購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
湖 南 農 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)設計
丘陵山區(qū)履帶式行走系統(tǒng)設計
HILLY CRAWLER WALKING OF SYSTEM DESIGN
學生姓名：
學 號：
年級專業(yè)及班級：2009級機械設計制造及其自動
化(3)班
指導老師及職稱： 副教授
學 院：工學院
湖南·長沙
提交日期：2013 年 5 月
目 錄
摘要 1
關鍵詞 1
1 引言 2
1.1目的、意義 2
2 行駛系統(tǒng)方案設計 2
2.1輪式行走系統(tǒng) 2
2.2半履帶式行走系統(tǒng) 2
2.3履帶行走系統(tǒng) 3
2.4主要設計內容和關鍵技術 3
3技術任務書 3
3.1總體設計依據 3
3.2設計要求 3
3.3產品用途 4
3.4產品主要技術指標與主要技術參數(shù) 4
3.5 考慮到的若干方案的比較 4
3.6 設計的關鍵問題及其解決方法 4
4 設計計算說明書(SS) 4
4.1 結構方案分析與確定 5
4.2 履帶式與輪式底盤的比較 5
4.3 結構方案的確定 5
4.4 履帶式行走底盤總體的設計 5
4.5結構組成及其工作原理 6
4.6 主要技術參數(shù) 6
5履帶車輛性能計算 6
5.1牽引性計算 7
6 轉向最大驅動力矩的分析與計算 8
6.1行駛驅動力矩 8
6.2履帶轉向時驅動力說明 10
6.3轉向驅動力矩計算 10
7傳動裝置的設計與計算 11
7.1履帶的選擇 11
7.2驅動輪的計算 15
7.3傳動方案的確定 15
8.1支重輪排列 16
8.2支重輪結構 18
9軸的設計 19
10底盤的類型 19
10.1底盤的轉向性能分析 19
10.2底盤的穩(wěn)定性分析 20
10.3履帶前角 28
11履帶的行駛阻力計算 29
11.1外部阻力 29
11.2內部阻力 30
12液壓系統(tǒng)的設計 30
12.1液壓系統(tǒng)及其動力計算力 31
12.2主要液壓元件選型計 33
13行走速度范圍推薦 34
14張緊裝置 35
15結束語 35
參考文獻 36
致謝 37
丘陵山區(qū)履帶式行走系統(tǒng)設計 學 生：
指導老師：
（湖南農業(yè)大學工學院，長沙410128）
摘 要：目前履帶行駛系統(tǒng)基本上分為兩大類：輪式行走系統(tǒng)、履帶行駛系統(tǒng)。輪式行駛系統(tǒng)多用于旱地平原地區(qū)作業(yè)，該行駛系統(tǒng)調速范圍較大，在公路行駛和田間作業(yè)有很好的適應性，而履帶行駛系統(tǒng)多用于丘陵山區(qū)等比較復雜的地形，因其接地面積大、質量大對于路況差，道路崎嶇的地形履帶式行走系統(tǒng)適應能力比較好，因此本次課題是針對履帶丘陵山區(qū)等復雜地形的行駛系統(tǒng)的設計，對農業(yè)的發(fā)展也有著非常重要的意義。
關鍵詞：丘陵山區(qū)；履帶；行駛系統(tǒng) ；
The Hilly Crawler Walking System Design
Student：Hu Haiyin
Tutor:Li Ming
(College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)
Abstract:The crawler drive system basically is divided into two categories: walking wheel system, caterpillar driving system. Wheel drive system used in upland plain area more homework, speed range is larger, the driving system in highway and field work has a good adaptability, paddy field and track drive system used in mountainous area, such as complex terrain, with their large ground area is large, the quality for poor road conditions and road rugged topography and crawler type walking system ability to adapt is better, so this topic is in view of the track in the mountains paddy field of complex terrain, such as system design, for the mountain area cultivated farmland homework has immeasurable role, also has the very vital significance to the development of agriculture.
Key words:Hilly mountain area;Caterpillar;Driving system
1 引言
1.1 目的、意義
履帶的結構特點和性能決定了它在丘陵山區(qū)耕作業(yè)中具有明顯優(yōu)勢。目前農用機械基本上分為兩大類：：輪式行駛系統(tǒng)和履帶行駛系統(tǒng),輪式系統(tǒng)多用于北方旱地收割作業(yè)，該形式系統(tǒng)調試范圍較大，在公路行駛和田間作業(yè)都有很強的適應性，而履帶行駛系統(tǒng)多用于南方丘陵山區(qū)作業(yè)，在泥濘的泥土上面具有防沉陷的優(yōu)勢，輪式行駛系統(tǒng)履帶的接地比壓相對較低，不適合泥濘的土壤上面作業(yè)。在我國水稻種植區(qū)，輪式拖拉機作業(yè)時經常發(fā)生打滑,輪陷等問題，導致拖拉機動力難以有效利用，同時還嚴重破壞了土壤結構"在山地地面坡度較大地區(qū)，普通拖拉機的爬坡能力有限，自身行走或掛接農具作業(yè)影響其穩(wěn)定性和牽引效率的發(fā)揮，因此，履帶式或半履帶式拖拉機在水田,山地作業(yè)更具有優(yōu)勢，針對我國大部分種植區(qū)分布在山區(qū)和丘陵地區(qū)，尤其是南方地區(qū)，山區(qū)和丘陵約占60%以上，道路路況差，機械行走困近山區(qū)的大部分耕地坡度較大,而輪式系統(tǒng)在坡地作業(yè)時穩(wěn)定性差、不安全、作業(yè)質量也差。綜合考慮本設計圍繞履帶式行走底盤的相關資料對其進行相應的設計及創(chuàng)新。目前我國正致力于建設社會主義現(xiàn)代化，農業(yè)機械的實現(xiàn)是社會主義現(xiàn)代化的前提和保證，而水稻和小麥現(xiàn)在花生產優(yōu)勢農業(yè)機械化的關鍵。目前為止我國的農業(yè)機械化水平已從初級水平進入中級水平，而在丘陵山區(qū)履帶式行走系統(tǒng)確逐漸占有重要地位而普通的輪式系統(tǒng)根本無法在田間作業(yè)，解決好這一難題隊農機在南方推廣有著不可估量的作用，因此對于丘陵山區(qū)履帶行走系統(tǒng)的研究有著深遠的意義[1]。
2 行駛系統(tǒng)方案設計
然而人們最初研制的的履帶行駛系統(tǒng)，就是用于農機。履帶行駛系統(tǒng)進入農機史上至今已近一個世紀有余，目前多設計的履帶主要是針對于丘陵山區(qū)作業(yè)。目前國內的行走系統(tǒng)有輪式，半履帶式，全履帶式三種。
2.1 輪式行走系統(tǒng)
目前很多農機的80%質量分布在前輪，所以都采用前驅動輪，后輪轉向。行走裝置由無極變速器，驅動輪橋，轉向操縱機構和行走輪等組成，多用于旱地作業(yè)。
輪式農機采用的輪胎為低壓充氣胎和超低壓充氣胎，行走無極變速器：行走裝置有V型帶無極變速器，變速器由液壓操縱，可在作業(yè)中不停車無極變速。其調速比即為被動軸的最大轉速與最小轉速之比i=2.5-3.0。。帶輪槽采用寬型V帶，帶速不超過25-30/s.
2.2 半履帶行走系統(tǒng)
半履帶式行走裝置用于提高在濕軟地上的通用能力，防止沉陷，打滑，從輪式行走的驅動輪軸上卸下輪子，裝上半履帶裝置，使機器的平均接地壓力降低。半履帶裝置的履帶板有普通型，三角形加寬型等整體式金屬履帶板。半履帶和輪式行走裝置可以互換。小型農機換用半履帶裝置后，接地壓力為15-2-KPa。該裝置的優(yōu)點是操作性能好，急轉彎時移動的土量少，隊地面的仿形能力強。
2.3 履帶行走系統(tǒng)
全履帶行走裝置由履帶，驅動輪，支重輪，導向輪，托輪，支重臺架，張緊裝置，懸架等等。履帶安裝形狀采用驅動輪與支重輪同水平高度的設計方法，僅能解決防沉陷問題，而越障能力還沒有很好的改良。
總而言之，目前無論是哪一種行駛系統(tǒng)，在這一方面 都沒有很好的改進。
2.4 主要設計內容和關鍵技術
（1）設計任務
a. 履帶底盤結構分析及確定；
b. 產品的用途估計；
c．主要的技術參數(shù)和性能參數(shù)的確定；
d．履帶車輛相關性能的計算及其；
e. 張緊裝置設計和計算。
（2）關鍵的技術
首先本設計采用的是現(xiàn)在相關工業(yè)機械上的一些底盤設計與實物作為參考，綜合考慮底盤結構，使其可以在不同的地域都可較好的支撐機體使其可以正常的工作。本設計對驅動輪、支重輪、導向輪的特殊結構設計，是整個底盤結構很好的適應于丘陵山區(qū)環(huán)境[2]。
3 技術任務書(JR)
履帶式行走裝置由履帶驅動輪，支重輪，導向輪，托輪，之重臺架，張緊裝置懸架等組成。履帶安裝形狀采用驅動輪和支重輪同水平高度設計的方法，僅能解決防沉陷的問題，而越障能力沒有較好的改良。與輪式相比履帶具有以下優(yōu)點:觸地面積大，觸底壓力小，對于丘陵山區(qū)適應能力強，轉彎比較靈活。
3.1 總體設計依據
履帶式底盤是機器的重要部件，它對整個裝置起著支撐作用。所以根據現(xiàn)有工業(yè)的履帶機械結合農用的履帶對整個裝置進行較完整的配合和加工一系列的設計。
3.2 設計要求
在現(xiàn)有的機械資料的基礎上，充分考慮到實際的要求，應滿足結構的緊湊及其配合的合理。同時，要對應該計算的部分進行必要的計算，但是實際的情況有所不同，應該根據實際作為標準結合計算的數(shù)據進行綜合考慮，爭取找到比較好的方案和結構。
3.3 產品的用途
本次設計的履帶底盤是對相應大型功率農用機械使用的。
3.4 考慮到的若干方案的比較
底盤可以分為履帶式與輪式，輪式底盤運用較廣，但是它的牽引附著性能較差，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地的使用受到一定的限制；履帶式底盤牽引附著性能好，單位機寬、牽引力大、接地比壓低、越遠性能強、穩(wěn)定性好，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地的使用具有更好的性能。
兩者比較采用履帶式底盤可更加適應山西多山的地貌特征。
3.5 設計的關鍵問題及其解決方法
設計的關鍵問題是在保證正常工作下，其結構盡可能的簡單方便。同時，要注意結構的合理性與正確性。
本次設計采用圓螺母的定位方法，使其在結構上基本一致，同時結構也緊湊的連接，初步達到設計的目的。還有，采用的支重輪與導向輪的軸承放入輪里的方案。
3.6 設計的關鍵問題及其解決方法
設計的關鍵問題是在保證正常工作下，其結構盡可能的簡單方便。同時，要注意結構的合理性與正確性。
本次設計采用圓螺母的定位方法，使其在結構上基本一致，同時結構也緊湊的連接，初步達到設計的目的。還有，采用的支重輪與導向輪的軸承放入輪里的方案。
4 設計計算說明書(SS)
4.1 結構方案分析與確定
履帶行走裝置有“四輪一帶”（驅動輪，支重輪，導向輪，拖帶輪或張緊輪，以及履帶），張緊裝置和緩沖彈簧，行走機構組成。
機械行走時,驅動輪在履帶緊邊產生一個拉力，力圖把履帶從支重輪下拉出。出于支重輪下的履帶與地面有足夠的附著力，阻止履帶的拉出，迫使驅動輪卷繞履帶向前滾動，導向輪把履帶鋪設到地面，從而使機體借支重輪沿履帶軌道向前運行。
“四輪一帶”在我國已經基本標準化，尤其是在大型、重型機械方面。
因此，本設計還是采用傳統(tǒng)模式的設計方法[3]。
表1農用機型主要技術指標表
Table 1 Agricultural o model, main technical index table
序 號
項 目
單 位
參 數(shù)
1
整機重量
kg
1000
2
型號
農用機械地盤
3
行走速度
km/h
2-5
4
爬坡能力
<左右
5
接地比壓
kpa
0.3148
6
驅動輪動力半徑
mm
約228
7
發(fā)動機的功率
馬力
40左右
8
履帶高度
mm
468
9
底盤軸距
mm
1500
10
底盤軌距
mm
1300
11
履帶板寬
mm
353
12
底盤高度
mm
638
4.2 履帶式與輪式底盤的比較
金屬履帶 牽引力大, 適合重負荷作業(yè)( 如耕、耙等) , 接地比壓小, 對農田壓實、破壞程度輕, 特別適合在低、濕地作業(yè), 而且除田間作業(yè)外, 還在農田基本建設和小型水利工程中用作推土機, 綜合利用程度較高。但其主要缺點是在潮濕和砂性土壤上行走裝置,如支重輪、導向輪、托帶輪及履帶板( 俗稱三輪一板) 磨損較快, 維修費用高,作業(yè)速度較慢，隨著公路網發(fā)展,金屬履帶拖拉機轉移越發(fā)困難, 使用不便。
橡膠履帶拖拉機采用方向盤操縱的差速轉向機構,可控性強,機動靈活, 轉彎更省力,履帶接地面積大,并有減振效果,乘坐舒適,由于比壓低,對地面破壞程度輕, 尤其適于低濕地作業(yè), 并可大大提高作業(yè)速度, 改善道路轉移適應性。橡膠履帶壽命可達到6000小時,三輪壽命延長一倍, 每臺可節(jié)約維修保養(yǎng)費用和轉移運輸費用7000～10000 元, 僅此一項每年社會效益就有560～800 萬元[4]。在開荒、改造中低產田、沙壤土質地區(qū), 顯示出極強的優(yōu)越性。其缺點是初置成本高。大功率輪式拖拉機具有輪距調整方便、軸距長、質量分配均勻、充氣輪胎有減振性, 行駛中地面仿形性好, 振動小、運輸速度快,綜合利用率高等優(yōu)點。不足之處是不適于低濕地作業(yè)。而且, 引進國外的具有世界先進技術水平的大功率輪式,大功率輪式拖拉機接地壓力大,易形成土壤硬底層,大功率輪式拖拉機機重一般在5500~8500kg, 接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓力較大。經數(shù)年耕作后,在土壤的耕層下面將生成硬底層,不利于土壤的蓄水保墑和作物的生長。即使經過深度翻耙,依然會保持碎小的板結硬塊,土壤的顯微結構遭到了破壞。附著性能差,滑轉率高。經試驗,大功率輪式拖拉機與五鏵犁配套作業(yè)時, 在土壤平均含水率30%、堅實度0.3MPa、機組前進速度7.2km/ h 左右的情況下, 滑轉率一般在10~20%,有的達25%, 輪胎對土壤的剪切作用,使耕層土壤結構遭到破壞。
4.3 結構方案的確定
依據輪式與履帶機械的特點，以其以上所敘述的比較分析，綜合考慮后得出了履帶的結構和所采取的安裝方法和連接方案。
4.4 履帶式行走底盤總體的設計
根據農業(yè)機械學、拖拉機汽車學、機械設計、機械原理等理論，對履帶式行走底盤的驅動行走系統(tǒng)進行了理論分析與研究，完成了履帶底盤主要工作參數(shù)的確定和力學的計算。
4.5 結構組成及其工作原理
履帶行走裝置有“四輪一帶”（驅動輪，支重輪，導向輪，拖帶輪或張緊輪，以及履帶），張緊裝置和緩沖彈簧，行走機構組成。
機械行走時,驅動輪在履帶緊邊產生一個拉力，力圖把履帶從支重輪下拉出。出于支重輪下的履帶與地面有足夠的附著力，阻止履帶的拉出，迫使驅動輪卷繞履帶向前滾動，導向輪把履帶鋪設到地面，從而使機體借支重輪沿履帶軌道向前運行。
“四輪一帶”在我國已經基本標準化，尤其是大型、重型機械方面，見圖1
履帶與地面接觸, 驅動輪不與地面接觸。驅動輪在減速器驅動轉矩的作用下, 通過驅動輪上的輪齒和履帶鏈之間的嚙合, 連續(xù)不斷地把履帶從后方卷起。接地那部分履帶給地面一個向后的作用力, 而地面相應地給履帶一個向前的反作用力, 這個反作用是推動機器向前行駛的驅動力。當驅動力足以克服行走阻力時, 支重輪就在履帶上表面向前滾動, 從而使機器向前行駛。
履帶與地面接觸,驅動輪不與地面接觸。驅動輪在減速器驅動轉矩的作用下,通過驅動輪上的輪齒和履帶鏈之間的嚙合,連續(xù)不斷地把履帶從后方卷起[5]。接地那部分履帶給地面一個向后的作用力,而地面相應地給履帶一個向前的反作用力,這個反作用是推動機器向前行駛的驅動力。當驅動力足以克服行走阻力時,支重輪就在履帶上表面向前滾動,從而使機器向前行駛。
4.6 主要技術參數(shù)
表2 主要技術參數(shù)表
Table 2 Main technical parameter table
序 號
項 目
單 位
參 數(shù)
1
整機重量
kg
3000
2
型號
農用機械地盤
3
行走速度
km/h
2-5
4
爬坡能力
<左右
5
接地比壓
kpa
0.3148
6
驅動輪動力半徑
mm
約228
7
發(fā)動機的功率
馬力
40左右
8
履帶高度
mm
468
9
底盤軸距
mm
1500
10
底盤軌距
mm
1300
11
履帶板寬
mm
353
12
底盤高度
mm
638
5 履帶車輛性能計算
履帶機械整機參數(shù)初步確定以后，一般應進行下列計算，以估計該履帶機械的基本性能是否滿足預期要求，整機參數(shù)選擇是否合理。
5.1 牽引性能計算
計算時所用的工況一般為：在使用重量狀態(tài)自愛，與水平區(qū)段的茬地上
1-帶；2-驅動輪；3-機架；4-拖帶輪；5-導向輪；6-支重輪
圖 1 履帶底盤結構圖
Fig 2 Crawler of chassis structure
圖2 拖拉機受力示意圖
Fig 2 The tractor force diagram
計算時所用的工況一般為：在使用重量狀態(tài)自愛，與水平區(qū)段的茬地上（對旱地是適耕適度的茬地，對水田是中等泥腳深度的茬地），帶牽引負荷（牽引線與地面平行）全油門等速行駛。如圖2
(1) 履帶式機械的驅動力
(2) 履帶機械= kgf （1）
式中: ——發(fā)動機轉矩 kgf；
——各檔總傳動比；
——各檔總傳動效率；
——驅動輪動力半徑 m；
——履帶驅動段半徑效率，計算時一般去取=0.95。
( =2b; =1.5; =（1.1-1.2）。
式中：——最大使用重量；
——履帶接地長度；
b——履帶板寬度；
——一般為0.35～0.5 kgf/；
——額定牽引力；
——牽引力。
根據(2)中的活動阻力，經計算即可得)
經計算后得結果=24.45KN.
(2) 履帶式機械的活動阻力
=f kgf （2）
式中: ——使用重量 (kgf)；
f ——履帶式一般取0.1。
經計算后得結果=3.45KN
(3) 行駛速度
理論速度 =0.377 km/h （3）
實際速度 =(1-) km/h （4）
式中：——發(fā)動機轉速；
——驅動輪動力半徑；
——驅動輪輪滑轉率（履帶式一般取0.07）。
經計算后得結果=（2.5~5）km/h
（4）履帶式機械的牽引效率
= （5）
式中: ——各檔的總傳動效率；
——滾動效率；
——滑轉效率；
——履帶驅動帶效率（一般取0.95）。
經計算后得結果=0.65
(5) 履帶機械的附著力（要求：附著力應大于或等于履帶行走機構的牽引力且大于等于各阻力之和。）
= （6）
式中: ——一般取0.75；
——取3000千克。
經計算后得結果=25.875KN (符合要求)
6 轉向最大驅動力矩的分析與計算
6.1 行駛驅動力矩
此機器在同一情況下均可以勻速行駛，其行駛阻力保持不變，只能驅動力克服行駛力阻就可以正常行駛。設此機器正常行走時的驅動輪輸出的驅動力矩為M:
M=F×R
其中，F(xiàn)-牽引力，R-驅動輪半徑。從上式可見，行駛驅動力矩與驅動半徑成正比。驅動輪半徑越大，驅動力矩越大，反而則小。而從提高變速箱的受力情況，減小變速箱載荷，驅動輪就應該盡量取小值[6]。所以驅動輪直徑應該綜合考慮。履帶行走機構的最小牽引力應滿足最大路面設計坡度上作業(yè)，爬坡和轉彎等工況的要求，最大牽引力應該小于在水平路面履帶的附著力，一般情況下，履帶行走機構爬坡不得與機器作業(yè)同時進行，路面爬坡時設為其所需的最大牽引力，而且移動速度低，空氣阻力也可以忽略不計，所以履帶行走幾個牽引力的計算可以以上公式作為標準。支重輪軸通過支重臺架與底盤機架剛性連接在一起，這種底盤稱為剛性底盤。其特點是結構簡單易于制造，成本低。但是因為其沒有緩沖作用，所以工作時候，行駛機構產生的振動不經過緩沖就由底盤傳給機身，使機組上個連接件易于振動，駕駛易疲勞，因此，這種底盤只適用于低速行駛的普通機械。
圖3 履帶轉左向示意圖
Fig 3 Caterpillar turn left to the sketch
6.2 履帶轉向時驅動力說明:
履帶行走裝置在轉向時, 需要切斷一邊履帶的動力并對該履帶進行制動, 使其靜止不動, 靠另一邊履帶的推動來進行轉向, 或者將兩條履帶同時一前一后運動, 實現(xiàn)原地轉向, 但兩種轉向方式所需最大驅動力一樣。因此以機器單條履帶制動左轉為例, 見圖3（示意圖）。左邊的履帶處于制動狀態(tài), 在右邊履帶的推動下, 整臺機器繞左邊履帶的中心C1 點旋轉, 產生轉向阻力矩Mr, 右邊履帶的行走阻力Fr/ 2 。一般情況, 履帶接地長度L 和履帶軌距B 的比值L/ B≤1.6,。同時, L/ B 值也直接影響轉向阻力的大小,在不影響機器行走的穩(wěn)定性及接地比壓的要求下, 應盡量取小值, 也就是盡量縮短履帶的長度,可以降低行走機構所需驅動力。
6.3 轉向驅動力矩的計算
轉向阻力矩是履帶繞其本身轉動中心O1（或O2）作相對轉動時，地面對履帶產生的阻力矩，如圖所示，O1、O2 分別為兩條履帶的瞬時轉向中心。
為便于計算轉向阻力矩的數(shù)值，作如下兩點假設：(1)機體質量平均分配在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為：
（7）
式中: 車身總質量（kg）；
履帶接地長度(m)。
經過計算：。
形成轉向阻力矩 的反力都是橫向力且是均勻分布的。履帶拖拉機牽引負荷在轉向時存在橫向分力，在橫向分力的影響下，車輛的轉向軸線將由原來通過履帶接地幾何中心移至，移動距離為[10]。根據上述假設，轉向時地面對履帶支承段的反作用力的分布為矩形分布。在履帶支承面上任何一點到轉動中心的距離為x，則微小單元長度為dx，分配在其上的車體重力為qdx，總轉向阻力矩可按下式：
（8）
式中: 轉向阻力系數(shù)。
（經查表計算：式中: 車輛作急轉彎時轉彎的向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。）
將式（3—6）代入上式積分得并簡化得：
（9）
即：N.m
根據上述假設，轉向時地面對履帶支承段的反作用力的分布為矩形分布。在履帶支承面上任何一點到轉動中心的距離為x，則微小單元長度為dx，分配在其上的車體重力為qdx，總轉向阻力矩可按下式：
式中: 轉向阻力系數(shù)。
（經查表計算：
式中: 車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。）
將式（3—6）代入上式積分得并簡化得：（3—8）
即：N.m
圖4 履帶轉向受力圖
Fig 4 Caterpillar tries to turn to
（3） 轉向驅動力矩(假設機器重心與履帶行走裝置幾何中心相重合)把轉向半徑分別考慮[13]。
1)當轉向半徑如圖5所示，兩側履帶都向前運動，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝同一方向（即行駛的反方向），外側、內側履帶受力分別為：
（10）
2)當轉向半徑，如圖所示，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝反方向，外側、內側履帶受力分別為：
（11）
式中: 分別為內側前進阻力和驅動力；
分別為外側前進阻力和驅動力。
考慮機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力
為：
（12）
式中: — 履帶滾動阻力系數(shù)
（ 即）
轉向時的最大驅動力矩為：
式中：r—驅動輪節(jié)圓直徑。
3）大半徑區(qū)轉向行駛時主動輪上的力：
（13）
小半徑區(qū)轉向行駛時主動輪上的力：
（14）
式中：—轉向比，。
轉向時的最大驅動力矩為：
經過以上介紹及公式計算得：=506.25N.m；
分別計算轉向半徑的情況：
得到：.
與根據文獻“履帶車輛行駛力學”，得主動輪上的最大的驅動力及力矩為：所得結果相同
圖5 此時轉向示意圖
Fig 5 At this point to sketch
7 傳動裝置的設計與計算
7.1 履帶的選擇
履帶支承長度L，軌距B和履帶板掛寬度b應合理匹配，使接地比壓，附著性能和轉彎性能符合要求[14]。根據本機的設計參數(shù)，確定履帶的主要參數(shù)為整機的重量。本機的初定整機重量為：3t.
令表示為接地長度，單位m，表示履帶的高度，單位m，G表示機器整機重量，單位為t。則有經驗公式知：
；
；
即;；
即。
履帶節(jié)距和驅動輪齒數(shù)z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選擇小的數(shù)值，以降低履帶高度。
根據節(jié)距與整機重量的關系：其中的單位為mm,G的單位為kg.
（說明：此處的驅動輪方面在驅動輪計算部分再詳細說明。）
則
根據計算的與實際的資料：
選型號為23048 的履帶。
圖6 此時轉向示意圖
Fig 6 At this point to sketch
7.2 驅動輪的計算
目前, 履帶嚙合副的設計還停留在經驗設計階段, 沒有相關的設計標準, 各種齒形的設計方法很多, 極不統(tǒng)一, 主要有等節(jié)距嚙合方式、亞節(jié)距嚙合方式和超節(jié)距嚙合方式。等節(jié)距嚙合主要指履帶節(jié)距與鏈輪節(jié)矩相等。在等節(jié)距嚙合時, 履帶嚙合副是多齒傳動, 履帶牽引力由嚙合各齒分擔, 各個齒所受的負荷較小, 此時嚙合平穩(wěn)、沖擊振動小, 使用壽命較長[15]。但在實際中, 等節(jié)距嚙合只是一個理論概念, 因為即使在設計上使履帶與鏈輪節(jié)距相等, 履帶在使用過程中將產生節(jié)距變化(如彈性伸長, 履帶銷和銷孔磨損伸長等), 嚙合實際上為超節(jié)距嚙合。且因圖紙標注公差、制造誤差等使履帶在一定范圍內波動, 履帶與鏈輪的嚙合要么是超節(jié)距, 要么是亞節(jié)距, 等節(jié)距嚙合實際上很難存在于嚙合過程中。在亞節(jié)距嚙合過程中, 鏈輪與履帶銷之間力的傳遞僅由即將退出嚙合的一個鏈輪齒來完成, 但對于頻繁改變方向的機器, 在減輕啟動沖擊方面很有利, 而且隨著亞節(jié)距量的增加,作用更加明顯。但在退出嚙合時, 履帶銷處于遲滯狀態(tài), 嚴重時甚至由于運動干涉而不能退出嚙合。因此, 在設計過程中應根據工作工況, 靈活采取相適應的設計方法, 使履帶銷順利進入和退出嚙合, 減少接觸面的沖擊; 使齒面接觸應力滿足要求, 減小磨損; 使履帶節(jié)距因磨損而增大時仍能保持工作而不掉鏈等。因此，綜上考慮驅動輪選用鏈輪的設計方案。
a. 確定驅動輪主要尺寸（則根據相關數(shù)據得）：
齒頂圓直徑 ：
齒根圓直徑：
分度圓弦高：
最大齒根距離
齒側凸緣 。
圖7 驅動輪圖
Fig 7 Driving wheel figure
b. 確定驅動輪齒槽形狀
試驗和使用表明，齒槽形狀在一定范圍內變動，在一般工況下對鏈傳動的性能不會有很大影響。這樣安排不僅為不同使用要求情況時選擇齒形參數(shù)留有了很大余地。同時，各種標準齒形的鏈輪之間也可以進行互換。
齒面圓弧半徑:
齒溝圓弧半徑:
齒溝角：
則根據相關數(shù)據得：
齒面圓弧半徑：
齒溝圓弧半徑：
齒溝角：
。
7.3 傳動方案的確定
履帶支承長度L，軌距B和履帶板掛寬度b應合理匹配，使接地比壓，附著性能和轉彎性能符合要求。根據本機的設計參數(shù)，確定履帶的主要參數(shù)為整機的重量。本機的初定整機重量為：3t.
令表示為接地長度，單位m，表示履帶的高度，單位m，G表示機器整機重量，單位為t。則有經驗公式知：
即
即
履帶節(jié)距和驅動輪齒數(shù)z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選擇小的數(shù)值，以降低履帶高度[16]。
根據節(jié)距與整機重量的關系：其中的單位為mm,G的單位為kg.
（說明：此處的驅動輪方面在驅動輪計算部分再詳細說明。）
則
根據計算的與實際的資料：
選型號為23048 的履帶。
8 支重輪
8.1 支重輪排列
在履帶內層嵌有與驅動輪配合的鐵齒，倆鐵齒之間距離既是節(jié)距。如果支重輪排列的不好，之重輪在履帶上滾動到倆鐵齒之間時候，由于鐵齒剛性作用之重輪下壓的倆根小，倆者會有一定落差。這樣會加劇機器行走時的震動，影響機器的平穩(wěn)性。而且支重輪在壓落橡膠面時，支重輪的滾動阻力也會增大，從而增大機器行駛能耗。因而不能為偶數(shù)被。其目的是保證行走裝置在任何時間前后個支重輪都落在履帶鐵齒上，消除支重起伏落差，提高行走平穩(wěn)性，減小行走阻力。
8.2 支重輪結構
支重輪在履帶上滾動，將整臺機器的質量傳給地面，承載著整臺機器的質量。機器經常在山地地區(qū)和水田地區(qū)作業(yè)，支重輪長期帶有泥水，工作環(huán)境惡劣，若進入支重輪軸承的話，軸承很容易破損，從而影響了其行駛。因此支重輪的密封性要求很高。要提高支重輪軸承部分的密封性，主要從倆個方面考慮：第一是盡量減少活動的密封面，減低水泥進入軸承的機會，二是提高密封件的可靠性和使用壽命。采用懸臂固定方式是減少支重輪密封面的方法之一，他可以是支重輪的密封面僅有的一個。密封方式主要有油封和機械密封兩種。采用油封結構簡單，成本低，但效果不佳且不長久，基本上用一個季節(jié)就損壞了，需要更換。采用接卸密封方式結構復雜，成本也高。
9 軸的設計
(1) 材料及熱處理
考慮到是高速軸以及材料后，選此軸材料為Q235-A，調質處理。
（2）初步確定軸的最小直徑
按式初步估算軸的最小直徑。根據軸的材料和表，取
，所以根據公式有：
即
由于此軸上開有一個鍵槽，所以應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱；再者直徑小于100 mm，因此。
聯(lián)軸器的計算轉矩，查表，考慮到轉矩變化和沖擊載荷大（如織布機、挖掘機、起重機、碎石機），故取，則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件并且考慮到補償兩軸綜合位移，查表，選用GICL1鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為30 mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為82 mm[18]。
（3）軸的結構設計
由于此軸是裝有聯(lián)軸器的齒輪軸，所以結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，兩軸承布置在齒輪的兩端，軸系采用兩端單向固定布置，為避免因溫度升高而卡死，軸承端蓋與軸承外圈端面留出的熱補償間隙，軸的初步結構如下圖所示。
圖 8 軸的結構
Fig 8 Shaft structure
（4）根據軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
1）段裝GICL1聯(lián)軸器，因此。半聯(lián)軸器與軸配合的孔徑長度為82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，因此段的長度應比82略小一些，現(xiàn)取。
2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，段的左端需要制出一軸肩，軸肩高度，即，取，因此。軸承端蓋的總寬度為20 mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
3) 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷作用，故選用深溝球軸承。根據，選擇6308型軸承其尺寸為，因此?？紤]到軸承與齒輪潤滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為20 mm，因此。
4）為了滿足擋油環(huán)的軸向定位要求，段的左邊需制出一軸肩，軸肩高度，即，取，因此；考慮到箱體和箱座的結構設計，可取。
5）根據齒輪傳動的設計可知，，
6）根據4）可知，；軸環(huán)寬度，即，取，則有。
7）根據3）可知，；考慮到軸承與齒輪潤滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為14.5 mm，因此。
半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據，查表，有平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為70 mm；半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6[19]。
圖8.2 扭矩結構
Fig 8.2 Torque structure
其中
1) 求水平面支反力
如上圖所示有：
；
式中：
代入數(shù)據有：
2）繪制水平面的彎矩圖
圖8.3 水平面的彎矩
Fig 8.3 The horizontal plane bending moment
其中
3）求水平面支反力
如上圖所示有：；
式中：
代入數(shù)據有：
4）繪制垂直面的彎矩圖
5）求總彎矩
圖8.4垂直面的彎矩
Fig 8.4 Vertical bending moment
其中
6）繪制扭矩圖
圖 8.5 扭矩示意圖
Fig 8.5 Schematic diagram of torque
其中
（8）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即齒輪的中心截面）的強度。根據式及上述數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力
前已選定軸的材料為Q235-A，調質處理，由表查得，
因此，故安全。
（9）精確校核軸的疲勞強度
1)判斷危險截面
段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，因此此段均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，齒輪中心處的應力最大。齒輪兩端的應力集中影響相近，但靠近軸承端蓋的截面（即的右端）不受扭矩，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。齒輪中心上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，因此此處也不必校核。的左端和的右端顯然更不必校核，因此該軸只需校核齒輪右端的截面左右兩側即可。
2) 齒輪右端的截面左側
抗彎截面系數(shù)
抗牛截面系數(shù)
截面左側的彎矩為
截面上的扭矩為
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉切應力
軸的材料為Q235-A，調質處理。由表查得：
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表查取。由于，，經插值后可查得
又由附圖可得軸的材料敏性系數(shù)為
故有效應力集中系數(shù)按式附表為
由附圖的尺寸系數(shù)；由附圖的扭轉尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由附圖得表面質量系數(shù)為
軸未經表面強化處理，即強化系數(shù)，則按式及式得綜合系數(shù)為：
據軸的材料，得鋼的特性系數(shù)
，取，而，則
于是，計算安全系數(shù)值，按式、、則得
故可知其安全。
3）齒輪右端的截面右側
抗彎截面系數(shù)
抗牛截面系數(shù)
彎矩M及彎曲應力為
扭矩及扭轉切應力
過盈配合處的，由附表，用插值法求出，并取，則有
軸按磨削加工，由附圖得表面質量系數(shù)為
故得綜合系數(shù)為：
所以軸在截面右側的安全系數(shù)為：
故該軸在截面右側的強度也是足夠的[20]。
（10）按靜強度條件進行校核
靜強度校核的目的在于評定軸對塑性變形的抵抗能力。由于起重機存在瞬時過載，因此需要校核危險截面的強度。
根據軸的材料，查表得
由于，軸的材料屬于高塑性材料，則有按屈服強度設計的安全系數(shù)為。
1）危險截面右側
只考慮彎矩和軸向力時的安全系數(shù)為
根據以上數(shù)據有， ，
代入數(shù)據有
只考慮扭矩時的安全系數(shù)為
根據以上數(shù)據有，
代入數(shù)據有
危險截面靜強度的計算安全系數(shù)為
故其安全。
2）危險截面左側
從上式可以看出，與和成正比，而截面左側的和均比其右側大，既然右側安全，那截面左側肯定安全。
（11）軸的剛度校核計算
1）軸的彎曲剛度校核計算
由于此軸為階梯軸，，則需算出其當量直徑，即
由于載荷作用于兩支承之間，則有L為支承跨距，即，代入系列的尺寸和系列尺寸，有
根據圖且，則有根據式得此軸的最大轉角和最大撓度為
根據軸的材料和表得：
由于，因此取
代入上述數(shù)據有
根據表，查得
顯然
故滿足軸的彎曲剛度條件。
2）軸的扭轉剛度條件校核計算
由于此軸是階梯軸，根據式則有其圓軸扭轉角為
由于此軸的材料為鋼材，則有剪切彈性模量；L為階梯軸承受扭矩作用的長度，即；由于此軸的扭矩沒變，則有；在段和段不受扭矩作用；對于圓軸，
對于精密傳動軸，可取，顯然，故滿足條件[21]。
10 底盤的類型
對于履帶行駛底盤，一般可以分為三類，即是：彈性地盤，半剛性底盤，剛性底盤。
1. 彈性地盤
支重輪軸通過杠桿和彈簧連接然后和主機架相連接。因此底盤的緩沖作用非常好，對地面的適應性也很好，適用于較高速度駕駛舒適性要求高的機械。但是結構復雜，質量大，而且成本高，一般不使用于農用機械。
2. 半剛性底盤
支重輪固定在支重臺架上，而支重臺架則通過鉸鏈在后部和機構相連接，在前部則采用彈性件和機架相連，此種底盤稱為半剛性底盤。其特點是支重臺架可以相對于主機架做縱向擺動，著就使行駛機構的振動不至于不傳給主機架。但是這種底盤的支架要附設支重架導向裝置，以防主機架發(fā)生橫向擺動，結構較為復雜，成本較高。
3.剛性底盤
支重輪軸通過支重臺架與底盤機架剛性連接在一起，這種底盤稱為剛性底盤。其特點是結構簡單易于制造，成本低。但是因為其沒有緩沖作用，所以工作時候，行駛機構產生的振動不經過緩沖就由底盤傳給機身，使機組上個連接件易于振動，駕駛易疲勞，因此，這種底盤只適用于低速行駛的普通機械。
10.1 底盤的轉向性能分析
差速是轉向機構是目前履帶行駛系統(tǒng)最為普通的轉向機構。轉向性能是車輛改變運動方向的一種能力，是車輛整車性能的一個重要評價指標。
轉向半徑R和相對轉向半徑P：轉向中心O到縱向軸線的距離叫轉向半徑R，相對轉向半徑P是轉向半徑R與倆側履帶中心距B的比值，P=R/B，具有中心轉向的履帶車Pmin=0，周轉向時間t=2π/w。
平均旋轉角度w：轉向過程中轉過角度與時間的比值，w=α/t。規(guī)定轉向半徑，旋轉過程中，車輛內側摩擦原件被完全制動，沒有制動功率損失，倆側主動輪和發(fā)動機之間的傳動比都是定值，著時候的理論轉向半徑稱為規(guī)定轉向半徑。規(guī)定轉向半徑決定了機器的能持續(xù)進行轉向的可能性，規(guī)定轉向半徑越大，以規(guī)定轉向半徑轉向的可能性越大，轉向性能好。裝備有差速式轉向機構的車輛各檔具無極規(guī)定轉向半徑，車輛可以在大于該檔最小規(guī)定轉向半徑的任意轉向半徑轉向。
轉向所需單位牽引力：車輛轉向所需單位牽引力表示了轉向時所守的內阻力的大小，其值越小，轉向越容易，轉向性能越好[22]。
10.2 底盤的穩(wěn)定性分析
影響系統(tǒng)穩(wěn)定性的因素有很多，所以所以這些反饋一般來說，隨具體結構和使用情況不同而不同，既可能是負反饋也可能是正反饋。歸根結底，影響底盤操縱的穩(wěn)定性因素大致有：各零部件的重量分配，軸距和輪距，重心高度，機架的幾何形狀，轉動慣性，減速器的衰減力，履帶，轉向系統(tǒng)的結構和性能，機架的空氣力學性能，底盤零件安裝座的剛度及其底盤零件的剛度，底盤零件安裝鏈接襯套的動剛度和靜剛度的特性等等。
10.3 履帶前角
履帶的前角A的大小也是影響行走裝置的一個因素。前角增大，可以增加履帶的接地長度，減小接地壓力，但是前角增大，履帶鐵齒與驅動輪齒合的齒數(shù)就會減少，造成履帶鐵齒和驅動輪的局部受力增大，加快鐵齒和驅動輪的磨損，所以履帶的前角一般不宜超過45度。
11 履帶行駛阻力計算
履帶行駛系統(tǒng)的阻力包括履帶與地面之間的阻力和履帶與滾輪之間的阻力 在此分別之為外部阻力和內部阻力。
11.1 外部阻力
履帶外部阻力主要是地面對履帶產生的阻力，這是履帶行駛系統(tǒng)的主要組成部分，起滾動阻力系數(shù)與土壤的性質直接相關，不同性質的路面的滾動阻力系數(shù)不同，具體數(shù)據如表3：
表3 不同性質地面的滾動阻力系數(shù)
Fig3 The rolling resistance coefficient of the ground with different properties
路面土質 滾動阻力系數(shù)
混凝土 0.05
凍結冰雪地 0.03-0.04
堅實土壤 0.07
酥松土壤 0.1
泥濘地、砂地 0.10-0.15
11.2 內部阻力
內部阻力主要有支重輪、托輪與履帶之間的摩擦和各軸承、密封件內部產生摩擦力以及驅動力與履帶鐵條齒合時的摩擦力等。其內部阻力與地面土壤性質無關，與其質量大小、支重輪和導向輪的機構有關。支重輪數(shù)量越多，內部磨擦力就越大，而支重輪的滾動摩擦力與支重輪的直徑成反比，直徑越大，則支重輪的滾動摩擦力就越小。因此，設計履帶行駛系統(tǒng)時，在條件允許的情況下，應當盡量增大支重輪的直徑和減少支重輪的數(shù)量。一般其內摩擦阻力系數(shù) 為0.05-0.07。 Fr=（+）×G
式中為內摩擦阻力系數(shù)，為滾動阻力系數(shù)，G為機器重量。
由此可以計算出次機器行駛時的最大阻力Fr(max)=（0.07+0.15）×3000×9.8=6468N。
12 液壓系統(tǒng)的設計
履帶機械全液壓式行走系統(tǒng)的設計要滿足如下要求：
(1) 正常行走速度在0.83～1.4m/s范圍內，空載最大