水稻收割机行走系统设计

《水稻收割机行走系统设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《水稻收割机行走系统设计（51页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、分 类 号 S225.3 密 级 公开 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)4LBZ-100型水稻收割机行走系统设计所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级10机自6班姓 名吴彩娟学 号指引教师陈光群 年 3 月 31日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）4LBZ-100型水稻收割机行走系统设计均系本人独立完毕，没有抄袭行为，凡波及其她作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承当。 承诺人（签名）： 年 月 日摘 要国内是农业大国，水稻生产机械化对水稻种植至关重要，水稻联合收割机是实现水稻收割机械化的重要工具。联合收割机是将收割机和脱粒机用中间输送装

2、置连接成为一体的机构，使用水稻联合收割机进行收获，则可以一次性完毕收割、脱粒、清选及装袋等过程，不仅大大提高了收获效率，减少了收获成本，并且损失率仅为1% 5% ，节省了人力物力，大大减轻了农民的承当，这促使我们但愿水稻收获能全面的机械化。 本课题是针对联合收割机行走系统进行探讨，研究和设计。本论文一方面阐明了研究此课题的意义，简介了联合收割机的发展历程、现状、将来发展方向及国内外联合收割机的动态；然后对其设计总体布局方案，进而再对行走机构进行方案论证；待确认方案后，就其重要部件进行设计计算与校核，其中涉及柴油机的选择和安装，机架，连杆，履带，驱动轮，支重轮，张紧装置的设计和计算；最后整顿，分

3、析，校对设计的参数，看看与否满足生产规定，并总结本课题的特点和局限性。核心词：联合收割机，行走系统，机架，驱动轮，连杆，履带AbstractChina is an agriculture country in the world, and rice planting mechanization is very important for agriculture. Rice combine harvester is an important tool to achieving rice planting mechanization. Combine harvester is a machine

4、using harvester and thresher with a transportation. Rice combine harvester can finishes harvesting, threshing, cleaning and bagging all at once. It not only improves work efficiency, reduces the costs, but also solves the manpower and material resources, reduces the burden of farmers. All those urge

5、 us want to make rice mechanization come true. The topic of thesis is about the walking system of combine harvester, how to discuss, research and design it is the key of this thesis. This thesis illustrates the significance of the researching this topic, introduces the development, current situation

6、, future direction and the tendency in domestic and overseas of combine-harvester. Then design the general layout plan and argue its traveling mechanism. When the project is approved, we should calculate and check the mainly parts, including the choose and install of the diesel, frame, connecting ro

7、d, track, driving wheel, roller and the design and calculation of tensioning device. Finally, collect, analyze and check the design parameter to figure out whether they are fit with the production requirements, and then conclude the characters and disadvantages of this thesis.Key Words: combine harv

8、ester, traveling mechanism, frame, driving wheel, connecting rod, track目 录摘 要IIIAbstractIV目 录V第1章 绪论11.1 设计背景11.2 设计目的11.3 国内、外研究状况21.3.1 国外收获机械化技术与机具发展趋势21.3.2国内收获机械化技术与发展趋势3第2章 总体布局及局部方案论证72.1整体布局72.2 方案论证82.2.1驱动轮轴上零件装配方案的拟定82.2.2支重轮的连杆装配方案的拟定92.2.3张紧装置的方案拟定11第3章 设计计算153.1柴油机的选择计算153.2初步拟定连杆最小直径1

9、73.3单边驱动轮轴的设计173.3.1 初步拟定轴的各段直径和长度173.3.3 驱动轮轴的强度校核183.3.4 轴承的校核183.3.5键的校核203.4驱动轮轴的支座设计203.5履带设计213.6驱动轮设计233.7支重轮设计243.7.1支重轮作用及分布状况243.7.2支重轮安装构造尺寸设计263.7.3支重轮连杆轴承选择273.7.4支重轮连杆的尺寸计算273.7.5支重轮轴密封圈的选择283.7.6支重轮连杆的校核283.7.5支重轮连杆轴承的校核293.8导向轮的设计293.9张紧装置的设计303.9.1滚子尺寸的计算313.9.2导轨的尺寸计算313.10托带轮的设计32

10、3.11前角1及后角2设计323.12最小离地间隙323.13底盘机架的设计33第4章 使用与维护344.1每日技术保养344.2季节性技术保养354.3收割机的保管35结论36参照文献37致 谢38第1章 绪论1.1 设计背景国内是农业大国，粮食种植面积和产量均居世界首位，国内水稻种植面积接近2600万hm2，约占世界种植面积的21%，产量占世界总产量的34%，用10的可耕地养活了全球22的人口，对世界的粮食安全起着重要作用。收获适时与否，不仅直接影响作物的产量和质量。还影响下茬作物的及时栽种，因此收获作业具有季节性强的特点。我们国家的水稻收获方式重要有一下三种方式：分段收获、人工收获和联合

11、收割机收获。水稻生长发与环境和技术措施复杂，生产环节多，用工量多，劳动强度大，农民种植水稻十分辛苦，因此变化水稻落后的生产方式，始终是广大农民的迫切愿望。收获是作物栽培的最后一种环节，在农田作业项目中需要劳动量最大。在较长的一段时间里，国内的水稻收割重要以人工收获为主。就是由人工完毕整个收割过程，这种收获方式效率低、时间长、损失挥霍严重、劳动强度大。后来逐渐发展到分段收获，就是由割稻机进行收获，然后由人工进行运送、集捆、清选、脱粒等环节，在收获过程中是用割稻机完毕收获过程中几项作业，这种收获方式的机器比较简朴，机具价格也便宜，操作维护以便，容易掌握和推广，对使用技术的规定不高，但在整个收获过程

12、中劳动强度高、耗费的劳动量大、谷物的总损失量也较大、效率低下。而目前的联合收获法是使用水稻联合收割机进行收获，它可以一次性完毕脱离、切割、清选、分离和装袋过程，整个过程都是由机器来完毕，这样不仅提高了收获效率，还减小了劳动强度，减少了总损失，大大节省了劳动力，即能及时收获和清理田地，又能及时进行下茬作物的耕种，特别有助于抢收、抢种1。实践表白，水稻收获实现机械化可以减少劳动用工量76%，大幅度提高工效，机械收获较人工收获节省成本300元公顷。因此水稻收获机械化始终是政府、农民、收获机械专家们和联合收割机生产公司所关注的焦点。1.2 设计目的随着农村经济的不断发展和城乡化建设的推动，粮食生产向规

13、模化方向、集约化发展，目前市场对谷物联合收割机提出了更新换代规定。这促使了联合收割机行业将由低价格、低水平和低质量的生产方式向高质量、高效率和高技术的方向发展，也为新一代高效多功能的联合收获机械进入市场提供了契机，同步迫切需要对产品进行技术创新和更新换代。同步大力推动水稻收获机械化，是稳定水稻生产，解决水稻生产劳动力短缺问题的最有效的措施，这将提高水稻生产的劳动生产率，实现水稻生产节本增效，增长农民收入的迫切之举2。国内水稻主产区在南方，南方多丘陵、梯田，地区的季节性、作业环境差别也大，浙江省位于国内东南沿海长江三角洲南翼，水稻是浙江省的重要粮食作物，其播种面积和产量常年分别约占食粮播种面积和

14、总产量的70%和80%，浙江水稻总产量与粮食总产量密切有关，有关系数决定了粮食的增减。并且水稻也是浙江粮食作物中单产最高的作物，其单产比其她重要粮食作物玉米和小麦分别高近55%和35%。浙江省地形复杂，山地和丘陵占70.4%，平原和盆地占23.2%，河流和湖泊占6.4%，总体以丘陵地形为主，地形起伏较大，河流众多，河流多为短小湍急，这对水稻联合收割机的适应性和可靠性提出了更高的规定。此外，土地分散经营使得机械收获效率低，这都在一定限度上制约了水稻联合收割机的发展。跨区作业虽然增进了国内联合收割机的普及和应用，但是和欧美等发达国家相比起来还是有很大差距的，如产品行走系统的自动化限度不高，跨区作业

15、的时候行驶速度缓慢，可靠性较差、装备技术水平较低等方面。所觉得了使联合收割机能更好地发展和发挥它的作用，我们对联合收割机行走系统进行进一步地探讨与研究。1.3 国内外研究状况1.3.1 国外收获机械化技术与机具发展趋势18到19世纪，在英、美等国曾有许多人研制和设计联合收割机，其中有的人还获得了专利或制造出了样机，但基本都不具有实用价值，未能得到推广。1889年，美国人贝斯特（Best）设计制造出第一台由蒸汽机驱动的自走式联合收割机，一天最多可收割50多公顷农田。此后，又相继诞生了由内燃机驱动的自走式联合收割机。徐徐地，19世纪80年代后期，联合收割机在美国日益普及，不久澳大利亚也生产了类似的

16、机器3。现如今所有的发达国家都已广泛使用联合收割机。目前国外联合收割机的发展也不单单只是简朴地满足于收割，而是向更成熟更可靠的阶段发展。（1）在保证良好性能的前提下，联合收割机正在向高效、大型、大功率、大割幅、大喂入量和高速发展。以谷物联合收割机最具代表，喂入量已由一般的56kgs发展到1012kgs；所配发动机的功率最大到243kw，正在研发的有276kw；割台最大割幅已超过9m。国外的大型联合收割机大多采用涡轮增压发动机，近来纽荷兰CR9090型联合收割机发明了一项新的吉尼斯世界记录，发动机功率达434 kW，10.7 m 的全新割幅， 最高收获效率达到了78 t/h，是目前世界上最大的联

17、合收割机3。（2）向扩大机器的通用性和提高适应性发展。除发展多种专用割台外，同一台机器还可配备不同割幅的割台以适应不同作物和不同单产的需要；改善机体构造，使其更好地适应不同作物和倾斜地面，行走装置配备多种宽度的轮胎、履带、水田高花轮胎或半履带，水稻联合收割机上采用双泵双马达的转向方式实现原地回转等功能以提高在潮湿地和水田中工作的适应能力3。（3）新材料和先进制造技术的广泛应用使产品性能更好，可靠性更高。（4）广泛应用机电一体化和自动化技术，使用安全性、操作以便性、舒服性方向发展。目前还特地改善驾驶室的工作环境，诸多设有现代化的密闭驾驶室均有隔噪音、隔热的；有些还配有排草堵塞、转动部件转速、谷物

18、损失量、收割机切割高度、粮箱填充量等的信息显示；安全生产的互锁补偿系统和警报输出有信号报警、故障警报、启动互锁、收获互锁与运送等功能；尚有自控装置涉及了割茬高度的自动调节、自动対行、自动停车、自动控制车速等3。（5）向集全球卫星定位系统，智能化收获机发展，遥感系统和地理信息系统于一身的“精确农业”技术发展，在智能化联合收割机上的应用时，这些都是当今收获机械化最重要和最新的技术发展。国外有某些先进的联合收割机上都装有GPS 接受系统，她们是用于获取影响作物生长环境因素和农田社区作物产量的信息，并且监测作物的产量和水分，从而来控制联合收割机的割幅、割茬和迈进速度，让联合收割机处在一种最佳的状态，把

19、联合收割机的最佳作业量和最高生产工效发挥到极致。还可以通过信息传递对联合收割机浮现进行诊断，指引排除故障；拟定联合收割机所在的地理位置，并且可以指引其行驶路线3。1.3.2国内收获机械化技术与发展趋势国内收割机起步较晚，初期以模仿及从苏联，美国，及加拿大等国家进口为主。诸多连接或支承部位没有通过具体的计算，而是根据发达国家已造好的收割机的尺寸设计制造的，使得收割机体积庞大，质量偏大。背负式稻麦联合收割机是中国的特色，是国内农村经济条件催生出来的一种较为经济实用的收获机械。这一阶段从与“小四轮”挂接的“小联合”发展到与大中型拖拉机配套的中型背负机。背负式联合收割机构造简朴，价格便宜，又是农民家中

20、拖拉机收益最高的配套机具，20 近年来始终畅销不衰，与自走机平分收获机市场4。目前国内谷物联合收割机已走过了低端产品的普及过程，社会保有量在60 万台以上。随着农业生产向产业化、集约化推动，小麦联合收割机产品发展趋势将向中高品位发展，并逐渐进入国际市场。国内收获使用的重要有两种机具, 一种为自走式， 另一种为配套式，随着经济发展， 自走式将逐渐取代配套式机具。从目前种植构造看多为中小田块，因此机型以中型机占主导地位，发展趋势是中、大型机, 并逐渐由目前以机械式为主向电子、液压技术方面发展。收获作业时规定茎秆粉碎还田使近几年的平均故障间隔时间有了较大的提高4。水稻收获使用的重要有两种机具一种为中

21、小型全喂入橡胶履带自走机，适合水田收获。 从发展趋势看应以中型机为主，加装茎秆粉碎装置及驾驶室，采用液压电子技术并提高自动化限度。另一种为半喂入自走水稻联合收割机，它比较适应多数地区中小田块收获作业，适应收获季节倒伏较多，单季稻产量和茎秆都比较高，或者规定保存完整的茎秆，有些地区用来编织手工艺品。这些地区需要多为中型机，为了适应中小田块收获作业，半喂入机技术水平较高，基本已达到国外的机械的水平，发展趋势重要是提高自动化限度，达到可靠和高效4。收割机的行走装置基本采用履带式，履带按材料分可分为橡胶履带和钢质履带。橡胶履带是一种橡胶与金属或纤维材料复合而成的环形橡胶带，重要用于履带式车辆的行走部分

22、。橡胶履带在履带式车辆中有着十分广泛的用途，在工程机械、建筑机械、运送机械、农业机械、同林机械上均有它的应用5。橡胶履带的特点有如下几点：1. 不损伤路面。橡胶履带对路面不损伤性要优于钢质履带，因此橡胶履带机械作业不受路面限制，短途转场作业不需要运送工具搬运。2. 接地比压小湿地通过性能好。橡胶履带在湿地、沼泽地通过性能性比钢质履带与橡胶轮胎优越，扩展了机械作业区间与范畴，提高了机械设备的运用效率。3. 震动小噪音低。橡胶履带与钢质履带比较当其行驶时各轮与履带的摩擦由钢件之间摩擦方式改为钢件与橡胶的摩擦方式，使履带车辆的震动减小、噪音减少。从而减轻驾驶人员的疲劳限度，延长机械设备的使用寿命。4

23、. 油耗低。橡胶履带比钢质履带重量轻，无钢质履带转动时履带销与孔产生摩擦消耗率现象发生。橡胶履带柔性能好、随动性好，有效减少了冲击震动功率的损耗。有资料证明橡胶履带比钢质履带可以减少油耗5一lO。5. 机械时速提高。履带车辆在行走机构相似的状况下，使用橡胶履带可以比钢质履带设计时速提高15左右。一般芯铁式橡胶履带车辆时速在1520kmh，摩擦式橡胶履带车辆时速可达4050kmh。6. 减轻机械重量提高牵引力。履带式车辆装备橡胶履带在相似功率状况下，同装备钢质履带或者装备橡胶轮胎的车辆相比车体重量要轻，车辆牵的引力可提高。7. 橡胶履带耐腐蚀性能好。橡胶履带与钢质履带相比。更耐盐碱与酸腐蚀性能，

24、因此盐田、盐碱地区橡胶履带式车辆仍然可以作业。8. 橡胶履带更换以便。履带式车辆在使用钢质履带时，由于机械的负重轮、张紧轮、托轮与钢质履带是钢质零件之间的高硬度、高强度互相摩擦，履带板、履带销与各部件易磨损，在使用一段时间后需要维修更换磨损元件。橡胶履带是一整体，没有钢质履带的履带板、履带销，不存在需更换履带板或履带销的保修问题5。橡胶履带的应用改写了轮式年辆将取代履带式车辆的观点为履带式车辆的应用与发展奠定了基本。同步集成了轮式车辆和金属履带车辆的长处。橡胶履带车辆是来来履带车辆的发展方向和趋势。国内橡胶履带开发研制工作始于20世纪80年代末期，先后在杭州、镇江、沈阳、开封及上海等地开发成功

25、了农业机械、工程机械和输送车辆用的多种橡胶履带并形成了批量生产能力，至今橡胶履带已有二十近年的历史。生产橡胶履带的公司浙江居多，另一方面为上海、江苏等地。目前国内橡胶履带生产制造公司已经发展到二十多家，橡胶履带年产量超过百万条，产值超过30亿人民币。初步形成了以工程机械橡胶履带为主体，另一方面为农用橡胶履带、橡胶履带块、摩擦式橡胶履带。出口到欧洲、美洲、澳洲、亚洲等世界各地。国内重要使用的履带为农用橡胶履带。而工程机械橡胶履带应用的数量要比农用橡胶履带应用的数量少诸多。但随着国内建设与经济迅速发展，国防用机械橡胶履带和工程机械橡胶履带，以及科考、机械人、旅游等方面对橡胶履带的应用，相信橡胶履带

26、都会不久的发展起来。随着国民经济的发展对履带式车辆使用的橡胶履带的规定也在不断提高。橡胶履带的种类正在向多样化、规格齐全化的方向发展。行驶速度也在提高，由低速向中高速方面发展5。橡胶履带能扩大机械作业范畴，改善机械的行驶性能，对实现市政基本建设机械化，沙漠、沼泽地、农田等松软地面的运送和作业都具有重要意义。橡胶履带还具有牵引性好、转向灵活、在复杂地形上通过能力强和质量轻等长处。现已广泛应用于石油勘探和行走式农业机械，雪地车和森林防火车辆等各方面领域。橡胶履带的使用极大地扩展了履带式和轮式行走运送机械的应用范畴，克服了多种不利地形条件对机械作业的制约，其在拖拉机、多种农业和工程及运送机械中的应用

27、必将进一步扩大3。进一步满足在多种地形条件与恶劣气候下使用和大吨位工程机械运送车辆的使用规定。橡胶履带在原材料的应用方面中，科技含量也在逐渐提高，节能型、减少滚动阻力、环保型、节省燃油的新型材料很值得应用与推广。履带轻量化的设计与研发、生产工艺的改善，对推动行业技术进步有着重大意义和作用5。国内橡胶履带工业正在逐渐发展壮大，相应的产品构造与配方设计需要不断优化，同步改善工艺操作与控制使橡胶履带产品的质量稳步提高。第2章 总体布局及局部方案论证2.1整体布局本课题设计的是半喂入式联合收割机的行走系统，行走装置一般采用两种比较普遍，就是履带式的和轮式的，其中轮式的运用比较广泛，但还是它在粘重、坡地

28、、沙土地、潮湿地的使用受到一定的限制，牵引附着性能较差；而履带式的行走装置接地比压低、稳定性好、越野能力强、单位机宽牵引力大、底盘牵引附着性能好。在粘重、坡地、沙土地及潮湿地的使用品有更好的性能。因此采用履带式底盘会更加适应浙江多山多丘陵的地貌特性，而在履带的种类里面，根据以上的分析我们选择橡胶履带。我们行走部分采用履带式行走方式，履带式的行走装置由支重轮、驱动轮、履带、导向轮、托带轮和张紧装置构成。履带与其所绕过的驱动轮、导向轮、支重轮和托带轮构成所谓的“四轮一带”。行走装置中履带呈封闭得地绕过导向轮和驱动轮，再由连接回转到支撑装置的行走支架，通过履带和支重轮将载荷传至地面。为了减小上部履带

29、的挠度，我们设计由托带轮支撑上履带，避免履带的下垂。考虑到履带的磨损会延长履带长度，因此必须设一种张紧装置，可由张紧装置来调节履带的松紧度，基本构造见下图2.1：图2.1行走装置基本构造驱动形式为柴油机后置的前轮驱动，柴油机通过皮带传动，把动力传动到主轴上，主轴再分别带动行走部分和收割部分。行走部分即履带驱动轮通过连杆与变速箱连接，来实现行走，变速，转向等功能，发动机到变速箱之间采用单片摩擦式离合器传动动力，变速箱是在拖拉机变速箱基本上加大传动比而成的。2.2 方案论证2.2.1驱动轮轴上零件装配方案的拟定驱动轮轴是用来连接变速器和驱动轮的，变速器通过它与驱动轮相连接，给驱动轮提供动力。驱动轮

30、轴的一端是伸进变速箱里面的，它通过键与变速箱相连接，并传递变速箱的动力给驱动轮。因此我们要设计的是从变速箱出来，轴上的各零件及它的装配措施。初步设想，驱动轮和轴之间用一般平键连接，由于轴要传递扭矩，因此轴的工作状态是转动的，因此不能让轴裸露在外，要在连杆外面加个轴套，保证它的工作环境，对于轴的重力支撑点我们设在轴承段下方。按照以上的设计思路初步模拟方案一，如下图2.2：图2.2驱动轮轴的轴向装配方案一由于轴的一端连接着驱动轮，驱动轮是在履带里面工作的，因此轴的一部分也是要伸进履带的，因此在设计连杆支座的时候，要注意它的尺寸不能太大，否则它会与履带或履带的齿发生干涉。对于方案一，如果直接在轴套的

31、外面加一种支座，这样会加大支座的尺寸，会浮现支座和履带干涉的现象，因此我们觉得在构造上需要更快凑，于是我们提出了方案二，如下图2.3：图2.3驱动轮轴的轴向装配方案二相比方案一，显然方案二的构造更快凑，不用紧张连杆支座会不会和履带发生干涉，因此我们决定使用方案二。2.2.2支重轮的连杆装配方案的拟定支重轮顾名思义就是用来支撑整个机器的重力，它和履带之间是滚动摩擦，是履带对它的摩擦力让支重轮向前滚动。但是支重轮又要连接在机架上，因此我们设想用一根心轴来连接支重轮和机架，即连杆。根据实际经验来说，水稻收割机的工作环境并不是那平坦，支重轮工作条件较恶劣，常常处在尘土中，有时也处在泥水中，所觉得避免泥

32、沙被挤入轴承中，我们采用两个背对背的油封密封，这样既可以避免润滑油外泄，又可以避免泥沙的侵人。初步模拟支重轮连杆的装配方案如下图2.4：图2.4支重轮连杆装配方案一分析方案一的构造，已可以完毕支重轮的工作，但是根据我懂得的，支重轮是用来支撑机器的重力的，而支重轮是压在履带上面的，因此说整个机器的重力最后是作用在履带上的。支重轮和履带之间是线接触，因此增长履带和支重轮间的接触线的长度，会大大减少支重轮对履带的伤害。于是我们提出了支重轮连杆的装配方案二，见下图2.5：图2.5支重轮连杆装配方案二这个方案和之前方案相比，里面的装配方案和装配尺寸不变，只是加宽了支重轮的宽度，这样就大大增长了支重轮与履

33、带接触线的长度，从而减小了支重轮对履带的压强，延长了履带的使用寿命。相比方案一，方案二更具接近实际，更有实用性。2.2.3张紧装置的方案拟定张紧装置的作用就是调节履带的松紧，张紧力太大，功率损失大，并使履带产生非常大的张力，导致履带伸长，节距发生变化，会加快各部零件的磨损；张紧力偏小，履带又变得很松，行走时会发生跳齿，转向失灵，履带容易脱轨。如果两条履带张力差别明显，还会使行走方向产生偏移，当支重轮、导向轮发生脱轨现象时，行走方向的偏转会直接导致脱轨事故的发生6。履带的张紧方式一般有固定张紧和弹簧张紧。固定张紧是通过调节丝杆和丝母来变化张紧轮的位置从而达到张紧的目的，目前使用较多的是固定张紧。

34、这种构造以便履带拆装、制造简朴、操作以便、可靠性高。因此我们也采用通过调节调节螺杆来张紧履带。因此初步设想的张紧装置方案一如下图2.6：图2.6张紧装置方案一对于这样的张紧装置，有一种缺陷，在张紧的时候两个钢管之间会产生的滑动摩擦，由于管道过长，因此产生的摩擦力较大，再加上需要的履带张紧力，这样就导致在张紧履带的时候很费力。针对这个现象，我们有了一种小小设想，就是如果把滑动摩擦改成滚动摩擦，这样的话我们在张紧履带的时候就不会这样费力了。按照这个思路，我们一开始设想把内外钢管设计成截面是圆的，在外导轨内加两个类似轴承的滚子，把内导轨装配到两轴承内，这样就减小了摩擦。但是考虑到圆的导轨除了会发生相

35、对的横向移动，也会发生相对的转动，这种转动不合用于这个场合，由于它的转动会连着张紧轮一起转动，导致张紧轮与履带相对位置的偏移，这样也许会导致履带脱轨，甚至整个机械下陷，存在安全隐患。因此我们不考虑这种方案。方案二，我们把原本方钢做成导轨，如下图2.7：图2.7张紧装置方案二然后在导轨里放一排的钢珠，然后把内导轨放进去，这样两个导轨的相对移动就从本来的滑动摩擦变成了滚动摩擦。可是这个方案也有它的缺陷，就是在导轨里的珠子没有做水平方向上的固定，因此在两导轨相对移动的时候，导轨里的珠子之间会发生挤压，导致有时候导轨内有部分距离有珠子，有部分没有，受力不均匀。思考以上两个方案，我们最后决定改善方案二。

36、设计思路是先把滚珠做一种水平方向上的固定，再放进导轨里面，我们把把常用的方钢改成了专用导轨，并在导轨的四个方位里面放一排的珠子，这样就可以实现把滑动摩擦变成滚动摩擦。考虑到导轨下方那个面试用来支撑的，如果只放一排珠子的话，里面滑块会不稳定，因此我们我们在下面的那个面里放两排的珠子，这样就可以解决滑块不稳定的问题。由于导轨的形状决定于放在导轨里面的滚子的形状，因此我们先拟定滚子的固定方案。滚子的固定我们参照轴承里的滚珠的固定措施，我们用两块有孔的板夹住滚子，考虑到滚子一端和内导轨接触，另一端和外导轨接触，并且外导轨内下平面的滚珠还要支撑内导轨的重力，因此不能让与外导轨接触那端的滚子直接放在导轨上

37、，因此我们在那端板上固定几块板，来架空滚子，承受内导轨的压力。初步方案见下图2.8：图2.8滚子固定方案一 我们取滚子的直径为5mm，两块薄板的厚度为1mm，但是模拟装配后发现两个薄板之间没有合用的螺栓固定，因此就没有措施夹紧滚子。于是提出方案二，让两块板合在一起，然后用铆钉固定，具体见下图2.9：图2.9滚子固定方案二对于滚子和薄板之间的有滑动摩擦，我们要考虑到它的润滑方式，因此我们在两块板上都打个直径为1mm的半圆型槽，当做油路。如下图2.10：图2.10滚子的润滑油道通过模拟测量，下薄板与滚子对低端的距离为1.5mm，因此我们取固定板的高度为1.6mm，并且滚子的以每个相离15mm的间距

38、排放。拟定滚子的固定方案后，按照上面分析的，设计外导轨的形状。外导轨的内面都开槽，而下水平面开两个槽，用来平衡内导轨的压力，为了限制滚子在垂直于导轨方向的运动，导轨槽上要伸出某些来挡住上薄板，初步构造如下图2.11所示：图2.11张紧导轨结合各个方案的特点，组合后形成最后决定使用的张紧装置的方案如下图2.12所示：图2.12张紧导轨滚子装配第3章 设计计算设计参数：生产效率：1.22.25亩每小时设计寿命：5年柴油机提供动力3.1柴油机的选择计算考虑到收割机在收割时要开道、转弯，换道、减速等不属于正常收割的状况下，不能实现正常收割，为了实现收割机的最大生产效率为2.25，我们要提高50%的收割

39、效率，计算时我们需提高到3.4，即3.4=0.63。设割台宽度为1m，则可推算出驱动轮的速度V驱=0.63。3.1.1行走部分的功率计算收割机在行走过程中，受到两个力的作用，一种是内部阻力，一种是外部阻力。内部阻力重要有：支重轮、导向轮和托轮转动时轴承、密封件内部产生的摩擦力，支重轮在履带上的滚动摩擦力，驱动轮与履带铁齿啮合时的摩擦力等。一般来说，联合收割机的内部摩擦阻力系数f 1为0.05 0.07。外部阻力是履带式收割机行驶阻力的重要部分，由于履带挤压地面使土壤产生的变形阻力。不同土质路面的滚动阻力系数是不同的，滚动阻力系数与土壤的性质直接有关，在水田里行走的阻力系数大概为0.3。履带正常

40、行走阶段的行走阻力=0.07+0.3=0.37。则单个驱动轮的功率：P驱=Kw=1.48Kw式中：m是整个收割机工作时候的质量，涉及收割机的质量、两个操作者的质量和喂入水稻的大概质量之和，分别为1000Kg，150Kg，150Kg。但是单边履带承受总质量的一半；这是单个驱动轮的功率，考虑到功率损耗，设驱动轮的传动效率=0.75，则行走部分所需的功率的为：=3.95Kw3.1.2其她部分的功率计算 通过资料的收集，分别查到各部分的功率损耗：（1） 滚筒部分所需要的功率，由经验公式可以求得，滚筒的功率约为2kw。（2） 割台螺旋推运器的功率约为0.48Kw。（3） 集粮螺旋推运器的功率为0.18K

41、w。（4） 割刀工作部分的功率通过原则查得约为1kw。（5） 电扇工作功率约为0.5Kw。3.1.3柴油机的选择 计算每个功率的总和，即可求出需要柴油机的额定功率：P柴=（3.95+2+0.18+0.48+1+0.5）Kw=8.11Kw驱动轮转速：n驱=63.3。 式中：履带驱动轮节圆直径D=0.19m。选择S195柴油机，12马力，功率为8.82Kw，转速可达2200。柴油机的多种参数见下表3.1表3.1柴油机参数总传动比：i = n柴n驱=23.3=34.7。3.2初步拟定连杆最小直径按文献7，P370，式15-2，初步估算轴的最小直径，选用轴的材料的为45钢，调质解决，取A0= 126m

42、m，于是dmin=A0=126mm=36.1mm当横截面上有开截面时，应增大轴颈以考虑键槽对轴的强度的削弱。由于轴颈不不小于100mm，且要开两个槽，因此，最小轴颈要增大15%。即：dmin=36.11.15mm=41.5mm，元整后，我们取dmin=45mm。3.3单边驱动轮轴的设计我们按照之前方案论证后采用的装配方案来设计轴的尺寸和轴上各个零件的尺寸。3.3.1 初步拟定轴的各段直径和长度我们按照上面设想的方案来设计里面各零件的尺寸，轴的材料我们初步选用45号钢。初取d12=45mm，右端通过键与减速器输出轴连接，左端加一种轴肩，取d23=50mm用于变速器里轴承的放置，则d45=50mm

43、，因轴承受到径向力的作用，我们采用圆锥滚子轴承用来支撑该轴，初步选用轴承30210，其内径为50mm，外径90mm，轴承宽是21.75mm，取l45=23mm。由于左边轴承的右边需要一种轴肩，经查询设计手册，取d34=57mm。并取l23=40mm。连接于变速器里l12轴段的设计，由于l12轴段是需要用键与减速器里齿轮连接的，因此需要在该轴段开个键槽，根据d12=45，查询GB/T 1096，选用GB/T 1096 14936的尺寸。此外轴承还要再伸出2mm，因此我们设定l12=44mm。设定连接驱动轮的轴段l67，我们设定d67=45mm，连接驱动轮的轴段要用键传动驱动轮，我们采用A型平键连

44、接，根据最小直径尺寸，选用键的尺寸。根据GB/T 1096，选用该轴段的键的尺寸GB/T 1096 14936，从而我们拟定l67=40mm；取l56=40mm， d56=48mm， l34=113mm。 按照上面计算的数据，整顿出如下轴的尺寸：图3.1驱动轮轴3.3.3 驱动轮轴的强度校核轴的扭转强度条件为： 式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，；W轴的抗扭截面系数，mm；n轴的转速，/min；P轴传递的功率，Kw；d计算界面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，Mpa。根据查找机械设计手册，查取45号钢的许用扭转切应力=30Mpa，按照以上计算的数据得n=63.3，其传动的功率P=1.4

45、8Kw，该轴的危险截面的直径d=45mm，则：=12.25MPa因此此轴校核合格。3.3.4 轴承的校核 按照任务书上的规定，设计寿命为5年，换算成小时就是5=43200小时，因此我们设计轴承的寿命必须要不小于43200小时。轴承寿命的计算公式如下：式中：n为轴承转速为温度系数C为基本额定动载荷P为当量动载荷 寿命指数轴承的转速和轴的转速是同样的，因此n=63.3，根据查找文献7，我们取温度系数=0.95。查阅文献8，P140，表114查得代号为30210的基本额定动载荷C=73.2KN，e=0.42，计算系数Y=1.4。对球轴承的寿命指数=3，我们选用的是滚子轴承，它的寿命指数=。轴承的当量

46、动载荷的计算：P=f（+YF）式中：X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数；、分别为径向、轴向当量动载荷；f为载荷系数，由文献7，表136查取f=1.5。由于轴的两个轴承中其中一种是在变速器里面的，因此我们只需校核驱动轮端的轴承的寿命校核。对轴进行受力分析，驱动轮的端受到履带的压力，设履带单节为10N，自身、轴承及轴套的重量估计为500N，则连杆受到的径向力为=700N。径向力派生的轴向力=250N。由于轴没有受到其她轴向力，因此通过计算轴的径向力=700N，轴向力=250N。/=0.35743200h即我们使用的轴承寿命合格。3.3.5键的校核轴上驱动轮端的键=，标记：键：149 GB/

47、T 1096，由于同根轴上的两个键的长度是同样的，因此只要校核其中一种。按照键工作面上的挤压应力进行强度校核计算，我们假定键的工作面上的载荷是均匀分布，那么一般平键连接的强度条件为：式中：T传递的转矩，； k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，mm； l键的工作长度，mm，圆头平键l=Lb，这里L为键的公称长度，mm；b 为键的宽度，mm； d轴的直径，mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa；键传递的扭矩T=9550=223Nm。接触高度为键高的一半，即k=0.59=4.5mm；键的公称长度为36mm，宽度为9mm，则键的工作长度为l=27mm；该轴段的直径d=45mm；由

48、7，P106，表62查取，=100MPa。按照要以上数据计算：=81.57MPa=100MPa因此键的强度足够。3.4驱动轮轴的支座设计 根据拟定下来的驱动轮轴支座设计方案可知，它是用来支撑连杆，放置轴承的。而轴的动力来源是来自变速箱的输出轴，因此我们要保证轴的中心和变速器输出轴的中心在同一条直线上。为此我们把轴支座设计成可调节的，用于调节轴的中心与变速箱输出轴的中心的重叠。水平面上垂直于轴方向的调节我们用螺栓在长槽里的移动来实现该方向的调节，铅垂方向可以用垫片来调节。为了以便零件的装配，支座分为上下两部分，内圆尺寸为所选轴承外圈直径，中心高度由驱动轮的中心高度决定，突出两耳朵用来支座上下两部

49、分的紧固。具体尺寸见支座零件图。3.5履带设计 橡胶履带按驱动方式可分为轮齿式、轮孔式和胶齿驱动(无芯金)式9。轮齿式橡胶履带上带有驱动孔，驱动轮上的传动齿插入驱动孔内使履带运动，见下图3.2。轮孔式橡胶履带上带有金属传动齿，传动齿插入带轮上的孔中，啮合传动。胶齿驱动式橡胶履带采用橡胶凸起替代金属传动件，履带内表面与驱动轮表面接触，摩擦传动。我们采用的是轮齿式驱动方式，其履带构造如下图3.2所示：图3.2轮齿式履带构造构成9根据中华人民共和国机械行业原则JB/T6682对履带进行设计。一方面选择履带宽度，我们设计的联合收割机，在工作时的总重量约为1300Kg，因此我们选择履带宽度B为300mm

50、，选择根据见表3.1。表3.1 JB/T6682履带行业原则根据履带的尺寸，我们从而拟定了传动件的构造尺寸，它的单体构造见下图3.3，具体尺寸见下表3.2。表3.2 传动件尺寸图3.3 履带单体构造9根据我们所选轮齿型驱动方式及履带宽度，查得履带节距t，有72、84、90三个系列，我们选用节距t=84mm。相相应的我们就能拟定橡胶履带驱动孔及驱动齿的尺寸，见下表3.3： 表3.3 驱动孔及驱动齿的尺寸 表中：a为驱动轮齿宽，根据履带的宽度，选用a=25mm；g为驱动轮的齿厚，根据履带的节距，选用g=24mm；a为橡胶履带驱动孔的宽度，根据履带宽度，选用a=32mm；g为橡胶履带驱动孔的长度，根

51、据履带的节距，选用g=50mm。此外还要选用履带的厚度和履带花纹的厚度，我们由经验查得，用于涝洼地农业机械的履带花纹厚度在20mm40mm之间，我们设定为此履带的花纹厚度为20mm，履带的厚度取16mm。总结以上数据，画出履带的截面图3.4：图3.4 履带的截面3.6驱动轮设计为保证驱动轮的强度，并且考虑制作成本，驱动轮材质采用zG270500，经淬火后轮齿的表面硬度达到HRC4550。机器如果以相似的速度在同一路面上行走，那么它的行走阻力是相等的，我们只要让它的驱动力不小于它的行走阻力，就可以让机器行走了。我们设驱动轮的驱动力矩为M ：M = F R式中：F 为牵引力；R 为驱动轮的半径。从

52、式中可以看出，驱动轮的半径与行走驱动力矩成正比。驱动轮的半径越大，驱动力矩就越大，驱动轮的半径越小，驱动力矩也就会变小。因此，我们从减少变速箱、提高变速箱的可靠性和变速箱的受力考虑，驱动轮应尽量减小。但是驱动轮也不能过小，如果驱动轮直径过小，会使履带的弯曲直径越小，弯曲挠性应力增大，应力变大，从而会减少履带的使用寿命。因此，驱动轮的齿数一般不适宜少于7 个10。我们取驱动轮的齿数为7个。驱动轮可以安顿在前部，为前驱动；也可以安顿在后部，为后驱动。针对4LBZ-100型水稻联合收割机的工作场地，我们采用前驱动轮齿式橡胶履带行走装置，前驱动轮齿式履带利于陷车时自救，并且驱动轮前置，重心前移，有助于

53、收割机爬坡。计算驱动轮的尺寸：节圆基准圆直径D： D=mm=187mm驱动根圆直径Dg： Dg=D-2F=187-215mm=157mm驱动轮顶圆直径Dd: Dd=D+2H-5=187+216-5=214mm齿面弧线半径：R=45mm 式中：H为履带厚度，根据原则取16mm； F为橡胶履带内传动平面距钢丝绳中心平面的距离，根据原则取15mm； 由于我们设计的驱动齿的齿宽a只有25mm，用于连接连杆和驱动齿之间的键的长度最小都需要36mm，但是驱动齿的齿宽事由履带决定的，不能再增大，因此本人设想在驱动齿的孔的两侧，设计一种凸台用于键的连接，直径是70mm，两边总宽41mm。构造如下图3.5所示：

54、图3.5 驱动轮3.7支重轮设计3.7.1支重轮作用及分布状况根据履带支重轮传递压力的状况，可以将其分为多支点和少支点两种。多支点的履带行走装置是指与地面接触的履带节数和其上的支重轮之比不不小于2，支重轮的直径较小，数目较多，相距较近5。支重轮在履带上滚动到两铁齿之间的橡胶段时，在重力作用下，如果支重轮排列得不好，下压纯橡胶段履带，会导致机器行走时一起一伏，增大机器的行走阻力，影响机器行走的平稳性，缩短履带的使用寿命。而联合收割机行走机构工作地点在山区或丘陵地区，路面条件并不好，支重轮的压力要分派均匀，履带装置需要一种较小的平均接地比压，因此我们这里采用多支点构造。一般取s：两支重轮中心的水平

55、距离为1.5t、2.5t或3.5t。这是为了保证行走装置在任何时候都会有支重轮作用在履带的铁齿上，从而提高机器行走的平稳性，减小机器行走过程中的起伏落差，减小行驶阻力。我们取s=3.5t，即s=3.584mm=294mm。按照以上的理论来说，支重轮的直径越小，支重轮的个数就越多，这样一来，履带对地面的压力就会越均匀，但是支重轮间也不能靠得太近，否则会引起积泥挂草，会增长履带内部滚动阻力。两轮片之间至少应留有3570 mm的间隙，按照经验来看我们一般取支重轮的直径和橡胶履带节距的关系为d=(153)t。我们取支重轮直径d=1.5t=1.584mm=126mm。我们取行走装置的工作环境容许的平均接

56、地比压值P=25Kpa，即P=25 Kpa。根据履带数和平均接地比压拟定总接地面积A，即：AGP，A=2LB 式中： L为行走装置单个履带的接地长度（m）； G为收割机在工作时的重力（KN）； B为履带宽度（m）。由公式得： 2LBGP =1300kg9.825Kpa =0.509m2则可计算出L： L=849mm根据我们之前算出来的两支重轮之间的距离s=294mm，则我们取单边4对支重轮就可以满足行走装置的接地长度：L=3294mm=882mm849mm因此我们拟定单边采用4对支重轮。履带的行走装置的接地长度和履带的轨距的比值对履带行走机构转向所需的功率和转向性能有很大的影响。如果比值不不小

57、于l，行走机构的直线行走能力较弱，必须频繁地转向；如果该值不小于1.7，履带行走装置转向困难11，因此我们设计的比值要在这之间。而我们采用轨距b为600mm，则=1.371.7。根据研究，Lb=1.01.2时，转向较好；Lb=1.21.5时，转向良好；Lb=1.51.7时，转向中档，性能开始下降。因此我们设计的轨距能保证收割机行走系统转向良好。土壤力学实验表白，同样的接地压力。履带宽度与接地长度之间应有一种合适的比值。根据经验，BL应在0.250.4之间较好。根据我们所拟定的履带宽度B和行走装置的接地长度L计算如下：=0.34因此我们选用履带宽度B=300mm，接地长度L=882mm，=0.2

58、5，履带尺寸选择是合适的。3.7.2支重轮安装构造尺寸设计 根据论证后支重轮连杆的构造图，对支重轮连杆进行受力分析，并画出弯矩图，如下图3.6所示：图3.6支重轮连杆的受力分析由设计方案来看，力F的作用点在轴AB中间，轴长L=200mm，则，a=b=100mm，我们之前设计用8对支重轮来支撑收割机的总重量，那么每对支重轮上的连杆受到的力为收割机总重量的，即F=1.6KN。则A、B两点对连杆的支撑力为0.8KN。 两个摩擦力=0.80.05=0.04KN由弯矩图可知，连杆的中心截面是连杆的最大弯矩截面，也是这跟连杆的危险截面，且40Nm。2Nm。M=40.05 Nm。则支重轮连杆的最小直径12.

59、6mm，由于还要在连杆上打孔，因此我们在此基本上乘以1.3，来加强直径，圆整后取支重轮轴的直径的dmin=17mm，符合接下来支重轮连杆的轴承选择。3.7.3支重轮连杆轴承选择支重轮连杆受的是径向力，几乎没有轴向力，因此我们选择深沟球轴承。根据轴的最小直径17mm，来选择轴承，根据GB/T 2761994原则，我们选用深沟球轴承6003。3.7.4支重轮连杆的尺寸计算由最小尺寸拟定d23=d78=17mm，由所选轴承尺寸来选用l24、l78。查表可知，6003轴承的宽度是10mm，那么两个轴承的宽度是20mm，则我们取l24=l78=20mm。由于45轴段需要需要加一种轴肩用于右边两轴承的轴向

60、固定，查得damin=19.4mm，Damax=32.6mm，则我们拟定d45=d67=20mm，D45= D45=32mm。此轴段是用来安顿密封圈的，由于收割机在田间作业时，行走部件常常接触泥水，一旦有泥水进入轴承或润滑脂流失，不久便会使轴承损坏，因此支重轮的密封至关重要。唇形密封圈是一种具有自封作用的密封圈，它依托唇部紧贴密封耦合件表面，阻塞泄露通道而获得密封效果。为了加强密封效果，我们采用两个背对的唇形密封圈来密封，既封了油又阻挡了外物浸入。通过查找GB13871-92，我们取用d=20mm，D=32mm，b=6mm的原则旋转轴唇形密封圈。两个密封圈所占宽度为12mm，因此我们选用l45

61、=l67=18mm。取d56=25mm。轴承未固定那端，我们采用轴用弹性挡圈卡在螺纹槽里，M16的六角螺母固定。因此要在两轴端攻螺纹，长度取21mm，并设计宽度为1mm的退刀槽。总长度为200mm，则l56=82mm。根据以上数据得出各轴段的尺寸，如下图3.7所示：图3.7 支重轮连杆3.7.5支重轮轴密封圈的选择 考虑到支重轮的工作条件，我们采用的是两个背对背的唇形密封圈来密封，选择型号为HG4-335-1966Y型的橡胶密封圈，内径尺寸为20mm，外径为35mm。3.7.6支重轮连杆的校核按照弯扭合成强度条件进行校核，按第三强度理论，计算应力：式中：是弯矩所产生的弯曲应力，为对称循环变应力； 是扭矩产生的扭矩切应力；是折合系数。由受力分析可知，该心轴不受扭矩的作用，因此=，对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，则：=。由由弯矩合成图可知连杆的中心面为危险截面，查6，P373表154查得，危险截面的抗弯截面系数W=，其中d为孔的直径，计算的W=1344mm，带入：=58MPa查阅文献7，P263表151查得45号钢调制解决过的轴的许用弯曲应力=60MPa，因此=58MPa，此连杆合格。3.7.5支重轮连杆轴承的校核同之前连杆轴承的校核，轴承寿命的计算公式如下：式中：n为轴承转速为温度系数C为基本额定动载荷P为当量动载荷 寿命指数轴承的