丘陵山区履带式行走系统设计毕业设计1.doc

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1、丘陵山区履带式行走系统设计目 录 摘要1 关键词11 引言2 1.1目的、意义2 2 行驶系统方案设计 2 2.1轮式行走系统2 2.2半履带式行走系统2 2.3履带行走系统3 2.4主要设计内容和关键技术3 3技术任务书3 3.1总体设计依据3 3.2设计要求3 3.3产品用途4 3.4产品主要技术指标与主要技术参数43.5 考虑到的若干方案的比较4 3.6 设计的关键问题及其解决方法4 4 设计计算说明书(SS)4 4.1 结构方案分析与确定5 4.2 履带式与轮式底盘的比较5 4.3 结构方案的确定5 4.4 履带式行走底盘总体的设计54.5结构组成及其工作原理6 4.6 主要技术参数6

2、5履带车辆性能计算65.1牵引性计算7 6 转向最大驱动力矩的分析与计算8 6.1行驶驱动力矩8 6.2履带转向时驱动力说明10 6.3转向驱动力矩计算10 7传动装置的设计与计算11 7.1履带的选择11 7.2驱动轮的计算15 7.3传动方案的确定15 8.1支重轮排列16 8.2支重轮结构18 9轴的设计19 10底盘的类型1910.1底盘的转向性能分析1910.2底盘的稳定性分析20 10.3履带前角28 11履带的行驶阻力计算29 11.1外部阻力2911.2内部阻力3012液压系统的设计3012.1液压系统及其动力计算力3112.2主要液压元件选型计33 13行走速度范围推荐34

3、14张紧装置35 15结束语35 参考文献36 致谢37 丘陵山区履带式行走系统设计 摘 要：目前履带行驶系统基本上分为两大类：轮式行走系统、履带行驶系统。轮式行驶系统多用于旱地平原地区作业，该行驶系统调速范围较大，在公路行驶和田间作业有很好的适应性，而履带行驶系统多用于丘陵山区等比较复杂的地形，因其接地面积大、质量大对于路况差，道路崎岖的地形履带式行走系统适应能力比较好，因此本次课题是针对履带丘陵山区等复杂地形的行驶系统的设计，对农业的发展也有着非常重要的意义。关键词：丘陵山区；履带；行驶系统 ； The Hilly Crawler Walking System Design Abstrac

4、t:The crawler drive system basically is divided into two categories: walking wheel system, caterpillar driving system. Wheel drive system used in upland plain area more homework, speed range is larger, the driving system in highway and field work has a good adaptability, paddy field and track drive

5、system used in mountainous area, such as complex terrain, with their large ground area is large, the quality for poor road conditions and road rugged topography and crawler type walking system ability to adapt is better, so this topic is in view of the track in the mountains paddy field of complex t

6、errain, such as system design, for the mountain area cultivated farmland homework has immeasurable role, also has the very vital significance to the development of agriculture. Key words:Hilly mountain area;Caterpillar;Driving system1 引言1.1 目的、意义 履带的结构特点和性能决定了它在丘陵山区耕作业中具有明显优势。目前农用机械基本上分为两大类：轮式行驶系统和履

7、带行驶系统,轮式系统多用于北方旱地收割作业，该形式系统调试范围较大，在公路行驶和田间作业都有很强的适应性，而履带行驶系统多用于南方丘陵山区作业，在泥泞的泥土上面具有防沉陷的优势，轮式行驶系统履带的接地比压相对较低，不适合泥泞的土壤上面作业。在我国水稻种植区，轮式拖拉机作业时经常发生打滑,轮陷等问题，导致拖拉机动力难以有效利用，同时还严重破坏了土壤结构在山地地面坡度较大地区，普通拖拉机的爬坡能力有限，自身行走或挂接农具作业影响其稳定性和牵引效率的发挥，因此，履带式或半履带式拖拉机在水田,山地作业更具有优势，针对我国大部分种植区分布在山区和丘陵地区，尤其是南方地区，山区和丘陵约占60%以上，道路路

8、况差，机械行走困近山区的大部分耕地坡度较大,而轮式系统在坡地作业时稳定性差、不安全、作业质量也差。综合考虑本设计围绕履带式行走底盘的相关资料对其进行相应的设计及创新。目前我国正致力于建设社会主义现代化，农业机械的实现是社会主义现代化的前提和保证，而水稻和小麦现在花生产优势农业机械化的关键。目前为止我国的农业机械化水平已从初级水平进入中级水平，而在丘陵山区履带式行走系统确逐渐占有重要地位而普通的轮式系统根本无法在田间作业，解决好这一难题队农机在南方推广有着不可估量的作用，因此对于丘陵山区履带行走系统的研究有着深远的意义1。2 行驶系统方案设计 然而人们最初研制的的履带行驶系统，就是用于农机。履带

9、行驶系统进入农机史上至今已近一个世纪有余，目前多设计的履带主要是针对于丘陵山区作业。目前国内的行走系统有轮式，半履带式，全履带式三种。2.1 轮式行走系统 目前很多农机的80%质量分布在前轮，所以都采用前驱动轮，后轮转向。行走装置由无极变速器，驱动轮桥，转向操纵机构和行走轮等组成，多用于旱地作业。 轮式农机采用的轮胎为低压充气胎和超低压充气胎，行走无极变速器：行走装置有V型带无极变速器，变速器由液压操纵，可在作业中不停车无极变速。其调速比即为被动轴的最大转速与最小转速之比i=2.5-3.0。带轮槽采用宽型V带，带速不超过25-30/s.2.2 半履带行走系统半履带式行走装置用于提高在湿软地上的

10、通用能力，防止沉陷，打滑，从轮式行走的驱动轮轴上卸下轮子，装上半履带装置，使机器的平均接地压力降低。半履带装置的履带板有普通型，三角形加宽型等整体式金属履带板。半履带和轮式行走装置可以互换。小型农机换用半履带装置后，接地压力为15-2-KPa。该装置的优点是操作性能好，急转弯时移动的土量少，队地面的仿形能力强。2.3 履带行走系统 全履带行走装置由履带，驱动轮，支重轮，导向轮，托轮，支重台架，张紧装置，悬架等等。履带安装形状采用驱动轮与支重轮同水平高度的设计方法，仅能解决防沉陷问题，而越障能力还没有很好的改良。 总而言之，目前无论是哪一种行驶系统，在这一方面 都没有很好的改进。2.4 主要设计

11、内容和关键技术 （1）设计任务a. 履带底盘结构分析及确定；b. 产品的用途估计；c主要的技术参数和性能参数的确定；d履带车辆相关性能的计算及其；e. 张紧装置设计和计算。 （2）关键的技术首先本设计采用的是现在相关工业机械上的一些底盘设计与实物作为参考，综合考虑底盘结构，使其可以在不同的地域都可较好的支撑机体使其可以正常的工作。本设计对驱动轮、支重轮、导向轮的特殊结构设计，是整个底盘结构很好的适应于丘陵山区环境2。3 技术任务书(JR)履带式行走装置由履带驱动轮，支重轮，导向轮，托轮，之重台架，张紧装置悬架等组成。履带安装形状采用驱动轮和支重轮同水平高度设计的方法，仅能解决防沉陷的问题，而越

12、障能力没有较好的改良。与轮式相比履带具有以下优点:触地面积大，触底压力小，对于丘陵山区适应能力强，转弯比较灵活。3.1 总体设计依据履带式底盘是机器的重要部件，它对整个装置起着支撑作用。所以根据现有工业的履带机械结合农用的履带对整个装置进行较完整的配合和加工一系列的设计。3.2 设计要求在现有的机械资料的基础上，充分考虑到实际的要求，应满足结构的紧凑及其配合的合理。同时，要对应该计算的部分进行必要的计算，但是实际的情况有所不同，应该根据实际作为标准结合计算的数据进行综合考虑，争取找到比较好的方案和结构。3.3 产品的用途本次设计的履带底盘是对相应大型功率农用机械使用的。3.4 考虑到的若干方案

13、的比较底盘可以分为履带式与轮式，轮式底盘运用较广，但是它的牵引附着性能较差，在坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用受到一定的限制；履带式底盘牵引附着性能好，单位机宽、牵引力大、接地比压低、越远性能强、稳定性好，在坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用具有更好的性能。两者比较采用履带式底盘可更加适应山西多山的地貌特征。3.5 设计的关键问题及其解决方法设计的关键问题是在保证正常工作下，其结构尽可能的简单方便。同时，要注意结构的合理性与正确性。本次设计采用圆螺母的定位方法，使其在结构上基本一致，同时结构也紧凑的连接，初步达到设计的目的。还有，采用的支重轮与导向轮的轴承放入轮里的方案。3.6 设计的关键问题及

14、其解决方法设计的关键问题是在保证正常工作下，其结构尽可能的简单方便。同时，要注意结构的合理性与正确性。本次设计采用圆螺母的定位方法，使其在结构上基本一致，同时结构也紧凑的连接，初步达到设计的目的。还有，采用的支重轮与导向轮的轴承放入轮里的方案。4 设计计算说明书(SS)4.1 结构方案分析与确定履带行走装置有“四轮一带”（驱动轮，支重轮，导向轮，拖带轮或张紧轮，以及履带），张紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。机械行走时,驱动轮在履带紧边产生一个拉力，力图把履带从支重轮下拉出。出于支重轮下的履带与地面有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷绕履带向前滚动，导向轮把履带铺设到地面，从而使机体借支

15、重轮沿履带轨道向前运行。“四轮一带”在我国已经基本标准化，尤其是在大型、重型机械方面。 因此，本设计还是采用传统模式的设计方法3。 表1农用机型主要技术指标表 Table 1 Agricultural o model, main technical index table 序 号项 目单 位参 数1整机重量kg10002型号农用机械地盘3行走速度km/h2-54爬坡能力左右5接地比压kpa0.31486驱动轮动力半径mm约2287发动机的功率马力40左右8履带高度mm4689底盘轴距mm150010底盘轨距mm130011履带板宽mm35312底盘高度mm6384.2 履带式与轮式底盘的比较金

16、属履带 牵引力大, 适合重负荷作业( 如耕、耙等) , 接地比压小, 对农田压实、破坏程度轻, 特别适合在低、湿地作业, 而且除田间作业外, 还在农田基本建设和小型水利工程中用作推土机, 综合利用程度较高。但其主要缺点是在潮湿和砂性土壤上行走装置,如支重轮、导向轮、托带轮及履带板( 俗称三轮一板) 磨损较快, 维修费用高,作业速度较慢，随着公路网发展,金属履带拖拉机转移越发困难, 使用不便。橡胶履带拖拉机采用方向盘操纵的差速转向机构,可控性强,机动灵活, 转弯更省力,履带接地面积大,并有减振效果,乘坐舒适,由于比压低,对地面破坏程度轻, 尤其适于低湿地作业, 并可大大提高作业速度, 改善道路转

17、移适应性。橡胶履带寿命可达到6000小时,三轮寿命延长一倍, 每台可节约维修保养费用和转移运输费用700010000 元, 仅此一项每年社会效益就有560800 万元4。在开荒、改造中低产田、沙壤土质地区, 显示出极强的优越性。其缺点是初置成本高。大功率轮式拖拉机具有轮距调整方便、轴距长、质量分配均匀、充气轮胎有减振性, 行驶中地面仿形性好, 振动小、运输速度快,综合利用率高等优点。不足之处是不适于低湿地作业。而且, 引进国外的具有世界先进技术水平的大功率轮式,大功率轮式拖拉机接地压力大,易形成土壤硬底层,大功率轮式拖拉机机重一般在55008500kg, 接地面积比履带拖拉机小,因此接地压力较

18、大。经数年耕作后,在土壤的耕层下面将生成硬底层,不利于土壤的蓄水保墒和作物的生长。即使经过深度翻耙,依然会保持碎小的板结硬块,土壤的显微结构遭到了破坏。附着性能差,滑转率高。经试验,大功率轮式拖拉机与五铧犁配套作业时, 在土壤平均含水率30%、坚实度0.3MPa、机组前进速度7.2km/ h 左右的情况下, 滑转率一般在1020%,有的达25%, 轮胎对土壤的剪切作用,使耕层土壤结构遭到破坏。4.3 结构方案的确定依据轮式与履带机械的特点，以其以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出了履带的结构和所采取的安装方法和连接方案。4.4 履带式行走底盘总体的设计根据农业机械学、拖拉机汽车学、机械设计、机

19、械原理等理论，对履带式行走底盘的驱动行走系统进行了理论分析与研究，完成了履带底盘主要工作参数的确定和力学的计算。4.5 结构组成及其工作原理履带行走装置有“四轮一带”（驱动轮，支重轮，导向轮，拖带轮或张紧轮，以及履带），张紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。机械行走时,驱动轮在履带紧边产生一个拉力，力图把履带从支重轮下拉出。出于支重轮下的履带与地面有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷绕履带向前滚动，导向轮把履带铺设到地面，从而使机体借支重轮沿履带轨道向前运行。“四轮一带”在我国已经基本标准化，尤其是大型、重型机械方面，见图1履带与地面接触, 驱动轮不与地面接触。驱动轮在减速器驱动转矩的作用

20、下, 通过驱动轮上的轮齿和履带链之间的啮合, 连续不断地把履带从后方卷起。接地那部分履带给地面一个向后的作用力, 而地面相应地给履带一个向前的反作用力, 这个反作用是推动机器向前行驶的驱动力。当驱动力足以克服行走阻力时, 支重轮就在履带上表面向前滚动, 从而使机器向前行驶。 履带与地面接触,驱动轮不与地面接触。驱动轮在减速器驱动转矩的作用下,通过驱动轮上的轮齿和履带链之间的啮合,连续不断地把履带从后方卷起5。接地那部分履带给地面一个向后的作用力,而地面相应地给履带一个向前的反作用力,这个反作用是推动机器向前行驶的驱动力。当驱动力足以克服行走阻力时,支重轮就在履带上表面向前滚动,从而使机器向前行

21、驶。4.6 主要技术参数 表2 主要技术参数表Table 2 Main technical parameter table 序 号项 目单 位参 数1整机重量kg30002型号农用机械地盘3行走速度km/h2-54爬坡能力左右5接地比压kpa0.31486驱动轮动力半径mm约2287发动机的功率马力40左右8履带高度mm4689底盘轴距mm150010底盘轨距mm130011履带板宽mm35312底盘高度mm6385 履带车辆性能计算履带机械整机参数初步确定以后，一般应进行下列计算，以估计该履带机械的基本性能是否满足预期要求，整机参数选择是否合理。5.1 牵引性能计算计算时所用的工况一般为：在

22、使用重量状态自爱，与水平区段的茬地上 1-带；2-驱动轮；3-机架；4-拖带轮；5-导向轮；6-支重轮 图 1 履带底盘结构图 Fig 2 Crawler of chassis structure 图2 拖拉机受力示意图Fig 2 The tractor force diagram 计算时所用的工况一般为：在使用重量状态自爱，与水平区段的茬地上（对旱地是适耕适度的茬地，对水田是中等泥脚深度的茬地），带牵引负荷（牵引线与地面平行）全油门等速行驶。如图2 此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩

23、(3) 行驶速度 理论速度 =0.377 km/h （3） 实际速度 =(1-) km/h （4）式中：发动机转速； 驱动轮动力半径；驱动轮轮滑转率（履带式一般取0.07）。经计算后得结果=（2.55）km/h（4）履带式机械的牵引效率 = （5）式中: 各档的总传动效率；滚动效率；滑转效率；履带驱动带效率（一般取0.95）。经计算后得结果=0.65(5) 履带机械的附着力（要求：附着力应大于或等于履带行走机构的牵引力且大于等于各阻力之和。） = （6）式中: 一般取0.75；取3000千克。经计算后得结果=25.875KN (符合要求)6 转向最大驱动力矩的分析与计算6.1 行驶驱动力矩 此

24、机器在同一情况下均可以匀速行驶，其行驶阻力保持不变，只能驱动力克服行驶力阻就可以正常行驶。设此机器正常行走时的驱动轮输出的驱动力矩为M: M=FR其中，F-牵引力，R-驱动轮半径。从上式可见，行驶驱动力矩与驱动半径成正比。驱动轮半径越大，驱动力矩越大，反而则小。而从提高变速箱的受力情况，减小变速箱载荷，驱动轮就应该尽量取小值6。所以驱动轮直径应该综合考虑。履带行走机构的最小牵引力应满足最大路面设计坡度上作业，爬坡和转弯等工况的要求，最大牵引力应该小于在水平路面履带的附着力，一般情况下，履带行走机构爬坡不得与机器作业同时进行，路面爬坡时设为其所需的最大牵引力，而且移动速度低，空气阻力也可以忽略不

25、计，所以履带行走几个牵引力的计算可以以上公式作为标准。支重轮轴通过支重台架与底盘机架刚性连接在一起，这种底盘称为刚性底盘。其特点是结构简单易于制造，成本低。但是因为其没有缓冲作用，所以工作时候，行驶机构产生的振动不经过缓冲就由底盘传给机身，使机组上个连接件易于振动，驾驶易疲劳，因此，这种底盘只适用于低速行驶的普通机械。 图3 履带转左向示意图Fig 3 Caterpillar turn left to the sketch 6.2 履带转向时驱动力说明:履带行走装置在转向时, 需要切断一边履带的动力并对该履带进行制动, 使其静止不动, 靠另一边履带的推动来进行转向, 或者将两条履带同时一前一后

26、运动, 实现原地转向, 但两种转向方式所需最大驱动力一样。因此以机器单条履带制动左转为例, 见图3（示意图）。左边的履带处于制动状态, 在右边履带的推动下, 整台机器绕左边履带的中心C1 点旋转, 产生转向阻力矩Mr, 右边履带的行走阻力Fr/ 2 。一般情况, 履带接地长度L 和履带轨距B 的比值L/ B1.6,。同时, L/ B 值也直接影响转向阻力的大小,在不影响机器行走的稳定性及接地比压的要求下, 应尽量取小值, 也就是尽量缩短履带的长度,可以降低行走机构所需驱动力。6.3 转向驱动力矩的计算转向阻力矩是履带绕其本身转动中心O1（或O2）作相对转动时，地面对履带产生的阻力矩，如图所示，

27、O1、O2 分别为两条履带的瞬时转向中心。为便于计算转向阻力矩的数值，作如下两点假设：(1)机体质量平均分配在两条履带上，且单位履带长度上的负荷为： （7）式中: 车身总质量（kg）； 履带接地长度(m)。经过计算：。形成转向阻力矩 的反力都是横向力且是均匀分布的。履带拖拉机牵引负荷在转向时存在横向分力，在横向分力的影响下，车辆的转向轴线将由原来通过履带接地几何中心移至，移动距离为10。根据上述假设，转向时地面对履带支承段的反作用力的分布为矩形分布。在履带支承面上任何一点到转动中心的距离为x，则微小单元长度为dx，分配在其上的车体重力为qdx，总转向阻力矩可按下式： （8）式中: 转向阻力系数

28、。（经查表计算：式中: 车辆作急转弯时转弯的向阻力系数； B履带轨距。）将式（36）代入上式积分得并简化得： （9）即：N.m根据上述假设，转向时地面对履带支承段的反作用力的分布为矩形分布。在履带支承面上任何一点到转动中心的距离为x，则微小单元长度为dx，分配在其上的车体重力为qdx，总转向阻力矩可按下式： 式中: 转向阻力系数。（经查表计算： 式中: 车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； B履带轨距。）将式（36）代入上式积分得并简化得：（38）即：N.m图4 履带转向受力图Fig 4 Caterpillar tries to turn to （3） 转向驱动力矩(假设机器重心与履带行走装置几

29、何中心相重合)把转向半径分别考虑13。1)当转向半径如图5所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝同一方向（即行驶的反方向），外侧、内侧履带受力分别为： （10）2)当转向半径，如图所示，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反方向，外侧、内侧履带受力分别为： （11）式中: 分别为内侧前进阻力和驱动力； 分别为外侧前进阻力和驱动力。考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力为： （12） 式中: 履带滚动阻力系数（ 即）转向时的最大驱动力矩为： 式中：r驱动轮节圆直径。3）大半径区转向行驶时主动轮上的力： （13）小半径区转向行驶时主动轮上的力： （14）式中：转向比，。转向时的最大驱

30、动力矩为：经过以上介绍及公式计算得：=506.25N.m； 分别计算转向半径的情况：得到：.与根据文献“履带车辆行驶力学”，得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：所得结果相同 图5 此时转向示意图 Fig 5 At this point to sketch 7 传动装置的设计与计算7.1 履带的选择履带支承长度L，轨距B和履带板挂宽度b应合理匹配，使接地比压，附着性能和转弯性能符合要求14。根据本机的设计参数，确定履带的主要参数为整机的重量。本机的初定整机重量为：3t.令表示为接地长度，单位m，表示履带的高度，单位m，G表示机器整机重量，单位为t。则有经验公式知： ； 即;； 即。履带节距和驱动轮

31、齿数z应该满足强度、刚度要求。在此情况下，尽量选择小的数值，以降低履带高度。根据节距与整机重量的关系：其中的单位为mm,G的单位为kg.（说明：此处的驱动轮方面在驱动轮计算部分再详细说明。）则根据计算的与实际的资料： 选型号为23048 的履带。 图6 此时转向示意图Fig 6 At this point to sketch 7.2 驱动轮的计算目前, 履带啮合副的设计还停留在经验设计阶段, 没有相关的设计标准, 各种齿形的设计方法很多, 极不统一, 主要有等节距啮合方式、亚节距啮合方式和超节距啮合方式。等节距啮合主要指履带节距与链轮节矩相等。在等节距啮合时, 履带啮合副是多齿传动, 履带牵引

32、力由啮合各齿分担, 各个齿所受的负荷较小, 此时啮合平稳、冲击振动小, 使用寿命较长15。但在实际中, 等节距啮合只是一个理论概念, 因为即使在设计上使履带与链轮节距相等, 履带在使用过程中将产生节距变化(如弹性伸长, 履带销和销孔磨损伸长等), 啮合实际上为超节距啮合。且因图纸标注公差、制造误差等使履带在一定范围内波动, 履带与链轮的啮合要么是超节距, 要么是亚节距, 等节距啮合实际上很难存在于啮合过程中。在亚节距啮合过程中, 链轮与履带销之间力的传递仅由即将退出啮合的一个链轮齿来完成, 但对于频繁改变方向的机器, 在减轻启动冲击方面很有利, 而且随着亚节距量的增加,作用更加明显。但在退出啮

33、合时, 履带销处于迟滞状态, 严重时甚至由于运动干涉而不能退出啮合。因此, 在设计过程中应根据工作工况, 灵活采取相适应的设计方法, 使履带销顺利进入和退出啮合, 减少接触面的冲击; 使齿面接触应力满足要求, 减小磨损; 使履带节距因磨损而增大时仍能保持工作而不掉链等。因此，综上考虑驱动轮选用链轮的设计方案。a. 确定驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得）：齿顶圆直径 ：齿根圆直径： 分度圆弦高： 最大齿根距离 齿侧凸缘 。图7 驱动轮图 Fig 7 Driving wheel figure b. 确定驱动轮齿槽形状试验和使用表明，齿槽形状在一定范围内变动，在一般工况下对链传动的性能不会有很大影响

34、。这样安排不仅为不同使用要求情况时选择齿形参数留有了很大余地。同时，各种标准齿形的链轮之间也可以进行互换。齿面圆弧半径: 齿沟圆弧半径: 齿沟角： 则根据相关数据得：齿面圆弧半径： 齿沟圆弧半径： 齿沟角： 。7.3 传动方案的确定履带支承长度L，轨距B和履带板挂宽度b应合理匹配，使接地比压，附着性能和转弯性能符合要求。根据本机的设计参数，确定履带的主要参数为整机的重量。本机的初定整机重量为：3t.令表示为接地长度，单位m，表示履带的高度，单位m，G表示机器整机重量，单位为t。则有经验公式知： 即 即履带节距和驱动轮齿数z应该满足强度、刚度要求。在此情况下，尽量选择小的数值，以降低履带高度16

35、。根据节距与整机重量的关系：其中的单位为mm,G的单位为kg.（说明：此处的驱动轮方面在驱动轮计算部分再详细说明。）则根据计算的与实际的资料： 选型号为23048 的履带。8 支重轮8.1 支重轮排列在履带内层嵌有与驱动轮配合的铁齿，俩铁齿之间距离既是节距。如果支重轮排列的不好，之重轮在履带上滚动到俩铁齿之间时候，由于铁齿刚性作用之重轮下压的俩根小，俩者会有一定落差。这样会加剧机器行走时的震动，影响机器的平稳性。而且支重轮在压落橡胶面时，支重轮的滚动阻力也会增大，从而增大机器行驶能耗。因而不能为偶数被。其目的是保证行走装置在任何时间前后个支重轮都落在履带铁齿上，消除支重起伏落差，提高行走平稳性

36、，减小行走阻力。8.2 支重轮结构 支重轮在履带上滚动，将整台机器的质量传给地面，承载着整台机器的质量。机器经常在山地地区和水田地区作业，支重轮长期带有泥水，工作环境恶劣，若进入支重轮轴承的话，轴承很容易破损，从而影响了其行驶。因此支重轮的密封性要求很高。要提高支重轮轴承部分的密封性，主要从俩个方面考虑：第一是尽量减少活动的密封面，减低水泥进入轴承的机会，二是提高密封件的可靠性和使用寿命。采用悬臂固定方式是减少支重轮密封面的方法之一，他可以是支重轮的密封面仅有的一个。密封方式主要有油封和机械密封两种。采用油封结构简单，成本低，但效果不佳且不长久，基本上用一个季节就损坏了，需要更换。采用接卸密封

37、方式结构复杂，成本也高。9 轴的设计(1) 材料及热处理 考虑到是高速轴以及材料后，选此轴材料为Q235-A，调质处理。（2）初步确定轴的最小直径 按式初步估算轴的最小直径。根据轴的材料和表，取，所以根据公式有：即 由于此轴上开有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱；再者直径小于100 mm，因此。联轴器的计算转矩，查表，考虑到转矩变化和冲击载荷大（如织布机、挖掘机、起重机、碎石机），故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件并且考虑到补偿两轴综合位移，查表，选用GICL1鼓形齿式联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为30 mm，故取，半联轴器与轴配合的长度为82 mm18

38、。（3）轴的结构设计由于此轴是装有联轴器的齿轮轴，所以结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮的两端，轴系采用两端单向固定布置，为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出的热补偿间隙，轴的初步结构如下图所示。图 8 轴的结构 Fig 8 Shaft structure （4）根据轴向定位要求确定各轴段直径和长度 1）段装GICL1联轴器，因此。半联轴器与轴配合的孔径长度为82 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，因此段的长度应比82略小一些，现取。 2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，段的左端需要制出一轴肩，轴肩高度，即，取，因此。轴承端盖的总宽度为

39、20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。3) 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷作用，故选用深沟球轴承。根据，选择6308型轴承其尺寸为，因此。考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以挡油环将其隔开，可取挡油环的宽度为20 mm，因此。4）为了满足挡油环的轴向定位要求，段的左边需制出一轴肩，轴肩高度，即，取，因此；考虑到箱体和箱座的结构设计，可取。5）根据齿轮传动的设计可知，6）根据4）可知，；轴环宽度，即，取，则有。7）根据3）可知，；考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以挡油环

40、将其隔开，可取挡油环的宽度为14.5 mm，因此。半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。根据，查表，有平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长度为70 mm；半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m619。 图8.2 扭矩结构 Fig 8.2 Torque structure 其中 1) 求水平面支反力 如上图所示有：； 式中： 代入数据有： 2）绘制水平面的弯矩图 图8.3 水平面的弯矩 Fig 8.3 The horizontal plane bending moment 其中3）求水平面支反力 如上图所示有：； 式中： 代入数据有： 4）绘制垂直面的弯矩图5）求总弯矩 图8.4垂直面的弯矩 Fig 8.4 Vertical bending moment 其中6）绘制扭矩图 图 8.5 扭矩示意图 Fig 8.5