=（Fz2-Fz1 ）×B2+（ Fa1+Fa2）×L04+（Fb1+Fb2）×L04 （動力矩=阻力矩） 當機體處于平穩(wěn)轉向時：Fz1 =Fz2 Fa1=Fb1 Fa2=Fb2 則（Ft2-Ft1）×B2 =（ Fa1+Fa2）×L02 此時轉向動力矩為：MZ=（Ft2-Ft1）×B2 轉向阻力矩為：MZ'=（ Fa1+Fa2）×L02=μGL04 轉向阻力矩MZ'與土壤條件機重，接地長度等有關，所以橡膠履帶接地長度不宜過長。MZ=（Ft2-Ft1）×B2 MZ為轉向動力矩，當B越大時，對轉向越有利，減小Ft1可以分離右側離合器（以右轉為例），可以增加轉向力矩，轉向力矩一般受到土壤附著性能的限制。當右側離合器完全分離時（以右轉為例）Ft1=0 履帶的極限轉向力矩為： MZ0=B2Ft2=B2×φG2=14φBG φ—履帶附著系數 MZ0—極轉向力矩 當右側制動時，Ft1改變方向成為土壤對履帶支持面的制動力，則極值為： MZ0=B2（Ft2+Ft1）=12φBG 只有當MZ0≥MZ時，才能實現穩(wěn)定轉向。 參考文獻 ［1］臧英 羅錫文 周志艷.南方水稻種植和收獲機械化的發(fā)展策略.[J].農業(yè)機械學報.2008,39（1）：60-63. ［2］李顯旺.我國水稻聯合收獲機械的發(fā)展現狀及前景.[J].中國農機化.2006（1）：38-40. ［3］辛志遐.我國農業(yè)機械化現狀及其展望.[J].吉林農業(yè)科技學院學報.2010,19（1）：26-28. ［4］李寶笩.農業(yè)機械學.[M].北京:中國農業(yè)出版社. 2003 ［5］鐘毅芳 吳昌林 唐增寶.機械設計(第二版).[M].北京:華中科技大學出版社. 2001 ［6］張?zhí)m星 何月娥.谷物收割機理論與計算.[M].吉林:吉林人民出版社. 1980 ［7］北京農業(yè)機械化學院.農業(yè)機械學（下冊）.[M].北京:農業(yè)出版社.1986 ［8］鎮(zhèn)江農機學院.農機手冊3收獲機械（下冊）.[M].上海：上海人民出版社.1974 ［9］籍國寶 呂秋瑾 彭群.聯合收割機結構與使用維修.[M].北京：金盾出版社.1999 ［10］華南農學院農業(yè)機械教研組.水稻聯合收割機原理與設計.[M].北京：中國農業(yè)機械出版社.1981 ［11］陳于萍 周兆元.互換性與測量技術基礎（第2版）.[M].北京:機械工業(yè)出版社. 2008 ［12］于永泗 齊民.機械工程材料（第七版）.[M].大連:大連理工大學出版社.2007 ［13］中國農業(yè)機械化科學研究院編.農業(yè)機械設計手冊.[M].北京:機械工業(yè)出版社 ［14］劉鴻文.材料力學(第五版).北京： 高等教育出版社 2004 ［15］唐金松.簡明機械設計手冊 .[M].上海: 上海科學技術出版社 1989 ［16］吳宗澤.機械零件設計手冊 .[M].北京: 機械工業(yè)出版社 2003 ［17］沈林生.農產品加工機械 .[M].北京: 機械工業(yè)出版社 1988 致謝 本設計是在有豐富工作經驗的指導老師嚴霖元老師的大力支持和悉心指導下完成的。他們?yōu)榱耸刮覀儗C器有一定的認識，不遲辛勞帶我們到工廠指導。在設計過程中他們不知疲倦、不厭其煩的給我們分析和講解，而且也給我們灌輸了一些先進的設計方法和設計理念，使我們大受裨益。他們嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹的治學精神，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，嚴老師和吳老師始終給予我細心的指導和不懈的支持。在此我謹向嚴老師和吳老師兩位老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 總的來說，此次設計學到了很多東西的，成功的完成了老師布置的任務。如果有不夠完善的地方還請各位老師批評指正。本文同時參考了大量的文獻資料，在此，我要感謝機械行業(yè)的前輩們，是你們不斷的摸索和高超的智慧總結出來的經驗給我夯實了學習的基礎，在此表示衷心的感謝。