履带式移动底盘设计1.doc

履带式移动底盘设计 第 28 页 共 28 页履带式移动底盘设计作者：xx 指导老师：xxxxx大学工学院 11机制3班 合肥 230036下载须知：本文档是独立自主完成的毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。另外：有需要电子档的同学可以加我2353118036，我保留着毕设的全套资料，旨在互相帮助，共同进步，建设社会主义和谐社会。摘要：本次设计对象是田间转运机的履带式底盘。该型号的田间转运机主要是应用于农田，泥地，雪地等路况下搬运，转运货物。由于其使用环境比较恶劣，因此其通过性，环境适应性要好。履带式移动底盘具有良好行走平稳性，对地比压小，不会对农田的土壤压实。针对这一要求，我们使用履带式移动底盘的设计。第二，该型号的田间转运机设计的行走速度比较小，而动力系统采用农用小型的汽油机，传动装置采用二级圆柱齿轮变速器。在该次设计中，对齿轮传动装置中两对齿轮进行强度计算，从而确定两队齿轮的尺寸参数，从而是其满足动力需求。另外就产品设计选择履带底盘的个组件的型号与尺寸，使其满足农机的使用要求。关键词：履带式底盘 变速器 齿轮强度计算 驱动轮 引导轮 1 引言 目前，在农用机械方面，主要存在着轮式移动底盘和履带式移动底盘。在特殊地形条件下，履带式移动底盘越来越凸显了其优越性。因为履带式农用车辆的对地比压显然比轮式底盘的要小得多。我们知道，土地要疏松比较有肥力，如果太板结则影响农业生产。履带式与轮胎式相比，因履带与地面接触面积大，故对地面平均比压小，可在松软、泥泞地面上作业。我国生产履带式移动底盘的历史较短，与世界发达国家相比，仍然存在着不小的差距。但是近些年来，随着相关技术的发展，履带式底盘的发展也迎来了一个黄金期，相信未来我国的履带式移动底盘的技术会跟上国际上的主流脚步。为了实现农业现代化，农业机械化也是必须要走的一步路，目前，使用履带式移动底盘在农业机械上也是主流选择。本次设计的对象是田间转运机的履带式底盘的设计，该机型是小型的多功能农用车辆，适用于田间，能够完成搬运，撒药多种工作。并且履带式接地比压较小，不会对农作物收到挤压伤害。该农业机械的通过性好，爬坡能力强，可以通过搭一个跳板实现物品的上下转运。两侧边门可以自由拆卸，扩大承载面积。后门可以拆卸实现倾翻倒卸，总体来说，设计对象是比较适合农业使用的。该型田间转运机的动力输出是依靠汽油机，驱动履带底盘的驱动轮来使得车辆前进的，所以整个底盘的关键问题是如何选择合适的变速箱的传动比。为了适用于各种不同的使用环境，需要设计不同的挡位。在该型小型农用机械中采用的是手动挡变速箱，相对于自动挡的变速箱，其经济适用性还是比较好的。在现阶段，手动挡变速箱仍然具有不可替代的位置。在农用机械上履带式底盘相对与轮式底盘，具有比较明显的优势。这是因为相对于田间地头比较复杂的使用情况，一般有坡地，或者土地松软等情况，这种情况下，农用机械使用履带式底盘比较好，因此设计农用机械是采用履带式底盘是比较符合实际使用要求的。1905年美国人本杰明 霍尔特首先将履带式底盘运用到农业机械上，次年他终于将这一设想变成了现实，研制成功世界上第一台全履带式的农业机械。自此，履带式底盘在农业生产上发挥了巨大的作用，而为了进一步优化履带式底盘的使用性能，一代又一代科技工作者在该课题上付出了巨大的心血。1993 年M. J . Dwyer ,J . A. Okello ,A. J . Scarlett等介绍了西尔索伊研究所(Silsoe Research Institute)在橡胶履带上所作的工作,建立预测橡胶履带性能的两种数学模型。一种假设履带是无限刚性,一种假设是无限柔性。用两种模型预测的性能和从一专用实验车辆的试验履带装置上得到的田间数据相比,实测数据在两种模型预测值之间。试验车数据显示,接地长是影响牵引性能的最重要的因素,在接地长上的压力分布也是重要的。但履带的张紧在一定的范围与所试验的田间条件下是不重要的。图7是橡胶履带车辆和四轮驱动拖拉机的牵引效率,在不同滑转率下的计算值与试验结果对比,结果显示橡胶履带最高效率比轮式高10%20%。1994 年加拿大Alberta 农业机械研究中心(Al2berta FarmMachinery Research Centre) Reed Turner 研究了在四轮驱动Case2IH 9250 拖拉机上装4 个Gilbert和Riplo“GripTrac”橡胶履带驱动装置。经过了上世纪以来履带式移动底盘在农业方向的发展，这项技术已经得到了长足的发展，已经很成熟了。但是对于动力输出的稳定性仍然有提高的空间。履带式底盘的最大的优势是在于其良好的通过性上，它具有良好的越障性能和稳定性。因此转悠履带式行走底盘的农用机械在应对复杂的田间环境时，能很好的完成工作。首先，本设计采用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。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（挖掘机）再结合农用的履带（拖拉机）对整个装置进行较完整的配合与加工等一系列的设计。除了对变速箱进行设计，以满足该型田间转运机的动力输出要求，还应该对履带底盘的某些特殊结构进行计算。2 传动系统的设计2.1 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。产品的技术指标名称型号7B-220A机体重量 Kg156载重量 Kg320机体尺寸长 mm1620宽 mm600高 mm830履带接地面长 mm650履带中心距 mm410货箱底板高度 mm295额定功率KW/rpm3.6/3600发动机重量Kg18启动方式手拉绳反冲启动最低燃料消耗g /kWh395油箱容积L3.6机油容量L0.62.2 动力系与传动系a） 发动机选择针对田间转运机的使用目的和工作环境（该型田间转运机的设计初衷是为了减轻人力搬运和其他农业作业时的劳动强度，可以能够在农田，果园，苗圃，雪地等场地自如的完成搬运工作，其工作类似于一个搭载有动力的小型搬运车。）该田间转运机的设计时速下限为0.5km/h，最高时速也不超过5km/h。由于汽油机的结构简单，价格低廉，运转平稳，易于维修等优点，汽油机经常使用在小型机械上，在该田间转运机上也采用汽油机。在发动机的选择上，除了要考虑动力方面的要求，还要综合考量发动机的尺寸，油箱大小，以及排放要求等。在这个选择范围内，考虑了168F,170F。170汽油发动机总体设计紧凑，动力输出强劲，最大功率达到了5.0kw，单缸四冲程，油箱容量3.1L。主要优点是气门设计更加优化，使得汽油机在工作时温度更低，易于清洁，这样有利于延长发动机的寿命。铸铁缸套、锻造曲轴、镀络活塞环等加强设计，提高了发动机的强度和耐磨性。燃油开关的设计也有效的防止运输过程中既有进入缸体造成损坏。168F汽油机同样是单缸四冲程的，不过其采用顶置气门设计，进气门和排气门采用悬挂设计，有利于减少整机系统往复运动的重量，提高了发动机的效率。设计的额定功率为3.1Kw，较之170型汽油机的额定功率小一些，也更加符合该田间转运机的动力要求。另外对于168型汽油机，总排气量196ml,油箱容量3.6L，最低燃料消耗395g/kwh，比较好的满足田间转运机的要求。综合来看，对于田间转运机选择wm168F型汽油机。b) 变速器的类型与选择变速器是随时能够改变传动比的传动机构，一般是机器整个传动系统的一部分。目前存在着多种类型的变速器，手动变速器是采用不同齿数的齿轮相配合，达到有不同的传动比的目的。通过传动比的变化，来改变发动机的转速与扭矩，使得履带底盘的驱动轴有合适的转速与扭矩。针对上述问题，我们对于履带底盘变速箱的设计提出一下要求：a) 根据汽油机的输出功率和实际行驶速度，确定比较合理的变速器的挡数和传动比。b) 确定履带式底盘的相关尺寸参数。2.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 一）选择二级齿轮变速器如图1所示：图1二) 发动机的功率与行驶速度 查阅相关资料得知该型田间转运机的发动机的额定功率是3600r/min；载重量220kg;整机重量155kg;取行驶速度为5.4km/h;外形尺寸（长宽高）：1600700830。三）传动比计算与分配履带式行走底盘的行驶速度为5.4km/h=1.5m/s;驱动轮线速度vm=r=2rn驱动轮的转速n=vm2r=1.523.140.12=1.99rs=119.4r/min由确定的发动机的满载转速nm和驱动轮转速n,可以计算传动装置的总传动比为：ia=nmn=3600119.4=30.2其中总传动比ia=i1i2in根据二级齿轮减速器传动比分配图，为是两个大齿轮的直径接近一些，取i1=6.96,那么i2=i/i1=30.2/6.96=4.34四）计算传动装置的运动和动力计算将上图中传动轴按照转速的由高到低的顺序分为 轴，轴， 轴。以下计算三根轴的转速与转矩。为了后面计算的叙述，先行规定：相邻轴的传动比：i0 , i1相邻轴的传动效率：0 ， 1各轴的输入功率：T0 ， T1各轴的转速：n0 ,n1计算各轴的转速轴：n1=nm=3600r/min轴：n2=n1i1=36006.96=517.2r/min轴：n3=n2i2=n1i1i2=360030.2=119.4r/minB)计算各轴的输入功率 轴：p=pd=3.1kW 轴：p=pn12=pn2n3=3.10.980.97=2.95kW 轴：p=pn23=pn2n3=2.950.980.97=2.80kW计算各轴的输入转矩发动机的输入转矩：Td=9550pdnm=8.22 Nm 轴：T=Td=8.22 Nm 轴：T=Ti1n12=8.226.960.980.97=54.38 Nm 轴：T=Ti2n23=54.384.340.980.97=224.37 Nm计算各轴的输出功率与转矩各轴的输出功率（转矩）等于该轴的输入功率（转矩）乘以效率0.98.（存在传动件的功率损耗）。例如轴的输出功率=2.950.98=2.89 kW计算各轴的转速轴：n=nm=3600 r/min轴：n=ni1=36006.96=517.24 r/min轴：n=ni2=517.244.34=119.18 r/min得传动装置的运动与动力参数如下表所示：各轴轴名功率转矩转速n（r/min）传动比i效率n输入输出输入输出轴3.18.223600轴2.952.8954.3853.29517.24轴2.802.74224.37219.88119.182.4 齿轮传动的设计与计算 齿轮类型，齿数，精度等级的选定 根据所选定的传动方案，我们选择采用直齿圆柱齿轮传动，其中压力角取为20。 根据各类机器齿轮传动的精度等级范围表查得，该型田间转运机为农用机器，选择8级精度等级。 根据常用齿轮材料表确定小齿轮材料为20Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。选择小齿轮的齿数Z1=18，那么大齿轮齿数为Z2=18*6.96=125.28，取为126。按齿面接触疲劳强度计算 查阅机械设计，得小齿轮分度圆直径计算公式：d1t32KHtT1du+1uZHZEZH2 确定计算式中的各参数1） 试选KHt=1.3；2） 小齿轮传动的转矩T1=9.55106pn1=8.224103 Nmm3） 根据圆柱齿轮齿宽系数d表，取d=1；4） 查得区域系数ZH=2.4；5） 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa126） 计算重合度系数Za1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=32.250。a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=22.330。=Z1tana1-tan+Z2tana2-tana2=1.709Z=4-3=0.8747) 计算接触疲劳许用应力H 查阅资料得大，小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa ; Hlim2=550MPa 应力循环次数： N1=60360062608=2.6961010 N2=3.5941096.96=0.516109 查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94 ；KHN2=1.00取失效概率为1%，安全系数s=1,根据机械设计相关公式为H1=KHN1Hlim1S=0.946001=564 MPa H2=KHN2Hlim2S=1.005001=550 MPa取H1和 H2中的较小者作为该对齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H2=550 MPa 。估算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZH2=321.38.22410316.96+16.962.4189.80.8745502=23.400mm重新定小齿轮分度圆直径1）圆周速度v=d1tn1601000=23.4003600601000=4.41m/s2) 齿宽b=dd1t=1*23.40=23.40 mm3)计算实际载荷系数KHa) 使用系数KA=1.75b) 查得动载系数为Kv=1.83c)齿轮圆周力：Ft1=2T1d1t=28.22410323.400=0.7103 NKAFt1b=1.750.710323.40=52.35 N/mm100N/mm 查得齿间载荷分布系数KH=1.2a) 查阅机械设计得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置，得到齿向载荷分布系数KH=1.420 。因此，实际载荷系数为KH=KAKVKHKH=1.751.831.21.420=5.45b) 由以上数据，计算得到分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=23.435.451.3=37.731 mm小齿轮模数为 m=d1Z1=37.73118=2.096 mm2.5 按齿根弯曲疲劳强度计算试算模数，即：mt32KF1T1Ydz12.YFaYsaF确定相关参数值1）试选KFt=1.32) 计算弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.25+0.75=0.6883）计算YFaYsaF a) 查得齿形系数为YFa1=2.68 ，YFa2=2.25 b) 查得应力修正系数Ysa1= 1.56 ，Ysa2=1.74 c) 查得大，小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa ; Flim2=380MPa d) 弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 ,KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.5 ,则有：F1=KFN1Flim1S=0.885001.5=293.33 MPa F2=KFN2Flim2S=0.903801.5=228 MPa YFa1Ysa1F1=2.681.56293.33=0.0143YFa2Ysa2F2=2.251.74228=0.0172由于小齿轮的YFaYsaF的值要小于大齿轮，所以YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0172 试算相关模数mt32KF1T1Ydz12.YFaYsaF=321.38.2241030.68811820.0172=0.921 mm调整齿轮模数1）圆周速度：d1=m1z1=0.92118=16.578 mm v=d1n1601000=16.5783600601000=3.12 m/s2) 齿宽b:b=dd1=16.578mm3) 宽高比b/h:h=2ha*+c*mt=2.072 mm bh=16.5782.072=8.00计算实际载荷系数KF1) 查表得动载系数为Kv=1.642) 查得齿间载荷分配系数KFa=1.03) 查得KH=1.421 , KF=1.28则载荷系数为KF=KAKvKFKF=11.641.01.28=2.104) 则按照实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=0.92132.101.3=1.081 mm根据上面分别按照齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算得知，按照齿面接触疲劳强度计算比较大。而齿轮模数m的大小主要取决与弯曲疲劳强度所决定的承载能力，齿面疲劳强度所决定的承载能力仅与直径有关，所以小齿轮的模数取按照齿根弯曲疲劳强度确定的模数1.081吗，并就近取标准模数1.5mm,按照接触疲劳强度计算得到的分度圆直径为d1=37.731 mm,因而得到小齿轮齿数z1=d1/m=37.731/1.25=30.18 。取z1=18，则大齿轮的齿数为z2=18*6,96=125.28,z2=125 ,此时大，小齿轮的齿数互为质数，避免了齿轮的局部齿的磨损，有利于提高齿轮的使用寿命。2.6 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径：d1=mz1=27mm d2=mz2=187.5 mm2)计算中心距：a=d1+d22=108mm3)计算齿轮宽度：b=dd1=127=27 mm在实际安装中，为了避免安装误差，一般来说小齿轮的齿宽会有小幅度的加宽，通常是510 mm,所以小齿轮齿宽b1=27+（5-10）=32-37mm ,取b1=35mm,而大齿轮的齿宽就取设计齿宽，b2=39mm 。2.7 圆整中心距后的强度校核在上面的一系列的计算中，最后得到了中心距。但是这中心距的值是不适合于加工制造的，因此要通过一些方法来对中心距进行圆整，具体来讲可以通过改变大小齿轮齿数，调整传动比，变位等实现圆整中心距。因此，采用变位齿轮的方法，将中心距圆整为110mm。而其他的齿轮的基本参数保持不变。计算变位系数和1）计算啮合角等=cos-1acosa=cos-1154cos20155= 20.992。Z=z1+z2=31+216=247X=x1+x2=inv-invZ2tan=1.222y=a-am=0.5y=X-y=1.222-0.5=0.7222) 分配变位系数x1，x2：坐标点Z2，X2=2472，1.2222=123.5，0.611查阅机械设计中外啮合，减速齿轮传动变位系数选择图，可取x1=0.498 x2=0.7243) 校核齿面疲劳强度：首先计算相关参数值如下所示：KH=2.45，T1=9.55106pn1=8.224103MPa，d=1,d1=8.75 mm, u=6.96a1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=28.712a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=22.322=Z1tana1-tan+Z2tana2-tana2=1.604Z=4-3=0.894ZH=2.6 ZE=189.8MPa12有H=2KHtT1dd13u+1uZHZEZ=496MPaH2)齿根弯曲疲劳强度校核首先计算相关参数如下所示KF=2.56 ，T1=9.55106pn1=8.224103MPaYFa1=2.86， Ysa1=1.74YFa2=3.46， Ysa2=2.64Y=0.25+0.75=0.718 ， d=1， m=1.25, z1=31代入计算式得：F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=22.5682242.861.740.71811.253312=80 MPaF1F2=2KFT1YFa1Ysa2Ydm3z12=22.5682243.462.640.71811.2532162=120 MPaF2 2.8 主要设计结论齿数z1=18，z2=125,模数m=1.5,压力角=20，变位系数x1=0.498 x2=0.724,齿宽b1=35mm，b2=39mm。小齿轮用20Cr（调质），大齿轮用45钢（调质）。齿轮按8级设计。3 第二对齿轮设计计算3.1 根据上面所计算的第一对齿轮，第二对齿轮所采用的材料与之一样，都选择直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。齿轮传动的精度等级为8级。试取小齿轮的齿数为Z1=24，那么大齿轮的齿数为Z2=24*4.34=104.16，取Z2=105 。3.2 按照齿面接触疲劳强度设计计算相关参数KHt=1.3，T1=5.474104Nmm, d=1, ZH=2.5 ，ZE=189.8MPa12，重合度系数：a1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=29.841 a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=22.761=Z1tana1-tan+Z2tana2-tana2=1.482Z=4-3=0.916计算接触疲劳许用应力H相关参数：Hlim1=580MPa ，Hlim2=530MPaN1=60517.24182608=5.164109N2=5.1641094.34=1.190109接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 ；KHN2=0.95H1=KHN1Hlim1S=0.915801=527.8MPaH2=KHN2Hlim2S=0.955301=503.5MPa取H=H2=503.5MPa试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1dd13u+1uZHZEZH2=50.722 mm重新定小齿轮分度圆直径1）圆周速度v=d1tn1601000=1.374m/s2) 齿宽b=dd1t=150.722=50.722mm3)计算实际载荷系数KHa) 使用系数KA=1.75b) 查得动载系数为Kv=1.18c)齿轮圆周力：Ft1=2T1d1t=2.158103N KAFt1b=74.45N/mm100N/mm实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1.751.181.21.420=3.52则分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=70.70mm相应的齿轮模数为m=d1Z1=2.95mm3.4按齿根弯曲疲劳强度计算试算模数，即：mt32KF1T1Ydz12.YFaYsaF确定相关的系数1）试选KFt=1.32) 计算弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.25+0.75=0.6883）计算YFaYsaFa) 查得齿形系数为YFa1=2.64 ，YFa2=2.21 b) 查得应力修正系数Ysa1= 1.55 ，Ysa2=1.72c) 查得大，小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1= 480MPa ; Flim2=360MPad) 弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84 ,KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.5 ,则有：F1=KFN1Flim1S=4800.841.5=268.8 MPaF2=KFN2Flim2S=0.893601.5=213.6 MPa YFa1Ysa1F1=2.641.55268.8=0.0152YFa2Ysa2F2=2.211.722213.6=0.0178取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0178试算该对齿轮模数mt32KFtT1Ydz12.YFaYsaF=1.446mm调整该对齿轮模数首先确定相关参数值：1）圆周速度：d1=m1z1=34.704 mmv=d1n1601000=0.94m/s2) 齿宽b:b=dd1=34.704 mm3) 宽高比b/h:h=2ha*+c*mt=3.254 mm, bh=10.665计算实际载荷系数KFKv=1.18，KFa=1.0，KH=1.423 , KF=1.35；则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.593则按照实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.547如同在设计第一对齿轮时一样，需要就近将该对齿轮的模数圆整为标准模数，这里就近圆整为m=2 mm。按照接触疲劳强度计算得到的分度圆直径为d1=50.722mm，因而得到小齿轮齿数z1=d1/m=25.361，z1取26，那么大齿轮z2=113。3.5几何尺寸计算1) 计算分度圆直径：d1=mz1=54mm d2=mz2=226mm2)计算中心距：a=d1+d22=140mm3)计算齿轮宽度：b=dd1=54mm在实际安装过程中，小齿轮的齿宽会有510mm的加宽，所以可以取b=55mm。3.6 齿轮的强度校核采用变位齿轮，中心距就近圆整为140mm。计算变位系数和1）啮合角=cos-1acosa=24.286Z=z1+z2=18+79=97X=x1+x2=inv-invZ2tan=1.67y=a-am=1.5,y=X-y=0.172）分配变位系数x1，x2：坐标点Z2，X2=48.5，0.835查阅机械设计中外啮合，减速齿轮传动变位系数选择图，可取x1=0.736 x2=0.9341）校核齿面疲劳强度：KH=3.52，T1=5.474104，d=1，d1=36mm，u=4.34a1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=32.250a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=23.582=Z1tana1-tan+Z2tana2-tana2=1.469Z=4-3=0.919，ZE=189.8MPa12，ZH=1.0 有H=2KHtT1du+1uZHZEZ=218MPaH。2)齿根弯曲疲劳强度校核首先计算相关参数如下所示KF=1.693，T1=5.474104MPa，YFa1=1.96， Ysa1=1.74YFa2=2,20， Ysa2=2.26Y=0.25+0.75=0.761， d=1，m=2, z1=36代入计算式得：F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=186MPaF1F2=2KFT1YFa1Ysa2Ydm3z12=270MPaF2 3.7 主要设计结论齿数z1=26，z2=113,模数m=2,压力角=20，变位系数x1=0.736 x2=0.934,齿宽b1=55mm，b2=39mm。4 底盘的相关尺寸设计与计算 农用车辆的传动装置是整个车辆中非常重要的一环，被视为履带车辆的“动脉”。传动系将发动机的动力传递给履带式行走系。由于履带式农用车辆需要能在复杂的情况下灵活的进行前进，后退，转向，越过障碍物，因此，传动装置的设计的好与坏，直接关系到整台拖拉机的使用性能，因此这是非常重要的。4.1 履带的选择履带一般有钢制和橡胶的，对于小型工业机械通常采用橡胶制的履带底盘，该田间转运机属于小型轻工业。履带底盘有一个非常好的优点就是能够保护地面，而农用机械不可避免的要经常行驶在公路上，所以只有橡胶制履带能够胜任。并且相对于钢制履带，橡胶是履带行走系统具有噪声小，行走过程稳定舒适。橡胶制履带采用的是一体成形的，相较于钢制的由小片段组成的链轮，减少了装配的过程，使得组装过程也更加利于上手。因此，该田间转运机采用两条橡胶履带。根据该型农机的尺寸及设计要求，履带的长度为1800mm,宽度为160mm。4.2驱动轮的选择 目前，履带式移动底盘的使用越来越广泛。因为农业生产的使用情况恶劣，在农业机械上使用履带式行走底盘更为常见。由于国家农业机械化的不断推进，农业机械的发展取得了长足的进步，相应的也带动了履带底盘的发展。近几十年以来，与履带机械有关的发动机技术，悬挂技术，转动技术等技术的迅猛发展不相符合的是，履带啮合技术，也即履带啮合副设计仍然停留在经验设计阶段。各种齿形的设计方法很多，没有一个统一的设计标准。这样就造成了履带啮合不规范，容易使啮合副质量低，磨损严重，寿命低。在设计之初，我们还要考虑的是驱动轮轮齿的磨损情况，一般来讲，驱动轮轮齿的磨损常发生轮齿的根部、前后侧面、左右侧面和轮齿顶部。驱动轮轮齿的另一磨损形式是顶部磨损。驱动轮可以在履带底盘前面或者后面放置，一般来说，驱动轮后置可以减少驱动段的长度，有效的提高效率，但是随着行走速度的提高，由于履带的震动和跳动会导致后置的驱动轮会带来更大的能量损失，因此驱动轮后置适用于低速行走机械，而高速机械是则采用驱动轮前置。田间转运机的设计时速脚底，属于低速农用机械，因此驱动轮采用后置的方式。我们所采用的链传动是通过特殊的的链条将具有特殊齿形的驱动轮上的动力传递到从动链轮。 根据以往的设计经验得知，链传动相比于带传动，打滑现象不存在。更具有带传动不具备的优点，诸如效率高，能精确传动，传动功率大，工作可靠等。一般来说，我们在设计过程中应当允许链轮齿槽形状能有一定的变动，这样做不但不会影响链传动的正常运转，并且能带来例如标准链轮能够互换，齿槽参数有变动余地的优点。综合以上的设计要求与标准，我们确定履带底盘驱动轮的齿数为z=11，齿顶圆直径da=240mm,齿根圆直径df=200mm。4.3 支重轮的选择支重轮一般就是安装在履带的中间，主要用于支承集体的重量，依靠其滚轮凸缘夹持链轨不使履带横向滑脱（脱轨），保证机械沿履带方向运动。支重轮一般可以分为半边支重轮和双边支重轮。一般由轮体、支重轮轴、轴套、密封圈、端盖等相关部件构成。在支重轮个数的选择上，在履带的接地长度一定的情况下，如果增加支重轮的个数，那么势必会使得每一个支重轮的尺寸减小，从而增大了支重轮对履带的行走阻力。如果要增大每个支重轮的直径，那么个数会减小，而较多的支重轮会使得履带机械在行走的过程中更加平稳。因此在支重轮的尺寸和个数之间需要有一个优化，使得最后结果是使得履带农机有一个最好的行驶效果。另外由于田间转运机是在田间使用，不可避免的有许多泥土，而如果支重轮的轮间卷入许多泥土，会大大影响履带车辆的行驶，所以支重轮采用封闭式设计。综合，确定履带支重轮的尺寸为支重轮的直径为150mm,轴径62mm,为了防止卷入泥土，有轴套套在轴上，这样形成封闭结构。4.4 引导轮的确定引导轮主要由引导轮轴、引导轮堵板、引导轮轮体和一些标准件（铁套、圆柱销、双金属轴套、螺栓弹簧、垫片浮动、油封浮油环、O形密封圈）组合而成，起作用主要是引导履带正确的卷绕，同时利用张紧装置使引导轮移动以调整履带的张紧度，所以引导轮既是履带的引导轮，有事张紧装置中的张紧轮。根据田间转运机的尺寸，以及配合履带其他组件的尺寸，确定引导轮的直径为62mm。5 总结 最初选择这个作为毕业设计的题目，是因为坦克多采用履带底盘，而自己对坦克比较感兴趣，所以选择了这个题目。随着自己阅读了一些文献，结合学校的特色，最终确定重庆威马公司生产的田间转运机作为对象。 履带式底盘运用到农业上已经有100多年的历史，由于农田土地松软，不适合轮式底盘车辆的使用。但是从轮式向履带式的发展不是一蹴而就的，而是有一个将普通轮式加高加宽的过程，1906年，美国人本杰明 霍尔特才生产成功第一台履带式拖拉机，这也标志着农用车辆一个新时代的来临，极大的促进了现代农业的发展。 通过此次田间转运机履带式移动底盘设计，对履带底盘的结构进行了分析，通过计算，并结合相关的文献资料，得到履带的一些初步数据，以及一些结构组成及安装方法有了一定的了解，并且对履带底盘的基本性能进行了粗略计算。对履带底盘的各个组成部分有所分析，对导引轮，承重轮，驱动轮，托带轮等均绘有cad图，对主要的驱动轮有详细的计算，根据计算，对各轮尺寸有所选择。对田间转运机的传动机构进行设计，对变速器中各队齿轮进行了强度计算，所得到齿轮模数，齿宽，齿数均符合设计需求。 新中国第一次将履带式移动底盘运用在农业上是新中国的第一台履带拖拉机是在1958年7月20日生产成功的，这象征着中国人耕地不用牛的时代的来临。在随后的四十多年里，东方红系列农用车辆走遍了祖国的山山水水，服务了亿万农民，也深深的改变了中国传统的农耕文化。每年于此，心中总是激动难平。原来以为农业研究没有什么意思，现在才知道为天下俯首农桑者谋便利，实乃大有可为。心之愈诚，行之愈恒。 在新的时期，由于中国的农业机械化的推广越来越普及，对于相关技术的研究需要不断的推进。底盘技术亦是其中非常重要的一环。轮式底盘和履带式底盘各有优缺点，需要综合考虑以做出选择。在本次毕业论文中，田间转运机属于小型农业机械，其适应性能要好，底盘尺寸小也更加适合履带式底盘。履带式底盘的研究发展经历了不少困难，而以后的发展，由于市场潜力，科研投入，国家政策等综合考虑，仍然需要相关科研技术工作者不断努力，为不断提高农业机械的产品性能做出贡献。 通过本次毕业设计，不仅对本学科的知识有了一个总体的回顾，增强了综合运用的能力，而且也对本学科有了一个全新的认识，知道作为机械学科以后的发展方向，自己应该往那些方向努力。在整个工作过程中，指导老师李兵对我提供了莫大的帮助，对于李兵老师提携后学，真的是由衷 的感谢。并且感谢在这个过程中帮助过我的同学，在此表示感谢。也希望自己在今后的工作学习当中能够运用的机械制造学科所给我的知识，有所进步。参考文献1 吴宗泽,罗胜国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，2012.22 璞良贵,纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2007.3 郑文纬，吴克坚.机械原理M.北京：高等教育出版社，1997.4 龚桂义，罗圣国.机械设计课程设计指导书M. 北京：高等教育出版社，2012.5 大连理工大学工程画教研室编. 机械制图. 北京：高等教育出版社 19936 成大先 主编.机械设计手册