水稻收割机行走系统设计毕业设计

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分类号S225.3

密级公开

宁波大红鹰学院

毕业设计(论文)

4LBZ-100型水稻收割机行走系统设计

所在学院机械与电气工程学院

专业机械设计制造及其自动化

班级10机自6班

姓名吴彩娟

学号

指导老师陈光群

2014 年 3 月31日

诚信承诺

我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）《4LBZ-100型水稻收割机行走系统设计》均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。

承诺人（签名）：

年月日

摘要

我国是农业大国，水稻生产机械化对水稻种植至关重要，水稻联合收割机是实现水稻收割机械化的重要工具。联合收割机是将收割机和脱粒机用中间输送装置连接成为一体的机构，使用水稻联合收割机进行收获，则可以一次性完成收割、脱粒、清选及装袋等过程，不仅大大提高了收获效率，降低了收获成本，而且损失率仅为1% ~5% ，节省了人力物力，大大减轻了农民的负担，这促使我们希望水稻收获能全面的机械化。

本课题是针对联合收割机行走系统进行探讨，研究和设计。本论文首先说明了研究此课题的意义，介绍了联合收割机的发展历程、现状、未来发展方向及国内外联合收割机的动态；然后对其设计总体布局方案，进而再对行走机构进行方案论证；待确认方案后，就其主要部件进行设计计算与校核，其中包括柴油机的选择和安装，机架，连杆，履带，驱动轮，支重轮，张紧装置的设计和计算；最后整理，分析，校对设计的参数，看看是否满足生产要求，并总结本课题的特点和不足。

关键词：联合收割机，行走系统，机架，驱动轮，连杆，履带

Abstract

China is an agriculture country in the world, and rice planting mechanization is very important for agriculture. Rice combine important tool to achieving rice planting mechanization. Combine . Rice combine finishes of farmers. All those urge us want to make rice mechanization come true.

The topic of thesis is about the walking system of combine it is the key of this thesis. This thesis illustrates the significance of the researching this topic, introduces the development, current situation, future direction and the tendency in domestic and overseas of combine- design the general layout plan and argue its traveling mechanism. When the project is approved, we should calculate and check the mainly parts, including the choose and install of the diesel, frame, connecting rod, track, driving wheel, roller and the design and calculation of tensioning device. Finally, collect, analyze and check the design parameter to figure out whether they are fit with the production requirements, and then conclude the characters and disadvantages of this thesis.

Key Words: combine =A0=126mm=36.1mm

当横截面上有开截面时，应增大轴颈以考虑键槽对轴的强度的削弱。由于轴颈小于100mm，且要开两个槽，所以，最小轴颈要增大15%。即：d min=36.11.15mm=41.5mm，元整后，我们取d min=45mm。

3.3单边驱动轮轴的设计

我们按照之前方案论证后采用的装配方案来设计轴的尺寸和轴上各个零件的尺寸。

3.3.1 初步确定轴的各段直径和长度

我们按照上面设想的方案来设计里面各零件的尺寸，轴的材料我们初步选用45号钢。

初取d12=45mm，右端通过键与减速器输出轴连接，左端加一个轴肩，取d23=50mm 用于变速器里轴承的放置，则d45=50mm，因轴承受到径向力的作用，我们采用圆锥滚子轴承用来支撑该轴，初步选取轴承30210，其内径为50mm，外径90mm，轴承宽是21.75mm，取l45=23mm。由于左边轴承的右边需要一个轴肩，经查询设计手册，取d34=57mm。并取l23=40mm。

连接于变速器里l 12轴段的设计，由于l 12轴段是需要用键与减速器里齿轮连接的，所以需要在该轴段开个键槽，根据d 12=45，查询GBT 1096—2003，选取GBT 1096—2003 14936的尺寸。另外轴承还要再伸出2mm ，因此我们设定l 12=44mm 。

设定连接驱动轮的轴段l 67，我们设定d 67=45mm ，连接驱动轮的轴段要用键传动驱动轮，我们采用A 型平键连接，根据最小直径尺寸，选取键的尺寸。根据GBT 1096—2003，选取该轴段的键的尺寸GBT 1096—2003 14936，从而我们确定l 67=40mm ；取l 56=40mm ， d 56=48mm ， l 34=113mm 。

按照上面计算的数据，整理出如下轴的尺寸：

图3.1驱动轮轴

3.3.3 驱动轮轴的强度校核

轴的扭转强度条件为：

][2.095500003

T T T d n P W T ττ≤≈= 式中：—扭转切应力，Mpa ；

T —轴所受的扭矩，；

W —轴的抗扭截面系数，mm ；

n —轴的转速， min ；

P —轴传递的功率，Kw ；

d —计算界面处轴的直径，mm ；

[]—许用扭转切应力，Mpa 。

根据查找机械设计手册，查取45号钢的许用扭转切应力[]=30Mpa ，按照以上计算的数

据得n=63.3，其传动的功率P=1.48Kw ，该轴的危险截面的直径d=45mm ，则：

==12.25MPa []

因此此轴校核合格。

3.3.4 轴承的校核

按照任务书上的要求，设计寿命为5年，换算成小时就是5=43200小时，因此我们设计轴承的寿命必须要大于43200小时。轴承寿命的计算公式如下：

式中：n—为轴承转速

—为温度系数

C—为基本额定动载荷

P—为当量动载荷

—寿命指数

轴承的转速和轴的转速是一样的，因此n=63.3，根据查找文献[7]，我们取温度系数=0.95。查阅文献[8]，P140，表11—4查得代号为30210的基本额定动载荷C=73.2KN，e=0.42，计算系数Y=1.4。对球轴承的寿命指数=3，我们选用的是滚子轴承，它的寿命指数=。

轴承的当量动载荷的计算：P=f（+YF）

式中：X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数；

、分别为径向、轴向当量动载荷；

f为载荷系数，由文献[7]，表13—6查取f=1.5。

由于轴的两个轴承中其中一个是在变速器里面的，因此我们只需校核驱动轮端的轴承的寿命校核。对轴进行受力分析，驱动轮的端受到履带的压力，设履带单节为10N，自身、轴承及轴套的重量估计为500N，则连杆受到的径向力为=700N。

径向力派生的轴向力===250N。由于轴没有受到其他轴向力，因此经过计算轴的径向力=700N，轴向力=250N。

=0.357

根据以上数据算得P=1.8（1700）=1.26KN，则：

==1.68h>43200h

即我们使用的轴承寿命合格。

3.3.5键的校核

轴上驱动轮端的键=，标记：键：149 GBT 1096—2003，由于同根轴上的两个键的长度是一样的，因此只要校核其中一个。

按照键工作面上的挤压应力进行强度校核计算，我们假定键的工作面上的载荷是均匀分布，那么普通平键连接的强度条件为：

式中：T—传递的转矩，；

k—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，mm；

l—键的工作长度，mm，圆头平键l=L—b，这里L为键的公称长度，mm；

b 为键的宽度，mm；

d—轴的直径，mm；

—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa；

键传递的扭矩T=9550=223Nm。

接触高度为键高的一半，即k=0.59=4.5mm；键的公称长度为36mm，宽度为9mm，则键的工作长度为l=27mm；该轴段的直径d=45mm；由[7]，P106，表6—2查取，=100MPa。按照要以上数据计算：

==81.57MPa<=100MPa

所以键的强度足够。

3.4驱动轮轴的支座设计

根据确定下来的驱动轮轴支座设计方案可知，它是用来支撑连杆，放置轴承的。而轴的动力来源是来自变速箱的输出轴，所以我们要保证轴的中心和变速器输出轴的中心在同一条直线上。为此我们把轴支座设计成可调节的，用于调节轴的中心与变速箱输出轴的中心的重合。水平面上垂直于轴方向的调节我们用螺栓在长槽里的移动来实现该方向的调节，铅垂方向可以用垫片来调节。为了方便零件的装配，支座分为上下两部分，内圆尺寸为所选轴承外圈直径，中心高度由驱动轮的中心高度决定，突出两耳朵用来支座上下两部分的紧固。详细尺寸见支座零件图。

3.5履带设计

橡胶履带按驱动方式可分为轮齿式、轮孔式和胶齿驱动(无芯金)式[9]。轮齿式橡胶

履带上带有驱动孔，驱动轮上的传动齿插入驱动孔内使履带运动，见下图3.2。轮孔式橡胶履带上带有金属传动齿，传动齿插入带轮上的孔中，啮合传动。胶齿驱动式橡胶履带采用橡胶凸起替代金属传动件，履带内表面与驱动轮表面接触，摩擦传动。我们采用的是轮齿式驱动方式，其履带结构如下图3.2所示：

图3.2轮齿式履带结构组成[9]

根据中华人民共和国机械行业标准JBT6682—2008对履带进行设计。首先选择履带宽度，我们设计的联合收割机，在工作时的总重量约为1300Kg，因此我们选择履带宽度B为300mm，选择依据见表3.1。

表3.1 JBT6682—2008履带行业标准

根据履带的尺寸，我们从而确定了传动件的结构尺寸，它的单体结构见下图3.3，具体尺寸见下表3.2。

表3.2 传动件尺寸

图3.3 履带单体结构[9]

根据我们所选轮齿型驱动方式及履带宽度，查得履带节距t，有72、84、90三个系列，我们选取节距t=84mm。相对应的我们就能确定橡胶履带驱动孔及驱动齿的尺寸，见下表3.3：

表3.3 驱动孔及驱动齿的尺寸

表中：a’为驱动轮齿宽，根据履带的宽度，选取a’=25mm；

g’为驱动轮的齿厚，根据履带的节距，选取g’=24mm；

a为橡胶履带驱动孔的宽度，根据履带宽度，选取a=32mm；

g为橡胶履带驱动孔的长度，根据履带的节距，选取g=50mm。

另外还要选取履带的厚度和履带花纹的厚度，我们由经验查得，用于涝洼地农业机械的履带花纹厚度在20mm~40mm之间，我们设定为此履带的花纹厚度为20mm，履带的厚度取16mm。

总结以上数据，画出履带的截面图3.4：

图3.4 履带的截面

3.6驱动轮设计

为保证驱动轮的强度，并且考虑制作成本，驱动轮材质采用zG270—500，经淬火后轮齿的表面硬度达到HRC45—50。

机器如果以相同的速度在同一路面上行走，那么它的行走阻力是相等的，我们只要

让它的驱动力大于它的行走阻力，就可以让机器行走了。我们设驱动轮的驱动力矩为M ：

M = F R

式中：F 为牵引力；R 为驱动轮的半径。

从式中可以看出，驱动轮的半径与行走驱动力矩成正比。驱动轮的半径越大，驱动力矩就越大，驱动轮的半径越小，驱动力矩也就会变小。所以，我们从减少变速箱、提高变速箱的可靠性和变速箱的受力考虑，驱动轮应尽量减小。但是驱动轮也不能过小，如果驱动轮直径过小，会使履带的弯曲直径越小，弯曲挠性应力增大，应力变大，从而会降低履带的使用寿命。所以，驱动轮的齿数一般不宜少于7 个[10]。我们取驱动轮的齿数为7个。

驱动轮可以安置在前部，为前驱动；也可以安置在后部，为后驱动。针对4LBZ-100型水稻联合收割机的工作场地，我们采用前驱动轮齿式橡胶履带行走装置，前驱动轮齿式履带利于陷车时自救，并且驱动轮前置，重心前移，有助于收割机爬坡。

计算驱动轮的尺寸：

节圆基准圆直径D：

D==mm=187mm

驱动根圆直径D g：

D g=D-2F=187-215mm=157mm

驱动轮顶圆直径D d:

D d=D+2H-5=187+216-5=214mm

齿面弧线半径：R=45mm

式中：H为履带厚度，根据标准取16mm；

F为橡胶履带内传动平面距钢丝绳中心平面的距离，根据标准取15mm；

由于我们设计的驱动齿的齿宽a’只有25mm，用于连接连杆和驱动齿之间的键的长度最小都需要36mm，但是驱动齿的齿宽事由履带决定的，不能再增大，因此本人设想在驱动齿的孔的两侧，设计一个凸台用于键的连接，直径是70mm，两边总宽41mm。结构如下图3.5所示：

图3.5 驱动轮

3.7支重轮设计

3.7.1支重轮作用及分布状况

根据履带支重轮传递压力的情况，可以将其分为多支点和少支点两种。多支点的履带行走装置是指与地面接触的履带节数和其上的支重轮之比小于2，支重轮的直径较小，数目较多，相距较近[5]。支重轮在履带上滚动到两铁齿之间的橡胶段时，在重力作用下，如果支重轮排列得不好，下压纯橡胶段履带，会造成机器行走时一起一伏，增大机器的行走阻力，影响机器行走的平稳性，缩短履带的使用寿命。而联合收割机行走机构工作地点在山区或丘陵地区，路面条件并不好，支重轮的压力要分配均匀，履带装置需要一个较小的平均接地比压，所以我们这里采用多支点结构。

一般取s：两支重轮中心的水平距离为1.5t、2.5t或3.5t。这是为了保证行走装置在任何时候都会有支重轮作用在履带的铁齿上，从而提高机器行走的平稳性，减小机器行走过程中的起伏落差，减小行驶阻力。

我们取s=3.5t，即s=3.584mm=294mm。

按照以上的理论来说，支重轮的直径越小，支重轮的个数就越多，这样一来，履带对地面的压力就会越均匀，但是支重轮间也不能靠得太近，否则会引起积泥挂草，会增加履带内部滚动阻力。两轮片之间至少应留有35～70 mm的间隙，按照经验来看我们一般取支重轮的直径和橡胶履带节距的关系为d=(1．5～3)t。

我们取支重轮直径d=1.5t=1.584mm=126mm。

我们取行走装置的工作环境允许的平均接地比压值P=25Kpa，即P=25 Kpa。根据

履带数和平均接地比压确定总接地面积A，即：

A≥GP，A=2LB

式中：L为行走装置单个履带的接地长度（m）；

G为收割机在工作时的重力（KN）；

B为履带宽度（m）。

由公式得：

2LB≥GP =1300kg9.825Kpa =0.509m2

则可计算出L：

L≥==849mm

根据我们之前算出来的两支重轮之间的距离s=294mm，则我们取单边4对支重轮就可以满足行走装置的接地长度：

L=3294mm=882mm≥849mm

所以我们确定单边采用4对支重轮。

履带的行走装置的接地长度和履带的轨距的比值对履带行走机构转向所需的功率和转向性能有很大的影响。如果比值小于l，行走机构的直线行走能力较弱，必须频繁地转向；如果该值大于1.7，履带行走装置转向困难[11]，所以我们设计的比值要在这之间。

而我们采用轨距b为600mm，则==1.371.7。

根据研究，Lb=1.0～1.2时，转向很好；Lb=1.2～1.5时，转向良好；Lb=1.5～1.7时，转向中等，性能开始下降。因此我们设计的轨距能保证收割机行走系统转向良好。

土壤力学试验表明，同样的接地压力。履带宽度与接地长度之间应有一个适当的比值。根据经验，BL应在0.25～0.4之间较好。根据我们所确定的履带宽度B和行走装置的接地长度L计算如下：

==0.34

因此我们选用履带宽度B=300mm，接地长度L=882mm，=0.25，履带尺寸选择是适当的。

3.7.2支重轮安装结构尺寸设计

根据论证后支重轮连杆的结构图，对支重轮连杆进行受力分析，并画出弯矩图，如下图3.6所示：

图3.6支重轮连杆的受力分析

由设计方案来看，力F的作用点在轴AB中间，轴长L=200mm，则，a=b=100mm，我们之前设计用8对支重轮来支撑收割机的总重量，那么每对支重轮上的连杆受到的力为收割机总重量的，即F==1.6KN。

则A、B两点对连杆的支撑力为＝＝0.8KN。

两个摩擦力=0.80.05=0.04KN

由弯矩图可知，连杆的中心截面是连杆的最大弯矩截面，也是这跟连杆的危险截面，且Ｍ＝＝＝40N·m。

Ｍ＝＝＝2N·m。

M==40.05 N·m。

＝＝＝12.6mm，由于还要在连杆上打孔，因此我们在此则支重轮连杆的最小直径ｄ

ｍｉｎ

基础上乘以1.3，来加强直径，圆整后取支重轮轴的直径的d min=17mm，符合接下来支重轮连杆的轴承选择。

3.7.3支重轮连杆轴承选择

支重轮连杆受的是径向力，几乎没有轴向力，因此我们选择深沟球轴承。根据轴的最小直径17mm，来选择轴承，根据GBT 276—1994标准，我们选取深沟球轴承6003。3.7.4支重轮连杆的尺寸计算

由最小尺寸确定d23=d78=17mm，由所选轴承尺寸来选取l24、l78。查表可知，6003轴承的宽度是10mm，那么两个轴承的宽度是20mm，则我们取l24=l78=20mm。

由于4~5轴段需要需要加一个轴肩用于右边两轴承的轴向固定，查得d amin=19.4mm，D amax=32.6mm，则我们确定d45=d67=20mm，D45= D45=32mm。此轴段是用来安置密封圈的，由于收割机在田间作业时，行走部件经常接触泥水，一旦有泥水进入轴承或润滑脂流失，很快便会使轴承损坏，所以支重轮的密封至关重要。唇形密封圈是一种具有自封作用的密封圈，它依靠唇部紧贴密封耦合件表面，阻塞泄露通道而获得密封效果。为了加强密封效果，我们采用两个背对的唇形密封圈来密封，既封了油又阻挡了外物浸入。圈。两个密封圈所占宽度为12mm，因此我们选取l45=l67=18mm。取d56=25mm。

轴承未固定那端，我们采用轴用弹性挡圈卡在螺纹槽里，M16的六角螺母固定。所以要在两轴端攻螺纹，长度取21mm，并设计宽度为1mm的退刀槽。总长度为200mm，则l56=82mm。根据以上数据得出各轴段的尺寸，如下图3.7所示：

图3.7 支重轮连杆

3.7.5支重轮轴密封圈的选择

考虑到支重轮的工作条件，我们采用的是两个背对背的唇形密封圈来密封，选择型3.7.6支重轮连杆的校核

按照弯扭合成强度条件进行校核，按第三强度理论，计算应力：

式中：是弯矩所产生的弯曲应力，为对称循环变应力；

是扭矩产生的扭矩切应力；

是折合系数。

由受力分析可知，该心轴不受扭矩的作用，因此=，对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，则：=。

由由弯矩合成图可知连杆的中心面为危险截面，查[6]，P373表15—4查得，危险截面的抗弯截面系数W=，其中d为孔的直径，计算的W=1344mm，带入：===58MPa 查阅文献[7]，P263表15—1查得45号钢调制处理过的轴的许用弯曲应力[]=60MPa，因此=58MPa<[]，此连杆合格。

3.7.5支重轮连杆轴承的校核

同之前连杆轴承的校核，轴承寿命的计算公式如下：

式中：n—为轴承转速

—为温度系数

C—为基本额定动载荷

P—为当量动载荷

—寿命指数

轴承的转速和支重轮的转速是一样的，而支重轮的线速度和驱动轮的线速度是一样的，即，V=V=0.63ms；

===10rads；

n===1.59rs=95rmin；

根据查找文献[7]，我们取温度系数=0.95。查阅文献[8]，P125，表11—1查得代号为6003的基本额定动载荷C=6KN。我们选用的是深沟球轴承，它的寿命指数=3。

轴承的当量动载荷的计算：P=f（+YF）

式中：X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数；

、分别为径向、轴向当量动载荷；

f为载荷系数，由文献[7]表13—6查取f=1.5。

此轴承的只受径向力的作用，所以其当量动载荷P===0.8KN，则：

==64821h>43200h

即我们使用的轴承寿命合格。

3.8导向轮的设计

导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑偏和越轨。当机器后退时，导向轮承受2倍的牵引力，即导向轮应能够承受不小于2倍最大牵引力的径向载荷。

导向轮直径比驱动轮直径略小，一般DD

导

=0.8一0.9，

则：D

导=D0.8=149.6mm，元整后取D

导

=150mm。

导向轮轴的的内部安装结构和支重轮的一样，但是它装配在底盘机架上的结构和支重轮有些不同。因为为了使收割机具有良好的爬坡越梗能力，我们设计导向轮的中心略高于支重轮的中心。所以我们把导向轮轴固定在与机架在同一水平面上的有螺纹孔的5mm的钢块上。这里必须要提醒，为什么不能使用厚长方块，因为如果这里使用与机架空心钢条一样尺寸的长方块，会导致长方块与履带齿发生干涉，导致履带快速磨损，甚至导致履带不能正常工作。因此我们使用5mm的薄钢块，并且用三角块加强固定，这样既能安置导向轮，而且履带在绕着导向轮时，又不会干扰履带的齿与固定钢块的干涉。至于轴板与薄钢块的固定，在三角块那边我们用螺钉固定，另一端我们曾考虑过螺栓紧固，但是模拟后，效果不佳。即使我们取可使用的最小的螺栓依然会和履带齿干涉，因此我们铆钉固定，这样就不会高出薄钢块太多的高度，从而也不会发生干涉。

如下图3.8所示：

图3.8导向轮支架

3.9张紧装置的设计

我们采用通过调节调节螺杆来张紧履带。这种张紧方式的张紧力主要由丝杆来调

节，只要丝杆直径足够大，具有一定强度和刚度即可。我们取张紧轮的直径D

张=D

张

=150mm。

履带的静态张进度是按履带松边（上方区段）的下垂量h值来确定，一般取h=（0.015~0.03）L0。其中L0为张紧轮与驱动轮间的中心距，我们取L0=1400mm。

我们取h=0.03L0，则h=0.03L=0.031400mm=42mm。

履带的静态张紧力：T

张

===1.4KN，

式中：g为履带单体、连接螺栓的重量。

履带张紧装置行程应大于履带节距的一半，一般设在0.65~0.85个履带节距，因此选调节螺母螺纹长度为60mm的调节螺母。

而张紧装置的安装类似于导向轮，也由薄方块固定在机架上，并用三角块加强固定,具体安装结构如下图3.9所示：

图3.9张紧装置

3.9.1滚子尺寸的计算

我们取滚子的直径为5mm，那么按照采用的方案，我们取滚子薄板的宽为6mm，以保证薄板在打孔时不会打空，厚度取1mm，因为滚子直径本来就不大，如果滚子薄板的厚度取大一些，只会增加滚子与薄板之间的摩擦，所以要尽量取的小一些。

按照以上数据经过模拟测量，下薄板与滚子最低端的距离为1.5mm，为了防止滚子在滚动的时候与导轨摩擦，因此我们取固定板的高度为1.6mm，加在每个滚子的两边，滚子以每个相离15mm的间距排放。

3.9.2导轨的尺寸计算

导轨的尺寸和结构是通过滚子的结构和尺寸来设计的，滚子的总宽度是6mm，所以我们取导轨槽的宽度也为6mm。至于深度，我们从导轨的内表面开始计算，由导轨结构可知，导轨内表面需留出一块来限制滚子在该方向移动，我们取它的厚度为0.5mm，按照滚子和滚子薄板的尺寸，滚子上薄板到固定板的厚度是 3.6mm，再加上导轨内表面突出那块的0.5的厚度，我们就取导轨的深为4.1mm。其它尺寸见导轨零件图。

3.10托带轮的设计

托带轮的作用是装在履带上段的下方。功用是托住履带，防止上方履带下垂过大，以减小履带在运动过程中跳动现象，并防止履带侧向滑落。为了减小下垂，我们在靠近驱动轮的地方安装托带轮，一般将自由下垂量最大的位置作为托带轮的安装位置。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件要比支重轮好，所以尺寸可以小一=100mm。

些。我们取D

支

拖带轮的位置应稍靠近驱动轮端，一般为每边1～2个。但是我们考虑到要减小摩擦，选择托带轮个数为每边1个。

3.11前角

1及后角

2

设计

履带的前角指当车辆处于水平地面时，驱动轮与前部第1支重轮之间的履带与地面之间的角度，后角是指当车辆处于水平地面时，张紧轮与后部第1支重轮之间的履带与地面之间的角度，它们是影响机器行走的一个重要因素。

减小前角和后角，可以增加有效的接地面积，减小接地压力，使压力和滑移降低，并且还能提高机车的行驶平稳性，减少翘头和翘尾现象。但是增加前轮高度即增大前角能够提高车辆超越垂直障碍的能力，爬坡越梗能力越强，增加后轮高度即增大后角使车辆爬坡、过起伏地面时可避免后轮与地面相碰撞。但是我们采用的前轮驱动，在前轮驱动的情况下，前角增大会使履带铁齿与驱动轮啮合的齿数就变少，造成履带铁齿和驱动轮的轮齿受力增大，会加快铁齿和驱动轮的磨损。

一般

1>

2

，根据实验所得，

1

一般为1.5o—3.0o为的是增大接地长度，减小接地比压。

但是当接地长度已满足接地比压要求时，

1

可以增大，是机器具有良好的爬坡越梗及垮

沟性能，在我们设计的这个收割机里，我们增加

1至35o。

2

一般为5o—10o，我们取

2

=10o。

驱动轮至支重轮的驱动段长度约等于履带节距的2.3～2.6倍，过长易导致倒车时脱轨。

3.12最小离地间隙

最小离地间隙的定义为：汽车在满载(允许最大荷载质量)的情况下，其底盘最突出部位刚性物体与水平地面的距离，即在满载情况下，地面与车辆底部刚性物体最低点之间的距离。而对于收割机来说，这个最小离地间隙是联合收割机底盘的最低点相对于地面的垂直距离，不包括割台、喂入室—茎秆输送器装置。

最小离地间隙反映的是汽车无碰撞通过有障碍物或凹凸不平的地面的能力。车辆的离地间隙越大，说明车辆的通过性好，但是，离地间隙大，会导致车辆重心偏高，稳定性降低。通过GBT 6979.2—2005，表3.2.8的查找，我们取最小离地间隙为172mm。3.13底盘机架的设计

收割机机架的材料我们采用45号空心方钢，方钢的截面尺寸为4040，其外形尺寸长×宽×高为1945mm×1400mm×584mm，整体结构分上、下两层，用一系列横、纵、立型材焊接而成的整体式结构。下层纵横梁是机架的重要承载部分，采用1230mm×40mm

×40mm 矩形空心方钢，主要动力支撑梁采用240mm×40mm×40mm矩形空心钢。在支架上方安放一块8mm的钢板，用于驾驶室的安置，而柴油机则固定在机架上，为了保证操作时驾驶员的人身安全，我们在驾驶室周围设计护栏，采用30的空心不锈钢管。如下图3.10所示，详细见联合收割机三维图。

图3.10驾驶室围栏