联合收割机行走装置设计

联合收割机行走装置设计JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY本 科 毕 业 论 文（设 计）题目： 学 院姓 名学 号专 业年 级指导教师联合收割机行走装置设计摘要履带式联合收割机的行走性能决定了它在农田中作业明显的优势，履带大的接触面积用于提高在湿软地上的通过性能，同时防止沉陷，打滑。同时橡胶履带是一种新型橡胶传动带，具有接地压强小、牵引力大等诸多优点，其主要应用于农业机械。在设计的过程中要考虑要考虑收割机跨沟，跨田埂的能力，还需要有良好的机动性能，对于南方的小田地来讲，要求收割机有较小的转弯半径 并且转弯性能要好，这样也有利于提高机组的工作效率。在设计中需要计算履带长度，驱动轮，从动轮大小，以及驱动轮轴的设计等。关键字：履带 ； 行走装置； 收割机联合收割机行走装置设计ABSTRACTCrawler walking of the combine harvester performance determines its obvious advantages in the farmland homework, caterpillar large contact area for the increase in soft ground by performance, at the same time prevent subsidence and slippage. Rubber tracks is a new type of rubber belt at the same time, the advantages of small ground pressure, big traction, and many other advantages, the main application in agricultural machinery. Want to consider to consider in the design process of harvester cross ditch ,across the ability of, you also need to have good maneuver performance, for the southern small fields, requires the harvester has a smaller turning radius, and turning performance is better, this also is helpful to improve the work efficiency of the unit. Is needed in design calculation length of track, driving wheel and driven wheel size, as well as the design of the drive shaft and so on.Key word ： caterpillar ； Walking device ； harvester联合收割机行走装置设计1目录1 绪论 .11.1 国内收获机械发展概况 .11.2 国外收获机的发展概况 .22 联合收割机行走装置选择的条件 .22.1 选择履带式行走机构的理由 .32.2 履带的作用 .32.3 对履带设计的要求 .32.4 选择履带的材料 .32.5 履带式联合收割机行走装置的组成 .32.6 小型水稻联合收割机行走装置的特点 .42.7 履带式行走装置的行走原理 .43 悬架的选用 .53.1 悬架的概念 .53.2 悬架的作用 .53.3 设计时对悬架的要求 .53.4 悬架的类型 .53.5 各种悬架的特点 .53.6 悬架的选用 .54 橡胶履带的设计与规格的选用 .64.1 橡胶履带的特点 .64.2 橡胶履带的构造 .64.3 橡胶履带规格的选择 .7联合收割机行走装置设计24.4 履带的表示方法 .105 驱动轮的设计 .105.1 驱动轮的的配置 .105.2 驱动轮节距的定义 .105.3 驱动轮相关参数的计算 .115.4 驱动轮其它参数的确定 .125.5 确定驱动轮齿槽形状 .135.6 驱动轮的强度计算与校核 .156 制动器的设计 .166.1 制动分类 .166.2 制动器的分类 .166.3 按结构型式分类 .166.4 制动器的选用 .166.5 制动器性能的验算 .187 轴的设计 .197.1 轴的分类 .197.2 拟定轴上零件装配方案 .197.3 计算各轴段的直径和长度 .197.4 轴的校核 .218 支重轮的设计 .228.1 支重轮的作用 .228.2 对支重轮设计的要求 .228.3 支重台的选用 .238.4 支重轮的型式 .23联合收割机行走装置设计38.5 支重轮个数的确定 .238.6 支重轮材料的选择 .249 托轮的设计 .249.1 托轮的作用 .249.2 托轮的安装位置 .2410 导向轮的设计 .2410.1 导向轮的作用 .2410.2 如何选择导向轮 .2511 张紧装置的设计 .2511.1 张紧装置的作用 .2511.2 张紧装置的形式 .2511.3 张紧装置的调整 .2711.4 减震弹簧的设计 .2711.5 弹簧的选择 .2811.6 验算弹簧疲劳强度及静安全系数 .3012 履带联合收割机性能的计算分析 .3112.1 收割机的受力 .3112.2 收割机的行走特性 .3213 履带联合收割机的转向性能与分析 .3313.1 转向时联合收割机以及履带的运动情况 .3413.2 转向时履带与土壤相互作用分析 .35参考文献 .38致谢 .39联合收割机行走装置设计11 绪论作物收获是整个农业生产过程中夺取丰收的最后一个重要环节，对谷物的产量和质量都有很大的影响，其特点是季节性强、时间紧、任务重，易遭受雨、雪、风、霜的侵袭而造成损失。因此，实现谷物收获作业机械化对于提高劳动生产率、减轻劳动强度、降低收获损失、以确保丰产丰收具有极其重要的意义。1.1 国内收获机械发展概况这一阶段所完成的主要是引进和仿制工作。1949年开始从前苏联引进C6牵引式，此后又相继从其他国家引进一些机型。牵引式机器有：联邦德国的克拉斯、兰茨、英国阿尔滨等。经过多年的试验选型和农场的实际使用，曾先后选定几种机型进行仿制，但最后投产的只有1956年投产的GT4.9牵引式联合收割机。尽管产品的数量不多、制造质量也不高，而且在此期间国内少数单位自行设计研制的一些小型联合收割机均未成功，但此时我国已初步掌握了联合收割机的生产和制造技术。发展阶段这一阶段是我国联合收割机迅速发展的时期。全国不仅涌现出一批新的专业联合收割机厂，而且还发展了相应的配套件厂，这些工厂通过扩建、技术改造，生产能力有了很大提高。到70年代末，一个比较完整的联合收割机制造业已初具规模，联合收割机年产量也已达到6000台的水平。尽管其中有的机型是国外四五十年代技术水平的老机型，机器性能相对比较落后，但这一阶段我国的联合收割机事业却是飞速发展的。而且，这段时间的工作使我国设计研究联合收割机的水平有了长足的进步和提高，逐步具备了独立设计开发新产品的能力。利用引进技术发展阶段这个阶段是谷物联合收割机发展过程中一个艰难而又复杂的时期，经历了一个极大的起落过程。1980年前后，改革开放政策对联合收割机的发展产生了巨大的影响。经过几年的努力，引进的机型陆续投产，我国的联合收割机行业联合收割机行走装置设计2的科学技术在许多方面从原来比较落后的状态，一下子跨到80年代初的国际先进水平，有了一个划时代的飞跃。但是，由于80年代初农村经济比较落后等一些其它因素的影响，联合收割机市场明显萎缩。自1982年起，全国产量由6000台一下子降到1000余台。到80年代中后期，随着农村经济的发展，市场逐渐恢复。到进入90年代，不仅产量恢复到了历史最高水平，而且新试制的产品，特别是中小型拖拉机悬挂的品种型号繁多，出现了制造、开发、选购收获机的新局面。到90年代中后期，我国的收获机发展更加迅速，不仅各种类型机械齐全，性能也不断完善，而且产量也大幅度提高。仅1997年全国年生产联合收割机35105台，比1982年提高了几倍。而且，市场也比较看好，年终售出31955台，呈现出了良好的发展势头，开始了我国收获机发展的又一个崭新的阶段。1.2 国外收获机的发展概况国外收获机发展比较有代表性的国家和地区为欧美及日本等地。欧美多为全喂入脱粒，机型大，生产率高，适合较大规模的生产条件；日本则以中小型水稻收获机为主，多采用半喂入，机型小，生产率相对较低。目前，世界收获机械的发展，不仅在传统的收获机上增设了许多电液自动化控制系统，如凯斯公司的2300系列大型联合收获机上设置了GPS接收装置，为将来精确农业的发展奠定了基础。而且，突破了传统的收获工艺，发展了割前脱粒。如东北农业大学研制的气吸式割前脱粒联合收获机，英国谢尔本公司生产的梳脱台等。总之，世界收获机械正向着自动化、适用化、多样化方向发展。2 联合收割机行走装置选择的条件本设计的联合收割机为履带式小型联合收割机，型号为4LB1.3 4农业机械 L联合收割机 B半喂入 1.3割副1.3m联合收割机行走装置设计32.1 选择履带式行走机构的理由履带式行走机构具有以下特点：接地面积大，下陷深度小，对水田作业适应性强拐弯灵便，拐弯半径小具有跨沟和跨田埂能力大;因此履带式行走机构常用于水田作业的联合收割机行走装置中。2.2 履带的作用履带的作用是把整个收割机的重量传递给地面，并且依靠履带与地表接触而行走的一种机构。2.3 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。2.4 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。所以此收割机选用橡胶履带。2.5 履带式联合收割机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。联合收割机行走装置设计4图1 履带式行走装置结构简图1驱动轮 2履带 3托轮 4导向轮 5支重轮2.6 小型水稻联合收割机行走装置的特点虽然水稻联合收割机行走装置与拖拉机行走装置在结构上有相同之处，但水稻联合收割机具有它独特的特点。主要有：它不需要传递大的切向牵引力，所以它的零件材料和结构可以相对简单，这样可以减轻自身重量，另外采用履带式可以增大与地面相接触的面积，减小接地压力，使之下陷变浅，同时提高了水田作业中小型田地的跨沟跨埂能力，它还具有较大的离地间隙和较灵便的转向机构。2.7 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，从而整个收割机向前行驶。表1 4LB1.3型联合收割机的主要技术参数整机重量 1130Kg 生产率 2.53.5亩/小时联合收割机行走装置设计5割幅 1.3m 总损失率 2.5%轨距 800mm 接地压力 0.18公斤/3 悬架的选用3.1 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。3.2 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。3.3 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。3.4 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。3.5 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。联合收割机行走装置设计63.6 悬架的选用根据小型联合收割机的特点，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。4 橡胶履带的设计与规格的选用4.1 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。4.2 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。 钢丝联合收割机行走装置设计7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，可以使收割机转向灵活，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。4.3 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G1.07=1.04=1040mm(这里G以t为单位)q=0.15（Kg/）=2.5B轨距根据已有参数，轨距B=800mm=2.857 且 则B=（578mm 符合要求b=（q=0.150.2 Kg/） b=（271362 ）mm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）18 11001760联合收割机行走装置设计820 1255196035022 1347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72， 84 300轮齿型 90 330（此公式G单位为Kg）=（15（87根据表 3的参数选节距为90mm符合要求，即90mmL=2+（）=21040+0.5590+40=2755mm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*72 4757 24 82 A1 A2联合收割机行走装置设计9250*96 3538 25 70 BB1 B2250*109 3538 40 89 CG B1260*109 3539 30 84 AB B1280*72 4564 25 78 AL A2300*55 7086 29 86 B1 B1350*90 3056 24 76 AP A2350*100 3660 45 112 AA A2350*108 4046 40 90 CG B1履带总长L=K=9032=2880mm=2.88m 联合收割机行走装置设计10图3 橡胶履带示意图4.4 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）联合收割机行走装置设计115 驱动轮的设计5.1 驱动轮的的配置驱动轮有两种安装形式，即安装在前面成为前驱动；安装在后面成为后驱动。根据实验样机类型为背负式，拖拉机动力在后面，则为后驱动形式。5.2 驱动轮节距的定义对于轮齿式啮合传动来说，驱动轮与传动件啮合时，其节圆上相邻两个啮合点的弦长即为驱动轮的节距。驱动轮节距与履带节距相等时为正常啮合，驱动轮节距与履带节距不等时为特种啮合。5.3 驱动轮相关参数的计算驱动轮节圆直径计算公式 D=Z驱动轮齿数对于轮齿式啮合传动，驱动轮轮齿与传动件啮合时，其节圆上相邻两个啮合点的弦长即为驱动轮节距，则可以用图表示为联合收割机行走装置设计12图4 驱动轮节距示意图ab履带节距 cd驱动轮节距 od驱动轮节圆半径根据比例关系得 =根据公式 ob=根据收割机的速度，驱动轮转速及履带的节距，估算驱动轮齿数，生产率为2.5，V=m/s=0.43m/s则收割机的平均速度为0.43m/s(估算齿数)=V收割机速度 n与V对应驱动轮转速r/min设n=25r/min =11.5取驱动轮齿数Z=13设橡胶履带厚度为30mm则ob=187.9联合收割机行走装置设计13od=ob-bd=188-=173mm驱动轮节距=od=82.9mm取=83mm则D=345.8D在标准值（小型联合收割机）（250mm取驱动轮节圆直径D=346mm=3.84 在标准取值（2.54）之间驱动轮一般用45号钢铸成，经过淬火后，轮齿表面硬度要达到HRC45505.4 驱动轮其它参数的确定经计算驱动轮节圆直径D=346mm 齿数Z=13则 齿顶圆直径=D+1.25-=346+1.2590-45=413mm齿顶圆直径=D+ （1-）-=346+（1-）90-45=380mm由于=（ 380取分度圆弦高=D-=346-45=301mm=（0.625+ ） -0.5=（0.625+ ） -0.5=39.2939mm=0.5（ =0.5由于=（ 23取联合收割机行走装置设计14最大齿跟距离（奇数齿）=D-=346-455.5 确定驱动轮齿槽形状根据试验表明，齿槽形状在一定范围内变动对履带行走和传动不会有很大影响。图5 驱动轮图图6 齿槽形状简图齿侧圆弧半径 （最小齿槽形状）=0.008（+180）=0.008+180）=125.64mm（最大齿槽形状）=0.12（Z+2）=0.1245 联合收割机行走装置设计15定位圆弧半径 （最大齿槽形状）=0.505+0.069=22.97mm（最小齿槽形状）=0.505=22.73mm定位角 （最小齿槽形状） =- =（最大齿槽形状） =- =（5.6 驱动轮的强度计算与校核驱动轮轮齿须按最严重的工作情况进行计算，即按档转弯时发动机全部功率传给一侧履带时的切线牵引力计算，此时一侧履带相应的地面附着力P可以认为近似于整个机重G，即P=G驱动轮轮齿的强度计算，通常按挤压强度和弯曲强度计算轮齿节距 许用挤压应力b=-2=83-45.7=37.3mm=3.58Mpa以45号钢经调质处理为例，轮齿与传动件相接触只有一边相互作用，则挤压应力相当于切应力【】 则【】=155Mpa （符合标准）联合收割机行走装置设计16，设载荷作用于齿顶，则h齿高 W抗弯断面系数h=-=397-301=96mm以渗碳淬火钢为例，HRC=455 0时，弯曲疲劳极限 =360Mpa根据公称尺寸（与花键类似）Dd=34639720 （20为齿厚估算）选10260 W=1360360Mpa（符合标准）6 制动器的设计6.1 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，此设计的联合收割机采用机械制动。6.2 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。此设计的联合收割机采用常开式。6.3 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。联合收割机行走装置设计176.4 制动器的选用履带式联合收割机制动器最常用的作用是帮助收割机转向，其制动力矩根据无牵引负荷时工作做急剧回转确定，一般履带式联合收割机采用带式制动器，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联合收割机行走装置设计18图8 带式制动器受力简图6.5 制动器性能的验算已知数据：联合收割机重量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联合收割机最大转矩T=50 Nm Nm联合收割机行走装置设计19则此设计的制动器合格7 轴的设计7.1 轴的分类转轴：既承受弯矩又承受扭矩的轴心轴：只承受弯矩而不承受扭矩的轴传动轴：只承受扭矩而不承受弯矩（或弯矩很小）的轴很明显此联合收割机驱动轮轴的设计为传动轴。7.2 拟定轴上零件装配方案轴的结构确定主要取决于轴的安装位置及形式，轴的联接方法以及载荷的分布情况，轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置，轴上的零件应便于装拆和调整，轴应具有良好的制造工艺性等条件。初步确定轴的形式为：图9 驱动轮半轴7.3 计算各轴段的直径和长度轴的扭转强度条件=】联合收割机行走装置设计20-扭矩切应力MPaT-轴所受的扭矩Nmm-轴的抗扭截面系数P轴传递的功率d-计算截面处的直径mm轴的材料选用45号钢调质处理 =110则轴与驱动轮联接部分的直径d=110 设履带前进最大速度为3m/s 则n=60=143.3r/min发动机功率P=15.7kwd52.7mm第一段取d=54mm由于制动带宽度为40mm，取第一段长度为为85mm第二段为了满足轴承端盖的要求需要制出一轴肩，故取第二段直径为60mm 长度取50mm初步选择为滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力作用，则选用单列圆锥滚子轴承，轴承选取0组游隙选用圆锥滚子轴承30313，其尺寸为d*D*T=65*140*36 故第三段和最后一段直径为65mm 第三段长度为64mm 最后一段长度为36mm取第四段安装齿轮处的轴段直径为70mm，齿轮的左端与左边轴承采用套筒定位取长度为76mm，齿轮的右边为轴肩定位取直径为80mm长度为12mm联合收割机行走装置设计217.4 轴的校核根据轴分析轴的受力如图所示：图10 轴的受力示意图=9549=9549=1046.2N=1046.2=521.5Nm图11 轴的弯矩示意图最大弯矩在B点，B 段直径为70mm该处抗弯截面系数=0.1=0.1=34300弯曲应力=Mpa=15.2Mpa经过查表45号钢经调质处理：联合收割机行走装置设计22抗拉强度极限=640Mpa 屈服强度极限=355Mpa弯曲疲劳极限=275Mpa 剪切疲劳极限=155Mpa许用弯曲应力【】=60Mpa【】根据BC段分析，受扭矩作用T+M=0 则T=1046.2Nm图12 轴的扭矩示意图抗扭截面系数=0.7=68600最大切应力=15.3Mpa=155Mpa该轴符合设计要求8 支重轮的设计8.1 支重轮的作用支重轮把整个联合收割机的重量传递给地面，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。8.2 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。联合收割机行走装置设计238.3 支重台的选用支重台有单梁和双梁，一般小型联合收割机用单梁，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。8.4 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8.5 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联合收割机行走装置设计24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8.6 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。9 托轮的设计9.1 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。9.2 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。联合收割机行走装置设计2510 导向轮的设计10.1 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。10.2 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。导向轮直径d与履带节距的关系式为=2d=（2）=902 ）=（180360） mm导向轮的材料一般用45号钢或球墨铸铁浇铸而成。11 张紧装置的设计11.1 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。11.2 张紧装置的形式在联合收割机中，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。联合收割机行走装置设计26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联合收割机行走装置设计27图16 导向轮与张紧装置实物图11.3 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。11.4 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。联合收割机行走装置设计28假设联合收割机以速度前进，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。根据能量守恒定律可知：m=（=（=93.2mm，取平均值 G单位为Kg 单位为mm图17 减震弹簧示意图11.5 弹簧的选择设选用累C级碳素弹簧钢丝，直径规格为（0.08）mm 类受循环载荷作用次数在1以上的弹簧 类受循环载荷作用次数在1范围内且受冲击载荷的弹簧B级用于低应力弹簧，C 级用于中等应力弹簧，D级用于高应力弹簧螺旋弹簧曲度系数K=+联合收割机行走装置设计29当C8时，稳定性差，受力时容易弯曲当弹簧直径d=（2.56）mm时 C=（49） C为弹簧旋绕比设C=6 K=+=+=1.253d=1.6K曲度系数 F工作载荷 C旋绕比 当d=2.5mm 时=1660Mpa d=6mm时=1420Mpa=0.4（ 14201660）= （568664 ）Mpa设工作载荷F=2000N d=1.6= d=1.6=（7.68.2）mm取标准值d=8mm弹簧有效圈数n=切变模量7.9Pa弹簧中径=dC=86=48mm 取标准值 则弹簧节距p=16.5mm变形量= =2000N =93mm有效圈数n=15.04 取n=15选择冷卷压缩弹簧 两端圈并紧并磨平 =12.5 取2则总圈数=n+=15+2=17圈实际最大变形=92.7mm经查表节距p=16.5mm弹簧自由高度=np+1.5d=1516.5+1.5=260mm联合收割机行走装置设计30压并高度（两端面磨削圈）=d=178=136mm螺旋角=arctan= arctan展开长度=3.14细长比b=5.2弹簧两端固定b5.3 一端固定一端回转b3.7 两端回转b2.6b=5.25.3(符合要求)11.6 验算弹簧疲劳强度及静安全系数当C=6时 K=1.253=623.5Mpa设最小工作载荷为500N=623.5=155.9Mpa=0.5 =0.45经查表弯曲应力=1280Mpa=0.5=640Mpa=0.4