纯电动履带底盘行走系统结构设计

PAGE纯电动履带底盘行走结构设计学生：李新月指导老师：胡文武（湖南农业大学机电工程学院，长沙410128）摘要：履带车在人类生产生活中正发挥着越来越重要的作用，例如用以运输货物的履带运输车、用于军事的履带式装甲车辆、在建筑施工方面必不可少的履式挖掘机以及运用于农业的农机履带车等等。履带车辆相比于轮式车辆与地面的受力面积更大，摩擦力也随之增大，抓地力好，不易造成轮陷，并且结构简单，结实耐用，因此主要用于在条件艰难的环境下作业。由于履式车辆作业环境的特殊性，其行走系统为整个车辆的核心，对其的研究与改进一直以来都备受关注，本文旨在运用相关知识设计以电动机为动力的履带底盘行走系统，选择合理参数并对其受力分析，以达到零污染、稳定性好、安全性高的目的。关键词：纯电动；履带底盘；行走系统；受力分析DESIGNOFpureelectriccrawlerchassiswalkingsystemStudent:LiXinyueTutor:HuWenwu(CollegeofEngineering,HunanAgriculturalUniversity,Changsha410128,China)Abstract:Trackedvehiclesareplayingamoreandmoreimportantroleinpeople'sproductionandlife,forexample,crawlervehiclesforthetransportofgoods,armouredtrackedvehiclesformilitaryuse,crawlerexcavatorsessentialforconstructionandagriculturalcrawlersforuseinagriculture,etc..Comparedwiththewheeledvehicle,thetrackedvehiclehaslargerforcearea,higherfriction,bettergrip,lesswheeltrapping,andsimplestructure,stronganddurable,soitismainlyusedindifficultenvironment.Becauseoftheparticularityoftheworkingenvironmentofthetrackedvehicle,itswalkingsystemisthecoreofthewholevehicle,andtheresearchandimprovementofithavebeenpaidmuchattention,thepurposeofthispaperistodesignthecrawlerchassisrunningsystempoweredbyelectricmotor,selectreasonableparametersandanalyzeitsforce,soastoachievethegoalofzeropollution,goodstabilityandhighsafety.Keyworks:PureElectric；CrawlerChassis;；walkingsystem；forceanalysis1前言研究背景及意义如今，常见的车辆可以分为轮式车辆和履带式车辆。轮式车辆因其与地面接触面积小导致接地压力大的原因容易产生轮陷等各种问题，而履带可以大幅减少路况对载重车辆的限制，从而提高战车在恶劣路况下的战术机动，减少各种风险的发生。履带式车辆还具有爬坡能力强，转弯半径小，跨沟越耕能力强的特点，因此大部分的装甲战车和其他在恶劣环境下作业的车辆都使用履带，履带在农业，工程建筑，现代军事等领域发挥着十分重要的作用。例如履带式机器人，它的优点有越障能力、地形适应能力强，可原地转弯，适合野外、城市环境等，尤其在爬楼梯、越障等方面都优于轮式机器人。不仅如此，采用电动机作为驱动装置也有许多优点。例如电动式汽车可以有效地缓解能源危机，在运行过程中几乎做到零污染，大大减少了污染气体的排放，起到了保护环境的作用；第二，国家在市场上对于电动车辆给予一定补贴，在油价高企的今天，电动车辆的成本与运行费用要远小于传统汽车，因此在需要履带式车辆的领域，纯电动履带车辆非常适合平民百姓的使用；最后，履带车辆结构简单，维护方便，不需要复杂的传动机构和占据了大量空间排气系统。基于以上种种理由，我认为纯电动式履带底盘行走机构可以广泛应用于挖掘机、拖拉机、等野外作业车辆，并且它必将成为机械工程上的一大趋势。而因其行走条件的恶劣，对履带底盘行走系统结构进行研究与设计是十分必要的，不仅要求该行走机构具有足够的强度和刚度，而且要求具有良好的行进和转向等能力。国内外研究现状及发展趋势建国以来，我国履带式车辆的发展一直坚持走自主研制和引进先进技术相结合的道路，取得了丰硕的成果。履带式行走机构最早是在20世纪初成功应用于军用战车坦克上，如今不仅在坦克上，拖拉机、挖掘机、推土机，甚至在智能机器人上都已经广泛应用了履带式行走机构，对其的研究与运用越来越广泛。目前我国对履带车辆的各个方面都有大量的研究文献，例如在如何优化履带式车辆起步、转向、行走不同步问题上有瞿丽的《双电机驱动履带车辆转向制动力矩控制方法研究》、崔皆凡的《基于模糊控制的多电机神经元PID同步控制》、王孟英的《双电机独立驱动履带车辆转向特性研究》等，这些学者不断思考，从试验中总结经验，才有了这些研究成果。目前国内对履带式车辆影响最大的企业是中国一拖集团有限公司，1994年中国一拖集团就在硬黄土地上对牵引力等级为3t的履带拖拉机采用金属履带或者橡胶履带这两者进行了对比实验，此外，一拖集团还对采用橡胶履带的拖拉机、推土机进行了橡胶履带的耐磨性、寿命、脱轨等试验，现在国家市场上的履带式车辆等产品大多出自一拖集团有限公司。我国目前对履带式车辆的研究十分重视，特别是对履带行走机构的研究，主要集中在对履带行走机构的性能、结构的优化等方面以提高履带行走机构的质量与性能。履带式车辆的研究最早是在国外开始的，早在1986年时W.C.Evans和D.S.Gove就在以耕地和硬地面上完成了一种四轮驱动与一种橡胶履带拖拉机牵引性能实验的研究。其主要的履带车辆企业也在国外，例如世界上最大的履带运输车生产制造商是美国卡特彼勒公司，其次为日本小松公司和德国利勃海尔公司，这三家企业生产的履带运输车也代表了目前世界上履带运输车的最高水平。由此可见，国外对于履带式车辆的各个方面的研究和制作都是更加成熟的，我国对履带车辆的制作也借鉴了很多国外的技术。目前市场上国外的履带式产品比国内产品更占优势，就一拖集团而言，不论是技术水平还是生产能力都不具备竞争优势，只有价格占据优势，因此国内对于履带式车辆的研究仍需不断努力。总的来说，电动履带底盘式车辆的使用已经成为了一个趋势，而行走机构作为履带式车辆运动的核心，其研究方向始终围绕着安全可靠、操作舒适、环保、稳定性高等方面，在这些方面国内外的学者一直在不断的努力探索和改进中，也取得了不菲的成果，产生了很多创新技术，相信在未来履带式车辆会得到更加广泛地应用，其技术也会更加成熟。主要研究内容及目标履带底盘行走系统主要由履带、驱动轮、导向轮、支重轮、托链轮、履带架、张紧装置组成。接地履带与地面之间相对运动产生的摩擦力驱动机器行走，其最大摩擦力取决于机器重量，以及履带与地面之间的附着力。在行走机构电动机容量一定的情况下，行走阻力如小于附着力，主动链轮旋转时，链轮口的槽齿拨压履带链板上的凸台，由于f附着力的存在，阻止了履带链运动，而迫使机器向前移动。在行走过程中，电动机产生驱动力，驱动轮将动力传送给履带，导向轮起导向作用，履带架上的支重轮起支承导向作用，履带架用于托起上部履带，托链轮装在履带的上方区段托住履带，以减少上方履带的跳动和下垂量，并防止履带发生侧向滑脱，张紧装置保证履带销和驱动轮齿的正常啮合。履带行走系统的各个部分分工作用，又互相配合才能使履带车辆正常启动、行驶和转向，其中的任何一个环节出现问题都达不到预期效果，因此对行走系统的各个元件进行合理设计十分重要。本文主要在理解行走系统的工作原理后，对行走系统的各个部分进行研究设计，选择合理的参数进行计算并校核，在各个元件达到使用范围要求后最终设计完成一个完整的履带底盘行走系统，对该设计进行部分受力分析，以达到安全可靠、稳定性高的目的。确定设计方案我国是一个农业大国，农机方面对履带式车辆的运用与需求十分广泛，农机履带车辆给国家的农业生产带来了极大的便利，也提高了工作效率，对农业生产具有很重大的意义。因此本文预计设计一种小型纯电动机履带拖拉机的底盘行走结构系统，要求该设计适合在农田、山区、丘陵等农业生产环境下作业，满足支撑面积大、接地比压小，适合在松软或泥泞地面行走的要求，同时还要求其具有一定的爬坡度和合适的行驶速度，稳定性好。本设计对纯电动履带底盘行走系统结构设计主要技术指标如下表所示：表2-1纯电动履带底盘行走系统结构设计主要技术指标Table2-1Maintechnicalspecificationsforstructuraldesignofpureelectriccrawlerchassiswalkingsystem序号项目单位参数1234整机重量行驶速度爬坡能力履带高度kgkm/hx°mm10001~340360履带底盘行走系统的结构主要有“四轮一带”（驱动轮、支重轮、导向轮、托链轮及履带），张紧装置和履带架，其主要结构如下图所示：1-履带；2-驱动轮；3-托链轮；4-张紧装置；5-缓冲弹簧；6-导向轮；7-支重轮；8-履带架1-Crawler;2-Drivewheel;3-Supportsprocket;4-Tensioningdevice;5-Bufferspring;6-Guidewheel;7-Supportwheel;8-Crawlerfram图2-1橡胶履带底盘结构Fig.2-1Structureofrubbercrawlerchassis履带的设计橡胶履带的特点目前的履带种类可分为橡胶履带和金属履带。金属履带的履带板和履带销全部由高强度耐磨合金钢制成，其最大的优势是结构简单造价低，但金属履带由于没有伸缩性在行驶过程中会损害路面且迅速磨损，使履带车辆的性能下降，影响行驶效率和缩短履带使用寿命。橡胶履带就是在为了解决金属履带的问题的基础上产生的，除了造价较高，刚性不如金属履带以外，橡胶履带在抓地性、耐磨性等方面都比金属履带更有优势，所以现在国内外对橡胶履带的使用十分广泛，一般的履带式车辆都会选择使用橡胶履带。综合上述各方面的考虑，本设计在履带的选择上也选择采用橡胶履带完成此设计。履带底盘的选择橡胶履带底盘根据台车架和驱动轮布置位置的不同可以分为整体台车架式履带底盘和独立台车架式履带底盘。整体台车架式履带底盘将各部件直接固定在台车架上，支重轮均匀分布，因此对地面的压力也分布均匀，结构简单，安装方便，在农用机械中的应用十分广泛。独立台车架式履带底盘的支重轮通过弹性装置与车架相连，可以根据作业环境的不同调整位置，使车辆在行驶过程中更平稳。这种履带底盘结构复杂成本高，在日常成活中运用较少，在军用履带车辆中运用较多。图2-2整体台车架式履带底盘Fig2-2Integralframecrawlerchassis图2-3独立台车架式履带底盘Fig2-3Indeoendenttrolleyframecaterpillarchassis本文主要设计的是纯电动小型拖拉机的履带底盘行走系统结构，该行走系统适用于常见的农用拖拉机，不需要太过复杂的结构，更应注重价格实惠，性价比高，基于上述的比较，本文采取整体台车架式的履带底盘结构。履带参数的初选履带将机身的重量传达给地面，工作条件取决于外部环境，必须具备足够的强度和刚度，有良好的耐磨性和地面附着性，同时还要考虑要尽量减少行驶及转向的阻力。根据设计方案，选用两条履带，初定履带高度ho=500mm，根据履带相关计算公式得：接地长度：L0≈1.07³√G*10-3=1.07m(3-1)履带支撑长度：L1≈L0+0.67ho=1070+0.67*500=1405mm(3-2)轨距：L0/B≈1.2～1.4取轨距B≈800mm(3-3)履带宽：b/L0≈0.18～0.22取履带宽b≈200mm(3-4)为了降低履带高度，履带节距t0和驱动轮的齿数z在满足强度和刚度的要求下应该尽量取小的数值：t0=(15～17.5)∜G取t0=85mm(3-5)令L为履带全长：L≈2L0+zt0/2+（1/2～2/3）t0+2△(3-6)=2*1070+15*85/2+(1/2～2/3)*85+2*20取L=2890mm根据计算与实际资料，选择型号为34节，每节85mm，宽度200mm，全长2890mm的履带。履带行走装置的受力分析履带行走装置的接地比压履带单位接地面积所承受的垂直载荷，称为履带接地比压，接地比压直接决定机器的行驶通过性和工作稳定性，也是研究履带——地面附着力矩的先决条件。p=G4bL0(3式中，p——履带的平均接地比压(Pa)；G——整车的重力；b——履带板的宽度(mm)；L0——单条履带行走机构的接地长度(mm)计算得p=0.0114Mpa。履带行走装置的活动阻力履带式机械的活动阻力：=f(3-8)式中,——使用重量(N)；f——履带式一般取0.1经计算可得=0.98kN。履带行走装置的附着力履带所需附着力（要求：附着力应大于或等于履带行走机构的牵引力且大于等于各阻力之和。）：=(3-9)式中,——一般取0.75；——取1000千克经计算后得结果=7.35kN(符合要求)。履带的校核履带的理论行驶速度：=0.377km/h(3-10)履带的实际行驶速度：=(1-)km/h(3-11)式中,——发动机转速；——驱动轮动力半径；——驱动轮轮滑转率（履带式一般取0.07）经计算可得=1～4km/h，符合设计要求。电动机与减速器的设计电动机的选择电动机功率的计算电动机作为整个机械的动力来源，它的选择与机械的重量有关，我们需要选择规格能足以驱动机械的电动机，且因为选用两条履带，本设计选用双电机驱动，在两侧各用一个电动机。选择电动机时要计算出拖拉机需要的最大功率，已知履带车辆重量为1000kg，当车辆处于40°斜坡上由静止启动时电动机有最大功率。图4-1底盘坡道受力示意图Fig4-1Diagramofforceactingonchassisramp当车辆处于坡道上由静止启动时，车辆所受阻力为：∑F=Ff+Fj+Fw+Fi(4-1)式中，Ff——车辆所受摩擦阻力；Fj——加速阻力；Fw——空气阻力；（由于速度较慢，所以空气阻力可忽略不计，即Fw=0）Fi——坡道阻力车辆所需驱动力Ft即为车辆所受的阻力之和∑F，即：Ft=Ff+Fj+Fw+Fi(4-2)其中：Ff=Fn·f(4-3)Fn=mg·cosα(4-4)f取0.9，由式(4-3)和式(4-4)得：Ff=6756NFj=ma(4-5)加速度a取0.2m/s2,得：Fj=200NFi=mgi(4-6)i=tanα(4-7)由式(4-6)和(4-7)得：Fi=8223N由式(4-2)得：Ft=15179N根据设计要求，车辆最大爬坡速度为1m/sP0=Ftv(4-8)Pe=P0/η(4-9)电动机效率η取0.9，由式(4-8)和(4-9)得：Pe=16866W即单个电动机功率为：P=Pe/2=8433W电动机参数的确定根据上述计算结果，选用额定功率为9kw，额定转速为2000r/min的电动机，综合电机的额定功率和额定转速情况，选择伺服电机作为驱动电机。P=Ttqn/9550(4-10)由式(4-10)可得电动机最大转矩：Ttq≈42N·m减速器的设计电机减速器一般是指减速电机，作用是降低转速的同时提高输出扭矩和降低负载的惯量。本设计选用的电动机转速较高，所以选择安装减速器的方式降低转速提升输出扭矩。减速器参数的确定表4-1几种国内外履带车的滚动阻力系数Table4-1Rollingresisitancecoefficientofseveralforeigntrackedvehicles车型车重/tVmaskm/hfminfmaxT-3432560.0440.605NC-246460.0380.7T-543554.40.0420.517M464654.50.0460.614Ft=mgf/η(4-11)式中，Ft——履带底盘驱动力；f——履带的滚动阻力系数（参考表4-1，选取最大阻力系数0.7）；η——传动效率计算得Ft=7622N，每条履带的驱动力Ft0=3811N。已知履带驱动轮的半径r为m与驱动轮上所需转矩T0有如下关系：T0=Ft0·r(4-12)由式(4-12)得：T0=427.6N·m所需减速器传动比i：i=T0/Ttq(4-13)由式(4-13)得：i≈10综上计算得到，所需减速器的传动比i=10，传动比的范围在10～40时需要选择蜗轮蜗杆减速器。减速器的校核V0=nπr25η(4-14)式中，v0——履带的行驶速度km/h；n——电动机转速；i——减速器传动比；η——减速器传动效率计算得V0=6km/h，在实际使用中履带车的行驶速度需要达到每小时行驶5公里，符合应用要求。驱动轮的设计驱动轮参数的确定驱动轮在行走系统中起动力传递的作用，它通过齿轮结构将电动机产生的驱动力传递至履带。为了缩短履带驱动区段的长度，减少摩擦损失，履带作业机械多数都把驱动轮布置在后方，为了传动平稳，并且当履带因销套磨损而伸长时仍能很好的啮合，要求驱动轮与履带的轨链啮合正确。驱动轮中心高度越低，车身重心越低，有利于增加履带接地长度，改善附着性能，所以应尽量降低驱动轮的高度。本文采取驱动轮后置的方式，驱动轮齿数一般选奇数，在此选择齿数为9。分度圆直径：D=tosin(180z式中：t0——履带节距；z——齿数计算得D≈248mm。齿顶圆直径：damax=D+1.25t0-d(5-2)damin=D+（1—1.6/z）t0-d(5-3)式中：d——链条滚子直径；计算得damax=304mm；damin=268mmda=(268~304)mm，根据相关数据取da=270mm。齿根圆直径：df=D-d=248-50=198mm(5-4)分度圆弦高：hamax=(0.625+0.8/z)t0-0.5d=36mm(5-5)hamin=0.5(t0-d)=18mm(5-6)ha=(18~36)mm,根据相关数据取ha=20mm。齿宽：bq=ψd*D(5-7)式中：ψd为齿宽系数(一般取0.3)计算得bq=74mm。齿距：P=πm(5-8)m=D/z(5-9)式中：m——模数计算得p=84mm驱动轮的校核轮齿的抗弯强度校核σ=0.75GℎW≤［σ］(5-8)式中：h——齿高；W——抗弯截面模量；［σ］——许用弯曲应力，［σ］=400～500MPa计算得σ=357MPa<［σ］，符合要求。轮齿齿面的抗挤压强度校核σj=582GbD≤［σj］(5-9)式中：b——轮齿宽度，(cm)；D——履带销套外径，(cm)；G——拖拉机重力，(kN)；［σj］——许用挤压应力，［σj］=500～1000MPa计算得σj=489MPa<［σj］，符合要求。支重轮的设计参数的确定支重轮主要用来支承拖拉机的重量，在履带导轨或者履带板面上滚动，限制履带，防止横向滑脱，且当履带式拖拉机转向时支重轮会迫使履带贴近地面滑动。在整体台车架式的履带底盘中支重轮的均匀分布有利于履带接地压力分布均匀，使机械可以在山地、泥泞路面等路况艰难的环境下平稳行走，所以支重轮的压力要均匀分配。支重轮直径：Dz=(0.8~1)Dk(6-1)Dz=160mm~200mm，取Dz=180mm。两支重轮之间的距离：s=(1~2)t0(6-2)s=85mm~170mm，取s=140mm。支重轮的轮缘的高度一般可以是20~25mm，顶部的厚度一般可以是6~10mm，由履带接地长度与支重轮直径、两支重轮之间的距离三者间的关系，采用双边支重轮，每边四个支重轮，共八个支重轮均匀分布的支重方式。校核为了使支重轮的轮面的磨损减轻，履带与支重轮间的接触应力应在许用范围内，可按照下列算式计算：σjz=4340Gbzrn≤［σj］(式中：G——拖拉机的总重力(kN)；bz——支重轮的轮面与轨链节的接触宽度(mm)；r——支重轮的半径(mm)；n——支重轮总数；［σj］——许用接触应力(MPa)，［σj］=230MPa计算得σjz≈160MPa≤［σj］，在许用范围内。托链轮的设计托链轮的作用主要是托住履带，减少履带在运动中的振跳现象，防止履带侧向滑落。因托链轮所承受的载荷主要来自履带，与其它元件相比较少，所以其尺寸可以较小。从相关资料中可知：当履带接地的长度L0＜2m时，每侧只需用一个托链轮；当L0＞2m时，每侧需用两个托链轮，此处设计的履带接地长度L0为1.07m<2m，所以每侧选用一个托链轮，且在布局托链轮时与导向轮及驱动轮的上侧应在一条直线上。本设计选用两个直径为100mm的托链轮。导向轮的设计导向轮在行走系统中主要起到导向作用，引导履带正确绕转，防止跑偏和越轨。多数的导向轮也同时起到了支重轮的作用，增加履带对地面的接触面积，减小接地比压。它的位置是根据驱动轮的位置定的，一般位于驱动轮之前，且导向轮与最近的支重轮的距离越小，则导向性越好。此外，导向轮的位置也会影响整车的重心，所以导向轮的高度应尽可能降低使机械更加稳定，其直径比驱动轮直径略小。导向轮直径：DKD=0.8~0.9Dk=198mm~223mm，取Dk=200mm，材料用40钢，调质处理，硬度HB230~270。张紧装置的设计张紧装置主要的作用是保证履带销和驱动轮轮齿的正常啮合，在履带式拖拉机前进时不因外力而松弛，在倒退时能产生足够的牵引力，使驱动轮更加灵活使用，同时也起到一定的缓冲作用，避免在受到外力时机构收到损坏。履带车辆的张紧装置主要是由张紧弹簧实现的，从效果上说，采用弹簧结构的张紧器结构简单，价格也更便宜，在弹簧式张紧装置中张紧弹簧由于反冲作用而始终保持张紧状态，从而使履带张紧导向轮导向。图9-1张紧装置示意图Fig.9-1Schematicdiagramofthetensioningdevice弹簧的选择张紧装置的弹簧选用压缩、拉伸弹簧，材料选用通用的材料60Si2Mn。隔振弹簧的刚度：∑k=1Z2*mω2(9-1)式中：z——隔振系统频率比,通常取3～4；m——振动质体总重量（kg）,取m=50kg；ω——振动频率ω=nπ30(9-2)由式(9-1)与(9-2)得∑k=1.37*105~2.24*105N/m，弹簧的工作载荷约为400N。弹簧的计算螺旋弹簧曲度系数：K=4C−14C−4+0.615式中：C——旋绕比（当材料直径在2.5～6.0mm时，C一般取4～9）在此处取C=7，计算得K=1.2129。材料直径：dt=1.6KCFτp式中：F——弹簧的工作载荷；τp——许用切应力（许用应力应适当取低，此处取3.0*108Pa）计算得dt=0.005m。弹簧有效圈数：n=GtDt8C式中：Gt——切变模量，（取Gt=8*1010Pa）；Dt——弹簧中径，（取Dt=40mm）计算得n=7.2，根据标准取n=7。根据计算结果选择冷卷压缩弹簧YII，同时取n1=2.5弹簧总圈数：n总=n+n1=9.5节距：P=dt+λ/n+δ1=(0.28~0.5)Dt(9-6)计算得P=11.2~20mm，选择P=15mm。间距：δ=P-dt=10mm(9-7)自由高度：H0=Pn+2dt=115mm(9-8)压缩弹簧高径比：B=H0/Dt=2.88(9-9)压缩弹簧工作高度：Ha=H0-λ=103.3mm(9-10)压缩弹簧压并高度：Hb=n总dt=47.5mm(9-11)螺旋角：α≈arctan（弹簧材料的展开长度：Lt≈πDtn总=1193mm(9-13)经计算得B<5.3，满足稳定性的要求。履带架的校核履带架是行走系统其他部分的载体平台，它的尺寸依据履带的高度、履带轴距和接地长度以及行走机构其他元件的分布位置、大小等条件来确定，以方便导向轮、驱动轮、支重轮以及托链轮的固定安装。因为履带架需要承载各元件的重量，所以需要具有足够的刚度，履带架所起的作用相当于梁，故在计算刚度时，可以将履带架近似作为梁来计算并进行校核来验证其合理性。此处只需分析单边履带架处于水平位置时的受力状况并校核。图8-1车架受力分析图Fig8-1Forceanalysisdiagramofframe其中，为外力合力及机器自身的重量约为2000N，平均分布在两条履带支架上，即F1=F2=500N，F3≈100N。L1=0.3m，L2=0.5m，L3=0.4m惯性矩：Iz=760×104mm2，y=52mmAB段受力分析：F(x)=F3(10-1)M(x)=F3L3(10-2)F(x)=100N，M(x)=40N·MBC段受力分析：F(x)=F3-F2(10-3)M(x)=F3(L3+L2)-F2L2(10-4)F(x)=-400N，M(x)=-160N·MCD段受力分析：F(x)=F3-F2-F1(10-5)M(x)=F3(L3+L2+L1)-F2(L2+L1)-F1L1(10-6)F(x)=-900，M(x)=-430N·M由以上结果可知截面B是危险截面。截面B拉应力：δt=MBy/Iz(10-7)经计算得δt=29.4≤[δt]=30Mpa，履带架的校核计算合格，满足履带底盘的性能要求。结论本文设计了一种纯电动小型履带拖拉机的底盘行走系统结构，对行走系统的主要组成部分“四轮一带”、张紧装置、履带架做了设计与校核，主要结论如下：(1)采用整体台车架式的履带底盘结构，整机使用双侧履带，根据计算与实际资料，选择型号为34节，每节85mm，宽度200mm，全长2890mm的履带。(2)选用额定功率为9kw，额定转速为2000r/min的电动机，综合电机的额定功率和额定转速情况，选择伺服电机作为驱动电机；在电机上使用传动比i=10的蜗轮蜗杆减速器。(3)选择齿数为9，直径为248mm的驱动轮；选择八个直径为180mm的支重轮均匀分布的支重方式；选择两个直径为100mm的托链轮分布在两端；选择直径200mm的导向轮安置在前端。(4)张紧装置的弹簧选用压缩、拉伸弹簧，材料选用通用的材料60Si2Mn。(5)对履带、驱动轮、支重轮、履带架进行了部分受力分析与校核，其结果符合许用要求范围。该设计运用于体积小、质量轻的小型履带拖拉机，该拖拉机能适应农田、山地、丘陵等作业环境，抓地性好，接地比压小，稳定性高，且使用电动机提供动力，可以实现零污染，制作成本低，结构简单，适用于普通农业生产。当然此设计还存在很多不足，例如没有对各个元件进行更详细的尺寸计算与校核，对各部分需要计算机辅助工程软件进行结构优化，也需要仿真技术进行进一步研究，验证其合理性。参考文献[1]张拓,岳高峰,刘妤.橡胶履带底盘的研究进展[J].重庆理工大学学报,2018,32(05):82-88.[2]鲁鸣,沈文龙.电动农业车辆履带式底盘设计[J].汽车实用技术,2018（19）：17-19.[3]杨春海.掘进机履带式行走机构