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本 科 毕 业 论 文（设 计）履带式旅游观光车摘要 随着生活水平的提高，人们对物质水平的要求也越来越高,履带式旅游观光车作为现在旅游的一种代步工具，极大地影响和改变着人们的生活。电动车的开发有利于调整我国汽车产业结构，提高产业竞争力，减少与其他国家的差距。履带式车辆具有接地面积大、接地比压小、附着性能好、爬坡能力强、转弯半径小、跨沟越埂能力强等特点。因此，在农业、工程建筑、现代军事等领域发挥着十分重要的作用。履带式载重车辆兼具行走和载重两种功能，应用日益广泛。 本文主要研究内容包括：1、 对履带式工作车辆的总体布局进行研究，分析了履带式工作车辆总体布局的方法和遵循的原则。2、对与履带式车辆行走装置做了深入研究，设计出一种针对本履带车辆工作条件的行走机构及满足此履带车工作。3、针对履带式载重车辆兼具行走和载重两种功能的特点，利用机械传动技术形成了履带式工作车辆行走系与传动系的设计方法。关键字：履带式旅游观光车，履带，行走装置； IIIABSTRACTAs living standards improve, peoples level of material requirements are also increasing, the crawler sightseeing car as a means of transport is now tourism, greatly influenced and changed peoples lives. Electric vehicle development is conducive to the adjustment of industrial structure, to improve industrial competitiveness and reduce the gap with other countries. Crawler has a large ground area, ground pressure, good adhesion, strong climbing ability, small turning radius, across the ditch ridge ability. Thus, in the agricultural, construction, and other areas of modern military plays a very important role. Crawler heavy vehicles carrying both walking and two functions, is widely used.The main content of this paper include:1, the overall layout of the track-type work vehicle study analyzed the work methods of the crawler vehicle overall layout principles and follow.2, and a crawler type vehicle running device made a thorough study to design a tracked vehicle for the present working conditions of travel agencies and tracked vehicles to meet this work.3, Crawler load vehicle for both walking and load characteristics of the two functions, the use of mechanical drive technology design method of forming the crawler travel system and the work vehicle drivetrain.Keywords: Crawler sightseeing cars, tracks, walking device目录1 绪论11.1引言11.2总体布局原则及形式11.2.1总体布局的原则11.2.2总体布局的形式21.3 履带式车量的总体布局21.4 履带式车辆的机动性能分析31.4.1 直线行驶分析31.4.2 爬坡行驶的受力分析52 履带式旅游观光车整体设计82.1 选择履带式行走机构82.1.1 履带的作用82.1.2 对履带设计的要求82.1.3 选择履带的材料82.1.4 履带式履带式旅游观光车行走装置的组成82.1.5 履带式行走装置的行走原理92.2 悬架的选用92.2.1 悬架的概念92.2.2 悬架的作用92.2.3 设计时对悬架的要求92.2.4 悬架的类型92.2.5 各种悬架的特点92.2.6 悬架的选用102.3 橡胶履带的设计与规格的选用102.3.1 橡胶履带的特点102.3.2 橡胶履带的构造102.3.3 橡胶履带规格的选择112.3.4 履带的表示方法132.4 驱动轮轴的强度校核132.5 轴承的校核142.6 键的校核152.7 驱动轮轴的支座设计162.8 履带设计162.9 驱动轮设计182.10 支重轮设计192.10.1支重轮作用及分布状况192.10.2支重轮安装结构尺寸设计212.10.3支重轮连杆轴承选择222.10.4支重轮连杆的尺寸计算222.10.5支重轮轴密封圈的选择222.10.6支重轮杆的校核222.10.7支重轮杆轴承的校核232.11 导向轮的设计242.12 张紧装置的设计242.12.1滚子尺寸的计算252.12.2导轨的尺寸计算252.13托带轮的设计252.13.1 前角1及后角2设计252.13.2最小离地间隙262.14底盘机架的设计263 制动器的设计273.1 制动分类273.2 制动器的分类273.3 按结构型式分类273.4 制动器的选用273.5 制动器性能的验算284 支重轮的设计304.1 支重轮的作用304.2 对支重轮设计的要求304.3 支重台的选用304.4 支重轮的型式304.5 支重轮个数的确定304.6 支重轮材料的选择315 托轮的设计325.1 托轮的作用325.2 托轮的安装位置326 导向轮的设计326.1 导向轮的作用326.2 如何选择导向轮327 张紧装置的设计327.1 张紧装置的作用327.2 张紧装置的形式327.3 张紧装置的调整347.4 减震弹簧的设计348 履带履带式旅游观光车性能的计算分析358.1 履带式旅游观光车的受力358.2 履带式旅游观光车的行走特性359 履带履带式旅游观光车的转向性能与分析36结论38参考文献39致 谢40VI1 绪论1.1引言 采用电机驱动的履带式工作车辆既要有一般车辆的行驶功能，又要有解决特殊用途的载重功能。因此，履带式工作车辆首先要求具有合理布局、结构紧凑、安全性和稳定性高、尽量降低总体尺寸和重量，同时又要有足够的动力保证其行走和载重，履带式工作车辆还要求有良好的机动性能。本章研究的主要内容包括车辆的总体布局、机动性能分析。1.2总体布局原则及形式1.2.1总体布局的原则 履带式工作车辆总体布局的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和其他附件，使动力装置、行走装置、专用载重装置及其它附件构成相互协调和匹配的整体，达到整车基本性能和专用性能的要求。在总体布局时应遵循以下原则： 1、在满足装配空间和载重空间的前提下，尽量降低总体尺寸和重量。较小的总体尺寸和重量便于履带式工作车辆的长途装运，同时也能提高整车的机动性能。 2、应能满足专用载重性能的要求，使专用功能得到充分发挥。在进行总布置时，应充分考虑履带式工作车辆特殊用途的作业功能，尽量提高车辆在作业时的安全性和稳定性。 3、装载质量，整体质量的合理分配。应尽量减少履带式工作车辆的整体质量，提高装载质量，增大质量利用系数，降低耗材和成本。 4、应避免动力装置、行走装置、专用载重装置相对集中。整体质量都集中在车辆的前部或后部不利于车辆的机动性能，也不利于车辆的稳定性，对车辆的支重轮和履带的使用寿命也会造成影响。 5、应避免动力装置或载重装置的布置对车架造成集中载荷。必要时采用具有足够刚性的副车架，将集中载荷转化为均布载荷，有利于改善丰车架的强度和寿命。6、为了使整车质量分布均匀合理，便于在起伏不平的复杂路而上行驶。保证该车具有良好的稳定性及安全性，该车的驱动电机的安装底角应低于履带面以降低整车重心【5】。1.2.2总体布局的形式 电机履带式工作车辆的总体布局的形式较多。在一个平面内，主要分电机纵置和电机横置两种形式。电机纵置时由于发动机输出轴需要与工作装置输入轴平行，所以车辆要在宽度方向需要较大的空间对履带式车辆小宜采用；其次总体布局除参照以上总体布局原则外，还需要考虑电机、行走装置转动方向等。1-1为总体布局形式图也是本次履带车选用的布置方式。 图1.1总体图1.3 履带式车量的总体布局 根据要求，将该履带车的总体主要设计思路确定如下：1、选择电机作为动力设备。因为载重功率较大，因此将其作为目标功率。通过计算2、为了使整车质量分布均匀合理，便于在楼梯上行驶。保证该车具有良好的稳定性及安全性，该车的电机安装底角应低于履带而以降低整车重心。 5、行走系设计：行走系由橡胶履带、驱动轮、支重轮、托带轮、张紧轮、及导轨组成，其行驶动力由电机提供。6、操纵部分的设计包括：转向及制动操纵机构设计，通过两个操纵手柄分别控制转向离合器从而控制车辆的左、右转向及制动。 7、车身的设计：车身设计要综合车辆装配完成后的整体尺寸，尽量做到美观实用。其中载重台是关键的部分，由于车辆整体尺寸不大所以载重台也不宜过大，更不能超出车架过多，但要考虑到所载重物品的质量，形状大小等。 8、其它部分设计：包括车载工作灯、载重车外观等。1.4 履带式车辆的机动性能分析1.4.1 直线行驶分析1，履带式工作车辆的行驶原理 履带式工作车辆在行驶过程中，发动机输出高转速和小扭矩，经传动系传到驱动轮，变成了低转速和大扭矩。通过驱动轮上的轮齿和履带齿之间的啮合连续不断地把履带从后方卷起向前铺设，让导向轮、支重轮沿所铺设的履带不断向前滚动而行驶。因此，可认为履带式工作车辆的实质是一种“自携轨道”的轮式工作车辆。履带车的驱动又可以分为前置驱动和后置驱动，液压驱动式车辆的前置驱动就是将液压马达安装在行走机构的前部，后驱则相反。而现在大多数的履带车辆多采用后置驱动，因为后驱不仅技术方面成熟而且节省动力可以使车辆动力性能得到提升，并且较为安全，所以本次履带车辆也采用后置驱动的形式。如图在驱动力矩Mq的作用下，使履带产生张力T，张力沿履带的驱动区段传到履带的支承区段，向后拉动履带，使支承区段所接触的土壤受到剪切，土壤剪切变形使履带发生滑转，同时，土壤对履带支承区段产生向前的水平反力Fq又称为驱动力，当驱动力足以克服行走阻力时，支重轮就在履带上表画向前滚动，从而使车辆向前行驶。由于履带式工作车辆的履带接地比压较小，履带支承区段与土壤接触剪切面积较大，滑转率较小，因而牵引附着性能和通过性都较强，这也就是履带式车辆广泛应用在工程机械、矿山机械、建筑机械、军事等领域的重要原因。2，直线行驶的速度分析 (1)理论行驶速度 履带车的行驶速度是本次履带车设计的重要参数，也是选择履带尺寸，液压元件参数的重要依据。履带式工作车辆理论行驶速度就是指支承区段的履带无滑转时车辆的行驶速度，主要决定于驱动轮的转速和驱动轮的节距。理论行驶速度可用式(2-1)式来表示。 (2-1) 式中：一理论行驶速度(Kmh)； 一驱动轮转速（rmin）； Z一驱动轮齿数； l驱动轮节距(mm)。 其中履带驱动轮齿数与节圆直径的关系： (2-2) 式中：l一驱动轮的节距； Z一驱动轮齿数 (2)实际行驶速度 履带式工作车辆行驶时，履带总是不可避免要滑转的，即履带支承区段相对于路面有向后的运动。这样，履带式工作车辆运动速度存在着速度损失，实际运动速度小于理论速度。如果支承区段的履带在地面上走过的距离为L，土壤的水平变形量为，那么车辆实际前进距离是L一【5】，由此可计算车辆的滑转率： (2-3) 由滑转率可求出履带式工作车辆实际行驶速度： (2-4) 武中：v一实际行驶速度（Km/h）； 一驱动轮半径（min）； 一驱动轮转速( r/min)。3，直线行驶的受力分析 如下图行走机构的受力分析，由图中可知：张力沿履带的驱动区段传到履带的支承区段，向后拉动履带使土壤发生剪切变形，拉力大小（-履带驱动区段的机械效率），其反作用力为土壤对履带支承区段产生的向前驱动力Fq， 履带式工作车辆在平直路面上匀速直线行驶时，行驶速度较低，考虑到车辆迎风面积较小，因而，可以忽略空气阻力，车辆正常行走的驱动力Fq等于行驶阻力Fr。履带式工作车辆匀速直线行驶的驱动力行驶阻力平衡方程可以表示为： (2-5) 式巾：m车辆的质量； g重力加速度； 一滚动阻力系数； 内摩擦阻力系数。1.4.2 爬坡行驶的受力分析 由于履带车在爬坡时所需要的驱动力最大，故设计计算时要以能满足爬坡性能为设计准则，这是选择液压泵和液压马达的关键。本次车辆满足的爬坡性能要求是能平稳的爬上约的坡度，并保证停车时的自锁性能，下图2-7是爬坡时的受力分析示意图。 图2-7履带车爬坡时受力示意图由受力平衡有： 其中摩擦力： 所以得所需最大驱动力： 式中：坡度角； 滚动阻力系数； 内摩擦阻力系数； 一土壤内摩擦角度； 土壤的摩擦系数。 由履带式T作车辆的行驶原理（图2.6）可知：在驱动力矩的作用下，履带产生张力T，其值为： 式中：T履带产生的张力(N)； 驱动轮半径(mm)； 驱动力矩（）又由履带受力分析知： (2-9) 因反作用力为土壤对履带支承区段产生的向前驱动力，而在爬坡时即为，即： (2-10) 从而可以得出： (2-11) 式中： 履带驱动区段的机械效率； 动轮半径(mm)。 履带式工作车辆的爬坡性能也称为履带车量的稳定性，稳定性是指它保持稳定不倾翻、不下滑的性能，车辆横向稳定性一般是由车辆的结构来保证的。对于高速车辆主要指在大侧向加速度，大侧偏角的极限工况下工作，出现难以控制的侧滑现象，如在弯道行驶中因前轴侧滑而失去路径跟踪能力的驶出现象及后轴侧滑甩尾而失去稳定性的激转现象等危险工况，本次设计的履带式车辆的速度较低所以不需考虑该种情况。由于车辆稳定性对人身和车辆的安全有直接影响，此外还对车辆的操纵性能有直接的影响。 412 履带式旅游观光车整体设计2.1 选择履带式行走机构2.1.1 履带的作用 履带的作用是把整个履带式旅游观光车的重量传递给地面，并且依靠履带与地表接触而行走的一种机构。2.1.2 对履带设计的要求 由于履带经常在泥水等软土壤中行走，所以对提高履带的寿命具有重要的意义，要求必须有：工作可靠，坚固耐用行驶平稳性好具有良好的附着性能重量轻脱土性能好，具有较小的前进阻力和转向阻力。2.1.3 选择履带的材料 现如今有三种履带材料，分别是全金属履带，金属板嵌胶刺履带和橡胶履带。由于橡胶履带价钱便宜，消耗于自身的行走阻力小，行走平稳性好，不破坏路面，容易制造而且具有减震功能。所以此履带式旅游观光车选用橡胶履带。2.1.4 履带式履带式旅游观光车行走装置的组成 履带式行走装置包括以下部分：悬架，驱动轮，履带，支重轮，托轮，导向轮，张紧装置。图1 结构简图1驱动轮 2履带 3托轮 4导向轮 5支重轮2.1.5 履带式行走装置的行走原理 履带的一部分与地面接触，驱动轮与导向轮不与地面接触，驱动轮在减速器驱动转矩的作用下通过驱动轮上的轮齿与橡胶履带链之间啮合，连续不断地把履带从后方卷起，同时接地的那部分履带给地面一个向后的作用力，而地面给履带一个向前的反作用力，这个反作用力即为推动向前行驶的驱动力，当驱动力足以克服阻力时，支重轮就相应地在履带上向前滚动，从而整个履带式旅游观光车向前行驶。2.2 悬架的选用2.2.1 悬架的概念悬架是由支重轮轴起，包括支重台车架与底盘机架的连接部件称为悬架。2.2.2 悬架的作用悬架是把整个机组的重量通过悬架传递给支重轮，同时把履带的行走运动通过悬架带动整个机组运动。2.2.3 设计时对悬架的要求悬架要有足够的强度和刚度，结构相对要简单，紧凑以便减轻重量。2.2.4 悬架的类型悬架有三种类型，分别是刚性悬架，半刚性悬架，弹性悬架。2.2.5 各种悬架的特点 刚性悬架的特点：结构简单，易制造，通常用于低速行驶的机械。 半刚性悬架的特点：支重台车架可以相对于主机架作纵向摆动，但这种悬架支重台车架要附设支重架导向装置，以防止主机架与支重架发生横向摆动，这种结构比较复杂。 弹性悬架的特点：具有较好的缓冲性能，通常适用于高速度的机械中，结构复杂，重量大，造价高。2.2.6 悬架的选用根据小型履带式旅游观光车的特点，要求机组重量轻，结构相对简单，易制造，造价低等特点，并且已经选用橡胶履带，橡胶履带有一定的减震功能，所以采用刚性悬架。2.3 橡胶履带的设计与规格的选用2.3.1 橡胶履带的特点橡胶履带是整条履带做成的一个环形整体，没有接头，属于规格件，可以根据需要直接选用。2.3.2 橡胶履带的构造 橡胶履带包括：传动件，钢丝，织物，橡胶体。 图2 橡胶履带局部示意图1传动件 2织物 3钢丝 4橡胶体 传动件（铸钢件）履带行走时，驱动轮与传动件啮合，传动件受到驱动轮所给的力，从而带动整条履带转动，所以传动件的表面必须要有高硬度，耐磨性好等特性。 织物织物有帆布和尼龙两种，两面均涂上橡胶浆的帆布平铺放在履带内，上帆布提高橡胶履带受支重轮滚压及弯曲作用，传动件与钢丝之间也铺有一层帆布，这样可以提高钢丝的寿命。 钢丝标准橡胶履带中，每根钢丝有39股，直径为1.2mm，抗拉强度极限为140公斤，共有40根钢丝均匀地平铺在传动件的两侧，主要是承受拉力，它对履带的强度与节距的拉长有直接的影响。 橡胶体橡胶体在履带中分布中间厚，两侧渐薄，可以使履带式旅游观光车转向灵活，减少积泥，橡胶体把传动件，钢丝，织物连在一起，同时橡胶体也具有减震缓冲等作用。2.3.3 橡胶履带规格的选择设履带全长为L，履带接地长度为，履带板宽度为b，履带高度为，单位接地压力为q（Kg/），轨距为B，整机重量为G表2 部分橡胶履带适用参数履带宽度b（mm）接地比压（Kpa）适用机重范围（Kg）35018110017602012551960221347接地比压q=18kpa=0.18Kg/ 符合标准q=（0.150.2）Kg/整机重量G=1130kg属于（11001760）kg范围内则选用宽度为350mm的履带宽度，即履带宽度b=350mm表3 部分橡胶履带节距尺寸参数驱动形式履带节距适用履带宽度轮齿型72， 8430090330根据表3的参数选节距为90mm符合要求，即90mm取Z=13（后面给出的齿轮数，经计算所得）节数K=30.6 取履带节数K=32节表4 部分橡胶履带主要技术参数宽度*节距（mm）节数A型B型花纹型导轨类型250*7247572482A1A2250*9635382570BB1B2250*10935384089CGB1260*10935393084ABB1280*7245642578ALA2300*5570862986B1B1350*9030562476APA2350*100366045112AAA2350*10840464090CGB1履带总长L=K=9032=2880mm=2.88m 图3 橡胶履带示意图2.3.4 履带的表示方法履带的表示方法为CRT代表轮齿式橡胶履带选用履带规格为CRT35090A32030（030表示最大适用机重为3000kg）2.4 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=1.48Kw，该轴的危险截面的直径d=45mm，则：=12.25MPa因此此轴校核合格。2.5 轴承的校核 按照任务书上的要求，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大于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一样的，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个是在变速器里面的，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。由于轴没有受到其他轴向力，因此经过计算轴的径向力=700N，轴向力=250N。/=0.35743200h即我们使用的轴承寿命合格。2.6 键的校核轴上驱动轮端的键=，标记：键：149 GB/T 10962003，由于同根轴上的两个键的长度是一样的，因此只要校核其中一个。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，那么普通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7，P106，表62查取，=100MPa。按照要以上数据计算：=81.57MPa=100MPa所以键的强度足够。2.7 驱动轮轴的支座设计 根据确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，所以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合。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。为了方便零件的装配，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分的紧固。详细尺寸见支座零件图。2.8 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，其履带结构如下图3.2所示：图3.2轮齿式履带结构组成9根据中华人民共和国机械行业标准JB/T66822008对履带进行设计。首先选择履带宽度，我们设计的联合履带式旅游观光车，在工作时的总重量约为1300Kg，因此我们选择履带宽度B为300mm，选择依据见表3.1。表3.1 JB/T66822008履带行业标准根据履带的尺寸，我们从而确定了传动件的结构尺寸，它的单体结构见下图3.3，具体尺寸见下表3.2。表3.2 传动件尺寸图3.3 履带单体结构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，我们选取节距t=84mm。相对应的我们就能确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，选取a=25mm；g为驱动轮的齿厚，根据履带的节距，选取g=24mm；a为橡胶履带驱动孔的宽度，根据履带宽度，选取a=32mm；g为橡胶履带驱动孔的长度，根据履带的节距，选取g=50mm。另外还要选取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2.9 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。机器如果以相同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大于它的行走阻力，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。所以，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，从而会降低履带的使用寿命。所以，驱动轮的齿数一般不宜少于7 个10。我们取驱动轮的齿数为7个。驱动轮可以安置在前部，为前驱动；也可以安置在后部，为后驱动。针对4LBZ-100型水稻联合履带式旅游观光车的工作场地，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，有助于履带式旅游观光车爬坡。图3.5 驱动轮2.10 支重轮设计2.10.1支重轮作用及分布状况根据履带支重轮传递压力的情况，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，会造成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。而联合履带式旅游观光车行走机构工作地点在山区或丘陵地区，路面条件并不好，支重轮的压力要分配均匀，履带装置需要一个较小的平均接地比压，所以我们这里采用多支点结构。一般取s：两支重轮中心的水平距离为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，会增加履带内部滚动阻力。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允许的平均接地比压值P=25Kpa，即P=25 Kpa。根据履带数和平均接地比压确定总接地面积A，即：AGP，A=2LB 式中： L为行走装置单个履带的接地长度（m）； G为履带式旅游观光车在工作时的重力（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所以我们确定单边采用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。如果比值小于l，行走机构的直线行走能力较弱，必须频繁地转向；如果该值大于1.7，履带行走装置转向困难11，所以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，转向很好；Lb=1.21.5时，转向良好；Lb=1.51.7时，转向中等，性能开始下降。因此我们设计的轨距能保证履带式旅游观光车行走系统转向良好。土壤力学试验表明，同样的接地压力。履带宽度与接地长度之间应有一个适当的比值。根据经验，BL应在0.250.4之间较好。根据我们所确定的履带宽度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，=0.25，履带尺寸选择是适当的。2.10.2支重轮安装结构尺寸设计 根据论证后支重轮连杆的结构图，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对支重轮来支撑履带式旅游观光车的总重量，那么每对支重轮上的连杆受到的力为履带式旅游观光车总重量的，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12.6mm，由于还要在连杆上打孔，因此我们在此基础上乘以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。2.10.3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标准，我们选取深沟球轴承6003。2.10.4支重轮连杆的尺寸计算由最小尺寸确定d23=d78=17mm，由所选轴承尺寸来选取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轴段需要需要加一个轴肩用于右边两轴承的轴向固定，查得damin=19.4mm，Damax=32.6mm，则我们确定d45=d67=20mm，D45= D45=32mm。此轴段是用来安置密封圈的，由于履带式旅游观光车在田间作业时，行走部件经常接触泥水，一旦有泥水进入轴承或润滑脂流失，很快便会使轴承损坏，所以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，它依靠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。2.10.5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。2.10.6支重轮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号钢调制处理过的轴的许用弯曲应力=60MPa，因此=58MPa43200h即我们使用的轴承寿命合格。2.11 导向轮的设计导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑偏和越轨。当机器后退时，导向轮承受2倍的牵引力，即导向轮应能够承受不小于2倍最大牵引力的径向载荷。导向轮直径比驱动轮直径略小，一般DD导=0.8一0.9，则：D导=D0.8=149.6mm，元整后取D导 =150mm。导向轮轴的的内部安装结构和支重轮的一样，但是它装配在底盘机架上的结构和支重轮有些不同。因为为了使履带式旅游观光车具有良好的爬坡越梗能力，我们设计导向轮的中心略高于支重轮的中心。所以我们把导向轮轴固定在与机架在同一水平面上的有螺纹孔的5mm的钢块上。这里必须要提醒，为什么不能使用厚长方块，因为如果这里使用与机架空心钢条一样尺寸的长方块，会导致长方块与履带齿发生干涉，导致履带快速磨损，甚至导致履带不能正常工作。因此我们使用5mm的薄钢块，并且用三角块加强固定，这样既能安置导向轮，而且履带在绕着导向轮时，又不会干扰履带的齿与固定钢块的干涉。至于轴板与薄钢块的固定，在三角块那边我们用螺钉固定，另一端我们曾考虑过螺栓紧固，但是模拟后，效果不佳。即使我们取可使用的最小的螺栓依然会和履带齿干涉，因此我们铆钉固定，这样就不会高出薄钢块太多的高度，从而也不会发生干涉。2.12 张紧装置的设计我们采用通过调节调节螺杆来张紧履带。这种张紧方式的张紧力主要由丝杆来调节，只要丝杆直径足够大，具有一定强度和刚度即可。我们取张紧轮的直径D张=D张=150mm。履带的静态张进度是按履带松边（上方区段）的下垂量h值来确定，一般取h=（0.0150.03）L0。其中L0为张紧轮与驱动轮间的中心距，我们取L0=1400mm。我们取h=0.03L0，则h=0.03L=0.031400mm=42mm。履带的静态张紧力：T张=1.4KN， 式中：g为履带单体、连接螺栓的重量。履带张紧装置行程应大于履带节距的一半，一般设在0.650.85个履带节距，因此选调节螺母螺纹长度为60mm的调节螺母。而张紧装置的安装类似于导向轮，也由薄方块固定在机架上，并用三角块加强固定,具体安装结构如下图3.9所示：2.12.1滚子尺寸的计算我们取滚子的直径为5mm，那么按照采用的方案，我们取滚子薄板的宽为6mm，以保证薄板在打孔时不会打空，厚度取1mm，因为滚子直径本来就不大，如果滚子薄板的厚度取大一些，只会增加滚子与薄板之间的摩擦，所以要尽量取的小一些。按照以上数据经过模拟测量，下薄板与滚子最低端的距离为1.5mm，为了防止滚子在滚动的时候与导轨摩擦，因此我们取固定板的高度为1.6mm，加在每个滚子的两边，滚子以每个相离15mm的间距排放。2.12.2导轨的尺寸计算导轨的尺寸和结构是通过滚子的结构和尺寸来设计的，滚子的总宽度是6mm，所以我们取导轨槽的宽度也为6mm。至于深度，我们从导轨的内表面开始计算，由导轨结构可知，导轨内表面需留出一块来限制滚子在该方向移动，我们取它的厚度为0.5mm，按照滚子和滚子薄板的尺寸，滚子上薄板到固定板的厚度是3.6mm，再加上导轨内表面突出那块的0.5的厚度，我们就取导轨的深为4.1mm。其它尺寸见导轨零件图。2.13托带轮的设计托带轮的作用是装在履带上段的下方。功用是托住履带，防止上方履带下垂过大，以减小履带在运动过程中跳动现象，并防止履带侧向滑落。为了减小下垂，我们在靠近驱动轮的地方安装托带轮，一般将自由下垂量最大的位置作为托带轮的安装位置。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件要比支重轮好，所以尺寸可以小一些。我们取D支=100mm。拖带轮的位置应稍靠近驱动轮端，一般为每边12个。但是我们考虑到要减小摩擦，选择托带轮个数为每边1个。2.13.1 前角1及后角2设计履带的前角指当车辆处于水平地面时，驱动轮与前部第1支重轮之间的履带与地面之间的角度，后角是指当车辆处于水平地面时，张紧轮与后部第1支重轮之间的履带与地面之间的角度，它们是影响机器行走的一个重要因素。减小前角和后角，可以增加有效的接地面积，减小接地压力，使压力和滑移降低，并且还能提高机车的行驶平稳性，减少翘头和翘尾现象。但是增加前轮高度即增大前角能够提高车辆超越垂直障碍的能力，爬坡越梗能力越强，增加后轮高度即增大后角使车辆爬坡、过起伏地面时可避免后轮与地面相碰撞。但是我们采用的前轮驱动，在前轮驱动的情况下，前角增大会使履带铁齿与驱动轮啮合的齿数就变少，造成履带铁齿和驱动轮的轮齿受力增大，会加快铁齿和驱动轮的磨损。一般12，根据实验所得，1一般为1.5o3.0o为的是增大接地长度，减小接地比压。但是当接地长度已满足接地比压要求时，1可以增大，是机器具有良好的爬坡越梗及垮沟性能，在我们设计的这个履带式旅游观光车里，我们增加1至35o。2一般为5o10o，我们取2=10o。驱动轮至支重轮的驱动段长度约等于履带节距的2.32.6倍，过长易导致倒车时脱轨。2.13.2最小离地间隙最小离地间隙的定义为：汽车在满载(允许最大荷载质量)的情况下，其底盘最突出部位刚性物体与水平地面的距离，即在满载情况下，地面与车辆底部刚性物体最低点之间的距离。而对于履带式旅游观光车来说，这个最小离地间隙是联合履带式旅游观光车底盘的最低点相对于地面的垂直距离，不包括割台、喂入室茎秆输送器装置。最小离地间隙反映的是汽车无碰撞通过有障碍物或凹凸不平的地面的能力。车辆的离地间隙越大，说明车辆的通过性好，但是，离地间隙大，会导致车辆重心偏高，稳定性降低。通过GB/T 6979.22005，表3.2.8的查找，我们取最小离地间隙为172mm。2.14底盘机架的设计履带式旅游观光车机架的材料我们采用45号空心方钢，方钢的截面尺寸为4040，其外形尺寸长宽高为1945mm1400mm584mm，整体结构分上、下两层，用一系列横、纵、立型材焊接而成的整体式结构。下层纵横梁是机架的重要承载部分，采用1230mm40mm40mm 矩形空心方钢，主要动力支撑梁采用240mm40mm40mm矩形空心钢。3 制动器的设计3.1 制动分类制动机分为电力制动和机械制动，机械制动装置叫制动器，此设计的履带式旅游观光车采用机械制动。3.2 制动器的分类 常闭式：通常靠弹簧或重力作用常处于制动状态，而机械设备需要运行时松开（如卷扬机，起重机）。常开式：常处于松闸状态，需制动时操纵制动器施加外力进入制动状态。此设计的履带式旅游观光车采用常开式。3.3 按结构型式分类制动器按照结构型式分为摩擦式和非摩擦式，摩擦式有块式，蹄式，盘式和带式。3.4 制动器的选用履带式履带式旅游观光车制动器最常用的作用是帮助履带式旅游观光车转向，其制动力矩根据无牵引负荷时工作做急剧回转确定，一般履带式履带式旅游观光车采用带式制动器，在此选用单端拉紧带式制动器。经过查询选用的单端拉紧制动器制动鼓直径为190mm包角270度 制动带宽度为40mm.图7 单端拉紧式带式制动器图8 带式制动器受力简图3.5 制动器性能的验算已知数据：重量G=1130kg发动机功率p=15.7kw发动机额定转速n=3000r/min驱动轮动力半径=转向阻力系数=1.0履带接地长度为1.126m轨距B=0.8m制动鼓半径r=0.095m最终传动比=5.7制动器的动力矩=130.0Nm制动器紧边拉力S1=1808.4 Nm制动器松边拉力S2=440 Nm履带式旅游观光车最大转矩T=50 Nm Nm则此设计的制动器合格4 支重轮的设计4.1 支重轮的作用支重轮把整个履带式旅游观光车的重量传递给地面，并且在履带上滚动，为了防脱轨，支重轮还应能够阻止履带对它的横向位移。4.2 对支重轮设计的要求轴承必须有良好的密封性能，一般用滚子轴承，滚动阻力小，且耐磨。4.3 支重台的选用 支重台有单梁和双梁，一般小型履带式旅游观光车用单梁，这对减轻重量，减小积泥有利，但必须要有足够的强度和刚度，并且从支重轮的配置上改善其受力情况，以免因变形而引起脱轨。4.4 支重轮的型式 根据橡胶履带支重轮在履带板上滚动，支重轮有两种形式，一种为单凸缘，另一种为双凸缘。图13 支重轮凸缘单凸缘容易制造，适应性强，有凸缘的目的是防止履带对它产生横向位移，防止转弯时脱轨。通常凸缘高度取h=1020mm，为了减少轮缘侧面与导轨侧面的摩擦，常把轮缘侧面做成斜面，斜面角4.5 支重轮个数的确定 支重轮直径和履带的节距大致关系为 =1.53）=（135取=250mm 履带接地长度=1040mm则=3.6取3个支重轮由于支重轮不能靠太近，否则容易引起积泥挂草，两轮之间最少因留（3570）mm的间隙，所以平均减去2mm的间距4.6 支重轮材料的选择支重轮的轮缘要耐磨，所以一般用45号钢制造，轮缘表面经淬火后硬度不低于HRC53。5 托轮的设计5.1 托轮的作用托轮装在履带上段的下方位置，托轮的作用是托住履带，减小上方履带的下垂量以及减低履带在运动过程中的振动并防止履带的侧向滑落。5.2 托轮的安装位置当驱动轮的轮齿卷起履带时，履带沿驱动轮切线方向有作用力，履带离开驱动轮时，这个作用力将增加履带下垂，所以为了减小履带的下垂，在靠近驱动轮的地方安装一个托轮。托轮的受力相对较小，并且很少与泥水接触，托轮可以用灰铸铁制造轮缘，可以不必精加工。6 导向轮的设计6.1 导向轮的作用导向轮是为了引导履带正确的绕转，并且防止履带对它发生横向位移，以致履带脱落。6.2 如何选择导向轮轮齿与传动件啮合时，单凸缘支重轮凸缘部分卡入导轨中间，引导履带正确绕转，导向轮的轮缘形状与履带结构和履带驱动方式均有关系，导向轮直径一般都比较大，这样可以使导向轮直径对履带节距的比值增大，从而使履带卷动均匀，减少冲击，保证履带的正常运行。导向轮的材料一般用45号钢或球墨铸铁浇铸而成。7 张紧装置的设计7.1 张紧装置的作用张紧装置主要是张紧履带，使履带有合适的张紧度，另外还具有吸震缓冲作用。7.2 张紧装置的形式在履带式旅游观光车中，张紧装置与导向轮联接，所以导向轮的张紧装置通常采用滑块式弹簧张紧装置，理由是这种张紧结构简单。图14 导向轮与张紧装置结构总图 图15 导向轮与张紧装置结构简图图16 导向轮与张紧装置实物图7.3 张紧装置的调整张紧装置即可以通过调节螺杆来使导向轮前后移动，以便于履带的拆装，还可以调节减震弹簧的预紧力。7.4 减震弹簧的设计减震弹簧的预紧力必须大于履带初张力的两倍，否则外来的冲击力会造成弹簧的附加变形而造成履带的振动，为了使履带倒退时弹簧不发生附加变形和在转向时慢速边履带在驱动和最前支重轮之间形成囊袋而破坏啮合，一般弹簧的预紧力应满足：=（0.60.9）G（G以Kg为单位） =（0.60.9）1130=（6781017）N取平均值847.5N变形时，其压缩力为：=（1.42）取平均值为1440.75N最大附加变形通常是用减震装置在弹簧的最大附加变形范围内所能吸收的能量来衡量它的减震能力。假设履带式旅游观光车以速度前进，当其中一侧履带突然受到垂直障碍而使弹簧变形量达到最大时，即吸收全部能量。图17 减震弹簧示意图8 履带履带式旅游观光车性能的计算分析8.1 履带式旅游观光车的受力在确定行走装置的初步参数后，还应计算是否符合履带式旅游观光车的工况要求，履带式旅游观光车受力示意图如下：图18 履带式旅游观光车受力简图G重力 支持力 驱动力 外行走阻力当履带式旅游观光车进入泥土里一端下陷时，外行走阻力增大，则外阻力产生的阻力矩浆大于i，那么发动机的转速将会下降甚至可能熄火，这时有可能发动机功率不足而引起履带式旅游观光车不能前进，那么这是可以提高行走装置的附着力或降低外行走阻力从而让履带能够继续前行。8.2 履带式旅游观光车的行走特性表5 履带行走特性履带板型式行走阻力kg外行走阻力kg滑转率%无间隔6404405.5大间隔7.35037.1小间隔5743744.2已选用的橡胶履带为无间隔履带板型式附着力应大于等于各阻力之和才能使之前行，无间隔行走阻力为640kg1kg=10N 640kg=6.4KN 则（符合条