N402—1300型農用拖拉機履帶底盤的設計【履帶式行走底盤】【說明書+CAD】,履帶式行走底盤,說明書+CAD,N402—1300型農用拖拉機履帶底盤的設計【履帶式行走底盤】【說明書+CAD】,n402,農用,拖拉機,履帶,底盤,設計,履帶式,行走,說明書,仿單,cad 畢業(yè)設計說明書書 論文題目 N402—1300型農用拖拉機履帶底盤的設計 學 院 工程技術學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化（信） 年 級  2005級 姓 名 王振峰 指導教師  鄭德聰、 薛晉霞 職 稱  教授 講師 （2009年6月） 山西農業(yè)大學教務處制 學士學位論文（設計）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所提交的學位論文，是本人在導師指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文研究做出過重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。 本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。 學位論文作者簽名（親筆）： 年 月 日 ----------------------------------------------------------------------------------------- 學士學位論文（設計）版權使用授權書 專業(yè)： 論文（設計）題目： 本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，本科生在校攻讀期間學位論文（設計）工作的知識產權單位屬山西農業(yè)大學，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱；本人授權山西農業(yè)大學可以將學位論文的全部或部分內容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存、匯編學位論文。 畢業(yè)后發(fā)表與本研究有關的文章，作者單位署名應為“山西農業(yè)大學”，可以在備注中注明本人現(xiàn)工作單位。本研究成果的知識產權歸屬山西農業(yè)大學，未經指導教師和山西農業(yè)大學同意。本人不私自從事與課題有關的任何開發(fā)和盈利性活動。 學位論文作者簽名（親筆）： 年 月 日 導師簽名（親筆）： 年 月 日 畢 業(yè) 論 文 評 價 表 指 導 教 師 意 見 簽 字： 年 月 日 評 閱 人 意 見 簽 字： 年 月 日 答 辯 委 員 會 意 見 主任委員簽字： 年 月 日 評 分 或 評 語 院長簽字： 年 月 日 N402-1300型農用拖拉機底盤的設計 摘 要 根據(jù)農田作業(yè)對拖拉機的要求，進行履帶式農用拖拉機底盤的設計。項目研究對提高農機設計水平和農業(yè)機械化技術水平具有重要意義。 應用農業(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。利用Auto CAD、Pro E等工程軟件完成了底盤的整體設計，達到了技術任務書的要求。主要研究結果如下： （1）對履帶底盤的總體結構進行了分析，得到了一些特殊的結構組成及其安裝方法，其中履帶寬353mm,履帶總長4300mm左右，軌距1300mm,輪距1600mm,履帶高468mm等； （2）設計了履帶車輛的基本性能計算，包括驅動力為24.45kw,牽引力為21kw,運動的平均速度在2～5km/h等； （3）對履帶張緊的設計及其相關計算，包括彈簧的有效圈數(shù)為7，節(jié)距12mm,間距7mm等； （4）較為簡單的計算了與其相關配套的液壓系統(tǒng)，包括液壓泵和液壓馬達的選型及其計算等。 從而，得到了整體的機架與其相關的配合的結構的框架，對以后的進一步分析提供了一定的資料。 關鍵詞 履帶 底盤 行走裝置 設計 畢業(yè)設計說明書中文摘要 The design of N402-1300-typeChassis agricultural tractors Abstract 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, such as high; 畢業(yè)設計說明書英文摘要 畢業(yè)設計說明書英文摘要 (2) the design of the tracked vehicle's basic performance computing, including the driving force for 24.45kw, traction for 21kw, the average speed of movement in the 2 ~ 5km / h, etc.; (3) the design of tension on the track and its related terms, including the effective coil springs for 7, pitch 12mm, pitch 7mm, etc.; (4) calculated a relatively simple and their related hydraulic systems, including hydraulic pumps and hydraulic motors, such as the selection and calculation. Thus, the overall frame to be associated with the structure of the framework for further analysis after a certain amount of information provided. Key words Crawler Chassis Walking device Design 目 錄 1 引言 1 1.1目的、意義 1 1.2 履帶式行走底盤設計的國內外發(fā)展狀況 2 1.2.1 國外的研究與發(fā)展 2 1.2.2 國內的研究與發(fā)展 4 1.3主要設計內容與關鍵技術 4 2 技術任務書(JR) 5 2.1 總體設計依據(jù) 5 2.1.1 設計要求 5 2.2 產品的用途 5 2.3 產品的主要技術指標與主要技術參數(shù) 5 2.3.1 主要技術指標 5 2.4 考慮到的若干方案的比較 6 2.5 設計的關鍵問題及其解決方法 7 3 設計計算說明書(SS) 7 3.1 結構方案分析與確定 7 3.1.1 履帶式與輪式底盤的比較 7 3.1.2 結構方案的確定 8 3.2 履帶式行走底盤總體的設計 8 3.2.1 結構組成及其工作原理 8 3.2.2 主要技術參數(shù) 9 3.3 履帶車輛性能計算 10 3.3.1牽引性能計算 10 3.3.2 轉向最大驅動力矩的分析與計算 13 3.3.3 傳動裝置的設計與計算 19 3.4 張緊裝置的設計與計算 23 3.4.1 張緊裝置結構及其工作原理 23 3.4.2 彈簧類別的設計與計算 23 3.5 液壓系統(tǒng)的設計 25 3.5.1 液壓系統(tǒng)及其動力計算 26 3.5.2 主要液壓元件選型 29 4 使用說明書(SM) 32 4.1 產品適用范圍及特點 33 4.2 型號說明 33 5 試驗研究大綱（SG） 33 6 總結 40 參 考 文 獻 42 致 謝 44 山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書 N402—1300型農用拖拉機履帶底盤的設計 1 引言 1.1目的、意義 履帶式拖拉機的結構特點和性能決定了它在農田機耕作業(yè)中具有明顯優(yōu)勢。 首先，履帶式拖拉機的接地比壓相對較低,從51.8kW到118.4 kW的各型拖拉機的接地比壓為30～50kPa,而同級別的輪式拖拉機接地比壓要大的多。以96.2 kW拖拉機為例: 東方紅1302 履帶機接地比壓(裝推土鏟)為47.7kPa;東方紅1304 輪式機的接地比壓約為104 kPa, 相當于履帶拖拉機的二倍多。(1)整地作業(yè)。無論是糧作區(qū)還是棉作區(qū)的播前整地和耙地作業(yè),農民普遍選擇使用履帶式拖拉機。原因是履帶式拖拉機的接地壓力小,不會對翻耕過的土壤造成多次反復的碾壓。而輪式拖拉機在整地和耙地作業(yè)時輪胎在翻耕過的土壤上反復碾壓造成對土壤的多次壓實,不利于播種后種子生長發(fā)育。還有輪式拖拉機犁地作業(yè)時,一只后輪始終行走在犁溝中,輪胎對已耕地的反復碾壓形成堅實的犁底層,不利于作物生長,影響產量。因此,據(jù)我們在南北疆的農戶調查中,農民在整地、耙地作業(yè)時都愿意使用履帶式拖拉機。在當?shù)芈膸酵侠瓩C完成的作業(yè)量可達到總作業(yè)量的60％～70％。(2)播種作業(yè)。北疆的一些地域輪式拖拉機播種作業(yè)時后輪碾壓的深溝造成種籽播種深度和覆土不一致,給播種質量帶來極不利的影響,而且給后續(xù)的澆水作業(yè)也帶來困難。因此,普遍選擇履帶式拖拉機播種。(3)幾乎所有近山區(qū)種植糧油作物的農戶毫無例外的選擇履帶式拖拉機。由于近山區(qū)的大部分耕地坡度較大,而輪式拖拉機在坡地作業(yè)時穩(wěn)定性差、不安全、作業(yè)質量也差。農戶普遍選擇履帶式拖拉機進行犁地、耕地、耙地作業(yè)。棉花及其他經濟作物種植區(qū)域的農戶耙地作業(yè)仍然普遍選擇履帶式拖拉機。主要原因仍然是輪式拖拉機碾壓土壤嚴重。 因此，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。 本設計主要以參考農業(yè)機械為主，并且相應的履帶為橡膠履帶結合現(xiàn)有的底盤進行的設計。適用與我國北方旱地，特別是平原地區(qū)。在坡度不大的山區(qū)也可使用。 1.2 履帶式行走底盤設計的國內外發(fā)展狀況 1.2.1 國外的研究與發(fā)展 1986 年W. C. Evans 和D. S. Gove 公布了在硬地面和已耕地上,1種橡膠履帶與1 種四輪驅動拖拉機牽引性能的實驗結果。在相同的底盤結構情況下，橡膠履帶牽引效率與動態(tài)牽引比高,在已耕地和硬地面上其最大牽引效率是85%～90%,四輪驅動拖拉機是70%～85%。1988年D.Culshaw試驗對比了摩擦驅動橡膠履帶車輛和子午線輪胎驅動拖拉機,橡膠履帶的拉力比輪式多25 %。同時對比了裝橡膠履帶的小型自卸車和類似重量的傳統(tǒng)拖拉機,試驗表明履帶自卸車是輪式拖拉機拉力的2倍并且在軟土上車轍小得多。在支撐良好的情況下,橡膠履帶與鋼履帶性能相似。 1990 年J . H. Esch ,L. L. Bashford ,K. Von Bar2gen ,R. E. Ekstrom 在Nebraska 大學1986年與1987年實驗結果基礎上,評價和對比了橡膠履帶拖拉機與四輪驅動拖拉機在4 種地面(未耕、已耙過、已犁過燕麥茬地和玉米茬地)的牽引性能(動力牽引比、牽引系數(shù)與打滑率的關系)。對比的橡膠履帶拖拉機質量為13 970 kg,履帶寬635 mm ,10 個前進擋。四輪驅動拖拉機質量與之近似,為13 010 kg ,12 個前進擋。兩者均為動力換擋,實驗時的最高限速均為10. 5 km/ h。1993 年日本學者T. Muro , R. Fukagawa , S.Kawahara 在質量為4t的橡膠履帶拖拉機上,為找到最合適的抓地爪形狀,以獲得最大的有效驅動力與破斷力,分析了各種斜坡柏油路面的牽引與破斷性能。結果表明橡膠抓地爪最合適的形狀是高5 cm的等邊梯形。斜角增加,有效的牽引與破斷效果降低。同時在驅動狀態(tài)斜角越大,法向(normal)接觸壓強趨向于朝著橡膠履帶后部增加,對破斷力的影響則相反。 1993 年M. J . Dwyer ,J . A. Okello ,A. J . Scarlett等介紹了西爾索伊研究所(Silsoe Research Institute)在橡膠履帶上所作的工作,建立預測橡膠履帶性能的兩種數(shù)學模型。一種假設履帶是無限剛性,一種假設是無限柔性。用兩種模型預測的性能和從一專用實驗車輛的試驗履帶裝置上得到的田間數(shù)據(jù)相比,實測數(shù)據(jù)在兩種模型預測值之間。試驗車數(shù)據(jù)顯示,接地長是影響牽引性能的最重要的因素,在接地長上的壓力分布也是重要的。但履帶的張緊在一定的范圍與所試驗的田間條件下是不重要的。圖7是橡膠履帶車輛和四輪驅動拖拉機的牽引效率,在不同滑轉率下的計算值與試驗結果對比,結果顯示橡膠履帶最高效率比輪式高10%～20%。1994 年加拿大Alberta 農業(yè)機械研究中心(Al2berta FarmMachinery Research Centre) Reed Turner 研究了在四輪驅動Case2IH 9250 拖拉機上裝4 個Gilbert和Riplo“GripTrac”橡膠履帶驅動裝置。 1996 年K. Watanabe 、M. Kitano 、K. Takano 、H.Kato 對橡膠履帶用于高速越野車輛進行了研究。橡膠履帶裝置的滾動阻力比輪胎大得多,文中描述了不同運行條件下,如初始張緊、履帶速度、橡膠履帶的溫度對滾動阻力的影響。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 橡膠履帶拖拉機,是在其4項結構研究成果基礎上誕生的:(1)橡膠履帶得益于無輪輞輪胎項目的研究。(2)獨特的行走系參考CAT SA 型提高速度的研究與L 系列高置驅動輪、平衡臺車項目的研究。(3)全動力換擋傳動系、現(xiàn)代駕駛室與操縱借鑒于鉸接四輪驅動拖拉機的研制項目。(4)液壓差速轉向機構來源于CAT 推土機的液壓差速轉向機構?？ㄌ乇死盏难芯孔C明橡膠履帶拖拉機在未耕土壤與已耕土壤上的牽引性能都比四輪驅動拖拉機有明顯的提高(見圖13) 。1997 年美國迪爾公司也發(fā)表了它對這一問題的研究,對比了橡膠履帶拖拉機與四輪驅動拖拉機在不同地面的牽引性能與對地面的壓強等。數(shù)據(jù)表明(見圖14) ,兩者的差距比圖13 顯示的要小一些。1998 年J . A. Okello 、M. Watany、D. A. Crolla 建立了預測橡膠履帶在農業(yè)軟地面上的牽引性能與支重輪下接地壓力的模型,此模型考慮到各支重輪對土壤連續(xù)作用的影響。實驗用土壤剪切與下沉實驗得到的土壤強度參數(shù),成功地模仿了單條橡膠履帶裝置在各支重輪連續(xù)作用下彈塑性土壤變形的效果。在一系列土壤條件下,理論計算與實驗結果比較吻合。 1999 年日本學者Shigeo Awazu、Yoshiaki Kimura 、Shunichi Shibasaki 、Kunihiko Uchida 發(fā)表了對5條履帶轉向車輛的研究。研究對象是用于雪地和泥濘地的車輛,用4 個獨立的橡膠履帶裝置代替四輪驅動的4 個輪胎,接地面積比輪胎增加15 倍。其在類似滑雪場的深雪地與壓實的雪地以及在泥濘地面上,操作自如。和雪地車與工程機械等普通履帶車輛不同,它在硬路面上能象汽車一樣轉向。為了提高附著能力與自潔能力,橡膠履帶的接地齒通常為與行駛方向垂直或傾斜的直線齒。1999年Desrial 和Nobutaka Ito 研究并確定了圓形接地齒橡膠履帶的原理。圓形接地齒與鉸接式轉向并用被證明能減少轉向阻力和提高牽引性能。論文討論了在鉸接式車輛上,考慮附著性能及下陷量,確定帶圓形接地齒的橡膠履帶參數(shù)的方法。 此外，履帶拖拉機國際上的競爭對手是卡特匹勒公司的橡膠履帶拖拉機系列產品。一拖公司的產品無論是技術水平、還是生產能力與其相比都不具備競爭能力，只有價格有吸引力，但從性能價格比分析，一拖產品還是處于劣勢。因此，公司的新一代大功率橡膠履帶拖拉機將盡快投放市場，借以鞏固傳統(tǒng)市場，發(fā)揮競爭優(yōu)勢。 1.2.2 國內的研究與發(fā)展 20多年來,國內部分院校、研究院所和企業(yè)對橡膠履帶車輛做了一定的研究,如:天津工程機械研究所對橡膠履帶兩棲車輛的研究,中國農業(yè)機械化研究院及南京農業(yè)機械化研究所對水稻收割機橡膠履帶的研究,吉林大學對差速轉向系統(tǒng)的研究,江蘇大學對橡膠履帶嚙合的研究,青島建筑工程學院對橡膠履帶接地齒接地壓力的試驗研究,中國一拖集團有限公司對橡膠履帶拖拉機的研究和杭州永固橡膠廠對橡膠履帶的研究等。下面主要介紹在橡膠履帶拖拉機方面的研究:中國一拖集團有限公司對橡膠履帶在拖拉機、推土機、自行電站上的應用進行了研究。重點是金屬履帶與橡膠履帶在動力與使用性能的比較。1994 年中國一拖集團有限公司在牽引力等級為3 t 級的履帶拖拉機上,對采用金屬履帶或橡膠履帶進行了比較試驗,試驗在硬黃土地面上進行。與此同時，相關的底盤也有了一定的發(fā)展。 此后,一拖公司還對采用橡膠履帶的拖拉機、推土機進行了使用試驗。主要是橡膠履帶的耐磨性試驗,橡膠履帶的脫軌試驗,橡膠履帶的壽命試驗,不同結構橡膠履帶的可靠性試驗,橡膠履帶的伸長試驗以及通常性的作業(yè)查定。 國內市場上的履帶拖拉機及變形產品，目前仍然是一拖的產品為主導。這類產品的銷售由于受國家宏觀經濟政策的影響，處于波動狀態(tài)。無論是作為工程機械變型、農田作業(yè)牽引或驅動動力，還是作為農業(yè)機械行走底盤，其功能并非輪式拖拉機可以完全替代的。但受國家政策和大功率輪式拖拉機發(fā)展的影響，長遠看會在市場競爭中處于被動局面。 總之，與履帶相對應的底盤作為相關機械的行走機構，其發(fā)展方向始終圍繞著安全可靠性、操作舒適性、環(huán)保節(jié)能等方面發(fā)展。在這方面國內外一直在不斷的努力改進中。目前，還沒有較大發(fā)展，但是采用電噴發(fā)動機、自動變速箱的自動換檔系統(tǒng)，采用多傳感技術實時顯示車輛的運行狀況，同時，汽車領域使用的ａｂｓ技術、自動巡航技術等也將移植到工程機械領域。 1.3主要設計內容與關鍵技術 （1）設計任務 a. 履帶底盤結構分析及其確定； b. 產品的用途估計； c．主要技術參數(shù)、性能參數(shù)的確定； d．履帶車輛相關性能的計算和確定； e. 張緊裝置的設計與計算； f. 液壓系統(tǒng)的設計與計算。 （2）關鍵技術 首先，本設計采用現(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，是整個底盤結構較好的適應山西多山的環(huán)境。 2 技術任務書(JR) 2.1 總體設計依據(jù) 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(jù)，現(xiàn)有工業(yè)的履帶機械（挖掘機）再結合農用的履帶（拖拉機）對整個裝置進行較完整的配合與加工等一系列的設計。 2.1.1 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(jù)實際作為標準結合計算的數(shù)據(jù)進行綜合考慮，爭取找到比較好的方案和結構。 2.2 產品的用途 本次設計的履帶底盤是對相應小型功率農用機械使用的。 2.3 產品的主要技術指標與主要技術參數(shù) 2.3.1 主要技術指標 表1 N402-1300型主要技術指標表 序 號 項 目 單 位 參 數(shù) 1 整機重量 kg 3000 2 型號 N402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 2.4 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。 2.5 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 設計計算說明書(SS) 3.1 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。 3.1.1 履帶式與輪式底盤的比較 金屬履帶拖拉機牽引力大, 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。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拖拉機, 價格和維修費用都太高, 1臺發(fā)動機約12 萬元、1 根曲軸3 萬余元、1 個變速箱總成需10余萬元。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。 3.1.2 結構方案的確定 依據(jù)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。 3.2 履帶式行走底盤總體的設計 根據(jù)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。 3.2.1 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，尤其是在大型、重型機械方面，見圖1 1-履帶；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 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。 3.2.2 主要技術參數(shù) 表2 N402-1300型主要技術參數(shù)表 序 號 項 目 單 位 參 數(shù) 1 整機重量 kg 3000 2 型號 N402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 3.3 履帶車輛性能計算 3.3.1牽引性能計算 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。這里主要是關于牽引性能的計算。 計算工況： 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。以下為表示的示意圖。 圖2 拖拉機受力示意圖 (1) 履帶式機械的驅動力 履帶機械= kgf （3—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(jù)(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 （3—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—3） 實際速度 =(1-) km/h （3—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 = （3—4） 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。） = （3—5） 式中: ——一般取0.75； ——取3000千克。 經計算后得結果=25.875KN (符合要求) 3.3.2 轉向最大驅動力矩的分析與計算 (1) 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（示意圖）。 圖3 履帶轉左向示意圖 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。 (2) 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： （3—6） 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。 圖4 履帶轉向受力圖 根據(jù)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： （3—7） 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 （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。 1)當轉向半徑如下圖所示，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： （3—9） 圖5 此時轉向示意圖 2)當轉向半徑，如下圖所示，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： （3—10） 圖6 此時轉向示意圖 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： （3—11） 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： （3—12） 小半徑區(qū)轉向行駛時主動輪上的力： （3—13） 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(jù)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。 3.3.3 傳動裝置的設計與計算 （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。根據(jù)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(jù)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(jù)計算的與實際的資料： 選型號為23048 的履帶。 同時，目前橡膠履帶損壞的一些具體表現(xiàn)，主要集中在3 個方面：整體斷裂、鐵齒脫落、鐵齒斷裂。由于橡膠履帶的使用還受到道路、作業(yè)環(huán)境和機手操作水平的影響，且橡膠履帶又是整體結構，一旦出現(xiàn)斷裂、脫齒等現(xiàn)象，往往就需要更換整條履帶（每條履帶的價格一般在2 0 0 0 元左右），這是一筆不小的開支。橡膠履帶機械行走機構主要由驅動輪、支重輪、張緊輪、前導軌、后導軌和橡膠履帶等組成。橡膠履帶不僅要承受整機的壓力，同時還要傳遞從變速箱驅動輪傳來的驅動力，承受履帶張緊后的拉力和大量的泥、草等造成的巨大阻力等。針對這一實際，一些公司也做了相當多的改進。（浙江省湖州聯(lián)合收割機廠經過多年的試驗和跟蹤調查，總結出了若干經驗，并對橡膠履帶進行了以下3 個方面改進：（1） 更新鋼絲簾線；（2） 鐵齒脫落 該現(xiàn)象一般表現(xiàn)為鐵齒與橡膠分離。改進時主要從增大粘合面積著手，在不增加鐵齒質量的前提下，改進鐵齒的截面形狀，從而增大與橡膠的粘合面積，與此同時還適當加大鐵齒表面的粗糙度（比如用工具在鐵齒表面某些部位人為地加工出干小淺槽），以增加鐵齒對橡膠的粘接力；（3） 鐵齒斷裂 斷裂部位一般是發(fā)生在驅動輪與鐵齒的結合處。由于在泥腳較深轉彎困難或通過較高的田埂時機子負荷較大，此時最容易造成鐵齒斷裂現(xiàn)象。對鐵齒結構進行加固改進，可大大增加鐵齒的強度，提高鐵齒的耐用度。） 至此可看到，橡膠履帶的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢。故此，這里選擇橡膠履帶230*48系列。 （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。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(jù)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(jù)相關數(shù)據(jù)得）： 分度圓直徑 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 。 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。 圖7 驅動輪圖 齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑 齒溝角 則根據(jù)相關數(shù)據(jù)得： 齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑 齒溝角 。 3.4 張緊裝置的設計與計算 張緊裝置主要是對導向輪部件的張緊。 3.4.1 張緊裝置結構及其工作原理 張緊裝置示意圖： 圖8張緊裝置示意圖 張緊彈簧由于裝置的反沖作用，使其在右方頂著導向輪使其在工作過程中，始終保持一定的張緊狀態(tài)，從而使履帶張緊導向輪導向。 3.4.2 彈簧類別的設計與計算 (1) 彈簧類別的選定 因張緊裝置的作用，是通過彈簧對導向輪的推動從而達到張緊的作用。因此，選用壓縮、拉伸彈簧即可。對于選材采用通用的材料（）即可。 運用公式求得隔振彈簧的剛度： （3—14） 式中：——隔振系統(tǒng)頻率比； ——振動質體總重量（kg）；取； ——振動頻率。 由 則代入公式 則通過計算知彈簧的剛度為。按工作的載荷進行計算時，許用應力應適當取低，取，彈簧的工作載荷約為400N. （2） 彈簧的計算 運用公式求得螺旋彈簧曲度系數(shù): （3—15） 式中：C——旋繞比（當材料直徑時，C一般?。? 試取旋繞比C=6，則 根據(jù)公式求得材料的直徑: （3—16） 式中: K——曲度系數(shù)；（） C——旋繞比；（） F——彈簧的工作載荷(N)；（） ——許用切應力（Pa）。（） 計算得彈簧絲直徑： 根據(jù)公式： （3—17） 式中：G——切變模量（Mp）；() D——彈簧中徑（mm）。() 計算得彈簧有效圈數(shù) 根據(jù)標準取 n=7 選擇冷卷壓縮彈簧YⅡ，兩端圈并緊并磨平，取 則總圈數(shù) 根據(jù)公式: （3—18） 式中：d——彈簧材料直徑(mm)。 計算得節(jié)距 ， 選擇 P=0.012m=12mm 間距 根據(jù)公式： 計算得自由高度 根據(jù)標準選取 壓縮彈簧高徑比 壓縮彈簧工作高度 壓縮彈簧壓并高度 螺旋角 彈簧材料的展開長度 經計算可知：b<5.3,滿足穩(wěn)定性的要求。 3.5 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，空載最大速度達到3m/s 左右，轉向速度在0.5～1.0m/s范圍內。 (2) 轉速比要適當、操作靈活方便、成本低。 3.5.1 液壓系統(tǒng)及其動力計算 (1) 液壓系統(tǒng)的選擇 以馬達為執(zhí)行元件，采用變量泵+變量馬達系統(tǒng)，其液壓系統(tǒng)如圖1 所示。2.2 工作過程分析停車時，油泵斜盤傾角為0°，不輸出壓力油；在伺服油缸彈簧力作用下，馬達斜盤傾角達到最大值。前進(增速)時，速度控制桿前推、換向閥H1 的P 與B 相通，補油泵輸出的壓力油經換向閥進入伺服油缸。在伺服油缸的作用下，油泵斜盤開始傾斜，變量泵P1 輸出壓力油。壓力油在a 點分流、經換向閥H4 和H5 到達馬達M1 和M2，兩個馬達的回油在b 點匯合后流回油泵的低壓腔。隨著油泵斜盤傾角的增加，行進速度增加。當速度控制桿停止向前移動時，由于反饋作用，換向閥H1 回到中位，泵斜盤停止移動，固定在某一傾角位置，馬達保持在某一固定轉速。此階段為變量泵+定量馬達階段。當變量泵P1傾角達到最大值時，泵的輸出流量最大。此時，如果繼續(xù)向前推移速度控制桿，則其對油泵換向閥的控制轉移到對馬達換向閥H2 和H3 的控制。在馬達伺服油缸的作用下，馬達的傾角開始減小，馬達排量減小、轉速增高、行進速度增大。此階段為定量泵+變量馬達階段。向前運動時，減速過程和上述相反。先是定量泵+變量馬達階段，后為變量泵+定量泵階段。后退時，只需把速度控制桿從中位向后拉動，換向閥H1 的P 與A 相通，使變量泵P1 反向供油即可。 圖9 液壓系統(tǒng)示意圖 (2) 主要參數(shù)的確定 液壓馬達載荷力矩和工作載荷力矩：采用后輪驅動方式，取被驅動輪阻力矩為工作載荷力矩。 a．工作載荷力矩的確定 起動階段的工作載荷力矩為 （3—19） 式中：——滑動摩擦系數(shù)；（=0.5） W——機具質量??；(W =14700N)， R——驅動輪節(jié)圓半徑.(r =0.174m) 則經計算：=1277.8N.m b. 正常行駛階段的工作載荷力矩為 =×W ×r （3—20） 式中：——滾動阻力系數(shù)，取=0.11。 則經計算：=281.1N.m c. 轉向階段的工作載荷力矩由粘性轉向阻力矩確定: （3—21） 式中：——為轉向阻力系數(shù)；（m =0.67） ——履帶接地長度。（=1.6m） 則=7879.2N.m 軸頸摩擦力矩f M 和慣性力矩Mi 很難實測，按工作負載的1%計算。 （3） 載荷力矩 a. 液壓馬達載荷轉矩：考慮馬達機械效率(取0.99)和轉速比i時，液壓馬達載轉矩 （3—22） 起動階段液壓馬達載荷力矩；包含工作負載力矩；軸頸摩擦力矩和慣性力矩。 =1.02 =1303.356N.m b. 起動階段液壓馬達載荷轉矩： =1316.52N.m c. 正常行駛階段馬達載荷力矩：包含工作負載、軸頸摩擦力矩。 = 1.01N.m =283.91N.m d. 正常行駛階段液壓馬達載荷轉矩： =286.8N.m e. 減速制動階段馬達載荷力矩：包含工作負載、軸頸摩擦力矩和慣性力矩。= =281 N.m f. 減速制動階段馬達載荷轉矩為 =283.94N.m g. 轉向階段馬達載荷力矩：包含粘性轉向阻力矩、軸頸摩擦力矩和慣性力矩。 =1.02=8050.4N.m h. 轉向過程馬達載荷轉矩：假設左、右履帶土壤水平推力均等于牽引力，轉向受力如圖2所示。對O 點取矩求得牽引力F 為 （3—23） 式中：——為滾動摩擦力。 即N.m i. 轉向階段驅動力矩為 =N.m 3.5.2 主要液壓元件選型 (1) 選擇系統(tǒng)持續(xù)工作壓力p 為24MPa，最高壓力p 為33MPa。液壓馬達的排量q 和最低轉速n 以及流量Q 分別為 （3—24） （3—25） （3—26） 根據(jù)載荷轉矩和系統(tǒng)工作壓力，確定液壓馬達的排量；根據(jù)設計要求確定液壓馬達的轉速；根據(jù)轉速和排量確定液壓馬達所需流量，其計算結果見表1 所示。根據(jù)以上計算，選擇Sundstrand 公司seriers40 產品M25MV 馬達為本系統(tǒng)的執(zhí)行元件，其理論排量為25，額定壓力33MPa，最高轉速為5000r/min。 選擇液壓泵出口到液壓馬達入口之間總的管路損失為0.5，液壓泵的最大工作壓力為系統(tǒng)泄漏系數(shù)取1.2、液壓馬達的最大總流量為2×13013 (/min)時液壓泵的流量為 選擇Sundstrand 公司seriers40M25PV 變量泵， 具體參數(shù)如下：排量24.6、最高壓力為34MPa、轉速變化范圍為500～4000r/min。 補油泵的流量 補油泵選CB-B10，其流量為10L/min；壓力=2.5MPa；轉速為1450r/min；容積效率0.85； 驅動功率為0.51kW。 源動機驅動功率W 為 W =25kW 根據(jù)以上計算，選擇閥類元件如表2 ： 表4 選擇閥類元件表 名稱 工作壓力 額定流量 型號 最大壓力損失 連接方式 數(shù)目 節(jié)流閥 14 25 LF-B1OB 流量為48時取(0.6-0.15) 板式 3 溢流閥 14-35 0-50 YF-B1OC 流量為48時取(0.6-0.15) 板式 3 換向閥 6.3 40 34D-25Y 流量為48時取(0.6-0.15) 板式 2 單向閥 6.3 25 I-25B 流量為48時取(0.6-0.15) 板式 2 (2) 選擇液壓輔助元件 a. 管道的選擇。取吸油管流速為1m/s、有壓管的流速為3m/s。根據(jù)計算選擇吸油管和有壓管， 其結果見表3 所示。 表5 管道的選擇 管材 公稱直徑（mm） 外徑（mm） 內徑（mm） 壁厚（mm） 管長（mm） 主泵吸油管 低壓流體輸送用焊接鋼管 50 42.3 35.8 3.25 2000 補油泵吸油管 低壓流體輸送用焊接鋼管 25 21.3 15.8 2.75 2000 馬達油壓管 20號冷拔無縫鋼管 13.0 9.8 1.60 6000 主泵油壓管 20號冷拔無縫鋼管 22.0 16.4 2.80 3000 b. 油箱容量的確定。油箱的容量可選為 （24） c. 吸油管路濾油器的選擇。主泵吸油管采用WU-250×180，補油泵吸油管采用WU-63×180。 4 使用說明書(SM) 產品型號和名稱： 4.1 產品適用范圍及特點 該產品配套的N402型履帶底盤的拖拉機目前還不是太多，但其在一些地區(qū)，如山區(qū)，丘陵等有著較好的普及潛力。同時，它可以提高相關作業(yè)的效率，有效的提高農民的經濟現(xiàn)收入。 4.2 型號說明 N402-1300型農用拖拉機底盤 該產品的型號為N402—1300型農用履帶式底盤，配套動力40馬力左右，軌距1300mm,工作速度大約為2—5km/h，履帶相對機架來說較易損壞。機架整體是焊接而成。機構較普遍。 5 試驗研究大綱（SG） （1）范圍 GB /丁 3 871的本部分規(guī)定了測定農業(yè)輪式拖拉機、履帶式或半履帶式拖拉機牽引功率的試驗規(guī)程。 本部分適用于農業(yè)輪式和履帶拖拉機。 （2）規(guī)范性引用文件 下 列文件中的條款通過GB/T 3871本部分的引用而成為本部分的條款口凡是注日期的引用文件，其隨后所有的修改單(不包括勘誤的內容)或修訂版均不適用于本部分，然而，鼓勵根據(jù)本部分達成協(xié)議的各方研究是否叮使用這些文件的最新版本。 GB/T 3 871.3 -2006 農業(yè)拖拉機試驗規(guī)程 第3部分:動力輸出軸功率試驗(ISO 789-1；1990, MOD) JB/T 7282 拖拉機用油品種、規(guī)格的選用 （3）術語和定義 下列術語和定義適用于GB/T 3871的本部分。 軸距 wheelbas： 分別通過拖拉機同側前、后車輪接地中心點并垂直于縱向中心面和支承面的兩平面間的距離。 拖拉機質量 tractor mass： 拖拉機基本質(無負載拖拉機)basict ractorm ass(onladent ractor):拖拉機按規(guī)定加注各種油、冷卻液，在工作狀態(tài)下的拖拉機質量。不包括選裝的前、后配重、輪胎配重、拖拉機駕駛員、懸掛的農具、掛結的設備或任何專用部件的質量. 帶配重拖拉機質量(帶負載拖拉機) ballastedt ractorm ass(laden tractor): 按 5.7的要求進行6規(guī)定的性能試驗的帶配重的拖拉機質量. 發(fā)動機標定轉速 ratede ngines peed: 拖拉機制造廠規(guī)定的發(fā)動機持續(xù)滿負荷運轉時的轉速。 牽引功率 drawbarp ower: 在牽引桿上測得并至少維持205或可持續(xù)行駛20m距離的時間(取兩者中時間較長者)的功率。 最大牽引力 maximum drawbar pull： 由制造廠推薦的牽引掛結點上，拖拉機在其縱軸方向上所能保持的最大水平牽引力。 比油耗 specificf uelc onsumption： 單位功所消耗的燃油量。 動力半徑指數(shù) dynamicr adiusin dex： 拖拉機無牽引負載，以大約3.5 k m/h的速度行駛時，與驅動輪轉一圈所駛過的距離對應的有效半徑(即該距離除以2r)。 （4）測量單位和允許誤差 本部分使用下列測量單位和允許誤差 （5）通用要求 技術要求： 被試驗拖拉機應與試驗報告(見附錄A)中的技術規(guī)格一致，并應按制造廠推薦的操作方法試驗。 預熱和初調： 拖拉機試驗前應進行預熱。對于可調節(jié)油氣混合比的火花點燃式發(fā)動機，試驗時發(fā)動機化油器的油氣混合比應調整到正常使用條件下與動力輸出軸試驗時(見GB/T 3871.3 -2006)相同的調整位置發(fā)動機應在標定轉速、油門全開的狀態(tài)下進行預熱。 當用同一臺拖拉機進行牽引試驗和動力輸出軸試驗(見GB/T 3871.3 -2006)時，供燃油裝置的位置應保持不變 試驗用燃油和潤滑油： 試驗時，發(fā)動機所用燃油應符合JB/T 7282的視定試 驗 用 潤滑油應符合制造廠或JB/T 7282規(guī)定的潤滑油的類型和豁度級別。如果使用其他種的潤滑油應明確給出它們用在何處的詳細信息(如使用在發(fā)動機、傳動系等)。 如果潤滑油符合其他國家標準或國際標準，應給出具體的參考標準。 輔助裝置： 對于全部試驗，如果駕駛員在常規(guī)操作中.按照使用說明書、不使用工具(除特殊試驗的規(guī)定外)就能脫開的輔助裝置(如液壓提升泵或空氣壓縮機)應置于脫開位置。否則，應使之在最小負荷下運轉 如果拖拉機裝有產生易變寄生功率損失的裝置，如變速冷卻風扇、間歇性液壓或電子裝置等，則該裝置試驗時不應置于脫開狀態(tài)或改變其狀態(tài)。如果使用說明書中允許駕駛員脫開該裝置，試驗時將該裝置處于脫開狀態(tài)，但應記人試驗報告中。 試驗期間，這些裝置引起的牽引功率變化超過士5%時，應在試驗報告中記錄功率偏離平均值的百分數(shù)。 試驗條件： 扭矩或功率等測值無需進行環(huán)境狀態(tài)或其他因素方面的任何修正。大氣壓力應不低于96.6 kPa.如受海拔條件限制不能達到要求的大氣壓，允許調整化油器或燃油泵，詳情應記人試驗報告中。 在每種工況開始測量前，拖拉機都應達到穩(wěn)定的運轉狀態(tài)。 燃油消耗： 調整燃油測量裝置，使在化油器或噴油泵處的油壓相當于拖拉機油箱一半燃油時所具有的油壓。燃油溫度應相當于拖拉機滿負荷運轉2h后抽箱出口的燃油溫度，試驗過程中應盡量限制油溫的變化。測量燃油消耗率時，拖拉機應直線持續(xù)行駛至少20 m的距離或維持20 s的距離(取兩者中時間較長者)。 用容積法測量燃油耗時，應按某一燃油溫度的比重計算單位功的油耗質量。通常按15℃時的燃油比重計算容積值。 用質量法測量燃油耗時，用15℃時的燃油比重計算容積值 配童和輪胎氣壓： 市場上購得的拖拉機配重需經制造廠確認用于農業(yè)用途。對輪式拖拉機，也可以在輪胎內加液體配重。 每個輪胎承受的靜載荷(包括輪胎內的液體配重和代替駕駛員的75k g的重物)和輪胎氣壓均應在輪胎制造廠規(guī)定的限值內。測量氣壓時輪胎氣門嘴應位于最低位置(輪胎內加液體配重的除外)。 （6）試驗規(guī)程 一般要求： 拖拉機牽引性能應在下列路面之一的路面上進行: a) 對輪式或橡膠履帶拖拉機，清潔、水平、干燥，接縫應盡可能少的棍凝土路面或柏油碎石路面; b) 對于鋼履帶拖拉機:平坦、干燥、水平的茬地或草地，或具有相同附著性能的水平路面; c) 移動路面(轉鼓或轉鼓試驗臺)上的試驗結果應和上述路面上得到的結果具有可比性。 試驗報告中應記錄試驗路面的類型。如果使用轉鼓，則應記錄轉鼓直徑。 拖拉機的前進速度超過試驗設備的安全極限的擋次不進行試驗。 牽引力應沿水平方向。牽引桿的高度相對于拖拉機應保持不變并應使拖拉機在整個試驗期間不失去控制。對于輪式拖拉機，使用公式(5—1)計算牽引力的高度: (5—1) 式中： — 前輪作用于地面的靜載荷，單位為牛頓(N)； — 軸 距 ，單位為毫米(mm)； — 牽 引力，單位為牛頓(N)； —牽引力距離地面的靜態(tài)高度，單位為毫米(mm)。 牽引試驗開始時，在輪胎和履帶