本科毕业设计-n402—1300型农用拖拉机履带底盘的设计王振峰设计方案说明书(履带式行走底盘).doc

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。以96.2 kW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。
1.2 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
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

表1 N402-1300型主要技术指标表
序 号
项 目
单 位
参 数
1
整机重量
kg
3000
2
型号
N402农用机械地盘

3
行走速度
km/h
2-5
4
爬坡能力

<左右
5
接地比压
kpa
0.3148
6
驱动轮动力半径
mm
约228
7
发动机的功率
马力
40左右
8
履带高度
mm
468
9
底盘轴距
mm
1500
10
底盘轨距
mm
1300
11
履带板宽
mm
353
12
底盘高度
mm
638
2.4 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。
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、1 根曲轴3 万余元、1 个变速箱总成需10余万元。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5500~8500kg, 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1

1-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

表2 N402-1300型主要技术参数表
序 号
项 目
单 位
参 数
1
整机重量
kg
3000
2
型号
N402农用机械地盘

3
行走速度
km/h
2-5
4
爬坡能力

<左右
5
接地比压
kpa
0.3148
6
驱动轮动力半径
mm
约228
7
发动机的功率
马力
40左右
8
履带高度
mm
468
9
底盘轴距
mm
1500
10
底盘轨距
mm
1300
11
履带板宽
mm
353
12
底盘高度
mm
638

3.3 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。

图2 拖拉机受力示意图
(1) 履带式机械的驱动力
履带机械= kgf （3—1）
式中: ——发动机转矩 kgf；
——各档总传动比；
——各档总传动效率；
——驱动轮动力半径 m；
——履带驱动段半径效率，计算时一般去取=0.95。
( =2b; =1.5; =（1.1-1.2）。
式中：——最大使用重量；
——履带接地长度；
b——履带板宽度；
——一般为0.35～0.5 kgf/；
——额定牵引力；
——牵引力。
根据(2)中的活动阻力，经计算即可得)
经计算后得结果=24.45KN.
(2) 履带式机械的活动阻力
=f kgf （3—2）
式中: ——使用重量 (kgf)；
f ——履带式一般取0.1。
经计算后得结果=3.45KN
(3) 行驶速度

理论速度 =0.377 km/h （3—3）
实际速度 =(1-) km/h （3—4）
式中：——发动机转速；
——驱动轮动力半径；
——驱动轮轮滑转率（履带式一般取0.07）。
经计算后得结果=（2.5~5）km/h
（4）履带式机械的牵引效率
= 3—4）
式中: ——各档的总传动效率；
——滚动效率；
——滑转效率；
——履带驱动带效率（一般取0.95）。
经计算后得结果=0.65
(5) 履带机械的附着力（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。）

= （3—5）
式中: ——一般取0.75；
——取3000千克。
经计算后得结果=25.875KN (符合要求)
3.3.2 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）。

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：
（3—6）
式中: 车身总质量（kg）；
履带接地长度(m)。
经过计算：.
形成转向阻力矩 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，移动距离为。

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：
（3—7）
式中: 转向阻力系数。
（经查表计算：
式中: 车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； B—履带轨距。）
将式（3—6）代入上式积分得并简化得：（3—8）
即：N.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)把转向半径分别考虑。
1)当转向半径如下图所示，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：
（3—9）

图5 此时转向示意图
2)当转向半径，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：
（3—10）

图6 此时转向示意图

式中: 分别为内侧前进阻力和驱动力；
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
为：
（3—11）
式中: — 履带滚动阻力系数
（ 即）
转向时的最大驱动力矩为：

式中：r—驱动轮节圆直径。
3）大半径区转向行驶时主动轮上的力：
（3—12）
小半径区转向行驶时主动轮上的力：

（3—13）
式中：—转向比，。
转向时的最大驱动力矩为：

经过以上介绍及公式计算得： =506.25N.m；
分别计算转向半径的情况：
得到：.

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： 所得结果相同。
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.
令表示为接地长度，单位m，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：

即
即
履带节距和驱动轮齿数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：其中的单位为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。）

则
根据计算的与实际的资料：
选型号为23048 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，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
齿顶圆直径
齿根圆直径

分度圆弦高

最大齿根距离
齿侧凸缘 。
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。

图7 驱动轮图
齿面圆弧半径
齿沟圆弧半径
齿沟角
则根据相关数据得：
齿面圆弧半径

齿沟圆弧半径

齿沟角
。

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（）即可。
运用公式求得隔振弹簧的刚度：
（3—14）
式中：——隔振系统频率比；
——振动质体总重量（kg）；取；
——振动频率。
由
则代入公式
则通过计算知弹簧的刚度为。按工作的载荷进行计算时，许用应力应适当取低，取，弹簧的工作载荷约为400N.
（2） 弹簧的计算
运用公式求得螺旋弹簧曲度系数:
（3—15）
式中：C——旋绕比（当材料直径时，C一般取）
试取旋绕比C=6，则

根据公式求得材料的直径:
（3—16）
式中: K——曲度系数；（）
C——旋绕比；（）
F——弹簧的工作载荷(N)；（）
——许用切应力（Pa）。（）
计算得弹簧丝直径：

根据公式：
（3—17）
式中：G——切变模量（Mp）；()
D——弹簧中径（mm）。()
计算得弹簧有效圈数
根据标准取 n=7
选择冷卷压缩弹簧YⅡ，两端圈并紧并磨平，取
则总圈数
根据公式:
（3—18）
式中：d——弹簧材料直径(mm)。
计算得节距 ，
选择 P=0.012m=12mm
间距
根据公式：

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
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：
(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。

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：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为
（3—19）
式中：——滑动摩擦系数；（=0.5）
W——机具质量取；(W =14700N)，
R——驱动轮节圆半径.(r =0.174m)
则经计算：=1277