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i摘 要 本论文主要根据我国西部地区地形土壤特点，针对果园、大棚的工作条件，设计出了相对于土壤接地比压低、液压驱动、无线遥控控制的小型遥控式履带拖拉机。论文涉及的内容有：履带式拖拉机的总体机械结构设计。传动过程为柴油机带传动分动箱液压泵液压阀液压马达驱动轮。带传动的设计计算。分动箱内部的设计计算。履带行走装置的设计。不同于以往的复杂的机械传动系统，本设计采用结构轻巧，反映灵敏的液压传动，设计过程更加简洁，拖拉机结构更加轻便。分动箱的设计优化。内部结构简单的同时，实现两输出轴转向相同，且能提供合适的驱动功率。关键词: 果园 拖拉机 履带 液压 分动iiAbstractAbstract In this thesis, according to the terrain and characteristics of the soil in western China, for orchards, greenhouses working conditions, I designed a small remote control crawler tractor which had the lower soil Ground pressure , hydraulic drive, wireless remote .Thesis concluded that：The overall design of crawler tractor mechanical. The process is the diesel engine drive - belt drive - transfer case - hydraulic pumps - hydraulic valves - hydraulic motors - drive shaft. Design of belt drive. Design of the internal of transfer case. Crawler device design. Unlike previous complex mechanical transmission system, this design uses the structure to be dexterous, sensitive hydraulic transmission, design process is more concise, tractor structure is more light .The design of transfer case is optimization. With the Simple internal structure, achieving the same two-shift output shaft, and can provide the appropriate drive power.KeyKey wordswords: Orchard Tractor Track Hydraulic Transfer caseiii目目 录录1 绪 言 .11.1 小型农业机械国内外现状.11.2 履带式拖拉机的市场需求.21.2.1 履带式拖拉机的明显优势 .21.2.2 履带式拖拉机的市场需求 .31.3 拖拉机无线遥控装置 .31.3.1 遥控机械的工作原理 .41.3.2 遥控机械满足的条件 .41.4 研究内容和目的.52 传动的方案选择 .62.1 方案一的分析.62.2 方案二的分析.62.3 方案的比较和选择.73 拖拉机机体的设计和计算 .93.1 额定牵引力的计算.93.2 拖拉机速度的确定.93.3 发动机功率的计算.103.4 质量参数的计算.103.5 行走装置的计算.10 3.6 轨距的计算 .113.7 轴距的计算.113.8 离地间距的选取.113.9 拖拉机的总体布置.114 带传动的设计与计算 .134.1 确定计算功率.134.2 选择 V 带的带型.134.3 确定带轮的基准直径和带速 .134.3.1 初选小带轮的基准直径.134.3.2 验算带速.134.3.3 计算大带轮的基准直径.134.4 确定 V 带的中心距和基准长度 .134.4.1 初定中心距.134.4.2 基准长度.144.4.3 确定中心距.144.5 验算小带轮上的包角 .144.6 计算带的根数 .144.7 计算 v 带的初拉力的最小值 .144.8 压轴力的计算 .155 分动箱的设计计算 .16iv5.1 计算传动装置的运动和动力参数 .165.2 齿轮的设计计算 .185.2.1 齿轮材料及热处理.185.2.2 选齿宽系数 .185.2.3 选齿轮精度 .185.2.4 选齿轮齿数 .185.2.5 按齿面接触疲劳强度设计（闭式软齿面传动）.195.2.6 校核齿面接触疲劳强度 .205.2.7 校核齿根弯曲疲劳强度 .225.2.8 对大小齿轮进行结构设计 .235.3 轴的设计、计算和校核.245.3.1 计算齿轮受力 .245.3.2 对轴进行结构设计 .245.3.3 轴的受力简图 .255.3.4 轴垂直面的受力图及弯矩图 .265.3.5 轴水平面受力图及弯矩图 .265.3.6 初步合成弯矩图 .265.3.7 联轴器径向力弯矩图 .275.3.8 合成弯矩图 .275.3.9 扭矩图 .275.3.10 计算弯矩图 .275.3.11 按弯矩校核轴的强度.29 5.4 轴的设计计算、校核 .325.4.1 计算齿轮受力 .325.4.2 对轴进行结构设计 .325.4.3 轴的受力简图 .335.4.4 轴水平面受力图及弯矩图 .335.4.5 按弯矩校核轴的强度 .335.4.6 疲劳强度安全系数校核 .345.5 轴的设计.365.6 轴承的校核计算.365.7 联轴器的设计计算、校核.375.7.1 选联轴器 .375.7.2 联轴器的参数 .375.7.3 校核橡胶圈强度 .385.7.4 校核柱销弯曲强度 .385.7.5 校核见联结的强度 .38 5.8 键的校核计算 .395.8.1 对大带轮上的键进行校核计算 .395.8.2 对齿轮 1 上的键进行校核计算 .40 5.9 分动箱机体结构尺寸.406 履带式拖拉机的行走系 .42v6.1 行走系的总体设计.426.1.1 行走系类型的选择 .426.1.2 悬架形式选择 .426.1.3 整体台车行走系总布置 .426.2 履带行走装置 .446.2.1 履带.446.2.2 履带驱动轮.456.2.3 驱动轮节距.456.2.4 驱动轮齿数.456.2.5 齿形曲线.456.2.6 履带张紧缓冲装置.47总 结 .48致 谢 .49参考文献 .50viviiviiiixxxixii11 绪 言 拖拉机是农民的重要生产工具，拖拉机有托运庄稼、犁地等功能，拖拉机是农用机械的一大主力军。尤其是由于越来越多的人们幵始关注食品安全，呼吁健康、绿色食品，因而设施农业得到了广泛发展。高效设施农业是现代农业的显著标志，是最有活力的农业新产业。近几年，我国设施栽培面积逐年增加，而我国设施农业起步较晚，机械化作业水平较低.，作业质量也较差，除耕整地大大多采用机械化外，施肥、播种、移栽等很多作业环节主要由人工完成，由于我国目前大棚型结构设计时未考虑机械作业装备进大棚的要求，一些大中型自走式动力拖拉机难以在大棚内实施，故而相应的配套机具也难以在大棚内发挥其效用，直接制约着设施栽培产业的规模发展。因此，开发一种多功能小型化的高配套率大棚用拖拉机显得很有必要。农业现代化的重要标志之一，用现代物质条件装备农业，大幅提高农业土地产出率，资源利用率和劳动生产率，实现农业的机械化和信息化。而小型农业作业机械是大田农业机械化的一个重要补充。中国地域辽阔，自然条件差异很大，不少地区地块小，不可能应用大田农作机械和方法推进农业机械化。现代农牧业、蔬菜园艺、园林业都对发展小型农业作业机械装备和更快地采用新技术提出了迫切的需求。发展小型农业作业机械，提高其科学技术水平和振兴我国小型农业作业机械装备制造业，对于加快促进我国农业综合机械化有着重要的现实意义。 1.1 小型农业机械国内外现状 小型农业作业机械（small agricultural machinery，SAM）特指那些体积小、重量轻、适合单人作、具有自主动力而无须挂接在其他动力设备上的微小型农业作业机具，它广泛应用与农业、林业和牧业生产中。而且小型农业作业机是当前实现高效设施农业生产机械化的最重要的生产设备之一，为塑料大棚、温室等人工设施内的机械化作业奠定了基础。鉴于设施农业利用人工设施提供的良好环境，能克服传统农业的限制，有效地打破时季、地域约束、提高土地资源利用率，可充分发挥农业生物的遗传潜力，从而获得速生、高产、优质的农产品，使单位面积的生产能力成倍乃至数十倍地增长，因此，设施农业已引起我国各地区的广泛重视，总栽培面积已达 120 万公顷以上。如此巨大的栽培面积已经早就了与之配套的机械化作业机具产品市场，据有关部门预测，2国内市场设施农业用小型作业机的年需求量已达到 10 万套以上，另外还具有巨大的出口前景。在林业、牧业以及果树栽培和城市园林建设等方面，专用小型作业机的需求也日益增加。农村的果树种植面积在不断扩大，并在向机械化作业发展，因此相关的微小型农业作业机市场潜力巨大。 从国内外文献资料检索情况看，国内主要的研究成果包括：镇江市农机化研究所蒋支禾等研究了旋耕复式作业机械的模块化设计问题。山东省临沂市临沂商校甄子健等提出了一种对畦垄耕整施播铺模块式联合作业机，可以完成耕整地、施肥、播种、铺膜全套耕播期作业的联合作业机械。 国际上的主要研究情况包括：亚世亚综合机械株式会社金雄吉研究了一种果园联合操纵机，各种工作机构能安装在一个联合操纵机车身上，而工作机的运转只用联合操纵机车身的引擎动力就能进行，无须每部作业机有另外的动力源，因此，各种水果栽培作业能同时进行，可用于病虫害防治作业、翻转作业、耕作除草作业、盖土作业、修枝作业和混合肥料喷洒作业。 从中国的国情来看，直接从国外进口小型作业机械，除了产品价格过于昂贵（如日本洋马公司和意大利欧洲系统公司只有单一功能的 2.2652.9kw 旋耕机价格分别约为人民币 17000 元和 7000 元） ，不易打开市场外，还存在配件供应、维修和对我国耕作特点适应等方面的问题。小型农业机械产品设计现状农业机械属于制造业范畴，门类广、种类多、市场需求巨大。据统计，目前我国农业机械产品拥有 14 大类、95 小类，3000 多种产品。但综观我国农机产品的现状，产品结构不尽合理，主要是一些技术含量较低的小型拖拉机、单缸柴油机、三轮农用车等。而技术含量高、农业生产结构调整中急需的大功率拖拉机、收获机械、农产品深加工装备等，主要依靠进口。 针对这些一系列问题，我们国家迫切需要发展与小型农业作业机具配套的动力机械。1.2 履带式拖拉机的市场需求3 1.2.1 履带式拖拉机的明显优势履带式拖拉机的接地面积大，接地比压相对较低，从 51.8kW 到 118.4kW 的各型拖拉机的接地比压为 3050kPa，而同级别的轮式拖拉机接地比压要大的多。以96.2kW 拖拉机为例：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 104kPa，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，农民在整地、耙地作业时都愿意使用履带式拖拉机。2）播种作业。 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。履带式拖拉机具有良好的平地通过性和越障能力，对松软路面的适应性好。而且履带式拖拉机牵引能力大，适于繁重作业；侧向稳定性和操级稳定性好。 1.2.2 履带式拖拉机的市场需求在近山区、粮作区履带式拖拉机的经营效益普遍高于轮式拖拉机。据调查，在多山地区，平均每台履带式拖拉机的年作业量在 400533 公顷，最高可达 667 公顷。年总收入在 817 万元，纯收入 410 万元。而当地的轮式拖拉机经营效益就差多了，大4部分找不到活干，只好到外地找活干。所以，这几年在一些区域的农户中购买东方红履带式拖拉机的热情高涨。相反，大马力轮式拖拉机的购买冷落。1.3 拖拉机无线遥控装置拖拉机无线遥控装置是 2000 年初研制成功的机电一体化的农机新产品。把它安装在拖拉机(包括耕整机)上，可以遥控拖拉机的离合、转向、油门，使原来的拖拉机变为遥控拖拉机。操作时，操作人员可以站在田边地头，手拿小巧的遥控器，轻松地指挥拖拉机在田地间完成耕作任务。由于操作人员不用坐在拖拉机上或跟着拖拉机行走，因此，避免了颠簸、烈日、寒风、雨水、泥浆和灰尖等恶劣环境给驾驶员带来的辛苦。同时，由于遥控拖拉机对操作员的体力要求低，因而男女老少都可以操作。1.3.1 遥控机械的工作原理 遥控机械与遥控机器人并没有本质的区别。图 1-1 中表示了遥控器工作原理，信号发射端对指令信号进行编码、载波调制以及信号放大，然后通过发射天线将控制指令以无线电波的形式发射。接收机将收到的无线电信号放大、解调、译码后给输出电路，比例阀（电磁阀）或电机接到指令信号后分别驱动相应的油缸或传动机构使各工作部件进行工作。操作指令指令编码器载波调制器功率放大器发射天线接收天线指令接收机载波调制器指令译码机输出电路电磁阀成比例阀油缸执行机构电机传动机构执行机构 5图 1-1 遥控器工作原理图1.3.2 遥控机械满足的条件 为了使机械能有效的发挥作用，满足不同的工况条件，遥控机械一般应具有遥控与手控两种操作方式，且手控优先，两者互锁并可方便进行切换作业。 遥控操作必须能够同时完成车辆行驶控制操作和工作装置的控制操作。行驶控制操作包括油门的增与减、左转弯与右转弯、前进与后退的一、二、三挡以及油门熄火等操作；工作装置的控制根据不同的机械类型有所不同。1.4 研究内容和目的 通过本课题的研究，不仅可以锻炼学生的科研能力、培养动手能力、提高学生综合素质。同时也是对于促进制造微型农用拖拉机技术的开发和应用做铺垫。微型拖拉机的研究不仅可以带来经济上的效益，还能提高拖拉机在作业时的精确度。设施大棚履带式拖拉机作为一种新型农用耕作机械，操作方便，是适应狭小空间设施的新型设施农业装备，有利于大棚内农作物的生长，对于提高农作物的质量意义重大，针对我国西部地区果园大棚等农作环境，进行一种小型遥控履带拖拉机的机械结构设计，从而实现在果园挖沟、旋耕、施肥等农耕作业。内容主要包括拖拉机传动方案的选择、整机结构的设计、带传动的设计和履带行走系的设计。 62 传动的方案选择2.1 方案一的分析 机械传动是人们经常遇到的传动方式之一，它通过轴、胶带、齿轮齿条、蜗轮蜗杆、链轮链条、弹簧杠杆等各种机械零件（简称传动系） ，把发动机或电动机等各种原动机的动力传递到执行机构使其运动的一种传动方式，这种方式传动准确可靠，操作简单，是发展最早而到目前仍普遍采用的一种传动方式。目前拖拉机上广泛采用机械式传动系，通常包括离合器、联轴器、变速器、中央传动、最后传动，见图 2-1。图 2-1 机械传动系统2.2 方案二的分析 液压传动就是用原动机（油泵）先把机械能转化成压力能，并利用处于密闭容器中的液体来传递这个压力能，最后在通过执行机构把压力能转换成机械能而作功的传动方式。图 2-2 是液力传动的原理图。由图可知，液力传动实际上是一组离心泵一7涡轮机系统。发动机带动离心泵旋转，离心泵从油槽中吸入液体并带动液体旋转，最后将高速液体排入导管。这样离心泵便把发动机的机械能变成了液体的动能。当高速液体喷到涡轮机叶片上时，涡轮转动，从而变成涡轮轴的机械能输出去。液力传动由于具有许多独特的优点而获得了广泛的应用，发展也很快。目前在装载机、平地机等工程机械上已开始应用液力传动和液力机械传动。图 2-2 液力传动原理图2.3 方案的比较和选择液力传动之所以能在农业机械上如此迅速的推广采用，是因为它与其他传动方式比较有着许多独特的优点。其优点如下：1） 易于获得交大的力和力矩，可以在负载情况下随时起动，动作反应灵敏。2） 能在工作过程中较方便的实现无级调速，且调速范围较大。3） 容易获得较复杂的动作，而装置的结构却又比较简单，且易于布局，易于实现集中操作或较远距离操作，操纵省力。有利于提高农业机械自动化程8度，有利于减轻农业工人的劳动强度，提高生产率等。4）能容量大 传动机构的能容量是指机构输出的能量与该机构自身重量的比值。能容大，意味着机构的尺寸和重量较小时，输出的功率却较大。如飞机上使用的油泵，每千瓦功率的重量只有 0.209 公斤；而电机的每千瓦功率重量却达 1.52 公斤。随着高压元件的发展，能容量将进一步增大。此外液压传动还具有：运动平稳、易于防止过载、零件能自行润滑、寿命长、易于实现标准化、系列化等很多优点。 缺点：加工精度要求较高。结构复杂得多、成本高、维修困难。此外，牵引效率也较差，如无特殊装置，无法实现拖起发动机。对装置的密封性要求较严，否则油液的泄露（内漏和外漏）和空气的渗入都会影响工作。 总之液压传动的优点是主要的、突出的；而它的缺点随着科学技术的发展会逐步克服的，液压传动技术的发展前景是非常广阔的。因为设计的是小型拖拉机，考虑到结构简单，选择液压传动。93 拖拉机机体的设计和计算3.1 额定牵引力的计算确定拖拉机的额定牵引力，是由拖拉机配套机具在常遇工作条件下正常工作时的平均牵引阻力 Pt来确定，考虑到作业条件和配套机具，以及将来拖拉机所要悬挂的农具和土壤条件变化等因素。因此一般应留有 10%20%的储备。 PTN=(1.11.2)PT 对农业拖拉机，梨耕是最基本而又繁重的作业，拖拉机犁耕作业耗功最大，牵引力的确定，首先应满足梨耕使用要求。因此根据犁耕作业工况来进行计算。梨耕作业所需的拖拉机牵引力为： PT=Zb1hkk(kgf) （3-1）其中 Z-犁铧的个数 b1-单体犁宽度（cm）hk -耕深 (cm) k-土壤比阻(kgf/cm)由于是小田使用的小型拖拉机，b1=25，Z 取 3，耕深 hk取 22cm，适应取20cm，犁重 180kgf。查表得 k 取 0.5 ，得：PT =325200.5=750kgf （3-2）故：PTN =1.2 PT =900kgf （3-3）3.2 拖拉机速度的确定工作时农业履带拖拉机田间作业速度比轮式低 12km/h相关数据为：梨耕时 6 km/h，10旋耕时 2 km/h，开沟时 0.5km/h，缓行速度 1.5 km/h， 田间基本 48km/h 运输速度 911km/h 倒驶 25km/h由于选用静压传动，拖拉机可以实现无极变速。3.3 发动机功率的计算在基本耕作挡下发挥额定牵引力来确定发动机功率：Ne=PTNVj/270T （3-4）Vj-牵引速度（km/h） T-牵引效率对于有液压输出等用途的油泵，Ne为加驱动这些装置的发动机功率。查表得，Vj =4 km/h，T =0.7，代入数据，可得Ne=19.04PS（1ps=0.734kW）得 14kW。考虑到驱动油泵等损失及液压传动过程中的效率损失，选择常丰ZS1125BM 柴油机，标定功率 P=18.38kW，标定转速 n=2200r/min，净质量205kg。机型尺寸（mm）：长宽高为 928466698。3.4 质量参数的计算1) 最大使用质量 Gsmax=1.5900=1350kg，结构质量：参考一般小型拖拉机质量如东方红 110，110 ，110 在 700850kgf 之间，故得 Gj=850 kg。2) 最小使用质量 Gsmin及配重重量Gsmin 比 Gj大 611%，故取 Gsmin=1.08 Gj=918kg，Gp = Gsmax - Gsmin=1350-918=432kgf3.5 行走装置的计算履带接地长度L0履带板宽 b。 L0= (cm) (3-5)11平均接地压力qp一般用 0.35，L0/b 对提高牵引附着性有较大影响，窄而长的履带滚动阻力小，有较好的牵引附着性能，但转向阻力矩较大。查表得 L0/b一般用 5.78。所以：L0b=1928.57 （3-6）解得 b=18.63cm =107.7cm0L3.6 轨距的计算耕地时不发生偏牵引：B（z+1）b1-2-b-10(cm) （3-7）B=（3+1）25-25-18.63-10=61.37cm （3-8） 履带板外缘至犁沟壁的距离 =510cm 取 5cm。3.7 轴距的计算接地长度和结构布置,由总重小于 10t 时，L/B 在 1.121.38 之间,取 1.12。计算可得出，L/B=1.12，L=1.12 ，B=68.7344cm。3.8 离地间距的选取一般小型履带拖拉机的离地间隙为 200300mm。3.9 拖拉机的总体布置机架形式的选择：全架式（见图 3-1）是由纵横梁组成完整的框架，各部件上，这样，部件拆装方便，但刚性较差。12图 3-1 总体布置图1-纵梁 2-台车轴 3-后轴 4-纵梁5-后横梁 6-前横梁 7-前梁由于本设计中采用液压传动系统且由遥控器控制的，故本拖拉机上无驾驶座，也没有机械传动的离合器、联轴器、变速器、中央传动、最后传动等。仅有柴油机，分动箱，行走系统，液压阀以及电路控制装置，见图 3-2。液压油路和遥控电路部分的设计和选择，此处不做具体说明。 选择 CB-FD10 齿轮泵，压力 2025MPa，转速为 2000r/min 选择 CM 型齿轮马达，CM-F32C。排量 32.4mL.r-1,额定压力 14/MPa，转矩为 51.6N.m。本说明书主要对机械传动部分进行计算设计，分别包括带传动、分动箱、履带行走系统。13图 3-2 传动系统图4 带传动的设计与计算4.1 确定计算功率查表得 KA=1.1,所以KA= KA P=1.118.38=20.218kW； （4-1）4.2 选择V带的带型14根据 PCa, n,，查表得 V 带选用 SPZ 型；4.3 确定带轮的基准直径和带速4.3.1 初选小带轮的基准直径dd1查表，取小带轮的基准直径 dd1150mm；4.3.2 验算带速VV=17.28ms （4-2）因为 5ms v 30ms，故带速合适。4.3.3 计算大带轮的基准直径 dd2（选择传动比 i 为 1.2） dd2 =idd1=1.2150=180mm （4-3）4.4 确定 V 带的中心距和基准长度4.4.1 初定中心距a0根据 0.7（dd1+ dd2）2（dd1+ dd2），a0取 575mm。4.4.2 基准长度 Ld Ld02a0+（dd1+ dd2） (4-4)202dda4d-d12由式（4-4）得： Ld0 2+（150+180) =1669mm （4-5）查表得基准长度Ld=1600mm；154.4.3 确定中心距aa0+=（575+）mm=541mm （4-6）中心距的变化范围为 231 660mm；4.5 验算小带轮上的包角 180 -=180 -=17790 （4-a3 .57d-d125413 .57150-1807）4.6 计算带的根数计算单根 v 带的额定功率 Pr，由=150mm 和 n=2200r min，查表得=6.2225kW。根据 n=2200r min，i=1.2 和 SPZ 型带，查表得传动功率的增量=0.275kW，查表得，=0.99，=1，于是Pr=（=（6.2225+0.275） 0.99 1=6.43kW； （4-8）计算 v 带的根数 Z，Z=3.14，取 3 根。43. 6218.20rcaPP4.7 计算 v 带的初拉力的最小值查表得 SPA 型带的单位长度质量 q=0.07kg mm，所以：（）min=500a=500=318.3N 228.1707. 028.17399. 0218.2099. 0-25（4-9）应使带的实际初拉力4.8 压轴力的计算压轴力的最小值为：16（Fp）min=2Zsin=1909N （4-2a110）175 分动箱的设计计算分动箱结构简图见图 5-1。图 5-1 分动箱结构5.1 计算传动装置的运动和动力参数V 带的传动效率为93%，滚动轴承效率99%，闭式齿轮传动效率1298%，联轴器的传动效率为%。35 .994初选选择齿轮 1 和 2 的传动比为=4.1，2 和 3 的传动比为=0.244。1i2i轴的输入功率为：P18.38 0.93=17.09kW 1输出功率为齿轮 1 功率和泵 1 的功率，其中=8kW,=,转速=n i=2200 1.2=1833.33r min1n输入转矩：18 = =8.9N.mm16np1055. 9I输出转矩：=44277.35N.mm116np1055. 9 =41672.8 N.mm126np1055. 9轴的输入功率为：P=-8.0=17.090.990.98-80.995=8.5kW转 速：n2=n1/i1=1833.33 4.1=447.15 r min输入转矩：=1.815N.mm26np1055. 9轴的输入功率为：=0.99 0.98=8.247kW转速：n3=ni2=7516.65 0.244=1833.33 r min输入转矩：=4.296N.mm,336np1055. 9运动和动力参数见表 5-1。表 5-1 运动和动力参数计算结果整理于下表:效率 P(kW)转矩 T(N.m)轴名输入输出输入输出转速n(r min)传动比i效率柴油机18.42200带传动18.417.11833.331.20.9319轴17.1 8.58988.11 1833.334.1轴8.58.4181.5179.7 447.15轴8.258.1642.9642.53 1833.330.2440.975.2 齿轮的设计计算5.2.1 齿轮材料及热处理齿轮 1 用 40Cr 调质处理，硬度 241 286HBS，齿轮 2 用 45 号钢调质处理，硬度 260 280HBS，齿轮 3 选 40Cr 调质处理，硬度 241 286HBS；5.2.2 选齿宽系数查表，选 d=1（软齿面，非对称分布，直齿轮，轴承刚度大，载荷稳定） ；5.2.3 选齿轮精度查表，选 8 级精度（估计节点圆周速度 v 6 ms） ；5.2.4 选齿轮齿数=25(闭式软齿面齿轮传动，齿数多一些)，1z=25=102.5，取=102，2z1i2z=4.08，1u12zz20=0.244 102=24.888，取=25，3z2i2z3z=25=0.245；2u3z2z5.2.5 按齿面接触疲劳强度设计（闭式软齿面传动） 查表，Ad=81.4 96.5，取 Ad=95；查附表得，轮 1 的接触疲劳极限：Hlim1=1.33HBS+366.7=1.33286+366.7=747.08N，齿轮 2 的接触疲劳极限：Hlim2=HBS+348.3=280+348.3=628.3N，齿轮 3 的接触疲劳极限：Hlim3=1.33HBS+366.7=1.33286+366.7=747.08N许用接触应力：=0.9=0.9 747.08=672.372 N,d153.43mm，计算模数：m=53.43=2.14mm，取 m=2.511zd齿轮 1 分度圆直径：=2.5 25=62.5mm，11zmd齿轮的计算齿宽：=62.51d1db取齿轮 1 的齿宽：=65mm，1b齿轮 2 的齿宽：=60mm，2b齿轮 3 的齿宽：21=65，3b中心距：=m（）=2.5（102 25）=158.75mm，1a2121zz 21=158.75mm；2a5.2.6 校核齿面接触疲劳强度节点线速度 V=5.9999m（在预计 v 6 ms 范围内）使用情况=1.25(原动机柴油机，中等冲击，工作机为液压泵，均匀平AK稳)查表得：=1.976-1.236+3.181.21VK查表得，选 =A+B+Cb1211dbA=1.09，B=0.16，C=0.31KH =1.09+0.16+0.31=1.28,25 .6265查表得取=+0.207=1.22,(b/h=65/（2.54.5）=5.777)查表得，齿间载荷分配系数：KH=1.32, =11.45=1.88-3.2COS =1.88-3.2COS=1.722111ZZ1021251重合度系数：22=87. 0372. 1-434Yz=69. 072. 175. 025. 075. 025. 0载荷系数：KH=1.25 1.21 1.28=2.55，KF=1.251.211.221.45=2.68弹性系数：=189.8 ,节点区域系数：=，50. 220cos20tan2costan222接触最小安全系数：=1.05（查表，一般可靠度）应力循环次数：=60rnth=6011833.33830010=2.64 =2.644.1=0.644=2.64接触寿命系数查附表得：(允许有一定点蚀)9338. 01064. 2100706. 0991NZ(允许有一定点蚀)03. 110644. 010100706. 0990706. 0922HNNZ =0.93（允许有一定点蚀） =6661.7N05. 193. 008.747HlimHlim11SZN23H2=647.15N05. 103. 13 .628limlim2SZN=2111bdu1u2IHZHETKZZZ245 .62651 . 411 . 4109 . 855. 2287. 05 . 28 .189=615.6 N= 661.7N齿面接触疲劳强度安全。5.2.7 校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数=2.65，=2.2 应力修正系数=1.575，=1.8弯曲最小安全系数：=1.25弯曲寿命系数：=0.85,0.87尺寸系数：=0.8由附表得弯曲疲劳极限：Flim1=0.844HBS+377.9=0.44286+377.9=503.74 NFlim2=0.44HBS+331.7=0.44280+331.7=454.9N许用弯曲应力：F1=274.0356N25. 18 . 085. 074.503lim1Flim1FXNSYYF2=253.29 N25. 18 . 087. 09 .454limlim22SFYYFXNF1=69. 0575. 165. 225. 15 .6260109 . 868. 2224111YYYmbdTKSFIF=293.8N =274.0356 N24F2=79.89 NS,安全。(2) 从右侧，抗弯截面系数：W0.1=0.1抗扭截面系数：0.2=10974.4弯曲应力：/W=/5487.2=19.6N/，=0（按对称循环变化） 。扭转应力：=/=8.9/10974.4=8.11 N/=4.055N/(按脉动循环变化)。查6P330 附表 3，配合零件的综合影响系数33=19.3S=4.5S=1.5,故安全。5.4 轴的设计计算、校核5.4.1 计算齿轮受力轴传递的转矩为 0，齿轮的分度圆直径 d1=255mm 齿轮上的圆周力：Ft2=2d2=2255=1423.53N齿轮上的径向力为：Fr2= Ft2tan=1423.53tan20=518.5N；5.4.2 对轴进行结构设计(1)按扭转强度估算轴的直径选 45 钢经调质处理，=600 N，=355 N（4P27 表 2-7） ；查6p314，表 16.2，选用扭转剪应力=3040 N，系数 A=118106，选 A=112；dAmm=112=15.44mm(2)选取各段直径d1 与轴承配合，选用深沟球轴承 6306(4P66，主要尺寸为d=30mm，D=72mm，B=19mm，damin=37mm，Da=65mm，ra=1.1)取d1=30mm；d2 应大于 d1，此段与齿轮轮毂配合，且考虑到 d2 轴为外花键，参照4P11 表341-16，选标准尺 d2=38mm，d3=d1=30mm（轴两端选用相同的轴承）(3)选各段长度由 l1 =52.5，齿轮轮毂长为 60mm，在保证与齿轮一啮合的条件下，保证滑移距离，可确定轴的各段长度，见图 5-5。5.4.3 轴的受力简图把两滚动轴承简化成铰支，作用点在轴承中点处。把作用在齿轮上的力简化成集中力，受力简图见图 5-6b。5.4.4 轴水平面受力图及弯矩图轴水平受力图见图 5-6c，轴承 A,B 的支反力=2=21423.5352.5234=638.8N,AyRABBDFt/2= 2- =21423.53-638.8=2208.26N,ByR2tFAyRD 点弯矩为:DyMmmNBDRBy.65.1159335 .5226.2208水平弯矩图见图 5-6；355.4.5 按弯矩校核轴的强度由简图可看出，D 截面是危险截面。(1)D 截面校核图 5-6 轴受力分析图(2)D 截面的抗弯截面系数:342418.27223832746663232)(mmDdDdDbzdW公式见（6P332 附录表 7）2/59.4218.2722/65.115933/mmNWMcaca查6P315 表 16.3)/60045(/55221mmNmmNBb钢，安全。,1bca365.4.6 疲劳强度安全系数校核选 38 和 30 过度处的截面，它到 D 截面 35mm，定为截面。 (1)从右侧， 抗弯截面系数:W0.1=0.1弯矩:弯曲应力:/W=/2700=14.88N/，=0（按对称循环变化） 。由 D/d=38/30=1.27,取 r/d=0.04，r=0.0430=1.2mm查6P329 附表 1，有效应力集中系数=2，查6P331 附表 5，表面状态系数 =0.925， （）查6P331 附表 6，尺寸系数=0.88，取寿命系数查6P41,表 3.2 =0.44600=264 =1.7264=449等效系数=（2-=0.176，安全系数:=7.22查6P316，选S=1.5,SS,安全。 (2)从左侧，抗弯截面系数:37W =DdDdDbzd32)(24弯曲应力:/W=/2722.18=14.76N/，=0（按对称循环变化） 。查6P330 附表 3，配合零件的综合影响系数=S=1.5,故安全。5.5 轴的设计为方便设计加工，轴与轴的结构基本相同，去掉轴上的带轮连接部分，则设计出轴如图 5-7。图 5-7 轴机构简图5.6 轴承的校核计算由于分动箱中全部使用的是深沟球轴承 6306，可承受纯轴向载荷，故只用选择最危险的进行校核即可。经分析，选则轴上的滚动轴承校核。由4p66 查出 6306 轴承的基本额定静载荷基本额定动载荷由于 Fa=0,Fa/Fr=0,38查63-74 表 18.7,判断系数 e0.19, Fa/Fr1=024000h, 所以，满足要求。5.7 联轴器的设计计算、校核轴与泵体连接需要联轴器，考虑到轴的转速为 1833.33r/min，转速较高，应选择有弹性元件的挠性联轴器，从制造容易，装拆方便出发，选择弹性圈柱销联轴器。联轴器传递的功率为:=8.08kW联轴器 A 的计算转矩=KT其中 k-载荷系数，k=2.3（6p406 表 19.3）T-名义转矩 :T=9.55/n1=9.558.08/1833.33=4.21N.mmTc=KT=2.34.21=0.97N.mm5.7.1 选联轴器由=0.97N.mm，n1=1833.33r/mind=25mm,dl=25mm(CB-10 齿轮泵的轴径为 25mm)3p342，TL5 型表 4，它的公称转矩为 1.25N.mm，许用转速为393600r/min，轴孔范围 2535mm，均能满足要求。5.7.2 联轴器的参数如图 5-8 所示：D1=90mm，d=14mm，z=6，a=17mm，bs=38mm查6p418,柱销的许用弯曲应力=0.4=0.4360=144N/（选 45 钢作柱销，360 N/） 。查6p418，橡胶圈的许用压强P=2N/5.7.3 校核橡胶圈强度P=0.84P=2 N/,，满足要求。图 5-8 联轴器结构图5.7.4 校核柱销弯曲强度=31N/=144N/,满足要求。405.7.5 校核见联结的强度选用普通平键，轴径 d=25mm。联轴器与轴见用平键 8732（GB1096-2003 摘录）联轴器与泵间用键 8740（GB1096-2003 摘录）校核挤压强度:=,式中 T=4.21N.mm=0.5h=0.57=3.5mmd=25mm，=L-b=32-8=24mm（与轴）=L-b=40-8=32mm（与泵）=60N/mm（查6P126 表 7.1，联轴器用铸铁制造，轻微冲击）与轴:与泵 :可见，均能满足要求5.8 键的校核计算在分动器的设计中总共使用了四个键，均为普通平键。分别为1）轴与带轮连接的键：8732（GB1096-2003 摘录）2） 轴与齿轮 1 连接的键：12850（GB1096-2003 摘录）3）轴与联轴器连接的键：8732（GB1096-2003 摘录）4） 轴与齿轮 3 连接的键：8732（GB1096-2003 摘录）5.8.1 对大带轮上的键进行校核计算41校核挤压强度:=,式中 T=8.9N.mm=0.5h=0.57=3.5mm d=25mm，=L-b=32-8=24mm=100N/mm（查6P126 表 7.1，带轮用铸钢制造，轻微冲击）可见，均能满足要求5.8.2 对齿轮 1 上的键进行校核计算校核挤压强度: =,式中 T=4.43N.mm =0.5h=0.58=4mmd=38mm，=L-b=50-12=38mm=100N/mm（查6P126 表 7.1，轴用铸钢制造，轻微冲击） 可见，均能满足要求5.9 分动箱机体结构尺寸分动箱壳体的尺寸见表 5-1。表 5-2 分动箱机体结构尺寸名称符号尺寸 mm机座壁厚8机盖壁厚842名称符号尺寸 mm地脚螺钉直径选 M16轴承端盖螺钉直径选 M8地脚螺钉数目n4机盖与机座连接螺栓的直径选 M8连接螺栓的间距l150窥视孔盖的螺钉直径M6定位销直径d6至外机壁距离22至外机壁距离13至凸缘边缘距离24至凸缘边缘距离11大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离21043履带式拖拉机行走系由悬架和履带行走装置组成。悬架包括连接拖拉机机体（或车架）与支重轮总成的全部构建。履带行走装置（又名履带推进器）包括履带、驱动轮、支重轮、张紧轮及张紧缓冲装置、托轮等。6.1 行走系的总体设计6.1.1 行走系类型的选择 考虑到拖拉机工作速度、作业要求、地面种类（土壤）及不平程度以及简单可靠、维修方便等因素，选择整体台车行走系。 其每侧各支重轮轴线相对固定，间距较小，则在松软平坦地面接地压力均匀，附着性能较好，适合牵引、推土作业。同时结构坚固，台车架上安装作业机具方便。6.1.2 悬架形式选择 悬架用来联结机体和支重轮。拖拉机在机体上配置装载、吊装、挖掘、埋管等作业，因悬架上负荷沉重变化大，要求机体稳定坚固，且小型拖拉机因速度低，为使结构简单，故采用刚性悬架。6.1.3 整体台车行走系总布置整体台车行走系总布置简图见图 6-1。其张紧轮轴到驱动轮轴的水平距离通常等于拖拉机履带接地长度 L。1）驱动轮 为缩短履带驱动段的长度以减少行走系功率损耗与履带等零件的磨损，大多数拖拉机驱动轮后置。2）摆动轴 摆动轴和驱动轴线可以重合，亦可不重合。为减少驱动段长度变化，摆动轴常比驱动轮轴低些，应尽量减少3）悬架前联结点 该处到驱动轮轴水平距离 L+一般为 0.7L 左右，以44保证弹簧支承重量和非弹簧支承重量的适当分配。联接点在发动机前支点附近。4）履带 常用刚度和强度较好的整体式履带。履带节距 t1=19.5=19.5=118.2mm支重轮和履带后倾角 通常=（2.32.6）=271.86307.32mm。尽量减小可缩短履带驱动段长度并改善纵向稳定性。=100mm。通常为 24，既保证在松软地面的接地压力，又减小了滚动阻力和在硬路面的转向阻力。选择弹性悬架的，应注意防止后联接点弹簧变形时驱动轮碰到地面。除个别外，支重轮基本等距分布。为保证接地压力均匀，一般，支重轮直径=118.2147.75mm，选择 219mm； 每侧支重轮数，选6。履带张紧轮（引导轮、前惰轮、导向轮）和履带前倾角 为便于上方区段履带顺势下滑，履带销在张紧轮上端位置应比驱动轮节圆上端低 1060mm。下端的一般为 1060mm，相应的应不小于 1。在此范围内，选择尽可能大的张紧轮直径，取=250mm。而在较坚实土壤上工作，和可大些，选择=20，=15.托轮 小型拖拉机可不装托轮。 45图 6-1 整体台车行走系总布置简图6.2 履带行走装置6.2.1 履带金属履带应用最广，按结构选择整体式。整体式履带重量轻（一般占拖拉机重量的 1015%） ，制造拆装简单，成本低，高速行驶功率损耗小，但修理不便，合金钢用量大，销控间隙大，泥沙易进入，寿命短。其履带板常用2GMn13(高锰钢)制造，水中淬火成奥氏体组织，HB156229。使用中节销等处受挤压而硬化。因冷作硬化，孔一般不加工。整体式履带板也可用35Mn、35SiMn、350CrMn2 或 QT60-2 球磨铸铁（经等温淬火处理）制造。根据西部地区的土壤特点（旱田） ，选择窄履带。设计是要注意节销与履刺在一节履带上的位置。其中节销的位置和履带与驱动轮齿的啮合方式有关，见图 6-2。大多数采用推式，其节销布置在每节接地履带的前部，以减少节销与驱动轮轮齿的磨合，提高啮合效率。46图 6-2 节销与履带的啮合方式 a 推式 b 拉式通常履带销直径=（0.180.245）=21.329mm。履刺布置在每节履带后方，这样出土容易，入土是挤压土壤，减少打滑。履刺高度影响整车附着性能、行驶阻力和转向阻力。6.2.2 履带驱动轮驱动轮和履带的啮合方式主要有节销式和节齿式两种。此处选用节销式啮合，节齿式啮合多用于需要加强履带板刚度和强度的场合。6.2.3 驱动轮节距驱动轮相邻啮合齿在节圆上的弦长，通常称为驱动轮节距。驱动轮节距等于履带节距时，称为正常啮合。驱动轮节距大于或小于履带节距时，称为特殊啮合。一般选择正常啮合，这样能同时有几个齿将驱动轮扭矩传给履带。并且相应的采用推式啮合，以降低总摩擦功。476.2.4 驱动轮齿数驱动轮转一圈，参与啮合的工作齿数 Z 一般为 1015，选择 Z=10，驱动轮的实际齿数=2Z=20。6.2.5 齿形曲线根据齿面形状，驱动轮齿可以分为凹齿形、直线齿形、凸齿齿形。选择凹齿形设计，见图 6-3。节圆直径:=382.5mm；齿形：角 、 和齿顶分别是半径为、r 和的圆弧。圆弧之间为一直线。齿根圆弧半径:r=0.5=0.50.3+0.2mm=17.93mm图 6-3 凹齿形参数结构图dt为履带销套外径。为 0.3=35.46mm齿根圆弧偏心距 e=0.07（-2r）=5.8mm齿形曲线:48=55-=49=18-=12.4=0.8sin=21.4mm=0.8cos=18.6mm=1