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淘豆网网友近日为您收集整理了关于机械毕业设计（论文）-部分断面掘进机行走减速器与履带板设计的文档，希望对您的工作和学习有所帮助。以下是文档介绍：机械毕业设计（论文）-部分断面掘进机行走减速器与履带板设计 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)1引言随着我国煤炭事业的发展.因采煤机械和综合机械化水平的速度提高,要求有于之相适应巷道掘进速度.传统的钻煤掘进效率低,人海战术和小型机械化装备,还是不能满足需要.全套图纸,加 巷道掘进机是一种能够实现截割、装载运转、转载煤岩,并可调动行走喷雾、除尘的联合机组.它具有掘进速度快,快速掘进有利于及时查明采区地质条件,以便正确部署采煤工作面的准备和接替.减少岩石的毛顶及***突出事故,有利于安全生产和减少巷道超挖,减少不必要的工作量,减轻掘工的体力劳动.全力研制和使用巷道掘进机具有重大的技术经济意义.目前,国内外研制和使用巷道掘进机种类繁多.主要分为两大类:全断面巷道掘进机和部分断面掘进机. 全断面巷道掘进机主要用于掘进岩石巷道,这类掘进机功率大,结构复杂,巷道断面形状单一。在煤炭工业中没有得到广泛应用。部分断面掘进机,其工作机构仅能同时截割工作面煤岩断面的一部分。为截割破落整个工作面的煤岩必须在断面内多次连续地移动工作机构的截割头。故此它能实际掘出所需巷道断面形状。它主要用于掘进煤(来源：淘豆网[/p-4538040.html])或半煤岩巷道。近年研制的掘进机有以下趋势:广泛采用悬臂式可伸缩的工作机构,改善起截割性能和使用范围。采用横轴式截割头,以减少机器振动,增加机器稳定性。广泛采用触爪式装载机构和履带式行走机构。加大掘进机的总功率和提高液压系统的工作压力。改进喷雾除张成良:部分断面掘进机行走减速器及履带板设计2主装置,支护设备和配套转载设备。掘进机行走机构的工作原理:液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转, 液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩, 液压马达、减速机构和链轮做成一个整体,液压马达的转动带动驱动轮(链轮) 旋转, 链轮的轮齿和履带的链轨销咬合, 从而实现掘进机在履带上爬行。同时导向轮起到导向作用, 导向轮和张紧油缸一起作用对履带的松紧进行调节, 支重轮起到对车身支撑作用, 拖轮主要是支撑履带。在设计和装配过程中, 必须保证驱动轮、引导轮、支重轮、拖轮四轮一线。悬臂式巷道掘进机的行走机构, 需要满足驱动机体前进、后退以及左右转弯调动的工作要求,所以履带式行走机构的左、右履带装置都采用分别单独驱动(来源：淘豆网[/p-4538040.html])的传动方式。掘进机行走速度的调节是通过两液压泵的合流与否来实现的。掘进机前进、后退时,左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。当掘进机要转弯时,可以单独驱动转弯方向的另外一侧液压马达,而使转弯一侧的液压马达停止运转,或者可以采用以相反方向分别驱动左右液压马达的方法,使机体急转弯。条件要求:长期不间断、结构紧凑技术参数:G=31TV=0.5m/min辽宁工程技术大学毕业设计(论文)31 行走机构参数的确定1.1 行星机构的组成和功用履带行走机构的功能是支撑机体并将由传动机构输入的旋转运动的转矩变成掘进机在地面上的移动和牵引力,它可以使机器实现推进、调用、转弯等。对于履带行走机构的抓哦性能要求良好的附着力,较低的接地压力,较小的滚动阻力,其结构由履带架、履带、驱动链轮、支撑轮、引导轮和张紧装置。1.2 行走机构基本参数的确定1.2.1 履带板宽度 b按经验公式 3(0.9 ~ 1.1) 209b G
(1-1)已知G=31T,所以b=590 ~722(mm) 为了不应接地比压过小浪费材料取b=(来源：淘豆网[/p-4538040.html])500mm1.2.2 左右履带中心距离 B(3.5 ~ 4.5) B b mm
(1-2)取B=2000mm张成良:部分断面掘进机行走减速器及履带板设计41.2.3 单侧履带接地长度 L(1.6 ~ 2.2) L B mm
(1-3)取L=.4 履带板平均接地比压 pSGp MPabL
(1-4)已知GS—掘进机总重量 GS=310KN1.2.5 单侧履带牵引力 T12 22 21 1 2 24 4(1 ) (1 )2 4S SuG L G fn uGSL nT RB L B L
(1-5)式中 f-滚动阻力系数,0.08-1.0;取f=1.0u-转向阻力系数,0.8-1.0;取u=0.98n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距n,nL/6;取n=500mm所以 T1=247KN1.3 行走机构的功率1.3.1 行走机构的实际功率已知行走速度v=0.5m/min,所以1 247 0.52.0660 (来源：淘豆网[/p-4538040.html])60TvP kw
实(1-6)1.3.2 单边履带行走机构输入功率的计算确定11 2pP 实(1-7)式中: 1P —单边履带行走机构的输入功率;1 —履带链的传动效率;2 —驱动装置减速器的传动效率。取值范围,有支重轮时取0.89~0.92,无支重轮时取0.71~0.74。辽宁工程技术大学毕业设计(论文)5由(1-7)公式得11 22.062.820.90 0.812PP kW
实1.3.3 履带对地面附着力校核计算单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和,但应小于或等于单边履带与地面之间的附着力。1 1 310 0.8 248T G kN
(1-8)2 驱动元件的选择和参数计算按经验公式:驱动链轮直径 4(75 ~ 85) (310 ~ 400)q SD G mm
(2-1)为满足结构的布置,取 qD =400mm,所以驱动轮的转速600.5 / minvn rD 轮,输出转矩1 247
2qTQT KN m
履带行走机构的驱动方式有电动机和液压(来源：淘豆网[/p-4538040.html])马达驱动两种方式。分别通过机械减速装置或直接由液压马达带动履带的主动链轮运转。机械传动的履带行走机构,一般将电动机装于两条履带减速器后部,制动装置采用机械液压制动方式。这种方式传动可靠性高,电动机价格低,维修容易,但不能调速,减速箱体积较大;巷道淋水大时,电动机易受潮而烧毁。履带行走机构采用液压传动型式,系统简单、性能较好、技术先进。采用低速大扭矩马达驱动,其特点是传动系统简单,尺寸小、重量轻,能够实现无级调速及过载自动保护。但液压马达传动复杂、制造费用高,维护较难。行走机构的调速方式有两种,一种是采用变量泵。另一种是采用分流或并流的调速方案,即在机器快速调动时每停止向装载马达供油,仅向行走马达供油,使掘进机能够变速。张成良:部分断面掘进机行走减速器及履带板设计6根据具体情况对驱动元件进行选取:方案1 根据电机和参考文献[7]表4.12-1可选电机如表2-1:表2-1 电机参数对比表Tab.2-1 Table of Electrical parameters contrast型号 Y90L-2(来源：淘豆网[/p-4538040.html]) Y100L1-4 Y112M-6 YB2S-8转速n/r/min0 750重量g/kg25 34 45 63传动比I 80 1500四种电机传动比过大,为了减速器结构紧凑,不应使用电机。方案2 根据功率和文献[14]表17-5-68可选用于行走机构的马达如表2-2表2-2 马达参数对比表Tab.2-2 Table of Contrast motor parameters型号 MFB5 MFB10 MFB20 MFB29 MVB5 MVB10额定转矩M/N.m31 64 101 178 31 61输出最小转速n/r/min770 373 200 114 770 320p Mw (2-2)由公式(2-2)得 2p Mn 所以2pnM马达MFB5对应的最低转速2.5
/ min2 3.14 31n r
马达MFB10对应的最低转速2.5
/ min2 3.14 64n r
马达MFB20对应的最低转(来源：淘豆网[/p-4538040.html])速2.5
/ min2 3.14 101n r
马达MFB29对应的最低转速2.5
/ min2 3.14 178n r
马达MVB5对应的最低转速2.5
/ min2 3.14 31n r
马达MVB10对应的最低转速2.5
/ min2 3.14 61n r
辽宁工程技术大学毕业设计(论文)7转速越大,减速器的传动比也越大,即结构也越大,为了使减速器结构紧凑且满足转矩要求T T 额,选MFB29柱塞马达,取其转速n=120r/min,所以总传动比1200.5nin 轮3 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较,它具有许独特的优点。它的最显著的特点是:在传递动力时它可以进行功率分流;同时,其输入轴与是输出轴具有同轴性,即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以,行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动,而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积(来源：淘豆网[/p-4538040.html])小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置,行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。行星齿轮传动的主要特点如下:(1) 体积小、质量小、结构紧凑,承载能力小(2) 传动效率高(3) 传动比较大,可以实现运动的合成与分解(4) 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强张成良:部分断面掘进机行走减速器及履带板设计84 行星齿轮传动设计4.1 已知条件该行星传动的输入功率 p1=2.82kw,输入转速 n1=120r/min,传动比 pi =240,要求该行星齿轮传动结构紧凑,外廓尺寸较小,传动效率较高,工作环境较差,冲击严重。4.2 选取传动类型和传动简图3Z(Ⅱ)型行星传动不仅具有 3Z(Ⅰ)型传动的优点,而且还弥补了 3Z(Ⅰ)传动的不足:改善了传动性能,制造安装容易。由于行星轮由双联齿轮变成为单齿圈的齿轮,这不仅仅制造容易、装配安装,且有利于提高齿轮的精度和减少表面粗糙度,即使在传动比很大时,仍能获得较高的传动效(来源：淘豆网[/p-4538040.html])率。根据已知条件和文献[1]表 1-1:长期不间断,结构紧凑,外廓尺寸小,传动比大,故选用具有单齿圈行星轮的 3Z(Ⅱ)型行星传动较为合适,其传动简图如图 4-1:辽宁工程技术大学毕业设计(论文)9图 4-1 传动系统简图Fig.4-1 Map of transmission system4.3 配齿计算根据 pi =240 和参考文献[1]表 3-6,在 baei =239.875 处取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=30.05%bp aepi iii
满足条件为了使 3Z(Ⅱ)型行星传动能正常啮合,必须将其各啮合齿轮副进行角度变位。4.4 初步计算齿轮的主要参数4.4.1 齿轮材料和热处理的选择根据实际情况和参考文献[1]表 6-3,选取中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度 58-62HRC,加工精度均为 6 级,根据参考文献[1]图 6-12 和图 6-27,取limH =1400N/m2和 limF =340N/mm2,内(来源：淘豆网[/p-4538040.html])齿轮 b 和 e 均采用 42CrMo,调质硬度 217-259HB,加工精度均为 7 级,根据参考文献[1]图 6-11 和 6-26,取 limH =780N/mm2和 limF =260N/mm2.张成良:部分断面掘进机行走减速器及履带板设计104.4.2 齿轮模数的计算按弯曲强度的初算公式,计算齿轮的模数 m,1 1321 limA F FP Famd FT K K K Ym kz
(4-1)现已知 z1=16, limF =340N/mm2,小齿轮名义转矩
.120 3ppT N mn n
,取算式系数 mk =12.1,按参考文献[1]表 6-6 取取使用系数 Ak =2.25,按参考文献[1]表 6-5 取综合系数 FK
=2.0,取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 HPK =1.2(在无均匀载荷下), FPK =1+1.5( HPK -1)=1.3;由参考文献[1]图 6-22 查得齿形系数 1FaY =2.67,由参考文献[1]表 6-5 查得齿宽系数 d =0.6( d ≤0.75),由公式 4-1 得齿轮模数 m 为.25 2.0 1.3 2..070.6 16 340m
取 m=34.5 啮合参数的计算4.5.1 变位中心距的计算在三个啮合齿轮副 a-c,b-c 和 e-c 中,其标准中心距 a1 1( ) 3 (16 42) 872 2ac a ca m z z
1 1( ) 3 (98 42) 842 2bc b ca m z z
1 1( ) 3 (101 42) 88.52 2ec e ca m z z
ac bc eca a a
,不满足同心条件,故需角度变位根据建议:公共角度变位中心距' 88.5eca a mm 4.5.2 变位系数的计算已知 58a cz z
, 56b cz z
和 69e cz z
,m=3, ' 88.5a mm 及压力角 20
,3Z(Ⅱ)型行星传动角度变位的啮合参数如表 4-1:表 4-1 基本参数表播放器加载中，请稍候...
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机械毕业设计（论文）-部分断面掘进机行走减速器与履带板设计 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)1引言随着我国煤炭事业的发展.因采煤机械和综合机械化水平的速度提高,要求有于之相适应巷道掘进速度.传统的钻煤掘进效率低,人海战术和小型机械化装备,还是不能满足需要.全套图纸,加 巷道掘进机是一种能够实现截割、装载...
内容来自淘豆网转载请标明出处.毕业设计说明书 书论文题目 N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计N402-1300 型农用拖拉机底盘的设计摘 要 根据农田作业对拖拉机的要求，进行履带式农用拖拉机底盘的设计。项目研究对提高农机设计水平和农业机械化技术水平具有重要意义。 应用农业机械学、拖拉机汽车学、机械设计、机械原理等理论，对履带式行走底盘
的驱动行走系统进行了理论分析与研究， 完成了履带底盘主要工作参数的确定和力学的 计算。利用 Auto CAD、Pro E 等工程软件完成了底盘的整体设计，达到了技术任务书的 要求。主要研究结果如下： （1）对履带底盘的总体结构进行了分析，得到了一些特殊的结构组成及其安装方 法，其中履带宽 353mm,履带总长 4300mm 左右，轨距 1300mm,轮距 1600mm,履带高 468mm 等； （2）设计了履带车辆的基本性能计算，包括驱动力为 24.45kw,牵引力为 21kw,运 动的平均速度在 2～5km/h 等； （3）对履带张紧的设计及其相关计算，包括弹簧的有效圈数为 7，节距 12mm,间距 7mm 等； （4）较为简单的计算了与其相关配套的液压系统，包括液压泵和液压马达的选型 及其计算等。 从而，得到了整体的机架与其相关的配合的结构的框架，对以后的进一步分析提供 了一定的资料。关键词 履带底盘行走装置设计The design of N402-1300-typeChassis agricultural tractorsAbstract Agricultural operations in accordance with the requirements of tractors, agricultural tractors to tracked chassis design. Research projects designed to improve the level of agricultural machinery and the technological level of agricultural mechanization is important. Application of agricultural mechanics, tractor automotive science, mechanical design, mechanical and other principles of the theory of the chassis of the crawler drive operating systems running a theoretical analysis and research, the main chassis to complete the track work and mechanical parameters of the calculation. The use of Auto CAD, Pro E, such as engineering software to complete the overall design of the chassis to the technical requirements of the task book. The main findings are as follows: (1) to track the overall structure of the chassis were analyzed by a number of special structure and installation method, which assumed bandwidth 353mm, track length of around 4300mm, gauge 1300mm, wheelbase 1600mm, track 468mm,目录1 引言 .................................................................... 1 1.1 目的、意义 ............................................................ 1 1.2 履带式行走底盘设计的国内外发展状况 .................................... 2 1.2.1 国外的研究与发展 .................................................... 2 1.2.2 国内的研究与发展 .................................................... 4 1.3 主要设计内容与关键技术 ................................................ 4 2 技术任务书(JR) .......................................................... 5 2.1 总体设计依据 .......................................................... 5 2.1.1 设计要求 ............................................................ 5 2.2 产品的用途 ............................................................ 5 2.3 产品的主要技术指标与主要技术参数 ...................................... 5 2.3.1 主要技术指标 ........................................................ 5 2.4 考虑到的若干方案的比较 ................................................ 6 2.5 设计的关键问题及其解决方法 ............................................ 7 3 设计计算说明书(SS) ...................................................... 7 3.1 结构方案分析与确定 .................................................... 7 3.1.1 履带式与轮式底盘的比较 .............................................. 7 3.1.2 结构方案的确定 ..................................................... 8 3.2 履带式行走底盘总体的设计 .............................................. 8 3.2.1 结构组成及其工作原理 ................................................ 8 3.2.2 主要技术参数 ........................................................ 9 3.3 履带车辆性能计算 ..................................................... 10 3.3.1 牵引性能计算 ....................................................... 10 3.3.2 转向最大驱动力矩的分析与计算 ....................................... 13 3.3.3 传动装置的设计与计算 ............................................... 19 3.4 张紧装置的设计与计算 ................................................. 233.4.1 张紧装置结构及其工作原理 ........................................... 23 3.4.2 弹簧类别的设计与计算 ............................................... 23 3.5 液压系统的设计 ....................................................... 25 3.5.1 液压系统及其动力计算 ............................................... 26 3.5.2 主要液压元件选型 ................................................... 29 4 使用说明书(SM) ......................................................... 32 4.1 产品适用范围及特点 ................................................... 33 4.2 型号说明 ............................................................. 33 5 试验研究大纲（SG） ..................................................... 33 6 总结 ................................................................... 40 参 考 文 献 .............................................................. 42 致 谢 ................................................................. 44
山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计1 引言1.1 目的、意义履带式拖拉机的结构特点和性能决定了它在农田机耕作业中具有明显优势。 首先，履带式拖拉机的接地比压相对较低,从 51.8kW 到 118.4 kW 的各型拖拉机的 接地比压为 30～50kPa,而同级别的轮式拖拉机接地比压要大的多。 96.2 kW 拖拉机为 以 例: 东方红 1302 履带机接地比压(装推土铲)为 47.7kPa;东方红 1304 轮式机的接地比 压约为 104 kPa, 相当于履带拖拉机的二倍多。(1)整地作业。无论是粮作区还是棉作区 的播前整地和耙地作业,农民普遍选择使用履带式拖拉机。原因是履带式拖拉机的接地 压力小,不会对翻耕过的土壤造成多次反复的碾压。而轮式拖拉机在整地和耙地作业时 轮胎在翻耕过的土壤上反复碾压造成对土壤的多次压实,不利于播种后种子生长发育。 还有轮式拖拉机犁地作业时,一只后轮始终行走在犁沟中,轮胎对已耕地的反复碾压形 成坚实的犁底层,不利于作物生长,影响产量。 因此,据我们在南北疆的农户调查中,农民 在整地、耙地作业时都愿意使用履带式拖拉机。在当地履带式拖拉机完成的作业量可达 到总作业量的 60％～70％。(2)播种作业。北疆的一些地域轮式拖拉机播种作业时后轮 碾压的深沟造成种籽播种深度和覆土不一致,给播种质量带来极不利的影响,而且给后 续的浇水作业也带来困难。因此,普遍选择履带式拖拉机播种。(3)几乎所有近山区种植 粮油作物的农户毫无例外的选择履带式拖拉机。由于近山区的大部分耕地坡度较大,而 轮式拖拉机在坡地作业时稳定性差、不安全、作业质量也差。农户普遍选择履带式拖拉 机进行犁地、耕地、耙地作业。棉花及其他经济作物种植区域的农户耙地作业仍然普遍 选择履带式拖拉机。主要原因仍然是轮式拖拉机碾压土壤严重。 因此，综合考虑本设计围绕履带式行走底盘的相关资料对其进行相应的设计及创 新。 本设计主要以参考农业机械为主， 并且相应的履带为橡胶履带结合现有的底盘进行 的设计。适用与我国北方旱地，特别是平原地区。在坡度不大的山区也可使用。1王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计1.2 履带式行走底盘设计的国内外发展状况1.2.1 国外的研究与发展 1986 年 W. C. Evans 和 D. S. Gove 公布了在硬地面和已耕地上,1 种橡胶履带与 1 种四轮驱动拖拉机牵引性能的实验结果。在相同的底盘结构情况下，橡胶履带牵引效 率与动态牵引比高,在已耕地和硬地面上其最大牵引效率是 85%～90%,四轮驱动拖拉机 是 70%～85%。1988 年 D.Culshaw 试验对比了摩擦驱动橡胶履带车辆和子午线轮胎驱动 拖拉机,橡胶履带的拉力比轮式多 25 %。同时对比了装橡胶履带的小型自卸车和类似重 量的传统拖拉机,试验表明履带自卸车是轮式拖拉机拉力的 2 倍并且在软土上车辙小得 多。在支撑良好的情况下,橡胶履带与钢履带性能相似。 1990 年 J . H. Esch ,L. L. Bashford ,K. Von Bar2gen ,R. E. Ekstrom 在 Nebraska 大学 1986 年与 1987 年实验结果基础上,评价和对比了橡胶履带拖拉机与四轮驱动拖拉 机在 4 种地面(未耕、已耙过、已犁过燕麦茬地和玉米茬地)的牵引性能(动力牵引比、 牵引系数与打滑率的关系)。 对比的橡胶履带拖拉机质量为 13 970 kg,履带宽 635 mm ,10 个前进挡。四轮驱动拖拉机质量与之近似,为 13 010 kg ,12 个前进挡。两者均为动力 换挡,实验时的最高限速均为 10. 5 km/ h。1993 年日本学者 T. Muro , R. Fukagawa , S.Kawahara 在质量为 4t 的橡胶履带拖拉机上,为找到最合适的抓地爪形状,以获得最大 的有效驱动力与破断力,分析了各种斜坡柏油路面的牵引与破断性能。结果表明橡胶抓 地爪最合适的形状是高 5 cm 的等边梯形。斜角增加,有效的牵引与破断效果降低。同时 在驱动状态斜角越大,法向(normal)接触压强趋向于朝着橡胶履带后部增加,对破断力 的影响则相反。 1993 年 M. J . Dwyer ,J . A. Okello ,A. J . Scarlett 等介绍了西尔索伊研究 所(Silsoe Research Institute)在橡胶履带上所作的工作,建立预测橡胶履带性能的两 种数学模型。一种假设履带是无限刚性,一种假设是无限柔性。用两种模型预测的性能 和从一专用实验车辆的试验履带装置上得到的田间数据相比,实测数据在两种模型预测 值之间。 试验车数据显示,接地长是影响牵引性能的最重要的因素,在接地长上的压力分 布也是重要的。但履带的张紧在一定的范围与所试验的田间条件下是不重要的。图 7 是 橡胶履带车辆和四轮驱动拖拉机的牵引效率,在不同滑转率下的计算值与试验结果对比, 结果显示橡胶履带最高效率比轮式高 10%～20%。 1994 年加拿大 Alberta 农业机械研究2山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 中心(Al2berta FarmMachinery Research Centre) Reed Turner 研究了在四轮驱动 Case2IH 9250 拖拉机上装 4 个 Gilbert 和 Riplo“GripTrac”橡胶履带驱动装置。 1996 年 K. Watanabe 、M. Kitano 、K. Takano 、H.Kato 对橡胶履带用于高速越 野车辆进行了研究。橡胶履带装置的滚动阻力比轮胎大得多,文中描述了不同运行条件 下,如初始张紧、履带速度、橡胶履带的温度对滚动阻力的影响。1995 年卡特彼勒公司 正式向世人揭示了它 10 年前推出的 Challenger 65 橡胶履带拖拉机,是在其 4 项结构研 究成果基础上诞生的:(1)橡胶履带得益于无轮辋轮胎项目的研究。(2)独特的行走系参 考 CAT SA 型提高速度的研究与 L 系列高置驱动轮、平衡台车项目的研究。(3)全动力 换挡传动系、现代驾驶室与操纵借鉴于铰接四轮驱动拖拉机的研制项目。(4)液压差速 转向机构来源于 CAT 推土机的液压差速转向机构。 卡特彼勒的研究证明橡胶履带拖拉机 在未耕土壤与已耕土壤上的牵引性能都比四轮驱动拖拉机有明显的提高(见图 13) 。 1997 年美国迪尔公司也发表了它对这一问题的研究,对比了橡胶履带拖拉机与四轮驱 动拖拉机在不同地面的牵引性能与对地面的压强等。 数据表明(见图 14) ,两者的差距比 图 13 显示的要小一些。1998 年 J . A. Okello 、M. Watany、D. A. Crolla 建立了 预测橡胶履带在农业软地面上的牵引性能与支重轮下接地压力的模型,此模型考虑到各 支重轮对土壤连续作用的影响。实验用土壤剪切与下沉实验得到的土壤强度参数,成功 地模仿了单条橡胶履带装置在各支重轮连续作用下弹塑性土壤变形的效果。 在一系列土 壤条件下,理论计算与实验结果比较吻合。 1999 年日本学者 Shigeo Awazu、Yoshiaki Kimura 、Shunichi Shibasaki 、 Kunihiko Uchida 发表了对 5 条履带转向车辆的研究。研究对象是用于雪地和泥泞地的 车辆,用 4 个独立的橡胶履带装置代替四轮驱动的 4 个轮胎,接地面积比轮胎增加 15 倍。其在类似滑雪场的深雪地与压实的雪地以及在泥泞地面上,操作自如。和雪地车与 工程机械等普通履带车辆不同,它在硬路面上能象汽车一样转向。为了提高附着能力与 自洁能力,橡胶履带的接地齿通常为与行驶方向垂直或倾斜的直线齿。1999 年 Desrial 和 Nobutaka Ito 研究并确定了圆形接地齿橡胶履带的原理。圆形接地齿与铰接式转向 并用被证明能减少转向阻力和提高牵引性能。论文讨论了在铰接式车辆上,考虑附着性 能及下陷量,确定带圆形接地齿的橡胶履带参数的方法。 此外，履带拖拉机国际上的竞争对手是卡特匹勒公司的橡胶履带拖拉机系列产品。 一拖公司的产品无论是技术水平、还是生产能力与其相比都不具备竞争能力，只有价格3王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 有吸引力，但从性能价格比分析，一拖产品还是处于劣势。因此，公司的新一代大功率 橡胶履带拖拉机将尽快投放市场，借以巩固传统市场，发挥竞争优势。 1.2.2 国内的研究与发展 20 多年来,国内部分院校、研究院所和企业对橡胶履带车辆做了一定的研究,如:天 津工程机械研究所对橡胶履带两栖车辆的研究,中国农业机械化研究院及南京农业机械 化研究所对水稻收割机橡胶履带的研究,吉林大学对差速转向系统的研究,江苏大学对 橡胶履带啮合的研究,青岛建筑工程学院对橡胶履带接地齿接地压力的试验研究,中国 一拖集团有限公司对橡胶履带拖拉机的研究和杭州永固橡胶厂对橡胶履带的研究等。 下 面主要介绍在橡胶履带拖拉机方面的研究:中国一拖集团有限公司对橡胶履带在拖拉 机、推土机、自行电站上的应用进行了研究。重点是金属履带与橡胶履带在动力与使用 性能的比较。1994 年中国一拖集团有限公司在牵引力等级为 3 t 级的履带拖拉机上, 对采用金属履带或橡胶履带进行了比较试验,试验在硬黄土地面上进行。与此同时，相 关的底盘也有了一定的发展。 此后,一拖公司还对采用橡胶履带的拖拉机、推土机进行了使用试验。主要是橡胶 履带的耐磨性试验,橡胶履带的脱轨试验,橡胶履带的寿命试验,不同结构橡胶履带的可 靠性试验,橡胶履带的伸长试验以及通常性的作业查定。 国内市场上的履带拖拉机及变形产品，目前仍然是一拖的产品为主导。这类产品的 销售由于受国家宏观经济政策的影响，处于波动状态。无论是作为工程机械变型、农田 作业牵引或驱动动力，还是作为农业机械行走底盘，其功能并非轮式拖拉机可以完全替 代的。但受国家政策和大功率轮式拖拉机发展的影响，长远看会在市场竞争中处于被动 局面。 总之，与履带相对应的底盘作为相关机械的行走机构，其发展方向始终围绕着安全 可靠性、 操作舒适性、 环保节能等方面发展。 在这方面国内外一直在不断的努力改进中。 目前，还没有较大发展，但是采用电喷发动机、自动变速箱的自动换档系统，采用多传 感技术实时显示车辆的运行状况，同时，汽车领域使用的ａｂｓ技术、自动巡航技术等 也将移植到工程机械领域。1.3 主要设计内容与关键技术（1）设计任务4山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 a. 履带底盘结构分析及其确定； b. 产品的用途估计； c．主要技术参数、性能参数的确定； d．履带车辆相关性能的计算和确定； e. 张紧装置的设计与计算； f. 液压系统的设计与计算。 （2）关键技术 首先，本设计采用现在相关工业机械上的一些底盘设计与实物作为参考，综合考虑 底盘结构，使其可以在不同的地域都可较好的支撑机体使其可以正常的工作。本设计对 驱动轮、 支重轮、 导向轮的特殊结构设计， 是整个底盘结构较好的适应山西多山的环境。2 技术任务书(JR)2.1 总体设计依据履带式底盘是机器的重要部件，它对整个装置起着支撑作用。所以根据，现有工业 的履带机械（挖掘机）再结合农用的履带（拖拉机）对整个装置进行较完整的配合与加 工等一系列的设计。 2.1.1 设计要求 在现有的机械资料的基础上，充分考虑到实际的要求，应满足结构的紧凑及其配合 的合理。同时，要对应该计算的部分进行必要的计算，但是实际的情况有所不同，应该 根据实际作为标准结合计算的数据进行综合考虑，争取找到比较好的方案和结构。2.2 产品的用途本次设计的履带底盘是对相应小型功率农用机械使用的。2.3 产品的主要技术指标与主要技术参数2.3.1 主要技术指标5王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计表 1 N402-1300 型主要技术指标表序 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12号项目单 kg位参 数 3000整机重量 型号 行走速度 爬坡能力 接地比压 驱动轮动力半径 发动机的功率 履带高度 底盘轴距 底盘轨距 履带板宽 底盘高度N402 农用机械地盘 km/hx02-5 & 20 0 左右 0.3148 约 228 40 左右 468 3 638kpa mm 马力 mm mm mm mm mm2.4 考虑到的若干方案的比较底盘可以分为履带式与轮式，轮式底盘运用较广，但是它的牵引附着性能较差，在 坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用受到一定的限制；履带式底盘牵引附着性能好，单 位机宽、牵引力大、接地比压低、越远性能强、稳定性好，在坡地、粘重、潮湿地及沙 土地的使用具有更好的性能。 两者比较采用履带式底盘可更加适应山西多山的地貌特征。6山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书2.5 设计的关键问题及其解决方法设计的关键问题是在保证正常工作下，其结构尽可能的简单方便。同时，要注意结 构的合理性与正确性。 本次设计采用圆螺母的定位方法， 使其在结构上基本一致， 同时结构也紧凑的连接， 初步达到设计的目的。还有，采用的支重轮与导向轮的轴承放入轮里的方案。3 设计计算说明书(SS)3.1 结构方案分析与确定履带行走装置有“四轮一带” （驱动轮，支重轮，导向轮，拖带轮或张紧轮，以及 履带） ，张紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。 机械行走时,驱动轮在履带紧边产生一个拉力，力图把履带从支重轮下拉出。出于 支重轮下的履带与地面有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷绕履带向前滚 动，导向轮把履带铺设到地面，从而使机体借支重轮沿履带轨道向前运行。 “四轮一带”在我国已经基本标准化，尤其是在大型、重型机械方面。 因此，本设计还是采用传统模式的设计方法。 3.1.1 履带式与轮式底盘的比较 金属履带拖拉机牵引力大, 适合重负荷作业( 如耕、耙等) , 接地比压小, 对农田 压实、破坏程度轻, 特别适合在低、湿地作业, 而且除田间作业外, 还在农田基本建设 和小型水利工程中用作推土机, 综合利用程度较高。 但其主要缺点是在潮湿和砂性土壤 上行走装置, 如支重轮、导向轮、托带轮及履带板( 俗称三轮一板) 磨损较快, 维修费 用高, 作业速度较慢, 随着公路网发展, 金属履带拖拉机转移越发困难, 使用不便。 橡胶履带拖拉机采用方向盘操纵的差速转向机构, 可控性强, 机动灵活, 转弯更 省力, 履带接地面积大, 并有减振效果, 乘坐舒适, 由于比压低, 对地面破坏程度轻, 尤其适于低湿地作业, 并可大大提高作业速度, 改善道路转移适应性。 橡胶履带寿命可 达到6000 小时, 三轮寿命延长一倍, 每台可节约维修保养费用和转移运输费用7000～ 10000 元, 仅此一项每年社会效益就有560～800 万元。在开荒、改造中低产田、沙壤 土质地区, 显示出极强的优越性。其缺点是初置成本高。大功率轮式拖拉机具有轮距调7王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 整方便、轴距长、质量分配均匀、充气轮胎有减振性, 行驶中地面仿形性好, 振动小、 运输速度快,综合利用率高等优点。不足之处是不适于低湿地作业。而且, 引进国外的 具有世界先进技术水平的大功率轮式拖拉机, 价格和维修费用都太高, 1台发动机约12 万元、 根曲轴3 万余元、 个变速箱总成需10余万元。 1 1 大功率轮式拖拉机接地压力大, 易形成土壤硬底层, 大功率轮式拖拉机机重一般在kg, 接地面积比履带拖拉 机小, 因此接地压力较大。 经数年耕作后, 在土壤的耕层下面将生成硬底层, 不利于土 壤的蓄水保墒和作物的生长。 即使经过深度翻耙, 依然会保持碎小的板结硬块, 土壤的 显微结构遭到了破坏。附着性能差, 滑转率高。经试验, 大功率轮式拖拉机与五铧犁配 套作业时, 在土壤平均含水率30%、坚实度0.3MPa、机组前进速度7.2km/ h 左右的情况 下, 滑转率一般在10~20%, 有的达25%, 轮胎对土壤的剪切作用, 使耕层土壤结构遭到 破坏。 3.1.2 结构方案的确定 依据轮式与履带机械的特点，以其以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出了履带 的结构和所采取的安装方法和连接方案。3.2 履带式行走底盘总体的设计根据农业机械学、拖拉机汽车学、机械设计、机械原理等理论，对履带式行走底盘 的驱动行走系统进行了理论分析与研究， 完成了履带底盘主要工作参数的确定和力学的 计算。 3.2.1 结构组成及其工作原理 履带行走装置有“四轮一带” （驱动轮，支重轮，导向轮，拖带轮或张紧轮，以及 履带） ，张紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。 机械行走时,驱动轮在履带紧边产生一个拉力，力图把履带从支重轮下拉出。出于 支重轮下的履带与地面有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷绕履带向前滚 动，导向轮把履带铺设到地面，从而使机体借支重轮沿履带轨道向前运行。 “四轮一带”在我国已经基本标准化，尤其是在大型、重型机械方面，见图 18山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书1234561-履带；2-驱动轮；3-机架；4-拖带轮；5-导向轮；6-支重轮 图 1 履带底盘结构图履带与地面接触, 驱动轮不与地面接触。 驱动轮在减速器驱动转矩的作用下, 通过 驱动轮上的轮齿和履带链之间的啮合, 连续不断地把履带从后方卷起。 接地那部分履带 给地面一个向后的作用力, 而地面相应地给履带一个向前的反作用力, 这个反作用是 推动机器向前行驶的驱动力。 当驱动力足以克服行走阻力时, 支重轮就在履带上表面向 前滚动, 从而使机器向前行驶。 3.2.2 主要技术参数9王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计表 2 N402-1300 型主要技术参数表序 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12号项目单 kg位参 数 3000整机重量 型号 行走速度 爬坡能力 接地比压 驱动轮动力半径 发动机的功率 履带高度 底盘轴距 底盘轨距 履带板宽 底盘高度N402 农用机械地盘 km/hx02-5 & 20 0 左右 0.3148 约 228 40 左右 468 3 638kpa mm 马力 mm mm mm mm mm3.3 履带车辆性能计算3.3.1 牵引性能计算 履带机械整机参数初步确定以后，一般应进行下列计算，以估计该履带机械的基本 性能是否满足预期要求，整机参数选择是否合理。这里主要是关于牵引性能的计算。 计算工况： 计算时所用的工况一般为：在使用重量状态自爱，与水平区段的茬地上（对旱地是10山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 适耕适度的茬地，对水田是中等泥脚深度的茬地） ，带牵引负荷（牵引线与地面平行） 全油门等速行驶。以下为表示的示意图。GPf LPg图 2 拖拉机受力示意图(1) 履带式机械的驱动力 Pq 履带机械 Pq = 式中:MM e i ?? c r dqkgfe――发动机转矩 kgf；i ? ――各档总传动比；? c ――各档总传动效率；r dq――驱动轮动力半径 m；? q ――履带驱动段半径效率，计算时一般去取 ? q =0.95。11h（3―1）王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 (G s max=2 LG s max=1.5 PTN ;PTN=（1.1-1.2） PT 。式中： G s max ――最大使用重量；Lo――履带接地长度；b――履带板宽度；qp――一般为 0.35～0.5 kgf/ cm 2 ； ――额定牵引力；PTNPT――牵引力。根据(2)中的活动阻力 P f ，经计算即可得 Pq ) 经计算后得结果 Pq =24.45KN. (2) 履带式机械的活动阻力 P fPf=f G s kgf（3―2）式中:G s ――使用重量(kgf)；f ――履带式一般取 0.1。 经计算后得结果 P f =3.45KN (3) 行驶速度 v理论速度 实际速度 式中： n e ――发动机转速；r dqvl=0.377n e r dq i?km/h（3―3） （3―4）v= v l (1- ? )km/h――驱动轮动力半径； 0.07） 。i ? ――驱动轮轮滑转率（履带式一般取经计算后得结果 v =（2.5~5）km/h12山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 （4）履带式机械的牵引效率? T? T = ? c? f ? ? ? q（3―4）式中: ? c ――各档的总传动效率；? f ――滚动效率；? ? ――滑转效率；。 ? q ――履带驱动带效率（一般取 0.95） 经计算后得结果? T =0.65 (5) 履带机械的附着力 P?? （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。 ）P??=? ? G ?（3―5）式中: ? ? ――一般取 0.75；G?――取 3000 千克。 (符合要求)经计算后得结果 P?? =25.875KN3.3.2 转向最大驱动力矩的分析与计算 (1) 履带转向时驱动力说明: 履带行走装置在转向时, 需要切断一边履带的动力并对该履带进行制动, 使其静 止不动, 靠另一边履带的推动来进行转向, 或者将两条履带同时一前一后运动, 实现 原地转向, 但两种转向方式所需最大驱动力一样。因此以机器单条履带制动左转为例, 见图（示意图） 。13王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计左转MB图 3 履带转左向示意图左边的履带处于制动状态, 在右边履带的推动下, 整台机器绕左边履带的中心 C1 点旋转, 产生转向阻力矩 Mr, 右边履带的行走阻力 Fr/ 2 。 一般情况, 履带接地长度 L 和履带轨距 B 的比值 L/ B≤1.6,。同时, L/ B 值也直接影响转向阻力的大小,在不影 响机器行走的稳定性及接地比压的要求下, 应尽量取小值, 也就是尽量缩短履带的长 度,可以降低行走机构所需驱动力。 (2) 转向驱动力矩的计算 转向阻力矩是履带绕其本身转动中心 O1（或 O2）作相对转动时，地面对履带产生 的阻力矩，如图所示，O1、O2 分别为两条履带的瞬时转向中心。 为便于计算转向阻力矩 M r 的数值，作如下两点假设：(1)机体质量平均分配在两条 履带上，且单位履带长度上的负荷为：q ? G 2L（3―6）式中:G ?车身总质量（kg） ； 履带接地长度(m)。? G 2L ? 3000 2 ? 1500 ? 1000 ? kgL?经过计算： q?.形成转向阻力矩 M ? 的反力都是横向力且是均匀分布的。 履带拖拉机牵引负荷在转14山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 向时存在横向分力，在横向分力的影响下，车辆的转向轴线将由原来通过履带接地几何 中心移至 O 1 O 2 ，移动距离为 x 0 。图 4 履带转向受力图根据上述假设，转向时地面对履带支承段的反作用力的分布为矩形分布。在履带支 承面上任何一点到转动中心的距离为 x，则微小单元长度为 dx，分配在其上的车体重力 为 qdx，总转向阻力矩可按下式：M?? ? x0 ? 2? ? 2 ? qxd ? 0 ?LL x??2? x0? qxd0x? ? ? ?（3―7）式中: ??转向阻力系数。? ? ? max0 . 85 ? 0 . 15 R B ? 0 . 45（经查表计算：15王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 式中: ? max?车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数；?B―履带轨距。 ） （3―8）将式（3―6）代入上式积分得并简化得： M 即： M??? GL4?? GL4?0 . 45 ? 3000 ? 1 . 5 4? 506 . 25N.m（3） 转向驱动力矩(假设机器重心与履带行走装置几何中心相重合 )把转向半径R ? B 2 和0 ? R ? B 2 ? B 2 , 如下图所示， 两侧履带都向前运动， 此时两侧履带受地面摩擦分别考虑。1)当转向半径 R阻力朝同一方向（即行驶的反方向） ，外侧、内侧履带受力分别为：Fq2 ? F f 2 ? F q1 ? F f 1 ? M B M B? ?（3―9）Ff2Ff1GGMFq2 B图 5 此时转向示意图16Fq1山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 2)当转向半径 0? R ? B 2，如下图所示，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反方向，外侧、内侧履带受力分别为：Fq2 ? F f 2 ? F q1 ? ? F f 1 ? M B M B? ?（3―10）Ff2Ff1M G GFq2 B图 6 此时转向示意图Fq1式中:F f 1 , F f 1 ? 分别为内侧前进阻力和驱动力； F f 2 , Fq 2 ?分别为外侧前进阻力和驱动力。考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力17王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 为：F f1 ? F f 2 ? 1 2 Gf（3―11）式中:f― 履带滚动阻力系数? Ff2 ? 1 2 Gf ? 1725 N（ 即F f1）转向时的最大驱动力矩为：Mmax? max ?F q 1 , F q 2 ? ? r式中：r―驱动轮节圆直径。 3）大半径区 R? B 2转向行驶时主动轮上的力：Fq2 ? G?? ? ? ?? f ? ? 2 ? 2 ?F q1?? ? ? ? ?? f ? ? 2 ? 2 ?G（3―12）小半径区 0? R ?B 2转向行驶时主动轮上的力：Fq 2 ?G?? ? ? ?? f ? ? 2 ? 2 ?GF q1?? ? ? ? ? ?? f ? ? 2 ? 2 ?（3―13）式中： ? ―转向比， ??L B。转向时的最大驱动力矩为：Mmax? max ?F q 1 , F q 2 ? ? r M经过以上介绍及公式计算得： 分别计算转向半径 R 得到： M max? B 2 和0 ? R ? B 2?=506.25N.m；的情况：? F q 2 ? r ? 817 N .m.与根据文献“履带车辆行驶力学”，得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：Mmax? F q 2 ? r ? 817 N .m所得结果相同。18山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 3.3.3 传动装置的设计与计算 （1）履带的选择 履带支承长度 L，轨距 B 和履带板挂宽度 b 应合理匹配，使接地比压，附着性能和 转弯性能符合要求。根据本机的设计参数，确定履带的主要参数为整机的重量。本机的 初定整机重量为：3t. 令 L 0 表示为接地长度，单位 m， h 0 表示履带的高度，单位 m，G 表示机器整机重量， 单位为 t。则有经验公式知：L 0 ? 1 . 073G ? 1 . 07 ?33 ? 1 . 5432 m取 L 0 ? 1500 mmL ? L 0 ? 0 . 35 h 0 ? 1500 ? 0 . 35 ? 468 ? 1663 . 8 mmL0 B? 1 .2 ~ 1 .4即B? 1200 mmb L0? 0 . 18 ~ 0 . 22即b? 216 mm履带节距 t 0 和驱动轮齿数 z 应该满足强度、刚度要求。在此情况下，尽量选择小的 数值，以降低履带高度。 根据节距与整机重量的关系：0 tt 0 ? (15 ~ 17 . 5 ) 4 G ? 110 mm ? (15 ~ 17 . 5 ) 4 G , 其中 t 0 的单位为mm,G 的单位为 kg.（说明：此处的驱动轮方面在驱动轮计算部分再详细说明。 ）令 L 表示履带全长zt 0 2? 23 ? 110 ?1 ? ? ~ ? t 0 ? 2 ? ? 2 ? 1500 ? ? 0 . 55 ? 110 ? 40 ? 4365 . 5 mm 2 3? 2 ?2'则 L'? 2 L0 ?根据计算的与实际的资料： 选型号为 230 ? 48 的履带。同时，目前橡胶履带损坏的一些具体表现，主要集中在 3 个方面：整体断裂、铁齿 脱落、铁齿断裂。由于橡胶履带的使用还受到道路、作业环境和机手操作水平的影响，19王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 且橡胶履带又是整体结构，一旦出现断裂、脱齿等现象，往往就需要更换整条履带（每 条履带的价格一般在 2 0 0 0 元左右） ，这是一笔不小的开支。橡胶履带机械行走机构 主要由驱动轮、支重轮、张紧轮、前导轨、后导轨和橡胶履带等组成。橡胶履带不仅要 承受整机的压力，同时还要传递从变速箱驱动轮传来的驱动力，承受履带张紧后的拉力 和大量的泥、草等造成的巨大阻力等。针对这一实际，一些公司也做了相当多的改进。 （浙江省湖州联合收割机厂经过多年的试验和跟踪调查，总结出了若干经验，并对橡胶 履带进行了以下 3 个方面改进： （1） 更新钢丝帘线；（2） 铁齿脱落 该现象一般表现为铁齿与橡胶分离。改进时主要从增大粘合面积着手，在不增加铁齿质量的前提下， 改进铁齿的截面形状，从而增大与橡胶的粘合面积，与此同时还适当加大铁齿表面的粗 糙度（比如用工具在铁齿表面某些部位人为地加工出干小浅槽），以增加铁齿对橡胶的 粘接力；（3） 铁齿断裂 断裂部位一般是发生在驱动轮与铁齿的结合处。由于在泥脚较深转弯困难或通过较高的田埂时机子负荷较大，此时最容易造成铁齿断裂现象。对铁 齿结构进行加固改进，可大大增加铁齿的强度，提高铁齿的耐用度。） 至此可看到，橡胶履带的现状与发展趋势。故此，这里选择橡胶履带 230*48 系列。 （2）驱动轮的计算 目前, 履带啮合副的设计还停留在经验设计阶段, 没有相关的设计标准, 各种齿 形的设计方法很多, 极不统一, 主要有等节距啮合方式、 亚节距啮合方式和超节距啮合 方式。等节距啮合主要指履带节距与链轮节矩相等。在等节距啮合时, 履带啮合副是多 齿传动, 履带牵引力由啮合各齿分担, 各个齿所受的负荷较小, 此时啮合平稳、 冲击振 动小, 使用寿命较长。 但在实际中, 等节距啮合只是一个理论概念, 因为即使在设计上 使履带与链轮节距相等, 履带在使用过程中将产生节距变化(如弹性伸长, 履带销和销 孔磨损伸长等), 啮合实际上为超节距啮合。且因图纸标注公差、制造误差等使履带在 一定范围内波动, 履带与链轮的啮合要么是超节距, 要么是亚节距, 等节距啮合实际 上很难存在于啮合过程中。 在亚节距啮合过程中, 链轮与履带销之间力的传递仅由即将 退出啮合的一个链轮齿来完成, 但对于频繁改变方向的机器, 在减轻启动冲击方面很 有利, 而且随着亚节距量的增加,作用更加明显。但在退出啮合时, 履带销处于迟滞状 态, 严重时甚至由于运动干涉而不能退出啮合。因此, 在设计过程中应根据工作工况, 灵活采取相适应的设计方法, 使履带销顺利进入和退出啮合, 减少接触面的冲击; 使 齿面接触应力满足要求, 减小磨损; 使履带节距因磨损而增大时仍能保持工作而不掉20山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 链等。因此，综上考虑驱动轮选用链轮的设计方案。 a. 确定驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得） ： 分度圆直径d ? sin p 180 zo?48 0 . 136? 352 . 9 ? 353 mm齿顶圆直径 齿根圆直径d a max ? d ? 1 . 25 p ? d r ? 352 . 9 ? 1 . 25 ? 48 ? 24 ? 388 . 9 ? 389 mm1 .6 ? 1 .6 ? ? ? d a min ? d ? ? 1 ? ? p ? d r ? 353 ? ? 1 ? ? ? 48 ? 24 ? 373 . 6 ? 374 mm z ? 23 ? ? ?d a ? ?374 ~ 389 ?mm ，根据相关数据取d a ? 380 mm分度圆弦高df? d ? d r ? 353 ? 24 ? 329 mm0 .8 ? 0 .8 ? ? ? h a max ? ? 0 . 625 ? ? p ? 0 . 5 d r ? ? 0 . 25 ? ? ? 48 ? 0 . 5 ? 24 ? 19 . 669 ? 20 mm z ? 23 ? ? ?h a min ? 0 . 5 ? p ? d r ? ? 0 . 5 ? ? 48 ? 24 ? ? 12 mm h a ? ?12 ~ 20 ?mm ，根据相关数据取 h a ? 13 . 5 mm最大齿根距离L?奇数齿 ? ? x180 zd cos90 zo? d r ? 328 mmo齿侧凸缘d g ? p cot? 1 . 04 h ? 0 . 76 ? 323 . 6 ? 324 mm。b. 确定驱动轮齿槽形状 试验和使用表明，齿槽形状在一定范围内变动，在一般工况下对链传动的性能不会 有很大影响。 这样安排不仅为不同使用要求情况时选择齿形参数留有了很大余地。 同时， 各种标准齿形的链轮之间也可以进行互换。21王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计图 7 驱动轮图齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径 齿沟角re rire max ? 0 . 008 d r z?2? 180?3re min ? 0 . 12 d r ? z ? 2 ?ri max ? 0 . 505 d r ? 0 . 06990 zodrri min ? 0 . 505 d r90 zo?o?min? 120 ??max? 140 ?则根据相关数据得： 齿面圆弧半径re max ? 0 . 008 d r z?2? 180 ? 136 . 128 mm?re min ? 0 . 12 d r ? z ? 2 ? ? 72 mm re ? ?72 ~ 136 . 128 ?mm齿沟圆弧半径ri max ? 0 . 505 d r ? 0 . 0693d r ? 12 . 319 mmri min ? 0 . 505 d r ? 12 . 12 mm ri ? ?12 . 12 ~ 12 . 319 ?mm90 zo齿沟角?max? 140o?? 139 . 09022山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书?? 120 ? 90 z0min? 116 . 090。3.4 张紧装置的设计与计算张紧装置主要是对导向轮部件的张紧。 3.4.1 张紧装置结构及其工作原理 张紧装置示意图：图 8 张紧装置示意图张紧弹簧由于装置的反冲作用，使其在右方顶着导向轮使其在工作过程中，始终保 持一定的张紧状态，从而使履带张紧导向轮导向。 3.4.2 弹簧类别的设计与计算 (1) 弹簧类别的选定 因张紧装置的作用，是通过弹簧对导向轮的推动从而达到张紧的作用。因此，选用 压缩、拉伸弹簧即可。对于选材采用通用的材料（ 60 Si 2 M n ）即可。 运用公式求得隔振弹簧的刚度：?式中： z ――隔振系统频率比；K ?1?2m?2（3―14）23王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计m――振动质体总重量（kg） ；取 m? 50 kg；? ――振动频率。由? 则代入公式 ?K ? 1?2?n? 30 1?2000 ? 3 . 14 30? 209 rad5s ~ 2 . 24 ? 105m?2? 32~ 42? 50 ? 2092? 1 . 37 ? 10N m则通过计算知弹簧的刚度为 4 . 5 ? 10 4 适当取低，取 ?? ? ? （2） 弹簧的计算 运用公式求得螺旋弹簧曲度系数:K ? 4C ? 1 4C ? 4N m。按工作的载荷进行计算时，许用应力应3 . 0 ? 10 Pa8，弹簧的工作载荷约为 400N.?0 . 615 C（3―15） 时，C 一般取 4 ~9式中：C――旋绕比（当材料直径 d 试取旋绕比 C=6，则K ?? 2 . 5 ~ 6 . 0 mm）4C ? 1 4C ? 4?0 . 615 C? 1 . 2525根据公式求得材料的直径:d ? 1 .6 ? KCF?p（3―16）式中: K――曲度系数； K （ C――旋绕比； C （? 1 . 2525）? 6） ? 400 NF――弹簧的工作载荷(N)； F （）8。 ? p ――许用切应力（Pa）（ ?? ? ? 3 . 0 ? 10 Pa ） 计算得弹簧丝直径：d ? 1 .6 ? KCF ? 0 . 005 m?p根据公式：n ? GD 8C K4（3―17）10式中：G――切变模量（Mp） G ；( D――弹簧中径（mm） D 。(? 8 ? 10Pa)? 42 mm)24山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 计算得弹簧有效圈数 根据标准取n ? 7 .2n=7? 2 .5选择冷卷压缩弹簧 YⅡ，两端圈并紧并磨平，取 n 2 则总圈数 根据公式:P ? d ?n 1 ? n ? n 2 ? 0 .5?n? ? 1 ? 0 . 28 ~ 0 . 5） D （（3―18）式中：d――弹簧材料直径(mm)。 计算得节距 选择 间距 根据公式：H 0 ? Pn ? 2 dP ? 0 . 01176 ~ 0 . 021，P=0.012m=12mm? ? P ? d ? 7 mm计算得自由高度 根据标准选取 压缩弹簧高径比 压缩弹簧工作高度 压缩弹簧压并高度 螺旋角 弹簧材料的展开长度H 0 ? 0 . 094 m H 0 ? 95 mmb ? H D0? 2 . 26H n ? H 0 ? ? ? 94 . 3 m H b ? n1 d ? 9 . 5 ? 0 . 005 ? 0 . 0475 m? ? arctan(P?D) ? 5 .20L ? ? Dn 1 ? 1 . 12 m经计算可知：b&5.3,满足稳定性的要求。3.5 液压系统的设计履带机械全液压式行走系统的设计要满足如下要求：25王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 (1) 正常行走速度在0.83～1.4m/s范围内，空载最大速度达到3m/s 左右，转向速 度在0.5～1.0m/s范围内。 (2) 转速比要适当、操作灵活方便、成本低。 3.5.1 液压系统及其动力计算 (1) 液压系统的选择 以马达为执行元件，采用变量泵+变量马达系统，其液压系统如图 1 所示。2.2 工 作过程分析停车时，油泵斜盘倾角为 0?，不输出压力油；在伺服油缸弹簧力作用下， 马达斜盘倾角达到最大值。 前进(增速)时， 速度控制杆前推、 换向阀 H1 的 P 与 B 相通， 补油泵输出的压力油经换向阀进入伺服油缸。 在伺服油缸的作用下， 油泵斜盘开始倾斜， 变量泵 P1 输出压力油。压力油在 a 点分流、经换向阀 H4 和 H5 到达马达 M1 和 M2， 两个马达的回油在 b 点汇合后流回油泵的低压腔。 随着油泵斜盘倾角的增加， 行进速度 增加。当速度控制杆停止向前移动时，由于反馈作用，换向阀 H1 回到中位，泵斜盘停 止移动，固定在某一倾角位置，马达保持在某一固定转速。此阶段为变量泵+定量马达 阶段。当变量泵 P1 倾角达到最大值时，泵的输出流量最大。此时，如果继续向前推移 速度控制杆，则其对油泵换向阀的控制转移到对马达换向阀 H2 和 H3 的控制。在马达 伺服油缸的作用下，马达的倾角开始减小，马达排量减小、转速增高、行进速度增大。 此阶段为定量泵+变量马达阶段。向前运动时，减速过程和上述相反。先是定量泵+变量 马达阶段，后为变量泵+定量泵阶段。后退时，只需把速度控制杆从中位向后拉动，换 向阀 H1 的 P 与 A 相通，使变量泵 P1 反向供油即可。26山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书图 9 液压系统示意图(2) 主要参数的确定 液压马达载荷力矩和工作载荷力矩 M g ：采用后轮驱动方式，取被驱动轮阻力矩为 工作载荷力矩。 a．工作载荷力矩的确定 起动阶段的工作载荷力矩 MMg1为? f1 ? W ? rg1（3―19）式中：（ f 1 ――滑动摩擦系数； f 1 =0.5） W――机具质量取；(W =14700N)，27王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 R――驱动轮节圆半径.(r =0.174m) 则经计算： Mg1=1277.8N.mb. 正常行驶阶段的工作载荷力矩 MMg2g2为 ×r （3―20）=f 2 ×W式中：f 2 ――滚动阻力系数，取 f 2 =0.11。则经计算： Mg2=281.1N.mg3c. 转向阶段的工作载荷力矩 MM?由粘性转向阻力矩 M ? 确定:l 4? m ?W ?（3―21）式中： m ――为转向阻力系数；（m =0.67）l――履带接地长度。（ l =1.6m）则 M ? =7879.2N.m 轴颈摩擦力矩 f M 和惯性力矩 Mi 很难实测，按工作负载的 1%计算。 （3） 载荷力矩 a. 液压马达载荷转矩 M m ：考虑马达机械效率? m (取0.99)和转速比i时，液压马达 载转矩Mm? M ?? m ? i（3―22）g1起动阶段液压马达载荷力矩 M 1 ；包含工作负载力矩 MM1；轴颈摩擦力矩和惯性力矩。=1.02Mg1=N.mb. 起动阶段液压马达载荷转矩 M m 1 ：Mm1=1316.52N.mg2c. 正常行驶阶段马达载荷力矩 M 2 ：包含工作负载 MM2、轴颈摩擦力矩。= 1.01N.mMg2=283.91N.m28山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 d. 正常行驶阶段液压马达载荷转矩 M m 2 ：Mm2=286.8N.mg2e. 减速制动阶段马达载荷力矩 M 3 ： 包含工作负载 MM3、 轴颈摩擦力矩和惯性力矩。=Mg2=281 N.mf. 减速制动阶段马达载荷转矩 M m 3 为Mm3=283.94N.mg. 转向阶段马达载荷力矩 M 4 ：包含粘性转向阻力矩 M ? 、轴颈摩擦力矩和惯性力 矩M i。M4=1.02 M ? =8050.4N.mh. 转向过程马达载荷转矩 M m 4 ：假设左、右履带土壤水平推力均等于牵引力，转 向受力如图2所示。对O 点取矩求得牵引力F 为F ? Ff 2 ? M B3（3―23）式中： F f ――为滚动摩擦力。 即F? Ff 2 ? M B3? 7080N.mi. 转向阶段驱动力矩 M m 4 为Mm4=F ?r 0 . 99? 1243 . 5N.m3.5.2 主要液压元件选型 (1) 选择系统持续工作压力p 为24MPa，最高压力p 为33MPa。液压马达的排量q 和 最低转速n 以及流量Q 分别为q ? 2? M pn ? V ?i 2? r29m（3―24） （3―25）王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计Q ? qn 1000（3―26）根据载荷转矩和系统工作压力，确定液压马达的排量；根据设计要求确定液压马达 的转速；根据转速和排量确定液压马达所需流量，其计算结果见表1 所示。根据以上计 算，选择Sundstrand 公司seriers40 产品M25MV 马达为本系统的执行元件，其理论排 量为25 cm 3/r，额定压力33MPa，最高转速为5000r/min。选择液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失为0.5 Mpa ，液压泵的最大工作 压力 P p 为系统泄漏系数取1.2、液压马达的最大总流量为2×13013 ( cm 3 /min)时液压泵 的流量 Q p 为Q p ? 1 . 2 ? 26026 ? 31231 . 2 cm?3min?选择Sundstrand 公司seriers40M25PV 变量泵， 具体参数如下：排量24.6 cm 3 4000r/min。 补油泵的流量 Q p'/ min、最高压力为34MPa、转速变化范围为500～Q p ? 0 . 3 Q p ? 9369 . 36 cm''3/ min补油泵选CB-B10，其流量为10L/min；压力 P p =2.5MPa；转速为1450r/min；容积效率? ? ? 0.85；驱动功率为0.51kW。P ? Pp Q 10 ?3 p? 24 . 5 kwp源动机驱动功率W 为 W =25kW 根据以上计算，选择阀类元件如表2 ：30山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书表4 选择阀类元件表名称工作压力/ Mpa额定流量/ L min?2型号最大压力损 失 / Mpa连接方式数目节流阀1425LF-B1OB流量为48时 取 (0.6-0.15)板式3溢流阀14-350-50YF-B1OC流量为48时 取 (0.6-0.15)板式3换向阀6.34034D-25Y流量为48时 取 (0.6-0.15)板式2单向阀6.325I-25B流量为48时 取 (0.6-0.15)板式2(2) 选择液压辅助元件 a. 管道的选择。取吸油管流速为1m/s、有压管的流速为3m/s。根据计算选择吸油 管和有压管， 其结果见表3 所示。31王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计表5 管道的选择管材公称直径 （mm）外径（mm）内径（mm）壁厚（mm）管长（mm）主泵吸油管低压流体输 送用焊接钢 管5042.335.83.252000补油泵吸油 管低压流体输 送用焊接钢 管2521.315.82.752000马达油压管20号冷拔无 缝钢管13.09.81.606000主泵油压管20号冷拔无 缝钢管22.016.42.803000b. 油箱容量的确定。油箱的容量可选为V ? 10 Q p ' ? 0 . 1m3（24）c. 吸油管路滤油器的选择。 主泵吸油管采用WU-250×180， 补油泵吸油管采用WU-63 ×180。4 使用说明书(SM)产品型号和名称：32山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书N 402 ― 1300履带轨距为1300mm 履带代号(2) 配套马力为40HP “农”用拖拉机履带底盘 (Nong)4.1 产品适用范围及特点该产品配套的 N402 型履带底盘的拖拉机目前还不是太多，但其在一些地区，如山 区，丘陵等有着较好的普及潜力。同时，它可以提高相关作业的效率，有效的提高农民 的经济现收入。4.2 型号说明N402-1300 型农用拖拉机底盘 该产品的型号为 N402―1300 型农用履带式底盘， 配套动力 40 马力左右， 轨距 1300mm, 工作速度大约为 2―5km/h，履带相对机架来说较易损坏。机架整体是焊接而成。机构较 普遍。5 试验研究大纲（SG）（1）范围 GB /丁 3 871 的本部分规定了测定农业轮式拖拉机、履带式或半履带式拖拉机牵引 功率的试验规程。 本部分适用于农业轮式和履带拖拉机。 （2）规范性引用文件 下 列文件中的条款通过 GB/T 3871 本部分的引用而成为本部分的条款口凡是注日 期的引用文件，其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本部分， 然而，鼓励根据本部分达成协议的各方研究是否叮使用这些文件的最新版本。 GB/T 3 871.3 -2006 农业拖拉机试验规程 第 3 部分:动力输出轴功率试验(ISO 789-1；1990, MOD)33王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 JB/T 7282 拖拉机用油品种、规格的选用 （3）术语和定义 下列术语和定义适用于 GB/T 3871 的本部分。 轴距 wheelbas： 分别通过拖拉机同侧前、 后车轮接地中心点并垂直于纵向中心面和支承面的两平面 间的距离。 拖拉机质量 tractor mass： 拖拉机基本质(无负载拖拉机)basict ractorm ass(onladent ractor):拖拉机按规 定加注各种油、冷却液，在工作状态下的拖拉机质量。不包括选装的前、后配重、轮胎 配重、拖拉机驾驶员、悬挂的农具、挂结的设备或任何专用部件的质量. 带配重拖拉机质量(带负载拖拉机) ballastedt ractorm ass(laden tractor): 按 5.7 的要求进行 6 规定的性能试验的带配重的拖拉机质量. 发动机标定转速 ratede ngines peed: 拖拉机制造厂规定的发动机持续满负荷运转时的转速。 牵引功率 drawbarp ower: 在牵引杆上测得并至少维持 205 或可持续行驶 20m 距离的时间(取两者中时间较长 者)的功率。 最大牵引力 maximum drawbar pull： 由制造厂推荐的牵引挂结点上，拖拉机在其纵轴方向上所能保持的最大水平牵引 力。 比油耗 specificf uelc onsumption： 单位功所消耗的燃油量。 动力半径指数 dynamicr adiusin dex： 拖拉机无牵引负载，以大约 3.5 k m/h 的速度行驶时，与驱动轮转一圈所驶过的距 离对应的有效半径(即该距离除以 2r)。 （4）测量单位和允许误差 本部分使用下列测量单位和允许误差 （5）通用要求 技术要求：34山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 被试验拖拉机应与试验报告(见附录 A)中的技术规格一致，并应按制造厂推荐的操 作方法试验。 预热和初调： 拖拉机试验前应进行预热。对于可调节油气混合比的火花点燃式发动机，试验时发 动机化油器的油气混合比应调整到正常使用条件下与动力输出轴试验时(见 GB/T 06)相同的调整位置发动机应在标定转速、油门全开的状态下进行预热。 当用同一台拖拉机进行牵引试验和动力输出轴试验(见 GB/T 06)时，供 燃油装置的位置应保持不变 试验用燃油和润滑油： 试验时，发动机所用燃油应符合 JB/T 7282 的视定试 验 用 润滑油应符合制造厂 或 JB/T 7282 规定的润滑油的类型和豁度级别。如果使用其他种的润滑油应明确给出它 们用在何处的详细信息(如使用在发动机、传动系等)。 如果润滑油符合其他国家标准或国际标准，应给出具体的参考标准。 辅助装置： 对于全部试验，如果驾驶员在常规操作中.按照使用说明书、不使用工具(除特殊试 验的规定外)就能脱开的辅助装置(如液压提升泵或空气压缩机)应置于脱开位置。 否则， 应使之在最小负荷下运转 如果拖拉机装有产生易变寄生功率损失的装置，如变速冷却风扇、间歇性液压或电 子装置等，则该装置试验时不应置于脱开状态或改变其状态。如果使用说明书中允许驾 驶员脱开该装置，试验时将该装置处于脱开状态，但应记人试验报告中。 试验期间， 这些装置引起的牵引功率变化超过士 5%时， 应在试验报告中记录功率偏 离平均值的百分数。 试验条件： 扭矩或功率等测值无需进行环境状态或其他因素方面的任何修正。 大气压力应不低 于 96.6 kPa.如受海拔条件限制不能达到要求的大气压，允许调整化油器或燃油泵，详 情应记人试验报告中。 在每种工况开始测量前，拖拉机都应达到稳定的运转状态。 燃油消耗： 调整燃油测量装置， 使在化油器或喷油泵处的油压相当于拖拉机油箱一半燃油时所35王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 具有的油压。燃油温度应相当于拖拉机满负荷运转 2h 后抽箱出口的燃油温度，试验过 程中应尽量限制油温的变化。测量燃油消耗率时，拖拉机应直线持续行驶至少 20 m 的 距离或维持 20 s 的距离(取两者中时间较长者)。 用容积法测量燃油耗时，应按某一燃油温度的比重计算单位功的油耗质量。通常按 15℃时的燃油比重计算容积值。 用质量法测量燃油耗时，用 15℃时的燃油比重计算容积值 配童和轮胎气压： 市场上购得的拖拉机配重需经制造厂确认用于农业用途。对轮式拖拉机，也可以在 轮胎内加液体配重。 每个轮胎承受的静载荷(包括轮胎内的液体配重和代替驾驶员的 75k g 的重物)和轮 胎气压均应在轮胎制造厂规定的限值内。测量气压时轮胎气门嘴应位于最低位置(轮胎 内加液体配重的除外)。 （6）试验规程 一般要求： 拖拉机牵引性能应在下列路面之一的路面上进行: a) 对轮式或橡胶履带拖拉机，清洁、水平、干燥，接缝应尽可能少的棍凝土路面 或柏油碎石路面; b) 对于钢履带拖拉机:平坦、干燥、水平的茬地或草地，或具有相同附着性能的水 平路面; c) 移动路面(转鼓或转鼓试验台)上的试验结果应和上述路面上得到的结果具有可 比性。 试验报告中应记录试验路面的类型。如果使用转鼓，则应记录转鼓直径。 拖拉机的前进速度超过试验设备的安全极限的挡次不进行试验。 牵引力应沿水平方向。 牵引杆的高度相对于拖拉机应保持不变并应使拖拉机在整个 试验期间不失去控制。对于轮式拖拉机，使用公式(5―1)计算牵引力的高度:Hmax?0 .8 ? W ? Z F(5―1)式中： ― 前轮作用于地面的静载荷，单位为牛顿(N)； ― 轴 距 ，单位为毫米(mm)； ― 牵 引力，单位为牛顿(N)；36山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 ―牵引力距离地面的静态高度，单位为毫米(mm)。 牵引试验开始时， 在轮胎和履带的中心线处测得的轮胎或橡胶履带的胎纹高度应至 少为全新轮胎或履带的 65%。应按附录 B 规定的方法和设备测量胎纹高。 拖拉机牵引试验时的环境温度应为 20℃士 150℃。 如果拖拉机驱动轮没有用机械方式连锁在一起， 则应记录每个驱动轮的转数并计算 每个驱动轮的滑转率。 如果各轮的滑转率差值超过 5%， 则应检查原因并分别记录在试验 报告中。 驱动轮或履带滑转率由公式(2)确定:? ?100（ N 1 ? N 0 ） N1(5―2)式 中： 一滑转率； ―在给定距离内全部驱动轮或履带转过的总圈数； ―拖拉机无牵引负载、以约 3.5 k m/h 的速度行驶，在给定距离内全部驱 动轮或履带转过的总圈数。 轮胎或橡胶履带的滑转率不能超过 15%,钢履带的滑转率不能超过 7% (2) 牵引功率试验 最大牵引功率应至少在能发挥拖拉机最大牵引力、 滑转率不超过 6.1 规定的滑转率 限值的各个挡位上进行测定，找出发挥最大功率、但车速不超过 16 km/h 的挡测量结果 包括牵引功率、牵引力、速度滑转率、油耗和环境状况。任何明显的轮胎跳动及相应的 滑转率均应记人试验报告中。 对于钢履带拖拉机， 如果最大牵引力出现时滑转率超过 7%， 则应在记录履带拖拉机牵引性能的表格下面以脚注的形式记录最大牵引力。 如果拖拉机装有可由驾驶员操纵的液力变矩器， 则试验应分别在液力变矩器关闭和 接通两种工况下进行。 如果拖拉机装有无级变速箱，试验应在 6 种差值大致相同的传动比的工况下进行， 这 6 种传动比应包括能获得最大牵引功率的速比记录表中记录以牵引力为函数的牵引功 率、速度、轮胎或履带滑转率、燃油消耗等数据。 拖拉机不带配重： 本试验测定不带配重的拖拉机在一定挡位范围内各挡在牵引杆上提供的有效功率。 试验应至少在比拖拉机能发出最大牵引功率的挡位高一个挡位到比能发挥最大牵引力37王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 的挡位低一个挡位之间的各挡位进行。 拖拉机带配重： 本试验测定带配重的拖拉机进行牵引功率试验， 配重应与厂方提供的技术参数中的 规定一致， 试验挡位应覆盖从最低挡位到比能发挥出最大功率挡位还高一个档位的所有 前进挡。 （3）10h 试验 对按（3）规定带配重的拖拉机，应在厂方指定井经试验方同意的挡位 L 试验 5h。 该挡位应既是农田作业(如耕地)的常用挡位，但又距以下试验尽可能远的一个挡位，施 加的牵引负荷应是该挡位在发动机标定转速下最大牵引功率时对应的牵引力的 75% 报 告中应给出牵引功率、牵引力、行驶速度、滑转率、燃油消耗量等。 对装有能由驾驶员操纵的液力变矩器的拖拉机， 试验应在液力变矩器起作用的状 5h 态下进行，但应在生产厂正式出版的说明书规定的极限范围内如果达到了极限条件，则 试验应改在液力变矩器不起作用的状态下完成。 试验报告中应分别说明两部分试验各自 的时间和燃油消耗量。 完成上述试验后，让拖拉机冷却一段时间，轮式拖拉机在以下试验时测得的 15%滑 转率的牵引力下连续试验 5h。 试验所用挡位为发动机在调速区段土作能满足牵引力要求 的最高工作挡。 为减少轮胎磨损及正常操纵拖拉机，可以增加配重，但配重的增加应在生产厂规定 的负载范围内。记录牵引力、速度、温度及大气条件。 对装有能由驾驶员操纵的液力变矩器的拖拉机，应按上述一开始的规定处理。 在上述两项试验的 10h 内， 应测量记录发动机机油消耗量， 并以小时质量单位表示。 对按（3）规定带配重的拖拉机，应在厂力指定并经试验方同意的挡位上试验 5h. 金属轮或金属履带拖拉机的 10 h 试验。 对金属轮拖拉机和金属履带拖拉机，按以上所规定的工况进行 10 h 试验。该项试 验应在两个 5h 内完成.其间应有一段冷却时间。 （4）无动力输出轴或有动力输出轴但不能传递发动机全部功率的拖拉机所进行的 补充牵引试验。 无动力输出轴或有动力输出轴但不能传递发动机全部功率的拖拉机。可以按 GB/T 06 规定做发动机试验，如果没有做发动机试验，应进行下列不带配重条件下38山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 的拖拉机牵引试验 最大功率 2h 试验由试验方选择在牛产厂同意的挡位上进行，该挡位应是发挥发动 机最大功率的最低挡位至试验方可拧条件下实施牵引试验的最高挡之间的一个挡， 同时 该档还应满足按一下的要求进行的试验，增加负荷降低速度至最大牵引力出现时，其车 轮的滑转率不超过巧%。在试验期间应记录发动机转速、燃油消耗量、行驶速度、滑转 率、牵引力及有关的温度和压力。至少每 10 min 记录 1 次。此外，整个试验期间的燃 油温度应保持稳定，最大牵引功率应是 2h 试验期间记录的平均位。如果每次测最的功 率值与平均值相比偏差超过 2%，则试验应重做，如果重做的试验结果依旧，则偏差应在 报告中说明。 在进行满负荷条件下的发动机变速试验(也叫超负荷运转)时， 拖拉机的所有调整应 与正规的牵引试验和动力输出轴试验相同。驱动轮的滑转率应限制在巧%以内，记录的 数据应与其他的牵引试验相同，试验的挡位应与以上 项使用的挡位一致。 试验应从发动机标定转速下最大牵引功率开始，牵引负荷逐渐增加，使得发动机转 速以每分钟 100 转的速度逐级降低，试验应一直进行到获得最大牵引力为止，或者受到 诸如发动机或变矩器(如装有)的冷却能力的限制， 或者由制造厂说明的其他限制而使试 验不能继续进行下去时为止，若拖拉机带有锁定装置的变矩器或增矩器，试验应在其起 作用和不起作用两种状态下进行。若拖拉机带有自动换挡系统，试验一直进行到自动减 挡发生时。 部分负荷试验，以发动机标定转速下牵引力的 75%。 部分负荷试验，以发动机标定转速下牵引力的 50%。 （5）功率的标定 拖拉机功率的标定通常以动力输出轴功率(GB/T 06 中的（3）) 表示如 果拖拉机的动力输出轴不能传递发动机的全部功率， 拖拉机功率的标定应以侧得的牵引 功率表示。表 5 牵引力和速度表 牵引力/（KN） 速度/（km/h） 牵引功率/（KW） 发动机转速/（r/min） 履带拖拉机最大牵引力： 24.453921 2~5 27 2000 KN王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计 履带行走底盘设计已基本完成，现具备全套图纸和一些基本数据，根据有关规定， 对其进行标准化审查，结果如下： （1）设计图纸和文件 图纸和文件所用的编号原则符合以下标准和有关规定： GB/T1 JB/T 91 JB/T 00 JB/T
数据处理校验系统； 产品图样既涉及文件通用和借用件管理办法； 产品图样及设计文件编号原则； 机械工业企业计算机辅助管理信息分类编码导则。（2）产品图样及设计文件符合以下标准和有关规定： GB/T 89 GB/T 89 GB/T 1 GB/T 99 GBN/T 99 JB/T 00 技术制图 技术制图 技术制图 技术制图 标题栏； 明细栏； 图纸幅面和格式； 比例； 基本格式； 更改办法。CAD 文件管理产品图样及设计文件（3）螺纹加工应符合 GB/T（普通螺纹基本牙距） 、GB（普 通螺纹直径与螺距原则） 内、 。 外螺纹公差应分别符合 GB197―81(普通螺纹公差与配合) 中 7H、6H 规定的公差值。 （4）对焊接件焊接前对焊接应先清除其表面污物，焊缝均应平整。 （5）密封垫圈应齐全完好，结合严紧，不漏油。 （6）各机件上的紧固件均需紧固、不许有松动、不得有误装漏装现象。6 总结对履带式行走底盘的设计进行设计， 其主要目的是为了解决相关农用机械的生产效 率，以满足社会的广泛需要。经过设计与计算，其发动机配用 40 马力，转速 2000r/min40山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书 左右，保证机构工作时有一定的工作动力。主要结论如下： （1）对履带底盘的总体结构进行了分析，得到了一些特殊的结构组成及其安装方 法，其中履带宽 353mm,履带总长 4300mm 左右，轨距 1300mm,轮距 1600mm,履带高 468mm 等； （2）设计了履带车辆的基本性能计算，包括驱动力为 24.45kw,牵引力为 21kw,运 动的平均速度在 2～5km/h 等； （3）对履带张紧的设计及其相关计算，包括弹簧的有效圈数为 7，节距 12mm,间距 7mm 等； （4）较为简单的计算了与其相关配套的液压系统，包括液压泵和液压马达的选型 及其计算等。进一步改进意见：（1）对机器的组装备问题，还有结构的布局可以采用不太统一的机构来达到我们 所希望的状态。 （2）设计计算结果有待生产后，进行实际考核与验证。 （3）整体结构需利用计算机辅助工程软件，进行有限元分析以优化设计机构。 （4）主要部件与结构，有待通过计算机仿真技术进行进一步分析和研究，以验证 其合理性。41王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计参 考 文 献[1] 吴宗泽,罗胜国.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，1998.12. [2] 徐锡晨.履带式小型甘蔗收割机底盘和钢架设计与分析[D].广西：广西大学，2006，05. [3] 王金武.高速水稻插秧机分插机构试验台的研究;割前摘脱稻麦联收机底盘的设计研究[D]. 广 西：广西大学，2003,11. [4] 北京农业工程大学编.农业机械学（上册）[M].北京：中国农业出版社，1991. [5] 北京农业工程大学编.农业机械学（下册）[M].北京：中国农业出版社，1991. [6] 机械工程手册， 电机工程手册编辑委员会.机械工程手册 （6） [M].北京： 机械工业出版社， 1989. [7] 机械工程手册， 电机工程手册编辑委员会.机械工程手册 （12） [M].北京： 机械工业出版社， 1989. [8] 璞良贵,纪名刚.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2000. [9] 吴宗泽主编.机械设计师手册(上册)[M].北京：机械工业出版社，2002，1. [10] 吴宗泽主编.机械设计师手册(下册)[M].北京：机械工业出版社，2002，1. [11] 成大先.机械设计图册第二卷[M].北京：化学工业出版社，2000. [12] 孙恒，陈作模主编.机械原理（第五版）[M].北京：高等教育出版社，1995.8. [13] 朱士岑，赵?水.橡胶履带拖拉机的发展与研究 [J].中国知网，2002， （6）: 2-7. [14] 东北工学院机械零件设计手册编写组. 机械零件设计手册[M].哈尔滨： 冶金工业出版社， 1979. [15] 周敬辉.基于虚拟样机技术的小型履带式甘蔗联合收割机的研究[D].广西：广西大学，2004. [16] 中国农业机械化科学研究院编.农业机械设计手册（上册）[M]. 北京：机械工业出版社,1984 [17] 中国农业机械化科学研究院编.农业机械设计手册（下册）[M]. 北京：机械工业出版社,1984 [18] 中国农业机械化科学研究院编.实用机械设计手册（上册）[M]. 北京：机械工业出版社,1984 [19] 中国农业机械化科学研究院编.实用机械设计手册（下册）[M]. 北京：机械工业出版社,1984 [20] 杨春梅. 掘进机履带式行走机构的研究[J].中国知网，2008，3（B）: 1-2.. [21] 凌勇坚，杨锦章. 联合收割机橡胶履带的优化设计[J].中国知网，2008，3（B）: 64-65. [22] 迟媛，蒋恩臣. 履带车辆转向时最大驱动力矩的计算[J].农业工程法学报,):74-76 [23] 姚怀新．工程机械底盘及其液压传动理论― 工程机械底盘理论[M]．北京：人民交通出版社， ，156－172． [24] 王启广．双履带行走装置转向性能分析[J]．矿山机械，1991，(11)：27－28． [25] 王国强， 党国忠， 陈向东， 履带宽度对车辆转向阻力矩的影响[J]． 等． 工程机械， 1994， 25(6)：42山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书19－21 [26] 梁炳祥. 自走式履带联合收割机全液压驱动底盘设计方案[J]. 中国知网,.[27] 金英子,王金武,迟 媛,等. 履带联合收割机全液压式行走系统的设计[J].农机化研究，2002 （8）：88-91.43王振峰：N402―1300 型农用拖拉机履带底盘的设计致谢设计是在郑德聪教授的悉心指导下完成的。 在四年的学习、 生活中， 导师不仅教书， 而且育人，对我的指导和关心让我终生难忘。在此论文完成之际，谨向郑教授表示最诚 挚的谢意！ 在设计过程中，院里的领导和老师给我们提供了良好的环境以及经济的援助，特别 是指导教师郑德聪教授和陈贡良老师，给予我极大的帮助，设计过程中郑老师提出了许 多启发性、预料性和指导性建议，包括搜集资料，设计方案的提出，设计过程中的指导， 设计结果的审核等，在此对各位老师致以衷心的感谢。 最后，再次向所有关心和帮助我的老师、朋友和同学表示深深的谢意!44
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