单履带式烟叶烟田运输车设计本科毕业论文.doc

*大学本科毕业论文（设计）目 录摘要1abstract20 文献综述30.1烟草的经济价值30.2烟田田间运输运现状及技术难点30.3烟叶生产机械化的意义40.4运输车的国内外研究现状及趋势41 引言62 运输车设计要求及总体方案62.1设计目标及主要参数62.2总体结构方案的设计63 重要部件的设计及计算73.1动力源的选择73.1.1动力源的功率计算83.2总体传动结构具体设计103.2.1传动比的计算与分配113.3第一级传动装置的设计123.4第二级减速装置的设计143.4.1蜗轮蜗杆机构主参数设计143.4.2弯曲疲劳强度的校核163.4.3蜗杆轴的强度校核173.4.4蜗轮轴的强度校核203.5第三级减速器装置的设计233.5.1传动结构的设计233.5.2传动结构参数的计算233.6履带行走系的设计243.6.1履带的选用243.6.2驱动轮的设计253.6.3驱动轮轴系的设计计算263.6.4导向轮的结构设计273.6.5张紧装置的设计284 辅助部件的设计和计算304.1车架的设计和计算304.2离合部分的设计305 结论31参考文献31致谢33i单履带式烟叶烟田运输车设计*摘要：现如今，我国烟田的运输依赖人力，其效率极低而且工作量大，这影响了烟烟草行业的发展，和农民经济效益的提升。本文运输车的设计主要运用文献研究法，采用了模块化设计思想。运输车由动力装置、传动系统、履带行走系、车架等部分组成。论文主要工作包括以下几部分:(1)动力源的计算与选择。根据地理条件和载重来计算所需的功率，比较了汽油机、电动机以及柴油机的优劣，最终选择了汽油机。(2)传动机构的设计与计算。计算相关扭矩和传动比，设计了三级减速装置，分别为带传动、蜗轮蜗杆传动和链传动。(3)行走机构的设计，包括履带的选用、履带轮(驱动轮和张紧轮)的设计、张紧装置的设计、车架的设计。关键字：履带；运输；动力；烟田the design of singletrack typetransport vehicle*abstract：nowadays, chinese tobacco field transport is depending on human.efficiency is low and heavy workload, which affected the development of tobacco industry.the design of a single tracked vehicle use modular design idea, including power device, a transmission system, walking system, frame and other parts.the main work includes the following parts:(1)the overall structure of the design.considering to location, the paper simplifies the single caterpillar running mechanism.(2)the calculationand selection ofpower source.according to conditions and load to calculate the required power,then assigns each part of the transmission ratio and power input, select the appropriate power source.(3)the design and calculationof transmission mechanism.calculate torqueand transmission ratio,choose right transmission mechanism.(4) walking mechanism design, including a track selection, design of crawler wheel, driving wheel and a ) design, the device, the frame design.key words：singletrack;transport;power; the tobacco field 0 文献综述0.1烟草的经济价值烟草的高经济价值历来举世公认，在发展地方经济、增加国家财政积累方面的作用突出，有时甚至可以明显解除国家财政上的困难，这是烟草和其他作物的又一个不同之处。在我国的河南、山东、云南、贵州等集中产烟区，种烟面积一般仅占耕地总面积的1/4，而烟草的经济收入则占整个农业收入的50%以上，被农民称为致富的“短、平、快”作物。各级政府也把烟叶生产当作发展地方经济的主要财源，视作“优势产业”、“财政支柱”，给予大力支持和配合。世界上不少国家的资金收入也大大归功于烟草的种植。今天的美国，烟草已是玉米、大豆、小麦、干草和棉花之后的第6种重要作物。在北卡罗来纳州，烟草收入占整个收入的36%，肯塔基州占29%。津巴布韦正是依靠烟草的发展，才大大加速了经济的发展。依靠烟草作为主要经济来源的国家还有希腊和土耳其等。在印度，烟草也是当地一种重要的赚钱作物。此外，以烟叶作为工业原料发展卷烟加工，又可为国家创造大量税收。据资料统计，全世界1992年由烟草行业上缴给各国政府的税收总额高达1400亿美元，这个数字高于世界上除20个最富有国家外其余任何一个国家的国民生产总值。各国政府来自烟草业的税收数额巨大，1996年美国政府来自烟草业的税收总额高达604亿美元，日本折合160多亿美元。多年来，德国、希腊、葡萄牙和一些发展中国家的烟草税收占政府财政收入的比例都超过6%。1949-1991年间，我国烟草行业累计向国家上缴税利2373亿元，其中1982-1991年共创税利1753.5亿元，占每年国家财政收人的7-10%&，为全国各行各业之首。显然，烟草行业作为国民经济的一个重要产业，在国民经济中具有相当重要的地位1。0.2烟田田间运输运现状及技术难点现如今，烟叶靠人力运出烟田，再用拖拉机运回农民家中。大烟区烟田十分广阔，这就使得田间的运输效率极低而且工作量大，影响了烟烟草行业的发展，和农民经济效益的提升。市场上却缺少相应的运输机械。浅析原因如下：(1) 与一般的农用运输车使用场景不同，烟田作物之间间距比较窄。车身工作时要尽量避免车撞坏烟叶。这样导致运输车的宽度受限，只好使用单轮的车。(2) 烟株生长成熟后，上部的烟叶十分茂密，两排作物相互交错。这也限制了运输的高度。一般的运输车会撞坏上部烟叶。(3) 轮式的运输车在烟株间的沟壑行走时平衡性是最大的问题。0.3烟叶生产机械化的意义提高烟叶生产的机械化水平十分符合现代烟草农业发展的客观要求，同时也是提高烟叶生产能力的重要手段。烟草生产是劳动密集型产业，对劳动力的需求较大。但随着烟草种植的劳动力大量外流失，导致在劳动密集型的烟叶生产过程中劳动力极度缺乏，人工成本显著增加，这样就提高了烟叶生产过程中的成本。烟叶生产的机械化是解决劳动力问题，提高烟草种植效益的有力途径和重要保障。在烟叶生产过程机械化大力推进的过程中，不仅可以解决农村劳动力流失引起的劳动力缺乏问题，而且在增加烟农收入的同时提高了烟农生产的积极性。总之，烟叶生产的机械化对于烟草种植产业的意义重大2。0.4运输车的国内外研究现状及趋势现如今用于农业运输的车辆主要分为农用运输车、农用汽车、用于田间搬运的农田机动运输车和运输型拖拉机这几类。国外的农用运输车行业发展的较为成熟，大体上可以分为两类：第一种是独立式的，也就是独立型农用运输车，另外一种是拖拉机变型运输车3。在国外，农用运输发动机有较宽的功率和速度范围，可以满足各种农业要求，而且其产品形式多样化。如日本人口老龄化严重，缺乏足够的劳动力，反而促进了运输机械的全面发展并且使其十分成熟4。目前，在国内农业机械化正在大力普及，广大生产者还没有意识到运输机械化技术的广阔前景，只有较少的研究5。而在日本等国家，相关运输车产品已经比较成熟完善6。现在此类运输车正朝着轻型高强度，载重量更大，越野性更好的方向发展，有广阔的研究空间7。在我国，农业机械化相对于国外水平较为落后。在国家推进农业机械化的进程中，许多企业都加入到了生产农业机械的行业中来，由于市场监管力度不够，导致农业机械化市场鱼龙混杂，农机的性能和质量相对较差8。相比于国外的农用机械，国产产品类型十分单一，大多数采用轮胎行走的方式，底盘的设计仍然使用通用的三轮汽车或者低速货车的底盘，动力部分大多配柴油发动机，总的来说工艺水平不高。也有个别企业用小四轮拖拉机改装成农用运输车。国产农用运输车的功能相对单一，用于田间运输的装置较少。另外我国农用运输设备很少采用履带式行走系统，大多是轮式行走系统，只有极少数企业生产履带式运输设备，但应用和发展水平也不高，工艺性差9。从国际和国内农业运输车发展情形来看，我国农用运输车尚未达到国际水平，发展相对落后，技术也不够成熟，样式较少，仍然有很长的路要走。比如，在国外，履带式行走系统的应用已经十分普遍，但我国应用履带式性行走系统的农用机械依旧较少，发展相对落后。1 引言烟叶种植地区面积比较大，两排作物间道路狭窄，且起伏不平。目前烟田烟叶运输主要使用人力运输。人力运输劳动强度大，生产效率低，不利于烟草行业的发展和农民经济的提升。然而如今国内并没有专门用于烟田田间运输机械的研究。本文设计的田间运输车采用履带行走，有着较强的附着力。农用的履带运输车平稳性和通过性能较高，能够在坡地、土地、砂石地面行走，有一定越过沟壑和一定障碍物的能力，平稳性与轮式运输车相比更好。采用了模块化设计思想，运输车主要由动力装置、传动系统、履带行走系、车架等部分组成。2运输车设计要求及总体方案2.1设计目标及主要参数单履带运输车属于手推车的类型，运输车的尺寸要考虑保护烟株不受损坏，以此初步确定单履带运输车的部分设计要求。整个运输车的外形尺寸不得大于长宽高：1800mm500mm1500mm。结合根据各大烟区的地理特点，由此确定单履带运输车的设计目标主要有：1.运输车的载重重量可达250kg；2.最大爬坡角度能有30度；3能实现在山坡地、草地和平地等的条件下平稳运行，速度不超过8km/h；4.机身重量不超过100kg。2.2总体结构方案的设计传统的履带运输车结构比较复杂，包含驱动轮、张紧轮、支重轮、张紧装置、拖链轮、导向轮和履带板等结构，生产成本高，操作不便同时也增加了车重。本文根据烟区烟田的地形特点精简化了行走系设计，行走系由整体式橡胶履带、驱动轮、导向轮和张紧机构组成。橡胶履带自重轻，行驶时履带上方下垂量较小，可不配托带轮。因设计速度低，仅运载货物，设计时可省去大中型履带车辆所必须的悬架装置，以减轻整车质量，利于抗侧滑和侧翻。不仅大大简化了结构还提高了车辆的平稳性和灵活性10。如图2-1所示采用的是发动机带动减速装置，再通过链传动将动力传递给驱动轮的结构。发动机和减速箱通过螺栓固定在车架上，驱动轮轴与侧边支架通过轴承座连接。导向轮通过导向架与侧边支架刚性连接并在此处安装了螺杆张紧装置。导向轮架采用整体结构,焊接接到车体上面。驱动轮心和导向轮心在同一条直线上,导向轮向上翅起,与地面成一定的角度。这种设计结构牢固，爬坡和越坎的能力很强。该方案的不足之处在于:在较为平缓的道路上运行时导向轮发挥不到太大的作用,操作人员需要控制车体的总体平衡,承担部分货物的重量,因此加大了劳动强度。转向时需要人员向下施加作用力,将车体前段压起离开地面,然后转动车体才可以完成转向。整体尺寸高1100mm宽400mm长1700mm1-扶手 2-发动机3-带传动4-蜗轮蜗杆减速器5-车架6-链传动7-橡胶履带8-车侧架9-张紧装置10-导向轮总成图2-1 运输车整体结构图fig.2-1 the overallstructure oftransport vehicle3重要部件的设计及计算3.1动力源的选择方案一：选用单缸四冲程柴油机，山地运输的过程中，因为柴油机功率较大，且柴油更为廉价，因此在小拖拉机，三轮农用运输车及农副产品中被普遍使用。因此，在履带运输车的设计过程中，可以选用一个单缸四冲程柴油机作为发动机。而且，柴油燃点高，不易发生火灾，比汽油安全。但是，在同功率下柴油机要比汽油机更重（压缩比更高）。柴油机的燃料喷射装置维修费用更高，价格也更高。而且转速低，加速也较慢(压缩比和重量更高)。柴油机会产生更多烟雾，有害颗粒物排放大。天冷时柴油机会很难启动(如含有电热塞，要等待其加热后，才能启动)。柴油机的噪声很大且容易震动。柴油的使用方便性不如汽油。方案二：选用单缸汽油机汽油发动机具有升功率大，比重量轻，制造成本低，启动比较容易，负荷变化特性好，操作平稳，以及噪音和震动都比较小等优点。虽然它的燃料消耗率比柴油发动机高20%到25%，但是应用仍然十分广泛，是当代动力机械的重要组成部分。且汽油机的获得较柴油机更为容易，因此，可以在运输车的设计中选用一个小型单缸四冲程汽油机11。方案三：选用电动机配电瓶。现如今，随着人们对环境保护意识的上升，电动车己经成为一种新的发展趋势，所以在设计运输车的过程中，可以选用电动机作为发动机。电动机具有清洁能源，无污染，噪声小，燃料成本低等优点。效率高，能够灵活方便的控制工作状态，系统工作状态不会受到外界环境的影响，总体重量不变，安全性好等优点。但是，针对于本次设计所要达到的设计目的，烟叶烟田运输的机械，若采用电动机，充电会成为一个对运输车的续航能力极大的制约因素。因为在山地中充电会比较困难，且电瓶充电时间较长，会影响生产效率。而且，符合运输车的动力需求的电动机配的电瓶本身质量就很大，会导致整车质量的增加12。综合以上的三种方案，最终选定小型单缸四冲程汽油机作为运输车的动力源。3.1.1动力源的功率计算（1）牵引力的计算通常情况下，履带式行走装置是不允许在坡道行驶时同时进行转向的，所以一般先停止行走再进行转向操纵，转向完成后再继续行进。因此可以根据行走机构爬坡时直线行走的情形选择发动机的功率，即牵引力应满足最大的爬坡角度13。所以计算牵引力有如下公式： (3-1)式子中：履带行走装置的牵引力履带行走装置的滚动阻力履带行走装置的坡道阻力履带行走装置的滚动阻力系数（查得滚动系数取0.1）设计的最大坡道角度车载重时的重量（2） 履带地面附着力的计算履带行走机构的牵引力必须大于各阻力之和但要小于或等于履带对地面的附着力： (3-2)式子中：单履带运输车的附着力；附着系数单履带运输车一般在坚实的土路上行驶，查表得=0.90，当履带车满载时，运输车的最大重量为 =3430 (3-3)因此在水平路面上最大附着力为 (3-4)在爬坡时，履带行走机构的牵引力小于或等于履带的附着力，则有： (3-5)即 （取0.9） (3-6)解得 ，考虑运输车的使用情况，取。因此该单履带运输车的最大牵引力为： (3-7)（3） 计算履带行走机构的功率履带行走机构所需要的最大功率为(kw)；即爬坡时的最大功率： (3-8) 式子中：单履带运输车牵引力，n行驶速度，取6km/h行走机构的效率，（履带行走机构的效率为0.9）（4） 动力源计算与选型所需要的工作机有效功率为 (3-9)从发动机到履带行走机构的总效率为 (3-10)式子中各个分别代表皮带传动、蜗轮蜗杆传动、轴承、链传动的传动效率14。参考机械设计手册，分别取0.96、0.9、0.99、0.96由此可得 (3-11)则需要汽油机的最大功率为 = (3-12)（5） 选择的发动机参数根据计算出的发动机功率，对机电市场上常见的汽油机进行选择。考量功率，扭矩，排量，安装尺寸等参数最终选定的汽油机为路虎牌的一种单四冲程的小型汽油机，型号为：lh177f。主要参数如表3-1表3-1lh177f汽油机主要参数table.3-1 main parameters of lh177f motor启动方式额定功率最大功率发动机形式最大扭矩手拉反冲5.1kw9.0kw/3600rpm单缸四冲程19n.m/2500rpm3.2总体传动结构具体设计由于运输车行驶速度很低，而汽油机的转速很高，总传动比很大。本设计中的运输车体积较小，变速箱体积较大而且笨重。因此为了减轻车身重量，结构紧凑，使用蜗轮蜗杆减速器作为主减速装置。蜗轮蜗杆传动不仅可以实现很大的传动比，而且结构紧凑，很适合在小型机械上使用16。发动机输出轴上配有皮带轮，因此首先经过皮带传动将动力输出，同时作为第一级减速；然后将动力输入蜗轮蜗杆减速器，作为第二级减速；最后通过链轮传动传到驱动轮轴，作为第三级减速。在动力传输过程中，需要离合控制动力输入。由于发动机在启动时不能带有负荷，需要将需要将皮带传动切断，在此处加装皮带张紧装置来控制动力的传动。这样不仅方便发动机的启动还起到了离合的作用，简化了结构同时节约了成本。传动方案如图3-1所示：1-皮带张紧轮2-皮带传动3-蜗轮蜗杆传动4-链传动图3-2传动方案的示意图fig. 3-2 transmission scheme3.2.1传动比的计算与分配(1)总传动比的计算发动机的转速度为，履带车的行驶速度为，假定履带行走机构的驱动轮的半径为200mm，则驱动轮的转速为： (3-13)由此可得总传动比为 (3-14)(2)分配各级传动比根据总体的机械传动设计，选用三级减速设计。第一级为皮带传动，传动比取为2.5。第二级为蜗轮蜗杆传动，为使传动箱箱体的尺寸队及链轮的外部尺寸不致过大，同时保证蜗轮蜗杆传动比合理，取蜗轮蜗杆的传动比为16，则最后链传动的传动比为1.13(3)传动装置的动力参数计算1)各轴的转速蜗杆轴 (3-15)蜗轮轴 (3-16)驱动轮轴 (3-17)2)各轴的功率蜗杆轴 (3-18)蜗轮轴 (3-19)驱动轮轴 (3-20)3) 各轴的扭矩计算扭矩的公式为 (3-21)代入数据可求得：发动机输出轴转矩；蜗杆轴转矩；蜗轮轴转矩；驱动轮轴转矩将以上结果列入下表3-2表3-2 各轴的动力参数table.3-2 the dynamic parameters轴的名称功率/kw转速n/(r/min)转矩/(nm)汽油机轴5.1360013.53蜗杆4.847144032蜗轮4.27690453.73驱动轮轴4.02379.65482.363.3第一级传动装置的设计选定的汽油机的输出轴上有小带轮，公称直径为75mm ，所用的带为普通的v带的a型带，故第一级传动选为v带传动。带传动是一种挠性传动，基本组成零件为带轮(主动带轮和从动带轮)和皮带。根据带传动的工作情況，功率不是很大，转速不是很高，因此大带轮的材料选为常用的是比较常用的ht150。(1) 确定计算功率由机械设计第八版表8-7查得工矿系数1.0，则 (3-22)(2) 选择带的类型根据、由机械设计第八版图8-11以及选用的汽油机选择普通型带。(3) 确定带轮的基准直径并验算带速1)通过查询该型号的汽油机的安装尺寸，确定小带轮的基准直径为75mm 2)验算小带轮带速 (3-23) 计算得出的带速不宜过低或者过高，一般应在5m/s到25m/s之间，最大不超过30m/s ，所以计算的带轮速度符合条件。 3)计算大带轮的基准直径 (3-24)根据规定将直径圆整到200mm (4) 确定中心距及基准长度1)根据机械设计第八版中心距应满足 (3-25)计算得，在履带车的设计中我们希望设计结构尽量紧凑，初步选定的带传动中心距为200mm 2)计算带需要的基准长度 (3-26)根据表8-2的带标准长度，其基准长度选为，修正系数为 3)计算实际的中心距 (3-27)(5) 验算小带轮上的包角 (3-28) 符合设计要求(6) 计算带的根数查表8-5得包角修正系数， (3-29)根据要求应该圆整为整数5(7) 单根带的最小初拉力查表得带的单位长度质量q=0.105kg/m (3-30)(8) 计算轴压力 (3-31)3.4第二级减速装置的选用3.4.1蜗轮蜗杆机构主参数设计经前文的计算得知第二级传动的传动比为16。汽油机放置在车架的后端导致发动机的输出轴与驱动轮的转动轴之间夹角为90度，更重要的是蜗轮蜗杆相比于同传动比的齿轮减速器体积更小，所以通过蜗轮蜗杆减速器来实现。设计的蜗轮蜗杆传导程角为11.31度，不具有自锁性。16(1)选择蜗杆的类型根据gb/t10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）。(2)选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45钢；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc；蜗轮选用铸锡磷青铜（zcusn10p1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁制造。(3)按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。(4)确定作用在蜗轮上的转矩按=2，效率为0.8，则 (3-32)(5)确定载荷系数因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1.3，由表11-5选取使用系数=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则 =1.31.151.05=1.57 (3-33)(6)确定弹性影响系数因为选用的是锡磷青铜（zcusn10p1）的蜗轮和45钢蜗杆相配，故确定蜗轮齿数 (3-34)(7)确定许用接触应力根据蜗轮材料为锡磷青铜（zcusn10p1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45hrc，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力应力循环次数n=60=6019012000= (3-35)寿命系数 =0.791 ，则 =0.791268=212.17mpa (3-36) 计算值: 3233.95因，故从表中取模数为8mm，蜗杆分度圆直径80mm(8)蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸中心距计算 (3-37)(9)蜗杆蜗杆各项参数：轴向齿距pa=25.133；直径系数；齿顶圆直径=96mm；齿根圆直径=60.8mm；分度圆导程角=；轴向齿厚=12.566mm。(10)蜗轮蜗轮分度圆直径：=832=256mm蜗轮喉圆直径：=256+28=272mm蜗轮齿根圆直径：=256-21.28=236.8mm蜗轮咽喉母圆半径：=168-0.5272=32mm3.4.2弯曲疲劳强度的校核校核齿根弯曲疲劳强度 (3-37)当量齿数=根据=33.96，从机械设计第八版可查得齿形系数2.38螺旋系数=许用弯曲应力为 从表11-8中查得由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56mpa寿命系数 =560.629=35.224mpa （3-38）所以=,弯曲强度校核满足要求。(12)验算效率 (3-39)已知=11.31，=，与相对滑移速度有关 (3-40)从表11-18中用插值法查得=0.0204，=1.1687代入上式得 (3-41)大于原估计值，因此不用重算。主要设计结论模数8mm，蜗杆直径80mm,蜗杆头数2,蜗轮齿数32,蜗杆材料45钢齿面淬火蜗轮材料用zcusn10p1，金模铸造。3.4.3蜗杆轴的强度校核图3-3 蜗杆轴fig. 3-3 the designof the worm shaft轴的参数：高速端轴上的功率，转速，转矩： 根据机械设计第八版式有，蜗杆圆周力：=2t1/d1=803.75n蜗杆轴向力：=2t2/d2=1143.8n蜗杆径向力：=416.31n图3-4 蜗杆轴的受力分析 fig.3-4 axialforce analysis 垂直面的支承反力 绘水平面的弯矩图图3-5 蜗杆轴水平的受力分析 fig.3-5 stress analysis ofhorizontalaxis 绘垂直面的弯矩图图3-6 蜗杆轴水平的受力分析 fig.3-5 stress analysis ofhorizontalaxis 绘合成弯矩图图3-7 蜗杆弯矩图 fig.3-7.bending moment diagram图3-8 蜗杆扭矩图 fig.3-8 torque diagram该轴所受扭矩为：10.21nm=10210nmm按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，表15-1查得。因此，故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知蜗杆处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。3.4.4蜗轮轴的强度校核图3-9 蜗轮轴 fig.3-9 worm shaft作用于轴上的力： 圆周力：轴向力： 径向力：图3-10 蜗轮轴的受力分析 fig.3-10 axialforce analysis水平面的支承反力图3-11 蜗轮轴水平的受力分析 fig.3-11 stress analysis ofhorizontalaxis绘水平面的弯矩图 垂直面的支承反力图3-12 蜗轮轴水平的受力分析 fig.3-12 stress analysis ofhorizontalaxis绘垂直面的弯矩图绘合成弯矩图图3-13 蜗轮轴弯矩图 fig.3-13 bending moment diagram该轴所受扭矩为图3-14 扭矩图 fig.3-14 torque diagram按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗轮轴受力情况知截面c处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。3.5第三级减速器装置的设计3.5.1传动结构的设计第三级传动的传动距离较长，将从蜗轮蜗杆减速器输出轴输出的动力传递到与输出轴同转向的驱动轮的转动轴上。链传动和齿轮传动的特性都能够满足运输车的要求，都可以完成两平行轴之间动力传动，同时保证远距离传动的平稳性17。如果采用齿轮传动，能够达到传动要求的一对啮合的圆柱齿轮质量会很大，会导致动力板车整体质量的增加，而且导致重心偏后，会导致车辆运行时比较费力，造成动力的浪费。齿轮传动对工作环境的要求较高，故此方案在此次设计中不合理。链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。链传动有许多优点，相对于带传动而言，它没有弹性滑动和打滑现象，能够适应动载荷冲击的情况，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作18。传动链可以分为短节距精密滚子链(简称滚子链)、齿形链等类型。其中滚子链常用于传动系统的低速级，一般传递的功率在以下，链速不超过，推荐使用的最大传动比为8。本设计中需要的第三级传动比为1.47，链速也同样满足条件，都符合链传动的使用要求，因此选用链传动。3.5.2传动结构参数的计算(1) 链轮的材料选择小链轮和大链轮的材料都可以选用市面上通用的，45钢，经过调质处理。(2) 选择链轮的齿数为了保证传动的平稳性，减少冲击，初步选定小链轮的齿数为，根据需要圆整为25。即取大链轮的齿数为25(3) 确定计算功率查表得知工况系数，查得主动链轮齿形系数，单排链，计算其功率为 (3-32)(4) 选择链条的型号和节距 根据当量的单排链计算功率，查表选用20a的链条，其链条节距为(5) 计算链节数和中心距初选中心距取中心距为1000mm，相应的链接数为： (3-33)取链节数为86根据机械设计手册，中心距计算系数为则链传动额最大中心距为 (3-34) (6) 计算链速度以确定润滑方式 (3-35)由链速度和链的型号20a，查图9-14可知应采用人工定期润滑。(7) 计算链条压轴力有效的圆周力为： (3-36) 链轮水平布置时，作用在轴上的力为 (3-37)因此，选定小链轮17齿，大链轮25齿。3.6履带行走系的设计3.6.1履带的选用(1) 橡胶履带的特征橡胶履带是一种橡胶与金属及纤维材料的复合制品，主要用于农业机械、工程机械和运输车辆的行走部分，最初是为了解决农用联合收割机金属履带易被稻草、麦杆和泥土堵塞，橡胶轮胎易在水田中打滑以及金属履带会对沥青和混凝土路面造成破坏而由日本普利司通公司于1968年率先开发成功的。橡胶履带除了解决了以上问题，还具有质量小、牵引性好、转向灵活和在复杂地形上通过能力强等优点19。更重要的是，橡胶履带行走机构不破坏路面，接地比压小、通过性好、越野能力强、结构简单及无需维护。橡胶履带为无接缝整体式设计，行走阻力比普通金属履带小 15% 左右，并且有吸振作用，可以减轻机器的震动，延长机器使用寿命履带中部厚、两侧渐薄的结构设计使其转向更为灵活20。使用橡胶履带能改善农业机械与建筑机械等的机械行驶性能，并且由于接地比压小则更有利于农作物的根部的扎根与生长，有利于吸收水分和营养。(2) 履带的选型橡胶履带一般按驱动结构形式和用途进行分类。这里列出两种典型的履带驱动结构形式：轮齿式:驱动轮有齿插入带孔内，驱动带向后运动。细分又有单行孔和双行孔。轮孔式:带上有金属传动齿，与带轮上的孔相对应，带齿插入轮孔，啮合传动。单履带运输车履带行走系驱动轮结构采用轮齿式结构。选用轮孔式橡胶履带，根据单履带运输车的载重量，以及总体结构选择履带釆用的尺寸21。选择普通型180x60（宽度和节距）规格轮齿式橡胶履带。其结构如图3-15所示：图3-15橡胶履带的截面图fig.3-15 the cross section of ordinary rubber tracks3.6.2驱动轮的设计在本设计中车辆体积较小，行走部分只有一条履带所以平稳性不及双履带的行走机构。由于烟田间作物的间距较小，也不能通过增加侧轮来增加平稳性。所以设计履带轮时，尽量宽些以增加车的稳定性。驱动轮结构如图3-16： 1外圈2轮毂3辐条图3-16驱动轮的结构fig.3-16 the structure ofdriving wheel 根据选定的履带可知履带节距为。橡胶履带驱动轮的外径计算公式为： (3-38) 式子中驱动轮直径驱动轮齿数履带节距将p=60mm和n=17带入式子得，d为400mm 因此履带驱动轮的外轮直径400mm。3.6.3驱动轮轴系的设计计算(1) 驱动轮的最小轴径计算初步估计轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处理22。查询机械设计表15-3， (3-39)驱动轮轴安装大链轮的轴段的轴径最小，取(2) 驱动轮的轴结构的设计如图3-4所示的装配方案，首先确定驱动轮轴和链轮的安装位置和长度。由于驱动轮毂长度为50mm，因此轴所在部分长度为48mm，通过平键10mm8mm40mm连接，轮毂和轴的配合为直径为34mm。链轮部分要采用平键连接，选8mm7mm25mm平键。轴承在轴的两侧，初步选择为深沟球轴承，轴承基本只承受径向力的作用23。根据轴直径的大小选定带轴承座的轴承ucp206。ucp206内轴套长度为38mm，因此驱动轮轴上轴承位长为40mm，采用过渡配合。右端轴承位采用轴肩进行轴向定位，左端轴承定位采用套筒进行轴向定位，套筒的长度为80mm。1-轴承2-套筒3-驱动轮4-驱动轮轴5-链轮图3-17 驱动轮总成fig.3-17 the structure of the drive wheel axis3.6.4导向轮的结构设计(1)导向轮轴最小直径的初步确定由于导向轮主要作用是张紧，其次是引导履带的转动。驱动轮已经承担了大部分货物重量，因此导向轮轴不需要太大的强度，由于没有准确的数据也无法进行精确的计算，因此初步确定直径。导向轮轴通过螺母固定在导向轮轴架上，导向轮的转动依靠轴承来完成。(2)导向轮轴结构设计导向轮不参与啮合，直接放在履带槽内转动，履带齿距为，可以初步确定导向轮宽为，导向轮毂宽为，导向轮毂通过辐条与外圈连接。初步选择深沟球轴承，查机械设计手册取6001，其尺寸为ddb12mm28mm8mm，故轴轮毂段轴承直径为12mm，采用轴肩进行轴向定位，轴肩为2mm，因此轴肩段直径为14mm，长度为30mm。轴承的外侧采用轴套进行轴向定位，长度为20mm，直径为16mm，可以顶住轴承内圈。轴承外圈一方面由内侧的轮毂肩来定位，另一方面加装了端盖进行外侧的轴向定位。端盖通过紧固螺钉固定在导向轮毂上，螺钉直径选用6mm。1-导向轮 2-紧固螺钉 3-导向轮架 4-螺母 5-垫圈6-套筒 7-导向轮轴 8-深沟球轴承 9-端盖图3-18 导向轮总成fig.3-18 guide wheel assembly drawing(3)导向轮的设计 该部分主要由导向轮、导向轮轴、深沟球轴承、轴承端盖、轴套和导向轮轴架构成。具体的情况如下:导向轮由辐条和轮毂构成，通过焊接将各部分连接。轮毂采用45#，调质处理，外径为56mm，先进行车削加工，然后在两个端面攻m6螺纹，攻深12mm，每面3个螺钉孔，间隔角120。内径为24mm，两边轴承位的直径为8mm，用于轴承的外圈定位。轴承挡圈外径跟轮毂相同，内径刚好挡住轴承外圈，开有3个6.5mm螺钉孔，间隔角为120，孔中心所在圆的直径为42mm。轴套内径12mm，外径16mm，长度18mm，装配时挡住轴承内圈。最后用螺母固定。3.6.5张紧装置的设计单履带运输车履带行走系机构简单,只有驱动轮，导向轮和张紧装置,导向轮同时兼顾张紧轮的作用。根据总体尺寸,确定张紧轮直径d=250mm。履带行走机构都需要张紧履带,才能使履带行驶系行驶可靠,驱动轮不至脱轨。履带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螺母的位置来调整导向轮的位置，从而实现张紧的作用。固定张紧属于刚性张紧，张紧力主要由丝杆调节，不需要事先计算，只要丝杆的直径足够大就好了。本文导向轮的张紧装置采用螺杆式张紧结构。在靠近导向轮一侧加装一紧固螺母,然后将螺杆插入导向轮架的导向孔内,在加装另外一个调节螺母。安装时,先拧紧紧固螺母,在丝杆的作用力下将导向轮向前推压紧履带,然后再拧紧调节螺母将其位置固定。这样不仅结构简单,同时调整方便。结构方案图如下图所示:1-导向轮外架 2-调节螺母 3-固定螺母 4-丝杆 5-导向轮内架图3-19张紧结构 fig.3-19 tension structure1-导向轮外架 2-张紧螺杆 3-导向轮内架图3-20 张紧结构fig.3-20 tension structure4辅助部件的设计4.1车架的设计车架部分是运输车工作的主体部分，出于对其运输环境和工作强度的考虑，车架部分的材料选用强度较大的方管和圆管进行焊接。焊接车架时，被焊接体在焊接前的厚度以及两接边的坡口形决定了焊缝的横截面形状。为了焊透较厚的钢板会在接边处开出合适形状的坡口，这样方便了送入焊条。坡口形式有单面施焊的坡口和两面施焊的坡口。选择坡口形式时，除保证焊透外还应考虑施焊方便，填充金属量少，焊接变形小和坡口加工费用低等因素。4.2离合部分的设计设计中的带传动，带长选用的是标准带长890mm，中心距计算的结果是219mm。故带传动肯定需要张紧装置。故可以通过控制张紧轮的移动，使发动机动力的切断和传动，以实，现运输车的制动。如图4-1所示，操控杆的移动具有两个档位，即“空”档与“前进”档。当操控杆在“空”的档位时