履帶式行走底盤設計【履帶式農用拖拉機底盤的設計】
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履帶式行走底盤設計
學 生：
指導老師：
（湖南農業(yè)大學工學院，長沙，410128）
摘 要：履帶式底盤的結構特點和性能決定了它在農田機耕作業(yè)中具有明顯的優(yōu)勢。根據農田作業(yè)對拖拉機的要求，進行履帶式農用拖拉機底盤的設計。項目研究對提高農機設計水平和農業(yè)機械化技術水平具有重要意義。
該研究應用農業(yè)機械學、汽車拖拉機學、機械設計、機械原理等理論，對履帶式行走底盤的驅動行走系統(tǒng)進行了理論分析與研究，完成了履帶底盤主要工作參數的確定和力學的計算。利用Auto CAD、Pro/E等工程軟件完成了底盤的整體設計，達到了技術任務書的要求。從而得到了整體機架與其相關配合的結構框架，對以后的進一步分析提供了一定的資料。
關鍵詞：履帶；底盤；行走裝置；設計
Crawler Type Walking Chassis Design
Students: Sun Qianqian
Instructor: Li Junzheng
(College of Engineering , Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)
Abstract: The crawler chassis structure features and performance determines it having obvious advantages in farmland machine-cultivated homework. According to the requirements of farmland homework on tractor designs caterpillar agricultural tractor chassis . Research projects to improve the level of agricultural machinery design level and the agricultural mechanization technology is of great significance.
The research application agricultural mechanics,automobile tractor, mechanical design, mechanical principles such as theories ,the crawler walking chassis drive walking system has carried on the theoretical analysis and research, which completed the crawler chassis determination of main working parameters and mechanical calculation. Use of Auto CAD, Pro E engineering such as software to complete the overall design of the chassis, has reached the requirement of technical specification. Thus, get the whole frame related with the structure of the framework, which provides some information later for the further analysis .
Key words: Track; Chassis; Walking device; Design
1 前言
1.1 該研究的目的及意義
履帶式拖拉機的結構特點和性能決定了它在農田機耕作業(yè)中具有明顯優(yōu)勢。
首先，履帶式拖拉機的接地比壓相對較低,從51.8KW到118.4 KW的各型拖拉機的接地比壓為30～50KPa,而同級別的輪式拖拉機接地比壓要大的多。以96.2 KW拖拉機為例: 東方紅1302 履帶機接地比壓(裝推土鏟)為47.7KPa;東方紅1304 輪式機的接地比壓約為104 KPa, 相當于履帶拖拉機的二倍多。無論是整地耙地作業(yè)還是播種作業(yè)履帶式拖拉機比輪式拖拉機都占有絕對優(yōu)勢。
其次，履帶式底盤的拖拉機不會對翻耕過的土壤造成多次反復的碾壓，而輪式底盤在整地和耙地作業(yè)時輪胎在翻耕過的土壤上反復碾壓，造成對土壤的多次壓實，不利于播種后種子的生長發(fā)育。因此，研究履帶底盤的性能具有極其重要的意義。
最后，幾乎所有近山區(qū)種植糧油作物的農戶毫無例外的選擇履帶式拖拉機。由于山區(qū)的大部分耕地坡度較大,而輪式拖拉機在坡地作業(yè)時穩(wěn)定性差、不安全、作業(yè)質量也差。農戶普遍選擇履帶式拖拉機進行犁地、耕地、耙地作業(yè)。與輪式拖拉機相比，履帶式拖拉機完成的作業(yè)量可達到總作業(yè)量的60％～70％。
因此，綜合考慮,本設計圍繞履帶式行走底盤的相關資料對其進行相應的設計及創(chuàng)新。主要以參考農業(yè)機械為主，并且相應的履帶為橡膠履帶,結合現有的底盤進行設計。此款履帶拖拉機適用于我國旱地，特別是平原地區(qū)，在坡度不大的山區(qū)也可使用。
1.2 履帶式行走底盤設計的國內外發(fā)展狀況
1.2.1 國外的研究與發(fā)展
底盤的作用是支承、安裝發(fā)動機及其各部件總成，形成車輛的整體造型，并傳遞動力，使整車產生運動，保證正常行駛。
在國外，履帶式行走底盤研發(fā)較早。早在1986年W.C.Evans和D.S.Gove在硬地面和已耕地上,完成了1種橡膠履帶與1種四輪驅動拖拉機牽引性能實驗的研究。在相同的底盤結構情況下，橡膠履帶牽引效率與動態(tài)牽引比要高,在已耕地和硬地面上其最大牽引效率是85%～90%,四輪驅動拖拉機是70%～85%。此后又有許多橡膠履帶拖拉機與四輪驅動拖拉機性能試驗的研究，如橡膠履帶拖拉機與四輪驅動拖拉機在4 種地面(未耕、已耙過、已犁過燕麥茬地和玉米茬地)的牽引性能(動力牽引比、牽引系數與打滑率）的關系等。
在市場發(fā)展方面，國外生產的履帶拖拉機在技術水平、生產能力等性能方面具備較強的競爭能力。履帶拖拉機國際上的競爭對手是卡特匹勒公司的橡膠履帶拖拉機系列產品。一拖公司的產品無論是技術水平、還是生產能力都不具備競爭能力，只有價格有吸引力，但從性能價格比分析，一拖產品還是處于劣勢。因此，公司的新一代大功率橡膠履帶拖拉機將盡快投放市場，借以鞏固傳統(tǒng)市場，發(fā)揮競爭優(yōu)勢。
1.2.2 國內的研究與發(fā)展
我國生產履帶底盤的歷史較短，與起重機的發(fā)展基本相同，與世界先進國家相比，國內履帶底盤的技術含量低、系列化程度低，在制造和設計上還存在一定的差距。近年來，國內履帶起重機的快速發(fā)展，給履帶底盤的發(fā)展帶來了機遇，系列得以不斷的提高。
20多年來,國內部分院校、研究院所和企業(yè)對橡膠履帶車輛做了一定的研究，如:中國農業(yè)機械化研究院及南京農業(yè)機械化研究所對水稻收割機橡膠履帶的研究,青島建筑工程學院對橡膠履帶接地齒接地壓力的試驗研究,中國一拖集團有限公司對橡膠履帶拖拉機的研究和杭州永固橡膠廠對橡膠履帶的研究等。下面主要介紹在橡膠履帶拖拉機方面的研究。1994 年中國一拖集團有限公司在牽引力等級為3 t 級的履帶拖拉機上,對采用金屬履帶和橡膠履帶進行了比較試驗,試驗在硬黃土地面上進行。與此同時，相關的底盤也有了一定的發(fā)展。此后,一拖公司還對采用橡膠履帶的拖拉機、推土機進行了使用試驗。主要是橡膠履帶的耐磨性試驗,橡膠履帶的脫軌試驗,橡膠履帶的壽命試驗,不同結構橡膠履帶的可靠性試驗,橡膠履帶的伸長試驗以及通常性的作業(yè)查定。
國內市場上的履帶拖拉機及變形產品，目前仍然是一拖的產品為主導。這類產品的銷售由于受國家宏觀經濟政策的影響，處于波動狀態(tài)。無論是作為工程機械變型、農田作業(yè)牽引或驅動動力，還是作為農業(yè)機械行走底盤，其功能并非輪式拖拉機可以完全替代的。但受國家政策和大功率輪式拖拉機發(fā)展的影響，長遠看會在市場競爭中處于被動局面?？傊c履帶相對應的底盤作為相關機械的行走機構，其發(fā)展方向始終圍繞著安全可靠性、操作舒適性、環(huán)保節(jié)能等方面發(fā)展，在這方面國內外一直在不斷的努力改進中。
2 設計任務書
2.1 總體設計依據
履帶式底盤是機器的重要部件，它對整個裝置起著支撐作用。所以根據現有工業(yè)的履帶機械（挖掘機）再結合農用的履帶（拖拉機）對整個裝置進行較完整的配合與加工等一系列的設計。
2.1.1 設計要求
在現有的機械資料的基礎上，充分考慮到實際的要求，應滿足結構的緊湊及其配合的合理。同時，要對應該計算的部分進行必要的計算，但是實際的情況有所不同，應該根據實際作為標準結合計算的數據進行綜合考慮，爭取找到比較好的方案和結構。
本設計采用現在相關工業(yè)機械上的一些底盤設計與實物作為參考，綜合考慮底盤結構，使其可以在不同的地域都可較好的支撐機體使其可以正常的工作。本設計對驅動輪、支重輪、導向輪的特殊結構設計，使整個底盤結構較好的適應多山的環(huán)境。
2.1.2 設計內容
（1）產品的用途估計；
（2）主要技術參數、性能參數的確定；
（3）履帶底盤結構分析及其確定；
（4）行走裝置的設計；
（5）履帶車輛相關性能的計算和確定；
（6）重要零部件的設計及校核。
2.2 產品的用途
本次設計的履帶底盤是對相應小功率農用機械使用的。目前這個設計主要是考慮在半干旱及干旱條件下使用，比如用在煙草、油菜等作物的種植和收獲機械平臺上。一些地區(qū)，如山區(qū)，丘陵等難以行走的復雜地面有著較好的普及潛力。同時，它可以提高相關作業(yè)的效率，有效的提高農民的經濟收入。
2.3 產品的主要技術指標與主要技術參數
這里參照小型農用拖拉機履帶底盤設計的指標及參數，見表1。
2.4 設計的關鍵問題及其解決方法
設計的關鍵問題是在保證正常工作條件下，其結構盡可能的簡單方便。同時，要注意結構的合理性與正確性。
本次設計采用六角螺母的定位方法，使其在結構上基本一致，同時結構也緊湊的連接，初步達到設計的目的。還有，對于履帶轉向的控制，主要是通過設置主動輪的運動，采用單邊離合的方式，以某一邊為中心進行轉向。
表1 履帶式行走底盤設計主要技術指標與技術參數
Table 1 Crawler type walking chassis design main technical indicators and parameters
序 號 項 目 單 位 參 數
1 整機重量 kg 600
2 行走速度 m/s 0.5~1.5
3 驅動輪半徑 mm 約108
4 發(fā)動機的功率 kw 8左右
5 履帶高度 mm 360
6 底盤軸距 mm 860
7 底盤軌距 mm 450
8 履帶板寬 mm 200
9 底盤高度 mm 400
3 設計方案的比較分析與選擇
3.1 行走底盤方 案
3.1.1 履帶式底盤與輪式底盤的比較
底盤可以分為履帶式與輪式，輪式底盤運用較廣，但是它的牽引附著性能差，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地的使用受到一定的限制。雖然大功率輪式拖拉機具有輪距調整方便、軸距長、質量分配均勻、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，但是不適于低濕地作業(yè)。而且,引進國外的具有世界先進技術水平的大功率輪式拖拉機,價格和維修費用都較高。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，土壤易板結，不利于土壤的蓄水保墑和作物的生長，即使經過深度翻耙,依然會保持碎小的板結硬塊, 土壤的顯微結構遭到了破壞。履帶式底盤牽引附著性能好，單位機寬牽引力大、接地比壓低、越遠性能強、穩(wěn)定性好，結構緊湊，容易操縱，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地使用時性能顯著。兩者比較采用履帶式底盤更加適應多山的地貌特征。
履帶底盤又分為金屬履帶底盤和橡膠履帶底盤。金屬履帶拖拉機牽引力大，適合重負荷作業(yè)(如耕、耙等)，接地比壓小,對農田壓實、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, 還在農田基本建設和小型水利工程中用作推土機, 綜合利用程度較高。但其主要缺點是在潮濕和砂性土壤上行走裝置,如支重輪、導向輪、托帶輪及履帶板(俗稱三輪一板)磨損較快, 維修費用高,作業(yè)速度較慢,隨著公路網發(fā)展,金屬履帶拖拉機轉移越發(fā)困難,使用不便。
橡膠履帶拖拉機采用方向盤操縱的差速轉向機構,可控性強,機動靈活,轉彎更省力,履帶接地面積大,并有減振效果,乘坐舒適,由于接地比壓低,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,改善道路轉移適應性。橡膠履帶壽命長，維修保養(yǎng)費用和轉移運輸費用低。在開荒、改造中低產田、沙壤土質地區(qū),顯示出極強的優(yōu)越性。其缺點是初置成本高。
3.1.2 方案的確定及總體設計
依據輪式與履帶機械的特點，及其以上所敘述的比較分析，綜合考慮后得出本設計采用橡膠履帶進行底盤設計，并且采用傳統(tǒng)模式的設計方法。
根據農業(yè)機械學、汽車拖拉機學、機械設計、機械原理等理論，對履帶式行走底盤的驅動行走系統(tǒng)進行了理論分析與研究，完成了履帶底盤主要工作參數的確定和力學的計算。（相關計算見后面第4部分）
3.2 履帶行走裝置的設計
3.2.1 履帶行走裝置的結構組成及其工作原理
履帶行走裝置有“四輪一帶”（驅動輪、支重輪、導向輪、拖帶輪及履帶），張緊裝置和緩沖彈簧，行走機構組成。如圖1所示。
1-履帶；2-驅動輪；3-托帶輪；4-張緊裝置；5-緩沖彈簧；6-導向輪；7-支重輪；8-行走機構；
1 - Track; 2 - Driving wheel; 3 -Towing wheel ; 4 -Tensioning device ; 5 - Buffer spring; 6 - Guide wheel; 7 - Roller; 8 -Walking mechanism;
圖1 履帶底盤結構圖
Figure 1 Crawler chassis structure
履帶行走機構廣泛應用于工程機械、拖拉機等野外作業(yè)車輛。行走條件惡劣，要求該行走機構具有足夠的強度和剛度，并具有良好的行進和轉向能力。
履帶與地面接觸，驅動輪不與地面接觸。當馬達帶動驅動輪轉動時，驅動輪在減速器驅動轉矩的作用下, 通過驅動輪上的輪齒和履帶鏈之間的嚙合, 連續(xù)不斷地把履帶從后方卷起。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動力。當驅動力足以克服行走阻力時, 支重輪就在履帶上表面向前滾動, 從而使機器向前行駛。整機履帶行走機構的前后履帶均可單獨轉向，從而使其轉彎半徑更小。
3.2.2 履帶
履帶工作條件惡劣，必須具備足夠的強度和剛度，耐磨性能要求良好，質量較輕以減少金屬的消耗量，并減輕履帶運轉時的動載荷，履帶和地面要有良好的附著性能，保證能發(fā)出足夠的牽引力，還要考慮減少行駛及轉向的阻力。根據設計方案，本機初定整機質量為600kg，選擇橡膠履帶總條數為2條。
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，附著性能和轉彎性能符合要求。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kg。則有經驗公式知：
取
取
履帶節(jié)距和驅動輪齒數z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選擇小的數值，以降低履帶高度。
根據節(jié)距與整機重量的關系：
其中的單位為mm,G的單位為kg。則
則
根據計算的與實際的資料,選擇履帶寬為200mm,總長2300mm。
3.2.3 驅動輪
在履帶作業(yè)機械上，多數都是把驅動輪布置在后方，這樣布置的優(yōu)點是可以縮短履帶驅動區(qū)段的長度，減少因驅動力造成履帶銷處的磨擦損失，延長了履帶的使用壽命，且不易造成履帶下部拱起，避免了轉向時履帶脫落的危險，有利于提高行走系統(tǒng)效率。驅動輪中心高度應有利于降低重心（或車身）高度和增加履帶接地長度，改善附著性能，因此驅動輪高度應盡量小。本設計選擇驅動輪后置，齒數為，如下圖所示
圖2 驅動輪圖
Figure 2 Driving wheel figure
則驅動輪直徑
式中：--履帶節(jié)距。
由公式 ； 得模數
分度圓直徑 ；
齒根圓直徑 ；
齒頂高 ；
齒根高 ；
齒高 。
3.2.4 導向輪、支重輪和托帶輪
導向輪的前后位置根據驅動輪位置而定，通常布置在前面。導向輪用于引導履帶正確繞轉，可以防止跑偏和越軌，導向輪中心離地面高度應有利于降低重心。本設計選擇導向輪前置，其直徑比驅動輪直徑略小，即
支重輪的個數和布置應有利于使履帶接地壓力分布均勻。農業(yè)用行走機構工作多在山區(qū)或丘陵地區(qū)，路面多為土路，履帶裝置需要較小的平均接地比壓，支重輪的壓力要分配均勻。因此，對于小型農用履帶拖拉機應采用直徑較小的多個支重輪。本設計選用8個支重輪，其直徑。支重輪的排列應考慮機器的平穩(wěn)性，兩支重輪之間的距離s一般為1.5，取s=150mm,其目的是保證行走裝置在任何時候都有支重輪作用在履帶的鐵齒上，從而減少或消除機器行走過程中的起伏落差，提高機器行走的平穩(wěn)性，減少行駛阻力。
托帶輪的作用是拖住履帶，防止履帶下垂過大，以減少履帶在運動中的振跳現象，并防止履帶側向滑落。托帶輪與支重輪相似，但其所承受的載荷較小，工作條件較支重輪要好，所以尺寸較小。本設計選用2個直徑為100mm的托帶輪。
3.2.5 張緊裝置
張緊裝置的緩沖彈簧必須有一定的預壓量，使履帶中產生預張緊力。其作用是前進時不因稍受外力即松弛而影響履帶銷和驅動輪齒的嚙合，倒退時能產生足夠的牽引力，確保履帶銷和驅動輪齒的正常嚙合。
張緊彈簧由于裝置的反沖作用，在右方頂著導向輪使其在工作過程中，始終保持一定的張緊狀態(tài)，從而使履帶張緊導向輪導向。張緊裝置示意圖如下：
圖3 張緊裝置示意圖
Figure 3 Tensioning system schematic diagram
(1)彈簧的選擇。因張緊裝置的作用，是通過彈簧對導向輪的推動從而達到張緊的作用。因此，選用壓縮、拉伸彈簧即可。對于選材采用通用的材料（）即可。
運用公式求得隔振彈簧的剛度：
（1）
式中：--隔振系統(tǒng)頻率比；
--振動質體總重量；??；
--振動頻率。
由
則代入公式
則通過計算知彈簧的剛度為。按工作的載荷進行計算時，許用應力應適當取低，取，彈簧的工作載荷約為。
（2）彈簧的計算。運用公式求得螺旋彈簧曲度系數:
（2）
式中：C--旋繞比（當材料直徑時，C一般?。?
試取旋繞比C=6，則
根據公式求得材料的直徑:
（3）
式中: ——曲度系數；（取）
——旋繞比；（?。?
——彈簧的工作載荷；（?。?
——許用切應力。（?。?
計算得彈簧絲直徑：
根據公式： （4）
式中：——切變模量；(取)
——彈簧中徑。(取)
計算得彈簧有效圈數
根據標準取
選擇冷卷壓縮彈簧YII，兩端圈并緊并磨平，取
則總圈數
根據公式: （5）
式中：--彈簧材料直徑。
計算得節(jié)距 ，
選擇
間距
根據公式：
計算得自由高度
根據標準選取
壓縮彈簧高徑比
壓縮彈簧工作高度
壓縮彈簧壓并高度
螺旋角
彈簧材料的展開長度
經計算可知：b<5.3,滿足穩(wěn)定性的要求。
4 履帶底盤相關性能的計算
4.1 牽引性能計算
履帶機械整機參數初步確定以后，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，整機參數選擇是否合理。這里主要是關于牽引性能的計算。
計算時所用的工況一般為：空載狀態(tài)，在水平區(qū)段的茬地上（對旱地是適耕的茬地，對水田是中等泥腳深度的茬地），帶牽引負荷（牽引線與地面平行）全油門等速行駛。以下為表示的示意圖。（圖4）
圖4 履帶受力示意圖
Figure 4 Track force diagram
(1) 履帶式機械的驅動力
履帶機械= （6）
式中: --發(fā)動機轉矩 ；
--各檔總傳動比；
--各檔總傳動效率；
--驅動輪動力半徑 ；
--履帶驅動段半徑效率，計算時一般取。
=； =； =。
式中：--最大使用重量；
--履帶接地長度；
--履帶板寬度；
--般為；
--額定牽引力；
--牽引力。
根據(2)中的活動阻力，經計算即可得
經計算后得結果=。
(2) 履帶式機械的活動阻力
=f （7）
式中: --使用重量；
f --履帶式一般取0.1。
經計算后得結果=
(3) 行駛速度
理論速度 =0.377
實際速度 =(1-) （8）
式中：--發(fā)動機轉速；
--驅動輪動力半徑；
--驅動輪滑轉率（履帶式一般取0.07）。
經計算后得結果=（2.5~5）
(4) 履帶式機械的牽引效率
= （9）
式中: --各檔的總傳動效率；
--滾動效率；
--滑轉效率；
--履帶驅動帶效率（一般取0.95）。
經計算后得結果
(5) 履帶機械的附著力（要求：附著力應大于或等于履帶行走機構的牽引力且大于等于各阻力之和。）
= （10）
式中: --一般取0.75；
--取600千克。
經計算后得結果=2.25。 (符合要求)
4.2 轉向驅動力矩的分析與計算
4.2.1 履帶轉向時驅動力說明
履帶行走裝置在轉向時, 需要切斷一邊履帶的動力并對該履帶進行制動, 使其靜止不動, 靠另一邊履帶的推動來進行轉向, 或者將兩條履帶同時一前一后運動, 實現原地轉向, 這里就用到了單向離合器。但兩種轉向方式所需最大驅動力一樣。因此以機器單條履帶制動左轉為例, 見圖5。
圖5 履帶轉左向示意圖
Figure 5 Tracks turn left to the sketch
左邊的履帶處于制動狀態(tài), 在右邊履帶的推動下, 整臺機器繞左邊履帶的中心C1 點旋轉, 產生轉向阻力矩Mr, 右邊履帶的行走阻力Fr/ 2 。一般情況, 履帶接地長度L 和履帶軌距B 的比值L/ B≤1.6。同時, L/ B 值也直接影響轉向阻力的大小,在不影響機器行走的穩(wěn)定性及接地比壓的要求下, 應盡量取小值, 也就是盡量縮短履帶的長度,可以降低行走機構所需驅動力。
4.2.2 轉向驅動力矩的計算
轉向阻力矩是履帶繞其本身轉動中心O1（或O2）作相對轉動時，地面對履帶產生的阻力矩，如圖6所示，O1、O2 分別為兩條履帶的瞬時轉向中心。為便于計算轉向阻力矩的數值，作如下假設：
圖6 履帶轉向受力圖
Figure 6 Tracks to turn to
(1)機體質量平均分配在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為：
（11）
式中: --車身總質量；
--履帶接地長度。
經過計算：.
形成轉向阻力矩的反力都是橫向力且是均勻分布的。履帶拖拉機牽引負荷在轉向時存在橫向分力，在橫向分力的影響下，車輛的轉向軸線將由原來通過履帶接地幾何中心移至，移動距離為。
根據上述假設，轉向時地面對履帶支承段的反作用力的分布為矩形分布。在履帶支承面上任何一點到轉動中心的距離為，則微小單元長度為，分配在其上的車體重力為，總轉向阻力矩可按下式：
（12）
式中: 轉向阻力系數。
（經查表計算：
式中: --車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數； --履帶軌距。）
將式（11）代入上式積分得并簡化得： （13）
即：
（2)當轉向半徑如圖7所示，兩側履帶都向前運動，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝同一方向（即行駛的反方向），外側、內側履帶受力分別為：
（14)
圖7 此時轉向示意圖
Figure 7 At this point to sketch
（3)當轉向半徑，如圖8所示，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝反方向，外側、內側履帶受力分別為： （15）
式中: 分別為內側前進阻力和驅動力；
分別為外側前進阻力和驅動力。
考慮機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力
為： （16）
式中: — 履帶滾動阻力系數
（ 即）
轉向時的最大驅動力矩為：
式中：r--驅動輪節(jié)圓半徑。
圖8 此時轉向示意圖
Figure 8 At this point to sketch
大半徑區(qū)轉向行駛時主動輪上的力：
（17）
小半徑區(qū)轉向行駛時主動輪上的力：
（18）
式中：--轉向比，。
轉向時的最大驅動力矩為：
經過以上介紹及公式計算得：
分別計算轉向半徑的情況，得到。
與根據文獻“履帶車輛行駛力學”，得主動輪上的最大的驅動力及力矩為： 所得結果相同。
5 履帶底盤重要零部件的計算及校核
5.1 軸的設計與校核
5.1.1 軸的尺寸設計
軸的設計要求：（1）便于加工，軸上零件要易于拆裝；（2）軸和軸上零件要有準確的工作關系；（3）個零件要牢固可靠地相對固定；（4）改善受力狀況，減小應力集中。設計中驅動輪傳動軸大致結構如下圖所示：
圖9 驅動輪傳動軸
Figure 9 Driving wheel drive shaft
軸總長為240mm，從左至右依次為A~F段。
A段：根據強度計算出直徑d1=43mm，其長度為78mm，安裝驅動輪，傳遞電動機動力，根據驅動輪選的鍵的型號為12*66。左面有個螺紋孔，直徑為20mm。
B段：安裝軸承蓋和密封圈，直徑d2=63mm，長度為22mm。
C段：安裝套筒和深溝球軸承，直徑d4=47mm，長度為84mm，其中軸承與軸采用過盈配合，選用基孔制。
D段：安裝套筒，直徑d5=44mm，長度為15mm。
E段：安裝軸承蓋和密封圈，直徑d6=40mm，長度為17mm。
F段：安裝皮帶輪，直徑d7=33mm，長度24mm,傳遞動力，所選鍵的型號為7*16。右面有個螺紋孔，直徑為12mm。
5.1.2 軸的校核
對驅動輪傳動軸進行校核，受力如下圖所示。
圖10 傳動軸受力狀況
Figure 10 Stress state of the shaft
AB段：
彎矩圖如下:
圖11 AB段彎矩圖
Figure 11 AB section bending moment diagram
由彎矩圖可知AB段最大彎矩在B點，又AB段直徑已知d=43mm，故該處抗彎系數
（19）
最大彎應力為： （20）
所以該段符合設計要求。
BC段：可知該段只受一個扭矩，根據公式：
（21）
該段扭矩圖如下
圖12 BC段扭矩圖
Figure 12 BC torque figure
由扭矩圖可知，該軸段受的扭矩均勻，所以扭矩大小為M，又該段直徑已知d=33mm。
故該段抗扭截面系數： （22）
故該軸段最大切應力為： （23）
所以該軸符合設計要求。
5.2 驅動輪的校核
5.2.1 齒面接觸疲勞強度校核
由公式 （24）
計算出驅動輪轉速，傳動比
根據齒輪接觸強度計算公式
（25）
式中：——法向力；
——曲率半徑；
——傳動比；
——綜合彈性模量。
一對標準齒輪的齒面接觸強度按下面公式計算
（26）
驅動輪是一個只有6個齒的齒輪，為了方便校核，此處按正常齒進行強度校核，則驅動輪的接觸強度。其中：載荷系數；傳動比；；；。
顯然，驅動輪的齒面接觸疲勞強度符合要求。
5.2.2 齒根彎曲疲勞強度校核
根據齒根彎曲疲勞強度的驗算公式
（27）
式中：——為模數；
——為齒形系數；
——為應力修正系數。（查表得，1.75，）
代入數值計算得：
因此，驅動輪的齒根彎曲疲勞強度也符合要求。
5.3 軸承的壽命校核
軸承壽命計算公式
（28）
式中：--為轉速；
--為基本額定動載荷；
--為當量動載荷，；
--為壽命指數，對于球軸承[4]。
對驅動輪傳動軸處的軸承進行壽命校核
查表得
因為機器行走時傳動軸處的載荷最大，故按此時的工作狀態(tài)進行壽命計算，得
按照上述方法，同樣可計算出：支重輪處軸承的使用壽命
由于農田作業(yè)機是季節(jié)性的工作，所以軸承的使用壽命均符合要求。
5.4 鍵的設計及其校核
鍵的尺寸選擇主要由安裝軸的軸徑決定，由驅動輪的尺寸可得出安裝尺寸為Φ43mm和Φ33mm。查設計手冊[3]得鍵的尺寸分別為12×66，其長度為66mm,和7×16,長度為16mm。 類型選擇為普通平鍵。按照下面的公式進行強度計算：
（29）
強度驗算：鍵的材料選擇為45號鋼，查設計手冊得：許用擠壓應力
故鍵能安全工作。
5.5 機架的校核
在機器行走過程中，機架起到支撐作用，其作用實則為梁。故在校核時，近似將其作為梁來校核。此處校核單邊機架處于水平位置時滿足要求，其受力狀況下圖所示。
圖13 機架受力圖
Figure 13 Frame by trying to
其中，為外力合力及機器自身的重量約為2000N，平均分布在兩邊支架上,即，，，，，
慣性矩。
AB段：；
BC段：；
CD段：；
由以上可知截面B是危險截面，此處拉應力
（30）
故機架強度滿足要求。
5.6 螺栓的設計及校核
機架與驅動輪軸承座通過螺栓連接，這里對螺栓的要求比較高，要具有較高的強度和剛度。對此處的螺栓應進行強度校核，如下圖。這里選擇的是高強度螺栓，等級8.8級，型號為M24*56,材料為低碳合金鋼，抗拉強度800MPa,屈服強度640MPa。
按照下面的公式進行校核：
預緊力計算公式： （31）
校核計算公式： （32）
圖14 螺栓受力圖
Figure 14 Bolt by trying to
許用應力計算公： （34）
式中： --載荷；
--螺栓預緊力；
--可靠性系數，取1.1～1.3；
--接合面數；
--接合面摩擦因數，取0.15；
--螺紋小徑；
--螺栓屈服強度；
--安全系數，取2.5。
故，該螺栓強度滿足要求。
6 總結
對履帶式行走底盤的設計進行設計，其主要目的是為了解決相關農用機械的生產效率，以滿足社會的廣泛需要。經過設計與計算，其發(fā)動機配用11馬力，轉速2000r/min左右，保證機構工作時有一定的工作動力。主要結論如下：
(1) 對履帶底盤的總體結構進行了分析，得到了一些特殊的結構組成及其安裝方法，其中履帶寬200mm,履帶總長2300mm左右，軌距450mm,輪距860mm,履帶高360mm等；
(2)設計了履帶車輛的基本性能計算，包括驅動力為8.085kw,牽引力為13.23KN,運動的平均速度在0.5～1.5m/s等；
(3)對履帶張緊的設計及其相關計算，包括彈簧的有效圈數為7，節(jié)距12mm,間距7mm等。
本設計的優(yōu)點在于該履帶式行走地盤適用性強，體積小，質量輕，經濟實惠，能廣泛應用于復雜的地面環(huán)境條件。對于此次設計同樣存在一些問題，如設計計算結果有待生產后，進行實際考核與驗證；整體結構需利用計算機輔助工程軟件，進行有限元分析以優(yōu)化設計機構；主要部件與結構，有待通過計算機仿真技術進行進一步分析和研究，以驗證其合理性等。
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致 謝
本設計是在李軍政老師的悉心指導下完成的。在四年的學習、生活中，李老師不僅教書，而且育人，對我的指導和關心讓我終生難忘。他嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深的感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，李老師始終給予我細心的指導和親切的關懷，在設計過程中，李老師提出了許多啟發(fā)性、預料性和指導性建議，包括資料的搜集，設計方案的提出，設計過程中的指導，設計結果的審核等。在此，謹向李老師表示最誠摯的謝意！此外，我還要感謝在一起度過愉快的大學本科生活的09級汽車服務工程一班的同學們，正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個又一個的困難和疑惑，直至本設計的順利完成。
在本設計即將完成之際，我的心情很激動，這其中除了自己付出的汗水，還有許多可愛的老師、同學、朋友們給予的無言的幫助，請在這里接受我誠摯的謝意！最后還要感謝培養(yǎng)我長大含辛茹苦的爸爸媽媽，謝謝你們！
最后，再次向所有關心和幫助我的老師、朋友和同學們表示深深的謝意!謝謝你們！
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