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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

ABSTRACT

Crawler 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

目录
1 绪论 ..... .................................................. .................................................. ..... 1

1.1 国内收获机械发展概况 .................. .................................................. ....... 1

1.2 国外收获机的发展概况 ............... .................................................. ......... 2

2 联合收割机行走装置选择的条件 ............ .................................................. ......... 2

2.1 选择履带式行走机构的理由 ............ .................................................. ...... 3

2.2 履带的作用 ..................... .................................................. ................... 3

2.3 对履带设计的要求 ..... .................................................. ......................... 3

2.4 选择履带的材料 .................................................. .................................. 3

2.5 履带式联合收割机行走装置的组成 .................................. ....................... 3

2.6 小型水稻联合收割机行走装置的特点 ................................. ..................... 4

2.7 履带式行走装置的行走原理 .................................................. ................. 4

3 悬架的选用.............. .................................................. ..................................... 5

3.1 悬架的概念 ................................... .................................................. ...... 5

3.2 悬架的作用 ...................... .................................................. ................... 5

3.3 设计时对悬架的要求 ..... .................................................. ....................... 5

3.4 悬架的类型 ..... .................................................. .................................... 5

3.5 各种悬架的特点 .......................................... ........................................... 5

3.6 悬架的选用 ................................... .................................................. ...... 5

4 橡胶履带的设计与规格的选用 ................ .................................................. ........ 6

4.1 橡胶履带的特点 .................. .................................................. ................. 6

4.2 橡胶履带的构造 ......... .................................................. .......................... 6

4.3 橡胶履带规格的选择 ........................................ ...................................... 7

1

联合收割机行走装置设计

4.4 履带的表示方法 .................................................. ................................. 10

5 驱动轮的设计 ........................................... .................................................. .. 10

5.1 驱动轮的的配置 ....................... .................................................. .......... 10

5.2 驱动轮节距的定义 .............. .................................................. ............... 10

5.3 驱动轮相关参数的计算 ....... .................................................. ................ 11

5.4 驱动轮其它参数的确定 ...... .................................................. ................. 12

5.5 确定驱动轮齿槽形状 ...... .................................................. .................... 13

5.6 驱动轮的强度计算与校核 . .................................................. ................... 15

6 制动器的设计 ......... .................................................. .................................... 16

6.1 制动分类 .................................... .................................................. ...... 16

6.2 制动器的分类 .................... .................................................. ................ 16

6.3 按结构型式分类 ......... .................................................. ........................ 16

6.4 制动器的选用 .. .................................................. .................................. 16

6.5 制动器性能的验算 ......................................... ...................................... 18

7 轴的设计 ...................................... .................................................. .............. 19

7.1 轴的分类 .............. .................................................. ............................ 19

7.2 拟定轴上零件装配方案 ....................................... .................................. 19

7.3 计算各轴段的直径和长度 ...................................... ................................ 19

7.4 轴的校核 ............................................. ............................................... 20

8 支重轮的设计 ............................. .................................................. ................ 22

8.1 支重轮的作用 .......... .................................................. .......................... 22

8.2 对支重轮设计的要求 ........................................ .................................... 22

8.3 支重台的选用 .................................. .................................................. .. 23

8.4 支重轮的型式 ........................ .................................................. ............ 23

2

联合收割机行走装置设计

8.5 支重轮个数的确定 .... .................................................. ......................... 23

8.6 支重轮材料的选择 .................................................. ............................. 24

9 托轮的设计. .................................................. ................................................ 24

9.1 托轮的作用 ............................ .................................................. ........... 24

9.2 托轮的安装位置 .............. .................................................. ................... 24

10 导向轮的设计 ........ .................................................. ................................... 24

10.1 导向轮的作用 ................................. .................................................. . 24

10.2 如何选择导向轮 ....................... .................................................. ........ 25

11 张紧装置的设计 .................. .................................................. ...................... 25

11.1 张紧装置的作用 .. .................................................. ............................. 25

11.2 张紧装置的形式 .......................................... ....................................... 25

11.3 张紧装置的调整 ................................ ................................................. 27

11.4 减震弹簧的设计 ......................... .................................................. ...... 27

11.5 弹簧的选择 .................... .................................................. ................. 28

11.6 验算弹簧疲劳强度及静安全系数 .................................................. ........ 30

12 履带联合收割机性能的计算分析 ........... .................................................. ...... 31

12.1 收割机的受力 ................... .................................................. ............... 31

12.2 收割机的行走特性 ........ .................................................. .................... 32

13 履带联合收割机的转向性能与分析 .................................. .............................. 32

13.1 转向时联合收割机以及履带的运动情况 ................................................ 34

13.2 转向时履带与土壤相互作用分析 .................. ........................................ 35

参考文献 ......................................... .................................................. ............... 37

致谢 .................... .................................................. .......................................... 38


3

联合收割机行走装置设计

1 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C－6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GT－4.9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1

联合收割机行走装置设计

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319 55
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4LB—1.3 4—农业机械 L—联合收割机 B—半喂入 1.3—割副
1.3m
2

联合收割机行走装置设计

2.1 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：①接地面积大，下陷深度小，对水田作业适
应性强②拐弯灵便， 拐弯半径小③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：①工作可靠，坚固耐用②行驶平稳性好③具有良好的附着性
能④重量轻⑤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。
3

联合收割机行走装置设计

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 4LB—1.3型联合收割机的主要技术参数
整机重量
割幅
轨距
1130Kg
1.3m
800mm
4
生产率
总损失率
接地压力
2.5—3.5亩小时
2.5%
0.18公斤

联合收割机行走装置设计

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
① 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。
② 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。
③ 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。
3.6 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。
5

联合收割机行走装置设计

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

① 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。
② 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。
③ 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。
④ 橡胶体
6

联合收割机行走装置设计

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G
1.07==1.04=1040mm
(
这里G以t为单位
)
q=0.15（Kg）
=2.5
B—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）

350
接地比压（Kpa）
18
20
22
适用机重范围（Kg）
11001760
12551960
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
7

联合收割机行走装置设计

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

轮齿型
履带节距
72， 84
90
适用履带宽度
300
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90mm
L=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）
250*72
250*96
250*109
260*109
280*72
300*55
节数
4757
3538
3538
3539
4564
7086
A型
24
25
40
30
25
29
8
B型
82
70
89
84
78
86
花纹型
AƑ1
BB1
CG
AB
AL
B1
导轨类型
A2
B2
B1
B1
A2
B1

联合收割机行走装置设计

350*90
350*100
350*108

3056
3660
4046
24
45
40
76
112
90
AP
AA
CG
A2
A2
B1
履带总长L=K=9032=2880mm=2.88m



图3 橡胶履带示意图
9

联合收割机行走装置设计

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CRT—35090A32—030（030表示最大适用机重为3000kg）


5 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。
10

联合收割机行走装置设计

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

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=ms=0.43ms
则收割机的平均速度为0.43ms
(估算齿数)
11

=

联合收割机行走装置设计

V—收割机速度 n—与V对应驱动轮转速rmin
设n=25rmin ==11.5

取驱动轮齿数Z=13

设橡胶履带厚度为30mm
则ob==187.9

od==ob-bd=188-=173mm
驱动轮节距=od===82.9mm

取=83mm
则D==345.8
D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HRC4550
5.4 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
12

联合收割机行走装置设计

=（0.625+）-0.5
=（0.625+）-0.5=39.2939mm
=0.5（=0.5
由于=（23
取
最大齿跟距离（奇数齿）=D-=346-45
5.5 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
13

联合收割机行走装置设计
齿侧圆弧半径
=


定位圆弧半径


定位角ɑ
=- =

=- =


图6 齿槽形状简图
=0.008（+180）
0.008+180）=125.64mm
（最大齿槽形状）=0.12（Z+2）
=0.1245

（最大齿槽形状）=0.505+0.069=22.97mm
（最小齿槽形状）=0.505=22.73mm
（最小齿槽形状） =–
（最大齿槽形状） =–
α=（

14

（最小齿槽形状）

联合收割机行走装置设计

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Ⅰ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）
，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=4550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10—260 W=1360
360Mpa（符合标准）
15

联合收割机行走装置设计

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
① 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）。
②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。
6.4 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.
16

联合收割机行走装置设计


图7 单端拉紧式带式制动器
17

联合收割机行走装置设计


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=3000rmin
驱动轮动力半径=
转向阻力系数μ=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
18

联合收割机行走装置设计

则此设计的制动器合格
7 轴的设计
7.1 轴的分类
①转轴：既承受弯矩又承受扭矩的轴
②心轴：只承受弯矩而不承受扭矩的轴
③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
=】
19

联合收割机行走装置设计

-扭矩切应力MPa
T-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3ms 则n=60=143.3rmin
发动机功率P=15.7kw
d52.7mm
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70m m，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
7.4 轴的校核
根据轴分析轴的受力如图所示：
20

联合收割机行走装置设计

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：
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
21

联合收割机行走装置设计

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。
22

联合收割机行走装置设计

8.3 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 =1.5
3）=（135
取=250mm 履带接地长度=1040mm
23

联合收割机行走装置设计

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。
10 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。
24

联合收割机行走装置设计

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
=2
d=（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。
25

联合收割机行走装置设计

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

26

联合收割机行走装置设计


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ƒ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。
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联合收割机行走装置设计

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=（
=（
ƒ===93.2mm
，取平均值 G单位为Kg ƒ单位为mm


图17 减震弹簧示意图
11.5 弹簧的选择
设选用Ⅱ累C级碳素弹簧钢丝，直径规格为（0.08）mm
Ⅰ 类—受循环载荷作用次数在1以上的弹簧
Ⅱ 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=+
28

联合收割机行走装置设计

当C<4时，弹簧曲率大，弹簧A侧容易引起超载
当C>8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=+=+=1.253
d=1.6
K—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 ƒ=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
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联合收割机行走装置设计

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b<5.3 一端固定一端回转b<3.7 两端回转b<2.6
b=5.2<5.3(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
=0.45=576Mpa
==1.474
在许用安全系数【1.7之间
静强度安全系数===1.305
【1.7之间
所以此弹簧符合设计标准
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联合收割机行走装置设计

12 履带联合收割机性能的计算分析
12.1 收割机的受力
在确定行走装置的初步参数后， 还应计算是否符合收割机的工况要求，联合
收割机受力示意图如下：
图18 收割机受力简图

G—重力 —支持力 —驱动力 —外行走阻力
根据质点系动能定理得：-- V- （-V）=0
—驱动力矩 驱动轮转速 —外行走阻力
—内摩擦阻力矩 V—行驶速度 —驱动轮的动力半径
当收割机稳定前进时：
--=0
==
而发动机供给的驱动力矩： =iη
—发动机有效力矩 i—传动系统总传动比 η—传动效率
31

联合收割机行走装置设计

当收割机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iη，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
足而引起收割机不能前进，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。
12.2 收割机的行走特性
表5 履带行走特性
履带板型式
无间隔
大间隔
小间隔
行走阻力kgƒ
640
7.3
574
外行走阻力kgƒ
440
503
374
滑转率%
5.5
7.1
4.2
已选用的橡胶履带为无间隔履带板型式
理论速度 =0.377=0.377=0.49ms
—驱动轮转速 —驱动轮动力半径 —滑转率
理论速度=0.49ms与平均速度V=0.43ms相差不大，在允许范围之内，则此收
割机 能够平稳行驶。
履带收割机的附着力 =G（—附着系数一般取0.75）
=G=0.75=8.3055KN
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640kgƒ
1kgƒ=10N 640kgƒ=6.4KN 则（符合条件）
13 履带联合收割机的转向性能与分析
履带不仅有良好的通过性能还必须有良好的转向性能，转向的灵活直接影响
作业质量和效率。
履带行走装置转向时，切断一边履带动力，并制动，对另一侧履带驱动而进行
转向。小型联合收 割机一般采用的转向机构为转向离合器，下面以转向离合器
32

联合收割机行走装置设计

为例分析。假如收割机右转弯时，只需要 操纵右侧转向离合器，起初使离合器
部分分离，直至完全切断动力，进而部分制动，直至完全制动驱动半 轴，从而
可获得几种不同的工况。
表6 右转离合器与制动器状态图
（B为轨距）
转向工况
1
2
3
4
右离合器
部分分离
完全分离
完全分离
完全分离
右制动器
松开
松开
部分制动
完全制动
左离合器
结合
结合
结合
结合
左制动器
松开
松开
松开
松开
转动方向
前进右转
前进右转R
前进右转
前进右转

19 转向离合示意图

图20 履带右转示意图
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联合收割机行走装置设计

13.1 转向时联合收割机以及履带的运动情况
当联合收割机前进转向时，机体有两个运动
① 前移运动：速度大小与重心的速度相等
② 相对转动：旋转轴通过中心，并垂直于履带的支持面
以右转为例：
图21 右转简图

整个机体以瞬时角速度向右转向时，机 体的瞬时回转中心O垂直于机体的纵轴
并通过机体重心Oc，OOc为机体的转向半径R
则R=（机体重心前进速度）
当操纵离合器转向时，以右转为例，降低，不变
则=（+R） =（R-）
当右侧履带完全制动时，那么=0
== =
此时机体绕O1转动，则R=
34

联合收割机行走装置设计

13.2 转向时履带与土壤相互作用分析

由于收割机在转向时，履带的前后部分所受到的转向阻力不一 样，所以履带
对土壤的作用力不一样，此时履带与土壤之间在横向，纵向，垂直方向均有相
互作 用力。以机体右转为例：当机体右转时，土壤必须给履带一个向前的推力
使其快速前进，设这个慢履带推 力为，快履带推力为，左转向的同时，履带的
支持面与土壤有横向的摩擦，刮土等作用，此时产生的反作 用力为，。，与横
向分速度的方向相反，设前后两部分横向反作用力为，大小相等，并且与机重
成正比，此时履带的前方挤压土壤，土壤对履带前方的反作用力分别为
图22 履带受力简图

根据公式==（—横向阻力系数，G—机重）
根据机体力系处于平衡状态可知：+=
+=+
（-）=（-）+（+）+（+）
（动力矩=阻力矩）
当机体处于平稳转向时： = =
则（-）=+）
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联合收割机行走装置设计

此时转向动力矩为：=（-）
转向阻力矩为：=+）=
转向阻力矩与土壤条件机重，接地长度等有关，所以橡胶履带接地长度不宜过
长。=（-） 为转向动力矩，当B越大时，对转向越有利，减小可以分离右
侧离合器（以右转为例），可以增加转向力 矩，转向力矩一般受到土壤附着性
能的限制。当右侧离合器完全分离时（以右转为例）=0 履带的极限转向力矩
为：
===BG
—履带附着系数 —极转向力矩
当右侧制动时，改变方向成为土壤对履带支持面的制动力，则极值为：
=+）=BG
只有当时，才能实现稳定转向。










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联合收割机行走装置设计





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致谢

本设计是在有丰富工作经验的指导老师严霖元老师的大力支持和悉心指导下完成的。他们为了使我们对机器有一定的认识，不迟辛劳带我们到工厂指
导。在设计过程中他们不 知疲倦、不厌其烦的给我们分析和讲解，而且也给我
们灌输了一些先进的设计方法和设计理念，使我们大 受裨益。他们严肃的科学
态度，严谨的治学精神，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终< br>完成，严老师和吴老师始终给予我细心的指导和不懈的支持。在此我谨向严老
师和吴老师两位老师 致以诚挚的谢意和崇高的敬意。
总的来说，此次设计学到了很多东西的，成功的完成了老师布置的任务 。
如果有不够完善的地方还请各位老师批评指正。本文同时参考了大量的文献资
料，在此，我要 感谢机械行业的前辈们，是你们不断的摸索和高超的智慧总结
出来的经验给我夯实了学习的基础，在此表 示衷心的感谢。
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